专利名称：一种高性能无级变速器的制作方法
技术领域：
本发明涉及无级变速传动装置的领域，特别是滚轮导轨运动和摩擦传动领域。
现有的机械式无级变速器中，绝大多数均采用摩擦传动，故效率低、磨损快、寿命短、一般只可在动态下调速是其弱点。如象汽车那样的大功率无级变速传动中，现在基本上还是采用低效率的液力变矩器来实现无级变速，由于其变矩能力极有限，还要在其后串接多级可变行星齿轮式有级变速器。液力变矩器的效率是较低的，就算是最高时也不过是82-86％，加上后级的行星齿轮变速器的损耗，整个变速器的效率就更低了。这样的变速器结构复杂、成本极高、较低的效率更是浪费了大量有限的能源，污染了环境。因此，世界各国的变速器专家一直在寻找一种可高效率、大功率传动的无级变速器，特别是汽车方面、更是如此。
本发明的目的就是克服上述现有技术的不足之处，提供一种高效率、大功率、长寿命、运转平稳可靠、调控方便、变速能力强的无级变速器。
此无级变速器是通过如下的机构实现的，如
图1、图3、图4所示，由机壳1、输入轴3、V型槽轮5、摆臂6、滚轮7、调速环8、压杆10、传动销11、直槽轮12、滚轮导轨13、与压杆10一体的V型传动块15、圆弧状导轨条18、前出轴19等构成。整个变速器以轮12为界，左右(前后)结构相似(故图1的右边不作剖视图)，且左右各构成一级变速器，二者串接起来就构成了两级式变速器。这样设计的好处是轴3、轴19的轴心可以固定且同轴线、便于调速、增大变速比、更重要的是通过两级间的配合，实现瞬时传动比的互补(后将述及)。轴3与轮5用键连接，轮5与普通的V型带轮基本一样。摆臂共有8个，前后级各4个，摆臂的多少影响输出转速的平稳程度和结构的复杂性，一般以每级3-6个为宜，摆臂呈“U”型，如图7所示，通过中部大直径的孔套装于输入(出)轴上，轮5在其内(如图1所示)。摆臂在其上的V型传动块没有与轮5上的V型槽接合时，可绕输入(出)轴、轮5转动，由于销11的作用，将会带动轮12转动。每个摆臂上均装有销11、压杆10、滚轮7各一个(如图3所示)，其中销11有两个作用其一是压杆10通过它装于摆臂上，其二是其一端伸在轮12的直槽内从而把摆臂与轮12联系起来实现传动。轮12是径向均布8条直槽的圆盘(如图4所示)，每条直槽内均有一销11，前级的直槽和后级的直槽相互错开45°(360°÷8)，如图4所示，图中有销的是前级的直槽，销没有画出来的是后级的直槽。轮12与调速环8之间是滚动轴承关系，即在轮12的外圆，调速环8的内圆各车有一环状槽，在12或8上开一小孔与环状槽相通，从小孔放进钢球，然后封闭小孔即成。这样，12与8之间就成了滚动轴承的内外圈关系，其中轮12可转动，调速环8只可摆动。导轨13是在轮5圆周上，滚轮7沿机壳内壁上运动的轨迹(如图3、图4所示)，其大部分是圆形的，其中有一段是凸的，当滚轮运动到凸导轨段时，压杆10将在滚轮的压力下把V型传动块压紧在轮5的V型槽内，在摩擦力的作用下，轮5与传动块就成为一体而实现传动，当滚轮离开凸导轨段时，传动块与V型槽之间的压力消失，同时滚轮、压杆在离心力的作用下带动传动块离开V型槽，脱离接触，切断传动。
此变速器的传动过程是这样的图1、图3、图4所示，输入轴3带着轮5作顺时针转动时，将会带动处于凸导轨段的传动块15、压杆10、摆臂6、传动销11一起传动，销11带动轮12转动，轮12再带动后级的传动销、摆臂、传动块、压杆一起转动，后级处于凸导轨段的传动块带动后级V型槽轮转动，V型槽轮带动输出轴转动，至此即实现变速输出。调速是通过改变轮12的轴心与轴3、轴19的轴线距离实现的，即调速机构带动调速环8径向摆动，轮12的轴心也径向摆动而实现调速。
为了避免V型传动块与V型槽在开始接合和脱离接合时发生冲击，以实现高速、大功率传动及更耐用的要求，应做到同步接合与分离。如图4所示，O1为轮5轴心，O2为轮12的轴心，当顺时针转动时，A处的滚轮处于凸导轨段的尾部，传动块即将与V型槽脱离接合时，B处的滚轮则刚刚进入凸导轨段。此时，连心线O2O1应平分∠AO1B，A处处于即将脱离接合的临界状态，因此A处的传动块与轮5外圆的线速度应是相同的，由于A处仍在接合状态，且O2O1平分∠AO1B，故B处的传动块与轮5的外圆线速度也是相同的，即B处是在同步的情况下进入接合的，因而不会产生冲击。这样，A为B提供同步接合，B为A提供同步分离，B又为下一个进入接合的提供同步接合，这下一个又为B提供同步分离，依次循环要达到上述完全同步的理想接合与分离过程，则要求轮12的轴心轨迹，凸导轨段的始点、终点之间要能巧妙地配合才能完成。
一般来说，在调速过程中轮12的轴心轨迹有两类一类是直线型，此时需要使凸导轨段的始端和终端在调速时作双向伸长或缩短才能相互适应与配合，直线型时凸导轨段要双向伸缩是困难的。另一类是弧线型，其中一种是凸导轨段只作单向伸缩(即一头固定、一头伸缩)，就能实现同步接合与分离，是较简单而实用的一种。在图2、图4中所示，圆弧 就是这样的一种轮12的轴心轨迹，此轨迹可用几可作图的方法求得。作法如图8所示，此图只适用于前后级各4个摆臂的情况，其他情况下，由于篇幅所限，本处不作细述。图中O1是轴3、轴19的轴心，同时是两圆的圆心。大圆是导轨的圆周轨迹、小圆是轮12的轴心径向活动范围，其大小主要由变速器的变速比决定，图中所示小圆直径是大圆的1/2。在小圆上任意确定一点，如O2点，连接O1O2，并延长与大圆交于H点和S点，过O点作两直线与O1O2成45°夹角，此两直线分别与大圆交于A、B、C、D，同时此两直线互相垂直，作∠AO1E＝∠CO1D，连接A、E，作AE的垂直平分线，与小圆交于O3点，与大圆交于K点和P点，同时此线必过O1点。过O2、O1、O3点作一圆，O4是其圆心点，圆弧 即是轮12的轴心的运动轨迹。从图中可以看出，要使轮12的轴心沿设定轨迹运动，在O3处设置一销，让轮12绕其转动即可。但实际上这是不可能的，因为轮12是绕自身轴心转动的，而O4又在其半径范围内，因此不能采用这种方法实现这一目的。为此采用图2所示的调速机构，8是调速环，其两边上分别有伸长臂22和25，其中伸长臂25上装有销24和圆弧状齿条26，销24与导向槽20相配合。调速杆(后有述及)上的小齿轮带动齿条26移动，由于26与8装为一体，故8也跟着摆动，由于销24受导向槽的约速，调速环8只能沿设定规律摆动，导向座23端的伸长臂22则在导向座23的约束作用下作伸缩滑动和摆动，调速环8的摆动将会带动与其有滚动轴承内外圈关系的轮12一起摆动，从而使轮12的轴心沿设定轨迹移动。
在图8中，作∠DO3G＝90°，到此，在图中就得到了前后级凸导轨段所对应的圆心角了。A、D两点是前后级两凸导轨段的固定端，可任意确定一个为前级的，设A点为前级凸导轨段的固定端，则∠AO1B所对应的弧长是前级凸导轨段的最小值，∠AO1E对应的是最大值，∠BO1E对应的是伸缩区。D是后级凸导轨段的固定端，∠DO1G＝∠AO1B，∠DO1C＝∠AO1E，∠GO1C＝∠BO1E，同时代表着相同的对应凸导轨段。需要说明的是，上述数值只是理论上的，实际上凸导轨段的弧长要比理论值稍大，这是为了可靠同步及凸导轮段与非凸段过渡的需要。上述情况的条件是假设传动块与V型槽的接合点、传动销、滚轮是在相同的圆周方向上的，即V型槽轮轴心、接合点、传动俏的轴心点、滚轮中心点是在一直线上的。实际上滚轮中心点和接合点是提前或延后一定角度的，因此实际上的凸导轨段所处的位置在圆周方上是提前或延后一个角度的。
前面所说的凸导轨段的弧长是可变的，它是这样实现的图4及图9(a)(图4中的A-A向剖视图)中所示是导轨条18装于机壳中的情形，图9(b)是导轨条在自然状态下的形状，图9(c)是装于机壳上在工作状态下的形状，二者的区别是工作段(即图中右边)有变化图9(c)中的工作段的圆弧半径变小了，即变弯了一点，背面的小短缝由无间隙变得有很小的间隙了。导轨条的控制段(即左段)实际上是圆弧形齿条，由调速杆上的小齿轮控制其伸进或退回。为了实现轮12的轴心轨迹、凸导轨段的始点、终点的相互适应和配合，前后级的导轨条、调速环8是统一同步控制的，机壳外轴向设置的调速杆上有三个小齿轮，转动调速杆时，三齿轮分别带动前级导轨条，调速环8(通过其上的弧形齿条26，图2所示)、后级的导轨条一起动作。由于齿轮传动一般没有自锁功能，故调速杆要设置自锁机构，以便调速杆能锁定于设定位置。
前面已提到过瞬时传动比的互补，由于本变速器的前后级的传动比是非线性的，本处的互补是指通过两级间的相互配合，前后级的瞬时传动比之积是一个变化较小的近似值，即整个变速器在给定变速位置时有一个接近固定的传动比值，这样才能使得输出转速达到平稳。它是这样实现的在图8设定的条件下，加上轮12上的前后级的直槽相互错开(本处为45°)，即可做到。在图8中，先假设轮12的轴心处于O3点，传动销为主动件，轮12为从动件，即前级的传动情况，为了简便，同时假设大圆即是传动销的运动轨迹，然后计算出处于凸导轨段的传动销处于E点和K点的瞬时传动比。由已知条件O1O3＝(1/2)O1K＝R，则K点的瞬时传动比iK(1+1/2)R÷R＝1.5，在ΔEO1O3中，∠EO3O1＝45°，O1O3＝(1/2)O1E，由正弦定理可求得∠O3EO1≈20.7°，则∠EO1K＝180°-(180°-45°-20.7°)＝65.7°，作∠MO3O1＝42°，用类似方法求得∠MO1K≈61.55°，65.7°-61.55°＝4.15°，4 15°÷(45°-42°)≈1.3833，即E点的瞬时传动比的近似值iE≈1.3833。用类似方法求得轮12的轴心处于O2点时的两个瞬时传动比，iH＝0.5，iB≈0.62。以上计算的是前级的传动情况，后级由于是轮12为主动件，传动销11为从动件，即是前级的逆向传动。由图8可知，当前级是减速传动时，后级也是减速传动，反之，前级为升速传动时，后级也是升速传动，正因为这样，整个变速器才有尽可能大的变速比。由于前后级的直槽在轮12上是相互错开45°的，故其非线性瞬时传动比的高低区是相互错开的，即轮12轴心在O3点时，当前级iK＝1.5时，后级则是iD＝1/iB＝1/0.62≈1.613，前级是iB≈1.383时，后级则是iP＝1/iH＝1/0.5-2。轮12轴心在O2点时，当前级是iH＝0.5时，后级则是iD＝1/iE＝1/1.3833≈0.723，当前级是iB＝0.62时，后级则iB＝1/iK＝1/1.5≈0.667。由以上关系可以看出，在给定变速位置时，前级是瞬时高传动比时，后级则是瞬时低传动比，反之，前级是瞬时低传动比时，后级则是瞬时高传动比，也就是说，当前级的传动销处于凸导轨段的始点(或终点)时，后级的传动销则处于凸导轨段的中点，反之，前级处于中点，后级则处于始点或终点，即前级从始点到中点，后级则是从中点到终点，反之，前级从中点到终点，后级则是从始点到中点。通过这样的关系，变速器的输出转速将是较为平稳的。以上这样的瞬时传动比互补的关系极像两个十字轴式万向节传动时的情况其中间段传动轴在两轴轴线夹角较大时，每转一转将会出现两高两低4个差别很明显的瞬时转速，由于其前后两个万向节能相互配合，其最后的输出转速是平稳的，所以几乎所有汽车的传动轴都采用这样的结构传动。由于以上结果是变速器分别设置于两极限位置，同时每级只有4个摆臂，整个变速器的瞬时传动比才有略为明显的变动，处于其他位置时将是极小的。有时甚至可以是没有变动，输出转速达到相当平稳的状态。由以上结果可以知道，在图8给定的条件下，其最大变速比是6∶7左右，只要增大轮12轴心的移动范围，要达到10以上的变速比也是很易做到的。
为达到高效率，大功率、高转速传动及耐用性方面的要求，应对前述的结构作一些改进在传动销上装以滚针轴承，以滚动摩擦代替传动销与直槽间的滑动摩擦。在传动销上只装一个滚针轴承，传动销与直槽间有力传递时将会产生如图5所示的情况，即滚针轴承的外圈与直槽有C、D两个接触点，这样当传动销与直槽有相对运动时，滚针轴承将不能实现滚动，而是滚针轴承的外圈与直槽间滑动，滚针轴承起不到作用。为此，分别让传动销的C、D段各为一个滚针轴承，二者互不相干，而实现以滚动代替滑动。在必要时传动销与直槽可改为图6所示结构，传动销、直槽均为阶梯状，同时直槽不贯穿的结构，在同样的空间条件下，传动能力、强度将会有成倍甚至数倍的增强。此外尽量减小传动销与直槽之间的间隙和加长传动销在直槽段的长度和加深直槽的深度。在轮12的轴心与轴3、轴19的轴心同轴线时，由于前后级上的8个摆臂在圆周上是均布的，其转动时的离心力均能互相抵销而能达到平衡，不会产生振动。当轮12的轴心离开上述位置时，这种关系将被破坏，特别是离开较远，转速又较高时，这种不平衡将显得很明显，故要在摆臂上配以平衡重(图7中的虚线部分)，以保证任何状态下均能达到平衡，减少振动。由于摆臂在一般情况下只受到一个不太大的径向拉力，其他方面的受力是极小的，可以不考虑，故其宽度、厚度可以减小，以减小配重及运动惯性力。在摆臂与输入(出)轴之间可以做成轮12与调速环8之间那样的滚动轴承，为了装配方便，只在摆臂上的内圆车环状槽，同时不必要小孔，最外的摆臂由于要有轴向定位，二者均应车有环状槽。此外为了减少滚轮的受力和提高效率，可以采用的增力措施有一、压杆采用增力作用的杠杆式，如图3所示，约为4倍。二、利用助势作用，它是这样的，如图3所示，在传动块与V型槽接合传动时，传动块将会受到一个圆周方向的摩擦力，此力绕传动销11的轴心顺时针或逆时针转时，将有完全相反的两个作用，一种将使传动块与V型槽之间压得更紧，此谓助势作用，另一种则是压得更松，称为减势作用，这两种作用的大小与传动销中心点到圆周方向磨擦力的距离及传动块与V型槽间的摩擦系数有关。为保证可靠的脱离接合，助势作用不宜太大。三、充分利用好V型接触面，此处的增力效果很理想，V型带传动即很好利用了这一点，由于V型带是橡胶制造，其有极大的弹性变形能力，V型槽的的夹角不能太小，否则将会有带夹死于V型槽内的可能。本处的传动块，V型槽均为钢制，强度、硬度极高，变形极小，宜采用较小的夹角。例如要传递1000N·m的转矩，V型槽夹角a＝8°，滚轮受力为F，传动块与V型槽间的摩擦系数μ＝0.1，传动块与V型槽的接合点到V型槽轮的轴心距离为0.1m，助势作用是50％，压杆增力4倍，则有F×4×(1+50％)×1/Sin(a/2)×0.1×0.1＝1000N·m代入已知数，得F≈1163N，再计算一下在没有任何增力作用下，F无有多少F无×0.1×0.1＝1000N·m，则F无＝100000NF无/F≈86(倍)由上可知，要滚轮承受100000N的压力是不可想象的，同时由此而产生的功率损耗同样是极大的。而通过一系列增力作用后只有1163N，是增力前的1/86，滚轮是完全可以承受的。为了保证传动块与V型槽之间的压力大小合适，稳定持久，压杆要采用弹簧钢制造，保证其有适当的弹性，以使得在各零件有加工，安装误差时，及磨损后V型传动块与V型槽之间仍能得到稳定持久的压力，保证可靠传动。
估计分析效率方面，此种变速器的传力接合点，即V型传动块与V型槽之间，由于是在完全同步的情况下进行接合与分离，在传动过程中不会产生滑移与冲击，该处的局部效率应是接近100％，其他有功率损耗的主要有各轴承，由于各轴承均为滚动轴承，转动阻力小，只受不太大的径向力，其损耗是极小的。与普通的齿轮传动相比，齿轮传动时齿间有相对滑动要损耗功率，各轴承所受径向力较大，斜齿齿轮传动时还会产生较大的轴向力作用于轴承上，理论上此种无级变速器的总效率与普通齿轮变速器的效率应是较接近，与传统的无级变速器相比，应有较大的提高。
高速、大功率、耐用性方面，由于实现了完全同步接合与分离，前后级瞬时传动比互补，采用增力措施及在摆臂上配以平衡重，应能满足这些要求。
成本方面，各零件没有采用特制专用材料，加工、安装均没有太高的精度要求，故其成本应是很低的。
体积、调控、变速比方面，从图1中可以看出，其轴向尺寸是极小的，径向尺寸也是较小的。采用两级变速，实用变速比在10以上是很易做到的。一般的摩擦式无级变速器均要在动态下才能调速，而此种变速器在动静态下均可方便调速。
综上所述，此种无级变速器是通过在完全同步的情况下进行接合与分离，前后级瞬时传动比互补的方法，实现高效率、大功率、高转速、长寿命、大变速比、调控方便的无级变速传动，是一种新型的高性能无级变速器，适用于各类无级变速传动系统中使用，如汽车的无级变速系统中。
权利要求
1.一种机械式无级变速器、由机壳、输入轴、V型槽轮、直槽轮、摆臂、调速环、V型传动块、输出轴等构成，其特征是呈“U”型的摆臂套装于输入(出)轴上，V型槽轮在其内，通过传动销与直槽的配合，把摆臂与直槽轮连接起来，直槽轮是径向均布数条直槽的圆盘，V型传动块与V型槽轮上的V型槽之间形成V型接触面，通过几个摆臂依次循环地通过其上的V型传动块与V型槽轮进行接合与分离而实现连续传动，V型传动块与V型槽轮的接合与分离由导轨的凸段与非凸段决定，调速是通过直槽轮相对于V型槽轮作径向移动实现的。
2.根据权利要求1所述的变速器，其特征是以直槽轮为界前后结构相似、对称，前后各自成为一级变速。
3.根据权利要求1所述的变速器，其特征是凸导轨段的长短变化是通过圆弧状导轨条的伸缩实现的。
4.根据权利要求1所述的变速器，其特征是直槽轮与调速环之间是滚动轴承内外圈关系，其中直槽轮可转动，调速环只可摆动。
5.根据权利要求1所述的变速器，其特征是前后级非线性瞬时传动比的高低区相错开，前后级瞬时传动比互补，即前级滚轮从凸导轨段的始点向中点运动时，后级则是从中点向终点运动，而当前级从中点向终点运动时，后级则是从始点向中点运动。
6.根据权利要求1所述的变速器，其特征是通过导向槽和限位座对调速环的摆动起约束作用，实现直槽轮轴心沿设定轨迹移动的目的。
7.根据权利要求1所述的变速器，其特征是V型传动块与V型槽是在同步的情况下接合与分离的，且同步接合点与同步分离点，分别处于V型槽轮轴心与直槽轮轴心的连心线的两边且对称。
8.根据权利要求1所述的变速器，其特征是前后级圆弧状导轴条的伸缩、调速环的摆动是统一同步控制的。
9.根据权利要求1所述的变速器，其特征是传动销与直槽均采用阶梯状，同时直槽不贯穿的结构。
10.根据权利要求1所述的变速器，其特征是传动销在直槽段上装两个相互独立的滚针轴承。
全文摘要
一种机械式无级变速器，由机壳、输入轴、V型槽轮、直槽轮、摆臂、调速环、V型传动块、输出轴等构成。通过V型传动块与V型槽在同步的情况下进行接合与分离而实现无级变速传动，既不同于摩擦型也不同于脉动式的一种无级变速器，而是一种结合二者的优点的一种新型的无级变速器，具有高效率、大功率传动的能力，动静态下均可调速，变速能力强，轴向尺寸较小的特点，适用于各类无级变速传动系统中使用，如汽车的自动变速系统中。
文档编号F16H15/00GK1417501SQ0210224
公开日2003年5月14日 申请日期2002年1月7日 优先权日2001年10月31日
发明者麦智生 申请人:麦智生