CN1865733A

CN1865733A - 变径传动轮和应用该装置的传动机构

Info

Publication number: CN1865733A
Application number: CNA2005100710177A
Authority: CN
Inventors: 张惠东
Original assignee: Individual
Current assignee: Individual
Priority date: 2005-05-20
Filing date: 2005-05-20
Publication date: 2006-11-22
Also published as: WO2006122507A1

Abstract

本发明涉及一种变径传动轮和使用该轮的传动装置。该传动装置由变径传动轮和中间传动带以及相应的调挡装置组成。轮表牵引带卷绕形成变径传动轮的工作表面，其不参与传动的部分绕存于轮心；轮表牵引带与传动轮通过在传动盘径向移动的牵引架实现力矩的传递，牵引架的位置决定传动轮节圆半径的大小；变径轮借助扩轮装置和缩轮装置的相互配合来实现传动节圆的变化，该传动装置利用传动轮节圆半径的可变性达到变速传动的目的。这种装置可用在汽车等需要频繁改变传动比的工作机械中。

Description

变径传动轮和应用该装置的传动机构

技术领域

本发明涉及机械传动，特别是一种可改变轮半径的传动轮和应用该轮的传动机构。

背景技术

在将原动机的动力传递给工作机械的过程中，传动装置起着非常重要的作用。以汽车为例：最符合汽车动力性要求的是等功率发动机，但实际上普遍使用的是体积小，效率高的内燃机，内燃机必需配备变速器才能克服自身特征曲线的缺陷。

有关的汽车研究理论表明：要使汽车发动机在任何车速下都能发出最大功率，其配备的变速器传动比i_g应随车速按下式规律变化：i_g＝0.377rn_p/i₀u_a。(式中r为车轮半径，n_p为发动机最大功率时的转速，i₀为主减速器传动比，u_a为汽车速度)。由上式可知，最理想的汽车变速器应是无级变速器。

需要特别指出的是：只有当无级变速器的传动效率高到与一般齿轮变速器接近，且按照要求的传动比变化规律变换传动比时，才能达到要求，若不符合条件，装有无级变速器的汽车反而可能降低汽车的动力性。

轿车上广泛应用的无级变速器是液力变矩器，但液力变矩器传动效率低。因其具有起步平稳、操作简便、乘坐舒适性好的优点才得以流行。此外还有钢带式无级变速器(CVT)；这种变速器传动效率较高，但因为它依靠摩擦力传递动力，其传动功率有限，且因其对液压、电子技术依赖多，实际应用较少。

汽车最常用的是齿轮式有级变速器，这种变速器耐用，传动效率高。从理论上讲：齿轮式有级变速器应配备更多的挡位以适应汽车不同工况的需要。但实际情况是：有级变速器挡位数超过五个(前进挡)，就会使结构大为复杂，同时操纵机构也相应的复杂化。应用最广的手动有级变速器在使用过程中需要配合离合器频繁换挡，驾驶员体力消耗大，而且要求有一定的操作技术和经验，使用很不方便。

发明内容

为克服现有技术的缺陷，本发明提供了一种具有高传动效率的机械式自动变速器。

一种变径传动轮，由牵引架1、轮表牵引带3、扩轮装置和缩轮装置组成；其中牵引架1安装在轮体5上，并可在其上径向移动；轮表牵引带3一头接在牵引架1上，并绕转轴7的轴线卷绕形成传动轮工作表面，轮表牵引带3与轮体5通过牵引架1实现力矩的传递；在扩轮装置和缩轮装置的配合下，牵引架1在轮体5上径向移动，以改变轮表牵引带3与转轴7之间力臂的大小，轮表牵引带3随牵引架1位置的变动而调节其参与传动的长度，达到改变传动轮表面周长和传动轮轮半径的目的。

一种传动装置，使用上述变径轮做传动轮，利用变径轮与中间传动带14可构成变速传动装置；当用一个变径轮与一个定半径轮组成变速传动装置时，两轮中心距能随变径轮轮半径的变化相应调整；变径轮可任意用作主动轮或从动轮；变径轮在其变径开口转至与中间传动带14的非包角区域进行扩轮或缩轮的变径操作。

附图说明

图1(a)-(c)是变径传动轮的基本结构图。

图2(a)-(c)是变径传动轮的俯视图和剖分图。

图3(a)-(c)是变径传动轮改变轮径的原理图。

图4是双圆头链为轮表牵引带和传动带的直线传动机构传动原理图。

图5是由两个双圆头链为轮表牵引带的变径轮构成的变速传动机构。

图6是变速传动机构实体分解图。

图7(a)-(c)是双圆头链式轮表牵引带的组装及分解图。

图8(a)-(e)是双圆头链为轮表牵引带和传动带的传动器原理图及链节结构图。

图9(a)-(f)是辐杆式扩轮装置的结构示意图。

图10(a)-(c)是微挡变速器外观图。

图11(a)-(c)是微挡变速器局部剖分图和下半箱体实体图。

图12是微挡变速器在最大传动比时内部各部件示意图。

图13(a)、(b)是微挡变速器在最大传动比时基本传动件相对位置示意图。

图14(a)-(f)是微挡变速器两个定半径传动轮的结构示意图。

图15(a)-(h)是微挡变速器中间主轴拆分图。

图16是微挡变速器中间主轴轴系的主视图。

图17(a)、(b)是微挡变速器中间主轴上的三个夹升盘剖分图。

图18(a)、(b)是微挡变速器调挡器实体图和主视图。

图19是微挡变速器调挡转轴和副转轴及相应的附件图。

图20(a)-(c)是微挡变速器调挡器剖分图。

图21是微挡变速器在最小传动比时内部各部件示意图。

图22(a)、(b)是微挡变速器在最小传动比时基本传动件相对位置示意图。

图23(a)、(b)是微挡变速器相关尺寸数据示意图。

图24是微挡变速器动力输出端的反转及差速装置。

具体实施方式

以下结合附图，用几个实施案例对变径传动轮和使用该轮的传动装置作详细的说明。

图1--图8是一种以双圆头链为轮表牵引带的变径传动轮及传动装置；

图9是一种辐杆式扩轮装置；

图10--图24是一种使用变径传动轮的综合式微挡变速器；

案例1：一种以双圆头链为轮表牵引带的变径传动轮及传动装置；

图1(a)-(c)是一种用双圆头链为轮表牵引带，以一对锥面盘作扩轮装置的变径传动轮。(a)图显示了变径轮的基本结构：牵引架1装在一对锥盘5上，轮表牵引带3一头连在牵引架1上，另一头接卷收拉线2，轮表牵引带3绕轮心一周形成传动表面。一对可在转轴7轴向相向移动的锥盘5构成了扩轮装置；内部装有发条的卷绕轮4和卷收拉线2构成缩轮装置；轮表牵引带3侧面均匀布置有锥头销6，该销的锥面与锥盘5的锥面配合形成滑动副；图中轮半径已调节至最大。(b)图是变径轮轮半径缩至最小时的情形，牵引架1沿斜向牵引架滑槽10下滑到了最低点，轮表牵引带非工作部分卷绕存储于在卷绕轮4上。图中8是锥盘副锥面，9是主锥面，11是锥头销进出时的过渡斜面。图中剖出了左侧的锥盘，可以看到锥盘工作锥面的结构。(c)图是轮表牵引带展开的结构图，该零件为一段由双圆头链板及链节连接而成的链条，其一头接在的具有V形框架结构的牵引架1上，另一头用卷收拉线2连在卷绕轮4上，轮4内部装有发条，可相对于转轴7转动。

图2(a)-(c)是变径传动轮的俯视图和剖分图。(a)图是一对锥面夹升盘的俯视图，从图中可以看到副锥面8、主锥面9、斜向牵引架滑槽10和过渡斜面11，图中还显示了轮表牵引带链节上的锥头销6的锥面与主锥面9相互配合的情形。副锥面8和主锥面9具有相同的锥角。(b)图是(a)图中所示的一对夹升盘安装了轮表牵引带、牵引架1和转轴7的情形。结合(a)图可以看出，轮表牵引带从结构上分宽节12和窄节13，其中宽节12两侧的锥头销锥面与副锥面8配合，窄节13两侧的锥头销锥面与主锥面9配合。

(c)图是一对盘片的剖分图，从图中可以看到轮表牵引带3、卷绕轮4、转轴7的相对位置以及锥头销6与锥盘锥面相配合的状况。

图3(a)-(c)是变径传动轮改变轮径的原理图。图中对轮表牵引上带各锥头销编了号，其中0是牵引架上的牵引销。(a)图是轮径最大时的情形，轮表牵引带全长拉出。(c)图是轮径最小时的情形：轮表牵引带参与传动的部分卷绕成一圈，形成传动轮工作表面；非工作部分卷绕存于轮心。(b)图是在轮径由最大调节至最小的过程中，各锥头销的移动轨迹图，图中0-0是牵引架上牵引销的运动轨迹，这是传动轮径向的一条半径线。图中连线1-1、2-2……分别是锥头销1、2……在调节轮半径时的运动轨迹。

图4是双圆头链为轮表牵引带和传动带的直线传动机构传动原理图。该装置只在一个方向传递动力。图中3-1是施力的轮表牵引带，3-2是受力的轮表牵引带。14是传动带，也是一段双圆头链。图中箭头标出了传动方向v。动力由施力牵引架1-1输入，通过轮表牵引带3-1、传动带14、轮表牵引带3-2传到受力牵引架1-2上。传动带14与两边的轮表牵引带3-1、3-2构成啮合副。该传动装置可以传递大的载荷。

图5是由两个双圆头链为轮表牵引带的变径轮构成的变速传动机构。这个装置由两个变径轮和传动带14构成，该机构只传递单向转矩，左为主动轮，右为从动轮。4-1和4-2是两轮轮表牵引带的卷绕轮，2是卷绕拉线。图中箭头标出了各传动件的运动方向，v是传动带14的运动方向。图中紧靠牵引架1-1左侧和紧靠牵引架1-2右侧、轮表牵引带的接口部分称为变径开口，轮表牵引带由此处进出；这里也是轮表牵引带工作部分和非工作部分的分界点。变径轮可在转动过程中进行变半径操作，但必须是在变径开口转到非包角区。图中，左边主动轮的变径开口即将进入包角区，不能进行变径操作；右边从动轮的变径开口刚好转离包角区，可以进行变径操作。图中主动轮和从动轮轮表牵引带的卷绕方向相反，只有这样才能保证载荷完全由牵引架1-1和1-2承受。卷绕拉线2对轮表牵引带有弹性拉力，这个力远小于变速传动机构传递的动力，该力只要能使轮表牵引带缩紧即可。

图6是变速传动机构实体分解图。该图是图5所示变速装置的实体图，图中拆分了锥形盘、轮表牵引带。从图中可以看出；轮表牵引带卷绕成一圈，形成传动轮工作表面，该表面与传动带的工作表面形成啮合副。由右侧从动轮可以看到；轮表牵引带末端从牵引架底部的横梁拉出，连接在卷绕拉线上。这里结合图1(a)、图2(a)、(b)说明锥形盘设置副锥面8的作用：轮表牵引带的非工作部分，是通过末端连接的卷收拉线2，经牵引架1底部横梁被拉至轮心的，为防止轮表牵引带两侧的锥头销6被卡在主锥面9上，特设置了副锥面8(见图2)，以形成较宽的过道，使轮表牵引带在出入时没有运动干涉。轮表牵引带相应的部分也设置了宽节链条12与副锥面8配合。

图7(a)-(c)是双圆头链式轮表牵引带的组装及分解图。(a)、(b)分别是轮表牵引带的整体和拆分图。轮表牵引带前端通过过渡链板16以及牵引销15连在牵引架1上，末端通过末节17由卷收拉线2连在卷绕轮4上，卷绕轮内部有发条嵌槽20，外部有拉线槽19。轮表牵引带在结构上分为宽节和窄节，宽节由宽链节24、链板21和锥头销6组成；窄节由主链节22、链板21和锥头销6组成；两部分由过渡链节23联结。(c)图是俯视图，可以清楚的看到轮表牵引带宽节和窄节，图中零件标号与(a)、(b)图一致。

图8(a)-(e)是双圆头链为轮表牵引带和传动带的传动器原理图及链节结构图。图中(a)、(b)啮合原理图，(a)图是本例中传动轮半径最小时的情形；(b)图是传动轮半径无穷大的情形。传动轮采用双圆头链式轮表牵引带3，传动带14也采用与之相配套的双圆头链；在传动过程中，轮表牵引带3的链板圆头R01啮入传动带14链板的中部凹弧R2中，传动带14的链板圆头R02啮入轮表牵引带3链板的中部凹弧R1中，这样构成的啮合副依靠链板圆头间的挤压传递动力；该结构具有啮合平顺，传动可靠的优点。图中，所有链板两圆头端圆心间距都为L。凹弧R1的最小半径取决于传动轮最大半径，以该状况下能容纳圆头R02为适；凹弧R2的最小半径取决于传动轮最小半径，以该状况下能容纳圆头R01为适。为制造和安装方便，可将轮表牵引带和传动带链节型号统一，即R1＝R2、R01＝R02。双圆头链板两孔圆心都处于传动轮节圆和传动带节线上，节圆和节线相切。图(c)和(d)是基本链节的拆分和组装图，(e)是个剖视图，剖出了主链节、链板及锥头销，其中a是锥头销的锥角。

案例2：一种辐杆式扩轮装置；

图9(a)-(f)是辐杆式扩轮装置的结构示意图。这种扩轮装置采用辐杆撑开式结构：在(d)图中，轮表牵引带3-3由多个撑架30撑起；参照图(a)、(c)，辐杆26两头分别与辐杆绞盘27和撑架30铰接，一对辐杆绞盘27在轮体25两侧对称布置，两盘相向移动时，撑架30上升，将轮表牵引带3-3拉出，达到扩大轮径的目的。(a)和(d)图是轮径最大时的情形；1-3是牵引架，在槽29内滑动。(d)图移去了轮体。(b)和(e)图是轮径最小时的情形，(e)图移去了轮体25。(c)是(d)图抽去轴的情形。(f)是将(e)图所示部分剖开看到的情形，图中：轮表牵引带3-3不参与传动的部分卷藏于空心轴内。

案例3：使用变径传动轮的综合式微挡变速器；

图10--图24是一台为汽车设计的使用变径传动轮的综合式微挡变速器。

现代汽车的传动***，一般由变速器、主减速器构成；有的汽车还配有分动器或副变速器。汽车的总传动比i_c＝i_ki_kzi_kf，式中i_k是变速器传动比、i_kz是主减速器传动比，i_Kf是分动器或副变速器传动比。汽车最大传动比和最小传动比是指i_c的最值，其值的选择对汽车整体的动力性能有重要影响。汽车最大传动比i_max，在轿车上约为12～18，在轻中型货车上约为35～50，最小传动比i_min，在轿车和轻型货车约为3～6，中重型货车约为6～15。

本案提供的综合式微挡变速器，应用在汽车上将代替变速器，并省去主减速器和副变速器，比较适合前轮驱动的轿车。该变速器由两级变速机构组成，其总传动比i_c＝i_qi_h，其中i_q是前级变速器传动比，i_h是后级变速器传动比。变速器设有37个挡位，最大传动比i_max是10.2，最小传动比i_min是2.55。这37级传动比按等比级数分配，公比均为1.04，该变速器换挡无需离合器，能不中断动力连续进挡；结合简单的电控装置，可实现自动变速。

以下结合附图和表格对这种综合式微挡变速器作详细介绍：

图13(a)、(b)是微挡变速器在最大传动比时基本传动件相对位置示意图：(a)是主视图，(b)是俯视图。该变速器由两前、后两级变速器串联组成，只传递单向转矩。前级变速器由定半径主动轮58、从动变径轮3-2和前级传动带56组成；后级变速器由主动变径轮3-1、定半径轮从动轮53和后级传动带45组成。前、后级两个变径轮3-2和3-1装在同一根中间主轴60上，其几何尺寸完全相同。两变径轮的牵引架分别是1-2和1-1。图中所示的是变速器达到最大传动比时的情形，前级从动变径轮3-2的轮径扩到了最大，后级主动变径轮3-1的轮径缩到了最小。图中箭头标明了传动件运动方向；主动牵引架1-1上侧和从动牵引架1-2上侧分别是两个变径轮3-1和3-2的变径开口；图中两变径轮的变径开口同时转到了与各自传动带的非包角区，此时可同步进行变径操作。轮径改变后，中间主轴要水平左移，改变两变速器中心距。图(b)中标号与图(a)统一。

图12是微挡变速器在最大传动比时内部各部件示意图。左夹升盘69、中间双锥面夹升盘73、右夹升盘70和拨叉板55为主构成了中间主轴系。左夹升盘69，中间双锥面夹升盘73的左锥面、轮表牵引带3-2构成了前级的从动变径轮，该轮与前级传动带56和主动轮58构成了前级变速器；右夹升盘片70，中间双锥面夹升盘73的右锥面，构成了后级主动变径轮的扩轮装置。后级变径轮、后级传动带45和从动轮53组成了后级变速器；该图显示了变速器达到最大传动比时，各部件的位置情况。当需要减小总传动比时，中间主轴系将沿图中所标的d方向移动；与此同时，拨叉导板34导引拨叉板55发生D方向的位移，并推动中间双锥面夹升盘73也往D方向平移，这使左侧的前级从动变径轮3-2轮径减小，而右侧的后级主动变径轮轮径增大；两轮同步变径达到改变总传动比的目的。

图10(a)-(c)是微挡变速器外观图。(a)图中，39是动力输入轴，36是动力输出轴的左半轴。40、41分别是调档转轴和副转轴，两轴用同步带32相联系，具有相同的转速；箱体顶部的一条斜槽35是拨叉导板34的滑动轨道；31是调挡拉线的出口；37是反转、差速器外壳；38是一个气缸，用来控制动力输出轴反向转动。(b)图是从后部看去，箱体的概貌图，箱体分上部主箱体和下部轮壳42，后级定半径从动轮装于轮壳42中；43是动力输出轴的右半轴，与左半轴36在一条轴线上。(c)图是俯视图，可以清楚的看到在箱体顶部的斜槽35以及拨叉导板34，图中32是同步带。

图11(a)-(c)是微挡变速器局部剖分图和下半箱体实体图。(a)图是变速器的局部剖分图。图中48是调挡器，调挡转轴40用一对推力轴承51安装在箱体上。变速器依靠调挡转轴40、副转轴41的同步转动实现换挡操作。调挡时，调挡器48中的相关装置拨动调挡转轴40上的齿46使轴40转动，轴40上的螺旋槽47与销钉套49中销钉相互作用，推动中间主轴的左轴承座50沿水平方向移动；右侧副转轴41则推动右轴承座同向移动。图中45是变速器后级传动带。(b)和(c)图分别是下半箱体的后斜视图和俯视图。

图14(a)-(f)是微挡变速器两个定半径传动轮的结构示意图。图中(a)-(c)所示的是图13中主动轮58的结构图；(c)-(f)所示的是图13中从动轮53的结构图。从图(b)、(c)、(f)可以看出，定半径传动轮的传动表面也由双圆头链构成，链节之间可用普通的平头销64联结，轮体一周均匀布置有销头卡口63，轮表牵引带在缺口62处首尾连接。(a)和(e)是轮体；(c)和(f)是轮体加装了轮表牵引带的情形；(b)是拆开轮表牵引带的小轮轮体；(d)图剖出了大轮轮体。

图15--图17是综合式微挡变速器中间主轴系的结构原理图。

中间主轴系是综合式微挡变速器中最重要的部分。安装着前级变速器的从动变径轮和后级变速器的主动变径轮，两套变径轮的几何尺寸相同；两套扩轮装置做成一体式结构，参考图12，两变径轮扩轮装置由由左夹升盘69、中间双锥面夹升盘73和右夹升盘70构成，在调挡过程中，左夹升盘69和右夹升盘70只随中间主轴沿d方向移动；而中间双锥面夹升盘73在随中间主轴沿d方向移动的同时，还要沿D方向移动，以实现三个锥盘69、73、70轴向间距的改变，达到改变轮半径的目的。结合图11，左夹升盘69边侧的凸轮还要驱动调挡器48，使其拨转调挡转轴40。变速器调挡所需的动力是从中间主轴获得的。

图15(a)-(h)是微挡变速器中间主轴拆分图。参考图12，本图(c)、(d)、(e)分别是左夹升盘69、中间双锥面夹升盘73和右夹升盘70，(h)是拨叉板55。本图(b)、(f)是一对推力轴承。(a)、(g)是可沿d方向滑动的左、右主轴轴承座。(a)图中，65是左轴承座在箱体中水平滑动的滑动副；48是调挡器；66是固定螺钉。(c)图中54和54’是左夹升盘上的调挡凸轮。(d)、(e)两图中，60是中间主轴，1-2和4-2分别是前级从动变径轮的牵引架和卷绕轮，1-1和4-1分别是后级主动变径轮的牵引架和卷绕轮。图中，左侧的前级从动变径轮轮半径已扩到了最大，右侧的后级主动变径轮轮半径缩到了最小；这是变速器传动比达到最大值的情形。(h)图显示了拨叉导板34和拨叉67。

图16是微挡变速器中间主轴轴系的主视图。中间主轴60通过一对推力轴承72安装在左轴承座50和右轴承座71中。中间双锥面夹升盘73和左、右夹升盘69、70装在同一根中间主轴60上，盘73中部有切槽74，拨叉67作用于槽74中，可推动夹升盘73轴向移动。锥头销6的锥面与夹升盘锥面相配合形成滑动副。卷绕轮4套于中间主轴60上，处于轮心部位。左夹升盘69一侧有两个调挡凸轮54和54’，调挡器安装在左轴承座50上，40是调挡转轴。上半箱体68和下半箱体75通过一组螺栓76联结。

图17(a)、(b)是微挡变速器中间主轴上的三个夹升盘剖分图。(a)图中，用过轴线的垂直剖面将左夹升盘69、中间双锥面夹升盘73和右夹升盘70剖开。从图中可以看到夹升盘的工作锥面及切槽74，左夹升盘上的调挡凸轮54和54’的中部相对竖直剖面存在一个偏置角度。77-2是中间双锥面夹升盘73左侧的副锥面。(b)图是将中间双锥面夹升盘沿两侧牵引架滑槽中线剖开的情形，左、右两侧的牵引架滑槽并不是对称布置的，在盘面上存在一个交角。图中，11-1、11-2分别是左、右两侧的过渡斜面，77-1、77-2分别是左、右两侧的副锥面。78是锥盘主锥面。

图18--图20是综合式微挡变速器的调挡器结构原理图

调挡器是综合式微挡变速器中实现挡位调节的装置。以下先结合图12说明基本原理：中间双锥面夹升盘73是改变轮半径的主要部件，其在D方向的移动会同时改变两变径轮的轮径大小。在调挡过程中，中间主轴上两变径轮轮径变化时，前、后两级变速器的中心距也要随之作相应调整，整个中间轴系要发生d方向的位移。因此，中间双锥面夹升盘73在调挡过程中，兼有D和d两个方向的位移。

参考图11和图12，这里介绍变速器的调挡手段：调挡转轴40和副转轴41转动，只能调节传动轮中心距，使中间主轴向d方向移动。调挡转轴40转动时，其螺旋槽47与左轴承套50上销钉套49里的销钉57作用，使轴承套50获得d方向移动的动力。调挡器48从左夹升盘69转动的凸轮中获得调节挡位所需的动力，可在不中断动力正常传递的情况下连续换挡。

图18(a)、(b)是微挡变速器调挡器实体图和主视图。(a)图是调挡器的实体图，79是调挡器盖板；调挡转轴40从调挡器中部通孔穿过；调挡器为一上下对称的部件，有两个可以往复移动的调挡推杆，推杆头84’处安装有矩形弹簧83，调挡压板81可在调挡拉线80的拉动下将同步销82压下。(b)图是调挡器主视图，调挡器上下结构对称。调挡过程如下：变速器运转时，调挡推杆84在转动的凸轮推动下往复运动；不需调挡时，同步销在弹簧作用下弹起，棘齿板91不动；当需要调挡时，调挡拉线80拉动调挡板81下压同步销，在同步销卡入棘齿板91的缺口时，棘齿板91被带动向左滑移，在这个过程中，棘齿86将推动调挡转轴上的齿46，使调挡转轴转动。当需要调挡转轴反向转动时，可以操作调档器中分线下方相同的装置。因运动性质完全相反，上下两个部分调档机构不允许同时操作。

图19是微挡变速器调挡转轴和副转轴及相应的附件图。调档器转轴40上有齿46、螺旋槽47、调挡器副转轴41上只有螺旋槽86，两轴通过同步带32传动，其转速同步。图中33是同步带轮，44是同步带挡圈。两轴通过小推力轴承51安装在机壳上。与螺旋槽相互作用的是一个传动销钉57，该零件用一个螺钉87固定。轴承51用卡圈89固定。

图20(a)-(c)是微挡变速器调挡器剖分图。(a)图是整体图，(b)是剖分图，由该图中可以看到推杆84，棘齿板91和棘齿86。(c)图进一步剖分了推杆，可以看到安装于其上的同步销82、弹簧90以及棘齿板91上的窄槽，同步销82刚好能顶入此槽，顶入后推杆将带动棘齿板91移动。

图21是微挡变速器在最小传动比时内部各部件示意图。对比图12所示最大传动比时的情形，变速器传动比在由最大变化到最小的过程中，中间主轴系沿d方向水平移动到了后止点；中间双锥面夹升盘73受拨叉67的作用，沿D方向移动到了右止点，左侧的前级从动变径轮轮半径由最大变至最小；右侧的后级主动变径轮轮半径由最小变至最大。从图中可看到定半径主动轮58、前级传动带56和后级传动带45之间的相对位置关系。

图22(a)、(b)是微挡变速器在最小传动比时基本传动件相对位置示意图。(a)图中箭头标明了传动方向；位于前级从动变径轮牵引架1-2、后级主动变径轮牵引架1-1一侧的变径开口都处于与各自传动带的非包角区，可以同时进行变径操作。(b)图是俯视图，对应(a)图可以看到牵引架1-1和牵引架1-2的位置。

图23(a)、(b)是微挡变速器相关尺寸数据示意图。图(a)标出了重要的尺寸数据：1挡时，中间主轴轴心位于o1处，此时前级从动变径轮轮半径最大，为229.26，节圆上72节链节，前级中心距o1o3是304，后级中心距o1o4是674.96。第37挡时，中间主轴轴心位于o2处，此时后级主动变径轮轮半径变为最大，为229.26，节圆上72节链节，前级中心距o2o3的值是533.93，后级中心距o2o4的值是510。

圆o3是前级定半径主动轮的节圆，该轮有16节链节，节圆半径是51.26；圆o4是后级定半径从动轮的节圆，该轮有82节链节，节圆半径是261.08。图中所有双圆头链链节的节距都是20。图中从o1o4到o2o4间共引出了37条连线，标明了从1挡到37挡的换挡过程中，后级对应的37个中心距。(b)图用局部视图显示了中间双锥面夹升盘在中间主轴的位置，图中表示了在1挡时，左侧的前级从动变径轮、右侧的后级主动变径轮的轮表链节的位置。此时前级轮径最大，节圆半径为229.26，轮表链节节数是72节；后级轮径最小，节圆半径为114.74，轮表链节节数是36节。图中右侧还以虚线标明在第37挡时，中间双锥面夹升盘的位置。图中d和D与图12、图21中的d和D所标方向一致。

图24是微挡变速器动力输出端的反转及差速装置。图中左端行星架94，行星轮100，行星轮轴93和左、右两个半轴36、43构成了差速器；行星轮轴101、右端行星架102、行星轮103构成了反转组件。104是一个双面牙形盘，安装在行星架102端部的花键轴上并可轴向移动，牙形盘104有左、中、右三个位置，处于左位时，与外壳37结合，行星架102被固定，动力输出盘105的动力经行星轮103反向后，传到差速器行星架94上；牙形盘104处于右位时，反向组件101、102、103随动力输出盘105同步转动，不起反向作用；牙形盘104处于中位时，相当于空挡，左、右两个半轴36、43因负载作用停止，行星架102转动。双面牙形盘104由操纵杆95控制，其动力来自于气缸38，52是气管接口。图中99为滚针轴承，42是箱体外壳。

本案所介绍的综合式微挡变速器将前、后两级变径轮的扩轮装置合为一体，共用一个中间双锥面夹升盘做扩轮动力装置；共用一套调挡器。这对于不同的两级变速器来说，只有具备同步调整的条件，才能说明设计方案是可行的。以下给出一个表格，将变速器在37个挡位的主要数据列出，结合附图12、附图21和附图23证明设计方案的可行性。

首先说明在D方向上同步调整的可能性；

按照设计思路，前级从动变径轮和后级主动变径轮具有相同的几何尺寸，两轮轮表的双圆头链链节变动范围都是36节～72节，在前级从36节增至72节的同时，后级则从72节减至36节，前级每增加一节，后级就要相应的减少一节。这里计算统计了中间盘(D方向)左移的数值，结果表明；轮表链节每增、减一节，中间盘的轴向位移就以一个固定值变动，该值就是表中的D_n-D_n-1，从表中可以看到，D_n-D_n-1的值固定在0.89～0.90。可见，前级变径轮轮表链节节数增、减一节，和后级变径轮轮表链节减、增一节的轴向位移刚好相互补偿。所以两级变速器的变径轮在D方向可以同步操作。

其次说明在d方向上同步调整的可能性：

当前、后两级变径轮同步变径时，两级变速器各自的中心距也是同时变动的。如果将移动的中间主轴和不动的主、从动轴设置在一条连线上，那么当中间主轴上的两个变径轮同步改变轮径时，两级变速器的中心距会相应的一个增加，一个减小，在方向上是互补的，但在数量上并不能相互补偿，从表中可以看出；当前级变径轮节数Z₁由36节增至72节的过程中，前级中心距d由304增至533.93，增加值是229.93；后级变径轮节数Z2由72节减至36节，后级中心距由674.96减到了510，减小值是164.93，其增、减值不等；除此之外，变径轮轮表链节节数在以整数增减的过程中，各挡中心距公差也非定值；以前级为例，其中心距公差d_n-d_n-1就是一个变量，由2挡对应的8.46到37挡的5.44不等。

上述矛盾可采用后级定径从动轮下偏置的办法予以解决。如图23(a)所示；将后级变速器中心距连线o2o4相对水平线逆时针偏转53度。这样，1挡中心距674.96和37挡中心距510首先被满足。计算数据表明，后级定径轮o4下偏置后，如果完全按照前级变速器计算中心距d的要求确定中间主轴位置，那么后级在各挡位的中心距也能够基本保证。以下用数据说明：在变径过程中，前、后级传动带节数是一定的，在本方案中分别为80节和128节。根据后级主动变径轮轮表链节节数、从动定径轮轮表链节节数以及传动带节数，就能确定后级中心距，这称之为理论中心距l；而实际上，中间主轴的位置根据前级变速器的中心距确定，后级变速器中心距是被动确定的，在此称为实际中心距s。计算表明：除1挡和37挡外，l和s的值并不相同；后级变速器的实际中心距s总是小于理论中心距l，所以后级传动带必将松弛。每个挡位对应的l_n-s_n的值称为中心距不足量。对各挡l_n-s_n值进行分析发现，此值随档位增加，呈先增后减的趋势，其在17档达到最值15.82。结合图23看出，该值小于传动带链节节距20，因此可以认为由该值引起的后级传动带松弛量对传动的影响不大，可以忽略。支持此论点的理由还有：1、后级变速器各轮轮径大，轮表链节节数多，且传动带与传动轮包角较大；啮合点较多。2、本案属机械传动中的啮合式传动形式，与靠摩擦力传动的变速器不同，对中心距的微量不足并不敏感。

综合式微挡变速器具有以下优点：

1.结构简单、重量轻、造价低。

2.变换挡位不需离合器的配合，不中断动力的正常传递；

3.挡位密，传动比公比小，接近无级变速器的传动效果；

4.双圆头链板间啮合平稳，传动可靠，能传递大的功率；

5.利用中间主轴驱动调挡机构，无需外界提供调挡动力；

6.结合简单的电控装置可以实现自动变速；

使用综合式微挡变速器，可以改善汽车的燃油经济性。相比安装其它变速器的同样的汽车，有条件使用较小功率的发动机。设想发动机总是运转在其发出最大功率的转速n_p下，只要变速器传动比i_g能随车速u_a及时调整。发动机的功率就会被最充分的利用。综合式微挡变速器需结合简单的电控装置实现自动变速；按照上面的设想，每一个传动比对应一个车速范围，当车速偏离相应的传动比时，电控装置将对调挡器发出调挡信号，调挡器就会从中间主轴获取调挡所需动力，在传动正常进行的过程中完成调挡操作。

综合式微挡变速器能在运转中进行换挡操作，不需要离合器的配合，但离合器还是必要的，而且在动力输入端最好安装一种双作用离合器。所说的双作用离合器附带粘性离合的功能。该离合器在司机轻踩刹车踏板减速时，动力并不完全中断，离合器进入一种粘性结合状态：两端结合力减小；允许有大的转速差。直到司机拉下手刹车或紧急刹车时离合器才完全分离，中断动力。采用此装置是因为：当刹车时，车速必然降低，这要求将综合式微挡变速器传动比相应调节增大，为汽车的再次加速提供大的起动转矩作准备。因微挡变速器的调挡动力取自中间主轴。该变速器具有单向传动的特点，不允许中间主轴有反转的趋势，因此在刹车减速时，前端离合器需借助粘性接合功能，使中间主轴保持与正常传动时相同的受力方向，这样才能确保换挡操作顺利进行。

综合式微挡变速器的调速特点是；调挡时，中间主轴每转一圈，挡位上、下调整一挡，从最小传动比2.55调到最大传动比10.2时，需要中间主轴转动37圈。这里有一种情况：当遇到紧急刹车，动力输出轴可能会抱死，中间主轴没有机会转动37圈，这时就需要借助后端离合装置(见图24)，将牙形盘104置于中间位置，使后级从动轮53脱离与车轮的连接后，再完成调挡操作，将传动比调整到起步所需的低挡位后，车辆再起步、加速。

微挡变速器换挡是逐级进行的，这种不中断动力的进挡方式使传动更趋平稳和可靠。

需要指出，以上描述了一种可变轮径的传动轮和使用该轮的传动装置，其中传动轮工作表面是带状的具有啮合副性状的传动表面。然而，可以设想，其它材质和性状的传动表面也可构成该传动轮的传动表面。因此，符合前述本发明原理的各种可变轮径的传动轮和使用该轮的传动装置也包含在本发明的范围内。

Claims

1.一种变径传动轮，由牵引架(1)、轮表牵引带(3)、扩轮装置和缩轮装置组成；其中牵引架(1)安装在轮体(5)上，并可在其上径向移动；轮表牵引带(3)一头接在牵引架(1)上，并绕转轴(7)的轴线卷绕形成传动轮工作表面，轮表牵引带(3)与轮体(5)通过牵引架(1)实现力矩的传递；在扩轮装置和缩轮装置的配合下，牵引架(1)在轮体(5)上径向移动，以改变轮表牵引带(3)与转轴(7)之间力臂的大小，轮表牵引带(3)随牵引架(1)位置的变动而调节其参与传动的长度，达到改变传动轮表面周长和传动轮轮半径的目的。

2.如权利要求1所述的变径传动轮，其特征在于：所述牵引架(1)具有V形框架结构，其安装在轮体(5)上的斜向牵引架滑槽(10)内；轮表牵引带(3)一头通过牵引销(15)连接在牵引架(1)上，另一头通过末节(17)与缩轮装置的卷收拉线(2)连接；在牵引架(1)一侧、轮表牵引带卷绕圆周的接口是变径开口，变径开口将轮表牵引带(3)分为工作部分和非工作部分，工作部分绕成一圈，形成传动轮工作表面；非工作部分卷绕存储于轮心卷绕轮(4)上；轮表牵引带(3)参与传动的工作表面为具有传动功能的啮合或摩擦表面；牵引架(1)在轮(5)径向线上的位置决定了变径轮传动节圆的大小；轮表牵引带(3)根据节圆大小相应调节其工作部分的长度，随轮半径变化而改变轮表周长。

3.如权利要求1所述的变径传动轮，其特征在于：所述扩轮装置采用一种锥盘式夹升机构，由一对锥形夹升盘(5)和转轴(7)组成，夹升盘的工作面为一圆锥面(9)，该锥面与轮表牵引带(3)上锥头销(6)的圆锥面相配合形成滑动副；当传动轮节圆半径需要扩大时，两夹升盘(5)沿转轴(7)轴线相向移动，其轴向间距的减小使锥头销(6)在夹升盘(5)径向受力，并带动轮表牵引带向轮边缘外扩，以此达到增大轮径的目的；所述缩轮装置由连接于轮表牵引带(3)末端的卷收拉线(2)和套于转轴(7)上的卷绕轮(4)组成；卷绕轮内部的发条嵌槽(20)中装有发条，能使卷绕轮(4)相对于转轴(7)发生转动。

4.如权利要求1或2所述的变径传动轮，其特征在于：所述轮表牵引带(3)采用双圆头链式牵引带，其由双圆头主链节(22)和双圆头链板(21)及锥头销(6)为主构成；轮表牵引带从结构上分宽节(12)和窄节(13)两部分，两部分以过渡链节(23)连接；各链节具有相同的截面；其两端圆头(R01)的圆弧半径相同，凹弧(R1)处于中部，两圆头端圆心处开孔，各链节由此孔通过销(6)连接成链条。

5.如权利要求1所述的变径传动轮，其特征在于：所述扩轮装置可采用辐杆撑开式结构，轮表牵引带(3-3)由撑架(30)撑起，辐杆(26)两头分别与辐杆绞盘(27)和撑架(30)铰接，一对辐杆绞盘(27)在轮体两侧对称布置，两盘相向移动时，撑架(30)上升，将轮表牵引带(3-3)拉出，达到扩大轮径、增加轮表周长的目的。

6.一种传动装置，其使用如权利要求1或2所述的变径传动轮，利用变径轮与中间传动带(14)可构成变速传动装置；当用一个变径轮与一个定半径轮组成变速传动装置时，两轮中心距能随变径轮轮半径的变化相应调整；变径轮可任意用作主动轮或从动轮；变径轮在其变径开口转至与中间传动带(14)的非包角区域进行扩轮或缩轮的变径操作。

7.如权利要求6所述的传动装置，其特征在于：变径传动轮以双圆头链为轮表牵引带(3)，用等节距的双圆头链(14)作传动带，构成传动比微量可调的微挡变速器；变径轮可在传动中改变轮半径；在此过程中，构成传动轮工作表面的一圈双圆头链链节，其节数为整数且始终以整数变动；在传动过程中，轮表牵引带(3)的链板圆头(R01)啮入传动带(14)链板的中间凹弧(R2)中；传动带(14)的链板圆头(R02)啮入轮表牵引带(3)链板的中间凹弧(R1)中，这样构成的啮合副，依靠链板圆头间的挤压传递动力；双圆头链板两孔圆心都处于传动轮节圆和传动带链节节线上，节圆和节线相切。

8.如权利要求6或7所述的变速器，其特征在于：所述两个微挡变速器，可串联组成由前、后两级微挡变速器构成的综合式微挡变速器；前级变速器和后级变速器共用一套调挡装置调节挡位；两级变速器的变径轮安装在同一根中间主轴(60)上，其几何尺寸完全相同，两变径轮同步改变传动半径；前级变速器以定半径轮(58)做主动轮，变径轮(3-2)作从动轮；后级变速器以变径轮(3-1)做主动轮，定半径轮(53)做从动轮；主动轮(58)和从动轮(53)固定在壳体上，两变径轮在进行变径操作时，还随中间主轴(60)水平移动以调整两级变速器各自的中心距；从动轮(53)相对于水平线向斜下方偏置。

9.如权利要求8所述的综合式微挡变速器，其特征在于：所述两个变径轮同轴布置，两套变径轮的扩轮装置做为一体，其由在中间主轴(60)轴向固定的左夹升盘(69)、右夹升盘(70)和可在中间主轴(60)轴向移动的中间双锥面夹升盘(73)组成；分别过两变径轮变径开口的两条半径线有固定夹角，这使两轮变径开口能在一定角度范围内能同时处于与各自传动带的非包角区，在此角度范围内，可对两轮同时进行变径操作；调节挡位时，调挡转轴(40)和调挡副转轴(41)同步转动，驱动中间主轴(60)发生水平移动，两套变速器各自的主、从传动轮中心距也同时被改变；拨叉板(55)安装在中间主轴系上，其顶端的拨叉导板(34)在机壳上的斜向滑槽(35)中滑动，在水平运动的中间主轴(60)带动下，拨叉板(55)下端的拨叉(67)推动中间双锥面夹升盘(73)沿中间主轴(60)轴向发生位移，达到同时调节两变径轮节圆半径的目的。

10.如权利要求8或9所述的综合式微挡变速器，其特征在于：所述微挡变速器依靠调挡器(48)，从中间主轴系获取调挡所需动力；中间主轴系上的左夹升盘(69)边侧有两个调挡凸轮(54、54’)，其在转动过程中推动调挡器(48)上的一对推杆(84)往复运动；当需要调挡时，调挡拉线(80)拉动调挡板(81)下压同步销(82)，在同步销卡入棘齿板(91)的缺口时，棘齿板(91)被推杆(84)带动发生水平移动，在这个过程中，棘齿(86)将推动调挡转轴(40)上的齿(46)，使调挡转轴(40)转动；调挡转轴(40)又利用同步带(32)驱动调挡副转轴(41)；调挡转轴(40)和副转轴(41)同步转动时，其上的螺旋槽(47)和(58)与固定在主轴系上的一对销钉(57)作用，共同推动中间主轴(60)发生水平移动，实现换挡操作；当需要调挡转轴反向转动时，可以操作调档器中分线下方相同的装置；调挡器(48)上下两个调档机构不能同时操作。