автоматичностью работы и высокими преобразующими свойствами. Целью изобретени вл етс повышение КПД гидромеханической трансмиссии за счет последовательного уменьшени диапазона работы гидротрансформатора с увеличением номера передачи в коробке передач до полного исключени этого диапазона на режиме высшей передачи, Указанна - цель достигаетс тем, что третье.звено планетарного механиз ма соединено с выходным валом коробки передач. На фиг. 1 изображена кинематическа схема предлагаемой гидромеханической трансмиссии; на фиг.. 2 - графики т говой характеристики и КПД при работе гидромеханической трансмиссии Предлагаема гидромеханическа трансмисси содержит комплексный гидротрансформатор , насосное .колесо 1 которого св зано с ее ведущим валом 2, который, в свою очередь, св зываетс с валом двигател транспортного средства. Турбинное колесо 3 гидротрансформатора св зано с ведущим валом 4 ступенчатой коробки передач 5, корпус которой неподвижен. Выходной вал 6 коробки передач св зываетс ки нематически с движителем транспортно средства. Трансмисси содержит плане тарный механизм, одно звено 7 которо го (в данном случае эпициклическое зубчатое колесо) св зано с турбинным колесом гидротрансформатора и с веду щим валом коробки передач, другое звено 8 планетарного механизма ( в данном случае солнечное зубчатое колесо) через элемент управлени 9, выполненный в рассматриваемом вариан те в виде управл емой фрикционной муфты, св зано с насосным колесом гидротрансформатора и ведущим валом трансмиссии; третье звено 10 планетарного механизма (в данном случае водило) св зано с выходным валом коробки передач. Указанные звень план тарного механизма взаимодействуют мелоду собой через блок сателлитов 11 оси вращени которых закреплены на водиле. Дл по снени работы трансмиссии на фиг. 2 даны результирующие характ ристики т гового момента и КПД, кото рые дл упрощени по снений условно приведены (путем обычного пересчета) с выходного вала 6 {фиг.1) к ведущему валу 4 коробки передач, обозначен ные соответственно на фиг. 2 через М и Пд в зависимости от оборотов п. этого вала. Характеристики даны применительно к коробке, имеющей четыре передачи переднего хода и при работе двигател по внешней, характеристике. При максимальных скорост х движени транспортного средства на четвер той передаче в коробке передач 5, представл ющей собой пр мую передачу с передаточным числом, равным единице , турбинное колесо 3, ведущий 4 и выходной вал 6 коробки передач вращаютс с одинаковой скоростью. Следовательно , с одинаковой скоростью вращаютс звень 7 и 10 планетарного механизма , который в этом случае вл етс заблокированным. При этом одновременно с включением четвертой передачи в коробке передач система управлени обеспечивает включенное состо ние фрикционной муфты 9. Это бпокирует звено 8 и планетарный механизм в делом с ведущим валом 2 трансмиссии, а также с насосным колесом 1 гидротрансформатора . В итоге турбинное колесо 3 через указанные элементы становитс как бы заблокированным с насосным колесом 1, враща сь с ним с одинаковой скоростью. Таким образом, данный режим работы трансмиссии обеспечивает вращение всех ее элементов от ведущего вала 2 с одинаковой скоростью , что обращает ее в обычную пр мую механическую передачу. Т гова характеристика при этом изображена кривой ОЪ на фиг. 2, а КПД - соответствующим отрезком а..)b.f, ордината которого близка к единице. По мере уменьшени номера передачи в коробке передач 5 выходной вал 6 вращаетс все медленней при заданных оборотах турбинного колёса 3 и ведущего вала 4 коробки передач. Следовательно, звень 7 и 10 планетарного механизма все более рассогласуютс по оборотам. При этом внутреннее передаточное число планетарного механизма подобрано так, что в зоне максимальных оборотов турбинного колеса 3 и вала 4 обороты звена 8 всегда превышают обороты вала 2 и насосного колеса 1. По мере снижени оборотов турбинного колеса 3 и вала 4 под вли нием внешней нагрузки со стороны вала б звено 8 также снижает свои обороты, но более интенсивно, чем снижаютс обороты вала 2 и насосного колёса 1 гидротрансформатора, если последний наделен прозрачной нагрузочной характеристикой. При непрозрачной характеристике гидротрансфорf/iaTopa обороты вала 2 и насосного колеса 1 остаютс неизменными. При указанном снижении оборотов турбинного колеса 3 и вала 4 наступает момент, когда соответствующие обороты звена 8станов тс равными оборотам вала 2 и насосного колеса 1 и далее стрем тс уменьшитьс . Однако в момент полной синхронизации система управлени обеспечивает включение муфты 9без буксовани ее фрикционных элементов и шунтирование, то есть обеспечение кинематической св зи между турбиннььм 3 и насосньии 1 колесами гидротрансформатора через планетарный механизм и муфту 9. Учитыва , что с понижением номера передачи в коробке передач 5 звень 7 и 10 все более рассогласуютс по оборотам, мо мент наступлени синхронизации между звеном 8 и валом 2 наступает все более и более позже или при более низких оборотах турбинного колеса, или более низких значени х передаточного числа гидротрансформатора, под которым понимаетс переменное отношение оборотов его турбинного колеса к обо ротам колеса насосного. Исход из сказанного, при высоких оборотах турбинного колеса 3 и вала когда муфта 9 находитс в выключенно состо нии, планетарный механизм вращаетс свободно, не вли на работу трансмиссии, что соответствует режим работы обычного гидротрансформатора в последовательном потоке мощности, который от вала 2 передаетс к насос ному колесу 1, далее гидравлическим путем - к турбинному колесу 3 и валу 4, от которого через коробку передач 5 передаетс к валу б и далее к движителю транспортного средства. Таким образом диапазон работы гидротрансформатора при описанном способе рабо ты последовательно расшир етс с понижением номера передачи в коробке передач и иллюстрируетс характеристиками cde дл третьей передачи (фиг.2)с6е дл второй передачи и cdeigдл первой передачи. Соответствующие этим характеристикам значени КПД изображены кривыми с ci| е , c,d, е, f, и c,d,e, 1., ,. Дальнейшее повышение внешней нагрузки на валу. 6, сопровождаемое снижением оборотов этого вала, а также вала 4 и турбинного колеса 3, приводит к пропорциональному снижению оборотов вала 2 и насосного колеса 1, так как после включени муфты 9 насосное и турбинное колеса гидротрансформатора кинематически св заны между собой. Очевидно, что передаточное число этой св зи измен етс с изменением номера передачи в коробке передач и колеса гидротрансформатора шунтируютс друг с другом при более низких значени х его передаточного числа по мере понижени номера передачи в коробке передач. При шунтировании колес гидротрансформатора его передаточное число, установившеес к моменту начала шунтировани , то есть включени муфты 9, сохран етс далее неизменным , коэффициенты момента и трансформации, а также КПД гидротранс форматора фиксируютс на достигнутом значении, остава сь далее посто нными , как бы не увеличивалась нагрузка и не уменьшались обороты насосного и турбинного колес. При этом мощность от вала 2 начинает передаватьс двум потоками. Первый поток (гидравлический ) от вала 2 передаетс к насосному колесу 1 и далее через рабочую жидкость - к турбинному колесу 3, откуда она поступает к валу 4 и через коробку передач 5 - к выходному валу б. Второй поток (механический) от вала 2 через замкнутую йуфту 9 передаетс к звену 8 планетарного механизма , от которого через блок сателлитов 11 передаетс к звену 7 и далее к валу 4, от которого через коробку передач 5 передаетс к выходному валу б. Данные процессы с возрастанием внешней нагрузки сопровождаютс интенсивным уменьшением гидравлического потока мощности по кубической зависимости и возрастанием механического потока, пропорционального разности между мощностью двигател , развиваемой им на валу 2, и мощностью гидравлического потока. Отсюда при неизменности КПД гидротрансформатора в этом процессе величина общего КПД трансмиссии за счет возрастани механического потока мощности возрастает в противоположность убыванию КПД, если бы гидротрансформатор оставалс в режиме последовательного потока мощности. Это возрастание КПД на третьей, -второй и первой передачах в рабочем диапазоне двигател отображено на фиг.2 соответственно характеристиками tt , т. Соответствующие им и g- ... т говые характеристики отображены кривыми eti, f е и gm , которые, как видно, несколько ниже т говой характеристики при работе идротрансформатора в последовательном потоке,однако сопровождаемые, как показано, более высокими значени ми КПД. Наибольший эффект по т гово-экономическим характеристикам трансмиссии обеспечиваетс при работе двигател на частичных нагрузках. Следует указать, что при работе трансмиссии на первой передаче режим включени муфты 9 может отсутствовать , что переводит гидротрансформатор на работу в последовательный поток мощности с максимальным т говым усилием. В режиме заднего хода муфта 9, как и в случае с первой передачей, может быть отключена. Отключение муфты 9 об зательно в режиме трогани транспортного средства . При возрастании внешней нагрузки описанные выше процессы происход т в обратном пор дке; на соответствующих режимах (с точки g , f и С ) гидротрансформатор выводитс из режима шунтировани путем выключени муфты 9 и переходит в режим последовательного потока мощности с уменьшением его диапазона с повышением номера передачи в коробке передач с переходом трансмиссии на высшей (четвертой ) передаче в режигМ передачи механической , обеспечиваемый включением уфты 9.work automation and high transformative properties. The aim of the invention is to increase the efficiency of a hydromechanical transmission by consistently reducing the range of operation of the torque converter by increasing the gear number in the gearbox to completely eliminate this range in the top gear mode. This goal is achieved by connecting the third planetary gear unit to the output shaft of the gearbox. gears. FIG. 1 shows the kinematic diagram of the proposed hydromechanical transmission; Fig. 2 shows traction characteristics and efficiency when operating a hydromechanical transmission. The proposed hydromechanical transmission contains a complex torque converter, the pump wheel 1 of which is associated with its drive shaft 2, which, in turn, is connected to the engine shaft of the vehicle. The turbine wheel 3 of the torque converter is connected to the drive shaft of a 4 speed gearbox 5, the casing of which is stationary. The output shaft 6 of the gearbox communicates nematically with the propulsor of the vehicle. The transmission contains a plan mechanism, one link 7 of which (in this case, an epicyclic gear) is connected to the turbine wheel of the torque converter and the drive shaft of the gearbox, another link 8 of the planetary gear (in this case, the sun gear) via control 9 Made in the considered variant as a controlled friction clutch, it is connected with the pumping wheel of the torque converter and the drive shaft of the transmission; The third link 10 of the planetary mechanism (in this case, the carrier) is associated with the output shaft of the gearbox. These units of the planar mechanism interact with each other through the satellite unit 11 whose rotation axes are fixed on the carrier. To clarify the operation of the transmission in FIG. Figure 2 shows the resulting characteristics of the torque and efficiency, which, for simplification of the explanations, are conventionally given (by means of the usual recalculation) from the output shaft 6 (figure 1) to the drive shaft 4 of the gearbox, indicated respectively in FIG. 2 through M and front depending on the speed of the section of this shaft. Characteristics are given in relation to the box, which has four forward gears and when the engine is running on the external, characteristics. At maximum vehicle speeds in fourth gear in gearbox 5, which is a direct gear with a ratio of one, the turbine wheel 3, the drive 4 and the output shaft 6 of the gearbox rotate at the same speed. Therefore, the units 7 and 10 of the planetary mechanism rotate at the same speed, which in this case is blocked. At the same time with the inclusion of the fourth gear in the gearbox, the control system ensures that the friction clutch 9 is engaged. This approximates link 8 and the planetary gear in the case of transmission drive shaft 2 as well as pumping wheel 1 of the torque converter. As a result, the turbine wheel 3 through these elements becomes, as it were, blocked with the pump wheel 1, rotating with it at the same speed. Thus, this mode of transmission operation ensures the rotation of all its elements from the drive shaft 2 at the same speed, which turns it into a regular direct mechanical transmission. The characteristic in this case is depicted by the curve Oy in FIG. 2, and efficiency - the corresponding segment a ..) b.f, the ordinate of which is close to unity. As the gear number in gearbox 5 decreases, the output shaft 6 rotates more slowly at a given speed of the turbine wheel 3 and the drive shaft 4 of the gearbox. Consequently, links 7 and 10 of the planetary mechanism increasingly disagree on turnover. In this case, the internal gear ratio of the planetary gear is chosen so that in the zone of maximum revolutions of the turbine wheel 3 and shaft 4, the revolutions of the link 8 always exceed the revolutions of the shaft 2 and the impeller wheel 1. As the revolutions of the turbine wheel 3 and shaft 4 decrease, due to external loads The shaft sides of the link 8 also decrease their revolutions, but more intensively than the revolutions of the shaft 2 and the pump wheel 1 of the torque converter are reduced if the latter is endowed with a transparent load characteristic. With an opaque characteristic of the hydrotransforf / iaTopa, the revolutions of the shaft 2 and the impeller 1 remain unchanged. With the indicated reduction in the revolutions of the turbine wheel 3 and the shaft 4, a moment comes when the corresponding revolutions of the link 8 become equal to the revolutions of the shaft 2 and the impeller 1 and further tend to decrease. However, at the time of full synchronization, the control system ensures the inclusion of the clutch 9 without slipping its friction elements and shunting, i.e., providing a kinematic connection between the turbine 3 and pumping 1 wheels of the torque converter through the planetary mechanism and clutch 9. Taking into account that with a reduction in the gear number in the gearbox 5 links 7 and 10 increasingly disagree on rotation, the moment of synchronization between link 8 and shaft 2 occurs more and more later or at lower turns of the turbine wheel, or olee low values x gear ratio of the torque converter, by which is meant the ratio of the alternating rotations of its turbine wheel to the wheel of the pump about their companies. Based on the above, at high revolutions of the turbine wheel 3 and the shaft when the clutch 9 is in the off state, the planetary gear rotates freely without affecting the transmission operation, which corresponds to the normal torque converter operating mode in a sequential power flow, which is transmitted from the shaft 2 to the pump the first wheel 1, then hydraulically - to the turbine wheel 3 and the shaft 4, from which it is transmitted through the gearbox 5 to the shaft b and further to the propulsion device of the vehicle. Thus, the range of operation of the torque converter with the described method of operation sequentially expands with decreasing gear number in the gearbox and is illustrated by the cde characteristics for the third gear (Fig. 2) c6e for the second gear and cdeigl of the first gear. The efficiency values corresponding to these characteristics are depicted by curves with ci | e, c, d, e, f, and c, d, e, 1.,,. Further increase the external load on the shaft. 6, accompanied by a decrease in the revolutions of this shaft, as well as of the shaft 4 and the turbine wheel 3, leads to a proportional decrease in the revolutions of the shaft 2 and the pump wheel 1, since after switching on the coupling 9, the pumping and turbine wheels of the torque converter are kinematically connected. Obviously, the gear ratio of this link varies with the number of the gear in the gearbox and the torque converter wheels are shunted with each other at lower gear ratio as the gear number in the gearbox decreases. When shunting the torque converter wheels, its gear ratio, steady by the moment of the start of shunting, i.e. switching on the clutch 9, remains further unchanged, the moment and transformation coefficients, as well as the efficiency of the hydrotransformer of the formatter are fixed at the reached value, remaining further constant, no matter how load and did not decrease the speed of the pump and turbine wheels. The power from shaft 2 begins to be transmitted in two streams. The first flow (hydraulic) from the shaft 2 is transmitted to the pump wheel 1 and then through the working fluid to the turbine wheel 3, from where it goes to the shaft 4 and through the gearbox 5 to the output shaft b. The second flow (mechanical) from the shaft 2 is transmitted through a closed yufta 9 to the link 8 of the planetary mechanism, from which it is transmitted through the satellite block 11 to the link 7 and further to the shaft 4, from which it is transmitted through the gear box 5 to the output shaft B. These processes with an increase in external load are accompanied by an intense decrease in the hydraulic power flow in a cubic relationship and an increase in the mechanical flow proportional to the difference between the power of the engine developed by it on the shaft 2 and the power of the hydraulic flow. Hence, with the efficiency of the torque converter unchanged in this process, the total efficiency of the transmission due to an increase in mechanical power flow increases as opposed to a decrease in efficiency if the torque converter remains in sequential power flow mode. This increase in efficiency on the third, second and first gears in the engine's operating range is shown in figure 2, respectively, by the characteristics tt, t. The corresponding and g- ... traffic characteristics are displayed by the curves eti, f e and gm, which, as you can see , slightly lower than the traction characteristic when the inverter is operated in a sequential flow, however, accompanied, as shown, by higher efficiency values. The greatest effect on the transmission and economic characteristics of the transmission is achieved when the engine is operating at partial loads. It should be pointed out that when the transmission is operating in the first gear, the switching on mode of the clutch 9 may be absent, which converts the torque converter to work in a sequential power flow with maximum tractive effort. In reverse mode clutch 9, as in the case of the first gear, can be disabled. Disengagement of clutch 9 is mandatory in the vehicle moving mode. As the external load increases, the processes described above occur in reverse order; At the respective modes (from the point g, f and C), the torque converter is removed from the shunting mode by turning off the clutch 9 and switches to the sequential power flow mode with a decrease in its range with an increase in the gear number in the gearbox with transfer of the transmission to the highest (fourth) gear in the directional mode mechanical transmission, ensured by the inclusion of the UTA 9.