CN104314783A - 两级轴变摆式方向不变惯性合力合成方法及摆振推力器 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种利用振动合成方向不变惯性合力方法及机器，称为两级轴变摆式方向不变惯性合力合成方法及摆振推力器。本发明在两次专利申请(申请号201110117060.8与申请号201210329846.0)的基础上提出更为先进的制力新理念。在摆动室设两级摆动轴。两级轴变摆设计有两大功能，一是用变传动比(利用非圆齿轮)实现改变运动规律，二是利用增速圆柱齿轮传动扩大摆动角。变摆设计能极大地提高推力器制力能力。摆振机构由4轴改为8轴，既提高制力能力又能减小推力大小波动率。另外对曲轴齿轮传动机构、齿条连接结构、齿条齿轮型式及机体提出改进设计。

Description

两级轴变摆式方向不变惯性合力合成方法及摆振推力器

技术领域：

本发明涉及一种方向不变惯性合力合成方法及机器，称为两级轴变摆式方向不变惯性合力合成方法及摆振推力器。本发明属振动工程技术领域，是中国振动工程学会的科研方向。变径是变转动半径或变摆动半径的简称。定径是不变转动半径或不变摆动半径的简称。推力是方向不变惯性合力的简称。转振是转动振动的简称。摆振是摆动振动的简称。制力是振动合成推力的简称。本发明提出比发明专利“可调推力方向式正弦加速度变径振动合成推力器及应用”(专利申请号为201210329846.0)具有更为先进的制力理念。

技术背景：

发明人冲破牛顿作用力与反作用力定律的束缚，利用变径行星滚轮转振迭加或变径摆动圆盘摆振迭加合成方向不变离心合力。发明人相信量变到质变的哲学原理会创造新技术。变径振动是发明人首先提出来的科技构想，获得专利证书的制力器是变径振动第一项设计。在发明专利“可调推力方向式正弦加速度变径振动合成推力器及应用”(专利申请号201210329846.0)提出了变径行星滚轮转振迭加或变径摆动圆盘摆振迭加合成方向不变离心合力的初步机构原理。在后续发明名称“转式方向不变离心合力合成方法及转振推力器”(专利申请号201310651392.3)专利申请已把变径转振制力技术推向高峰。新技术特点是，主要制力转角用定径制力代替变径制力，即用间歇变径代替全转变径。这次专利申请目的把摆振制力技术推向高峰。新技术特点是用定径制力代替变径制力，解决变径摆动圆盘控制变径的凸轮槽影响提高转速问题。摆振推力器样机设计发现，参考摩托车发动机选择曲轴半径及曲轴转速，曲轴半径越小曲轴转速越高。因为离心力与角速度平方成正比，所以提高制力能力用提高转速比增加曲轴半径好，提高转速是实现推力器体积小重量轻的重要途径；另一条提高制力能力又能减小推力大小波动率的方法是摆振机构由4轴改为8轴。参考“摩托车发动机设计”(叶盛焱主编，人民邮电出版社，1997年7月第一版5～11页)，曲轴半径R₁取22mm，曲轴转速为1万5千转/分；曲轴半径R₁取33mm，曲轴转速约为1万转/分。样机齿条齿轮转动参数是，齿轮模数m＝3.5，齿数12个，齿轮分度圆直径42mm。曲轴半径R₁取22mm，摆动齿轮摆动角120°；曲轴半径R₁取33mm，摆动齿轮摆动角180°。采用两级轴变摆可实现两种功能，一种功能是扩大摆动角，能使摆动角由120°变为180°；另一种功能是通过变传动比传动(非圆齿轮传动)改变曲轴双滑块机构产生的纯谐波振动波形曲线。两级轴变摆振动机构能够合成方向不变惯性合力的原理在下述发明内容介绍时再作详细分析说明。如果单纯用两级轴变传动比变摆方式达不到目的或波动率太大，今后发明人将提出二元变摆式方法。所谓二元变摆式方法就是两级轴变摆与变径机构组合成一种方法。专利审查员对专利申请号201210329846.0提出了宝贵的审查意见，新的变径机构抛弃托辊轴凸轮槽控制摆动圆盘变径方法，变径方式有可能采用间歇变径理论。关于非圆齿轮设计与制造厂家在国内尚未找到，有关非圆齿轮的简单设计理论可参见前苏联高等学校教科书中文翻译版“机械原理”(柯热夫尼可夫著，机械工业出版社，1958年3月第一版，上册，273～282页)。在该次申请专利后，发明人将再次寻求国内外有关单位合作解决这个技术难题或从国外引进技术。本发明以两级轴变传比变摆方案为主体介绍本发明详细内容，在附图说明及具体实施方式介绍后再细述两级轴扩大摆动角方案的设计及其带来的积极效果。推力器零件材料的选择对推力器提高转速减轻自重起决定性作用。根据电视新闻报道，一种能搭建通往月球“天梯”的高强轻质材料在实验室已实验成功。随着材料科学的发展，转速高(每分钟1.5万转以上)、体积小重量轻及功率大的推力器很快就能实现。

发明内容：

为了提高摆振推力器的制力能力及降低推力大小波动率，本发明提出两级轴变摆式摆振推力器结构方案及8轴摆振推力器。两级轴变传动比摆动机构是在摆动室内设置两条摆动轴，即设置一级摆动轴和二级摆动轴。一级摆动轴是由齿条驱动的一级摆动齿轮轴，一级摆动齿轮轴的齿轮两侧同轴安装两个一级摆动非圆齿轮。一级摆动轴设在二级摆动轴下方，而二级摆动轴设在曲轴x轴方向中心线或稍为向上偏离，向上偏离目的是保证齿条与往复滑架盖能够有效连接。二级摆动轴在相对一级摆动轴的非圆齿轮位置安装二级摆动非圆齿轮。在两个二级摆动非圆齿轮的外侧同轴安装两个摆动体，两个摆动体另用一个连接销连接，使其成为共同体，减小二级摆动轴弯曲力矩。二级摆动轴是摆动机构终端摆动轴，一级摆动齿轮轴与齿条组成齿条齿轮传动机构，把齿条的直线往复运动转化为一级摆动齿轮轴的往复摆动。一级摆动轴的摆动规律由双滑块机构的往复滑架运动规律决定，往复滑架的运动规律是纯谐波规律。所以一级摆动轴的摆动规律也是纯谐波规律。内燃机曲柄连杆机构推动活塞运动是谐波运动规律，不是纯谐波运动规律。要知道原因请参阅内燃机曲柄连杆机构设计。双滑块机构是连杆无限长的机构，在机械学中称为正弦机构，其机构运动学的公式极为简单。非圆齿轮传动实质是变传动比传动，一级摆动轴的摆动规律经非圆齿轮变传动比传动后，二级摆动轴获得新的摆动规律。新摆动规律提高了摆动角速度的峰值及降低了角加速度的峰值，也就是提高了离心加速度w_n在y轴分量w_ny的峰值，降低了切向加速度w_τ在y轴分量w_τy的峰值。w_ny振动曲线是一条没有负值只有正值的振动曲线，而w_τy振动曲线是一条有正负值交替变化的振动曲线，如采用8轴摆振机构，则有4条w_ny与4条w_τy振动曲线参与迭加合成方向不变惯性合力，迭加结果是在摆动返回点出现下面制力的关系式：

w_nymax+w_τymax＞w_nymax

w_nymax-w_τymax＞0

这两条关系式表明，变传比比摆式合成方向不变惯性合力具有更高的制力效率，但振动波动率更大。但振动波动率不会影响摆振推力器的应用，因为曲轴转速在1.5万转/分以上，8轴摆振推力器合成方向不变惯性合力的振动频率是2000次/秒。理论上非圆齿轮传动的传动比变化规律可影响合成的振动波形曲线的平稳性，采用怎样的传动比变化规律才能获得振动波形曲线最佳平稳性，这个十分复杂的科学奥秘有待科学家去探索。用反求设计是解决问题的简单方法。更详细的发明内容见附图说明。

本发明在摆振推力器结构构造方面有三项结构改进，第一项是8轴齿轮传动机构的β角选用60°，曲轴齿轮齿数选用36个，这种参数使齿轮传动机构设计与制造变为极其简单；第二项是齿条采用铰接支托式，可解决双滑块机构制造精度不够使齿条承受弯曲力矩引起折断；第三项是机体在整机外形尺寸不变情况下采用扩大摆动室的机体形式，这种结构方案可增加摆动机构齿轮的轴向长度，提高齿轮的承载能力。

附图说明及具体实施方式

图1是两级轴变传动比摆动机构总成剖视图。

图2是图1沿A-A剖视图。

图3是图1沿B-B剖面图。

图4是4轴摆振推力器曲轴齿轮传动机构简图。

图5是8轴摆振推力器曲轴齿轮传动机构简图。

图6是铰接支托式齿条结构详图。

图7是一级摆动齿轮轴纵向剖面图。

图8是一级摆动齿轮轴横向剖面图。

图9是4轴摆振推力器扩大摆动室机体结构图。

图10是图9沿C-C剖视图。

图11是曲轴双滑块机构与齿条齿轮(一级摆动齿轮轴)机构运动学分析计算说明简图。

图12是一级摆动轴模拟双质点对动摆动机构运动学分析计算说明简图。

图13是一级摆动轴模拟双质点对动摆动机构Wny及Wτy与摆动角φ关系曲线图。

图14是一级摆动轴模拟双质点对动摆动机构Wny及Wτy与曲轴转角α关系曲线图。

图15是第一组4轴(O₂轴、O₃轴、O₄轴及O₅轴)双质点对动摆动机构W₁ny与曲轴转角α关系曲线图。

图16是第一组4轴(O₂轴、O₃轴、O₄轴及O₅轴)双质点对动摆动机构W₁τy与曲轴转角α关系曲线图。

图17是第二组4轴(O₆轴、O₇轴、O₈轴及O₉轴)双质点对动摆动机构W₂ny与曲轴转角α关系曲线图。

图18是第二组4轴(O₆轴、O₇轴、O₈轴及O₉轴)双质点对动摆动机构W₂τy与曲轴转角α关系曲线图。

图19是两级轴扩大摆动角传动方案B-B剖面图。

参照图1，图2及图3，两级轴变传动比摆动机构由曲轴1、曲柄销剖分式滑块2、往复滑架体3、往复滑架盖4、齿条销5、铰链支托式齿条6、一级摆动非圆齿轮7、定位键8、一级摆动齿轮轴9、一级摆动轴芯轴10、二级摆动轴芯轴11、一级摆动轴轴承座12、二级摆动轴轴承座13、二级摆动非圆齿轮14、摆动体15、摆动体连接销16、二级摆动轴17、铰接齿条定位圆环18及机体19等零件组成。两级轴变传动比摆动机构是在摆动室内设置一级摆动齿轮轴9与二级摆动轴17，一级摆动齿轮轴9由铰接支托式齿条6驱动，一级摆动齿轮轴9的齿轮两侧同轴安装两个一级摆动非圆齿轮7。一级摆动齿轮轴9设在二级摆动轴17下方，而二级摆动轴17设在曲轴x轴方向中心线或稍向上偏离，向上偏离目的是保证齿条6与往复滑架盖4有连接位置。二级摆动轴17在相对一级摆动非圆齿轮7位置安装二级摆动非圆齿轮14。在两个二级摆动非圆齿轮14外侧同轴安装两个摆动体15。两个摆动体15用连接销16链接，使其成为共同体，减小二级摆动轴17的弯曲力矩。由于定位键8传递扭矩的能力有限，一级摆动齿轮轴9与一级摆动非圆齿轮7之间用焊接加强连接；二级摆动非圆齿轮14与摆动体15之间用焊接加强连接，焊接部位如图1及图2所示。如果两级摆动轴总成需要拆散维修，可以用砂轮将焊缝磨削除去，重新装配完成后在焊缝位又重新焊接。参照图3，两级轴非圆齿轮传动的特点是：在摆动角φ＝0°时，一级摆动非圆齿轮7的啮合半径是最大值，而二级摆动非圆齿轮14的啮合半径是最小值，在摆动角φ＝90°或-90°时，一级摆动非圆齿轮7的啮合半径是最小值，而二级摆动非圆齿轮14的啮合半径是最大值，两个非圆齿轮的啮合半径最大值与最小值均相同。

参照图4，4轴摆振推力器曲轴齿轮传动机构由中央输入传动大齿轮20、O₂曲轴双排齿轮21、O₃曲轴齿轮22、O₄曲轴双排齿轮23及O₅曲轴齿轮24组成。4轴摆振推力器由两组双轴摆动振动器上下迭加组成，O₅曲轴与O₄曲轴组成一组，O₂曲轴与O₃曲轴组成另一组。为了简化齿轮机构及获得增速比为3的齿轮机构，齿轮机构的β角取60°，曲轴齿轮齿数取36个，中央输入传动分动小齿轮齿数取18个。β＝60°带来的结果是ΔO₁O₂O₃与ΔO₁O₄O₅为等边三角形，O₁O₂长度与O₁O₄长度等于L_x，L_y＝2L_X sin60°＝1.732L_X。

参照图5，8轴摆振推力器齿轮传动机构是在4轴摆振推力器曲轴齿轮传动机构基础上增加中间传动大齿轮25，O₆曲轴齿轮26、O₇曲轴双排齿轮27、O₈曲轴齿轮28、O₉曲轴双排齿轮29及中间传动大齿轮30组成。8轴摆振推力器由4组双轴摆动振动器上下迭加组成。样机设计表明，如果不取β＝60°，不取曲轴齿轮齿数为36个，不能形成图5如此简单的传动机构，齿轮传动设计与制造是一件复杂工作。

铰链支托式齿条结构如图6所示，一级摆动齿轮轴纵向剖面如图7所示，一级摆动齿轮轴横向剖面如同8所示。从图6、图7及图8可以看出，齿条是5齿4槽型式，齿轮是4齿5槽式，齿型是按齿数为8齿的齿轮设计。样机设计齿轮模数m＝4，齿数Z＝8个，分度圆直径D＝32mm，摆动角180°时需配曲轴半径R₁＝25.13mm的曲轴。齿形采用短齿制，有必要采用有关结构措施解决少齿数齿轮的切根问题。

为了增加摆动机构齿轮的轴向长度，在不改变整机外形尺寸前提下，把摆振推力器机体改为扩大摆动室机体型式。4轴摆振推力器扩大摆动室机体结构图如图9所示，图9沿C-C剖视如图10所示。从图10可以看出，机体内腔分左摆动室31、曲轴室32及右摆动室33，摆动室宽度b₂大于曲轴室宽度b₁，如果不扩大摆动室，则b₂＝b₁。

图11是曲轴双滑块机构与齿条齿轮(一级摆动轴齿轮轴)机构运动学分析计算说明简图。图11所示是摆动角φ＝0°与曲轴转角α＝90°时齿条齿轮状态图，而且是摆动角2φ₀＝180°的摆动机构。因为采用2φ₀＝180°摆动机构可以在曲轴转速不变的情况下获得最大的角速度ω。离心力加速度Wn与角速度ω是平方关系，而切向加速度Wτ与角加速度ε是一次方关系。图11所示齿条与齿轮分度圆的啮合点为齿条中间点K，齿条M点与N点为齿条往复运动返回点，相应摆动齿轮分度圆的m点与n点为摆动返回点。摆动角KO₂m＝KO₂n＝90°。摆动齿轮分度圆半径为R₂。下面用平面几何原理推导R₂与曲轴半径R₁的计算关系式。齿条直线长度KM＝KN＝R₁。 因为KM＝KN＝圆弧Km＝圆弧Kn，所以有：

R₁＝1.5708R₂…………………………(1)

样机设计齿模m＝4，齿数Z＝8，齿轮分度圆直径D＝32mm，半径R₂＝16mm。机构运动学的任务是由齿条直线往复运动规律推导出摆动齿轮往复摆动规律。下面首先推导齿条直线往复运动规律。参考“内燃机设计”(吉林工业大学杨连生主编，中国农业机械出版社，1981年8月北京第一版，第61页)，如图11所示xky直角坐标，设齿条在x方向往复位移为x，速度为u，加速度为i，曲轴半径为R₁，齿条运动无量纲的计算公式是：

x＝R₁(1-cosα)………………………(2)

u＝R₁sinα……………………………(3)

i＝R₁cosα……………………………(4)

式中R₁为曲轴半径，α为曲轴转角。根据图11直观可以看出摆动角φ比曲轴转角α迟后90°，即φ＝0°则α＝90°，所以α角与φ角关系是：

α＝90°+φ……………………………(5)

根据图11所示及平面几何原理：

角速度ω与直线速度u关系参见理论力学有关计算公式是：

$\mathrm{\ω}=\frac{u}{R_2}\·\·\·\left(7\right)$

角加速度ε与直线加速度i关系参见理论力学有关计算公式是：

$\mathrm{\ϵ}=\frac{i}{R_2}\·\·\·\left(8\right)$

把(1)式、(2)式代入(6)式得：

$\mathrm{\φ}=\frac{x}{R_2}=1.5708(1-\cos \mathrm{\α})\·\·\·\left(9\right)$

把(1)式、(3)式代入(7)式得：

$\mathrm{\ω}=\frac{u}{R_2}=1.5708\sin \mathrm{\α}\·\·\·\left(10\right)$

把(1)式、(4)式代入(8)式得：

$\mathrm{\ϵ}=\frac{i}{R_2}=1.5708\cos \mathrm{\α}\·\·\·\left(11\right)$

把(5)式代入(10)式得：

ω＝1.5708sinα＝1.5708sin(90°+φ)

＝1.5708cosφ………………………………………(12)

把(5)式代入(11)式得：

ε＝1.5708cosα＝1.5708cos(90°+φ)

＝-1.5708sinφ…………………………………..(13)

公式(12)与公式(13)的正确性可以用图11边界条件校核。如图11所示，当α＝90°时，公式(12)的φ＝0°，ω达最大值ω_max；公式(13)的φ＝0°，ε＝0，角加速度ε在φ＝0°点发生正负值交替变化。这一点在后面力学分析时也可以直观看出。如图11所示，当α＝90°+φ＝180°时，即φ＝90°时，公式(12)的ω＝0，公式(13)的ε达最大值ε_max。当α＝180°即φ＝90°时，摆动质点运动在该点以最大角加速度ε_max发生返回，因而角加速度ε_max在该点发生正负值变化。内燃机中活塞往复运动在上止点与下止点发生直线运动的返回，也存在直线最大加速度i发生正负值变化。双轴摆动机构双质点对动摆动力学分析是8轴摆振推力器力学分析的基础，下面推导双轴摆动机构力学分析有关计算公式。

图12所示是一级摆动轴模拟双质点对动摆动机构运动学分析计算说明简图。所谓模拟计算，就是把二级摆动轴的摆动质点及摆动半径移到一级摆动轴进行力学分析计算，然后根据两级轴传动比的变化规律与一级摆动轴力学分析计算结果推测二级摆动轴离心加速度及其在y轴分量与切向加速度及其在y轴分量的一般性变化规律，从而说明方向不变惯性合力合成方法的原理。目前要用数学方法直接推导二级摆动轴力学分析计算公式暂时做不到，因为这个科技项目需要数学家及力学家的参与才能完成。简单地说，目前可做定性分析，今后会能够做定量分析的。如图12所示，摆动质点M₁的运动轨迹线是P₁半圆圆弧线；摆动质点M₂的运动轨迹线是P₂半圆圆弧线。摆动质点M₁与摆动质点M₂对动平衡x轴方向分力。由于对动摆动，两个质点的摆动角φ相同，摆动半径L相同，离心加速度Wn及其在y轴分量Wny相同，切向加速度Wτ及其在y轴分量相同。根据“理论力学”(西北工业大学理论力学教研室主编，人民教育出版社，1961年7月第一版，上册，160～161页)，离心加速度Wn计算公式是：

Wn＝Lω²＝L(1.5708cosφ)²

＝2.467Lcos²φ……………………(14)

Wn在y轴分量Wny的计算公式是：

Wny＝Wncos＝2.467Lcos³φ……………..(15)

切向加速度Wτ的计算公式是：

Wτ＝Lε＝1.571Lsinφ……………………………(16)

Wτ在y轴分量Wτy的计算公式是：

Wτy＝Wτsinφ＝1.571Lsin²φ………………(17)

令摆动半径L＝1，公式(15)与公式(17)计算结果见附表。

φ

cosφ

cos3φ

Wny

φ

sinφ

sin2φ

Wτy

90°

0.0000

0.000

0.000

0°

0.0000

0.000

0.000

80°	0.1736	0.005	0.013	10°	0.1736	0.030	0.047
								70°	0.3420	0.040	0.099	20°	0.3420	0.117	0.184
60°	0.5000	0.125	0.308	30°	0.5000	0.250	0.393
								50°	0.6428	0.266	0.655	40°	0.6428	0.413	0.649
40°	0.7660	0.449	1.109	50°	0.7660	0.587	0.922
								30°	0.8660	0.649	1.602	60°	0.8660	0.750	1.178
20°	0.9397	0.830	2.047	70°	0.9397	0.883	1.387
								10°	0.9848	0.955	2.356	80°	0.9848	0.970	1.524
0°	1.0000	1.000	2.467	90°	1.0000	1.000	1.571

从附表可以看出Wny与Wτy随变量φ的函数变化规律，Wny＝Wτy发生在φ＝40°～50°，大约φ＝45°。附表为下述利用2组或4组摆振机构进行Wny与Wτy迭加合成方法不变惯性合力提供绘制Wny与Wτy振动曲线的依据。

根据公式(15)及公式(17)与图12所示的摆动机构，作出离心加速度在y轴分量Wny与摆动角φ的关系曲线和切向加速度在y轴分量Wτy与摆动角φ的关系曲线如图13所示；作出Wny与Wτy与曲轴转角β的关系曲线如图14所示。图13与图14表示，Wny是一条方向不变的离心力变化曲线，即Wny只有正值没有负值的谐波曲线。Wτy是一条有正负值的非谐波曲线。Wny峰值按公式(15)是2.467，Wτy的正值峰值与负值峰值绝对值按公式(17)均为1.571。

图15是第一组4轴(O₂轴、O₃轴、O₄轴及O₅轴)双质点对动摆动机构W₁ny与曲轴转角α关系曲线；图16是第一组4轴(O₂轴、O₃轴、O₄轴及O₅轴)双质点对动摆动机构W₁τy与曲轴转角α关系曲线。O₂轴、O₃轴、O₄轴及O₅轴在8轴摆振机构的排列见图5所示。图15实线曲线是O₂O₃双质点的Wny与α关系曲线，虚线曲线是O₄O₅双质点的Wny与α关系曲线。图16实线曲线是O₂O₃双质点的Wτy与α关系曲线，虚线曲线是O₄O₅双质点的Wτy与α关系曲线。图17是第二组4轴(O₆轴、O₇轴、O₈轴及O₉轴)双质点对动摆动机构W₂ny与曲轴转角α关系曲线；图18是第二组4轴(O₆轴、O₇轴、O₈轴及O₉轴)双质点对动摆动W₂τy与曲轴转角α关系曲线。O₆轴、O₇轴、O₈轴及O₉轴在8轴摆振机构的排列见图5所示。图17实线曲线是O₆O₇轴双质点的Wny与α关系曲线，虚线曲线是O₈O₉轴双质点的Wny与α关系曲线。图18实线曲线是O₆O₇轴双质点的Wτy与α关系曲线，虚线曲线是O₈O₉轴双质点的Wτy与α角关系曲线。图15、图16、图17及图18所有曲线在α转角360°范围内的特定位置都是由8条曲轴曲柄销在360°转角中的位置确定，在多缸内燃机中称相位角。1组双曲轴摆振机构制力相当1个内燃机气缸作功输出，4组双曲轴摆振机构制力相当于4个内燃机气缸作功输出，这是摆振推力器与内燃机在理论方面相似之处。但另一方面不同之处是摆振推力器1组双曲轴每转制力两次，而内燃机每个气缸两转作功一次(四冲程内燃机)。从图15、图16、图17及图18可以看出8轴(4组)摆振推力器把所有惯性加速度振动曲线进行迭加合成能够获得方向不变的惯性合力。这个结论是由于图15、图16、图17及图18有以下四大特点决定：

1.Wny只有正值没有负值，即方向不变，峰值按公式(15)是2.467L。图15Wny的峰值点在α＝0°，90°，180°及270°，图17Wny的峰值点在α＝45°，135°，225°及315°。如果把图15与17合并在一起，Wny峰值点相隔α＝45°。曲轴每转360°有8个Wny峰值点。

2.Wτy有正值也有负值，正值与负值峰值绝对值相等，峰值按公式(17)是1.571L。Wτy振动曲线不是谐波曲线，在摆动返回点有正负峰值的交替。图16的Wτy正负峰值点在α＝0°，90°，180°及270°，图18的Wτy正负峰值点在α＝45°，135°，225°及315°。曲轴每转360°有8个Wτy正负峰值点。

3.图16把实线曲线与虚线曲线迭加合并成一条曲线或图18把实线曲线与虚线曲线迭加合并成一条曲线后可以看出，两个Wτy正负峰值之间的Wτy值由于正负相加抵消后获得一个更小Wτy绝对值，这一点有利合成方向不变惯性合力。

4.从图15与图16可以看出或从图17与图18可以看出，Wny峰值点与Wτy正负峰值点位居相同曲轴转角α值。图15与图16峰值点在α＝0°，90°，180°及270°，图17与图18峰值点在α＝45°，135°，225°及315°。在这些峰值点均有：

Wny+Wτy＝2.467L+1.571L＝4.038L…(18)

Wny-Wτy＝2.467L-1.571L＝0.896L…(19)

两级摆动轴经图3所示非圆齿轮变传动比传动后，角速度ω峰值提高而角加速度ε峰值降低，由于Wny与ω成平方关系，所以Wny升高大于Wτy降低，可以获得更大的方向不变惯性合力。

两级轴变摆采用扩大摆动角方案是把图1的B-B剖面的非圆齿轮7与14传动改为圆柱齿轮7与14增速传动，如图19所示。样机设计是一级摆动轴摆动角采用120°，二级摆动轴摆动角采用180°，扩大摆动角增速传动比为1.5。上述提到一级摆动齿轮模数m＝4，齿轮数Z＝8，分度圆直径D＝32mm，摆动角180°需配曲轴半径R₁＝25.13mm。一级摆动轴摆动角降为120°，则曲轴半径降为R₁＝25.13/1.5＝16.75mm，降低曲轴半径可大幅度提高曲轴转速，其结果会大大地提高制力能力。

Claims (9)

1.在两次专利申请(申请号201110117060.8与申请号201210329846.0)基础上提出的两级轴变摆式方向不变惯性合力合成方法及摆振推力器，其特征是在摆动室设置一级摆动齿轮轴9及二级摆动轴17，一级摆动齿轮轴9由铰接支托式齿条6驱动摆动，在二级摆动轴17的两端安装两个摆动体15。 

2.根据权利要求1所述的两级轴变摆式方向不变惯性合力合成方法及摆振推力器，其特征是一级摆动齿轮轴9的齿轮两侧同轴安装两个一级摆动非圆齿轮7，在二级摆动轴17相对一级摆动非圆齿轮7位置安装二级摆动非圆齿轮14。 

3.根据权利要求1所述的两级轴变摆式方向不变惯性合力合成方法及摆振推力器，其特征是二级摆动轴17设在曲轴x轴方向中心线或稍微偏离一定距离。 

4.根据权利要求1所述的两级轴变摆式方向不变惯性合力合成方法及摆振推力器，其特征是在摆动角φ＝0°时，一级摆动非圆齿轮7的啮合半径是最大值，而二级摆动非圆齿轮14的啮合半径是最小值，在摆动角φ＝90°或-90°时，一级摆动非圆齿轮7的啮合半径是最小值，而二级摆动非圆齿轮14的啮合半径是最大值，两个非圆齿轮的啮合半径最大值与最小值均相同。 

5.根据权利要求1所述的两级轴变摆式方向不变惯性合力合成方法及摆振推力器，其特征是非圆齿轮7与非圆齿轮14的传动可以 改为圆柱齿轮7与圆柱齿轮14的增速齿轮传动达到扩大摆动角的目的。 

6.根据权利要求1所述的两级轴变摆式方向不变惯性合力合成方法及摆振推力器，其特征是4轴或8轴摆振推力器的曲轴齿轮传动机构β角采用60°及曲轴齿轮齿数采用36个的传动机构。 

7.根据权利要求1所述的两级轴变摆式方向不变惯性合力合成方法及摆振推力器，其特征是铰接支托式齿条6与往复滑架盖4用铰接连接，齿条齿数5个，支托齿条6的铰接齿条定位圆环18设在二级摆动轴17的中央。 

8.根据权利要求1所述的两级轴变摆式方向不变惯性合力合成方法及摆振推力器，其特征是一级摆动齿轮轴9采用全圆齿数一半的非完整齿轮。齿数为4个，齿槽数为5槽。 

9.根据权利要求1所述的两级轴变摆式方向不变惯性合力合成方法及摆振推力器，其特征是扩大摆动室机体的左摆动室31及右摆动室33的宽度b₂大于曲轴室32的宽度b₁。