无级变速器的制作方法

在前轮驱动客车中，发动机通常安装在垂直于前后车轴的位置。变速器通常附接至发动机的末端并且从发动机的末端接收驱动力，使得发动机和变速器轴平行于驱动车辆的车轮的轴运行。申请中的变速器通常要求足够短，以便在不污染车身的情况下适合于发动机舱内部。

在前轮驱动汽车中，对其结构施加的物理约束导致发动机通常安装在最终驱动装置的上方。因此，变速器需要提供从发动机输出轴到差动单元的垂直下降，轴从差速器驱动左右车轮。

要求客车提供倒档、启动、城市巡航以及优选地高超速比功能。响应司机输入，在发动机和车轮之间传递驱动力的自动变速器必须进行提供这些功能所需的速比的自动转换，并且优选地顺畅地且无缝地进行转换。这种变速器的启动操作通常是通过滑动离合器或扭力转换器来实现的。两种装置都散失热量且因此效率不高。提供这些功能所需的任何速比之间的转换通常是由离合器实现的，当变速器从一个速比切换到下一个速比时离合器暂时打滑。这样也散失能量，而且能导致司机可能感觉到的急转或扭力中断。

无级变速器(cvt)能够提供速比之间的平稳转换但是通常机械效率不如有级变速器。变换器功率损耗通常起因于两个主要方面：首先，皮带或链条系统的打滑和摩擦或牵引驱动系统打滑和旋转；以及其次，用于提供变换器夹紧力和影响速比的功率发生变化。变换器致动系统的复杂性也倾向于增加总cvt成本。新发展大大地减少了全环形牵引传动变换器的和成本，而没有牺牲可控性或响应性。

这已经通过改进的变换器夹紧、减小的致动损耗和10或更大的较宽变换器速比范围而实现，可以显著提高变速器的性能。提出了一种包含最大输出功率约为20w的致动器的滚子控制机构。控制机构成本低，但允许变换器在不到300毫秒的时间内实现全速比摆动。

这些变换器的发展也已使一系列新的、具有成本效益和响应性的变速器架构得以实现，其与前几代相比提高了效率。cvt架构是为170nm/92kw前轮驱动b级客车申请而提出的，尽管这些概念可以扩展到更大的平台。对于超速驱动能力约56kph/1000rpm的变速器布局，峰值模拟巡航效率约为95％。

该技术被证明与未来的汽车趋势相关，包括电气化和自动驾驶。

许多cvt也是笨重的和/或昂贵的，因此实现包装形状和大小以及制造的目标成本可能是具有挑战性的。

变速器的最大操作比除以变速器最小操作比称为变速器的速比范围。诸如双离合器变速器(dct)之类的现代变速器的速比范围在6到10之间。这能有利于为较高车速或巡航下的高效的发动机运转提供高超速比，但是也能提供减小诸如离合器或扭力转换器之类的启动装置的损耗的减小的最小变速器速比。减小的最小变速器速比也能对启动离合器的耐久性有有益效果。实现高效率的高速比范围cvt是具有挑战性的。

值得注意的是对于固定最大向前速比，变换器的较宽速比范围能够提高启动效率，在以倒车模式为特征的实施例和以低速模式(ivt模式)为特征的实施例中都是如此。其中低速模式(ivt模式)包括在变速器中，组合的第一模式和第二模式的较宽速比范围使得通过比率变化单元的功率在低速模式下减小，从而得到更小且成本更低的比率变化单元。

拖罗特拉克的传统是在无级变速器(ivt)领域。ivt为能创建零输出速度的cvt，通常包括变换器和行星齿轮组，使无缝车辆启动和前行-倒车转换成为可能。这些都证明了从5kw到300kw以上的各种各样的车辆，包括客车、后轮驱动suv、公共汽车、卡车和越野车的良好的驾驶性能和完善程度。拖罗特拉克ivt在减少能源消耗和排放方面具有巨大的潜力。先前已经测定与具有扭力转换器的自动变速器相比，在城市驾驶中燃油经济性提高了19％(其中关于优化的变速器模拟高达23％)。这种益处可归因于消除扭力转换器、优化发动机运行条件及去除转换挡过程中可能正常出现的发动机突然加速。

传统上，变换器和ivt技术已液压地控制。为低成本辅助驱动应用程序而开创的最近工作已经导致了另一种称为pitchsteer^tm的成功的变换器控制方法的发展。

拖罗特拉克的pitchsteer^tm机构中的致动器理论上与变换器内的牵引力完全隔离。这意味着致动器的力非常小，更具体地说，与变换器传递的扭力无关。只需10-20瓦就可以改变速比且不需要功率来保持恒定的速比。这导致了变速器致动的低能耗并且使小型低成本的致动器得以使用。

图9a示出了pitchsteer变换器。致动器运动在图9b中示出，其中致动器的移动启动了螺距的改变，导致了图9c中示出的速比变化。

从图9a～9c中可以看出，pitchsteer^tm使用了容易制造的部件。装配时，它们形成了功能对制造公差不敏感的稳健机构。除了促进低制造成本，这样也确保了变速器的整个使用期的性能一致。

已经在300ms下验证了通过整个变换器速比范围为10的摆动。最新设计的几何形状可以使得高达12的速比范围得以实现，如果需要的话。这些属性结合起来以提供一种变压器控制的响应方法，通过使用低成本的电子机械致动器而消耗非常低的能量。

对于机械地启动的变换器，只有离合系统才需要液压动力。托罗特拉克已经模拟了液压泵在标准驱动周期内的能耗，如图10a所示。图10b中示出的液压回路使用单个盖劳特泵并且仅需要两个低成本螺线管，包含低压变速器润滑和成比例的离合器控制。

据发现与发送至车轮以驱动车辆的能量相比，能量消耗低，通常在整个周期为<1％，而对于“节气门全开”(wot)加速情况为1～2％。当考虑车辆所消耗的总能量时这些值甚至会更小(考虑了变速器的损耗)。

本发明的目的是提供一种至少解决了上述的一些挑战的无级变速器。

因此根据本发明，提供一种无级变速器(cvt)，包括：比率变化单元和复式行星齿轮组；其中比率变化单元具有第一旋转侧和第二旋转侧，第一侧和第二侧的旋转轴是同轴的；复式行星齿轮组包括第一组行星齿轮；第一组行星齿轮旋转地安装在行星架内并且与太阳齿轮、第一环形齿轮和第二组行星齿轮啮合；第二组行星齿轮也旋转地安装在行星架内并且与第二环形齿轮啮合；比率变化单元的第一旋转侧和第二旋转侧其中的一个可驱动地耦接至行星架且比率变化单元的第一旋转侧和第二旋转侧其中的另一个可驱动地耦接至太阳齿轮。

比率变化单元可以在第一旋转侧和第二旋转侧之间提供负速比。

比率变化单元可以包括环形变换器，其可为全环形变换器。

优选地，比率变化单元的两个旋转侧都分别直接连接至复式行星齿轮组。

优选地，复式行星齿轮组的旋转轴与比率变化单元的第一侧和第二侧的旋转轴是同轴的。

本发明还提供一种变速器，包括：变速器输入轴；变速器输出轴；比率变化单元，具有第一旋转侧和第二旋转侧；行星齿轮装置，包括第一构件，可由比率变化单元的第一侧驱动；第二构件，可由比率变化单元的第二侧驱动；第三构件；和第四构件，可由变速器输入轴驱动；第一离合器装置，配置成将第一构件可驱动地耦接至输出轴；第二离合器装置，配置成将第二构件可驱动地耦接至输出轴；第三离合器装置，配置成将第三构件可驱动地耦接至输出轴。

可以设置第四离合器装置，以便将第一离合器装置、第二离合器装置和第三离合器装置中的两个可驱动地耦接至输出轴。

两个离合器装置可以为选择器装置，经由第四离合器装置耦接至输出轴。优选地，选择器装置为爪形离合器和/或同步器。

优选地，第四离合器装置为“常闭”摩擦离合器。

可以设置第五离合器装置以便将第三构件有选择地接地。

优选地，第一构件为太阳齿轮，第二构件为行星架组件，第三构件为第一环形齿轮，且第四构件为第二环形齿轮。

在行星架组件的参照系中，第二环形齿轮优选地沿着与太阳齿轮和第一环形齿轮相反的方向旋转。

变换器的第一旋转侧和第二旋转侧的最终速比处于变换器的作业范围内时，第五离合器装置和第一离合器装置、第二离合器装置及第三离合器装置中的其中一个可以同时关闭，。

变换器的第一旋转侧和第二旋转侧的最终速比处于变换器的作业范围内时，第一离合器装置和第二离合器装置可以同时关闭，。

第二离合器装置和第三离合器装置可以同时关闭，其中变换器的第一旋转侧和第二旋转侧的所得速比处于变换器的作业范围内。

在比率变化单元的一个特定操作速比下，变速器输出轴的速度与变速器输入轴的速度之比(也就是，传动比)在第一驱动模式和第二驱动模式下是一样的。

行星齿轮组可以包括单个复式行星齿轮组。行星齿轮组可以包括太阳齿轮、第一环形齿轮、第二环形齿轮和单个行星架。

变换器的第一侧和第二侧可以是同轴的。变换器的第一侧和第二侧其中一个与行星齿轮可以是同轴的。

行星齿轮组可以安装在输入轴和变换器之间。

电机可以耦接至第四构件。额外离合器装置可以设置在第四构件和输入轴之间。额外的离合器装置和电机可以是标准的“混合模块”。

变换器的速比范围可以大于7，优选大于8，更优选大于9，以及甚至更优选等于10。

变换器可以为全环形变换器。

第一构件可以为太阳齿轮；第二构件可以为行星架，包含第一组行星齿轮和第二组行星齿轮；第四构件可以为第一环形(环状)齿轮；第三构件可以为第二环形(环状)齿轮；第一组行星齿轮可以与太阳齿轮、第一环形(环状)齿轮和第二组行星齿轮啮合；第二组行星齿轮还可以与第二环形(环状)齿轮啮合。

在优选实施例中，每个所述离合器的输出轴调整成驱动公共可旋转构件。该可旋转构件可以耦接至变速器输出轴。

在本发明的又一个方面，提供一种变速器输入轴；变速器输出轴；比率变化单元，具有第一旋转侧和第二旋转侧，其中第一侧和第二侧的旋转轴是同轴的；行星齿轮组，包括第一输入轴，布置成由变速器输入轴驱动；第二输入轴，布置成由比率变化单元的第一侧驱动；和第三输入轴，布置成由比率变化单元的第二侧驱动；第一驱动模式，在第一驱动模式下，变速器输出轴的速度与比率变化单元的第一侧的速度成正比；和第二驱动模式，在第二驱动模式下，变速器输出轴的速度与比率变化单元的第二侧的速度成正比，其中在比率变化单元的一个特定操作速比下，变速器输出轴的速度与变速器输入轴的速度之比在第一驱动模式和第二驱动模式下是一样的。

根据本发明，还提供一种变速器，包括：变速器输入轴；变速器输出轴；比率变化单元，具有第一旋转侧和第二旋转侧，其中第一侧和第二侧的旋转轴是同轴的；行星齿轮组，包括第一输入轴，可驱动地耦接至变速器输入轴；第二输入轴，可驱动地耦接至比率变化单元的第一侧；和第三输入轴，可驱动地耦接至比率变化单元的第二侧；第一驱动模式，在第一驱动模式下，变速器输出轴的速度与比率变化单元的第一侧的速度成正比；和第二驱动模式，在第二驱动模式下，变速器输出轴的速度与比率变化单元的第二侧的速度成正比，其中在比率变化单元的一个特定操作速比下，变速器输出轴的速度与变速器输入轴的速度之比在第一驱动模式和第二驱动模式下是一样的。

可驱动地耦接的元件可以经由速比或联轴器(例如离合器)或其它简单的机械元件连接。

优选地，变速器输出轴布置成在第一模式和第二模式下沿着与变速器输入轴相同的方向旋转。

优选地，布置变速器使得第一模式和第二模式仅提供向前的车辆操作。

变速器可以进一步调整成在第一模式和第二模式之间限定接合点处的同步换档点。

可以提供在第一模式和第二模式下将驱动器耦接至变速器输出轴的装置，并且这些装置可以分别包括第一驱动联轴器和第二驱动联轴器或者可分别由第一驱动联轴器和第二驱动联轴器提供。

在比率变化单元的公共速比下出现在第一模式和第二模式下的变速器输出轴的速度与变速器输入轴的速度之比称为“同步”速比，因为第一联轴器和第二联轴器可以切换而没有改变变速器速比，使得模式转换是顺畅的或无缝的。在该第一—第二模式同步变速器速比下第一联轴器和第二联轴器可以同时接合。

比率变化单元的最大操作比除以比率变化单元最小操作比称为比率变化单元的速比范围。

以上布置被称为“功率分配”配置，因为仅一部分变速器输入(或输出)功率通过比率变化单元进行传递；剩余功率通常通过更高效的机械路径进行传递。因此，可以提高变速器效率超过单独比率变化单元的效率。然而，功率分配配置的一个结果是变速器的速比范围小于单独比率变化单元的速比范围。可以用变速器速比范围换得变速器效率。为了实现预期的变速器效率，用单一状态达到所需速比范围可能并不够。然而，用第一模式、第一模式和第二模式同步点和第二模式，可以实现单一状态的典型的扭力连续性和速比范围，但是用更高的效率。此外，可能使用更低成本和更低重量的更紧凑的变换器。

包括耦接至诸如行星齿轮组之类的差动齿轮的比率变化装置的配置通常被称为“并联模式”。如果比率变化装置的一侧上的扭力和差动齿轮组的元件上的扭力求和以便提供输出扭力(也就是，cvt输出扭力)，配置称为“输出耦合”并联模式。相反，如果比率变化装置的一侧上的扭力和差动齿轮组的元件上的扭力求和以便提供输入扭力(也就是，cvt输入扭力)，配置被称为“输入耦合”并联模式。第一模式和第二模式中的每一个都优选地为输出耦合并联模式。这提供了效率提高到最大cvt速比的益处，从而提供了车辆巡航条件下的良好效率。

大多数比率变化装置的速比范围在4到6之间，因此采用速比范围通常较高的比率变化装置可能是有利的。每个功率分配模式的效率通常随着比率变化单元的速比范围的增加而增加。优选地，比率变化单元的速比范围超过5，更优选地超过6.5，以及尤其优选地超过8，乃至超过9。在一些实施例中，速比范围可以为10或更大。可以表明组合的第一模式和第二模式的变速器速比范围与比率变化单元的速比范围相似。因此，比率变化单元的比较高的速比范围提供了组合的第一模式和第二模式的较高变速器速比范围，速比范围可与其他现代的有级变速器进行竞争的。这样例如使用离合器或扭力转换器激活了车辆巡航速度下的高效发动机运转和/或用于高效启动的低速模式最小前行速比。

正如上面提到的，比率变化单元可以包括环形变换器。能够实现比较高速比范围的变换器的一个实例为“pitchsteer”变换器。该变换器可以包括分别具有工作面的输入座圈和输出座圈，座圈同轴安装以便围绕变换器轴进行旋转，环形空腔限定在工作面之间；至少一个滚动元件，设置在在各自接触区域的相邻滚动面之间并且与相邻滚动面驱动接合，所述或每个滚动元件有至少一个第一接触器，具有工作面，第二滚动接触器，并且安装在托架组件上以便围绕滚动轴旋转，托架被安装以便围绕倾斜轴倾斜，第一接触区域相对于变换器轴的半径根据变换器的速比随托架的倾角变化而变化，其中所述或每个滚动元件被安装，以便进行引起滚子螺距角改变的枢转移动，螺距角围绕穿过接触区域的螺距轴；变换器进一步包括控制机构，可操作的以便启动所述或一个滚动元件进行所述枢转移动，从而改变螺距角，因此促使一个或多个托架围绕它的或它们的倾斜轴枢转，而且因此提供变换器速比的改变。

这样的变换器可以为滚动牵引传动变换器，并且更具体地，为环形变换器。

在另一个实施例中，比率变化单元可以包括变换器，其包括分别具有工作面的输入座圈和输出座圈，座圈同轴安装以便围绕变换器轴进行旋转，环形空腔限定在工作面之间；至少一个滚动元件，设置在在各自接触区域的工作面之间并且与工作面驱动接合，所述或每个滚动元件有至少一个接触器，具有工作面，第二滚动接触器，并且安装在托架组件上以便围绕滚转轴旋转，接触器相对于变换器轴的半径根据变换器的速比的变化而变化，其中所述或每个滚动元件被安装以便进行引起螺距角改变的枢转移动，螺距角围绕穿过接触区域的螺距轴；变换器进一步包括控制机构，可操作的以便启动所述或一个滚动元件进行所述枢转移动，从而改变螺距角度，因此促使一个或多个托架围绕它的或它们的倾斜轴枢转，而且因此提供变换器速比的改变。

这样的变换器可以为滚动牵引传动变换器，并且更具体地，为环形变换器。

一个或两个第一驱动联轴器和第二驱动联轴器优选为离合器。一个或两个离合器可以为湿式离合器、用于减小阻力损失的干式离合器、或爪形离合器。第一联轴器和第二联轴器都优选地为由液压装置启动的湿式离合器。优选地，第一驱动模式和第二驱动模式都是向前车辆驱动模式。

优选地，比率变化装置为滚道圈变换器。它可以为环球变换器、环形变换器、半环形变换器、科普变换器或全环形变换器。优选地，变换器为双腔变换器，因为这样可以提供更高功率和效率。

在优选实施例中，比率变化单元包括可旋转的输入轮盘、与输入轮盘同轴安装的可旋转的输出轮盘、以及多个在输入轮盘和输出轮盘之间传输旋转的变倾角滚子。

在优选实施例中，比率变化单元包括两个外轮盘和两个内轮盘。一个外轮盘(“远端”外轮盘)比另一个外轮盘(“近端”外轮盘)离发动机更远。在其它实施例中，可以有单一的内轮盘，具有在圆盘相对侧上的工作面。

选地设置外轮盘，以便在可变的第一公共速度下被驱动，优选地设置内轮盘，以便在也是可变的第二公共速度下被驱动。

优选地，有一个连接至比率变化单元的第一侧的行星齿轮组的太阳齿轮。

优选地安装行星太阳齿轮和行星齿轮组的第一行星架，以便与比率变化装置座圈或轮盘一起围绕公共轴进行旋转(取决于比率变化装置的类型)。

优选地，行星齿轮组为简单的行星齿轮组，包括在第一行星架上的单一组行星齿轮。

优选地，安装第一行星架，以便与比率变化单元的第二侧一起旋转。

太阳齿轮可以由空心轴驱动。所述空心轴还可以连接至比率变化单元的内轮盘。可选地，太阳齿轮可以由伸出一个或多个内轮盘的滚筒驱动，其中滚筒为圆柱形的并且环绕变换器的一个空腔。

比率变化单元的一个外轮盘可以由通过所述空心轴的轴进行驱动。该外轮盘优选为远端外轮盘。近端外轮盘可以经由第一行星架耦接至远端外轮盘。因此外轮盘和第一行星架都可以被安装，以便进行公共旋转。

优选地，在第一行星架上有与太阳齿轮驱动接合的第一组行星齿轮。该配置中，优选地，有作为行星齿轮组的第一个输入轴的环形齿轮，并且其也与第一组行星齿轮驱动接合。变速器输出轴轴线优选偏离变速器输入轴，其偏离变速器输入轴的轴线。

优选地，还有一个中间轴。优选地，第一驱动联轴器和第二驱动联轴器安装在中间轴上。比率变化装置的第一侧可以耦接至第一构件，第一构件被安装以便关于中间轴进行旋转。当需要第一模式时，通过接合第一联轴器，第一构件可以耦接至中间轴。比率变化装置的第二侧可以耦接至第二构件，第二构件被安装以便关于中间轴进行旋转。当需要第二模式时，通过接合第二联轴器，第二构件可以耦接至中间轴。中间轴优选耦接至变速器输出轴。

优选地，变速器输入轴、中间轴和变速器输出轴之间相互偏离。优选地，通过两个啮合齿轮(一个安装在中间轴上而另一个安装在变速器输出轴上)实现最终传动比。差动齿轮通常位于变速器输出轴上。

调整变速器以便安装在发动机上。优选地，变速器输入轴与发动机是同轴并且配置成经由例如一个或多个扭振减振器、惯性(飞轮)、离合器和/或扭力转换器耦接至或可耦接至发动机。优选地，行星齿轮组安装在比率变化单元的发动机侧。

在多个实施例中还可以提供倒车操作模式，在该倒车操作模式中，比率变化单元的一侧(第一侧或第二侧)的速度与变速器输出轴的速度成正比。

在该倒车操作模式中，优选地，比率变化单元的仅一侧(第一侧或第二侧)可驱动地耦接至变速器输出轴。通过诸如湿式离合器、干式离合器或爪形离合器之类的联轴器，倒车操作模式可以是可选择的。

优选地，倒车驱动联轴器安装在中间轴上。比率变化装置的第一侧(或第二侧)可以耦接至第三构件，第三构件被安装以便关于中间轴进行旋转。当需要倒车模式时，通过接合第三联轴器，第一构件可以耦接至中间轴。

在上述布置中，行星齿轮组优选包括太阳齿轮、行星架和第三元件，在其中当行星架保持不变时定义为太阳齿轮和第三元件之间的比率的所述行星齿轮组的传动比为负。变速器可以进一步包括用于提供倒车操作的倒车模式。通过倒车行星齿轮组的元件上的制动器的致动，倒车模式得以实现。

“低速”模式可以作为倒车模式的备选方案并入变速器中。这样的低速模式变速器可以进一步包括第二行星齿轮组，包括第一输入轴，其速度与变速器输出轴的速度成正比；第二输入轴，其速度与比率变化单元的第一侧的速度成正比；和第三输入轴，其速度与比率变化单元的第二侧的速度成正比。

可以在低速驱动模式下运行这样的变速器，在该低速驱动模式下变速器输出轴的速度与第二行星齿轮的第一输入轴的速度成正比。

低速模式变速器可以包括：第二行星齿轮组，包括第一输入轴，可由变速器输出轴驱动；第二输入轴，可由比率变化单元的第一侧驱动；和第三输入轴，可由比率变化单元的第二侧驱动；低速驱动模式，在该低速驱动模式下变速器输出轴的速度与第二行星齿轮的第一输入轴的速度成正比。

优选地，在比率变化单元的一个特定操作速比下，变速器速比在低速驱动模式和第一驱动模式下是一样的。因此低速模式和第一模式之间的转换可以是同步的。低速模式联轴器和第一模式联轴器可以切换，而没有改变传动比，使得模式转换是顺畅且无缝的。该低速模式和第一模式同步点优选在低速前行车速下出现。

可以提供在低速模式下将驱动器耦接至变速器输出轴的装置，且该装置可以包括低速联轴器，并且该低速联轴器可以为包括湿式离合器、干式离合器或爪形离合器的离合联轴器的形式。优选地，低速模式联轴器被接合并且变速器输入轴在旋转时，低速模式能够提供零车速。优选地，低速模式也可以提供倒车速度。

优选地，第一行星齿轮组和第二行星齿轮组围绕公共轴与比率变化单元一起旋转。

优选地，在第二行星齿轮组的行星架(第二行星架)上，提供了第一圈行星齿轮和第二组行星齿轮。第二行星齿轮组可以是惰性行星齿轮组或行星式行星齿轮组。

第一行星齿轮组和第二行星齿轮组都可以安装在比率变化单元的发动机侧。

低速模式行星齿轮组可以安装在比率变化装置的发动机侧。

可能有用于第一行星齿轮组和第二行星齿轮组的公共太阳齿轮。

第一行星齿轮组和第二行星齿轮组可以具有公共行星架。

公共第一组行星齿轮可以用于第一行星齿轮组和第二行星齿轮组。

组合的第一模式和第二模式的速比范围可以大于6，并且优选地大于7.而且，它可以大于8，并且更优选地大于9.

在本发明的另一个方面，提供一种变速器，包括：变速器输入轴；变速器输出轴；比率变化单元，具有第一旋转侧和第二旋转侧；行星齿轮组，包括第一构件，可由变速器输入轴驱动；第二构件，可由比率变化单元的第一侧驱动；第三构件，可由比率变化单元的第二侧驱动；和第四构件；第一驱动模式，在该第一驱动模式下，变速器输出轴的速度与第二构件或比率变化单元的第一侧的速度成正比；和第二驱动模式，在该第二驱动模式下，变速器输出轴的速度与第三构件的速度或比率变化单元的第二侧的速度其中之一成正比；第三驱动模式，在该第三驱动模式下，变速器输出轴的速度与第四构件的速度成正比，其中在比率变化单元的一个特定操作速比下，变速器输出轴的速度与变速器输入轴的速度之比(就是说，传动比)在第一驱动模式和第二驱动模式下是一样的。

在本发明的另一个方面，提供一种变速器，包括：变速器输入轴；变速器输出轴；比率变化单元，具有旋转的第一侧和旋转的第二侧；行星齿轮组，包括第一构件，可驱动地耦接至变速器输入轴；第二构件，可驱动地耦接至比率变化单元的第一侧；第三构件，可驱动地耦接至比率变化单元的第二侧；和第四构件；第一驱动模式，在该第一驱动模式下变速器输出轴的速度与第二构件或比率变化单元的第一侧的速度成正比；和第二驱动模式，在该第二驱动模式下变速器输出轴的速度与第三构件的速度或比率变化单元的第二侧的速度其中之一成正比；第三驱动模式，在该第三驱动模式下，变速器输出轴的速度与行星齿轮组的第三构件的速度成正比。其中在比率变化单元的一个特定操作速比下，变速器输出轴的速度与变速器输入轴的速度之比(就是说，传动比)在第一驱动模式和第二驱动模式下是一样的。

在上述各方面，第一侧和第二侧的旋转轴可以是同轴的。

现在将参照附图对本发明实施例进行描述，其中：

图1以示意图形式示出了本发明包括第一模式、第二模式和倒车模式的实施例；

图1a示出了具有与图1中实施例等效的功能但采用延伸自变换器中心轮盘的滚筒的替代实施例；

图1b示出了图1和1a中实施例的替代示意图。

图2以示意图形式示出了本发明包括低速模式、第一模式和高速模式的实施例；

图2a示出了具有与图2中实施例等效的功能但采用延伸自变换器中心轮盘的滚筒的替代实施例；

图2b示出了图2和2a中实施例的替代示意图。

图3以示意图形式示出了如何可以将与图2和2a有关的第一和第二行星齿轮组组合起来形成复式行星齿轮组；

图4以示意图形式示出了环形变换器的螺距控制变换器滚子控制系统的实施例；

图5以示意图形式示出了本发明安装到横向前轮驱动汽车发动机上的实施例；

图6以示意图形式示出了本发明具有较小离合器阻力并包括低速模式、第一模式和第二模式的实施例；

图7以示意图形式示出了本发明包括低速模式、第一模式、第二模式和定比模式的实施例；

图8a和8b以示意图形式示出了本发明利用电机提供所谓的混合功能的实施例；

图8c示出了具有两种正向功率分配模式、四种固定正向速比和如图8b所示的停车制动器的三模式ivt的速比；

图8d示出了如图8c所示的装置的示例性换档规范；

图9a至9c示出了示例性螺距控制变换器；

图10a示出了机械驱动式变换器的泵能量消耗的驱动循环模拟；

图10b示出了机械驱动式变换器的液压回路；

图11a和11b示出了不同启动装置及其效率特征的对比情况；

图12a和12b示出了新的变速器系列及相应的总变速器速比的示意图；

图13a和13b示出了新的变速器系列及相应的总变速器速比的示意图；

图14示出了在不同速度下具有功率分配模式的三模式ivt的效率；

图15示出了变换器的速比范围。

图1描述了具有倒车模式、第一模式和高速模式的无级变速器装置的机械布局。倒车模式使车辆能够倒车，而第一种和第二种模式则使车辆能够正向运动，直到达到高超速变速器速比。现在将描述变速器的机械连接和操作顺序。变速器输入轴9连接至简单行星齿轮组4的环形齿轮。行星齿轮组4的行星架15连接至速比变化单元1的近端输入轮盘2。行星齿轮组4的太阳齿轮通过空心轴14连接至速比变化单元1的内轮盘3。行星架15还连接至速比变化单元1的远端外轮盘2。将速比变化单元1和简单行星齿轮组4安装成绕第一轴6旋转。

将三个离合器，即第一模式离合器12、第二模式离合器11和倒车模式离合器13(在这种情况下是制动器)，以及倒车行星齿轮组10安装成在中间轴7上旋转。中间轴7通过最终驱动装置5可驱动地耦合至输出轴。有利地，与离合装置相比，制动装置13可以具有更低的动力传动系统阻力损失。在该实例中，倒车齿轮为惰性行星齿轮组形式，因为其包含安装在过桥齿轮上的两圈行星齿轮。在另一个实施例中，倒车齿轮可以包括外齿轮副，以实现与第一种模式相比的变速器输出速度的逆转。

在第一模式下，第一模式离合器12接合，从而通过行星齿轮组10的过桥齿轮将速比变化单元1的内轮盘3产生的驱动力传递至中间轴7。车辆从静止状态启动时，速比变化单元1在其范围的一端，且第一模式离合器12可以滑动，以便启动车辆。在该实例中，第一模式离合器12是湿板离合器，因为其可以在启动操作过程中保持缩写的功率损耗。允许速比变化单元1的速比沿第一方向(通常是速比的相反极限值)摆动，直到离合器11两侧的速度变得相同；这是第一模式和第二模式的同步点。此时，离合器11可以在没有冲击或猛拉动力传动系统的情况下接合。然后可以松开离合器12，且速比变化单元1的速比沿第二方向摆动，该第二方向与第一方向相反。在整个过程中，cvt的速比增加，即变速器输出速度相对于变速器输入速度(在正向意义上)增加。在该过程开始时，cvt速比为车辆启动提供最小正向比；在该过程结束时，cvt速比提供超速比，该速比通常是车辆巡航条件下所需的。

需要倒车时，离合器13接合。与第一模式离合器12相比，离合器13可以逐渐地接合并滑动，以便正向启动车辆。

图2描述了具有低速模式、第一模式和高速模式的装置的机械布局。低速模式使车辆能够倒车和低速正向运动，而第一种和第二种模式则使车辆能够正向运动，直到达到高超速变速器速比。现在将描述变速器的机械连接和操作顺序。变速器输入轴9连接至简单行星齿轮组114的环形齿轮。然而在该实施例中，与行星齿轮组114公用行星架、太阳齿轮和行星齿轮的第二行星齿轮组(在这种情况下是惰性行星齿轮组)位于行星齿轮组114附近。行星齿轮组114的行星架连接至速比变化单元1的近端输入轮盘2。行星齿轮组114的太阳齿轮作为惰性行星齿轮组21的太阳齿轮并通过空心轴14连接至速比变化单元1的内轮盘3。行星齿轮组114和21的公用行星架还连接至速比变化单元1的远端外轮盘2。将速比变化单元1、简单行星齿轮组114和惰性行星齿轮组21安装成绕第一轴6旋转。在低速模式下，速比变化单元有效地连接在两个行星齿轮组上，每个行星齿轮组通过各自的两个元件连接到另一个行星齿轮组上(即第一个行星齿轮组的一个元件连接到第二个行星齿轮组的一个元件上，第一个行星齿轮组的另一个元件连接到第二个行星齿轮组的另一个元件上)。每个行星齿轮组的其余元件分别作为变速器输入和变速器输出接头。

三个离合器，即低速模式离合器20、第一模式离合器112和第二模式离合器111安装成在中间轴7上旋转。低速模式离合器使车辆能够倒车和低速正向运动。

在低速模式下，低速模式离合器20接合，从而将惰性行星齿轮组21的环形齿轮24产生的驱动力传递至中间轴7。在速比变化单元1的速比的一端，变速器输出轴8以与变速器输入轴9的方向相反的方向旋转，使得车辆以最大倒车行驶速度行驶。速比变化单元1的速比沿第二方向摆动，直到变速器输出速度为零；这被称为变速器的“齿轮空档”点。此时，即使发动机正在旋转并且将驱动力传递至变速器输入轴9，车辆也是静止的。速比变化单元1的速比沿第二方向进一步摆动，导致变速器使车辆正向运动，直到离合器112两侧的速度相同；这是低速模式和第一模式的同步点。此时，离合器112可以在没有冲击或猛拉动力传动系统的情况下接合。然后可以松开离合器20，且速比变化单元1的速比沿第一方向摆动，该第一方向与第二方向相反。此时变速器在第一模式下工作。

在第一模式下，离合器112接合，从而将速比变化单元1的内轮盘3产生的驱动力传递至中间轴7。在该实例中，离合器111、112和20都是湿板离合器，但应该注意的是，正向和倒车车辆启动都是在不需要离合器滑动的情况下实现的。因此降低了功率耗散、冷却需求和离合器磨损。允许速比变化单元的速比沿第一方向(通常是速比的相反极限值)摆动，直到离合器111两侧的速度变得相同；这是第一模式和第二模式的同步点。在该速比下，离合器111可以在没有冲击或猛拉动力传动系统的情况下接合。然后可以松开离合器112，且速比变化单元1的速比再次沿第二方向摆动。在整个过程中，cvt的速比增加，即变速器输出速度相对于变速器输入速度增加。在该过程开始时，cvt速比提供最小倒车比；在该过程结束时，cvt速比提供超速比，该速比通常是在车辆巡航条件下获得的。

行星齿轮组(第一行星齿轮组)和低(第二)行星齿轮组可以有利地布置成单个复式行星齿轮组，如图3所示。该复式行星齿轮组可以包括一个行星架；该行星架包括第一组行星齿轮，第一组行星齿轮与太阳齿轮、第一环形齿轮和第二圈行星齿轮啮合；第二圈行星齿轮也与第二环形齿轮啮合。与两个单独的行星齿轮组组件相比，这可以提供系统成本、复杂性和效率方面的益处。

下面将参考图4对环形变换器，尤其是螺距控制变换器及相关的滚子控制系统进行描述。

图4的变换器由wo-a-2013104727中公开的机构控制，其中，滚子120、122绕俯仰轴枢转，使滚子倾斜到新的速比。在这些实施例中，使每个滚子120、122绕俯仰轴进行枢转运动，该俯仰轴穿过滚子和座圈之间的接触区域，从而使每个滚轮120、122转向到新的倾斜(速比)角度。倾斜角定义了输入和输出接触点相对于变换器轴线的半径，这两个半径之比通常定义了速比。给定的任何螺距角都有一个平衡倾角，因为滚子120、122被限制围绕“脚轮”轴旋动，该轴向轮盘110(注意，该盘在图1和2中标记为2和3)的平面倾斜一定角度(称为主销后倾角)。主销后倾角可以由偏离变换器腔中间平面的托架致动点产生，该中间平面是等距平行于构成变换器腔的每个内轮盘和外轮盘对(2,3)的平面。或者，滚子120、122可以利用允许滚子倾斜以便改变速比的枢轴安装在万向支架上，枢轴与轮盘平面之间的夹角定义了主销后倾角。图12中的变换器包括反作用构件160，该反作用构件可操作地耦接至在输入轮盘110和输出轮盘(未示出)之间传递驱动力的滚子120、122。反作用构件的用途是承受滚子120、122产生的反作用扭力。滚子120、122安装在托架组件上。每个托架组件包括行星架166、168和安装件170、172。每个滚子120、122由各自的行星架166、168支撑，以便绕其滚动轴旋转。每个行星架166、168枢转连接至各自的安装件170、172(并由其驱动)。

每个安装件170、172由细长的控制构件174支撑，从而避免其沿控制构件174做线性移动。每个安装件170、172沿着平行于变换器轴线的方向偏离环形腔中心平面，该偏离定义了每个滚子的主销后倾角(α)。控制构件174可以沿方向c做线性往复式移动，从而使安装件170、172也沿方向c移动。这种移动使滚子120、122围绕各自的俯仰轴枢转，使其倾斜至一个新的倾斜(即速比)角度。每个滚子的俯仰轴穿过所述滚子和每个轮盘之间的接触区域。绕该轴俯仰几乎不需要动力，因此可以使致动系统的体积小、成本低。每个托架组件通过四个点定位在环形腔内，即通过各自的安装件170、172，滚子120、122中心处的反作用点以及(分别与输出和输入轮盘110接触的)两个滚子接触点定位。反作用扭力由反作用构件160而非控制构件174承担，从而降低了控制机构中的摩擦并允许使用小力度和/或功率的致动器。每个环形腔中可以有两个滚子120、122。或者，可以由三个滚子，从而能够增加功率容量并/或减小变换器体积。

反作用构件160包括具有孔隙182的主体180，变换器输入轴和/或输出轴(未示出)可以穿过该孔隙。反作用轴184沿着与主体180相反的方向同轴投射并在变换器中心平面内垂直于变换器轴线方向对齐。反作用轴184的端部分别保持在变换器外壳100和固定至外壳100的安装架194中形成的导轨中。导轨使反作用构件160能够垂直于变换器轴线沿径向滑动，从而使滚子120、122能够在反作用构件160对滚子120、122反作用力失衡做出反应而移动时向相反的方向旋动。因此，该径向运动用来补偿腔内滚子120、122的载荷。有利地，这有助于滚子在相互类似的牵引条件下工作，从而允许采用更低的变换器夹紧力。

反作用构件160通过球形接头186可操作地连接至每个滚子120、122的中心，以便将滚子120、122产生的反作用扭力传递至反作用构件160并允许滚子120、122与反作用构件160之间的枢转运动。控制构件174穿过反作用构件160的孔隙但没有与其连接。控制构件174与孔隙192之间具有适宜的足够大的间隙，以避免由于承受反作用扭力且反作用构件160为了抵消滚子载荷而在腔内径向移动导致的堵塞。

反作用构件160可以包括一个阻尼器，以便抑制主体180的移动，例如相对于变换器轴线径向移动。可以提供一个机械止档器，以便限制反作用构件160相对于变换器轴线径向移动。

图6示出了大体上与图2的装置类似的装置，变化之处在于针对高速和低速模式提供了同步器或爪形离合器装置，其中高速和低速模式通过同步器或爪形离合器装置可以选择耦接至单个高速/低速摩擦离合器。这样可以降低离合器阻力。优选地，同步器或爪形离合器装置包括中立构型，在该构型中，高速或低速模式都不耦接至输出轴。优选地，单个高速/低速摩擦离合器可以是“常闭”型离合器。

研究了更大变换器速比范围的系统意义，以便用于主传动变速器。以下内容描述了由pitchsteer^tm控制机构提供的更大速比范围能力实现的新系列功率分配变速器概念的前轮驱动(fwd)实例。所用的车辆为典型的b/c级车，例如具有125psecoboost发动机的福特嘉年华/福克斯。主要规格为1250千克的空车重量/1550千克的gvw，170nm的输入扭力/92kw的最大发动机功率，54.4kph/1000rpm的超速传动要求。

图11a结合降低启动比的好处示出了不同启动装置及其效率特征的对比情况。图11b示出了更大变换器速比范围，也提供了更多的功率分配。如图11a和11b所示，(通过更大变换器速比范围实现的)更大变速器速比范围通过提供更低的速比提高了启动性能，而且降低了启动阶段的能量损失，无论使用哪种启动装置。其次，大变换器速比范围对ivt模式也是有益的。这两者结合在一起可以在启动效率方面带来双重好处，后者也有利于使用在较高速速模式下具有高效率但在启动模式下通常具有比理想效率低的效率的变速器架构。

在功率分配变速器中，仅有一部分传输功率是由变换器传递的，而其余部分则是通过机械路径传递的。一般而言，更多的功率分配导致更高的效率，通过在变速过程中减小给定范围或模式的速比范围来平衡。通常通过增加更多模式来维持总速比范围。更大的变换器速比范围允许以更少的传动模式获得高效率。这可以将系统复杂性降至最低，并降低与增加更多部件(尤其是离合装置)相关的成本和效率损失。人们发现，变换器速比范围为10时能够利用相对较少的部件获得良好的总效率水平，并获得系统成本/复杂性和高功能水平之间的良好折衷。

图12a示出了新变速器系列的第一个。该架构具有两个通过完全同步换档联系在一起的正向功率分配模式。在组合的两种模式下，变速器速比范围保持与变换器速比范围相同，但是发生相当大程度的功率分配。该功率分配装置被配置成在速比范围的较高端提供最高效率，从而使巡航效率最大化。在最大超速传动比下，超过90％的传输功率完全绕过变换器，这也意味着对于延长巡航条件具有高耐久性水平。该装置使用“低速”离合器从静止状态启动车辆。图12b示出了不同模式下的速比。

图13a示出了新变速器系列中的第二架构，并且是功率分配cvt装置到三模式ivt的优雅演变。“中速”和“高速”模式与先前cvt装置的功率分配模式相同，组合速比范围为10并且效率高。在“低速”和“中速”范围之间提供了进一步的同步换档。“低速”范围包括零输出速度能力，因此被称为“无级变速”，倒车也是一样。

该变速器型号具有若干优势。与离合器或扭力转换器启动装置相比，启动效率得到提高，同时改善了扭力转换器启动的舒适性和“感觉”。该装置提供的另一个好处是其结构优雅，最大限度地减少了元件的数量及其相关的成本和能量损失。由于仅使用单个复式行星齿轮、每种操作模式一个选择器装置和一个副轴，这使三模式fwd变速器的复杂性最低。图12b示出了不同模式下的速比。

图7示出了新系列的进一步发展。图7示出了大体上与图6的装置类似的装置，只是增加了用于接地的离合器装置。图8a至8d对这一点进行了更详细的解释。

图8a和8b分别描绘了提供低速、中速和高速模式的无级变速器300装置的示意性布局和机械布局。低速模式使车辆能够倒车和低速正向运动，而中速和高速模式则使车辆能够正向运动，直到高超速变速器速比高达20。低速模式是ivt(无级变速器)，中速和高速模式是功率分配模式。现在将描述变速器的机械连接和操作顺序。变速器输入轴301经由无级变速器300连接至变速器输出轴302。比率变化单元310包括第一旋转侧311和第二旋转侧312。第一旋转侧311耦接至行星齿轮装置320的第一构件321，且第二旋转侧312耦接至行星齿轮装置320的第二构件322。行星齿轮装置还包括第三构件323。输入轴偶接至行星齿轮装置320的第四构件324。第一构件321可以经由第一离合器装置331(m)可驱动地耦接至输出轴302。第二构件322可以经由第二离合器装置332(h)可驱动地耦接至输出轴302。第三构件323可以经由第三离合器装置333(l)可驱动地耦接至输出轴302。第四离合器装置334可以在第一离合器装置、第二离合器装置或第三离合器装置之中的两个和输出轴302之间提供选择性变化的接合，在本实施例中，为在第二离合器装置332和第三离合器装置333和输出轴302之间。

第四离合器装置334可以优选为常闭摩擦离合器，且第二离合器装置和第三离合器装置可以优选为爪形离合器或同步器装置。优选地，它们可以形成单一的爪形装置或同步器装置，更优选地当两个都没有接合时形成有空档位置。这样减小了离合器阻力并且促进更高的效率。可以在第一构件321、第二构件322和第三构件323与第一离合器装置331、第二离合器装置332和第三离合器装置333之间设置相应的齿轮比341、342、343。也可以在输出轴302与第一离合器装置331、第二离合器装置332和第三离合器装置333之间设置齿轮比344。可以设置第五离合器装置335(p)以便将第三构件有选择地接地。可选择地，电机350可以耦接至第四构件324，第六离合器装置336可以选择性地将输入轴可驱动地耦接至电机350和第四构件324。电机350和第六离合器装置336可以是单个“混合模块”组件351。同时闭合两个离合器装置可以提供固定速比模式，如图8c和8d所示。在这两幅图中都描绘了示例性变速器速比。

首先，通过使用双同步器或爪形离合器实现“高速”和“低速”模式共用一个摩擦离合器，该ivt装置将离合器阻力将至非常低的水平。其次，可以提供进一步的重要功能以便进行非常少的更改——增加选择器装置来将“低速”模式的输出轴接地。接合时，在“低速”/“中速”/“高速”每种模式下提供了一种变速器固定速比。如果在“中速”和“高速”模式下提供的固定速比与可在同步换档点处获得的两个固定速比相结合(如果相邻模式离合器同时处于闭合状态)，则还提供了四个间隔适当的高效固定速比。因此，可以选择使用变换器在整个ivt范围内实现全扭力连续性和无缝换档，以及获得四速自动变速器的固定速比。

图8d的表格示出了每种模式下离合器和总速比的换档规范；总变速器速比也绘制在图8c中。可以看出，每次切换到相邻模式时，换档规范仅涉及一次离合器交换，这是ivt中同步换档的自然结果。

在“低速”模式下提供的固定速比显然是零速比，因此可以用作停车制动器，特别是如果“低速”/“高速”摩擦离合器是“常闭”型离合器(如果“低速”/“高速”双同步器或爪形离合器具有空档位置，当处于“中速”模式时，其也将消除来自“低速”/“高速”摩擦离合器的任何阻力。

图14示出了在中国和欧盟的不同速度限制下在梯度为零的道路上驾驶时具有功率分配模式的三模式ivt的效率。这些数字包括变速器本身的最终驱动力、离合器阻力、变换器和齿轮啮合情况。较低速度的数字略低，这是由于与速度相关的变速器损耗(对于这种装置而言相对较低)随着驱动功率的降低而变得更加显著。

95％～96％的效率似乎是任何cvt的效率潜力的实际限制，通过简单地将两个齿轮级的效率乘以变换器或功率分配器(变换器加行星齿轮组)的效率可以很容易地理解这一点。

上述实施例提供了更好的启动感觉，通过同步模式提供了无缝变换器换档，并为各种车辆(包括客车、rwdsuv、公共汽车、卡车和越野车)提供了良好的驾驶性能。这些特性对于自主(或自动)驾驶尤其重要，并且这些功能效益伴随着燃料消耗和排放的减少。这里介绍的新架构具有可与双离合器变速器(dct)相比的变速器效率水平。fev公司于2016年6月21日在腓特烈港举行的国际vdi会议“cvt在汽车中的应用——设置螺杆提高效率”上发表的、题为“cvt与最先进b级车辆动力总成中其他变速器概念的比较”的论文是最近考虑这一问题的第三方研究。

汽车行业的另一个关键技术方向是提高动力总成混合化水平。通过引入电机(电动发电机)可以增强/扩展所提出的新系列功率分配架构，进一步降低能耗和排放，同时对基本型变速器进行最小的修改。电机的几个合适位置提供略微不同的功能。

适当的变速器可能能够在保持车辆性能的同时降低电机和相关辅助设备的尺寸和成本。小型20～30kw电机足以在标准驱动循环中获得相当大比例的可用动能回收效益。此外，该额定功率也足以满足典型的城市内操作；假设有足够大的蓄能容量，则可以实现延长的“零排放”驾驶时间。如图15所示，拖罗特拉克变换器的大速比范围可以使小型混合动力电机在低车速下产生全轮扭力，可能使电机的额定扭力产生显著差异，从而导致其尺寸和成本差异。拖罗特拉克ivt还可以提供高扭力倍增。

由于现有技术的电机类型通常具有广泛的高效率范围(和相对平坦的效率特性)，因此在能量方面，与分级齿轮系统相比，cvt的使用不一定能够产生直接效益。然而，多速电气系统通常为了节约系统成本而选用较少的速比，并且出于换档质量的考虑而通常仅限于大约1.4的速比步长——参见a.tylee-birdsall于2012年9月25日在英国纳尼顿mira举行的英国机械工程师协会(imeche)“变速器与传动系统发展”会议上发表的、关于驱动系统设计的、题为“msys：高效三速电动汽车动力总成”的论文。

这将速比范围限制在1.96～2.7左右，因此限制扭力倍增的潜力，而不会使电机超速转动。相比之下，拖罗特拉克pitchsteer^tm变换器的速比范围不受限制，是一种完全无缝的动力换档装置，需要非常低的驱动功率。如上所述，新系列变速器能够提供多种高效固定速比，这些速比通过变速器工作范围内的同步换档实现。因此，拖罗特拉克利用了变速器架构中已存在的固定速比和无缝换挡功能，从而允许对基本型进行最小的改动——见图8b。

上述发明旨在满足用于轻型汽车的cvt要求。最近的变换器发展导致系统成本降低以及10或更大的大速比范围潜力。这具有双重益处，即(通过提供较低的启动速比)提高任何启动装置的启动效率，并能够提供具有较少模式的高效率功率分配cvt和ivt装置。经证明，可以实现95％的高变速器效率(包括最终驱动装置)。

通过消除现有生产中cvt和自动变速器使用的扭力转换器，可以在ivt布局中获得额外的燃料经济效益。

该技术适用于各种车辆，可完全扩展至更高的扭力/功率，并可在fwd和rwd平台中进行封装。

未来的技术趋势，如自主/自动驾驶，将有利于拖罗特拉克变速比变速器的完整扭力连续性，特别是以ivt形式。通过简单增加小型电机，可以利用新系列的拖罗特拉克变速器概念实现低成本的全混合动力功能，这适用于电动和混合动力车辆变速器。

以上仅通过实例描述了本发明的实施例。技术人员应理解，本发明可能具有其他实施例，所有这些实施例都包含在所附权利要求的范围内。