CN203847653U - 变速器 - Google Patents
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Abstract
一种无级的机械变速器装置。将动力输入端的旋转运动,转化为往复摆动,往复摆动推动一个储能弹簧,储能弹簧的另一端推动一个单向离合装置,当往复摆动线速度超越单向离合装置速度时,单向离合装置锁止,往复摆动动力通过储能弹簧向外动力输出端输出动力。往复摆动与单向离合装置之间的储能弹簧为柔性连接,可实现无级变速,且变速比与传递的力矩可实现一定程度的自适应效果。该变速器结构简单、成本低廉、尺寸小、重量轻。
Description
技术领域
本发明涉及一种变速器装置,特别是一种无级的机械变速器装置。可应用于汽车和工程机械等领域。
背景技术
当前机械变速器包括以下两种。
1)齿轮传动式。齿轮传动式变速器只能实现有级变速,应用于自动变速时,控制结构复杂,尺寸大、重量重,成本高昂。
2)摩擦传动式。摩擦传动式可实现无级变速,但存在传递力矩小,容易打滑,传动效率低,控制结构复杂,尺寸大、重量重,成本高昂等不足。
发明内容
本发明提供一种机械变速器,该变速器结构简单、成本低廉、尺寸小、重量轻。该变速器可实现无级变速,且变速比与传递的力矩可实现一定程度的自适应效果,控制简单。
本发明实现上述目的的技术方案是:将动力输入端的旋转运动,转化为往复摆动,往复摆动推动一个储能弹簧,储能弹簧的另一端推动一个单向离合装置,当往复摆动线速度超越单向离合装置速度时,单向离合装置锁止,往复摆动的动力通过储能弹簧向动力输出端输出动力。往复摆动与单向离合装置之间的储能弹簧为柔性连接,可实现无级变速,具体实现方法如下。
变速器包含三部分核心装置:往复摆动装置、储能装置和单向离合装置。往复摆动装置为动力输入端,单向离合装置为动力输出端。往复摆动装置连接至储能装置,在其往复摆动过程中向储能装置输送动力,同时储能装置还连接至单向离合装置,将储存的动力向单向离合装置输出。
往复摆动装置包括曲轴、滑块和带滑槽的摆杆。滑块装于曲轴与摆杆的滑槽之间,滑块可以绕曲轴旋转,同时可以在摆杆的滑槽内做直线滑动。摆杆在滑块作用下,在曲轴的旋转平面上作往复摆动,摆动形式可以为直线往复摆动,也可以为圆周往复摆动。摆杆的摆动幅度由曲轴偏心确定。
单向离合装置包括内圈、外圈和介于两者之间方向可控的单向锁止机构,内圈和外圈可同轴旋转。单向锁止机构的锁止方向可以被设置为双向释放、单正向和单反向,单向锁止机构为公知技术,这里不具体展开说明。当单向锁止机构的锁止方向被设置为双向释放时,内圈与外圈可分别自由旋转,互不干涉,此时变速器不能传递动力,处于空挡状态。当单向锁止机构的锁止方向被设置为单正向时,如果内圈在正向方向上的旋转速度低于外圈,则内圈与外圈可分别旋转,互不干涉,如果内圈在正向方向上呈现超越外圈的趋势,则单向锁止机构进入锁止状态,内圈与外圈被锁止保持同步旋转,此时变速器只能正向传递动力,处于前进挡状态。当单向锁止机构的锁止方向被设置为单反向时,如果内圈在反向方向上的旋转速度低于外圈,则内圈与外圈可分别旋转,互不干涉,如果内圈在反向方向上呈现超越外圈的趋势,则单向锁止机构进入锁止状态,内圈与外圈被锁止保持同步旋转,此时变速器只能反向传递动力,处于倒挡状态。改变单向锁止机构的锁止状态,变速器可以在空挡、前进挡和倒挡之间切换挡位模式。
储能装置包括储能弹簧,储能弹簧的伸缩方向与往复摆动装置的摆动方向一致或近似,其两端同时与往复摆动装置上的摆杆卡口、以及单向离合装置上的内圈卡口相抵接并被预压缩。摆杆卡口和内圈卡口互相错开,可分别在各自不同的摆动平面上摆动,互不干涉。
常态下,单向锁止机构未进入锁止状态时,其内圈在储能弹簧预压缩力作用下与摆杆保持同步摆动。当单向锁止机构进入锁止状态时,内圈与外圈保持同步旋转,而不再与摆杆的摆动同步,此时摆杆推动储能弹簧、储能弹簧推动内圈、内圈推动外圈,实现动力由往复摆动装置向单向离合装置输出,摆杆卡口与内圈卡口之间的相位差越大,储能弹簧压缩量也越大,传递的动力力矩和储存的能量也就越大;随着摆杆的摆动速度下降、摆杆卡口与内圈卡口之间的相位差越来越小,储能弹簧向内圈释放能量,直到储能弹簧逐渐恢复到预压缩长度、内圈与摆杆再次保持同步摆动为止,此时,内圈的速度已低于外圈,单向锁止机构脱离锁止,之后内圈回程摆动,而外圈继续旋转。
由上所述,摆杆在设定的单向锁止方向的线速度大于外圈线速度时,摆杆才能通过压缩储能弹簧向单向离合装置输出动力,速度差越大,输出动力力矩也越大。阻力矩变大时速度差即速比会自动降低,反之阻力矩变小时速比会自动升高,因此,该过程具有负反馈特性,变速比具有自适应效果,在一定程度上不需要额外干预调节变速比。
然而,这种自适应效果仍不能完全满足全力矩范围的需要,通过调节摆杆摆动幅度,从而调节储能弹簧最大压缩量,改变可传递的力矩大小。通过改变曲轴偏心幅度,即可实现调节摆杆摆动幅度,方案如下。
曲轴包括偏心曲柄、曲轴座、控制蜗杆。偏心曲柄安装于曲轴座上,其旋转轴心与曲轴座的旋转轴心呈偏心结构,偏心量为曲轴座偏心。
偏心曲柄上设置有曲柄销,曲柄销的轴心与偏心曲柄的旋转中心也呈偏心结构,偏心量为曲柄偏心。
曲轴座上设置有控制蜗杆,控制蜗杆与偏心曲柄为蜗杆-齿轮机构,控制蜗杆的旋转可驱动偏心曲柄绕自身旋转轴心产生偏转,偏转量为曲柄偏转角(β)。
曲轴座偏心等于曲柄偏心,曲轴偏心为曲轴座偏心与曲柄偏心和曲柄偏转角(β)的综合合成结果,曲柄偏转角(β)为0°时,曲轴偏心为0,曲柄偏转角(β)为180°时,曲轴偏心达到最大值,为曲轴座偏心的两倍。
通过控制蜗杆,可调节曲轴偏心幅度、即摆杆摆动幅度。
由于只有在摆杆线速度大于外圈时变速器才会传递动力,因此动力的传递是不连续的。为了增加动力传递平稳性,在曲轴上并列布置多套上述往复摆动装置、储能装置和单向离合装置,各套摆杆的摆动相位在一周即360°内均匀相隔,摆杆设定为直线摆动结构时,其中相位差互呈180°的两套摆杆可以合并为一体。与多套往复摆动装置相对应地,布置有各自的单向离合装置和储能装置,全部单向离合装置中的外圈可合并为一体。
综上所述,本专利区别当前公知技术最根本的新颖之处,通过储能弹簧和单向离合装置,有选择性地将摆杆的摆动传递至动力输出端,动力传递为柔性连接。其最显著的有益效果就是结构简单、成本低廉、尺寸小、重量轻,可实现无级变速,且变速比与传递的力矩可实现一定程度的自适应效果。
附图说明
下面结合附图和实施例对本发明作进一步说明。
图1是第一个实施例的构造示意图。
图2是偏心量可调的曲轴构造示意图。
图3是第一个实施例的工作特性示意图。
图4是第二个实施例的构造示意图。
具体实施方式
图1所示第一个实施例,变速器包含三部分核心装置:往复摆动装置(3)、储能装置(2)和单向离合装置(1)。往复摆动装置(3)为动力输入端,单向离合装置(1)为动力输出端。往复摆动装置(3)连接至储能装置(2),在其往复摆动过程中向储能装置(2)输送动力,同时储能装置(2)还连接至单向离合装置(1),将储存的动力向单向离合装置(1)输出。
往复摆动装置(3)包括曲轴(5)、滑块(6)和带滑槽的摆杆(4)。滑块(6)装于曲轴(5)与摆杆(4)的滑槽之间,滑块(6)可以绕曲轴(5)旋转,同时可以在摆杆(4)的滑槽内做直线滑动。摆杆(4)在支座(7)约束下可做直线滑动,随着曲轴(5)绕旋转中心(O)旋转,摆杆(4)在滑块(6)和支座(7)共同作用下,在曲轴(5)的旋转平面上作直线往复摆动,摆动幅度由曲轴偏心(e)确定。
单向离合装置(1)包括内圈(8)、外圈(9)和介于两者之间方向可控的单向锁止机构(10),内圈(8)和外圈(9)可同轴旋转。单向锁止机构(10)的锁止方向可以被设置为双向释放、单正向和单反向,单向锁止机构(10)的锁止原理为公知技术,这里不具体展开说明。当单向锁止机构(10)的锁止方向被设置为双向释放时,内圈(8)与外圈(9)可分别自由旋转,互不干涉,此时变速器不能传递动力,处于空挡状态。当单向锁止机构(10)的锁止方向被设置为单正向时,如果内圈(8)在正向方向上的旋转速度低于外圈(9),则内圈(8)与外圈(9)可分别旋转,互不干涉,如果内圈(8)在正向方向上呈现超越外圈(9)的趋势,则单向锁止机构(10)进入锁止状态,内圈(8)与外圈(9)被锁止保持同步旋转,此时变速器只能正向传递动力,处于前进挡状态。当单向锁止机构(10)的锁止方向被设置为单反向时,如果内圈(8)在反向方向上的旋转速度低于外圈(9),则内圈(8)与外圈(9)可分别旋转,互不干涉,如果内圈(8)在反向方向上呈现超越外圈(9)的趋势,则单向锁止机构(10)进入锁止状态,内圈(8)与外圈(9)被锁止保持同步旋转,但此时变速器只能反向传递动力,处于倒挡状态。改变单向锁止机构(10)的锁止状态,变速器可以在空挡、前进挡和倒挡之间切换挡位模式。图1所示的单向锁止机构(10)的锁止方向处于单正向、即前进挡状态(D)。
储能装置(2)包括储能弹簧(11),储能弹簧(11)的伸缩方向与往复摆动装置(3)的摆动方向一致或近似,其两端同时与往复摆动装置(3)上的摆杆卡口(4k)、以及单向离合装置(1)上的内圈卡口(8k)相抵接并被预压缩。摆杆卡口(4k)和内圈卡口(8k)互相错开,可分别在各自不同的摆动平面上摆动,互不干涉。
常态下,单向锁止机构(10)未进入锁止状态时,其内圈(8)在储能弹簧(11)预压缩力作用下与摆杆(4)保持同步摆动。当单向锁止机构(10)进入锁止状态时,内圈(8)与外圈(9)保持同步旋转,因而不再与摆杆(4)的摆动同步,此时摆杆(4)推动储能弹簧(11)、储能弹簧(11)推动内圈(8)、内圈(8)推动外圈(9),实现动力由往复摆动装置(3)向单向离合装置(1)输出,摆杆卡口(4k)与内圈卡口(8k)之间的相位差(X)越大,储能弹簧(11)压缩量也越大,传递的动力力矩和储存的能量也就越大;随着摆杆(4)的摆动速度下降、摆杆卡口(4k)与内圈卡口(8k)之间的相位差(X)越来越小,储能弹簧(11)向内圈(8)释放能量,直到储能弹簧(11)逐渐恢复到预压缩长度、内圈(8)与摆杆(4)再次保持同步摆动为止,此时,内圈(8)的速度已低于外圈(9),单向锁止机构(10)脱离锁止,之后内圈(8)回程摆动,而外圈(9)继续旋转。
由上所述,摆杆(4)在设定的单向锁止方向的线速度大于外圈(9)线速度时,摆杆(4)才能通过压缩储能弹簧(11)向单向离合装置(1)输出动力,速度差越大,输出动力力矩也越大。阻力矩变大时速度差即速比会自动降低,反之阻力矩变小时速比会自动升高,因此,该过程具有负反馈特性,变速比具有自适应效果,在一定程度上不需要额外干预调节变速比。
由于只有在摆杆(4)线速度大于外圈(9)时变速器才会传递动力,因此动力的传递是不连续的。为了增加动力传递平稳性,在本实施例中,在曲轴(5)上并列设置了四套上述的往复摆动装置(3)、储能装置(2)和单向离合装置(1),四套摆杆(4)的摆动相位在一周即360°内均匀相隔,其中相位差互呈180°的两套摆杆(4)可以合并为一体,即四套摆杆(4)合并为互相垂直的两组。与四套往复摆动装置(3)相对应地,布置有各自的储能装置(2)和单向离合装置(1),全部单向离合装置(1)中的外圈(9)可合并为一体。
图2所示为一种偏心量可调的曲轴。曲轴包括偏心曲柄(12)、曲轴座(14)、控制蜗杆(15)。偏心曲柄(12)安装于曲轴座(14)上,其旋转轴心(Oc)与曲轴座(14)的旋转轴心(O)呈偏心结构,偏心量为曲轴座偏心(ec)。
偏心曲柄(12)上设置有曲柄销(13),曲柄销(13)的轴心(Op)与偏心曲柄(12)的旋转中心(Oc)也呈偏心结构,偏心量为曲柄偏心(ep)。
曲轴座(14)上设置有控制蜗杆(15),控制蜗杆(15)与偏心曲柄(12)为蜗杆-齿轮啮合结构,控制蜗杆(15)的旋转可驱动偏心曲柄(12)绕自身旋转轴心(Oc)产生偏转,偏转量为曲柄偏转角(β)。
曲轴座偏心(ec)等于曲柄偏心(ep),曲轴偏心(e)为曲轴座偏心(ec)与曲柄偏心(ep)和曲柄偏转角(β)的综合合成结果,曲柄偏转角(β)为0°时,曲轴偏心(e)为0,曲柄偏转角(β)为180°时,曲轴偏心(e)达到最大值,为曲轴座偏心(ec)的两倍。
通过控制蜗杆(15),可调节曲轴偏心(e)幅度、即摆杆(4)摆动幅度。
驱动控制蜗杆(15)的方法可以是液压式,也可以是机械齿轮式,这里不作具体说明。
图3所示为第一个实施例的工作特性示意图,下面结合图1展开说明。
示意图横坐标为曲轴(5)转角CrS(°),纵坐标为摆杆(4)、内圈(8)和外圈(9)折算到同一半径切线方向上的线速度(V)。
图3(a)以前进挡为例,绘制了一套摆杆(4)、内圈(8)和外圈(9)速度特性。摆杆线速度(Vs)呈正弦特性,考虑到输出端相对较大的转动惯量,外圈线速度(Vo)可被近似视为等速。内圈(8)被设置为单正向锁止,当摆杆线速度(Vs)低于外圈线速度(Vo)时,内圈线速度(Vi)等于摆杆线速度(Vs),当摆杆线速度(Vs)高于外圈线速度(Vo)时,内圈线速度(Vi)等于外圈线速度(Vo),内圈线速度(Vi)如图中粗虚线所示,其数值等于被外圈线速度(Vo)限幅削波后的摆杆线速度(Vs)。
摆杆线速度(Vs)高于外圈线速度(Vo)时,储能弹簧(11)才能传递动力,传递的动力如图中阴影(S)所示,阴影(S)面积越大,传递的动力力矩也越大。
图3(b)所示为当输出端速度变化后的效果,此处以速度减小为例,显示出阴影(S)面积增大,说明传递的动力力矩也相应地增大了,力矩增大将有利于提高输出端速度,因此,该过程具有负反馈特性,变速具有自适应效果。
图3(c)所示为当调节曲轴偏心(e)幅度变化、即摆杆(4)摆幅变化后的效果,此处以曲轴偏心(e)幅度增大、即摆杆(4)摆幅增大为例,显示出阴影(S)面积增大,说明传递的动力力矩也相应地增大了。因此,调节曲轴偏心(e)幅度变化,可实现更大范围的动力力矩传输。
从图3(a)、3(b)和3(c)中都可以看出,动力的传递是断续的。
图3(d)所示,为增加动力传递的平顺性,增加往复摆动装置(3)、储能装置(2)和单向离合装置(1)的套数至共四套后的效果。四套摆杆(4)的摆杆线速度(Vs1,Vs2,Vs3,Vs4)相位在一周即360°内均匀相隔。如图所示,阴影(S)总面积增加,可以传递的最大合力矩变大,同时动力传递更加平顺。
图3(f)所示为起步特性。起步时,外圈线速度(Vo)为零,曲轴偏心(e)幅度从零逐步增大,阴影(S)面积亦从零逐渐增加,可以实现平稳起步。
图4所示为第二个实施例。与第一个实施例根本不同之处在于,摆杆(4)的往复摆动形式为圆周往复摆动,具体主要不同之处有:摆杆(4)与内圈(8)、外圈(9)同轴旋转,摆杆(4)与曲轴(5)旋转中心(O)不同轴;储能弹簧(11)可从采用弧形弹簧,伸缩方向为圆周切向;变速器由均布的三组摆杆(4)、与之对应的储能装置(2)和单向离合装置(1)组成;三组摆杆(4)分别由各自的曲轴(5)驱动,三组曲轴(5)均通过各自齿轮(16)由太阳轮(17)驱动并相互保持同步。
Claims (6)
1.一种变速器,其特征是:
包含三部分核心装置:往复摆动装置(3)、储能装置(2)和单向离合装置(1);
往复摆动装置(3)为动力输入端,单向离合装置(1)为动力输出端;
往复摆动装置(3)连接至储能装置(2),在其往复摆动过程中向储能装置(2)输送动力,同时储能装置(2)还连接至单向离合装置(1),将储存的动力向单向离合装置(1)输出。
2.权利要求1所述的变速器,其特征是:
所述往复摆动装置(3)包括曲轴(5)、滑块(6)和带滑槽的摆杆(4);
滑块(6)装于曲轴(5)与摆杆(4)的滑槽之间,滑块(6)可以绕曲轴(5)旋转,同时可以在摆杆(4)的滑槽内做直线滑动;
摆杆(4)在滑块(6)作用下,在曲轴(5)的旋转平面上作往复摆动,摆动形式可以为直线往复摆动,也可以为圆周往复摆动;摆杆(4)摆动幅度由曲轴偏心(e)确定。
3.权利要求1所述的变速器,其特征是:
所述单向离合装置(1)包括内圈(8)、外圈(9)和介于两者之间方向可控的单向锁止机构(10);内圈(8)和外圈(9)可同轴旋转;
单向锁止机构(10)的锁止方向可以被设置为双向释放、单正向和单反向;
当单向锁止机构(10)的锁止方向被设置为双向释放时,内圈(8)与外圈(9)可分别自由旋转,互不干涉,此时变速器不能传递动力,处于空挡状态;
当单向锁止机构(10)的锁止方向被设置为单正向时,如果内圈(8)在正向方向上的旋转速度低于外圈(9),则内圈(8)与外圈(9)可分别旋转,互不干涉,如果内圈(8)在正向方向上呈现超越外圈(9)的趋势,则单向锁止机构(10)进入锁止状态,内圈(8)与外圈(9)被锁止保持同步旋转,此时变速器只能正向传递动力,处于前进挡状态;
当单向锁止机构(10)的锁止方向被设置为单反向时,如果内圈(8)在反向方向上的旋转速度低于外圈(9),则内圈(8)与外圈(9)可分别旋转,互不干涉,如果内圈(8)在反向方向上呈现超越外圈(9)的趋势,则单向锁止机构(10)进入锁止状态,内圈(8)与外圈(9)被锁止保持同步旋转,此时变速器只能反向传递动力,处于倒挡状态;
改变单向锁止机构(10)的锁止状态,变速器可在空挡、前进挡和倒挡之间切换挡位模式。
4.权利要求1所述的变速器,其特征是:
所述储能装置(2)包括储能弹簧(11),储能弹簧(11)的伸缩方向与所述往复摆动装置(3)的摆动方向一致或近似,其两端同时与往复摆动装置(3)上的摆杆卡口(4k)、以及所述单向离合装置(1)上的内圈卡口(8k)相抵接并被预压缩;
摆杆卡口(4k)和内圈卡口(8k)互相错开,可分别在各自不同的摆动平面上摆动,互不干涉。
5.权利要求2所述的变速器,其特征是:
所述曲轴(5)包括偏心曲柄(12)、曲轴座(14)、控制蜗杆(15);
偏心曲柄(12)安装于曲轴座(14)上,其旋转轴心(Oc)与曲轴座(14)的旋转轴心(O)呈偏心结构,偏心量为曲轴座偏心(ec);
偏心曲柄(12)上设置有曲柄销(13),曲柄销(13)的轴心(Op)与偏心曲柄(12)的旋转中心(Oc)也呈偏心结构,偏心量为曲柄偏心(ep);
曲轴座(14)上设置有控制蜗杆(15),控制蜗杆(15)与偏心曲柄(12)为蜗杆-齿轮机构,控制蜗杆(15)的旋转可驱动偏心曲柄(12)绕自身旋转轴心(Oc)产生偏转,偏转量为曲柄偏转角(β);
曲轴座偏心(ec)等于曲柄偏心(ep),曲轴偏心(e)为曲轴座偏心(ec)与曲柄偏心(ep)和曲柄偏转角(β)的综合合成结果,曲柄偏转角(β)为0°时,曲轴偏心(e)为0,曲柄偏转角(β)为180°时,曲轴偏心(e)达到最大值,为曲轴座偏心(ec)的两倍;
通过控制蜗杆(15),可调节曲轴偏心(e)幅度、即摆杆(4)摆动幅度。
6.权利要求2所述的变速器,其特征是:
在所述曲轴(5)上并列布置多套所述往复摆动装置(3)、储能装置(2)和单向离合装置(1),各套摆杆(4)的摆动相位在一周即360°内均匀相隔;
摆杆(4)设定为直线摆动结构时,其中相位差互呈180°的两套摆杆(4)可以合并为一体;
与多套往复摆动装置(3)相对应地,布置有各自的储能装置(2)和单向离合装置(1),全部单向离合装置(1)中的外圈(9)可合并为一体。
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Legal Events
Date | Code | Title | Description |
---|---|---|---|
C14 | Grant of patent or utility model | ||
GR01 | Patent grant | ||
AV01 | Patent right actively abandoned |
Granted publication date: 20140924 Effective date of abandoning: 20160601 |
|
C25 | Abandonment of patent right or utility model to avoid double patenting |