专利名称：反向铲装载机的制作方法
技术领域：
本发明涉及具有多轴式变速器并且后轮的直径比前轮的直径大的反向铲装载机。
技术背景
如专利文献I及专利文献2等所示，反向铲装载机在前方具有装载铲斗，在后方具 有反向铲，而且设置于驾驶室的驾驶座能够旋转，使得该驾驶座在行驶时以及利用装载铲 斗进行作业时朝向前方，而且在利用反向铲进行作业时朝向后方。在反向铲装载机中，具有 后轮的直径比前轮的直径大的特征结构。
作为搭载于以上所述的反向铲装载机的多轴式变速器，例如提出有专利文献3中 所示的变速器。该专利文献3中所示的变速器具有输入轴、三根中间轴、前输出轴和后输出 轴。另外，在各轴上，设置有后退用离合器、前进高速用离合器、前进低速用离合器、速度挡 切换用离合器。
现有技术文献
专利文献1:日本特开2006-62410号公报
专利文献2 :日本特开2007-331425号公报
专利文献3 :日本特开2009-281512号公报发明内容
发明要解决的课题
如前所述，在反向铲装载机中，由于后轮的直径比前轮的直径大，因此，需要改变 前后的输出轴的高度位置。出于同样的理由，需要改变旋转传递至前后的输出轴的齿轮比， 以使后输出轴的转速低于前输出轴的旋转。例如，在具有两根中间轴的现有的多轴式变速 器中，通过自输入轴向第一及第二中间轴传递动力的动力传递路径中的齿轮机构进行速度 挡的切换。具体而言，输入轴的旋转自输入轴减速并传递到第一中间轴，再自第一中间轴进 一步减速并传递到第二中间轴。第二中间轴也可以是后输出轴。第二中间轴(后输出轴)的 旋转增速并传递到前输出轴。
在以上所述的现有的多轴式变速器中，自输入轴到后输出轴由齿轮机构对旋转进 行减速，因此，后输出轴的负荷扭矩在多根轴中最大。因此，也需要使由与后输出轴相同的 轴形成的第二中间轴的轴径变粗。另外，在第二中间轴上设置有变速用的多个液压离合器， 但出于与所述相同的理由，需要增大这些液压离合器的离合器容量。
如上所述，在现有的多轴式变速器中，需要使作为后输出轴的中间轴的轴径变粗， 而且，需要增大设置于该中间轴的液压离合器的离合器容量。因此，变速器的重量增加，妨 碍省油。
本发明的课题在于，在反向铲装载机的变速器中，尤其是减小中间轴的负荷扭矩， 来谋求轻量化，降低油耗。
用于解决课题的方案
本发明的第一方案的反向铲装载机包括前轮、具有直径比前轮的直径大的后轮、向前轮及后轮传递动力的多轴式变速器。多轴式变速器具有被输入动力的输入轴、与前轮连结的前输出轴、配置在比前输出轴高的位置并与后轮连结的后输出轴、在输入轴和前输出轴之间配置的中间轴、用于自输入轴向中间轴传递动力的第一传动机构、用于自中间轴向前输出轴传递动力并且自前输出轴向后输出轴传递动力的第二传动机构。在该变速器中，输入到输入轴的动力经由第一传动机构传递到中间轴。而且，传递到中间轴的动力经由第二传动机构传递到前输出轴，自前输出轴传递到后输出轴。在此，中间轴的动力经由第二传动机构传递到后输出轴。因此，可以将中间轴和后输出轴分开。另外，通过利用第二传动机构对旋转进行减速，可以增大后输出轴的扭矩，能够使中间轴的扭矩小于后输出轴的扭矩。因此，与现有的变速器相比，可以使中间轴的轴径变细，而且，可以减小安装在中间轴上的离合器的容量。其结果是，可以减轻变速器的重量，并可以降低油耗。另外，由于不需要同轴地配置中间轴和后输出轴，因此，对于各轴的配置而言，设计的自由度增大。本发明的第二方案的反向铲装载机在第一方案的反向铲装载机的基础上，第二传动机构具有将中间轴的旋转减速并使之向前输出轴侧传递的第一齿轮对，以及将前输出轴的旋转减速并使之向后输出轴传递的第二齿轮对。在此，能够通过简单的结构并以较大的减速比将中间轴的旋转传递到后输出轴。本发明的第三方案的反向铲装载机在第二方案的反向铲装载机的基础上，第一齿轮对具有固定在中间轴上的中间齿轮、旋转自如地支承于前输出轴并与中间齿轮啮合的第一前输出轴齿轮。另外，第二齿轮对具有旋转自如地支承于前输出轴并固定在第一前输出轴齿轮上的第二前输出轴齿轮、固定在后输出轴上并与第二前输出轴齿轮哨合的后输出轴齿轮。另外，第二传动机构还具有驱动方式切换用离合器，该驱动方式切换用离合器设置在第一前输出轴齿轮及第二前输出轴齿轮与前输出轴之间，在第一前输出轴齿轮及第二前输出轴齿轮与前输出轴之间进行动力的传递及切断。在此，通过使驱动方式切换用离合器结合(动力传递)，第一前输出齿轮及第二前输出齿轮与前输出轴连结。在该情况下，来自中间轴的动力经由这些齿轮对也传递到前输出轴。即，可以构成四轮驱动。另一方面，通过使离合器断开(切断动力传递)以解除第一前输出齿轮及第二前输出齿轮与前输出轴的连结，自中间轴的动力不向前输出轴传递而仅向后输出轴传递。即，构成为二轮驱动。本发明的第四方案的反向铲装载机在第一 第三方案中任一方案的反向铲装载机的基础上，还具有配置在中间轴上的至少一个以上的变速用离合器。在此，通过使配置在中间轴上的离合器结合或者断开，动力传递路径被切换，进行变速。在该变速器中，由于中间轴和后输出轴被分开，因此，可以减小中间轴的扭矩，并可以减小中间轴的离合器的容量。因此，可以减轻变速器整体的重量，并可以降低油耗。本发明的第五方案的反向铲装载机在第一 第四方案中任一方案的反向铲装载机的基础上，还具有配置在输入轴上的前进后退切换用离合器。在反向铲装载机用的变速器中，通常输入轴的转速最高，该旋转被减速并向前输出轴及后输出轴传递。因此，输入轴的扭矩最小。由于在该输入轴上配置有使用频率高的前进后退切换用离合器，因此，可以抑制该离合器的磨损。发明效果根据以上所述的本发明，在反向铲装载机中，可以减小中间轴的负荷扭矩，与以往结构相比，可以使中间轴的轴径更细，而且，可以减小配置在中间轴上的离合器的容量。因此，可以减轻变速器整体的重量，可以谋求降低油耗。
图1是本发明一实施方式的反向铲装载机的外观立体图。图2是所述反向铲装载机的变速器的简略结构图。图3是表示各速度挡下的使用离合器及减速比的图。图4是表示前进一挡的动力传递路径的图。图5是表示前进二挡的动力传递路径的图。图6是表示前进三挡的动力传递路径的图。图7是表示前进四挡的动力传递路径的图。图8是表示前进五挡的动力传递路径的图。图9是表不后退一挡的动力传递路径的图。图10是表示后退二挡的动力传递路径的图。图11是表不后退二挡的动力传递路径的图。
具体实施例方式[整体结构]图1表示本发明一实施方式的反向铲装载机I的外观图。反向铲装载机I是能够通过一台既进行挖掘作业又可以进行装载作业的作业车辆。该反向铲装载机主要具有本体2、装载部3、反向铲4、左右的稳定部5。本体2具有支承发动机及变速器6 (参照图2)等设备的框架10、搭载在框架10上的驾驶室11、分别为一对的前轮12及后轮13。反向铲装载机I的特征结构在于，与前轮12的直径相比，后轮13的直径大。因此，与前轮12连结的车轴配置在比与后轮13连结的车轴的位置低的位置。发动机及变速器等设备被外饰罩14覆盖。在驾驶室11的内部设置有供操作者乘坐的驾驶座16。驾驶座16能够在朝向前方的位置和朝向后方的位置进行旋转。另外，在驾驶室11的内部设置有方向盘、各种踏板、用于操作装载部3和反向铲4的操作部件。发动机搭载在框架10的前部。发动机经由变速器及车轴驱动前轮12及后轮13，而且，驱动用于使各种液压设备工作的液压泵。变速器6的详情将在后面论述，如图2所示，该变速器6具有多根轴，在除反转轴之外的各轴上设置有液压离合器或液压制动器。装载部3配置在驾驶室11的前方，是用于进行装载作业的作业装置。装载部3具有装载小臂20、托架21、连杆22、装载铲斗23、铲斗液压缸24、小臂液压缸25。装载小臂20的基端部转动自如地支承于框架10，并在前端转动自如地安装有装载铲斗23。托架21的基端部转动自如地支承于装载小臂20，在前端转动自如地连结有铲斗液压缸24的活塞杆的前端和连杆22的一端。铲斗液压缸24的基端部转动自如地支承于框架10。另外，连杆22的前端与铲斗23转动自如地连结。小臂液压缸25的基端部转动自如地支承于框架10，小臂液压缸25的活塞杆的前端与装载小臂20的长度方向的中间部转动自如地连结。
根据以上所述的结构，若小臂液压缸25的活塞杆突出，则装载小臂20向上方转动，若小臂液压缸25的活塞杆后退，则装载小臂20向下方转动。另外，若铲斗液压缸24的活塞杆突出，则托架21向前方转动，连杆22向前方移动，装载铲斗23向下方转动。相反， 若小臂液压缸24的活塞杆后退,贝U托架21向后方转动,连杆22向后方移动,装载伊斗23 向上方转动。
反向铲4配置在驾驶室11的后方，是用于进行挖掘作业的作业装置。反向铲4具有大臂30、小臂31、铲斗连杆32、反向铲铲斗33、大臂液压缸34、小臂液压缸35、铲斗液压缸36。大臂30的基端部经由未图示的托架，能够向左右方向转动地支承于框架10。在大臂30的前端部转动自如地连结有小臂31的基端部，在小臂31的前端转动自如地连结有反向铲铲斗33。大臂液压缸34的一端与固定在框架10上的托架(未图示)转动自如地连结， 另一端与固定在大臂30上的大臂托架37转动自如地连结。小臂液压缸35的一端与大臂托架37转动自如地连结，另一端与小臂31的基端部转动自如地连结。铲斗液压缸36的基端部与小臂31转动自如地连结，前端与铲斗连杆32转动自如地连结。
根据以上所述的结构，若大臂液压缸34的活塞杆突出，则大臂30向下方转动，若大臂液压缸34的活塞杆后退，则大臂30向上方转动。另外，若小臂液压缸35的活塞杆突出，则小臂31向下方转动，若小臂液压缸35的活塞杆后退，则小臂31向上方转动。并且， 若铲斗液压缸36的活塞杆突出，则经由铲斗连杆32使反向铲铲斗33转动，反向铲铲斗33 的开口部接近小臂31。另一方面，若铲斗液压缸36的活塞杆后退，则经由铲斗连杆32使反向铲铲斗33转动，反向铲铲斗33的开口部自小臂31离开。
虽未图示，但反向铲4具有用于使将大臂30与框架10连结的大臂托架向左右方向转动的托架液压缸。托架液压缸的一端与框架10转动自如地连结，另一端与大臂托架转动自如地连结。若托架液压缸的活塞杆突出，则大臂托架向左右方向的一方侧转动，若托架液压缸的活塞杆后退，则大臂托架向左右方向的另一方侧转动。
左右的稳定部5是在利用反向铲4进行作业时使反向铲装载机I的姿势稳定以防止翻倒的装置。左右的稳定部5分别设置在车架10的后左部及后右部。使该稳定部5以朝反向铲装载机I的左右侧方伸出的状态接地，将反向铲装载机I的本体后部提起直至后轮13离地，从而可以使挖掘作业时的反向铲装载机I的姿势稳定。
[变速器]
图2表不变速器6的简略结构。该变速器6具有被输入动力的输入轴40、第一中间轴41、第二中间轴42、前输出轴43、后输出轴44、反转轴 45。各轴40 45相互平行地配置。另外，该变速器6具有变矩器47，该变矩器47具有锁止离合器46。
< 输入轴 40 >
输入轴40经由变矩器47或者经由锁止离合器46被输入来自发动机的动力。各轴4(Γ45中的该输入轴40配置在最高位置。在输入轴40上设置有输入轴齿轮G1、后退用离合器R、前进低速用离合器FL。输入轴齿轮Gi不能相对旋转地固定在输入轴40上。后退用离合器R和前进低速用离合器FL的输入侧具有共用的输入轴离合器组件50,输入轴离合器组件50不能相对旋转地固定在输入轴40上。在后退用离合器R的输出侧设置有后退用离合器齿轮Gcr，在前进低速用离合器FL的输出侧设置有前进低速用离合器齿轮Gcfl。后退用离合器齿轮Gr及前进低速用齿轮Gcfl都相对于输入轴40相对旋转自如地被支承。<第一中间轴41 >第一中间轴41配置在输入轴40和前输出轴43之间。在第一中间轴41上设置有第一中间轴齿轮Gml、一挡用离合器Cl、前进高速用离合器FH。第一中间轴齿轮Gml不能相对旋转地固定在第一中间轴41上。一挡用离合器Cl和前进高速用离合器FH的输入侧具有共用的第一离合器组件51，第一离合器组件51不能相对旋转地固定在第一中间轴41上。在第一离合器组件51的外周设置有第一组件齿轮Gpl。第一组件齿轮Gpl与前进低速用离合器齿轮Gcfl哨合。在一挡用离合器Cl的输出侧设置有一挡用离合器齿轮Gcl,在前进高速用离合器FH的输出侧设置有前进高速用离合器齿轮Gcfh。前进高速用离合器齿轮Gcfh与输入轴齿轮Gi啮合。一挡用离合器齿轮Gcl及前进高速用齿轮Gcfh都相对于第一中间轴41相对旋转自如地被支承。<第二中间轴42 >第二中间轴42配置在输入轴40和前输出轴43之间。在第二中间轴42上设置有第二中间轴齿轮Gm2、二挡用离合器C2、三挡用离合器C3。第二中间轴齿轮Gm2不能相对旋转地固定在第二中间轴42上，并与前进高速用离合器齿轮Gcfh啮合。二挡用离合器C2和三挡用离合器C3的输入侧具有共用的第二离合器组件52，第二离合器组件52不能相对旋转地固定在第二中间轴42上。在第二离合器组件52的外周设置有第二组件齿轮Gp2。第二组件齿轮Gp2与一挡用离合器齿轮Gcl哨合。在二挡用离合器C2的输出侧设置有二挡用离合器齿轮Gc2，在三挡用离合器C3的输出侧设置有三挡用离合器齿轮Gc3。三挡用离合器齿轮Gc3与第一组件齿轮Gpl啮合。二挡用离合器齿轮Gc2及三挡用齿轮Gc3都相对于第二中间轴42相对旋转自如地被支承。
〈前输出轴43>前输出轴43配置在各轴4(Γ45中的最低位置。另外，前输出轴43能够与前轮12连结。在前输出轴43上设置有驱动方式切换用离合器CS。该驱动方式切换用离合器CS通过使离合器结合而将第二中间轴42的动力传递到前输出轴43，并且，通过离合器断开而将第二中间轴42和前输出轴43之间的动力传递切断。即，该驱动方式切换用离合器CS是用于对二轮驱动和四轮驱动进行切换的离合器。驱动方式切换用离合器CS的离合器组件53不能相对旋转地固定在前输出轴43上。另外，在该离合器CS的输入侧设置有第一前输出轴齿轮Gfl和第二前输出轴齿轮Gf2。这些前输出轴齿轮Gfl、Gf2都旋转自如地支承于前输出轴43，而且，两齿轮Gf1、Gf2相互不能相对旋转地被固定。需要说明的是，两齿轮Gfl、Gf2也可以由一个部件构成。〈后输出轴44>后输出轴44配置在比前输出轴43高的位置。另外，后输出轴44与现有的变速器不同，由不同于第二中间轴42的其他轴构成，两者被分开。后输出轴44能够与后轮13连结。在后输出轴44上设置有后输出轴齿轮Gr和停车制动器PB。后输出轴齿轮Gr不能相对旋转地固定在后输出轴44上，并与第二前输出轴齿轮Gf2啮合。
< 反转轴 45>
在反转轴45上，不能相对旋转地设置有后退用的第一齿轮Gbl及第二齿轮Gb2。 后退用第一齿轮Gbl与后退用离合器齿轮Gcr啮合。后退用第二齿轮Gb2与第一组件齿轮 Gpl啮合。
<传动机构>
如上所述，由多个齿轮及离合器构成自输入轴40向第一中间轴41及第二中间轴 42传递动力的第一传动机构。另外，由第二中间轴齿轮Gm2、第一及第二前输出轴齿轮Gfl、 Gf2和驱动方式切换用离合器CS构成第二传动机构，该第二传动机构自第二中间轴42向前 输出轴43传递动力并且自前输出轴43向后输出轴44传递动力。
另外，以上的各离合器及停车制动器PB由具有多个摩擦板且具有通过液压进行 动作的活塞的液压离合器(制动器)构成。
[动作]
接着，说明各变速挡中的动力传递路径。图3中示出了在各变速挡中所使用的离 合器即被设为动力传递状态(结合)的离合器以及各变速挡中的前轮侧的减速比和后轮侧 的减速比。在此，说明总是使驱动方式切换用离合器CS结合，使来自发动机的动力传递到 前轮12及后轮13的四轮驱动的情况。
<前进一挡>
在前进一挡(Fl)的情况下，前进低速用离合器CFL及一挡用离合器Cl被结合，其 他离合器被断开。
在该情况下，如图4的单点划线的箭头所示，输入到输入轴40的动力按照以下的 路径传递到前输出轴43及后输出轴44。
输入轴40 —前进低速用离合器FL —前进低速用离合器齿轮Gcfl —第一组件齿 轮Gpl ——挡用离合器Cl —一挡用离合器齿轮Gcl —第二组件齿轮Gp2 —第二中间轴 42 —第二中间轴齿轮Gm2 —第一前输出轴齿轮Gfl
动力自第一前输出轴齿轮Gfl按照如下路径分为前轮侧和后轮侧传递。
·前轮侧一驱动方式切换用离合器CS —前输出轴43
·后轮侧一第二前输出轴齿轮Gf2 —后输出轴齿轮Gr —后输出轴44
在此，前进一挡的动力传递路径中的各齿轮的齿数的一例如下所示。
前进低速用离合器齿轮Gcfl/第一组件齿轮Gpl = 38/67
一挡用离合器齿轮Gcl/第二组件齿轮Gp2 = 33/65
第二中间轴齿轮Gm2/第一前输出轴齿轮Gfl = 51/64
第二前输出轴齿轮Gf2/后输出轴齿轮Gr = 33/41
该情况下的前轮侧减速比为
(67X65X64) / (38X33X51) = 4. 358，
后轮侧减速比为
(67X65X64X41) / (38X 33X 51 X 33) = 5. 415。
<前进二挡>
在前进二挡(F2)的情况下，前进低速用离合器FL及二挡用离合器C2被结合，其 他离合器被断开。
在该情况下，如图5的单点划线的箭头所示，输入到输入轴40的动力按照以下的路径传递到前输出轴43及后输出轴44。输入轴40 —前进低速用离合器FL —前进低速用离合器齿轮Gcfl —第一组件齿轮Gpl —第一中间轴41 —第一中间轴齿轮Gml —二挡用离合器齿轮Gc2 — 二挡用离合器C2 —第二中间轴42 —第二中间轴齿轮Gm2 —第一前输出轴齿轮Gfl动力自第一前输出轴齿轮Gfl按照如下路径分为前轮侧和后轮侧传递。·前轮侧一驱动方式切换用离合器CS —前输出轴43·后轮侧一第二前输出轴齿轮Gf2 —后输出轴齿轮Gr —后输出轴44在此，前进二挡的动力传递路径中的各齿轮的齿数的一例如下所示。前进低速用离合器齿轮GFL/第一组件齿轮Gpl = 38/67第一中间齿轮Gml/ 二挡用离合器齿轮Gc2 = 43/55第二中间轴齿轮Gm2/第一前输出轴齿轮Gfl = 51/64第二前输出轴齿轮Gf2/后输出轴齿轮Gr = 33/41该情况下的前轮侧减速比为(67X55X64) / (38X43X51) = 2. 830，后轮侧减速比为(67X55X64X41) / (38X43X51 X 33) = 3. 516。<前进三挡>在前进三挡(F3)的情况下，前进高速用离合器FH及二挡用离合器C2被结合，其他离合器被断开。在该情况下，如图6的单点划线的箭头所示，输入到输入轴40的动力按照以下的路径传递到前输出轴43及后输出轴44。输入轴40 —输入轴齿轮Gi —前进高速用离合器齿轮Gcfh —前进高速用离合器FH—第一中间轴41 —第一中间轴齿轮Gml —二挡用离合器齿轮Gc2 — 二挡用离合器C2 —第二中间轴42 —第二中间轴齿轮Gm2 —第一前输出轴齿轮Gfl动力自第一前输出轴齿轮Gfl按照如下路径分为前轮侧和后轮侧传递。·前轮侧一驱动方式切换用离合器CS —前输出轴43·后轮侧一第二前输出轴齿轮Gf2 —后输出轴齿轮Gr —后输出轴44在此，前进三挡的动力传递路径中的各齿轮的齿数的一例如下所示。输入轴齿轮Gi/前进高速用离合器齿轮Gcfh = 51/53第一中间齿轮Gml/二挡用离合器齿轮Gc2 = 43/55第二中间轴齿轮Gm2/第一前输出轴齿轮Gfl = 51/64第二前输出轴齿轮Gf2/后输出轴齿轮Gr = 33/41该情况下的前轮侧减速比为(53X55X64) / (51X43X51) =1. 668，后轮侧减速比为(53X55X64X41) / (51 X43X51 X 33) = 2. 072。〈前进四挡〉在前进四挡(F4)的情况下，前进低速用离合器FL及三挡用离合器C3被结合，其他离合器被断开。
在该情况下，如图7的单点划线的箭头所示，输入到输入轴40的动力按照以下的 路径传递到前输出轴43及后输出轴44。
输入轴40 —前进低速用离合器FL —前进低速用离合器齿轮Gcfl —第一组件齿 轮Gpl —三挡用离合器齿轮Gc3 —三挡用离合器C3 —第二中间轴42 —第二中间轴齿轮 Gm2 —第一前输出轴齿轮Gfl
动力自第一前输出轴齿轮Gfl按照如下路径分为前轮侧和后轮侧传递。
·前轮侧一驱动方式切换用离合器CS —前输出轴43
·后轮侧一第二前输出轴齿轮Gf2 —后输出轴齿轮Gr —后输出轴44
在此，前进四挡的动力传递路径中的各齿轮的齿数的一例如下所示。
前进低速用离合器齿轮Gcfl/第一组件齿轮Gpl = 38/67
第一组件齿轮Gpl/三挡用离合器齿轮Gc3 = 67/31
第二中间轴齿轮Gm2/第一前输出轴齿轮Gfl = 51/64
第二前输出轴齿轮Gf2/后输出轴齿轮Gr = 33/41
该情况下的前轮侧减速比为
(67X31X64) / (38X67X51) =1. 024，
后轮侧减速比为
(67X31X64X41) / (38X67X51X33) =1. 272。
<前进五挡>
在前进五挡(F5)的情况下，前进高速用离合器FH及三挡用离合器C3被结合，其 他离合器被断开。
在该情况下，如图8的单点划线的箭头所示，输入到输入轴40的动力按照以下的 路径传递到前输出轴43及后输出轴44。
输入轴40 —输入轴齿轮Gi —前进高速用离合器齿轮Gcfh —前进高速用离合器 FH—第一中间轴41 —第一组件齿轮Gpl —三挡用离合器齿轮Gc3 —三挡用离合器C3 —第 二中间轴42 —第二中间轴齿轮Gm2 —第一前输出轴齿轮Gfl
动力自第一前输出轴齿轮Gfl按照如下路径分为前轮侧和后轮侧传递。
·前轮侧一驱动方式切换用离合器CS —前输出轴43
·后轮侧一第二前输出轴齿轮Gf2 —后输出轴齿轮Gr —后输出轴44
在此，前进五挡的动力传递路径中的各齿轮的齿数的一例如下所示。
输入轴齿轮Gi/前进高速用离合器齿轮Gcfh = 51/53
第一组件齿轮Gpl/三挡用离合器齿轮Gc3 = 67/31
第二中间轴齿轮Gm2/第一前输出轴齿轮Gfl = 51/64
第二前输出轴齿轮Gf2/后输出轴齿轮Gr = 33/41
该情况下的前轮侧减速比为
(53X31X64) / (51 X67X51 ) = O. 603，
后轮侧减速比为
(53X31X64X41) / (51 X67X51 X 33) = O. 750。
<后退一挡>
在后退一挡(Rl)的情况下，后退用离合器R及一挡用离合器Cl被结合，其他离合器被断开。在该情况下，如图9的单点划线的箭头所示，输入到输入轴40的动力按照以下的路径传递到前输出轴43及后输出轴44。输入轴40 —后退用离合器R —后退用离合器齿轮Gcr —后退用第一齿轮Gbl —反转轴45 —后退用第二齿轮Gb2 —第一组件齿轮Gpl ——挡用离合器Cl — 一挡用离合器齿轮Gcl —第二组件齿轮Gp2 —第二中间轴42 —第二中间轴齿轮Gm2 —第一前输出轴齿轮Gfl动力自第一前输出轴齿轮Gfl按照如下路径分为前轮侧和后轮侧传递。·前轮侧一驱动方式切换用离合器CS —前输出轴43·后轮侧一第二前输出轴齿轮Gf2 —后输出轴齿轮Gr —后输出轴44在此，后退一挡的动力传递路径中的各齿轮的齿数的一例如下所示。后退用离合器齿轮Gcr/后退用第一齿轮Gbl = 47/42后退用第二齿轮Gb2/第一 组件齿轮Gpl = 34/67一挡用离合器齿轮Gcl/第二组件齿轮Gp2 = 33/65第二中间轴齿轮Gm2/第一前输出轴齿轮Gfl = 51/64第二前输出轴齿轮Gf2/后输出轴齿轮Gr = 33/41该情况下的前轮侧减速比为(42X67X65X64) / (47X34X33X51) = 4. 353,后轮侧减速比为(42X67X65X64X41) / (47X 34X 33X 51 X 33) = 5. 408。<后退二挡>在后退二挡(R2)的情况下，后退用离合器R及二挡用离合器C2被结合(动力传递)，其他离合器被断开(动力截断)。在该情况下，如图10的单点划线的箭头所示，输入到输入轴40的动力按照以下的路径传递到前输出轴43及后输出轴44。输入轴40 —后退用离合器R —后退用离合器齿轮Gcr —后退用第一齿轮Gbl —反转轴45 —后退用第二齿轮Gb2 —第一组件齿轮Gpl —第一中间轴41 —第一中间轴齿轮Gml — 二挡用离合器齿轮Gc2 — 二挡用离合器C2 —第二中间轴42 —第二中间轴齿轮Gm2 —第一前输出轴齿轮Gfl动力自第一前输出轴齿轮Gfl按照如下路径分为前轮侧和后轮侧传递。·前轮侧一驱动方式切换用离合器CS —前输出轴43 后轮侧一第二前输出轴齿轮Gf2 —后输出轴齿轮Gr —后输出轴44在此，后退二挡的动力传递路径中的各齿轮的齿数的一例如下所示。后退用离合器齿轮Gcr/后退用第一齿轮Gbl = 47/42后退用第二齿轮Gb2/第一组件齿轮Gpl = 34/67第一中间齿轮Gml/二挡用离合器齿轮Gc2 = 43/55第二中间轴齿轮Gm2/第一前输出轴齿轮Gfl = 51/64第二前输出轴齿轮Gf2/后输出轴齿轮Gr = 33/41
该情况下的前轮侧减速比为
(42X67X55X64) / (47X34X43X51) = 2. 827,
后轮侧减速比为
(42X67X55X64X41) / (47X34X43X51 X33) = 3. 512。
<后退三挡>
在后退三挡(R3)的情况下，后退用离合器R及三挡用离合器C3被结合，其他离合 器被断开。
在该情况下，如图11的单点划线的箭头所示，输入到输入轴40的动力按照以下的 路径传递到前输出轴43及后输出轴44。
输入轴40 —后退用离合器R —后退用离合器齿轮Gcr —后退用第一齿轮Gbl — 反转轴45 —后退用第二齿轮Gb2 —第一组件齿轮Gpl —三挡用离合器齿轮Gc3 —三挡用 离合器C3 —第二中间轴42 —第二中间轴齿轮Gm2 —第一前输出轴齿轮Gfl
动力自第一前输出轴齿轮Gfl按照如下路径分为前轮侧和后轮侧传递。
·前轮侧一驱动方式切换用离合器CS —前输出轴43
·后轮侧一第二前输出轴齿轮Gf2 —后输出轴齿轮Gr —后输出轴44
在此，后退二挡的动力传递路径中的各齿轮的齿数的一例如下所示。
后退用离合器齿轮Gcr/后退用第一齿轮Gbl = 47/42
后退用第二齿轮Gb2/第一组件齿轮Gpl = 34/67
第一组件齿轮Gpl/三挡用离合器齿轮Gc3 = 67/31
第二中间轴齿轮Gm2/第一前输出轴齿轮Gfl = 51/64
第二前输出轴齿轮Gf2/后输出轴齿轮Gr = 33/41
该情况下的前轮侧减速比为
(42X67X31X64) / (47X34X67X51) =1. 022,
后轮侧减速比为
(42X67X55X64X41) / (47X34X43X51 X33) =1. 270。
[各轴的负荷扭矩]
对于以上所述的各齿轮的齿数而言，将输入轴40的负荷扭矩设为“I”时的各轴的 最大负荷扭矩如下所述。
输入轴40——I
第一中间轴41 (在前进二挡最大)=1X67/38 =1. 76
第二中间轴42 (在前进一挡最大)1 X (67X65) / (38X33) = 3. 47
前输出轴43 (在前进一挡最大)(67X65X64) / (38X33X51) = 4. 358
后输出轴44 (在前进一挡最大)(67X65X64X41)/ (38X33X51 X33)= 5. 415
由上述情况可知，在该实施方式中，在将输入轴40的扭矩设为“I”的情况下，在后 输出轴44可以得到“5. 415”这样的最大扭矩，而且，第二中间轴42的最大扭矩为“3. 47”。 另外，在现有的变速器中，与后输出轴相同的最大扭矩也作用于第二中间轴。
[特征]
(I)由于第二中间轴42和后输出轴44作为不同的轴被分开，因此，即便在后输出 轴44需要较大的输出扭矩的情况下，也可以减小作用于第二中间轴42的扭矩。因此，可以使第二中间轴42的轴径变细，而且，可以减小安装在第二中间轴42上的液压离合器的容量。
(2)出于与前述相同的理由，不需要同轴地配置第二中间轴42和后输出轴44。因此，可以与第二中间轴42的位置无关地配置后输出轴44。因此，在其他部件被安装于变速器的箱体时，可以容易地避免该部件与后输出轴44产生干涉，对于后输出轴44的配置而言，设计的自由度增大。
(3)由于将第二中间轴42的旋转通过由四个齿轮构成的齿轮机构传递到后输出轴44，因此，能够通过简单的结构并以较大的减速比将第二中间轴42和后输出轴44连结。
(4)由于在反向铲装载机中将使用频率高的后退用离合器R和前进低速用离合器 FL设置在作用的扭矩最小的输入轴40上，因此，可以减小上述离合器的离合器容量。而且， 可以抑制这些离合器的磨损。
[其他实施方式]
本发明并不限于以上的实施方式，可以在不脱离本发明的范围内进行各种变形或修正。
在上述实施方式中，以具有两根中间轴的变速器为例进行了的说明，但中间轴的根数并不限定。也可以将本发明同样地应用于具有一根中间轴或者三根以上的中间轴的变速器。
另外，上述实施方式中的各齿轮的齿数是一例，本发明并不限于这些齿轮齿数。
并且，关于各离合器的配置也一样，并不限于上述实施方式的配置。
工业实用性
在本发明的反向铲装载机中，可以减小中间轴的负荷扭矩，与以往结构相比可以使中间轴的轴径更细，而且，可以减小配置在中间轴上的离合器的容量。因此，可以减轻变速器整体的重量，并可以谋求降低油耗。
附图标记说明
I反向铲装载机
3装载部
4反向 产
6变速器
12前轮
13后轮
40输入轴
41第一中间轴
42第二中间轴42
43前输出轴
44后输出轴
45反转轴
Gml第一中间轴齿轮
Gm2第二中间轴齿轮
Gfl第一前输出轴齿轮
Gf2第二前输出轴齿轮Gr后输出轴齿轮FL前进低速用离合器FH前进高速用离合器R后退用离合器0Γ03变速挡用离合器CS驱 动方式切换用离合器
权利要求
1.一种反向伊装载机，包括前轮、具有直径比所述前轮的直径大的后轮，以及向所述前轮及所述后轮传递动力的多轴式变速器，所述反向铲装载机的特征在于，所述多轴式变速器包括被输入动力的输入轴、与前轮连结的前输出轴、；配置在比所述前输出轴高的位置并与后轮连结的后输出轴、配置在所述输入轴和所述前输出轴之间的中间轴、用于自所述输入轴向所述中间轴传递动力的第一传动机构，以及用于自所述中间轴向所述前输出轴传递动力并且自所述前输出轴向所述后输出轴传递动力的第二传动机构。
2.如权利要求1所述的反向铲装载机，其特征在于，所述第二传动机构具有第一齿轮对和第二齿轮对，所述第一齿轮将所述中间轴的旋转减速并使之向所述前输出轴侧传递，所述第二齿轮对将所述前输出轴的旋转减速并使之向所述后输出轴传递。
3.如权利要求2所述的反向铲装载机，其特征在于，所述第一齿轮对具有固定在所述中间轴上的中间齿轮、旋转自如地支承于所述前输出轴并与所述中间齿轮啮合的第一前输出轴齿轮，所述第二齿轮对具有旋转自如地支承于所述前输出轴并固定在所述第一前输出轴齿轮上的第二前输出轴齿轮、固定在所述后输出轴上并与所述第二前输出轴齿轮啮合的后输出轴齿轮，所述第二传动机构还具有驱动方式切换用离合器，该驱动方式切换用离合器设置在所述第一前输出轴齿轮及所述第二前输出轴齿轮与所述前输出轴之间，在所述第一前输出轴齿轮及所述第二前输出轴齿轮与所述前输出轴之间进行动力的传递及切断。
4.如权利要求广3中任一项所述的反向铲装载机，其特征在于，还具有配置在所述中间轴上的至少一个以上的变速用离合器。
5.如权利要求Γ4中所述的反向铲装载机，其特征在于，还具有配置在所述输入轴上的前进后退切换用离合器。
全文摘要
在反向铲装载机的变速器中，通过减小中间轴的负荷扭矩来谋求轻量化，降低油耗。该反向铲装载机具有多轴式变速器，多轴式变速器具有被输入动力的输入轴(40)、与前轮(12)连结的前输出轴(43)、配置在比前输出轴(43)高的位置并与后轮(13)连结的后输出轴(44)、在输入轴(40)和前输出轴(43)之间配置的第一中间轴(41)及第二中间轴(42)、用于自输入轴(40)向各中间轴(41、42)传递动力的第一传动机构、用于自第二中间轴(42)向前输出轴(43)传递动力并且自前输出轴(43)向后输出轴(44)传递动力的第二传动机构。
文档编号F16H3/093GK103038543SQ201280002080
公开日2013年4月10日 申请日期2012年4月18日 优先权日2011年8月4日
发明者竹岛宏明, 小松佳人 申请人:株式会社小松制作所