本发明涉及无级变速器，是一种利用液力滞动差速，并用循环液流调节内 部功率配比，使主动轴功率经调配后汇集到从动轴上，从而获得无级变速和无 级变矩的恒功率无级变速器。

目前使用的各种无级变速器，有机械式，电气式和液体式。机械式无级变 速器主要利用传动件之间的压紧诱生摩擦力来传递动力，其结构复杂、价格贵、 传递功率有限、寿命短；电气式无级变速，受价格、体积、重量等方面限制较 多，恒功率特性差。液体传动中的液压传动，可传递大的功率，但它更适合于 直线运动，且对元件精度、安装、维护要求高、价格较贵。

而与本发明接近的是液体传动中的液力传动。液力传动元件分液力元件和 液力机械元件，液力元件又可分为液力偶合器和液力变矩器，液力机械元件则 可分为外分流液力机械元件和内分流液力机械元件。

液力传动是以液体为工作介质，在两个或两个以上叶轮组成的工作腔内， 由液体的动量矩的变化来传递力矩的。

液力传动可看成是一台离心式水泵和一台水轮机的组合，它由水泵和水轮 机的核心部件，即泵轮、涡轮组成，有时还带有导轮，这些机构尽量靠近组成 一个整体，工作液体在这些叶轮中循环流动以传递动力。

在各种无级变速器中，液力传动所具有的一些优良性能，是其它传动，如 机械传动中的齿轮传动，带链传动，电气传动和液压传动所不能相比的。如离 心涡轮液力变矩器，它的循环流量在整个转速比范围内变化不大，因此，它的 负载特性具有接近不透穿的性能，透穿数可达0.8～0.9，且负载能容小，其值约 为(15～20)×10-4。对于低速运转的变矩器，它的零速变矩系数大，可达5.5～6.5， 所以又称为起动变矩器。对于中高速运转的变矩器，效率很高，称为运转变矩 器。由于上述的性能特点，离心涡轮液力变矩器特别适用于经常在全载荷下运 转并需充分发挥发动机功率的机械(如车辆)。所以在大型工程机械和高级客车、 豪华轿车、重型起重机、挖泥船、石油钻井、特别是内燃机车的应用中，离心 涡轮液力变矩器具有不可取代的优势。

液力变矩器最明显的一个的缺点在于：由于它是靠液体的动量矩来传递动 力的，它的输入轴和输出轴不存在刚性联接，它也不象液压传动中的液压马达 那样，是靠液体的压力来传递力矩；它的内部压力不能太高，太高则会导致叶 轮破裂，所以它没有硬的机械性能。此外，液力元件的设计和制造也是一个非 常复杂的过程。

液力元件的设计是以对叶轮叶栅系统与液流之间的相互作用及能量交换过 程的研究作为理论基础的。而实际上，叶轮与液流间的能量交换是一个非常复 杂的过程，几乎不能给出理论上严格的解。因为液流在液力元件里的流动是一 个复杂的空间三元流动，为了使设计简化，在目前的液力元件设计中，主要还 是依据束流理论，即一元理论。但是这样的简化问题，只能得到近似的解。因 此，几乎每设计一种液力元件，都不得不经过以下几个步骤，即设计--试制 --试验--改进，这样的设计周期长，工作量相当大，必然造成成本的提高。

当一项液力传动设计方案定好后，为保证其可靠性，还要制造出模型，依 据相似理论的三个充分必要条件进行模型的相似性模似。根据流体力学有关相 似理论的基本理论，两个液力元件的液体流动具有相同的物理性质，也即力学 相似，必须满足几何相似、运动相似和动力相似三个充分必要条件，但实际上， 要使两种流动完全符合力学相似几乎是不可能的。因为对应点上各种作用力都 成比例是无法做到的。因此，只能简化问题。通常的设计只考虑影响流动规律 的主要作用力，使其基本符合相似准则，这种相似称为动力相似。因液力元件 中主要的作用力就是惯性力和粘性力，也就是，只要雷诺数相等就可以认为其 动力相似，但实际上，要做到雷诺数相等也是十分困难的，如果模型大小相当 于实体的1/n，要使雷诺数相等，就必须使模型的泵轮转速提高到实物转速的 n2倍，仅这一点，实现起来都是困难的。

与本发明最为接近的是液力机械元件。液力机械元件属液力传动的范畴。 它是由液力变矩器和二自由度的机械元件组成的双流或多流液力传动元件。它 把输入功率分流，然后经过汇流后输出，液力机械传动元件分为外分流液力机 械元件和内分流液力机械元件：功率分流产生在液力变矩器的外部，即在行星 齿轮机构中进行分流或汇流的称为外分流液力机械元件；功率分流产生在液力 变矩器内部的称为内分流液力机械元件，在外分流液力机械变矩器中，常用二 自由度的齿轮传动机构作为它的机械传动元件。其中，应用最广的是各种形式 的行星齿轮传动机构。在内分流液力机械变矩器中，除行星齿轮传动机构外， 还应用其它齿轮传动机构。

液力机械元件具备了行星齿轮传动和液力传动的优点，可实现自动无级变 速和无级变矩，且能实现全动力换向，工作平稳，可靠性高，但也综合了行星 齿轮传动和液力传动的缺点：如对行星架的刚度、强度、轴承载荷、大太阳轮 的制造精度，以及小行星轮的安装精度等都提出了很高的要求，由于行星架高 速旋转时会产生大的离心力，对转速也有限制，且机械性能较软。

针对现有技术存在的种种不足，本发明提供了一套解决问题的方案，本发 明可实现以下目的：

可实现大功率传动

有宽的变速范围

具备恒功率输出特性

有硬的机械性能

可实现全动力换向

零速力矩系数大，可实现重载起动

结构简单，设计容易，应用范围广

易于实现自动无级变速和无级变矩

可按要求的时间-速度函数图线输出转速

首先结合功率汇流差速行星无级变速器的结构特点说明它的工作原理。

这种行星无级变速器，采用二自由度的齿轮传动机构作为它的机械传动元 件，与常见的行星齿轮传动所不同是，它的太阳轮和行星轮都采用锥齿轮，太 阳轮与行星轮的啮合方式较行星齿轮传动也由内啮合改为外啮合，行星锥齿轮 轴直接装在从动轴上，因此去掉了行星架，行星锥齿轮轴的旋转轴线不是固定 的，主动轴、从动轴和行星锥齿轮轴具有共同的旋转轴线，行星锥齿轮绕共同 轴线的公转和从动轴的转速是同步的，所以这种无级变速器的主传动机构是一 个三轴二自由度的机械传动元件。

当主动轴带动行星轮系的太阳轮转动时，位于从动轴一侧，与之啮合的行 星锥齿轮轴因受从动轴上的负载之阻，就会发生绕自身轴线的自转，由于每个 行星锥齿轮轴都联于一个齿轮泵上，所以当行星锥齿轮轴转动时，齿轮泵就会 对其所处的液流系统中的液体施压，液流因而受齿轮泵的驱动开始在液体管路 中流动，由于液体管路中有控流阀的作用，因此液体流动受阻，这就使齿轮泵 的转动受限，转速下降，与齿轮泵相连的行星锥齿轮轴于是处于堵转状态，当 行星锥齿轮轴绕自身轴线的自转受阻后，必然发生绕三轴(主动轴、从动轴、行 星锥齿轮轴公转轴)共同轴线的公转，这样，主动轴转速就转化为行星锥齿轮轴 的自转和公转，由于行星锥齿轮轴是直接装在从动轴上的，从动轴转速等同于 行星锥齿轮轴公转转速。当控流阀完全关闭时，行星锥齿轮轴绕自身轴线的自 转停止，只有绕三轴共同轴线的公转，这时系统处于零变速状态，从动轴转速 等同于主动轴转速，而当控流阀开启后，行星锥齿轮轴开始自转，于是主、从 动轴之间产生了差速效应，主动轴功率分为两部分，一部分由于差速效应直接 传到从动轴，另一部分功率则因差速效应由齿轮泵转化为循环流动液体的压力 能，为了保证恒功率输出，在从动轴另一侧，设置有齿轮马达组，它可将因差 速而产生的液体压力能转化为机械能，通过次主动轴汇入从动轴，从而实现在 从动轴上的恒功率无级变速。

由上可见，从动轴受来自主动轴和次主动轴两方面力矩的作用，主动轴的 功率即是由这两处的啮合副传递到从动轴上的，所以功率汇流差速行星无级变 速器既属外分流液压机械元件--因为多个行星轮轴共同承担负载，功率分流 产生在液压系统外部；又属于内分流液压机械元件--因为功率分流同时也产 生在液流系统内部，在这样一个传动系统中，次主动轴发挥了独特的作用。它 更确切地说，是一个中间力作用元件，它沟通着主动轴和从动轴，使因液力滞 动差速而产生的液体压力能及时通过力反馈作用，汇入从动轴，而在从动轴上 真正获得“减速增矩”的机械传动。

本发明的差速效应是靠内循环液流的“滞动”作用而产生的，与行星锥齿 轮轴相连的齿轮泵受控于内循环液流，内循环液流管路系统装在从动轴上，其 一端接齿轮泵组，另一端接齿轮马达组，中间是两个半环状的散热油箱，齿轮 泵组及齿轮马达组及与之相连的行星锥齿轮轴都装在从动轴上，属于从动轴部 件，主动轴是功率入轴，外部转矩通过主动轴上的一个轴套传到主动轴上，主 动轴上装有一个太阳锥齿轮，它与齿轮泵组一侧的行星锥齿轮轴相啮合，次主 动轴是一个中间力作用元件，它与主动轴同轴，次主动轴上也装有一个与主动 轴上相同的太阳锥齿轮，它与齿轮马达组一侧的行星锥齿轮轴相啮合，主动轴 和次主动轴通过一拉动离合器相联。当正常变速时，拉动离合器将两轴联接起 来，使齿轮马达组转化液流系统压力能而来的机械能通过次主动轴与主动轴的 相互作用，由齿轮马达组一侧的行星锥齿轮轴和太阳锥齿轮的啮合副汇入从动 轴，当需要输出反转功率时，拉动离合器退后，使主动轴和次主动轴脱离刚性 联接，这时处于液流系统中的换向阀改变液流流向，次主动轴于是作为功率输 出轴，对外输出反转功率。

为了使因液力滞动差速而产生的内循环液体的压力能最大限度的转化为推 动从动轴的机械能，就必须使次主动轴对主动轴和对从动轴间的作用可靠，所 以次主动轴转速不可低于主动轴转速。由于齿轮泵组一侧和齿轮马达组一侧的 行星锥齿轮以及太阳轮都是完全相同的，为达到目的，必须使齿轮泵组的总排 量不小于齿轮马达组的总排量。考虑到液体具有压缩性，热不稳定性，以及系 统的泄漏等诸多方面的因素，齿轮泵组的总排量应略大于齿轮马达组的总排量， 这样，才能使次主动轴转速等于甚至略高于主动轴转速，由于这时的拉动离合 器处于啮合状态，次主动轴和主动轴刚性联接，只有转速略高于主动轴转速、 次主动轴才能对主动轴产生明显的推动作用，只有这样，才能保证齿轮马达组 一侧的行星锥齿轮轴与次主动轴上的太阳轮啮合良好，传动有效，避免齿轮马 达组一侧的行星锥齿轮轴轻载自转、空转，甚至被动自转，也只有这样，才能 保证因液力滞动差速而产生的内循环液体压力能最大限度的转化为机械能，并 充分汇入从动轴。

由于次主动轴的特殊作用，它的控制也就成了本发明实现恒功率无级变速 的重要问题，次主动轴通过拉动离合器作用于主动轴，通过太阳轮与行星锥齿 轮轴的啮合副作用于从动轴，只有转速适当，才能将因差速而产生的压力能充 分转化为机械能。而次主动轴作用于主动轴的力矩，也与主动轴输入功率及系 统变速比有关，当变速比为零时，液流系统内的液体内循环停止，输入功率直 接由主动轴传到从动轴，次主动轴不起作用，而当主动轴和从动轴之间产生差 速效应后，因液力滞动差速而产生的内循环液体压力能开始由齿轮马达组转化 为机械能并通过次主动轴汇入从动轴，而且当变速比增大时，次主动轴对主动 轴的作用力就会随之增强，也就是说，变速比越大，由次主动轴汇入从动轴的 功率比例就会越大，次主动轴在传动中所起的作用也就越明显。因此，次主动 轴对主动轴的作用力矩T2和外部输入对主动轴作用力矩T1之比与系统变速比i 成正比关系，即T2/T1 ＝ki，其中k为比例常数。由上式可知，只有调节次主 动轴转速，使其对主动轴的拖动力矩满足一定的关系时，才能保证将因滞动变 速而产生的内循环液体压力能充分转化，系统运转才会更趋稳定和协调。

为了使次主动轴转速随时可调，本发明在液流管路的高压管和低压管之间 设置了一个短流阀。由于液流系统中的齿轮泵组排量大于齿轮马达组排量，而 两边的行星锥齿轮传动系统中的传动元件是相同的，齿轮泵组和齿轮马达组串 联，当内循环液体流动时，通过传动件，总是使次主动轴转速高于主动轴，为 避免次主动轴转速过高于主动轴转速，造成两轴速差和变速比间关系的不协调， 短流阀将适时开启，使流向齿轮马达组一侧的一部分高压油液直接由高压管排 入低压管，这将使次主动轴转速迅速下降。

由上述可知，本发明的无级变速是靠管路中的两个控流阀调节滞动液流流 速的方法而实现的，控流阀的作用是使齿轮泵转速受限，使与之相连的行星锥 齿轮轴的被动自转受阻，达到差速目的，控流阀的另一个作用就是提高液流环 路中液体的压力，使流向齿轮马达组一侧的液流形成喷射流，压力增高，增强 齿轮马达的输出转矩，而位于高压管路和低压管路间的短流阀在理论上对系统 的无级变速不起直接作用，但是它在保证系统运行平稳性，协调各部件良好运 转中，起着十分重要的作用，由于在非全动力换向，即正常变速时，次主动轴 和主动轴通过拉动离合器刚性联接，为了测知次主动轴和主动轴之间的作用力， 在拉动离合器与主动轴作用的位置，设有一电阻应变片，它的形变量反映次主 动轴对主动轴的力矩，而在主动轴前部扭矩套处，也设有一电阻应变片，它的 形变反应外部输入对主动轴的作用力矩，两应变片都装在主动轴上，而且两应 变片在结构上是完全相同的。

为测知各轴间的转速信息，在主动轴上，还设有三个简易线圈，三个线圈 完全相同，其中两个线圈I、II是绕在一起并彼此绝缘的，这两个线圈和装在 机壳上的永磁体构成测速发电机，另一个线III和装在从动轴上的相同的永磁体 构成另一测速发电机，其中II、III线圈反相串联，当各轴转动起来后，线圈II、 III感生的电动势方向相反，因为线圈II端的电压值是反映主动轴转速的电信号， 而线圈III端的电压是反映主动轴和从动轴转速差的电信号。因此，串联后的线 圈II、III端的电压值就是从动轴转速的量值，同样，线圈I两端的电压值是主 动轴转速的量值。这里利用线圈I和位于前部扭矩套处的电阻应变片组成一个 电流回路，利用线圈II、III串联后和位于拉动离合器处的电阻应变片组成另一 个电流回路，通过测知两应变片输入端之间有无电势差，即可知次主动轴对主 动轴的力矩T1是否满足T1/T2 ＝ki，若不满足此式，则两电阻应变片接入端之 间存在电势差，其间必有电流通过，此电流被放大后，将使相关部件带动短流 阀调节其开量，直到次主动轴转速调节到使两应变片接入端之间的电势差消除 为止，也只有运转中这种情况下，系统才会有高的传动效率。

在外分流液力机械元件中，多采用行星齿轮机构作为它的机械传动元件， 由于行星齿轮内齿圈(即太阳轮)制造困难，装配要求高，且由于行星架是随行星 轮一起转动的，在运转时，行星轮离心力使支承行星轮轴的轴承或轴瓦径向压 力增大，在高速时，问题尤为突出，所以当行星轮转数一定时，还需保证行星 轮刚度和强度的情况下，必须设法减小行星轮自重，通常行星架转数有如下限 制，当内齿轮直径在250～280mm时，不大于3000r/min，内齿轮直径在500～ 600mm时，不大于1500r/min，而本发明所用行星传动系统，对传统的行星轮系 结构有较大改进：首先是去掉了行星架，行星锥齿轮轴作为从动轴部件是直接 装于从动轴上的，为了平衡从动轴高速转动时使行星锥齿轮轴产生的较大的离 心力，专门为行星锥齿轮轴设计了推力轴承，推力轴承外圈座嵌于从动轴内壁 的凹坑内。这样，既无需考虑行星架刚度问题，又有推力轴承平衡锥齿轮轴离 心力，所以这种变速器可以突破常规行星轮类传动的速度极限。

本发明所设计的管路系统充分考虑了从动轴高速转动时离心力对流动液体 造成的影响，为避免因这种离心力而造成泄漏，系统中所有齿轮泵和齿轮马达 的开口一律向内，而且泵体和管路接口处利用盖板和螺钉联接，并垫以胶垫， 可有效防止泄漏。齿轮泵组或齿轮马达组中的几个泵或马达之间是相互并联的， 而对齿轮泵组和齿轮马达组两者来说，又是串联的。液流经齿轮泵组加压，流 经散热油箱后，推动齿轮马达组转动，压力降下来的油液，又通过另一个散热 油箱，重新回到齿轮泵组一侧，并如此循环。液压管路系统由高压管和低压管 组成，在高压管路和低压管路中分别设有一个半环状的散热油箱，高压管和低 压管之间设有一个短流阀，它的开启将使某一需要下相对多余的高压油液不经 齿轮马达组直接排入低压管，为使系统中的液流能改变流向，管路系统中还设 有一个换向阀。控流阀、短流阀和换向阀的开启都受控于外部控制系统。整个 管路系统相对封闭，有较好的防泄漏性。

行星轮类传动的一个特点就是体积小，所以散热面积有限，如不使用有效 的散热手段，很容易引起润滑油液温升太高，所以这类变速器对润滑和冷却要 求很高，在重载情况下，常需要给予循环强迫润滑，功率汇流差速行星无级变 速器作为行星类传动，也有同样的问题需要解决，况且由于系统装有随从动轴 一起转动的液压管路系统，还必需考虑工作油液的散热问题，冷却是否有效， 将直接影响这种无级变速器的机械效率，为此，本发明设计了一套独特的散热 系统，保证系统散热有效，首先要解决的是循环液流的散热问题，因液体循环 流动于齿轮泵组和齿轮马达组之间，进行着能量的转化，为了扩大散热面积， 特设置了两个半环状的散热油箱，两个油箱分别接于高压管路和低压管路中， 两油箱用螺栓固定于从动轴上，随从动轴一起转动，油箱上布有螺旋状的散热 肋片，当从动轴转动时，散热油箱上的散热肋片与油池中的润滑油液接触，油 池中的油液就在肋片与箱体间的沟道上流动，流动的润滑油液于是和散热油箱 进行着充分的热交换，为使油池中的润滑油液得到冷却，这种无级变速器壳体 下座铸有空腔，空腔内通以循环流动的冷水，冷水通过腔壁，带走了润滑油液 吸收散热油箱的热量和因冷却各轴承而吸收的热量，由于冷水热容大，虽然这 种无级变速器体积小巧，但也能将热量充分散出，保证了系统的正常运行。

下面进一步说明本发明是怎样达到上述目的的。

功率汇流差速行星无级变速器，虽然用到了液压元件和管路系统，但和同 类的液体传动相比，是有区别的，液体传动，包括液压传动和液力传动在内， 是以液体为工作介质来传递动力的，液压传动以液体压力能传递动力，液力传 动以液体的动量矩传递动力，它们无一例外的要把机械能全部转化为液体的动 能和势能后，再由相应的马达转化为机械能。而本发明利用泵不是用来产生液 体动能和势能的，而是通过控制液体流动，使泵产生对行星锥齿轮轴受迫自转 的“滞动”作用的，管路中的液体的压力能是因液力滞动差速的需要而受迫产 生的，所以液体在此起的是能流调配的作用，并不完全作为工作介质，这是因 为主动轴上的一部分功率是在差速过程中直接传动从动轴上的，所以，和相同 功率的液压传动和液力传动相比，本发明的泵、马达总功率要小于同类产品， 此外，由于功率汇流差速行星无级变速器是个外分流液压机械元件，所有载荷 是由位于从动轴两端的各个行星锥齿轮轴共同承担的，由于同一侧的行星锥齿 轮轴受控于同一液流管路系统，几个行星轮轴之间很容易实现均载，所以和同 等重量或造价的其它无级变速器相比，可实现大功率传动。

在传统的行星齿轮传动和外分流液力机械传动中，由于要考虑几个行星轮 之间的干涉，以及内齿圈的制造，行星架的装配等问题，行星齿轮传动不适合 于小变速比传动，或者可以说，对于行星齿轮传动，在结构上不易实现小变速 比传动，而本发明所依据的差速理论不同于传统，它是靠液力滞动来达到差速 目的的，当需要小变速比传动时，只要加强对液流的控制，使内循环液流低速 流动，就可容易地实现。当需要大变速比时，通过短流阀和控流阀的协调动作， 使内循环液流流速加大，同时保证液体压力能及时转化并将机械能汇入从动轴， 也可容易实现，而当需要停车时，还可通过控流阀的作用，使行星锥齿轮轴的 公转转速降为零，行星锥齿轮轴轻载自转，从动轴不对外输出功率，省去了离 合器，所以这种无级变速器有宽的变速范围。

在现代应用的各种无级变速器中，机械式无级变速器多为恒功率无级变速， 但由于这种无级变速器结构过于复杂，且承载能力有限，所以只在特殊需要中 使用。而目前广为使用的是液压无级变速和电气式无级变速。液压传动具有承 载能力大，可在运行中进行无级调速等性能，但它更适合于直线式的传动。对 于回转运动，其机械性能要差一些。电气式无级变速对于有较大调速范围要求 的设备来说，恒功率特性是很差的，无论何种形式的电动机，为使其输出大转 矩，则必须相应加大其输入电流，由于电动机的额定功率和输入电流是成正比 关系的，为了使低速时电动机输出大的转矩，电动机的额定功率必须选得很大， 这就造成电动机高速旋转时功率严重浪费，尽管电气式无级变速具有许多优良 品质，但恒功率特性差的缺点限制了它的发展。功率汇流差速行星无级变速器 利用液力滞动系统差速，一部分功率直接由主动轴传到从动轴，由于采用了一 套有效的能流反馈系统，使因差速而产生的液体内能最大限度转化为机械能， 汇入从动轴，所以从动轴上始终得到的是恒功率的无级变速。

在液体传动的各种无级变速器中，液压传动具有很硬的机械性能，但由于 液压传动需要首先通过液压泵把机械能全部转化为液体压力能才能达到目的， 而且随着传动功率的增大，管路和各种液压阀的耐压值都需要相应提高，而在 本发明中，由于液体起能流调配作用，液体不完体作为工作介质，相当一部分 机械能无需转化为压力能而直接传到从动轴上，所以承载相同功率，本发明所 用泵和马达总功率要小于液压传动，而且管路的耐压值要求也降低了不少，与 各种液力传动相比，由于液力传动的力矩是靠泵轮、涡轮的叶片传递的，而叶 片对油液粘度、清洁度等都有特殊要求：油液粘度大，则会使叶片受压增大； 油液不清洁，会加速叶片磨损，直接影响传动效率，而且液力变矩器不适合于 低温起动，因低温时油液粘度小，压力过高时会导致叶片破裂，循环流动的液 体压力也不能太高，因为这同样会导致叶片破裂。所以，液力变矩器虽然能实 现无级变速和无级变矩，但由于它的主动轴和从动轴间没有刚性联接，其机械 性能较软。而本发明的液压系统，采用价廉的齿轮泵和齿轮马达，这种液压元 件对油液质量要求低，对油液粘度、清洁度不敏感，有时还可用以水为基础的 难燃液体作为循环流动介质。由于液压元件可承受大的压力，过载性能好，它 和啮合类传动元件组合，将使系统具有很硬的机械性能。

在各种需要无级变速和无级变矩的的工程机械中，很多都需要频繁换向， 如大型工程车、矿山机械等，正因为如此，可实现全动力换向的液力传动元件 才被广泛应用于这些设备中，本发明为达到反转目的，在液压管路系统中设置 了一个换向阀，当需要对外输出反转功率时，换向阀改变系统中的液流流向， 这时联系次主动轴和主动轴的拉动离合器使两轴脱离刚性联接，而位于机壳外 的从动轴制动装置将使从动轴应需要减速或完全停转，次主动轴于是作为功率 输出轴对外输出反转功率。因此，本发明可实现全动力换向。

液力传动元件之所以在大型工程机械、高级客车和豪华轿车中有广泛的应 用，这是因为它很重要的一个优点在于，这类变速、变矩器零速力矩系数大。 正因为这样，它应用于车辆时，才具有起步平稳的优点，运行中也不会使乘客 感到变速突然，大大提高了乘坐舒适性，也正是因为这种特殊性能，可使大型 工程机械、机车实现重载起动。那么，功率汇流差速行星无级变速器是怎样达 到上目的的呢？这还要从本发明液压系统的特殊作用说起。

当处于停转状态的从动轴上加上大的阻力矩后，为了实现起动，就必须使 从动轴上得到大的转矩，由于高速轴(即主动轴)上的转矩相对比较小，起动时， 不可对主动轴施以大的阻力矩，首先应使控流阀处于全开状态，这时液流由于 受阻很小，所以快速循环，但此时的从动轴仍接近于零速状态，对外几乎不输 出力矩，由于这时的短流阀是关闭的，而齿轮泵组和齿轮马达组之间因存在排 量差，所以受驱动于齿轮马达组的次主动轴转速就会高于主动轴。次主动轴因 而对主动轴产生推动力矩。这时，如要在从动轴上获得大转矩，控流阀就要开 始作用于循环液流，由于液流流速高，控流阀过流截面的面积稍有改变，就会 对液流形成很强的作用力。当控流阀开始作用时，对齿轮泵来说，其转动受阻， 这致使主动轴太阳轮和行星锥齿轮轴的啮合副间的作用力明显增强。对齿轮马 达来说，由于控流阀的作用，使流向马达一侧的油液压力骤增，齿轮马达的转 动更为有力，这使次主动轴因齿轮马达的推动而作用在主动轴上的力矩明显增 大。而对于主动轴来说，此时它除了受外部转矩的作用力矩，还受次主动轴对 它的同方向的推动力矩，这样，即使对主动轴施以大的阻力矩，主动轴也不会 因为外部输入转矩小的原因而停转。因为此时的次主动轴已对它提供了强劲的 助动力矩。而这个助动力矩，归根到底来自主动轴，来自外部的功率输入。只 是经液流系统的功率分配作用后，外部输入的速度优势向转矩优势的一种转化 而已，正是因为主动轴合力矩的增强，控流阀才可进一步作用，加大液流系统 压力和压力差，增强啮合副间作用力，使从动轴获得大的转矩。所以说，本发 明具有零速力矩系数大的优点。

液体式无级变速在各种无级变速中，有许多不可取代的优势，但液体式变 速器却存在结构复杂的缺点，对元件制造精度要求高、对油液质量、温度、粘 度等限制较多，致使价格昂贵，成本高。而其中的液力传动元件，又存在传动 理论复杂、难于计算的缺点。因此这种变速、变矩器的设计任务繁重，研制周 期长。而液压传动对于回转运动的无级变速，不及直线运动那样可靠、高效。 可以说，液压传动的一些优点更适合于直线运动。本发明的传动理论简单，所 用液压元件对油液质量要求不高，所用管路系统分布紧凑，结构合理，而且同 一型号的无级变速器适用功率范围广，具有很强的通用性，所以，本发明具有 结构简单、设计容易、应用范围广的优点。

由于功率汇流差速行星无级变速器的输入功率是经分流后由主动轴和次主 动轴分别汇入从动轴的，为使主动轴和次主动轴的运动协调。本发明利用转速 和转矩信息组成闭环控制系统，它将控制短流阀动作，及时调整系统运转的稳 定性，因需随时测知主动轴和从动轴转速信息，所以本发明适于利用闭环控制 系统对控流阀和短流阀进行实时调节，而联接于控流阀和短流阀的两圆柱滚子、 滚动于两控制图上，通过在机体外部移动的控制圈，就可方便地调整阀门开量， 所以本发明易于实现自动无级变速和无级变矩。

为了进一步提高自动化程度，本发明的控制系统可引入可编程控制器，先 将要求达到的目的速度的时间-速度函数信息编成程序，由可编程控制器读取 输入信息，并综合处理传感器送来的各轴变速比和力矩信息后，发出对控流阀 和短流阀的控制信号，使从动轴按预先制定的时间-速度曲线输出功率。

下面将结合附图对本发明作进一步说明。

图1是机体外观图

图2是壳体分解图

图3是主动轴轴体

图4是装在主动轴上的测速线圈

图5是次主动轴转速控制的电路图

图6是主动轴前部扭矩套

图7是主动轴上的拉动离合器

图8是主动轴上的太阳锥齿轮

图9是主动轴总成图

图10是次主动轴轴体

图11是次主动轴总成图

图12是从动轴轴体

图13是行星锥齿轮轴和行星锥齿轮轴定位卡板

图14是行星锥齿轮轴推力轴承和滚珠

图15是装于从动轴上的行星锥齿轮轴和齿轮泵

图16是齿轮泵组管路图

图17是齿轮马达组管路图

图18是半环状油箱构造图

图19是由两个半环状油箱组成的散热油箱

图20是短流阀滑座及阀杆和拉动短流阀滑座的弹簧

图21是控流阀顶杆和一对控流阀阀杆

图22是滑动于两个半油箱联接处的控流阀和短流阀阀杆

图23是装在齿轮泵组管路上的控流阀和短流阀阀体

图24是控流阀和短流阀控制圈

图25是散热油箱和齿轮马达组及其间的换向阀

图26是液流管路及阀门系统

图27是从动轴总成图

图28是主动轴和次主动轴的剖视图

图29是次主动轴和从动轴的剖视图

图30是装于壳体后端盖的从动轴制动装置

图31是总装配图

图1是机体外观图。从图中可以看到，机体上、下盖用四个螺栓联接，推 动内部控流阀和短流阀的控制圈的杆从上下盖之间的狭缝伸到机体外，控制圈 的移动受控于两对小油缸。主动轴从前端盖伸出，主动轴前部扭矩套，其外表 面开有键槽，外部转矩从这个套输入到主动轴。位于主动轴上，联系主动轴和 次主动轴的拉动离合器随主动轴一起转动，它的沿主动轴轴向的移动，通过一 个小圆柱滚子，受控于离合器控制圈，离合器控制圈上有两个小柱塞，小柱塞 活动于前端盖上的两个小油缸内，壳体下半部底座处有两个管口，分别是进水 管和出水管。从动轴和次主动轴从后端盖伸出，次主轴包容于从动轴，在不同 需要下两轴都可做为功率输出轴。后端盖上装有从动轴制动器。

图2是壳体分解图。壳体由上盖、底座和前后端盖组成，壳体上盖用四个 螺栓联接于底座，上盖和底座对应处开有三道环形槽，用以容纳一个主动轴轴 承和两个从动轴轴承，壳体底座上端面对称开有两道狭缝，用以通出控制圈的 把，底座是一个较大的油池，存有一定量的润滑油液，油池之下，铸有空腔， 循环冷水流入空腔，将通过腔壁带走油池润滑油液的热量。前、后端盖分别用 三个螺钉联接于壳体上。前端盖上有两个小油缸，离合器控制圈上的两个小柱 塞即滑动于小油缸中。一个测速线圈的磁极卡于两油缸之间，后端盖上，装有 从动轴制动器，它将在需要时，对从动轴进行制动或使其减速，底座两侧面的 两对小油缸，其作用是推动控制圈，改变控流阀和短流阀开量。

图3是主动轴轴体。主动轴为实心轴，其上开有两道长槽，拉动离合器即 活动于其中一槽之中，两槽还可传递力矩，主动轴后端开有两道滚珠沟，因主 动轴后端是伸在次主动轴中的，滚珠滚动于次主动轴内壁，使主动轴后端不产 生径向跳动。

图4是位于主动轴上的测速线圈，前一个座上绕有两个相同线径，相同圈 数的线圈I、II，两者彼此绝缘，其磁极固定在前端盖上，后一个圈座上所装 的线圈III和I、II完全相同，其磁极固定在从动轴内部，当主动轴转起来后， 线圈I、II端的电压就是主动轴转速的模拟量，而线圈III则是主动轴和从动轴 转速差的模拟量。

图5是次主动轴转速控制电路图，其中三个线圈I、II、III在结构上是完 全相同的，且都装在主动轴上，其转速与主动轴同步。线圈I、II绕在一起并彼 此绝缘，其磁极装于前端盖上，线圈III的磁极装在从动轴上，当各轴都运转起 来后，由于线圈II、III按需要反接，两线圈电动势相反，假定主动轴速是n1， 从动轴转速为n2，则I、II、III电动势为ε1、ε1、ε2，其中ε1＝k1n1，ε2＝ k1(n1-n2)，(由于线圈完全相同，其比例常数都为k1)，而线圈II、III反相串联后 总电动势为ε1-ε2 ＝k1n1-k1(n1-n2)＝k1n2，，所以线圈I端电动势ε1是主动 转速模拟量，而线圈II、III串联后的电动势是从动轴转速模拟量。应变片1装 于前部扭矩套，其阻值正比于外部输入的转矩T1即R1＝k2T1，应变片2装于拉动 离合器上，其电阻正比于次主动轴对主动轴的作用力矩T2，R2＝k2T2，由于两 应变片结构上完全相同，且距转轴轴线距离相同，所以其比例常数都为k2，线 圈I与应变片R1组成回路，a点电势Ua＝ε1/R1＝k1n1/k2T1。线圈II、III串 联后与应变片R2组成回路，b点电势Ub＝(ε2-ε1)/R2＝k1n2/k2T2，由上式 可知，当n1/T1＝n2/T2，即i＝n1/n2＝T1/T2时，Ua＝Ub，即a点和b点不 存在电势差，而当n1/T1≠n2/T2时，a点和b点就存在电势差，把a点接在主动 轴轴体上，因主动轴和壳体不是绝缘的，a点电势等于壳体电势，b点接在拉动 离合器和主动轴绝缘的拉杆和小圆柱滚子上，只需测出与壳体绝缘的拉动离合 器控制圈与壳体间的电势差，并将信号放大，就可推动短流阀动作。

图6是前部扭矩套，其外表面开有键槽，它是靠内部两矩形键作用于主动 轴上开的槽内的，其中一个传力键上带电阻应变片R1，当键与主动轴上的槽作 用力矩时，电阻应变将发生形变而改变电阻。

图7是拉动离合器，细长的拉杆滑动于主动轴上开的槽内，其头部带一圆 柱滚子，拉动离合器外表面有四个传力键，为使传力键顺利插入次主动轴的键 槽内，传力键头部带尖，电阻应变片R2装于传力键上，主动轴槽内有一簧片， 总是将拉动离合器往后顶。

图8是太阳锥齿轮。它的内圈带一矩形传力键，装配时，使传力键从主动 轴头部沿槽滑入，使键嵌于槽中。

图9是主动轴总成图。从左往右，依次是前部拉矩套，拉动离合器滚子， 测速线圈，主动轴轴承，另一测速线圈，太阳锥齿轮，拉动离合器。拉动离合 器拉杆滑动于主动轴上开的槽内。

图10是次主动轴轴体，次主动轴头部较轴体大，前端开有四个槽，拉动离 合器的齿即是在此与槽啮合，轴尾部开有键槽。

图11是次主动轴总成图。次主动轴上装有两个球轴承，两轴承中间是次主 动轴太阳轮，次主动轴太阳轮与主动轴太阳轮齿数完全相同。

图12是从动轴轴体。从动轴外表面开的凹坑，用以容放齿轮泵，相应处开 有轴孔，行星锥齿轮轴从轴孔中穿出，在从动轴内表面，轴孔下部，开有凹坑， 用以容放锥齿轮轴推力轴承的外壳。

图13是行星锥齿轮轴和固定锥齿轮轴的定位卡板，由于体积较小，锥齿轮 和轴是做在一起的，锥齿轮轴尾部都开有键槽，锥齿轮轴凸台与轴交界处，是 滚珠滚道。

图14是锥齿轮轴推力轴承，推力轴承的圈座装在从动轴上的凹坑内，滚珠 滚动于轴承圈滚道内，滚珠间以隔离体隔开。

图15是装于从动轴上的行星锥齿轮轴和齿轮泵，行星锥齿轮轴推力轴承装 于锥齿轮轴上，并安放于从动轴内壁为其开的凹坑内，在从动轴外部，插上定 位卡板后，将锥齿轮轴穿于齿轮泵中，使行星锥齿轮轴与齿轮泵泵齿相连。

图16是齿轮泵组管路图。管路分高压管和低压管，三个齿轮泵分别接于高 压管和低压管之间，高压管和低压管之间还为短流阀留有接口。

图17是齿轮马达组管路图。此管路也分高压管和低压管，三个齿轮马达并 联接在管路中，高压管和低压管总管分别接在换向阀上。

图18是半环状散热油箱。油箱是个半环状空腔体，能耐一定高压，其上分 别有进油管和出油管，螺旋状散热肋片分布于其外表面，散热肋片螺旋角不大 于15度。

图19是由两个半环状油箱组成的散热油箱，两个构造完全相同的半环状散 热油箱，套在从动轴上后，用四个螺栓联接，螺栓拧紧后，散热油箱就可紧贴 从动轴，散热油箱主要是利用大的外表面积，使循环液流流经时，将热量通过 流动于箱体沟道上的油池中的润滑油液传递出去，它的另一个作用是稳定循环 液流的流动性，由于齿轮泵工作时，其输出的压力油液具有一定的脉动性。另 外，经控流阀作用加压后流向齿轮马达组的高压油液可能会形成喷射流，造成 流量的不稳定，而油箱可用自己的大容量，对液流起一个“稳流”作用，这相 当于大电容对波动电流的滤波作用。使推动齿轮马达的油液压力高而流速平稳。

图20是短流阀滑座，阀杆和拉动滑座的弹簧。阀杆焊于滑座底部，滑座的 构造使它能滑动于两个半油箱连接处，它是靠油箱侧壁和联接螺杆定位的，其 上有两个定位孔，构成控流阀顶杆的滑动轨道。控制滑座前后移动的圆柱滚子 是可以拿下的，当滑座装于两个半油箱之间后，再将圆住滚子装上，滚子下部 联以弹簧、弹簧另一头连于两油箱另一个联接螺栓上，这使滑座圆柱滚子不受 外力时，弹簧总是将滑座往后拉。

图21是控流阀顶杆和一对控流阀杆，两个控流阀阀杆分别焊接在一个弹性 钢圈上，而控流阀顶杆头部为三角形，顶杆上有一个圆柱滚子当顶杆向前推进 时，两控流阀阀杆就会克服弹性钢圈弹力，向两边分开，两个阀杆正好顶在短 流阀阀体上，所以不会向前移动。

图22是滑动于两个半油箱联接处的控流阀和短流阀阀杆，从图中可以看到， 短流阀滑座滑动于两个半油箱连接处，弹簧一端连在油箱联接螺杆上，另一端 连在滑座上，它总是将滑座往后拉，而控流阀顶杆则滑动于短流阀滑座上的两 个定位孔中，短流阀滑座和控流阀顶杆上分别有一个圆柱滚子。

图23是装在齿轮泵组管路上的控流阀和短流阀的阀体，这种阀依靠滑动于 其中的阀杆的活动来改变开量，阀体上开的缝是阀杆插口，此处易发生泄漏， 所以对制造精度有一定要求，短流阀接于高压管和低压管之间，而控流阀则是 高压管和低压管路中各一个。

图24是控流阀和短流阀控制圈。控流阀顶杆和短流阀滑座上的圆柱滚子随 从动轴而转，并分另滚动于两控制圈上，两控制圈的把伸出到机体外，其梢部 是个柱塞，柱塞将受外部小油缸中的压力油液的驱动，使控制圈沿从动轴轴向 移动。

图25是装在散热油箱。齿轮马达组和其间的换向阀，换向阀是个电磁阀， 它接受外部电信号控制，使液流随时改变流向，此时，受控于齿轮马达组的行 星锥齿轮组将改变转向，而使次主动轴输出反向力矩。

图26是液流管路和阀门系统。液流经几个并联的齿轮泵加压后，通过汇流 管流向控流阀，经控流阀再次加压后，流向高压油箱，经油箱散热，稳流后， 通过换向阀，高压液流推动齿轮马达转动，做功后，其压力降低，低压油液经 汇流管汇流后，经由换向阀流入低压油箱，经再次稳流，散热后，低压油液通 过另一控流阀重新流回齿轮泵，装在高压管和低压管间的短流阀将随时开启， 将多余的高压油液直接排入低压管，短流阀滑座和油箱螺栓间，装一弹簧，将 滑座往后拉。

图27是从动轴总成图。从图中可看到，两个半环状散热油箱通过螺栓联接， 环抱于从动轴上，两半油箱连接处是控流阀和短流阀控制系统，齿轮泵组和齿 轮马达组分别用环形夹板夹紧固定于从动轴上，从动轴前后端各有一个向心球 轴承，行星锥齿轮装于从动轴内部，而测速线圈的永磁磁极装在从动轴内腔。

图28是主动轴和次主动轴的剖视图，主动轴为实心细轴，其表面开有两道 长槽，其尾部有两道环形沟道，钢球滚动于其中，次主动轴为一空心轴，其前 端大，内表面开有键槽，拉动离合器的齿即是插入此槽中传递力矩的，次主动 轴尾部开有键槽。

图29是次主动轴和从动轴的剖视图。从动轴外表面浅的凹坑，用以容放齿 轮泵和齿轮马达，从图中可看到行星锥齿轮轴孔，轴孔位于从动轴内壁一面的 一个凹坑，是用以容放推力轴承外圈的，从动轴后端外表面开有键槽，次主动 轴通过两个相同的球轴承，包容于从动轴中。

图30是装于壳体后端盖的从动轴制动装置。由于本发明在实现从动轴上的 大扭矩输出时，系统内部都有一个适应过程，为防止在适应过程中从动轴因负 载扭矩过大而反转，也为增加从动轴的可控制性，在壳体后端盖设置了从动轴 制动装置，它由一对受控于液压缸的摩擦片组成，此外，在次主动轴作为功率 输出轴反转时，也需对从动轴进行制动以配合，使其反向转速可调。

图31是总装配图，从图中可看到，作为从动轴部件，齿轮泵组，齿轮马达 组，散热油箱，控流阀，短流阀以及换向阀随从动轴转动，齿轮泵和齿轮马达 都用环形夹板夹紧，从动轴轴承外圈嵌于壳体相应处的槽内，控流阀和短流阀 受控于相应的控制圈，而控制圈的前后移动又被机体两侧的两对小油缸推动， 机体前端盖上的也两个小油缸，推动着拉动离合器控制圈的移动，拉动离合器 杆上的小圈柱滚子滚动于离合器控制圈上。测速线圈的一个永磁磁极也装在前 端盖上，机壳底座是个容积较大的润滑油油池，油池中油液的热量被流动于出 水管和进水管及壳体下部空腔内的循环冷水带走。壳体后端盖上有推动制动器 摩擦片的小油缸，次主动轴包容于从动轴之中，两轴外表面都开有键槽。

由于本发明在非全动力换向，即正常变速时，是作为无级减速器使用的， 所以也可以称其为增矩器，由于液体式传动的共性，这种无级变速器的自适应 性较为突出。其变速比，调速灵敏度等与承载功率及液压系统的负荷能力都有 关系，无级变速和无级变矩过程虽然柔和、平顺、无冲击，但却需要一个适应 过程，必要时，还需借助闭环反馈系统。所以，最好的实施方向是运输类机械， 此类传动系统，对调速精度无太多要求，且对传动的自适应性限制不大。

本发明有望取代汽车中应用较多的二相变矩或闭锁变矩器。载客车尤其是 轿车，对舒适性，驾驶性要求高，而目前这类车辆多用二相变矩器，其变矩， 偶合两相间的转换是通过液流对叶栅的作用借助超越离合器而自动进行的。为 了达到液力变矩器的一些特殊功能，在本发明的应用中，应尽可能使滑差小(尽 量控制在2％-3％)、效率高(尽可能稳定于92％-96％间)，在对齿轮泵组和 齿轮马达组的排量及两者排量差的确定方面，应根据适用的功率范围，对其进 行相应的优化设计。

液力变矩器常需调节载荷机械的起动及加速时间，调速型液力偶合器，可 通过调节工作腔中的充液量来调节载荷机械加速过程的长短。而本发明则是通 过控流阀对内循环液体高、低压管间的压力差的调节作用来实现对变速时间的 控制的。为使控制性能好，控流阀的耐压值应高一些，由于此处压力差大，应 加强控流阀的防泄漏手段。

当本发明用做汽车主传动件时，为获得发动机良好的燃料经济性，应根据 不同的路况，调节内循环液流压力，当汽车行驶路况条件较好时应使从动轴运 转在相同速度的低扭矩输出区，此时管路压力低，对液压元件冲击小。而当汽 车行驶在特殊恶劣路面或无路面情况下，应使从动轴尽可能运转于低速状态， 并通过调节控流阀，用加大内循环液流压力差的办法，使行星锥齿轮轴公转转 矩输出最大。

本发明应用在机车和大型工程车时，常需要重载起动，为使起步平稳，提 高低速行驶能力，应按以下步骤实施，方能得到最好的效果，首先应尽可能减 小起步前主动轴上的阻力矩，此时，应使控流阀全开，必要时，要使拉动离合 器退出，使主动轴和次主动轴脱离刚性联接，由于阻力很小，液流内循环很快就 会达到一个很高的流速，这时，再通过拉动离合器的啮入，使主动轴和次主动 轴刚性联接，由于本身构造特点，次主动轴转速高于主动轴，所以次主动轴对 主动轴形成推动转矩，此时的主动轴不再“低矩”，有能力承载更大一点的负载， 而控流阀就要在这个时候对液流进行连续控制，管路中的油液压力及压力差于 是逐步增大，次主动轴对主动轴及从动轴上的推动力矩，于是经历了一个无级 增大的过程，直到起动为止。而整个过程中，各轴转速变化很小，内循环液流 流速也基本上不变，所以重载起动是一个无级变矩的过程。

本发明在类别划分上，应既属无级变速器的范畴，又属无级变矩器的范畴。