JP4025528B2

JP4025528B2 - Tractor travel control device with rotary tiller

Info

Publication number: JP4025528B2
Application number: JP2001326136A
Authority: JP
Inventors: 文雄石橋; 晃史黒田
Original assignee: Yanmar Agricultural Equipment Co Ltd; Yanmar Co Ltd
Current assignee: Yanmar Co Ltd
Priority date: 2001-10-24
Filing date: 2001-10-24
Publication date: 2007-12-19
Anticipated expiration: 2021-10-24
Also published as: JP2003129879A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、ロータリー耕耘作業機を備えるトラクタの耕耘速度制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、電子制御式ガバナと電子制御の油圧式無段変速機（以下「ＨＳＴ（ＨｙｄｒｏＳｔａｔｉｃＴｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ）」とする）を搭載したトラクタは、周知となっている。そして、ＨＳＴに遊星機構を組み合わせたＨＭＴ（ＨｙｄｒｏＭｅｃｈａｎｉｃａｌＴｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ）を有するトラクタも知られている。そして、油圧式無段変速機に備える油圧ポンプの可動斜板の角度を、制御装置により電子制御することにより、作業機（ロータリー耕耘作業機等）駆動のためのＰＴＯ軸の回転を加味しながらの、耕耘速度制御が行われている。また、エンジンには、電子制御式ガバナを備える構成とし、該電子制御式ガバナにより、エンジン負荷、及びエンジン出力トルクの算出が行われている。また、エンジンの回転数は、クランク軸の回転等から回転数検出器により検出されている。
【０００３】
ところで、該トラクタがロータリー耕耘作業を行う圃場の状態は、硬さ・粘度等が均一でないため、機体の進行に伴い、ロータリー耕耘作業機は、入念に耕す必要がある硬い状態の場所と、比較的容易に耕すことができる場所を通過することになる。このことから、作業者は、圃場の状態によっては、耕耘速度を減速して、同一箇所を入念に耕すことで対応していた。また、枕地等で旋回動作を行う際には、ロータリー耕耘作業機の回転数の減少による安全性の考慮と、ＰＴＯ軸とロータリー耕耘作業機との連結体（ユニバーサルジョイント）の破損防止の考慮の二点から、旋回動作に入る際には、エンジン回転数を減少させることで対応するようになっている。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、圃場の状態を確認しながら耕耘速度変更操作を行うことは、作業者にとって負担となるとともに、作業者がステアリング操作に専念できないといった問題があった。また、旋回動作時において考慮すべき二点については、エンジン回転数を減少させることで対応させているので、旋回動作時では、耕耘速度を増速させることができず、旋回動作に時間がかかってしまうという問題があった。
【０００５】
上記課題に加えて、トラクタに搭載されるエンジンの燃費効率は、エンジン回転数とトルクにより決定されることから、該燃費効率を最適とするエンジン回転数及びトルクに制御されることが望ましいとされている。しかし、ロータリー耕耘作業機を具備するトラクタでの耕耘作業においては、一定速度で機体を進行させ（耕耘速度一定）、所定時間内に作業を終えたいという場合もある。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
本発明の解決しようとする課題は以上のごとくであり、次に該課題を解決する為の手段を説明する。
請求項１においては、電子制御式ガバナの燃料噴射ポンプを具備したエンジンと、該エンジンの回転数検出器と、電子制御油圧式無段変速機と、該電子制御油圧式無段変速機の後部に組合せた遊星歯車機構を備え、トラクタの中速域〜高速域では、電子制御油圧式無段変速機と遊星歯車機構を組合せて変速する「ＨＭＴ駆動モード」で変速し、低速域では電子制御油圧式無段変速機のみによる「ＨＳＴ駆動モード」で変速し、変速域に応じて二つの駆動モードを自動切換し、該電子制御油圧式無段変速機の油圧ポンプの可動斜板の角度を、制御装置により電子制御することにより、ロータリー耕耘作業機を駆動するＰＴＯ軸の回転を加味しながら耕耘速度制御も行なう、ロータリー耕耘作業機を備えたトラクタの走行制御装置において、電子制御式ガバナによりエンジンのトルクを算出し、エンジン回転数検出器によりエンジン回転数を検出し、制御装置により前記両検出結果と最適燃費ラインとの差異を演算し、両者に差異がある場合は、制御装置が、該差異を無くすように電子制御式ガバナを制御、若しくは、電子制御油圧式無段変速機の制御、あるいは電子制御式ガバナの制御および電子制御油圧式無段変速機の制御を行うものである。
【０００７】
請求項２においては、電子制御式ガバナの燃料噴射ポンプを具備したエンジンと、該エンジンの回転数検出器と、電子制御油圧式無段変速機と、該電子制御油圧式無段変速機の後部に組合せた遊星歯車機構を備え、トラクタの中速域〜高速域では、電子制御油圧式無段変速機と遊星歯車機構を組合せて変速する「ＨＭＴ駆動モード」で変速し、低速域では電子制御油圧式無段変速機のみによる「ＨＳＴ駆動モード」で変速し、変速域に応じて二つの駆動モードを自動切換し、該電子制御油圧式無段変速機の油圧ポンプの可動斜板の角度を、制御装置により電子制御することにより、ロータリー耕耘作業機を駆動するＰＴＯ軸の回転を加味しながら耕耘速度制御も行なう、ロータリー耕耘作業機を備えたトラクタの走行制御装置において、電子制御式ガバナによりエンジン負荷を算出し、エンジン回転数検出器によりエンジン回転数を検出し、制御装置により、エンジン負荷と、前記エンジン回転数である場合の最大トルクとの差異を演算し、エンジン負荷が所定トルクよりも高い場合は、制御装置が電子制御油圧式無段変速機を減速制御し、エンジン負荷が所定トルクよりも低い場合は、制御装置が電子制御油圧式無段変速機を増速制御するものである。
【０００８】
請求項３においては、電子制御式ガバナの燃料噴射ポンプを具備したエンジンと、該エンジンの回転数検出器と、電子制御油圧式無段変速機と、該電子制御油圧式無段変速機の後部に組合せた遊星歯車機構を備え、トラクタの中速域〜高速域では、電子制御油圧式無段変速機と遊星歯車機構を組合せて変速する「ＨＭＴ駆動モード」で変速し、低速域では電子制御油圧式無段変速機のみによる「ＨＳＴ駆動モード」で変速し、変速域に応じて二つの駆動モードを自動切換し、該電子制御油圧式無段変速機の油圧ポンプの可動斜板の角度を、制御装置により電子制御することにより、ロータリー耕耘作業機を駆動するＰＴＯ軸の回転を加味しながら耕耘速度制御も行なう、ロータリー耕耘作業機を備えたトラクタの走行制御装置において、ロータリー耕耘作業機の引上げ動作命令がされると、制御装置が、エンジン回転数を減少させるとともに、エンジン回転数の減少に伴う車両速度の減少を補うように電子制御油圧式無段変速機の変速比を増加させ、旋回動作が終了し、再び耕耘作業に入るべくロータリー耕耘作業機の下げ動作命令がされると、エンジン回転数を設定回転数まで復帰させるとともに、エンジン回転数の増加に伴う車両速度の増加を制限するように、電子制御油圧式無段変速機の変速比を減少させるものである。
【０００９】
【発明の実施の形態】
次に本発明の実施の形態を説明する。図１は本発明が適用されるＨＭＴ式トランスミッションのスケルトン図、図２はＨＳＴの側面断面展開図、図３はミッション前部の側面断面展開図である。
【００１０】
図１〜図３を参照して、ＨＭＴ式トランスミッションの構成について説明する。このトランスミッションは作業車両、本実施例では農用トラクタに適用されており、ＨＳＴ（電子制御油圧式無段変速装置）２１、及び、遊星歯車機構１０を含むミッション３０を備えて構成されている。
【００１１】
〔走行駆動系〕
まず、走行駆動系を説明する。図１及び図２に示すようにＨＳＴ２１は油圧ポンプ２２及び油圧モータ２３を備えており、両者２１・２２は平板状のセンタセクション３２に付設されて、ＨＳＴハウジング３１内に収容されている。前記センタセクション３２はミッションケース３３に固設されている。
【００１２】
ＨＳＴ２１の油圧ポンプ２２の回転軸心をポンプ出力軸２５が貫通しており、該ポンプ出力軸２５は駆動源であるエンジン２０からの動力を該油圧ポンプ２２に伝達するとともに、遊星歯車機構１０に伝達させ、さらには後述するＰＴＯ駆動系を介して、ＰＴＯ軸５３へも動力を伝達させている。該ポンプ出力軸２５には油圧ポンプ２２のシリンダブロック２２ｂが係合されて相対回転不能とされ、ポンプ出力軸２５とともにシリンダブロック２２ｂが駆動される構成になっている。該シリンダブロック２２ｂには複数のプランジャ２２ｃが摺動自在に配設され、該プランジャ２２ｃの頭部には可動斜板２２ａが当接している。該可動斜板２２ａは傾動自在に枢支され、その傾斜角を調節することにより油圧ポンプ２２の容積を変更することができる。
【００１３】
油圧ポンプ２２により吐出された作動油は、センタセクション３２に設けられた油路を介して油圧モータ２３に送油される。そして、同様にシリンダブロック、プランジャ等より構成される固定容積型の油圧モータ２３を駆動させることによって、該油圧モータ２３のモータ出力軸２６の回転速度及び方向を制御する構成になっている。なお、本実施例のＨＳＴ２１では油圧ポンプのみを可変容積型とし、油圧モータは固定容積型としているが、その構成のＨＳＴに限るものでもない。例えば、油圧ポンプと油圧モータの双方を可変容積型とする構成でも、本発明を適用することができる。
【００１４】
ミッション３０の構成について、図１乃至図４を参照して説明する。ミッション３０はミッションケース３３により被装されており、該ミッションケース３３にはポンプ出力軸２５、モータ出力軸２６、出力軸２７、副変速軸２８、ＰＴＯ軸５３等が水平で前後方向に配設され、それぞれ回動自在に支持されている。また、ミッションケース３３内には遊星歯車機構１０が設けられている。遊星歯車機構１０は前記ＨＳＴ２１の後方に配設され、後述するサンギア１、プラネタリギア２、リングギア３、キャリア５等より構成されている。
【００１５】
一方、ＨＳＴ２１のモータ出力軸２６にはギア１２とリングギア３のボス部３ａが遊嵌されており、該リングギア３のボス部３ａと該モータ出力軸２６との間には第一の油圧パッククラッチ１３が、ギア１２とモータ出力軸２６との間には第二の油圧パッククラッチ１４が、それぞれ介在させてある。この二つの油圧パッククラッチ１３・１４は二つの駆動モード（ＨＭＴ駆動モードとＨＳＴ駆動モード）を切り換えるために用いられ、駆動モードに応じて二つの油圧パッククラッチ１３・１４のうちいずれか一方を係合させ他方を係合解除させることにより、リングギア３又はギア１２のいずれか一方を介して出力軸２７に動力が伝達されることとなる。
【００１６】
一方、前記ポンプ出力軸２５は前記ＨＳＴ２１のセンタセクション３２を貫通してミッションケース３３内に延出しており、該延出部分上にポンプ側入力ギア８を外嵌している。該ポンプ側入力ギア８と、サンギア１に同心的に遊嵌したキャリア５の前部外周面に形成したギア５ａとが噛合して、キャリア５を回転させている。そして、該キャリア５には、前記サンギア１及びリングギア３と噛合する複数のプラネタリギア２・２が支承されて、これらの、サンギア１、プラネタリギア２・２、リングギア３、キャリア５等よりで遊星歯車機構１０を構成している。
【００１７】
この遊星歯車機構１０を説明する。遊星歯車機構１０の第一の要素たるサンギア１は出力軸２７に遊嵌され、プラネタリギア２は前記サンギア１と、前記サンギア１に同心して配置された、第三の要素たるリングギア３に噛合している。ここでプラネタリギア２は、出力軸２７上に遊嵌された第二の要素たるキャリア５に回転自在に支持され、自転しながら該キャリア５とともに公転し得るように構成されている。該キャリア５の前部にはギア５ａが形成されており、該ギア５ａは、前記ポンプ出力軸２５上に外嵌されたポンプ側入力ギア８と噛合している。
【００１８】
一方、前記出力軸２７と平行にＨＳＴ２１のモータ出力軸２６が配設されており、該モータ出力軸２６上にはモータ側入力ギア９が固定されて、出力軸２７に遊嵌したサンギア１の前部に外嵌固定したギア６とモータ側入力ギア９が噛合してサンギア１を回転駆動している。このモータ出力軸２６上には、モータ側入力ギア９の後方にさらにダミーギア８２ａが固設してあり、該ダミーギア８２ａは、前記出力軸２７上に遊嵌される前記ギア１２と噛合している。
【００１９】
図１で示すように出力軸２７の後端にはカップリングを介して伝達軸３４が連結されており、該伝達軸３４の後部に二つのギア１７・１８を固定している。前記伝達軸３４と平行に副変速軸２８が支持され、該副変速軸２８上にはギア６０・６１が遊嵌されており、該ギア６０・６１が前記ギア１７・１８に噛合して互いに異なる回転数で駆動している。そして、副変速軸２８に設けられた副変速クラッチ６２を操作することにより、ギア６０・６１のうちいずれか一方の回転駆動力を副変速軸２８に伝達できるように構成し、副変速機構を構成している。該副変速軸２８の後端にはベベルギア６９が形設され、該ベベルギア６９を介して後輪デフ７０に動力が伝達される。
【００２０】
また図１に示すように、副変速軸２８の前端部には二つのギア６３・６４が固設されており、該ギア６３・６４は前輪出力軸２９上に遊嵌されたギア６５・６６にそれぞれ噛合し、該ギア６５・６６を異なる回転数で駆動している。また、前輪出力軸２９上には二つの油圧クラッチ６７・６８が設けられており、該油圧クラッチ６７・６８のうちいずれか一方を接続することにより、ギア６５・６６のいずれか一方の回転駆動力を前輪出力軸２９に伝達できるようにし、前輪増速切換機構を構成している。
【００２１】
〔ＰＴＯ駆動系〕
次に、図１を参照してＰＴＯ駆動系を説明する。前記ポンプ出力軸２５の後端はＰＴＯクラッチ４０を介してＰＴＯ入力軸４１に伝達される。ＰＴＯ入力軸４１の後端には三つのギア４２・４３・４４が相対回転不能に挿嵌され、それぞれＰＴＯ副変速軸４５に遊嵌されたギア４６・４７・４８に噛合している。そしてＰＴＯ副変速クラッチ４９の操作により三段階に変速された出力が、ギア５０・５２・５４を介してＰＴＯ軸５３に伝達され、作業機等に動力を伝達するよう構成している。
【００２２】
〔各駆動モードにおける駆動伝達構成〕
次に、以上の構成におけるトランスミッションにおいて、ＨＭＴ／ＨＳＴの各駆動モードにおける走行駆動系の駆動伝達構成を説明する。
【００２３】
〔ＨＭＴ駆動モード〕
最初に、ＨＭＴ駆動モードとしたときの駆動伝達構成について説明する。ＨＭＴ駆動モードにおいては前記二つの油圧パッククラッチ１３・１４のうち第一の油圧パッククラッチ１３は係合され、第二の油圧パッククラッチ１４は係合を解除される。
【００２４】
エンジン２０に連結されたポンプ出力軸２５に固設のポンプ側入力ギア８が、前記キャリア５に形成されたギア５ａに噛合しているので、ポンプ出力軸２５の回転出力が遊星歯車機構１０のキャリア５に伝達される。一方、モータ出力軸２６の回転出力によって、モータ側入力ギア９とサンギア１の前部に固設のギア６が噛合してサンギア１が回転駆動されている。従って、前記キャリア５に支持され、さらに前記サンギア１に噛合しているプラネタリギア２には、両者５・１の回転が合成されて伝達され、該合成された駆動力が、該プラネタリギア２に噛合するリングギア３に伝達される。
【００２５】
そして、ＨＭＴ駆動モードにおいては前記第一の油圧パッククラッチ１３が係合するよう制御されるので、リングギア３の回転動力が出力軸２７に伝達される。出力軸２７の動力は副変速軸２８を経て後輪や前輪に伝達され、車両が駆動されることとなる。
【００２６】
〔ＨＳＴ駆動モード〕
次に、ＨＳＴ駆動モードとしたときの駆動伝達構成について説明する。ＨＳＴ駆動モードにおいては前記二つの油圧パッククラッチ１３・１４のうち第二の油圧パッククラッチ１４が係合され、第一の油圧パッククラッチ１３は係合を解除される。
【００２７】
ギア１２には前述のとおりダミーギア８２ａが噛合されているので、モータ出力軸２６の回転出力が出力軸２７に伝達される。この動力は副変速軸２８を経て後輪や前輪に伝達され、車両が駆動される。
【００２８】
このＨＳＴ駆動モードにおいては、エンジン２０の出力が前後輪にまで伝達されるまでの間に遊星歯車機構１０を経由しない動力伝達構成となっている。即ち、エンジン２０の出力がポンプ出力軸２５を介してキャリア５を駆動するが、リングギア３のボス部３ａと出力軸２７が係合しないので、遊星歯車機構１０はそのキャリア５の回転により空転するのみとされる。結局は、エンジン２０の出力はＨＳＴ２１により変速されてモータ出力軸２６→出力軸２７と伝達された後、副変速されて前後輪に伝達されることになる。
【００２９】
〔ＨＳＴ斜板制御機構の構成〕
次に、ＨＳＴ斜板制御機構の構成を説明する。図４はＨＳＴ斜板制御のための構成を示す説明図である。
【００３０】
本実施例においては、図３及び図４に示すように、モータ出力軸２６に外嵌したモータ側入力ギア９に近接して設けた検出器８１で該モータ出力軸２６の回転量をパルス信号として検出し、またその回転方向をも検出できるようにしている。さらに、前記出力軸２７に固定したダミーギア８２ａにも検出器８２を近接して設け、該検出器８２にて該出力軸２７の回転量やその方向を検出している。また図４に示すように、エンジン２０のクランク軸にもエンジン回転数検出器８３が設けられて、エンジン回転数を検出可能としている。さらに、は車両の運転席には主変速操作手段である主変速レバー８４が設けられて、その枢支部には回動角検出手段（例えば、ポテンショメータ）８４ａが配設され、該主変速レバー８４の操作位置を検出できるようにしている。
【００３１】
図４に示すように前記三つの検出器８１・８２・８３は制御装置９０に電気的に接続され、該制御装置９０は前記主変速レバー８４の操作位置や前記検出器８２の検出値をもとに、車速が該主変速レバー８４で指示される車速となるよう、ＨＳＴ斜板角アクチュエータ８６を通じて前記油圧ポンプ２２の可動斜板２２ａの傾斜角度を制御する。該制御の詳細については後述する。また、前記第一・第二油圧パッククラッチ１３・１４には、それぞれ電磁弁９１・９２が接続されて圧油を給排可能に構成されており、前記制御装置９０は該電磁弁９１・９２に対し電気的に接続されている。
【００３２】
制御装置９０は前記検出器８２・８３の検出値からトランスミッションの変速比を計算する演算手段を備えており、求められた変速比が高速側の一定領域にあるときは「ＨＭＴ駆動モード」となって前記電磁弁９１・９２に信号を送り、前記第一の油圧パッククラッチ１３を係合させ、第二の油圧パッククラッチ１４を係合解除させる。一方、変速比が低速側の一定領域にあるときは「ＨＳＴ駆動モード」となって電磁弁９１・９２に信号を送り、前記第一の油圧パッククラッチ１３を係合解除させ、第二の油圧パッククラッチ１４を係合させる。即ち、中速域〜高速域では「ＨＭＴ駆動モード」、低速域では「ＨＳＴ駆動モード」というように、変速比に応じて二つの駆動モードを自動切換し、前記電磁弁９１・９２を電気的に制御してクラッチ１３・１４を係脱させるように構成しているのである。
【００３３】
また、図４に示すごとく、車両の運転部には、ステアリング８８が設けられ、該ステアリング８８の回転角度は、ステアリングシャフト８９の回転角度を回転角度検出器９５によって検出し、該検出結果を制御装置９０に入力することで、認識されるようになっている。さらに、車両の後部には、図示せぬロータリー耕耘作業機の昇降を行う作業機昇降用油圧シリンダー９６が設けられ、該作業機昇降用油圧シリンダー９６のロッドの伸縮は、制御装置９０に電気的に接続した電磁弁９７による油の給排により行われるようになっている。また、該作業機昇降用油圧シリンダー９６は、ワンタッチ昇降ボタン２４（図４）により、任意に作動させることができるようになっている。
【００３４】
なお、車両の運転部の適宜位置にはクラッチ係脱手段たるクラッチペダル８５が配設され、該クラッチペダル８５の枢支部にはその踏込み量を検出するための回動角検出手段（例えば、ポテンショメータ）８５ａが配設されて、該回動角検出手段８５ａは制御装置９０に接続されている。そして、制御装置９０は、クラッチペダル８５の踏込み量を調べ、予め定められた所定の閾値Ａをこえて踏み込まれている場合は前記駆動モードの如何にかかわらず、第一・第二の油圧パッククラッチ１３・１４の双方とも係合が解除された状態となるよう制御する。この制御によって、第一・第二の油圧パッククラッチ１３・１４には、前述の如く駆動モードを切り換えさせるとともに、車両のメインクラッチ（動力伝達クラッチ）としての役割をも担わせている。言い換えれば、「ＨＳＴ駆動モード」のときは第二の油圧パッククラッチ１４が、「ＨＭＴ駆動モード」のときは第一の油圧パッククラッチ１３が、それぞれメインクラッチ（動力伝達クラッチ）としての役割を果たすように構成している。
【００３５】
〔エンジン出力回転数制御機構の構成〕
次に、エンジン出力回転数制御機構の構成を説明する。図４はエンジン出力回転数制御のための構成を示す説明図である。本実施例に適用するエンジン２０には、電子制御式ガバナ１０３を備える燃料噴射ポンプが備えられており、該電子制御式ガバナ１０３により、エンジン２０のエンジントルクを算出し、算出結果を、電気的に接続された制御装置９０に出力している。該電子制御式ガバナ１０３は、運転状態に応じて図示せぬ燃料噴射ポンプのコントロールラックを、制御装置９０の信号によりソレノイドで制御する方式のもので、制御装置９０によってエンジンの能力範囲内で負荷特性を自由に設定できるものである。
【００３６】
〔エンジン出力回転数制御及び斜板角制御〕
次に、上記エンジン出力回転数制御機構により行われるエンジン回転数制御、及びＨＳＴ斜板制御機構により行われる斜板角制御について、図５以降を参照しながら説明する。図５はエンジンの等燃料消費率曲線を示す図、図６は制御装置の制御フローを説明するフローチャート図、図７は作業機負荷が高くなった場合の高負荷対応制御ブロックを表すフローチャート図、図８は旋回時における制御ブロックを表すフローチャート図、図９は旋回時における制御ブロックを表すフローチャート図である。
【００３７】
まず、等燃料消費率曲線及び制御フローについて図５及び図６を参照しながら説明する。図５に示す等燃料消費率曲線は、エンジン回転数に対する最大トルクをプロットした最大トルク曲線１０１と、等燃料消費率曲線１０２・１０３・・・を、横軸をエンジン回転数、縦軸をトルクとした平面にプロットしたものである。また、１１０は、エンジン２０の最適な運転域を示した最適燃費ラインを表現したものである。該最適燃費ライン１１０は、エンジン２０の燃費効率が最もよいポイントをプロットしたものであり、最適燃費ライン１１０に沿わせた運転を行うことで、エンジン２０の低燃費運転が実現されるものである。
【００３８】
制御装置９０内には、この等燃費消費曲線１０２・１０３・・・をプロットしたマップが記憶されている。そして、このマップを参照することにより、最適燃費ライン１１０を算出し、これに沿わせた運転を行うものである。等燃費消費曲線１０２・１０３・・・をプロットしたマップが記憶されている場合には、最適燃費ライン１１０若しくは、燃費よりもトルクを重視した設定とすることも可能である。または、最適燃費ライン１１０を制御装置９０内にマップを記憶させて、マップに記憶された最適燃費ライン１１０に沿ったエンジン制御を行うことも可能である。
【００３９】
そして、エンジン２０を最適燃費ライン１１０に沿わせた運転とすべく、図６に示す制御フロー５００を実行するのである。即ち、電子制御式ガバナ１０３を備える燃料噴射ポンプを具備するエンジン２０と、エンジン回転数検出器８３と、電子制御油圧式無段変速機（ＨＳＴ）とを備えるトラクタの走行制御方法において、電子制御式ガバナ１０３によりエンジントルクを算出し（５０１）、エンジン回転数検出器８３によりエンジン回転数を検出し（５０２）、制御装置９０により前記両検出結果と最適燃費ラインとの差異を演算し（５０３）、両者に差異がある場合は、制御装置が、該差異を無くすように電子制御式ガバナ１０３を制御（５０４）、若しくは、耕耘速度維持のためのＨＳＴ斜板角アクチュエータ８６による可動斜板２２ａの角度調整の制御（５０５）、あるいは電子制御式ガバナの制御および電子制御油圧式無段変速機の制御が行われるのである。すなわち、電子制御式ガバナ１０３の情報とマップに記憶された情報を比較し、燃料噴射量若しくは変速比、あるいは両方を制御するものである。燃料噴射量は電子制御式ガバナ１０３により、変速比はＨＳＴ２１により制御することができるものである。
【００４０】
以上の制御を常時行うことで、エンジン回転数と、トルクとが最適燃費ライン１１０に近づくと、制御装置９０が最適燃費運転と認識し（５０６）、所定の耕耘速度を維持したままの、エンジンの低燃費運転が行えるのである。なお、所定の耕耘速度とは、作業者によって作業開始時に設定されるものであって、所謂「オートクルーズ」の設定速度である。なお、本実施例においては、ＨＳＴ２０の制御を行い、所定の耕耘速度を維持したままの機体の進行の制御としたが、耕耘速度の維持が必要ない場合も考えられる。そこで、このような場合のために、作業者の任意により耕耘速度制御の有無を選択できるようにしている。
【００４１】
〔高負荷対応制御ブロック〕
次に、作業機負荷が高くなった場合の高負荷対応制御ブロックについて図６、図７及び図８を参照しながら説明する。この形態においては、エンジンの最大トルクを維持するように制御するものである。なお、トルクを前述の最適燃費ライン上のトルクとすることも可能である。高負荷対応制御ブロック７００は、上記ＰＴＯ軸５３により駆動されるロータリー耕耘作業機を駆動しながらの作業中において、エンジン２０の作業機による負荷に応じて耕耘速度（トラクタの移動速度）を変更する制御である。即ち、図７に示す高負荷対応制御ブロック７００のごとく、電子制御式ガバナ１０３を備える燃料噴射ポンプを具備するエンジン２０と、エンジン回転数検出器８３と、電子制御油圧式無段変速機（ＨＳＴ２１）とを備えるトラクタの耕耘速度制御方法において、電子制御式ガバナ１０３によりエンジン負荷を検出し（７０１）、エンジン回転数検出器によりエンジン回転数を検出し（７０２）、制御装置９０が、エンジン負荷と、前記エンジン回転数によりある場合にエンジンが出力可能な最大トルクとの差異を演算し（７０３）、エンジン負荷が最大トルクよりも高い場合（エンジン回転数が低下した場合）は、制御装置９０が、ＨＳＴ２１のＨＳＴ斜板角アクチュエータ８６に対し、油圧ポンプ２２の可動斜板２２ａを減速側に傾かせる制御が行われ（７０４）、エンジン負荷が最大トルクよりも低い場合（エンジン回転数が上昇した場合）は、制御装置９０が、ＨＳＴ２１のＨＳＴ斜板角アクチュエータ８６に対し、油圧ポンプ２２の可動斜板２２ａを増速側に傾かせる制御が行われる（７０５）。さらに、上記制御には、エンジン負荷が前記エンジン回転数における最大トルクよりも高い場合において、耕耘速度の減速後、エンジン負荷が減少しない場合には、制御装置９０が、作業機昇降用油圧シリンダー９６がロータリー耕耘作業機を引上げる方向に作動するよう電磁弁９７に命令し（９０１）、その後、エンジン負荷が減少し始めた際には、作業機昇降用油圧シリンダーがロータリー耕耘作業機を所定の耕深まで引下げる（９０２）よう電磁弁９７に命令する制御ブロック３０３が含まれる。なお、所定の耕深とは、作業者が、耕耘作業開始時に任意に設定するものである。
【００４２】
該制御により、圃場が硬い場合に、ロータリー耕耘作業機の回転がし難くなって、エンジン負荷が所定値（最大トルク）よりも高くなった際には、耕耘速度が減速し、ロータリー耕耘作業機の単位時間あたりの移動速度を遅くして、単位時間あたりに処理する土の量を調節するものである。これにより、圃場の硬い部分を、時間をかけてしっかりと耕耘することができる。一方で、圃場が適度に耕耘されやすい状態で、ロータリーの回転を問題なく行うことができ、エンジン負荷が所定値（例えば、最大トルク）よりも低くなった際には、耕耘速度を増速し、ロータリー耕耘作業機の単位時間あたりの移動速度を速くして、不必要に時間をかけることなく、耕耘に必用な時間だけをかけて耕耘することができる。即ち、ロータリー耕耘作業機によるエンジン負荷が高い場合は、圃場が硬い状態であると見なし、エンジン負荷が低い場合は、圃場が適度に耕耘されやすい状態であると見なして、それぞれの状態に最適な耕耘速度に自動的に変更するように制御しているのである。
【００４３】
こうして、ロータリー耕耘作業機の処理能力を効率の良い状態で維持しながら耕耘されることになり、作業精度および作業効率を向上できる。また、作業後の圃場にムラができることがなく、耕耘状態が均一圃場を形成することができる。さらに、作業者は、自動的に耕耘速度が変更されるので、圃場の硬軟の状態を気にせずに、また、主変速レバー８４を操作する必要もなく、楽に作業を行うことができる。
【００４４】
さらに、制御ブロック３０３の制御を行うことで、減速したにもかかわらず、圃場の状態が悪く（硬く）、エンジン負荷が減少しない場合には、耕深を浅くすることにより、エンジン負荷を下げるようにしてエンジンストップを回避するのである。該制御により、耕深は浅くなるが、エンジンストップが回避され、機体を前進させることができるようになる。また、耕深を浅くした後に、エンジン負荷が所定値（最大トルク）まで減少した場合には、耕深を深くするように作業機昇降用油圧シリンダーが作動するので、再び所定の耕深での耕耘作業を行うことができる。なお、該制御ブロック３０３は、作業者が任意に実行／非実行を選択できるようになっている。
【００４５】
また、以上の高負荷対応制御ブロック７００における耕耘速度の上限は、ロータリー耕耘作業における所定の耕耘速度に制限されるように制御されている。なお、所定の耕耘速度とは、作業者が耕耘作業開始時に設定する機体の進行速度である。この制御により、第一形態及における高負荷対応制御ブロック７００において、耕耘速度が増速した場合においても、ロータリー耕耘作業における所定の耕耘速度までの増速で抑えられるので、耕耘速度が減少に転じる場合においては、減速のショックを極力抑えることができる。
【００４６】
こうして、機体が急激に減速することもなく、耕耘速度が安定し、作業者が安心して耕耘作業を行うことができるとともに、急激な減速による駆動系の機器への衝撃を最小限に抑えることができ、故障の防止とともに、メンテナンスの長期化、及び、耐久性を向上させることができる。
【００４７】
〔旋回時における制御ブロック〕
次に、旋回時における制御ブロックについて図６及び図９を参照しながら説明する。制御ブロックは、上記ＰＴＯ軸５３により駆動されるロータリー耕耘作業機を駆動しながらの作業中において、枕地等でのロータリー耕耘作業機を引上げての旋回時に、車両速度を維持（増加）しつつ、ロータリー耕耘作業機のロータリーの回転数を減少させる制御である。即ち、図９に示す制御ブロック４００のごとく、電子制御式ガバナを備える燃料噴射ポンプを具備するエンジンと、エンジン回転数検出器と、電子制御油圧式無段変速機とを備えるトラクタの速度制御方法において、ステアリングの回転角度検出器による所定旋回角度の検出、又はワンタッチ昇降ボタンの操作によるロータリー耕耘作業機引上げ命令がされると（４０１）、制御装置９０が、エンジン回転数の減少・可動斜板２２ａを増速側へ調整（変速比の増加）・ロータリー耕耘作業機の引上げ動作の開始を行うことで（４０２）、旋回動作中においては、車両速度が所定速度に維持される（４０３）。そして、旋回動作が終了し、制御装置９０が、ステアリングの回転角度検出器による所定旋回角度の検出、又はワンタッチ昇降ボタンの操作によるロータリー耕耘作業機引下げ命令がされると（４０４）、エンジン回転数の設定回転数への復帰・可動斜板２２ａを減速側へ調整（変速比の減少）・ロータリー耕耘作業機の引下げ動作の開始を行うことで（４０５）、再び耕耘作業状態に戻る制御が行われる（４０６）。なお、所定旋回角度とは、例えば、進行方向を反転する場合の１８０度である。
【００４８】
以上の制御を行うことで、旋回場所に差し掛かり、ステアリングの所定角度の回転（旋回角度を検出する）や、ワンタッチ昇降ボタンの上げ命令を行い、旋回動作を開始すると、ロータリー耕耘作業機が引上げられ、エンジン回転数が減少する。これにより、ＰＴＯ軸５３の回転数が減少することになる。該ＰＴＯ軸５３の減少により、ＰＴＯ軸５３と、ロータリー耕耘作業機とを角度変更自在に連結する連結体（ユニバーサルジョイント等）に作用する「ねじりモーメント」が減少し、連結体の破損を防止することができる。また、引上げた際には、ロータリーの回転数が減少しているため、ロータリー爪が低速回転となって、周囲への土等の飛散が抑えられるとともに、高速回転と比較して安全性が向上する。
【００４９】
一方で、エンジン回転数の減少に対し、可動斜板２２ａの増速側への角度変更により、車両速度が増速されるので、旋回時においても、車両速度が減速することなく、素早く旋回動作を終了することができる。なお、該車両速度の増速は、旋回前における所定の車両速度を上限とし、旋回時の機体バランスの安定性や、旋回後の耕耘作業にスムーズに戻れるようにしている。
【００５０】
また、旋回動作終了後、ステアリングを直進状態に戻す、又は、ワンタッチ昇降ボタンの下げ命令がされると、ロータリー耕耘作業機が下降して、所定の耕深深さで耕耘される状態となる。そして、所定の耕耘速度となり、再び耕耘作業が行われる。
【００５１】
【発明の効果】
本発明は以上のごとく構成したので、次のような効果を奏するのである。
請求項１のごとく、電子制御式ガバナの燃料噴射ポンプを具備したエンジンと、該エンジンの回転数検出器と、電子制御油圧式無段変速機と、該電子制御油圧式無段変速機の後部に組合せた遊星歯車機構を備え、トラクタの中速域〜高速域では、電子制御油圧式無段変速機と遊星歯車機構を組合せて変速する「ＨＭＴ駆動モード」で変速し、低速域では電子制御油圧式無段変速機のみによる「ＨＳＴ駆動モード」で変速し、変速域に応じて二つの駆動モードを自動切換し、該電子制御油圧式無段変速機の油圧ポンプの可動斜板の角度を、制御装置により電子制御することにより、ロータリー耕耘作業機を駆動するＰＴＯ軸の回転を加味しながら耕耘速度制御も行なう、ロータリー耕耘作業機を備えたトラクタの走行制御装置において、電子制御式ガバナによりエンジンのトルクを算出し、エンジン回転数検出器によりエンジン回転数を検出し、制御装置により前記両検出結果と最適燃費ラインとの差異を演算し、両者に差異がある場合は、制御装置が、該差異を無くすように電子制御式ガバナを制御、若しくは、電子制御油圧式無段変速機の制御、あるいは電子制御式ガバナの制御および電子制御油圧式無段変速機の制御を行うので、所定の耕耘速度を維持したままの低燃費運転が行える。
【００５２】
また、請求項２に記載のごとく、電子制御式ガバナの燃料噴射ポンプを具備したエンジンと、該エンジンの回転数検出器と、電子制御油圧式無段変速機と、該電子制御油圧式無段変速機の後部に組合せた遊星歯車機構を備え、トラクタの中速域〜高速域では、電子制御油圧式無段変速機と遊星歯車機構を組合せて変速する「ＨＭＴ駆動モード」で変速し、低速域では電子制御油圧式無段変速機のみによる「ＨＳＴ駆動モード」で変速し、変速域に応じて二つの駆動モードを自動切換し、該電子制御油圧式無段変速機の油圧ポンプの可動斜板の角度を、制御装置により電子制御することにより、ロータリー耕耘作業機を駆動するＰＴＯ軸の回転を加味しながら耕耘速度制御も行なう、ロータリー耕耘作業機を備えたトラクタの走行制御装置において、電子制御式ガバナによりエンジン負荷を算出し、エンジン回転数検出器によりエンジン回転数を検出し、制御装置により、エンジン負荷と、前記エンジン回転数である場合の最大トルクとの差異を演算し、エンジン負荷が所定トルクよりも高い場合は、制御装置が電子制御油圧式無段変速機を減速制御し、エンジン負荷が所定トルクよりも低い場合は、制御装置が電子制御油圧式無段変速機を増速制御するので、ロータリー耕耘作業機によるエンジン負荷の増加により、エンジン回転数が減少した場合は、圃場が硬い状態であると見なし、一度減少したエンジン回転数が、エンジン負荷の減少により増加に転じた場合は、圃場が適度に耕耘されやすい状態であると見なして、それぞれの状態に最適な耕耘速度に自動的に変更するように耕耘速度が制御される。
こうして、作業後の圃場にムラができることがなく、耕耘状態が均一である圃場を形成することができる。
また、作業者は、自動的に耕耘速度が変更されるので、圃場の硬軟の状態を気にせずに、また、主変速レバーを操作する必要もなく、楽に作業を行うことができる。
【００５３】
また、請求項３に記載のごとく、電子制御式ガバナの燃料噴射ポンプを具備したエンジンと、該エンジンの回転数検出器と、電子制御油圧式無段変速機と、該電子制御油圧式無段変速機の後部に組合せた遊星歯車機構を備え、トラクタの中速域〜高速域では、電子制御油圧式無段変速機と遊星歯車機構を組合せて変速する「ＨＭＴ駆動モード」で変速し、低速域では電子制御油圧式無段変速機のみによる「ＨＳＴ駆動モード」で変速し、変速域に応じて二つの駆動モードを自動切換し、該電子制御油圧式無段変速機の油圧ポンプの可動斜板の角度を、制御装置により電子制御することにより、ロータリー耕耘作業機を駆動するＰＴＯ軸の回転を加味しながら耕耘速度制御も行なう、ロータリー耕耘作業機を備えたトラクタの走行制御装置において、ロータリー耕耘作業機の引上げ動作命令がされると、制御装置が、エンジン回転数を減少させるとともに、エンジン回転数の減少に伴う車両速度の減少を補うように電子制御油圧式無段変速機の変速比を増加させ、旋回動作が終了し、再び耕耘作業に入るべくロータリー耕耘作業機の下げ動作命令がされると、エンジン回転数を設定回転数まで復帰させるとともに、エンジン回転数の増加に伴う車両速度の増加を制限するように、電子制御油圧式無段変速機の変速比を減少させるので、旋回時においても、車両速度が減速することなく、素早く旋回動作を終了することができる。
なお、エンジン回転数が減少しているので、ロータリー耕耘作業機の回転数の減少による安全が図られ、ＰＴＯ軸とロータリー耕耘作業機との連結体（ユニバーサルジョイント）の破損防止が図られる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明が適用されるＨＭＴ式トランスミッションのスケルトン図である。
【図２】ＨＳＴの側面断面展開図である。
【図３】ミッション前部の側面断面展開図である。
【図４】ＨＳＴ斜板制御のための構成を示す説明図である。
【図５】エンジンの等燃料消費率曲線を示す図である。
【図６】制御装置の制御フローを説明するフローチャート図である。
【図７】作業機負荷が高くなった場合の高負荷対応制御ブロックを表すフローチャート図である。
【図８】耕深制御ブロックを表すフローチャート図である。
【図９】旋回時における制御ブロックを表すフローチャート図である。
【符号の説明】
５０１エンジン回転数の検出のステップ
５０２エンジントルクの検出のステップ
５０３最適燃費ラインとの差異を検出するステップ
５０４電子制御式ガバナによる回転数／トルク制御のステップ
５０５ＨＳＴによる耕耘速度維持のステップ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a cultivator speed control device for a tractor including a rotary tiller working machine.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, a tractor equipped with an electronically controlled governor and an electronically controlled hydraulic continuously variable transmission (hereinafter referred to as “HST (Hydro Static Transmission)”) is well known. A tractor having an HMT (Hydro Mechanical Transmission) in which a planetary mechanism is combined with HST is also known. Then, the angle of the movable swash plate of the hydraulic pump provided in the hydraulic continuously variable transmission is electronically controlled by a control device, while taking into account the rotation of the PTO shaft for driving the work machine (rotary tillage work machine etc.) The tilling speed control is performed. Further, the engine is provided with an electronically controlled governor, and the engine load and the engine output torque are calculated by the electronically controlled governor. The engine speed is detected by a rotation speed detector based on the rotation of the crankshaft or the like.
[0003]
By the way, the state of the field where the tractor performs rotary tillage work is not uniform in hardness, viscosity, etc. You will pass through a place where you can easily plow. From this, depending on the state of the field, the operator responded by slowing down the tillage speed and carefully plowing the same part. Also, when turning on headlands, etc., consider safety by reducing the rotational speed of the rotary tiller and prevent damage to the joint (universal joint) between the PTO shaft and rotary tiller. From these two points, when turning, the engine speed is reduced to cope with the turning operation.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
However, performing the tilling speed changing operation while confirming the state of the field is a burden on the operator and there is a problem that the operator cannot concentrate on the steering operation. In addition, the two points to be taken into consideration during the turning operation are dealt with by reducing the engine speed, so the tilling speed cannot be increased during the turning operation, and the turning operation takes time. There was a problem that.
[0005]
In addition to the above problems, the fuel efficiency of the engine mounted on the tractor is determined by the engine speed and torque. Therefore, it is desirable to control the engine speed and torque to optimize the fuel efficiency. ing. However, in tilling work with a tractor equipped with a rotary tiller, there is a case where the body is advanced at a constant speed (a constant tilling speed) and it is desired to finish the work within a predetermined time.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
The problem to be solved by the present invention is as described above. Next, means for solving the problem will be described.
In claim 1, an engine equipped with an electronically controlled governor fuel injection pump, an engine speed detector, an electronically controlled hydraulic continuously variable transmission, and a rear portion of the electronically controlled hydraulic continuously variable transmission Equipped with a planetary gear mechanism combined with In the middle to high speed range of the tractor, shifting is performed in the “HMT drive mode” in which the electronically controlled hydraulic continuously variable transmission and the planetary gear mechanism are combined. In the low speed range, only the electronically controlled hydraulic continuously variable transmission is used. Shift in “HST drive mode”, automatically switch between the two drive modes according to the shift range, The angle of the movable swash plate of the hydraulic pump of the electronically controlled hydraulic continuously variable transmission is electronically controlled by a control device, so that the tilling speed control is performed while taking into account the rotation of the PTO shaft that drives the rotary tiller working machine. In a tractor travel control device equipped with a rotary tiller, the engine torque is calculated by an electronically controlled governor, the engine speed is detected by an engine speed detector, and both detection results and the optimum fuel consumption line are detected by a control device. If there is a difference between the two, the control device controls the electronically controlled governor so as to eliminate the difference, the control of the electronically controlled hydraulic continuously variable transmission, or the electronically controlled governor. And control of an electronically controlled hydraulic continuously variable transmission.
[0007]
According to a second aspect of the present invention, an engine having an electronically controlled governor fuel injection pump, an engine speed detector, an electronically controlled hydraulic continuously variable transmission, and a rear portion of the electronically controlled hydraulic continuously variable transmission Planetary gear mechanism combined with In the middle to high speed range of the tractor, shifting is performed in the “HMT drive mode” in which the speed is changed by combining an electronically controlled hydraulic continuously variable transmission and a planetary gear mechanism, and only in the low speed range is the electronically controlled hydraulic continuously variable transmission. Shifts in the “HST drive mode”, automatically switches between the two drive modes according to the shift range, The angle of the movable swash plate of the hydraulic pump of the electronically controlled hydraulic continuously variable transmission is electronically controlled by a control device, so that the tilling speed control is performed while taking into account the rotation of the PTO shaft that drives the rotary tiller working machine. In a tractor travel control device equipped with a rotary tiller, the engine load is calculated by an electronically controlled governor, the engine speed is detected by an engine speed detector, and the engine load and the engine speed are detected by the control device. When the engine load is higher than the predetermined torque, the control device decelerates the electronically controlled hydraulic continuously variable transmission and the engine load is lower than the predetermined torque. The control device controls the speed increase of the electronically controlled hydraulic continuously variable transmission.
[0008]
According to a third aspect of the present invention, an engine equipped with an electronically controlled governor fuel injection pump, an engine speed detector, an electronically controlled hydraulic continuously variable transmission, and a rear portion of the electronically controlled hydraulic continuously variable transmission Equipped with a planetary gear mechanism combined with In the middle to high speed range of the tractor, shifting is performed in the “HMT drive mode” in which the electronically controlled hydraulic continuously variable transmission and the planetary gear mechanism are combined. In the low speed range, only the electronically controlled hydraulic continuously variable transmission is used. Shift in “HST drive mode”, automatically switch between the two drive modes according to the shift range, The angle of the movable swash plate of the hydraulic pump of the electronically controlled hydraulic continuously variable transmission is electronically controlled by a control device, so that the tilling speed control is performed while taking into account the rotation of the PTO shaft that drives the rotary tiller working machine. In a tractor travel control device equipped with a rotary tiller, when the rotary tiller is pulled up, the controller reduces the engine speed and decreases the vehicle speed as the engine speed decreases. Increase the gear ratio of the electronically controlled hydraulic continuously variable transmission so as to compensate for this, and when the turning operation is finished and the lowering operation command of the rotary tiller is entered to enter the tillage operation again, the engine speed is set. The speed ratio of the electronically controlled hydraulic continuously variable transmission is reduced so as to limit the increase in vehicle speed as the engine speed increases. Than it is.
[0009]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Next, an embodiment of the present invention will be described. FIG. 1 is a skeleton diagram of an HMT transmission to which the present invention is applied, FIG. 2 is a side sectional development view of an HST, and FIG. 3 is a side sectional development view of a front part of a mission.
[0010]
The configuration of the HMT transmission will be described with reference to FIGS. This transmission is applied to a work vehicle, an agricultural tractor in the present embodiment, and includes a transmission 30 including an HST (Electronically Controlled Hydraulic Continuously Variable Transmission) 21 and a planetary gear mechanism 10.
[0011]
[Travel drive system]
First, the traveling drive system will be described. As shown in FIGS. 1 and 2, the HST 21 includes a hydraulic pump 22 and a hydraulic motor 23, and both 21 and 22 are attached to a flat center section 32 and are accommodated in an HST housing 31. The center section 32 is fixed to the mission case 33.
[0012]
A pump output shaft 25 passes through the rotational axis of the hydraulic pump 22 of the HST 21, and the pump output shaft 25 transmits power from the engine 20 as a drive source to the hydraulic pump 22 and also to the planetary gear mechanism 10. In addition, power is transmitted to the PTO shaft 53 via a PTO drive system described later. The pump output shaft 25 is engaged with a cylinder block 22b of the hydraulic pump 22 so that the pump block is not relatively rotatable, and the cylinder block 22b is driven together with the pump output shaft 25. A plurality of plungers 22c are slidably disposed on the cylinder block 22b, and a movable swash plate 22a is in contact with the head of the plunger 22c. The movable swash plate 22a is pivotably supported, and the volume of the hydraulic pump 22 can be changed by adjusting the tilt angle.
[0013]
The hydraulic oil discharged by the hydraulic pump 22 is sent to the hydraulic motor 23 through an oil passage provided in the center section 32. Similarly, by driving a fixed displacement hydraulic motor 23 composed of a cylinder block, a plunger and the like, the rotational speed and direction of the motor output shaft 26 of the hydraulic motor 23 are controlled. In the HST 21 of this embodiment, only the hydraulic pump is a variable displacement type and the hydraulic motor is a fixed displacement type, but the invention is not limited to the HST having the configuration. For example, the present invention can be applied to a configuration in which both the hydraulic pump and the hydraulic motor are variable displacement types.
[0014]
The configuration of the mission 30 will be described with reference to FIGS. The mission 30 is covered by a mission case 33. The mission case 33 includes a pump output shaft 25, a motor output shaft 26, an output shaft 27, an auxiliary transmission shaft 28, a PTO shaft 53, etc. disposed horizontally and in the front-rear direction. Each is supported rotatably. A planetary gear mechanism 10 is provided in the mission case 33. The planetary gear mechanism 10 is disposed behind the HST 21 and includes a sun gear 1, a planetary gear 2, a ring gear 3, a carrier 5, and the like which will be described later.
[0015]
On the other hand, the boss 3a of the gear 12 and the ring gear 3 is loosely fitted to the motor output shaft 26 of the HST 21, and a first hydraulic pressure is provided between the boss 3a of the ring gear 3 and the motor output shaft 26. A second hydraulic pack clutch 14 is interposed between the pack clutch 13 and the gear 12 and the motor output shaft 26, respectively. The two hydraulic pack clutches 13 and 14 are used to switch between two drive modes (HMT drive mode and HST drive mode), and one of the two hydraulic pack clutches 13 and 14 is engaged according to the drive mode. By combining and releasing the other, the power is transmitted to the output shaft 27 via either the ring gear 3 or the gear 12.
[0016]
On the other hand, the pump output shaft 25 extends through the center section 32 of the HST 21 into the transmission case 33, and the pump side input gear 8 is externally fitted on the extended portion. The pump-side input gear 8 and a gear 5a formed on the front outer peripheral surface of the carrier 5 concentrically loosely fitted to the sun gear 1 mesh with each other to rotate the carrier 5. A plurality of planetary gears 2 and 2 meshing with the sun gear 1 and the ring gear 3 are supported on the carrier 5. The sun gear 1, the planetary gears 2 and 2, the ring gear 3, the carrier 5, etc. Constitutes the planetary gear mechanism 10.
[0017]
The planetary gear mechanism 10 will be described. The sun gear 1 as the first element of the planetary gear mechanism 10 is loosely fitted to the output shaft 27, and the planetary gear 2 meshes with the sun gear 1 and the ring gear 3 as the third element disposed concentrically with the sun gear 1. is doing. Here, the planetary gear 2 is rotatably supported by a carrier 5 as a second element loosely fitted on the output shaft 27, and is configured to revolve with the carrier 5 while rotating. A gear 5 a is formed at the front portion of the carrier 5, and the gear 5 a meshes with a pump-side input gear 8 fitted on the pump output shaft 25.
[0018]
On the other hand, a motor output shaft 26 of the HST 21 is disposed in parallel with the output shaft 27, and the motor side input gear 9 is fixed on the motor output shaft 26, and the sun gear 1 loosely fitted to the output shaft 27 is arranged. The gear 6 externally fitted and fixed to the front portion and the motor-side input gear 9 mesh with each other to rotationally drive the sun gear 1. A dummy gear 82 a is further fixed on the motor output shaft 26 behind the motor side input gear 9, and the dummy gear 82 a meshes with the gear 12 loosely fitted on the output shaft 27. .
[0019]
As shown in FIG. 1, a transmission shaft 34 is connected to the rear end of the output shaft 27 via a coupling, and two gears 17 and 18 are fixed to the rear portion of the transmission shaft 34. A sub-transmission shaft 28 is supported in parallel with the transmission shaft 34, and gears 60 and 61 are loosely fitted on the sub-transmission shaft 28. The gears 60 and 61 mesh with the gears 17 and 18 to each other. Driving at different speeds. Then, by operating the sub-transmission clutch 62 provided on the sub-transmission shaft 28, the rotational drive force of either one of the gears 60 and 61 can be transmitted to the sub-transmission shaft 28, and the sub-transmission mechanism is configured. It is composed. A bevel gear 69 is formed at the rear end of the auxiliary transmission shaft 28, and power is transmitted to the rear wheel differential 70 via the bevel gear 69.
[0020]
As shown in FIG. 1, two gears 63 and 64 are fixed to the front end portion of the auxiliary transmission shaft 28, and the gears 63 and 64 are gears 65 and 66 loosely fitted on the front wheel output shaft 29. And the gears 65 and 66 are driven at different rotational speeds. Further, two hydraulic clutches 67 and 68 are provided on the front wheel output shaft 29, and one of the hydraulic clutches 67 and 68 is connected to rotate one of the gears 65 and 66. A force can be transmitted to the front wheel output shaft 29 to constitute a front wheel acceleration switching mechanism.
[0021]
[PTO drive system]
Next, the PTO drive system will be described with reference to FIG. The rear end of the pump output shaft 25 is transmitted to the PTO input shaft 41 via the PTO clutch 40. Three gears 42, 43, and 44 are inserted into the rear end of the PTO input shaft 41 so as not to rotate relative to each other, and mesh with gears 46, 47, and 48 that are loosely fitted to the PTO auxiliary transmission shaft 45, respectively. The output shifted in three stages by the operation of the PTO auxiliary transmission clutch 49 is transmitted to the PTO shaft 53 via the gears 50, 52 and 54, and the power is transmitted to the working machine and the like.
[0022]
[Drive transmission configuration in each drive mode]
Next, the drive transmission configuration of the travel drive system in each of the HMT / HST drive modes in the transmission having the above configuration will be described.
[0023]
[HMT drive mode]
First, the drive transmission configuration when in the HMT drive mode will be described. In the HMT drive mode, the first hydraulic pack clutch 13 is engaged and the second hydraulic pack clutch 14 is released from the two hydraulic pack clutches 13 and 14.
[0024]
Since the pump-side input gear 8 fixed to the pump output shaft 25 connected to the engine 20 meshes with the gear 5 a formed on the carrier 5, the rotational output of the pump output shaft 25 is generated by the planetary gear mechanism 10. It is transmitted to the carrier 5. On the other hand, by the rotational output of the motor output shaft 26, the motor-side input gear 9 and the front gear 6 are engaged with the fixed gear 6 so that the sun gear 1 is rotationally driven. Accordingly, the planetary gear 2 supported by the carrier 5 and further meshed with the sun gear 1 is combined and transmitted to the planetary gear 2, and the combined driving force is transmitted to the planetary gear 2. It is transmitted to the meshing ring gear 3.
[0025]
In the HMT drive mode, the first hydraulic pack clutch 13 is controlled to be engaged, so that the rotational power of the ring gear 3 is transmitted to the output shaft 27. The power of the output shaft 27 is transmitted to the rear wheels and the front wheels via the auxiliary transmission shaft 28, and the vehicle is driven.
[0026]
[HST drive mode]
Next, the drive transmission configuration when in the HST drive mode will be described. In the HST drive mode, the second hydraulic pack clutch 14 of the two hydraulic pack clutches 13 and 14 is engaged, and the first hydraulic pack clutch 13 is disengaged.
[0027]
Since the dummy gear 82 a is engaged with the gear 12 as described above, the rotation output of the motor output shaft 26 is transmitted to the output shaft 27. This power is transmitted to the rear wheels and the front wheels via the auxiliary transmission shaft 28, and the vehicle is driven.
[0028]
In this HST drive mode, the power transmission configuration is such that the output of the engine 20 is not transmitted through the planetary gear mechanism 10 until the output of the engine 20 is transmitted to the front and rear wheels. That is, the output of the engine 20 drives the carrier 5 via the pump output shaft 25, but the planetary gear mechanism 10 is idled by the rotation of the carrier 5 because the boss 3 a of the ring gear 3 and the output shaft 27 are not engaged. It is only to do. Eventually, the output of the engine 20 is shifted by the HST 21 and transmitted from the motor output shaft 26 to the output shaft 27, and then sub-shifted and transmitted to the front and rear wheels.
[0029]
[Configuration of HST swash plate control mechanism]
Next, the configuration of the HST swash plate control mechanism will be described. FIG. 4 is an explanatory diagram showing a configuration for controlling the HST swash plate.
[0030]
In this embodiment, as shown in FIGS. 3 and 4, a detector 81 provided in the vicinity of the motor-side input gear 9 fitted on the motor output shaft 26 is used to determine the rotation amount of the motor output shaft 26 as a pulse signal. And the direction of rotation can also be detected. Further, a detector 82 is provided close to the dummy gear 82a fixed to the output shaft 27, and the detector 82 detects the rotation amount and direction of the output shaft 27. As shown in FIG. 4, an engine speed detector 83 is also provided on the crankshaft of the engine 20 so that the engine speed can be detected. Further, a main transmission lever 84 which is a main transmission operation means is provided at the driver's seat of the vehicle, and a rotation angle detection means (for example, a potentiometer) 84a is provided at the pivotal support portion of the main transmission lever 84. The operation position can be detected.
[0031]
As shown in FIG. 4, the three detectors 81, 82, and 83 are electrically connected to a control device 90, and the control device 90 has an operation position of the main transmission lever 84 and a detection value of the detector 82. At the same time, the inclination angle of the movable swash plate 22a of the hydraulic pump 22 is controlled through the HST swash plate angle actuator 86 so that the vehicle speed becomes the vehicle speed indicated by the main transmission lever 84. Details of the control will be described later. In addition, electromagnetic valves 91 and 92 are connected to the first and second hydraulic pack clutches 13 and 14, respectively, so that pressure oil can be supplied and discharged, and the control device 90 includes the electromagnetic valves 91 and 92. Are electrically connected.
[0032]
The control device 90 is provided with calculation means for calculating the transmission gear ratio from the detection values of the detectors 82 and 83. When the obtained gear ratio is in a constant region on the high speed side, the “HMT drive mode” is set. Then, a signal is sent to the electromagnetic valves 91 and 92 to engage the first hydraulic pack clutch 13 and disengage the second hydraulic pack clutch 14. On the other hand, when the gear ratio is in a constant region on the low speed side, the “HST drive mode” is set, a signal is sent to the solenoid valves 91 and 92, the first hydraulic pack clutch 13 is disengaged, and the second hydraulic pressure is set. The pack clutch 14 is engaged. That is, two drive modes are automatically switched according to the gear ratio, such as “HMT drive mode” in the medium to high speed range and “HST drive mode” in the low speed range, and the electromagnetic valves 91 and 92 are electrically connected. Thus, the clutches 13 and 14 are engaged and disengaged.
[0033]
Further, as shown in FIG. 4, a steering unit 88 is provided in the driving section of the vehicle, and the rotation angle of the steering 88 is detected by a rotation angle detector 95 and the detection result is controlled. It is recognized by inputting to the device 90. Further, a working machine lifting / lowering hydraulic cylinder 96 for lifting and lowering a rotary tiller working machine (not shown) is provided at the rear of the vehicle, and the expansion and contraction of the rod of the working machine lifting / lowering hydraulic cylinder 96 is electrically connected to the control device 90. The operation is performed by supplying and discharging oil by an electromagnetic valve 97 connected to. The working machine lifting / lowering hydraulic cylinder 96 can be arbitrarily operated by the one-touch lifting / lowering button 24 (FIG. 4).
[0034]
A clutch pedal 85, which is a clutch engagement / disengagement means, is disposed at an appropriate position of the driving part of the vehicle. ) 85a, and the rotation angle detecting means 85a is connected to the control device 90. Then, the control device 90 checks the amount of depression of the clutch pedal 85, and if it is depressed beyond a predetermined threshold A, the first and second hydraulic packs are irrespective of the drive mode. Both clutches 13 and 14 are controlled to be in a disengaged state. By this control, the first and second hydraulic pack clutches 13 and 14 are caused to switch the drive mode as described above and also serve as a main clutch (power transmission clutch) of the vehicle. In other words, the second hydraulic pack clutch 14 functions as a main clutch (power transmission clutch) in the “HST drive mode” and the first hydraulic pack clutch 13 in the “HMT drive mode”. It is configured as follows.
[0035]
[Configuration of engine output speed control mechanism]
Next, the configuration of the engine output rotation speed control mechanism will be described. FIG. 4 is an explanatory diagram showing a configuration for engine output speed control. The engine 20 applied to the present embodiment is provided with a fuel injection pump including an electronically controlled governor 103. The electronically controlled governor 103 calculates the engine torque of the engine 20, and the calculation result is electrically Is output to the control device 90 connected to. The electronic control type governor 103 is a system in which a control rack of a fuel injection pump (not shown) is controlled by a solenoid according to a signal from the control device 90 according to the operating state. The characteristics can be set freely.
[0036]
[Engine output speed control and swash plate angle control]
Next, engine speed control performed by the engine output speed control mechanism and swash plate angle control performed by the HST swash plate control mechanism will be described with reference to FIG. FIG. 5 is a diagram illustrating an equal fuel consumption rate curve of the engine, FIG. 6 is a flowchart illustrating a control flow of the control device, and FIG. 7 is a flowchart illustrating a control block corresponding to a high load when the work equipment load increases. FIG. 8 is a flowchart showing a control block during turning, and FIG. 9 is a flowchart showing a control block during turning.
[0037]
First, the equal fuel consumption rate curve and the control flow will be described with reference to FIGS. The equal fuel consumption rate curve shown in FIG. 5 includes a maximum torque curve 101 in which the maximum torque is plotted with respect to the engine speed, an equal fuel consumption rate curve 102, 103... It is plotted on the plane. Reference numeral 110 represents an optimum fuel consumption line indicating the optimum operating range of the engine 20. The optimum fuel efficiency line 110 is a plot of points where the fuel efficiency of the engine 20 is the best. By performing the operation along the optimum fuel efficiency line 110, the fuel efficiency operation of the engine 20 is realized. .
[0038]
In the control device 90, a map in which the equal fuel consumption consumption curves 102, 103,... Are plotted is stored. Then, by referring to this map, the optimum fuel efficiency line 110 is calculated, and the operation is performed along this line. When a map in which the equal fuel consumption consumption curves 102, 103,... Are plotted is stored, the optimum fuel consumption line 110 or a setting in which torque is more important than fuel consumption can be set. Alternatively, it is possible to store a map of the optimal fuel consumption line 110 in the control device 90 and perform engine control along the optimal fuel consumption line 110 stored in the map.
[0039]
Then, the control flow 500 shown in FIG. 6 is executed in order to drive the engine 20 along the optimum fuel consumption line 110. That is, in the traveling control method for a tractor including the engine 20 including the fuel injection pump including the electronically controlled governor 103, the engine speed detector 83, and the electronically controlled hydraulic continuously variable transmission (HST), the electronic control The engine torque is calculated by the equation governor 103 (501), the engine speed is detected by the engine speed detector 83 (502), and the difference between the both detection results and the optimum fuel consumption line is calculated by the control device 90 (503). If there is a difference between the two, the control device controls the electronic control type governor 103 so as to eliminate the difference (504) or the movable swash plate 22a by the HST swash plate angle actuator 86 for maintaining the tilling speed. Angle adjustment control (505), or electronically controlled governor and electronically controlled hydraulic continuously variable transmission are controlled. That. That is, the information of the electronically controlled governor 103 and the information stored in the map are compared to control the fuel injection amount or the gear ratio, or both. The fuel injection amount can be controlled by the electronic control type governor 103, and the gear ratio can be controlled by the HST 21.
[0040]
By constantly performing the above control, when the engine speed and torque approach the optimal fuel consumption line 110, the control device 90 recognizes that the fuel consumption is optimal (506), and maintains the predetermined tillage speed. It is possible to perform low fuel consumption driving. The predetermined tilling speed is set by the operator at the start of the work, and is a so-called “auto cruise” setting speed. In the present embodiment, the control of the HST 20 is performed to control the progress of the aircraft while maintaining a predetermined tilling speed. However, there may be a case where it is not necessary to maintain the tilling speed. Therefore, for such a case, the presence or absence of tilling speed control can be selected as desired by the operator.
[0041]
[High load control block]
Next, a control block corresponding to a high load when the work machine load becomes high will be described with reference to FIGS. 6, 7, and 8. In this embodiment, control is performed so as to maintain the maximum torque of the engine. Note that the torque may be the torque on the optimum fuel consumption line. The high load handling control block 700 changes the tilling speed (moving speed of the tractor) according to the load by the working machine of the engine 20 during the work while driving the rotary tilling work machine driven by the PTO shaft 53. Control. That is, as in the high load handling control block 700 shown in FIG. 7, the engine 20 including the fuel injection pump including the electronically controlled governor 103, the engine speed detector 83, and the electronically controlled hydraulic continuously variable transmission (HST21). ), The engine load is detected by the electronically controlled governor 103 (701), the engine speed is detected by the engine speed detector (702), and the control device 90 detects the engine load. When the engine load is higher than the maximum torque (when the engine speed is reduced), the controller 90 calculates the difference from the maximum torque that can be output by the engine when the engine speed is. However, the movable swash plate 22a of the hydraulic pump 22 is tilted toward the deceleration side with respect to the HST swash plate angle actuator 86 of the HST 21. When the control is performed (704) and the engine load is lower than the maximum torque (when the engine speed increases), the control device 90 causes the movable tilt of the hydraulic pump 22 to the HST swash plate angle actuator 86 of the HST 21. Control for tilting the plate 22a toward the speed increasing side is performed (705). Further, in the above control, when the engine load is higher than the maximum torque at the engine speed and the engine load does not decrease after the tilling speed is decelerated, the control device 90 causes the hydraulic cylinder 96 for raising and lowering the work implement to move. Command the solenoid valve 97 to operate in the direction of pulling up the rotary tiller (901), and when the engine load starts to decrease thereafter, the lifting / lowering hydraulic cylinder causes the rotary tiller to A control block 303 is included that commands the solenoid valve 97 to pull down to the tilling depth (902). The predetermined tilling depth is arbitrarily set by the operator when starting the tilling work.
[0042]
With this control, when the field is hard, it becomes difficult for the rotary tiller to rotate, and when the engine load becomes higher than a predetermined value (maximum torque), the tillage speed is reduced. The movement speed per unit time is slowed down to adjust the amount of soil processed per unit time. Thereby, the hard part of a field can be well cultivated over time. On the other hand, the rotary can be rotated without any problem in a state where the field is easily cultivated moderately, and when the engine load becomes lower than a predetermined value (for example, maximum torque), the cultivating speed is increased. It is possible to increase the moving speed per unit time of the rotary tiller so that only the time necessary for tilling can be spent without unnecessarily spending time. That is, when the engine load by the rotary tiller is high, the field is considered to be in a hard state, and when the engine load is low, the field is considered to be in a state where it is easily cultivated appropriately. It controls to automatically change to the tillage speed.
[0043]
Thus, tilling is performed while maintaining the processing capacity of the rotary tiller in an efficient state, work accuracy and work efficiency can be improved. Moreover, there is no unevenness in the field after the work, and the farming state can form a uniform field. Furthermore, since the tilling speed is automatically changed, the operator can easily perform the work without worrying about the state of softness in the field and without having to operate the main transmission lever 84.
[0044]
Furthermore, by controlling the control block 303, if the field condition is poor (hard) and the engine load does not decrease despite the deceleration, the engine load is reduced by reducing the tillage depth. Therefore, the engine stop is avoided. By this control, the tilling depth becomes shallow, but the engine stop is avoided and the aircraft can be advanced. In addition, when the engine load is reduced to the predetermined value (maximum torque) after the plowing depth is reduced, the work equipment lifting hydraulic cylinder operates to increase the plowing depth. Tillage work can be performed. Note that the control block 303 allows the operator to arbitrarily select execution / non-execution.
[0045]
Moreover, the upper limit of the tilling speed in the above high load corresponding | compatible control block 700 is controlled so that it may be restrict | limited to the predetermined tilling speed in rotary tilling work. Note that the predetermined tillage speed is an advancing speed of the airframe that is set by the operator at the start of the tillage work. With this control, even when the tilling speed is increased in the high load correspondence control block 700 in the first embodiment, the tilling speed is reduced because the speed till the predetermined tilling speed in the rotary tilling operation is suppressed. In some cases, the deceleration shock can be minimized.
[0046]
In this way, the airframe does not decelerate suddenly, the plowing speed is stable, the operator can perform the plowing work with peace of mind, and the impact on the drive system equipment due to sudden deceleration can be minimized. In addition to preventing failure, maintenance can be prolonged and durability can be improved.
[0047]
[Control block during turning]
Next, the control block at the time of turning will be described with reference to FIGS. The control block maintains (increases) the vehicle speed during turning while pulling up the rotary tillage working machine on the headland or the like while the rotary tilling work machine driven by the PTO shaft 53 is being driven. This is a control to reduce the rotary speed of the rotary tiller. That is, as in a control block 400 shown in FIG. 9, a speed control method for a tractor including an engine including a fuel injection pump including an electronically controlled governor, an engine speed detector, and an electronically controlled hydraulic continuously variable transmission. When a predetermined turning angle is detected by the steering rotation angle detector or a rotary tilling work machine pull-up command is issued by operating the one-touch lifting / lowering button (401), the control device 90 reduces the engine speed and the movable swash plate. By adjusting 22a to the speed increasing side (increasing the gear ratio) and starting the lifting operation of the rotary tiller (402), the vehicle speed is maintained at a predetermined speed during the turning operation (403). Then, when the turning operation is finished and the control device 90 is instructed to detect a predetermined turning angle by the rotation angle detector of the steering wheel or to operate the rotary tiller work machine by operating the one-touch lift button (404), the engine speed Returning to the set rotation speed ・ Adjusting the movable swash plate 22a to the deceleration side (decreasing the gear ratio) ・ Starting the pulling down operation of the rotary tiller (405) performs control to return to the tillage work state again. (406). The predetermined turning angle is, for example, 180 degrees when the traveling direction is reversed.
[0048]
By performing the above control, the rotary tiller is lifted when the turning position is reached, the steering angle is rotated (detects the turning angle), the one-touch lift button is raised, and the turning operation is started. , Engine speed decreases. Thereby, the rotation speed of the PTO shaft 53 decreases. The decrease in the PTO shaft 53 reduces the “torsional moment” acting on the connecting body (universal joint or the like) that connects the PTO shaft 53 and the rotary tiller so that the angle can be freely changed, thereby preventing damage to the connecting body. be able to. In addition, when it is pulled up, the rotary speed decreases, so the rotary claw rotates at a low speed, which suppresses the scattering of dirt and the like to the surroundings and improves safety compared to the high speed rotation. To do.
[0049]
On the other hand, since the vehicle speed is increased by changing the angle of the movable swash plate 22a to the speed increasing side with respect to the decrease in the engine speed, the vehicle speed can be quickly turned without reducing the vehicle speed even when turning. Can be terminated. The vehicle speed is increased by setting a predetermined vehicle speed before the turn as an upper limit so that the balance of the airframe during the turn and the tilling work after the turn can be smoothly returned.
[0050]
Further, after the turning operation is finished, when the steering is returned to the straight traveling state or when a command for lowering the one-touch raising / lowering button is issued, the rotary tiller is lowered so that the tiller is plowed at a predetermined tilling depth. And it becomes a predetermined tilling speed and tilling work is performed again.
[0051]
【The invention's effect】
Since the present invention is configured as described above, the following effects can be obtained.
An engine equipped with an electronically controlled governor fuel injection pump, an engine speed detector, an electronically controlled hydraulic continuously variable transmission, and a rear portion of the electronically controlled hydraulic continuously variable transmission Equipped with a planetary gear mechanism combined with In the middle to high speed range of the tractor, shifting is performed in the “HMT drive mode” in which the electronically controlled hydraulic continuously variable transmission and the planetary gear mechanism are combined. In the low speed range, only the electronically controlled hydraulic continuously variable transmission is used. Shift in “HST drive mode”, automatically switch between the two drive modes according to the shift range, The angle of the movable swash plate of the hydraulic pump of the electronically controlled hydraulic continuously variable transmission is electronically controlled by a control device, so that the tilling speed control is performed while taking into account the rotation of the PTO shaft that drives the rotary tiller working machine. In a tractor travel control device equipped with a rotary tiller, the engine torque is calculated by an electronically controlled governor, the engine speed is detected by an engine speed detector, and both detection results and the optimum fuel consumption line are detected by a control device. If there is a difference between the two, the control device controls the electronically controlled governor so as to eliminate the difference, the control of the electronically controlled hydraulic continuously variable transmission, or the electronically controlled governor. Since this control and the control of the electronically controlled hydraulic continuously variable transmission are performed, a low fuel consumption operation can be performed while maintaining a predetermined tillage speed.
[0052]
According to a second aspect of the present invention, an engine equipped with a fuel injection pump for an electronically controlled governor, an engine speed detector, an electronically controlled hydraulic continuously variable transmission, and the electronically controlled hydraulic continuously variable Equipped with a planetary gear mechanism combined with the rear of the transmission, In the middle to high speed range of the tractor, shifting is performed in the “HMT drive mode” in which the electronically controlled hydraulic continuously variable transmission and the planetary gear mechanism are combined. In the low speed range, only the electronically controlled hydraulic continuously variable transmission is used. Shift in “HST drive mode”, automatically switch between the two drive modes according to the shift range, The angle of the movable swash plate of the hydraulic pump of the electronically controlled hydraulic continuously variable transmission is electronically controlled by a control device, so that the cultivation speed control is performed while taking into account the rotation of the PTO shaft that drives the rotary tilling work machine In a tractor travel control device equipped with a rotary tiller, the engine load is calculated by an electronically controlled governor, the engine speed is detected by an engine speed detector, and the engine load and the engine speed are detected by the control device. When the engine load is higher than the predetermined torque, the control device decelerates the electronically controlled hydraulic continuously variable transmission and the engine load is lower than the predetermined torque. Because the control device controls the speed increase of the electronically controlled hydraulic continuously variable transmission, the engine load increases due to the rotary tiller. If the number of turns decreases, the field is considered to be in a hard state. The tilling speed is controlled to automatically change to the optimum tilling speed for each state.
In this way, the field after work does not become uneven, and a field with a uniform tillage state can be formed.
In addition, since the tilling speed is automatically changed, the operator can easily perform the work without having to worry about the state of softness of the field and the need to operate the main shift lever.
[0053]
According to a third aspect of the present invention, an engine equipped with a fuel injection pump for an electronically controlled governor, an engine speed detector, an electronically controlled hydraulic continuously variable transmission, and the electronically controlled hydraulic continuously variable A planetary gear mechanism combined with the rear of the transmission In the middle to high speed range of the tractor, shifting is performed in the “HMT drive mode” in which the speed is changed by combining an electronically controlled hydraulic continuously variable transmission and a planetary gear mechanism, and only in the low speed range is the electronically controlled hydraulic continuously variable transmission. Shifts in the “HST drive mode”, automatically switches between the two drive modes according to the shift range, The angle of the movable swash plate of the hydraulic pump of the electronically controlled hydraulic continuously variable transmission is electronically controlled by a control device, so that the tilling speed control is performed while taking into account the rotation of the PTO shaft that drives the rotary tiller working machine. In a tractor travel control device equipped with a rotary tiller, when the rotary tiller is pulled up, the controller reduces the engine speed and decreases the vehicle speed as the engine speed decreases. Increase the gear ratio of the electronically controlled hydraulic continuously variable transmission so as to compensate for this, and when the turning operation is finished and the lowering operation command of the rotary tiller is entered to enter the tillage operation again, the engine speed is set. The speed ratio of the electronically controlled hydraulic continuously variable transmission is reduced so as to limit the increase in vehicle speed as the engine speed increases. In, even during turning, without the vehicle speed is decelerated, it is possible to terminate quickly turning operation.
In addition, since the engine speed is decreasing, safety is achieved by reducing the rotational speed of the rotary tiller, and the connection body (universal joint) between the PTO shaft and the rotary tiller is prevented from being damaged.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a skeleton diagram of an HMT transmission to which the present invention is applied.
FIG. 2 is a developed side sectional view of the HST.
FIG. 3 is a developed side sectional view of the front part of the mission.
FIG. 4 is an explanatory diagram showing a configuration for HST swash plate control.
FIG. 5 is a diagram showing an equal fuel consumption rate curve of an engine.
FIG. 6 is a flowchart illustrating a control flow of the control device.
FIG. 7 is a flowchart showing a high load handling control block when the work machine load becomes high.
FIG. 8 is a flowchart showing a tilling depth control block.
FIG. 9 is a flowchart showing a control block during turning.
[Explanation of symbols]
501 Step of detecting engine speed
502 Step of detecting engine torque
503 Step for detecting a difference from the optimum fuel consumption line
504 Speed / torque control step by electronically controlled governor
505 Step of maintaining tillage speed by HST

Claims

Engine equipped with fuel injection pump of electronically controlled governor, engine speed detector, electronically controlled hydraulic continuously variable transmission, and planetary gear mechanism combined at rear of electronically controlled hydraulic continuously variable transmission In the middle speed range to the high speed range of the tractor, the speed is changed in the “HMT drive mode” in which the speed is changed by combining the electronically controlled hydraulic continuously variable transmission and the planetary gear mechanism, and in the low speed range, the electronically controlled hydraulic continuously variable transmission Shifts in “HST drive mode” only, automatically switches between the two drive modes according to the shift range, and electronically controls the angle of the movable swash plate of the hydraulic pump of the electronically controlled hydraulic continuously variable transmission In the tractor travel control device equipped with the rotary tiller, which also controls the tilling speed while taking into account the rotation of the PTO shaft that drives the rotary tiller, the electronically controlled governor is used. Gin torque is calculated, the engine speed is detected by the engine speed detector, the control device calculates the difference between the two detection results and the optimum fuel consumption line, and if there is a difference between the two, the control device Controlling an electronically controlled governor so as to eliminate the difference, or controlling an electronically controlled hydraulic continuously variable transmission, or controlling an electronically controlled governor and controlling an electronically controlled hydraulic continuously variable transmission A tractor travel control device equipped with a rotary tiller working machine.

Engine equipped with fuel injection pump of electronically controlled governor, engine speed detector, electronically controlled hydraulic continuously variable transmission, and planetary gear mechanism combined at rear of electronically controlled hydraulic continuously variable transmission In the middle speed range to the high speed range of the tractor, the speed is changed in the “HMT drive mode” in which the transmission is combined with the electronically controlled hydraulic continuously variable transmission and the planetary gear mechanism, and in the low speed range, the electronically controlled hydraulic continuously variable transmission Shifts in “HST drive mode” only, automatically switches between the two drive modes according to the shift range, and electronically controls the angle of the movable swash plate of the hydraulic pump of the electronically controlled hydraulic continuously variable transmission In the tractor travel control device equipped with the rotary tiller, which also controls the tilling speed while taking into account the rotation of the PTO shaft that drives the rotary tiller, the electronically controlled governor is used. Gin load is calculated, the engine speed is detected by the engine speed detector, and the controller calculates the difference between the engine load and the maximum torque when the engine speed is the engine speed. When the engine load is lower than the predetermined torque, the control device performs speed-up control of the electronically controlled hydraulic continuously variable transmission. A traveling control device for a tractor equipped with a rotary tiller working machine.

Engine equipped with fuel injection pump of electronically controlled governor, engine speed detector, electronically controlled hydraulic continuously variable transmission, and planetary gear mechanism combined at rear of electronically controlled hydraulic continuously variable transmission In the middle speed range to the high speed range of the tractor, the speed is changed in the “HMT drive mode” in which the speed is changed by combining the electronically controlled hydraulic continuously variable transmission and the planetary gear mechanism, and in the low speed range, the electronically controlled hydraulic continuously variable transmission Shifts in “HST drive mode” only, automatically switches between the two drive modes according to the shift range, and electronically controls the angle of the movable swash plate of the hydraulic pump of the electronically controlled hydraulic continuously variable transmission Thus, in the tractor travel control device equipped with the rotary tiller, which also controls the tillage speed while taking into account the rotation of the PTO shaft that drives the rotary tiller, the rotary tiller When the turning operation command is issued, the control device decreases the engine speed and increases the gear ratio of the electronically controlled hydraulic continuously variable transmission so as to compensate for the decrease in the vehicle speed accompanying the decrease in the engine speed. When the turning operation is finished and a command to lower the rotary tiller is entered to enter the tillage operation again, the engine speed is returned to the set speed and the increase in the vehicle speed accompanying the increase in the engine speed is limited. A traveling control device for a tractor equipped with a rotary tiller, characterized in that the transmission ratio of the electronically controlled hydraulic continuously variable transmission is reduced.