CN203548743U - 双行星轮系式无级自动变速机构 - Google Patents

Abstract

双行星轮系式无级自动变速机构，包括输入和输出两套行星轮系，两套行星轮系均包括太阳轮、行星轮、外齿圈及行星架，两个太阳轮装在中心轴上，中心轴装在机器壳体上，输入齿轮与输入系中的太阳轮啮合，输出系的太阳轮与输出齿轮啮合，输入轴装在机器壳体上，输出轴通过单向离合器装在机器壳体上；两个行星架固接，两个齿圈固接；两套行星轮系中的齿圈与太阳轮的齿数比不相等。本实用新型通过在主功率循环流之外创建一个仅受外部转动角速度或扭矩影响的内部功率循环流，通过改变内部循环流的大小进而得到适合的输出扭矩及转动角速度，能够实现自动、无极变速功能，且无需液力机制，具有较高的经济相对性和较广的实用性。

Description

双行星轮系式无级自动变速机构

技术领域

本实用新型涉及变速机构，具体涉及包括双行星轮系的无极自动变速机构。

背景技术

变速机构是一种在输入轴转速或扭矩不变的情况下，使输出轴获得不同的转速或扭矩传动装置，即通过变速或变矩，以满足不同工况的需要，广泛应用于各种场合。

以汽车领域为例，为了满足在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍灯不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速不同要求的需要，在发动机和驱动桥之间通常装有变速器。随着汽车工业的发展，汽车变速器经历了非自动变速机构向自动变速器、从有级到无级的发展，比如传统的带轮传动机构、齿轮传动机构等，这类变速机构的变速比单一为有级变速，但制造成本低，而且工艺较为成熟；又比如基于力矩变速的液力自动变速器(AT)，能自主实现无极变速，但是机构复杂，工艺复杂，制造成本高，且由于液力耦合器在使用过程中汽车输出的能量有一部分被转化为油温，所以经济性相对较差。除上述外目前世界上比较成熟的全自动变速器还有机械无级自动变速器(CVT)、电控机械自动变速器（AMT)，前者基于一对V形带轮、钢制皮带以及一套液压及电脑微控系统来实现无极自动变速，该变速器技术含量高，制造复杂，成本高，传动带寿命相对较短，维护成本高，且由于受到如材料性能等多方面技术上的限制，其目前主要限制在小功率汽车上使用；后者基于传统变速器以及电脑控制的自动操作机构实现有级、自动变速，虽然其易于制造且成本低，但是其换档性能较差，换挡时有顿挫感，低档时顿挫感尤其明显，另外，该变速器只能实现有级变速，而不能实现无极变速，且需引入外界干预。

实用新型内容

本申请人针对现有技术中的上述缺点进行改进，提供一种双行星轮系式无级自动变速机构，其能够实现自动、无极的变速功能，且省却了现有技术中的液力机制，具有较高的经济相对性。

本实用新型的技术方案如下：

双行星轮系式无级自动变速机构，包括输入行星轮系、输出行星轮系，所述输入行星轮系包括第一太阳轮、与第一太阳轮外啮合的第一行星轮、与第一行星轮内啮合的第一齿圈，第一行星轮通过轴承装在第一行星架上，所述输出行星轮系包括第二太阳轮、与第二太阳轮外啮合的第二行星轮、与第二行星轮内啮合的第二齿圈，第二行星轮通过轴承装在第二行星架上，第一太阳轮、第二太阳轮通过轴承装在中心轴上，中心轴两端通过轴承装在机器壳体上，输入轴上的输入齿轮与第一太阳轮啮合，第二太阳轮与输出轴上的输出齿轮啮合，输入轴通过轴承装在机器壳体上，输出轴通过单向离合器装在机器壳体上；第一行星架与第二行星架固定连接；第一齿圈与第二齿圈固定连接，第一齿圈与第二齿圈通过轴承装在机器壳体上，第一齿圈与第一太阳轮的齿数比和第二齿圈与第二太阳轮的齿数比不相等。

其进一步技术方案为：

第一齿圈与第二齿圈的固定连接部分的外周设有外齿，怠速齿轮与所述固定连接部分上的外齿啮合，怠速齿轮通过滑动轴承装在安装轴上，安装轴固定装在机器壳体上，怠速齿轮通过在安装轴上滑动与所述两套行星轮系连接或断开。

所述固定连接的第一行星架与第二行星架为一体结构。

所述固定连接的第一齿圈与第二齿圈为一体结构。

本实用新型的技术效果：

本实用新型使用输入和输出共两套行星轮系，其中所述输入行星轮系中的第一太阳轮为输入端，所述输出行星轮系中的第二太阳轮为输出端，两套行星轮系中的行星架固定连接，且两套行星轮系中的齿圈固定连接，使整个机构在从输入端到输出端的主功率循环流之外，还在两套行星轮系之间形成一个仅受外界转动角速度或扭矩影响的内部功率循环流，该内部循环功率流自成一体，当所述怠速机构同所述两套行星轮系保持断开状态时，整个变速机构只有一个输出流，即由输出行星轮系输出，当所述怠速机构同所述两套行星轮系保持连接状态时，整个变加速机构有两个输出流，即从输出行星轮系输出和从所述怠速机构输出。在本实用新型所述的变速机构变速时，由于输入功率为已知常量，在所述两套行星轮系与所述怠速机构断开的情况下，此时，功率守恒定律中的输出功率的两个因子，即输出行星轮系输出端的扭矩和转动角速度则成反比例关系。本实用新型所述的变速机构在创建一个仅受外界的转动角速度需求或扭矩影响的内部功率循环流的基础上，根据变速机构输出端的扭矩或转动角速度的需求状况，通过改变内部循环流的大小从而得到适合的输出扭矩或输出转动角速度，由此实现了自动变速功能；另一方面，由于变速机构在无需改变机构间联接的情况下即可满足各种转速及扭矩的需求，由此实现了无极变速功能；在输出轴上设有单向离合器，能够确保整个变速机构输出方向唯一确定。本实用新型相比于现有技术中的液力机制，在同样能够实现自动、无极的变速功能下，省却了液力变矩器，相比于现有技术中的机械无级自动变速器，无需额外的液压及电脑微控系统则可实现自动控制及调整，本实用新型相对于现有的变速器而言，能够实现真正意义上的无极和自动变速，且变速过程中无需切断动力、改变机构间的连接，且变速过程无顿挫感，简化了变速机构的结构及制作，具有较高的经济性和较广的实用性。

附图说明

图1为本实用新型的结构示意图。

图2为本实用新型的原理结构示意图。

图3为单个行星轮系的简易结构示意图，图中示出了单行星轮的受力情况。

图4为以两种不同油门驱动汽车并使汽车最终匀速行驶工况下汽车驱动扭矩、汽车行驶阻力矩和汽车行驶速度的关系示意图。

其中：1、第一太阳轮；2、第一行星轮；3、第一齿圈；4、第一行星架；5、第二太阳轮；6、第二行星轮；7、第二齿圈；8、第二行星架；9、中心轴；10、机器壳体；11、输入轴；12、输入齿轮；13、输出轴；14、输出齿轮；15、单向离合器；16、怠速齿轮；17、滑动轴承；18、安装轴；100、太阳轮；200、行星轮；300、齿圈；400、主功率循环流；500、内部功率循环流。

具体实施方式

现对本实用新型采用的公式中的字母及符号作如下说明。

Pr表示输入功率，Pc表示输出功率，Mr表示输入扭矩，Wr表示输入转动角速度，Mc表示输出扭矩，Wc表示输出转动角速度，且Mr和Wr为已知常量，Pd表示通过所述怠速机构输出的功率，Mz表示中间扭矩，Wz表示中间转动角速度，Mz及Wz均为中间自由变量，a、b、a₁、b₁均为常量系数，Ps表示变速机构内部损失的功率；

在单个行星轮系中，Wt表示太阳轮转动角速度，Wx表示行星架转动角速度，Wq表示齿圈转动角速度，Rt表示太阳轮节度圆半径，Rx表示行星轮节度圆半径，Rq表示齿圈节度圆半径，k表示Rq与Rt的比值，Mt表示太阳轮的扭矩，Mq表示齿圈的扭矩，Mx表示行星架的扭矩，F₁为太阳轮对行星轮的作用力，F₂为齿圈对行星轮的作用力，F₃为行星架对行星轮的作用力；

在所述输入与输出行星轮系中，Wt₁表示第一太阳轮的转动角速度，Wx₁表示第一行星架的转动角速度，Wq₁表示第一齿圈的转动角速度，Wt₂表示第二太阳轮的转动角速度，Wx₂表示第二行星架的转动角速度，Wq₂表示第二齿圈的转动角速度，Mt₁表示第一太阳轮的扭矩，Mx₁表示第一行星架的扭矩，M_q1表示第一齿圈的扭矩，Mt₂表示第二太阳轮的扭矩，Mx₂表示第二行星架的扭矩，M_q2表示第二齿圈的扭矩，Rt₁表示第一太阳轮节度圆半径，Rx₁表示第一行星轮节度圆半径，Rq₁表示第一齿圈节度圆半径，Rt₂表示第二太阳轮节度圆半径，Rx₂表示第二行星轮节度圆半径，Rq₂表示第二齿圈节度圆半径，k₁表示Rq₁与Rt₁的比值，k₂表示Rq₂与Rt₂的比值，且k₁不等于k₂，Mf表示发动机扭矩，Mn表示汽车驱动扭矩，Wf表示发动机转动角速度，Wn表示汽车行驶速度，j、p、s、t均为常量系数，Mu表示汽车行驶阻力矩，且Mu跟随汽车行驶速度变大而变大，Ma表示加速扭矩。

下面结合附图，说明本实用新型的具体实施方式。

见图1，本实用新型包括输入行星轮系、输出行星轮系，所述输入行星轮系包括第一太阳轮1、与第一太阳轮1外啮合的第一行星轮2、与第一行星轮2内啮合的第一齿圈3，多个第一行星轮2通过轴承装在第一行星架4上，所述输出行星轮系包括第二太阳轮5、与第二太阳轮5外啮合的第二行星轮6、与第二行星轮6内啮合的第二齿圈7，多个第二行星轮6通过轴承装在第二行星架8上，第一太阳轮1、第二太阳轮5、第一行星架4及第二行星架8均通过轴承装在中心轴9上，中心轴9两端通过轴承装在机器壳体10上，输入轴11上的输入齿轮12与第一太阳轮1啮合，具体地，增加第一太阳轮1的轴向长度，即将第一太阳轮1制作成沿轴向伸出所述输入行星轮系，使所述伸出部分与输入齿轮12啮合，或者与第一太阳轮1轴向固接有一中间齿轮，使所述中间齿轮与输入齿轮12啮合，第二太阳轮5与输出轴13上的输出齿轮14啮合，同理，第二太阳轮5与输出轴13的具体啮合方式参照第一太阳轮1与输入齿轮12的具体啮合方式，输入轴11通过轴承装在机器壳体10上，输出轴13通过单向离合器15装在机器壳体10上；第一行星架4与第二行星架8固定连接，优选地，所述固定连接的第一行星架4与第二行星架8为一体结构；第一齿圈3与第二齿圈7固定连接，第一齿圈3与第二齿圈7通过轴承装在机器壳体10上，优选地所述固定连接的第一齿圈3与第二齿圈7为一体结构，第一齿圈3与第一太阳轮1的齿数比和第二齿圈7与第二太阳轮5的齿数比不相等。

进一步地，为了满足发动机低速转动至汽车临时性停车的工况要求，在第一齿圈3与第二齿圈7的固定连接部分的外周设有外齿，怠速齿轮16与所述固定连接部分上的外齿啮合，具体地，也可以在第一齿圈3与第二齿圈7之间设一个中间齿轮，该中间齿轮与第一齿圈3、第二齿圈7均固接，且该中间齿轮与怠速齿轮16啮合，怠速齿轮16通过滑动轴承17装在安装轴18上，安装轴18固定装在机器壳体10上，怠速齿轮16、滑动轴承17、安装轴18构成怠速机构，怠速齿轮16通过在安装轴18上滑动与所述两套行星轮系连接或断开，使所述怠速机构与所述输入、输出行星轮系连接或断开。

以所述输入、输出行星轮系与所述怠速机构断开进行说明，本实用新型所述的变速机构满足以下三个条件：

①Mr=aMc+bMz

②Wr=a₁Wc+b₁Wz

③Mr*Wr=Mc*Wc

上述③式是由功率守恒定律得出，从理论上而言，输入功率与输出功率之间还存在一个变速机构内部损耗功率Ps，功率损耗Ps主要来自于齿轮轴同机器壳体之间和内部的摩擦，基于目前生产工艺，这种摩擦因子可以控制得很小，并且在使用过程中中间轮系的转动角速度并不会出现远大于输入转动角速度的情况，因此由摩擦产生的功率损耗Ps很小，将其忽略与否并不会改变最终结果，由此得到上述③式；在所述输入、输出行星轮系与所述怠速机构处于连接状态时，输入功率有一部分经所述怠速机构输出，即此时，上述③式表述为下式：

Mr*Wr=Mc*Wc+Pd

上述①式和②式是基于单个行星轮系中太阳轮、行星轮及齿圈这三者的转动角速度/扭矩之间关系的基础上，对本实用新型所述变速机构的两套行星轮系的输入/输出的转动角速度/扭矩的关系进行数学上的推算而得，具体推算过程如下：

见图3，图3为典型的单个行星轮系，包括太阳轮100、与太阳轮100外啮合的行星轮200,与行星轮200内啮合的齿圈300，行星轮200装在行星架（图3中未示出）上，图3中O₁是太阳轮100、齿圈300和行星架的运动中心，O₂是行星轮200的自转中心，B和A表示行星轮200分别与太阳轮100、齿圈300的啮合点，在单个行星轮系中，存在如下基础理论关系：

④Wt+kWq=(1+k)Wx

⑤Mt+Mq/k=Mx/(1+k)

上述④式是基于齿轮啮合原理（即在啮合处速度相等）得出，设太阳轮100转动方向为正方向，行星轮200转动角速度为Wx，以行星轮200为参照物，则太阳轮100转动角速度为（Wt-Wx）、外齿圈300转动角速度为（Wq-Wx），则根据齿轮啮合原理可以得到下述⑥式：

⑥Wq-Wx=-Rt*（Wt-Wx）/Rq

赋予k=Rq/Rt，且k＞1，则上述⑥式可以简化为上述④式：

上述⑤式是行星轮系处于平衡状态时得出的，见图3，根据行星轮200的力矩平衡条件，在不同受力情况下，均存在上述⑤式的数学关系，具体论证过程如下：

1、当太阳轮100对行星轮200的作用力F₁小于齿圈300对行星轮200的作用力F₂，将构造一个以B为回转中心、以O₂、A为扭矩力作用点的系统。

在该系统中，将O₂点的力等价转移到A点有A点所受合力：F₂+F₃/2，而B点所受合力为F₁,根据行星轮匀速自传即合转矩为零，可得到如下数学关系式：

(F₂+F₃/2)Rx-F₁*Rx=0

上式简化可得下述ⅰ式：

ⅰ.（F₂-F₁）*2+F₃=0

设太阳轮100、齿圈300及行星架的转矩分别为Mt、Mq、Mx，在以B为回转中心、以O₂、A为扭矩力作用点的系统中，太阳轮100对行星轮200的作用力F₁与Mt方向相反，齿圈300对行星轮200的作用力F₂与Mq方向相同，由轮系做匀速转动的平衡条件，可得到如下四个数学关系式：

F₁=-Mt/Rt

F₂=Mq/Rq

F₃=-Mx/（Rt+Rx）

Rx=（Rq-Rt）/2

根据上述后面两个关系式换算可得下述ⅱ式：

ⅱ.F₃=-2×Mx/（Rt+Rq）

将ⅱ式带入ⅰ式换算可得下述ⅲ式：

ⅲ.Mt/Rt+Mq/Rq=Mx/（Rt+Rq）

将k=Rq/Rt代入上述ⅲ式，可得上述⑤式：

2、当太阳轮100对行星轮200的作用力F₁大于齿圈300对行星轮100的作用力F₂，将构造一个以A为回转中心、以O₂、B为扭矩力作用点的系统。

在该系统中，将O₂点的力等价转移到B点有B点所受合力：F₁+F₃/2,而A点所受合力为F₂,根据行星轮匀速自传即合转矩为零，可得到如下数学关系式：

(F₁+F₃/2)Rx-F₂*Rx=0

上式简化可得下述ⅳ式：

ⅳ.（F₁-F₂）×2+F₃=0

设太阳轮100、齿圈300及行星架的转矩分别为Mt、Mq、Mx，在以A为回转中心、以O₂、B为扭矩力作用点的系统中，太阳轮100对行星轮200的作用力F₁与Mt方向相同，齿圈300对行星轮200的作用力F₂与Mq方向相反，由轮系做匀速转动的平衡条件，可得到如下四个数学关系式：

F₁=Mt/Rt

F₂=-Mq/Rq

F₃=-Mx/（Rt+Rx）

Rx=（Rq-Rt）/2

根据上述后面两个关系式换算可得下述ⅴ式：

ⅴ.F₃=-2*Mx/（Rt+Rq）

将ⅴ式带入ⅳ式换算可得下述ⅵ式：

ⅵ.Mt/Rt+Mq/Rq=Mx/（Rt+Rq）

将k=Rq/Rt代入上述ⅵ式，同样可得上述⑤式。

根据上述关于单个行星轮系的力矩平衡分析，可知，对于如图3所示的单行星轮系的各力矩之间存在上述⑤式的基础理论关系。

在单个行星轮系的上述④式和⑤式的基础理论关系的基础上，对本实用新型所述变速机构的两套行星轮系的输入/输出的转动角速度/扭矩的关系进行推算，可以得到上述①式和②式的结论，具体推算过程如下：

本实用新型所述变速机构中第一太阳轮1为输入端（即Wt₁=Wr,Mt₁=Mr），第二太阳轮5为输出端（即Wt₂=Wc,Mt₂=Mc），除了存在单个行星轮系中④式和⑤式的数学关系，还因为第一行星架4和第二行星架8固定连接，因此二者的转动角速度及扭矩均相等，第一齿圈3与第二齿圈7固定连接，因此这二者的转动角速度及扭矩均相等。

首先，基于转动角速度利用上述④式进行分析推算，本实用新型所述变速机构满足以下四组关系：

Ⅰ.Wt₁+k₁Wq₁=(1+k₁)Wx₁

Ⅱ.Wt₂+k₂Wq₂=(1+k₂)Wx₂

Ⅲ.Wx₁=Wx₂

Ⅳ.Wq₁=Wq₂

由上述Ⅰ式、Ⅱ式、Ⅲ式、Ⅳ式整合换算得到下述⑦式：

⑦(1+k₂)Wt₁=(1+k₁)Wt₂+（k₂-k₁）Wq₂

将上述⑦式中的所有系数整合后由系数a₁、b₁表示，Wq₂用中间扭矩Wz表示，Wt₁为输入转动角速度Wr，Wt₂为输出转动角速度Wc，则上述⑦式即为上述②式：

②Wr=a₁Wc+b₁Wz

其次，基于扭矩利用上述⑤式进行分析推算，本实用新型所述变速机构满足以下四组关系：

Ⅰ.Mt₁+Mq₁/k₁=Mx₁/(1+k₁)

Ⅱ.Mt₂+Mq₂/k₂=Mx₂/(1+k₂)

Ⅲ.Mx₁=Mx₂

Ⅳ.Mq₁=Mq₂

由上述Ⅰ式、Ⅱ式、Ⅲ式、Ⅳ式整合换算得到下述⑧式：

⑧(1+k₁)Mt₁=(1+k₂)Mt₂+[(k₁-k₂)/k₁k₂]Mq₂

将上述⑧式中的所有系数整合后由系数a、b表示，Mq₂用中间扭矩Mz表示,Mt₁为输入转动角速度Mr,Mt₂为输出转动角速度Mc,则上述⑧式即为上述①式：

①Mr=aMc+bMz

由于第一齿圈3与第一太阳轮1的齿数比和第二齿圈7与第二太阳轮5的齿数比不相等，根据齿轮传动系统中齿数比与半径比相等的关系，则k₁不等于k₂，且二者都大于1，因此，上述⑦式和⑧式整合后的系数a、b、a₁、b₁均不为零。

本实用新型满足的上述①式、②式、③式的三个数学关系式中，由于Wr、Mr为已知常量，Wz、Mz为中间自由变量，当确定Wc或Mc其中任一一个的值时，对于上述①式、②式、③式均能寻找到唯一一个确定的Wz、Mz以及Mc或Wc的值使这三个数学关系式成立，即本实用新型所述变速机构依赖输出端转动角速度/扭矩相应地自动调整输出扭矩/转动角速度，实现了自动的变速功能。

图2为本实用新型的原理结构示意图，本实用新型使用输入和输出共两套行星轮系，其中所述输入行星轮系中的第一太阳轮1为输入端，所述输出行星轮系中的第二太阳轮5为输出端，两套行星轮系中的行星架固定连接，且两套行星轮系中的齿圈固定连接，使整个机构在从输入端到输出端的主功率循环流400之外，还在两套行星轮系之间形成一个仅受外界的转动角速度Wc需求或扭矩Mc影响的内部功率循环流500。图2中带箭头的直线为功率流的路径，内部功率循环流500处于封闭的机构系统，整个变速机构在受到外界影响时，即Mc或Wc变化时，会自动调节内部功率流500，即通过改变⑦式和⑧式的中间自由变量Wq₂及Mq₂进而改变输出转动角速度或输出扭矩，以此实现自动变速功能。本实用新型所述的变速机构在创建内部功率循环流500的基础上，根据变速机构输出端的扭矩或转动角速度的需求状况，通过改变内部循环流500的大小从而得到适合的输出扭矩或输出转动角速度，实现了自动变速功能；另一方面，由于变速机构在无需改变机构间联接的情况下即可满足各种转速及扭矩的需求，实现了无极变速功能。

对于汽车变速器而言，变速机构输入扭矩Mr取决于发动机扭矩Mf及变速机构的变矩比，变速器输出扭矩Mc决定了汽车驱动扭矩Mn，变速器输入转动角速度Wr取决于发动机转速Wf及变速机构的变速比，变速器输出转速Wc决定了汽车行驶速度Wn，同理，根据上述①式、②式、③式，可以得出下列四个关系式：

Ⅴ.Mf=jMn+pMz

Ⅵ.Wf=sWn+tWz

Ⅶ.Mf*Wf=Mn*Wn（所述怠速机构与所述两套行星轮系保持断开）

Ⅷ.Mf*Wf=Mn*Wn+Pd（所述怠速机构与所述两套行星轮系保持连接）

汽车在行驶过程中有驻车、变速、匀速、倒车这几种状态，倒车功能已较为完善和成熟，即在前进的条件中加入换向齿轮，在此不做讨论，因此，汽车变速机构需要能够满足上述不同状态下的工况要求，具体说明如下：

1.驻车状态，此时又包括发动机停止及发动机低速转动两种状态：

发动机停止：即汽车熄火，故Wf=0，由上面推导的Ⅶ式可知汽车速度Wn为零；

发动机低速转动：即汽车临时性停车，则输入功率不为零，此时通过人工控制所述怠速机构与所述两套行星轮系处于连接状态，则上述Ⅷ式成立，此时若Mn小于或等于Mu,此处Mu特指汽车从零到行驶时的临界阻力矩，则汽车行驶速度Wn为零，则上述Ⅷ式和②式分别转变为下述数学关系式：

Ⅸ.Pd=Mf*Wf

Ⅹ.Wr=b₁Wz

此时，汽车怠速，且上述①式、②式、③式仍成立。

2、变速状态（汽车加速、减速）：

由汽车行驶原理可知：汽车驱动扭矩Mn等于加速扭矩Ma与形式阻力矩Mu之和，其中，Mu随着汽车行驶速度变大而变大。

当Mn>Mu，汽车加速，则汽车行驶速度Wn增大，根据上述Ⅶ式，则汽车驱动扭矩Mn变小，而行驶阻力矩Mu随着Wn增大，直到达到平衡，即汽车驱动扭矩Mn等于行驶阻力矩Mu，即变速器实现加速功能；

反之，当Mn＜Mu，Wn减小，Mn增大，而Mu随着Wn减小，直到达到平衡，即汽车驱动扭矩Mn等于行驶阻力矩，即变速器实现减速功能。

如上所述整个过程均在恒定功率下进行，无需外界控制，则变速过程是自动的，整个变化过程变速机构并没有改变机构间联接的情况，即可实现无级变速。

3、匀速行驶状态：

见图4，当汽车以较小油门被驱动时，汽车经过加速后会以一个较小的速度Wn₁匀速行驶，若此时加大油门，即输入功率变大，根据上述Ⅶ式，汽车驱动扭矩Mn会立即变大，这将导致Mn大于行驶阻力矩Mu，由此汽车加速，即汽车行驶速度Wn会增加，驱动力矩Mn变小，行驶阻力矩Mu增大直直至与车驱动扭矩Mn相等从而达到平衡，此时汽车行驶速度为Wn₂，且Wn₂大于Wn₁，即汽车经过加速后会以一个较大的速度Wn₂匀速行驶。由此可知，驾驶员可以通过油门（输入功率）控制汽车匀速行驶的速度。

以上描述是对本实用新型的解释，不是对实用新型的限定，本实用新型所限定的范围参见权利要求，在本实用新型的保护范围之内，可以作任何形式的修改。

Claims (4)

1.双行星轮系式无级自动变速机构，包括输入行星轮系、输出行星轮系，所述输入行星轮系包括第一太阳轮（1）、与第一太阳轮（1）外啮合的第一行星轮（2）、与第一行星轮（2）内啮合的第一齿圈（3），第一行星轮（2）通过轴承装在第一行星架（4）上，所述输出行星轮系包括第二太阳轮（5）、与第二太阳轮（5）外啮合的第二行星轮（6）、与第二行星轮（6）内啮合的第二齿圈（7），第二行星轮（6）通过轴承装在第二行星架（8）上，其特征在于：第一太阳轮（1）、第二太阳轮（5）通过轴承装在中心轴（9）上，中心轴（9）两端通过轴承装在机器壳体（10）上，输入轴（11）上的输入齿轮（12）与第一太阳轮（1）啮合，第二太阳轮（5）与输出轴（13）上的输出齿轮（14）啮合，输入轴（11）通过轴承装在机器壳体（10）上，输出轴（13）通过单向离合器（15）装在机器壳体（10）上；第一行星架（4）与第二行星架（8）固定连接；第一齿圈（3）与第二齿圈（7）固定连接，第一齿圈（3）与第二齿圈（7）通过轴承装在机器壳体（10）上，第一齿圈（3）与第一太阳轮（1）的齿数比和第二齿圈（7）与第二太阳轮（5）的齿数比不相等。

2.按权利要求1所述的双行星轮系式无级自动变速机构，其特征在于：第一齿圈（3）与第二齿圈（7）的固定连接部分的外周设有外齿，怠速齿轮（16）与所述固定连接部分上的外齿啮合，怠速齿轮（16）通过滑动轴承（17）装在安装轴（18）上，安装轴（18）固定装在机器壳体（10）上，怠速齿轮（16）通过在安装轴（18）上滑动与所述两套行星轮系连接或断开。

3.按权利要求1所述的双行星轮系式无级自动变速机构，其特征在于：所述固定连接的第一行星架（4）与第二行星架（8）为一体结构。

4.按权利要求1所述的双行星轮系式无级自动变速机构，其特征在于：所述固定连接的第一齿圈（3）与第二齿圈（7）为一体结构。

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