CN1217050A - 汽车用多工作范围液力机械式传动装置 - Google Patents

汽车用多工作范围液力机械式传动装置 Download PDF

Info

Publication number
CN1217050A
CN1217050A CN96180257A CN96180257A CN1217050A CN 1217050 A CN1217050 A CN 1217050A CN 96180257 A CN96180257 A CN 96180257A CN 96180257 A CN96180257 A CN 96180257A CN 1217050 A CN1217050 A CN 1217050A
Authority
CN
China
Prior art keywords
operating range
teeth parts
hydrostatics
planetary gear
gear set
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Pending
Application number
CN96180257A
Other languages
English (en)
Inventor
R·F·拉尔金
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
GENERAL POWER DEFENCE SYSTEM CORP
Original Assignee
GENERAL POWER DEFENCE SYSTEM CORP
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by GENERAL POWER DEFENCE SYSTEM CORP filed Critical GENERAL POWER DEFENCE SYSTEM CORP
Publication of CN1217050A publication Critical patent/CN1217050A/zh
Pending legal-status Critical Current

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H47/00—Combinations of mechanical gearing with fluid clutches or fluid gearing
    • F16H47/02—Combinations of mechanical gearing with fluid clutches or fluid gearing the fluid gearing being of the volumetric type
    • F16H47/04—Combinations of mechanical gearing with fluid clutches or fluid gearing the fluid gearing being of the volumetric type the mechanical gearing being of the type with members having orbital motion
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H37/00—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00
    • F16H37/02—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings
    • F16H37/06—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts
    • F16H37/08—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing
    • F16H37/0833—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts, i.e. with two or more internal power paths
    • F16H37/084—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts, i.e. with two or more internal power paths at least one power path being a continuously variable transmission, i.e. CVT
    • F16H2037/088—Power split variators with summing differentials, with the input of the CVT connected or connectable to the input shaft
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H37/00—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00
    • F16H37/02—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings
    • F16H37/06—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts
    • F16H37/08—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing
    • F16H37/0833—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts, i.e. with two or more internal power paths
    • F16H37/084—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts, i.e. with two or more internal power paths at least one power path being a continuously variable transmission, i.e. CVT
    • F16H2037/088—Power split variators with summing differentials, with the input of the CVT connected or connectable to the input shaft
    • F16H2037/0886—Power split variators with summing differentials, with the input of the CVT connected or connectable to the input shaft with switching means, e.g. to change ranges
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H37/00—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00
    • F16H37/02—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings
    • F16H37/06—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts
    • F16H37/08—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing
    • F16H37/10—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing at both ends of intermediate shafts
    • F16H2037/105—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing at both ends of intermediate shafts characterised by number of modes or ranges, e.g. for compound gearing
    • F16H2037/108—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing at both ends of intermediate shafts characterised by number of modes or ranges, e.g. for compound gearing with switching means to provide four or more variator modes or ranges

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Structure Of Transmissions (AREA)
  • Control Of Transmission Device (AREA)

Abstract

液力机械传动装置,自汽车发动机接收分流动力输入,一个分流输入驱动流体静力学动力单元,另一个分流输入驱动机械动力单元。无级变化的流体静力学动力输出与机械动力单元结合在一起,借助其分流输入动力的多种比率获得液力机械输出动力的多种比率,用来在多个传动工作范围内平滑稳定地推动车辆从静止到最大速度,并且在各工作范围之间同步转换。

Description

汽车用多工作范围液力机械式传动装置
本发明涉及一种液力机械式传动装置，特别是可用于道路车辆传动系的多工作范围液力机械式传动装置。
近年来人们提出了很多用于轿车和轻型商用车的传动装置设计，该传动装置设计利用增加发动机扭矩的液力传动装置来将车辆从静止加速然后复原或更好地提高输出速度潜能。然而，这些设计努力的典型结果是一种虽具有可取的扭矩能力但却具有不受欢迎的庞大笨重的液力传动装置。而且，这种传动装置不能达到最佳效率，从而就影响了燃油经济性和/或性能。
作为对上述这种纯液力传动装置的一种替代，液力机械式传动装置被应用于大型越野建筑工程车辆和军用车辆上的传动系中。这种传动装置有代表性的是具有分流式动力输入形式，即由车辆发动机并行驱动一个流体静力学动力单元和一个机械动力单元。流体静力学动力单元把它分到的发动机机械输入动力转换成在特定的流体静力学冲程工作范围内速度和扭矩可无级变化的流体静力学输出动力。这种流体静力学输出动力在机械动力单元与该机械动力单元分到的发动机机械输入动力结合，从而在多个动力工作范围中产生液力机械输出动力。在最初由机械动力单元的齿轮数比设定的每一个动力工作范围内速度和扭矩可通过变化流体静力学动力单元的冲程来进行无级变化。
当车辆从静止加速到最高车速时，设计合理的液力机械式传动装置可有利地提供同步工作范围转换以使从发动机到驱动轮的动力流平滑和不间断。另外一个优点是发动机可以在其最高效率输出速度点或其附近速度运行，而与传动输出速度无关。但是，为达到道路车辆在加速、速度和燃油经济性方面要求的性能，传统上机械动力单元需要太多的传动系，例如正齿轮及小齿轮组和行星齿轮组。因此，这种液力机械式传动装置在体积、重量、效率等方面具有与同其相对的液力传动装置一样的缺点。
本发明的目的在于，通过提供一个车用多工作范围液力机械式传动装置，克服包括上述缺点在内的已知液力传动装置的缺点，该传动装置包括一个用于接收操作者速度命令的传动控制器和一个具有与原动力进行驱动连接的第一机械输入和单向流体静力学输出的流体静力学动力单元，流体静力学动力单元由传动控制器在运转中连接控制以提供一种在第一机械输入速度和流体静力学输出速度之间在1∶0到1∶1的连续工作范围内无级变化的传动比率。也包括一种具有与原动力进行驱动连接的第二机械输入和与载荷连接的传动输出的机械动力单元。
机械动力单元包括第一行星齿轮组和组合齿轮机械装置，该第一行星齿轮组具有在第一传动比时与第二机械输入连接的第一齿轮元件、和第二及第三齿轮元件；该组合齿轮机械装置包括第二及第三相互耦合的行星齿轮组，其具有与第一行星齿轮组的第三齿轮元件连接的第四齿轮元件、与流体静力学输出连接的第五齿轮元件、在第二齿数比时可与第二机械输入连接的第六齿轮元件和连接作为传动输出的第七齿轮元件。
本发明的液力机械传动装置还包括由传动控制器驱动的工作范围转换装置，以响应操作者输入的制动和/或接合第一、第二、和第三行星齿轮组中选定的齿轮元件的速度命令，从而在至少一个倒车工作范围和至少第一、第二和第三前进工作范围的每个工作范围中的传动输出上产生无级变化的输出速度。
本发明的其它目的和优点一方面将在下面的描述中讲解，而且另一方面通过描述，或从发明的实施例中可很清楚地得知。本发明的目标和优点将通过后附的权利要求中特别指出的元件和组合来实现和达到。
应该理解，无论前面的综合描述还是下面的详细描述都只是有代表性的和解释性的，而不是对所要求权利的发明的限制。
合并到说明书中并构成其一部分的附图表明了本发明的几个实施例，并与描述一起解释发明原理。
图1A是根据本发明一个实施例构造的液力机械传动装置示意图。
图1B和1C是杠杆类比图，其代表了图1A中传动装置实施例的三个行星齿轮组。
图2A-2G是杠杆类比图，其提供了图1A传动装置实施例的三个行星齿轮组在多个传动工作范围的每一个传动工作范围中的运转图解分析。
图3是一个图表，其同每一个传动工作范围的举例操作参数一起表明在每一个传动工作范围中图1A所示传动装置实施例的哪个多重制动器和离合器起作用。
图4是一个用于在其多重传动工作范围内操纵图1A所示传动装置实施例的传动控制器框图。
图5是一个可用于图1A所示传动装置实施例的流体静力学动力单元的基本侧视图。
图6和图7是本发明的替代液力机械式传动装置实施例的示意图。
图8和图9是本发明另一种液力机械式传动装置实施例的示意图。
图10是一个图表，其同每一个传动工作范围的举例操作参数一起表明在每一个传动中图8和图9传动装置实施例的哪些多重制动器和离合器起作用。
在附图的几个视图中，相同的参考标记表示相同的零件。
根据本发明的多工作范围液力机械式传动装置包括在流体静力学动力单元和机械动力单元间分配原动力动力输出的分流式输入。流体静力学动力单元可将分配的输入动力转换为速比在1∶0到1∶1范围内的连续变化的流体静力学动力输出。机械动力单元把分配的输入动力同流体静力学动力单元的流体静力学动力输出组合起来以提供用于载荷例如一个或更多的车辆驱动轮的液力机械式输出动力。
此外，本发明的机械动力单元能够在多个动力流路线间将分配的输入动力进行转换，所述多个动力流路线包括用于在不同扭矩和速度比下相应多个机械动力输出的机械齿轮组唯一组合。这样机械动力单元分别将每个机械输出与流体静力学动力单元输出结合起来以在多个速度和扭矩工作范围内产生液力机械式输出动力。每一个工作范围内，通过流体静力学动力单元比率在1∶0和1∶1间的变化来获得无级变化的动力比率。
在表明本发明第一个实施例的示意图1中，整体以2表示的多工作范围液力机械式传动装置包括从原动力(如内燃机6)接受输入动力的输入轴22。该输入动力在流体静力学动力单元4和包含在整体以8表示的机械动力单元内的副轴26间分配。如图1实例所示，流体静力学动力单元4直接从输入轴22得到所分配的来自发动机6的输入，而机械动力单元8通过由输入轴22驱动且与固定在副轴26左端的正齿轮25啮合的正齿轮24得到其分配输入。由副轴驱动的是一组共4个正齿轮28、30、32和34。正齿轮28与正齿轮29啮合，该正齿轮29支撑在用于连接驱动输入行星齿轮组14的太阳轮S1的套筒轴36上。正齿轮30与支撑在套筒轴38上的正齿轮31啮合，该套筒轴38可选择地通过离合器CL2联接到同行星齿轮组14的内齿轮R1连接的套筒轴40上。制动器B2用来连接套筒轴40与用41表示的传动装置壳体，这样阻止该套筒轴和内齿轮R1的旋转运动。在这种情况下，内齿轮R1就被称作“接地”。
仍然参照图1，副轴正齿轮32与支撑在可通过离合器CL1选择性地与套筒轴44联接的套筒轴42上的正齿轮33啮合。分配在副轴26上的发动机动力输入同样也作用在与支撑在套筒轴46上的正齿轮35啮合的正齿轮34上。离合器CL3可选择性地将套筒轴46和与行星齿轮组18的内齿轮R3连接的套筒轴44联接。制动器B1可选择性地阻止套筒轴44的旋转运动以使内齿轮R3接地。
输出轴20上的流体静力学动力单元4的无级变化的速度流体静力学输出共同作用在行星齿轮组16的太阳轮S2上和行星齿轮组18的太阳轮S3上。对传动装置2的描述还有以下几点，行星齿轮组14和16的行星齿轮支撑C1和C2由套筒轴48相互连接在一起，套筒轴48可被制动器B3有选择地制动以使支撑C1和C2接地到传动器壳体。行星齿轮组16的内齿轮R2通过与传动输出轴10相连的套筒轴50与行星齿轮组18的行星齿轮支撑C3相连。
从下面的描述中将会看到，按正齿轮24和25比例分配的发动机6分流式动力输入，基于所选择的各种制动器和离合器的接合，由副轴26分成由啮合的正齿轮组28-29、30-31、32-33、34-35的比率决定的各种大小的速度和扭矩，为传动装置建立了5个前进工作范围和1个反向工作范围。更具体地说，在所有工作范围中，副轴26上分配的机械输入动力通过啮合的正齿轮28、29作用在行星齿轮组14的太阳轮S1上。然而，只有在第二和第四前进工作范围该动力输入才参与到从机械动力单元8到输出轴10的动力流路线中。如果传动装置2运行在第三前进工作范围，副轴26的机械输入动力流经包括啮合的正齿轮32、33和行星齿轮组16、18的路线到达输出轴10，而在第四工作范围中副轴输入动力则流经包括正齿轮组28-29、30-31和三个行星齿轮组的路线到达输出轴。第五工作范围输入动力(速度和扭矩)流经从副轴26通过啮合的正齿轮组34、35和行星齿轮组16、18的路线到达输出轴。
第二工作范围到第五工作范围是液力机械式工作范围，而第一前进工作范围是纯流体静力学工作范围，这样传动装置输出动力只由流体静力学动力单元4以无级变化的扭矩和速度的方式提供。在四个较高前进速度工作范围的每个工作范围内，由流体静力学动力单元4提供的无级变化的流体静力学动力输出与从副轴26分出并流经上述路线的机械输入动力结合起来以在从第二到第五的每个工作范围内获得无级变化的输出动力(速度和扭矩)。将会看到，因输入动力只由流体静力学动力单元4提供，传动装置2也能够运行在动力与第一个前进工作范围类似的无级变化的反向速度工作范围内。
为便于解释传动装置2的运行，下述描述利用了Benford等发表在汽车工程师协会上出版号为810102(1981)的文章“杠杆类比——传动分析的一个新工具”(“Lever Analogy-A New Tool InTransmission Analysis”)描述的分析技术。根据该技术，静止时的行星齿轮组可用一条垂直线(杠杆)来类比，其太阳轮、内齿轮和行星齿轮支撑按照太阳轮和内齿轮齿数即传动比相对定位表示为线上的点。
根据该杠杆类比技术，图1B是将图1A的三个行星齿轮组14、16和18分别表示为三个垂直杠杆14’、16’和18’的图解表示。图1B中还表示了由套筒轴48和50提供的行星齿轮组14、16和18的齿轮元件间的相互连接，另外还包括在套筒轴36、40和44上的各种副轴动力输入，轴20上的流体静力学输入，以及传动输出轴10的输出。根据该杠杆类比，图1B表明了行星齿轮组14、16和18间的相互连接允许通过将行星齿轮组16和18结合起来即用一根杠杆16,18’来表示从而简化这三个行星齿轮组的图解。
从图3所示图表中可看出，为把传动装置2转换到第一个前进工作范围，这些各种各样的制动器和离合器中只有制动器B1是接合的。从图1A中可看出，制动器B1的启动使行星齿轮组18的内齿轮R3接地。这样，行星齿轮组上的输入就是以由正齿轮28、29决定的比率决定的速度作用在太阳轮S1上的副轴26上的机械输入和通过轴20作用在太阳轮S2和S3的流体静力学动力单元4的流体静力学输出。
图2A是根据图1所示传动装置2在流体静力学动力单元4处于0(0％)冲程即1∶0比率(空档)时按照杠杆类比的图解展示，这样其作用在太阳轮S2和S3上的流体静力学输出为0。这样实际上固定了代表这些齿轮元件的点S2和S3’的位置。因为制动器B1固定了代表内齿轮R3的点R3’的位置，杠杆16和18’可认为是固定在垂直方向上。而且，因为行星齿轮支撑C1和C2被套筒轴48连接在一起，在杠杆14’上代表支撑C1的点C1’也固定就位。然后，杠杆14’简单地绕点C1’逆时针转动以响应太阳轮S1上的机械输入。向量V1(指向右方)表示太阳轮S1响应该输入以与按正齿轮组24-25和28-29比例分配的发动机速度相等的速度被向前方驱动。向量V2(指向左方)表示内齿轮R1简单地向相反方向转动，其速度同由行星齿轮组14的传动比决定的太阳轮S1的速度相关。没有动力从行星齿轮组14传到组合行星齿轮组16和18，因此，在传动输出轴10上没有输出，如图2A中图示。
如果仅因流体静力学的动力单元4处于0％冲程(1∶0比率)且因此在轴20上不产生输出动力而获得该传动装置空档状态(无论发动机输入动力为多少都没有传动输出)将是非常希望获得的结果。然而，随着制动器B1接合，从汽车意义上讲的“真正空档”状态是达不到的，因为传动输出轴10不是自由转动。更恰当的说法是，图2A所示的空档状态是与换档选择器处于驱动位置时的传统汽车自动变速箱和汽车被施加制动时处于怠速的发动机相对应的。
为了在本发明的传动装置2中提供“真正的空档”，可将流体静力学传动单元减压，例如申请人共同未决的申请系列号为No.08/543,545中所公开的，这样其输出轴20可自由转动，或在发动机6和传动装置输入轴22间安装一个随着制动器B1接合而脱开的脱开离合器，这样就能允许传动输出轴自由转动。
图2B是根据杠杆类比对处于第一前进速度工作范围的传动装置的图解展示。因为制动器B1接合，内齿轮R3的代表点R3’的位置被固定，这样代表行星齿轮组16和18的组合杠杆16,18’必须绕该点摆动以响应从0％冲程向上做冲程运动(从1∶0到1∶1)的流体静力学单元4在轴20上产生的流体静力学输出。围绕点R3’的杠杆摆动是从其虚线位置(相应于其在图1A中的实线位置)到其在图2B中的实线位置的。向量V3、V4和V5分别代表太阳轮S2、S3，行星轮支撑C2和内齿轮R2-行星齿轮支撑C3-输出轴10的前进速度。因为行星齿轮支撑C1与行星齿轮支撑C2连接在一起，它就同支撑C2(向量V4)以相同的向前速度(向量V6)转动，代表行星齿轮组14的杠杆14’简单地围绕太阳轮点S1’摆动并允许支撑C1跟随支撑C2不断增加的前进速度。可自由转动且不产生反作用力的内齿轮R1的反向速度(向量V7)随着杠杆14’从其虚线位置(相应于其在图2A的实线位置)向其在图2B中的实线位置摆动而逐渐减小。然而，在此过程中，没有机械输入通过行星齿轮组14作用到行星齿轮组16上。
这样可以看出，第一个前进工作范围是一个纯流体静力学驱动工作范围并且速度可根据流体静力学动力单元4的冲程运动无级变化。图2B用实线表示图示了杠杆方向，向量表示处于获得第一前进工作范围顶端的流体静力学动力单元的预定最大冲程处行星齿轮组14、16和18的元件的方向和速度。
为从第一前进工作范围转换到第二前进工作范围，制动器B2接合，同时制动器B1脱开，如图3所示。通过杠杆类比，图2C形象地展示了行星齿轮组元件响应第二工作范围流体静力学和机械输入驱动的运动。可以看出，随着制动器B2接合，内齿轮R1接地，这样固定了杠杆14’上的点R1’的位置。则杠杆14’的方向(及支撑点C’的位置)由太阳轮S1的前进速度(向量V1)建立起来，太阳轮S1的前进速度由按齿轮比例分配的发动机6通过副轴26作用于其上的输入动力决定。由于支撑C1和C2连接在一起，支撑C1的前进速度(向量V6)可使支撑C2成为杠杆16,18’的枢轴点C2’。点C1’和C2’的位置随发动机的速度而变化是希望得到的结果，然而，在任何给定的发动机速度下，C2’点可看作固定转动点。
比较图2B和图2C，可以看出，图2C中杠杆14’的方向与图2B实线所示的当其处于第一前进工作范围顶端时的方向相同。杠杆16,18’在图2C中用虚线表示，方向与其到达第一前进工作范围顶端时的方向相同(图2B中用实线表示)。现在，随着流体静力学动力单元4在速度上(向量V8)从其第一工作范围一第二工作范围转换点的最大冲程向第二工作范围顶端的最小冲程做向下冲程运动，杠杆16,18’围绕支撑点C2’按顺时针方向向其在第二工作范围顶端(图2C)的实线杠杆位置转动。其结果是，点R2,C3’的前进速度是以无级变化的方式增加，如向量V9所示。
然后，为从第二工作范围向第三工作范围转换，制动器B2脱开，同时离合器CL1接合(见图表3)。从图1A可以看出，离合器CL1的接合将来自副轴26的机械输入动力以按正齿轮组24-25和32-33比例分配的发动机速度作用到行星齿轮组18的内齿轮R3上。图2D表明了在第三工作范围行星齿轮元件的运动。图2D中杠杆14’和16,18’的虚线位置代表了它们在第二工作范围顶端时的杠杆类比位置(见图2C)。向量V10同样代表了内齿轮R3的前进速度，这与在图2C中处于第二工作范围顶端时向量V10代表内齿轮R3的前进速度一样。当离合器CL1接合以转换到第三工作范围时，作用在内齿轮R3上的发动机按比例分配的速度建立了一个枢轴点R3’，随着太阳轮S2和S3上的流体静力学输入速度(向量V11)通过流体静力学动力单元4的上升冲程运动而增加，杠杆16,18’围绕该点R3’沿逆时针方向从其虚线位置向其实线位置摆动。同时，以向量V1代表的作用在太阳轮S1上的按比例分配发动机的速度建立了一个枢轴点S1’，随着流体静力学动力单元在第三工作范围内做向上冲程运动，杠杆14’可围绕此点转动(因为制动器B2脱开)以适应相互连接的支撑C1和C2(点C1和C2’)的不断增加的速度。
这样，随着流体静力学动力单元冲程的增加，行星齿轮杠杆14’和16,18’围绕它们各自的枢轴点从其各自的第三工作范围底端虚线位置向它们的第三工作范围顶端实线位置摆动(见图2D)。向量V12代表了位于第三工作范围顶端时内齿轮R2、支撑C3(点R2、C3’)上较高的输出轴前进速度。向量V13代表在第三工作范围顶端时齿轮R1的前进速度。
如图3所示，从第三工作范围转换到第四工作范围包括使离合器CL1脱开和使离合器CL2接合。行星齿轮组14的内齿轮R1现在由副轴26的机械输入以按正齿轮组24-25和30-31(向量V14)比例分配的发动机速度驱动。而且，因为太阳轮S1不停地由副轴26驱动(向量V1)，如图2E中所示，杠杆14’的方向被这些机械输入固定，支撑C1以前进速度被驱动，表示为向量V15，行星齿轮组16的与C1相互连接的支撑C2也同样。支撑点C2’就可作为杠杆16,18’的枢轴点。
从图2E中可以看出，随着流体静力学输入速度(向量V16)通过流体静力学动力单元4的向下冲程运动而减少，杠杆16,18’从其虚线位置向其实线位置转动，在第四工作范围加速过程中，内齿轮R3的前进速度(向量V17)和相互连接的内齿轮R2、支撑C3(点R2、C3’)及输出轴10的前进速度(向量V18)一起增加。
图3的图表表明，为从第四工作范围转换到第五工作范围，离合器CL2脱开，同时离合器CL3接合。如图1A所示，行星齿轮组18的内齿轮R3现在由副轴26上的机械输入以按齿轮组24-25和34-35比例分配的发动机速度驱动。
图2F用图描述了行星齿轮元件在第五工作范围的运动。如同在前面图解展示的一样，虚线表明杠杆14’和16,18’在第四和第五工作范围的转换点时的方向。随着内齿轮R3现在被副轴26以用向量V19代表的前进速度驱动，点R3’成为一个枢轴点，随着在第五工作范围内传动装置通过流体静力学动力单元的向上冲程运动(向量V20)而加速，杠杆16,18’围绕此点做逆时针方向摆动。这就以无级变化的方式使太阳轮S2和S3加速，内齿轮R2-支撑C3连接(点R2、C3’)的前进速度也同轴10的传动输出速度一样按比例增加(向量V21)。由于行星齿轮组的太阳轮S1按向量V1代表的前进速度被持续驱动，点S’成为杠杆14’的枢轴点。由于内齿轮R1是自由转动的，杠杆14就可以从其点划线位置向其实线位置自由摆动。其结果是，在第五工作范围加速过程中，随着与其相互连接的支撑C2速度的增加，支撑C1的速度也可以增加。
图2G用图解表明了反向工作范围中传动装置的运行。如图3所示，从通过在流体静力学动力单元4中设定0％冲程而强加的第一工作范围空档状态转换到反向工作范围是通过脱开制动器B1和接合制动器B3实现的。如图1A所示，制动器B3使行星齿轮组14和16的支撑C1和C2接地。如图2G和图2A所示，杠杆14’的方向在第一工作范围空档和反向工作范围中是一样的，图2G中杠杆16,18’虚线方向与其在图2A第一工作范围空档时的方向相一致。由于支撑C1和C2都被制动器B3接地，支撑C2提供了一个枢轴点C2’(而不是在第一前进工作范围的枢轴点R3’)，随着流体静力学动力单元4在反向工作范围做向上冲程运动，杠杆16,18’围绕此点从其虚线向其实线位置转动。因为该杠杆运动是逆时针方向的，可以看出相互连接的内齿轮R2-支撑C3的速度向量V22现在是向左的(反向的)，与图2B-2F前进工作范围运行中指示的前进向量方向相反。这样，输出轴10以由流体静力学动力单元4的冲程设定决定的无级变化速度被反向驱动。
根据本发明的一个特征，通过适当选择包括在发动机和行星齿轮组之间各种动力流路线中的行星齿轮组14、16和18的齿轮数比及正齿轮数比，可以方便地使传动装置在其多个工作范围间同步转换。该同步转换可再次通过参考图2B-2G来理解。
如图2B所示，随着传动装置2在第一工作范围加速，内齿轮R1的反向速度(向量V7)减少。通过适当的齿数比设计，可在内齿轮R1停止转动时建立一个流体静力学动力单元4在大约100％(1∶1比率)时的适当冲程设定，其在轴10上产生一个理想的第一工作范围输出速度。如果在该操作点制动器B1脱开，同时制动器B2接合，传动装置可平滑地从第一工作范围转换到第二工作范围而不会中断发动机速度或传动输出。这样，从第一工作范围到第二工作范围的转换就是同步的了。
在这个第一-第二工作范围转换点的典型最大冲程可为95％，如图3所示。考虑到因特定冲程设定时的实际流体静力学输出速度少于该设定的理论流体静力学输出速度而产生的损失(例如流体渗漏)、加载、性能特性等，采用这个少于100％冲程的最大冲程是优选的。
现在比较图2C和图2D，当以向量V10表示的内齿轮R3前进速度等于通过离合器CL1的接合而与内齿轮R3结合的机械输入前进速度时就会出现第二和第三工作范围的同步转换点。
这里同样，正齿轮组32-33的齿数比可容易地选择，使得在期望的第二工作范围最大速度时内齿轮R3的前进速度等于通过离合器CL1与内齿轮R3结合的机械输入速度以提供向第三工作范围的同步转换点。因为该机械输入速度与轴20上的流体静力学输出速度一样都是发动机速度的一个部分，流体静力学传动单元的冲程设定就容易决定，从而在内齿轮R3和从轴26上按正齿轮组32-33比例分配的机械输入间产生这个相等的前进速度。当这个预定的冲程设定(实际上是一个低冲程设定，例如9％冲程)达到第二工作范围的顶端时，随着制动器B2脱离，离合器C1接合以达到从第二工作范围向第三工作范围的同步转换。
现在，通过比较图2D和图2E，从第三工作范围向第四工作范围的同步转换可通过选择正齿轮组30-31齿数比使得这个机械输入的前进速度等于内齿轮R1在期望最大冲程大约为100％如95％冲程(图3)时的前进速度(向量V13等于向量V14)来实现。然后随着离合器CL1脱开离合器CL2接合以实现从第三工作范围向第四工作范围的同步转换。
从图2E所示第四工作范围向图2F所示第五工作范围的同步转换是通过选择正齿轮组34-35的齿数比使得在第四工作范围顶端流体静力学动力单元4处于适当最小冲程设定即9％(图3)时内齿轮R3的前进速度(向量V13等于向量V14)与从副轴26的该机械输入前进速度匹配时而实现的。然后，在离合器CL2脱开的同时离合器CL3接合，以从第四工作范围向第五工作范围同步转换。第五工作范围的加速是通过动力传动单元4向100％冲程(1∶1比率)的最大传动输出速度的向上冲程运动实现的。
从图2A和图2G的比较中还可以看出，当制动器B1脱开且制动器B3接合以允许从第一工作范围空档状态向反向工作范围的同步转换时，支撑C1处于静止状态。反向工作范围中由流体静力学动力单元4的向上冲程运动产生的加速用向量V22表示。同样，在低端即反向范围处于0％流体静力学动力单元冲程时内齿轮R3是静止的，这样制动器B1可随着制动器B3的脱开而接合以从反向工作范围转换回第一工作范围空档状态。
上述图表3表示在五个前进传动工作范围和一个反向工作范围的每个工作范围中哪个制动器和离合器是起作用的。该表中还表示了流体静力学动力(HSP)单元4在每个工作范围加速的典型冲程工作范围、冲程方向和工作范围转换点的冲程设定。该表还表明了在每个工作范围中输入轴22上的发动机速度(Vin)和轴10上的传动输出速度(Vout)的速比典型工作范围。注意传动2在第四工作范围高端进入超速工作范围，第五工作范围为全超速工作范围。
传动装置技术领域的普通技术人员会注意到可以添加其他的前进工作范围，例如与第四工作范围类似的第六工作范围和与第五工作范围类似的第七工作范围。然而，装备这些较高的工作范围会增加传动装置的复杂性，并且有可能在强调车辆动力性和实用性考虑方面不如图1中公开的第五工作范围传动装置2。特别是，第四和第五工作范围的车辆运行不太可能用于高的发动机速度。这主要是因为车辆动力有限，除非发动机功率显著增加。第四和第五工作范围的主要价值在于当处于稳定状态时使燃油经济性最大且降低噪声、振动和尖叫。例如，装备图1所示传动装置2的车辆能够在发动机速度低至1200转/分时以60mph的速度稳速行驶，并且提供立即且平滑的加速而不受随着发动机动力增加而减少的传动比影响。
前述描述是关于从空档到多个前进速度工作范围到最大传动输出速度的输出速度渐进增加，从最大到空档输出速度的减小适于相反的方式来给出。即，代替通过使流体静力学传动单元在奇数前进工作范围内做向上冲程运动以加速和在偶数前进工作范围内做向下冲程运动以从空档加速到最大速度，流体静力学传动将在奇数工作范围内做向下冲程运动和在偶数前进工作范围内做向上冲程运动以从最大速度减小到空档。减速过程中工作范围间的同步转换是按上述的工作范围间的加速方式实现的。考虑前面的描述后，传动装置技术领域的普通技术人员可以理解，例如从第五工作范围到第三工作范围的向下转换和图1a的传动装置实施例可很容易地通过松开离合器C3和接合离合器C1同时结合流体静力学传动单元冲程的适当改变而实现，这在紧急制动操作时可能是必要的。
上述主要是以在所有工作范围获得无级变化的输出速度和从第一工作范围的空档到第五工作范围高端最高速度的前进速度工作范围中加速来描述传动装置2的速比。传动装置2的另一个同等重要的方面是扭矩比率。正如传动装置技术领域的普通技术人员所熟知，对于任何给定的传动运行点，发动机的输入动力等于施加在传动装置上的输出载荷。发动机输出动力是发动机速度与加在传动输入轴上的发动机扭矩的乘积的函数。输出载荷是传动输出速度与加在传动输入轴上的载荷扭矩的乘积的函数。按照这个函数，传动装置将在其多个工作范围内改变速度和扭矩值。作为速度和扭矩乘积的动力是一直平衡的。如上面引用的Benford et al.文章所述，杠杆类比技术也可用来确定图1所示传动装置2中每个行星齿轮组14、16和18中的动力平衡。因为本发明技术领域的普通技术人员可通过学习Benford et al.的论文来理解如何根据本发明构造的多工作范围液力机械式传动装置进行动力平衡的杠杆类比分析，为简明起见这里不再进行这种分析了。
然而，应该注意到与流体静力学动力单元4和机械动力单元8的动力流有关的几个现象。从前面的描述中可以理解，在第一个前进工作范围和反向工作范围内，动力流的方向是向前通过流体静力学动力单元4和行星齿轮组16、18流向输出轴10的。然而，在第一-第二工作范围转换点，动力流由于机械动力单元8的加入改变了。因为该转换是同步的，所以所有行星齿轮元件的速度保持不变直到流体静力学传动单元4向下进行冲程运动到开始引入通过机械动力单元8的机械动力流为止。因为流体静力学动力单元进行向下冲程运动以在第二工作范围内加速，所以通过流体静力学动力单元的动力流掉转方向。流体静力学传动单元的该动力流方向调转也出现在第四工作范围中。因此，选择行星传动比时的一个重要考虑方面就是在这种动力流方向掉转过程中保证流体静力学传动单元的扭矩接近恒定。这样做也就是使流体静力学传动单元的液压变化最小，该液压变化会改变效率并需要一个冲程偏差来适应动力大小的突然变化。实际上，可能需要某些冲程失调来增加流体静力学压力以补偿机械损失。可以理解，在工作范围转换点的“动力匹配”越好，通过传动装置的动力流就越平滑。当流体静力学动力单元4中的流体静力学压力最高时，较低工作范围的转换点(从第一工作范围到第二工作范围)的动力匹配考虑是最重要的。
因为在第二和第四工作范围的动力流是反向的，即从流体静力学传动单元的输出流向输入，而不是象在第一、三和五工作范围内由输入流向输出，所以这种反向动力流是有效的再生动力流，为达到同步转换也应将其考虑在内。如上所述，任何扭矩突变都将在流体静力学动力单元产生相应的流体静力学压力的突变。尽管液力流实际上是不可压缩的，但是典型的如由过度液体渗漏结果造成的突然压力变化将改变流体静力学传动单元的效率。因此，可能需要在每个工作范围转换时都存在的流体静力学冲程的转换偏差调整来抵消突然的扭矩变化。适当的转换偏差在每一个转换点通常是不同的，并且也受载荷影响。转换偏差也可用于补偿各种工作范围中机械动力单元效率的变化。实际上，转换偏差通常少于5％冲程，因此在转换点留些冲程余量以允许实现任何转换偏差的做法是有利的。
根据本发明的另一个重要特征，行星齿轮组14和16的比率是相同的，这样再生动力将相同地传到行星齿轮组18上。理论上，当行星齿轮组14和16的相同比率比行星齿轮组18的比率多1时就能达到完美的动力匹配。
图1液力机械式传动装置2在其各个工作范围的运行和工作范围间的同步转换是由图4所示的传动控制器70控制的。该传动控制器收到操作者有关加速踏板位置信号的速度输入命令，和有关处于驱动(D)、空档(N)或反向(R)位置的转换选择杠杆位置收到工作范围选择信号。传动控制器70也收到表示传动装置输入轴22的RPMs的发动机速度传感器信号和表示传动装置输出轴10的RPMs的输出速度传感器信号。作为对这些输入信号的响应，传动控制器70输出信号驱动制动器B1-B3和离合器CL1-CL3中被选定的一个。传动控制器还输出比率控制信号到图5中以RC示意性地表示的比率控制器以控制流体静力学动力单元4的冲程运动。这些比率控制信号可以是脉冲宽度调制(PWM)的信号，如在申请人共同未决的申请系列号为No.08/380,269和No.08/423,069中所公开的。图4还表示了传动控制器70输出一个信号以在液力机械式传动装置2中建立一个“真正的空档状态”。如果所述比率控制器和流体静力学动力单元4备有上述申请号为08/543,545的美国专利申请中公开的减压特征，所述信号可由图5中比率控制器RC使用。作为另外一种选择，该空档信号也可用于使包含在发动机6和传动输入轴20间的传动系的离合器脱开。
尽管传动控制器70可采用模拟或射流电路，采用数字电路是优选的。这样，所有到传动控制器70的信号由模数转换器数字化然后由微处理器处理。
传动控制器70的二个主要功能是在恰当的时间使离合器及制动器接合以获得同步工作范围转换和通过对流体静力学动力单元4冲程的控制以将发动机动力与输出载荷进行有效匹配。将发动机动力与输出动力进行匹配需要对在各种发动机速度时的发动机输出动力和燃油经济性进行预定。做好这项工作后，就可能在每一个踏板位置(速度命令)时确定最佳的发动机动力/燃油经济性运行点。这种叫做“计划曲线”的关系可以作为一个运算法则存贮在与传动控制器微处理器相连的存贮器中。
在车辆运行中，微处理器不断把操作者的速度命令与发动机速度进行比较并调整传动比(流体静力学动力单元冲程)使其同计划曲线匹配。如果车辆遇到坡度，输出载荷增加发动机速度降低。但是，如果操作者保持踏板位置不变(恒定的速度命令)，传动控制器70使流体静力学动力单元做冲程运动以减少传动比直到再次与计划曲线匹配。此时，发动机的速度和动力恢复，但车辆的速度减小。如果操作者改变加速踏板位置以保持车辆在坡度上的速度，发动机的速度就会增加以匹配较高的输出载荷。每个发动机都有其唯一的最佳计划曲线，可容易地将其用程序输入到传动控制器微处理器以使传动装置2适应任何特定的车辆发动机。
尽管有大量流体静力学动力单元可应用到本发明的液力机械式传动装置中，而在美国专利说明书No.5,423,183的Folsom中公开的那种流体静力学动力单元的独特能力使其特别适用于本发明。此专利的完全公开显然在此作为参考，此公开的概述表示在图5中。如该图所示，流体静力学动力单元4包括一个整体以72表示的液泵，它被与图1所示传动装置输入轴22相当的输入轴74驱动。与图1所示输出轴20相当的输出轴76穿过整体以78表示且被接地到79所示的单元壳体的流体静力学马达单元内的中心孔。被驱动的泵单元72的汽缸组80和被接地的马达单元78的汽缸组82分别作为旋转安装，因此可假设与楔状挡板84间有表面接触，挡板84通过86所示的旋转连接同输出轴76扭矩耦合。当输入轴74被图1所示发动机6驱动时，在液泵72和马达单元78之间的泵出的高压液流交换通过挡板孔84a在借助联轴器86与输出轴76耦合的挡板84上产生了一个综合的扭矩作为输出的流体静力学扭矩。为改变轴74上的输入速度与轴76上输出速度间的比率，87所示的比率控制器RC接合以使挡板84绕着同输出轴76的轴线76a相交的联轴器86的轴线转动。这种挡板方向(角度)的角度调整使流体静力学动力单元做冲程运动，以便在轴76上以工作范围为从1∶0(0％冲程)或空档到至少1∶1(100％冲程)的比率产生一个单方向、速度无级变化的流体静力学输出。
在美国专利说明书No.5,423,183中公开的这种流体静力学动力单元在低速比(低冲程设定)时具有约为5∶1的扭矩增强能力，远远大于在传动装置2流体静力学第一前进工作范围和反向工作范围从静止起动加速车辆所需的扭矩。其它使这种流体静力学动力单元在本发明的液力机械式传动装置中得到应用的独特而有利的特点在引用的Folsom专利中讲述。
图6A用示意图表示了本发明的一个替代实施例，它与图1中实施例的不同在于由行星齿轮组16和18组成的组合齿轮机械装置是按“简单-复合”结构布置的，而在图1A中的行星齿轮组16和18是按简单的“辛普森”结构布置的。图6B表示的是当行星齿轮组16和18组合成简单杠杆16,18’时恰当的杠杆类比图。
图7A还表明了本发明的另一个实施例，其中组合行星齿轮组16和18按“外行星齿轮”结构布置的。注意在该结构中，支撑C2和C3是以与相互啮合的行星齿轮复合的支撑形式出现，所以省掉了内齿轮R2。图7B提供了对图7A中行星齿轮组的杠杆类比图解分析，其中行星齿轮组16和18再次组合成一根杠杆16,18’。
图6A和7A中实施例通过工作范围之间的同步转换在五个前进工作范围及一个反向工作范围中的传动运行与上面对图1A所示传动装置2的描述相同。
可以看出图6A和7A中传动实施例的示意图通过去掉行星齿轮元件和套筒轴的下面对称的一半而简化了。
图8表示本发明的又一实施例，所示多工作范围液力机械式传动装置90特别应用在建筑工程车辆中，例如车轮加载式的建筑工程车辆。因为这种车辆典型上是向前和向后驱动一样常用，所以发明实施例传动装置90提供了三个前进工作范围和三个反向工作范围。
为了获得这种能力需要4组行星齿轮组：整体以100表示的反向复合行星齿轮组、整体以102表示的输入行星齿轮组和整体以104和106表示的一对相互连接的组合行星齿轮组。与上述传动装置实施例一样，传动输入轴22驱动流体静力学动力单元4。副轴92由传动输入轴通过正齿轮93和94驱动。从该副轴，反向行星齿轮组100的太阳轮S4由副轴92通过正齿轮95和96驱动。行星齿轮组100的复合行星齿轮支撑C4通过正齿轮组97-98连接到第二根副轴99上。该第二副轴通过离合器CL4的接合及正齿轮组107-108也被连接上来驱动行星齿轮组106的太阳轮S3。行星齿轮组100的内齿轮R4可被制动器B4有选择地接地，并可通过离合器CL5有选择地与支撑C4耦合。复合支撑C4也同行星齿轮组102的太阳轮S1连接。在支撑C1与行星齿轮组104的支撑C2和行星齿轮组106的内齿轮R3都相连接时，制动器B5可有选择地将所述行星齿轮组的内齿轮R1接地。制动器B6有选择地将支撑C1、C2和内齿轮R3的相互连接接地。通常行星齿轮组102的内齿轮R2与行星齿轮组106的支撑C3和传动输出轴10相连接。制动器B7有选择地将行星齿轮组106的太阳轮S3接地。
图10提供的图表表明了在三个前进工作范围和三个反向工作范围的每个工作范围中接合以操作传动装置90的各种制动器和离合器，以及在每个传动工作范围用于加速并与和每个传动工作范围中速比范围相应的流体静力学动力单元4的典型冲程运动。
为简明起见，省略了与图1传动装置2类似的杠杆类比分析图，因为本发明技术领域的普通技术人员能够按上述图2A-2G中表示的方式对传动装置90进行分析。
从图8可以看出，反向行星齿轮组100的太阳轮S4通过副轴92和正齿轮组95-96被持续向前驱动。如图10所示，为将传动装置90转换到它的第一前进工作范围，离合器CL5和制动器B7接合。可以看到离合器CL5将支撑C4和反向行星齿轮组100的内齿轮R4连接在一起，这样这两个齿轮元件被太阳轮S4以同样的前进速度驱动。这个前进速度驱动通过正齿轮组97-98施加来驱动第二副轴99。然而，因为离合器CL4脱开，没有机械输入加在行星齿轮组106的太阳轮S3上。而且该太阳轮在第一前进工作范围中被制动器B7接地。因为行星齿轮组102的太阳轮S1也同反向行星齿轮组100的支撑C4连接在一起，这两个齿轮元件被以相同的速度驱动。行星齿轮组104的太阳轮S2由流体静力学动力单元4的输出驱动，依次地，随着流体静力学动力单元向上进行冲程运动，它又以不断增加的前进速度依次驱动支撑C1、C2和行星齿轮组106的内齿轮R3。
因为行星齿轮组106的太阳轮S3被制动器B7接地，这个齿轮元件变为一个枢轴，代表行星齿轮组104和106的组合杠杆(未表示出)围绕其摆动以响应流体静力学动力单元输出的不断增加的速度。随着流体静力学动力单元从0％向典型的最大冲程95％(图10)做冲程运动以在第一前进工作范围加速，通常连接在一起的内齿轮R2、支撑C3和输出轴10的前进速度增加。
为从第一工作范围转换到第二工作范围，如图10所示，离合器CL5保持接合的同时制动器B5接合，制动器B7脱开。从图8中可看出，松开太阳轮S3，内齿轮R1被制动。因为太阳轮S1持续被副轴92的机械输入通过行星齿轮组100以前进方向驱动，支撑C1的前进速度使代表行星齿轮组104和106的组合杠杆上的支撑C2点成为一个支点。当流体静力学动力单元从95％向0％做向下冲程运动，组合杠杆(未表示出)围绕该支点转动，这样通常连接在一起的内齿轮R2、支撑C3和输出轴10在第二前进速度工作范围中被加速。可以看出，该第二前进工作范围的运行对应于图1A传动装置在图2C所示的第二工作范围运行。
转换到第三工作范围涉及到脱开制动器B5和接合离合器CL4(图10)。现在可以看出，通过在第一和第二前进工作范围同样接合的离合器CL5作用在副轴99上的前进驱动现在作为机械输入通过接合的离合器CL4作用在太阳轮S3上。因此太阳轮S3以前进速度被驱动，实际上为代表行星齿轮组104和106的组合杠杆建立了一个枢轴点。因此，当流体静力学动力单元4的冲程从0％向最大冲程即100％增大时，该组合杠杆围绕这个建立的枢轴点向进一步增加内齿轮R2和支撑C3的前进速度方向摆动，这样输出轴10在第三工作范围内使车辆加速。
为将传动装置90调整到三个反向工作范围，制动器B4接合以使反向行星齿轮组100的内齿轮R4接地。要转换到第一反向工作范围，制动器B6与制动器B4同时接合使通常连接在一起的支撑C1、C2和内齿轮R3接地。与三个前进布置方式中一样，反向行星齿轮组100的太阳轮S4被从副轴92传来的机械输入持续向前进方向驱动。然而，随着内齿轮R4接地，太阳轮S4上的该前进驱动以相反方向驱动支撑C4，该反向驱动通过正齿轮组97-98作用在副轴99上。组合支撑C4也以相反方向驱动行星齿轮组102的太阳轮S1。由制动器B6使通常相连接的支撑C1、C2和内齿轮R3接地建立了一个代表支撑C2的点，代表行星齿轮组104和106的组合杠杆上的内齿轮R3就成为一个支点。随着流体静力学动力单元4从0％冲程向上进行冲程运动，输入到太阳轮S2上的流体静力学速度增加，该组合杠杆围绕该支点向在通常相连接的支撑C3和内齿轮R2上产生反向驱动转动的方向摇摆，这样输出轴10就以由流体静力学动力单元4确定的无级变化的速度向相反方向被驱动。应注意到，这个描述与对图1A中传动装置4的一个反向工作范围运行和图2G的杠杆图解描述一致。
传动装置90的第二个反向工作范围是通过使制动器B4保持接合，同时脱开制动器B6并接合离合器CL4实现的。从图8可以看出，这样做可将副轴99上的反向机械驱动作用到太阳轮S3上。这使太阳轮S3成为代表行星齿轮组104和106的组合杠杆上的枢轴点，随着流体静力学动力单元4向0％冲程做向下冲程运动，杠杆围绕此点向增加通常相连接的齿轮R2、支撑C3和输出轴10的反向速度的方向摆动。
最后，在第三反向工作范围，制动器B5与制动器B4同时接合。如图8所示，制动器B5使内齿轮R1接地。因为当内齿轮R1接地时太阳轮S1被持续反向驱动，支撑C1使代表支撑C2和内齿轮R3的组合杠杆点成为一个枢轴点。然后，随着流体静力学动力单元4向上做冲程运动以增加它对太阳轮S2的向前驱动速度，组合的行星齿轮组104、106杠杆围绕该点向增加作用在内齿轮R2、支撑C3进而输出轴10的反向驱动速度的方向转动，这样就可在第三反向工作范围中加速。
借助于反向行星齿轮组100的复合行星齿轮支撑C4，可使每个前进工作范围的速度和扭矩基本上等于每个相应反向工作范围的速度和扭矩，如图10所示。
图9传动装置示意图与图8传动装置90相当，除了图9中的传动结构有些变化，去掉了用于将机械输入动力传输到反向行星齿轮组100的太阳轮S4的短副轴92。这样，图9所示的替代实施例就以与图8传动装置90相同的方式被转换到它的三个前进和三个反向速度工作范围。
从前面的描述可以看出，本发明提供了一个连续变化、多工作范围、同步转换的传动装置，其能够通过改变传动比使发动机动力与输出载荷精确匹配从而以最高效率驱动汽车。实际上，随着车辆从静止向最高速度加速，发动机动力可保持在发动机的最高运行效率点上。而且，本发明的传动装置实施例提供了一个在整个运行工作范围中平滑连续的动力流，不会对车辆驱动系统产生交变载荷和冲击载荷。这样，本发明能够提供使发动机动力与各种输出载荷精确匹配以达到最佳的燃油经济性和加速及整车性能的能力。
对于本发明领域普通技术人员来讲很显然，可对前述本发明多工作范围液力机械式传动装置和本发明实施例结构进行很大修改或变化而不会超出本发明的工作范围或精神。
鉴于这里公开的本发明说明书和实施，发明的其它实施例对于本发明领域普通技术人员是很显而易见的。该说明书及实施例只是示范性的，发明的真正范围和精神将在下述的权利要求中给出。

Claims (23)

1．一种车用多工作范围液力机械式传动装置，包括并结合：
一个用于接受操作者速度命令的传动控制器；
一个具有与原动力进行驱动连接的第一机械输入和一单向流体静力学输出的流体静力学动力单元，其可由传动控制器在运转中进行连接控制以提供一种在第一机械输入的速度和流体静力学输出的速度之间在1∶0到1∶1的连续工作范围内无级变化的传动比率；
一个具有与原动力进行驱动连接的第二机械输入和与载荷连接的传动输出的机械动力单元，其包括：
具有在第一传动比时同第二机械输入连接的第一齿轮元件和第二及第三齿轮元件的第一行星齿轮组；
组合齿轮机构，其包括第二和第三相连接的行星齿轮组，该行星齿轮组具有连接在第一行星齿轮组的第三齿轮元件上的第四齿轮元件、连接在流体静力学输出上的第五齿轮元件、在第二齿轮数比时可与第二机械输入连接的第六齿轮元件和连接作为传动输出的第七齿轮元件；和
由传动控制器启动以响应操作者输入速度命令的工作范围转换装置，用来制动和/或接合选定的第一、第二、和第三行星齿轮组的齿轮元件在至少一个反向工作范围和至少第一、第二和第三前进工作范围的每个工作范围中产生无级变化的传动输出的输出速度。
2．如权利要求1所述的传动装置，其特征在于，所述工作范围转换装置包括第一制动器，该制动器由传动控制器驱动使第二和第三行星齿轮组的第六齿轮元件接地，借此当由传动控制器设定的流体静力学动力单元传动比率为1∶0时在传动输出中建立一个空档状态，当传动比率不为1∶0时在第一前进工作范围的传动输出中产生与无级变化的流体静力学输出速度直接相关的无级变化的输出速度。
3．如权利要求2所述的传动装置，其特征在于，所述工作范围转换装置进一步还包括第二制动器，其由传动控制器驱动使第一行星齿轮组的第三齿轮元件和第二及第三行星齿轮组的第四齿轮元件接地，借此当传动比率不为1∶0时在反向工作范围的传动输出中产生与无级变化的流体静力学输出速度直接相关的无级变化的输出速度。
4．如权利要求3所述的传动装置，其特征在于，所述工作范围转换装置进一步还包括第三制动器，其由传动控制器驱动使第一行星齿轮组的第二齿轮元件接地，借此在第二前进工作范围传动输出中产生与无级变化的流体静力学输出速度成反比关系的无级变化的输出速度。
5．如权利要求4所述的传动装置，其特征在于，所述工作范围转换装置进一步还包括第一离合器，其由传动控制器驱动把第六齿轮元件与第二机械输入相连接，借此在第三前进工作范围传动输出中产生与无级变化的流体静力学输出速度直接相关的无级变化的输出速度。
6．如权利要求5所述的传动装置，其特征在于，第一和第二传动比和第一、第二及第三行星齿轮组传动比具有协调的数值，使得控制器能够根据原动力输入速度和流体静力学单元的传动比率及时接合或脱开第一和第三制动器及第一离合器，这样就在第一、第二前进工作范围之间和第二、第三前进工作范围之间达到同步转换。
7．如权利要求5所述的传动装置，其特征在于，第一齿轮元件是第一太阳轮，第二齿轮元件是第一内齿轮，第三和第四齿轮元件分别是第一和第二行星齿轮支撑，第五齿轮元件是第二太阳轮，第六齿轮元件是第二内齿轮，第七齿轮元件是第三行星齿轮支撑。
8．如权利要求7所述的传动装置，其特征在于，第二行星齿轮支撑包括在第二行星齿轮组中，该第二行星齿轮组进一步包括一个与包括在第三行星齿轮组中的第三行星齿轮支撑固定连接的第三内齿轮。
9．如权利要求8所述的传动装置，其特征在于，第三行星齿轮组包括一个与包括在第二行星齿轮组中的第二太阳轮固定连接的第三太阳轮。
10．如权利要求5所述的传动装置，其特征在于，第一齿轮元件是第一太阳轮，第二齿轮元件是第一内齿轮，第三和第四齿轮元件分别是第一和第二行星齿轮组的第一和第二行星齿轮支撑，第五齿轮元件是第二行星齿轮组的第二太阳轮，第六齿轮元件是第三行星齿轮组的第三太阳轮，第七齿轮元件是第三行星齿轮组的第三行星齿轮支撑。
11．如权利要求10所述的传动装置，其特征在于，第二行星齿轮组包括与第三行星齿轮支撑固定连接的第二内齿轮，第三行星齿轮组包括通常与第一和第二行星齿轮支撑固定连接的第三内齿轮。
12．如权利要求5所述的传动装置，其特征在于，第一齿轮元件是第一太阳轮，第二齿轮元件是第一内齿轮，第三和第四齿轮元件分别是第一行星齿轮组的第一行星齿轮支撑和第二及第三行星齿轮组的复合行星齿轮支撑，第五齿轮元件是第三行星齿轮组的第二太阳轮，第六齿轮元件是第三行星齿轮组的第三太阳轮，第七齿轮元件是第三行星齿轮组的第二内齿轮和第二及第三行星齿轮组的复合行星齿轮支撑的组合。
13．如权利要求5所述的传动装置，其特征在于，所述工作范围转换装置进一步包括第二离合器，其由控制器驱动以在第三传动比时把第二齿轮元件同第二机械输入连接起来，由此在第四前进传动工作范围的传动输出中产生与无级变化的流体静力学输入速度成反比关系的无级变化输出速度。
14．如权利要求13所述的传动装置，其特征在于，所述工作范围转换装置进一步包括第三离合器，其由控制器驱动以在第四传动比时把第六齿轮元件同第二机械输入连接起来，以在第五前进传动工作范围传动输出中产生与无级变化的流体静力学输出速度直接相关的无级变化输出速度。
15．如权利要求14所述的传动装置，其特征在于，第一到第四传动比和第一到第三行星齿轮组传动比具有协调的数值，使得控制器能够根据原动力输入速度和流体静力学传动单元的传动比及时驱动第一到第三制动器和第一到第三离合器，以使在从第一到第五前进工作范围的加速过程中获得同步工作范围转换。
16．如权利要求5所述的传动装置，其特征在于，所述流体静力学动力单元包括：
一个与第一机械输入进行驱动连接的输入轴；
一个输出轴，其具有一根轴线且在此轴线上产生流体静力学输出；
一个由输入轴驱动的液压泵单元；
一个固定的液压马达单元；
一个楔状挡板，其可在运行中定位以适应液压泵和马达单元间通过挡板上的孔泵出的液流交换，所述挡板同输出轴按扭矩耦合关系连接并可在连续的档板角度工作范围内围绕与输出轴垂直相交的枢轴调整。
一个比率控制器，其可由传动控制器驱动使挡板在挡板角度工作范围内转动以使流体静力学动力单元在从1∶0到1∶1传动比率工作范围内做冲程运动。
17．如权利要求1所述的传动装置，其特征在于，第一和第二行星齿轮组的齿轮数比相等并比第三行星齿轮组的齿轮数比大1。
18．一种车用多工作范围液力机械式传动装置，包括并结合：
一个用于接受操作者速度命令的传动控制器；
一个具有一连接车辆发动机的第一输入轴和一第一输出轴的流体静力学动力单元，该流体静力学传动装置在运转中同传动控制器连接以在第一输入轴速度和第一输出轴上流体静力学输出速度间产生在1∶0到1∶1的连续工作范围内无级变化的传动比率；
一个具有与原动力进行驱动连接的第二输入轴和用来连接以将输出动力传送到至少一个车辆驱动轮的第二输出轴的机械动力单元，该机械动力单元包括：
具有在第一传动比时同第二输入轴连接的第一齿轮元件和第二及第三齿轮元件的第一行星齿轮组；
具有与第一行星齿轮组的第二齿轮元件连接的第四齿轮元件和五及第六齿轮元件的第二行星齿轮组；
组合齿轮机构，其包括第三和第四行星齿轮组，所述行星齿轮组具有用来连接接受第一输出轴上流体静力学输出的第七齿轮元件、与第二行星齿轮组的第五齿轮元件连接的第八齿轮元件、与第二输出轴连接的第九齿轮元件、可在第二传动比时与第一行星齿轮组第二和第三齿轮元件连接的第十齿轮元件、通常与第九齿轮元件和第二输出轴连接的第十一齿轮元件、通常与第八齿轮元件和第二行星齿轮组的第五齿轮元件连接的第十二齿轮元件；
由传动控制器驱动以响应操作者输入命令的工作范围转换装置，用来制动和/或接合选定的第一到第四行星齿轮组的第一到第十二齿轮元件以在多个前进速度工作范围的每个工作范围和相对应的多个反向速度工作范围的每个工作范围中在第二输出轴上产生无级变化的输出速度，相对应的多个前进和反向速度工作范围由传动空档分开。
19．如权利要求18所述的传动装置，其特征在于，所述工作范围转换装置包括：
共同由传动控制器驱动的第一制动器和第一离合器，用来使第十二齿轮元件接地和使第一行星齿轮组的第二和第三齿轮元件相互连接，借此在由传动控制器设定的流体静力学动力单元传动比率为1∶0时建立传动空档状态以在第一输出轴上产生零流体静力学输出速度，并当传动比率不为1∶0时在第一前进传动工作范围的第二输出轴上产生与第一输出轴上无级变化的流体静力学输出速度直相接关的无级变化的输出速度；
同第一离合器一起由传动控制器驱动的第二制动器，用来使第二行星齿轮组的第六齿轮元件接地和使第一行星齿轮组的第二和第三齿轮元件相互连接，借此在第二前进工作范围中在第二输出轴上产生与第一输出轴上无级变化的流体静力学输出速度成反比关系的无级变化输出速度；
共同由传动控制器驱动的第三和第四制动器，用来分别将通常相连接的第五、八及十二齿轮元件和第三齿轮元件接地，借此在第一反向传动工作范围中在第二输出轴上产生与第一输出轴的无级变化的流体静力学输出速度有直接关系的无级变化输出速度；
同第四制动器一起由传动控制器驱动的第二离合器，用来将第十二齿轮元件和第二齿轮元件相互连接并使第三齿轮元件接地，借此在第二反向传动工作范围中在第二输出轴上产生与第一输出轴的无级变化的流体静力学输出速度成反比关系的无级变化输出速度；
20．如权利要求19所述的传动装置，其特征在于，
传动控制器同时驱动第一和第二离合器以在第三前进速度工作范围内在第二输出轴上产生与第一输出轴的无级变化的流体静力学输出速度直接相关的无级变化输出速度；
传动控制器同时驱动第二和第四制动器以在第三反向工作范围内在第二输出轴上产生与第一输出轴的无级变化的流体静力学输出速度直接相关的无级变化输出速度；
21．如权利要求20所述的传动装置，其特征在于，
第一、二和三齿轮元件分别是第一行星齿轮组的太阳轮、行星齿轮支撑和内齿轮；
第四、五和六齿轮元件分别是第二行星齿轮组的太阳轮、行星齿轮支撑和内齿轮；
第七、八和九齿轮元件分别是第三行星齿轮组的太阳轮、行星齿轮支撑和内齿轮；
第十、十一和十二齿轮元件分别是第四行星齿轮组的太阳轮、行星齿轮支撑和内齿轮；
22．如权利要求21所述的传动装置，其特征在于，第一行星齿轮组的行星齿轮支撑是复合行星齿轮支撑。
23．如权利要求20所述的传动装置，其特征在于，流体静力学动力单元包括：
一个由第一输入轴驱动的液压泵单元；
一个固定的液压马达单元；
一个楔状挡板，其可在运行中定位以适应液压泵和马达单元间通过挡板上的孔泵出的流体静力学液流交换，所述挡板同第一输出轴按扭矩耦合关系连接并可在连续的档板角度工作范围内围绕与第一输出轴垂直相交的枢轴调整。
一个比率控制器，其可由传动控制器操作以使挡板在挡板角度工作范围内转动并使流体静力学动力单元在从1∶0到1∶1传动比率工作范围内做冲程运动。
CN96180257A 1996-02-28 1996-08-05 汽车用多工作范围液力机械式传动装置 Pending CN1217050A (zh)

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
US08/608,389 1996-02-28
US08/608,389 US5730678A (en) 1996-02-28 1996-02-28 Multi-range, hydromechanical transmission for motor vehicles

Publications (1)

Publication Number Publication Date
CN1217050A true CN1217050A (zh) 1999-05-19

Family

ID=24436284

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CN96180257A Pending CN1217050A (zh) 1996-02-28 1996-08-05 汽车用多工作范围液力机械式传动装置

Country Status (12)

Country Link
US (1) US5730678A (zh)
EP (1) EP0883760B1 (zh)
JP (1) JP3833257B2 (zh)
KR (1) KR100512829B1 (zh)
CN (1) CN1217050A (zh)
AU (1) AU6765196A (zh)
BR (1) BR9612543A (zh)
CA (1) CA2246331A1 (zh)
DE (1) DE69610717T2 (zh)
MX (1) MX9807001A (zh)
TW (1) TW333504B (zh)
WO (1) WO1997032145A1 (zh)

Cited By (12)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN101184938B (zh) * 2005-05-24 2010-05-19 株式会社小松制作所 变速装置
CN101749397A (zh) * 2008-12-12 2010-06-23 吴志强 一种复合型多盘式无级变速兼起动器
CN101749396A (zh) * 2008-12-12 2010-06-23 吴志强 一种复合型行星弧锥式无级变速兼起动器
CN101761628A (zh) * 2008-12-12 2010-06-30 吴志强 一种复合型行星长锥式无级变速兼起动器
CN101761624A (zh) * 2008-12-12 2010-06-30 吴志强 一种复合型齿链式无级变速兼起动器
CN103223853A (zh) * 2012-01-31 2013-07-31 腓特烈斯港齿轮工厂股份公司 用于汽车的混合动力系统
CN102016357B (zh) * 2008-04-25 2013-09-11 博世雷克斯罗思股份公司 功率分流变速器
CN103939560A (zh) * 2014-05-07 2014-07-23 吴志强 一种复合型双涡轮液力变矩器以及无级变速器
CN104088978A (zh) * 2014-06-23 2014-10-08 江苏大学 单行星排汇流液压机械无级变速箱
CN104455244A (zh) * 2014-12-10 2015-03-25 天津工程机械研究院 工程机械液压机械无级变速系统
CN105143728A (zh) * 2013-12-16 2015-12-09 株式会社小松制作所 作业车和作业车的控制方法
CN105189176A (zh) * 2013-02-11 2015-12-23 达纳比利时股份有限公司 流体静力和直接驱动传动装置

Families Citing this family (43)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO1997041370A1 (de) * 1996-04-30 1997-11-06 Steyr-Daimler-Puch Aktiengesellschaft Verfahren zum steuern der kupplungen eines hydrostatisch-mechanischen leistungsverzweigungsgetriebes
US5830097A (en) * 1996-05-24 1998-11-03 General Dynamics Defense Systems, Inc. Multi-range with infinitely variable ratio in each range, hydromechanical transmission for off-road vehicles
AU7155398A (en) 1997-04-25 1998-11-24 General Dynamics Land Systems, Inc. Multi- range hydromechanical transmission
US6109034A (en) 1997-04-25 2000-08-29 General Dynamics Land Systems, Inc. Continuously variable hydrostatic transmission ratio controller capable of generating amplified stroking forces
US5980414A (en) * 1997-04-25 1999-11-09 General Dynamics Land Systems, Inc. Multi-range, belt-type, continuously variable transmission
US5976046A (en) * 1998-04-13 1999-11-02 General Dynamics Land Systems, Inc. Multi-range, hydromechanical transmission for application in high performance automotive drivetrains
US5931758A (en) * 1998-04-08 1999-08-03 General Dynamics Land Systems, Inc. Simplified multi-range hydromechanical transmission for vehicles
CA2347827C (en) * 1998-10-26 2007-01-30 Yanmar Diesel Engine Co., Ltd. Continuously variable transmission
US6203463B1 (en) 1999-12-16 2001-03-20 Caterpillar Inc. Transmission with variable ratio utilizing three planetaries, five members, a variable speed pump, and a variable speed motor and associated method for operatively connecting components associated therewith
US6440026B1 (en) 2000-09-26 2002-08-27 Deere & Company Hydro-mechanical transmission
CA2363653A1 (en) * 2001-11-22 2003-05-22 Gerald Dyck Hydro-mechanical continuously variable transmission
US7530913B2 (en) * 2005-06-03 2009-05-12 Caterpillar Inc. Multi-range hydromechanical transmission
US7530914B2 (en) * 2005-06-03 2009-05-12 Caterpillar Inc. Hydromechanical transmission
DE102006006639A1 (de) * 2006-02-14 2007-08-30 Zf Friedrichshafen Ag Mehrstufengetriebe
US9126598B2 (en) * 2006-06-05 2015-09-08 Deere & Company Power management for infinitely variable transmission (IVT) equipped machines
US7853382B2 (en) * 2006-09-29 2010-12-14 Deere & Company Loader boom control system
DE102007017176A1 (de) * 2007-04-12 2008-10-16 Zf Friedrichshafen Ag Hydrostatisch-mechanisches Leistungsverzweigungsgetriebe
DE102008001201A1 (de) * 2008-04-16 2009-10-22 Zf Friedrichshafen Ag Mehrgruppengetriebe eines Kraftfahrzeuges
DE102008001613A1 (de) * 2008-05-07 2009-11-12 Zf Friedrichshafen Ag Getriebevorrichtung mit sekundär gekoppelter Leistungsverzweigung
US8298106B2 (en) * 2008-10-17 2012-10-30 Berkshire Powertech, Inc. Steering transmission for tracked vehicles
WO2013109723A1 (en) 2012-01-19 2013-07-25 Dana Limited Tilting ball variator continuously variable transmission torque vectoring device
EP2815152A1 (en) 2012-02-15 2014-12-24 Dana Limited Transmission and driveline having a tilting ball variator continuously variable transmission
US8452500B1 (en) * 2012-02-28 2013-05-28 Caterpillar Inc. Multi-range hydro-mechanical transmission
US8808131B2 (en) 2012-02-28 2014-08-19 Caterpillar Inc. Multi-range hydro-mechanical transmission
US8897976B2 (en) 2012-05-31 2014-11-25 Caterpillar Inc. System and method for machine load detection
US9556941B2 (en) 2012-09-06 2017-01-31 Dana Limited Transmission having a continuously or infinitely variable variator drive
US9556943B2 (en) 2012-09-07 2017-01-31 Dana Limited IVT based on a ball-type CVP including powersplit paths
WO2014039439A1 (en) 2012-09-07 2014-03-13 Dana Limited Ball type cvt/ivt including planetary gear sets
JP6293148B2 (ja) 2012-09-07 2018-03-14 デーナ リミテッド 直接駆動モードを含むボール式ｃｖｔ
JP6247691B2 (ja) 2012-09-07 2017-12-13 デーナ リミテッド ボール式連続可変トランスミッション／無段可変トランスミッション
JP6247690B2 (ja) 2012-09-07 2017-12-13 デーナ リミテッド 出力連結動力経路を有するボール式ｃｖｔ
US9353842B2 (en) 2012-09-07 2016-05-31 Dana Limited Ball type CVT with powersplit paths
WO2014078583A1 (en) 2012-11-17 2014-05-22 Dana Limited Continuously variable transmission
CN103133631B (zh) * 2013-01-30 2016-04-20 杭州前进齿轮箱集团股份有限公司 一种混合传动变速器
WO2014124063A1 (en) 2013-02-08 2014-08-14 Microsoft Corporation Pervasive service providing device-specific updates
JP2016512312A (ja) 2013-03-14 2016-04-25 デーナ リミテッド ボール式連続可変トランスミッション
WO2014159756A2 (en) 2013-03-14 2014-10-02 Dana Limited Continuously variable transmission and an infinitely variable transmission variatory drive
JP2016520782A (ja) 2013-06-06 2016-07-14 デーナ リミテッド ３モード前輪駆動および後輪駆動連続可変遊星トランスミッション
US10030751B2 (en) 2013-11-18 2018-07-24 Dana Limited Infinite variable transmission with planetary gear set
WO2015073948A2 (en) 2013-11-18 2015-05-21 Dana Limited Torque peak detection and control mechanism for cvp
WO2015195759A2 (en) * 2014-06-17 2015-12-23 Dana Limited Off-highway continuously variable planetary-based multimore transmission including infinite variable transmission and direct continuously variable tranmission
US10030594B2 (en) 2015-09-18 2018-07-24 Dana Limited Abuse mode torque limiting control method for a ball-type continuously variable transmission
CN114087334B (zh) * 2021-11-17 2023-11-03 浙江盘毂动力科技有限公司 一种液压机械复合式综合传动装置和车辆

Family Cites Families (15)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3433095A (en) * 1966-10-21 1969-03-18 Gen Motors Corp Split power transmission
US3596535A (en) * 1969-09-04 1971-08-03 Gen Motors Corp Transmission providing hydrostatic drive and hydromechanical drive
US3572164A (en) * 1969-09-19 1971-03-23 Gen Motors Corp Hydromechanical transmission
US3714845A (en) * 1971-08-24 1973-02-06 Gen Motors Corp Hydromechanical transmission
US3777593A (en) * 1971-11-22 1973-12-11 Gen Motors Corp Multi-range coaxial hydromechanical transmission
JPS5623069B2 (zh) * 1974-02-06 1981-05-28
EP0003397B1 (en) * 1978-01-25 1981-11-04 General Electric Company Coaxial multi-range gear train for transmissions
DE2918448C2 (de) * 1979-05-08 1986-02-27 Zahnradfabrik Friedrichshafen Ag, 7990 Friedrichshafen Hydrostatisch-mechanisches Getriebe mit Leistungsverzweigung
US4754664A (en) * 1986-11-20 1988-07-05 Dana Corporation Four range hydromechanical transmission
US4803897A (en) * 1987-09-18 1989-02-14 General Electric Company Drive system for track-laying vehicles
US4817460A (en) * 1987-12-03 1989-04-04 General Electric Company Infinitely variable steering transmission
US5080637A (en) * 1988-04-06 1992-01-14 Zahnradfabrik Friedrichshafen Ag Hydrostatic-mechanical power-distribution transmission
US4997412A (en) * 1989-12-26 1991-03-05 General Electric Company Non-synchronous shifting hydromechanical steering transmission
US5030177A (en) * 1990-04-26 1991-07-09 General Electric Company Hydromechanical steering transmission with improved high range speed performance
JPH07127710A (ja) * 1993-05-28 1995-05-16 Friedrich Jarchow 無段油圧変速装置を有する動力シフト歯車装置

Cited By (21)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN101184938B (zh) * 2005-05-24 2010-05-19 株式会社小松制作所 变速装置
CN102016357B (zh) * 2008-04-25 2013-09-11 博世雷克斯罗思股份公司 功率分流变速器
CN101761628B (zh) * 2008-12-12 2014-04-02 吴志强 一种复合型行星长锥式无级变速兼起动器
CN101749397A (zh) * 2008-12-12 2010-06-23 吴志强 一种复合型多盘式无级变速兼起动器
CN101749396A (zh) * 2008-12-12 2010-06-23 吴志强 一种复合型行星弧锥式无级变速兼起动器
CN101761628A (zh) * 2008-12-12 2010-06-30 吴志强 一种复合型行星长锥式无级变速兼起动器
CN101761624A (zh) * 2008-12-12 2010-06-30 吴志强 一种复合型齿链式无级变速兼起动器
CN101749397B (zh) * 2008-12-12 2014-02-26 吴志强 一种复合型多盘式无级变速兼起动器
CN101749396B (zh) * 2008-12-12 2014-02-26 吴志强 一种复合型行星弧锥式无级变速兼起动器
CN101761624B (zh) * 2008-12-12 2014-04-02 吴志强 一种复合型齿链式无级变速兼起动器
CN103223853A (zh) * 2012-01-31 2013-07-31 腓特烈斯港齿轮工厂股份公司 用于汽车的混合动力系统
CN105189176A (zh) * 2013-02-11 2015-12-23 达纳比利时股份有限公司 流体静力和直接驱动传动装置
CN105189176B (zh) * 2013-02-11 2017-11-07 达纳比利时股份有限公司 流体静力和直接驱动传动装置
CN105143728A (zh) * 2013-12-16 2015-12-09 株式会社小松制作所 作业车和作业车的控制方法
CN105143728B (zh) * 2013-12-16 2017-06-30 株式会社小松制作所 作业车和作业车的控制方法
CN103939560A (zh) * 2014-05-07 2014-07-23 吴志强 一种复合型双涡轮液力变矩器以及无级变速器
CN103939560B (zh) * 2014-05-07 2016-04-13 吴志强 一种具有双涡轮液力变矩器的无级变速器
CN104088978A (zh) * 2014-06-23 2014-10-08 江苏大学 单行星排汇流液压机械无级变速箱
CN104088978B (zh) * 2014-06-23 2016-06-08 江苏大学 单行星排汇流液压机械无级变速箱
CN104455244A (zh) * 2014-12-10 2015-03-25 天津工程机械研究院 工程机械液压机械无级变速系统
CN104455244B (zh) * 2014-12-10 2017-08-11 天津工程机械研究院 工程机械液压机械无级变速系统

Also Published As

Publication number Publication date
CA2246331A1 (en) 1997-09-04
TW333504B (en) 1998-06-11
DE69610717T2 (de) 2001-05-10
KR19990087320A (ko) 1999-12-27
EP0883760A1 (en) 1998-12-16
US5730678A (en) 1998-03-24
AU6765196A (en) 1997-09-16
DE69610717D1 (de) 2000-11-23
EP0883760B1 (en) 2000-10-18
BR9612543A (pt) 1999-07-20
MX9807001A (es) 1998-12-31
KR100512829B1 (ko) 2005-11-01
JP3833257B2 (ja) 2006-10-11
JP2000505179A (ja) 2000-04-25
WO1997032145A1 (en) 1997-09-04

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CN1217050A (zh) 汽车用多工作范围液力机械式传动装置
KR100620469B1 (ko) 다중 레인지를 갖는 차량용 유압 기계식 변속기
CN1146695C (zh) 摩擦传动装置
CN100478583C (zh) 具有四个行星齿轮组的八速变速箱
CN1898482A (zh) 具有四个固定传动比的双模式的复合分配模式的混合型机电变速器
CN1869476A (zh) 多级变速器
EP0898667B1 (en) Multi-range, hydromechanical transmission for off-road vehicles
WO2008004360A1 (fr) Dispositif de déplacement et de transmission de puissance
CN1724898A (zh) 具有机械倒档模式的电变速传动装置
CN1916443A (zh) 多级自动变速器
KR20090086196A (ko) 변속 전동 장치
CN1612985A (zh) 液力机械连续可变传动装置
JP2007091139A (ja) 変速伝動装置
CN1793702B (zh) 一种无级变速器
CN1769741B (zh) 用于速度重叠的带有变速箱设备的变速箱装置
JPS6333026B2 (zh)
AU604445B2 (en) Infinitely variable steering transmission
CN101243271B (zh) 无级变速器
JP2010159883A (ja) 変速伝動装置
CN100414142C (zh) 自由式全自动无级变速器
CN1963266B (zh) 一种变矩器
CN102661366B (zh) 一种复合紧凑型变速器
CN102562995B (zh) 一种复合型变矩器
CN102606699B (zh) 一种复合行星传动的变矩器
MXPA99011365A (es) Transmisión hidromecánica de múltiples escalas para vehículos

Legal Events

Date Code Title Description
C06 Publication
PB01 Publication
C10 Entry into substantive examination
SE01 Entry into force of request for substantive examination
C01 Deemed withdrawal of patent application (patent law 1993)
WD01 Invention patent application deemed withdrawn after publication