CN102862478B - 联合收割机的行进变速结构 - Google Patents

Abstract

在作业车的行进传动结构中，实现变速箱的行进用的无级变速装置附近的紧凑化。为了实现该目的，在变速箱（10）的一方侧形成向另一方侧进入的凹部（10a），在变速箱（10）的另一方侧配备变速箱（10）的输入轴（22）。在变速箱（10）的凹部（10a）处配置行进用的无级变速装置（11），行进用的无级变速装置（11）的输出轴（11c）与输入轴（22）连动连结。在变速箱（10）的另一方侧配备将输入轴（22）的动力传递至下游侧的传动齿轮（30、31）。将传动轴（29）支承在变速箱（10）上，传动齿轮（30、31）的动力被传递至传动轴（29）的输入轴（22）侧（变速箱的另一方侧），在传动轴（29）的凹部（10a）侧（变速箱的一方侧）配备右及左侧离合器（34）。

Description

联合收割机的行进变速结构

本申请是发明名称为“作业车”、申请日为2008年4月10日并且申请号为200810091929.4的发明专利申请的分案申请。

技术领域

本发明涉及一种联合收割机等的作业车。

背景技术

[1]

在作为作业车的一个例子的联合收割机中，例如JP-A-2003-094968所公开的那样，具有行进用的无级变速装置及变速箱。在JP-A-2003-094968中，在变速箱（图2及图3的8）的上部的横侧部处配置有行进用的无级变速装置（图2及图3的9），行进用的无级变速装置的输出轴插入到变速箱的内部，作为变速箱的输入轴（图2及图3的48）而配置在变速箱的左右中央。

在JP-A-2003-094968中，横跨变速箱的下部的左右，支承有传动轴（用图3的轴承49所支承的传动轴），变速箱的输入轴的动力经由配置在变速箱的左右中央的传动齿轮而传递到传动轴的左右中央部。在传动轴的右及左端部具备右及左侧离合器（图2及图3的14），传动轴的动力经由右及左侧离合器而传递到右及左行进装置（图1及图2的1）。

由此，在右及左侧离合器被操作为传动状态时，动力被传递至右及左行进装置，机体直进。在将右侧离合器操作为切断状态并将左侧离合器操作为传动状态时，机体向右改变方向，在将左侧离合器操作为切断状态并将右侧离合器操作为传动状态时，机体向左改变方向。

[2]

在作为作业车的一个例子的联合收割机中，例如JP-A-2001-054314所公开的那样，具有行进用的无级变速装置及变速箱。在JP-A-2001-054314中，在变速箱（图1的2）的上部的横侧部配置有行进用的无级变速装置（图1的M）。行进用的无级变速装置的输出轴（图1的1）插入到变速箱的内部，行进用的无级变速装置的输出轴的动力经由传动齿轮而传递至变速箱的输入轴（图1的21），变速箱的输入轴（图1的21）配置在变速箱的左右中央。

在JP-A-2001-054314中，将动力传递至右及左行进装置（图1的4）的右及左输出齿轮（图1的12）配置在变速箱的左右中央，在变速箱的右及左侧部，具备有滑动操作自如的传动齿轮（图1的11）。

由此，若滑动操作传动齿轮（图1的11）并令其与传动齿轮（图1的27）啮合，则得到与右或左行进装置的一方方向相同且低速的动力被传递至右或左行进装置的另一方（右或左输出齿轮）的慢转弯状态。在慢转弯状态中，得到例如右行进装置（右输出齿轮）向前进方向被驱动，左行进装置（左输出齿轮）向前进方向以低速被驱动的状态，机体利用右和左行进装置的速度差向左慢转弯（慢转弯状态）。

若向反方向滑动操作传动齿轮（图1的11）并令其与传动齿轮（图1的9）啮合，则得到与右或左行进装置的一方方向相反的动力被传递至右或左行进装置的另一方（右或左输出齿轮）的反转状态。在反转状态中，得到例如右行进装置（右输出齿轮）向前进方向被驱动，左行进装置（左输出齿轮）向后退方向被驱动的状态，由于右或左行进装置的驱动方向相反，机体向左车轮一正一反原地转弯（车轮一正一反原地转弯状态）。

[3]

在联合收割机中，如JP-A-2000-335439所公开的那样，上下摆动驱动自如地支承收割部（图1的3）的支承框架、驾驶部（图1的8）、及变速箱（图2的17）在机体的前部在左右方向上并排地配置。在JP-A-2000-335439中，驾驶部配备在变速箱的右横向外侧，支承框架配备在变速箱的左侧的另一方的横向外侧。

在JP-A-2000-335439中，行进变速用或转弯用的液压机构（图2及图4的23、36）内装在变速箱中，通过操作变速箱的液压机构，来进行机体的行进变速操作或转弯操作。

[4]

在作为作业车的一个例子的联合收割机中，将操作主变速装置的主变速操作件及操作副变速装置的副变速操作件分别在并列的状态下配置在驾驶操纵空间内（例如，参照JP-A-2007-159467（段落[0037][0041]～[0043]、图2、图7～图9））。

发明内容

发明需要解决的课题

[1]

对应背景技术[1]的课题如下所述。

在JP-A-2003-094968中，在变速箱的横侧部处配置有行进用的无级变速装置，成为行进用的无级变速装置从变速箱的横侧部向横侧较大地突出的状态。由此，变速箱中的行进用的无级变速装置的附近的紧凑化这一方面有改善的余地。

本发明的目的在于，在作业车的行进传动结构中，实现变速箱中的行进用的无级变速装置的附近的紧凑化。

[2]

对应背景技术[2]的课题如下所述。

在JP-A-2001-054314中，构成为通过滑动操作传动齿轮并令其与其他传动齿轮啮合而得到慢转弯状态及车轮一正一反原地转弯状态。但是，对于驾驶者而言，传动齿轮的滑动操作一般操作较重，传动齿轮的啮合也是若相位不合则不能很好地啮合，因此操作性的方面有改善的余地。

因此，废除了滑动操作传动齿轮而得到慢转弯状态和车轮一正一反原地转弯状态的结构，提出了下述操作性良好的结构：具备可将与右或左行进装置的一方方向相同且低速的动力传递至右或左行进装置的另一方的摩擦多板式的慢转弯离合器、及可将与右或左行进装置的一方方向相反的动力传递至右或左行进装置的另一方的摩擦多板式的反转离合器，从而得到慢转弯状态和车轮一正一反原地转弯状态。

本发明的目的在于，在作业车的行进传动结构中，在具备行进用的无级变速装置及变速箱的情况下，在变速箱中具备慢转弯离合器及反转离合器时，适当地配置慢转弯离合器及反转离合器，以实现变速箱中的行进用的无级变速装置的附近的紧凑化。

[3]

对应背景技术[3]的课题如下所述。

在JP-A-2000-335439中，具备具有向液压机构给排操作工作油的控制阀（图4的38、39、41）的液压单元（图4的42）。

本发明的目的在于，在上下摆动驱动自如地支承收割部的支承框架、驾驶部、及变速箱在机体的前部在左右方向上并排配置的联合收割机中，在将行进变速用或转弯用的液压机构内装在变速箱中的情况下，适当地配置具有向液压机构给排操作工作油的控制阀的液压单元，以使液压单元的维护作业容易进行。

[4]

对应背景技术[4]的课题如下所述。

在JP-A-2007-159467中所示的以往结构中，将两个变速操作件在并列的状态下配置在驾驶操纵空间内。

在驾驶操纵空间内，除了变速操作件以外还需要配置操纵所需的设备，因此设备配置拥塞，有向着空间的有效利用而进行改善的余地。

本发明的目的在于,着眼于主变速操作件和副变速操作件的操作方式，在两操作件的配置结构上下功夫，提供一种使驾驶操纵空间内的设备配置得以适当地进行的作业车的变速操作结构。

用于解决上述课题的方法

[1]

用于解决课题[1]的方法如下所述。即，一种作业车的行进传动结构，将发动机的动力经由行进用的无级变速装置及变速箱传递至右及左行进装置，

在上述变速箱的一方侧形成凹部，在与该凹部邻接的变速箱的另一方侧配备输入轴，

在上述凹部处配置行进用的无级变速装置，将该行进用的无级变速装置的输出轴配备在上述变速箱的一方侧，

将上述行进用的无级变速装置的输出轴与上述变速箱的输入轴连动连结，

将传递上述输入轴的动力的传动齿轮配备在上述变速箱的另一方侧，

从上述变速箱的一方侧直到另一方侧而延伸设置有传动轴，上述传动齿轮的动力被传递至该传动轴，向上述传动轴的一方侧偏靠地配备右侧离合器和左侧离合器，

上述行进用的无级变速装置的输出轴的动力从上述变速箱的输入轴经由上述传动齿轮、上述传动轴及上述右及左侧离合器，而传递至上述右及左行进装置。

该特征在下述方面上是有利的。

例如图3及图7所示，在变速箱10的一方侧（纸面左侧）形成有向另一方侧（纸面右侧）进入的凹部10a，在变速箱10的凹部10a处配置行进用的无级变速装置11。由此，行进用的无级变速装置11成为进入变速箱10的另一方侧（纸面右侧）的状态，因此不会成为行进用的无级变速装置11从变速箱10的横侧部向横侧较大地突出的状态。

根据该特征，例如图7所示，形成变速箱10的凹部10a时，在变速箱10中，输入轴22配备在与凹部10a邻接的变速箱10的另一方侧（纸面右侧），传动齿轮30、31也配备在另一方侧（与变速箱10的输入轴22相同的一侧。纸面右侧）。这样，通过将输入轴22和传动齿轮30、31配备在变速箱10的另一方侧（输入轴22侧）（纸面右侧），在变速箱10的一方侧（纸面左侧），受输入轴22和传动齿轮30、31的影响小，变速箱10的凹部10a容易形成。

根据该特征，例如图7所示，在位于传动齿轮30、31的下游侧的右及左侧离合器34中，从变速箱的一方侧（纸面左侧）到另一方侧（纸面右侧）支承有传动轴29，构成为传动齿轮30、31的动力被传递至传动轴29的输入轴22一侧（变速箱的上述另一方侧。纸面右侧），在传动轴29的凹部10a一侧（变速箱的上述一方侧。纸面左侧）配备右及左侧离合器34。例如图7所示，在构成为传动齿轮30、31的动力被传递至传动轴29的输入轴22一侧（纸面右侧）时，在传动轴29的凹部10a一侧（纸面左侧）产生空间上的裕量，因此能够毫不勉强地在传动轴29的凹部10a侧（纸面左侧）配备右及左侧离合器34。

在作为作业车的一个例子的联合收割机中，例如图2所示，多在行进用的无级变速装置11和变速箱10的横向外侧具有驾驶部5。在这种情况下，若行进用的无级变速装置从变速箱的横侧部向横侧较大地突出，则有时行进用的无级变速装置进入驾驶部，牺牲驾驶部的空间。

相对于此，在本发明中，行进用的无级变速装置不会处于从变速箱的横侧部向横侧较大地突出的状态，因此即使构成为驾驶部配备在行进用的无级变速装置和变速箱的横向外侧，也很少会牺牲驾驶部的空间。

由此，在作业车的行进传动结构中，通过在变速箱的一方侧形成向另一方侧进入的凹部，并在变速箱的凹部中配置行进用的无级变速装置，能够不成为行进用的无级变速装置从变速箱的横侧部向横侧较大地突出的状态，能够实现变速箱中的行进用的无级变速装置的附近的紧凑化。

这种情况下，根据上述特征，即使例如构成为在行进用的无级变速装置和变速箱的横向外侧配备驾驶部，也很少会牺牲驾驶部的空间，因此容易将驾驶部的空间设定为大的空间，能够具有裕量地配置驾驶部中的各种装置，能够提高驾驶部中的舒适性。

并且，在变速箱的一方侧形成有向右或左的另一方侧进入的凹部时，通过将输入轴及传动齿轮配备在变速箱的另一方侧（输入轴侧），即可容易地形成变速箱的凹部，并能够毫不勉强地配备右及左侧离合器，基于上述两点，能够实现变速箱的生产率的提高。

在一优选实施方式中，在上述变速箱的一方侧配备上述行进用的无级变速装置的输入轴，将该输入轴向上述变速箱的另一方侧延伸出。该特征在下述方面上是有利的。

在例如图7及图8所示的状态中，若将行进用的无级变速装置11的输入轴配备为向与凹部10a相反一侧（纸面左侧）突出，则成为行进用的无级变速装置11的输入轴从变速箱10的横侧部向横侧（纸面左侧）较大地突出的状态。

相对于此，根据上述特征，如例如图7及图8所示，将行进用的无级变速装置11的输入轴11b、16配备在凹部10a侧（纸面左侧），向输入轴22侧（纸面右侧）延伸出，不成为行进用的无级变速装置11的输入轴11b、16从变速箱10的横侧部向横侧（纸面左侧）较大地突出的状态。

由此，由于不成为行进用的无级变速装置的输入轴从变速箱的横侧部向横侧较大地突出的状态，所以能够实现变速箱中的行进用的无级变速装置的附近的紧凑化。

[2]

用于解决课题[2]的方法如下所述。即，一种作业车的行进传动结构，将发动机的动力经由行进用的无级变速装置及变速箱传递至右及左行进装置，

在上述变速箱的一方侧形成凹部，在与该凹部相邻的变速箱的另一方侧配备有输入轴，

在上述凹部处配置行进用的无级变速装置，将该行进用的无级变速装置的输出轴配备在上述变速箱的一方侧，

将上述行进用的无级变速装置的输出轴与上述变速箱的输入轴连动连结，

从上述变速箱的一方侧到另一方侧与上述凹部相邻而延伸设置传动轴，

向上述传动轴中的上述变速箱的一方侧偏靠地配备可向上述右及左行进装置传递相互方向相同且速度不同的动力的摩擦多板式的慢转弯离合器，

向上述传动轴中的上述变速箱的另一方侧偏靠而配备可向上述右及左行进装置传递相互方向不同的动力的摩擦多板式的反转离合器，

上述行进用的无级变速装置的输出轴的动力从上述变速箱的输入轴传递到上述慢转弯离合器及反转离合器。

该特征在下述方面上是有利的。

如例如图3及图7所示，在变速箱10的一方侧（纸面左侧）形成有向另一方侧（纸面右侧）进入的凹部10a，在变速箱10的凹部10a处配置行进用的无级变速装置11。由此，行进用的无级变速装置11成为进入变速箱10的另一方侧（纸面右侧）的状态，因此不成为行进用的无级变速装置11从变速箱10的横侧部向横侧较大地突出的状态。

一般地，反转离合器将与右或左行进装置的一方方向相反的动力向右或左行进装置的另一方传递，传递比较大的扭矩（反方向的动力），因此将反转离合器构成为摩擦多板式时，需要比较大的直径及多个摩擦板，反转离合器变得比较大型。

与此相对，慢转弯离合器将与右或左行进装置的一方方向相同且低速的动力向右或左行进装置的另一方传递，传递比较小的扭矩（同方向的低速的动力），因此将慢转弯离合器构成为摩擦多板式时，需要比较小的直径及少数个摩擦板即可，慢转弯离合器变得比较小型。

根据本发明的特征，例如图7所示，在与变速箱10的凹部10a相邻而支承传动轴44、将慢转弯离合器46及反转离合器53配备在传动轴44上的情况下，将慢转弯离合器46配备在传动轴44的凹部10a一侧（变速箱的上述一方侧。纸面左侧），将反转离合器53配备在传动轴44的输入轴22一侧（变速箱的上述另一方侧。纸面右侧）。

由此，如例如图7及图9所示，在形成变速箱10的凹部10a的情况下，由于能够将与变速箱10的凹部10a相邻的慢转弯离合器46构成为比较小型，因此受慢转弯离合器46的影响小，变速箱10的凹部10a容易形成。

例如图7及图9所示，在配备反转离合器53的情况下，在从变速箱10的凹部10a离开的位置上配备反转离合器53，因此即使是比较大型的反转离合器53，受变速箱10的凹部10a影响变小，能够毫不勉强地配备反转离合器53。

在作为作业车的一个例子的联合收割机中，例如图2所示，多在行进用的无级变速装置11和变速箱10的横向外侧配备驾驶部5。在这种情况下，若行进用的无级变速装置从变速箱的横侧部向横侧较大地突出，则行进用的无级变速装置进入驾驶部，会牺牲驾驶部的空间。

相对于此，根据上述特征，不成为行进用的无级变速装置从变速箱的横侧部向横侧较大地突出的状态，因此即使构成为将驾驶部配备在行进用的无级变速装置和变速箱的横向外侧，也很少会牺牲驾驶部的空间。

由此，在作业车的行进传动结构中，通过在变速箱的右或左的一方侧部形成向右或左的另一方侧进入的凹部，并在变速箱的凹部中配置行进用的无级变速装置，能够不成为行进用的无级变速装置从变速箱的横侧部向横侧较大地突出的状态，能够实现变速箱中的行进用的无级变速装置的附近的紧凑化。

这种情况下，根据上述特征，即使构成为例如在行进用的无级变速装置和变速箱的横向外侧配备驾驶部，也很少会牺牲驾驶部的空间，因此容易将驾驶部的空间设定为大的空间，能够具有裕量地配置驾驶部中的各种装置，能够提高驾驶部中的舒适性。

并且，在变速箱的右或左的一方侧部形成有向右或左的另一方侧进入的凹部时，通过将慢转弯离合器配备在传动轴的凹部侧，将反转离合器配备在传动轴的输入轴侧，即可容易地形成变速箱的凹部、并能够毫不勉强地配备反转离合器，基于上述两点，能够实现变速箱的生产率的提高。

在一优选实施方式中，从上述变速箱的一方侧到另一方侧而延伸设置第2传动轴，在该第2传动轴上具备将动力传递至上述右行进装置的右输出齿轮及将动力传递至上述左行进装置的左输出齿轮，并且，

来自上述输入轴的动力经由传动齿轮而被传递至上述第2传动轴，从上述第2传动轴经由传动齿轮而被传递至上述慢转弯离合器，从上述慢转弯离合器被传递至右或左输出齿轮，

上述输入轴的动力经由传动齿轮而被传递至上述反转离合器，从上述反转离合器被传递至右或左输出齿轮。

该特征在下述方面上是有利的。

例如图7及图9所示，形成变速箱10的凹部10a时，在与该凹部10a相邻而配备慢转弯离合器46的情况下，根据该特征，经由与具备慢转弯离合器46的传动轴44不同的传动轴29，将输入轴22的动力传递至慢转弯离合器46。

由此，例如图7及图9所示，如称为变速箱10的一方侧（纸面左侧）和另一方侧（纸面右侧）那样，即使输入轴22和慢转弯离合器46相互远离，也能够将输入轴22的动力经由另一传动轴29毫不勉强地传递至慢转弯离合器46。通过从变速箱10的凹部10a稍稍离开地配备另一传动轴29，给变速箱10的凹部10a的影响变小，且能够将输入轴22的动力经由另一传动轴29毫不勉强地传递至慢转弯离合器46。

例如如图7及图9所示，在将输入轴22的动力传递至反转离合器53时，输入轴22和反转离合器53被配备在称为变速箱10的另一方侧（纸面右侧）的相同一侧，因此受变速箱10的凹部10a的影响变小，并能够将输入轴22的动力毫不勉强地传递至反转离合器53。

由此，能够将输入轴的动力经由另一传动轴毫不勉强地传递至慢转弯离合器、并能够将输入轴的动力毫不勉强地传递至反转离合器，基于上述两点，在变速箱的设计方面能够具有裕量，能够实现变速箱的生产率的提高。

在一优选实施方式中，在上述第2传动轴上向上述变速箱的一方侧偏靠而配备上述右及左输出齿轮，

在上述变速箱的另一方侧配备有将上述输入轴的动力传递至上述第2传动轴的传动齿轮及将上述输入轴的动力传递至上述反转离合器的传动齿轮。

该特征在下述方面上是有利的。

如例如图7及图9所示，在将输入轴10的动力传递至另一传动轴29及反转离合器53时，根据该特征，在变速箱10的另一方侧（输入轴22侧。纸面右侧）配备将输入轴10的动力传递至另一传动轴29的传动齿轮30、31、及将输入轴10的动力传递至反转离合器53的传动齿轮51。

这样，通过在变速箱10的另一方侧（输入轴22侧。纸面右侧）配备输入轴22及传动齿轮30、31、51，在变速箱10的一方侧（纸面左侧），受输入轴22及传动齿轮30、31、51的影响变小，变速箱10的凹部10a容易形成。

例如图7及图9所示，在另一传动轴29上配备将动力传递至右及左行进装置的右及左输出齿轮32R、32L时，根据该特征，构成为传动齿轮30、31的动力被传递至传动轴29的输入轴22一侧（变速箱的上述另一方侧。纸面右侧），在传动轴29的凹部10a一侧（变速箱的上述一方侧。纸面左侧）配备右及左输出齿轮32R、32L。

例如如图7及图9所示，若构成为传动齿轮30、31的动力被传递至传动轴29的输入轴22一侧，则在传动轴29的凹部10a侧（纸面左侧）产生空间上的裕量，因此能够在传动轴29的凹部10a侧（纸面左侧）毫不勉强地配备右及左输出齿轮32R、32L。

由此，通过将输入轴及传动齿轮配置在变速箱的另一方侧（输入轴侧），即可容易地形成变速箱的凹部、并能够在传动轴的凹部侧部毫不勉强地配备右及左输出齿轮，基于上述两点，能够实现变速箱的生产率的提高。

[3]

用于解决课题[3]的方法如下所述。即，一种联合收割机，

在机体的前部配备有内装行进变速用或转弯用的液压机构的变速箱，并且，

将驾驶部配备在上述变速箱的一横向外侧，

将上下摆动驱动自如地支承收割部的支承框架配备在上述变速箱的另一横向外侧，

将具有向上述液压机构上给排操作工作油的控制阀的液压单元配备在上述变速箱的支承框架侧的横侧部。

该特征在下述方面上是有利的。

在上下摆动驱动自如地支承收割部的支承框架、驾驶部及变速箱在机体的前部在左右方向上并排地配置的联合收割机中，一般地，使收割部上升驱动至上限时，收割部从机体的前部向前方上方离开，因此在与驾驶部相反一侧，收割部和机体的前部之间打开，作业者能够从与驾驶部相反一侧进入至收割部和机体的前部之间（例如JP-A-2000-335439中，在机体的前部的右侧具备驾驶部，在机体的前部的左侧具备收割部，因此使收割部上升驱动至上限时，作业者能够从机体的前部的左侧进入至收割部和机体的前部之间）。

若在例如变速箱的右或左侧的驾驶部侧的横侧部配备液压单元，则作业者从与驾驶部相反一侧进入至收割部和机体的前部之间时，对于作业者而言，液压单元位于变速箱的对面侧（驾驶部侧），因此液压单元的维护作业变得难以进行。

同样地，若在变速箱的前侧部配备液压单元，则由于收割部位于液压单元的前侧，液压单元的维护作业变得难以进行。若在变速箱的后侧部配备液压单元，则由于机体的前部位于液压单元的后侧，液压单元的维护作业变得难以进行。

相对于此，根据上述特征，在变速箱的支承框架侧的横侧部配备液压单元。作业者从与驾驶部相反一侧进入至收割部和机体的前部之间时，对于作业者而言，液压单元位于变速箱的近前一侧（作业者侧），因此液压单元的维护作业变得容易进行。

由此，在上下摆动驱动自如地支承收割部的支承框架、驾驶部及变速箱在机体的前部在左右方向上并排地配置的联合收割机中，在变速箱中内装了行进变速用或转弯用的液压机构时，具有向液压机构给排操作工作油的控制阀的液压单元的维护作业变得容易进行，能够提高联合收割机的维护性及操作性。

在一优选实施方式中，在变速箱的内部的左右方向上支承有用于支承上述液压机构的传动轴，将上述传动轴的端部插入上述液压单元的内部，

在上述传动轴的内部配备从上述液压机构到上述传动轴的端部而延伸的油路，从上述液压单元经由上述油路向上述液压机构进行工作油的给排操作。

该特征在下述方面上是有利的。

在变速箱的内部，液压机构由传动轴（JP-A-2000-335439的图2及图4的20、28）支承。

从液压单元（控制阀）向液压机构进行工作油的给排操作时，根据本发明的上述特征，在变速箱的右或左支承框架侧的横侧部配备液压单元，并将传动轴的端部插入液压单元的内部，从液压单元（控制阀）经由传动轴的油路向液压机构进行工作油的给排操作。由此，较少需要跨过液压单元（控制阀）和液压机构配置工作油的配管等，液压单元（控制阀）和液压机构能够借助短的路径（传动轴的油路）被连接。

由此，从液压单元（控制阀）向液压机构进行工作油的给排操作时，能够借助短的路径（传动轴的油路）连接液压单元（控制阀）和液压机构，在结构的简单化的方面是有利的。

[4]

用于解决课题[4]的方法如下所述。即，一种作业车的行进变速结构，

设置有包括可无级变化容量的液压式泵、及接受来自上述液压式泵的工作油而被驱动的液压式马达的能无级变速的主变速装置，设置有将来自上述主变速装置的输出变速为多级的齿轮式副变速机构，

将变更调节上述液压式泵的主变速操作件配置在驾驶操纵空间内，将切换调节上述齿轮式副变速机构的副变速操作件配置在驾驶操纵空间外。

该特征在下述方面上是有利的。

主变速装置是能无级变速的，因此在作业行进时及路上行进时被用于细微的速度调节。因此，主变速操作件需要尽可能配置在驾驶者的附近，因此被配置在驾驶操纵空间内。

另一方面，副变速装置并不像主变速装置那样被用于细微的速度调节，因此配置在驾驶者的附近的必要性小。因此副变速操作件配置在驾驶操纵空间外。

由此，着眼于主变速操作件和副变速操作件所实现的功能，分别选定设置位置，因此驾驶操纵空间内的设备配置不会复杂，能够提供实现空间的有效利用的作业车的行进变速结构。

在一优选实施方式中，将上述液压式马达构成为容量可变。

该特征在下述方面上是有利的。

根据该结构，在液压式马达中能够变化容量，因此在该液压式马达中，能够采用与可无级地变化容量的液压式泵中的容量可变方式不同的分级变速方式，也可以采用可无级地变化容量的方式。

由此，能够实现主变速装置中的变速方式的多样化。

关于其他的特征结构及由其特征结构实现的有利的效果，通过参照附图阅读以下的说明即可明确。

附图说明

图1是示出本发明的一优选实施方式的图、是作为作业车的一例的联合收割机的整体侧视图。

图2是联合收割机的前部的变速箱的附近的俯视图。

图3是联合收割机的前部的变速箱的附近的主视图。

图4是联合收割机的前部的变速箱的附近的侧视图。

图5是变速箱的侧视图。

图6是变速箱的下部的附近的侧视图。

图7是变速箱、右及左传动箱的纵剖主视图。

图8是静液压式无级变速装置及变速箱的输入轴的附近的纵剖主视图。

图9是变速箱的慢转弯离合器、制动器、反转离合器、右及左侧离合器的附近纵剖主视图。

图10是右及左侧离合器中的右及左啮合部的后视图。

图11是右及左转弯离合器中的转弯离合器箱及承接部件的立体图。

图12是示出液压单元中的液压回路结构的图。

图13是示出主变速杆、转向杆、转弯马达开关、静液压式无级变速装置及液压单元的关系的图。

图14是示出联合收割机的驾驶操纵部和变速箱部分的主视图。

图15是示出联合收割机的驾驶操纵部的俯视图。

图16是示出主变速杆的握持部的立体图。

图17是示出变速箱的侧视图。

图18是静液压式无级变速装置的液压回路图。

图19是示出停车制动机构的横剖俯视图。

图20是示出停车制动机构的凸轮盘和操作臂的侧视图。

图21（a）是示出停车制动机构在切断位置的状态的纵剖后视图,图21（b）是示出停车制动机构在接通位置的状态的纵剖后视图。

图22（a）是示出停车制动机构在切断位置的状态下的凸轮盘和滚珠、导向销、施力弹簧的作用图,图22（b）是示出停车制动机构在接通位置的状态下的凸轮盘和滚珠、导向销、施力弹簧的作用图。

图23是履带行进装置的侧视图。

图24是履带行进装置的俯视图。

图25是履带诱导轮支承结构的纵剖侧视图。

图26是履带诱导轮支承结构的俯视图。

图27是使作业机从高处向低处前进移动时的履带行进装置的侧视图。

图28是摆动限制机构的侧视图。

图29是摆动限制机构的俯视图。

图30是示出前摆动轨道框架的摆动界限的侧视图。

附图标记说明

4…收割部、10…变速箱、11…静液压式无级变速装置（主变速装置）、25…高速齿轮、26…低速齿轮、27…传动轴、28…换档部件、61…主变速杆（主变速操作件）、61a…变速开关、128…副变速杆（副变速操作件）、128A…操作臂、A…齿轮式副变速机构。

具体实施方式

下面参照附图基于作业车的一例的联合收割机（combine-harvester）来说明本发明的作业车的一优选实施例。

此外，只要没有不同的明示，在下面的说明中，以联合收割机的行进机体向前方直进（前进）的方向为基准将其称为前后方向，将与该前后方向垂直的水平方向称为左右方向（或横方向），将与前后方向及左右方向垂直的方向称为上下方向。

[1]

如图1及图2所示，在由右及左履带行进装置1支承的机体的前部，支承框架2绕着横轴心P升降自如地被支承，具备升降驱动支承框架2的升降压力缸3，收割部4被支承在支承框架2上。在机体的前部的右侧具备驾驶部5，在驾驶部5的驾驶座位6的下侧具有发动机7。在机体的后部的左侧具备脱壳装置8，在机体的后部的右侧具备谷物箱9，被构成为自脱型（culmheaddischargingtype）的联合收割机。

接着，说明变速箱10。

如图1及图2所示，在机体的前部的左右中央附近具备变速箱10，在变速箱10的右横向外侧具备驾驶部5。横轴心P位于变速箱10的左横向外侧的后方，支承框架2从横轴心P的位置向前侧延伸出，支承框架2位于变速箱10的左横向外侧。

如图3及图7所示，变速箱10是铝压铸制的，构成为右侧部分10R及左侧部分10L的两分割结构，在变速箱10的右侧部分10R的上部的外部形成有阶梯差状凹部10a，在主视图（参照图3及图7）中，凹部10a进入至变速箱10（右及左侧部分10R、10L）的结合部10b的附近（至少纸面左侧）。

如图3及图7所示，静液压式无级变速装置（HST，是行进用的无级变速装置的一例，而且是主变速装置的一例）11配置为进入变速箱10（右侧部分10R）的凹部10a，静液压式无级变速装置11的口部挡块11a与变速箱10（右侧部分10R）的凹部10a连结。静液压式无级变速装置11的口部挡块11a上连结有圆筒状的支承部件12，支承部件12向左侧延伸出，支承部件12的臂12a与变速箱10（左侧部分10L）连结。

如图3及图7所示，在变速箱10（右及左侧部分10R、10L）的下部的外部具备右支承部10c及左支承部10c。具备右传动箱14及左传动箱14，右及左传动箱14与变速箱10（右及左侧部分10R、10L）的右及左支承部10c连结而向前侧延伸（参照图4及图5）。右及左车轴箱15与右及左传动箱14连结而向右及左侧延伸，驱动右及左履带行进装置1的链轮1a配备在右及左车轴箱15的右及左侧的端部。

如图3、6、7所示，在变速箱10（右侧部分10R）的下部的外部，在变速箱10（右及左侧部分10R、10L）的与右及左支承部10c不同的部分上具备有连结部10d，从变速箱10（右侧部分10R）的连结部10d到右及左传动箱14，连结有连接部件13。

[2]

接着，说明变速箱10（右及左侧部分10R、10L）中的传动系统（直进系统）的结构。

如图2、3、8所示，输入轴16被支承在支承部件12上，输入带轮17被连结在输入轴16的端部，在支承部件12的内部，静液压式无级变速装置21的输入轴11b和输入轴16经由连结部件18而被连结。发动机7的动力经由传动带19被传递至输入带轮17，发动机7的动力经由传动带20及静液压式无级变速装置21被传递至收割部4。

如图7及图8所示，在变速箱10（右及左侧部分10R、10L）的上部，输入轴22以与变速箱10（右侧部分10R）的凹部10a邻接（对置）的方式，被支承在变速箱10（左侧部分10L）中，传动齿轮23、24借助花键结构而被固定在输入轴22上。静液压式无级变速装置11的输出轴11c插入到变速箱10（右及左侧部分10R、10L）的内部，借助花键结构而与传动齿轮24（输入轴22）连结。

如图7及图8所示，高速齿轮25及低速齿轮26相对旋转自如地外嵌在支承在变速箱10（右及左侧部分10R、10L）的上部中的传动轴27上，传动齿轮23及高速齿轮25、传动齿轮24及低速齿轮26啮合，换档部件28借助花键结构一体旋转及滑动自如地外嵌在传动轴27上。由此，利用传动齿轮23及高速齿轮25、传动齿轮24及低速齿轮26、换档部件28来构成作为副变速装置的齿轮式副变速机构A，通过使换档部件28与高速及低速齿轮25、26啮合，输入轴22的动力被变速为高低两级（高速及低速位置）而被传递至传动轴27。通常，换档部件28被滑动操作至与高速齿轮25啮合的位置，被设定为高速位置。

如图7及图9所示，横跨变速箱10（右及左侧部分10R、10L）的下部而支承有传动轴29，在传动轴29的左侧部（变速箱10的左侧部分10L的壁部的内表面附近）固定有传动齿轮31。在传动轴27的左侧部（变速箱10的左侧部分10L的壁部的内表面附近）固定有传动齿轮30，传动齿轮30、31啮合。由此，相对于变速箱10（右及左侧部分10R、10L）的结合部10b，输入轴22及传动轴27的大部分、以及传动齿轮30、31被配置在左侧（变速箱10的左侧部分10L）。

如图7及图9所示，在传动轴27的右侧部（变速箱10的右侧部分10R），在传动轴29上相对旋转自如地外嵌有右及左输出齿轮32R、32L，在右及左输出齿轮32R、32L的右及左侧，右及左啮合部33R、33L借助花键结构一体旋转且滑动自如地外嵌在传动轴29上（右啮合部33R被配置在变速箱10的右侧部分10R的壁部的内表面附近）。在右输出齿轮32R及右啮合部33R之间构成有右侧离合器34，在左输出齿轮32L及左啮合部33L之间构成有左侧离合器34。

如图7所示，从变速箱10（右及左侧部分10R、10L）的右及左支承部10c、到右及左传动箱14，支承有传动轴35，在变速箱10（右及左侧部分10R、10L）的内部，被固定在传动轴35上的传动齿轮36与右及左输出齿轮32R、32L啮合，在右及左传动箱14的内部，传动齿轮37被固定在传动轴35上。从右及左传动箱14到右及左车轴箱15，支承有右及左车轴38，在右及左传动箱14的内部，固定在右及左车轴38上的传动齿轮39与传动齿轮37啮合。在右及左车轴箱15的内部，右及左车轴38向右及左侧延伸出，右及左履带行进装置1的链轮1a（参照图2及图4）与右及左车轴38的右及左侧的端部连结。

根据上述的结构，如图7所示，输入轴22的动力经由传动轴27、传动齿轮30、31、传动轴29、右及左侧离合器34（右及左啮合部33R、33L）、右及左输出齿轮32R、32L、传动齿轮36、传动轴35、传动齿轮37、39、右及左车轴38，被传递至右及左履带行进装置1，机体直进。

[3]

接着说明右及左侧离合器34（相当于转弯用的液压机构）。

如图9所示，在传动轴29的右及左侧部的外表面上形成有花键部29a，右及左啮合部33R、33L可一体旋转及自如滑动地外嵌在传动轴29的花键部29a上，承受部件40可一体旋转地外嵌在传动轴29的花键部29a上。

如图9及图10所示，右及左啮合部33R、33L的承受部件40侧的部分上配置多个凹部，在右及左的啮合部33R、33L的凹部的各自上，在内侧和外侧双重地配置有弹簧41，借助承受部件40及弹簧41，右及左啮合部33R、33L向右及左输出齿轮32R、32L的啮合侧受到施力。通过右及左啮合部33R、33L与右及左输出齿轮32R、32L的啮合，成为右及左侧离合器34的传动状态，传动轴29的动力经由右及左侧离合器34被传递至右及左履带行进装置1。

如图9所示，活塞42可自如滑动地配置在右及左输出齿轮32R、32L和传动轴29之间，活塞42与右及左啮合部33R、33L抵接，跨过右及左啮合部33R、33L和活塞42而插入有弹簧销43，以便活塞42与右及左啮合部33R、33L一体地旋转。

如图9所示，若向右及左输出齿轮32R、32L和活塞42之间供给动作油，则右及左啮合部33R、33L和活塞42克服弹簧41而被滑动操作至从右及左输出齿轮32R、32L离开一侧，成为右及左侧离合器34的切断状态。若排出右及左输出齿轮32R、32L和活塞42之间的动作油，则右及左啮合部33R、33L和活塞42在弹簧41的作用下被滑动操作至右及左输出齿轮32R、32L的啮合侧，成为右及左侧离合器34的传动状态。

这种情况下，如图9所示，通过将右及左啮合部33R、33L和活塞42分体地构成，即使右及左啮合部33R、33L对于传动轴29倾斜，活塞42也不会受到右及左啮合部33R、33L的倾斜的影响而进行滑动操作。

如图9所示，右及左啮合部33R、33L和活塞42、传动轴29借助弹簧销43而构成为一体地旋转而相互不相对旋转，在右及左输出齿轮32R、32L的内周部和活塞42的外周部之间产生转速差。在活塞42的外周部中与右及左输出齿轮32R、32L的内周面相接的部分处形成有多个圆周状的槽部42a，使得动作油的一部分被保持在活塞42的槽部42a中，防止活塞42的外周部与右及左输出齿轮32R、32L的内周部之间的烧熔。

如图9所示，在传动轴29中，右及左侧部的花键部29a之间的中央部分构成为无阶梯差的相同直径，后述[4]的转弯离合器箱47、右及左输出齿轮32R、32L、活塞42、右及左啮合部33R、33L、承接部件40可以从传动轴29的右及左侧部的任意一方安装组装。

[4]

接着说明变速箱10（右及左侧部分10R、10L）中的传动系统（转弯系统）的结构。

如图7及图9所示，横跨变速箱10（右及左侧部分10R、10L）而支承有传动轴44，相对旋转自如地外嵌在传动轴44的右侧部（变速箱10的右侧部分10R的壁部的内表面附近）的传动齿轮45与右啮合部33R的外周部的齿轮部啮合，在传动轴44和传动齿轮45之间具备慢转弯离合器（grandturnclutch）46（相当于转弯用的液压机构）。慢转弯离合器46被构成为摩擦多板式，通过供给工作油而被操作为传动状态，通过排出工作油而被操作为切断状态。

如图7及图9所示，转弯离合器箱47相对旋转自如地外嵌在传动轴29上，固定在传动轴44上的传动齿轮48和转弯离合器箱47的外周部的传动齿轮47a啮合。转弯离合器箱47被构成为左右对称，在转弯离合器箱47和右及左输出齿轮32R、32L之间构成有右及左转弯离合器49（相当于转弯用的液压机构）。右及左转弯离合器49被构成为摩擦多板式，通过供给工作油而被操作为传动状态。这种情况下，在右及左转弯离合器49中，摩擦板相互紧密地配置，即使工作油被排出，右及左转弯离合器49也成为半传动状态。

如图9及图11所示，在转弯离合器箱47中，在安装有承接右及左转弯离合器49的摩擦板的环状的承接部件54的情况下，在承接部件54上具备凸部54a，承接部件54的凸部54a进入到转弯离合器箱47的右及左转弯离合器49的摩擦板的凸部所进入的开口部47b之一，承接部件54被止转。

由此，如图7及图9所示，慢转弯离合器46被操作为传动状态时，传动轴29的动力经由右啮合部33R、传动齿轮45、慢转弯离合器46、传动轴44及传动齿轮48，作为与传动轴29旋转方向相同且比传动轴29低速的动力，被传递至转弯离合器箱47。在将右或左侧离合器34操作为切断状态，将右或左转弯离合器49操作为传动状态时，作为与传动轴29旋转方向相同且比传动轴29低速的动力被传递至右或左输出齿轮32R、32L。

如图7及图9所示，在传动轴44的左侧部（变速箱10的左侧部分10L的壁部的外表面附近）具备制动器50（相当于转弯用的液压机构）。制动器50被构成为摩擦多板式，通过供给工作油而被操作为制动状态，通过排出工作油而被操作为解除状态。

由此，如图7及图9所示，在制动器50被操作为制动状态时，经由传动轴44和传动齿轮48，转弯离合器箱47成为制动状态。右或左侧离合器34被操作为切断状态，在右或左转弯离合器49被操作为传动状态时，右或左输出齿轮32R、32L成为制动状态。

如图7及图9所示，在传动轴27的左侧部（变速箱10的左侧部分10L的壁部的内表面附近）固定有传动齿轮51，在传动轴44的左侧部（变速箱10的左侧部分10L的壁部的内表面附近）相对旋转自如地外嵌有传动齿轮52，传动齿轮51、52啮合，在传动轴44和传动齿轮52之间具备反转离合器53（相当于转弯用的液压机构）。反转离合器53被构成为摩擦多板式，通过供给工作油而被操作为传动状态，通过排出工作油而被操作为切断状态。

由此，如图7及图9所示，在反转离合器53被操作为传动状态时，传动轴27的动力经由传动齿轮51、52、反转离合器53、传动轴44及传动齿轮48，作为与传动轴29相反方向的旋转的动力，被传递至转弯离合器箱47。右或左侧离合器34被操作为切断状态，在右或左转弯离合器49被操作为传动状态时，与传动轴29相反方向的旋转的动力被传递至右或左输出齿轮32R、32L。

如图7及图9所示，反转离合器53将与右或左履带行进装置1的一方方向相反的动力传递至右或左履带行进装置1的另一方，传递比较大的扭矩（反方向的动力）。慢转弯离合器46将与右或左履带行进装置1的一方方向相同的低速的动力传递至右或左履带行进装置1的另一方，传递比较小的扭矩（同方向的低速的动力）。

由此，反转离合器53需要比较大的直径及多个摩擦板，反转离合器比较大型，特别是外径大。慢转弯离合器46可以是比较小的直径及少数个摩擦板即可，慢转弯离合器46比较小型，特别是外径小。

[5]

接着说明静液压式无级变速装置11的操作。

如图13所示，静液压式无级变速装置11的泵（相当于液压式泵）11P构成为向中立位置N、从中立位置N前进F的高速侧及后退R的高速侧自如地无级变速，静液压式无级变速装置11的马达（相当于液压式马达）11M构成为高低两级地自如变速。具备操作静液压式无级变速装置11的泵11P的斜板的液压缸59、向液压缸59给排操作工作油的控制阀60，配备在驾驶部5的主变速杆（主变速操作件的一例）61和控制阀60被机械地连接。由此，通过操作主变速杆61，控制阀60被操作，液压缸59动作，静液压式无级变速装置11的泵11P的斜板被操作至对应于主变速杆61的操作位置的位置。

如图13所示，具备操作静液压式无级变速装置11的马达11M的斜板的液压缸62、向液压缸62给排操作工作油的电磁操作式的控制阀63，主变速杆61的握持部上具备变速开关61a，主变速杆61的变速开关61a的操作信号被输入至控制装置64中。由此，通过操作主变速杆61的变速开关61a，控制阀63被控制装置64操作，液压缸62动作，静液压式无级变速装置11的马达11M的斜板被操作至高速及低速位置。

如图13所示，具备检测主变速杆61的操作位置的操作位置传感器65，具备检测机体的行进速度的行进速度传感器79，操作位置传感器65和行进速度传感器79的检测值被输入至控制装置64中。静液压式无级变速装置11的马达11M的斜板在高速位置还是在低速位置的检测借助主变速杆61的变速开关61a的操作信号，由控制装置64识别。由此，利用静液压式无级变速装置11的泵11P及马达11M的操作位置、机体的行进速度，能够识别图7和图8所示的副变速装置（换档部件28）是在高速位置还是在低速位置。

在图13所示的静液压式无级变速装置11和副变速装置（换档部件28）中，有机械效率良好的传动状态和机械效率不好的传动状态。

在静液压式无级变速装置11（泵11P及马达11M）在高速区域下而副变速装置（换档部件28）在高速位置、静液压式无级变速装置11（泵11P及马达11M）在低速区域下而副变速装置（换档部件28）在高速位置、静液压式无级变速装置11（泵11P及马达11M）在低速区域下而副变速装置（换档部件28）在低速位置的状态中，成为机械效率良好的传动状态。在静液压式无级变速装置11（泵11P及马达11M）在高速区域下而副变速装置（换档部件28）在低速位置的状态下，成为机械效率不好的传动状态。

这种情况下，利用操作位置传感器65和行进速度传感器79的检测值、主变速杆61的变速开关61a的操作信号，若在控制装置64中识别静液压式无级变速装置11（泵11P及马达11M）在高速区域下而副变速装置（换档部件28）在低速位置的状态，则在驾驶部5的操作面板（未图示）中显示出机械效率不好的传动状态，引起驾驶者的注意。

后述的[8][9][10][11]中记载的转弯模式开关78、慢转弯状态、车轮一停一转原地转弯状态及车轮一正一反原地转弯状态中，能够借助转弯模式开关78选择慢转弯状态、车轮一停一转原地转弯状态及车轮一正一反原地转弯状态，是利用主变速杆61的变速开关61a将静液压式无级变速装置11的马达11M的斜板操作到低速位置的状态。若利用主变速杆61的变速开关61a，将静液压式无级变速装置11的马达11M的斜板操作到高速位置的状态，则与转弯模式开关78的操作位置无关，选择为慢转弯状态。

此外，在下述的说明中，所谓“慢转弯（grandturn）”，是指使左右的行进装置1向相同方向（前进方向），且以相互不同的速度驱动，从而以比较大的转弯半径使机体转弯。所谓“车轮一停一转原地转弯（pivotturn）”，是指使左右一方的行进装置1驱动停止，仅使另一方的行进装置1驱动，从而使机体转弯。所谓“车轮一正一反原地转弯（spinturn）”，是指使左右的行进装置1向相互不同的方向（一方向前进方向，另一方向后退方向），且以相互不同的速度驱动，从而以比“车轮一停一转原地转弯”小的转弯半径使机体转弯。

[6]

接着，说明向右及左侧离合器34（右及左啮合部33R、33L）、右及左转弯离合器49、慢转弯离合器46、制动器50、反转离合器53给排操作工作油的液压单元57。

如图3及图8所示，在静液压式无级变速装置11的输入轴11b中，在与输入轴16相反侧的部分（静液压式无级变速装置11的右横侧部）上连接有供给泵55及液压泵56，构成为由静液压式无级变速装置11的输入轴11b驱动供给泵55及液压泵56，供给泵55的工作油被供给至静液压式无级变速装置11。

如图3及图7所示，液压单元57与变速箱10（左侧部分10L）的左支承框架2侧的横侧部的外表面连结，来自液压泵56的外部配管58（参照图12）与液压单元57连接。如图2、图3、图4的实线所示，在收割部4（支承框架2）被下降驱动的状态下，支承框架2位于液压单元57的左横向外侧。如图4的双点划线所示，在收割部4（支承框架2）被上升驱动至上限的状态下，支承框架2位于液压单元57的左横向外侧的上方。

如图1、2、3、4所示，在收割部4（支承框架2）被上升驱动至上限时，收割部4从机体的前部向前方上方离开，因此在机体的前部的左侧，收割部4和机体的前部之间打开，作业者能够从机体的前部的左侧进入收割部4和机体的前部之间。

这种情况下，如图1、2、3、4所示，液压单元57与变速箱10（左侧部分10L）的左支承框架2侧的横侧部的外表面连结，因此作业者从机体的前部的左侧进入收割部4和机体的前部之间时，对于作业者而言，液压单元57位于变速箱10的近前一侧（操纵者侧），液压单元57的维护作业容易进行。

[7]

接着，说明液压单元57的结构（右及左侧离合器34（右及左啮合部33R、33L）、右及左转弯离合器49、慢转弯离合器46、制动器50、反转离合器53的液压回路结构）。

如图5、7、9所示，传动轴29、44沿左右方向被支承在变速箱10（右及左侧部分10R、10L）中，传动轴29、44的左端部贯通变速箱10的左侧部分10L的壁部，而被插入至液压单元57的内部。从传动轴29的左端部、到右及左侧离合器34（右及左啮合部33R、33L）、右及左转弯离合器49，在传动轴29的内部具备油路29b。从传动轴44的左端部、到慢转弯离合器46及反转离合器53，在传动轴44的内部具备油路44a。在液压单元57的内部，在传动轴44的端部具备制动器50。

如图12所示，在液压单元57的内部，具备右转弯控制阀67（相当于控制阀）、左转弯控制阀68（相当于控制阀）、安全阀69（相当于控制阀）、卸载阀70（相当于控制阀）、比例控制阀71（相当于控制阀）、转弯切换控制阀72（相当于控制阀）、先导操作阀73、74（相当于控制阀）。来自液压泵56的外部配管58与液压单元57连接，在液压单元57和变速箱10（左侧部分10L）的外表面的连结面（结合面）上形成有多个油路（未图示），右及左转弯控制阀67、68、安全阀69、卸载阀70经由连结面（结合面）的油路而并列地连接在与外部配管58连接的油路66上。在液压单元57和变速箱10（左侧部分10L）的外表面的连结面（结合面）上形成有排出油路，安全阀69及卸载阀70的工作油经由上述排出油路而返回至变速箱10（右及左侧部分10R、10L）。

如图12所示，右转弯控制阀67经由连结面（结合面）的油路及传动轴29的油路29b，与右侧离合器34（右啮合部33R）及右转弯离合器49连接。左转弯控制阀68经由连结面（结合面）的油路及传动轴29的油路29b，与左侧离合器34（左啮合部33L）及左转弯离合器49连接。

如图12所示，右及左转弯控制阀67、68构成为可自如操作到供给位置67a、68a及排出位置67b、68b的电磁操作式，向排出位置67b、68b受到施力。卸载阀70构成为可自如操作到切断位置70a及排出位置70b的电磁操作式，向切断位置70a受到施力。在从右及左转弯控制阀67、68和传动轴29的油路29b之间分支的油路75上，串联地连接有比例控制阀71及转弯切换控制阀72，转弯切换控制阀72经由连结面（结合面）的油路及传动轴44的油路44a，与慢转弯离合器46和反转离合器53连接，转弯切换控制阀72经由液压单元57的油路76与制动器50连接。

如图9所示，从传动轴44的油路44a分支的油路44b被连接在传动轴29和慢转弯离合器46之间、及传动轴29和反转离合器53之间，构成为传动轴44的油路44a的工作油的一部分供给到传动轴29和慢转弯离合器46之间、及传动轴29和反转离合器53之间，慢转弯和反转离合器46、53被冷却。

如图9所示，慢转弯和反转离合器46、53的活塞46a、53a上形成有与传动轴29同心圆状的环状的凹部46b、53b，若工作油被供给至慢转弯和反转离合器46、53，慢转弯和反转离合器46、53的活塞46a、53a移动（例如慢转弯离合器46的活塞46a向图9的纸面左方移动），慢转弯和反转离合器46、53被操作为传动状态，则传动齿轮45、54的摩擦板支承部进入慢转弯和反转离合器46、53的活塞46a、53a的凹部46b、53b中。由此，传动轴29和慢转弯离合器46之间、及传动轴29和反转离合器53之间借助慢转弯和反转离合器46、53的活塞46a、53a而关闭，冷却用的工作油难以从传动轴29和慢转弯离合器46之间、及传动轴29和反转离合器53之间漏出。

如图12所示，比例控制阀71构成为电磁操作式，能够进行工作油的流量控制。转弯切换控制阀72构成为可自如操作到慢转弯位置72a、车轮一停一转原地转弯位置72b及车轮一正一反原地转弯位置72c的先导操作式，向慢转弯位置72a受到施力。构成有先导操作阀73，以便将从油路75分支的先导工作油供给至转弯切换控制阀72而操作到车轮一停一转原地转弯位置72b，构成有先导操作阀74，以便将从油路75分支的先导工作油供给至转弯切换控制阀72而操作到车轮一正一反原地转弯位置72c。

右及左转弯控制阀67、68、卸载阀70、比例控制阀71、先导操作阀73、74如后述的[8][9][10][11]所述借助控制装置64而被操作。

[8]

接着说明利用转向杆77的直进状态。

如图13所示，在驾驶部5中配备向右及左操作自如的转向杆77，转向杆77的操作位置被输入至控制装置64中，转向杆77构成为可自如操作到直进位置N、右及左第1转弯位置R1、L1、右及左第2转弯位置R2、L2。在驾驶部5中配备转弯模式开关78，转弯模式开关78的操作位置被输入至控制装置64中，转弯模式开关78具备慢转弯位置、车轮一停一转原地转弯位置及车轮一正一反原地转弯位置。

如图12及图13所示，与转弯模式开关78的操作位置无关，若转向杆77被操作到直进位置N，则右及左转弯控制阀67、68被操作到排出位置67b、68b，卸载阀70被操作到排出位置70b，工作油从右及左侧离合器34（右及左啮合部33R、33L）、右及左转弯离合器49排出，右及左侧离合器34（右及左啮合部33R、33L）被操作为传动状态，右及左转弯离合器49被操作为半传动状态。慢转弯和反转离合器46、53借助比例控制阀71被操作为切断状态，制动器50被操作为解除状态。

由此，如图7及上述[2][4]所述，输入轴22的动力经由传动轴27、传动齿轮30、31、传动轴29、右及左侧离合器34（右及左啮合部33R、33L）、右及左输出齿轮32R、32L、传动齿轮36、传动轴35、传动齿轮37、39、右及左车轴38，被传递至右及左履带行进装置1，机体直进。

[9]

接着说明利用转向杆77的慢转弯状态。

如图12及图13所示，若将转弯模式开关78操作到慢转弯位置，则转弯切换控制阀72借助先导操作阀73、74被操作到慢转弯位置72a。由此，若转向杆77被操作到右第1转弯位置R1，则右转弯控制阀67被操作到供给位置67a，卸载阀70被操作到切断位置70a，工作油被供给至右侧离合器34（右啮合部33R）及右转弯离合器49，右侧离合器34（右啮合部33R）被操作为切断状态，右转弯离合器49被操作为传动状态。

这种情况下，如图7及图9所示，左转弯离合器49为半传动状态，因此左侧离合器34（左啮合部33L）的动力从左输出齿轮32L及左转弯离合器49经由右转弯离合器49被传递至右输出齿轮32R，与传动轴29转动方向相同且比传动轴29稍低速的动力被传递至右输出齿轮32R。由此，机体慢慢地向右改变方向。

如图12及图13所示，若将转向杆77操作到右第1转弯位置R1，则如上所述右转弯控制阀67被操作到供给位置67a、卸载阀70被操作到切断位置70a，同时，工作油开始经由比例控制阀71及转弯切换控制阀72（慢转弯位置72a）而供给至慢转弯离合器46，转向杆77越从右第1转弯位置R1向右第2转弯位置R2操作，慢转弯离合器46的工作压力越被比例控制阀71升压操作。

如图7及图9所示，基于转向杆77的操作位置，慢转弯离合器46的工作压力借助比例控制阀71被升压操作，与之相伴，传动轴29的动力经由右啮合部33R、传动齿轮45、慢转弯离合器46、传动轴44、传动齿轮48、转弯离合器箱47及右转弯离合器49，将与传动轴29转动方向相同且比传动轴29低速的动力传递至右输出齿轮32R。

这种情况下，如图7及图9所示，成为来自左侧离合器34（左啮合部33L）的动力和来自慢转弯离合器46的动力同时被传递至右输出齿轮32R的状态，因此在慢转弯离合器46的工作压力为低压的范围内，来自左侧离合器34（左啮合部33L）的动力胜过来自慢转弯离合器46的动力，右输出齿轮32R利用来自左侧离合器34（左啮合部33L）的动力被驱动。由此，在慢转弯离合器46的工作压力为低压的范围内，机体慢慢地向右改变方向。

接着，若转向杆77的操作位置接近右第2转弯位置R2而慢转弯离合器46的工作压力成为高压，则如图7及图9所示，来自慢转弯离合器46的动力胜过来自左侧离合器34（左啮合部33L）的动力，右输出齿轮32R利用来自慢转弯离合器46的动力被驱动。在该状态下，比起右输出齿轮32R受到的来自左侧离合器34（左啮合部33L）的动力的驱动，右输出齿轮32R受到来自慢转弯离合器46的动力的更大的驱动，右输出齿轮32R以低速被驱动，机体向右慢转弯。

如图12及图13所示，若将转向杆77操作到左第1转弯位置L1，则左转弯控制阀68被操作到供给位置68a，卸载阀70被操作到切断位置70a，工作油被供给至左侧离合器34（左啮合部33L）及左转弯离合器49，左侧离合器34（左啮合部33L）被操作为切断状态，左转弯离合器49被操作为传动状态。与此同时，进行与上述相同的操作，机体慢慢地向左改变方向。若将转向杆77从左第1转弯位置L1操作到左第2转弯位置L2，则进行与上述相同的操作，机体向左慢转弯。

[10]

接着说明利用转向杆77的车轮一停一转原地转弯状态。

如图12及图13所示，若将转弯模式开关78操作到车轮一停一转原地转弯位置，则转弯切换控制阀72借助先导操作阀73、74而被操作到车轮一停一转原地转弯位置72b。由此，若将转向杆77被操作到右第1转弯位置R1，则右转弯控制阀67被操作到供给位置67a，卸载阀70被操作到切断位置70a，工作油被供给至右侧离合器34（右啮合部33R）及右转弯离合器49，右侧离合器34（右啮合部33R）被操作为切断状态，右转弯离合器49被操作为传动状态。这种情况下，左转弯离合器49是半传动状态，因此机体与上述[9]同样地慢慢地向右改变方向。

如图12及图13所示，若将转向杆77操作到右第1转弯位置R1，则如上所述，右转弯控制阀67被操作到供给位置67a、且卸载阀70被操作到切断位置70a，同时，工作油经由比例控制阀71及转弯切换控制阀72（车轮一停一转原地转弯位置72b）开始被供给至制动器50，转向杆77越从右第1转弯位置R1向右第2转弯位置R2操作，制动器50的工作压力越被比例控制阀71升压操作。

如图7及图9所示，基于转向杆77的操作位置，制动器50的工作压力借助比例控制阀71被升压操作，与之相伴，制动力经由传动轴44、传动齿轮48、转弯离合器箱47及右转弯离合器49而到达右输出齿轮32R。

这种情况下，如图7及图9所示，成为来自左侧离合器34（左啮合部33L）的动力和制动器50的制动力同时被传递至右输出齿轮32R的状态，因此在制动器50的工作压力为低压的范围内，来自左侧离合器34（左啮合部33L）的动力胜过制动器50的制动力，右输出齿轮32R利用来自左侧离合器34（左啮合部33L）的动力被驱动。由此，在制动器50的工作压力为低压的范围内，机体慢慢地向右改变方向。

接着，若转向杆77的操作位置接近右第2转弯位置R2，制动器50的工作压力成为高压，则如图7及图9所示，制动器50的制动力胜过来自左侧离合器34（左啮合部33L）的动力，右输出齿轮32R利用制动器50的制动力成为制动状态，机体向右车轮一停一转原地转弯。

如图12及图13所示，若将转向杆77操作到左第1转弯位置L1，则左转弯控制阀68被操作到供给位置68a，卸载阀70被操作到切断位置70a，工作油被供给至左侧离合器34（左啮合部33L）及左转弯离合器49，左侧离合器34（左啮合部33L）被操作为切断状态，左转弯离合器49被操作为传动状态。与此同时，进行与上述相同的操作，机体慢慢地向左改变方向。若将转向杆77从左第1转弯位置L1操作到左第2转弯位置L2，则进行与上述相同的操作，机体向左车轮一停一转原地转弯。

如图12及图13所示，在转向杆77的握持部上具有转向开关77a。如上述[9]所述，在转弯模式开关78被操作到慢转弯位置，从右（左）第1转弯位置R1（L1）向右（左）第2转弯位置R2（L2）操作转向杆77的右或左慢转弯状态中，产生以更小的半径转弯的需要。

这种情况下，如图12及图13所示，在将转向杆77从右（左）第1转弯位置R1（L1）向右（左）第2转弯位置R2（L2）操作的状态下，若按压操作转向杆77的转向开关77a，则转弯切换控制阀72从慢转弯位置72a被操作到车轮一停一转原地转弯位置72b，机体向右（左）车轮一停一转原地转弯。仅在按压操作转向杆77的转向开关77a的期间为该车轮一停一转原地转弯状态，若手从转向杆77的转向开关77a拿开操作，则转弯切换控制阀72从车轮一停一转原地转弯位置72b被操作为慢转弯位置72a，机体返回慢转弯状态。

[11]

接着说明利用转向杆77的车轮一正一反原地转弯状态。

如图12及图13所示，若将转弯模式开关78操作到车轮一正一反原地转弯位置，则转弯切换控制阀72借助先导操作阀73、74被操作到车轮一正一反原地转弯位置72c。由此，若将转向杆77操作到右第1转弯位置R1，则右转弯控制阀67被操作到供给位置67a，卸载阀70被操作到切断位置70a，工作油被供给至右侧离合器34（右啮合部33R）及右转弯离合器49，右侧离合器34（右啮合部33R）被操作为切断状态，右转弯离合器49被操作为传动状态。这种情况下，左转弯离合器49是半传动状态，因此机体与上述[9]同样地慢慢地向右改变方向。

如图12及图13所示，若将转向杆77操作到右第1转弯位置R1，则如上所述，右转弯控制阀67被操作到供给位置67a、且卸载阀70被操作到切断位置70a，同时，工作油经由比例控制阀71及转弯切换控制阀72（车轮一正一反原地转弯位置72c）开始被供给至反转离合器53，转向杆77越从右第1转弯位置R1向右第2转弯位置R2操作，反转离合器53的工作压力越借助比例控制阀71被升压操作。

如图7及图9所示，基于转向杆77的操作位置，反转离合器53的工作压力借助比例控制阀71被升压操作，与之相伴，传动轴27的动力经由传动齿轮51、52、反转离合器53、传动轴44、传动齿轮48、转弯离合器箱47及右转弯离合器49，作为与传动轴29转动方向相反的动力而传递至右输出齿轮32R。

这种情况下，如图7及图9所示，成为来自左侧离合器34（左啮合部33L）的动力和来自反转离合器53的动力同时被传递至右输出齿轮32R的状态，因此在反转离合器53的工作压力为低压的范围内，来自左侧离合器34（左啮合部33L）的动力胜过来自反转离合器53的动力，右输出齿轮32R被来自左侧离合器34（左啮合部33L）的动力驱动。由此，在反转离合器53的工作压力为低压的范围内，机体慢慢地向右改变方向。

接着，在转向杆77的操作位置接近右第2转弯位置R2，反转离合器53的工作压力成为高压时，如图7及图9所示，来自反转离合器53的动力胜过来自左侧离合器34（左啮合部33L）的动力，右输出齿轮32R被来自反转离合器53的动力驱动。在该状态下，右输出齿轮32R相对于左输出齿轮32L向反方向被驱动，机体向右车轮一正一反原地转弯。

如图12及图13所示，若将转向杆77操作到左第1转弯位置L1，则左转弯控制阀68被操作到供给位置68a，卸载阀70被操作到切断位置70a，工作油被供给至左侧离合器34（左啮合部33L）及左转弯离合器49，左侧离合器34（左啮合部33L）被操作为切断状态，左转弯离合器49被操作为传动状态。与此同时，进行与上述相同的操作，机体慢慢地向左改变方向。若将转向杆77从左第1转弯位置L1操作到左第2转弯位置L2，则进行与上述相同的操作，机体向左车轮一正一转原地转弯。

[12]

如图8及图17～18所示，作为主变速装置的静液压式无级变速装置（HST）11在HST箱11A内具备可无级变换旋转速度的轴向柱塞型的泵11P、可将旋转速度变速为高低两级的轴向柱塞型的马达11M，用闭合回路81连结这些泵11P及马达11M，而构成静液压式无级变速装置11。

泵11P是用于通过多个双向驱动缸82来驱动控制可变换旋转速度的可动斜板11D而构成的，是用于由电磁比例控制阀83来控制被投入双向驱动缸82的工作油而构成的。

另一方面，马达11M是用于通过多个双向驱动缸84来驱动控制将可变换旋转速度的可动斜板11D而构成的，是用于由两个电磁式接通-切断阀85控制被投入双向驱动缸84的工作油而构成的。

这样，马达11M构成为容量可变。并且，马达11M所使用的压力缸容量比泵11P的压力缸容量大，将压力缸配置为能够将可动斜板11D的控制角度设定为两级。

相对于马达11M的双向驱动缸84，在一方的动作空间内设置向低速位置返回施力的施力弹簧86，以便在电磁阀85发生故障的情况下向低速侧移行。

这样，在双向驱动缸84中，由于仅在活塞87的一方侧令施力弹簧86产生作用，所以活塞87的动作速度不同，但可在向双向驱动缸84的给排油路中设置节流孔88，实现动作速度的调整。

根据以上的结构，作业行进和路上行进的切换借助将马达11M切换为高低而进行。

如图14～图16所示，驾驶部5中，在驾驶座位6的旁边，无级变速地操作泵11P的主变速杆61设置为可前后自如操作，在主变速杆61的握持部61A上设置有将马达11M变速为高低两级的开关61a。

并且，在停止行进机体、切断主开关后、再接通主开关的情况下，马达11M与切断主开关的状态无关，而被设定为低速状态。

如图8及图18所示，将接受来自发动机7的动力传递的输入轴定为作为泵11P的泵轴的输入轴11b，使输入轴11b从HST箱11A突出设置，在突出设置的输入轴11b上双连地安装有向闭合回路81供给工作油的供给泵55、和向变速箱（transmission）中所采用的液压离合器等供给工作油的作为变速箱用泵的液压泵56。用密封件分隔供给泵55和液压泵56，作为工作油使用分别的系统的工作油。

接着说明变速箱10内的结构。如图7及图8所示，在变速箱10的一端架设接受来自静液压式无级变速装置11的动力传递的输入轴22，与输入轴22平行地架设作为副变速轴的传动轴27。在输入轴22和传动轴27之间设置有可高低两级变速的齿轮式副变速机构A，在传动轴27的一端设置有停车制动机构B。

说明齿轮式副变速机构A。如图7及图19所示，在输入轴22和传动轴27上松转支承有大小两个齿轮25、26，在大小两个齿轮25、26之间配置有离合器套筒28，令离合器套筒28与传动轴27的齿轮部27a啮合。

通过选择性地使换档部件28与大小齿轮25、26的一方和传动轴27的齿轮部27a啮合，构成能够呈现高低速状态的齿轮式副变速机构A。

换档部件28在作业行进时及路上行进时都被设定为高速状态，被切换至低速侧仅在紧急逃脱时等情况下使用。

这样，齿轮式副变速机构A在通常的行进时不被变速操作，将操作换档部件28的换档叉150滑动自如地安装在操作轴151上，将滑动驱动该换档叉150的凸轮轴152支承在变速箱10上，在凸轮轴152的比变速箱10突出的端部上连接有副变速杆（副变速操作件的一例）128用的操作臂128A。如图11及图14～图15所示，连接在操作臂128A上的副变速杆128从变速箱10的侧方被直立设置，在沿着驾驶部5的外表面的状态下被配置。即，进行齿轮式副变速机构A的切换调节的副变速杆128配置中驾驶操纵空间外。

说明变速箱10内的结构。如图7所示，与传动轴27平行地架设有用于旋转变速的传动轴（旋转轴）44和搭载了侧离合器34、34等的传动轴（侧离合器轴）29，在传动轴27的齿轮式副变速机构A和停车用制动机构B之间设置有向传动轴44进行输出的传动齿轮51及向传动轴29进行输出的传动齿轮30。

在变速箱中，直进行进以外可进行慢转弯、急转弯、车轮一停一转原地转弯3种转弯动作，在上述传动轴44和传动轴29、传动下游侧的轴上设置能够进行这些转弯动作的各离合器及齿轮。

在传动轴44上松转支承有与上述传动齿轮51啮合的传动齿轮52，与传动齿轮52相邻而安装有作为摩擦多板式的车轮一停一转原地转弯用离合器的反转离合器53。

如图9所示，反转离合器53包括与传动齿轮52一体形成的离合器凸台53A、固定在传动轴44上的离合器主体53B、夹装在它们之间的摩擦多板53C、活塞53a。在传动轴44的一端安装有急转弯用的摩擦多板式的行进制动器C。在隔着反转离合器53与行进制动器C相反侧的另一端上设置有慢转弯离合器46，在慢转弯离合器46的另一端侧松转支承有传动齿轮45。

如图9所示，在传动轴29上安装将转弯动力向左右任一方的履带行进装置1进行动力传递的摩擦多板式的转弯离合器49，为了从固定在传动轴44的反转离合器53和慢转弯离合器46之间的传动齿轮48接受动力传递，转弯离合器49装备有与传动齿轮48啮合的传动齿轮47a。

如图7、图9及图17所示，将兼作为慢转弯离合器46的离合器凸台的传动齿轮45松转支承在传动轴44上，且与花键卡合在传动轴29上的左右一方的侧离合器34的齿轮33啮合。通过这样的结构，一旦将慢转弯动力从传动轴29返回传动轴44，就会传递至传动齿轮48及转弯离合器49。在传动轴29的另一方上设置左右另一方的侧离合器34，构成为可向车轴38输出。

在左右另一方的侧离合器34的侧端侧，松转支承有传动齿轮31，与设置在传动轴27上的传动齿轮30啮合，用于接受来自传动轴27的动力传递。

右侧离合器34和转弯离合器49的连接结构如下所述。在右侧离合器34的齿轮33和转弯离合器49的离合器箱47B之间，松转支承有与齿轮33啮合脱离自如且兼用作转弯离合器49的离合器凸台的右离合器套筒32。并且，该右离合器套筒32具有向着车轴38进行输出的输出齿轮部32R。

如图9所示，在右离合器套筒32和齿轮33之间夹设有液压式的活塞42，该活塞42接受压力油而与齿轮33抵接作用，从而被切换为在啮合方向上受到施力的齿轮33从右离合器套筒32离开的状态，齿轮33和右离合器套筒32达到离合器切断状态。若解除压力油，则被弹簧施力的齿轮33按压活塞42而使其移动，与右离合器套筒32啮合。

如图7所示，右离合器套筒32构成为与传动齿轮36啮合而可向车轴38进行动力传递，所述传动齿轮36安装在作为设置在车轴38和传动轴29之间的空转轴的传动轴35上。

接着，如图7及图9所示，说明左侧离合器34的结构。左侧离合器34的结构与右侧离合器34的结构不同。即，没有相当于齿轮33的结构，不具备齿轮的离合器凸台45构成为与也属于转弯离合器49的左离合器套筒32啮合脱离自如，构成左侧离合器34。离合器凸台45借助弹簧向与左离合器套筒32啮合的方向受到施力。

根据上述的结构，若将左侧离合器34设定为接通状态，则将从传动轴27直接经由该传动齿轮31向传动轴29导入的旋转动力，经由左侧离合器34作为直进动力而传递至车轴38。若将左侧离合器34设定为切断状态，则能够如上所述地通过转弯离合器49将转弯动力输出至车轴38。

根据上述的结构，呈现3个转弯状态。此外，直进时向着维持行进速度的一方（左侧）的履带行进装置1传动的传动路径如下所述。

来自输入轴22的动力如下地传递：安装在传动轴27上的传动齿轮30-花键卡合在传动轴29上的传动齿轮31-左侧离合器（该情况下的侧离合器为接通状态）34-兼用作转弯离合器49的左离合器套筒26-左传动齿轮36-左传动轴35-左车轴38。

慢转弯时向着另一方（右侧）的履带行进装置1传动的传动路径如下所述。

如图7及图9所示，来自输入轴22的动力如下地传递：安装在传动轴27上的传动齿轮30-松转支承在传动轴29上的传动齿轮31-右侧离合器（该情况下的侧离合器为切断状态）34的齿轮33-兼用作慢转弯离合器46的离合器凸台的传动齿轮45-慢转弯离合器46的离合器箱46A-传动轴44-安装在传动轴44上的传动齿轮48-具备与传动齿轮48啮合的传动齿轮47a的转弯离合器49-转弯离合器49的右离合器套筒32-右传动齿轮36-右传动轴35-右车轴38。

车轮一停一转原地转弯时向着另一方（右侧）的履带行进装置1传动的传动路径如下所述。

在这种情况下，一方（左侧）的履带行进装置1维持直进状态。即，来自输入轴22的动力如下地传递：安装在传动轴27上的传动齿轮30-松转支承在传动轴44上的传动齿轮31-左侧离合器（该情况下的侧离合器为接通状态）34-兼用作转弯离合器49的离合器套筒26-左第5输入齿轮22-左传动轴35-左车轴38。

右侧的履带行进装置1以左侧的履带行进装置1的三分之一的速度向相反（后退）方向旋转，成为车轮一停一转原地转弯状态。即，如图7及图9所示，来自输入轴22的动力如下地传递：安装在传动轴27上的传动齿轮51-松转支承在传动轴44上的传动齿轮（反转离合器53的离合器凸台）52-反转离合器53的离合器主体53B-传动轴44-安装在传动轴44上的传动齿轮48-具备与传动齿轮48啮合的传动齿轮47a的转弯离合器49-转弯离合器49的右离合器套筒32-传动齿轮36-右传动轴35-右车轴38。

慢转弯时向着另一方（右侧）的履带行进装置1传动的传动路径如下所述。

其中，在这种情况下，一方（左侧）的履带行进装置1维持直进状态。即，来自输入轴22的动力如下地传递：安装在传动轴27上的传动齿轮30-松转支承在传动轴44上的传动齿轮31-左侧离合器（该情况下的侧离合器为接通状态）34-兼用作转弯离合器49的左离合器套筒32-左传动齿轮36-左传动轴35-左车轴38。

如图7及图9所示，在传动轴44上设置有行进制动器C，利用液压将该行进制动器C切换为接通。借助该行进制动器C，制动力如下地传递：固定在传动轴44上的传动齿轮48-使转弯离合器49的右侧离合器接通-右离合器套筒32（右侧离合器34切断）-传动齿轮36-右传动齿轮36-右传动轴35-右车轴38。

在将上述的静液压式无级变速装置11的马达11M设定为高速状态，进行转弯操作的情况下，转弯模式采用慢转弯模式。由此，在路上行进时，不出现急转弯模式或车轮一停一转原地转弯模式，确保行进稳定性。

接着说明停车制动机构B的结构。如图19～图22所示，将制动器箱133嵌入保持在变速箱10的支承传动轴27的安装凸台部10A上，且在制动器箱133内，收纳湿式摩擦多板式的制动器盘134及压接作用在该制动器盘134上的凸轮盘135，构成停车制动机构B。

从制动器箱133的内侧的里壁133A到与该里壁133A相对置的凸轮盘135的背面而设置有凸轮机构E。如图21及图22所示，在里壁133A的圆周方向的三处，嵌入保持滚珠136，且在凸轮盘135的背面的圆周方向的三处，形成与上述滚珠136卡合的卡合孔135A。在卡合孔135A上设置有向着圆周方向一方向卡合深度和卡合宽度渐渐变浅且变细的诱导面135a。

在这里，由凸轮盘135和滚珠136构成凸轮机构E。

在里壁133A的与卡合孔135A不同位置且相同半径位置上，埋入固定导向销137，从里壁133A的表面突出设置导向销137的前端部。形成从凸轮盘135的背面侧进入壁厚内而具有某种程度的深浅且沿着圆周方向的卡合长孔135B，构成为在将凸轮盘135安装在制动器箱133的既定位置的状态下，导向销137卡合在卡合长孔135B内。

如图9及图19～图22所示，在卡合长孔135B内收纳载置有螺旋弹簧138，在从插入在卡合长孔135B内的导向销137到卡合长孔135B的一端的状态下收纳载置该螺旋弹簧138。借助该螺旋弹簧138而作为使凸轮盘135在圆周方向上旋转时的阻力而向返回方向施力。将该螺旋弹簧138称为使凸轮盘135向返回方向（相反方向）旋转的返回弹簧。

如图21所示，在凸轮盘135的旋转中心位置处设置有贯通孔135C，容许传动轴27的轴端的进入。在制动器箱133的里侧装入凸轮盘135，且在凸轮盘135的入口侧载置有湿式摩擦多板式的制动盘134。

如图21所示，在制动盘134的更接近入口处设置有受压板139，受压板139利用孔用止动轮140而被防脱。

根据上述的结构，若在借助孔用止动轮140令凸轮盘135、湿式摩擦多板式的制动盘134、受压板139而进行了防脱处理的状态下，安装在传动轴27上，则传动轴27的轴端进入至凸轮盘135的贯通孔135C中。

说明对停车制动机构B的操作机构。如图19～22所示，在制动器箱133的外表面上形成有与收纳凸轮盘135等的收纳空间连通的贯通孔133B，令具备贯通孔133B的凸台部133C突出。在与凸台部133C在径向离开固定间隔的位置上突出设置有形成有螺纹孔133a的止动部133D。在凸台部133C的贯通孔133B内嵌入保持连接停车制动操作件（未图示）的操作轴141，将操作轴141构成为可绕贯通孔133B的轴线旋转。在操作轴141上形成O型环用的槽141a，安装O型环142，而赋予向周向的旋转阻力、及向轴线方向的移动阻力。

如图19～图22所示，使操作轴141的轴端部141b比凸台部133C突出，将操作臂143连结在轴端部141b上。在操作臂143的基端部143A和凸台部133C的顶端面133c之间，螺栓止动固定有对操作臂143进行旋转限制的旋转限制板144。旋转限制板144采用下述结构：形成有用于外嵌在操作轴141上的插通孔的基端部144A，顶端部144B从基端部144A向着形成有螺纹孔133a的止动部133D延伸出，在顶端部144B竖起形成螺栓止动用的贯通孔144C和操作臂142的承接止动限制部144D，使凸轮盘135位于制动器接通位置。此外，为了使凸轮盘135位于制动器接通位置，也可以设置施力弹簧（未图示）。

如图19～图22所示，在凸轮盘135的背面侧圆周方向一处，形成有凹入壁厚内的凸轮孔135b。与此相对，在安装固定在操作臂142上的操作轴141的朝向凸轮盘135的顶端面上，突出设置有偏心突起141c。通过使该偏心突起141c与凸轮盘135的凸轮孔135b卡合，并旋转操作操作臂142，能够绕传动轴27旋转操作凸轮盘135。

对于操作臂143，虽然未图示，但设置有连接机构，可利用设置在驾驶操纵部的操作件来进行操作。

根据上述的结构，操作操作件时，操作臂143如图20所示，从实线a的位置被操作至假想线b的位置。这样一来，凸轮盘135被旋转操作，从图21（a）所示的制动器切断状态，如图21（b）所示，凸轮盘135按压制动盘134，呈现制动器接通状态。

若凸轮盘135旋转，则在卡合孔135A的诱导面135a也登上滚珠136上的状态下，凸轮盘135慢慢地按压制动盘134。由此，能够使制动器进行接通动作。

[13]

接着参照图23～图30说明左右行进装置1、1的详细结构。行进装置1具备左右相同的结构，因此这些附图中仅图示左侧的行进装置1，而省略了右侧的行进装置1的图示。

图23是行进装置1的侧视图。图24是行进装置1的俯视图。如这些图所示，行进装置1构成为：具备沿着前后方向的主轨道框架210，在该主轨道框架210上具备在前后方向并排支承的前摆动轨道框架211和后摆动轨道框架212，在前摆动轨道框架211上具备在前后方向并排支承的四个接地轮213（下面称为前接地轮213），在后摆动轨道框架212上具备在前后方向并排支承的四个接地轮214（下面称为后接地轮214），具备比前接地轮213和后接地轮214向前方侧配置的履带驱动轮215、比前接地轮213和后接地轮214向后方侧配置的履带诱导轮216、配置在前接地轮213的上方和后接地轮214的上方的上导向轮217，具备沿着履带驱动轮215、四个前接地轮213、四个后接地轮214、履带诱导轮216、和两个上导向轮217而卷绕的橡胶制的履带218。

上述主轨道框架210经由具备前后一对的摆动连结臂241、242的升降操作机构240被支承在设置在机体框架100上的行进支承框架部207上。行进支承框架部207由经由通过前后一对的连结部件208、208而连结在机体框架100上的机体前后向的钢管材料构成。

上述履带驱动轮215旋转自如地支承在设置在机体框架100的前端部的变速箱10上。该履带驱动轮215利用位于变速箱10的内部的行进变速箱（未图示）而被切换驱动为前进侧和后退侧，以沿着前接地轮213、后接地轮214、履带诱导轮216、和上导向轮217向前进侧或后退侧转动的方式驱动履带218。各上导向轮217松转自如地被支承在行进支承框架部207上。

在前摆动轨道框架211的长度方向的中间附设筒体而设置的连结部、及在主轨道框架210的前端部附设筒体而设置的的支承部210a利用支轴221而相对旋转自如地连结，前摆动轨道框架211以支轴221的机体横向轴心作为摆动轴心P1而上下摆动地被枢轴支承在支承部210a上。

上述四个前接地轮213以两个前接地轮213位于比前摆动轨道框架211的摆动轴心P1向机体前方侧、两个前接地轮213位于比摆动轴心P1向机体后方侧的方式，在前后方向上分散配置，并松转自如地被支承在前摆动轨道框架211上。

在上述后摆动轨道框架212的长度方向的中间附设筒体而设置的连结部、及在上述主轨道框架210的后端部附设筒体而设置的支承部210b利用支轴222而相对旋转自如地连结，后摆动轨道框架212以支轴222的机体横向轴心作为摆动轴心P2而上下摆动地被枢轴支承在支承部210b上。

上述四个后接地轮214以两个后接地轮214位于比后摆动轨道框架212的摆动轴心P2向机体前方侧、两个后接地轮214位于比摆动轴心P2向机体后方侧的方式，在前后方向上分散配置，并松转自如地被支承在后摆动轨道框架212上。

上述履带诱导轮216以经过后接地轮214或上导向轮217的履带218向前方侧返回的方式对履带218的内表面侧进行导向作用。该履带诱导轮216经由具有方筒形的支承体225的支承结构H，被支承在后摆动轨道框架212的后端部上，履带诱导轮216松转自如地连结在所述支承体225的后端部。

上述前摆动轨道框架211和后摆动轨道框架212具备履带导向器219。各轨道框架211、212的履带导向器219卡合在履带218的左右一对的心轴突起之间，防止接地轮213、214从履带218脱离。

图25是上述支承结构H的纵剖侧视图。图26是上述支承结构H的俯视图。如这些图所示，上述支承结构H，除了具备上述支承体225，还具备在后摆动轨道框架212的后端部附设板金部件而设置的方筒形的保持筒226、设置在该保持筒226的内部的张紧弹簧227、及张力调节螺纹轴228。

上述保持筒226令支承体225的前端侧滑动自如地内嵌而对其进行保持。

上述张紧弹簧227夹装于位于保持筒226的内部的弹簧承接体229、和设置在支承体225上的弹簧抵接部225a之间。即，张紧弹簧227通过将弹簧承接体229作为反力部件而按压作用在弹簧抵接部225a上而向从保持筒226突出的一侧对支承体225滑动施力，由此对履带诱导轮216向履带218上抵接施力。

上述弹簧承接体229在保持筒226的内部被保持为自如滑动，且与张力调节螺纹轴228螺纹结合。张力调节螺纹轴228通过旋转操作而沿着保持筒226而移动调节弹簧承接体229，由此来增减调节由张紧弹簧227产生的履带诱导轮216向着履带218的抵接作用力。

如图23所示，上述前摆动轨道框架211和后摆动轨道框架212如下地配置：在作业机位于水平面的状态下作业机的机体重心G位于通过前摆动轨道框架211和后摆动轨道框架212之间的铅垂直线上。

即，在作业机从阶梯差比较大的高处移动至低处时，能够一边抑制行进装置1的整体降低到低处时的接地冲击的产生一边令其进行移动。

即，图27（a）（b）是使作业机从高处S向低处T前进移动时的行进装置1的侧视图。

如图27（a）所示，随着作业机的前进移动，机体重心G从高处S移出至低处侧，行进装置1的前端侧下降至低处T而接地，行进装置1成为从高处S到低处T以向前下方倾斜的姿态接地的状态。于是，前摆动轨道框架211由于作用在行进装置1的前端侧的接地反力而绕摆动轴心P1摆动，前摆动轨道框架211的后端侧相对于主轨道框架210下降，被支承在前摆动轨道框架211上的前接地轮213容易在低处T或斜坡面C上接地。

如图27（b）所示，作业机进一步移动时，后摆动轨道框架212借助作用在行进装置1的后端侧的接地反力而绕摆动轴心P2摆动，后摆动轨道框架212的前端侧相对于主轨道框架210下降，被支承在后摆动轨道框架212上的后接地轮214容易在低处T或斜坡面C上接地。由于这些，行进装置1一边使多个前接地轮213和后接地轮214在早期接地一边下降至低处T，抑制行进装置1的整体下降至低处T时的接地冲击的产生。

在将作业机从高处向低处后退移动的情况下，行进装置1成为从低处T到高处S接地的倾斜姿态时，后摆动轨道框架212位于下侧，前摆动轨道框架211位于上侧，在前摆动轨道框架211和后摆动轨道框架212在上下方向上的相对位置这一点上与前进移动的情况不同。但是，在由后摆动轨道框架212和前摆动轨道框架211支承的接地轮213、214容易在低处T或斜坡面C上接地这一点上与前进移动的情况相同。

若前摆动轨道框架211和后摆动轨道框架212发生摆动，则利用由前摆动轨道框架211的摆动造成的前接地轮213相对于主轨道框架210的移动、和由后摆动轨道框架212的摆动造成的后接地轮214相对于主轨道框架210的移动，会产生使履带218的张力增大的方向的操作力。此时，履带诱导轮216与后摆动轨道框架212一起摆动，向着使履带218的张紧缓和的方向移动。并且，即使履带218的张力增大，随着该张力增大，张紧弹簧227弹性变形，履带诱导轮216向保持筒226侧退回移动。由此抑制履带218的张力增大。

如图23所示，行进装置1具备从主轨道框架210的中间部、到前摆动轨道框架211和后摆动轨道框架212而设置的摆动限制机构230。

图28是摆动限制机构230的侧视图。图29是摆动限制机构230的俯视图。如这些图所示，摆动限制机构230具备从前摆动轨道框架211的后端部延伸出的前摆动限制连杆231、从后摆动轨道框架212的前端部延伸出的后摆动限制连杆232、旋转自如地支承前摆动限制连杆231的延伸端部和后摆动限制连杆232的延伸端部的限制部233。

前摆动限制连杆231绕连结该连杆231和前摆动轨道框架211的连结销234的轴心相对于前摆动轨道框架211摆动。后摆动限制连杆232绕连结该连杆232和后摆动轨道框架212的连结销35的轴心相对于后摆动轨道框架212摆动。限制部233设置在主轨道框架210上。该限制部233可滑动及旋转自如地进入设置在前摆动限制连杆231的延伸端部的长孔236、和设置在后摆动限制连杆232的延伸端部的长孔237中。

随着前摆动轨道框架211相对于主轨道框架210的摆动角增大，限制部233经由前摆动限制连杆231而拉伸支承前摆动轨道框架211，使前摆动轨道框架211处于摆动界限。随着后摆动轨道框架212相对于主轨道框架210的摆动角增大，限制部233经由后摆动限制连杆232拉伸支承后摆动轨道框架212，使后摆动轨道框架212处于摆动界限。由此，摆动限制机构230限制前摆动轨道框架211和后摆动轨道框架212的摆动，使得即使前摆动轨道框架211和后摆动轨道框架212摆动，也不发生履带218的过松或过紧。

如图30所示，将前摆动轨道框架211的前端侧相对于主轨道框架210从中立位置上升侧的前摆动轨道框架211的最大摆动角设为U，将前摆动轨道框架211的前端侧相对于主轨道框架210从中立位置下降侧的前摆动轨道框架211的最大摆动角设为D。摆动限制机构230限制前摆动轨道框架211的摆动角，使得前摆动轨道框架211的上述最大摆动角U比上述最大摆动角D小。

如图23及图24所示，上述升降操作机构240构成为除了具备上述前后一对的摆动连结臂241、242，还具备连结后侧的摆动连结臂242和主轨道框架210的后端部的连结连杆243、在旋转自如地将前侧的摆动连结臂241连结在行进支承框架部207上的旋转支轴244上一体旋转自如地设置的前操作臂245、在旋转自如地将上述后侧的摆动连结臂242连结在上述行进支承框架部207上的旋转支轴246上一体旋转自如地设置的后操作臂247、使上述前操作臂245和上述后操作臂247连动的连动杆248、从上述后操作臂247到机体框架7所具备的压力缸托架249a而连结的液压缸249。

升降操作机构240借助液压缸249来摆动操作后操作臂247，从而旋转操作旋转支轴246，上下地摆动操作后侧的摆动连结臂242，借助该摆动连结臂242，经由连结连杆243而升降操作主轨道框架210的后端侧。并且，借助上述后操作臂247，经由连动杆248，摆动操作前操作臂245，借助该前操作臂245旋转操作旋转支轴244，上下地摆动操作前侧的摆动连结臂241，借助该摆动连结臂241升降操作主轨道框架210的前端侧，由此将行进装置1相对于机体框架100平行地升降操作。

即，分别借助该升降操作机构240将左侧的行进装置1、借助该升降操作机构240将右侧的行进装置1相对于机体框架100升降操作，且通过使左右的行进装置1的升降行程相同，而令机体框架100的对地高度平行地变化。

分别借助该升降操作机构240将左侧的行进装置1、借助该升降操作机构240将右侧的行进装置1相对于机体框架100升降操作，且通过使左右的行进装置1的升降行程不同，行进机体相对于地面在左右方向上倾斜，机体框架100的左右的对地高度变化。即，行进机体相对于地面向左右倾斜。

如上所述，上述履带行进装置1具有前后方向上并排的多个接地轮213、214、比上述多个接地轮位于机体前方侧的履带驱动轮215、比上述多个接地轮位于机体后方侧的履带诱导轮216、以及沿上述履带驱动轮、上述多个接地轮、上述履带诱导轮而被卷绕的履带218。

以往的这样的履带行进装置中，将多个接地轮以两个接地轮属于一个接地轮组的状态分组，具备将各接地轮组的两个接地轮连结在轨道框架上的悬臂。各悬臂经由支点轴在上下自如摆动地被支承在轨道框架上。各悬臂使两个接地轮比支点轴向前端侧和后端侧分散而对其进行支承（例如，参照日本国特开2001-260956号公报（JP-A-2001-260956），特别是段落[0012][0015]、图1-4）。

在履带行进装置中，为了能够抑制由行进地面的阶梯差引起的振动的产生，考虑使用上述的以往技术。但是，使用上述的以往技术的情况下，也有如下的问题。

例如联合收割机有时要从畦上进入圃场。从这样的阶梯差比较大的高处向低处前进移动时，随着机体重心从高处移动至低处侧，行进装置的前端侧向低处下降而接地，成为行进装置跨过低处和高处以向前下倾斜的姿态接地的状态。此时，成为因行进装置为倾斜姿态，导致在低处和高处之间较多的接地轮从地面浮起的状态。此后，若移动继续而行进装置的后端侧从高处离开，则成为行进装置的整体在低处接地的状态。这样，在从行进装置的前端侧降至低处而接地时至后端侧降至低处而接地期间，保持从地面浮起的状态的接地轮的个数变多。其结果，行进装置整体下降至低处时的接地冲击容易变大。

后退中从高处向低处移动的情况下，行进装置从后端侧向低处接地，行进装置跨过低处和高处而接地的倾斜姿态成为向后下倾斜姿态，也存在与前进移动的情况相同的问题。

相对于此，上述履带行进装置1的特征为具有下述结构。即，

该履带行进装置1具备在前后方向并排的多个接地轮213、214、比上述多个接地轮位于机体前方侧的履带驱动轮215、比上述多个接地轮位于机体后方侧的履带诱导轮216、以及沿上述履带驱动轮和上述多个接地轮和上述履带诱导轮而被卷绕的履带218，其中

具备被支承在机体框架100上的主轨道框架210、在上述主轨道框架上在前后方向上并排地被支承且分别绕机体横向的摆动轴心上下自如摆动的前摆动轨道框架211和后摆动轨道框架212，

使上述多个接地轮213、214的一部分在前摆动轨道框架211上、分散支承在比该前摆动轨道框架211的摆动轴心向机体前方侧和向机体后方侧，

使上述多个接地轮213、214的其余部分在后摆动轨道框架212上、分散支承在比该后摆动轨道框架212的摆动轴心向机体前方侧和向机体后方侧，

使上述履带诱导轮216支承在后摆动轨道框架212上。

根据本结构，从高处向低处前进移动的情况下，履带行进装置1的前端侧向低处下降而接地，若履带行进装置1成为跨过低处和高处以向前下方倾斜的姿态接地的状态，则前摆动轨道框架211借助作用在履带行进装置1的前端侧的接地反力，相对于主轨道框架210摆动，前摆动轨道框架211的后端侧相对于机体框架100下降，由前摆动轨道框架211支承的接地轮213容易在低处或斜坡面上接地。并且，若移动继续，则后摆动轨道框架212借助作用在履带行进装置1的后端侧的接地反力，相对于主轨道框架210摆动，后摆动轨道框架212的前端侧相对于机体框架100下降，由后摆动轨道框架212支承的接地轮214容易在低处或斜坡面上接地。

另一方面，从高处向低处后退移动的情况下，履带行进装置1成为跨过低处和高处接地的倾斜姿态时，后摆动轨道框架212位于下侧，前摆动轨道框架211位于上侧，在前摆动轨道框架211和后摆动轨道框架212在上下方向上的相对位置这一点上与前进移动的情况不同，但是，在由后摆动轨道框架212和前摆动轨道框架211支承的接地轮213、214容易在低处或斜坡面上接地这一点上与前进移动的情况相同。

若前摆动轨道框架211或后摆动轨道框架212摆动，则利用与前摆动轨道框架211或后摆动轨道框架212一起摆动的接地轮213、214相对于主轨道框架210的移动，有时产生使履带218的张力增大的操作力。若后摆动轨道框架212摆动，则履带诱导轮216与后摆动轨道框架212一起摆动，向着使履带218的张紧缓和的方向移动，抑制履带218的张力增大。

由此，在从阶梯差大的高处向低处移动时，因前进和后退的任意一个而进行移动的情况中，能够使多个接地轮213、214在低处或斜坡面接地，且在抑制履带218的张力增大的同时下降移动，难以产生履带行进装置1的整体下降至低处时的接地冲击，在乘坐感觉等方面优良，且不易因履带218的张紧而产生劣化，能够得到在耐久性的方面优良的作业机。

并且，在上述履带行进装置1中，上述主轨道框架210升降操作自如地被支承在机体框架上。

根据该结构，使主轨道框架210相对于机体框架100升降，能够变更机体框架100的对地高度。由此，即便是柔软地面而履带218向地面沉下，也能够将机体框架100的对地高度调节为较高值，能够防止机体的泥土附着等，而有利地进行作业。

并且，在上述履带行进装置1中，具备从前摆动轨道框架211的后端部摆动自如地延伸出的前摆动限制连杆231、从后摆动轨道框架212的前端部摆动自如地延伸出的后摆动限制连杆232、旋转自如地支承前摆动限制连杆231的延伸端部和后摆动限制连杆232的延伸端部以便进行前摆动轨道框架211及后摆动轨道框架212的摆动限制的限制部233。

根据该结构，随着前摆动轨道框架211相对于主轨道框架210的摆动角增大，前摆动轨道框架211经由前摆动限制连杆231借助限制部233被拉伸支承，前摆动轨道框架211处于摆动界限。随着后摆动轨道框架212相对于主轨道框架210的摆动角增大，后摆动轨道框架212经由后摆动限制连杆232借助限制部233被拉伸支承，后摆动轨道框架212处于摆动界限。

由此，为了限制前摆动轨道框架211和后摆动轨道框架212的摆动不要过大，能够由使前摆动限制连杆231和后摆动限制连杆232利用同一限制部233支承的结构简单的限制机构（摆动限制机构230）实现，能够结构简单地得到能够防止因前摆动轨道框架211和后摆动轨道框架212的过大的摆动而产生履带218的过松或过紧等问题的结构。

并且，在上述履带行进装置1中，具备将上述履带诱导轮216抵接作用在履带218上的张紧弹簧227。

根据该结构，即使由于前摆动轨道框架211或后摆动轨道框架212的摆动造成的接地轮的移动使得履带218的张力增大，随着该张力增大，张紧弹簧227弹性变形，履带诱导轮216退回移动，能够抑制履带218的张力增大。

由此，不仅能够借助履带诱导轮216和后摆动轨道框架212的一体摆动、还能借助履带诱导轮216退回移动，来抑制由接地轮相对于主轨道框架210的移动造成的履带218的张力增大，能够提高履带218的耐久性使得更不易产生由履带218的过紧造成的劣化。

并且，在上述履带行进装置1中，在侧视图中，机体重心G位于通过前摆动轨道框架211和后摆动轨道框架212之间的铅垂直线上。

根据该结构，在利用前进移动和后退移动中的任意一个进行从高处向低处的移动的情况下，都能在不易产生接地冲击的同时进行。

即，使从高处向低处的移动利用前进移动进行的情况和利用后退移动进行的情况下，借助机体重心G从高处移出至低处侧，行进装置1的前端侧或后端侧向低处下降而接地，行进装置1跨过低处和高处成为以倾斜状态接地的状态。由于机体重心G位于通过前摆动轨道框架211和后摆动轨道框架212之间的铅垂直线上，使从高处向低处的移动利用前进移动进行的情况下，随着行进装置1跨过低处和高处切换成为以前下倾斜的姿态接地的状态，前摆动轨道框架211在早期相对于机体框架100摆动。

另一方面，使从高处向低处的移动利用后退移动进行的情况下，随着行进装置1跨过低处和高处切换成为以后下倾斜的姿态接地的状态，后摆动轨道框架212在早期相对于机体框架100摆动。

由此，前进移动的情况下和后退移动的情况下，都使利用前摆动轨道框架211或后摆动轨道框架212支承的接地轮213、214在早期在低处或斜坡面接地，能够在抑制下降至低处时的接地冲击的产生的同时进行下降。

[其他实施方式]

（1）在图3及图7的结构中，可以将变速箱10的右及左一方侧部及另一方侧部如下所述地左右相反地进行配置而构成。

这种情况下，在变速箱10的左侧部分10L的上部的外部形成有阶梯差状的凹部10a，在主视图中，凹部10a进入至变速箱10（右及左侧部分10R、10L）的结合部10b的附近（稍向纸面右侧）。静液压式无级变速装置11以进入变速箱10（左侧部分10L）的凹部10a的方式被配置，静液压式无级变速装置11的口部挡块11a被连结在变速箱10（左侧部分10L）的凹部10a上，静液压式无级变速装置11的输入轴11b及输入轴12、支承部件12向右侧延伸。

在变速箱10（右及左侧部分10R、10L）的上部中，输入轴22以与变速箱10（左侧部分10L）的凹部10a邻接（对置）的方式被支承在变速箱10（右侧部分10R）中，在传动轴27、29的右侧部（变速箱10的右侧部分10R的壁部的内表面附近）固定有传动齿轮30、31。在传动轴29的左侧部（变速箱10左侧部分10L），右及左输出齿轮32R、32L可相对旋转自如地外嵌在传动轴29上，右及左啮合部33R、33L借助花键结构一体旋转及滑动自如地外嵌在传动轴29上（左啮合部33L被配置在变速箱10左侧部分10L的壁部的内表面附近）。慢转弯离合器46配备在传动轴44的右侧部，反转离合器53配备在传动轴44的左侧部。

（2）在上述实施方式中，变速箱10（右及左侧部分10R、10L）和静液压式无级变速装置11被分体构成，但也可以将变速箱10（右及左侧部分10R、10L）和静液压式无级变速装置11以一个箱体一体地构成。

也可以不将静液压式无级变速装置11的输出轴11c和输入轴22分体构成而利用一根传动轴（未图示）构成。也可以构成为静液压式无级变速装置11的输出轴11c的动力经由传动齿轮（未图示）而传递至输入轴22。

作为行进用的无级变速装置（主变速装置），并不一定限于图示那样的静液压式无级变速装置8。也可以使用例如带式的无级变速装置、或将静液压式无级变速装置和行星齿轮组合的无级变速装置。

（3）在图7中，可以废弃制动器50，而构成为令反转离合器53具备制动器50的功能。

这种情况下，如上述[11]中所述，在来自右（左）侧离合器34（右（左）啮合部33R（33L））的动力、和来自反转离合器53的动力同时被传递至左（右）输出齿轮32L（32R）的状态下，设定反转离合器53的工作压力，以便使来自右（左）侧离合器34（右（左）啮合部33R（33L））的动力、和来自反转离合器53的动力成为平衡的状态，使左（右）输出齿轮32L（32R）成为停止的状态。

（4）在图2中，可以构成为将驾驶部5配备在变速箱10的左横向外侧、将支持框架2配备在变速箱10的右横向外侧。若为这样的结构，则将液压单元57与变速箱10（右侧部分10R）的右支持框架2侧的横侧部的外表面连结。

也可以构成为，不将液压单元57配备在变速箱10（右及左侧部分10R、10L）的横侧部的外表面，而配备在变速箱10（右及左侧部分10R、10L）的内部中右或左的横侧部，将液压单元57的维护用的开关自如的盖部配备在变速箱10（右及左侧部分10R、10L）的横侧部的外表面。

（5）可以将副变速装置（齿轮式副变速机构A）的换档部件28构成为借助液压缸（未图示）进行滑动操作（相当于行进变速用的液压机构），或者也可以利用多个液压离合器构成副变速装置（相当于行进变速用的液压机构）。

利用多个液压离合器构成副变速装置的情况下，将液压离合器支承在传动轴27上，将传动轴27的右或左端部插入液压单元57中，从传动轴27的右或左端部直到液压离合器而在传动轴27的内部具备油路。

（6）构成静液压式无级变速装置8的液压式马达8C可以采用将可动斜板8D固定为一定倾斜角度，仅由液压式泵6B进行容量调节而进行变速的结构。或者相反地，也可以在液压式马达8C中，令可动斜板8D能够无级地调节。

（7）可以采用由电动马达等电动执行器驱动液压式泵6B的可动斜板8D的方法，并且采用由电位计等传感器检测出作为主变速操作件的主变速杆61的动作量，基于该检测值控制电动执行器的结构。

（8）使用双向驱动缸8d来驱动控制液压式泵8B，为了将动作速度设为一定，在供给路径上设置节流孔8h，但也可以不特别设置。

Claims (9)

1.一种联合收割机的行进变速结构，

设置有包括可无级地变化容量的液压式泵、接受来自上述液压式泵的工作油而被驱动的液压式马达的可无级变速的主变速装置，设置有将来自上述主变速装置的输出变速为多级的齿轮式副变速机构，

将变更调节上述液压式泵的主变速操作件配置在驾驶操纵空间内，将切换调节上述齿轮式副变速机构的副变速操作件配置在驾驶操纵空间外,

在行进机体的前部中央部配备变速箱，在该变速箱中内装上述齿轮式副变速机构，

将上述副变速操作件从上述变速箱沿驾驶操纵部的收割部侧的外表面而向上地直立设置，令其顶端操作部位于配备在上述驾驶操纵部中的驾驶席的机体横向内侧的侧部操纵塔的机体横向内侧部位。

2.如权利要求1所述的联合收割机的行进变速结构，

构成为可以改变上述液压式马达的容量。

3.如权利要求1所述的联合收割机的行进变速结构，

将与上述齿轮式副变速机构相连的操作臂绕前后朝向的轴心摆动自如地支承在上述变速箱的前表面侧，并且从向该变速箱的支承部位横向地伸出，

在上述操作臂的伸出端部连接上述副变速操作件的下端部。

4.如权利要求1所述的联合收割机的行进变速结构，

上述副变速操作件包括：下端侧连接于与上述齿轮式副变速机构相连的操作臂而向上地伸出的下侧部分、从该下侧部分的伸出端部向收割部侧横向地伸出的横向部分、从该横向部分的伸出端部向上地伸出而在上端部设置有上述顶端操作部的上侧部分。

5.如权利要求1所述的联合收割机的行进变速结构，

在上述侧部操纵塔处配置上述主变速操作件，以位于比上述主变速操作件的握持部低的配置高度的方式配置上述副变速操作件的顶端操作部。

6.如权利要求1所述的联合收割机的行进变速结构，

在上述联合收割机的俯视中，以位于比上述主变速操作件的握持部靠后方的方式配置上述副变速操作件的顶端操作部。

7.如权利要求2所述的联合收割机的行进变速结构，

在上述主变速操作件的握持部上具备变速开关，基于该变速开关的操作信号而将上述液压式马达的斜板操作至高速位置或者低速位置。

8.如权利要求1所述的联合收割机的行进变速结构，

上述齿轮式副变速机构具有相对旋转自如地外嵌于传动轴的高速齿轮以及低速齿轮、与这些高速齿轮或者低速齿轮的某一个啮合的换档部件，

借助上述换档部件与上述高速齿轮啮合而将上述齿轮式副变速机构设定为高速位置，借助上述换档部件与上述低速齿轮啮合而将上述齿轮式副变速机构设定为低速位置。

9.如权利要求8所述的联合收割机的行进变速结构，

在上述联合收割机的作业行进时以及路上行进时，借助上述换档部件与上述高速齿轮啮合而将上述齿轮式副变速机构设定为上述高速位置。