动力传动装置的制作方法

本发明涉及一种动力传动装置。

本发明还涉及具有能够将来自动力产生装置的动力传递到左右的行驶装置中的一个行驶装置的第一传动机构、能够将来自所述动力产生装置的动力传递到所述左右的行驶装置中的另一个行驶装置的第二传动机构和收纳所述第一传动机构及所述第二传动机构的传动箱的动力传动装置。

背景技术：

专利文献1中记载了一种作业装置，具体而言记载了作为收割机的一个例子的联合收割机。该联合收割机具有发动机等动力产生装置、具备hst等无级变速机构和减速器的动力传动装置和安装于联合收割机机体左右的一对履带式的行驶装置等，构成为利用动力传动装置分配来自动力产生装置的动力，将该动力分别向左右的行驶装置传动。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开2012－211672号公报

但是，在这种利用一个动力传动装置分配来自动力产生装置的动力并将该动力分别向左右的行驶装置传动的结构中，转向操作时的动力的传动损失很大，转向不顺畅。

因此，在联合收割机中，考虑采用将来自动力产生装置的动力经由与左右的行驶装置分别对应设置的两个动力传动装置分别向左右的行驶装置传动的结构，来代替上述这种利用一个动力传动装置分配来自动力产生装置的动力并将该动力分别向左右的行驶装置传动的结构。由此，联合收割机能够顺畅地转向。

但是，在半喂入式联合收割机中，在垄割取时、即直行操作时需要较高的直行性。但是，上述左右独立式的动力传动装置存在如下问题：无论是否对联合收割机进行了直行操作、即无论是否需要使左右的行驶装置为相同的转数，都会因为左右的动力传动装置的个体差异、动力传动损失的差异、施加于左右的行驶装置的负荷所引起的漏油等，而导致左右的行驶装置产生转数差而使联合收割机产生转向动作。

另外，为了防止在驻车时作业装置无意识地移动，需要在从动力产生装置到行驶装置之间，例如为动力传动装置设置驻车制动机构。驻车制动机构采用如下结构：在设置于动力传动装置的动力传动路径上，通过将例如齿轮切换为不能旋转，对行驶装置的驱动进行制动。

但是，在为动力传动装置设置驻车制动机构的情况下，如果动力传动装置为左右独立式，则需要为左右的动力传动装置分别设置驻车制动机构，存在导致动力传动装置相应地大型化的问题。

技术实现要素：

本发明是鉴于上述实际情况而做出的，其目的的一方面在于，提供一种直行操作时的直行性较高、在转向操作时能够顺畅地转向的紧凑的动力传动装置。另外，本发明的目的的另一方面在于，提供一种直行操作时的直行性较高、在转向操作时能够顺畅地转向、而且能够可靠地进行驻车制动的紧凑的动力传动装置。

为了达到上述目的的一方面，本发明的动力传动装置的特征在于，具有：第一无级变速机构及第二无级变速机构，其能够变速传动来自动力产生装置的动力；第一传动机构，其能够将来自所述第一无级变速机构的动力向左右的行驶装置中的一个行驶装置传动；第二传动机构，其能够将来自所述第二无级变速机构的动力向所述左右的行驶装置中的另一个行驶装置传动；传动箱，其收纳所述第一传动机构及所述第二传动机构；在所述传动箱的左右一方侧设置有所述第一无级变速机构，在所述传动箱的左右另一方侧设置有所述第二无级变速机构，所述第一传动机构及所述第二传动机构构成为能够将来自所述第一无级变速机构及所述第二无级变速机构的动力分别独立地向所述左右的行驶装置传动。

例如，如果单独地设置收纳第一传动机构的传动箱和收纳第二传动机构的传动箱，则需要将第一传动机构及第二传动机构各自所具有的齿轮组和它们的旋转轴及轴承等各部件分别收纳于单独的传动箱。第一传动机构及第二传动机构各自所具有的部件个数越多，越容易由于尺寸公差等而导致第一传动机构的动力传动效率和第二传动机构的动力传动效率产生差异。这种动力传动效率的差异表现为左右的行驶装置的转数差，因此会导致具有该动力传动装置的作业装置的直行性变差。

相比之下，如果采用如上所述地使收纳第一传动机构的传动箱和收纳第二传动机构的传动箱共用的结构，则能够稍微将支承第一传动机构及第二传动机构各自所具有的齿轮组的轴及轴承共用。其结果是，能够减少部件数量，能够降低第一传动机构的动力传动效率与第二传动机构的动力传动效率的差异，所以可确保较高的直行性。

另外，如果左右的行驶装置中的一个的重量与另一个的重量不同，则例如在搭载该动力传动装置的作业装置行驶时，会导致相对于地面的抓地力产生差异等，给作业装置的直行性带来不良影响。

相比之下，如果如上所述地在传动箱的左右一方侧设置第一无级变速机构，在传动箱的左右另一方侧设置第二无级变速机构，则能够使传动箱的左右的重量平衡良好。其结果是，在将该动力传动装置搭载于作业装置的左右的行驶装置的中间附近时，由于左右的行驶装置的重量平衡良好，所以给直行性带来的影响减少。

由于能够一方面使传动箱共用，另一方面将来自动力产生装置的动力经由第一传动机构及第二传动机构分别独立地向左右的行驶装置传动，所以能够在转向操作时顺畅地转向。

而且，通过使收纳第一传动机构的传动箱和收纳第二传动机构的传动箱共用，与单独地具有收纳第一传动机构的传动箱和收纳第二传动机构的传动箱的情况相比，能够使动力传动装置紧凑。

在本发明中，优选的是，在所述传动箱具有将来自所述动力产生装置的动力向所述传动箱的内部输入的动力输入部，在所述第一无级变速机构具有从所述左右一方侧插入于所述传动箱且被从所述动力输入部传动动力的第一输入轴，在所述第二无级变速机构具有从所述左右另一方侧插入于所述传动箱且被从所述动力输入部传动动力的第二输入轴。

如果采用本结构，则来自动力输入部的动力在传动箱的内部分配，经由第一输入轴向第一无级变速机构传动，并且经由第二输入轴向第二无级变速机构传动。这样，能够利用一个动力输入部进行从动力产生装置向第一无级变速机构的动力传动和从动力产生装置向第二无级变速机构的动力传动，所以与单独地具有从动力产生装置向第一无级变速机构进行动力传动的动力输入部和从动力产生装置向第二无级变速机构进行动力传动的动力输入部的情况相比，能够使动力传动装置紧凑。

在本发明中，优选的是，在所述动力输入部具有动力输入齿轮，与所述动力输入齿轮直接或间接啮合的第一输入齿轮与所述第一输入轴连结，仅直接与所述第一输入齿轮啮合的第二输入齿轮与所述第二输入轴连结。

如果采用本结构，则能够将来自所述动力输入齿轮的动力不经由所述第二输入齿轮而是直接向所述第一输入齿轮传动，并能够将来自所述动力输入齿轮的动力经由所述第一输入齿轮间接向所述第二输入齿轮传动。即使不另行具有将来自动力输入齿轮的动力向第二输入齿轮传动的齿轮，也能够仅通过从动力输入齿轮向第一输入齿轮传动动力，使动力还经由第一输入齿轮向第二输入齿轮传动，因此，能够减少部件数量。其结果是，能够使动力传动装置紧凑。

在本发明中，优选的是，在所述第一无级变速机构具有第一输出轴，所述第一输出轴具有与所述第一输入轴平行的轴心，从所述左右一方侧插入于所述传动箱，向所述第一传动机构传动动力，在所述第一输出轴上连结有第一输出齿轮，在所述第二无级变速机构具有第二输出轴，所述第二输出轴具有与所述第二输入轴平行的轴心，从所述左右另一方侧插入于所述传动箱，向所述第二传动机构传动动力，在所述第二输出轴上连结有第二输出齿轮，所述第一输出齿轮及所述第二输出齿轮构成为能够在同一个旋转轴心上分别独立地旋转。

如果采用本结构，则能够将从动力产生装置分支而分别传动到第一无级变速机构及第二无级变速机构并经过了变速的动力，从能够在同一个旋转轴心上分别独立地旋转的第一输出齿轮及第二输出齿轮，向第一传动机构及第二传动机构传动。如果从第一输出齿轮到左右的行驶装置中的一个行驶装置为止的动力传动路径的长度与从第二输出齿轮到左右的行驶装置中的另一个行驶装置为止的动力传动路径的长度相同，则第一传动机构及第二传动机构各自的动力传动效率很难产生差异，能够提高直行操作时的直行性。

在本发明中，优选的是，所述第一无级变速机构及所述第二无级变速机构由同一结构的无级变速机构构成，在所述第一无级变速机构具有设置有作为所述第一输入轴的第一泵轴的第一液压泵、设置有作为所述第一输出轴的第一马达轴的第一液压马达和使工作油在所述第一液压泵与所述第一液压马达之间往来的第一油路，在所述第二无级变速机构具有设置有作为所述第二输入轴的第二泵轴的第二液压泵、设置有作为所述第二输出轴的第二马达轴的第二液压马达和使工作油在所述第二液压泵与所述第二液压马达之间往来的第二油路，所述第一液压泵是轴向柱塞型且可变容量型的液压泵，该液压泵具有相对于所述第一泵轴的倾斜角度可变的第一泵斜板，所述第二液压泵是轴向柱塞型且可变容量型的液压泵，该液压泵具有相对于所述第二泵轴的倾斜角度可变的第二泵斜板。

如果采用本结构，则可通过改变第一液压泵及第二液压泵所具有的各斜板的倾斜角度，切换从第一液压泵及第二液压泵排出的工作油的方向。其结果是，能够任意地改变第一马达轴及第二马达轴的旋转方向。

由于第一无级变速机构及第二无级变速机构都是同一结构的无级变速机构，所以能够利用量产效果来降低制造成本。而且，由于第一无级变速机构及第二无级变速机构是同一结构的无级变速机构，所以能够容易地使用于改变第一液压泵及第二液压泵所具有的各斜板的倾斜角度的机构、例如液压机构及其控制机构共用，因此能够减少部件数量。另外，由于分设在共用的传动箱的左右的第一无级变速机构及第二无级变速机构都是同一结构的无级变速机构，所以也容易获得传动箱的左右重量平衡。

在本发明中，优选的是，所述第一液压马达是轴向柱塞型且可变容量型的液压马达，该液压马达具有相对于所述第一马达轴的倾斜角度可变的第一马达斜板，所述第二液压马达是轴向柱塞型且可变容量型的液压马达，该液压马达具有相对于所述第二马达轴的倾斜角度可变的第二马达斜板。

如果采用本结构，则能够使第一液压泵及第二液压泵作为主变速机构起作用，使第一液压马达及第二液压马达作为副变速机构起作用。

在本发明中，优选的是，具有：锁止轴，其以能够相对旋转的方式对设置于所述第一传动机构的第一中继齿轮进行支承，并且以不能相对旋转的方式对设置于所述第二传动机构的第二中继齿轮进行支承；离合器机构，其能够将所述锁止轴和所述第一中继齿轮切换为连结状态或非连结状态。

如果利用离合器机构使锁止轴与第一中继齿轮为连结状态，则能够将来自第一无级变速机构及第二无级变速机构的动力以同一转数且同一旋转方向向左右的行驶装置传动，因此能够提高直行性。如果利用离合器机构使锁止轴与第一中继齿轮为非连结状态，则能够将来自第一无级变速机构及第二无级变速机构的动力以彼此不同的转数或者旋转方向向左右的行驶装置传动，因此能够顺畅地转向。

在本发明中，优选的是，所述锁止轴的一端侧支承于所述左右一方侧的所述传动箱，并且另一端侧支承于所述左右另一方侧的所述传动箱，所述第一中继齿轮配置在所述锁止轴的所述一端侧，所述第二中继齿轮配置在所述锁止轴的所述另一端侧，所述离合器机构在所述锁止轴的所述一端侧具有能够将所述锁止轴与所述第一中继齿轮连结的多片式离合器，在所述左右一方侧的所述传动箱，在与所述离合器机构相对的部位具有检查口。

设置于离合器机构的多片式离合器是消耗品，所以需要定期进行检查及更换等作业。如果采用本结构，则能够经由设置于传动箱的检查口容易地对多片式离合器进行检查及更换等作业。

在本发明中，优选的是，在所述第一传动机构具有第一齿轮组，该第一齿轮组具有横跨多个中继轴设置的多个齿轮，在所述第二传动机构具有第二齿轮组，该第二齿轮组具有横跨多个中继轴设置的多个齿轮，将所述第一齿轮组中的所述齿轮间的变速比与所述第二齿轮组中的所述齿轮间的变速比设定为相同。

如果采用本结构，则能够使第一齿轮组及第二齿轮组各自的动力传动效率在设计上一致。因此，在从第一无级变速机构传动的动力与从第二无级变速机构传动的动力是相同大小的情况下，能够向左右的行驶装置传动相同大小的动力。

在本发明中，优选的是，在所述第一传动机构具有对构成所述第一齿轮组的一个齿轮进行支承的第一中继轴，并且在所述第二传动机构具有有底圆筒体，该有底圆筒体在一端具有开口部并且在另一端具有底部，对所述第二齿轮组中绕与所述第一齿轮组的所述齿轮的旋转轴心相同的轴心旋转的齿轮进行支承，所述第一中继轴的一端部支承在设置于所述左右一方侧的所述传动箱的第一轴承上，所述第一中继轴的另一端部经由所述开口部插入于所述有底圆筒体，并且被利用设置在所述有底圆筒体的内周面与所述第一中继轴之间的中间轴承，相对旋转自如地支承于所述有底圆筒体，所述有底圆筒体的所述内周面被利用设置在所述有底圆筒体的所述内周面与所述第一中继轴之间的所述中间轴承，相对旋转自如地支承于所述第一中继轴，所述有底圆筒体的外周面支承在设置于所述左右另一方侧的所述传动箱的第二轴承上，在所述第一中继轴的所述一端部具有第一轴状部，该第一轴状部在设置于所述左右一方侧的所述传动箱的第一通孔中穿过，在所述左右一方侧的所述传动箱上设置有检测所述第一轴状部的旋转的第一旋转传感器，在所述有底圆筒体的所述底部具有第二轴状部，该第二轴状部在设置于所述左右另一方侧的所述传动箱的第二通孔中穿过，在所述左右另一方侧的所述传动箱上设置有检测所述第二轴状部的旋转的第二旋转传感器。

如果想要通过检测第一齿轮组及第二齿轮组中设置于不同中继轴的齿轮彼此的转数并进行比较，来把握第一传动机构及第二传动机构各自的动力传动情况，则为了将变速比的差换算成至少任一方的检测结构，或者为了考虑由到旋转传感器为止的动力传动路径的路径长度差而产生的动力传动损失，需要复杂的运算(计算和/或滤波处理等)。

如果采用上述结构，则能够分别检测设定为相同转数的齿轮的转数并进行比较，因此不进行上述多余的运算，就能够准确地把握第一传动机构及第二传动机构各自的动力传动情况。

在本发明中，优选的是，所述传动箱构成为能够分开为设置所述第一无级变速机构的所述左右一方侧和设置所述第二无级变速机构的所述左右另一方侧。

如果采用本结构，则能够在向传动箱中安装了第一无级变速机构及第二无级变速机构的状态下分开传动箱，所以第一传动机构及第二传动机构在维护等过程中的作业性良好。

为了达到上述目的的另一方面，本发明的动力传动装置的特征在于，具有：第一传动机构，其能够将来自动力产生装置的动力向左右的行驶装置中的一个行驶装置传动；第二传动机构，其能够将来自所述动力产生装置的动力向所述左右的行驶装置中的另一个行驶装置传动；传动箱，其收纳所述第一传动机构及所述第二传动机构；所述动力传动装置具有：锁止轴，其以能够相对旋转的方式对设置于所述第一传动机构的第一中继齿轮进行支承，并且以不能相对旋转的方式对设置于所述第二传动机构的第二中继齿轮进行支承；离合器机构，其能够将所述锁止轴和所述第一中继齿轮切换为连结状态或非连结状态；驻车制动机构，其能够根据制动操作件的操作，将所述锁止轴切换为制动状态或非制动状态；所述离合器机构具有以不能相对旋转的方式设置于所述锁止轴的离合器拨叉、设置在所述离合器拨叉与所述第一中继齿轮之间的锁止离合器和使所述锁止离合器动作的操作机构，所述驻车制动机构具有设置在所述离合器拨叉与所述传动箱之间的制动离合器和根据所述制动操作件的操作而动作、能够将所述制动离合器切换为连结状态或非连结状态的制动器拨叉，所述离合器拨叉与所述制动离合器从所述非连结状态向所述连结状态的切换连动地动作，利用所述锁止离合器使所述锁止轴和所述第一中继齿轮从所述非连结状态向所述连结状态切换，并且使所述锁止轴从所述非制动状态向所述制动状态切换。

在能够将来自动力产生装置的动力分别独立地向左右的行驶装置传动的第一传动机构及第二传动机构中，通过利用离合器机构使锁止轴与第一中继齿轮为连结状态，能够将来自动力产生装置的动力以相同转数及旋转方向向左右的行驶装置传动，因此能够提高直行性。

在单独设置收纳第一传动机构的传动箱与收纳第二传动机构的传动箱的情况下，需要将例如第一传动机构及第二传动机构各自所具有的齿轮组和它们的旋转轴及轴承等各部件分别收纳于不同的传动箱。第一传动机构及第二传动机构各自所具有的各部件的数量越是增加，越容易由于尺寸公差等而使第一传动机构及第二传动机构各自的动力传动效率产生差异。这种动力传动效率的差异表现为左右的行驶装置的转数的差异，因此会导致具有该动力传动装置的作业装置的直行性变差。

相比之下，通过使收纳第一传动机构的传动箱和收纳第二传动机构的传动箱共用，能够稍微将支承第一传动机构及第二传动机构各自所具有的齿轮组的轴及轴承共用。其结果是，能够降低第一传动机构及第二传动机构各自的动力传动效率的差异，所以可确保较高的直行性。

通过共用传动箱，并且利用离合器机构使锁止轴与第一中继齿轮为非连结状态，能够将来自动力产生装置的动力以彼此不同的转数或旋转方向向左右的行驶装置传动。因此，能够将来自动力产生装置的动力经由第一传动机构及第二传动机构分别独立地向左右的行驶装置传动，所以能够顺畅地转向。

而且，通过使收纳第一传动机构的传动箱和收纳第二传动机构的传动箱共用，与单独地具有收纳第一传动机构的传动箱和收纳第二传动机构的传动箱的情况相比，能够使动力传动装置紧凑。

而且，根据本发明的结构，通过与驻车制动机构的操作连动地操作离合器机构，使锁止轴成为制动状态，使第一传动机构及第二传动机构同时被制动。动力传动装置可以不为第一传动机构及第二传动机构都设置驻车制动机构。因此，能够使动力传动装置紧凑。

在本发明中，优选的是，所述锁止离合器具有设置于所述离合器拨叉侧的第一外侧摩擦板和设置于所述第一中继齿轮侧的第一内侧摩擦板，所述制动离合器具有设置于所述离合器拨叉侧的第二内侧摩擦板和设置于所述传动箱侧的第二外侧摩擦板。

根据本结构，在利用离合器机构切换锁止轴与第一中继齿轮的连结状态和非连结状态的过程中，能够利用第一内侧摩擦板与第一外侧摩擦板的滑动，因此在从连结状态向非连结状态转移时及从非连结状态向连结状态转移时很少发生碰撞等，能够顺畅地切换。

在本发明中，优选的是，所述离合器拨叉具有：支承部，其以不能相对旋转且能够沿所述锁止轴的轴心方向移动的方式支承于所述锁止轴；第一凸缘状部，其从所述支承部沿所述锁止轴的径向向外侧延伸；筒状部，其从所述第一凸缘状部的外缘沿所述锁止轴的轴心方向延伸；第二凸缘状部，其从所述筒状部的前端沿所述锁止轴的径向向外侧延伸；在所述筒状部的内周面具有第一支承部，该第一支承部以不能相对旋转且能够沿所述锁止轴的轴心方向移动的方式支承所述第一外侧摩擦板，在所述筒状部的外周面具有第二支承部，该第二支承部以不能相对旋转且能够沿所述锁止轴的轴心方向移动的方式支承所述第二内侧摩擦板，在所述第一凸缘状部的所述筒状部侧的面上，具有将所述第一内侧摩擦板和所述第一外侧摩擦板压接的按压面，在所述第二凸缘状部的所述筒状部侧的面上，具有将所述第二内侧摩擦板和所述第二外侧摩擦板压接的受压面。

在构成离合器拨叉的筒状部的内周面配置锁止离合器，并且在筒状部的外周面配置制动离合器，从而只要根据驻车制动机构的操作使离合器拨叉移动，就能够容易地实现能够切换锁止离合器及制动离合器的状态的结构。

在本发明中，优选的是，所述第一支承部及所述第二支承部设置在隔着构成所述筒状部的周壁而彼此对置的位置。

根据本结构，能够在锁止轴的轴心方向上紧凑地配置离合器机构及驻车制动机构。

在本发明中，优选的是，所述操作机构具有活塞，该活塞利用液压而动作，将所述第一外侧摩擦板与所述第一内侧摩擦板压接，所述离合器机构具有使所述第一外侧摩擦板与所述第一内侧摩擦板分离的施力机构。

在锁止轴与第一中继齿轮的连结状态下，为了使第一内侧摩擦板与第一外侧摩擦板不产生滑动，离合器机构需要较大的压接力。假设通过压缩螺旋弹簧的施加力获得该较大的压接力，则为了从锁止轴与第一中继齿轮的连结状态向非连结状态转移时及维持非连结状态，需要克服压缩螺旋弹簧的很强的施加力，因此会导致按压机构所要求的按压力增大。因此，会导致按压机构及施力机构的大型化。

相比之下，根据上述结构，离合器机构能够将按压机构的按压力用于使第一内侧摩擦板与第一外侧摩擦板压接，将施力机构的施加力用于使第一内侧摩擦板与第一外侧摩擦板分离，因此能够减小按压机构及施力机构所要求的按压力及施加力。因此，能够使按压机构及施力机构紧凑。

在本发明中，优选的是，在所述传动箱上具有检查口，在所述检查口拆装自如地设置有检查盖，所述锁止离合器及所述制动离合器一体地形成组件，并且被组装于所述检查盖。

根据本结构，在从传动箱拆下检查盖时，能够一并卸下组件化的离合器机构及驻车制动机构，因此容易进行检查作业和更换作业。

附图说明

图1是表示实施方式1的联合收割机的示意图。

图2是实施方式1的动力传动装置的整体图。

图3是实施方式1的各轴的位置关系的说明图。

图4是实施方式1的各齿轮的位置关系的说明图。

图5是实施方式1的动力传动装置的主要部分放大图。

图6是实施方式1的离合器机构及驻车制动机构的说明图。

图7是实施方式1的离合器机构及驻车制动机构的说明图。

图8是实施方式1的离合器机构及驻车制动机构的说明图。

图9是实施方式1的驻车制动机构的主要部分说明图。

图10是实施方式1的驻车制动机构的主要部分说明图。

图11是实施方式1的驻车制动机构的主要部分说明图。

图12是表示实施方式2的联合收割机的示意图。

图13是实施方式2的动力传动装置的整体图。

图14是实施方式2的各轴的位置关系的说明图。

图15是实施方式2的各齿轮的位置关系的说明图。

图16是实施方式2的动力传动装置的主要部分放大图。

图17是实施方式2的离合器机构及驻车制动机构的说明图。

图18是实施方式2的离合器机构及驻车制动机构的说明图。

图19是实施方式2的离合器机构及驻车制动机构的说明图。

图20是实施方式2的驻车制动机构的主要部分说明图。

图21是实施方式2的驻车制动机构的主要部分说明图。

图22是实施方式2的驻车制动机构的主要部分说明图。

附图标记说明

100：联合收割机

1：行驶装置

1l：行驶装置

1r：行驶装置

6：发动机(动力产生装置)

7：动力传动装置

8：动力输入部

8g：动力输入齿轮

10：第一无级变速机构

11：第一液压泵

11g：第一输入齿轮

11s：第一泵轴(第一输入轴)

12：第一液压马达

12g：第一输出齿轮

12s：第一马达轴(第一输出轴)

13：第一油路

20：第二无级变速机构

21：第二液压泵

21g：第二输入齿轮

21s：第二泵轴(第二输入轴)

22：第二液压马达

22g：第二输出齿轮

22s：第二马达轴(第二输出轴)

23：第二油路

30：第一传动机构

31g-36g：第一齿轮组

33g：中继齿轮(第一中继齿轮)

34n：第一轴状部

34s：中继轴(第一中继轴)

35g：中继齿轮

40：第二传动机构

41g-46g：第二齿轮组

42s：中继轴

43g：中继齿轮(第二中继齿轮)

45b：底部

45c：有底圆筒体

45g：中继齿轮

45n：第二轴状部

45o：开口部

50：离合器机构

51：锁止轴

70：传动箱

70h：检查口

71：第一旋转传感器

72：第二旋转传感器

73：第一通孔

74：第二通孔

100′：联合收割机

1′：行驶装置

1l′：行驶装置

1r′：行驶装置

3p′：制动踏板(制动操作件)

6′：发动机(动力产生装置)

7′：动力传动装置

30′：第一传动机构

33g′：中继齿轮(第一中继齿轮)

40′：第二传动机构

43g′：中继齿轮(第二中继齿轮)

50′：离合器机构

51′：锁止轴

52′：离合器拨叉

52a′：支承部

52b′：第一凸缘状部

52c′：筒状部

52d′：第二凸缘状部

52e′：按压面

52f′：受压面

53′：锁止离合器

53i′：第一内侧摩擦板

53o′：第一外侧摩擦板

55′：施力机构

56′：按压机构

56p′：活塞(操作机构)

60′：驻车制动机构

62′：制动器拨叉

63′：制动离合器

63i′：第二内侧摩擦板

63o′：第二外侧摩擦板

70′：传动箱

70h′：检查口

75′：检查盖

具体实施方式

<实施方式1>

基于附图对本发明的动力传动装置的实施方式1进行说明。

图1中示出了作为收割机的半喂入型联合收割机的一部分，该半喂入型联合收割机(以下，称为“联合收割机100”)是搭载有本发明的动力传动装置的作业装置的一个例子。

联合收割机100在利用左右一对行驶装置1(1l、1r)进行行驶的主体的前端升降自如地具有割取部2，并且在行驶装置1的前部上方，具有供驾驶员搭乘的驾驶部3，在驾驶部3的侧方，具有对从割取部2供给的割取谷秆进行脱粒的脱粒装置4，在脱粒装置4的后方，具有存储从通过脱粒而获得的处理物中分选出的谷粒的谷粒箱5。在本实施方式中，行驶装置1(1l、1r)具有驱动轮1w(1lw、1rw)、滚动轮及卷绕在驱动轮1w(1lw、1rw)和滚动轮上的履带，是所谓的履带式行驶装置。

在驾驶部3的下部位置具有作为动力产生装置的发动机6。在行驶装置1的前部位置，在与联合收割机100的直行方向垂直的宽度方向上的中央位置，设置有将发动机6的动力向行驶装置1的驱动轮1w传动的动力传动装置7。

在驾驶部3具有供驾驶员搭乘的踏板和供驾驶员落座的驾驶座席。在驾驶座席的前方位置具有作为驾驶员操作的转向操作件的转向杆3s，在驾驶座席的侧部位置具有作为变速操作件的主变速杆3t及副变速杆3c，在踏板上具有用于操作后述的驻车制动机构60的制动踏板3p。

通过将制动踏板3p踩踏操作至制动位置，使设置于动力传动装置7的驻车制动机构60动作而对行驶装置1进行制动。在制动踏板3p的前部位置具有踏板锁止件3r，在将制动踏板3p踩踏至超出制动位置的区域的情况下，踏板锁止件3r保持该踩踏状态。

〔动力传动装置〕

如图2所示，动力传动装置7是用于将来自发动机6的动力分别向行驶装置1(1l、1r)传动的机构，具有对来自发动机6的动力进行无级变速并将该动力输出的第一无级变速机构10及第二无级变速机构20、将来自第一无级变速机构10的动力向行驶装置1l传动的第一传动机构30、将来自第二无级变速机构20的动力向行驶装置1r传动的第二传动机构40和收纳第一传动机构30及第二传动机构40的传动箱70等。

第一无级变速机构10及第二无级变速机构20以隔着传动箱70的方式左右分开地支承于传动箱70的外部。需要说明的是，所谓“左”和“右”，是指各图中的方向。因此，例如在图2中，在传动箱70的左侧设置有第一无级变速机构10，在传动箱70的右侧设置有第二无级变速机构20。需要说明的是，第一无级变速机构10及第二无级变速机构20是相同结构的无级变速机构，但为了便于说明将区别地进行说明。

在第一无级变速机构10中，在第一变速箱14的内部具有第一液压泵11、第一液压马达12和将第一液压泵11和第一液压马达12流体连接的第一油路13。

在第二无级变速机构20中，在第二变速箱24的内部具有第二液压泵21、第二液压马达22和将第二液压泵21和第二液压马达22流体连接的第二油路23。

〔液压泵〕

第一液压泵11及第二液压泵21是轴向柱塞型且容量可变型的液压泵，分别利用来自发动机6的动力进行驱动。

在第一液压泵11具有作为第一输入轴的第一泵轴11s，该第一泵轴11s被从发动机6传递动力。在第一泵轴11s上具有第一泵斜板，该第一泵斜板相对于该第一泵轴11s的轴心的倾斜角度可变。

在第二液压泵21具有作为第二输入轴的第二泵轴21s，该第二泵轴21s被从发动机6传递动力。在第二泵轴21s上具有第二泵斜板，该第二泵斜板相对于该第二泵轴21s的轴心的倾斜角度可变。

所述第一泵斜板及所述第二泵斜板构成为，利用与驾驶部3的转向杆3s及主变速杆3t连动的转向装置及液压机构(未图示)，能够分别独立地将相对于第一泵轴11s的轴心或第二泵轴21s的轴心的倾斜角度无级地向中立停止位置、前进侧或后退侧变更操作。

根据所述第一泵斜板的所述倾斜角度，改变绕第一泵轴11s的轴心设置的多个柱塞的活塞量(ピストン量)，使第一泵轴11s的每一定单位旋转的工作油的排出量变化。

根据所述第二泵斜板的所述倾斜角度，改变绕第二泵轴21s的轴心设置的多个柱塞的活塞量(ピストン量)，使第二泵轴21s的每一定单位旋转的工作油的排出量变化。

第一液压泵11、第二液压泵21为，所述第一泵斜板及所述第二泵斜板的斜板角度相对于第一泵轴11s的轴心及第二泵轴21s的轴心越小，工作油的排出量越多，各所述斜板角度相对于各所述轴心越大，工作油的排出量越少。另外，在各所述倾斜角度与各所述轴心呈90度时，不排出工作油。

〔液压马达〕

第一液压马达12及第二液压马达22分别是利用来自第一液压泵11及第二液压泵21的工作油驱动的轴向柱塞型且可变容量型的液压马达。

在第一液压马达12具有作为第一输出轴的第一马达轴12s，第一马达轴12s具有与第一泵轴11s平行的轴心，向第一传动机构30输出动力。在第一马达轴12s上具有第一马达斜板，该第一马达斜板相对于该第一马达轴12s的轴心的倾斜角度可变。

在第二液压马达22具有作为第二输出轴的第二马达轴22s，第二马达轴22s具有与第二泵轴21s平行的轴心，向第二传动机构40输出动力。在第二马达轴22s上具有第二马达斜板，该第二马达斜板相对于该第二马达轴22s的轴心的倾斜角度可变。

所述第一马达斜板及所述第二马达斜板构成为，能够利用与驾驶部3的副变速杆3c连动的转向装置及液压机构(未图示)，将相对于第一马达轴12s的轴心或第二马达轴22s的轴心的倾斜角度从最小倾斜状态无级地变更操作至最大倾斜状态。

根据所述第一马达斜板的所述倾斜角度，改变绕第一马达轴12s的轴心设置的多个柱塞的活塞量(ピストン量)，使每一定单位工作油下的第一马达轴12s的转数变化。

根据所述第二马达斜板的所述倾斜角度，改变绕第二马达轴22s的轴心设置的多个柱塞的活塞量(ピストン量)，使每一定单位工作油下的第二马达轴22s的转数变化。

第一液压马达12及第二液压马达22为，所述第一马达斜板及所述第二马达斜板相对于第一马达轴12s及第二马达轴22s的倾斜角度越大，使第一马达轴12s及第二马达轴22s进行一定旋转所需的工作油量越多，因此，第一马达轴12s及第二马达轴22s的转数越降低。相反，各所述倾斜角度越小，使第一马达轴12s及第二马达轴22s进行一定旋转所需的工作油量越少，因此，第一马达轴12s及第二马达轴22s的转数越增加。

因此，能够使第一液压泵11及第二液压泵21作为主变速机构起作用，使第一液压马达12及第二液压马达22作为副变速机构起作用。

〔传动箱〕

传动箱70由支承第一无级变速机构10的一侧的分壳体70l和支承第二无级变速机构20的另一侧的分壳体70r构成。分壳体70l和分壳体70r利用螺栓等紧固部件(未图示)紧固。如果解除所述紧固部件的紧固，则能够在将第一无级变速机构10和第二无级变速机构20安装于传动箱70的状态下将传动箱70分开。因此，传动箱70的内部维护等的作业性良好。

如图2至图4所示，在传动箱70上具有用于将来自发动机6的动力向传动箱70输入的动力输入部8。在动力输入部8具有动力输入轴部8s和动力输入齿轮8g，动力输入轴部8s被支承在设置于分壳体70r的球轴承8r和设置于分壳体70l的滚子轴承8l上，动力输入齿轮8g与动力输入轴部8s形成一体。动力输入轴部8s贯通分壳体70r而向分壳体70r的外部延伸出来，在其端部具有带轮8p。在带轮8p与设置于发动机6的输出轴6s的带轮6p之间卷绕有带6v。通过这样的结构，将来自发动机6的动力经由带6v向动力输入轴部8s、即动力输入齿轮8g传动。

在传动箱70具有用于将由动力输入部8输入的动力向第一无级变速机构10传动的输入中继部9。输入中继部9由设置于分壳体70l的滚子轴承9l、设置于分壳体70r的滚子轴承9r、轴支承于滚子轴承9l及滚子轴承9r的输入中继轴部9s和与输入中继轴部9s形成一体的输入中继齿轮9g构成。需要说明的是，输入中继部9不是动力传动装置7所必须的结构，在本实施方式中，输入中继部9是出于确保分壳体70r中的收纳动力输入轴部8s的部分与第二无级变速机构20的第二变速箱24之间的物理距离从而避免它们彼此干涉的目的而设置的(同时参考图3)。

第一泵轴11s从图2中的左侧插入于分壳体70l。第一输入齿轮11g与第一泵轴11s花键结合。第一输入齿轮11g轴支承在设置于分壳体70l的球轴承11l和设置于分壳体70r的球轴承11r上。

第二泵轴21s从图2中的右侧插入于分壳体70r。第二输入齿轮21g与第二泵轴21s花键结合。第二输入齿轮21g轴支承在设置于分壳体70r的球轴承21r和设置于分壳体70l的球轴承21l上。

如图2至图4所示，输入中继齿轮9g与第一输入齿轮11g啮合，第一输入齿轮11g与第二输入齿轮21g啮合。因此，来自动力输入齿轮8g的动力经由输入中继齿轮9g向第一输入齿轮11g传动，进一步经由第一输入齿轮11g向第二输入齿轮21g传动。也就是说，来自动力输入齿轮8g的动力不经由第二输入齿轮21g地向第一输入齿轮11g传动。

第一马达轴12s从图2中的左侧插入于分壳体70l。第一输出齿轮12g与第一马达轴12s花键结合。第一输出齿轮12g的左端部轴支承在设置于分壳体70l的球轴承12l上，第一输出齿轮12g的构成为轴状的右端部隔有间隙地插入到形成于后述的第二输出齿轮22g的中空部中，并且，轴支承在设置于所述右端部与所述中空部之间的滚针轴承12m上。

第二马达轴22s从图2中的右侧插入于分壳体70l。第二输出齿轮22g与第二马达轴22s花键结合。第二输出齿轮22g的右端部被轴支承在设置于分壳体70r的球轴承22r上，第一输出齿轮12g的所述右端部隔有间隙地插入于所述中空部中，并且轴支承于滚针轴承12m上。

如上所述，第一输出齿轮12g和第二输出齿轮22g构成为能够在同一个旋转轴心上分别独立地旋转。

〔检查盖〕

如图2及图6至图8所示，在分壳体70l上具有检查口70h。利用螺栓等紧固部件(未图示)将检查盖75拆装自如地设置于检查口70h。

检查盖75由覆盖检查口70h的盖部751和从盖部751的周缘一体地延伸出来的圆筒部752构成。在圆筒部752的外周一体地设置有凸缘部753。在将检查盖75以使圆筒部752插入于检查口70h而进行异形嵌合(接头嵌合(インロー嵌合))的方式设置于检查口70h时，凸缘部753与检查口70h的周缘抵接而密封检查口70h。

〔第一传动机构及第二传动机构〕

如图2及图5所示，第一传动机构30从第一无级变速机构10至行驶装置1l具有多级第一齿轮组(中继齿轮31g－36g)。第二传动机构40从第二无级变速机构20至行驶装置1r具有多级第二齿轮组(中继齿轮41g－46g)。第一齿轮组(中继齿轮31g－36g)中的所述齿轮间的变速比和第二齿轮组(中继齿轮41g－46g)中的所述齿轮间的变速比被设定为相同。

中继齿轮31g经由滚子轴承31l旋转自如地轴支承于中继轴31s，该中继轴31s的左端侧支承于分壳体70l的内壁，右端侧支承于分壳体70r的内壁，并且，中继齿轮31g与第一输出齿轮12g及中继齿轮32g啮合，将第一输出齿轮12g的旋转向中继齿轮32g传动。

中继齿轮41g经由滚子轴承41r旋转自如地轴支承于中继轴31s，并且，中继齿轮41g与第二输出齿轮22g及中继齿轮42g啮合，将第二输出齿轮22g的旋转向中继齿轮42g传动。

中继齿轮32g与中继齿轮33g花键结合，中继齿轮33g经由滚针轴承33l及滚针轴承33r旋转自如地轴支承于中继轴42s。因此，中继齿轮32g与中继齿轮33g一体地旋转。

中继齿轮32g与中继齿轮31g啮合，中继齿轮33g与中继齿轮34g啮合。因此，来自中继齿轮31g的动力经由中继齿轮32g及中继齿轮33g向中继齿轮34g传动。

中继齿轮42g与中继轴42s花键结合，中继轴42s被轴支承在设置于分壳体70l(在本实施方式中是检查盖75)的球轴承42l和设置于分壳体70r的球轴承42r上。中继齿轮43g与中继齿轮42g的右侧邻接并与中继轴42s花键结合。因此，中继齿轮42g与中继齿轮43g一体地旋转。

中继齿轮42g与中继齿轮41g啮合，中继齿轮43g与中继齿轮44g啮合。因此，来自中继齿轮41g的动力经由中继齿轮42g及中继齿轮43g向中继齿轮44g传动。

中继齿轮34g与中继轴34s花键结合。中继齿轮35g与中继齿轮34g的右侧邻接并与中继轴34s花键结合。中继轴34s的左端部被轴支承在设置于分壳体70l的球轴承34l上，右端部隔有间隙地插入于有底圆筒体45c的开口部45o中，并且被作为中间轴承的滚针轴承34m及滚针轴承34r相对旋转自如地轴支承于有底圆筒体45c中，所述有底圆筒体45c在所述各图中的左侧具有开口部45o并且在所述各图中的右侧具有底部45b，所述滚针轴承34m及滚针轴承34r设置在中继轴34s与有底圆筒体45c之间。因此，中继齿轮34g与中继齿轮35g一体地旋转。

中继齿轮34g与中继齿轮33g啮合，中继齿轮35g与中继齿轮36g啮合。因此，来自中继齿轮33g的动力经由中继齿轮34g及中继齿轮35g向中继齿轮36g传动。

中继齿轮45g设置于有底圆筒体45c的外周面。中继齿轮44g与有底圆筒体45c的外周面花键结合。有底圆筒体45c的内周面经由滚针轴承34m及滚针轴承34r轴支承于插入开口部45o中的中继轴34s上，并且有底圆筒体45c的外周面被轴支承在设置于分壳体70r的球轴承45r上。因此，中继齿轮44g与中继齿轮45g一体地旋转。

中继齿轮44g与中继齿轮43g啮合，中继齿轮45g与中继齿轮46g啮合。因此，来自中继齿轮43g的动力经由中继齿轮44g及中继齿轮45g向中继齿轮46g传动。

中继齿轮36g的轮毂部36b与行驶装置1l的车轴1ls花键结合。需要说明的是，车轴1ls被轴支承在设置于分壳体70l的球轴承1lr上。中继齿轮36g的轮毂部36b被轴支承在设置于分壳体70l的球轴承36l上。中继齿轮36g与中继齿轮35g啮合。因此，来自中继齿轮35g的动力经由中继齿轮36g向车轴1ls传动。在车轴1ls的前端部具有驱动轮1lw，通过车轴1ls的旋转而使驱动轮1lw旋转，使卷绕于驱动轮1lw的履带(未图示)旋转。

中继齿轮46g的轮毂部46b与行驶装置1的车轴1rs花键结合。需要说明的是，车轴1rs被轴支承在设置于分壳体70r的球轴承1rl上。中继齿轮46g的轮毂部46b的外周部被轴支承在设置于分壳体70r的球轴承46r上，内周部被轴支承在设置于其与车轴1ls之间的球轴承46l上。在中继齿轮36g与球轴承46l之间设置有套筒36c。中继齿轮46g与中继齿轮45g啮合。因此，来自中继齿轮45g的动力经由中继齿轮46g向车轴1rs传动。在车轴1rs的前端部具有驱动轮1rw，通过车轴1rs的旋转而使驱动轮1rw旋转，使卷绕于驱动轮1rw的履带(未图示)旋转。

在现有的联合收割机的动力传动装置中，左右的最终级的中继齿轮(设置于与本发明中的中继齿轮36g及中继齿轮46g相当的位置的齿轮)为悬臂支承于各自的车轴(设置于与本发明中的车轴1ls及车轴1rs相当的位置的车轴)的结构。

因此，在对悬臂支承的中继齿轮施加了较大的负荷的情况下，该中继齿轮有可能发生倾斜，如果该中继齿轮发生了倾斜，则该中继齿轮与其上一级的中继齿轮之间的啮合变差，动力传动损失变大。为了克服这样的不良情况，需要进行凸面加工等用于改善齿接触的加工。

在本发明的动力传动装置7中，因为车轴1ls的右端部和车轴1rs的左端部分别构成为以转动自如的状态支承载荷，所以能够抑制中继齿轮36g及中继齿轮46g发生倾斜的可能。因此，不需要在悬臂支承的结构的情况下进行的用于改善齿接触的加工。

〔旋转传感器〕

在本发明的动力传动装置7中，为了分别个别监视第一传动机构30的动力传动状态和第二传动机构40的动力传动状态，分壳体70l上具有第一旋转传感器71，分壳体70r上具有第二旋转传感器72。作为第一旋转传感器71及第二旋转传感器72，优选可例示出旋转变压器式旋转传感器。

在中继轴34s的左端部一体地具有第一轴状部34n，该第一轴状部34n在形成于分壳体70l的第一通孔73中穿过。第一旋转传感器71检测第一轴状部34n的旋转。

在有底圆筒体45c的底部45b一体地具有第二轴状部45n，该第二轴状部45n在形成于分壳体70r的第二通孔74中穿过。第二旋转传感器72检测第二轴状部45n的旋转。

根据以上结构，第一传动机构30及第二传动机构40能够将来自第一无级变速机构10及第二无级变速机构20的动力分别独立地向行驶装置1l、1r传动，通过操作驾驶部3的转向杆3s，联合收割机100自如地进行直行、转向、停止等。

如果对转向杆3s进行直行(前进、后退)操作，则所述转向装置使第一液压泵11的所述第一泵斜板和第二液压泵21的所述第二泵斜板倾转为：与第一泵轴11s及第二泵轴21s分别所呈的角度的绝对值相同，并且第一液压马达12的第一马达轴12s的旋转方向与第二液压马达22的第二马达轴22s的旋转方向为相同方向。需要说明的是，所谓第一马达轴12s的旋转方向和第二马达轴22s的旋转方向为相同方向，是指在第一输出齿轮12g在从第一马达轴12s侧观察时顺时针旋转时，第二输出齿轮22g在从第二马达轴22s侧观察时逆时针旋转，或者，在第一输出齿轮12g在从第一马达轴12s侧观察时逆时针旋转时，第二输出齿轮22g在从第二马达轴22s侧观察时顺时针旋转。由此，从第一马达轴12s及第二马达轴22s输出的动力经由第一无级变速机构10及第二无级变速机构20向行驶装置1l、1r传动，行驶装置1l、1r为相同速度，两者都向前进方向或后退方向驱动，联合收割机100直行(前进、后退)。

另外，例如在联合收割机100正在直行行驶时，如果对转向杆3s进行了转向(左转向、右转向)操作，则所述转向装置使第一液压泵11的所述第一泵斜板或第二液压泵21的所述第二泵斜板中的任一者维持当前的倾斜角度，使另一者以使排出量变少的方式倾转。由此，第一液压马达12或第二液压马达22中的任一者的转数降低，其结果是，联合收割机100转向。需要说明的是，通过仅使第一液压泵11的所述第一泵斜板与第一泵轴11s所呈的角度或第二液压泵21的所述第二泵斜板与第二泵轴21s所呈的角度中的任一者为0度，来自对应的液压泵的工作油的排出量变为零，动力从对应的液压马达的输出停止，因此，对应的行驶装置1停止，联合收割机100以该停止的行驶装置1为中心原地转向。

如果对转向杆3s进行了中心转向(左转向、右转向)操作，则所述转向装置使第一液压泵11的所述第一泵斜板和第二液压泵21的所述第二泵斜板倾转为：与第一泵轴11s及第二泵轴21s分别所呈的角度的绝对值相同，并且第一液压马达12的第一马达轴12s的旋转方向与第二液压马达22的第二马达轴22s的旋转方向为相反方向。需要说明的是，所谓第一马达轴12s的旋转方向与第二马达轴22s的旋转方向为相反方向，是指在第一输出齿轮12g在从第一马达轴12s侧观察时顺时针旋转时，第二输出齿轮22g在从第二马达轴22s侧观察时顺时针旋转，或者，在第一输出齿轮12g在从第一马达轴12s侧观察时逆时针旋转时，第二输出齿轮22g在从第二马达轴22s侧观察时逆时针旋转。由此，从第一马达轴12s及第二马达轴22s输出的动力经由第一无级变速机构10及第二无级变速机构20向行驶装置1l、1r传动，行驶装置1l、1r为相同速度，一者向前进方向驱动，另一者向后退方向驱动，联合收割机100就地进行中心转向。

此外，第一齿轮组(中继齿轮31g－36g)中的所述齿轮间的变速比与第二齿轮组(中继齿轮41g－46g)中的所述齿轮间的变速比被设定为相同。因此，在对转向杆3s进行了直行操作时，第一无级变速机构10及第二无级变速机构20将从相同的发动机6传动输入的相同大小的动力以设计上相同的方式变速后，以相同的大小向左右的行驶装置1输出，使车轴1ls与车轴1rs以相同转数旋转。

但是，实际上往往会因为第一无级变速机构10和第二无级变速机构20的个体差异、第一无级变速机构10及第二无级变速机构20中的漏油、第一传动机构30的动力传动损失与第二传动机构40的动力传动损失的差异等，而导致车轴1ls和车轴1rs产生转数差。如果产生了这样的转数差，则无论是否对转向杆3s进行了直行操作，联合收割机100都不会进行直行行驶，而是会进行转向。

为了纠正这个问题，动力传动装置7在传动箱70上设置了离合器机构50，该离合器机构50能够在对转向杆3s进行了直行操作时使车轴1ls与车轴1rs的转数一致。

〔离合器机构〕

在本实施方式中，离合器机构50使第一齿轮组(中继齿轮31g－36g)及第二齿轮组(中继齿轮41g－46g)中的中继齿轮33g(及中继齿轮32g)的转数与中继齿轮43g(及中继齿轮42g)的转数一致。

中继轴42s以能够相对旋转的方式支承中继齿轮32g及中继齿轮33g并且以不能相对旋转的方式支承中继齿轮42g及中继齿轮43g，该中继轴42s是离合器机构50所具有的锁止轴51。需要说明的是，锁止轴51构成为左端部从检查口70h向外方突出的长度，对锁止轴51的左端部进行支承的球轴承42l设置在检查盖75的盖部751的内表面。

中继齿轮33g(及中继齿轮32g)及中继齿轮43g(及中继齿轮42g)在第一齿轮组(中继齿轮31g－36g)及第二齿轮组(中继齿轮41g－46g)中与例如中继齿轮34g及中继齿轮44g等相比是高旋转、低转矩。因此，与使中继齿轮34g的转数和中继齿轮44g的转数一致的情况相比，能够简化离合器机构50的构造。

以下对离合器机构50进行详细说明。如图6至图8所示，在离合器机构50中，在锁止轴51上具有离合器拨叉52和锁止离合器53，离合器拨叉52以能够沿锁止轴51的轴心方向滑动且能够相对旋转的方式设置，锁止离合器53设置在锁止轴51与中继齿轮33g之间，锁止轴51和中继齿轮33g构成为能够切换为连结状态(参照图7)或非连结状态(参照图6)。

离合器拨叉52具有支承部52a、第一凸缘状部52b、筒状部52c和第二凸缘状部52d，支承部52a通过花键结合的方式以能够沿锁止轴51的轴心方向滑动且不能相对旋转的方式设置于锁止轴51，第一凸缘状部52b从支承部52a向锁止轴51的径向外侧延伸，筒状部52c从第一凸缘状部52b的外缘沿锁止轴51的轴心方向以包围中继齿轮33g的方式延伸，第二凸缘状部52d从筒状部52c的前端向锁止轴51的径向外侧延伸。

筒状部52c具有第一支承部和第二支承部，第一支承部在筒状部52c的内周面通过花键结合的方式以能够沿锁止轴51的轴心方向滑动且不能相对旋转的方式支承后述的第一外侧摩擦板53o，第二支承部在筒状部52c的外周面通过花键结合的方式以能够沿锁止轴51的轴心方向滑动且不能相对旋转的方式支承后述的第二内侧摩擦板63i。

在第一凸缘状部52b，在筒状部52c侧的面上具有按压面52e，所述按压面52e是为了限制第一内侧摩擦板53i的移动，而用于将第一内侧摩擦板53i和第一外侧摩擦板53o压接在所述按压面52e与设置于中继齿轮33g侧的受压部件54之间。

在第二凸缘状部52d，在筒状部52c侧的面上具有受压面52f，所述受压面52f用于将第二内侧摩擦板63i和后述的第二外侧摩擦板63o压接在所述受压面52f与后述的制动器拨叉62之间。

所述第一支承部和所述第二支承部设置在隔着构成筒状部52c的周壁而彼此对置的位置。由此，能够在锁止轴51的轴心方向上紧凑地构成离合器机构50及驻车制动机构60。

在锁止轴51与离合器拨叉52之间，设置有向与锁止轴51分离的方向对离合器拨叉52施力的施力机构55。施力机构55是设置在设置于锁止轴51的挡圈与离合器拨叉52的支承部52a之间的压缩螺旋弹簧。通过施力机构55，对离合器拨叉52向远离挡圈的方向施力。

锁止离合器53以如下方式构成：在受压部件54与按压面52e之间，设置于中继齿轮33g侧的多个第一内侧摩擦板53i和设置于离合器拨叉52侧的多个第一外侧摩擦板53o交替配置。

〔第一内侧摩擦板〕

第一内侧摩擦板53i在内缘部形成有与中继齿轮33g的外侧花键部啮合的齿部，第一内侧摩擦板53i以不能相对于中继齿轮33g旋转、且能够在沿着中继齿轮33g的旋转轴心的方向上移动的方式外嵌于中继齿轮33g。也就是说，第一内侧摩擦板53i能够相对于锁止轴51旋转。

〔第一外侧摩擦板〕

第一外侧摩擦板53o在外缘部形成有与离合器拨叉52的内侧花键部啮合的齿部，第一外侧摩擦板53o以不能相对于离合器拨叉52旋转、且能够在沿着离合器拨叉52的旋转轴心的方向上移动的方式内嵌于离合器拨叉52。也就是说，第一外侧摩擦板53o不能相对于锁止轴51旋转。

在交替设置的多个第一内侧摩擦板53i与第一外侧摩擦板53o之间，也可以具有向扩大相邻的摩擦板彼此的间隙的方向施加弹性力的弹性部件(未图示)。由此，在第一内侧摩擦板53i与第一外侧摩擦板53o不压接时，相邻的摩擦板彼此分离，可抑制其磨损。

在分壳体70l上具有按压机构56，所述按压机构56用于从构成锁止离合器53的第一内侧摩擦板53i和第一外侧摩擦板53o分离的状态向压接的状态切换，即用于从非连结状态向连结状态切换。

按压机构56由形成于分壳体70l、在本实施方式中形成于检查盖75的盖部751的内表面的缸体56s和设置于缸体56s的活塞56p构成。

根据转向杆3s的操作，利用从未图示的液压回路向缸体56s供给的压力油使活塞56p动作。需要说明的是，液压回路构成为具有利用发动机6的动力进行驱动的液压泵等。

第一内侧摩擦板53i与第一外侧摩擦板53o的连结状态及非连结状态根据按压机构56产生的液压力的大小与施力机构55的施加力的大小之间的关系而确定。如果所述液压力比施加力大，则第一内侧摩擦板53i与第一外侧摩擦板53o压接，成为连结状态。

通过逐渐减弱按压机构56的按压力，第一内侧摩擦板53i和第一外侧摩擦板53o逐渐开始滑动，最终滑动变大，完成第一内侧摩擦板53i及第一外侧摩擦板53o从连结状态向非连结状态的转移。

在非连结状态时，如果按压机构56的按压力逐渐变强，则第一内侧摩擦板53i和第一外侧摩擦板53o逐渐减小滑动，最终压接，完成第一内侧摩擦板53i及第一外侧摩擦板53o从非连结状态向连结状态的转移。

这样，能够将第一内侧摩擦板53i和第一外侧摩擦板53o之间的滑动用于切换第一内侧摩擦板53i和第一外侧摩擦板53o，因此在从连结状态向非连结状态转移时及从非连结状态向连结状态转移时很少发生碰撞等，能够顺畅地切换。

需要说明的是，在转向杆3s的直行操作时，为了使第一内侧摩擦板53i和第一外侧摩擦板53o不产生滑动，离合器机构50需要较大的压接力。假设通过压缩螺旋弹簧的施加力获得该较大的压接力，则在联合收割机100的转向操作时，为了从连结状态向非连结状态转移时及维持非连结状态，需要克服压缩螺旋弹簧的很强的施加力，会导致按压机构56所要求的按压力增大。因此，会导致按压机构56及施力机构55的大型化。

相比之下，如上所述，离合器机构50采用了能够在转向杆3s的直行操作时将按压机构56的按压力用于使第一内侧摩擦板53i和第一外侧摩擦板53o压接、在联合收割机100的转向操作时将施力机构55的作用力用于使第一内侧摩擦板53i和第一外侧摩擦板53o分离的结构，因此，能够减小按压机构56及施力机构55所要求的按压力及施加力。因此，能够使按压机构56及施力机构55紧凑。

根据以上结构，如果对转向杆3s进行了直行(前进、后退)操作，则向按压机构56的缸体56s供给压力油，活塞56p从缸体56s进入，使离合器拨叉52向右方移动，第一内侧摩擦板53i与第一外侧摩擦板53o压接，中继齿轮33g和锁止轴51成为连结状态。由此，中继齿轮33g与中继齿轮43g一体地旋转。即使产生第一无级变速机构10与第二无级变速机构20的个体差异、第一传动机构30与第二传动机构40的个体差异、动力传动损失的差异、施加于左右的行驶装置1l、1r的负荷所引起的漏油等，也能在动力传动路径上使中继齿轮33g的转数与中继齿轮43g的转数强制一致，因此能够提高对联合收割机100进行直行操作时的直行性。

如果对转向杆3s进行了转向(左转向、右转向)操作，则停止向按压机构56的缸体56s供给压力油，通过施力机构55施加力使离合器拨叉52向左方移动，第一内侧摩擦板53i与第一外侧摩擦板53o分离，锁止轴51与中继齿轮33g成为非连结状态。由此，中继齿轮33g和中继齿轮43g彼此独立地旋转。因此，在转向操作时，联合收割机100能够顺畅地转向。

需要说明的是，转向杆3s的转向操作量(杆角)与用于使第一内侧摩擦板53i和第一外侧摩擦板53o压接的活塞56p的移动量并不限于以线性形式变化的结构，也可以以二次曲线的形式变化。也就是说，例如，还可以设定为：随着转向杆3s的转向操作量变大，由活塞56p带来的压接力减弱。另外，也可以根据驾驶员的喜好，自由选择转向杆3s的转向操作量(杆角)与活塞56p的移动量之间的关系。

〔驻车制动机构〕

而且，动力传动装置7在检查盖75的内部具有用于对行驶装置1进行制动的驻车制动机构60。

驻车制动机构60具有设置于离合器拨叉52与传动箱70之间的制动离合器63、将制动离合器63切换为连结状态(参照图8)或非连结状态(参照图6)的制动器拨叉62和用于使制动器拨叉62与制动踏板3p的操作连动地进行动作的制动器动作部61，构成为能够将锁止轴51间接地切换为制动状态(参照图8)或非制动状态(参照图6)。

制动离合器63以如下方式构成：在设置于制动器拨叉62侧的环状的按压部件65与离合器拨叉52的受压面52f之间，设置于离合器拨叉52侧的多个第二内侧摩擦板63i和设置于分壳体70l侧即本实施方式中设置于检查盖75的多个第二外侧摩擦板63o交替地配置。

〔第二内侧摩擦板〕

第二内侧摩擦板63i在内缘部形成有与离合器拨叉52的外侧花键部啮合的齿部，以不能相对于离合器拨叉52旋转、且能够在沿着离合器拨叉52的旋转轴心的方向上移动的方式外嵌于离合器拨叉52。也就是说，第二内侧摩擦板63i不能相对于锁止轴51旋转。

〔第二外侧摩擦板〕

第二外侧摩擦板63o在外缘部形成有与检查盖75的圆筒部752的内侧花键部啮合的齿部，以不能相对于检查盖75旋转、且能够在沿着检查盖75的圆筒部752的轴心上移动的方式内嵌。也就是说，第二外侧摩擦板63o不能相对于检查盖75旋转。

需要说明的是，在交替设置的多个第二内侧摩擦板63i与第二外侧摩擦板63o之间，也可以具有向扩大相邻的摩擦板彼此的间隙的方向施加弹性力的弹性部件(未图示)。由此，在第二内侧摩擦板63i与第二外侧摩擦板63o不压接时，相邻的摩擦板彼此分离，可抑制其磨损。

制动器拨叉62是在收纳在检查盖75的内部的状态下，绕与锁止轴51的轴心相同的转动轴心转动自如、且在使第二内侧摩擦板63i与第二外侧摩擦板63o压接的方向上移动自如的部件，具有盘状部62a和筒状部62b，盘状部62a以与盖部751的内表面对置的方式配置于包围球轴承42l的位置，筒状部62b从盘状部62a的周缘沿锁止轴51的轴心方向延伸。需要说明的是，通过用于使第二内侧摩擦板63i与第二外侧摩擦板63o分离的所述弹性部件的弹性力，对制动器拨叉62向检查盖75的盖部751侧施力。

在检查盖75上设置有工作臂61a，该工作臂61a相对于检查盖75转动自如，以使制动器拨叉62以所述转动轴心为中心转动。

工作臂61a的一端部经由制动器缆线61w与制动踏板3p连接，在工作臂61a的另一端部设置有摆动轴61s，所述摆动轴61s具有与锁止轴51的旋转轴心平行的摆动轴心，并且沿厚度方向贯通检查盖75。在摆动轴61s上，在其与检查盖75之间设置有扭簧(未图示)，利用该扭簧对工作臂61a摆动施力，以使工作臂61a返回中立位置。

而且，如图9至图11所示，摆动轴61s的前端部形成为扇形柱状，在其一面形成有动作面61c。与之相对，在制动器拨叉62上，形成有供摆动轴61s的动作面61c抵接的抵接面62c。

根据这样的构造，如果摆动轴61s转动，则来自动作面61c的操作力向制动器拨叉62的抵接面62c传递，使制动器拨叉62以摆动轴心为中心摆动。

另外，在检查盖75与制动器拨叉62之间具有滚珠凸轮构(ボールカム機構)64，所述滚珠凸轮机构64用于将工作臂61a相对于检查盖75的摆动动作转换为制动器拨叉62的转动及直行动作。

滚珠凸轮机构64由旋转自如地保持于检查盖75的盖部751的多个滚珠64b和形成于制动器拨叉62的凸轮槽64g构成。凸轮槽64g形成为沿盘状部62a的转动方向延伸且沿所述转动方向的下游侧变浅。

如果摆动轴61s伴随着工作臂61a的操作而转动，则动作面61c按压抵接面62c而使制动器拨叉62以转动轴心为中心而转动。如果制动器拨叉62在检查盖75内沿规定方向从图9所示的状态向图10所示的状态转动，则随着凸轮槽64g的深度变浅，滚珠64b使制动器拨叉62从检查盖75分离，即，使制动器拨叉62沿转动轴心抵抗所述弹性部件的弹性力向右方移动。

最终，制动器拨叉62经由按压部件65在其与离合器拨叉52的受压面52f之间将第二内侧摩擦板63i和第二外侧摩擦板63o压接。

与此同时或在此前后，来自制动器拨叉62的按压力经由所述弹性部件使离合器拨叉52向右方移动，离合器拨叉52在按压面52e与受压部件54之间将第一内侧摩擦板53i和第一外侧摩擦板53o压接。

如上所述，通过操作制动踏板3p，制动离合器63及锁止离合器53成为连结状态，结果，锁止轴51成为不能旋转的状态即制动状态。

通过利用驻车制动机构60使锁止轴51为制动状态，从而使第一传动机构30及第二传动机构40不能进行动力的传动。即，对行驶装置1l、1r进行驻车制动。

通过制动踏板3p的操作，制动器拨叉62使制动离合器63为连结状态，与此连动地，离合器拨叉52将锁止离合器53切换为连结状态，锁止轴51被切换为不能旋转的状态，即第一传动机构30及第二传动机构40被切换为制动状态。

如上所述，由于与驻车制动机构60的操作连动地操作离合器机构50，所以可同时制动第一传动机构30及第二传动机构40，因此，动力传动装置7可以不使第一传动机构30和第二传动机构40这两者都具有驻车制动机构60。

另外，如本实施方式那样，通过将离合器机构50及驻车制动机构60一体地形成组件并将其组装于检查盖75的结构，在从分壳体70l拆下检查盖75时，能够一并拆下组件化的离合器机构50及驻车制动机构60，所以容易进行检查作业和更换作业。

根据以上结构，能够实现一种直行操作时的直行性较高、在转向操作时能够顺畅地转向的紧凑的动力传动装置7。

本发明除了能够用于具有履带式行驶装置的作业装置的动力传动装置以外，还能够用于具有车轮式行驶装置的作业装置的动力传动装置、具有将履带和车轮相结合的方式的行驶装置的作业装置的动力传动装置。另外，本发明除了能够用于半喂入型联合收割机的动力传动装置以外，还能够用于全喂入型联合收割机、拖拉机、插秧机等农用作业装置的动力传动装置、反铲铲土机或轮式装载机等建设用作业装置的动力传动装置。

<实施方式2>

基于附图对本发明的动力传动装置的实施方式2进行说明。

图12中示出了作为收割机的半喂入型联合收割机的一部分，该半喂入型联合收割机(以下，称为“联合收割机100′”)是搭载有本发明的动力传动装置的作业装置的一个例子。

联合收割机100′在利用左右一对行驶装置1′(1l′、1r′)进行行驶的主体的前端升降自如地具有割取部2′，并且在行驶装置1′的前部上方，具有供驾驶员搭乘的驾驶部3′，在驾驶部3′的侧方，具有对从割取部2′供给的割取谷秆进行脱粒的脱粒装置4′，在脱粒装置4′的后方，具有存储从通过脱粒而获得的处理物中分选出的谷粒的谷粒箱5′。在本实施方式中，行驶装置1′(1l′、1r′)具有驱动轮1w′(1lw′、1rw′)、滚动轮及卷绕在驱动轮1w′(1lw′、1rw′)和滚动轮上的履带，是所谓的履带式行驶装置。

在驾驶部3′的下部位置具有作为动力产生装置的发动机6′。在行驶装置1′的前部位置，在与联合收割机100′的直行方向垂直的宽度方向上的中央位置，设置有将发动机6′的动力向行驶装置1′的驱动轮1w′传动的动力传动装置7′。

在驾驶部3′具有供驾驶员搭乘的踏板和供驾驶员落座的驾驶座席。在驾驶座席的前方位置具有作为驾驶员操作的转向操作件的转向杆3s′，在驾驶座席的侧部位置具有作为变速操作件的主变速杆3t′及副变速杆3c′，在踏板上具有用于操作后述的驻车制动机构60′的制动踏板3p′。

通过将制动踏板3p′踩踏操作至制动位置，使设置于动力传动装置7′的驻车制动机构60′动作而对行驶装置1′进行制动。在制动踏板3p′的前部位置具有踏板锁止件3r′，在将制动踏板3p′踩踏至超出制动位置的区域的情况下，踏板锁止件3r′保持该踩踏状态。

〔动力传动装置〕

如图13所示，动力传动装置7′是用于将来自发动机6′的动力分别向行驶装置1′(1l′、1r′)传动的机构，具有对来自发动机6′的动力进行无级变速并将该动力输出的第一无级变速机构10′及第二无级变速机构20′、将来自第一无级变速机构10′的动力向行驶装置1l′传动的第一传动机构30′、将来自第二无级变速机构20′的动力向行驶装置1r′传动的第二传动机构40′和收纳第一传动机构30′及第二传动机构40′的传动箱70′等。

第一无级变速机构10′及第二无级变速机构20′以隔着传动箱70′的方式左右分开地支承于传动箱70′的外部。需要说明的是，所谓“左”和“右”，是指各图中的方向。因此，例如在图13中，在传动箱70′的左侧设置有第一无级变速机构10′，在传动箱70′的右侧设置有第二无级变速机构20′。需要说明的是，第一无级变速机构10′及第二无级变速机构20′是相同结构的无级变速机构，但为了便于说明将区别地进行说明。

在第一无级变速机构10′中，在第一变速箱14′的内部具有第一液压泵11′、第一液压马达12′和将第一液压泵11′和第一液压马达12′流体连接的第一油路13′。

在第二无级变速机构20′中，在第二变速箱24′的内部具有第二液压泵21′、第二液压马达22′和将第二液压泵21′和第二液压马达22′流体连接的第二油路23′。

〔液压泵〕

第一液压泵11′及第二液压泵21′是轴向柱塞型且容量可变型的液压泵，分别利用来自发动机6′的动力进行驱动。

在第一液压泵11′具有作为第一输入轴的第一泵轴11s′，该第一泵轴11s′被从发动机6′传递动力。在第一泵轴11s′上具有第一泵斜板，该第一泵斜板相对于该第一泵轴11s′的轴心的倾斜角度可变。

在第二液压泵21′具有作为第二输入轴的第二泵轴21s′，该第二泵轴21s′被从发动机6′传递动力。在第二泵轴21s′上具有第二泵斜板，该第二泵斜板相对于该第二泵轴21s′的轴心的倾斜角度可变。

所述第一泵斜板及所述第二泵斜板构成为，利用与驾驶部3′的转向杆3s′及主变速杆3t′连动的转向装置及液压机构(未图示)，能够分别独立地将相对于第一泵轴11s′的轴心或第二泵轴21s′的轴心的倾斜角度无级地向中立停止位置、前进侧或后退侧变更操作。

根据所述第一泵斜板的所述倾斜角度，改变绕第一泵轴11s′的轴心设置的多个柱塞的活塞量(ピストン量)，使第一泵轴11s′的每一定单位旋转的工作油的排出量变化。

根据所述第二泵斜板的所述倾斜角度，改变绕第二泵轴21s′的轴心设置的多个柱塞的活塞量(ピストン量)，使第二泵轴21s′的每一定单位旋转的工作油的排出量变化。

第一液压泵11′、第二液压泵21′为，所述第一泵斜板及所述第二泵斜板的斜板角度相对于第一泵轴11s′的轴心及第二泵轴21s′的轴心越小，工作油的排出量越多，各所述斜板角度相对于各所述轴心越大，工作油的排出量越少。另外，在各所述倾斜角度与各所述轴心呈90度时，不排出工作油。

〔液压马达〕

第一液压马达12′及第二液压马达22′分别是利用来自第一液压泵11′及第二液压泵21′的工作油驱动的轴向柱塞型且可变容量型的液压马达。

在第一液压马达12′具有作为第一输出轴的第一马达轴12s′，第一马达轴12s′具有与第一泵轴11s′平行的轴心，向第一传动机构30′输出动力。在第一马达轴12s′上具有第一马达斜板，该第一马达斜板相对于该第一马达轴12s′的轴心的倾斜角度可变。

在第二液压马达22′具有作为第二输出轴的第二马达轴22s′，第二马达轴22s′具有与第二泵轴21s′平行的轴心，向第二传动机构40′输出动力。在第二马达轴22s′上具有第二马达斜板，该第二马达斜板相对于该第二马达轴22s′的轴心的倾斜角度可变。

所述第一马达斜板及所述第二马达斜板构成为，能够利用与驾驶部3′的副变速杆3c′连动的转向装置及液压机构(未图示)，将相对于第一马达轴12s′的轴心或第二马达轴22s′的轴心的倾斜角度从最小倾斜状态无级地变更操作至最大倾斜状态。

根据所述第一马达斜板的所述倾斜角度，改变绕第一马达轴12s′的轴心设置的多个柱塞的活塞量(ピストン量)，使每一定单位工作油下的第一马达轴12s′的转数变化。

根据所述第二马达斜板的所述倾斜角度，改变绕第二马达轴22s′的轴心设置的多个柱塞的活塞量(ピストン量)，使每一定单位工作油下的第二马达轴22s′的转数变化。

第一液压马达12′及第二液压马达22′为，所述第一马达斜板及所述第二马达斜板相对于第一马达轴12s′及第二马达轴22s′的倾斜角度越大，使第一马达轴12s′及第二马达轴22s′进行一定旋转所需的工作油量越多，因此，第一马达轴12s′及第二马达轴22s′的转数越降低。相反，各所述倾斜角度越小，使第一马达轴12s′及第二马达轴22s′进行一定旋转所需的工作油量越少，因此，第一马达轴12s′及第二马达轴22s′的转数越增加。

因此，能够使第一液压泵11′及第二液压泵21′作为主变速机构起作用，使第一液压马达12′及第二液压马达22′作为副变速机构起作用。

〔传动箱〕

传动箱70′由支承第一无级变速机构10′的一侧的分壳体70l′和支承第二无级变速机构20′的另一侧的分壳体70r′构成。分壳体70l′和分壳体70r′利用螺栓等紧固部件(未图示)紧固。如果解除所述紧固部件的紧固，则能够在将第一无级变速机构10′和第二无级变速机构20′安装于传动箱70′的状态下将传动箱70′分开。因此，传动箱70′的内部维护等的作业性良好。

如图13至图15所示，在传动箱70′上具有用于将来自发动机6′的动力向传动箱70′输入的动力输入部8′。在动力输入部8′具有动力输入轴部8s′和动力输入齿轮8g′，动力输入轴部8s′被支承在设置于分壳体70r′的球轴承8r′和设置于分壳体70l′的滚子轴承8l′上，动力输入齿轮8g′与动力输入轴部8s′形成一体。动力输入轴部8s′贯通分壳体70r′而向分壳体70r′的外部延伸出来，在其端部具有带轮8p′。在带轮8p′与设置于发动机6′的输出轴6s′的带轮6p′之间卷绕有带6v′。通过这样的结构，将来自发动机6′的动力经由带6v′向动力输入轴部8s′、即动力输入齿轮8g′传动。

在传动箱70′具有用于将由动力输入部8′输入的动力向第一无级变速机构10′传动的输入中继部9′。输入中继部9′由设置于分壳体70l′的滚子轴承9l′、设置于分壳体70r′的滚子轴承9r′、轴支承于滚子轴承9l′及滚子轴承9r′的输入中继轴部9s′和与输入中继轴部9s′形成一体的输入中继齿轮9g′构成。需要说明的是，输入中继部9′不是动力传动装置7′所必须的结构，在本实施方式中，输入中继部9′是出于确保分壳体70r′中的收纳动力输入轴部8s′的部分与第二无级变速机构20′的第二变速箱24′之间的物理距离从而避免它们彼此干涉的目的而设置的(同时参考图14)。

第一泵轴11s′从图13中的左侧插入于分壳体70l′。第一输入齿轮11g′与第一泵轴11s′花键结合。第一输入齿轮11g′轴支承在设置于分壳体70l′的球轴承11l′和设置于分壳体70r′的球轴承11r′上。

第二泵轴21s′从图13中的右侧插入于分壳体70r′。第二输入齿轮21g′与第二泵轴21s′花键结合。第二输入齿轮21g′轴支承在设置于分壳体70r′的球轴承21r′和设置于分壳体70l′的球轴承21l′上。

如图13至图15所示，输入中继齿轮9g′与第一输入齿轮11g′啮合，第一输入齿轮11g′与第二输入齿轮21g′啮合。因此，来自动力输入齿轮8g′的动力经由输入中继齿轮9g′向第一输入齿轮11g′传动，进一步经由第一输入齿轮11g′向第二输入齿轮21g′传动。也就是说，来自动力输入齿轮8g′的动力不经由第二输入齿轮21g′地向第一输入齿轮11g′传动。

第一马达轴12s′从图13中的左侧插入于分壳体70l′。第一输出齿轮12g′与第一马达轴12s′花键结合。第一输出齿轮12g′的左端部轴支承在设置于分壳体70l′的球轴承12l′上，第一输出齿轮12g′的构成为轴状的右端部隔有间隙地插入到形成于后述的第二输出齿轮22g′的中空部中，并且，轴支承在设置于所述右端部与所述中空部之间的滚针轴承12m′上。

第二马达轴22s′从图13中的右侧插入于分壳体70l′。第二输出齿轮22g′与第二马达轴22s′花键结合。第二输出齿轮22g′的右端部被轴支承在设置于分壳体70r′的球轴承22r′上，第一输出齿轮12g′的所述右端部隔有间隙地插入于所述中空部中，并且轴支承于滚针轴承12m′上。

如上所述，第一输出齿轮12g′和第二输出齿轮22g′构成为能够在同一个旋转轴心上分别独立地旋转。

〔检查盖〕

如图13及图17至图19所示，在分壳体70l′上具有检查口70h′。利用螺栓等紧固部件(未图示)将检查盖75′拆装自如地设置于检查口70h′。

检查盖75′由覆盖检查口70h′的盖部751′和从盖部751′的周缘一体地延伸出来的圆筒部752′构成。在圆筒部752′的外周一体地设置有凸缘部753′。在将检查盖75′以使圆筒部752′插入于检查口70h′而进行异形嵌合(接头嵌合(インロー嵌合))的方式设置于检查口70h′时，凸缘部753′与检查口70h′的周缘抵接而密封检查口70h′。

〔第一传动机构及第二传动机构〕

如图13及图16所示，第一传动机构30′从第一无级变速机构10′至行驶装置1l′具有多级第一齿轮组(中继齿轮31g′－36g′)。第二传动机构40′从第二无级变速机构20′至行驶装置1r′具有多级第二齿轮组(中继齿轮41g′－46g′)。第一齿轮组(中继齿轮31g′－36g′)中的所述齿轮间的变速比和第二齿轮组(中继齿轮41g′－46g′)中的所述齿轮间的变速比被设定为相同。

中继齿轮31g′经由滚子轴承31l′旋转自如地轴支承于中继轴31s′，该中继轴31s′的左端侧支承于分壳体70l′的内壁，右端侧支承于分壳体70r′的内壁，并且，中继齿轮31g′与第一输出齿轮12g′及中继齿轮32g′啮合，将第一输出齿轮12g′的旋转向中继齿轮32g′传动。

中继齿轮41g′经由滚子轴承41r′旋转自如地轴支承于中继轴31s′，并且，中继齿轮41g′与第二输出齿轮22g′及中继齿轮42g′啮合，将第二输出齿轮22g′的旋转向中继齿轮42g′传动。

中继齿轮32g′与中继齿轮33g′花键结合，中继齿轮33g′经由滚针轴承33l′及滚针轴承33r′旋转自如地轴支承于中继轴42s′。因此，中继齿轮32g′与中继齿轮33g′一体地旋转。

中继齿轮32g′与中继齿轮31g′啮合，中继齿轮33g′与中继齿轮34g′啮合。因此，来自中继齿轮31g′的动力经由中继齿轮32g′及中继齿轮33g′向中继齿轮34g′传动。

中继齿轮42g′与中继轴42s′花键结合，中继轴42s′被轴支承在设置于分壳体70l′(在本实施方式中是检查盖75′)的球轴承42l′和设置于分壳体70r′的球轴承42r′上。中继齿轮43g′与中继齿轮42g′的右侧邻接并与中继轴42s′花键结合。因此，中继齿轮42g′与中继齿轮43g′一体地旋转。

中继齿轮42g′与中继齿轮41g′啮合，中继齿轮43g′与中继齿轮44g′啮合。因此，来自中继齿轮41g′的动力经由中继齿轮42g′及中继齿轮43g′向中继齿轮44g′传动。

中继齿轮34g′与中继轴34s′花键结合。中继齿轮35g′与中继齿轮34g′的右侧邻接并与中继轴34s′花键结合。中继轴34s′的左端部被轴支承在设置于分壳体70l′的球轴承34l′上，右端部隔有间隙地插入于有底圆筒体45c′的开口部45o′中，并且被作为中间轴承的滚针轴承34m′及滚针轴承34r′相对旋转自如地轴支承于有底圆筒体45c′中，所述有底圆筒体45c′在所述各图中的左侧具有开口部45o′并且在所述各图中的右侧具有底部45b′，所述滚针轴承34m′及滚针轴承34r′设置在中继轴34s′与有底圆筒体45c′之间。因此，中继齿轮34g′与中继齿轮35g′一体地旋转。

中继齿轮34g′与中继齿轮33g′啮合，中继齿轮35g′与中继齿轮36g′啮合。因此，来自中继齿轮33g′的动力经由中继齿轮34g′及中继齿轮35g′向中继齿轮36g′传动。

中继齿轮45g′设置于有底圆筒体45c′的外周面。中继齿轮44g′与有底圆筒体45c′的外周面花键结合。有底圆筒体45c′的内周面经由滚针轴承34m′及滚针轴承34r′轴支承于插入开口部45o′中的中继轴34s′上，并且有底圆筒体45c′的外周面被轴支承在设置于分壳体70r′的球轴承45r′上。因此，中继齿轮44g′与中继齿轮45g′一体地旋转。

中继齿轮44g′与中继齿轮43g′啮合，中继齿轮45g′与中继齿轮46g′啮合。因此，来自中继齿轮43g′的动力经由中继齿轮44g′及中继齿轮45g′向中继齿轮46g′传动。

中继齿轮36g′的轮毂部36b′与行驶装置1l′的车轴1ls′花键结合。需要说明的是，车轴1ls′被轴支承在设置于分壳体70l′的球轴承1lr′上。中继齿轮36g′的轮毂部36b′被轴支承在设置于分壳体70l′的球轴承36l′上。中继齿轮36g′与中继齿轮35g′啮合。因此，来自中继齿轮35g′的动力经由中继齿轮36g′向车轴1ls′传动。在车轴1ls′的前端部具有驱动轮1lw′，通过车轴1ls′的旋转而使驱动轮1lw′旋转，使卷绕于驱动轮1lw′的履带(未图示)旋转。

中继齿轮46g′的轮毂部46b′与行驶装置1′的车轴1rs′花键结合。需要说明的是，车轴1rs′被轴支承在设置于分壳体70r′的球轴承1rl′上。中继齿轮46g′的轮毂部46b′的外周部被轴支承在设置于分壳体70r′的球轴承46r′上，内周部被轴支承在设置于其与车轴1ls′之间的球轴承46l′上。在中继齿轮36g′与球轴承46l′之间设置有套筒36c′。中继齿轮46g′与中继齿轮45g′啮合。因此，来自中继齿轮45g′的动力经由中继齿轮46g′向车轴1rs′传动。在车轴1rs′的前端部具有驱动轮1rw′，通过车轴1rs′的旋转而使驱动轮1rw′旋转，使卷绕于驱动轮1rw′的履带(未图示)旋转。

在现有的联合收割机的动力传动装置中，左右的最终级的中继齿轮(设置于与本发明中的中继齿轮36g′及中继齿轮46g′相当的位置的齿轮)为悬臂支承于各自的车轴(设置于与本发明中的车轴1ls′及车轴1rs′相当的位置的车轴)的结构。

因此，在对悬臂支承的中继齿轮施加了较大的负荷的情况下，该中继齿轮有可能发生倾斜，如果该中继齿轮发生了倾斜，则该中继齿轮与其上一级的中继齿轮之间的啮合变差，动力传动损失变大。为了克服这样的不良情况，需要进行凸面加工等用于改善齿接触的加工。

在本发明的动力传动装置7′中，因为车轴1ls′的右端部和车轴1rs′的左端部分别构成为以转动自如的状态支承载荷，所以能够抑制中继齿轮36g′及中继齿轮46g′发生倾斜的可能。因此，不需要在悬臂支承的结构的情况下进行的用于改善齿接触的加工。

〔旋转传感器〕

在本发明的动力传动装置7′中，为了分别个别监视第一传动机构30′的动力传动状态和第二传动机构40′的动力传动状态，分壳体70l′上具有第一旋转传感器71′，分壳体70r′上具有第二旋转传感器72′。作为第一旋转传感器71′及第二旋转传感器72′，优选可例示出旋转变压器式旋转传感器。

在中继轴34s′的左端部一体地具有第一轴状部34n′，该第一轴状部34n′在形成于分壳体70l′的第一通孔73′中穿过。第一旋转传感器71′检测第一轴状部34n′的旋转。

在有底圆筒体45c′的底部45b′一体地具有第二轴状部45n′，该第二轴状部45n′在形成于分壳体70r′的第二通孔74′中穿过。第二旋转传感器72′检测第二轴状部45n′的旋转。

根据以上结构，第一传动机构30′及第二传动机构40′能够将来自第一无级变速机构10′及第二无级变速机构20′的动力分别独立地向行驶装置1l′、1r′传动，通过操作驾驶部3′的转向杆3s′，联合收割机100′自如地进行直行、转向、停止等。

如果对转向杆3s′进行直行(前进、后退)操作，则所述转向装置使第一液压泵11′的所述第一泵斜板和第二液压泵21′的所述第二泵斜板倾转为：与第一泵轴11s′及第二泵轴21s′分别所呈的角度的绝对值相同，并且第一液压马达12′的第一马达轴12s′的旋转方向与第二液压马达22′的第二马达轴22s′的旋转方向为相同方向。需要说明的是，所谓第一马达轴12s′的旋转方向和第二马达轴22s′的旋转方向为相同方向，是指在第一输出齿轮12g′在从第一马达轴12s′侧观察时顺时针旋转时，第二输出齿轮22g′在从第二马达轴22s′侧观察时逆时针旋转，或者，在第一输出齿轮12g′在从第一马达轴12s′侧观察时逆时针旋转时，第二输出齿轮22g′在从第二马达轴22s′侧观察时顺时针旋转。由此，从第一马达轴12s′及第二马达轴22s′输出的动力经由第一无级变速机构10′及第二无级变速机构20′向行驶装置1l′、1r′传动，行驶装置1l′、1r′为相同速度，两者都向前进方向或后退方向驱动，联合收割机100′直行(前进、后退)。

另外，例如在联合收割机100′正在直行行驶时，如果对转向杆3s′进行了转向(左转向、右转向)操作，则所述转向装置使第一液压泵11′的所述第一泵斜板或第二液压泵21′的所述第二泵斜板中的任一者维持当前的倾斜角度，使另一者以使排出量变少的方式倾转。由此，第一液压马达12′或第二液压马达22′中的任一者的转数降低，其结果是，联合收割机100′转向。需要说明的是，通过仅使第一液压泵11′的所述第一泵斜板与第一泵轴11s′所呈的角度或第二液压泵21′的所述第二泵斜板与第二泵轴21s′所呈的角度中的任一者为0度，来自对应的液压泵的工作油的排出量变为零，动力从对应的液压马达的输出停止，因此，对应的行驶装置1′停止，联合收割机100′以该停止的行驶装置1′为中心原地转向。

如果对转向杆3s′进行了中心转向(左转向、右转向)操作，则所述转向装置使第一液压泵11′的所述第一泵斜板和第二液压泵21′的所述第二泵斜板倾转为：与第一泵轴11s′及第二泵轴21s′分别所呈的角度的绝对值相同，并且第一液压马达12′的第一马达轴12s′的旋转方向与第二液压马达22′的第二马达轴22s′的旋转方向为相反方向。需要说明的是，所谓第一马达轴12s′的旋转方向与第二马达轴22s′的旋转方向为相反方向，是指在第一输出齿轮12g′在从第一马达轴12s′侧观察时顺时针旋转时，第二输出齿轮22g′在从第二马达轴22s′侧观察时顺时针旋转，或者，在第一输出齿轮12g′在从第一马达轴12s′侧观察时逆时针旋转时，第二输出齿轮22g′在从第二马达轴22s′侧观察时逆时针旋转。由此，从第一马达轴12s′及第二马达轴22s′输出的动力经由第一无级变速机构10′及第二无级变速机构20′向行驶装置1l′、1r′传动，行驶装置1l′、1r′为相同速度，一者向前进方向驱动，另一者向后退方向驱动，联合收割机100′就地进行中心转向。

此外，第一齿轮组(中继齿轮31g′－36g′)中的所述齿轮间的变速比与第二齿轮组(中继齿轮41g′－46g′)中的所述齿轮间的变速比被设定为相同。因此，在对转向杆3s′进行了直行操作时，第一无级变速机构10′及第二无级变速机构20′将从相同的发动机6′传动输入的相同大小的动力以设计上相同的方式变速后，以相同的大小向左右的行驶装置1′输出，使车轴1ls′与车轴1rs′以相同转数旋转。

但是，实际上往往会因为第一无级变速机构10′和第二无级变速机构20′的个体差异、第一无级变速机构10′及第二无级变速机构20′中的漏油、第一传动机构30′的动力传动损失与第二传动机构40′的动力传动损失的差异等，而导致车轴1ls′和车轴1rs′产生转数差。如果产生了这样的转数差，则无论是否对转向杆3s′进行了直行操作，联合收割机100′都不会进行直行行驶，而是会进行转向。

为了纠正这个问题，动力传动装置7′在传动箱70′上设置了离合器机构50′，该离合器机构50′能够在对转向杆3s′进行了直行操作时使车轴1ls′与车轴1rs′的转数一致。

〔离合器机构〕

在本实施方式中，离合器机构50′使第一齿轮组(中继齿轮31g′－36g′)及第二齿轮组(中继齿轮41g′－46g′)中的中继齿轮33g′(及中继齿轮32g′)的转数与中继齿轮43g′(及中继齿轮42g′)的转数一致。

中继轴42s′以能够相对旋转的方式支承中继齿轮32g′及中继齿轮33g′并且以不能相对旋转的方式支承中继齿轮42g′及中继齿轮43g′，该中继轴42s′是离合器机构50′所具有的锁止轴51′。需要说明的是，锁止轴51′构成为左端部从检查口70h′向外方突出的长度，对锁止轴51′的左端部进行支承的球轴承42l′设置在检查盖75′的盖部751′的内表面。

中继齿轮33g′(及中继齿轮32g′)及中继齿轮43g′(及中继齿轮42g′)在第一齿轮组(中继齿轮31g′－36g′)及第二齿轮组(中继齿轮41g′－46g′)中与例如中继齿轮34g′及中继齿轮44g′等相比是高旋转、低转矩。因此，与使中继齿轮34g′的转数和中继齿轮44g′的转数一致的情况相比，能够简化离合器机构50′的构造。

以下对离合器机构50′进行详细说明。如图17至图19所示，在离合器机构50′中，在锁止轴51′上具有离合器拨叉52′和锁止离合器53′，离合器拨叉52′以能够沿锁止轴51′的轴心方向滑动且能够相对旋转的方式设置，锁止离合器53′设置在锁止轴51′与中继齿轮33g′之间，锁止轴51′和中继齿轮33g′构成为能够切换为连结状态(参照图18)或非连结状态(参照图17)。

离合器拨叉52′具有支承部52a′、第一凸缘状部52b′、筒状部52c′和第二凸缘状部52d′，支承部52a′通过花键结合的方式以能够沿锁止轴51′的轴心方向滑动且不能相对旋转的方式设置于锁止轴51′，第一凸缘状部52b′从支承部52a′向锁止轴51′的径向外侧延伸，筒状部52c′从第一凸缘状部52b′的外缘沿锁止轴51′的轴心方向以包围中继齿轮33g′的方式延伸，第二凸缘状部52d′从筒状部52c′的前端向锁止轴51′的径向外侧延伸。

筒状部52c′具有第一支承部和第二支承部，第一支承部在筒状部52c′的内周面通过花键结合的方式以能够沿锁止轴51′的轴心方向滑动且不能相对旋转的方式支承后述的第一外侧摩擦板53o′，第二支承部在筒状部52c′的外周面通过花键结合的方式以能够沿锁止轴51′的轴心方向滑动且不能相对旋转的方式支承后述的第二内侧摩擦板63i′。

在第一凸缘状部52b′，在筒状部52c′侧的面上具有按压面52e′，所述按压面52e′是为了限制第一内侧摩擦板53i′的移动，而用于将第一内侧摩擦板53i′和第一外侧摩擦板53o′压接在所述按压面52e′与设置于中继齿轮33g′侧的受压部件54′之间。

在第二凸缘状部52d′，在筒状部52c′侧的面上具有受压面52f′，所述受压面52f′用于将第二内侧摩擦板63i′和后述的第二外侧摩擦板63o′压接在所述受压面52f′与后述的制动器拨叉62′之间。

所述第一支承部和所述第二支承部设置在隔着构成筒状部52c′的周壁而彼此对置的位置。由此，能够在锁止轴51′的轴心方向上紧凑地构成离合器机构50′及驻车制动机构60′。

在锁止轴51′与离合器拨叉52′之间，设置有向与锁止轴51′分离的方向对离合器拨叉52′施力的施力机构55′。施力机构55′是设置在设置于锁止轴51′的挡圈与离合器拨叉52′的支承部52a′之间的压缩螺旋弹簧。通过施力机构55′，对离合器拨叉52′向远离挡圈的方向施力。

锁止离合器53′以如下方式构成：在受压部件54′与按压面52e′之间，设置于中继齿轮33g′侧的多个第一内侧摩擦板53i′和设置于离合器拨叉52′侧的多个第一外侧摩擦板53o′交替配置。

〔第一内侧摩擦板〕

第一内侧摩擦板53i′在内缘部形成有与中继齿轮33g′的外侧花键部啮合的齿部，第一内侧摩擦板53i′以不能相对于中继齿轮33g′旋转、且能够在沿着中继齿轮33g′的旋转轴心的方向上移动的方式外嵌于中继齿轮33g′。也就是说，第一内侧摩擦板53i′能够相对于锁止轴51′旋转。

〔第一外侧摩擦板〕

第一外侧摩擦板53o′在外缘部形成有与离合器拨叉52′的内侧花键部啮合的齿部，第一外侧摩擦板53o′以不能相对于离合器拨叉52′旋转、且能够在沿着离合器拨叉52′的旋转轴心的方向上移动的方式内嵌于离合器拨叉52′。也就是说，第一外侧摩擦板53o′不能相对于锁止轴51′旋转。

在交替设置的多个第一内侧摩擦板53i′与第一外侧摩擦板53o′之间，也可以具有向扩大相邻的摩擦板彼此的间隙的方向施加弹性力的弹性部件(未图示)。由此，在第一内侧摩擦板53i′与第一外侧摩擦板53o′不压接时，相邻的摩擦板彼此分离，可抑制其磨损。

在分壳体70l′上具有按压机构56′，所述按压机构56′用于从构成锁止离合器53′的第一内侧摩擦板53i′和第一外侧摩擦板53o′分离的状态向压接的状态切换，即用于从非连结状态向连结状态切换。

按压机构56′由形成于分壳体70l′、在本实施方式中形成于检查盖75′的盖部751′的内表面的缸体56s′和设置于缸体56s′的活塞56p′构成。

根据转向杆3s′的操作，利用从未图示的液压回路向缸体56s′供给的压力油使活塞56p′动作。需要说明的是，液压回路构成为具有利用发动机6′的动力进行驱动的液压泵等。因此，利用由该液压回路向缸体56s′供给的压力油而动作的活塞56p′是本发明的操作机构。

第一内侧摩擦板53i′与第一外侧摩擦板53o′的连结状态及非连结状态根据按压机构56′产生的液压力的大小与施力机构55′的施加力的大小之间的关系而确定。如果所述液压力比施加力大，则第一内侧摩擦板53i′与第一外侧摩擦板53o′压接，成为连结状态。

通过逐渐减弱按压机构56′的按压力，第一内侧摩擦板53i′和第一外侧摩擦板53o′逐渐开始滑动，最终滑动变大，完成第一内侧摩擦板53i′及第一外侧摩擦板53o′从连结状态向非连结状态的转移。

在非连结状态时，如果按压机构56′的按压力逐渐变强，则第一内侧摩擦板53i′和第一外侧摩擦板53o′逐渐减小滑动，最终压接，完成第一内侧摩擦板53i′及第一外侧摩擦板53o′从非连结状态向连结状态的转移。

这样，能够将第一内侧摩擦板53i′和第一外侧摩擦板53o′之间的滑动用于切换第一内侧摩擦板53i′和第一外侧摩擦板53o′，因此在从连结状态向非连结状态转移时及从非连结状态向连结状态转移时很少发生碰撞等，能够顺畅地切换。

需要说明的是，在转向杆3s′的直行操作时，为了使第一内侧摩擦板53i′和第一外侧摩擦板53o′不产生滑动，离合器机构50′需要较大的压接力。假设通过压缩螺旋弹簧的施加力获得该较大的压接力，则在联合收割机100′的转向操作时，为了从连结状态向非连结状态转移时及维持非连结状态，需要克服压缩螺旋弹簧的很强的施加力，会导致按压机构56′所要求的按压力增大。因此，会导致按压机构56′及施力机构55′的大型化。

相比之下，如上所述，离合器机构50′采用了能够在转向杆3s′的直行操作时将按压机构56′的按压力用于使第一内侧摩擦板53i′和第一外侧摩擦板53o′压接、在联合收割机100′的转向操作时将施力机构55′的作用力用于使第一内侧摩擦板53i′和第一外侧摩擦板53o′分离的结构，因此，能够减小按压机构56′及施力机构55′所要求的按压力及施加力。因此，能够使按压机构56′及施力机构55′紧凑。

根据以上结构，如果对转向杆3s′进行了直行(前进、后退)操作，则向按压机构56′的缸体56s′供给压力油，活塞56p′从缸体56s′进入，使离合器拨叉52′向右方移动，第一内侧摩擦板53i′与第一外侧摩擦板53o′压接，中继齿轮33g′和锁止轴51′成为连结状态。由此，中继齿轮33g′与中继齿轮43g′一体地旋转。即使产生第一无级变速机构10′与第二无级变速机构20′的个体差异、第一传动机构30′与第二传动机构40′的个体差异、动力传动损失的差异、施加于左右的行驶装置1l′、1r′的负荷所引起的漏油等，也能在动力传动路径上使中继齿轮33g′的转数与中继齿轮43g′的转数强制一致，因此能够提高对联合收割机100′进行直行操作时的直行性。

如果对转向杆3s′进行了转向(左转向、右转向)操作，则停止向按压机构56′的缸体56s′供给压力油，通过施力机构55′施加力使离合器拨叉52′向左方移动，第一内侧摩擦板53i′与第一外侧摩擦板53o′分离，锁止轴51′与中继齿轮33g′成为非连结状态。由此，中继齿轮33g′和中继齿轮43g′彼此独立地旋转。因此，在转向操作时，联合收割机100′能够顺畅地转向。

需要说明的是，转向杆3s′的转向操作量(杆角)与用于使第一内侧摩擦板53i′和第一外侧摩擦板53o′压接的活塞56p′的移动量并不限于以线性形式变化的结构，也可以以二次曲线的形式变化。也就是说，例如，还可以设定为：随着转向杆3s′的转向操作量变大，由活塞56p′带来的压接力减弱。另外，也可以根据驾驶员的喜好，自由选择转向杆3s′的转向操作量(杆角)与活塞56p′的移动量之间的关系。

〔驻车制动机构〕

而且，动力传动装置7′在检查盖75′的内部具有用于对行驶装置1′进行制动的驻车制动机构60′。

驻车制动机构60′具有设置于离合器拨叉52′与传动箱70′之间的制动离合器63′、将制动离合器63′切换为连结状态(参照图19)或非连结状态(参照图17)的制动器拨叉62′和用于使制动器拨叉62′与制动踏板3p′的操作连动地进行动作的制动器动作部61′，构成为能够将锁止轴51′间接地切换为制动状态(参照图19)或非制动状态(参照图17)。

制动离合器63′以如下方式构成：在设置于制动器拨叉62′侧的环状的按压部件65′与离合器拨叉52′的受压面52f′之间，设置于离合器拨叉52′侧的多个第二内侧摩擦板63i′和设置于分壳体70l′侧即本实施方式中设置于检查盖75′的多个第二外侧摩擦板63o′交替地配置。

〔第二内侧摩擦板〕

第二内侧摩擦板63i′在内缘部形成有与离合器拨叉52′的外侧花键部啮合的齿部，以不能相对于离合器拨叉52′旋转、且能够在沿着离合器拨叉52′的旋转轴心的方向上移动的方式外嵌于离合器拨叉52′。也就是说，第二内侧摩擦板63i′不能相对于锁止轴51′旋转。

〔第二外侧摩擦板〕

第二外侧摩擦板63o′在外缘部形成有与检查盖75′的圆筒部752′的内侧花键部啮合的齿部，以不能相对于检查盖75′旋转、且能够在沿着检查盖75′的圆筒部752′的轴心上移动的方式内嵌。也就是说，第二外侧摩擦板63o′不能相对于检查盖75′旋转。

需要说明的是，在交替设置的多个第二内侧摩擦板63i′与第二外侧摩擦板63o′之间，也可以具有向扩大相邻的摩擦板彼此的间隙的方向施加弹性力的弹性部件(未图示)。由此，在第二内侧摩擦板63i′与第二外侧摩擦板63o′不压接时，相邻的摩擦板彼此分离，可抑制其磨损。

制动器拨叉62′是在收纳在检查盖75′的内部的状态下，绕与锁止轴51′的轴心相同的转动轴心转动自如、且在使第二内侧摩擦板63i′与第二外侧摩擦板63o′压接的方向上移动自如的部件，具有盘状部62a′和筒状部62b′，盘状部62a′以与盖部751′的内表面对置的方式配置于包围球轴承42l′的位置，筒状部62b′从盘状部62a′的周缘沿锁止轴51′的轴心方向延伸。需要说明的是，通过用于使第二内侧摩擦板63i′与第二外侧摩擦板63o′分离的所述弹性部件的弹性力，对制动器拨叉62′向检查盖75′的盖部751′侧施力。

在检查盖75′上设置有工作臂61a′，该工作臂61a′相对于检查盖75′转动自如，以使制动器拨叉62′以所述转动轴心为中心转动。

工作臂61a′的一端部经由制动器缆线61w′与制动踏板3p′连接，在工作臂61a′的另一端部设置有摆动轴61s′，所述摆动轴61s′具有与锁止轴51′的旋转轴心平行的摆动轴心，并且沿厚度方向贯通检查盖75′。在摆动轴61s′上，在其与检查盖75′之间设置有扭簧(未图示)，利用该扭簧对工作臂61a′摆动施力，以使工作臂61a′返回中立位置。

而且，如图20至图22所示，摆动轴61s′的前端部形成为扇形柱状，在其一面形成有动作面61c′。与之相对，在制动器拨叉62′上，形成有供摆动轴61s′的动作面61c′抵接的抵接面62c′。

根据这样的构造，如果摆动轴61s′转动，则来自动作面61c′的操作力向制动器拨叉62′的抵接面62c′传递，使制动器拨叉62′以摆动轴心为中心摆动。

另外，在检查盖75′与制动器拨叉62′之间具有滚珠凸轮构(ボールカム機構)64′，所述滚珠凸轮机构64′用于将工作臂61a′相对于检查盖75′的摆动动作转换为制动器拨叉62′的转动及直行动作。

滚珠凸轮机构64′由旋转自如地保持于检查盖75′的盖部751′的多个滚珠64b′和形成于制动器拨叉62′的凸轮槽64g′构成。凸轮槽64g′形成为沿盘状部62a′的转动方向延伸且沿所述转动方向的下游侧变浅。

如果摆动轴61s′伴随着工作臂61a′的操作而转动，则动作面61c′按压抵接面62c′而使制动器拨叉62′以转动轴心为中心而转动。如果制动器拨叉62′在检查盖75′内沿规定方向从图20所示的状态向图21所示的状态转动，则随着凸轮槽64g′的深度变浅，滚珠64b′使制动器拨叉62′从检查盖75′分离，即，使制动器拨叉62′沿转动轴心抵抗所述弹性部件的弹性力向右方移动。

最终，制动器拨叉62′经由按压部件65′在其与离合器拨叉52′的受压面52f′之间将第二内侧摩擦板63i′和第二外侧摩擦板63o′压接。

与此同时或在此前后，来自制动器拨叉62′的按压力经由所述弹性部件使离合器拨叉52′向右方移动，离合器拨叉52′在按压面52e′与受压部件54′之间将第一内侧摩擦板53i′和第一外侧摩擦板53o′压接。

如上所述，通过操作制动踏板3p′，制动离合器63′及锁止离合器53′成为连结状态，结果，锁止轴51′成为不能旋转的状态即制动状态。

通过利用驻车制动机构60′使锁止轴51′为制动状态，从而使第一传动机构30′及第二传动机构40′不能进行动力的传动。即，对行驶装置1l′、1r′进行驻车制动。

通过制动踏板3p′的操作，制动器拨叉62′使制动离合器63′为连结状态，与此连动地，离合器拨叉52′将锁止离合器53′切换为连结状态，锁止轴51′被切换为不能旋转的状态，即第一传动机构30′及第二传动机构40′被切换为制动状态。

如上所述，由于与驻车制动机构60′的操作连动地操作离合器机构50′，所以可同时制动第一传动机构30′及第二传动机构40′，因此，动力传动装置7′可以不使第一传动机构30′和第二传动机构40′这两者都具有驻车制动机构60′。

另外，如本实施方式那样，通过将离合器机构50′及驻车制动机构60′一体地形成组件并将其组装于检查盖75′的结构，在从分壳体70l′拆下检查盖75′时，能够一并拆下组件化的离合器机构50′及驻车制动机构60′，所以容易进行检查作业和更换作业。

根据以上结构，能够实现一种直行操作时的直行性较高、在转向操作时能够顺畅地转向的紧凑的动力传动装置7′。

本发明除了能够用于具有履带式行驶装置的作业装置的动力传动装置以外，还能够用于具有车轮式行驶装置的作业装置的动力传动装置、具有将履带和车轮相结合的方式的行驶装置的作业装置的动力传动装置。另外，本发明除了能够用于半喂入型联合收割机的动力传动装置以外，还能够用于全喂入型联合收割机、拖拉机、插秧机等农用作业装置的动力传动装置、反铲铲土机或轮式装载机等建设用作业装置的动力传动装置。