JP4359762B2

JP4359762B2 - Traveling vehicle

Info

Publication number: JP4359762B2
Application number: JP2003413630A
Authority: JP
Inventors: 文夫吉邨; 尋正菊澤
Original assignee: Iseki and Co Ltd
Current assignee: Iseki and Co Ltd
Priority date: 2003-12-11
Filing date: 2003-12-11
Publication date: 2009-11-04
Anticipated expiration: 2023-12-11
Also published as: JP2005170252A

Description

本発明は、コンバインなどの走行車両に関するものである。 The present invention relates to a traveling vehicle such as a combine.

例えばクローラを走行手段とする作業車両として、農業用のコンバインを例に従来の技術を説明する。コンバインはクローラを構成する無限履帯の接地面積を広くし、水田など軟弱な圃場でも自由に走行して刈取作業などの農業作業を可能としている。 For example, as a work vehicle using a crawler as a traveling means, a conventional technique will be described taking an agricultural combine as an example. The combine increases the ground contact area of the infinite crawlers that make up the crawler, allowing it to run freely even in soft fields such as paddy fields, enabling agricultural work such as mowing.

コンバインは動力源としてエンジンを搭載し、エンジンの発生する動力をコンバインの走行、刈取、脱穀などに使用するが、そのクローラは、エンジンの動力を走行トランスミッションにより変速して駆動する。走行トランスミッションは、静油圧式無段変速装置、歯車列機械的変速手段、差動歯車装置、クラッチ手段、ブレーキ手段などにより構成されている。 The combine is equipped with an engine as a power source, and the power generated by the engine is used for traveling, harvesting, threshing, and the like of the combine. The crawler is driven by shifting the power of the engine with a traveling transmission. The traveling transmission includes a hydrostatic continuously variable transmission, a gear train mechanical transmission unit, a differential gear unit, a clutch unit, a brake unit, and the like.

また、差動歯車機構を備えていないが、操向レバーの操作で緩旋回機構と急旋回機構を選択できる機構を備えたコンバインで、緩旋回している時に、機体が十分に旋回しないような場合には機敏に急旋回ができるようにして操作性を向上させた走行車両が知られている（特開平６−９９８４２号公報）。 Also, although it is not equipped with a differential gear mechanism, it is a combine equipped with a mechanism that can select a slow turning mechanism and a sudden turning mechanism by operating the steering lever, so that the aircraft does not turn sufficiently when turning slowly. In such a case, a traveling vehicle is known in which operability is improved by enabling quick turning (Japanese Unexamined Patent Publication No. Hei 6-99842).

さらに、差動歯車装置を利用して操舵制御を行うコンバインでは、標準（ブレーキ旋回）モードと緩旋回モードを切換可能な構成を採用し、緩旋回モード時に操向レバーを最傾倒した時には、標準モードよりも低い操舵圧を出力し、ブレーキターンしないようにしていた。また、緩旋回モード時におけるブレーキ圧はブレーキ旋回の標準圧とは調整が別に行われていたので、緩旋回モード時のブレーキの最高圧も標準圧とは異なるものであった。
特開平６−９９８４２号公報 Furthermore, the combine that performs the steering control using the differential gear device adopts a configuration that can switch between the standard (brake turning) mode and the slow turning mode, and the standard when the steering lever is tilted to the maximum in the slow turning mode. A steering pressure lower than that of the mode was output so that the brake turn was not performed. In addition, since the brake pressure in the slow turning mode was adjusted separately from the standard pressure for the brake turning, the maximum brake pressure in the slow turning mode was also different from the standard pressure.
JP-A-6-99842

前記特開平６−９９８４２号公報記載の発明は、旋回操作性が優れた走行車両であるが、操向レバーを操作して旋回モードから急旋回モードに変える時に急激な旋回態様が異なるので状況によっては不具合が生じるおそれがある。 The invention described in Japanese Patent Laid-Open No. 6-99842 is a traveling vehicle with excellent turning operability. However, when the steering lever is operated to change from the turning mode to the sudden turning mode, the abrupt turning mode differs depending on the situation. May cause problems.

また、緩旋回モードで旋回中に緩旋回の旋回半径を小さくした場合、いきなり急旋回となるので機体がふられてしまう。そのため、乗車中の運転者もふられてしまい、適正な操作が行われなくなってしまう事がある。また、操向レバーの傾倒中に該レバーの傾倒度合いを大きくすると機体が急旋回するので、急旋回への移行時期が認識しづらいという不具合がある。 In addition, if the turning radius of the slow turning is reduced during turning in the slow turning mode, the aircraft suddenly turns suddenly and is touched. For this reason, the driver who is on board is also touched, and proper operation may not be performed. In addition, if the tilting degree of the lever is increased while the steering lever is tilted, the aircraft turns sharply, which makes it difficult to recognize the transition time to the sudden turning.

また、従来の差動歯車装置を利用して操舵制御を行うコンバインでは、前述のように標準（ブレーキ旋回）モードと緩旋回モードを切換可能に構成し、緩旋回モード時に操向レバーを最傾倒した時には、標準モードよりも低い操舵圧を出力し、ブレーキターンしないようにしていた。そのため、緩旋回モードでの路上走行時にも旋回半径が大きくなり、または圃場の一部の湿田内で緩旋回モードで走行時に乾田の部分に到達したときに小回りできない不具合があった。 Moreover, in the combine which performs steering control using the conventional differential gear device, the standard (brake turning) mode and the gentle turning mode can be switched as described above, and the steering lever is most inclined in the slow turning mode. At that time, the steering pressure was lower than that in the standard mode, and the brake was not turned. For this reason, there is a problem that the turning radius becomes large even when traveling on the road in the gentle turning mode, or when turning to the dry rice field during traveling in the gentle turning mode in some wet fields of the field, there is a problem that the small turning cannot be made.

さらに、緩旋回モード時における旋回ブレーキ圧はブレーキ旋回の標準ブレーキ圧とは別に調整が行われていたので、緩旋回モード時と標準（ブレーキ旋回）モード時における旋回用ブレーキ圧力の調整が一律にできない不便さがあった。 In addition, the turning brake pressure in the slow turning mode was adjusted separately from the standard braking pressure for the brake turning, so the adjustment of the turning brake pressure in the slow turning mode and the standard (brake turning) mode is uniform. There was inconvenience that could not be done.

また、旋回などでエンジン回転が低下した場合、油圧回路の油流量が少なくなり変速装置のサイドクラッチの切断が遅れることも問題点としてあった。 Further, when the engine speed is reduced due to turning or the like, the oil flow rate in the hydraulic circuit is reduced, and the disconnection of the side clutch of the transmission is delayed.

そこで本発明の課題は、旋回などでエンジン回転が低下した場合でも、変速装置のサイドクラッチの切断が遅れて、メカロックを起こすことがない走行車両を提供することである。 SUMMARY OF THE INVENTION Accordingly, an object of the present invention is to provide a traveling vehicle that does not cause a mechanical lock due to a delay in disconnection of a side clutch of a transmission even when engine rotation is reduced due to turning or the like.

本発明の課題は次の解決手段により達成される。
請求項１記載の発明は、エンジンからの駆動力を変速して得られた動力を左右一対の走行装置（３、３）駆動用のホイール軸（１１Ｌ、１１Ｒ）のいずれか一方又は両方へ同時に動力伝達をするためのサイドクラッチ装置（２５）と、左右一対のサイドギア（５５Ｌ、５５Ｒ）を支持軸（５０）の外周に有する差動歯車機構（６）と、旋回時に前記差動歯車機構（６）を制御して前記サイドクラッチ装置（２５）から伝達される動力を旋回内側の走行装置（３）に伝達する旋回用クラッチ（８２）と直進時に前記差動歯車機構（６）を制御して前記サイドクラッチ装置（２５）から伝達される動力を左右両側の走行装置（３、３）に伝達する直進用クラッチ（８１）を有するクラッチ軸（７０）とを備えた走行ミッション装置（１４）を備えた走行車両において、旋回用クラッチ（８２）のクラッチ圧を傾倒度合いで調整する操向手段（２１）を設け、該操向手段（２１）の旋回操作の開始時間から旋回用クラッチ（８２）のクラッチ圧の昇圧開始までの時間である遅延時間をエンジン回転数が低いほど長くする制御装置を設け、前記クラッチ軸（７０）に遊嵌する第一円筒状回転体（７２）と、該第一円筒状回転体（７２）の外周に遊嵌する第二円筒状回転体（７４）を設け、前記サイドクラッチ装置（２５）に設けたセンターギア（４０）を一体で備えると共に該センターギア（４０）から左右に伸びるサイドクラッチ軸（４１）を設け、前記センターギア（４０）に外周ギア（４０ａ）と第三ギア（４０ｃ）を設け、外周ギア（４０ａ）は前記第一円筒状回転体（７２）の第一ギア（７２ａ）に、第三ギア（４０ｃ）は前記第二円筒回転体（７４）の第二ギア（７４ａ）にそれぞれ噛合し、前記第一円筒状回転体（７２）とクラッチ軸（７０）にスプライン係合した第三円筒状回転体（７１）との間に摩擦板からなる前記直進用クラッチ（８１）を設け、前記第二円筒状回転体（７４）と第三円筒状回転体（７１）との間に摩擦板からなる前記旋回用クラッチ（８２）を設け、前記直進用クラッチ（８１）と前記旋回用クラッチ（８２）との間に直進用クラッチ（８１）を入り方向に付勢する圧縮バネ（７５）を設けた走行車両である。 The object of the present invention is achieved by the following means.
According to the first aspect of the present invention, the power obtained by shifting the driving force from the engine is simultaneously applied to one or both of the pair of left and right traveling devices (3, 3) for driving wheel shafts (11L, 11R). Sa id clutch device for a power transmission (25), a pair of left and right side gears (55L, 55R) support shaft and a differential gear mechanism having the outer periphery (50) (6), the differential gear mechanism during turning (6) controlled to the side clutch device (25) and the control differential gear mechanism (6) at the straight and turning clutch for transmitting (82) the traveling device for a power of the turning inner side transmitted (3) from the And a traveling transmission device (14 ) including a clutch shaft (70) having a straight traveling clutch (81) for transmitting the power transmitted from the side clutch device (25) to the traveling devices (3, 3) on both the left and right sides. ) The traveling vehicle is provided with steering means (21) to the clutch pressure adjusted in tilting degree of the rotation clutch (82), the clutch of the rotation clutch from the start time of the turning operation of該操deflecting means (21) (82) A first cylindrical rotating body (72) that is loosely fitted to the clutch shaft (70), and a control device that increases a delay time, which is a time until the pressure starts to increase, as the engine speed decreases, and the first cylinder A second cylindrical rotating body (74) that is loosely fitted to the outer periphery of the cylindrical rotating body (72) is provided, and a center gear (40) provided in the side clutch device (25) is integrally provided and the center gear (40). A side clutch shaft (41) extending from left to right is provided, an outer peripheral gear (40a) and a third gear (40c) are provided to the center gear (40), and the outer peripheral gear (40a) is the first cylindrical rotating body (72). ) The gear (72a) and the third gear (40c) mesh with the second gear (74a) of the second cylindrical rotating body (74), respectively, and the first cylindrical rotating body (72) and the clutch shaft (70). The rectilinear clutch (81) made of a friction plate is provided between the third cylindrical rotating body (71) and the third cylindrical rotating body (71), and the second cylindrical rotating body (74) and the third cylindrical rotating body ( 71) is provided with the turning clutch (82) made of a friction plate, and the straight-moving clutch (81) is provided in the entering direction between the straight-moving clutch (81) and the turning-clutch (82). This is a traveling vehicle provided with a compression spring (75) for energizing .

請求項１記載の発明によれば、操向手段（２１）の旋回操作の開始から旋回用クラッチ（８２）のクラッチ圧の昇圧開始を始めるまでの遅延時間がエンジン回転数が低いほど長くなるので、左右サイドクラッチ（４４Ｌ、４４Ｒ）のいずれか旋回内側のクラッチ（４４Ｌ又は４４Ｒ）への圧油送油量が少なくなっても当該サイドクラッチ（４４Ｌ又は４４Ｒ）の切断が遅れて、メカロックすることがない。 According to the first aspect of the invention, the delay time from the start of the turning operation of the steering means (21) to start up start clutch pressure of the swing clutch (82) is longer the lower the engine speed Even if the amount of pressure oil supplied to the inner clutch (44L or 44R) of the left or right side clutch (44L or 44R) decreases, the side clutch (44L or 44R) is delayed and mechanically locked. There is no.

以下、本発明の実施の形態を図面を用いて具体的に説明する。
図１は本発明のコンバインの左側面図である。
図１に示すように、コンバイン１の車体フレーム２の下部側に土壌面を走行する左右一対の走行装置（以下、走行クローラと称す。）３を有する走行装置本体４を配設し、車体フレーム２の前端側に分草杆８を備えた刈取装置９が設けられている。該刈取装置９は車体フレーム２の上方の支点を中心にして上下動する刈取装置支持フレームで支持されているので、コンバイン１に搭乗したオペレータが操縦席２０の操向レバー２１を前後に傾倒操作することにより、刈取装置支持フレームと共に上下に昇降する構成である。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
FIG. 1 is a left side view of the combine of the present invention.
As shown in FIG. 1, a traveling device body 4 having a pair of left and right traveling devices (hereinafter referred to as traveling crawlers) 3 traveling on the soil surface is disposed on the lower side of the body frame 2 of the combine 1. A cutting device 9 having a weed pod 8 is provided on the front end side of 2. Since the reaping device 9 is supported by a reaping device support frame that moves up and down around a fulcrum above the body frame 2, an operator who has boarded the combine 1 tilts the steering lever 21 of the cockpit 20 back and forth. By doing so, it is configured to move up and down together with the reaping device support frame.

車体フレーム２の上方には、刈取装置９から搬送されてくる穀稈を引き継いで搬送して脱穀、選別する脱穀装置１０と該脱穀装置１０で脱穀選別された穀粒を一時貯溜するグレンタンク１３が載置され、該グレンタンク１３の後部にオーガ１５を連接して、グレンタンク１３内の穀粒をコンバイン１の外部に排出する構成としている。 Above the body frame 2, a threshing device 10 that takes over and transports cereals that are conveyed from the reaping device 9, and a grain tank 13 that temporarily stores grains threshed and selected by the threshing device 10. The auger 15 is connected to the rear part of the grain tank 13 and the grains in the grain tank 13 are discharged to the outside of the combine 1.

すなわち、コンバイン１はオペレータが操縦席２０において主変速ＨＳＴレバー２３および副変速レバー２２を操作し、エンジン（図示せず）の動力を図２に示す走行トランスミッションケース１２内の主変速機の走行用ＨＳＴ１８および副変速装置２４の歯車変速手段を介して変速し、左右の走行クローラ３、３に伝動して任意の速度で走行する。 That is, in the combine 1, the operator operates the main transmission HST lever 23 and the auxiliary transmission lever 22 at the cockpit 20 to drive the power of the engine (not shown) for the main transmission in the traveling transmission case 12 shown in FIG. 2. The speed is changed via the HST 18 and the gear transmission means of the auxiliary transmission 24, and is transmitted to the left and right traveling crawlers 3 and 3 to travel at an arbitrary speed.

また、コンバイン１は、オペレータが操縦席２０において操向レバー２１を左右に傾倒操作することにより各種旋回走行することができる。すなわち、操向レバー２１をコンバイン１を旋回させようとする方向に傾倒操作することにより、図２に示す走行ミッションケース１２内のサイドクラッチ４１と旋回用クラッチ８２が作動し、左右のクローラ駆動スプロケット１６Ｌ、１６Ｒに選択的に伝動されるので、左右の走行クローラ３、３に速度差が与えられて走行方向の変更が行われる構成としている。 Further, the combine 1 can travel in various turns by the operator tilting the steering lever 21 left and right in the cockpit 20. That is, by tilting operation in a direction to try to turn the combine 1 steering lever 21, and the side clutch 41 of the traveling transmission case 12 pivoting clutch 82 is operated as shown in FIG. 2, the left and right crawler drive sprocket Since it is selectively transmitted to 16L and 16R, a speed difference is given to the left and right traveling crawlers 3 and 3 to change the traveling direction.

本実施の形態のコンバイン１の走行ミッション装置１４を展開して示す断面図を図２に示す。また、図３に差動歯車装置のギアの回転数の関係図を示す。図４にはクラッチ軸７０部分の拡大図を示す。 FIG. 2 shows a cross-sectional view of the traveling mission device 14 of the combine 1 according to the present embodiment. FIG. 3 shows a relationship diagram of the rotation speed of the gear of the differential gear device. FIG. 4 shows an enlarged view of the clutch shaft 70 portion.

走行ミッション装置１４は、図２に示す油圧式無段変速装置（走行用ＨＳＴ）１８の出力軸１７、第一副変速軸２７、第二副変速軸３３、サイドクラッチ軸４１、ホイール軸１１からなる走行トランスミッション基本伝動系とカウンタ軸６０、クラッチ軸７０及び差動歯車機構支持軸５０を備えた走行ミッション差動伝動系（補助伝動系）を備えている。 The traveling mission device 14 includes an output shaft 17, a first auxiliary transmission shaft 27, a second auxiliary transmission shaft 33, a side clutch shaft 41, and a wheel shaft 11 of the hydraulic continuously variable transmission (traveling HST) 18 shown in FIG. A traveling transmission basic transmission system and a traveling transmission differential transmission system (auxiliary transmission system) including a counter shaft 60, a clutch shaft 70, and a differential gear mechanism support shaft 50 are provided.

まず、走行ミッション装置１４の走行トランスミッション基本伝動系を主に図２で説明する。
図示しないエンジンからの回転駆動力が走行用ＨＳＴ１８に伝動され、正・逆転の切換えや変速回転動力が出力軸１７から出力される構成としている。そして、主変速レバー２３により走行用ＨＳＴ１８の増減速の変速と前後進（正・逆転の切換え）の切換えができる構成としている。 First, the traveling transmission basic transmission system of the traveling mission apparatus 14 will be described mainly with reference to FIG.
A rotational driving force from an engine (not shown) is transmitted to the traveling HST 18 so that forward / reverse switching and variable speed rotational power are output from the output shaft 17. The main transmission lever 23 is configured to be capable of switching between increasing / decreasing shifting and forward / reverse (forward / reverse switching) of the traveling HST 18.

そして、操向レバー２１を操作して、後述のサイドクラッチ４１の「入」・「切」と増減速の変速操作により差動歯車装置６を駆動させて旋回走行ができる構成としている。 Then, the steering gear 21 is operated to drive the differential gear device 6 by “on” / “off” of the side clutch 41, which will be described later, and the speed increasing / decreasing speed change operation, and the vehicle can turn.

走行ミッションケース１２内には、副変速装置２４とサイドクラッチ装置２５と差動歯車装置６が設けられ、これらの装置の伝動下手側の左右のホイールシャフト１１Ｌ、１１Ｒから駆動スプロケット１６Ｌ、１６Ｒを介して左右の走行クローラ３、３を駆動する構成になっている。 In the traveling mission case 12, an auxiliary transmission device 24, a side clutch device 25, and a differential gear device 6 are provided. The left and right wheel shafts 11L, 11R on the lower transmission side of these devices are connected via drive sprockets 16L, 16R. Thus, the left and right traveling crawlers 3 and 3 are driven.

走行用ＨＳＴ１８の出力軸１７の広幅伝動ギア２６からの動力はカウンタ軸６０のカウンタギア６１に伝達され、該カウンタギア６１から副変速装置２４の第一副変速軸２７上の伝動ギア６２に動力が伝動される。 The power from the wide transmission gear 26 of the output shaft 17 of the traveling HST 18 is transmitted to the counter gear 61 of the counter shaft 60, and the power is transmitted from the counter gear 61 to the transmission gear 62 on the first auxiliary transmission shaft 27 of the auxiliary transmission 24. Is transmitted.

副変速装置２４の第一副変速軸２７上に一体に設けられた大ギア２８と中ギア２９と小ギア３０と第二副変速軸３３上に設けられた変速大ギア３４、変速中ギア３５及び変速小ギア３６から構成される。第一副変速軸２７上に、一体に設けられたギア２８〜３０は副変速レバー２２の操作で第一副変速軸２７の軸方向に摺動自在に軸装して変速可能に構成している。そして、上記第一副変速軸２７は、端部を走行ミッションケース１２から外側に延長して刈取伝動プーリ（図示せず）を軸着して車速に同調した回転動力を刈取装置９などの回転各部に入力できる構成としている。 A large gear 28, an intermediate gear 29, a small gear 30, and a large transmission gear 34 provided on the second auxiliary transmission shaft 33 and a middle gear 35 provided on the first auxiliary transmission shaft 27 of the auxiliary transmission 24 are integrated. And a small transmission gear 36. The gears 28 to 30 provided integrally on the first auxiliary transmission shaft 27 are slidably mounted in the axial direction of the first auxiliary transmission shaft 27 by the operation of the auxiliary transmission lever 22 so as to be capable of shifting. Yes. The first auxiliary transmission shaft 27 has its end portion extended outward from the traveling mission case 12 and a cutting power transmission pulley (not shown) is pivotally attached to the rotational power synchronized with the vehicle speed. The configuration allows input to each part.

また、第二副変速軸３３は、前記第一副変速軸２７の伝動下手側に軸架し、変速大ギア３４、変速中ギア３５、変速小ギア３６及び伝動ギア３７をそれぞれ軸着している。第二副変速軸３３のギア３４〜３７は不動で、第一副変速軸２７上に、一体に設けられた大ギア２８と中ギア２９と小ギア３０が図示しないシフタにより摺動するので、第二副変速軸３３の変速大ギア３４は前記第一副変速軸２７の小ギア３０に噛合し、変速中ギア３５は第一副変速軸２７の中ギア２９に噛合し、変速小ギア３６は第一副変速軸２７の大ギア２８にそれぞれ噛合する。さらに伝動ギア３７はサイドクラッチ装置２５のセンターギア４０に常時噛合している。 The second sub-transmission shaft 33 is mounted on the lower transmission side of the first sub-transmission shaft 27, and a large transmission gear 34, a gear 35 during transmission, a small transmission gear 36, and a transmission gear 37 are mounted on the shaft. Yes. The gears 34 to 37 of the second auxiliary transmission shaft 33 are stationary, and the large gear 28, the intermediate gear 29, and the small gear 30 that are integrally provided on the first auxiliary transmission shaft 27 are slid by a shifter (not shown). The large transmission gear 34 of the second auxiliary transmission shaft 33 is engaged with the small gear 30 of the first auxiliary transmission shaft 27, and the shifting gear 35 is engaged with the middle gear 29 of the first auxiliary transmission shaft 27. Meshes with the large gear 28 of the first auxiliary transmission shaft 27. Further, the transmission gear 37 is always meshed with the center gear 40 of the side clutch device 25.

サイドクラッチ装置２５は、センターギア４０を中心として、その左右に伸びるサイドクラッチ軸４１を一体で備えている。該サイドクラッチ軸４１上にはそれぞれスリーブ４２Ｌ、４２Ｒが遊嵌しており、前記センターギア４０にはクラッチギア４３Ｌ、４３Ｒが係合、解放可能な爪４０ｂＬ、４０ｂＲを備えている。また、クラッチギア４３Ｌ、４３Ｒはサイドクラッチ軸４１上にスプライン係合したクラッチギア４３Ｌと一体のスリーブ４２Ｌとともにサイドクラッチ軸４１上を摺動する。 The side clutch device 25 is integrally provided with a side clutch shaft 41 that extends from the center gear 40 to the left and right thereof. Sleeves 42L and 42R are loosely fitted on the side clutch shaft 41, and the center gear 40 is provided with claws 40bL and 40bR to which the clutch gears 43L and 43R can be engaged and released. The clutch gears 43L and 43R slide on the side clutch shaft 41 together with a sleeve 42L integrated with the clutch gear 43L spline-engaged on the side clutch shaft 41.

クラッチギア４３Ｌ、４３Ｒはカウンタ軸６３に遊嵌している伝動ギア６４Ｌ、６４Ｒに常時噛合しているので、クラッチギア４３Ｌ、４３Ｒからの動力は伝動ギア６４Ｌ、６４Ｒからギア６３Ｌａ、６３Ｒａを経由してホイールシャフトギア４８Ｌ、４８Ｒに伝達され、ホイールシャフトギア４８Ｌ、４８Ｒからホイールシャフト１１Ｌ、１１Ｒを経由し、駆動スプロケット１６Ｌ、１６Ｒから左右の走行クローラ３、３に伝達される。 Since the clutch gears 43L and 43R are always meshed with the transmission gears 64L and 64R that are loosely fitted to the counter shaft 63, the power from the clutch gears 43L and 43R passes from the transmission gears 64L and 64R to the gears 63La and 63Ra. Are transmitted to the wheel shaft gears 48L and 48R, transmitted from the wheel shaft gears 48L and 48R to the left and right traveling crawlers 3 and 3 from the drive sprockets 16L and 16R via the wheel shafts 11L and 11R.

爪クラッチ式に噛合したクラッチギア４３Ｌ、４３Ｒとセンターギア４０の爪部４０ｂＬ、４０ｂＲからなる構成をそれぞれサイドクラッチ４４Ｌ、４４Ｒと呼ぶことにする。 The configurations composed of the clutch gears 43L and 43R meshed in the claw clutch type and the claw portions 40bL and 40bR of the center gear 40 will be referred to as side clutches 44L and 44R, respectively.

また、スリーブ４２Ｌ、４２Ｒと走行ミッションケース１２との間にそれぞれスプリング４６Ｌ、４６Ｒが設けられ、このスプリング４６Ｌ、４６Ｒによりスリーブ４２Ｌ、４２Ｒとクラッチギア４３Ｌ、４３Ｒは常時センターギア４０側に付勢されている。そして、旋回時に油圧力でシフタ４７Ｌ、４７Ｒのいずれかを作動させて対応する前記スプリング４６Ｌ、４６Ｒのいずれかの付勢力に打ち勝つ方向に移動可能な構成になっている。これにより、旋回内側のサイドクラッチ４４Ｌ又は４４Ｒが切れる。 Also, springs 46L and 46R are provided between the sleeves 42L and 42R and the traveling mission case 12, respectively, and the sleeves 42L and 42R and the clutch gears 43L and 43R are always urged toward the center gear 40 by the springs 46L and 46R. ing. And, when turning, the shifter 47L, 47R is actuated by the hydraulic pressure to move in a direction to overcome the urging force of the corresponding spring 46L, 46R. Thereby, the side clutch 44L or 44R inside the turning is disengaged.

シフタ４７Ｌ、４７Ｒは直進走行時には作動せず、サイドクラッチ４４Ｌ、４４Ｒが共に係合した状態であるので、後述の伝達経路で左右の走行クローラ３、３が等速回転する。また所望の旋回方向に操向レバー２１を操作することでシフタ４７Ｌ又は４７Ｒが作動して、旋回内側のサイドクラッチ４４Ｌ又は４４Ｒの係合と解放が選択される。 Since the shifters 47L and 47R do not operate during straight traveling and the side clutches 44L and 44R are both engaged, the left and right traveling crawlers 3 and 3 rotate at a constant speed through a transmission path described later. Further, by operating the steering lever 21 in a desired turning direction, the shifter 47L or 47R is operated, and the engagement and release of the side clutch 44L or 44R inside the turning are selected.

センターギア４０の外周ギア４０ａはクラッチ軸７０上に遊嵌している円筒回転体７２のギア７２ａと常時噛合している。該円筒状回転体７２と爪係合している円筒体７２ｂとクラッチ軸７０にスプライン係合している円筒状回転体７１との間で多板式摩擦板からなる直進用クラッチ８１を構成している。 The outer peripheral gear 40 a of the center gear 40 is always meshed with a gear 72 a of a cylindrical rotating body 72 that is loosely fitted on the clutch shaft 70. A rectilinear clutch 81 comprising a multi-plate friction plate is configured between the cylindrical body 72b engaged with the cylindrical rotor 72 and a cylindrical rotor 71 splined to the clutch shaft 70. Yes.

また、円筒状回転体７２の外周には円筒状回転体７４が遊嵌しており、該円筒状回転体７４にはセンターギア４０の第三のギア４０ｃに常時係合しているギア７４ａを備えている。また円筒状回転体７４と円筒状回転体７１との間で多板式摩擦板からなる旋回用クラッチ８２を構成している。直進用クラッチ８１と旋回用クラッチ８２との間には圧縮バネ７５が配置され、該圧縮バネ７５の付勢力は直進用クラッチ８１が「入」となるように設置されている。 A cylindrical rotating body 74 is loosely fitted on the outer periphery of the cylindrical rotating body 72, and a gear 74a that is always engaged with the third gear 40c of the center gear 40 is attached to the cylindrical rotating body 74. I have. Further, a turning clutch 82 composed of a multi-plate friction plate is formed between the cylindrical rotating body 74 and the cylindrical rotating body 71. A compression spring 75 is disposed between the rectilinear clutch 81 and the turning clutch 82, and the urging force of the compression spring 75 is set so that the rectilinear clutch 81 is “on”.

また、円筒状回転体７１の外周には直進用クラッチ８１と圧縮バネ７５と旋回用クラッチ８２の間をそれぞれ仕切る円盤状プレート７６ａ、７６ｂを備えた円筒体７６が一体化して設けられている。 A cylindrical body 76 having disk-like plates 76a and 76b for partitioning the linearly moving clutch 81, the compression spring 75, and the turning clutch 82, respectively, is integrally provided on the outer periphery of the cylindrical rotating body 71.

油口７７から圧油の導入がない場合には圧縮バネ７５によって円筒状回転体７１と円筒状回転体７２との間で常時直進用クラッチ８１が係合する「入」方向に付勢されている。直進用クラッチ８１は常時「入」状態を保ち、旋回用クラッチ８２は常時「切」状態を保っている。 When no pressure oil is introduced from the oil port 77, the compression spring 75 urges the cylinder rotation body 71 and the cylinder rotation body 72 to always engage with the “in” direction in which the straight-traveling clutch 81 is engaged. Yes. The rectilinear clutch 81 is always kept in the “on” state, and the turning clutch 82 is always kept in the “off” state.

油口７７から圧油の導入があると、ピストン７３と円筒体７６の円盤状プレート７６ａと７６ｂがバネ７５の付勢力に打ち勝って図２の左側方向にシフトし、直進用クラッチ８１は解放（「切」状態）となり、旋回用クラッチ８２が係合（「入」状態）になる。 When pressure oil is introduced from the oil port 77, the piston 73 and the disk-like plates 76a and 76b of the cylindrical body 76 overcome the urging force of the spring 75 and shift to the left side in FIG. “OFF” state) and the turning clutch 82 is engaged (“ON” state).

直進用クラッチ８１が「入」の場合は副変速装置２４からの駆動力がサイドクラッチ軸４１のセンターギア４０の外周ギア４０ａと円筒状回転体７２のギア７２ａを経由して円筒状回転体７２、円筒体７２ｂ、直進用クラッチ８１、円筒体７６、円筒状回転体７１、直進用クラッチ８１及びクラッチ軸７０を回転させ、該クラッチ軸７０と一体の伝動ギア７８と、該伝動ギア７８に常時係合している差動歯車機構６のリングギア５３を回転させる。このとき旋回用クラッチ８２が「切」であるのでセンターギア４０の第三ギア４０ｃに常時噛合している円筒状回転体７４のギア７４ａの回転動力はクラッチ軸７０には伝達されないで円筒状回転体７４は空回りする。 When the straight traveling clutch 81 is “ON”, the driving force from the auxiliary transmission 24 passes through the outer peripheral gear 40 a of the center gear 40 of the side clutch shaft 41 and the gear 72 a of the cylindrical rotating body 72, and the cylindrical rotating body 72. The cylindrical body 72b, the straight traveling clutch 81, the cylindrical body 76, the cylindrical rotating body 71, the straight traveling clutch 81 and the clutch shaft 70 are rotated, and the transmission gear 78 integral with the clutch shaft 70 and the transmission gear 78 are always connected. The ring gear 53 of the engaged differential gear mechanism 6 is rotated. At this time, since the turning clutch 82 is “disengaged”, the rotational power of the gear 74a of the cylindrical rotating body 74 that is always meshed with the third gear 40c of the center gear 40 is not transmitted to the clutch shaft 70 but is rotated in the cylindrical shape. The body 74 is idle.

また、旋回用クラッチ８２が「入」の場合は、直進用クラッチ８１が「切」となり、クラッチ軸７０に遊嵌している円筒状回転体７２を空回りさせるが、このときセンターギア４０の第三ギア４０ｃからの駆動力が円筒状回転体７４のギア７４ａを経由して円筒状回転体７４から旋回用クラッチ８２と円筒体７６を経由して円筒状回転体７１を回転させ、該回転体７１の回転でクラッチ軸７０を駆動させる。この結果、クラッチ軸７０に固定された伝動ギア７８が回転して、該伝動ギア７８に常時係合している差動歯車装置６のリングギア５３を回転させる。 When the turning clutch 82 is “ON”, the straight-traveling clutch 81 is “OFF”, and the cylindrical rotating body 72 loosely fitted to the clutch shaft 70 is idled. The driving force from the three gears 40c rotates the cylindrical rotating body 71 from the cylindrical rotating body 74 through the turning clutch 82 and the cylindrical body 76 via the gear 74a of the cylindrical rotating body 74, and the rotating body. The clutch shaft 70 is driven by the rotation of 71. As a result, the transmission gear 78 fixed to the clutch shaft 70 rotates, and the ring gear 53 of the differential gear device 6 that is always engaged with the transmission gear 78 is rotated.

差動歯車装置６には、中間ベベルギア５２の外周に設けたデフケース５４と一体のリングギア５３が設けられており、また、支持軸５０には側部ベベルギア５１Ｌ、５１Ｒが回転可能に支持されており、また、側部ベベルギア５１Ｌ、５１Ｒの外周には左右のサイドギア５５Ｌ、５５Ｒがそれぞれ固定している。 The differential gear device 6 is provided with a ring gear 53 integrated with a differential case 54 provided on the outer periphery of the intermediate bevel gear 52, and side bevel gears 51L and 51R are rotatably supported on the support shaft 50. In addition, left and right side gears 55L and 55R are fixed to the outer peripheries of the side bevel gears 51L and 51R, respectively.

これらサイドギア５５Ｌ、５５Ｒはカウンタ軸６３にそれぞれ係合し、伝動ギア６４Ｌ、６４Ｒはカウンタ軸６３に遊嵌し、伝動ギア６４Ｌとカウンタ軸６３Ｌは一体であり、ギア６３Ｌａはホイールシャフトギア４８Ｌに常噛している。 The side gears 55L and 55R are respectively engaged with the counter shaft 63, the transmission gears 64L and 64R are loosely fitted to the counter shaft 63, the transmission gear 64L and the counter shaft 63L are integral, and the gear 63La is always connected to the wheel shaft gear 48L. Biting.

図２から明らかなように、直進用クラッチ８１と旋回用クラッチ８２を同一軸であるクラッチ軸７０に設けることにより両クラッチ８１、８２を択一的に操作できるので、構成が簡素化でき、安価になる。また両クラッチ８１、８２の切り替えのタイミングを機械的に調整できるので複雑な制御が不要となる。 As can be seen from FIG. 2, since the straight clutch 81 and the turning clutch 82 are provided on the clutch shaft 70 which is the same shaft, both the clutches 81 and 82 can be operated alternatively. become. Further, since the switching timing of both clutches 81 and 82 can be mechanically adjusted, complicated control is not required.

上記構成からなる走行ミッション装置１４のギア機構において、コンバインの直進時はサイドクラッチ装置２５の左右のサイドクラッチ４４Ｌ、４４Ｒが共に係合したままであり、エンジン動力は副変速装置２４の第二副変速軸３３に伝達され、該第二副変速軸３３のの出力ギア３７を経由してセンターギア４０に伝達される。該センターギア４０にはサイドクラッチ軸４１が共に係合しているので、センターギア４０の回転力はクラッチ４４Ｌ、４４Ｒを介してクラッチギア４３Ｌ、４３Ｒに伝達され、該クラッチギア４３Ｌ、４３Ｒに常時係合している伝動ギア６４Ｌ、６４Ｒに伝達され、伝動ギア６４Ｌ、６４Ｒからカウンタ軸６３のギア６３Ｌａ、６３Ｒａとホイールギア４８Ｌ、４８Ｒをそれぞれ経由して左右の走行クローラ３が共に回転する。 In the gear mechanism of the traveling mission device 14 configured as described above, the left and right side clutches 44L and 44R of the side clutch device 25 remain engaged when the combine is traveling straight, and the engine power is supplied to the second sub-transmission device 24. It is transmitted to the transmission shaft 33 and transmitted to the center gear 40 via the output gear 37 of the second auxiliary transmission shaft 33. Since the side clutch shaft 41 is engaged with the center gear 40, the rotational force of the center gear 40 is transmitted to the clutch gears 43L and 43R via the clutches 44L and 44R, and is always transmitted to the clutch gears 43L and 43R. The left and right traveling crawlers 3 are rotated together via the gears 63La and 63Ra of the counter shaft 63 and the wheel gears 48L and 48R from the transmission gears 64L and 64R, respectively.

副変速レバー２２の作動で副変速シフタステー３２が副変速装置２４の第一副変速軸２７のギア２８、２９、３０とそれぞれ対応する第二副変速軸３３のギア３４、３５、３６のいずれかの組のギア同士を噛合させて、適切な速度段で直進走行ができる。 Any of the gears 34, 35, 36 of the second auxiliary transmission shaft 33 corresponding to the gears 28, 29, 30 of the first auxiliary transmission shaft 27 of the auxiliary transmission 24 by the operation of the auxiliary transmission lever 22. This set of gears can be engaged with each other so that the vehicle can travel straight at an appropriate speed stage.

このとき直進用クラッチ８１は「入」で、旋回用クラッチ８２は「切」であり、直進時の差動歯車装置６の状態は次の通りである。
（イ）第二副変速軸３３の駆動力がセンタギア４０の爪ギア４０ｂＬ、４０ｂＲとを経由してサイドクラッチ装置２５のサイドクラッチ４４Ｌ、４４Ｒ及び左右のサイドクラッチ軸４１のクラッチギア４３Ｌ、４３Ｒを経由して伝動ギア６４Ｌ、６４Ｒが共に回転しているので、伝動ギア６４Ｌ、６４Ｒがそれぞれ噛合している差動歯車装置６のサイドギア５５Ｌ、５５Ｒは同じ方向に共に等速回転する。従って、サイドギア５５Ｌ、５５Ｒとそれぞれ一体回転する側部ベベルギア５１Ｌ、５１Ｒを介してデフケース５４と該デフケース５４と一体のリングギア５３も同じ方向に回転し、前記側部ベベルギア５１Ｌ、５１Ｒに噛み合っている中間ベベルギア５２、５２ａが支持軸５０を中心に回転する。 At this time, the rectilinear clutch 81 is “on” and the turning clutch 82 is “disengaged”, and the state of the differential gear device 6 during rectilinear advance is as follows.
(A) The driving force of the second auxiliary transmission shaft 33 is applied to the side clutches 44L and 44R of the side clutch device 25 and the clutch gears 43L and 43R of the left and right side clutch shafts 41 via the pawl gears 40bL and 40bR of the center gear 40. Since the transmission gears 64L and 64R are both rotated via the vias, the side gears 55L and 55R of the differential gear device 6 with which the transmission gears 64L and 64R are respectively meshed rotate at the same speed in the same direction. Accordingly, the differential case 54 and the ring gear 53 integrated with the differential case 54 rotate in the same direction via the side bevel gears 51L and 51R that rotate integrally with the side gears 55L and 55R, respectively, and mesh with the side bevel gears 51L and 51R. intermediate bevel gear 52,52a are rotating around the support shaft 50.

（ロ）第二副変速軸３３の駆動力がセンターギア４０の外周ギア４０ａから回転円筒体７２に伝達され回転円筒体７２と爪係合する円筒体７２ｂ、直進用クラッチ８１、円筒体７６のプレート７６ａ、円筒状回転体７１、クラッチ軸７０、伝動ギア７８及びリングギア５３に順次動力伝達され、リングギア５３と同じ回転方向にベベルギア５２も回転する。 (B) The driving force of the second auxiliary transmission shaft 33 is transmitted from the outer peripheral gear 40a of the center gear 40 to the rotating cylindrical body 72, and the cylindrical body 72b that engages with the rotating cylindrical body 72, the linear clutch 81, and the cylindrical body 76 The power is sequentially transmitted to the plate 76 a, the cylindrical rotating body 71, the clutch shaft 70, the transmission gear 78, and the ring gear 53, and the bevel gear 52 rotates in the same rotational direction as the ring gear 53.

このようにリングギア５３は上記（イ）、（ロ）の二系統から回動されるので上記（イ）、（ロ）の二系統からのリングギア５３への変速比を同じに設定する。従ってサイドクラッチ４４Ｌ又は４４Ｒを「切」にしたとき、上記（ロ）の伝動系統からの動力がリングギア５３からサイドギア５５Ｌ、５５Ｒと伝動ギア６４Ｌ、６４Ｒ、カウンタギア６３Ｌａ、６３Ｒａ、ホイールシャフトギア４８Ｌ、４８Ｒにそれぞれ伝わるので、ショックが防止される。また、センターギア４０と一体の第三ギア４０ｃから、ギア７４ａ、円筒状回転体７４に伝達される旋回用の動力は、旋回用クラッチ８２で空転している。 Since the ring gear 53 is thus rotated from the two systems (A) and (B), the gear ratios from the two systems (A) and (B) to the ring gear 53 are set to be the same. Accordingly, when the side clutch 44L or 44R is turned off, the power from the transmission system (b) is transmitted from the ring gear 53 to the side gears 55L and 55R, the transmission gears 64L and 64R, the counter gears 63La and 63Ra, and the wheel shaft gear 48L. , 48R, the shock is prevented. Further, the turning power transmitted from the third gear 40 c integrated with the center gear 40 to the gear 74 a and the cylindrical rotating body 74 is idled by the turning clutch 82.

次に前記ギア機構の左旋回時の作動について説明する。
操向レバー２１を左側に傾斜させることで、シフタ４７Ｌを作動させ、サイドクラッチ４４Ｌを「切」にすると、図示しない機構により油口７７から圧油が導入され、ピストン７３と円筒体７６が図２の左方向に移動する。この移動により直進用クラッチ８１を「切」として、旋回用クラッチ８２を「入」とする。溶接で一体構成されたセンターギア４０と第三のギア４０ｃの回転力は旋回用クラッチ８２の円筒状回転体７４の外周に設けられた対応するギア７４ａ、旋回用クラッチ８２、円筒体７６、円筒状回転体７１、クラッチ軸７０、伝動ギア７８、リングギア５３、側部ベベルギア５１Ｌ、サイドギア５５Ｌ、カウンタ軸６３の伝動ギア６４Ｌ、ギア６３Ｌａ、ホイールシャフトギア４８Ｌ、クローラ駆動スプロケット１６Ｌをそれぞれ経由して左の走行クローラ３を駆動させる。この時、センターギア４０の動力はクラッチギア４３Ｒからカウンタ軸６３の伝動ギア６４Ｒ、ギア６３Ｒａ、ホイールギア４８Ｒ、クローラ駆動スプロケット１６Ｒをそれぞれ経由して旋回外側の右の走行クローラ３を駆動する。 Next, the operation of the gear mechanism when turning left will be described.
By tilting the steering lever 21 to the left, the shifter 47L is operated and the side clutch 44L is turned off, pressure oil is introduced from the oil port 77 by a mechanism (not shown), and the piston 73 and the cylindrical body 76 are shown in FIG. Move to the left of 2. By this movement, the straight traveling clutch 81 is set to “disengaged” and the turning clutch 82 is set to “on”. The rotational force of the center gear 40 and the third gear 40c integrally formed by welding corresponds to the corresponding gear 74a provided on the outer periphery of the cylindrical rotating body 74 of the turning clutch 82, the turning clutch 82, the cylindrical body 76, and the cylinder. Via a cylindrical rotating body 71, a clutch shaft 70, a transmission gear 78, a ring gear 53, a side bevel gear 51L, a side gear 55L, a transmission gear 64L of a counter shaft 63, a gear 63La, a wheel shaft gear 48L, and a crawler drive sprocket 16L. The left traveling crawler 3 is driven. At this time, the power of the center gear 40 drives the right traveling crawler 3 on the outer side of the turn from the clutch gear 43R via the transmission gear 64R, the gear 63Ra, the wheel gear 48R, and the crawler driving sprocket 16R of the counter shaft 63, respectively.

旋回用クラッチ８２は、その多板式摩擦板を油圧力を無段階的（連続的）に設定した旋回モードまで制御することができる。なお、この旋回用クラッチ８２の摩擦板の油圧力の制御は操縦席２０に設けた操向レバー２１に付属するポテンショメータ（図示せず）で検出される傾動角度の制御で行うことができる。 The turning clutch 82 can control the multi-plate friction plate to a turning mode in which the oil pressure is set steplessly (continuously). The hydraulic pressure of the friction plate of the turning clutch 82 can be controlled by controlling the tilt angle detected by a potentiometer (not shown) attached to the steering lever 21 provided in the cockpit 20.

センターギア４０の第三のギア４０ｃと円筒状回転体７４のギア７４ａの変速比の関係により、例えば旋回用クラッチ８２を完全に接続させた場合にサイドギア５５Ｌの回転数はサイドクラッチ４４Ｒ側のサイドギア５５Ｒの回転数の−１／３になり、急旋回（スピンターン）状態になるように設定しているので、緩旋回からブレーキ旋回と急旋回への移行が可能になっている。 Due to the relationship between the gear ratio of the third gear 40c of the center gear 40 and the gear 74a of the cylindrical rotating body 74, for example, when the turning clutch 82 is completely connected, the rotational speed of the side gear 55L is the side gear on the side clutch 44R side. Since it is set to be -1/3 of the rotational speed of 55R and a sudden turn (spin turn) state is established, it is possible to shift from a gentle turn to a brake turn and a sudden turn.

すなわち、図３に示すように左旋回時には旋回外側であるサイドクラッチ４４Ｒが「入」状態であるので、ホイールシャフトギア４８Ｒの回転がクラッチギア４３Ｒから一定回転で伝動されるとともに、クラッチギア４３Ｒの回転はサイドギア５５Ｒを一定回転で伝動する。一方、リングギア５３の回転数が旋回用クラッチ８２の摩擦力が強くなるに従い減速されていくと、それに比例してサイドギア５５Ｌの回転数が減少していく。リングギア５３の回転数がサイドギア５５Ｒの１／２になると、サイドギア５５Ｌはゼロ回転となり、サイドギア５５Ｌからホイールシャフトギア４８Ｌを経由する回転数がゼロになり、左走行クローラ３にブレーキが利いているのではないが左走行クローラ３が回転しない、いわゆるブレーキ旋回が行われる。 That is, as shown in FIG. 3, when turning left, the side clutch 44R outside the turn is in the “ON” state, so that the rotation of the wheel shaft gear 48R is transmitted from the clutch gear 43R at a constant rotation, and the clutch gear 43R The rotation transmits the side gear 55R at a constant rotation. On the other hand, when the rotational speed of the ring gear 53 is decelerated as the frictional force of the turning clutch 82 increases, the rotational speed of the side gear 55L decreases in proportion thereto. When the rotation speed of the ring gear 53 becomes 1/2 of the side gear 55R, the side gear 55L becomes zero rotation, the rotation speed from the side gear 55L via the wheel shaft gear 48L becomes zero, and the left traveling crawler 3 is braked. Although it is not, the so-called brake turning, in which the left traveling crawler 3 does not rotate, is performed.

さらにリングギア５３が減速していくと、サイドギア５５Ｒの回転方向に対してサイドギア５５Ｌは逆転回転をして左走行クローラ３が逆回転し、いわゆる急旋回が行われる。 When the ring gear 53 further decelerates, the side gear 55L rotates in the reverse direction with respect to the rotation direction of the side gear 55R, and the left traveling crawler 3 rotates in the reverse direction, so that a so-called sharp turn is performed.

サイドギア５５Ｒの回転数に対してサイドギア５５Ｌの逆転回転数は、ギア４０ｃとギア７４ａの変速比を図３の点Ｘに設定していると、サイドギア５５Ｌがサイドギア５５Ｒに対して−１／３スピンターンまで実行可能な逆転回転数まで設定が可能である。 The reverse rotation speed of the side gear 55L with respect to the rotation speed of the side gear 55R is such that when the gear ratio of the gear 40c and the gear 74a is set to the point X in FIG. 3, the side gear 55L is −1/3 spin relative to the side gear 55R. It is possible to set up to the reverse rotation speed that can be executed until the turn.

また、右旋回選択時はサイドクラッチ４４Ｒを「切」にすることで、前記左旋回と全く逆の作動が走行ミッション装置１４で行われる。 Further, when the right turn is selected, the side transmission 44R is set to “OFF”, so that the traveling mission device 14 performs an operation completely opposite to the left turn.

上記したような副変速装置２４と旋回用クラッチ８２との間に比較的簡単な構成のギア変速装置１９を介装し、旋回用クラッチ８２の摩擦板の係合圧を調整することで、緩旋回からブレーキ旋回及び−１／３の急旋回まで実行可能な状態に切り替えられるようにした。 A gear transmission 19 having a relatively simple configuration is interposed between the auxiliary transmission 24 and the turning clutch 82 as described above, and the engagement pressure of the friction plate of the turning clutch 82 is adjusted, thereby reducing the speed. It is possible to switch to a state in which execution is possible from turning to braking turning and -1/3 sudden turning.

上記差動歯車機構６を備えた変速装置において、本実施例のコンバインはブレーキ旋回モードの切換スイッチ１０４と操舵制御装置１００を備えており、当該操舵制御装置１００は緩旋回時で操向レバー２１を操作すると次のような制御をすることができる。 In the transmission equipped with the differential gear mechanism 6, the combine of this embodiment includes the brake turning mode changeover switch 104 and the steering control device 100. The following controls can be performed by operating.

図５に示すように操向レバー２１の最傾倒時にブレーキ旋回時と緩旋回時で同一圧で旋回用クラッチ８２を作動させるような制御を行う。図５では操向レバー２１の傾斜度合いと旋回用クラッチ８２への油圧の加圧度合いの関係について、ブレーキ旋回時を点線で示し、緩旋回時を実線で示す。緩旋回時には操向レバー２１の傾斜度が大きくなると旋回圧力を急上昇させて、操向レバー２１の最傾倒時にブレーキ旋回時と緩旋回時で同一圧とする。 Performing control so as to operate the turning clutch 82 in the same pressure a gentle turning state and when the brake pivot during most tilting of the steering lever 21 as shown in FIG. The hydraulic pressurization degree of relationship of FIG. 5, the degree of inclination of the steering lever 21 to swing clutch 82, it indicates when the brake pivot by a dotted line shows the time slow turning in solid lines. When the steering lever 21 is inclined slowly, the turning pressure is rapidly increased so that the same pressure is applied during the brake turning and the gentle turning when the steering lever 21 is most tilted.

従来、緩旋回モードでは、操向レバー２１の傾斜度が大きくなっても、車両の旋回半径が大きいままでオペレータが危険を感じることがある。そこで緩旋回時には操向レバー２１の傾斜度が大きくなると旋回用クラッチ８２のクラッチ圧を急激に上げて旋回半径を比較的小さくなるように制御すると、オペレータは安心して小回りのできる旋回操作ができる。
すなわち、旋回時に、旋回用クラッチ８２のクラッチ圧を傾倒度合いで調整する操向レバー２１が、緩旋回モードで最傾倒位置にあるときのクラッチ圧をブレーキ旋回モードで操向レバー２１が最傾倒位置にあるときのクラッチ圧と同じにすることにより、操向レバー２１が最傾倒位置にあるときには緩旋回モードで旋回中でもブレーキ旋回モードと同じ大きさのクラッチ圧が得られ、旋回半径を比較的小さくできるので、旋回安全性が高まる。しかも、操向レバー２１が最傾倒位置にあるときにはブレーキ旋回となるので、緩旋回中にブレーキ旋回への移行時期が認識でき、操作性が向上する。
また、緩旋回モードで操向レバー２１が最傾倒位置にあるときのクラッチ圧をブレーキ旋回モードと同一にできるので操縦者には違和感が無くなる。 Conventionally, in the gentle turning mode, even if the inclination of the steering lever 21 increases, the turning radius of the vehicle remains large and the operator may feel danger. So at the time of gentle turning the control such tilting of the steering lever 21 is relatively small abruptly raised by the turning radius of the clutch pressure of the rotation clutch 82 increases, the operator can pivot operations that can maneuverability with confidence.
That is, during turning, the steering lever 21 that adjusts the clutch pressure of the turning clutch 82 with the degree of tilting is the clutch pressure when the steering lever 21 is in the most tilted position in the slow turning mode and the steering lever 21 is in the most tilted position in the brake turning mode. When the steering lever 21 is in the most tilted position, the same clutch pressure as in the brake turning mode can be obtained even when turning in the slow turning mode, and the turning radius is relatively small. This improves the turning safety. Moreover, since the brake turning is performed when the steering lever 21 is at the most tilted position, the transition timing to the brake turning can be recognized during the gentle turning, and the operability is improved.
Further, since the clutch pressure when the steering lever 21 is at the most tilted position in the slow turning mode can be made the same as that in the brake turning mode, there is no sense of incongruity for the operator.

この旋回制御は図６に示す制御ブロック図の操向レバー２１の傾倒角度を検出するパワステポジションセンサ１０１、左右のクローラの回転数検出センサ１０２、１０３、ブレーキ旋回モード切換スイッチ１０４、回転フィードバック制御スイッチ１０５（後述）、エンジン回転数の検出センサ１０６の検出値などで旋回用クラッチ操作油圧を制御するために左右のサイドクラッチソレノイド１０８、１０９、旋回用クラッチ８２の操作油圧を操向レバー２１の傾斜角に応じて調整する比例圧力ソレノイド１１０をそれぞれ適切な出力を与えることができる。 This turning control includes a power steering position sensor 101 that detects the tilt angle of the steering lever 21 in the control block diagram shown in FIG. 6, left and right crawler rotation number detection sensors 102 and 103, a brake turning mode changeover switch 104, and a rotation feedback control switch. 105 (described later), the left and right side clutch solenoid 109 to control the swing clutch operation hydraulic etc. detected value of the engine speed detection sensor 106, the inclination of the steering lever 21 operating oil pressure of the swing clutch 82 Proportional pressure solenoids 110 that adjust according to the angle can each provide an appropriate output.

また、前記ブレーキ旋回の最高圧と同一にした緩旋回の最高圧を圧力調整ダイヤル１０７により、ブレーキ旋回と共に図５の一点鎖線で示す直線のように圧力補正が可能な構成としても良い。 Further, the maximum pressure of the gentle turning that is the same as the maximum pressure of the turning of the brake may be configured such that the pressure adjustment dial 107 can correct the pressure together with the turning of the brake as shown by a dashed line in FIG.

また、本実施例の差動歯車機構６を利用して操舵制御を行うコンバインの操舵制御装置１００では、緩旋回時に回転フィードバック制御を行ってから一定時間内に再度回転フィードバック制御を行う場合は、回転フィードバック開始時に前回の学習圧で出力する構成にしている。 Further, in the combine steering control device 100 that performs the steering control using the differential gear mechanism 6 of the present embodiment, when the rotation feedback control is performed again within a predetermined time after performing the rotation feedback control at the time of slow turning, It is configured to output at the previous learning pressure at the start of rotation feedback.

従来の操舵制御装置１００では、図７（ｃ）の操舵圧の時間変化を示す図にあるように回転フィードバック制御開始時には常に旋回用クラッチ８２を固定圧力（設計圧）Ａで出力しており、回転フィードバックにより最適圧となった学習圧Ｂが得られても、次回の回転フィードバック制御開始時には常に前記固定圧力Ａを出力していた。 In the conventional steering control device 100, and outputs in Figure 7 always in rotation feedback control is started when as in graph showing a temporal change in the steering pressure swing clutch 82 fixed pressure (c) (Design pressure) A, Even when the learning pressure B that is the optimum pressure is obtained by the rotation feedback, the fixed pressure A is always output when the next rotation feedback control is started.

しかし、回転フィードバック制御を開始してから短時間しか経過してない場合には、クローラ接地面の状態の変化も少ないと考えられる。そのため、前記固定圧Ａで出力する時に比べて前回の学習圧Ｂで旋回用クラッチ圧を出力すると、短時間で適正な圧力が得られるので適正な左右クローラ３の回転比となる。なお、回転フィードバック制御は対応する回転フィードバック制御スイッチ１０５で行う。なお、図７（ａ）には操向レバー２１の傾斜角度に対応するパワステポジション（操向レバー２１の傾倒角に対応）の時間変化を示し、図７（ｂ）には回転フィードバック制御スイッチ１０５のオンオフのタイミングを示す。 However, when only a short time has passed since the rotation feedback control was started, it is considered that there is little change in the state of the crawler contact surface. Therefore, when outputting a turning clutch pressure in the previous learning pressure B than when output in the fixed pressure A, the proper left and right crawlers 3 rotation ratio because the correct pressure is obtained in a short time. Note that the rotation feedback control is performed by the corresponding rotation feedback control switch 105. FIG. 7A shows the time change of the power steering position (corresponding to the tilt angle of the steering lever 21) corresponding to the tilt angle of the steering lever 21, and FIG. 7B shows the rotation feedback control switch 105. The on / off timing is shown.

また、緩旋回時に回転フィードバック制御スイッチ１０５を押して回転フィードバック制御を行った時、前記スイッチ１０５を押したままの場合には操向レバー２１をニュートラルに戻して回転フィードバック制御を中止した時も、前回の学習圧Ｂを継続して記憶しておき、次の回転フィードバック制御開始時にその圧力で出力開始する構成にしてもよい。 In addition, when the rotation feedback control switch 105 is pressed during the gentle turn and the rotation feedback control is performed, if the switch 105 is kept pressed, the steering lever 21 is returned to neutral and the rotation feedback control is stopped. The learning pressure B may be stored continuously, and output may be started at that pressure when the next rotation feedback control is started.

回転フィードバック制御スイッチ１０５を押したままでのフィードバック制御時には、クローラ接地面の状態の変化も少ないと考えられる。そのため、固定圧Ａで出力する時に比べ、前回の学習圧Ｂで出力すると、短時間で適正な圧力になり、適正な回転比になる。 During feedback control with the rotation feedback control switch 105 held down, it is considered that there is little change in the state of the crawler ground contact surface. Therefore, compared with the case of outputting with the fixed pressure A, when the output is performed with the previous learning pressure B, the pressure becomes appropriate in a short time, and the appropriate rotation ratio is obtained.

また、同様に緩旋回時に回転フィードバック制御を行ってから一定距離走行内に再度回転フィードバック制御を行う場合にも、再度回転フィードバック制御が開始されると、前回の学習圧Ｂで出力する構成にしてもよい。これは、前回から短距離しか走行していない場合に、再度回転フィードバック制御が行われると、クローラ接地面の状態の変化も少ないと考えられ、この場合に前回の学習圧で出力すると、短時間で適正な圧力になり適正な回転比が得られる。 Similarly, when the rotation feedback control is performed again during a certain distance after the rotation feedback control is performed at the time of a gentle turn, when the rotation feedback control is started again, an output is made with the previous learning pressure B. Also good. This is because if the vehicle is traveling only a short distance from the previous time and rotation feedback control is performed again, the change in the state of the crawler contact surface is considered to be small. With proper pressure, the proper rotation ratio can be obtained.

また、図８に示すように、本実施例の差動歯車機構６を用した操舵制御装置１００で旋回時にサイドクラッチ４４Ｌ、４４Ｒを切った後、一定時間旋回用クラッチ８２の昇圧を遅らせるときに、エンジン回転数が低いほど、前記昇圧の遅延時間を延ばすようにしても良い。 Further, as shown in FIG. 8, when the steering control device 100 using the differential gear mechanism 6 of the present embodiment is used to turn off the side clutch 44L, 44R at the time of turning , and then delay the pressurization of the turning clutch 82 for a certain time. The delay time of the pressure increase may be extended as the engine speed is lower.

なお、図８（ａ）には図１のコンバインの操向レバー２１の傾斜角度に対応するパワステポジション（操向レバー２１の傾倒角に対応）の時間変化を示し、図８（ｂ）にはエンジン回転数の時間変化を示し、図８（ｃ）には左サイドクラッチ４４Ｌのオンオフのタイミングを示し、図８（ｄ）には操舵圧の時間変化を示す。 8A shows the time change of the power steering position (corresponding to the tilt angle of the steering lever 21) corresponding to the tilt angle of the steering lever 21 of the combine in FIG. 1, and FIG. FIG. 8C shows the on / off timing of the left side clutch 44L, and FIG. 8D shows the time change of the steering pressure.

車両が旋回時などでエンジン回転数が低下した場合、ミッションケース１２内の油流量が少なくなりサイドクラッチ４４Ｌ、４４Ｒの切断が遅れるが、本実施例ではサイドクラッチ４４Ｌ、４４Ｒが切れてないのに旋回用クラッチ８２を昇圧することによりメカロックを起こしてエンジンが停止するおそれがあるので、それを防止するためである。 When the engine speed decreases when the vehicle is turning, the oil flow rate in the mission case 12 is reduced and the disconnection of the side clutches 44L and 44R is delayed, but in this embodiment the side clutches 44L and 44R are not disconnected. the engine causing a mechanical lock by boosting the swing clutch 82 is likely to be stopped, in order to prevent it.

本発明は、コンバインなどの走行車両の走行ミッション装置に提供できる。 The present invention can be provided for a traveling mission device of a traveling vehicle such as a combine.

本発明の実施の形態のコンバインの左側面図である。It is a left view of the combine of embodiment of this invention. 図１のコンバインの走行トランスミッション装置の展開断面図の一部を示す図である。It is a figure which shows a part of expanded sectional view of the traveling transmission apparatus of the combine of FIG. 図２の走行ミッション装置の差動歯車装置のギアの回転数の関係図である。It is a related figure of the rotation speed of the gear of the differential gear apparatus of the traveling mission apparatus of FIG. クラッチ軸部分の拡大図である。It is an enlarged view of a clutch shaft part. 図１のコンバインの操向レバーの傾倒時の旋回用クラッチ圧との関係を示す図である。It is a figure which shows the relationship with the clutch pressure for turning at the time of tilting of the steering lever of the combine of FIG. 図１のコンバインの操向制御のための制御ブロック図である。It is a control block diagram for steering control of the combine of FIG. 図７（ａ）には図１のコンバインの操向レバーの傾斜角度に対応するパワステポジションの時間変化を示し、図７（ｂ）には回転フィードバック制御スイッチのオンオフのタイミングを示し、図７（ｃ）には操舵圧の時間変化を示す図である。FIG. 7A shows the time change of the power steering position corresponding to the tilt angle of the steering lever of the combine of FIG. 1, FIG. 7B shows the on / off timing of the rotation feedback control switch, and FIG. c) is a diagram showing a change in steering pressure over time. 図８（ａ）には図１のコンバインの操向レバーの傾斜角度に対応するパワステポジションの時間変化を示し、図８（ｂ）にはエンジン回転数の時間変化を示し、図８（ｃ）には左サイドクラッチのオンオフのタイミングを示し、図８（ｄ）には操舵圧の時間変化を示す。FIG. 8A shows the time change of the power steering position corresponding to the inclination angle of the steering lever of the combine shown in FIG. 1, FIG. 8B shows the time change of the engine speed, and FIG. Shows the on-off timing of the left side clutch, and FIG. 8D shows the time change of the steering pressure.

Explanation of symbols

１コンバイン２車体フレーム
３走行装置（走行クローラ）４走行装置本体
６差動歯車機構８分草杆
９刈取装置１０脱穀装置
１１Ｌ、１１Ｒホイール軸
１２走行トランスミッションケース
１３グレンタンク１４走行ミッション装置
１５オーガ１６Ｌ、１６Ｒクローラ駆動スプロケット
１７出力軸１８油圧式無段変速装置（走行用ＨＳＴ）
１９ギア変速装置２０操縦席
２１操向レバー２２副変速レバー
２３主変速レバー２４副変速装置
２５サイドクラッチ装置２６広幅伝動ギア
２７第一副変速軸２８大ギア
２９中ギア３０小ギア
３２副変速シフタステー３３第二副変速軸
３４変速大ギア３５変速中ギア
３６変速小ギア３７伝動ギア
４０センタ−ギア４０ａ外周ギア
４０ｃ第三ギア４１サイドクラッチ（軸）
４２Ｌ、４２Ｒスリーブ４３Ｌ、４３Ｒクラッチギア
４４Ｌ、４４Ｒサイドクラッチ
４６Ｌ、４６Ｒスプリング４７Ｌ、４７Ｒシフタ
４８Ｌ、４８Ｒホイールシャフトギア
５０差動歯車機構支持軸５１Ｌ、５１Ｒ側部ベベルギア
５２中間ベベルギア５３リングギア
５４デフケース５５Ｌ、５５Ｒサイドギア
６０、６３カウンタ軸６１、６２出力ギア
６４伝動ギア７０クラッチ軸
７１、７２、７４円筒状回転体
７２ａ円筒状回転体ギア７２ｂ円筒体
７３ピストン７４ａギア
７５圧縮バネ７６円筒体
７６ａ、７６ｂプレート７８伝動ギア
７７油口８１直進用クラッチ
８２旋回用クラッチ８４駐車ブレーキ部
１００操舵制御装置１０１パワステポジションセンサ
１０２、１０３左右のクローラの回転数検出センサ
１０４ブレーキ旋回モード切換スイッチ
１０５回転フィードバック制御スイッチ
１０６エンジン回転数の検出センサ
１０７旋回圧力調整ダイヤル
１０８、１０９左右のサイドクラッチソレノイド
１１０比例圧力ソレノイド DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Combine 2 Body frame 3 Traveling device (traveling crawler) 4 Traveling device main body 6 Differential gear mechanism 8 Weeding shear 9 Harvesting device 10 Threshing device 11L, 11R Wheel shaft 12 Traveling transmission case 13 Glen tank 14 Traveling mission device 15 Auger 16L , 16R Crawler drive sprocket 17 Output shaft 18 Hydraulic continuously variable transmission (traveling HST)
DESCRIPTION OF SYMBOLS 19 Gear transmission 20 Steering seat 21 Steering lever 22 Sub transmission lever 23 Main transmission lever 24 Sub transmission 25 Side clutch device 26 Wide transmission gear 27 First sub transmission shaft 28 Large gear 29 Medium gear 30 Small gear 32 Sub transmission shifter stay 33 Second auxiliary transmission shaft 34 Large transmission gear 35 Shifting gear 36 Small transmission gear 37 Transmission gear 40 Center gear 40a Outer gear 40c Third gear 41 Side clutch (shaft)
42L, 42R Sleeve 43L, 43R Clutch gear 44L, 44R Side clutch 46L, 46R Spring 47L, 47R Shifter 48L, 48R Wheel shaft gear 50 Differential gear mechanism support shaft 51L, 51R Side bevel gear 52 Intermediate bevel gear 53 Ring gear 54 Differential case 55L , 55R Side gear 60, 63 Counter shaft 61, 62 Output gear 64 Transmission gear 70 Clutch shaft 71, 72, 74 Cylindrical rotating body 72a Cylindrical rotating body gear 72b Cylindrical body 73 Piston 74a Gear 75 Compression spring 76 Cylindrical bodies 76a, 76b Plate 78 Transmission gear 77 Oil port 81 Straight forward clutch 82 Turning clutch 84 Parking brake unit 100 Steering control device 101 Power steering position sensor 102, 103 Rotational speed detection sensor 1 for left and right crawlers 04 Brake rotation mode changeover switch 105 Rotation feedback control switch 106 Engine speed detection sensor 107 Rotation pressure adjustment dials 108, 109 Left and right side clutch solenoids 110 Proportional pressure solenoid

Claims

A pair of left and right traveling devices power obtained by shifting the driving force from the engine (3,3) wheel axle for driving (11L, 11R) support id for the simultaneous power transmission to one or both of the clutch device (25), a pair of left and right side gears (55L, 55R) of the differential gear mechanism having the outer periphery of the support shaft (50) and (6), wherein by controlling the differential gear mechanism (6) at the time of turning the The turning clutch (82) for transmitting the power transmitted from the side clutch device (25) to the traveling device (3) inside the turning and the side gear device (25) by controlling the differential gear mechanism (6) when traveling straight. In a traveling vehicle provided with a traveling mission device (14) including a clutch shaft (70) having a straight traveling clutch (81) for transmitting power transmitted from the left and right traveling devices (3, 3) ,
Steering means for adjusting the clutch pressure of the rotation clutch (82) in tilting degree (21) is provided, step-up start of the clutch pressure of the rotation clutch from the start time of the turning operation of該操deflecting means (21) (82) A control device that increases the delay time until the engine rotational speed is low , a first cylindrical rotating body (72) that is loosely fitted to the clutch shaft (70), and the first cylindrical rotating body ( 72) is provided with a second cylindrical rotating body (74) loosely fitted on the outer periphery,
A center gear (40) provided in the side clutch device (25) is integrally provided, a side clutch shaft (41) extending from the center gear (40) to the left and right is provided, and an outer peripheral gear (40a) is provided in the center gear (40). ) And a third gear (40c), the outer peripheral gear (40a) is the first gear (72a) of the first cylindrical rotating body (72), and the third gear (40c) is the second cylindrical rotating body ( 74) between the first cylindrical rotating body (72) and the third cylindrical rotating body (71) spline-engaged with the clutch shaft (70). The linear clutch (81) is provided, and the turning clutch (82) made of a friction plate is provided between the second cylindrical rotating body (74) and the third cylindrical rotating body (71).
A traveling vehicle characterized in that a compression spring (75) is provided between the straight traveling clutch (81) and the turning clutch (82) to bias the straight traveling clutch (81) in the entering direction .