CN108603572A - 具有平顺模式切换的多模式机电无级变速器装置及其控制方法 - Google Patents

具有平顺模式切换的多模式机电无级变速器装置及其控制方法 Download PDF

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Abstract

本发明公开了一种多模式机电无级变速器。该变速器可以提供包括两种动力分流模式和一个固定的输出‐输入速比模式在内的多种运行模式。所述变速器包括一个输入轴，一个输出系统，至少一个行星轮系,第一、第二两台电机及其相关的控制器,和至少一个扭矩耦合装置。所述行星轮系包括第一、第二和第三这三个同轴旋转部件。所述扭矩耦合装置包括一个空档工位和至少两个啮合工位。行星轮系的第一同轴旋转部件以恒定速比耦合到第一电机；第二同轴旋转部件以恒定速比耦合到输出系统；第三同轴旋转部件以恒定速比耦合到输入轴；所述第二电机有选择地分别以不同的恒定速比耦合到所述行星轮系的两个不同的同轴旋转部件。本发明公开的变速器还提供了使扭矩耦合装置的卸载方法，设置和调节发动机输出动力的方法，将某一电机设置于自由空转状态，并使其转速与扭矩耦合装置某指定啮合工位转速主动同步的方法。

Description

具有平顺模式切换的多模式机电无级变速器装置及其控制 方法
技术领域
本发明属于一种动力传动系统中的多模式机电无级变速器装置及其操作方法。具体来说，属于一种可采用离合器进行无负载模式切换而实现无动力间断的多模式机电无级变速器装置。它可广泛应用于各种车辆和动力设备。
背景技术
为了减少燃料的消耗和排放，混合动力汽车结合了电力驱动与传统内燃机(亦称发动机)驱动两种不同的能源驱动形式。内燃机都有一定的速度和功率范围，并在其中很小的范围内达到最佳的工作状态。然而，实际路况千变万化，不但表现在驱动轮的速度上，同时还表现在驱动轮所要求的扭矩上。内燃机的任何一个转速和扭矩组合定义内燃机的一个动力状态。合理匹配内燃机的动力状态与驱动轮的动力状态是变速器的首要任务之一。
近年来，机电混合动力技术的诞生为实现内燃机与动力轮之间动力理想匹配开拓了新的途径。在众多的动力总成设计案中，最具代表性的为丰田公司电机无级变速器，简称THS。THS系统可使车辆在低速和低功率行驶状态下采用纯电力驱动，而当车速和驱动功率要求超过某一阈值后启动发动机采用所谓的机、电混合动力驱动。THS采用分流原理，将输入动力分为两路。一路经过一个由齿轮轴系构成的机械链，另一路经过有机电组成的电力链。分流装置为一个简单的行星轮系。THS只能工作在一种分流模式下。它具有一个输出、输入速比节点SR；在该速比节点上至少一台电机的转速为零。当变速器的输出、输入速比高于此节点时，系统将出现动力内循环，从而降低动力传输效率。这在很大程度上限制了变速器的有效工作速比范围。为了使THS能够应用在动力要求较高的车辆上，对其中电机功率提出了很高的要求。在电力驱动模式下，只有其中一台电动机提供动力。因此,THS并不适用于高功率下的纯电力驱动。插电式混合系统是一种典型的要求高功率纯电力动驱动的应用实例。。它要求车辆在电池电量被消耗到低于预定阈值前全程以纯电动模式运行(AER)。
美国专利US8734281，US9108624和美国专利申请US2015/0292600，披露了一种能够克服上述缺陷的多模式机电混合动力无级变速器。这些变速器在动力性能和油耗方面有明显的改进；它们能够提供包括两种动力分流模式在内的多种运行模式，有效地避免了动力内循环，从而提高了动力传输效率。这些变速器可以在很大的速比范围内提供连续的输出、输入速比变化和独立的输出、输入动力调节。这些变速器还可以在纯电动模式下运行，具有显著改善的加速性能，在固定速比模式下运行，具有最高的传动效率。不同动力分流模式之间的切换采用一个或一组离合器装置，这里通称为扭矩耦合装置，来完成。液压驱动的摩擦式离合器以其平顺的切换品质受到青睐而常被采用。摩擦离合器能够使需要相互接合的部件在有相对滑动的条件下接合。扭矩在接合部件之间的传递是随着接合过程逐步建立、完成的，因此使用摩擦离合器的变速器通常具有平顺的模式切换。摩擦式离合器的最大缺点在于捏合过程中由于摩擦产生的热量而引起的过高的能量损耗，和在整个运行过程中液压系统导致的搅油和寄生损耗。通用汽车公司推出的Chevy Voltec就是一款采用摩擦式离合器进行模式切换的混合动力无级变速器。美国专利US8602938披露了该变速器的第二代构架设计。
齿啮合式离合器，例如犬齿式离合器则以其简单、高效同时又具有较高扭矩传递能力而受青睐。但此类离合器要求捏合前，啮合部件的速度同步。此外，齿啮合式离合器的一个主要缺点是在传递扭矩的条件下切换时，变速器将经历一个扭矩载荷冲击。因此，犬齿式离合器通常与摩擦式离合器联合使用，提供有扭矩或动力间断的变速器档位切换，手动或机械手动变速器就是这种应用的一个实例。
美国专利US8734281，US9108624和美国专利申请US2015/0292600，披露了在变速器速比节点上进行变速器模式切换的方法。在该速比节点上需要相互结合的各部件的转速自然同步。为了便于模式切换，减小或避免对驱动扭矩造成的载荷冲击，自然同步条件必须严格保证。这要求变速器输出、输入速比在整个模式切换过程中保持在一个定常值。
发明内容
本发明要解决的技术问题是针对上述现有技术的不足，提供一种新型多模式机电无级变速器。具体来说本发明要达到的一个目标是提供一种新型的采用简单、结构紧凑且高效的啮合式离合器实现无动力间断切换的的多模式机电无级变速器。这种变速器以在至少两种不同的分流模式下工作，有效地克服了动力内循环，具有较高的传动效率，能够在较宽的范围内对输出、输入速比和动力进行连续和独立的调节，从而极大地拓宽变速器的有效速比范围。另外,它还可在两个纯电力驱动及至少一个固定变速比的模式下运行。纯电动模式可大大改善加速性能,而固定变速比模式则可提供最大的传输效率。
本发明的另一个目标是提供一种采用结构简单、紧凑且高效啮合式离合器实现变速器平顺、无动力间断模式切换的方法，该方法无需变速在模式切换时保持定常速比。
本发明还一目的是保持驱动扭矩和变速器输出动力，防止驱动扭矩和输出动力在模式切换过程中的扰动。
为了实现上述目的，本发明采用如下技术方案：
所述新型多模式机电无级变速器，包括一个齿轮系统，一个固定组件，一个输入轴，一个输出系统，至少扭矩耦合装置，两台电机和电机控制器。所述齿轮系统还包含一个的行星轮系，该行星轮系至少有三个同轴转动部件。该述技术方案还提供一种使用所述离合器进行变速器模式切换方法。所述扭矩耦合装置是一种啮合式离合器，有至少一个空档档位和至少两个啮合档位。所述模式切换方法包括将两台电机中的一台切换到自由转动既空转状态；在空转状态下，该电机的转速可以独立于另外一台电机的转速单独进行控制。所述模式切换方法还包括为该电机设定目标转速，并控制该电机转速使之与目标转速同步。所述模式切换方法进一步包括设定电机输出扭矩从而使所述离合器在模式切换过程中的扭矩载荷近乎于零。所述模式切换方法还包括调节发动机输出动力从而使驱动扭矩和变速器输出动力保持期望值，不受扰动。
对于那些熟悉本领域技术的人来说，一个行星轮系能以一个杠杆图的形式来描述和理解。杠杆图中有杠杆或棒及若干枝点。杠杆图示意性地表示了行星轮系的部件,并定义了轮系部件之间在运动与动力上的关系。杠杆图中每个枝点对应一个分枝，分别代表了行星轮系中的一个同轴旋转部件。枝点之间的距离取决于行星轮系齿轮部件间的齿数比。从杠杆的一端至另一端，依次称为齿轮系统的第一枝点，第二枝点和第三枝点等等。行星轮系中的同轴旋转部件的旋转速度是由相应枝点上垂直于杠杆的矢量表示。一个多枝点杠杆图具有两个转动自由度；任意两个枝点的转速可以完全确定该齿轮系统其他枝点的转速。各枝点转速矢量的终点始终落在一条直线上。
三枝点杠杆代表一个三轴的行星轮系，即具有三个同轴旋转部件的三分枝齿轮组。图1示出了三枝点杠杆图。从左侧到右侧的三个枝点分别被称为第一(KN11)，第二(KN12)和第三(KN13)枝点。各枝点分别对应一个分枝，代表行星轮系的一个同轴旋转部件。根据分枝所对应的枝点，三个分枝分别被称为第一，第二和第三行星轮系分枝。如果以第一枝点至第二枝点之间的距离为一个度量单位，那么第二枝点至第三枝点之间的距离则为Ka个单位。在简单行星轮系中，Ka为齿圈与太阳轮的齿数比(也称行星轮系的特征速比或特征齿数比)。
四枝点杠杆代表一个四轴的行星轮系，即具有四个同轴旋转部件的四分枝齿轮组。图2示出了四枝点杠杆图。从左侧到右侧的四个枝点分别被称为第一(KN21)，第二(KN22)，第三(KN23)和第四(KN24)枝点。各枝点分别对应一个分枝或行星轮系的同轴旋转部件。根据分枝所对应的枝点，四个分枝分别被称为第一，第二，第三和第四行星轮系分枝。如果以第三枝点至第四枝点之间的距离作为一个度量单位。那么第二枝点至第三枝点之间的距离将为Ka个单位，而第一枝点至第三枝点之间的距离则为Kb个单位。枝点，这里，Ka和Kb是四分枝行星轮系的特征齿数比。
一对内啮合或外啮合齿轮同样可以以杠杆表示。它是一个特殊的三枝点杠杆，其中一个枝点固定，图中以三角标识符表示(图3)。此杠杆图也可作为一个两枝点杠杆图看待；因为它的一个枝点是锁定的，所以只有一个自由度。
对于那些熟悉本领域技术的人来说，扭矩耦合装置范指任何形式的离合器，包括单向离合器。此外，捏合档位或工位也范指与该工位相关的零部件，这些零部件与该工位相连一同运动或转动。
为了方便表述，本发明的说明书中所述驱动动力指直接用于驱动或制动车辆的动力。
在其中的一个实施例中，所述齿轮系统的第一行星轮系由一个三枝点杠杆表示，第二行星轮系由一个四枝点杠杆表示。三枝点杠杆称为第一杠杆；四枝点杠杆称为第二杠杆。第一杠杆的第一枝点与固定组件耦合，而第二枝点则与第二杠杆的第二枝点耦合。所述齿轮系统与输入轴，输出系统及第一和第二电机作如下方式的连接(参照图4):第一杠杆的第三枝点通过所述至少一个扭矩耦合装置有选择地连接或脱离第二电机；第二杠杆的第一枝点连接第一电机；第一及第二杠杆的第二枝点连接输出系统；第二杠杆的第三枝点连接输入轴，而第四枝点则通过所述至少一个扭矩耦合装置有选择地连接或脱离第二电机。
所述齿轮系统也可以由第一、第二两个皆为三枝点的杠杆组成。第一杠杆的第一枝点与固定组件耦合，而第二枝点则与第二杠杆的第二枝点耦合。所述齿轮系统与输入轴，输出系统及第一和第二电机作如下方式的连接:第一杠杆的第三枝点通过所述至少一个扭矩耦合装置有选择地连接或脱离第二电机；第二杠杆的第一枝点连接第一电机；第一及第二杠杆的第二枝点连接输出系统；第二杠杆的第三枝点连接输入轴，同时亦通过所述扭矩耦合装置有选择地连接或脱离第二电机。
所述多模式机电无级变速器还可以包括一个中间轴。所述的中间轴起到转动连接齿轮系统与输出系统的作用。
所述多模式机电无级变速器还可以包括一个单向离合器。所述单向离合器起到一个方向接合，相反方向脱离的作用。这使得一个连接组件仅可以在一个方向传输转矩至另一个连接组件。如前面所定义的，离合器和单向离合器被统称为扭矩耦合装置。通过协调所述扭矩耦合装置的离合和电机的控制，变速器可以在多种操作模式下运行，包括第一电驱动模式，其中一个电机提供驱动动力；第二电驱动模式，其中两个电机协同提供更强或更高效的驱动动力；第一混合驱动模式，发动机处于工作状态，变速器在低输出‐输入速比下运行，提供连续可变速比；第二混合驱动模式，发动机处于工作状态，变速器在较高输出‐输入速比下运行，提供连续可变的速比，和至少一个固定变速比驱动模式，此时变速器的输出‐输入速比不变。固定速比下运行对于某些特殊用途可能是理想的。
所述多模式机电无级变速器可在关闭发动机的条件下以纯电力驱动方式运行，满足所要求的纯电驱动里程范围。在纯电动模式下运行时，所述至少一个扭矩耦合装置选择性地将第二电机连接到第一杠杆的第三枝点，并将第二电机从第二杠杆的第四枝点上脱离。第二电机向输出系统提供驱动扭矩和动力以驱动车辆。第一电动机提供扭矩来平衡发动机的任何反作用扭矩，并保持发动机在零转速或预定的速度。当在第二杠杆的第三枝点或输入轴配备单向离合器时，变速器可以利用第一和第二电机同时向输出系统提供驱动扭矩和动力来驱动车辆，改善加速和增强动力性能。所述单向离合器可以防止发动机作反方向旋转，并提供反作用扭矩来平衡第一电机的驱动扭矩。这样可以允许第一和第二电机以并行的方式为车辆提供驱动扭矩与动力。当用于插电式混合动力车辆时，需要全程电力驱动且需要较高的驱动动力性能。这时就可能需要这种操作模式。
在运行中，所述多模式机电无级变速器能在各运行模式之间切换。当在两种混合动力运行模式之间切换时，第二电机经所述至少一个扭矩耦合装置有选择地与第一或第二杠杆的不同枝点耦合，以组成两种不同的动力分流系统构架，实现不同的动力分流模式。所述扭矩耦合装置有一个空档位置(参见图5)和两个啮合位置(参见图4和图6)。模式切换过程包括两个主要步骤：第一个步骤是通过控制至少一台电机的扭矩对所述扭矩耦合装置进行卸载，然后断开该扭矩耦合装置，使第二台电机从变速器系统中脱离，解脱变速器输入轴(发动机)和输出轴(驱动轴)对其的速度约束。第二个步骤是使第二电机的转速与即将要切换到的目标模式下第二电机需要接合的扭矩耦合装置相关部件同步，然后与之啮合。在同步过程中，第二电机独立于第一电机单独控制。每台电机有自己不同的速度反馈控制环。为确保变速器输出至车辆驱动轮上的扭矩和动力基本不受模式切换的影响而产生波动，发动机输出功率可以根据变速器输出‐输入速比以及当下的运行情况通过给定的算法调整到合适的值。合适的调整量也可以通过实验获得。为了降低同步过程的负担，一般推荐在速比节点上，或速比节点附近进行模式切换。速比节点定义为使至少一个电机转速为零的变速器输出‐输入转速之比。
在一个实施例中，在第一电机转速为零的第一速比节点上，第一杠杆第三枝点的转速和第二杠杆第四枝点的转速自然同步。。为确保第一杠杆第三枝点与第二杠杆第四枝点之间的速度同步，第一杠杆的特征齿比Ks和第二杠杆的特征齿比Ka和Kb必须满足预定的比例关系。这关系为:
扭矩耦合装置空档位置的引入，使得第二电机的转速可以独立于齿轮系统的约束之外单独控制。齿轮系统的速度受控于第一电机。这配上一个具体的执行程序便可以使实际模式切换在任何一个变速器速比下进行，即使是采用啮合式离合器。这个速比可以与变速器的第一速比节点重合也可以与之不重合。在模式切换过程中，第二电机的扭矩基本上为零。因此，离合器(扭矩耦合装置)上没有扭矩冲击，离合器可以很轻松地进行啮合或分离。另外，发动机的动力也根据贮能装置的充电或放电量进行调整，以保证变速器用于驱动车辆所需要的输出动力。相对于电池(贮能装置)充放电量，发电机输出动力的调节量将根据实际模式切换点与变速器速比节点之差来确定。上述所有措施确保的模式切换过程中，车辆的速度、驱动扭矩和驱动动力的连续、平滑、无间断。
本发明也提供了一种用于设计，制作和操作所述多模式机电无级变速器的方法。所述方法如下:
(1)设计、制作一个齿轮系统；所述齿轮系统至少包括一个具有不少于三个同轴旋转部件的行星轮系，各同轴旋转部件对应于相应三枝点杠杆图上的一个枝点。
(2)设计、制作第一、第二两台电机，每台电机的最大持续工作功率不小于PEM。
(3)设计和制作一个最大传输功率不低于Pin的输入轴。
(4)设计和制作一个输出系统；所述输出系统包括至少一个驱动轴。
(5)设计和制作至少一个具扭矩耦合装置；所述扭矩耦合装置具有一个使两台电机中的一台电机处于自由转动状态的空档工位；该扭矩耦合装置还可以进一步包括不少于两个啮合工位。
(6)连接第一电机到所述行星轮系的第一个同轴旋转部件。
(7)连接输出系统到所述行星轮系的第二同轴旋转部件。
(8)连接输入轴到所述行星轮系的第三个同轴旋转部件。
(9)以一个固定的速比连接第二电机与所述行星轮系的一个同轴旋转部件，同时，通过所述扭矩耦合装置有选择性地连接第二电机与所述行星轮系的另一个同轴旋转部件。或者作为另一个实施例，以一个固定速比通过所述扭矩耦合装置，有选择性地连接第二电机与行星轮系的一个同轴旋转部件，或以另一个固定速比通过所述扭矩耦合装置，有选择性地连接第二电机与行星轮系的另一个同轴旋转部件。
(10)在至少两种混合动力驱动模式下操作所述变速器。
(11)通过所述扭矩耦合装置对变速器进行混合动力运行模式之间的切换，先使所述扭矩耦合装置卸载，然后使其中一台电机切换至自由转动状态。在自由转动状态电机转速不受齿轮系转速限制，且处于空载状态。
(12)根据扭矩耦合装置两个啮合工位中目标目标工位对应部件的转速，设置第二电机的目标转速；主动控制第二电机转速使之与目标转速同步。确认同步后，结合第二电机与扭矩耦合装置目标工位对应的部件。
(13)根据变速器输出‐输入速比以及模式切换过程中车辆所需的驱动动力，调节发电机输出动力，使得变速器输出扭矩和驱动动力基本上不产生波动。
上述技术方案具有以下有益效果：这种新型多模式机电无级变速器提高了传动效率和驾驶舒适性，降低了制造成本。，该变速器可使用结构简单、紧凑，造价低廉，效率更高的啮合式离合器(扭矩耦合装置)实现不同运行模式之间的切换，同时可避免切换过程中变速器输出端的扭矩和驱动动力间断。它能够实现从倒退、停止到前进的很宽的速度范围内不间断的无级变速且无需任何摩擦式离合器和传统启动装置，可大幅度地提高整车的燃油效率。
附图说明
附图为发明说明书的一部分：
图1为三枝点杠杆图,代表一个三分枝行星轮系,描述三个同轴旋转部件转速之间的相互关系；
图2为四枝点杠杆图,代表一个四分枝行星轮系,描述四个同轴旋转部件转速之间的相互关系；
图3为具有一个固定枝点的特殊杠杆图，描述一对外啮合齿轮之间的转速关系；
图4为本发明所述多模式机电无级变速器的优选实施方式(实施方式1)的杠杆示意图，展示变速器在第一种动力分流模式下运行时，扭矩耦合装置的第一啮合工位；
图5为本发明所述多模式机电无级变速器的优选实施方式(实施方式1)的杠杆示意图，展示变速器在模式切换时，扭矩耦合装置的空档工位；
图6为本发明所述多模式机电无级变速器的优选实施方式(实施方式1)的杠杆示意图，展示变速器在第二种动力分流模式下运行时，扭矩耦合装置的第二啮合工位
图7为本发明所述多模式机电无级变速器的优选实施方式(实施方式1)的一个变种的杠杆示意图，该实施方式在第二杠杆的第三枝点上带有可选扭矩耦合装置；图8为本发明所述多模式机电无级变速器的优选实施方式(实施方式1)的另一变种的杠杆示意图，该实施方式包括第二和第三扭矩耦合装置；
图9为本发明所述多模式机电无级变速器的优选实施方式(实施方式1)的组件示意图；
图10为展示扭矩传递装置第一啮合工位的组件示意图；
图11为展示扭矩传递装置空档工位的组件示意图；
图12为展示扭矩传递装置第二啮合工位的组件示意图；
图13为展示扭矩传递装置第三啮合工位的组件示意图；
图14为多模式机电无级变速器模式切换过程的流程图，显示不同运行模式之间切换步骤；
图15为本发明所述多模式机电无级变速器的另一优选实施方式(实施方式2)的杠杆示意图；
图16为图15所示多模式机电无级变速器优选实施方式(实施方式2)的组件示意图；
图17为本发明所述多模式机电无级变速器的又一优选实施方式(实施方式3)的杠杆示意图，变速器在第一种动力分流模式下运行；
图18为图17所示多模式机电无级变速器优选实施方式(实施方式3)的杠杆示意图，变速器在第二种动力分流模式下运行；
图19为一个实施方式的控制器示意框图。
具体实施方式
本发明的各实施方式，变种和构架皆体现本发明的精神。以下各实施方式具体描述、图示仅用于说明本发明，但不用来限制本发明的范围。下面结合附图，进一步详细说明本发明多模式机电无级变速器的具体实施方式，但不用来限制本发明的保护范围。
图1为三枝点杠杆图，代表一个三分枝行星轮系PG1(Ks)。该轮系有圈轮，行星轮架和太阳轮三个同轴旋转部件，分别被三枝点杠杆图中的三个枝点所表示。从左至右(或从右至左)，这三个枝点依次为第一枝点(KN11)，第二枝点(KN12)和第三枝点(KN13)。第一枝点至第二枝点之间的距离为一个度量单位，第二枝点至第三枝点之间的距离为Ks个单位，Ks为齿圈与太阳轮的齿数比，称为三枝点杠杆的特征参数。三枝点杠杆由其特征参数，齿数比Ks唯一确定。
图2为四枝点杠杆图，代表一个四分枝行星轮系PG2(Ka，Kb)。该轮系有四个同轴旋转部件，分别被四枝点杠杆图中的四个枝点所表示。从左至右(或从右至左)，这四个枝点依次为第一枝点(KN21)，第二枝点(KN22)，第三枝点(KN23)和第四枝点(KN24)。第一枝点至第三枝点之间的距离为Kb个单位；第二枝点至第三枝点之间的距离为Ka个单位,而第三枝点和第四枝点之间的距离为一个度量单位。Ka和Kb为四分枝轮系的特征参数，亦称为特征齿数比。它们是充分且唯一确定该四枝点杠杆的特征参数。参数Ka,和Kb的具体值及其与相应行星轮系齿轮齿数之间的关系由行星轮系的实际结构决定。
应理解的是，杠杆图是行星轮系的示意图，行星轮系的各同轴旋转部件由所述杠杆图的各枝点表示。杠杆图以图形方式描述了同轴旋转部件之间的转速关系。本领域中的普通技术人员将认识到，当提及一个杠杆图上的枝点时，它相当于提到该杠杆图所代表的行星轮系中相应同轴旋转部件，反之亦然。本领域的普通技术人员亦将理解术语如“耦合”，“连接”和“啮合”是用于表示两个或更多个机械零部件或组件之间用来传递扭矩和机械动力的固定机械连接或可旋转啮合(例如通过一对齿轮)。这些术语也用来表示两个或更多个电子部件之间用来传输电力的电气连接。各组件或部件之间的机械耦合或连接在图中以实线表示。
图3为一个特殊的三枝点杠杆图，该三枝点杠杆的中间枝点接地既与变速器的一个固定部件连接。这个特殊杠杆代表一对外啮合齿轮。第一枝点至第二枝点(中间枝点)之间的距离为一个单位；第二枝点至第三枝点之间的距离为KG个单位。KG是该杠杆图所代表的外啮合齿轮对的齿数比。同样的，内啮合齿轮对也可以用特殊三枝点杠杆图表示，该三枝点杠杆的某一端的枝点固定。具有一个固定枝点的特殊三枝点杠杆，通常称为二枝点杠杆，它仅有一个自由度。
图4和图6为本发明所述的多模式机电无级变速器的一个优选实施方式(本发明的实施方式1)，以杠杆图形式表示。所述多模式机电无级变速器由一个齿轮系统，输入轴(Input)，输出系统(Output)，至少一个离合器(CL)，第一固定组件(FM1)，和第一和第二电机(EM1，EM2)及其相联的驱动器和控制器(参见图19)构成。所述齿轮系统包括分别由第一杠杆和第二杠杆表示的第一行星轮系(PG1)和第二行星轮系(PG2)。所述第一行星轮系(PG1)为一个三分枝轮系,具有第一、第二及第三同轴旋转部件,并分别由第一杠杆的第一枝点(KN11),第二枝点(KN12)及第三枝点(KN13)所表示。所述第二行星轮系(PG2)为一个四分枝轮系,具有第一、第二、第三及第四同轴旋转部件,并分别由第二杠杆的第一,第二,第三及第四枝点(KN21,KN22,KN23,KN24)所表示。第一杠杆(PG1)的第一枝点(KN11)连接第一固定组件(FM1),而第二枝点(KN12)则连接第二杠杆(PG2)第二节(KN22)。这使得第一杠杆(PG1)的第二节(KN12)与第二杠杆(PG2)的第二节(KN22)以相同的转速转动。
为了便于描述，与发动机相连接的输入轴(Input)，与驱动轮相连接的输出系统(Output)，以及第一、第二电机(EM1，EM2)统称为动力部件。
第一电机(EM1)包含第一转子和第一定子。参照图4至图6，第一电机(EM1)的转子直接与所述第二行星轮系(PG2)的第一枝点(KN21)耦合。输出系统(Output)与第一行星轮系(PG1)的第二枝点(KN12)及第二行星轮系(PG2)的第二枝点(KN22)耦合。输入轴(Input)与第二轮系(PG2)的第三枝点(KN23)耦合。
所述离合器(CL)包括一个空档工位，以及第一、第二两个啮合工位。第二电机(EM2)包含第二转子和第二定子。第二电机(EM2)的转子选择性地通过所述离合器(CL)的第一啮合工位与第一行星轮系(PG1)的第三枝点(KN13)藕合(图4)，或通过所述离合器(CL)的空档工位脱离行星轮系的任何枝点(图5)，或通过所述离合器(CL)的第二工位与第二轮系(PG2)第四枝点(KN24)耦合(图6)。这样，第二电机(EM2)可以选择性地直接以第一恒定速比与第二轮系(PG2)的第四枝点(KN24)耦合，或间接地通过所述第一行星轮系(PG1)以第二恒定速比与第二轮系(PG2)第二枝点(KN22)耦合。
所述第一和第二电机(EM1，EM2)具有各自的电力电子逆变器和控制器，统称为动力控制器或驱动器。各电机以电气方式连接并相互传递动力。所述多模式机电无级变速还可包括能量存储装置或储能器，如电池组(BT，参见图19)，以存储和回收能量。所述能量存储装置与第一和第二电机连接，接收或提供动力到一个或多个电机。
当第二电机(EM2)与第二行星轮系(PG2)的第二枝点(KN22)耦合时，所述离合器(CL)将第二电机(EM2)与第一行星轮系(PG1)的第三枝点(KN13)连接,并将第二电机(EM2)从第二行星轮系(PG2)的第四枝点(KN24)断开,如图4所示。变速器在第一动力分流模式下运行。来自发动机的输入动力被分成两个动力链传送到输出系统。其中一路是纯机械动力链(简称机械链),从输入轴(Input),经第一及第二行星轮系(PG1,PG2)的第二枝点(KN12,KN22)到达输出系统(Output)。另一路是机电动力链(简称电力链),从输入轴(Input),经第二行星轮系(PG2),第一电机(EM1),第二电机(EM2),至离合器(CL)及第一行星轮系(PG1)到达输出系统(Output)。
当第二电机(EM2)与第二轮系(PG2)的第四枝点(KN24)耦合时，所述离合器(CL)将第二电机(EM2)从第一行星轮系(PG1)的第三枝点(KN13)断开,然后将第二电机(EM2)与第二行星轮系(PG2)的第四枝点(KN24)直接连接,如图6所示。变速器在第二动力分流模式下运行。同样地,来自发动机的输入动力被分成两个动力链传送到输出系统。纯机械动力链从输入轴(Input),经第二行星轮系(PG2)到达输出系统(Output)。机电动力链从输入轴(Input),经第二行星轮系(PG2)，第一电机(EM1)，第二电机(EM2)及离合器(CL),然后回到第二轮系(PG2),最后到达输出系统(Output)。
本发明提供了一种运行模式的切换方式。第一和第二动力分流模式之间的切换通过所述离合器(CL)的空档工位实现。本发明给出了切换条件。当这些条件得到满足时，模式切换按照给定的具体步骤，首先通过控制两个电机的扭矩，使离合器(CL)卸载。当所述离合器(CL)的扭矩载荷减小到低于某个预设值时，该离合器(CL)从当前啮合工位脱离，使第二电机(EM2)从当前的枝点分开离。离合器(CL)进入空档工位，解除行星轮系对第二电机(EM2)的转速约束以及齿轮系统的对第二电机的任何扭矩载荷。第二电机(EM2)的转速可以不受齿轮系统的限制而独立控制。此时，第二电机(EM2)可以主动地与目标运行模式对应的枝点的转速同步。完成转速同步后，所述离合器(CL)与目标啮合工位啮合，将第二电机(EM2)与目标运行模式对应的枝点连接。模式切换以对所述离合器(CL)逐渐加载至目标运行模式下的正常扭矩载荷而告结束。为了最大限度地降下或消除模式切换过程中变速器输出扭矩和驱动动力的波动，需对发动机输出动力进行调整。发动机动力的调整量，除考虑其他因素外，由变速器输出‐输入速比决定：
式中，k为比例常数，可通过整车标定获得。Peng发动机输出动力。Pveh车辆所需驱动动力。SR为变速器的输出‐输入速比，定义为输出系统(Output)转速与输入轴(Input)转速之间的比率。SR亦简称为变速器速比。至少使一台电机转速为零的变速器速比，定义为变速器的速比节点。SR1是使第一台电机转速为零的变速器的速比节点，亦称为第一节点。
为保持变速器输出动力不发生波动的发动机动力的调整量，也可以用储能装置相对于发动机的相对输出或输入动力以及变速器速比SR与第一速比节点SR1的相对偏差来表示：
式中Pbat为储能装置的输出或输入动力。
实施方式1可提供一个自然速比节点SR0和两个非自然速比节点SR1和SR2。在自然速比节点SR0，第一和第二电机转速皆为零，因此输出系统的转速也为零。在第一个非自然速比节点SR1，第一个电机转速为零；在第二个非自然速比节点SR2，第二个电机转速为零。自然速比节点SR0将整个速区分为前行区和逆行区；高于SR0的为前行区，低于SR0的为逆行区。第一个非自然速比节点，简称第一速比节点SR1，进一步将前行区划分为低速比区和高速比区：低于SR1为低速比区，高于SR1的为高速比区。
在第一速比节点SR1上，当变速器与储能器无净能量交换时，第二电机EM2的扭矩为零。因此，选择SR1作为不同动力分流模式之间的切换点将有助于减小或避免变速器系统的扭矩载荷冲击。速比节点SR1以下的低速比区采用输出动力分流方式(即第一动力分流模式)；SR1以上的高速比区，采用复合动力分流的方式(即第二动力分流模式)。逆行区可采用纯电力驱动。这样，无论是机械链还是电力链，其中传送的动力均小于输入轴传输的动力。多模式机电无级变速器在各个速比区均无动力内循环，从而有效地拓宽了变速器的有效速比的范围。
为保证在模式切换速比SR1上第一行星轮系(PG1)的第三枝点(KN13)与第二行星轮系PG2的第四枝点(KN24)同步，从而减小第二电机(EM1)在同步过程中跟踪离合器(CL)需要啮合的目标枝点转速的工作量，各行星轮系特征齿数比之间应满足或尽可能满下列关系之一：
或
Ks＝Kb (1b)
考虑到电机及相关驱动器可能的内部功耗,和齿轮齿数的约束,变速比的实际切换点SRb可能不正好在SR1上，而在SR1的附近。在这种情况下，为保证第一行星轮系(PG1)的第三枝点(KN13)的转速与第二行星轮系PG2的第四枝点(KN24)的转速在切换点SRb上同步，从而减小第二电机(EM1)在同步过程中跟踪离合器(CL)需要啮合的目标枝点转速的工作量，各齿轮齿数比之间应满足下列关系：
图7为优选实施方式的一个变种(实施方式1A),在原多模式机电无级变速器中增加了第二个固定组件(FM2)及第二个扭矩耦合装置。第二扭矩耦合装置简单来讲是一个单向离合器(OWC),有选择性地将第二固定组件(FM2)与第二行星轮系(PG2)的第三枝点(KN23)连接。该单向离合器防止输入轴(Input)反向旋转，并在其中一个纯电力驱动模式下，为输入轴提供一个反作用扭矩以平衡第一电机(EM1)作为驱动电机使用时产生的驱动扭矩。
图8为优选实施方式的另一个变种(实施方式1B),在上述多模式机电无级变速器中再加一个第三固定组件(FM3)和第三扭矩耦合装置。第三扭矩耦合装置为制动器(BR),有选择地将与第二行星轮系(PG2)的第四枝点(KN24)与第三固定组件(FM3)连接或断开。
图9为图7的部件示意图.杠杆图中的各个枝点分别被相应行星轮系的实际同轴旋转部件所代替。所述多模式机电无级变速器由一个包含三个同轴旋转部件的第一行星轮系(PG1),一个包含四个同轴旋转部件的第二行星轮系(PG2),一个输入轴(Input),一个输出系统(Output),第一扭矩耦合装置或离合器(CL),第二扭矩耦合装置(OWC),第一固定组件(FM1),以及第一和第二电机(EM1,EM2)所组成。所述变速器还可以包含连接输入轴(Input)和发动机输出轴(ENG)的扭力缓冲器(DMP)以及连接第一和第二行星轮系与输出系统(Output)的中间轴系统(CTS)。
所述第一行星轮系(PG1)包含一个太阳轮(Ss),一个圈轮(Rs)及一个支承一组行星齿轮(P)的行星轮架(CRs)。行星齿轮(P)围绕太阳轮(Ss)布置,与太阳轮作外啮合，与圈轮(Rs)作内啮合。太阳轮(Ss),行星轮架(CRs)及圈轮(Rs)组成第一行星轮系(PG1)的三个同轴旋转部件,并分别为三枝点杠杆的第一枝点(KN11),第二枝点(KN12)及第三枝点(KN13)所表示。第一行星轮系(PG1)的特征可以用圈轮(Rs)与太阳轮(Ss)的齿数比Ks来表征。设定三枝点杠杆图中第一与第二枝点之间的距离为一个单位，该齿数比则为三枝点杠杆图中第二与第三枝点之间的距离。
ZSs和ZRs分别是第一行星轮系(PG1)太阳轮(Ss)和圈轮(Rs)的齿数。
所述第二行星轮系为拉威尼奥(Ravigneaux)行星轮系。它包括第一太阳轮(S1)，第二太阳轮(S2)，圈轮(R)，第一行星轮(PS)，第二行星轮(PL)和承载并支撑第一和第二的行星轮(PS，PL)的行星轮架(CR)。第一行星轮为短行星轮,第二行星轮为长行星轮。长行星轮(PL)分别与圈轮(R)和第一太阳轮(S1)作内啮合和外啮合；短行星轮(PS)分别与长行星轮(PL)和第二太阳轮(S2)作外啮合。第二太阳轮(S2),圈轮(R),星架(CR)及第一太阳轮(S1)组成第二行星轮系的四个同轴旋转部件,在杠杆图中分别被四枝点杠杆图的第一枝点(KN21),第二枝点(KN22),第三枝点(KN23)及第四枝点(KN24)所表示。第二行星轮系的特征由该轮系的两个特征齿数比Ka和Kb表述
ZS1,ZS2及ZR分别为第二行星轮系(PG2)的第一太阳轮(S1),第二太阳轮(S2)以及圈轮(R)的齿数。在四枝点杠杆图中,Ka和Kb分别代表第二至第三枝点之间的距离和第一至第三枝点之间的距离。
所述第一行星轮系和第二行星轮系同轴布置，轴向彼此相邻。第一轮系(PG1)的圈轮(Rs)固定连接于第一固定组件(FM1),。故此,第一行星轮系(PG1)仅作为具有恒定速比的减速轮系。第一行星轮系的行星轮架(CRs)固定连接于第二行星轮系(PG2)的圈轮(R),两者具有相同的转动速度。
所述输出系统包括至少一个驱动轴和一个作为选项的差速器(DIF)。第一扭矩耦合装置(CL)包括一个空档工位和至少两个啮合工位,该扭矩耦合装置也可由第一和第二两个离合器(C1,C2)组合而成,各离合器有啮合和分离状态(或工位)。这两个离合器也可以是两个完全分立的离合器，各自独立工作。第一电机EM1包括第一转子(RT1)和第一定子(ST1)；第二电机EM2包括第二转子(RT2)和第二定子(ST2)。第二扭矩耦合装置包括第二固定组件(FM2)和一个单向离合器(OWC)。中间轴系统(CTS)包括第一对啮合齿轮(G1A,G1B)及第二对啮合齿轮(G4A,G4B)。
所述多模式机电无级变速器通过齿轮系统(PG1,PG2)与动力部件(Input,Output,EM1 and EM2)之间的独特连接实现多模式运行。参照图9,第一电机(EM1)的转子(RT1)连接第二行星轮系(PG2)的第二太阳轮(S2)。输出系统(Output)通过中间轴系统(CTS)的两对啮合齿轮(G4B,G4A和G1B,G1A)连接第一行星轮系(PG1)的行星轮架(CRs)和第二行星轮系(PG2)的圈轮(R)；其中，差速器(DIF)连接中间轴系统(CTS)第二对啮合齿轮的从动轮(G4B)，第一行星轮系(PG1)的行星轮架(CRs)及第二行星轮系(PG2)的圈轮(R)连接中间轴系统(CTS)第一对啮合齿轮的主动轮(G1A)。发动机(ENG)通过扭力缓冲器(DMP)驱动输入轴(Input)。输入轴(Input)继而连接并驱动第二行星轮系的行星轮架(CR),同时与第二扭矩装置或单向离合器(OWC)耦合。其中，单向离合器有方向性地啮合第二固定组件(FM2)，以防止输入轴及发动机向相反方向旋转。第二电机(EM2)的转子(RT2)通过第一扭矩耦合装置(CL)有选择地与第一行星轮系(PG1)的太阳轮(Ss)或第二行星轮系(PG2)的第一太阳轮(S1)耦合。当第二电机(EM2)与第一行星轮系(PG1)的太阳轮(Ss)耦合时，第一离合器(C1)啮合,第二离合器(C2)分离。当第二电机(EM2)与第二行星轮系(PG2)的第一太阳轮(S1)耦合时，第一离合器(C1)分离,第二离合器(C2)啮合。由此可见,第二电机(EM2)有选择地以第一恒定速比(1:1的速比)与第二行星轮系(PG2)的第一太阳轮(S1)耦合,或通过第一轮系(PG1),以第二恒定速比((Ks+1):1的速比)与第二行星轮系(PG2)的圈轮(R)耦合。第一离合器(C1)和第二离合器(C2)可以同时分离，此时，第二电机(EM2)的转子(RT2)处于自由空转状态，因此可以予以独立控制。当第一、第二离合器(C1，C2)同时分离时，第一扭矩耦合装置处于空档工位。
第一和第二扭矩耦合装置(CL，OWC)与第一和第二行星轮系(PG1，PG2)同轴排列。也就是说，第一行星轮系(PG1)，第二行星轮系(PG2)，第一扭矩耦合装置(CL)及第二扭矩耦合装置(OWC)都在同一旋转轴线上。此外，第一及第二轮系(PG1，PG2)同轴,并置于两台电机(EM1，EM2)所包含的空间之间,这为降低封装尺寸提供很大的优势。
所述第一扭矩耦合装置(CL)也可进一步与制动器(BR)和第三固定组件(FM3)集成，作一体化设计，提供第三个啮合工位。这样形成的集成扭矩耦合装置包括四个工位,如图10至13所示。所述集成扭矩耦合装置(CL)由第一离合器组件(C1),第二离合器组件(C2),第三离合器组件(BR),及一个套环(SL)所组成。第一离合器组件(C1)与第一行星轮系(PG1)的太阳轮(Ss)固定连接,第二离合器组件(C2)与第二行星轮系(PG2)的第一太阳轮(S1)固定连接,而第三离合器组件(BR)则固定于第三固定组件(FM3)。套环(SL)通过一对啮合花键(SPi,SPo)连接第二电机(EM2)的转子轴(RTS)。啮合花键的外花键(SPo)固定于转子轴(RTS),而内花键(SPi)固定于套环(SL)上。在控制器(图19)的指令下,执行器(未示出)使内花键(SPi)沿轴方向在外花键(SPo)上来回移动。
图10所示为第一扭矩耦合装置(CL)的第一工位，也是该扭矩耦合装置的第一啮合工位,其套环(SL)只与第一离合器组件(C1)啮合。在这种情况下,转子轴(RTS)及第二电机(EM2)转子(RT2)被耦合到第一行星轮系(PG1)的太阳轮(Ss)。此时,变速器在第一动力分流模式下运行。
图11所示为第一扭矩耦合装置(CL)的第二工位，即空档工位。其中的套环(SL)移动到空档位置，与第一及第二离合器组件(C1,C2)分离。在这种情况下,转子轴(RTS)和第二电机(EM2)的转子(RT2)不与第一行星轮系(PG1)及第二行星轮系(PG2)的任何同轴旋转件啮合。因此，第二电机转子的转速不受输入轴转速，输出系统转速或第一电机转速的约束。第二电机处于自由状态，其转速可以单独控制在任何期望值，以便与第一离合器组件(C1)或第二离合器组件(C2)的转速同步。，
图12为第一扭矩耦合装置(CL)的第三工位，也是该扭矩耦合装置的第二个啮合工位。其中的套环(SL)只与第二离合器组件(C2)啮合。在这种情况下,转子轴(RTS)和第二电机(EM2)转子(RT2)与第二行星轮系(PG2)的第一太阳轮(S1)啮合。变速器在第二动力分流模式下运行。
图13为第一扭矩耦合装置(CL)的第四工位，即该扭矩耦合装置的第三个啮合工位。其中的套环(SL)与第二及第三离合器组件(C2,BR)啮合。在这种情况下,转子轴(RTS)、第二电机(EM2)转子(RT2)以及第二行星轮系(PG2)的第一太阳轮(S1)被固定在第三固定组件(FM3)上。变速器在固定转速比的模式下运行。
所述第一扭矩耦合装置的四个工位沿轴向布置,并彼此相邻。当使用啮合式离合器如犬啮合离合器或爪形离合器时，会使结构变得非常紧凑。第一和第二啮合工位(C1，C2)之间空档工位(C0)的存在，使得第二电机(EM2)可能独立运转，第二电机的转子(RT2)可在啮合开始前主动与任何一个目标啮合组件(C1，C2，BR)的转速同步。
下面描述本发明所述多模式机电无级变速器的运行。
无级变速器运行
1.低速比区
对于那些熟悉本领域技术的人来说，混合动力车辆的运行由控制器控制。所述控制器可以是一个集中控制器(CT)，或多个由局域网CAN或FlexRay以及其它网络连接在一起的离散控制器(如HCU，ECU，BMS，ABS等)。混合动力控制器(HCU)与发动机控制器(ECU)和电池管理系统(BMS)一起控制多模式机电无级变速器的运行(参见图19)。
车辆启动前，变速器设置在低速区运行。第二电机(EM2)通过离合器(CL)和第一行星轮系(PG1)与第二行星轮系(PG2)的圈轮(R)耦合，借助杠杆作用获得扭矩放大来驱动输出系统(Output)。第一电机(EM1)处于空载运转状态,其旋转方向与发动机输出轴(Input)相反。第二电机(EM2)此刻转速为零。车辆启动时,控制器(CT或HCU)向电机驱动电路(PCU2)发送驱动指令，驱动电路据此向第二电机(EM2)提供所需电力以产生驱动扭矩。该驱动扭矩经第一行星轮系(PG1)放大后传递到输出系统(Output)。在车辆启动的那一瞬间,除微不足道的内部功率损失外,第二电机EM2不会将任何有效电能转化为机械能。由于车辆仍处于停滞状态，因此，没有驱动动力需求，但对驱动轮却有驱动扭矩需求。启动车辆的驱动扭矩主要来自第二电机(EM2)。相应地，发动机为车辆提供零启动扭矩,因此发动机不输出有效动力。随电机(ME2)扭矩增加,车辆由静止开始移动,并加速前进。第二电机(EM2)相应地开始转动,消耗电力并将其转换成所需的机械驱动动力。与此同时，发动机也开始向驱动轮提供驱动扭矩。相应地，第一电机(EM1)提供反扭矩以平衡发动机扭矩。此外,第一电机(EM1)转速逐渐下降以适应增加的车速。在此过程中,第一电机(EM1)充当发电机,将机械能转化为电能。第二电机(EM2)所消耗的电力全部或部分由第一电机(EM1)通过电力电子驱动器和控制器(CT)提供。车辆启动之后，驱动轮的驱动扭矩由发动机和第二电机(EM2)分担,使第二电机(EM2)的扭矩减少。
随着车辆速度的增加,第二电机(EM2)转速增加,而扭矩持续减少。相反,第一电机(EM1)转速持续下降,直到减小至零。当第一电机(EM1)到达零速点时,变速器处于第一非自然速比节点SR1。如变速器与能量存储装置之间没有净电力交换,第二电机(EM2)将到达其零扭矩点。也就是说,第二电机(EM2)的零扭矩点(与零扭矩相对应的速比节点)与第一电机(EM1)的零速点(与零转速相对应的速比节点)是一致的。为叙述方便，以下称使某一电机扭矩为零的变速器输出‐输入速比为扭矩节点；相应地，使某一电机转速为零的变速器输出‐输入速比为速度节点(即速比节点)。
2.高速比区
第一速比节点SR1标志着低速比区与高速比区之间的过渡界标。在低速比区，变速器在所谓输出动力分流模式下运行；在高速区，变速器在复合动力分流模式下运行。在变速器第一速比节点SR1，如变速器与能量存储装置之间没有净电力交换，第二电机(EM2)扭矩为零，，而第二电机(EM2),第一行星轮系(PG1)第三枝点(KN13)和第二行星轮系(PG2)第四枝点(KN24)速度同步。这使得第一速比节点SR1成为理想的模式切换点。因此，第一速比节点被选定为公称模式切换点或名义切换点。为了减小由于切换点波动而可能导致的频繁切换，实施中引入了一个宽度为SR1±ΔSR的缓冲区。上行切换时，实际切换点将比SR1高ΔSR，即实际切换点为SR＝SR1+ΔSR；下行切换时，实际切换点将比SR1低ΔSR，即实际切换点为SR＝SR1‐ΔSR。
图14为输出动力分流运行模式与复合动力分流运行模式之间切换过程流程图。该图构建了模式切换方法，它包括了S1至S7的几个重要步骤。其中有些步骤可以合并，或并行执行。在特殊的情况下，这些步骤的执行次序也可适时酌情调整。所述步骤可以由一个集中的控制器执行，也可以由一组分布于网络中的控制器执行。上述步骤和执行方式构建了下述方法，即扭矩耦合装置卸载方法，发动机动力设置及调节方法，发动机转速和扭矩设置及调节方法，电机切换至自由空转状态的方法，设置和控制某一电机转速的方法，以及使某一电机转速与扭矩耦合装置某啮合工位部件转速同步的方法。
参见图14，不同运行模式之间切换过程包括如下步骤：
(S1)检验切换条件。如果变速器速比满足SR≥SR1+ΔSR的条件，发出上行切换指令；如果变速器速比满足SR≤SR1‐ΔSR的条件，发出下行切换指令。这里ΔSR可以使一个预先设定的常数，或者一个随运行情况变化的变量。上行切换中的ΔSR可以与下行切换中的ΔSR不同。
(S2)计算相对于第一速比节点SR1的比速比。所述比速比以SR1为相对度量基准，按下式计算，
(S3)根据比速比和车辆所需驱启动动力Pveh，设置并调节发动机输出动力Peng，
式中参数k可通过标定试获得。
(S4)调节电机扭矩为扭矩耦合装置(CL)卸载，准备脱离啮合工位。这个步骤可与发动机动力调节步骤协同进行。
(S5)上行切换时，使第二电机(EM2)与扭矩耦合装置(CL)的第一啮合工位(C1)脱离；下行切换时，使第二电机(EM2)与扭矩耦合装置(CL)的第二啮合工位(C2)脱离。将扭矩耦合装置变换至空档工位(C0)，使第二电机(EM2)处于自由空转状态。
(S6)为第二电机(EM2)设置目标转速。该目标转速可以是一个常数，也可以是一个变量。对于上行切换来说，该目标转速既是扭矩耦合装置(CL)第二啮合工位部件(C2)的转速；对于下行切换来说，该目标转速既是扭矩耦合装置(CL)第一啮合工位部件(C1)的转速。使第二电机(EM2)的转子与目标转速同步。
(S7)上行切换时，使第二电机(EM2)与扭矩耦合装置(CL)的第二啮合工位(C2)啮合；下行切换时，使第二电机(EM2)与扭矩耦合装置(CL)的第一啮合工位(C1)啮合。啮合动作完成后，逐渐恢复扭矩耦合装置(CL)应有的正常扭矩载荷。
为使变速器工作在高速比区，变速器需要切换到复合动力分流运行模式。为此，当上行切换条件SR≥SR1+ΔSR得以满足时，控制系统发出上行切换信号，混合动力控制器(HCU)设置各电机的扭矩指令使扭矩耦合装置(CL)卸载。与此同时，混合动力控制器根据计算的变速器速比相对于速比节点的偏差率，设置并调节发动机输出动力，以便使变速器输出扭矩和驱动动力保持不变。扭矩耦合装置(CL)卸载可以采用渐变的方式实现。所述扭矩耦合装置(CL)将第二电机(EM2)从第一行星轮系(PG1)第三枝点(KN13)分离，并移动到空档工位(C0)使第二电机(EM2)处于自由空转状态。在自由空转状态，第二电机的转速可独立于变速器速比之外单独控制。在此状态下，混合动力控制器(HCU)设置并控制第二电机的转速，使其转子(RT2)的转速与连接第二行星轮系(PG2)第四枝点(KN24)的部件(C2)的转速同步。当转速同步得到确认后，扭矩耦合装置(CL)将第二电机(EM2)与第二行星轮系(PG2)第四枝点(KN24)连接，使变速器在复合动力分流模式下运行。变速器将持续在复合动力分流模式下运行直至变速器速比低于下行切换点SR1‐ΔSR。
上述方法和流程适用于各种离合器，无论采用何种离合器均能够实现连续、平顺和无动力间断的模式切换过程。这使得采用包括犬齿式离合器等在内的啮合式离合器也能够取得与摩擦式离合器相当或更好的切换品质。啮合式离合器通常具有简单，结构紧凑和效率高的特点，同时还具有更高扭矩传递能力。
随着车辆速度的进一步增加,变速器速比继续增加并超越上行模式切换点SR1+ΔSR。第一电机(EM1)转速由零开始,按与输入轴(Input)的旋转方向相同的方向提升。第二电机(EM2)转速开始下降。如果变速器与能量存储装置(BT)之间没有净电力交换,第二电机(EM2)的扭矩应该由零开始,在量值上作反向增加。此时，第二电机(EM2)变成了发电机,为第一电机(EM1)或/及能量存储装置提供电能。而第一电机(EM1)充当电动机,将电能转化为机械能。
伴随车辆速度的继续增加,第二电机(EM2)的转速持续下降至零点。变速器到达其第二速比节点SR2。在此速比节点,通过机电动力链传递的动力为零；所有动力经纯机械动力链,由输入轴(Input)传递到输出系统(Output)。
定义动力分流比PR为经过机电动力链所传递的动力与经输入轴(Input)所传递的发动机动力之比。在变速器的第一速比节点SR1与第二速比节点SR2之间,动力分流比PR具有一个局部最大值。该最大值取决于四分枝行星轮系(所述第二行星轮系PG2)的特征齿数比，即特征参数Ka，Kb。假如变速器的最大输入功率为Pin,电机的最大持续额定功率为Pem,电机的最大持续额定功率与变速器的最大输入功率的功率比可表示成PRmax＝Pem/Pin。为了使电机、发动机之大小与变速器结构之间有适当的匹配,以便使变速器能够在第一和第二非自然速比节点之间持续并良好地运行,四分枝行星轮系的特征参数应满足下列关系:
位于或在第二速比节点SR2附近，第一电机(EM1)的扭矩会改变作用方向。随变速器的速比持续增加,第一电机(EM1)的速度持续增加；同时,第二电机(EM2)的速度由零开始作反向增加。为避免当变速器的速比远高于第二速比节点SR2时变速器出现过多的动力内循环,必要时,变速器可引入一个制动器以制动第二行星轮系(PG2)的第四枝点(KN24)。
3.逆行区
自然速比节点SR0以下的区被称为逆行区。在逆行区内,输出动力分流模式同样适用。所述扭矩耦合装置(CL)将第二电机(EM2)与第一行星轮系(PG1)的第三枝点(KN13)连接，并将第二电机(EM2)从第二行星轮系(PG2)的第四枝点(KN24)分离。这样一来，第二电机(EM2)通过第一行星轮系(PG1)间接地连接到第二行星轮系(PG2)的第二枝点(KN22)以获得扭矩放大。动力由第一及第二行星轮系上的第二枝点(KN12,KN22)传递到输出系统(Output)。
纯电驱动运行
为了限制电力链传输的动力(功率)与输入轴输入功率的功率比,避免动力内循环,逆行区可采用纯电力驱动模式运行。在纯电力驱动模式下,发动机停机。第二电机(EM2)在控制器(CTRL)的控制下将储能器(BT)内的电能转化为机械能,为输出系统(Output)提供驱动扭矩。第二电机(EM2)的驱动扭矩在传递到输出系统(Output)前,首先经过第一轮系(PG1)进行扭矩放大。
纯电驱动模式同样适用于前行区。而且，可以有多个纯电力驱动模式。第一个纯电力驱动模式基本上与上述相同,是所述纯电力驱动模式的反方向运行。在这个电动模式中,第一扭矩耦合装置(CL)连接第二电机(EM2)与第一行星轮系(PG1),并将第二电机(EM2)从第二行星轮系(PG2)断开。第二电机(EM2)通过第一行星轮系(PG1)向车辆提供驱动动力。第一行星轮系(PG1)为第二电机(EM2)的扭矩提供了一个Ks+1的杠杆放大系数。
第二个纯电力驱动模式要求第一、第二两个电机联合作业,为急加速或爬陡坡提供更强劲的动力。类似于第一纯电力驱动模式,第一扭矩耦合装置(CL)连接第二电机(EM2)与第一行星轮系(PG1),并将第二电机(EM2)从第二行星轮系(PG2)断开。部分的动力是由第一电机(EM1)经第二行星轮系(PG2)提供。参照图9至9，单向离合器(OWC)防止输入轴(Input)作与发动机正常转动方向相反的旋转。因此可提供一个反作用扭矩去平衡第一电机(EM1)的驱动扭矩。第二行星轮系(PG2)为第一电机(EM1)的扭矩提供了一个Kb/Ka的杠杆放大系数。另一部分的动力是由第二电机(EM2)经第一行星轮系(PG1)提供。第一行星轮系(PG1)为第二电机(EM2)的扭矩提供了一个Ks+1的杠杆放大系数。
空挡和泊车
所述多模式机电无级变速器还可以提供更多有用的功能，包括空挡和泊车。当所述扭矩耦合装置(CL)与第一和第二行星轮系分离,移动至空档工位，第一电机(EM1)关闭或处于自由空转状态时,变速器即处于空挡状态。另外,当第一及第二电机(EM1,EM2)同关闭或处于自由空转状态,变速器也是处于空挡状态。
泊车可以通过安装在变速器中的传统驻车杆系统(PBR，没有显示)来实现。
固定速比运行
本发明的多模式机电无级变速器可以提供至少一个固定输出‐输入速比的运行模式。提供固定速比运行模式是为了满足特殊应用的需求,如拖挂和高速巡航。固定速比运行情况如下表所列。
上述固定速比实际上是变速器的第二非自然速比节点SR2。固定速比运行模式与复合动力分流运行模式之间的切换同样可以以连续、平顺的方式完成。应该说明的是，由复合动力分流运行模式到固定速比运行模式的切换有些特殊的地方。第一，切换条件可能由运行效率，电机工况，或驾驶员的意志来确定。第二，切换时的目标速比是一个恒定于SR2的常数。最后，在切换过程中，第二电机没有自由空转状态。基于以上特殊条件，本发明给出了如下的切换方法和步骤。
(S101)根据第一速比节点SR1，计算速比相对于SR1的偏差率；
(S102)为扭矩耦合装置(CL)卸载；
(S103)根据计算得到的速比偏差率，或比速比设置和调节发动机输出动力；
(S104)设置和控制第二行星轮系(PG2)第四枝点(KN24)的转速以及第二电机(EM2)的转速，并使之与变速器固定件(FM3)同步；
(S105)闭合或啮合制动器，使第二行星轮系(PG2)第四枝点(KN24)与变速器固定部件(FM3)接合。当制动器闭合得到确认后，使扭矩耦合装置的扭矩逐渐恢复到正常应有的载荷。
在由复合动力分流运行模式向固定速比运行模式的切换过程中,无动力中断。此外,在各固定速比点上,至少一个电机可用作电动机或发电机,为并联机电混合动力系统提供动力辅助或回馈制动的功能。这增强了车辆系统的动力性能。
熟悉本领域的技术人员都知道，以上提及的扭矩耦合装置可以是任何类型的机械，液力机械，或电磁离合器，制动器或离合器和制动器的组合。因为本发明使扭矩耦合装置的啮合与分离均在自然同步情况(即所有相关部件的转速基本上是相同的)下实现,所以只需要便用简单的离合器,如啮合式合离合器或爪形离合器,无需便用更复杂和昂贵的摩擦式离合器。这消除了湿式摩擦离合器通常所需的液压系统，从而有效地降低了变速器内部功率损耗。
其他运行状态
实施方式1及其变种(实施方式1A,实施方式1B)还有启动发动机的功能。启动发动机可由两台电机中的一台年独立完成,或由两台电机协作完成。例如,当变速器处于空挡,发动机可被两个电机协作启动。而当变速器处于纯电力驱动运行模式,发动机可由第一电机(EM1)启动。
当储能器(BT)与多模式机电无级变速器结合使用时,无级变速器不但可提供连续的变速功能，还可以提供动力调节功能，实现所谓的机电混合动力驱动。在机电混合动力驱动工作状态下，两台电机之间所传递的动力(电力)不需保持平衡。一台电机产生的电能可能会多于或少于另一台电机所消耗的电能。此时，与一台电机的速度零点相应的变速器的速度节点不再对应于与另一台电机的扭矩零点相应的变速器的扭矩节点。电机扭矩零点所对应的变速器速比(扭矩节点)的位置会随两台电机之间所传递的动力不平衡发生变化，但电机速度零点所对应的变速器速比节点(速度节点)的位置不变,不受两台电机之间所传递的动力不平衡所影响。
当变速器电力链与储能器之间有净电力交换时,电机需担负速比调节和动力调节两项功能。所以,电机的额定功率不可低于最大功率分流比与变速器输入轴额定功率的乘积。
图15为本发明所述多模式机电无级变速器另一个优选实施方式(实施方式2)的杠杆示意图。与图4至图9所示第一优选实施方式的主要不同点在于其第一行星轮系(PG1)被三对常啮合齿轮所代替。这三对常啮合齿轮分别以三个二枝点杠杆(GP1,GP2和GP3)表示。
参照图15,实施方式2所示的多模式机电无级变速器包括一个由四枝点杠杆表示的(PG2)行星轮系和三对分别由二枝点杠杆表示的外啮合齿轮(GP1，GP2，GP3)。所述行星轮系(PG2)具有第一同轴旋转部件(KN21)，第二同轴旋转部件(KN22)，第三同轴旋转部件(KN23)和第四同轴旋转部件(KN24)。第一个二枝点杠杆(GP1)具有第一、第二枝点(KN31，KN32)代表第一对外啮合齿轮；第二个二枝点杠杆(GP2)具有第一、第二枝点(KN41，KN42)代表第二对外啮合齿轮；第三个儿枝点杆杆(GP3)具有第一、第二枝点(KN51，KN52)代表第三对外啮合齿轮。实施方式2所示变速器还进一步包括输入轴(Input)，输出系统(Output)，至少扭矩耦合装置(CL)，和第一、第二电机(EM1，EM2)及其相联的驱动器和控制器。
第一个二枝点杠杆(GP1)的第一枝点(KN31)与所述行星轮系(PG2)第二枝点(KN22)连接；第二个二枝点杠杆(GP2)的第一枝点(KN41)与所述行星轮系(PG2)的第四枝点(KN24)连接；第三个二枝点杠杆(GP3)的第一枝点(KN51)与所述扭矩耦合装置(CL)连接。
第一电机(EM1)包含第一转子和第一定子。第一电机(EM1)的转子直接与所述行星轮系(PG2)的第一枝点(KN21)耦合；输出轴(Output)与所述行星轮系(PG2)第二枝点(KN22)耦合；输入轴(Input)与所述行星轮系(PG2)的第三枝点(KN23)耦合。第二电机(EM1)包含第二转子和第二定子。第二电机(EM2)的转子连接第三个二枝点杠杆(GP3)的第二枝点，并通过所述扭矩耦合装置(CL)有选择地经过第一个二枝点杠杆(GP1)与第二行星轮系(PG2)第二枝点(KN22)耦合或经过第二个二枝点杠杆(GP2)与第二行星轮系(PG2)的第四枝点(KN24)耦合。
所述扭矩耦合装置(CL)有一个空档工位。在这个空档工位上，第二电机(EM2)可设置在自由空转状态。
图15所示多模式机电无级变速器进一步包括一个固定部件(FM)，和第二扭矩耦合装置(OWC)。所述第二扭矩耦合装置(OWC)是一个单向离合器。单向离合器方向性地耦合行星轮系(PG2)的第三枝点(KN23)与变速器固定部件(FM)，阻止变速器输入轴(Input)向与发动机转向相反的方向旋转，同时，提供反作用扭矩以平衡第一动机(EM1)在纯电力驱动状态下作为驱动电机时提供的驱动扭矩。
图16是图15所表示的实施方式的部件图。图中杠杆枝点均以相应齿轮系的具体零部件所表示。所述多模式机电无级变速器由一个包括四个同轴转动部件的行星轮系(PG2)，第一对外啮合齿轮(G1A，G1B)，第二对外啮合齿轮(G2A，G2B)，第三对外啮合齿轮(G2A，G3B)，一个输入轴(Input)，一个输出系统(Output)，第一扭矩耦合装置或离合器(CL)，第二扭矩耦合装置(OWC)，一个固定部件(FM)，第一电机(EM2)和第二电机(EM2)组成。该变速器还可以拥有一个连接发动机输出轴(ENG)与变速器输入轴(Input)的减震器(DMP)，和一个连接行星轮系(PG2)和输出系统(Output)的中间轴系(CTS)。
所述行星轮系(PG2)是拉维尼奥(Ravigneaux)行星轮系。它包括第一太阳轮(S1)，第二太阳轮(S2)，圈轮(R)，第一组行星轮(PS)，第二组行星轮(PL)和一个支撑第一组和第二组行星轮的行星轮架(CR)。第一组行星轮(PS)为短行星齿轮，第二组行星轮(PL)为长行星齿轮。每一个长行星轮(PL)与圈轮(R)作内啮合，并与第一太阳轮(S1)作外啮合；每一个短行星轮(PS)分别与一个相应的长行星轮和第二太阳轮(S2)作外啮合。第二太阳轮(S2)，圈轮(R)，行星轮架(CR)和第一太阳轮(S1)组成所述行星轮系(PG2)的四个同轴转动部件，并分别以四枝点杠杆的第一枝点(K21)，第二枝点(KN22)，第三枝点(KN23)和第四枝点(KN24)表示。该行星轮系(PG2)可以用Ka和Kb两个特征参数来表征。
式中ZS1，ZS2和ZR分别为行星轮系(PG2)的第一太阳轮(S1)，第二太阳轮(S2)和圈轮(R)的齿数。在四枝点杠杆图中，Ka，Kb分别为第二至第三枝点的距离，和第一至第三枝点的距离。
第一对外啮合齿轮包括一个主动轮(G1A)和一个从动轮(G1B)，分别以第一个二枝点杠杆(GP1)的第一和第二枝点(KN31，KN32)表示，其中，从动轮与主动轮的齿数比为GR1。第二对外啮合齿轮包括一个主动轮(G2A)和一个从动轮(G2B)，分别以第二个二枝点杠杆(GP2)的第一和第二枝点(KN41，KN42)表示，其中，从动轮与主动轮的齿数比为GR2。第三对外啮合齿轮包括一个主动轮(G3A)和一个从动轮(G3B)，分别以第一个二枝点杠杆(GP3)的第一和第二枝点(KN51，KN52)表示，其中，从动轮与主动轮的齿数比为GR3。
第一扭矩耦合装置(CL)包括一个空档工位(C0)和至少两个啮合工位(C1，C2)。
第一电机(EM1)包含第一转子(RT1)和第一定子(ST1)。第一电机(EM1)的转子(RT1)与行星轮系(PG2)的第二太阳轮(S2)连接。输出系统(Output)通过第一对外啮合齿轮(G1A，G1B)与行星轮系(PG2)的圈轮(R)耦合。输入轴(Input)的一端通过减震器与发动机耦合，另一端与行星轮系(PG2)的行星轮架(CR)连接。
第二电机(EM2)包含第二转子(RT2)和第二定子(ST2)。第二电机(EM2)的转子(RT2)通过扭矩耦合装置(CL)中的至少两个啮合工位(C1，C2)有选择性地由经第一对和第三对外啮合齿轮以第一个速比耦合至行星轮系(PG2)的圈轮(R)，或由经第二对和第三对外啮合齿轮以第二个速比耦合至行星轮系(PG2)的第一太阳轮(S1)。当第一扭矩耦合装置(CL)位于空档工位(C0)，第二电机被置于自由空转状态，此时，第二电机的转子(RT2)的转速可以被独立控制，以便变速器不同运行模式之间的切换。
图16和图15所表示的第二个实施方式能够提供与第一实施方式相同的功能，并具有与之相似的驾驶性能。这两种实施方式拥有基本上相同的运行模式切换过程。换言之，图14所述模式切换流程同样适用于第二审视方式。
图17为本发明的另一个实施方式(实施方式3)的杠杆示意图。图17所示多模式机电无级变速器包括一个齿轮系，一个输入轴(Input)，一个输出系统(Output)，至少一个具有空档工位的扭矩耦合装置(CL)第一固定部件(FM1)，和第一、第二两台电机(EM1，EM2)及其相应的控制器和驱动器。所述齿轮系包括一个由第一杠杆表示的第一行星轮系(PG1)和一个由第二杠杆表示的第二行星轮系(PG2)。所述第一行星轮系(PG1)是一个三分枝行星轮系，具有第一同轴转动部件，第二同轴转动部件和第三同轴转动部件。这三个同轴转动部件分别为第一杠杆(PG1)的第一枝点(KN11)，第二枝点(KN12)和第三枝点(KN13)表示。第一杠杆为其特征参数KS1所唯一表述。所述第二行星轮系(PG2)也是一个三分枝行星轮系，具有第一同轴转动部件，第二同轴转动部件和第三同轴转动部件。这三个同轴转动部件分别为第二杠杆(PG1)的第一枝点(KN21)，第二枝点(KN22)和第三枝点(KN23)所表示。第二杠杆为其特征参数KS2所唯一表述。第一杠杆(PG1)的第一枝点(KN11)与固定部件(FM1)连接。第一杠杆的第二枝点(KN12)与第二杠杆的第二枝点(KN2)链接，两者因此具有相同的转动速度。
第一电机(EM1)包含第一转子(RT1)和第一定子(ST1)。第一电机(EM1)的转子(RT1)直接连接与第二行星轮系(PG2)的第一枝点(KN21)即第一同轴旋转部件。输出系统(Output)与第一行星轮系(PG1)的第二枝点(KN12)以及第二行星轮系(PG2)的第二枝点(KN22)连接。输入轴(Input)与第二行星轮系(PG2)的第三枝点(KN23)连接。
第二电机(EM2)包含第二转子(RT2)和第二定子(ST2)。第二电机(EM2)的转子(RT2)通过所述扭矩耦合装置(CL)有选择性地与第一行星轮系(PG1)的第三枝点(KN13)，或者第二行星轮系(PG2)的第三枝点(KN23)连接。第二电机(EM2)也可以通过扭矩耦合装置(CL)的空档工位设置到自由空转状态。这样，第二电机(EM2)就可以有选择性地直接以第一速比(1：1)与第二行星轮系(PG2)的第三枝点(KN23)连接，或通过第一行星轮系(PG1)间接以第二速比与第二行星轮系(PG2)的第二枝点(KN22)连接。这里所述第一速比不同于第二速比。
所述第一和第二电机(EM1，EM2)具有各自的驱动器或电力电子驱动电路。它们以电气方式连接到能量存储装置，如一个电池组(BT)，以接收或传送能量到能量存储装置，如图19所示。
当第二电机(EM2)与第一轮系(PG1)耦合，所述扭矩耦合装置(CL)将第二电机(EM2)与第一轮系(PG1)的第三枝点(KN13)连接,并将第二电机(EM2)从第二轮系(PG2)的第三枝点(KN23)断开,如图17所示。变速器在第一动力分流模式下运行。来自发动机的输入动力被分成两路经两个动力链传送到输出系统。其中一路是纯机械动力链,从输入轴,经第一及第二轮系(PG1,PG2)的第二枝点(KN12,KN22)到达输出系统(Output)。另一路是机电动力链,从输入轴,经第二轮系(PG2),第一电机(EM1),第二电机(EM2),所述扭矩耦合装置(CL)及第一轮系(PG1)到达输出系统(Output)。
当第二电机(EM2)与第二轮系(PG2)耦合，所述扭矩耦合装置(CL)将第二电机(EM2)从第一行星轮系(PG1)的第三枝点(KN13)脱离,然后将第二电机(EM2)与第二行星轮系(PG2)的第三枝点(KN23)连接,如图18所示。变速器在第二动力分流模式下运行。同样地,来自发动机的输入动力被分成两路经两个动力链传送到输出系统(Output)。纯机械动力链从输入轴(Input),经第二行星轮系(PG2)到达输出系统(Output)；机电动力链从输入轴(Input),经第二行星轮系(PG2),第一电机(EM1),第二电机(EM2)，以及扭矩耦合装置(CL)，回到第二轮系(PG2),最后到达输出系统(Output)。
第三实施方式(实施方式3)可提供一个自然速比节点SR0,和一个非自然速比节点SR1(第一非自然速比节点)。在自然速比节点SR0上，变速器输出系统的转速以及第一和第二电机(EM1，EM2)的转速均为零。在非自然速比节点SR1上,至少一个电机(第一电机EM1)的转速为零。自然速比节点SR0将整个速区分为前行区和逆行区。高于自然速比节点的为前行区；低于自然速比节点的为逆行区。第一非自然速比节点SR1,也简称为第一速比点,进一步将前行区划分为低速区和高速区。低于第一速比节点SR1为低速区，高于第一速比点SR1的为高速区。
在第一速比节点SR1上，假如变速器与储能器无净能量交换时，第二电机(EM2)的扭矩为零。因此，选择SR1作为不同动力分流运行模式之间的名义切换点将有助于减小或避免变速器系统的扭矩冲击。速比节点SR1以下的低速区采用输出动力分流方式。SR1以上的高速区，采用输入动力分流的方式。为了减小由于切换点波动而可能导致的频繁切换，实施中引入了一个宽度为SR1±ΔSR的缓冲区。上行切换时，实际切换点将比SR1高ΔSR，即实际切换点为SR＝SR1+ΔSR；下行切换时，实际切换点将比SR1低ΔSR，即实际切换点为SR＝SR1‐ΔSR。图14所述切换过程、步骤同样适用于第三实施方式。
逆行区可采用纯电力驱动。这样，无论是机械链还是电力链，其中传送的动力均小于经由变速器传输的由输入轴至输出系统的动力。多模式变速器在各个速区均无动力内循环，从而有效地拓宽了变速器的有效速比的范围。
为保证在名义速比SR1上模式切换时，扭矩耦合装置(CL)各相关部件转速同步，各行星轮系特征齿数比之间应满足或尽可能近似地满足下列关系：
KS1＝KS2 (8)
考虑到电机及相关驱动器的可能的内部功耗,和齿轮齿数的约束,速比的实际切换点SRb可能在SR1的附近，稍偏离SR1。为保证在模式切换速比SRb上扭矩耦合装置各相关部件转速同步，各行星轮系齿数比之间应满足下列关系：
上述所有实施方式和其变种的一个共同基本特征为:第一电机(EM1),输入轴(Input)及输出系统(Output)均各自以恒定的速比分别与一个行星轮系(PG2)的一个不同枝点耦合。上述所有实施方式和其变种的另一个共同基本特征为:第二电机(EM2)有选择性地分别以第一恒定速比连接所述行星轮系(PG2)的一个枝点或以第二恒定速比连接所述行星轮系(PG2)的另一个枝点。上述所有实施方式和变种的其他共同基本特征包括:不同运行模式之间的切换通过扭矩耦合装置(CL)的空档工位(C0)完成。在空档工位上，第二电机(EM2)置于自由空转状态，其转速可以单独控制，以便主动与所述扭矩耦合装置多个啮合工位中的一个工位(C1或C2)同步。模式切换过程中，扭矩耦合装置(CL)卸载，发动机输出动力根据变速器速比SR相对于第地速比节点SR1的大小进行调节，以保证在模式切换过程中变速器驱动扭矩和输出动力基本上不受干扰，保持不变。
设计和制造本发明所述多模式电机无级变速器的基本步骤包括：构建一个具有至少三分枝的行星轮系；设计和制造一个输入轴,一个输出系统,至少一个扭矩耦合装置，第一电机及第二电机；分别将行星轮系的至少三个分枝连接到第一电机,输出系统和输入轴；有选择地通过所述扭矩耦合装置将第二电机以第一恒定速比连接至所述行星轮系的一个分枝和将第二电机以第二恒定速比连接至所述轮系的另一分枝。
操作和控制本发明所述多模式电机无级变速器的方法包括使用使扭矩耦合装置卸载进行运行模式切换的方法，使某一电机置于自由空转状态的方法，使自由空转电机之转速与扭矩耦合装置某一啮合工位转速同步的方法，调节发动机输出动力以便使变速器驱动扭矩和输出动力在模式切换过程中保持不变的方法。
当以四分枝行星轮系组建齿轮系统时，为了使组建出来的齿轮系统具有实用性，能够用于构造多模式电机无级变速器并满足所需功能特性要求，必须对四分枝行星轮系特征参数进行约束。上文中不等式(7)给出了基于电机动力(功率)匹配考虑的约束条件。实用中，建议在进行四分枝轮系设计和参数选取时，保证其特征参数满足：
另外，从限制电机转速的角度出发，特别是在高速区，建议
Kb≤2 (11)
应该说明的是，本发明说明书中所述的电机为电动机和发电机的统称，它可以是电动机也可以是发电机。
图19为控制器(CT)及其相关部件和装置示意框图。所述相关部件合装置包括发动机(ENG)，变速器第一、第二电机(EM1，EM2)，储能装置(BT)，传感器和执行装置(包括CL和BR)。所述控制器(CT)包括控制混合动力总成的混合动力控制器(HCU)，控制发动机(ENG)的发动机控制器(ECU)，驱动第一、第二电机(EM1，EM2)的电子电力控制器(PCU1，PCU2)，控制电池等储能装置(BT)的能量管理系统(BMS)和控制车辆制动装置的制动控制器。电力电子控制器(PCU1，PCU2)包括逆变器和电机控制器。储能装置或电池系统(BT)与第一和第二电机(EM1，EM1)以电器方式连接。第一、第二电机可以相互传输电力，同时，需要时也可以向储能装置传输能量或从储能装置获取能量。控制器(CT)接受各种传感器的信号和驾驶员的指令。它包括一个或多个处理器和存储器，用于储存和处理与上述控制方法相关的算法和程序，并实施对变速器系统的控制。执行变速器的控制包括控制第一和第二电机(EM1，EM2)，发动机(ENG)，离合器(CL)，制动器(BR)和储能装置(BT)。第一电机和第二电机的电力电子控制器(PCU1，PCU2)，以及发动机控制器(ECU)可以有各自相互分离的控制电路或模块，也可以是附属于一个集成控制器或控制电路中的子电路或子模块。
图19所示控制器(CT)及其相关及其相关部件和装置，构建成了可以实施的使扭矩耦合装置的卸载方法，设置和调节发动机输出动力的方法，设置和调节发动机转速和扭矩的方法，将某一电机设置于自由空转状态的方法，设置并独立于其它电机而单独控制该电机转速的方法，以及致使某一电机之转速与扭矩耦合装置某指定啮合工位转速主动同步的方法。
工业实用性
上述实施例中的各零部件都可以由常规的工业制造方法获得，从而经组装得到本发明所述多模式机电无级变速器。该变速器可以在至少两种不同的分流模式下工作，有效地克服了动力内循环，具有较高的传动效率。不同运行模式之间的切换过程连续并、平顺且无动力间断。模式切换可以采用简单，效率更高且造价低廉的啮合是离合器完成。本发明所述多模式机电无级变速器能够在较宽的范围内对输出‐输入速比和动力进行连续和独立的调节，从而极大地拓宽了变速器的有效速比范围。这种新型多模式机电无级变速器降低了对电机的动力要求，变速器结构简单、紧凑，造价低廉；它们能够实现从倒退、停止到前进的不间断的无级变速且无需启动装置，可大幅度地提高整车的燃油效率。

Claims (26)

1.一种多模式机电无级变速器，包括一个齿轮系统，一个输入轴，一个输出系统，第一、第二两台电机，第一扭矩耦合装置和至少一个控制器；其特征在于：
所述齿轮系统包括第一行星轮系,此行星轮系至少具有第一,第二和第三这三个同轴旋转部件；所述输入轴可以与发动机输出端连接；
所述输出系统包括至少一个驱动轴；
所述第一电机包括转子和定子；
所述第二电机包括转子和定子；
所述扭矩耦合装置具有空档工位，在此工位第二电机处于自由空转状态；
所述控制器设定并且控制第二电机的转子在自由空转状态下的转速；
所述第一电机连接所述行星轮系的第一同轴旋转部件；
所述输出系统连接所述行星轮系的第二同轴旋转部件；
所述输入轴连接所述行星轮系的第三同轴旋转部件；
所述第二电机有选择地通过所述扭矩耦合装置以第一恒定速比连接所述行星轮系的一个同轴旋转部件,或以第二恒定速比连接所述行星轮系的另一同轴旋转部件,第一恒定速比不同于第二恒定速比。
2.根据权利要求1所述的多模式机电无级变速器，其特征在于：所述扭矩耦合装置包括第一和第二两个啮合工位；所述变速器使第二电机转子的转速主动与扭矩耦合装置的第一工位或第二啮合工位的转速同步。
3.根据权利要求1所述的多模式机电无级变速器，其特征在于：能够使所述扭矩耦合装置卸载，进而使所述扭矩耦合装置的啮合或分离过程能够在零扭矩或接近零扭矩的条件下进行。
4.根据权利要求1所述的多模式机电无级变速器，其特征在于：所述变速器与发动机输出端连接，能够在不同的动力分流模式下运行；所述控制器在变速器运行模式的切换过程中具有设定、调节发动机输出动力的功能，进而使变速器的输出扭矩和动力不受干扰而发生波动。
5.根据权利要求1所述的多模式机电无级变速器，其特征在于：所述变速器还包括储能装置，为所述电机提供或接受电机输出的动力；所述控制器根据变速器输出输入速比和储能装置输出或输入的动力设置并调节发动机的输出动力。
6.根据权利要求4所述的多模式机电无级变速器，其特征在于：所述变速器包括一个使第一电机转速为零的变速器的输出输入速比，称为第一速比节点；所述控制器设置并调节发动机输出动力与变速器输出动力的动力比，使之第一速比节点成正比，与变速器输出输入速比成反比。
7.根据权利要求1所述的多模式机电无级变速器，其特征在于：所述变速器具有一个使第一电机转速为零的变速器的输出输入速比，称为第一速比节点；所述变速器包括向电机提供或接受电力的电池；所述变速器能够使所述扭矩耦合装置卸载，进而使所述扭矩耦合装置的啮合或分离过程能够在零扭矩或接近零扭矩的条件下进行；所述控制器能够在变速器运行模式切换的过程中设置并调节发动机输出动力，使得电池输出或输入的电力与发动机输出动力之比正比于变速器输出输入速比相对第一速比节点的偏差，进而使变速器输出扭矩和动力不产生波动。
8.根据权利要求1所述的多模式机电无级变速器，其特征在于：所述变速器具有一个使第一电机转速为零的称之为第一速比节点的输出输入速比；所述变速器还包括向电机提供或接受电力的动力电池；所述变速器能够使所述扭矩耦合装置卸载，进而使所述扭矩耦合装置的啮合或分离过程能够在零扭矩或接近零扭矩的条件下进行；在变速器运行模式切换过程中，所述控制器协调扭矩耦合装置的卸载进程，根据一条预先给定的发动机工作曲线设定并调节发动机的转速和扭矩，以使变速器的输出扭矩和动力不发生波动。
9.根据权利要求8所述的多模式机电无级变速器，其特征在于：所述设置和调节发动机转速和扭矩的方法致使发动机输出特定动力，从而使得所述动力电池输出或输入动力与发动机输出的特定动力之比值正比于变速器输出输入速比与第一速比节点的偏差。
10.根据权利要求9所述的多模式机电无级变速器，其特征在于：所述扭矩耦合装置包括第一啮合工位和第二啮合工位；所述设定和控制第二电机转速的过程包括使第二电机转子的转速主动与所述扭矩耦合装置第一啮合工位的转速或第二啮合工位的转速同步。
11.根据权利要求1所述的多模式机电无级变速器，其特征在于：所述齿轮系统还包括第二个行星轮系；第二电机有选择性地以第一恒定速比直接连接到第一行星轮系的一个同轴旋转部件，或者同过第二行星轮系以第二恒定速比间接地连接到第一行星轮系的另一个同轴旋转部件；所述第一恒定速比不同于第二恒定速比。
12.根据权利要求11所述的多模式机电无级变速器，其特征在于：所述第一行星轮系是一个四分枝行星轮系，具有第一、第二、第三和第四同轴旋转部件；第二行星轮系至少包括第一和第二同轴旋转部件；所述第二电机有选择性地以第一恒定速比直接连接到四分枝行星轮系的第四同轴旋转部件，或者同过第二行星轮系以第二恒定速比间接地连接到四分枝行星轮系的第二同轴旋转部件；所述第一恒定速比不同于第二恒定速比。
13.根据权利要求12所述的多模式机电无级变速器，其特征在于：所述控制器设定并控制第二电机转子的转速使其与第一行星轮系的四个同轴旋转部件中的一个同轴旋转部同步，或与第二行星轮系的至少两个同轴旋转部件中的一个同轴旋转部同步。
14.根据权利要求12所述的多模式机电无级变速器，其特征在于:该变速器还包括第一固定部件；所述第二行星轮系是一个三分枝行星轮系，具有第一、第二和第三同轴旋转部件；第二行星轮系的第一同轴旋转部件与变速器第一固定部件连接；第二行星轮系的第二同轴旋转部件与第一行星轮系的第二同轴旋转部件连接；所述变速器再控制器的操控下，能够有选择性地使第二电机的转子与第二行星轮系的第三同轴旋转部件的转速同步并与其啮合，或第二电机的转子与第一行星轮系的第四同轴旋转部件转速同步并与其啮合。
15.根据权利要求14所述的多模式机电无级变速器，其特征在于:该变速器进一步包括第二扭矩耦合装置和第二固定部件；所述第二扭矩耦合装置有条件地将输入轴和第一行星轮系的第三同轴旋转部件与第二固定部件耦合。
16.根据权利要求15所述的多模式机电无级变速器，其特征在于:该变速器进一步包括第三扭矩耦合装置和第三固定部件；所述第三扭矩耦合装置有选择地将第一行星轮系的第四同轴旋转部件与第三固定部件耦合。
17.根据权利要求15所述的多模式机电无级变速器，其特征在于:所述第一扭矩耦合装置是一个齿式啮合离合器，具有一个空档工位和至少两个啮合工位；所述第二个扭矩耦合装置是一个单向离合器，能够向第一行星轮系提供反作用扭矩，防止输入轴反方向旋转。
18.根据权利要求11所述的多模式机电无级变速器，其特征在于:所述第一行星轮系和第二行星轮系同轴排列并彼此相邻。
19.根据权利要求1所述的多模式机电无级变速器，其特征在于:所述电机最大持续功率为Pem，输入轴最大输入功率为Pin；所述第一行星轮系是一个四分枝行星轮系，可以用一个四枝点杠杆图表示,杠杆图中第一枝点至第三枝点的距离为Kb个单位，第二枝点至第三枝点的距离为Ka个单位，第三枝点至第四枝点的距离为1个单位；所述四分枝行星轮系的特征参数Ka，Kb满足下列关系
20.根据权利要求1所述的多模式机电无级变速器，其特征在于:所述第一行星轮系是一个四分枝行星轮系，可以用一个四枝点杠杆图表示,杠杆图中第一枝点至第三枝点的距离为Kb个单位，第二枝点至第三枝点的距离为Ka个单位，第三枝点至第四枝点的距离为1个单位；所述四分枝行星轮系的特征参数Ka，Kb满足下列关系
Kb≤2
21.根据权利要求1所述的多模式机电无级变速器，其特征在于:所述扭矩耦合装置至少有三个啮合工位；这三个啮合工位同轴排列且彼此相邻。
22.一种设计、制作和操控能够以多种模式运行的多模式机电无级变速器的方法包括:
设计和制作一个包括第一行星轮系的齿轮系统,所述行星轮系包括至少三个同轴旋转部件，分别称为第一,第二和第三同轴旋转部件；
设计和制作一个能够与发动机连接的输入轴,一个输出系统,第一扭矩耦合装置，第一电机和第二电机；所述输出系统包括至少一个驱动轴；所述扭矩传递装置至少具有一个空档工位，用于将第二电机切换置于可以自由转动的自由空转状态；
耦合第一电机至第一行星轮系的第一同轴旋转部件；
耦合输出系统至第一行星轮系的第二同轴旋转部件；
耦合输入轴至第一行星轮系的第三同轴旋转部件；
选择性地耦合地二电机至第一行星轮系的一个同轴旋转部件；
操控所述变速器使其在不同的工作模式下运行；
设置第二电机的目标转速；
独立于第一电机控制第二电机的转速；
切换所述变速器的运行模式，使其在至少二个不同的动力分流模式下运行。
23.根据权利要求22所述设计、制作和操控多模式机电无级变速器的方法，其特征是：
使所述扭矩耦合装置卸载；根据变速器输出、输入速比调节发动机输出动力。
24.根据权利要求22所述设计、制作和操控多模式机电无级变速器的方法，其特征是：所述方法包括将第二电机切换至自由空转状态，在此状态下第二电机不与所述第一行星轮系的任何同轴旋转部件耦合；
当第二电机处于自由空转状态，控制第二电机转子的转速，使其与所述目标转速主动同步。
25.根据权利要求22所述设计、制作和操控多模式机电无级变速器的方法，其特征是：所述变速器具有一个使第一电机转速为零的称之为第一速比节点的输出输入速比；所述第一扭矩耦合装置还包括至少两个啮合工位；所述切换变速器运行模式的方法包括如下步骤：
a)检验切换条件；
b)将所述扭矩耦合装置卸载；
c)以第一速比节点为基准，计算变速器速比偏差或相对速比，并据此调节发动机输出动力；
d)将第二电机切换至自由空转状态，在此状态下第二电机不与所述第一行星轮系的任何同轴旋转部件耦合；
e)控制第二电机转子转速，致使所述扭矩耦合装置中相应于即将啮合工位的部件的转速与第一行星轮系中需与之啮合的同轴旋转部件的转速同步；
f)使第二电机与第一行星轮系中需与之啮合的同轴旋转部件耦合。
26.一种多模式机电无级变速器，包括
一个齿轮系统，所述齿轮系统包括至少一个行星轮系,该行星轮系具有至少第一、第二和第三这三个同轴旋转部件；
一个输入轴，该输入轴可连接至发动机；
一个输出系统，该输出系统包括至少一个驱动轴；
第一电机，该电机包括定子和转子；
第二电机,该电机包括定子和转子；
至少一个扭矩耦合装置，该扭矩耦合装置包括一个可以将第二电机切换到自由空转状态的空档工位；
和至少一个控制器，该控制器能够将所述变速器在不同的运行模式之间进行切换，并且在切换过程中，设置和调节发动机的扭矩和动力以使所述变速器的输出扭矩和动力不受干扰而发生波动；
所述第一电机连接到所述行星轮系第一同轴旋转部件；
所述输出系统连接到所述行星轮系第二同轴旋转部件；
所述输入轴连接到所述行星轮系第三同轴旋转部件；
所述第二电机以恒定速比连接到所述行星轮系的一个同轴部件,选择性地耦合到所述行星轮系的另一同轴部件。
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