汽车无极变速系统及其设计和控制方法

专利名称：汽车无极变速系统及其设计和控制方法
技术领域：
本发明属于汽车无极变速技术领域，尤其是涉及一种汽车无极变速系统及其设计和控制方法。
背景技术：
无级变速是指可连续获得变速范围内任何传动比的变速系统，通过无级变速可以得到传动系与发动机工况的最佳匹配。常见的无级变速器有液力机械式无级变速器和金属带式无级变速器(VDT-CVT)。其中，CVT技术真正应用在汽车上不过十几年的时间，但它比传统的手动和自动变速器的优势却是显而易见的1、结构简单，体积小，零件少且大批量生产后的成本肯定要低于当前普通自动变速器的成本；2、工作速比范围宽，容易与发动机形成理想的匹配，从而改善燃烧过程，进而降低油耗和排放；3.具有较高的传送效率，功率损失少，经济性高。当然，CVT技术也有它的弱点，比如传动带容易损坏，无法承受较大的载荷等等，这些技术上的难关使得它一直以来多应用在小排量、低功率的汽车上。现如今，市面上所使用的汽车无极变速系统均不同程度地存在工作原理复杂、使用成本较高、使用效果较差、不能自动实现无级变速等多种缺陷和不足。

发明内容
本发明所要解决的技术问题在于针对上述现有技术中的不足，提供一种结构简单、设计合理、投入成本低且使用操作简便、使用效果好的汽车无极变速系统。为解决上述技术问题，本发明采用的技术方案是一种汽车无极变速系统，其特征在于由液力分矩器、与所述液力分矩器传动连接的无级变速器、与所述无级变速器传动连接的档位控制器和与所述档位控制器传动连接的输出机构组成，所述输出机构通过传动机构与汽车主动轮轮轴进行传动连接；所述液力分矩器为将汽车发动机输出的驱动功率Ptl分为两个独立的分驱动功率并分别通过主驱动轴与次驱动轴对两个所述分驱动功率进行同时输出的分矩装置，所述主驱动轴与次驱动轴呈平行布设；两个所述分驱动功率分别为由主驱动轴输出的主驱动功率 P1和由次驱动轴输出的次驱动功率P2,且PAPfPm = Ptl，其中Pm为测试得出所述液力分矩器正常工作时的功率损耗值；当驱动功率Ptl恒定不变时，次驱动功率P2的大小由主驱动功率 P1的大小来决定当主驱动功率P1越大时，次驱动功率P2越小；反之，当主驱动功率P1越小时，次驱动功率P2越大；所述液力分矩器包括分矩器外壳、盛装于所述分矩器外壳内的工作液、主驱动轴、 次驱动轴、液力分矩机构和与所述汽车发动机进行传动连接的动力输入元件，所述液力分矩机构包括液力传动件一和液力传动件二，所述液力传动件一与主驱动轴传动连接，所述液力传动件二与次驱动轴传动连接，所述液力分矩机构和所述动力输入元件均安装在所述分矩器外壳内；所述动力输入元件将所述汽车发动机输出的机械能转换为所述工作液的流体动能Wtl并通过工作液先后对液力传动件一和液力传动件二进行做功，所述液力传动件一
7将所述工作液的部分流体动能W1转换为机械能并带动主驱动轴进行同步转动，所述液力传动件二将所述工作液对液力传动件一做功后剩余的剩余流体动能W2转换为机械能并带动次驱动轴进行同步转动，其中Wtl = WJWfWm,式中Wm为所述液力分矩机构正常工作时的能量损耗；所述无级变速器为行星齿轮变速器一；所述行星齿轮变速器一包括太阳轮一、同轴套装在太阳轮一上的行星架一、沿圆周方向均勻布设在行星架一上的多个行星齿轮一和套装在多个所述行星齿轮一外侧且与多个所述行星齿轮一均啮合的齿圈一；所述行星架一与主驱动轴进行传动连接并由主驱动轴带动进行同步转动，所述齿圈一与次驱动轴进行传动连接且由次驱动轴带动进行同步转动；所述太阳轮一与所述无级变速器的动力输出轴一同轴连接，且动力输出轴一由太阳轮一带动进行同步转动。上述汽车无极变速系统，其特征是所述动力输入元件为泵轮，所述液力传动件一和液力传动件二均为涡轮。上述汽车无极变速系统，其特征是所述液力分矩器为离心式液力分矩器或轴流式液力分矩器。上述汽车无极变速系统，其特征是所述离心式液力分矩器中的动力输入元件为由所述汽车发动机带动进行连续转动且在连续转动的同时将所述工作液沿幅向泵出的泵轮一，所述离心式液力分矩器中的所述液力传动件一为同轴套装在泵轮一上的涡轮一，自泵轮一泵出的工作液直接均勻冲击在涡轮一上并相应带动涡轮一进行连续转动，所述离心式液力分矩器中的所述液力传动件二为同轴套装在涡轮一上的涡轮二，所述工作液冲击涡轮一后自涡轮一的外周侧排出并冲击在涡轮二上，冲击在涡轮二上的工作液带动涡轮二进行连续转动；所述泵轮一的驱动轴一与所述汽车发动机的动力输出轴传动连接。所述涡轮一和涡轮二之间同轴套装有导向轮一，所述导向轮一包括沿圆周方向均勻布设且将涡轮一所排出工作液的流向进行调整以使得工作液以最大效率冲击涡轮二的多个叶片一；且实际调整时，多个所述叶片一将涡轮一所排出工作液的流向向靠近涡轮二中叶片的正对冲击方向进行调整；多个所述叶片一固定安装在叶片安装架一上，所述叶片安装架一固定安装在所述分矩器外壳上。上述汽车无极变速系统，其特征是所述驱动轴一与所述汽车发动机的动力输出轴同轴连接，且所述泵轮一同轴安装在所述驱动轴一上，所述驱动轴一位于泵轮一前侧；所述次驱动轴为同轴安装在涡轮二后侧的空心轴一，所述主驱动轴同轴安装在涡轮一后侧， 所述主驱动轴同轴套装在所述空心轴一内且其自所述空心轴一后部伸出。上述汽车无极变速系统，其特征是所述轴流式液力分矩器中的动力输入元件为由所述汽车发动机带动进行连续转动且在连续转动的同时将所述工作液沿轴向泵出的泵轮二，所述泵轮二前侧同轴安装有驱动轴二，所述驱动轴二与所述汽车发动机的动力输出轴传动连接；所述轴流式液力分矩器中的所述液力传动件一为位于泵轮二正后方的涡轮三，自泵轮二泵出的工作液直接均勻冲击在涡轮三上并相应带动涡轮三进行连续转动，所述离心式液力分矩器中的所述液力传动件二为位于涡轮三正后方的涡轮四，所述泵轮二、 涡轮三和涡轮四呈同轴布设；所述工作液冲击涡轮三后自涡轮三的后方排出，自涡轮三排出的工作液冲击在涡轮四上并相应带动涡轮四进行连续转动；所述涡轮三和涡轮四之间布设有导向轮二，所述导向轮二位于涡轮三正后方，且涡轮四位于导向轮二的正后方，所述导向轮二包括沿圆周方向均勻布设且将涡轮三所排出工作液的流向进行调整以使得工作液以最大效率冲击涡轮四的多个叶片二 ；且实际调整时，多个所述叶片二将涡轮三所排出工作液的流向向靠近涡轮四中叶片的正对冲击方向进行调整；多个所述叶片二固定安装在叶片安装架二上，所述叶片安装架二固定安装在所述分矩器外壳上。上述汽车无极变速系统，其特征是所述驱动轴二与所述汽车发动机的动力输出轴同轴连接，且所述泵轮二同轴安装在所述驱动轴一上，所述驱动轴一位于泵轮二前侧；所述次驱动轴为同轴安装在涡轮四后侧的空心轴二，所述主驱动轴同轴安装在涡轮三后侧且导向轮二中部开有供主驱动轴穿过的通孔，所述主驱动轴同轴套装在所述空心轴二内且其自所述空心轴二后部伸出。上述汽车无极变速系统，其特征是所述档位控制器为将所述汽车的档位调控至前进挡、倒退挡或空挡的行星齿轮变速器二 ；所述行星齿轮变速器二包括同轴安装在动力输出轴一上且由动力输出轴一带动进行同步转动的太阳轮二、同轴套装在太阳轮二上的行星架二、沿圆周方向均勻布设在行星架二上的多个行星齿轮二和套装在多个所述行星齿轮二外侧与多个所述行星齿轮二均啮合的齿圈二，所述行星架二的前端自齿圈二伸出，且行星架二自齿圈二伸出的伸出段上同轴套装有将档位调控至前进挡以控制汽车前进的前进控制刹车碟，所述齿圈二上同轴套装有将档位调控至倒退挡以控制汽车倒退的倒退刹车碟；所述齿圈二的后端自行星架二伸出；所述输出机构为将行星架二和齿圈二所输出动力合成一个动力进行输出的行星齿轮变速器三；所述行星齿轮变速器三包括与行星架二固定连接且由行星架二带动进行同步转动的太阳轮三、同轴套装在太阳轮三上的行星架三、同轴套装在行星架三外侧的齿圈三和沿圆周方向均勻布设在行星架三上的多个行星齿轮三，所述齿圈三同轴固定在齿圈二后部，所述齿圈三与多个所述行星齿轮三均啮合，且所述行星架三为所述输出机构的动力输出端。同时，本发明还公开了一种设计方法步骤简单、易于掌握且设计效果好、实现方便的无极变速系统设计方法，其特征在于该方法包括以下步骤步骤一、设计参数确定根据公式Ps= FVs，计算得出需设计汽车的设计功率P 设，式中Ps= (70% 80% ) XP额，且P额为汽车发动机的额定功率，F为当汽车发动机的工作功率SPs时通过测力装置测试得出的需设计汽车勻速运行过程中在水平方向上的牵引力，需设计汽车勻速运行过程中所受的阻力Fpfi= F ；之后，根据公式Vs= Ps/F，计算得出需设计汽车的设计运行速度Vs，并根据计算得出的Vs计算得出汽车在无任何阻力情况下的空载转速Vs= VSX(1+C1% )，其中Cl%= 10% 15% ；然后，再根据空载转速V空来确定涡轮一或涡轮三的空载转速n3、涡轮二或涡轮四的空载转速n2和处于前进档位时汽车发动机到所述主动轮轮轴之间的空载传动比is= n￥ft/ns，ns为当汽车发动机的驱动功率为？《时通过测速装置测试得出需设计汽车勻速向前运行过程中汽车发动机的转速，I^ft为根据公式Vs= X2 π r推算得出的所述主动轮轮轴的转速值，且r为需设计汽车主动轮的半径；其中 n3 = r!设(1-C1% )，n2 = n3(l-Cl% )；步骤二、液力分矩器结构参数确定所述离心式液力分矩器中，分别以涡轮一的空载转速n3和涡轮二的空载转速n2，确定涡轮一和涡轮二的结构参数；且对涡轮一和涡轮二的结构参数进行确定时，对涡轮一和涡轮二中叶片的形状、大小和数量进行确定；且实际确定时，当涡轮一或涡轮二的转速越大，其叶片受到工作液冲击的有效冲击面积越大且叶片的数量也越多，再根据所确定的叶片有效冲击面积对叶片的形状和大小进行确定；反之亦然；所述轴流式液力分矩器中，分别以涡轮三的空载转速n3和涡轮四的空载转速n2， 确定涡轮三和涡轮四的结构参数；且对涡轮三和涡轮四的结构参数进行确定时，对涡轮三和涡轮四中叶片的形状、大小和数量进行确定；且实际确定时，当涡轮三或涡轮四的转速越大，其叶片受到工作液冲击的有效冲击面积越大且叶片的数量也越多，再根据所确定的叶片有效冲击面积对叶片的形状和大小进行确定；反之亦然；步骤三、无级变速器结构参数确定根据公式Iiltl = (^1)1 - ，对比值 进行确定，使得n3和 发生很小的变化会引起H1发生很大的变化，式中％ = r21/rn，其中rn为太阳轮一的半径且r21为齿圈一的半径；实际确定比值％时，在汽车发动机的驱动功率不变情况下，对n3和n2进行相应增减调整对应获得调整后的1 和 。，根据公式
C= Im +Im = &1+0. 5确定比值 ，其中 Δηι= Ιη「ηιοΙ，Δη2= η2-η201, An3= |η3_η30| ；
其中，c > 1，且c值越大，η3和η2发生变化时引起Ii1发生的变化越大；步骤四、挡位控制器和输出机构结构参数确定以发动机的基准转速、无级变速器的结构参数％和空载传动比i ^；为依据，确定挡位控制器的结构参数％和输出机构的结构参数 ；根据无级变速器的结构参数ai，且结合公式Ii11 = (ai+l)n3-ain2计算得出太阳轮一的转速nn ；所述挡位控制器中，n12 = (a2+l)n32-a2n22，式中a2 = r"r12，其中r12为太阳轮二的半径且ι·22为齿圈二的半径，η12为太阳轮二的转速且n12 = ηη,η32为行星架二的转速，η22 为齿圈二的转速；所述输出机构中，n13 = (a3+l)n33-￡i3n23，式中ει3 = r23/r13，其中r13为太阳轮三的半径且r23为所述齿圈三的半径，n13为太阳轮三的转速且n13 = n32, n33为所述输出机构的输出转速，其中n23 = Ii22 ；由于所述输出机构的动力输出端与所述主动轮轮轴之间的传动比为 1 1，贝丨J n33 = ；同时，由于前进挡状态下，在前进控制刹车碟的作用下，行星架二停止转动，则行星架二的转速1 = 0 ；根据公式^ = -a^a3 + D确定挡位控制器的结构参数 和输出机构的结构参数 a3,式中 nn = (a^l)H3-B1Ii2, = r!设 X i 空。上述汽车无极变速系统设计方法，其特征是步骤三中所述的比值 =1.5 4. 5。同时，本发明还公开了一种控制方法步骤简单、实现方便、使用成本低且无级变速效果好、能耗低的无极变速系统控制方法，其特征在于采用液力分矩器的运转状态对汽车实际转速进行自动调整和汽车实际转速调整状态及调整量对液力分矩器的运转状态进行同步动态反馈调整相结合的控制方法，自动完成汽车的无极变速过程；其控制过程包括以下步骤步骤(a)汽车起步根据公式P = FV，在汽车发动机的驱动功率不变情况下，汽车牵引力F与汽车车速V成反比；由于起步时汽车的实际车速为0，则此时牵引力F最大，汽车自动进行加速；而当车速增加时，所述液力传动件一的转速增大且所述液力传动件二的转速下降，相应使得汽车的车速不断增大，与此同时汽车牵引力F逐渐下降，直至汽车以速度Viai勻速向前行驶；步骤(b)汽车加速当汽车勻速行驶中开始增大油门，即汽车发动机的驱动功率增大时，汽车车速V相应增加，此时所述液力传动件一和所述液力传动件二的转速均随之增大，相应使得汽车的车速不断增大，直至汽车以速度Vi3ii2勻速向前行驶，且Viai < Vi3
速2 ‘步骤(c)汽车上台阶当汽车以速度Vi3ii2勻速行驶中遇一台阶且汽车发动机的驱动功率不变时，汽车遇到的阻力增加，汽车以此时的车速相对应的汽车牵引力F无法上台阶，从而使得汽车车速V下降并通过同步反馈到所述液力传动件一和所述液力传动件二上由于汽车发动机的驱动功率不变，在汽车车速V的下降情况下，则所述液力传动件一的转速下降，而所述液力传动件二的转速升高，且此时的汽车牵引力F增大，使得汽车能缓慢上台阶；而当上台阶后，由于汽车受到的阻力又下降到上台阶之前的受力状态，因而汽车车速V又逐渐增大，使得所述液力传动件一的转速增大且所述液力传动件二的转速下降，直至汽车车速V增大至Via2并以速度Via2勻速向前行驶；步骤(d)汽车从平路到上坡汽车在平路上以速度Vi3ii2勻速行驶过程中遇一上坡路后，当汽车发动机的驱动功率不变时，由于此时汽车受到下滑力，汽车车速V下降，并相应使得所述液力传动件一的转速下降，而所述液力传动件二的转速升高，从而使得汽车牵引力F增大，直到汽车牵引力F增大值与所受到的下滑力相等时，汽车以Via3勻速向前行驶，且< Vi3a2 ；而当汽车发动机的驱动功率增大时，所述液力传动件一和所述液力传动件二的转速均随之增大，相应使得汽车的车速不断增大，直至汽车以速度Via4勻速向
前行驶，且V勾速4 > V勾速3。本发明与现有技术相比具有以下优点1、各部分结构设计合理、构思巧妙且设计新颖，安装布设方便、加工制作及使用成本低，使用操作简便。2、涡轮一和涡轮二的转速与汽车运动状态改变之间的相互关系靠自身系统自动完成，完全不需借助任何外力，二者的实际速度总是向空载转速靠近。因而能真正实现无级变速；并且，无级变速器中太阳轮一的转速可以从零到设计的空载转速值之间进行无级连
续变化。3、整体结构简单，主要由液力分矩器、无级变速器、档位控制器和输出机构四个部分组成，液力分矩器是把发动机的驱动功率分为两个即独立又有关联的分驱动功率输出， 并相应输入到无级变速器的两个输入端；无级变速器是一组两个动力输入，一个动力输出的单排行星齿轮机构，无级变速器中要选择适当的常数％，实现转速n2与n3相对很小的变化会引起H1发生很大的变化；档位控制器是一组带有两个刹车碟的单排行星齿轮机构，是改变汽车前进、倒档和空档的机构；输出机构也是一组单排行星齿轮机构，前进和倒档分别由两个轴输出，用此机构合并为一个轴输出最后到主动轮轴。因而，整体结构简单，所需部
11件少。4、实际使用效果好且实用价值高，是一款机械自动机构，汽车总是向设计的空载转速靠近，而速度越高牵引力就变小，直到牵引力等于阻力时汽车速度达到稳定值。汽车在遇到阻力发生变化时，两涡轮的转速会自动发生改变，并直至达到新的平衡。这里的自动是自然而然，没有传感器之类的检测器件和相应的控制元件，因而可靠性高。同时，变换前进挡、倒挡和空挡时只是改变两个刹车碟的状态即可。而无需改变齿轮之间的联动。而汽车的倒挡可以达到和前进挡一样的高速。5、并且汽车起步时速度从0开始，所以起步动力很大，不仅能真正实现无极变速， 而且能彻底解决汽车起步难的问题。6、实际运行过程中，汽车受到的一个阻力对应一个稳定车速(在汽车发动机驱动功率不变的情况下，即油门恒定)。同时，由于本发明是纯粹机械结构来实现自动化变速过程，因而可靠性高。由于系统自身会调整车辆向空载转速靠近，因而在发动机输出功率不变时，阻力减小车速自然增加，阻力增大时车速自然减小。7、汽车突然遇障碍增加阻力时，只是两个涡轮的转速相互改变，并逐渐自动达到速度平衡，因而不会冲击发动机。8、推广应用面广，能有效推广使用至其它相关技术领域。综上所述，本发明整体结构简单、设计合理、投入成本低且使用操作简便、实现方便，并且不借助任何外力便可自动实现无级变速，因而工作性能稳定可靠。下面通过附图和实施例，对本发明的技术方案做进一步的详细描述。


图1为本发明的工作原理图。图2为本发明汽车处于倒退档位时的工作原理图。图3为本发明汽车处于前进档位时的工作原理图。图4为本发明离心式液力分矩器的内部结构示意图。图5为本发明离心式液力分矩器的横截面结构示意图。图6为本发明离心式液力分矩器的装配结构示意图。图7为本发明离心式液力分矩器的工作液流向示意图。图8为本发明轴流式液力分矩器的内部结构示意图。图9为本发明轴流式液力分矩器的内部结构示意图。
具体实施例方式如图1、图2及图3所示，本发明所述的汽车无极变速系统，由液力分矩器14、与所述液力分矩器14传动连接的无级变速器、与所述无级变速器传动连接的档位控制器和与所述档位控制器传动连接的输出机构组成，所述输出机构通过传动机构与汽车主动轮轮轴进行传动连接。所述液力分矩器14为将汽车发动机17输出的驱动功率Ptl分为两个独立的分驱动功率并分别通过主驱动轴11与次驱动轴12对两个所述分驱动功率进行同时输出的分矩装置，所述主驱动轴11与次驱动轴12呈平行布设；两个所述分驱动功率分别为由主驱动轴11输出的主驱动功率P1和由次驱动轴12输出的次驱动功率P2,且PJPfPm = P。，其中Pm为测试得出所述液力分矩器正常工作时的功率损耗值；当驱动功率Ptl恒定不变时，次驱动功率P2的大小由主驱动功率P1的大小来决定当主驱动功率P1越大时，次驱动功率P2越小； 反之，当主驱动功率P1越小时，次驱动功率P2越大。所述液力分矩器14包括分矩器外壳15、盛装于所述分矩器外壳15内的工作液、主驱动轴11、次驱动轴12、液力分矩机构和与所述汽车发动机17进行传动连接的动力输入元件，所述液力分矩机构包括液力传动件一和液力传动件二，所述液力传动件一与主驱动轴 11传动连接，所述液力传动件二与次驱动轴12传动连接，所述液力分矩机构和所述动力输入元件均安装在所述分矩器外壳15内；所述动力输入元件将所述汽车发动机17输出的机械能转换为所述工作液的流体动能Wtl并通过工作液先后对液力传动件一和液力传动件二进行做功，所述液力传动件一将所述工作液的部分流体动能W1转换为机械能并带动主驱动轴11进行同步转动，所述液力传动件二将所述工作液对液力传动件一做功后剩余的剩余流体动能W2转换为机械能并带动次驱动轴(1 进行同步转动，其中Wtl = WJWfWm，式中Wm 为所述液力分矩机构正常工作时的能量损耗。所述无级变速器为行星齿轮变速器一；所述行星齿轮变速器一包括太阳轮一
5-1、同轴套装在太阳轮一5-1上的行星架一 5-2、沿圆周方向均勻布设在行星架一 5-2上的多个行星齿轮一 5-3和套装在多个所述行星齿轮一 5-3外侧且与多个所述行星齿轮一 5-3 均啮合的齿圈一 5-4 ；所述行星架一 5-2与主驱动轴11进行传动连接并由主驱动轴11带动进行同步转动，所述齿圈一 5-4与次驱动轴12进行传动连接且由次驱动轴12带动进行同步转动；所述太阳轮一 5-1与所述无级变速器的动力输出轴一 13同轴连接，且动力输出轴一 13由太阳轮一 5-1带动进行同步转动。所述档位控制器为将所述汽车的档位调控至前进挡、倒退挡或空挡的行星齿轮变速器二 ；所述行星齿轮变速器二包括同轴安装在动力输出轴一 13上且由动力输出轴一 13 带动进行同步转动的太阳轮二 6-1、同轴套装在太阳轮二 6-1上的行星架二 6-2、沿圆周方向均勻布设在行星架二 6-2上的多个行星齿轮二 6-3和套装在多个所述行星齿轮二 6-3外侧与多个所述行星齿轮二 6-3均啮合的齿圈二 6-4，所述行星架二 6-2的前端自齿圈二 6-4 伸出，且行星架二 6-2自齿圈二 6-4伸出的伸出段上同轴套装有将档位调控至前进挡以控制汽车前进的前进控制刹车碟7，所述齿圈二 6-4上同轴套装有将档位调控至倒退挡以控制汽车倒退的倒退刹车碟8 ；所述齿圈二 6-4的后端自行星架二 6-2伸出。实际使用过程中，也可采用其它结构的档位控制器。由于档位控制器也是一组行星齿轮机构，太阳轮二 6-1与无极变速器共用一个太阳轮。实际使用时，从太阳轮二 6-1输入动力，在齿圈二 6-4和行星架二 6-2上分别装有倒退刹车碟8和前进控制刹车碟7。本档位控制器不仅结构简单、安装方便且使用操控简便、 使用效果好，汽车实际运行过程中，卡住前进控制刹车碟7，放开倒退刹车碟8，此时齿圈二
6-4输出动力，此时汽车处于前进挡，详见图3；而卡住倒退刹车碟8，而放开前进控制刹车碟7，星架二 6-2输出动力，此时汽车处于倒退挡，详见图2 ；当倒退刹车碟8和前进控制刹车碟7均放开时，无动力输出，此时汽车处于空挡。本实施例中，所述输出机构为将行星架二 6-2和齿圈二 6-4所输出动力合成一个动力进行输出的行星齿轮变速器三。所述行星齿轮变速器三包括与行星架二 6-2固定连接且由行星架二 6-2带动进行同步转动的太阳轮三9-1、同轴套装在太阳轮三9-1上的行星架三9-2、同轴套装在行星架三9-2外侧的齿圈三和沿圆周方向均勻布设在行星架三9-2上的多个行星齿轮三9-3，所述齿圈三同轴固定在齿圈二 6-4后部，所述齿圈三与多个所述行星齿轮三9-3均啮合，且所述行星架三9-2为所述输出机构的动力输出端。实际使用过程中， 也可采用其它结构的输出机构。实际加工制作时，为加工及安装方便，本实施例中，所述齿圈三与齿圈二 6-4加工制作为一体且二者的半径相同，也就是说，所述档位控制器和所述输出机构共用齿圈二 6-4，齿圈二 6-4后端自行星架二 6-2后端部伸出，且所述行星架三9-2同轴套装在齿圈二 6-4后端自行星架二 6-2伸出的伸出段内，齿圈二 6-4同时与多个所述行星齿轮三9-3均啮
口 O本实施例中，1 = r22。综上，所述输出机构为一个行星齿轮机构由于前进档和倒退档状态下，汽车动力在不同的轴输出，而本发明所采用的行星齿轮变速器三可以让两个不同轴输出的动力转换至从一个轴输出。所述行星齿轮变速器三的齿圈和档位控制器共用一个齿圈，挡位控制器的行星架二 6-2和输出机构的太阳轮三9-1固定连接。动力从输出机构的行星架三9-2输
出ο因而，本发明所采用的输出机构结构简单、设计新颖合理且安装方便、操作简便、 使用效果好，从挡位控制器到输出机构之间存在固定的变速比，具体来说，当汽车处于倒退档位时，从挡位控制器到输出机构之间为一个固定的变速比；当汽车处于前进档位时，从挡位控制器到输出机构之间为另一个固定的变速比。本实施例中，所述动力输入元件为泵轮，所述液力传动件一和液力传动件二均为涡轮。所述泵轮impeller为从动力机吸收机械能并使工作液体动量矩增加的叶轮。本实施例中，所述液力分矩器14为离心式液力分矩器。结合图4、图5、图6及图7，所述离心式液力分矩器中的动力输入元件为由所述汽车发动机17带动进行连续转动且在连续转动的同时将所述工作液沿幅向泵出的泵轮一
1-1，所述离心式液力分矩器中的所述液力传动件一为同轴套装在泵轮一1-1上的涡轮一
2-1，自泵轮一1-1泵出的工作液直接均勻冲击在涡轮一 2-1上并相应带动涡轮一 2-1进行连续转动，所述离心式液力分矩器中的所述液力传动件二为同轴套装在涡轮一 2-1上的涡轮二 4-1，所述工作液冲击涡轮一 2-1后自涡轮一 2-1的外周侧排出并冲击在涡轮二 4-1 上，冲击在涡轮二 4-1上的工作液带动涡轮二 4-1进行连续转动；所述泵轮一 1-1的驱动轴一与所述汽车发动机17的动力输出轴传动连接。所述分矩器外壳15为圆柱状壳体。所述涡轮一 2-1和涡轮二 4-1之间同轴套装有导向轮一 3-1，所述导向轮一 3_1包括沿圆周方向均勻布设且将涡轮一 2-1所排出工作液的流向进行调整以使得工作液以最大效率冲击涡轮二 4-1的多个叶片一；且实际调整时，多个所述叶片一将涡轮一 2-1所排出工作液的流向向靠近涡轮二 4-1中叶片的正对冲击方向进行调整；多个所述叶片一固定安装在叶片安装架一上，所述叶片安装架一固定安装在所述分矩器外壳15上。实际安装时， 所述叶片安装架一的靠近发动机侧的侧面固定安装在所述分矩器外壳15上。因而，实际使用过程中，所述导向轮一 3-1的作用是对涡轮一 2-1所排出工作液的流向进行导向，且具体是将涡轮一 2-1所排出工作液尽可能导向至正向冲击至涡轮二 4-1中的各叶片正面，以使
1得工作液能以最大效率冲击涡轮二4-1。实际使用过程中，工作液具体是采用液力变矩器中使用的液压油。本实施例中，为安装方便，所述驱动轴一与所述汽车发动机17的动力输出轴同轴连接，且所述泵轮一 1-1同轴安装在所述驱动轴一上，所述驱动轴一位于泵轮一 1-1前侧； 所述次驱动轴12为同轴安装在涡轮二 4-1后侧的空心轴一，所述主驱动轴11同轴安装在涡轮一 2-1后侧，所述主驱动轴11同轴套装在所述空心轴一内且其自所述空心轴一后部伸
出ο本实施例中，所述叶片安装架一通过固定支杆一安装在汽车发动机17 —侧的分矩器外壳15内壁上。同时，分矩器外壳15与所述液力分矩机构之间形成供所述工作液回流的工作液回流通道。实际安装时，泵轮一 1-1、涡轮一 2-1、导向轮一 3-1和涡轮二 4-1紧凑安装在分矩器外壳15内。也就是说，泵轮一 1-1的外径与涡轮一 2-1的内径一致，涡轮一 2-1的外径与导向轮一 3-1的内径一致，导向轮一 3-1的外径与涡轮二 4-1的内径一致，这样泵轮一
1-1、涡轮一2-1、导向轮一 3-1和涡轮二 4-1由内至外依次套装为一体，实际加工制作时，也可以将泵轮一 1-1、涡轮一 2-1、导向轮一 3-1和涡轮二 4-1的厚度加工一致。因而，所述离心式液力分矩器的中心为泵轮一 1-1且泵轮一 1-1的驱动轴位于汽车发动机17 —侧。泵轮一 1-1外侧套装涡轮一 2-1且涡轮一 2-1的转动轴(即主驱动轴11)位于另一侧，涡轮一 2-1外侧套装导向轮一 3-1且导向轮一 3-1固定在汽车发动机17 —侧的分矩器外壳15 内壁上，导向轮一 3-1外侧套装涡轮二 4-1且与涡轮二 4-1的转动轴(即次驱动轴12)与主驱动轴11位于同侧，并且次驱动轴12同轴套装在主驱动轴11上。实际使用过程中，所述汽车发动机17带动泵轮一 1-1连续旋转，且泵轮一 1-1连续旋转的同时将工作液径向甩出；泵轮一 1-1甩出的工作液冲击至涡轮一 2-1上，并相应带动涡轮一 2-1进行连续旋转；涡轮一 2-1连续旋转过程中，冲击至其叶片上的工作液经叶片后径向排出，且涡轮一 2-1排出的工作液冲击至导向轮一 3-1，也就是说，工作液对涡轮一
2-1做功后继续向外流动；导向轮一3-1对冲击至其叶片上的工作液流向进行修正、调整， 使得工作液的流向向靠近涡轮二 4-1中叶片的正对冲击方向进行调整，这样通过导向轮一
3-1使得工作液以最大效率冲击至涡轮二4-1上，也就是说，工作液经涡轮一 2-1后将其剩余动能以最大效率冲击至涡轮二 4-1，并相应带动涡轮二 4-1进行连续转动。因而，通过导向轮一 3-1能最大程度发挥汽车发动机17的驱动功率，减小功率损耗。综上，工作液对涡轮二 4-1做功后甩向分矩器外壳15且经工作液回流通道后，又回到泵轮一 1-1的中心以进行下一个循环过程。这样，汽车发动机17的动力通过液力分矩器后变为同轴同向输出的两个独立且相互关联的动力，并分别通过涡轮一 2-1的转动轴 (即主驱动轴11)和涡轮二 4-1的转动轴(即次驱动轴1 进行输出。由于主驱动轴11输出的主驱动功率Pl和由次驱动轴12输出的次驱动功率P2之和=PcrPm，其中Pm为测试得出所述液力分矩器正常工作时的功率损耗值。因而，当驱动功率Ptl恒定不变时，次驱动功率P2的大小由主驱动功率P。的大小来决定当主驱动功率P1越大时，次驱动功率P2越小； 反之，当主驱动功率P1越小时，次驱动功率P2越大。也就是说，若涡轮一 2-1的转速越高， 则说明涡轮一 2-1消耗掉越多的工作液能量；这样，冲击至涡轮二 4-1的剩余动能便越小， 因而涡轮二 4-1的转速就越慢。反之；若涡轮一 2-1所承受的阻力越大且其转速越慢得情况下，涡轮二 4-1所获得剩余动能便越多，因而涡轮二 4-1便会有越高的转速。总之，由于工作液首先对涡轮一 2-1做功，剩余能量再对涡轮二 4-1进行做功，因而首先要保证涡轮一 2-1的旋转。实际工作过程中，导向轮一 3-1固定不动，因而导向轮一 3-1不消耗能量，且导向轮一 3-1的作用是对涡轮一 2-1排出的工作液流向进行导向。本实施例中，对无极变速系统进行设计时，其设计方法包括以下步骤步骤一、设计参数确定根据公式Ps= FVs，计算得出需设计汽车的设计功率Ps， 式中Ps= (70% 80% ) XP额，且P额为汽车发动机17的额定功率，F为当汽车发动机17 的工作功率为？@时通过测力装置测试得出的需设计汽车勻速运行过程中在水平方向上的牵引力，需设计汽车勻速运行过程中所受的阻力Fpfi= F ；之后，根据公式Vs= Ps/F，计算得出需设计汽车的设计运行速度Vs，并根据计算得出的Vi^+算得出汽车在无任何阻力情况下的空载转速Vs= VsX (1+C1%)，其中Cl%= 10% 15%;然后，再根据空载转速V空来确定涡轮一 2-1或涡轮三10-2的空载转速n3、涡轮二 4-1或涡轮四10_4的空载转速n2 和处于前进档位时汽车发动机17到所述主动轮轮轴之间的空载传动比is= n￥ft/ns，n设为当汽车发动机17的驱动功率为Ps时通过测速装置测试得出需设计汽车勻速向前运行过程中汽车发动机17的转速，Ii^fe为根据公式Vs= X2 π r推算得出的所述主动轮轮轴的转速值，且r为需设计汽车主动轮的半径；其中n2 = ns (1-C1% )，n2 = n3(l-Cl% )。步骤二、液力分矩器结构参数确定所述离心式液力分矩器中，分别以涡轮一 2-1 的空载转速n3和涡轮二 4-1的空载转速n2，确定涡轮一 2-1和涡轮二 4_1的结构参数；且对涡轮一 2-1和涡轮二 4-1的结构参数进行确定时，对涡轮一 2-1和涡轮二 4-1中叶片的形状、大小和数量进行确定；且实际确定时，当涡轮一 2-1或涡轮二 4-1的转速越大，其叶片受到工作液冲击的有效冲击面积越大且叶片的数量也越多，再根据所确定的叶片有效冲击面积对叶片的形状和大小进行确定；反之亦然。所述轴流式液力分矩器中，分别以涡轮三10-2的空载转速叫和涡轮四10-4的空载转速n2，确定涡轮三10-2和涡轮四10-4的结构参数；且对涡轮三10-2和涡轮四10_4的结构参数进行确定时，对涡轮三10-2和涡轮四10-4中叶片的形状、大小和数量进行确定； 且实际确定时，当涡轮三10-2或涡轮四10-4的转速越大，其叶片受到工作液冲击的有效冲击面积越大且叶片的数量也越多，再根据所确定的叶片有效冲击面积对叶片的形状和大小进行确定；反之亦然。步骤三、无级变速器结构参数确定根据公式n1Q = 4+1)1 - ，对比值 进行确定，使得n3和n2发生很小的变化会引起Ii1发生很大的变化，式中 =r21/rn，其中rn为太阳轮一 5-1的半径且r21为齿圈一 5-4的半径；实际确定比值 时，在汽车发动机17的驱动功率不变情况下，对n3和n2进行相应增减调整对应获得调整后的n3(l和n2(l，根据公式
C=A^3+A^2 = ai+Q' 5 确定比值 aI，其中 Δηι= |η「η10|，Δη2= n2-n20|, An3 = |n3_n30| ；
其中，c > 1，且c值越大，n3和n2发生变化时引起Ii1发生的变化越大。确定无级变速器的结构参数 后，由于 =r21/rn,则应通过对太阳轮一 5-1和齿圈一 5-4的半径进行相应调整，使得无级变速器满足设计要求。本实施例中，步骤三中所述的比值Ei1 = 1. 5 4. 5。步骤四、挡位控制器和输出机构结构参数确定以发动机的基准转速、无级变
16速器的结构参数％和空载传动比i ^；为依据，确定挡位控制器的结构参数％和输出机构的结构参数如实际确定挡位控制器的结构参数 后，由于 =r22/r12,则应通过对太阳轮二 6-1和齿圈二 6-4的半径进行相应调整，使得挡位控制器满足设计要求。同理，确定输出机构的结构参数 后，由于 =r23/r13,则应通过对太阳轮三9-1和所述齿圈三的半径进行相应调整，使得输出机构器满足设计要求。根据无级变速器的结构参数ai，且结合公式Ii11 = (ai+l)n3-ain2计算得出太阳轮
一5-1的转速nn。所述挡位控制器中，η12 = (ει2+1)η32-ει2η22，式中a2 = ，其中r12为太阳轮二 6-1的半径且r22为齿圈二 6-4的半径，Ii12为太阳轮二 6-1的转速且n12 = nn,n32为行星架
二6-2的转速，1 为齿圈二 6-4的转速。所述输出机构中，n13 = (a3+l)n33-￡i3n23，式中ει3 = 1 / ，其中r13为太阳轮三9-1 的半径且ι·23为所述齿圈三的半径，η13为太阳轮三9-1的转速且Ii13 = η32, η33为所述输出机构的输出转速，其中n23 = ri22 ；由于所述输出机构的动力输出端与所述主动轮轮轴之间的传动比为1 1，则如=11车论。同时，由于前进挡状态下，在前进控制刹车碟7的作用下，行星架二 6-2停止转动， 则行星架二 6-2的转速n32 = 0。根据公式^ =确定挡位控制器的结构参数 和输出机构的结构参数 a3,式中 nn = (a^l)H3-B1Ii2, = r!设 X i 空。由于在行星齿轮变速器中，太阳轮Ii1、齿圈n2和行星架叫的转速满足一下关系=Ii1 =(a+l)n3-an2 ；再根据输出功率等于两个输入功率之和=M1Q1 = M2 ω 2+Μ3 ω 3，便可得出M1 =(M2n2+M3n3)/[(a+l)n3-an2],则牵引力 F1 = M1A1 = IA1X (M2n2+M3n3) / [ (a+1) n3_an2]，由于M2n2+M3n3是汽车发动机17输出的驱动功率，如不改变油门则M2n2+M3n3是常数，因而F1 = IA1X常数/叫。上式中Ii1可以从零到设计值进行连续变化(当(a+l)n3 = an2时，H1 = 0)，则牵引力F与Ii1之间成反比，在汽车起步时Ii1从零开始增加，则起步时牵引力很大。实际确定汽车牵引力F时，F = kFl = k/rlX常数Ai1，式中k与后级传动比和车轮大小有关且其是常数，H1从零到一设计数字连续变化。牵引力F随动力输出转速ηι变化， 在起步时Ii1从零开始增加，则牵引力起步时很大。本无极变速器也可用于其它行业，只是需要两个速度可控动力即可。所述无级变速器系统控制原理汽车发动机给一个驱动功率发动机一液力分矩器泵轮；汽车在此时的运动状态反馈过程为车轮主动轮轴一输出机构一档位控制器一无级变速器一液力分矩器的所述液力传动件一和所述液力传动件二。实际进行信息反馈时， 主要是由于液力分矩器中所述液力传动件一和所述液力传动件二的转速与汽车发动机17 的转速之间有一定的传动比，且无级变速器的输出转速与液力分矩器的输出转速之间有一定的传动比，档位控制器的输出转速与无级变速器的输出转速之间有一定的传动比，而档位控制器的输出转速与输出机构的输出转速(即所述主动轮轮轴的转速)之间有一定的传动比。这两条反馈信息在液力分矩器相遇，通过工作液将二者有机联系在一起。总之遇到运动状态改变时，所述液力传动件一和所述液力传动件二在工作液的作用下会自动改变
17相对转速就能达到新的平衡。自动改变相对转速是因为他们总是向设计的空载转速靠近， 直到无能力再靠近了就达到了力的平衡。本实施例中，利用无极变速系统对汽车进行无极变速控制时，采用液力分矩器14 的运转状态对汽车实际转速进行自动调整和汽车实际转速调整状态及调整量对液力分矩器14的运转状态进行同步动态反馈调整相结合的控制方法，自动完成汽车的无极变速过程；其控制过程包括以下步骤步骤(a)汽车起步根据公式P = FV，在汽车发动机17的驱动功率不变情况下，汽车牵引力F与汽车车速V成反比；由于起步时汽车的实际车速为0，则此时牵引力F最大， 汽车自动进行加速；而当车速增加时，所述液力传动件一的转速增大且所述液力传动件二的转速下降，相应使得汽车的车速不断增大，与此同时汽车牵引力F逐渐下降，直至汽车以速度V^11勻速向前行驶；步骤(b)汽车加速当汽车勻速行驶中开始增大油门，即汽车发动机17的驱动功率增大时，汽车车速V相应增加，此时所述液力传动件一和所述液力传动件二的转速均随之增大，相应使得汽车的车速不断增大，直至汽车以速度Via2勻速向前行驶，且Viai < V
匀速2 ；步骤(c)汽车上台阶当汽车以速度Vi3ii2勻速行驶中遇一台阶且汽车发动机17 的驱动功率不变时，汽车遇到的阻力增加，汽车以此时的车速相对应的汽车牵引力F无法上台阶，从而使得汽车车速V下降并通过同步反馈到所述液力传动件一和所述液力传动件二上由于汽车发动机17的驱动功率不变，在汽车车速V的下降情况下，则所述液力传动件一的转速下降，而所述液力传动件二的转速升高，且此时的汽车牵引力F增大，使得汽车能缓慢上台阶；而当上台阶后，由于汽车受到的阻力又下降到上台阶之前的受力状态，因而汽车车速V又逐渐增大，使得所述液力传动件一的转速增大且所述液力传动件二的转速下降，直至汽车车速V增大至Via2并以速度Via2勻速向前行驶；步骤(d)汽车从平路到上坡汽车在平路上以速度Vi3ii2勻速行驶过程中遇一上坡路后，当汽车发动机17的驱动功率不变时，由于此时汽车受到下滑力，汽车车速V下降， 并相应使得所述液力传动件一的转速下降，而所述液力传动件二的转速升高，从而使得汽车牵引力F增大，直到汽车牵引力F增大值与所受到的下滑力相等时，汽车以Via3勻速向前行驶，且< Vi3a2 ；而当汽车发动机17的驱动功率增大时，所述液力传动件一和所述液力传动件二的转速均随之增大，相应使得汽车的车速不断增大，直至汽车以速度Via4 勻速向前行驶，且Via4 > Vi3iiP由于实际使用时，对于所述离心式液力分矩器来说，工作液首先对涡轮一 2-1做功，剩余动能再对涡轮二 4-1做功，当涡轮一 2-1遇阻力转速变慢时，涡轮一 2-1吸收的能量减少，相应地涡轮一 2-1转速减小，而涡轮二 4-1的转速加快，因而涡轮一 2-1与涡轮二 4-1之间的转速既相互独立又相互关联；汽车行驶过程中，涡轮一 2-1与涡轮二 4-1的转速变化会相应引起牵引力和实际车速相应产生很大变化。空载转速是指在“汽车主动轮悬空无任何阻力”的情况下，在某一油门(即汽车发送机17的驱动功率恒定状态下)时汽车各个传动元件的转速。汽车主动轮轮轴的空载转速是指在“汽车主动轮悬空无任何阻力”情况下，汽车主动轮轮轴的转速。汽车主动轮轮轴的空载转速与液力分矩器的运行状态有关，具体是与涡轮一 2-1和涡轮二 4-1的空载转速有关。汽车在空载转速下是一个高速且小牵引力的运行状态。在某一油门下的汽车实际车速要比空载车速低一点，牵引力要大一点，汽车总是向空载转速靠近，这就是“自动”。实际使用过程中，空载转速是一设计值，在没阻力的情况下工作液首先对涡轮一 2-1做功，再对涡轮二 4-1做功，则涡轮一 2-1的转速高于涡轮二 4-1的转速；而当涡轮一 2-1遇阻力且其转速下降时，工作液会有更多的能量传给涡轮二 4-1，涡轮二 4-1的转速升高。因而，涡轮一 2-1和涡轮二 4-1的转速受汽车阻力大小和运动状态的影响；反过来，涡轮一 2-1和涡轮二 4-1的转速又在改变牵引力的大小，并相应改变汽车的运动状态。并且实际控制过程中，涡轮一 2-1和涡轮二 4-1的转速进行微小变动，便会使得无极变速器中太阳轮(即太阳轮一 5-1)的转速产生的很大变化，因而会对实际车速产生很大影响。实际运行过程中，由于涡轮一 2-1和涡轮二 4-12的转速满足公式Ii1 = (a+1) n3-an2,并且Ii1与实际车速成正比，则可得出在汽车发动机17的驱动功率不变时，涡轮一 2-1和涡轮二 4-1的转速由实际车速决定。与此同时，实际行驶过程中，汽车会自动的向某一稳定速度靠近如果牵引力大于阻力，则汽车加速，此时涡轮一 2-1和涡轮二 4-1的转速向空载转速靠近，即涡轮一 2-1的转速增加，涡轮二 4-1的转速下降，相应地实际车速增加， 直到牵引力等于阻力时，汽车达到稳定运行速度vO，即进入勻速运行状态；再加油时(即汽车发动机17的驱动功率增大时)，汽车会在更高的速度下vl达到平衡，且vl > vO ；在油门不变(即汽车发动机17的驱动功率恒定不变时)时，突然阻力增加(比如平路转为上坡时)，涡轮一 2-1的转速下降，涡轮二 4-1的转速升高，从而导致实际牵引力增加，相应地实际车速下降，直到牵引力等于阻力时车速不再下降，达到稳定速度。综上，设计的空载转速与实际车速成正比，在一般情况下实际转速要比空载转速低(汽车下坡时除外)，但起步后实际运行过程中，汽车实际车速会自动向空载转速靠近。 所述涡轮一 2-1和涡轮二 4-1的转速受汽车阻力大小和运动状态的影响；反过来，涡轮一 2-1和涡轮二 4-1的转速又在改变牵引力的大小，相应改变汽车运动状态。并且，涡轮一 2-1 和涡轮二 4-1的转速与汽车运动状态改变之间的相互关系又是靠自身系统自动完成，完全不需借助任何外力，因而能真正实现自动无级变速。汽车自起步后的运行过程详见以下几种情形a)汽车起步由于起步时汽车实际车速为0，牵引力很大，自然汽车会自动进行加速；而当车速增加时，涡轮一 2-1和涡轮二 4-1的转速变化情形是涡轮一 2-1转速增大且涡轮二 4-1转速下降，相应使得车速不断增大，与此同时牵引力逐渐下降。此过程中，涡轮一 2-1和涡轮二 4-1的转速是逐渐向这一油门(即汽车发动机7的某一驱动功率)下的空载转速靠近的过程，当某一车速下阻力和牵引力平衡，则汽车达到稳定速度，起步过程完成。b)汽车加速汽车在勻速行驶中开始增加油门，即汽车发动机17的驱动功率增大且其转速相应增加，此时涡轮一 2-1和涡轮二 4-1的转速均随之增加，并且涡轮一 2-1和涡轮二 4-1的转速是逐渐向这一油门(即汽车发动机7的某一驱动功率)下的空载转速靠近，直至达到新的稳定速度。因而，汽车加速过程中，牵引力增加，汽车不断加速直到阻力和牵引力达到新的平衡。c)汽车上台阶
汽车缓慢向前行驶，遇一台阶且不给加油状态下，汽车遇到的阻力增加，而汽车此时车速下所具有的牵引力无法上台阶，因而导致实际车速下降并同步反馈到涡轮一 2-1和涡轮二 4-1，由于汽车发送机17的驱动功率不变，则自然涡轮一 2-1的转速下降，而涡轮二 4-1的转速升高，此时牵引力增加，使得汽车能缓慢上台阶；而上台阶后，阻力又下降，汽车又加速到上台阶前的稳定速度。d)汽车从平路到上坡汽车在平路上勻速行驶时，遇一上坡路，在不加油的情况下(汽车发送机17的驱动功率不变)是这样的此时由于增加了下滑力，汽车开始减速，迫使涡轮一 2-1的转速下降，而涡轮二 4-1的转速增加，从而使得汽车牵引力增加，直到牵引力增加到下滑力和阻力相等时，汽车速度达到平衡。而在加油的情况下，汽车会在更高的速度下达到平衡。实施例2本实施例中，与实施例1不同的是所述液力分矩器为轴流式液力分矩器。结合图8及图9，所述轴流式液力分矩器中的动力输入元件为由所述汽车发动机17带动进行连续转动且在连续转动的同时将所述工作液沿轴向泵出的泵轮二 10-1，所述泵轮二 10-1前侧同轴安装有驱动轴二，所述驱动轴二与所述汽车发动机17的动力输出轴传动连接；所述轴流式液力分矩器中的所述液力传动件一为位于泵轮二 10-1正后方的涡轮三10-2，自泵轮二 10-1泵出的工作液直接均勻冲击在涡轮三10-2上并相应带动涡轮三10-2进行连续转动，所述离心式液力分矩器中的所述液力传动件二为位于涡轮三10-2正后方的涡轮四 10-4，所述泵轮二 10-1、涡轮三10-2和涡轮四10-4呈同轴布设；所述工作液冲击涡轮三 10-2后自涡轮三10-2的后方排出，自涡轮三10-2排出的工作液冲击在涡轮四10-4上并相应带动涡轮四10-4进行连续转动。所述涡轮三10-2和涡轮四10-4之间布设有导向轮二 10-3，所述导向轮二 10-3位于涡轮三10-2正后方，且涡轮四10-4位于导向轮二 10-3的正后方，所述导向轮二 10-3包括沿圆周方向均勻布设且将涡轮三10-2所排出工作液的流向进行调整以使得工作液以最大效率冲击涡轮四10-4的多个叶片二 ；且实际调整时，多个所述叶片二将涡轮三10-2所排出工作液的流向向靠近涡轮四10-4中叶片的正对冲击方向进行调整；多个所述叶片二固定安装在叶片安装架二上，所述叶片安装架二固定安装在所述分矩器外壳15上。因而，实际使用过程中，所述导向轮二 10-3的作用是对涡轮三10-2所排出工作液的流向进行导向， 且具体是将涡轮三10-2所排出工作液尽可能导向至正向冲击至涡轮四10-4中的各叶片正面，以使得工作液能以最大效率冲击涡轮四10-4。本实施例中，为安装方便，所述驱动轴二与所述汽车发动机17的动力输出轴同轴连接，且所述泵轮二 10-1同轴安装在所述驱动轴一上，所述驱动轴一位于泵轮二 10-1前侧；所述次驱动轴12为同轴安装在涡轮四10-4后侧的空心轴二，所述主驱动轴11同轴安装在涡轮三10-2后侧且导向轮二 10-3中部开有供主驱动轴11穿过的通孔，所述主驱动轴11同轴套装在所述空心轴二内且其自所述空心轴二后部伸出。实际安装时，所述泵轮二 10-1、涡轮三10-2、导向轮二 10-3和涡轮四10-4紧凑安装在所述分矩器外壳15内。实际使用过程中，本发明所述无极变速系统的其它部分结构、连接关系和工作原理以及设计和控制方法均与实施例1相同。实际加工制作时，涡轮三10-2和涡轮四10-4上叶片的结构与汽轮机上所使用叶片的结构相同或相似，且导向轮二 10-3与汽轮机上所用隔板的结构相同。导向轮二 10-3 固定不动。 实际加工时，所述泵轮二 10-1、涡轮三10-2、导向轮二 10-3和涡轮四10_4的直径可以均相同，也可以由左至右依次增大。
权利要求
1.一种汽车无极变速系统，其特征在于由液力分矩器(14)、与所述液力分矩器(14) 传动连接的无级变速器、与所述无级变速器传动连接的档位控制器和与所述档位控制器传动连接的输出机构组成，所述输出机构通过传动机构与汽车主动轮轮轴进行传动连接；所述液力分矩器(14)为将汽车发动机(17)输出的驱动功率Ptl分为两个独立的分驱动功率并分别通过主驱动轴(11)与次驱动轴(1 对两个所述分驱动功率进行同时输出的分矩装置，所述主驱动轴(11)与次驱动轴(1 呈平行布设；两个所述分驱动功率分别为由主驱动轴(11)输出的主驱动功率P1和由次驱动轴(1 输出的次驱动功率P2，且PJPfPm =Po，其中Pm为测试得出所述液力分矩器正常工作时的功率损耗值；当驱动功率Ptl恒定不变时，次驱动功率P2的大小由主驱动功率P1的大小来决定当主驱动功率P1越大时，次驱动功率P2越小；反之，当主驱动功率P1越小时，次驱动功率P2越大；所述液力分矩器(14)包括分矩器外壳(1 、盛装于所述分矩器外壳(1 内的工作液、 主驱动轴(11)、次驱动轴(12)、液力分矩机构和与所述汽车发动机(17)进行传动连接的动力输入元件，所述液力分矩机构包括液力传动件一和液力传动件二，所述液力传动件一与主驱动轴(11)传动连接，所述液力传动件二与次驱动轴(12)传动连接，所述液力分矩机构和所述动力输入元件均安装在所述分矩器外壳(1 内；所述动力输入元件将所述汽车发动机(17)输出的机械能转换为所述工作液的流体动能Wtl并通过工作液先后对液力传动件一和液力传动件二进行做功，所述液力传动件一将所述工作液的部分流体动能W1转换为机械能并带动主驱动轴(11)进行同步转动，所述液力传动件二将所述工作液对液力传动件一做功后剩余的剩余流体动能W2转换为机械能并带动次驱动轴(1 进行同步转动，其中 W0 = WJWfWm，式中Wm为所述液力分矩机构正常工作时的能量损耗；所述无级变速器为行星齿轮变速器一；所述行星齿轮变速器一包括太阳轮一(5-1)、 同轴套装在太阳轮一(5-1)上的行星架一(5-2)、沿圆周方向均勻布设在行星架一(5-2)上的多个行星齿轮一(5- 和套装在多个所述行星齿轮一(5- 外侧且与多个所述行星齿轮一 (5-3)均啮合的齿圈一(5-4)；所述行星架一(5- 与主驱动轴(11)进行传动连接并由主驱动轴(11)带动进行同步转动，所述齿圈一(5-4)与次驱动轴(1 进行传动连接且由次驱动轴(1 带动进行同步转动；所述太阳轮一(5-1)与所述无级变速器的动力输出轴一 (13)同轴连接，且动力输出轴一(1 由太阳轮一(5-1)带动进行同步转动。
2.按照权利要求1所述的汽车无极变速系统，其特征在于所述动力输入元件为泵轮， 所述液力传动件一和液力传动件二均为涡轮。
3.按照权利要求2所述的汽车无极变速系统，其特征在于所述液力分矩器(14)为离心式液力分矩器或轴流式液力分矩器。
4.按照权利要求3所述的汽车无极变速系统，其特征在于所述离心式液力分矩器中的动力输入元件为由所述汽车发动机(17)带动进行连续转动且在连续转动的同时将所述工作液沿幅向泵出的泵轮一(1-1)，所述离心式液力分矩器中的所述液力传动件一为同轴套装在泵轮一(1-1)上的涡轮一 0-1)，自泵轮一(1-1)泵出的工作液直接均勻冲击在涡轮一 (2-1)上并相应带动涡轮一进行连续转动，所述离心式液力分矩器中的所述液力传动件二为同轴套装在涡轮一(2-1)上的涡轮二 ，所述工作液冲击涡轮一(2-1)后自涡轮一的外周侧排出并冲击在涡轮二上，冲击在涡轮二上的工作液带动涡轮二(4-1)进行连续转动；所述泵轮一(1-1)的驱动轴一与所述汽车发动机(17)的动力输出轴传动连接；所述涡轮一和涡轮二之间同轴套装有导向轮一(3-1)，所述导向轮一 (3-1)包括沿圆周方向均勻布设且将涡轮一所排出工作液的流向进行调整以使得工作液以最大效率冲击涡轮二 G-i)的多个叶片一；且实际调整时，多个所述叶片一将涡轮一所排出工作液的流向向靠近涡轮二中叶片的正对冲击方向进行调整；多个所述叶片一固定安装在叶片安装架一上，所述叶片安装架一固定安装在所述分矩器外壳 (15)上。
5.按照权利要求4所述的汽车无极变速系统，其特征在于所述驱动轴一与所述汽车发动机(17)的动力输出轴同轴连接，且所述泵轮一(1-1)同轴安装在所述驱动轴一上，所述驱动轴一位于泵轮一(1-1)前侧；所述次驱动轴(1 为同轴安装在涡轮二(4-1)后侧的空心轴一，所述主驱动轴(11)同轴安装在涡轮一(2-1)后侧，所述主驱动轴(11)同轴套装在所述空心轴一内且其自所述空心轴一后部伸出。
6.按照权利要求3所述的汽车无极变速系统，其特征在于所述轴流式液力分矩器中的动力输入元件为由所述汽车发动机(17)带动进行连续转动且在连续转动的同时将所述工作液沿轴向泵出的泵轮二(10-1)，所述泵轮二(10-1)前侧同轴安装有驱动轴二，所述驱动轴二与所述汽车发动机(17)的动力输出轴传动连接；所述轴流式液力分矩器中的所述液力传动件一为位于泵轮二(10-1)正后方的涡轮三(10-2)，自泵轮二(10-1)泵出的工作液直接均勻冲击在涡轮三(10- 上并相应带动涡轮三(10- 进行连续转动，所述离心式液力分矩器中的所述液力传动件二为位于涡轮三(10-2)正后方的涡轮四(10-4)，所述泵轮二(10-1)、涡轮三(10-2)和涡轮四(10-4)呈同轴布设；所述工作液冲击涡轮三(10-2) 后自涡轮三(10-2)的后方排出，自涡轮三(10-2)排出的工作液冲击在涡轮四(10-4)上并相应带动涡轮四(10-4)进行连续转动；所述涡轮三(10-2)和涡轮四(10-4)之间布设有导向轮二(10-3)，所述导向轮二 (10-3)位于涡轮三(10-2)正后方，且涡轮四(10-4)位于导向轮二(10-3)的正后方，所述导向轮二(10-3)包括沿圆周方向均勻布设且将涡轮三(10-2)所排出工作液的流向进行调整以使得工作液以最大效率冲击涡轮四(10-4)的多个叶片二；且实际调整时，多个所述叶片二将涡轮三(10-2)所排出工作液的流向向靠近涡轮四(10-4)中叶片的正对冲击方向进行调整；多个所述叶片二固定安装在叶片安装架二上，所述叶片安装架二固定安装在所述分矩器外壳(15)上。
7.按照权利要求6所述的汽车无极变速系统，其特征在于所述驱动轴二与所述汽车发动机(17)的动力输出轴同轴连接，且所述泵轮二(10-1)同轴安装在所述驱动轴一上，所述驱动轴一位于泵轮二(10-1)前侧；所述次驱动轴(1 为同轴安装在涡轮四(10-4)后侧的空心轴二，所述主驱动轴(11)同轴安装在涡轮三(10-2)后侧且导向轮二(10-3)中部开有供主驱动轴(11)穿过的通孔，所述主驱动轴(11)同轴套装在所述空心轴二内且其自所述空心轴二后部伸出。
8.按照权利要求4或6所述的汽车无极变速系统，其特征在于所述档位控制器为将所述汽车的档位调控至前进挡、倒退挡或空挡的行星齿轮变速器二；所述行星齿轮变速器二包括同轴安装在动力输出轴一(1 上且由动力输出轴一(1 带动进行同步转动的太阳轮二(6-1)、同轴套装在太阳轮二(6-1)上的行星架二(6-2)、沿圆周方向均勻布设在行星架二(6- 上的多个行星齿轮二(6- 和套装在多个所述行星齿轮二(6- 外侧与多个所述行星齿轮二(6-3)均啮合的齿圈二(6-4)，所述行星架二(6-2)的前端自齿圈二(6-4)伸出，且行星架二(6-2)自齿圈二(6-4)伸出的伸出段上同轴套装有将档位调控至前进挡以控制汽车前进的前进控制刹车碟(7)，所述齿圈二(6-4)上同轴套装有将档位调控至倒退挡以控制汽车倒退的倒退刹车碟⑶；所述齿圈二(6-4)的后端自行星架二(6-2)伸出；所述输出机构为将行星架二(6- 和齿圈二(6-4)所输出动力合成一个动力进行输出的行星齿轮变速器三；所述行星齿轮变速器三包括与行星架二(6-2)固定连接且由行星架二(6- 带动进行同步转动的太阳轮三(9-1)、同轴套装在太阳轮三(9-1)上的行星架三 (9-2)、同轴套装在行星架三(9- 外侧的齿圈三和沿圆周方向均勻布设在行星架三(9-2) 上的多个行星齿轮三(9-3)，所述齿圈三同轴固定在齿圈二(6-4)后部，所述齿圈三与多个所述行星齿轮三(9- 均啮合，且所述行星架三(9- 为所述输出机构的动力输出端。
9. 一种对如权利要求8所述的无极变速系统进行设计的方法，其特征在于该方法包括以下步骤步骤一、设计参数确定根据公式Ps= FVs，计算得出需设计汽车的设计功率Ps，式中 Ps= (70% 80%) XP额，且P额为汽车发动机(17)的额定功率，F为当汽车发动机(17) 的工作功率为？@时通过测力装置测试得出的需设计汽车勻速运行过程中在水平方向上的牵引力，需设计汽车勻速运行过程中所受的阻力Fpfi= F ；之后，根据公式Vs= Ps/F，计算得出需设计汽车的设计运行速度Vs，并根据计算得出的Vi^+算得出汽车在无任何阻力情况下的空载转速Vs= V设X (1+C1% )，其中Cl%= 10% 15% ；然后，再根据空载转速V s来确定涡轮一(2-1)或涡轮三(10-2)的空载转速n3、涡轮二(4-1)或涡轮四(10_4)的空载转速 和处于前进档位时汽车发动机(17)到所述主动轮轮轴之间的空载传动Kis= η ￥ft/ns，ns为当汽车发动机(17)的驱动功率为Ps时通过测速装置测试得出需设计汽车勻速向前运行过程中汽车发动机(17)的转速，n_为根据公式推算得出的所述主动轮轮轴的转速值，且r为需设计汽车主动轮的半径；其中n3 = ns (1-C1% )，n2 = n3(l-Cl% )；步骤二、液力分矩器结构参数确定所述离心式液力分矩器中，分别以涡轮一的 空载转速叫和涡轮二 G-1)的空载转速n2，确定涡轮一(2-1)和涡轮二 G-1)的结构参数； 且对涡轮一(2-1)和涡轮二的结构参数进行确定时，对涡轮一(2-1)和涡轮二(4-1) 中叶片的形状、大小和数量进行确定；且实际确定时，当涡轮一或涡轮二的转速越大，其叶片受到工作液冲击的有效冲击面积越大且叶片的数量也越多，再根据所确定的叶片有效冲击面积对叶片的形状和大小进行确定；反之亦然；所述轴流式液力分矩器中，分别以涡轮三(10-2)的空载转速113和涡轮四(10-4)的空载转速n2，确定涡轮三(10-2)和涡轮四(10-4)的结构参数；且对涡轮三(10-2)和涡轮四 (10-4)的结构参数进行确定时，对涡轮三(10-2)和涡轮四(10-4)中叶片的形状、大小和数量进行确定；且实际确定时，当涡轮三(10-2)或涡轮四(10-4)的转速越大，其叶片受到工作液冲击的有效冲击面积越大且叶片的数量也越多，再根据所确定的叶片有效冲击面积对叶片的形状和大小进行确定；反之亦然；步骤三、无级变速器结构参数确定根据公式Iiltl = (ai+l)n3(l-ain2(l，对比值 进行确定，使得n3和 发生很小的变化会引起Ii1发生很大的变化，式中 =r21/rn，其中rn为太阳轮一(5-1)的半径且r21为齿圈一(5-4)的半径；实际确定比值 时，在汽车发动机(17) 的驱动功率不变情况下，对n3和n2进行相应增减调整对应获得调整后的n3(l和n2(l，根据公式C= An +An =&1 + °' 5确定比值 ，其中 Δηι= |η「η10|，Δη2= In2-^01，An3= |η3-η30| ；其中，c > 1，且c值越大，η3和η2发生变化时引起Ii1发生的变化越大；步骤四、挡位控制器和输出机构结构参数确定以发动机的基准转速、无级变速器的结构参数％和空载传动比i ^；为依据，确定挡位控制器的结构参数％和输出机构的结构参数 ；根据无级变速器的结构参数 ，且结合公式H11 = (ai+l)n3-ain2计算得出太阳轮一 (5-1)的转速 Ii11 ；所述挡位控制器中，n12 =( +1)Ii32I2Ii22，式中 =ι·22/Γ 2，其中r12为太阳轮二(6-1) 的半径且r22为齿圈二(6-4)的半径，n12为太阳轮二(6-1)的转速且n12 = nn, η32为行星架二(6-2)的转速，η22为齿圈二(6-4)的转速；所述输出机构中，n13= (a3+l)n33-a3n23，式中￡i3 = r23/r13，其中r13为太阳轮三(9-1)的半径且ι·23为所述齿圈三的半径，η13为太阳轮三(9-1)的转速且Ii13 = η32, η33为所述输出机构的输出转速，其中n23 = ri22 ；由于所述输出机构的动力输出端与所述主动轮轮轴之间的传动比为1 1，则Ii33 = η车轮；同时，由于前进挡状态下，在前进控制刹车碟(7)的作用下，行星架二(6- 停止转动， 则行星架二 (6-2)的转速n32 = 0;根据公式^ = -a^a3 + D确定挡位控制器的结构参数 和输出机构的结构参数 ，式Φ nn = (ai+ljr^-air^，n33 = η设 X i 空。
10.按照权利要求9所述的汽车无极变速系统设计方法，其特征在于步骤三中所述的比值 B1 = 1. 5 ~ 4. 5。
11.一种利用如权利要求1所述的无极变速系统对汽车进行无极变速控制的方法，其特征在于采用液力分矩器(14)的运转状态对汽车实际转速进行自动调整和汽车实际转速调整状态及调整量对液力分矩器(14)的运转状态进行同步动态反馈调整相结合的控制方法，自动完成汽车的无极变速过程；其控制过程包括以下步骤步骤(a)汽车起步根据公式P = FV，在汽车发动机(17)的驱动功率不变情况下，汽车牵引力F与汽车车速V成反比；由于起步时汽车的实际车速为0，则此时牵引力F最大， 汽车自动进行加速；而当车速增加时，所述液力传动件一的转速增大且所述液力传动件二的转速下降，相应使得汽车的车速不断增大，与此同时汽车牵引力F逐渐下降，直至汽车以速度V^11勻速向前行驶；步骤(b)汽车加速当汽车勻速行驶中开始增大油门，即汽车发动机(17)的驱动功率增大时，汽车车速V相应增加，此时所述液力传动件一和所述液力传动件二的转速均随之增大，相应使得汽车的车速不断增大，直至汽车以速度Vi3ii2勻速向前行驶，且Viai < Vi3速2 ‘步骤(C)汽车上台阶当汽车以速度Via2勻速行驶中遇一台阶且汽车发动机(17)的驱动功率不变时，汽车遇到的阻力增加，汽车以此时的车速相对应的汽车牵引力F无法上台阶，从而使得汽车车速V下降并通过同步反馈到所述液力传动件一和所述液力传动件二上由于汽车发动机(17)的驱动功率不变，在汽车车速V的下降情况下，则所述液力传动件一的转速下降，而所述液力传动件二的转速升高，且此时的汽车牵引力F增大，使得汽车能缓慢上台阶；而当上台阶后，由于汽车受到的阻力又下降到上台阶之前的受力状态，因而汽车车速V又逐渐增大，使得所述液力传动件一的转速增大且所述液力传动件二的转速下降，直至汽车车速V增大至Via2并以速度Via2勻速向前行驶；步骤(d)汽车从平路到上坡汽车在平路上以速度Vi3ii2勻速行驶过程中遇一上坡路后，当汽车发动机(17)的驱动功率不变时，由于此时汽车受到下滑力，汽车车速V下降，并相应使得所述液力传动件一的转速下降，而所述液力传动件二的转速升高，从而使得汽车牵引力F增大，直到汽车牵引力F增大值与所受到的下滑力相等时，汽车以Via3勻速向前行驶，且Vi3ii3 CVi3ii2 ；而当汽车发动机(17)的驱动功率增大时，所述液力传动件一和所述液力传动件二的转速均随之增大，相应使得汽车的车速不断增大，直至汽车以速度Via4 勻速向前行驶，且Via4 >、速3。
全文摘要
本发明公开了一种汽车无极变速系统及其设计和控制方法，其汽车无极变速系统由液力分矩器、无级变速器、档位控制器和输出机构组成，液力分矩器为离心式液力分矩器或轴流式液力分矩器；其设计方法包括以下步骤一、设计参数确定；二、液力分矩器结构参数确定；三、无级变速器结构参数确定；四、挡位控制器和输出机构结构参数确定；采用液力分矩器的运转状态对汽车实际转速进行自动调整和汽车实际转速调整状态及调整量对液力分矩器的运转状态进行同步动态反馈调整相结合的控制方法，自动完成汽车的无极变速过程。本发明整体结构简单、设计合理、投入成本低且使用操作简便、实现方便，且不借助任何外力便可自动实现无级变速，工作性能稳定可靠。
文档编号F16H3/76GK102418776SQ201110335079
公开日2012年4月18日 申请日期2011年10月29日 优先权日2011年10月29日
发明者李乐, 李潇 申请人:李乐