两级轴变摆式方向不变惯性合力合成方法及摆振推力器的制造方法
两级轴变摆式方向不变惯性合力合成方法及摆振推力器的制造方法
【专利摘要】本发明公开了一种利用振动合成方向不变惯性合力方法及机器，称为两级轴变摆式方向不变惯性合力合成方法及摆振推力器。本发明在两次专利申请(申请号201110117060.8与申请号201210329846.0)的基础上提出更为先进的制力新理念。在摆动室设两级摆动轴。两级轴变摆设计有两大功能，一是用变传动比(利用非圆齿轮)实现改变运动规律，二是利用增速圆柱齿轮传动扩大摆动角。变摆设计能极大地提高推力器制力能力。摆振机构由4轴改为8轴，既提高制力能力又能减小推力大小波动率。另外对曲轴齿轮传动机构、齿条连接结构、齿条齿轮型式及机体提出改进设计。
【专利说明】两级轴变摆式方向不变惯性合力合成方法及摆振推力器
【技术领域】：
[0001] 本发明涉及一种方向不变惯性合力合成方法及机器，称为两级轴变摆式方向不变 惯性合力合成方法及摆振推力器。本发明属振动工程【技术领域】，是中国振动工程学会的科 研方向。变径是变转动半径或变摆动半径的简称。定径是不变转动半径或不变摆动半径的 简称。推力是方向不变惯性合力的简称。转振是转动振动的简称。摆振是摆动振动的简称。 制力是振动合成推力的简称。本发明提出比发明专利"可调推力方向式正弦加速度变径振 动合成推力器及应用"（专利申请号为201210329846. 0)具有更为先进的制力理念。 技术背景：
[0002] 发明人冲破牛顿作用力与反作用力定律的束缚，利用变径行星滚轮转振迭加或变 径摆动圆盘摆振迭加合成方向不变离心合力。发明人相信量变到质变的哲学原理会创造新 技术。变径振动是发明人首先提出来的科技构想，获得专利证书的制力器是变径振动第一 项设计。在发明专利"可调推力方向式正弦加速度变径振动合成推力器及应用"（专利申请 号201210329846. 0)提出了变径行星滚轮转振迭加或变径摆动圆盘摆振迭加合成方向不 变离心合力的初步机构原理。在后续发明名称"转式方向不变离心合力合成方法及转振推 力器"（专利申请号201310651392. 3)专利申请已把变径转振制力技术推向高峰。新技术特 点是，主要制力转角用定径制力代替变径制力，即用间歇变径代替全转变径。这次专利申请 目的把摆振制力技术推向高峰。新技术特点是用定径制力代替变径制力，解决变径摆动圆 盘控制变径的凸轮槽影响提高转速问题。摆振推力器样机设计发现，参考摩托车发动机选 择曲轴半径及曲轴转速，曲轴半径越小曲轴转速越高。因为离心力与角速度平方成正比，所 以提高制力能力用提高转速比增加曲轴半径好，提高转速是实现推力器体积小重量轻的重 要途径；另一条提高制力能力又能减小推力大小波动率的方法是摆振机构由4轴改为8轴。 参考"摩托车发动机设计"（叶盛焱主编，人民邮电出版社，1997年7月第一版5?11页）， 曲轴半径R 1取22mm，曲轴转速为1万5千转/分；曲轴半径R1取33mm，曲轴转速约为1万 转/分。样机齿条齿轮转动参数是，齿轮模数m = 3. 5,齿数12个，齿轮分度圆直径42mm。 曲轴半径R1取22mm，摆动齿轮摆动角120° ;曲轴半径R1取33mm，摆动齿轮摆动角180°。 采用两级轴变摆可实现两种功能，一种功能是扩大摆动角，能使摆动角由120°变为180° ; 另一种功能是通过变传动比传动（非圆齿轮传动）改变曲轴双滑块机构产生的纯谐波振动 波形曲线。两级轴变摆振动机构能够合成方向不变惯性合力的原理在下述
【发明内容】
介绍时 再作详细分析说明。如果单纯用两级轴变传动比变摆方式达不到目的或波动率太大，今后 发明人将提出二元变摆式方法。所谓二元变摆式方法就是两级轴变摆与变径机构组合成一 种方法。专利审查员对专利申请号201210329846. 0提出了宝贵的审查意见，新的变径机构 抛弃托辊轴凸轮槽控制摆动圆盘变径方法，变径方式有可能采用间歇变径理论。关于非圆 齿轮设计与制造厂家在国内尚未找到，有关非圆齿轮的简单设计理论可参见前苏联高等学 校教科书中文翻译版"机械原理"（柯热夫尼可夫著，机械工业出版社，1958年3月第一版， 上册，273?282页）。在该次申请专利后，发明人将再次寻求国内外有关单位合作解决这 个技术难题或从国外引进技术。本发明以两级轴变传比变摆方案为主体介绍本发明详细内 容，在【专利附图】
【附图说明】及【具体实施方式】介绍后再细述两级轴扩大摆动角方案的设计及其带来的积 极效果。推力器零件材料的选择对推力器提高转速减轻自重起决定性作用。根据电视新闻 报道，一种能搭建通往月球"天梯"的高强轻质材料在实验室已实验成功。随着材料科学的 发展，转速高（每分钟1. 5万转以上）、体积小重量轻及功率大的推力器很快就能实现。
【发明内容】
：
[0003]为了提高摆振推力器的制力能力及降低推力大小波动率，本发明提出两级轴变摆 式摆振推力器结构方案及8轴摆振推力器。两级轴变传动比摆动机构是在摆动室内设置 两条摆动轴，即设置一级摆动轴和二级摆动轴。一级摆动轴是由齿条驱动的一级摆动齿轮 轴，一级摆动齿轮轴的齿轮两侧同轴安装两个一级摆动非圆齿轮。一级摆动轴设在二级摆 动轴下方，而二级摆动轴设在曲轴X轴方向中心线或稍为向上偏离，向上偏离目的是保证 齿条与往复滑架盖能够有效连接。二级摆动轴在相对一级摆动轴的非圆齿轮位置安装二级 摆动非圆齿轮。在两个二级摆动非圆齿轮的外侧同轴安装两个摆动体，两个摆动体另用一 个连接销连接，使其成为共同体，减小二级摆动轴弯曲力矩。二级摆动轴是摆动机构终端摆 动轴，一级摆动齿轮轴与齿条组成齿条齿轮传动机构，把齿条的直线往复运动转化为一级 摆动齿轮轴的往复摆动。一级摆动轴的摆动规律由双滑块机构的往复滑架运动规律决定， 往复滑架的运动规律是纯谐波规律。所以一级摆动轴的摆动规律也是纯谐波规律。内燃机 曲柄连杆机构推动活塞运动是谐波运动规律，不是纯谐波运动规律。要知道原因请参阅内 燃机曲柄连杆机构设计。双滑块机构是连杆无限长的机构，在机械学中称为正弦机构，其机 构运动学的公式极为简单。非圆齿轮传动实质是变传动比传动，一级摆动轴的摆动规律经 非圆齿轮变传动比传动后，二级摆动轴获得新的摆动规律。新摆动规律提高了摆动角速度 的峰值及降低了角加速度的峰值，也就是提高了离心加速度W n在y轴分量Wny的峰值，降低 了切向加速度Wt在7轴分量W Ty的峰值。Wny振动曲线是一条没有负值只有正值的振动曲 线,而wTy振动曲线是一条有正负值交替变化的振动曲线，如采用8轴摆振机构，则有4条 W ny与4条wTy振动曲线参与迭加合成方向不变惯性合力，迭加结果是在摆动返回点出现下 面制力的关系式：
[0004]Wny眶+Wlyniax>Wnyniax
[0005]Wnymax-Wlymax> 0
[0006]这两条关系式表明，变传比比摆式合成方向不变惯性合力具有更高的制力效率， 但振动波动率更大。但振动波动率不会影响摆振推力器的应用，因为曲轴转速在1. 5万转 /分以上，8轴摆振推力器合成方向不变惯性合力的振动频率是2000次/秒。理论上非圆 齿轮传动的传动比变化规律可影响合成的振动波形曲线的平稳性，采用怎样的传动比变化 规律才能获得振动波形曲线最佳平稳性，这个十分复杂的科学奥秘有待科学家去探索。用 反求设计是解决问题的简单方法。更详细的
【发明内容】
见【专利附图】
【附图说明】。
[0007]本发明在摆振推力器结构构造方面有三项结构改进，第一项是8轴齿轮传动机构 的3角选用60°，曲轴齿轮齿数选用36个，这种参数使齿轮传动机构设计与制造变为极其 简单；第二项是齿条采用铰接支托式，可解决双滑块机构制造精度不够使齿条承受弯曲力 矩引起折断；第三项是机体在整机外形尺寸不变情况下采用扩大摆动室的机体形式，这种 结构方案可增加摆动机构齿轮的轴向长度，提高齿轮的承载能力。
【专利附图】
【附图说明】 [0008] 及【具体实施方式】
[0009] 图1是两级轴变传动比摆动机构总成剖视图。
[0010] 图2是图1沿A-A剖视图。
[0011] 图3是图1沿B-B剖面图。
[0012] 图4是4轴摆振推力器曲轴齿轮传动机构简图。
[0013] 图5是8轴摆振推力器曲轴齿轮传动机构简图。
[0014] 图6是铰接支托式齿条结构详图。
[0015] 图7是一级摆动齿轮轴纵向剖面图。
[0016] 图8是一级摆动齿轮轴横向剖面图。
[0017] 图9是4轴摆振推力器扩大摆动室机体结构图。
[0018] 图10是图9沿C-C剖视图。
[0019] 图11是曲轴双滑块机构与齿条齿轮（一级摆动齿轮轴）机构运动学分析计算说 明简图。
[0020] 图12是一级摆动轴模拟双质点对动摆动机构运动学分析计算说明简图。
[0021] 图13是一级摆动轴模拟双质点对动摆动机构Wny及W T y与摆动角（J)关系曲线 图。
[0022] 图14是一级摆动轴模拟双质点对动摆动机构Wny及W T y与曲轴转角a关系曲 线图。
[0023] 图15是第一组4轴（O2轴、O3轴、O4轴及O 5轴）双质点对动摆动机构W1Iiy与曲轴 转角a关系曲线图。
[0024] 图16是第一组4轴（O2轴、O3轴、O4轴及O 5轴）双质点对动摆动机构W1 T y与曲 轴转角a关系曲线图。
[0025] 图17是第二组4轴（O6轴、O7轴、O8轴及O 9轴）双质点对动摆动机构W2ny与曲轴 转角a关系曲线图。
[0026] 图18是第二组4轴（O6轴、O7轴、O8轴及O 9轴）双质点对动摆动机构W2 T y与曲 轴转角a关系曲线图。
[0027] 图19是两级轴扩大摆动角传动方案B-B剖面图。
[0028] 参照图1，图2及图3,两级轴变传动比摆动机构由曲轴1、曲柄销剖分式滑块2、往 复滑架体3、往复滑架盖4、齿条销5、铰链支托式齿条6、一级摆动非圆齿轮7、定位键8、一 级摆动齿轮轴9、一级摆动轴芯轴10、二级摆动轴芯轴11、一级摆动轴轴承座12、二级摆动 轴轴承座13、二级摆动非圆齿轮14、摆动体15、摆动体连接销16、二级摆动轴17、铰接齿条 定位圆环18及机体19等零件组成。两级轴变传动比摆动机构是在摆动室内设置一级摆动 齿轮轴9与二级摆动轴17, 一级摆动齿轮轴9由铰接支托式齿条6驱动，一级摆动齿轮轴9 的齿轮两侧同轴安装两个一级摆动非圆齿轮7。一级摆动齿轮轴9设在二级摆动轴17下方， 而二级摆动轴17设在曲轴X轴方向中心线或稍向上偏离，向上偏离目的是保证齿条6与往 复滑架盖4有连接位置。二级摆动轴17在相对一级摆动非圆齿轮7位置安装二级摆动非 圆齿轮14。在两个二级摆动非圆齿轮14外侧同轴安装两个摆动体15。两个摆动体15用 连接销16链接，使其成为共同体，减小二级摆动轴17的弯曲力矩。由于定位键8传递扭矩 的能力有限，一级摆动齿轮轴9与一级摆动非圆齿轮7之间用焊接加强连接；二级摆动非圆 齿轮14与摆动体15之间用焊接加强连接，焊接部位如图1及图2所示。如果两级摆动轴 总成需要拆散维修，可以用砂轮将焊缝磨削除去，重新装配完成后在焊缝位又重新焊接。参 照图3,两级轴非圆齿轮传动的特点是：在摆动角小=0°时，一级摆动非圆齿轮7的啮合 半径是最大值，而二级摆动非圆齿轮14的啮合半径是最小值，在摆动角小=90°或-90° 时，一级摆动非圆齿轮7的啮合半径是最小值，而二级摆动非圆齿轮14的啮合半径是最大 值，两个非圆齿轮的啮合半径最大值与最小值均相同。
[0029] 参照图4,4轴摆振推力器曲轴齿轮传动机构由中央输入传动大齿轮20、02曲轴双 排齿轮21、0 3曲轴齿轮22、04曲轴双排齿轮23及O5曲轴齿轮24组成。4轴摆振推力器由 两组双轴摆动振动器上下迭加组成,O 5曲轴与O4曲轴组成一组,O2曲轴与O3曲轴组成另一 组。为了简化齿轮机构及获得增速比为3的齿轮机构，齿轮机构的P角取60°，曲轴齿轮 齿数取36个，中央输入传动分动小齿轮齿数取18个。P = 60°带来的结果是A O1O2O3与 A O1O4O5 为等边三角形，O1O2 长度与 O1O4 长度等于 Lx，Ly = 2LX sin60° = I. 732LX。
[0030] 参照图5,8轴摆振推力器齿轮传动机构是在4轴摆振推力器曲轴齿轮传动机构基 础上增加中间传动大齿轮25, O6曲轴齿轮26、O7曲轴双排齿轮27、O8曲轴齿轮28、O 9曲轴 双排齿轮29及中间传动大齿轮30组成。8轴摆振推力器由4组双轴摆动振动器上下迭加 组成。样机设计表明，如果不取P =60°，不取曲轴齿轮齿数为36个，不能形成图5如此 简单的传动机构，齿轮传动设计与制造是一件复杂工作。
[0031] 铰链支托式齿条结构如图6所示，一级摆动齿轮轴纵向剖面如图7所示，一级摆动 齿轮轴横向剖面如同8所示。从图6、图7及图8可以看出，齿条是5齿4槽型式，齿轮是4 齿5槽式，齿型是按齿数为8齿的齿轮设计。样机设计齿轮模数m = 4,齿数Z = 8个，分度 圆直径D = 32mm，摆动角180°时需配曲轴半径R1 = 25. 13mm的曲轴。齿形采用短齿制， 有必要采用有关结构措施解决少齿数齿轮的切根问题。
[0032] 为了增加摆动机构齿轮的轴向长度，在不改变整机外形尺寸前提下，把摆振推力 器机体改为扩大摆动室机体型式。4轴摆振推力器扩大摆动室机体结构图如图9所示，图9 沿C-C剖视如图10所示。从图10可以看出，机体内腔分左摆动室31、曲轴室32及右摆动 室33,摆动室宽度b 2大于曲轴室宽度Id1，如果不扩大摆动室，则b2 = 1^。
[0033] 图11是曲轴双滑块机构与齿条齿轮（一级摆动轴齿轮轴）机构运动学分析计算 说明简图。图11所示是摆动角小=0°与曲轴转角a =90°时齿条齿轮状态图，而且是 摆动角2 = 180°的摆动机构。因为采用2 (K = 180°摆动机构可以在曲轴转速不变 的情况下获得最大的角速度离心力加速度Wn与角速度w是平方关系，而切向加速度Wt与角加速度e是一次方关系。图11所示齿条与齿轮分度圆的啮合点为齿条中间点K， 齿条M点与N点为齿条往复运动返回点，相应摆动齿轮分度圆的m点与n点为摆动返回点。 摆动角K0 2m = K02n = 90°。摆动齿轮分度圆半径为R2。下面用平面几何原理推导R2与 曲轴半径R1的计算关系式。齿条直线长度KM = KN = R1。圆弧|&"长度=圆弧办长度
【权利要求】
1. 在两次专利申请（申请号201110117060. 8与申请号201210329846. 0)基础上提出 的两级轴变摆式方向不变惯性合力合成方法及摆振推力器，其特征是在摆动室设置一级摆 动齿轮轴9及二级摆动轴17, 一级摆动齿轮轴9由铰接支托式齿条6驱动摆动，在二级摆动 轴17的两端安装两个摆动体15。
2. 根据权利要求1所述的两级轴变摆式方向不变惯性合力合成方法及摆振推力器，其 特征是一级摆动齿轮轴9的齿轮两侧同轴安装两个一级摆动非圆齿轮7,在二级摆动轴17 相对一级摆动非圆齿轮7位置安装二级摆动非圆齿轮14。
3. 根据权利要求1所述的两级轴变摆式方向不变惯性合力合成方法及摆振推力器，其 特征是二级摆动轴17设在曲轴X轴方向中心线或稍微偏离一定距离。
4. 根据权利要求1所述的两级轴变摆式方向不变惯性合力合成方法及摆振推力器，其 特征是在摆动角小=0°时，一级摆动非圆齿轮7的啮合半径是最大值，而二级摆动非圆齿 轮14的啮合半径是最小值，在摆动角小=90°或-90°时，一级摆动非圆齿轮7的啮合半 径是最小值，而二级摆动非圆齿轮14的啮合半径是最大值，两个非圆齿轮的啮合半径最大 值与最小值均相同。
5. 根据权利要求1所述的两级轴变摆式方向不变惯性合力合成方法及摆振推力器，其 特征是非圆齿轮7与非圆齿轮14的传动可以改为圆柱齿轮7与圆柱齿轮14的增速齿轮 传动达到扩大摆动角的目的。
6. 根据权利要求1所述的两级轴变摆式方向不变惯性合力合成方法及摆振推力器，其 特征是4轴或8轴摆振推力器的曲轴齿轮传动机构P角采用60°及曲轴齿轮齿数采用36 个的传动机构。
7. 根据权利要求1所述的两级轴变摆式方向不变惯性合力合成方法及摆振推力器，其 特征是铰接支托式齿条6与往复滑架盖4用铰接连接，齿条齿数5个，支托齿条6的铰接齿 条定位圆环18设在二级摆动轴17的中央。
8. 根据权利要求1所述的两级轴变摆式方向不变惯性合力合成方法及摆振推力器，其 特征是一级摆动齿轮轴9采用全圆齿数一半的非完整齿轮。齿数为4个，齿槽数为5槽。
9. 根据权利要求1所述的两级轴变摆式方向不变惯性合力合成方法及摆振推力器，其 特征是扩大摆动室机体的左摆动室31及右摆动室33的宽度b 2大于曲轴室32的宽度Iv
【文档编号】F03G7/08GK104314783SQ201410415938
【公开日】2015年1月28日 申请日期:2014年8月22日 优先权日:2014年8月22日
【发明者】梁刚, 梁剑锋, 常玉, 梁剑锐 申请人:梁刚
【专利摘要】本发明公开了一种利用振动合成方向不变惯性合力方法及机器，称为两级轴变摆式方向不变惯性合力合成方法及摆振推力器。本发明在两次专利申请(申请号201110117060.8与申请号201210329846.0)的基础上提出更为先进的制力新理念。在摆动室设两级摆动轴。两级轴变摆设计有两大功能，一是用变传动比(利用非圆齿轮)实现改变运动规律，二是利用增速圆柱齿轮传动扩大摆动角。变摆设计能极大地提高推力器制力能力。摆振机构由4轴改为8轴，既提高制力能力又能减小推力大小波动率。另外对曲轴齿轮传动机构、齿条连接结构、齿条齿轮型式及机体提出改进设计。
【专利说明】两级轴变摆式方向不变惯性合力合成方法及摆振推力器
【技术领域】：
[0001] 本发明涉及一种方向不变惯性合力合成方法及机器，称为两级轴变摆式方向不变 惯性合力合成方法及摆振推力器。本发明属振动工程【技术领域】，是中国振动工程学会的科 研方向。变径是变转动半径或变摆动半径的简称。定径是不变转动半径或不变摆动半径的 简称。推力是方向不变惯性合力的简称。转振是转动振动的简称。摆振是摆动振动的简称。 制力是振动合成推力的简称。本发明提出比发明专利"可调推力方向式正弦加速度变径振 动合成推力器及应用"（专利申请号为201210329846. 0)具有更为先进的制力理念。 技术背景：
[0002] 发明人冲破牛顿作用力与反作用力定律的束缚，利用变径行星滚轮转振迭加或变 径摆动圆盘摆振迭加合成方向不变离心合力。发明人相信量变到质变的哲学原理会创造新 技术。变径振动是发明人首先提出来的科技构想，获得专利证书的制力器是变径振动第一 项设计。在发明专利"可调推力方向式正弦加速度变径振动合成推力器及应用"（专利申请 号201210329846. 0)提出了变径行星滚轮转振迭加或变径摆动圆盘摆振迭加合成方向不 变离心合力的初步机构原理。在后续发明名称"转式方向不变离心合力合成方法及转振推 力器"（专利申请号201310651392. 3)专利申请已把变径转振制力技术推向高峰。新技术特 点是，主要制力转角用定径制力代替变径制力，即用间歇变径代替全转变径。这次专利申请 目的把摆振制力技术推向高峰。新技术特点是用定径制力代替变径制力，解决变径摆动圆 盘控制变径的凸轮槽影响提高转速问题。摆振推力器样机设计发现，参考摩托车发动机选 择曲轴半径及曲轴转速，曲轴半径越小曲轴转速越高。因为离心力与角速度平方成正比，所 以提高制力能力用提高转速比增加曲轴半径好，提高转速是实现推力器体积小重量轻的重 要途径；另一条提高制力能力又能减小推力大小波动率的方法是摆振机构由4轴改为8轴。 参考"摩托车发动机设计"（叶盛焱主编，人民邮电出版社，1997年7月第一版5?11页）， 曲轴半径R 1取22mm，曲轴转速为1万5千转/分；曲轴半径R1取33mm，曲轴转速约为1万 转/分。样机齿条齿轮转动参数是，齿轮模数m = 3. 5,齿数12个，齿轮分度圆直径42mm。 曲轴半径R1取22mm，摆动齿轮摆动角120° ;曲轴半径R1取33mm，摆动齿轮摆动角180°。 采用两级轴变摆可实现两种功能，一种功能是扩大摆动角，能使摆动角由120°变为180° ; 另一种功能是通过变传动比传动（非圆齿轮传动）改变曲轴双滑块机构产生的纯谐波振动 波形曲线。两级轴变摆振动机构能够合成方向不变惯性合力的原理在下述
【发明内容】
介绍时 再作详细分析说明。如果单纯用两级轴变传动比变摆方式达不到目的或波动率太大，今后 发明人将提出二元变摆式方法。所谓二元变摆式方法就是两级轴变摆与变径机构组合成一 种方法。专利审查员对专利申请号201210329846. 0提出了宝贵的审查意见，新的变径机构 抛弃托辊轴凸轮槽控制摆动圆盘变径方法，变径方式有可能采用间歇变径理论。关于非圆 齿轮设计与制造厂家在国内尚未找到，有关非圆齿轮的简单设计理论可参见前苏联高等学 校教科书中文翻译版"机械原理"（柯热夫尼可夫著，机械工业出版社，1958年3月第一版， 上册，273?282页）。在该次申请专利后，发明人将再次寻求国内外有关单位合作解决这 个技术难题或从国外引进技术。本发明以两级轴变传比变摆方案为主体介绍本发明详细内 容，在【专利附图】
【附图说明】及【具体实施方式】介绍后再细述两级轴扩大摆动角方案的设计及其带来的积 极效果。推力器零件材料的选择对推力器提高转速减轻自重起决定性作用。根据电视新闻 报道，一种能搭建通往月球"天梯"的高强轻质材料在实验室已实验成功。随着材料科学的 发展，转速高（每分钟1. 5万转以上）、体积小重量轻及功率大的推力器很快就能实现。
【发明内容】
：
[0003]为了提高摆振推力器的制力能力及降低推力大小波动率，本发明提出两级轴变摆 式摆振推力器结构方案及8轴摆振推力器。两级轴变传动比摆动机构是在摆动室内设置 两条摆动轴，即设置一级摆动轴和二级摆动轴。一级摆动轴是由齿条驱动的一级摆动齿轮 轴，一级摆动齿轮轴的齿轮两侧同轴安装两个一级摆动非圆齿轮。一级摆动轴设在二级摆 动轴下方，而二级摆动轴设在曲轴X轴方向中心线或稍为向上偏离，向上偏离目的是保证 齿条与往复滑架盖能够有效连接。二级摆动轴在相对一级摆动轴的非圆齿轮位置安装二级 摆动非圆齿轮。在两个二级摆动非圆齿轮的外侧同轴安装两个摆动体，两个摆动体另用一 个连接销连接，使其成为共同体，减小二级摆动轴弯曲力矩。二级摆动轴是摆动机构终端摆 动轴，一级摆动齿轮轴与齿条组成齿条齿轮传动机构，把齿条的直线往复运动转化为一级 摆动齿轮轴的往复摆动。一级摆动轴的摆动规律由双滑块机构的往复滑架运动规律决定， 往复滑架的运动规律是纯谐波规律。所以一级摆动轴的摆动规律也是纯谐波规律。内燃机 曲柄连杆机构推动活塞运动是谐波运动规律，不是纯谐波运动规律。要知道原因请参阅内 燃机曲柄连杆机构设计。双滑块机构是连杆无限长的机构，在机械学中称为正弦机构，其机 构运动学的公式极为简单。非圆齿轮传动实质是变传动比传动，一级摆动轴的摆动规律经 非圆齿轮变传动比传动后，二级摆动轴获得新的摆动规律。新摆动规律提高了摆动角速度 的峰值及降低了角加速度的峰值，也就是提高了离心加速度W n在y轴分量Wny的峰值，降低 了切向加速度Wt在7轴分量W Ty的峰值。Wny振动曲线是一条没有负值只有正值的振动曲 线,而wTy振动曲线是一条有正负值交替变化的振动曲线，如采用8轴摆振机构，则有4条 W ny与4条wTy振动曲线参与迭加合成方向不变惯性合力，迭加结果是在摆动返回点出现下 面制力的关系式：
[0004]Wny眶+Wlyniax>Wnyniax
[0005]Wnymax-Wlymax> 0
[0006]这两条关系式表明，变传比比摆式合成方向不变惯性合力具有更高的制力效率， 但振动波动率更大。但振动波动率不会影响摆振推力器的应用，因为曲轴转速在1. 5万转 /分以上，8轴摆振推力器合成方向不变惯性合力的振动频率是2000次/秒。理论上非圆 齿轮传动的传动比变化规律可影响合成的振动波形曲线的平稳性，采用怎样的传动比变化 规律才能获得振动波形曲线最佳平稳性，这个十分复杂的科学奥秘有待科学家去探索。用 反求设计是解决问题的简单方法。更详细的
【发明内容】
见【专利附图】
【附图说明】。
[0007]本发明在摆振推力器结构构造方面有三项结构改进，第一项是8轴齿轮传动机构 的3角选用60°，曲轴齿轮齿数选用36个，这种参数使齿轮传动机构设计与制造变为极其 简单；第二项是齿条采用铰接支托式，可解决双滑块机构制造精度不够使齿条承受弯曲力 矩引起折断；第三项是机体在整机外形尺寸不变情况下采用扩大摆动室的机体形式，这种 结构方案可增加摆动机构齿轮的轴向长度，提高齿轮的承载能力。
【专利附图】
【附图说明】 [0008] 及【具体实施方式】
[0009] 图1是两级轴变传动比摆动机构总成剖视图。
[0010] 图2是图1沿A-A剖视图。
[0011] 图3是图1沿B-B剖面图。
[0012] 图4是4轴摆振推力器曲轴齿轮传动机构简图。
[0013] 图5是8轴摆振推力器曲轴齿轮传动机构简图。
[0014] 图6是铰接支托式齿条结构详图。
[0015] 图7是一级摆动齿轮轴纵向剖面图。
[0016] 图8是一级摆动齿轮轴横向剖面图。
[0017] 图9是4轴摆振推力器扩大摆动室机体结构图。
[0018] 图10是图9沿C-C剖视图。
[0019] 图11是曲轴双滑块机构与齿条齿轮（一级摆动齿轮轴）机构运动学分析计算说 明简图。
[0020] 图12是一级摆动轴模拟双质点对动摆动机构运动学分析计算说明简图。
[0021] 图13是一级摆动轴模拟双质点对动摆动机构Wny及W T y与摆动角（J)关系曲线 图。
[0022] 图14是一级摆动轴模拟双质点对动摆动机构Wny及W T y与曲轴转角a关系曲 线图。
[0023] 图15是第一组4轴（O2轴、O3轴、O4轴及O 5轴）双质点对动摆动机构W1Iiy与曲轴 转角a关系曲线图。
[0024] 图16是第一组4轴（O2轴、O3轴、O4轴及O 5轴）双质点对动摆动机构W1 T y与曲 轴转角a关系曲线图。
[0025] 图17是第二组4轴（O6轴、O7轴、O8轴及O 9轴）双质点对动摆动机构W2ny与曲轴 转角a关系曲线图。
[0026] 图18是第二组4轴（O6轴、O7轴、O8轴及O 9轴）双质点对动摆动机构W2 T y与曲 轴转角a关系曲线图。
[0027] 图19是两级轴扩大摆动角传动方案B-B剖面图。
[0028] 参照图1，图2及图3,两级轴变传动比摆动机构由曲轴1、曲柄销剖分式滑块2、往 复滑架体3、往复滑架盖4、齿条销5、铰链支托式齿条6、一级摆动非圆齿轮7、定位键8、一 级摆动齿轮轴9、一级摆动轴芯轴10、二级摆动轴芯轴11、一级摆动轴轴承座12、二级摆动 轴轴承座13、二级摆动非圆齿轮14、摆动体15、摆动体连接销16、二级摆动轴17、铰接齿条 定位圆环18及机体19等零件组成。两级轴变传动比摆动机构是在摆动室内设置一级摆动 齿轮轴9与二级摆动轴17, 一级摆动齿轮轴9由铰接支托式齿条6驱动，一级摆动齿轮轴9 的齿轮两侧同轴安装两个一级摆动非圆齿轮7。一级摆动齿轮轴9设在二级摆动轴17下方， 而二级摆动轴17设在曲轴X轴方向中心线或稍向上偏离，向上偏离目的是保证齿条6与往 复滑架盖4有连接位置。二级摆动轴17在相对一级摆动非圆齿轮7位置安装二级摆动非 圆齿轮14。在两个二级摆动非圆齿轮14外侧同轴安装两个摆动体15。两个摆动体15用 连接销16链接，使其成为共同体，减小二级摆动轴17的弯曲力矩。由于定位键8传递扭矩 的能力有限，一级摆动齿轮轴9与一级摆动非圆齿轮7之间用焊接加强连接；二级摆动非圆 齿轮14与摆动体15之间用焊接加强连接，焊接部位如图1及图2所示。如果两级摆动轴 总成需要拆散维修，可以用砂轮将焊缝磨削除去，重新装配完成后在焊缝位又重新焊接。参 照图3,两级轴非圆齿轮传动的特点是：在摆动角小=0°时，一级摆动非圆齿轮7的啮合 半径是最大值，而二级摆动非圆齿轮14的啮合半径是最小值，在摆动角小=90°或-90° 时，一级摆动非圆齿轮7的啮合半径是最小值，而二级摆动非圆齿轮14的啮合半径是最大 值，两个非圆齿轮的啮合半径最大值与最小值均相同。
[0029] 参照图4,4轴摆振推力器曲轴齿轮传动机构由中央输入传动大齿轮20、02曲轴双 排齿轮21、0 3曲轴齿轮22、04曲轴双排齿轮23及O5曲轴齿轮24组成。4轴摆振推力器由 两组双轴摆动振动器上下迭加组成,O 5曲轴与O4曲轴组成一组,O2曲轴与O3曲轴组成另一 组。为了简化齿轮机构及获得增速比为3的齿轮机构，齿轮机构的P角取60°，曲轴齿轮 齿数取36个，中央输入传动分动小齿轮齿数取18个。P = 60°带来的结果是A O1O2O3与 A O1O4O5 为等边三角形，O1O2 长度与 O1O4 长度等于 Lx，Ly = 2LX sin60° = I. 732LX。
[0030] 参照图5,8轴摆振推力器齿轮传动机构是在4轴摆振推力器曲轴齿轮传动机构基 础上增加中间传动大齿轮25, O6曲轴齿轮26、O7曲轴双排齿轮27、O8曲轴齿轮28、O 9曲轴 双排齿轮29及中间传动大齿轮30组成。8轴摆振推力器由4组双轴摆动振动器上下迭加 组成。样机设计表明，如果不取P =60°，不取曲轴齿轮齿数为36个，不能形成图5如此 简单的传动机构，齿轮传动设计与制造是一件复杂工作。
[0031] 铰链支托式齿条结构如图6所示，一级摆动齿轮轴纵向剖面如图7所示，一级摆动 齿轮轴横向剖面如同8所示。从图6、图7及图8可以看出，齿条是5齿4槽型式，齿轮是4 齿5槽式，齿型是按齿数为8齿的齿轮设计。样机设计齿轮模数m = 4,齿数Z = 8个，分度 圆直径D = 32mm，摆动角180°时需配曲轴半径R1 = 25. 13mm的曲轴。齿形采用短齿制， 有必要采用有关结构措施解决少齿数齿轮的切根问题。
[0032] 为了增加摆动机构齿轮的轴向长度，在不改变整机外形尺寸前提下，把摆振推力 器机体改为扩大摆动室机体型式。4轴摆振推力器扩大摆动室机体结构图如图9所示，图9 沿C-C剖视如图10所示。从图10可以看出，机体内腔分左摆动室31、曲轴室32及右摆动 室33,摆动室宽度b 2大于曲轴室宽度Id1，如果不扩大摆动室，则b2 = 1^。
[0033] 图11是曲轴双滑块机构与齿条齿轮（一级摆动轴齿轮轴）机构运动学分析计算 说明简图。图11所示是摆动角小=0°与曲轴转角a =90°时齿条齿轮状态图，而且是 摆动角2 = 180°的摆动机构。因为采用2 (K = 180°摆动机构可以在曲轴转速不变 的情况下获得最大的角速度离心力加速度Wn与角速度w是平方关系，而切向加速度Wt与角加速度e是一次方关系。图11所示齿条与齿轮分度圆的啮合点为齿条中间点K， 齿条M点与N点为齿条往复运动返回点，相应摆动齿轮分度圆的m点与n点为摆动返回点。 摆动角K0 2m = K02n = 90°。摆动齿轮分度圆半径为R2。下面用平面几何原理推导R2与 曲轴半径R1的计算关系式。齿条直线长度KM = KN = R1。圆弧|&"长度=圆弧办长度
【权利要求】
1. 在两次专利申请（申请号201110117060. 8与申请号201210329846. 0)基础上提出 的两级轴变摆式方向不变惯性合力合成方法及摆振推力器，其特征是在摆动室设置一级摆 动齿轮轴9及二级摆动轴17, 一级摆动齿轮轴9由铰接支托式齿条6驱动摆动，在二级摆动 轴17的两端安装两个摆动体15。
2. 根据权利要求1所述的两级轴变摆式方向不变惯性合力合成方法及摆振推力器，其 特征是一级摆动齿轮轴9的齿轮两侧同轴安装两个一级摆动非圆齿轮7,在二级摆动轴17 相对一级摆动非圆齿轮7位置安装二级摆动非圆齿轮14。
3. 根据权利要求1所述的两级轴变摆式方向不变惯性合力合成方法及摆振推力器，其 特征是二级摆动轴17设在曲轴X轴方向中心线或稍微偏离一定距离。
4. 根据权利要求1所述的两级轴变摆式方向不变惯性合力合成方法及摆振推力器，其 特征是在摆动角小=0°时，一级摆动非圆齿轮7的啮合半径是最大值，而二级摆动非圆齿 轮14的啮合半径是最小值，在摆动角小=90°或-90°时，一级摆动非圆齿轮7的啮合半 径是最小值，而二级摆动非圆齿轮14的啮合半径是最大值，两个非圆齿轮的啮合半径最大 值与最小值均相同。
5. 根据权利要求1所述的两级轴变摆式方向不变惯性合力合成方法及摆振推力器，其 特征是非圆齿轮7与非圆齿轮14的传动可以改为圆柱齿轮7与圆柱齿轮14的增速齿轮 传动达到扩大摆动角的目的。
6. 根据权利要求1所述的两级轴变摆式方向不变惯性合力合成方法及摆振推力器，其 特征是4轴或8轴摆振推力器的曲轴齿轮传动机构P角采用60°及曲轴齿轮齿数采用36 个的传动机构。
7. 根据权利要求1所述的两级轴变摆式方向不变惯性合力合成方法及摆振推力器，其 特征是铰接支托式齿条6与往复滑架盖4用铰接连接，齿条齿数5个，支托齿条6的铰接齿 条定位圆环18设在二级摆动轴17的中央。
8. 根据权利要求1所述的两级轴变摆式方向不变惯性合力合成方法及摆振推力器，其 特征是一级摆动齿轮轴9采用全圆齿数一半的非完整齿轮。齿数为4个，齿槽数为5槽。
9. 根据权利要求1所述的两级轴变摆式方向不变惯性合力合成方法及摆振推力器，其 特征是扩大摆动室机体的左摆动室31及右摆动室33的宽度b 2大于曲轴室32的宽度Iv
【文档编号】F03G7/08GK104314783SQ201410415938
【公开日】2015年1月28日 申请日期:2014年8月22日 优先权日:2014年8月22日
【发明者】梁刚, 梁剑锋, 常玉, 梁剑锐 申请人:梁刚
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