Способ управления изменением передаточного отношения и зубчатая трансмиссия, реализующая этот способ

 

Трансмиссия, реализующая способ управления изменения передаточного отношения, содержит планетарную зубчатую передачу с зубчатым венцом, связанным с входным валом, солнечное колесо. Водило связано с выходным валом. Упомянутый венец и водило могут быть соединены сцеплением, сжимаемым центробежными инерционными грузиками при работе трансмиссии на прямой передаче. В том случае, когда сцепление разжато воздействием осевого толкающего усилия косозубого зубчатого соединения, противоположным по направлению воздействию центробежных инерционных грузиков, планетарное колесо обездвиживается и трансмиссия функционирует как понижающий редуктор. Планетарная зубчатая передача выполнена в виде масляного насоса, нагнетающего масло через пакет дисков упомянутого сцепления. В том случае, когда сцепление сжимается под действием центробежных инерционных грузиков, перекрывается траектория нагнетания и появляется тенденция к ликвидации движения между зубчатыми колесами, образующими масляный насос. Процесс трения дисков лишь довершает окончательное обездвиживание зубчатых колес для осуществления прямой передачи. Технический результат, достигаемый при реализации изобретения, состоит в существенном уменьшении износа элементов передачи при переключении без значительного усложнения конструкции. 2 с. и 12 з.п. ф-лы, 10 ил.

Предлагаемое изобретение касается способа управления изменением передаточного отношения в устройстве зубчатой трансмиссии.

Предлагаемое изобретение касается также устройства, предназначенного для практической реализации этого способа.

В настоящее время известны устройства передачи механического движения, в которых реализуется прямое передаточное отношение или передаточное отношение изменения скорости, в соответствии с которым два зубчатых колеса, которые входят в зацепление друг с другом, соответственно обездвиживаются одно по отношению к другому или остаются в движении зубчатого зацепления друг относительно друга.

Для того, чтобы перейти от одного передаточного отношения к другому, можно, например, сжать или разжать сцепление, которое соединяет воедино два зубчатых зацепления прямо или косвенно для того, чтобы реализовать прямое передаточное отношение, или еще, например, можно затормозить одно зубчатое колесо по отношению к корпусу данной трансмиссии для того, чтобы другое зубчатое колесо обкатывалось по тому зубчатому колесу, которое стало неподвижным.

Эти операции включения сцепления или тормозного механизма независимо от того, выполняются они вручную или автоматически, могут осуществляться более или менее резко и грубо в зависимости от конкретных обстоятельств. Они требуют совершения работы трения, которая представляет собой источник нагрева и повышенного износа элементов оборудования.

Из французского патента FR-A-1191526 или американского патента US-A-3103607 известны трансмиссии, в которых эти изменения осуществляются путем освобождения или, наоборот, перекрытия нагнетания, по меньшей мере, одного дополнительного шестеренчатого насоса, ротор которого связан с вращательным элементом комбинации зубчатых колес, для освобождения или блокировки этого вращательного элемента. Однако, устройства подобного типа оказываются достаточно сложными по конструкции, тяжелыми и громоздкими.

Французский патент FR - 2190220 описывает дифференциал с ограниченным скольжением, в котором именно комбинация зубчатых колес обеспечивает передачу мощности, причем эта комбинация зубчатых колес устроена таким образом, чтобы образовать гидравлический износ, выходной канал которого суживается в тем большей степени, чем больше возрастает относительная скорость этих зубчатых колес. Кроме того, в описанном в этом документе устройстве предусмотрены специальные средства, которые обеспечивают перекрытие выходного отверстия упомянутого гидравлического насоса в том случае, когда температура масла, являющегося рабочим телом насоса, повышается до определенного предела.

Таким образом, цель данного изобретения состоит в том, чтобы предложить способ и устройство, в соответствии с которыми изменения передаточного отношения могут осуществляться достаточно гибко и существенно пониженным износом элементов конструкции при условии использования достаточно простых средств.

В соответствии с данным изобретением предлагается способ управления изменением передаточного отношения в трансмиссии, содержащей комбинацию находящихся в зацеплении зубчатых колес, которая может функционировать в состоянии относительной подвижности, в котором упомянутая выше комбинация зубчатых колес обеспечивает передачу мощности с первым передаточным отношением скорости между выходным и входным звеньями данной трансмиссии, или в состоянии относительной неподвижности или неизменяемости для практической реализации второго передаточного отношения скорости между выходными и входными звеньями данной трансмиссии, причем упомянутая выше комбинация зубчатых колес находится в зацеплении и выполнена в виде шестеренчатого гидравлического насоса.

В соответствии с предложенным способом включение второго передаточного отношения осуществляется при помощи полной ликвидации или перекрытия расхода на выходе упомянутого выше шестеренчатого гидравлического насоса, включение первого передаточного отношения осуществляется при помощи освобождения или открытия расхода на выходе этого шестеренчатого насоса и для перехода от первого передаточного отношения ко второму после, по меньшей мере, частичной ликвидации или перекрытия расхода на выходе шестеренчатого насоса осуществляется переход или перевод в соединенное состояние сцепления, которое в этом соединенном или включенном состоянии стремиться заставить функционировать комбинацию зубчатых колес в состоянии относительной неподвижности, а в разъединенном или включенном состоянии позволяет этой комбинации зубчатых колес быть в состоянии относительной подвижности, соответствующем первому передаточному отношению.

В соответствии с еще одним аспектом данного изобретения предлагается трансмиссия, имеющая, по меньшей мере, два передаточных отношения и содержащая комбинацию зубчатых колес, которая может функционировать в состоянии относительной подвижности, когда упомянутая выше комбинация зубчатых колес осуществляет передачу мощности в соответствии с первым передаточным отношением скорости между входным и выходным звеньями данной трансмиссии или в состоянии относительной неподвижности для реализации второго передаточного отношения скорости между входным и выходным звеньями данной трансмиссии, средства направления потока масла вдоль зон двух упомянутых выше зубчатых колес данной комбинации, которые перемещаются друг по направлению к другу в процессе функционирования в соответствии с первым передаточным отношением, средства впуска масла в полости зубчатых зацеплений, по меньшей мере, одной из этих зон, каналы нагнетания масла, исходящего из зоны, где два упомянутых выше зубчатых колеса начинают движение в состоянии зацепления, средства управления изменением передаточных отношений, содержащие специальные средства для открытия или, полного закрытия выходного канала нагнетания масла для управления или включения функционирования в соответствии с первым передаточным отношением или соответственно со вторым передаточным соотношением, а также сцепление, которое связывает селективно или избирательным образом два вращательных элемента, связанных, по меньшей мере, опосредованно, с зубчатыми колесами данной комбинации, таким образом, что эта комбинация зубчатых колес работает в соответствии со вторым передаточным отношением в том случае когда упомянутое выше сцепление находится в соединенном или включенном состоянии, причем средства включения изменения передаточного отношения содержат, кроме того, средства включения в процессе перехода от первого передаточного отношения ко второму упомянутого выше сцепления в состояние соединения или сцепления после перекрытия, по меньшей мере, частичного, выше канала нагнетания масла.

Таким образом, изменение передаточного отношения осуществляется путем изменения условий истечения гидравлической жидкости на выходе из упомянутого выше гидравлического насоса, образованного комбинацией самих упомянутых выше зубчатых колес. Это оказывается возможным вследствие того обстоятельства, что одно из упомянутых выше передаточных отношений соответствует состоянию неподвижности между данными зубчатыми колесами, а не обездвиживанию, как это имеет место в существующем уровне техники, одного зубчатого колеса по отношению к картеру или корпусу данной трансмиссии. Используемое в качестве рабочего тела масло благодаря своей относительной сжимаемости определенным образом амортизирует механические удары в данной трансмиссии. Для перехода от первого передаточного отношения ко второму передаточному отношению осуществляется, по меньшей мере, частичное перекрытие расхода на выходе упомянутого выше шестеренчатого гидравлического насоса, что в значительной степени уменьшает работу соединения, осуществляемую упомянутым выше сцеплением. Затем это сцепление, однажды переведенное в состояние включения или соединения, обеспечивает относительную неподвижность упомянутых зубчатых колес.

В соответствии с предпочтительным вариантом практической реализации предлагаемого изобретения осуществляется перевод канала или траектории нагнетания масла между поверхностью трения упомянутого выше сцепления таким образом, что эта траектория или этот канал стремятся закрыться в том случае, когда это сцепление обжимается.

Таким образом, для включения перехода к прямой передаче осуществляется обжатие сцепления. Как только поверхности этого сцепления начинают сближаться, возрастание потери давления, которое является следствием этого сближения в канале нагнетания масла, создает в гидравлическом насосе силу, стремящуюся замедлить относительное движение зубчатых колес упомянутой выше комбинации. Это происходит даже до того, как будет обеспечен эффективный механический контакт между поверхностями трения сцепления. После того, как эти поверхности войдут в механический контакт друг с другом и начнется трение между этими поверхностями, для гидравлического масляного насоса остается только канал утечки с весьма высоким уровнем потери давления и относительное движение зубчатых колес, таким образом, практически прекращается. В таком случае фактическая работа сцепления состоит всего лишь в том, чтобы завершить полное обездвиживание зубчатых колес по отношению друг к другу.

Таким образом, обеспечивается возможность введения существенной постепенности и, в то же время, значительного уменьшения работы трения, выполняемой сцеплением, а значит и уменьшения его износа и нагрева. Кроме того, обеспечивается преимущество, которое состоит в постоянном омывании поверхностей трения данного сцепления гидравлической жидкостью, что способствует их защите от механического износа и дополнительному охлаждению.

В таких условиях можно использовать сцепление меньших размеров, которое, в то же время, будет иметь более продолжительный срок службы.

Другие особенности и преимущества предлагаемого изобретения будут показаны в приведенном ниже описании не являющихся ограничительными примеров его практической реализации, в котором даются ссылки на чертежи: - фиг. 1, на которой в продольном разрезе схематически представлен вид трансмиссии с пятью передаточными отношениями в соответствии с предлагаемым изобретением, функционирующей на первом передаточном отношении, что показано в верхней части чертежа, и на втором передаточном отношении, что показано на нижней части чертежа, причем для упрощения чертежей опущены некоторые используемые в данной трансмиссии средства герметизации; - фиг. 2, на которой представлен частичный вид в разрезе по линии II-II, показанной на фиг. 1; - фиг. 3, на которой в увеличенном масштабе схематически показана часть трансмиссии, представленной на фиг. 1; - фиг. 4, на которой представлен вид, аналогичный виду на фиг. 3, но взятый по линии IV-IV, показанный на фиг. 5; - фиг. 5, на которой представлен частичный схематический вид эпициклоидальной или планетарной передачи в виде насоса по направлению, параллельному оси трансмиссии; - фиг. 6, на которой в разрезе по линии VI-VI, показанной на фиг. 2, представлен вид диска с канавками; - фиг. 7 и 8, на которых в разрезе по линии VII-VII, показанной на фиг. 2, представлены два вида дисков в положении обжатого сцепления и в положении разжатого сцепления; - фиг. 9 и 10, на которых представлены виды, аналогичные фиг. 6, но относящиеся к двум другим возможным вариантам дисков с канавками, причем на фиг. 10 кроме того показаны два прилегающих друг к другу гладких диска.

Трансмиссия с пятью передаточными отношениями, представленная на фиг. 1 и предназначенная, в частности, для использования на автомобиле, содержит четыре последовательно расположенных модуля 1а, 1b, 1с и 1d с двумя передаточными отношениями каждый, смонтированные в ряд между входным валом 2а и выходным валом 2d данной трансмиссии. Входной вал 2а может быть связан с ведомым диском сцепления и образует также входной вал модуля 1а. Выходной вал 2d трансмиссии образует в то же время выходной вал модуля 1d и может быть связан с входным звеном дифференциала для приведения в действие ведущих колес автомобиля.

Вдоль оси 12 данной трансмиссии между входным валом 2а и выходным валом 2d этой трансмиссии располагаются три последовательно расположенных промежуточных вала 2аb, 2bс, 2сd, каждый из которых образует выходной вал соответственно на выходе модулей 1a, 1b, 1с и входной вал соответственно на входе модулей 1b, 1c и 1d, то есть каждый из упомянутых выше промежуточных валов своим передним концом образует соответствующий выходной вал, а своим задним концом образует соответствующий входной вал. Каждый из этих промежуточных валов 2аb, 2bс и 2сd поддерживается подшипником качения 3 в картере 4 модулей 1a, 1b и 1c, для которых эти промежуточные валы образуют выходной вал. Картеры 4 модулей соединены друг с другом таким образом, чтобы образовать совместно с концевой пластиной 6, поддерживающей входной вал 2а трансмиссии посредством другого подшипника качения 3, картер всей трансмиссии в целом.

Теперь более подробно будет описан модуль 1a, причем это описание действительно и для других модулей 1b, 1c и 1d, которые идентичны модулю 1a в основном, за исключением небольших отличий, о которых будет сказано дополнительно.

Эпициклоидная или планетарная передача 7 содержит зубчатый венец 8 с внутренними зубьями и зубчатое колесо 9 с внешними зубьями, причем и зубчатый венец 8 и солнечное зубчатое колесо 9 находятся в зацеплении с сателлитами 11, поддерживаемыми на равных угловых интервалах вокруг оси 12 данной трансмиссии водилом 13, жестко связанным с выходным валом 2аb. Сателлиты 11 могут свободно поворачиваться вокруг эксцентрических пальцев 14 водила 13.

Солнечное зубчатое колесо 9 может свободно вращаться вокруг оси 12 трансмиссии по отношению к выходному валу 2аb, который оно окружает. Однако, устройство свободного колеса 16 препятствует тому, чтобы солнечное зубчатое колесо 9 вращалось в обратном направлении, т.е. в направлении, противоположном нормальному направлению вращения входного вала трансмиссии 2а по отношению к картеру 4 данного модуля.

Зубчатый венец 8 связан по вращению с входным валом 2а модуля посредством канавок или пазов 17, позволяющих этому венцу 8 скользить по отношению к этому входному валу 2а параллельно оси 12 данной трансмиссии.

Сцепление 18а многодискового типа с масляной ванной располагается вокруг зубчатого венца 8. Это сцепление содержит пакет дисков 19 кольцевой формы, перемежающихся с кольцевыми дисками 22. Эти диски 19 связаны по вращательному движению с зубчатым венцом 8 и имеют возможность осевого скольжения. Для этого кольцевые диски 19 имеют специальные зубья 20, входящие во внешние канавки или пазы 21, выполненные заодно с зубчатым венцом 8 (см. фиг. 2). Кольцевые диски 22 связаны по вращательному движению с возможностью скольжения в осевом направлении с водилом 13. Для этого кольцевые диски 22 имеют специальные зубья 25, входящие в канавки или пазы 23, выполненные заодно с водилом 13.

Канавки или пазы 21 имеют закрытое дно, тогда как канавки или пазы 23, располагающиеся радиально снаружи, образованы осевыми щелями, проходящими между пластинами 24. Как это делается обычно, канавки или пазы 23, располагающиеся радиально снаружи по отношению к канавкам или пазам 21, имеют шаг значительно большей величины, чем канавки или пазы 21; действительно, в данном случае достаточно меньшего числа канавок или пазов 23, поскольку окружное усилие, потребное для передачи данного крутящего момента, имеет меньшую величину, и это меньшее число канавок или пазов распределяется на окружности большего диаметра.

Как более наглядно видно на фиг. 3, пакет дисков кольцевой формы 19 и 22 сцепления может быть обжат в осевом направлении между неподвижным диском 26, жестко связанным с водилом 13, и подвижным диском 27, который жестко связан с водилом 13 по вращательному движению вокруг оси 12 данной трансмиссии, но который имеет возможность скользить по отношению к этому водилу 13 и, в частности, по отношению к неподвижному диску 26, в направлении, параллельном оси 12 трансмиссии, благодаря внешнему зубу 28, входящему в канавки или пазы 23, выполненные заодно с водилом 13.

Кроме того, центробежные инерционные грузики 29 располагаются в виде венца вокруг сцепления 18а, как это показано также на фиг. 2.

Каждый центробежный инерционный грузик имеет массивный корпус 31, располагающийся радиально снаружи по отношению к кольцевым дискам 19 и 22, и выступ приведения в движение 32, упирающийся в наружную поверхность 38 подвижного диска 27. Выступ 32 связан с массивным корпусом 31 при помощи шейки зацепления 33, которая проходит через канавки или пазы 23 таким образом, что инерционные центробежные грузики 29 приводятся во вращательное движение при помощи водила 13 вокруг оси 12 трансмиссии. Канавки или пазы 23 проходят в осевом направлении между неподвижным диском 26 сцепления и бандажом 34, имеющим в поперечном сечении профиль в форме уголка. Одна поверхность 36 бандажа или обода 34, повернутая в сторону оси 12 трансмиссии, мешает шейке 33 и выступу приведения в движение 32 перемещаться в направлении наружу по радиальной траектории. Радиальная поверхность 37 этого бандажа или обода 34 служит осевым упором для выступа 32 и позволяет таким образом этому выступу 32 ограничивать переменным образом расстояние между дисками сцепления 26, 27, как это будет показано в последующем изложении.

Действительно, обод 34 позволяет каждому центробежному инерционному грузику 29 поворачиваться относительно геометрической оси G, ориентированной тангенциально по отношению к оси 12 трансмиссии и проходящей через шейку 33 центробежного инерционного грузика. Центр тяжести С этого центробежного инерционного грузика располагается в массивной части корпуса 31, в положении, которое представляет по отношению к оси С некоторое отклонение, измеряемое в направлении, параллельном оси 12 данной трансмиссии.

Таким образом, как это показано для модуля 1а в нижней части фиг. 1, вращение водила 13 стремится повернуть в радиальном направлении наружу центробежные инерционные грузики 29 вокруг их тангенциально расположенных осей С под действием центробежной силы Fa. Выступ приведения в движение 32 при таком повороте занимает косое положение, которое увеличивает расстояние, измеряемое в направлении, параллельном оси 12, между радиальной поверхностью 37 обода 34 и радиальной поверхностью 38, располагающейся напротив нее и принадлежащей подвижному диску 27 сцепления. В результате подвижный диск 27 сцепления смещается в направлении неподвижного диска сцепления 26, прижимая при этом друг к другу кольцевые диски 19 и 22. Так происходит соединение между входным валом 2а и выходным валом 2аb данного модуля, что соответствует режиму функционирования на прямой передаче.

Напротив того, когда центробежные инерционные грузики 29 находятся в положении покоя, схематически представленном в верхней части фиг. 1 и фиг. 3, расстояние между неподвижным диском 26 и подвижным диском 27 сцепления имеет такую величину, что кольцевые диски 19 и 22 скользят друг против друга, не передавая при этом друг другу крутящего момента. В этом случае водило 13 может вращаться со скоростью, отличающейся от скорости вращения входного вала 2а, и стремится быть остановленным той нагрузкой, которую должен приводить в движение выходной вал 2аb данного модуля. Из этого следует, что сателлиты 11 стремятся вести себя как инверсоры движения, то есть стремятся повернуть солнечное зубчатое колесо 9 в направлении, противоположном направлению вращения зубчатого венца 8. Однако, этому препятствует свободное или холостое колесо 16. Таким образом, солнечное зубчатое колесо 9 оказывается обездвиженным или остановленным свободным колесом 16 и водило 13 вращается со скоростью, которая является промежуточной между нулевой скоростью вращения солнечного зубчатого колеса 9 и скоростью вращения зубчатого венца 8 и входного вала 2а.

Как показано на фиг. 1 и 3, зубчатый венец 8 и подвижный диск 27 упираются друг в друга в осевом направлении посредством осевого упора 39. В том случае, когда центробежные инерционные грузики 29 приподнимаются под действием центробежной силы и толкают подвижный диск 27 сцепления в направлении неподвижного диска 26, это движение передается при помощи осевого упора 39 на зубчатый венец 8, который вследствие этого также смещается в направлении неподвижного диска 26.

С другой стороны, зубья венца 8, сателлитов 11 и солнечного зубчатого колеса 9 выполнены косыми или спиральными. Таким образом, в каждом зубчатом механизме, находящемся под нагрузкой, проявляются противоположно направленные осевые толкающие усилия пропорциональные передаваемому данным зубчатым механизмом окружному усилию, то есть крутящему моменту на входном валу 2а и крутящему моменту на выходном валу 2аb. Направление наклона косых или спиральных зубьев в зацеплениях выбирается таким образом, чтобы осевое толкающее усилие Рас, порождаемое упомянутым выше обстоятельством в зубчатом венце 8, когда этот венец передает крутящий момент двигателя, было ориентировано в направлении удаления этого зубчатого венца 8 и вместе с ним подвижного диска 27 от неподвижного диска 26 сцепления.

Сателлиты 11, которые находятся в зацеплении не только с зубчатым венцом 8, но также и с солнечным зубчатым колесом 9, подвергаются воздействию двух направленных в противоположные стороны осевых реакций РS1 и РS2, которые уравновешивают друг друга, и солнечное зубчатое колесо 9 подвергается воздействию с учетом его зубчатого зацепления с сателлитами 11 осевого толкающего усилия Рар, которое равно по величине и противоположно по направлению осевому толкающему усилию Рас, воздействующему на зубчатый венец 8. Элементы данной трансмиссии собраны таким образом, что осевое толкающее усилие Рар, воздействующее на солнечное зубчатое 9, передается на водило 13.

Таким образом, осевые толкающие усилия Рас и Рар, равные по величине и противоположные по направлению, передаются одно на подвижный диск 27, а другое на неподвижный диск 26, в направлении, которое соответствует тенденции к разжатию сцепления 18а. Эти усилия стремятся также приблизить друг к другу радиальную поверхность 37 обода 34 и располагающуюся напротив нее радиальную поверхность 38 подвижного диска 27, то есть стремятся вернуть в исходное положение, выровнять выступ 32 центробежных инерционных грузиков 29 или перевести эти грузики 29 в их положение покоя, показанное в верхней части фиг. 1 и на фиг. 3.

Осевое толкающее усилие Рар, воздействующее на солнечное зубчатое колесо 9, воспринимается подшипником 3 благодаря осевому упору 41, вставленному между солнечным зубчатым колесом 9 и подшипником 3. При такой конструкции водило 13 и, следовательно, неподвижный диск 26, а также обод 34, удерживающий центробежные инерционные грузики 29, являются неподвижными по отношению к картеру 4 данного модуля. В то же время, входной вал 2а обездвиживается по отношению к концевой пластине 6 благодаря установке его собственного подшипника 3. Таким образом, именно подвижный диск 27 сцепления и зубчатый венец 8 смещается в осевом направлении по отношению к валам 2а и 2аb, водилу 13 и картеру трансмиссии. Такая возможность обеспечивается, в частности, канавками или пазами 17, при помощи которых зубчатый венец 8 приводится во вращательное движение входным валом 2а данного модуля.

Таким образом, исходя из положения, схематически представленного на фиг. 3, поскольку крутящий момент, передаваемый данному модулю входным валом 2а имеет такую величину, что осевых толкающих усилий Рас и Рар, воздействующих на зубчатый венец 8 и на солнечное зубчатое колесо 9, оказывается достаточно для того, чтобы удерживать центробежные инерционные грузики 29 в их положении покоя, показанном на фиг. 3, несмотря на центробежную силу, воздействующую на эти грузики с учетом скорости вращения выходного вала 2аb данного модуля, получается, что этот модуль функционирует в качестве понижающего редуктора.

Если скорость вращения возрастает при условии, что крутящий момент остается неизменным, наступает такой момент когда центробежная сила, обуславливающая возникновение между ободом 34 и подвижным диском 27 раздвигающих осевых усилий, обеспечивает такую величину этих раздвигающих усилий, которая превышает величину осевых толкающих усилий Рас и Рар, в результате чего подвижный диск 27 проталкивается по направлению к неподвижному диску 26 для реализации прямой передачи. Ниже будет дано более подробное описание этого процесса перехода к прямой передаче и некоторых особенностей этого процесса, которые строго говоря и составляют объект предлагаемого изобретения.

Когда сцепление 18а оказывается сжатым, зубчатые зацепления эпициклоидальной или планетарной передачи 7 перестают работать, то есть они перестают передавать какие бы то ни было усилия и не порождают вследствие этого никаких осевых усилий. Таким образом, осевое усилие, возникающее вследствие наличия центробежной силы, может полностью использоваться для прижатия друг к другу подвижного 27 и неподвижного 26 дисков.

При этом может случиться так, что скорость вращения выходного вала 2аb уменьшится и/или возрастет передаваемый трансмиссией крутящий момент до такой степени, что центробежные инерционные грузики уже будут обеспечивать достаточное усилие сжатия в сцеплении 18а. В этом случае сцепление 18а начинает пробуксовывать, появляются осевые толкающие усилия Рас и Рар, которые стремятся раздвинуть или отодвинуть друг от другу диски 26 и 27, что еще в большей степени увеличивает пробуксовку сцепления и так продолжается вплоть до очень быстрого исчезновения всякого сколько-нибудь заметного трения в сцеплении таким образом, что данный модуль переходит к функционированию в качестве понижающего редуктора.

Если рассмотреть случай, когда все модули с 1а по 1d функционируют в качестве понижающих редукторов (верхняя часть фиг. 1), можно сказать, что здесь реализуется первая передача данной трансмиссии и в модуле 1а скорость вращения является наиболее высокой, а крутящий момент является самым маленьким, как это показано стрелкой Fa больших размеров и стрелкой Pac маленького размера. Таким образом, именно этот первый модуль 1а первым переходит к прямой передаче в процессе разгона автомобиля, как это показано в нижней части фиг. 1. Крутящий момент уменьшается во втором модуле 1б, поскольку он больше не возрастает в результате понижающего передаточного отношения в первом модуле, но скорости вращения во втором модуле остаются неизменными, то есть более низкими, чем скорости вращения в первом модуле непосредственно перед изменением его передаточного отношения, поскольку они определяются скоростью вращения ведущих колес автомобиля. Таким образом, необходимо, чтобы скорость автомобиля возросла в еще большей степени для того, чтобы и второй модуль в свою очередь достиг условий перехода к прямой передаче, если, конечно, крутящий момент, развиваемый двигателем, сохраняется неизменным. Так продолжается до тех пор, пока все модули данной трансмиссии не перейдут на прямую передачу. Таким образом, система одинаковых даже в том, что касается их регулировки модулей позволяет осуществить ступенчатое изменение передаточных отношений скорости.

Теперь более подробно будут описаны некоторые особенности, дающие возможность усовершенствовать функционирование сцеплений, в частности, в процессе перехода этих сцеплений из обжатого состояния в разжатое состояние, и обеспечивающие уменьшение механического износа и нагрева этих сцеплений.

Как схематически показано на фиг. 4, эпициклоидальная или планетарная передача 7 сконструирована таким образом, чтобы образовать шестеренчатый гидравлический насос, всасывающий масло через осевой канал 42 входного вала 2а и через кольцевой интервал 43 между внешним периферийным краем водила 13 и зубчатым венцом 8. Канавки или пазы 17 закрыты уплотнением 45, препятствующим подсосу воздуха гидравлическим насосом через эти канавки или пазы.

Как видно на фиг. 1, осевой канал 42 входного вала 2а соединен при помощи системы вращающихся уплотнений 44 с каналом 46, выполненным в пластине закрытия трансмиссии 6 и в масляном баке 47, закрепленном под картерами 4. Конец 48 канала 46 открывается в донную часть бака с маслом 47 таким образом, что всасывание гидравлического насоса, образованного эпициклоидальной или планетарной зубчатой передачей 7, обеспечивает подвод масла из бака 47 к зубчатому механизму этой планетарной передачи.

Промежуточные валы 2аb, 2bс и 2сd полностью пронизываются в осевом направлении каналами 49, которые позволяют планетарной зубчатой передаче каждого из модулей 1b, 1c и 1d также функционировать в качестве гидравлического насоса и всасывать масло, поступающее из канала 46, связанного с донной частью масляного бака 47, располагающегося под картерами 4.

На фиг. 5 показано как можно практически реализовать такой гидравлический масляный насос с использованием эпициклоидальной или планетарной зубчатой передачи. Направляющая деталь для масла 51 закреплена на водило 13 в непосредственной близости от каждого сателлита таким образом, чтобы перекрыть полости зубчатой поверхности 52 сателлита 11 и 53 солнечного зубчатого колеса 9, которые в процессе функционирования перемещаются в направлении зоны зацепления 54. Кроме того, эти полости зубьев 52 и 53 перекрыты на двух их концах в осевом направлении при помощи двух пластин 54 и 56 (смотри фиг. 4) водила 13, которые располагаются по одну и по другую стороны от сателлитов 11, и которые жестко связаны с выходным валом 2аb и соответственно с неподвижным диском 26 сцепления. Как показано на фиг. 3, эти пластины 54 и 56 поддерживают каждая один из концов пальцев 14, на которых смонтированы сателлиты 11.

Возвращаясь к фигуре 5, следует отметить, что масло, поступающее через кольцевой интервал 43 между зубчатым венцом 8 и солнечным зубчатым колесом 9, заполняет все свободное пространство и, в частности, полости зубчатой нарезки 52 и 53, до того, как эти полости будут перекрыты направляющей деталью 51. После перекрытия этих полостей зубчатой нарезки 52 и 53 масло уже не может уйти оттуда. В тот момент, когда свободный объем упомянутых выше полостей зубчатого механизма начинает уменьшаться вследствие взаимного проникновения зубьев в зону механического зацепления 54, полости зубчатых колес 52 и 53 начинают сообщаться с вырезом 57, через который масло нагнетается под давлением, которое зависит от потери напора, которую масло встречает на своем пути на выходе из этого выреза 57.

Уплотняющий лабиринт 59 выполнен зубчатым венцом 8 и пластиной 56, обеспечивая при этом возможность осевого скольжения и относительного вращения между этими элементами. Вырез 57 образует конец канала нагнетания 58, выполненного в толще пластины 56 и открывающегося в радиальном направлении между пакетом дисков 19 и 22 и лабиринтов 59.

В то же время, кольцевое пространство, располагающееся между зубчатым венцом 8 и пакетом кольцевых дисков 19 и 22, перекрыто уплотнительной прокладкой 61, смонтированной между подвижным диском 27 и зубчатым венцом 8 с возможностью свободного вращения между зубчатым венцом 8 и диском 27 вокруг оси 12 трансмиссии.

Таким образом, масло, нагнетаемое гидравлическим насосом в виде эпициклоидальной или планетарной зубчатой передачи 7 в канал 58, может уйти наружу только пройдя между кольцевыми дисками 19 и 22 упомянутого выше пакета, как это показано схематически многочисленными стрелками на фиг. 4.

Можно предвидеть, что подаваемое под давлением масло вытекает через зазоры, существующие между кольцевыми дисками сцепления в том случае, когда это сцепление находится в разжатом состоянии. Однако, предпочтительным в данном случае представляется действовать таким образом, чтобы свести упомянутые выше зазоры между кольцевыми дисками сцепления до возможного минимума в разжатом состоянии с тем, чтобы свести до возможного минимума ход подвижного диска 27 в осевом направлении по отношению к неподвижному диску. Таким образом, упомянутые выше зазоры между кольцевыми дисками 19 и 22 в разжатом состоянии сцепления стремятся сделать всего лишь минимально достаточными для того, чтобы исключить передачу крутящего момента при помощи трения. В этих условиях величина зазора между кольцевыми дисками сцепления оказывается недостаточной для того, чтобы обеспечить возможность свободного прохождения масла, следствием чего в режиме функционирования данного модуля в качестве понижающего редуктора является плохая производительность или низкий коэффициент полезного действия данной трансмиссии вследствие того, что монтаж эпициклоидальной или планетарной зубчатой передачи в виде гидравлического масляного насоса влечет за собой существенный дополнительный расход мощности.

Для устранения этого недостатка в дисках 22 сформированы, как это показано на фиг. 2 и фиг. 6, канавки или пазы 62, направленные радиально и имеющие глубину порядка, например, 0,5 миллиметра. Такие канавки или пазы выполняются с двух сторон каждого диска 22, причем канавки или пазы на одной стороне каждого диска смещены в угловом направлении по отношению к канавкам или пазам на его другой стороне с тем, чтобы избежать существенного механического ослабления конструкции данного диска.

Кроме того, как показано на фиг. 2, 7 и 8, канавки или пазы 62 являются открытыми через радиально внутренний край дисков 22, но закрыты уступом 63 с их радиально внешнего конца. Уступ 63 располагается против диска 19, примыкающего к данному диску 22. Таким образом, как показано на фиг. 7, когда сцепление находится в разжатом состоянии, масло может проходить между дисками 19 и 22 с использованием траектории 66, определяемой канавками или пазами 62, и сужением или каналом переменного сечения (дросселем) 64, образованным между дисками 19 и 22 за уступом 63. Это сужение 62, имеющее весьма малую протяженность в радиальном направлении, преодолевается маслом без чрезмерной потери давления. Кроме того, возникающие здесь потери давления компенсируются дополнительным приращением давления центробежного происхождения, имеющим место в масле и добавляющимся к давлению, производимому гидравлическим насосом. Приращение давления центробежного происхождения является достаточно большим, поскольку участки сужения канала переменного сечения 64 располагаются на сравнительно большом радиальном удалении от оси 12.

Как показано на фиг. 8, когда сцепление находится в сжатом состоянии, упомянутое выше сужение канала переменного сечения 64 полностью закрывается и траектория движения масла прерывается.

Теперь более подробно будет описан процесс сжатия сцепления 18а. Когда центробежные инерционные грузики 29 начинают приподниматься под действием центробежной силы и толкать подвижной диск 27 в направлении неподвижного диска 26, кольцевые фрикционные диски 19 и 22 начинают приближаться друг к другу. Следствием этого является начало перекрытия сужений 64 (см. фиг. 7 и 8) на траектории истечения масла. Это обстоятельство приводит к торможению течения масла на выходе гидравлического масляного насоса, образованного эпициклоидальной или планетарной зубчатой передачей 7, и эта потеря давления увеличивает торможение относительно движения зубчатых зацеплений планетарной передачи. После того, как кольцевые диски 19 и 22 достигают положения теоретического взаимного контакта, то есть положения, когда зазор между этими дисками уже отсутствует, но без взаимного сжатия дисков, траектория нагнетания масла уже находится в положении полного перекрытия, представленном на фиг. 8. Таким образом, гидравлический масляный насос оказывается практически полностью заблокированным и планетарная передача оказывается практически на прямой передаче даже до того, как фрикционные диски сцепления действительно начнут свою работу трения. Начиная с этого положения работа фрикционных дисков сцепления путем сжатия пакета служит только для окончания обездвиживания или остановки движения зубчатых зацеплений планетарной передачи для окончательного доведения до совершенства ситуации прямого передаточного отношения.

Таким образом, нагрев и механический износ фрикционных дисков практически исключается. Масло, заполняющее канавки или пазы 62, смазывает фрикционные поверхности дисков 19, которые в свою очередь смазывают поверхности дисков 22, поскольку имеется относительное движение между этими дисками. Это масло, орошающее фрикционные поверхности дисков, еще в большей степени уменьшает нагрев и механический износ сцепления.

Изменения передаточных отношений осуществляется весьма плавным образом: замедление относительного движения зубчатых зацеплений планетарной зубчатой передачи начинается с того момента, как фрикционные диски начинают приближаться друг к другу, то есть еще до того, как они достигнут положения теоретического контакта друг с другом. Кроме того, давление, имеющее место в канавках или пазах 62 и возрастающее по мере того, как закрываются узости канала переменного сечения 64, стремится отодвинуть фрикционные диски друг от друга и препятствует, таким образом, резкому осуществлению сжатия сцепления даже в том случае, если, например, переход на прямую передачу является результатом резкого падения величины крутящего момента двигателя (когда водитель автомобиля резко отпускает педаль акселератора) и вследствие этого центробежные инерционные грузики 29 резко переходят в условия энергичного сжатия сцепления. Этот эффект амортизации может быть отрегулирован определенным образом путем соответствующего выбора полного проходного сечения канавок или пазов 62 на каждой поверхности дисков 22, поскольку это проходное сечение является тем параметром, на котором проявляется давление масла, стремящееся раздвинуть фрикционные диски сцепления.

После преодоления узостей канала переменного сечения 64 масло удаляется, проходя между пластинами 24 (см. фиг. 2), а затем между корпусами 31 центробежных инерционных грузиков 29, и разбрызгивается на внутреннюю стенку картера 4, после чего стекает в масляный бак 47 через внутреннее отверстие 68 в нижней части картера 4.

Когда сцепление 18а в сжатом состоянии становится неспособным передавать текущий крутящий момент, закрытие узостей канала переменного сечения 64 не мешает сцеплению начать пробуксовывать для того, чтобы вступить в процесс возвращения модуля в режим функционирования в качестве понижающего редуктора. Действительно, траектория нагнетания масла начиная с зоны зубчатого зацепления 54 (см. фиг. 5) связана с многочисленными зазорами, обеспечивающими возможность утечек, например, между поверхностями сателлитов 11 и пластин 54 и 56 водила 13. Это позволяет зубчатым зацеплениям эпициклоидальной или планетарной зубчатой передачи снова начать относительное движение постепенным образом в той мере, в какой начинается проскальзывание сцепления. Кроме того, устройство в соответствии с предлагаемым, препятствуя резкому началу относительных движений в планетарной зубчатой передаче 7, исключает толчки и рывки при изменении передаточного отношения.

Даже при отсутствии утечек на траектории нагнетания масла с того момента, как сцепление становится не в состоянии передавать весь крутящий момент, часть передачи будет осуществляться неподвижными друг по отношению к другу зубчатыми зацеплениями и осевое толкающее усилие Рас снова появится и дополнительно уменьшит сжатие сцепления. Так будет продолжаться до тех пор, пока данный модуль не станет функционировать в режиме понижающего редуктора.

На фиг. 6 представлены канавки или пазы 62, имеющие профиль поперечного сечения в виде дуги окружности.

На фиг. 9 показан другой пример с канавками или пазами 62 треугольного профиля.

На фиг. 10 показан еще другой пример с канавками или пазами 62, имеющими несимметричный профиль, определяющий позади профиля, относительно направления относительного движения, масляный угол 67, способствующий образованию масляной пленки позади канавки 62 по отношению к направлению относительного движения.

Изобретение не ограничивается описанными примерами и может применяться в любой трансмиссии, в которой изменение передаточного отношения осуществляется обездвиживанием двух зубчатых зацеплений.

Формула изобретения

1. Способ управления изменением передаточного отношения в трансмиссии, содержащей пленетарный зубчатый механизм 7, включающий в себя зубчатый венец 8, зубчатое солнечное колесо 9, сателлиты 11, при этом трансмиссия имеет возможность работы с первым передаточным отношением между входным и выходным звеньями трансмиссии при наличии возможности вращения зубчатых колес 8, 9,11 указанного зубчатого механизма относительно друг друга, причем трансмиссия имеет возможность работы со вторым передаточным отношением между входным и выходным звеньями трансмиссии при отсутствии возможности вращения упомянутых зубчатых колес 8,9,11 относительного друг друга, причем указанный планетарный зубчатый механизм 17 представляет собой шестеренчатый гидравлический насос, отличающийся тем, что второе передаточное отношение включают путем существенного уменьшения расхода жидкости на выходе упомянутого шестеренчатого насоса, включение первого передаточного отношения осуществляют путем открытия расхода на выходе шестеренчатого колеса, а для перехода от первого передаточного отношения ко второму частично перекрывают расход на выходе шестеренчатого насоса, затем переводят в соединенное состояние сцепление 18а, которое в указанном соединенном состоянии обеспечивает отсутствие возможности вращения упомянутых колес 8,9,11 относительно друг друга, при этом в разъединенном состоянии сцепления 18а имеется возможность вращения зубчатых колес 8,9,11 относительно друг друга.

2. Способ по п.1, отличающийся тем, что для обеспечения возможности вращения зубчатых колес 8,9,11 относительно друг друга осуществляют выпуск подаваемого насосом масла через канал переменного сеченичя 64 между фрикционными элементами 19,22 сцепления 18а, при этом в соединенном состоянии сцепления 18а указанные фрикционные элементы прижимают друг к другу таким образом, что упомянутый канал переменного сечения 64 перекрывается, и таким образом по меньшей мере уменьшают расход на выходе шестеренчатого насоса.

3. Трансмиссия, имеющая по меньшей мере два различных передаточных отношения, указанная трансмиссия содержит планетарный зубчатый механизм 7, который включает в себя зубчатый венец 8, солнечное зубчатое колесо 9, сателлиты 11, при этом трансмиссия имеет возможность работы с первым передаточным отношением между входным и выходным звеньями трансмиссии при наличии возможности вращения зубчатых колес 8,9,11 указанного зубчатого механизма относительно друг друга, причем трансмиссия имеет возможность работы со вторым передаточным отношением между входным и выходным звеньями трансмисии при отсутствии возможности вращения зубчатых колес 8,9,11 относительно друг друга, при этом указанный планетарный зубчатый механизм представляет собой шестеренчатый гидравлический насос, а полость его заполнена маслом, отличающаяся тем, что трансмиссия содержит средства 51, 54, 66 для направления масла вдоль зоны зацепления солнечного зубчатого колеса 9 и каждого сателлита 11 упомянутого планетарного зубчатого механизма 7, которые перемещаются навстречу друг другу во время работы трансмиссии с первым передаточным отношением, средства 42,43,44 для впуска масла в полости 52,53 между зубьев по меньшей мере в одной из этих зон зацепления, каналы для нагнетания масла 57,58,62,64 поступающего из упомянутых зон зацепления зубчатых колес 9,11, средства для обеспечения возможности изменения передаточного отношения, содержащие средства 27,29,39 для выборочного открытия каналов для нагнетания масла и закрытия упомянутых каналов нагнетания масла, достаточного для включения первого передаточного отношения, трансмиссия также включает в себя сцепление 18а, которое имеет возможность соединения двух имеющих возможность вращения относительно друг друга элементов планетарного зубчатого механизма 7, связанных по крайней мере опосредованно с зубчатыми колесами 8,9,11 планетарного зубчатого механизма 7, при этом в случае, когда сцепление 18а находится в соединенном состоянии, трансмиссия работает на втором передаточном отношении, а упомянутые средства для обеспечения возможности изменения передаточного отношения содержат также средства для перевода сцепления 18а в соединенное состояние, в процессе перехода с первого передаточного отношения на второе передаточное отношение, после по меньшей мере частичного перекрытия упомянутых каналов нагнетания масла.

4. Трансмиссия по п.3, отличающаяся тем, что средства 27, 29, 39 для выборочного открытия и закрытия каналов нагнетания масла управляются автоматически в зависимости от скорости вращения и/или величины передаваемого трансмиссией крутящего момента.

5. Трансмиссия по п.3 или 4, отличающаяся тем, что сцепление 18 а представляет собой сцепление фрикционного типа, при этом фрикционные элементы сцепления прижаты друг к другу в том случае, когда сцепление находится в соединенном состоянии, и разжаты, когда сцепление находится в разъединенном состоянии.

6. Трансмиссия по п. 5, отличающаяся тем, что она выполнена с возможностью существенного перекрывания упомянутого интервала переменного сечения 64 между фрикционными элементами 19,22 сцепления 18а, в том случае, когда упомянутые фрикционные элемента 19,22 прижимаются друг к другу в соединенном состоянии сцепления, а также тем, что упомянутый канал нагнетания масла проходит через этот канал переменного сечения 64, который представляет собой часть упомянутых средств для избирательного открытия и закрытия каналов нагнетания масла.

7. Трансмиссия по п. 6, отличающаяся тем, что по меньшей мере одна из каждых двух взаимодействующих фрикционных поверхностей сцепления 18а, между которыми выполнен канал переменного сечения 64, содержит канавки 62 для прохода масла между фрикционными элементами 19,22 по меньшей мере в том случае, когда эти фрикционные поверхности разжаты и сцепление 18а находится в разъединенном состоянии.

8. Трансмиссия по п.7, отличающаяся тем, что упомянутые канавки 62 выполнены с возможностью перекрытия для прекращения прохода масла через канавки 62 в том случае, когда сцепление 18а находится в соединенном состоянии.

9. Трансмиссия по п.8, отличающаяся тем, что канавки 62 выполнены с возможностью их перекрытия на выходном конце относительно направления течения масла в упомянутых канавках.

10. Трансмиссия по одному из пп.5 - 9, отличающаяся тем, что фрикционные элементы 19,22 выполнены в виде пакета дисков, имеющих возможность перемещения в осевом направлении 19,22 и поочередно связанных через один с элементами сцепления 21, 23, один из которых 21 жестко связан с зубчатым венцом 8 планетарного зубчатого механизма 7, а другой 23 жестко связан с водилом 13 указанного планетарного зубчатого механизма 7.

11. Трансмиссия по п.10, отличающаяся тем, что зубчатый венец, 8 имеет косые или спиральные зубья и установлен с возможностью осевого перемещения для разъединения сцепления 18а под действием осевого толкающего усилия (Рас), создаваемого в зубчатом зацеплении, причем трансмиссия снабжена тахометрическими средствами для воздействия на этот зубчатый венец 8 в направлении соединения сцепления 18а с усилием, возрастающим в зависимости от увеличения скорости вращения.

12. Трансмиссия по п.11, отличающаяся тем, что тахометрическое средство представляет собой средство центробежного типа 29.

13. Трансмиссия по одному из пп.10 - 12, отличающаяся тем, что упомянутый элемент сцепления 21 выполнен с радиальными глухими внутренними пазами, а элемент сцепления 23 - с радиальными пазами, при этом указанные пазы в элементах сцепления связаны со щелями, обеспечивающими возможность истечения масла сквозь пакет фрикционных дисков радиально наружу относительно оси вращения планетарного зубчатого механизма 7.

14. Трансмиссия по одному из пп.6 - 13, отличающаяся тем, что трансмиссия выполнена с возможностью нагнетания масла через канал переменного сечения 64 радиально наружу относительно оси вращения планетарного зубчатого механизма 7.

РИСУНКИ

Рисунок 1, Рисунок 2, Рисунок 3, Рисунок 4, Рисунок 5, Рисунок 6, Рисунок 7, Рисунок 8, Рисунок 9, Рисунок 10