CN1696545A - 机电无级变速器 - Google Patents

Abstract

一种机电混合动力无级变速器。该变速器采用动力分流原理，利用分流后的局部动力变化去控制总系统输出端的速度、扭矩及动力状态。该无级变速器由机械和电气两部分组成。机械部分包括一个复合行星轮系，两个动力传输轴和若干对输出齿轮。电气部分包括两个电机和一个控制器，通常还包括储能器，如电池等。复合行星轮系构成一个五枝系统，其第一和第五枝分别与两个电机相联，第三枝与某一动力传输轴相联。另一动力传输轴则有选择地与第一、第二和第四枝交替相联。该无级变速器有多个不同动力分流形式的工作状态。每种工作状态对应一个速度区。该无级变速器提供一个输出动力分流速度区和若干个复合动力分流的速度区。

Description

机电无级变速器

所属技术领域

本发明所介绍的是一种无级变速器，尤其是机电混合动力无级变速器。它可广泛应用于各种车辆和动力设备。

背景技术概述

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，这时或是油耗最小，或是有害排放最低，或是俩者皆然。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。因此，内燃机的转速和扭矩，即内燃机的动力状态与驱动轮动力状态之匹配是变速器的首要任务之一。

目前市场上的变速器主要分为有级和无级两大类。有级变速器又细分为手动和自动两种。它们大多通过齿轮系或行星轮系不同的啮合组合来提供有限个离散的输出输入速比。两相邻速比之间驱动轮速度的调节则依靠内燃机的速度变化来实现。

无级变速器，无论是机械式，液压式，或机—电式的，都能在一定速度范围内提供无限个连续可选用的速比，理论上说，驱动轮的速度变化完全可通过变速器来完成。这样，内燃机可以尽可能的工作在最佳速度范围内。同时无级变速器和有级变速器相比，具有调速平稳，能充分利用内燃机最大功率等诸多优点，因此，无级变速器多年来一直是各国专家们研究的对象。目前已推向市场的无级变速器有金属摩擦带式和球腔摩擦轮式两种，其中以带式较为普遍。

与理想要求的工作情况相比，现有的变速器无论是有级的还是无级的都不能完全满足内燃机与驱动轮之间动力匹配的要求。这是因为现有的变速器只能完成能量的传送而不能实现能量的调节。变速器的输入与输出功率是相同的(不计变速器内耗)。因此，这样的变速器只能对输入输出轴的速比或者对输出输入轴的扭矩比进行单项调节，而不能对二者同时进行独立的调节。

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，最具代表性的有串联混合系统和并联混合系统两种。机电串联混合系统中，内燃机—发电机—电动机—轴系—驱动轮组成一条串联的动力链，动力总成结构极为简单。其中，发电机—电动机组合可视为传统意义下的变速器。当与储能器，如电池，电容等联合使用时，该变速器又可作为能量调节装置，完成对速度比和扭矩比的独立调节。

机电并联系统有两条并行的独立的动力链。一条由传统的机械传动装置即变速器组成，另一条由电机—电池系统组成。机械变速器负责完成对速度的调节，而电机—电池系统则完成对功率或扭矩的调节。为充分发挥整个系统的潜能，机械变速器还需采用无级变速的方式。

机电串联混合系统的优点在于结构简单，布局灵活。但由于全部动力通过发电机和电动机，因此电机的功率要求高，体积大，重量重。同时，由于能量传输过程经过两次机—电，电—机的转换，整个系统的效率较低。而在机电并联混合系统中，只有部分动力通过电机系统，因此，对电机的功率要求相对较低。整体系统的效率高。然而，此系统需两套独立的子系统，造价高。通常只用于弱混合系统。

发明内容

本发明的目的是提供一种新型的无级变速器，具体说是一种高效节能机电混合无级变速器。该变速器采用动力分流原理，利用局部的动力变化去控制总系统输出端的动力状态，即输出端的速度和扭矩。动力分流系统由两部份组成，机械传动装置和动力调节装置。混合动力分流系统通常还包括储能器，如电池，电容或气液压力罐等。机械传动装置由齿轮和行星轮系组成。动力调节装置则有多种形式，可以是电机—电动机组合，油泵—油马达组合还可以用摩擦传动装置等。

本发明介绍的机电混合无级变速器采用电机—电动机组合作为动力调节装置。该动力调节装置相当于一个局部机电串联系统。由于分流系统仅将部分动力分送至动力调节装置，因此，动力分流有效地克服了串联混合系统的缺点，且具较高的传动效率。更重要的是它能够在较宽的范围内对速比(输出/输入)和动力进行连续和独立的调节。

为了更方便，准确地描述本发明技术内容，首先介绍几个术语和概念。

机动链和电功链

在机电混合分流系统中，由机械传动装置组成的动力传输通路称为机械动力传输链，简称机动链。而由发电机，电动机组成的动力调节装置形成的动力传输通路称为电气动力传输链，简称电动链。机动链一般传输效率较高，功率/重量比大。因此承担主要的动力传输任务。电动链在分流系统中起着关键的动力调控作用，它直接决定分流系统输出端的动力状态(速度、扭矩)。动力通过电动链时经历了由机械能到电能、由电能到机械能的两次传换，损耗大，电动链的功率/重量比低。因此，从提高分流系统总效率的角度，应尽可能的减少向电动链的动力分流。这样不但可提高系统的总效率，同时还降低了系统对电机的功率要求，从而提升整个系统的功率/重量比。

零点和节点

另外两个重要的概念是零点和节点的概念。电机(发电机和电动机的通称)的零功率点称为电机的零点。电机的零点可以是由电机的零转速而产生的也可以是由电机的零扭矩而产生的。前者称为速度零点，后者则称为扭矩零点。电动链的动力变化调控着整个分流系统的动力状态，其中包括输出与输入轴之间转速比的变化。当电动链中某一电机处于零点状态时，相应的分流系统的输出与输入轴之间的转速比称为系统的节点。系统的节点分为速度节点和扭矩节点，它们分别对应于电机的速度零点和扭矩零点。系统节点按其所对应的输出输入速比大小的递增顺序依次定义为第一，第二和第三节点等等。

混合动力分流系统可作为普通的变速器来使用，只进行输出与输入的速比调节。此时，电动链与储能器无能量交换。电动链中发电机与电动机保持电力平衡。在这种情况下，一个电机的速度零点对应于另一个电机的扭矩零点，它们对应于系统的同一个节点。显然，在系统节点上电动链中的动力为零，全部动力完全由机械动力链传输。相应地整个系统的效率达到最高值。

下文中将会看到，分流系统的速度节点所对应的输出与输入轴之间的速比是个定值，该速比只与系统的设计有关。而扭矩节点所对应的输出输入速比不但与系统的设计有关还与电动链与储能器之间能量的交换值有关。

动力分流有三种基本形式，输入动力分流，输出动力分流和复合动力分流。当电动链的一端与输入轴耦合时，动力分流启始于(或终止于)输入轴，该系统称为输入动力分流。当电动链的一端与输出轴耦合时，动力分流终止于(或启始于)输出轴，该系统称为输出动力分流。输入动力分流和输出动力分流系统可由简单行星轮系构成，它们能提供至少一个速度节点和一个扭矩节点(两者可能合而为一)。复合动力分流系统则需由复合行星轮系构成。电动链的任何一端都不与输入或输出轴直接相联。复合动力分流系统能提供至少两个速度节点和两个扭矩节点(速度节点可能与扭矩节点重合)。

动力分流比

电动链所传输的动力与变速器输入轴动力之比称为电力分流比或动力分流比，以PR表示。变速器输出轴与输入轴的转速比以SR表示。三种不同的分流方式对应着PR和SR之间的三种不同的函数关系。对于输入动力分流系统来说，PR是SR的倒数函数。对输出动力分流系统来说，PR是SR的线性函数。而对复合动力分流系统来说，PR可表述为SR的倒数函数和线性函数的线性组合。

从限制动力分流比PR的角度看，输入动力分流不适合用于零速和节点以下的低速区。因为低速区SR很小，当SR接近零时，PR趋于无穷。相反，输出动力分流则非常适合零速和节点以低速区。此时PR总是小于1。复合动力分流系统适合于其两节点之间的中速区。

转速梯图和分枝

一个简单的行星轮系有三个同轴转动件：圈轮，行星轮架和太阳轮。它们组成一个三枝系统(Branch1，Branch2，Branch3)。如果将这三个转动件的转速以垂直向量的形式表示并将它们按一定的距离比平行的排列开来，行星轮架转速向量在中间，圈轮，太阳轮的转速向量在两边，即构成所谓的转速梯图(图一)。太阳轮转速向量至行星轮架转速向量之间的距离与圈轮转速向量至行星轮架转速向量之间的距离之比恰为该行星轮系的特征速比(即圈轮齿数与太阳轮齿数比K)。转速梯图中的每个转速向量称为梯图的一个分枝，简称枝(Branch)。转速向量的终点始终落在一条直线上。这条直线称为速度梯线，或速度线。

然而，当两个简单行星轮系进行特殊耦合时亦可产生五个同轴转动件，从而构成一个五枝系统(Branch1至Branch5)。各转动件之间的转速关系可由一个如图二所示的五枝转速梯图来表示。转速梯图，无论有多少个分枝，只有两个自由度，给定任何两枝的转速向量，其余各枝的转速向量就确定了。

在五枝转速梯图中，各枝所代表的转速向量的终点同样也落在一条速度直线上。因此，给定任何两枝的转速向量，就可确定其余三枝的转速向量了。

本发明介绍的高效节能机电混合无级变速器包括两个同轴行星轮系，两个电机，一个控制器，两个动力传输轴，和至少两个离合器。每个行星轮系各自包括一个圈轮、一个太阳轮、一组行星轮、和一个行星轮架。每个行星轮系至少有三个同轴的转动部件。其特征是：这两个行星轮系耦合成一个五枝系统并与无级变速器的电机及动力传输轴作如下方式的连接：五枝系统的第一枝与第一个电机联接，五枝系统的最后一枝即第五枝与第二个电机相联，五枝系统的中间一枝即第三枝与第一个动力传输轴相联，第二个动力传输轴则通过离合器有选则性地与五枝系统的其他枝耦合。两电机之间通过控制器电气联接并相互传递电能。

上述高效节能机电混合无级变速器的第一个动力传输轴为输入轴。第二个动力传输轴为输出轴。该无级变速器还至少包括两对输出齿轮。每对输出齿轮由一个主动轮和一个与之啮合的从动轮组成。第一对输出齿轮中的主动轮与五枝系统的第一枝相联；第二对输出齿轮中的主动轮与五枝系统的第四枝相联。输出轴通过离合器分别与两对输出齿轮中的从动轮有选择的联接。第一对输出齿轮的齿数比与第二对齿轮的齿数比保持如下的关系：

$\frac{K_{\mathrm{out}\_2}}{K_{\mathrm{out}\_1}}=\frac{L_{1\→5}}{L_{4\→5}}$

其中，L_1→5为五枝系统的第一枝至第五枝之间的距离；L_4→5为第四枝至第五枝之间的距离。K_{out_1}为第一对输出齿轮的齿数比；K_{out_2}为第二对齿轮的齿数比。

上述高效节能机电混合无级变速器，其特征是：还可包括至少三对输出齿轮。每对输出齿轮包括一个主动轮和一个与之啮合的从动轮。主动轮分别与五枝系统的第一、第二枝和第四枝相联，编号为奇数的主动轮与第一或第二枝相联；编号为偶数的主动轮与第四枝相联。输出轴通过离合器按编号顺序有选择地与从动轮耦合以输出动力。当输出轴与编号为奇数的从动齿轮耦合时，动力由五枝系统的第一枝或第二枝经相同编号的主动和从动输出齿轮对传送至输出轴；当输出轴与编号为偶数的从动齿轮耦合时，动力由五枝系统的第四枝经相同编号的主动和从动输出齿轮对传送至输出轴。相邻的两对输出齿轮的齿数比保持如如下关系：

$\frac{K_{\mathrm{out}\_2}}{K_{\mathrm{out}\_1}}=\frac{L_{1\→5}}{L_{4\→5}}$

$\frac{K_{\mathrm{out}\_(2n+1)}}{K_{\mathrm{out}\_\left(2n\right)}}=\frac{L_{4\→1}}{L_{2\→1}}$

$\frac{K_{\mathrm{out}\_(2n+2)}}{K_{\mathrm{out}(2n+1)}}=\frac{L_{2\→5}}{L_{4\→5}}$

其中L_1→5为五枝系统的第一枝至第五枝之间的距离；L_4→5为第四枝至第五枝之间的距离；L_2→1为第二枝至第一枝之间的距离；L_4→1为第四枝至第一枝之间的距离。L_2→5为第二枝至第五枝之间的距离；L_4→5为第四枝至第五枝之间的距离。K_{out_()}表示每一对输出齿轮的齿数比。括号中的算式值代表输出齿轮对的编号。其中n为大于零的正整数。

上述高效节能机电混合无级变速器，还可包括一个储能器。该储能器通过控制器与分别与两电机相联，并按需求向电机提供或接受电机提供的电能。

上述高效节能机电混合无级变速器，其特征是：提供一个输出动力分流速度区和至少一个复合动力分流的速度区。输出动力分流速区与复合动力分流速区的衔接点为电机的速度零点。

上述高效节能机电混合无级变速器，其特征是：提供不少于两个复合动力分流的速度区。复合动力分流速区且彼此衔接，并且衔接点为电机的速度零点。每个复合动力分流速度区的跨度相同或相近。即

_i＝_j

其中_i为一复合动力分流速度区的跨度，_j为另一复合动力分流速度区的跨度。同时，每个复合动力分流速度区电动链的最大动力分流比PR_max相等或相近。当电动链无电力与外界交换时，各复合动力分流速度区中，电动链最大动力分流比PR_max与速度区跨度之间保持如下的关系：

同时，电机额定功率不小于电动链最大动力分流比与输入轴额定功率的乘积。

上述高效节能机电混合无级变速器，其特征是：第一行星轮系的每一个行星轮与第二行星轮系的相应的行星轮连接，构成行星轮对。并且，第一行星轮系的行星轮架与第二行星轮系的行星轮架相连，构成一个公共行星轮架。第一电机与第一行星轮系的圈轮相连接；第二电机与第一行星轮系的太阳轮相连接。第一动力传输轴与公共行星轮架相连接。

上述高效节能机电混合无级变速器，其特征是：包括至少两对输出齿轮，每对输出齿轮包括一个主动轮和一个从动轮。第一对输出齿轮的主动轮与第一行星轮系的圈轮连接；第二对输出齿轮的主动轮与第二行星轮系的太阳轮连接；两对输出齿轮的从动轮通过离合器分别与第二动力传输轴相耦合。第一对输出齿轮主动轮与从动轮的齿数比K_{out_1}和第二对输出齿轮主动轮与从动轮的齿数比K_{out_2}保持如下关系：

$\frac{K_{\mathrm{out}\_2}}{K_{\mathrm{out}\_1}}=\frac{K_1^2-1}{K_1(K_1-K_2)}$

其中K₁和K₂分别为第一和第二行星轮系的特征速比。

上述高效节能机电混合无级变速器，其特征是：包括至少三对输出齿轮，每对输出齿轮包括一个主动轮和一个从动轮。第一对输出齿轮的主动轮与第一行星轮系的圈轮连接；第二对输出齿轮的主动轮与第二行星轮系的太阳轮连接；第三对输出齿轮的主动轮与第二行星轮系的圈轮连接；三对输出齿轮的从动轮通过离合器分别与第二动力传输轴相耦合。第二对输出齿轮主动轮与从动轮的齿数比K_{out_2}和第三对输出齿轮主动轮与从动轮的齿数比K_{out_3}保持如下关系：

$\frac{K_{\mathrm{out}\_3}}{K_{\mathrm{out}\_2}}=\frac{K_2(K_1{K}_2-1)}{K_1-K_2}$

上述高效节能机电混合无级变速器，其特征是：至少有一个离合器可以是啮合式离合器。

本发明所提供的高效节能机电混合无级变速器在速度调节方面可实现从倒退，停止到前进的不间断的无级变速，且无需通常的启动装置(如离合器或液力耦合器等)。当该变速器的无级变速功能与内燃机控制(Enginecontrol)有效的配合时，可大幅度的提高整车的燃油效率。

在动力(power)调节方面，本系统可通过储能器有效地补充驱动力轮所需的驱动力而无需改变对内燃机的动力要求(Power demand)，从而保持内燃机的工作状态不受或少受路况的影响。内燃机可始终工作在设定的最佳工作状态，以提高整车的效率。同时，本系统还可回收制动时的动能，返送回储能器中。所有这些举措都能大幅度地提高整体车辆的燃油效率。

最后，本发明所介绍的无级变速器设计简洁，在生产和制造方面都较目前自动变速器简单。这将为低价高性能产品打下良好的基础。

与同类机电混合动力分流系统相比，本专利所介绍的无级变速器提供了多个复合动力分流的速度区域，从而大大地拓宽了速比的范围。同时还降低了对动力调节装置的功率和扭矩需求。在输出相同的情况下，本系统所使用的电机更小巧，系统效率更高，重量轻。

附图说明

图1是描述简单行星轮系各同轴转动件之间转速关系的三枝系统转速梯图。

图2是描述复合行星轮系各同轴转动件之间转速关系的五枝系统转速梯图。

图3是第一实施方案的结构框架示意图。

图4是第一实施方案对应的五枝系统速度梯图。

图5是第一实施方案输出动力分流区所对应的三枝系统速度梯图

图6是第一实施方案输出动力分流第一速区等效结构框架示意图。

图7是第一实施方案复合动力分流第二速区等效结构框架示意图。

图8是第一实施方案复合动力分流第三速区等效结构框架示意图。

图9是第一实施方案电动链电力分流比与变速器输出、输入转速比之间的关系。

图10是第二实施方案的结构框架示意图。

图11是第三实施方案的结构框架示意图。

具体实施方式

本发明的核心可以有多种具体的实施方案和方式。

图3为本发明第一种实施方案(典型方案1)的示意框图。该方案由两个行星轮系(PG1，PG2)，两台电机(EM1，EM2)，一个电机控制器(CTL)及一组离合器(CL1，CL2，CL3)组成。本方案还包括一个输入轴(SH_in)一个输出轴(SH_out)和三对用于传递动力的输出齿轮(G_out1和g_out1，G_out2和g_out2，G_out3和g_out3)。每个行星轮系分别由一个圈轮(R1或R2)，一个太阳轮(S1或S2)，一组行星轮(P1或P2)，和一个行星轮架(C)组成。圈轮与太阳轮同轴。行星轮位于圈轮和太阳轮之间，与圈轮作内啮合，与太阳轮作外啮合。每台电机则包括一个转子(RT1或RT2)和一个定子(ST1或ST2)。每对输出齿轮均由一个主动轮和一个从动轮组成，主动轮以大写的英文字母G表示；从动轮则以小写的英文字母g表示。

当用于机电混合动力车辆时，本方案中还包括一个储能器(BT)，用于能量的储存和回收。

具体地说，第一个行星轮系(PG1)包括第一圈轮(R1)，第一太阳轮(S1)，第一组行星轮(P1)和一个公用行星轮架(C)。第二个行星轮系(PG2)包括第二圈轮(R2)，第二太阳轮(S1)，第二组行星轮(P2)和公用行星轮架(C)。第一组行星轮中的每个行星轮(P1)分别与第二组行星轮中相应的行星轮(P2)连接，组成行星轮对。每一对行星轮中的两个行星轮具有相同的自转和公转角速度。各对行星轮由行星轮架(C)通过轴承支持，并尽可能均匀地分布在圈轮与太阳轮之间的环形空间内。这样，第一和第二行星轮系耦合成一个五枝系统(见图4)。第一圈轮(R1)构成五枝系统的第一枝，第二圈轮(R2)构成五枝系统的第二枝，公用行星架(C)构成五枝系统的第三枝，第二太阳轮(S2)构成五枝系统的第四枝。第一太阳轮(S1)构成五枝系统的第五枝。如此构成的五枝系统可表述为：

R1-R2-C-S2-S1

上述五枝系统的各个分枝与电机以及输入、输出轴之间作如下连接：第一个电机(EM1)通过与第一圈轮(R1)的连接，联于五枝系统的第一枝。第二个电机(EM2)通过与第一太阳轮(S1)连接，联于五枝系统的第五枝，即最后的一枝。输入轴(SH_in)通过与公用行星轮架(C)的连接，接入五枝系统的第三枝，即中间的一枝。输出轴〔SH_out〕则根据工况需要或连接于五枝系统的第一枝或连接于五枝系统的第二枝或连接于五枝系统的第四枝。输出轴(SH_out)上有三个从动齿轮(g_out1，g_out2和g_out2)，它们分别通过三个离合器(CL1，CL2和CL3)有选择地与输出轴(SH_out)耦合以传递输出动力。这三个从动齿轮分别与联于第一圈轮(R1)，第二圈轮(R2)或第二太阳轮(S2)上的主动齿轮(G_out1，G_out2，或G_out3)啮合。

当输出轴(SH_out)与五枝系统的第一枝(R1)连接时，第一离合器(CL1)啮合，第二，第三离合器(CL2，CL3)分离。动力由第一圈轮(R1)经第一对输出齿轮(G_out1和g_out1)传送到输出轴(SH_out)。当输出轴(SH_out)与五枝系统的第四枝(S2)连接时，第二离合器(CL2)啮合，第一、第三离合器(CL1，CL3)分离。动力由第二太阳轮(S2)经第二对输出齿轮(G_out2和g_out2)传送至输出轴(SH_out)。当输出轴(SH_out)与五枝系统的第二枝(R2)相联时，第三离合器(CL3)啮合，第一、第二离合器(CL1，CL2)分离。动力由第二圈轮(R2)经第三对输出齿轮(G_out3和g_out3)传送至输出轴(SH_out)。

本实施方案可提供四个速度节点，其中包括一个自然速度节点(输出轴为零速的速度节点)和三个非自然速度节点，和四个速度区，其中三个为前行区，一个为逆行区。第一个前行区为低速区，采用的是输出动力分流方式。第二和第三个前行区分别为中速和高速区，均采用复合动力分流的方式。逆行区则采用纯电力传动。各速区衔接于速度节点，变速过程平稳，连续无动力间断。

下面先介绍三个前行区，分别称为第一、第二和第三速区。

第一速区

第一速区含盖自然速度节点至第一速度节点之间的低速区。第一离合器(CL1)啮合，使第一圈轮(R1)与输出轴(SH_out)耦合。第二、第三离合器(CL2，CL3)分离，使第二圈轮(R2)和第二太阳轮(S2)脱离输出轴(SH_out)。动力由第一圈轮(R1)经第一对输出齿轮(G_out1和g_out1)传至输出轴(SH_out)。

此时，第二行星轮系(PG2)处于空载状态。动力分流由第一行星轮系(PG1)单独完成。原来的五枝系统蜕变为由第一行星轮系(PG1)组成的三枝系统。该三枝系统中的三个分枝分别为原五枝系统的第一、第三和第五枝。三枝系统的第一枝(R1)与第一电机(EM1)相联；第二枝(C)与输入轴(SH_in)相联；第三枝(S1)与第二电机(EM2)相联。输出轴(SH_out)则耦合于第一电机所在的第一枝(R1)(如图5所示)。第一速区采用的是输出动力分流的形式，其等效的动力分流系统的示意框图如图6所示。

在车辆起动前，第一电机(EM1)处于零转速状态。第二电机(EM2)处于空载运转状态，其转速方向与内燃机转输入轴动方向相同。车辆起动时，控制器发出指令，第一电机(EM1)提供启动扭矩。除少量内耗外，第一电机(EM1)并不消耗能量。此时，由于车辆仍处于静止状态，驱动轮尚无动力要求，仅有扭矩要求。驱动轮所需的启动扭矩完全来自第一电机(EM1)。内燃机此时不提供任何启动扭矩，因此无能量(动力)输出。随着电机扭矩的增加，车辆由静到动，向前起步。第一电机(EM1)随之开始转动。而第二电机(EM2)的转速则开始逐渐减小以满足车辆增速的需要。此时，第一电机(EM1)开始消耗电能。这部份消耗的电能由第二电机(EM2)通过电力控制器(CTL)全部或部分提供。为平衡第二电机(EM2)的扭矩载荷，内燃机此时提供必要的扭矩。车辆启动后，驱动轮的扭矩由内燃机和第一电机(EM1)分担，从而使第一电机(EM1)的扭矩逐渐降低。

随着车辆速度的提高，第一电机(EM1)的转速不断提高而其扭矩则不断下降。相反，第二电机(EM2)的转速不断降低，直至减小到零。此时，第二电机(EM2)到达其速度零点。相应地，变速器到达其第一个速度节点(非自然速度节点)。如果电动链中无电力的输入或输出，第一电机(EM1)的扭矩零点将与第二电机(EM2)的速度零点重合。电动链所传送的动力与变速器输入轴动力的比值PR由以下函数表示。

$\mathrm{PR}=1-\left(\frac{K_1}{K_1+1}\right)\left(\frac{1}{K_{\mathrm{out}\_1}}\right)\·\mathrm{SR}$

0≤SR≤SR₁

$S{R}_1=\left(\frac{K_1+1}{K_1}\right)K_{\mathrm{out}\_1}$

其中SR为变速器输出与输入轴的转速比。K₁为第一行星轮系的特征速比。K_{out_1}为第一对输出齿轮中主动齿轮(G_out1)与从动齿轮(g_out1)的齿数比。SR₁为第一速度节点。

第二速区

第一速度节点是第一速区和第二速区的分界点。位于第一和第二速度节点之间的中速度区称为第二速区。在第二速区，变速器改用复合动力分流的方式。当变速器的速比达到第一节点值时，第二离合器(CL2)啮合，使第二太阳轮(S2)与输出轴(SH_out)耦合。紧随第二离合器的啮合，第一离合器(CL1)开始分离，使第一圈轮(R1)脱离输出轴(SH_out)。动力由第二太阳轮(S2)经第二对输出齿轮(G_out1和g_out1)传至输出轴(SH_out)。

为保证第二离合器(CL2)啮合时，从动齿轮(g_out2)与输出轴(SH_out)转速同步，第一和第二对输出齿轮(G_out1，g_out1和G_out2，g_out2)的齿数比之间应满足如下关系：

$\frac{K_{\mathrm{out}\_2}}{K_{\mathrm{out}\_1}}=\frac{K_1^2-1}{K_1(K_1-K_2)}$

这个比值也是五枝系统第一枝至第五枝的距离与第四枝至第五枝的距离之比。

$\frac{K_{\mathrm{out}\_2}}{K_{\mathrm{out}\_1}}=\frac{L_{1\→5}}{L_{4\→5}}$

K_{out_2}为第二对输出齿轮中主动齿轮(G_out2)与从动齿轮(g_out2)的齿数比。

从五枝系统各分枝的连接情况来看，五枝系统的第一枝(R1)仍联于第一电机(EM1)，第二枝(R2)处于空载状态，第三枝(C)联于输入轴(SH_in)，第四枝(S2)联于输出轴(SH_out)。第五枝(S1)则联于第二电机(EM2)。其等效的动力分流系统示意框图如图7所示。

随着车辆速度的提高，变速器的速比进一步增加，超越第一速度节点值。第二电机(EM2)的转速由零开始向与内燃机输入轴转向相同的方向回升。第一电机(EM1)的转速则开始下降。如果电动链无电力输入或输出，第一电机(EM1)的扭矩此时应该由零向反方向增加。此时，第一电机(EM1)起着发电机的作用，向第二电机(EM2)或系统提供电能。第二电机(EM2〕则起电动机的作用，将电能转换成机械能。

在电动链无电力输入或输出的情况下，电动链与输入轴的动力分流比PR为，

$\mathrm{PR}=\frac{(K_1-1)}{(K_1+1)(K_2-1)}\·\frac{\mathrm{SR}}{K_{\mathrm{out}\_2}}-\frac{(K_1{K}_2-1)+(K_1-K_2)}{(K_1+1)(K_2-1)}+\frac{K_1{K}_2(K_1-K_2)}{(K_1^2-1)(K_2-1)}\·\frac{K_{\mathrm{out}\_2}}{\mathrm{SR}}$

SR₁≤SR≤SR₂

$S{R}_2=\left(\frac{K_1{K}_2-1}{K_1-1}\right)K_{\mathrm{out}\_2}$

其中K₂为第二行星轮系的特征速比。SR₂为第二速度节点。

在第一节速度节点SR₁和第二速度节点SR₂的几何平均值点，PR取得最大值。此最大值为

其中₂为第二速度节点与第一速度节点的比值，称为第二速区的跨度或节间距。

当第一电机(EM1)的转速随车辆速度的进一步增加而下降至零时，变速器的速比到达其第二个速度节点。从上述PR的表达式可看出，在第二速度节点，电动链动力分流比为零，全部动力由机械动力传输链传送。

第三速度区

第二速度节点是第二速度区和第三速度区的分界点。第二节点以上的高速区为第三速度区。第三速度区变速器仍采用复合动力分流的方式。与第二速度区不同的是输出轴由原来所在的五枝系统的第四枝改接至五枝系统的第二枝。为此，在变速器的第二速度节点，第三离合器(CL3)啮合，第一、第二离合器(CL1、CL2)分离。动力由第二圈轮(R2)经第三对输出齿轮(G_out3和g_out3)传送至输出轴(SH_out)。其等效的动力分流系统示意框图如图8所示。

为保证第三离合器(CL3)啮合时，从动齿轮(g_out3)与输出轴(SH_out)转速同步，第二和第三对输出齿轮(G_out2，g_out2，G_out3，g_out3)的齿数比之间应满足如下关系：

$\frac{K_{\mathrm{out}\_3}}{K_{\mathrm{out}\_2}}=\frac{K_2(K_1{K}_2-1)}{K_1-K_2}$

这个比值正是五枝系统第四枝到第一枝的距离L_4→1与第二枝到第一枝的距离L_2→1之比。即

$\frac{K_{\mathrm{out}\_3}}{K_{\mathrm{out}\_2}}=\frac{L_{4\→1}}{L_{2\→1}}$

上式中K_{out_3}为第三对输出齿轮主动轮(G_out3)与从动轮(g_out3)的齿数比。

在第二速度节点或节点附近，第一电机(EM1)的扭矩换向。车辆速度继续增加时，第一电机(EM1)转速从新开始上升；而第二电机(EM2)的转速则开始下降，直至零点。此时变速器到达其第三个速度节点(SR₃)。

在电动链无电力输入或输出的情况下，第三速度区的电力分流比PR为，

$\mathrm{PR}=-\frac{(K_1-1)K_2}{(K_1+1)(K_2-1)}\·\frac{\mathrm{SR}}{K_{\mathrm{out}\_3}}+\frac{(K_1{K}_2-1)+(K_1-K_2)}{(K_1+1)(K_2-1)}-\frac{(K_1-K_2)(K_1{K}_2-1)}{K_2(K_2-1)(K_1^2-1)}\·\frac{K_{\mathrm{out}\_3}}{\mathrm{SR}}$

SR₂≤SR

从上方程式中不难看出，第三速度节点位于

$S{R}_3=\frac{(K_1{K}_2-1)K_{\mathrm{out}\_3}}{K_2(K_1-1)}$

同样地，在第二速度节点SR₂和第三速度节点SR₃的几何平均值点，PR达最大值。

其中₃为第三速度节点与第二速度节点的比值，称为第三速度区的跨度。

两个复合动力分流速度区(即第二和第三速度区)的总跨度为

图9为前行速度区电动链动力分流比PR与变速器转速比SR的关系线图。

逆行区

自然节点SR₀＝0以下的速区称为逆行区。第一离合器(CL1)啮合。第二和第三离合器(CL2，CL3)分离。动力由第一圈轮(R1)经第一对输出齿轮(G_out1和g_out1)传送至输出轴(SH_out)。

逆行区可延用第一速区的输出动力分流形式。为了限制电动链动力分流比PR，避免动力回流或动力内循还，逆行区还可采用纯电力驱动的方式转递动力。为此，第一电机(EM1)在控制器(CTL)的控制下从储能器(BT)中获取电能，经第一对输出齿轮(G_out1，g_out1)向输出轴(SH_out)提供扭矩和动力。

实际上，纯电力驱动的方式也可用于前行区。

空挡和泊车

第一实施方案还可提供包括空挡在内的其他工作状态。显然，当所有的离合器均处于分离状态时，变速器处于空挡状态。泊车则可通过同时啮合第一、第二和第三离合器(CL1，CL2和CL3)来完成。(如表一所示)。

其他工作状态

此外，第一实施方案中的变速器还可用于内燃机的点火启动。内燃机的点火启动可由两台电机中的某一个或两个来完成。例如，当变速器处于空挡时，两台电机可配合启动内燃机。而当变速器处于纯电力驱动时，可用第二电机(EM2)来启动内燃机。

可见，当配备储能装置时，本专利所介绍的变速器不但可提供机电混合动力驱动工作状态还可以提供纯电力驱动工作状态。并且，在机电混合动力驱动工作状态中，两电机之间所传递的动力(电力)不需保持平衡。一个电机所转换产生的电能可能会多于或少于另一电机所转换消耗的电能。此时，一个电机的速度零点不再是另一电机的扭矩零点。电机扭矩零点所对应的变速器速比节点的位置发生变化，但电机速度零点所对应的速比节点位置不变。

由于当电动链与储能器有能量交换时电机同时承担速度调节和动力调节的功能，因此，电机的额定功率应不小于电动链最大动力分流比与输入轴额定功率的乘积。

表一列出了变速器的工作状态和离合器啮合组合以及电机工作状态的对应关系。

表一电机、离合器工作状态一览表

工作状态	CL1	CL2	CL3	EM1	EM2
						引擎关闭泊车	啮合	啮合	啮合	关闭	关闭
空挡	分离	分离	分离	发电或关闭	发电或关闭
						纯电动行驶引擎点火	啮合	分离	分离	电动	电动
空挡状态引擎点火	分离	分离	分离	电动	电动
						第一速度区	啮合	分离	分离	电动	发电
第二速度区	分离	啮合	分离	发电	电动
						第三速度区	分离	分离	啮合	电动	发电
输出动力分流逆行区	啮合	分离	分离	电动	发电
						纯电动逆行区	啮合	分离	分离	电动	关闭
纯电动前行区	啮合	分离	分离	电动	关闭

不难看出，在各个速度区的衔接点进行速区变换时，相应离合器的啮合或分离均在自然转速同步的状态下进行的。因此，该变速器可采用简单啮合式离合器，而无需较为复杂的磨擦式离合器以及与之相配的液力系统。这样可有效地减小变速器的内耗。

图10所示的为本发明的第二实施方案。与实施方案一相比，第二实施方案多增加了一对输出齿轮和一个离合器，即第四对输出齿轮(G_out4和g_out4)和第四离合器(CL4)。相应地，第二实施方案多增加了一个复合动力分流的速度区。换言之，第二方案能提供四个前行区和一个逆行区。这四个前行区中包括一个输出动力分流速度区和三个复合动力分流速度区。

第四对输出齿轮的主动齿轮(G_out4)与第二太阳轮(S2)相联，接入五枝系统的第四枝，从动轮(g_out4)则通过第四离合器(CL4)与输出轴(SH_out)作有选择的连接。除新增加的复合动力分流速度区，即第四速区外，第二方实施方案其他速度区电机的工作状态和离合器的离合情况与第一实施方案完全相同。因此，不再复述。以下仅就新增的第四速度区作必要的介绍。

第四速度区

第三节点是第三和第四速度区的分界点和衔接点。第四速度区是位于第三节点以上高速区。第四速度区采用与第二速度区完全相同的复合动力分流方式，变速器重复第二速度区的工作情况。所不同的是此时第四离合器(CL4)啮合，第一、第二和第三离合器(CL1，CL2，CL3)分离。动力由第二太阳轮(S2)经第四对输出齿轮(G_out4和g_out4)，传送至输出轴(SH_out)。

如上所述，变速器的第三速度节点是第二电机(EM2)的速度零点。当变速器的速比进一步增加时，第二电机(EM2)的转速回升，扭矩换向。因此，第二电机(EM2)改变其工作状态，由发电机变为电动机。在第三速度零点处，第一电机(EM1)的转速开始下降。并且，在第三速度节点处(当电动链无电力输出或输入时)或第三速度节点附近(当电动链有电力输入输出时)，第一电机到达其扭矩零点。穿过扭矩零点后，第一电机(EM1)的扭矩向反方向增加。此时，第一电机(EM1)改变工作状态，由电动机变为发电机。

为保证在第三速度节点处输出齿轮变换时(由第三对输出齿轮向第四对输出齿轮变换)，第三和第四从动轮转速同步，第三对输出齿轮的主动轮与从动轮的齿数比K_{out_3}和第四对输出齿轮的主动轮与从动轮的齿数比K_{out_4}之间应满足如下关系：

$\frac{K_{\mathrm{out}\_4}}{K_{\mathrm{out}\_3}}=\frac{K_1{K}_2-1}{K_2(K_1-K_2)}$

这个比值正是五枝系统中第二枝到第五枝的距离与第四枝到第五枝的距离之比，即

$\frac{K_{\mathrm{out}\_4}}{K_{\mathrm{out}\_3}}=\frac{L_{2\→5}}{L_{4\→5}}$

由于第四速度区重复第二速度区的工作状态，因此，在电动链无电力输入或输出的情况下，电动链动力分流比的计算公式与第二速度区动力分流比的计算公式相似：

$\mathrm{PR}=\frac{(K_1-1)}{(K_1+1)(K_2-1)}\·\frac{\mathrm{SR}}{K_{\mathrm{out}\_4}}-\frac{(K_1{K}_2-1)+(K_1-K_2)}{(K_1+1)(K_2-1)}+\frac{(K_1{K}_2-1)(K_1-K_2)}{(K_1^2-1)(K_2-1)}\·\frac{K_{\mathrm{out}\_4}}{\mathrm{SR}}$

SR₃≤SR

同样地，如果在第二实施方案的基础上再增加一对，即第五对输出齿轮(G_out5和g_out5)和一个离合器(CL5)，并将第五对输出齿轮的主动轮(G_out5)连接到第二圈轮(R2)所在的五枝系统的第二枝，从动轮(g_out5)通过离合器(CL5)有选择地与输出轴(SH_out)相耦合，即可衍生出本发明的第三实施方案(图11)。与第二实施方案相比，第三实施方案又获得了一个复合动力分流的速度区，即第五速区。

第四速度区与第五速度区的分界点为第四速度节点。第四速度节点的位置在

$S{R}_4=\left(\frac{K_1{K}_2-1}{K_1-1}\right)K_{\mathrm{out}\_4}$

第四速度区向第五速度区过渡时，第五离合器(CL5)啮合，第一至第四离合器(CL1，CL2，CL3，CL4)分离。在第五速度区，变速器重复第三速度区的工作状态。为保证第四速度区向第五速度区过渡时，从动齿轮(g_out5)与输出轴(SH_out)同步，第五对输出齿轮的齿数比K_{out_5}与第四对输出齿轮的齿数比K_{out_4}满足如下关系：

$\frac{K_{\mathrm{out}\_5}}{K_{\mathrm{out}\_4}}=\frac{L_{4\→1}}{L_{2\→1}}$

采用类似的方法可不断地增加新的速度区，从而衍生出新的实施方案。这里不再复述。它们都属于本发明的含盖范围。

归纳起来，上述各实施方案的基本特征是构造一个五枝系统，并将五枝系统的各分枝与输入轴、输出轴和两个电机作如下连接：第一电机联第一枝；第二电机联最后的一枝(第五枝)；输入轴联中间的一枝(第三枝)；输出轴则根据情况选择性地联接第一枝、第二枝或第四枝。

实际上，可对上述设计思想进一步衍生。固定输出轴于五枝系统的中枝，而交替连接输入轴至第二枝或第四枝亦能起到相似的变换速度区的效果。

Claims (10)

1、一种无级变速器，包括两个同轴行星轮系，两个电机，一个控制器，两个动力传输轴，和至少两个离合器。每个行星轮系各自包括一个圈轮、一个太阳轮、一组行星轮、和一个行星轮架。每个行星轮系至少有三个同轴的转动部件。其特征是：这两个行星轮系耦合成一个五枝系统并与无级变速器的电机及动力传输轴作如下方式的连接：五枝系统的第一枝与第一个电机联接，五枝系统的最后一枝即第五枝与第二个电机相联，五枝系统的中间一枝即第三枝与第一个动力传输轴相联，第二个动力传输轴则通过离合器有选则性地与五枝系统的其他枝耦合。两电机之间通过控制器电气联接并相互传递电能。

2、根据权利要求1所述的无级变速器，其特征是：第一个动力传输轴为输入轴。第二个动力传输轴为输出轴。该无级变速器还至少包括两对输出齿轮。每对输出齿轮由一个主动轮和一个与之啮合的从动轮组成。第一对输出齿轮中的主动轮与五枝系统的第一枝相联；第二对输出齿轮中的主动轮与五枝系统的第四枝相联。输出轴通过离合器分别与两对输出齿轮中的从动轮有选择的联接。第一对输出齿轮的齿数比与第二对齿轮的齿数比保持如下的关系：

$\frac{K_{\mathrm{out}\_2}}{K_{\mathrm{out}\_1}}=\frac{L_{1\→5}}{L_{4\→5}}$

K_{out_1}为第一对其中，L_1→5为五枝系统的第一枝至第五枝之间的距离；L_4→5为第四枝至第五枝之间的距离输出齿轮的齿数比；K_{out_2}为第二对齿轮的齿数比。

3、据权利要求2所述的无级变速器，其特征是：包括至少三对输出齿轮。每对输出齿轮包括一个主动轮和一个与之啮合的从动轮。主动轮分别与五枝系统的第一、第二枝和第四枝相联，编号为奇数的主动轮与第一或第二枝相联；编号为偶数的主动轮与第四枝相联。输出轴通过离合器按编号顺序有选择地与从动轮耦合以输出动力。当输出轴与编号为奇数的从动齿轮耦合时，动力由五枝系统的第一枝或第二枝经相同编号的主动和从动输出齿轮对传送至输出轴；当输出轴与编号为偶数的从动齿轮耦合时，动力由五枝系统的第四枝经相同编号的主动和从动输出齿轮对传送至输出轴。相邻的两对输出齿轮的齿数比保持如如下关系：

$\frac{K_{\mathrm{out}\_2}}{K_{\mathrm{out}\_1}}=\frac{L_{1\→5}}{L_{4\→5}}$

$\frac{K_{\mathrm{out}\_(2n+1)}}{K_{\mathrm{out}\_\left(2n\right)}}=\frac{L_{4\→1}}{L_{2\→1}}$

$\frac{K_{\mathrm{out}\_(2n+2)}}{K_{\mathrm{out}\_(2n+1)}}=\frac{L_{2\→5}}{L_{4\→5}}$

其中L_1→5为五枝系统的第一枝至第五枝之间的距离；L_4→5为第四枝至第五枝之间的距离；L_2→1为第二枝至第一枝之间的距离；L_4→1为第四枝至第一枝之间的距离。L_2→5为第二枝至第五枝之间的距离；L_4→5为第四枝至第五枝之间的距离。K_{out_()}表示每一对输出齿轮的齿数比。括号中的算式值代表输出齿轮对的编号。其中n为大于零的正整数。

4、根据权利要求1所述的无级变速器，它还包括一个储能器。该储能器通过控制器与分别与两电机相联，并按需求向电机提供或接受电机提供的电能。

5、根据权利要求1所述的无级变速器，其特征是：提供一个输出动力分流速度区和至少一个复合动力分流的速度区。输出动力分流速区与复合动力分流速区的衔接点为电机的速度零点。

6、根据权利要求1所述的无级变速器，其特征是：提供不少于两个复合动力分流的速度区。复合动力分流速区且彼此衔接，并且衔接点为电机的速度零点。每个复合动力分流速度区的跨度相同或相近。即

_i＝_j

其中_i为一复合动力分流速度区的跨度，_j为另一复合动力分流速度区的跨度。同时，每个复合动力分流速度区电动链的最大动力分流比PR_max相等或相近。当电动链无电力与外界交换时，各复合动力分流速度区中，电动链最大动力分流比PR_max与速度区跨度之间保持如下的关系：

同时，电机额定功率不小于电动链最大动力分流比与输入轴额定功率的乘积。

7、根据权利要求2所述的无级变速器，其特征是：第一行星轮系的每一个行星轮与第二行星轮系的相应的行星轮连接，构成行星轮对。并且，第一行星轮系的行星轮架与第二行星轮系的行星轮架相连，构成一个公共行星轮架。第一电机与第一行星轮系的圈轮相连接；第二电机与第一行星轮系的太阳轮相连接。第一动力传输轴与公共行星轮架相连接。

8、根据权利要求7所述的无级变速器，其特征是：包括至少两对输出齿轮，每对输出齿轮包括一个主动轮和一个从动轮。第一对输出齿轮的主动轮与第一行星轮系的圈轮连接；第二对输出齿轮的主动轮与第二行星轮系的太阳轮连接；两对输出齿轮的从动轮通过离合器分别与第二动力传输轴相耦合。第一对输出齿轮主动轮与从动轮的齿数比K_{out_1}和第二对输出齿轮主动轮与从动轮的齿数比K_{out_2}保持如下关系：

$\frac{K_{\mathrm{out}\_2}}{K_{\mathrm{out}\_1}}=\frac{K_1^2-1}{K_1(K_1-K_2)}$

其中K₁和K₂分别为第一和第二行星轮系的特征速比。

9、根据权利要求8所述的无级变速器，其特征是：包括至少三对输出齿轮，每对输出齿轮包括一个主动轮和一个从动轮。第一对输出齿轮的主动轮与第一行星轮系的圈轮连接；第二对输出齿轮的主动轮与第二行星轮系的太阳轮连接；第三对输出齿轮的主动轮与第二行星轮系的圈轮连接；三对输出齿轮的从动轮通过离合器分别与第二动力传输轴相耦合。第二对输出齿轮主动轮与从动轮的齿数比K_{out_2}和第三对输出齿轮主动轮与从动轮的齿数比K_{out_3}保持如下关系：

$\frac{K_{\mathrm{out}\_3}}{K_{\mathrm{out}\_2}}=\frac{K_2(K_1{K}_2-1)}{K_1-K_2}$

10、根据权利要求1所述的无级变速器，其特征是：至少有一个离合器是啮合式离合器。

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