CN100540956C - 变速器和等速附件传动 - Google Patents

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Abstract

本发明涉及一种有限变化速比的行星球变速器以及一种利用该变速器的等速附件传动系统，该变速器包括与可移动的内座圈(23)和外座圈(26)滚动接触的行星部件(15)。该变速器在大约0.3至1.0的速比之间是可有限变化的。变速器输入轴(11)通过传动带(B1)连接至初级驱动器例如汽车发动机曲轴。该变速器包括至少一个输出轴(22)，该输出轴与输入轴(11)同心。一个处理器分析曲轴速度并且相应地用连接至蜗杆传动机构(90)的步进电动机(96)调整速比，以无论曲轴速度如何均保持恒定的输出速度。

Description

变速器和等速附件传动
技术领域
本发明涉及一种变速器和一种利用该变速器的等速传动，更具体地，本发明涉及一种具有多个与内和外座圈滚动接触的行星部件的有限变化速比的行星球变速器和一种用于使发动机附件基本上以等速进行工作的带传动的等速附件传动。
背景技术
汽车发动机总体上包括一定的附件，它们在发动机和汽车的工作中使用。这些附件可以包括动力转向泵、空调压缩机、交流发电机、机油泵、燃油泵等。这些附件总体上被缠绕的带驱动。缠绕的带啮合各附件上的以及发动机曲轴上的皮带轮。发动机曲轴提供力矩以驱动附件。
由于带被曲轴驱动，所以它必然在汽车的加速和减速过程中受支配于发动机速度的变化。换言之，附件的工作速度直接成比例于发动机的速度。发动机速度的变化引起附件的效率差的工作，因为每个附件必须设计成在整个发动机速度范围内满意地工作。这必然意味着效率低于对于大部分速度范围的最优情况。
代表性的现有技术是1990年Kumm的美国专利No.4,969,857，它公开了一种变速附件传动机构，该传动机构具有驱动可变直径皮带轮的扁平带，其中，一个固定至可变直径皮带轮的固定直径皮带轮用于驱动其它耦联至附件的带。
也有代表性的现有技术是1981年McIntosh的美国专利No.4,305,488，它公开了一种汽车附件传动组件，该组件使一个增速行星齿轮组结合于发动机驱动的承载输入端。
Kumm的专利代表了一种对问题的特别复杂的响应，它要求在CVT皮带轮中的多个分件，它们必须同步地工作以合适地完成任务。另外，Kumm的专利不用多肋带工作，而多肋带是附件传动中的卓越的驱动器。
简单的行星球式无级变速器期望用于减小附件传动系统的可能的失败模式以及用于提高寿命。
代表性的现有技术是2002年Milner的美国专利No.6,461,268 B1，它公开了一种无级变速器，该类型具有与径向内和外座圈滚动接触的行星部件，各座圈包括两个轴向分开的部件，带有用于有选择地改变一个座圈的两个部件的轴向间隔的控制装置。
所需要的是一种等速附件传动，它在使用具有自锁传动机构的有限变化速比的行星球式变速器的同时以基本上等速驱动带传动附件。本发明满足这种需要。
发明内容
本发明的首要的方面在于提供一种等速附件传动，它在使用具有自锁传动机构的有限变化速比的行星球式变速器的同时以基本上等速驱动带传动附件。
本发明的其它方面通过对本发明的下列描述以及附图指出或者变得显而易见。
本发明包括一种有限变化速比的行星球式变速器和一种利用该变速器的等速附件传动系统，该变速器包括与径向内和外座圈滚动接触的行星部件。该变速器在大约0.3至1.0的速比之间是可有限变化的。变速器输入轴通过传动带连接至初级驱动器例如汽车发动机曲轴。该变速器包括至少一个输出轴，该输出轴与输入轴同心。输出皮带轮固定至输出轴。带啮合在输出皮带轮与各发动机附件之间。变速器输出轴的第二端可以直接耦联至安装在变速器上的发动机附件。一个包括在内的控制系统传感曲轴速度。一个处理器分析曲轴速度并且相应地用连接至蜗杆传动机构的步进电动机调整速比，以无论曲轴速度如何均保持恒定的输出速度。
附图说明
下面借助于附图描述本发明的优选的实施形式，并且与说明书一起用于解释本发明的原理，附图结合于说明书中并且形成说明书的一部分。
图1等速附件传动系统的示意图。
图2变速器的横截面图。
图3最大速比的座圈的局部横截面图。
图4最小速比的座圈的局部横截面图。
图5座圈的局部横截面图。
图6行星架的局部横截面图。
图7从动组件的横截面图。
图8壳体和外座圈的详图。
图9外座圈传动的详图。
图10变速器的横截面图。
图11串联的实施形式的透视图。
图12串联的实施形式的局部透视图。
图13控制系统的框图。
图14改善的汽车性能的图表。
图15与曲轴速度相比的附件速度的图表。
图16与对于现有技术的比例地受驱动的系统的曲轴速度相比的附件速度的图表。
图17变速器的速比的图表。
图18示例的欧洲行驶循环的图表。
具体实施方式
本发明系统包括显著减小从动附件的寄生能量损失的等速附件传动(CSAD)。该系统引起显著提高的汽车性能和操纵性能，包括汽车驱动输出力矩和燃油经济性的提高。
本系统包括用于带传动发动机附件系统中的有限变化速比的行星部件变速器，它允许在发送机并且因此曲轴速度连续变化时发动机附件以基本上等速进行工作。通过维持附件带传动机构在一个满足汽车所有需要的最小速度下，即交流发电机提供所需电流并且空调提供所需冷却的最小速度，该系统显著减小施加在发动机上的附件力矩负载。这使得更多的输出力矩可用于汽车推进或者降低维持汽车等速所需的节气门量(能量)。考虑到各附件皮带轮的直径的不同，当最小附件从动速度低于曲轴速度时，实现最优的情况。为了显示本发明的等速附件传动系统的优点，汽车加速和燃油消耗描述为性能的指示元素。
图1显示等速附件传动系统的总体布置。主动皮带轮A连接到初级动力器例如汽车内燃机的曲轴。内燃机实例不作为限制，因为本发明的系统也可用于想要控制或改变相对于主动速度的从动部件速度的几乎任何情况下。
从动皮带轮B是在此描述类型的有限变化变速器1000的输入皮带轮100。第一连续带B1啮合在皮带轮A与B之间，因此在两点传动结构中使主动皮带轮直接地耦联到从动皮带轮。从动皮带轮B的速度直接随着主动皮带轮A的变化而变化。带B1可以包括在本领域中已知的任何带断面，包括多肋的、V带的和锯齿形的。
变速器1000通过输出皮带轮101驱动多个附件皮带轮，该输出皮带轮通过第二连续带B2连接到从动附件，各从动附件包括但不限制于交流发电机ALT、水泵WP、动力转向泵PS。其他附件即空调AC的压缩机，显示直接连接到变速器1000并且因此连接到变速器的输出轴，如在发明书中其他地方描述的。在一种可选择的布置中，空调压缩机不需要直接连接到变速器并且可像其他附件一样与带B2啮合地设置在发动机上的其他地方。
已公开的传动布置使曲轴与各从动附件分离，允许附件的转动速度与曲轴速度无关地由变速器改变。按这种方式使附件分离用于提高附件和发动机的效率。
带张紧器T用于张紧带B2，以便于力矩从变速器输出到各附件。张紧器T也可包括减震器，该减震器包括如在本领域中已知的非对称式减震器。
在此描述的变速机构非常紧凑并且是高效率的。这种设计完全不需要或者用于变速器润滑或者用于其控制的加压的液压回路。
有限变化速比的变速器的说明
图2显示变速器的横截面图及其有利的双输出特性。变速器1000包括总体上已知作为无级变速器(CVT)的类型的装置。该变速器包括与径向内和外座圈处于滚动接触的行星部件。每个座圈包括两个轴向分开的部件或部分。响应于发动机速度的控制装置用于有选择地改变外座圈的两个部件的轴向间隔并且因此改变与座圈处于滚动接触的行星球部件的径向位置。行星部件的径向位置的变化改变了输出比并且因此改变变速器输出轴的转动速度。
对施加至变速器输入部件的力矩敏感的装置操作以确定内座圈的两个部件的间隔的补偿变化并且因此确定变速器的速比。力矩敏感装置也改变在行星部件与座圈之间的、垂直于它们之间的界面N交换的力。在Milner的美国专利No.6,461,268中更完整地描述了该变速器，其公开内容的全部通过引用的方式结合在此。
图2描述的变速器有时也称为变化器或有限变化的变速器，该变速器包括壳体5，在该壳体内可转动地安装一个行星架14。行星架14包括部分14a和14b。包括输入轴11的输入主动部件被同轴地安装在行星架14内在轴承12和轴承13上。轴承13可包括任何在本领域中已知的合适的轴承，包括但不限制于球轴承和滚针轴承。卡环86使轴承13保持在行星架部分14b中。压配合环12a使轴承12保持在行星架部分14a中。行星架14可转动地安装在壳体5内在轴承46、47上。轴承46、47可包括任何在本领域中已知的合适的轴承例如球轴承或滚针轴承。卡环85使轴承46保持在行星架部分14b上。
行星架部分14a、14b通过轴16连接在一起。轴16包括螺柱，该螺柱的一端压配合到部分14a内。另一端配合地与部分14b接合并且也可同样包括压配合。
密封76、78使牵引流体保持在变速器内并且防止外部材料侵入变速器内。
部分14a的轴向圆柱形延伸部22构成变速器的两个同轴的输出传动部件或轴之一。另一输出轴102是部分14b的轴向延伸部。人们可看到输出轴22和102以同样的速度转动，因为它们每个都机械地连接到行星架14。
行星架14是使力矩从输入轴11传递到输出轴和皮带轮101的装置。为此，行星架14进一步包括绕输入轴11的轴线在内座圈23a、23b与外座圈26a、26b之间对称布置的四个行星从动部件15。每个行星从动部件15可旋转地被行星架14支撑在行星从动轴16上。每个部件15通过滚针轴承60或任何其他在本领域中已知的合适的轴承可转动地支撑在每个轴16上。每个从动部件15可以响应于每个行星部件25的移动而沿着每个轴16进行轴向移动，见图3。
从动部件15包括一个凹的弧形的断面，该断面近似为两个在其主轴线上同轴地结合的截平的锥形形状，见图7。每个从动部件的锥形形状提供一种使从动部件与球形行星部件25接合的有利方式。即弧形的凹的形状提供在从动部件15的表面与行星部件25的表面之间接触的两点，因此同单点接合相比显著降低了接合力并且从而提高了在高负荷下的耐用性。
现在转向转动组件，输入轴11包括径向内座圈，该内座圈包括两个内座圈部件23a和23b。部件23a形成为轴11的整体部件或者也可包括压配合到轴11上的单独部件。部件23a和23b分别包括弧形表面27a和27b，行星部件25相应在各弧形表面上滚动。
部件23b是一个可调整的部件并且通过一个包括滚珠丝杠螺纹啮合的螺旋式相互啮合装置沿着轴11可进行轴向移动，见图3。滚珠丝杠包括配合的螺纹或螺旋通道37和38，这些螺旋通道具有配合地设置于其中的滚动元件或滚珠39，见图10。螺旋通道37、38和滚珠39可选择地被已知的螺纹啮合代替，例如在部件23b上和输入轴11上的“艾杰克斯铜锡铅轴承合金(ajax)”或“英制梯形(acme)”的螺纹。
利用通道37、38的螺旋形的形状，输入轴11与部件23b在一个方向上的相对转动会使部件23b朝部件23a轴向移动。如果在部件23b与输入轴11之间在相反方向上相对转动，那么内滚道的两个部件23a、23b发生轴向分离。
部件23b通过螺旋式相互啮合装置的偏移部件40保持与行星部件25连续轻微的接触。偏移部件40包括扭转弹簧，并且具有在部件41处与在轴11上的止挡接合的一端和与部件23b接合的另一端。弹簧40处于连续压缩下，使得部件23b轴向沿着轴11并且在轴11上连续地受迫，导致相对的转动运动，该转动运动导致部件23b的相对的轴向移动，因此引起部件23b与行星部件25连续的接合。
外座圈26包括可沿轴向分离的环形的座圈部件26a、26b。外座圈26包括部件26a，该部件具有轴向延伸的圆柱形的部分42，第二径向外座圈部件26b在该圆柱部分内可转动地啮合。部件26a和部件26b通过螺旋式相互啮合装置可转动地连接，这种组合包括用于可选择地改变座圈部件的轴向间隔的装置。即圆柱形部分42的内表面具有螺旋通道43。径向外座圈部件26b是一个可调整的部件并且在其外圆柱表面上具有螺旋通道44。滚动啮合的滚动元件或滚珠48设置在通道43与通道44之间，允许外座圈部件26b相对于部分42转动。通道43、通道44和滚珠48一起形成滚珠丝杠。通道43、44具有的螺距足够粗糙用以及时影响极端情况之间的速比变化，而改变速比的涡轮不需要过度的运动，见图9，然而它不至于粗糙成使接触条件简单地迫使各座圈分开。通道43、44和滚珠48也可由螺纹啮合代替，这种螺纹啮合包括“艾杰克斯铜锡铅轴承合金(ajax)”或“英制梯形(acme)”的螺纹。为影响完全的速比的变化，外座圈部件26b相对于部件26a的角运动或转动大约是150°。
行星部件25沿座圈部件的滚动径迹滚动。内座圈部件23a、23b和外座圈部件26a、26b的滚动径迹分别标记为27a、27b和28a、28b，各滚动径迹在横截面中包括局部圆形的弧形表面，其半径略微大于每个球形行星部件25的半径RS。
在各行星部件25与径迹27a、27b、28a、28b之间的半径差引起在各部件25与各径迹之间的理论点接合。表面27a和27b的曲率半径可被选择成基于部件25在速比改变期间径向移动的速度来提供这种速比改变的期望速度。
部件25与表面27a、27b、28a、28b之间的接触面不应太大，以避免由在两个处于滚动接触的元件之间的液力流体中发展的力引起的所谓的自旋损失。设置在部件23a与23b之间的通道70为在部件25与内和外座圈中循环的牵引流体提供回流路径。
通过促动器和蜗杆传动机构的工作，因施加压力至行星部件25并且从而引起行星部件沿径向朝内朝输入轴11移动并且从而迫使两个内座圈部件23a、23b分开，两个外座圈部件26a、26b的轴向接近控制行星部件的径向位置。这改变了变速器的输出比。扭转弹簧40保证座圈部件23b与部件25连续接合。当然，外座圈部件26a和26b也可以移动分开，因此引起行星部件沿径向移动离开输入轴11，因此通过力矩敏感装置的工作允许部件23a和23b沿轴向彼此相对移动。
座圈部件26a在壳体5内的凹口内旋转，同时沿着平行于轴线X-X的轴向方向移动以用于改变速比。轴线X-X是变速器包括输入轴11、内和外滚道23、26、输出轴22、102转动的公共轴线，以及作为球形行星部件25的转圈路径的中心。座圈部件26b接合壳体5，因此防止部件26b相对于壳体5转动，但是另外在部件26a转动时允许部件26b朝部件26a或远离部件26a轴向移动。
基于力矩敏感机构的工作，变速器也具有固有的单向离合动作。在高的减速度期间，此时构件惯性力矩足够克服摩擦和负载力矩，正常的输出端将成为变速器中的驱动器。这引起在内座圈23b上要被减小的夹紧力并且会存在超速情况。
壳体5在横截面上具有稍微矩形的形状。螺柱71使壳体侧72和壳体侧73与壳体5用螺母74连接，见图8。从壳体5的外表面延伸的冷却片CF可以用于冷却变速器和牵引流体。
壳体5包括储蓄器75，它接收和容纳变速器用的牵引流体。牵引流体系统是未加压的并且相反以外界压力条件进行工作。行星架14旋转，局部地浸没在容纳于储蓄器75中的牵引流体中。在工作期间，牵引流体被扫入到变速器的旋转部分中。牵引流体提供行星部件或球与座圈表面之间所需的摩擦系数。流体绕着行星部件流动并且通过间隙77和内座圈贯通间隙70出来。牵引流体也冷却变速器。
牵引流体可以包括任何这些在本领域中已知的适用于维护的牵引流体，包括
Figure C20048004182600121
50或2500。每种流体是低粘度合成碳氢化合物基的牵引流体，应用在要求高薄膜强度的媒介中。这些流体可从Findett Corporation，8 Governor Drive，St.Charles，MO 63301获得。
壳体5另外包括用于安装至发动机的装置，见图11。
尽管本说明书包括面向汽车的等速附件传动系统，但是应该理解，本发明的变速器可以应用在任何要求在主动设备与从动设备之间设置变速器的应用场合中。在这些情况下，驱动器可以直接以及通过带和皮带轮耦联至变速器的输入轴11。例如但不是限制性的，本发明的变速器可以用在汽车或摩托车动力传动系统的应用中，例如变速器以及料浆泵、水泵、空气和气体压缩机、HVAC、空气处理设备、散料处理泵等。在各种情况下，设备通过一个初级驱动器例如电动机或内燃机驱动。变速器设置在该电动机或发动机与从动设备或动力传动系之间。变速器的连续变化的特性允许从动设备速度的有限的和精确的速度控制。本发明的变速器提供的优点在于，与齿轮类型的变速器相比，为传动系统的要求提供速比的最可能宽的范围。另外，变速器的双输出特性允许设备的两个零件被一个唯一的变速器驱动，同时利用一个唯一的驱动器。如果带用变速器输出端进行驱动，那么从动设备的多个零件可以按不同的速度被驱动。
工作说明
在工作中，输入主动轴11被与皮带轮100啮合的带B1驱动。输入主动轴11的转动引起内座圈23转动并且用内座圈通过滚动接触在表面27a和27b上支承行星部件25，该行星部件在外座圈26的曲面28a和28b上滚动。行星部件25通过它们与径向内和径向外座圈23、26的曲面27a、27b和28a、28b的接触而相应受到约束。由于内座圈部件23a相对于轴11是位置固定的，球形部件25的所有径向和轴向移动都通过部件23a和相对于部件23a确定。因此由每个部件25的中心跟随的路径描绘了一条与表面27a的弧形形状适配的曲线。
该机构作为力矩敏感装置进行工作，它允许补偿可移动的内座圈部件23b相对于固定座圈部件23a的旋转的和轴向的移动。力矩敏感装置包括偏移部件40和螺旋式相互啮合装置37、38、39，它起作用，以反作用于由在径向内座圈23与行星部件15之间的动力的传递而施加的力。力矩敏感装置起作用不仅用于确定内座圈23的各部件的间隔并且因此装置的速比的补偿变化，而且用于改变在行星部件15与座圈之间垂直于它们之间的界面交换的力。
另外，力矩敏感的螺旋的相互啮合的装置反作用于直接的圆周力和具有圆周分力的轴向力。轴向力的圆周分力基本上等于和在符号上相反于由螺旋相互啮合反作用的直接的圆周力。这使得需要施加至控制装置以用于有选择地改变外座圈的两个轴向隔开的部件的轴向间隔以维持或改变变速器速比的力最小。
每个行星部件25也可旋转地与从动部件15接合。部件25的行星运动传送至从动部件15并且经由轴16传送至依次连接于输出轴22和102的行星架14。由于在变速器的速比改变期间，部件25不仅沿径向而且沿轴向相对于轴11运动，每个从动部件15也可轻微地沿轴向在轴承60上沿平行于轴线X-X的方向运动，因此在每个部件25的运动的整个范围内保持与每个部件25的合适的接触。
变速器的速比改变通过径向外座圈部件26a、26b的相对接近或分离的改变来进行影响。这由通过蜗杆传动机构90在外座圈部件26a的一个方向或另一个方向上的转动引起。外座圈部件26a的转动引起要被施加至行星部件25上或大或小的力，所述力迫使各行星部件沿径向向内朝内座圈23移动。由于两个外座圈部件26a、26b被带到一起，所以施加在行星部件25上的力增加。沿径向向内的施加至内座圈23a、23b上的力迫使它们分开，这通过滚珠39在通道37、38内的操作由座圈部件23b相对于轴11的相对转动引起。
当在有限的弧上发生相对移动以补偿调整由行星部件25施加的压力时，除微小的瞬时变化外，座圈部件23b与座圈部件23a以相同的速度转动。更具体地，当被拉力阻碍时，轴11在期望的传动方向上的转动使得座圈部件23b沿轴向接近部件23a，因此在座圈与行星部件25之间的滚动接触的任何间隙被占据，直到由座圈部件23b和传动轴11施加在螺旋相互啮合上的力适配于座圈部件23b与行星部件25之间的反作用力。在该点时，不再发生座圈部件23b相对于座圈部件23a的轴向移动。
速比由座圈部件26a并且依次由行星部件25的径向位置决定。内座圈螺纹37、38和滚珠39的作用是保持与每个行星部件25接触点的切向(牵引)垂直的力(n/f)的比值在一定的范围内。该比值必需足够大，以保证不发生过多的滑动(对于局部润滑至少n/f＝10并且对于完全的液力的润滑直至两倍)，但是不至于大到使垂向力N显著大于所需要的，这会降低装置的效率、最大转矩和寿命。
球形行星部件25的形状非常适合于这种作用，因为在由座圈在图2的平面中(y向)施加的四个圆周接触径向“挤压”力和垂直于图平面(z向)的通过部件中心的驱动力的作用下，这种行星部件处于平衡中，在此无论接触点可以在圆周上的任何位置上，y/z有相同的值。这意味着，内和外座圈y/z值对于变速器的任何速比设置是相等的。作用在内座圈23b上的扭转弹簧40提供足够的预载荷，以保证当力矩从零增加时总是有足够的接触压力用于使力矩敏感机构起作用。
具有端部72和73的壳体5包含可变传动单元的整体但除输入和输出轴以及蜗杆传动机构外，使得整个组件非常紧凑。因此例如本发明非常适合用于等速附件传动的变速。对于在附件带传动系统中的使用，从变速器1000的输出端包括在输出轴22上的多肋的皮带轮。另一输出轴102与轴22同心地相反地延伸。轴102也可以直接耦联至附件例如空调压缩机，见图11。变速器、安装托架和所附的附件的组合包括一个完整的组件，该组件可以作为一个单一的单元安装在汽车发动机上。当然，空调压缩机A/C仅提供为一个实例并且任何其他附件也可以同样安装至变速器，它们包括但不限制于动力转向泵、交流发电机、燃油泵、机油泵、水泵以及任何其他附件。
需要注意的是，输入和输出部件可以有相应相反的功能，即输入可以通过轴22接收并且输出通过轴11传送出去。这引起输出力矩超过输入力矩的增长。因此，变速器可以在任一转动力矩传送方向上进行工作。
在描述于图3的座圈结构中，在部件25与内滚道23之间的滚动接触半径R1是相对较大的并且在部件25与外滚道26之间的的接触半径R3是相对较小的。在这种结构中，输入轴11与输出轴22、102之间的速比大约为1.0。如在说明书其他地方所述的，滚动接触半径由部件26a与26b的相对位置进行控制。部件26b的轴向位置通过蜗杆传动机构90进行控制，见图9。通过使部件26a绕轴11或者沿顺时针或者沿逆时针方向局部转动，蜗杆传动机构90在部件26a上的动作使部件26b轴向移动。
参照图4，通过蜗杆传动机构90沿相反于图3中的方向的工作，随着部件26a的转动，座圈部件26b沿轴向朝部件26a移动，因此部件25被迫沿径向朝内运动。部件25的移动通过内座圈部件23b朝部件23a的轴向接近来进行补偿，该轴向接近通过扭转弹簧40的作用支承在部件23b上产生。在这种结构中，在部件25与内座圈23之间的滚动接触半径R2是相对较小的并且在部件25与外座圈26之间的接触半径R4是相对较大的。在这种结构中，在输入轴11与输出轴22、102之间的速比大约为0.3。
由于内座圈部件23a不移动，部件25在表面27a上滚动并且因此随着表面27a的轮廓。当速比从图3改变到图4时，每个部件25的中心大约在方向D2上移动、沿径向朝内和同时沿轴向移动。
输入/输出比也从属于输入皮带轮100和输出皮带轮101的相对直径，因此增加本发明系统的可变化性的另一尺寸。例如输出皮带轮101的直径可以适配成与其中每个附件皮带轮的直径相配合。系统中的每个皮带轮的直径的合适选择允许对于相应的发动机曲轴速度实现每个附件的期望的转动速度。通过变速器的有限变化的特性提高不同的皮带轮传动比。
图5是轴和座圈的横截面透视图。示出内座圈23和外座圈26。内座圈部件23b通过绕输入轴11在滚珠丝杠37、38、39上的转动沿方向±D移动。外座圈部件26b同样由于外座圈部件26a在方向R上在滚珠丝杠43、44、48上的转动而沿方向±D移动，见图10。流体通道77为循环牵引流体提供一条路径以离开行星架和座圈区域并且返回到储蓄器75。变速器的转动轴线标记为X-X。
图6是行星架14的局部横截面图。行星架14包括行星架部分14a和行星架部分14b。从动托架80对称地绕行星架14设置。每个轴16在孔82中连接于一个托架80并且因此连接于行星架14。设置于孔81中的结合销74用于合适地使行星架部分14a和14b对准。行星部件25在相应的空间83内滚动。空间83对称地绕行星架14设置在从动托架80之间。卡环86在槽96中接合部分14b。输出轴22和102从行星架部分14a和14b相应地延伸。
图7是从动组件的横截面图。从动件15包括弧形的形状，其横截面通过两个点对点地连接的截平的锥形进行近似。这导致基本上凹的横截面，它有接合部件25的半径A1和A2。半径A1可以等于或大于半径A2。该形状是有利的，因为它对于每个球25和从动件15提供两个接触点。这带来力矩传递的提高的效率和精度。它也从单点至两点降低了负荷，但不显著增加滚动摩擦损失。为了当速比改变时跟随每个部件25，从动件15沿轴向在方向M上在滚针轴承60上沿着轴16可以轻微移动。滚针轴承60容纳于轴16上的凸肩61、62之间。用于容纳轴承60的凸肩61、62同样可以包括在本领域已知的卡环。从动件15沿轴向在轴16上移动。
图8是壳体和外座圈的详图。壳体5包括部分72、73。外座圈部件26b设有结合销26c。结合销26c接合壳体部分72中的孔。当外座圈部件26a被蜗杆传动机构90转动时，座圈部件26b可自由地沿轴向方向(关于轴线X-X)在结合销26c上移动。当部件26a转动时，结合销26c限制外座圈部件26b转动。
螺柱71和螺母74使壳体部分72和73保持在一起。冷却片CF安装至壳体5的外表面并且从变速器辐射出热。
图9是座圈传动机构的详图。蜗杆传动机构90用已知的装置例如螺柱、螺栓或螺钉固定到壳体5上。蜗杆传动机构90包括直流步进电动机96。作为示例而不是作为限制，合适的步进电动机由LIN Engineering公司制造，型号为4218L-01。步进电动机可见于www.linengineering.com/our products/4218.htm。本领域中已知的其它步进电动机同样可以使用。步进电动机控制器97在本领域中同样是已知的并且可以从LIN Engineering或其它合适的厂商获得。
链轮91连接至电动机96的输出轴。作为示例，链轮91包括三十个齿并且节径为28.65mm。配合的链轮92固定至蜗杆主动小齿轮94。作为示例，链轮92具有十五个齿并且节径为14.32mm。因此在该非限制性的示例中传动比为2∶1。齿形带B3设置在链轮91和92之间并且包括四十五个齿和3mm齿距，整个节线长135mm。
蜗杆齿轮93机加工到主动小齿轮94内。配合的蜗轮径迹95机加工到外座圈部件26a内。示例的蜗轮蜗杆组可从W.M.Berg公司在网址www.wmberg.com下得到，物料编号为WCS-7S。例如蜗杆93包括一条单线，其节径为12.0mm，导程为3.14159mm，导程角为4.75度，压力角为14.5度。蜗轮95的节径为88mm并包括八十八个齿。因此模数是1.0。螺旋角是4.75度，压力角是14.5度以及节距为3.14159mm。蜗轮蜗杆组的中心距为50.00mm((88+12)的1/2)以及传动比为88∶1。
在小齿轮94与壳体5中的轴承之间产生摩擦分力，即小齿轮94沿轴向接合摩擦部件，该摩擦部件包括一个在壳体5中的止推垫圈97。止推垫圈97在其与小齿轮94的接合表面上有摩擦系数。通过垫圈97与小齿轮94之间的的接合产生的摩擦力阻碍小齿轮在工作过程中的转动，但是更具体地，当期望蜗杆并且从而外座圈保持无运动的并且从而座圈部件的轴向移动被限制时，例如这是为了稳定状态的发动机速度并且从而稳定状态的变速器工作条件，该摩擦力阻止小齿轮转动。在这种稳定状态条件下，电动机96是不工作的。用于止推垫圈97的摩擦反面是铝制壳体5。
止推垫圈97可以由钢制成。它也可以在钢嵌件上包括一个涂层或者包胶模制的(over-molded)摩擦表面。
油脂或轻油可以用于非涂布的钢制止推垫圈。在这种情况下，仅钢的摩擦系数大约为0.9～1.1。在需要使摩擦系数降低到低于钢的摩擦系数的情况下，可以使用下面的热塑性材料(作为示例而不是限制)：ArlenAE 4200(Mitsui Petrochemical)、Lubricomp 189(LNP EngineeredPlastics)。这些热塑性材料的摩擦系数大约为0.06～1.0。油或油脂不与这些热塑性材料一起使用。
在需要增加摩擦系数到高于钢的摩擦系数的情况下，可以使用下面的热塑性材料(作为示例而不是限制)：Lubriloy RL(LNP EngineeredPlastics)、TEP 642(Thomson Industries)。使用这些材料的摩擦系数大约为0.14至1.20。油或油脂不与这些热塑性材料一起使用。
任何前述的热塑性材料可以在钢制的止推垫圈嵌件上模制或者可以在无钢制嵌件的情况下使用。
所述机械的和摩擦的结构使得当电动机96不工作时蜗杆传动机构是自锁的。由电动机96提供的力矩仅需要足够克服垫圈97与小齿轮94之间的摩擦力以及部件25的径向力，从而引起外座圈部件26a的转动。一旦外座圈移动到期望的位置，并且因此实现变速器输出比，那么使电动机96不工作。蜗杆传动机构的摩擦特性然后通过自锁小齿轮的工作防止外座圈26a的进一步转动(以及轴向移动)。
图10是变速器的横截面图。也参见图2和图9，内滚珠丝杠包括配合的螺旋通道37、38和配合地设置在螺旋通道中的滚珠39。作为示例而非限制，该滚珠丝杠的节径为18mm、导程为9.57mm以及滚珠直径为2.65mm。螺旋角为9.61度。该滚珠丝杠包括三个始点。每个始点的滚珠数量为37个，总数为111个滚珠。所有滚珠的轴向长度为21.5mm。
如说明书其它地方所述的，外座圈部件26b通过在外座圈部件26a内沿方向R在滚珠丝杠43、48、49上的转动而沿方向±D移动，见图5。该滚珠丝杠的节径为107mm、导程为16.01mm以及滚珠直径为3.00mm。螺旋角为2.73度并且有四个始点。每个始点的滚珠数量为15个，滚珠的总数为60个。所有滚珠的轴向长度为8.4mm。
小齿轮94接合在壳体5中。电动机96通过本领域已知的装置例如通过螺柱、螺栓或螺钉直接安装在壳体上。通过牵引流体的飞溅润滑通过行星架14的转动来提供给两个滚珠丝杠。
在图11中是串联实施形式的横截面图。在该示例的布置中，空调压缩机AC直接耦联至变速器1000。空调压缩机的输入离合器直接连接至输出轴102，见图12。在本领域已知的固定件200例如螺栓、螺柱或销用于将空调压缩机固定至变速器1000的壳体5。壳体部件202接收固定件200。固定件201将空调压缩机连接至发动机缸体。固定件201包括螺柱、螺栓或螺钉或任何其它在本领域中已知的合适的固定件。
在该实施形式中，如图10所示的防尘盖103从变速器上除去，以允许空调压缩机输入离合器直接连接至轴102。
防尘盖1001保护带B3免于碎屑。
图12是串联实施形式的局部透视图。变速器1000的主要部分在该视图中除去，除其行星架部分14b和轴102外。行星架部分14b的轴102示出为直接连接至空调压缩机输入离合器ACC。空调压缩机的工作速度相同于输出轴102。但是空调压缩机不必按相同于各从动部件的速度进行工作。空调压缩机的速度是曲轴皮带轮A和变速器输入皮带轮100的直径和变速器速比的函数。因此，如图所示直接耦联的压缩机的速度部分由输入皮带轮100的直径决定。另一方面，示于图1中的其它附件被输出皮带轮101驱动，输出皮带轮的直径也可以选择成给定期望的附件速度，该附件速度基于各附件皮带轮的直径不同于或相同于空调压缩机的速度。因此，串联的附件布置允许两种独立的附件速度，一种速度是输出轴102的速度，另一种速度是皮带轮101直径与各个不同附件皮带轮直径之间的皮带轮传动比的函数。这为系统优化提供了宽广的可变化性。
图13是控制系统的方框图。控制硬件和软件包括步进电动机控制器微处理器98(附图标记为A)和驻留在微处理器存储器中的软件。驻留在微处理器存储器中的软件包括比例微分PD控制图B。也存储在存储器中为软件使用的是期望的附件速度C。微处理器98从曲轴速度传感器和附件速度传感器接收信号。
比例微分控制执行有效且简单的控制策略。软件计算期望的附件速度C与实际的附件速度(通过反馈回路获得)之间的误差。在期望的附件速度与实际的附件速度之间取得计算的误差并且对其用比例常数和微分常数进行计算。如果存在期望的附件速度与实际的附件速度之间的差，那么将一个误差信号产生和传送给步进电动机驱动器97，它使得步进电动机96调节变速器速比，以使附件速度更接近地适配期望的速度。如果实际的附件速度变得等于期望的附件速度，那么就没有误差信号并且步进电动机不工作。如其他地方所描述的，当步进电动机不工作时，自锁的蜗杆传动机构和外座圈防止变速器改变速比。步进电动机可以被12V或42V的系统D驱动。
系统性能的说明
使用汽车仿真软件，例如Gamma Technologies，Inc.公司的GT-DriveTM，可以量化本发明的等速附件传动CSAD系统的益处。下面示例性的讨论涉及Ford FocusTM的性能仿真，它带有2.0升的发动机和五速手动变速器。
变速器效率的图表如下示出：
Figure C20048004182600211
效率以％为单位，速度以RPM为单位，力矩以N/m为单位。
使用本发明系统的汽车的显著提高的加速性能示于图14中。图14描述了在两个示例的附件速度之间的汽车加速性能差别。曲线B描述了使用现有技术的异步的带传动系统ABDS的现有技术发动机的性能。在现有技术的系统中，附件传动速度直接成比例于发动机曲轴的速度，因为附件通过一条单一的带直接耦联至曲轴。通过比较，如果采用本发明的系统变速器输出皮带轮101以大约885RPM的等速进行工作(曲线A)，那么在0至60MPH加速时间中实现了大约4.0秒的改进。885RPM是发动机怠速，此时交流发电机产生其额定电流的大约70％。如果附件以2000RPM的等速进行工作(曲线C)，即交流发电机产生其大约100％的额定电流的最小速度时，过去的0至60MPH时间的改进仅略少于大约4.0秒。在任何一种情况下(A或C)，使附件以等于或小于发动机曲轴速度的等速进行工作会由于向驱动轴提供附加的力矩而显著提高汽车性能，所述附加力矩否则用于驱动附件。
图15是一幅图表，它显示：尽管发动机速度随着变速器换挡而连续变化，但是通过使用本发明的等速附件传动系统使附件速度基本上保持等速。也就是说，对于实质上两种发动机工作条件即包括超出怠速的速度和在怠速下的发动机速度，轴22和102的速度在曲轴的工作速度范围内基本上是恒定的。动力转向泵PS、空调AC的压缩机、交流发电机ALT和水泵(WP)对于这两种工作条件全都基本上以等速进行工作，尽管交流发电机速度相对高于其它附件的速度。在图15中描述的速度仅作为传动部件的相对工作特性的示例，而不是限制系统的附件速度。
将本发明系统于现有技术对比，图16示出具有连接至曲轴的固定传动比附件传动连接的现有技术系统的速度行为。附件的速度B、C、D直接成比例于曲轴的速度A，因为附件传动机构通过带直接耦联至曲轴。现有技术的工作形式是效率差的，因为每个附件必须能够在由曲轴提供的宽的速度范围内满意地工作。
图17描述变速器的示例的速比变化，用以保持附件传动机构的等速行为。
对于其它附件速度，示出示例性的燃油效率的改进：
百分比值显示空调AC和交流发电机ALT处于工作中的时间百分比。例如可以看到，对于以1400RPM的城市循环，空调为100％和交流发电机为100％，以MPG为单位的百分比增长大约为11％。类似地对于高速公路循环，百分比增长大约为11％。
所述分析也在一辆5.3升的SUV发动机上进行，结果如下：
Figure C20048004182600231
下面的表1描述对于示于图18中的欧洲行驶循环对于2.0升的发动机的燃油经济性的期望的改进。表1考虑了变速器的力矩传递效率，其估计为大约90％。但是，变速器的效率仅需要大约为85％，以便如果附件速度控制在大约2000RPM时实现估计的燃油节约。交流发电机以大约5000RPM+的速度连续工作以实现最大效率。该系统可以忍受低的传动效率(小于85％)，如果附件速度设置为大约850RPM的话。本发明系统相对于现有技术系统的改进示于表2中。
表1：在欧洲循环上对于不同的等速附件传动效率的燃油经济性
  100％效率   95％效率   90％效率   85％效率
  CSAD在850RPM   31.2mpg   30.9mpg   30.5mpg   30.1mpg
  CSAD在2000RPM   28.6mpg   28.5mpg   28.1mpg   27.6mpg
  现有系统   27.4mpg   27.4mpg   27.4mpg   27.4mpg
表2：等速附件传动系统相对于现有的固定传动比系统的改进
  100％效率   95％效率   90％效率   85％效率
 CSAD在850RPM   +13.9％   +12.8％   +11.3％   +9.6％
 CSAD在2000RPM   +4.4％   +4.0％   +2.6％   +0.8％
 现有系统   -   -   -   -
另外在等速传动下，例如在高速公路上经验性的明显的燃油节约也同样可以实现。这示于表3中，其中本发明的等速附件传动变速器的效率假设为大约85％。当然，随着效率发生变化，等速下的燃油节约也发生变化。
表3：汽车等速下的燃油节约
  80km/hr   100km/hr   120km/hr
 CSAD在850RPM   +17.4％   +11.2％   +12.8％
 CSAD在2000RPM   +6.4％   +2.9％   +6.4％
 现有系统   -   -   -
由于附件以基本上等速被驱动，附件例如空调压缩机和交流发电机可被设计成在选定的等速下最有效率的，而不是设计成在整个发动机曲轴速度范围内都有好的性能。另外，液压动力转向单元的寄生损失可以用相对于现有技术的本发明系统通过在低速下工作来最小化。
尽管本发明的形式已经描述于此，但是对于本领域技术人员显而易见的是，在部件的结构和关系方面可以有一些变化，而不脱离本发明的构思和范围。

Claims (13)

1.一种等速附件传动系统，包括：
变速器，该变速器包括输入和输出传动部件、径向内和外座圈、与所述径向内和外座圈滚动接触的行星部件，所述内座圈和所述外座圈各包括两个轴向分开的、连接成一起转动的并可相对轴向移动的部件；该变速器还包括装置，该装置用于有选择地改变其中一个所述座圈的所述两个轴向分开的部件的轴向间隔并且从而改变与所述其中一个座圈的所述两个轴向分开的部件滚动接触的行星部件的径向位置，该装置包括一个调整部件和一个与所述调整部件相互连接的螺旋式相互啮合装置，使得所述调整部件的相对转动运动引起该调整部件的相对轴向移动；该变速器还包括对施加在变速器的两个传动部件之间的力矩敏感的力矩敏感装置，所述力矩敏感装置起作用不仅确定另一座圈的两个轴向分开的部件的间隔的补偿变化并且从而确定变速器速比，而且改变在行星部件与各座圈之间垂直于它们之间的界面交换的力；该变速器还包括自锁传动机构，该自锁传动机构包括与所述调整部件接合的蜗杆传动机构和与所述蜗杆传动机构接合的摩擦部件；
与自锁传动机构啮合的主动电动机，当主动电动机未得电时，该自锁传动机构防止所述调整部件的转动运动；
连接驱动器与输入传动部件的第一连续部件；
直接连接至输出传动部件的第一端上的第一附件；和
被啮合于输出传动部件的第二连续部件驱动的第二附件。
2.如权利要求1的系统，其特征在于：所述另一座圈是径向内座圈，并且该径向内座圈的一个部件通过第二螺旋式相互啮合装置支承在轴上，并且用于确定径向内座圈的两个轴向分开的部件的相对间隔的力矩敏感装置包括一个偏移部件和所述第二螺旋式相互啮合装置，并且所述第二螺旋式相互啮合装置起作用，以反作用于由径向内座圈与行星部件之间的传动力的传递引起的力。
3.如权利要求2的系统，其特征在于：所述第二螺旋式相互啮合装置反作用于直接的圆周力和有圆周分力的轴向力，并且所述轴向力的所述圆周分力基本上等于并且在符号上相反于所述由第二螺旋式相互啮合装置反作用的直接的圆周力，以使得需要施加到所述用于有选择地改变所述内座圈的所述两个轴向分开的部件的轴向间隔的装置上以维持或改变所述变速器速比的力最小。
4.如权利要求2的系统，其特征在于：所述第二螺旋式相互啮合装置包括被滚动元件相互啮合的螺纹。
5.如权利要求1的系统，其特征在于：所述行星部件是基本上球形的并且在行星运动时的行星部件与所述输入传动部件及输出传动部件之一之间的力传递经由行星从动部件进行影响，每个行星从动部件包括凹的形状，所述行星从动部件绕输入传动部件的轴线在内座圈与外座圈之间设置并且能响应于行星部件的移动而轴向移动。
6.如权利要求1的系统，其特征在于：所述力矩敏感装置包括所述另一座圈的所述两个轴向分开的、可相对轴向移动的部件，所述两个轴向分开的部件中的至少一个本身可沿轴向在两个方向上从中心位置移动并且可以被止挡装置接合，因此允许旋转动力在力矩传递的两个相反的方向之一上从变速器的输入传动部件传递至输出传动部件。
7.如权利要求6的系统，其特征在于：所述力矩敏感装置的所述可相对轴向移动的部件通过螺旋啮合与输入传动部件相互连接，每个所述可相对轴向移动的部件的所述螺旋啮合是相同旋向的，因此当一个可相对轴向移动的部件的轴向移动被约束时，旋转动力被传递。
8.如权利要求1的系统，其特征在于：所述螺旋式相互啮合装置包括被滚动元件相互啮合的螺纹。
9.如权利要求1的系统，其特征在于：所述输出传动部件构成为同轴的双输出部件。
10.如权利要求1的系统，其特征在于：所述主动电动机包括步进电动机。
11.变速器，它包括：
输入和输出传动部件；
径向内和外座圈；
与所述径向内和外座圈滚动接触的行星部件，所述内座圈和所述外座圈分别包括两个轴向分开的、连接成一起转动的并且可相对轴向移动的部件；
用于有选择地改变其中一个所述座圈的所述两个轴向分开的部件的轴向间隔并且从而改变与所述其中一个座圈的所述两个轴向分开的部件滚动接触的行星部件的径向位置的装置，该装置包括一个调整部件和一个与所述调整部件相互连接的螺旋式相互啮合装置，使得所述调整部件的相对转动运动引起该调整部件的相对轴向移动；
自锁传动机构，它与主动电动机啮合，并且所述自锁传动机构包括与所述调整部件接合的蜗杆传动机构以及与所述蜗杆传动机构接合的具有摩擦系数的止推垫圈，当主动电动机未得电时，该自锁传动机构防止所述调整部件的转动运动；
对施加在变速器的两个传动部件之间的力矩敏感的力矩敏感装置，所述力矩敏感装置包括偏移部件和第二螺旋式相互啮合装置，所述第二螺旋式相互啮合装置起作用，以反作用于由径向内座圈与行星部件之间的传动力的传递引起的力，所述力矩敏感装置起作用不仅确定另一座圈的两个轴向分开的部件的间隔的补偿变化并且从而确定所述变速器的速比，而且改变在行星部件与各座圈之间垂直于它们之间的界面交换的力。
12.如权利要求11的变速器，其特征在于：所述行星部件是基本上球形的并且在行星运动时的行星部件与所述输入传动部件及输出传动部件之一之间的力传递经由行星从动部件进行影响，每个行星从动部件包括基本上凹的弧形的形状，所述行星从动部件绕输入传动部件的轴线在内座圈与外座圈之间设置并且能响应于行星部件的移动而轴向移动。
13.如权利要求11的变速器，其特征在于：所述输出传动部件构成为同轴的双输出部件。
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