CN102996748A - 大功率输出无级变速器 - Google Patents

Abstract

本发明的大功率输出无级变速器，主要是由现有技术的摩擦变径式无级变速器、锥齿轮连杆机构和类对称式锥齿轮差速器等组成。摩擦变径调速式无级变速器的输入轴一端作为总输入轴，另一端同类对称式锥齿轮差速器中的一半轴连接；摩擦变径调速式无级变速器的输出轴通过锥齿轮连杆机构和类对称式锥齿轮差速器中的壳体总轴齿轮相连，类对称式锥齿轮差速器中的另一半轴作为总扭矩输出轴。它克服了现有技术无级变速器普遍存在的操作复杂、制造成本高、变速范围窄、效率低、不能大功率输出等缺点，变速平稳并能同时有效取代现有技术的变速箱和离合器，达到一机两用。本发明可以用在各种类型的车辆及各种需变速的机械设备上。

Description

大功率输出无级变速器

技术领域

本发明涉及一种无级变速器，具体是一种用摩擦变径式无级变速器来调节类对称式锥齿轮差速器中壳体总齿轮及两路行星齿轮转速，至壳体总齿轮转速的改变使两路行星齿轮因公转、自转不同而产生转速差异，来实现对扭矩的转递和转速输出的无级变化。 

背景技术

无级变速器被广泛应用于工业（特别是汽车工业）中，目前广泛应用的无级变速器主要有三种形式：液力自动变速器、电控变速器和摩擦变径变速器。因液力自动变速器动力转递效率低、能耗较高，电控变速器对原材料要求较高、结构较复杂，摩擦变径变速器又难以实现大扭矩的动力传递等原因，使得上述三种变速器都只能在较小排量的车上使用，难以广泛推广。 

发明内容

本发明的目的是提供一种传递扭矩大、能量损耗小、变速范围广、结构简单、能大功率输出的无级变速器，彻底冲出当前这种“摩擦变径无级变速器不能大功率输出”的瓶颈。 

为实现以上技术方案，本发明是这样实现的：大功率输出无级变器,主要是由类对称式锥齿轮差速器和摩擦变径调速式无级变速器组成。所述类对称式锥齿轮差速器，只是根据设计的需要，将常用的对称式锥齿轮差速器作一些简单的结构上的修改；所述摩擦变径调速式无级变速器，目前有多种形式：金属带式无级变速器（箱）（英文缩写式为：VDT-CVT）、滚轮轮盘式无级变速器（简称“滚轮式CVT”）、 锥环式无级变速器（箱），等等。 

将所述摩擦变径调速式无级变速器（箱）的输入轴一端作为总输入轴承接前端动力机械转来的扭矩，另一端同类对称式锥齿轮差速器中的任一半轴连接，作为一路扭矩转递路径；再将摩擦变径调速式无级变速器（箱）的输出轴通过锥齿轮连杆机构和类对称式锥齿轮差速器中的壳体总轴齿轮相连，作为另一路扭矩转递路径；两扭矩转递路径汇合于类对称式锥齿轮差速器中的另一半轴，此半轴则作为总扭矩输出轴至后级机构。 

将所述输入级类对称式锥齿轮差速器***之壳体总轴作为本大功率输出无级变器的总输入轴，承接前端动力机械传来的扭矩，将其中一输出半轴连接到摩擦变径调速式无级变速器（箱）的一组变径轮组后，再接到输出级类对称式锥齿轮差速器之一半轴作为一路扭矩转递路径；将所述输入级类对称式锥齿轮差速器之另一输出半轴通过锥齿轮连杆机构连接到摩擦变径调速式无级变速器（箱）的另一组变径轮组后，再通过锥齿轮连杆机构接到输出级类对称式锥齿轮差速器之壳体总轴作为另一路扭矩转递路径；两扭矩转递路径汇合于输出级类差速器***之另一半轴，作为总输出扭矩至后级机构。 

本发明的大功率输出无级变器主要用于各种车辆和需要变速的各种机械设备上，其有益效果是： 

1、从能量转递方面来分析，本大功率输出无级变器的扭矩主要是经类对称式锥齿轮差速器来传递，其摩擦变径调速式无级变速器（箱）获得的扭矩最终又被高效整合于总输出轴，固能量转递效率高、损耗低、能大功率输出。

2、从组成结构上来讲，本大功率输出无级变器中的类对称式锥齿轮差速器，只是根据需要对现有技术的对称式锥齿轮差速器在结构上作少许修改；其摩擦变径调速***又是充分利用现有技术设备，辅助及伺服***少且简单；故工艺简单、技术成熟、综合成本少，可用现有设备大批量生产。 

3、用于较小输出功率的车辆上，可显著降底对摩擦变径调速***设备中有关部件间摩擦力的要求并大大提高其使用寿命，间接有效节油；用于较大输出功率的车辆上，可有效取代现有的齿轮变速箱，彻底冲出当前这种“摩擦变径无级变速器不能大功率输出”的瓶颈。 

4、使用本大功率输出无级变器的车辆，可同时有效替代现有技术的变速箱、离合器两种设备，达到一机二用，且变速范围广；因其加、减速都是线性的，固无因突然变速而产生的抖动现象，使所载货物安全，司、乘人员感觉舒适。 

附图说明： 

下面以常用的金属带式无级变速器（箱）作为摩擦变径调速***为例，结合附图和实施例对本发明作进一步说明。

图1是现有技术并广泛使用的对称式锥齿轮差速器的结构简图。 

图2是现有技术并广泛使用的金属带式无级变速器（箱）的结构简图。 

图3是本大功率输出无级变器的一种结构简图。 

图4是本大功率输出无级变器的另一种结构简图。 

图5（a）、图5（b）则是以数轴形式表述两种实施例中总输出轴与相关轴的转速关系。 

（A）现有技术的对称式锥齿轮差速器和金属带式无级变速器（箱）构造及工作原理简述：                                

（i）如图1，对称式锥齿轮差速器构造及工作原理简述：

此对称式锥齿轮差速器199主要是由差速器壳体109、行星齿轮轴102、两个行星齿轮（103、104）、两个半轴齿轮（105、106）、两个输出半轴（107、108）和主减速器从动齿轮101等组成。行星齿轮一103和行星齿轮二104均可各自绕行星齿轮轴102转动。行星齿轮一103、半轴齿轮一105、行星齿轮二104、半轴齿轮二106四者两两啮合首尾相连组成一“口”字型复合转动***；输出半轴一107连接半轴齿轮一105，输出半轴二108连接半轴齿轮二106。当两个半轴齿轮（105、106）只随行星齿轮轴102绕对称式锥齿轮差速器199旋转轴线公转时，差速器只起扭矩转递而不起差速作，两个输出半轴（107、108）转速相同且同向；当两个半轴齿轮（105、106）除绕对称式锥齿轮差速器199旋转轴线公转外，还绕行星齿轮轴102有自转时，输出半轴一107、输出半轴二108有不同转速但两输出半轴的转速之和却衡等于差速器壳体109转速的两倍。

（ii）如图2，金属带式无级变速器（箱）构造及工作原理简述： 

此类金属带式无级变速器（箱）299主要由箱体208、金属带209、输出（入）轴215及套在此轴上的上一变径轮组一210、输入（出）轴225及套在此轴上的下一变径轮组二220等组成。变径定轮一211、变径动轮一212及与之相连的高压主动油泵一213、输出（入）轴一215组成上一变径轮组210，高压主动油泵一213可带动变径动轮一212在槽一214内左右移动；变径定轮二221、变径动轮二222及与之相连的高压主动油泵二223、输入（出）轴二225组成下一变径轮组220，高压主动油泵二223可带动变径动轮二222在槽二224内左右移动。金属带209连接于此上、下变径轮组中。高压主动油泵一213、高压主动油泵二223为一协同作用的机构，即高压主动油泵一213带动变径动轮一212与变径定轮一211分开（或靠近）时，高压主动油泵二223则带动变径动轮二222作反向等距离位移，使动变径动轮二222向变径定轮二221靠近（或分开），从而改变了金属带209与上、下变径轮组之有效接触半径，达到变速目的。轴一215、轴二225中，选定任一轴作为输入轴时，另一轴则作为输出轴。

（B） 具体实施方式 

(i) 实施例一

（1）***组成（如图3）：本实施例的大功率输出无级变速器主要由金属带式无级变速器（箱）298、齿轮连杆机构300和类对称式锥齿轮差速器198组成。连杆303两端对接锥齿轮一301、锥齿轮二302，三者组成一“工”字型锥齿轮连杆机构300。类对称式锥齿轮差速器198与对称式锥齿轮差速器199在结构上的主要区别是：壳体总锥齿轮111轴向中空并套接于半轴一117之上且能相对于半轴一117自由旋转。

（2）机构连接及扭矩传递： 选定金属带式无级变速器（箱）298中输入轴二245作为总输入轴，承接前端机械传来的扭矩。总输入轴——输入轴二245向右则直接和类对称式锥齿轮差速器198之一左半轴——半轴一117相连，半轴一117连接于半轴齿轮一115，以上作为扭矩传递的一条路径也即扭矩传递的的主路径；金属带式无级变速器（箱）298中输出轴一235右端连接一锥齿轮236，再连接齿轮连杆机构300，向后则同壳体总锥齿轮111连接，以上同金属带219等组成另一扭矩传递路径也即变速路径；两路径所传递的扭矩最终汇合于总输出轴——半轴二118。 

（3）金属带式无级变速箱298中金属带219工作中所受扭矩大小及传递情况分析：由图3可看出，总输入轴——输入轴二245所获得前端机械的扭矩主要通过半轴一117直接作用于半轴齿轮一115，再由两行星齿轮传递至总输出轴——半轴二118，而实际上经金属带传219递的扭矩比较小，此部分扭矩又以并联形式最后汇合于总输出轴——半轴二118。 

（4）转速分析：设前端机构带动总输入轴——输入轴二245以图3所示方向以n转/分带动后序***转动。本实施例的大功率输出无级变器，会因锥齿轮236、锥齿轮一301、锥齿轮二302、壳体总锥齿轮111四者中任一、任二、任三或全部齿轮半径的改变而使总输出轴——半轴二118的输出转速情况改变。为使问题最简化，现只讨论锥齿轮236与壳体总锥齿轮111转速相同时的情况，此时需：锥齿轮236与锥齿轮一301两者有効半径之比等于壳体总锥齿轮111与锥齿轮二302两者有効半径之比。在以上前提条件存在时，总输入轴——输入轴二245以图3所示方向以n转/分带动后序***转动时，在无级变速箱298作用下，壳体总锥齿轮111与总输出轴——半轴二118的转速关系如图5（a）数轴所示（图中，X轴表示壳体总锥齿轮111的转速，Y轴表示总输出轴——半轴二118转速）。需说明的是：数轴中N118的负方向表示总输出轴——半轴二118与总输入轴——输入轴二245作反向的转速。 

（5）结论：当总输入轴——输入轴二245于图示方向以n转/分承接前端机械传过来的扭矩带动后序***设备转动时，在无级变速器（箱）298、类对称式锥齿轮差速器198等联合作用下，总输出轴——半轴二118可以以大于、等于或小于n的转速正转，也可以以小于n的转速反转，也可以锁止不转。故此实施例所示的大功率输出无级变速器变速范围广，并可有效取代离合器和变速箱两种设备，达到一机二用。 

（ii）  实施例二（如图4） 

（1）***组成（如图4）：本实施例的大功率输出无级变速器主要由输入级类对称式锥齿轮差速器196、金属带式无级变速器（箱）297、两个齿轮连杆机构310和320、输出级类对称式锥齿轮差速器197共同组成。其中输入级类对称式锥齿轮差速器196与对称式锥齿轮差速器199的主要区是：能带动输入级类对称式锥齿轮差速器196转动的壳体总轴121位于一端，行星齿轮轴一122有一用于输出半轴一127通过的中心通孔1220；输出半轴一127穿过轴向都中空的半轴齿轮二126、半轴二128及半轴连接齿轮1281。输出级类对称式锥齿轮差速器197与对称式锥齿轮差速器199的主要区是：输出级壳体总锥齿轮131轴向中空并套接于半轴三137之上且能相对于半轴三137自由旋转。

（2）机构连接及扭矩传递：输入级类对称式锥齿轮差速器196中输出半轴一127向右直接和金属带式无级变速器（箱）297中下组变速轮组260的轴连接，再向右则最后连接到输出级类对称式锥齿轮差速器197中半轴三137，半轴三137连接半轴齿轮三135，作为第一路扭矩转递路径；半轴连接齿轮1281连接齿轮连杆机构310，变速轮组250左边通过变径轮组输入锥齿轮256连接锥齿轮连杆机构310，右边通过变径轮组输出锥齿轮257连接到锥齿轮连杆机构320，再由锥齿轮连杆机构320连接到输出级类对称式锥齿轮差速器中壳体总锥齿轮131作为第二路扭矩转递路径。再有一条扭矩传递路径：即金属带式无级变速器（箱）297中上、下组变速轮组及金属带229组成的变速路径；由对称式锥齿轮差速器扭矩分配特性可知，这条路径传递的扭矩较小，并在数值上第一路径增加（或减少）的扭矩等于第二路径减少(或增加）的扭矩。两条路径的扭矩最终汇合于总输出轴——半轴四138输出。 

（3）金属带式无级变速器（箱）297中金属带229工作中所受扭矩大小及传递情况分析：由图4可看出,工作中两路扭矩主要是由第一、第二路径直接传递，金属带229在实际工作中只需要前端机械输入总扭矩20%以下的扭矩，就足以调节输出半轴一127及输出半轴二128的转速分配。由对称式锥齿轮差速器扭矩的分配特性可知：这部分由第一路径增加（或减少）的扭矩在数值上等于第二路径减少(或增加)的扭矩；故本实施例的大功率输出无级变速器能量损失小、传递效率高且能大功率输出。 

（4） 转速分析：设前端机构带动总输入轴——输入级类对称式锥齿轮差速器的壳体总轴121以图4所示方向以n转/分带动后序***转动。本实施例的大功率输出无级变器，会因变径轮组输出齿轮257、锥齿轮三321、锥齿轮四322、壳体总锥齿轮131四者中任一、任二、任三或全部齿轮半径的改变而使总输出轴——半轴四138的输出转速情况改变。为使问题最简化，现只讨论半轴连接齿轮1281与输出级壳体总锥齿轮131有相同角转速的情况，此时再将问题简化，若：①两个锥齿轮连杆机构310和320中：锥齿轮一311、锥齿轮二312、锥齿轮三321、锥齿轮四322四锥齿轮半径都相同；②半轴连接齿轮1281、变径轮组输入齿轮256、变径轮组输出齿轮257、输出级壳体总锥齿轮131四齿轮半径也相同；在以上二种情况同时成立前提下，设前端机构带动总输入轴121以n转/分于图示方向转动，则输出半轴一127与总输出轴——半轴四138的速度变化关系如图5b所在的坐标系中虚线所示；壳体总锥齿轮131与总输出轴——半轴四138的速度变化关系如图5b所在的坐标系中实线所示（图中，X轴表示输出级壳体总锥齿轮131或输出半轴一127的转速，Y轴表示总输出轴——半轴四138的转速）。 

（5）结论：当总输入轴——输入级类对称式锥齿轮差速器的壳体总轴121于图示方向以n转/分承接前端机械传过来的扭矩带动后序***设备转动时，在输入级类对称式锥齿轮差速器196、金属带式无级变速器（箱）297、两个齿轮连杆机构310和320、输出级类对称式锥齿轮差速器197等联合作用下，总输出轴——半轴四138可以以大于、等于或小于n的速度正转，也可以小于n的速度反转，也可以锁止不转。故此实施例所示的大功率输出无级变速器变速范围广。并可有效取代现有技术的离合器和变速箱两种设备，达到一机二用。 

上述所述的实施例只是对本发明的结构原理实施方式进行描述，未对本发明的构思和范围进行限定，在不脱离本发明构思的前题下，对本发明做出的变形和改进，都应作为发明的保护范围。本发明申请保护的技术内容，已全部在权利要求书描述。 

  

Claims (7)

1.一种大功率输出无级变速器，主要由现有技术的摩擦变径无级变速器和类对称式锥齿轮差速器及一组锥齿轮连杆机构按一定的连接关系组合而成，其特征是：摩擦变径无级变速器中一组摩擦变径轮组所在的轴一端作为总输入轴承接前端机械传来的扭矩，另一端连接类对称式锥齿轮差速器之一半轴；摩擦变径无级变速器中另一组摩擦变径轮组经锥齿轮连杆机构连接到类对称式锥齿轮差速器中的壳体总锥齿轮，类对称式锥齿轮差速器中的另一半轴则作此大功率输出无级变速器的总输出轴。

2.一种大功率输出无级变速器，主要由现有技术的摩擦变径无级变速器和输入级类对称式锥齿轮差速器、输出级类对称式锥齿轮差速器及两组锥齿轮连杆机构按一定的连接关系组合而成，其特征是：输入级类对称式锥齿轮差速器的壳体总轴作为本大功率输出无级变速器的总输入轴，摩擦变径无级变速器中一组摩擦变径轮组所在的轴前端连接输入级类对称式锥齿轮差速器中的一输出半轴，后端连接输出级类对称式锥齿轮差速器中的一半轴；摩擦变径无级变速器中另一组摩擦变径轮组所在的轴前端连接输入级类对称式锥齿轮差速器中的另一输出半轴，后端连接输出级类对称式锥齿轮差速器中的壳体总轴；输出级类对称式锥齿轮差速器中的另一半轴则作为本大功率输出无级变速器的总输出轴。

3.权利要求1所示的大功率输出无级变速器，其类对称式锥齿轮差速器（198）特征是：壳体总锥齿轮（111）轴向有一中心通孔（100）并套接于半轴一（117）之上且能相对于半轴一（117）旋转。

4.权利要求2所示的大功率输出无级变速器，其输入级类对称式锥齿轮差速器（196）特征是：壳体总轴（121）位于输入级类对称式锥齿轮差速器（196）壳体一侧并作为本大功率输出无级变速器的总输入轴；行星齿轮轴一（122）有一用于输出半轴一(127)通过的中心通孔(1220)；三者都轴向中空的半轴齿轮二(126)、输出半轴二(128)及半轴连接齿轮(1281)连接组成一“工”字型结构套接于输出半轴一(127)之上并能相对于输出半轴一(127)转动。

5.权利要求2所示的大功率输出无级变速器，其输出级类对称式锥齿轮差速器（197）特征是：壳体总锥齿轮（131）轴向有一中心通孔并套接于半轴三（137）之上且能相对于半轴三（137））旋转，半轴四（138）则作为本大功率输出无级变速器的总输出轴。

6.权利要求2所示的大功率输出无级变速器，其特征是：锥齿轮（1281）与锥齿轮二(312)两者有効半径之比等于变径轮组输入锥齿轮(256)与锥齿轮一(311)两者有効半径之比。

7.权利要求1至6所示的大功率输出无级变速器，其摩擦变径无级变速器可以是目前广泛使用的金属带式无级变速器（箱）、滚轮轮盘式无级变速器、锥环式无级变速器等摩擦变径式无级变速器。

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