Бесступенчатая трансмиссия с возможностью управления крутящим моментом

Бесступенчатая трансмиссия с возможностью управления крутящим моментом

Реферат

 

Изобретение относится к бесступенчатым трансмиссиям типа полоса - желобочные колеса. Бесступенчатая трансмиссия содержит блок управления (17), управляемый оператором посредством педали (18) акселератора или другого органа управления, два узла шкивов, каждый из которых включает вал и два желобочных колеса, изменяющий передаточное отношение компонент в виде по меньшей мере одной полосы, находящейся в приводном контакте с двумя узлами шкивов, чувствительную к крутящему моменту связь, которая представляет собой шариковинтовое сцепление между по меньшей мере одним узлом шкива и его валом, средство для создания между ними осевой силы, которая представляет собой функцию величины и направления крутящего момента и передается узлом шкива, и нагрузочные средства. Бесступенчатая трансмиссия, выполненная таким образом, способна регулировать крутящий момент до такой степени, которая удовлетворяла бы требования, предъявляемые к современным транспортным средствам. 17 з.п.ф-лы, 12 ил.

Изобретение относится в общем к бесступенчатым трансмиссиям (БТ), и в частности к изменяющим передаточное отношение составным частям ("вариаторам") БТ того типа, которая имеет полосу и желобочные колеса. В конструкции этого типа БТ предусмотрена беспрерывная, гибкая и в значительной степени неэластичная полоса, обычно имеющая форму ремня, проходящего по двум узлам шкивов, которые вращаются на двух параллельных, но размещенных на расстоянии осях, лежащих в общей радиальной плоскости. Ширина полосы не изменяется, при этом два желобочные колеса каждого узла шкива имеют общую ось, однако величина осевого зазора между ними может изменяться и таким образом изменяется радиус окружности, по которой двигается полоса в контакте с узлом шкива. Если желобочные колеса первого из двух узлов раздвигаются в осевом направлении, то в результате этого радиус окружности контакта полосы уменьшается, при этом желобочные колеса второго узла должны сближаться для увеличения радиуса, таким образом поддерживая натяжение ремня. В это же время, если первый и второй узлы считаются соответственно как входной и выходной элементы вариатора, то передаваемое передаточное отношение уменьшается. С другой стороны, если желобочные колеса первого узла сблизились в осевом направлении, а желобочные колеса второго узла разошлись, то в результате этого передаточное отношение возрастает. Все время в ходе работы желобочные колеса и первого и второго узлов должны перемещаться в осевом направлении с силой, достаточной для создания трения между шкивом и ремнем, величина которого достаточна для передачи между ними требуемого тягового усилия. Обычно одно желобочное колесо каждого узла шкива неподвижно закреплено на своем валу, в то время как другое установлено с возможностью скольжения на валу с помощью осевых шлицев, при этом плоскость желобочного колеса, наиболее отдаленная от ремня, представляет собой поверхность поршня, двигающегося в цилиндре, сообщенном с источником жидкости, находящейся под гидравлическим давлением, который создает требуемое осевое усилие. Очевидно, что если одно желобочное колесо каждого узла шкива зафиксировано и при этом другое желобочное колесо установлено с возможностью осевого перемещения, как только что это было описано, то любое изменение передаточного отношения должно сопровождаться легким осевым смещением ремня относительно каждого узла шкива. Средства для предотвращения любого неблагоприятного эффекта этого явления хорошо известны специалисту в данной области техники, в том числе осевое реверсирование положения двух желобочных колес, зафиксированного и подвижного, между двумя узлами шкивов, таким образом, что направление осевого сдвига ремня в узле, в котором желобочные колеса сближаются, соответствует соответствующему сдвигу ремня в другом узле, в котором желобочные колеса расходятся.

При управлении вариаторами этого типа для оператора было обычным изменять передаточное отношение тем, что стало известным в данной области техники как "регулирование передаточного отношения", что представляет собой так сказать прямую команду на гидравлические органы управления двух подвижных желобочных колес для того, чтобы вызвать заранее определенное расхождение одной пары желобочных колес и относительное заранее определенное сближение другой пары, поддерживая при этом достаточную осевую нагрузку на оба узла шкивов для поддержания необходимой силы трения между ремнем и желобочным колесом. В противовес этому последние усовершенствования в области техники, относящейся к ротационно-тяговым БТ с тороидальной траекторией, продемонстрировали преимущества так называемого "регулирования крутящего момента", когда по желанию оператора, путем перемещения акселераторной педали или другого элемента управления, ведущий крутящий момент определенной величины прикладывается к вариатору или через ведущий вал (т.е. нагрузка крутящим моментом на двигатель) или через определенный выходной крутящий момент, прикладываемый к ведомому валу. Примеры управляющих систем этого типа для БТ, и примеры БТ с тороидальной траекторией, хорошо подходящих для такого управления, могут быть найдены в патентных публикациях WO 93/21031 и ЕР-В-0444086 соответственно.

Иногда делались предложения включить некоторые элементы регулирования крутящего момента в БТ, в которой использован вариатор того типа, который имеет полосу и желобочные колеса. Одно такое предложение появилось в научном докладе 730003 под заголовком "Расчетное Уравнение для Бесступенчатой Клиноременной Трансмиссии, в которой регулируются скорость и крутящий момент", представленном на Международном Автомобильно-инженерном Конгрессе и Выставке в Детройте, Штат Мичиган, в январе 1973 года. В вариаторе, представленном этим предложением, один из двух узлов шкивов проявлял некоторую способность чувствовать крутящий момент, вызванную способностью одного из желобочных колес двигаться по спирали относительно вала, на котором оно было установлено, в то время как другой узел шкива не был чувствительным к крутящему моменту, однако чувствовал входную скорость. Доклад предлагает использование таких БТ в некоторых специализированных транспортных средствах, таких как снегоходы. Тем не менее, следует заметить, что управляющие движения оператора такого транспортного средства будут без всякого сомнения связаны через акселераторную педаль с движениями регулятора транспортного средства, при этом Доклад не содержит раскрытия того, что относительные движения желобочных колес должны быть под прямым контролем оператора или связаны с его управляющими движениями. В результате чего можно сделать вывод, что эта БТ имеет ограниченную способность управляемости из-за того, что любая выходная нагрузка - так сказать, результат выходной скорости и выходного крутящего момента - есть, в пределах передаточного отношения вариатора, только простая равновесная комбинация входной скорости и входного крутящего момента. БТ с такой ограниченной способностью к управляемости не отвечает требованиям, предъявляемым к современным транспортным средствам. Существует и другое ограничение вариатора, описанного в Докладе, которое заключается в том, что его невозможно использовать для того типа БТ, который в настоящее время очень необходим для практического использования в автомобилях, когда рабочий интервал расширяется для того, чтобы он работал в более чем одном так называемом "режиме", в каждом из которых вариатор продвигается от одного конца интервала передаточных отношений к другому его концу. В таких мультирежимных моделях является обычным, чтобы энергия циркулировалась по вариатору по замкнутому циклу в одном из этих режимов, в ходе которого выходная мощность вариатора и его подводимая мощность действуют как два входных сигнала на планетарную передачу и достигается особое значение передаточного отношения, так называемое "зубчатое нейтральное положение", когда вся передаваемая энергия циркулируется по замкнутому циклу таким образом, что выход трансмиссии и, следовательно, автомобиль находиться в неподвижном состоянии. На практике необходимо, чтобы в большинстве автомобильных трансмиссий, которые имеют такой рециркуляционный режим, вариатор искал зубчатое нейтральное положение, когда, к примеру, двигатель начинает работать и достигает скорость холостого хода в то время как транспортное средство находиться все еще в состоянии покоя. Доклад не раскрывает возможность существования режима рециркуляции мощности, при котором достигается зубчатое нейтральное положение, а при отсутствии команды водителя описанный вариатор просто ищет одно предельное значение своего диапазона передаточных отношений.

БТ, выполненная в соответствии с настоящим изобретением, отличается также от того вида вариатора, который показан в описании патентной заявки США US-A- 5217412. Как неоднократно заявлялось в этом Описании, она относится к БТ, в которой оператор создает то или иное значение передаточного отношения вариатора и изменения в значении крутящего момента не будут иметь прямого эффекта на значение передаточного отношения. В соответствии с настоящим изобретением прямого регулирования значения передаточного отношения не существует; путем изменения величины воздействия на педаль акселератора или на другой орган управления оператор создает тот или иной крутящий момент на одном или другом валу вариатора и, в рамках рабочих пределов, этот крутящий момент будет поддерживаться даже при изменении значения передаточного отношения. Другое отличие от патентной заявки US-A-5217412 заключается в том, что для эффективного "регулирования крутящего момента" желательно для связи между по меньшей мере одним из узлов шкивов и его валом создать силу, зависящую как от величины крутящего момента, так и от его направления; эта сила действует таким образом, что стремиться изменить величину осевого разведения желобочных колес. В патентной заявке US-A-5217412 существует только одна чувствующая крутящий момент связь (деталь 24) между двумя секциями вала одного из шкивов. Когда она работает таким образом, что чувствует крутящий момент, то при этом не создается какой-либо прямо относящейся осевой силы, прилагаемой для стимулирования относительного движения шкивных желобочных колес.

Особенность, в основном присущая БТ ременчатого типа с возможностью управления крутящим моментом, заключается в том - существует ли чувствующая крутящий момент связь между узлом шкива и его валом, так чтобы создавать возможность движения шкива по валу и создавать силу между шкивом и валом, являющуюся функцией величины и направления крутящего момента, всякий раз когда этот вал передает крутящий момент на ремень противодействие на связи создает силу, стремящуюся развести желобочные колеса, и всякий раз, когда этот вал принимает крутящий момент от ремня соответствующая сила стремится свести желобочные колеса вместе. Таким образом, содержание настоящего изобретения должно быть отличено от БТ ременчатого типа, показанной в описании Патентной заявки США US-A-5173084, в которой существует чувствующая потенциально крутящий момент связь между каждым узлом шкива и его соответствующим валом. Тем не менее, в Патентной заявке США US-A-5173084 действие двух потенциально чувствующих крутящий момент связей между узлами шкивов и их соответствующими валами различно. Относящиеся к крутящему моменту силы, созданные в этих двух связях, действуют в унисон на оба узла шкивов, стремясь или сблизить колеса всякий раз, когда энергия передается от входного вала (12) к выходному валу (14), или развести их, когда энергия передается в обратную сторону. Как это ясно объяснено в описании патентной заявки, к примеру в кол. 5 строки 23- 32, это сделано для упрощения и/или уменьшения объема гидравлических насосов. Управление крутящим моментом не достигается БТ, описанной в этом описании, и даже не упомянута какая-либо возможность управления крутящим моментом. Было особенно отмечено, что действие чувствующих крутящий момент связей, описанных в описании Патентной заявки US-A-5173084, так же как и в уже упомянутом Докладе 730003, предотвращает их от использования в многорежимных БТ, в которых при определенных обстоятельствах требуется использование вариатора - к примеру при работе на холостом ходу - для поиска зубчатого нейтрального положения.

Настоящее изобретение возникло из понимания - как БТ того типа, которая имеет полосу и желобочные колеса, может быть улучшена за счет того, что станет способной регулировать крутящий момент до такой степени, которая удовлетворяла бы требования, предъявляемые к современным транспортным средствам, и которая сравнима с управляемостью уже упомянутой БТ с тороидальной траекторией.

Изобретение определено формулой изобретения, содержание которой включено в описание настоящего изобретения, и раскрывает БТ, которые будут описаны со ссылками на сопровождающие чертежи, часть которых представляют собой диаграммы и выполнены схематично, и на которых Фиг. 1 представляет собой осевой разрез, проходящий по элементам известного вариатора, содержащего ремень и желобочные колеса.

Фиг. 2 представляет собой подобный вид, проходящий по вариатору, выполненному в соответствии с настоящим изобретением, в сочетании с элементами гидравлической схемы управления Фиг. 3 показывает некоторые существенные элементы двухрежимной БТ, использующей вариатор, показанный на фиг. 2.

Фиг. 4 - то же, что и фиг.2, но показывает альтернативный вариант вариатора.

Фиг. 5 - чертеж гидравлической схемы.

Фиг. 6 - осевой разрез, проходящий по желобочным колесам БТ, использующей схему, показанную на фиг. 5.

Фиг. 7 представляет собой осевой разрез, проходящий по другому вариатору.

Фиг. 8 показывает гидравлическую схему, подсоединенную к вариатору, показанному на фиг. 7.

Фиг. 9 и 10 - то же, что и фиг. 7, но показывают другие вариаторы.

Фиг. 11 показывает гидравлическую схему, присоединенную к вариаторам, показанным на фиг. 9 и 10.

Фиг. 12 представляет собой осевой разрез, проходящий по следующему вариатору.

По ходу описания чертежей элементы, выполняющие по-существу подобные функции, могут, где позволяет контекст, обозначаться одними и теми же ссылочными номерами.

Фиг. 1 показывает вариатор, в котором ремень или цепь 1, гибкая, но нерастяжимая и с постоянной шириной, передает тяговое усилие между первым узлом 2 шкива, содержащим желобочные колеса 3,4 и вал 5, и вторым узлом 6 шкива, содержащим желобочные колеса 7,8 и вал 9. Валы 5 и 9 установлены с возможностью вращения вокруг разведенных, но параллельных осей 10 и 11 соответственно. Желобочные колеса 3 и 7 закреплены на соответствующих валах, однако желобочное колесо 4 закреплено на валу 5 с помощью шлицевого соединения 12 и, таким образом, способно совершать некоторое относительное осевое перемещение. Таким же образом желобочное колесо 8 закреплено на валу 9 с помощью шлицевого соединения 13. Желобочные колеса 4 и 8 действуют как поршни, перемещаемые в гидравлических цилиндрах 15 и 16, соответственно, при этом цилиндры сообщены через блок 17 управления как с управляющим элементом 18, так и с источником 19 гидравлической энергии.

Валы 5 и 9 являются соответственно входным и выходным элементами вариатора, при этом стрелки Т_in, N_in, Т_out, N_out обозначают соответственно входной крутящий момент, входную скорость, выходной крутящий момент и выходную скорость вариатора. Блок 17 управления действует таким образом, что создает гидравлическое давление P_T в цилиндре 16, достаточное для поддержания натяжения ремня, и давление P_T+P_R в цилиндре 15, где P_R представляет собой приращение, зависящее от величины опускания педали 18, при этом в том случае, если это приращение положительно, то оно вызывает сближение желобочных колес 3 и 4, которое приводит к увеличению значения передаточного отношения, если приращение отрицательно, то оно вызывает расхождение желобочных колес 3 и 4 и уменьшение значения передаточного отношения. Тем не менее, с желобочными колесами 3 и 7, закрепленными на соответствующих валах 5 и 9, и желобочными колесами 4 и 8, установленными на этих валах только с ограниченной свободой перемещения в осевом направлении, не существует какого-либо пути, при отсутствии гидравлического давления, под действием которого любое из желобочных колес может двигаться автоматически, изменять передаточное отношение в ответ на изменение крутящего момента, передаваемого по вариатору. Таким образом, это становиться неприемлемым для БТ, работающей в одном, двух и более режимах, в которых рециркуляция происходит в по меньшей мере одном из этих режимов. В таком вариаторе также не просто, из-за того что этот вариатор не чувствует крутящий момент, определить наиболее благоприятное значение давления P_T, которое, для долговечности и производительности, в наименьшей степени согласовалось бы с непроскальзыванием ремня.

С каждым изменением команды с блока 17 управления значение величины давления P_R изменяется, как только узел 2 шкива раскрывается или закрывается, то узел 6 совершает обратный ход, таким образом обеспечивается - через размещенные с противоположных сторон цилиндры 15 и 16 - то, что центральная линия 20 ремня 1 остается по существу в одной и той же радиальной плоскости относительно валов 5 и 9.

В соответствующем вариаторе, выполненным согласно настоящему изобретению и показанном на фиг. 2, желобочные колеса 3 и 4 узла 2 установлены на валу 5 с возможностью движения с помощью спиральных шлицев 21, 22, соответственно, при этом эти шлицы имеют различные направления спиралеобразной образующей, а желобочные колеса 7 и 8 узла 6 установлены на валу 9 с помощью осевых шлицев 23, 24. Желобочные колеса 3 и 7 установлены как поршни, имеющие возможность передвижения в цилиндрах 25 и 26, а камеры цилиндров 15 и 25 сообщены между собой и таким образом имеют равное гидравлическое давление, так же как и цилиндры 16 и 26. Спиральное зацепление между желобочными колесами 3, 4 и их валом 5 может на практике быть выполнено в виде шариковых дорожек, при этом позиция 27 указывает на шарики. "Направления" спиральных линий 21, 22 должны быть выбраны таким образом, чтобы соответствовать направлениям вращения, показанным стрелками N_IN и N_OUT, за счет чего любой крутящий момент, передаваемый между желобочным колесом и ремнем, увеличивает пропорциональную осевую силу как на желобочном колесе, так и на валу, и любое приложение крутящего момента приведет к изменению значения передаточного числа для уменьшения крутящего момента. Управление вариатором будет осуществляться так же, как это показано на фиг. 1, путем изменения положения элемента 18 посредством гидравлического блока 17 управления, однако сейчас отдельные насосы 30,31 подают жидкость к двум узлам 2 и 6 шкивов. Насос 30 подает жидкость к цилиндрам 15 и 25 узла 2 через впускной проход 32, а насос 31 подает жидкость к цилиндрам 16 и 26 узла 6 через впускной проход 33. Жидкость затем уходит из цилиндров узлов 2 и 6 через выпускные проходы 34 и 35 соответственно, откуда по управляющим клапанам 36,37 к стоку 38. Основное назначение клапана 39 переменного сопротивления, расположенного между клапанами 36, 37 и стоком 38, и так же управляемым от узла 17, установить "основное значение" P_T давления в цилиндрах, достаточного в любое время, когда осуществляется тяговое усилие, для поддержания достаточного натяжения между желобочнами колесами и ремнем. Сейчас, всякий раз, когда ведущие условия таковы, что усилие передается от узла 2 к узлу 6, узел 17 управляет клапаном 36 и заставляет открываться клапан 37. Основное давление P_T таким образом установлено в цилиндрах 16 и 26, а в цилиндрах 15 и 25 узла 2 установлено давление P_T+P_C, где P_C является функцией передаваемого крутящего момента, который желает оператор (с помощью педали 18), и подбирает наружное осевое давление, которое желобочные колеса 3, 4 будут осуществлять в ответ на этот желаемый крутящий момент. Если передача является величиной, зависимой от крутящего момента в обратном направлении, то блок 17 управляет клапаном 37 и открывает клапан 36, таким образом основное давление P_T устанавливается в цилиндрах 15, 25, а P_T плюс P_C в цилиндрах 16, 26 узла 6. Этот контроль величины P_C означает, что осевые нагрузочные силы, воздействующие на два узла шкивов, напрямую реагируют на команды оператора, и их величины могут быть представлены как заранее определенная функция величины этой команды.

В варианте изобретения, показанном на фиг.4, желобочное колесо узла 2 установлено на спиралеобразном шариковом винте 22 и, как и прежде, работает в пределах цилиндра 15, но желобочное колесо 3 установлено на осевом шлице 42, выполненном на втулке 41, выполненной за одно целое с желобочным колесом 4. Желобочные колеса 3 и 4 таким образом вращаются вместе, но они способны совершать ограниченное относительное осевое движение, и обойма 43 упорного подшипника, установленного на фланце 44, выполненном за одно целое с валом 5, фиксирует относительное осевое положение этого вала и желобочного колеса 4. В узле 6 желобочное колесо 8 установлено на прямых шлицах 24 и двигаются, как и прежде, как поршень в цилиндре 16, но желобочное колесо 7 теперь просто постоянно соединено с валом 9. Однозаходный шариковый винт 22 сейчас воспринимает крутящий момент от обоих желобочных колес узла 2, так как осевой шлиц 42 воспринимает крутящий момент от желобочного колеса 3 к желобочному колесу 4, откуда через винт 22 к валу 5. Как это показано на фиг . 1, расположение цилиндров 15 и 16 с противоположных сторон обеспечивает то, что как только желобочные колеса одного из узлов 2,6 расходятся, в то время как колеса другого узла сходятся, и наоборот, то проекция центральной линии 20 ремня 1 остается по-существу постоянной.

На практике было бы так же желательно избежать любого рассогласования, которое может возникнуть по любой причине в ходе работы между идеальной силой зажима на ремне и значениями давлений в цилиндрах 15, 25 и 16, 26, особенно по направлению к пределам диапазона передаточного отношения, когда ремень находиться вблизи от его максимального и минимального радиусов на каждом узле шкива. Хотя это и не идентично по своему эффекту, аспекты такой особенности БТ, выполненной в соответствии с настоящим изобретением, могут быть сравнены с особенностями "гидравлического концевого стопора" для ротационно-тяговой БТ с тороидальной траекторией, описанной например в патентных описаниях GB-B-2023753, ЕР-В-0133330 и ЕР-В-0444086. На фиг.2 расположение и размер выпускных проходов 34 и 35 и расположение проходов 45 и 46 способствует созданию такого эффекта "конечного стопора", хотя будет ясно, что другие не показанные особенности были бы на практике также необходимы для обеспечения того, чтобы синхронизация и величина эффекта были бы подходящими. В узле 2 шкива размер и расположение выпускного прохода 34 выбраны таким образом относительно цилиндра 15, чтобы, если желобочные колеса 3 и 4 стремятся разойтись в осевом направлении за заранее определенный предел, то желобочное колесо 4 будет в конечном счете полностью закрывать проход 34, перекрывая общий выход для жидкости двух сообщенных цилиндров 25 и 15, таким образом давление в этих двух цилиндрах возрастет до величины давления в насосе 30 и таким образом будет противостоять дальнейшему расхождению желобочных колес. С другой стороны, если желобочные колеса приближаются одно к другому ближе, чем это было заранее определено, то проход 45 будет открыт. Этот проход сообщается прямо или косвенно со сливом 38 через клапан 39, но под управлением перепускного клапана 36. Таким образом это уменьшает давление в цилиндрах 15, 25 и препятствует дальнейшему приближению желобочных колес. В узле 6 шкива расположение и выбор размеров прохода 35 и положение прохода 46 будет работать на подобный эффект.

Будет принято во внимание, что действие такого механизма "гидравлического конечного стопора" на практике может не только успешно достигнуть цели в предотвращении сильного увеличения сжимающей силы между желобочным колесом и ремнем или от ее сильного уменьшения на каждом из узлов шкивов, но также иметь связанный с этим эффект стремления сохранить радиус контакта ремня и желобочного колеса в заранее определенных пределах. В этой связи фиг. 2 так же показывает и механические "концевые стопоры" на шкиве в виде колец 29, установленных с возможностью вращения на валах 5, 9 между желобочными колесами узлов 2 и 6, которые физически предотвращают контакт ремня 1 с каждым из желобочных колес, к примеру если гидравлические стопоры не способны предотвратить расхождение желобочных колес на большую величину, при которой ремень может контактировать с валами. Нет такой необходимости в таких колесах в варианте, показанном на фиг.4, где втулка 41 узла 2 и вал 9, показанный на фиг. 6, вращаются в согласованном режиме с желобочными колесами 3,4 и 7,8 соответственно. Конечно, возможны и многие другие варианты физических стопоров для предотвращения расхождения или сближения желобочных колес за выбранные пределы.

Фиг. 3 показывает существенные элементы двухрежимной БТ, в которой первичный двигатель 50 приводит во вращение вал 5 узла 2 шкива (как это показано на фиг. 2) со скоростью N_I и также, через ремень 51, передающий вращение с постоянным передаточным отношением, которое сокращает ведущую скорость до величины 1/2 N_I, на одну половину низкорежимной муфты 52. Другая половина этой муфты соединена с опорой 53 планетарной шестерни планетарной передачи 54, зубчатое колесо 55 с внутренним зацеплением которой соединено и с выходным элементом 56 БТ и с одной из половин 57 высокорежимной муфты 58. Другая половина 59 этой муфты и центральное зубчатое колесо 60 планетарной передачи 54 оба подсоединены к выходному валу 9 вариатора, к так сказать к общему валу желобочных колес 7 и 8.

Для иллюстрации действия транспортного средства, содержащего БТ, показанную на Фиг.2 и 3, сущность операций будет сейчас объяснена с момента состояния покоя. Оператор сможет управлять линией передачи транспортного средства с помощью обычного рычага переключения тяги управления (имеющей вход в блок 17, обозначенного схематически позицией 47), имеющего по меньшей мере стандартные N,P,D и R позиции.

Когда двигатель 50 начинает работать с рычагом переключения тяги управления в положениях "N" или "Р", то обе муфты 52 и 58 находятся в положении расцепления. При выборе положения "D" муфта 52 начнет занимать положение сцепления. Если транспортное средство находится в неподвижном состоянии и вариатор не имеет передаточное отношение, известное в данной области техники как "нейтральная передача" (т.е. значение передаточного отношения, которое для ограниченного вращения входного вала 5 создает нулевое вращение выходного элемента 56), то тормозящий крутящий момент будет приложен к вариатору муфтой 52. До тех пор пока акселераторную педаль 18 будут держать в нажатом положении для снижения величины вращения оба клапана 37 и 36 управления будут открыты и не будет перепада давления в двух узлах 2, 6 шкивов. Тем не менее обычно будет существовать "основное" давление, обеспеченное клапаном 39, как это уже было объяснено. Принимающая планетарная передача 54 имеет передаточное отношение E=2, при этом ремень 51 имеет постоянное передаточное отношение, равное 1/2, как это уже было объяснено. В неподвижном положении транспортного средства ремень 51 будет пытаться привести в движение выходной вал 9 вариатора, через муфту 52 и планетарную передачу 54, со скоростью, величина которой равна 3/2N_I. Вал 9 может в действительности вращаться со скоростью, величина которой равна, ну скажем, 1/2 N_I, и если это так, то он будет пытаться разогнать как себя, так и входной вал 2 вариатора. Ускоряющий крутящий момент на последнем будет создавать через действие винтовые шариковые дорожки 21, 22 осевые силы, сводящие два желобочных колеса 3, 4 узла 2 шкива один к другому, таким образом увеличивая передаточное отношение. Силам не будет оказано какое-либо сопротивление, потому что не существует перепада давления в узлах 2 и 6 шкивов.

Если значение передаточного отношения отклонится от установленного значения, то крутящий момент на входном валу 5 будет реверсирован и осевые силы разведут желобочные колеса одно от другого. Таким образом, без любого внешнего управления этот чувствительный к крутящему моменту вариатор найдет правильное для принятия передаточное отношение перед тем как транспортное средство выйдет из положения покоя на свой низкоскоростной режим, это так сказать тот режим, при котором муфта 52 находится в положении сцепления, муфта 58 в положении расцепления и энергия рециркулирует по вариатору.

Когда педаль 18 держат сейчас в опущенном положении, то блок 17 управления регистрирует команду и, зная режим и текущее значение передаточного отношения (с помощью входных сигналов, показанных схематически позициями 61, 62), интерпретирует эту команду в виде выходного крутящего момента или нагрузки от крутящего момента на двигатель. Для того, чтобы двигаться вперед с низкоскоростным режимом необходимо, чтобы значение передаточного отношения вариатора уменьшилось с 3/2 до 1/2. Таким образом энергия передается от узла 6 к узлу 2, и желобочные колеса 7,8, установленные на выходном валу 9, должны двигаться навстречу один к другому. Это вызывается открывающим клапаном 36 блока управления, а подъем давления в сообщающихся цилиндрах 16, 26 вызывается путем увеличения переменного сопротивления в клапане 37.

Осевая нагрузка на желобочные колеса 7, 8 будет сейчас приложена совокупностью сжимающего давления (создаваемого клапаном 39) и перепада давления, созданного клапаном 37 управления крутящим моментом. Осевая нагрузка на желобочные колеса 3, 4, установленные на валу 5, будет приложена этим же сжимающим давлением (P_T) и силой от спирали. Так как углы конических поверхностей всех желобочных колес равны, то из этого следует, что когда сила, созданная перепадом (т. е. управление крутящим моментом) давления, сбалансирует силу от спирали, то передаточное отношение вариатора будет устойчивым. Так как осевая сила от спирали является функцией входного крутящего момента вариатора, то перепад давления должен сам по себе являться функцией этого крутящего момента, будет ли контролирующее крутящий момент давление прилагаться к узлу 2 шкива через клапан 36, или к узлу 6 через клапан 37. Перепад давления конечно представляет собой также функцию "выходного" крутящего момента вариатора, модулированного мгновенным передаточным отношением вариатора.

Если условия позволяют, то перепад давления приведет вариатор к более низкому значению его передаточного отношения, к 1/2. Тогда блок 17 вызовет расцепление низкорежимной муфты 52 и одновременное сцепление высокорежимной муфты 58, при этом значения передаточных отношений вариатора и планетарной передачи были выбраны таким образом, что изменение является изменением, известным в данной области техники как "синхронное" и не вызывающее мгновенное изменение скорости вращения выходного элемента 56. С находящейся в положении сцепления муфтой 58, и таким образом с передачей в "высокоскоростном режиме", дальнейшее нажатие оператором на педаль 18 вызовет обратное вращение вариатора по всему его диапазону передаточного отношения, от 1/2, где он в настоящее время находится, к его максимальному значению 2. В течение этого режима, всякий раз когда энергия должна передаваться от первичного двигателя 50, скручивающая нагрузка будет определяться клапаном 36 управления давлением.

Действие клапана 39 в установлении основной "сжимающей силы" между желобочными колесами и ремнем было уже описано. Необходимо обратить внимание, что полезная энергопередающая сила между желобочными колесами и ремнем представляет собой тангенциальную силу и что существует верхний предел доли осевой сжимающей силы, как это определено клапаном 39, при котором эта тангенциальная сила может быть без проскальзывания. Этот предел определен коэффициентом трения между желобочными колесами и ремнем. С другой стороны, чрезмерная сжимающая сила сократит долговечность и эффективность.

Когда БТ настроена управлением крутящего момента, то просто вычислить тангенциальную силу при любом значении передаточного отношения и таким образом определить оптимальную сжимающую силу. Значение передаточного отношения измеряется просто, и блок 17 получает электрический входной сигнал этого измерения, обозначенный позицией 62. Тангенциальная сила представляет собой функцию крутящего момента, разделенного радиусом контакта между ремнем и желобочным колесом, а этот радиус сам по себе является функцией значения передаточного отношения. Входной сигнал к клапану 39 от блока 17 программирует клапан регулировать гидравлическое давление в цилиндрах 15, 25 и 16, 26, так чтобы найти эту оптимальную силу.

На фиг. 5 насосы 30 и 32 доставляют жидкость в цилиндры 63, 64, имеющие поршни 65, 66. При нормальной работе линии возврата жидкости из этих цилиндров в дренаж 38 осуществляется через выходные отверстия 67 и 68, по линиям 69 и 70, и клапаны А и В управления соответственно, при этом значения давления в линиях 69 и 70 составляют P_A и P_B соответственно. Для предотвращения возникновения давлений P_A и P_B, значения которых превышают заранее определенные значения, предусмотрен выпускной клапан 71. В ротационно-тяговой БТ с тороидальной траекторией и с возможностью управления крутящим моментом, в такой, которая описана, к примеру, в описании Европейской патентной заявки ЕР-В-0444086, детали 65 и 66 находятся в определенном соотношении с противоположными поверхностями гидравлического поршня двойного действия, соединенного с несущим элементом одного из роликов, ориентация которого изменяет для изменения значения передаваемого передаточного отношения. В вариаторе чувствующей крутящий момент БТ, имеющей ремень и желобочные колеса, показанном например на предыдущих фигурах, цилиндры 63 и 64 обычным образом сообщены соответственно с каждым из двух узлов 2 и 6 шкивов вариатора, и в этом примере выполнения изобретения значения давлений, подаваемых на эти два узла, регулируются таким образом, чтобы создать в одном из таких узлов арифметическую сумму желаемой силы зажимы и силы, связанной с крутящим моментом, а в другом узле только силу зажима. Сила зажима побуждает желобочные колеса вступить с ремнем в соответственно устойчивый передающий тяговое усилие контакт, а сила, связанная с крутящим моментом, уравновешивает, в равновесии, осевую силу от чувствительного к крутящему моменту винта или подобного ему механизма. В этом примере выполнения изобретения давления, созданные клапанами A и B в цилиндрах 63 и 64, соответствуют только связанным с крутящим моментом силам. Силы зажима создаются отдельно, описание этого процесса следует. Нагнетание жидкости насосами 30,31 осуществляется по линии 72, подсоединенной к двум входным отверстиям клапана 73, который пропускает только большее в данный момент времени из давлений P_A, P_B, и отсекает меньшее. Выходная линия 74 проходит через клапан 75 понижения давления к цилиндрам 76, 77, установленным параллельно и содержащих поршни 78, 79 соответственно. Поршень 78 подпирает в осевом направлении одно желобочное колесо и передает на это желобочное колесо силу зажима. Таким же образом поршень 79 прикладывает силу зажима к другому желобочному колесу, при этом взаимосвязь между поршнями 65, 66, 78 и 79 будет объяснена со ссылкой на фиг. 6.

Прежде всего следует заметить, что из-за того, что цилиндры 76 и 77 установлены параллельно за, по ходу движения жидкости, клапаном 75 в этих цилиндрах существует одинаковое давление. И это, конечно, необходимо потому, что одинаковое тяговое усилие должно передаваться на оба желобочные колеса. Во-вторых, любое движение поршня 78 в одном направлении будет фактически сбалансировано движением поршня 79 в другом направлении и наоборот. Таким образом фактически вся жидкость, перемещенная из цилиндра 76, течет в цилиндр 77, и наоборот, таким образом уменьшается необходимость для насосов 30 и 31 приспосабливать потоки жидкости в зависимости от движений двух зажимающих поршней 78 и 79. Следует заметить так же, что только один из двух насосов питает цили