JP2904877B2 - 四輪駆動車の旋回操作構造 - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本発明は、四輪駆動型の農用トラクタに代表される農
作業車や土木作業車等の四輪駆動車における旋回操作構
造に関する。

〔従来の技術〕

四輪駆動車の一例である農用トラクタでは、畦際での
旋回を繰り返して耕耘走行する隣接耕耘を行う場合、畦
際において車体の旋回に必要なスペース、いわゆる枕地
をできるだけ小さくすることが、作業能率を向上させる
面で必要とされている。

このように枕地を小さくする為に畦際での小回り旋回
を可能にする手段として、従来では、下記［１］，
［２］に記載のものが知られている。

［１］デフ装置を介して動力分配される左右の非操向
輪、デフ装置を介して動力分配されてステアリング機構
で連係された左右の操向輪を備えて、左右の操向輪の平
均周速度が左右の非操向輪の平均周速度と同一またはほ
ぼ同一となるように操向輪のデフ装置へ動力伝達する標
準伝動状態と、左右の操向輪の平均周速度が左右の非操
向輪の平均周速度よりも大となるように、操向輪のデフ
装置へ動力伝達する増速伝動状態とに切換え可能な操向
輪変速装置を備え、操向輪が設定角以上に操向操作され
ると操向輪変速装置が標準伝動状態から増速伝動状態に
切換わるように、ステアリング手段と操向輪変速装置と
を連係した四輪駆動車の旋回操作構造（例えば、特開昭
63-34229号公報参照）。

［２］上記［１］と同様な操向輪変速装置を備え、か
つ、操向輪が設定角以上に操向操作されると操向輪変速
装置が標準伝動状態から増速伝動状態に切換わるよう
に、ステアリング手段と操向輪変速装置とを連係し、さ
らに、増速伝動状態での前後輪の周速比が、前輪が後輪
を引きずるような値となるように増速比を設定した四輪
駆動車の前輪駆動制御装置（例えば、特公昭62-35929号
公報参照）。

〔発明が解決しようとする課題〕

上記［１］に記載したような、現在実用化されている
四輪駆動車の旋回操作構造は、旧来より多用されていた
四輪駆動型の農用トラクタのステアリング仕様（最大操
向角約55°）のものであり、この構造で、操向輪である
前輪を旋回時に単に増速するように構成したものである
為に、旋回時に旋回外方へ向かうサイドフォースが前輪
に発生して走行抵抗が大きくなり、地面の荒れが発生し
易いものであった。

このような問題を解消するために、前記［２］に記載
の従来技術では、増速伝動状態での前後輪の周速比が、
前輪が後輪を引きずるような値となるように増速比を充
分に大きく設定することにより、車輪にスリップがあっ
ても前輪が後輪に対してブレーキとなるようなことがな
く、前輪が後輪を引きずるようにしている。このように
すれば、旋回時に前輪が旋回外側へ向かうサイドフォー
スによる走行抵抗を解消するには有効であるが、その反
面、後輪の引きずり現象による圃場の荒れを招くことを
避け得ない。

地面の荒れを回避することだけを考えるなら、前輪の
最大操向角をあまり大きくせず、かつ、前後輪の周速比
を、最大操向角での前後輪の軌跡比と同程度に設定して
おけば、旋回時における前輪のスリップを考慮せずに圃
場の荒れの少ない旋回を行うようにすることは可能であ
るが、これでは十分な小回り旋回ができなくなる。

要するに、上述の従来技術の構造のものでは、小回り
旋回を優先して最大操向角を大きく設定すると、前輪に
作用するサイドフォース、もしくは後輪の引きずりの発
生による圃場の荒れを生じ易く、逆に圃場の荒れの抑制
を重視して最大操向角を小さく設定すると、小回り旋回
そのものが行われなくなるという問題がある。

本発明は四輪駆動車の旋回操作構造において、小回り
旋回を行わせるに当たり、増速に伴って前輪に発生する
旋回外側へのサイドフォース、あるいは後輪の引きずり
現象、の何れによる圃場の荒れの発生をも抑制できるよ
うに、操向輪変速装置の増速比と操向輪の最大操向角と
を、互いに関連付けて合理的に設定することにより、理
想旋回に近いほどの小回り旋回を可能にしながら、前記
サイドフォースや引きずり現象による影響、及び、駆動
旋回中心と操向旋回中心とのズレ等に伴う地面の荒れを
抑制した状態での小回り旋回を可能にする点にその目的
がある。

〔課題を解決するための手段〕

本発明の特徴は、以上のような操向輪変速装置を備え
た四輪駆動車の旋回操作構造において、次のように構成
することにある。

（１） デフ装置を介して動力分配される左右の非操向輪と、
デフ装置を介して動力分配されるとともにステアリング
機構で連係された左右の操向輪とを備え、 左右の操向輪の平均周速度が左右の非操向輪の平均周
速度と同一またはほぼ同一になるように、操向輪のデフ
装置へ動力伝達する標準伝動状態と、左右の操向輪の平
均周速度が左右の非操向輪の平均周速度より大となるよ
うに操向輪のデフ装置へ動力伝達する増速伝動状態とに
切換え可能な操向輪変速装置を設け、操向輪が設定角以
上操向されると操向輪変速装置が標準伝動状態から増速
伝動状態に切換わるようステアリング手段と操向輪変速
装置とを連係した四輪駆動車の旋回操作構造において、 旋回内側となる操向輪の最大操向角を、所定の増速比
で駆動される旋回内側の操向輪が非操向輪の軸芯延長線
上の操向旋回中心の周りに転動移動するための理論上の
操向角よりも小となるように、かつ、旋回外側となる操
向輪の最大操向角を、前記増速比で駆動される旋回外側
の操向輪が非操向輪の軸芯延長線上の操向旋回中心の周
りに転動移動するための理論上の操向角よりも大となる
ように設定して、前記各操向輪の最大操向角でのそれぞ
れの軸芯延長線が、前記非操向輪の軸芯延長線に対して
交わる２点の間に、前記理論上の操向角における操向旋
回中心が位置するように、前記各操向輪の最大操向角と
理論上の操向角との相関を設定し、 旋回内側となる操向輪の最大操向角の正割が前記操向
輪変速装置の増速比よりも大となり、かつ、旋回外側と
なる操向輪の最大操向角の正割が前記操向輪変速装置の
増速比よりも小となるように、各操向輪の最大操向角と
増速比との相関を設定して、前記各操向輪の最大操向角
でのそれぞれの軸芯延長線が前記非操向輪の軸芯延長線
に対して交わる２点の間に、前記非操向輪に対する操向
輪の増速比によって決定される駆動旋回中心を位置さ
せ、 さらに、前記各操向輪の最大操向角を、旋回内側とな
る操向輪の最大操向角を約60°以上に設定するととも
に、前記操向輪変速装置の増速比を約２に設定してあ
る。

〔作用〕

（ｉ） 例えば第２図に示すように、前輪（１）を操向輪と
し、後輪（２）を非操向輪とした四輪駆動車の旋回動作
について考察する。

例えば第２図に示すように後輪（２）の軸芯延長線上
における理論上の操向旋回中心（Ｏ）（旋回内側の前輪
（１）の軸芯線と旋回外側の前輪（１）の軸芯線とが後
輪（２）の軸芯上で交差する箇所）周りに、前輪（１）
及び後輪（２）が共にスリップなく転がり駆動されて、
車体が旋回する理想的な旋回状態を想定すると、左右の
前輪（１）の平均周速度（左右の前輪の中間点（Ａ）の
接線方向移動速度（V1））と、左右の後輪（２）の平均
周速度（左右の後輪（２）の中間点（Ｂ）の接線方向移
動速度（V2））とは、 V1/V2＝OA/OB V1/V2:前輪（１）の増速比 の関係にある。左右の前輪（１）の中間点（Ａ）の車体
中心線に対する移動方向角（α）は、第２図から明らか
なように∠AOBと等しい。従って、移動方向角（α）の
正割は、 secα＝OA/OB＝V1/V2 となる。

この場合、理想的に操向操作された左右の前輪（１）
において、旋回内側となる前輪（１）の理論上の操向角
（β01）と、旋回外側となる前輪（１）の理論上の操向
角（β02）とは、 β01＞α、β02＞α となる。旋回内側及び外側となる前輪（１）の理論上の
操向角（β01），（β02）の平均操向角（β０）を、β
０＝αとして近似すると、 secβ０＝secα＝V1/V2 secβ01＞V1/V2（＝secβ０） の関係が成立する。

以上のように、旋回内側となる前輪（１）の理論上の
操向角（β01）を、前輪（１）の増速比（V1/V2）より
も大きくすることが、理想旋回に近づける上で重要とな
る。逆に旋回外側となる前輪（１）の理論上の操向角
（β02）は、 secβ02/＜V1/V2（＝secβ０） となる。

（ii） ここで、前輪（１）の増速比（V1/V2）を2.0に設定す
ると、 secα（＝secβ０）＝2.0、α（＝β０）＝60° secβ01＞2.0、β01＞60° となる。この場合、旋回内側及び外側となる前輪（１）
の理論上の具体的な最大操向角（β01），（β02）の値
は次式で得られる。

W:前輪トレッド、L:ホイルベース （iii） 前記（ｉ）（ii）に記載のように理想的な旋回状態に
ついて考察すると、請求項1.の特徴では、例えば第１図
に示すように、旋回内側となる前輪（１）の最大操向角
（β１）を、その最大操向角（β１）の正割（secβ
１）が操向輪変速装置の増速比（V1/V2）よりも大とな
るように設定している（secβ01＞V1/V2）とともに、旋
回外側となる前輪（１）の最大操向角（β２）を、前記
増速比（V1/V2）で駆動される旋回外側の前輪（１）が
非操向輪（２）の軸芯延長線上の操向旋回中心（Ｏ）の
周りに転動移動するための理論上の操向角（β02）より
も大となるように設定して、理想的な旋回状態に近い旋
回状態が得られる。

つまり、旋回外側となる前輪（１）の理論上の操向角
（β02）の正割（secβ02）は、前記増速比（V1/V2）よ
りも小さくなることから、この旋回外側の前輪（１）自
体は外側への逃げ傾向を有することになるが、本発明で
は、前述のように、旋回外側となる前輪（１）の最大操
向角（β２）を、理論上の操向角（β02）よりも大きな
値に設定して、理論上の操向角（β02）に設定した場合
よりも旋回内側への入り込み傾向を持たせたことによ
り、外側前輪（１）の外側への逃げ出し傾向を抑制して
いる。

その結果、旋回外側となる前輪（１）の最大操向角
（β２）を、理論上の操向角（β02）よりも大きな値に
設定することにより、旋回半径が大きくなる傾向を効果
的に抑えて、スムースな旋回を行わせている。

（iv） 上記のように旋回外側の前輪（１）の最大操向角（β
２）を、理論上の操向角（β02）よりも大きな値に設定
すると、特に、旋回内側となる前輪（１）の最大操向角
（β１）を、前記増速比（V1/V2）で駆動される旋回内
側の前輪（１）が非操向輪（２）の軸芯延長線上の操向
旋回中心（Ｏ）の周りに転動移動するための理論上の操
向角（β01）よりも小となるように設定したものである
場合に有効である。つまり、このように、旋回内側の前
輪（１）が理論上の操向角（β01）に設定された前輪
（１）よりも外側への逃げ出し傾向を有するものである
場合に、その旋回内側の前輪（１）の外側への逃げ出し
による旋回半径の増大傾向を、旋回外側の前輪（１）の
旋回外側への逃げ出し傾向によって助長することを避け
られる点で、有効である。

そして、実際の車体仕様において、旋回内側となる前
輪の理論上の操向角（β01）は70°付近となるが、実際
の四輪駆動車においてこれだけの最大操向角（β01）を
設定することは、ステアリング機構の面で困難さがある
が、前述のように旋回内側の前輪（１）の最大操向角
（β１）を、前記の理論上の操向角（β01）に相当する
前述の70°付近よりも少し小さい値に設定しても、旋回
外側の前輪（１）の前述の作用との協働によって、機構
的な無理なく理想的な旋回を行わせることが可能とな
る。

（ｖ） そして、第８図に示すように、旋回内側及び外側でそ
れぞれ最大操向角（β１），（β２）を設定した前輪
（１）の軸芯延長線（ｘ），（ｙ）と、理論上の操向角
（β01），（β02）を有した前記第２図の前輪（１）の
軸芯線どうしの交点である前記操向旋回中心（Ｏ）との
関係を考えると、次のように相関関係が設定されてい
る。

すなわち、最大操向角（β１），（β２）を設定した
前輪（１）の軸芯延長線（ｘ），（ｙ）のうち、旋回内
側の前輪（１）の軸芯延長線（ｘ）は、左右の前輪
（１）の中間点（Ａ）と前記操向旋回中心（Ｏ）と結ぶ
線分（OA）とは、後輪（２）の軸芯延長線（L2）よりも
機体後方側の交点（Z1）で交わる。

このとき、後輪（２）の軸芯延長線（L2）上における
前記軸芯延長線（ｘ）の交点（Bl）は、前記操向旋回中
心（Ｏ）よりも、前記左右の後輪（２）の中間点（Ｂ）
から離れる側に位置する。

また、旋回外側の前輪（１）の軸芯延長線（ｙ）も、
左右の前輪（１）の中間点（Ａ）と前記操向旋回中心
（Ｏ）と結ぶ線分（OA）に対しては、後輪（２）の軸芯
延長線（L2）よりも機体後方側の交点（Z2）で交わる。
このとき、後輪（２）の軸芯延長線（L2）上における前
記軸芯延長線（ｙ）の交点（Br）は、前記操向旋回中心
（Ｏ）よりも、前記左右の後輪（２）の中間点（Ｂ）に
近い側に位置する。

したがって、最大操向角（β１），（β２）を設定し
た前輪（１）の軸芯延長線（ｘ），（ｙ）は、前記後輪
（２）の軸芯延長線（L2）上における理論上の操向旋回
中心（Ｏ）を挟み、その左右両側位置で軸芯延長線（L
2）と交差し、前記後輪（２）の軸芯延長線（L2）より
も機体後方側の交点（Z3）で交わるように前記最大操向
角（β１），（β２）が設定されている。

（vi） また、旋回内側及び外側でそれぞれ最大操向角（β
１），（β２）を設定した前輪（１）の軸芯延長線どう
しの交点によって設定された理論上の操向旋回中心
（Ｏ）と、増速比（V1/V2）との関係をみると、前述し
たように、前記増速比（V1/V2）は、 V1/V2＝OA/OB の関係にあるから、非操向輪（２）に対する操向輪
（１）の増速比（V1/V2）によって決定される機体の駆
動旋回中心（Ov）は、前記操向旋回中心（Ｏ）と同様
に、前記後輪（２）の軸芯延長線（L2）上における左右
前輪（１）の軸芯延長線（ｘ），（ｙ）の交点（Bl），
（Br）のどうしの間に定められている。

すなわち、旋回内側となる前輪（１）の最大操向角
（β１）が理論上の操向角（β01）よりも小であるとと
もに、旋回内側となる前輪（１）の最大操向角（β１）
の正割（secβ１）が増速比（V1/V2）よりも大となると
いうことは、後輪（２）の軸芯延長線（L2）と旋回内側
の前輪（１）の軸芯延長線（ｘ）との交点（Bl）が、駆
動旋回中心（Ov）よりも左右後輪（２）の中間点（Ｂ）
から離れる側で、かつ、後輪（２）の軸芯延長線（L2）
よりも機体後方側で、左右の前輪（１）の中間点（Ａ）
と駆動旋回中心（Ov）とを結ぶ線分（AOv）に交わるよ
うに駆動旋回中心（Ov）に近づいている、ということを
意味するものである。

そして、旋回外側となる前輪（１）の最大操向角（β
２）が理論上の操向角（β02）よりも大であるととも
に、旋回外側となる前輪（１）の最大操向角（β２）の
正割（secβ２）が増速比（V1/V2）よりも小となるとい
うことは、後輪（２）の軸芯延長線（L2）と旋回外側の
前輪（１）の軸芯延長線（ｙ）との交点（Br）が、駆動
旋回中心（Ov）よりも左右後輪（２）の中間点（Ｂ）に
近い側で、かつ、後輪（２）の軸芯延長線（L2）よりも
機体後方側で、左右の前輪（１）の中間点（Ａ）と駆動
旋回中心（Ov）とを結ぶ線分（AOv）に交わるように駆
動旋回中心（Ov）に近づいている、ということを意味す
るものである。

つまり、前述した操向旋回中心（Ｏ）とともに、この
駆動旋回中心（Ov）も、後輪（２）の軸芯延長線（L2）
と旋回内外の前輪（１）の各軸芯延長線（ｘ），（ｙ）
との交点（Bl），（Br）の間に位置するように、互いに
近づけて設定されている。

（vii） 要するに、小回り旋回を図るにあたって、前輪（１）
の最大操向角だけをいくら大きくしても、増速比（V1/V
2）が不十分であれば小回りにはならないばかりか、前
輪に大きなサイドフォースが発生して圃場を荒らすこと
になる。

そして、前輪の最大操向角を許される最大限まで大き
く設定し、その状態で増速比（V1/V2）を極端に大きく
しても、増速比（V1/V2）の大きさが小回りにはあまり
役立たず、後輪の引きずりによる圃場の荒れを招き易
い。

さらに、前輪の最大操向角を許される最大限まで大き
く設定し、その状態で増速比（V1/V2）を、その前輪の
理論上の操向角での旋回が行われた場合の、前後輪の軌
跡比程度に設定すれば、かなりの小回り旋回と、圃場の
荒れの軽減とを図ることができるが、本発明では、この
場合よりも更なる小回り旋回を可能にしている。

すなわち、本発明では、前輪の最大操向角を許される
最大限まで大きく設定していることには変わりがない
が、そのときの最大操向角が、理論上の操向角ではな
く、前述したように、旋回内側となる前輪（１）の最大
操向各（β１）が理論上の操向角（β01）よりも小であ
るとともに、旋回内側となる前輪（１）の最大操向角
（β１）の正割（secβ１）が増速比（V1/V2）よりも大
となるように設定し、旋回外側の前輪（１）ではこの逆
に設定しているので、左右後輪（２）の中間点（Ｂ）か
らの、操向旋回中心（Ｏ）、及び駆動旋回中心（Ov）ま
での距離を極力小さく設定でき、より一層の小回り旋回
が可能となる。

そして、このような小回り旋回が可能なものでありな
がら、操向旋回中心（Ｏ）、と駆動旋回中心（Ov）とが
互いに近接して位置関係に維持され、前輪（１）の操舵
方向と駆動旋回中心（Ov）周りでの軌跡とのズレが少な
いので、圃場の荒れも少なくなる。

（viii） また、旋回内側となる前輪（１）の最大操向角（β
１）を約60°以上に設定して、前輪変速装置の増速比
（V1/V2）を約２に設定すれば、理想的な旋回に近い小
回り旋回状態が得られる。

〔発明の効果〕

上記の特徴のように、旋回内側となる操向輪の最大操
向角が理論上の操向角よりも小であるとともに、旋回内
側となる操向輪の最大操向角の正割が増速比よりも大と
なるように設定し、旋回外側の操向輪ではこの逆に、旋
回外側となる操向輪の最大操向角が理論上の操向角より
も大であるとともに、旋回外側となる操向輪の最大操向
角の正割が増速比よりも小となるように設定したことに
より、単に、前輪の最大操向角を許される最大限まで大
きく設定した場合、及び、その状態で増速比を極端に大
きくした場合、あるいは、その前輪の最大操向角を理論
上の操向角として旋回が行われたときの前後輪の軌跡比
程度に増速比を設定した場合、のいずれに比べても、操
向輪に発生する旋回外側へのサイドフォース、あるいは
非操向輪の引きずり現象、あるいは、駆動旋回中心と操
向旋回中心とのズレ等に伴う地面の荒れを抑制した状態
での小回り旋回を行うことができ、四輪駆動車の旋回性
能を理想的な旋回に近い状態にまで向上し得たものであ
る。

〔実施例〕

以下、本発明を四輪駆動車の一例である農用トラクタ
に適用した場合の実施例を図面に基づいて説明する。

第７図に示すように、左右の前輪（１）（操向輪に相
当）及び左右の後輪（２）（非操向輪に相当）を共に駆
動可能に構成して、四輪駆動型の農用トラクタが構成さ
れており、前輪（１）及び後輪（２）への伝動系が第３
図に示されている。

第３図に示すように、車体前部に搭載したエンジン
（３）の出力が主クラッチ（４）を介して、車体後部の
ミッションケース（５）に入力され、主ギヤ変速機構
（６）及び副ギヤ変速機構（７）で変速された後に最後
のベベルピニオン軸（８）に伝達されて、後部のデフ装
置（９）を介して左右の後輪（２）に伝達される。ベベ
ルピニオン軸（８）のギヤ（10）から取り出された動力
が、中間２段ギヤ（11）を介して前輪変速装置（12）
（操向輪変速装置に相当）に伝達され、軸伝動機構（1
3）を介して前部のデフ装置（14）に伝達されて左右の
前輪（１）に伝達される。

前輪変速装置（12）が第５図及び第６図に示されてい
る。第５図及び第６図に示すように前輪変速装置（12）
の入力軸（15）に、中間２段ギヤ（11）に咬合及び離間
自在な入力ギヤ（16）がシフト操作自在にスプライン連
結され、入力軸（15）に大径の増速ギヤ（17）が固定さ
れている。入力ギヤ（16）に常時咬合する第１変速ギヤ
（19）と増速ギヤ（17）に常時咬合する第２変速ギヤ
（20）とが、出力軸（18）に遊嵌支持され、第１及び第
２変速ギヤ（19）の中間に位置するクラッチ部材（21）
が、出力軸（18）にシフト操作自在にスプライン連結さ
れている。クラッチ部材（21）と第１変速ギヤ（19）と
の間に、クラッチ部材（21）のシフト操作によって咬合
離間自在な内歯式の咬合クラッチ（22）が構成され、出
力軸（18）に外嵌された多板式の摩擦クラッチ（23）の
駆動側に第２変速ギヤ（20）が一体化されており、クラ
ッチ部材（21）が摩擦クラッチ（23）の押圧操作部材と
なっている。

これにより、クラッチ部材（21）が第５図の紙面右方
にシフト操作されると咬合クラッチ（22）が入り操作さ
れて、入力軸（15）の動力が入力ギヤ（16）と第１変速
ギヤ（19）とのギヤ比で変速されて出力軸（18）から出
力される。シフト部材（21）が第５図の紙面左方にシフ
ト操作されて、摩擦クラッチ（23）が入り操作される
と、入力軸（15）の動力が増速ギヤ（17）と第２変速ギ
ヤ（20）とのギヤ比で増速されて出力される。

咬合クラッチ（22）が入り操作された状態では、左右
の前輪（１）の平均周速度が左右の後輪（２）の平均周
速度と等しいか、あるいは僅かに大きくなるように設定
されており、この状態が標準伝動状態である。摩擦クラ
ッチ（23）が入り操作された状態では、標準伝動状態に
対して左右の前輪（１）の平均周速度が約２倍に増速さ
れるようにギヤ比が設定されており、この状態が増速伝
動状態である。この増速伝動状態は前輪（１）が設定角
以上に大きく操向操作されることによって自動的に現出
されるように構成されており、以下その操作構造につい
て説明する。

第４図に示すように、デフ装置（14）を内装した前車
軸ケース（24）の両端のキングピン軸心（Ｐ）を中心に
回動自在に支持された左右の前輪（１）のナックルアー
ム（25）が、車体前部に支軸（26）を中心に左右揺動自
在に支持されてステアリングハンドル（27）（第７図参
照）に連係されたピットマンアーム（28）の先端に、タ
イロッド（29）を介して連動連結されている。

左右の前輪（１）をステアリングハンドル（27）の操
作に伴って操向操作する舵取り機構は、第４図に示され
ているように、前記キングピン軸心（Ｐ）を中心に回動
自在な左右のナックルアーム（25）と、ステアリングハ
ンドル（27）に連係されたピットマンアーム（28）と、
そのピットマンアーム（28）の先端と前記左右のナック
ルアーム（25）とを連結するタイロッド（29）とから構
成される周知の「アッカーマン・ジャントー式」の舵取
り機構の原理を利用して構成されている。

周知のように、アッカーマン・ジャントー式の舵取り
機構では、内外の前輪の軸の中心線と後輪の軸の中心線
とが１点に交わるように、ピットマンアームの左右一方
向への揺動量に対する左右のナックルアームのそれぞれ
の揺動量が異なるようにして、内外の前輪の操舵量に、
旋回内側の前輪が旋回外側の前輪よりも大きく操舵され
るように、差を生じさせる構成となっている。本発明で
は、このアッカーマン・ジャントー式の舵取り機構の原
理を利用して、前輪内外の最大操向角が前述した所定の
操向角となるように、ピットマンアーム（28）と、タイ
ロッド（29）と、左右のナックルアーム（25）とのそれ
ぞれの有効長さ、及び、それぞれの接続箇所での相対取
り付け角度を設定してある。

ピットマンアーム（28）の前後中間には、カム溝（3
0）を備えたカムプレート（31）が固定され、車体フレ
ーム（32）の支点（Ｘ）を中心に前後揺動自在に枢支さ
れた揺動アーム（33）の中間に、カム溝（30）に係合す
るカムフォロアピン（34）が設けられ、ピットマンアー
ム（28）の左右揺動に伴って揺動アーム（33）が前後に
揺動操作される。

ピットマンアーム（28）が直進位置から右又は左の所
定角度（約40°）未満で揺動する間は揺動アーム（33）
を揺動操作せず、ピットマンアーム（28）が右又は左の
所定角度以上に揺動すると、揺動アーム（33）を前方に
揺動操作する形状にカム溝（30）が設定されている。揺
動アーム（33）の揺動端から延出した操作ロッド（35）
が、前輪変速装置（12）のクラッチ部材（21）に以下の
ように連係されている。

第６図に示すように、クラッチ部材（21）をシフト操
作するシフトフォーク（36）が固定支軸（37）にスライ
ド自在に支持されており、シフトフォーク（36）のボス
部（36a）に係合する操作アーム（38）が、変速操作軸
（39）の内端に遊嵌されている。変速操作軸（39）にス
プライン連結されたカラー（40）のピン（41）が操作ア
ーム（38）が係合されて、変速操作軸（39）と操作アー
ム（38）が一体化されるのであり、変速操作軸（39）の
外端に固定されたアーム（42）に操作ロッド（35）の後
端が連結されている。

これにより、前輪（１）の操向角が設定角未満の間
（ピットマンアーム（28）が直進位置から右又は左の所
定角度（約40°）未満で揺動する状態）は、咬合クラッ
チ（22）が入り操作されて、前輪（１）は標準伝動状態
で駆動される。前輪（１）の操向角が設定角以上に大き
くなると（ピットマンアーム（28）が右又は左の所定角
度（約40°）以上に揺動する状態）、摩擦クラッチ（2
3）が入り操作されて前輪（１）は増速伝動状態で駆動
される。

第６図に示すように、カラー（40）を外部から操作さ
れるシフトフォーク（43）によりシフト操作して、ピン
（41）を第６図の実線に示すように操作アーム（38）か
ら離間させておくと、クラッチ部材（21）は咬合クラッ
チ（22）を入り操作する状態に付勢維持されていて、前
輪（１）の操向操作に関係なく標準伝動状態が維持され
る。第５図に示すように、入力ギヤ（16）をシフト操作
して中間二段ギヤ（11）から離間させておくことによ
り、前輪変速装置（12）への伝動を遮断して後輪（２）
のみの駆動状態を得ることができる。

第１図は本発明を具体化した状態の一例を示してお
り、旋回内側となる前輪（１）の最大操向角（β１）を
63°〜65°、旋回外側となる前輪（１）の最大操向角
（β２）を約55°にして平均操向角（β）を約60°に設
定して、前輪変速装置（12）の標準伝動状態に対する増
速伝動状態の増速比（V1/V2）を1.8〜2.0に設定してい
る。ホイルベース（Ｌ）が1550〜1750mm、前輪トレッド
（Ｗ）が950〜1580mmの車体仕様において、最大操向角
（β１），（β２）及び増速比（V1/V2）を前述のよう
に設定して増速伝動状態による旋回を行うと、旋回内側
の後輪（２）にサイドブレーキを掛けなくても、旋回内
側の後輪（２）をサイドブレーキで完全にロック操作し
て増速伝動状態により旋回を行う従来の最小旋回半径と
同等の小回り旋回が可能となる。

実施例では前輪（１）を操向輪、後輪（２）を非操向
輪とした場合を示したが、前輪（１）を非操向輪とし、
後輪（２）を操向輪とする四輪駆動車、例えばフロント
マウント式の芝刈機にも本発明は適用できる。

尚、特許請求の範囲の項に図面との対照を便利にする
為に符号を記すが、該記入により本発明は添付図面の構
造に限定されるものではない。

【図面の簡単な説明】

図面は本発明に係る四輪駆動車の旋回操作構造の実施例
を示し、第１図は本発明の旋回状態を示す平面図、第２
図は理想的な旋回状態を示す平面図、第３図は走行伝動
系の概略構成図、第４図は前輪のステアリング機構を示
す平面図、第５図は前輪変速装置の縦断側面図、第６図
は前輪変速装置の縦断後面図、第７図は四輪駆動型の農
用トラクタの側面図、第８図は第１図における旋回状態
の説明図である。 （１）……操向輪、（２）……非操向輪、（９），（1
4）……デフ装置、（12）……操向輪変速装置、（V1/V
2）……増速比、（Ｏ）……操向旋回中心、（Ov）……
駆動旋回中心、（β１）……旋回内側となる操向輪の最
大操向角、（β２）……旋回外側となる操向輪の最大操
向角、（β01）……旋回内側となる操向輪の理論上の操
向角、（β02）……旋回外側となる操向輪の理論上の操
向角。

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (56)参考文献 特開 昭64−4531（ＪＰ，Ａ) 特開 昭53−119531（ＪＰ，Ａ) 特開 昭62−143735（ＪＰ，Ａ) 特開 昭60−4470（ＪＰ，Ａ) 特開 平３−10936（ＪＰ，Ａ) 特公 昭62−35929（ＪＰ，Ｂ２)

Claims (1)

(57)【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】デフ装置（９）を介して動力分配される左
   右の非操向輪（２）と、デフ装置（14）を介して動力分
   配されるとともにステアリング機構で連係された左右の
   操向輪（１）とを備え、左右の操向輪（１）の平均周速
   度が左右の非操向輪（２）の平均周速度と同一またはほ
   ぼ同一になるように、操向輪（１）のデフ装置（14）へ
   動力伝達する標準伝動状態と、左右の操向輪（１）の平
   均周速度が左右の非操向輪（２）の平均周速度より大と
   なるように操向輪（１）のデフ装置（14）へ動力伝達す
   る増速伝動状態とに切換え可能な操向輪変速装置（12）
   を設け、操向輪（１）が設定角以上操向されると操向輪
   変速装置（12）が標準伝動状態から増速伝動状態に切換
   わるようステアリング手段と操向輪変速装置（12）とを
   連係した四輪駆動車の旋回操作構造において、 旋回内側となる操向輪（１）の最大操向角（β１）を、
   所定の増速比（V1/V2）で駆動される旋回内側の操向輪
   （１）が非操向輪（２）の軸芯延長線上の操向旋回中心
   （Ｏ）の周りに転動移動するための理論上の操向角（β
   01）よりも小となるように、かつ、旋回外側となる操向
   輪（１）の最大操向角（β２）を、前記増速比（V1/V
   2）で駆動される旋回外側の操向輪（１）が非操向輪
   （２）の軸芯延長線上の操向旋回中心（Ｏ）の周りに転
   動移動するための理論上の操向角（β02）よりも大大と
   なるように設定して、 前記各操向輪（１），（１）の最大操向角（β１），
   （β２）でのそれぞれの軸芯延長線が、前記非操向輪
   （２）の軸芯延長線に対して交わる２点（Bl），（Br）
   の間に、前記理論上の操向角（β01），（β02）におけ
   る操向旋回中心（Ｏ）が位置するように、前記各操向輪
   （１），（１）の最大操向角（β１），（β２）と理論
   上の操向角（β01），（β02）との相関を設定し、 旋回内側となる操向輪（１）の最大操向角（β１）の正
   割（secβ１）が前記操向輪変速装置（12）の増速比（V
   1/V2）よりも大となり、かつ、旋回外側となる操向輪
   （１）の最大操向角（β２）の正割（secβ２）が前記
   操向輪変速装置（12）の増速比（V1/V2）よりも小とな
   るように、各操向輪（１），（１）の最大操向角（β
   １），（β２）と増速比（V1/V2）との相関を設定し
   て、前記各操向輪（１），（１）の最大操向角（β
   １），（β２）でのそれぞれの軸芯延長線が前記非操向
   輪（２）の軸芯延長線に対して交わる２点（Bl），（B
   r）の間に、前記非操向輪（２）に対する操向輪（１）
   の増速比によって決定される駆動旋回中心（Ov）を位置
   させ、 さらに、前記各操向輪（１），（１）の最大操向角（β
   １），（β２）を、旋回内側となる操向輪（１）の最大
   操向角（βｌ）を約60°以上に設定するとともに、前記
   操向輪変速装置（12）の増速比（V1/V2）を約２に設定
   してある四輪駆動車の旋回操作構造。