JP2006300268A - 作業車両 - Google Patents

Abstract

【課題】 構成部品の増加を最小限にとどめ、高速で後進させることができ、エネルギロスが少ない作業車両を提供すること。
【解決手段】エンジンの出力軸５１と、トルクスプリット型の無限減速装置７と、この無限減速装置７の出力により駆動する駆動軸６２とを備えた作業車両において、無限減速装置７は、エンジンの出力回転及びバリエータの７１の出力回転が入力され、これらの出力回転を合成して後段に出力する遊星歯車機構７２と、遊星歯車機構７２の低速出力回転、及び遊星歯車機構を介さないバリエータの高速出力回転を切り換えて後段に出力する出力切換機構７３Ｈ、７３Ｌと、この出力切換機構７３Ｈ、７３Ｌの後段に配置され、該出力切換機構７３Ｈ、７３Ｌの出力回転を正逆切り換えて駆動軸６２に出力する正逆切り替え機構７４Ｆ、７４Ｒとを備える。
【選択図】 図２

Description

本発明は、エンジンの出力軸の回転を入力し、それを無段階で変速して出力するバリエータの出力回転、及び前記エンジンの出力回転が入力される遊星歯車機構が設けられたトルクスプリット型の無限減速装置と、この無限減速装置の出力により駆動する駆動軸とを備えた作業車両に関する。

従来、ホイルローダ、ブルドーザ、フォークリフト等の作業車両においては、作業機を利用して複雑な動作をさせる必要があるため、微妙なシフト操作によって作業車両を細かく動作させるために、変速の際、シフトアップやシフトダウンで振動が生じないような変速装置が要求されている。
このような要求に対応できる変速装置としては、ＨＳＴ（Hydro Static Transmission）装置を備えた走行装置が知られている（例えば、特許文献１参照）。

このＨＳＴ装置は、エンジンの動力によって油圧ポンプを駆動し、駆動輪等の動作部分近傍に設けられた油圧モータを油圧ポンプからの圧油によって動作させるものである。このＨＳＴ装置によれば、シフトレバー等の微妙な操作を圧油に変換して油圧モータを駆動させることとなるので、スムーズな変速操作を実現することができる。
しかし、このようなＨＳＴ装置では、エンジンの動力を一旦液体エネルギの圧力に変換し、油圧モータによって機械的駆動に変換しているため、エネルギ効率上は、エンジンの機械的動力を、直接駆動輪等の動力として供給する方法が望まれている。

ところで、作業車両を含む車両の変速機には、無段変速機があり、このような無段変速機としては、専ら機械的伝導機構により駆動力の伝達を行うＣＶＴ（Continuously Variable Transmission）が知られている。
このＣＶＴの変速を実現するバリエータとしては、例えばトロイダル形式のバリエータが知られ、このバリエータは、エンジン側に設けられた曲面部を有する入力ディスクと、これに対向配置され、入力ディスクの曲面部に対向する曲面部を有し、駆動輪等の駆動機構に動力を伝達する出力ディスクと、これら入力ディスク及び出力ディスクの曲面部間に配設されるパワーローラとを備えて構成される。そして、パワーローラが曲面部間で種々の姿勢となることにより、入力に対する出力を変え、無段変速を実現するものである。

ここで、トロイダル形式のバリエータや他のベルトを利用したバリエータの場合も同様だが、エンジン側の入力ディスクから駆動輪側の出力ディスクにパワーローラを介して常に力が伝達される構成であるため、そのままでは、エンジンを動作させた状態での停止状態、いわゆるニュートラルの状態を維持できない。
そこで、変速装置では、バリエータと遊星歯車機構を組み合わせてＩＶＴ（Infinitely Variable Transmission）としたものが用いられている。
このＩＶＴでは、例えばエンジン出力回転を遊星歯車機構のサンギヤに、エンジン出力回転を入力したバリエータの出力回転を遊星キャリアに入力し、バリエータの変速を調整し、サンギヤと遊星キャリアの回転速度が出力となるリングギヤの回転速度を相殺して０になるような、いわゆるギヤドニュートラル状態を実現することができる。また、その状態から変速比を代えることにより、出力回転を前進、又は後進方向に連続的に変化させることが可能となる（例えば、特許文献２参照）。

また、他の変速装置としては、フルトロイダル形式のバリエータと２つの遊星歯車機構を組み合わせてギヤドニュートラルの状態を実現した、コンパウンド型ＩＶＴの変速装置が知られている（例えば、特許文献３参照）。
この特許文献３には、コンパウンド型の変速装置において、遊星歯車機構の後段に高速及び低速切換用のクラッチの他に、さらに前進及び後進切換用のクラッチを設けることにより、車両の後進時に高速走行を実現できる構成が開示されている。

特開２００１−１４６９６３号公報（図２０） 特公平４−４０５７４号公報（第１図） 特許第３４４２７７９号公報（第３図、第４図）

しかしながら、前記特許文献２に記載の技術を作業車両に適用しようとした場合、車両の前進時は、クラッチの切換により高速走行を可能とできるが、後進時はこのような設定がないので、前進時のように高速に後進させることができない。
ここで、作業車両の場合、作業機を利用して荷の積み込みや荷降ろしを効率的に行うには、前進、後進時の最高速度を同程度の速度で走行させる必要があるので、特許文献２のような後進速度では十分ではない。
また、前記特許文献３に記載の技術では、遊星歯車機構を２つ備えたコンパウンド型の変速装置にさらに、前進及び後進切換用のクラッチを付加しなければならず、構成部品が多くなってしまい、構成部品の配置が複雑になるという問題がある。

本発明の目的は、構成部品の増加を最小限にとどめ、高速で後進させることができ、エネルギロスが少ない作業車両を提供することにある。

第１発明に係る作業車両は、
エンジンの出力軸の回転を入力し、それを無段階で変速して出力するバリエータの出力回転、及び前記エンジンの出力回転が入力される遊星歯車機構が設けられたトルクスプリット型の無限減速装置と、この無限減速装置の出力により駆動する駆動軸とを備えた作業車両であって、
前記無限減速機は、
前記エンジンの出力回転及び前記バリエータの出力回転が入力され、これらの出力回転を合成して後段に出力する遊星歯車機構と、
前記遊星歯車機構の低速出力回転、及び、前記遊星歯車機構を介さない前記バリエータの高速出力回転を切り換えて後段に出力する出力切換機構と、
この出力切換機構の後段に配置され、該出力切換機構の出力回転を正逆切り換えて前記駆動軸に出力する正逆切換機構とを備えていることを特徴とする。

第２発明に係る作業車両は、第１発明の作業車両において、バリエータがハーフトロイダル型の無段変速機であることを特徴とする。
第３発明に係る作業車両は、第１発明の作業車両において、バリエータがフルトロイダル型の無段変速機であることを特徴とする。
第４発明に係る作業車両は、第１発明の作業車両において、バリエータが無端ベルト状の動力伝導体を備えた無段変速機であることを特徴とする。

第１発明によれば、トルクスプリット型という比較的単純な構造の後段部分に、正逆切換機構を設けるだけでよいので、変速装置の構成部品の増加を必要最低限に抑えることができる。また、機械的な伝導機構によって無段変速を実現しているので、従来のＨＳＴ装置よりもエネルギ伝達効率を向上させることができる。

第２発明によれば、ハーフトロイダル型の無段変速機に本発明を採用することにより、フルトロイダル型の無段変速機の場合に比較して、スピンロスを生じることがなく、伝達効率を一層向上させることができる。
第３発明によれば、フルトロイダル型の無段変速機に本発明を採用することにより、エンジンから駆動軸へのトルク伝達を向上することができるため、伝達損失が少なく、エネルギ効率を向上することができる。また、フルトロイダル型の無段変速機の場合、入力ディスク及び出力ディスクの断面円形状の曲面の円中心を通るように、パワーローラの姿勢が変更するようになっているので、別途パワーローラを支持させる部品が必要とならず、単純でコンパクトに無段変速機を構成することができる。

第４発明によれば、無端ベルト状の動力伝達体を備えた無段変速機に本発明を採用することにより、構成部品のコストを低減することができるので、作業車両を安価に製造することができ、特にトラクタ等の小型の作業車両に好適である。

以下、本発明の実施形態を図面に基づいて説明する。
■１．第１実施形態
（１）全体構成
図１には、本発明の第１実施形態に係る作業車両としてのホイルローダ１が示されている。このホイルローダ１は、車両本体２、作業機３、キャビン４、動力部５、及び走行装置６を備えて構成される。
車両本体２は、作業機３、キャビン４、及び動力部５を支持する鋼製フレーム体から構成されている。この車両本体２の前方側には、車両本体２に対して左右方向に回転自在に構造体２１が設けられ、この構造体２１のさらに前方側には、作業機３が設けられている。

作業機３は、前記構造体２１に枢軸されるブーム３１と、このブーム３１に上下に枢軸されるバケット３２と、ブーム３１の中間部分にブーム３１に枢軸されるベルクランク３３とを備えて構成されている。
ブーム３１は、車幅方向に一対配置され、構造体２１に対して上下に回動自在に枢軸されている。このブーム３１の下部には、リフトシリンダ３４が枢軸され、リフトシリンダ３４の基端部分は、構造体２１に枢軸されている。そして、このリフトシリンダ３４を油圧等によって伸長させることにより、ブーム３１は上下に揺動するようになっている。
バケット３２は、掘削土等を積み込む部分であり、ブーム３１の枢軸位置よりも上部にリンク３５が枢軸されており、他端側はベルクランク３３の下端部に枢軸されている。

ベルクランク３３は、一対のブーム３１の間に枢軸され、下端は前記リンク３５の基端部分が接続されているとともに、上端には、チルトシリンダ３６が枢軸され、このチルトシリンダ３６の基端部分は、前記構造体２１に枢軸されている。
そして、ブーム３１を上部に揺動させた状態で、チルトシリンダ３６を縮めると、ベルクランク３３の上端部分が車両本体２側に回動し、ベルクランク３３の下端部分が車両前方側に回動する。そうすると、リンク３５によってバケット３２の上部が車両前方側に押され、これによりバケット３２が回動して、バケット３２内に積み込まれた掘削土をダンプトラック等の荷台に降ろすことができる。

キャビン４は、車両本体２の略中央に設けられており、このキャビン４内にオペレータが乗車してホイルローダ１を操縦する。キャビン４内部には、図示を略したが車両走行時に走行速度を変更する変速レバー、アクセルペダル、ブレーキペダル、及び作業機３を操作するための操作レバーが設けられている。
動力部５は、図示を略したが、エンジン及び変速装置等の走行装置と、油圧ポンプを備えて構成され、エンジンにより油圧ポンプを駆動することにより、作業機３のリフトシリンダ３４及びチルトシリンダ３６を伸縮することが可能となる。

走行装置６は、車両本体２の側面４箇所に設けられる駆動輪６１と、図１では図示を略したが、それぞれの駆動輪６１を車両本体２に対して回転自在に支持するアクスルと、このアクスルと車両本体２の幅方向略中央部でディファレンシャルを介して接続され、動力部５のエンジンの出力軸からの回転が伝達される駆動軸とを備えている。詳しくは後述するが、エンジンの出力軸の回転は、変速装置を介して駆動軸に伝達され、ディファレンシャルを介して駆動輪６１を回転させ、ホイルローダ１が走行する。

（２）変速装置７の構成
図２には、前述したホイルローダ１の変速装置７の構造を表すスケルトン図が示されている。
この変速装置７は、バリエータに対して遊星歯車機構が１つ設けられたトルクスプリット型の変速装置であり、バリエータ７１、遊星歯車機構７２、高速側クラッチ７３Ｈ、低速側クラッチ７３Ｌ、前進側クラッチ７４Ｆ、及び後進側クラッチ７４Ｒを備えて構成される。エンジンの出力軸５１の回転は、これらの構成部品を介して、駆動軸６２に伝達され、図２では図示を略した走行装置６を構成する駆動輪６１を回転させる。

(2-1)バリエータ７１の構成
バリエータ７１は２つ設けられ、各バリエータ７１は、ハーフトロイダル型の無段変速機であり、エンジンの出力軸５１が貫通しており、入力ディスク７１１、出力ディスク７１２、及びパワーローラ７１３を備えて構成される。
バリエータ７１において、入力ディスク７１１は、図示を略したが、エンジンの出力軸５１とローディングカムを介して直結されており、出力軸５１と一体的に回転し、この入力ディスク７１１の出力軸５１の連結部分とは反対側の端面には、球面の一部からなる凹曲面７１１Ａが形成されている。また、入力ディスク７１１への入力側には、エンジンの出力軸５１の回転をオフセット配置される伝達軸７５にバリエータ７１を介さないで伝達させるための歯車７１４が設けられている。

出力ディスク７１２は、出力軸５１に回転自在に支持され、直結はされていない。この出力ディスク７１２には、入力ディスク７１１の凹曲面７１１Ａと向き合うように球面の一部からなる凹曲面７１２Ａが形成され、この凹曲面７１２Ａの反対側の面には、歯車７１５が一体的に設けられている。この歯車７１５は、後段の伝達軸７５に設けられる歯車７５１と噛合している。
そして、凹曲面７１１Ａ及び凹曲面７１２Ａが向き合った状態では、両凹曲面７１１Ａ、７１２Ａによって球面状のくぼみが形成され、これらの間にはパワーローラ７１３が配置される。

パワーローラ７１３は、両凹曲面７１１Ａ、７１２Ａに応じた球面状の凸曲面７１３Ａを有し、この部分でオイルを介して摺接している。凹曲面７１１Ａ、７１２Ａ及び凸曲面７１３Ａの間にオイルが介在した状態で、これらの曲面によって圧接されると、オイルは高い圧力で固化して油膜のせん断応力によって、凹曲面７１１Ａから凸曲面７１３Ａ、凸曲面７１３Ａから凹曲面７１２Ａに動力が伝達されるようになる。
動力伝達を変化させる場合には、凹曲面７１１Ａ、７１２Ａに沿ってパワーローラ７１３の姿勢を変化させる制御を行い、パワーローラ７１３Ａの摺接面を変化させることにより実現できる。

例えば、図２の状態の場合、パワーローラ７１３は、入力ディスク７１１側は出力軸５１に接近した部分、出力ディスク７１２側は出力軸５１から離れた部分で摺接した状態となっているため、入力ディスク７１１の回転数に対して出力ディスク７１２の回転が少なくなった状態で出力軸５１の回転が出力ディスク７１２に伝達される。このように入力ディスク７１１及び出力ディスク７１２間に配置されるパワーローラ７１３の姿勢制御を行うことにより、エンジンの出力軸５１の回転を無段階に変速して、出力ディスク７１２の出力とすることができる。

(2-2)遊星歯車機構７２の構成
遊星歯車機構７２は、伝達軸７５に直結されるサンギヤ７２１、サンギヤ７２１の周囲に配置される複数の遊星歯車７２２、及び最外周に設けられるリングギヤ７２３を備えて構成される。
サンギヤ７２１は、バリエータ７１の出力ディスク７１２の出力に基づいて回転し、歯車７１５及び歯車７５１を介して伝達軸７５が回転することでサンギヤ７２１も回転する。
遊星歯車７２２は、後述する低速側クラッチ７３Ｌへの出力であり、各遊星歯車７２２が回転すると、各遊星歯車７２２の回転中心に接続されるキャリア７２４が回転する。
リングギヤ７２３は、エンジンの出力軸５１の出力に基づいて回転し、歯車７２３Ａ及び歯車７１４を介して回転する。

(2-3)高速側クラッチ７３Ｈ及び低速側クラッチＬの構成
出力切換機構としての高速側クラッチ７３Ｈ及び低速側クラッチ７３Ｌは、前述したバリエータ７１の出力か遊星歯車機構７２の出力を切り換える部分であり、いずれの出力を選択するかで駆動軸６２を高速回転させるか、低速回転させるかを選択できる。
高速側クラッチ７３Ｈは、伝達軸７５と接続される入力側クラッチ板７３１Ｈと、入力側クラッチ板７３１Ｈの回転を摩擦力により伝達する出力側クラッチ板７３２Ｈとを備えて構成される。
この出力側クラッチ板７３２Ｈには、出力側クラッチ板７３２Ｈの回転とともに回転するように、歯車７３３Ｈが設けられており、この歯車７３３Ｈには、歯車７６が噛合し、この歯車７６には、歯車７７が噛合している。そして、出力側クラッチ板７３２Ｈの回転は、この歯車７３３Ｈ、歯車７６、及び歯車７７を介して、伝達軸７８に出力される。

一方、低速側クラッチ７３Ｌは、遊星歯車機構７２のキャリア７２４に接続される入力側クラッチ板７３１Ｌと、入力クラッチ板７３１Ｌの回転を摩擦力により伝達する出力側クラッチ板７３２Ｌとを備え、出力側クラッチ板７３２Ｌには、出力側クラッチ板７３２Ｌの回転とともに回転する歯車７３３Ｌが設けられており、この歯車７３３Ｌには、歯車７９が噛合している。そして、出力側クラッチ板７３２Ｌの回転は、歯車７３３Ｌ及び歯車７９を介して、伝達軸７８に出力される。

(2-4)後進側クラッチ７４Ｒ、前進側クラッチ７４Ｆの構成
正逆切換機構としての後進側クラッチ７４Ｒ及び前進側クラッチ７４Ｆは、伝達軸７８の回転を駆動軸６２に伝達する際、駆動軸６２を正逆何れかの方向に回転させるかを選択し、駆動軸６２に伝達する部分である。
後進側クラッチ７４Ｒは、伝達軸７８に接続される入力側クラッチ板７４１Ｒと、入力側クラッチ板７４１Ｒの回転を摩擦力により伝達する出力側クラッチ板７４２Ｒとを備えている。
この出力側クラッチ板７４２Ｒには、出力側クラッチ板７４２Ｒの回転とともに回転するように、歯車７４３Ｒが設けられており、この歯車７４３Ｒには、さらに歯車６２１が噛合し、歯車６２１は、駆動軸６２に直結される歯車６２２と噛合している。

前進側クラッチ７４Ｆは、伝達軸７８に接続される入力側クラッチ板７４１Ｆと、入力側クラッチ板７４１Ｆの回転を摩擦力により伝達する出力側クラッチ板７４２Ｆとを備えて構成される。
この出力側クラッチ７４２Ｆには、出力側クラッチ板７４２Ｆの回転とともに回転するように歯車７４３Ｆが設けられており、この歯車７４３Ｆには、駆動軸６２に直結される歯車６２３と噛合している。

（３）変速装置７の作用
次に、前述した変速装置７の作用について説明する。
エンジンの出力軸５１の回転は、歯車７１４を介して遊星歯車機構７２のリングギヤ７２３に入力するとともに、バリエータ７１の出力は、歯車７５１を介して遊星歯車機構７２のサンギヤ７２１に入力する。
バリエータ７１による変速が行われると、バリエータ７１の出力回転数が変化してサンギヤ７２１の回転速度が変化し、これにより遊星歯車７２２が回転し、キャリア７２４が回転する。また、バリエータ７１の変速を調節することにより、サンギヤ７２１の回転がリングギヤ７２３の回転を相殺する速度で回転し、キャリア７２４の回転が０になるいわゆるギヤドニュートラルの状態を実現できる。

ここで、ホイルローダ１を低速で走行させる場合、高速側クラッチ７３Ｈを切り、低速側クラッチ７３Ｌをつなぐ。そうすると、遊星歯車機構７２の出力は、低速側クラッチ７３Ｌから歯車７３３Ｌ、７９を介して伝達軸７８に出力される。
この状態で前進側クラッチ７４Ｆをつなぎ、後進側クラッチ７４Ｒを切ると、伝達軸７８の回転は、歯車６２３によって反転し、駆動軸６２の回転となる。

一方、後進側クラッチ７４Ｒをつなぎ、前進側クラッチ７４Ｆを切ると、伝達軸７８の回転は、歯車６２１によって反転するが、この歯車６２１は歯車６２２と噛合しているので、さらに反転し、駆動軸６２の回転となる。
すなわち、後進側クラッチ７４Ｒ及び前進側クラッチ７４Ｆの切換によって、ホイルローダ１の低速側クラッチ７３Ｌ経由の出力を、前進又は後進のいずれにも使用することができ、ローレンジ（低速レンジ）におけるバリエータ７１の変速も前進、後進いずれにも使用することができ、極めて単純な構造でホイルローダ１を同じ速度範囲で前進又は後進させることができる。

次に、ホイルローダ１を高速で走行させる場合、高速側クラッチ７３Ｈをつなぎ、低速側クラッチ７３Ｌを切ると、バリエータ７１の出力回転は歯車７１５から歯車７５１を介して伝達軸７５に伝達される。伝達軸７５の回転は、歯車７３３Ｈ、歯車７６、歯車７７を介して、伝達軸７８に伝達され、この伝達軸７８の回転は、後進側クラッチ７４Ｒ又は前進側クラッチ７４Ｆを介して駆動軸６２に伝達され、これにより駆動軸６２が回転する。
つまり、ハイレンジ（高速レンジ）の場合、遊星歯車機構７２を介することなく駆動軸６２が回転し、ホイルローダ１をローレンジの場合よりも高速で走行させることができる。尚、前進及び後進の切り換えは、前述と同様であり、ハイレンジにおいても、同じ速度でホイルローダ１を前進又は後進させることができる。

これをグラフで説明すると、図３に示されるように、前進の場合、遊星歯車機構７２を介して変速を行うローレンジでは、グラフＧ１のような変速比と速度比の関係となり、ハイレンジに切り替わるとグラフＧ２のような変速比と速度比との関係となる。
一方、後進の場合には、前進の場合のグラフＧ１及びグラフＧ２を速度比０の軸を中心に対称となるグラフＧ３、グラフＧ４のような関係となり、グラフＧ１及びグラフＧ３が交わる速度比ゼロの点Ｐ１がギヤドニュートラルの状態となる。すなわち、本実施形態によれば、前進、後進問わずハイレンジによる走行が可能となり、ローレンジにおいてはギヤドニュートラルを実現できる。

■２．第２実施形態
次に、本発明の第２実施形態について説明する。尚、以下の説明では、既に説明した部分と同一の部分等については、同一符号を付してその説明を省略する。
前述の第１実施形態では、バリエータとしてハーフトロイダル型のバリエータ７１を採用していた。
これに対して、第２実施形態に係る変速装置８では、図４に示されるように、バリエータとしてフルトロイダル型のバリエータ８１を採用している点が相違する。

このバリエータ８１は、第１実施形態に係るバリエータ７１と同様に、入力ディスク８１１、出力ディスク８１２、及びパワーローラ８１３を備えて構成されるが、入力ディスク８１１の凹曲面８１１Ａ及び出力ディスク８１２の凹曲面８１２Ａが、パワーローラ８１３の中立位置（図４においてパワーローラ８１３が水平となった位置であり、入力ディスク８１１と出力ディスク８１２の回転が等しくなる位置）を軸として対称となるように形成されている。
つまり、パワーローラ８１３は、凹曲面８１１Ａ及び凹曲面８１２Ａによって形成される球体の中心を常に通るような形で姿勢変更を行う。

尚、第２実施形態に係る変速装置８では、低速側クラッチ７３Ｌの配置が第１実施形態とは異なっているが、遊星歯車機構７２による出力の取出は、キャリア部分であり第１実施形態の場合と同様なので、その説明を省略する。

■３．第３実施形態
次に、本発明の第３実施形態について説明する。
前述した第１実施形態に係るバリエータ７１、第２実施形態に係るバリエータ８１は、いずれもトロイダル型のバリエータを採用していた。
これに対して、第３実施形態に係る変速装置９は、図５に示されるように、ベルトプーリにより無段変速を実現するバリエータ９１を採用している点が相違する。
バリエータ９１は、エンジンの出力軸５１に接続されるプライマリプーリ９１１と、このプライマリプーリ９１１と並列配置され、伝達軸７５に軸支されるセカンダリプーリ９１２と、プライマリプーリ９１１及びセカンダリプーリ９１２に巻装させる無端状のスチールベルト９１３を備えて構成される。

プライマリプーリ９１１は、スチールベルト９１３の巻装面が円錐面状に構成された一対の円錐台状部材９１１Ａ、９１１Ｂを組合せて構成され、一方の円錐台状部材９１１Ａは、その外側に設けられるアクチュエータ９１４によって出力軸５１上を移動することができるようになっている。
セカンダリプーリ９１２もプライマリプーリ９１１と同様に一対の円錐台状部材９１２Ａ、９１２Ｂを組合せて構成され、一方の円錐台状部材９１２Ｂは、アクチュエータ９１５によって出力軸７５上を移動することができるようになっている。

このようなバリエータ９１によって変速を行う場合、アクチュエータ９１４によって、円錐台状部材９１１Ａを円錐台状部材９１１Ｂに接近させると、プライマリプーリ９１１のスチールベルト９１３の当接面は、プライマリプーリ９１１の外周部分近傍となり、離間させるとスチールベルト９１３の当接面は、プライマリプーリ９１１の回転軸部分近傍となる。セカンダリプーリ９１２も同様である。
このようにプライマリプーリ９１１及びセカンダリプーリ９１２のスチールベルト９１３の当接位置を変更することにより、巻装状態が変化するので、エンジンの出力軸５１の回転を無段階に変更して、伝達軸７５の回転とすることができる。

このようなベルトプーリ型のバリエータ９１の場合、自動車等に広く用いられる安価なバリエータで変速装置９を構成できるので、作業車両の製造コストを低減することができ、特に、トラクタやフォークリフト等の小型の作業車両に好適に用いることができる。

■４．第４実施形態
次に、本発明の第４実施形態について説明する。
前述した第１〜第３実施形態では、エンジンの出力軸５１から２本の伝達軸７５、７８を介して駆動軸６２に伝達を行っていた。
これに対して、第４実施形態では図６に示されるように、エンジンの出力軸５１から１本の伝達軸７５を介して駆動軸６２に伝達を行っている点が相違する。
また、前述した第１〜第３実施形態では、正逆切換機構としての後進側クラッチ７４Ｒ、前進側クラッチ７４Ｆは別体で構成されていた。

これに対して、第４実施形態に係る変速装置１０は、図６に示されるように、正逆切換機構９４が一体構成されている点が相違する。
正逆切換機構９４は、後進側クラッチ部９４Ｒと、前進側クラッチ部９４Ｆとを備えて構成され、両クラッチ部９４Ｒ、９４Ｆは、駆動軸６２に回転自在に保持されるキャリア９４１を介して接続されており、後進側クラッチ部９４Ｒの摩擦当接部分、前進側クラッチ部９４Ｆの摩擦当接部分を組み合わせることにより、駆動軸６２の回転方向を正逆自由に切り換えることができるようになっている。
このような第４実施形態によっても、前記実施形態と同様の作用効果を享受することができる。

■５．実施形態の変形
なお、本発明は前述の実施形態に限定されるものではなく、本発明の目的を達成できる範囲での変形、改良等は本発明に含まれるものである。
前記実施形態では、遊星歯車機構７２は、すべて遊星歯車７２２に接続されたキャリア７２３から出力伝達を行っていたが、本発明はこれに限られない。すなわち、リングギヤやサンギヤから出力伝達を行って後段の構成部品の駆動を行うようにしてもよい。
また、前記実施形態では、本発明をホイルローダに適用していたが、これに限らず、モータグレーダ、フォークリフト等他の作業車両に本発明を適用してもよい。

さらに、前記実施形態で開示された歯車等の組合せは種々のものが考えられ、要するに、トルクスプリット型の変速装置において、高低速切換用のクラッチの後段に前進後進切換用のクラッチが組み合わされた構成であればよい。
その他、本発明の実施の際の具体的な構造及び形状等は、本発明の目的を達成できる範囲で他の構造等としてもよい。

本発明は、ホイルローダ、モータグレーダ等の建設機械に利用できる他、フォークリフト、トラクタ等の作業車両にも利用することができる。

本発明の第１実施形態に係る作業車両の構造を表す側面図。 前記実施形態における変速装置の構造を表すスケルトン図。 前記実施形態の作用を説明するためのグラフ。 本発明の第２実施形態に係る変速装置の構造を表すスケルトン図。 本発明の第３実施形態に係る変速装置の構造を表すスケルトン図。 本発明の第４実施形態に係る変速装置の構造を表すスケルトン図。

符号の説明

１…ホイルローダ、７、８、９、１０…変速装置、５１…エンジン出力軸、６２…駆動軸、７１、８１、９１…バリエータ、７２…遊星歯車機構、７３Ｈ…高速側クラッチ、７３Ｌ…低速側クラッチ、７４Ｆ…前進側クラッチ、７４Ｒ…後進側クラッチ、９４…正逆切換機構

Claims (4)

1. エンジンの出力軸（５１）の回転を入力し、それを無段階で変速して出力するバリエータ（７１、８１、９１）の出力回転、及び前記エンジンの出力回転が入力される遊星歯車機構（７２）が設けられたトルクスプリット型の無限減速装置（７、８、９、１０）と、この無限減速装置（７、８、９、１０）の出力により駆動する駆動軸（６２）とを備えた作業車両（１）であって、
   前記無限減速装置（７、８、９、１０）は、
   前記エンジンの出力回転及び前記バリエータ（７１、８１、９１）の出力回転が入力され、これらの出力回転を合成して後段に出力する遊星歯車機構（７２）と、
   前記遊星歯車機構（７２）の低速出力回転、及び、前記遊星歯車機構（７２）を介さない前記バリエータ（７１、８１、９１）の高速出力回転を切り換えて後段に出力する出力切換機構（７３Ｈ、７３Ｌ）と、
   この出力切換機構（７３Ｈ、７３Ｌ）の後段に配置され、該出力切換機構（７３Ｈ、７３Ｌ）の出力回転を正逆切り換えて前記駆動軸（６２）に出力する正逆切換機構（７４Ｆ、７４Ｒ、９４）とを備えていることを特徴とする作業車両。
2. 請求項１に記載の作業車両において、
   前記バリエータは、ハーフトロイダル型の無段変速機（７１）であることを特徴とする作業車両。
3. 請求項１に記載の作業車両において、
   前記バリエータは、フルトロイダル型の無段変速機（８１）であることを特徴とする作業車両。
4. 請求項１に記載の作業車両において、
   前記バリエータは、無端ベルト状の動力伝導体を備えた無段変速機（９１）であることを特徴とする作業車両。

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