技术领域
[0001] 本
发明涉及一种变速器装置，特别是一种无级的机械变速器装置。可应用于
汽车和
工程机械等领域。
背景技术
[0002] 当前机械变速器包括以下两种。
[0003] 1）
齿轮传动式。
齿轮传动式变速器只能实现有级变速，应用于自动变速时，控制结构复杂，尺寸大、重量重，成本高昂。
[0004] 2）摩擦传动式。摩擦传动式可实现无级变速，但存在传递
力矩小，容易打滑，传动效率低，控制结构复杂，尺寸大、重量重，成本高昂等不足。
发明内容
[0005] 本发明提供一种机械变速器，该变速器结构简单、成本低廉、尺寸小、重量轻。该变速器可实现无级变速，且变速比与传递的力矩可实现一定程度的自适应效果，控制简单。
[0006] 本发明实现上述目的的技术方案是：将动力输入端的旋转运动，转化为往复摆动，往复摆动推动一个储能
弹簧，储能弹簧的另一端推动一个单向离合装置，当往复摆动线速度超越单向离合装置速度时，单向离合装置
锁止，往复摆动的动力通过储能弹簧向动力输出端输出动力。往复摆动与单向离合装置之间的储能弹簧为柔性连接，可实现无级变速，具体实现方法如下。
[0007] 变速器包含三部分核心装置：往复摆动装置、储能装置和单向离合装置。往复摆动装置为动力输入端，单向离合装置为动力输出端。往复摆动装置连接至储能装置，在其往复摆动过程中向储能装置输送动力，同时储能装置还连接至单向离合装置，将储存的动力向单向离合装置输出。
[0008] 往复摆动装置包括
曲轴、滑
块和带滑槽的摆杆。滑块装于曲轴与摆杆的滑槽之间，滑块可以绕曲轴旋转，同时可以在摆杆的滑槽内做直线滑动。摆杆在滑块作用下，在曲轴的旋转平面上作往复摆动，摆动形式可以为直线往复摆动，也可以为圆周往复摆动。摆杆的摆动幅度由曲轴偏心确定。
[0009] 单向离合装置包括
内圈、
外圈和介于两者之间方向可控的单向锁止机构，内圈和外圈可同轴旋转。单向锁止机构的锁止方向可以被设置为双向释放、单正向和单反向，单向锁止机构为公知技术，这里不具体展开说明。当单向锁止机构的锁止方向被设置为双向释放时，内圈与外圈可分别自由旋转，互不干涉，此时变速器不能传递动力，处于空挡状态。当单向锁止机构的锁止方向被设置为单正向时，如果内圈在正向方向上的旋转速度低于外圈，则内圈与外圈可分别旋转，互不干涉，如果内圈在正向方向上呈现超越外圈的趋势，则单向锁止机构进入锁止状态，内圈与外圈被锁止保持同步旋转，此时变速器只能正向传递动力，处于前进挡状态。当单向锁止机构的锁止方向被设置为单反向时，如果内圈在反向方向上的旋转速度低于外圈，则内圈与外圈可分别旋转，互不干涉，如果内圈在反向方向上呈现超越外圈的趋势，则单向锁止机构进入锁止状态，内圈与外圈被锁止保持同步旋转，此时变速器只能反向传递动力，处于倒挡状态。改变单向锁止机构的锁止状态，变速器可以在空挡、前进挡和倒挡之间切换挡位模式。
[0010] 储能装置包括储能弹簧，储能弹簧的伸缩方向与往复摆动装置的摆动方向一致或近似，其两端同时与往复摆动装置上的摆杆卡口、以及单向离合装置上的内圈卡口相抵接并被预压缩。摆杆卡口和内圈卡口互相错开，可分别在各自不同的摆动平面上摆动，互不干涉。
[0011] 常态下，单向锁止机构未进入锁止状态时，其内圈在储能弹簧预
压缩力作用下与摆杆保持同步摆动。当单向锁止机构进入锁止状态时，内圈与外圈保持同步旋转，而不再与摆杆的摆动同步，此时摆杆推动储能弹簧、储能弹簧推动内圈、内圈推动外圈，实现动力由往复摆动装置向单向离合装置输出，摆杆卡口与内圈卡口之间的
相位差越大，储能弹簧压缩量也越大，传递的动力力矩和储存的
能量也就越大；随着摆杆的摆动速度下降、摆杆卡口与内圈卡口之间的
相位差越来越小，储能弹簧向内圈释放能量，直到储能弹簧逐渐恢复到预压缩长度、内圈与摆杆再次保持同步摆动为止，此时，内圈的速度已低于外圈，单向锁止机构脱离锁止，之后内圈回程摆动，而外圈继续旋转。
[0012] 由上所述，摆杆在设定的单向锁止方向的线速度大于外圈线速度时，摆杆才能通过压缩储能弹簧向单向离合装置输出动力，速度差越大，输出动力力矩也越大。阻力矩变大时速度差即速比会自动降低，反之阻力矩变小时速比会自动升高，因此，该过程具有
负反馈特性，变速比具有自适应效果，在一定程度上不需要额外干预调节变速比。
[0013] 然而，这种自适应效果仍不能完全满足全力矩范围的需要，通过调节摆杆摆动幅度，从而调节储能弹簧最大压缩量，改变可传递的力矩大小。通过改变曲轴偏心幅度，即可实现调节摆杆摆动幅度，方案如下。
[0014] 曲轴包括偏心
曲柄、曲轴座、控制
蜗杆。偏心曲柄安装于曲轴座上，其旋
转轴心与曲轴座的
旋转轴心呈偏心结构，偏心量为曲轴座偏心。
[0015] 偏心曲柄上设置有
曲柄销，曲柄销的轴心与偏心曲柄的旋转中心也呈偏心结构，偏心量为曲柄偏心。
[0016] 曲轴座上设置有控制蜗杆，控制蜗杆与偏心曲柄为蜗杆-齿轮机构，控制蜗杆的旋转可驱动偏心曲柄绕自身旋转轴心产生偏转，偏转量为曲柄偏转
角β。
[0017] 曲轴座偏心等于曲柄偏心，曲轴偏心为曲轴座偏心与曲柄偏心和曲柄偏转角β的综合合成结果，曲柄偏转角β为0°时，曲轴偏心为0，曲柄偏转角β为180°时，曲轴偏心达到最大值，为曲轴座偏心的两倍。
[0018] 通过控制蜗杆，可调节曲轴偏心幅度、即摆杆摆动幅度。
[0019] 由于只有在摆杆线速度大于外圈时变速器才会传递动力，因此动力的传递是不连续的。为了增加动力传递平稳性，在曲轴上并列布置多套上述往复摆动装置、储能装置和单向离合装置，各套摆杆的摆动相位在一周即360°内均匀相隔，摆杆设定为直线摆动结构时，其中相位差互呈180°的两套摆杆可以合并为一体。与多套往复摆动装置相对应地，布置有各自的单向离合装置和储能装置，全部单向离合装置中的外圈可合并为一体。
[0020] 综上所述，本
专利区别当前公知技术最根本的新颖之处，通过储能弹簧和单向离合装置，有选择性地将摆杆的摆动传递至动力输出端，动力传递为柔性连接。其最显著的有益效果就是结构简单、成本低廉、尺寸小、重量轻，可实现无级变速，且变速比与传递的力矩可实现一定程度的自适应效果。
[0022] 下面结合附图和
实施例对本发明作进一步说明。
[0023] 图1是第一个实施例的构造示意图。
[0024] 图2是偏心量可调的曲轴构造示意图。
[0025] 图3是第一个实施例的工作特性示意图。
[0026] 图4是第二个实施例的构造示意图。
[0027] 具体实施方式。
[0028] 图1所示第一个实施例，变速器包含三部分核心装置：往复摆动装置3、储能装置2和单向离合装置1。往复摆动装置3为动力输入端，单向离合装置1为动力输出端。往复摆动装置3连接至储能装置2，在其往复摆动过程中向储能装置2输送动力，同时储能装置2还连接至单向离合装置1，将储存的动力向单向离合装置1输出。
[0029] 往复摆动装置3包括曲轴5、滑块6和带滑槽的摆杆4。滑块6装于曲轴5与摆杆4的滑槽之间，滑块6可以绕曲轴5旋转，同时可以在摆杆4的滑槽内做直线滑动。摆杆4在支座7约束下可做直线滑动，随着曲轴5绕旋转中心O旋转，摆杆4在滑块6和支座7共同作用下，在曲轴5的旋转平面上作直线往复摆动，摆动幅度由曲轴偏心e确定。
[0030] 单向离合装置1包括内圈8、外圈9和介于两者之间方向可控的单向锁止机构10，内圈8和外圈9可同轴旋转。单向锁止机构10的锁止方向可以被设置为双向释放、单正向和单反向，单向锁止机构10的锁止原理为公知技术，这里不具体展开说明。当单向锁止机构10的锁止方向被设置为双向释放时，内圈8与外圈9可分别自由旋转，互不干涉，此时变速器不能传递动力，处于空挡状态。当单向锁止机构10的锁止方向被设置为单正向时，如果内圈8在正向方向上的旋转速度低于外圈9，则内圈8与外圈9可分别旋转，互不干涉，如果内圈8在正向方向上呈现超越外圈9的趋势，则单向锁止机构10进入锁止状态，内圈8与外圈9被锁止保持同步旋转，此时变速器只能正向传递动力，处于前进挡状态。当单向锁止机构10的锁止方向被设置为单反向时，如果内圈8在反向方向上的旋转速度低于外圈9，则内圈8与外圈9可分别旋转，互不干涉，如果内圈8在反向方向上呈现超越外圈9的趋势，则单向锁止机构10进入锁止状态，内圈8与外圈9被锁止保持同步旋转，但此时变速器只能反向传递动力，处于倒挡状态。改变单向锁止机构10的锁止状态，变速器可以在空挡、前进挡和倒挡之间切换挡位模式。图1所示的单向锁止机构10的锁止方向处于单正向、即前进挡状态D。
[0031] 储能装置2包括储能弹簧11，储能弹簧11的伸缩方向与往复摆动装置3的摆动方向一致或近似，其两端同时与往复摆动装置3上的摆杆卡口4k、以及单向离合装置1上的内圈卡口8k相抵接并被预压缩。摆杆卡口4k和内圈卡口8k互相错开，可分别在各自不同的摆动平面上摆动，互不干涉。
[0032] 常态下，单向锁止机构10未进入锁止状态时，其内圈8在储能弹簧11预压缩力作用下与摆杆4保持同步摆动。当单向锁止机构10进入锁止状态时，内圈8与外圈9保持同步旋转，因而不再与摆杆4的摆动同步，此时摆杆4推动储能弹簧11、储能弹簧11推动内圈8、内圈8推动外圈9，实现动力由往复摆动装置3向单向离合装置1输出，摆杆卡口4k与内圈卡口8k之间的相位差X越大，储能弹簧11压缩量也越大，传递的动力力矩和储存的能量也就越大；
随着摆杆4的摆动速度下降、摆杆卡口4k与内圈卡口8k之间的相位差X越来越小，储能弹簧
11向内圈8释放能量，直到储能弹簧11逐渐恢复到预压缩长度、内圈8与摆杆4再次保持同步摆动为止，此时，内圈8的速度已低于外圈9，单向锁止机构10脱离锁止，之后内圈8回程摆动，而外圈9继续旋转。
[0033] 由上所述，摆杆4在设定的单向锁止方向的线速度大于外圈9线速度时，摆杆4才能通过压缩储能弹簧11向单向离合装置1输出动力，速度差越大，输出动力力矩也越大。阻力矩变大时速度差即速比会自动降低，反之阻力矩变小时速比会自动升高，因此，该过程具有负反馈特性，变速比具有自适应效果，在一定程度上不需要额外干预调节变速比。
[0034] 由于只有在摆杆4线速度大于外圈9时变速器才会传递动力，因此动力的传递是不连续的。为了增加动力传递平稳性，在本实施例中，在曲轴5上并列设置了四套上述的往复摆动装置3、储能装置2和单向离合装置1，四套摆杆4的摆动相位在一周即360°内均匀相隔，其中相位差互呈180°的两套摆杆4可以合并为一体，即四套摆杆4合并为互相垂直的两组。与四套往复摆动装置3相对应地，布置有各自的储能装置2和单向离合装置1，全部单向离合装置1中的外圈9可合并为一体。
[0035] 图2所示为一种偏心量可调的曲轴。曲轴包括偏心曲柄12、曲轴座14、控制蜗杆15。偏心曲柄12安装于曲轴座14上，其旋转轴心Oc与曲轴座14的旋转轴心O呈偏心结构，偏心量为曲轴座偏心ec。
[0036] 偏心曲柄12上设置有曲柄销13，曲柄销13的轴心Op与偏心曲柄12的旋转中心Oc也呈偏心结构，偏心量为曲柄偏心ep。
[0037] 曲轴座14上设置有控制蜗杆15，控制蜗杆15与偏心曲柄12为蜗杆-齿轮
啮合结构，控制蜗杆15的旋转可驱动偏心曲柄12绕自身旋转轴心Oc产生偏转，偏转量为曲柄偏转角β。
[0038] 曲轴座偏心ec等于曲柄偏心ep，曲轴偏心e为曲轴座偏心ec与曲柄偏心ep和曲柄偏转角β的综合合成结果，曲柄偏转角β为0°时，曲轴偏心e为0，曲柄偏转角β为180°时，曲轴偏心e达到最大值，为曲轴座偏心ec的两倍。
[0039] 通过控制蜗杆15，可调节曲轴偏心e幅度、即摆杆4摆动幅度。
[0040] 驱动控制蜗杆15的方法可以是液压式，也可以是机械齿轮式，这里不作具体说明。
[0041] 图3所示为第一个实施例的工作特性示意图，下面结合图1展开说明。
[0042] 示意图横坐标为曲轴5转角CrS°，纵坐标为摆杆4、内圈8和外圈9折算到同一半径切线方向上的线速度V。
[0043] 图3（a）以前进挡为例，绘制了一套摆杆4、内圈8和外圈9速度特性。摆杆线速度Vs呈正弦特性，考虑到输出端相对较大的
转动惯量，外圈线速度Vo可被近似视为等速。内圈8被设置为单正向锁止，当摆杆线速度Vs低于外圈线速度Vo时，内圈线速度Vi等于摆杆线速度Vs，当摆杆线速度Vs高于外圈线速度Vo时，内圈线速度Vi等于外圈线速度Vo，内圈线速度Vi如图中粗虚线所示，其数值等于被外圈线速度Vo
限幅削波后的摆杆线速度Vs。
[0044] 摆杆线速度Vs高于外圈线速度Vo时，储能弹簧11才能传递动力，传递的动力如图中阴影S所示，阴影S面积越大，传递的动力力矩也越大。
[0045] 图3（b）所示为当输出端速度变化后的效果，此处以速度减小为例，显示出阴影S面积增大，说明传递的动力力矩也相应地增大了，力矩增大将有利于提高输出端速度，因此，该过程具有负反馈特性，变速具有自适应效果。
[0046] 图3（c）所示为当调节曲轴偏心e幅度变化、即摆杆4摆幅变化后的效果，此处以曲轴偏心e幅度增大、即摆杆4摆幅增大为例，显示出阴影S面积增大，说明传递的动力力矩也相应地增大了。因此，调节曲轴偏心e幅度变化，可实现更大范围的动力力矩传输。
[0047] 从图3（a）、3（b）和3（c）中都可以看出，动力的传递是断续的。
[0048] 图3（d）所示，为增加动力传递的平顺性，增加往复摆动装置3、储能装置2和单向离合装置1的套数至共四套后的效果。四套摆杆4的摆杆线速度Vs1，Vs2，Vs3，Vs4相位在一周即360°内均匀相隔。如图所示，阴影S总面积增加，可以传递的最大合力矩变大，同时动力传递更加平顺。
[0049] 图3（f）所示为起步特性。起步时，外圈线速度Vo为零，曲轴偏心e幅度从零逐步增大，阴影S面积亦从零逐渐增加，可以实现平稳起步。
[0050] 图4所示为第二个实施例。与第一个实施例根本不同之处在于，摆杆4的往复摆动形式为圆周往复摆动，具体主要不同之处有：摆杆4与内圈8、外圈9同轴旋转，摆杆4与曲轴5旋转中心O不同轴；储能弹簧11可从采用弧形弹簧，伸缩方向为圆周切向；变速器由均布的三组摆杆4、与之对应的储能装置2和单向离合装置1组成；三组摆杆4分别由各自的曲轴5驱动，三组曲轴5均通过各自齿轮16由
太阳轮17驱动并相互保持同步。
