CN101806359B - 一种换挡时无动力传输中断的有级式机械变速器 - Google Patents

Abstract

一种换挡时无动力传输中断的有级式机械变速器，其换挡组合装置采用了作动件控制的、具有某种自由轮式或超越式离合器功能的多态可控离合器组合来取代一般有级式机械变速器的换挡组合装置(同步器或啮合套组合)。多态可控离合器，可通过对作为机械传动基础件的自由轮离合器施以可控化改进而得到，使其能部分或全部被控的在多种工作状态之间切换。通过合理的操纵，组合和切换各个挡位上的多态可控离合器，从而实现双向换挡无动力传输中断功能。

Description

一种换挡时无动力传输中断的有级式机械变速器

技术领域

本发明属于机械系统、特别是机动车辆的传动技术领域，具体涉及一种可在不中断动力传输的条件下实行换挡的有级式机械变速器。

背景技术

机械变速器是机械系统、特别是机动车辆中常用的变速传动装置，对系统的性能有重大影响。现有特别是车用的有级式机械变速器，按其换挡方式分为手动、自动和手自一体三大类，均由多级齿轮传动副、换挡组合装置(如同步器等)及其操纵机构、主离合器及其操纵机构、箱体等主要部件构成。其中手动变速器(MT)相对结构简单、廉价、高效，但对操作者的技术要求较高；自动变速器(AT)相对结构复杂(如周转式轮系)、昂贵、低效，但无须(也常常无法)进行人工干预。而手自一体变速器(包括机械式自动变速器AMT等)，则在尽量利用定轴式手动变速器主要结构的基础上再应用电子、自控技术，力图以相对较小的成本增量来兼具手动、自动变速器的其他优点。这种手自一体变速器已成为当前本领域技术发展的重要趋势之一，但其存在的换挡时的动力传输中断、冲击振动及使用寿命等等，是需要破解的难题。

为改善手自一体变速器的换挡动力中断等问题，英国Zeroshift公司提出了一种技术解决方案(美国专利US 2006/0207362A1等)，其要点是用经重大改造后的牙嵌式离合器(端面犬牙式啮合套)组合来取代现行手动变速器中常用的换挡同步器组合，并配以相应的线传电控(X-By-Wire)技术、装置和控制策略构成“换挡机器人”来控制换挡拨叉、主离合器及发动机油门(见Zeroshift公司US2006/0240941A1和US 2007/0042864A1等美国专利)，就形成了一种新型手自一体变速器的较完整方案。该方案引起了国际车辆变速传动领域的高度关注，然而仍存在一些重大的不足，例如动力传输的中断从低挡升至高挡时虽已不复存在，但从高挡降至低挡时依然存在；其端面牙嵌式的换挡组合装置使换挡冲击、扭振及噪声等问题较为突出，即便采用配合要求很高的电控主离合器和电控油门技术，仍较难弥补换挡品质不高的缺点，等等。

发明内容

本发明的目的在于针对上述现有技术的不足，提供一种换挡时动力传输不中断、冲击振动与噪声被缓解、传动效率高、成本低、便于批量生产、适于手动和手自一体应用的新型有级式机械变速器。

本发明的目的通过采取下述技术方案进行实现：

一种换挡时无动力传输中断的有级式机械变速器，基本组成和结构与一般有级式机械变速器相同，如图1所示。本发明的要点在于，其换挡组合装置04不同于一般有级式机械变速器带拨叉环等作动件的同步器或啮合套组合，而是采用了带拨叉环等作动件的、具有某种自由轮式或超越式离合器功能的“多态可控离合器”组合来取而代之。若再取消手动换挡杆等装置，并配以相应的线传电控技术、装置和控制策略来实施对换挡操纵机构、主离合器及发动机油门的自动控制，就可形成换挡时无动力传输中断的新型自动/手自一体变速器(AMT)。

自由轮离合器分嵌入型、摩擦型两大类，按其自由超越的方向又分为单向和双向两种。多数自由轮离合器理论上均可设法进行可控化改进，使其能部分或全部地被控在以下四种工作状态之间切换：状态一，可以正向传递动力或正向超越；状态二，可以反向传递动力或反向超越；状态三，可以双向传递动力(全结合)；状态四，可以双向超越(全分离)。在本发明中，工作状态一至四在某些实施例中不一定全部都要具备。这些工作状态的切换，通对过换挡操纵机构所设计的若干规定动作，由拨叉环等作动件来触发或使能，从而实现换挡和其他功能，达到上述本发明的目的。

相对于前述Zeroshift变速器方案，本发明的改进主要是用多态可控离合器组合取代了其端面牙嵌式离合器组合。这不仅提供了另一种升、降挡时几乎无动力传输中断的解决方案，而且由于换挡过程中的斜面摩擦楔紧等作用，使换挡时的冲击、扭振及噪声得到缓解，从而使得对主离合器和油门控制技术的配合要求降低、换挡品质提高。利用本发明变速器的多态可控性，还可以获得一些额外的益处，例如可实现车辆行驶过程伴随有一定量的惯性滑行，达到节油和改善行驶平顺性的效果。此外，由于多态可控离合器基本上继承了自由轮离合器结构紧凑、技术成熟和便于批量生产等特点，在实际应用中也较容易获得性能、成本和质量控制等方面的竞争优势。

本发明的有益之处在于：

1.本发明通过合理组合和切换各个挡位上多态可控离合器的工作状态，以实现双向换挡无动力传输中断功能，避免了一般有级式机械变速器换挡过程中动力传输中断所产生的燃油浪费、动力丧失等问题，改善了一般有级式机械变速器换挡过程中动力传输中断所产生换挡冲击问题，提高了汽车行驶过程中的动力性、燃油经济性和舒适性；

2.本发明通过合理组合和切换各个挡位上多态可控离合器的工作状态，不仅可以实现双向无动力中断换挡，并且变速器可以在驱动、滑行、倒拖三者状态之间平滑切换，提高了汽车行驶过程中的燃油经济性、舒适性与安全性；

3.本发明中使用的多态可控离合器，是在作为机械传动基础部件的自由轮离合器的基础上进行可控化改造而来。自由轮离合器广泛应用于纺织、造纸等行业的生产设备以及飞机、汽车等产品中，具有多种形式，其中啮合式、滚柱式、楔块式批量生产已有多年，均可设法进行可控化改造，使得本发明具有易实现、低成本的特点；

4.本发明保留了一般有级式机械变速器的多级齿轮传动副、换挡操纵机构，可采用与现有带换挡同步器的有级式机械手动或自动变速器相同或相似的基础结构，即保留和采用相同或相似的拓扑布局、保留和采用相同或相似的众多部件和总成，包括多级齿轮传动副、换挡操纵机构(如换挡杆-拨叉轴-拨叉组件)、箱体及主离合器等，这样加强了本发明与现有技术之间的技术联系，特别是能够充分利用现有的一般有级式机械变速器的生产加工设备和成熟工业体系，在实际的生产应用中做到了易于生产和组装，便于规模化生产。

附图说明

下面将结合实施例和附图对本发明作进一步的详细描述：

图1为本发明一具体实施例所示的有级式机械变速器基本结构示意图，具体的，图1a所示为带有倒挡的多挡有级式机械变速器，图1b所示为简化的两挡有级式机械变速器；

图2为本发明一具体实施例所示的一种外星轮双向滚柱式多态可控离合器示意图，图2a所示为其结合状态，图2b所示为其分离状态；

图3为本发明一具体实施例所示的换挡组合装置的示意图之一；

图4为本发明一具体实施例所示的换挡组合装置的示意图之二；

图5为本发明一具体实施例所示的不同的控制滑块剖面图；

图6为本发明一具体实施例所示的基于多态可控离合器的手动换挡操纵机构示意图；

图7为本发明一具体实施例所示的基于多态可控离合器的手动换挡轨迹示意图；

图8为本发明一具体实施例所示的基于多态可控离合器的手动换挡过程示意图(II挡到III挡)；

图9为本发明一具体实施例所示的一般有级式机械手动变速器换挡杆端部轨迹示意图；

图10为本发明一具体实施例所示的改进的控制滑块组合装置示意图；

图11为本发明一具体实施例所示的改进的控制滑块约束关系示意图；

图12为本发明一具体实施例所示的拨叉轴互锁示意图；

图13为本发明一具体实施例所示的一种内星轮双向滚柱式多态可控离合器示意图；

图14为本发明一具体实施例所示的带控制窗口的保持架组合装置示意图；

图15为本发明一具体实施例所示的一种四态控制窗口及指销-滚柱的行程关系图；

图16为本发明一具体实施例所示的一种简化两挡变速器的传动图；

图17为本发明一具体实施例所示的对应图10的控制窗口与指销位置示意图；

图18为本发明一具体实施例所示的三挡变速器换挡杆端部运动轨迹示意图；

图19为本发明一具体实施例所示的带有高挡超越功能的对应图16的一种控制窗口与指销位置示意图；

图20为本发明一具体实施例所示的带压紧弹簧的多态可控离合器结构示意图；

图21为本发明一具体实施例所示的斜撑式多态可控离合器结构示意图；

图22为本发明一具体实施例所示的对应图21的斜撑式多态可控离合器控制窗口与指销结构图；

图23为本发明一具体实施例所示的一种滚柱式单向多态可控离合器结构示意图；

图24为本发明一具体实施例所示的对应图23的滚柱式单向多态可控离合器控制窗口与指销位置示意图。

具体实施方式

如无特殊声明，本文中统一采用罗马符号指代各前进挡挡位，R表示倒挡。

图1(1a，1b)中：01-换挡操纵机构，02-输入轴，03-输出轴，04-换挡组合装置，G1-换挡杆手柄端，G2-球铰，G3-换挡杆末端，Z1-I挡主动齿轮，Z1’-I挡从动齿轮，Z2-II挡主动齿轮，Z2’-II挡从动齿轮，Z3-III挡主动齿轮，Z3’-III挡从动齿轮，Z4-IV挡主动齿轮，Z4’-IV挡从动齿轮，Z5-V挡主动齿轮，Z5’-V挡从动齿轮，ZR-R挡主动齿轮，ZR’-R挡从动齿轮；

图2(2a，2b)～5、13～17、19、20、23中：1-外圈，2-保持架，2’-带控制窗口的保持架，25-控制窗口，3-滚柱，4-内圈，5-控制滑块，凹槽-501，502-凸台，503-楔形凸台，52-拨叉环，61-定中钢珠，62-定中弹簧，63-压紧弹簧，9-指销，C1、C2-多态可控离合器，a-多态可控离合器C1所属，b-多态可控离合器C2所属，I-I挡位置(II、III、IV同，下同)，N-中间位置；

图6、8、9中：71-I-II挡拨叉轴，72-III-IV挡拨叉轴，73-V、R挡拨叉轴，621-复位弹簧，N1-I、II挡间中间位置，N2-III、IV挡间中间位置；

图8中：左半部分为换挡杆末端G3在II挡到III挡换挡过程中对应于图7的相对位置，右半部分中的6条位置示意线依从左到右，分别表示：II、IV挡自锁位置，II挡弹性定中使能位置，中间位置，II挡刚性回中使能位置，I、III挡弹性定中失效位置，I、III挡自锁位置；

图10、11中：511X-X挡弹性定中滑块，512X-X挡刚性回中滑块，513-拉簧，514-燕尾槽，521-I-II挡拨叉环，522-III-IV挡拨叉环，53X-X挡刚性回中滑块拨叉环，----刚性约束；

图12中：71’-带互锁机构的I-II挡拨叉轴；72’-带互锁机构的III-IV挡拨叉轴，611-互锁钢珠；

图17、19、24中：上方的控制窗口形状为指销9a所对应的控制窗口，下方的控制窗口形状为指销9b所对应的控制窗口；

图18中：7x-X挡拨叉轴；8-换挡杆折线型导槽；

图21～图22中：21-外保持架，22-内保持架，251-外保持架控制窗口，252-内保持架延伸部分，3’-斜撑。

本发明的具体原理和结构将通过下列实施例及附图进一步加以详细说明。

实施例1：

在本实施例中，变速器的换挡组合装置如图2所示，增设了可控强制回中位装置的多态可控离合器替代一般有级式机械变速器中的啮合套或同步器。

图2中定中弹簧62和定中钢珠61置于外圈1的径向孔内；保持架2使各滚柱3之间的节距不变，内圈4位于外圈1的星轮状内腔中，滚柱3位于外圈1的内腔与内圈4的外圆所构成的工作空间内；控制滑块5随保持架2转动，在换挡操纵机构的作动件(如拨叉环，图中未显示)作用下，还可相对外圈1和保持架2做轴向运动，导致其上的凹槽501或凸台502部分(图2a中C向剖视图)与定中钢珠61相接触。外圈1和内圈4可通过花键或其他方式与轴或旋转件相联接，外圈1和内圈4两者之一作为主动件，另一个作为从动件。

当定中钢珠61是与控制滑块的凸台502部分接触如图2a所示时，由控制滑块5、定中弹簧62和定中钢珠61构成的弹性定中装置不起作用，根据主、从动件及其转向的不同，滚柱3将移动至工作空间的左或右端的较窄处楔紧，使内圈4与外圈1正向或反向结合同步转动，即处于前述状态三。

当控制滑块5被轴向运动至凹槽501部分与定中钢珠61接触位置时，如图2b及其局部放大图所示，凹槽501光顺变化的断面轮廓曲线或曲面的恰当设计，将形成对保持架2及滚柱3的回中位弹性力矩，始终有使保持架2及滚柱3回中位的趋势。沿任一转动方向，无论是驱动还是反拖(甚至超越)，一旦运行中产生脱离楔紧的机会，就迫使保持架2和滚柱3“定中”或回复中位，使多态可控离合器处于双向超越(分离)的状态四。

可见通过控制滑块5的轴向位置，使定中钢珠61分别与其凹槽501或凸台502接触，即可决定弹性定中力矩的产生与否，实现弹性定中位装置是否使能的控制。而定中弹簧62的刚度、凹槽501的曲面(参见图)及其与定中钢珠61的关系等设计恰当与否，对弹性定中的效果有至关重要的影响。设立弹性定中功能，是为了使换挡过程尽量满足“新一挡结合之前、当前挡不分离”的要求，这将在下文中加以具体说明。当然实现弹性定中可有多种方法，在此仅列举了一例。

将多态可控离合器两两配对地装于齿轮传动副系统，即可构成图1中相邻两级齿轮传动副之间的换挡组合装置04，并通过拨叉环52等作动件使其与换挡操纵机构01联系起来。图3上半部分的A型就是这种换挡组合装置的结构示意之一(已挂入I挡位置)，其要点在于，拨叉环52不仅能使多态可控离合器C1、C2的控制滑块5a、5b作同步轴向位移，还允许两者作相对转动。

在上述弹性定中功能的基础上，可另增设某种能最终刚性地实现脱挡分离的“刚性回中”功能，使实现“新一挡结合时、当前挡分离”的要求更有保障。需要说明的是，为了实现刚性回中，挂挡行程方向被设计成与该挡位齿轮相反的方向，相对应的，弹性定中失效与使能的触发行程也重新设计。具体设计如图3下半部分B型及图4所示。在控制滑块5与外圈1端面之间设计的刚性回中装置由图5[a]所示的控制滑块5a、5b增设的楔形凸台503a、503b(图5[b])和在外圈1a、1b端面对应楔形凸台503a、503b之处(如图3，4中H圈所指)增设的楔形凹槽组成。具体原理是：在挂向某一挡的轴向位移过程中，当前挡位齿轮一侧的控制滑块楔形凸台(503a或503b)与外圈(1a或1b)对应凹槽的两对平行斜面之一必然发生接触，纵向换挡力在接触斜面上的周向向分量将强制把所述楔紧的滚柱拔出，从而实现刚性回中。实现刚性回中的关键在于挂向新挡轴向行程结束前的某恰当点，必然实现接触。设保持架2由中位相对外圈1周向运动的最大行程为s，保持架位于中位时，前述楔形凸台502与凹槽501的一对平行斜面间的间隙为Δ，前述恰当点的挂挡轴向行程为x，楔角角度为α，则为实现上述原理，需要满足的关系式为：x·sinα＝(Δ-s)。

若欲形成内星轮式的这类多态离合器，也可采取相似的解决方案(参见实施例2)。为分析方便，以下结合图1b、图3、图4及图5，以简化两挡变速器为例作进一步说明。

发动机通过主离合器(图中均未显示)与输入轴02相连；输出轴03通过主减速器、差速器与驱动轮(图中均未显示)相连；换挡组合装置04见图3及图4。另针对多态可控离合器进一步定义如下：①力矩由主动件(本例为内圈4)通过滚柱或楔块等传递至从动件(本例为外圈1)为动力正向传递或驱动；②力矩由从动件传递至主动件为动力反向传递或反拖；③从动件转速比主动件的高时为正向超越；④从动件转速比主动件的低时为反向超越。此外对于图1这类定轴式齿轮变速器而言，因传动速比的关系而存在一种共性现象，即当前挂入某挡工作时，比该挡低的挡位实际上呈正向超越、比该挡高的挡位实际上呈反向超越。以下进入换挡说明。

当车辆停车时，换挡操纵杆位于中间位置(N)，拨叉与拨叉环也都处于中性的N位置，多态可控离合器C1中的定中钢珠61与凹槽501a接触、多态可控离合器C2中的定中钢珠61钢珠与凹槽501b接触(图5)，I、II挡离合器的弹性定中位装置使能均有效，处于可正、反向超越(即分离)的工作状态四。

车辆起步时，换挡操纵机构01使拨叉环52沿轴向移动至I挡位置，如图1b、图3或图4所示。多态可控离合器C1中的定中钢珠61与凸台502a接触，I挡的弹性定中位装置使能失效，处于工作状态三，I挡挂入。此时多态可控离合器C2中的定中钢珠61仍与凹槽501b接触，保持工作状态四(实际上此时呈反向超越)。随着主离合器逐步结合、输入转速逐步提高，多态可控离合器C1自动进入动力正向传递，动力经由输入轴02→内圈4a→外圈1a→I挡主动齿轮Z1→I挡从动齿轮Z1’→输出轴03的路径传递并输出。此时II挡的弹性定中位装置仍然有效，多态可控离合器C2不传递动力。

当车速不断提高至一定水平，变速器需要进入II挡工作。换挡操纵机构01使拨叉环52沿轴向移动先离开I挡位置、到达N挡位置，多态可控离合器C1中的定中钢珠61与凹槽501a接触、I挡的弹性定中位装置使能重新生效。但在拨叉环到达II挡位置之前，由于滚柱3a仍有楔紧的趋势，多态可控离合器C1暂时仍处于工作状态三、保持驱动。当拨叉环到达II挡位置时，多态可控离合器C2的定中钢珠61与凸台502b接触、弹性定中位装置使能失效，从实际上的反向超越转入结合的工作状态三(略有冲击)；自动转入经由输入轴02→内圈4b→外圈1b→II挡主动齿轮Z2→II挡从动齿轮Z2’→输出轴03的路径传递并输出动力。与此同时，由于前述传动速比的关系，正常情况下原本应处于驱动状态的多态可控离合器C1转而趋于正向超越，滚柱3a趋于脱离楔紧，正好被弹性力拉回中位，自动转入分离的工作状态四(实际上此时呈正向超越)，不再传递动力。即使万一多态可控离合器C1此时例外地原本处于反拖状态，若采取了诸如图3之B型或图4的弹性定中+刚性回中方案，同样能实现强制回到中位；否则还可以通过短暂减低油门、略松主离合器等技术操作来配合、帮助滚柱3a脱离楔紧、回到中位，同时产生一定的缓冲作用。

总之从低挡到高挡的升挡过程中(包括该种变速器为多挡的情形)，一般只要高挡挂入，低挡即自行分离，换挡过程几乎无动力传输中断。但采取弹性定中+刚性回中的设计则能较可靠地应对升挡完成前低挡离合器为反向拖动等例外情况。此外辅以减油门配合等策略也有助于这类问题的应对，且只需换挡过程中传输的动力有短暂下降但基本上不中断。

再看车辆需要由高挡转入低挡工作的情形。当外负荷增大、车速逐步降低、发动机转速也同步降低到一定程度时，需要将变速器降至低挡工作。以从II挡降至I挡为例：换挡操纵机构01使拨叉环52沿轴向移动离开II挡位置，经中性N挡位置去往I挡位置。拨叉环52的位移使得I挡的弹性定中装置使能失效、II挡的弹性定中装置使能重新生效。在此降挡过程中，除非恰巧出现多态可控离合器C2处于反拖或滚柱3b未被楔紧的特例情况而自动使II挡分离、I挡挂入外，一般情况下多态可控离合器C2应原本处于正向驱动状态，需要强制使滚柱3b回中位，才能使I挡挂入、多态可控离合器C2转为反向超越。若采取了诸如图3之B型或图4的弹性定中+刚性回中方案，这种强制回中位可自动实现；否则同样需要通过短暂减低油门、略松主离合器等技术操作来配合、帮助滚柱3b脱离楔紧、回到中位。

总之从高挡到低挡的降挡过程中，低挡挂入后，一般高挡并不自行分离，但采取弹性定中+刚性回中的设计则能较可靠地实现这种分离。此外辅以降挡时配合减油门等策略也有助于这类问题的应对，且只需换挡过程中传输的动力有短暂下降但基本上不中断。

本实施例基本沿用一般有级式机械手动变速器的简单手动换挡操纵机构，通过拨叉来控制各换挡组合装置04。因采用了弹性定中装置，在升、降挡过程经过N挡中性位置附近时仍使上一挡处于结合状态，满足“新一挡结合之前、当前挡不分离”的要求；加上采用恰当的刚性回位定中设计，又基本满足“新一挡结合时、当前挡分离”的要求，最终基本满足了变速换挡过程无动力传输中断的要求。

由于本方案采用基于滚柱式双向自由轮的多态可控离合器，与一般变速器一样尚不具备惯性滑行功能，若无主离合器干预，发动机要么驱动、要么被反拖。当然这对保障行驶安全还是有益的。

不难理解，该变速器若取消手动换挡杆等装置，并配以前述升、降换挡控制策略和相应的电控执行装置来实现换挡、主离合器及发动机油门的自控，就成为了一种手自一体变速器(AMT)。

综上所述可见，本方案采用了与现有定轴式手动或手自一体变速器相同的拓扑布局、可沿用众多的部件和总成，包括多级齿轮传动副、换挡操纵机构(拨叉-拨叉轴套件)、箱体及主离合器等。其换挡组合装置的操作方式与一般变速器的相同，通过操控多态可控离合器不同工作状态的切换，可实现无动力中断的换挡功能。

实施例2：

在实施例1实现了I-II挡之间无动力中断换挡的基础上，由若干组图3所示基于多态可控离合器的换挡组合装置取代一般有级式机械手动变速器中的同步器，作为图1中的换挡组合装置04，对一般有级式机械手动变速器的相关部件施以简单改变即可以可靠地实现多挡位之间的无动力中断的切换。

如图6所示，换挡杆末端G3在换挡杆(图中未显示)的操纵下，可以进行纵向和横向移动；拨叉轴71，72，73并列排布，拨叉轴上开设有形状恰当设计的换挡槽，可以在换挡杆末端G3的推动下横向移动，拨叉轴两端均设有复位弹簧621，保证拨叉轴脱离换挡杆末端约束后回到中位；拨叉轴与实例1图3下半部分B型中的控制滑块5a、5b(图中未显示)以某种方式联接，保证轴向同步运动，并能实现控制滑块间的相对转动，弹性定中装置和刚性回中装置的实现原理和方法也完全与实施例1中相同。为约束换挡杆末端G3的运动轨迹，需加装换挡轨迹导槽，换挡杆末端G3的运动轨迹如图7所示。

以II挡换入III挡为例，具体说明换挡过程(如图8所示，复位弹簧621及V-R挡拨叉轴73省略)。位置1为二挡自锁位置，在手动换挡力的推动和换挡轨迹导槽(图7)的引导下，换挡杆末端G3同时向x和y方向移动到位置2，控制I-II挡拨叉轴71到达II挡弹性定中使能位置，如前所述，二挡仍继续传递动力。在换挡力推动和换挡轨迹的引导下，换挡杆末端G3到达位置3，控制拨叉轴71到达中位，此时开始同时推动I-II挡拨叉轴71和III-IV挡拨叉轴72移动。由于换挡杆末端和对应拨叉轴换挡槽的特殊弧形设计，换挡杆末端G3由位置3向位置4移动中，两根拨叉轴由同步移动逐渐产生y向位置差，当柱销到达位置4时，I-II挡拨叉轴71触发II挡刚性回中，同时III-IV挡拨叉轴72触发III挡弹性定中失效，以刚性实现II挡脱开，III挡自动结合的动力不中断切换。换挡杆末端G3在导槽引导下继续移动，彻底脱离I-II挡拨叉轴71，而完全进入III-IV拨叉轴换挡槽，并推动拨叉轴72进入自锁位，最终到达位置5，而I-II挡拨叉轴71与换挡杆末端G3脱离后，在复位弹簧621的作用下回到中位，换挡过程结束。III挡换入II挡，以及IV挡与V挡之间的切换，过程完全相同。

如完全沿用传统的换挡操纵机构和“H”型换挡路径(如图9所示)，只需对前述带刚性回中装置的b型控制滑块(图5)施以改进(图10)，并在不同控制滑块之间施加一定的约束关系(图11)，即可实现多挡位之间的无动力中断切换。

如图11所示，各挡弹性定中滑块511X(X＝I、II、III、IV，下同)外表面加工有凹槽，拨叉-拨叉轴可控制滑块移动，调整凹槽501与定中钢珠61的相对位置，以实现弹性定中功能的使能或失效，基本功能与实施例1中图5所示a型控制滑块功能相同。各挡刚性回中滑块512X外表面设计有楔形端面突起，必要时，与各挡离合器外圈上的楔形凹槽配合实现刚性回中，基本功能与实施例1中图5所示b型控制滑块对应设计的功能相同。各挡弹性定中滑块511X与刚性回中滑块512X之间以弹簧513联接。在必要时，弹性定中滑块511X与刚性回中滑块512X可沿燕尾槽514做相对滑动。两者发生相对移动后，弹簧被拉长将产生弹性回复力。I、II挡弹性定中滑块和III、IV挡弹性定中滑块分别由两个拨叉环控制，而I、III挡刚性回中滑块，II、IV挡刚性回中滑块分别在刚性回中滑块拨叉环53X的约束下，以拨叉-拨叉轴的方式实现刚性相连，保持同步。

图11上半部分表示位于N挡位置上，各挡弹性定中滑块511X和刚性回中滑块512X的的位置；下半部分表示位于II挡位置上，各挡弹性定中滑块511X和刚性回中滑块512X的位置；

带互锁机构的I-II挡拨叉轴71’与带互锁机构的III-IV挡拨叉轴72’之间采用互锁机构实现互锁，即一个拨叉轴轴向移动时，另一个被锁止。如图12所示，带互锁机构的I-II挡拨叉轴71’移动后，互锁钢珠611刚性限制带互锁机构的III-IV挡拨叉轴72’不能移动。

以下仍以II挡换入III挡为例，具体说明换挡过程。I-II挡拨叉环521由II挡位置移向中位，带动II挡弹性定中滑块511II右移，使得二挡弹性定中由失效变为使能，如前所述，二挡仍继续传递动力。沿着换挡轨迹(图9)，又由于互锁机构(图12)的作用，当换挡杆操纵III-IV拨叉环522时，I-II拨叉环521保持在N位置不动，因此I和II挡的弹性定中装置全部保持使能。换挡杆开始操纵III-IV拨叉环522由中位移向III挡位置，带动III挡弹性定中滑块511III右移，使得III挡弹性定中失效，且由于上述约束关系，III-IV挡拨叉环522移动的同时，带动II挡刚性回中滑块512II移动，使得II挡刚性回中使能，以确保可靠地完成II挡换入III挡的过程。III挡挂入II挡过程完全相同，如欲实现更多挡位，只需增加相应控制滑块并施加相同约束关系，过程也完全相同。

实施例3：

本实施例中的多态可控离合器，以内星轮双向滚柱式(图13)或楔块式自由轮离合器为基础做可控化改进而成。它与实施例1的最大不同，在于能受控地在前述全部四种工作状态之间做切换。

本实施例多态可控离合器的结构特征与实施例1的不同在于，一是外圈1的内廓呈圆形，内圈2成为星轮，二是在滚柱(或楔块，下同)的保持架2’之延伸部位上，设置若干开有适当形状的控制窗口25(图14)来与指销9相配合，而指销9与换挡拨叉环52(图中未显示)相固接。

在控制窗口25的约束下，通过拨叉环等作动件的强制轴向运动，指销9使保持架2’(从而滚柱或楔块)分别处在中位(即工作状态四)、可单向楔紧和单向超越(即工作状态一或二)、可双向楔紧(即工作状态三)等不同的工作状态，成为四态可控离合器。窗口25各工作区域间有光顺过渡，并且保证过渡初始部分有较小的切入角，以便有较大的杠杆比来放大轴向力、克服自锁。

在图13显示的滚柱工作空间内，当内圈4主动顺时针旋转时，滚柱3位于工作空间左端较窄处为动力正向传递(驱动)；当滚柱位于工作空间右端较窄处为动力反向传递(反拖)。

通过拨叉环的轴向位移，使其上的指销9与控制窗口25处于不同的相对位置，滚柱将具有不同的运动范围，从而组合成前文所述的四种不同工作状态。例如，窗口形状设计成如图15所示者，就可以有不同的相对位置与工作状态一～四相对应。

状态一，通过对指销9的合适窗口限制(如图15中的位置4)，滚柱3的运动行程只在左端较窄处与中间位置之间，即只可以正向传递动力或正向超越；

状态二，通过合适窗口限制(如图15中的位置2)，滚柱3的运动行程只在右端较窄处与中间位置之间，即只可以反向传递动力或反向超越；

状态三，放宽限制(如图15中的位置1、5)，滚柱3的运动行程在左端较窄处与右端较窄处间，可以双向传递动力(全结合)；

状态四，通过窗口限制，滚柱3固定在中间位置(如图15中的位置3)，可以双向超越(全分离)。

本实施例为实现两状态以上的多状态切换，其(手动)换挡操纵机构比实施例1的略为复杂，要求变速器相邻接的各挡位能够依次实现两两联动。具体说明如下。

参见图16所示简化两挡变速器传动图，发动机通过主离合器(图中均未显示)与输入轴02相连；输出轴03通过主减速器、差速器与驱动轮(图中均未显示)相；I、II挡主动齿轮Z1、Z2分别通过花键(或其它方式)与多态可控离合器C1、C2的外圈1a、1b相联接，多态可控离合器C1、C2的内圈4a、4b通过花键(或其它方式)与输入轴02相联接。通过I挡拨叉环52a带动指销9a轴向移动，实现多态可控离合器C1的不同工作状态切换。II挡各齿轮、轴和零件与多态可控离合器C2的联接关系与I挡的情况相似。带控制窗口的保持架2’上所开的控制窗口形态如图17所示。与内圈4a、4b同轴转动的两拨叉环52a、52b及指销9a、9b，须作联动的轴向位移，使两指销相对各自的控制窗口同时处于指定的位置，以实现无动力中断的挡位切换。

车辆起步前，指销9a、9b均位于如图17中所示中性的“N挡位置”，I、II挡多态可控离合器C1、C2处于全分离的工作状态四。

当车辆起步时，指销9a、9b联动下移至图17中“I挡位置”，多态可控离合器C1处于全结合的工作状态三，多态可控离合器C2处于工作状态二。随着主离合器逐步结合，输入轴转速提高，多态可控离合器C1正向传递动力，I挡主动齿轮Z1与输入轴02及内圈4a同步旋转，驱动I挡从动齿轮Z1’与输出轴03；而多态可控离合器C2不传递动力，且因前述传动速比关系的共性现象，实际上处于反向超越形态。

当车速逐渐提高，变速器需升入II挡工作时，指销9a、9b再联动下移至图17中的“II挡位置”，多态可控离合器C1处于工作状态一，多态可控离合器C2转入工作状态三。动力自动转由多态可控离合器C2→II挡主动齿轮Z2→II挡从动齿轮Z2’的路径输出。由于II挡传动比小于I挡传动比，因传动速比关系的共性现象，齿轮Z1的转速高于输入轴02的转速，多态可控离合器C1自动转入正向超越，不再传递动力。

加速结束后，车辆转入稳速行驶。因多态可控离合器C2处于工作状态三，无法实现惯性滑行，但这有利于保证行车安全。

在车速和发动机转速同步降低到一定程度后，指销9a、9b可以联动降回I挡位置工作。

由于指销9a、9b的轴向联动与其对应窗口形状的刚性约束，多态可控离合器C1、C2在上述换挡过程中工作状态的转换均为强制性的，换挡相当可靠。对于高于两挡的这类多挡变速器，可采取类似的控制方式。但为了保持整个升、降挡过程无动力中断，要求相邻接的各挡位均能够依次实现两两联动，例如从II挡升至III挡时要求第II、III挡的拨叉环52及指销9发生联动。这导致换挡杆端部(图1b之G1和G3)的轨迹发生变化，与传统手动变速操纵方式不同，不再呈H或王字形，而呈多级折线形；且拨叉及拨叉轴的数量也有所增加。以下以三挡变速器为例说明。其各挡拨叉轴7I、7II、7III和换挡杆折线型导槽8的形状，以及换挡杆上下端G1、G3的运动轨迹如图18所示。换挡过程中N挡与I挡、I挡与II挡的切换，都只需沿直线拨动换挡杆即可，换挡杆下端G3使I、II挡拨叉轴7I和7II轴向联动，控制对应的指销9来实现挡位的切换。而在换挡杆上端G1由IIa位置横向移动到IIb位置的过程中，各挡指销9对所应的控制窗口位置、各挡多态可控离合器的工作状态均未变化，仅是换挡杆下端G3与I挡拨叉轴7I脱离、与III挡拨叉轴7III结合，并保持与II挡拨叉轴7II的结合，使II、III挡对应的指销可被换挡杆直接操纵联动。当换挡杆上端G1在IIb位置与III位置切换时，即可实现II、III挡之间的无动力中断切换，其具体过程与I、II挡切换过程相似。

实施例4：

如希望车辆在高速滑行时，可以尽量利用车辆惯性以提高整车燃油经济性，但在低速时又利用发动机运行阻力向车轮提供一定得制动力，保证车辆低速时的安全性。则多态离合器保持架控制窗口的形状可以有所变化。本实施例仍以图16所示简化两挡变速器传动图为例，指销9a、9b对应的控制窗口形状设计成如图14所示。

车辆起步前，指销9a、9b均位于如图19中所示中性的“N挡位置”，工作状态与实施例2相同。

当车辆起步时，指销9a、9b联动下移至图19中“I挡位置”，多态可控离合器C1处于的工作状态一，多态可控离合器C2处于工作状态二。随着主离合器逐步结合，输入轴转速提高，多态可控离合器C1正向传递动力，I挡主动齿轮Z1与输入轴02及内圈4a同步旋转，驱动I挡从动齿轮Z1’与输出轴03；而多态可控离合器C2不传递动力，且因前述传动速比关系的共性现象，实际上处于反向超越形态。

如前方路面发生阻碍或其它不适于加速的状况时，司机松开加速踏板。此时处于工作状态一的多态可控离合器C1不再正向传递动力，自动转入正向超越形态。发动机转速逐渐下降，自然输入轴02及多态可控离合器C2的内圈4b转速同步下降。由于车辆具有较大惯性，在未采取制动动作前，可以近似认为II挡从动齿轮Z2’与输出轴03转速基本保持不变，折算到II挡主动齿轮Z2与多态可控离合器C2的外圈1b的转速也基本保持不变。在司机松开加速踏板前，多态可控离合器C2处于反向超越形态，外圈1b转速小于内圈4b转速；司机松开加速踏板后，外圈1b转速基本不变，内圈4b转速逐步减少。

当内圈4b转速减少到与外圈1b一致时，处于工作状态二的多态可控离合器C2将自动转入反向传递动力形态(即倒拖形态)。在此之前，虽然内圈4b转速在逐步减少，但外圈1b转速仍然小于内圈4b转速，故多态可控离合器C2还是处于反向超越形态。而多态可控离合器C1处于正向超越形态，此时变速器即不正向传递动力(即区动)，也不反向传递动力(即倒拖)。车辆处于自由滑行状态。

综合上述分析可知：当高挡多态可控多态离合器位于工作状态二，低挡多态可控多态离合器位于工作状态一时，随着司机操作加速踏板的需求不同，变速器可以在驱动、滑行、倒拖三者状态之间切换。实现了车辆在高速时具有一定的滑行功能，尽量利用车辆惯性以提高整车燃油经济性，但在低速时又可利用发动机运行阻力向车轮提供一定得制动力，保证车辆的安全性。

当车速逐渐提高，变速器需升入II挡工作时，指销9a、9b再联动下移至图19中的“II挡位置”，多态可控离合器C1处于的工作状态一，多态可控离合器C2处于工作状态三。此时工作状态也与实施例2相同。

在必要时，指销9a、9b同样可以联动降回I挡位置工作。

对于高于两挡的同类多挡变速器，通过合理控制各挡多态可控离合器的状态组合，可以很方便的实现同样功能。以五挡变速器中的III挡作为正向驱动挡位时为例，此时将I，II，III挡的多态可控离合器都控制在工作状态一，IV、V挡的多态可控离合器都控制在工作状态二。在司机踩下较大油门，发动机向外输出动力时，是I、II挡多态可控离合器处于正向超越形态，III挡多态可控离合器正向传递动力，IV、V挡多态可控离合器处于反向超越形态；在司机踩下较小油门或不踩油门情况下，I、II、III挡多态可控离合器处于正向超越形态，V挡多态可控离合器处于反向超越形态，IV挡多态可控离合器视发动机转速变化情况有反向超越形态与反向传递动力的形态两种可能，使得车辆兼有高速滑行和低速发动机倒拖制动的功能。

实施例5：

多态可控离合器配以相应的线传电控X-By-Wire技术或液压、气压操控方式、控制策略和装置来控制换挡操纵机构、主离合器及发动机油门，就成了一种换挡时无动力传输中断的手自一体变速器(AMT)。则换挡指销控制窗口的形状可以更为复杂，各挡位多态可控离合器可以有更多工作形态组合，而变速器工作状态可以有更多选择。其作动方式也并不必采用拨叉环-拨叉轴的作动方式。

仍以图16表示二挡变速器为例，各挡指销的控制窗口形状如图15所示。

当车辆停车时，多态可控离合器C1处于工作状态一(指销9a位于图15中位置4)。多态可控离合器C2处于工作状态四(指销9b位于图15中位置3)。当离合器逐步结合，变速器输入轴转速提高，多态可控离合器C1自动进入正向传递动力状态。

当车速逐渐提高，变速器需要进入II挡工作时，多态可控离合器C1保持处于工作状态一(指销9a位于图15中位置4)不变。多态可控离合器C2转入工作状态一(指销9b移动至图15中位置4)。根据超越离合器特性，变速器动力自动转入II挡动力传递路线，而多态可控离合器C1自动转入正向超越状态，不传递动力。为下一步工作做准备，可将指销9a移动到图15中位置3，多态可控离合器C1转入工作状态四。

当车辆保持在二挡工作时，可将指销9b移动到图15中位置5，多态可控离合器C2转入工作状态三。此时通过司机油门和刹车的操纵，整车可以自由的在发动机输出动力和发动机倒拖制动状态中切换。如需要提高车辆燃油经济，充分利用车辆惯性。则可将指销9b移回到图15中位置4，此时多态可控离合器不具备反向传递动力的能力，整车可以在发动机输出动力和依据惯性滑行状态中自由切换。

此时司机操纵刹车，车辆速度下降较大，需要采取降挡操作时。可将指销9b移动到图15中位置2，此时多态可控离合器C2不具备正向传递动力的能力，整车工作在发动机倒拖制动状态。其后将指销9a也移动到图15中位置2，多态可控离合器C1也进入工作状态二。根据超越离合器特性，变速器反拖阻力自动转入I挡动力传递路线，而多态可控离合器C2自动转入反向超越状态，不传递动力。为下一步工作做准备，可将指销9b移动到图15中位置3，多态可控离合器C2转入工作状态四。

在某些特殊工况下，为保证车辆有较好的动力性，需要自动变速器具有加速降挡的功能。假设此时多态可控离合器C2处于工作状态一，多态可控离合器C1处于工作状态三，发动机通过多态可控离合器C2正向传递动力给车轮。可将指销9a移动到位置四，多态可控离合器C1进入工作状态一，处于正向超越状态。此时强制将指销9b移动到位置3，多态可控离合器C2转入工作状态四，而多态可控离合器C1将自动进入正向传递动力状态。

实施例6：

多态可控离合器仍采用双向滚柱式，但内圈2外缘及与滚柱3嵌入方式采用图20所示方式。其主要优点在于便于添加压紧弹簧63，保证工作可靠性。

实施例7：

多态可控离合器不仅可以使用滚柱式，同样可以采用楔块(斜撑)式。如图21所示，包含外圈1，内圈4，一排斜撑滚子3’，两组保持架-内保持架22和外保持架21。

以顺时针旋转为例。如果外圈1试图比内圈4转的快，摩擦力就会趋向斜撑滚子以顺时针方向绕其中心旋转。因为滚子半径r大于内外圈间的径向距离d，滚子就能楔入内外圈之间，因此就锁定内外圈一起旋转，并传递力矩。同理，如果内圈试图比外圈1转的快，摩擦力就会趋向斜撑滚子以逆顺时针方向绕其中心旋转。同样因为滚子半径r大于内外圈间的径向距离d，斜撑滚子也能楔入内外圈之间，因此就锁定内外环一起旋转，并传递力矩。

内保持架、外保持架设置开有适当控制窗口的延伸部位(见图22)。外保持架控制窗口251为与指销9直径相等的等宽度长窗口，内保持架的控制窗口252形状可参见前述实施例中描述的图15，17，19。通过轴向滑动指销9，调整与控制窗口的相对位置，限制外保持架21与内保持架22的相对转角空间，可以控制该楔块(斜撑)式离合器在工作状态一至工作状态四之间切换。配以前述各实施例的控制方法，同样也是实现变速器无动力中断换挡工作。

实施例8：

多态可控离合器不仅可以基于双向超越离合器施以可控化改进而得到，也可以基于单向超越离合器(见图23)。本实施例中，各挡离合器保持架控制窗口的形状如图24所示，变速器传动结构仍以图16为例说明。

当变速器进入I挡工作时(指销9a，9b位于图24中所示的“I挡位置”)，多态可控离合器C1处于工作状态一，多态可控离合器C2转入工作状态四。变速器动力流经由I挡动力传递路线输出。

当变速器进入II挡工作时(指销9a，9b位于图24中所示的“II挡位置”)，多态可控离合器C1处于工作状态一，多态可控离合器C2转入工作状态一。由于II挡传动比小于I挡传动比，故I挡主动齿轮转速高于输入轴转速，多态可控离合器C1自动转入正向超越状态，不再传递动力，变速器动力自动转入II挡动力传递路线输出。

当加速结束，车辆转入滑行或制动状态。由于多态可控离合器C1和II此时均处于工作状态一，不可反向传递动力，此时可使车辆可充分利用已有的惯性动能滑行，取得比较好的节油率，同时有助于改善行驶的平顺性。

为保证车辆低速时的安全性，也可在低速挡(如本实例中的I挡)多态可控双向离合器，指销-控制窗口仍保留工作状态三的位置，当变速器转入I挡位置时，就可以利用发动机运行阻力向车轮提供一定得制动力。

在一些中国发明专利(如89100871.3、98117227.X、200710111536.0和200710152152.3)和国外专利中，已涉及到了某些摩擦型、嵌入型自由轮离合器的可控化解决思路或方案。事实上，诸如此类的各种思路或方案，均有可能部分地作为本发明中多态可控离合器的现有技术基础来加以考虑。

以上仅是本发明针对其构思通过有限实施例给予的描述和图示，具有一定程度的特殊性。但应该理解的是，所提及的实施例都是说明性的，其各种变化、等同、互换以及更动结构或各构件的布置，都将被认为未脱离本发明构思的特征和范围。

Claims (5)

1.一种换挡时无动力传输中断的有级式机械变速器，其特征在于，包括换挡操纵机构(01)，输入轴(02)，输出轴(03)，多级齿轮传动副，多个相邻两级齿轮传动副之间的换挡组合装置(04)：每个换挡组合装置(04)是由多态可控离合器C1、多态可控离合器C2和拨叉环(52)组合而成，换挡操纵机构(01)操纵至少一个拨叉环(52)轴向移动，实现至少两个多态可控离合器状态的切换和组合；所述的多态可控离合器C1和C2均由外圈(1)，保持架(2)，滚柱(3)，内圈(4)，控制滑块(5)，定中钢珠(61)，定中弹簧(62)所组成；定中弹簧(62)和定中钢珠(61)置于外圈(1)的径向孔内；保持架(2)使各滚柱(3)之间的节距不变，内圈(4)位于外圈(1)的星轮状内腔中，滚柱(3)位于外圈(1)的星轮状内腔与内圈(4)的外圆所构成的工作空间内。

2.根据权利要求1所述的一种换挡时无动力传输中断的有级式机械变速器，其特征在于：所述的控制滑块(5)随保持架(2)转动，并在换挡操纵机构的作动件作用下，相对外圈(1)和保持架(2)做轴向运动，使其上的凹槽(501)或凸台(502)与定中钢珠(61)相接触，楔形凸台(503)与外圈(1)所对应楔形凹槽相接触。

3.根据权利要求1所述的一种换挡时无动力传输中断的有级式机械变速器，其特征在于：

所述的多态可控离合器C1和C2部分或全部的具有正向传递动力、反向传递动力、双向分离、双向锁止等四种工作状态，通过拨叉环(52)受控地轴向移动来触发和限制多态可控离合器的保持架(2)与外圈(1)或内圈(4)的相对运动，以实现所述工作状态的切换与保持。

4.根据权利要求1所述的一种换挡时无动力传输中断的有级式机械变速器，其特征在于多态可控离合器的工作状态控制方式采用弹性定中-刚性回中、指销-控制窗口的控制方式。

5.根据权利要求1所述的一种换挡时无动力传输中断的有级式机械变速器，其特征在于：

所述的多态可控离合器C1和C2的外圈(1)和内圈(4)通过花键与旋转件或轴相联接，外圈(1)与内圈(4)两者之一作为主动件，另一个作为从动件。

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