CN209761641U - 4×n轴摆振合成方向不变惯性合力式惯性推力驱动器 - Google Patents

Abstract

本实用新型公开了一种4×n轴摆振合成方向不变惯性合力式惯性推力驱动器，包括曲轴室箱体、旋转曲轴、曲柄销滑块、框架式往复滑块、连杆、连杆销轴、摆动曲轴、两级轴扩角传动机构、齿轮室摆动室箱体、摆动体，旋转曲轴带动框架式往复滑块在曲轴室箱体滑动腔内往复滑动；连杆带动摆动曲轴往复摆动，摆动曲轴带动两级轴扩角传动机构往复转动；两级轴扩角传动机构的从动轴带动摆动体作总摆动角为180°的往复摆动。本实用新型采用连杆摆动曲轴传动机构，采用两级摆动轴扩角圆柱齿轮传动机构把摆动曲轴120°摆动转化为二级摆动轴180°摆动，在摆动室内安装变径摆动的圆盘摆动体或简谐摆动的扇形摆动体，实现输出推进力的驱动器。

Description

4×n轴摆振合成方向不变惯性合力式惯性推力驱动器

技术领域

本实用新型涉及用摆振合成方向不变惯性合力获得推进功能的机器，称为4×n轴摆振合成方向不变惯性合力式惯性推力驱动器。从机械学角度看，本实用新型属于机械强迫振动技术领域或机械动力学(惯性力振动器)技术领域。从力学或物理学角度看，本实用新型属于机械能转换技术领域，即由等角速旋转曲轴产生的摆动机构摆动动能转化为摆振机构载体直线运动动能的技术领域。

背景技术

从2000年开始提出获得专利授权的“制力器”至今，经历“制力器”三种方案的初步探讨，其探讨的顺序是变转动半径行星滚轮滚动振动器方案、变径圆盘形摆动体振动器方案及2014 年提出的两级轴变摆式合成方向不变惯性合力振动器方案(申请号为201410415938.X)。

两级轴变摆式合成方向不变惯性合力振动器方案存在如下很难克服的缺点：

第一，现有从动非圆摆动齿轮节曲线设计只有椭圆齿轮或卵形齿轮节曲线方案，这类齿轮不是获得最佳制力效果的节曲线类型。最佳制力效果的节曲线类型存在一个无限探索的过程，而且要花大量时间进行对比试验。

第二，变摆很难获得摆动返回点切向加速度w_τy＝0，因而摆动返回点有惯性冲击出现，对提高摆振推力器转速极为不利。另外非圆摆动齿轮技术没有专业的齿轮厂家研究制造，难于找到现成匹配的高频摆动非圆齿轮。

第三，推动齿条齿轮往复运动的旋转曲轴半径要求是往复摆动齿轮半径的1.5708倍才能实现180°摆动，而往复摆动齿轮半径不能太小，因而造成旋转曲轴半径大、双滑块机构体积大。旋转曲轴转速选择受旋转曲轴半径限制。旋转曲轴半径大小与旋转曲轴转速大小成反比，即只有减小旋转曲轴半径才能提高旋转曲轴转速，这是内燃机设计的原则，也是摆振推力器设计原则。

第四，扇形摆动体分居在齿条两侧，与旋转曲轴双滑块机构共同占用曲轴室箱体，增大了曲轴室箱体厚度，另外不利于4轴机型采用轴向叠加布置方案。在专利申请号为201410415938.X的两级轴变摆式合成方向不变惯性合力方案中，记载的8(即4×2)轴机型是竖向叠加的。竖向叠加相对于轴向叠加缺点是机器高度大，不利于在车体中安装。

而且，在过去摆振推力器方案中，变径圆盘形摆动体方案同扇形摆动体两级轴变传动比变摆方案相比的缺点是在高转速时控制变摆动半径的凸轮机构滚轮滚动阻力大，机械效率降低。发明人认为其原因是高转速时滚轮滚动出现滑转(打滑)。凸轮槽滚轮是正反转高速滚动的零件。滚轮纯滚动即无滑转获得是由滚轮与轨道面之间的摩擦力大小决定。滚轮轨道表面光滑并且有滚轮轴轴承回油飞溅润滑，造成摩擦力降低，滚轮滑转严重，摩擦功损失增大，所以机械效率降低。解决这个问题最可靠的方法是安装由防滑滚动齿轮与固定曲线齿条组成的防滑机构，确保在任何转速均保证滚轮作纯滚动，这是保证凸轮机构不影响机械效率的有效方法。而提高凸轮机构机械效率还要做好以下设计：滚轮轴轴承要选用低摩擦系数的材料制造，轴承润滑要设计可靠的压力供油系统，轴承表面加工光洁度选用高标准。另外要开发用两级轴变摆传动提高整机的机械效率。

今后，摆振推力器研发目标是实现推重比达到或超过航空螺旋桨推进发动机或直升机发动机的推重比。推重比是推力与发动机重量的比值，是衡量航空发动机动力性能的指标。

摆振推力器提高推重比的技术措施如下：第一，采用电池变频传动代替由燃料箱供油及齿轮变速的燃气轮机传动，类似电动汽车形式；第二，摆动体用重金属钨制造，钨容重是钢铁容重的两倍多；第三，旋转曲轴半径采用摩托车发动机最小曲轴半径22mm，转速等于或小于1.5万转/分；第四，提高单机推力采用4轴机型叠加方式；第五，在车辆4个车轮(滚轮)各安装1台驱动器；第六，除曲轴销、连杆螺栓、曲轴平衡配重块及螺钉外，所有驱动器零部件采用高强轻质的铝镁合金、碳纤复合材料及塑料制造，零件摩擦面采用化学镀耐磨材料镀层。

若旋转曲轴转速是1.5万转/分，推力器采用4×2轴即8轴机型，则合成方向不变惯性力的微波振动频率是2000次/秒。交流电波的频率是60次/秒。由此可见，摆振合成方向不变惯性力的大小可认为是近似恒定的，没有必要把振动合成方向不变惯性力变为大小不变的恒定力。再有四冲程内燃机推动车辆运动的做功波是两转1次，而且车用内燃机是3千-6千转/分低转速动力机。再有一个推力器动力性能指标是摆振合成方向不变惯性合力大小的波动率。波动率是惯性合力最大值与最小值之差除以最大值。这是惯性合力能否用作升力或用作升力是多少的问题。要达到波动率稳定为零很难做到，要尽量接近零的技术措施采用增加4轴机型叠加数或用两级轴变摆传动改造摆动振动力曲线形状。

实用新型内容

本实用新型的发明目的是，为了解决上述技术背景提出的技术问题，提供4×n轴摆振合成方向不变惯性合力式惯性推力驱动器，是用连杆摆动曲轴传动机构代替齿条齿轮传动机构。因为连杆摆动曲轴传动机构不能把双滑块机构直线运动直接转化摆动曲轴作180°摆动，所以用两级摆动轴扩角圆柱齿轮(或齿带)传动机构把摆动曲轴120°摆动转化为二级摆动轴180°摆动。而，摆动体有两种方案，一种方案是用简谐摆动的扇形摆动体合成方向不变大小冲击式变化的惯性合力；另一种方案是用变径摆动的圆盘形摆动体合成方向不变大小微波动的惯性合力。这是一种把双轴振动器改造为惯性推力驱动器的技术方案。本实用新型的4×n轴的内容是n代表4轴机型的叠加个数，且n＝1、2或4，后述具体实例以n＝1为例进行说明。变摆是两级轴变传动比非圆摆动齿轮传动的简称。变径是变摆动半径的简称。摆振是摆动振动的简称。

为达到上述目的，本实用新型所采用的技术方案是：

4×1轴摆振合成方向不变惯性合力式惯性推力驱动器，包括曲轴室箱体、旋转曲轴、曲柄销滑块、框架式往复滑块、连杆、连杆销轴、摆动曲轴、两级轴扩角传动机构、齿轮室摆动室箱体、摆动体，曲轴室箱体内设置有滑动腔和传动腔，框架式往复滑块设置于曲轴室箱体滑动腔内，曲柄销滑块设置于框架式往复滑块内，旋转曲轴连接在曲柄销滑块上，旋转曲轴带动框架式往复滑块在曲轴室箱体滑动腔内往复滑动；两级轴扩角传动机构设置于曲轴室箱体传动腔内，框架式往复滑块通过连杆销轴连接连杆的一端以带动连杆，连杆的另一端通过摆动曲轴连接至两级轴扩角传动机构，连杆带动摆动曲轴往复摆动，摆动曲轴带动两级轴扩角传动机构往复转动；摆动体设置于齿轮室摆动室箱体内，两级轴扩角传动机构的从动轴贯穿曲轴室箱体并延伸至齿轮室摆动室箱体内，摆动体设置于两级轴扩角传动机构的从动轴上，两级轴扩角传动机构的从动轴带动摆动体作总摆动角为180°的往复摆动。

作为一选项，摆动体为圆盘形摆动体。圆盘形摆动体为剖分式圆盘形摆动体总成，剖分式圆盘形摆动体总成的下方悬挂有凸轮槽滚轮支承机构总成，以控制剖分式圆盘形摆动体总成的摆动半径变化。

进一步地，凸轮槽滚轮支承机构总成配置有支承滚轮，支承滚轮上设置有滚轮防滑机构，滚轮防滑机构包括防滑滚动齿轮及与其配合防滑固定曲线齿条板，使得支承滚轮作纯滚动。

进一步地，凸轮槽滚轮支承机构总成的支承滚轮配置有滚轮轴，滚轮轴上设置有润滑机构，润滑机构包括径向穿轴滑动油管、油管套及油管套固定螺母，径向穿轴滑动油管径向贯穿两级轴扩角传动机构的从动轴，且与从动轴组成滑动十字轴型式，使得从动轴的中心油孔连通至滚轮轴表面。

作为一选项，两级轴扩角传动机构包括扩角主动摆动齿轮及与其配合的扩角从动摆动齿轮，摆动曲轴与扩角主动摆动齿轮同轴带动扩角主动摆动齿轮往复转动，摆动曲轴的曲柄臂设置有摆动曲轴平衡配重块，扩角从动摆动齿轮的轴贯穿曲轴室箱体并延伸至齿轮室摆动室箱体内，以带动安装在摆动室的摆动体往复摆动。

作为一选项，两级轴扩角传动机构包括主动齿带轮、从动齿带轮及齿带，从动齿带轮通过齿带与主动齿带轮配合连接，摆动曲轴与主动齿带轮同轴带动主动齿带轮往复转动，从动齿带轮的轴贯穿曲轴室箱体并延伸至齿轮室摆动室箱体内，以带动安装在摆动室的摆动体往复摆动。主动齿带轮中部设置有轴向贯通的多边形孔，摆动曲轴上设置有多边形轴段，以穿置于主动齿带轮多边形孔内，主动齿带轮径向设置有调节螺钉，以调节主动齿带轮和摆动曲轴的偏心距。

还提供一种4×n轴摆振合成方向不变惯性合力式惯性推力驱动器，其基于两个或两个以上的上述4×1轴驱动器，通过轴向叠加而成，或通过轴向及竖直叠加而成；当n等于2时，通过两个4×1轴驱动器的轴向叠加形成4×2轴驱动器，且，两个曲轴室箱体以背靠背分布形成双室式曲轴室箱体，双室式曲轴室箱体两端对称设置齿轮室摆动室箱体，双室式曲轴室箱体两条旋转曲轴均连接至配置的机壳中心动力输入传动轴；当n等于4时，通过两个4×2轴驱动器的竖直叠加形成4×4轴驱动器；当n＝4尚不能满足动力要求时，在车辆(如汽车)4 个车轮(滚轮)内侧各装1台4×2轴驱动器或4×4轴驱动器。

由于采用上述技术方案，本实用新型具有以下有益效果：

本实用新型采用长连杆与小曲轴半径的连杆摆动曲轴高频摆动传动机构，采用两级摆动轴扩角圆柱齿轮传动机构或齿带转动机构把摆动曲轴120°摆动转化为二级摆动轴180°摆动，在摆动室内安装变径摆动的圆盘形摆动体或简谐摆动的扇形摆动体，实现输出推进力的驱动器。

附图说明

图1是基于齿条齿轮传动的扇形摆动体质心M纯简谐摆动传动机构示意图。

图2是基于齿条齿轮传动及两级摆动轴扩角传动的扇形摆动体质心M纯简谐摆动传动机构示意图。

图3是x轴双质点对动摆动机构质点运动学分析计算说明图。

图4是本实用新型W_ny与φ的变化关系曲线及W_τy与φ的变化关系曲线图。

图5是本实用新型凸轮槽滚轮中心运动轨迹线K及圆盘形摆动体质心运动轨迹线P₁图。

图6是本实用新型4个变径摆动体质心M₁、M₂、M₃及M₄互为反转相向对动摆动示意图。

图7是本实用新型变径圆盘形摆动体质心切向加速度W_τ在y轴分量W_τy曲线示意图。

图8是本实用新型变径圆盘形摆动体质心径向加速度W_a在y轴分量W_ay曲线示意图。

图9是本实用新型4个变径摆动体质心M₁、M₂、M₃及M₄互为反转相向对动产生的4 个W_ay组成平衡力系示意图。

图10是本实用新型变径摆动圆盘形摆动体摆动传动机构剖视图。

图11是本实用新型图10沿J-J剖视图。

图12是本实用新型图10沿Q-Q剖视图。

图13是本实用新型齿带传动机构剖视图。

图14是本实用新型4×1轴机型惯性推力驱动器机壳总成剖视图。

图15是本实用新型4×1轴机型惯性推力驱动器齿轮室摆动室箱体半平面视图及半剖视图。

图16是本实用新型4×1轴机型惯性推力驱动器旋转曲轴五齿轮传动机构示意图。

图17是本实用新型扇形摆动体剖视结构示意图。

具体实施方式

以下结合附图对发明的具体实施进一步说明。

首先对扇形摆动体摆振合成方向不变惯性合力方案动力性能(包括机械效率)进行说明。

参照图1，是扇形摆动体质心M纯简谐摆动传动机构示意图。摆动机构由组合式旋转曲轴1、曲柄销滑块2、框架式往复滑块3、连接销轴4、齿条5、摆动齿轮6及扇形摆动体7 等零件组成。组合式旋转曲轴1的曲柄销以等角速度推动框架式往复滑块3及齿条5在X轴方向作纯简谐直线往复运动。摆动齿轮6和扇形摆动体7是同轴的摆动体，因而齿条5的往复直线运动能推动摆动齿轮6及扇形摆动体7作纯简谐摆动。上述就是等角速度旋转曲轴1 转动转化为扇形摆动体7作180°半圆摆动的机械原理。根据平面几何原理，旋转曲轴半径R₁与摆动齿轮作180°半圆摆动角(2φ₀)往复摆动所需齿轮半径R₂的数学关系式如下，具体推导过程可参见申请号201410415938.X的中国发明专利申请文献：

R₁＝1.5708R₂ (式1)

从公式1可以看出，当圆柱齿轮R₂的数值较大，R₁更大，是R₂值的1.5708倍，R₁较大对提高旋转曲轴转速不利，而且需要较大的曲轴室箱体。摩托车发动机设计原则是，旋转曲轴半径R₁大小与旋转曲轴转速大小成反比，提高转速必须减小旋转曲轴半径。现代摩托车发动机旋转曲轴半径R₁＝22mm，转速可达1.5万转/分。上述φ₀是摆动返回点摆动角。

为了解决这个问题，在摆动齿轮6与扇形摆动体7之间增加扩角主动摆动齿轮12与扩角从动摆动齿轮13的两级摆动轴扩角传动机构，见图2所示。R₃大于R₄，R₃/R₄为扩角比， R₃是扩角主动摆动齿轮12的齿轮半径，R₄是扩角从动摆动齿轮13的齿轮半径。

按照图1及图2建立的直角坐标xO₁y与xO₂y或xO₃y，可以看出，旋转曲轴1每转过90°角，扇形摆动体7就发生90°角摆动。扇形摆动体7的摆动返回点在x轴，框架式往复滑块3 的往复运动返回点也是x值，扇形摆动体7的摆动规律是由框架式往复滑块3的直线往复运动规律决定的。两级摆动轴扩角传动机构带来的优点不仅能减少旋转曲轴半径，还有可以用连杆摆动曲轴机构代替齿条齿轮机构，消除齿条齿轮传动的缺点，适应提高旋转曲轴转速的要求。

从图1可以看出，图1直接改成连杆摆动曲轴机构推动扇形摆动体7作180°摆动角摆动不符合机械原理，只能用两级摆动轴扩角传动机构实现用连杆摆动曲轴代替齿条齿轮机构。

样机设计旋转曲轴半径R₁＝16mm，摆动曲轴半径R₂＝18.168mm，连杆长度L₁＝165mm，λ＝R₂/L₁＝0.110，连杆摆动角β＝3°10′。

下面对双滑块齿条齿轮机构进行运动分析求出摆动齿轮6的摆动角速度及角加速度的计算公式。依据连杆无限长曲柄连杆机构运动学的计算公式推导理论，参考《内燃机》(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59-61页)曲柄连杆机构运动学分析及计算可参照申请号为201410415938.X发明专利申请，如图1所示，齿条 5在x轴方向往复位移X，速度u，加速度i的计算公式分别是

X＝R₁(1-cosα) (式2)

u＝R₁ωsinα (式3)

i＝R₁ω²cosα (式4)

式中，R₁为旋转曲轴半径，ω为旋转曲轴角速度，α为旋转曲轴转角。

图1所示xO₁y直角坐标，在x轴α＝0°，在y轴α＝90°。这是内燃机设计公式推导附图标明的。齿条直线往复运动位移值x规定在x轴，旋转曲轴曲柄销转动起点α＝0°在x轴。用公式(2)计算α＝0°得x＝0，符合边界条件。扇形摆动体7摆动运动以y轴为对称轴，y轴两侧来回往复摆动运动规律相同，计算公式推导只用180°摆动角二分之一。所以xO₂y直角坐标选φ＝0°在y轴，φ＝90°在x轴。摆动返回点摆动角φ₀＝90°在x轴。从图1得到α与φ关系如下

α＝90°+φ (式5)

公式(5)表明，φ比α落后90°，如图1所示，α＝90°时φ＝0°。

根据图1及平面几何原理，φ以弦或角度计，得φ计算公式

φ＝圆弧长度X/圆弧半径R₂ (式6)

由理论力学获得角速度ω与直线速度u关系式

ω＝u/R₂ (式7)

由理论力学获得角加速度ε与直线加速度i关系式

ε＝i/R₂ (式8)

把(1)式代入(2)式，(2)式代入(6)式得

φ＝X/R₂＝1.5708(1-cosα) (式9)

把(1)式代入(3)式，(3)式代入(7)式得

ω＝u/R₂＝1.5708ωsinα (式10)

把(1)式代入(4)式，(4)式代入(8)式得

ε＝i/R₂＝1.5708ω²cosα (式11)

把(5)式代入(10)式得

ω＝1.5708ωsinα＝1.5708ωsin(90°+φ)＝1.5708ωcosφ (式12)

把(5)式代入(11)式得

ε＝1.5708ω²cosα＝1.5708ω²cos(90°+φ)＝-1.5708ω²sinφ (式13)

参见图1，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；角速度ε在φ＝0°点发生正负值交替变化，因为此点是圆弧切线方向交替点。当α＝180°，公式(12)的φ＝90°，ω＝0；公式(13)的φ＝90°，ε达到最大值ε_max；摆动质心M在此时刻以ε_max发生返回，ε_max发生正负值变换的惯性冲击。上述计算结果符合图1边界条件。

框架式往复滑块3发生直线往复运动返回时刻是α＝180°，即φ＝90°。扇形摆动体7质心M发生往复摆动返回时刻是φ＝90°，即α＝180°。往复运动或往复摆动发生返回必然出现惯性冲击，内燃机活塞是典型例子。本实用新型变径摆动在摆动返回点摆动半径为零，虽然角加速度达最大值ε_max，但切向加速度仍然为零，不发生摆动返回的惯性冲击。

如图3所示，是x轴双质点对动摆动机构质点运动学分析计算说明图。质点M₁与M₂的运动轨迹线P为半圆形，摆动半径为L。由于对动运动，离心加速度W_n在x轴分量W_nx组成平衡力系合成为零；切向加速度W_τ在x轴分量W_τx组成平衡力系合成为零。如图4所示，离心加速度W_n在y轴分量W_ny是一个方向不变的惯性力，双轴机型两个W_ny合成获得方向不变大小是微波的惯性合力。如图，切向加速度W_τ在y轴分量W_τy是方向与大小周期变化的无波惯性力。本实用新型采用变径圆盘形摆动体方案和利用对动平衡机构原理，把4×1轴摆振机型 4个W_τy力系变成一个近似平衡力系，使其影响合成方向不变惯性合力的作用降至最低水平。

由上述(12)、(13)式及图3推导出W_n、W_nx、W_ny、W_τ、W_τx及W_τy的计算式(参考，《理论力学》，浙江大学理论力学教研室组编，人民教育出版社，1961年6月第1版，134页)

W_n＝Lω²＝L(1.5708ωcosφ)²＝2.467Lω²cos²φ (式14)

W_nx＝W_nsinφ＝2.467Lω²cos²φsinφ (式15)

W_ny＝W_ncosφ＝2.467Lω²cos³φ (式16)

W_τ＝Lε＝-1.5708Lω²sinφ (式17)

W_τx＝W_τcosφ＝-1.5708Lω²sinφcosφ (式18)

W_τy＝W_τsinφ＝-1.5708Lω²sin²φ (式19)

由(14)、(15)、(16)、(17)、(18)及(19)式，得出以下结论：

1、W_n、W_nx及W_ny绝对值是W_τ、W_τx及W_τy绝对值的1.5708倍。

2、W_nx是非纯简谐二阶波形惯性力，在φ＝0°及φ＝90°时刻W_nx＝0。在φ＝45°时刻， W_nx＝0.873Lω²。4×1轴摆振机型4个W_nx是平衡力系。W_τx是纯简谐二阶波形惯性力，在φ＝0°及φ＝90°时刻W_τx＝0。W_τx最大值发生时刻φ＝45°，最大值为中值0.7854Lω²。4×1轴摆振机型4个W_τx是平衡力系。

3、W_ny与W_τy是合成方向不变惯性合力的两个惯性力。W_ny是纯简谐无负值一阶波形惯性力，W_τy是具有正负值及在φ＝90°时发生惯性力冲击无波形惯性力。W_ny与W_τy合成惯性力是一种冲击式方向不变惯性力。令Lω²＝1，则W_ny＝2.467cos³φ，W_τy＝-1.5708sin²φ。W_ny与φ及W_τy与φ的变化关系如下表1：

表1：W_ny与φ及W_τy与φ的变化关系表

φ	0°	15°	30°	45°	60°	75°	90°
								cosφ	1.0000	0.9659	0.8660	0.7071	0.500	0.2588	0.0000
cos<sup>3</sup>φ	1.000	0.901	0.649	0.354	0.125	0.017	0.000
								W<sub>ny</sub>	2.467	2.223	1.719	0.873	0.308	0.043	0.000
sinφ	0.0000	0.2588	0.5000	0.7071	0.8660	0.9659	1.0000
								sin<sup>2</sup>φ	0.000	0.067	0.250	0.500	0.750	0.933	1.000
W<sub>τy</sub>	0.000	0.105	0.393	0.785	1.178	1.466	1.571

根据上述表1的数据，作出W_ny与φ的变化关系曲线及W_τy与φ的变化关系曲线如图4所示。可见，在φ＝45°时，W_ny＝0.873，W_τy＝0.785，W_ny＞W_τy。在φ＝0°时，W_ny＝2.467，W_τy＝0。在φ＝90°时，W_ny＝0，W_τy＝1.5708。这是4×1轴摆振机型能合成方向不变惯性合力的力学原理。对于4×1轴摆振机型，有两条W_ny振动曲线和两条W_τy振动曲线，把两条W_ny振动曲线与两条W_τy振动曲线叠加获得的合成惯性合力振动曲线没有正负值交替变化的现象出现，是一种方向不变大小冲击式变化的惯性合力。方向不变惯性合力最大值与最小值计算分别是

W_ny+W_τy＝2.467+1.5708＝4.038 (式20)

W_ny-W_τy＝2.467-1.5708＝0.896 (式21)

对于4×2轴摆振机型，有4条W_ny振动曲线和4条W_τy振动曲线，详情可参见申请号为201410415938.X的发明专利申请的图15、图16及图17等。

这种用简谐摆动扇形摆动体摆振合成方向不变惯性合力方案机械效率最高，但惯性冲击很大，对齿条齿轮传动机构及齿轮往复扩角传动机构非常不利。

因而本实用新型人提供用连杆摆动曲轴机构代替齿条齿轮机构方案，及齿带往复扩角传动机构代替齿轮往复扩角传动机构。下述将对连杆摆动曲轴机构代替齿条齿轮机构对角速度ω及角加速度ε的影响进行分析。根据《内燃机设计》曲柄连杆机构运动学计算公式，活塞运动无量纲速度(速度系数)与无量纲加速度(加速度系数)计算公式分别是

式中，sinα是连杆无限长λ＝0的活塞速度系数，0.5λsin2α是由λ值决定的连杆有限长度影响的速度系数；cosα是连杆无限长λ＝0的活塞加速度系数，λcos2α是由λ值决定的连杆有限长度影响的加速度系数。

样机摆动曲轴半径R₂＝18.168mm，连杆长度L₁＝165mm，λ＝R₂/L₁＝0.110。在式(22) 中，当α＝45°时，sinα＝0.7071，0.5λsin2α＝0.055。在式(23)中，当α＝0°时，cosα＝1，λcos2α＝0.110。由此可见，λ对与影响不大，若选择较小R₂和较大的L₁，可把λ降到小于0.1。

由上述式(7)、式(22)及式(5)得

λ值取λ＝0.110。在式(24)中，在φ＝45°时，cosφ＝0.7071，0.5λsin2φ＝0.055。在式(25)中，在φ＝90°时，sinφ＝1，λsin2φ＝0.110。

在分析用变径摆动的圆盘形摆动体合成方向不变大小微波动的惯性合力之前，先认识本实用新型的圆盘形摆动体摆动机构总成的概况。

参照图10、图11及图12，图10是变径摆动圆盘形摆动体摆动传动机构剖视图，图11是图10沿J-J剖视图，图12是图10沿Q-Q剖视图。剖分式圆盘形摆动体总成16采用凸轮滚轮机构控制摆动半径S的变化，凸轮槽滚轮支承机构总成17悬挂在剖分式圆盘形摆动体总成16下方，支承滚轮的凸轮槽设在摆动室双轴承座板23与单轴承座板24，剖分式圆盘形摆动体总成16中央设矩形槽与圆盘形摆动体驱动扁轴15连接，它们之间能作适应径向变位滑动。凸轮槽设在双轴承座板23与单轴承座板24上。

如图5所示，图5是凸轮槽滚轮中心运动轨迹线K及圆盘形摆动体质心O₁运动轨迹线 P₁作图说明。曲线K是滚轮中心运动轨迹线，曲线P₁是圆盘摆动体质心O₁运动轨迹线，直线B是从动齿轮轴与变径圆盘形摆动体驱动扁轴中心线，直线D是摆动室中心线，直线E是摆动角φ＝0°时圆盘形摆动体中心线。圆盘形摆动体摆动运动分析计算的直角坐标为xO₂y，O₂为摆动中心点，O是摆动室中心点，O₁是摆动角φ＝0°时圆盘形摆动体质心点。摆动角φ＝0°在y轴线，摆动角φ＝90°在x轴线。e是B线到D线的距离，e₁是D线到E线距离。凸轮最大升程S₀＝e+e₁。如图5所示，滚轮直径为d，在φ＝0°时最小摆动半径R_min是

R_min＝O₂N+0.5d (式26)，

在φ＝90°时最大摆动半径R_max＝R_min+S₀，滚轮中心曲线K的计算公式是

R＝R_min+S (式27)。

对于定径摆动体改变摆动半径L变化规律的目的是要把式(19)切向加速度W_τ在y轴分量W_τy由一阶波形摆动惯性力变为类似式(15)或式(18)那样二阶波形惯性力，最好达到式(18)那样二阶纯简谐波形惯性力。为达到上述目的，在摆动角φ＝0°到φ＝90°区间，L必须由最大值变为零值，利用y轴方向两个摆动质点互为反转相向对动摆动，使4个W_τy变成近似平衡力系或完全平衡力系。4个变径摆动体质心M₁、M₂、M₃及M₄互为反转相向对动摆动示意图如图6所示。

为了达到摆动质点变径径向加速度W_a在y轴分量W_ay是纯简谐二阶波形惯性力，关键是必须选择W_a函数变化规律是W_a在y轴投影函数相反的变化规律。从图5可知，W_a在y轴投影函数是cosφ，则W_a必须选择sinφ，即选取

W_a＝d²S/dφ²＝Ksinφ (式28)

式中，系数K与凸轮最大升程S₀有关，φ在0°-90°之间变化。对式(28)积分得到速度v 计算式

v＝dS/dφ＝K-Kcosφ (式29)

对式(29)积分得到位移S计算式

S＝K(φ-sinφ)＝S₀(φ-sinφ) (式30)

变径径向加速度在y轴分量及在x轴分量分别是

W_ay＝W_a cosφ＝Ksinφcosφ (式31)

W_ax＝W_a sinφ＝Ksin²φ (式32)

由图5可知，最大摆动半径S₀在φ＝0°，最小摆动半径S＝0在φ＝90°。摆动半径S变化规律如图5圆盘形摆动体质心O₁运动轨迹线P₁。P₁曲线是近似圆形封闭曲线，为分析绘图方便用圆形封闭曲线代替。用极坐标系计算S与φ关系按式(30)，R和φ关系按式(27)。

用图5与图3进行比较，变径摆动质心运动轨迹线P₁与扇形摆动体定径摆动质心运动轨迹线P形状有很大变化，P₁近似圆形，而P为半圆形。由此可见，变径摆动不仅改变定径摆动的摆动半径大小，而且也发生质点运动轨迹线切线方向增加90°→180°变化。

比较图5与图3获得结论，变径圆盘形摆动质心切向加速度W_τ在y轴分量W_τy绝对是非纯简谐二阶波形惯性力，如图7所示。用y轴方向上下两个质点互为反转相向对动摆动形成部分平衡力系，减小W_τy对合成方向不变惯性合力的影响。

从式(31)可以看出，W_ay是纯简谐二阶波形惯性力，如图8所示，W_ay同W_τy一样是有正负值交替变化的波形，可以用y轴方向上下两个质点互为反转相向对动摆动组成平衡力系，合成为零。4个变径摆动体质心M₁、M₂、M₃及M₄互为反转相向对动产生的4个W_ay组成平衡力系示意图如图9所示。

下述对本实用新型的构造进行具体说明。首先说明本实用新型采用变径圆盘形摆动体方案的惯性推力驱动器总体设计结构构造详细内容。

参照图10、图11及图12，4×1轴摆振合成方向不变惯性合力式惯性推力驱动器，包括曲轴室箱体14、旋转曲轴、曲柄销滑块2、框架式往复滑块3、连杆、连杆销轴8、摆动曲轴11、两级轴扩角传动机构、齿轮室摆动室箱体25、摆动体，曲轴室箱体14内设置有滑动腔和传动腔，框架式往复滑块3设置于曲轴室箱体的滑动腔内，曲柄销滑块2设置于框架式往复滑块3内，旋转曲轴连接在曲柄销滑块2上，旋转曲轴带动框架式往复滑块3在曲轴室箱体14的滑动腔内往复滑动；两级轴扩角传动机构设置于曲轴室箱体14的传动腔内，框架式往复滑块3通过连杆销轴8连接连杆的一端以带动连杆，连杆的另一端通过摆动曲轴11连接至两级轴扩角传动机构，连杆带动摆动曲轴11往复摆动，摆动曲轴11带动两级轴扩角传动机构往复转动；摆动体设置于齿轮室摆动室箱体25内，两级轴扩角传动机构的从动轴贯穿曲轴室箱体并延伸至齿轮室摆动室箱体内，摆动体设置于两级轴扩角传动机构的从动轴上，两级轴扩角传动机构的从动轴带动摆动体作总摆动角为180°的往复摆动。

图10是变径摆动圆盘形摆动体传动机构总成剖视图，图11是图10沿J-J剖视图，图12 是图10沿Q-Q剖视图。在一实例中，摆动传动机构总成由组合式旋转曲轴1、曲柄销滑块2、框架式往复滑块3、连杆销轴8、剖分式连杆9、摆动曲轴平衡配重块及连接螺钉10、摆动曲轴11、两级轴扩角传动机构、曲轴室箱体14、圆盘形摆动体驱动扁轴(两级轴扩角传动机构的从动轴)15、剖分式圆盘形摆动体总成16、凸轮槽滚轮支承机构总成17、防滑滚动齿轮18、防滑固定曲线齿条板19、径向穿轴滑动圆柱油管20、圆柱油管套21、油管套固定螺母22、摆动室双轴承座板23、摆动室单轴承座板24及齿轮室摆动室箱体25等零部件组成。

其中，旋转曲轴为组合式旋转曲轴1。连杆为剖分式连杆9。摆动体为圆盘形摆动体，具体为剖分式圆盘形摆动体总成16。

实际应用上述零部件可以根据组装要求做适应性改变，如，旋转曲轴1由组合式改为整体式，相应框架式往复滑块3及曲柄销滑块2改用剖分组合式。

另外，曲轴室箱体14的双滑块机构轨道由图11型式改为图14所示型式，其目的是为了铸造成型简单，润滑油道网络设计及加工简单。

摆动曲轴平衡配重块10与摆动曲轴11分开，是为了把摆动曲轴11从摆动室双轴承座板 23的窗孔装进曲轴室就位。

为了减少装配精度要求，圆盘形摆动体驱动扁轴15可由三点支承改为两点支承，取消中间支承轴承。但采用扇形摆动体方案时不能取消中间点支承轴承。

变摆动半径的剖分式圆盘形摆动体总成16采用凸轮槽滚轮支承机构总成17控制摆动半径R的变化。凸轮槽滚轮支承机构总成17悬挂在剖分式圆盘形摆动体总成16的下方，支承滚轮的凸轮槽设在摆动室双轴承座板23及单轴承座板24。剖分式圆盘形摆动体总成16中央设矩形槽与圆盘形摆动体驱动扁轴15连接，它们之间能适应作径向变位的滑动。

在一实例中，凸轮槽滚轮支承机构总成17配置有支承滚轮，支承滚轮上设置有滚轮防滑机构，滚轮防滑机构包括防滑滚动齿轮18及与其配合防滑固定曲线齿条板19，使得支承滚轮作纯滚动。

防滑滚轮齿轮18与滚轮用一条键与滚轮轴连接，两者同步滚动。滚轮防滑机构由防滑滚动齿轮18与防滑固定曲线齿条板19组成，防滑曲线齿条板19固定在凸轮槽上方轴承座板 24用螺钉连接固定不动。防滑滚动齿轮18与防滑曲线齿条板19的节曲线(啮合线)是凸轮槽上部边缘线。滚轮防滑机构确保滚轮无滑转，获得纯滚动，这是变径摆动方案获得高机械效率保障之一。

在一实例中，凸轮槽滚轮支承机构总成17的支承滚轮配置有滚轮轴，滚轮轴设置有润滑机构，润滑机构包括径向穿轴滑动油管、油管套及油管套固定螺母，径向穿轴滑动油管径向贯穿两级轴扩角传动机构的从动轴，且与从动轴组成滑动十字轴型式，使得从动轴的中心油孔连通至滚轮轴表面。

径向穿轴滑动油管为径向穿轴滑动圆柱油管20。径向穿轴滑动圆柱油管20与圆盘形摆动体驱动扁轴15组成滑动十字轴结构型式。为了防止径向穿轴滑动圆柱油管20产生纵向弯曲折断，扁轴15与矩形槽的配合间隙要求小于圆柱油管20上下支承端与剖分式圆盘形摆动体总成16连接段的配合间隙，而且圆柱油管20用软材料制造。圆柱油管20的作用是把扁轴 15中心油孔的润滑油输送到滚轮支承机构17的滚轮轴表面，这是滚轮轴获得压力润滑的可靠保证，是保证变径摆动方案获得高机械效率保障之一。

滚轮防滑机构与径向穿轴滑动圆柱油管20所形成的纯滚动及可靠的压力润滑，是变径方案能否实现高速摆动的关键。防滑滚动齿轮18不传递扭矩，所以不受高速摆动影响磨损。图 10、图11及图12图示标注，A是摆动曲轴11中心线，B是圆盘形摆动体驱动扁轴15中心线，C是曲轴室中心线，D是摆动室与旋转曲轴1中心线，E是φ＝0°时剖分式圆盘形摆动体总成16中心线，D_x是旋转曲轴1在x轴方向中心线，D_y是旋转曲轴1在y轴方向中心线， M_x是齿轮室x轴方向中心线，M_y是齿轮室y轴方向中心线，R₁是旋转曲轴半径，R₂是摆动曲轴半径，R₃是扩角主动摆动齿轮半径，R₄是扩角从动摆动齿轮半径，b是A线到B线的距离，e是B线到D线的距离，e₁是D线到E线距离。

在一实例中，参见前述及图10，两级轴扩角传动机构包括扩角主动摆动齿轮12及与其配合的扩角从动摆动齿轮13，摆动曲轴与扩角主动摆动齿轮同轴带动扩角主动摆动齿轮往复转动，且摆动曲轴的曲柄臂上设置有摆动曲轴平衡配重块，扩角从动摆动齿轮的轴贯穿曲轴室箱体并延伸至齿轮室摆动室箱体内，以带动安装在摆动室内的摆动体往复摆动。其中，扩角从动摆动齿轮的轴即为圆盘形摆动体驱动扁轴15。

在一实例中，两级轴扩角传动机构包括主动齿带轮、从动齿带轮及齿带，从动齿带轮通过齿带与主动齿带轮配合连接，摆动曲轴与主动齿带轮同轴带动主动齿带轮往复转动，从动齿带轮的轴贯穿曲轴室箱体并延伸至齿轮室摆动室箱体内，以带动安装在摆动室的摆动体往复摆动。在主动齿带轮中部设置有轴向贯通的多边形孔，典型如正方形，摆动曲轴上设置有多边形轴段，以穿置于主动齿带轮多边形孔中，主动齿带轮径向设置有调节螺钉，以调节主动齿带轮和摆动曲轴的偏心距。其中，从动齿带轮的轴即为圆盘形摆动体驱动扁轴15。

为了克服扩角齿轮传动的缺点，提高变径摆动方案的摆振频率，扩角齿轮传动可用扩角齿带传动代替。图13是齿带传动机构剖视图。齿带传动机构由摆动曲轴11、圆盘形摆动体驱动扁轴15、齿带26、从动齿带轮27、主动齿带轮28、张紧齿带调节螺钉29、螺钉30及定位盖31等零部件组成。张紧齿带原理是中央设矩形孔的主动齿带轮28与摆动曲轴11正方形轴段配合，用调节螺钉29调节它们的偏心距。在符合张紧齿带的情况下它们的偏心距为零，这是一个设计及制造精度要求较高的问题，可通过反复试验解决。

参照图14，图14是4×1轴机型惯性驱动器机壳总成剖视图，主要由曲轴室箱体14、齿轮室摆动室箱体25、齿轮室盖32、中央输入传动轴、终端轴承座33、旋转曲轴齿轮端轴承座34及安装轴承座33和34用的轴承座板35等零件组成。图14所示机壳总成用焊接结构方案，仅供样机试验用，大量制造要用铸造成型方案并解决润滑油道网络设计及制造。

当采用扇形摆动体时，参见图17，扇形摆动体161是一个非常简单的零件，可直接将其安装于摆动室内，用键与两级轴扩角传动机构的从动轴连接。在此就不加以展开说明。

参照图15，图15是4×1轴机型惯性推力驱动器齿轮室摆动室箱体半平面视图及半平面剖视图。齿轮室摆动室箱体沿中心线M_y剖视，见图14零件25剖视图。图15标注M_x是齿轮室x轴方向中心线，F是摆动室y轴方向中心线，G是摆动室，H是齿轮室。如图15所示，齿轮室H位于箱体中央，内装驱动4条旋转曲轴1的五齿轮传动分动的齿轮传动机构。4个摆动室G分居齿轮室H两侧且对称布置。4个摆动室G是变摆动半径的剖分式圆盘形摆动体总成16的安装位置。如果用简谐摆动的扇形摆动体161合成方向不变大小冲击式变化的惯性合力，4个摆动室G安装扇形摆动体161，扇形摆动体161如图17所示。

参照图16，图16是4×1轴机型4条旋转曲轴五齿轮传动机构示意图及旋转曲轴齿轮键位置的配合图。如图16所示，五齿轮传动分动机构由键、中央输入传动大齿轮37、O₁轴双排齿轮38、O₂轴齿轮39、O₃轴双排齿轮40及O₄轴齿轮41等零件组成。O₃轴双排齿轮40 的键363及O₄轴齿轮41的键36位于第1象限和第2象限分界线y轴上。O₁轴双排齿轮38 的键361位于第2象限和第3象限分界线x轴。O₂轴齿轮39的键362位于第1象限与第4 象限分界线x轴。这种五齿轮传动机构符合如图6所示的4个摆动体质点M₁、M₂、M₃、M₄在x轴方向两对摆动体质点互为反转相向对动摆动及在y轴方向两对摆动体质点互为反转相向对动摆动的要求。

下述对4×n轴摆振合成方向不变惯性合力式惯性推力驱动器进行说明，其中n＝1时如上述4×1轴驱动器，当n＝2或4时，其基于两个或两个以上的上述4×1轴驱动器，通过轴向叠加而成，或通过轴向及竖直叠加而成。具体如下：

当n等于2时，通过两个4×1轴驱动器的轴向叠加形成4×2轴驱动器，且，两个曲轴室箱体以背靠背分布形成双室式曲轴室箱体，双室式曲轴室箱体两端对称设置齿轮室摆动室箱体，双室式曲轴室箱体两条旋转曲轴均连接至配置的机壳中心动力输入传动轴；

当n等于4时，通过两个4×2轴驱动器的竖直叠加形成4×4轴驱动器；

当n＝4尚不能满足动力要求时，在车辆(如汽车)4个车轮(滚轮)内侧各装1台4×2轴驱动器或4×4轴驱动器。

把齿轮室箱体与摆动室箱体合为一整体是发明另一个重要内容，这种结构方案为4×2轴机型采用轴向叠加提供可能。轴向叠加的结构构造是，两个曲轴室箱体14背靠背组成该机型整体双室式曲轴室箱体，双室式曲轴室箱体两端对称设置齿轮室摆动室箱体25，两个齿轮室各采用一套4×1轴机型传动机构，两套4×1轴机型共用1条中央输入传动轴(动力输入传动轴)。而4×4轴机型用两个4×2轴机型竖直叠加而成。增加单机合成方向不变惯性合力的出力，用4×1轴机型叠加比增大摆动体尺寸增加重量的优越性在于，能够保持旋转曲轴的高转速，又能减少合成惯性合力的波动率。如果机壳用铸造制造，可把安装旋转曲轴1轴承座的轴承座板35与齿轮室摆动室箱体25合并为一体，组成机壳的部件只有两个箱体和一块盖板。

如前述，本实用新型可实现输出推进力的驱动器。可调推力方向的摆振推力器与驱动轮相比最大优点是，可调推力方向的摆振推力器可实现水平推力与垂直推力相互转换或倾斜升力按要求分配同用两个分力。这一优点可在汽车外形尺寸不变情况下设计陆空两用汽车或称三维汽车或称无障碍汽车。用空气动力学设计的汽车需要占地面积很大的机翼或旋翼，不可能在宽7米的公路上相向同时行驶。有机翼的飞机采用摆振推力器助推产生升力和水平推力，在现有飞机外形不变情况下，极容易实现竖直升降和水平飞行的转换，另外还可以增加有效荷载。这种设计似乎把直升机与有机翼飞机合并。登陆艇也可用摆振推力器助推。用摆振推力器助推的拖拉机，可实现水田无轮辙或悬浮耕作，可实现在水稻表面或其它农作物表面喷淋肥料。应用惯性推力驱动器的无人机可解决山区交通运输及农林机械化问题。用摆振推力器与驱动轮混合驱动的工程机械有更多的应用。在推土机或压路机中，可改变用重量乘摩擦 (附着)系数获得推力或压力的设计理论。除齿轮、传动轴及摆动体之外，其余机体零部件可用铝镁合金或碳纤复合材料制造，减轻机器自重获得节能。像汽车一样采用电池供电变频调速传动代替燃油箱供油内燃机驱动机械调速传动，把自重减轻获得节能。可把推土机与压路机合并为一机，形成推土压路两用机。牙轮钻机对钻杆的推压及隧洞掘进机刀盘的推压，用摆振推力器可以减少机体重量。用摆振推力器可改变起重机的总体设计，把摆振推力器装在吊钩上方，可减少平衡稳定机架的体积和重量。关于摆振推力器在空天飞机的应用，在穿越重力场可用摆振推力器与空天飞机自身重量相抗衡，助推火箭发动机，减少火箭发动机动力消耗，获得节能并回收火箭发动机，获得返回地面时软着陆。在坦克及装甲车方面，可用摆振推力器助推设计越野性能更好的战车，使陆军的机械化水平更大提高。

上述公式(12)内sin(90°+φ)＝cosφ及公式(13)内cos(90°+φ)＝-sinφ是用原北京矿业学院高等数学教研组编的《数学手册》(1973年第1版，第34页)关于两角和的三角函数计算公式计算获得，即

sin(90°+φ)＝sin90°cosφ+cos90°sinφ＝cosφ

cos(90°+φ)＝cos90°cosφ-sin90°sinφ＝-sinφ

上述说明是针对本实用新型较佳可行实施例的详细说明，但实施例并非用以限定本实用新型的专利申请范围，凡本实用新型所提示的技术精神下所完成的同等变化或修饰变更，均应属于本实用新型所涵盖专利范围。本实用新型在应用的创新设计是本实用新型的组合发明，是新发明的组成部分，亦属本实用新型的保护范围。

Claims (10)

1.一种4×1轴摆振合成方向不变惯性合力式惯性推力驱动器，其特征在于：包括曲轴室箱体(14)、旋转曲轴(1)、曲柄销滑块(2)、框架式往复滑块(3)、连杆(9)、连杆销轴(8)、摆动曲轴(11)、两级轴扩角传动机构、齿轮室摆动室箱体(25)、摆动体，所述曲轴室箱体(14)内设置有滑动腔和传动腔，所述框架式往复滑块(3)设置于曲轴室箱体(14)滑动腔内，曲柄销滑块(2)设置于框架式往复滑块(3)内，旋转曲轴(1)连接在曲柄销滑块(2)上，旋转曲轴(1)带动框架式往复滑块(3)在曲轴室箱体(14)滑动腔内往复滑动；所述两级轴扩角传动机构设置于曲轴室箱体(14)传动腔内，框架式往复滑块(3)通过连杆销轴(8)连接连杆的一端以带动连杆，连杆的另一端通过摆动曲轴(11)连接至两级轴扩角传动机构，连杆带动摆动曲轴(11)往复摆动，摆动曲轴(11)带动两级轴扩角传动机构往复转动；所述摆动体设置于齿轮室摆动室箱体(25)内，两级轴扩角传动机构的从动轴贯穿曲轴室箱体(14)并延伸至齿轮室摆动室箱体(25)内，摆动体设置于两级轴扩角传动机构的从动轴上，两级轴扩角传动机构的从动轴带动摆动体作总摆动角为180°的往复摆动。

2.根据权利要求1所述的4×1轴摆振合成方向不变惯性合力式惯性推力驱动器,其特征在于：所述摆动体为扇形摆动体或圆盘形摆动体。

3.根据权利要求2所述的4×1轴摆振合成方向不变惯性合力式惯性推力驱动器,其特征在于：所述圆盘形摆动体为剖分式圆盘形摆动体总成(16)，剖分式圆盘形摆动体总成(16)的下方悬挂有凸轮槽滚轮支承机构总成(17)，以控制剖分式圆盘形摆动体总成的摆动半径变化。

4.根据权利要求3所述的4×1轴摆振合成方向不变惯性合力式惯性推力驱动器,其特征在于：所述凸轮槽滚轮支承机构总成(17)配置有支承滚轮，支承滚轮上设置有滚轮防滑机构，滚轮防滑机构包括防滑滚动齿轮(18)及与其配合防滑固定曲线齿条板(19)，使得支承滚轮作纯滚动。

5.根据权利要求4所述的4×1轴摆振合成方向不变惯性合力式惯性推力驱动器,其特征在于：所述凸轮槽滚轮支承机构总成(17)的支承滚轮配置有滚轮轴，滚轮轴上设置有润滑机构，润滑机构包括径向穿轴滑动油管(20)、油管套(21)及油管套固定螺母(22)，径向穿轴滑动油管(20)径向贯穿两级轴扩角传动机构的从动轴，且与从动轴组成滑动十字轴型式，使得从动轴的中心油孔连通至滚轮轴表面。

6.根据权利要求1所述的4×1轴摆振合成方向不变惯性合力式惯性推力驱动器,其特征在于：所述两级轴扩角传动机构包括扩角主动摆动齿轮(12)及与其配合的扩角从动摆动齿轮(13)，摆动曲轴(11)与扩角主动摆动齿轮(12)同轴带动扩角主动摆动齿轮往复转动，摆动曲轴(11)的曲柄臂设置有摆动曲轴(11)平衡配重块(10)，扩角从动摆动齿轮(13)的轴贯穿曲轴室箱体(14)并延伸至齿轮室摆动室箱体(25)内，以带动安装在摆动室内的摆动体往复摆动。

7.根据权利要求1所述的4×1轴摆振合成方向不变惯性合力式惯性推力驱动器,其特征在于：所述两级轴扩角传动机构包括主动齿带轮(28)、从动齿带轮(27)及齿带(26)，从动齿带轮(27)通过齿带(26)与主动齿带轮(28)配合连接，摆动曲轴(11)与主动齿带轮(28)同轴带动主动齿带轮往复转动，从动齿带轮的轴贯穿曲轴室箱体(14)并延伸至齿轮室摆动室箱体(25)内，以带动安装在摆动室内的摆动体往复摆动。

8.根据权利要求7所述的4×1轴摆振合成方向不变惯性合力式惯性推力驱动器,其特征在于：所述主动齿带轮(28)中央设置有轴向贯通的多边形孔，摆动曲轴(11)上设置有多边形轴段，以穿置于主动齿带轮多边形孔中，主动齿带轮径向设置有调节螺钉(29)，以调节主动齿带轮和摆动曲轴(11)的偏心距。

9.根据权利要求6或7所述的4×1轴摆振合成方向不变惯性合力式惯性推力驱动器,其特征在于：所述齿轮室摆动室箱体(25)中央设置内装五齿轮传动分动机构的齿轮室H，在齿轮室H左右两侧设置共4个摆动室G，摆动室G内装有剖分式圆盘形摆动体总成(16)或扇形摆动体。

10.一种4×n轴摆振合成方向不变惯性合力式惯性推力驱动器，其特征在于：其基于两个以上的权利要求1所述的4×1轴摆振合成方向不变惯性合力式惯性推力驱动器，通过轴向叠加而成，或通过轴向及竖直叠加而成；

当n等于2时，通过两个4×1轴驱动器的轴向叠加形成4×2轴驱动器，且，两个曲轴室箱体以背靠背分布形成双室式曲轴室箱体，双室式曲轴室箱体两端对称设置齿轮室摆动室箱体，双室式曲轴室箱体两条旋转曲轴均连接至配置的机壳中心的动力输入传动轴；

当n等于4时，通过两个4×2轴驱动器的竖直叠加形成4×4轴驱动器。