解楔转矩较小或等于零的空间楔合式摩擦超越离合器

摘要

本发明之空间楔合式超越离合器的特征在于，转动导向机构G所包括的两个均设置有导向齿的导向件和中介件，前者的挤出角ζ

说明书

相关申请

本申请是由专利文献CN101936346B、WO2011/000300A1和CN102537126A 所公开的本申请人的基本专利申请的从属专利申请，并且，本申请要求由专利 文献CN103557243A所公开的本申请人的在先专利申请的优先权，该公开在先 的四项专利申请的全部内容通过引用结合于此。

技术领域

本发明涉及所有传动领域中的一种离合/连接装置，以及包含该离合装置的 诸如摩擦离合器、电控/磁离合器、安全离合/制动器、制动器、联轴器、机动车 滑行器、差速器、传动轮/皮带轮、单向传动装置、无级定位的铰链/转轴/调角 器、扳手和螺丝刀之类的摩擦传动装置等，特别涉及一种摩擦类超越离合器。

背景技术

本部分中的陈述仅仅提供与理解本申请内容有关的背景资料和分析但并不 给出也不包含任何的暗示。

基于机械常识和使用经验，作为平面楔合机构的滚柱/滚珠式超越离合器， 因为其解楔过程常必需一定的解楔转矩和消耗一定的能量，所以，其存在由于 解楔转矩不足而致使解楔困难或失败，并最终造成整体失效报废的缺陷。而之 所以如此的原因就在于，刚性和刚体都只是理想的假设，现实中的任何构件在 受力状态中实际上都至少存在弹性变形，线接触抵触状态中的构件表面大多存 在塑性变形，该弹性和塑性变形又因径向挤压力的离散型分布特征和中空环状 的几何特征而变得尤其严重，从而显著放大了该类超越离合器的楔合角，减小 或丧失了由径向挤压力转化而来的自适应解楔力或解楔转矩。

此外，专利文献CN101936346B所公开的空间楔合式摩擦超越离合器，其 发明的主要目的在于，提供一种具有完全的面接触特征并进而具有楔合角恒久 不变优点的摩擦式超越离合器。

发明内容

本发明致力于明确地提出一个通用于楔合式超越离合器的设计准则，以解 决上述技术问题和避免上述缺点。

本发明要解决的技术问题是提供一种空间楔合式摩擦超越离合器，其在具 有更高承载能力的同时，还具有解楔转矩较小或等于零的更易于解楔的优点。

为达成上述发明目的，本发明之解楔转矩较小或等于零的空间楔合式摩擦 超越离合器包括，绕一轴线回转且可轴向接合的牵引摩擦机构，其具有绕上述 轴线回转并均设置有牵引摩擦面的至少大致为环状的中介件和摩擦件，双方的 所述牵引摩擦面轴向相抵地构成牵引摩擦副，以在该两构件间传递摩擦转矩； 为牵引摩擦机构提供接合力并绕上述轴线回转的转动导向机构，其具有绕上述 轴线回转并均设置有相应导向面的至少大致为环状的导向件和所述中介件，双 方的所述导向面轴向相抵地构成导向摩擦副；与导向件和摩擦件至少不可旋转 地分别结合在一起的传力摩擦机构，该机构的摩擦面轴向相抵地构成传力摩擦 副；参数特征是，导向摩擦副的相互抵触部位的升角λ，大于零且小于或等于ξ₁， 即，0＜λ≤ξ₁，同时，ξ₂＜ξ₁；其中，ξ₁是能够致使导向摩擦副和牵引摩擦副周 向上均不自锁的升角λ的最小值，并记为中介件的挤出角，ξ₂是能够致使导向 摩擦副和传力摩擦副周向上均不自锁的升角λ的最小值，并记为导向件的挤出 角。

为达成上述发明目的，本发明之另一解楔转矩较小或等于零的空间楔合式 摩擦超越离合器包括，绕一轴线回转且可轴向接合的两个牵引摩擦机构，均分 别具有绕上述轴线回转并均设置有牵引摩擦面的至少大致为环状的中介件和摩 擦件，双方的所述牵引摩擦面轴向相抵地构成牵引摩擦副，以在该两构件间传 递摩擦转矩；为两个牵引摩擦机构提供接合力并绕上述轴线回转的两个转动导 向机构，其分别具有绕上述轴线回转并均设置有相应导向面的至少大致为环状 的导向件和所述中介件，双方的所述导向面轴向相抵地构成导向摩擦副；其中， 两个导向件不可旋转地相连成周向一体或形成为刚性一体；每个导向摩擦副的 相互抵触部位的升角λ，均大于或等于ρ_G且小于或等于ξ₁，即，ρ_G≤λ＜ξ₁；这 里，ρ_G是对应的导向摩擦副的摩擦系数所对应的摩擦角；ξ₁的含义同上。

为降低解楔转矩，升角λ可以非最佳地小于ξ₂，即，λ＜ξ₂。

为使解楔转矩降至零，升角λ取值范围应最佳地是，ξ₂≤λ≤ξ₁。

当ζ＞ξ₂时，为取消过载打滑的能力，升角λ应取值为，ξ₂＜λ≤ζ，其中， ζ是能够致使导向摩擦副周向上自锁的升角λ的最小值，也是致使牵引摩擦副周 向上自锁的升角λ的最大值，并记为中介件的爬升角。

改进地，还包括有至少一个用于封闭轴向力的限力元件，其可与导向件、 中介件和摩擦件中的至多一个，以至少不可旋转的方式连接成力封闭式组合构 件，用以建立相互之间的轴向力封闭式抵触连接。

为使ξ₁大于ξ₂，牵引摩擦机构的牵引摩擦副应具有相较传力摩擦机构的传 力摩擦副为大的当量回转半径。

为使ξ₂小于ξ₁，传力摩擦机构可以是一个滚动摩擦机构，其在该传力摩擦 机构的两个相互面对的摩擦面之间设置有至少包括一个的一组滚动体，以形成 滚动摩擦副。

为使ξ₁显著大于ξ₂，牵引摩擦机构的两个牵引摩擦面中的至少一个，具有 相较传力摩擦机构的传力摩擦副更大的摩擦系数，或者被附着以具有相较更大 摩擦系数的材料。

最佳地，还设置有至少具有一个弹性元件的弹性预紧机构，其用于持续地 建立中介件与摩擦件之间的至少间接的摩擦连接。

优选地，牵引摩擦机构可以是多摩擦片式摩擦机构，其数量上均最少为一 个且轴向交错排列的两组摩擦片，不可旋转地分别连接至摩擦件和中介件。

可选地，摩擦件是一个组合构件，其包括有一个旋转构件，以及，与该旋 转构件不可旋转地相互连接成周向一体的非所述两组摩擦片中的一个摩擦片。

最佳地，牵引摩擦机构的两个牵引摩擦面中的至少一个，是至少一个半锥 顶角β大于0°而小于180°的截锥面。

可选地，牵引摩擦面是由横截面上呈折线状的母线绕所述轴线回转而成的 多个内和/或外截锥面。

可选地，两个牵引摩擦面是具有互补构造的截锥面，其中，设置有内截锥 面的构件是力封闭式组合构件中的摩擦件，上述限力元件是袋形构件。

可选地，两个牵引摩擦面是具有互补构造的截锥面，其中，设置有内截锥 面的构件是力封闭式组合构件中的摩擦件，该摩擦件包括径向上至少大致对称 且分别设置有半个内截锥面的两个半截锥环，限力元件包括将两个半截锥环径 向地紧固为一个完整截锥环的至少一个环形箍。

可选地，两个牵引摩擦面是具有互补构造的截锥面，其中，设置有内截锥 面的构件是力封闭式组合构件中的摩擦件，该摩擦件是一个具有中心圆孔的杯 形壳，限力元件包括一个端面封口环，以及将该端面封口环轴向地紧固至杯形 壳的杯口端面的至少一个紧固件。

需要特别说明的是，本申请文件所使用的相关概念或术语的含义如下：

转动导向机构：将圆周相对转动转换为至少包括轴向相对移动或移动趋势 的导向机构。例如，螺旋升角严格一致和不严格一致的滑动/滚动式螺旋或部分 螺旋机构，径向销槽机构，端面楔形机构，端面嵌合机构，端面棘轮机构，以 及，圆柱/端面凸轮机构。

空间楔形机构：由转动导向机构和牵引摩擦机构组成的复合机构。

ζ和ξ₁：空间楔形机构的爬升角和挤出角。如图1、10所示的中介件90，一 方面，通过其牵引摩擦面例如104与摩擦件70的牵引摩擦面72至少轴向抵触， 以形成抵触部位的法向压力的合力W不垂直于回转轴线X的回转型牵引摩擦机 构F1的至少包括一个的一组牵引摩擦副；另一方面，通过其朝向同一圆周方向 的导向面94，与导向件50的相应导向面54至少轴向抵触，以形成抵触部位的 法向压力的合力N不垂直于回转轴线X的转动导向机构G的至少包括一个的一 组导向摩擦副；该抵触部位的公切线与垂至于回转轴线X的平面的夹角的平均 值，称为该抵触部位的升角λ；再一方面，通过其它表面或部位还可作用有诸如 用于弹性预紧或限位或强制解楔目的的其它作用力；在转动导向机构G的转动 导向工况中，也就是导向件50开始持续地具有驱动中介件90沿例如图10中箭 头P所指方向相对摩擦件70转动的趋势中，能够确保导向摩擦副自锁的双方表 面抵触部位的最小升角被定义为ζ，也称为中介件90的爬升角ζ，而最大升角则 被定义为ξ₁，也称为中介件90的挤出角ξ₁。该两个极限角——挤出角ξ₁和爬升 角ζ，完全界定了中介件90相对导向件50向前转动、静止不动和向后转动的一 切可能的运动形式。具体含义如下：

1、当ξ₁＜λ＜90°时，亦即大于挤出角ξ₁时，导向摩擦副和牵引摩擦副均不 能摩擦自锁，通过导向摩擦副的法向压力N，或者其分力Q和T，导向件50可 致使中介件90相对其和摩擦件70二构件，向前亦即箭头P所指方向滑转和/或 挤出。即便由于导向件50无挤压式轴向位移的原因而没有可察觉的宏观量级的 周向位移，中介件90也将具有对应于相关构件的轴向弹性应变的微观量级的周 向位移。因此，中介件90不能将导向件50与摩擦件70楔合成一个摩擦体，其 只能被导向件50推动着相对摩擦件70摩擦滑转而不能有效地传递摩擦转矩。

2、当ζ＜λ≤ξ₁且λ＞0时，亦即介于爬升角ζ和挤出角ξ₁之间时，牵引摩 擦副具有先于导向摩擦副突破自身静摩擦状态/阻力而进入滑动摩擦状态的特 性。因此，中介件90可以将导向件50与摩擦件70楔合成一个摩擦体，但在摩 擦件70相对导向件50过载时，牵引摩擦副便会突破其静摩擦状态/最大静摩擦 阻力而正常地转入滑动摩擦状态，而导向摩擦副则因还未突破其静摩擦状态/阻 力而始终处于恒定的自锁状态。对应地，空间楔形机构处于半楔合状态，超越 离合器处于非完全接合状态。

3、当0＜λ≤ζ(针对ζ＞0的情况)时，亦即小于等于爬升角ζ时，导向摩 擦副具有先于牵引摩擦副突破自身静摩擦状态/阻力而进入滑动摩擦状态的特 性。因此，中介件90可以将导向件50与摩擦件70楔合成一个摩擦体，但在摩 擦件70相对导向件50过载时，导向摩擦副便会突破其静摩擦状态/最大静摩擦 阻力而致使中介件90具有相对导向件50滑转爬升的趋势，而牵引摩擦副则因 还未突破其静摩擦状态/阻力而始终处于恒定的自锁状态。然而，由于上述爬升 趋势被空间楔形机构的轴向力封闭结构刚性阻止(除非导向件50可轴向位移避 让)，因此，导向摩擦副被实际上强制性地维持在等同于自锁的一般静摩擦状态。 即，中介件90、导向件50与摩擦件70三者被强制楔合/结合成一个转动整体， 不会出现相互滑转爬升的情况，除非过载至结构毁损。空间楔形机构因而处于 类似斜撑式超越离合器的绝对自锁/楔合状态，其传动能力仅取决于结构强度。

根据本发明的相关图示和说明不难理解，与中介件90具有同样升角λ的导 向件50，也同样具有上述极限角，例如，与挤出角ξ₁具有完全类似物理意义的 挤出角ξ₂。当然，仅在作用于导向件50上的动力转矩或负载转矩等于零，或者， 超越离合器处于超越工况之际，该挤出角方才具有相对固定的数值ξ₂。

依据本发明的解楔转矩较小或等于零的空间楔合式摩擦超越离合器，除具 有空间楔合式摩擦超越离合器的所有优点之外，更具有解楔轻巧容易，发热量 更少和传动效率更高等优点。借助下述实施例的说明和附图，本发明的目的和 有益效果将显得更为清楚和明了。

附图说明

图1是根据本发明的单向超越离合器的轴向剖视图。

图2是图1示出的具有力封闭功能的环状袋形构件的左视图。

图3是根据本发明的一个变型的单向超越离合器的轴向剖视图。

图4A和图4B分别是图3中的摩擦件的主视图和左视图的轴向剖视图。

图5是根据本发明的第二个变型的单向超越离合器的轴向剖视图。

图6是依据本发明的第三个变型的单向超越离合器的轴向剖视图。

图7是依据本发明的第四个变型的单向超越离合器的轴向剖视图。

图8是根据本发明的第五个变型的单向超越离合器的轴向剖视图。

图9是应用本发明的装载机二轴总成实施例的轴向剖面图。

图10是图1中各机构的齿廓向同一外圆柱面径向投影的局部展开图。

图11是图8中各机构的齿廓向同一外圆柱面径向投影的局部展开图。

具体实施方式

必要说明：为简洁明了，本说明书的正文及所有附图中，相同或相似的构 件及特征部位均采用相同的附图标记，并只在它们第一次出现或有变型时给予 必要的说明。同样，也不重复说明相同或相似机构的工作机理或过程。为区别 设置在对称或对应位置上的相同的构件或特征部位，本说明书在其附图标记后 面附加了字母，而在泛指说明或无需区别时，则不附加任何字母。

实施例一：以不同摩擦系数为特征的易解楔式单向超越离合器C1

参见图1、2、10，单向传动的空间楔合式摩擦超越离合器C1包括，最佳地 绕轴线X形成，并最佳地呈阶梯环状的导向件50。其阶梯外环的内端面上，设 置有一组最佳地绕轴线X周向均布的螺旋导向齿52，其阶梯内环的朝内端延伸 的管状基体60的内周面上，最佳地设置有花键齿，以与同轴线地设置在其内孔 中的内环40借助花键副不可旋转地相连。为此，内环40中部的固定连接段45 的外周面上，以互补的方式构造有相应的花键齿。同时，内环40内周面上设置 有构成平键槽的传力特征曲面64，以与其内孔中未示出的传动轴不可旋转地相 连并传递转矩。而在管状基体60外端的外周面上，则可滑转地径向定位有最佳 地呈环状的中介件90，其通过设置在面对导向件50的端面上的与导向齿52呈 互补式构造的一组螺旋导向齿92，与导向件50恒久地嵌合，以构成最佳地绕轴 线X回转的面接触型单向转动导向机构G。

超越离合器C1还包括最佳地绕轴线X形成并具有轴向力封闭功能和传力特 征曲面34的摩擦件70。该摩擦件70最佳地是一个与环状的袋形构件式限力元 件180同一，并与可选择的齿环30最佳地结合成一体的单一零件。传力特征曲 面34在齿环30的外周面上构造出轮齿168。显然，该特征曲面34可以是构成 所需传力结构的任意曲面，需要时还可以直接形成在一个单独的环状构件上， 再通过公知的连接方式固定到摩擦件70的外周面上。同样，齿环30也可通过 诸如螺拴连接的方式紧固至杯形壳式摩擦件70上，以构成一个轴向对接式力封 闭组合壳。

摩擦件70的绕轴线X形成的内周面84的轴向中部，同轴线地设置有最佳 地为平面型的盘形环状的周向凹槽78。该周向凹槽78的约半周的内表面，最佳 地沿两相互平行的切线方向H和H′延伸至摩擦件70的外周面，并形成等截面矩 形入口82。周向凹槽78的径向内表面80，因而延伸成具有U字形横截面形状 的非闭合式内径向表面，并形成两个相互平行的周向壁面85。相互嵌合的导向 件50和中介件90可沿图2中空心箭头所指方向由入口82直接纳入周向凹槽78， 并被轴向可滑转地贯穿于摩擦件70内孔中的内环40径向定位。而摩擦件70则 通过设置于其内周面与内环40两端的对应外周面48a和48b之间的两个轴承 158，同轴线地径向固定在内环40上。最佳地，轴承158应附装有未示出的密 封圈或轴承盖。

如上文所整体结合的三项专利申请所述，轴承158和内环40均非本发明之 必需，其作用完全可以被如图3所示的滑动摩擦，以及设置于内周面84中的具 有例如花键齿或D字形非圆截面的传动轴分别取代。同时，轴向力封闭的环状 袋形摩擦件70也可以是一个径向对接或轴向对接而成的组合构件，例如图5所 示。相关更多变型结构的更详细说明和图示可参见上文所整体结合的三项专利 申请，此处不作进一步说明。

继续参见图1，周向凹槽78分别设置有回转型的牵引摩擦面72和传力摩擦 面74。其左端的牵引摩擦面72，与设置在中介件90无齿端面上的回转型牵引 摩擦面104摩擦相连，构成具有回转型面接触牵引摩擦副的牵引摩擦机构F1。 其右端的传力摩擦面74，与设置在导向件50无齿端面的传力摩擦面58摩擦相 连，构成可与导向件50直接传递摩擦转矩的具有回转型面接触传力摩擦副的传 力摩擦机构F2。牵引摩擦机构F1和转动导向机构G，共同构成端面型空间楔形 机构，该机构再与传力摩擦机构F2一起，构成超越离合器C1的轴向力封闭的 空间楔合式摩擦超越离合机构。其中，牵引摩擦机构F1和传力摩擦机构F2的 摩擦系数和当量摩擦半径分别为μ₁和R₁，以及，μ₂和R₂。这里，当量摩擦半 径R具有摩擦传动领域的常识性内涵。

有必要指出的是，只要能够最佳地实现沿轴向的互补式贴合/抵触，本发明 的牵引摩擦机构F1和传力摩擦机构F2的回转摩擦副的两组回转型摩擦面，均 可以基于任意曲线/母线绕轴线X回转而成，并均可以是设置有用以散热或排除 液体/气体的具有任意面积占比的沟槽或缺口的非连续表面。例如，如果需要， 用作操纵式离合器或制动器时的该非连续表面的数量，可以是圆周总计占比在 25％以下的2～6个。而且，当被设置成非连续表面的是具有力封闭功能的摩擦 面例如72和/或74时，具有该力封闭功能的摩擦面的构件，例如图1中的摩擦 件70/限力元件180，其径向内凸缘便变型为设置在同一基础环上的若干离散状 径向凸起。该离散状径向凸起可以是用作制动器时的例如1～3个，甚至，该离 散状径向凸起可以脱离所述基础环而独立存在。

为最佳地封闭/封堵入口82，还以诸如焊接、铆接、胶接、螺纹副、径向或 端面螺钉176、过盈或间隙配合之类的紧固或非紧固连接方式，在入口82中或 其外部的摩擦件70的外周面上设置有至少一个封口件190，如最佳的完整圆环。 为作高速转动而需要对超越离合器C1进行回转平衡时，可最佳地在封口件190 内径侧未被填满的入口82的剩余空间中，设置一个例如与该剩余空间最佳地具 有互补式构造的弧形平衡元件/配重块140。该平衡元件140最佳地被径向定位， 例如，借助兼具密封功能的焊接方式，或者，贯穿于其中，并固定连接在摩擦 件70的相应轴向孔81中的至少一个固定销，参见图2、7。

下面再结合图10来说明转动导向机构G的详细关系和结构特征。其中，沿 径向延伸的每对端面型锯齿状螺旋齿式导向齿52和92的导向面54和94，可相 互贴合，并构成一组面接触的螺旋式导向摩擦副，其摩擦系数和当量摩擦半径 分别为μ_G和R_G，参见图1。即，该两个具有互补式构造的导向面54和94，最 佳地是分别朝向单一圆周方向且升角均为λ的螺旋型齿面。一般地，0＜λ≤ξ₁， 特殊地，ζ＜λ≤ξ₁或者0＜λ≤ξ(当ζ＞0)。最佳地间隙相隔的非导向面56和96 则平行于轴线X，以最佳地确保双方周向抵触时不会具有楔合的能力。如果需 要，导向面54和/或94也可设置有用以散热或排除液体/气体的沟槽。

应指出的是，在数量级上可以忽略不计诸如弹性预紧力的其它作用力之际， 中介件90的挤出角ξ₁的计算公式将可简化为：其中， 和β分别是牵引摩擦机构F1的回转型摩擦副的当量摩擦 系数以及半锥顶角，0°＜β＜180°。同样道理，在作用于导向件50上的动力转矩 或负载转矩等于零之际，或者，超越离合器C1处于超越工况之际，也就是导向 件50不再传递转矩之际，其实际上便等效为再一个周向浮动的中介件。亦即， 此时的导向件50也如上所述地具有相应的挤出角和可被周向挤出。如将导向件 50的挤出角记为ξ₂，该挤出角将具有完全类似于上的简化计算公式， ${\xi }_2=\arctan {\mu }_2^0+\arctan {\mu }_G.$其中，${\mu }_2^0=(R_2/R_G){\mu }_2/\sin \alpha ,$和α分别是传力摩擦机构 F2的回转型摩擦副的当量摩擦系数以及半锥顶角，0°＜α＜180°。

显然，超越离合器C1中的两个半锥顶角β和α均等于90°。另外，为防止 摩擦机构F1和F2各自的回转型摩擦副轴向自锁以确保超越转动的顺畅，半锥 顶角β和α应常识性地避开各自摩擦副的摩擦角ρ₁和ρ₂，即，ρ₁＜β＜180°-ρ₁， ρ₂＜α＜180°-ρ₂。其中，ρ₁＝arctanμ₁，ρ₂＝arctanμ₂。

对应地，在可以忽略不计其它作用力时，导向件50解楔所必需的解楔转矩 M_R相比于导向件50所传递的总转矩M₀，也就是相比于超越离合器C1所传递 的动力转矩或负载转矩M₀的比值ψ的计算公式可简化为：

$\psi =\frac{M_R}{M_0}\ge \frac{(1-{\mu }_2^0{\mu }_G)(\tan {\xi }_2-\tan \lambda )}{({\mu }_1^0+{\mu }_2^0)(1+{\mu }_G\tan \lambda )}$

显然，比值ψ是一个反比于升角λ的单调递减函数，且当λ由零增加到导 向件50的挤出角ξ₂之际，降至等于零的最小值，并致使解楔转矩M_R＝0。而且 总体上，对于相同的升角λ，ξ₂＜ξ₁的方案，相较ξ₂等于或大于ξ₁的方案，其比 值ψ必然更小，亦即其对应的解楔转矩M_R必然更小，解楔相较更容易。特别 地，对于ξ₂≤λ≤ξ₁的设置，导向件50将被响应于相关构件的弹性应变的复原 式轴向挤压力自动地周向挤出，对应的ψ和M_R的最小值已为负值。亦即，此 时的解楔动作将于超越离合器C1具有超越转动趋势的初始瞬间自适应地完成， 而无需外界提供任何转矩的帮助，亦即其解楔转矩M_R等于零。

本实施例中，通过分别使用不同的材料制作导向件50和中介件90的方式， 或者，在相应摩擦面上分别附装或间隔以具有不同摩擦系数的材料或元件的方 式，获得具有显著差值的摩擦系数μ₂和μ₁，从而将传力摩擦副的摩擦系数μ₂与其当量摩擦半径R₂的乘积，设置成小于牵引摩擦副的摩擦系数μ₁与其当量摩 擦半径R₁的乘积。于是，在α＝β＝90°时，由μ₂R₂＜μ₁R₁，必得和ξ₂＜ξ₁的所需设置。这样，相对同样的升角λ和相对对应于同样的弹性应变的复原式 轴向封闭力/轴向挤压力，导向件50自然将比中介件90更易于被周向挤出。亦 即，超越转动开始时导向件50所需的最大解楔转矩M_R，将可以显著小于其楔 合时所传递的动力转矩或负载转矩。特别地，当升角λ接近或着等于挤出角ξ₂时， 该解楔转矩M_R将因为导向件50近似处于或者已经处于可自动挤出状态而如上 所述地可以接近甚至降至等于零。

为使溜滑角尽可能地接近于零以提高传动精度，超越离合器C1还最佳地设 置有弹性预紧机构。该机构主要包括一个由弹簧钢丝制成的可轴向压缩的环状 波形弹簧150，其设置在转动导向机构G内径侧的管形腔中，也就是设置在导 向齿52、92的内端面与管状基体60外周面，以及其间的导向件50与中介件90 两者相对的端面所限定出的封闭状环形空间内，参见图1。当然，弹簧150也可 以是一个或多个扭簧、压簧、片状波形弹簧，或者由弹性材料制成的具有任意 形式和任意设置位置的至少为一个的弹性元件，只要其可以最佳地致使牵引摩 擦面104和72始终弹性地相互摩擦抵触即可。并且，最好能如图10所示地同 时致使导向面94和54也能始终且弹性地相互摩擦抵触。另外，弹性预紧机构 也可通过将一个与中介件90或摩擦件70不可旋转相连的构件弹压至对方的方 式，建立两者间的间接摩擦连接。

在图10所示的工况中，转动导向机构G的轴向自由度/间隙为δ，周向自 由度/间隙为ε，两自由度均最佳地大于零。其中，有关弹性预紧机构的更详细 的说明和图示，可参见上文所整体结合的三项专利申请，此处不作进一步说明。

超越离合器C1的工作过程非常简单。当导向件50开始持续地具有沿图10 中箭头P所指方向相对摩擦件70作驱动转动的趋势的初始瞬间，摩擦件70将 借助牵引摩擦机构F1的空载/牵引摩擦转矩，牵引着转动导向机构G的中介件 90，相对导向件50沿箭头R所指方向作转动导向运动。该转动导向运动所产生 的轴向移动/胀紧力，在将导向齿92瞬间楔紧在导向面54和牵引摩擦面72所围 成的端面楔形空间中，也就是中介件90将导向件50与摩擦件70楔合成一个摩 擦体，牵引摩擦机构F1因而轴向接合的同时，该胀紧力还将导向件50即刻胀 紧在摩擦件70的另一个内端面也就是传力摩擦面74上，以形成轴向力封闭式 抵触连接的方式，致使传力摩擦机构F2也同步接合，并将导向件50与摩擦件 70直接连接成一个摩擦体。

有必要指出的是，由于作用于导向件50上的所有反力均自适应地源自于其 所得到的驱动转矩M₀，属被动的响应型作用力，因此，即便升角λ被设置成大 于挤出角ξ₂，此时的导向件50也不可能沿箭头R所指方向被周向挤出，而只能 处于被挤住的静止摩擦状态中，除非撤除该驱动转动的趋势。

于是，超越离合器C1随着空间楔形机构的楔合而接合。由管状基体60内 孔中的内环40传入的来自未示出传动轴的驱动转矩M₀，分成经由转动导向机 构G和牵引摩擦机构F1传递的楔合摩擦转矩M₁，以及经由传力摩擦机构F2直 接传递的传力摩擦转矩M₂，分别传递给摩擦件70及与其同体的齿环30，再传 递给与轮齿168啮合的未示出的齿轮。其中，M₀＝M₁+M₂。显然，上述轴向胀 紧力、楔合力和各摩擦力的大小，均完全自适应地正比于M₁，也就是M₀，而且， 转矩也可按相反路径传递，并不会产生任何实质差别。

而当导向件50开始持续地具有沿图10中箭头R所指方向相对摩擦件70作 解楔转动的趋势的初始瞬间，也就是驱动转动趋势消失的瞬间，导向件50将开 始相对中介件90作解除转动导向机构G的导向作用的转动。因此，在如上所述 的显著为小的解楔转矩M_R的作用下，例如，源自负载的惯性转动，或者，源自 负载和原动力转矩的转矩之差，导向面54与94之间的法向压力和转动导向机 构G的转动导向作用，将随着两导向面产生相互脱离接触趋势的一瞬间而同时 消失。自然，基于该机构G的轴向移动/胀紧力而工作的两个摩擦机构F1和F2 以及整个空间楔形机构，将随即分离或解楔。于是，超越离合器C1结束接合并 开始超越转动，亦即，中介件90跟随导向件50开始相对摩擦件70沿R方向摩 擦滑转。

至此可见，依据本发明的超越离合器C1，显然保持有上文所整体结合的三 项专利申请的例如完全面接触摩擦副和更强承载能力等的所有优点，同时，其 ξ₂＜ξ₁的特别设计，还使其明确具有了解楔转矩M_R更小和更易于解楔的优点， 以及，与之对应的超越转动特性更好、传动效率更高和发热量更小的有益效果。 尤其是将升角λ设置成ξ₂≤λ≤ξ₁之际，更可进一步具有M_R＝0的自然超越自然 分离的优点，其开合特性将更加理想。

值得特别强调的是，无论摩擦件70、中介件90以及导向件50等相关构件 的弹性变形/应变和磨损量有多大，依据本发明的超越离合器的升角λ和两个挤 出角ξ₂、ξ₁，都不会发生任何改变，除非摩擦系数μ₁、μ₂和μ_G在使用过程中发 生变化。也就是说，相关周向挤出的有益特性与弹性变形/应变和磨损是无关的， 不会因此而产生诸如凹坑之类的永久性几何变形，不会影响解楔的可靠性，完 全相反于与之严重相关的现有技术。而即便摩擦系数μ₁、μ₂和μ_G在使用过程中 会发生改变，但因为变化比相对微小，对挤出角ξ₂和ξ₁的影响相应地也很小。 因此，设计时只需留出很小的保险余量，便可在全寿命周期内可靠地确保 ξ₂≤λ≤ξ₁，从而保留有很大的设计自由度。例如，以ξ₂～ξ₁的区间跨度的5％为 保险余量，便可使用始自该跨度的5％终至95％的连续取值区间，而现有技术则 要将楔角设定在远离例如0°～11.42°区间边界的约5°～8°，相当于使用了始自 11.42°这一跨度的44％终至70％的连续取值区间，保险余量高达30％～44％，过 多地浪费了理论取值区间。

另外，分析比值ψ的简化计算公式便不难发现，本发明的降低解楔转矩M_R或致其为零的核心思想或设计宗旨就是，将导向件50的挤出角ξ₂设置成小于中 介件90的挤出角ξ₁，即，ξ₂＜ξ₁，而最佳设置是同时将升角λ限定为ξ₂≤λ≤ξ₁。 显然，这就是通用于空间楔合式超越离合器的关于降低其解楔转矩M_R的设计准 则，包括作为其特例的平面楔合机构——滚柱式超越离合器。而达成该设计准 则或设计宗旨的通用的先决条件就是，亦即：

${\mu }_2^0=\frac{1}{R_G}\underset{j=1}{\overset{m}{\Sigma }}\frac{R_j{\mu }_j}{\sin {\alpha }_j}$必需小于${\mu }_1^0=\frac{1}{R_G}\underset{i=1}{\overset{n}{\Sigma }}\frac{R_i{\mu }_i}{\sin {\beta }_i}.$

其中，牵引摩擦机构F1具有一组数量为n(n≥1)个的牵引摩擦副，其第 i个摩擦副的当量摩擦半径为R_i，摩擦系数为μ_i，半锥角为β_i，而传力摩擦机构 F2则具有一组数量为m(m≥1)个的传力摩擦副，其第j个摩擦副的当量摩擦 半径为R_j，摩擦系数为μ_j，半锥角为α_j。α_j和β_i均介于0°～180°之间。

于是，基于上述说明，由于仅将升角λ宽泛地限定为0＜λ≤ξ₁，超越离合 器C1显然不能确保为最佳方案，其显然还具有将升角λ进一步地且更佳地限定 为ξ₂≤λ≤ξ₁的如下所述的各种变型，还具有更多的致使M_R等于零和达成 目的的技术手段。

例如，将至少包括一个的一组最佳地呈截锥型的滚动体，设置在传力摩擦 机构F2的两个相应截锥型的传力摩擦面之间，以形成滚动摩擦副，降低或 者，在μ₂＝μ₁之际，将R₂设置成小于R₁，以达成的目的；或者，采用后 续实施例的方式。

实施例二：以截锥型摩擦面为特征的易解楔式单向超越离合器C2

参见图3、4A和4B，空间楔合式摩擦超越离合器C2，便是通过将呈互补 构造的牵引摩擦面104和72设置成β不再等于90°的截锥面的方式，单独增大以获得的技术效果的变型。为此，设置有内截锥面的摩擦件70，通过在 其外周面上设置一个以互补的形式沿入口82径向延伸至其外缘的凸缘式力臂75 的方式，与空套在传动轴200的外周面上的环状的袋形构件式限力元件180，不 可旋转地连接成一个组合式袋形摩擦件。力臂75与平衡元件140形成为一个零 件，其两个周向侧表面73，可与入口82的两个周向壁面85同时互补式地啮合/ 抵触，以传递转矩。优选地，在摩擦件70的外周面上还设置有一个径向凸起77， 该凸起77与力臂75具有正好相反的径向延伸方向，并无周向间隙地延伸至位 于内表面80上的径向凹穴中，以传递转矩。同时，在限力元件180的为外周面 上，还以过盈的方式，设置有环形箍170。

相应地，外截锥面式牵引摩擦面104被设置在中介环90的外周面上，中介 环90与限力元件180的内壁面之间，最佳地间隙相隔。

由于相较传力和牵引摩擦副的摩擦系数，β的改变对ξ₂与ξ₁的差值影响更显 著，因此，作为本发明的一个变型实施例，超越离合器C2具有比超越离合器 C1更大的设计空间。例如，假定β＝22.5°、μ₁＝μ₂＝0.07、μ_G＝0.10以及R₂＝ R₁＝R_G，其ξ₂和ξ₁将分别等于9.71°和16.08°，在确保解楔转矩M_R等于零的设 计方案中，升角λ具有约6.37°的设计自由度。

当然，图3中的组合式袋形摩擦件也可以是一个轴向型的组合构件。例如， 借助诸如焊接、铆接或螺栓连接之类的紧固方式，将一个具有中心圆孔的设置 有内截锥面72的杯形壳式摩擦件70，轴向固定连接至作为端面封口环的例如盘 形齿环30的端面，并限定出具有内截锥面的周向凹槽78。或者，该组合式袋形 摩擦件还可以是一个径向型的组合构件。例如，借助诸如焊接、在包括轴向中 部和/或外端部的外周面上过盈地设置至少一个环形箍170或齿环之类的紧固连 接方式，将径向上至少大致对称，且半圆形内圆面上均设置有半个内截锥面的 两个限力元件160a和160b，径向固定地对接成一个限定出完整内截锥面的周向 凹槽78的组合式截锥环。而限力元件160a和160b可看作是图3中的限力元件 180与摩擦件70合并成一个零件后的轴向均分的产物。相关结构的更详细说明 和图示，可参见上文所整体结合的三项基本专利申请，此处不再重复说明。

进一步地，还可将摩擦件70从限力元件160a、160b中独立出来，仍保持 为一个完整的环状构件，参见图5所示的超越离合器C3。为实现不可旋转的连 接，在限力元件160a与160b所形成的完整内周面上，均布有2或4个凹槽162， 而在摩擦件70相应的阶梯状周面上，则互补地设置有2或4个径向凸起86。凹 槽162和径向凸起86的圆周位置，分别垂至于或者平行于限力元件160a与160b 的径向对接面。显然，该不可旋转的连接也可通过任何一种公知方案完成，例 如，借助设置在双方抵触端面之间的轴向销槽式嵌合机构。

应该指出的是，上述截锥面的设置也可以相反。例如，针对上文所整体结 合的两项专利文献CN101936346B和WO2011/000300A1中的图1所示的实施例 一，便可将内截锥面设置在其中介件90上，而将外截锥面设置在其摩擦件70 上。甚至，截锥面也可以不止一个，比如，由横截面上呈折线状的母线绕轴线X 回转而成的多个内和/或外截锥面，参见图5、6所示的具有端面V形槽的双截 锥面式单向超越离合器C4。其中，中介件90的径向刚度不应过大，例如，设置 成小径向厚度或开口环状，以便于借助其径向的弹性变形来确保传动时内外截 锥面可以最佳地同时贴合。弹簧150则变型为两个端头径向延伸至非导向面56 和96之间并分别周向抵触在该两个表面上的环形开口状弹簧。显然，超越离合 器C3、C4中的轴向封闭力及限力元件160或180所需的结构强度，以及牵引摩 擦副的应力强度，将因为具有内外两个相反的截锥面而得以显著降低。

应顺便指出的是，图5、6中所示的开口状弹簧150，也可变型为分别周向 地挂接至或抵触至两个凸起的螺旋拉簧或压簧，该两个凸起分别设置在导向件 50和中介件90上并轴向地和/或径向地延伸至前述封闭状环形空间中。进一步 地，该压簧还可周向地设置在两个弹簧座环的周向相邻的两个外径向凸起之间， 并将该两个凸起持续地分别周向弹压至非导向面56和96。该两个最佳地呈平面 状的弹簧座环则活动地依次套设在管状基体60的外表面上。

不难想到，牵引摩擦机构F1的此种如图5、6所示的多截锥面式结构，也 适用于设置有如上所述的轴向对接式力封闭组合壳的方案。例如，将图6中的 摩擦件70和平衡元件140与限力元件180的左半边的杯形部分制成一体，而将 限力元件180的右侧盘形部分独立成一个端面封口环，再借助螺钉紧固成一个 轴向对接式组合壳。届时，既降低了力封闭构件的受力强度和轴向长度，又降 低了多个截锥面的制作难度，更方便了之后的装配和维修。

容易想到，为单独增大，也可依公知技术，将牵引摩擦机构F1直接设置 为多摩擦片式摩擦机构，使其因此而具有至少包括三个的一组牵引摩擦副。例 如，参见图7所示的变型，超越离合器C5的至少包括一个的一组较小的内摩擦 片156，通过其内径侧端面的牙嵌齿157与中介件90内周面的内径向凸齿或端 面牙嵌齿97的嵌合，不可旋转地连接至中介件90的内周面上。与内摩擦片156 轴向交错设置的另外一组较大的外摩擦片154，通过其外径向地延伸至平衡元件 140内周面上相应凹槽中的凸起153，与固定在入口82中的后者形成不可旋转 的连接。

作为示例，假定超越离合器C5具有与C2相同的摩擦系数0.07，其挤出角ξ₂和ξ₁将分别等于9.71°和17.57°，在确保解楔转矩M_R等于零的设计方案中，升 角λ将具有约7.86°的自由取值区间。而如果将摩擦片的总数增加至4片，ξ₂不 会改变，但挤出角ξ₁和爬升角ζ将分别增长至25.00°和13.58°。届时，只需将升 角λ的取值区间设置成7.86°≤λ＜13.58°，超越离合器C5便可同时具有解楔转 矩M_R等于零和即便过载也绝对不打滑的性能优点。而对于图9所示的具有9个 牵引摩擦副和1个传力摩擦副的变型，其挤出角ξ₁和爬升角ζ将分别增至37.92° 和26.50°，该绝对无滑的取值区间更增大为7.86°≤λ＜26.50°。

应强调指出的是，在降低的变型方案中，除了隔以滚动体之外，还可以 具有更彻底的方法。例如，图8、11所示的超越离合器C1的再一个变型，便是 双联了两个牵引摩擦机构F1和两个转动导向机构G的易解楔式单向超越离合器 C6。具体地，其在图1中的传力摩擦面58和74之间，再轴向对称地设置了一 个中介件90b，并与导向件50及袋形的摩擦件70分别组成再一个至少大致对称 的转动导向机构Gb和牵引摩擦机构F1b。因此，超越离合器C6将不再具有传 力摩擦机构F2，而是同时具有两个共用同一个摩擦件70的牵引摩擦机构F1。

实际上，超越离合器C6中的开口弹簧150的数量不必需是两个。例如，设 置一个销槽式同步联动机构，其间隙地轴向贯穿导向件50的至少一个同步销， 以固定和可轴向滑动的方式，分别连接至两个中介件90a和90b的对应轴向孔 中，便可在一个弹簧150的作用下，周向同步该二构件的圆周位置和转动。

超越离合器C6的有益效果是，彻底消除了解楔过程中来自导向摩擦副之外 的阻力矩，也就是致使，挤出角ξ₂因而降至等于相应导向摩擦副的摩擦角 ρ_Ga或ρ_Gb的水平，即，ξ_2a＝arctanμ_Ga＝ρ_Ga，以及，ξ_2b＝arctanμ_Gb＝ρ_Gb。这与滚柱 式超越离合器的理论要求完全相同。此时，只需将相应的升角λ如上所述地分 别设置在对应的导向摩擦副的摩擦角ρ_Ga或ρ_Gb与相应挤出角ξ₁之间，即可确保 M_R＝0。即，前述不等式ξ₂≤λ≤ξ₁具体变型为或具体简化为ρ_Ga≤λ_a≤ξ_1a，以及， ρ_Gb≤λ_b≤ξ_1b。当然，取消过载打滑能力的参数设置ξ₂＜λ≤ζ相应地分别变型为 ρ_Ga＜λ_a≤ζ_a和ρ_Gb＜λ_b≤ζ_b。

而更关键的有益效果是，再也无需特别关注同轴度，自由公差的同轴度即 可满足制作、安装和使用中的要求。而天然地必需极度关注同轴度，正是滚柱 式和斜撑式超越离合器的关键性技术缺陷之一，该缺陷导致了近乎苛刻的制作 和安装要求，直接降低了传动能力、工作可靠性和工作寿命。显然，这一优点 尤其有益于高速逆止器。实际上，图8示出的超越离合器C6，就是一个借助穿 过螺拴孔187的螺钉176而紧固在变速箱高速轴外端面上的高速逆止器。

应顺便提及的是，转动导向机构G也可以具有如上文所整体结合的三项专 利申请所述的所有结构和设置型式。例如，周向延续地设置在相应的内/外周面 上的各种单头或多头螺纹齿，参见图9所示，此处不再赘述。

图9示出的是混合有本发明的装载机变速箱用二轴总成C7。其中，借助花 键副，轴向交错设置的四对外摩擦片154和内摩擦片156，以及内摩擦片155， 分别啮合在中介件90和端面凸缘206的内外周面上。端面凸缘206最佳地与小 齿轮202刚形成一个零件，大齿轮204直接设置在导向件50的外周面上。

当然，二轴总成C7可有更简单的变型。即，将内摩擦片156和155直接啮 合至传动轴200的外周面上。相应地，必需去除端面凸缘206和导向件50的管 状凸缘，以及，将内端的轴承158b径向上外移至位于图9中E、Y两部位的两 个端面凸缘之间。进一步地，还可径向上内外翻转并轴向左右对调该述变型的 中介件90，得到转动导向机构G位于牵引摩擦机构F1的径向之内，且摩擦件 70与小齿轮202直接相抵的再变型。

有必要特别指出以下两点，一是在二轴总成C7中，摩擦件70是一个组合 构件，其包括直接抵触至导向件50的那一个内摩擦片155，以及与该摩擦片不 可旋转地连接成周向一体的端面凸缘206。二是传力摩擦机构F2只包括有一个 摩擦副，而牵引摩擦机构F1则包括有9个摩擦副。显然，内摩擦片155与端面 凸缘206也可以形成为一个刚性一体的零件，但却不便于制作和装配。

无庸置疑，只要能够确保和ξ₂＜ξ₁，同时增大或同时降低和的 方案也是可行的。例如，参看上文所整体结合的专利文献CN101936346B和 WO2011/000300A1中的附图11，将其中的牵引摩擦机构F1的摩擦片数设置成 相较传力摩擦机构F2的为多。显然地，该附图11中的摩擦件70实质上也是一 个内摩擦片，甚至，更可以变型为一个不可旋转地套装在外花键毂式管状基体 76上的独立构件。届时，管状基体76因具有单一的外花键齿而更易于制作。

应该说明的是，本发明的技术构思显然适用于双向超越离合器，双向逆止 器，包括超越离合机构的机动车滑行器、起动机用单向器、运动用滚轮溜冰鞋/ 滑冰板(轮滑、滑板、漂移板)等所有无需驱动中介件或导向件便可解楔/分离 的自动离合机构或装置中，同时，还最佳地适用于本申请人通过中国专利文献 CN103527671A、CN102562989A、CN102536576A、CN102528710A、 CN102537025A、CN102478086A、CN102562859A、CN102537126A以及 CN102588553A公开的各技术方案以及相关产品。

而对于涉及到需要驱动中介件90方可解楔的技术方案或相应产品，例如， 本申请人通过中国专利文献CN102562889A、CN102556798A和CN102478086A 公开的技术方案和相关产品，则可采用将传力摩擦机构F2设置成多摩擦片式摩 擦机构的技术方案来实现易于解楔的目的。对此，全文结合于此的中国专利文 献CN102478086A中的[0121]段文字和其附图6已经给予了较详细的说明和图 示，该技术方案中的用于驱动中介件90转动解楔的解楔转矩M_G的计算公式为

$M_{T,90}\ge \frac{(\tan {\xi }_1-\tan \lambda )(1-{\mu }_1^0{\mu }_G)}{(1+{\mu }_G\tan \lambda )[{\mu }_1^0+\underset{j=1}{\overset{k+1}{\Sigma }}{\left({\mu }^0\right)}_j]}{M}_0,$或者，$M_G\ge \frac{(\tan {\xi }_1-\tan \lambda )(1-{\mu }_1^0{\mu }_G)}{(1+{\mu }_G\tan \lambda )(k+2){\mu }_1^0}{M}_0$

其中，k≥0，k代表内外摩擦片的总数，(μ⁰)_j为传力摩擦机构F2中各摩擦 副的当量摩擦系数，其可以等于可见，不考虑(tanξ₁-tanλ)也就是不考虑增 加升角λ的因素，仅仅通过增加摩擦片的总数k一个方法，也很容易将解楔转 矩M_T，90或M_G降至易于解楔的程度，例如，相当于M₀的5％以下。

以上仅仅是本发明针对其有限实施例给予的描述和图示，具有一定程度的 特殊性，但应该理解的是，所提及的实施例和附图都仅仅用于说明，而不用于 限制本发明及其保护范围，对它们进行的各种变化、等同、互换以及构件位置 或结构的更动，都将被认为未脱离开本发明构思的精神和范围。