CN105848949B - 车辆的牵引系统 - Google Patents

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Abstract

一种车辆的牵引系统包括非可逆型的第一能量源、可逆型的第二能量源以及与各能量源连接且包括第一差动装置的传动机构。传动机构还包括插设于第一源与第一差动装置之间的变速器，变速器包括无级变速装置和第二差动装置。无级变速装置为环形摩擦轮型且包括侧向运动输入盘、侧向运动输出盘和至少两个空载摆动摩擦滚动件。侧向运动输入盘和侧向运动输出盘具有环形的摩擦表面，且空载摆动摩擦滚动件具有呈球形圆顶形状的摩擦表面。

Description

车辆的牵引系统
技术领域
本发明涉及用于混合车辆的牵引系统，包括至少一个无级变速的、环比类型的传动机构，该类型由主权利要求的前序部分所描述，以及用于致动用于混合车辆的牵引系统的方法。
背景技术
在汽车领域和工业机械领域，已知有多个混合牵引系统，混合牵引系统包括内燃机、电机、用于将电机与车辆的轮连接的传动机构和用于控制马达和传动机构的控制装置。
在已知的混合系统中，某些使用环形无级变速传动机构(CVT)。通常在这些系统中，环形CVT为带有摆动滚动件的类型，其在接触位置的加载方向与滚动件本身成一体摆动。这代表了巨大的缺点，因为可从环形CVT 传递的转矩以渐进方式逐步减少，驱动轴的速度增加且由此对从车辆、吸热发动机或电机引入的应力适应不良。为了弥补上述现有环形CVT的典型缺陷，某些制造者不得不实施某些昂贵且不很可靠的、用于限制引入环形 CVT的转矩的辅助系统，和其它用于改变这些环形CVT的旋转元件之间的法向力的系统。具体地，用于改变这些环形CVT的元件之间的载荷的系统为油泵的使用提供了比例阀和管理软件的复杂部分。因为液压泵的使用带来连续的能量消耗，其使用非常不尽人意。
典型地，在这些现有混合牵引系统中，电机通过固定传动比连接至轮，因而控制系统不可能独立于车辆的速度而控制电机的速度。因为电机的速度取决于车辆的速度且因此不能保持在对应于电机的最大输出的值上，这对于车辆的总体效率来说是缺点。
此外，在已知相同的混合牵引系统中，吸热发动机以一系列固定的传动比与轮连接，由此需要使用能够控制所输送的速度和转矩的复杂系统来控制吸热发动机。由于由吸热发动机输送的转矩可立刻破坏下游的环形 CVT，这导致了控制系统、马达系统和用于限制引入CVT的力矩的系统不得不相互互动和通信。这些辅助控制系统的复杂性不可避免成为高成本和不可靠性的原因。
在已知的不使用CVT的混合牵引系统中，带来另一缺点，即向内燃机施加了带有离散传动比的齿轮箱，这带来了变速阶段的显著能量耗散。此外，内燃发动机不得不连续改变其速度从而适应于车辆的行进状态，从而在对应于仅对于受限阶段的最小特定燃料消耗的速度下运转。这涉及车辆的总体效率的另一减少。
此外，在已知的混合牵引系统中，典型地在低速提供了内燃发动机中性运行，或从传动机构分离的操作状况。在这些状况下，车辆的轮仅接受来自必须合适地超范围的电机的功率，这导致了尺寸和成本的增加。
为了解决该问题，某些混合牵引系统为制动装置提供了内燃发动机的输出，从而阻止了中性运行的操作状况。然而，该设备具有每次被致动时耗散动能的缺点，这导致了车辆的总体效率的减少。
在其它内燃机总是与传动机构连接的混合牵引系统中，在上述低速直至车辆完全静止的操作状况下，连接至内燃机的传动机构不包括操作状况，其中上述构件的传动比确定了该构件的速度零值。在这些系统中，施加摩擦件以将吸热发动机与传动机构的剩余部分分离，并施加制动件用于停止在上述停止操作中的上述构件。使用摩擦件和制动件导致了成本、传动机构的空间需求和功率耗散的显著增加，而不执行用于车辆的牵引的有用工作。
在这些系统中，如果使用与车辆的轮连接的附加制动装置，当车辆关停时，有利地可能通过致动并旋转电机而启动内燃机。事实上，由于与内燃机连接的构件的上述传动比在任何操作状况下从不呈零值，且构件的速度从不为零，为了启动内燃机，电机的运动直接传递至内燃机。然而，这些混合牵引系统具有缺点，即在车辆的减速阶段，因为构件的转速从不呈零值，车辆的一部分动能不可避免地从轮通过与其连接的构件传递至内燃机。如已知的，内燃机不可逆，且由此在车辆的减速阶段传递至内燃机的能量通过耗散而完全分散，且车辆的总体效率不令人满意。
在具有以上阐述的某些缺点的环形CVT中，具体地在这些辅助轴与驱动轴的旋转方向相反的环形CVT中，特洛塔克发展有限公司(Torotrak Dev LTD)的名为“Drivemechanism for infinitely variable transmission(用于无级变速传动机构的驱动机构)”的专利EP1061286A1中描述的环形CVT。在该环形CVT中，旋转元件之间的载荷的方向与滚动件的摆动一起摆动。该几何形状在辅助轴上产生了随着辅助轴的转速的增加而渐进地逐步减少的转矩值，由此对于来自车辆、电机和吸热发动机本身的应力适应不良。
在国际专利申请WO 2008/095116还描述了另一带有环形CVT的混合马达。
WO2011092643描述了根据权利要求1的前序部分的用于混合车辆的牵引系统。
发明内容
本发明解决的技术问题为提供用于混合车辆的牵引系统，该系统包括至少一个新的CVT，该CVT不具有带有离散传动比的齿轮箱、摩擦件或制动件，且结构上配置为克服参考已知现有技术所阐述的所有缺点，从而在所有使用状况下确保了车辆的总体效率的增加。
本发明解决的另一问题为，提供了用于致动混合车辆的牵引系统的方法，该方法配置为确保在所有使用状况下车辆的最佳总体效率。
这些问题和其他以下将更清楚地阐述的问题由本发明用一种牵引系统解决，该牵引系统类型包括根据所附权利要求构造的至少一个环形CVT。
附图说明
从下面对某些实施例的详细描述中，本发明的特征和优点将会更清楚地被理解，实施例通过非限制示例的方式并参考附图来说明，在附图中：
图1是根据本发明的包括至少一个环形CVT的用于混合车辆的牵引系统的功能示意图；
图2是包括至少一个环形CVT的用于混合车辆的牵引系统的结构变型的示意图，其中相对于图1某些功能被省略；
图3是根据包括图1中的所有功能的本发明的包括至少一个环形CVT 的用于混合车辆的牵引系统的示意图；
图4是根据本发明的环形CVT的几何形状的示意性正视图；
图5A至5E为在各种传动比下，对应于图3中的环形CVT的几何形状的侧视图的示意图；
图6A和6B为两幅分别说明根据本发明的环形CVT中所传递的转矩与传动比之间和所传递的功率与传动比之间的相互关系的图；
图7A和7B分别为根据替代实施例的本发明的环形CVT的几何形状的示意性正视图和示意性侧视图；
图8A和8B分别为根据又一实施例的本发明的环形CVT的几何形状的示意性正视图和示意性侧视图；
图9A和9B为图8A中的环形CVT的两幅示意性局部正视图，分别示出了处于释放状态和施加有转矩的CVT；以及
图10为说明了根据本发明，施加于第一和第二环形摩擦盘上的转矩与传动比之间的相互关系。
具体实施方式
在图1、2和3中，用10来总体标示用于车辆的牵引系统。牵引系统 10包括第一能量源22、第二能量源18和连接至第一能量源22和第二能量源18的传动装置100。
第一能量源22为非可逆型，且例如在图2和3中的结构变型中由内燃机构成，内燃机连接至用于在传动机构100内设置的用于运动的传动轴81。
在本发明的另一可能的结构变型中，第一能量源22由燃气轮机、蒸汽轮机或另一非可逆的能量源构成。
第二能量源18为可逆型，且例如在图2和3中的结构变型中由交流电机构成，交流电机通过运动输出轴14连接至传动机构100。在其它可能的结构变型中，第二能量源18由直流电机构成、或由空气压缩机构成、或由马达和流体动力泵的组件构成、或由任何其它可逆的能量源构成。在第二能量源18与轴14之间可选地插设有一系列齿轮26(在图中仅示意性示出)。
第二能量源18可被操作以通过轴14将功率传递至传动机构100，以及接收来自传动机构100的功率。在第二种操作方式中，从传动机构100传递至第二能量源18的功率用于为蓄储器54充能量。
在图2和3的变型中，蓄储器54由电池构成，且通过插设于其间的逆变器20电气连接至电机18。实践中，当电机18将功率传递至传动机构100 时，电机18由电池54通过逆变器20供电，且当电机18接收来自传动机构100的功率时，电机18作为发电机运转，从而为电池54充电。
在其它可能的结构变型中，蓄储器54选定为与第二能量源18兼容。例如，如果第二能量源18为空气压缩机或马达和流体动力泵的组件，将使用流体动力蓄储器。
传动机构100包括第一差动装置34，第一差动装置34带有通过变速器 56与第一能量源22连接的第一构件50、与第二能量源18连接的第二构件 118和与路面车辆(未示出)的车轴30连接的第三构件130。
在其它可能的结构变型中，第一构件50与第二能量源18连接，而第二构件118与第一能量源22连接。
车轴30与一个或多个驱动轮38连接。
差动装置34的每个构件50、118和130可用作用于接收来自其所连接的轴的功率的运动输入件，或可用作用于将功率传递至其所连接的轴的运动输出件。
传动机构100包括插设于差动装置34的第一构件50与第一能量源22 之间的变速器56。通过变速器56，可能以连续的方式改变轴81与差动装置34的第一构件50之间的传动比。变速器56在其最完整的配置中包括至少两个相互并联的传动机构44和48，具有无级环形变速器的传动机构(以下为简明起见表示为环形CVT)246以及第二差动装置42，无级环形变速器的传动机构与传动机构44串联，且由此与传动机构48并联。
第二构件118直接连接至轴14。
第三构件130包括与齿轮132啮合的外齿圈32，齿轮132固定连结至车轴30。
在图2和3中的结构示例中，差动装置34为周转型，其中第一构件50 由设有内齿圈122的环齿轮构成，第二构件118由太阳轮构成，且第三构件130由行星齿轮系的行星轮架构成，第三构件130上可旋转地支承有多个行星轮126。行星轮126与内齿圈122和小齿轮118啮合。
如图2和3所示，提及的差动装置34具体由周转环122与内燃机22 之间的第一连接件50、太阳轮与电机18之间的第二连接件118和差动装置本身的行星齿轮系的行星轮架与车轴30之间的第三连接件130形成。
在差动装置34的可能的结构变型(图2和3中不存在)中，第一构件 50与太阳轮连接，第二构件118与周转环122连接，且第三构件130与差动装置本身的行星齿轮系的行星轮架连接。
在两个可能的结构变型中，第三构件130将差动装置34的行星齿轮系的行星轮架连接至车轴30。
在本发明的其它可能的结构变型中，差动装置34为另一结构类型，例如，带有多于一级周转齿轮或圆锥齿轮。
对于周转差动装置的已知特性，差动装置34的特征值由公式A、B、C、 D和E建立，阐述如下：
A)Z118N118+Z122N50＝(Z118+Z122)N130，
其中：
Z118为小齿轮118的齿数，
Z122为内齿圈122的齿数，
N118为太阳轮118和轴14的转速，
N50为环齿轮50的转速，
N130为行星齿轮系的行星轮架130的转速。
B)T130＝T118(Z118+Z122)/Z118，
C)T50＝T130–T118，
D)T50＝T118(Z122/Z118)，
E)P50+P118＝P130
其中：
T130为行星齿轮系的行星轮架130的转矩，
T50为周转环齿轮50的转矩，
T118为太阳轮118的转矩，
P50为由构件50传递的功率，
P118为由构件118传递的功率，
P130为由构件130传递的功率。
在公式A、B、C和D中，常规地认为，对于各构件的转速和转矩的方向，沿构件50和构件118的旋转轴线朝差动装置34方向定位的观察者的顺时针方向为正。常规地认为，对于构件130的转速和转矩，沿旋转件130 的轴线定位且朝向构件130远离差动装置34看的观察者的顺时针方向为正。当功率从构件50和构件118传递至差动装置34和构件130时，认为功率为正。
当转速和转矩具有相同的方向时，从每个构件传递出的功率值为正。例如，当N130和T130两者都为顺时针方向或两者都为逆时针方向，由差动装置34向构件130传递的功率为正。然而，当N130为相对于T130的相反方向，由构件130向差动装置34传递的功率为负，或(理解为)功率从轴30 传递至差动装置34。已知当能量源18和22都向车辆输出功率用于车辆的加速时，第一操作方法典型地进行，且当在减速操作期间，车辆输出其动能时，第二操作方法进行，从而为蓄储器54充电。
相似的考虑可应用于构件50和118，或(理解为)当转速和转矩符号相同时，由单个构件传递的功率被引入差动装置34，且另一方面，当转速和转矩方向相反时，由各构件传递的功率从差动装置输出并传递至能量源 22和18。
如图2中可见，环形CVT 246连接至轴81，轴81相对于CVT 246作为用于运动的输入或输出轴。
变速器56还包括与环形CVT 246串联的传动机构44。传动机构44优选地为仅带有一个离散的传动比的类型。
变速器56包括传动机构48，该传动机构48与通过串联于传动机构44 与装置246之间而构成的构件并联。传动机构48为仅带有一个离散的传动比的类型。
环形CVT至少包括第一环形摩擦盘266和第二环形摩擦盘270，第一环形摩擦盘266机械连接至轴81且相应地在以下也将表示为输入环形摩擦盘，第二环形摩擦盘270通过至少两个具有球形表面的、带有摆动位置的类型的滚动件268连接至第一环形摩擦盘266。根据变速器56的操作方法，第二环形摩擦盘270连接至轴272用于传递输入或输出的能量。相应地，第二环形摩擦盘在以下也将表示为输出环形摩擦盘。环形摩擦盘266和270 同轴布置且具有彼此相反的旋转方向。
应注意，根据优选实施例，本发明的CVT包括至少三个滚动件268。
由于这点提高了系统的稳定性，这点特别有利。
事实上，三个或更多个与摩擦盘接触的滚动件的使用，使得产生了动态约束，以避免摩擦盘在相对于滚动件的径向载荷的垂直方向上移动。
在该情形下，摩擦盘将被迫停留在其旋转中心位置且不可能垂直移动。
根据又一优选实施例，三个滚动件布置为相互间隔120度。
参考图4和图5A-5E ，装置246能够以具有球形表面的滚动件268的连续摆动的方式改变轴81与272之间的传动比。装置246为可逆的，或(理解为) 能够将功率从轴81传递至轴272，且反之亦然，即从轴272传递至轴81。
在图3中的更完整的结构变型中，变速器56包括带有离散传动比且与装置246串联布置的传动装置44，传动装置44至少包括与轴272串联且能够根据变速器56的操作方法传递来自轴272的输入或输出功率的第一齿轮 90、轴92和第二齿轮94。
如上所示，图1以示意性方式示出了装置，该装置示意性地说明了根据本发明的最完整的变型的系统，其中总是具有离散传动比类型的传动机构48与装置246和44并联布置、与轴81连接且能够根据变速器56的操作方法传递来自轴81的输入或输出功率。
传动装置44和48为可逆的，或(理解为)能够将功率从装置246或轴81传递至差动装置42，且反之亦然，即从差动装置42传递至装置246 或轴81。
如已示出的，图3中的变型为本发明的图1的特别情形，其中省略了装置26和48。
然而，图2中的变型为本发明的图1的特别情形，其中省略了装置26、44和48。
与差动装置34采用的惯例类似，当轴272的转速和转矩的方向同步时，执行从环形CVT 246至差动装置42的功率传递，且反之，当上述方向相反时，执行从差动装置42至环形CVT 246的功率传递。
参考上述公式B、C和D，由此，当车辆在加速或为定速时，差动装置 42的构件112上的转矩为正，且当车辆减速时转矩为负。相同地，在前两个操作状态下，轴272上的转矩为正，且在车辆的第三操作状态下转矩为负。
在图2和3中的结构变型中，轴272的旋转方向总是与轴81和环形摩擦盘的旋转方向相反。结果是，构件98的旋转方向总是与构件102的旋转方向相反。
在所有图1、2、3、4和5A-5E 的示例中，环形CVT 246将环形摩擦盘270 的移动的方向相对于环形摩擦盘266反向。
在图2和3的示例中，第二差动装置42为周转型且设有分别与传动机构44(图2的示例中的轴272)、轴81和差动装置34的第一构件50连接的三个构件98、102、112。传动机构44包括固定联结至轴92的相对的轴端的、分别与固定联结至环形摩擦盘270的齿轮272和设于周转差动装置的构件98上的齿圈97啮合的两个齿轮90、94。
在图2和3的示例中，变速器246连接至差动装置42的周转环齿轮，且行星齿轮系的行星轮架为第二差动装置42与第一差动装置34之间的连接元件。
在图2和3的示例的另一可能的结构变型(未示出)中，差动装置42 的构件98连接至轴81，而构件102连接至传动机构44(图2的示例中的轴272)。
在图2和3的示例的其它可能的结构变型(未示出)中，变速器246 连接至差动装置42的太阳轮，而行星齿轮系的行星轮架仍为差动装置42 与差动装置34之间的连接元件。
在图2和3的示例中，第二周转差动装置42的构件98由轴272上同轴的环齿轮构成，轴272包括在其轴端的、其上制有外齿圈97的外圆柱表面以及内圆柱表面和在与外齿圈97轴向上相对的一侧的内齿圈106。构件 102由固定联结至轴81的太阳轮构成，且构件112由行星齿轮系的行星轮架构成，多个行星轮110与行星齿轮系的行星轮架旋转连接。行星轮110 与小齿轮102和内齿圈106啮合。
在其它可能的结构变型(未示出)中，周转差动装置42可为另一结构类型，例如，带有多级的圆锥或周转类型齿轮。
对于周转差动装置的已知运动学特性，差动装置42的特征值由公式F 建立，阐述如下：
F)Z102N102+Z106N98＝(Z102+Z106)N112，
其中：
Z102为太阳轮102的齿数，
Z106为内齿圈106的齿数，
N102为太阳轮102的转速，
N98为环齿轮98的转速，
N112为行星齿轮系的行星轮架112的转速。
差动装置34的第一构件50包括与设于差动装置42的行星齿轮系的行星轮架112上的外齿圈114啮合的外齿圈124。通过包括齿圈114、124的啮合机构，第一构件50分别通过差动装置42从变速器56接收运动或向变速器56传递运动。
图4和5A至5E更详细地示出了环形CVT 246。
环形CVT 246能够通过具有球形表面的滚动件268的摆动，以连续的方式改变轴81与272之间的传动比。
在图5A至5E中，滚动件268的球形表面在与环形摩擦盘266和270 的接触位置处的两个主要曲率半径分别标示为301和303。由于滚动件268 的摩擦表面为球形类型，两个主要半径301和303尺寸相同。在相同的图中，环形摩擦盘266(也对应于盘270)的接触表面在与滚动件268的接触位置处的两个主要曲率半径分别标示为302和304。半径302为凸出类型，而半径304可为凹入的(如图中所示)或凸出的，或当环形摩擦盘266和/ 或270的表面为圆锥类型时可呈无限大值。
在图4和5A-5E 的示例中，环形摩擦盘266和270具有对称的摩擦表面，对于环形摩擦盘266和270，其半径302和304具有相等的尺寸和凹度。在其它可能的环形CVT 246的变型(图中未示出)中，如果环形摩擦盘266 和270具有不同几何形状的摩擦表面，半径302和304可为不同值。
在图4中，306标示摩擦表面在接触位置处的切线与环形摩擦盘266 的旋转轴线之间的夹角s1。308标示摩擦表面在接触位置处的切线与滚动件268的旋转轴线之间的夹角s2。
对于沿环形摩擦盘266的旋转轴线定位且看向环形CVT 246的观察者而言，传统地认为如果上述盘266沿顺时针方向旋转，则盘266的旋转为正。对于定位在角308的顶点处的第二观察者而言，因为在盘266与滚动件268的接触表面之间无滑动，所以正向对应于盘266的正旋转方向，即滚动件268的顺时针旋转方向。对于沿环形摩擦盘266的旋转轴线定位且看向环形CVT 246的同一第一观察者而言，因为在盘270与滚动件268的接触表面之间无滑动，所以负向对应于滚动件268的正旋转方向，即盘270 的逆时针旋转方向。由于盘266和270同轴布置，本环形CVT 246存在上述盘具有彼此相反的旋转方向的功能性特征。在图5A至5E中，施加至盘 266与滚动件268之间的接触位置的力标示为310。在本发明的环形CVT246中，力310呈独立于装置246的传动比的变化的常量。
还应观察到，在根据本发明的系统的环形CVT 246中，对于CVT的每个传动比，摩擦表面在接触位置处的切线与环形摩擦盘266的旋转轴线之间的夹角306保持恒定，而上述线与滚动件268的旋转轴线之间的夹角308 根据CVT的传动比的变化而变化。
在图5A至5E中，滚动件268与环形盘266或270之间的、定位于盘本身上的接触直径标示为312，接触直径不根据环形CVT的传动比的变化而变化。
由于如上所述，对于在摩擦表面310的接触位置处的接触力根据环形 CVT 246的传动比的变化而保持不变，明显的是对于环形CVT 246呈现的任何传动比值，接触位置处的赫兹应力(接触位置处的比压)将保持恒定。结果，有利地，接触力310的常量将对应于在滚动件268和环形摩擦盘266 和270的材料的疲劳极限上方的合适范围内的恒定的赫兹应力；如上所述，对于力310的变化用不着使用复杂和昂贵的辅助装置。
在已知的环形CVT和本发明的环形CVT 246中，在接触表面之间所允许的摩擦系数基本上保持不变。上述摩擦系数设立了可通过环形摩擦盘266 和270传递的最大切向负荷和转矩。由上述，可由环形摩擦盘266和270 传递最大转矩值独立于环形CVT 246的传动比而保持恒定。
在图5A至5E的示例中，标示为R＝0.38693与R＝1.0之间的传动比表明了环形摩擦盘270相对于盘266的转速减少。由于能量守恒定律，盘 270传递的转矩相对于盘266传递的转矩与以上阐述的传动比成反比，其绝对值更高。由此，在盘270上测得的、环形CVT 246可传递的最大力矩对应于相同的环形盘270可传递的最大转矩。在图6A的曲线的示例中，以Nm标示的盘270上的转矩作为本发明的环形CVT 246的传动比的函数，对于传动比值减少(从R＝0.38至R＝1.0)，转矩值恒定且等于盘270本身所允许的最大值。
类似的考虑可应用于R＝1.0与R＝2.5844之间的传动比，这因而表示了环形摩擦盘270相对于盘266的多个转速。由于能量守恒定律，盘270 传递的转矩相对于盘266传递的转矩与以上阐述的传动比成反比，其绝对值更低。由此，在盘270上测得的、环形CVT 246可传递的最大力矩对应于相同的环形盘266可传递的最大转矩除以上述传动比R。在图6A的曲线的示例中，对于传动比值减少(从R＝1.0至R＝2.59)，盘270处的转矩值与传动比R成反比减少。
在环形CVT 246的其它可能的变型(未示出)中，传动比R可呈不同数值。
如图6A所示，本发明的环形CVT可传递的转矩具有称为减速比的第一恒值部分，以及称作增速比的第二恒功率部分，即具有减少的转矩。
本发明的显著优势由以下事实构成，图6A-6B 中示出的环形CVT 246的所允许的转矩的曲线形状有利地为与从由交流电机18输送的转矩以及混合车辆的相同的典型使用方法引入的典型的力的相同类型，即恒转矩的第一部分和恒功率的第二部分。由此，本发明的环形CVT 246相对于引入的力具有带有恒定安全系数的所允许的转矩线。
与根据本发明的CTV的使用相关的进一步的优势为带有为凸出表面的环形摩擦表面的摩擦盘的使用提高了系统的稳定性。
由此看来，应注意，摩擦盘在盘与滚动件之间的接触点的横截面上可为两种不同类型：内凹或外凸。
如根据赫兹理论的接触应力，外凸表面倾向于获得较宽的接触型式。然而，接触型式越宽，接触的中心点就可在一个方向和其相反方向上移动更多距离。由此，如果摩擦盘滚动表面为凹形，接触的中心点的位置更不稳定。
与本发明相反，已知类型的环形CVT具有带有凹型表面的摩擦盘。由于特定的几何形状，发生操作的不稳定性直至环形CVT本身的大幅振动啮合和完全断裂。
相反，根据本发明的环形CVT仅具有摩擦盘在接触点的横截面上的外凸表面。在本环形CVT的任何操作状态和传动比下，盘表面将保持外凸，因而获得上述优点。
参考根据替代实施例的图7A和7B，滚动件268在它们之间浮动和自对准。
根据现有技术的环形CVT具有在固定位置的滚动件。滚动件或摩擦盘被支承成不能满足它们之间的最佳相对位置。大部分滚动件或摩擦盘由一些非常精确和昂贵的轴承支承。
在这些现有的环形CVT中，需要一些非常精确和昂贵的加工以尽可能限制滚动件的几何位置的公差。
此外，(由于不同的滚动半径)这些元件的任何几何偏移将获得滚动元件之间不同的接触载荷，和接触点的不同速度。将产生磨损和高接触应力。
相反地，在根据图7A和7B的实施例的环形CVT中，至少一个滚动件为相对于其它滚动件径向浮动和自对准。
这通过使用一对中间盘266’和266”以及可选地另一对中间盘270’和 270”来实现。每个中间盘266’和266”(类似地和应用相似概念的盘270’和270”)能够沿径向移动。优选地，盘266’能够沿与其它中间盘266”之一垂直的方向移动。以此方式，由中间盘266’和266”支承的摩擦盘266能够沿垂直于其轴线的平面移动。
根据优选实施例，移动能力可通过提供各中间盘之间以及最外中间盘 266’与摩擦盘266之间的间隙连接并提供容纳于对应的座266B内的突出部 266A而获得，从而传递相继盘之间的转矩。在任何情形下，为了获得该结果明显可使用另一方案。
相应地设有浮动能力的摩擦盘266将立刻满足相对于其它元件的最佳位置。
作为该实施例的结果，根据本发明的环形CVT不需要任何昂贵的支承件。
现参考根据也可用于本实施例的另一实施例的图8A和8B，机械轴向凸轮施加于至少一个摩擦盘上。
为了该目的，摩擦盘联接至实际上与滚动件268接触的互补盘。
摩擦盘与互补盘之间的转矩通过球形或圆柱形构件获得，构件分别容纳于形成于摩擦盘或互补盘的相对的表面上的两个座之间。根据本发明，球形或圆柱形构件与座一道形成了轴向凸轮。
当传递转矩时，座的形状使得，互补盘沿某方向移动使得在滚动件上提供预载荷。
图9A和9B代表了施加在本发明的环形CVT的摩擦盘上机械轴向凸轮的示例(并非排他性的)。
应注意，这种机械轴向凸轮向CVT系统施加轴向预载荷作为所传递转矩的线性函数，如图9B所示。
然而也应理解，这种机械轴向凸轮仅适于用在某些环形CVT上，这些环形CVT中，如在根据本发明的CVT中，侧盘上的所传递的转矩不随CVT 齿轮比本身而变化。
为了获得这种控制装置的最佳性能，侧盘保持所传递的转矩在CVT齿轮比的全范围内恒定。
在本发明的环形CVT的优选实施例中，两个摩擦盘(输入和输出)都由机械轴向凸轮致动。
因此，如图10所示，环形CVT的几何形状使得所传递的转矩在CVT 齿轮比的全范围内恒定具有平稳恒定的转矩值的事实是其显著优点。
本实施例的优点可通过考虑每个环形CVT通过滚动表面之间的接触压力传递转矩而被理解。然而，高接触压力导致高功率损耗(滚动损耗)，且如果发生非期望的峰值转矩，低接触压力不能避免接触点上的滑动。
另一方面，在某些应用中，即，在农用拖拉机上，有时车辆可输送仅用于P.T.O.的功率且不输送用于牵引的功率。在该情形下，理想的是不施加预加载且不在牵引CVT的滚动表面施加任何压力。
由此，能够控制滚动表面之间的压力作为所需传递的转矩的线性函数的专用装置可适于调整完整的CVT系统的合适的预载荷。
这种设备的许多假设已经在现有技术中实现。当然，电子的、气动的或液压的装置不能满足上述应用的所有需求。已知，所有这些装置在控制 CVT系统的适当预载荷时具有一些延迟。在发动机曲轴的扭转振动(和转矩峰值)的情形下，电子的、气动的或液压的装置的致动将过晚发生。此外，这些装置过于昂贵。
根据本实施例的轴向凸轮，相反地，由于其作为所需传递的转矩的即时功能为系统增压，保证了迅速的、瞬时的致动。
因此，这种机械轴向凸轮装置应用于本环形CVT中的主要优势在于：瞬时致动、自动致动、廉价且易于加工、当无需牵引转矩时由于过量预载荷而无功率损耗、接触点上无滑动的风险以及滚动表面无磨损。
再次参考图1，牵引系统10包括用于传动机构100和能量源18、22 的控制装置62。
控制装置62通过逆变器20和第一能量源22作用于第二能量源18的操作参数，从而仅设立了其转速。控制装置62作用于第二可逆能量源18 的参数，从而设立了转速、转矩和其转速的方向。
对于用于传动机构100中的差动装置34和42的已知特性，一旦第二可逆能量源的转矩值由控制装置62设立，作用于环形CVT 246上和吸热发动机22上的转矩值就自动被限定。类似地，交流电机18的特性曲线的相同形状，即恒转矩的第一部分和恒功率的第二部分，成比例地复制为环形 CVT 246上和吸热发动机22上的力的曲线图。上述导致用于混合车辆的本传动机构100的另两个优势：无需控制由发热发动机22输送的转矩，以及完全用不着使用任何用于限制引入环形CVT 246的转矩的麻烦的、不可靠的装置。
控制装置62还作用于变速器56用于设置第一周转差动装置34的第一能量源22与第一构件50之间的传动比。
在图2和3的示例中，为了改变滚动件268的定位和其与环形摩擦盘 266和270的接触位置，控制装置62作用于滚动件268的副上。与滚动件 268连接的轴272的速度由此改变。
因此可能通过控制装置62作用于变速器56，使得独立于与第一能量源 22连接的轴81的速度值而设置轴272的速度值。
控制装置62接收输入信号：
－可由使用者操作的加速踏板138的定位；
－可由使用者操作的制动踏板58的定位；
－变速器246的定位或传动比；
－蓄储器54的充能量；
－逆变器20的操作参数；
－非可逆能量源22的转速。
驾驶者通过加速踏板138传递加速、减速或保持车辆的恒定速度状态的意向，加速踏板138通过电气的、机械的、液压的或某些其它类型的连接与控制装置62连接。
驾驶者通过制动踏板58传递制动或保持车辆的恒定速度状态的意向，制动踏板58通过电气的、机械的、液压的或某些其它类型的连接与控制装置62连接。
在其它可能的结构变型中，控制装置62还接收各轴和各构件的转速作为补充输入信号。
根据用于牵引系统10的控制方法，可能通过控制装置62致动变速器 56，从而将太阳轮102的速度值设置为：
G)N102＝-(Z106/Z102)N98
把公式G代入公式F就明显的是，仅取决于环齿轮的速度N98的该值将行星齿轮系的行星轮架112的速度值N112设为零。
当行星齿轮系的行星轮架112静止时，直接与其啮合的差动装置34的第一构件50的速度也为零，且由此不传递功率。
将构件50传递的功率为零值代入公式E，以下阐述的公式H是明显的：
H)P118＝P130
在差动装置34的该情况下，功率由第二构件118传递至第三构件130，或相反。具体地，在车辆减速的情形下，由轮38传递至车轴30、轴14以及由此处至第二可逆源18和蓄储器54的制动功率无机械损耗地被完全传递。因此，在车辆的减速阶段可能使用所有的制动功率来为蓄储器54充电。
如公式G所清楚阐述的，为了行星齿轮系的行星轮架112可独立于非可逆源22的转速而保持静止，定位在相同的构件102上的太阳轮102需要能够呈现与定位在构件98上的周转环齿轮106的旋转方向相反的旋转方向。
有利地，根据本发明的系统允许产生该特性，因为上述环形CVT 246 的特性使能够相对于盘266反转盘270的旋转方向。为了无级变速器246 的传动比的预定的离散值导致了差动装置42的输入构件102和98的相反的旋转方向，该相反的旋转方向设立了行星齿轮系的行星轮架112的零速。因此，对于无级变速器246的不同于行星齿轮系的行星轮架112保持静止时的传动比值，构件102和98也形成相反的旋转方向。在最后的操作状态中，从对应用于差动装置42的公式A至F的分析中明显的是，因为构件 102和98中的转矩是同步的，这些构件的功率值也具有相反的方向。从应用于差动装置42的公式E中得出，两个输入构件102和98中的至少一个传递大于由输出构件112传递的功率的功率值。来自构件112的输出功率因而保持与非可逆源22输送的功率相同，由此，两个构件102和98中的至少一个传递大于由源22输送的功率的功率值。在图2和3的情形下，独立于其各种结构变型，与构件98连接定位的无级变速器246传送大于由源 22输送的功率的功率值。
由此，为了差动装置42的输出构件112可在对应于无级变速器246的传动比的预定义的操作状态下保持静止，变速器56的几何形状允许构件 102和98的相反的旋转方向以及无级变速器246传递大于由源22输送的功率的功率值是所需的条件。
在第一构件50静止的状态下，通过变速器56与其连接的第一功率源 22可被关闭，而车辆无需经受其运动状态的任何改变。
根据牵引系统10的另一控制方法，车轴14和第一构件50的速度设置成电机18以接近电机18的最大输出速度运转，逆变器20和电池54以可能的最大程度运转，这带来对于系统10的总体效率的明显益处。
根据牵引系统10的另一控制方法，当蓄储器54具有高充电电平时，控制装置62动作使得第二能量源18输送的功率增加。反之，当蓄储器54 具有低充电电平时，控制装置62动作使得第一能量源22输送的功率增加且第二能量源18输送的功率减少。具体地，当蓄储器54具有高充电电平时，第一能量源22可关闭。控制方法促进了蓄储器54的充电振荡的最小化，且由此增加了其工作寿命。
牵引系统10成功确保了车辆的减速，而无需使用诸如制动器之类的消散机构。
本发明的牵引系统因而解决了根据已知的现有技术提出的问题，同时具有大量优势。
这些包括了以独立于通常被用作第一非可逆能量源22的热机的方式控制差动装置34的第一构件50的速度的可能性，使得其最大可能程度地接近最高效率水平和最低燃料消耗水平运转。该特性与能够反转运动的环形 CVT的使用结合，允许以最优方式控制车辆的牵引。

Claims (10)

1.一种车辆的牵引系统(10)，包括：
－非可逆类型的第一能量源(22)；
－可逆类型的第二能量源(18)；
－传动机构(100)，所述传动机构连接至所述第一能量源(22)和所述第二能量源(18)，且所述传动机构包括连接至或可连接至所述第一能量源(22)和所述第二能量源(18)和车辆的车轴(30)的第一差动装置(34)；
其中，所述传动机构(100)包括插设于所述第一能量源(22)与所述第一差动装置(34)之间的变速器(56)，所述变速器包括：
－无级变速装置(246)；
－连接至所述无级变速装置(246)、所述第二能量源(18)和所述第一差动装置(34)的第二差动装置(42)；
其特征在于，所述无级变速装置(246)为环形摩擦轮型且包括：
－与所述第二能量源(18)连接的输入摩擦盘(266)；
－与所述第二差动装置(42)连接的输出摩擦盘(270)，以及
－至少两个空载摆动摩擦滚动件(268)；
所述输入摩擦盘(266)和所述输出摩擦盘(270)具有环形的摩擦表面，且所述空载摆动摩擦滚动件(268)具有呈球形圆顶形状的摩擦表面；
所述输入摩擦盘(266)和所述输出摩擦盘(270)中的至少一个能够沿该摩擦盘的径向移动，且其还包括一副中间盘(266’、266”)，每个所述中间盘(266’、266”)能够沿该中间盘的径向移动，一个中间盘(266’)能够沿垂直于另一个中间盘(266”)的方向移动。
2.根据权利要求1所述的牵引系统(10)，其特征在于，所述输入摩擦盘(266)和侧向运动的所述输出摩擦盘(270)具有环形的摩擦表面。
3.根据权利要求1或2所述的牵引系统(10)，其特征在于，所述空载摆动摩擦滚动件(268)在位于相对于所述空载摆动摩擦滚动件(268)的旋转轴线相互对称的接触位置处与所述输入摩擦盘(266)和所述输出摩擦盘(270)接触。
4.根据权利要求3所述的牵引系统(10)，其特征在于，当所述无级变速装置(246)的传动比为1时，所述空载摆动摩擦滚动件(268)的旋转轴线基本垂直于所述输入摩擦盘(266)和所述输出摩擦盘(270)的旋转轴线。
5.根据权利要求1所述的牵引系统(10)，其特征在于，所述输入摩擦盘(266)和所述输出摩擦盘(270)连接至所述第二差动装置(42)的对应的构件(102、110)。
6.根据权利要求5所述的牵引系统(10)，其特征在于，所述第一差动装置(34)具有与所述第二差动装置(42)连接的第一构件(50)，与所述第二能量源(18)连接的第二构件(118)以及与所述车辆的车轴(30)连接的第三构件(130)。
7.根据权利要求1所述的牵引系统(10)，其特征在于，所述牵引系统包括控制装置(62)，所述控制装置与所述无级变速装置(246)的操作相关联成所述输入摩擦盘(266)和所述输出摩擦盘(270)之间的传动比作为所述车辆的运动状态的函数是可变的。
8.根据权利要求1所述的牵引系统(10)，其特征在于，所述牵引系统包括至少三个空载摆动摩擦滚动件(268)。
9.根据权利要求8所述的牵引系统(10)，其特征在于，三个所述空载摆动摩擦滚动件(268)布置成相互间隔120度。
10.根据权利要求1所述的牵引系统(10)，其特征在于，所述牵引系统还包括插设于所述输入摩擦盘(266)与所述空载摆动摩擦滚动件(268)之间、所述输出摩擦盘(270)与所述空载摆动摩擦滚动件(268)之间的互补盘(269、271)和在所述输入摩擦盘(266)与互补盘之间、在所述输出摩擦盘(270)与互补盘之间传递转矩的轴向凸轮(280)，其形状使得当传递转矩时向所述空载摆动摩擦滚动件(268)提供预载荷。
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