CN102562989B - 双作用连续输出的单向传动机构 - Google Patents

Abstract

本单向传动装置可以将往复运动/摆动转换为单向连续转动，其相对现有技术最大的改进在于，正摆和反摆两个超越离合器是轴向接合的低副型空间楔合式摩擦超越离合器，并且，分别属于该两个离合器的正摆输入件和反摆输入件以至少不可相对转动的方式同轴线地直接周向固定相连，或以外啮合的方式直接相连。另外，为实现两超越离合器的联合输出，还设置有至少一个传动连接件，以将该两离合器的正摆输出件/轴和反摆输出件/轴连接起来。相对现有技术，本发明具有结构简单，体积小，制作容易，转矩容量大，可自动补偿磨损和寿命长等优点，是脉动式无级变速器输出机构的理想选择。

Description

双作用连续输出的单向传动机构

技术领域

本发明涉及机械传动领域中的一种将往复摆动/运动转换为朝单一方向连续转动的单向传动机构，以及包括该机构的诸如波浪能转换传动装置、自行车驱动装置、各种人力驱动装置、扳手、螺丝刀类工具和无级定位铰链等的装置，特别涉及脉动式无级变速器中的包括有超越离合器的单向输出机构。

背景技术

现有技术中的将往复摆动/运动转换为连续输出转动的单向传动机构，一般都包括有棘轮式、滚柱式或斜撑式超越离合器。由此而带来的不足包括，传动能力和抗冲击能力过低，接合频率/工作转速不够高，有级接合致使工作灵敏度不高并产生速度阶跃和低速小摆幅时性能变差现象，结构显得过于复杂和构件过多，寿命较低。例如专利文献CN87101181A、CN1168452A、CN1800676A中的记载。

对应地，以单向传动机构作为转矩输出装置的现有脉动式无级变速器自然因此发展得较为缓慢，没有表现出其所应该具有的较大潜质。一个主要原因在于，作为其输出装置的单向传动机构的传动能力和抗冲击能力相较过低，从而直接导致变速器传动能力和寿命的低下。另一个主要原因在于，该单向传动机构不具有双作用连续转动输出功能，从而致使每相机构中的该输出装置只有半个运动周期用来传递转矩和运动，并造成功率流的不连续和输出速度脉动度的相对较大。该两个原因是脉动式无级变速器获得高速/高转矩、高功率和高寿命的主要障碍，已经严重限制了该类无级变速器的发展，以及应用领域的深度和广度的拓展。对此，《机械无级变速器》(周有强，机械工业出版社，2001，p8～10，148～157，189～203，238～243)一书给出了详细说明。

实际上，作为目前所谓的唯一依靠低运动副传动的脉动式无级变速器，其单向传动机构中的超越离合器部分，仍然是依靠极其有限的若干个线接触摩擦副来传递转矩的高副机构。而该摩擦副的接触应力，又早已达到高强度材料许可应力极限的Gpa数量级，从而致使单向传动机构中的超越离合器成为整个转矩传递链中的最薄弱环节，以及脉动式无级变速器提升功率的根本性屏障。

对此，专利文献CN101324263A给出了一种基于六连杆机构的双作用连续输出的单向传动机构解决方案，但为满足双输出摆杆应具有相同的脉动度及相似运动规律的机构初始尺度综合/优化，也就是为防止双输出脉动发生器的接力式输出的交接/转换时刻出现速度阶跃，满足两个输出摆杆在各自摆动区间的起始点和终止点处的瞬时角速度应该相等这一基本技术要求，其在一定程度上缩小了无级变速器的整体设计自由度。而且，其单向传动机构中的超越离合器没有得到任何的改进。

发明内容

本发明致力于解决或至少基本解决现有技术存在的上述问题。

本发明要解决的技术问题是，提供一种具有更简单和更紧凑结构的基于往复摆动/运动的双作用连续输出的单向传动机构，在包含有低副型空间楔合式摩擦超越离合器之后，其将进一步具有更高的传动能力和抗冲击能力、更高的功率、更高接合频率以及更长的寿命，以主要满足脉动式无级变速器的技术要求。

为解决上述技术问题，本发明之双作用连续输出的单向传动机构包括，至少一个正摆超越离合器，其具有正摆输出件和与正摆转轴相连接的正摆输入件，以在正摆输入件正向摆动时接合并传递转矩；至少一个反摆超越离合器，其具有反摆输出件和与反摆转轴相连接的反摆输入件，以在正摆输入件反向摆动时接合并传递转矩；以及，具有将反摆转轴或反摆输出件连接至正摆转轴或正摆输出件的至少一个传动连接件；该传动连接件中的至少一个的运动平面的几何中点，与正摆转轴和反摆转轴中的至少之一的轴线不重合，并可转动地和至少间接地支撑在传动支撑件上；另外，正摆输入件和反摆输入件中的至少一个还设置有用以输入转矩的传力部位；而反摆输入件则直接连接至正摆输入件以相互传递转矩。

改进地，上述正摆超越离合器和反摆超越离合器中的至少一个，是空间楔合式摩擦超越离合器或全槽道自归正摩擦式超越离合器。

具体地，空间楔合式摩擦超越离合器包括，绕一轴线回转且可轴向接合的至少一个牵引摩擦机构，其具有至少一个中介件以及绕上述轴线回转并设置有摩擦面的摩擦件，该两个构件轴向相抵地构成牵引摩擦副，以在该两构件间传递摩擦转矩；为该牵引摩擦机构提供接合力并绕上述轴线回转的至少一个转动导向机构，其具有上述中介件以及绕上述轴线回转并设置有相应导向面的导向件，该两个构件轴向相抵地构成导向摩擦副；其中，导向摩擦副的相互抵触部位的升角λ，大于零且小于等于ξ，即，0＜λ≤ξ，ξ是能够致使导向摩擦副和牵引摩擦副周向上均不自锁的升角λ的最小值。

进一步地，导向件和摩擦件之一分别是正摆输入件和正摆输出件或者分别是反摆输入件和反摆输出件。

优选地，上述传动连接件选用齿轮。

可选地，上述传动支撑件是用于支撑正摆转轴和反摆转轴的机架；上述正摆超越离合器和反摆超越离合器具有相同的工作方向；反摆输入件与正摆输入件的上述直接连接是借助设置在各自的至少部分外周面上的轮齿的相互啮合。

可选地，上述正摆超越离合器和反摆超越离合器同轴线设置且具有互反的工作方向；反摆输入件与正摆输入件不可旋转地相连接。

优选地，由正摆输入件经过反摆输入件、反摆输出件、反摆转轴、传动连接件到正摆转轴的总传动比被设置成-1。

本发明的更多的优良改进方案，由具体实施方式部分给出。

需要特别说明的是，本申请文件所使用的相关概念或术语的含义如下：

转动导向机构：将圆周相对转动转换为至少包括轴向相对移动或移动趋势的导向机构。例如，螺旋升角严格一致和不严格一致的滑动/滚动式螺旋或部分螺旋机构，径向销槽机构，端面楔形机构，端面嵌合机构，端面棘轮机构，以及，圆柱凸轮机构。

空间楔形机构：由转动导向机构和牵引摩擦机构组成的复合机构。

ζ和ξ：空间楔形机构的重要极限角，如图2所示的中介件90，一方面，通过其摩擦面例如104与摩擦件70的牵引摩擦面72至少轴向抵触，以形成抵触部位的法向压力的合力W不垂直于回转轴线X的回转型牵引摩擦机构F1的至少包括一个的一组牵引摩擦副；另一方面，通过其摩擦面或朝向同一圆周方向的导向面94，与导向件50的相应导向面54至少轴向抵触，以形成抵触部位的法向压力的合力N不垂直于回转轴线X的转动导向机构G的至少包括一个的一组导向摩擦副；该抵触部位的公切线与垂至于回转轴线X的平面的夹角的平均值，称为该抵触部位的升角λ；再一方面，通过其它表面还可作用有诸如用于弹性预紧目的的其它作用力；在转动导向机构G的转动导向工况中，也就是导向件50开始持续地具有驱动中介件90沿例如图2中箭头R所指方向相对摩擦件70转动的趋势中，能够确保导向摩擦副自锁的双方表面抵触部位的最小升角被定义为ζ，而最大升角则被定义为ξ。该两个极限角完全界定了中介件90相对导向件50向前转动、静止不动和向后转动的一切可能的运动形式。具体含义如下：

1、当ξ＜λ＜90度时，导向摩擦副和牵引摩擦副均不能摩擦自锁，通过导向摩擦副的法向压力N，或者其分力Q和T，导向件50可致使中介件90相对其向前也就是向箭头R所指方向滑转和/或挤出(限于压力N源自非弹性力或结构原因，未被实际挤出)。因此，导向件50与摩擦件70不能被中介件90楔合成一个摩擦体。

2、当ζ＜λ≤ξ且λ＞0时，导向摩擦副处于恒定的自锁状态，牵引摩擦副处于不可自锁的一般静摩擦状态。此时，中介件90可以将导向件50与摩擦件70楔合成一个摩擦体，但在摩擦件70相对导向件50过载时，牵引摩擦副便会突破其静摩擦状态/最大静摩擦阻力而正常地转入滑动摩擦状态，而导向摩擦副则因还未突破其静摩擦状态/阻力而始终处于恒定的自锁状态。对应地，空间楔形机构处于半楔合状态，超越离合器处于非完全接合状态。

3、当0＜λ≤ζ(针对ζ＞0的情况)时，牵引摩擦副处于恒定的自锁状态，导向摩擦副处于一般静摩擦状态。相应地，在摩擦件70相对导向件50过载时，中介件90便会突破导向摩擦副的静摩擦状态/最大静摩擦阻力而具有相对导向件50滑转爬升的趋势，但由于该爬升趋势被楔形机构的轴向力封闭结构刚性阻止(除非压力N源自弹性力)，因此，导向摩擦副被强制性地维持在等同于自锁的一般静摩擦状态。即，中介件90、导向件50与摩擦件70三者被强制楔合/结合成一个转动整体，不会出现相互滑转爬升的情况，除非过载至结构毁损。空间楔形机构因而处于类似斜撑式超越离合器的绝对自锁/楔合状态。

由常识可知，λ等于ζ的情况，只存在于理论上而不存在于现实中。也就是说，因不能同时自锁而必然始终存在着一组不自锁的可滑转摩擦副，(空间)楔形机构传递转矩的物理本质只能是摩擦，而不是现有技术认定的摩擦自锁。

显然，上述升角λ就是空间楔形机构的楔角，也称楔合角/挤住角，并且仅在0＜λ≤ξ时，空间楔形机构方可楔合，超越离合器方可接合。

相对于现有技术，依据本发明之双作用连续输出的单向传动机构，以每一传力部位驱动直接相连的两个超越离合器的简单结构方式，实现了可在全运动周期内传递转矩和运动的双向连续作用的发明目的。同时，由于采用了全新结构的空间楔合式摩擦超越离合器以及全槽道自归正摩擦式超越离合器，本发明将具有更高的传动能力、更高接合频率，更高的功率以及更长的寿命。借助下述实施例的说明和附图，本发明的目的和优点将显得更为清楚和明了。

附图说明

图1是用于本发明的空间楔合式摩擦超越离合器的轴向剖面示意图。

图2是图1中各机构的齿廓向同一外圆柱面径向投影的局部展开图。

图3是根据本发明的实施例一的简化的轴向剖面示意图。

图4是根据本发明的实施例二的简化的轴向剖面示意图。

图5是图4中的限力元件的左端面视图。

图6是根据本发明的实施例三的简化的轴向剖面示意图。

图7是根据本发明的实施例四的简化的轴向剖面示意图。

图8是实施例四的变型的简化的轴向剖面示意图。

其中，为作图简便，图1～6中均没有示出各转轴的固定支撑座以及轴承等定位构件。

具体实施方式

必要说明：为简洁明了，本说明书的正文及所有附图中，相同或相似的构件及特征部位均采用相同的附图标记，并只在它们第一次出现或有变型时给予必要的说明。同样，也不重复说明相同或相似机构的工作机理或过程。为区别设置在对称或对应位置上的相同的构件或特征部位，本说明书在其附图标记后面附加了字母，而在泛指说明或无需区别时，则不附加任何字母。

再有，为便于更好地理解本发明的思想、方案、结构和工作机理，以下将首先对作为本发明的核心部件的空间楔合式摩擦超越离合器的技术方案给予必要的基础性说明。有关该超越离合器的更详尽说明，已分别记录在本申请人提出的中国专利申请201010222712.X、201020186785.3以及201020563404.9中，该公开在先的三项基础专利申请的全部内容通过引用结合于此，并且是本申请中空间楔合式摩擦超越离合器的具体所指，不再全面说明于此。而有关该超越离合器的更多的变型的图示和说明，可参见本申请人于本申请同日提出的名为空间楔合式摩擦连接器的专利申请。

参见图1～2，单向超越离合器C1包括绕轴线X形成，并与朝两端延伸的管状基体60同轴线地刚性一体且最佳地呈环状的导向件50，其内端面上设置有一组最佳地绕轴线X周向均布的螺旋型导向齿52。在管状基体60的中部外周面上，可滑转地径向定位有最佳地呈环状的中介件90，其通过设置在面对导向件50的端面上的与导向齿52呈互补式构造的一组螺旋型导向齿92，与导向件50恒久地嵌合，以组合成绕轴线X回转的面接触型单向转动导向机构G。

为形成轴向力封闭结构、提供最高的轴向刚度和强度以传递大转矩，单向工作的空间楔合式摩擦离合器C1的力封闭式封装壳，被设置成由轴向上刚性一体且内端面分别共面的两个径向上至少大致对称的半圆壳式限力元件，径向对接而成的组合构件/壳。该两个限力元件160a和160b，可看作是大致呈“U”字形的实体母线绕轴线X回转半周所形成的回转体。该两个限力元件160a和160b，以径向共同夹紧套装于管状基体60两端的两个轴承158的形式，对接成一个周向完整的封闭壳，并将导向件50和中介件90等，可转动地封闭于两元件所围成的最佳地为盘形的内径向环状凹槽78中。该凹槽78具有如图5所示的内周面80。而由该两个限力元件两轴向外端的两对半环形端面凸缘162a与162b，以及164a与164b分别径向对接而成的两个全环形端面凸缘的同径外周面上，以过盈配合的方式分别套装有环形箍170和172。两个限力元件160a和160b因此被紧固成一个固定整体/组合构件。为可靠地传递转矩，两个限力元件160a和160b的外表面上，可分别设置有构成诸如键槽、轮齿或端面螺孔之类的传力特征曲面(未示出)。

其中，最佳地设置有回转型牵引摩擦面72和传力摩擦面74的摩擦件70a和70b，分别与限力元件160a和160b刚性一体。其左端侧的传力摩擦面74a和74b，分别与设置在导向件50无齿端面的传力摩擦面58摩擦相连，构成可与导向件50直接传递摩擦转矩的回转型面接触传力摩擦机构F2。其右端侧的牵引摩擦面72a和72b，分别与设置在中介件90无齿端面上的回转摩擦面104摩擦相连，构成回转型面接触牵引摩擦机构F1。牵引摩擦机构F1和转动导向机构G，共同组成单向超越离合器C1的端面型空间楔形机构，该机构再与传力摩擦机构F2一起，构成轴向力封闭的空间楔合式摩擦超越离合器。

实际上，限力元件160也可被一个轴向对接式组合构件取代。例如，具有中心圆孔的杯形壳通过螺拴与设置有轮齿的摩擦圆盘轴向紧固而成的组合构件。同样，也可以采用诸如焊接、铆接或螺拴连接等方式，将两个限力元件160径向上紧固成一个固定整体。而且，离合器C1的两个环形箍170还可设置成齿环，或者，最佳地合并成分别或同时借助诸如过盈、非圆配合、键等连接方式设置在两个限力元件160轴向中部外周面上的一个齿环式环形箍。

下面再结合图2来说明转动导向机构G的详细关系和结构特征。其中，沿径向延伸的每对端面式锯齿状螺旋型导向齿52和92的导向面54和94，可相互贴合，并形成一组面接触的螺旋式导向摩擦副。即，该两个具有互补式构造的导向面54和94，最佳地是分别朝向单一圆周方向且升角均为λ的螺旋型齿面。一般地，0＜λ≤ξ，特殊地，ζ＜λ≤ξ或者0＜λ≤ζ(当ζ＞0)。最佳地间隙相隔的非导向面56和96则平行于轴线X，以最佳地保证双方周向抵触时不会导致楔合。

容易理解，导向件50端面上的多个导向齿52，实际上就是空间楔形机构的楔形齿，其导向面54朝周向一方逐渐地轴向靠近摩擦件70的回转型牵引摩擦面72，并与后者分别围成多个沿周向延伸的端面楔形空间。而设置在该多个楔形空间中的多个导向齿92就是楔合子，其因不必需径向运动而最佳地相互合并成一个零件，即整体环状的中介件90。

为使溜滑角尽可能地接近于零，超越离合器C1还最佳地设置有弹性预紧机构，其具体为设置在转动导向机构G之内孔中的可轴向压缩的扭簧式弹簧150，参见图1。该弹簧150的两个端头，分别对应地嵌入设置在中介件90和导向件50的内径向环形端面上的轴向孔/槽中，以致使两个导向面54和94始终具有周向上相向转动的趋势，也就是致使转动导向机构G始终具有转动导向的趋势。于是，中介件90得以始终保持在其位于楔形空间周向最小端的准楔合工位上，处于可随时楔合的临界状态中。即，其导向面94和回转摩擦面104始终弹性地同时抵触着作为空间楔形机构楔型面的导向面54和牵引摩擦面72。在这种临界状态中，转动导向机构G的轴向间隙/自由度为δ，周向间隙/自由度为ε，两自由度均最佳地大于零，参见图2。

容易明了，为提升单向超越离合器C1的响应性和接合频率，从而提升单向传动机构和脉动无级变速器的工作转速，上述间隙/自由度δ和ε设置得越小越好。如此，还可降低离合器C1的溜滑角和惯性冲击，成倍地提高接合频率。

单向超越离合器C1的工作过程非常简单。当摩擦件70开始持续地具有沿图2中箭头P所指方向相对导向件50作驱动转动的趋势的初始瞬间/零时刻，摩擦件70将借助牵引摩擦机构F1的空载/牵引摩擦副的摩擦转矩，牵引着转动导向机构G的中介件90，相对导向件50沿箭头P所指方向作转动导向运动。该机构G的转动导向运动所产生的轴向移动/胀紧力，在将导向齿92瞬间楔紧在导向面54和牵引摩擦面72所围成的端面楔形空间中，也就是中介件90将导向件50与摩擦件70可驱动地连接成/楔合成一个摩擦体，牵引摩擦机构F1因而轴向接合的同时，该胀紧力还将导向件50即刻胀紧在限力元件160的另一内端面也就是传力摩擦面74上，以形成轴向力封闭式抵触连接的方式，致使传力摩擦机构F2也同步接合，并将导向件50与限力元件160直接连接成一个摩擦体。

于是，超越离合器C1随着空间楔形机构的楔合而接合。经限力元件160的特征曲面传入的驱动转矩M₀，分成经由牵引摩擦机构F1和转动导向机构G传递的楔合摩擦转矩M₁，以及经由传力摩擦机构F2直接传递的传力摩擦转矩M₂，分别传递给导向件50，再由管状基体60传递给周向固定于其内孔中的传动轴(未示出)。其中，M₀＝M₁+M₂。显然，上述轴向胀紧力、楔合力和各摩擦力的大小，均完全自适应地正比于M₁，也就是M₀。当然，转矩也可按相反路径传递，却不会产生任何实质差别，但对于ζ＜λ≤ξ的设置，超越离合器C1将可如上所述地具有自适应地相对驱动转矩过载打滑的特性。

反过来，当摩擦件70开始持续地具有沿图2中箭头R所指方向相对导向件50作解楔转动的趋势的初始瞬间/零时刻，摩擦件70将借助牵引摩擦机构F1的摩擦转矩，带动中介件90相对导向件50作解除转动导向机构G的导向作用的转动。因此，导向面54与94之间的法向压力和转动导向机构G的转动导向作用，将随着两导向面产生相互脱离接触趋势的一瞬间而同时消失。自然，基于该转动导向机构G的轴向移动/胀紧力而工作的两个摩擦机构F1和F2以及整个空间楔形机构，将随即分离或解楔。于是，离合器C1结束接合并开始超越转动，亦即，中介件90跟随导向件50开始相对摩擦件70摩擦滑转。实际上，由于弹簧150的作用，中介件90仍将稳定地保持在其准楔合工位上，以为下一次的快速楔合做好准备。

由常识可知，为增大同等直径时超越离合器C1的转矩容量并降低轴向内力，牵引摩擦机构F1和传力摩擦机构F2可依公知技术，设置成多摩擦片式的离合机构，并因此而具有数量上多于一个的一组牵引摩擦副和传力摩擦副。但显然地，这将付出显著增大离合器溜滑角的代价，不一定有利于单向传动机构和脉动无级变速器总体性能的提升。另外，在摩擦机构F1和F2以及转动导向机构G中使用或附装具备更大摩擦系数材料/元件的结构，或将其相关摩擦面设置成半锥顶角均介于0～180度之间但不等于90度的截锥面或螺旋锥面的方式，也可较现有技术更加方便地提升其转矩容量，或者提升极限角ξ的数值以更容易地楔合或解楔。其中，当导向摩擦副的摩擦系数取0.1时，ξ约为11.4度。

至此不难发现，超越离合器C1显然具有所有传力运动副均为全周向均匀或全周向平均受力的完全面接触型摩擦副，不存在任何径向作用力，不存在任何离散构件或不对称回转构件，构件数量成倍减少且具有极高的轴向和/或周向刚度，以及可以自动补偿轴向磨损的优异特点。因此，相对现有技术，具有空间楔形机构的单向超越离合器C1，自然具有至少个位数倍增的传动能力和功率，更小的发热量和机械磨损，以及更高的转速和工作寿命等优点，势将成为单向传动机构和脉动无级变速器的理想选择。关于空间楔合式摩擦超越离合器的结构、说明和有益效果的更详细说明，可参见上文所整体结合的三项专利申请。

接下来将详细说明依据本发明的相关实施例。

实施例一：异轴设置型双向连续作用的单向传动机构S1

这里，单向传动机构S1具体用作脉动式无级变速器的输出机构，但其中略去了不涉及本发明实质内容的作为公知技术的诸如曲柄、连杆、凸轮或偏心轮之类的传动机构以及调速机构等。

参见图3，单向传动机构S1的输出机构，包括两个工作/接合方向相同的基于空间楔合式摩擦超越离合器C1的正摆超越离合器C2和反摆超越离合器C3。其中，离合器C2的限力元件160a和160b的组合作为正摆输入件122，与摆杆100形成为刚性一体，其上通过铰接销192铰接有用以获取输入转矩的连杆190。用以输出正摆转矩的正摆转轴120周向固定在作为正摆输出件124的导向件50a的内孔中。显然，摆杆100也可以按公知技术通过凸轮机构获取输入转矩。

作为反摆输入件132的限力元件160c和160d的组合，与正摆输入件122通过设置在各自的至少部分外周面上的轮齿168b和168c相互啮合，以连接两个超越离合器C2和C3，实现摆杆100正反摆动行程的双向连续作用。用以输出反摆转矩的反摆转轴130，周向固定在作为反摆输出件134的导向件50c的内孔中。实际上，凸耳座状的摆杆100显然也可以设置在反摆输入件132上，从而互换所有构件所对应的正、反摆角色。

另外，设置于传动轴140上的连接齿轮142，与设置于正摆转轴120上的正摆转轴齿轮126，以及设置于反摆转轴130上的反摆转轴齿轮136分别啮合相连，以实现该两个转轴之间的联合和连续输出。上述三个轴均可转动地直接或通过轴承间接地支撑在未示出的用作传动支撑件的机架或变速器箱体上。作为本领域的普通技术人员显然明了，通过对齿轮126、142、136以及轮齿168的适当设置，很容易将由正摆输入件122经过反摆输入件132、反摆转轴130、齿轮136、142和126传递至正摆转轴120的连接传动比，最佳地设置成等于“-1”，从而实现正摆和反摆输出转速的连续和相等。显然，其中的连接齿轮142也可是具有两个不同齿轮的双联齿轮。

当单向传动机构S1工作时，动力由未示出的转矩输入构件传至连杆190，进而带动摆杆100作公知性的周期性正反向摆动式转动。参见图3，本申请规定，与转矩输入构件或单向传动机构的输出转动方向相同的方向为正向摆动方向，例如箭头P所指方向。摆杆100驱动正摆输入件122正向摆动时，正摆超越离合器C2将即刻接合并驱动正摆转轴120沿箭头P所指方向转动。一方面，通过齿轮126、142以及136的相互啮合传动，传动轴140和反摆转轴130此时将分别沿箭头O和J所指方向转动。另一方面，通过两个输入件122和132之间的啮合传动，反摆输入件132此时将沿箭头K所指方向转动，K与J正好反向。因此，在摆杆100的正向摆动行程期间，反摆超越离合器C3将当然地处于超越转动状态，其与反摆转轴130互不干涉。

如上所述，当摆杆100驱动正摆输入件122沿箭头R所指方向反向摆动时，反摆超越离合器C3将即刻反转接合并驱动反摆转轴130沿箭头J所指方向继续转动。同时，通过齿轮136、142以及126的相互啮合传动，还将驱动正摆转轴120沿箭头P所指方向继续转动，P与R正好反向。因此，沿箭头R所指方向反向摆动的正摆超越离合器C2处于超越转动状态，其与正摆转轴120互不干涉。

可见，在摆杆100的一个周期的正反两向的摆动行程中，单向传动机构S1具有两个双向连续作用的脉动式转速/转矩输出，从而以一组连杆或凸轮的简单结构，亦即采用一相机构的简单方式，获得了现有脉动式无级变速器技术的两相机构才具有的功能，实现了转矩和功率流的连续作用与连续输出，从而显著降低了输出速度的脉动度和对原动机的转矩冲击。显然，单向传动机构S1还可在转轴120和130上重复设置多对直接啮合的超越离合器C2和C3，以共用同一组传动连接件/齿轮。只需将每对的摆杆100的相位角均等间隔地依次设置在0～180度之间，便可自然获得其正摆超越离合器在0～180度之间依次均等地输出正摆转矩，其反摆超越离合器在180～360度之间依次均等地输出反摆转矩的倍增相数的效果。例如，设置相位角依次相差60度的三对，便可依现有技术三相的杆件数量，获得六相的脉动式无级变速器的输出效果。

不难想到，由于单向传动机构S1的脉动输出速度/转速均源自于同一相连杆机构，因此，在摆杆100的正反向摆动的转换临界点上，正反摆超越离合器C2和C3以及正摆转轴120和反摆转轴130的转速，将天然地具有本质的一致性和连续性，不存在转速阶跃的问题。而如上所述，只要设置合适的连接传动比，脉动式无级变速器的输出转速将很容易具有理想的连续性和稳定性。

另外，同样容易想到和实现的是，当包括摆杆100的连杆机构的极位夹角θ最佳地等于零时，单向传动机构S1的脉动输出速度，将因为对应于摆杆100正向和反向摆动的两个输出脉动速度的完全一致，而具有最小的脉动度。而对于本领域的普通技术人员而言，无需付出任何创造性的劳动，直接利用公知技术，即可实现极位夹角θ在整个变速区间等于或尽可能地等于零的目标。比如，根据公知的函数关系调节连杆机构中各杆的长度的方法。

本实施例中，为了作图的方便和易于理解，图3中将正摆转轴120、反摆转轴130和传动轴140画在了同一平面上。实际上，该三个轴显然应该最佳地呈非平面的空间设置，且三个轴均可用作单向传动机构S1的输出轴。另外，连接齿轮142也可以是一个内齿圈，其可以具有相同于脉动式无级变速器的转矩输入构件的轴线。当然，更可最佳地沿周向均布多组重复设置的单向传动机构S1，以使多对正摆转轴齿轮126和反摆转轴齿轮136共同驱动同一个作为太阳齿轮或齿圈的连接齿轮142，实现无级变速器的同轴线输出。

无疑，单向传动机构S1通过直接啮合两个超越离合器，以及在其中的至少一个之上设置作为传力部位的摆杆100的方式，具有了相对现有技术更简单和更紧凑的结构。而使用了空间楔合式摩擦超越离合器C1的单向传动机构S1以及脉动式无级变速器，将相对现有技术更具有了至少成倍增长的传动能力、抗冲击能力、功率传递能力和工作寿命。这必将极大地促进脉动式无级变速器的应用和技术进步。

实施例二：同轴设置型双向连续作用的单向传动机构S2

参见图4，单向传动机构S2可以看作是对单向传动机构S1的变型。其中，基于空间楔合式摩擦超越离合器C1的正摆超越离合器C4和反摆超越离合器C5，被设置在同一轴线X上。为此，两个离合器C4和C5具有互反的工作方向并最佳地轴向刚性相连，即，两者的正摆输入件122与反摆输入件132最佳地刚性一体为一个同轴转动的大致环状的袋形限力元件160。显然，如果需要，二者也可以仅仅不可旋转地相连接。而为实现反摆输出件134与反摆转轴130的啮合式连接以输出反摆转矩，本实施例特别去除了限力元件中的160c和160d，以使设置在反摆输出件134也就是导向件50c外周面上的轮齿168，可以与设置在反摆转轴130上的连接齿轮138啮合相连。为此，刚性一体的限力元件160被设置成具有如图5所示的端面形状，其用作摩擦件70a和70b以及70c和70d的环形端面部分分别对应地合并成一个周向一体环，并具有完整的定位内周面84，以使袋形限力元件160可以径向定位。

再有，为便于装配、减少摩阻和径向定位，限力元件160与正摆转轴120之间，设置有滑动轴套194a和194c。整个反摆超越离合器C5可转动地径向定位在滑动轴套194c的外周面上。当然，滑动轴套194也可代之以轴承。另外，弹性预紧机构具体为至少包括一个的一组螺旋压簧150(未示出)，该压簧150部分地收容在位于导向齿52或92齿顶面的轴向沉孔中。

应该说明的是，单向传动机构S2与单向传动机构S1工作过程上的唯一区别在于，其在摆杆100沿箭头R所指方向反向摆动时，是通过反摆输出件134与连接齿轮138的外啮合而驱动反摆转轴130沿箭头J所指方向转动的。另外，尽管超越离合器C4和C5只有位于盘形环状凹槽78中的径向上非开放的半周部分的空间楔形机构可以接合/楔合，亦即只有约半周的楔合面积，但由于二者的所有传力摩擦副/运动副具有完全面接触的低副特性，以及包括限力元件160的所有相关构件均具有轴向高刚度的特性，所以，二者的传动能力依然要远远高于现有技术的超越离合器。

容易理解，只要对调本实施例中两个超越离合器C4和C5的工作/接合方向，其导向件50c和正摆转轴120将分别变型为正摆输出件和反摆转轴。

应该进一步指出的是，还可将单向传动机构S2的超越离合器C4和C5，以径向上相互嵌套的方式，设置在同一个径向上半周开放的最佳地为平面型的盘形环状凹槽78中，以获得径向上刚性双联的变型。即，参见图4～5，将反摆超越离合器C5的导向件50c和中介件90c，可转动地设置在正摆超越离合器C4的导向件50a和中介件90a双方的径向之外的盘形环状凹槽78的部分空间中。这样，可以显著减小多相输出时的轴向尺寸。

实际上，本实施例中的袋形封装壳式限力元件160，也可用于图3中的单向传动机构S1，将轮齿168b和168c同时或分别设置在两个相应的袋形构件的周向/径向开口或非开口部位的外周面上，均可显著简化其结构。关于具有袋形构件的超越离合器及其更多变型的详细图示和说明，可参见本申请人提出的并全文结合于此的中国专利申请201020563404.9，此处不作进一步说明。

实施例三：同轴设置型双向连续作用的单向传动机构S3

本实施例与前述实施例的最大区别仅仅在于，其将图1所示超越离合器C1中的一组螺旋型导向齿52和92以单头或多头螺旋齿的形式，周向延续地分别设置在导向件50以及中介件90的相互面对的内或外周面上，参见图6。该导向齿可以具有诸如矩形、梯形、锯齿形或三角形等截面形状。由此，超越离合器C6～C9在获得全寿命周期内可自动补偿磨损并具有稳定溜滑角的优异特性的同时，更获得了无需固定连接(形成组合构件)便可将三个完全对称的环形构件，以最简单的方式配置成轴向力封闭式抵触连接的优点。其中，导向件50直接与限力元件180刚性地合并成一个零件，其传力摩擦面58直接设置在其环形径向凸缘式限力端部188的内端面上，并直接面对导向齿52。另外，摩擦件70设置在限力端部188与中介件90之间轴向力封闭的环状凹槽中。

为最大限度地降低结构所占空间，单向传动机构S3轴向上集成了两个如上所述的对图4所示单向传动机构S2的变型。即，其具有被设置在同一轴线X上的相互连接成一体的四个超越离合器C6～C9。为此，两个沿箭头P所指方向工作的正摆超越离合器C6和C7的导向件50a和50b形成为刚性一体，并作为正摆输出件124与设置于其内孔中的正摆转轴120周向固定。两个沿箭头R所指方向工作的反摆超越离合器C8和C9的导向件50c和50d形成为刚性一体，并作为反摆输出件134，通过设置在其外周面的轮齿168与设置在反摆转轴130上的连接齿轮138相啮合。

同时，正摆超越离合器C6和反摆超越离合器C8两者的摩擦件70a和70c，以共用同一个端面凸缘式管状基体76a的形式形成为刚性一体。该管状基体76a借助两个轴承158a和158c，径向定位在导向件50a和50c之间，作为正摆输入件122a和反摆输入件132c，其外端设置有具体为销轴的摆杆100a。摆杆100a上铰接有最佳地可被外端周向槽中的卡环184a轴向限位的连杆190a。

对称地，正摆超越离合器C7和反摆超越离合器C9两者的摩擦件70b和70d，以共用同一个端面凸缘式管状基体76b的形式形成为刚性一体。该管状基体76b借助两个轴承158b和158d，径向定位在导向件50b和50d之间，作为正摆输入件122b和反摆输入件132d，其外端设置有具体为销轴的摆杆100b。摆杆100b上铰接有最佳地可被外端周向槽中的卡环184b轴向限位的连杆190b。

其中，两个摆杆100a和100b的相位差设置为90度。而如果设置两组的四摇杆八相，该相位差显然应该为45度。即，组数越多，相位差自然越小。

另外，超越离合器C6～C9中的弹性预紧机构具体为波形的弹簧150，其轴向上设置在各中介件90与相应的轴承158之间。

实际上，上述两对刚性相连的摩擦件70a和70c以及70b和70d也可以仅仅周向固定。例如，可以径向上分解成花键相连的两个独立的同时或分别具有管状基体76的摩擦件。同样，上述凸耳座和销轴状的摆杆100只是传力部位的两种具体结构形式。而基于常识，传力部位显然还可具体为诸如凸缘、凸起圆柱面、凹槽、螺纹孔、周面花键齿和轮齿等结构形式。

单向传动机构S3的工作过程可看作是两个单向传动机构S2的重复。即，在转矩输入构件一周360度的周期性工作区间内，超越离合器C6～C9各依次工作90度角，以连续输出完全相同的转速和功率。

实施例四：同轴设置型双向连续作用的单向传动机构S4

与前述主要应用于脉动无级变速器的实施例不同，单向传动机构S4具体为一个可双向连续作用的双作用扳手或螺丝刀之类的工具，是对单向传动机构S2的简单变型的结果，参见图7和图4～5。即，反摆转轴130变型为空心轴并代替滑动轴套194c，反摆转轴齿轮136、正摆转轴齿轮126和连接齿轮142三者等，构成一个以后者为周向固定式行星齿轮的差速换向机构。可转动地套装有连接齿轮142的具体为行星销轴的传动轴140，紧固在杯形壳式传动支撑件146内周面的相应径向孔中。实际上，传动轴140也可与齿轮142刚性一体并可转动地设置在上述径向孔中。传动支撑件146可转动地径向支撑在正摆转轴120尾端的小径段202以及盘形环182的外周面上，后者则空套在反摆转轴130的介于反摆转轴齿轮136和限力元件160之间的外周面上，以同时轴向支撑齿轮136。为方便操作，杯形壳式的传动支撑件146的杯底外缘设置有环形的径向凸缘148，其外表面最佳地设置有用以增大摩擦力的诸如滚花和细齿的粗糙表面。当然，也可为此直接设置一个径向延伸的类似摆杆100的施力手柄。

另外，在阶梯轴状正摆转轴120的前端，设置有用于连接各种刀头的工作头200，其可以是具有如图7所示的四方头，也可以是用于承插的具有诸如六角形孔的套筒式刀头座。该工作头200的尾部设置有轴向限位用径向凸缘128，在将正摆转轴120的小径段202插装至传动支撑件146的中心孔后，该凸缘128可与最佳地设置在小径段202相应周向槽中的卡环184配合，将整个单向传动机构S4限定为轴向一体。实际上，由于限力元件160不必需相对传动支撑件146全周向转动，因此，在双方抵触连接的端面间，可以设置至少一个可在相应的部分周向区间内嵌合的包括轴向T形凸齿68的T形槽式嵌合机构，以取代卡环184和盘形环182，以径向固定方式将双方连接成一个轴向整体，参见图7。

为简化结构和装配，反摆输出件134与反摆转轴130，正摆输出件124以及正摆转轴齿轮126与正摆转轴120，均通过花键副周向固定相连。而为封装限力元件160的两个半周向的径向开口，还设置有诸如借助一组螺钉176紧固至摩擦件70的半个外周面86的半圆瓦状外壳196，参见图7和图5。

如现有技术一样，只要操作者以一只手握住/定住传动支撑件146，以另一只手来回摆动摆杆100，便可致使工作头200单向连续地转动。而相对现有技术，本实施例显然具有结构和制作工艺更简单、成本更低、体积更小但传动能力更大和使用寿命更长的优点。

不难想到，为封闭差速换向机构产生的更大轴向内力，以使单向传动机构S4可以获得更大的转矩容量，传动支撑件146显然还可具有通过诸如焊接和螺拴紧固等形式，刚性附装上类似盘形环182的环状构件的结构，或者具有包括一个径向上半周开放的盘形环状凹槽78的类似图5所示限力元件160的结构，或者具有可径向置入设置于限力元件160轴向正中间的第三个径向上半周开放的盘形环状凹槽78的圆管结构，或者直接具有现有技术的设置两个安装窗口的刚性一体的差速器壳结构。

无疑，只要将图7所示的传动支撑件146固定至机架，单向传动机构S4便可用作例如自行车的各种人力驱动装置或者由波浪驱动的传动装置。当然，应该相应地将工作头200变型为诸如齿轮或联轴器之类的相应传力特征曲面，并对应地设置诸如两个摆杆100之类的传力部位，或者，将该传力部位具体为可与沿诸如相互平行的导轨作往复运动的两个对置的齿条相啮合的轮齿，以及可与一作往复运动的链条相啮合的一周链轮齿等等。该轮齿可设置在限力元件160的外周面上或其端面凸缘的外周面上，也可设置在可与其组合成一体的独立环上。

同样容易想到的是，单向传动机构S4的端面螺旋型导向齿52和92也可以具有如图6所示的周面螺旋齿形式，即变型为图8所示的单向传动机构S5，从而具有更小的体积和更简单的结构，并且更易于制造。其与前述实施例最大区别是，正摆输入件122和反摆输入件132分别具体为刚性一体的导向件50a和50c，正摆输出件124和反摆输出件134分别具体为摩擦件70a和70c。在导向齿52和92的升角λ取值于ζ～ξ之间时，该升角λ将使工作方向互反的超越离合器C12和C13获得过载时可摩擦滑转的好处，并可降低相应的接合冲击。另外，为提升极限角ζ和ξ的数值，传动机构S5中的摩擦机构F1和F2的回转摩擦面，均最佳地设置为可增大摩擦力的截锥面。用作预紧弹簧的扭转弹簧150的两个端头，分别嵌入设置在导向件50内周面的径向孔以及中介件90的端面孔中。

必须指出的是，针对具有端面型导向齿52和92的诸如单向传动机构S1、S2和S4，本发明还可增设改变其单向传动方向的定向机构。即，在将导向齿52和92的非导向面56和96分别设置成周向上最佳地对称于导向面54和94，以使相应单向传动机构具有双周向楔合/传动能力的同时，再设置至少一个定向机构，比如，以导向件50为周向基准将圆柱凸轮机构设置在中介件90的内或外周面上，便可按需改变中介件90相对导向件50的周向定位位置和周向自由度，以允许对应于某一圆周方向的一组导向面54和94可以抵触/楔合的方式，达成规定/改变其工作方向的目的。实际上，由此也可将两个单向超越离合器双联成一个可换向的双向超越离合器，以具有等同于单向超越离合器的传动能力。显然，该定向机构应以不可旋转相连或刚性连接方式，分别连接至导向件50或与该导向件50不可旋转地相连的转动构件，以及中介件90或与该中介件90不可旋转地相连的转动构件。有关定向机构实施方式的更详细的图示和说明，可参见上文所整体结合的三项专利申请，以及本申请人于本申请同日提出的名为可连续作业的空间楔合式扭转作业工具的中国专利申请，此处不作进一步说明。

虽然，上述实施例中用作一组传动连接件的例如连接齿轮138和142，以及正、反摆转轴齿轮126和136均最佳地具体为齿轮，但显然这并非实现本发明的必需。实际上，尽管不是最佳，它们还至少可以具体为诸如皮带轮、链轮、皮带和链条等。例如，单向传动机构S1～S3中的两个转轴齿轮126和136，就可代之以借助诸如皮带或链条传动的带轮或链轮。甚至，可以仅仅使用一个皮带将其中的两个同向转动的转轴120和130直接相连，并且通过该二转轴间接地和可转动地支撑在作为传动支撑件的机架或箱体上。显然，上述皮带/链条的运动平面的几何中点与转轴120和130的轴线并不重合。

另外，尽管本申请以上是以空间楔合式摩擦超越离合器为代表来说明本发明的，但作为本领域的普通技术人员显然明白，这不是实现本发明的必需，而仅仅是获得相对更高传动能力、更高功率和更长寿命等的必需。因而，其中的超越离合器也可被现有技术中的包括斜撑式、滚柱式之类的超越离合器分别或同时替代，例如单向传动机构S1中的两个超越离合器C2和C3。当然，也可替代以本申请人在中国专利申请201020187124.2中所公开的全槽道自归正摩擦式超越离合器。因该申请公开在先并已成为公知技术，故此处不作进一步说明，而是将该申请的全文结合于此。

以上仅仅是本发明针对其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，所提及的实施例和附图都仅仅用于说明的目的，而不用于限制本发明及其保护范围，对其进行的各种变化、等同、互换以及结构或各构件位置的更动，都将被认为未脱离开本发明构思的精神和范围。

Claims (11)

1.一种双作用连续输出的单向传动机构，包括：

具有至少一个包括正摆输入件和正摆输出件的正摆超越离合器，以在所述正摆输入件正向摆动时接合并传递转矩，所述正摆输出件与正摆转轴连接；

具有至少一个包括反摆输入件和反摆输出件的反摆超越离合器，以在所述正摆输入件反向摆动时接合并传递转矩，所述反摆输出件与反摆转轴连接；

具有至少一个传动连接件，其用于将所述反摆转轴和所述反摆输出件之一，连接至所述正摆转轴和所述正摆输出件之一，以实现该两者的联合输出；

其中，所述正摆输入件和所述反摆输入件中的至少一个设置有用以输入转矩的传力部位；所述传动连接件中的至少一个的运动平面的几何中点，与所述正摆转轴和所述反摆转轴中的至少之一的轴线不重合，且可转动地和至少间接地支撑在传动支撑件上；

其特征在于：

所述反摆输入件直接连接至所述正摆输入件以相互传递转矩，从而致使所述正摆超越离合器和所述反摆超越离合器相互连接以实现接力式传动。

2.按权利要求1所述的单向传动机构，其特征在于：所述正摆超越离合器和所述反摆超越离合器中的至少一个，是空间楔合式摩擦超越离合器。

3.按权利要求1所述的单向传动机构，其特征在于：所述正摆超越离合器和所述反摆超越离合器中的至少一个，是全槽道自归正摩擦式超越离合器。

4.按权利要求2所述的单向传动机构，其特征在于：

所述空间楔合式摩擦超越离合器包括导向件、中介件和摩擦件；

所述正摆输入件和所述正摆输出件分别是所述导向件和所述摩擦件之一；

所述反摆输入件和所述反摆输出件分别是所述导向件和所述摩擦件之一。

5.按权利要求1～4任一项所述的单向传动机构，其特征在于：由所述正摆输入件经过所述反摆输入件、所述反摆输出件、所述反摆转轴、所述传动连接件到所述正摆转轴的总传动比等于-1。

6.按权利要求5所述的单向传动机构，其特征在于：所述传动连接件是齿轮。

7.按权利要求6所述的单向传动机构，其特征在于：

所述传动支撑件是用于支撑所述正摆转轴和所述反摆转轴的机架；

所述正摆超越离合器和所述反摆超越离合器具有相同的工作方向；以及

所述反摆输入件与所述正摆输入件的所述直接连接是借助设置在各自的至少部分外周面上的轮齿的相互啮合。

8.按权利要求6所述的单向传动机构，其特征在于：

所述正摆超越离合器和所述反摆超越离合器同轴线设置且具有互反的工作方向；以及

所述反摆输入件与所述正摆输入件不可旋转地相连接。

9.按权利要求8所述的单向传动机构，其特征在于：所述传动支撑件是用于支撑所述正摆转轴和所述反摆转轴的机架。

10.按权利要求8所述的单向传动机构，其特征在于：具有两对相互连接的所述正摆超越离合器和所述反摆超越离合器，其中，两个所述正摆输出件刚性成一体，两个所述反摆输出件刚性成一体。

11.按权利要求8所述的单向传动机构，其特征在于：

所述传动支撑件可转动地支撑在所述正摆转轴外周面上的环状杯形壳；

所述反摆转轴是可转动地支撑在所述正摆转轴外周面上的空心轴；以及

所述传动连接件至少组成一个差速换向机构。