目前所有商业供应的车辆变速器都是庞大、复杂和耗费燃料 的，特别是在被用于柴油发动机时，会引起严重的空气污染问题。 商业供应的效率相对较低的车辆变速器以及它们的变扭器，在过 去超过60年的时间里都是需要改进的主要目标。现有技术中存在 各式各样的用于车辆自动变速器的多重性形式轨道齿轮机构，其 中，通过多个分级传动比中的每一个传动比来依次实现输出速度 的变化。
当车辆例如带负载的卡车开始加速时(例如，从停车状态开 始)，发动机驱动部在带动车辆的传统变速器(手动或自动变速器) 的过程中，通过顺序的齿轮改变而导致其转速反复变化。每次所 述反复的速度变化将导致低效地排放未燃燃料，特别是在柴油发 动机中尤其如此，从而产生不理想且不利于健康的污染物。因此， 许多新式的变速器结构被提出并试用，以期找到一些提高发动机 效率并减少污染物的途径。在这些新式结构中，有一些无级变速 器，其中采用了输入和输出驱动锥面或复曲面(与齿轮相区别)， 它们通过传动皮带或是能够增大元件间摩擦牵引力的润滑剂而彼 此相连。然而，通过传动皮带相连局限于相对较小的车辆，通过 润滑剂相连尚未取得商业成功。
最近，一种新式的车辆用连续无级自动变速器(“IVT”)被公 开于美国专利No.5,186,692(Gleasman等)中。上述Gleasman 型IVT通过一个轨道驱动装置(类似于福特公司在T型变速器中 所使用的)将发动机驱动部连接到输出轴，并且其利用一个由液 压泵控制的单独液压控制马达来控制轨道驱动装置中的一个控制 齿轮的转速，以无级改变传动比。上述Gleasman型IVT同传统变 速器相比较小且较轻，并且在一个试验模型上成功地实现了利用 液压装置来转动驱动装置中的控制齿轮。
然而，在对上述Gleasman型IVT进行商品样机的研制过程中， 我们突然发现，借助于我们最近在另一车辆领域即履带式车辆转 向驱动装置的构造方面所取得进展的一项新技术中类似的方式， 通过对机构进行改造，可以实现显著的改进。在一类已有的转向 驱动装置中，两个相同的差动器的组合结构被用于分配从车辆的 传统变速器的输出轴接收到的发动机驱动扭矩。[例如，参看美国 专利No.1,984,830(Higley)和美国专利No.5,390,751(Puetz等)。] 在这种类型的转向驱动装置中，两个相同的差动器用于将驱动扭 矩分配到两个单独的驱动装置，每个驱动装置用于驱动大型野外 车辆的一个相应的履带(或驱动每个相应的特大型车轮)。在我们 对这类公知的转向驱动装置所作改进中，如美国专利No. 6,342,021(Gleasman等)中所公开，转向驱动装置的两个差动器 被替换为一对相同的轨道装置，这使得履带式车辆在以公路行驶 速度行驶中可以利用传统的转向轮实现转向。
利用本申请中公开的发明进行改进后的上述Gleasman型IVT 具有相对较小的物理比例，并且可以被放大或缩小，以便用在小 型车辆以及大型半挂车。此外，我们以前对试验样车(参看前面 的描述)所作试验表明，这种IVT可以显著降低从组合有该IVT 的柴油机排出的污染物。
这里公开的改进的变速器中结合了前述转向驱动装置专利中 描述的有关两个相同轨道差动器的一般概念。然而，在本发明的 改进中，只有单一的轨道装置被用在一种新式组合结构中，该组 合结构包含了改动相对较小但效果明显的改变，如需要，甚至可 以在90年前的福特T型变速器中作出这种改变。这种相对较小的 改动不但简化了IVT的轨道结构，而且在用于汽车时，能够显著 提高效率并且进一步降低尺寸和重量。

这种改进的变速器的关键点在于一种单一的、非常简单的最 小轨道装置。即，一个输入齿轮和一个输出齿轮分别连接到彼此 分开的输入轴和输出轴，并且二者均沿第一轴线安装且通过塔齿 轮而彼此相连，该塔齿轮只与所述输入齿轮和输出齿轮啮合。塔 齿轮被安装成可在一个轨道轴上旋转，该轨道轴平行于第一轴线 安置并且被一个腹板部支承，所述腹板部本身被安装成可绕第一 轴线旋转。轨道轴和塔齿轮均可绕第一轴线及输入和输出齿轮作 轨道运动。
这种最小齿轮装置中的轨道运动腹板部连接着一个控制马 达，从而：(a)如果控制马达阻止所述轨道运动腹板部旋转，则 输出齿轮直接在输入驱动部作用下旋转，但仅能以相对于输入驱 动部的预定减速比旋转；(b)如果控制马达沿第一方向(“正向”) 旋转，则输出齿轮相对于输入驱动部的预定减速比缩小，缩小的 幅度与所述控制马达带动腹板部旋转的转速成正比；(c)如果控 制马达沿相反方向(“反向”)以预定的相对低速旋转，则输出齿 轮停止，从而提供出一种“传动零位”，其中扭矩施加在腹板部上， 以将车辆保持在停止位置，用于车辆启动或在通行过程中停止； (d)最后，在车辆达到公路行驶速度时，控制马达从轨道运动腹 板部断开，而腹板部以预定的超速驱动部与输入驱动轴相连，以 使变速器带动输出驱动轴以预定超速传动比旋转得比发动机驱动 部快。
上述超速驱动部设于发动机驱动部与变速器之间，而非像传 统技术那样位于变速器与最终输出轴之间。因此，本发明的超速 驱动部只承受发动机扭矩，而非承受因变速器的减速而产生的大 扭矩。这样，本发明的超速驱动部可以被制做得显著更小和更轻， 从而同传统变速器相比进一步降低重量和尺寸。
然而，关于上述“传动零位”状态，对试验模型所作研究揭 示了这种轨道装置改进结构的令人吃惊和具有潜在价值的特征： 我们发现，如果在发动机驱动部空转时控制马达被“零位化”(例 如，通过脱开一个离合器)，则输入齿轮的空转将导致塔齿轮带动 腹板部沿相反方向以一个速度旋转，该速度可自动地导致输出齿 轮停止。这种自动的行为将提供出所需的速度为零的自动“零位 化”，以用于车辆启动和在行驶过程中停车，而不需要通过程序施 加反向扭矩以使腹板部产生所需速度的反向旋转。
刚刚所述的这种特征的许多可行衍化尚未被完全理解。然而， 本发明的优选液压泵/马达实施例包括设在泵/马达组合结构所共 享的闭环液压回路中的阀控旁通支路，用于通过输入齿轮的空转 而使控制马达反转，而不必脱开第一离合器。
对于公路高速应用，这种改进的变速器只使用了包含在单一 轨道装置中的少量超速齿轮以及最小的功能性传动结构。然而， 本领域的技术人员可以理解，本发明的最小轨道变速器可以利用 支承在同一腹板部上的一个、两个或三个相同的塔齿轮而被撑起， 以满足增大的扭矩负载要求，而不需要降低由装有塔齿轮的腹板 部提供的减速比。
这里还公开了(a)选择性地附加现有齿轮减速器(例如，用 于大型卡车的启动)，(b)将设在闭环液压回路中的上述阀控旁通 支路用作安全装置，以防止与液压泵和马达相连的闭环液压回路 中压力过载，(c)添加动力输出装置。
附图说明
图1是基本变速器的示意性局部剖视图，示出了最小轨道装 置、控制马达组件以及连接着驱动发动机的操作离合器。
图2是爪式离合器的示意性局部剖视图，其在图1中仅以符 号表示。
图3是液压控制泵/马达组件的一个实施例的示意性局部剖 视图，示出了本发明的具有阀控旁通支路的闭环液压回路。

参看图1，所示的一个发动机10连接着本发明的简单结构的 变速器，该变速器仅包括：(a)一个最小轨道装置12；以及(b) 一个控制马达14(例如电动机，或者优选为变量液压马达)，其与 一个变量液压泵(或发电机)16相组合。
轨道装置12仅包括：输入齿轮20和输出齿轮22，二者被安 装成能够绕第一轴线24旋转；以及塔齿轮26，其被安装成能够绕 与第一轴线24平行的第二轴线28旋转。输入齿轮20以共同旋转 的方式固定在发动机10的驱动轴30上，输出齿轮22以共同旋转 的方式固定在输出轴32上。塔齿轮26固定在轨道轴33上，该轨 道轴以可旋转的方式支承在腹板部34中，腹板部34被安装成可 绕第一轴线24转动，以使轨道轴33和塔齿轮26绕第一轴线24 也就是绕输入齿轮20和输出齿轮22作轨道运动。塔齿轮26具有 两个塔齿轮部36、38，它们分别与输入齿轮20和输出齿轮22的 齿啮合。
输入齿轮20与塔齿轮部36之间的齿数比以及塔齿轮部38与 输出齿轮22之间的齿数比以下述方式选择，即在腹板部34被阻 止而不能旋转时，输出齿轮22相对于输入齿轮20的旋转以预定 的减速比旋转。例如，在优选实施例中，齿数比的选择如下所述：
齿轮                  齿数
输入齿轮20             21
塔齿轮部36             46
塔齿轮部38             21
输出齿轮22             46
在本例中，在腹板部34被阻止而不能旋转时，输出齿轮22 相对于输入齿轮20的旋转以大约4.8∶1的减速旋转。
腹板部34的外侧固定着一个与马达齿轮42啮合的齿轮40， 该马达齿轮42可以通过第一离合器46而连接到马达轴44，该第 一离合器46优选为简单的爪式离合器，例如图2所示的爪式离合 器(如后文中详细讨论)。在优选实施例中，马达轴44被液压控 制马达14驱动，在被第一离合器46连接时，将带动马达齿轮42 和腹板部齿轮40以1∶1的关系旋转。反过来，控制马达14又通 过闭环液压回路48而被来自液压泵16的液压油操纵。一个固定 在发动机驱动轴30上的辅助驱动齿轮50以预定的超速传动比(例 如0.7∶1)使比其小的第一匹配齿轮51和泵轴52旋转。液压泵 16的超速运转将在后文中讨论。
由于液压泵/马达组合结构是本领域中公知的，因此在这里仅 对其操作进行一般的讨论。泵轴52被发动机驱动轴30带动着辅 助旋转，以便根据液压泵16的斜盘(未示出)的调节角度，使液 压泵16为液压控制马达14产生沿特定方向流动的液压油。虽然 液压控制马达14也被描述为是变量的(即具有可变斜盘)，但它 的斜盘(未示出)通常被安置在一个预定角度，该预定角度等于 液压泵16的斜盘的最大调节角度，以使控制马达14的转速相对 于由液压泵16在任何时间供应的液压油的流动方向和流量成正比 变化，直至达到液压泵16的最大转速。
请特别注意这一事实，即在液压泵16的斜盘达到其最大调节 角度时，液压泵16和控制马达14的转速大于发动机驱动轴30和 输入齿轮20的转速，即形成前述预定超速传动比。通过控制马达 14的操作，可以控制腹板部34的旋转并且确定这种改进的变速器 的连续无级变速的传动比。
IVT的正向操作
在第一离合器46被接合时，控制马达14被连接到腹板部34； 而且如果液压泵16的斜盘被设置为0°，在泵轴52旋转时，没有 液压油从液压泵16流出。这样可以阻止任何液压油流经闭环液压 回路48，并且锁定控制马达14以使之不做任何运动，从而防止腹 板部34旋转，并且导致输出齿轮22只以预定的低速传动比旋转， 该传动比取决于对各齿轮的齿数的选择，如前所述。
本领域的技术人员可以理解，非常大的卡车，如果预定的低 速传动比不够的话，可以添加附加的齿轮减速机构，如图中的虚 线53所示。
如果液压泵16的斜盘的调节角度沿正值方向连续增加，则液 压油开始流经闭环液压回路48，从而连续地提高控制马达14的转 速，这又导致腹板部34沿正向旋转。随着控制马达14和腹板部 34的转速连续增加，输出齿轮22的转速的预定减速比(相对于输 入齿轮20的转速)连续无级地缩小，缩小的程度相对于腹板部34 的转速变化成正比，直至在液压泵16和控制马达14借助于齿轮 50和51实现的超速作用下使输出齿轮22的转速最终达到高于输 入齿轮20的转速，如前所述(例如，发动机驱动轴30与输出轴 32的传动比为0.7∶1)。
这样，利用前述例子中的塔齿轮部，随着控制马达14和腹板 部34的转速的连续增加，输出轴32的转速也连续增加，从而从 4.8∶1的传动比无级地变化到0.7∶1的超速传动比，而不需要换 档或增加发动机转速。
请特别注意这样的事实，即前述连续无级的渐进式传动比变 化(从预定的低速传动比达到超速)的发生不需要发动机10的转 速作出任何变化。也就是说，在对本申请的背景技术部分中所述 的Gleasman型IVT进行试验时，仅需要车辆发动机的转速从850 rpm的怠速(空转速度)增大到大约1800rpm的初始运转速度就 可以了。同手动或自动变速的相邻档位之间的传统传动比范围情 况下的发动机转速常规增加相比(高达2500-3000+rpm)，这一 变化相对而言较小。发动机维持在这一相对较低的高效运转级别， 而不必经历从停车空转变化到超速的整个加速过程。这一显著特 征不但能够产生节约燃料的效果，更重要的是，能够显著降低污 染。这一点对于柴油机车辆而言更为明显，因为柴油机的选定运 转速度可以被预定为能够使性能最佳的“最佳点”；而且，众所周 知的是，在柴油机以恒定速度运转时，其几乎不排放或很少排放 污染物。
特别的超速驱动结构
作为本变速器的特别的超速驱动结构的一部分，辅助驱动齿 轮50还啮合一个与第一匹配齿轮51相同的第二匹配齿轮56，以 使其以与第一匹配齿轮51被辅助驱动齿轮50驱动的相同的预定 超速传动比(例如，0.7∶1)旋转。然而，第二匹配齿轮56初始 时为自由轮，即通过一个常态下脱开的第二离合器54而与变速器 的其余部分分离。在被接合后，第二离合器54将轴57、58相连， 从而导致超速齿轮59与第二匹配齿轮56仪器以相同的预定超速 传动比旋转。
第二离合器54优选为简单的爪式离合器，例如图2中所示的。 相应的正齿轮72、74分别固定在连接轴57、58的端部。一个松 弛地安装在轴58上的滑动爪76具有内部匹配直齿78。在图示位 置，内部匹配直齿78仅与正齿轮72的齿啮合，以使滑动爪76仅 与正齿轮72和轴57一起旋转，从而在轴58的表面上自由运转， 并且使这两个轴彼此独立地转动。然而，如果滑动爪76向右移动， 则它的内部齿将与正齿轮74的齿啮合，同时维持与正齿轮72的 齿的啮合关系，从而在轴57和58之间实现连接。
如前所述，在液压泵16和控制马达14达到它们相匹配的最 大转速时，腹板部34的转速连续增大，直至达到输入齿轮20的 转速，然后，在液压泵16和控制马达14借助于齿轮50和51实 现的超速作用下，超过输入齿轮20的转速。此时，输出齿轮22 也以相同的超速传动比旋转得快于输入齿轮20的转速(例如，发 动机驱动轴30与输出轴32的传动比为0.7∶1)，如前所述。
接下来，第一离合器46脱开，第二离合器54接合。这样， 可以解除腹板部34与控制马达14之间的连接，与此同时，连接 超速齿轮59以使之与第二匹配齿轮56一起旋转。超速齿轮59以 1∶1的传动比啮合着第二腹板部齿轮70，该第二腹板部齿轮70 与第一腹板部齿轮40一样，也固定在腹板部34上，但位于相反 侧。如前面所解释，第二匹配齿轮56被辅助驱动齿轮50带动着 以与第一匹配齿轮51、液压泵16、控制马达14和第一腹板部齿 轮40相同的超速传动比(例如，0.7∶1)旋转。
因此，在离合器46和54分别脱开和接合的时候，腹板部34、 腹板部齿轮40和70以及齿轮56和59均相对于发动机驱动轴30 以0.7∶1的传动比旋转，从而极大地方便了离合器的操作。前述 本发明的超速作用导致腹板部34、输出齿轮22和输出轴32均与 第二匹配齿轮56联锁，从而在发动机驱动轴30与输出轴32之间 产生完全机械式超速连接；与此同时，变速器的液压系统完全与 腹板部34脱开。因此，本领域的技术人员可以理解，液压泵16 的斜盘此时被重新调节到其0°，以使泵轴52的旋转不会导致液 压油流出液压泵16，从而阻止任何液压油流经闭环液压回路48， 并且锁定控制马达14以使之不做任何运动。因此，液压系统不发 挥作用，而且其对发动机10产生的负载最小。
如前面所讨论，液压控制马达14是变量式的。因此，通过相 对于前述常规设置来调节控制马达14的斜盘，可以实现一种替代 性的超速驱动结构。
IVT的“停止”和反向操作
如果液压泵16的斜盘移动到略微呈负设置值(例如，1-3°)， 则控制马达14将以预定的相对低速沿反向(向后)旋转，从而导 致输出齿轮22完全停止。由于控制马达14的低速旋转是通过液 压油的流动而产生的，因此这实际上会提供出一种“传动零位”， 其中腹板部34被施加恒定的扭矩，以将车辆保持在停止位置，以 便用于车辆的启动或在通行过程中停止。
如果液压泵16的斜盘的设置值沿负值方向连续增加(即，超 过了使输出齿轮22停止的略微负设置值)，则控制马达14、腹板 部34、输出齿轮22和输出轴32的转速均沿向后方向连续增大。 然而，如前所述，试验模型的运转揭示了与这种新式变速器相关 的令人惊讶和具有潜在价值的特征：我们意外地认识到，如果控 制马达14被“零位化”(例如，通过脱开第一离合器46)，输入齿 轮20的空转将自动地导致塔齿轮26带动腹板部34沿向后方向以 一个精确速度旋转，该精确速度可刚好导致输出齿轮22完全停止。 也就是说，在腹板部的旋转控制被零位化后，本发明的最小轨道 装置将自动地寻找最小扭矩位置。
因此，不需要对液压泵16的斜盘的调节进行精确编程以便在 车辆停止时通过使腹板部以所需的预定速度反转而导致变速器达 到零速。通过对最后这一特征的各种可能衍生结果进行探索，我 们已经研制出一种本发明的优选液压泵/马达实施例，其中，不需 要脱开第一离合器46，仍能够使控制马达14适宜地反向旋转，以 使车辆达到完全停止，不论输入齿轮20的转速是否达到发动机空 转速度。
液压旁通支路
参看图3，图中示出了一种阀控旁通组件60，其被安装在由 液压泵16和控制马达14共享的闭环液压回路48中。一对旁通通 道61、62连接着闭环液压回路48的相反两侧并且穿过一个缸64， 同时，被滑阀66的活塞部65阻断。一对阀杆68、69设置在滑阀 66中，从而在滑阀66沿箭头方向向左移动时，阀杆68、69允许 液压油流经旁通通道61、62。一个传感器80响应于车辆运行时的 选定参数(例如，车速和/或闭环液压回路48中的液压力)的上下 级别。在探测到所述选定参数的第一级别时，将控制滑阀66向左 移动以打开旁通通道61、62(例如，在车速减小并接近停止状态 时)，而在探测到所述选定参数的第二级别时，将控制滑阀66返 回图示位置，以使闭环液压回路48返回其常态。
操纵滑阀66移向左侧将导致控制马达14的马达轴44独立移 动，即使液压泵16的斜盘被驱动到或被保持停止在0°。因此， 旁通组件60可以用于在发动机起动时减小变速器的负载，以替换 车辆的飞轮式离合器。在这一点，由于传感器80可以被用于检测 闭环液压回路48中的液压力的明显变化，因此旁通组件60还可 以被用作安全装置，以防止液压系统中出现任何意外的负载。
动力输出装置
本领域中众所周知的是，通常要在拖拉机或卡车上设置动力 输出轴，以便利用车辆的发动机带动辅助设备运转。因此，本发 明的变速器的另一个特征是简单的动力输出组件82，其包括一个 动力输出轴84和一个通过爪式离合器88与其相连的动力输出齿 轮86。
动力输出齿轮86被第二匹配齿轮56驱动，如前面所解释， 该第二匹配齿轮以预定的超速传动比(例如，0.7∶1)旋转。动力 输出齿轮86通常为自由轮，其在常态下通过爪式离合器88的脱 开而与动力输出轴84分离。然而，当爪式离合器88被接合时， 动力输出轴84也以预定的超速传动比旋转，以带动辅助设备运转。
虽然在前面的描述中本发明主要被用于车辆领域，但本领域 的技术人员可以理解，其也同样可以用于控制工业用发动机的输 出。
本申请对2002年2月15日提交的美国临时专利申请No. 60/357,612提出优先权要求，该临时申请结合在此作为参考。