CN100386540C - 油压式变速车辆 - Google Patents

Abstract

一种油压驱动车辆，配置了根据变速操作装置的操作，通过经传动装置变更斜板的倾斜角可变更输出/输入转速比的油压式变速装置；设有检测与车轴连接的传动轴转速的转速检测装置；将传动轴的目标转速设定为与通过变速操作装置的操作而设定的斜板倾斜角对应的值，如果检测出的传动轴的转速与目标转速不同，则经过传动装置修正控制斜板倾斜角，还配置了合成油压式变速装置的输入端和输出端的动力的差动机构；在可切换将不经差动机构的油压式变速装置的输出作为行驶驱动力的方式与将差动机构的输出作为行驶驱动力方式的车辆之中，在使可动斜板朝设定的目标斜板位置移动期间进行两种方式的切换时控制传动装置，以便降低方式切换前后的斜板位置变化率。

Description

油压式变速车辆

技术领域

本发明涉及配置了油压式无级变速装置(下面称之为“HST”)的车辆中的该油压式变速装置的控制。

背景技术

作为现用的，车辆用的，尤其是拖拉机之类作业车辆用的变速装置，HST早已众所周知。此外，在国际公开WO00/25041及在日本专利申请公开2001-108061之中，作为此类作业车辆用的变速装置，即公示出一种具有利用HST的输入/输出间的转速差驱动的差动机构(例如行星齿轮结构)的油压——机械式变速装置(下面称之为HMT)。该变速装置在低速前进及后退时靠HST输出驱动驱动轮，在中、高速前进时一方面降低HST的输出损耗，一方面能够实现高速输出旋转，靠该差动机构的输出驱动驱动轮。将变速装置设定为前者的状态称之为HST方式，将设定为后者的状态称之为HMT方式。具体而言，对于给该驱动轮传递动力的传动轴，是选择经离合器装置输入该差动机构的输出呢还是不经该差动机构直接输入HST的输出。

此外，在上述现有技术之中，将HST的输出/输入转速比(下面称之为“HST变速比”)设定为电子控制。也就是说，作为控制该HST的可动斜板的角度的传动装置，采用了油压伺服结构，基本上是根据与变速操作装置(变速踏板及变速杆等)的操作有关的电检测信号，控制该传动装置的。而且用于上述HST·HMT方式切换的离合器装置也与该HST变速比的控制相关联，实施了电子控制。

此外，在上述引用文献WO00/25041之中以及引用文献2001-108061之中也是按各种各样的条件，根据与该变速操作装置的操作有关的检测信号，边修正原来的传动装置的目标输出值，边控制传动装置的输出。例如国际公开WO00/25041中即公示出考虑到引擎的负载条件的HST输出的修正控制。此外，特开2001-108061号公报中所述的变速装置采用了行驶速度一达到设定速度即使HST的斜板传动装置和引擎中配置的电子控制式调速器连动，用以维持设定速度的构成。或将此类变速装置安装到拖拉机等作业车辆之上，通过用控制装置电子控制配置在HST上的油压泵的可动斜板的角度(HST斜板角)，边增加用来驱动作业机械(旋耕作业机等)的PTO轴的转速边进行速度控制。

然而至今为止，并未见到在考虑到HST自身所受负载的同时进行HST的输出控制的变速装置的公示。HST所受的负载虽然是以使线路内的油压及温度上升的方式表现出来的，但油压一上升，从HST的特性而言，会因漏油及压缩使容积效率下降，即使油压泵的可动斜板的角度固定，输出轴的转速也会变化。也就是说HST的变速比发生变化。由于无论在HMT方式之中还是在HST方式之中，驱动轮的转速均取决于HST变速比，因而若不实施增加HST所受的负载的控制，往往会发生达不到所希望的车速，进而言之，无法得到所希望的加速及减速之类的事态。

在考虑到HST所受负载进行变速装置的控制方面，首先遇到的问题就是该HST所受负载的检测装置本身。设置HST内的油压上升程度的检测装置会使HST的结构复杂化，以及在成本，小型紧凑化方面成为不利条件，并非上策。

此外，在考虑到HST所受负载的HST斜板角控制传动装置的反馈控制中，将HST变速比设定得较高，传动装置的动作也会变大相应部分。在上述HST方式中，当增加前进时的HST的输出转速时，是通过使斜板角增大来增加HST变速比的，而在HMT方式之中由于在车速增大时反而使斜板角(HST变速比)减少，因而在需要进行HST、HMT两种方式间的切换之类的加速操作时，方式切换时的HST变速比的变化反而会变大，从而使方式切换伴随的冲击力变大。此外，在现用的电子式HST斜板角控制之中，设定为对于提供给斜板传动装置的输出电流值的一定区域，斜板角为零，也就是说设置了HST保持中立的不敏感区，这样即可不再发生因主变速操作和HST斜板角之间的微小误差而无法保证其中立位置之类的问题。然而在HMT方式之中，HST的中立状态不仅发生在车速为零的时候，在只不过是相当于任意一个设定速度的情况下，例如司机进行了加速操作的情况下，当加速的车辆达到其中间的某个速度时，该不敏感区会引起在一定期间内保持其速度不再加速的事态，从而无法实现圆满加速。

此外，此类不敏感区往往会出现因控制传动装置的电磁阀的个体不同而产生微妙的差异，变速时的动作往往因车不同而产生微妙的变化。

然而，作为受此类HST驱动的油压驱动车辆，有安装了旋耕机的拖拉机等，但由于拖拉机进行旋耕作业的田地的状态—硬度、粘度并非完全相同，因而随着机体的前进，会通过需要仔细耕作的硬地以及比较好耕的松软地。正因如此，作业人员需根据田地的具体情况，降低耕作速度以便仔细耕作同一个地块。

此外，在棱地等处进行转弯动作时，出于安全方面的考虑而减少旋耕机的转速，以及出于防止PTO轴和旋耕机的连结部位(万向联轴器)破损的考虑，在进入转弯动作时通过使引擎转速减少来应对。

然而对于作业人员而言，一边确认田地的情况一边进行耕作速度的变更操作的确是一种负担，同时也存在作业人员无法一心一意进行转弯操作的问题。

此外，关于在转弯动作时应该考虑的两点由于一直是通过减少引擎转速来应对的，因而在转弯动作时，无法加快耕作速度，存在着转弯动作花费时间过多的问题。

由于安装在拖拉机上的引擎的燃料费效率取决于引擎的转速与转矩，因而都希望控制在该燃料费效率最佳的引擎转速及转矩上。但在配置了旋耕机的拖拉机的耕作作业中，也有希望机体按固定速度前进(耕作速度固定)、在规定时间内完成作业的情况。

此外，在拖拉机等作业车辆之中，使车辆停止时，设定为将行驶变速装置操作为中立之后，使停车制动器动作，停止车辆。

然而在现有的拖拉机等作业车辆之中，往往有不把行驶变速装置置于中立位置即使停车制动器动作停车，或在起动车辆时，在错误地使停车制动器动作的状态下行驶的情况，造成制动板磨损过快。此外，在有必要设置使车辆处于中立状态的开关等操作件的情况下，又存在零件数量增加的问题。

发明内容

本发明是配置了可用电子控制式的传动装置变更输出/输入转速比的HST的车辆，其首要目的是有效检测出HST的负载，其次是实施与该负载相应的HST的变速比控制。

为实现该目的，该传动装置的控制装置预先存储了设想为该HST中未加负载时提供给该传动装置的指令电流值，以及通过计算实际提供给传动装置的指令电流值与存储的指令电流值之差，计算出该HST上增加的负载值。

采用以上装置即可不必另行设置特别的检测装置(例如在HST的油泵与马达间设置压力传感器)计算出HST的负载，在控制成本，确保紧凑性方面做出贡献。

根据采用此法计算出的HST上增加的负载值，修正提供给用来控制HST变速比的传动装置的指令电流值，即可反馈控制该传动装置。因此在任何条件下均可防止车速的暂时性下降，可稳定获得圆满的加速及减速。

此外，还可根据用此种方法检测出的HST负载以及通过其它途径检测出的引擎负载，计算出车辆所装备的PTO轴所受的负载，适当控制用PTO轴驱动的作业机械的驱动。

当然，也可将检测上述HST所受的负载的装置设置在配置了具有合成该HST的输入与输出两种旋转的差动机构的变速装置——HMT的车辆之中。当采用上述转速检测装置检测HST负载的情况下，该检测装置设定为检测该差动机构的输出轴的转速。

一种配置了本发明涉及的HMT的车辆，在可切换将不经该差动机构的该油压式变速装置的输出设定为行驶驱动力的方式(HST方式)和将该差动机构的输出设定为行驶驱动力的方式(HMT方式)的车辆之中，在使该可动斜板朝设定的目标斜板位置移动期间实施两种方式间的切换时，控制该传动装置以便降低该方式切换时间前后的斜板位置变化率。这样即可避免伴随方式切换而来的剧烈的速度变化，消除对司机的冲击的同时还可抑制相关零件的磨损损耗。

此外，这是一种在配置了通过用发明涉及的电子控制式传动装置移动油压泵、马达中的任何一种的可动斜板即可变更输出/输入转速比的油压式变速装置的车辆，在设定了与该传动装置的指令电流值对应的不敏感区的装置之中，当超出该不敏感区控制该传动装置的情况下，无时间差地改变实施划定该不敏感区的该指令电流值的上下阈值。这样一来，伴随变速操作的速度变化可变得平滑，并可提高与变速操作对应的实际的速度变化的反应性。此外，还可消除电磁阀的个体动作差异。

此外，关于涉及本发明的制动器操作中的HST控制，设定为通过在引擎空载状态下踩下制动踏板，即可使该HST处于中立状态。因此，即使不进行伴随制动操作主变速杆恢复中立位置的操作，HST仍可自动处于中立状态，因而能够抑制因刹车给HST增加的负担。此外还可降低停车时的噪声。

还有，在该构成之中，设定为可通过开关的切换选择是否用引擎的空载状态以及踩制动踏板的办法使之中立，由于将该开关设置在该制动踏板旁，因而可在踩制动踏板的同时进行操作。

这样即不必进行用来变更HST变速比的变速操作，只进行加速踏板和制动踏板的操作即可在确保最佳HST变速比的同时，自动使车辆停止或行驶。

此外，在采用本发明分别检测出引擎的转速和变速后的旋转，与引擎的转速成比例地变更HST的输出/输入转速比的车辆之中，设置即使引擎的转速改变也不改变该HST的该输出/输入转速比的不敏感区。这样即可防止相对于引擎转速的变化，主变速比(HMT的输出/输入转速比)频繁发生微量变化，得以顺畅行驶。

此外，采用本发明的油压驱动车辆使引擎的电子调速器控制和HST输出控制彼此关联。

作为其一种方式，在设置了配有电子控制式调速器的引擎、引擎转速检测器、可用电子控制变更输出/输入转速比的HST、控制该调速器及该HST的控制装置的车辆之中，该控制装置预先存储了与用来实现最佳油耗的引擎的转矩及转速有关的图表，将用该调速器检测出的引擎转矩和用该引擎转速检测器检测出的引擎转速与该图表上的值进行比较，当存在差异的情况下，为消除该差异而控制该调速器及该HST中的一方或两方。这样既可保持规定的行驶速度，又可实现低油耗行驶。

作为第2方式，在设置了配有电子控制式调速器的引擎、引擎转速检测器、可用电子控制改变输出/输入转速比的HST、控制该HST输出/输入转速比的控制装置的车辆之中，用该调速器计算引擎负载，用该引擎转速检测器检测出引擎转速，该控制装置预先存储了与检测出的引擎转速对应的最大引擎转矩的图表，当用该调速器检测出的引擎负载高于与用该引擎转速检测器检测出的引擎转速对应的最大引擎转矩相适应的引擎负载的情况下，实施减少该HST输出/输入转速比的控制，低于的情况下，实施增加该HST输出/输入转速比的控制。

当该车辆是安装了旋耕机的拖拉机的情况下，在因引擎负载的增加引擎转速减少时，可看作田地坚硬，在一度减少的引擎转速因引擎负载的减少重新增加时，可看作田地松软易于耕作，控制耕作速度以便自动变更为适合各自状态的最佳耕作速度。这样即不会在耕作后田地中出现深浅不均，形成耕作状态均匀的田地。此外由于可自动变更耕作速度，因而操作人员不必把田地的软硬放在心上，此外也不必操作主变速杆即可轻松作业。

作为第3种方式，是一种可使安装的作业机械升降的作业车辆用的变速装置，在设置了配有电子控制式调速器的引擎、引擎转速检测器、可用电子控制改变输出/输入转速比的HST、控制该调速器及该HST的控制装置的车辆之中，车辆一进入转弯动作，一发出作业机械抬升动作命令信号，该控制装置即为使引擎转速减少而控制该调速器的同时，为了弥补因引擎转速的减少而来的车辆速度的减少而使该HST的输出/输入转速比增加，转弯动作结束，一发出作业机械下降动作命令信号，为使引擎转速恢复到设定转速而控制该调速器的同时，为了限制因引擎转速的增加而来的车辆速度的增加而使该HST的输出/输入转速比减少。

这样一来，该车辆在转弯时虽然降低了引擎转速却可不必减速，迅速完成转弯动作。

而且由于引擎转速减少，从而可实现因旋耕机的转速减少而产生的安全性，并可防止POT轴和旋耕机的连接件(万向联轴器)破损。

从根据以下附图进行的详细说明肯定会更加了解上述的以及尚未谈及的本发明的目的、特征及其效果。

附图说明

图1是作为本发明涉及的油压驱动车辆的拖拉机的整体侧面图。

图2是可将驱动方式切换为HMT方式和HST方式的油压——机械式第1变速装置101的简要构成图。

图3是在该第1变速装置101之中，收容HST21的变速箱前部33a的侧剖视图。

图4是在该第1变速装置101之中，收容机械式变速器30的变速箱中部33b的侧面展开剖视图。

图5是轴支承后轮用驱动车轴及PTO轴等的变速箱后部33c的侧剖面展开图。

图6是表示该第1变速装置101中使用的HST斜板角及HMT/HST方式切换的控制系统的线图。

图7是HST斜板角传动装置的侧剖视图及该传动装置的油压控制管道图。

图8是表示采用该第1变速装置101的车速和HST变速比的基本相关值的曲线图。

图9是为了在低速前进时可任意设定HMT方式，将方式切换开关136设置在主变速杆84上的同时，在制动踏板35上设置了可选择有无HST中立控制的开关137的，与图6相同的第1变速装置101的控制系统的线图。

图10是设定为可用图9的开关136选择低速前进HMT方式时的第1变速装置101中的与图8相同的曲线图。

图11是该第1变速装置101的HST变速比及主变速离合器的基本控制流程图。

图12是图11中的HST斜板控制子程序的流程图。

图13是图12中的速度控制子程序的流程图。

图14表示采用图13的速度控制子程序的HST斜板角控制效果，与负载小时与负载大时的HST马达转速对应的HST斜板角的相关图。

图15是表示以引擎负载和HST负载为基础的PTO轴负载的计算方法的数学公式的图。

图16是图12的流程图中使用的另一速度控制子程序的流程图。

图17是图12中的中立控制子程序的流程图。

图18是与提供给HST斜板传动装置的指令电流值对应的斜板角及输出转速的相关值图，表示设置了使HST保持中立状态的指令值不敏感区。

图19a是在HMT方式的加速期间用于保持上述中立的不敏感区产生的表示滞后时间的HST输出转速及指令值的时间序列图。

图19b是为了无时间差地超越不敏感区而控制指令值的变化的情况下的HMT方式中的加速时的HST输出转速及指令值的时间序列图。

图20是图11中的驱动方式控制子程序的流程图。

图21是表示用于将驱动方式由HST方式切换为HMT方式的HST变速比增大时的目标值设定和HMT离合器13结合时间的HST变速比的时间序列图。

图22是考虑到驱动方式切换所伴随的时间延迟和负载变动，表示由HST方式跨越HMT方式的变速时的离合器定时和HST变速比控制的提供给HST斜板传动装置的指令值的时间序列图。

图23是考虑到驱动方式切换所伴随的负载变动，表示由HST方式跨越HMT方式的变速时的HST变速比控制的与主变速比对应的HST斜板角的相关图。

图24是表示用来回避驱动方式切换时的主变速比的不稳定变化的斜板角控制的时间序列图，a表示采用现有的目标值设定的实际值，b表示采用本发明的目标值设定的实际值。

图25表示使驱动方式切换所伴随的提供给斜板传动装置的电流指令值的目标值图形通过滤波器实现最佳化的情况。

图26是与提供给HST(输出)转速的HST斜板角传动装置的电流值对应的相关图。

图27表示前进加速时用于HST斜板角控制的电流的弯曲形变化。

图28是用来说明提供给HST斜板角传动装置的电流值的第1决定方法的与HST转速的指令电流值对应的相关图。

图29同样是用来说明提供给HST斜板角传动装置的电流值的第2决定方法的相关图。

图30同样是用来说明提供给HST斜板角传动装置的电流值的第3决定方法的相关图。

图31表示与HST上有无增加负载的HST转速对应的HST斜板角的变化。

图32表示与提供给HST上有无增加负载的HST传动装置的指令电流值对应的HST转速的变化。

图33表示与说明驱动方式切换中的HST斜板角修正的车速对应的HST斜板角的变化。

图34是决定提供给驱动方式切换中的HST斜板角传动装置的指令电流值的时间图。

图35是表示与提供给HST斜板角传动装置的指令电流对应的HST斜板角的应答状态的时间图。

图36是表示引擎的等耗油率的曲线图。

图37是表示与引擎的调速器控制有关的HST斜板控制的流程图。

图38同样是与引擎的调速器控制有关的HST斜板角控制，是表示作业机械负载加大时的高负载对应控制子程序的流程图。

图39同样是与引擎的调速器控制有关的HST斜板角控制，是表示机耕深度控制子程序的流程图。

图40同样是与引擎的调速器控制有关的HST斜板角控制，是表示转弯时的控制子程序的流程图。

图41是在变速期间设置了与引擎转速变化对应的HST变速比不敏感区时与引擎转速对应的HST变速比的相关图。

图42是在把引擎旋转设定为空载值时与中立控制HST时的引擎转速对应的HST变速比的相关图。

图43是可用滑动式离合器切换前进与后退的油压——机械式第2变速装置102的简要构成图。

图44同样是第2变速装置102前部的的剖面展开图。

图45同样是表示第2变速装置102的HST斜板控制构成的部件及简要构成图。

图46是用油压式离合离切换前进与后退的油压——机械式第2变速装置102的简要构成图。

图47同样是第2变速装置102前部的剖面展开图。

图48同样是表示第2变速装置102的HST斜板控制构成的部件及简要构成图。

图49是与第2变速装置102的HST斜板控制用的车速对应的表示油压泵喷吐量(HST输出)的示意图。

图50是表示采用车辆中的主变速杆的操作的变速控制结构的模式图。

图51是基于第2变速装置102中的主变速杆操作的HST变速比控制的流程图。

图52是在定速设定时，在前进位置和中立位置间切换前进后退切换杆89时，表示HST斜板角变化的时间图。

图53是在定速设定时，在前进位置和后退位置间切换前进后退切换杆89时，表示HST斜板角变化的时间图。

图54表示在倾斜面上处于停止状态的车辆所受的力。

图55是表示在斜面上停车时的油压泵的控制构成的与主变速比对应的油压泵喷吐量的相关图。

图56是在设置了用于紧急脱离的HST马达轴26的强制停止装置状态下，表示变速装置102的局部的剖视图。

图57是表示与紧急脱离结构有关的用于HST斜板控制的构成的第2变速装置102的部件及简要构成图。

图58是付设了速度设定开关及各种方式开关的构成的主变速杆84的前视图。

图59是另一实施方式的主变速杆84的前视图。

图60是表示与速度设定开关的设定对应的主变速杆84的转动度与速度的关系的相关图。

图61是表示停车制动器和停车制动操纵杆的关连的简要构成图。

图62是表示与停车制动结构有关的用于HST斜板控制的构成的第2变速装置102的部件及简要构成图。

图63是表示车辆上的停车制动结构的构成的模式图。

图64是与表示停车制动器动作时的HST斜板控制情况的主变速比对应的HST泵喷吐量的相关图。

图65是用一个操纵杆100进行前进后退切换以及主变速操作时表示变速结构的控制构成的第2变速装置102的部件以及简要构成图。

图66是表示该操纵杆100和其导向槽的构成的示意图。

具体实施方式

为了更为详细地介绍本发明，下面参照附图就此加以说明。

1、车辆的整体构成

根据图1等说明作为配置了用本发明控制的HST的车辆的一个实施例的拖拉机的整体构成。

该拖拉机的前后由前轮124及后轮24支持。配置于其前部的机盖56内配置了引擎20，在该机盖的后面设置了方向盘57，在该方向盘57的后面配设了驾驶席55。在驾驶席的侧面配设了朝上突出的主变速杆84、副变速切换开关87、以及作业机械的高度调节杆等等。驾驶席55前下方的车底上配设了制动器踏板及主离合器踏板、差动同步器踏板等踏板类。上述方向盘57、驾驶席55、操纵杆类及踏板类均配置在驾驶室58内。

此外，正如图3所示，在引擎20的后部连接配设了飞轮罩，从该飞轮罩向后，连接配设了变速箱33。该变速箱33正如图3～图5所示，在其前部的33a中收容了HST21，从中部33b到后部33c收容了机械式变速器30。HST21和机械式变速器30组合而成的变速结构构成作为行驶驱动系统的HMT和PTO驱动系统。

在变速箱后部33c的左右两侧由驱动车轴轴支承，在其各自的外端安装着上述后轮24。此外，在该变速箱后部33c内收容了差动连接左右驱动车轴的行驶用差动机构70。上述HMT经该差动机构70把引擎20的动力传动给后轮24的同时，在四轮驱动方式时也同时把动力传动给前轮124。

此外，引擎20的驱动力经该PTO传动系统，也传动给从变速箱33后端突出的PTO轴53。该PTO轴53的驱动力经未图示的万向联轴器等传动给安装在车体后端可升降的作业机械。

2、第1变速装置(驱动方式切换型)的构成与驱动控制

在变速箱33内构成由HST21和机械式变速器30组合而成的变速装置。用该变速装置构成用于驱动后轮24(及前轮124)的行驶驱动系统以及用于驱动PTO轴53的PTO驱动系统。

在本专利申请中作为驱动方式公示出可设定HMT方式或HST方式中的任意一种的第1变速装置101以及驱动方式只有HMT方式，不用HST的输出控制切换前进与后退而是用设置在机械式变速器30内的换向器19实施的第2变速装置102两种变速装置。下面先介绍第1变速装置101的构成，以及该第1变速装置101中的HST变速比控制，然后再介绍第2变速装置102的构成及控制。

2-1、第1变速装置101的构成

2-1-1、HST21的构成

关于HST21，参照图2及图3加以介绍。

在形成HST收容区的变速箱前部33a内固定设置了垂直平板形的中心部件32。在该中心部件32的前面上下分别安装了油压泵22及油压马达23，经过在该中心部件内形成的油路，流体连接着油压泵22和油压马达23。油压泵22和油压马达23被HST机罩31覆盖。这样构成的HST21被收容在该变速器罩前部33a内。

在HST21之中，油压泵轴25贯穿于油压泵22的旋转轴轴心上。该油压泵轴25具有把引擎20的动力传动给油压泵22，即作为HST的输入轴的功能。还可把该动力传动给后文介绍的HMT差动机构10，此外还经过PTO驱动系统传动给PTO轴53。

该油压泵轴25与该油压泵22的油缸体构件22b不可相对旋转地彼此联系在一起。在该油缸体构件22b内的油压泵轴25的周围，与油压泵轴25平行配置了多个自由滑动的汽缸塞22c。所有的汽缸塞22c的头部抵靠在可动斜板22a上。该可动斜板22a可灵活倾斜活动地安装在枢轴上，通过调节其倾角，即可改变油压泵22的容积。

下面，在本说明书中把可动斜板22a的倾斜角称之为“HST斜板角”。

被油压泵22喷吐出的驱动油，经在中心部件32内形成的油路，提供给油压马达23(在本实施中为固定容积型)。该供油速度及方向受HST斜板角控制，因而可控制该油压马达23的输出轴的马达轴26的转速及方向。

下面，在本说明书中把马达轴26的转速及方向称之为“HST转速”。此外，正如上述，与HST转速的引擎的转速对应的比值即HST的输出/输入比(与马达轴26的油压泵轴25对应的转速比)称之为“HST变速比”。

在本实施方式的HST21中只把油压泵22设定为可变容积型，而把油压马达23设定为固定容积型，但是即使双方都设定为可变容积型仍然可适用于下文介绍的本发明。

2-1-2、机械式变速器30的构成。

下面参照图2～图6介绍机械式变速器30的构成。

在变速箱中部33b中，轴支承着可灵活旋转的从HST21朝后方延伸的油压泵轴25及马达轴26；此外还轴支承着可灵活旋转的与此平行的主变速输出轴27。在轴27上圆周形配置了HMT差动机构(在本实施方式中为行星齿轮结构)10，将两轴25、26的转矩输入差动机构10，将其合力的差动转矩输出给轴27。

正如图5所示，承接主变速输出轴27的，副变速驱动轴34进一步延伸，在变速箱后部33c受轴承支承。该轴34在副变速从动轴28之间构成后文介绍的副变速结构。该副变速从动轴28驱动连接在差动连接左右后轮24的后轮差动机构70之上的同时，还驱动连接着给前轮124传动动力的前轮驱动轴29。这样即构成了行驶驱动系统。

另外，正如图5所示，油压泵轴25进一步向后延伸，形成PTO驱动轴41，轴支承在变速箱后部33C内，通过该轴41及与此平行轴支承的PTO计数轴45，构成驱动PTO轴53的PTO驱动系统。

下面介绍在给后轮24(及前轮124)传动引擎20动力的行驶驱动系统中构成的变速结构。

正如图4所示，在变速箱中部33b内，主变速输出轴27的前部，圆周形设置了作为上述HMT差动机构10的行星齿轮结构，在其后部圆周形设置了油压式的主变速离合器装置130。

下面根据图4及图6介绍HMT差动机构10。

在轴27上圆周形配设了相对于轴27可灵活旋转的恒星齿轮1、以及在该恒星齿轮1周围呈同心圆配置的托架5、以及在该托架5周围呈同心圆配置的齿圈3。该齿圈3为内嵌式，在托架5上枢支承的行星齿轮2与该齿圈3和恒星齿轮1啮合。

固定设置在恒星齿轮1前部周围的输入齿轮6与固定设置在马达轴26周围的输出齿轮9啮合，因此，恒星齿轮1可把马达轴26的旋转传动给行星齿轮2。另一方面，固定设置在托架5上的输入齿轮5a与固定设置在油压泵轴25周围的输出齿轮8啮合，因此托架5可把油压泵轴25的旋转传动给行星齿轮2。

这样一来，行星齿轮2靠油压泵轴25的旋转与托架5一道在轴27的周围公转的同时，还靠马达轴26及恒星齿轮1的旋转而自转，该行星齿轮2的自转及公转被传动到齿圈之上，作为这个结果的(也就是说，由油压泵轴25和马达轴26的转速差产生的)该齿圈3的旋转经主变速离合装置130(准确地说，应该是经由后文介绍的离合器13)最终传动到轴27之上。

下面用图4及图6介绍主变速离合装置130的构成。

在轴27上圆周形固定配设了油缸14a。在油缸14a内用前后居中的隔壁划分为前方为开放形的前室与后方开放形的后室。在该前室内插入从齿圈3向后方延伸的离合器齿轮3a，在该油缸14a和齿轮3之间构成湿性多板式HMT输出传动用离合器13。该离合器13一结合，油压泵轴25和马达轴26的旋转差，即利用HST21的输入、输出间的旋转差的齿圈3的旋转即可传动给轴27。

在紧靠油缸14a的地方，离合器齿轮12可相对灵活转动地圆周形设置在轴27之上。该齿轮12与固定设置在马达轴26周围的输出齿轮15啮合。此外，该齿轮12的前部插入油缸14a的后室，在与该油缸14a之间构成湿性多板式HST输出传动用离合器14。该离合器14一结合，即可不经过差动机构10将马达轴26的转矩，即HST21的输出传动给轴27。

离合器13、14是择一性连接的设备，将离合器13“合”离合器14“离”状态的第1变速装置101中的行驶驱动系统的驱动方式设定为“HMT方式”，将离合器13“离”，离合器14“合”状态的驱动方式称之为“HST方式”。

此外还可使两个离合器均不连接，完全断绝对轴27的动力传动。

正如图6所示，在主变速输出轴27上配置了制动装置95。

下面参照图5介绍在变速箱后部33c内的主变速输出轴27的后部构成的副变速结构。

在轴27的后端经联轴器连接着副变速驱动轴34的前端，在该轴34的后部固定设置了两个驱动齿轮17、18。而在与该轴34平行轴支承的副变速从动轴28上，松配合了从动齿轮60、61，分别与驱动齿轮17、18啮合。齿轮17、60的减速比与齿轮18、61相比减速还要小，因而由齿轮17、60构成高速段的齿轮列，由齿轮18、61构成低速段的齿轮列。

在齿轮60、61间的轴28之上，环形设置了副变速离合器62，使齿轮60、61中的某一方与轴28连接。而且也可使齿轮60、61中的某一方脱离轴28。

设置在该副变速从动轴28的后端的伞齿轮69与设置在该轴28的后方的后轮差动机构70的输入齿轮啮合，因而该轴28的旋转可传动给后轮24。

而在轴28的前端固定配置了两个驱动齿轮63、64，该齿轮63、64分别与松配合在前轮驱动轴29上的齿轮65、66啮合。齿轮64、66的减速比与齿轮63、65的减速比相比还要小，因而当经由齿轮64、66驱动前轮124的情况下，与经过齿轮63、65的情况相比，前轮124的速度增大。

在齿轮65和轴29之间设置了油压式离合器67，在齿轮66和轴29之间设置了油压式离合器68。通过将离合器67、68择一性结合，使齿轮65、66中某一方与轴29连接，即可呈现出通常的四轮驱动方式或前轮增速四轮驱动方式中的某一种。而且通过使两个离合器67、68分离，可呈现出二轮驱动方式。

正如上述，本实施方式中的行驶驱动系统，大体而言是通过主变速离合器装置130的切换，把受HST21的输出或HST21的输入、输出转速差驱动的差动机构10的输出传动给主变速输出轴27，继而经由齿轮17、18、60、61等构成的副变速结构，把其转矩传动给后轮24和前轮124的。

下面参照图2及图5介绍由PTO驱动系统构成的变速结构。

在变速箱后部33c内，延伸的油压泵轴25的后端经PTO离合器40传动给从该泵轴25朝后方延伸配置的PTO变速轴41。在轴41的后端固定设置了三个驱动齿轮42、43、44，分别与在PTO计数轴45上松配合的从动齿轮46、47、48啮合，构成三列不同齿轮比的齿轮列。此外，轴45上还固定设置了齿轮50，经齿轮52与固定设置在PTO轴53上的齿轮54啮合。

轴45上设置了PTO变速离合器49，使齿轮46、47、48择一性地与轴45连接。

正如上述，在将与引擎20的飞轮一道旋转的油压泵轴25的旋转传动给PTO轴53的PTO驱动系统之中，通过分离PTO离合器40，即可切断向引擎动力的PTO轴53的传动，此外，还可用PTO变速离合器49，从三档中选择一种PTO轴53的驱动速度。

2-2、第1变速装置101的电气控制系统构成

2-2-1、各种检测装置

在本实施方式中，正如图6所示，设定为用外嵌在马达轴26上的齿轮9近旁设置的检测器81把该马达轴26的转速置换为脉冲信号后检出，此外还可检出其旋转方向。此外还在主变速输出轴27上固定的假齿轮82a近旁也设置了检测器82，用该检测器82检出该主变速输出轴27的转速及其方向。

此外，在引擎20的曲轴上也设置了检测器83，设定为可检出引擎转速(相当于油压泵轴25的转速)。

实际的HST变速比，即实际的HST21的输出/输入转速比可从检测HST21的输出转速的检测器81和检测HST21的输入转速的检测器83的检测结果计算出。

此外，不论是采用HMT方式还是采用HST方式，均可从检测器82、83的检测结果计算出在油压泵轴25和主变速输出轴27之间构成的主变速装置的输出/输入转速比。下文中将此称之为“主变速装置的变速比”或简称其为“主变速比”。

而在HST方式时，主变速比成为与HST变速比成比例的值。也就是说，若将HST变速比设定为R，将主变速比设定为MR，则MR＝K1*R(K1为常数)。此外，在HMT方式之中，则成为MR＝K2*(1-k3*R)(K2、K3为常数)，在前进时HST变速比R越大，主变速比MR越小。总之，主变速比MR为将HST变速比R作为变数求取的值。

此外，正如上述，在车辆的驾驶席上还设置了用于控制HST斜板角的主变速杆84及用于控制副变速离合器(图2中的62)的副变速开关87、在这些枢支承部位上分别配设了检测操作位置的检测装置(例如电位计)84a、87a，可检出该主变速杆84及副变速开关87的操作位置。而副变速开关87可切换为低速位置L、中速位置M、高速位置H三个位置。

同样是在车辆的驾驶席上设置了作为用于操作离合器13、14离合的装置的离合器踏板85。在该离合器踏板85的枢支承部分上也配设了为检测其下踏量而由电位计等构成的转动角检测装置85a。

以上的检测装置81、82、83、84a、85a、87a均采用把产生的电信号发送给控制装置90的构成。

此外，在图9所示的第1变速装置101的另一种实施例中，作为用来把通常自动形成HST方式的低速前进行驶时的驱动方式强制性地设定为HMT方式的装置，设置了方式切换开关136。

微速(例如1Km/小时以下)前进行驶时在“HST方式”中，由于HST21的可动斜板22a的倾斜很小，因而HST21的输出旋转、即轴26、27的运转变得不稳定，此种状态很不适应利用车辆进行的牵引作业等高负载作业。因此，图9的第1变速装置101通过打开该开关136，即使原本是HST方式设定时的速度，也可将HMT离合器连接，设定为HMT方式。

该开关136在图9中为设置在主变速杆84上的按纽，但也可以不采用此种形式，而是设置在独立于主变速杆84之外的车辆的驾驶席的仪表盘上。

该开关136和控制装置90在电气上连接，采用开关136为“ON”状态时，可将电信号输出给控制装置90的构成。而且采用在按下开关136的状态下将主变速杆84操作到低速前进时，该开关136即变为“ON”，成为“低速前进HMT方式”的构成。

2-2-2、HST变速比的电控结构

HST21的油压泵22的可动斜板22a由图6及图7所示的HST斜板传动装置86实施倾斜动作控制。该传动装置86主要由经联杆与可动斜板22a的各个倾斜动作侧面连接的两个油压式伺服油缸86b和控制提供给该各伺服汽缸86b压油的控制阀86a构成。

该控制阀86a为电磁阀，与控制装置90在电气上连接，根据控制装置90付与的电流值，控制提供给各油缸86b的压油量，伸缩驱动各伺服油缸86b，用以改变可动斜板22a的倾斜角度，即HST斜板角。随着该斜板角的改变，马达轴26的旋转，即HST21的输出旋转的方向与速度均发生改变。

正如上述，HST变速比相当于HST21的输出/输入转速比，是可通过HST斜板角控制控制的值。

该控制装置90根据表示主变速杆84的位置的检测装置84a的检测值，为使车速变为该主变速杆84指示的车速，通过HST斜板角传动装置86，控制油压泵22的可动斜板22a的倾斜角。此外，控制装置90还根据检测器82的检测值反馈控制HST斜板角，关于这方面的情况将在后文中介绍。

2-2-3、主变速离合器的电控结构

下面根据图6介绍主驱动方式的切换，即用于切换主变速离合器装置130中的离合器13、14的控制结构。

正如图6所示，离合器13、14分别连接着可提供与排出压油的电磁阀91、92，上述控制装置90与该电磁阀在电气上连接。该控制装置90在呈现各种方式时，将电磁阀91、92中的一方激磁，同时将另一方去磁。

车辆后退期间或低速前进期间为了利用HST21的输出驱动后轮24(及前轮124)，使离合器13分离、使离合器14结合，即呈现出“HST”方式。

而在车辆中速或高速前进期间，为了能把引擎的回转有效传动给后轮24(及前轮124)，使离合器13结合、离合器14分离，即呈现出把油压泵轴25的旋转(HST21的输入旋转)传动给主变速输出轴27的“HMT”方式。

正如上述，控制装置90根据检测装置84a的检测值，从检测器81、82、83等的检测值计算出通过传动装置86a，呈现出的实际的HST变速比，当该计算出的HST变速比达到一定值时，将电磁阀91、92中原先激磁的一方去磁，而将原先去磁的一方激磁，交替离合器13、14的离合。这样即可根据HST变速比的值，决定采用HST方式或HMT方式。

此外，控制装置90检查检测装置85a的检测量，当该检测值超过预先规定的阀值A而又踩下离合器踏板85的情况下，控制两个电磁阀91、92，使两个离合器13、14均处于解除结合状态(即主离合器OFF状态)。

2-2-4、HST变速比控制和主变速离合器控制之间的关系。

图8示出用如上所述的检测器81、82、83等检测出的实际的HST变速比R和车速V之间的关系。将马达轴26的一个运转方向设定为正转方向，将马达轴26朝该方向运转时的HST变速比R的值设定为正值。而将马达轴26的另一个运转方向设为反转方向，将马达轴26朝反转方向旋转时的HST变速比R的值设定为负值。此外，将前进时的车速设为正值，后退时的车速设为负值。

正如图中所示，在车辆的全部后退区以及低速前进区(V≤V1)之中成为“HST方式”。在该方式之中，只有马达轴26的运转可传动给主变速输出轴27。因此，HST变速比R为零，即马达轴26处于停止状态时，轴27不被驱动，车辆停止。马达轴26正转时，车辆前进，反转时车辆后退。

此外，车速与该马达轴26的转速成正比。由此可知，在“HST方式”之中，要想在前进时使车辆增速，就得使HST变速比R增加。

另一方面，在车辆的中速前进区～高速区(V＞V1)之中则设定为“HMT方式”。在该方式中，合成经上述差动机构10生成的马达轴26和泵轴25的旋转差力，将该合力输出给轴27。因此，在“HMT方式”中要想使车辆在前进时增速，与上述“HST方式”相反，需要使HST变速比R减少。

从上述可知，使车辆在前进时加速的情况下，在HST变速比R达到预先设定的驱动方式切换变速比R1之前，采用“HST方式”，HST变速比R(＞0)增加。这可通过使HST斜板角增大到马达轴26的正转适当区域来实现。而且若HST变速比R达到驱动方式切换变速比R1，则进行主变速离合器装置130的离合器13、14的切换，呈现出“HMT方式”。要想使前进中的车辆从此种状态增速，就得使HST变速比R减少，也就是说，使HST斜板角在正转适当区域内减少，过渡到反转适当区域之后再使之增大。

图10与图9相同，设置了方式切换开关136，可用HMT方式低速前进的变速装置101的与车速V对应的HST变速比R的相关图。在低速前进车速区(0≤V≤V1)之中，采用HMT方式的HST变速比R较之采用HST方式的HST变速比R要大。这样一来，尽管车速本身很低(主变速比小)，通过设定为大的HST变速比，使HST21的输出旋转变得大而稳即可进行稳定的牵引等作业。

而在HST方式之中，如果打开开关136，随着离合器13、14的交替，有可能产生车速的急剧变化。例如，当HST变速比R为零，即，HST21处于中立状态时，若是HST方式，车速V为零，但在切换为HMT方式的瞬间，车速V会突然增大到Vm。

为了避免出现这类情况，开关136设定为在车速V大于驱动方式切换设定速度V1的HMT方式中打开。或为了在HST方式中即使打开开关136车速V也不变，一打开开关136，首先使两个离合器分离，然后使主离合器处于分离状态，并在其间进行斜板角控制，预先提高HST变速比R，以便在HMT方式时仍能呈现出与HST方式时相同的车速。例如在即将打开开关136之前车速如果为零状态，则在打开开关136的情况下，随着该开关打开，在两个离合器13、14均分离期间，使可动斜板21a倾斜运动，预先将HST变速比R提升到最大值，然后再将HMT离合器13连接。这样一来，即使在从HST方式切换为HMT方式之后，车速仍可维持为零。

2-3、主变速离合器和HST斜板角的控制流程

下面介绍控制主变速装置101的情况下，在控制装置90内部进行的处理流程。

图11所示的是涉及伴随主变速比的控制的HST斜板角的控制和驱动方式(主变速离合器)的切换控制的主要流程。

主变速比控制循环系统一经启动，即根据转速检测器82、83的检出值计算出变速器现在的主变速比S400。并判定现在的驱动方式是“HST方式”与“HMT方式”中的哪一种S401，当是“HST方式”的情况下，预测刚才计算出的主变速比的ΔT_HMTon后的主变速比，判定该主变速比是否高于预先规定的设定值(切换变速比Rc)S402。当不高于上述值时，实施后述的HST斜板角控制子程序S403，使可动斜板22a的倾斜角随主变速杆84的操作位置而改变。当高于上述值时，实施后述的驱动方式切换子程序，以便切换为“HMT方式”S404。

当现在的驱动方式是“HMT方式”的情况下，预测刚才计算出的主变速比的ΔT_HSTon后的主变速比，判定该主变速比是否低于设定值(切换变速比Rc)S405。当不低于上述值的情况下，实施HST斜板角控制子程序S403，使可动斜板22a的倾斜角随主变速杆84的操作位置而改变。当低于上述值的情况下，实施驱动方式切换子程序，以便切换为“HST方式”S406。

驱动方式一经设定为HMT方式或HST方式中的某一种，即可实施基于主变速杆84的操作(主变速操作)的HST斜板角子程序S403。该子程序的程序按照图12中所示的循环实施。

下面再看图12，控制装置90通过检测装置84a，检查主变速杆84的操作位置，判定该主变速杆84是否处于中立位置(准确地说，是否处于中立位置附近的设定范围内)(S621)。当不在中立位置附近时实施后文中将要介绍的速度控制程序，实施对应于其操作位置而改变HST斜板角的控制。

当主变速杆84处于中立位置附近的设定范围内时，控制装置90从上述检测器82、83的检测值计算出HST变速比R，判定该HST变速比R是否处于预先设定的零附近的范围-U～+U内S622。该循环的前提是：不考虑低速前进HMT方式，主变速杆84处于中立位置或其附近(即车速为零或零附近)时，肯定是HST方式。当HST变速比R偏离该设定范围-U～+U时，实施速度控制子程序。当处于设定范围-U～+U内时，实施后文中将要介绍的中立控制子程序，控制HST斜板角，以便使车辆停止。

实施了相应的控制子程序后，再回到S621，重复实施相同的处理。

作为在该流程中使用的速度控制子程序，建议使用图13所示的子程序和图16所示的子程序。

HST21如受到增加负载的影响，若采用与原来的主变速杆84的操作位置相应的斜板角，往往会因容积效率不足而无法获得所希望的输出转速、即有得不到所希望的车速的情况。图13所示的速度控制子程序为了应付这类情况，采用程序控制以便修正HST斜板角后获得所希望的车速。

在图13所示的第1速度控制子程序之中，首先检查由上述检测器81或82而来的脉冲，判定本车的实际车速V是否为零(实际车速是否进入了零附近的预先设定的车速范围)S601。当实际车速不在上述范围内时，根据从上述检测器81而来的信号检查马达输出轴26的运转方向，判定车辆的行进方向和主变速杆84的操作后的位置(称之为操作方向)之间的关系S605。二者的关系为相反的情况下(例如车辆正在前进时把主变速杆84设定为后退区的情况下)，不论主变速杆84的操作位置怎样，均将HST斜板控制目标值P设定为与中立对应的值P＝0 S606。通过该处理，即使操作者跨过中立位置剧烈反向操作主变速杆84，也完全可抑制剧烈的变速冲击。关于这方面的情况将在后文中介绍。

另一方面，在上述条件分岐S601之中，当判定为本车的实际车速在零附近的上述范围内时，或在上述条件分岐S605之中判定为本车的行进方向和主变速杆84的操作方向之间的关系一致时，控制装置90用检测装置87a检查副变速开关87的状态，并按照其操作状态决定应答特性系数k的值S602。应答特性系数k设定为副变速的设定速度段低速时变小。在本实施例中，“低速位置”L的情况下，设定为k＝0.3，“中速位置”M以及“高速位置”H的情况下设定为k＝1。

接着，控制装置90检查主变速杆84的操作位置S603。取得的主变速杆84的操作位置保持在变数R上，该变数R设定为在主变速杆84从中立位置朝前进位置操作时取正值，朝后退位置操作时取负值。当主变速杆84在中立位置上操作时，R为零，主变速杆84从中立位置上操作的量越大所取的R值距零越远。

接着，控制装置90根据表示主变速杆84的操作位置的上述数值R乘以上述应答特性系数k的值，决定使可动斜板22a倾斜的目标角度(HST斜板控制目标值P)S604。在决定该P值时，采用预先制定，存储在控制装置90中的，表示两者对应关系的函数或图表。

正如上述，通过实施此种处理，即可根据副变速开关87，切换与主变速杆84的操作量对应的HST变速比的应答特性。

这样得到的HST斜板控制目标值P用数值表示，使可动斜板22a朝使(输出轴)马达轴26正转一侧倾斜时定为正值，使可动斜板22a朝反转一侧倾斜时定为负值，当使可动斜板22a控制为中立位置时与P＝0对应，随着定为目标的可动斜板22a的倾斜角度的增大，取距零更远的值。

如果主变速杆84处于中立位置，则上述R为零，与之对应的HST斜板控制目标值为P＝0。

在以上介绍的流程中，决定HST斜板目标值P之后，该控制装置90将基于该目标值P的值指令给HST斜板角传动装置86，见S607。

如上所述，决定HST斜板控制目标值P，读取HST斜板角传动装置86对应该目标值P动作之后的检出器82的值，即检测出主变速输出轴27的实际转速M，判定该转速M和与HST斜板控制目标值P对应的轴27的目标转速Mp之间有多大的差。也就是说计算出目标转速Mp和实际转速M之差ΔM(ΔM＝Mp-M)，差ΔM推定为产生于HST上增加的负载，并以此来评估差ΔM，见S608。

而与HST斜板控制目标值p对应的目标转速Mp则采用预先制定并存储在控制装置90之中的表示二者对应关系的函数或图表。

ΔM的值为零时，不实施HST斜板传动装置86的修正控制，因此HST斜板角可维持现有的倾斜角度。这时，将刚才给传动装置86下达的指令值存储到存储器中S609，结束子程序的处理。

而在本实施例之中，“ΔM的值为零”并不是绝对的零值，而是在取零和在其误差范围-Mα～+Mα内的值时，将其看作零。ΔM的零误差范围-Mα～+Mα，预先设定并存储在控制装置90之中。误差Mα为近似零的值，最好按HST单独进行设定。

当ΔM的值取零以外的值时，(严格地说；取误差范围-Mα～+Mα以外的值时)由于实际转速M理应不同于目标转速Mp，因而必须在修正HST斜板控制目标值之后再进行传动装置86的修正控制。

因此把与ΔM的值对应的HST斜板控制的修正角度的修正值Δr加到HST斜板控制目标值P之上，决定真正的HST斜板控制目标值Ps，见S610。而在决定该HST斜板控制目标值Ps时，采用预先制定并存储在控制装置90中的，表示HST斜板控制目标值P与修正值Δr二者的对应关系的函数或图表。

并将基于新决定的真正的HST斜板控制目标值Ps的值指令给HST斜板角传动装置86，见S611。

该修正流程反复进行，直到ΔM的值接近零为止，以便使更实际的转速M接近目标转速M_P，获得所希望的车速。若ΔM的值成为零，即把先前指令给斜板角传动装置86的值存储到存储器中S609，结束子程序的处理。

正如上述，通过修正控制HST斜板控制目标值P，即可应付油温上升、以及HST容积效率的改变，相对于主变速杆84的操作量，保持一定的车速。

此外，修正值Δr的值依HST21上增加的负载值而变化。也就是说，通过掌握修正值Δr的值就能检测出HST21上增加的负载。而且设定为修正值Δr的值一超过预先设定的固定值，即发生HST21出现异常的告警，督促维修。

而且，也可设定为通过掌握根据HST斜板控制目标值P给HST斜板角传动装置86指令的值与根据HST斜板控制目标值Ps给斜板角传动装置86指令的值(电流值)之差检测出HST21上增加的负载。

如上所述，当HST变速比偏离主变速杆84的设定位置所对应的值时，将此设定为起因于HST21的负载，为了消除该偏离，可断续进行HST斜板角，即HST变速比的反馈控制。

图13所示的控制子程序虽构成修正主变速输出轴27的转速M的流程，但总的看来，无论在HST方式之中还是在HMT方式之中，HST21上增加的负载大时，即使把斜板角设定为目标值P，仍然存在HST马达23的转速小于目标值的问题。在图14之中，下侧的座标线即表示当HST21上增加的负载小时(或几乎不必考虑)，油压泵22的可动斜板22a的斜板角和油压马达23的每一单位时间内的转速之间的关系，如果将斜板角设定为相当于主变速杆84的设定位置的值P，则可得到设定为目标的马达转速MVp。上侧的座标线则表示负载大时的同一关系。在此情况下，即使将斜板角设定为目标值P，马达转速也达不到目标值MVp。因此通过图13的控制，计算出斜板角的修正值Δr，得到斜板角Ps，这样才可得到定为目标的HST马达转速MVp。

正如本实施例中所示，作为HST21的负载检测装置，由于可根据从通常的HST斜板控制所必需的检测装置(主变速杆84的位置检测传感器84a及各轴的转速检测器81、82、83)中获得的信息检测出HST21的负载，因而不用另行设置检测HST路径内的压力的压力传感器之类特殊检测装置，有助于降低生产成本。

此外，正如上述，通过掌握HST21上增加的负载，利用从PTO轴53取得的动力进行作业的情况下，可从引擎20上增加的负载和HST21上增加的负载计算出PTO轴53上增加的负载(图15)。

也就是说，PTO轴53上增加的负载是引擎20上增加的负载与HST21上增加的负载之差，如上所述，在控制装置90之中自动计算出PTO轴53上增加的负载之后，操作人员很容易就可掌握PTO轴53上增加的负载值。而引擎20上增加的负载，则由引擎20上配备的电子控制式调速器103检测出，作为数值传送给控制装置90。而控制装置90可根据该值与作为同类数值检测出的HST21上增加的负载间的差，作为数值计算出PTO轴53上增加的负载。

此外，还采用了下述构成：当PTO轴上增加的负载值超过预先规定的固定值，或PTO轴53上未连接作业机械的情况下若检测出PTO轴53上增加的负载时，即发出动作异常的告警。

正如上述，由于可掌握PTO轴53上增加的负载，因而在用旋耕机进行耕作作业等时，就可根据PTO轴53上增加的负载的大小改变耕作深度或改变车速，防止超载操作。

此外，在进行割草作业时，PTO轴53上增加的负载变大说明割的草多，与之相反，PTO轴53上增加的负载变小说明割的草少。因而根据PTO轴53上增加的负载的大小改变车速，就可在保持所割草量稳定的同时进行作业。

作为另一个速度控制子程序，下面介绍图16的子程序，该控制子程序是用来防止随着变速杆84的位置变化而产生的急剧加速或减速的。

首先，检测出主变速杆84的操作位置后，将HST斜板控制目标值设定为与该操作位置对应的值S421。接着，从该HST斜板控制目标值中减去在前一次的控制循环中给斜板角传动装置86指令的值，比较计算值和设定值E，见S422。

若上述差低于设定值E，则直接将控制目标值指令给HST斜板角传动装置86，见S423。当该HST斜板控制目标值和前一次的指令值之差高于设定值E时，则指令给HST斜板角传动装置86的值，在前一次的指令值上加上或减去上述设定值E，作为接近该控制目标值的值S424。这样才可保证在一次控制循环中可动斜板22a的变更量一直处于上述设定值E之下，防止极端性的突然加速或突然减速，从而避免了剧烈的变速冲击。

最后，将刚才指令给HST斜板角传动装置86的值保存到存储器中S425，结束斜板角控制子程序的流程。该存储器定为阵列存储器，可保存从现在到规定次数前的各控制循环中指令给传动装置的值。

上述图16所示的速度控制子程序也可进入图13所示的速度控制子程序中。这样即可一边实施与HST上增加的负载对应的修正及用于防止急剧的加减速的修正，一边决定HST斜板角。

下面介绍图12的HST斜板角控制子程序中使用的图17的中立控制子程序。

首先，判定控制装置90中的程序是否刚刚切换为中立控制程序(换言之，是否在此之前一直在进行速度控制子程序的处理)S631，如果是刚刚切换为中立控制程序，将计数累计值n初始化为零S632。

接着，设置在上述马达轴26上的转速检测器81，计数前一次的控制循环到这一次的控制循环之间发送的脉冲，将该脉冲次数作为变数C存储到控制装置90之中S633。转速检测器81将上述齿轮9的一个齿的旋转量作为一次脉冲检测出。因此，上述脉冲次数C与该马达轴26的转速成正比，完全静止时为C＝0。而脉冲次数C与马达轴26的旋转方向无关，永远取正值。

接着控制装置90根据转速检测器81而来的信号，判定马达轴26的旋转方向S634。

上述马达轴26的旋转方向为正转时，从存储器中读出前一次的控制循环中的计数累计值n之后，将上述脉冲次数C累加到计数累计值n之上S635，判定所得到的计数累计值n是否高于规定的设定值+N，见S636。当计数累计值n不高于规定的设定值+N时，不实施该传动装置86的控制，因此，HST斜板角保持原有角度。当高于时，将与前次指令给传动装置86的值相比，将朝反转一侧(指使正转的马达轴26的转速减少进而使之反转)偏置设定值S的值指令给传动装置86，见S637，同时将累计值n复位为零S638。采用此法将HST斜板角设为零。

继而将新指令给传动装置86的值保存到存储器中S639。

另一方面，当在上述条件分岐S634之中判定为马达轴26的旋转方向为反转时，从存储器中读出前一次的控制循环中的计数累计值n，然后再从计数累计值n中减去上述脉冲次数C，见S640，判定得到的计数累计值n是否低于规定的设定值-N，见S641。当计数累计值n不低于规定的设定值～N时，不实施该传动装置86的控制，因此HST斜板角仍可保持原有角度。当低于时，将与前一次指令给传动装置86的值相比，将朝正转一侧(指使反转的马达轴26的转速减少进而使之正转)偏置设定值S的值指令给传动装置86，见S642，同时将累计值n复位为零S638。采用此法将斜板角设为零。

继而将新指令给传动装置86的值保存到存储器中S639。

在上述流程之后，将新的计数累计值n存储到存储器中S643，结束中立控制子程序的流程。

上述中立控制子程序也可作为与后述的制动器操作联动的HST斜板角的中立控制程序使用。总而言之，若采用该中立控制，通过主变速84的设定等装置的指令值近似斜板角为零的相当值时，该值作为指定斜板角0的值，强制性地将斜板角设为零。也就是说，正如图18所示，设定了与指令电流值对应的斜板角及HST输出转速的不敏感区。

关于图18，再稍微详细一点地说，使传动装置86涉及的电流从零开始朝负方向下降，在达到一定的电流值之前，斜板角度不变。一旦超过一定的值，斜板角即朝负的方向转动。在把电流值朝正方向提高情况下，也与此相同，一旦超过一定的值，斜板角即朝正的方向转动。

因此，其构成为：与电流对应的输出轴转速也是在零附近的一定范围内为零，随着斜板22a的转动转速增大。

也就是说，由于对于一定值范围内的电流，传动装置86不动作，因而当与主变速杆84的转动量成正比地对传动装置86实施电流控制时即产生不敏感区。

可是，在中高速前进区的HMT方式之中，例如为了从图10所示的方式切换速度V1加速到最大前进速度而减小斜板角期间，斜板角从正转一侧经过零过渡到反转一侧。正如上述如果在此处设定与使斜板角保持中立位置的指令值对应的斜板角的不敏感区，则正如表示图19(a)中所示的阀指令值(提供给传动装置86的控制电流值)和HST的转速关系的曲线所示，阀指令值在进入相当于HST斜板角的不敏感区范围的区域内之后随着时间的推移而变化期间，HST21的输出转速基本可保持为0。因此，尽管是在加速期间，其间HMT输出、即主变速输出轴27的转速却在一定期间保持着某种转速，然后再开始加速的不圆滑加速。这样一来，本来是用来使HST21保持中立状态的不敏感区的设定，在HMT方式中增速期间反而变为产生了维持一定速度的滞后时间。

因此，正如图19b所示，当阀指令值达到相当于斜板角的不敏感区的指令值区的上限值的情况下，无时间差地使指令值改变到其下限值。也就是说通过使指令值改变为无时间差地越过斜板角的不敏感区，在HST斜板角从其正转一侧改变为反转一侧期间瞬间通过不敏感区，从而消除HST输出转速保持0的滞后时间，结果是使车速的加速变得圆滑。

而相当于斜板角不敏感区的指令值区域可在控制装置90中预测或认知。

下面介绍图11中所示图20的“HST方式”→“HMT方式”的驱动方式切换流程。

本控制是在车辆加速或减速，主变速比MR达到驱动方式的切换变速比MR_C的情况下进行驱动方式切换的控制。

但是，若在探测出主变速比已达到切换变速比Rc之后才给上述电磁阀91、92发送切换为“HMT方式”的信号，则在控制装置90发送信号之后上述离合器13、14结合或解除结合后，实际变为“HMT方式”之前，会产生起因于电气性时间延迟和机械性时间延迟(油压机等)的时滞(尤其是起因于机械性时间延迟的时滞)，在离合器13、14实际动作的时间点上，HMT离合器13及HST离合器14前后的齿圈3及齿轮12的转速产生偏差，造成驱动方式切换冲击。

因此，为了抑制时滞引起的转速偏差，在HMT离合器13及HST离合器14之中，预先测量出各自的油压、机械性时间延迟ΔT_MTon·ΔT_MToff·ΔT_HSTon·ΔT_HSToff并存储到控制装置90之中，设定为比主变速比达到切换变速比的时间早ΔT_HMTon·ΔT_HMToff·ΔT_HSTon·ΔT_HSToff·的时间给控制装置90发送信号，以便进行方式切换。因此可在实际主变速比正好达到切换变速比时，HMT离合器13或HST离合器14实际结合或解除结合，进行方式的切换动作。

正如图21的图表中所示，在从“HST方式”到“HMT方式”(或从“HMT方式”到“HST方式”)切换驱动方式时，在控制装置90之中随时计算主变速比的趋向，根据实际主变速比和计算出的主变速比的趋向，预测ΔT_HMTon后的主变速比(预测主变速比)，如果该预测主变速比已达到切换变速比Rc，即给电磁阀91(或电磁阀92)发送使HMT离合器13(或HST离合器14)结合的信号。其结果是当ΔT_HMTon后主变速比达到切换变速比Rc时，HMT离合器13(或HST离合器14)的结合动作已可实际进行。

而在驱动方式切换之中，使HMT离合器13或HST离合器14中的一方结合的同时，实施使另一方解除结合的控制(图21为前进加速时的图示，设定为HST离合器13结合之后，HMT离合器14分离)，但在本实施例中，则设定为：在短时间ΔT_Mtos内切换时呈现出HMT离合器13及HST离合器14二者均结合的状态，这样即可使切换顺利进行。

此外，在HMT离合器13结合后HST离合器14开始分离时，HST变速比可减少Δr部分。这是因为考虑到HMT方式时和HST方式时的HST负载差。也就是说，由于在HMT方式时与HST方式时相比，减轻了HST21上的负载，为了不使马达轴26的转速上升，主变速输出轴27的转速下降，而实施了考虑到该HST负载差的HST变速比的减少。关于这方面的情况，后文的图23的说明中也将涉及。

在图20所示的“HST方式”到“HMT方式”的驱动方式切换流程之中，预测比实际变速比滞后ΔT_HMTon的主变速比，当该主变速比达到设定值(切换变速比Rc)时，给电磁阀91发送结合信号，以便使HMT离合器13结合S431。而在本实施例中，由于上述设定时间ΔT_HMTon设定为与上述HST离合器14的应答时间延迟相同(ΔT_HMTon＝ΔT_HSToff)，在从给电磁阀92发送结合信号的ΔT_HMTon之后，实际主变速比达到切换变速比Rc，此时，HMT离合器13实际结合。

通过该构成，造成HMT离合器13应答时间延迟的HST输出的转速过高被上述控制抵消，减少了方式切换时(具体而言，上述HMT离合器13实际结合时)的冲击。因而能够顺利实施伴随由“HST方式”切换为“HMT方式”的加速。

而该可动斜板22a的倾斜角的控制，在车辆减速，实施与上述相反的从“HMT方式”切换为“HST方式”时也同样可进行。

正如图20及图21所示，为使HMT离合器13结合，给电磁阀92发送信号的同时，从存储器中读出仅提前时间ΔT_HMTon的指令值r1，指令给HST斜板角传动装置86，见S432。也就是与切换变速比Rc对应的可动斜板22a的斜板角的值，为使HST离合器14结合，把比给电磁阀92发送信号的时间只提前ΔT_HMTon的指令值的值r1作为与HST斜板角传动装置86对应的可动斜板22a的斜板角的指令值。

在此处，由于车辆正在加速，与为使HMT离合器13结合，在给电磁阀92发送信号的前一次的控制循环内指令给斜板角传动装置86的值r2相比，对于HST输出而言，值r1构成减速方面的值。即为使HMT离合器13结合而给电磁阀91发送信号的同时，将可动斜板22a的倾斜角朝减速方面控制。

在实施上述HST斜板角传动装置86的控制之后，立即开始计时S433，在计量时间达到ΔT_Mtos-ΔT_HSToff之前没有任何动作，重复循环S434。一经过ΔT_Mtos-ΔT_HSToff，即给HST斜板角传动装置86发送信号，以便HST变速比逐渐过渡到减速一侧，在计时经过ΔT_Mtos之前重复该动作S435、S436。一经过ΔT_Mtos，即给电磁阀92发送信号，以便使HST离合器14解除结合S437。并立即给HST斜板角传动装置86发送信号，以便使HST21的可动斜板22a的斜板角朝反转方向倾斜Δr，见S438，然后结束子程序的控制流程。

通过上述控制装置90对发送给HST斜板角传动装置86及主变速离合器130的输出信号实施的控制，在发送使HST离合器14结合的信号之后的一定时间ΔT_Mtos-ΔT_HSToff内，可动斜板22a的倾斜角可控制为一定值。其控制构成为：经过该时间ΔT_Mtos-ΔT_HSToff之后，经HST斜板角传动装置86，将HST斜板角作为HST逐渐过渡为减速一侧(作为HMT时为增速一侧)。

也就是说，设定为在发送使HMT离合器13结合的信号之后，到发送使HST离合器14解除结合的信号前的时间段内，控制HST斜板角传动装置86，以便HST21减速，在发送HST离合器14实际解除结合的，使HST离合器14解除结合的信号后，经ΔT_HSToff后，HST21成为使油压泵22的可动斜板22a由通过主变速杆84的操作决定的目标值ro，朝反转方向倾动斜板角差Δro的状态。

在图21中所示的点X之上，从“HST方式”切换为“HMT方式”或从“HMT方式”切换为“HST方式”的情况下，HST21上的负载有变化。这是因为在进行“HST方式”和“HMT方式”的方式切换时，对于HST21的油压泵22的施力方式有变化之故。也就是说，在“HST方式”中油压泵22使油压马达23旋转。与此相反，在“HMT方式”中油压泵22则是抑制想要旋转的油压马达23。

因此，要想在驱动方式切换时实施圆满的变速操作，就需要进行负载方面的斜板修正(斜板角差Δrc的修正)。

所以正如图23所示，通过依据HST21上所受负载调节油压泵22的可动斜板22a的斜板角，即可进行圆满的变速控制。也就是说，在驱动方式切换时，通过设定斜板角差Δr_c，可进行圆满的速度改变。

更为详细地说，设定为：从“HST方式”切换为“HMT方式”时，把油压泵的斜板朝中立位置一侧倾斜运动斜板角差Δrc，从“HMT方式”切换为“HST方式时”油压泵的斜板朝正转方向一侧倾斜运动斜板角差Δrc。

斜板角差rc是根据HST21所受负载的大小而产生的。

如上所述，引擎20的输出轴，可通过检测器83识别，HST21的油压泵的输出，可通过检测器81识别，此外，HST21的油压泵斜板的角度，可通过传动装置86识别。因此设定为：在控制装置90之中，识别HST21所受负载，并据此计算出修正斜板角所需的斜板角差Δr。

也就是说，设定为：控制装置90随时识别HST21所受负载，并在驱动方式切换时实施与负载对应的可动斜板22a的斜板角修正，即可实现圆满的变速。

这样，驱动方式切换时，对HST21实施朝减速一侧的控制(HST时为增速一侧)，以便防止因HST所受负载引起容积效率的变化造成车速的暂时性下降。因而在抵消因HMT离合器13的应答时间延迟造成的HMT输出转速不足的同时，还可弥补HST21的容积效率的变化，减轻驱动方式切换时(具体而言，指该HMT离合器13实际解除结合时)的冲击。

作为驱动方式切换所伴随的HST变速比变化的控制，参照图24及图25中所示的实施例进一步加以介绍。

图24a示出现用的斜板角的目标值和实测值，图24b示出修正后的斜板角的目标值和实测值。

在图24a及图24b之中，主变速杆84(在前进设定区)以一定速度朝加速一侧转动。与该杆的转动相适应，控制装置90发出的指令值即是斜板角的目标值。实测值则是表示此时斜板角的实际角度。并在时间t₁实施由HST方式到HMT方式的切换。

正如图24a所示，根据现有的目标值，将斜板22a从斜板角O位置操作的情况下，在驱动方式切换时间t₁，目标值产生急剧变化。然而很难使油压机产生急剧变化。尤其是在采用反馈方式控制油压机的情况下，用于修正的动作是相当大的，也就是说，如图24a所示，在实测值中斜板角会在反转部分产生急剧的角度变化。

因此，正如图24b所示，在驱动方式切换期附近，通过使目标值平滑改变，即可从HST方式顺利切换为HMT方式。

作为使目标值平滑的方法有：利用移动平均及函数，使目标值的变化平滑化。

下面用图25介绍这种目标值的生成构成。

为实施从HST方式到HMT方式的切换，使主变速杆84转动的情况下，可将信号200输入控制装置90。信号200在控制装置90之中被换算为HST21的斜板角，并计算出斜板角的目标值的信号201。使该目标值的信号201通过滤波器电路202，该目标值的信号即变得平滑，成为信号203。

由于采用此法使切换的目标值平滑化，因而可顺畅地实施从HST方式切换为HMT方式的动作。

在生成上述斜板控制目标值的实施例之中，作为滤波电路202，可利用相对于电子式的目标值信号的时间变化，实施不连续的部分(形成微分负载的部分)平滑化的平滑化电路。

除此而外，在控制装置90之中，计算出目标值中的每一单位时间内的斜板22a的变量，当该变量超过一定值的情况下，也可使由线圈及电容构成的平滑化电路动作。而单位时间可利用控制装置90内部的工作时钟或计时器等。

此外，在控制装置90之中，可计算并输出比目标值信号201更平滑的目标值信号203。此时可利用移动平均数及函数使目标值的变化平滑化。

此外，当每一单位时间内的斜板22a变量超过一定值的情况下，在控制装置90之中还可输出预先设定的平滑的目标值信号203，用以取代目标值信号201。这种情况下，滤波电路202即构成将目标值信号201切换为目标值信号203的电路。

作为构成目标值信号203的方法，可采用每一单位时间内的目标值201的变化的平均值。这样一来，即使在目标值急剧变化的情况下也能使目标值的变化平滑化。

例如也可以使用S型加减速控制斜板22a。在斜板22a的转动急剧变化的区域内，设定S型区间，通过实施S型加减速控制，即可进行平滑的HST变速比的变化控制。而所谓S型加速是指开始时缓慢加速，然后逐渐增加速度，在达到最高速度之前再次缓慢加速。

目标值信号203既可按照目标值每次进行计算，也可根据目标值的变化程度，输出预先设定的平滑的目标值信号。

2-4、提供给HST斜板传动装置的指令电流值的决定方法

2-4-1、不敏感区的设定

如上所述，变更油压泵22的可动斜板22a的倾斜角的HST斜板角传动装置86采用通过控制流入该HST斜板角传动装置86的电流值，控制其动作的构成。

流入HST斜板角传动装置86的电流值之中，为便于识别中立点，设置了即使给HST斜板角传动装置86提供某一指定范围的电流量，该HST斜板角传动装置86也不动作的不敏感区。由于该不敏感区在各个HST21中存在个体差异，因而需要根据各个个体决定各自的不敏感区。

下面用图26所示的图表介绍使马达输出轴26和输出轴27间的离合器处于分离状态、即HMT离合器13及HST离合器14二者均处于解除结合的状态下，给HST斜板角传动装置86提供了图27的图表中所示的弯曲形电流时的电流和HST转速的变化。

图26的图表之中示出在电流上升过程中，油压马达23开始动作的A点、即使提供更大的电流，HST转速也不变化，HST转速饱和的B点、使最大电流流入的B′点、以及在电流下降过程中，HST转速从饱和状态到HST转速开始变化的C点、HST转速变为零的D点。

而且一给HST斜板传动装置86提供电流，HST转速即呈现出A点→B点→B′点→C点→D点的变化。

从A点到B点，HST转速非线性增加，从B点经B′点到C点，HST转速不变化，HST转速处于饱和状态，从C点到D点，HST转速非线性减少。在此处，把C点到B′点范围内的电流值设定为饱和电流值，A点及C点的电流值分别设定为起动电动值。

而在决定不敏感区时，正如图28的图表中所示，预先将上述起动电流值和饱和电流值存储到控制装置90的存储器中，将近似线性内插上述电流值之间的近似线作为设定线，根据该设定线决定不敏感区ΔI₀。即，计算出近似线性内插电流下降过程中HST转速开始变化的C点的饱和电流值Ic和同一下降过程中HST转速为零的D点的起动电流值Id之间的非线性线的近似线α，将该近似线α作为设定线，并根据该设定线决定不敏感区ΔIo。

采用上述方法决定的不敏感区ΔIo可依据HST21的各个个体决定，这样即可应对因各HST21的个体差异造成的不敏感区的不一致。

而在电流上升过程中HST转速开始变化的A点的起动电流值Ia和在同一电流上升过程中HST转速形成饱和状态的B点的饱和电流值Ib之间，若将近似线性内插计算出的近似线作为设定线使用，则即使提供起动电流值Ia，在电流上升时的A点，HST转速仍为零，但在电流下降时的A′点由于HST转速不变为零，HST21的输出轴仍然旋转，因而设定线设定为根据C点和D点计算出的近似线α。

2-4-2、指令电流值的决定方法

从图28所示的图表中可知，在流入HST斜板角传动装置86的弯曲形电流和HST转速之间，对应于同一电流值，在电流上升时与电流下降时HST转速不同，即，在弯曲形的电流和HST转速之间产生了滞后差W。

因此若为了使HST转速从增加过程改变为减少过程而减少电流值，由于存在滞后差W，HST转速虽无变化，但却产生了使电流值逐渐减少的延迟。下面介绍消除该延迟的提供给HST斜板角传动装置86的初始指令电流值i′的三种决定方法。

第1种决定方法与HST斜板角传动装置86的不敏感区Δio的设定方法相同，将起动电流值和饱和电流值存储到控制装置90的存储器中，将近似线性内插这些电流值之间的线作为设定线，根据该设定线决定为获得某种HST转速而提供给HST斜板角传动装置86的指令电流值。

也就是说，正如图28的图表所示，计算出近似线性内插电流下降过程中HST转速开始变化的C点的饱和电流Ic和在同一电流下降过程中HST转速变为零的D点的初动电流值Id之间的非线性的近似线α，将该近似线α作为设定线，并根据该设定线决定HST21上未加负载时的指令电流值——初始电流值i′。

因此，例如，当想要获得HST转速H(n)时，提供给HST斜板角传动装置86的初始指令电流值i′可根据近似线α决定，其值为I(n)。

而如果在电流上升过程中HST转速开始变化的A点的起动电流值Ia和在同一电流上升过程中HST转速形成饱和状态的B点的饱和电流值Ib之间，将近似线性内插计算出的近似线作为设定线，则由于即使提供起动电流值Ia，在电流上升时的A点HST转速虽为零，但在电流下降时的A′点，HST转速并不变为零，HST21输出轴仍然旋转，因而设定线设定为根据C点和D点计算出的近似线。

在第2决定方法之中示出考虑到指令电流和HST转速间产生的滞后差W的提供给HST斜板角传动装置86的指令电流值的决定方法。

滞后差W取决于线性近似A点和B点的近似线β以及线性近似C点和B点的近似线α之间的偏差。例如图29的图表中所示，HST转速为H(f)时的滞后差W(f)为近似线β上的点f的电流值I(f)与近似线α上的点f′的电流值I(f′)之间的偏差。

W(f)＝I(f)-I(f′)

如上所述，将针对各电流值计算出的滞后差W存储到控制装置90的存储器中，考虑滞后差W之后决定HST21上无负载时提供给HST斜板传动装置86的指令电流值——初始指令电流值i′。

例如，在HST转速增加过程中，根据近似线β决定初始指令电流值i′，当想获得HST转速H(f)时，初始指令电流值i′变为I(f)。此外，在HST转速减少过程中，根据近似线α决定初始指令电流值i′，当想获得HST转速H(f)时，初始指令电流值i′变为I(f′)。

还有，HST转速增加过程中，在HST转速为H(f)的F点切换为HST转速减少过程时，从f点到f′，使提供给HST斜板角传动装置86的初始指令电流值i′仅急剧改变与HST转速H(f)对应的滞后差W(f)的量。与此相同，在HST转速减少过程中HST转速为H(f)时，切换为HST转速增加过程时，从f′点到f点，使提供给HST斜板角传动装置86的初始指令电流值i′仅急剧改变与HST转速H(f)对应的滞后差W(f)的量。

由于在f点和f′点存在滞后差W(f)，HST转速相同，由于HST运转连续，因此，即使使HST转速从增加过程变为减少过程，或从减少过程变为增加过程，HST斜板角也不会发生急剧变化，可进行平滑的切换。

在第3决定方法之中，由于提供给HST斜板角传动装置86的指令电流值和HST转速之间的关系非线性变化，因而点出起动电流值和饱和电流值之间的复数个点之后，分别把各个点上的电流值、HST转速存储到控制装置90的存储器之中，在相邻各点间线性近似。也就是说不是从两个点，而是从复数点的线性近似计算出近似线，作为非线性线的。

例如图30的图表中所示，电流上升过程中，在HST转速开始变化的A点与HST转速成为饱和状态的B点之间，预先设定的每个间隔内(例如每隔100rpm)取复数个识别点S1、S2...Sn，通过在A点-S1点、S1点-S2点...Sn点--B点分别线性近似，得到近似线β。与此相同，在电流下降过程中，在HST转速开始变化的C点与HST转速变为零的D点得到近似线α。

根据如上所述决定的近似线α及近似线β，利用近似线α和近似线β的偏差计算出滞后差W，决定提供给HST斜板角传动装置86的，HST21上未加负载状态的指令电流值-初始指令电流值i′。

这样，在第3决定方法之中，与用上述第1及第2决定方法修正时相比，由于近似线α及近似线β更接近表示实际电流值和HST转速关系的非线性线，因而可获得精度更高的初始指令电流值i′。

例如，在HST转速增加过程中，根据近似线β决定初始指令电流值i′，在想要得到HST转速H(f)时，初始指令电流值i′成为I(f)。此外，在HST转速减少过程中，根据近似线α决定初始指令电流值i′，在想要得到HST转速H(f)时，初始指令电流值i′成为I(f′)。

还有，HST转速增加过程中，在HST转速为H(f)的F点切换为HST转速减少过程时，从f点到f′点使提供给HST斜板角传动装置86的初始指令电流值  i′仅急剧改变与HST转速H(f)对应的滞后差W(f)的量。与此相同，在HST转速减少过程中HST转速为H(f)时切换为HST转速增加过程时，从f′点到f点，使提供给HST斜板角传动装置86的初始指令电流值i′仅急剧改变与HST转速H(f)对应的滞后差W(f)的量。

而在第3决定方法之中，近似线α和近似线β之间的滞后差W小到可忽略不计时，为了将近似线α作为设定线使用，获得所希望HST转速，也可将提供给HST斜板角传动装置86的初始指令电流值i′作为设定线上的值决定。这时，与设定两条近似线α、β时相比，可减少控制装置90的存储器中存储的信息量。

2-4-3、考虑到HST负载的HST斜板角修正指令值的决定

对HST斜板角可间断进行修正值Δr的反馈控制。虽然可决定HST21上不加负载时提供给HST斜板角传动装置86的指令电流值——初始指令电流值i′，但由于车辆实际行驶时，HST21处于加载状态，为了应对该负载，对HST斜板角反馈控制Δr部分，因此实际行驶时，提供给HST斜板角传动装置86的指令电流值i′为对初始指令电流值i′实施了Δi部分的反馈控制的值。

下面详细介绍对HST斜板角的反馈控制。

在图31之中，上侧的线表示HST21上增加的负载大时油压泵22的HST斜板角与油压马达23的每一单位时间内的转速的关系，下侧的线为HST21增加的负载小时的情况。在二者之间因HST21上增加的负载不同而产生了差Δdr。

也就是说，由于HST21上增加的负载，HST21的容积效率改变，油压马达23的驱动效率也发生了改变。HST21的容积效率因动作油的温度、磨损损耗程度、HST21上增加的负载而变化。例如，HST21上增加的负载造成油路内的油压上升，由此引起的漏油及压缩，以及上述情况反复发生造成的经时磨损损耗、油温的变化等原因引起的容积效率改变。

当HST21上增加的负载大时，相对于HST斜板角，油压马达23的转速上升率较小，负载小时，相对于HST斜板角，油压马达23的转速上升率大。也就是说，即使每一单位时间的油压马达23的转速相同，由于HST21上增加的负载，油压泵22的HST斜板角也不同。

因此，在HST21的容积效率改变的状态下，即使HST斜板角传动装置86将斜板角仅改变由主变速杆84的操作决定的与主变速比所对应的操作量，仍然会产生车辆达不到所希望的行驶速度的事态。因此通过在HST斜板角传动装置86的操作量上加上HST21的容积效率的变化，即通过用在提供给HST斜板角传动装置86的指令电流值i上加上HST21上增加的负载的修正值Δi进行修正，仅以修正值Δr修正HST斜板角，即可应对HST21的容积效率的变化。

正如图32的图表中所示，在HST方式或HMT方式中的某一方式之中，即使HST转速相等，由于漏油、压缩等容积效率的变化，HST21上增加的负载一旦出现大到不可忽视的程度的状态(负载状态)，与HST21上增加的负载小到可忽略不计的状态(无负载状态)相比，在必须提供给HST斜板角传动装置86的电流值上产生了差Δi。

也就是说，在提供给HST斜板角86的指令电流值之中，由于在无负载时的初始指令电流值i和负载时的指令电流值i′上产生了差Δi，因而HST21上增加的负载值Q与负载时的指令电流值i和无负载时的初始指令电流值i′之间的差基本成正比。

因此，指令电流值i必须是只以Δi对初始指令电流值i′进行了修正的值，将该指令电流值i的修正值Δi推定为产生于HST21上增加的负载，即可根据Δi值检测出HST21上增加的负载的大小。

控制装置90计算出根据用检测引擎20转速的检测器83、检测HST21的油压马达23的转速的检测器81、检测主变速杆84的位置及副变速切换开关87的位置的检测装置84a、87a等提供的信息决定的主变速比所需的输出轴27的目标转速Mp，计算出从检测与车轴联动的输出轴27的转速的检测器82获得的输出轴27的实际转速M与目标转速Mp之差ΔM(ΔM＝Mp-M)。

如上所述，根据计算出的差ΔM的值确定提供给HST斜板角传动装置86的指令电流值i。该指令电流值i是由输出轴27的实际转速M和目标转速Mp之差ΔM、以及HST21上增加的负载的值Q决定的值，预先制作表示指令电流值i、差ΔM、负载值Q对应关系的图表并存储在控制装置90之中，根据该图表即可决定指令电流值i。

而且通过给HST斜板角传动装置86提供相当于指令电流值i的电流，即可控制该HST斜板角传动装置86的动作，变更HST斜板角。

HST21上增加的负载值Q通过比较上述指令电流值i、以及预先进行试验性操作，在HST21为无负载状态时测定并存储在控制装置90的存储器中的提供给HST斜板角传动装置86的指令电流值(初始指令电流值i′)，计算出二者之差Δi(Δi＝i-i′)，进而根据预先存储在控制装置90之中的，表示差Δi和负载Q之间的对应关系的图表即可决定。

上述指令电流值i设定为由采用在前一次的控制循环中检测出的HST21上增加的负载值Q所对应的修正值Δi对初始指令电流值i′进行修正后的值构成。也就是说，根据提供给HST斜板角传动装置86的指令电流值i动作的HST斜板角随时受反馈控制。

而指令电流值i的修正值Δi如图33的图表所示，为使车辆加速而操作主变速杆84时，在加速一侧是仅使斜板角改变Δr的修正值，为使车辆减速而操作主变速杆84时，在减速一侧是仅使斜板角改变Δr的修正值。也就是说，用指令电流值i的修正值Δi相对于无负载时的HST斜板角，对HST斜板角实施了仅偏置Δr的修正控制。

如上所述，由于实施了间断性地仅以Δr偏置控制HST斜板角的反馈控制，因而可进行适应种种情况的精密控制，实现更为稳定的平滑加速。

下面参照图33介绍驱动方式切换时的HST斜板角的修正控制。

如上所述，提供给传动装置86的指令电流值i随时受Δi的反馈控制，HST斜板角相对于无负载时的HST斜板角始终受只修正Δr的控制。但在从“HST方式”切换为“HMT方式”，或从“HMT方式”切换为“HST方式”的点X之上，HST21上增加的负载却急剧变化。

这是因为在切换“HST方式”和“HMT方式”时，对于HST21的油压泵22的力的施加方式发生了改变。也就是说，“HST方式”时，油压泵22的作用是使油压马达23旋转，与之相反，HMT方式时，油压泵22的作用是抑制油压马达23的旋转。

因此，要想在驱动方式切换时进行顺利的变速操作，若将切换动作开始前的HST斜板角的修正量设定为Δrx，则必须将在HST方式时朝加速一侧的偏置Δrx，在HMT方式时朝减速一侧偏置Δrx。

也就是说，控制装置90识别是驱动方式正要切换还是刚刚切换，将正要切换的指令电流的修正值Δix，在刚切换之后实施从初始指令电流i′中减去的修正。

这样一来，在驱动方式切换时，为了防止HST21上增加的负载引起的容积效率的变化所造成的车速暂时下降，将HST21朝减速一侧(HMT方式时为增速一侧)控制。因此可弥补HST21的容积效率的变化，从而减少驱动方式切换时的冲击。

在考虑了上述时间修正以及对于HST21所加负载的修正后，用图34所示的图表介绍从车辆处于低速前进区的“HST方式”状态过渡到中速或高速前进区的“HMT方式”时提供给HST斜板角传动装置86的指令电流值i的变化。

在图34所示的各个图表之中，纵轴分别表示：图表①为主变速比，图表②为HST变速比，图表③为给HMT离合器13驱动电磁阀91输出的On/Off信号和HMT离合器13的内压，图表④为给HST离合器14驱动电磁阀92输出的On/Off信号和HST离合器14的内压，图表⑤为给HST斜板角传动装置86输出的电流值和HST变速比；横轴在图表①～⑤中均采用统一的时间。

首先，如图34的图表①中所示，操作者通过操作变速杆即可决定初始目标主变速比391。而在操作者急剧操作变速杆的情况下，为了防止车辆突然加速或减速，对初始目标主变速比391加以限制即可决定目标主变速比392。

在改变车辆的实际行驶速度时，受控制的是HST21的油压泵22的可动斜板22a的角度(HST斜板角)，正如图34的图表②所示，根据上述目标主变速比392，即可决定初始HST目标变速比393。

目标主变速比392，按理说在目标主变速比392达到用来切换机械性决定的驱动方式的切换变速比Rc的时刻TA，必须将在此之前处于增加过程中的初始HST目标变速比393的值切换为减少过程，但若考虑到HST21的可动斜板22a的动作延迟造成的时滞，即使在时刻TA实施减少初始HST目标变速比393的控制，实际的HST变速比R_HST也达不到切换HST变速比R_HSTC。

因此，为了在实际变速比Rnow达到切换变速比Rc时间点上进行驱动方式的切换，设定将驱动方式由“HST方式”切换为“HMT方式”时的允许目标主变速比ΔR，将该允许目标主变速比ΔR变换为HST变速比的值作为ΔR_HST，设定出使初始HST目标变速比393比切换HST变速比R_HSTC超出ΔR_HST的值的真正的切换HST变速比Rt_HSTC(Rt_HSTC＝R_HSTC+ΔR_HST)

此外，正如图34的图表①所示，通过确定某一时刻T(n)的实际主变速比Rnow(n)、实际主变速比的趋势α、以及从发送使HST离合器14结合的信号到实际结合的时滞ΔT_HMTon的值，即可推算出从时刻T(n)算起，ΔT_HMTon后的主变速比R_Est(R_Est＝Rnow(n)+α×ΔT_HMTon)。

将驱动方式由“HST方式”切换为“HMT方式”时如果上述推算出的推定主变速比R_Est比切换变速比Rc大，即进入离合器的切换动作。

进入切换动作时，首先将HST目标变速比暂时恢复为切换HST变速比R_HSTC。这时，为了防止HST目标变速比急剧变化，将初始HST目标变速比393滤波处理，制作成平滑的HST目标变速比394，沿该HST目标变速比394，控制HST斜板角。

在时刻T，输出使HMT离合器13结合的信号。于是，正如图34的图表③所示，HMT离合器13在时滞ΔT_HMTon后实际结合。

由于如果HMT离合器13结合，驱动方式即切换为“HMT方式”因而HST变速比有必要朝减少方向控制。如果在HMT离合器13实际结合之后输出使HST斜板角朝减少方向控制的信号，会因HST21的动作延迟造成的时滞ΔT_HST而无法进行良好的切换。

因此，为了从时刻T起到ΔT_HMTon后，朝减少方向控制HST斜板角，从时刻T起到ΔT_Keep(Δt_Keep＝ΔT_HMTon-ΔT_HST)后，输出朝减少方向控制HST斜板角的信号。而如果在从时刻T起，在经过Δt_Keep之前即输出信号，在HMT离合器13结合之前，因HST变速比减少，往往会产生因方式切换而引起的冲击。

于是，从输出使HMT离合器13结合的信号的时刻T起，在预先设定的时间ΔT_Mtos后输出使HST离合器14解除结合的信号。

HST离合器14从时刻T起经过ΔT_Mtos和输出使HST离合器14解除结合的信号之后，到实际解除结合为止的时滞ΔT_HSToff合并在一起的时间后即可解除结合。在此处，为了顺利实施离合器的切换动作，最好在HMT离合器13结合的同时，解除HST离合器14的结合。也就是说最好以ΔT_Mtos+ΔT_HSToff＝ΔT_HMTon来决定ΔT_Mtos。

此外，如果按ΔT_Mtos+ΔT_HSToff＞ΔT_HMTon来决定ΔT_Mtos，就会产生两个离合器13、14同时结合的时间Δtsimu。本实施例中的驱动方式切换时的负载修正可在Δtsimu之内进行。

在两个离合器均结合的状态下，HST变速比固定在切换HST变速比R_HSTC之上。其间即使移动可动斜板22a，对车速也没有影响。

下面参照图35中所示的图表，介绍提供了阶跃形电流时HST斜板角的变化。但在该图表中将根据HST21的机械性特性提供电流之后，到HST斜板角实际开始变化为止的时间设为ΔT_HST，并将HST斜板角开始变化到成为稳定状态的时间(调整时间)设为Ts。

HST离合器14分离时，HST斜板角最好是稳定状态。因此，驱动方式切换时的指令电流值i的修正可在从时刻T算起，ΔT_Keep后进行，两个离合器均结合的时间ΔTsimu设定为比HST21的调整时间Ts长。此外，正如上述，驱动马达切换时的指令电流值i的修正值Δic是即将修正的无负载时的初始指令电流值i′和由指令电流值i决定的值Δix的二倍值，这样一来，在HST斜板角大幅度变更之后，HST离合器14分离，而HST斜板角仍为稳定状态。

2-5、与引擎控制的关系中的HST控制流程

下面介绍在第1变速装置101之中与引擎的调速器控制的关系中的HST控制。正如图6所示，在引擎20中配置了具有电子控制式调速器103的燃料喷射泵，通过该电子控制式调速器103，计算出引擎20的引擎转矩，将计算结果输出给与之电气连接的控制装置90。

该电子控制式调速器103采用根据控制装置90的信号，因为在电磁螺线管依运转状态控制未图示的燃料喷射泵的控制板的方式，可通过控制装置90，在引擎的能力范围内自由设定负载特性。

设置在车辆运转部分的方向盘57的旋转角度设定为：通过旋转角度检测装置88a检测出转向轴88的旋转角度，将该检测结果输入控制装置90即可被识别。

此外，在车辆后部设置了用来实施旋耕机升降操作的作业机械升降油压缸96，该作业机械升降油压缸96的伸缩通过与控制装置90电气连接的电磁阀97对油的供排来进行。此外，该作业机械升降油压缸96设定为：用单按式升降按钮533(参照图6)即可使之任意动作。

下面参照图36～图42介绍由上述引擎输出转速控制装置(调速器)实施的引擎转速控制以及由HST斜板控制装置实施的斜板角控制。

首先参照图36以及图37介绍等耗油率曲线以及控制流程。

图36所示的等耗油率曲线是指将与引擎转速对应的最大转矩图形化的最大转矩曲线591、等耗油率曲线592、593......图示在横轴为引擎转速、纵轴为转矩的平面上的曲线。

此外，590是表示引擎20的最佳运转区域内的最佳油耗线。该最佳油耗线590图示出引擎20的油耗效率最好的点位置，使之沿最佳油耗线运动，即可实现引擎20的低耗油运转。

在控制装置90之中存储了图示该等耗油率曲线592、593......的图表。并通过参照该图表计算出最佳油耗线590，实施使之沿该线的运转。当存储了图示等油耗率曲线592、593......的图表的情况下，即可进行最佳油耗线590的设定，或者较之油耗更重视转矩的设定。

此外，也可将最佳油耗线590以图表形式存储在控制装置90之中，实施沿图表中存储的最佳油耗线590的引擎控制。

而为了将引擎20设定为沿最值油耗线590运转，应实行图37所示的控制流程500。

也就是说，在配置了具有带电子控制式调速器的燃料泵的引擎20、引擎转速检测器83、电子控制油压式无级变速器HST的拖拉机的行驶控制方法之中，用电子控制式调速器103计算出引擎转矩501，用引擎转速检测器83检测出引擎转速502，用控制装置90计算上述两种检测结果与最佳油耗线的差异503，当二者有差异时，控制装置90控制电子控制式调速器103消除该差异504，或者靠用于维持耕作速度的HST斜板角传动装置86进行可动斜板22a的角度调整控制505，或同时实施调速器及HST二者的电子控制。

也就是说比较电子控制式调速器103的信息和图表中存储的信息，用调速器103控制燃料喷射量或用HST21的斜板角控制控制HST变速比，或同时实施两种控制。燃料喷射量可用电子控制式调速器103控制，主变速比可用HST21控制。

通过不间断地实施以上控制，引擎转速和转矩一靠近最佳油耗线590，控制装置90即可识别出最佳油耗运转506在维持规定的耕作速度的前提条件下实施引擎的低油耗运转。而所谓规定的耕作速度是指作业开始时由操作者设定的速度，即所谓“自动巡航”的设定速度。

在本实施例中，实施HST21的控制，为维持规定的耕作速度而控制车体的行进，但有些情况下并不需要维持耕作速度。因此，为了应对此类情况，设定为操作者可任意选择有无耕作速度控制。

下面参照图38、图39以及图40介绍拖拉机上安装的作业机械所受负载(作业负载)增大时的高负载应对控制子程序。在该方式之中，是为了维持引擎的最大转矩而实施控制的。而且也可将转矩设定为上述最佳油耗线上的转矩。

高负载应对控制子程序520是在边驱动由上述PTO轴53驱动的旋耕机边进行作业期间，按照作业机械对引擎20造成的负载改变耕作速度(拖拉机的移动速度)的控制。

也就是说，正如图38所示的高负载应对控制子程序520，在配置了具有带电子控制式调速器103的燃料喷射泵的引擎20、引擎转速检测器83、电子控制油压式无级变速器HST21的拖拉机的耕作速度控制方法之中，用电子控制式调速器103检测出引擎负载521，用引擎转速检测器检测出引擎转速522，控制装置90计算出与检测出的引擎转速相适合的最大转矩，进而计算该最大转矩和引擎负载的差异523，当引擎负载大于最大转矩时(引擎转速下降时)，控制装置90可对HST21的HST斜板角传动装置86实施使油压泵22的可动斜板22a朝减速一侧倾斜的控制525，当引擎负载小于最大转矩时(引擎转速上升时)控制装置90可对HST21的HST斜板角传动装置86实施使油压泵22的可动斜板22a朝加速一侧倾斜的控制524。

在上述高负载应对控制子程序520流程之中还包含了控制子程序530，该程序实施以下控制：在引擎负载大于上述引擎转速中最大转矩的情况下，降低耕作速度后引擎负载仍未减少时，正如图39所示，控制装置90为使旋耕机朝抬升方向动作而对用于升降作业机械的油缸96的电磁阀97发出指令531，其后，在引擎负载开始减少时，给电磁阀97发出指令，让用于升降作业机械的油压缸96把作业机械降到规定的耕作深度532。这里所说的规定的耕作深度是指操作者在耕作作业开始时任意设定的深度。

采用该控制，可在田土坚硬、旋耕机旋转困难，引擎负载超出规定值(最大转矩)时，放慢耕作速度，使旋耕机的单位时间内的移动速度变缓，调节每一单位时间处理的土地量。这样即可用更多的时间仔细耕作田土坚硬部分。

另一方面，当田土处于易于适度耕作的状态，旋耕机的旋转也完全没有问题，引擎负载比规定值(例如最大转矩)还要低的情况下，加快耕作速度，提高旋耕机每一单位时间内的移动速度，即可不必花费不必要的时间，仅用耕作所需要的时间进行耕作。

也就是说，旋耕机引起引擎负载增大的情况下，可看作是田土坚硬，引擎负载小的情况下可看作田土适合耕作，可通过控制使之自动变更为适合各种情况的最佳耕作速度。

这样即能以高效状态维持旋耕机的处理能力的同时进行耕作，可提高作业精度及作业效率。

此外作业后的田土中不会出现斑块，可形成耕作状态均匀的田地。

此外，由于可自动变更耕作速度，因而操作者不必考虑田土的软硬，也不必操作主变速杆84就可轻松地进行作业。

此外，在实施控制子程序530的控制时，在尽管已减了速，但田土状态差(坚硬)，引擎负载并未减少的情况下，通过使耕作深度变浅，即可使引擎负载下降，避免引擎熄火。

采用该控制耕作深度虽然变浅，但可避免引擎熄火，使机体保持前进。此外，在耕作深度变浅之后，引擎负载减少到规定值(最大转矩)时，由于为使耕作深度变深而使升降作业机械的油压缸动作，因而可重新以规定的耕作深度进行作业。

而且该控制子程序530设定为操作者可任意选择实行与不实行。

此外，上述高负载应对控控制子程序520中的耕作速度的上限被控制在旋耕作业中规定的耕作速度范围内。而所谓规定的耕作速度则是指在耕作作业开始时由操作者设定的车体行进速度。

这样一来，即使在加快耕作速度的的情况下，由于被控制在旋耕作业中规定的耕作速度范围之内，因而在转变为降低耕作速度的情况下，可在很大程度上抑制减速的冲击。

这样一来，车体就不会出现急剧的减速，耕作速度稳定，操作者可放心地进行耕作作业的同时，还可将急剧减速对驱动系统的机器造成的冲击控制在最小限度内，可防止故障的同时，还可延长维修期以及提高使用年限。

下面参照图40介绍转弯时的调速器以及HST控制。

控制子程序在边驱动由上述PTO轴53驱动的旋耕机边进行作业期间，在棱地等处抬升起旋耕机转弯时，实施边维持(增加)车辆速度边使旋耕机的旋耕器的转速减少的控制。

而采用下述控制的棱地转弯期间的车辆将用HST方式驱动作为其前提条件。即，如果HST斜板角增大，主变速比即增大。

也就是说，正如图40所示的控制子程序540那样，在配置了具备带电子控制式调速器的燃料喷射泵的引擎、引擎转速检测器、电子控制油压式无级变速器的拖拉机的速度控制方法之中，控制装置90-接到用方向盘的转弯角度检测器检测规定的转弯角度，或操作单按式升降按钮抬升旋耕机的指令541，即实施减少引擎转速，朝加速一侧调整(增加主变速比)可动斜板22a，开始抬升旋耕机的动作542，在转弯动作期间，车辆速度维持在规定速度上543。而且，转弯动作一结束，控制装置90一接到用方向盘的转弯角度检测器检测规定转弯角度、或操作单按式升降按钮降低旋耕机的指令544，即实施使引擎转速恢复设定转速、朝减速一侧调整(减少主变速比)可动斜板22a，开始降低旋耕机动作545等重新恢复耕作作业状态的控制546。而所谓规定转弯角度是指例如从前进方向返转时的180度。

通过实施上述控制，当到达转弯地点，方向盘转动规定角度(检测转弯角度)、单按式升降按钮发出抬升指令、转弯动作一开始，旋耕机即被抬升、引擎转速减少。这样一来，PTO轴53的转速也随之减少。

由于该PTO轴53的转速减少，作用于连接PTO轴与旋耕机的，可使之灵活变更角度的连接件(万向联轴器等)的“扭矩”也随之减少，因而可防止连接件破损。此外，由于在抬升时旋耕器的转速减少，旋耕刀齿变为低速旋转，可抑制田土向四周飞散的同时，与高速旋转相比，更为安全。

另一方面，与引擎转速减少相对应，由于通过将可动斜板22a的角度朝加速一侧改变，车辆速度增加，因而即使在转弯时，车速也不会减少，可迅速完成转弯动作。而该车辆速度的增加，设定为以转弯前的规定车速为上限，转弯时的车体平衡的安全性及转弯后可顺利地恢复耕作作业。

此外，转弯动作结束后，即把方向盘恢复到直线前进状态，或电动按钮一下达降低指令，即降低旋耕机，变为以规定的耕作深度进行耕作的状态。并以规定的耕作速度重新进行耕作作业。

下面用图41、图42说明与引擎转速成比例地变更车辆变速比(相当于“主变速比”)的方法。

在配置现有的机械式变速装置的车辆之中，目标变速比T由操作者指定的变速档决定。在使用机械式变速装置的情况下，目标变速比T正如图41a中的虚线所示，与引擎转速无关，是固定值。因此，虽然车速与引擎转速成比例变化，但由于引擎转速即使在空转状态下仍有一定程度的车速(图41b的V)，因而在装卸作业机械时的微动情况下，需要在使离合器打滑状态下，(所谓半离合)进行操作，操作复杂还需要操作人员有熟练的技巧。

与之相反，在采用本构成的变速装置之中，利用控制装置90可自由设定目标变速比。例如图41a中的实线所示，可与引擎转速成比例地变更变速目标值。即，设定为在引擎转速为空转时，目标变速比成为由主变速杆84及副变速切换开关87等决定的目标变速比T的例如百分之十的值To，与引擎转速成比例增大，以便在引擎转速为n时成为T。这样一来，车速也如图41b所示，在引擎转速小于n的范围内，与使用机械式变速装置时相比，能够以低速行驶。这样一来，也便于实施装卸作业机械时的微动操作。

但是若设定为相对于引擎转速比的变化，变速比也随之变化的关系，由于变速比相对于变更引擎转速的加速踏板38的操作，变化更加敏感，因而在进行频繁改变引擎的转速的作业时，会出现动作不灵活的倾向。

因此，设定为在车辆行驶期间，关于引擎转速控制，设置对变速比的不敏感区，减少或增加引擎转速时，其变化量在一定范围内的情况下变速比不改变，即可使车辆平滑行驶。

也就是说，如图41a的图表中所示，在车辆行驶途中的A点减少引擎转速时，在到达B点之前，变速比不变更，在到达B点的时间点上以某个固定趋向减少变速比，在引擎变为空载状态之前，降低转速到达C点。此时，从A点到B点的引擎转速的变化量构成不敏感区。

并在C点使引擎低速空转预先设定的一定时间之后，在达到形成起动变速比To的E点之前改变变速比。或者，在预先设定的某个固定时间内使转速增加时，使变速比保持固定，同时增加引擎转速，在引擎转速改变到超过不敏感区的D点，使变速比以一定的趋势增加。

正如上述，通过在变速比和引擎转速之间设定在引擎转速有变化的一定范围内，变速比不改变，即对引擎转速设定变速比不敏感区，就不会出现变速比的变更对加速踏板38等的加速操作过度敏感的问题，因此，由于引擎转速没有频繁而微量的变化，因而车辆可平滑行驶。

下面介绍图42的控制。现用车辆一直采用下述控制：靠加速踏板38的操作即可变速到主变速杆84指定的主变速比，要想使车辆停止，就得操作主变速杆84及离合器踏板85，使变速比降低到起动变速比To，踩下制动器踏板35使车辆停止，随着车辆的停止，HST转速变为中立。

然而，要想使车辆停止，既要用脚踩板又要用手拉杆，操作相当繁杂，此外，尤其是在车辆是拖拉机的情况下，由于输出轴27上的驱动转矩大于制动转矩，因而存在即使踩下制动踏板35，也不能停止的问题。

因此采用下述构成：在制动踏板35上设置了用于从正常行驶切换为“中立方式”的切换装置——图9所示的切换开关137，当引擎转速处于慢速状态时，若在通过操作该切换开关137，设定为“中立方式”的同时踩下制动踏板35，即可控制为在经过固定时间之后，HST转速变为中立，其后，即过渡为控制HST斜板角，使马达输出轴26的旋转变为零的中立控制。

而上述切换开关137的构成设定为：与控制装置90电气连接，把“ON”状态输出给该控制装置。

当切换开关137处于“ON”的状态时，即使不操作主变速杆84，引擎处于空载状态下，如果同时操作制动踏板35和切换开关137，车辆即停止。此外，车辆在这样停止的状态下若解除制动踏板35和切换开关137的操作，踩下加速踏板38使引擎转速改变的话，即可使主变速比改变到由主变速杆84设定的目标变速比T。

因此仅操作加速踏板38和制动踏板35，就能使目标变速比从中立值灵活改变为T值。尤其是在车辆的前部或后装卸作业机械的微动时，操作者可边用双手操作方向盘和作业机械，边使车辆低速前进或后退，由于可集中精力把车辆操作到适合装卸作业机械的位置，因而很是方便。

3、第2变速装置(前进后退离合器切换型)的构成与控制结构

3-1、第2变速装置的构成。

下面参照图43～图45，介绍用离合器切换前进后退型的油压——机械式变速装置的第2变速装置102中使用的机械式变速器30B的构成。变速器30B是上述变速器30的换代产品，与变速器30的区别在于，配置了切换前进后退的前进后退切换装置16。也就是说，变速器30的前进后退的切换依赖于HST21的马达轴26的旋转方向的切换，可是在变速器30B之中，将HST21的输出旋转方向设为固定，通过用前进驱动齿轮列传动主变速输出轴27的旋转，还是用后退驱动列传动主变速输出轴27的旋转，决定用前进驱动后轮24(前轮124)还是用后退驱动后轮24(前轮124)。

变速器30B与HST21被组合在一起安装在变速箱33之中，在下述构成方面与上述变速器30无区别：配置用于传动其动力的旋转轴——泵轴25、马达轴26、主变速输出轴27、副变速从动轴28、PTO轴53等；在主变速输出轴27上配置了由HST21的输出输入转速差驱动的HMT差动机构10；以及从主变速输出轴27到后轮24及前轮124的动力传动装置，以及从泵轴25到PTO轴53的动力传动装置。

在差装置10的后面，主变速输出轴27上松配合着前进齿轮11和后退齿轮12，其中前进齿轮11与紧靠其前面的差动机构10的齿圈3构成一个整体。而且为使这些齿轮11、12择一性地与轴27结合，在该轴27上圆周形配置了前进后退切换离合器190。

在泵轴25上圆周形配置了可相对灵活旋转的套管轴7，套管轴7的前后形成齿轮7a、7b。齿轮7a与轴27上的齿轮11直接啮合，齿轮7b经由与轴25、27平行设置在别的轴上的换向齿轮15，与轴27上的齿轮12啮合。这样即构成前进后退切换装置16。

前进后退切换离合器190设定为通过使滑块80前后滑动，主变速输出轴27可切换为下述三种状态：只与齿轮11结合的状态F、只与齿轮12结合的状态R、不与齿轮11、12任何一方结合的状态N。

或不使用滑动式的离合器190，在图46至图48中所示的实施例中，作为前进后退切换装置16的前进后退切换离合器，在主变速输出轴27上圆周形配置了油压式离合器装置19。该离合器装置19，配置了安装在前进齿轮11和轴27间的前进油压离合器19a，以及安装在后退齿轮12和轴27间的后退油压离合器19b，各油压离合器19a、19b，由各自与控制装置90连接的电磁阀93a、93b油压控制，择一性地结合或全部分离。该离合器19a、19b的控制，即电磁阀93a、93b的控制可在靠检出装置84a检出主变速杆84的位置的基础上进行。使车辆前进时，结合离合器19a，分离离合器19b(前进驱动方式)。使车辆后退时，分离离合器19a，结合离合器19b(后退驱动方式)。使车辆停止等情况下，不给前后轮24、124传动时，两个离合器均分离。

在泵轴25上圆周形配置具有齿轮7a、7b，可相对灵活旋转的套管轴7，使齿轮7a与前进齿轮11啮合，使齿轮7b经换向齿轮15与后退齿轮12啮合，构成后退齿轮列。以上各点与图43～图45的中构成相同。

而在图46～图48所示的实施例中，马达轴26与齿轮9之间还配设了离合器26a，使从HST21的油压马达23到主变速输出轴27的动力传动的离合成为可能。

上述图43～图45的实施例，以及图46～图48的实施例中给主变速输出轴27传动的，均是基于HST21的输出输入转速差的差动机构10的输出旋转(齿圈3的旋转)。也就是说，仅用HMT方式进行动力传动，HST方式未出现。而且，车辆的前进后退并不靠HST斜板角控制(即，马达轴26的旋转方向切换)，通过设置在机械式变速器30B中的前进后退切换装置16的切换即可进行切换。采用HST斜板角控制的HST变速比的控制始终只是单向的，用于控制HMT输出转速的装置。

下面介绍上述变速器30B中的前进后退的各种驱动方式中的动力传动。

在设定为前进方式时，和差动机构10的齿圈3共为一体的前进齿轮11与主变速输出轴27结合，作为差动机构10的输出旋转的齿圈3的旋转在传动给该轴27的同时，由于后退齿轮12与轴27分离，因而即使与齿轮11结合的套管轴7与该齿轮11一道旋转，其旋转也不会传递给轴27。这样一来，轴27即可朝前进方向旋转。

另外，在设定为后退方式时，将齿轮12与主变速输出轴27结合。这时，由于齿轮11与轴27分离，与齿圈3共为一体的齿轮11的旋转并不直接传递给轴27，而是经齿轮7a传动给套管轴7。由于该套管轴7的旋转可经齿轮7b、15、12传动给该轴27，因该轴27即朝车辆后退方向旋转。

如上所述，由于HST斜板角控制在本实施例中与前进后退切换无关，只具有控制单向的差动机构10(齿圈3)的输出转速的功能，因而正如图45所示，主变速杆84只设置从一个中立位置到一个最大速度位置MAX的变速区。与上述变速箱33一样，马达轴26的前进方向旋转如果其作用是使受泵轴25驱动的齿圈3减速(马达轴26朝后退方向旋转反而具有加速功能)，则可将主变速杆84的中立位置作为相当于可动斜板22a的最大前进速度位置的位置，可将最大速度位置MAX作为相当于斜板22α的最大后退速度位置的位置。

为了进行前进后退切换，设置了可切换为前进位置F、中立位置N、后退位置R的行进方向设定杆89。若将设定杆89设定为前进位置F，则经离合器19或190，使齿轮11与轴27结合，若设定为后退位置R，则使齿轮12与轴27结合，若设定为中立位置N，则使两个齿轮11、12均与轴27分离。由于变速设定杆89上配置了电位计等检测装置89a，因而可用电信号检测出变速设定杆89的位置。根据该检测出的电信号，在图43～图45的实施例中，利用控制装置90发出的输出电流控制电磁阀93，驱动作为离合器滑块80的传动装置的油缸94，使离合器19与齿轮11、12中的某一方结合(或与两个齿轮11、12分离)。在该实施例中，变速设定杆89与离合器19也可用机械式连杆连接。在图46～图47的实施例中，通过控制电磁阀93a、93b使离合器19a、19b结合与分离，即出现前进驱动方式、后退驱动方式、或中立状态。而在这些实施例涉及的车辆上也设有与上述相同的离合器踏板85，设定为踩下该离合器踏板85，即可使离合器19a及19b分离，两个齿轮11、12均与轴27分离，车辆变为中立。

天论是图43～图45的实施例，还是图46～图48的实施例，均设有与上述相同的检测装置81、82、83、87a等，根据其检出，即可进行上述HST变速比的修正控制。

3-2、伴随前进后退切换的HST输出控制

下面根据图49，介绍HST斜板角控制与车速的关系。在图49中，将前进速度设为正，将后退速度设为负，在横轴上取车速V(可与主变速输出轴27的转速置换)的同时，而在置换为HST斜板角后从纵轴上取HST泵喷吐量(油压泵22的喷吐量)，将减少差动机构10的输出转速的方向(若以上述与变速器30组合在一起的HST21而言，使马达轴26朝车辆前进方向旋转的泵喷吐方向)的泵喷吐量设为正，将加速方向的喷吐量(若以上述与变速器30组合在一起的HST21而言，使马达轴26车辆后退方向旋转的泵喷吐方向)设为负。

从图49中的曲线可知，在前进与后退的各种方式中，HST喷吐量为+A时，也就是将可动斜板22a置于中立位置两侧之中的一侧的最大角度位置时，再换一种说法，将主变速杆84置于中立位置时，车速为零，HST喷吐量为-A时，也就是将可动斜板22a置于另一侧的最大角度位置时，再换一种说法，将主变速杆84置于最大速度位置时，车速V为最大值Vm。

图50即是这种控制结构的简要构成图，图51表示该控制的流程。

下面介绍图50。主变速杆84的转动角度，经转动角检测装置84a识别之后，即可设定与主变速杆84的转动角度相应的主变速输出轴27的转速。

输出轴27的实际转速由检测器82识别。而在控制装置90之中，可比较主变速杆84的转动角度所对应的转速和由检测器82识别出的转速。

比较的结果，在转速不一致或在允许范围之外的情况下，可通过传动装置86控制HST21的油压泵22。

图51表示第2变速装置102中的HST变速比的控制流程。与图11所示的第1变速装置101相比，没有HMT方式和HST方式的切换，与平时采用HMT方式的第1变速装置101相同，由于主变速比和HST变速比的变化关系固定(HST变速比越大，HMT变速比越小)，因而控制很简单。

首先，用转动角检测装置84a检测出主变速杆84的转动位置。检出的角度可作为电子信号(或电压)输入控制装置90。

在控制装置90之中存储了与主变速杆84的转动位置(目标值a)对应的目标速度(转速)的图表。这样即可在控制装置90之中计算出与主变速杆84的转动位置(目标值a)对应的目标速度A。此外，用检测器82识别出的信号即可识别出主变速输出轴27的转速B。

比较速度A与速度B，根据该结果决定传动装置的控制方向。当速度A与速度B相等(A＝B)的情况下，不进行HST21的油压泵22的斜板22a的控制。

在速度A大于速度B(A＞B)的情况下，斜板22a由传动装置86朝加速一侧倾斜。也就是使HST变速比增大，使主变速比降低，降低主变速输出轴27的转速，靠近目标速度A。

在速度A小于速度B(A＜B)的情况下，斜板22a由传动装置86朝减速一侧倾斜。也就是使HST变速比减少，使主变速比增大，增加主变速输出轴27的转速，靠近目标速度A。

根据控制装置90的增减指令，传动装置86使斜板22a倾斜的量可设定为一定量或与速度A和速度B的差相应的量。

在一定量的情况下，每比较一次，斜板角即倾斜一定量，一直控制到速度A与速度B相等为止。在此情况下，可采用简单的控制结构调整斜板角度。

设定为与速度A和速度B之差相应的量的情况下，由于每次转动的量可变，因而可快速进行速度调整，同时还可进行细微的速度修正。

控制装置90以图表形式存储了与图49所示的车速对应的HST输出的关系，为获得由主变速杆84设定的车速，边监控主变速输出轴27的实际转速，边控制HST的油压泵22的斜板22a。

下面根据图52及图53，介绍与前进后退切换杆89联动的油压泵22的斜板控制。

图52表示在把主变速杆84保持在一定位置上的状态下，在中立位置和前进位置之间切换前进后退切换杆89时的HST斜板角的变化。

主变速杆84被保持在一定位置D1上。

把前进后退切换杆89设定在前进位置F上时，为获得用来获得与杆84的设定位置D1对应的车速(主变速比)的HST变速比，HST斜板角可设为θ₁。另外，把前进后退切换杆89设为中立位置N时，HST斜板角把车速(主变速比)设为0，也就是说，为获得用于停止主变速输出轴27的旋转的HST变速比，可设定为θ₀。即由于把前进后退切换杆89设定为中立位置时，不仅把离合器19或190设为中立，还停止离合器10的初级端的主变速输出轴27的旋转本身，因而当把杆89从中立位置N切换到前进位置F之后连接离合器19时，与主变速输出轴27结合的磨擦板处于停止或低速旋转状态，连接离合器时不产生冲击。因此，可抑制急剧的转矩变动及冲击的产生，能实施平滑的变速操作。

在图52之中的时间t₁，前进后退切换杆89由中立位置N转动到前进位置F，这时，通过电磁阀93连接前进离合器19a。与此同时，通过传动装置86，从规定角θ₀转动斜板22a，在时间t2，到达与主变速杆84的位置对应的斜板角θ₁。其间主变速比增大，车速增大到相当于D1的速度。

此外，在时间t3，一把前进后退切换杆89从前进位置F转动到中立位置N，通过电磁阀93，即可切断离合器19a。与此同时，通过传动装置86把斜板角22a从与主变速杆84的位置对应的斜板角θ₁转动到主变速比为0(车速为0)的斜板角(图49所示的喷吐量为P0的斜板角)θ₀，在时间t4达到该斜板角。

在HST21的斜板转动时，按图51的控制流程实施斜板控制即可。

从时间t₁到t2，以及从t3到t4的斜板转动时间也可设定为按照车速可在控制装置90中计算出。

这样一来，即使在进行前进后退切换杆89的急剧操作时，也可减轻变速装置所承受的负载，并可进行平滑的变速操作。

在从中立位置N切换到后退R，从后退R切换到中立位置N时也可实施同样的控制，实施平滑的变速操作。

问题在于不把主变速杆84设定为中立位置，而在前进位置F和后退位置R之间切换行进方向切换杆89的时。

例如，假设把杆89设定为前进位置F，车辆以车速Vn行驶时，把杆89切换到了后退位置R，这时，根据杆89的位置检测电信号被电控的离合器19或190并不能马上切换为后退方式，而是仍按前进方式控制HST斜板角，使HST喷吐量增加(负值时朝正值转化)，采用这种办法来减少车速V。HST喷吐量一达到+A，车速V即成为0。此时，离合器19或190切换到后退方式。此外，为了增后退时的车速-V，斜板22a移动，使泵喷吐量从+A减少，最终得到后退车速-Vn。

这样一来，由于即使把变速杆84保持在某个速度设定位置上，即使用行进方向切换杆89切换行进方向的切换操作，离合器19或190仍可在HMT停止输出旋转的时间点上切换，其后即加速，在相反的行进方向上恢复到原先的速度，因而不会因行进方向的急剧改变而受到冲击，保证了舒适性与安全性，还可防止变速器油的磨损损耗。从反面而言，即使不特意将主变速杆84恢复中立位置，仅通过行进方向切换杆89的切换操作，也能顺利实现这种行进方向的切换。

下面根据图53，介绍前进后退切换杆89从前进位置F切换到后退位置R，或由后退位置R切换到前进位置F时的变速控制结构。

当变速杆84保持一定的转动位置，杆89处于前进位置F时，前进侧离合器19a处于结合状态，后退侧离合器19b处于分离状态。HST21的油压泵22的斜板22a保持在与主变速杆84的转动位置对应的斜板角θ₁上。

若在时间t₁将前时后退切换杆89从前进位置F朝后退位置R操作，斜板22a即可朝车速为0的斜板角θ₀转动。

在时间t2斜板22a到达斜板角θ₀，主变速比一变为零(车速为零)，后退侧的离合器19b即结合。

在此后的时间t3，前进侧离合器19a分离，从时间t3起，油压泵22的斜板22a转动，达到与主变速杆84的转动位置对应的斜板角θ₁。

从后退位置R切换为前进位置F时也一样。

在时间t4，一把前进后退切换杆89从后退位置R向前进位置F操作，斜板22a即向车速为0的斜板角θ₀转动。

在时间t5，油压泵22的斜板22a达到斜板角θ₀，主变速比一变为0，前进侧离合器19a即结合。

在时间t6，后退侧离合器19b分离。从时间t6起，油压泵22的斜板22a转动，达到与主变速杆84的转动位置对应的斜板角θ₁。

在上述构成之中，从前进切换到后退，从后退切换到前进时，设定了前进侧离合器19a和后退侧离合器19b同时结合的时间(图53中的斜线部分)。

通过实施此种变速控制，即可实施平滑的变速操作，绝对不会发生前进后退切换时的动力中断。此外，在倾斜田地中也能实施平滑的前进后退切换操作。

3-3、应对倾斜面上停车的HST斜板角控制

下面用图54及图55，介绍把前进后退切换杆89设定为中立位置N时的停车控制。

在本发明之中，是通过使前进后退切换杆89置于中立位置使车辆速度维持为0的。

车辆速度是根据伴随与HST21连接的驱动轴的旋转或车轮转动而转动的轴的旋转识别的，而将车速设为0的控制则是通过HMT装置的HST21进行的。

如图54所示，在倾斜面上使作业车辆停车时，有必要给与重力相反的方向提供与重力对应的驱动力。

如图54a中所示，当作业车辆的车头朝上时，通过朝前方提供驱动力，如图54b中所示，当作业车辆的车头朝下时通过朝后方提供驱动力，即使在倾斜面上，作业车辆也能停车。

也就是说，是通过给受重力驱动方向的相反的方向提供驱动力而使车辆停止的。

如上所述，在给后轮24传动驱动力的输出轴27的旁边，配置了可识别输出轴27的转速的检测器82。这样即可在控制装置90之中，识别输出轴27的旋转方向和旋转速度。

图55a表示正常行驶时的作动油喷吐量和车速的关系，图55b表示连接前进侧离合器19a的状态下的作动油喷吐量和车速的关系，图55c表示连接后退离合器19b的状态下的作动油喷吐量和车速的关系。

如上所述，在本发明的变速装置之中是通过控制HST21的变速比来控制主变速比的。

在正常行驶时，正如图55(a)所示，并不使用比油压泵22的喷吐量P₀更大的喷吐量，而是通过控制前进后退离合器19进行变速的。

也就是说，在正常行驶时，当前进侧离合器19a处于连接状态的情况下，并未使用Ff标示的喷吐区。此外，当后退侧离合器19b处于连接状态的情况下，并未使用Fr标示的喷吐区。

然而，使作业车辆在倾斜面上停止的情况下，通过利用Ff区以及Fr区，不必进行前进后退离合器的操作，通过HST21的油压泵22的斜板操作，即可给前后方向传动驱动力。

前进侧离合器19a处于连接状态的情况下，通过沿图55b中所示的粗线控制HST21的油压泵22的斜板22a，即可给车辆提供前后方向的驱动力。停车时，由于不需要很大的驱动力，用图55b中的虚线内的部分即可应付。

后退侧离合器19b处于连接状态的情况下也一样，通过沿图55(c)中的粗线在虚线圈起的范围内进行斜板控制，即可使车辆在倾斜面上停止。

也就是说，若将前进后退切换杆89置于中立位置，则在前进侧离合器19a或后退侧离合器19b结合的状态下，靠斜板22使车辆停止。

如上所述，用输出轴27旁边的检测器82识别出输出轴27的旋转方向和旋转速度，即可在控制装置90中计算出与之对应的斜板角。并控制传动装置86，产生使车辆停止的驱动力。

这样一来，车辆在平地上停车的情况下，斜板22a置于喷吐量为P0的角度。而在斜坡上停车的情况下，则可保持在使之产生车辆在倾斜面上停车所必要的动力的角度。

而当车辆在斜板22a喷吐量为P0的角度以外停车的情况下，可设定为前进后退离合器19不能分离的构成。此外，控制装置90可随时识别输出轴27的旋转，当前进后退切换杆89为中立位置时，也可在检测出输出轴27的转动后，控制斜板22a使前进侧离合器19a或后退侧离合器19b结合，停止输出轴27的旋转。

这样，即使在斜坡上也很容易就能使车辆停止，而不必要求操作者进行复杂的操作。此外，起动时也不必连接离合器19，可提高操作的应答性，平滑起动。

3-4、第2变速装置中的用于紧急脱离的HST强制恢复中立装置

当因控制装置90或HST21的油压泵22、马达23之中的至少一方出现故障，HST21无法控制时，可起动下述应急行驶装置：强制性地使HST恢复中立，通过操作前进后退切换杆89和引擎转速，使车辆暂时行驶，从田地中脱离。

下面介绍该应急行驶装置。

首先，强制性地固定从HST21的油压马达23向后延伸出的马达输出轴26的旋转，在不使马达输出轴26的输出传动给行星齿轮装置10及输出轴27的同时，固定行星齿轮装置10的恒星齿轮1的旋转。

例如图56中所示，取出插在变速箱33上穿设的孔33d中的检测器81，从露出的孔33d插入硬质棒状材料102，使之与马达轴26上的齿轮9啮合，即可强制性地固定齿轮9的转动，此外，通过固定与该齿轮9啮合的齿轮6，即可固定恒星齿轮1的转动。但上述棒状材料102应选用能抵抗马达轴26的转矩的材料，以防在应急行驶折断或破碎。

此外，图49的车速(前进速度)V1(或后退速度-V1)应该是HST21的油压泵22的泵喷吐量为0的车速，即油压泵22的可动斜板22a的角度为0的车速，但在上述HST21强制恢复为中立时，设定为将主变速杆84及副变速开关87预先固定在车速为V1或-V1的位置上，不至于使车速发生急剧变化。而副变速开关87则预先固定在低速位置(L0)上。

此外，如图57所示，作为应急电路99，也可构成不经由控制装置90的电路。在应急电路99之中，设置了可根据需要闭合该电路的连接件99a，通常情况下，应急电路99处于开路状态，设定为电信号不经由此处。而且设定为一连接应急电路99的连接件99a，电路一闭合，电信号即优先经由应急电路99进行传送。

正如上述，一经强制性地固定齿轮9的转动，引擎20的动力只能由从油压泵22的后方向外延伸出的泵轴25传动给变速器30B。但由于油压泵22的可动斜板22a的角度为0，因而引擎20的动力无法用HST21变速。

另一方面，引擎动力被输入泵轴25，外配合在该泵轴25上的输入齿轮8，与松配合在主变速输出轴27上的托架5的前部形成的齿轮5a啮合后即可传动给差动机构10。托架5-转动，该托架5上支承的行星齿轮2和与其转动被固定的恒星齿轮1啮合的同时，在恒星齿轮1的周围旋转。并通过与该行星齿轮2和2啮合的齿圈3，给与该齿圈3形成一体、共同旋转的前进齿轮11传动动力。

而在前进后退切换离合器19或190与前进齿轮11结合期间，前进齿轮11的转动被传动给输出轴27，输出轴27即可将车辆朝前进的方向旋转驱动。

此外，在前进后退切换离合器19或190与后退齿轮12结合期间，上述前进齿轮11的旋转与松配合在泵轴25上的套管轴7的前端形成的齿轮7a啮合之后，旋转驱动该套管轴7，进而通过在套管轴7后端形成的齿轮7b，经换向齿轮15即可将动力传动给后退齿轮12，输出轴27即可将车辆朝后退方向旋转驱动。

正如以上所述，当HST21无法控制时，仅用泵轴25的旋转动力经差动机构10驱动主变速输出轴27，能在紧急时使车辆行驶。而前后的行进方向，可用操作前进后退离合器19的前进后退切换杆89进行选择，此外，这时虽然固定了主变速比(轴27的转速/轴25的转速)，但车速即输出轴27的转速仍然可通过调整引擎20转速进行调整。

因而，当车辆位于田地中央时，若HST21以及控制该HST21的控制装置90故障，在田里分解与修理变速箱困难，但采用本发明即可使车辆脱离田地，由于利用上述应急行驶装置，车辆即可行驶到便于修理的位置进行修理，因而有利于提高作业效率。

而如上所述的用于应急脱离的HST强制恢复中立结构也能适用于第1变速装置101，此时后的车辆行驶，若设定为HMT方式，即能够与安装了第2变速装置102的车辆一样。

3-5、附设在主变速杆84上的各种速度及方式设定开关。

正如图58所示，在上述主变速杆84的把持部分84b上部靠大拇指一侧设置了副变速切换开关171，在其相反一侧配置了四轮驱动通断开关175。此外，在副变速切换开关171的下面设有速度设定开关.173，该速度设定开关173由用来提高速度设定值的开关173a和用来降低速度设定值的开关173b构成。

该提高速度设定值开关173a和降低速度设定值开关173b是自动恢复式开关，与上述控制装置90连接。并可通过控制装置90把设定值中的主变速比调整为任意值。

按下副变速切换开关171，信号即被传送给控制装置90，即可将副变速由低操作到高或由高操作到低。

此外，按一下速度设定值提高开关173a，即为设定一个高速侧的速度。而按一下速度设定值降低开关173b，即为设定一个低速侧的速度。

也就是说，用一根变速杆即可进行副变速切换以及速度微调。这样一来，由于可用主变速杆84构成行驶系统操作件，因而可望实现操作性能与作业效率的提高，有效利用驾驶室内的空间。

而速度设定开关173的构成并不受限定，也可采用图59所示的可调整速度设定值的构成，用盘式开关174取代上述速度设定值提高开关173a和速度设定值降低开关173b。盘式开关174设定为转动一定量即给控制装置90发出信号。当采用盘式开关174时，将开关174朝上旋转一定量即为设定一个高速侧的速度。而朝下旋转即为设定一个低速侧的速度。

可用上述速度设定开关173变更的速度设定值，例如图60中所示，可从速度设定值0设定到3，预先按照各速度设定值分配主变速比，即可用主变速杆84调整速度。例如图60中所示，主变速杆84的转动度一加大，速度也与该主变速杆84的转动度成比例地加大，此外，还设定为在主变速杆84的转动度固定情况下，若将速度设定值从0变更为3，主变速比加大，速度也加大。

此外，还可在操作部的适当位置上设置方式开关，用该方式开关切换设置在主变速杆84上的开关的方式，以便提高操作性。若在起动引擎时按下该方式开关，切换为第1方式，则作为初期设定，一按下上述速度设定开关173，即成为最低设定值，一按副变速切换开关171即成为“低”，一按四轮驱动通断开关175，即成为二轮驱动。

并设定为：通过用上述方式开关切换为第2方式，一按下上述速度设定开关173、副变速切换开关171、四轮驱动通断开关175，即可分别变更为引擎停止前的设定。而在上述控制装置90之中设置了保存速度设定开关173、副变速切换开关171、四轮驱动通断开关175的设定的存储装置172，可变更为引擎停止前的设定。因此，由于在希望设定为上一次作业时使用过的设定的情况下，也不必重新设定，因而可高效进行作业。

此外，还设定为：通过用上述方式开关切换为第3方式，在经过引擎停止后的一段时间内，重新起动引擎时，一按下速度设定开关173、副变速切换开关171、四轮驱动通断开关175，即可变更为引擎停止前的设定，在经过一段时间之后重新起动引擎时，一按下速度设定开关173即成为最低设定值，一按下副变速切换开关171即成为“低”，一按下四轮通断开关175，即成为二轮驱动。这样一来，在因休息、加油等短时间熄火的情况下，由于重新起动时也不必再进行各开关的设定，因而能高效进行作业。

但是，通常情况下，速度设定开关173、副变速切换开关171、四轮驱动通断175开关的设定均为引擎停止后即恢复为初始设定，即始在作业开始时错误操作的情况下，由于速度最低，因而可确保安全性。

此外还可在操作部上设置复数开关，把方式分配给各个开关，用上述控制装置90控制，以取代用方式开关切换速度设定开关173、副变速切换开关171、四轮驱动通断开关175的方式。可将任意方式分配给各个开关，例如上述，可分配恢复为初期设定的开关，恢复前一次作业时的设定的开关，在引擎熄火后的一段时间内变更为前一次作业时的设定，一段时间后恢复初期设定的开关。

此外，也可设定为可变更为与操作者结合的开关设定方式，——将各开关恢复初期设定的开关、变更为第1操作者的设定的开关、变更为第2操作者的设定的开关等。还可设定为可变更为与作业机械相应的开关设定方式——将各开关恢复初期设定的开关、变更为配置旋耕机时的设定的开关、变更为配置施肥机时的设定的开关等。也可通过设置切换开关，选择切换上述的开关设定方式来构成。

3-6、停车制动装置与前进后退切换离合器的关系

下面介绍停车制动装置。

正如图61及图62所示，停车制动装置36构成于包括输出轴75在内的后轮驱动系统之中，该停车制动装置36采用一把停车制动杆72朝上拉，固定设置在输出轴75上的制动板75a即经钢丝78被制动法兰盘76挟持，后轮24即被制动的构成。制动板75a以及制动法兰盘76分别配置在左右两侧的输出轴75之上，由停车制动杆72制动左右后轮24。

与之相反，一把后轮停车制动杆72朝下拉，制动法兰盘76对制动板75a的挟持即因付势件77的付势力被解除，后轮24的制动状态即被解除。而作为使制动后轮24的装置的制动法兰盘76动作的方法，并不局限于钢丝78，也可采用靠电磁阀之类操作油压卡钳等方法。

上述停车制动杆72设置在车辆驾驶席旁边，在其枢支承部上配置了转动角检测装置(电位计等)72a，可检测出该停车制动杆72的操作位置。

而且，该转动角检测装置72a与控制装置90连接，设定为一把停车制动杆72朝上拉，即可从转动角检测装置72a给控制装置90传送信号，用该控制装置90分离离合器的同时，还可使操作面板上表示中立状态(离合器19或190中立状态)的显示灯亮灯。

表示中立状态的显示灯，除了检测并显示上述停车制动杆72的操作(转动角度)之外，还可检测显示前进后退切换离合器19或190，而且还可识别操作离合器的电磁阀93、94的状态(电磁阀位置、压力)，进行中立状态显示。此外还可在控制装置90之中，识别已被识别的状态(用电磁阀93、94、分离离合器的状态)，进行中立状态显示。

这样一来，停车制动器动作时，由于采用了确保不使动力传动的构成，因而可消除起动时因错误操作，在停车制动器动作的状态下行驶的问题，可降低制动板75a的磨损。此外，由于在停车时不必要用主变速杆84等操作为中立状态，因而可提高操作性。

此外，把上述停车制动杆72朝上拉时，当停车制动杆72的转动角在一定值以内时，采用由转动角检测装置72给控制装置90传送信号，分离离合器的构成。

在此种构成之中，由于在一定值以内把停车制动杆朝上拉时，杆的操作量被各部件间的间隙抵消，不使用制动力即可使车辆保持在中立状态。

也就是说，是通过使停车制动杆72在间隙范围内转动，使停车制动不起作用，解除前进后退切换离合器19的结合后形成中立状态的。

由于这样一来即不再需要设置用来使车辆处于中立状态的开关等操作件，因而可抑制零件数量的增加。由于不使用制动力即可使车辆保持中立状态，因而也可为了维修等原因而牵引车辆。

也可设定为在前进后退切换离合器19或190以外，另行设置主离合器，使该主离合器的离合与停车制动器联系在一起。

此外，停车制动器同样可适用于第1变速装置101，如果把上述中立状态设定为主变速离合器装置130中立状态(两个离合器13、14均处于分离状态)，则上述停车制动和中立控制之间的联系也可在第1变速装置101中实现。还有，在第1变速装置101之中也可作为在主变速装置130之外另行设置的使主离合器和停车制动器彼此关联系的装置。

这样，离合器被分离后经过一定时间，即可用传动装置86进行斜板控制，把斜板角设为0，停止HST21的油压马达23的驱动。在第2变速装置102中，由于一直是HMT方式，因而在车速为0时，油压泵22的斜板角并不为0。也就是说，通过停车制动杆72的转动，识别停车制动装置36的动作，在使离合器分离之后，停止HST21的驱动。

下面根据图64介绍该停车时的HST的斜板控制构成。

如图64a所示，在使车辆停止的状态下，HST21的油压泵22保持在作动油的喷吐量为P0的位置上。即油压泵22的斜板22a保持一定角度，驱动HST21的油压马达23。

在该状态下，拉动停车制动杆72，经过一定时间后，如图64b所示，控制斜板22a，使HST21的油压泵22的喷吐量减少。而且，如图64c所示，油压泵22的喷吐量变为0，停止HST21的油压马达23的驱动。

在图64c所示的状态下，车辆本来可用构成V1(见图49)的主变速比驱动，但由于控制HST21的斜板22a之前，已使传动驱动力的离合器分离，因此车轮绝对不会受到驱动。

这样一来，由于停车时停止驱动HST21，因而可减轻停车时的HST21的负载，降低停车时的噪声，节省燃料费用。此外还可抑制HST21等的油路中的油压上升，提高变速装置的整体寿命。

在上述构成之中，可从停车制动杆72动作的状态持续一定时间推定出车辆当前不能操作，并实施降低噪声、减轻油路负载、降低油耗的控制。进而言之，停车制动杆一动作，在控制装置90中计时器即动作(或进行无操作时间的累计计算)，如果一定时间后仍未进行操作，即切断离合器，停止驱动HST21的油压马达23。

此外，作为识别车辆当前处于不能操作状态的装置，如图63所示，在驾驶席55上配设了座席开关55a。该座席开关55a设定为靠驾驶人员是否座在座席55上通断该开关的，将此开关与控制装置90连接，即可识别出有无驾驶人员，还可停止驱动HST21的油压马达23。

也就是说，通过检测座席开关55a的状态，在控制装置90中即可识别出驾驶人员未在座位上的状态已持续了一定时间，在此情况下也可切断离合器，停止驱动HST21的油压马达23。同时还可使停车制动装置36动作。

此外，作为识别有无驾驶人员的装置，也可在座席55旁边配置红外线传感器，用来取代座席开关55a。

除此而外，当识别出前进后退切换杆89处于中立位置N的状态，或主变速杆84处于停止位置0的状态持续了一定时间的情况下，也可使停车制动装置36动作，切断离合器，停止驱动HST21的油压马达23。

正如上述，把经过HST变速的驱动力和从引擎20传动给差动机构10的驱动力在差动机构10中合成，在具有进行变速的变速机构的变速作业车辆之中，可降低停车时的驱动力损耗，减少噪声的同时，还可降低油耗，减轻油路所受负载。

3-7、主变速、前进后退切换兼用杆的构成

下面参照图65及图66介绍具有前进后退切换杆89和主变速杆84两种功能的单一变速杆100。

在该实施例中，是用变速杆100进行前进后退切换及速度控制的，正如图65所示，采用在变速杆100的根部配设转动角检测装置100a，可在控制装置90中识别变速杆100的角度的构成。

正如图66所示，变速杆100插嵌在具有前后方向上形成的前进槽106、左右方向上形成的中立槽104、以及前后方向形成的后退槽105的导向槽之中。而且，变速杆100的转动方向是受该导向槽的限制的。

在中立槽104的机体内侧连接着前进槽106，在中立槽的机体外侧连接着后退槽105。这样一来，变速杆100绝对不会由前进位置急剧移动到后退位置。

根据控制装置90中识别变速杆100的位置，进行HST21的斜板控制和前进后退切换机构16的离合器控制。

当变速杆100位于中立槽104时，前进后退切换装置16的离合器19分离，驱动力传动被切断。

而当变速杆100位于前进槽106时，前进后退切换装置16的离合器19的前进侧结合，HST21的斜板22a通过传动装置86被控制在与变速杆100位置对应的角度上。此外，当变速杆100位于后退槽105时，前进后退切换装置16的离合器19的后退侧结合，HST21的斜板22a通过传动装置86，被控制在与变速杆100的位置对应的角度上。

也就是说，根据变速杆100的位置，在控制装置90中生成变速目标值，电子控制HST斜板22a以及用来进行前进后退的离合器19。

这样即可用一根杆如变速杆100进行变速与前进后退切换，操作变得简单，从而可进行平滑的变速操作。

本发明适用于农用拖拉机等安装了HST的，尤其是装备了HMT的油压驱动车辆，可根据各种条件以最佳方式控制HST的斜板角，同时还可节省油料，提高零部件的使用寿命。

Claims (10)

1.一种油压驱动车辆，其特征在于：配置了根据变速操作装置的操作，通过经传动装置变更斜板的倾斜角可变更输出/输入转速比的油压式变速装置；设有检测与车轴连动连接的传动轴的转速的转速检测装置；将该传动轴的目标转速设定为与通过该变速操作装置的操作而设定的斜板倾斜角对应的值，如果用该转速检测装置检测出的该传动轴的转速与目标转速不同，则经过该传动装置修正控制该斜板倾斜角，

配置了合成油压式变速装置的输入端和输出端的动力的差动机构；在可切换将不经该差动机构的该油压式变速装置的输出作为行驶驱动力的方式与将该差动机构的输出作为行驶驱动力方式的车辆之中，在使上述可动斜板朝设定的目标斜板位置移动期间进行该两种方式的切换时控制所述传动装置，以便降低该方式切换前后的斜板位置变化率。

2.根据权利要求1所述的油压驱动车辆，其特征在于：将上述斜板倾斜角的修正量作为上述油压式变速装置上增加的负载来检测。

3.根据权利要求1所述的油压驱动车辆，其特征在于：将上述传动装置的修正操作量作为上述油压式变速装置上增加的负载来检测。

4.根据权利要求1所述的油压驱动车辆，其特征在于：具有PTO轴，根据上述油压式变速装置上增加的负载和引擎上增加的负载计算出该PTO轴上增加的负载值。

5.根据权利要求1～4任一项所述的油压驱动车辆，其特征在于：将上述差动机构的输出轴作为用上述转速检测装置检测转速的传动轴。

6.根据权利要求1所述的油压驱动车辆，其特征在于：所述油压式变速装置配置有油压泵和油压马达，所述传动装置是电子控制式的，利用电子控制式传动装置通过移动油压泵和马达中的任一种可动斜板使所述输出/输入转速比可变更；在设定了与该传动装置的指令电流值对应的不敏感区中，在超出该不敏感区控制该传动装置的情况下，无时间差地进行划定该不敏感区的该指令电流值的上下阈值的变化。

7.根据权利要求1所述的油压驱动车辆，其特征在于：在分别探测出引擎的转速和变速后的转矩，并根据引擎的转速，成比例地变更所述油压式变速装置的所述输出/输入转速比的车辆之中，设置了即使引擎的转速发生了变化，也可使该油压式变速装置的该输出/输入转速比不改变的不敏感区。

8.根据权利要求1所述的油压驱动车辆，其特征在于：该车辆设置了配有电子控制式调速器的引擎、引擎转速探测器、通过电子控制可变更输出/输入转速比的所述油压式变速装置、控制该调速器及该油压式变速装置的控制装置；该控制装置存储了与实现最佳油耗费的引擎的转矩及转速有关的图表，将用该调速器检测出的引擎转矩和用该引擎转速检测器检测出的转速与该图表上的值进行比较，当有差异的情况下，为消除该差异，控制该调速器及油压式变速装置中的一方或两方。

9.根据权利要求1所述的油压驱动车辆，其特征在于：该车辆设置了配有电子控制式调速器的引擎、引擎转速检测器、通过电子控制可变更输出/输入转速比的所述油压式变速装置、控制该油压式变速装置的输出/输入转速比的控制装置；用该调速器计算出引擎负载，用该引擎转速检测器检测出引擎的转速，该控制装置存储了与该检测出的引擎转速对应的最大引擎转矩的图表，当用该调速器检测出的引擎负载高于与用引擎转速检测器检测出的引擎转速对应的最大引擎转矩相适应的引擎负载的情况下，实施降低该油压式变速装置的输出/输入转速比的控制，低于情况下，实施提高该油压式变速装置的输出/输入转速比的控制。

10.根据权利要求1所述的油压驱动车辆，其特征在于：这是一种安装着可升降的作业机械的油压驱动车辆；其中包括：配置了电子控制式调速器的引擎、引擎转速检测器、通过电子控制可变更输出/输入转速比的所述油压式变速装置、控制该调速器及该油压式变速装置的控制装置；在该装置之中，车辆一进入转弯动作、并发出作业机械的抬升动作指令信号，该控制装置即控制该调速器，使引擎转速减少的同时使该油压式变速装置的输出/输入转速比增加，以便弥补因引擎转速的减少而引起的车辆减速，转弯动作结束后，一发出作业机械下降动作指令信号，为使引擎转速恢复到设定转速而控制读调速器的同时，为了限制因引擎转速的增加引起的车辆增速而使该油压式变速装置的输入/输出转速比减少。

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