近年来，人们对于连续可变流体力学传动的兴趣一直在增加，由 于在将旋转的输入动力转化为以需要的输出扭矩和速度的输出动力 的车辆和其它动力系统中，其潜在的使用效果和经济性的增加在成为 可能。在车辆中连续可变传动提供的操作效率和经济性是潜在优于任 何已知传动，并且理论上可以比其它可行传动更小、更轻。
但是，专家们已知的传统的现有技术的流体静力学传动技术是噪 声高、效率低的。使那些专家和车辆制造商相信新一代流体静力学传 动已经克服了现有技术的问题是困难的。因此，其他的改进有利于对 新一代流体静力学传动的接受。
这样的改进之一是在旋转界面的漏损领域，特别在那些工作液在 不同旋转泵和电机之间转换方向的场合。
另一个改进是在动平衡领域。因为随着旋转速度的增加，平衡旋 转设备以排除由旋转偏心质量引起的震动的困难成指数倍的变坏。而 另一改进会减少由“偏差”和在传动机架内随着旋转元件与液体波动 协同的造成的损失。在具有一个高旋转速度的原动机，如一个电动机， 涡流发动机或高性能的火花点火汽油发动机的应用中，输入元件会按 照原动机的输出速度旋转，除非在原动机和传动装置之间插入一个齿 轮减速系统。齿轮减速系统增加不需要的花费和重量。通过减低旋转 元件的旋转速度可以大大降低偏差和液体波动损失。同样另一个需要 的改进在于制造性、简易性和造价领域。现有技术的连续可变流体力 学传动趋向于大大增加制造的复杂性和费用。对于原设备制造商，提 供一种可行的高效、小巧和重量轻，制造和维修都容易和经济的连续 可变流体力学传动，是受欢迎的改进。
在由福尔松(Folsom)和塔克尔(Tucker)于1998年11月12日递 交的题目为“水压机”的国际专利申请PCT/US98/24053说明了达到 这些改进的一个途径。该途径的一个变例，是在一组流体力学传动装 置中用低价传统元件，使该技术可在需要紧凑和低价的小型车如船舷 外马达、电动踏板车、电动自行车、娱乐车和雪上汽车上使用。
发明概述
因此，本发明的一个目的是提供一种用于车辆的改进的流体力学 连续可变传动。本发明的另一个目的是一个提供改进的动力传送的方 法，用于从车辆原动机根据驾驶员的选择，将输出动力以一个连续可 变的输出扭矩和速度组合，传动到车辆的运动元件(车轮、履带、推 进器、皮带等)。
为了实现这些和其他目的，得到一种平行流体力学连续可变传 动，该传动具有一个机架，该机架支撑一个补给泵和支持传动操作部 件的内腔，包括一个轴向活塞泵和一个轴向活塞电机。每个泵和电机 有一个旋转元件和一个非旋转元件，每个非旋转泵元件经机架内与分 别安装轴颈装配用于倾斜运动。非旋转件的倾斜轴相对于旋转元件的 旋转轴横向布置。泵和电机的旋转轴近似相互平行地并行的布置在机 架内。一个可变速率齿轮组与泵、电机和输出轴配合，因此泵产生的 反扭矩直接传送到输出轴。泵和电机通过固定在机架内的一个固定管 道进行液压连接。固定管道内的内部液体通道将泵中液体加压直接传 送到电机，并从电机中替代用过的液体传送回泵中。传输率由非旋转 泵的倾斜角度和电机元件控制。倾斜角度控制装置与机架和非旋转泵 连接，电机元件也管理该倾斜角度。
附图的说明
本发明及服务于该发明的目的和优点可由阅读随后结合下述附 图的较佳实施例的详细描述而获得最佳理解，其中：
图1是本发明的一实施例的示意图，显示机械和液压的能量系和 控制装置；
图2是自示意图1所示传动系的一个方案的输入端观察的透视 图；
图3是自图2所示传动系的输出端观察的透视图；
图4是自图2所示的传动系的输入端观察的端视图；
图5是自图2所示的传动系的的输入端观察的传动系内部组件的 透视图；
图5A是自输出端观察的图5所示的齿轮透视图；
图6-9以图4中线6-6为剖面线的泵和电机的平面剖视图，显示 该传动系处于中间位置(图6)，相反方向(图7)，最大速度比(图 8)和最大转矩比(图9)；
图10以图4中线10-10为剖面线通过输出轴部分的立剖图；
图11以图4中线11-11为剖面线，剖面线并通过泵的轴线的立剖 图；
图12剖面线是泵和电机平行轴线的法线，并穿过旋转斜盘主轴 颈和控制直角杠杆位移的立剖图；
图13-19是图2中所示主机架的各个视图；
图20-23是图2中所示输入端机架的各个视图；
图24-27是图2所示控制机架的各个视图；
图28-33是图3所示补给泵机架的各个视图；
图34-36是输入装置的各个视图，包括图6所示的行星齿轮组的 中心齿轮；
图37-39是图6所示行星齿轮组的齿环的各个视图；
图40-42是图6所示泵的驱动轴的各个视图；
图43-45是图10所示的输出正齿轮的各个视图；
图46和47是图10所示输出轴的透视图和侧视图；
图48-50是图3和10所示输出装置的各个视图；
图51-53是图5A和6所示电机驱动轴的各个视图；
图54是图6所示泵和电机的部件展示透视图；泵和电机是相同 的；
图55-58是图1，5，10和11所示泵和位移控制装置单元的平面 图；
图59是图55-58所示的控制单元的部件展示透视图；
图60是第一个实施例图5中按照本发明从输入端观察的传动系 弯曲轴线实施例的内部组件的透视图；
图61是图60中所示剖面线通过传动装置的泵和电机的轴线的平 面剖视图；
图62是图60所示剖面线沿泵的轴线和轭铰链的轴线的立剖图；
图63是图61所示泵的部件展示剖视图，电机图与此相同；
图64是图60所示传动系的前机架的透视图，显示内端壁包括管 道；
图65是图64所示前机架的端视图，显示泵和电机间用于降低流 体流动压力的狭槽和流体流动的吸水管道；
图66是图64从前端观察所示前机架端视图；
图67是以图66中线67-67为剖面线的平面剖视图；
图68是以图66中线68-68为剖面线的平面剖视图；
图69是图60所示传动系统的中机箱的透视图；
图70是图70所示中机箱内部的端视图；
图71是图60所示传动装置的控制阀门和控制杠杆的平面图；
图72是前轮驱动变速车辆传动系的示意图；
图73是图72所示部件和传动装置部件的透视图；
图74是图73所示从同样角度观察的传动装置的透视图，显示其 内部结构；
图75是图73所示从前端观察的传动装置的透视图；
图76是图75从同样角度观察的传动装置的透视图，显示内部结 构；
图77是图75所示传动装置前端的平面图；
图78是沿图77所示线78-78为剖面线的平面剖视图；
图79是沿图77所示线79-79为剖面线的立剖图；
图80是沿图77所示线80-80为剖面线的立剖图；
图81是沿图77所示线81-81为剖面线的立剖图；
图82A是图79所示驱动装置的透视图；
图82B是图82A所示驱动管的立剖图；
图83是图79所示输入轴的透视图；
图84是图78所示泵轴的透视图；
图85是图78所示电机轴的透视图；
图86-91是图73所示后机架的不同视图，和旋转斜盘的整体转 动轴承；
图92-96图73所示中部机架的不同视图；
图97-103是图78所示管道的不同视图；
图104是图74所示的旋转斜盘和控制杠杆的部件展示图；
图105-107分别是图74所示传动装置的控制机械和旋转斜盘在 中间位置的平面图，正面图，平面图；
图108-110分别是图74所示传动装置的控制机械和旋转斜盘在 最大扭矩位置的平面图，正面图，平面图；
图111-113分别是图74所示传动装置的控制机械和旋转斜盘在最 大前向速度位置的平面图，正面图，平面图；
图114-116分别是图74所示传动装置的控制机械和旋转斜盘在 最大后退速度位置的平面图，正面图，平面图；
最佳实施例的描述
请翻到附图，参照图1，一平行流体力学减速传动，如示意图所 示，设计用于需要得到最终速率为低速的车辆。该传动装置显示具有 一各种活塞泵50和一由原动机55驱动的补给泵52，和各种位移电 机60，该电机通过管道70与液压装置连接，通过包括各种变速的齿 轮装置如行星齿轮装置85的齿轮系80与机械装置连接。传动率由车 辆的主控制器100控制下的位移控制系统90控制。
图1中所示传动装置处于中间位置，此时泵50在零位移处而电 机60在最大位移处。在本实施例中，流体静力学单元50和60的位 移同时被控制系统90控制，虽然它们可以被单独控制。本发明的一 个特别的实施例，如图2-12所示，使用一旋转斜盘式泵50和电机60， 包括四片机架105，该机架包括一主机架106，详见图13-19，一输入 端机架107，详见图20-23，一控制机架108，详见图24-27和一补给 泵机架109，详见图28-33。主机架106有三个平行柱状凸起110，112 和114。如图10所示两顶端凸起110和112分别固定泵组50和电机 组60，底部凸起114固定一输出组115。输入端机架107有一定位前 缘116与泵凸起110同心，该定位前缘116是制造为与原动机55的 环形凹进精确吻合，这样，传输机架105可以严格地与原动机55配 合，使原动机的输出传动轴与传动装置的输入部件一致。
扭矩是由原动机55通过输入端机架107输入到传动装置，通过 机架105的所有端口输出到车辆的驱动元件。为方便起见，扭矩从原 动机输入到传动装置的端口被命名为“输入端”，其相对的端口被命 名为“输出端”，尽管扭矩从“输入端”和“输出端”都被输出。
如图34-36所示，动力从车辆原动机55输入到传动装置是通过 一平滑圆锥孔117从输入轴套118输入到输入元件120。从原动机55 输出端的输出到达一平滑圆锥轴(未示出)，该平滑圆锥轴与输入元 件120的圆锥孔117相匹配。该圆锥轴被强制插入圆锥孔117通过六 角螺栓122旋入在原动机圆锥轴末端开好的洞来固定。该六角螺栓在 元件120的孔中，靠肩垫圈123座在台肩124上。圆锥轴和圆锥孔 117的接合提供了扭矩从原动机55到传动装置的可靠的传输。
如图6-9，11和5A所示，该输入元件120包括行星齿轮系统 85的一中心齿轮125，该中心齿轮在行星齿轮架132内与四个行星齿 轮130啮合。如图37-39所示，行星齿轮130与齿环135啮合，如图 40-42所示，该齿环135与泵驱动轴140的凸缘法兰137啮合并驱动 该轴。泵的驱动轴的输入端142由轴承144支撑，该轴承144分别置 于输入元件120的轴承法兰盘146和泵的驱动轴输入末端轴承法兰盘 148之间。泵的驱动轴的花键部分145与泵的气缸的花键孔啮合，并 驱动泵的气缸围绕其轴线旋转。行星齿轮系85靠原动机55的输出轴 的轴承支撑。当泵的驱动轴140靠轴承149支撑时，末端142装配在 主机架106的输出末端的孔147内。
从原动机55发出，驱动输入元件120的扭矩被从中心齿轮125 通过齿环135传送到泵的驱动轴140的花键法兰盘137，用以驱动泵 50的气缸。泵50的反作用扭矩通过泵的驱动轴和齿环135返回到行 星齿轮130，并最后到达行星齿轮架132。如图4和图5所示，该行 星齿轮架通过机器螺纹152固定在正齿轮支架150。该正齿轮150通 过一组针式轴承154支撑在输入元件120的输入轴套118上。
正齿轮支架150与输出正齿轮160啮合，如图5，6-9和10，并 且详见图43-45，该输出正齿轮160的轴颈支撑在轴承162上，并装 配在轴承座163上，轴承座163装配在输入端机架107的内伸套管 164上。输出正齿轮160有一外凸法兰盘166，该法兰盘在轮齿168 的切割处，一有一径向凸出表面172的同心内部短管170与法兰盘 166同心，以和轴承162啮合。如图10，46和47所示，同心内部短 管170的孔174与输出轴180的多键端175用花键连接。孔174的全 部用花键连接，因此扭矩可以从传动装置的所有端传出，如图1，2 和3，以便驱动一四轮驱动车辆。
如图10和12所示，输出轴180的输出端的轴颈由轴承183支撑， 该轴承装配在主机架106的输出端的一分阶轴线孔内，并且固定在孔 185的环形槽187内一挡圈(未示出)上。扭矩从输出轴180的输出 端通过输出装置190输出，如图10所示，详见图48-50，该输出装置 190有一花键孔192与输出轴180的输出端的花键194啮合。输出装 置190固定在输出轴180的末端用螺母(未示出)连接，该螺纹与输 出轴180的凸螺纹端196扣合，扭矩靠输出装置190输出。
如图6和54所示，泵50的液体压力通过管道70的通道传输到 电机60，在此转换为电机输出扭矩，然后通过电机输出轴200的花 键202传输到电机输出轴200，与电机气缸206的花键孔204相啮合。 电机输出轴200的轴颈座在管道70的轴承208和在输入端机架107 的轴承座214内的轴承槽212内的前端轴承210上，如图2，6和20 所示。电机输出扭矩通过电机输出轴200传送，并通过整体齿轮216 与输出正齿轮160啮合以增加扭矩，通过电机输出轴200从电机60 传输扭矩至输出轴，到达从正齿轮支架150传输的扭矩，这样，输出 到输出轴的总输出扭矩是通过正齿轮支架传输的机械部分和通过电 机输出轴200输送到电机60的液压能部分。
电机60的液压扭矩是通过泵50的水压动作产生的，如图7-9所 示。泵的气缸206P的旋转通过泵驱动轴140的花键部分145的花键 啮合，旋转泵的气缸206P的阀门盘220P，该阀门盘220P关联泵的 气缸206P的柱面203P的液面位移，并将该液体输入管道70的压力 管道，使旋转斜盘下降角度相对运动，也可以通过吸入管道使旋转斜 盘上升角度。泵的气缸203P的活塞205P有活塞头225P，该活塞头 在滑块230P旋转并通过固定在盘240P与旋转斜盘235P的平面上。 图54所示的结构是传统的并是可以实现的，如，组合水利齿轮。
压力液体被泵的阀门盘220P变换方向至管道70的压力通道，并 被直接输送到管道70的压力部分，在此被通过电机阀门盘220M的 压力槽分配到气缸203M，在电机气缸206M的“上升”端。液体压 力迫使活塞205M同轴的向外推动电机旋转斜盘235M。活塞的同轴 运动推动电机旋转斜盘235M的倾斜表面，该同轴运动还原为圆周力 推动电机气缸向下，改变了电机旋转斜盘235M的倾斜角度。电机气 缸206M的持续旋转迫使电机活塞205M回到气缸203M，使气缸 203M内的液体通过管道的吸入通道移动，最后在吸入冲程进入泵的 气缸203P。
补给泵52提供由于系统泄漏造成液体的损失，也可给位移控制 系统加压，如下所述。补给泵52是一传统商业实用泵，如各种常压 泵。如图5A所示该补给泵置于管道70的腔243，被具有六角头247 的主轴245的六角部分246驱动，与螺栓122的六角凹进啮合。补给 泵52从机架通过吸进管道249牵引液体，泵内的压力液体通过外部 液体线路通过过滤器250传输，再通过单向阀门252传输到管道70 的压力管道。压力通过一压力安全阀门254限制在一预先确定的值， 如100磅/平方英寸。
如图1，5，10-12和55-59所示的位移控制系统是设计为控制泵、 电机旋转斜盘235P和235M的倾斜角度。两个旋转斜盘235P和235M 每个都分别有顶部和底部耳轴258和260。顶部耳轴258装配在控制 机架108的凸缘的座262P和262M。座262P和262M的图是错误的， 因为该图未显示顶部耳轴258P和258M置于座262P和262M。该错 误可以通过重新定位控制机架108上的座258P和258M与耳轴258 一致来补救。相似的，底座提供给底部耳轴260P和260M，图12没 有反映这些座位于主机架的底面。这些疏忽可以很容易地被改正。
一泵控制直角杠杆265装配在泵的旋转斜盘耳轴258P的顶部， 一电机控制直角杠杆270装配在电机旋转斜盘耳轴258M的顶部，用 来控制泵和电机旋转斜盘的倾斜角度，从而控制泵和电机的位移。如 图55-58所示，该直角杠杆有球端272和274与气缸290和295的泵 和电机控制活塞280和285相啮合，该气缸凸出于控制机架108如图 2所示。步进电机300驱动一控制杆305，如图59所示，连接滑阀 320内的控制轴310。该滑阀是通过液压来自我定位在控制柱310的 相同位置，泵控制气缸280随着滑阀320使泵的控制气缸280定位在 由控制柱310所确定的位置。如图55和56所示，电机控制活塞285 通过内部停止在活塞最大位移处，而在气缸295通过系统压力在偏离 该位置处停止。电机控制直角杠杆270的位置离开最大位移位置是靠 泵的控制活塞啮合并推动电机控制活塞285通过气缸285内的系统压 力和气缸290内部更大区域的效能，使推动来实现的。
操作上，机器的输入连接到行星齿轮组85的中心齿轮(Sp)125， 然后进入置于管道的补给泵。行星齿轮组85的齿环(Rp)135驱动 连接到泵50的气缸。行星齿轮组85的行星齿轮架132连接到正齿轮 (Sg3)150，该正齿轮驱动输出正齿轮160连接到输出轴(Sg1)180。 电机的气缸连接到一正齿轮(Sg2)，该正齿轮也使正齿轮连接到输出 轴(Sg1)。
当传输处于中间位置时，输出轴是固定的，因此电机和行星齿轮 架也是固定的。中心齿轮按照输入速度旋转，这样齿环(还有泵)以 输入速度乘以中心齿轮与齿环的齿数比(Sp/Rp)的速度以输入方向 相反方向旋转。在较佳实施例中，该比率是(43/77)＝0.558倍输入 速度。由于泵处于零位移，没有泵吸；这样，泵中没有产生反作用扭 矩。因此，泵在自由旋转，没有向输出轴传输输出扭矩。
放泄阀可以打开以“短接”泵和电机的高压和低压，所以如果泵 有一些小的位移，泵内仍然没有压力，因此，当放泄阀开启时没有扭 矩产生。放泄阀只有在操作者在模式选择开关选择“驱动”或“反向” 模式时，放泄阀才关闭。只有在通过一传感器确保安全后，控制者才 关闭放泄阀，这时，泵位于零位移处。
由于行星齿轮组的配置，输入扭矩被分为两条平行路径。一条是 直接机械能路径，以输入扭矩乘以比率(1＋(Rp/Sp))提供连续扭矩 给输出轴。另一条是液压路径，以输入扭矩乘以比率(Rp/Sp)提供 连续扭矩给泵。
当泵被驱动一个小的位移，并且以输入速度乘以(Sp/Rp)旋转 时，泵内液体通过导管直接流动并以相同方向驱动发动机以提供输出 扭矩。由于泵只有一个小位移的事实，提补给泵少的扭矩就可以产生 高压力和低流速。当电机处于大位移时，泵内输出的高压低流速产生 高输出扭矩和低输出速度。这个高“液压”输出扭矩被乘以齿轮比率 (Sg1/Sg2)，然后加入到如上所述的机械能输出扭矩。这样，总的输 出扭矩可以这样表达：
输出扭矩＝输入扭矩x[(1＋(Rp/Sp))＋(Rp/Sp)x电机位移/ 泵位移x(Sg1/Sg2)]
这样可以看出，总扭矩输出包括一固定的机械扭矩输出部分加上 一变化的液压能扭矩部分。当电机位移与泵位移的比率减小时，液压 能扭矩的数量减少。当发动机位移减少到零，液压能扭矩部分减少到 零并且只有固定的机械能扭矩部分输出。
当泵的位移增加时，泵的流速增加，并且该增加的流速导致电机 和输出轴的速度增加。当输出轴速度增加时，行星齿轮架的速度由于 输入轴和中心齿轮而增加，这导致齿环速度降低，和泵的速度降低。 当比较相同容量的传统静压传动，由于使用了行星齿轮组，导致了整 个系统的液体流速降低了大约1/3到1/4。这减少了静压机械的流量 损失和噪音水平。
当电机位移接近零，泵的位移接近最大时，泵速接近零，电机速 度接近最大。当电机达到零位移，发动机不能再接收液体流，泵也不 能再移动液体，这样泵就停止旋转，导致齿环(Rn)停止旋转。现在 泵成为齿环的反作用单元。这时，所有的扭矩通过行星齿轮组传输， 通过行星齿轮支架和正齿轮Sg3和Sg3传输到输出轴。在揭示的较佳 实施例中，由于中心齿轮与齿环的比率，输出速度降低和而输出扭矩 增加的因数为2.79∶1。自然地，该比率会因为设计不同尺寸的齿轮 而不同。当泵被推到其满位移时，输入扭矩的反液体压力减少到最小， 这样液体泄漏损失和轴承的液态承载减到最小。
当所有的能量通过行星齿轮组和正齿轮Sg3和Sg1传输，静压只 作为齿环的反作用单元发生作用，传输效率很高(95＋％)。仅有的损 失是普通齿轮组损失(大约2％)，泵由于泄漏的滑动，以及电机由于 其在压力下以输出速度x(Sg1/Sg2)的速度绕该单元旋转而产生的 误差损失。未来在这点上增加效率的措施是在泵中增加制动装置。这 将有两方面帮助：首先，它将制止输入单元由于液体泄漏导致的滑动， 其次，它将减少液体系统压力到标准压力，这样，减少电机负载和电 机误差损失。该制动装置可以在标准压力或用机电手段实现。
为了驾驶机车辆后退，该传输装置首先置于中间位置，电机处于 最大位移，泵在零位移。选择开关移动到“后退”意味着控制器将泵 的位移控制置于相反方向(如一个负角度)，并导致液体流相相反方 向运动。这导致电机并因此导致输出轴以相反的方向旋转。由于行星 齿轮组的配置，机械扭矩，如前所述，仍然以前向运动。这样，总输 出扭矩，相反地，可以表达为：
输出扭矩＝输入扭矩x[(1＋(Rp/Sp))－(Rp/Sp)x电机位移/ 泵位移x(Sg1/Sg2)]
由于泵和电机以相同方向旋转的事实，所有的旋转斜盘都以相反 方向的旋转，例如，从顶部观察该传动装置，在前向速率时，在电机 旋转斜盘逆时针旋转时，泵的旋转斜盘顺时针旋转。在反向速率时， 当电机旋转斜盘保持静止时，泵的旋转斜盘反时针旋转。泵的旋转斜 盘连接到泵的控制臂，该控制臂连接泵的控制活塞，这样允许泵的控 制臂按照泵的控制活塞沿枢轴转动或滑动。当泵的控制活塞在其孔内 沿轴向运动时，泵的控制臂和泵的旋转斜盘沿泵的旋转斜盘轴线旋 转。相似地，电机旋转斜盘连接到发动机控制臂，该控制臂连接到电 机控制活塞，这样，允许电机控制臂按照泵的控制活塞沿枢轴旋转或 滑动。当电机控制活塞在其孔内沿其轴线运动时，电机控制臂和电机 旋转斜盘沿泵旋转斜盘的轴线旋转。
系统压力从管道通过一往复阀抽出，并持续地给电机控制活塞 285背面压力。这个活塞的区域等于1A。加在这一区域的压力使电 机朝向最大位移处偏移。系统压力从管道通过同一往复阀抽出，并持 续地给泵的控制活塞280的小环形区域压力。这一小环形区域也等于 1A。作用在这环形区域的压力使泵相反地向其最大位移处偏移。系 统压力从管道抽出，通过一液压控制随动阀，施加到泵的控制活塞 280的大环形区域，产生电机控制活塞背面三倍大的压力，或计为3A。 当系统压力施加在大环形区域，产生的力超过施加在小环形区域边的 力的因数为3。这导致泵在其正向方向上向最大位移位置移动。
在泵的位移的一个预设角度，泵的控制活塞280接触到电机控制 活塞285(该活塞如上所述被迫移向发动机最大位移位置)。当泵的 控制活塞280接触到电机控制活塞285，作用在泵的控制活塞280前 向的力超过了作用在泵的控制活塞280环形边加上作用在电机控制 活塞285上的力的1.5倍，并迫使电机60移向零位移同时使泵50移 向最大位移。泵的控制活塞接触电机控制活塞的行程角的内部滞后， 允许电机停在其最大位移同时泵可以进行一些位移。这样，泵产生的 压力，被允许作用在电机最大可能的位移上，这样，就可能产生最大 的输出扭矩。泵的控制活塞与电机控制活塞接触的行程角滞后的数 量，等于泵在其可以反作用完全输入扭矩同时不超过系统允许的最大 压力时的最小泵角。
当液压控制随动阀从泵控制活塞的大环形区域释放压力时，作用 在电机控制活塞的力和作用在泵的控制活塞小环形区域的力造成电 机移向其最大位移位置，而泵移向零位移位置。这个过程将持续发生 直到电机完全到达其最大位移位置，不能移动的更远为止。泵将持续 移向零位移位置直到达到中间位置。如果液压控制随动阀从泵的控制 活塞的大环形区域进一步释放压力，泵将继续移向相反角度。通过保 持电机在其最大位移和只有泵在反向移动，电机的最大可能输出扭矩 但是有限的速度输出可以保持，这是我们希望得到的。
当陈述以上系统压力从管道通过往复阀抽出，用以控制泵和电 机，但相似地，标准压力可以使用并达到同样效果。这需要更大直径 的活塞以产生足够的力平滑地和准确地控制泵和电机，并且可能需要 一更大的机组。
上面所述的液压控制随动阀可以是几种类型，包括一典型的“领 先”类型的滑阀由步进电机或伺服电动机，或一电磁操纵滑阀等操纵。
这种控制方法的优点是可以只用一个液压控制随动阀(和有关控 制硬件，如计算机控制等)来控制泵和电机从中间位置到后退的过程。 简单地说，结果是得到可靠和低成本的控制系统。
由于电机与泵的位移比率可以无限增加，在或围绕中间位置区 域，在前进或后退时，在理论上可能产生无限高的压力和输出扭矩， 在实践中可能产生超过它们包括的材料的能力的压力和输出扭矩。显 然，当由该传输的结构限制来决定时，上述理论被局限在合理的取值。 扭矩限制是由于在管道中使用安全压力值的压力，限制了泵产生最大 压力，从而限制了最大扭矩。由于当压力在如此高的水平时，泵将处 于相关的小位移，通过安全阀的流速将保持在一个可以接受的水平。
相反，系统可有固有的扭矩极限，由于设计的泵和电机在特定压 力下有一漏损率，等于泵的输出。当压力释放时漏损起作用并防止泵 产生大于特定压力的任何压力。传输将达到一个“失速”扭矩。对于 流体静力学负担的界面的冷却和润滑，某一个漏损率无论如何是必要 的，因此设计一个也可提供扭矩极限功能的漏损率，会有实现功能而 不需要一个单独释放阀的优点。
这里有一个最小泵角，使泵能完全反应输入扭矩而不超过最大的 系统允许压力，因此输出扭矩最大。小于这个泵角，由于上面描述的 最大压力被限制，输出扭矩就不会增加，但输入与输出速度比持续降 低并随着泵角变为无限小接近无限。
通过图60-71中的倾斜轴线设计还可以实现本发明已介绍的和其 他好处。本实施例中的齿轮装置85和输入/输出装置的所有主要方面 与图1-59中实施例是相似的。唯一的明显不同是在这倾斜轴线实施 例中的泵和电机汽缸组330P和330M，如图60-63清楚的表明，是回 转至对着管道335的活塞332并使得泵和电机扭矩环337P和337M 对着管道335运动，如申请人的名称为“水压机”的国际专利申请 PCT/US98/24053，这里可以结合参考该公开文件。在本实施例中，如 图61和62所示，管道335是在前机架340内端壁，如图64-68所示， 也支撑用于泵和电机轴140和200的轴承。该设计中的泵和电机汽缸 组330P和330M对于非旋转的倾斜轭座342P和342M旋转。输入和 输出的扭矩经过包括扭矩环337P和337M的泵和电机轴140和200 的键槽装置给该倾斜轴单元。
如图60，62和63所示，每个泵和电机汽缸组330P和330M的 背面对着轭座342的平面。344的两个臂每个对着一面与轭座342相 连，并向前延伸到后机架350枢轴支撑的与枢轴346固定的耳轴345， 如图69和70示。枢轴346的出端由后机架350外的轴衬支撑，枢轴 346的入端由机架350内的连接板352轴衬支撑。机架350顶端的枢 轴在机架下面突出并固定在两控制曲轴265和270的最近端，每个向 内延伸的末端与控制活塞280和285端部连接。
本倾斜轴实施例具有更大的效率和能量值的优点，可以减少尺 寸、重量的复杂性和造价，并可比同样的尺寸的倾斜转盘系统运转的 更快。因此可使用让倾斜轴系统旋转的更快的齿轮传动比，可以增加 其扭矩和动力输出。更大的动力生产能力，可以设计更小的流体静力 系统(在同样压力下得到相同扭矩)或在较低压力下运行，因此由于 负载减少可采用更小和更轻的支撑结构，或系统可在相同尺寸下具有 更高扭矩值。
现在参见图72，为本发明的第三个实施例的示意图，用于在原动 机输出轴和前轴驱动的差动齿轮之间有一个实际补偿的前轮驱动变 速装置。这一独特设计是用于重量轻和便宜的欧洲微型车，但也可用 于下面提到的小型汽车。
如图72中间的传动部分，泵组50是最小位移，电机60是最大 位移。泵组50和电机60在本案例中是同时控制，尽管它们实际可以 分别控制。
如图72和图74、76和79-81所示，原动机55的输出经过一个输 入花键连接354输送到一个输入轴355。输入轴355经驱动管357延 伸，如图82A和82B，临近其内端的中间花键356连接并带动驱动管 357内端的一个内花键358。该输入轴355用于调节发动机和传动装 置之间的不同轴和偏心，同时是一个刚性扭转连接。尽管两个花键相 当分开，花键的小公差会调整这些不同轴和偏心。
输入轴355，如图83示，有一端花键359连接并驱动一补给泵 366，如图79-81示。驱动管357有一行星组365的一个整体中心齿 轮360驱动一系列行星齿轮362，连接行星组365的一个环绕齿环 367。如图78示，齿环367有整体正齿轮368带动与泵汽缸组轴371 连接的正齿轮370，见图84。行星齿轮362安装在行星组365的行星 支架372上，在其外围加工正齿轮374。正齿轮374由与电机输出轴 380键连接的正齿轮376驱动，如图85。由与电机汽缸组206M连接 的一个花键驱动。行星支架372也与花键连接到传动链轮384，如图 79-81，经一个驱动链386连接到一个与输出差动齿轮390连接的差 动链轮388，如图76。
通过正齿轮368和370带动泵的一个优点是，这些正齿轮的传动 比可选择比齿环快的速度转动泵。在图1和11中介绍的实施例一， 输出传送中心齿轮，并且泵直接有齿环带动，这样泵将会以比输出轴 低的速度和高的扭矩转动，这对于泵是不利的，因为泵会对输出扭矩 作出反应，产生更大的压力，因此产生更大的漏损和更大的轴承载荷。 它还意味着泵的最大速度会低于设计最大速度，因此不能达到系统的 全部潜在马力。通过正齿轮368和370之间的比率，可使泵以其最大 设计速度旋转，所以系统的最大潜在马力得到利用，在任何给定输入 扭矩下系统压力都会很低。
链386用于驱动输出差动齿轮390，利用隔开中心线393上的前 轮驱动轴和发动机中心线393调整安装，而不用使用一系列齿轮达到 同样的中心距离。自然，可使用一系列齿轮，和使用不同的中心线间 隔得到传动装置/发动机驱动中心线和差动齿轮390之间的更紧密连 接。
泵和电机汽缸组206P和206M位于与其的轴的轴线371和380 一致的平行轴，如图78。每个汽缸组的汽缸中的活塞400连接一个 推力环，推力环随着汽缸组旋转并通过一个推力轴承404安装在非旋 转、倾斜旋转斜盘408上。泵50和电机60的位移可以通过由曲轴装 置调整旋转斜盘408的倾斜角改变。旋转斜盘408由在传动装置后机 架415上的转动轴承410支撑，如图86-91。转动轴承最好为低摩擦 聚合物，如PTFE等表面。后机架与中机架417相连，见图92-96， 通过多次车削螺杆419，得到将泵50和电机60通过机架施加的轴向 力的反作用途径，并返回到中机架内由一个内部横向隔板422支撑的 管道420，如图95。
如图97-103，管道420在泵和电机汽缸组206的空腔活塞由压缩 卷簧(图上未表示)固定在隔板422上，这样也可得到汽缸组206和 管道的密封接触，使得传动开始时系统压力可以增加，在该过程中， 由泵50和电机60施加的轴向力使得管道有力的与隔板422连接。
管道420有两个圆形平面425P和425M与泵和电机汽缸组206P 和206M的平面接触，425P和425M的每个面有一对相对的弯槽428 和430，用于在压力冲程的高压液体从泵汽缸组206P传送到电机汽 缸组206M，并用于从电机汽缸组206M中将用过的代替低压液体， 用于送回吸气冲程的泵汽缸组206P。管道420上的四个轴衬435支 撑检查阀，用于从补给泵366经隔板422上通道437传输补给液，并 经过隔板422上的一个通道将高压液体传输到控制单元450。需要用 四个阀代替仅两个，是因为当下山或减速时发动机使用刹车，传动经 车轮送回时高低压侧的转换。本实施例中该传输的泵和电机60的液 压过程与第一个实施例相同。
控制单元450的操作基本与第一和第二实施例的控制单元相同。 根据泵50和电机60呈相反方向旋转的情况，两个旋转斜盘408沿相 同方向呈正比运动，从顶部观察该传动装置，如图105和107，泵旋 转斜盘408P随着电机旋转斜盘408M的逆时针旋转也逆时针旋转， 泵旋转斜盘408P随着固定的电机旋转斜盘408M呈反比顺时针旋转。 泵旋转斜盘408P与经泵控制活塞458与泵控制臂454连接，使 得泵控制臂适用相对于泵控制活塞458的枢轴和滑块。如图104所示， 泵控制臂454的枢轴轴线460与泵旋转斜盘的旋转轴线一致，由于泵 控制活塞458沿着其孔464轴向运动，泵控制臂454和泵旋转斜盘 408P沿着泵旋转斜盘的轴线旋转。电机旋转斜盘408P与经电机控制 活塞468与电机控制臂466连接，使得电机控制臂466适用相对于电 机控制活塞468的枢轴和滑块。由于电机控制活塞468沿着其孔470 轴向运动，电机控制臂466和电机旋转斜盘408M沿着泵旋转斜盘的 轴线旋转。
系统压力经过一个管道的检查阀从管道抽出，并被连续送回电机 控制活塞468后面的电机控制汽缸470，电机控制活塞468正面面积 大约为活塞控制活塞458的三分之一，作用在该面积的压力沿其最大 位移连续倾斜电机。系统压力经过同一检查阀从管道抽出，并被连续 送回电机控制活塞的小环形面积472。该环面面积等于电机控制活塞 468，作用在该面积的压力沿其最大位移连续相反倾斜电机(如：顺 时针旋转泵旋转斜盘408P)，如图105-107。
系统压力经过管道抽出并经液压控制随动阀474送回到泵控制活 塞458的大环形面积476，泵控制活塞458的大环形面积476等于电 机控制活塞468正面面积的三倍，所以当系统压力所用与环形476时， 产生的力由于它的面积大以因数3克服小环形边产生的力，它推动泵 沿向前方向产生最大位移。
如图108-110示，在一个预定角度下的泵位移，泵控制活塞458 接触电机控制活塞468(即如上面介绍的，被推到电机最大位移位置)。 当泵控制活塞458与电机控制活塞468接触，作用于泵控制活塞的力 以系数1.5克服作用于泵控制活塞环形边的力和作用于电机控制活塞 的力，推动电机到零位移，同时推动泵到最大位移。泵控制活塞458 推进角安装滞后接触电机控制活塞468，使得电机60停留在其最大 位移位置同时通过泵50实现一些位移，因此使得泵产生的压力作用 于电机最大可能位移，并因此产生可能的最大扭矩。泵控制活塞的推 进角滞后的量接触电机控制活塞，等于在泵可以完全反应输入扭矩同 时不超过系统允许最大压力时的最小泵角。泵控制活塞458的到达完 全延伸位置的连续运动，如图111-113，将泵旋转斜盘408P移动到最 大位移位置和电机旋转斜盘移动到零位移位置，通过传动产生液压锁 闭和完全机械驱动。
随着压力从电机控制活塞的大环形区通过调节阀释放时，作用于 电机控制活塞大环形区的力和作用于电机控制活塞小环形区的力产 生电机向其最大位移推进和泵向零位移推进，它持续动作直到电机最 终到达其最大位移，而不再推进。泵持续向零位移动作直到其达到中 间，见图105-107。如果调节阀还从电机控制活塞的大环形区释放压 力，泵将持续向相反角度推进，如图示。将电机保持在其最大位移 而且泵单独向相反推进，可以从电机得到最大可能扭矩，但以所需的 有限速度能力。
上述系统压力通过管道的往复阀抽出控制泵和电机，但也可用于 相似的补给压力得到相同效果，而这需要更大的活塞直径以产生足够 的力平稳、精确地控制泵和电机，可能因此形成一些封装问题。
上面提到的调节阀可以是几种，包括一种传统领先型由步进电机 带动的滑阀，或电磁控制的滑阀等。
这种控制模式的优点是可以只用一个调节阀(并与控制硬件，如 计算机控制等配合)，从中间经过最终驱动装置控制泵和电机并反向， 因此降低控制系统的造价和复杂性。它还具有共同机械连接泵和电机 旋转斜盘位移的优点，减少如每个旋转斜盘独立控制可能产生的控制 误差。
在该第三实施例使用的前轮驱动可以修改、结合如图5所示实施 例一的旋转斜盘的轭支撑，或如图60所示实施例二的泵和电机的轭 支撑弯曲轴装置。很明显，根据本说明书的启发，可以有许多上述实 施例的其他改进、组合和变化并出现那些技术技巧。例如，三个最佳 实施例中描述了许多功能和优点，但在本发明的一些应用中，不是所 有的功能和优点都需要。所以我们期望本发明的使用少于介绍的全部 的功能和优点。但在此公开的本发明的种类和实施例，尽管都由概括 的权利要求覆盖，却没有全部详细地要求保护。然而，我们的发明中 的每一个种类和实施例，以及其等同物，在下面的权利要求的范围包 含和保护的，不准备贡献给公众，由于没有对于任何单独种类的详细 权利要求。因此，所有这些实施例、种类、修改和变化及其等同物， 应认为属于下面描述的权利要求的精神和范围。