CS197712B1

CS197712B1 - Multistage automatic gearing

Info

Publication number: CS197712B1
Application number: CS787077A
Authority: CS
Inventors: Jiri Bednar
Original assignee: Jiri Bednar
Priority date: 1977-11-29
Filing date: 1977-11-29
Publication date: 1980-05-30

Description

(54) Viacstupňová automatická převodovka(54) Multi-speed automatic transmission

Vynález sa týká viacstupňovej automatické] převodovky s odstředivými radiacími spojkami opatrenými mechanismom silovej spatnej vazby, ktorá je vhodná pre motorové vozidlá, najma automobily.BACKGROUND OF THE INVENTION The present invention relates to a multistage automatic transmission with centrifugal radiation clutches provided with a force feedback mechanism suitable for motor vehicles, in particular automobiles.

Známe prevedenie viacstupňových automatických prevodoviek s odstředivými radiacími spoj-, kami opatřenými mechanismom silovej spatne.j vazby, ktorý sposobuje na odstředivých závažiach radiacích spojek vratná silu úměrná hnacej sile vystupujúcej z převodu, neumožňujú prenášať relativné vysoké výkony s ohladom na nadměrné tepelné namáhanie radiacích spojek. Je to dané tým, že I. fáza preradovania od okamihu vyrovnania odstředivých sil odstředivých závaží s vratnými silami posobiacími na odstředivé závažie, do okamihu, pri ktorom radiaca spojka prenesie diferenciálny moment prenášaný prevodom a důjde k uvolneniu volnobežnej spojky, je viazaná na určitý rozsah rýchlosti vozidla. Tým sa sice zamedzí výskytom cyklického preradovania pri zdolávaní jazdných odporov, ktoré sú nižšie ako hnacia sila dodávaná na hnacie kolesá vozidla při nižšom prevodovom stupni, ale ktoré sú vyššie ako hnacia sila na hnacích kolesách vozidla pri výššom prevodovom stupni, avšak za cenu stabilného vyrovnania hnacích sil a nepremennými jazdnými odpormi v oblasti rozsahu rýchlosti vozidla I. fáze preradovania, v ktorej potom pri konštantnom zošlapnutí pedálu akcelerátora sa časť výkonu, ktorá može dosahovat až 30 -ř- 40 % prenášaného výkonu, podl'a poměru prevodov susedných převodových stupňov, mění v preklzujúcej radiacej spojke na teplo.The known embodiment of multistage automatic transmissions with centrifugal radiator couplings provided with a force-poor coupling mechanism, which causes a reciprocating force proportional to the driving force exiting the transmission on the centrifugal weights of the radiator couplings, does not allow the transmission of relatively high power with respect to radiative heat loads. This is because phase I shifting from the moment of balancing the centrifugal forces of the centrifugal weights with reciprocating forces to the centrifugal weight, until the shift clutch transmits the differential torque transmitted by the transmission and releases the freewheel clutch is bound to a certain speed range vehicles. This prevents the occurrence of cyclic shifting when driving resistances which are lower than the driving force supplied to the drive wheels of the vehicle at a lower gear, but which are higher than the driving force on the drive wheels of the vehicle at a higher gear, but at the cost For example, when the accelerator pedal is constantly depressed, a portion of the power that can reach up to 30-40% of the transmitted power, depending on the ratio of adjacent gears, changes in the slip heat shift clutch.

Tieto nevýhody odstraňuje viacstupňová automatická převodovka pódia vynálezu, podstata ktorého je v tom, že dotyčnica v, mieste styku hnacej hrany výstupového ramena so stykovou hranou výkyvného ramena, ktoré je súčasťou odstředivého závažia radiacej spojky, je od osi otáčania výkyvného ramena vzdialenejšia ako priamka, prechádzajúca miestom styku kolmo na dotyčnicu. Dotyčnica v mieste styku hnacej hrany výstupného ramena so stykovou hranou výkyv— ného ramena radiacej spojky, je od osi otáčania výkyvného ramena vzdialenejšia ako dotyčnica pre brzdenie mptorom, prechádzajúca bodom styku hrany pre brzdenie motorom výstupného ramena s plochou pre brzdenie motorom výkyvného ramena.These disadvantages are overcome by a multi-stage automatic transmission according to the invention, in which the tangent is more distant from the axis of rotation of the pivot arm than at the point of contact of the output edge of the output arm with the contact edge of the pivot arm which is part of the centrifugal weight of the shift clutch. the point of contact perpendicular to the tangent. The tangent at the point of contact of the output edge of the output arm with the contact edge of the pivot arm of the shift clutch is further from the pivot axis of the pivot arm than the tangent to the mptor braking tangent passing through the motor braking edge contact point with the pivot arm braking surface.

Výhody viacstupňovej automatickej převodovky pódia vynálezu spočívajú v tom, že zabraňuje cyklickému preradovaniu pri neměnných jazdných odporoch a pri konštantnom zošlapnutí pedálu akcelerátora bez nárokov na realizovanieThe advantages of the multi-speed automatic transmission according to the invention are that it prevents cyclic shifting at constant driving resistances and a constant depression of the accelerator pedal without requiring implementation

I. fáze preradovania v určitom intervale rýchlosti vozidla, pretože sa vytvoří volitelné rozsiahla oblasť rýchlosti vozidla, rozširujúca sa do vyšších rýchlosti vozidla sa posúvajúca s narastajúcim zatažením motora, v ktorej je zaradený vyšší alebo nižší převodový stupeň tak, že v tejto oblasti zostáva zaradený vždy predtým zaradený převodový stupeň. Tým sá bez znižovania dynamických vlastností vozidla, rozšiřuje oblast rýchlosti vozidla, v ktorej je zaradený po spomalcní vozidla vyšší převodový stupeň, čo priaznivo ovplyvňuje životnost motora a prevádzkovú spotřebu paliva, ale najma je umožněná volba radiacej spojky a mechanizmu silovej spátnej vazby tak, že po započatí spínania radiacej spojky sa v dósledku znižovania hnacej sily vystupujúcej z převodu zníži vratná sila na odstředivých závažiach radiacej spojky natolko, že radiac.a spojka je bez zvýšenia rýchlosti vozidla od okamihu, započatia spínania radiacej spojky prakticky okamžité schopná preniesť točivý moment, potřebný k pevnému spojeniu vyššieho pre-‘ vodového stupňa, čo umožňuje i pře najnepriaznlvejšie jazdné odpory definovat preraďovanie v časovom intervale, přijatelnou z hlediska tepelného zataženia radiacej spojky i pre relativné vysoké prenášané výkony.I. Shifting at a certain speed range of the vehicle, since an optional wide range of vehicle speed is created, extending to higher vehicle speeds, shifting with increasing engine load in which a higher or lower gear is engaged so that it remains in that range a previously engaged gear. Thus, without reducing the vehicle dynamic characteristics, it extends the vehicle speed range in which a higher gear is engaged after the deceleration vehicle, which favorably affects engine life and operational fuel consumption, but in particular allows the selection of the shift clutch and power feedback mechanism by initiating the shift clutch engagement will reduce the return force on the shift clutch centrifugal weights so that the shift clutch is practically instantaneous capable of transmitting the torque required without the vehicle's speed starting when the shift clutch engages, This means that, even in the most unfavorable driving resistances, it is possible to define shifting in a time interval that is acceptable in terms of the thermal load of the shifting clutch even for relatively high transmitted powers.

Na výkresoch představuje obr. 1 pozdížný rez častou viacstupňovej převodovky podl'a vynálezu na příklade planetovej převodovky s dvojitými satelitmi a s lamelovou radiacou spojkou, obr. 2 priečný rez radiacou spojkou s pohladom na příklad usporiadania mechanizmu silovej zpátnej vazby s tromi výkyvnými a výstupnými ramenami viacstupňovej automatickej převodovky podía vynálezu.In the drawings, FIG. 1 is a longitudinal section through part of a multi-stage transmission according to the invention, for example, with a planetary transmission with double satellites and a multi-plate shifting clutch; FIG. 2 is a cross-sectional view of a shift clutch with an example of an arrangement of a force feedback mechanism with three swinging and output arms of a multi-stage automatic transmission according to the invention.

Pri zaradenom nižšom prevodovom stupni je reakčný člen 2 převodu zablokovaný volnoběžnou spojkou 14 proti otáčaniu v obrátenom zmysle a hnacia sila, vystupujúca do převodu vstupným kolesom 18, násobená převodovým pomerom planetového súkolesla 19, je z výstupného kolesa 15 odvádzaná na bubon 16 radiacej spojky 1, z ktorého kolíkom 20 je prenášaná na výkyvné ramená 9, z nich je odvádzaná v mieste styku 7 stykovej hrany 25 výkyvného ramena 9 na hnaciu hranu 6 výstupných ramien 4, přepojených s výstupným hriadelom 13 převodu. Sila P, posobiaca v mieste styku 7 v smere priamky 8, posobi k osi otáčania 10 výkyvných ramien 9 vratný moment, ktorým sú výkyvné ramená 9 opěrnou častou 22 dotláčané na dosedaciu plochu 21 hubna 16 a radlaca spojka 1, prepájajúca bubon 16 s reakčným členom 2 převodu je rozopnutá. Pri zvýšení rýchlosti vozidla a tým otáčok bubna 16. radiaóej spojky 1, unášajůceho výkyvné ramená 9, ktorých súčastou sú odstředivé závažia 17 radiacej spojky 1, moment odstredivej sily odstředivých závaží 17 k osi otáčania 10 překoná vratný moment sily P a trecej sily T, posobiacej na dotyčnici 5 hnacej hrany 6 výstupných ramien so stykovou hranou 25 výkyvných ramien 9 v mieste styku 7, dojde rozkladom odstředivého momentu oproti vratnému momentu odstředivých závaží 17 zachytávanom na ovládače] lamele 23 a bubne 16 k spínaniu radiacej spojky 1 a časť hnacej sily sa prenáša preklzom radiacej spojky 1 na reakčný člen 2, blokovaný volnoběžnou spojkou 14 na teleso skrine 27, čím dochádza k znižovaniu hnacej sily vystupujúcej z bubna 16 a tomu úměrnému poklesu vratného momentu sily P a trecej sily T, Pri volených vzdialenostiach priamky 8 od osi otáčania 10 a od osi převodu 24, dotyčnice, 5 od osi otáčania 10 a navrhnutej radiacej spojke 1 tak, aby v dósledku zniženia vratného momentu silyWhen the lower gear is engaged, the gear reaction member 2 is locked by the overrunning clutch 14 in the reverse direction and the driving force exiting the gear by the input wheel 18 multiplied by the gear ratio of the planetary gear 19 is discharged from the output wheel 15 to the drum 16 of the shift clutch 1. whose pin 20 is transmitted to the swing arms 9, from which it is discharged at the point of contact 7 of the contact edge 25 of the swing arm 9 to the driving edge 6 of the output arms 4 connected to the output output shaft 13. The force P, acting at the point of contact 7 in the direction of line 8, imparts a restoring moment to the pivot axis 10 of the pivot arms 9 by which the pivot arms 9 are pressed against the contact surface 21 by the spindle 16 and the clutch 1 connecting the drum 16 to the reaction member. 2 gear is open. By increasing the speed of the vehicle and thereby the speed of the drum 16 of the clutch radius 1 carrying the swinging arms 9 comprising the centrifugal weights 17 of the clutch 1, the centrifugal force torque of the centrifugal weights 17 to the pivot axis 10 exceeds the restoring torque P and frictional force T at the tangent line 5 of the outlet arms 6 with the contact edge 25 of the swing arms 9 at the point of contact 7, the deceleration moment versus the return torque of the centrifugal weights 17 retained on the actuators 11 of the lamella 23 and the drum 16 by slipping the shift clutch 1 onto the reaction member 2, blocked by the freewheel clutch 14 on the housing body 27, thereby reducing the driving force exiting the drum 16 and thereby proportionally decreasing the restoring torque P and the frictional force T at the selected spacing of line 8 from the axis of rotation 10 and from the gear axis 24, tangent, 5 from the axis of rotation 10 and nav shifting the shift clutch 1 so as to reduce the torque return force

P a trecej sily T k oši otáčania 10 výkyvného ramena 9 na odstředivé závažie 17, preniesla radiaca spojka 1 pri nezmenenej rýchlosti vozidla a teda „nezměněných otáčok bubna 16 diferenciálny moment převodu a došlo k roztáčaniu reakčného člena 2 v zmysle otáčania převodu pri znižovaní otáčok motora až do vyřovnania otáčok vstupného kolesa 18 spojeného s motorom, reakčného členu 2 a výstupného kolesa 15 pri pevne zopnutej radiacej spojky 1, potom preradovanie prebehne v časovom Intervale závlslom na hmotnom momente zotrvačnosti rotujúcich hmot motora a reakčného člena 2, rozdlelom otáčok motora před a po preradovaní, hmotou vozidla, rozdielom hnacích sil oproti okamžitým jazdným odporom s rozdielom točivého momentu prenesitelného převodom, oproti momentu dodávaného motorom v priebehu preradovania. V případe zdanlivo vyvolatelného nepřístupné prudkého poklesu otáčok motora z hlediska preraďovania naj5r. pri změněných podmienkách třecích schopností lamiel radiacej spojky 1, pri nevhodnej charakteristike motora a pod., nie je plynulost preraďovania ohrozená, nakolko radiaca spojka 1 pri prakticky nezvýšenej rýchlosti vozidla prenesie právě iba nezbytný moment potřebný k preraďovaniu, pretože mechanizmus silovej spátnej vazby pósobením na odstředivé závažie 17 radiacej spojky 1, podía velkosti točivého momentu vystupujúceho z převodu, vytvára z radiacej spojky 1 momentová spojku prisposobovanú samočinné voličom voleným zaťaženiam motora pri preradovaní. Ak pri nezmenenom zošlapnutí pedála akcelerátora a vyššom zaradenom prevodovom stupni sa jazdné odpory zvýšia nad hnaciesily na hnacích kolesách vozidla a dochádza k poklesu rýchlosti vozidla, potom k vyrovnaniu vratného momentu sily P a k osi otáčania 10 s momentom od odstředivých šil odstředivých závaží 17 a momentom od trecej sily Ts pri preradovaní na nižší převodový stupeň, dochádza pri nižších otáčkách bubna 16 á teda pri nižšej rýchlosti vozidla, ako pri preradovaní z nižšieho převodového stupňa na vyšší. Rozdiel týchto rýchlosti vozidla daný predovšetkým pomerom vzdialenosti dotyčnice 5 a priamky 8 od osi otáčania 10, je pre dosažitelné koeficienty trenia medzi hnacou hranou 6 a stykovou hranou 25 v žiadanej miere realizovatelný iba vtedy, ak je vzdialenosť dotyčnice 5 od osi otáčania 10 váčšia ako vzdialenosť priamky 8 k osi otáčania 10 výkyvného ramena 9. Aby pri brzděni motorom, resp. pri núdzovom spúšťaní motora vlečením vozidla a pod., kedy se přenos brzdného momentu sprostredkúva zaradeným vyšším převodovým stupňom, neboli pasivné odpory pri brzdění motorom Tb na mechanizme silovej spátnej vazby příčinou preklzu radiacích spojek najmá pri nižších otáčkách bubna 16, prechádza dotyčnica 11 pre brzdenie motorom v bode styku 12 plochy 26 pre brzdenie motorom výkyvného ramena 9 s hranou pre brzdenie motorom 3 výstupného ramena 4 tak blízko osi otáčania 10 výkyvného ramena 9, že pri vhodnej vzdialenosti na dotyčnicu pre brzdenie motorom 11 kolmej k bodom styku 12 prechádzajúcej nosnej .priamky 28, na ktorej posobi brzdná sila Pb, od osí převodu 24 a od osi otácania 10 výkyvného ramena 4, vyvodzuje brzdná sila Pb oproti pasivným odporom pri brzdění motorom Tb, ktoré posobia na dotyčnici pre brzdenie motorom 11, dostatočný moment k osi otácania 10 na to, aby rozkladom sil medzi odstředivými závažiami 17 a ovládanou lamelou 23 došlo k pevnému zopnutiu radiacej spojky 1 i bez prispenia účinkov odstredivej sily odstředivých závaží 17 radiacej spojky 1.P and the frictional force T to the pivot eye 10 of the swing arm 9 onto the centrifugal weight 17, the shift clutch 1 transferred the differential gear torque at unchanged vehicle speed and thus "unchanged drum speed 16" and rotated the reaction member 2 in terms of gear rotation while decreasing the engine speed until the speed of the input wheel 18 coupled to the engine, the reaction member 2 and the output wheel 15 with the shift clutch 1 fixed, then the shifting takes place over a period of time depending on the mass moment of inertia of the rotating masses of the engine and reaction member 2; shifting, by the mass of the vehicle, the difference in driving forces versus instantaneous driving resistance with the difference in torque transmitted by the transmission, compared to the torque supplied by the engine during shifting. In the case of a seemingly inducible inaccessible abrupt drop in engine speed in terms of gear shifting of most. under the changed friction conditions of the clutch plates 1, the unsuitable engine characteristics, etc., the shifting is not compromised, since the shifting clutch 1 transmits just the necessary torque needed for the shift due to the centrifugal force feedback mechanism by acting on the centrifugal the shift clutch weight 17, depending on the torque exiting the transmission, creates from the clutch 1 a torque clutch adapted to the selector load to be selected by the engine in the shift position. If, with the accelerator pedal unchanged and a higher gear engaged, the driving resistances increase above the gears on the vehicle's drive wheels and the vehicle speed decreases, then the return torque P is equalized and the axis of rotation 10 is torque from the centrifugal stitches. of the friction force Ts when shifting to a lower gear occurs at a lower speed of the drum 16 and thus at a lower vehicle speed than when shifting from a lower gear to a higher gear. The difference in these vehicle speeds, given in particular by the ratio of the distance between the tangent line 5 and the line 8 from the axis of rotation 10, is achievable to the desired degree of friction coefficients between the driving edge 6 and the contact edge 25 only lines 8 to the pivot axis 10 of the pivot arm 9. during emergency starting of the engine by towing the vehicle, etc., when the transmission of the braking torque is mediated by the upshift, the passive resistances during braking by the engine Tb on the force feedback mechanism did not cause the clutches to slip. at the point of contact 12 of the motor braking surface 26 of the swing arm 9 with the motor braking edge 3 of the output arm 4 so close to the pivot axis 10 of the swing arm 9 that at a suitable distance to the motor braking tangent 11 perpendicular to the points of contact 12 of the passing support line 28 in which the braking force Pb, from the gear axes 24 and the pivot axis 10 of the pivot arm 4, moves, the braking force Pb derives sufficient torque to the pivot axis 10 relative to the passive braking resistors Tb, to decompose the forces between the centrifugal weights 17 and the clutch 1 has been firmly switched on by the actuated plate 23 without contributing to the centrifugal force of the centrifugal weights 17 of the clutch 1.

Claims

Predmetvynálezu

Multistage automatic centrifugal clutch transmission equipped with a force feedback mechanism, characterized in that the tangent (5) at the point of contact (7) of the driving edge (6) of the output arm (4) with the contact edge (25) of the swing arm (25). 9, which is part of the centrifugal weight (17) of the shift clutch (1), is farther from the pivot axis (10) of the pivot arm (9) than the line (8) passing through the contact point (7) perpendicular to the tangent (5).

Multistage automatic transmission according to claim 1, characterized in that the tangent (5) is farther from the pivot axis (10) of the pivot arm (9) than the tangent (11) for engine braking, passing through the point (12) of the braking edge (3). the motor of the output arm (4) with the surface (26) for braking the motor of the swing arm (9).