CN1043373A - 自由轮离合式多挡变速器 - Google Patents

Abstract

本发明提供了一种用少量齿轮能得到更多挡位的自由轮离合式多挡变速器，它的结构与现有的二轴或三轴变速器相似，在输入轴和输出轴上各有一个齿轮与其相连，其余的齿轮都是自由轮，每两个相邻齿轮间有离合器，它可使两相邻齿轮同时旋转或分别旋转。根据各离合器的结合与分离，可组成多条传动路线，得到多挡位，3对齿轮可变4挡，4对齿轮可得8挡，5对齿轮可得16挡。可用1个操纵杆推拉换挡，也可多杆用二进位制式换挡，并有显示器显示挡位。

Description

本发明涉及一种有级式齿轮变速器，特别是一种用少量齿轮能得到更多档位的变速器，它适用于各种车辆及需要多档变速的机械设备中。

现有的汽车变速器大多为有级式齿轮变速器，它的档位不能太多，一般为3档、4档、5档，每档需用一对齿轮。例如5档变速器有5个前进档，需用5对齿轮。若要得到比5档更多的档位，一般都是用两个变速器串联起来得到，比如要得到16个档位，就要用两个4档变速器串联起来，这样就可以不需要16对齿轮，而只要8对齿轮就可以了。

本发明的目的是要提供一种能用较少的齿轮来得到更多档位的变速器，它能用3对齿轮得到4档，4对齿轮得到8档，5对齿轮得到16档。

发明是这样得到实现的，象普通的汽车变速器那样，输入轴和输出轴上各套着数量相同几个齿轮，几对齿轮轮流啮合就可将动力变速输出，这是二轴式变速器。如果输入轴和输出的轴心在一条直线上，再加上中间轴就在二轴变速器的空间里形成了三轴变速器。本发明与现有变速器不同的是，在输入轴和输出轴上各有一个用键联接的齿轮。输入轴也可以与输入齿轮制成一个整体，输出轴可用花键与输出齿轮联接。其余的齿轮，包括中间轴和倒档轴上的齿轮都是能在轴上自由转动的自由轮。两相邻齿轮之间有离合器、啮合套或同步器等，它们可以使任意两相邻齿轮结合与分离，由这些结合与分离，可组成许多种从输入齿轮到输出齿轮的传动路线，也就是能得到许多种不同的速比即档位。这种变速器比相同齿轮数的现有变速器的档位要多，而它的结构同现有的带同步器的变速器差不多，重量和成本几乎没有增加。

以下将结合附图对发明作进一步的详细说明：

图1是移位倒档式4档变速器的示意图。

图2是常啮档式4档变速器的示意图。

图3是4档变速器的传动路线图。

图4是8档变速器的传动路线图。

图5是16档变速器的传动路线图。

图6是复合式超越离合器示意图。

图7是复合式超越离合器的变型示意图。

图8是采用啮合套或同步器时的操纵装置示意图。

图9是2轴4档变速器的传动路线图。

参照图1，输入齿轮Z₁与输入轴Ⅰ是一个整体，输出齿轮Z₃用花键与输出轴Ⅱ联接，它既能对外传递扭矩，又能沿轴向移动。齿轮Z₁与Z₃之间还有一个齿轮Z₂。中间轴Ⅲ上有齿轮Z₄、Z₅、Z₆、Z₇， Z₆与Z₇可以是双联齿轮。倒档轴Ⅳ上有齿轮Z₈。除Z₁、Z₃外其余的齿轮都是能在轴上自由转动的自由轮。当然Z₈和中间轴Ⅲ上的某个齿轮也可以和轴一起转动。在相邻两齿轮间有离合器A₁、A₂、B₁、B₂，它们的结合与分离可以使两相邻齿轮同时转动或分别转动。Z₃、Z₆、Z₇、Z₈都是直齿轮，Z₁、Z₂、Z₄、Z₅是斜齿轮也可以是直齿轮。图1中的倒档方式为移位式，直齿轮Z₃有3个位置，它与Z₆啮合时是前进档，与Z₈啮合时是倒档，在Z₆、Z₈之间是空档。图中的虚线表示被其连接的齿轮有啮合关系。

再参照图3、表1，图3只画出了4档变速器的前进档部分，图中各齿轮的齿数及各档传动比在表1中都已给出，各档的传动路线如图3所示。挂1档时，离合器B₁、B₂结合，A₁、A₂分离，动力经齿轮Z₁、Z₄、Z₆、Z₃输出;挂2档时离合器B₁、A₂结合，A₁、B₂分离，动力经齿轮Z₁、Z₄、Z₅、Z₂、Z₃输出;挂3档时离合器A₁、B₂结合，B₁、A₂分离，动力经齿轮Z₁、Z₂、Z₅、Z₆Z₃输出;挂4档时离合器A₁、A₂结合，B₁、B₂分离，动力经齿轮Z₁、Z₂、Z₃输出。从表1中可以看出各档的实际传动比，基本上符合理论传动比，即使有些误差也不会影响实际应用。表1中的Z₃、Z₆、Z₇、Z₈都是直齿轮，直齿轮的模数大于斜齿轮的模数，因此Z₃与Z₆的齿数和小于前面各对齿轮副的齿数和。

参照图2、表2，这是上述4档变速器的一种变型，它的倒档为 常啮式，前进时离合器C₂分离，A₂、B₂轮流结合;空档时离合器A₂、B₂、C₂全部分离;倒档时离合器C₂结合，A₂、B₂分离。它可以全部采用斜齿轮或全部采用直齿轮，它的实际传动比也符合理论传动比，它的各前进档的传动路线也如图3所示。当全部采用斜齿轮时Z₁与Z₆、Z₃与Z₄的齿数可以相等，因此它可在1档传动比相等的情况下，比上述变速器的齿轮副的齿数和小，即Ⅰ、Ⅱ轴与Ⅲ轴的轴距小。它的前进、倒档和空档只靠控制离合器就可完成，因此它可以省掉Ⅱ轴上的花键，缩短Ⅱ轴和Ⅲ轴的长度，同时缩小变速箱的尺寸，使成本和重量同时降低。

参照图4、表3，这是用4对齿轮副组成的8档变速器，图中没有画出倒档部分。表3中例举出了齿轮齿数、各档传动比和各档在结合状态的离合器，根据各离合器的离合，图4中画出了各档的传动路线。表3中的各档实际传动比基本上符合理论传动比，完全可以满足使用要求。

参照图5、表4，这是用5对齿轮组成的16档变速器的例子，图中没有画出倒档部分。表4中给出了各齿轮的齿数、各档传动比和各档在结合状态的离合器。根据各离合器的离合，图5中画出了各档的传动路线。表4中各档实际传动比基本上符合理论传动比，也能够满足使用要求。

8档变速器和16档变速器的倒档部分可参考图1和图2中的倒档 部分，选用哪个都可以。

从表1～表4的结合状态离合器一栏中可以看出。在各档中，除空档以外，处在结合状态的离合器的角标不能缺项也不能重复。即在任何两对齿轮副之间，不许没有离合器结合，也不许同时有两个离合器结合。例如不许出现A₁OB₃或A₂B₂，因为缺项会产生空档，而重复会使传动无法进行，甚至会将齿轮打坏。在正常情况下，在前进档中，某一位置的两个离合器只能有一个结合。例如当A₂结合时，B₂一定得分离，反之亦然。

从表1和表3中可以看出，中间轴Ⅲ上的齿轮由大到小排列，靠近输入端的齿轮最大，向后逐渐变小，靠近输出端的齿轮最小。齿轮的转速却是由小到大进行排列的，例如1档时Ⅲ轴上的齿轮转速都一样，随着档位的增大，越是靠近输出端的齿轮，其转速增加得越快。使得前面齿轮的转速总是小于或等于后面齿轮的转速。从齿轮转速表中可以看出，离合器B结合时，两相邻齿轮转速相同，离合器B分离时，后面齿轮的转速要大于前面齿轮的转速。根据这种情况，可以使用单向超越离合器B，这样可以简化操纵控制机构。但当采用图2中的常啮倒档方式时，离合器B中的最后一个不能用单向超越离合器，因为Ⅲ轴上最后那个齿轮会发生反转。

从以上所述中可以看出，不论用不用单向超越离合器，只从离合器A的变化就可以反映出各档位的变化。例如离合器A分离时用0表 示，结合时用1表示，参照图3、表1、表2，1～4档可分别表示为00、01、10、11;参照图4、表3，1～8档可分别表示为000、001、010、011、100、101、110、111;参照图5、表4，1～16档可分别表示为0000、0001、0010、0011、0100、0101、0110、0111、1000、1001、1010、1011、1100、1101、1110、1111。很显然，这是二进位制数字由0自然增长的排列。最后的数字变成10进位制再加上1（前面的0位）即是变速器的档位数。经过数学整理后得到式：

K＝2^X-1

式中：K-变速器的档位数。

X-齿轮对数。

（X-1）-A离合器数。

从转速表中可以看出，当传动比等于1时，Ⅲ轴最后一个齿轮的转速最大，甚至是输入转速的两倍多。这个转速虽然很高，但它并没有超过带保持架的滚针轴承和推力轴承的转速极限范围，因此这是不成问题的。

参照图9、表5，以上所说的变速器都是三轴式变速器，其实这种变速方法对二轴式变速器也适用。从图9中可以看出，利用3对齿轮也可以得到4个档位。从表5中可以看出，实际传动比也近似等于理论传动比。从转速表中可以看出，离合器B也可以用单向超越离合器来代替。对于8档和16档的变速器也可以用二轴式，但它的传动比范围要比三轴式的小。

前面所讨论的都是最高档为直接档的情况，其实这种变速器也适用于最高档是超速档的情况。从表6中可以看出，当最高档是超速档时，上述档位数的公式也成立，也可以用4对齿轮得到8档，各档的实际传动比也都基本上符合理论传动比，与表3相比齿轮和轴间距都更小，只是离合器的结合规律与以前不同，从转速表中也可以看出，也不能用单向超越离合器来代替Ⅲ轴上的离合器B。

参照图6，这是一种复合超越离合器，它可以作离合器A，它比现有的同步器更容易操作，成本也更低。在轴〔1〕上有两个相邻齿轮〔2〕和〔5〕，两齿轮中间有拨爪套〔3〕和星轮〔4〕。〔6〕是超越离合器的滚柱。〔7〕是凸轮。〔8〕是挡杆。〔9〕是弹簧。〔10〕是拨爪套〔3〕外面的棘齿，它与〔3〕是一体。齿轮〔2〕的右端有一轮毂。星轮〔4〕的左端是星轮，右端是轮毂，齿轮〔5〕的左端是星轮。从B-B图中可以看出，齿轮〔2〕、〔5〕之间有两个超越离合器，左面在AA剖面处的是拨爪式超越离合器，它与普通冲床上的拨爪式超越离合器一样。右面的是普通的单向超越离合器，设动力由〔2〕向〔5〕传递，参照A-A图，齿轮〔2〕作顺时针方向转动，拨爪套〔3〕因摩擦力的作用也试图作顺时针方向转动，但它的棘齿〔10〕被挡杆〔8〕挡住不能转动，因此滚柱〔6〕也被拨爪挡住而不能带动星轮〔4〕转动。因为星轮〔4〕的右端是单向超越离合器的外毂，所以齿轮〔5〕可以自由的作顺时针转动。这时复合超越离合器处在分离状态。齿轮〔2〕不能将动力传给齿轮〔5〕，而齿轮〔5〕却可以自由转动，转动方向与〔2〕相同。转动凸轮〔7〕，使挡杆〔8〕顺时针转动并压缩弹簧〔9〕，当挡杆〔8〕的下端离开棘齿〔10〕时，拨爪套〔3〕就可以在摩擦力作用下向顺时针方向转动并推动滚柱〔6〕楔入〔2〕与〔4〕中，因此齿轮〔2〕可以带动星轮〔4〕转动并通过单向超越离合器带动齿轮〔5〕。此时复合超越离合器处在结合状态，齿轮〔2〕的动力可以传递到齿轮〔5〕。

图7是上述复合式超越离合器的变型，这种离合器是由两个拨爪离合器组成的，两个齿轮上都是轮毂，星轮〔4〕是一个等边棱柱体。当两个拨爪套〔3〕都被挡杆〔8〕挡住时，两个齿轮都不能带动星轮〔4〕转动，但它们却可以分别转动。此时离合器处于分离状态，齿轮〔2〕不能带动齿轮〔5〕。当拨爪套〔3〕被松开时，象上面说的那样齿轮〔2〕可以带动星轮〔4〕旋转，此时输出端的拨爪套〔3〕由于与齿轮〔5〕之间的摩擦力较大，所以稍落后于星轮〔4〕，并带动滚柱〔6〕楔入〔4〕、〔5〕的间隙中，因此齿轮〔5〕被带动旋转。此时离合器处于接合状态，齿轮〔2〕能够将动力传递给齿轮〔5〕。这种离合器的结构更加简单，工艺性也得到了很大的改善，它可使变速器的成本大幅度降低。

用复合式超越离合器作离合器A，用单向超越离合器作离合器B，可简化换档动作，易于实现自动化。

图8是采用啮合套或同步器的操纵示意图。轴〔1〕上有齿轮〔2〕、〔5〕，转动凸轮轴〔13〕，带动凸轮〔14〕转动，其凸轮槽使拨叉〔12〕沿拨叉轴〔11〕滑动，拨叉又带动啮合套或同步器外套移动，这样就完成了两相邻齿轮的离合。

自由轮离合式多档变速器因为档位较多，所以最好能采用推拉杆操纵方式，用凸轮轴控制各离合器的离合，来实现档位的变换。操纵杆平时总是直立，向外推是增档，推一下凸轮轴转动一个角度，然后杆仍恢复直立。每推一次增一档。反方向拉是减档，每拉一下减一档，这可以参照摩托车上的变速操纵机构。最好再加一个档位显示器，它可以使操作者知道变速器在什么档位。档位显示器可以象日历手表那样通过数字盘的转动透过小窗口显示档位。凸轮轴的转动可通过软轴、联杆或车闸线带动数字盘转动，也可以直接通过联杆或车闸线带动数字条板透过小窗口来显示档位。数字盘和数字条板可用弹簧复位。

另一种操纵方式是每两个齿轮副中有一个操纵杆来控制离合器A、B，操纵杆可不用凸轮轴而直接带动拨叉或档杆，操纵杆有0、1两个位置，可根据二进制数字来推拉操纵杆，以得到不同的档位。

变速器中的齿轮间离合器可以是各种离合器、啮合套、同步器、复合式超越离合器。

自由轮离合式多档变速器与相同档位的现有变速器（包括两变速箱串联式变速器）相比，结构简单，零部件数量少，重量轻，成本低。它适用于各种车辆和机器设备。因为它的档位较多，因此它能提高车辆的性能，能够使各种车辆的发动机经常工作在经济转速范围内，因此在这种意义上来说，这种变速器也是一种节能型产品。

4档斜、直齿轮变速    传动比及各齿轮转速表    表1

注：1.参照图3。

2.Z₃、Z₆、Z₇Z₈为直齿轮，其余为斜齿轮。

4档全斜或全直齿轮变速器传动比    表2

注：参照图3

8档斜、直齿轮变速器传动比及齿轮转速表    表3

注：参照图4

16档斜、直齿轮变速器传动比    表4

注：参照图5

输入、输出轴不同心式变速器传动比及齿轮转速表    表5

Claims (3)

1、一种能用少量齿轮得到更多档位的自由轮离合式多档变速器，其结构同现有的二轴或三轴变速器相似，其特征是输入轴和输出轴上各有一个与其相联接的齿轮，其余的齿轮都是能够在轴上自由转动的自由轮，每两个相邻齿轮间有一个离合器，它可使两个相邻齿轮共同转动或分别转动，有换档操纵机构和档位显示器。

2、根据权利要求1所述的自由轮离合式多档变速器，其特征是相邻齿轮间的离合器可以是各种离合器、超越离合器、啮合套、同步器或复合超越离合器。

3、根据权利要求1、2所述的自由轮离合式多档变速器，其特征是复合超越离合器是由拨爪式超越离合器与单向超越离合器复合而成，拨爪式超越离合器的星轮与单向超越离合器的外毂为一体，或者由两个拔爪式超越离合器复合而成，两个星轮为一体。

Images