专利名称：连续变速传动装置的制作方法
技术领域：
本发明涉及一种可在两种或更多种不同“状态”下工作的连续变速传动装置，具体地，涉及连续变速传动装置的一种状态到另一种状态的转换控制。
背景技术：
比如机动车辆的连续变速传动装置需要有某个单元能够提供无级的传动比范围。这种装置在文中将称作“变速器”。本发明尤其适用于所谓的环面座圈滚动推力型变速器，特别是，这种变速器处于扭矩控制的情况下。然而本发明还可应用于其它类型的变速器。
图1十分简略地示出了一滚动推力型变速器的实例。附图示出了“全环面”型变速器10。图中，两个输入盘12、14安装在传动轴16上可随其一起旋转，并分别具有对着中央输出盘26上相应部分圆环面22、24的部分圆环面18、20，因此这些圆盘构成两个环形腔。输出盘带有轴颈因而可独立于轴16旋转。通过轴杆1和输入盘12、14输入的来自发动机或其它原动机的驱动力通过布置在环形腔内的一组滚子传递给输出盘26。图中示出了一个具有代表性的滚子28，但通常在每个空腔内设有三个这样的滚子。由液压端部加载装置15施加在输入盘12、14上的端部荷载提供了滚子和圆盘之间的压力，实现驱动力的这种传递。如本技术领域中所熟知的以及如英国专利申请8429823中所介绍的，输出盘的驱动力被传递给传动装置的其它部件如行星混合器，本文引用参考这些文献的内容。每个滚子通过轴颈安装在相应的支架30，支架30本身连接到液压致动装置32，于是能够将可调整的平移力施加到滚子/支架组合装置。滚子/支架组合装置除了能够作平移运动之外，还可以绕致动装置32的活塞31的轴线转动以改变滚子的“倾角”，并使滚子和圆盘之间的接触面移动，从而能够改变变速器的传动比，如所属领域的技术人员所公知的。
所示变速器属于本技术领域中已知的“扭矩控制”型。液压致动装置32施加控制力在滚子/支架，而为了保持平衡，该控制力必须由滚子上因圆盘表面18、20、22、24和滚子28之间传递扭矩所引起的反作用力抵消。如本技术领域公知的，滚子中心被迫沿着由相应一对圆盘构成的环形中心圆圈运动。由致动装置32的位置确定的活塞31的轴线倾斜于这一中心圆圈的平面。这一角度被称作“主销后倾角”。众所周知这种构造方式的结果是工作时每个滚子自动移动和旋进(绕活塞轴线转动)到传递由致动装置32的偏置力确定的反扭矩所需的位置和倾角。反扭矩是输入和输出变速器的扭矩之和。偏置力由液压回路调节，流体通过该液压回路输送到液压致动装置32的活塞34两侧，施加的压力分别通过液压管路36和38进行调节。
对于机动车辆和其它应用来说，变速器通常不能独自提供足够宽范围的传动比。因此完整的传动装置通常不仅包括变速器而且还包括实现文中称作“高”和“低”至少两种状态的齿轮装置。多状态连续变速传动装置在本技术领域中是众所周知的。在这里将只是简要地介绍其原理。更详细的内容请参见如美国专利US 4464952或其对应的欧洲专利EP 43184。本发明也适用于具有三种或多种状态的传动装置，本申请人在其美国专利US 5564998及对应的欧洲专利EP 679235中给出了这种构造方式的实例。文中引用参考这些文献的内容。
在低状态下，从变速器得到的传动比范围对应于整个传动装置的低传动比范围。实际上已经知道通过使用求和周转旁路可使低状态包括前进档和倒退档以及“空档”，“空档”时传动装置的速降是无限大的，因此不管其输入端旋转其输出端是静止的。在高状态下，变速器传动比对应于较高的传动比范围。为了能够从一种状态平滑过渡到另一种状态，齿轮装置选择成，在某一变速器传动比下，不管所选择的是高状态还是低状态，整个传动装置提供的传动比是相同的。这称作“同步传动比”，而且通过确保状态变化只在变速器工作于这一传动比时发生，可以使状态变化时的震动降到最低。
要使整个传动装置从其传动比范围的某一极限(最高倒档)移动至另一极限(最高前进挡)，包括首先使变速器从其范围的某一极限移动至另一极限，接着改变状态，然后使变速器通过其范围回复。因此，在某一状态(通常是低状态)下，变速器传动比的降低会使整个传动装置的传动比增大。在另一种状态(通常是高状态)下，需要增大变速器传动比以提高整个传动装置的传动比。因此，在状态变化时，每个致动装置32的作用方向必须反向。
在使用上述类型扭矩控制变速器的传动装置时，为了保持扭矩的连续性，当状态变化时必须改变变速器控制压力的大小。与在高状态下(此时变速器输出端和传动装置输出端之间的有效传动比较高)相比，在低状态下(它能够有效地在变速器输出端和传动装置输出端之间提供低齿轮传动比)，给定的变速器反扭矩(对应于变速器活塞34两侧给定的压差)在传动装置输出端产生较大的扭矩。考虑到这一因素，必须对施加在变速器活塞上的压差大小进行调整以避免状态变化时可能使输出扭矩产生可察觉的变化。
在使用求和行星混合器的这种传动装置中，高和低状态一般通过离合器来选择。一种已知的状态变化管理方式包括以下步骤(将只考虑从低状态到高状态的变化，因为从高状态到低状态的变化基本上是一个相反过程)i.首先通过低状态离合器的啮合选择低状态。当传动比上升时，控制电子装置检测变速器是否达到同步传动比并在适当时候使高状态离合器啮合。在这种情况下，高和低状态离合器啮合，行星混合器的输入和输出被锁定在一起，因此整个传动装置的传动比固定在同步传动比。实际上，这形成了第三种工作状态，文中称作“固定同步传动比”；ii.当传动装置处于固定同步传动比时，控制管路36、38中压力的第一和第二控制阀进行调整，以在活塞34上形成适合于下一状态(高)的压差。如上所述，将压差的方向反向并调整其大小。这些调整不会对传动装置扭矩产生即时效果，因为传动比是固定的；和iii.使低状态离合器脱离以实现转变到高状态。
这一过程是软件控制的并要花费一点时间，在某些情况下有半秒钟。实际上，上面所提到的本申请人的美国专利4464952介绍了进入新状态所需的离合器分离可以延迟，直至发动机转速与最佳运行所需的转速相差预定的值，从而在状态变化过程中有意加入停顿，而此时传动装置保持在固定同步传动比。
两个离合器和变速器的控制压力全都由电动阀控制，而状态改变时的变化通过电路来管理。
上述三个步骤提供了管理状态变化的有效方法并能够实现平滑过渡。尽管如此，还是需要在这方面作出改进。本发明人发现了某些相关的问题a.发动机进入固定同步传动比时加速。往往需要在传动比下降的同时发动机很快加速。在司机想要快速增大动力时，传统的自动齿轮箱和发动机通过“换低档”来做到这一点。在双状态连续变速传动装置中，这会导致不良的状态变化。当发动机加速而传动比下降时，发动机的扭矩一部分作用于从动轮部分，一部分克服惯性(发动机的，以及传动装置某些部件的)。当进入固定同步传动比时，即传动比锁定时，发动机加速率必须下降，因而克服惯性的发动机扭矩减小，导致车轮上的扭矩增大。离开同步传动比会使车轮上的扭矩下降。司机可察觉这些扭矩变化。
b.固定同步传动比的时间。在正常工作时(离开固定同步传动比)，对于恒定的动力需求，控制软件通常提供大致上是恒定的发动机转速。当处于固定同步传动比时，发动机转速必须与汽车速度成比例地升降。如果当汽车加速时发生状态变化，那么处于固定同步传动比的同时必须提高发动机转速(因为在这种情况下传动比是固定的，因此车轮转速与发动机转速成正比)，而且在离开固定同步传动比之后，必须使发动机回到最佳转速，这就可能需要对发动机或传动装置的设定作出某些调整。
c.离开同步传动比的压力误差。如果变速器控制输入(比如上述压差)离开固定同步传动比时没有精确地设置为新状态，那么将会产生扭矩不连续性。这是因为，固定同步传动比时很大程度上取决于发动机扭矩的车轮扭矩，在离开这一状态时，再次变为很大程度上取决于变速器控制输入。
有些扭矩不连续性实际上可通过所谓的“传动系统调紧(drive linewind up)”进行调节。汽车传动系统具有某些柔顺性而可以吸收小的震动，但只是在震动足够短暂的时候。
发明内容
本发明的一个目的是使连续变速传动装置的状态变化得到改善。
根据本发明的第一方面，提供了一种连续变速传动装置，包括传动装置输入端；传动装置输出端；连续变速传动单元(“变速器”)，能够提供连续可变的变速器传动比；和齿轮传动装置，设置成可将变速器以低状态或高状态连接在传动装置输入端和传动装置输出端之间，因此传动装置输出端可从传动装置输入端以与变速器传动比相关的传动比驱动，变速器传动比和整体传动比之间的关系在所述两种状态下是不同的，齿轮传动装置包括啮合和分离所述低状态的第一液压致动离合机构，啮合和分离所述高状态的第二液压致动离合机构，并能提供同步传动比，此时低状态及高状态在恒定变速器传动比下的变化不会使传动比发生改变，且传动装置设有包括换档油阀的液压装置，换档油阀控制液压压力施加到第一和第二离合机构，因此换档油阀的形态变化导致一个离合机构从啮合变为分离，另一个离合机构从分离变为啮合，从而导致传动装置从一种状态变化到另一种状态。
因此在根据本发明的传动装置中，一个离合机构啮合与另一个离合机构分离的相对定时不是由软件而是通过液压装置控制的，所以能够实现快速状态变化。实际上一个离合机构啮合与另一个离合机构的分离可以同时进行。
优选的是，所述换档油阀是双形态阀门，当处于其中一种形态时可使传动装置采取低状态，而当处于另一种形态时使传动装置采取高状态。
在某些实施例中，离合机构可以具有制动器的形式，而不是上述的离合器。比如通过制动行星混合器的一个选定部件。可以啮合其中一种状态或另一种状态。
换档油阀无须直接控制所述第一和第二离合机构。在一优选实施例中，换档油阀是可施加液压控制压力到离合器控制阀的电控阀门，离合器控制阀还可控制液压压力施加到第一和第二离合机构。优选的是，所述离合器控制阀具有双形态，当处于一种形态时将第一离合机构连接至高压并排空第二离合机构，而当处于另一种形态时将第二离合机构连接至高压并排空第一离合机构。
在本发明的一个更为优选的实施例中，变速器属于扭矩控制型，包括至少一个液压致动装置，其作用力可确定变速器的反扭矩，换档油阀控制施加到致动装置的液压压力，因此换档油阀的形态变化可使致动装置的作用方向反向，从而使变速器反扭矩反向。通过使用单个阀门来引发状态变化时所要求的(i)离合机构形态的变化，以及(ii)变速器反扭矩的反向，这些事件的定时可接近同步。
优选的是，换档油阀的形态变化还可导致驱动力大小的变化。通过这种方式，状态变化时维持车轮扭矩所需的反扭矩大小的改变可以由液压装置而不是由软件管理。更为优选的这类构造方式包括提供可调的第一和第二变速器控制压力的装置，以及具有第一形态和第二形态的开关阀，其中开关阀处于第一形态时施加第一变速器控制压力到液压致动装置的第一侧，处于第二形态时施加第二变速器控制压力到液压致动装置的第二侧，因此开关阀形态的变化使致动装置的作用力大小和方向产生变化。开关阀最好与换档油阀分开设置，且换档油阀的液压输出可控制开关阀的形态。
优选的是，控制压力输送到一减压阀，其输出压力构成第二变速器控制压力。减压阀可以使第一和第二控制压力之间保持基本上恒定的比率。
发动机用于制动汽车车轮时，为了提供超越行驶的状态，要求在不改变状态的情况下使变速器反扭矩的方向反向。在优选实施例中，通过提供连接在开关阀和液压致动装置之间的转换阀来实现，因此转换阀形态的变化使液压致动装置的作用方向反向，不发生状态变化。优选的是，转换阀独立于换档油阀，由电控制。
根据本发明的第二方面，提供了一种连续变速传动装置，包括传动装置输入端；传动装置输出端；连续变速单元(“变速器”)，能够提供连续可变的变速器传动比；和齿轮传动装置，设置成可将变速器以低状态或高状态连接在传动装置输入端和传动装置输出端之间，于是传动装置输出端可从传动装置输入端以与变速器传动比相关的传动比驱动，传动比和变速器传动比之间的关系在所述两种状态下是不同的，齿轮传动装置包括啮合和分离低状态及高状态的机构，并能提供同步传动比，此时低状态及高状态在恒定变速器传动比下的变化不会使传动比发生改变，且传动装置还包括控制机构，通过同时引发下一个状态的啮合以及与当前状态的分离实现状态的变化。
现在将参考附图来介绍只是作为实例的本发明具体实施例，附图中图1十分简略地示出了已知的扭矩控制的环面座圈滚动推力型变速器的主要部件；图2十分简略地示出了适合实施本发明的多状态传动装置的主要部件；图3示出了实施本发明的液压变速器控制装置的布置图；图4至7示出了用于液压变速器控制装置的可供选择的反馈回路的布置图；和图8示出了可提供“端部加载”和“液压限位”功能的控制装置的具体特征。
具体实施例方式
所要介绍的具体实施例可用于带有液压控制装置的全环面滚动推力型变速器，但是本发明也适用于其它类型的变速器。这些实施例是汽车传动装置，但是本发明也可应用于其它用途的传动装置。
图2十分简略地示出了本发明可应用的一种传动装置，其中发动机或其它原动机E通过传动装置输入端I、输入齿轮组R1以及低状态离合器L可连接到行星旁路或混合器M的行星齿轮架部分CP，发动机还连接到变速器V的一侧，变速器V的另一侧通过中间齿轮传动装置R2可驱动(或者在某些工作条件下驱动)混合器M的恒星齿轮部分SP。通过最后驱动齿轮组R3和高状态离合器H连接的轴S，驱动力输出到变速器V的输出侧，轴S还通过齿轮组R3连接到混合器M的内齿圈AG。
工作时，与高状态离合器H分离，与低状态离合器L啮合，驱动行星齿轮架部分CP(通过离合器L)和恒星齿轮部分SP(通过变速器)，使内齿圈AG根据这两者的转速旋转。内齿圈通过齿轮传动装置R3驱动输出轴S。这是低状态。
在高状态下，只有高状态离合器H啮合，驱动力通过变速器和齿轮传动装置R2、R3传递给输出轴。因此在高状态下行星混合器M基本上是自由飞轮，其行星齿轮架部分CP能够自由转动，因而不会显著影响传动比。
当处于固定同步传动比时，两个离合器都啮合，恒星齿轮SP和内齿圈AG锁定在一起。行星齿轮架部分CP由发动机通过齿轮传动装置R1驱动，因此传动比固定在同步传动比。在这种情况下变速器必须处于相应的预定传动比。
这种构造方式本身为所属领域的技术人员公知。其具体实施方式
已在许多著作中叙述因而将不在此加以介绍。上面所提到的美国专利5564998示出了一种适当的齿轮传动装置构造方式。也可以采用其它的离合器和齿轮传动装置构造方式，只要其具有提供两种(或多种)不同状态的功能。
现在参考图3，图中示出了控制状态变化并提供控制信号给变速器的液压回路。高和低状态离合器同样用H和L表示。这里状态变化过程由螺线管换档油阀110启动，螺线管换档油阀110从高压(50巴较为合适)源接收液压流体，此实例使用了由泵115加压的储液器112作为高压源。换档油阀110具有两个输出端口。在两种不同状况下，换档油阀110分别施加高压流体到作为导向控制二位阀的离合器控制阀114的两个液压控制输入端111、113。离合器控制阀114的一个输入端口从离合器保险阀116接收离合器作用压力，离合器保险阀116的作用将在下面更加详细地说明。离合器控制阀的另一个输入端口连接到用集油槽118示意性表示的低压部分。离合器控制阀114的两个输出端口分别通向两个状态控制离合器H和L。
在初始形态(图中所示的)下，螺线管换档油阀110施加压力到离合器控制阀114的第一侧113，从而使其处于第一位置，离合器保险阀116连接至低状态离合器L而使其啮合，同时高状态离合器H被排空而分离。因此传动装置处于低状态。传动装置的电子控制单元(ECU)通过换档油阀110螺线管的作用使换档油阀110的形态发生变化，从而使离合器控制阀114上导向信号反转，而处于第二形态，此时低状态离合器L被排空，离合器作用压力改为输送至高状态离合器H。于是高状态离合器啮合。随后换档油阀110在电子控制单元的再次指令下切换回到其初始形态，使离合器控制阀上导向信号又反转过来，导致高状态离合器H被排空而将离合器作用压力输送至低状态离合器，于是恢复低状态。因此本发明能够从高状态快速变化至低状态，这一过程由电子控制单元启动，但受液压回路控制。
电子控制单元(ECU)在图3中用方框表示，但为了清楚起见，省去其与各个阀门螺线管的连线。
离合器保险阀116提供离合器作用压力，可对其进行控制以在操作离合器中提供所要求的扭矩。该扭矩应大到足以传递要求的传动装置扭矩水平(即避免离合器在正常工作时打滑)，但在出现如因紧急制动引起的扭矩峰值时应足够小能够使离合器滑动，从而防止变速器在这种突发情况下扭矩过大。离合器保险阀116是由储液器112供液的减压阀。
一简单回路可以省却离合器保险阀116，只是由储液器112提供高压给工作的离合器，但离合器的安全“保险”作用将因此而失去。
从上文可以知道，在所示实施例中，换档油阀110用来同时引发当状态变化所要求的离合器H、L的形态变化。然而，同一阀门110还用来引发控制变速器的液压回路(在此称作“反馈回路”)中状态变化所要求的压力改变。
图3示意性地示出了一组活塞120，对应于图1中的活塞31。活塞作用在变速器V的相应滚子(其构造类似于图1的滚子28，但为了简单起见在图3省去)。虽然为了清楚起见图3只示出了三个活塞120，但典型的双环腔变速器包括六个这样的活塞。液压流体通过与图1中管路36、38对应的控制管路122、124施加到活塞的相对表面。
必须提供应用于活塞120的可调的变速器控制压力，这是变速器的主要控制信号。所示实施例通过从源头112供应高压流体的变速器控制阀126(构成减压阀)以非传统的方式提供变速器控制压力。变速器控制阀126从(1)ECU控制的螺线管128和(2)连接到变速器控制阀126与活塞122之间回路某一位置的导向管路130接收相反的控制输入信号，从而提供代表变速器控制压力的反馈信号。通过比较这两个信号，变速器控制阀126将输出管路132连接至高压源112或连接至在所示实施例中由集油槽118构成的低压槽。通过这种方式，阀门126输出由ECU确定的可控压力。
减压阀134从输出管路132接收变速器控制压力并在其输出端136提供减小的控制压力。在所示实施例中阀门134使得减小的控制压力＝变速器控制压力×K其中K是小于1的常数。具有这种功能的阀门为液压技术领域的专业人员所熟知。在所示实例中，根据对应于减小的控制压力和变速器控制压力的导向信号的比较结果，将输出端136连接到变速器控制压力或连接到集油槽118，比较结果被加权(比如通过作用在阀芯不同表面区域的导向信号)，提供所要求的常数K的值。
开关阀138接收变速器控制压力和减小的控制压力，并视情况引导到活塞120。在图中所示的对应于低状态的开关阀138的形态下，每个活塞120的第一侧142通过开关阀138与来自减压阀134的减小的控制压力相连。每个活塞的第二侧140与所示实施例中由储油器144提供的低压力相连。
然而开关阀138还具有第二形态，在这种形态下将来自变速器控制阀126的全部变速器控制压力连接至活塞120的第二侧140，而活塞的第一侧142与低压储油器144相连。
开关阀138的形态由通过导向管路146、148的相反导向压力信号控制，导向管路146、148通过转换阀150连接至螺线管换档油阀110的相应输出端，转换阀150的功能将在下面介绍。
为了理解反馈回路的工作过程，看一下发动机加速且传动比下降时发生了什么。回路一开始处于图中所示低状态。如前面所指出的，低状态与高状态相比，活塞120需要有较低的控制压力，而这是依靠减压阀134将压力施加到活塞120的第一侧142来提供的。当达到同步传动比时，ECU改变螺线管换档油阀110的形态，于是通过管路146、148的导向信号反向，使开关阀138的形态发生变化，从而将全部变速器控制压力施加到活塞120的第二侧140。通过这种方式，可自动和同时提供所要求的主变速器输入方向改变和所要求的大小变化。
由于处于两个不同水平的压力(全部变速器控制压力和减小的控制压力)可连续得到，所以这些变化能够快速进行。
还应当注意到状态变化所需的离合器形态改变及变速器输入的变化同时由螺线管换档油阀110引发。因此通过适当地设置液压装置可以精确地控制这些事件的相对定时，这对于实现平滑的状态变化十分重要。虽然离合器形态以及反馈回路压力的变化只需有限的时间，而且最好使它们在状态变化过程的不同时刻开始，但是这种变化十分快速，基本上能够在单个步骤中发生。实际上，这些变化一般都同时进行。
转换阀150使得施加在活塞120上的压力能够不改变传动装置状态反向。这就必须将传动装置从“驱动”状态变化到“超越行驶”状态，“驱动”状态时动力从发动机通过传动装置传到车轮，而当“超越行驶”时，动力从车轮传回到发动机(比如实现发动机制动)。转换阀通过阀门螺线管由ECU控制并用来转换管路146、148中的导向信号，从而在不改变离合器H、L状态的情况下，改变开关阀138的形态(并由此反转活塞120的作用方向)。
图4至7示出了液压回路的变型。其中某些部件与图3所示回路的相同，并用相同的标号来表示。然而为了简单起见，在图4至7省去了离合器H、L以及阀门114、116。
图4中，图3的减压阀134用第二变速器控制阀400替代，它从储液器112接收高压流体并输出由ECU通过一螺线管402控制的输出压力。输出压力引导到开关阀138。
第二变速器控制阀400的构造可以与第一变速器控制阀的相同，在这种情况下ECU控制两个阀门。提供高和低状态要求的不同压力。
或者，第二变速器控制阀400可以与第一变速器控制阀具有不同的构造，ECU将相同的信号发送给两个螺线管128和402，两个阀门作出响应产生不同的压力，分别对应于高和低状态所要求的压力。
图5示出了构造更加简单的反馈回路，采用单个变速器控制阀500，可通过转换阀502选择性地连接到致动装置120任一侧，转换阀502在此实施例中由ECU控制(而非如图3所示由液压装置控制)。致动装置的另一侧通过转换阀与低压源相连，低压源在此实例中是储油器504。图5的反馈回路由ECU控制。因此反馈回路的变化与离合器形态变化的协调必须通过这一回路中的软件来进行。ECU能够主动控制这些事件的相对定时。状态变化时所要求的压力改变也必须由软件控制，状态变化时进行阀门500的调节。
图6的回路省却了开关阀138和150。这里，第一变速器控制阀126通过管路122直接连接到致动装置120的一侧。从储液器112接收流体的与第一变速器控制阀类似的第二变速器控制阀600通过管路124直接连接到致动装置120的另一侧。状态变化所要求的压力改变同样必须由ECU控制，阀门126和600快速调整在相对离合器变化的适当时间实现压力变化。
图7与图3的不同之处在于转换阀150、700的位置。在图3，转换阀150的切换导致开关阀138的形态发生变化，从变速器控制阀126的输出信号施加到致动装置120的左侧，变为将减压阀134的输出信号施加到致动装置的右侧。这使得致动装置的方向能够按要求发生变化，但也使驱动力的大小产生变化，而这并不总是合乎需要的，因此必须由ECU进行补偿。
图7通过将转换阀700布置在致动装置120的输送管路122、124可避免这一问题。因此在这种回路中，致动装置的压力由阀门700切换，不会使其大小产生任何变化。
图8示出了早期回路的发展，说明如何能够实现“端部加载”和“液压限位”功能。
图8仍然可以看到连接至致动装置活塞120两侧的管路122、124。与这两个管路相连的反馈回路被省去，但可以具有图3至7的任何一种形式。
回想在图1回路中，液压装置15用于偏压变速器的滚子和圆盘相互靠近，从而提供使变速器能够传递驱动所需的推力。
为了调节滚子/圆盘接合面的推动系数，施加在液压装置上的压力必须与施加在致动装置120上的压力一致变化。这是通过连接管路800、802来实现的，连接管路800、802分别从致动装置活塞120的两侧接收压力并引导到阀门装置804，阀门装置804的作用是在端口806输出这两个压力中较高的压力。出口806可直接通向端部加载装置15或者可以用来控制另一个向装置15加压的阀门系统(未示出)。
在图1所示类型的变速器中，必须通过末端限位装置来限制活塞31、120的行程，因为行程过大可能导致滚子28脱离圆盘12、14、26。末端限位装置工作时还必须使端部荷载与反馈回路压力相配，这是利用液压末端限位装置来实现的。
图8中，使流体从液压致动装置流出并返回到反馈回路的唯一路线是通过主致动装置油缸814的侧端口810、812。流体可以通过侧端口810、812或者通过尾端口816、818进入主油缸，但在通过尾端口816、818离开后会遇到止回阀820、822。因此，如果主活塞824向左移动得足够远而封闭左侧端口810，那么液压限位装置开始起作用，将流体截留在每个致动装置左侧，将阻止其进一步向左运动。注意到由此引起的左边管路122中的压力上升传递给阀门装置804，从而传递给端部加载装置。
可以按类似方式限制活塞的向右运动。
权利要求
1.一种连续变速传动装置，包括传动装置输入端；传动装置输出端；连续变速传动单元(“变速器”)，能够提供连续可变的变速器传动比；和齿轮传动装置，设置成可将所述变速器以低状态或高状态连接在所述传动装置输入端和所述传动装置输出端之间，因此所述传动装置输出端可从所述传动装置输入端以与所述变速器传动比有关的传动比驱动，所述变速器传动比和所述传动比之间的关系在所述两种状态下不同，所述齿轮传动装置结合了用来啮合和分离所述低状态的第一液压致动离合机构和用来啮合和分离所述高状态的第二液压致动离合机构，并能提供同步传动比，此时所述低状态及高状态之间在恒定的变速器传动比下的变化不会使所述传动比发生改变，且所述传动装置中设有包括换档油阀的液压装置，所述换档油阀控制液压压力施加到所述第一和第二离合机构，因此所述换档油阀的形态变化导致一个所述离合机构从啮合变为分离，而另一个所述离合机构从分离变为啮合，从而导致所述传动装置从一种状态变化到另一种状态。
2.如权利要求1所述的连续变速传动装置，其特征在于，所述换档油阀是双形态阀门，当处于一种形态时可使所述传动装置采用低状态，而当处于另一种形态时使所述传动装置采用高状态。
3.如权利要求1或2所述的连续变速传动装置，其特征在于，一个所述离合机构的啮合与另一个所述离合机构的分离同时进行。
4.如上述任何一项权利要求所述的连续变速传动装置，其特征在于，所述换档油阀是可施加液压控制压力到离合器控制阀的电控阀门，所述离合器控制阀还可控制液压压力施加到所述第一和第二离合机构。
5.如权利要求4所述的连续变速传动装置，其特征在于，所述离合器控制阀具有双形态，当处于一种形态时将所述第一离合机构连接至高压并排空所述第二离合机构，当处于另一种形态时将所述第二离合机构连接至高压并排空所述第一离合机构。
6.如上述任何一项权利要求所述的连续变速传动装置，其特征在于，所述变速器属于扭矩控制型，包括至少一个液压致动装置，其作用力可确定变速器反扭矩，所述换档油阀控制液压压力施加到所述致动装置，因此所述换档油阀的形态变化使所述致动装置的作用方向反向，从而使所述变速器反扭矩反向。
7.如权利要求6所述的连续变速传动装置，其特征在于，所述换档油阀的形态变化还导致所述驱动力大小的变化。
8.如权利要求7所述的连续变速传动装置，其特征在于，包括提供可调的第一和第二变速器控制压力的装置，以及具有第一形态和第二形态的开关阀，所述开关阀处于所述第一形态时施加所述第一变速器控制压力到所述液压致动装置的第一侧，当处于所述第二形态时施加所述第二变速器控制压力到所述液压致动装置的第二侧，因此所述开关阀形态的变化使所述致动装置的作用力大小和方向产生变化。
9.如权利要求8所述的连续变速传动装置，其特征在于，所述开关阀与所述换档油阀分开设置，且所述换档油阀的液压输出可控制所述开关阀的形态。
10.如权利要求8所述的连续变速传动装置，其特征在于，所述第一变速器控制压力输送到减压阀，其输出压力构成所述第二变速器控制压力。
11.如权利要求10所述的连续变速传动装置，其特征在于，所述减压阀使所述第一和第二控制压力之间保持基本上恒定的比率。
12.如权利要求8至11中任何一项所述的连续变速传动装置，其特征在于，还包括连接在所述开关阀和所述液压致动装置之间的转换阀，因此所述转换阀形态的变化使所述液压致动装置的作用方向反向，且不会使所述传动装置的状态发生变化。
13.如权利要求12所述的连续变速传动装置，其特征在于，所述转换阀独立于所述换档油阀，由电控制。
14.一种如参考附图所示的基本上如上文所介绍的连续变速传动装置。
全文摘要
本发明公开了一种连续变速传动装置，包括传动装置的输入端和输出端，其间通过齿轮传动装置(R
文档编号F16H37/08GK1788172SQ200480006046
公开日2006年6月14日 申请日期2004年1月8日 优先权日2003年1月9日
发明者J·W·E·福勒 申请人:托罗特拉克(开发)有限公司