一种新型组合式非圆齿轮无级变速传动装置的制作方法

本实用新型涉及机械传动技术领域，特别是涉及一种新型组合式非圆齿轮无级变速传动装置。

背景技术：

目前，无级变速传动是指在外部控制下，能实现输入轴与输出轴之间传动比在一定范围内连续变化的一种传动方式，是未来变速器的发展趋势。随着研究的不断深入，非圆齿轮无级变速机构由于具有大功率、大转矩、高效率、宽传动比的优点，引起了人们的广泛重视。

利用非圆齿轮和差速机构实现无级变速的主要思想是，按特定传动比要求，专门设计具有特定传动比函数的两个非圆齿轮对，并将其输出作为差速机构的两路输入，经差速机构叠加后，实现在一定角度范围内传动比恒定，通过相位调节装置，来改变两个非圆齿轮对的相对位置，进而实现总传动比连续变化，然后由多组这样的变速机构组合在一起，依次协调接力实现360 °范围内的连续传动。

需要说明的是，非圆齿轮也叫异形齿轮，是分度曲面不是旋转曲面的齿轮，它和另一个齿轮组成齿轮副(齿轮对)以后，在啮合过程中，其瞬时角速度比按某种既定的运动规律而变化。

但是，现有的非圆齿轮无级变速传动装置，一般具有不可避免的循环功率，使得传动效率较低，严重影响了实际的传动性能。

因此，迫切需要开发出一种技术，其可以可靠地消除非圆齿轮变速机构中存在的功率循环问题，增大传动效率，保证具有良好的传动性能。

技术实现要素：

有鉴于此，本实用新型的目的是提供一种新型组合式非圆齿轮无级变速传动装置，其可以可靠地消除非圆齿轮变速机构中存在的功率循环问题，增大传动效率，保证具有良好的传动性能，有利于广泛地推广应用，具有重大的生产实践意义。

为此，本实用新型提供了一种新型组合式非圆齿轮无级变速传动装置，包括：相互联动连接在一起的一个换向行星排、一个相位调节器、一个同速反向行星排、一个非圆齿轮共用输入输出传动机构和三组非圆齿轮分支传动机构。

其中，所述换向行星排包括行星排太阳轮、行星排壳体、行星排齿圈、行星排接合套、左端部件、行星排行星架和行星排齿环；

行星排太阳轮通过其外侧的轮齿和行星排齿环的内侧轮齿啮合，行星排齿环和行星排行星架固连，行星排齿环外侧轮齿和行星排齿圈的轮齿啮合；

所述行星排太阳轮左端连有和它一体成型的主输入轴。

所述左端部件外端右侧设有环状V型槽，内端和主输入轴外端之间为键连接；

行星排接合套右侧外端部分设有环状V型槽，用于和所述壳体左侧的环状V型槽结合。

其中，所述非圆齿轮共用输入输出传动机构包括：第一非圆主动齿轮、第二非圆主动齿轮、第三非圆主动齿轮和圆柱从动齿轮；

所述第一非圆主动齿轮的左侧固定设置有一个水平分布的第一输入轴；

所述第二非圆主动齿轮的左侧固定设置有第二输入轴；

所述第三非圆主动齿轮的左侧固定设置有第三输入轴；

所述第三输入轴插入到所述第二输入轴中，所述第二输入轴插入到所述第一输入轴中；

所述圆柱从动齿轮的右侧固定设置有主输出轴。

其中，每组所述非圆齿轮分支传动机构包括：第一非圆从动齿轮、第二非圆从动齿轮、第三非圆从动齿轮和圆柱主动齿轮，其中：

所述第一非圆从动齿轮与所述第一非圆主动齿轮相互啮合，两者组成第一非圆齿轮对；

所述第二非圆从动齿轮与所述第二非圆主动齿轮相互啮合，两者组成第二非圆齿轮对；

所述第三非圆从动齿轮与所述第三非圆主动齿轮相互啮合，两者组成第一非圆齿轮对；

所述圆柱主动齿轮与所述圆柱从动齿轮相互啮合；

所述第二非圆从动齿轮和第三非圆从动齿轮中横向贯穿通过第二中间轴；

所述圆柱主动齿轮的左侧固定设置有第一中间连接轴；

所述第一非圆从动齿轮、第二非圆从动齿轮、第三非圆从动齿轮和圆柱主动齿轮中横向贯穿设置有一个中间支撑轴，并且该中间支撑轴从右往左依次贯穿通过第一中间连接轴和第二中间轴。

其中，所述第二非圆从动齿轮与第三非圆从动齿轮之间设置有第一离合器，所述第三非圆从动齿轮与所述圆柱主动齿轮之间设置有一个差速机构。

其中，所述第二中间轴与差速机构的行星架之间还设置有一个单向离合器。

其中，所述差速机构包括差速机构齿圈、差速机构行星架和差速机构太阳轮。

其中，所述第一输入轴和第一非圆主动齿轮为一体结构，所述第一非圆从动齿轮通过花键和中间支撑轴相连接，所述中间支撑轴通过花键和差速机构中的差速机构太阳轮相连；

所述第二中间轴通过单向离合器和差速机构行星架连接；

第二非圆主动齿轮和第三非圆主动齿轮的相位相差130°；

所述圆柱从动齿轮与主输出轴之间为一体结构。

其中，所述相位调节器由双叶摆动液压缸由定子和转子构成；

所述同速反向行星排机构采用双内啮合行星齿轮机构，包括同速反向行星排的太阳轮、同速反向行星排的齿圈和同速反向行星排的行星架；

所述同速反向行星排的齿圈和所述定子之间为键连接；

所述定子和第一输入轴为键连接；

所述双内啮合行星齿轮机构的行星架和所述转子之间为键连接；

所述转子和第二输入轴之间为键连接；

所述同速反向行星排的太阳轮和第三输入轴之间为键连接。

其中，还包括至少一个副变速器，所述副变速器与所述主输出轴联动连接；

所述第二输入轴和第二非圆主动齿轮为一体成型结构，所述第三输入轴和第三非圆主动齿轮为一体成型结构。

由以上本实用新型提供的技术方案可见，与现有技术相比较，本实用新型提供了一种新型组合式非圆齿轮无级变速传动装置，其可以可靠地消除非圆齿轮变速机构中存在的功率循环问题，增大传动效率，保证具有良好的传动性能，有利于广泛地推广应用，具有重大的生产实践意义。

附图说明

图1为本实用新型提供的一种新型组合式非圆齿轮无级变速传动装置的立体结构示意图；

图2为本实用新型提供的一种新型组合式非圆齿轮无级变速传动装置中任意一组非圆齿轮分支传动机构和非圆齿轮共用输入传动机构、非圆齿轮共用输出传动机构以及换向行星排、同速反向行星排、相位调节器之间的立体爆炸结构示意图；

图3为本实用新型提供的一种新型组合式非圆齿轮无级变速传动装置中任意一组非圆齿轮分支传动机构和非圆齿轮共用输入传动机构、非圆齿轮共用输出传动机构以及换向行星排、同速反向行星排、相位调节器之间相互配合时的剖视图；

图4为本实用新型提供的一种新型组合式非圆齿轮无级变速传动装置中换向行星排的剖视图；

图5为本实用新型提供的一种新型组合式非圆齿轮无级变速传动装置中同速反向行星排和相位调节器的剖视图；

图6为本实用新型提供的一种新型组合式非圆齿轮无级变速传动装置中相位调节器和和同速反向行星排的立体爆炸结构示意图；

图7为本实用新型提供的一种新型组合式非圆齿轮无级变速传动装置中任意一组非圆齿轮分支传动机构和非圆齿轮共用输入传动机构、非圆齿轮共用输出传动机构之间相互配合时的剖视图；

图8为本实用新型提供的一种新型组合式非圆齿轮无级变速传动装置的动力传递路线示意简图；

图9为本实用新型提供的一种新型组合式非圆齿轮无级变速传动装置的传动比变化范围示意图；

图10为本实用新型提供的一种新型组合式非圆齿轮无级变速传动装置的总输出传动比范围示意图；

图11为本实用新型提供的一种新型组合式非圆齿轮无级变速传动装置的具体实施例在取一般参数相位差为0°时，两非圆齿轮对和非圆齿轮无级变速机构输出传动比倒数图像；

图12为本实用新型提供的一种新型组合式非圆齿轮无级变速传动装置的具体实施例在取取特定参数相位差为0°时，两非圆齿轮对和非圆齿轮无级变速机构输出传动比倒数图像；

图13为本实用新型提供的一种新型组合式非圆齿轮无级变速传动装置的具体实施例在取取特定参数相位差为-130°时，两非圆齿轮对和非圆齿轮无级变速机构输出传动比倒数图像；

图14为本实用新型提供的一种新型组合式非圆齿轮无级变速传动装置的具体实施例在取取特定参数相位差为130°时，两非圆齿轮对和非圆齿轮无级变速机构输出传动比倒数图像；

图15为本实用新型提供的一种新型组合式非圆齿轮无级变速传动装置的具体实施例在取特定参数时，总输出传动比图像；

图中，100为换向行星排；200为相位调节器；

2为圆柱从动齿轮；3为第一非圆主动齿轮；

31为第一输入轴，1201为第二输入轴，1202为第三输入轴；

4为第一非圆从动齿轮；5为中间支撑轴；6为圆柱主动齿轮，61为第一中间连接轴；7为差速机构齿圈；8为差速机构行星架；9为差速机构太阳轮；

10为单向离合器；110为第二中间轴，111为第二非圆从动齿轮；

112为第三非圆从动齿轮；121为第二非圆主动齿轮；

122为第三非圆主动齿轮；130为第一离合器；

11为行星排太阳轮；12为行星排壳体；13为行星排齿圈；14为行星排行星架，16为行星排接合套，17为行星排齿环；1101为主输入轴；1601为左端部件；

141为同速反向行星排的太阳轮；142为同速反向行星排的齿圈；143 为转子；144为定子；145为同速反向行星排的行星架。

具体实施方式

为了使本技术领域的人员更好地理解本实用新型方案，下面结合附图和实施方式对本实用新型作进一步的详细说明。

参见图1至图8，本实用新型提供了一种新型组合式非圆齿轮无级变速传动装置，其包括：相互联动连接在一起的一个换向行星排100、一个相位调节器200、一个同速反向行星排，一个非圆齿轮共用输入输出传动机构和三组非圆齿轮分支传动机构。

在本实用新型中，具体实现上，所述换向行星排100为双内啮合行星齿轮机构，用于控制前进挡、倒挡、空挡工况，具体包括行星排太阳轮11、行星排壳体12、行星排齿圈13、行星排行星架14、左端部件1601、主输入轴1101、行星排行星架14)和行星排齿环17。其中，行星排太阳轮11为输入元件，行星排行星架14为输出元件，且行星排齿圈13上设有可轴向移动的行星排接合套16。

对于本实用新型，所述换向行星排100包括行星排太阳轮11、行星排壳体12、行星排齿圈13、行星排行星架14、行星排接合套16、行星排齿环17 和主输入轴1101以及左端部件1601。

需要说明的是，所述换向行星排100内具有双内啮合行星齿轮机构，该双内啮合行星齿轮机构由行星排太阳轮11、行星排行星架14、行星排齿环 17和行星排齿圈13构成，为现有机构，在此不再详细介绍它的内部结构，通常的结构为：行星排太阳轮11通过其外侧的轮齿和行星排齿环17的内侧轮齿啮合，行星排齿环17和行星排行星架14固连，行星排齿环17外侧轮齿和行星排齿圈13的轮齿啮合。

在双内啮合行星齿轮机构中，所述行星排太阳轮11左端连有和它一体成型的主输入轴1101。

左端部件1601外端右侧设有环状V型槽，内端和主输入轴1101外端之间为键连接，同转速转动；

行星排接合套16右侧外端部分设有环状V型槽，用于和所述壳体12 左侧的环状V型槽结合。

需要说明的是，行星排接合套16右侧外端部分设有环状V型槽，行星排接合套16左侧内端部分设有环状V型槽，其内端设有轴向花键和齿圈13 上的键槽固连，可以相对行星排齿圈13轴向移动，但两者周向固定，无法相对转动。行星排接合套16的轴向移动通过外部执行机构实现，无论左移右移都通过内端的轴向花键和行星排齿圈13固连，保持同转速转动。

此外，换向行星排100中的行星架14和同速反向行星排中的齿圈142 之间为键连接。其他零件不和换向行星排100之外的其他部件有连接关系。

对于换向行星排100，其运转过程为：换向行星排100中的行星排太阳轮11为此机构的动力输入件，动力输入到行星排太阳轮11，行星排太阳轮转动。又因为行星排太阳轮11通过轮齿和行星排齿环17内侧的轮齿啮合，行星排齿环17和行星架14固连，行星排齿环17外侧轮齿和行星排齿圈13 的轮齿啮合，所以行星排太阳轮通过行星排齿环17带动行星排齿圈13和行星排齿圈行星架14转动。

当行星排接合套16在外部执行机构的作用下右移时，其通过右侧外端面的环状V型槽和壳体12左侧的环状V型槽结合，两者保持同转速转动，此时行星排齿圈13通过行星排接合套16和行星排壳体12保持同转速转动。因为壳体无法转动，所以此时齿圈静止，这时根据双内啮合行星齿轮机构的运动特性方程如下：

nS+(k-1)nH-knR＝0；

其中ns为太阳轮转速，nH为行星架转速,nR为齿圈的转速。

取k＝2，行星排太阳轮11和行星排行星架14同速同向转动时，传动比为1。

当行星排接合套16在外部执行机构的作用下左移时，行星排结合套16 通过左侧内端面的环状V型槽和左端部件1601右侧上的环状V型槽结合，两者保持同转速转动，左端部件1601的内端和主输入轴1101外端为键连接，主输入轴1101和行星排太阳轮11为一体结构，这时行星排齿圈13通过行星排接合套16、左端部件1601和主输入轴1101，和行星排太阳轮11保持同转速转动。

这时根据双内啮合行星齿轮机构的运动特性方程：

nS+(k-1)nH-knR＝0；

取太阳轮11和行星架14同速同向转动，传动比为1。

因此，对于换向行星排100，其通过行星排接合套16的左右移动，可以实现传动比的正负1传动。

在本实用新型中，具体实现上，所述非圆齿轮共用输入输出传动机构包括：第一非圆主动齿轮3、第二非圆主动齿轮121、第三非圆主动齿轮122 和圆柱从动齿轮2；

所述第一非圆主动齿轮3的左侧固定设置有一个水平分布的第一输入轴 31；

所述第二非圆主动齿轮121的左侧固定设置有第二输入轴1201；

所述第三非圆主动齿轮122的左侧固定设置有第三输入轴1202；

所述第三输入轴1202插入到所述第二输入轴1201中，所述第二输入轴 1201插入到所述第一输入轴31中；

所述圆柱从动齿轮2的右侧固定设置有主输出轴21。

在本实用新型中，具体实现上，每组所述非圆齿轮分支传动机构包括：第一非圆从动齿轮4、第二非圆从动齿轮111、第三非圆从动齿轮112和圆柱主动齿轮6，其中：

所述第一非圆从动齿轮4与所述第一非圆主动齿轮3相互啮合，两者组成第一非圆齿轮对；

所述第二非圆从动齿轮111与所述第二非圆主动齿轮121相互啮合，两者组成第二非圆齿轮对；

所述第三非圆从动齿轮112与所述第三非圆主动齿轮122相互啮合，两者组成第一非圆齿轮对；

所述圆柱主动齿轮6与所述圆柱从动齿轮2相互啮合；

所述第二非圆从动齿轮111和第三非圆从动齿轮112中横向贯穿通过第二中间轴110；

所述圆柱主动齿轮6的左侧固定设置有第一中间连接轴61；

所述第一非圆从动齿轮4、第二非圆从动齿轮111、第三非圆从动齿轮 112和圆柱主动齿轮6中横向贯穿设置有一个中间支撑轴5，并且该中间支撑轴5从右往左依次贯穿通过第一中间连接轴61和第二中间轴110。

需要说明的是，在本实用新型中，第一中间连接轴61外侧左端和差速机构齿圈7之间为键连接，外侧右端和圆柱主动齿轮6为一体结构，第一中间连接轴61内端和支撑轴5外侧之间设有滚针轴承，可相对转动。

需要说明的是，对于本实用新型，其外部设有壳体，用以固定非圆齿轮共用输入输出传动机构和三组非圆齿轮分支传动机构的位置关系。

具体实现上，所述第二非圆从动齿轮111与第三非圆从动齿轮112之间设置有第一离合器130，所述第三非圆从动齿轮112与所述圆柱主动齿轮6 之间设置有一个差速机构。

具体实现上，所述第二中间轴110与差速机构行星架8之间还设置有一个单向离合器10。

具体实现上，所述差速机构包括差速机构齿圈7、差速机构行星架8和差速机构太阳轮9。

需要说明的是，第一离合器130和单向离合器10是现有公知的结构。第一离合器130用以控制第二非圆从动齿轮、第三非圆从动齿轮111和112 之间只有一个能够和第二中间轴110的接合，另一个分离。而单向离合器10，用于控制第二中间轴110和差速机构行星架8的连接状态，其工作时，实现第二中间轴110和差速机构行星架8的连接，不工作时，第二中间轴110和差速机构行星架8处于分离状态。

此外，根据单向离合器10的传动特性，三组所述非圆齿轮分支传动机构中，始终只有一组非圆齿轮分支传动机构中的单向离合器10起作用。因此它可以实现让三组非圆齿轮分支传动机构进行360°的接力工作。

需要说明的是，对于本实用新型，所述差速机构采用双内啮合齿轮机构，为现有结构。其中，所述差速机构的差速机构太阳轮9内端通过花键和中间支撑轴5连接，差速机构的差速机构行星架8和单向离合器10为键连接，差速机构7的差速机构齿圈7和第一中间连接轴61外侧左端之间为键连接。

在本实用新型中，所述差速机构的工作原理为：动力经差速机构太阳轮 9和差速机构行星架8两路输入，然后根据其特性方程，作为输出元件的差速机构齿圈7按一定的转速输出。因此，可以通过差速机构的两路输入，根据其特性方程可得到恒定的输出转速。

具体实现上，所述第一输入轴31和第一非圆主动齿轮3为一体结构，第一非圆从动齿轮4通过花键和中间支撑轴5相连接，所述中间支撑轴5通过花键和差速机构中的差速机构太阳轮9相连。

具体实现上，第二输入轴1201和第二非圆主动齿轮121为一体成型结构，所述第三输入轴1202和第三非圆主动齿轮122为一体成型结构。

具体实现上，第二非圆主动齿轮121和第三非圆主动齿轮122的相位相差130°。

具体实现上，由于第二非圆从动齿轮111和第三非圆从动齿轮112之间连有第一离合器130，在第一离合器130的控制下，第二非圆从动齿轮111 和第三非圆从动齿轮112中总有一个会和第二中间轴110接合，并且另一个分离。

具体实现上，所述第二中间轴110通过单向离合器10和差速机构行星架8连接。

具体实现上，差速机构齿圈7作为输出元件，通过花键和第一中间连接轴61相连。

具体实现上，所述圆柱从动齿轮2与主输出轴21之间为一体结构。

需要说明的是，在本实用新型中，所述差速机构为双内啮合齿轮机构，差速机构太阳轮9和差速机构行星架8为输入元件，差速机构齿圈7为输出元件，根据其运动特性方程nS+(k-1)nH-knR＝0，可知，本实用新型采用的基于加法器原理的非圆齿轮变速机构，不存在循环转矩，传动效率高，但是可用传动比范围有限，因此，本实用新型还可以包括至少一个副变速器 300，所述副变速器300与所述主输出轴21联动连接，从而可以扩大速比范围，实现分段无级变速。

具体实现上，所述副变速器300可以采用多个行星排串联构成的二元逻辑变速器，第i个行星排的非1传动比Q和采用加法器原理的非圆齿轮变速机构最大速比和最小速比之比q之间的关系为：n(即大于零的自然数)个行星排有2ⁿ个挡位数，各挡传动比之间严格按等比级数分配即第j挡传动比为Qj＝q^j-1(注：一挡传动比为1为直接挡)。

在本实用新型中，具体实现上，所述相位调节器200由定子144和转子143构成，用以调节第一非圆主动齿轮3和第一非圆从动齿轮4组成的第一非圆齿轮对，与第二非圆主动齿轮121和第二非圆从动齿轮111组成的第二非圆齿轮对之间的相对位置，以及调节第一非圆主动齿轮3和第一非圆从动齿轮4组成的第一非圆齿轮对，与第三非圆主动齿轮122和第三非圆从动齿轮112组成的第三非圆齿轮对之间的相对位置。

在本实用新型中，所述同速反向行星排采用双内啮合行星齿轮机构，包括同速反向行星排的太阳轮141、同速反向行星排的齿圈142和同速反向行星排的行星架145。

需要说明的是，在相位调节器200中，转子143与主输入轴1201相连 (也就相当于与第二非圆主动齿轮121相连)，转子143与同速反向行星排的行星架145通过连接；定子144与第一输入轴31相连(也就相当于与第一非圆主动齿轮3相连)；定子144与同速反向行星排齿圈142通过花键连接。

需要说明的是，在本实用新型中，定子144与转子143实际上是摆动液压缸。当液压油推动转子143转动一定角度时，带动与之相连的主输入轴1201(齿轮121)转动相同角度，而定子144未动，即第一非圆主动齿轮3未动，故第一非圆主动齿轮3和第二非圆主动齿轮121之间产生相位差。

在本实用新型中，同速反向行星排与换向行星排为同种机构，其结构与连接方式与换向行星排完全相同。

其中，同速反向行星排，用以实现第二非圆主动齿轮121和第三非圆主动齿轮122的同速反向运动。

具体实现上，所述换向行星排100的行星排行星架14(输出元件)和同速反向行星排的齿圈142为键连接，同转速转动；

具体实现上，所述同速反向行星排的齿圈142和所述定子144之间为键连接，同转速转动；

具体实现上，所述定子144和第一输入轴31为键连接，同转速转动；

具体实现上，所述行星排行星架14、同速反向行星排的齿圈142、定子 144分别和非圆齿轮无级变速机构的第一输入轴31之间依次为键连接，保持同转速转动。

具体实现上，同速反向行星排的行星架145和所述转子143之间为键连接，同转速转动，并且，所述转子143和非圆齿轮无级变速机构的第二输入轴1201之间为键连接，同转速转动；即同速反向行星排的行星架145、转子 143和非圆齿轮无级变速机构的第二输入轴121依次为键连接，保持同转速转动。

具体实现上，同速反向行星排的太阳轮141和非圆齿轮无级变速机构的第三输入轴1202之间为键连接，保持同转速转动。

根据同速反向行星排的运动特性方程nS+(k-1)nH-knR＝0，本方案取 k＝2，同速反向行星排的行星架145和同速反向行星排的太阳轮141同速反向运动，即可实现第二输入轴1201和第三输入轴1202的同速反向运动，进而实现两非圆主动齿轮(即第二非圆主动齿轮121和第三非圆主动齿轮122)的同速反向转动。

需要说明的是，对于本实用新型，同速反向行星排作为双内啮合行星齿轮机构，适用双内啮合行星齿轮机构的运动特性方程为 nS+(k-1)nH-knR＝0，其中，nS、nH、nR分别为太阳轮、行星架和齿圈的相对转速，本方案取k＝2，当齿圈的相对转速nR为0时，有：nS＝-nH，即实现同速反向行星排的行星架145和同速反向行星排的太阳轮141同速反向运动。

具体实现上，转子143可相对定子144转动，带动第二非圆主动齿轮121 和第三非圆主动齿轮122同速反向转动，从而改变第二非圆齿轮对、第三非圆齿轮对与第一非圆齿轮对的相对位置，实现变速比传动。

需要说明的是，对于本实用新型，其包括一个换向行星排100、一个相位调节器200、一个同速反向行星排、一个非圆齿轮共用输入输出传动机构、三组非圆齿轮分支传动机构以及至少一个副变速器，通过非圆齿轮共用输入输出传动机构、三组非圆齿轮分支传动机构变速机构的协调接力，能够实现 360°功率流的连续变换，并利用基于加法器原理设计的由非圆齿轮共用输入输出传动机构、三组非圆齿轮分支传动机构变速机构组成的非圆齿轮无级变速机构和副变速器组合的方式，来实现分段无级变速传动。

其中，非圆齿轮共用输入输出传动机构、三组非圆齿轮分支传动机构变速机构等非圆齿轮变速机构的结合与分离由单向离合器10来控制，对于一定角度范围内传动比的连续无级变化，则是通过相位调节器，来改变正在工作的两组非圆齿轮对的相位关系实现。

对于本实用新型，需要说明的是，理论上，每组非圆齿轮变速机构只要工作120°，但为了保持动力的连续性，应有一定的角度重叠，实际每组工作的角度应大于120°，在本实用新型中，设定每组非圆齿轮变速机构的工作角度为130°。因此，共计390°来实现一整圈360°功率流的定传动比连续传递。

需要说明的是，无级变速传动是指可以连续获得变速范围内任何传动比的传动。

对于本实用新型，其传动路线简图如图8所示。

需要说明的是，外部的动力经主输入轴1101到换向行星排中双内啮合行星齿轮机构的太阳轮11，然后通过换向行星排中双内啮合行星齿轮机构的输出元件行星排行星架14输出，输出到同速反向行星排的齿圈142，然后动力从同速反向行星排分为三路输入到非圆齿轮机构的分支传动部件。

第一路：同速反向行星排的齿圈142输入到与之相连的相位调节装置的定子144，再输入到第一输入轴31，第一输入轴31和第一非圆主动齿轮 3为一体结构，第一非圆主动齿轮3和第一非圆从动齿轮4啮合，第一非圆从动齿轮4通过花键和中间支撑轴5花键连接，中间支撑轴5通过花键和差速机构太阳轮9相连。

第二路：同速反向行星排的行星排行星架145传动到相位调节器的转子143，经转子143传动到第二输入轴1201，第二输入轴1201和第二非圆主动齿轮121为一体结构，第二非圆主动齿轮121和第二非圆从动齿轮111 啮合。

第三路：同速反向行星排的太阳轮141传动到非圆齿轮无级变速机构的第三输入轴1202，第三输入轴1202和第三非圆主动齿轮122为一体结构，第三非圆主动齿轮122和第三非圆从动齿轮112啮合。

由于第二非圆从动齿轮111和第三非圆从动齿轮112之间设有离合器 13，在第一离合器130的作用下，第二非圆从动齿轮111和第三非圆从动齿轮112只有一个能和第二中间轴110结合，另一个处于分离状态，即上述的第二路动力和第三路动力在第一离合器130的作用下只有一路输入到第二中间轴110。

第二中间轴110和差速结构之间连有单向离合器10，在单向离合器10 的控制下，3个分支传动部分的中间轴110循环接力和3个分支传动部分中差速机构行星架8连接。即任一时刻只有一个分支中的单向离合器10处于结合状态，让此分支的第二中间轴110和差速机构行星架8连接，实现三个分支的动力循环传递。

动力分两路从差速机构的太阳轮9和差速机构行星架8输入到差速机构，然后由差速机构的输出元件差速机构齿圈7输出，输出元件差速机构齿圈7和中间连接轴61花键连接，中间连接轴61和圆柱主动齿轮6固连，圆柱从动齿轮6和圆柱从动齿轮2啮合，圆柱从动齿轮2和主输出轴21之间为键连接，主输出轴21和多挡副变速器相连。

对于本实用新型，其利用基于加法器原理的非圆齿轮无级变速机构和副变速器组合的方式来实现分段无级变速传动，非圆齿轮无级变速机构的传动比变化范围示意图如图9所示；总传动比的分段无级示意图如图10所示。

为描述分段无级变速的调速过程，将其分为如下两个阶段：

一、第一阶段。非圆齿轮无级变速机构依靠相位调节器，通过调节第一非圆主动齿轮3和第一非圆从动齿轮4组成的第一非圆齿轮对，以及第二非圆主动齿轮121和第二非圆从动齿轮111组成的第二非圆齿轮对之间的相位关系来完成变速比传动(此时，第三非圆主动齿轮122和第三非圆从动齿轮 112处于空转状态)。速比变化范围为A～B，有：B＝A·q。即：传动比由极值A逐渐增大，当调节的相位达到峰值130°，本段传动比达到最大值B，此阶段多挡副变速器为直接挡，总输出传动比为A～B。

在第一离合器130的作用下，第二非圆主动齿轮121和第二非圆从动齿轮111分离开始空转，第三非圆主动齿轮122和第三非圆从动齿轮112接合，因为第二非圆主动齿轮121和第二非圆从动齿轮111组成的非圆齿轮对，与第三非圆主动齿轮122和第三非圆从动齿轮112组成的非圆齿轮对之间的相位差为130°，并且同轴反向运动，故此时，第三非圆主动齿轮122和第三非圆从动齿轮112组成的非圆齿轮对的位置与第二非圆主动齿轮121和第二非圆从动齿轮111组成的非圆齿轮对在初始状态下的位置相同，即此时传动比从一极值回到另一极值，即：由B回到A。

二、第二阶段。将相位调节器按相反方向继续调节，非圆齿轮无级变速机构的传动比继续增大，且增大方式与第一阶段完全相同，即速比由A增大到B，同时多挡副变速器连入下一挡(相当于在现有传动比的基础上乘以q)，此阶段总输出传动比为Aq～Bq，即：B～Bq，故此阶段总输出传动比的最小值与阶段一总输出传动比的最大值相等，完成了两阶段的无级变速。

对于本实用新型，若要继续增大传动比，只需重复阶段一与阶段二的过程，周而复始，由n个行星排串联构成的多挡副变速器可从一挡连至2ⁿ挡，完成分段(2ⁿ段)无级变速。

本实用新型中输入转速为nin，输出转速为nout，第一非圆齿轮对3/4的主、从动轮齿数分别为z3、z4，第二非圆齿轮对12/11的主、从动轮齿数分别为z12、z11，第一非圆主动齿轮3的转速为n3，第二非圆主动齿轮121和第三非圆主动齿轮122的转速为n12，差速机构太阳轮9的转速为ns，差速机构行星架8的转速为nH,差速机构齿圈7的转速为nR,则n3＝n12＝ni， nR＝nout。双内啮合行星差速机构特征参数值为k，由双内啮合行星差速机构运动特性方程ns+(k-1)nH-knR＝0，可得：

即：

ω4为第一非圆齿轮对传动比倒数，ω11为第二非圆齿轮对传动比倒数，r4和r11分别为第一和第二非圆齿轮对传动比倒数的平均值，如图11所示，ω4和ω11在0°～260°范围内均是线性变化，s4和s11分别为第一和第二非圆齿轮对传动比倒数图像线性段幅值，则其传动比函数分别为:

ω4和ω11在260°～360°范围内均是非线性段，为避免非圆齿轮的节曲线存在不可导点，在260°～360°范围内采用正弦(余弦)曲线，如图12所示。为使非圆齿轮节曲线封面连续、极径不至过小，通常取r4＝r11＝1，由于初始位置相位差为0°时，在0°～260°范围内有恒定的总传动比，记作i0，特殊地，取t＝0,130°,260°，则

于是，

设ω4相对ω11左移为负、右移为正，且-130≤t4-t11≤130，则

由于s4＜1恒成立，所以本实用新型非圆齿轮无级变速机构的传动比范围为：

即，只要给定差速机构特征参数值k和ω11线性段幅值s11，就能得到相应的传动比范围。

为增强齿轮及其加工刀具的通用性，使两个非圆齿轮对的形状完全一样，本实用新型实例中取差速机构特征参数值k＝2。为增强非圆齿轮的可加工性及节曲线的形状，通常ω4线性段幅值s4＜0.5且越小越好。所以，本非圆齿轮无级变速机构传动比i的最大取值范围为imax∈[4/5,4/3]，即s4＝0.5 时。可见，传动比范围很小，为扩大传动比范围，本实用新型在非圆齿轮无级变速机构后添加由多个行星排组成的副变速器来扩大速比范围。

本实用新型实例中，取副变速器行星排数为4，k＝2，s11＝0.36，则i∈[0.847,1.18]，相应的两非圆齿轮对的传动比倒数、极限相位差以及不同相位差时传动比的变化曲线，如图12～图15所示。

需要说明的是，在图9中，横坐标是第一和第二非圆齿轮对的相位差，纵坐标是不配合多挡副变速器时，非圆齿轮无级变速机构的传动比范围，A 代表非圆齿轮无级变速机构传动比的最小值，B代表是非圆齿轮无级变速机构传动比的最大值。在图10中，A代表非圆齿轮无级变速机构传动比的最小值，横坐标是多挡副变速器的挡位，纵坐标是配合多挡副变速器时，总体机构的传动比范围，此图和图10是配合是用来说明组合式非圆齿轮无级变速传动装置实现分段无级变速的原理，所以纵坐标没有具体的刻度。在图11中，横坐标是非圆齿轮对的相位，也就是它转过的角度，纵坐标代表非圆齿轮对传动比的倒数，ω4为第一非圆齿轮对传动比倒数，ω11为第二非圆齿轮对传动比倒数，r4和r11分别为第一和第二非圆齿轮对传动比倒数的平均值，s4和s11分别为第一和第二非圆齿轮对传动比倒数图像线性段幅值，i0为非圆齿轮无级变速机构在第一和第二非圆齿轮对相位差为0时的传动比。

此外，在图12中，ω4为第一非圆齿轮对传动比倒数，ω11为第二非圆齿轮对传动比倒数。在图13中，ω4为第一非圆齿轮对传动比倒数，ω11为第二非圆齿轮对传动比倒数。在图14中，ω4为第一非圆齿轮对传动比倒数，ω11为第二非圆齿轮对传动比倒数。在图15中，横坐标是多挡副变速器的挡位，纵坐标是配合多挡副变速器时，总体机构的传动比范围。

根据多分支非圆齿轮传动原理和差速机构运动特性方程，可以发现，图 13的传动比变化不符合单向离合器的功率流传递特性，而图14正好符合，即实际所用的传动比范围为i∈[0.847,1]。这里取副变速器各挡位之间的公比为1.166，故目标样机的总传动比可达1.166¹⁵＝10.011，变化范围如图15所示，此传动比都是正的，适用于前进挡。将本实用新型中换向行星排传动比取值为-1，则可实现同范围的负传动比，适用于倒挡。

综上所述，与现有技术相比较，本实用新型提供的一种新型组合式非圆齿轮无级变速传动装置，其可以可靠地消除非圆齿轮变速机构中存在的功率循环问题，增大传动效率，保证具有良好的传动性能，有利于广泛地推广应用，具有重大的生产实践意义。

以上所述仅是本实用新型的优选实施方式，应当指出，对于本技术领域的普通技术人员来说，在不脱离本实用新型原理的前提下，还可以做出若干改进和润饰，这些改进和润饰也应视为本实用新型的保护范围。