KR20050071593A - 무단 변속비를 가진 동력 분할식 트랜스미션 - Google Patents

무단 변속비를 가진 동력 분할식 트랜스미션 Download PDF

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power
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크리스티안 라우잉어
마르틴 포어넴
페터 텐베르게
안드레아스 엥글리쉬
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루크 라멜렌 운트 쿠플룽스바우베타일리궁스 카게
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Abstract

본 발명은, 주축(6)에 회전 불가능하게 연결된 입력 기어(24; 50; 70)를 가진 입력측 동력 분배기(12), 변속기(14), 출력축(10) 및 2개의 클러치(K1, K2)를 포함하는, 무단 변속비를 가진 동력 분할식 트랜스미션에 관한 것이다. 상기 동력 분배기의 입력 기어는 상기 동력 분배기의 적어도 하나의 기어를 통해 변속기의 입력축(20)과 회전 가능하게 맞물린다. 상기 동력 분배기의 출력 기어(30; 54; 82)는 변속기에 대해 기능적으로 평행하게 배치된 중간축(32)과 회전할 수 있게 맞물리고, 상기 중간축(32)은 변속기의 출력축과 회전 가능하게 맞물린다. 또한, 상기 중간축(32)에 의해 제 1 클러치(K1)를 통한 종축(10)과의 회전 가능한 맞물림이 야기되며, 입력축(20)이 제 2 클러치(K2)를 통해 상기 종축(10)과 회전 가능하게 맞물릴 수 있다.

Description

무단 변속비를 가진 동력 분할식 트랜스미션{POWER-SPLIT TRANSMISSION HAVING AN INFINITELY VARIABLE RATIO}
본 발명은 무단 변속비를 가진 동력 분할식 트랜스미션에 관한 것이다.
무단 변속비를 가진 트랜스미션은 승차감이 좋을 뿐만 아니라 연료소비가 적다는 이유 때문에 승용차 부문에서 인기가 점점 증가하고 있다. 이러한 트랜스미션의 성능은 보통 변속기(variator)의 토크 전달 성능 및 기어비 확장 범위에 의해 제한된다. 상기 변속기는 이미 공지된 방식으로 2개의 원추형 풀리 쌍을 가진 원추형 풀리 벨트 구동 트랜스미션의 형태로 설계될 수 있으며, 상기 원추형 풀리 쌍 주변을 벨트 구동 수단, 예컨대 플레이트 링크 체인이 순환한다. 기어비 조절은 원추형 풀리 쌍의 풀리들 간의 거리가 반대 방향으로 변동됨으로써 이루어진다. 변속기는 공지된 방식으로 휠(기어 휠) 또는 풀리 또는 그 밖의 롤링 엘리먼트(rolling element)가 구르는 유효 반경이 변동되는 마찰 휠 트랜스미션으로도 형성될 수 있다.
동력 분할을 함께 실시함으로써 그러한 무단 가변 변속 트랜스미션의 확장 영역을 확대하는 방법이 공지되어 있는데, 이 방법의 경우 동력 분할 영역 내에서는 토크 전달이 변속기뿐만 아니라 상기 변속기에 평행하게 배치된 고정비 기어(fixed ratio gear)를 통해서도 이루어지고, 비분할 영역 내에서는 토크 전달이 변속기를 통해서만 이루어진다. 일반적으로 동력 분할식 트랜스미션의 출력측, 즉 변속기 뒤에 배치되는 출력 합산 기어(summation gear)를 통해 상기 두 분기가 종축(secondary shaft)에 합쳐진다. 변속기의 변속 영역은 동력 분할 영역 및 동력 비분할 영역에서 반대방향으로 통과되기 때문에, 트랜스미션이 변속기에 비해 더 큰 기어비 확장을 구현한다. 출력 합산 기어는 단일 유성 기어 세트 또는 2개의 유성 기어로 구성된 커플링 유성 기어세트 (coupled planetary gear set)로서 설계될 수 있다.
도 1은 동력 분배 기어가 단일 유성 기어 세트 또는 커플링 유성 기어 세트로 구현될 수 있는, 본 발명에 따른 트랜스미션의 한 실시예의 블록회로도이다.
도 1a는 동력 분배 기어가 단일 유성 기어 세트로 구현된, 본 발명에 따른 트랜스미션의 한 실시예의 블록회로도이다.
도 2는 도 1a에 따른 트랜스미션의 간단한 개략도이다.
도 3은 도 1a에 따른 트랜스미션의 스위칭 개요표이다.
도 4는 단일 유성 기어 세트로 구현된 동력 분배 기어를 구비한 본 발명에 따른 트랜스미션의 가능한 구성들을 설명하는 도표이다.
도 5는 도 4에 따른 변형 1, 4 및 5에 대하여 변속기 기어비의 함수로서 전체 기어비를 표시한 그래프이다.
도 6은 도 4의 변형 1에 대하여 전체 기어비의 함수로서, 엔진 회전수로 정규화된 원추형 풀리 쌍들의 회전수를 표시한 그래프이다.
도 7은 도 4의 변형 1에 대하여 전체 기어비의 함수로서, 엔진 토크로 정규화된 원추형 풀리 쌍들의 유효 토크를 표시한 그래프이다.
도 8은 도 4에 따른 변형 1의 영역 전환에 의한 킥다운 시프트 다운시, 변속기 기어비(ivar), 전체 기어비(itot), 엔진 회전수(neng) 및 질량 관성 토크로 인한 풀리 세트(1, 2)의 동적 출력(PdynSS1, PdynSS2)을 도시한 그래프이다.
도 9는 동력 분배 기어가 커플링 유성 기어 세트로 구현된, 본 발명에 따른 트랜스미션의 한 실시예의 블록회로도이다.
도 10은 동력 분배 기어가 역시 커플링 유성 기어 세트로 구현된, 본 발명에 따른 트랜스미션의 또 다른 변형예의 블록회로도이다.
도 11은 도 4의 변형 4에 따른 단일 유성 기어 세트를 구비한 트랜스미션의 상이한 파라미터 세트들의 함수로서 체인 하중을 도시한 그래프이다.
도 12는 도 4에 따른 변형 4의 상이한 파라미터 세트들을 가진 단일 유성 기어 세트를 구비한 트랜스미션의 전체 기어비의 함수로서 전체 효율을 도시한 그래프이다.
도 13은 도 10에 따른 커플링 유성 기어 세트를 구비한 트랜스미션의 상이한 파라미터 세트들의 함수로서 체인 하중을 도시한 그래프이다.
본 발명의 목적은 기어비 확장이 높고 토크 전달 성능이 우수한 무단 변속 트랜스미션을 제공하는 것이다.
상기 목적은, 주축(primary shaft)과 회전 불가능하게 연결되거나 스타팅 클러치를 통해 주축과 회전 불가능하게 연결된 입력 기어를 가진 입력측 동력 분배기, 변속기(variator), 종축(secondary shaft) 및 2개의 클러치를 포함하는, 무단 변속비를 가진 동력 분할식 트랜스미션을 통해 달성되며, 이때 상기 커플링 기어(coupled gear)의 입력 기어는 변속기의 입력축(input shaft)과 회전 가능하게 맞물리고, 상기 커플링 기어의 출력 기어는 변속기에 대해 기능적으로 평행하게 배치된 중간축과 회전할 수 있게 맞물리며, 상기 중간축은 변속기의 출력축(output shaft)과 회전 가능하게 맞물리고, 제 1 클러치를 통해 종축과 회전 가능하게 맞물릴 수 있으며, 입력축은 제 2 클러치를 통해 상기 종축과 회전 가능하게 맞물릴 수 있다.
본 발명에 따른 트랜스미션에서는, 항상 동력 분할 모드로 구동됨으로써 토크 전달 성능 및 기어비 확장이 더욱 증대되는 3축 트랜스미션이 사용된다.
동력 분배 기어는 단일 유성 기어 세트 또는 2개의 유성 기어로 구성된 커플링 유성 기어 세트로 형성되는 것이 바람직하다.
앞에서 이미 설명한 지속적인 동력 분배 및 그에 수반되는 동력 분배 기어의 지속적인 회전 때문에, 단일 유성 기어 세트 또는 커플링 유성 기어 세트가 음의 세팅 기어비(negative set ratio)를 갖도록 구현되는 것이 유리하다. 그럼으로써, 효율을 감소시켜 항상 높은 연료 소비를 야기하는 회전 출력의 발생이 최소화될 수 있다. 특히 설치 공간적인 이유에서 단일 유성 기어 세트의 세팅 기어비가 -1.5 내지 약 -2.5의 기어비로 제한될 수 있다.
한 바람직한 실시예에서는 동력 분배 기어가 단일 유성 기어 세트이다. 상기 단일 유성 기어 세트에서는 주축이 유성 캐리어와 회전 불가능하게 연결되고, 상기 유성 캐리어의 유성 기어들이 선기어와 회전 가능하게 맞물리며, 상기 선기어는 중간축 및 내접 기어와 회전 가능하게 맞물리고, 상기 내접 기어는 변속기의 입력축과 회전 불가능하게 연결된다.
본 발명에 따른 동력 분할식 트랜스미션의 또 다른 한 바람직한 실시예에서는, 동력 분배 기어가 커플링된 2개의 유성 기어로 구성된 커플링 유성 기어 세트이다. 상기 커플링 유성 기어 세트에서는 주축이 유성 캐리어와 회전 불가능하게 연결되고, 상기 유성 캐리어의 유성 기어들이 선기어와 회전 가능하게 맞물리며, 상기 선기어는 중간축 및 내접 기어와 회전 가능하게 맞물리고, 상기 내접 기어는 제 2 유성 캐리어와 회전 불가능하게 맞물리며, 상기 제 2 유성 캐리어의 유성 기어들은 상기 선기어 및 또 다른 내접 기어와 회전 가능하게 맞물리고, 상기 또 다른 내접 기어는 변속기의 입력축과 회전 불가능하게 연결된다.
동력 분배 기어가 커플링 기어로 구현되는, 동력 분할식 트랜스미션의 또 다른 한 실시예에서는, 주축이 유성 캐리어와 회전 불가능하게 연결되고, 상기 유성 캐리어의 유성 기어들이 선기어 및 내접 기어와 회전 가능하게 맞물리며, 이때 상기 선기어는 변속기의 입력축과 회전 불가능하게 연결되고, 상기 내접 기어는 또 다른 유성 캐리어와 회전 불가능하게 연결되며, 상기 또 다른 유성 캐리어의 유성 기어들은 선기어 및 또 다른 내접 기어와 회전 가능하게 맞물리고, 상기 내접 기어는 중간축과 회전 가능하게 맞물린다.
후진 기어단의 구현을 위해, 변속기의 출력축이 후진 주행 클러치를 통해 리어 휠과 회전 불가능하게 연결된다.
2개의 동력 분할 모드간의 전환시 안정성을 떨어뜨리는 저크(jerk)의 발생을 감소시키기 위해, 트랜스미션의 각각의 기어들 사이의 기어비가 바람직하게 제 1 및 제 2 클러치의 작동에 의해 이루어진 영역 전환시 변속기의 제 1 및 제 2 원추형 풀리 쌍의 동적 출력의 도약(jump)이 최소화되도록 선택된다.
본 발명에 따른 동력 분할식 트랜스미션을 사용함으로써, 안정적인 무단 가변 자동 트랜스미션에 있어서 더 높은, 예컨대 약 500 Nm 이상의 토크를 가진 엔진을 위해서도 새로운 사용 분야가 개척될 것이다.
본 발명은 하기에서 개략적인 도면을 참고로 더 상세히 설명된다.
도 1에 따르면 (도시되지 않은) 내연 기관의 크랭크축(2)이 스타팅 클러치(4)를 통해 동력 분할식 트랜스미션(모두 "8"로 표시됨)의 주축(6)과 연결되고, 상기 트랜스미션의 종축은 "10"으로 표시되어 있다. 크랭크축(2) 및 종축(10)에 표시된 화살표는 (도시되지 않은) 내연 기관이 구동될 때 트랜스미션에 의한 토크 전달 방향을 나타낸다.
트랜스미션(8)은 제 1 원추형 풀리 쌍(16)과 제 2 원추형 풀리 쌍(18)을 가진 변속기(14) 및 커플링 기어 세트(12)를 포함한다. 변속기의 구조는 이미 공지되어 있다. 제 1 원추형 풀리 쌍은 변속기의 입력축(20)과 회전 불가능하게 연결된다. 제 2 원추형 풀리 쌍(18)은 변속기의 출력축(22)과 회전 불가능하게 연결된다.
주축(6)은 도 1a, 도 9 및 도 10에 더 상세히 도시되는 동력 분배 기어(12)의 입력축으로 사용된다. 출력측에서는 중간축(32)이 클러치(K1)를 통해 클러치 휠(38)과 회전 불가능하게 연결되고, 상기 클러치 휠은 종축(10)과 회전 불가능하게 연결된 종동 기어(40)와 맞물린다.
입력축(20)은 클러치(K2)를 통해 종축(10)과 회전 불가능하게 연결된다.
변속기의 출력축(22)은, 본래 공지된 방식으로 차량의 후진 구동을 위해 제공된 리어 휠(42)과 클러치(KR)를 통해 회전 불가능하게 연결된다. 도시된 트랜스미션의 각 요소들에 의해 야기된 기어비를 각각 "i"와 관련 첨자로 표시하였다.
도 1a에는 단일 유성 기어 세트(12')로 구현된 동력 분배 기어(12)의 한 실시예가 도시되어 있다. 여기서는 주축(6)이 동력 분배 기어(12)의 캐리어(24)와 회전 불가능하게 연결된다. 캐리어(24)에 장착된 유성 기어들(26)은 입력축(20)과 회전 불가능하게 연결된 내접 기어(28)의 내부 투스 시스템(tooth system)과 맞물린다.
유성 기어들(26)은 계속해서 선기어(30)의 제 1 투스 시스템과 맞물리며, 상기 제 1 투스 시스템은 도시된 예에서 동력 분배 기어의 출력 기어를 형성하고, 중간축(32)과 회전 불가능하게 연결된 아이들 기어(34)와 맞물린다. 중간축(32)은 기능상 변속기(14)에 평행하게 배치된다. 중간축(34)은 출력축(22)과 회전 불가능하게 연결된 휠(36)에 맞물린다.
도 1b에는 커플링된 유성 기어들(112a, 112b)로 형성된 동력 분배 기어(112)를 구비한 트랜스미션이 도시되어 있다. 여기서는 유성 기어(112b)의 선기어(130b) 및 유성 기어(112a)의 캐리어(124a)가 입력축(106)과 연결된다. 유성 기어(112b)의 캐리어(124b)는 입력축(106) 상에 회전 가능하게 장착되어, 중간축(132)에 장착된 아이들러 기어(160)를 통해 풀리 세트(116)의 축(122)에 연결된다. 아이들러 기어(130)와 상기 축(122) 사이 및 캐리어(124b)와 아이들러 기어(160) 사이의 기어비가 설정된다. 유성 기어(112a)의 내접 기어(128a)는 유성 기어(112b)의 캐리어(124b)와 결합되어, 기어비(i3)를 형성한다. 유성 기어(112b)의 내접 기어(128b)는 중간축(132)과 결합되고, 유성 기어(112a)의 선기어(130a)는 제 1 풀리 세트(114)의 축(120)과 결합된다. 상기 축(120)은 클러치(K1)에 의해 중간축(132)과 결합되어 기어비(i4)를 형성한다.
도 2는 도 1a에 따른 트랜스미션을 간단한 회로도로 도시한 것으로, 여기서 T는 유성 캐리어를, H는 내접 기어를 그리고 S는 선기어를 나타낸다.
도 3은 도 1에 따른 트랜스미션의 회로도를 설명하기 위한 도표이다. 후진 주행(R)시 클러치 KR이 닫히고, 클러치 K1 및 K2는 열린다.
중립단(N)에서는 모든 클러치가 열린다.
높은 기어비 영역, 즉 차량 속도가 낮은 영역(Drive Low)에서는 클러치 KR 및 K2가 열리고, 클러치 K1은 닫힌다. 그럼으로써 중간축(32)을 통해 종축(10)이 구동된다.
낮은 기어비 영역 내지는 차량 속도가 높은 영역(D-high)에서는 클러치 K2만 닫힌다.
이와 같이, 트랜스미션은 기어비가 높을 때뿐만 아니라 기어비가 낮을 때에도 동력 분할 모드로 구동된다, 다시 말해, 전달된 전체 토크의 일부만 변속기(15)를 통해 전달된다. 그 결과, 변속기(14) 및 2개의 원추형 풀리 쌍(16, 18) 둘레를 순환하는 체인의 부하가 감소될 수 있기 때문에, 종래의 트랜스미션에 비해 토크가 더 높을 수 있다.
도 4는 도 1에 따른 단일 유성 기어의 요소들의 연결에 따라 6개의 상이한 변형이 가능한 트랜스미션의 구성을 보여주는 개략적인 도표이다.
제 3열(Low MSS1/Meng 영역)에는 트랜스미션이 Low 영역에 있을 때 주축(6)의 토크에 대한 제 1 풀리 쌍(16)의 토크비가 기입되어 있다. 제 4열((High MSS1/Meng 영역)에는 트랜스미션이 High 영역에 있을 때 주축(6)의 토크에 대한 제 1 풀리 쌍(16) 또는 변속기 입력축(20)의 토크비가 기입되어 있다.
트랜스미션 내지는 6가지 트랜스미션 구성을 설계하기 위해, 세팅 기어비(i0) 및 엔진 토크로 정규화된 토크가 High 영역에 있는 제 1 원추형 풀리 쌍(16)에서, 그러나 두 영역간의 전환점에서 직접 사전 설정된다. 간편화를 위해 먼저 고정 기어비(i1 및 i3)(도 1)가 같은 값으로 가정되면, 상기 사전 설정값을 사용하여 모든 기어비가 결정된다. i0의 사전 설정값에 의해 Low 영역에서의 입력축(10)과 주축(6)의 회전수 비가 결정된다. 공간의 제약으로 인해 -1.5 내지 -2.5의 음의 세팅 기어비로 제한되는 경우, 전술한 토크비가 1보다 훨씬 큼에 따라 체인이 손상될 위험이 크기 때문에 변형 2, 3 및 6은 제외된다.
도 5에는 변형 1, 4 및 5에 대해 전체 기어비(itot)(종축)가 변속기 기어비(횡축)의 함수로서 도시되어 있다. 왼쪽 그래프는 변형 1을, 가운데 그래프는 변형 4를, 그리고 오른쪽 그래프는 변형 5를 나타낸다. 그래프에서 볼 수 있듯이, 변형 5와 변형 5의 곡선이 동일하다. 영역 변경은 모든 변형에서 ivar이 약 0.4일 때 이루어지는 반면에, 변형 1에서는 더 낮은 전체 기어비에서 이루어진다. 도 5의 곡선에서 직선 부분은, 상기 영역(Low 영역)에서도 동력 분할이 이루어지기 때문에 영점 통과 직선(line through origin)이 아니다. 두 주행 영역에서의 동력 분할을 통해, 2개의 풀리 쌍의 회전수 내지는 변속기 입력축(20)과 출력축(22)의 회전수의 최대값과 최소값이 비슷한 레벨에 도달될 수 있다.
이와 관련하여 변형예 1에 대해 도시된 도 6에서는, 종축에 각각 풀리 쌍의 회전수와 주축(6)의 회전수 사이의 비가 기입되어 있고, 횡축에 전체 기어비(itot)가 기입되어 있다. 실선 곡선은 제 1 풀리 쌍(16)의 비를 나타내고, 점선 곡선은 제 2 풀리 쌍(18)의 비를 나타낸다. 도시된 예에서는 엔진 회전수의 대략 1/2 내지 대략 1.5배 사이에서 최소값과 최대값이 변한다. 그 결과, 제 2 풀리 쌍(18)은 특히 영역 전환점에서 최소 변속기 기어비 및 훨씬 더 낮은 회전수 레벨에 도달될 수 있고, 그럼으로써 원심력이 감소되고 동적 효과가 저하되기 때문에 체인 손상이 현저히 감소된다. 이는 특히 최대 회전수가 상대적으로 높은 현대의 엔진에서 매우 중요하다. 회전수가 상대적으로 낮은 경우의 또 다른 장점은, 도 4의 변형들 중 몇몇의 경우 원심 연료 보상(獨: Fliehoelkompensation)이 생략될 수 있음으로써 비용 이득을 얻는다는 점이다.
도 7에는 변형 1에 대하여, 엔진에서 야기된 토크(종축)의 관점에서 전체 기어비(횡축)의 함수로서 제 1 풀리 쌍(16)에 작용하는 토크가 도시되어 있다. 도 7에서 볼 수 있듯이, 2개의 주행 영역에서의 동력 분할에 의해 제 1 풀리 쌍에 작용하는 토크가 영역 전환점 주변의 근방 기어비 영역에서만 엔진 토크보다 더 크다. 그 결과, 하기와 같은 수많은 부가의 장점들이 얻어진다.
변속기로부터 전달되는 토크가 감소되는 것과 같은 정도로 벨트 구동 수단의 압착력 역시 감소될 수 있다. 그 결과, 로커 핀(rocker pin)의 하중 및 순환하는 플레이트 링크 체인의 플레이트에서의 응력이 감소됨으로써 체인 수명이 증가한다.
상대적으로 낮은 토크 레벨로 인해 압착이 감소될 수 있으며, 그로 인해 체인과 원추면 사이의 직접적인 마찰 접촉이 감소될 뿐만 아니라, 조정 풀리에 제공되는 압착력도 감소된다. 그 결과, 변속기 및 압착 유압 장치의 에너지 소비 및 연료 소비가 감소된다.
원추형 풀리 쌍들에서의 토크가 높으면 축들의 강도에 대한 요구도 높아진다. 토크 레벨이 감소하면, 그러한 요구도 감소하기 때문에 기어비의 추가 확장이 가능하다.
도 5에 도시된 6가지 트랜스미션 구성을 분석해보면, 경우에 따라 발생하는 체인 손상 및 그 결과로 얻어지는 체인 수명과 관련하여 변형 4가 특히 바람직할 수 있다는 사실을 알 수 있다. 이 점에 있어서 도 11에는, 단일 유성 기어(12')(도 1a)로서 형성된 동력 분배 기어의 세팅 기어비가 고정된 경우(-1.5) 상이한 설계 파라미터 세트(1 내지 5)에 대한 변형 4의 체인 하중(B)이 도시되어 있다. 최소 체인 손상은 파라미터 세트 "3"에 따른 설계를 이용하여 달성된다. 이에 상응하는 기어비 값은 다음과 같다.
세팅 기어비 i0 = 1.5
고정 기어비 i1 = i3 = -1.414, i2 = -1.871
축 구동비 iaxle = 3.623
기어비 설계가 상기 파라미터 세트와 상이하게 이루어지면, 도 11에 따라 체인 하중이 항상 증가된다. 따라서 상기 파라미터 세트가 가장 바람직하다. 반면 트랜스미션을 특수하게 조정(tuning)하는 경우에는, 최대 엔진 토크가 상응하게 매칭되는 경우에 한해, 예컨대 약 2.5 내지 3.0의 더 높은 하중을 수반하는 파라미터 세트도 바람직할 수 있다.
도 12에는 오버드라이브(OD)에서 시작하여 언더드라이브(UD)까지의 전체 기어비에 걸쳐서 파라미터 세트 3에 상응하는 전체 효율 곡선이 도시되어 있다. 파라미터 세트 번호 3이 가장 균형화된 곡선을 가지며, 이러한 관점에서 역시 파라미터 세트 3이 매우 바람직하다는 사실이 명백해진다.
실험 및 이론을 토대로 한 연구에서도 변속기 기어비의 시간에 따른 변동에 있어서 하기의 관계식,
×
이 적용된다는 사실이 밝혀졌으며, 여기서 ditot/dt는 설정 전체 기어비를 나타내고, 상기 설정 기어비를 사용함으로써 유성 기어 세트 내지는 커플링 유성 기어 세트가 예컨대 변속기 뒤에 배치되는 다른 동력 분할식 트랜스미션에 비해 도 4에 도시된 트랜스미션 구성에서 개선이 달성될 수 있다.
동력 분할식 트랜스미션에서 한 가지 중요한 점은, 동기화 지점(클러치 K1이 닫히고 클러치 K2가 열린 경우와 클러치 K1이 열리고 클러치 K2가 닫힌 경우의 전체 기어비가 같은 지점)에서 이루어지는 영역 전환의 안정성이다. 클러치의 스위칭은 가능한 한 감지될 수 없어야 한다. 동력 분할식 트랜스미션의 가장 눈에 띄는 특징은, 2개의 주행 영역에서의 관성 질량의 상이한 가속도로 인해 영역 전환시 드라이브 트레인 내에 배치된 관성 질량의 동적 출력이 변동된다는 점이다. 전체 기어비 구조(개별 기어비 i)의 적절한 선택 및 설계를 통해, 영역 전환점에서의 기어비 변화 및 그에 따른 동적 출력량의 변동을 미리 추측할 수 있다.
전술한 기어비 구조의 경우, 하기의 방정식을 통해 제 1 풀리 쌍(16)의 회전수(SS1) 및 제 2 풀리 쌍(18)의 회전수(SS2)가 산출된다.
n SS1 = n eng ×i var ×f(i var )
n SS2 = n eng ×f(i var )
상기 식에서, neng은 엔진 또는 주축(6)의 회전수이고, ivar는 변속기 기어비이며, f(ivar)는 변속기 기어비의 함수이다.
Low 영역 및 High 영역에서 동력 분할이 이루어지는 본 발명에 따른 트랜스미션의 한가지 특징은 변속기 기어비(ivar)에 대한 풀리 세트(1)의 회전수(nSS1)의 종속성이다. 함수 f(ivar)은 각각의 변형(도 4)에 따라 변한다. 함수 f는 변속기 기어비 외에 개별 기어비(i)에 의해서도 달라진다.
nSS1 및 nSS2의 방정식을 이용하여 풀리 쌍들(16, 18)의 동적 출력(Pdyn,SS1 및 Pdyn,SS2)을 계산할 수 있으며, 이때 예컨대 도 4의 변형들에 대하여 하기의 방정식,
가 적용되고, 여기서 ΘSS1 및 ΘSS2는 풀리 쌍(16 및 18)의 질량 관성 토크를 나타낸다. High 영역과 Low 영역에서의 상이한 기어비 변화(ivar(itot)) 및 영역 전환점에서의 미분계수(divar/ditot)의 비연속성으로 인해 영역 전환점에서 Pdyn,SS1 및 Pdyn,SS2가 도약한다. 도약 높이는 상기 공식들을 이용하여 직접 산출할 수 있다. dneng/dt 및 ditot/dt(차량 특수성에 맞게 결정됨)까지는 트랜스미션의 구조 및 설계에 따라 모든 변수가 좌우된다. 영역 전환점에서의 도약 높이가 최소가 되도록 전체 트랜스미션 및 설계를 선택하는 것이 목적이며, 이는 물론 체인 손상의 최소화 요구와 같은 다른 목적들과도 모순되지 않아야 한다.
또 다른 면에서, 상이한 주행 영역에 있는 제 1 풀리 쌍(16) 또는 제 2 풀리 쌍(18)에서 큰 Pdyn 값이 발생한다. 본 발명에 따른 트랜스미션 구조의 장점은, 영역 전환점에서의 Pdyn의 비연속성이 다른 구조에서보다 덜 두드러진다는 것이다. 본 발명에 따른 구조에서는 영역 전환시 한쪽 풀리 세트의 가속 과정이 종료되거나 심지어 반전되기도 하지만, 그와 동시에 다른 풀리 세트의 가속 과정이 시작되거나 제동 과정이 가속 과정으로 전환된다. 이러한 2가지 동작이 트랜스미션 입력으로부터 트랜스미션 출력으로의 동력 흐름을 지속시킨다. 즉, 더욱 안정적인 영역 전환을 가능하게 한다.
도 8에는 도 4의 변형 4에 해당하는 트랜스미션에 있어서 고객 관련 사이클 내에서 수행되는 킥다운 시프트 다운의 예에서의 관계가 도시되어 있다.
neng, ivar, itot, Pdyn, SS1 및 Pdyn, SS2의 특성곡선들이 도시되어 있으며, 여기서 시간은 횡축의 왼쪽에서 오른쪽으로 경과한다. 영역 전환시 Pdyn, SS1 및 Pdyn, SS2의 비연속성이 명백하게 나타나 있다. 이러한 비연속성은 적절한 설계를 통해 감소될 수 있다. 또한, 비연속성의 방향이 상이함에 따라, 상기 비연속성이 부분적으로 보상된다는 것을 알 수 있다.
분석을 통해, 회전 질량, 즉 질량 관성 토크의 적절한 선택을 통해, 2개의 풀리 세트의 동적 출력의 총합이 지속적으로 연장하는 방식으로 도약 높이가 변동될 수 있다는 것을 알 수 있다. 그 결과, 심지어 완전한 보상이 이루어질 때까지 구조적으로 보상이 증가될 수 있다. 여기에 도시된 트랜스미션의 경우, 제 1 풀리 세트의 회전 질량이 제 2 풀리 세트의 회전 질량의 약 2배인 것이 바람직하다.
도 1을 참고로 하여 상기 조건을 실현하기 위한 구조적 가능성들이 제시될 수 있다. 바람직하게는 예컨대 제 1 풀리 세트 축(20) 상에 작은 플라이휠이 제공될 수 있다. 제 2 풀리 세트 축(22)에 중공축 또는 반경방향으로 작게 형성된 유압 챔버(18)에 의해 상기 제 2 풀리 세트 축의 질량 관성 토크를 감소시키는 것도 바람직하다. 또한, 클러치(K1)가 기어 휠(38) 근처에 배치되지 않고 기어 휠(34) 근처에, 즉 최대한 제 2 풀리 세트(22)에 가깝게 배치되는 것도 바람직할 수 있으며, 그럼으로써 제 2 풀리 세트(22)에 대한 중간축(32) 회전 질량의 종속성이 최대한 적게 관찰되어야 한다. 클러치 "KR"의 경우에도 동일하게 적용된다.
3개의 축으로 작동하며, 변속기 앞에 접속된 동력 분배 기어에 의해 전환 가능한 2개의 전진 영역에서 지속적으로 동력 분할 작업이 이루어지는, 본 발명에 따른 무단 가변 동력 분할식 트랜스미션이 도 1 및 도 4를 토대로 설명한 동력 분배 기어로서의 단일 유성 기어로 제한되지는 않는다.
도 9에는 동력 분배 기어의 또 다른 실시예가 도 1에 비해 간략하게 도시되어 있으며, 하기에는 도 1에 다른 실시예와 상이한 점에 대해서만 설명한다.
도 9에 따르면, 우선 주축(6)은 도 1에 따른 실시예와 유사하게 제 1 유성단(planetary step)의 유성 캐리어(50)와 회전 불가능하게 연결되고, 상기 유성 캐리어의 유성 기어(52)는 선기어(54)의 제 1 외부 투스 시스템 및 내접 기어(56)의 내부 투스 시스템과 맞물리며, 상기 내접 기어는 또 다른 유성단의 유성 캐리어(58)와 회전 불가능하게 내지는 고정되게 연결된다.
추가 유성 캐리어(58)의 유성 기어(60)는 제 1 외부 투스 시스템과 같을 수도 있고 다를 수도 있는 선기어(54)의 또 다른 외부 투스 시스템과 맞물리며, 계속해서 입력축(20)과 회전 불가능하게 연결된 내접 기어(62)의 내부 투스 시스템과 맞물린다. 선기어(54)의 또 다른 외부 투스 시스템은 도 1에서처럼 중간축(32)과 회전 불가능하게 연결된 중간 기어(34)와 맞물린다.
도 10에는 도 9에서 변형된, 2개의 유성단을 가진 동력 분배 기어의 실시예가 도시되어 있다.
도 10에 따른 실시예에서는, 주축(6)이 유성 캐리어(70)와 회전 불가능하게 내지는 일체형으로 연결되고, 상기 유성 캐리어의 유성 기어(72)가 선기어(74)의 제 1 외부 투스 시스템 및 내접 기어(76)의 내부 투스 시스템과 맞물리며, 상기 내접 기어는 또 다른 유성 캐리어(78)와 회전 불가능하게 내지는 일체형으로 연결된다. 또 다른 유성 캐리어(78)의 유성 기어(80)는 입력축(20)과 회전 불가능하게 또는 일체형으로 연결된 선기어(74)의 또 다른 외부 투스 시스템과 맞물린다. 상기 유성 기어(80)는 계속해서 중간 기어(34)와 맞물리는 외부 투스 시스템을 갖도록 형성된 내접 기어(82)의 내부 투스 시스템과 맞물린다.
도 13에는 도 1b의 실시예에 도시된 커플링 기어(112)를 사용한 트랜스미션의 경우 체인의 하중(B)이 도시되어 있다. 여기서 2개의 유성 기어(112a, 112b)의 세팅 기어비는 2.5로 정해졌고, 고정 기어비 i1과 i2의 곱 i1*i2 = 0.849이며, 고정 기어비 i3과 i4의 곱 i3*i4 = 2.070이다. 축 구동비 i(axle)는 3.775이다. 이로부터 2.308 내지 0.433의 변속기 확장 기어비(variator ratio spread)가 산출된다. 그 결과, 상기 값들의 기초가 되는 파라미터 세트(4)에 대한 체인 하중이 가장 낮은 하중이 된다. 나머지 파라미터 세트들도 상응하는 실시예에 바람직할 수 있다.
지금까지 기술한 실시예들은 단지 예시일 뿐이며, 본 발명에 따른 3축 트랜스미션을 구현하기 위해 또 다른 커플링 트랜스미션의 변형체들을 변속기와 결합할 수 있다.

Claims (10)

  1. 주축(primary shaft; 6)에 회전 불가능하게 연결된 입력 기어(24; 50; 70)를 가진 입력측 동력 분배기(12),
    변속기(14),
    종축(secondary shaft; 10), 및
    2개의 클러치(K1, K2)를 포함하며,
    상기 동력 분배기의 입력 기어가 상기 동력 분배기의 적어도 하나의 기어를 통해 변속기의 입력축(20)과 회전 가능하게 맞물리고,
    상기 동력 분배기의 출력 기어(30; 54; 82)가 상기 변속기에 대해 기능적으로 평행하게 배치된 중간축(32)과 회전할 수 있게 맞물리며, 상기 중간축(32)은 상기 변속기의 출력축과 회전 가능하게 맞물리고,
    상기 중간축(32)은 제 1 클러치(K1)를 통해 상기 종축(10)과의 회전 가능하게 맞물릴 수 있고,
    상기 입력축(20)은 제 2 클러치(K2)를 통해 상기 종축(10)과 회전 가능하게 맞물릴 수 있는, 무단 변속비를 가진 동력 분할식 트랜스미션.
  2. 제 1항에 있어서,
    상기 동력 분배 기어(12)가 단일 유성 기어 세트인, 무단 변속비를 가진 동력 분할식 트랜스미션.
  3. 제 1항 또는 제 2항에 있어서,
    상기 동력 분배 기어(12)가 단일 유성 기어 세트인, 무단 변속비를 가진 동력 분할식 트랜스미션.
  4. 제 1항 또는 제 2항에 있어서,
    상기 주축(6)이 유성 캐리어(50)와 회전 불가능하게 연결되고, 상기 유성 캐리어의 유성 기어들(52)이 선기어(54)와 회전 가능하게 맞물리며, 상기 선기어(54)는 중간축(32) 및 내접 기어(56)와 회전 가능하게 맞물리고, 상기 내접 기어는 제 2 유성 캐리어(58)와 회전 불가능하게 연결되며, 상기 유성 캐리어의 유성 기어들(60)은 상기 선기어(54) 및 또 다른 내접 기어(62)와 회전 가능하게 맞물리고, 상기 내접 기어(62)는 상기 변속기의 입력축(20)과 회전 불가능하게 연결되는, 무단 변속비를 가진 동력 분할식 트랜스미션.
  5. 제 1항 또는 제 2항에 있어서,
    상기 주축(6)이 유성 캐리어(70)와 회전 불가능하게 연결되고, 상기 유성 캐리어(70)의 유성 기어들(72)이 선기어(74) 및 내접 기어(76)와 회전 가능하게 맞물리며, 상기 선기어(74)는 상기 변속기(14)의 입력축(20)과 회전 불가능하게 연결되고, 상기 내접 기어(76)는 또 다른 유성 캐리어(78)와 회전 불가능하게 연결되며, 상기 또 다른 유성 캐리어(78)의 유성 기어들(80)은 상기 선기어(74) 및 또 다른 내접 기어(82)와 회전 가능하게 맞물리고, 상기 내접 기어(82)는 상기 중간축(32)과 회전 가능하게 맞물리는, 무단 변속비를 가진 동력 분할식 트랜스미션.
  6. 제 1항 내지 제 5항 중 어느 한 항에 있어서,
    상기 변속기(14)의 출력축(22)이 후진 주행 클러치(KR)를 통해 리어 휠(42)과 회전 불가능하게 연결될 수 있는, 무단 변속비를 가진 동력 분할식 트랜스미션.
  7. 제 1항 내지 제 6항 중 어느 한 항에 있어서,
    상기 트랜스미션의 각각의 기어들 사이의 기어비가, 제 1 및 제 2 클러치의 작동에 의해 이루어진 영역 전환시 상기 변속기의 제 1 및 제 2 원추형 풀리 쌍의 동적 출력의 도약(jump)이 최소화되도록 선택되는, 무단 변속비를 가진 동력 분할식 트랜스미션.
  8. 제 1항 내지 제 7항 중 어느 한 항에 있어서,
    영역 전환점에서 전체 소비 출력의 도약이 발생하지 않도록 기어비 변동시 소비 출력을 결정하는 회전 질량이 증가되는, 무단 변속비를 가진 동력 분할식 트랜스미션.
  9. 제 1항 내지 제 8항 중 어느 한 항에 있어서,
    영역 전환점에서 전체 소비 출력의 도약이 발생하지 않도록 기어비 변동시 소비 출력을 결정하는 회전 질량이 감소되는, 무단 변속비를 가진 동력 분할식 트랜스미션.
  10. 제 8항 또는 제 9항에 있어서,
    상기 회전 질량의 감소 및 증가는, 최대한 많은 회전 질량이 커플링 및 디커플링되도록 영역별 클러치들의 장착 위치가 선택됨으로써 달성되는, 무단 변속비를 가진 동력 분할식 트랜스미션.
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