CN1329674C - 圆周周期性曲面对顶传动单元和由此组成的传动系统 - Google Patents

Abstract

本发明涉及一种圆周周期性曲面(例如正弦面)对顶传动装置和由此组成的传动系统。传动系统由传动单元串联组接而成。每个传动单元由主、从传动盘及对顶杆系组成。传动盘按工作表面不同有内、外盘型之别。传动盘工作表面的廓线是圆周周期性曲线，例如正弦线。主动盘的旋转运动先转化为对顶杆系的等相差振动，对顶杆作为中间元件，再把等相差振动转化为从动盘的旋转运动。利用主、从盘波数的不同。在传动单元上达到变速目的。将多个传动单元串联使用，可以获得多级组合传动比，其总级数是传动单元个数的指数函数。这种传动系统可用作重型设备、机床、车辆等载荷大、对变速级数要求多，且换档频繁的工作机械的主传动装置。

Description

圆周周期性曲面对顶传动单元和由此组成的传动系统

技术领域

本发明涉及凸轮传动，特别是一种利用对顶杆和圆周周期性波传动面间的相互作用传递机械能的圆周周期性曲面对顶传动单元和由此组成的传动系统。

背景技术

在目前应用的各种机械传动装置中，最主要的就是齿轮传动，齿轮传动具有传动效率高，功率范围大、传动比准确、工作可靠的特点，因而在各类传动装备中有广泛的应用。工程中利用齿轮箱中各种不同齿数的滑移齿轮相互组合，可以得到恒功率输出的各种转速。但是，随着现代机械对承载能力和变速级数要求的提高，这种传动模式本身的一些问题也显现出来：齿轮变速箱变速范围和级数有限，且体积大、造价高，其在换档同步的结合过程中，轮齿之间要发生碰撞，换档离合器会发生滑转磨耗，这种问题在高速重载机械传动中尤其突出，且齿轮变速箱在换档时还存在动力中断的问题，虽然机械传动具有高的传动效率，但以上种种不足限制了它的应用，所以这类机械传动形式在某些场合，常被传动效率低、投资大的流体传动和电力传动所替代。

发明内容

为解决以上问题，改善机械式变速箱的控制性能，使机械传动装置效率高、恒功率特性好的优势进一步发挥，本发明提出了一种新的传动模式，即圆周周期性曲面对顶传动系统，这是由多个结构相似的基本传动单元串联组成的传动系统。作为一种特别优选的形式，该圆周周期性曲面为正弦面，该系统为圆周正弦面对顶传动系统，其工作原理是：每个基本传动单元利用圆周正弦波传动表面和与之相配的对顶杆系中双轮对顶杆一端滚轮的作用，将圆周正弦波传动面所在的主动传动盘的圆周运动转化为n相对顶杆的等相差振动；再通过双轮对顶杆另一端滚轮与从动盘上圆周正弦波传动面的相互作用，将n相对顶杆的等相差振动再转化为从动盘的圆周运动。利用主、从传动盘上圆周正弦线波数的不同，在基本传动单元两传动盘之间实现差速、变矩或者改换转向的传动目的。每个基本传动单元相当于一个两档变速器，可以任意选择执行两个恒功率传动比，即异步传动比和同步传动比。传动系统由多个基本传动单元串联组接而成，系统传动比为组合传动比，在数值上等于各传动单元传动比的乘积；因每个传动单元都可在同步传动状态和异步传动状态之间随意切换，并能平缓过渡，这使组合传动比有多种不同的组配结果。因此传动系统可实现多级变速传动。各种组合传动比均为恒功率传动比，各级组合转速能在不中断动力的情况下柔性切换。

为详尽说明传动机理，这里先介绍以上引出的几个概念：即对顶传动、圆周正弦波传动面、圆周正弦线。所谓对顶传动，是指以往复运动的双轮对顶杆为中间元件，在两传动面间传递平动或转动的传动形式；圆周正弦波传动面是指以圆周正弦线为廓线的传动表面，分外圆周正弦波传动表面和内圆周正弦波传动表面；圆周正弦线是这样定义的：在一条射线上任取一点B，其距射线端点O的距离为R，射线上一动点C，以点B为平衡位置作振幅为A，角频率为ω的简谐振动(R＞A)。在动点C作简谐振动的同时，还随射线绕射线端点O作角速度为dθ/dt的匀速圆周运动，上述两个运动的合运动称为圆周正弦运动。动点C的运动轨迹称为圆周正弦线，其参数方程是：

$\left\{\begin{array}{c}X=(R+A\sin \mathrm{\ω\θ})\cos \mathrm{\θ}\\ Y=(R+A\sin \mathrm{\ω\θ})\sin \mathrm{\θ}\end{array}\right.$

式中，参数θ的几何意义是：射线OB转过角的弧度值。

在上述运动过程中，点B的运动轨迹为一半径为R的圆，在这个圆上，动点C的振幅为零，所以称该圆为圆周正弦线的零幅圆，动点C随射线绕圆心O转过的角度θ称为圆周正弦线在零幅圆上的转角，函数式ASinωθ称圆周正弦线在零幅圆转角θ上的函数值。

下面先介绍一种特殊的圆周正弦线：动点C作圆周正弦运动，在动点C完成一个振动周期的同时，该点恰好随射线OB转过一周，这样的圆周正弦线称为单波圆周正弦线。如果在随射线OB转动一周的过程中，动点C完成了m个整周期的振动，这样形成的的圆周正弦线称为m波圆周正弦线。动点C振动一个整周期随射线OB转过的角度是2π/ω，而在单波圆周正弦线的形成过程中，动点C随射线OB转过的角度恰好是2π，2π/ω＝2π，得ω＝1，所以单波圆周正弦线的方程式是：

$\left\{\begin{array}{c}X=(R+A\sin \mathrm{\θ})\cos \mathrm{\θ}\\ Y=(R+A\sin \mathrm{\θ})\sin \mathrm{\θ}\end{array}\right.$

因后者的振动角频率是前者的m倍，所以m波圆周正弦线的参数方程可以写成：

$\left\{\begin{array}{c}X=(R+A\sin \mathrm{m\θ})\cos \mathrm{\θ}\\ Y=(R+A\sin \mathrm{m\θ})\sin \mathrm{\θ}\end{array}\right.$

上式中的m值称为圆周正弦线的波数。

在圆周正弦面对顶传动系统中，n个对顶杆在圆周正弦线零幅圆径向上呈轮辐状均匀分布，这样分布的对顶杆称为n相对顶杆，所谓n相对顶杆的等相差振动，是指n个在圆周内均匀分布的对顶杆作同等振幅，相同频率的往复振动，相邻对顶杆的振动初相位依次相差2π/n角度。

传动盘以圆周正弦线为传动面廓线，有表面内传动盘片和外表面传动盘片之分。波数为m₁的主动传动盘片和波数为m₂的从动传动盘片及与之相配的n相对顶杆系就可以构成一个基本传动单元。传动单元可以执行两个恒功率传动比，即异步传动比i＝±m₂/m₁和同步传动比i＝1，还可在这两个传动比之间柔性切换。传动盘片的波数必须依对顶杆相数n而取。m＝bn±1(式中m、b、n为整数)。其中m取bn-1时称为n左类数，m取bn+1时称为n右类数，传动方向取决于主、从传动盘片波数的取值类型，当m₁和m₂同取n左类数或同取n右类数时，为正向传动，异步传动比i＝m₂/m₁，而当m₁和m₂取异类数时，为反向传动，异步传动比为i＝-m₂/m₁。

由多个传动单元串联组成的传动系统，其传动比等于各个单元传动比的连乘积，设系统中共有n个传动单元串联，传动比分别是i₁，i₂，……，i_n，那么组合传动比i＝i₁×i₂×……×i_n，因传动单元之间可互不影响的自由选择执行异步传动比和同步传动比，因此系统总的组合传动比的数目是2ⁿ。

保证圆周正弦面对顶传动系统传动连续进行的条件是：基本传动单元传动盘的旋转运动和n相对顶杆的等相差振动必须能够相互自由转化；而要达到这个目的，对顶杆数目应大于3，每个基本传动单元中传动盘圆周正弦波的波数m和对顶杆的相数n必须满足取值式m＝bn±1(式中m、b、n皆为整数)。

保证圆周正弦面对顶传动系统传动和谐进行的条件是：系统组合转速的不和谐指数应控制在警戒数值以下；而要达到这个目的，在传动系统输入转速一定的情况下，系统设计过程中应注意控制相应组合传动比的不和谐指数值；传动系统使用过程中应尽可能避开不和谐指数过高的组合转速。

附图说明

图1示出了最简单的对顶传动系统。

图2示出了两相对顶杆和三角波型传动条组成的对顶传动系统。

图3示出了三相对顶杆和平直正弦波传动面传动条组成的传动系统。

图4示出了单波正弦线和m波正弦线在相点线处函数取值及切线。

图5(a)-(c)示出了单波传动条和m波传动条与三相对顶杆组成的传动系统。

图6示出了在相点线处，各类正弦波的函数值取值情况。

图7示出了波数互为异类数的两种传动条与n相对顶杆组成的传动系统。

图8是圆周正弦线形成的示意图。

图9示出了波数互为异类数内、外圆周正弦线在相点线处函数值的取值情况。

图10(a)、(b)是具有相同波幅的内、外圆周正弦线各项参数标示图。

图11是圆周正交坐标系示意图。

图12示出了对顶杆两滚轮轮心的运动轨迹和传动盘表面形状。

图13是对顶杆作用点处，内、外圆周正弦线的参数标示图。

图14是图12圆圈内所示部分的放大图。

图15示出了波数互为异类数的两传动盘在圆周正交坐标系中的切线。

图16示出了波数互为同类数的两传动盘在圆周正交坐标系中的切线。

图17是对顶杆滚轮的运动轨迹和传动盘外廓线之间的对比图。

图18是图17中圆圈部分的放大图。

图19(a)-(f)是圆周等相差振动的形成原理图。

图20示出了单波内传动盘和9波外传动盘以及8相对顶杆构成的传动系统。

图21是图20所示传动系统的做功半圆图。

图22是图20传动系统做功左半圆示意图。

图23是图20传动系统做功右半圆示意图。

图24(a)、(b)是内、外传动盘画法示意图。

图25(a)、(b)是外传动盘的画法示意图。

图26(a)、(b)是内传动盘的画法示意图。

图27(a)-(c)是两套传动盘转差180度并排使用的示意图。

图28(a)、(b)是两套内、外传动盘实体图。

图29(a)-(d)是4个三相对顶传动系统的相型及盘片组配图。

图30(a)-(d)是4个高相数对顶传动系统的相型及盘片组配图。

图31是双轮对顶轩及对顶杆滑架实体图。

图32是对顶杆承盘实体图。

图33是对顶杆承盘、对顶杆滑架和传动盘的实体图。

图34是对顶杆承盘及选档盘的剖分实体图。

图35(a)、(b)是对顶杆承盘、选档盘及止动盘的实体图。

图36(a)、(b)传动单元拆分及组装的平面图。

图37(a)、(b)是传动单元连接轴的两视图。

图38(a)、(b)是选档盘的两视图。

图39是圆周对顶传动系统主视图。

图40是圆周对顶传动系统局部放大图。

图41是操纵系统及箱体下半部分的实体图。

图42是系统设计的流程图。

图43是操纵系统的液压驱动装置简图。

图44是双外盘传动单元的实体示意图

图45是外-外型传动单元的传动原理简图

图46是两个外表面传动盘通过杠杆在平行轴间传动的原理图

图47是一个三联对顶杆滑架及对顶杆实体图

图48是一台万吨压力机传动机构的主视图

图49是万吨压力机的侧视图

图50是圆周对顶传动系统驱动传动轴的示意简图。

图51是履带式推土机的传动简图。

图52是履带驱动轮轮边减速器的示意图。

图53是圆周对顶传动系统作为机车主轴传动器的简图。

图54(a)-(c)是应用圆周对顶传动系统传动的机床三视简图。

图55是机床主主轴传动系统带传动的示意简图。

图56是一台机床的传动装置分布简图。

具体实施方式

以下将对附图作详细介绍。

图1是最简单对顶传动系统的力学模型图，其中左、右两图分别是正向和反向传动的类型，图中位处上方的传动斜面是主传动面，运动方向向左，双轮对顶杆在其滑动轨道里可以上下移动，上、下斜面块的斜率不同，因此在水平移动过程中的速度并不相同；左、右两从动斜面块的运动方向相反。

图2是三角波传动条与两相对顶杆传动的传动模型，两相对顶杆在三角波一个波长距离内等距分布。上、下传动条完全相同，传动面为三角形斜面。对顶杆在其轨道内上下往复运动。

图3是正弦波传动条和三相对顶杆组成的传动系，三相对顶杆在正弦波一个波长的距离内等距分布，上下传动条的波长完全相同。上、下传动条的移动方向和移动速度完全相同。

图4是在单位波长距离内单波正弦线和m波正弦线在相点线处的函数值和切线示意图，三条相点线在半开半闭区间[0，2π/ω)内等距分布，图中分m＝3k、m＝3k+1、m＝3k+2三种情况，标出了各函数曲线在三条相点线X＝0，X＝2π/3ω，X＝4π/3ω处的函数值，还画出了各正弦线在相点线处的切线，它反映了曲线在相点线处斜率的大小。

图5是单波传动条与m波传动条通过三相对顶杆传动的示意图。图中将m的3种取值可能分别列出：当n＝3k时，两传动条不论怎样放置都不能构成对顶传动系统；当m＝3k+1时，两传动条和三相对顶杆可以组成同向变速传动系统；当m＝3k+2时，传动条、对顶杆组成的是一个反向变速传动系统。

图6是波数为n左类数bn-1和n右类数bn+1的正弦线与单波线在相点线处的函数值图示，图中，在相点线处，波数取n左类数bn-1的，其在相点线处的函数值与波数为1的正弦波函数值互为相反数，波数取n右类数bn+1的，其在相点线处的函数值与波数为1的正弦波函数值完全相等。图中算y轴在内，共有7条相点线，对于7相对顶杆来说，上传动条的波数为6，是7左类数；下传动条的波数为8，是7右类数。图中三条正弦线起自同一点(0，0)，终于同一点(0，2π/ω)。

图7是波数为n左类数bn-1和n右类数bn+1的传动条通过n相对顶杆组成的传动系统。需要说明的时：当两传动条廓线函数的波数互为同类数时，在相点线处，两曲线的函数值相同，因此在相点线处就可以设置对顶杆。而当两传动条波数互为异类数时，在相点线处，两正弦线的函数值是相反的，不能在相点线上直接设置对顶杆，这种情况下须将两传动条的在水平方向上作一调整，使上、下传动条正弦线的同向最值同时过第一条相点线，然后在相点线处布置对顶杆。这样，两传动条才能与对顶杆组成一个反向传动系统。在每条相点线上，两函数曲线的函数值相同，但斜率值正负符号相反。

图8是圆周正弦线的生成过程图，图中射线OB绕射线端点匀角速度旋转，射线上的动点C在随射线转动的过程中，同时以点B为平衡位置作简谐振动，图中的粗实曲线即为圆周正弦线。角θ是零幅圆转角，矢量BC(方向指向C)是图中圆周正弦线在零幅圆转角θ上的函数值。

图9是波数互为异类数的内、外圆周正弦线在相点线处函数值的取值情况。图中内、外圆周正弦线有相同的波幅，第一条相点线位处正上方，过内、外两圆周正弦线函数值(指零幅圆转角上的函数值)的“0值”点。图中相点线的数目n是7，外圆周正弦线的波数为6，是n左类数，内圆周正弦线的波数为8，是n右类数，两圆周正弦线的波数互为异类数，所以，在各相点线处，两曲线在零幅圆转角上的函数值互为相反数。与图6平直正弦波传动条的情形相比，本图有许多相似之处，所不同的是：图6的正弦线沿水平方向延伸，而本图“正弦线”是绕圆周方向推进的。

图10是圆周正弦线各项参数的标示图，a、b两图分别是同一组内、外圆周正弦线，具有相同的波幅。图中101是圆周正弦线的零幅圆，102是波峰，103是波谷圆。

图11是两个圆周正交坐标系的示意图，图中，x轴是圆弧，y轴是圆弧的半径线，y轴随x的取值θ的变化绕圆弧圆心转动，y轴与弯曲的x轴的交点是圆周正交坐标系的“O”点，过此点圆弧的切线是x轴的方向矢量，图中用x₀₁表示，图中所示的x₀₁o₁y₁和x₀₂o₂y₂就是所说的圆周正交坐标系，是个随自变量x的变化不断改变位置的专用坐标系。

图12显示了双轮对顶杆在传动过程中轮心的轨迹和传动盘外廓线的对比图，图中粗实线是传动盘的表面廓线，是个圆周正弦线，细实线是双轮对顶杆轮心的运动轨迹，也是一个圆周正弦线。当传动盘波谷圆直径比对顶杆滚轮直径大很多时，滚轮轮心轨迹和传动盘廓线是重合的。但在实际应用中，对顶杆滚轮的轮径不容忽视，因此传动盘的廓线偏离了轮心轨迹，但传动盘的外形仍是圆周正弦线，轮心轨迹与传动盘廓线的偏移量在数值上等于滚轮半径。由于对顶杆两滚轮的轮径可以采用不同的值，因此偏移量并不相同。图中还画有两轮心轨迹圆周正弦线的零幅圆。

图13是在圆周正交坐标系中，讨论两圆周正弦线于相点线处函数值、导数值的情况。这是一个局部图，对顶杆的相数是6，所以两相邻相点线相距的弧度是60度，图中内圆周正弦线的波数是5，外圆周正弦线的波数是7，对于6相对顶杆来说，内、外圆周正弦线的波数互为异类数，根据图5的有关结论，两圆周正弦线应作适当的转动，使两曲线的同向最值点通过第一条相点线，这样才可讨论函数线在相点线处的取值情况。图中θ值是60度，过o₁o₂的直线相当于第二条相点线，在圆周直角坐标系x₁o₁y₁和x₂o₂y₂中，在相同的自变量取值θ下，两圆周正弦线的函数值分别是矢量o₁A和o₂C，切线分别是AB和CD，导数值分别是tanα₁和tanα₂，图中x₀₁和x₀₂仅代表了自变量x在取θ时的方向，可在保持与y轴垂直的情况下自由移动。不一定要经过o₁或o₂点。

图14是图12中圆圈里的放大图。图中粗实线是传动盘廓线，细实线是对顶杆滚轮轮心的运动轨迹。对顶杆两滚轮可以采用不同的轮径。由于滚轮有半径存在，不能将其忽略为一点，滚轮与传动盘廓线的接触点偏离了对顶杆所在的直线O₁O₂，接触点分别落在A和C点，但在A、C两点处传动盘圆周正弦线的切线AG和CH分别与理想线(即轮心轨迹)在o₁和o₂处的切线o₁E和o₂F平行，虽然实际的力作用点偏离了o₁和o₂点，但对传动面的斜率值没有改变。图中B和D点分别是轮心轨迹圆周正弦线零幅圆上的点，o₁B和o₂D代表轮心轨迹在此处的函数值。

图15所示的圆周对顶传动系统，对顶杆相数是3，外圆周正弦线的波数是7，内圆周正弦线的波数是5，波数互为异类数，图中每个对顶杆处建立了圆周正交坐标系，从图中可以看出：当对顶杆滚轮滚至波谷处(图中正上方)时，圆周正弦线在此处的切线平行于x₀，斜率值为0，在另两处，两函数线于相应的圆周正交坐标系中切线的斜率值的正负符号相反，因此，两传动盘和对顶杆的圆周切向作用力方向是相反的，该传动系统主、从传动盘转向相逆。

图16所示的圆周对顶传动系统，外圆周正弦线的波数是8，内圆周正弦线的波数是5，对三相对顶传动系统来说，波数互为同类数，从图中标示看去：两函数线于相应的圆周正交坐标系中切线的斜率值的正负符号相同，因此，两传动盘和对顶杆的圆周切向作用力方向是相同的，该传动系统主、从传动盘转向一致。

图17是传动盘实际廓线与理论廓线的对比图，图中，粗实线是实际廓线，细实线是理论廓线，两线之间的偏离值就是滚轮的半径值，理论廓线是滚轮轮心的运动轨迹，而实际廓线是滚轮与传动面切点的集合，两曲线都是圆周正弦线。图中画出了两种半径值的滚轮作用在同一传动盘时，滚轮的轮心轨迹。对外表面传动盘来说，其波谷处的曲率半径值最小，对顶杆滚轮的半径不能大于最小曲率值。

图18是图17中圆圈中图样的放大图，图中反映了在波峰一侧，对顶杆滚轮对圆周正弦波状曲面做功过程的的运动轨迹，这里假设传动盘不动，对顶杆在做往复运动的过程中绕传动盘盘心转动。而实际的情况是对顶杆不转动，是传动盘在转动。滚轮在运行到传动盘的波峰和波谷处(图中以181、183标示)，与传动盘的公切点处于对顶杆杆线上，滚轮这时不对传动盘做功。而当滚轮偏离传动盘波峰和波谷时，实际作用点偏离对顶杆杆线，图中“182”位置显示了这种情况。在“182”处，S表示传动盘的转动方向上的位移，S垂直于对顶杆振动的方向。F是作用力的方向，F垂直于滚轮和传动面廓线的公切线。F与S的夹角是α，滚轮在“182”处对传动盘切向(垂直于对顶杆杆线)做功的瞬时功率可以表示为：FdScos α/dt。而在“181”、“183”两处，α＝90度，功率为0。

图19是圆周正弦波传动面的转动和n相对顶杆的等相差振动相互转化的原理示意图。图中各传动盘的波数m与相应对顶杆的相数n均满足波数取值式m＝bn±1。这里假想每个对顶杆上安装有一个弹簧(图中并未标出)，在弹簧弹力的作用下，对顶杆总是指向传动盘盘心，对顶杆和传动盘形成的是一个力封闭型的凸轮-推杆机构。假设图中所有传动盘的转动向都是绕逆时针方向的，称逆时针方向为正方向或左方向。图中6幅小图的共同点是：在正上方，传动盘的一个波峰和对顶杆系的一个对顶杆位于一条直线上。图中传动盘波峰分别以1、2、3……标记，对顶杆分别以A、B、C……标记之，其中1和A、2和B、3和C……分别称为第i、ii、iii……组对应点，从图中可以看到：当对顶杆波数符号取值式m＝bn±1后，第i、ii、iii……等各组对应点的角度成等差数列0，α，2 α……。图中a、c两图里，传动盘的波数取了n左类数m＝bn-1，其特征是：每组对应点里(如第i、ii、iii……组)，波峰总是处于对顶杆的左侧(顺时针方向)；当传动盘逆时针转动时，对顶杆依次向外达到最大振幅的顺序是……C，B，A，转向为顺时针方向，与传动盘转向的逆时针方向相反。图中b、d、e、f四图里，传动盘波数取n右类数m＝bn+1，特征是：每组对应点里，波峰总是处于对顶杆右侧，传动盘逆时针转动时，对顶杆依次达到最大振幅的顺序是A、B、C……，其转向为逆时针，与传动盘的转向相同。

从图中还可看到圆周对顶传动系统中，传动单元存在做功半圆的特点，这里称对顶杆克服弹簧弹力向外运动为做功，称对顶杆在弹力作用下向传动盘盘心运动为返回，用过盘心的垂线将传动盘分为左半圈和右半圈，令图中6个传动盘都逆时针转动，从各图可以看出，当传动盘波数取n左类数m＝bn-1(图a、c)时，右半圈对顶杆做功，左半圈对顶杆返回；而当传动盘波数取n右类数m＝bn+1(图b、d、e、f)时，左半圈对顶杆做功，右半圈对顶杆返回。

图20显示了一个8相对顶杆和内1-外9型传动盘组成的圆周对顶传动系统，在正上方，对顶杆和波峰处于同一位置，其余各对应的对顶杆和波峰差角形成了一个等差数列，内、外传动盘的波数互为同类数，因此两盘的转动方向相同。

图21是做功半圆的示意图，图中所示的是图20传动系统在运转过程中的另一瞬时状态，较前图而言，内表面盘作为主动盘，波数是1，逆时针转动了90度，从动盘的波数是9，传动系统传动比也为9，在主动盘转动过程中，从动盘逆时针转过了10度。图中剖面线所标的是做功半圆，其意义是：在主动盘向确定方向转动过程中，做功半圆一侧的对顶杆对从动盘做功。做功半圆是随主动盘等角速度转动的。

图22是左做功半圆的示意图，图中8相对顶杆与内1-外9型传动盘组成的圆周对顶传动系统，其中内传动盘是主动盘，外传动盘是从动盘，在内传动盘片逆时针转动的过程中，剖面线所示的左半圈是对顶杆的做功区，在此范围内的对顶杆对从动盘做功，向从动盘提供驱动力。图中右半圈对顶杆被从动盘顶回，运行于回程状态中。

图23是右做功半圆的示意图，这是一个与图22完全相同的传动系统，相当于图22中主动盘(内表面传动盘)逆时针转过了180度，从图中可以看出：做功半圆也随主动盘同向转了180度，从动盘逆时针转过了20度。做功半圆在这个过程中，由左半圈转至右半圈，本图中，主动盘保持逆时针转动，右半圈的对顶杆对从动盘做功，左半圈对顶杆被从动盘顶回。

图24是圆周正弦面内、外传动盘的画法示意图，a图是传动盘的主视图，b图是左视图，图中241是外传动盘波谷，242是外传动盘波峰，243是内传动盘波谷，244是内传动盘波峰，图中内传动盘较外传动盘的轴向尺寸为宽，这在左视图中能够看到。

图25是外传动盘的画法示意图，251是传动盘波谷，252是传动盘波峰，253是花键。

图26是内传动盘的画法示意图，261是传动盘波谷，262是传动盘波峰，263是花键。

图27是两组完全相同的圆周对顶传动系统并联使用的示意图，由于圆周对顶传动存在做功半圆，因此将一组传动盘旋转180度后，两套传动系统在传动盘轴向上并排分布。这样可使驱动两主动盘的主传动轴的做功范围扩至整个圆周，即360度完全做功。作为减速器使用时，内表面传动盘是主动盘，其波数为1；外表面传动盘是从动盘，波数为11。图中271是外表面传动盘波谷，272为波峰；273是内表面传动盘波谷，274是波峰。

图28是传动盘实体图，图中给出了两组传动盘，两组传动盘有相同的波幅，所不同的是：左侧的一组传动盘的平均直径大，适宜穿过空心轴；右侧的一组传动盘内盘片直径小，适用于用实心轴驱动，内表面盘片以外花键与传动轴相连接，外表面盘片以内花键与传动轴相连接。从图中还可看出，两套传动盘圆周正弦波波幅相同，传动盘直径大的，其曲面走向更为平缓。

图29是三相对顶杆传动的几个应用实例，a图是内4-外1型，对于三相对顶杆，两传动盘波数互为同类数，为同向传动的类型；b图是内5-外1型，传动盘波数互为异类数，为反向传动的类型；c图是内2-外7型，两传动盘波数互为异类数，为反相传动的类型；d图是内5-外4型，传动盘波数互为异类数，这是反向传动的类型。

图30是高相数对顶对顶传动的几个应用实例，这里所说的高相数是指对顶杆数目大于3的类型，a图是内5-外3型，两传动盘的波数对于四相对顶杆来说互为异类数，此传动单元为反向传动的类型。b图是内3-外1型，对四相对顶杆来说，传动盘波数互为异类数，为反向传动类型。c图和d图是五相传动的示意图。c图是内6-外11型，两传动盘波数互为同类数，传动方向相同；d图是内1-外9型，传动盘波数互为异类数，传动方向相反。

图31是对顶杆及对顶杆滑架的实体图，对顶杆是一个H型零件，其两端是可以转动的滚轮，对顶杆可以在对顶杆滑架的滑槽内往复运动，滑架上有四个螺栓孔，图中画出从不同方向观察到的对顶杆和滑架，为清楚看到滑架的滑槽，图中给出了实体剖视图。

图32是对顶杆承盘及对顶杆滑架以及双轮对顶杆的实体图，每个对顶杆滑架用4个螺栓固定在对顶杆承盘上，三个对顶杆相隔120度分布，双轮对顶杆装在对顶杆滑架的滑槽内。

图33是内、外传动盘、对顶杆滑架、对顶杆及对顶杆承盘的实体图，图中反映了传动盘的安装方法：首先将装有双轮对顶杆的三个对顶杆滑架套于两传动盘上，随后才用螺栓把对顶杆滑架固定在对顶杆承盘上，图中为了清楚的看到传动机理，只画出了处在正上方的一个对顶杆滑架，其余两个对顶杆滑架没有画出，只显示了相应位置处的双轮对顶杆。从图中可以看出：双轮对顶杆两端的滚轮分别在内、外传动盘表面滚动，对顶杆在往复运动过程中传递动力。

图34是选档盘和对顶杆承盘的实体剖分图。图中，左侧是选档盘，选挡盘通过花键连接在对顶杆承盘上，并可在对顶杆承盘上作轴向移动，承盘上装有三个弹簧定位销，其上有三条弹簧，在弹簧的作用下，选档盘总是向图中的左方移动。

图35是阻动环、选档盘和对顶杆承盘三个零件的实体图。为了清楚的了解这三个零件的构造，图中分别给出了从两个完全相反的方向观察到的实体图。上图是从正方向看去的图形，从左向右依次是阻动环、选档盘和对顶杆承盘；下图是从完全相反的方向看去的图形，从左向右依次是：对顶杆承盘、选档盘和阻动环。在下图中，选档盘上有三对较大的盲孔，这是为了避免选档盘在花键上移动时碰到固定对顶杆滑架的螺母。在上图中，最右端，对顶杆承盘上，每个对顶杆滑架用4个螺栓固定，  4个螺母中间是一个弹簧定位销，其上套有弹簧，起推动选档盘的作用。

图36是传动单元的组装图及拆分图，a图是组装图，b图是拆分图，b图数字标记的零件分别是：361、轴承端盖，362、连接轴，363、油缸，364、阻动环，365、选档盘，366、弹簧，367、对顶杆承盘，368、弹簧定位销，369、轴承，3610、外表面盘端盖，3611、对顶杆滑架，3612、外表面传动盘，3613、内表面传动盘，3614、内表面盘端盖。3615、长螺栓。传动单元的装配顺序是这样的：先将内表面传动盘3613、外表面传动盘3612套在对顶杆滑架3611上，再将对顶杆滑架3611用螺栓装在对顶杆承盘367上，在套螺栓前，还应将外表面盘端盖3610套于对顶杆滑架3611和对顶杆承盘367之间。随后把选档盘365装在对顶杆承盘上。以上完成的是对顶杆系的组装，接下来把对顶杆系装在连接轴362上，同时内表面传动盘花键与连接轴362末端花键相配合。之后加上端盖，用长螺栓3615固定以上各组件。两传动单元是这样串联组接的：后级的连接轴与前级的外表面传动盘3612通过花键相连，随后用螺钉将外表面盘端盖3610固定在后级连接轴上。

图37是连接轴主视图和左视图，连接轴是连接两个传动单元的零件，其主要作用是：连接前级从动盘和后级主动盘；承装对顶杆系。由于对顶杆系会通过连接轴对机架施以较大的轴向力，所以这里采用细长螺栓把对顶杆系固定在连接轴上。图中371所标示的细长槽，是用来通过细长螺栓的。图中共在连接轴上铣削出了4个长槽，螺栓的通过不影响两个轴承的安装。

图38是选档盘的主视图和左视图，选档盘是一个通过花键连接在对顶杆承盘上的盘状零件，可在对顶杆承盘的花键上做轴向移动，图中381所标示的是容纳弹簧定位销的孔，382所标示的是一个盲孔，其作用是使选档盘不碰撞固定对顶杆滑架的螺母。虽然剖分线不经过此孔，但主视图中假想剖出了这个孔。图中383、384是两个摩擦止动表面，383与连接轴上的摩擦面相配合，384与阻动环的摩擦面相配合。

图39是圆周正弦面对顶传动系统的完整主视图。如图所示的传动系统，有5个相对独立的传动单元串联组接而成，最左端是动力输出端，由扭力盘输出动力；最右端是动力输入端，由带轮输入动力，5个传动单元有各自的控制装置，每个传动单元两侧的小油缸可驱动阻动环在传动盘轴向移动，当油缸充油时，油缸柱塞推动阻动环与选档盘同步接合，同时使选档盘脱离与连接轴的锁闭状态，这种情况下，传动单元运转于“1”状态，即传动单元执行异步传动比，对顶杆承盘与阻动环保持同步，相对机架处于静止。当传动单元两侧的小油缸泄去高压油液后，阻动环后退，并脱离选档盘，这时选档盘在弹簧的顶动下，其摩擦面与连接轴相应位置的摩擦面结合，选档盘与连接轴保持同步，这种情形下，传动单元运转于“0”状态，此时执行的是同步传动比。图中，从动力输入端到动力输出端，即从右向左，将5个传动单元分别以第1、2、3、4、5级传动单元标记之，第1、4级传动单元运转于“0”状态，执行的是同步传动比，其特点是：油缸泄油，阻动环脱离选档盘，在弹簧的顶动下，选档盘与连接轴锁闭并保持相同的转速。这种情况下，该级传动单元相当于一个联轴器，其传动比是1；第2、3、5级传动单元运转于“1”状态，执行的是异步传动比，其特点是：油缸充高压油液，阻动环克服弹簧弹力，将选档盘向右推动，选档盘脱离连接轴，其转速渐与与阻动环同步，后与阻动环锁闭。这种情况下，该级传动单元的主动传动盘与从动传动盘有了转速差，传动比为从动盘与主动盘的波数比。为简化图面，图中每个传动单元中只画出了对顶杆滑架，没有标出对顶杆。第1、3、5级的对顶杆相数为偶数，其对顶杆布置是对称的；第2、4级的对顶杆相数是奇数，所以在图中，其对顶杆的布置并不对称。

图40是图39的上半部的局部放大图，选择了代表性部件，图中401、扭力盘螺栓孔，402、扭力盘，403、前端盖，404、油管接口，405、油缸，406、弹簧，407、对顶杆承盘，408、内表面传动盘，409、外表面传动盘，4010、连接轴，4011、选档盘花键，4012、油缸柱塞，4013、外表面传动盘花键，4014、对顶杆滑架，4015、内表面传动盘花键，4016、带轮花键，4017、传动带带槽，4018、定位套筒，4019、定位柱销，4020、机架。

图41画出了箱体的下半部分且是传动系统的控制装置实体图。传动系统被装在如上图所示的筒状箱体上。上图画出了机架的下半部分以及6个阻动环，机架可以承装由6个传动单元串接组成的传动系统，每个阻动环由一对小油缸推动。每对油缸的油路相对独立。图中从左向右数起，第1、3、6阻动环对油缸充油，将阻动环推向前方；第2、4、5阻动环对油缸泄油，回复原位。中图是阻动环压紧装置的实体图，压紧装置是个对称的机构，由两个相同的压片架组成，压片架两端分别有柱状转轴，两压片架上各有一个弧形连杆，两弧形连杆顶端分别连于油缸和柱塞上，两连杆顶端以弹簧相联系。下图是两个阻动环压片架装于机架上的情形，图中两弧形连杆顶端的油缸充入高压油液，弧形连杆克服弹簧的拉力，带动压片架绕其转轴转动，这时各压片向上翻转，放开对阻动环的压制，此时阻动环就可以自由做轴向滑动了。传动系统的每一级组合传动比，都对应着一个确定的组合传动比的“0、1”代码，确切的说，就是各传动单元各自执行同步状态或异步传动比的情况，执行同步传动比为“0”，执行异步传动比为“1”，而对各传动单元阻动环来说，小油缸充油处于“1”，油缸泄油处于“0”位置，油缸的“0、1”状态和传动单元的“0、1”状态是一致的。改变传动系统的组合传动比是通过调整各传动单元的“0、1”状态来实现的。改变各传动单元“0、1”状态，需对各油缸进行充油或泄油的操作。而在此之前，压片架上的压片是压紧各阻动环的，因此在调速时，应先对操纵杆油缸充入压力油液，使各压片在压片架翻转后，放开对各阻动环的压制，等各传动单元“0、1”状态调整完毕后，操纵系统的油缸泄油，在弹簧的作用下，压片架翻转回原位，各压片重新压紧相应位置的阻动环。

图42是系统设计的流程图，图中各字母代表的流程分别是：

A、给出原动机转速。

B、确定各级转速并标定转速可浮动范围。

C、计算所需传动单元的个数。

D、从传动比列表中选取数据，逐一组配并比较，看能否同时给出用户要求的各级转速？

E、给出转速列表并注明各级转速的不和谐指数。

F、对各级转速的不和谐指数满意吗？

G、顺序给出各传动单元传动相型和传动单元盘片的波数信息。

H、增加一个传动单元。

I、允许增加一个传动单元吗？

J、列表给出各种相近的设计方案。

K、有可用的相近方案吗？

图43是操纵系统的液压管路简图，该装置为一由四个传动单元串联组接而成的传动系统的操纵装置提供压力油液，左边4个电磁换向阀分别向4对推动阻动环的小油缸供油，最右边的一个电磁换向阀是向操纵系统弧形连杆顶部的油缸提供压力油液的。图中标示的各个部件是：431、固定电磁铁，432、柱塞阀电磁铁，433、出油口，434、高压油口，435、低压油口，436、滑动柱塞，437、上盖，438、高压油支管，439、低压油支管，4310、高压油总管，4311、阀体，4312、低压油总管，4313、高压管总阀，4314、油泵，4315、低压管总阀，4316、低压油箱，4317、高压油箱。电磁换向阀的工作机理是这样的：固定电磁铁431上线圈中的电流可以按控制信号改变方向，柱塞阀电磁铁432线圈中的电流不可改变方向，电磁铁431和432磁性相异时，柱塞阀位于上位，将出油口和高压管相连通，为工作柱塞提供高压油液。电磁铁431和432磁性相同时，柱塞阀因电磁斥力位于下位，将出油口与低压管相连通，把工作油缸中的高压油液泄出。系统改变组合传动比的过程是由本图所示的液压系统完成的，每个换向电磁阀处于上位时，相应的油缸充高压油，其所控制的传动系统执行异步传动比，工作在“1”状态；而换向电磁铁处于下位时，相应的传动系统执行同步传动比，工作在“0”状态。从图中左边4个电磁换向阀的状态，可以读出传动系统的“0、1”信息，以从左向右为序，当前组合传动比的代码为“0101”，系统的变速过程实际上是一个调整各传动单元操纵装置“0、1”状态的过程。变速过程是这样的：在执行一组合传动比时，高压管总阀13和低压管总阀15处于关闭状态，因此顶动各传动单元阻动环的小油缸内的液体不能流动，此时，图中最右侧的操纵系统电磁阀接通低压油箱，弧形操纵杆油缸泄油，在弹簧的拉动下，操纵系统压片压紧各阻动环；当用户有变速要求时，指定转速表中的一级转速，电磁铁电路将按该组合转速所对应的“0、1”代码通电，改变各电磁换向阀的“0、1”状态，与此同时，右边的操纵系统电磁阀调至“1”状态，对弧形操纵杆油缸供高压油，各压片随弧形操纵杆绕转轴转动，放开对阻动环的压紧。以上只是一些准备工作，系统传动比保持不变，直到用户发出“确认”信号后，高压管总阀13和低压管总阀15同时开启，各油缸的“0、1”状态在此时才作统一的调整，换档完毕后，总阀13和15同时关闭。在调整各油缸“0、1”状态的过程中，高、低压油箱的压力差减小，当压力差减小到一定程度时，油泵启动，将油液由低压油箱抽入高压油箱，一直到压力差达到标准为止。变速过程完毕后，图中右侧电磁换向阀通低压油箱，操纵杆油缸泄油，各压片在弹簧的拉动下，重新压紧各传动单元阻动环。

图44是双外盘传动单元的实体示意图：图中，两个外表面传动盘通过两套完全相同的对顶杆转化运动，两套对顶杆以三角形杠杆相联系，对顶杆在图中最上方所画的特制滑架中振动，三角杠杆用一根销装在滑架上。图中所画的是一个三相传动单元。

图45是外-外型传动单元的传动原理简图：图中，451、滚轴；452、三角杠杆；453、双轮对顶杆杆架；454、机架；455、传动盘波峰；456、传动盘波谷。

图46是两个外表面传动盘通过杠杆在平行轴间传动的原理图：如图，两个外表面传动盘所在的传动轴相互平行，通过两个三角杠杆变换振动方向，两盘共用中间一个对顶杆。如图示的传动盘的传动盘波数分别是2和5，传动相型属于三相。

图47是一个三联对顶杆滑架及对顶杆实体图：这是一个专用的对顶杆滑架，相当于把三个相同的对顶杆滑架联在一起使用，可以容纳3个对顶杆互不影响的振动。

图48是一台万吨压力机传动机构的主视图：图中481是动力输出轴；482和486是对顶杆承盘，483和487是机架，484是三联对顶杆滑架，485、第二传动轴，488、第一传动轴，489、离合器，4810、动力输入轴，A、B、D是三个内表面传动盘，a、b、d是三个外表面传动盘。

图49是万吨压力机的侧视图；图中c是具有渐开线表面的偏心轮；m是压力机固定的下砧铁块；n是压力机上下移动的上砧铁块。h标出的是偏心轮的偏心量。上砧铁块n用两条弹簧连在机架上。当偏心轮c失去动力后，上砧铁n将被弹簧拉着向上运动，这时可用控制上砧铁块n与边框摩擦力的方法控制砧铁块n的上行速度。

图50是圆周正弦面对顶传动系统驱动长直传动轴的示意简图。图中的圆周正弦面传动系统由5级传动单元串联组成，为直观起见，只画出对顶杆滑架、传动盘和连接轴等主要部件。图中，圆周对顶传动系统驱动一根长传动轴，传动轴通过花键和扭力盘与传动系统相连接，长传动轴从筒状机架中穿过。图中标示部件分别是：501、传动轴，502、花键，503、扭力盘，504、扭力盘螺栓孔，505、外表面传动盘，506、连接轴，507、对顶杆滑架，508、内表面传动盘，509、机架，5010、带轮。

图51是一台推土机的传动系统简图。图中标示部件分别是：511、履带，512、履带驱动轮轮边减速器，513、传动轴，514、发动机，515、主传动器，516、传动带。

图52是图51所标的2部件的示意图，这是履带驱动轮的轮边减速器，采用6相对顶杆，内传动盘的波数为1，外传动盘与履带驱动轮做成一体，其波数是5，对6相对顶杆来说，主、从传动盘的波数互为异类数，因此主从传动盘在执行异步传动比时转向相反，传动比为-5。

图53是圆周对顶传动系统在机车上的应用示意图，如图示的机车车轴采用电力传动，用高速电动机驱动，对顶传动系统由4个传动单元串联组接而成，总共可以输出单向16级转速，若借助电动机反转，可获得正反32级转速。图中右轮左侧打宽剖面线的零件是电动机转子，传动装置是通过扭力盘将转矩传递到机车车轴上的。

图54是圆周正弦面对顶传动系统应用在机床上的示意简图，如图的三视图标示了机床的各主要传动部件，图中，541、主轴，542、主电机，543、左传动器，544、进给同步带，545、刀架轨道，546、进给运动电动机，547、进给运动传动器，548、右传动器。

图55是图54中主传动装置的带传动示意图，图中标示的各部件分别是：551、主轴，552，左传动器，553、右传动器，554、主电机，555、同步带。如图，传动路线是：电动机-右传动器-左传动器-主轴，这4个部件是通过三条同步带联系起来的。

图56表示了图54所示机床的主要部件的位置分布图。图中床头部最下方的一个圆筒代表电动机，电动机其上左、右两个圆筒代表左、右传动器，最上方的一个圆筒代表主轴，床体左右两侧各有一条同步带，刀架的移动由同步带带动，这两条同步带由进给运动传动器牵引，该传动器是由另一台电动机带动的。进给运动传动器和电动机安装在机床右下侧。

以下将详细证明本发明的原理和功能。

先引出几个简单的对顶传动的模型对对顶传动这种传动形式做初步说明：

图1是一个最简单的对顶传动模型：双轮对顶杆可在其滑动轨道内上下往复运动，上斜面块和下斜面块都可在水平面上自由移动，在左图中，当上斜面向左移动时，将双轮对顶杆下压，对顶杆在下行过程中，对下斜面块施加作用力并推其向左移动，由于两斜面块相对水平面的倾斜角并不相同，所以在上述运动过程中，主动的上斜面块和被动的下斜面块在单位时间通过的距离不等，在下斜面块上获得的水平推力也较推动上斜面块的水平推力发生了变化；若将下斜面块如图1右图所示在水平面内反置，则下斜面块的水平运动方向还将与上斜面块的水平运动方向相反。

上例中，对顶杆的行程有限，为使传动连续进行，这里引出双斜面传动条，也即三角波传动面的模型，如图2：上下三角波传动条完全相同，对顶杆有两个，相隔三角波半个波长距离布置，由图可以看出，当上传动条平移时，将两个对顶杆依次压下，对下传动条做功，做功完毕的对顶杆由下传动条的三角形传动面顶回，并如此循环。这样，上传动条的水平运动就通过两个对顶杆传递到了下传动条，这个系统虽可连续传递运动，但存在的问题是：对顶杆和斜面作用，对顶杆采用的是一次多项式运动规律，因而在传动过程中，对顶杆会有速度突变，并因此引起刚性冲击，另外，在传动过程中，两个对顶杆会同时处于传动死点，如不借助下传动条的运动惯性，传动方向也会成为不确定因素。

对上面的传动模型进行改进：如图3，上下传动条传动表面改为正弦波形传动面，两个对顶杆改为三个对顶杆，且对顶杆均匀分布于传动条表面波形一个波长距离内。这样，当上传动条匀速平移时，三个对顶杆依次下压，对下传动条做功，三个对顶杆做初相位差为120度的等相差振动，而每个对顶杆的做功范围是180度，即半个振动周期，这样，每一个对顶杆在未完全结束做功行程时，就有下一个对顶杆接替做功。所以，这样的传动曲面和对顶杆布置的形式可以保证传动连续进行。

由以上力学模型可以得出初步的结论：保证水平面上的对顶传动在两个平直正弦波表面传动条之间连续、可靠进行的必要条件是：两正弦波表面的传动条的廓线波形要有相同的波幅；必须保证在一个波长距离内均布三个以上的对顶杆；必须保证在传动过程中双轮对顶杆两端的滚轮始终与主、从动传动面保持接触，因对顶杆的长度是不可变的，这就要求对顶杆两端滚轮在传动过程中与两传动面接触点处正弦波函数曲线的函数值时时相同。

以上的运动模型是两个完全相同的正弦波传动条通过三相对顶杆传动的模型，不具备变速功能，要使系统能够变速，两传动条传动面廓线的正弦曲线应具有不同的波长，这是因为：对顶杆两滚轮在两传动面上的运动是同步的，对顶杆往复运动一个周期，两传动曲面在各自的水平运动方向上都通过了正弦波线一个波长的距离，只有两传动面选取不同的波长，传动系才具备变速功能。其次是运动方向，由图1可以看出，在对顶杆滚轮与两传动面接触点处，如果两传动面廓线的函数曲线在此处的导数值同号，则对顶杆对从动面所施加作用力的方向与作用在主动面上的力方向相同，两传动面的运动为相同方向；如果导数值异号，作用力方向相反，运动方向也会相反。

这里把单位波长2π/ω距离内有m个完整正弦波形的传动条称为m波传动条，在单位波长距离内均布的n个对顶杆称为n相对顶杆。讨论m波传动条的平动和n相对顶杆等相差振动的相互转化，须在相点线处讨论函数值及导数值。相点线是指在区间[0，2π/ω)内，过对顶杆的n条直线，其中第一条相点线是通过(0，0)点的。

把单波函数线y＝Asinωx和m波函数线y＝Asin mωx放在直角坐标系中进行比较，并研究函数曲线在相点线处的函数值及导数值，可以判断传动条的平动能否和对顶杆系的等相差振动相互转化。

以下先借助三相对顶传动的模型说明在相点线处的传动面廓线函数的取值特点：最明显的是单波的类型，如图4之m＝1图，在3条相点线X＝0，X＝2π/3ω，X＝4π/3ω处，正弦线的函数值分别为0，

分处于3分相点值上(相当于在0°，120°，240°处的取值)，因此这种情况下，传动条的平动和三相对顶杆的等相差振动可以实现相互转化。

n相对顶杆的等相差振动，是指n个在单位波长距离内等距分布的对顶杆，做同等振幅，相同频率的往复振动，相邻对顶杆的初相位依次相差2π/n角度。这n个对顶杆相当于一台直列式n缸内燃机的活塞，各活塞对应的曲拐错开一定的曲轴转角，相邻活塞的曲轴转角差是2π/n，在曲轴转动的过程中，这n个活塞所做的就是一个典型的等相差振动。如果将各往复运动元件(如活塞)视为质点，等相差振动也可以看成是一种波动形式，这种波动也具有方向性：上例中，曲轴正向转动和反向转动过程中，以各个活塞为质点的波的行进方向是完全相反的。

以下将在同一幅图中分析单波函数线y＝Asinωx和m波函数线y＝Asin mωx在相点线处的函数值。(如图4)先根据函数式求出两曲线在相点线处对应的函数值、导数值，再根据m波正弦线的波长值，勾勒出其在相点线处的函数图线，由两函数曲线在相点线处所取函数值的情况，讨论m波正弦面传动条的水平运动能否转化为n相对顶杆的等相差振动。

三条均布在单位波长距离的相点线的方程分别是：X＝0，X＝2π/3ω，X＝4π/3ω。三条相点线与单波函数线y＝Asinωx交于三点(0，0)，(2π/3ω，

)，(4π/3ω，)，三点处函数曲线的导数值分别是ωA，-ωA/2，-ωA/2。

三条相点线分别交m波正弦线y＝Asinmωx于三点，设其函数值分别是y₁，y₂，y₃，对应点处的导数值分别是y₁’，y₂’，y₃’。求值得：

y₁＝0                                      y₁’＝mωA

y₂＝Asin[mω×(2π/3ω)]＝Asin(2mπ/3)     y₂’＝mωAcos(2mπ/3)

y₃＝Asin[mω×(4π/3ω)]＝Asin(4mπ/3)     y₃’＝mωAcos(4mπ/3)

再分可能的m＝3k，m＝3k+1和m＝3k+2三种情况讨论，(k为整数)

当m＝3k时：

y₁＝0                                      y₁’＝mωA

y₂＝Asin2kπ＝0                      y₂’＝mωAcos2kπ＝mωA

y₃＝Asin4kπ＝0                      y₃’＝mωAcos4kπ＝mωA

当m＝3k+1时：

y₁＝0                                y₁’＝mωA

$y_2=A\sin [2\mathrm{k\π}+(2\mathrm{\π}/3)]=\sqrt{3}A/2$                                        y₂’＝mωAcos[2kπ+(2π/3)]＝-mωA/2

$y_3=A\sin [4\mathrm{k\π}+(4\mathrm{\π}/3)]=-\sqrt{3}A/2$                                        y₃’＝mωAcos[4kπ+(4π/3)]＝-mωA/2

当m＝3k+2时：

y₁＝0                                y₁’＝mωA

$y_2=A\sin [2\mathrm{k\π}+(4\mathrm{\π}/3)]=-\sqrt{3}A/2$                                        y₂’＝mωAcos[2kπ+(4π/3)]＝-mωA/2

$y_3=A\sin [4\mathrm{k\π}+(8\mathrm{\π}/3)]=\sqrt{3}A/2$                                        y₃’＝mωAcos[4kπ+(8π/3)]＝-mωA/2

根据以上提供的在相点线处的函数值、导数值，并由波长值，在直角坐标系中作出m波正弦线在相点线处的部分函数图线。(参见图4)

以下判断单波传动条、m波传动条和双轮对顶杆构成的传动系统的可用性：如图5所示，将三相对顶杆下滚轮分别与m＝3k，m＝3k+1，m＝3k+2三种曲线接触，只有三个对顶杆上滚轮与单波正弦面y＝Asinωx都接触。才能使对顶传动顺利进行。

在图5中，

当m＝3k时，三个对顶杆上滚轮在一条直线上，不能和上传动条传动面都接触，所以这种情况不能保证传动连续进行。

当m＝3k+1时，三个对顶杆上滚轮与上传动条都能接触，且同一相点线处，上、下传动面廓线在滚轮接触点处的函数值相同，两点处曲线的导数比都是1/m。

当m＝3k+2时，需将上面的波形条向左平移半个单波波长的距离，即π/ω，才能使三个对顶杆上滚轮与上传动条都接触，且同一相点线处，上、下传动面廓线在滚轮接触点处的函数值相同，两点处曲线的导数比都是-1/m。

由图5可以看出，当m＝3k+1或m＝3k+2时，三相对顶杆上滚轮与上传动面保持接触后，其下滚轮分别处于下传动条的三分相点处(即k/3波长处)，故三相对顶杆在单波传动条的驱动下作相位差为120度的等相差振动时，可以对下传动条提供连续的推进力。在同一相点线处，上下滚轮与传动面接触点上，两传动条正弦函数线的函数值完全相同(m＝3k+2是将传动条平移后做到函数值相同)，导数比为1/m的(m＝3k+1)，下传动条与对顶杆相互作用后所受水平推力的方向与推动上传动条的水平推力方向相同，这为同向传动的类型；而对应点处导数比为-1/m的(m＝3k+2)，为反向传动的类型。

根据以上结论，回到图4中。得出：0m＝3k为不能连续传动的类型，m＝3k+1为同向传动的类型，在各相点线处，上下传动面廓线的函数值相同。m＝3k+2为反向传动的类型，在各相点线处，上下传动面廓线的函数值为相反数。

由以上进一步得出结论：保证对顶传动连续进行的条件是：在直角坐标系中，单波传动条函数线y＝Asinωx和m波函数线y＝Asin mωx在各相点线处的函数值绝对值必须完全相同，即：|Asinωx|＝|Asin mωx|，函数值相同的为同向传动的类型；函数值为相反数的是反向传动的类型。

根据这个结论，再讨论单波传动条通过n相对顶杆和m波传动条构成的n相传动系中，相数n和传动条波数m需满足的条件。

n相对顶传动是指在单位波长距离内，依靠n个均匀分布的对顶杆传递运动的类型(参见图6)。

根据上述所得的保证对顶传动连续进行的条件：在各相点线处，m波函数线的函数值必须和单波函数线函数值的绝对值处处相同。

这里假设单波传动条的函数线方程式是y＝Asinωx，m波传动条的函数线方程式是y＝Asin mωx，相点线是指在单位波长的半开半闭区间，即[0，2π/ω)内，均匀分布的n条直线。

n条相点线的方程分别是：

X＝0，X＝2π/nω，……，X＝[2(n-1)π]/nω

单波正弦线y＝Asinωλ在相点线处的函数值分别是：

0，Asin(2π/n)，……，Asin{[2(n-1)π]/n}

m波正弦波线y＝Asin mωx在相点线处的函数值分别是：

0，Asin(2mπ/n)，……，Asin{[2m(n-1)π]/n}

根据传动连续进行的条件：

0＝0，|Asin(2π/n)|＝|Asin(2mπ/n)|，……

……，| Asin{[2(n-1)π]/n}|＝|Asin{[2m(n-1)π]/n}|

这里先对|Asin{[2(n-1)π]/n}|＝|Asin{[2m(n-1)π]/n}|求解：

分两种情况讨论；

1、Asin{[2m(n-1)π]/n}＝Asin{[2(n-1)π]/n}   (1)    (同向传动)

2、Asin{[2m(n-1)π]/n}＝-Asin{[2(n-1)π]/n}  (2)    (反向传动)

求解(1)式得：

[2m(n-1)π]/n＝2kπ+2(n-1)π/n               (3)    或

[2m(n-1)π]/n＝2kπ+π/2+2(n-1)π/n          (4)

解(3)式得：m＝[kn/(n-1)]+1                   (5)

解(4)式得：m＝[(k+1/4)n/(n-1)]+1             (6)

求解(2)式得：

[2m(n-1)π]/n＝2kπ-2(n-1)π/n            (7)    或

[2m(n-1)π]/n＝2kπ+π/2-2(n-1)π/n       (8)

解(7)式得：m＝[kn/(n-1)]-1                (9)

解(8)式得：m＝[(k+1/4)n/(n-1)]-1          (10)

现根据各值全都取整数的特点，对(5)，(6)，(9)，(10)四个m的取值结果进行确定：

在上述四式中，m是单位波长距离内m波传动条的波数，是个正整数。K是任意整数。受m取值的限制，kn/(n-1)及(k+1/4)n/(n-1)必须取整；因相数n是一个大于3的确定的正整数，上面的k/(n-1)可以用一个任意整数b代替，而{(k+1/4)n/(n-1)}，在k，n都取整数时，不能取整，因而舍之。

综上，式(1)，(2)的解分别是：

m＝bn+1  (此为同向传动的情况)

m＝bn-1  (此为反向传动的情况)

m＝bn±1是在第n条相点线处求出的，将这个结果代入其它相点线处，也能保证两传动面廓线函数线的函数值的绝对值相等，即：

0＝0，|Asin(2π/n)|＝|Asin(2mπ/n)|，……

……，|Asin{2(n-1)π/n}|＝|Asin{2m(n-1)π/n}|

同理，根据对顶传动连续进行的条件，可推广到定长m₁波传动条和m₂波传动条与n相对顶杆组成的传动系，只要传动条的波数m满足条件m＝bn±1(m、b、n为整数)那么传动条的平动和n相对顶杆的等相差振动就可以实现相互转化。

满足波数取值条件m＝bn±1的m₁波传动条和m₂波传动条与n相对顶杆组成的传动系可以实现连续传动。至于传动方向，这里先假设两传动条都先通过单波传动条实现传动的，由于单波传动条可以通过任意相数的对顶杆和任意波数的传动条传动，且波数为m＝bn-1的传动条和单波传动条相配为反向传动；而波数为m＝bn+1的传动条和单波传动条相配为正向传动。这样，以单波传动条为参照，可以得到以下结论：将m＝bn-1称为n左类数，m＝bn+1称为n右类数，设主传动条的波数为m₁，从动传动条的波数为m₂，当m₁和m₂同取n左类数或同取n右类数时，单级传动比为i＝m₂/m₁，此为同向传动的类型，而当m₁和m₂取异类数时，单级传动比为i＝-m₂/m₁，此为反向传动的类型。当m取1时，1称为唯一的万用右类数，这就是单波的类型。

以上是平直正弦波传动条通过n相对顶杆传动的情形，由m波传动条的平动和n相对顶杆的等相差振动能够实现相互转化的条件|Asinωx|＝|Asin mωx|，得出传动条波数的取值条件式m＝bn±1。而对于圆周正弦传动面对顶传动系统，n个对顶杆是在传动盘半径线方向上布置的，通过对顶杆的相点线是呈轮辐状均匀布置于圆周上的，对于任意相点线来说，其对应在主、从传动盘上圆周正弦线零幅圆上的转角是相同的，传动盘的旋转运动和环形布置的n相对顶杆的等相差振动能够相互转化的条件是：圆周m波正弦线在相点线划定的零幅圆转角θ上对应的的函数值Asin mωθ和圆周单波圆周正弦线在相同的零幅圆转角θ上对应的函数值Asinωθ的绝对值相同，即：|Asinωθ|＝|Asin mωθ|，由这个条件可以得出：

在圆周正弦面对顶传动系统的传动单元中，传动盘的波数m必须依对顶杆的相数n而定，m＝bn±1。(m、b、n为整数)若主动盘波数m₁和从动盘波数m₂同为n左类数bn-1或同为n右类数bn+1时，单级传动为同向传动，i＝m₂/m₁；而当m₁和m₂取异类数时，为反向传动，i＝-m₂/m₁。以上结论的推证过程和平直正弦波对顶传动系统相关结论的得出过程完全相同。

以下讨论对顶传动系统的功能原理。对于平直正弦波传动条来说，对顶杆所处直线在与主、从两传动波函数曲线交点处的函数值完全相同，波数分别m₁和m₂的两曲线在各自交点处的导数比是±m₁ m₂，作用力之比正比于曲线在相点线处的导数之比，其绝对值为m₁/m₂，而主、从传动条单位时间水平位移之比为m₂/m₁，这样，主、从传动条的功率之比为1∶1。传动为一个恒功率过程。而对于圆周对顶传动系，则需在圆周正交坐标系中讨论其功能原理。

圆周正交坐标系(参见图11)，是指以圆弧为X轴，以圆弧的的半径线为Y轴的专用坐标系。Y轴随X的取值变化不断的变换方向，自变量X的取值为Y轴绕圆弧圆心转过角的弧度值θ，(如图11)X的0点是圆弧的起点，Y的0点随半径线转动，并处于圆弧上。X是个弯曲的坐标轴，方向始终垂直于Y轴，这种坐标系专用于讨论圆周对顶传动单元对顶杆的受力的受力情况，称为圆周正交坐标系。

之所以要在圆周正交坐标系中讨论功能原理，是因为圆周对顶传动系统的对顶杆是在圆周内呈轮辐状排列的，讨论主、从传动面和对顶杆滚轮间的作用力，必须相对于经过对顶杆的直线建立坐标系进行讨论，这样才能准确计算对顶杆两滚轮的受力之比。当圆周正交坐标系建立起来后，虽然主、从传动线分处两个圆周坐标系，但在相点线对应的x取值下，两函数线有相同的自变量θ值。这为计算提供了很大的方便。

在圆周正交坐标系中，圆周正弦线的方程式是：

$\left\{\begin{array}{c}x=\mathrm{\θ}\\ y=A\sin \mathrm{m\θ}\end{array}\right.$

波数为m₁和波数为m₂，其取值满足取值条件m＝bn±1的两圆周正弦线，在相点线处，函数值的绝对值相同，即|Asin m₁θ|＝|Asin m₂θ|，由此可得m₁θ＝2kπ+m₂θ或m₁θ＝2kπ+π/2+m₂θ，在自变量取定X＝θ时，主动盘圆周正弦线的导数y₁’＝(dy₁/dθ)/(dx₁/dθ)＝m₁Acos m₁θ，从动盘圆周正弦线的导数y₂’＝(dy₂/dθ)/(dx₂/dθ)＝m₂Acos m₂θ，y₁/y₂’＝(m₁cos m₁θ)/(m₂cos m₂θ)，当m₁θ＝2kπ+m₂θ时，y₁’/y₂’＝m₁/m₂；当m₁θ＝2kπ+π/2+m₂θ时，y₁’/y₂’＝-m₁/m₂。而在同一相点线处主、从传动盘与对顶杆的作用力之比正比于其在相点线处的斜率比，其值为±m₁/m₂，作用力之比的正负号反映的是力的方向。而主、从传动盘的转速之比反比于波数比，其值为m₂/m₁，据此，可以得出主、从传动盘的功率之比为1∶1的结论。

由一个内表面圆周正弦波传动盘和外表面圆周正弦波传动盘及与之相配的对顶杆系就可以构成一个基本的传动单元，传动盘是以圆周正弦线为廓线的盘状零件，按其工作表面的不同分内盘片和外盘片。传动盘通过联接件和传动轴相连。对顶杆是一个往复运动的传动元件。每个对顶杆在各自的滑动架内滑动，各滑动架呈轮辐状固定于一个圆盘上，这个圆盘称为对顶杆承盘，承盘通过轴承安装在机架上，承盘可以转动，机架上还装有可轴向移动的阻动环，可以对承盘的转动状态进行控制。

每一个由波数为m₁的主传动盘片和波数为m₂的从动传动盘片及在对顶杆承盘上均匀布置的n相对顶杆构成的基本传动单元，可以执行两个恒功率传动比，即异步传动比仁±m₂/m₁和同步传动比i＝1，此外还可以在这两个传动比之外实现柔性切换，这种特殊的性能是由圆周正弦面对顶传动系统的特点所决定的，这里先借助图1说明对顶传动各元件的受力特点，在图1中，下斜面块的向左运动是依靠对顶杆下压做功实现的，在对顶杆受上斜面块的驱动而对被动的下斜面块施加力的作用时，对顶杆滑架要受到水平方向上斜面通过对顶杆施加的反作用力，这个作用力垂直于对顶杆运动的方向。同样，圆周正弦波面对顶传动系统中，基本传动单元在执行异步传动比时，对顶杆因受传动面的反作用力要对对顶杆承盘产生转矩。这时，只有对承盘施加一个阻力，使承盘保持不转，系统才可执行异步传动比i＝±m₂/m₁。若将主动盘片和对顶杆承盘锁闭起来。这样，主动盘、从动盘和对顶杆承盘将同步转动。对顶杆这时停止振动。传动单元在这种情况下输出同步传动比i＝1。

由此可见，传动单元在执行传动任务时，要么执行同步传动比，要么执行异步传动比，除了在这两种传动状态之间柔性过渡外，没有第三种稳运行状态。

为了得到多级的恒功率传动比，将多个传动单元串联使用便可达到目的。这就是所要说的组合传动比。假定一个传动系统由n个传动单元串联而成，各传动单元的传动比分别是i₁，i₂，……，i_n，那么串联使用后，系统的传动比i＝i₁×i₂×……×i_n，这称为组合传动比。

由于每个传动单元可自由选择执行异步传动比i＝±m₂/m₁和同步传动比i＝1，执行同步传动比的传动单元相当于联轴器，只执行传动任务而不执行变速任务，系统的组合传动比在数值上取决于各执行异步传动比的传动单元的组配情况。这里假设系统中各个传动单元的异步传动比各不相同，当有一个传动单元执行异步传动比时，系统组合传动比的数目是C_n ¹；两个传动单元执行异步传动比时，组合传动比数目是C_n ²；以此类推，n个传动单元全部执行异步传动比时；组合传动比的数目是C_n ⁿ；而无一执行异步传动比即所有传动单元都执行同步传动比时，组合传动比的数目是C_n ⁰；因此，系统总的组合传动比的数目可以这样表示：N＝C_n ⁰+C_n ¹+……+C_n ⁿ＝2ⁿ。由上式可见，多个传动单元串联组成的传动器。其输出的恒功率传动比的数目N与传动单元的个数n有关，N是n的指数函数，N值的增加率要远大于n，这就是圆周正弦面对顶传动系统具有众多恒功率传动比的原因。

组合传动比的总数目取决与传动单元的个数，组合传动比的数值主要取决于各传动单元异步传动比的取值。以下将通过一组数据说明传动单元异步传动比和组合传动比的取值特点。

一个传动单元的异步传动比取决于主、从传动盘的波数，波数取值受对顶杆相数所限，因此传动单元异步传动比的组配具有一定的规律性。

下表根据圆周正弦波传动系统传动盘波数的取值式m＝bn±1，列出几种传动相型的传动盘波数的取值表如下：(表中传动盘的波数限制在15以下)

3相	0∧	1＜	2＞	3∧	4＜	5＞	6∧	7＜	8＞	9∧	10＜	11＞	12∧	13＜	14＞	15∧
																	4相	0∧	1＜	2	3＞	4∧	5＜	6	7＞	8∧	9＜	10	11＞	12∧	13＜	14	15＞
5相	0∧	1＜	2	3	4＞	5∧	6＜	7	8	9＞	10∧	11＜	12	13	14＞	15∧
																	6相	0∧	1＜	2	3	4	5＞	6∧	7＜	8	9	10	11＞	12∧	13＜	14	15
7相	0∧	1＜	2	3	4	5	6＞	7∧	8＜	9	10	11	12	13＞	14∧	15＜
13相	0∧	1＜	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12＞	13∧	14＜	15
																	14相	0∧	1＜	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11	12	13＞	14∧	15＜

在实际应用中，对顶杆相数n的最小取值是3，上表中，注∧的数是相数n的倍数，注＞的数为n左类数，注＜的数为n右类数。同一传动相型的波数取值表中(同一横行)只有n左类数和n右类数可以取用为该种传动相型传动盘的波数，表中注∧的数和未做任何标记的数都不可取用。由上表可以看出，三相传动型传动盘的波数可取3的倍数以外的任意正整数，其取值范围最广。随着对顶杆相数的增加，传动盘波数的取值范围缩小。

传动相型和传动盘波数取定后，各种传动盘两两相互组合，就可以得到各种异步传动比。异步传动比的传动方向由两传动盘数型决定。

以下的表格称传动比组配表，是指同一传动相型里，波数符合取值规则的传动盘两两相组配，得出可能的传动比的情况。

先列出3相类型传动比的组配表：

3左类数：2，5，8，11，14    3右类数：1，4，7，10，13

以下是4相类型传动比的组配表：

4左类数：3，7，11，15    4右类数：1，5，9，13

以下是5相类型传动比的组配表：

5左类数：4，9，14        5右类数：1，6，11

上述三个传动比组配表中，上横行是从动盘波数m₂，左纵列是主动盘波数m₁，表格交点处是传动比m₂/m₁的值，m₁和m₂同为n左类数或同为n右类数时，传动比取正值，为同向传动比；m₁和m₂互为异类数时，传动比取负值，为反向传动比。

空格处的传动比为1(未标出)，这是主、从动盘波数相同时的组配情况，不予选用。表格中括号内的数字是该传动比的不和谐指数，不和谐指数反映了传动比在组配表中的位置，其百位是传动比的区位值，十位是顺数行位值，个位是右数列位值。传动比标*的为不予选用的传动比，这是因为比较之有不和谐指数更低的相同传动比存在。

下面三组表格称异步传动比列表，是根据以上传动比组配表，按三相、四相、五相型传动比的取值情况分别给出的传动盘波数在15(包括15)以下的所有传动比，表中传动比按大小分正、负分行列出。

三相类型

-14(111)	-11(113)	-8(115)	-6.5(122)	-5(117)	-3.5(126)	-2.75(133)	-2.6(142)	-2(119)	-1.63(162)	-1.57(153)
											13(112)	10(114)	7(116)	5.5(l23)	4(118)	3.25(132)	2.8(141)	2.5(127)	2.2(143)	1.86(152)	1.75(136)

-1.4(146)	-1.25(137)	-1.18(182)	-1.14(155)	-1.1(173)	-1.08(191)	-0.93(302)	-0.91(284)	-0.88(266)	-0.85(293)	-0.8(248)
											1.6(145)	1.43(154)	1.38(163)	1.3(72)	1.27(181)	0.79(303)	0.77(294)	0.73(285)	0.7(276)	0.63(267)	0.57(258)

-0.71(257)	-0.64(286)	-0.62(295)	-0.5(230)	-0.38(297)	-0.36(288)	-0.29(259)	-0.2(250)	-0.15(299)	-0.13(270)	-0.09(290)	-0.07(310)
												0.54(296)	0.45(287)	0.4(249)	0.36(307)	0.31(298)	0.25(240)	0.18(289)	0.14(260)	0.1(280)	0.08(300)

上表中共有66个传动比，按加、减速类型分，有33个减速传动比，33个加速传动比；按传动方向分，有32个正向传动比，34个反向传动比。

四相类型：

-15(111)	-7(115)	-4.33(122)	-3(117)	-2.2(133)	-1.86(142)	-1.67(126)	-1.29(144)	-1.22(153)	-1.15(171)	-0.87(282)
											9(114)	5(116)	3.67(123)	2.6(137)	2.33(125)	2.14(141)	1.8(134)	1.44(152)	1.36(161)	0.73(283)	0.69(274)

-0.85(273)	-0.82(264)	-0.78(255)	-0.6(237)	-0.54(275)	-0.45(266)	-0j3(228)	-0.3(257)	-0.23(277)	-0.14(248)	-0.07(288)
											0.64(265)	0.56(256)	0.47(285)	0.43(247)	0.38(276)	0.27(267)	0.2(238)	0.11(258)

上表中共有41个传动比，按加、减速类型分，有19个减速传动比，22个加速传动比；按传动方向分，有19个正向传动比，22个反向传动比。

五相类型

-9(113)	-4(115)	-2.33(131)	-1.5(124)	-1.27(151)	-0.82(253)	-0.67(235)	-0.43(264)	-0.25(226)	-0.11(246)	-0.07(266)
												11(112)	6(114)	3.5(121)	2.25(123)	1.83(132)	1.56(141)	1.22(142)	0.55(254)	044(245)	0.29(265)	0.17(236)	0.09(256)

上表中共有23个传动比，按加、减速类型分，有12个减速传动比，11个加速传动比；按传动方向分，有12个正向传动比，11个反向传动比。

在实际应用中，应优先选用三相对顶杆的传动型式，因为三相型传动单元结构最为简单，传动比取值范围最广，但由于三相型传动盘的波数不能取3和3的倍数，所以有些特殊传动比不能在三相传动比列表中找到，高相数(如四相、五相)传动型式可以提供一些三相传动单元所不能达到的特殊传动比。另外，高相数圆周对顶传动由于对顶杆数目多，其承载能力要比三相对顶传动的承载能力大。以上后两组，四相和五相传动比列表中给出了一些特殊传动比(表中已将和三相列表中重复的传动比除去)。

上表中提供了总共130种单元传动比，传动系统的组合传动比由这些基本传动比组合而成，而构成组合传动比的单元传动比数目又各不相同，所以组合传动比的组配情况千变万化，为了得到更为优化的组合传动比，这里引出不和谐指数的概念。

之所以要引出不和谐指数，这与圆周对顶传动系统的传动特性有关：首先，传动系统各传动单元的异步传动比的传动效果有优劣质之分；其次，组合传动比是由不同的单元传动比组配而成的，组配数目和组配形式不同，其组合传动比的传动效果也有优劣之分。对各个单元传动比和组合传动比赋于一个不和谐指数，可以引导系统设计往更为优化的方向去，还可提醒用户在实际应用中注意避开使用某些传动和谐性差的组合传动比。

所谓对顶传动的和谐性，是相对于对顶传动的传动过程和传动效果而言的，主要是指各传动单元在执行异步传动比过程中的相对和谐程度以及综合考虑串入系统中各传动单元在运转过程中相对的和谐程度。选用不和谐指数低的传动比(包括单元传动比和组合传动比)，有利于减小振动，控制噪声，降低功率损耗。

以下首先分析对顶传动的过程。对顶传动的特点是：主动传动面、从动传动面的运动方向都和对顶杆的运动方向相互垂直，(参照图3)传动过程存在运动的两次转换，在第一次运动转化过程中，即主传动面推动对顶杆的过程中，对顶杆为从动件，只有主动传动面斜率或斜率变化率取小，对顶杆才更易被推动；在第二次运动转化过程中，对顶杆是主传动件，只有从动面的斜率或斜率变化率取大，从动传动面才更易被推动，可见，要保证圆周正弦面对顶传动单元的和谐传动，主传动盘的波数应尽可能取小，这样主动传动面的斜率变化率小，而从动传动盘的波数应尽可能取大，以使从动传动面斜率变化率大。而主、从传动盘波数的这种取值趋向，正是大减速比传动的类型，所以圆周正弦面对顶传动系统最适合于减速传动。其次，对顶杆是个往复运动的元件，还应控制其振动频率不致过大，对顶杆的振动频率取决于主动盘的波数和转速，在主动盘转速一定的情况下，应控制主动盘的波数，不使其过大。再次，由于在传动中，对从动盘做功完毕的对顶杆是由从动盘的传动面顶回的，虽然从动盘波数取大有利于对顶杆推动从动盘，但从动盘波数过大不利于做功后的对顶杆轻载返回，因此，并不刻意追求从动盘有过大的波数。

所以，圆周正弦面对顶传动系统传动单元的设计应遵循以下的优选原则：

1、传动单元异步传动比优先选用减速传动比。

2、优先选用小波数的主传动盘。

3、优先选用较大波数的从动传动盘。

以上三个优选原则分别对应着有利于使对顶传动更为谐进行的三个基本条件：第一，有利于传动单元传动件间两次运动转化的顺利进行。第二，有利于控制对顶杆的振动频率。第三，有利于推动从动盘；有利于从动盘顺利顶回做功完毕的对顶杆。

上述三个优选步骤，地位不同，有主次之别，先后之分，应先考虑优选原则1，其次是2，最后才顾及3，因此，三个优选原则级别不同。在传动盘组配表中，一组在表格对角线上布置的空格将表格分为右上部分和左下部分，右上部分全部是减速传动的类型，传动比的绝对值都大于1；左下部分全部是加速传动的类型，传动比绝对值小于1。这里人为的设定区位系数为100，行位系数为10，列位系数为1，在传动盘组配表中，设右上区的区位值为1，左下区的区位值为2；顺数行号为行位值，右数列号为列位值，那么传动单元异步传动比的不和谐指数是：

区位值×区位系数+行位值×行位系数+列位值×列位系数

此外，还人为指定传动单元同步传动比的不和谐指数为0。

不和谐指数反映了一个传动比在特定的传动相型传动盘片组配表中的位置。比如：某一单元传动比在组配表中的不和谐指数是111，这就是说：该传动比处于表列中的右上区，顺数第一行，右数第一列。由表中可以看出：减速传动比的不和谐指数低于加速传动比。对同一从动盘来说，与之配比的主动盘波数越小，不和谐指数越低，而对相同的主动盘来讲，选用波数较大的从动盘，能降低传动比的不和谐指数。

单元传动比的不和谐指数可以相对准确的反映传动单元运转的和谐性，在选择传动单元异步传动比时，应优先选用不和谐指数低的传动比。

传动系统在传动过程中，执行的是组合传动比，组合转速是系统中各个传动单元共同参与的结果，系统中有的传动单元执行异步传动比，有的传动单元执行同步传动比，对每一级组合传动比赋予一个不和谐指数，有利于鉴别该级组合传动比在执行传动任务时系统运转的相对和谐程度。

组合传动比的不和谐指数是这样定义的：设原动机的转速为1，根据各传动单元的传动比(包括同步传动比和异步传动比)，计算出各传动单元的输入转速。各级传动单元各自的输入转速乘以其单元传动比的不和谐指数，这称为该传动单元对组合传动比不和谐指数的加入量，将系统中各传动单元对组合传动比不和谐指数的加入量相加，这能得到该组合传动比的不和谐指数。因为同步传动比的不和谐指数为0，所以系统中执行同步传动比的传动单元对组合传动比不和谐指数的加入量为0。因此，为降低组合传动比的不和谐指数，在系统设计过程中，应尽可能的把不和谐指数高的传动单元置于低速级，尽量降低其对组合传动比不和谐指数的加入量所以。在传动系统中，从动力输入端到输出端，各传动单元应按异步传动比绝对值的大小顺序排列。此外，传动系统中较少的传动单元执行异步传动比，有利于降低组合转速的不和谐指数，因此，在兼顾转速的情况下，应尽量使较多的传动单元执行同步传动比。

原动机转速乘以某一级组合传动比的不和谐指数，可得到该级转速的不和谐指数。

传动系统可以提供多级恒功率转速，每级转速都对应着一个不和谐指数，它反映了得到该级转速，系统运转的和谐程度。不和谐指数的引出，可以帮助设计者利用计算机从数目浩繁的组合转速中选出最佳的传动单元组合方案，保证传动的和谐进行。

以下介绍传动系统的设计方法：

圆周正弦面对顶传动系统采用的各种传动盘片及对顶杆都是标准化了的的传动元件，机架及轴承等也都有统一的标准，系统设计的主要任务是转速组配，对于组合传动比较多的传动系统来说，转速组配是一个浩繁的组算比较过程，这个任务需由计算机来完成，设计者要做的是：制订转速表，指定各级转速的可浮动范围；根据计算机所设计方案的不和谐指数；决定设计的流程。

当原动机转速和设计者要求达到的转速表确定后，计算机首先根据组合传动比的级数N₁计算出所需要的传动单元的最小数目n，算式是n＝log₂N₁，当所得值为小数时，n取比该值大的邻近正整数。以下再根据n值确定实际的传动级数N。比如，某用户制定了13级转速，根据计算，最少需要串接4个传动单元，实际的传动级数是2⁴，共16级，实际能提供的转速比用户的需要多了3级，这3级转速可以作为备用转速而存在。用户要求的转速级数及相应的转速值域确定后，计算机将从单元传动比列表中(前面的传动比列表中提供了130种传动比)选取单元传动比，逐一组算，直到找到4个满足条件的传动单元为止，这时给出符号要求的16级转速，并注明每一级转速的不和谐指数。此时需要用户对各级转速的不和谐指数进行认可，如果用户认为某一级转速的不和谐指数过高，否定了计算机原设计方案，这时设计将面临两种选择：要么在系统中增加一个传动单元，以扩大传动级数的方法满足用户需要；要么给出相近的设计方案，相近方案的各级转速既要做到不和谐指数在用户限定的范围之内，又要兼顾最接近原设计指定的转速范围。如果用户选择了查看相近设计，但对计算机提供的各种相近设计方案不满意，这时只能选择增加一个传动单元，将传动级数在原来的基础上再扩大一倍。计算机将重新进入组算程序。直到给出用户需要的转速

从理论上讲，通过增加传动单元数目，扩大传动级数的方法，传动系统总是可以在一个设计方案里提供用户要求的多级转速。这是因为传动系统有数目巨大的传动比组配可能：系统中接入传动单元的数量每增加一个，传动级数则会在原来的基础上再增加一倍。当串接的传动单元累加到一定数量时，总的传动级数将是一个巨大的数值。

以下将详尽介绍传动单元和传动单元的控制件及各传动单元之间串联连接的连接件。

每一个基本传动单元由外传动盘、内传动盘和对顶杆系及对顶杆承盘控制系统组成。两个传动盘片中一个为主动传动盘，另一个为从动传动盘。对顶杆承盘、主动盘、从动盘三盘有相同的旋转轴线。

对顶杆为一杆状零件，其两端分别是滚轮座，传动滚轮一端一个，对顶杆在对顶杆滑架里往复移动，滑架是一个外形如H状的可拆装零件，n个滑架呈轮辐状布置在对顶杆承盘上，对顶杆承盘上有容嵌滑架的槽口，滑架通过螺栓或铆钉固联于承盘上。对顶杆两端的滚轮半径依各自对应的传动面的最小曲率半径而定，只要其半径不大于传动面最小曲率半径即为可用。因此，两端滚轮可取不同的半径值。

对顶杆承盘是一个可控的转动盘，起承装对顶杆滑架的作用。此外，还可在选档盘的作用下，保持静止或随从动盘转动。承盘上还连有可以横向移动的选档盘。这个装置可以在需要的时侯，把主动盘和从动盘锁闭起来，在这种情况下，主动盘，从动盘连同对顶杆承盘联为一体，同步转动。

选档盘是一个通过花键连接在对顶杆承盘上的盘状零件，可以在对顶杆承盘的轴向移动，选档盘有两个摩擦止动表面，一个和连接轴上相应的摩擦表面相对应，另一个和阻动环的相应表面对应。选档盘的轴向移动靠对顶杆承盘上的弹簧和阻动环的移动共同作用。

连接轴是联系两传动单元的重要组件，在圆周正弦面对顶传动系统中，常将多个传动单元串联使用，相邻变速单元传动盘首尾连接，也就是后级的主动盘和前级的从动盘相互连接，起这个作用的就是连接轴，连接轴通过轴承装在机架上，可自由转动。另外，连接轴还起承装对顶杆承盘的作用，对顶杆承盘也是通过一对轴承安装在连接轴上。

操纵系统是负责调整各传动单元“0、1”状态的。具体的说：是控制各传动单元阻动环位置的，阻动环由两个小油缸推进，油缸充油时，将阻动环推至“1”位置，此时该传动单元执行异步传动比；油缸泄油时，阻动环退至“0”位置，传动单元执行同步传动比。小油缸的充油、泄油动作是相应的电磁换向阀切换高、低压油管来完成的，驱动电磁换向阀“0、1”状态的电路是由电子计算机或用户直接控制。

圆周正弦面对顶传动系统是一种具有高的传动效率和优良控制性能的机械传动系统，较现有技术，有以下优点：

能获得相当可观传动经济效益；具有良好的控制性能；传动级数多，转速范围广；传动精度高，组配方案多；外形尺寸小，承载能力大；易于实现标准化和系列化；运转和谐程度高，振动小，噪声低；具有过载保护功能；结构简单，有利于降低造价；可随用户的要求进行个性化设计。

在各类传动形式中，机械传动的传动效率最高，对于大功率传动器来说，哪怕传动效率提高0.1个百分点，节约的机械能也是十分可观的。但大功率机械设备常用到效率较低的液力传动和投资较大的电气传动。对于电气传动来说，虽然直流调速和交流变频调速的技术日臻完善，调速性能优良；但明显的弱点是：设备的经济性差，为得到低速下的大转矩，需要扩大电机功率容量，这使电机成本增高，体积变大，同时，低速运转时电机内的大电流还会使无益的电能损耗增加。电动机高速运转时又造成装机容量的浪费。本发明属机械类传动器，结构简单，造型轻巧，传动路线简捷有序，空载功率小，能量损耗低。其多级组合传动比都是恒功率传动比。自身结构特点尤其适于减速传动，因此，作为减速传动装置会在大功率传动中取得更高的传动效率。

传动效率高的齿轮箱在大功率传动中之所以被效率低的流体传动所代替，很重要的一个原因是：流体传动具有良好的控制性能，可自动调速，于行进过程中无级变速，能带载起动。其控制方法简单可靠。而依靠滑移齿轮变速的齿轮箱的操纵机构复杂，换档时要借助离合器中断动力，齿轮移动过程中轮齿之间会发生撞击，并引起噪声和振动。换档后系统存在速度突变，柔性差。有统计资料表明：在交通复杂的城市里，驾驶公共汽车的司机，每天重复换档动作竟达上千次，这不仅使司机的劳动强度增大，也大大降低了乘客乘坐的舒适度。有的高级客车在发动机与齿轮变速箱之间装了液力变矩器，但低效率的液力变矩器终不能完全替代齿轮箱，以上问题并不能得到解决。本案的控制方法简单，各级转速之间可以任意柔性过渡，而做到这些，只需要调整一下各传动单元传动状态，即对需作变动的传动单元之0，1状态作一调整(执行同步传动比为0状态，执行异步传动比为1状态)就可达到目的。

普通的变速齿轮箱，其成本基本上与变速级数成正比，所以在实际应用中，变速级数十分有限，普通机床的变速级数一般是12级、18级、24级等，一般车辆变速箱变速级数在6级左右，工程机械的变速级数多一点，在10级上下，并设有几级反向传动比。圆周正弦面对顶传动系统的系统传动比为组合传动比，是由一些基本的单元传动比组合相乘而成的，传动比总级数N是串接的传动单元数目n的指数函数，N＝2ⁿ，比如，系统中有6个传动单元串接时，组合传动比的数目是2⁶，共64级；有10个传动单元串接时，传动级数是2¹⁰，共1024级。其传动比级数远大于变速齿轮箱。除此之外，传动单元组配表可以提供各种单元异步传动比。以后者为例，当系统中串入10个传动单元时，总变速级数是1024级，如把其中一个传动单元改换为另一传动比的传动单元，就会有512级转速发生改变。同样是1024级转速，10个传动单元各自的异步传动比选择不同，组配结果就会千差万别。以上的传动比列表中提供了130种单元传动比，从中选出10个单元传动比，可能的组合数目就是C₁₃₀ ¹⁰，是一个非常大的数目，这为组配出更多的系统组合传动比提供了广阔的选择空间。

对传动精度要求较高的各类机床，其各级转速构成等比数列，力求做到转速覆盖面广。但主轴转速在使用上并不能做到十分准确，只能选用一个相临近的转速。实际应用中对转速稍高或稍低不做太多要求，只要标牌上标准数列的数值与实际转速不要相差太大就予以选用，这样不能满足精密生产的要求。本发明采用基本传动比组乘的方法得到特殊传动比，参与组乘的基本传动单元的数目并没有限制。可以是2个组乘，可以是3个，甚至更多。由于基本传动比列表中，有各样加速传动比及减速传动比。可以采用多个加速-减速-加速传动比连乘的方法得到一个很特殊的组合传动比，这种组合形式要比齿轮变速箱中大、小齿轮相互组选配组对的方法更为灵活多样。

齿轮传动的承载能力主要取决于单个轮齿的承载能力，齿轮传动系的机体尺寸取决于齿数和模数，一对齿轮在啮合时，一般重合度小于2，对于大功率传动，除在制造工艺上着力加强轮齿强度外，齿轮的模数都取得比较大，有的模数超过35mm，而一般齿轮的齿数都在17以上，所以轮径尺寸较大。另外，齿轮箱中的各齿轮绝大多数都是外啮合式的，这样很占用空间，对于复杂轮系来说，这种缺陷更为突出。本发明的在这方面的优点是：传动系统采用筒状箱体；传动单元的内、外传动盘有相同的旋转轴线，对顶杆布于两传动盘之间，结构紧凑，节省空间。由于系统传动能力主要取决于传动曲面的表面质量、对顶杆强度、对顶杆相数等因素，当承载要求加高时，可以通过增加对顶杆相数、加宽传动盘轴向尺寸、强化对顶杆等的方法来实现，甚至还可采用多盘并用的方法，增加承载能力，而这些措施并不明显加大机体尺寸。可以这样讲：圆周对顶传动系统传动盘的尺寸基本上可由传动轴的尺寸来决定，传动系统甚至可以视为传动轴的附属组件。因此，系统能以小的机体尺寸获得大的承载能力。

在每个传动单元的传动过程中，当对顶杆滚轮位于传动盘波峰或波谷处时，对顶杆滚轮与两传动面之间作用力为0，在此两特殊点之外，对顶杆与传动盘之间作用着一个规律变化的力，由圆周对顶传动系统对顶杆受力情况可知：在传动过程中，同一对顶杆两端滚轮对主、从两传动盘的切向作用力之比始终为一定值(特殊点作用力为0，除外)，在数值上等于传动盘波数比m₁/m₂，而主、从两盘的转速比反比于波数比，其值为m₂/m₁，对同一对顶杆来说，两传动盘的瞬时功率比等于瞬时受力比与瞬时转速比的乘积，由以上已知条件可以推得：两盘瞬时功率比为1∶1。因此，传动过程的任何一个瞬间都体现了恒功率特性，这充分显示了系统传动的平稳性和协调性。此外，作为中间传动元件，对顶杆的往复振动属正弦运动规律，无速度突变和刚性冲击，所以系统的传动过程是非常协调的。

普通齿轮箱没有过载保护能力，在负载过大时，容易使传动件损坏，出现轮齿折断、磨损、胶合等情况，造成一些不必要的损失。而圆周对顶传动系统则不存在这些问题：在拖动负载运转的过程中，当过载前兆信息出现后，操纵机构会及时动作，将系统中串接的大减速比的传动单元迅速的由同步传动状态转入异步传动状态，这时，系统的输出转速将自动降低，输出转矩增大。当过载消除后，操纵机构会自动将大减速比传动单元重新转入同步传动状态，以恢复原转速。这样，可以有效的保护传动元件，延长使用寿命。

圆周对顶传动系统易于实现标准化：这种传动装置具有较强的通用性，由于变速级数可以很容易的扩展到很多级数，一台传动器的变速范围可以很大；另外，在不明显改变机体尺寸的情况下，传动器的传动功率也可以有较大变动范围，因此，传动器能适用在多种工况条件下。此外，传动器的传动元件也极易形成系列：由于传动盘的波数都是整数，在一个实用波数限制下(比如将波数限在15以下)，传动盘的种类数少。对顶杆的相型更有限，且绝大多数只需选取3、4、5这三种，除非是为了实现重载传动和组配特殊传动比，才考虑高相数对顶杆和大波数传动盘的使用。所以，传动盘、对顶杆等基本传动元件极易系列化、标准化。

圆周对顶传动有利于降低制造成本，对于齿轮传动系统来说，其轮齿制造成本高：需要专用的切制机床；毛坯切削量大；加工工艺复杂；精加工成本高。圆周对顶传动系统基本传动元件是传动盘，其工作曲面的廓线是圆周正弦线，曲率变化较为平缓，因此适于用精密铸造的方法得到传动盘毛胚，接下来，传动盘工作表面经适当修形和硬化处理后，就可进行最后一道工序：利用数控机床对传动表面面进行精磨、珩、抛光等工艺，做这道工序时，可将多个相同的传动盘串于长定位花键轴上，集中精加工，这能使生产效率大为提高。

圆周对顶传动系统的设计具有高度的灵活性，有限的传动盘片相互组配能得到多种单元传动比，传动单元间的组合更可以组合出成千上万的设计方案。对于普通齿轮箱，往往是厂家出产一类产品，传动器的类型较为单一，用户只是被动适用，而以圆周对顶传动系统为传动器的机械设备，可以按照用户的要求，做个性化的设计和生产。厂家根据用户制定的转速要求表，利用计算机进行组算设计，完全按照用户要求组配传动器。甚至用户可直接利用相应的计算机软件，设计好组配方案。由厂家组装。所以，每个方案可以做到面对一个确定的用户而设计制造。此外，用户还可自行改变传动器变速范围。如：某用户的传动器由7个传动单元串联组接而成，组合转速的级数是2⁷，共128级，若将7个传动单元中1个或多个传动单元用其它传动比(指异步传动比)的传动单元作了替换，那么传动器输出转速就会部分或全部变动，当然，组合转速的级数还是128级。所以说，传动系统的设计、制造、使用都是个性化和人性化的。

以下是实施本发明最好的方式：

先从传动单元说起，

1、在重载传动中宜采用双盘并用模式。

圆周对顶传动系统的传动特点是：半圈做功。所谓半圈传动，是指不论波数和对顶杆的相数，总是有一条过盘心的直线将盘分为做功区和顶回区，如果单盘使用传递大的转矩，会造成轴的受力不均，而使用两套相同的传动盘，在轴向并排分列；在圆周上错开180度，这样，两个做功半圆互补，就能使做功区覆盖整个圆周。传动轴受力不对称的状况就得到了极大的改善。采用双盘并用模式，要用到两套对顶杆系，对顶杆的数目宜采用偶数，这样，两套对顶杆可共用一套加宽的双槽对顶杆滑架，这会为对顶杆的布置带来很大的便利。(参见图22、图23、图27)

2、在高速传动中宜采用对顶杆回弹装置。

圆周对顶传动系统的传动特点是：被动顶回。所谓被动顶回，是指对从动盘做功完毕的对顶杆是由从动盘顶回的，而且从动盘的波数越大，对顶杆的回程运动就越不顺畅，这种问题在大减速比尤其是高速传动中会更加突出。在这里，一个比较有效的解决办法就是在对顶杆上增加回弹装置，这样，对顶杆在对从动盘做功时，压缩弹簧储存能量，做功完毕后，依靠弹簧的弹力就可顺利返回，不再依靠从动盘顶回。这样的设计有利于增加传动的可靠性、降低传动元件间的磨损，减小故障率。

3、在实际应用中使用双外盘类型传动单元。

在前面提到的传动单元，都是由一个内表面传动盘和一个外表面传动盘以及对顶杆系构成传动单元的。为了组配各种传动比的传动单元，需要准备各种波数的内、外表面的传动盘，在实际应用中会遇到的问题是：内表面的加工成本往往高于外表面，其加工及装配精度也不如外表面更容易保证。因此，在实际应用中，可以考虑采用两个外表面传动盘加一套反向杠杆装置来构成传动单元的做法。

双外盘传动单元的工作原理如图44所示，主、从传动盘选用同一类(零幅圆半径相同，波幅相同)外表面传动盘，其波数不同，但都满足波数取值式m＝bn±1，与内一外型传动过程相比.所不同的是：主、从传动盘各与一套相同的对顶杆系作用，两套对顶杆通过一组杠杆反向装置相互联系，主动盘的转动转化为对顶杆系的等相差振动后，经杠杆反向，转变为另一套对顶杆系的等相差振动并驱动从动盘旋转。此外，外-外型传动单元还可借助杠杆实现两平行轴之间的变速传动(如图46所示)

外-外型传动单元的传动方向与内-外型相反：主、从传动盘的波数m₁和m₂同取n左类数bn-1或同取n右类数bn+1时，为反向传动，异步传动比i＝-m₂/m₁，而当m₁和m₂取异类数时，为同向传动，异步传动比为i＝m₂/m₁。

与内-外型相比，外-外型要多用一组对顶杆，还要配备杠杆反向装置，但优点是明显的：这种传动单元避开了使用内表面传动盘，不仅传动盘种类大为减少，还可明显降低造价，提高使用的可靠性。另外，传动单元的装配精度也更容易保证。

本发明最适合于大功率和高精度传动，适用于重型机械、工程机械、机车及精密机床等方面。以下将通过几个实用例来说明实现本发明的最佳方式：

1、应用在万吨压力机、大型盾构机、船舶机械等重型装备中。

现有的压力机，如万吨水压机，采用水作为中间介质转化原动机功率，其体积庞大，设备复杂。再如大型盾构机的刀盘轴，由于转矩大，多采用液体传动，机械效率较低。

本发明用在重型机械中的具体形式是：在动力输出端采用高相数对顶杆和大波数传动盘，利用主、从传动盘悬殊的波数比(主动盘波数取万用右类数1)组配出大减速传动比，以获得大的转矩，利用对顶杆半圈做功的原理，得到多点施力，分散负荷的传动效果。

图48给出的是一台机械式万吨压力机的主视图，这台机器用3组高相数对顶传动单元构成两级传动系统，以传动盘号表示传动单元分别是A-a，B-b，D-d。其原理是：原动机的高转速经传动轴4810、离合器489送至第一传动轴488，通过A-a传动单元一级减速后，动力传到第二传动轴485，第二传动轴再带动传动盘B和D，经并联使用的传动单元B-b、D-d再进行一级减速后，功率最终传到动力输出轴481上。输出轴带动如图49中具有等速渐开线表面的偏心轮轴c低速转动，将压力机上砧铁块n下压，并产生压力。

具体应用过程如下；当砧铁块n在动力输出轴481带动下，由偏心轮c驱动对工件做功时，对顶杆承盘482、486锁装在机架483、487上，不能转动。当做功完毕，需砧铁块n返回时，先将离合器4810由闭合转为分离状态，之后放开机架对对顶杆承盘的锁制，这样，失去动力的砧铁块n会在弹簧的拉动下见图49向上移动。这时，所有转动元件会在弹簧的作用下一起同步低速反转。等到下一次做功时，需将对顶杆承盘482、486重新锁装在机架483、487上，再闭合离合器4810，即可达到目的。

以下是一个实例：某型万吨压力机，采用图48、图49所示的传动装置。在图48中，对顶杆承盘482、486对于动力输出轴481、第二传动轴485、机架483、487三者来说，由于相对转速极低，所以都采用滑动轴承配合。系统中两级减速传动用到三个60相的传动单元，其中传动单元B-b，D-d作为末级传动器，采用的是双盘并用模式，将两个完全相同的传动单元并联使用，两传动单元的做功半圆错开180度。相应传动盘波数B＝D、b＝d。传动单元A-a装在高速级，使用对顶杆回弹装置。因对顶杆相数是60，所以传动盘波数只能取1、59、61。这里用转速为3000rad/min的电动机作动力机，要求砧铁提供的压力是一万吨力，即9.8×10⁷N。各传动盘波数情况是：a＝B＝D＝1，A＝b＝d＝61，系统传动比为61×61＝3721。由此得输出轴转速是0.81rad/min，偏心轮(c)偏心量(以图49中h标示)取0.3m，根据输出轴转速和偏心量算得：砧铁(n)的匀速下行速度为1.61cm/s。经计算，砧铁功率为1 580KW。考虑机械效率的因素，取用1600KW的电动机。虽然电动机功率高达1.6MW，但由于其转速高，与1500r/min和750r/min的相同功率电动机相比，其体积小、重量轻，在价格上占有优势。此外，受力均匀是该传动机构的一大特点：系统中采用了180个对顶杆，装在60个三联对顶杆滑架485中，参与末级传动的有120个对顶杆，按照传动单元半圈做功的原理，任一时刻应有60个对顶杆处于对动力输出轴做功的状态，这60个对顶杆均布在圆周上，平均每相隔6度有一个，且位处传动盘直径线上的两个对顶杆的力作用状况完全相同，因此共构成了30对作用力矩。众多大承载能力的传动元件共同作用，这使系统能更可靠的输出强劲的转矩。

2、用为重型坦克或工程机械的传动装置。具体可用作主传动器和轮边减速器，用作轮边减速器时，采用多相对顶杆传动，其承载能力巨大。主动盘用单波圆周正弦线，从动盘波数即为传动比。优先选用反向传动比。

如图45是一台重型推土机的后桥传动装置，发动机与后桥之间采用高速平带传动，后桥转轴上有一个转速较高的传动轴，转轴上与平带相连的是一由5个传动单元串联组接的圆周正弦面传动系统，可对外输出正反向共32级转速，传动轴两端分别是完全相同的轮边减速器，两个波数为1的内表面传动盘接在传动轴两端，每个轮边减速器的对顶杆相数是6，从动盘是一个波数为5的外表面传动盘，这个传动盘和牵引履带的牙轮连接，轮边减速器的异步传动比是-5。这种设计有利于推土机的工作，推土机前行时，阻力大，行进速度低；后退时阻力小，要求能快速行进。当推土机满负荷前行时，轮边减速器执行异步传动比-5，传动轴与履带转向相反，当推土完毕后，两轮边减速器同时锁闭，执行同步传动比1，这时推土机就会以5倍于前行的速度后退。这种设计最适合于履带式行走机械的转向，参见图45，当车辆在前行过程中要左转时，可将左侧的轮边减速器由异步传动状态向同步传动状态转变，在这个过程中，左侧履带的转速逐渐降低，继而向相反方向转动。车辆转弯半径取决于弯道内侧轮边减速器由异步向同步状态转变的快慢程度。对于大半径弯道，只需转弯一侧的履带转速稍做减慢即可，不需反转。另外，由于做功半圆的存在，固定于传动轴两端，驱动左、右两履带的两个主动盘，在圆周上，应错开180度，这样可使传动轴在圆周.360度都做功，其受力将更为和谐。

3、机车传动装置。

机车靠车轮的转矩产生牵引力，机车的理想牵引特性略呈双曲线关系，牵引力与速度成反比，机车起动时，所需的牵引力是最大的，随着机车速度的提高，牵引力会降下来。但是常用的原动机，包括柴油机、电动机的转矩-转速特性却和机车的这种特性完全相反，原动机不便在低转速下输出大转矩，此外，电动机只有运转于高转速下才会有较高的效率。

在实际的机车传动装置中，几乎都避不开齿轮传动，电力机车的末级采用齿轮减速，液力传动在机车传动中最为常用，由于不同液力变扭器的效率只在最佳工况下才达到最大值，所以机车常采用几个液力变扭器和机械传动装置结合使用，液力元件传递功率的能力与泵轮转速的三次方呈正比，因此在液力传动的机车中，还需另设加速装置。此外，传动效率低是液力传动机车最为突出的一大缺陷。

以机械传动装置作为机车主传动装置可以获得高传动效率。但这类机车在实际的应用却十分有限，机车功率一般不超过400KW。这是因为：利用多档位齿轮箱作主传动装置，柴油机在一确定档位下，其转速正比于机车轮对转速，而柴油机的功率正比于曲轴转速，因此柴油机不能发挥出本身功率的潜力，在这种情形下，机车牵引力曲线呈阶梯形，每一级传动比对应一个阶梯，为追求柴油机良好的功率利用率，理论上要求齿轮箱有更多变速级数，而实际上应用在机车上齿轮箱的档位只有4-5级，是价格等因素限制了传动级数的增多。另外，大功率主离合器过于昂贵，也是实现上的一个瓶颈问题。

以下以一个实例说明圆周对顶传动在机车传动中的应用，这里的对顶传动系统采用4个传动单元串联组接，有16级转速，其中包括1级同步转速，原动机采用额定转速3000rad/min的同步电动机，供电方式为触网供电或车载柴油发电机组供电，机车轮径采用电力机车轮径值1250mm，机车后退是利用电动机反转达到目的的，电动机反转，可以提供16级反向转速。因此机车正、反向牵引特性完全相同。从电动机到轮对扭力盘数起，这里设4个传动单元的的异步传动比的值分别为A、B、C、D，这些数值均取自圆周对传动系统基本传动比列表，下表给出了3组传动单元的组配情况，分别以I、II、III标明。表中 表示4个传动单元全部执行同步传动比。

下面3组表格是根据机车轮径和电机转速，以及上表中的组合传动比，经计算得出的上述3种情况下，机车的运行速度表，表格中i是组合传动比，v是机车运行速度，其单位是千米/小时。每组第一行的4位字长的“0、1”代码，反映了从电动机数起，4个传动单元的传动状态，“0”代表该传动单元执行同步传动比，“1”代表执行异步传动比。如“0101”的意义是：第1、3传动单元执行同步传动比，第2、4传动单元执行异步传动比。每级速度对应着一个确定的“0、1”代码。表格中按速度从小到大顺序排列。

第I组

代码	1111	0111	1011	1101	1110	0011	0101	0110	1001	1010	1100	0001	0010	0100	1000	0000
																	i	1080	270	216	180	120	54	45	36	30	24	20	9	6	5	4	1
V	0.7	2.6	3.3	3.9	5.9	13	16	20	24	30	36	79	118	141	177	707

第II组

代码	1111	0111	1011	1101	1110	0011	0101	0110	1001	1010	1100	0001	0010	0100	1000	0000
																	i	540	21 6	135	90	60	54	36	24	22.5	15	10	9	6	4	2.5	1
V	1.3	3.3	5.2	7.9	12	13	20	30	31	47	71	79	118	177	283	707

第III组

代码	11 11	0111	1011	1101	0011	0101	1110	1001	0110	0001	1010	1100	3010	0100	1000	0000
																	i	315	175	90	63	50	35	31.5	18	17.5	10	9	6.3	5	3.5	1.8	1
V	2.2	4	7.9	11	14	20	22	39	40	71	79	112	141	202	393	707

对以上三组转速表进行分析：第I组，低速性能好，最低转速值低。在转速36Km/h以下，转速分布比较均匀，级数较多，达到11级，但此转速之上，各级转速间距较大，尤其是36-79Km/h之间，产生了差距为43Km/h的速度“真空”，这是此设计方案的不足之处。第II组，较方案I的不足有所改进，转速分配较为均匀，不足之处是：速度12Km/h、13Km/h以及30Km/h、31Km/h没有拉开间距，造成组合转速级数的浪费。方案II较方案I只是将4个传动单元中的1个作了替换，但因此导致8级转速发生了变化。第III组转速分配较为均匀：10Km/h以下3级，10-20Km/h 3级，20-40Km/h 3级，40-80Km/h 3级，同时还兼顾高速级，有112Km/h、141Km/h和202Km/h三级较实用的速度，对要求转速均匀分布的普通机车来说，是个相对较优的设计方案。当然，各种设计方案成千上百，要根据实际情况利用计算机进行组算、优选。

4、机床的主传动装置和进给传动装置。

特征：分为主传动器和进给运动传动器。(参见图54、56)主传动器采用3个传动器，分别是：主轴传动器、左传动器、右传动器。其中，主轴传动器内有6级传动单元串联组接而成，左、右传动单元内部各有12级传动单元串联组接而成。这3个传动器用同步带相连，用一台同步电动机驱动，传动路线是：电动机-右传动器-左传动器-主轴传动器。动器。因此，系统中总共有30个传动单元串联组接而成，总的组合传动级数是230，共有1073741824级转速。如果上述30个传动单元中，有部分传动单元的异步传动比是反向传动比，其异步传动比为负值，那么上面1073741824级组合转速中还应有若干级反向转速包括于其中，如果借助于电动机反转，还可将转速范围再扩大2倍，相当于2147483648级转速，比方说，系统中有两级相邻的转速101.55和101.65，而用户实际需要的101.60在正向转速表中不存在，可能在反向转速表中有-101.60，这时就可用电机反转加反向传动比的办法得到转速101.60。我们观察单元传动比列表，会发现正、反向的单元动比在数值上完全对称的情况很少，这为借助电机反转组配更多级数的组合传动比提供了很大的方便。这2147483648级转速是由计算机管理的，每级转速对应着一个31位字长的“0、1”代码，其中第1位表示电动机的运转状态，“1”表示正转，“0”表示反转。机床传动系统由计算机管理转速表，通过改变各传动单元传动的“0、1”状态可实现任意两级转速间的快速换档。计算机根据用户的需要提供转速表，如用户输入101rad/min，计算机就可能提供几百级相关转速，如101.1234，101.4321……，并请求用户限定转速精度，以进一步缩小搜寻范围，如果用户对转速精度要求不高，认为以上转速都可用，这就需要根据每级转速的不和谐指数来进行优选，当然，在用户默认的情况下，计算机将从这几百级转速中自动选择一级不和谐指数最低的组合转速作为主轴输出转速，这里存在这样一种可能，两级或多级组合转速在数值上可能非常相近，但不和谐指数相差会很大，比如说，两级相近的组合转速，前者只需系统中2-3个传动单元执行异步传动比，而后者可能需要7-8个传动单元甚至更多的传动单元执行异步传动比，后者的不和谐指数可能会高于前者，这是因为只有执行异步传动比的传动单元，才对组合传动比的不和谐指数有加入量，但这并不是唯一的可能：前者虽然执行异步传动比的传动单元少，如果其本身不和谐指数高，又用在了高速级，组合转速的不和谐指数也不一定小。因此，在相近转速之间，应首选不和谐指数低的组合传动比。另外，在计算机控制下，多级相近的转速之间快速切换，还可以模拟实现无级变速的工作效果。

上述机床主传动系统是由主轴传动器(6级)，左传动器(12级)和右传动器(12级)通过3条同步带与电动机相连接的(参见图55)，为了尽量降低同步带转速，减小同步带负荷，应将大传动比传动单元(包括大减速比和大增速比)主轴传动器(6级)上。

该机床的进给运动传动器有12个传动单元串联组接，用另一台同步电动机驱动，进给运动的级数总共有2¹²级，有4096级，由于进给运动的速度要求较低，传动单元中用到大减速传动比的传动单元，因此转速多集中在低转速区。

最好的实现方式是引入计算机。计算机主要有以下几个方面的应用：

1、传动系统传动比组配设计

圆周对顶传动系统组合转速的级数与系统中串入的传动单元的数目有关，当传动单元的数目增加到一定值时，组合传动比的数目将非常可观。其次，基本传动比的取值范围广；再次，各传动单元的传动比之间，以及由多个传动单元传动比组乘而成的组合传动比之间还有有优劣之分，传动比的优劣用不和谐指数加以区别、组合传动比的不和谐指数需根据传动盘的组合情况进行计算。所以，在系统设计中，存在大量的组算及比较、优选的数学运算问题，采用计算机可以迅速、准确的得出结果。

2、系统实时控制

每一级组合转速对应着一个确定的“0、1”代码，这个代码的字长等于传动系统中传动单元的个数。对于单个的传动单元来说，控制系统对其发“0”指令执行同步传动比，发“1”指令则执行异步传动比，对传动单元传动状态的控制，也即“0”、“1”状态的切换，最终以改变控制电磁铁电流方向的办法来实现。所以，使用控制计算机可以做到自动变速：当用户从转速表中选定一级转速后，控制计算机会迅速的找出该指定转速所对应的“0、1”代码，并对相应的电路结构进行调整，在用户发出“确认”信号后，对控制电路通电，各传动单元同时进入传动比调整状态，并在指定的时间内完成自身“0、1”档位的换档操作。这样，不论系统的总传动级数的多少，总是可以快速的实现任意两级转速间的切换。除此之外，传动系统的控制计算机还可与工作机械的可编程控制器相连系，按计算机程序完成复杂的变速任务。

3、智能动力匹配：

内燃机是一种非常多见的原动机，在各种车辆上的应用尤为广泛。内燃机的转速可以调节。在实际应用中，可通过调节油门的方式满足工作机械变速要求，但这种调速并不经济，且调速范围窄，所以需要结合传动装置来实现更宽范围的变速要求。常用的传动装置有流体传动器和机械传动器，流体传动器具有优越的控制性能，但效率低。齿轮变速箱的应用较为广泛，在每一个档位下，借助油门调速，汽车司机需不停的换档，接连调节油门，因为阻力是变化的，如路况、坡度、风阻等，所以汽车在某一档位下保持一确定速度所需的功率也不是固定的，这就要求司机不停的换档和调节油门以保持正常的运行速度，发动机转速和变速器档位的匹配能否使发动机运行于一个经济的运转状态并没有被顾及。而实际上，汽车主变速箱的变速级数非常有限，在一个确定的变速档位下，发动机需要根据实际负荷的变动被动适应变速器档位，当变速器档位取用不当时，就会使发动机的输出功率超出负载功率，造成功率浪费，增加了油耗。换言之，发动机转速n₁对应功率为P₁)和档位I匹配，以及转速n₂(功率为P₂)和档位II匹配，这两种情况都能同样效果的满足司机对行速的要求，但P₁和P₂的值就可能存在高低之别。通常，内燃机有一个经济转速，在这个转速下，发动机的热效率是比较高的，但实际情况是，内燃机的转速与功率呈正比，当负载所需功率较小时，不能仅为照顾发动机效率而增加无谓的油耗，这时应考虑是否需要发动机偏离经济转速。应从数值上比较单位时间是不降低功率(运行在经济转速下)的油耗量大，还是降低热效率(偏离经济转速)的油耗大。这里假设发动机的转速是n，车辆在行进过程中的阻力之和是f，车辆行进速度为V，变速器传动比是i，这里假设认为以上4个量中，车辆的阻力f是一个随机改变的，不可控的量，在保证行进速度v不出现波动的情况下。要求发动机功率利用效率最高。这里允许变动的两个量是：发动机转速n和变速器传动比i，在这里，设发动机的功率为P，车辆阻力的负功功率是P₁，在理想的功率利用状况下，发动机的功率应完全用于克服行车阻力做功，即P和P₁趋于相等，而实际的情况是：发动机功率P总是大于阻力功率P₁，即P/P₁的值大于1。P＝K₁n(1)，P₁＝fv(2)，v＝K₂n/i(3)，以上三式，k₁、K₂是比例常数，将(3)代入(2)，再求(1)(2)的比值，得P/P₁＝K₁i/K₂f(4)，由上式可见，为追求稳定的运行状态和发动机功率较高的利用效率，使P/P₁趋于1，传动比应随行车阻力的变换而呈正比的变动。由于行车阻力f的决定因素是是比较多的，取决于司机要求的行驶速度、坡度、风阻、路面阻力等多个方面，发动机功率也随上述条件的变化而适时改变，根据(4)式，要求传动装置有较多的恒功率变速档位和快速换档的能力以适应发动机功率P的变换。圆周对顶传动系统可以很好的满足上述要求，传动器可用很少几个传动单元的组合得到多级转速，各转速之间以“0、1”代码控制，能快速切换。在实际应用中，司机作为指令发布者，只向系统要“速度”，发动机油门和变速器档位下放由计算机指令控制，计算机根据司机命令和实际路况，随时调整油门给出量和变速档位的“0、1”代码，并在这两个可变量之间相互协调，达到既追求系统运行的柔性又保证发动机输出功率有良好的利用效率。

实例：某型高级客车，采用8个传动单元串联组接而成，包括同步传动比在内，共有256级组合传动比，8个传动单元中，采用一个反向大减速比传动单元，实有128级正向转速，另外128级反向低转速用于倒车，计算机系统根据司机行速指令的数字信息和监测系统所提供路况信息(阻力信息)的数字量，按照相关的数学计算式，搜寻油门量和变速档位的最佳组合，并根据计算值给出这两者各自的数字控制信息。在本应用例中，是电子计算机和多级数的圆周对顶传动系统的应用为实时智能动力匹配的实现提供了可能。

需要指出，以上描述了一种圆周正弦面对顶传动单元和由此组成的传动系统，其中传动盘工作表面的廓线是圆周正弦线。然而，可以设想，其它周期性曲线也可以用作传动盘工作表面的廓线。因此，符合前述本发明原理的各种圆周周期性曲面对顶传动单元和由此组成的传动系统也包含在本发明的范围内。

Claims (7)

1.一种圆周周期性曲面对顶传动单元，其由主动传动盘、从动传动盘和相应的对顶杆系组成，其中主动传动盘和从动传动盘分别为一具有工作表面的凸轮盘，并且可绕相应中心轴线转动，所述工作表面的廓线均为封闭的圆周周期性曲线；对顶杆系用于将主动传动盘的转动传递给从动传动盘，并且包括多个用于在主动传动盘和从动传动盘之间传递运动的对顶杆，每个对顶杆是一可沿传动盘径向往复移动的杆状零件，所述对顶传动单元利用凸轮盘和对顶杆为基本传动件转化运动、传递动力；

所述圆周周期性曲线是圆周正弦线，圆周正弦线的参数方程是：

$\left\{\begin{array}{c}X=(R+A\sin \mathrm{m\θ})\cos \mathrm{\θ}\\ Y=(R+A\sin \mathrm{m\θ})\sin \mathrm{\θ}\end{array}\right.$

式中，θ为角度参数，R为零幅圆半径，m为圆周正弦波波数；

所述主动传动盘和从动传动盘中的一个为内表面传动盘，另一个为外表面传动盘，所述对顶杆径向设置在主动传动盘和从动传动盘之间；

其特征在于，每个对顶杆的两端各有一个传动滚轮，每个滚轮分别与一相应的所述工作表面滚动接触；每个对顶杆分别在一相应的对顶杆滑架内往复运动，多个对顶杆滑架在对顶杆承盘上等弧度布置，对顶杆承盘上装有选档盘，在选档盘的作用下，对顶杆承盘可以随所在传动单元的传动盘同步转动，也可保持不转。

2.如权利要求1所述的传动单元，其特征在于，传动单元构成一个两档变速器，可选择执行异步传动比或同步传动比；传动单元在执行异步传动比时，对顶杆承盘不转，主动盘通过与对顶杆一端滚轮的作用，先将转动转化为对顶杆系的等相差振动；从动盘被对顶杆另一端滚轮驱动，把对顶杆系的等相差振动再转化为从动盘的转动；主、从传动盘以对顶杆为中间元件传递运动和动力，利用传动盘波数的不同，在主、从传动盘之间实现变速传动；传动单元在执行同步传动比时，选档盘作用对顶杆承盘，使之和主、从传动盘同步转动，传动单元在此情况下，起联轴器的作用，在主、从传动盘之间不能实现差速。

3.如权利要求2所述的传动单元，其特征在于，对顶杆系还包括阻动环，所述对顶杆滑架固联于对顶杆承盘上，并在承盘周向等角度分布，对顶杆装在相应对顶杆滑架的滑槽中，并可在其中作往复运动；选档盘通过花键安装在承盘上，并可在承盘轴向移动，选档盘上有两个摩擦表面，一个和阻动环配合，另一个和一连接轴上的相应面配合，选档盘在弹簧和阻动环的共同作用下，可以占据两个固定位置，在选档盘的作用下，对顶杆系或与连接轴同步转动，或与阻动环同步，保持不转。

4.如权利要求1所述的传动单元，其特征在于，传动盘圆周周期性曲线的波数依对顶杆的相数而取，波数符合取值规则后，传动盘的转动和对顶杆的等相差振动能够相互转化，波数的选取满足下面的公式：m＝bn±1，其中m为所述传动盘的波数，并且取正整数；n为对顶杆的相数，并且为大于2的正整数；b为任意整数。

5.一种圆周周期性曲面对顶传动系统，其由多个如权利要求1所述的传动单元串联组接而成，并在控制件的作用下对外输出多级转速，传动系统在传动过程中，所有传动单元都参与传动，每个传动单元之间可以互不影响地自由选择执行异步传动比和同步传动比。

6.如权利要求5所述的传动系统，其特征在于，传动系统可以在拖动负载运转的过程中实现不同转速间的柔性切换，在计算机程序的控制下，传动系统能在多个相近传动比之间快速切换，以模拟无级变速的传动效果。

7.如权利要求5或6所述的传动系统，其特征在于，传动系统的实时控制采用计算机辅助进行，传动系统中所有传动单元都参与传动，传动单元执行异步传动比表示为“1”，这时，在计算机控制电路作用下，电磁换向阀处于“1”位置，高压油液充入油缸，驱动柱塞将阻动环推前，阻动环推动选档盘，在使选档盘脱离与连接轴同步结合的过程中，阻动环的另一摩擦面与选档盘上相应摩擦面接合，并对选档盘制动，使对顶杆承盘保持不转，此时主、从传动之盘间存在转速差；而传动单元执行同步传动则比表示为“0”，这时电磁换向阀处“0”位置，油缸泄油，阻动环后退并脱离选档盘，在弹簧作用下，选档盘的摩擦面与连接轴上的相应摩擦面结合，使对顶杆承盘和主、从传动盘同步转动；传动系统的每一级组合传动比用一组字长等于传动系统中传动单元个数的“0、1”代码表示，代码顺序反映了各传动单元的传动状态，计算机以此“0、1”代码管理和调整控制电路，实现对传动系统的实时控制。

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