• стоимость
• конструкция
• фундаментальная
• гидромеханическая
• трансмиссия

Поделись информацией.

Tweet

Гидромеханическая трансмиссия – ZAHNRADFABRIK FRIEDRICHSHAFEN AKTIENGESELLSCHAFT

ОБЛАСТЬ ИЗОБРЕТЕНИЯ

Мое настоящее изобретение относится к гидромеханической трансмиссии, используемой, например, в гидромеханической трансмиссии. в автомобильном транспортном средстве для привода нагрузки от двигателя, имеющего заданный диапазон рабочих скоростей.

ПРЕДПОСЫЛКИ СОЗДАНИЯ ИЗОБРЕТЕНИЯ

Двигатели внутреннего сгорания и другие первичные двигатели, обычно используемые в таких системах, включая газовые турбины, не могут эффективно работать на низких скоростях и имеют тенденцию к остановке всякий раз, когда их скорость снижается ниже определенного уровня под нагрузкой. Таким образом, в так называемых гидравлических системах с автоматическим переключением передач до сих пор существовала практика соединения входного вала, приводимого от двигателя, с выходным валом, связанным с нагрузкой, через силовую передачу, состоящую из гидравлического преобразователя крутящего момента, последовательно соединенного с автоматический переключатель передач. По сравнению с системами с ручным переключением, такие автоматические приводы относительно расточительны по топливу, так как преобразователь крутящего момента потребляет значительный расход топлива, так как преобразователь крутящего момента потребляет значительную энергию даже при более высоких скоростях.

ЗАДАЧИ ИЗОБРЕТЕНИЯ

Таким образом, общая цель моего настоящего изобретения состоит в создании усовершенствованной системы трансмиссии такого типа, в которой гидравлический преобразователь крутящего момента играет только вспомогательную роль на определенных этапах работы.

Более конкретной задачей является обеспечение безударного перехода между двумя режимами работы, то есть чисто гидравлическим режимом и смешанным гидравлическим/механическим режимом, в системе этого типа.

Еще одной целью моего изобретения является создание в такой системе средств для предотвращения несвоевременного переключения с одного режима работы на другой, т.е. во время запуска или наоборот.

СУЩНОСТЬ ИЗОБРЕТЕНИЯ

В соответствии с моим настоящим изобретением вышеупомянутая силовая передача разделена на две параллельные ветви, а именно механическую ветвь и гидравлическую ветвь, причем последняя включает в себя гидравлический преобразователь крутящего момента, состоящий из насоса с переменным рабочим объемом и двигатель постоянного рабочего объема в тандеме с ним. Предпочтительно гидравлический сервомеханизм реагирует на датчик скорости в силовой передаче, чтобы установить либо первое, либо второе рабочее состояние. В первом рабочем режиме относительная производительность насоса, т. е. выход жидкости за один оборот двигателя или входного вала, изменяется в прямой зависимости от частоты вращения входного вала, но обратно пропорционально зависимому от нагрузки выходному давлению насоса и частоте вращения. скорость выходного вала; во втором рабочем режиме эта скорость изменяется обратно пропорционально скорости одного или обоих валов независимо от давления насоса. Переход от одного рабочего состояния к другому осуществляется средствами переключения, реагирующими на датчик скорости, для деактивации механической ветви при частоте вращения двигателя ниже нормального диапазона и активации (или повторной активации) этой ветви при частоте вращения двигателя в пределах этого диапазона после выравнивания. двух скоростей вала. Сервомеханизм поддерживается средством переключения в своем первом рабочем состоянии в деактивированном состоянии и во втором рабочем состоянии в активированном состоянии механической ветви силовой передачи.

Согласно более конкретному признаку моего изобретения силовая передача включает в себя промежуточный вал, предназначенный для соединения с первичным валом через первую муфту, планетарно-зубчатую муфту с первым ведущим элементом (например, зубчатым венцом), соединенным с гидравлический двигатель, второй ведущий элемент (например, водило планетарной передачи), соединенный с промежуточным валом, и ведомый элемент (например, солнечная шестерня), соединенный с выходным валом, а также вторую муфту, которая может быть приведена в действие для обеспечения принудительного привода соединение между двигателем и выходным валом, при котором планетарно-зубчатая муфта блокируется, а промежуточный вал напрямую соединяется с выходным валом для сонаправленного увлечения. Пока скорость выходного вала отстает от частоты вращения входного вала, включается вторая муфта, исключающая первую муфту, под управлением первого и второго датчиков скорости, оперативно связанных с входным валом и промежуточным звеном. вал соответственно; когда промежуточный вал (и, следовательно, выходной вал, жестко связанный с ним на этом этапе) достигает частоты вращения входного вала, система переключается с чисто гидравлического на смешанный гидравлический/механический режим путем включения первой муфты и отключения второй муфты. В этом положении передача крутящего момента происходит в основном через планетарную муфту без участия гидротрансформатора или с его незначительным участием. При малых нагрузках, когда гидромотор опережает насос, часть передаваемой механической энергии через гидротрансформатор через планетарно-зубчатую муфту возвращается обратно в двигатель.

Два вышеупомянутых датчика и третий датчик скорости, функционально соединенные с выходным валом, предпочтительно относятся к гидростатическому типу, чтобы создавать давление жидкости, пропорциональное скорости их соответствующих валов. Давления первого и третьего генераторов, а также давление насоса могут подаваться на соответствующие измерительные входы сервомеханизма, чтобы действовать как его управляющие переменные. Более конкретно, давление жидкости первого датчика, насоса и третьего датчика подается в качестве первой, второй и третьей переменных величин на соответствующие измерительные входы таким образом, чтобы уменьшить относительную производительность насоса всякий раз, когда эти давления увеличиваются; однако, в соответствии с еще одним признаком моего изобретения, давление первого датчика также принимается четвертым измерительным входом в качестве четвертой переменной, переопределяющей влияние этого давления на первый измерительный вход, т.е. стремящейся увеличить скорость подачи с повышение давления и, следовательно, скорости входного вала. При переключении на второе рабочее состояние второй и четвертый измерительные входы отключаются, так что давление жидкости первого датчика теперь противоположно эффективно изменяет скорость откачки обратно пропорционально скорости входного вала, в зависимости от давления жидкости третий датчик, который оказывает аналогичное влияние на скорость откачки в зависимости от скорости выходного вала.

Если насос является реверсивным, т. е. если относительное направление вращения двигателя и насоса может быть изменено с помощью подходящего элемента управления, такого как рычаг с ручным управлением, второй датчик имеет отрицательный или нулевой выходной сигнал всякий раз, когда значение вращение промежуточного вала противоположно вращению первичного вала. Таким образом, при этих обстоятельствах давление жидкости второго датчика не может соответствовать давлению жидкости первого датчика ни при какой скорости, так что переключения не происходит, и система работает в своем чисто гидравлическом режиме при любых условиях нагрузки.

В соответствии с еще одной особенностью моего изобретения первый датчик устанавливает критический уровень скорости в пределах нормального диапазона, ниже которого не происходит переключения в смешанный режим. Этого можно добиться с помощью отключающей схемы, которая при частоте вращения двигателя ниже этого порога делает второй датчик недействующим, так что первое сцепление не может быть приведено в действие, а механическая ветвь силовой передачи остается неработоспособной. Таким образом, я могу гарантировать, что гидравлический преобразователь крутящего момента остается полностью эффективным до тех пор, пока двигатель не достигнет своего нормального диапазона оборотов. Отмена отключения второго датчика предпочтительно происходит при частоте вращения несколько ниже номинальной частоты вращения двигателя, при которой первичный двигатель передает на первичный вал свой максимальный крутящий момент. В этом случае все еще доступна значительная часть нормального диапазона скоростей для ускорения входного вала в смешанном режиме.

КРАТКОЕ ОПИСАНИЕ ЧЕРТЕЖА

Вышеупомянутые и другие особенности моего изобретения теперь будут подробно описаны со ссылкой на прилагаемый чертеж, на котором:

РИС. 1 – общий схематический вид гидромеханической трансмиссии, реализующей мое изобретение; и

РИС. 2 представляет собой более подробную иллюстрацию компонента этой системы.

КОНКРЕТНОЕ ОПИСАНИЕ

Система, показанная на чертеже, представляет собой гидромеханическую трансмиссию, предназначенную для привода непоказанной нагрузки, которая может представлять собой вал ведущего колеса автомобиля, соединенного с этой системой через посредство непоказанных средств автоматического переключения передач, таких как одна или несколько планетарных передач, как известно сами по себе.

Двигатель 1 (например, газовая турбина) приводит в движение первичный вал 1а, к которому прикреплена шестерня 2, которая входит в зацепление с другой шестерней 3, которая приводит в движение насос 8 с переменным рабочим объемом в тандеме с двигателем постоянного рабочего объема 9. Агрегаты 8 и 9 являются частью гидравлического преобразователя крутящего момента, потери от утечек которого заменены, по не показанным гидравлическим контурам, шестеренчатым насосом 17 с постоянным расходом, установленным на валу 8а насоса 8. При необходимости несколько таких узлов насос-двигатель могут быть соединены параллельно. для большей емкости. Шестеренчатый насос 17 также работает в трубопроводе 21, питающем три гидростатических датчика скорости, то есть первый датчик 5 на входном валу 1а, второй датчик 6 на промежуточном валу 7 и третий датчик 18 на выходном валу 35. Валы 1а и 7 могут быть соединены между собой первой муфтой 4, чья гидравлическая линия 4а питания оканчивается портом дифференциального клапана 40, обычно (т. е. в показанном положении), сливая эту линию в масляный картер 100.a двигателя 9 несет шестерню 10, находящуюся в зацеплении с зубчатым венцом 11 планетарно-зубчатой ​​муфты 34, водило 13 которой соединено шпонкой с валом 7, а солнечная шестерня 14 соединена шпонкой с валом 35. Вторая муфта 16, приводимая в действие через клапан 40 посредством гидравлической магистрали 16а перемыкает планетарно-зубчатую муфту 34 и при работе предотвращает относительное вращение зубчатого венца 11, солнечной шестерни 14 и водила 13, планетарные шестерни 12 которых находятся в зацеплении с шестернями 11 и 14. При этом в заблокированном состоянии валы 7 и 35 напрямую соединены между собой, чтобы вращаться в одном направлении и со скоростью, соответствующей скорости вала двигателя 9.a по передаточному числу зубьев шестерен 10 и 11.

Клапан 40 имеет два управляющих входа 41 и 42, соединенных с соответствующими выходными линиями 26 и 24 датчиков скорости 6 и 5. Линия 26 также проходит на управляющий вход 52 двойного дифференциала клапан 50-51, управляющий вход 53 которого соединен с линией 23. Перепускной клапан 81, нагруженный пружиной 81′, имеет управляющий вход 82, соединенный с ответвлением 83 линии 24. При нулевых или малых скоростях входного вала 1а, давление в линии 83 недостаточно для преодоления силы пружины 81′, так что секция 81А клапана 81 сливает линию 26 в отстойник 100. В то же время клапаны 40 и 50-51 находятся в своих показанных положениях, при этом выходной насоса 17 через клапанную секцию 40А и трубопровод 16а соединяется с муфтой 16, которая таким образом приводится в действие. Клапанная секция 51А совмещена с трубопроводом 23 для передачи давления жидкости от датчика 5 на поршень 63 в цилиндре 64′, образующем часть сервомеханизма 60; в то же время клапанная секция 50А сообщается с трубопроводом 20, выходящим из гидротрансформатора 8, 9, для передачи выходного давления насоса 8 другому цилиндру 64″ сервомеханизма 60, содержащему поршень 61. Два поршня 61 и 63 опираются на рабочий рычаг 65 на противоположных сторонах его точки опоры 65а, причем этот рычаг смещен по часовой стрелке. плунжером 62 под давлением пружины 62а

Датчик скорости 18 имеет выходную магистраль 32, входящую в гидроцилиндр 72а, примыкающую к площадке 73 ступенчатого поршня 72, смещенного вправо пружиной 75, другую площадку 74 поршня 72 обращен к отверстию в конце ответвления 33 трубопровода 23. Давление жидкости в линиях 32 и 33 противодействует действию пружины 75, толкая поршень 72 влево. Такое движение влево также является результатом повышения давления в цилиндре 64. ” по линии 20, тогда как подача жидкости из линии 23 в цилиндр 64′ имеет противоположный эффект. Окончания линий 33, 20, 32 и 23 составляют первый, второй, третий и четвертый измерительные входы, принимающие управляющие переменные для сервомеханизма 60.

Цилиндр 72а и поршень 72 образуют часть звена 70 в механическом соединении между рабочим рычагом 65 и рычагом управления 80 для регулировки производительности насоса 8. Это звено дополнительно включает в себя шток 76, неподвижный с цилиндром 72а и шток 71, отходящий от ступенчатого поршня. Этот поршневой шток 71 соединен с рычагом 80 внутри коробки 90, более подробно описанной ниже со ссылкой на фиг. 2, который снабжен реверсивным рычагом 91, действующим в качестве модификатора положения рычага 80. Насос 8 относится к хорошо известному типу и имеет неподвижную пластину, которая может наклоняться относительно поперечной плоскости, перпендикулярной его валу, так что изменять скорость подачи (при заданной частоте вращения вала 8а) в зависимости от угла наклона. Пластина имеет два крайних положения, симметричных относительно поперечной плоскости, в которых угол наклона имеет максимальное положительное или отрицательное значение, соответствующее переднему или заднему ходу. Ручное переключение рычага 91, таким образом, позволяет выбирать направление вращения вала 9а двигателя и, следовательно, валов 7 и 35 при срабатывании муфты 16.

При низких оборотах двигателя, т.е. при запуске выходное давление датчика скорости 5 низкое, а клапаны 40, 50, 51 и 81 находятся в своих показанных положениях. Муфта 4 выключается, а муфта 16 приводится в действие, при этом крутящий момент передается от входного вала 1а через шестерни 2 и 3, гидротрансформатор 8, 9, шестерни 10 и 11, а также муфту 16 на выходной вал 35. Давление жидкости в магистрали 23 воздействует на поршень 63, тем самым стремясь сместить цилиндр 72а вправо; это перекрывает эффект того же давления на площадку 74 поршня 72, толкающего последний влево. Таким образом, по мере увеличения скорости двигателя шток 71 поршня перемещается вправо, увеличивая угол наклона насоса 8 и, следовательно, его производительность в той мере, в какой это допускается зависящим от нагрузки реактивным давлением в линии 20 и давлением жидкости от датчика. 18, пропорционально скорости выходного вала, в линии 32. Эти последние два давления жидкости дополнительно комбинируются, противодействуя такому смещению вправо. Постепенно увеличивающаяся относительная производительность адаптирует крутящий момент насоса 8 к крутящему моменту двигателя 1, позволяя двигателю ускоряться со скоростью, определяемой существующими условиями нагрузки.

Когда вал 1a достигает заданного числа оборотов в минуту, в пределах нормального диапазона скорости двигателя, но предпочтительно немного ниже его номинальной или номинальной скорости, давление в линии 83 переключает клапан 81, секция 81B которого теперь отключает выход 26 датчика 6 от поддона 100, при этом в линии 26 развивается давление жидкости, соизмеримое с частотой вращения вала 7. Для учета неизбежных потерь и сопротивления трения эффективная площадь гидроблока на его управляющем входе 41 несколько превышает площадь на противоположный управляющий сигнал 42, так что клапан 40 смещается в альтернативное положение в тот момент, когда скорость вала 7 совпадает со скоростью вала 1а. Точно так же корпус клапана 50 обнажает немного большую площадь на управляющем входе 52, чем корпус клапана 52, жесткий с первым, на управляющем входе 53, так что теперь этот сдвоенный клапан перемещается в свое альтернативное положение по существу одновременно с клапаном 40. В этих альтернативных положениях клапанная секция 40В обращена к линиям 4а и 16а, чтобы опорожнять муфту 16 и создавать давление в муфте 4, в то время как клапанные секции 50В и 51В отсекают цилиндры 64” и 64′ от линий 20 и 23 соответственно.

Теперь, когда муфта 4а включена, а муфта 16 отпущена, крутящий момент механически передается от входного вала 1а к промежуточному валу 7 и оттуда через планетарную муфту 34 на выходной вал 35. В момент переключения, происходящего в точке или вблизи точка, в которой двигатель 1 развивает свой максимальный крутящий момент, вал двигателя 9а, очевидно, имеет скорость, необходимую для того, чтобы скорость валов 7 и 35 была равна скорости вала 1а; регулировка рычага управления насосом 80 в соответствии с соотношением скоростей между валами 8а и 9а теперь остается фиксированной, пока частота вращения вала не изменяется, ввиду отсоединения цилиндров 64′ и 64” от их источников жидкости. Максимальная производительность насоса 8 преимущественно несколько больше, чем скорость всасывания двигателя 9. таким образом, всегда имеется избыток для подачи жидкости в линию 20 через пару обратных клапанов 20а, 20b

Если водитель нажимает на педаль газа, чтобы разогнать двигатель выше скорости переключения, повышенное давление жидкости в линии 23 смещает поршень 72 влево для уменьшения угла наклона, так что уменьшается передаточное число зубчатого венца 11 и водила 13. Это, в свою очередь, увеличивает передаточное число солнечной шестерни 14 и водила 13, что приводит к относительному ускорению выходного вала вала 35 и повышение давления жидкости в линии 32, наложенное на давление в линии 33, для продления смещения до достижения нового состояния равновесия.При уменьшении угла наклона до нуля, т. е. при работе насоса 8 на холостом ходу, угловая скорость вала 35 является более чем в два раза больше, чем у валов 1а и 7. При дальнейшем смещении тяги 71 влево угол наклона принимает отрицательные значения и вал 9a вращается в противоположном направлении, устанавливая еще более высокое передаточное число.

Пока положение дроссельной заслонки на двигателе 1 и нагрузка, подключенная к выходному валу 35, таковы, что входной вал 1а может вращаться со скоростью выше критического порога, система остается в этом рабочем состоянии и положение клапанов 40, 50 -51 и 81 не меняется. Однако, когда давление масла в линии 24 падает ниже силы смещения пружины 81′, клапан 81 отключает датчик 6 скорости, после чего другие клапаны также возвращаются в исходное положение, показанное на фиг. 1. Таким образом, муфта 4 отпускается, а муфта 16 приводится в действие для восстановления чисто гидравлической силовой передачи через гидротрансформатор 8, 9.. В этих условиях двигатель 1 по-прежнему работает в своем нормальном диапазоне скоростей; с ее не показанным автоматическим переключателем передач, приводимым в действие выходным валом 35, система затем функционирует как обычная бесступенчатая трансмиссия. Если рычаг 91 перемещается из переднего хода в задний, этот гидравлический режим работы будет поддерживаться даже при более высоких оборотах двигателя, поскольку смещение клапана 81 в альтернативное положение не вызовет повышения давления в линии 26.

На фиг. 2 Я показал детали возможной конструкции реверсивной коробки 90. Рычаг 91 является жестким с квадрантным сегментом 95, который снабжен дугообразной канавкой 95а и может качаться вокруг точки опоры 95b, при этом канавка 95а скользяще входит в зацепление со штифтом 94а на конце рычага 94, шарнирно соединенного в позиции 92 со штоком 71 поршня. в соответствии с точкой опоры 95b. В переднем положении рычага 91, показанном сплошными линиями, и со штоком 71 поршня, полностью отведенным вправо пружиной 75 при отсутствии уравновешивающего давления жидкости, шток 97 шарнирно соединен в позиции 93 с рычагом 80 и в позиции 96 с рычагом 9.1 перемещает наклонную пластину насоса 8 в одно предельное положение, соответствующее углу наклона +α _max ; этот угол наклона впоследствии уменьшается по мере того, как шток 71 поршня смещается влево при переключении на смешанный режим работы, как описано выше, при этом рычаг 94 через штифт 94а оказывает усилие на сегмент 95, который поворачивается таким же образом против часовой стрелки вокруг своей фиксированной точки опоры 95b. Поворот может перевести рычаг 80 в положение холостого хода или даже за его пределы (α = 0).

Если рычаг 91 повернуть вручную примерно на 90° в обратное положение, показанное пунктирными линиями на фиг. 2, рычаг 94 тянет шток 71 влево, преодолевая силу нагрузочной пружины 75 (фиг. 1), до тех пор, пока рычаг не выйдет из положения мертвой точки, после чего пружина с рычажным действием оттягивает поршень назад, в то время как штифт 94а застревает в нижний конец паза 95а. Это помещает пластину наклона в альтернативное предельное положение, соответствующее углу наклона -α _max ; последующее смещение штока 71 поршня влево, которое может происходить при определенных условиях вождения, уменьшает абсолютное значение этого угла наклона, как и в предыдущем случае.

Из фиг. 1 следует отметить, что пружина 62а первоначально удерживает цилиндр 72а в промежуточном положении, из которого он может перемещаться в любую сторону в зависимости от относительных величин давлений, передаваемых на цилиндры 64′ и 64″. Большая площадь поперечного сечения поршень 63 обеспечивает положение наклонной пластины +α _max в момент переключения, несмотря на противодействующие давления в линиях 20, 32 и 33. При отключении линии 23 клапаном 51 угол наклона сразу уменьшается а передача крутящего момента происходит преимущественно или исключительно через механическую ветвь 4, 7, 34 силовой передачи.