(一)技术领域

本发明属于机械传动领域，齿轮变速器技术。

(二)背景技术

主要源自现代轿车的自动变速器技术。其中最基本的是拉威挪式自动变速器与辛普 森式自动变速器。采用拉威挪式自动变速器的轿车：Polo轿车、宝来轿车、帕萨特 轿车、奥迪A6轿车等。采用辛普森式自动变速器的轿车：上海别克、塞欧轿车、 富康系列轿车等。另外，还粗略对比了：美国克莱斯勒汽车公司、通用汽车公司和 福特汽车公司生产的变速箱，日本尼桑公司、三菱公司、马自达公司、本田公司生 产的变速器，德国梅塞德斯-奔驰公司、大众公司生产的变速器，法国雷诺公司生产 的变速器等。

(三)发明内容

本设计针对现有自动档汽车前进档位不多(不超过7个)而设计。主要应用在自动 档汽车的档位变换上，也可以应用在机床等需要大量不同的变速比的场合。

本设计具体特点概括如下：

1.可以通过离合器间不同的啮合组合状态获得an个传动比(其中n为主传动路线上 速度控制离合器的数目，a为定轴变速单元轴的数目)。一般可以实现16、32、64、 81、甚至256个基本前进档位。

2.传动环节可以方便地进行扩展，且每扩展一个传动环节，所获得的传动比数目扩大 a倍，最大传动比间隔缩小a倍。

3.本设计中，除前进档位外，可另提供：an-1个倒车档、1个锁车档和若干个空档。

4.有利于实现智能自动配油，以使汽车始终维持在最低油耗。

5.使用倒拖车方法，可以发动汽车。

6.下坡时，减速器之间的传动关系使汽车不会失速。

7.有利于车速的连续调节、车速的实时数字显示方面的设计。

8.可以方便地进行速比范围及其分布的设计。

9.大幅度改善汽车速度调节时的平顺程度。

10.成本低，原理简单，便于保养及维修。

11.可以设计成定轴轮系和联体行星轮系两种形式，以适应不同场合的需要。

(四)附图说明(介绍主要以结构比较简单的定轴轮系为例。)

如附图-1所示：这是定轴变速轮系的原理示意图(a＝2)。

在一系列加速单元中，C1、C2、C3、C4、C5……为完全相同的两态离合器。在自 然状态，各离合器将上位单元的主传动轴与下位单元的主传动轴啮合在一起，则相 邻两单元之间的传动关系为同速度传动。当离合器Ci改变状态工作时，上位单元的 主传动轴与下位单元的主传动轴脱开啮合，使上位单元主传动轴与其轴端处的齿轮 结合为一体，则传动路线通过旁挂齿轮传至下位单元的主传动轴，此处的传动比相 应地发生改变。当配挂变速齿轮演化为联体行星齿轮，各级主传动轴上的齿轮就成 了太阳轮，整个变速器外壳可以做成齿圈。这就是此类变速器的行星齿轮设计方案。 其控制原理同定轴变速轮系。

如附图-2所示：这是三进制齿轮变速器原理图(a＝3)。

图中每一个变速单元主轴上的齿轮与主轴是固定在一起的。C11、C21、C31、C41、 C51……暂且叫做上配挂变速齿轮离合器，C12、C22、C32、C42、C52……叫做下配 挂齿轮离合器。C1、C2、C3、C4、C5……为中轴离合器。这些离合器都是常规的离 合器，当离合器工作状态为“0”时，离合器将两部分机械构件脱开啮合，当离合器 工作状态为“1”时，离合器将两部分机械构件啮合在一起。其变速比选配原理及其 控制方法和二进制齿轮变速器是一样的。这里若讨论k＞1的情形，则上述系统为加 速器，当k的取值小于1时，整个系统将变为减速器，当k的取值同时有大于1的 项和小于1的项时，系统将成为可以加速也可以减速的变速器。且可以确定其可达 到的变速比数目为3n，传动比范围为：1.000～kb，b＝(3n-1)，[k为初始传动比(k＞1)， n为定轴变速单元数]。每增加一个变速单元，变速比的数目扩大为原来的3倍，同 时需要增加3个控制离合器。在上述原理图中，除中间轴离合器外，若将上配挂变 速齿轮和下配挂变速齿轮变为三套配挂变速齿轮，则整个系统就演化成为四进制齿 轮变速器。

如附图-3所示：这是三进制齿轮变速器更为紧凑的结构设计方案(a＝3)。 图中，上配挂变速齿轮和下配挂变速齿轮要求有不同的齿数。那么，按照正常的装 配方案设计根本不能够正常安装。这时，需要在配挂齿轮的轴上加装两个万向联轴 节。配挂齿轮轴的固定也会稍加繁琐。另一个解决方案，可以将配挂齿轮做成球面 齿轮的一部分，相应地，中间轴上的配挂齿轮也做成球面齿轮的一部分。它们相互 啮合时，需要配挂齿轮的轴不与各单元中间轴平行。由此结构，可以演化制做出4 进制、5进制甚至6进制等的齿轮变速器。

(五)具体实施方式

5.1在附图-1所示的二进制齿轮变速器系统下的变速器状态分析：

假定0代表各处离合器的自然状态，1代表各处离合器的另一工作状态。C’、C0 自然状态为使两部分零件各自保持自由，工作状态为使两部分零件啮合为一体。 C”为刹车器，0状态代表放开，1状态代表抱合。其传动比分配规则列于表-1：

表-1：     C0     C1     C2     C3     C4     C5     C’     C”     结论     0     X     X     X     X     X     X     0     倒车     1     1     1     1     1     1     1     1     锁死     0     X     X     X     X     X     0     0     空档     0     X     X     X     X     X     0     1     急刹     0     X     X     X     X     X     1     0     倒拖启动     1     0     0     0     0     0     0     1     1     1     0     0     0     0     1     0     0   K5     1     0     0     0     1     0     0     0   K4     1     0     0     0     1     1     0     0   K4K5     1     0     0     1     0     0     0     0   K3     1     0     0     1     0     1     0     0   K3K5     1     0     0     1     1     0     0     0   K3K4     1     0     0     1     1     1     0     0   K3K4K5     1     0     1     0     0     0     0     0   K2     1     0     1     0     0     1     0     0   K2K5     1     0     1     0     1     0     0     0   K2K4     1     0     1     0     1     1     0     0   K2K4K5     1     0     1     1     0     0     0     0   K2K3     1     0     1     1     0     1     0     0   K2K3K5     1     0     1     1     1     0     0     0   K2K3K4     1     0     1     1     1     1     0     0   K2K3K4K5     1     1     0     0     0     0     0     0   K1     1     1     0     0     0     1     0     0   K1K5     1     1     0     0     1     0     0     0   K1K4     1     1     0     0     1     1     0     0   K1K4K5     1     1     0     1     0     0     0     0   K1K3     1     1     0     1     0     1     0     0   K1K3K5     1     1     0     1     1     0     0     0   K1K3K4     1     1     0     1     1     1     0     0   K1K3K4K5     1     1     1     0     0     0     0     0   K1K2     1     1     1     0     0     1     0     0   K1K2K5     1     1     1     0     1     0     0     0   K1K2K4     1     1     1     0     1     1     0     0   K1K2K4K5     1     1     1     1     0     0     0     0   K1K2K3     1     1     1     1     0     1     0     0   K1K2K3K5     1     1     1     1     1     0     0     0   K1K2K3K4     1     1     1     1     1     1     0     0   K1K2K3K4K5

说明：在此组合表中可以看出，各个离合器按照二进制数发生组合时，均可获得不 同的传动比。这是因为每个离合器处有两种不同的状态所致。若单个离合器可以切 换出更多的状态(n)，则齿轮间的组合状态可以按照n进制数的规律统计。不过会令 变速系统变得繁琐许多。另外，倒车档一栏中没有完全列出各种组合情况，其组合 情况大体同前进档的分析。

5.2在附图-1所示的二进制齿轮变速器系统下变速级数的数学分析(未考虑前面 两级行星齿轮的传动参数)

经过我的探索发现，当Ki＝k^[2^(i-1)]时(^代表幂运算)，各减速比按照2进制 数排列时得到一个等比数列(可以猜想，当Ki＝k^[a^(i-1)]时，为减速比按照a进 制数排列时得到一个等比数列，同时要求每定轴变速单元各有a种状态变换)，且k (k＞0)为这个等比数列的比例因子。若系统共有n个单元，则1≤i≤n，其中i 为定轴变速单元的离合器编号。

公式推导：设系统共有n个单元，则最大传动比为各项传动比乘积；

∏k＝k1*k2*k4*k8*k16*…*ka

   ＝k1+2+4+8+16+…+a

   ＝kb

其中，a＝2i-1，b＝1+2+4+8+16+…+2i-1

又b为一个等比数列，且其比例因子为2，则：

b＝2i-1

所以：∏k＝kb，b＝2i-1

经验证，当i＝0时，既可利用此式推导出无定轴变速单元时系统的传动比。

结论：系统最大传动比K计算公式为：(设∏k＝K)

K＝kb，(b＝2n-1)

其中：n为定轴变速单元数，n可以为0或自然数。

例如：设某变速器共有四组变速单元，即i∈[1，4]，n＝4，且设k＝1.100，

则传动比最小的三项为：1.000、1.100、1.210，

传动比最大的三项为：3.452、3.797、4.177，

最大传动比间隔为：δ＝4.177-3.797＝0.380，

传动比共有：24＝16(种)

在理论上讲，当定轴传动单元足够多时，总能够找到最大传动比之差δ足够小，以 至于可以忽略不计的组合方案，这时，就可以近似认为该传动系统为无级传动系统， 且可以确定其传动比范围为：1.000～K＝kb，(b＝2n-1)，(k为初始传动比，n 为定轴单元数)。

5.3使用评估

其实，人体对速度微小变化的感觉不是十分灵敏的。当速度变化比较小时，在油门 的辅助调节下，对于人体来说就已经是无级变速了。所以，当这套设计用于实践的 时候，并不必要追求无数个调速单元。下面列给出调速单元i、基本变速比数目n 和最大速比间隔δ之间的关系(设要求系统的变速比变化范围为1.00-15.00)：

表-2： 变速单 元数量 i 基础前进 档数n＝2i 最大变 速比K 各变速级之 间的比例k 次最大变速比 K’＝K/k 变速比之间的最 大间隔δ＝ K-k     5     32     15.00     1.09129     13.745     1.225     6     64     15.00     1.04392     14.369     0.631     7     128     15.00     1.02155     14.684     0.317     8     256     15.00     1.01068     14.842     0.158     9     512     15.00     1.00531     14.921     0.079     10     1024     15.00     1.00265     14.960     0.0397

由以上表格可以看出，当变速单元数达到7时，系统已经具备128个基础前进档位， (且每增加一变速单元，前进档位数扩大一倍，变速比间隔缩小一倍。)可以充分满 足乘客和司机的需要。再配合实际中车速随油量大小和前进阻力的变化，车体在变 速的过程中应该不会有“顿”的感觉。

5.4(a＝2系统)几种传动比的选值及其组合数值分布列表 只针对附图-1述设计情况，且设k＞1，且未考虑前面两级行星齿轮的传动参数，可 用其对下面数据进行整体放大或缩小。

5.4.1四定轴(n＝4)传动单元系统[结论按传动比组合规律排列]

(1)k1＝3.00；k2＝2.00；k3＝1.50；k4＝1.20；表-3；   1.00   1.20   1.50   1.80   2.00   2.40   3.00   3.60   3.00   4.20   4.50   5.40   6.00   7.20   9.00   10.80

(2)k1＝2.80；k2＝2.00；k3＝1.60；k4＝1.20；表-4；   1.00   1.20   1.60   1.92   2.00   2.40   3.20   3.84   2.80   3.36   4.48   5.38   5.40   6.48   8.64   10.39

(3)k1＝2.40；k2＝2.20；k3＝1.60；k4＝1.20；表-5；   1.00   1.20   1.60   1.92   2.20   2.64   3.52   4.22   2.40   2.88    3.84   4.61   5.28   6.34   8.45   10.14

5.4.2五定轴(n＝5)传动单元系统(结论按组合后传动比的大小排列)

(1)k1＝2.80；k2＝2.30；k3＝1.50；k4＝1.30；k5＝1.10；表-6；  1.00  1.10  1.30  1.43  1.50  1.65  1.90  2.15  2.30  2.53  2.80  2.99  3.08  3.29  3.45  3.51  3.80  4.00  4.20  4.49  4.62  4.93  5.46  6.00  6.44  7.08  8.37  9.21  9.66  10.63  12.56  13.81

(2)k1＝2.20；k2＝1.80；k3＝1.50；k4＝1.30；k5＝1.10；表-7；  1.00  1.10  1.30  1.43  1.50  1.65  1.80  1.95  1.98  2.15  2.20  2.34  2.42  2.57  2.70  2.86  2.97  3.12  3.30  3.34  3.63  3.68  4.29  4.72  3.96  4.36  5.15  5.66  5.94  6.53  7.72  8.49

(3)k1＝1.90；k2＝1.70；k3＝1.50；k4＝1.30；k5＝1.10；表-8；   1.00   1.10   1.30   1.43   1.50   1.65   1.70   1.87   1.90   1.95   2.06   2.09   2.15   2.21   2.43   2.47   2.55   2.72   2.85   3.14   3.23   3.32   3.55   3.65   3.17   4.08   4.20   4.62   4.85   5.33   6.30   6.93

5.5扩展系统的功能分析

一般来讲，当齿轮变速器为a进制系统(例如附图-2、附图-3所示3进制系统)，基 本速比因子为k，各配挂齿轮分别起作用时传动比Ki＝k^[a^(i-1)]，且共有n个变 速单元时，则可以得出以下结论：

(1)系统可达到的变速比数目为：an；

(2)系统传动比范围为(以k＞1为例)：1.000～kb，b＝(an-1)；

(3)系统所需要的配挂齿轮变速离合器数目为：a*n；

(4)每增加一个变速单元，可达到的变速比数目扩大为原来的a倍；

(5)每增加一个变速单元，同时需要增加a个控制离合器。