JP2009090784A

JP2009090784A - Transmission for working vehicle

Info

Publication number: JP2009090784A
Application number: JP2007262584A
Authority: JP
Inventors: Koji Kiyooka; 晃司清岡; Hiroshi Kitagawara; 広志北川原
Original assignee: Yanmar Co Ltd
Current assignee: Yanmar Co Ltd
Priority date: 2007-10-05
Filing date: 2007-10-05
Publication date: 2009-04-30

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To solve a problem wherein since a conventional transmission for a working vehicle is configured to input driving force from two continuously variable transmissions to planetary gear devices provided in right and left traveling drive shafts and apply a rotating speed difference between the both traveling drive shafts for turning, this causes a large loss of horsepower and requires various types of complicated cooperation structures to secure turning stability. SOLUTION: A single continuously variable transmission 30 capable of inputting branch power to a traveling system drive train 45 and a turning system drive train 46 is provided. The traveling system drive train 45 is provided with an auxiliary transmission 29, and the turning system drive train 46 is provided with side clutches 87L, 87R for transmitting/cutting off power with respect to internal gears 78, 79 and brakes 88 for braking output members 63, 64 of the side clutches 87L, 87R in the disengagement state of the side clutches 87L, 87R. During turning traveling, transmission power from the turning system drive train 46 is input to only the one internal gear 78. COPYRIGHT: (C)2009,JPO&INPIT

Description

本発明は、左右の走行駆動軸にそれぞれ遊星歯車装置を備え、該遊星歯車装置を構成するサンギア、インターナルギア、キャリアに、それぞれ走行系ドライブトレーン、旋回系ドライブトレーン、走行駆動軸を連動連結し、前記旋回系ドライブトレーンから左右のインターナルギアへの各伝達動力を調整することにより、前記左右の走行駆動軸に回転速度差を付与して機体を旋回走行させる、作業車両のトランスミッションに関する。 The present invention comprises planetary gear devices on the left and right traveling drive shafts, respectively, and a traveling system drive train, a turning system drive train, and a traveling drive shaft are coupled to the sun gear, the internal gear, and the carrier that constitute the planetary gear device. Further, the present invention relates to a transmission for a work vehicle that adjusts each transmission power from the turning system drive train to the left and right internal gears to give a rotational speed difference to the left and right traveling drive shafts to turn the vehicle body.

従来より、コンバイン等の作業車両のトランスミッションにおいては、左右の走行駆動軸にそれぞれ遊星歯車装置を備え、該遊星歯車装置を、中央のサンギアと、該サンギアの外周で噛合する複数のプラネタリギアと、該プラネタリギアに噛合するインターナルギアと、前記走行駆動軸に固設されプラネタリギアを枢支するキャリアとから構成すると共に、走行駆動用の第一無段変速装置と旋回駆動用の第二無段変速装置を設けることが行われている。これにより、直進走行時には、前記第一無段変速装置からの動力だけを、左右のサンギアに入力し、旋回走行への走行切替時には、前記第二無段変速装置からの動力を、左右のインターナルギアに対して互いに回転方向を逆にして新たに伝達することにより、該インターナルギアと前記サンギア間に噛合する複数のプラネタリギアの回転速度を左右で別々に増減させ、該プラネタリギアを枢支するキャリアを介して、左右の走行駆動軸に回転速度差を付与し、機体を旋回走行させる技術が公知となっている（例えば、特許文献１参照）。
特開平８−３１０４３４号公報 Conventionally, in a transmission of a work vehicle such as a combine, the left and right traveling drive shafts are each provided with a planetary gear device, and the planetary gear device is engaged with a central sun gear and a plurality of planetary gears meshed with the outer periphery of the sun gear, An internal gear that meshes with the planetary gear and a carrier that is fixed to the travel drive shaft and pivotally supports the planetary gear, and includes a first continuously variable transmission for travel drive and a second continuously variable drive for turning drive. A transmission is provided. Thus, during straight traveling, only the power from the first continuously variable transmission is input to the left and right sun gears, and when switching to turning, the power from the second continuously variable transmission is transferred to the left and right internal gears. The rotation speed of the plurality of planetary gears meshed between the internal gear and the sun gear is increased or decreased separately on the left and right sides, and the planetary gears are pivotally supported. A technique is known in which a rotational speed difference is applied to the left and right travel drive shafts via a carrier to cause the vehicle to turn (see, for example, Patent Document 1).
JP-A-8-310434

しかし、実作業においては、作業時間全体に占める旋回走行時間の割合は非常に少なく、旋回駆動用の前記第二無段変速装置はほとんど使用しないにもかかわらず、エンジン等の駆動源からの動力が第二無段変速装置に無駄に消費されるため、馬力ロスが大きくて燃費が悪く、更に、比較的高価な無段変速装置が二台も必要なため、装置コストが高く、ミッションケースのコンパクト化も難しい、という問題があった。
また、旋回走行の安定性等の観点からは、高速走行時には旋回速度を小さくして緩旋回する一方、低速走行時には旋回速度を大きくして急旋回するのが望ましいが、このような旋回速度制御を前記技術で行うには、副変速装置による速度段に連動して、適正な動力を前記第二無段変速装置から出力して左右のインターナルギアに伝達するといった、複雑な連動機構が必要となり、部品点数が多くて部品コストが高くなり、組立性やメンテナンス性も悪くなる、という問題があった。 However, in actual work, the ratio of the turning travel time to the entire work time is very small, and the power from the drive source such as the engine is used even though the second continuously variable transmission for turning drive is hardly used. Is wastefully consumed by the second continuously variable transmission, resulting in a large horsepower loss and poor fuel consumption. Further, since two relatively expensive continuously variable transmissions are required, the device cost is high, There was a problem that downsizing was difficult.
In addition, from the viewpoint of stability of turning, it is desirable to make a gentle turn by reducing the turning speed at high speeds, while increasing the turning speed at low speeds, but it is desirable to make a sharp turn. In order to perform the above-described technology, a complicated interlocking mechanism is required in which appropriate power is output from the second continuously variable transmission and transmitted to the left and right internal gears in conjunction with the speed stage of the auxiliary transmission. There is a problem that the number of parts is large, the part cost is high, and the assemblability and maintainability are also deteriorated.

本発明の解決しようとする課題は以上の如くであり、次にこの課題を解決するための手段を説明する。
すなわち、請求項１においては、左右の走行駆動軸にそれぞれ遊星歯車装置を備え、該遊星歯車装置の中央のサンギア、該サンギアの外周位置のインターナルギア、及び該インターナルギアと前記サンギアに噛合する複数のプラネタリギアを枢支するキャリアには、それぞれ、走行系ドライブトレーン、旋回系ドライブトレーン、及び前記走行駆動軸を連動連結し、前記旋回系ドライブトレーンから左右のインターナルギアへの伝達動力を調整し、前記左右の走行駆動軸に回転速度差を付与して機体を旋回走行させる作業車両のトランスミッションにおいて、前記走行系ドライブトレーンと旋回系ドライブトレーンに対して分岐動力を入力可能な単一の無段変速装置を設けると共に、前記走行系ドライブトレーンには、副変速装置を介設し、前記旋回系ドライブトレーンには、前記左右のインターナルギアへの動力の断接を行う左右のサイドクラッチと、該サイドクラッチの出力部材をサイドクラッチ切状態で制動可能なブレーキとを設け、旋回走行時には、前記旋回系ドライブトレーンからの伝達動力を一方のインターナルギアのみに入力するものである。
請求項２においては、前記旋回系ドライブトレーンからの伝達動力は、前記サンギアと反対方向の回転動力として、前記走行駆動軸を減速駆動するものである。
請求項３においては、前記旋回系ドライブトレーンからの伝達動力は、前記サンギアと同方向の回転動力として、前記走行駆動軸を増速駆動するものである。 The problem to be solved by the present invention is as described above. Next, means for solving the problem will be described.
That is, in claim 1, the left and right traveling drive shafts are each provided with a planetary gear device, a sun gear at the center of the planetary gear device, an internal gear at the outer peripheral position of the sun gear, and a plurality of gears meshed with the internal gear and the sun gear. Each of the carriers that support the planetary gears is linked to the traveling system drive train, the turning system drive train, and the traveling drive shaft to adjust the transmission power from the turning system drive train to the left and right internal gears. In a transmission of a work vehicle that turns a vehicle by giving a difference in rotational speed between the left and right traveling drive shafts, a single continuously variable input of branching power to the traveling drive train and the turning drive train A transmission is provided, and the traveling system drive train is provided with an auxiliary transmission, The turning system drive train is provided with left and right side clutches for connecting and disconnecting power to the left and right internal gears, and a brake capable of braking the output member of the side clutch with the side clutch disengaged. The transmission power from the turning drive train is input to only one internal gear.
According to a second aspect of the present invention, transmission power from the turning drive train is used as rotational power in the direction opposite to the sun gear to drive the travel drive shaft at a reduced speed.
According to a third aspect of the present invention, transmission power from the turning drive train serves as rotational power in the same direction as the sun gear to drive the travel drive shaft at a higher speed.

本発明は、以上のように構成したので、以下に示す効果を奏する。
すなわち、請求項１においては、左右の走行駆動軸にそれぞれ遊星歯車装置を備え、該遊星歯車装置の中央のサンギア、該サンギアの外周位置のインターナルギア、及び該インターナルギアと前記サンギアに噛合する複数のプラネタリギアを枢支するキャリアには、それぞれ、走行系ドライブトレーン、旋回系ドライブトレーン、及び前記走行駆動軸を連動連結し、前記旋回系ドライブトレーンから左右のインターナルギアへの伝達動力を調整し、前記左右の走行駆動軸に回転速度差を付与して機体を旋回走行させる作業車両のトランスミッションにおいて、前記走行系ドライブトレーンと旋回系ドライブトレーンに対して分岐動力を入力可能な単一の無段変速装置を設けると共に、前記走行系ドライブトレーンには、副変速装置を介設し、前記旋回系ドライブトレーンには、前記左右のインターナルギアへの動力の断接を行う左右のサイドクラッチと、該サイドクラッチの出力部材をサイドクラッチ切状態で制動可能なブレーキとを設け、旋回走行時には、前記旋回系ドライブトレーンからの伝達動力を一方のインターナルギアのみに入力したので、前記走行系ドライブトレーンと旋回系ドライブトレーンへの動力を共通の無段変速装置から供給し、エンジン等の駆動源によって駆動する無段変速装置を一台で済ますことができ、馬力ロスを小さくして燃費を向上させ、更に、装置コストを低減し、ミッションケースのコンパクト化も図ることができる。また、直進走行から旋回走行に移行する時は、旋回系ドライブトレーンから伝達動力を入力した側（以下、「旋回入力側」とする）のインターナルギアに連動連結する走行駆動軸は一定量だけ増減速されるが、旋回系ドライブトレーンからの伝達動力を入力しない側のインターナルギアに連動連結する走行駆動軸は、旋回走行中も直進走行時の速度に保持されている。このため、旋回直前まで副変速の高速度段等により高速で直進走行していると、前記旋回入力側の走行駆動軸の増減速の占める割合が相対的に小さく、機体はゆっくりと緩旋回し、逆に、旋回直前まで副変速の低速度段等により低速で直進走行していると、前記旋回入力側の走行駆動軸の増減速の占める割合が前記高速度段の場合よりも相対的に大きくなり、機体は急旋回または芯地旋回する。従って、副変速装置の速度段をインターナルギアの伝動動力に連動可能な複雑な連動機構を別途に設けることなく、高速走行時には緩旋回、低速走行時には急旋回または芯地旋回を行うことができ、安定した旋回性能が得られると共に、部品点数を減少させて部品コストを低減し、組立性やメンテナンス性の向上も図ることができる。
請求項２においては、前記旋回系ドライブトレーンからの伝達動力は、前記サンギアと反対方向の回転動力として、前記走行駆動軸を減速駆動するので、サンギアよりも低速の該走行駆動軸を旋回内側として小さい半径で旋回することができ、狭い圃場での作業を容易にすることができる。
請求項３においては、前記旋回系ドライブトレーンからの伝達動力は、前記サンギアと同方向の回転動力として、前記走行駆動軸を増速駆動するので、該走行駆動軸と反対側でサンギアと同速の走行駆動軸を旋回内側として大きい半径で旋回することができ、急旋回による圃場の荒れや乗り心地の悪化等を防ぐことができる。 Since this invention was comprised as mentioned above, there exists an effect shown below.
That is, in claim 1, the left and right traveling drive shafts are each provided with a planetary gear device, a sun gear at the center of the planetary gear device, an internal gear at the outer peripheral position of the sun gear, and a plurality of gears meshed with the internal gear and the sun gear. Each of the carriers that support the planetary gears is linked to the traveling system drive train, the turning system drive train, and the traveling drive shaft to adjust the transmission power from the turning system drive train to the left and right internal gears. In a transmission of a work vehicle that turns a vehicle by giving a difference in rotational speed between the left and right traveling drive shafts, a single continuously variable input of branching power to the traveling drive train and the turning drive train A transmission is provided, and the traveling system drive train is provided with an auxiliary transmission, The turning system drive train is provided with left and right side clutches for connecting and disconnecting power to the left and right internal gears, and a brake capable of braking the output member of the side clutch with the side clutch disengaged. Since the transmission power from the turning system drive train is input to only one internal gear, the power to the traveling system drive train and the turning system drive train is supplied from a common continuously variable transmission, and the drive source such as the engine As a result, it is possible to reduce the horsepower loss and improve the fuel efficiency, further reduce the device cost and make the transmission case compact. In addition, when shifting from straight running to turning, the driving shaft connected to the internal gear on the side where the transmission power is input from the turning drive train (hereinafter referred to as “turning input side”) is increased or decreased by a certain amount. The traveling drive shaft that is linked to the internal gear on the side that does not input the power transmitted from the turning drive train is maintained at the speed during straight traveling even during turning. For this reason, if the vehicle is traveling straight at a high speed, such as at the high speed stage of the sub-shift until just before turning, the proportion of the acceleration / deceleration of the traveling drive shaft on the turning input side is relatively small, and the aircraft slowly turns slowly. On the contrary, when the vehicle is traveling straight at a low speed due to the low speed stage of the sub-shift until just before the turn, the proportion of the acceleration / deceleration of the travel drive shaft on the turning input side is relatively higher than in the case of the high speed stage. The aircraft becomes larger and turns sharply or interlining. Therefore, without providing a complicated interlocking mechanism that can interlock the speed stage of the auxiliary transmission with the transmission power of the internal gear, it is possible to perform a slow turn at high speeds, a quick turn or an interlining turn at low speeds, Stable turning performance can be obtained, the number of parts can be reduced, the parts cost can be reduced, and the ease of assembly and maintenance can be improved.
According to the second aspect of the present invention, the driving power transmitted from the turning system drive train is driven to decelerate the traveling drive shaft as rotational power in the direction opposite to the sun gear. It is possible to turn with a small radius, and work in a narrow field can be facilitated.
In Claim 3, since the motive power transmitted from the turning system drive train drives the traveling drive shaft at an increased speed as rotational power in the same direction as the sun gear, the same speed as the sun gear on the opposite side of the traveling drive shaft. It is possible to turn with a large radius with the traveling drive shaft as the inside of the turn, and it is possible to prevent the field from being rough and the ride quality from being deteriorated due to a sudden turn.

次に、発明の実施の形態を説明する。
図１は本発明に関わるトランスミッションを搭載したコンバインの全体構成を示す全体側面図、図２は同じく全体平面図、図３はトランスミッションの動力伝達構成を示すスケルトン図、図４はトランスミッションにおける軸及びギアの配置構成を示す側面模式図、図５は遊星歯車装置における各ギアの駆動構成を示す側面模式図であって、図５（ａ）は旋回内側の遊星歯車装置における各ギアの駆動構成を示す側面模式図、図５（ｂ）は旋回外側の遊星歯車装置における各ギアの駆動構成を示す側面模式図である。 Next, embodiments of the invention will be described.
1 is an overall side view showing an overall configuration of a combine equipped with a transmission according to the present invention, FIG. 2 is an overall plan view of the same, FIG. 3 is a skeleton diagram showing a power transmission configuration of the transmission, and FIG. FIG. 5 is a schematic side view showing the drive configuration of each gear in the planetary gear device, and FIG. 5 (a) shows the drive configuration of each gear in the planetary gear device inside the turning. FIG. 5B is a schematic side view showing a driving configuration of each gear in the planetary gear device on the outside of the turning.

まず、本発明に係わるトランスミッション２を有するコンバイン１の全体構成について、図１、図２により説明する。
該コンバイン１においては、トラックフレーム３の左右にクローラ式走行装置４Ｌ・４Ｒが支持されると共に、トラックフレーム３には機台５が架設されている。そして、機体前後には、刈取部６と脱穀部７が設けられ、このうちの前記刈取部６は、刈刃８及び穀稈搬送機構９等を備えると共に、刈取フレーム１４を介して油圧シリンダ１３により昇降できるようにし、前記脱穀部７には、フィードチェーン１０が左側に張架され、該フィードチェーン１０の右側方には扱胴１１と処理胴１２が内蔵されている。前記脱穀部７の後方には、排藁チェーン１５の終端を望ませる排藁処理部１６が配置され、脱穀後の排藁を後方に排出するようにしている。 First, the whole structure of the combine 1 which has the transmission 2 concerning this invention is demonstrated with reference to FIG. 1, FIG.
In the combine 1, crawler type traveling devices 4 L and 4 R are supported on the left and right of the track frame 3, and a machine base 5 is installed on the track frame 3. A cutting part 6 and a threshing part 7 are provided on the front and rear of the machine body. The cutting part 6 includes a cutting blade 8 and a culm transport mechanism 9 and the like, and a hydraulic cylinder 13 via a cutting frame 14. The threshing portion 7 has a feed chain 10 stretched on the left side, and a handling cylinder 11 and a processing cylinder 12 are built in the right side of the feed chain 10. Behind the threshing unit 7, a scouring processing unit 16 that desires the terminal end of the scouring chain 15 is arranged so that the scouring after threshing is discharged backward.

該排藁処理部１６の側方には、前記脱穀部７からの穀粒を揚穀筒１７を介して搬入する穀物タンク１８が設けられ、該穀物タンク１８の上方には左右上下に回動可能な排出オーガ１９が配設されており、刈取部６から刈り取られて脱穀部７にて処理された穀粒が、穀物タンク１８内に貯留された後、前記排出オーガ１９を介して機外に搬出されるようにしている。 A grain tank 18 for carrying the grain from the threshing part 7 through the whipping cylinder 17 is provided on the side of the waste disposal part 16, and the grain tank 18 is pivoted left, right, up and down above the grain tank 18. A possible discharge auger 19 is disposed, and after the grain cut from the harvesting unit 6 and processed in the threshing unit 7 is stored in the grain tank 18, the grain is removed from the machine via the discharge auger 19. To be carried out.

また、前記刈取部６と穀物タンク１８との間には運転部２０が設けられ、該運転部２０においては、前方のハンドルポスト２１に丸型の操向ハンドル２２が支架され、該操向ハンドル２２の後方に運転席２３が配置され、該運転席２３の側部には、駐車ブレーキレバー２４、主変速レバー２５、副変速レバー２６が並設されている。 In addition, a driving unit 20 is provided between the harvesting unit 6 and the grain tank 18. In the driving unit 20, a round steering handle 22 is supported on a front handle post 21. A driver's seat 23 is disposed behind 22, and a parking brake lever 24, a main transmission lever 25, and an auxiliary transmission lever 26 are juxtaposed on the side of the driver's seat 23.

そして、運転部２０の下方で前記左右のクローラ式走行装置４Ｌ・４Ｒの間には、エンジン２７と、該エンジン２７からの動力を変速して前記左右のクローラ式走行装置４Ｌ・４Ｒを駆動する、本発明に係わるトランスミッション２とが配設されている。 And between the left and right crawler type traveling devices 4L and 4R below the driving unit 20, the left and right crawler type traveling devices 4L and 4R are driven by shifting the power from the engine 27 and the engine 27. The transmission 2 according to the present invention is disposed.

次に、該トランスミッション２の各装置及びその動力伝達構成について、図３、図４により説明する。
トランスミッション２においては、前記左右のクローラ式走行装置４Ｌ・４Ｒを駆動するための走行系ドライブトレーン４５、旋回系ドライブトレーン４６、差動機構４７、及び前記刈取部６の駆動力を取り出して変速するためのＰＴＯ変速装置４８等がミッションケース２８内に配置され、該ミッションケース２８の外側面には主変速装置３０が設けられている。 Next, each device of the transmission 2 and its power transmission configuration will be described with reference to FIGS.
In the transmission 2, the driving force of the traveling system drive train 45, the turning system drive train 46, the differential mechanism 47, and the cutting unit 6 for driving the left and right crawler type traveling devices 4 L and 4 R is extracted and changed. A PTO transmission 48 and the like are disposed in the mission case 28, and a main transmission 30 is provided on the outer surface of the mission case 28.

該主変速装置３０は、油圧式無段変速装置（ハイドロスタティックトランスミッション）であって、そのハウジング３０ａは前記ミッションケース２８の上部右側面に前斜め下方姿勢で設けられ、該ハウジング３０ａ内には、図示せぬ油圧回路によって互いに流体接続された可変容積型の油圧ポンプ４９と固定容積型の油圧モータ５０とが、後ろから順に並設されると共に、該油圧ポンプ４９への入力軸であるポンプ軸３３と、油圧モータ５０からの出力軸であるモータ軸３４とは、互いに平行に、機体左右方向に軸支されている。 The main transmission 30 is a hydraulic continuously variable transmission (hydrostatic transmission), and its housing 30a is provided on the upper right side surface of the transmission case 28 in an obliquely downward front posture, and in the housing 30a, A variable displacement hydraulic pump 49 and a fixed displacement hydraulic motor 50 that are fluidly connected to each other by a hydraulic circuit (not shown) are juxtaposed in order from the rear, and a pump shaft that is an input shaft to the hydraulic pump 49 33 and a motor shaft 34 that is an output shaft from the hydraulic motor 50 are supported in parallel to each other in the left-right direction of the machine body.

これにより、前記油圧ポンプ４９の可動斜板４９ａの傾角を変化させると、油圧ポンプ４９から油圧モータ５０への圧油の吐出量と吐出方向を変化させることができ、油圧ポンプ４９のポンプ軸３３に入力された動力を無段階に変速して油圧モータ５０のモータ軸３４に出力することができる。なお、前記可動斜板４９ａは、図示せぬリンク機構を介して前記主変速レバー２５と接続されており、該主変速レバー２５を傾動操作することにより、前記可動斜板４９ａの傾角を変更可能としている。 Thereby, when the inclination angle of the movable swash plate 49a of the hydraulic pump 49 is changed, the discharge amount and the discharge direction of the pressure oil from the hydraulic pump 49 to the hydraulic motor 50 can be changed, and the pump shaft 33 of the hydraulic pump 49 can be changed. Can be steplessly shifted and output to the motor shaft 34 of the hydraulic motor 50. The movable swash plate 49a is connected to the main transmission lever 25 via a link mechanism (not shown), and the inclination angle of the movable swash plate 49a can be changed by tilting the main transmission lever 25. It is said.

また、前記ミッションケース２８内では、前記ポンプ軸３３とモータ軸３４と平行して、入力軸３２、副変速軸３５、クラッチ軸３６、減速軸３７、左右の駆動スプロケット１１８Ｌ・１１８Ｒをそれぞれ装備する走行駆動軸３８Ｌ・３８Ｒ、中間軸３９、減速軸４０、及びＰＴＯ軸４１が、それぞれ左右延伸状に軸支されている。 In the transmission case 28, the input shaft 32, the auxiliary transmission shaft 35, the clutch shaft 36, the reduction shaft 37, and the left and right drive sprockets 118L and 118R are provided in parallel with the pump shaft 33 and the motor shaft 34, respectively. The travel drive shafts 38L and 38R, the intermediate shaft 39, the deceleration shaft 40, and the PTO shaft 41 are each supported in a horizontally extending manner.

このうちの入力軸３２は、ミッションケース２８から左方に突出され、その突出端にはプーリ４３が嵌着され、該プーリ４３と、前記エンジン２７の出力軸３１の先端に嵌着されたプーリ４２との間には、ベルト４４が巻回されており、エンジン２７からのエンジン動力が、ベルト伝動によってミッションケース２８の外部から入力軸３２に入力される。 Of these, the input shaft 32 protrudes leftward from the mission case 28, and a pulley 43 is fitted to the protruding end, and the pulley 43 and a pulley fitted to the tip of the output shaft 31 of the engine 27. A belt 44 is wound around the belt 42, and engine power from the engine 27 is input to the input shaft 32 from the outside of the mission case 28 by belt transmission.

更に、該入力軸３２の右部には、ギア５１が固設され、該ギア５１は前記ポンプ軸３３のギア５４に常時噛合されると共に、該ギア５４より左方のポンプ軸３３上には、大径ギア５２と小径ギア５３が左から順に固設されている。該ギア５２・５３は、後述するＰＴＯ変速装置４８に連結連動されており、エンジン動力は、入力軸３２から、ギア５１、ギア５４、ポンプ軸３３を介して油圧ポンプ４９に入力されると共に、該エンジン動力の一部は、大径ギア５２または小径ギア５３を介して、ＰＴＯ変速装置４８のＰＴＯ軸４１に入力されて前記刈取部６等の駆動力源として使用される。このうち、油圧ポンプ４９に入力されたエンジン動力は、前述のようにして主変速装置３０によって変速された後、主変速動力としてモータ軸３４から副変速装置２９へと出力される。 Further, a gear 51 is fixed to the right portion of the input shaft 32, and the gear 51 is always meshed with the gear 54 of the pump shaft 33, and on the pump shaft 33 on the left side of the gear 54. The large-diameter gear 52 and the small-diameter gear 53 are fixed in order from the left. The gears 52 and 53 are connected to and linked to a PTO transmission 48 described later, and engine power is input from the input shaft 32 to the hydraulic pump 49 via the gear 51, the gear 54, and the pump shaft 33. A part of the engine power is input to the PTO shaft 41 of the PTO transmission 48 via the large diameter gear 52 or the small diameter gear 53 and used as a driving force source for the cutting unit 6 or the like. Among these, the engine power input to the hydraulic pump 49 is shifted by the main transmission 30 as described above, and then output from the motor shaft 34 to the sub-transmission 29 as main transmission power.

該副変速装置２９においては、前記モータ軸３４上には、左から順に、小径ギア５５、中径ギア５６、大径ギア５８が固設されると共に、前記副変速軸３５上にも、左から順に、低速ギア５９、中速ギア６０、高速ギア６１が相対回転可能に環設され、これら低速ギア５９、中速ギア６０、高速ギア６１は、それぞれ、前記小径ギア５５、中径ギア５６、大径ギア５８に常時噛合されている。これにより、小径ギア５５と低速ギア５９から成る低速ギア列、中径ギア５６と中速ギア６０から成る中速ギア列、大径ギア５８と高速ギア６１から成る高速ギア列といった３段の副変速駆動列が形成される。なお、副変速軸３５上で高速ギア６１の右方には副変速出力ギア６２が固設されている。 In the auxiliary transmission 29, a small-diameter gear 55, a medium-diameter gear 56, and a large-diameter gear 58 are fixed on the motor shaft 34 in this order from the left. The low-speed gear 59, the medium-speed gear 60, and the high-speed gear 61 are arranged so as to be relatively rotatable in order from the low-speed gear 59, the medium-speed gear 60, and the high-speed gear 61. The large diameter gear 58 is always meshed. As a result, a three-stage auxiliary gear, such as a low-speed gear train composed of the small-diameter gear 55 and the low-speed gear 59, a medium-speed gear train composed of the medium-diameter gear 56 and the medium-speed gear 60, and a high-speed gear train composed of the large-diameter gear 58 and the high-speed gear 61. A transmission drive train is formed. An auxiliary transmission output gear 62 is fixed to the right side of the high speed gear 61 on the auxiliary transmission shaft 35.

更に、前記副変速軸３５上には、前記低速ギア５９と中速ギア６０との間にシフタ８９が、前記高速ギア６１と副変速出力ギア６２との間にシフタ９０が、それぞれ、軸心方向摺動自在かつ相対回転不能に係合されている。そして、低速ギア５９でシフタ８９側に向かう部分と、中速ギア６０でシフタ８９側に向かう部分と、高速ギア６１でシフタ９０に向かう部分には、それぞれクラッチ歯部が形成されている。 Further, on the auxiliary transmission shaft 35, a shifter 89 is provided between the low speed gear 59 and the medium speed gear 60, and a shifter 90 is provided between the high speed gear 61 and the auxiliary transmission output gear 62, respectively. It is slidable in the direction and is engaged so as not to be relatively rotatable. Clutch tooth portions are formed in a portion of the low speed gear 59 toward the shifter 89, a portion of the medium speed gear 60 toward the shifter 89, and a portion of the high speed gear 61 toward the shifter 90, respectively.

これにより、前記シフタ８９・９０をいずれかのクラッチ歯部に係合させることで、低速ギア５９、中速ギア６０、高速ギア６１のうちの該当するギアを、副変速軸３５に相対回転不能に係合させることができ、前記主変速動力は、前記３段の副変速駆動列のうちのいずれかのギア列を介して副変速された後、副変速動力として副変速軸３５に伝達され、前記副変速出力ギア６２から前記中間軸３９に向けて出力される。なお、前記シフタ８９・９０は、図示せぬリンク機構を介して前記副変速レバー２６と接続されており、該副変速レバー２６を傾動操作することにより、前記シフタ８９・９０をいずれかのクラッチ歯部に係合可能としている。 As a result, by engaging the shifters 89 and 90 with any one of the clutch tooth portions, the corresponding gear among the low speed gear 59, the medium speed gear 60, and the high speed gear 61 cannot be rotated relative to the auxiliary transmission shaft 35. The main transmission power is sub-shifted through any one of the three-stage sub-transmission drive trains, and then transmitted to the sub-transmission shaft 35 as sub-transmission power. , And output from the auxiliary transmission output gear 62 toward the intermediate shaft 39. The shifters 89 and 90 are connected to the auxiliary transmission lever 26 via a link mechanism (not shown), and by operating the auxiliary transmission lever 26 to tilt, the shifters 89 and 90 are connected to any clutch. The tooth part can be engaged.

該中間軸３９においては、その右部には入力ギア７０が固設され、該入力ギア７０は前記副変速出力ギア６２と常時噛合しており、副変速動力が副変速出力ギア６２、入力ギア７０を介して中間軸３９に伝達される。更に、該中間軸３９はミッションケース２８から右方に突出され、その突出端には、ブレーキディスク９３ａを固設して駐車ブレーキ９３が形成され、該駐車ブレーキ９３は、図示せぬリンク機構を介して前記駐車ブレーキレバー２６と接続されており、該駐車ブレーキレバー２６を傾動操作することにより、前記ブレーキディスク９３ａを制動し中間軸３９を固定できるようにしている。 An input gear 70 is fixed to the right portion of the intermediate shaft 39, and the input gear 70 is always meshed with the auxiliary transmission output gear 62, and the auxiliary transmission power is supplied to the auxiliary transmission output gear 62, the input gear. It is transmitted to the intermediate shaft 39 via 70. Further, the intermediate shaft 39 protrudes rightward from the mission case 28, and a brake disc 93a is fixed to a protruding end of the intermediate shaft 39 to form a parking brake 93. The parking brake 93 has a link mechanism (not shown). The parking brake lever 26 is connected to the parking brake lever 26. By tilting the parking brake lever 26, the brake disc 93a is braked and the intermediate shaft 39 can be fixed.

更に、前記中間軸３９上で入力ギア７０よりも左方には、左から順に、減速駆動ギア６７、小径ギア６８、大径ギア６９が固設され、このうちの減速駆動ギア６７は、前記減速軸４０の左部にある減速従動ギア７１に常時噛合され、前記小径ギア６８と大径ギア６９は、それぞれ、前記ＰＴＯ軸４１上に相対回転可能に環設された第一低速ギア８５と第一高速ギア８６に常時噛合されている。これにより、中間軸３９に入力された副変速動力は、前記減速駆動ギア６７と減速従動ギア７１から成る減速ギア列を介して、減速軸４０に減速伝達される一方、該副変速動力の一部は、小径ギア６８と第一低速ギア８５から成る第一低速ギア列、または大径ギア６９と第一高速ギア８６から成る第一高速ギア列を介して、前記ＰＴＯ軸４１側に伝達される。 Further, a reduction drive gear 67, a small-diameter gear 68, and a large-diameter gear 69 are fixed to the left side of the input gear 70 on the intermediate shaft 39 in this order from the left. The small-diameter gear 68 and the large-diameter gear 69 are always meshed with a reduction driven gear 71 on the left part of the reduction shaft 40, and the small-diameter gear 68 and the large-diameter gear 69 are respectively connected to a first low-speed gear 85 that is rotatably mounted on the PTO shaft 41. The first high speed gear 86 is always meshed. As a result, the sub transmission power input to the intermediate shaft 39 is transmitted to the speed reduction shaft 40 through the speed reduction gear train composed of the speed reduction drive gear 67 and the speed reduction driven gear 71, while one side of the sub speed transmission power. Is transmitted to the PTO shaft 41 side via a first low speed gear train composed of a small diameter gear 68 and a first low speed gear 85 or a first high speed gear train composed of a large diameter gear 69 and a first high speed gear 86. The

ここで、前記減速軸４０の左右方向略中央には小径のギア７２が固設されると共に、前記左右の走行駆動軸３８Ｌ・３８Ｒ間には、主駆動軸９４が回転可能に同心支持され、該主駆動軸９４の左右方向略中央に固設された大径の駆動センタギア７４が、前記小径のギア７２と常時噛合されており、減速軸４０の動力は、前記ギア７２と駆動センタギア７４から成る減速ギア列を介して、前記主駆動軸９４に更に減速伝達される。 Here, a small-diameter gear 72 is fixed substantially at the center in the left-right direction of the speed reduction shaft 40, and a main drive shaft 94 is rotatably concentrically supported between the left and right travel drive shafts 38L and 38R. A large-diameter drive center gear 74 fixed at substantially the center in the left-right direction of the main drive shaft 94 is always meshed with the small-diameter gear 72, and the power of the reduction shaft 40 is transmitted from the gear 72 and the drive center gear 74. Further reduction transmission is transmitted to the main drive shaft 94 through the reduction gear train.

なお、前述の如く、前記駐車ブレーキ９３によって中間軸３９を固定すると、それに伴い、該中間軸３９と減速軸４０等を介して連結連動する前記主駆動軸９４の回動も停止させることができ、斜面で駐車中に不用意に機体が動いたりしないようにしている。 As described above, when the intermediate shaft 39 is fixed by the parking brake 93, the rotation of the main drive shaft 94 that is linked and interlocked via the intermediate shaft 39 and the reduction shaft 40 can be stopped accordingly. , To prevent the aircraft from inadvertently moving while parking on the slope.

以上のような構成において、前記主変速装置３０から出力された主変速動力は、モータ軸３４から副変速装置２９に入力されて副変速された後、副変速軸３５、副変速出力ギア６２、入力ギア７０、中間軸３９、減速駆動ギア６７、減速従動ギア７１、減速軸４０、ギア７２、駆動センタギア７４を介して、主駆動軸９４に入力されるものであり、これらの要素の連係により走行系ドライブトレーン４５が構成されている。 In the configuration as described above, the main transmission power output from the main transmission 30 is input from the motor shaft 34 to the auxiliary transmission 29 and sub-shifted, and then the sub-transmission shaft 35, the sub-transmission output gear 62, The input gear 70, the intermediate shaft 39, the reduction drive gear 67, the reduction driven gear 71, the reduction shaft 40, the gear 72, and the drive center gear 74 are input to the main drive shaft 94. A traveling system drive train 45 is configured.

また、前記モータ軸３４上の中径ギア５６と大径ギア５８との間には、駆動ギア５７が固設されると共に、前記クラッチ軸３６の左右方向略中央には、クラッチハウジング９５が固設され、該クラッチハウジング９５の外周に設けたクラッチセンタギア８２が、前記駆動ギア５７と常時噛合されている。更に、前記クラッチ軸３６上でクラッチハウジング９５の左右両側には、それぞれ、左右のクラッチ出力軸６３・６４が回動自在に外嵌され、該クラッチ出力軸６３・６４の内端部と、前記クラッチハウジング９５との間には、複数枚の摩擦エレメントがそれぞれ摺動のみ可能に支持されている。そして、クラッチハウジング９５内の左右のクラッチピストン９８・９９を左右動させて前記摩擦エレメント間を係合・離間させることにより、クラッチの入切作動を得るようにして、左右のサイドクラッチ部８７Ｌ・８７Ｒから成るサイドクラッチ８７が形成されている。 A drive gear 57 is fixed between the medium diameter gear 56 and the large diameter gear 58 on the motor shaft 34, and a clutch housing 95 is fixed substantially at the center in the left-right direction of the clutch shaft 36. A clutch center gear 82 provided on the outer periphery of the clutch housing 95 is always meshed with the drive gear 57. Further, left and right clutch output shafts 63 and 64 are rotatably fitted to the left and right sides of the clutch housing 95 on the clutch shaft 36, respectively, and the inner end portions of the clutch output shafts 63 and 64, A plurality of friction elements are supported between the clutch housing 95 so as to be slidable. The left and right clutch pistons 98 and 99 in the clutch housing 95 are moved left and right to engage and disengage the friction elements, thereby obtaining a clutch on / off operation. A side clutch 87 made of 87R is formed.

前記クラッチ軸３６を支持する、ミッションケース２８の左右両側には、左右のブレーキケース９７Ｌ・９７Ｒが固設され、該ブレーキケース９７Ｌ・９７Ｒの内端部と、前記クラッチ出力軸６３・６４の外端部との間にも、複数枚の摩擦エレメントがそれぞれ摺動のみ可能に支持されている。そして、ブレーキケース９７Ｌ・９７Ｒ内のブレーキピストン９６Ｌ・９６Ｒを左右動させて前記摩擦エレメント間を係合・離間させることにより、ブレーキの制動・解除作動を得るようにして、左右のブレーキ８８Ｌ・８８Ｒが形成されている。 Left and right brake cases 97L and 97R are fixed to the left and right sides of the transmission case 28, which support the clutch shaft 36. The inner ends of the brake cases 97L and 97R and the clutch output shafts 63 and 64 Also between the end portions, a plurality of friction elements are supported so as to be slidable. Then, the brake pistons 96L and 96R in the brake cases 97L and 97R are moved left and right to engage and separate the friction elements, so that the brakes can be braked and released, and the left and right brakes 88L and 88R are obtained. Is formed.

これにより、直進走行時には、前記左右のクラッチピストン９８・９９と左右のブレーキピストン９６Ｌ・９６Ｒによって、クラッチハウジング９５と左右のクラッチ出力軸６３・６４間の前記摩擦エレメントは互いに離間させたままで、左右のクラッチ出力軸６３・６４と左右のブレーキケース９７Ｌ・９７Ｒ間の前記摩擦エレメントを互いに押圧係合させることにより、両サイドクラッチ部８７Ｌ・８７Ｒとも切状態、両ブレーキ８８Ｌ・８８Ｒとも制動状態として、前記モータ軸３４からクラッチセンタギア８２に入力された主変速動力が、左右のクラッチ出力軸６３・６４に伝達されず、しかも該クラッチ出力軸６３・６４は、左右のブレーキ８８Ｌ・８８Ｒによって制動されるようにしている。 Thus, during straight running, the friction elements between the clutch housing 95 and the left and right clutch output shafts 63 and 64 are kept apart from each other by the left and right clutch pistons 98 and 99 and the left and right brake pistons 96L and 96R. By engaging the friction elements between the clutch output shafts 63 and 64 and the left and right brake cases 97L and 97R with each other, both the side clutch portions 87L and 87R are in a disengaged state, and both brakes 88L and 88R are in a braking state. The main transmission power input from the motor shaft 34 to the clutch center gear 82 is not transmitted to the left and right clutch output shafts 63 and 64, and the clutch output shafts 63 and 64 are braked by the left and right brakes 88L and 88R. I try to do it.

一方、旋回走行時には、旋回内側のクラッチハウジングとクラッチ出力軸間の前記摩擦エレメントを互いに押圧係合させると共に、旋回内側のクラッチ出力軸とブレーキケース間の前記摩擦エレメントは互いに離間させることにより、旋回内側のサイドクラッチ部のみ入状態、旋回内側のブレーキのみ制動解除状態として、前記モータ軸３４からクラッチセンタギア８２に入力された主変速動力が、旋回内側のクラッチ出力軸にのみ伝達され、しかも該クラッチ出力軸は、旋回内側のブレーキによる制動が解除されるようにしている。 On the other hand, during turning, the friction elements between the clutch housing and the clutch output shaft inside the turning are pressed and engaged with each other, and the friction elements between the clutch output shaft and the brake case inside the turning are separated from each other, thereby turning Only the inner side clutch portion is engaged, and only the brake on the inner side of the turning is released, and the main transmission power input from the motor shaft 34 to the clutch center gear 82 is transmitted only to the clutch output shaft on the inner side of the turning. The clutch output shaft is configured to release braking by the brake inside the turning.

ここで、前記減速軸３７の左側には、大径ギア６５ａと小径ギア６５ｂから成る二連ギア６５が遊嵌され、右側には、大径ギア６６ａと小径ギア６６ｂから成る二連ギア６６が遊嵌され、このうちの大径ギア６５ａ・６６ａは、それぞれ前記クラッチ出力軸６３のクラッチ出力ギア６３ａ・クラッチ出力軸６４のクラッチ出力ギア６４ａと常時噛合されると共に、小径ギア６５ｂ・６６ｂは、それぞれ、後で詳述する差動機構４７の左右のリングギア７３・７５に常時噛合されており、前記クラッチ出力ギア６３ａ・６４ａから出力された動力は、それぞれ二連ギア６５・６６を介して減速された後、前記リングギア７３・７５に伝達されるようにしている。 Here, a double gear 65 comprising a large diameter gear 65a and a small diameter gear 65b is loosely fitted on the left side of the reduction shaft 37, and a double gear 66 comprising a large diameter gear 66a and a small diameter gear 66b is provided on the right side. Of these, the large-diameter gears 65a and 66a are always meshed with the clutch output gear 63a of the clutch output shaft 63 and the clutch output gear 64a of the clutch output shaft 64, respectively, and the small-diameter gears 65b and 66b are respectively The gears are always meshed with the left and right ring gears 73 and 75 of the differential mechanism 47, which will be described in detail later, and the power output from the clutch output gears 63a and 64a is respectively transmitted through the double gears 65 and 66. After being decelerated, it is transmitted to the ring gears 73 and 75.

以上のような構成において、前記主変速装置３０から出力された主変速動力は、モータ軸３４からクラッチセンタギア８２を介してサイドクラッチ８７に入力され、該サイドクラッチ８７で入切制御された後、機体左側では、クラッチ出力ギア６３ａ、二連ギア６５を介してリングギア７３に入力され、機体右側では、クラッチ出力ギア６４ａ、二連ギア６６を介してリングギア７５に入力されるものであり、これらの要素の連係により旋回系ドライブトレーン４６が構成されている。 In the above-described configuration, the main transmission power output from the main transmission 30 is input to the side clutch 87 from the motor shaft 34 via the clutch center gear 82, and is turned on / off by the side clutch 87. On the left side of the machine body, it is input to the ring gear 73 via the clutch output gear 63a and the double gear 65, and on the right side of the machine body, it is input to the ring gear 75 via the clutch output gear 64a and the double gear 66. The turning system drive train 46 is configured by linking these elements.

また、該旋回系ドライブトレーン４６と前記走行系ドライブトレーン４５を介して、前記主変速装置３０からの主変速動力が入力される差動装置４７は、左右一対の遊星歯車装置１００・１０１を有している。該遊星歯車装置１００・１０１は、走行駆動軸３８Ｌ・３８Ｒの間で同一軸線上に配置された前記主駆動軸９４に刻設されるサンギア７６・７６と、該サンギア７６・７６の外周で噛合する複数のプラネタリギア７７・７７・・・と、リングギア７３・７５に一体構成されプラネタリギア７７・７７・・・に噛合するインターナルギア７８・７９と、走行駆動軸３８Ｌ・３８Ｒに固設され前記プラネタリギア７７・７７・・・を枢支するキャリア８０・８１とから構成されている。 Further, the differential device 47 to which the main transmission power from the main transmission device 30 is inputted via the turning system drive train 46 and the traveling system drive train 45 has a pair of left and right planetary gear units 100 and 101. is doing. The planetary gear units 100 and 101 mesh with the sun gears 76 and 76 formed on the main drive shaft 94 arranged on the same axis line between the travel drive shafts 38L and 38R, and the outer periphery of the sun gears 76 and 76. .., A plurality of planetary gears 77, 77... Which are integrally formed with the ring gears 73, 75 and meshed with the planetary gears 77, 77. It is comprised from the carrier 80 * 81 which pivotally supports the said planetary gears 77 * 77 ....

前記プラネタリギア７７・７７・・・は、走行駆動軸３８Ｌ・３８Ｒから放射状に均等配置されて左右のキャリア８０・８１にそれぞれ回転自在に軸支され、該キャリア８０・８１はサンギア７６を挟んで左右に配置されると共に、前記インターナルギア７８・７９は、主駆動軸９４と同軸線上に配置された上で、走行駆動軸３８Ｌ・３８Ｒに回転自在に軸支されている。 The planetary gears 77, 77... Are radially arranged from the travel drive shafts 38L, 38R and are rotatably supported by the left and right carriers 80, 81, respectively, and the carriers 80, 81 sandwich the sun gear 76. The internal gears 78 and 79 are arranged on the same axis as the main drive shaft 94 and are rotatably supported on the travel drive shafts 38L and 38R.

以上のような構成において、該インターナルギア７８・７９は、リングギア７３・７５を介して、前記旋回系ドライブトレーン４６と連動連結される。また、前記サンギア７６・７６は、左右の遊星歯車装置１００・１０１に共通のサンギアとして、共通の主駆動軸９４に一体的に刻設されており、両サンギア７６・７６の中間部に係止した前記駆動センタギア７４を介して、前記走行系ドライブトレーン４５と連動連結されるのである。 In the configuration as described above, the internal gears 78 and 79 are linked to the turning drive train 46 via the ring gears 73 and 75. Further, the sun gears 76 and 76 are integrally engraved on a common main drive shaft 94 as a sun gear common to the left and right planetary gear devices 100 and 101, and are latched to an intermediate portion of both sun gears 76 and 76. The drive system gear train 45 is linked to the traveling system drive train 45 via the drive center gear 74.

また、前記ＰＴＯ変速装置４８においては、前記ＰＴＯ軸４１上の第一低速ギア８５と第一高速ギア８６の左方にも、左から順に、第二高速ギア８３と第二低速ギア８４が相対回転可能に環設され、該第二高速ギア８３と第二低速ギア８４は、それぞれ、前記ポンプ軸３３上の大径ギア５２と小径ギア５３に常時噛合されている。これにより、前記エンジン動力の一部が、大径ギア５２と第二高速ギア８３から成る第二高速ギア列、または小径ギア５３と第二低速ギア８４から成る第二低速ギア列を介してＰＴＯ軸４１側に伝達される。 In the PTO transmission 48, the second high speed gear 83 and the second low speed gear 84 are also relative to the left of the first low speed gear 85 and the first high speed gear 86 on the PTO shaft 41 in order from the left. The second high speed gear 83 and the second low speed gear 84 are always meshed with the large diameter gear 52 and the small diameter gear 53 on the pump shaft 33, respectively. As a result, part of the engine power is transmitted through the second high-speed gear train composed of the large-diameter gear 52 and the second high-speed gear 83 or the second low-speed gear train composed of the small-diameter gear 53 and the second low-speed gear 84. It is transmitted to the shaft 41 side.

更に、第二高速ギア８３と第二低速ギア８４との間にはシフタ９１が、第一低速ギア８５と第一高速ギア８６との間にはシフタ９２が、それぞれ、ＰＴＯ軸４１上に軸心方向摺動自在かつ相対回転不能に係合されると共に、第二高速ギア８３でシフタ９１側に向かう部分、第二低速ギア８４でシフタ９１側に向かう部分、第一低速ギア８５でシフタ９２側に向かう部分、及び第一高速ギア８６でシフタ９２側に向かう部分には、それぞれクラッチ歯部が形成されている。 Further, a shifter 91 is provided between the second high speed gear 83 and the second low speed gear 84, and a shifter 92 is provided between the first low speed gear 85 and the first high speed gear 86 on the PTO shaft 41. The second high-speed gear 83 is engaged with the second high-speed gear 83 toward the shifter 91 side, the second low-speed gear 84 is toward the shifter 91 side, and the first low-speed gear 85 is the shifter 92. Clutch tooth portions are formed in the portion toward the side and the portion toward the shifter 92 side in the first high speed gear 86, respectively.

以上のような構成において、前記シフタ９１・９２をいずれかのクラッチ歯部に係合させることで、第一低速ギア８５、第一高速ギア８６、第二低速ギア８４、第二高速ギア８３のうちの該当するギアを、ＰＴＯ軸４１に相対回転不能に係合させることができ、前記副変速動力の一部またはエンジン動力の一部が、それぞれ、前記第一高速ギア列・第一低速ギア列または第二高速ギア列・第二低速ギア列を介してＰＴＯ軸４１に伝達される。 In the configuration as described above, the first low speed gear 85, the first high speed gear 86, the second low speed gear 84, and the second high speed gear 83 are obtained by engaging the shifters 91 and 92 with any one of the clutch tooth portions. The corresponding gear can be engaged with the PTO shaft 41 in a relatively non-rotatable manner, and a part of the sub-transmission power or a part of the engine power is the first high-speed gear train and the first low-speed gear, respectively. It is transmitted to the PTO shaft 41 via the train or the second high-speed gear train and the second low-speed gear train.

該ＰＴＯ軸４１は、ミッションケース２８から左方に突出され、その突出端にはプーリ１０２が嵌着され、該プーリ１０２と、前記刈取部６への入力軸１０５の先端に嵌着されたプーリ１０３との間には、ベルト１０４が巻回されており、ＰＴＯ変速装置４８からのＰＴＯ変速動力がベルト伝動によって刈取部６への入力軸１０５に入力されるのである。 The PTO shaft 41 protrudes leftward from the mission case 28, and a pulley 102 is fitted to the protruding end, and the pulley 102 and a pulley fitted to the tip of the input shaft 105 to the cutting unit 6. The belt 104 is wound around the belt 103, and the PTO transmission power from the PTO transmission 48 is input to the input shaft 105 to the cutting unit 6 by belt transmission.

次に、前記トランスミッション２による走行旋回構成について、図３乃至図５により説明する。
コンバイン１では、その走行条件に応じて、まず、副変速レバー２６を傾動操作して、副変速装置２９におけるシフタ８９またはシフタ９０を摺動し、該シフタ８９またはシフタ９０をいずれかのクラッチ歯部に係合させることにより、路上走行時等には高速ギア列５８・６１から成る高速度段、乾田作業時等には中速ギア列５６・６０から成る中速度段、湿田作業時等には低速ギア列５５・５９から成る低速度段を選択し設定する。その上で、前記主変速レバー２５を傾動操作して、主変速装置３０における油圧ポンプ４９の可動斜板４９ａの傾角を変更し、機体の進行方向の制御を含め、車速を無段階に変速制御させる。そして、いずれの前記速度段においても、走行中は、モータ軸３４の主変速動力が、前記走行系ドライブトレーン４５を通ってサンギア７６に常時伝達され、該サンギア７６を回転駆動させている。 Next, the traveling turning structure by the transmission 2 will be described with reference to FIGS.
In the combine 1, first, the sub-shift lever 26 is tilted to slide the shifter 89 or the shifter 90 in the sub-transmission device 29 according to the traveling conditions, and the shifter 89 or the shifter 90 is moved to any clutch tooth. By engaging with the part, when traveling on the road, etc., the high speed stage consisting of the high speed gear trains 58, 61, when working on dry fields, etc. Selects and sets a low speed stage comprising low speed gear trains 55 and 59. Thereafter, the main transmission lever 25 is tilted to change the inclination angle of the movable swash plate 49a of the hydraulic pump 49 in the main transmission 30, and the vehicle speed is controlled steplessly including the control of the traveling direction of the airframe. Let At any of these speed stages, during traveling, the main transmission power of the motor shaft 34 is constantly transmitted to the sun gear 76 through the traveling system drive train 45, and the sun gear 76 is driven to rotate.

このような変速制御が行われる中、直進走行時には、前記操向ハンドル２２は前方を向けた状態にあり、油圧回路等によって、前述の如く、両サイドクラッチ部８７Ｌ・８７Ｒとも切状態、両ブレーキ８８Ｌ・８８Ｒとも制動状態となるように制御されるため、前記モータ軸３４からクラッチセンタギア８２に入力された主変速動力は、いずれのインターナルギア７８・７９にも伝達されない。そして、この直進走行中に前記操向ハンドル２２を旋回方向に回動操作すると、油圧回路等によって、前述の如く、旋回内側のサイドクラッチ部のみ入状態、旋回内側のブレーキのみ制動解除状態となるように制御されるため、モータ軸３４からクラッチセンタギア８２に入力された主変速動力は、前記旋回系ドライブトレーン４６を通り、リングギア７３・７５を介して、インターナルギア７８・７９のうちの旋回内側のインターナルギアのみに伝達され、該旋回内側のインターナルギアを回転駆動させる。 While such shift control is being performed, the steering handle 22 is in a state of facing forward during straight traveling, and both the side clutch portions 87L and 87R are in a disconnected state and both brakes by the hydraulic circuit or the like as described above. Since both 88L and 88R are controlled to be in the braking state, the main transmission power input from the motor shaft 34 to the clutch center gear 82 is not transmitted to any of the internal gears 78 and 79. When the steering handle 22 is turned in the turning direction during the straight running, only the side clutch portion inside the turning is engaged and only the brake inside the turning is released by the hydraulic circuit or the like as described above. Therefore, the main transmission power input from the motor shaft 34 to the clutch center gear 82 passes through the turning system drive train 46 and passes through the ring gears 73 and 75, and the internal gears 78 and 79. It is transmitted only to the internal gear inside the turning, and the internal gear inside the turning is driven to rotate.

ここで、コンバイン１を左旋回させる場合を例に説明する。
図４に示すように、モータ軸３４の矢印１１０に示す回転方向を正転方向、該正転方向の反対方向を逆転方向とすると、主変速動力が走行系ドライブトレーン４５を伝達する間に、伝達動力の回転方向は、矢印１１０方向（正転方向）→矢印１１４方向（逆転方向）→矢印１１５方向（正転方向）→矢印１１６方向（逆転方向）→矢印１１７方向（正転方向）と変化し、差動機構４７の両サンギア７６は、駆動センタギア７４を介して正転方向に回転する。一方、主変速動力が旋回系ドライブトレーン４６を伝達する間に、伝達動力の回転方向は、矢印１１０方向（正転方向）→矢印１１１方向（逆転方向）→矢印１１２方向（正転方向）→矢印１１３方向（逆転方向）と変化し、差動機構４７の左側のインターナルギア７８は、左側のリングギア７３を介して逆転方向に回転する。 Here, a case where the combine 1 is turned left will be described as an example.
As shown in FIG. 4, when the rotation direction indicated by the arrow 110 of the motor shaft 34 is the forward rotation direction and the opposite direction of the forward rotation direction is the reverse rotation direction, the main transmission power is transmitted to the traveling system drive train 45. The direction of rotation of the transmission power is as follows: arrow 110 direction (forward rotation direction) → arrow 114 direction (reverse rotation direction) → arrow 115 direction (forward rotation direction) → arrow 116 direction (reverse rotation direction) → arrow 117 direction (forward rotation direction). The two sun gears 76 of the differential mechanism 47 rotate in the forward rotation direction via the drive center gear 74. On the other hand, while the main transmission power is transmitted to the turning drive train 46, the direction of rotation of the transmitted power is as indicated by the direction of arrow 110 (forward direction) → arrow 111 direction (reverse direction) → arrow 112 direction (forward direction) → The direction changes to the direction of the arrow 113 (reverse direction), and the left internal gear 78 of the differential mechanism 47 rotates in the reverse direction via the left ring gear 73.

つまり、旋回外側にあたる右側の遊星歯車装置１０１では、サンギア７６には「正転方向」の回転動力が入力されるが、インターナルギア７９には回転動力が伝達されないのに対し、旋回内側にあたる左側の遊星歯車装置１００では、サンギア７６には「正転方向」の回転動力が入力され、インターナルギア７８には、該サンギア７６とは反対方向の「逆転方向」の回転動力が入力されることとなる。 That is, in the planetary gear device 101 on the right side that is on the outside of the turn, rotational power in the “forward rotation direction” is input to the sun gear 76, but no rotational power is transmitted to the internal gear 79, whereas In the planetary gear device 100, rotational power in the “forward rotation direction” is input to the sun gear 76, and rotational power in the “reverse rotation direction” opposite to the sun gear 76 is input to the internal gear 78. .

その結果、図５（ｂ）に示すように、右側の遊星歯車装置１０１については、停止状態にある右側のインターナルギア７９のもとで、サンギア７６のみが、前記矢印１１７方向と同じ矢印１０６方向（正転方向）に回転し、これにより、各プラネタリギア７７が矢印１０７方向に自転しながら、前記キャリア８１を回転しつつ矢印１０９方向に公転する。 As a result, as shown in FIG. 5B, for the right planetary gear device 101, only the sun gear 76 is in the direction of the arrow 106 in the same direction as the arrow 117 under the right internal gear 79 in the stopped state. Thus, each planetary gear 77 revolves in the direction of the arrow 109 while rotating the carrier 81 while rotating in the direction of the arrow 107.

一方、図５（ａ）に示すように、左側の遊星歯車装置１００については、前述の如く、サンギア７６の矢印１０６方向（正転方向）とは反対方向で前記矢印１１３方向と同じ矢印１０８方向（逆転方向）に、インターナルギア７８が回転するため、この回転速度分だけプラネタリギア７７の矢印１０９方向への回転速度が減少し、これにより左側のキャリア８０及び走行駆動軸３８Ｌの回転速度も減少する。従って、左側の走行駆動軸３８Ｌの回転速度が右側の走行駆動軸３８Ｒよりも小さくなり、コンバイン１を左旋回させることができる。 On the other hand, as shown in FIG. 5A, for the left planetary gear device 100, as described above, the direction of the arrow 108 is the same as the direction of the arrow 113 in the direction opposite to the arrow 106 direction (forward rotation direction) of the sun gear 76. Since the internal gear 78 rotates in the reverse direction, the rotational speed of the planetary gear 77 in the direction of the arrow 109 is reduced by this rotational speed, thereby reducing the rotational speed of the left carrier 80 and the travel drive shaft 38L. To do. Therefore, the rotational speed of the left traveling drive shaft 38L becomes lower than that of the right traveling drive shaft 38R, and the combine 1 can be turned to the left.

この際、サンギア７６のみで駆動される右側の走行駆動軸３８Ｒは、旋回走行中も直進走行時と同じ回転速度に保持されている。従って、高速度段に副変速し、両サンギア７６に入力される正転方向の伝達動力を高速に設定して直進走行している場合、高速のサンギア７６の正転方向の回転速度に対する、左側のインターナルギア７８のみに入力される逆転方向の回転速度が占める割合は小さく、その結果、右側の走行駆動軸３８Ｒに対する左側の走行駆動軸３８Ｌの減速率も小さくなり、機体はゆっくりと左旋回する。 At this time, the right traveling drive shaft 38 R driven only by the sun gear 76 is maintained at the same rotation speed during straight traveling as during straight traveling. Accordingly, when the sub-shift to the high speed stage is performed and the forward transmission power input to the two sun gears 76 is set to a high speed and the vehicle travels straight, the left side of the high speed sun gear 76 with respect to the rotational speed in the forward rotation direction. The ratio of the rotational speed in the reverse rotation direction input only to the internal gear 78 is small. As a result, the deceleration rate of the left traveling drive shaft 38L with respect to the right traveling drive shaft 38R is also decreased, and the aircraft slowly turns to the left. .

これに対し、前記高速度段よりも低速の中速度段や低速度段に副変速し、両サンギア７６に入力される正転方向の伝達動力を低速に設定して直進走行している場合も、左側のインターナルギア７８に入力される逆転方向の回転速度は前記高速度段の場合と変わらないことから、低速のサンギア７６の正転方向の回転速度に対する、左側のインターナルギア７８の逆転方向の回転速度が占める割合は大きくなり、その結果、右側の走行駆動軸３８Ｒに対する左側の走行駆動軸３８Ｌの減速率も大きくなって、機体は左に急旋回するようになる。 On the other hand, there is also a case where the vehicle is traveling straight by sub-shifting to a medium speed stage or a low speed stage that is lower than the high speed stage and setting the transmission power in the forward rotation direction input to both sun gears 76 to a low speed. Since the rotational speed in the reverse rotation direction input to the left internal gear 78 is not different from that in the high speed stage, the rotational speed in the reverse rotation direction of the left internal gear 78 with respect to the rotational speed in the forward rotation direction of the low speed sun gear 76. The proportion of the rotational speed increases, and as a result, the deceleration rate of the left traveling drive shaft 38L with respect to the right traveling drive shaft 38R also increases, and the aircraft turns sharply to the left.

すなわち、左右の走行駆動軸３８Ｌ・３８Ｒにそれぞれ遊星歯車装置１００・１０１を備え、該遊星歯車装置１００・１０１の中央のサンギア７６・７６、該サンギア７６・７６の外周位置のインターナルギア７８・７９、及び該インターナルギア７８・７９と前記サンギア７６・７６に噛合する複数のプラネタリギア７７・７７・・・を枢支するキャリア８０・８１には、それぞれ、走行系ドライブトレーン４５、旋回系ドライブトレーン４６、及び前記走行駆動軸３８Ｌ・３８Ｒを連動連結し、前記旋回系ドライブトレーン４６から左右のインターナルギア７８・７９への伝達動力を調整し、前記左右の走行駆動軸３８Ｌ・３８Ｒに回転速度差を付与して機体を旋回走行させる作業車両であるコンバイン１のトランスミッション２において、前記走行系ドライブトレーン４５と旋回系ドライブトレーン４６に対して分岐動力を入力可能な単一の無段変速装置である主変速装置３０を設けると共に、前記走行系ドライブトレーン４５には、副変速装置２９を介設し、前記旋回系ドライブトレーン４６には、前記左右のインターナルギア７８・７９への動力の断接を行う左右のサイドクラッチであるサイドクラッチ部８７Ｌ・８７Ｒと、該サイドクラッチ部８７Ｌ・８７Ｒの出力部材であるクラッチ出力軸６３・６４をサイドクラッチ切状態で制動可能なブレーキ８８Ｌ・８８Ｒとを設け、旋回走行時には、前記旋回系ドライブトレーン４６からの伝達動力を一方のインターナルギア７８のみに入力したので、前記走行系ドライブトレーン４５と旋回系ドライブトレーン４６への動力を共通の主変速装置３０から供給し、エンジン２７等の駆動源によって駆動する主変速装置３０を一台で済ますことができ、馬力ロスを小さくして燃費を向上させ、更に、装置コストを低減し、ミッションケース２８のコンパクト化も図ることができる。また、直進走行から旋回走行に移行する時は、旋回入力側のインターナルギア７８に連動連結する走行駆動軸３８Ｌは一定量だけ増減速されるが、旋回系ドライブトレーン４６からの伝達動力を入力しない側のインターナルギア７９に連動連結する走行駆動軸３８Ｒは、旋回走行中も直進走行時の速度に保持されている。このため、旋回直前まで副変速の高速度段等により高速で直進走行していると、前記旋回入力側の走行駆動軸３８Ｌの増減速の占める割合が相対的に小さく、機体はゆっくりと緩旋回し、逆に、旋回直前まで副変速の低速度段等により低速で直進走行していると、前記旋回入力側の走行駆動軸３８Ｌの増減速の占める割合が前記高速度段の場合よりも相対的に大きくなり、機体は急旋回または芯地旋回する。従って、副変速装置２９の速度段をインターナルギア７８・７９の伝動動力に連動可能な複雑な連動機構を別途に設けることなく、高速走行時には緩旋回、低速走行時には急旋回または芯地旋回を行うことができ、安定した旋回性能が得られると共に、部品点数を減少させて部品コストを低減し、組立性やメンテナンス性の向上も図ることができる。 That is, the left and right traveling drive shafts 38L and 38R are respectively provided with planetary gear devices 100 and 101, and the sun gears 76 and 76 in the center of the planetary gear devices 100 and 101, and the internal gears 78 and 79 at the outer peripheral positions of the sun gears 76 and 76, respectively. , And carriers 80 and 81 pivotally supporting a plurality of planetary gears 77 and 77 meshing with the internal gears 78 and 79 and the sun gears 76 and 76, respectively, are a traveling system drive train 45 and a turning system drive train. 46 and the travel drive shafts 38L and 38R are interlockedly connected to adjust the transmission power from the turning drive train 46 to the left and right internal gears 78 and 79, and the rotational speed difference between the left and right travel drive shafts 38L and 38R. Is attached to the transmission 2 of the combine 1 which is a work vehicle for turning the body by turning A main transmission 30 is provided as a single continuously variable transmission capable of inputting branching power to the traveling system drive train 45 and the turning system drive train 46, and the traveling system drive train 45 has a sub-transmission. A device 29 is interposed, and the turning drive train 46 has side clutch portions 87L and 87R which are left and right side clutches for connecting and disconnecting power to the left and right internal gears 78 and 79, and the side clutch portions. Brakes 88L and 88R that can brake the clutch output shafts 63 and 64, which are output members of 87L and 87R, with the side clutch disengaged, are provided to transmit power from the turning system drive train 46 to one internal gear during turning. 78, only the movement to the traveling system drive train 45 and the turning system drive train 46 is performed. Can be supplied from a common main transmission 30 and driven by a drive source such as the engine 27, etc., and only one main transmission 30 can be used to reduce horsepower loss, improve fuel efficiency, and further reduce device costs. In addition, the mission case 28 can be made compact. Further, when shifting from straight traveling to turning, the traveling drive shaft 38L linked to the internal gear 78 on the turning input side is increased / decreased by a certain amount, but the transmission power from the turning drive train 46 is not input. The traveling drive shaft 38R that is interlocked and connected to the internal gear 79 on the side is maintained at the speed during straight traveling even during turning. For this reason, if the vehicle is traveling straight at a high speed due to the high speed stage of the sub-shift until just before turning, the rate of acceleration / deceleration of the traveling drive shaft 38L on the turning input side is relatively small, and the aircraft slowly turns slowly. On the other hand, if the vehicle is traveling straight ahead at a low speed due to the low speed stage of the sub-shift until just before the turn, the ratio of the acceleration / deceleration of the travel drive shaft 38L on the turning input side is relative to that at the high speed stage. And the aircraft turns sharply or turns in the interlining. Accordingly, a slow turning is performed at high speed and a sudden turn or interlining is performed at low speed without separately providing a complicated interlocking mechanism capable of interlocking the speed stage of the auxiliary transmission 29 with the transmission power of the internal gears 78 and 79. Thus, stable turning performance can be obtained, the number of parts can be reduced, the parts cost can be reduced, and the assemblability and maintainability can be improved.

更に、前記旋回系ドライブトレーン４６からの伝達動力は、前記サンギア７６の矢印１０６方向（正転方向）と反対方向である矢印１０８方向（逆転方向）の回転動力として、前記走行駆動軸３８Ｌを減速駆動するので、サンギア７６よりも低速の該走行駆動軸３８Ｌを旋回内側として小さい半径で旋回することができ、狭い圃場での作業を容易にすることができる。 Further, the transmission power from the turning system drive train 46 decelerates the travel drive shaft 38L as rotational power in the direction of the arrow 108 (reverse direction) opposite to the direction of the arrow 106 (forward direction) of the sun gear 76. Since it is driven, the traveling drive shaft 38L, which is lower in speed than the sun gear 76, can be turned with a small radius with the turning inner side, and work in a narrow field can be facilitated.

なお、本実施例では、旋回系ドライブトレーン４６を介して旋回内側のインターナルギア７８に入力する回転動力の回転方向が、走行系ドライブトレーン４５を介してサンギアに入力する回転動力の回転方向とは反対方向となるように、各ドライブトレーンを設定したが、該サンギアと同方向となるように設定することも可能である。 In this embodiment, the rotational direction of the rotational power input to the internal gear 78 inside the turning via the turning system drive train 46 is the rotational direction of the rotational power input to the sun gear via the traveling system drive train 45. Each drive train is set so as to be in the opposite direction, but can be set so as to be in the same direction as the sun gear.

この場合は、図５（ａ）とは逆に、サンギア７６の矢印１０６方向（正転方向）と同方向（正転方向）にインターナルギア７８が回転されるため、プラネタリギア７７の矢印１０９方向への回転速度が増加し、これにより左側のキャリア８０及び走行駆動軸３８Ｌの回転速度も増加する。従って、左側の走行駆動軸３８Ｌの回転速度が右側の走行駆動軸３８Ｒよりも大きくなり、コンバイン１を右旋回させることができる。そして、このように旋回入力側の走行駆動軸３８Ｌを増速させると、上述のように減速させた場合に比べ、左右の走行駆動軸３８Ｌ・３８Ｒの回転速度が全体的に増加することとなり、旋回半径も大きくなる。 In this case, contrary to FIG. 5 (a), the internal gear 78 is rotated in the same direction (forward direction) as the arrow 106 direction (forward direction) of the sun gear 76. As a result, the rotational speed of the left carrier 80 and the traveling drive shaft 38L also increases. Therefore, the rotational speed of the left traveling drive shaft 38L becomes higher than that of the right traveling drive shaft 38R, and the combine 1 can be turned to the right. Then, if the traveling drive shaft 38L on the turning input side is increased in this way, the rotational speeds of the left and right traveling drive shafts 38L and 38R generally increase as compared with the case where the traveling drive shaft 38L is decelerated as described above. The turning radius also increases.

すなわち、前記旋回系ドライブトレーン４６からの伝達動力は、前記サンギア７６の矢印１０６方向（正転方向）と同方向の回転動力として、前記走行駆動軸３８Ｌを増速駆動するので、該走行駆動軸３８Ｌと反対側でサンギア７６と同速の走行駆動軸３８Ｒを旋回内側として大きい半径で旋回することができ、急旋回による圃場の荒れや乗り心地の悪化等を防ぐことができる。 That is, the driving power transmitted from the turning system drive train 46 is rotationally driven in the same direction as the arrow 106 direction (forward rotation direction) of the sun gear 76, so that the driving drive shaft 38L is driven at an increased speed. On the side opposite to 38L, the traveling drive shaft 38R having the same speed as the sun gear 76 can be turned inside with a large radius to turn, and it is possible to prevent the field from getting rough and the ride quality from deteriorating due to a sudden turn.

本発明は、左右の走行駆動軸にそれぞれ遊星歯車装置を備え、該遊星歯車装置の中央のサンギア、該サンギアの外周位置のインターナルギア、及び該インターナルギアと前記サンギアに噛合する複数のプラネタリギアを枢支するキャリアには、それぞれ、走行系ドライブトレーン、旋回系ドライブトレーン、及び前記走行駆動軸を連動連結し、前記旋回系ドライブトレーンから左右のインターナルギアへの伝達動力を調整し、前記左右の走行駆動軸に回転速度差を付与して機体を旋回走行させる、全ての作業車両のトランスミッションに適用することができる。 The present invention includes planetary gear devices on left and right traveling drive shafts, and includes a sun gear at the center of the planetary gear device, an internal gear at the outer peripheral position of the sun gear, and a plurality of planetary gears meshing with the internal gear and the sun gear. Each of the pivoting carriers is linked to a traveling drive train, a turning drive train, and the traveling drive shaft, and adjusts the transmission power from the turning drive train to the left and right internal gears. The present invention can be applied to transmissions of all work vehicles in which a rotational speed difference is given to a traveling drive shaft to cause the vehicle to turn.

本発明に関わるトランスミッションを搭載したコンバインの全体構成を示す全体側面図である。It is a whole side view which shows the whole structure of the combine carrying the transmission concerning this invention. 同じく全体平面図である。It is the whole top view similarly. トランスミッションの動力伝達構成を示すスケルトン図である。It is a skeleton figure which shows the power transmission structure of a transmission. トランスミッションにおける軸及びギアの配置構成を示す側面模式図である。It is a side surface schematic diagram which shows the arrangement configuration of the shaft and gear in a transmission. 遊星歯車装置における各ギアの駆動構成を示す側面模式図であって、図５（ａ）は旋回内側の遊星歯車装置における各ギアの駆動構成を示す側面模式図、図５（ｂ）は旋回外側の遊星歯車装置における各ギアの駆動構成を示す側面模式図である。FIG. 5A is a schematic side view showing the drive configuration of each gear in the planetary gear device, FIG. 5A is a schematic side view showing the drive configuration of each gear in the planetary gear device inside the turning, and FIG. It is a side surface schematic diagram which shows the drive structure of each gear in this planetary gear apparatus.

Explanation of symbols

１作業車両
２トランスミッション
２９副変速装置
３０無段変速装置
３８Ｌ・３８Ｒ走行駆動軸
４５走行系ドライブトレーン
４６旋回系ドライブトレーン
６３・６４出力部材
７６サンギア
７７プラネタリギア
７８・７９インターナルギア
８０・８１キャリア
８７Ｌ・８７Ｒサイドクラッチ
８８Ｌ・８８Ｒブレーキ
１００・１０１遊星歯車装置 1 Work vehicle 2 Transmission
29 Subtransmission
30 continuously variable transmission
38L / 38R Traveling drive shaft 45 Traveling system drivetrain 46 Turning system drivetrain
63/64 output member
76 Sungear 77 Planetary Gear
78/79 Internal gear 80/81 Carrier 87L / 87R Side clutch 88L / 88R Brake 100/101 Planetary gear unit

Claims

Carriers that respectively include planetary gear devices on the left and right traveling drive shafts, and that pivotally support a sun gear at the center of the planetary gear device, an internal gear at the outer peripheral position of the sun gear, and a plurality of planetary gears meshed with the internal gear and the sun gear. Are coupled to the traveling drive train, the turning drive train, and the traveling drive shaft, respectively, to adjust the power transmitted from the turning drive train to the left and right internal gears, and to the left and right traveling drive shafts. In a transmission of a work vehicle that turns a vehicle body with a difference in rotational speed, a single continuously variable transmission that can input branching power to the traveling drive train and the turning drive train is provided, and the traveling The system drive train is provided with an auxiliary transmission, and the turning system drive train Left and right side clutches for connecting / disconnecting power to the left and right internal gears, and a brake capable of braking the output member of the side clutch with the side clutch disengaged are provided. A transmission for a work vehicle, wherein transmission power is input to only one internal gear.

The transmission of the work vehicle according to claim 1, wherein transmission power from the turning drive train is driven to decelerate the travel drive shaft as rotational power in a direction opposite to the sun gear.

2. The transmission for a work vehicle according to claim 1, wherein transmission power from the turning system drive train is rotationally driven in the same direction as the sun gear to drive the traveling drive shaft at an increased speed.