CN103244624A

CN103244624A - 新型无级齿轮自动变速箱

Info

Publication number: CN103244624A
Application number: CN2012100359424A
Authority: CN
Inventors: 黄振强
Original assignee: Individual
Current assignee: Individual
Priority date: 2012-02-08
Filing date: 2012-02-08
Publication date: 2013-08-14
Also published as: WO2013116957A1

Abstract

新型无级齿轮自动变速箱，适用于包括车辆、飞机、舰船一切交通工具和所有机械机床设备连接动力变速传动系统配置的变速箱。与现有的变速箱比较，其特征是：主要结构由行星齿轮排组成，或者由差动齿轮组组成，或者由行星齿轮排与差动齿轮组混合组成。实现无级齿箱自动变速的原理是相关的行星齿轮排或差动齿轮组中各种齿轮转动元件不发生空转。其中一种适用于交通车辆领域的新型无级齿轮自动变速箱，主要由行星齿轮排同轴串联组成。一个行星齿轮排的太阳轮作为动力输入元件，行星齿轮架和内齿圈分别与相邻行星齿轮排的太阳轮和行星齿轮架同步连接，内齿圈作为动力输出元件，在满足各种齿轮转动元件不发生空转的条件下，构成无级齿轮自动变速箱。

Description

新型无级齿轮自动变速箱

技术领域

各种机械机床设备包括汽车、飞机、舰船交通工具的所有动力变速传动系统配置的手动挡或自动挡变速箱。

背景技术

现有国内外包括交通车辆的所有机械机床设备动力输出变速传动系统配置的变速箱。以车辆配置的变速箱结构、制造工艺和使用条件要求最复杂。从全球范围来看，主要的几种自动变速箱是AMT(手自一体)、AT(自动)、CVT(无级变速)和DCT(双离合变速器)，它们各有优缺点。AT的节能效果差，但是舒适性好，元器件可靠性高，其生产历史长，使用范围大。CVT钢带传输力矩有限，只能适合小型车。AMT在换挡时还会有短暂的中断，舒适性差一些。DCT结合了手动变速器的燃油经济性和自动变速器的舒适性，它是从传统的手动变速器演变而来，目前代表国际变速器潮流的最高技术。

上述各类自动挡或手动自动挡一体式变速箱，包括仍未淘汰的手动挡变速箱，都存在结构复杂，制造成本高，体积大，维修难，能耗高的缺陷。

发明内容

针对现有变速箱的众多缺陷，本发明的仪由两个行星齿轮排同轴串联构成的无级齿轮自动变速箱，摩擦牙嵌组合离合器配件，就能够顺利解决现有包括车辆在内的一切机械机床设备动力变速传输系统配置的所有自动或手动档变速箱。而且该新型变速箱能大幅度降低制造成本、体积和重量，能耗更低，更加坚固耐用、维修更加方便。本发明将以配置给车辆用的新型无级齿轮自动变速箱为例，进行图解和论证说明。

(1)新型无级齿轮自动变速箱的结构和工作原理。将两个行星齿轮排同轴串联，在满足不发生空转前提下，将其中两个转动元件分别同步连接，就构成无级齿轮自动变速箱。本发明是将A行星齿轮排的一个元件作为功率输入端，同轴串联的B行星齿轮排的另一种元件作为功率输出端，A、B行星齿轮排剩余的各两个元件分别同步连接。在满足不发生空转的前提条件下，构成无级自动齿轮变速箱。

(2)摩擦牙嵌组合同步离合器结构和工作原理。与现有单一功能的摩擦或牙嵌离合器比较，其特征在于：牙嵌接合之前，先由摩擦式离合器进行过渡接合，利用平稳摩擦传递功率，待接近同步转速后再实现牙嵌平稳接合，这样就不会产生冲击力和顿挫感。该组合离合器能实现快速平稳地接合或分离。与现有单一的摩擦式离合器比较，轴向进退操纵或自动控制就更容易了。

附图说明

图1是行星齿轮排的结构和工作原理示意图；

图2是两个行星齿轮排同轴串联连接和构成无级齿轮自动变速箱工作原理示意图；

图3是适用于汽车领域的无级齿轮自动变速箱工作原理示意图；

图4是适用于汽车领域的无级齿轮自动变速箱档位分配原理示意图；

图5是摩擦牙嵌组合离合器结构和工作原理示意图；

图6是汽车桥的差动齿轮组结构和工作原理示意图；

图7是将驱动车轮的齿轮作为功率输入端的差动齿轮组功率分配示意图；

图8是两个差动齿轮组同轴串联构成的无级齿轮自动变速箱的工作原理示意图。

图中：1.内齿圈、2.行星轮、3.太阳轮、4.行星齿轮架、5.传输的功率和转动方向、6.机轴、7.A排行星齿轮架与B排太阳轮的同步连接、8.A排内齿圈与B排行星齿轮架的同步连接、9.自动变速箱内壁圆环型摩擦式离合器的固定处、10.圆环型摩擦式离合器及代号、11.摩擦牙嵌组合离合器及代号、12.摩擦牙嵌组合同步双向离合器档位、13.圆环型摩擦式离合器档位、14.内齿圈上的连体摩擦牙嵌离合器平顶宽牙端部、15.内齿圈上的连体摩擦牙嵌离合器平顶宽牙根部、16.套在B排六角形的行星齿轮架上的六角形同步套管、17.离合器平顶宽牙端部的圆弧型过渡摩擦面、18.差动齿轮组的行星齿轮架、19.差动齿轮组的扇形或锥形行星齿轮、20.差动齿轮组的扇形车轮驱动齿轮。

具体实施方式

以下结合附图对本发明具体实施方式进行说明：

现有的齿轮传动特点，是轮齿相嵌之间通过相等的作用反作用力矩传递的。根据最基本的物理学能量守恒定律，只要齿轮加工工艺具有一定的精度，若忽略＜1％的摩擦发热能量损耗(以下全文同)，则齿轮输入端的机械能等于齿轮输出端的机械能。两轮齿相嵌之间的传动线速度相等，力矩与齿轮转速的乘积等于功率。

参见附图1，对单个行星齿轮排的中心太阳轮3、行星齿轮架4和内齿圈1转动元件而言。只有当一个元件输入固定的功率和转速，一个元件固定不转，行星齿轮2才有作用反作用力矩支撑点，才能够连接太阳轮和内齿圈实现力矩和功率传输。第3个元件才能输出相同的功率和另一种力矩及转速。反之，如果将其中的两个元件同步接合，则它将成为直接挡，输出与输入元件相同的功率和转速。如果不将其中一个元件固定，则该齿轮排的行星齿轮就没有反作用力矩传输的支撑点，就会变成空转了。同理，在不发生空转的前提下，同样遵循物理学最基本的能量守恒定律。为了便于后续说明本发明工作原理，行星齿轮排各零件名称参数及符号下标表示见表1。

行星齿轮排各零件名称参数及符号下标表示法表1

为了后续直观图解和论证说明，令A、B两个行星齿轮排的各参数和齿轮齿数分别相等，根据图1所示和行星齿轮排各转动元件的齿数关系求得：

\{\begin{matrix} Z_{t 1} = Z_{t 2} = 16 . . . (1 - 1) \\ Z_{x 1} = Z_{x 2} = 12 . . . (1 - 2) \\ Z_{n 1} = Z_{n 2} = Z_{t 1} + 2 Z_{x 1} = 40 . . . (1 - 3) \\ Z_{xj 1} = Z_{xj 2} = 2 (Z_{t 1} + Z_{n 1}) = 56 . . . (1 - 4) \end{matrix}

其中，当太阳轮元件输入功率，另一个元件制动不转时，第3个元件输出相同的功率和不同的转速时，与各转动元件的转速关系如下：

请注意，根据物理学最基本的能量守恒定律，从上述方程组中可以看出：当行星轮转速n_x＜0时，相对于输入功率的太阳轮元件，输出功率元件都为减速转动，力矩变大，反之，当n_x＞0时，应为加速转动，力矩变小。同理，当n_x＝0时，应为等速转动，力矩也应相等。

一、无级齿轮自动变速箱结构和工作原理

参见附图2，我们采用两个同轴串联的行星齿轮排A、B，A排中太阳轮作为功率输入轮，见附图2的连接方式7、8，将A排行星齿轮架和内齿圈分别与B排的太阳轮和行星齿轮架同步连接，B排的内齿圈作为功率输出轮。这样，A排就有行星齿轮架和内齿圈两个转动元件分别输出不同功率的转速和力矩，B排也有太阳轮和行星齿轮架两个元件分别输入不同功率的转速和力矩。它们在满足不发生空转的前提下，根据上述物理学最基本的能量守恒定律，就能够构成本发明的无级齿轮自动变速箱的主体。

根据车辆从静止状态开始起步加速的特点，这时B排内齿圈必须从输出力矩最大，转动速度最小的状态开始，然后逐级自动加速，转动力矩逐渐减小。在自动变速的整个过程中，B排内齿圈功率都为转速和力矩的乘积，应当始终等于A排太阳轮的输入功率，但是后者的功率、转速和力矩都是不变的固定值。相对于A排输入功率的太阳轮转动方向，A排行星齿轮架和B排太阳轮为同方向、同力矩、同转速。A排内齿圈和B排行星齿轮架虽然也为同方向、同力矩、同转速，但是与A排太阳轮的转动方向相反，与B排输出功率的内齿圈转动方向相同。为了具体说明本发明的无级齿轮自动变速过程工作原理，下面分成几个阶段说明：

第一阶段

汽车起步加速阶段，此时A排内齿圈和B排行星齿轮架都因为本排内部行星轮对它们施加作用的力矩方向相反，导致转动方向相反。且B排行星轮对行星齿轮架施加的正向力矩远大于A排行星轮对内齿圈施加的反向力矩，互相作用的抵消结果使n_xj1＝n_t2→0开始。由方程组1、2得：

\{\begin{matrix} n_{xj 1} = \frac{n_{t 1} \times Z_{t 1}}{Z_{xj 1}} = \frac{2}{7} n_{t 1} . . . (n_{n 1} = 0) . . . (3 - 1) \\ n_{n 1} = - \frac{n_{t 1} \times Z_{t 1}}{Z_{n 1}} = - \frac{2}{5} n_{t 1} . . . (n_{xj 1} = 0) . . . (3 - 2) \\ n_{xj 2} = n_{n 1} + n_{xj 1} = - \frac{4}{35} n_{t 1} . . . (n_{t 2} = 0) . . . (3 - 3) \\ n_{x 1} = - \frac{n_{xj 2} \times Z_{n 1}}{Z_{x 1}} = - \frac{8}{21} n_{t 1} . . . (n_{t 2} = 0) . . . (3 - 4) \\ n_{n 2} = - \frac{n_{xj 2} \times Z_{xj 2}}{Z_{n 2}} = - \frac{8}{50} n_{t 1} . . . (n_{t 2} = 0) . . . (3 - 5) \end{matrix}

由(3-5)式可知，此时B排内齿圈输出的力矩最大，转速最小。

第二阶段

起步初期低加速阶段。随着汽车的起步加速后，需要B排内齿圈输出的转速变大，当然，根据能量守恒定律，需要的转动力矩自然就变小。而且此时A排太阳轮的输出功率将大于B排内齿圈的输出功率。所以，A排太阳轮的多余功率就自动通过行星轮的作用反作用力矩集中传输给内齿圈，由内齿圈再传输给B排的行星齿轮架。随后B排的行星齿轮架功率就自动通过行星轮的作用反作用力矩合并传输给内齿圈了。各转动元件的转速变化关系为：

\{\begin{matrix} n_{x 1} = - \frac{n_{t 1} \times Z_{t 1}}{Z_{x 1}} = - \frac{4}{3} n_{t 1} . . . (n_{xj 1} = 0) . . . (4 - 1) \\ n_{n 1} = - \frac{n_{t 1} \times Z_{t 1}}{Z_{n 1}} = - \frac{2}{5} n_{t 1} . . . (n_{xj 1} = 0) . . . (4 - 2) \\ n_{xj 2} = n_{n 1} = - \frac{2}{5} n_{t 1} . . . (n_{t 2} = 0) . . . (4 - 3) \\ n_{n 2} = - \frac{n_{xj 2} \times Z_{nj 2}}{Z_{n 2}} = - \frac{14}{25} n_{t 1} . . . (n_{t 2} = 0) . . . (4 - 4) \end{matrix}

由(4-4)式可知，此时B排内齿圈的转速虽然大于第一阶段内齿圈的转速，但仍小于A排太阳轮的转速。

同理，进一步加速的结果，是B排内齿圈的转速开始等于A排太阳轮的转速，此时开始n_xj1≤0详见方程组5；

\{\begin{matrix} n_{x 1} \leq - \frac{n_{t 1} \times Z_{t 1}}{Z_{x 1}} \leq - \frac{4}{3} n_{t 1} . . . (n_{xj 1} \leq 0) . . . (5 - 1) \\ n_{n 1} \leq - \frac{n_{t 1} \times Z_{t 1}}{Z_{n 1}} \leq - \frac{2}{5} n_{t 1} . . . (n_{xj 1} \leq 0) . . . (5 - 2) \\ n_{n 1} = n_{xj 2} . . . (n_{t 2} \leq 0) . . . (5 - 3) \\ n_{n 2} \leq - \frac{n_{xj 2} \times Z_{xj 2}}{Z_{n 2}} - \frac{n_{t 2} \times Z_{t 2}}{Z_{n 2}} . . . (n_{t 2} \leq 0) . . . (5 - 4) \end{matrix}

第三阶段

等功率自动变速传输的能量守恒阶段。根据上述分析的A排太阳轮输入功率通过行星轮作用反作用力矩对行星齿轮架和内齿圈自动进行功率分流传输原理，以及B排太阳轮和行星齿轮架的功率对内齿圈的自动合并传输输出原理。我们可以推断：不管A排内齿圈和行星齿轮的转动方向和转速大小，也不管B排行星齿轮的转动方向和转速大小，只要同时满足A、B排所有传动元件都不发生空转和都能同时对下一个元件传输功率的条件，根据物理学最基本的能量守恒定律，因每一个元件的功率都等于本元件力矩与转速的乘积，N_i＝M_i×n_i，所以，下列方程组都能成立：

\{\begin{matrix} N_{t 1} = M_{t 1} \times n_{t 1} . . . (6 - 1) \\ N_{t 1} = M_{xj 1} \times n_{xj 1} + M_{n 1} \times n_{n 1} . . . (6 - 2) \\ M_{xj 1} \times n_{xj 1} = M_{t 2} \times n_{t 2} . . . (6 - 3) \\ M_{n 1} \times n_{n 1} = M_{xj 2} \times n_{xj 2} . . . (6 - 4) \\ M_{t 2} \times n_{t 2} + M_{xj 2} \times n_{xj 2} = N_{n 2} . . . (6 - 5) \\ N_{n 2} = M_{n 2} \times n_{n 2} . . . (6 - 6) \end{matrix}

由方程组6可知，我们可以完全不管A排内齿圈和行星齿轮的转动方向和转速大小，也不管B排行星齿轮的转动方向和转速大小，只要同时满足A、B排所有传动元件都不发生空转和都能同时对下一个元件传输功率的条件，只要输入A排太阳轮的功率大于B排内齿圈的输出功率，为了平衡行星轮的转动力矩，必将迫使行星轮自动加速转动(在原来转动方向上)，n_xj1＝0→n_xj1≤0，并带动行星齿轮架和内齿圈的自动加速(在原来方向上)转动。反之，如果输入A排的太阳轮功率小于B排内齿圈的输出功率，则内齿圈和行星轮就为自动减速(在原来方向上)转动。行星轮的转速与其它元件的转速关系为：

\{\begin{matrix} n_{x 1} = - \frac{n_{t 1} \times Z_{t 1}}{Z_{x 1}} - Δ n_{x 1} . . . (n_{xj 1} \leq 0) . . . (6 - 1) \\ n_{xj 1} = - \frac{Δ n_{x 1} \times Z_{x 1}}{Z_{xj 1}} = - \frac{3}{16} Δ n_{x 1} . . . (n_{xj 1} \leq 0) . . . (6 - 2) \\ n_{n 1} = - \frac{n_{x 1} \times Z_{x 1}}{Z_{n 1}} = - \frac{4 n_{t 1} + 3 Δ n_{x 1}}{10} . . . (6 - 3) \\ n_{n 2} = \frac{n_{n 1} \times Z_{xj 2}}{Z_{n 2}} - \frac{n_{xj 1} \times Z_{t 2}}{Z_{n 2}} = - \frac{112 n_{t 1} + 69 Δ n_{x 1}}{200} . . . (6 - 4) \end{matrix}

(6-4)式中Δn_x1的取值范围为0≤Δn_x1≤∞，所以，

即本阶段的车辆行驶没有速度上限，只要A排太阳轮的输入功率大于B排内齿圈的输出功率，车辆就处于自动加速状态，反之则为自动减速状态。

二、车辆配置的无级齿轮自动变速箱的其它档位设计

车辆配置的自动变速箱还必须有停车挡、空档、倒档和下坡低、中速减速挡。我们可以直接通过A、B排各转动元件之间的分离、接合来实现。设本发明项目配置的圆环状摩擦式离合器和摩擦牙嵌组合同步离合器以①、②、③、④符号和编号表示，详见图4。

1、如果将②、③号离合器同时接合，①、④号离合器都分离，此时n_n2和n_t1的传动比达为最小值，如果要想推动汽车，必须提供最大的推动力才能使发动机转动。实际上此时发动机根本无法启动，可作为停车当。

2、如果①、②、③、④号离合器都处于分离状态，此时A、B两个行星齿轮排都处于空转状态，自然就可作为空档了。

3、如果将②、④两个离合器同时接合，①、③两个离合器同时处于分离状态，则 n_xj1＝n_t2＝n_n2，

可以作为倒档。

4、如果仪将③号离合器接合，①、②、④号离合器都处于分离状态，则为正常行驶挡，也就是本发明的无级齿轮全自动变速箱了。由(3-5)式得，车辆起步初速为：n_n2＝-0.16n_t1。

5、如果在③号离合器已接合的状态下再将①号离合器接合，②、④号离合器都处于分离状态，则：n_n2＝-0.56n_t1，就可作为车辆下坡以发动机负荷来减速的中速制动挡。

6、如果在③号离合器已接合的状态下再将②号离合器接合，①、④号离合器都处于分离状态，则：n_n2＝-0.114n_t1，可作为车辆下陡坡以发动机空转负荷来强制减速的低速制动挡。

参照现有的自动变速箱档位设计和位置安排，本发明的无级齿轮自动变速箱的档位设计和位置安排见图4。因为①号和②号离合器都是依靠变速箱内壁固定制动A排行星轮齿轮架和内齿圈的，建议①号和②号离合器使用现有的圆环型摩擦式离合器。③、④号离合器都是在车辆静止状态下进行同步接合挂档的，而且方向相反，刚好可以设计成双面摩擦牙嵌组合的同步离合器。参见附图2、附图3和附图5。

由于倒档时必须同时操纵不处于同一档位的②、④号离合器，所以作了两种设计，见图4，左侧为两个操纵杆，右侧为一个操纵杆，但②号离合器应设计两个连接，分别受12、13两个操纵杆控制。

为了方便变速箱和驾驶员之间的相对空间位置变换和操纵换挡，变速箱的换挡离合器和操纵杆之间所有档位都可以用比较简单的伸缩弹簧、定长的钢丝绳和塑胶软管机械零件组合连接。对大型的、豪华型高档次的变速箱，为了方便变速箱和驾驶员之间的相对空间位置变换和操纵换挡，换挡离合器也可以采用液压控制系统或电液自动控制系统方式进行近程或远程手动或自动化控制，或者换挡离合器亦可采用其他类型更适用的离合器。

综上所诉，通过从车辆起步加速状态的第一阶段至全速行驶状态的第三阶段全程自动变速分析，A排太阳轮的输入功率、转速和力矩均为固定值，B排内齿圈却能够连续自动地输出与A排太阳轮相等的功率和不同的力矩和转速。而且，不论A排太阳轮输入功率大小和B排内齿圈的转速大小，只要A排太阳轮的输入功率大于B排内齿圈的输出功率，车辆都处于加速状态，就算发动机处于怠速运转时，输入的少许功率也可累积增加车辆的动能。如果驾驶员能够充分利用车辆可滑行的路段，关掉发动机，变速箱就会自动处于空档滑行状态。等到滑行路段结束后，只要将①号或②号离合器接合挂上，就可直接利用车辆的惯性重新启动发动机了。

所以，该无级齿轮自动变速箱具有经济实用性，并具有比手动挡变速箱还节能的效果。

三、由差动齿轮组组成的无级齿轮自动变速箱

差动齿轮组广泛用于汽车桥的两轮差速传动。参见图6，当中间行星齿轮架输入一定功率的转矩和转速时，两侧驱动车轮的扇形齿轮A和B能根据轮胎对路面摩擦的力矩差异由行星齿轮作用反作用力矩传动的自转来自动调整转速。当一个轮子悬空时，因失去了反作用力矩的支撑点，就变成空转，此时行星齿轮架的功率无法输出。

所以，在不发生空转的前提下，设差动齿轮组行星齿轮架半径为R_xj，输入功率为N_xj，力矩为M_xj，转速为n_xj。驱动轮子的齿轮半径为R_c1、R_c2，若R_xj＝R_c1＝R_c2，则与两齿轮的差动转速、力矩、功率的关系由方程组7表示：

\{\begin{matrix} n_{c 1} = n_{xj} + Δn . . . (7 - 1) \\ n_{c 2} = n_{xj} - Δn . . . (7 - 2) \\ N_{xj} = M_{c 1} \times n_{c 1} + M_{c 2} \times n_{c 2} . . . (7 - 3) \end{matrix}

对方程组7，令Δn＝0，则：n_c1＝n_c2＝n_x，M_c1＝M_c2＝0.5M_xj，

若令Δn≠0，则：

M_{c 1} = \frac{0.5 M_{xj} \times n_{xj}}{n_{xj} + Δn},

M_{c 2} = \frac{0.5 M_{xj} \times n_{xj}}{n_{xj} - Δn},

若n_c2＝0，则：M_c2→∞，就相当于一个车轮被制动，此时功率将全部转移到另一个轮子上，N_c1＝N_xj＝M_c1×n_c1。与行星齿轮排的功率传输方式相似。

上述差动齿轮组还具有一个重要特点，无论两个齿轮转速差距多大，转动方向都与行星齿轮架的转动方向相同，转速最小的极限就是轮子被制动不转，不会发生与行星齿轮架转动方向相反的倒转现象。

同理，参见图7，在不发生空转的前提下，如果将该差动齿轮组作为齿轮变速箱，左边驱动轮子的齿轮A作为功率输入端，右边齿轮B和行星齿轮架作为功率输出端，则根据上述物理学最基本的能量守恒定律，与两个输出端元件的差动转速、力矩、功率的关系应变为：

\{\begin{matrix} n_{c 1} = n_{xj} + Δn . . . (8 - 1) \\ n_{c 2} = n_{xj} - Δn . . . (8 - 2) \\ N_{c 1} = M_{xj} \times n_{xj} + M_{c 2} \times n_{c 2} . . . (8 - 3) \end{matrix}

若n_c2＝0，则：M_c2→∞，就相当于另一个车轮被制动，此时功率将全部转移到行星齿轮架上，N_c1＝N_xj＝M_xj×n_xj。同样与行星齿轮排的功率传输方式相似。

同理，进一步推导，参见图8，在不发生空转的前提下，如果我们将两个差动齿轮组同轴串联，中间两个扇形齿轮和行星齿轮架都分别同步接合。最右边驱动轮子的齿轮C作为最终功率输出端，根据上述物理学最基本的能量守恒定律，则两端齿轮的差动转速、力矩、功率的关系就变为：

\{\begin{matrix} n_{c 1} = n_{xj} + Δ n_{1} . . . (9 - 1) \\ n_{c 3} = n_{xj} - Δ n_{1} - 2 Δ n_{2} . . . (9 - 2) \\ N_{c 1} = M_{xj} \times n_{xj} + M_{c 2} \times n_{c 2} = M_{c 3} \times n_{c 3} . . . (9 - 3) \end{matrix}

显然，Δn₁、Δn₂可取正值、零、或负值，也可大可小。与对面齿轮的力矩差异值成正比，所以，在不发生空转的前提下，根据上述物理学最基本的能量守恒定律，该两差动齿轮组同轴串联也能构成无级自动齿轮变速箱。

因为差动齿轮组都是由扇形锥形齿轮组成，存在一定的加工工艺和技术方面的麻烦。差动齿轮组组合、行星齿轮排组合或差动齿轮组和行星齿轮排混合组合也可以采用不同轴的并排传动，斜交传动或者垂直直交传动。这些设计，都不如本发明的行星齿轮同轴串联来的简单实用。本文附带说明，只是强调独立权利要求保护的范围应该扩大至上述能够构成无级齿轮自动变速箱的所有范围。所以，实际应用中，还是以本发明的行星齿轮排同轴串联组成的无级齿轮自动变速箱更妥当。

四、摩擦牙嵌组合同步离合器结构和工作原理

本发明的摩擦牙嵌组合同步离合器，与现有单一功能的摩擦或牙嵌离合器比较，其特征在于：牙嵌接合之前，先由摩擦式离合器进行过渡接合，利用平稳摩擦传递功率，待接近同步转速后再实现牙嵌平稳接合，这样就不会产生冲击力和顿挫感。该组合离合器能实现快速平稳地接合或分离。与现有单一的摩擦式离合器比较，轴向进退操纵或自动控制就更容易了。

参见图5，本发明的摩擦牙嵌组合同步离合器的内部就是一个六角形的同步套管16，可在B排六角形的行星轮齿轮架上同步沿轴向滑动，接合面上为2个宽度达1/4圆周长度的平顶宽牙凸起14和2个仅略微宽于平顶宽牙的牙根凹陷。平顶宽牙端部的边缘专门设计成极小倾斜角的圆弧型17。这样，当离合器接合面之间相对同步旋转时，由于2个平顶宽牙的牙根凹陷仅略微宽于平顶宽牙的端部凸起，再加平顶宽牙端部的边缘专门设计成极小倾斜角的圆弧型17，在接合面之间存在一定的相对旋转速度时，就必然导致平顶宽牙无法直接嵌入牙根凹陷。只能先由平顶宽牙端部相互摩擦进行过渡传递功率，待接近同步转速后，接合面之间的相对转速趋于0时，平顶宽牙端部凸起才能顺利嵌入平顶宽牙根部凹陷，实现牙嵌平稳接合，才不会产生冲击力和顿挫感。

Claims

1.新型无级齿轮自动变速箱，可适用于包括车辆、飞机、舰船一切交通工具的所有机械设备机床连接动力变速传动系统配置的所有变速箱，与现有的变速箱比较，其特征是：主要结构由行星齿轮排组成，或者由差动齿轮组组成，或者由行星齿轮排与差动齿轮组混合组成，实现无级齿轮自动变速的原理是相关的行星齿轮排或差动齿轮组中各种齿轮转动元件不发生空转。

2.新型摩擦牙嵌组合离合器，适用于包括车辆、飞机、舰船一切交通工具的所有机械机床设备连接传动部件的所有离合器，与现有单一功能的摩擦式或牙嵌式离合器比较，其特征是：牙嵌接合之前，先由摩擦式离合器进行摩擦传动过渡接合，待接近同步转速后再过渡实现牙嵌平稳接合，这样就不会发生冲击力和顿挫感，轴向进退操纵或自动控制就更容易了。

3.如权利要求1所述的其中一种适用于交通车辆领域的新型无级齿轮自动变速箱，主要由行星齿轮排同轴串联组成，一个行星齿轮排的太阳轮作为动力输入元件，行星齿轮架和内齿圈分别与相邻行星齿轮排的太阳轮和行星齿轮架同步连接，内齿圈作为动力输出元件，在满足各种齿轮转动元件不发生空转的条件下，就可构成无级齿轮自动变速箱，它比现有的手动挡变速箱的结构还更简单，制造更容易，成本更低廉，坚固耐用，维修更方便，自动无级变速性能更优越，能耗更低。

4.如权利要求3所述的适用于交通车辆领域的新型无级齿轮自动变速箱，倒车用的倒档需要同时操纵两个档位，为了方便驾驶员操纵，将此两个档位设计成联动挡，或者使用两个独立的操纵杆。

5.如权利要求3所述的适用于交通车辆领域的新型无级齿轮自动变速箱，为了方便变速箱和驾驶员之间的相对空间位置变换和操纵换挡，变速箱的换挡离合器和操纵杆之间所有档位都可以用比较简单的伸缩弹簧、定长的钢丝绳和塑胶软管机械零件组合连接。

6.对大型的、豪华型高档次的变速箱，为了方便变速箱和驾驶员之间的相对空间位置变换和操纵换挡，换挡离合器也可以采用现有的液压控制系统或电液自动控制系统方式进行近程或远程手动或自动化智能控制，或者换挡离合器亦可采用其他类型更适用的离合器。

7.如权利要求2所述的新型摩擦牙嵌组合离合器，摩擦元件和牙嵌元件设计成一体式和同步式，也可以根据需要设计成同步双向式，与其相邻待接合的转动元件接合面，也同样设计成转动元件、摩擦元件和牙嵌元件的一体合并连接式，使结构进一步简化，降低制造成本，延长使用寿命，方便维修。