CN101305194A - 用于防止车辆变速装置中的齿式离合器内脱档的系统 - Google Patents

Abstract

用于防止车辆变速装置中的齿式离合器内脱档的系统，所述齿式离合器包括具有套离合器齿(118，218，718，818，918)的接合套(117，217，351，551)。驱动倒锥角(691d)和制动倒锥角(691b)中的至少一个的正切函数，大于离合器摩擦系数和花键摩擦系数的平均值乘以1与离合器齿节径与花键齿节径之比的和后得到的值。

Description

用于防止车辆变速装置中的齿式离合器内脱档的系统

技术领域

本发明涉及车辆变速装置，更具体地，本发明涉及一种用于防止齿式离合器内脱档(gearhopout)的系统，所述齿式离合器由于作用在与它们相连接的旋转部件上的作用力而导致未对准(misalignment)。

背景技术

齿式离合器经常用于分级车辆变速装置，以接合及分离档位。齿式离合器能够可旋转地将主部件连接至基本上与其同轴的可连接部件。通常，接合套用作这两个部件之间的互连部件。此接合套通常通过例如花键可旋转地安装至所述主部件，并且可以相对于所述主部件轴向移动。在接合套上，在朝向可连接部件的端部设置有离合器齿。此离合器齿需要与可连接部件上的相应的离合器齿相匹配。通过在轴线方向朝向可连接部件移动接合套，这两组离合器齿可以变得相互啮合。

在双向作用齿式离合器中，在接合套的两端均设置有离合器齿。从而，接合套可以将主部件连接至第一或第二可连接部件。这些可连接部件必须具有与接合套的相应的端部处的离合器齿相匹配的离合器齿。

在专利文献US-2,070,140、US-3,137,376、DE-4319135A1和US-6,422,105中可以发现一些包括主部件、接合套和可连接部件的齿式离合器。

在重型运输车辆中，比如重型载货汽车，经常使用档位组合式变速装置。在这样的变速装置中，具有若干可选择的档位的主变速部分与副变速部分串联。在副变速部分有两个档位：一个是具有较大减速比的低速档；一个是不减速的高速档，通常称为直接驱动档。实际上，副变速部分使主变速部分的档位数量增加了一倍。WO-2004069621的图1示出了典型的现有重型载货汽车的档位组合式变速装置，其特征在于其主变速部分2和副变速部分3。

副变速部分经常为行星齿轮结构，其与双向作用齿式离合器组合。由于行星齿轮结构的设计，齿式离合器的主变速部分可以固定地连接至接合套并且可以与套一起轴向移动。在此情况下，主变速部分通常是行星齿轮结构的齿圈。专利文献US-4,667,538中示出了一个典型的实例，其中接合套18固定地连接至齿圈14。在一些实施例中，接合套集成在齿圈内，例如EP-0916872(图3，部件56和58)以及更早的US-5,083,993(图1，部件24)中所示的情况。

图1a示出了简化的行星式副变速部分101的纵剖面图。副变速部分101的输入轴是主变速部分103的主轴102。变速箱壳体104通过主变速部分103内的轴承105和轴承105b可旋转地支承主轴102。在主轴102的端部具有外花键齿106。花键齿106与太阳轮108的内花键齿107啮合。太阳轮108的外轮齿109与行星轮111的外轮齿110啮合。行星轴112可旋转地将行星轮111支承在行星架113上，在图中，行星架113被示出为与输出轴114集成在一起。沿着行星架113的外圆周，若干相同的行星轮以大致相同的间隔分布。输出轴承115可旋转地将输出轴114支承在变速箱壳体104上。行星轮111的外轮齿110还与齿圈117的内轮齿116啮合。在图1a的位置，齿圈117的内直接离合器齿118与直接接合环120的外离合器齿119啮合。直接接合环120的内花键齿121与主轴102的外花键齿106啮合。由此，在图1a中，齿圈117通过直接接合环120可旋转地连接至主轴102。从而，行星轮111不能相对于主轴102在圆周方向移动。其结果是，主轴102、输出轴114和它们之间的部件将以同步的方式旋转，即，具有相同的速度。这样就构成了直接高速档。在图1b中，与图1a相比，齿圈117经移到右边。从而，直接离合器齿118不再与直接接合环120的外离合器齿119啮合。取而代之的是，齿圈117的内减速离合器齿122已经变成与固定接合环124的外离合器齿123啮合，所述固定接合环124固定地连接至变速箱壳体104。因此，当位于图1b中的位置时，齿圈117不会旋转。其结果将是低速减速档；输出轴114将比主轴102旋转得更慢。

副变速换档致动器125实现齿圈117的轴向位移。通过副变速换档致动器125，副变速换档杆126在适当的方向上被推动或拉动。副变速换档拨叉127固定地连接到副变速换档杆126。副变速换档拨叉127延伸至齿圈117上的圆周槽128内。副变速换档致动器125可以采用不同类型，例如，液力式、气动式、电磁式或电动机械式。通常，副变速换档致动器125只在换档期间动作。当换档已经完成时，它将不再动作。

在图1a和图1b的副变速部分中，齿圈可以被认为是双向作用齿式离合器的主部件和接合套的组合。此外，可以注意到的是，只有一个轴承115支承输出轴114。行星式副变速部分101提供了另一个支承。当通过行星式副变速部分101的齿轮和离合器齿传递扭矩时，在环绕外围啮合的齿轮和齿式离合器内的接触力将使各部件变得基本上同轴。当行星式副变速部分101不传递扭矩时，它将仍然为输出轴114提供一部分支承，即使在各部件之间具有较低的同轴度时也是如此。因此，齿轮连同行星式副变速部分101的齿式离合器，将作为某种用于输出轴114的第二支承轴承。然后，在高速档位置，如图1a所示，主轴102间接支承输出轴114。

齿式离合器通常被设计成自保持在接合状态。这意味着一旦齿式离合器已经接合，不需要外力来将齿式离合器保持在此接合状态。不同的设计方案被用于实现此自保持特征。一种常用的设计方案是使离合器齿具有一定角度，以便当扭矩在齿式离合器中传递时，产生使套保持在接合位置的额定(nominal)轴向力。这种解决方案通常被称为倒锥形(back-taper)设计。US-5,626,213中示出了一个实例。在该文献的图2中可以看出，离合器齿的侧面21、26相对于接合套8的花键齿11的侧面28具有角度α、β。因此，当传递扭矩时，接触力将促使离合器齿朝向完全接合的位置。其他的一些用于实现自保持的设计方案可以参见US-2,070,140和FR-2660723。

在大部分自保持齿式离合器设计结构中，离合器齿组中的至少一个是通过改变一组花键或轮齿来制造。回到US-5,626,213，接合套8的具有倒锥角的侧面26可以被认为是内花键齿11的侧面28的略微变化。同样地，在图1a和图1b，离合器齿118和122上的倒锥形可以通过改变齿圈117的内轮齿116制成。滚压操作是实现此类改变的一种快速、经济的方法。在滚压操作中，在径向荷载及旋转的作用下，花键的侧面或接合套或齿轮的轮齿的侧面通过与配合加工轮的轮齿啮合产生弹性变性。令人遗憾的是，在滚压操作中可以发生弹性变形的材料体积较小。由此，在滚压操作中可以实现的倒锥角角度(US-5,626,213中的α，β)较小，典型地，大约为5度。然而，这对于齿式离合器的大部分应用是足够的。

存在一些应用场合，其中已经表明，按照惯例制造的倒锥角离合器齿不具有足够的自保持作用。图2中示出了一个实例，其中，与图1a比较，减速器装置230已经被增加至副变速部分201。减速器装置230是辅助制动器，其可在长下坡行驶时使用，以便减少车辆的通常的车轮制动器的磨损以及防止其过热。减速器装置由减速器轴231驱动，减速器轴231可旋转地连接至减速器从动齿轮232。接着，减速器从动齿轮232与减速器驱动齿轮233啮合，所述减速器驱动齿轮233可旋转地连接至副变速部分201的输出轴214。

当减速器装置230工作时，齿轮啮合力240将作用在减速器驱动齿轮233上。此力将倾向于使输出轴214不对准。通常，发动机制动与减速器同时工作。因此，扭矩将通过副变速部分传递，并且，在齿轮啮合过程中和在副变速部分的离合器齿之间将产生接触力。这些接触力将促使副变速部分的部件变成基本上同轴的状态，如先前所述的情况。由此，接触力将抑制减速器驱动齿轮233上的齿轮啮合力使输出轴214不对准的倾向。

一些减速器工作条件已经表明，会在如图2所示的行星式副变速部分中产生问题。一个实例是当在减速器装置230内存在相对较大的制动作用和相对小的发动机制动作用时的情况。这已在图2中示意性地示出。从图2中的顺时针方向观看时，减速器齿轮啮合力240倾向于使输出轴214不对准。然而，通过行星齿轮啮合力241，减速器齿轮啮合力240得到平衡，其中，所述行星齿轮啮合力241作用在行星齿轮211的轮齿210上，所述行星齿轮211的轮齿210与齿圈217的内齿216啮合。行星齿轮啮合力241的反作用力是作用在齿圈217上的齿圈啮合力242。接着，齿圈啮合力242通过齿圈217的离合器齿218和直接接合环220的离合器齿219之间的啮合所产生的环离合器啮合力243来平衡。

齿圈啮合力242和环离合器力243组成力偶，其倾向于在图2所示的逆时针方向使齿圈217不对准。因此，将在齿圈217的离合器齿218和直接接合环220的离合器齿219之间形成轴向间隙244。由此，在旋转期间，齿圈217的离合器齿218和直接接合环220的离合器齿219之间将倾向于在轴线方向形成相对运动。如果接触的离合器齿之间的摩擦较大并且例如由倒锥产生的自保持作用不够，那么此相对运动的倾向可能转变成不稳定状态。而后，齿圈217的离合器齿218将退出与直接接合环220的配合离合器齿219的啮合。从而，扭矩不能通过副变速部分201来传递，并且，因此不能进行发动机制动。

图3示出了另一个实例，即变速箱的分离器装置350。接合套351能够可旋转地将输入轴352连接至第一齿轮353和第二齿轮354中的任何一个。齿轮353和354中每一个都与可旋转地固定至副轴(未示出)上的配合齿轮啮合。第二齿轮354通过轴承356可旋转地支承在主轴355上。主轴355的一端通过象征性地示出的轴承357由齿轮箱壳体(未示出)支承。主轴355的另一端通过锥形滚柱轴承358由输入轴352支承。接着，输入轴352通过两个象征性地示出的轴承359和360由齿轮箱壳体直接或间接支承。

在图3中，接合套351被定位成可旋转地连接输入轴352和第二齿轮354。因此，扭矩能够从输入轴352传递至第二齿轮354，并传递至副轴上的配合齿轮。然后，齿轮啮合力361将作用于第二齿轮354上。

在工作过程中，在锥形滚柱轴承358内可能存在轴向间隙。例如，此轴向间隙可能是热膨胀与齿轮啮合的轴向力分量所导致的结果。在锥形滚柱轴承中，轴向间隙总是与径向间隙相对应。在分离器装置350中，这样的径向间隙将减小径向支承，并允许主轴355的未对准。因此，该未对准将被花键与输入轴352、接合套351和第二齿轮354的离合器齿之间的接触力消除。这类似于上面对行星式副变速部分的描述。对于第二齿轮354，齿轮啮合力361将通过作用于离合器齿上的齿轮接触力362被平衡，所述离合器齿与接合套351上的相应的离合器齿接合。齿轮接触力362的反作用力是作用在接合套351的离合器齿上的套离合器接触力363。对于接合套351，套离合器接触力363通过套花键接触力364平衡。类似于图2，套离合器接触力363和套花键接触力364形成力偶，其引起接合套351的不对准。因此，可能在接合套351和第二齿轮354之间形成轴向间隙365。在旋转期间，这可能使得接合环351退出与第二齿轮354的离合器齿的接合，十分类似于图2中的齿圈217。

从对图2和图3中的系统的分析可以得到一些结论。在以上两种情况下，设置有被支承轴(214，355)，其通过支承轴(202，352)径向支承。在某些情况下，那些轴之间的适当的常规径向支撑装置例如径向轴承(358)要么缺少，要么不足。此外，被支撑轴受到引起被支撑轴与支撑轴之间不对准的外力(240，361)的作用。那些外力可能直接地作用于被支撑轴上，或者通过固定至被支撑轴或由被支撑轴支承的其他部件例如齿轮(233，354)作用。最终，具有接合套(217，351)的齿式离合器能够选择性地连接支撑轴，用于协调与被支撑轴或若干由被支撑轴径向支承的齿轮(211，354)之间的旋转。由于未对准以及被支撑轴的不足的径向支承装置的影响的组合，支承作用的至少一部分伴随有齿式离合器内的接触力(241，362)。这些接触力倾向于使接合套未对准。在一定条件下，此未对准可能导致脱档，即，齿式离合器的不希望的、不受控制的分离。

图4示出了图3的花键和齿式离合器的离合器齿的圆周部分。接合套351的内离合器齿为倒锥形，相对于旋转轴来说具有倒锥角481。第二齿轮354的离合器齿的配合齿面具有相应的倒锥形状。输入轴352上的花键齿为直线状，即，其平行于旋转轴。因此，套花键接触力364将具有花键法向分量364n，其垂直于旋转轴并且由此处于理想的正切方向。套离合器接触力363具有离合器法向分量363n，其垂直于接合套351的内离合器齿的倒锥形侧面。该离合器法向分量363n将相对于理想的正切方向倾斜为倒锥角481。由于此倾斜，离合器法向分量363n将具有分量363p，其平行于接合套351的花键齿和输入轴352，并且因此垂直于花键法向分量364n。此平行分量363p促使接合套351朝向完全接合的位置，并且阻止导致脱档的相对运动。

在US-6,066,062中，示出了具有倒锥形离合器齿67、68、69、70的行星式副变速部分3。行星式副变速部分3中的齿轮具有螺旋轮齿。在螺旋轮齿中，齿轮啮合力具有轴向分量。对于齿圈56，通常，轴向力分量通常通过接触的离合器齿67、68、69、70中的轴向力分量来平衡。此外，需要倒锥角作用以防止脱档。因此，这些离合器齿具有至少一个螺旋侧面。为了处理此问题，可以使用下列对倒锥角的一般定义：

i)齿式离合器的轴向可移动部件的一组离合器齿的平衡螺旋角是这样的螺旋角，即，在无摩擦的情况下，当通过离合器齿组传递扭矩时，所述螺旋角将导致从接触力不产生作用于轴向可移动部件的齿轮、花键和离合器齿上的净轴向力。

ii)齿式离合器的轴向可移动部件的一组离合器齿的一组接触侧面的倒锥角，是接触侧面组的实际螺旋角与离合器齿组的平衡螺旋角之间的差值。

对于图3和图4中的接合套351的离合器齿，输入轴352的花键齿是直线状的。在假设的无摩擦的情况下，套花键接触力364将垂直于旋转轴。因此，利用零度的倒锥角481，平行分量363p将消失，并且，套离合器接触力363将也垂直于旋转轴。由此，在接合套351上，将没有由作用于其花键和离合器齿上的接触力所形成的净轴向力。因此，接合套351的平衡螺旋角为零。

对于US-6,066,062中的行星式副变速部分，离合器齿67、68、69、70的直径小于齿圈56的轮齿的直径。因此，为满足扭矩平衡，这些离合器齿上的接触力将大于轮齿上相应的啮合力。这意味着齿圈56的离合器齿67、68的平衡螺旋角将小于轮齿的螺旋角。

存在一些已知的用于防止上述类型的脱档的方法。通常，径向支承装置，比如轴承，已经被引入或进行了改善，以限制被支撑轴的可能出现的未对准。在US-5,839,319中，示出了类似于图3所示情况的分离器装置。然而，第一齿轮(headset)/第四齿轮74(对应于图3中的第二齿轮354)不是由主轴(对应于图3中的355)支承，而是由刚性地固定至输入轴42(对应于图3中的352)的心轴62支承。因此，作用于第一齿轮/第四齿轮74上的齿轮啮合力丝毫不会引起主轴的未对准。由此，消除了脱档倾向。然而，附加的心轴将意味着增加生产成本。

US-5,083,993提供了一种行星齿轮1，其类似于图1a中的行星式副变速部分101。为了减少可能出现的未对准，在行星轮架9(对应于图1a中的行星架113)和太阳轮5(对应于图1a中的太阳轮108)之间包括滚柱轴承，其中，所述行星轮架9与输出轴3(对应于图1a中的114)集成在一起，所述太阳轮5以可旋转地固定的方式设置在输入轴2(对应于图1a中的主轴102)上。因此，滚柱轴承作为将被支撑轴、输出轴3支承在支撑轴、输入轴2上的径向支承装置。然而，采用滚柱轴承将意味着增加生产成本。

EP-239555B1公开了类似的行星齿轮2。其中，借助于球轴承18，离合器环16支承行星轮保持器10，所述行星轮保持器固定至行星轮架11，所述行星轮架与输出轴4集成在一起。离合器环16不可旋转地安装在太阳轮7上，所述太阳轮7不可旋转地安装在输入轴3上。在图1a中，等同物将是位于接合环120和行星架113部件之间的附加的球轴承，所述行星架113位于行星轮111的左边。附加的球轴承18将提供输出轴4的径向支承，并且因此减少可能出现的未对准。然而，采用球轴承18将意味着增加生产成本。

附图说明

图1a示出了处于直接高速档的现有行星式副变速部分。

图1b示出了处于低速减速档的图1a中的行星式副变速部分。

图2示出了具有减速器装置的现有行星式副变速部分，包括可能发生并且可能导致脱档的力和未对准。

图3示出了现有变速箱中的分离器装置，包括可能发生并且可能导致脱档的力和未对准。

图4示出了图3的分离器装置的齿式离合器的齿的圆周部分。

图5示出了根据本发明的关于图4的离合器齿的改进设计结构。

图6示出了根据本发明一个实施例的关于图2的离合器齿的改进设计结构。

图7、图8和图9示出了根据本发明实施例的关于图6的离合器齿的变化形式，所述实施例便于检测错误的装配部件。

发明内容及具体实施方式

当研究图3和图4时，可以注意到的是，接合套351的未对准将导致改变其与第二齿轮354的离合器齿之间沿着外围的接合程度。当轴向间隙365最大时，接合程度最低。在旋转期间，此改变的接合程度将要求接合套351、输入轴352和第二齿轮354的接触中的离合器和花键齿之间的相对运动。为了防止脱档，此相对运动的发生是极重要的。因此，在接触的齿之间将产生摩擦。在图4中，套离合器力363的摩擦分量表示为363f。同样地，套花键力364的摩擦分量表示为364f。为了能实现接触齿之间的相对运动，套离合器力363的基本上平行的分量363p必须大于摩擦力363f和364f的总和：

363p＞363f+364f

假定倒锥角481很小，例如，小于20度。在图4中，此不等式看起来得不到满足：

i)当滑动时，套离合器力363的摩擦分量363f等于摩擦系数363mu乘以法向分量363n：

363f＝363mu*363n；

ii)当滑动时，套花键力364的摩擦分量364f等于摩擦系数364mu乘以法向分量364n：

364f＝364mu*364n；

iii)在车辆变速箱内相接触的离合器和花键齿之间，典型地，摩擦系数值大约为0.1：

363mu＝364mu＝0.1；

iv)扭矩平衡，再假定小的倒锥角481，要求套离合器力363的法向分量363n基本上等于套花键力364的法向分量364n：

363n＝364n；

v)现在，不等式的右边可以写成：

363f+364f＝0.1*363n+0.1*364n＝0.2*363n；

vi)套离合器力363的平行分量363p等于法向分量363n乘以倒锥角481的正切函数：

363p＝363n*tan(481)；

vii)对于通过滚压法制造的倒锥形离合器齿，倒锥角通常不大于5度，就象前面陈述的一样：

tan(481)＝tan(5度)＜0.09；

viii)因此，对于传统的现有倒锥形离合器齿，套离合器力363的平行分量363p通常限于：

363p＜0.09*363n；

ix)通过比较步骤v)和viii)的结果可以看出，在图4中实际上没有满足不等式要求：

0.09不大于0.2。

因此，倒锥角481不是大到足以防止脱档，即，不是大到足以增强离合器和花键齿之间的相对运动。

通过消除法向分量363n，相对运动的不等式要求可以写成：

tan(倒锥角)＞(离合器齿之间的摩擦系数)+(花键齿之间的摩擦系数)

假定离合器和花键齿之间具有共同的摩擦系数，那么不等式可以简化：

tan(倒锥角)＞2*(离合器和花键齿之间的摩擦系数)

上面的步骤iv)假定套离合器力363与套花键力364作用在相同的直径上。这是图3中齿式离合器所处的情况，并且基本上是图2中行星式副变速部分内相应的作用力所处的情况。然而，对于US-6,066,062中的行星式副变速部分，倒锥形离合器齿67、68、69、70的直径显著小于套58的内齿57的直径。套58的内齿57连同行星齿轮43的齿65将起到轴向可移动的套58的花键的作用。在这种情况下，不等式要求将是：

tan(倒锥角)＞(离合器齿之间的摩擦系数)+(花键齿之间的摩擦系数)*(离合器齿的节径)/(花键齿的节径)

或者，对于共同的摩擦系数：

tan(倒锥角)＞(离合器和花键齿之间的摩擦系数)*(1+(离合器齿的节径)/(花键齿的节径))

根据本发明，倒锥角应大到足以满足所述不等式要求。图5示出了图3中的齿式离合器的变化形式的离合器和花键齿的圆周部分，其已根据本发明进行了修改。经修改的第二齿轮554的离合器齿和经修改的接合套551的配合离合器齿具有经过修改的倒锥角581，该倒锥角581显著大于图4中所示的倒锥角481。因此，套离合器力563的平行分量563p大于离合器齿之间的摩擦力563f和花键齿之间的摩擦力364f的总和。因此，相关部件之间的相对运动是可能的，并且防止发生脱档。

因此，当倒锥角581大到足以满足不等式要求时，齿式离合器的自保持能力显著增加。套离合器力563的平行分量563p因此大到足以能够将接合套551拉至完全接合的状态。因此，对于未对准的接合套，如图2和图3所示的情况，可以防止发生脱档。

对于离合器和花键齿的节径相同，摩擦系数为0.1的情况，不等式要求是：

tan(倒锥角)＞0.1+0.1＝0.2

这意味着倒锥角至少应是11.3度。此外，对于US-6,066,062中的行星式副变速部分3的特例，内齿57的节径可以是离合器齿67、68、69、70的节径的两倍：

tan(倒锥角)＞0.1+0.1*1/2＝0.15

这表明倒锥角至少应是8.5度。这也显著地大于上述5度，5度可以被认为是能够通过经济的滚压操作实现的倒锥角的近似上限。取而代之的是，对于通过修改花键或轮齿组制成的离合器齿组，将必须使用成本更高的方法，例如成形(shaping)的切削方法。

为了保持低成本，最小程度地使用成本更高的方法将是有利的。这是本发明的实施例中所强调的。因此，需要指出的是，在具有减速器的行星式副变速部分中，如图2所示，当在高速档直接驱动位置同时存在减速器和发动机制动工作时，出现所述的脱档风险。因此，只在发动机制动期间接触的离合器齿的那些侧面上具有较大的倒锥角将是足够的。各离合器齿的相反侧面可以具有更小的倒锥角。对于离合器齿组，这可以采用制造方法的组合来进行制造，所述离合器齿组通过修改一组花键或轮齿制成。举例来说，滚压操作可用于在离合器齿的两侧面制造小的倒锥角。成形操作可用于仅在发动机制动期间与配合离合器齿接触的齿侧面上形成大的倒锥角。

图6示出了图2的行星式副变速部分201的减速器和发动机制动工作期间，在高速档直接驱动位置的配合离合器齿的圆周部分。为了防止由于未对准而发生脱档，离合器齿的相接触的侧面具有根据本发明的大倒锥角。齿圈217的离合器齿218具有制动侧面218b，在发动机制动操作期间，所述制动侧面218b与直接接合环220的离合器齿219上的相应的制动侧面219b接触。同样地，存在驱动侧面218d和219d，它们在发动机驱动操作期间相接触，即，当发动机驱动车辆时。制动侧面218b和219b具有大的倒锥角691b，驱动侧面218d和219d具有正常的、小的倒锥角691d。大倒锥角691b使得环离合器啮合力243的平行分量243p分别大于齿圈啮合力242和环离合器啮合力243的摩擦分量242f和243f的总和。因此，在减速器和发动机制动同时工作期间防止发生脱档。在发动机驱动工作期间，减速器装置230不工作，没有齿轮啮合力240作用于图2中的减速器驱动齿轮233上。由此，将不存在使输出轴214不对准的倾向，在驱动侧面218d和219d上不需要大倒锥角用于防止脱档。

通常，减速器装置230是可选的，且只有少数变速箱中包括。因此，从成本观点来说，在所有的变速箱中，在制动侧面218b和219b上具有大倒锥角691b将不是有利的。取而代之的是，最好只在具有减速器装置230的变速箱内设置大倒锥角691b。在没有减速器装置的变速箱中，离合器齿218和219的两侧面都可以具有传统的小倒锥角。然而，如果在具有减速器装置230的变速箱内，制动侧面218b和219b中的任何一个具有传统的小倒锥角，那么会丧失防止脱档的能力。因此，重要的是，尽快地发现在具有减速器装置230的变速箱的制动侧面上具有传统的小倒锥角的偶然装配的齿圈117或直接接合环120。

图7示出了图6中的离合器齿的改进的设计结构。在滚压操作之后，齿圈上的离合器齿7180在两个侧面718b和718d上都具有传统的小倒锥角。在这种情况下，齿圈等同于在没有减速器装置230的变速箱中使用的齿圈117。这些滚压的离合器齿7180的最大节径齿厚7180t类似于齿圈的内轮齿216的节径齿厚216t。对于具有减速器装置230的变速箱，与图6相比，齿圈217的离合器齿718具有减小的最大节径齿厚718t。大体上，当从离合器齿7180开始形成制动侧面718b时，更多的材料已经通过另外的切削方法去除。此外，直接接合环220的离合器齿719已经增加了齿厚，由此，与图6相比，减小了最小节径齿间隔宽719w。最小节径齿间隔宽719w小于滚压的离合器齿7180的最大节径齿厚7180t。因此，带有在两侧面上具有传统的小倒锥角的厚的、滚压的离合器齿7180的齿圈，不能与带有在制动侧面719b上具有大倒锥角的厚离合器齿719的直接接合环220啮合。因此，在具有减速器装置的变速箱中，易于检测出为没有减速器装置的变速箱所制造的齿圈117。

图8和图9示出了本发明另一个实施例。此实施例解决了在具有减速器装置230的变速箱中检测出在制动侧面上具有传统的小倒锥角的直接接合环120这一问题。在图8中，纵剖面图所示出的是用于没有减速器装置230的变速箱的齿圈117和直接接合环120的离合器齿818和819的改进的设计结构，即，在没有减速器装置230的变速箱内，在两侧面上都具有传统的小倒锥角。包括齿圈离合器齿818的最小内齿顶直径818i和接合环离合器齿819的最大齿根直径819r。为了允许离合器齿818和819的啮合，最小内齿顶直径818i必须大于最大齿根直径819r。同样地，图9示出了用于具有减速器装置230的变速箱的、在制动侧面上具有大倒锥角的齿圈217和直接接合环220的离合器齿918和919的对应部分。包括齿圈离合器齿918的最小内齿顶直径918i和接合环离合器齿919的最大齿根直径919r。另一方面，最小内齿顶直径918i必须大于最大齿根直径919r，以便能够实现离合器齿的啮合。现在，最大齿根直径819r大于最小内齿顶直径918i。因此，为具有减速器装置230的变速箱制造的齿圈217的离合器齿918，不能与为没有减速器装置230的变速箱制造的直接接合环120的离合器齿819啮合。因此，在具有减速器装置的变速箱中，易于检测出意外装配的为没有减速器装置的变速箱所制造的直接接合环120。

虽然本发明在一定程度上进行了详细说明，但是应当理解的是，部件的各种修改、置换和重置能够不背离由所附权利要求限定的本发明的实质和范围。

Claims (18)

1.用于防止车辆变速装置中的齿式离合器内脱档的系统，包括：

输入轴，该输入轴至少在一些工作状况下连接至主动力源；

以及输出轴，该输出轴连接至所述车辆的从动轮，

所述齿式离合器包括具有套离合器齿(118，218，718，818，918)的接合套(117，217，351，551)，所述套离合器齿(118，218，718，818，918)能够通过所述接合套的轴向位移，选择性地进入与配合离合器齿(119，219，719，819，919)接合的状态以及从该接合状态脱离，

在所述接合状态，所述齿式离合器使得第一旋转系统(102，302，452)与第二旋转系统(114，214，314，455，111，311，454)同步旋转，

所述套离合器齿(118，218，718，818，918)和所述配合离合器齿(119，219，719，819，919)具有离合器齿节径，

所述套离合器齿(118，218，718，818，918)具有套驱动齿侧面(218d，718d)，在动力从所述输入轴传递至所述输出轴时的所述接合状态中，所述套驱动齿侧面(218d，718d)与所述配合离合器齿(119，219，719，819，919)的配合驱动齿侧面(219d)相接触，

所述套离合器齿(118，218，718，818，918)还具有套制动齿侧面(218b，718b)，在动力从所述输出轴传递至所述输入轴时的所述接合状态中，所述套制动齿侧面(218b，718b)与所述配合离合器齿(119，219，719，819，919)的配合制动齿侧面(219b，718b)相接触，

所述套驱动齿侧面(218d，718d)和所述配合驱动齿侧面(219d)基本上呈倒锥形，具有驱动倒锥角(691d)，

所述套制动齿侧面(218b，718b)和所述配合制动齿侧面(219b，718b)基本上呈倒锥形，具有制动倒锥角(691b)，

所述接合套(117，217，351，551)具有套花键或轮齿(116，216)，所述套花键或轮齿(116，216)与至少一个配合旋转部件(111，211，352)上的配合花键或轮齿(110，210)啮合，所述套花键或轮齿(116，216)和所述配合花键或轮齿(110，210)具有花键齿节径，

而且，当啮合时，所述套离合器齿(118，218，718，818，918)和所述配合离合器齿(119，219，719，819，919)具有所述接合套(117，217，351，551)的轴向运动的离合器摩擦系数，并且，

当啮合时，所述套花键或轮齿(116，216)和所述配合花键或轮齿(110，210)具有所述接合套(117，217，351，551)的轴向运动的花键摩擦系数，

所述系统的特征在于：

所述驱动倒锥角(691d)和所述制动倒锥角(691b)中的至少一个的正切函数，大于所述离合器摩擦系数和所述花键摩擦系数的平均值乘以1加所述离合器齿节径和所述花键齿节径之比的和后得到的值。

2.如权利要求1所述的系统，其特征在于：

所述离合器齿节径和所述花键齿节径基本上相等，并且，所述驱动倒锥角(691d)和所述制动倒锥角(691b)中的至少一个的正切函数大于所述平均值的两倍。

3.如上述权利要求中任何一项所述的系统，其特征在于：

所述驱动倒锥角(691d)和所述制动倒锥角(691b)中的至少一个大于8度。

4.如上述权利要求中任何一项所述的系统，其特征在于：

所述驱动倒锥角(691d)和所述制动倒锥角(691b)中的至少一个大于10度。

5.如上述权利要求中任何一项所述的系统，其特征在于：

所述驱动倒锥角(691d)和所述制动倒锥角(691b)中的至少一个大于12度。

6.如上述权利要求中任何一项所述的系统，其特征在于：

所述车辆变速装置包括：

支撑轴(102，202，352)，所述支撑轴(102，202，352)由变速箱壳体系统(104)可旋转地直接支承或间接支承在两个轴承装置(105，105b，359，360)中；以及

被支撑轴(114，214，355)，所述被支撑轴(114，214，355)通过轴承装置(115，357)由所述变速箱壳体系统可旋转地支承在第一支承系统中；

所述被支撑轴与所述支撑轴基本上同轴。

7.如权利要求6所述的系统，其特征在于：

所述第一旋转系统包括所述支撑轴和设置在所述支撑轴上的齿轮(108)中的至少一个，

所述第二旋转系统包括所述被支撑轴和设置在所述被支撑轴上的齿轮(111，211，233，354)中的至少一个。

8.如权利要求6-7中任何一项所述的系统，其特征在于：

在一组工作条件下，所述被支撑轴由第二支承系统(108-111-117-118-119，211-217-218-219，351-354-356，358)内的所述支撑轴径向支承，所述第二支承系统在轴向上远离所述第一支承系统。

9.如权利要求8所述的系统，其特征在于：

通过作用在所述齿式离合器内的齿之间的接触力(241，242，243，362，363，364)，在所述第二支承系统内提供相当大一部分的径向支承。

10.如权利要求8-9中任何一项所述的系统，其特征在于：

所述一组工作条件包括这样的情形：所述被支撑轴被外部负荷(240，361)促使朝向相对于所述支撑轴的未对准状态，所述外部负荷作用于所述被支撑轴上或作用于设置在所述被支撑轴上的部件(233，354)上。

11.如权利要求10所述的系统，其特征在于：

所述外部负荷由于辅助制动器系统(230)的工作而产生。

12.如权利要求11所述的系统，其特征在于：

所述制动倒锥角(691b)包括在所述驱动倒锥角(691d)和所述制动倒锥角(691b)中的所述至少一个内。

13.如权利要求12所述的系统，其特征在于：

所述驱动倒锥角(691d)没有包括在所述驱动倒锥角(691d)和所述制动倒锥角(691b)中的所述至少一个内。

14.如权利要求12-13中任何一项所述的系统，其特征在于：

在所述接合套(117，217，351，551)上，所述套制动齿侧面(218b，718b)上的所述制动倒锥角(691b)由具有小于6度的小倒锥角的中间侧面(7180b)，在另外的机械加工处理中制成。

15.如权利要求12-14中任何一项所述的系统，其特征在于：

所述车辆变速装置至少制造为具有所述辅助制动器系统(230)的减速器形式和不具有所述辅助制动器系统(230)的标准形式，并且，所述驱动倒锥角(691d)和所述制动倒锥角(691b)中的所述至少一个只存在于在所述减速器形式中使用、且不在所述标准形式中使用的部件上。

16.如权利要求15所述的系统，其特征在于：

对于所述减速器形式，所述配合离合器齿(719)具有的间隔宽(719w)小于用于所述标准形式的所述套离合器齿(7180)的齿厚(7180t)，从而阻止接合。

17.如权利要求15-16中任何一项所述的系统，其特征在于：

对于所述标准形式，所述配合离合器齿(819)具有的齿根直径(819r)大于用于所述减速器形式的所述套离合器齿(918)的内齿顶直径(918i)，从而阻止接合。

18.如上述权利要求中任何一项所述的系统，其特征在于：

所述齿式离合器是所述车辆变速装置中的副变速式(101，201)和/或分离器式(350)的组合件中的一部分。

Images