CN105805267A - 变速传动装置及走行传动装置 - Google Patents

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Abstract

本发明公开一种能够容易地抑制和避免大型化的变速传动装置。该变速传动装置设有输入发动机驱动力的输入轴（22）、由输入轴（22）驱动的液压式无级变速器（30）、将输入轴（22）的驱动力和液压式无级变速器（30）的输出合成而输出合成驱动力的行星传动部（40）、输出至走行装置的输出旋转体（24）。行星传动部（40）和输出旋转体（24）相对于液压式无级变速器（30）配置在输入轴（22）的发动机连接侧的相同侧。该变速传动装置构成为从输入轴（22）的发动机连接侧和液压式无级变速器连接侧之间的部位将驱动力输入至行星传动部（40）。

Description

变速传动装置及走行传动装置
本申请是基于申请号为201280016685.8、发明名称为“变速传动装置和走行传动装置”、申请日为2012年3月27日的发明专利申请的分案申请。
技术领域
本发明涉及变速传动装置和走行传动装置。更具体而言，本发明涉及农业机器的变速传动装置和走行传动装置，但不限于此。
背景技术
[1]变速传动装置设有输入发动机驱动力的输入轴、被所述输入轴驱动的液压式无级变速器、将所述输入轴的驱动力和所述液压式无级变速器的输出合成而输出合成驱动力的行星传动部、对走行装置进行输出的输出旋转体。
现有技术具有例如专利文献1所记载的变速传动装置。在专利文献1所记载的变速传动装置中具有贯穿无级变速部（液压式无级变速器）的液压泵泵轴，构成为将来自发动机的驱动力输入至从泵轴的无级变速部向一方突出的一侧，从泵轴的无级变速部向另一方突出的一侧向复合型行星传动部传递泵轴的驱动力，利用发动机驱动力来驱动无级变速部，将发动机驱动力和无级变速部的输出利用复合型行星传动部来合成。
[2]另一方面，在专利文献2所记载的变速传动装置中，在将发动机的输出向前后轮传递的传动系中设有液压式无级变速装置（液压式无级变速器）、行星齿轮机构（行星传动部）以及两个液压离合器，通过两个液压离合器中的一个被连接，构成HST（HydraulicStaticTransmission）模式的驱动系（HST模式传动），发动机的输出通过液压式无级变速装置变速之后向前后轮传递，通过两个液压离合器中的另一个被连接，构成HMT（HydraulicMechanicalTransmission）模式的驱动系（HMT模式传动），液压式无级变速装置的输出被输入至行星齿轮装置，行星齿轮装置将发动机的输出和液压式无级变速装置的输出合成后输出合成驱动力，该合成驱动力被传递至前后轮。
另外，在上述专利文献1的记载中，在将发动机的输出传递至前轮差动机构和后轮差动机构的传动系中设有无级变速部（液压式无级变速器）、行星传动部、前进后退切换装置，发动机的输出被输入至无级变速部和行星传动部，行星齿轮装置将发动机的输出和液压式无级变速装置的输出进行合成，行星齿轮装置所输出的合成驱动力被输入前进后退切换装置，变换为前进驱动力和后退驱动力之后传递至前轮差动机构和后轮差动机构。
[3]走行传动装置中具有变速传动器，该变速传动器具有静液压式无级变速部和行星传动部，静液压式无级变速部被输入来自发动机的驱动力并且对其变速，所输出的变速驱动力沿着HST变速线进行变速，行星传动部被输入来自发动机的驱动力和来自所述无级变速部的变速驱动力并且对其进行合成，所输出的合成驱动力在所述无级变速部的变速之下沿着HMT变速线而变速作用，在所述变速传动器上设有离合机构，该离合机构在设定HST传动的HST设定状态和设定HMT传动的HMT设定状态之间自由切换，其中在HST传动中，将所述无级变速部所输出的变速驱动力输出至走行装置，在HMT传动中，将所述行星传动部所输出的合成驱动力输出至走行装置，还具备变速控制装置，其基于来自变速操作工具的变速指令来变速控制构成所述无级变速部的液压泵，并且切换控制所述离合机构。
例如，在农业机器中，在对作业列的终端的方向进行变换的场合等，有时反复进行前进后退的切换。上述走行传动装置构成为具备如图33所示的输出特性，通过进行向夹着无级变速部的中立状态的前进侧和后退侧的变速操作，输出速度沿着HST变速线向前进侧和后退侧变化，不需要用于前进后退切换的特别的操作，仅通过简单的变速操作就能够进行机体的前进后退的切换。
作为这种走行传动装置，在上述专利文献2所记载中，在将发动机的输出传递至前后轮的传动系中设有液压式无级变速装置、行星齿轮机构和两个液压离合器，通过切换两个液压离合器的连接而构成HST模式的驱动系，从液压式无级变速装置的马达输出轴输出的驱动力不传递至行星齿轮机构，其被传递至前后轮。另外，通过切换两个液压离合器的连接，构成HMT模式的驱动系，从液压式无级变速装置的马达输出轴输出的驱动力被传递至行星齿轮机构，由行星齿轮机构对来自液压式无级变速装置的驱动力和来自发动机的驱动力进行合成，从行星齿轮机构输出的合成驱动力被传递至前后轮。
[4]走行传动装置中具有变速传动器，该变速传动器具有静液压式无级变速部和行星传动部，静液压式无级变速部被输入来自发动机的驱动力并且对其变速，所输出的变速驱动力沿着HST变速线进行变速，行星传动部被输入来自发动机的驱动力和来自所述无级变速部的变速驱动力并且对其进行合成，所输出的合成驱动力在所述无级变速部的变速之下沿着HMT变速线而变速作用，在所述变速传动器上设有离合机构，该离合机构在设定HST传动的HST设定状态和设定HMT传动的HMT设定状态之间自由切换，其中在HST传动中，将所述无级变速部所输出的变速驱动力输出至走行装置，在HMT传动中，将所述行星传动部所输出的合成驱动力输出至走行装置，还具备变速控制装置，其基于来自变速操作工具的变速指令来变速控制构成所述无级变速部的液压泵，并且切换控制所述离合机构。
例如，在农业机器中，在对作业列的终端的方向进行变换的场合等，有时反复进行前进后退的切换。上述走行传动装置构成为具备如图50所示的输出特性，通过进行向夹着无级变速部的中立状态的前进侧和后退侧的变速操作，输出速度沿着HST变速线向前进侧和后退侧变化，不需要用于前进后退切换的特别的操作，仅通过简单的变速操作就能够进行机体的前进后退的切换。
作为这种走行传动装置，现有技术中，在上述专利文献2所记载中，在将发动机的输出传递至前后轮的传动系中设有液压式无级变速装置、行星齿轮机构和两个液压离合器，通过切换两个液压离合器的连接而构成HST模式的驱动系，从液压式无级变速装置的马达输出轴输出的驱动力不传递至行星齿轮机构，其被传递至前后轮。另外，通过切换两个液压离合器的连接，构成HMT模式的驱动系，从液压式无级变速装置的马达输出轴输出的驱动力被传递至行星齿轮机构，由行星齿轮机构对来自液压式无级变速装置的驱动力和来自发动机的驱动力进行合成，从行星齿轮机构输出的合成驱动力被传递至前后轮。
另外，现有技术中，例如如专利文献3所示，构成为具有致动器，该致动器控制构成无级变速装置的液压马达的斜板，在切换开关的指令操作下操作该致动器，使液压马达在高速和低速这两级进行切换。
专利文献1：日本专利公开2008-215499号公报
专利文献2：日本专利公开2001-108061号公报
专利文献3：日本专利公开2003-202067号公报。
发明内容
发明要解决的问题
[1]与背景技术[1]对应的问题如下所述。
在采用所述专利文献1记载的现有技术的情况下，泵轴的从输入发动机驱动力的部位至向行星传动部输出的部位的距离由于位于两部位之间的液压泵而变长，为了使得难以发生因行星传动部的驱动负荷引起的泵轴的歪斜而需要提高泵轴的强度，为了提高泵轴的强度，需要采用具备大直径的泵轴的大型的液压式无级变速器。
本发明的目的是提供一种容易抑制并回避大型化的变速传动装置。
[2]与背景技术[2]对应的问题如下所述。
在具备输入发动机驱动力的输入轴、由输入轴驱动的液压式无级变速器、将输入轴的驱动力和液压式无级变速器的输出进行合成并输出合成驱动力的行星传动部、输出至走行装置的输出旋转体的变速传动装置中，如果构成为具有HST模式传动和HMT模式传动，则具备如图26所示的输出性能，其中，HST模式传动中，发动机驱动力不受到行星传动部的合成，受到液压式无级变速器的变速，被传递到输出旋转体，在HMT模式传动中，发动机驱动力受到行星传动部的合成而传递至输出旋转体。
该图26是显示了液压式无级变速器的变速状态和输出旋转体的输出速度的关系的说明图。图26的横轴显示了液压式无级变速器的变速状态，纵轴显示了输出旋转体的旋转方向和输出速度。横轴“n”表示液压式无级变速器的中立位置，横轴的“-max”表示液压式无级变速器的后退传动状态的最高速位置，横轴的“+max”表示液压式无级变速器的前进传动状态的最高速位置。图26所示的实线RL表示出现HST模式传动的状态的后退驱动力的输出，实线FL表示出现HST模式传动的状态的前进驱动力的输出，实线FH表示出现HMT模式传动的状态的前进驱动力的输出。
如实线RL所示，在出现HST模式传动的状态下，如果液压式无级变速器被操作为后退传动状态的最高速位置“-max”，则输出速度为后退的最高速度“RV”，在维持HST模式传动的同时，伴随着液压式无级变速器从后退传动状态的最高速位置“-max”向着中立位置“n”变速操作，后退的输出速度减速，一旦液压式无级变速器到达中立位置“n”，则输出速度变为“0”。如实线FL所示，在维持HST模式传动的同时，如果液压式无级变速器从中立位置“n”变速操作至前进传动状态一侧，则输出从后退输出切换为前进输出，伴随着液压式无级变速器从中立位置“n”向着前进传动状态的最高速位置“+max”变速操作，前进的输出速度增速，当液压式无级变速器到达前进传动状态的最高速位置“+max”，则前进输出速度变为“FV1”。如实线FH所示，若液压式无级变速器到达前进传动状态的最高速位置“+max”，则替代HST模式传动而出现HMT模式传动，在维持HMT模式传动的同时，伴随着液压式无级变速器从前进传动状态的最高速位置“+max”向着后退传动状态的最高速位置“-max”变速操作，前进的输出速度增速，当液压式无级变速器到达后退传动状态的最高速位置“-max”时，前进的输出成为最高速度“FV2”。
也就是说，为了出现HST模式传动和HMT模式传动的情况下，仅对液压式无级变速器进行变速操作，操作简单，能够使输出为零“0”，使走行装置停止，并且能够使输出切换为前进输出和后退输出，使得能够将走行装置切换为前进侧和后退侧地驱动。但是，由于HMT模式传动能够比HST模式传动以更良好的传动效率来传动，以HMT模式传动来进行向输出旋转体的前进驱动力的传递，因此后退输出的变速范围比前进输出的变速范围窄。
如果采用在行星传动部的传动方向下游侧设置前进后退切换装置的传统技术，将液压式无级变速器和行星传动部的输出输入前进后退切换机构，变换为前进驱动力和后退驱动力之后传递至输出旋转体，则后退输出的变速范围变得与前进输出的变速范围一样。
另一方面，图27是示出了将液压式无级变速器和行星传动部的输出借助前进后退切换机构变换为前进驱动力和后退驱动力后传递给输出旋转体而构成的情况下的液压式无级变速器的变速状态和输出旋转体的输出速度的关系的说明图。图27中所示的实线FL和FH表示前进驱动力的输出，实线RL、RH表示后退驱动力的输出。
如实线FL所示，在出现HST模式传动的状态下，如果液压式无级变速器被操作为中立位置“n”，则输出变为零“0”。在维持HST模式传动，并且将前进后退切换机构切换为前进传动状态并且维持在前进传动状态的同时，伴随着液压式无级变速器从中立位置“n”向着前进传动状态的最高速位置“+max”变速操作，前进的输出速度增速，当液压式无级变速器到达前进传动状态的最高速位置“+max”，则前进输出速度变为“FV1”。如实线FH所示，若液压式无级变速器到达前进传动状态的最高速位置“+max”，则替代HST模式传动而出现HMT模式传动，在维持HMT模式传动，并且使前进后退切换机构维持为前进传动状态的同时，伴随着液压式无级变速器从前进传动状态的最高速位置“+max”向着后退传动状态的最高速位置“-max”变速操作，前进的输出速度增速，当液压式无级变速器到达后退传动状态的最高速位置“-max”时，前进的输出成为最高速度“FV2”。如实线RL所示，如果液压式无级变速器被操作至中立位置“n”，则将前进后退切换机构切换为后退传动状态，维持HST模式传动并且将前进后退切换机构维持为后退传动状态的同时，伴随着液压式无级变速器从中立位置“n”向着前进传动状态的最高速位置“+max”变速操作，后退的输出速度增速，当液压式无级变速器到达前进传动状态的最高速位置“+max”，则后退输出速度变为“RV1”。如实线RH所示，若液压式无级变速器到达前进传动状态的最高速位置“+max”，则替代HST模式传动而出现HMT模式传动，在维持HMT模式传动，并且使前进后退切换机构维持为后退传动状态的同时，伴随着液压式无级变速器从前进传动状态的最高速位置“+max”向着后退传动状态的最高速位置“-max”变速操作，后退的输出速度增速，当液压式无级变速器到达后退传动状态的最高速位置“-max”时，后退的输出成为最高速度“RV2”。
也就是说，在构成为将液压式无级变速器和行星传动部的输出输入至前进后退切换机构并且变换为前进驱动力和后退驱动力后传递至输出旋转体的情况下，在将前进驱动的走行装置停止后切换为后退驱动之际，以及将后退驱动的走行装置停止后切换为前进驱动之际，需要使前进后退切换机构从前进传动状态和后退传动状态的一个切换操作至另一个。
本发明的目的是提供一种变速传动装置，其能够操作简单地进行走行装置的停止和前进后退切换，并且以宽的变速范围后退驱动走行装置，并且能够使得构造简单。
[3]与背景技术[3]对应的问题如下所述。
在用于从HST传动向HMT传动设定切换的离合机构的切换完成后，来自发动机的驱动力传递至行星传动部的时刻，行星传动部的太阳轮、齿轮架和齿圈成为一体旋转，则用于从HST传动向HMT传动设定切换的离合机构的切换能够根据构成离合机构的传动上游侧部件和传动下游侧部件的相对相位关系来顺利地进行。但是，在构成为检测无级变速部的输出速度，基于无级变速部的输出速度的检测结果而进行离合机构的切换控制，使得从HST传动向HMT传动进行设定切换时刻的无级变速部具备使得设定切换后的行星传动部出现太阳轮、齿轮架和齿圈一体旋转相当的输出速度（一体旋转出现速度），容易发生从HST传动切换到HMT传动后走行速度发生变化的问题。基于图37和图44来说明这一点。
图37是显示了走行传动装置中的变速传动器所具备的输出特性的图。纵轴是显示变速传动器输出的驱动力的旋转速度的速度线。横轴通过纵轴的旋转速度为零“0”的位置，显示了构成无级变速部的液压泵的斜板位置的操作位置线L。操作位置线L的“n”是使得无级变速部为中立状态的斜板中立操作位置。操作位置线L的“a”是设定前进高速位置，其设定成被变速控制所操作的斜板的前进侧的最高速位置。操作位置线L的“-max”是设定后退高速位置，其设定成被变速控制所操作的斜板的后退侧的最高速位置。
通过旋转速度为零“0”的变速线S是无负荷HST变速线S，其显示了HST传动设定以及无负荷驱动下的变速传动器的输出速度的变化。对应于无负荷HST变速线S中的斜板位置“n”和“a”之间的变速线区域部SF显示了前进侧的输出速度的变化，是前进侧的无负荷HST变速线SF。对应于无负荷HST变速线S中的斜板位置“n”和“-max”之间的变速线区域段SR显示了后退侧的输出速度的变化，是后退侧的无负荷HST变速线SR。与无负荷HST变速线S相连的变速线M是显示HMT传动设定以及无负荷驱动下的变速传动器的输出速度变化的无负荷HMT变速线M。
通过旋转速度为零“0”的变速线SA是负荷HST变速线SA，其显示了HST传动设定以及负荷驱动下的变速传动器的输出速度的变化。与负荷HST变速线SA交叉的倾斜线MA是显示HMT传动设定以及负荷驱动下的变速传动器的输出速度变化的负荷HMT变速线MA。
施加到变速传动器的驱动负荷作用在构成无级变速部的液压泵的斜板上，因此无负荷HST变速线SF以及HMT变速线M与负荷的HST变速线SA以及HMT变速线MA不同。也就是说，对应于负荷的HST变速线SA的操作位置线L的倾斜角是比对应于无负荷的HST变速线S的操作位置线L的倾斜角更缓的倾斜角。在将无级变速部的输出轴的旋转无增减地输入行星传动部的简单构成中，在将无级变速部的液压泵实际可能操作中具备的斜板的实际前进最高速位置的本身位置设定为设定前进高速位置“a”的情况下，无负荷的HST变速线S以及HMT变速线M与负荷的HST变速线SA以及HMT变速线MA的倾斜角之差会变大。
通过纵轴的旋转速度“V”位置的横线L1显示了所述一体旋转出现速度。旋转速度“V”与“V1”相同。图44是显示从HST传动向HMT传动切换的说明图。如图37和图44所示，在构成为通过无级变速部的输出速度变为一体旋转出现速度“V”而进行从HST传动向HMT传动的设定切换控制的情况下，在无级变速部成为负荷驱动的实际走行时，作为变速传动器的输出速度的无级变速部的输出速度沿着负荷的HST变速线SA增速而成为一体旋转出现速度“V”，也就是成为负荷的HST变速线SA与横线L1的交点“X”所对应的输出速度，从而进行从HST传动向HMT传动的设定切换。经过该切换后的变速传动器的输出速度成为负荷HMT变速线MA和通过交点“X”的纵线的交点“Y”所对应的输出速度“V0”。
即，从HST传动向HMT传动设定切换后的输出速度从切换之前的“V”下降至切换后的“V0”，下降的速度比较大。驱动负荷越大，则负荷HST变速线SA和操作位置线L所对应的倾斜角越小，切换前的输出速度“V”与切换后的输出速度“V0”之差越大。
本发明的目的是提供一种能够抑制和消除从HST传动向HMT传动的切换所伴随的速度变化的走行传动装置。
[4]与背景技术[4]对应的问题如下所述。
在上述的走行传动装置中，构成无级变速部的液压泵构成为可变容量型，具备进行液压泵的斜板角变更操作的副变速致动器，并且通过操作副变速操作工具而发出副变速指令，副变速致动器被控制而将液压泵向高速侧变速操作而构成的情况下，在移动走行等之际，能够高速走行，非常方便。但是，有时为了向高速侧操作液压泵，即使副变速操作，走行速度也不上升而减速。
即，图50是显示变速传动器所具备的输出特性的图。纵轴是显示变速传动器输出的驱动力的旋转速度的速度线。横轴通过纵轴的旋转速度为零“0”的位置，显示了构成无级变速部的液压泵的斜板位置的操作位置线L。操作位置线L的“n”是使得无级变速部为中立状态的斜板中立操作位置。操作位置线L的“a”是设定前进高速位置，其设定成被变速控制所操作的斜板的前进侧的最高速位置。操作位置线L的“-max”是设定后退高速位置，其设定成被变速控制所操作的斜板的后退侧的最高速位置。
通过旋转速度为零“0”的变速线S是HST变速线S，其显示了HST传动设定下的变速传动器的输出速度的变化。对应于HST变速线S中的斜板位置“n”和“a”之间的变速线部分SF显示了前进侧的输出速度的变化，是前进侧的HST变速线SF。对应于HST变速线S中的斜板位置“n”和“-max”之间的变速线部分SR显示了后退侧的输出速度的变化，是后退侧的HST变速线SR。与HST变速线S相连的变速线M是显示HMT传动设定下的变速传动器的输出速度的变化的HMT变速线M。
利用液压泵的斜板变为设定前进高速位置“a”来进行HST传动和HMT传动的设定切换控制，处于设定为HMT传动的传动状态的变速传动器中，无级变速部在后退变速区域向高速侧变速操作，无级变速部的输出速度增速，由此增加输出速度。与此相对，处于设定为HMT传动的传动状态的变速传动器中，无级变速部在前进变速区域向低速侧变速操作，无级变速部的输出速度减小，由此减小输出速度。
即，在变速传动器被设定为HMT传动，并且通过无级变速部的前进变速区域中的变速操作来增减输出的合成驱动力的传动状态的情况下，若液压泵被向着增速侧变速操作，则无级变速部被变速使得增加输出速度，作为变速传动器的输出速度减小，走行速度不增加而是减小。
本发明的目的是提供一种能够回避上述变速问题的发生，并且能够利用液压泵进行副变速的走行传动装置。
解决问题的手段
[1]对应于问题[1]的解决手段如下所述。
即，一种变速传动装置，设置有输入发动机驱动力的输入轴、由所述输入轴驱动的液压式无级变速器、将所述输入轴的驱动力和所述液压式无级变速器的输出进行合成而输出合成驱动力的行星传动部、对走行装置进行输出的输出旋转体，
所述变速传动装置构成为，将所述行星传动部和所述输出旋转体相对于所述液压式无级变速器配置在与所述输入轴的发动机连接侧相同的一侧，并且从所述输入轴的发动机连接侧与液压式无级变速器连接侧之间的部位将驱动力输入至所述行星传动部。
根据该构成，将行星传动部和输出旋转体相对于液压式无级变速器配置在输入轴的发动机连接侧，并且从输入轴的发动机连接侧和液压式无级变速器连接侧之间的部位将驱动力输入至行星传动部，因此能够将从输入轴至行星传动部的传动构造以传动距离极短的简单构造来实现。将驱动力从输入轴的发动机连接侧和液压式无级变速器连接侧之间的部位向行星传动部输入，因此能够使得从输入轴的输入发动机驱动力的部位到输出至行星传动部的部位的距离尽量小，难以发生行星传动部的驱动负荷导致的输入轴的歪斜，能够抑制和避免输入轴的大型化，并且难以将行星传动部的驱动负荷施加到泵轴，能够抑制和避免泵轴的大型化，抑制和避免液压式无级变速器的大型化。
从而，在从输入轴向行星传动部传动的传动构造方面，以及从输入轴和液压式无级变速器方面来说，都能够抑制和避免大型化，得到紧凑的状态。
在一个优选实施方式中，在将所述输入轴相对于所述液压式无级变速器的泵轴同轴芯状地配置的状态下，与所述泵轴一体自由旋转地连接，使所述行星传动部的太阳轮和所述输出旋转体围绕旋转轴芯自由旋转地支撑，该旋转轴芯相对于所述液压式无级变速器的马达轴芯同轴芯状配置。
根据本构成，能够以输入轴和泵轴同轴芯状态配置的紧凑联动构造，使输入轴来驱动液压式无级变速器。进一步地，能够以太阳轮、输出旋转体和马达轴同轴芯状配置的紧凑联动构造，使得从液压式无级变速器传动至行星传动部，并且能够从行星传动部传动至输出旋转体。
从而，在从输入轴驱动液压式无级变速器方面、从液压式无级变速器向行星传动部传动以及从行星传动部向输出旋转体传动方面都能够得到紧凑结构。
在一个优选实施方式中，设有输入侧离合机构和输出侧离合机构，输入侧离合机构将所述行星传动部切换为相对于所述输入轴的联动接合状态以及联动分离状态，所述输出侧离合机构将所述输出旋转体切换为相对于液压式无级变速器的马达轴的联动接合状态和联动分离状态。
根据本构成，通过将行星传动部切换为相对于输入轴的联动分离状态，将输出旋转体切换为相对于马达轴的联动接合状态，能够进行HST模式传动的变速，使得输入轴输入的发动机驱动力借助液压式无级变速器变速之后，从输出旋转体输出。通过将行星传动部切换为相对于输入轴的联动接合状态，将输出旋转体切换为相对于马达轴的联动分离状态，能够进行HMT模式传动的变速，使得输入轴输入的发动机驱动力传递至行星传动部，发动机驱动力和液压式无级变速器的输出借助行星传动部合成，合成驱动力从输出旋转体输出。
从而，使得进行HST模式传动的输出，能够仅依靠液压式无级变速器的变速操作操作简单地进行走行停止和前进后退切换，使得进行HMT模式传动的输出，能够以良好的传动效率状态进行变速走行。
在一个优选的实施方式中，在所述输入轴的发动机连接侧和液压式无级变速器连接侧之间装备有供给泵，该供给泵将工作液供给至所述液压式无级变速器。
根据本构成，在输入轴的发动机连接侧和液压式无级变速器连接侧之间施加供给泵的驱动负荷，使得难以施加到液压式无级变速器的泵轴。
从而，利用输入轴的驱动力来驱动供给泵，能够抑制液压式无级变速器的泵轴大型化，能够有利地得到液压式无级变速器。
在一个优选的实施方式中，在所述输入轴的发动机连接侧和所述输入侧离合机构之间装备有供给泵，该供给泵将工作液供给至所述液压式无级变速器。
在输入轴的发动机连接侧和输入侧离合机构之间没有液压式无级变速器，容易确保泵设置空间，根据本构成，能够在容易确保泵设置空间的部位紧凑地装备供给泵。
从而，利用输入轴的驱动力驱动供给泵，能够使供给泵为紧凑装备的简单供给泵。
[2]对应于问题[2]的解决手段如下所述。
即，一种变速传动装置，设置有输入发动机驱动力的输入轴、由所述输入轴驱动的液压式无级变速器、将所述输入轴的驱动力和所述液压式无级变速器的输出进行合成而输出合成驱动力的行星传动部、对走行装置进行输出的输出旋转体，
设置有前进后退切换机构，所述前进后退切换机构在前进传动状态和后退传动状态之间自由切换，在所述前进传动状态，所述前进后退切换机构将所述输入轴的驱动力变换为前进驱动力而传递至所述行星传动部，在所述后退传动状态，所述前进后退切换机构将所述输入轴的驱动力变换为后退驱动力而传递至所述行星传动部，
使所述前进后退切换机构构成为自由切换为中立状态，在该中立状态，所述输入轴和所述行星传动部的传动断开，
设有离合机构，自如地将所述液压式无级变速器的马达轴和所述输出旋转体的联动切换为接合状态和分离状态。
根据本构成，当前进后退切换机构切换操作为中立状态、离合机构被切换操作为使得液压式无级变速器的马达轴和输出旋转体成为联动接合状态，能够出现HST模式传动，使得通过输入轴输入的发动机驱动力驱动液压式无级变速器，通过输入轴输入的发动机驱动力不传递至行星传动部，发动机驱动力被液压式无级变速器所变速，然后传递至输出旋转体。
当前进后退切换机构切换操作为前进传动状态、离合机构被切换操作为使得液压式无级变速器的马达轴和输出旋转体成为联动分离状态，能够出现前进侧HMT模式传动，使得通过输入轴输入的发动机驱动力驱动液压式无级变速器，通过输入轴输入的发动机驱动力借助于前进后退切换机构而变换为前进驱动力，传递至行星传动部，液压式无级变速器的输出和来自前进后退切换机构的前进驱动力被行星传动部合成，行星传动部输出前进侧的合成驱动力，前进侧的合成驱动力被传递至输出旋转体。
当前进后退切换机构切换操作为后退传动状态、离合机构被切换操作为使得液压式无级变速器的马达轴和输出旋转体成为联动分离状态，能够出现后退侧HMT模式传动，使得通过输入轴输入的发动机驱动力驱动液压式无级变速器，通过输入轴输入的发动机驱动力借助于前进后退切换机构而变换为后退驱动力，传递至行星传动部，液压式无级变速器的输出和来自前进后退切换机构的后退驱动力被行星传动部合成，行星传动部输出后退侧的合成驱动力，后退侧的合成驱动力被传递至输出旋转体。
也就是说，伴随着液压式无级变速机构的变速操作而适当操作前进后退切换机构以及离合机构，液压式无级变速器的变速状态和输出旋转体的输出速度的关系如图23所示。即，如图23的实线FL所示，在给出HST模式传动的状态下，如果液压式无级变速器被操作为中立位置“n”，则输出变为零“0”。在维持HST模式传动，并且伴随着液压式无级变速器从中立位置“n”向着前进传动状态的最高速位置“+max”变速操作，前进的输出速度增速，当液压式无级变速器到达前进传动状态的最高速位置“+max”，则前进输出速度变为“FV1”。如实线FM、FH所示，若液压式无级变速器到达前进传动状态的最高速位置“+max”，则替代HST模式传动而出现前进侧的HMT模式传动，在维持前进侧的HMT模式传动的同时，伴随着液压式无级变速器从前进传动状态的最高速位置“+max”向着后退传动状态的最高速位置“-max”变速操作，前进的输出速度增速，当液压式无级变速器到达后退传动状态的最高速位置“-max”时，前进的输出成为最高速度“FV2”。
如实线RL所示，在维持HST模式传动的状态下，如果液压式无级变速器从中立位置“n”向后退传动状态的最高速位置“-max”变速操作，则输出变为后退输出，伴随着液压式无级变速器从中立位置“n”向着后退传动状态的最高速位置“-max”变速操作，后退的输出速度无级地增速，当液压式无级变速器到达后退传动状态的最高速位置“-max”时，后退输出速度变为“RV1”。如实线RM、RH所示，若液压式无级变速器到达后退传动状态的最高速位置“-max”，则替代HST模式传动而出现后退侧的HMT模式传动，在维持后退侧的HMT模式传动的同时，伴随着液压式无级变速器从后退传动状态的最高速位置“-max”向着前进传动状态的最高速位置“+max”变速操作，后退的输出速度无级地增速，当液压式无级变速器到达前进传动状态的最高速位置“+max”时，后退的输出成为最高速度“RV2”。后退的最高输出速度“RV2”比液压式无级变速器被操作至后退传动状态的最高速位置“-max”时的后退输出速度“RV1”更高速。
在前进输出速度“FV1”和后退的输出速度“RV1”的变速范围中，能够仅以对液压式无级变速器进行变速操作，不进行前进后退切换机构的切换，从而进行变速和前进后退切换。
从而，仅通过将液压式无级变速器变速操作至中立位置，就能够操作简单地使走行装置停止，仅通过将液压式无级变速器从中立位置变速操作至前进侧和后退侧，就能够操作简单地将走行装置切换为前进侧和后退侧来驱动，并且，在后退驱动走行装置的情况下，能够以后退侧的HMT模式传动在较宽的变速范围上变速操作，例如在联合收割机和推土机作业车中，能够操作性良好地进行前进后退的反复，并且以比较高的速度来后退，能够容易且迅速地进行条垅对合和位置变更等，能率良好地进行作业。
进一步地，尽管使其出现HST模式传动，但能够将前进后退切换机构作为离合装置而断开向行星传动部的传动，能够使得构造简单。
在一个优选实施方式中，在所述离合机构的所述接合状态中，构成所述行星传动部的太阳轮和行星齿轮以及齿圈相对于所述液压式无级变速器的马达轴一体自由旋转地联动而构成。
根据本构成，在出现HST模式传动的情况下，行星传动部的太阳轮、行星齿轮和齿圈与马达轴一体旋转，太阳轮、行星齿轮的相对旋转和行星齿轮和齿圈的相对旋转都不会发生。
从而，能够在避免太阳轮、行星齿轮、齿圈的相对旋转导致的动力损失的同时以HST模式传动进行传动。
在一个优选实施方式中，所述前进后退切换机构具备：在与所述行星传动部联动的状态下相对自由旋转地支撑在所述输入轴上的前进传动齿轮；
前进离合器体，所述前进离合器体一体旋转和自由滑动操作地支撑在所述输入轴上，使得所述前进离合器体相对于所述前进传动齿轮卡合脱开操作，将所述前进传动齿轮和所述输入轴切换为联动接合状态和联动分离状态，
后退传动轴，所述后退传动轴相对自由旋转地支撑与所述输入轴联动的输入齿轮和与所述行星传动部联动的后退传动齿轮中的一个，并且一体自由旋转地支撑另一个，
后退离合器体，所述后退离合器体一体旋转及自由滑动操作地支撑在所述后退传动轴上，使得所述后退离合器体相对于所述输入齿轮和所述后退传动齿轮中的相对自由旋转地支撑在所述后退传动轴上的离合器用齿轮卡合脱离操作，从而将该离合器用齿轮和所述后退传动轴切换为联动接合状态和联动分离状态。
根据本构成，能够利用输入轴作为支轴来支持前进离合器体，结果能够仅以后退传动轴来实现应该附加的传动轴，从而构造简单地构成前进后退切换机构。
从而，能够构造简单地构成前进后退切换机构，廉价地实现。
在一个优选实施方式中，所述输入齿轮、以及与所述输入齿轮啮合的状态下一体自由旋转地支撑在所述输入轴上的传动齿轮相对于所述行星传动部配置在所述前进传动齿轮和所述后退传动齿轮的相反侧，
使所述前进传动齿轮和所述后退传动齿轮与输入齿轮啮合，所述输入齿轮相对于所述行星传动部的太阳轮设置在所述输入齿轮和所述传动齿轮的相反侧的部位。
根据本构成，能够以行星传动部的外周侧部分进入输入齿轮和后退传动齿轮之间或者传动齿轮和前进传动齿轮之间的状态紧凑地集合而装备前进后退切换机构和行星传动部。
从而，能够以紧凑地集合前进后退切换机构和行星传动部的小型的状态得到变速传动装置。
[3]对应于问题[3]的解决手段如下所述。
一种农业机器的走行传动装置，具备变速传动器，所述变速传动器具有静液压式无级变速部和行星传动部，所述静液压式无级变速部作用为输入来自发动机的驱动力并对其变速，使得输出的变速驱动力沿着HST变速线变速，所述行星传动部作用为输入来自发动机的驱动力和来自所述无级变速部的变速驱动力并对其合成，使得输出的合成驱动力因所述无级变速部的变速而沿着HMT变速线变速，
在所述变速传动器上设有离合机构，该离合机构在设定HST传动的HST设定状态和设定HMT传动的HMT设定状态之间自由切换，HST传动将所述无级变速部输出的变速驱动力输出至走行装置，HMT传动将所述行星传动部输出的合成驱动力输出至走行装置，
具备变速控制装置，该变速控制装置基于来自变速操作工具的变速指令对构成所述无级变速部的液压泵进行变速控制，并且对所述离合机构进行切换控制，
具备检测所述液压泵的斜板角的斜板角传感器，
具备变速斜板角设定装置，所述变速斜板角设定装置将无负荷斜板角和负荷斜板角之间的斜板角设定为设定变速斜板角，其中，所述无负荷斜板角是HST传动以及无负荷驱动下的所述无级变速部输出与出现所述行星传动部的太阳轮、齿轮架和齿圈一体旋转的一体旋转出现速度相当的速度的变速驱动力的变速状态下、所述液压泵所具备的无负荷斜板角，所述负荷斜板角是HST传动以及设定负荷驱动下的所述无级变速部输出与所述一体旋转出现速度相当的速度的变速驱动力的变速状态下、所述液压泵所具备的负荷斜板角，
使所述变速控制装置构成为，在所述斜板角传感器检测到与所述设定变速斜板角相等的斜板角时，将所述离合机构从所述HST设定状态切换控制为所述HMT设定状态。
根据该构成，从HST传动向HMT传动的设定切换例如如图39所示地进行。
即，沿着负荷HST变速线SA增速的无级变速部的输出速度不变为一体旋转出现速度“V”，通过变为负荷HST变速线SA和通过设定变速斜板角“c”的纵线的交点“S1”所对应的输出速度“VS”，由此进行从HST传动向HMT传动的设定切换，在从HST传动向HMT传动的设定切换之后，变速传动器所具备的输出速度变为与负荷HMT变速线MA和通过设定变速斜板角“c”的纵线的交点“M1”所对应的输出速度“VM”。
也就是说，从HST传动向HMT传动的设定切换进行之际的无级变速部的输出速度“VS”变为比一体旋转出现速度“V”更低速的输出速度。进一步地，通过无级变速部的输出速度变为一体旋转出现速度“V”，在从HST传动向HMT传动的设定切换进行之后的变速传动器的输出速度“VM”变为比从HST传动向HMT传动的设定切换进行情况下的切换之后的变速传动器所具备的输出速度“V0”更高速，伴随着从HST传动向HMT传动的切换的走行速度的变化的大小与切换之前的输出速度“VS”与切换之后的输出速度“VM”之间的速度差相当，该速度差比基于输出速度来进行HST传动向HMT传动的设定切换情况下的切换之前的输出速度“V”与切换之后的输出速度“V0”之间的速度差小。
根据设定变速斜板角“c”的设定进行从HST传动向HMT传动的设定切换如图41所示地进行。
即，沿着负荷HST变速线SA增速的无级变速部的输出速度变为与负荷HST变速线SA和负荷HMT变速线MA的交点“W”相当的输出速度VS1，从而通过进行从HST传动向HMT传动的设定切换，设定切换进行之前的无级变速部的输出速度“VS1”以及设定切换进行之后的变速传动器的输出速度“VM1”变为与交点“W”对应的输出速度。
即，从HST传动向HMT传动的设定切换进行之前的无级变速部的输出速度“VS1”与从HST传动向HMT传动的设定切换进行之后的变速传动器的输出速度“VM1”相同，能够消除从HST传动向HMT传动的设定切换所伴随的走行速度的变化。
从而，能够进行HST传动和HMT传动的设定切换，能够仅以夹着无级变速部的中立位置的前进侧和后退侧的变速操作来操作简单地进行前进后退切换，同时能够以速度下降造成的变速振动或不适感较少或没有地轻快地进行从HST传动的速度范围至HMT传动的速度范围的变速。
在一个优选实施方式中，使所述变速斜板角设定装置构成为自如调节，对所述设定变速斜板角进行变更设定。
根据本构成，利用变速斜板角设定装置的调节来变更设定设定变速斜板角，变更从HST传动向HMT传动的设定切换进行之际的斜板角，能够抑制或防止从HST传动向HMT传动的设定切换所伴随的走行速度的变化由于驱动负荷的变化而变大或发生。
从而，即使因作业的农场不同等导致驱动负荷变化的情况下，也能够变速振动或不适感较少或没有的状态进行HST传动的速度范围向HMT传动的速度范围的切换变速，轻快地走行。
在一个优选实施方式中，使所述变速斜板角设定装置构成为，基于所述斜板角传感器的检测信息计算设定HST传动以及负荷驱动下的计算HST变速线，计算设定与所述计算HST变速线对应的计算HMT变速线，算出在所述无级变速部输出与所述计算HST变速线和所述计算HMT变速线的交点对应的速度的变速驱动力的变速状态下、所述液压泵所具备的斜板角，将计算出的斜板角设定为所述设定变速斜板角。
根据该构成，即使在走行途中驱动负荷变化而产生倾斜角不同的负荷HST变速线，计算设定变化的驱动负荷对应的计算HST变速线和计算HMT变速线，基于计算HST变速线和计算HMT变速线，将计算HST变速线与计算HMT变速线的交点所对应的斜板角，即，从HST传动向HMT传动切换进行的情况下的切换进行之间的走行速度与切换之后的走行速度相同的斜板角计算设定为设定变速斜板角，进行从HST传动向HMT传动的切换，由此能够使得HST传动向HMT传动的切换所伴随的走行速度的变化很小或没有。
从而，即使走行时有驱动负荷的变化，也能够以变速振动或不适感很少或没有的状态进行从HST传动的速度范围向HMT传动的速度范围的切换变速，轻快地走行。
[4]对应于问题[4]的解决手段如下所述。
一种农业机器的走行传动装置，具备变速传动器，所述变速传动器具有静液压式无级变速部和行星传动部，所述静液压式无级变速部作用为输入来自发动机的驱动力并对其变速，使得输出的变速驱动力沿着HST变速线变速，所述行星传动部作用为输入来自发动机的驱动力和来自所述无级变速部的变速驱动力并对其合成，使得输出的合成驱动力因所述无级变速部的变速而沿着HMT变速线变速，
在所述变速传动器上设有离合机构，该离合机构在设定HST传动的HST设定状态和设定HMT传动的HMT设定状态之间自由切换，HST传动将所述无级变速部输出的变速驱动力输出至走行装置，HMT传动将所述行星传动部输出的合成驱动力输出至走行装置，
具备变速控制装置，基于来自主变速操作工具的主变速指令，对构成所述无级变速部的液压泵进行变速控制，并且对所述离合机构进行切换控制，
将构成所述无级变速部的液压马达构成为可变容量型，
具备自由地人为操作、发出副变速指令的副变速操作工具和进行所述液压马达的斜板角变更操作的副变速致动器，
将所述变速控制装置构成为，基于所述副变速指令控制所述副变速致动器，使得所述液压马达向高速侧变速，
具备约束控制装置，当所述变速传动器被设定为所述HMT传动，并且利用所述无级变速部在后退变速区域向高速侧变速操作而使得输出至走行装置的合成驱动力增速，以及利用所述无级变速部在后退变速区域向低速侧的变速操作而使得输出至走行装置的合成驱动力减速的传动状态下，所述约束控制装置解除约束，容许所述变速控制装置对所述副变速致动器的控制，当所述变速传动器被设定为所述HMT传动，并且利用所述无级变速部在前进变速区域向低速侧的变速操作而使得输出至走行装置的合成驱动力增速，以及利用所述无级变速部在前进变速区域向着高速侧的变速操作而使得输出至走行装置的合成驱动力减速的传动状态下，所述约束控制装置进行约束作用，停止所述变速控制装置对所述副变速致动器的控制。
根据本构成，当变速传动器被设定为HMT传动，并且无级变速部在后退变速区域向高速侧的变速操作使输出至走行装置的合成驱动力增速的传动状态下，约束控制装置对变速控制装置的约束解除，如果操作副变速操作工具而发出副变速指令，则变速控制装置控制副变速致动器，将液压马达向高速侧变速操作。在变速传动器的输出速度因无级变速部的输出速度的增速而增速的传动状态下，由于液压马达向着高速侧变速操作，因此变速传动器的输出速度响应于液压马达的增速而增速。
根据本构成，当变速传动器被设定为HMT传动，并且无级变速部在前进变速区域向低速侧变速操作导致输出至走行装置的合成驱动力增速的传动状态下，约束控制装置对变速控制装置进行约束作用，即使操作副变速操作工具发生副变速指令，也不进行变速控制装置对液压马达向高速侧的变速操作，即使无级变速部的输出速度减速导致变速传动器的输出速度增速的传动状态下，也能够避免液压马达向高速侧变速而导致变速传动器的输出速度减速的事态发生。
从而，能够进行HST传动和HMT传动的设定切换，能够仅以夹着无级变速部的中立位置的前进侧和后退侧的变速操作来操作简单地进行机体的前进后退切换，并且以液压马达的变速操作进行副变速，同时即使操作副变速操作工具也能够没有减速走行问题地轻快变速。
在一个优选实施方式中，具备基准斜板角设定装置，所述基准斜板角设定装置将比进行从HST传动向HMT传动的设定切换控制的斜板角向低速侧低设定角的所述液压泵的斜板角设定为基准斜板角，构成为，当所述变速传动器被设定为所述HST传动，并且所述液压泵的斜板角比所述基准斜板角位于低速侧的情况下，所述约束控制装置的约束解除，当所述变速传动器被设定为所述HST传动，并且所述液压泵的斜板角比所述基准斜板角位于高速侧的情况下，所述约束控制装置的约束发挥作用。
在设定了HST传动的状态下，进行对液压马达向高速侧变速的副变速，沿着与没有副变速设定的情况下的HST变速线偏离的副变速设定的HST变速线的输出速度增速的情况下，没有用于从HST传动向HMT传动的设定切换的副变速设定的HST变速线和HMT变速线的交点不会发生，为了进行从HST传动向HMT传动的设定切换的离合机构的顺利切换变得困难。与此相对，根据本构成，当液压泵的斜板角超过基准斜板角时，约束控制装置变为对变速控制装置的约束作用状态，不进行液压马达向高速侧的变速操作导致的副变速设定，能够可靠地产生没有副变速设定的HST变速线和HMT变速线的交点，用于进行从HST传动向HMT传动的设定切换的离合机构的切换能够顺利地进行。
从而，能够利用液压马达的变速操作进行副变速，离合机构的切换顺利地进行，变速振动难以发生地、轻快地进行HST传动的速度范围向HMT传动的速度范围的变速。
在一个优选实施方式中，使所述变速控制装置构成为，在受到所述约束控制装置的约束作用的状态下，基于所述主变速指令和所述副变速指令对所述液压泵进行变速控制，使得根据所述副变速指令使所述变速传动器的所述主变速指令所对应的输出速度增速。
即使操作副变速操作工具，只要约束控制装置进行约束作用，不进行液压马达的副变速，走行速度不增加，则即使进行副变速操作，也具有走行速度不增加的不适感。根据该构成，即使操作副变速操作工具，约束控制装置进行约束作用，不进行液压马达的副变速的情况下，由变速控制装置进行液压泵的变速控制，变速传动器的输出速度比根据主变速指令的速度增加，使得走行速度增加。
从而，如果操作副变速操作工具，即使不进行液压马达导致的副变速，而是进行液压泵导致的副变速，则即使进行副变速操作，也可以没有走行速度不上升的不适感地进行良好的变速。
参照附图阅读以下说明就能够明白其它的特征构成以及由此产生的有利效果。
附图说明
图1是第一实施方式的图（以下至图16都是），是显示了联合收割机的整体的侧面图。
图2是显示了传动构造的概略正面图。
图3是显示HMT（HydraulicMechanicalTransmission）模式传动下的变速传动装置的纵切正面图。
图4是显示HST（HydraulicStaticTransmission）模式传动下的变速传动装置的纵切正面图。
图5是显示输入侧离合机构以及输出侧离合机构的操作状态、传动切换离合机构的操作状态、以及变速传动装置的传动形态的关系的说明图。
图6是显示液压式无级变速器的变速状态和变速传动装置的输出速度的关系的说明图。
图7是显示变速操作装置的框图。
图8是显示具备第一另外实施构造的变速传动装置的纵切正面图。
图9是显示液压式无级变速器、前进离合器、后退离合器以及输出侧离合机构的操作状态与变速传动装置的传动形态的关系的说明图。
图10是显示具备第一另外实施构造的变速传动装置的输出速度的说明图。
图11是显示对具备第一另外实施构造的变速传动装置进行变速操作的变速操作装置的框图。
图12是显示具备第二另外实施构造的变速传动装置的纵切正面图。
图13是显示具备第三另外实施构造的变速传动装置的纵切正面图。
图14是显示具备第四另外实施构造的变速传动装置的纵切正面图。
图15是显示具备第五另外实施构造的变速传动装置的纵切正面图。
图16是显示具备第六另外实施构造的变速传动装置的纵切正面图。
图17是第二实施方式的图（以下至图27都是），是显示了联合收割机的整体的侧面图。
图18是显示了传动构造的概略正面图。
图19是显示HST模式传动下的变速传动装置的纵切正面图。
图20是显示前进侧的HMT模式传动下的变速传动装置的纵切正面图。
图21是显示后退侧的HMT模式传动下的变速传动装置的纵切正面图。
图22是显示液压式无级变速器、前进离合器、后退离合器以及输出侧离合机构的操作状态与变速传动装置的传动形态的关系的说明图。
图23是显示液压式无级变速器的变速状态和变速传动装置的输出速度的关系的说明图。
图24是显示变速操作装置的框图。
图25是显示具备另外实施构造的变速传动装置的纵切正面图。
图26是显示具备比较构造的变速传动装置的输出性能的说明图。
图27是显示具备比较构造的变速传动装置的输出性能的说明图。
图28是第三实施方式的图（以下至图44都是），是显示了联合收割机的整体的侧面图。
图29是显示走行传动装置的概略正面图。
图30是显示HMT传动下的变速传动器的纵切正面图。
图31是显示HST传动下的变速传动器的纵切正面图。
图32是显示HMT离合器以及HST离合器的操作状态、传动切换离合机构的操作状态、以及变速传动器的传动状态的关系的说明图。
图33是显示无负荷驱动下的变速传动器所具备的输出特性的图。
图34是显示N/X的值与全效率的关系的说明图。
图35是显示N/X的值与无级变速部的小型化的关系的说明图。
图36是显示变速操作装置的框图。
图37是显示变速传动器所具备的输出特性的图。
图38是设定切换控制的流程图。
图39是显示从HST传动向HMT传动的设定切换的说明图。
图40是显示具备第一另外实施方式的变速操作装置的框图。
图41是显示以具备第一另外实施方式的变速操作装置进行的从HST传动向HMT传动的切换的说明图。
图42是显示具备第二另外实施方式的变速操作装置的框图。
图43是显示以具备第二另外实施方式的变速操作装置进行的从HST传动向HMT传动的设定切换控制的说明图。
图44是显示比较例的从HST传动向HMT传动的设定切换的说明图。
图45是第四实施方式的图（以下至图54都是），是显示了联合收割机的整体的侧面图。
图46是显示走行传动装置的概略正面图。
图47是显示HMT传动下的变速传动器的纵切正面图。
图48是显示HST传动下的变速传动器的纵切正面图。
图49是显示HMT离合器以及HST离合器的操作状态、传动切换离合机构的操作状态、以及变速传动器的传动状态的关系的说明图。
图50是显示变速传动器所具备的输出特性的图。
图51是显示N/X的值与全效率的关系的说明图。
图52是显示N/X的值与无级变速部的小型化的关系的说明图。
图53是显示变速操作装置的框图。
图54是显示主变速操作工具的操作位置的平面图。
具体实施方式
以下参照附图说明本发明适用于联合收割机的各个实施方式。
第一实施例
如图1所示，联合收割机构成为利用左右一对履带走行装置1、1来自走，并且构成为具备装备了乘用型驾驶部2的走行机体、与走行机体的机体框架3连接的收割部4、在机体框架3的后部侧配置在收割部4的后方而设置的脱谷装置5、在机体框架3的后部侧配置在脱谷装置5的横侧方而设置的谷粒箱6，进行稻、麦等的收获作业。
即，收割部4具备上下自由摆动地从机体框架3的前部向着前方伸出的收割部框架4a，通过该收割部框架4a被升降缸7摆动操作，收割部4在下降作业位置和上升非作业位置间升降，在下降作业位置，设在收割部4的前端部的分草工具4b下降到接近地面，在上升非作业位置，分草工具4b从地面高高地上升。当使得收割部4下降至下降作业位置，使走行机体走行时，收割部4借助分草工具4b将收割对象的种植谷杆导入拾起路径，借助拾起装置4c拾起已经导入拾起路径的种植谷杆，同时借助推子型的收割装置4d来收割，将收割谷杆借助供给装置4e供给至脱谷装置5。脱谷装置5借助馈送链5a夹持来自供给装置4e的收割谷杆的茎根一侧向机体后方搬送，将收割谷杆的穗顶一侧供给到处理室（未图示）进行脱谷处理，将脱谷谷粒送入谷粒箱6。
在驾驶部2所具备的驾驶座席2a的下方设有发动机8，构成为将发动机8输出的驱动力借助传动构造10传递至左右一对的走行装置1、1，该传动构造10具备设在机体框架3的前端部的传动箱11。
图2是显示传动构造10的大致构造的正面图。如该图所示，传动构造10将来自发动机8的输出轴8a的发动机驱动力通过具有传动带12a的传动机构12输入至设在传动箱11的上端部的横侧的变速传动装置20，将该变速传动装置20的输出输入至传动箱11中内置的走行变速器13，从走行变速器13所具有的左右一对转向离合机构14、14中的左侧转向离合机构14传递至左侧的走行装置1的驱动轴1a，从右侧的转向离合机构14传递至右侧的走行装置1的驱动轴1a。
传动构造10具备内置于传动箱11中的收割变速器15，将变速传动装置20的输出输入至收割变速器15，从收割输出轴16传递至收割部4的驱动轴4f。
接下来说明变速传动装置20。
如图3和图4所示，变速传动装置20具备行星变速部20A和液压式无级变速器30而构成，其中，行星变速部20A具备变速箱21，该变速箱21的横侧部连接到传动箱11的上端侧，液压式无级变速器30在变速箱21与传动箱11连接的一侧的相反侧的横侧部连接有壳体31。
变速箱21具备主箱部21a和连接箱部21b而构成，其中，主箱部21a容纳行星传动部40和传动机构50，连接箱部21b容纳输入轴22及传动轴23与液压式无级变速器30的连接部，并且将变速箱21和壳体31的端口密封件（portblock）34连接。变速箱21以主箱部21a的输出旋转体24所位于的下部侧面的横外侧突出形成的突出部分21c与传动箱11连接。连接箱部21b的走行机体上下方向的大小小于主箱部21a的走行机体上下方向的大小。主箱部21a形成为以机体前后方向看的纵截面形状为纵长形状，壳体31形成为以机体前后方向看的纵截面形状为纵长形状，行星变速部20A和液压式无级变速器30沿着机体横向并列，作为变速传动装置20整体的机体横向宽度较小，变速传动装置20以不向横外侧突出的方式在走行机体的左右方向以紧凑的状态与传动箱11的横侧部连接。另外，在壳体31的下部侧面形成有越向下端侧越朝向机体内侧倾斜的倾斜面31A，在该倾斜面31A上形成有支撑马达轴33a的轴承的突出部31B，能够实现变速传动装置20的进一步紧凑化。另外，在壳体31的上表面朝向上地配置有油过滤器20F，避免油过滤器20F向横外侧突出，能够实现进一步的紧凑化。
行星变速部20A具备自由旋转地支撑在变速箱21的上端侧的机体横向的输入轴22、在变速箱21的下端侧与输入轴22平行或大致平行地自由旋转地被支撑的传动轴23以及旋转轴型的输出旋转体24、被支撑在传动轴23上的行星传动部40、跨输入轴22和行星传动部40的齿轮架41而设置的传动机构50。
输入轴22相对于液压式无级变速器30的泵轴32a同轴芯状地排列配置。输入轴22构成为在从变速箱21向横外侧突出的一侧通过传动机构12连接到发动机8的输出轴8a，在与发动机8连接一侧的相反侧通过接头22a一体自由旋转地连接到液压式无级变速器30，通过传动机构12被输入发动机的驱动力，被发动机驱动力所驱动，驱动液压式无级变速器30的液压泵32。
输出旋转体24在输入轴22与发动机连接一侧的相同侧相对于液压式无级变速器30与液压式无级变速器30的马达轴33a同轴芯状地排列配置。输出旋转体24构成为在从变速箱21向横外侧突出的一侧与走行变速器13的输入部联动，将来自行星传动部40以及液压式无级变速器30的驱动力通过走行变速器13而输出至左右一对走行装置1、1。
液压式无级变速器30构成为具备液压泵32和液压马达33，液压泵32的泵轴32a被自由旋转地支撑在壳体31的上端侧，液压马达33的马达轴33a被自由旋转地支撑在壳体31的下端侧。液压泵32由可变容量型的轴向柱塞泵构成，液压马达33由轴向柱塞马达构成。液压马达33由通过液压泵32所输出、经由形成于端口密封件34的内部的油路而供给的液压油来驱动。通过安装在泵轴32a的端部的供给泵90将补充用工作液供给至液压式无级变速器30。供给泵90具备一体自由旋转地安装在泵轴32a上的转子90a和自由装拆地连接到壳体31的泵壳体90b。
从而，通过液压泵32所具备的斜板32b的角度变更操作，液压式无级变速器30被切换为前进传动状态、后退传动状态和中立状态。当被切换为前进传动状态时，液压式无级变速器30将从输入轴22传递至泵轴32a的发动机驱动力变换为前进驱动力，从马达轴33a输出，当被切换为后退传动状态时，液压式无级变速器30将从输入轴22传递至泵轴32a的发动机驱动力变换为后退驱动力，从马达轴33a输出，在前进传动状态和后退传动状态中的任何一种下，对发动机驱动力无级变速而输出。当被切换为中立状态时，液压式无级变速器30停止来自马达轴33a的输出。
行星传动部40相对于液压式无级变速器30在输入轴22连接到发动机的一侧的相同侧，配置为位于马达轴33a和输出旋转体24之间的状态。行星传动部40具备支撑在传动轴23上的太阳轮42、与太阳轮42啮合的多个行星齿轮43、与各个行星齿轮43啮合的齿圈44、自由旋转地支撑多个行星齿轮43的齿轮架41。齿轮架41具备臂部41a和筒轴部41b，臂部41a以延出端部自由旋转地支撑行星齿轮43，筒轴部41b与多个臂部41a的基端侧连接，齿轮架41以筒轴部41b借助轴承自由旋转地被支撑在传动轴23上。
传动轴23与马达轴33a借助接头23a一体自由旋转地连接，传动轴23与太阳轮42借助花键构造一体自由旋转地连接，太阳轮42相对于马达轴33a一体自由旋转地联动。
齿圈44与输出旋转体24通过环状的行星侧联动体26和环状的输出侧联动体27一体自由旋转地联动，其中，环状的行星侧联动体26和环状的输出侧联动体27沿着传动轴23的轴芯方向排列，并且相对自由旋转地外嵌在传动轴23上。也就是说，行星侧联动体26具备多个卡合臂部26a，这些多个卡合臂部26a从行星侧联动体26的外周部放射状且一体自由旋转地延出。多个卡合臂部26a卡合到齿圈44的多个位置，行星侧联动体26相对于齿圈44一体自由旋转地联动。输出侧联动体27借助卡合爪27a相对于行星侧联动体26一体自由旋转地卡合，借助花键构造相对于输出旋转体24一体自由旋转地卡合，将行星侧联动体26和输出旋转体24一体自由旋转地连接。行星侧联动体26借助于轴承相对自由旋转地支撑在传动轴23上。输出侧联动体27借助轴承自由旋转地支撑在变速箱21上。
传动机构50具备传动齿轮52和输入侧离合机构55而构成，传动齿轮52在与一体自由旋转地设在齿轮架41的筒轴部41b上的齿轮架41的输入齿轮41c啮合的状态下借助滚针轴承相对自由旋转地支撑在输入轴22上，输入侧离合机构55跨传动齿轮52和输入轴22而设置。
输入侧离合机构55具备离合器体56和离合机构本体57而构成，离合器体56一体旋转及自由滑动操作地支撑在输入轴22上，离合机构本体57跨离合器体56的一端侧和传动齿轮52的横侧部而设置。离合器体56由内嵌在离合器体56的端部上的液压活塞58滑动操作。离合机构本体57构成为啮合离合器，通过设在离合器体56上的啮合爪与设在传动齿轮52上的啮合爪的卡合脱离而被切换为接合状态和分离状态。
通过离合机构本体57被切换操作为接合状态，输入侧离合机构50被切换操作为接合状态，使得输入轴22和传动齿轮52一体自由旋转地联动，将行星传动部40的齿轮架41切换为相对输入轴22联动接合状态。
通过离合机构本体57被切换操作为分离状态，输入侧离合机构50被切换操作为分离状态，使得输入轴22和传动齿轮52的联动切断，将行星传动部40的齿轮架41切换为相对输入轴22联动分离状态。
从而，通过输入侧离合机构50被切换操作为接合状态，行星传动部40将输入轴22的驱动力借助传动机构50从位于输入轴22的发动机连接侧和无级变速器连接侧之间的部位输入到齿轮架41。通过输入侧离合机构50被切换操作为分离状态，行星传动部40处于相对于输入轴22的联动被切断的状态。
在行星传动部40的太阳轮42和行星侧联动体26之间设置有输出侧离合机构60，该输出侧离合机构60具备外嵌在传动轴23上的离合器体61。
通过液压油被供给至形成于离合器体61的内周侧的液室，离合器体61抵抗接合作用弹簧62向着太阳轮42滑动操作，被切换至分离位置，通过液压油从液室排出，离合器体61被接合作用弹簧62向着行星侧联动体26滑动操作，切换至接合位置。当离合器体61被切换为接合位置时，设在离合器体61上的离合器爪61a与设在行星侧联动体26上的离合器爪卡合，离合器体61相对于行星侧联动体26一体自由旋转地连接。离合器体61借助于卡合爪61b维持在相对于太阳轮42一体自由旋转地卡合的状态，并且被滑动操作，维持相对于太阳轮42的卡合状态，同时进入接合位置。如果离合器体61被切换至分离位置，则离合器爪61a造成的相对于行星侧联动体26的卡合被解除。
从而，通过离合器体61被切换操作至分离位置，输出侧离合机构60使太阳轮42和行星侧联动体26的联动切断，从而使马达轴33a相对于输出旋转体24的联动切断，在该状态下，出现行星传动部40的太阳轮44和输出旋转体24一体自由旋转地联动的第一传动状态，行星传动部40的合成驱动力能够成为输出旋转体24的输出。
通过离合器体61被切换操作至接合位置，输出侧离合机构60使太阳轮42和行星侧联动体26一体自由旋转地联动，出现使马达轴33a与输出旋转体24一体自由旋转地联动的第二传动状态，来自液压式无级变速器30的输出能够成为输出旋转体24的输出，并且通过太阳轮42和传动轴23一体自由旋转地联动、齿圈44与行星侧联动体26一体自由旋转地联动，能够使得太阳轮42、行星齿轮43和齿圈44与马达轴33a一体旋转，使得行星齿轮43不发生自转。
输出侧离合机构60一边维持行星传动部40的齿圈44和输出旋转体24的联动状态，一边将行星传动部40的太阳轮43和输出旋转体24切换为联动接合状态和联动分离状态。
从而，通过输入侧离合机构55被切换操作为接合状态、输出侧离合机构60被切换操作为分离状态，行星传动部40将输入轴22的驱动力通过传动机构50输入至齿轮架41，将来自液压式无级变速器30的马达轴33a的输出通过传动轴23输入至太阳轮42，将输入轴22的驱动力和液压式无级变速器30的输出合成而产生合成驱动力，将所产生的合成驱动力从齿圈44通过行星侧联动体26和输出侧联动体27输出至输出旋转体24。
具备输入侧离合机构55和输出侧离合机构60而构成传动切换离合机构70。通过输入侧离合机构55和输出侧离合机构60被切换操作，传动切换离合机构70被切换为单独传动状态和合成传动状态。
图5是表示输入侧离合机构55和输出侧离合机构60的操作状态、传动切换离合机构70的操作状态、变速传动装置20的传动形态的关系的说明图。如图5所示，“分离”表示输入侧离合机构55和输出侧离合机构60的分离状态，“接合”表示输入侧离合机构55和输出侧离合机构60的接合状态。如该图所示，当输入侧离合机构55被切换操作为分离状态、输出侧离合机构60被切换操作为接合状态时，传动切换离合机构70被切换为单独传动状态，当输入侧离合机构55被切换操作为接合状态、输出侧离合机构60被切换操作为分离状态时，传动切换离合机构70被切换为合成传动状态。
图3是显示HMT（HydraulicMechanicalTransmission）模式传动下的变速传动装置20的纵切正面图。如该图所示，当传动切换离合机构70切换为合成传动状态时，行星传动部40使输入轴22的驱动力和液压式无级变速器30的输出合成，使变速传动装置20中出现HMT模式传动，在该HMT模式传动中，被行星传动部40合成的驱动力被传递至输出旋转体24。如果变速传动装置20变为HMT模式传动的状态，则输入至输入轴22的发动机驱动力被液压式无级变速器30和行星传动部40两者所变速，变速后的驱动力从齿圈44传递至输出旋转体24，从输出旋转体24传递至左右一对的走行装置1、1。
图4是显示HST（HydraulicStaticTransmission）模式传动下的变速传动装置20的纵切正面图。如该图所示，当传动切换离合机构70切换为单独传动状态时，在变速传动装置20中出现HST模式传动，在该HST模式传动中，液压式无级变速器30的输出不受到行星传动部40的变速，单独地被传递至输出旋转体24。如果变速传动装置20变为HST模式传动的状态，则发动机驱动力不被液压式无级变速器30和行星传动部40中的行星传动部40所变速，仅被液压式无级变速器30所变速，变速后的驱动力从马达轴33a通过传动轴23、太阳轮42、离合器体61、行星侧联动体26以及输出侧联动体27而传递至输出旋转体24，从输出旋转体24传递至左右一对的走行装置1、1。
传动切换离合机构70将变速传动装置20操作为HST模式传动的状态的情况下，处于从输入轴22向行星传动部40的齿轮架41的传动被切断的状态、太阳轮42通过传动轴23与马达轴33a一体自由旋转地联动的状态、齿圈44通过行星侧联动体26、离合器体61、太阳轮42和传动轴23与马达轴33a一体自由旋转地联动的状态，因此行星传动部40的太阳轮42、行星齿轮43以及齿圈44与马达轴33a一体旋转地操作，当变速传动装置20被操作为出现HST模式传动的情况下，不发生行星齿轮43的自转，即不发生太阳轮42和行星齿轮43的相对旋转以及行星齿轮43和齿圈44的相对旋转，将液压式无级变速器30的马达轴33a的输出传递至输出旋转体24。
图6是显示发动机8被加速踏板设定为输出设定的一定速度的驱动力的状态下的液压式无级变速器30的变速状态和变速传动装置20的输出旋转体24的输出速度的关系的说明图。图6的横轴表示液压式无级变速器30的变速状态，“n”表示液压式无级变速器30的中立位置，“-max”表示液压式无级变速器30的后退传动状态的最高速位置，“+max”表示液压式无级变速器30的前进传动状态的最高速位置。图6的纵轴显示输出旋转体24的输出速度。图6中所示的实线R以及实线FL表示输入侧离合机构55被操作为分离状态、输出侧离合机构60被操作为接合状态的情况下、即变速传动装置20被操作为HST模式传动的状态的情况下的输出速度的变化。图6中所示的实线FH表示输入侧离合机构55被操作为接合状态、输出侧离合机构60被操作为分离状态的情况下、即变速传动装置20被操作为HMT模式传动的状态的情况下的输出速度的变化。
如实线R以及实线FL所示，在输入侧离合机构55被维持分离状态、输出侧离合机构50被维持接合状态的状态下，如果液压式无级变速器30被操作至后退传动状态的最高速位置“-max”，则输出速度变为后退的最高速度“RVH”。伴随着液压式无级变速器30从后退传动状态的最高速位置“-max”向着中立位置“n”变速操作，后退的输出速度无级地减速。如果液压式无级变速器30到达中立位置“n”，则输出速度变为零“0”。伴随着液压式无级变速器30从中立位置“n”向着前进传动状态的最高速位置“+max”变速操作，前进的输出速度无级地增加。如果液压式无级变速器30到达前进传动状态的最高速位置“+max”，则输出速度变为前进的中间速度“FVM”。
如实线FH所示，若液压式无级变速器30到达前进传动状态的最高速位置“+max”，则输入侧离合机构55从分离状态被切换控制为接合状态，输出侧离合机构60从接合状态被切换控制为分离状态，输入侧离合机构55被维持为接合状态，输出侧离合机构60被维持为分离状态的状态下，伴随着液压式无级变速器30从前进传动状态的最高速位置“+max”向着后退传动状态的最高速位置“-max”变速操作，前进的输出速度无级地增加。如果液压式无级变速器30到达前进传动状态的最高速位置“+max”，则前进的输出速度变为最高速度“FVH”。
图6中所示的“N”表示将实线FH延长到超过液压式无级变速器30的前进侧的最高速位置“+max”、输出旋转变为零“0”的点时的横轴的值。如果使得液压式无级变速器30的前进侧的最高速位置“+max”的横轴的值为1，则N=1.6-2.2。也就是说，为了使得N=1.6-2.2，设定液压式无级变速器30的液压泵32以及液压马达33的容量以及行星传动部40的传动齿轮比。
图7是显示对变速传动装置20进行变速操作的变速操作装置71的框图。如该图所示，变速操作装置71具备控制装置72、连接到控制装置72的变速检测传感器73、发动机转速传感器74、变速器输出转速传感器75以及输出转速传感器76，控制装置72连接到液压式无级变速器30的变速操作部30a、输入侧离合机构55以及输出侧离合机构60的操作部55a、60a。
变速操作部30a由对液压式无级变速器30的液压泵32的斜板32b的角度进行变更操作的电动致动器或液压致动器构成。输入侧离合机构55的操作部55a由通过形成于输入轴22的内部的操作油路而与液压活塞58连接的操作阀构成，操作液压活塞58，使得离合器体56滑动操作，由此切换操作输入侧离合机构55。输出侧离合机构60的操作部60a由通过形成于传动轴23的内部的操作油路而与离合器体61的液室连接的操作阀构成，通过对离合器体61的液室的操作液的供给和排出，滑动操作离合器体61，切换操作输出侧离合机构60。
变速检测传感器73检测变速杆77的操作位置，将该检测结果输出至控制装置72。发动机转速传感器74检测发动机8的转速，并且将该检测结果输出至控制装置72。变速器输出转速传感器75检测液压式无级变速器30的输出转速，将该检测结果输出至控制装置72。输出转速传感器76检测变速传动装置20的输出转速，将该检测结果输出至控制装置72。
控制装置72利用微计算机而构成，具备变速控制装置78。变速控制装置78基于变速检测传感器73以及变速器输出转速传感器75的检测信息，操作变速操作部30a，对液压式无级变速器30进行变速控制，使得液压式无级变速器30的变速状态与变速杆77的操作位置相对应。
变速控制装置78除了变速控制液压式无级变速器30之外，基于发动机转速传感器74的检测信息，检测被加速踏板设定的发动机8的转速，基于该检测结果、变速检测传感器73、变速器输出转速传感器75以及输出转速传感器76的检测信息，对操作部55a以及操作部60a进行操作，将输入侧离合机构55以及输出侧离合机构60以给定的正时进行切换控制，使得如图5、6所示的变速传动装置20出现HST模式传动以及HMT模式传动地传动。
第一另外的实施方式
图8是具备第一另外的实施构造的变速传动装置20的纵截正面图。如该图所示，在具备第一另外的实施构造的变速传动装置20中，具备跨输入轴22和行星传动部40的齿轮架41而设置的前进后退切换机构80。
在具备第一另外实施构造的变速传动装置20中，在输入轴22的发动机连接侧和液压式无级变速器连接侧之间，具备在输入轴22的发动机连接侧和前进离合器82之间安装的供给泵90，利用该供给泵90为液压式无级变速器30供给补充用的工作液。供给泵90具备与输入轴22一体自由旋转地连接的转子90a、以及自由拆装地安装在变速箱21上的泵壳体90b。
前进后退切换机构80具备前进传动齿轮81、前进离合器82、后退传动轴83、反向旋转用的输入齿轮85、后退离合器86、后退传动齿轮87而构成，其中，前进传动齿轮81通过滚针轴承自由旋转地支撑在输入轴22上，前进离合器82跨前进传动齿轮81和输入轴22而设置，后退传动轴83以与输入轴22平行或大致平行的配置自由旋转地支撑在变速箱21上，反向旋转用的输入齿轮85以与一体自由旋转地支撑在输入轴22上的传动齿轮84啮合的状态相对旋转地支撑在后退传动轴83上，后退离合器86跨输入齿轮85和后退传动轴83而设置，后退传动齿轮87一体自由旋转地设置在后退传动轴83上。
前进传动齿轮81以及后退传动齿轮87与一体自由旋转地设在齿轮架41的筒轴部41b上的齿轮架41的输入齿轮41c啮合。输入齿轮85以及传动齿轮84与前进传动齿轮81以及后退传动齿轮87位于行星传动部40的相反侧。前进传动齿轮81以及后退传动齿轮87与行星传动部40的输入齿轮41c啮合，行星传动部40的输入齿轮41c与输入齿轮85以及传动齿轮84位于太阳轮42的相反侧。
前进离合器82具备前进离合器体82a以及离合机构本体82b，前进离合器体82a一体旋转并且自由滑动操作地支撑在输入轴22上，离合机构本体82b跨前进离合器体82a的一端侧和前进传动齿轮81的横侧部而设置。前进离合器体82a被内嵌于前进离合器体82a的端部的液压活塞88滑动操作。离合机构本体82b构成为啮合离合器，借助于设在前进离合器体82a上的啮合爪与设在前进传动齿轮81上的啮合爪卡合分离而切换为接合状态和分离状态。
后退离合器86具备后退离合器体86a和离合机构本体86b而构成，后退离合器体86a一体旋转并且自由滑动操作地支撑在后退传动轴83上，离合机构本体86b跨后退离合器体86a的一端侧和输入齿轮85的横侧部而设置。后退离合器体86a被内嵌于后退离合器体86a的端部的液压活塞89滑动操作。离合机构本体86b构成为啮合离合器，借助于设在后退离合器体86a上的啮合爪与设在输入齿轮85上的啮合爪卡合分离而切换为接合状态和分离状态。
通过前进离合器82被切换操作至接合状态、后退离合器86被切换操作至分离状态，前进后退切换机构80变为前进传动状态，从位于输入轴22的发动机连接侧和液压式无级变速器连接侧之间的前进离合器体82a输入输入轴22的驱动力，将输入轴22的驱动力变换为前进驱动力，从前进传动齿轮81传递至齿轮架41。
通过前进离合器82被切换操作至分离状态、后退离合器86被切换操作至接合状态，前进后退切换机构80变为后退传动状态，从位于输入轴22的发动机连接侧和液压式无级变速器连接侧之间的传动齿轮84输入输入轴22的驱动力，将输入轴22的驱动力变换为后退驱动力，从后退传动齿轮87传递至行星传动部40的齿轮架41。
通过前进离合器82和后退离合器86切换操作为分离状态，前进后退切换机构80变为中立状态，使输入轴22和行星传动部40的齿轮架41的联动断开。
图9是表示液压式无级变速器30、前进离合器82、后退离合器86以及输出侧离合机构60的操作状态和变速传动装置20的传动形态的关系的说明图。图9所示的“前进”表示液压式无级变速器30的前进传动状态，“后退”表示液压式无级变速器30的后退传动状态。图9所示的“分离”表示前进离合器82、后退离合器86以及输出侧离合机构60的分离状态，“接合”表示前进离合器82、后退离合器86以及输出侧离合机构60的接合状态。
通过前进离合器82和后退离合器86被切换控制为分离状态、输出侧离合机构60被切换控制为接合状态，变速传动装置20变为出现HST模式传动的状态。如果变速传动装置20变为HST模式传动的状态，则输入至输入轴22的发动机驱动力不传递至行星传动部40，输入至输入轴22的发动机驱动力利用液压式无级变速器30来变速，变速后的驱动力从马达轴33a通过传动轴23、太阳轮42、离合器体61、行星侧联动体26以及输出侧联动体27而传递至输出旋转体24，从输出旋转体24传递至左右一对的走行装置1、1。
当前进离合器82被切换控制为接合状态、后退离合器86以及输出侧离合机构80被切换控制为分离状态，变速传动装置20变为出现前进侧的HMT模式传动的状态。如果变速传动装置20变为前进侧的HMT模式传动，则通过输入轴20输入的发动机驱动力借助于前进后退切换机构80变换为前进驱动力，传递至行星传动部40，借助行星传动部40将来自前进后退切换机构80的前进驱动力和来自液压式无级变速器30的马达轴33a的输出合成，产生前进侧的合成驱动力，将产生的前进侧合成驱动力从齿圈44通过行星侧联动体26以及输出侧联动体27而传递至输出旋转体24，从输出旋转体24传递至左右一对的走行装置1、1。
当后退离合器86被切换控制为接合状态、前进离合器82以及输出侧离合机构80被切换控制为分离状态，变速传动装置20变为出现后退侧的HMT模式传动的状态。如果变速传动装置20变为后退侧的HMT模式传动，则通过输入轴20输入的发动机驱动力借助于前进后退切换机构80变换为后退驱动力，传递至行星传动部40，借助行星传动部40将来自前进后退切换机构80的后退驱动力和来自液压式无级变速器30的马达轴33a的输出合成，产生后退侧的合成驱动力，将产生的后退侧合成驱动力从齿圈44通过行星侧联动体26以及输出侧联动体27而传递至输出旋转体24，从输出旋转体24传递至左右一对的走行装置1、1。
图10是显示具备第一另外实施构造的变速传动装置20的输出速度的说明图，是显示被加速踏板设定而使发动机输出设定的一定速度的驱动力的状态下的液压式无级变速器30的变速状态和变速传动装置20的输出旋转体24的输出速度的关系的说明图。图10的横轴表示液压式无级变速器30的变速状态，“n”表示液压式无级变速器30的中立位置，“-max”表示液压式无级变速器30的后退传动状态的最高速位置，“+max”表示液压式无级变速器30的前进传动状态的最高速位置。图10的纵轴显示输出旋转体24的输出速度。图10中所示的实线RL以及实线FL表示前进离合器82以及后退离合器86被切换控制为分离状态、输出侧离合机构60被切换控制为接合状态的情况下、即变速传动装置20被操作为HST模式传动的状态的情况下的输出速度的变化。图10所示的实线FM、FH表示当前进离合器82被切换控制为接合状态、后退离合器86以及输出侧离合机构60被切换控制为分离状态的情况下、即变速传动装置20被操作为前进侧的HMT模式传动的状态情况下的输出速度的变化。图10所示的实线RM、RH表示当后退离合器86被切换控制为接合状态、前进离合器82以及输出侧离合机构60被切换控制为分离状态的情况下、即变速传动装置20被操作为后退侧的HMT模式传动的状态情况下的输出速度的变化。
如图9所示，并且如图10的实线FL所示，在前进离合器82以及后退离合器86被控制为分离状态、输出侧离合机构60被控制为接合状态的状态下，如果液压式无级变速器30被操作为中立位置“n”，则输出变为零“0”。
如果在前进离合器82和后退离合器86被维持分离状态、输出侧离合机构60被维持为接合状态的同时，液压式无级变速器30从中立位置“n”向着前进传动状态的最高速位置“+max”变速操作，则输出前进驱动力。伴随着在前进离合器82和后退离合器86被维持分离状态、输出侧离合机构60被维持为接合状态的同时，液压式无级变速器30从中立位置“n”向着前进传动状态的最高速位置“+max”变速操作，前进的输出无级地增加。如果液压式无级变速器30到达前进传动状态的最高速位置“+max”，则输出速度变为前进的中间速度“FV1”。
如图9所示，并且如图10的实线FM、FH所示，若液压式无级变速器30到达前进传动状态的最高速位置“+max”，则前进离合器82被切换控制为接合状态，输出侧离合机构60被切换控制为分离状态，前进离合器82被维持为接合状态，后退离合器86以及输出侧离合机构60被维持为分离状态，伴随着液压式无级变速器30从前进传动状态的最高速位置“+max”向着后退传动状态的最高速位置“-max”变速操作，前进的输出从中间速度“FV1”无级地增加。如果液压式无级变速器30到达后退传动状态的最高速位置“-max”，则输出变为前进的最高速度“FV2”。
如图9所示，并且如图10的实线RL所示，如果在前进离合器82和后退离合器86被维持分离状态、输出侧离合机构60被维持为接合状态的同时，液压式无级变速器30从中立位置“n”向着后退传动状态的最高速位置“-max”变速操作，则输出后退驱动力。伴随着在前进离合器82和后退离合器86被维持分离状态、输出侧离合机构60被维持为接合状态的同时，液压式无级变速器30从中立位置“n”向着后退传动状态的最高速位置“-max”变速操作，后退的输出无级地增加。如果液压式无级变速器30到达后退传动状态的最高速位置“-max”，则输出速度变为后退的中间速度“RV1”。
如图9所示，并且如图10的实线RM、RH所示，若液压式无级变速器30到达后退传动状态的最高速位置“-max”，则后退离合器86被切换控制为接合状态，输出侧离合机构80被切换控制为分离状态，后退离合器86被维持为接合状态，前进离合器82以及输出侧离合机构60被维持为分离状态，伴随着液压式无级变速器30从后退传动状态的最高速位置“-max”向着前进传动状态的最高速位置“+max”变速操作，后退的输出从中间速度“RV1”无级地增加。如果液压式无级变速器30到达前进传动状态的最高速位置“+max”，则输出变为后退的最高速度“RV2”。
图10中所示的“N”表示将实线FH、FM延长到超过液压式无级变速器30的前进侧的最高速位置“+max”、输出旋转变为零“0”的点时的横轴的值。如果使得液压式无级变速器30的前进侧的最高速位置“+max”的横轴的值为1，则N=1.6-2.2。也就是说，为了使得N=1.6-2.2，设定液压式无级变速器30的液压泵32以及液压马达33的容量以及行星传动部40的传动齿轮比。
图11是显示对具备第一另外的实施构造的变速传动装置20进行变速操作的变速操作装置91的框图。如该图所示，变速操作装置91具备控制装置72、连接到控制装置72的变速检测传感器73、发动机转速传感器74、变速器输出转速传感器75以及输出转速传感器76，控制装置72连接到液压式无级变速器30的变速操作部30a、前进离合器82、后退离合器86、以及输出侧离合机构60的操作部82c、86c、60a。
变速操作部30a由对液压式无级变速器30的液压泵32的斜板32b的角度进行变更操作的电动致动器或液压致动器构成。前进离合器82的操作部82c由通过形成于输入轴22的内部的操作油路而与液压活塞88连接的操作阀构成，操作液压活塞88，使前进离合器体82a滑动操作，由此切换操作前进离合器82。后退离合器86的操作部86c由通过形成于后退传动轴83的内部的操作油路而与液压活塞89连接的操作阀构成，操作液压活塞89，使后退离合器体86a滑动操作，由此切换操作后退离合器86。输出侧离合机构60的操作部60a由通过形成于传动轴23的内部的操作油路而与离合器体61的液室连接的操作阀构成，通过对离合器体61的液室的操作液的供给和排出，滑动操作离合器体61，切换操作输出侧离合机构60。
变速检测传感器73检测变速杆77的操作位置，将该检测结果输出至控制装置72。发动机转速传感器74检测发动机8的转速，并且将该检测结果输出至控制装置72。变速器输出转速传感器75检测液压式无级变速器30的输出转速，将该检测结果输出至控制装置72。输出转速传感器76检测变速传动装置20的输出转速，将该检测结果输出至控制装置72。
控制装置72利用微计算机而构成，具备变速控制装置78。变速控制装置78基于变速检测传感器73以及变速器输出转速传感器75的检测信息，操作变速操作部30a，对液压式无级变速器30进行变速控制，使得液压式无级变速器30的变速状态与变速杆77的操作位置相对应。
变速控制装置78除了变速控制液压式无级变速器30之外，基于发动机转速传感器74的检测信息，检测被加速踏板设定的发动机8的转速，基于该检测结果、变速检测传感器73、变速器输出转速传感器75以及输出转速传感器76的检测信息，对操作部82c、操作部86c以及操作部60a进行操作，将前进离合器82、后退离合器86以及输出侧离合机构60以给定的正时进行切换控制，使得如图9、10所示的变速传动装置20出现HST模式传动、前进侧HMT模式传动以及后退侧HMT模式传动地传动。
[第二另外的实施方式]
图12是显示具备第二另外的实施构造的变速传动装置20的纵截正面图。如该图所示，在具备第二另外实施构造的变速传动装置20中，将向液压式无级变速器30供给补充用的工作液的供给泵90安装在输入轴22的发动机连接侧和液压式无级变速器连接侧之间、输入轴22的发动机连接侧和输入侧离合机构55之间。供给泵90具备与输入轴22一体自由旋转地连接的转子90a、以及自由拆装地连接到变速箱21上的泵壳体90b。
[第三另外的实施方式]
图13是显示具备第三另外的实施构造的变速传动装置20的纵截正面图。如该图所示，在具备第三另外实施构造的变速传动装置20中，使液压式无级变速器30具备可变容量型的液压泵32和可变容量型的液压马达33而构成。
[第四另外的实施方式]
图14是显示具备第四另外的实施构造的变速传动装置20的纵截正面图。如该图所示，在具备第四另外实施构造的变速传动装置20中，使输出侧离合机构60具备跨一体自由旋转地设在传动轴23上的支撑体63以及设在行星侧联动体26的离合器本体部而设的多板式的摩擦离合器部64，构成为摩擦式离合机构。通过摩擦离合器部64被支撑在太阳轮42上的液压活塞65切换操作至接合状态和分离状态，该输出侧离合机构60将马达轴33a和输出旋转体24切换操作至联动接合状态和联动分离状态。
[第五另外的实施方式]
图15是显示具备第五另外的实施构造的变速传动装置20的纵截正面图。如该图所示，在具备第五另外实施构造的变速传动装置20中，使输入侧离合机构55具备跨一体自由旋转地设在传动齿轮52上的支撑部和一体自由旋转地设在输入轴22上的离合器本体部59a而设的多板式的摩擦离合器部59，构成为摩擦式离合机构。通过摩擦离合器部59被内置于离合器本体部59a中的液压活塞59b切换操作至接合状态和分离状态，该输入侧离合机构55将输入轴22和传动齿轮52切换操作至联动接合状态和联动分离状态。
[第六另外的实施方式]
图16是显示具备第六另外的实施构造的变速传动装置20的纵截正面图。如该图所示，在具备第六另外实施构造的变速传动装置20中，使输出侧离合机构60具备跨一体自由旋转地设在传动轴23上的支撑部66和一体自由旋转地连接到输出侧联动体27的离合器本体67a而设的多板式的摩擦离合器部64，构成为摩擦式离合机构。通过摩擦离合器部67被内置于离合器本体67a中的液压活塞67b切换操作至接合状态和分离状态，该输出侧离合机构60将马达轴33a和输出旋转体24切换操作至联动接合状态和联动分离状态。
在具备第六另外的实施构造的变速传动装置20中，具备能够自如地将齿圈44和马达轴33a切换为联动接合状态和联动分离状态的摩擦离合机构79，在HST模式传动下，太阳轮42、行星齿轮43和齿圈44能够自如地切换至与马达轴33a一体旋转的状态，在HST模式传动下，齿圈44能够自如地切换至自由旋转状态。
[其它的另外实施方式]
（1）在上述实施方式中，示出了将输入轴22的驱动力输入至行星传动部40的齿轮架41、将行星传动部40的齿圈44的驱动力传递至输出旋转体24而构成的示例，但也可以实施为将输入轴22的驱动力输入至行星传动部40的齿圈44、将行星传动部40的齿轮架41的驱动力传递至输出旋转体24而构成。
（2）在上述实施方式中，示出了将输入轴22与泵轴32a分别形成，通过接头22a与泵轴32a连接、将传动轴23与马达轴33a分别形成，通过接头23a与马达轴33a连接的示例，但也可以实施为将输入轴22与泵轴32a一体形成，将传动轴23与马达轴33a一体形成。
[第二实施方式]
接下来参照图17-图25来说明第二实施方式。
如图17所示，联合收割机构成为利用左右一对履带式走行装置101、101来自走，并且构成为具备装备了乘用型驾驶部102的走行机体、与走行机体的机体框架103的前部连接的收割部1044、在机体框架103的后部侧配置在收割部104的后方而设置的脱谷装置105、在机体框架103的后部侧配置在脱谷装置105的横侧方而设置的谷粒箱106，进行稻、麦等的收获作业。
即，收割部104具备上下自由摆动地从机体框架103的前部向着前方伸出的收割部框架104a，通过该收割部框架104a被升降缸107摆动操作，收割部104在下降作业位置和上升非作业位置间升降，在下降作业位置，设在收割部104的前端部的分草工具104b下降到接近地面，在上升非作业位置，分草工具104b从地面高高地上升。当使得收割部104下降至下降作业位置，使走行机体走行时，收割部104借助分草工具104b将收割对象的种植谷杆导入拾起路径，借助拾起装置104c拾起已经导入拾起路径的种植谷杆，同时借助推子型的收割装置104d来收割，将收割谷杆借助供给装置104e供给至脱谷装置105。脱谷装置105借助脱谷馈送链105a夹持来自供给装置104e的收割谷杆的茎根一侧向机体后方搬送，将收割谷杆的穗顶一侧供给到处理室（未图示）进行脱谷处理，将脱谷谷粒送入谷粒箱106。
在驾驶部102所具备的驾驶座席102a的下方设有发动机108，构成为将发动机108输出的驱动力借助传动构造110传递至左右一对的走行装置101、101，该传动构造110具备设在机体框架103的前端部的传动箱111。
图18是显示传动构造110的概略构造的正面图。如该图所示，传动构造110将来自发动机108的输出轴108a的发动机驱动力通过具有传动带112a的传动机构112输入至设在传动箱111的上端部的横侧的变速传动装置120，将该变速传动装置120的输出输入至传动箱111中内置的走行变速器113，从走行变速器113所具有的左右一对转向离合机构114、114中的左侧转向离合机构114传递至左侧的走行装置101的驱动轴101a，从右侧的转向离合机构114传递至右侧的走行装置101的驱动轴101a。
传动构造110具备内置于传动箱111中的收割变速器115，将变速传动装置120的输出输入至收割变速器115，从收割输出轴116传递至收割部104的驱动轴104f。
接下来说明变速传动装置120。
如图19所示，变速传动装置120具备行星变速部120A和液压式无级变速器130而构成，其中，行星变速部120A具备变速箱121，该变速箱121的横侧部连接到传动箱111的上端侧，液压式无级变速器130在变速箱121与传动箱111连接的一侧的相反侧的横侧部连接有壳体131。
变速箱121具备主箱部121a和连接箱部121b而构成，其中，主箱部121a容纳行星传动部140和前进后退切换机构150，连接箱部121b容纳输入轴122及传动轴123与液压式无级变速器130的连接部，并且将变速箱121和壳体131的端口密封件（portblock）134连接。变速箱121以主箱部121a的输出旋转体124所位于的下部侧面的横外侧突出形成的突出部分121c与传动箱111连接。连接箱部121b的走行机体上下方向的大小小于主箱部121a的走行机体上下方向的大小。主箱部121a形成为以机体前后方向看的纵截面形状为纵长形状，壳体131形成为以机体前后方向看的纵截面形状为纵长形状，行星变速部120A和液压式无级变速器130沿着机体横向并列，作为变速传动装置120整体的机体横向宽度较小，变速传动装置120以不向横外侧突出的方式在走行机体的左右方向以紧凑的状态与传动箱111的横侧部连接。在壳体131的上表面朝向上地配置有油过滤器120F，避免油过滤器120F向横外侧突出，能够实现进一步的紧凑化。
行星变速部120A具备自由旋转地支撑在变速箱121的上端侧的机体横向的输入轴122、在变速箱121的下端侧与输入轴122平行或大致平行地自由旋转地被支撑的传动轴123以及旋转轴型的输出旋转体124、支撑在传动轴123上的行星传动部140、跨输入轴122和行星传动部140的齿轮架141而设置的前进后退切换机构150。
输入轴122相对于液压式无级变速器130的泵轴132a同轴芯状地排列配置。输入轴122构成为在从变速箱121向横外侧突出的一侧通过传动机构112连接到发动机108的输出轴108a，在与发动机108连接一侧的相反侧通过接头122a一体自由旋转地连接到液压式无级变速器130的泵轴132a，通过传动机构112被输入发动机的驱动力，被发动机的驱动力所驱动，驱动液压式无级变速器130的液压泵132。
输出旋转体124在输入轴122与发动机连接一侧的相同侧相对于液压式无级变速器130与液压式无级变速器130的马达轴133a同轴芯状地排列配置。输出旋转体124构成为在从变速箱121向横外侧突出的一侧与走行变速器113的输入部联动，将来自行星传动部140以及液压式无级变速器130的驱动力通过走行变速器113而输出至左右一对走行装置101、101。
液压式无级变速器130构成为具备液压泵132和液压马达133，液压泵132的泵轴132a被自由旋转地支撑在壳体131的上端侧，液压马达133的马达轴133a被自由旋转地支撑在壳体131的下端侧。液压泵132由可变容量型的轴向柱塞泵构成，液压马达133由可变容量型的轴向柱塞马达构成。液压马达133由通过液压泵132所输出、经由形成于端口密封件134的内部的油路而供给的液压油来驱动。通过安装在输入轴122与发动机连接侧的供给泵190将补充用工作液供给至液压式无级变速器130。供给泵190具备与输入轴122一体自由旋转地连接的转子190a、以及自由拆装地连接到变速箱121上的泵壳体190b。
从而，通过液压泵132所具备的斜板132b的角度变更操作，液压式无级变速器130被切换为前进传动状态、后退传动状态和中立状态。当被切换为前进传动状态时，液压式无级变速器130将从输入轴122传递至泵轴132a的发动机驱动力变换为前进驱动力，从马达轴133a输出，当被切换为后退传动状态时，液压式无级变速器130将从输入轴122传递至泵轴132a的发动机驱动力变换为后退驱动力，从马达轴133a输出，在前进传动状态和后退传动状态中的任何一种下，对发动机驱动力无级变速而输出。当被切换为中立状态时，液压式无级变速器130停止来自马达轴133a的输出。
行星传动部140相对于液压式无级变速器130在输入轴122连接到发动机的一侧的相同侧，配置为位于马达轴133a和输出旋转体124之间的状态。行星传动部140具备支撑在传动轴123上的太阳轮142、与太阳轮142啮合的多个行星齿轮143、与各个行星齿轮143啮合的齿圈144、自由旋转地支撑多个行星齿轮143的齿轮架141。齿轮架141具备臂部141a和筒轴部141b，臂部141a以延出端部自由旋转地支撑行星齿轮143，筒轴部141b与多个臂部141a的基端侧连接，齿轮架141以筒轴部141b借助轴承自由旋转地被支撑在传动轴123上。
传动轴123与马达轴133a借助接头123a一体自由旋转地连接，传动轴123与太阳轮142借助花键构造一体自由旋转地连接，太阳轮142相对于马达轴133a一体自由旋转地联动。
齿圈144与输出旋转体124通过环状的行星侧联动体126和环状的输出侧联动体127一体自由旋转地联动，其中，环状的行星侧联动体126和环状的输出侧联动体127沿传动轴123的轴芯方向排列，并且相对自由旋转地外嵌在传动轴123上。也就是说，行星侧联动体126具备多个卡合臂部126a，这些多个卡合臂部126a从行星侧联动体126的外周部放射状且一体自由旋转地延出。多个卡合臂部126a卡合到齿圈144的多个位置，行星侧联动体126相对于齿圈144一体自由旋转地联动。输出侧联动体127借助卡合爪127a相对于行星侧联动体126一体自由旋转地卡合，借助花键构造相对于输出旋转体124一体自由旋转地卡合，将行星侧联动体126和输出旋转体124一体自由旋转地连接。行星侧联动体126借助于轴承相对自由旋转地支撑在传动轴123上。输出侧联动体127借助于轴承相对自由旋转地支撑在变速箱121上。
前进后退切换机构150具备前进传动齿轮151、前进离合器152、后退传动轴153、反向旋转用的输入齿轮155、后退离合器156、后退传动齿轮157而构成，其中，前进传动齿轮151通过滚针轴承自由旋转地支撑在输入轴122上，前进离合器152跨前进传动齿轮151和输入轴122而设置，后退传动轴153以与输入轴122平行或大致平行的配置自由旋转地支撑在变速箱121上，反向旋转用的输入齿轮155以与一体自由旋转地支撑在输入轴122上的传动齿轮154啮合的状态相对旋转地支撑在后退传动轴153上，后退离合器156跨输入齿轮155和后退传动轴153而设置，后退传动齿轮157一体自由旋转地设置在后退传动轴153上。
前进传动齿轮151以及后退传动齿轮157与一体自由旋转地设在齿轮架141的筒轴部141b上的齿轮架141的输入齿轮141c啮合。输入齿轮155以及传动齿轮154与前进传动齿轮151以及后退传动齿轮157位于行星传动部140的相反侧。前进传动齿轮151以及后退传动齿轮157与行星传动部140的输入齿轮141c啮合，行星传动部140的输入齿轮141c与输入齿轮155以及传动齿轮154位于太阳轮142的相反侧。
前进离合器152具备前进离合器体152a以及离合机构本体152b，前进离合器体152a一体旋转并且自由滑动操作地支撑在输入轴122上，离合机构本体152b跨前进离合器体152a的一端侧和前进传动齿轮151的横侧部而设置。前进离合器体152a被内嵌于前进离合器体152a的端部的液压活塞158滑动操作。离合机构本体152b构成为啮合离合器，借助于设在前进离合器体152a上的啮合爪与设在前进传动齿轮151上的啮合爪卡合分离而切换为接合状态和分离状态。
后退离合器156具备后退离合器体156a和离合机构本体156b而构成，后退离合器体156a一体旋转并且自由滑动操作地支撑在后退传动轴153上，离合机构本体156b跨后退离合器体156a的一端侧和输入齿轮155的横侧部而设置。后退离合器体156a被内嵌于后退离合器体156a的端部的液压活塞159滑动操作。离合机构本体156b构成为啮合离合器，借助于设在后退离合器体156a上的啮合爪与设在输入齿轮155上的啮合爪卡合分离而切换为接合状态和分离状态。
通过前进离合器152被切换操作至接合状态、后退离合器156被切换操作至分离状态，前进后退切换机构150变为前进传动状态，从位于输入轴122的发动机连接侧和液压式无级变速器连接侧之间的前进离合器体152a输入输入轴122的驱动力，将输入轴122的驱动力变换为前进驱动力，从前进传动齿轮151传递至行星传动部140的齿轮架141。
通过前进离合器152被切换操作至分离状态、后退离合器156被切换操作至接合状态，前进后退切换机构150变为后退传动状态，从位于输入轴122的发动机连接侧和液压式无级变速器连接侧之间的传动齿轮154输入输入轴122的驱动力，将输入轴122的驱动力变换为后退驱动力，从后退传动齿轮157传递至行星传动部140的齿轮架141。
通过前进离合器152和后退离合器156切换操作为分离状态，前进后退切换机构150变为中立状态，使输入轴122和行星传动部140的齿轮架141的联动断开。
在行星传动部140的太阳轮142和行星侧联动体126之间设置有输出侧离合机构160，该输出侧离合机构160具备外嵌在传动轴123上的离合器体161。
通过液压油被供给至形成于离合器体161的内周侧的液室，离合器体161抵抗接合作用弹簧162向着太阳轮142滑动操作，被切换至分离位置，通过液压油从液室排出，离合器体161被接合作用弹簧162向着行星侧联动体126滑动操作，切换至接合位置。当离合器体161被切换为接合位置时，设在离合器体161上的离合器爪161a与设在行星侧联动体126上的离合器爪卡合，离合器体161相对于行星侧联动体126一体自由旋转地连接。离合器体61借助于卡合爪61b维持在相对于太阳轮42一体自由旋转地卡合的状态，并且被滑动操作，维持相对于太阳轮42的卡合状态，同时进入接合位置。如果离合器体161被切换至分离位置，则离合器爪161a造成的相对于行星侧联动体126的卡合被解除。
从而，通过离合器体161被切换操作至分离位置，输出侧离合机构160使太阳轮142和行星侧联动体126的联动切断，从而使马达轴133a相对于输出旋转体124的联动切断，在该状态下，出现行星传动部140的太阳轮144和输出旋转体124一体自由旋转地联动的第一传动状态，行星传动部140的合成驱动力能够成为输出旋转体124的输出。
通过离合器体161被切换操作至接合位置，输出侧离合机构160使太阳轮142和行星侧联动体126一体自由旋转地联动，出现使马达轴133a与输出旋转体124一体自由旋转地联动的第二传动状态，来自液压式无级变速装置130的输出能够成为输出旋转体124的输出，并且通过太阳轮142和传动轴123一体自由旋转地联动、齿圈44与行星侧联动体126一体自由旋转地联动，能够使得太阳轮142、行星齿轮143和齿圈144与马达轴133a一体旋转，使得行星齿轮143不发生自转。
从而，通过前进后退切换机构150被切换操作为前进传动状态、输出侧离合机构160被切换操作为分离状态，行星传动部140将前进驱动力通过前进后退切换机构150从输入轴122输入至齿轮架141，将来自液压式无级变速装置130的马达轴133a的输出通过传动轴123输入至太阳轮142，将来自输入轴122的前进驱动力和液压式无级变速装置130的输出合成而产生前进侧的合成驱动力，将所产生的前进侧的合成驱动力从齿圈144通过行星侧联动体126和输出侧联动体127输出至输出旋转体124。
通过前进后退切换机构150被切换操作为后退传动状态、输出侧离合机构160被切换操作为分离状态，行星传动部140将后退驱动力通过前进后退切换机构150从输入轴122输入至齿轮架141，将来自液压式无级变速装置130的马达轴133a的输出通过传动轴123输入至太阳轮142，将来自输入轴122的前进驱动力和液压式无级变速装置130的输出合成而产生后退侧的合成驱动力，将所产生的后退侧的合成驱动力从齿圈144通过行星侧联动体126和输出侧联动体127输出至输出旋转体124。
通过前进后退切换机构150被操作至中立状态，行星传动部140变为断开相对于输入轴122的联动的状态。
图22是表示液压式无级变速器130、前进离合器152、后退离合器156以及输出侧的离合机构160的操作状态、变速传动装置120的传动形态的关系的说明图。图22所示的“前进”表示液压式无级变速器130的前进传动状态，“后退”表示液压式无级变速器130的后退传动状态。图22所示的“分离”表示前进离合器152、后退离合器156以及输出侧离合机构160的分离状态，“接合”表示前进离合器152、后退离合器156以及输出侧离合机构160的接合状态。图19是显示出现HST模式传动状态下的变速传动装置120的纵截正面图。
图19是显示HST模式传动下的变速传动装置120的纵截正面图。如图19和图22所示，通过前进离合器152和后退离合器156被切换控制为分离状态、输出侧离合机构160被切换控制为接合状态，变速传动装置120变为出现HST模式传动的状态。如果变速传动装置120变为HST模式传动的状态，则输入至输入轴22的发动机驱动力不传递至行星传动部140，输入至输入轴122的发动机驱动力利用液压式无级变速器130来变速，变速后的驱动力从马达轴133a通过传动轴123、太阳轮142、离合器体161、行星侧联动体126以及输出侧联动体127而传递至输出旋转体24，从输出旋转体24传递至左右一对的走行装置101、101。
图20是显示前进侧的HMT模式传动下的变速传动装置120的纵截正面图。如图20和图22所示，通过前进离合器152被切换控制为接合状态、后退离合器156和输出侧离合机构160被切换控制为分离状态，变速传动装置120变为出现前进侧的HMT模式传动的状态。如果变速传动装置120变为前进侧的HMT模式传动，则通过输入轴122输入的发动机驱动力借助于前进后退切换机构150变换为前进驱动力，传递至行星传动部140，借助行星传动部140将来自前进后退切换机构150的前进驱动力和来自液压式无级变速器130的马达轴133a的输出合成，产生前进侧的合成驱动力，将产生的前进侧合成驱动力从齿圈144通过行星侧联动体126以及输出侧联动体127而传递至输出旋转体124，从输出旋转体124传递至左右一对的走行装置101、101。
图21是显示后退侧的HMT模式传动下的变速传动装置120的纵截正面图。如图21和图22所示，通过后退离合器156被切换控制为接合状态、前进离合器152和输出侧离合机构160被切换控制为分离状态，变速传动装置120变为出现后退侧的HMT模式传动的状态。如果变速传动装置120变为后退侧的HMT模式传动，则通过输入轴122输入的发动机驱动力借助于前进后退切换机构150变换为后退驱动力，传递至行星传动部140，借助行星传动部140将来自前进后退切换机构150的后退驱动力和来自液压式无级变速器130的马达轴133a的输出合成，产生后退侧的合成驱动力，将产生的后退侧合成驱动力从齿圈144通过行星侧联动体126以及输出侧联动体127而传递至输出旋转体124，从输出旋转体124传递至左右一对的走行装置101、101。
图23是显示发动机108被加速踏板设定为输出设定的一定速度的驱动力的状态下的液压式无级变速器130的变速状态和变速传动装置120的输出旋转体124的输出速度的关系的说明图。图23的横轴表示液压式无级变速器130的变速状态，“n”表示液压式无级变速器130的中立位置，“-max”表示液压式无级变速器130的后退传动状态的最高速位置，“+max”表示液压式无级变速器130的前进传动状态的最高速位置。图23的纵轴显示输出旋转体124的输出速度。图23中所示的实线RL以及实线FL表示前进离合器152以及后退离合器156被切换控制为分离状态、输出侧离合机构60被切换控制为接合状态的情况下、即变速传动装置120被操作为HST模式传动的状态的情况下的输出速度的变化。图23所示的实线FM、FH表示当前进离合器152被切换控制为接合状态、后退离合器156以及输出侧离合机构160被切换控制为分离状态的情况下、即变速传动装置120被操作为前进侧的HMT模式传动的状态情况下的输出速度的变化。图23所示的实线RM、RH表示当后退离合器156被切换控制为接合状态、前进离合器152以及输出侧离合机构160被切换控制为分离状态的情况下、即变速传动装置120被操作为后退侧的HMT模式传动的状态情况下的输出速度的变化。
如图22所示，并且如图23的实线FL所示，在前进离合器152以及后退离合器156被控制为分离状态、输出侧离合机构160被控制为接合状态的状态下，如果液压式无级变速器130被操作为中立位置“n”，则输出变为零“0”。
如果在前进离合器152和后退离合器156被维持分离状态、输出侧离合机构160被维持为接合状态的同时，液压式无级变速器130从中立位置“n”向着前进传动状态的最高速位置“+max”变速操作，则输出前进驱动力。伴随着在前进离合器152和后退离合器156被维持分离状态、输出侧离合机构160被维持为接合状态的同时，液压式无级变速器130从中立位置“n”向着前进传动状态的最高速位置“+max”变速操作，前进的输出无级地增加。如果液压式无级变速器130到达前进传动状态的最高速位置“+max”，则输出速度变为前进的中间速度“FV1”。
如图22所示，并且如图23的实线FM、FH所示，若液压式无级变速器130到达前进传动状态的最高速位置“+max”，则前进离合器152被切换控制为接合状态，输出侧离合机构160被切换控制为分离状态，前进离合器152被维持为接合状态，后退离合器156以及输出侧离合机构160被维持为分离状态，伴随着液压式无级变速器130从前进传动状态的最高速位置“+max”向着后退传动状态的最高速位置“-max”变速操作，前进的输出从中间速度“FV1”无级地增加。如果液压式无级变速器130到达后退传动状态的最高速位置“-max”，则输出变为前进的最高速度“FV2”。
如图22所示，并且如图23的实线RL所示，如果在前进离合器152和后退离合器156被维持分离状态、输出侧离合机构160被维持为接合状态的同时，液压式无级变速器130从中立位置“n”向着后退传动状态的最高速位置“-max”变速操作，则输出后退驱动力。伴随着在前进离合器152和后退离合器156被维持分离状态、输出侧离合机构160被维持为接合状态的同时，液压式无级变速器130从中立位置“n”向着后退传动状态的最高速位置“-max”变速操作，后退的输出无级地增加。如果液压式无级变速器130到达后退传动状态的最高速位置“-max”，则输出速度变为后退的中间速度“RV1”。
如图22所示，并且如图23的实线RM、RH所示，若液压式无级变速器130到达后退传动状态的最高速位置“-max”，则后退离合器156被切换控制为接合状态，输出侧离合机构160被切换控制为分离状态，后退离合器156被维持为接合状态，前进离合器152以及输出侧离合机构160被维持为分离状态，伴随着液压式无级变速装置130从后退传动状态的最高速位置“-max”向着前进传动状态的最高速位置“+max”变速操作，后退的输出从中间速度“RV1”无级地增加。如果液压式无级变速器130到达前进传动状态的最高速位置“+max”，则输出变为后退的最高速度“RV2”。
图23中所示的“N”表示将实线FH、FM延长到超过液压式无级变速器130的前进侧的最高速位置“+max”、输出旋转变为零“0”的点时的横轴的值。如果使得液压式无级变速器130的前进侧的最高速位置“+max”的横轴的值为1，则N=1.6-2.2。也就是说，以N=1.6-2.2的方式，设定液压式无级变速器130的液压泵132以及液压马达133的容量以及行星传动部140的传动齿轮比。
图24是显示对变速传动装置120进行变速操作的变速操作装置171的框图。如该图所示，变速操作装置171具备控制装置172、连接到控制装置172的变速检测传感器173、发动机转速传感器174、变速器输出转速传感器175以及输出转速传感器176，控制装置172连接到液压式无级变速器130的变速操作部130a、以及前进离合器152、后退离合器156、和输出侧离合机构160的操作部152c、156c、160a。
变速操作部130a由对液压式无级变速装置130的液压泵132的斜板132b的角度进行变更操作的电动致动器或液压致动器构成。前进离合器152的操作部152c由通过形成于输入轴122的内部的操作油路而与液压活塞158连接的操作阀构成，操作液压活塞158，使前进离合器体152a滑动操作，由此切换操作前进离合器152。后退离合器156的操作部156c由通过形成于后退传动轴153的内部的操作油路而与液压活塞159连接的操作阀构成，操作液压活塞159，使后退离合器体156a滑动操作，由此切换操作后退离合器156。输出侧离合机构160的操作部160c由通过形成于传动轴123的内部的操作油路而与离合器体161的液室连接的操作阀构成，通过对离合器体161的液室的操作液的供给和排出，滑动操作离合器体161，切换操作输出侧离合机构160。
变速检测传感器173检测变速杆177的操作位置，并且将该检测结果输出至控制装置172。发动机转速传感器174检测发动机108的转速，并且将该检测结果输出至控制装置172。变速器输出转速传感器175检测液压式无级变速器130的输出转速，并且将该检测结果输出至控制装置172。输出转速传感器176检测变速传动装置120的输出转速，并且将该检测结果输出至控制装置172。
控制装置172利用微计算机而构成，具备变速控制装置178。
变速控制装置178基于变速检测传感器173以及变速器输出转速传感器175的检测信息，操作变速操作部130a，对液压式无级变速器130进行变速控制，使得液压式无级变速器130的变速状态与变速杆177的操作位置相对应。
变速控制装置178除了变速控制液压式无级变速器130之外，基于发动机转速传感器174的检测信息，检测被加速踏板设定的发动机108的转速，基于该检测结果、变速检测传感器173、变速器输出转速传感器175以及输出转速传感器176的检测信息，对操作部152c、操作部156c以及操作部160c进行操作，将前进离合器152、后退离合器156以及输出侧离合机构160以给定的正时进行切换控制，使得如图22和23所示的变速传动装置120出现HST模式传动、前进侧HMT模式传动以及后退侧HMT模式传动地传动。
另外的实施方式
图25是显示具备另外的实施构造的变速传动装置120的纵截正面图。如该图所示，在具备另外的实施构造的变速传动装置120中，在泵轴132a的端部具备供给泵190，该供给泵190向液压式无级变速器130供给补充用工作液。供给泵190具备与泵轴132a一体自由旋转地连接的转子190a、以及自由拆装地连接到壳体131上的泵壳体190b。
[其它的另外实施方式]
（1）在上述实施方式中，示出了前进传动状态中的输入轴122至齿轮架141的传动比与后退传动状态中的输入轴122至齿轮架141的传动比相同或大致相同而构成前进后退切换机构150的示例，但也可以采用前进传动状态中的输入轴122至齿轮架141的传动比与后退传动状态中的输入轴122至齿轮架141的传动比不同而构成的前进后退切换机构。在这种情况下，显示后退侧的HMT模式传动的输出速度的实线RM、RH与显示前进侧的HMT模式传动的输出速度的实线FM、FH相对于横轴的倾斜角相同或者不同，造成后退输出的最高速度和前进输出的最高速度相同或不同。
（2）在上述实施方式中，示出了后退离合器156跨输入齿轮155和后退传动轴153而设置的示例，但也可以使输入齿轮155一体自由旋转地支撑在后退传动轴153上，后退传动齿轮157相对自由旋转地支撑在后退传动轴153上，将后退离合器156跨后退传动齿轮157和后退传动轴153而设置地实施。
（3）在上述实施方式中，示出了前进离合器152、后退离合器156、输出侧离合机构160以啮合式离合器构成的示例，但也可以以摩擦式离合器来构成而实施。
（4）在上述实施方式中，示出了将来自前进后退切换机构150的前进驱动力和后退驱动力输入行星传动部140的齿轮架141、将行星传动部140的齿圈144的驱动力传递至输出旋转体124而构成的示例，但也可以实施为将来自前进后退切换机构150的前进驱动力和后退驱动力输入行星传动部140的齿圈144、将行星传动部140的齿轮架141的驱动力传递至输出旋转体124而构成。
（5）在上述实施方式中，示出了液压马达133以可变容量型构成的示例，但也可以构成为固定容量型而实施。
第三实施方式
接下来参照图28-图44来说明第三实施方式。
如图28所示，联合收割机构成为利用左右一对履带走行装置201、201来自走，并且构成为具备装备了乘用型驾驶部202的走行机体、与走行机体的机体框架203连接的收割部204、在机体框架203的后部侧配置在收割部204的后方而设置的脱谷装置205、在机体框架203的后部侧配置在脱谷装置205的横侧方而设置的谷粒箱206，进行稻、麦等的收获作业。
即，收割部204具备上下自由摆动地从机体框架203的前部向着前方伸出的收割部框架204a，通过该收割部框架204a被升降缸207摆动操作，收割部204在下降作业位置和上升非作业位置间升降，在下降作业位置，设在收割部204的前端部的分草工具204b下降到接近地面，在上升非作业位置，分草工具204b从地面高高地上升。当使得收割部204下降至下降作业位置，使走行机体走行时，收割部204借助分草工具204b将收割对象的种植谷杆导入拾起路径，借助拾起装置204c拾起已经导入拾起路径的种植谷杆，同时借助推子型的收割装置204d来收割，将收割谷杆借助供给装置204e供给至脱谷装置205。脱谷装置205借助脱谷馈送链205a夹持来自供给装置204e的收割谷杆的茎根一侧向机体后方搬送，将收割谷杆的穗顶一侧供给到处理室（未图示）进行脱谷处理，将脱谷谷粒送入谷粒箱206。
在驾驶部202所具备的驾驶座席202a的下方设有发动机208，构成为将发动机208输出的驱动力借助走行传动装置210传递至左右一对的走行装置201、201，该走行传动装置210具备设在机体框架203的前端部的传动箱211。
图29是显示走行传动装置210的概略构造的正面图。如该图所示，走行传动装置210将来自发动机208的输出轴208a的发动机驱动力通过具有传动带212a的传动机构212输入至设在传动箱211的上端部的横侧的变速传动器220，将该变速传动器220的输出输入至传动箱211中内置的走行变速器213，从走行变速器213所具有的左右一对转向离合机构214、214中的左侧转向离合机构214传递至左侧的走行装置201的驱动轴201a，从右侧的转向离合机构214传递至右侧的走行装置201的驱动轴201a。
走行传动装置210具备内置于传动箱211中的收割变速器215，将变速传动器220的输出输入至收割变速器215，从收割输出轴216传递至收割部204的驱动轴204f。
接下来说明变速传动器220。
如图30和图31所示，变速传动器220具备行星变速部220A和静液压式无级变速部230而构成，其中，行星变速部220A具备变速箱221，该变速箱221的横侧部连接到传动箱211的上端侧，静液压式无级变速部230在变速箱221与传动箱211连接的一侧的相反侧的横侧部连接有壳体231。
变速箱221具备主箱部221a和连接箱部221b而构成，其中，主箱部221a容纳行星传动部240和传动机构250，连接箱部221b容纳输入轴222及传动轴223与无级变速部230的连接部，并且将变速箱221和壳体231的端口密封件（portblock）234连接。变速箱221以主箱部221a的输出旋转体224所位于的下部侧面的横外侧突出形成的突出部分221c与传动箱211连接。连接箱部221b的走行机体上下方向的大小小于主箱部221a的走行机体上下方向的大小。主箱部221a形成为以机体前后方向看的纵截面形状为纵长形状，壳体231形成为以机体前后方向看的纵截面形状为纵长形状，行星变速部220A和无级变速部230沿着机体横向并列，作为变速传动器220整体的机体横向宽度较小，变速传动器220以不向横外侧突出的方式在走行机体的左右方向以紧凑的状态与传动箱211的横侧部连接。另外，在壳体231的下部侧面形成有越向下端侧越朝向机体内侧倾斜的倾斜面231A，在该倾斜面231A上形成有支撑马达轴233a的轴承的突出部231B，能够实现变速传动器220的进一步紧凑化。另外，在壳体231的上表面朝向上地配置有油过滤器220F，避免油过滤器220F向横外侧突出，能够实现进一步的紧凑化。
行星变速部220A具备自由旋转地支撑在变速箱221的上端侧的机体横向的输入轴222、在变速箱221的下端侧与输入轴222平行或大致平行地自由旋转地被支撑的传动轴223以及旋转轴型的输出旋转体224、支撑在传动轴223上的行星传动部240、跨输入轴222和行星传动部240的齿轮架241而设置的传动机构250。
输入轴222相对于无级变速部230的泵轴232a同轴芯状地排列配置。输入轴222构成为在从变速箱221向横外侧突出的一侧通过传动机构212连接到发动机208的输出轴208a，在与发动机208连接一侧的相反侧通过接头222a一体自由旋转地连接到无级变速部230的泵轴232a，通过传动机构212被输入发动机的驱动力，被发动机驱动力的所驱动，驱动无级变速部230的液压泵232。
输出旋转体224在输入轴222与发动机连接一侧的相同侧相对于无级变速部230与无级变速部230的马达轴233a同轴芯状地排列配置。输出旋转体224构成为在从变速箱221向横外侧突出的一侧与走行变速器213的输入部联动，将来自行星传动部240以及无级变速部230的驱动力通过走行变速器213而输出至左右一对走行装置201、201。
无级变速部230构成为具备液压泵232和液压马达233，液压泵232的泵轴232a被自由旋转地支撑在壳体231的上端侧，液压马达233的马达轴233a被自由旋转地支撑在壳体231的下端侧。液压泵232由可变容量型的轴向柱塞泵构成，液压马达233由轴向柱塞马达构成。液压马达233由通过液压泵232所输出、经由形成于端口密封件234的内部的油路而供给的液压油来驱动。通过安装在泵轴232a的端部的供给泵290将补充用工作液供给至无级变速部230。供给泵290具备一体自由旋转地安装在泵轴232a上的转子290a和自由装拆地连接到壳体231的泵壳体290b。
从而，通过液压泵232所具备的斜板232b的角度变更操作，无级变速部230被切换为前进传动状态、后退传动状态和中立状态。当被切换为前进传动状态时，无级变速部230将从输入轴222传递至泵轴232a的发动机驱动力变换为前进驱动力，从马达轴233a输出，当被切换为后退传动状态时，无级变速部230将从输入轴222传递至泵轴232a的发动机驱动力变换为后退驱动力，从马达轴233a输出，在前进传动状态和后退传动状态中的任何一种下，对发动机驱动力无级变速而输出。当被切换为中立状态时，无级变速部230停止来自马达轴233a的输出。
行星传动部240相对于无级变速部230在输入轴222连接到发动机的一侧的相同侧，配置为位于马达轴233a和输出旋转体224之间的状态。行星传动部240具备支撑在传动轴223上的太阳轮242、与太阳轮242啮合的多个行星齿轮243、与各个行星齿轮243啮合的齿圈244、自由旋转地支撑多个行星齿轮243的齿轮架241。齿轮架241具备臂部241a和筒轴部241b，臂部241a以延出端部自由旋转地支撑行星齿轮243，筒轴部241b与多个臂部241a的基端侧连接，齿轮架241以筒轴部241b借助轴承自由旋转地被支撑在传动轴223上。
传动轴223与马达轴233a借助接头223a一体自由旋转地连接，传动轴223与太阳轮242借助花键构造一体自由旋转地连接，太阳轮242相对于马达轴233a一体自由旋转地联动。
齿圈244与输出旋转体224通过环状的行星侧联动体226和环状的输出侧联动体227一体自由旋转地联动，其中，环状的行星侧联动体226和环状的输出侧联动体227沿着传动轴223的轴芯方向排列，并且相对自由旋转地外嵌在传动轴223上。也就是说，行星侧联动体226具备多个卡合臂部226a，这些多个卡合臂部226a从行星侧联动体226的外周部放射状且一体自由旋转地延出。多个卡合臂部226a卡合到齿圈244的多个位置，行星侧联动体226相对于齿圈244一体自由旋转地联动。输出侧联动体227借助卡合爪227a相对于行星侧联动体226一体自由旋转地卡合，借助花键构造相对于输出旋转体224一体自由旋转地卡合，将行星侧联动体226和输出旋转体224一体自由旋转地连接。行星侧联动体226通过轴承相对自由旋转地支撑在传动轴223上。输出侧联动体227通过轴承自由旋转地支撑在变速箱221上。
传动机构250具备传动齿轮252和HMT离合器255而构成，传动齿轮52在与一体自由旋转地设在齿轮架241的筒轴部241b上的齿轮架241的输入齿轮241c啮合的状态下借助滚针轴承相对自由旋转地支撑在输入轴222上，HMT离合器255跨传动齿轮252和输入轴222而设置。
HMT离合器255具备离合器体256和离合器本体257而构成，离合器体256一体旋转及自由滑动操作地支撑在输入轴222上，离合器本体257跨离合器体256的一端侧和传动齿轮252的横侧部而设置。离合器体256由内嵌在离合器体256的端部上的液压活塞258滑动操作。离合器本体257构成为啮合离合器，通过设在离合器体256上的啮合爪与设在传动齿轮252上的啮合爪的卡合脱离而被切换为接合状态和分离状态。
通过离合器本体257被切换操作为接合状态，HMT离合器255被切换操作为接合状态，使得输入轴222和传动齿轮252一体自由旋转地联动，从而设定为HMT传动，使得行星传动部240的齿轮架241与输入轴222联动。
通过离合器本体257被切换操作为分离状态，HMT离合器255被切换操作为分离状态，使得输入轴222和传动齿轮252的联动断开，从而解除HMT传动设定，使得行星传动部240的齿轮架241与输入轴222的联动断开。
从而，通过HMT离合器255被切换操作为设定HMT传动的状态，行星传动部240将输入轴222的驱动力借助传动机构250从位于输入轴222的发动机连接侧和无级变速部连接侧之间的部位输入到齿轮架241。通过HMT离合器255被切换操作为解除HMT传动设定的状态，行星传动部240变为齿轮架241相对于输入轴222的联动被断开的状态。
在行星传动部240的太阳轮242和行星侧联动体226之间设置有HST离合器260，该HST离合器260具备外嵌于传动轴223上的离合器体261。
通过液压油被供给至形成于离合器体261的内周侧的液室，离合器体261抵抗接合作用弹簧262向着太阳轮242滑动操作，被切换至分离位置，通过液压油从液室排出，离合器体261被接合作用弹簧262向着行星侧联动体226滑动操作，切换至接合位置。当离合器体261被切换为接合位置时，设在离合器体261上的离合器爪261a与设在行星侧联动体226上的离合器爪卡合，离合器体261相对于行星侧联动体226一体自由旋转地连接。离合器体261借助于卡合爪261b维持在相对于太阳轮242一体自由旋转地卡合的状态，并且被滑动操作，维持相对于太阳轮242的卡合状态，同时进入接合位置。如果离合器体261被切换至分离位置，则离合器爪261a造成的相对于行星侧联动体226的卡合被解除。
从而，通过离合器体261被切换操作至接合位置，HST离合器260使太阳轮242和行星侧联动体226一体自由旋转地联动，从而使马达轴233a与输出旋转体224一体自由旋转地联动，变为设定HST传动的状态，使得无级变速部230的输出能够成为输出旋转体224的输出。在HST离合器260设定HST传动的情况下，传动轴223与太阳轮242一体自由旋转地联动，行星侧联动体226与齿圈244一体自由旋转地联动，由此能够使得太阳轮242、齿轮架241和齿圈244与马达轴233a一体旋转，使得行星齿轮243不发生自转。
HST离合器260一边维持行星传动部240的齿圈244和输出旋转体224的联动状态，一边将行星传动部240的太阳轮243和输出旋转体224切换为联动接合状态和联动分离状态。
通过离合器体261被切换操作至分离位置，HST离合器260变为解除HST传动设定的状态，使太阳轮242和行星侧联动体226的联动断开，使得马达轴233a相对于输出旋转体224的联动断开，并且出现行星传动部240的齿圈244与输出旋转体224一体自由旋转地联动的状态，使得行星传动部240的合成驱动力能够成为输出旋转体224的输出。
从而，通过HMT离合器255被切换操作为设定HST传动的状态、HST离合器260被切换操作为解除HST传动设定的状态，行星传动部240将从发动机传递至输入轴222的驱动力通过传动机构250输入至齿轮架241，将从无级变速部230的马达轴233a输出的变速驱动力通过传动轴223输入至太阳轮242，将来自发动机的驱动力和来自无级变速部230的变速驱动力合成而产生合成驱动力，将所产生的合成驱动力从齿圈244通过行星侧联动体226和输出侧联动体227输出至输出旋转体224。
也就是说，具备HMT离合器255以及HST离合器260，构成传动设定的离合机构270，该传动设定的离合机构270将变速传动器220切换设定为HMT传动和HST传动。
图32是表示HMT离合器255以及HST离合器260的操作状态、传动设定的离合机构270的操作状态、变速传动器220的传动状态的关系的说明图。图32所示的“分离”表示HMT离合器255和HST离合器260的分离状态，“接合”表示HMT离合器255和HST离合器260的接合状态。如该图所示，当HMT离合器255被切换操作至分离状态、HST离合器260被切换操作至接合状态时，传动设定的离合机构270成为HST传动设定状态，将变速传动器220设定为HST传动。当HMT离合器255被切换操作至接合状态、HST离合器260被切换操作至分离状态时，传动设定的离合机构270成为HMT传动设定状态，将变速传动器220设定为HMT传动。
图30是显示HMT传动下的变速传动器220的纵截正面图。如该图所示，当HMT离合器255被切换操作为接合状态、HST离合器260被切换操作为分离状态，变速传动器220将输入轴222的驱动力（来自发动机208的驱动力）通过传动机构250输入至行星传动部240的齿轮架241，无级变速部230将从输入轴222输入的驱动力变速，将从马达轴233a输出的变速驱动力输入至行星传动部240的太阳轮242，行星传动部240将从输入轴222输入的来自发动机208的驱动力和从无级变速部230输入的变速驱动力借助行星传动部240合成而产生合成驱动力，行星传动部240将从齿圈244输出的合成驱动力通过行星侧联动体226和输出侧联动体227传递至输出旋转体224的端部，从输出旋转体224输出至走行变速器213。
图31是显示HST传动下的变速传动器220的纵截正面图。如该图所示，当HMT离合器255被切换操作为分离状态、HST离合器260被切换操作为接合状态时，无级变速部230将从输入轴222输入的驱动力变速，将从马达轴233a输出的变速驱动力通过传动轴223、HST离合器260、行星侧联动体226和输出侧联动体227传递至输出旋转体224的端部，从输出旋转体224输出至走行变速器213。
传动设定的离合机构270设定HST传动的情况下，处于从输入轴222向行星传动部240的齿轮架241的传动被断开的状态、太阳轮242通过传动轴223与马达轴233a一体自由旋转地联动的状态、齿圈244通过行星侧联动体226、离合器体261、太阳轮242和传动轴223与马达轴233a一体自由旋转地联动的状态，因此行星传动部240的太阳轮242、齿轮架241以及齿圈244与马达轴233a一体旋转，当变速传动器220在HST传动下，不发生行星齿轮243的自转，即不发生太阳轮242和行星齿轮243的相对旋转以及行星齿轮243和齿圈244的相对旋转，将无级变速部230的马达轴233a的输出传递至输出旋转体224。
图33是显示在输出旋转体224上不具有作为驱动负荷的走行负荷被驱动的无负荷驱动下的变速传动器220所具有的输出特性的图（速度线图）。该图的纵轴是显示输出旋转体224的旋转速度的速度线。该图的横轴通过纵轴的旋转速度为零“0”的位置，并且是显示了无级变速部230的液压泵232的斜板位置的操作位置线L。操作位置线L的“n”是使得无级变速部230为中立状态的斜板232b的中立位置。操作位置线L的“a”是设定前进高速位置，其设定为了进行无负荷驱动下的HST传动和HMT传动设定切换的斜板232b的前进侧的最高速位置。操作位置线L的“+max”是无级变速部230的实际前进最高速位置，是在将无级变速部230变速操作为前进高速侧的操作界限的情况下液压泵232的斜板232b实际发生的斜板角位置。设定前进高速位置“a”在将马达轴233a的旋转不增减地输入至行星端子的简单的构成中，为了保持HST传动和HMT传动切换点处的速度连续性而设定在实际前进最高速位置“+max”之前的位置。操作位置线L的“-max”是设定后退高速位置，其设定成被变速控制所操作的斜板232b的后退侧的最高速位置。设定后退高速位置“-max”设定为将无级变速部230变速操作为后退高速侧的操作界限的情况下与液压泵232的斜板232b实际发生的斜板角位置相同的位置。
图33所示的变速线S是显示在发动机208被加速踏板设定为输出设定的一定速度的驱动力的状态下、变速传动器220以HST传动变速情况下输出旋转体224的旋转速度变化的无负荷HST变速线（以下简称为HST变速线S），变速线M是显示在发动机208被加速踏板设定为输出设定的一定速度的驱动力的状态下、变速传动器220以HMT传动变速情况下输出旋转体224的旋转速度变化的无负荷HMT变速线（以下简称为HMT变速线M）。
如图33所示，在HMT离合器255被切换控制为分离状态、HST离合器260被切换控制为接合状态而设定HST传动、HST传动的设定被维持的状态下，通过将无级变速部230从中立位置“n”向着设定前进高速位置“a”变速操作，输出旋转体224的旋转速度从零“0”开始沿着HST变速线S的前进区域SF向前进侧无级地增速，当无级变速部230到达设定前进高速位置“a”，则输出旋转体224的旋转速度变为第一前进中间速度“V1”。
如果无级变速部230到达设定前进高速位置“a”，HMT离合器255从分离状态切换控制为接合状态、HST离合器260从接合状态切换控制为分离状态，设定HMT传动以代替HST传动、且HMT传动的设定被维持的状态下，通过将无级变速部230从设定前进高速位置“a”向着中立位置“n”变速操作，则输出旋转体224的旋转速度从第一前进中间速度“V1”沿着HMT变速线M的低速区域ML无级地增加，当无级变速部230到达中立位置“n”时，输出旋转体224的旋转速度变为第二前进中间速度“V2”。在HMT传动的设定被维持的状态下，通过将无级变速部230从中立位置“n”向着设定后退高速位置“-max”变速操作，输出旋转体224的旋转速度从第二前进中间速度“V2”开始沿着HMT变速线M的高速区域MH无级地增速，当无级变速部230到达设定后退高速位置“-max”，则输出旋转体224的旋转速度变为前进最高速度“V3”。
在HST传动的设定被维持的状态下，通过将无级变速部230从中立位置“n”向着设定后退高速位置“-max”变速操作，输出旋转体224的旋转速度从零“0”开始沿着HST变速线S的后退区域SR向后退侧无级地增速，当无级变速部230到达设定后退高速位置“-max”，则输出旋转体224的旋转速度变为后退最高速度“VR”。
如下所述地设定HMT变速线M相对于操作位置线L的倾斜角B，使得与HMT变速线M的高速区域MH对应的变速状态下输出的驱动力成为适合于移动走行的旋转速度的驱动力、并且使得与HMT变速线M的低速区域ML对应的变速状态输出的驱动力成为适合于作业走行的旋转速度的驱动力，以及使得采用液压泵232的输出容量极小的无级变速部230能够得到从发动机208输入的驱动力伴随变速的损失极少地得到变速后的驱动力。
图33所示的变速线延长线ME是将HMT变速线M向着操作位置线L延长得到的，操作位置线L的位置“P”是变速线延长线ME与操作位置线L交叉的交叉位置。假定无级变速部230的液压泵232的斜板232b超过实际能够倾斜操作的前进侧的最大倾斜位置的实际前进最高速位置“+max”而能够倾斜操作至交叉位置“P”，则倾斜操作至交叉位置“P”情况下的斜板232b所具有的假想倾斜角的值为“N”，变速操作至实际前进最高速位置“+max”的无级变速部230的液压泵232实际发生的实际最大斜板角的值为“X”，则设定HMT变速线M相对于操作位置线L的倾斜角B，使得N为X的2倍（N/X=2.0）。N/X=2.0的设定依赖于液压泵232的输出容量的设定以及行星传动部240和行星传动部240以外的机械传动部的齿轮传动比的设定。
HMT变速线M相对于操作位置线L的倾斜角B被设定，使得前进最高速度“V3”处的输出旋转体224的旋转速度是第一前进中间速度“V1”处的输出旋转体224的旋转速度的2倍以上。
N/X=2.0的设定基于以下说明的根据。
无级变速部230的输出旋转为零、输出转速为V2时，全部动力不通过无级变速部230被输出。在输出旋转为零的假想斜板角的位置（P），输出转速V2时的动力通过无级变速部230返回驱动侧，输出变为零。即，不通过无级变速部230的机械传递力与无级变速部230的动力（以下称为HST动力）相平衡。实际上，由于假想斜板角的位置（P）是假想位置，因此如果设定无级变速部230的实际前进最高速位置“+max”处的实际最大倾斜角X=1，则由于转速为1/N，HST动力成为不通过无级变速部230的机械传递动力的1/N倍。
假设以机械传递动力传递的机械效率为KM，以通过无级变速部230的动力传递的机械效率为KH，则输出动力为一定的机械动力±HST动力，当无级变速部230位于中立位置“n”时，变速传动器220发挥的全效率计算为（１＋０×１／Ｎ）／（１／ＫＭ＋０×１／Ｎ／ＫＨ）＝ＫＭ，当无级变速部230位于设定后退高速位置“-max”时，其计算为（１＋１／Ｎ）／（１／ＫＭ＋１／Ｎ／ＫＨ）＝ＫＭ·ＫＨ（Ｎ＋１）／（ＫＭ＋ＫＨ·Ｎ），当无级变速部230位于实际前进高速位置“+max”时，其计算为（１－１／Ｎ）／（１／ＫＭ－１／Ｎ·ＫＨ）＝ＫＭ（Ｎ－１）／（Ｎ－ＫＭ·ＫＨ），在计算上，N越大则效率越高。
图34是显示使N/X的值变化的情况下的全效率和变速位置的关系的说明图。此处，显示了使KM=0.95、KH=0.7，使得N/X=1.0、N/X=2.0、N/X=3.0地变化后如上所述大致计算的全效率。
图34所示的横轴显示变速位置，HST传动的前进侧以及HMT传动中，使无级变速部230变速为任意的变速位置的情况下的输出旋转速度与输出旋转速度被变速为设定后退高速位置“-max”情况下的输出旋转速度的比例为横轴的变速位置。即，在HST传动的前进侧和HMT传动中，使无级变速部230变速为任意的变速位置情况下所输出的驱动力的旋转速度=Vn，则Vn/V3作为横轴的变速位置。图34所示的纵线D以表示N/X=2.0时HST传动的最高速的线表示Vn/V3=0.33（0.2和0.4之间）。图34所示的纵线E在N/X=2.0时HMT传动中，以表示液压泵232的斜板中立时的速度的线表示Vn/V3=0.67（0.6和0.8之间）。从而，无级变速部230的设定前进高速位置“a”在横轴的0.2和0.4之间的位置，无级变速部230的中立位置“n”在横轴的0.6和0.8之间的位置。
图34所示的效率线K显示无级变速部230所具备的全效率。图34所示的效率线K1显示N/X=1.0时大致计算的全效率，效率线k2显示N/X=2.0时大致计算的全效率，效率线K3显示N/X=3.0时大致计算的全效率。
在纵线D和纵线E之间，全效率良好是在N/X=1.0的情况下，但由于高速侧的输出较大，损失动力变大，也不能够无视较小的效率差。如果研究损失率和带有输出动力的损失动力，则N/X=1.8左右是极小值。损失动力的最佳值夹着N/X=1.8，在N/X较小的一侧较宽，但无级变速部230的小型化来说N/X=2.0是最佳值。考虑这种平衡，如果使N/X=1.5-2.5左右，则实现高速区域的高效率化，并且能够使得无级变速部230的小型化达到38%左右，从而兼得。此时HMT传动下的行星传动部240的输出旋转也不超过10000rpm，能够在现实的区域进行设计。变速传动器220作为单元而独立的情况下，由于来自驱动源的转速在一定程度上减速能够减小输出部的密封等对行程损失的影响，因此尽管以行星传动部240进行2.5-3的减速，但这也容易现实地构成。采用如上所述的简单的传动设定的离合机构270，在实现高效率和无级变速部230的小型化方面，N/X=1.5-2.5的设定是较合适的。
图35是显示N/X的值与无级变速部230的小型化的关系的说明图。图35的横轴显示N/X的值。图35所示的线F表示HST动力（1/N）相对于全动力（1+1/N）的比例“W”。需要该比例“W”越大则液压泵232的输出容量越大的大型无级变速部230。
在给定的变速范围上，将驱动力利用行星传动部240输出的情况下比利用无级变速部230输出的情况下更能够实现无级变速部230的小型化，图35所示的线G表示N/X的值与能够使得无级变速部230小型化的程度的关系。
即，假如将HST传动和HMT传动的切换点作为实际最大倾斜位置“+max”，则HMT传动下的最高速度（前进最高速度“V3”）相对于HST传动下的最高速度以相似形来计算，为(N+1)/(N-1)=Z。当N/X=1.5时，Z为5.0，当N/X=2.0时，Z为3.0，当N/X=2.5时，Z为2.3，当N/X=3.0时，Z为2.0。图35的纵轴所示的值是1/Z的值。
Z的值越大，则能够使得HMT传动得到的变速范围更宽，HST传动的变速范围实现为更小，能够实现无级变速部230的更加小型化，但如果液压泵232的输出容量太小，则会发生泄压回路打开动作等的驱动问题。从而，通过采用出现线F和线G的交叉的N/X=2.0，则能够得到变速传动器220，使得HMT传动的前进最高速度“V3”和第二前进中间速度“V2”为移动和作业所需要的速度，并且在实现无级变速部230的小型化的同时，避免无级变速部230的驱动问题的发生地进行变速传动。
图37是显示在输出旋转体224上不具有作为驱动负荷的走行负荷被驱动的无负荷驱动下的变速传动器220所具有的输出特性、以及在输出旋转体224上具有作为驱动负荷的走行负荷状态被驱动的负荷驱动下的变速传动器220所具备的输出特性的图（速度线图）。图39是显示从HST传动向HMT传动设定切换的说明图。图37以及图39的纵轴和横轴与图31记载的图的纵轴和横轴相同。图37和图39记载的“n”、“a”和“-max”与图31的图记载的“n”、“a”和“-max”相同。
图37所示的变速线SA是显示发动机208被加速踏板设定为输出设定的一定速度的驱动力的状态、输出旋转体224上具有作为设定值的驱动负荷的走行负荷的状态以HST传动的设定被驱动的变速传动器220的输出旋转体224的旋转速度变化的负荷HST变速线（以下，简称为HST变速线SA）。图37所示的变速线MA是显示发动机208被加速踏板设定为输出设定的一定速度的驱动力的状态、输出旋转体224上具有作为设定值的驱动负荷的走行负荷的状态以HMT传动的设定被驱动的变速传动器220的输出旋转体224的旋转速度变化的负荷HMT变速线（以下，简称为HMT变速线MA）。HST变速线SA是驱动负荷作用在斜板232b的状态的变速线，因此HST变速线SA相对于操作位置线L的倾斜角比HST变速线S相对于操作位置线L的倾斜角更小。HMT变速线MA是驱动负荷作用在斜板232b的状态的变速线，因此HMT变速线MA的低速侧相对于HMT变速线M的低速侧位置偏离。
图37所示的横线L1显示了从HST传动至HMT传动的设定切换之际的马达轴233a所具备的，在用于从HST传动至HMT传动设定切换的离合机构270切换完成、来自发动机208的驱动力被传递至行星传动部240的时刻使行星传动部240出现太阳轮242、齿轮架241以及齿圈244一体旋转的马达轴233a的旋转速度（一体旋转出现速度“V”）。该马达轴233a的旋转速度与输出旋转体224的旋转速度“V1”相同。通过将液压泵232的斜板232b操作至设定前进高速位置“a”，HST传动以及无负荷驱动下的无级变速部230具备一体旋转出现速度“V”。
图36是显示对变速传动器220进行变速操作的变速操作装置271的框图。如该图所示，变速操作装置271具备控制装置272、以及与控制装置272连接的变速操作工具277、发动机转速传感器274、斜板角传感器275以及输出转速传感器276，控制装置272连接到无级变速部230的变速操作部230a、HMT离合器255以及HST离合器260的操作部255a、260a。
变速操作部230a由对无级变速部230的液压泵232的斜板232b的角度进行变更操作的电动致动器或液压致动器构成。HMT离合器255的操作部255a由通过形成于输入轴222的内部的操作油路而与液压活塞258连接的操作阀构成，操作液压活塞258，使得离合器体256滑动操作，由此切换操作HMT离合器255。HST离合器260的操作部260a由通过形成于传动轴223的内部的操作油路而与离合器体261的液室连接的操作阀构成，通过对离合器体261的液室的操作液的供给和排出，滑动操作离合器体261，切换操作HST离合器260。
变速操作工具277由沿走行机体前后方向自由摆动操作地设在驾驶部202中的变速杆构成，在中立位置“277N”、从中立位置“277N”向机体前方侧延伸的前进操作区域“277F”、以及从中立位置“277N”向机体后方侧延伸的后退操作区域“277R”摆动操作。变速操作工具277通过检测变速操作工具277的操作位置的变速检测传感器273而连接到控制装置272。变速检测传感器273构成为旋转操作轴与变速操作工具277联动的旋转电位计构成，通过被摆动操作，变速操作工具277使得变速检测传感器273工作，从变速检测传感器273以电信号将变速指令输出至控制装置272。
发动机转速传感器274检测发动机208的转速，将该检测结果输出至控制装置72。斜板角传感器275检测无级变速部230的液压泵232的斜板角，并且将该检测结果输出至控制装置272。输出转速传感器276检测输出旋转体224的转速，作为变速传动器220的输出转速，将该检测结果输出至控制装置272。
控制装置272利用微计算机而构成，具备变速控制装置278和变速斜板角设定装置280。
变速斜板角设定装置280由设在控制装置272上的存储部构成。
变速斜板角设定装置280被设定输入用于进行从HST传动至HMT传动的设定切换控制的斜板角，作为预先设定变速斜板角“c”。
变速控制装置278基于发动机转速传感器274的检测信息，检测被加速踏板设定的发动机208的转速，基于该检测结果、来自变速操作工具277的变速指令、斜板角传感器275以及输出转速传感器276的检测信息，控制液压泵232，并且切换控制离合机构270的HST离合器260和HMT离合器255。
图38是显示从HST传动向HMT传动进行设定切换的设定切换控制的流程图。如该图所示，变速控制装置278将斜板角传感器275的检测斜板角与变速斜板角设定装置280的设定变速斜板角“c”进行比较，判断检测斜板角与设定变速斜板角“c”是否相等，由此判断斜板角传感器275是否检测出了与设定变速斜板角“c”相等的斜板角。在判断斜板角传感器275检测到了与设定变速斜板角“c”相等的斜板角的情况下，变速控制装置278将离合机构270的HST离合器260切换控制为分离状态，将HMT离合器255切换控制为接合状态，进行从HST传动至HMT传动的设定切换。
从而，在将发动机208加速踏板设定为输出一定旋转速度的驱动力时，通过将变速操作工具277后退操作区域“277R”、中立位置“277N”、以及前进操作区域“277F”中进行操作，变速控制装置278将变速传动器220切换为HST传动和HMT传动，进行设定控制，并且进行液压泵232的变速控制，在使走行机体切换为前进侧和后退侧而走行的同时，可以在前进侧和后退侧进行变速走行或停止。
即，在变速操作工具277在中立位置“277N”、后退操作区域“277R”以及前进操作区域“277F”的低速区域部中进行操作的情况下，基于来自变速操作工具277的变速指令以及变速斜板角设定装置280的设定信息，对变速控制装置278的HMT离合器255和HST离合器260进行切换控制，将变速传动器220设定为HST传动。在变速操作工具277在前进操作区域“277F”的高速区域部中进行操作的情况下，基于来自变速操作工具277的变速指令以及变速斜板角设定装置280的设定信息，对变速控制装置278的HMT离合器255和HST离合器260进行切换控制，将变速传动器220设定为HMT传动。
在将变速操作工具277操作为中立位置“277N”时，变速控制装置278基于来自变速操作工具277的变速指令，将液压泵232的斜板232b操作至中立位置“n”，无级变速部230变为中立状态，变速传动器220停止输出。
在将变速操作工具277在前进操作区域“277F”的低速区域部中进行移动操作时，变速控制装置278基于来自变速操作工具277的变速指令和输出转速传感器276的检测信息，将液压泵232的斜板232b从中立位置“n”向前进侧倾斜操作，变速传动器220所输出的驱动力沿着负荷HST变速线SA的前进区域变速。
如果将变速操作工具277在前进操作区域“277F”的高速侧部移动操作，则变速控制装置278基于来自变速操作工具277的变速指令和输出转速传感器276的检测信息，将液压泵232的斜板232b在前进侧和后退侧之间倾斜操作，变速传动器220所输出的驱动力沿着负荷HMT变速线MA变速。
在将变速操作工具277在后退操作区域“277R”中进行移动操作时，变速控制装置278基于来自变速操作工具277的变速指令和输出转速传感器276的检测信息，将液压泵232的斜板232b从中立位置“n”向后退侧倾斜操作，变速传动器220所输出的驱动力沿着负荷HST变速线SA的后退区域变速。
图44是显示比较例中的从HST传动向HMT传动切换的说明图。图44所示的横线L1与图37中所示的横线L1相同。
如图37和图44所示，沿着HST变速线S增速的马达轴233a的旋转速度变为一体旋转出现速度“V”是在HST变速线S和HMT变速线M的交点所示的时刻点，在该时刻点的液压泵232的斜板角成为前进设定高速位置“a”所成的无负荷斜板角“a”。沿着HST变速线SA增速的马达轴233a的旋转速度变为一体旋转出现速度“V”是在HST变速线SA和横线L1的交点“X”所示的时刻点，在该时刻点的液压泵232的斜板角成为负荷斜板角“b”，该负荷斜板角“b”是斜板232b朝向比无负荷斜板角“a”更高速侧倾斜的斜板角。
在沿着HST变速线SA增速的马达轴233a的旋转速度变为一体旋转出现速度“V”时刻点处，如果进行从HST传动向HMT传动的设定切换，则输出旋转体224的输出速度从一体旋转出现速度“V”变化为旋转速度“V0”，该旋转速度“V0”是HMT变速线MA与通过交点“X”和负荷斜板角“b”的位置的纵线相交的交点“Y”对应的旋转速度，是比一体旋转出现速度“V”更低速的旋转速度。即，如果进行了从HST传动向HMT传动设定切换，在切换之后，走行速度从与一体旋转出现速度“V”对应的速度下降到与输出速度“V0”对应的速度。
图39是显示由本发明的实施方式的变速控制装置278所进行的从HST传动向HMT传动的设定切换的说明图。如该图所示，将所述无负荷斜板角“a”和所述负荷斜板角“b”之间的斜板角设定为设定变速斜板角“c”。更详细地说，将HST变速线SA与HMT变速线MA的交点“W”所对应的交点斜板角“d”与负荷斜板角“b”之间的斜板角、与负荷斜板角“b”相比更靠近交点斜板角“d”的斜板角设定作为设定变速斜板角“c”。
从而，当沿着HST变速线SA增速的马达轴233a的旋转速度变为HST变速线SA与通过设定变速斜板角“c”的纵线相交的交点“S1”所对应的旋转速度“VS”时，变速控制装置278进行从HST传动至HMT传动的设定切换。由此，作为从HST传动至HMT传动的设定切换控制进行之后的变速传动器220的输出速度的输出旋转体224的旋转速度变为与HMT变速线MA和通过交点“S1”的纵线相交的交点“M1”所对应的旋转速度“VM”。变速控制装置278所进行的从HST传动至HMT传动的设定切换控制在变速操作工具277位于前进操作区域“277F”的中央部的情况下进行。
也就是说，作为从HST传动至HMT传动的设定切换进行之际的无级变速部230的输出速度的马达轴233a的旋转速度“VS”变为比一体旋转出现速度“V”更低速的旋转速度，作为从HST传动至HMT传动的设定切换进行之后的变速传动器220的输出速度的输出旋转体224的旋转速度由于无级变速部230的输出速度变为一体旋转出现速度“V”而变为比从HST传动至HMT传动设定切换情况下的切换之后的输出旋转体224的旋转速度“V0”更高速。伴随着从HST传动至HMT传动的切换的走行速度的变化量与切换之前的输出速度“VS”和切换之后的输出速度“VM”的速度差相当，能够在使其比基于输出速度进行从HST传动至HMT传动的设定切换情况下的切换之前的输出速度“V”与切换之后的输出速度“V0”的速度差更小的同时进行从HST传动的速度范围至HMT传动的速度范围的切换。
第一另外的实施方式
图40是显示具备第一另外的实施方式的变速操作装置271的框图。如该图所示，在具备第一另外的实施方式的变速操作装置271中，在变速斜板角设定装置280中具备与控制装置272连接的调节部281。
调节部281由具备旋转操作工具281a的旋转电位计构成。通过被旋转操作工具281a所调节操作，调节部281对从HST传动至HMT传动的设定切换控制时的液压泵232的斜板角变更设定为高速侧和低速侧，通过将变更设定后的设定变速斜板角输出至控制装置272，调节变速斜板角设定装置280，使得变速斜板角设定装置280输入来自调节部281的新的设定变速斜板角代替已经被输入的设定变速斜板角。
也就是说，通过利用调节部281来调节操作变速斜板角设定装置280，例如，如图41所示，将HST变速线SA和HMT变速线MA相交的交点“W”所对应的液压泵232的斜板角“c”设定为变速斜板角设定装置280的设定变速斜板角，能够在从HST传动至HMT传动的设定切换控制之际的马达轴233a的旋转速度“VS1”与从HST传动至HMT传动的设定切换控制之后的输出旋转体224的旋转速度“VM1”为相同旋转速度的状态下进行从HST传动至HMT传动的设定切换控制。
第二另外的实施方式
图42是显示具备第二另外的实施方式的变速操作装置271的框图。如该图所示，在具备第二另外的实施方式的变速操作装置271中，具备输入了映射控制的数据的存储部283。
存储部283被预先输入并存储在HST传动和负荷驱动下变速传动器220被驱动情况下由斜板角传感器275所检测的检测斜板角、与该检测斜板角对于的适当对应HST变速线、与该对应HST变速线对应的适当对应HMT变速线作为映射控制的数据。
图43是显示具备第二另外的实施方式的变速操作装置271所进行的从HST传动至HMT传动的设定切换控制的说明图。如该图所示，在以HST传动和负荷驱动来驱动变速传动器220、从HST传动至HMT传动的设定切换控制进行期间，变速斜板角设定装置280被一直输入斜板角传感器275的检测信息，每当被输入斜板角传感器275的检测信息，其基于斜板角传感器275的检测信息以及输入至存储部283的映射控制数据，来计算设定与斜板角传感器275的检测斜板角对应的HST传动和负荷驱动下的计算HST变速线SA1，计算设定与该计算HST变速线SA1对应的适当的计算HMT变速线MA1，计算在输出与计算HST变速线SA1和计算HMT变速线MA1的交点W1所对应速度的变速驱动力的变速状态下的液压泵232所具备的的斜板角，将计算出的斜板角设定为设定变速斜板角“c”。
从而，即使在走行途中驱动负荷发生变化，对于从HST传动至HMT传动的设定切换，作为设定变速斜板角，变速控制装置278施加对于防止伴随着HST传动和HMT传动的设定切换的走行速度变化的最佳的设定变速斜板角“c”，能够在不受驱动负荷的变化、没有伴随着切换的速度变化的状态下进行从HST传动的速度范围至HMT传动的速度范围的切换，使得HST传动的速度范围至HMT传动的速度范围的变速不发生变速振动或不适感地进行。
[其它的另外实施方式]
（1）在上述实施方式中，显示了由咬合形式的HMT离合器255和HST离合器260构成离合机构270的例子，但也可以利用摩擦式HMT离合器255和HST离合器260构成离合机构270而实施。
（2）在上述实施方式中，示出了具备固定容量型的液压马达233而构成无级变速部230的例子，但也可以具备可变容量型液压马达而构成无级变速部230地实施。
第四实施方式
接下来参照图45-图54来说明第四实施方式。
如图45所示，联合收割机构成为利用左右一对履带走行装置301、301来自走，并且构成为具备装备了乘用型驾驶部302的走行机体、与走行机体的机体框架303的前部连接的收割部304、在机体框架303的后部侧配置在收割部304的后方而设置的脱谷装置305、在机体框架303的后部侧配置在脱谷装置305的横侧方而配置的谷粒箱306，进行稻、麦等的收获作业。
即，收割部304具备上下自由摆动地从机体框架303的前部向着前方伸出的收割部框架304a，通过该收割部框架304a被升降缸307摆动操作，收割部304在下降作业位置和上升非作业位置间升降，在下降作业位置，设在收割部304的前端部的分草工具304b下降到接近地面，在上升非作业位置，分草工具304b从地面高高地上升。当使得收割部304下降至下降作业位置，使走行机体走行时，收割部304借助分草工具304b将收割对象的种植谷杆导入拾起路径，借助拾起装置304c拾起已经导入拾起路径的种植谷杆，同时借助推子型的收割装置304d来收割，将收割谷杆借助供给装置304e供给至脱谷装置305。脱谷装置305借助脱谷馈送链305a夹持来自供给装置304e的收割谷杆的茎根一侧向机体后方搬送，将收割谷杆的穗顶一侧供给到处理室（未图示）进行脱谷处理，将脱谷谷粒送入谷粒箱306。
在驾驶部302所具备的驾驶座席302a的下方设有发动机308，构成为将发动机308输出的驱动力借助走行传动装置310传递至左右一对的走行装置301、301，该走行传动装置310具备设在机体框架303的前端部的传动箱311。
图46是显示走行传动装置310的概略构造的正面图。如该图所示，走行传动装置310将来自发动机308的输出轴308a的发动机驱动力通过具有传动带312a的传动机构312输入至设在传动箱311的上端部的横侧的变速传动器320，将该变速传动器320的输出输入至传动箱311中内置的走行变速器313，从走行变速器313所具有的左右一对转向离合机构314、314中的左侧转向离合机构314传递至左侧的走行装置301的驱动轴301a，从右侧的转向离合机构314传递至右侧的走行装置301的驱动轴301a。
走行传动装置310具备内置于传动箱311中的收割变速器315，将变速传动器320的输出输入至收割变速器315，从收割输出轴316传递至收割部304的驱动轴304f。
接下来说明变速传动器320。
如图47和图48所示，变速传动装置320具备行星变速部320A和静液压式无级变速部330而构成，其中，行星变速部320A具备变速箱321，该变速箱321的横侧部连接到传动箱311的上端侧，静液压式无级变速部330在变速箱321与传动箱311连接的一侧的相反侧的横侧部连接有壳体331。
变速箱321具备主箱部321a和连接箱部321b而构成，其中，主箱部321a容纳行星传动部340和传动机构350，连接箱部321b容纳输入轴322及传动轴323与无级变速部330的连接部，并且将变速箱321和壳体331的端口密封件（portblock）334连接。变速箱321以主箱部321a的输出旋转体324所位于的下部侧面的横外侧突出形成的突出部分321c与传动箱311连接。连接箱部321b的走行机体上下方向的大小小于主箱部321a的走行机体上下方向的大小。主箱部321a形成为以机体前后方向看的纵截面形状为纵长形状，壳体331形成为以机体前后方向看的纵截面形状为纵长形状，行星变速部320A和无级变速部330沿着机体横向并列，作为变速传动器320整体的机体横向宽度较小，变速传动器320以不向横外侧突出的方式在走行机体的左右方向以紧凑的状态与传动箱311的横侧部连接。另外，在壳体331的下部侧面形成有支撑马达轴333a的轴承的突出部331B，能够实现变速传动器320的进一步紧凑化。另外，在壳体331的上表面朝向上地配置有油过滤器320F，避免油过滤器320F向横外侧突出，能够实现进一步的紧凑化。
行星变速部320A具备自由旋转地支撑在变速箱321的上端侧的机体横向的输入轴322、在变速箱321的下端侧与输入轴322平行或大致平行地自由旋转地被支撑的传动轴323以及旋转轴型的输出旋转体324、支撑在传动轴323上的行星传动部340、跨输入轴322和行星传动部340的齿轮架341而设置的传动机构350。
输入轴322相对于无级变速部330的泵轴332a同轴芯状地排列配置。输入轴322构成为在从变速箱321向横外侧突出的一侧通过传动机构312连接到发动机308的输出轴308a，在与发动机308连接一侧的相反侧通过接头322a一体自由旋转地连接到无级变速部330的泵轴332a，通过传动机构312被输入发动机的驱动力，被发动机驱动力的所驱动，驱动无级变速部330的液压泵332。
输出旋转体324在输入轴322与发动机连接一侧的相同侧相对于无级变速部330与无级变速部330的马达轴333a同轴芯状地排列配置。输出旋转体324构成为在从变速箱321向横外侧突出的一侧与走行变速器313的输入部联动，将来自行星传动部340以及无级变速部330的驱动力通过走行变速器313而输出至左右一对走行装置301、301。
无级变速部330构成为具备液压泵332和液压马达333，液压泵332的泵轴332a被自由旋转地支撑在壳体331的上端侧，液压马达333的马达轴333a被自由旋转地支撑在壳体331的下端侧。液压泵332由可变容量型的轴向柱塞泵构成，液压马达333由可变容量型的轴向柱塞马达构成。液压马达333由通过液压泵332所输出、经由形成于端口密封件334的内部的油路而供给的液压油来驱动。通过安装在泵轴332a的端部的供给泵390将补充用工作液供给至无级变速部330。供给泵390具备一体自由旋转地安装在泵轴332a上的转子390a和自由装拆地连接到壳体331的泵壳体390b。
从而，通过液压泵332所具备的斜板332b的角度变更操作，无级变速部330被切换为前进传动状态、后退传动状态和中立状态。当被切换为前进传动状态时，无级变速部330将从输入轴322传递至泵轴332a的发动机驱动力变换为前进驱动力，从马达轴333a输出，当被切换为后退传动状态时，无级变速部330将从输入轴322传递至泵轴332a的发动机驱动力变换为后退驱动力，从马达轴333a输出，在前进传动状态和后退传动状态中的任何一种下，对发动机驱动力无级变速而输出。当被切换为中立状态时，无级变速部330停止来自马达轴333a的输出。
行星传动部340相对于无级变速部330在输入轴322连接到发动机的一侧的相同侧，配置为位于马达轴333a和输出旋转体324之间的状态。行星传动部340具备支撑在传动轴323上的太阳轮342、与太阳轮342啮合的多个行星齿轮343、与各个行星齿轮343啮合的齿圈344、自由旋转地支撑多个行星齿轮343的齿轮架341。齿轮架341具备臂部341a和筒轴部341b，臂部341a以延出端部自由旋转地支撑行星齿轮343，筒轴部341b与多个臂部341a的基端侧连接，齿轮架341以筒轴部341b借助轴承自由旋转地被支撑在传动轴323上。
传动轴323与马达轴333a借助接头323a一体自由旋转地连接，传动轴323与太阳轮342借助花键构造一体自由旋转地连接，太阳轮342相对于马达轴333a一体自由旋转地联动。
齿圈344与输出旋转体324通过环状的行星侧联动体326和环状的输出侧联动体327一体自由旋转地联动，其中，环状的行星侧联动体326和环状的输出侧联动体327沿着传动轴323的轴芯方向排列，并且相对自由旋转地外嵌在传动轴323上。也就是说，行星侧联动体326具备多个卡合臂部326a，这些多个卡合臂部326a从行星侧联动体326的外周部放射状且一体自由旋转地延出。多个卡合臂部326a卡合到齿圈344的多个位置，行星侧联动体326相对于齿圈344一体自由旋转地联动。输出侧联动体327借助卡合爪327a相对于行星侧联动体326一体自由旋转地卡合，借助花键构造相对于输出旋转体324一体自由旋转地卡合，将行星侧联动体326和输出旋转体324一体自由旋转地连接。行星侧联动体326通过轴承相对自由旋转地支撑在传动轴323上。输出侧联动体327通过轴承相对自由旋转地支撑在变速箱321上。
传动机构350具备传动齿轮352和HMT离合器355而构成，传动齿轮352在与一体自由旋转地设在齿轮架341的筒轴部341b上的齿轮架341的输入齿轮341c啮合的状态下借助滚针轴承相对自由旋转地支撑在输入轴322上，HMT离合器355跨传动齿轮352和输入轴322而设置。
HMT离合器355具备离合器体356和离合器本体357而构成，离合器体356一体旋转及自由滑动操作地支撑在输入轴322上，离合器本体357跨离合器体356的一端侧和传动齿轮352的横侧部而设置。离合器体356由内嵌在离合器体356的端部上的液压活塞358滑动操作。离合器本体357构成为啮合离合器，通过设在离合器体356上的啮合爪与设在传动齿轮352上的啮合爪的卡合脱离而被切换为接合状态和分离状态。
通过离合器本体357被切换操作为接合状态，HMT离合器355被切换操作为接合状态，使得输入轴322和传动齿轮352一体自由旋转地联动，从而设定为HMT传动，使得行星传动部340的齿轮架341与输入轴322联动。
通过离合器本体357被切换操作为分离状态，HMT离合器355被切换操作为分离状态，使得输入轴322和传动齿轮352的联动断开，从而变为解除HMT传动设定的状态，使得行星传动部340的齿轮架341与输入轴322的联动断开。
从而，通过HMT离合器355被切换操作为设定HMT传动的状态，行星传动部340将输入轴322的驱动力借助传动机构350从位于输入轴322的发动机连接侧和无级变速部连接侧之间的部位输入到齿轮架341。通过HMT离合器355被切换操作为解除HMT传动设定的状态，行星传动部340变为齿轮架341相对于输入轴322的联动被断开的状态。
在行星传动部340的太阳轮342和行星侧联动体326之间设置有HST离合器360，该HST离合器360具备外嵌于传动轴323上的离合器体361。
通过液压油被供给至形成于离合器体361的内周侧的液室，离合器体361抵抗接合作用弹簧362向着太阳轮342滑动操作，被切换至分离位置，通过液压油从液室排出，离合器体361被接合作用弹簧362向着行星侧联动体326滑动操作，切换至接合位置。当离合器体361被切换为接合位置时，设在离合器体361上的离合器爪361a与设在行星侧联动体326上的离合器爪卡合，离合器体361相对于行星侧联动体326一体自由旋转地连接。离合器体361借助于卡合爪361b维持在相对于太阳轮342一体自由旋转地卡合的状态，并且被滑动操作，维持相对于太阳轮342的卡合状态，同时进入接合位置。如果离合器体361被切换至分离位置，则离合器爪361a造成的相对于行星侧联动体326的卡合被解除。
从而，通过离合器体361被切换操作至接合位置，HST离合器360使太阳轮342和行星侧联动体326一体自由旋转地联动，从而使马达轴333a与输出旋转体324一体自由旋转地联动，变为设定HST传动的状态，使得无级变速部330的输出能够成为输出旋转体324的输出。在HST离合器360设定HST传动的情况下，太阳轮342与传动轴323一体自由旋转地联动，齿圈344与行星侧联动体326一体自由旋转地联动，由此能够使得太阳轮342、齿轮架341和齿圈344与马达轴333a一体旋转，使得行星齿轮343不发生自转。
HST离合器360一边维持行星传动部340的齿圈344和输出旋转体324的联动状态，一边将行星传动部340的太阳轮343和输出旋转体324切换为联动接合状态和联动分离状态。
通过离合器体361被切换操作至分离位置，HST离合器360变为解除HST传动设定的状态，使太阳轮342和行星侧联动体326的联动断开，使得马达轴333a相对于输出旋转体324的联动断开，并且出现行星传动部340的齿圈344与输出旋转体324一体自由旋转地联动的状态，使得行星传动部340的合成驱动力能够成为输出旋转体324的输出。
从而，通过HMT离合器355被切换操作为设定HST传动的状态、HST离合器360被切换操作为解除HST传动设定的状态，行星传动部340将从发动机传递至输入轴322的驱动力通过传动机构350输入至齿轮架341，将从无级变速部330的马达轴333a输出的变速驱动力通过传动轴323输入至太阳轮342，将来自发动机的驱动力和来自无级变速部330的变速驱动力合成而产生合成驱动力，将所产生的合成驱动力从齿圈344通过行星侧联动体326和输出侧联动体327输出至输出旋转体324。
也就是说，具备HMT离合器355以及HST离合器360，构成传动设定的离合机构370，该传动设定的离合机构370将变速传动器320切换设定为HMT传动和HST传动。
图49是表示HMT离合器355以及HST离合器360的操作状态、传动设定的离合机构370的操作状态、变速传动器320的传动状态的关系的说明图。图49所示的“分离”表示HMT离合器355和HST离合器360的分离状态，“接合”表示HMT离合器355和HST离合器360的接合状态。如该图所示，当HMT离合器355被切换操作至分离状态、HST离合器360被切换操作至接合状态时，传动设定的离合机构370成为HST传动设定状态，将变速传动器320设定为HST传动。当HMT离合器355被切换操作至接合状态、HST离合器360被切换操作至分离状态时，传动设定的离合机构370成为HMT传动设定状态，将变速传动器320设定为HMT传动。
图47是显示HMT传动下的变速传动器320的纵截正面图。如该图所示，当HMT离合器355被切换操作为接合状态、HST离合器360被切换操作为分离状态，变速传动器320将输入轴322的驱动力（来自发动机308的驱动力）通过传动机构350输入至行星传动部340的齿轮架341，无级变速部330将从输入轴322输入的驱动力变速，将从马达轴333a输出的变速驱动力输入至行星传动部340的太阳轮342，行星传动部340将从输入轴322输入的来自发动机308的驱动力和从无级变速部330输入的变速驱动力借助行星传动部340合成而产生合成驱动力，行星传动部340将从齿圈344输出的合成驱动力通过行星侧联动体326和输出侧联动体327传递至输出旋转体324的端部，从输出旋转体324输出至走行变速器313。
图48是显示HST传动下的变速传动器320的纵截正面图。如该图所示，当HMT离合器355被切换操作为分离状态、HST离合器360被切换操作为接合状态时，无级变速部330将从输入轴322输入的驱动力变速，将从马达轴333a输出的变速驱动力通过传动轴323、HST离合器360、行星侧联动体326和输出侧联动体327传递至输出旋转体324的端部，从输出旋转体324输出至走行变速器313。
传动设定的离合机构370设定HST传动的情况下，处于从输入轴322向行星传动部340的齿轮架341的传动被断开的状态、太阳轮342通过传动轴323与马达轴333a一体自由旋转地联动的状态、齿圈344通过行星侧联动体326、离合器体361、太阳轮342和传动轴323与马达轴333a一体自由旋转地联动的状态，因此行星传动部340的太阳轮342、齿轮架341以及齿圈344与马达轴333a一体旋转，当变速传动器320在HST传动下，不发生行星齿轮343的自转，即不发生太阳轮342和行星齿轮343的相对旋转以及行星齿轮343和齿圈344的相对旋转，将无级变速部330的马达轴333a的输出传递至输出旋转体324。
图50是显示变速传动器320所具备的输出特性的图（速度线图）。该图的纵轴是显示输出旋转体324的旋转速度的速度线。该图的横轴通过纵轴的旋转速度为零“0”的位置，并且是显示了无级变速部330的液压泵332的斜板位置的操作位置线L。操作位置线L的“n”是使得无级变速部330为中立状态的斜板332b的中立位置。操作位置线L的“a”是设定前进高速位置，其设定为了进行无负荷驱动下的HST传动和HMT传动设定切换的斜板332b的前进侧的最高速位置。操作位置线L的“+max”是无级变速部330的实际前进最高速位置，是在将无级变速部330变速操作为前进高速侧的操作界限的情况下液压泵332的斜板332b实际发生的斜板角位置。设定前进高速位置“a”在将马达轴333a的旋转不增减地输入至行星端子的简单的构成中，为了保持HST传动和HMT传动切换点处的速度连续性而设定在实际前进最高速位置“+max”之前的位置。操作位置线L的“-max”是设定后退高速位置，其设定成被变速控制所操作的斜板332b的后退侧的最高速位置。设定后退高速位置“-max”设定为将无级变速部330变速操作为后退高速侧的操作界限的情况下与液压泵332的斜板332b实际发生的斜板角位置相同的位置。
图50所示的变速线S是显示在发动机308被加速踏板设定为输出设定的一定速度的驱动力的状态下、变速传动器320以HST传动变速情况下输出旋转体324的旋转速度变化的HST变速线（以下简称为HST变速线S），变速线M是显示在发动机308被加速踏板设定为输出设定的一定速度的驱动力的状态下、变速传动器320以HMT传动变速情况下输出旋转体324的旋转速度变化的HMT变速线（以下简称为HMT变速线M）。
如图50所示，在HMT离合器355被切换控制为分离状态、HST离合器360被切换控制为接合状态而设定HST传动、HST传动的设定被维持的状态下，通过将无级变速部330从中立位置“n”向着设定前进高速位置“a”变速操作，输出旋转体324的旋转速度从零“0”开始沿着HST变速线S的前进区域SF向前进侧无级地增速，当无级变速部330到达设定前进高速位置“a”，则输出旋转体324的旋转速度变为第一前进中间速度“V1”。
如果无级变速部330到达设定前进高速位置“a”，HMT离合器355从分离状态切换控制为接合状态、HST离合器360从接合状态切换控制为分离状态，设定HMT传动以代替HST传动、且HMT传动的设定被维持的状态下，通过将无级变速部330从设定前进高速位置“a”向着中立位置“n”变速操作，则输出旋转体324的旋转速度从第一前进中间速度“V1”沿着HMT变速线M的低速区域ML无级地增加，当无级变速部330到达中立位置“n”时，输出旋转体324的旋转速度变为第二前进中间速度“V2”。在HMT传动的设定被维持的状态下，通过将无级变速部330从中立位置“n”向着设定后退高速位置“-max”变速操作，输出旋转体324的旋转速度从第二前进中间速度“V2”开始沿着HMT变速线M的高速区域MH无级地增速，当无级变速部330到达设定后退高速位置“-max”，则输出旋转体324的旋转速度变为前进最高速度“V3”。
在HST传动的设定被维持的状态下，通过将无级变速部330从中立位置“n”向着设定后退高速位置“-max”变速操作，输出旋转体324的旋转速度从零“0”开始沿着HST变速线S的后退区域SR向后退侧无级地增速，当无级变速部330到达设定后退高速位置“-max”，则输出旋转体324的旋转速度变为后退最高速度“VR”。
如下所述地设定HMT变速线M相对于操作位置线L的倾斜角B，使得与HMT变速线M的高速区域MH对应的变速状态下输出的驱动力成为适合于移动走行的旋转速度的驱动力、并且使得与HMT变速线M的低速区域ML对应的变速状态输出的驱动力成为适合于作业走行的旋转速度的驱动力，以及使得采用液压泵332的输出容量极小的无级变速部330能够得到从发动机308输入的驱动力伴随变速的损失极少地得到变速后的驱动力。
图50所示的变速线延长线ME是将HMT变速线M向着操作位置线L延长得到的，操作位置线L的位置“P”是变速线延长线ME与操作位置线L交叉的交叉位置。假定无级变速部330的液压泵332的斜板332b超过实际能够倾斜操作的前进侧的最大倾斜位置的实际前进最高速位置“+max”而能够倾斜操作至交叉位置“P”，则倾斜操作至交叉位置“P”情况下的斜板332b所具有的假想倾斜角的值为“N”，变速操作至实际前进最高速位置“+max”的无级变速部330的液压泵332实际发生的实际最大斜板角的值为“X”，则设定HMT变速线M相对于操作位置线L的倾斜角B，使得N为X的2倍（N/X=2.0）。N/X=2.0的设定依赖于液压泵332的输出容量的设定以及行星传动部340和行星传动部340以外的机械传动部的齿轮传动比的设定。
HMT变速线M相对于操作位置线L的倾斜角B被设定，使得前进最高速度“V3”处的输出旋转体324的旋转速度是第一前进中间速度“V1”处的输出旋转体324的旋转速度的2倍以上。
N/X=2.0的设定基于以下说明的根据。无级变速部330的输出旋转为零、输出转速为V2时，全部动力不通过无级变速部330被输出。在输出旋转为零的假想斜板角的位置（P），输出转速V2时的动力通过无级变速部330返回驱动侧，输出变为零。即，不通过无级变速部330的机械传递力与无级变速部330的动力（以下称为HST动力）相平衡。实际上，由于假想斜板角的位置（P）是假想位置，因此如果设定无级变速部330的实际前进最高速位置“+max”处的实际最大倾斜角X=1，则由于转速为1/N，HST动力成为不通过无级变速部330的机械传递动力的1/N倍。
假设以机械传递动力传递的机械效率为KM，以通过无级变速部330的动力传递的机械效率为KH，则输出动力为一定的机械动力±HST动力，当无级变速部330位于中立位置“n”时，变速传动器320发挥的全效率计算为（１＋０×１／Ｎ）／（１／ＫＭ＋０×１／Ｎ／ＫＨ）＝ＫＭ，当无级变速部330位于设定后退高速位置“-max”时，其计算为（１＋１／Ｎ）／（１／ＫＭ＋１／Ｎ／ＫＨ）＝ＫＭ·ＫＨ（Ｎ＋１）／（ＫＭ＋ＫＨ·Ｎ），当无级变速部330位于实际前进高速位置“+max”时，其计算为（１－１／Ｎ）／（１／ＫＭ－１／Ｎ·ＫＨ）＝ＫＭ（Ｎ－１）／（Ｎ－ＫＭ·ＫＨ），在计算上，N越大则效率越高。
图51是显示使N/X的值变化的情况下的全效率和变速位置的关系的说明图。此处，显示了使KM=0.95、KH=0.7，使得N/X=1.0、N/X=2.0、N/X=3.0地变化后如上所述大致计算的全效率。
图51所示的横轴显示变速位置，HST传动的前进侧以及HMT传动中，使无级变速部330变速为任意的变速位置的情况下输出旋转速度被变速为设定后退高速位置“-max”情况下的输出旋转速度的比例为横轴的变速位置。即，在HST传动的前进侧和HMT传动中，使无级变速部330变速为任意的变速位置情况下所输出的驱动力的旋转速度=Vn，则Vn/V3作为横轴的变速位置。图51所示的纵线D以表示N/X=2.0时HST传动的最高速的线表示Vn/V3=0.33（0.2和0.4之间）。图51所示的纵线E在N/X=2.0时HMT传动中，以表示液压泵332的斜板中立时的速度的线表示Vn/V3=0.67（0.6和0.8之间）。从而，无级变速部330的设定前进高速位置“a”在横轴的0.2和0.4之间的位置，无级变速部330的中立位置“n”在横轴的0.6和0.8之间的位置。
图51所示的效率线显示无级变速部330所具备的全效率。图51所示的效率线K1显示N/X=1.0时大致计算的全效率，效率线k2显示N/X=2.0时大致计算的全效率，效率线K3显示N/X=3.0时大致计算的全效率。
在纵线D和纵线E之间，全效率良好是在N/X=1.0的情况下，但由于高速侧的输出较大，损失动力变大，也不能够无视较小的效率差。如果研究损失率和带有输出动力的损失动力，则N/X=1.8左右是极小值。损失动力的最佳值夹着N/X=1.8，在N/X较小的一侧较宽，但无级变速部330的小型化来说N/X=2.0是最佳值。考虑这种平衡，如果使N/X=1.5-2.5左右，则实现高速区域的高效率化，并且能够使得无级变速部330的小型化达到38%左右，从而兼得。此时HMT传动下的行星传动部340的输出旋转也不超过10000rpm，能够在现实的区域进行设计。变速传动器320作为单元而独立的情况下，由于来自驱动源的转速在一定程度上减速能够减小输出部的密封等对行程损失的影响，因此尽管以行星传动部340进行2.5-3的减速，但这也容易现实地构成。采用如上所述的简单的传动设定的离合机构370，在实现高效率和无级变速部330的小型化方面，N/X=1.5-2.5的设定是较合适的。
图52是显示N/X的值和无级变速部330的小型化的关系的说明图。图52的横轴显示N/X的值。图52所示的线F表示HST动力（1/N）相对于全动力（1+1/N）的比例“W”。需要该比例“W”越大则液压泵332的输出容量越大的大型无级变速部330。
在给定的变速范围上，将驱动力利用行星传动部340输出的情况下比利用无级变速部330输出的情况下更能够实现无级变速部330的小型化，图52所示的线G表示N/X的值与能够使得无级变速部330小型化的程度的关系。
即，假如将HST传动和HMT传动的切换点作为实际最大倾斜位置“+max”，则HMT传动下的最高速度（前进最高速度“V3”）相对于HST传动下的最高速度以相似形来计算，为(N+1)/(N-1)=Z。当N/X=1.5时，Z为5.0，当N/X=2.0时，Z为3.0，当N/X=2.5时，Z为2.3，当N/X=3.0时，Z为2.0。图52的纵轴所示的值是1/Z的值。
Z的值越大，则能够使得HMT传动得到的变速范围更宽，HST传动的变速范围实现为更小，能够实现无级变速部330的更加小型化，但如果液压泵332的输出容量太小，则会发生泄压回路打开动作等的驱动问题。从而，通过采用出现线F和线G的交叉的N/X=2.0，则能够得到变速传动器320，使得HMT传动的前进最高速度“V3”和第二前进中间速度“V2”为移动和作业所需要的速度，并且在实现无级变速部330的小型化的同时，避免无级变速部330的驱动问题的发生地进行变速传动。
图52是显示对变速传动器320进行变速操作的变速操作装置371的框图。如该图所示，变速操作装置371具备控制装置372、以及与控制装置372连接的主变速操作工具377、副变速操作工具385、发动机转速传感器374、斜板角传感器375、输出转速传感器376a以及输出转速传感器376b，控制装置372连接到无级变速部330的主变速操作部330a和副变速操作部330b、HMT离合器355以及HST离合器360的操作部355a、360a。
主变速操作部330a通过操作主变速致动器332c而对液压泵332进行变速操作，其中，主变速致动器332c对无级变速部330中的液压泵332的斜板332b的角度进行变更操作。副变速操作部330b通过操作副变速致动器333c而对液压马达333进行变速操作，其中，副变速致动器333c对无级变速部330中的液压马达333的斜板333b的角度进行变更操作。主变速致动器332c和副变速致动器333c由液压缸构成，主变速操作部330a和副变速操作部330b由液压缸的操作阀构成。HMT离合器355的操作部355a由通过形成于输入轴322的内部的操作油路而与液压活塞358连接的操作阀构成，操作液压活塞358，使得离合器体356滑动操作，由此切换操作HMT离合器355。HST离合器360的操作部360a由通过形成于传动轴323的内部的操作油路而与离合器体361的液室连接的操作阀构成，通过对离合器体361的液室的操作液的供给和排出，滑动操作离合器体361，切换操作HST离合器360。
图54是显示主变速操作工具377的操作位置的平面图。如图53和图54所示，主变速操作工具277由沿走行机体前后方向自由摆动操作地设在驾驶部302中的变速杆构成，在中立位置“377N”、从中立位置“377N”向机体前方侧延伸的前进操作区域“377F”、以及从中立位置“377N”向机体后方侧延伸的后退操作区域“377R”摆动操作。变速操作工具377通过检测变速操作工具377的操作位置的变速检测传感器373而连接到控制装置372。变速检测传感器373构成为旋转操作轴与变速操作工具377联动的旋转电位计构成，通过被摆动操作，变速操作工具377使得变速检测传感器373工作，从变速检测传感器373以电信号将主变速指令输出至控制装置372。
副变速操作工具385由沿走行机体前后方向自由摆动操作地设在驾驶部302中的变速杆构成，在低速位置“L”和高速位置“H”摆动操作。副变速操作工具385通过检测副变速操作工具385的操作位置的操作位置检测开关386而连接到控制装置372。通过被操作至低速位置“L”，副变速操作工具385将操作位置检测开关386操作至关闭侧，将低速的副变速指令从操作位置检测开关386以电信号输出至控制装置372。通过被操作至高速位置“H”，副变速操作工具385将操作位置检测开关386操作至开启侧，将高速的副变速指令从操作位置检测开关386以电信号输出至控制装置372。
发动机转速传感器374检测发动机308的转速，将该检测结果输出至控制装置372。斜板角传感器375检测无级变速部330的液压泵332的斜板角，将该检测结果输出至控制装置372。输出转速传感器376a检测输出旋转体324的转速作为变速传动器320的输出转速，将该检测结果输出至控制装置372。输出转速传感器376b检测马达轴333a的转速作为无级变速部330的输出转速，将该检测结果输出至控制装置372。
控制装置372利用微计算机而构成，具备变速控制装置378、约束控制装置381、变速斜板角设定装置380和基准斜板角设定装置382。
变速斜板角设定装置380由设在控制装置372上的存储部构成。如图50所示，变速斜板角设定装置380被设定输入用于进行从HST传动至HMT传动的设定切换控制的斜板角，作为预先设定变速斜板角“c”。作为设定变速斜板角“c”，将其设定为设定前进高速位置“a”。
基准斜板角设定装置382由控制装置372的存储部构成。如图50所示，基准斜板角设定装置382被设定输入相对于设定变速斜板角“c”低设定角“d”而位于低速侧的液压泵332的斜板角，作为基准斜板角“e”。
变速控制装置378基于发动机转速传感器374检测的信息，检测被加速踏板设定的发动机308的转速，基于该检测结果、来自主变速操作工具377的主变速指令、来自副变速操作工具385的副变速指令、斜板角传感器375检测的信息、输出转速传感器376a和输出转速传感器376b检测的信息，对液压泵332和液压马达333进行变速控制，并且对离合机构370的HST离合器360和HMT离合器355进行切换控制。
变速控制装置378将斜板角传感器375的检测斜板角与变速斜板角设定装置380的设定变速斜板角“c”进行比较，判断检测斜板角与设定变速斜板角“c”是否相等，由此判断斜板角传感器375是否检测出了与设定变速斜板角“c”相等的斜板角。在判断斜板角传感器375检测到了与设定变速斜板角“c”相等的斜板角的情况下，变速控制装置378将离合机构370的HST离合器360切换控制为分离状态，将HMT离合器355切换控制为接合状态，进行从HST传动至HMT传动的设定切换。
在变速控制装置378输入来自副变速操作工具385的低速副变速指令的情况下，基于来自主变速操作工具377的主变速指令以及副变速操作工具385的低速副变速指令来对液压泵332进行变速操作，使得变速传动器320的输出旋转体324的输出速度成为与来自主变速操作工具377的主变速指令对应的输出速度，即使得变速传动器320的输出旋转体324的输出速度伴随着主变速操作工具377的操作而沿着HST变速线S和HMT变速线M变化。
在变速控制装置378输入来自副变速操作工具385的高速副变速指令的情况下，基于来自主变速操作工具377的主变速指令以及副变速操作工具385的高速副变速指令来对液压泵332进行变速操作，使得变速传动器320的输出旋转体324的输出速度成为比来自主变速操作工具377的主变速指令对应的输出速度更高的输出速度。
约束控制装置381基于斜板角传感器375的检测信息、变速控制装置378的HST传动以及HMT传动的设定信息、基准斜板角设定装置382的设定信息、以及变速斜板角设定装置380的设定信息而检测变速传动器320的传动状态，基于该检测结果而切换对于变速控制装置378的约束作用状态和约束解除状态。
当变速传动器320被设定为HST传动并且检测到无级变速部330向后退变速区域的高速侧的变速操作使输出的合成驱动力增加、无级变速部330向后退变速区域的低速侧的变速操作使输出的合成驱动力减速的后退传动状态的情况下，约束控制装置381被切换为对于变速控制装置378的约束解除状态，容许变速控制装置378将副变速致动器333c向高速侧控制。
当变速传动器320被设定为HST传动并且检测到无级变速部330向前进变速区域中的中立位置“n”和基准斜板角“e”之间的高速侧的变速操作使输出的合成驱动力增加、并且无级变速部330向前进变速区域中的中立位置“n”和基准斜板角“e”之间的低速侧的变速操作使输出的合成驱动力减速的第一前进传动状态的情况下，约束控制装置381被切换为对于变速控制装置378的约束解除状态，容许变速控制装置378将副变速致动器333c向高速侧控制。
当变速传动器320被设定为HST传动并且检测到无级变速部330向前进变速区域中的基准斜板角“e”和设定变速斜板角“c”之间的高速侧的变速操作使输出的合成驱动力增加、并且无级变速部330向前进变速区域中的基准斜板角“e”和设定变速斜板角“c”之间的低速侧的变速操作使输出的合成驱动力减速的第二前进传动状态的情况下，约束控制装置381被切换为对于变速控制装置378的约束作用状态，约束变速控制装置378将副变速致动器333c向高速侧控制。
当变速传动器320被设定为HMT传动并且检测到无级变速部330向前进变速区域的高速侧的变速操作使输出的合成驱动力减速、无级变速部330向前进变速区域的低速侧的变速操作使输出的合成驱动力增速的第三前进传动状态的情况下，约束控制装置381被切换为对于变速控制装置378的约束作用状态，约束变速控制装置378将副变速致动器333c向高速侧控制。
当变速传动器320被设定为HMT传动并且检测到无级变速部330向后退变速区域的高速侧的变速操作使输出的合成驱动力增速、无级变速部330向后退变速区域的低速侧的变速操作使输出的合成驱动力减速的第四前进传动状态的情况下，约束控制装置381被切换为对于变速控制装置378的约束解除状态，容许变速控制装置378将副变速致动器333c向高速侧控制。
也就是说，在无级变速部330的输出与行星传动部340的输出为相同旋转方向的情况下，约束控制装置381使得液压马达333发挥副变速功能。在HMT传动速度范围具备多个段的情况下，约束控制装置381和变速控制装置378构成为如以下所述地发挥功能。即，在将副变速操作工具385从低速位置“L”切换为高速位置“H”之后，以主变速操作工具377进行增速的过程中，在从低速段侧的HMT传动的速度范围（第n段）向高速段侧的HMT传动的速度范围（第n+1段）切换的情况下，使得切换斜板位置处于副变速高速段的第n段和第n+1段的速度线相交点附近。在使上述速度线比相交点更深倾转的泵斜板位置切换副变速的情况下，不使得马达斜板倾转，使得泵斜板倾转马达增速部分。在无级变速部330的输出与行星传动部340的输出为相反旋转方向的情况下，约束控制装置381不使得液压马达333进行副变速，使得液压泵332发挥副变速功能。使得泵斜板倾转的结果是，在超过无级变速部330的斜板中立的情况下，在泵斜板中立附近切换马达副变速。
在受到约束控制装置381的约束作用的状态下，在变速控制装置378接受副变速操作工具385的高速副变速指令时，变速控制装置378基于主变速指令和高速副变速指令将液压泵332向高速侧变速控制，使得由副变速指令增加与变速传动器320的主变速指令相应的输出速度。即，如图50的箭头“イ”所示，变速控制装置378将液压泵332向高速侧副变速控制，使得液压泵332的斜板332b倾动到斜板角位置“a”，该斜板角位置“a”比主变速指令所对应的斜板角位置“f”向高速侧变位设定角度。或者，如图50的箭头“ロ”所示，变速控制装置378将液压泵332向低速侧副变速控制，使得液压泵332的斜板332b倾动到斜板角位置“h”，该斜板角位置“h”比主变速指令所对应的斜板角位置“g”向低速侧变位设定角度。作为这些情况下的设定角度，基于高速侧的副变速指令来设定斜板角，该斜板角使得变速传动器320的输出产生的增速与利用将液压马达333向高速侧进行副变速控制而使得变速传动器320的输出所增加的部分相同或大致相同。
从而，在将发动机308加速踏板设定为输出一定旋转速度的驱动力时，通过将主变速操作工具377在后退操作区域“377R”、中立位置“377N”、以及前进操作区域“377F”中进行操作，将副变速操作工具385切换操作为低速位置“L”和高速位置“H”，由此变速控制装置378进行将变速传动器320切换设定为HST传动和HMT传动的控制和对液压泵332和液压马达333的变速控制，在使走行机体切换为前进侧和后退侧而走行的同时，可以在前进侧和后退侧进行变速走行或停止。
即，将主变速操作工具377操作为中立位置“377N”、后退操作区域“377R”以及前进操作区域“377F”的低速区域部“377FL”的情况下，基于来自主变速操作工具377的主变速指令以及变速斜板角设定装置380的设定信息，对变速控制装置378的HMT离合器355和HST离合器360进行切换控制，由此变速传动器320被设定为HST传动。将主变速操作工具377操作为前进操作区域“377F”的中速区域部“377FM”和高速区域部“377FH”的情况下，基于来自主变速操作工具377的主变速指令以及变速斜板角设定装置380的设定信息，对变速控制装置378的HMT离合器355和HST离合器360进行切换控制，由此变速传动器320被设定为HMT传动。
在将主变速操作工具377操作为中立位置“377N”时，变速控制装置378基于来自主变速操作工具377的主变速指令，将液压泵332的斜板332b操作至中立位置“n”，无级变速部330变为中立状态，变速传动器320停止输出。
在将副变速操作工具385操作至低速位置“L”的状态下，如果以前进操作区域“377F”的低速区域部“377FL”操作主变速操作工具377，则变速控制装置378基于来自主变速操作工具377的主变速指令、来自副变速操作工具385的低速副变速指令以及输出转速传感器376a的检测信息，在比中立位置“n”更靠近前进侧倾动操作液压泵332的斜板332b，变速传动器320输出的驱动力沿着HST变速线S的前进区域SF变速。
在将副变速操作工具385操作至低速位置“L”的状态下，如果以前进操作区域“377F”的中速区域部“377FM”和高速区域部“377FH”操作主变速操作工具377，则变速控制装置378基于来自主变速操作工具377的主变速指令、来自副变速操作工具385的低速副变速指令以及输出转速传感器376a的检测信息，在前进侧和后退侧倾动操作液压泵332的斜板332b，变速传动器320输出的驱动力沿着HMT变速线M的低速区域ML和高速区域MH变速。
在以前进操作区域“377F”的低速区域部“377FL”来操作主变速操作工具377之际，如果正在将副变速操作工具385操作至高速位置“H”，则在变速控制装置378在中立位置“n”和基准斜板角“e”之间对液压泵332进行变速操作的情况下，约束控制装置381变为约束解除状态，变速控制装置378将液压马达333向高速侧副变速操作，变速传动器320输出的驱动力沿着副变速的HST变速线SA的前进区域SAF变速。
在以前进操作区域“377F”的低速区域部“377FL”来操作主变速操作工具377之际，即使将副变速操作工具385操作至高速位置“H”，变速控制装置378在中立位置“n”和基准斜板角“e”之间对液压泵332进行变速操作的情况下，约束控制装置381切换为约束作用状态，变速控制装置378不将液压马达333向高速侧副变速控制。在此情况下，变速控制装置378以图50所示的箭头“イ”所示使液压泵332向高速侧变速控制，变速传动器320输出的驱动力沿着HST变速线S的前进区域SF变速，成为比将副变速操作工具385向低速位置“L”操作的情况下的主变速操作工具377的操作位置对应的速度更高速的驱动力。
在使主变速操作工具377位于前进操作区域“377F”的低速区域部“377FL”的操作位置的状态下，在将副变速操作工具385从低速位置“L”切换操作至高速位置“H”的情况下，如果液压泵332的斜板332b位于中立位置“n”和基准斜板角“e”之间的斜板角位置，则约束控制装置381变为约束解除状态，变速控制装置378将液压马达333向高速侧副变速控制，变速传动器320所输出的驱动力变为副变速HST变速线SA的前进区域SAF线上速度的驱动力。
在以前进操作区域“377F”的中速区域部“377FM”来操作主变速操作工具377之际，即使将副变速操作工具385操作至高速位置“H”，约束控制装置381切换为约束作用状态，变速控制装置378不将液压马达333向高速侧副变速控制。在此情况下，变速控制装置378以图50所示的箭头“ロ”所示使液压泵332向高速侧变速控制，变速传动器320输出的驱动力沿着HMT变速线M的低速区域ML变速，成为比将副变速操作工具385向低速位置“L”操作的情况下的主变速操作工具377的操作位置对应的速度更高速的驱动力。
在使主变速操作工具377位于前进操作区域“377F”的中速区域部“377FM”的操作位置的状态下，即使将副变速操作工具385从低速位置“L”切换操作至高速位置“H”，约束控制装置381变为约束作用状态，变速控制装置378不将液压马达333向高速侧副变速控制。在此情况下，变速控制装置378以图50所示的箭头“ロ”所示使液压泵332向高速侧副变速控制，变速传动器320输出的驱动力沿着HMT变速线M的低速区域ML变速，成为比将副变速操作工具385向低速位置“L”操作的情况下的主变速操作工具377的操作位置对应的速度更高速的驱动力。
在以前进操作区域“377F”的高速区域部“377FH”来操作主变速操作工具377之际，如果在将副变速操作工具385操作至高速位置“H”，约束控制装置381变为约束解除状态，变速控制装置378将液压马达333向高速侧副变速操作，变速传动器320所输出的驱动力沿着副变速HMT变速线MA变速。
在使主变速操作工具377位于前进操作区域“377F”的高速区域部“377FH”的操作位置的状态下，在将副变速操作工具385从低速位置“L”切换操作至高速位置“H”的情况下，约束控制装置381变为约束解除状态，变速控制装置378将液压马达333向高速侧副变速控制，变速传动器320所输出的驱动力变为副变速HMT变速线MA的线上速度的驱动力。
在将副变速操作工具385操作至低速位置“L”的状态下，如果以后退操作区域“377R”操作主变速操作工具377，则变速控制装置378基于来自主变速操作工具377的主变速指令、来自副变速操作工具385的低速副变速指令以及输出转速传感器376a的检测信息，在比中立位置“n”更靠近后退侧倾动操作液压泵332的斜板332b，变速传动器320输出的驱动力沿着HST变速线S的后退区域SR变速。
在以后退操作区域“377R”来操作主变速操作工具377之际，如果正在将副变速操作工具385操作至高速位置“H”，约束控制装置381变为约束解除状态，变速控制装置378将液压马达333向高速侧副变速操作，变速传动器320所输出的驱动力沿着副变速HST变速线SA的后退区域SAR变速。
在使主变速操作工具377位于后退操作区域“377R”的操作位置的状态下，在将副变速操作工具385从低速位置“L”切换操作至高速位置“H”的情况下，约束控制装置381变为约束解除状态，变速控制装置378将液压马达333向高速侧副变速控制，变速传动器320所输出的驱动力变为副变速HST变速线SA的后退区域SAR的线上速度的驱动力。
在图50所示的变速区域A中，仅以液压泵332的变速控制就能够出现控制目标速度的情况下，即使存在高速副变速指令，变速控制装置378也只完成液压泵332的变速控制，而不进行液压马达333的副变速控制的增速控制。
另外的实施方式
（1）在上述实施方式中，示出了仅具备一段HMT传动速度范围而构成的示例，但也可以构成为具备两段以上HMT传动速度范围而实施。
（2）在上述实施方式中，显示了由咬合形式的HMT离合器355和HST离合器360构成离合机构370的例子，但也可以利用摩擦式HMT离合器355和HST离合器360构成离合机构370而实施。
工业实用性
本发明除了联合收割机之外也可以用于播种机、农业机器、或者搬运车等各种车辆。
符号说明
第一实施方式
1走行装置
22输入轴
24输出旋转体
30液压式无级变速器
32a泵轴
33a马达轴
40行星传动部
42太阳轮
55输入侧离合机构
60输出侧离合机构
90供给泵
第二实施方式
101走行装置
122输入轴
124输出旋转体
130液压式无级变速器
133a马达轴
140行星传动部
141c输入齿轮
142太阳轮
143行星齿轮
144齿圈
150前进后退切换机构
151前进传动齿轮
152a前进离合器体
153后退传动轴
154传动齿轮
155输入齿轮
156a后退离合器体
157后退传动齿轮
160离合机构
第三实施方式
201走行装置
208发动机
220变速传动器
230无级变速部
232液压泵
240行星传动部
241齿轮架
242太阳轮
244齿圈
270离合机构
275斜板角传感器
277变速操作工具
278变速控制装置
280变速斜板角设定装置
a无负荷斜板角
B负荷斜板角
c设定变速斜板角
SHST变速线
MHMT变速线
SA1计算HST变速线
MA1计算HMT变速线
V一体旋转出现速度
W交点
第四实施方式
301走行装置
308发动机
320变速传动器
330无级变速部
332液压泵
333液压马达
340行星传动部
370离合机构
375斜板角传感器
377主变速操作工具
378变速控制装置
381约束控制装置
382基准斜板角设定装置
c设定变速斜板角
e基准斜板角
SHST变速线。

Claims (6)

1.一种走行传动装置，具备变速传动器，所述变速传动器具有静液压式无级变速部和行星传动部，所述静液压式无级变速部作用为输入来自发动机的驱动力并对其变速，使得输出的变速驱动力沿着HST变速线变速，所述行星传动部作用为输入来自发动机的驱动力和来自所述无级变速部的变速驱动力并对其合成，使得输出的合成驱动力因所述无级变速部的变速而沿着HMT变速线变速，
在所述变速传动器上设有离合机构，该离合机构在设定HST传动的HST设定状态和设定HMT传动的HMT设定状态之间自由切换，HST传动将所述无级变速部输出的变速驱动力输出至走行装置，HMT传动将所述行星传动部输出的合成驱动力输出至走行装置，
所述走行传动装置具备变速控制装置，该变速控制装置基于来自变速操作工具的变速指令而对构成所述无级变速部的液压泵进行变速控制，并且对所述离合机构进行切换控制，
具备检测所述液压泵的斜板角的斜板角传感器，
具备变速斜板角设定装置，所述变速斜板角设定装置将无负荷斜板角和负荷斜板角之间的斜板角设定为设定变速斜板角，其中，所述无负荷斜板角是HST传动以及无负荷驱动下的所述无级变速部输出与出现所述行星传动部的太阳轮、齿轮架和齿圈一体旋转的一体旋转出现速度相当的速度的变速驱动力的变速状态下、所述液压泵所具备的斜板角，所述负荷斜板角是HST传动以及设定负荷驱动下的所述无级变速部输出与所述一体旋转出现速度相当的速度的变速驱动力的变速状态下、所述液压泵所具备的斜板角，
所述变速控制装置构成为，在所述斜板角传感器检测到与所述设定变速斜板角相等的斜板角时，将所述离合机构从所述HST设定状态切换控制为所述HMT设定状态。
2.如权利要求1所述的走行传动装置，其特征在于，所述变速斜板角设定装置调节自如地构成，使得能够变更设定所述设定变速斜板角。
3.如权利要求1所述的走行传动装置，其特征在于，所述变速斜板角设定装置构成为，基于所述斜板角传感器的检测信息计算设定HST传动以及负荷驱动下的计算HST变速线，计算设定与所述计算HST变速线对应的计算HMT变速线，算出在所述无级变速部输出与所述计算HST变速线和所述计算HMT变速线的交点对应的速度的变速驱动力的变速状态下、所述液压泵所具备的斜板角，将计算出的斜板角设定为所述设定变速斜板角。
4.一种走行传动装置，具备变速传动器，所述变速传动器具有静液压式无级变速部和行星传动部，所述静液压式无级变速部作用为输入来自发动机的驱动力并对其变速，使得输出的变速驱动力沿着HST变速线变速，所述行星传动部作用为输入来自发动机的驱动力和来自所述无级变速部的变速驱动力并对其合成，使得输出的合成驱动力因所述无级变速部的变速而沿着HMT变速线变速，
在所述变速传动器上设有离合机构，该离合机构在设定HST传动的HST设定状态和设定HMT传动的HMT设定状态之间自由切换，HST传动将所述无级变速部输出的变速驱动力输出至走行装置，HMT传动将所述行星传动部输出的合成驱动力输出至走行装置，
具备变速控制装置，该变速控制装置基于来自主变速操作工具的主变速指令对构成所述无级变速部的液压泵进行变速控制，并且切换控制所述离合机构，
将构成所述无级变速部的液压马达构成为可变容量型，
具备自由地人为操作、发出副变速指令的副变速操作工具和进行所述液压马达的斜板角变更操作的副变速致动器，
将所述变速控制装置构成为，基于所述副变速指令控制所述副变速致动器，使得所述液压马达向高速侧变速，
具备约束控制装置，当处于所述变速传动器被设定为所述HMT传动、并且利用所述无级变速部在后退变速区域向高速侧的变速操作而使得输出至走行装置的合成驱动力增速、进而利用所述无级变速部在后退变速区域向低速侧的变速操作而使得输出至走行装置的合成驱动力减速的传动状态时，所述约束控制装置解除约束，容许所述变速控制装置对所述副变速致动器的控制，当处于所述变速传动器被设定为所述HMT传动、并且利用所述无级变速部在前进变速区域向低速侧的变速操作而使得输出至走行装置的合成驱动力增速、进而利用所述无级变速部在前进变速区域向高速侧的变速操作而使得输出至走行装置的合成驱动力减速的传动状态时，所述约束控制装置进行约束作用，停止所述变速控制装置对所述副变速致动器的控制。
5.如权利要求4所述的走行传动装置，其特征在于，具备基准斜板角设定装置，所述基准斜板角设定装置将比进行从HST传动向HMT传动的设定切换控制的斜板角向低速侧低设定角的所述液压泵的斜板角设定为基准斜板角，
构成为，当所述变速传动器被设定为所述HST传动，并且所述液压泵的斜板角与所述基准斜板角相比位于低速侧的情况下，所述约束控制装置解除约束，当所述变速传动器被设定为所述HST传动，并且所述液压泵的斜板角与所述基准斜板角相比位于高速侧的情况下，所述约束控制装置发挥约束作用。
6.如权利要求4或5所述的走行传动装置，其特征在于，所述变速控制装置构成为，在受到所述约束控制装置的约束作用的状态下，基于所述主变速指令和所述副变速指令对所述液压泵进行变速控制，使得根据所述副变速指令使所述变速传动器的所述主变速指令所对应的输出速度增速。
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