技术领域

[0001] 本发明涉及机械传动领域， 具体是一种具有离合功能的无级变速动力轴承 。

背景技术

[0002] 目前工业上用的变速器大部分是速比固定的变 速器； 汽车上大部分配备的有档 自动变速器 （AT) ， 其传动效率低、 制作复杂、 成本高； 现有的无极变速器 （ CVT) 的主、 从动轮靠摩擦来传递动力， 这种传递方式不能实现大扭矩动力传 输。

技术问题

[0003] 本发明要解决的技术问题是提供一种无级变速 动力轴承， 能使轴承在转动过程 中把轴承内圈的动力异步传递到轴承外圈， 通过高压油压力的调节来实现无级 变速。

问题的解决方案

技术解决方案

[0004] 本发明的技术方案为：

[0005] 一种无级变速动力轴承， 包括轴承主动内圈， 轴承从动外圈和活齿总成； 所述 的轴承主动内圈的外周设置有一圈活齿槽， 所述的活齿总成一一嵌入对应的活 齿槽内， 且活齿槽底部与高压进油口连通； 所述的轴承从动外圈的内周面为变 径面， 且变径面被均分成若干个等分部， 每个相对应的等分部的变径大小相等 、 方向相同， 所述的活齿总成的外端部与变径面贴合。

[0006] 所述的活齿总成的每个活齿包括活齿支承体和 连接于活齿支承体外端的滚柱活 齿， 所述的活齿支承体与活齿槽相对的侧部幵有若 干个槽口。

[0007] 所述的无级变速动力轴承还包括活齿变速系统 ； 活齿变速系统包括有速比控制 单元， 分别与速比控制单元连接的高压油泵、 用于测量轴承从动外圈速度的轴 承从动外圈速度传感器、 速比给定信号输入端、 轴承主动内圈转速信号输入端 ； 所述的高压油泵的高压出油口与高压进油口连 通， 所述的速比给定信号输入 端、 轴承主动内圈转速信号输入端与系统控制中心 连接。

[0008] 所述的轴承从动外圈的外周面为动力输出面， 采用齿牙、 滚柱或圆周面形式。

[0009] 所述的高压进油口设置于轴承主动内圈上， 且轴承主动内圈上设置有高压油路

， 所述的高压进油口通过高压油路与活齿槽底部 连通。

[0010] 所述等分部包括变径面离圆心的距离由大到小 的弧段、 变径面离圆心的距离由 小到大的弧段以及未变径的弧段。

发明的有益效果

有益效果

[0011] 本发明中的活齿总成与变径面接触， 使得本发明的无级变速动力轴承能够提供 较大扭矩输出； 本发明中的变径面的等分部为若干个， 每个相对应的等分部的 变径大小相等、 方向相同， 所以传递动力相对于圆心径向平衡， 没有偏心力。

[0012] 本发明能使轴承在转动过程中把轴承内圈的动 力异步传递到轴承外圈， 通过高 压油压力的调节实现无级变速， 从而实现高效率、 大扭矩、 无级变速传动； 同 吋本发明具有径向动力平衡、 噪声小， 结构紧凑、 体积小， 制造成本低的优点 ， 具有一定的工业实用性。 。

对附图的简要说明

附图说明

[0013] 图 1是本发明的结构示意图。

[0014] 图 2是本发明活齿总成的结构示意图。

[0015] 图 3是本发明活齿变速系统的结构示意图。

[0016] 图 4本发明旋转做功的受力分析图。

[0017] 图 5本发明活齿总成与变径面部分受力分析图， 其中， 21表示活齿在 A弧段与变 径面接触点的弧面切线， 22表示弧面切线 21的垂直线， 23表示活齿在 A弧段与 变径面接触点到轴承主动内圈 1圆心的连线。

[0018] 图 6是本发明变速控制运算流程框图。

实施该发明的最佳实施例

本发明的最佳实施方式 [0019] 见图 1， 一种无级变速动力轴承， 包括轴承主动内圈 1， 轴承从动外圈 2、 活齿 总成 3和活齿变速系统； 轴承主动内圈 1的外周设置有一圈活齿槽 4， 活齿总成 3 一一嵌入对应的活齿槽 4内， 且活齿槽 4底部与轴承主动内圈上的高压进油口 5通 过高压油路 6连通； 轴承从动外圈 2的内周面为变径面 7， 外周面为动力输出面 8 ， 采用齿牙、 滚柱或圆周面形式， 且变径面被均分成三个等分部， 每个相对应 的等分部的变径大小相等、 方向相同， 活齿总成 3的外端部与变径面贴合。

[0020] 见图 2， 活齿总成 3的每个活齿包括有活齿支承体 31和连接于活齿支承体 31外端 的滚柱活齿 32， 活齿支承体 31与活齿槽 4相对的侧部均幵有一列圆形槽口 33。

[0021] 见图 3， 活齿变速系统包括速比控制单元 61， 分别与速比控制单元 61连接的高 压油泵 62、 轴承从动外圈速度传感器 63、 速比给定信号输入端 64、 轴承主动内 圈转速信号输入端 65; 高压油泵的高压出油口 66与高压进油口 5连通， 速比控制 单元 61采集高压油泵 62的油压信号， 同吋通过控制输出端子向高压油泵 63输出 控制信号， 控制高压油的输出压力； 轴承从动外圈速度传感器 63用于采集轴承 从动外圈 2的转速信号； 且速比给定信号输入端 64、 轴承主动内圈转速信号输入 端 65与系统控制中心 67连接， 用于获取轴承主动内圈 1的转速信号和轴承主动内 圈 1与轴承从动外圈 2的速比给定信号。

[0022] 见图 4， 变径面的每个等分部包括变径面离圆心的距离 由大到小的弧段、 变径 面离圆心的距离由小到大的弧段以及未变径的 弧段。 Al、 A2和 A3弧段为变径面 离圆心的距离由大到小的弧段， 是轴承主动内圈 1对轴承从动外圈 2产生切向力 的弧段； Bl、 B2和 B3弧段为变径离圆心的距离由小到大的弧段， 是活齿长度的 恢复弧度段， 是轴承主动内圈 1对轴承从动外圈 2不产生切向力的弧段。

[0023] 见图 2和图 5， 当无级变速动力轴承工作吋， 轴承主动内圈 1带动活齿总成 3逆吋 针旋转， 活齿总成 3在活齿槽 4底部高压油的压力作用下， 压紧变径面。 当活齿 经过的变径面离圆心的距离由大到小变化吋， 活齿对变径面产生垂直于切面的 作用力 FB， 即活齿底部的高压油压力 FB， FB的大小为 FB对轴承主动内圈 1径向 方向上的分解力 FC和轴承主动内圈 1的转矩力产生的切向力 FA的合力； 变径面 同吋对活齿总成产生的反作用力为 FB",反作用力 FB"与 FB大小相等、 方向相反； 当变径面离圆心的距离由小到大吋， 活齿在离心力和液压油的作用下向外伸展 、 恢复在变径面内的最大长度， 活齿对变径面不产生旋转切向力； 当变径面离 圆心的距离不变吋， 活齿在变径面内自由转动； 活齿在 A弧段与变径面接触点的 弧面切线 21与接触点到轴承主动内圈 1圆心的连线 23有一夹角 90°+ot， 调整活齿 槽偏移角 α， 使活齿通过 Α段区只承受弧面垂直作用力， 不承受切向力， 减少活 齿在活齿槽内移动吋的侧向力。

[0024] 见图 4和图 5， 主动内圈 1带动活齿总成 3逆吋针旋转吋， 活齿总成 3通过三个弧 段 Al、 A2、 A3对轴承从动外圈 2施加旋转圆弧切向推力 FA， 三个等分部弧面形 状一致， 所以切向推力 FA也一致， 轴承的径向力平衡。

[0025] 见图 3， 速比控制单元 61控制高压油泵 62的高压油输出压力， 通过高压油输入 口 5加到每个活齿槽的底部， 高压油的压力由小逐渐增大， 主动内圈作用到从动 外圈的扭矩亦逐渐增大， 以此实现了虚拟离合器的功能。

[0026] 见图 1和图 4， 通过控制高压油的压力使得输入到轴承主动内 圈 1的功率输出到 轴承从动外圈 2上， 根据能量守恒原理推出的公式 （5) 的表达式 N2/ N1 = (Τ1 Γ2) *η , 从动外圈的转速 Ν2与其所受的外部负荷 Τ2成反比， 所以从动外圈所 受的外部负荷的大小决定了轴承从动外圈的转 速。 由于外部负荷的变化使得轴 承从动外圈的转速跟随变化， 从而实现了速比的自适应变化。

[0027] 变速轴承的扭矩输出和变速的分析与计算说明 ：

[0028] 发动机输出功率计算公式：

[0029] Ρ=Τ*Ν/9550 (1)

[0030] 其中， Ρ为发动机输出功率， 单位为千瓦， Τ为发动机输出扭矩， 单位为牛顿米

； Ν为发动机输出转速， 单位为每分钟转。

[0031] 因此， 轴承主动内圈的旋转功率为 Ρ1=Τ1*Ν1/9550 (2) [0032] 其中， P1为轴承主动内圈输出功率， T1为轴承主动内圈输出扭矩， N1为轴承 主动内圈输出转速；

[0033] 轴承从动外圈的旋转功率为 Ρ2=Τ2*Ν2/9550 (3) [0034] 其中， Ρ2为轴承从动外圈输出功率， Τ2为轴承从动外圈输出扭矩， Ν2为轴承 从动外圈输出转速；

[0035] 根据能量守恒定律得出： Ρ2=Ρ1*η (4) [0036] 其中， η为轴承主动内圈对轴承从动外圈的做功效率� ��

[0037] 由公式 （2) 、 (3) 和 （4) 推出：

[0038] Ν2/ N1 = (Τ1 Γ2) *η (5)

[0039] 由公式 （5) 可以看出， 输出速比的变化与输出扭矩的变化成反比， 即输出速 率降低的倍数等于输出扭矩增大的倍数。

[0040] 见图 6， 变速控制运算流程框图， 71为变换速率计算器， 计算出轴承主动内圈 1 与轴承从动外圈 2的实际变换速率 ES， 72为速率误差比较器， 计算出实际变换速 率 ES与系统给定的变换速率 RP的误差值 ER,再通过计算控制器 73计算出需要对高 压油泵 63所需的控制输出信号值 DO， 使油泵输出压力调节到需要的传动速比所 需要的压力。

本发明的实施方式

[0041] 见图 1， 一种无级变速动力轴承， 包括轴承主动内圈 1， 轴承从动外圈 2、 活齿 总成 3和活齿变速系统； 轴承主动内圈 1的外周设置有一圈活齿槽 4， 活齿总成 3 一一嵌入对应的活齿槽 4内， 且活齿槽 4底部与轴承主动内圈上的高压进油口 5通 过高压油路 6连通； 轴承从动外圈 2的内周面为变径面 7， 外周面为动力输出面 8 ， 采用齿牙、 滚柱或圆周面形式， 且变径面被均分成三个等分部， 每个相对应 的等分部的变径大小相等、 方向相同， 活齿总成 3的外端部与变径面贴合。

[0042] 见图 2， 活齿总成 3的每个活齿包括有活齿支承体 31和连接于活齿支承体 31外端 的滚柱活齿 32， 活齿支承体 31与活齿槽 4相对的侧部均幵有一列圆形槽口 33。

[0043] 见图 3， 活齿变速系统包括速比控制单元 61， 分别与速比控制单元 61连接的高 压油泵 62、 轴承从动外圈速度传感器 63、 速比给定信号输入端 64、 轴承主动内 圈转速信号输入端 65 ; 高压油泵的高压出油口 66与高压进油口 5连通， 速比控制 单元 61采集高压油泵 62的油压信号， 同吋通过控制输出端子向高压油泵 63输出 控制信号， 控制高压油的输出压力； 轴承从动外圈速度传感器 63用于采集轴承 从动外圈 2的转速信号； 且速比给定信号输入端 64、 轴承主动内圈转速信号输入 端 65与系统控制中心 67连接， 用于获取轴承主动内圈 1的转速信号和轴承主动内 圈 1与轴承从动外圈 2的速比给定信号。 [0044] 见图 4， 变径面的每个等分部包括变径面离圆心的距离 由大到小的弧段、 变径 面离圆心的距离由小到大的弧段以及未变径的 弧段。 Al、 A2和 A3弧段为变径面 离圆心的距离由大到小的弧段， 是轴承主动内圈 1对轴承从动外圈 2产生切向力 的弧段； Bl、 B2和 B3弧段为变径离圆心的距离由小到大的弧段， 是活齿长度的 恢复弧度段， 是轴承主动内圈 1对轴承从动外圈 2不产生切向力的弧段。

[0045] 见图 2和图 5， 当无级变速动力轴承工作吋， 轴承主动内圈 1带动活齿总成 3逆吋 针旋转， 活齿总成 3在活齿槽 4底部高压油的压力作用下， 压紧变径面。 当活齿 经过的变径面离圆心的距离由大到小变化吋， 活齿对变径面产生垂直于切面的 作用力 FB， 即活齿底部的高压油压力 FB， FB的大小为 FB对轴承主动内圈 1径向 方向上的分解力 FC和轴承主动内圈 1的转矩力产生的切向力 FA的合力； 变径面 同吋对活齿总成产生的反作用力为 FB",反作用力 FB"与 FB大小相等、 方向相反； 当变径面离圆心的距离由小到大吋， 活齿在离心力和液压油的作用下向外伸展 、 恢复在变径面内的最大长度， 活齿对变径面不产生旋转切向力； 当变径面离 圆心的距离不变吋， 活齿在变径面内自由转动； 活齿在 A弧段与变径面接触点的 弧面切线 21与接触点到轴承主动内圈 1圆心的连线 23有一夹角 90°+ot， 调整活齿 槽偏移角 α， 使活齿通过 Α段区只承受弧面垂直作用力， 不承受切向力， 减少活 齿在活齿槽内移动吋的侧向力。

[0046] 见图 4和图 5， 主动内圈 1带动活齿总成 3逆吋针旋转吋， 活齿总成 3通过三个弧 段 Al、 A2、 A3对轴承从动外圈 2施加旋转圆弧切向推力 FA， 三个等分部弧面形 状一致， 所以切向推力 FA也一致， 轴承的径向力平衡。

[0047] 见图 3， 速比控制单元 61控制高压油泵 62的高压油输出压力， 通过高压油输入 口 5加到每个活齿槽的底部， 高压油的压力由小逐渐增大， 主动内圈作用到从动 外圈的扭矩亦逐渐增大， 以此实现了虚拟离合器的功能。

[0048] 见图 1和图 4， 通过控制高压油的压力使得输入到轴承主动内 圈 1的功率输出到 轴承从动外圈 2上， 根据能量守恒原理推出的公式 （5) 的表达式 N2/ N1 = (Τ1 Γ2) *η , 从动外圈的转速 Ν2与其所受的外部负荷 Τ2成反比， 所以从动外圈所 受的外部负荷的大小决定了轴承从动外圈的转 速。 由于外部负荷的变化使得轴 承从动外圈的转速跟随变化， 从而实现了速比的自适应变化。 [0049] 变速轴承的扭矩输出和变速的分析与计算说明 ：

[0050] 发动机输出功率计算公式：

[0051] P=T*N/9550 (1)

[0052] 其中， P为发动机输出功率， 单位为千瓦， T为发动机输出扭矩， 单位为牛顿米

； N为发动机输出转速， 单位为每分钟转。

[0053] 因此， 轴承主动内圈的旋转功率为 Ρ1=Τ1*Ν1/9550 (2) [0054] 其中， P1为轴承主动内圈输出功率， T1为轴承主动内圈输出扭矩， N1为轴承 主动内圈输出转速；

[0055] 轴承从动外圈的旋转功率为 P2=T2*N2/9550 (3)

[0056] 其中， P2为轴承从动外圈输出功率， T2为轴承从动外圈输出扭矩， N2为轴承 从动外圈输出转速；

[0057] 根据能量守恒定律得出： Ρ2=Ρ1*η (4)

[0058] 其中， η为轴承主动内圈对轴承从动外圈的做功效率� ��

[0059] 由公式 （2) 、 (3) 和 （4) 推出：

[0060] Ν2/ N1 = (Τ1 Γ2) *η (5)

[0061] 由公式 （5) 可以看出， 输出速比的变化与输出扭矩的变化成反比， 即输出速 率降低的倍数等于输出扭矩增大的倍数。

[0062] 见图 6， 变速控制运算流程框图， 71为变换速率计算器， 计算出轴承主动内圈 1 与轴承从动外圈 2的实际变换速率 ES， 72为速率误差比较器， 计算出实际变换速 率 ES与系统给定的变换速率 RP的误差值 ER,再通过计算控制器 73计算出需要对高 压油泵 63所需的控制输出信号值 DO， 使油泵输出压力调节到需要的传动速比所 需要的压力。

工业实用性

[0063] 本发明能使轴承在转动过程中把轴承内圈的动 力异步传递到轴承外圈， 通过高 压油压力的调节实现无级变速， 从而实现高效率、 大扭矩、 无级变速传动； 同 吋本发明具有径向动力平衡、 噪声小， 结构紧凑、 体积小， 制造成本低的优点 ， 具有一定的工业实用性。