CN101504065A - 有限差速比差速器 - Google Patents

Abstract

一种纯机械的差速器，包括差速传动机构，以及对该差速传动机构的差速比的变化范围给予限制的限差速比传动机构，其特征在于：限差速比传动机构中包括有压合式牙嵌双向超越离合器。无滑转时，本发明完全等同于开式差速器，而一旦开始滑转，又即刻完全等同于牙嵌式自由轮自锁差速器，两者交替传递转矩，交替且适时地发挥各自独特的性能优点。一切转变均自动地完成于行进之中，响应迅速，驱动轮永远一同转动，且无论何时何地何速度何情况，对车辆行驶及操作均无任何要求或限制。不仅通用于所有轮式车辆的所有差速部位，轻松实现全轮驱动，提升车辆性能，而且具有高转矩，高效率，高可靠性，纯机械，长寿命，低磨损，低工艺，低成本，低维护的优点。

Description

有限差速比差速器

相关申请

本发明与本发明人的申请号为200710152152.3的标题为“压合式牙嵌超越离合器”的中国发明专利申请相关，该专利申请将完整地被本专利申请所包含，而且是本发明之压合式牙嵌超越离合器的具体所指。

技术领域

本发明涉及一种机械传动领域中的差速传动装置，特别涉及但不仅仅涉及用于轮式机动车辆的防滑转差速器。

背景技术

自1825年法国人贝格列尔发明差速器至今，差速器的防滑转问题就一直困扰着人们，成为提升车辆性能和实现全轮驱动等的一大技术障碍。《四轮驱动汽车构造图解》([日]庄野欣司著，刘茵等译，吉林科学技术出版社，1995，p143～159)及《汽车车桥设计》(刘惟信，清华大学出版社，2004，p214～283)均有详细描述。长久以来，由于改进的主要方向一直局限在如何直接或持久地限制差速转动这一自我否定的技术目标上，因此，不懈的努力无法换来一个比较理想的结果。比如，强制锁止式差速器的代价是操纵麻烦、转向困难且危险、不可用于前轴、轮间滑转干涉导致轮胎过度磨损、抗侧滑能力下降及驱动力的浪费，其中可自锁的伊顿差速锁的承载能力过低且冲击过大。自由轮自锁差速器(滚柱式和牙嵌式)的代价是传动装置上动载荷较大，差速器单侧交替工作不连续不均衡，车辆转向沉重且轮胎磨损过快，但其中的牙嵌式换来了锁紧系数无穷大且与磨损无关的可贵优点。变传动比差速器的缺点是工艺性差，成本高，锁紧系数过低，一旦开始滑转便无能为力。而高摩擦式差速器(摩擦片式、凸轮滑块式、涡轮式)的共同缺点是锁紧系数有限，车辆转向性能变差，不适用于前轴，摩擦部位寿命过短，效率较低，尤其以涡轮式的工艺性为差，装配麻烦，造价昂贵，过于娇贵且磨损太大。

上述结果不理想的主要原因在于，限制无滑转工况下差速转动的实质就是约束了差速器的双活动度，是对差速器存在意义和价值的直接否定。约束差速器的双活动度以迫使其发挥出单活动度的功能，注定只能得到某种程度的折衷结果。而以整个寿命周期内牺牲差速器双活动度的基本特性为代价，去换取短瞬的但却并不理想的单活动度特性，显得很不经济。高摩擦式差速器这种折衷的产物，兼得却也兼失。自由轮自锁差速器是个理论上不折不扣的单活动度机构，基本不具备双活动度的力学特性，但其交替的单活动度特性，却令其运动特性胜过仅具有固定单活动度特性的强制锁止式差速器。

另外，其它替代差速器也都由于不同程度地使用了离合器、电磁元件、液/气压元件、传感元器件、微处理器、传输管线、运算软件等而或多或少地存在着诸如承载能力不高，响应性较差，防滑能力过小，不能持久动作，功率损耗大，不易维护，造价昂贵，过于复杂且不可靠，以及过多地占用或分散车辆操纵者的有限精力的缺点。

发明内容

理想差速器的活动度，应该可在纯粹的双活动度和单活动度间随实际需要自适应地改变，如此方可消除上述不足。

本发明的目的，就是达到理想差速器的活动度要求，提供一种无滑转工况下工作如双活动度的普通差速器，滑转工况下又自动地工作如单活动度的牙嵌式自由轮自锁差速器的全机械的有限差速比差速器。

达成本发明目的技术思想，就是将牙嵌式自由轮自锁差速器一分为二，以普通差速器居中串联二者，无滑转工况中，普通差速器工作，滑转工况中，牙嵌式自由轮自锁差速器工作，两者以自适应的形式自动交替传递转矩，交替且适时地发挥各自独特的性能优点。具体技术方案如下：

一种有限差速比差速器，包括差速器壳体、两个转动输出构件，直接驱动该两个转动输出构件的转动构件，以及对该两个转动输出构件间的差速比的变化范围给与限制的限差速比传动机构，并在该机构中布置有压合式牙嵌超越离合器。

优选地，使用双向的压合式牙嵌超越离合器，将两个在牙嵌超越离合器接合时具有确定传动比的齿轮式限差速比传动机构，分别布置在转动输出构件、差速器壳体、转动构件三者之中的任意两者之间或者转动构件与固定机架之间。两个齿轮传动机构分别限制差速比的上限值和下限值。

本发明的更多的优良改进方案由其它从属权利要求给出。

需要特别说明的是，本发明文件所用相关名词的含义如下：

1、差速比，即，差速器的两个转动输出构件之间的转速之比值；

2、许用差速比范围，或称设计许可的差速比变化范围，即，轮式车辆以设计许可的任意转向半径无滑转地行驶时，其上差速器的差速比的对应变化范围。显然，该对应变化范围随差速器工作部位的不同而不同；

3、差速器壳体，是泛指差速器中与主动转动构件周向固定的任一构件或其任意部分，包括但不仅仅包括封装壳体；

4、转动输出构件，是泛指与差速器输出轴一体转动的任一构件或其任意部分，可以是半轴，半轴齿轮，齿轮，或者行星齿轮的行星架等；

5、传力工况，指超越离合器的两接合元件轴向接合或嵌合，相互传递转矩的工作状况，与轴向分离的仅相对转动而不相互传递转矩的超越工况相对；

6、无滑转工况，是轮式车辆的常态行驶工况，即，其受差速器转动输出构件驱动的车轮相对地面做无滑动转动时的行驶状况，与滑转工况相对。

在本发明中，以包含有压合式牙嵌超越离合器的限差速比传动机构对差速器中两个转动输出构件间的差速比进行限制，很好地实现了本发明所提出的发明目的。即，利用压合式牙嵌超越离合器的超越和可以传递巨大转矩的特性，在无滑转工况中，差速器工作如开式差速器，具有完美的二活动度，在滑转开始时，压合式牙嵌超越离合器立即接合，差速器随即工作似牙嵌式自由轮自锁差速器，具备完美的单活动度时还可任意转向。既消除了上述缺点，又能通用于现有的全部轮式车辆的所有差速部位。

相对于现有技术的防滑转差速器，作为纯机械装置的本发明，具有原理简单、承载能力高、可靠性高、性能优异、效率高、工艺性好、自动化、通用化、无需额外维护、对轮式车辆性能无任何不良影响的优点。

附图说明

图1是双向超越离合器的接合状态示意图，(a)是轴向剖面图，(b)是(a)中H部位的自适应换向机构的局部放大图，(c)是(b)中T—T截面的局部放大图，(d)是(b)中U—U圆柱形截面的局部展开放大图。

图2是图1中分离环外圆柱面的局部展开放大图。

图3是图1中定向环的示意图，(a)是主视图，(b)是左视图的轴向剖面图。

图4是图1中联动棘爪的示意图，(a)是主视图，(b)是左视图，(c)是俯视图，(d)是仰视图。

图5是图1中基准环的示意图，(a)是主视图，(b)是左视图。

图6是图1中棘轮的示意图，(a)是主视图，(b)是左视图。

图7是具有封装形式二的双向超越离合器的接合状态示意图，(a)是轴向剖面图，(b)是(a)中H部位的自适应换向机构的局部放大图，(c)是(b)的左视图的局部放大图。

图8是图7中凸轮环的示意图，(a)是右试图的轴向剖面图，(b)是主视图。

图9是以左视图形式表现的图7中凸轮环、针齿轮以及分离环三者之间的位置关系示意图。

图10是图7中棘轮的示意图，(a)是主视图，(b)是左视图的轴向剖面图。

图11是图7中基准环的示意图，(a)是主视图，(b)是左视图的轴向剖面图。

图12是图7中联动棘爪的示意图，(a)是主视图，(b)是左视图，(c)是俯视图，(d)是仰视图。

图13是以图7(b)的形式表现的再一种自适应换向机构的示意图。

图14是分离齿无滑转磨损的双向超越离合器的接合态轴向剖面示意图。

图15是图14中阻挡环的示意图，(a)是简画形式的主视图，(b)是左视图的轴向剖面图。

图16是图14中分离环的轴向剖面示意图。

图17是图14中止转销环的示意图，(a)是主视图，(b)是左视图的轴向半剖图。

图18是再一种止转销环的示意图，(a)是主视图，(b)是左视图。

图19是本发明所用双向超越离合器的四种简化图形符号。

图20是本发明之实施例一的简化原理图。

图21是本发明之实施例二的简化原理图。

图22是本发明之实施例三的简化原理图。

图23是本发明之实施例四的简化原理图。

图24是本发明之实施例五的简化原理图。

图25是本发明之实施例六的简化原理图。

图26是本发明之实施例七的简化原理图。

图27是本发明之实施例八的简化原理图。

图28是本发明之实施例九的简化原理图。

具体实施方式

必要说明：本说明书的正文及所有附图中，相同或相似的零部件及其特征部位均采用相同的标记符号，并只在它们第一次出现时给予必要说明。同样，也不重复说明相同或类似机构的工作机理。另外，为区别布置在对称或对应位置上的两个相同的零部件，本说明书在相关零部件编号后面附加了字母a或b，而在泛指说明或无需区分时，将不作区分也不附加字母a或b。

再有，为便于更好地理解本发明的思想、方案、结构和工作机理，以下将首先对作为本发明的核心部件的压合式牙嵌(双向)超越离合器、可选的自适应换向机构以及阻挡环单独承受滑动磨损的技术方案给与必要的说明。而关于压合式牙嵌超越离合器及可选的自适应换向机构的详尽说明，则分别记录在本申请人提出的申请号为200710152152.3的中国在审同名发明专利，以及本申请人随后提出的名为相对运动方向传感装置的中国专利申请中，该两项专利申请的全部内容以参引方式包含在本专利申请中。

图1给出了以轴—轴传动形式出现的压合式牙嵌(双向)超越离合器的结构示意。第一接合元件150与第一轴套287刚性一体，其上形成有用于传递转矩的第一传力齿以及螺纹孔348，其嵌合端面上的环形凹槽中可转动地嵌装有分离环220。分离环220上形成有分离齿222，作为阻挡环170的轴向支撑环，它容纳后者可转动地嵌装在其环形凹槽中。阻挡环170上形成有阻挡齿172，齿顶形成有升角大于零的螺旋形阻挡工作面176，参见图15，图1中的阻挡环就是去处了其中的矩形槽178后的情形。阻挡环170与第二轴套289之间安装有约束弹簧192。第二接合元件160以花键联接的方式套装在第二轴套289上，其上第二传力齿162与第一接合元件150上的第一传力齿轴向上齿齿相嵌地组成工作嵌合机构；同时，与第二传力齿162一体的附属分离齿232以及附属阻挡齿202，分别与分离环220上的分离齿222以及阻挡环170上的阻挡齿172齿齿相嵌地组成分离嵌合机构以及阻挡嵌合机构。压合弹簧282安装在第二接合元件160与弹簧座284之间，为上述嵌合机构提供嵌合力。弹簧座284轴向上受到安装在第二轴套289的环形槽中的卡环290的支撑。定向结构250以仅可轴向滑动的形式安装在第一接合元件150的轴向孔254中，其前部形成有可嵌入分离环220外圆面上凸轮槽256的圆柱形径向凸起252。凸轮槽256的走向如图2所示，其两端的轴向平直段F和R间的圆周夹角为ε。这里，ε即为分离环220相对第一接合元件150周向固定的第一相对位置和第二相对位置之间的最小圆周转动角，在该两个相对位置上，超越离合器分别具有对应于两个不同转动方向的转矩传递和超越转动的能力。因此，轴向移动定向结构250便可实现控制超越离合器工作方向的目的。

另外，超越离合器还附加了如图1(b)所示的自适应换向机构。其中，基准环110借助固定孔111与机架或者另一转动体周向固定，联动棘爪130安装在其外圆面上，并受开口弹性钢丝环106约束。两个完全相同的棘轮140a和140b以轴向互反且间隔一定距离的方式空套在基准环110上，二环内圆面上的棘齿146a和146b与联动棘爪130分别组成两个工作方向互反的单向棘轮机构，同时，该二环外圆面上的内部螺旋齿142a和142b，与形成在定向环120内圆柱面上的内部螺旋齿122，分别组成两个可轴向解体的单向内部螺旋传动机构，参见图1(d)。定向环120上的柱形定向结构250自由地嵌装在第一接合元件150上相应的轴向孔中。弹簧108置于棘轮140a和140b之间，分别将二环压在第一接合元件150和摩擦环104的端面上。摩擦环104受嵌装在第一接合元件150周向沟槽中的卡环194轴向支撑。

图3给出了定向环120的结构示意。形成有径向凸起252的定向结构250及内部螺旋齿122均一体形成在环状基体128上，内部螺旋齿122的四边分别为轴平面型停止面126和螺旋型导向面124。

图4和图5分别给出了联动棘爪130和基准环110的结构示意。这是一个以嵌合方式定位的结构，当然也可以采用普通的销轴定位结构。其中，回转定位面134呈半圆柱形，安装时正好嵌合在基准环110的回转面116中，组成转动摩擦副。两棘爪132背部的受力面136为部分圆柱面，与棘爪132背面相切，整个背面正好嵌入形成在基准环110外圆面上的，棘爪座槽112的棘爪归位槽114中，受力面136与基准环110的承力面118正好贴合。联动棘爪130及基准环110上分别形成有沟槽138或周向槽113，嵌于其中的开口弹性钢丝环106对双方间的相对位置形成约束，能转动但不能移动。两棘爪132的相对角度可以确保，当一个棘爪处于啮合状态之中时，另一个棘爪必然处于与相应棘齿无接触的状态之中。

图6给出了棘轮140的结构示意。其外圆面上的内部螺旋齿142具有导向面144和轴平面型的停止面148。停止面148与棘齿146的啮合面的圆周朝向相同，并直接决定了内部螺旋齿142的单向螺旋特性。

超越离合器工作时，转矩通过工作嵌合机构传递。当组成工作嵌合机构中的被动一方的转速开始高于主动一方的转速时，分离嵌合机构便开始工作，双方的梯形分离齿克服压合弹簧282的轴向压力相互滑动爬升，直至对顶接触，完成分离嵌合机构和工作嵌合机构双方的轴向分离，解除嵌合关系。同时，在分离嵌合机构的轴向分离间距达到最大之前，阻挡嵌合机构中对立双方的阻挡齿的轴向分离间距，早已大于阻挡嵌合机构为实现其阻挡工作面之间的对顶接触所必需分开的最小轴向距离，于相对螺旋运动过程中实现阻挡工作面间的摩擦式对顶接触，并在随后的最大分离间距上实现摩擦副的自锁，建立起稳定的阻挡关系，阻挡环170即时成为第二接合元件160的一部分，一边维持住后者的零碰撞滑转模式，一边相对分离环220滑转。当组成工作嵌合机构中的被动一方的转速开始低于主动一方的转速的瞬间，阻挡工作面间的摩擦自锁关系立即转换成滑动摩擦关系，在最多相对转过一个齿位后解除对顶接触，实现阻挡嵌合机构的再次嵌合，分离嵌合机构以及工作嵌合机构也同步嵌合复位，系统回到再次超越分离前的准备状态中。

如前所述，轴向移动定向结构250便可实现控制超越离合器工作方向的目的。人力控制移动的方案已无需说明，以下将仅对可选的自适应换向机构的工作机理予以简要说明。参见图1(b)～(d)及图6，由于棘轮140的停止面148与棘齿146啮合面的圆周朝向相同，以及两单向棘轮机构工作方向互反，所以，第一接合元件150在任意方向上相对基准环110的换向转动，都将导致定向环120产生一次轴向移动。即，其上内部螺旋齿122的某一导向面124相对内部螺旋齿142的某一导向面144移动，并被后者轴向导出，嵌入到另一内部螺旋齿142的齿槽内，在推动后一棘轮转动的同时，也转入到准备下一次换向的工况中。也就是说，定向环120相对基准环110的换向转动的开始一刻，必然同时对应和自动地导致定向结构250完成一次切换式轴向移动，也就是径向凸起252在凸轮槽256中的F端与R端间完成一次切换式移动，从而自适应地完成一次正确的换向。而借助F端或R端的摩擦自锁副，可消除分离环220反馈给定向结构250的轴向力。图1(c)和(d)所示的箭头方向即为超越离合器的工作方向。图1中的定向环120位于左端，径向凸起252位于凸轮槽256的F端。

自适应换向机构中设置摩擦环104和弹簧108的作用，就是用其产生适量的摩擦转矩以控制联动棘爪130的工作姿态，保证后者维持住正确的啮合关系，消除与棘齿间的碰撞；并在换向转动开始的一刻，以摩擦转矩的方式带动前一时刻不随定向环120一体转动的那个棘轮(例如140a)立即开始反向转动，从而将联动棘爪130的啮合棘爪(例如132a)顶出其啮合齿槽，确保联动的另一棘爪(例如132b)立即进入对应棘轮(例如140b)的棘齿齿槽，实现止转啮合。上述所需摩擦转矩很小，能够径向驱动小小的联动棘爪转动即可，因此，由此产生的磨损和转矩损失微不足道。

不难理解，将基准环110与机架固定，超越离合器的工作、超越以及换向转动方向都将是绝对转动方向，而如果将基准环110与不同于第二接合元件160的另一转动体固定，得到的工作、超越方向以及换向转动方向则都将是基于以这一转动体为基准的相对转动方向。而且，通过对内部螺旋传动机构方向的控制，或者对凸轮槽256走向的控制，上述换向转动方向还可设计成正对应或反对应的形式，即，基准环110相对定向环120的换向转动方向，可同向于也可逆向于分离环220相对第一接合元件150的换向转动方向。

超越离合器在相对基准环110完成一次换向转动的那一瞬间，自适应换向机构也将驱动分离环220同步自适应地完成换向和定位动作。具体分为以下三种情况：一是换向之前的瞬间超越离合器处于超越状态，也就是所有嵌合机构都处于非嵌合状态，但换向后并不伴随反向超越转动的出现；此种情况下换向过程将顺利完成，无需特别考虑，且换向后离合器必然再次接合。二是换向时刻超越离合器正处于传力工况，此种情况下，随着第二传力齿162在传力齿槽中的自由转动，附属分离齿232将一体转动到换向后的工位，也就是分离嵌合机构换向后的正常工位，无需自适应换向机构的驱动便可将分离环220带到正确位置上，所以，换向过程也不会有任何可能的问题。三是超越离合器的非常规使用情况，也就是本发明之差速器中的即时动力超越情况(如图20～28所示实施例)，其换向动作必引发换向超越的同步进行——分离超越工况中的超越离合器先接合再立即反向分离超越，因此，必须保证在再次分离超越之前完成换向过程(不超越的嵌合状态即为打滑时的传递转矩工况，对应于情况二，不存在问题)，这可以通过增加棘齿146的密度、在一个棘齿周节中布置多个依次作用的同向棘爪132的方式，或者将单向棘轮机构换成例如滚柱式的摩擦类超越离合器的方式实现。

图7给出的是以轮—轴传动形式出现的具有封装形式二的压合式牙嵌(双向)超越离合器的结构示意图。其中，阻挡环170被制成带有缺口174的具有自约束能力的开口弹性环形式。其结构形式总体上相当于，将图1中的第二轴套289连同其与第二接合元件160间的花键齿轮副，径向上由内到外地进行了翻转的结果。第二轴套289转换成具有内花键齿320的碗状壳体314，其外圆面上直接形成有轮齿306，与第一接合元件150之间安装有轴承328。环状端盖322通过螺钉324固定在碗状壳体314的开口端面上，与第一轴套287之间安装有轴承292。上述两轴承具有很好的径向定位碗状壳体314，以及减小残余转矩的作用。

参见图7(b)～(c)，与图1中的所示相比，自适应换向机构的原理一样但结构有别。首先是径向上翻转了整个自适应换向机构的内外位置关系，其次是棘轮140a和140b与定向环120形成为刚性一体，方向互反的棘齿146a和146b之间的轴向间隔可以容纳棘爪132，参见图10；再次就是定向环120与第一接合元件150之间以外部螺旋传动形式相联接。相应地，棘爪座槽112形成在基准环110内圆柱面上。另外，联动棘爪130上的拨动凸耳131径向上嵌入(开口)摩擦环104外缘上的缺口101中，借助(开口)波形弹簧108的压迫，(开口)摩擦环104将来自第一接合元件150的摩擦转矩传递到联动棘爪130上，形成对联动棘爪130姿态的正确和持久有效的控制。

图9示出了组成换向执行机构的构件之间的关系图。结合图7，针齿轮380a和380b分别可转动地嵌装在第一接合元件150的两个轴向孔中，其右端面内针齿384分别可滑动地嵌入分离环220背面上的径向齿槽255a和255b中，其左端面外针齿382分别与凸轮环240组成两个凸轮机构，两者均受到基准环110的轴向限位。其相互关系为，以第一接合元件150的回转中心为基准，径向上内针齿384由最低点旋转到最高点，也就是被径向齿槽255的顶端限位时(对应于其在径向齿槽255中的滑移极限区域)，分离环220转过的圆周角正好等于ε，并且当其中一个针齿轮的内针齿(例如384a)处于径向最高点时，另外一个针齿轮的内针齿(例如384b)正好处于径向最低点。

凸轮环240的具体结构如图8所示，其上形成有两组弧形相同的凸轮面，分别各与一个外针齿382组成两个凸轮机构，以分别驱动针齿轮380a和380b的旋转定位。凸轮面分别由驱动弧242、锁止弧244和停止弧246连续形成，两凸轮面之间的连接面均不对针齿轮380的自转产生实质影响。锁止弧244是一段长度大于零且以凸轮轴心线为其回转轴心的弧面(即，法向与径向共面)，其起始点记为H。为求简单，驱动弧242和停止弧246直接采用了与外针齿382外型面相同的一段曲面。为方便说明和简化作图，假定内针齿384与外针齿382具有完全同一的形状和位置，因此图9中的外针齿382同时也代表了内针齿384。

参见图9，凸轮环240连续的顺时针相对转动，其驱动弧242a必将外针齿382a由径向最低点顶升到径向最高点，也就是锁止弧244a上，停止弧246a的作用是限制凸轮环240的可能的过度转动。而在外针齿382a的径向上升过程中，也就是带动针齿轮380a的自转过程中，一体的内针齿384a自然也同步上升到径向最高点，顶住分离环220的径向齿槽255a的顶端，同时迫使分离环220转过圆周角ε而完成一次换向。由于径向齿槽255a顶端以及锁止弧244a的限制，针齿轮380a将无法转动，所以，完成换向的同时也完成的换向的定位，即方向的锁定。另一方面，在凸轮环240驱动针齿轮380a自转，从而最终驱动分离环220转过ε角的过程中，分离环220同时也会驱动针齿轮380b自转回到原位，也就是外针齿382b转到其径向的最低点。为确保上述换向过程的顺利完成，凸轮环240上的两凸轮面之间必须达到以下的效果，即，驱动弧242b开始驱动外针齿382b上升之际，外针齿382a已经越过锁止弧244a的起始点H，开始面对驱动弧242a了。也就是说，凸轮环240驱动一针齿轮自转的时候，另一针齿轮的自动回转不应受到凸轮本身的阻挡。最优设计是，转动过程中两凸轮面始终保持着与对应外针齿之间的滑动摩擦接触。

凸轮环240连续的逆时针相对转动过程，也就是驱动分离环220逆向转过ε角的过程，实际就是上述顺时针过程的重复，故不再说明。

再次参见图7(b)～(c)，自适应换向机构的作用不再是提供轴向移动的动力，而是向图9所示的换向执行机构的凸轮环240提供所需的旋转动力，以及维持住凸轮环240旋转后的相对位置。定向环120通过其与凸轮环240端面之间的轴向型嵌合机构，建立起周向固定轴向滑动的联接关系，从而可以驱动后者相对第一接合元件150转动。参见图8和图10，端面矩形齿248始终轴向嵌合在定向环120内圆柱面上的矩形齿槽式定向结构250中。在换向转动的初期瞬间，基准环110通过联动棘爪130上的例如棘爪132a与棘齿146a组成的单向棘轮机构，驱动定向环120和凸轮环240相对第一接合元件150转过一定角度，间接驱动分离环220转过ε角完成换向。同时，外部螺旋传动机构将迫使定向环120轴向上同步移动一段距离，例如图7(b)所示的右移，从而轴向解体上述处于啮合状态的单向棘轮机构，释放定向环120，让该环随同第一接合元件150一体转动。同步地，轴向上又合成一处于超越工况的单向棘轮机构。另外，定向环120的轴向错位，例如在图7(b)中的左移，都将因上述单向棘轮机构的再次啮合而被轴向送回。因此，自适应换向机构具有抗干扰能力，可保证凸轮环240周向位置以及换向结果的长久稳定。

基准环110及联动棘爪130的具体结构如图11和图12所示。棘爪132a和132b轴向同宽，棘爪132的两端都预留有容纳棘齿146a或146b的轴向空间，以允许定向环120轴向上的左右错位。

图13给出了再一种的自适应换向机构的示意图，与图7所示的相比，差别仅在于其将图7中的定向环120，分解成了形成有内部螺旋齿122的定向环120，以及形成有内部螺旋齿142的棘轮140a和140b三个独立的个体。于是，定向环120的轴向移动不再解体单向棘轮机构，而是解体处于传力状态的内部螺旋传动机构。其中，内部螺旋传动机构的升角等于90度。另外，控制联动棘爪130工作姿态的方式则与图1(b)～(c)所示的类似，不再重复说明。波形弹簧108安装在卡环194与摩擦环104之间，将来自第一接合元件150的摩擦转矩传递到棘轮140。

很显然，图7和图13中所示的自适应换向机构同样存在正对应和反对应的关系，而且，借助将凸轮环240设计成内凸轮或外凸轮，以及改变外针齿382相对内针齿384的周向位置的方法，还可随意控制这种对应关系。

除了在超越离合器中附加自适应换向机构之外，还可以对其作出如图14所示的改进，实现分离嵌合机构的无接触分离和分离后的无磨损滑转，将空转磨损全部交由阻挡环170承担。既方便维护，又延长离合器的寿命。该改进关键在于阻挡嵌合机构。参看图15，阻挡环170的三个阻挡齿172的中部均开出了矩形槽178。开口的环状基体188将三个导向齿184连成刚性一体的止转销环180，如图17所示，导向齿184外缘面的轴向底端形成有径向凸起182，轴向顶端形成有径向凸缘186。另外，在不与附属阻挡齿202相连的那部分附属分离齿232的内端面的顶部，都形成有径向凸缘163。凸缘186的周向宽度大于凸缘163间的周向间距。止转销环180以径向压缩的方式安装到凸缘163底部的环形空间内，并被凸缘163轴向约束在其中。之后，止转销环180再轴向套装到阻挡环170内，其环状基体188正好压在阻挡环170的内轴肩端面177上，其导向齿184嵌入后者的矩形槽178中，两环间形成周向固定轴向滑动的联接关系，其径向凸起182嵌入分离环220内孔面上的轴向齿槽226中，组成可将阻挡环170停止在其轴向支撑环上的止转机构，参见图16，从而将阻挡环170周向约束在不妨碍所有嵌合机构嵌合复位的位置上。约束弹簧192通过止转销环180将阻挡环170约束在分离环220上。

下面再结合工作过程来说明几何尺寸关系。超越分离开始后，随着分离嵌合机构的轴向分离，在阻挡嵌合机构开始建立起轴向阻挡关系的起始时刻之前，凸缘163与止转销环180的凸缘186之间的轴向间距可以确保双方不发生接触，止转销环180保持轴向静止。而在分离齿齿顶间实现零距离对顶接触，阻挡嵌合机构在最大分离距离上建立起阻挡关系之际，径向凸起182轴向嵌入齿槽226的深度可以确保双方不脱离嵌合关系。因此，止转销环180仍被阻挡环170止转在分离环220上。于是，附属阻挡齿202将相对阻挡齿170的阻挡工作面176继续转动和爬升分离，分离齿齿顶间的距离必然开始大于零，双方开始脱离直接接触，直至径向凸起182轴向移出齿槽226。此时，止转销环180对阻挡环170的周向约束得以解除，后者立即随同第二接合元件160一体转动，分离过程自然终止。分离齿齿顶间的分离间距，可由上述的轴向尺寸事先设定，而且该分离间距与阻挡环170的轴向磨损量无关。另外，径向凸起182与分离环220的止转短齿224的齿顶间形成无轴向压力的零间距滑转关系，其间的摩擦或磨损当不足为计。

嵌合复位时，如果径向凸起182未能正好嵌入分离环220的齿槽226，而是被其止转短齿224挡住，那么，第二接合元件160相应端面处的凹槽167将容纳径向凸起182，不会妨碍分离嵌合机构的完全嵌合。由于约束弹簧192不能通过止转销环180的环状基体188将阻挡环170约束在分离环220上，因此，当超越离合器再次分离超越时，不论阻挡关系能否在第一次分离过程中建立起来，超越转动都必然驱动未周向固定的止转销环180和阻挡环170一起转动，径向凸起182必然会再次嵌入齿槽226，之后便是重复上述的分离过程并建立起有间距的阻挡关系。其间最多仅仅多转过一个分离齿的周节。

当然，也可以将约束弹簧192径向上分成分别压紧止转销环180和阻挡环170的两个。止转销环180也可以呈如图18所示的结构形式。其中，导向齿184周向宽度缩小，以保证分离超越时附属阻挡齿202不与其发生接触。径向凸缘186形成在非导向齿184对应的圆环段上，径向凸缘163则对应地形成在附属阻挡齿202的内端面的顶部。

在本发明之有限差速比差速器中(参看后续说明)，超越离合器的常态工况几乎完全等同于超越工况，其与车辆换向同时进行的换向超越过程极为短暂，滑转工况下的嵌合传动机会很少且没有磨损，所以，常态磨损就是影响其寿命的关键。于是，把常态磨损全部交由阻挡环170承担的技术方案，不失为维持性能、延长寿命和方便维护的一个好举措。

以上所有形式的压合式牙嵌(双向)超越离合器，无论是否安装了自适应换向机构，其所有的工作形式以及在相关回转轴上的安装方式，均可用图19中的一个简化图形符号来代表。其中，径向较大的接合元件表示转动较快的一方，反之则表示转动较慢的一方，三角形符号标注在可轴向滑动的第二接合元件160上。不难看出，图19(c)、(d)实质就是图19(a)、(b)轴向上的翻转应用。为突出技术重点、方便描述和简化作图，本说明书的所有后续附图都将使用上述简化图形符号，不再重复说明。

下面将借助图20～图28来详细介绍有限差速比差速器。

本发明的第一个实施例如图20所示。它包括公知技术的常规差速器以及两个限差速比传动机构。其中，常规差速器是一个普通对称式圆锥行星齿轮差速器，包括大齿环50、差速器壳52、行星齿轮轴54、行星齿轮56、半轴齿轮58、以及输出半轴90。两个限差速比传动机构各包含一个圆柱行星齿轮机构和一个双向超越离合器100。其中，圆柱行星齿轮机构布置在差速器壳52的内壁与半轴齿轮58之间，内齿圈60与差速器壳52周向固定，行星齿轮76的自转转轴固定在半轴齿轮58上，太阳轮78空套在半轴90上。双向超越离合器100安装在太阳轮78的空心轴与机架70之间。

必须要特别指出的是，本实施例及后续实施例中，转动输出构件均具体为半轴90、半轴齿轮58或输出齿轮80等；而直接驱动该转动输出构件的转动构件均具体为行星齿轮56或76等。

通过设计，圆柱行星齿轮机构的传动比可以保证双向超越离合器100在无滑转工况中一直处于超越工况。并且，限差速比传动机构的传动比最好对应于这样的效果，即，差速器的差速比刚有超出许用差速比范围的趋势，双向超越离合器100便刚好接合并转入传力工况，从而同步启动差速器的防滑转功能。如此，在双向超越离合器100a和100b的分别限制下，无论是否处于滑转工况，差速器的差速比都必然被限制在许用差速比范围内，不可能为零或无穷大，更不可能被锁定在任一比值上。即，只要差速器的输入转速不为零，其任何半轴都不可能单独停止转动，而只能一起同时转动。

于是明显地，无滑转工况中，本实施例完全等同于具备理想双活动度的普通对称式圆锥行星齿轮差速器，其得到的转矩被均分给输出半轴90a和90b，两双向超越离合器100均处于超越工况，且超越的程度正比于同侧半轴的转速，参见图20。滑转工况中，比如半轴90b一端的车轮开始打滑，必然导致另一端的半轴齿轮58a以及太阳轮78a转速降低，于是在太阳轮78a的转速降至零(只经过极短暂时间)，也就是差速比刚要超出许用差速比范围的瞬间，双向超越离合器100a便立即接合并转入传力工况，从而同步启动差速器的防滑转功能，同时，太阳轮78a停止转动，半轴齿轮58a停止降速(于是，本发明称这种限差速比传动机构为托底式限速机构)。因此，差速器的差速比维持在其极值上，动力转矩由差速器壳52，经行星齿轮76a传递给半轴齿轮58a和半轴90a，没有功率循环。此时，差速器完全等同于具备理想单活动度的牙嵌式自由轮自锁差速器。而一旦半轴90b一端的车轮停止滑转，差速器的差速比便立即回到许用差速比范围内，于是，双向超越离合器100a会同步分离并回到超越工况，整个差速器又恢复到无滑转工况的常态中。

由于结构的对称性，另侧滑转已无需说明。而且显然，无滑转工况与滑转工况间相互转换的一切动作，均是差速系统本身自动完成的，并且由于双向超越离合器100的双向特性，车辆前进或后退行时都是如此。

本发明的第二个实施例，是一个将限差速比传动机构布置在壳体和行星齿轮之间的具体方案。如图21所示，两个限差速比传动机构各包含一个双联的圆柱行星齿轮机构，一个圆锥行星齿轮机构和一个双向超越离合器100。其中，双联的圆柱行星齿轮机构的双联行星齿轮62和行星齿轮76，分别与齿轮82以及齿轮88啮合；圆锥行星齿轮机构的行星齿轮66与半轴齿轮68啮合；而且，齿轮88与半轴齿轮68，齿轮82与差速器壳52，均借助空心轴联成周向一体。双向超越离合器100安装在行星架74的空心轴与机架70之间。行星架74与相互固结为一体的行星齿轮62和行星齿轮76之间用转动副相连。

本实施例中以及后续实施例中限差速比传动机构传动比的设定方法，以及差速器的工作机理，均完全同于或类似于第一个实施例，所以不再重复说明相同部分，只说明不同部分。本实施例中，限差速比传动机构仍属托底式限速机构，滑转工况中的动力转矩由差速器壳52经限差速比传动机构传递给同侧的半轴齿轮58，而且也没有功率循环。

图22给出了本发明的第三个实施例。其中，限差速比传动机构分别布置在行星齿轮66与半轴90a以及与机架70b之间，是一个最简形式的圆锥行星齿轮机构。行星齿轮66和行星齿轮56相互固结成双联行星，双向超越离合器100a安装在半轴齿轮68a的空心轴与半轴90a之间，双向超越离合器100b安装在半轴齿轮68b的空心轴与机架70b之间。

本实施例中，限差速比传动机构仍属托底式限速机构。当半轴90a一端滑转时，半轴齿轮68b将先于半轴90b降为零转速(差速比不同，犹如转动角度成固定比例的两个联动的跷跷板，一个会因另一个总是先触地而永远不能触地一样)，双向超越离合器100b立即接合并同步启动差速器的防滑转功能，制止住半轴90b的降速，于是转矩由行星齿轮轴54经行星齿轮56直接传递给了半轴齿轮58b，无功率循环。而当半轴90b的转速开始快于半轴90a时(比如滑转)，双向超越离合器100a将立即接合并转入传力工况，从而制止住这种趋势，此时，限差速比传动机构中存在无损耗的功率循环，类似强制锁止式差速器中的功率循环情况。

不难理解，本实施例仅适合于充当轴间差速器，以半轴90a驱动前轴，半轴90b驱动后轴。但如果双向超越离合器100a的安装方式同于100b，那么，该限制将不复存在。图23所示的第四个实施例，就是这样的一个技术方案，只是它将行星齿轮56和66径向上换位了，相应地，转矩则由输出齿轮80传出。另外，图24和图25再给出了两个限差速比传动机构布置在行星齿轮与机架70之间的实施例，均采用了联动的圆柱行星齿轮限速机构。其中，图24中的差速器是对称式圆柱齿轮差速器，连接行星齿轮56a与56b的虚线表示二者于点T、点T’处相互啮合，因为作图的方便才将其以及行星齿轮轴54a和54b分开绘制。图25中的差速器是一个简单的圆柱行星齿轮机构，转矩由行星架74输入，再由半轴90b和输出齿轮80传出。图23～25所示的限差速比传动机构仍属托底式限速机构，且均无功率循环。

图26～28给出了本发明的第七～第九个实施例，限差速比传动机构均布置在两半轴之间，且均属封顶式限速机构。图26中，限差速比传动机构由转速较高端的齿轮82，一体联动的中间传递齿轮84和86，转速较低端的齿轮88以及安装在齿轮88与半轴90之间的双向超越离合器100组成，从外部跨越差速器将半轴90a与90b联系起来。当例如半轴90a一端滑转时，其转速的上升必将致使双向超越离合器100a接合并转入传力工况，从而同步启动差速器的防滑转功能，制止住半轴90a转速的上升，同时将滑转端的转矩或部分或全部传递给半轴90b。这里，不存在功率循环，而且，差速器的两半轴齿轮58仍处于均载状态，限差速比传动机构和双向超越离合器100只传递一半的转矩。图27示出了再一种适合于拖拉机的方案，是图26所示的变形。差别只在于，通过空心轴措施将半轴90b直接伸展到了半轴90a一端，限差速比传动机构无需跨越差速器便可将二者联系起来，以及，两个中间齿轮机构重叠共用一根中间轴92和一个中间传递齿轮84。而图28相对图27的区别仅在于，借助自由的行星齿轮66，帮助限差速比传动机构从内部穿越了差速器，将两半轴90联系起来。或者说，通过一个圆柱行星齿轮机构和一个圆锥行星齿轮机构，将半轴90a的副本翻转到了半轴90b一端。

显然，图20～图25中的双向超越离合器100以轴—轴传动形式的为佳，图26～图28中的则以轮—轴传动形式的为佳。如果使用了自适应换向机构，那么，其中的基准环110以及双向超越离合器100的两个接合元件，就应该分别与两个不同的转动体以及机架三者中的一个周向固定。另外明显地，上述实施例对其中的差速传动部分没有任何限定；对其中的限差速比传动机构既没有位置限制，布置在差速器内、外均可，也没有形式限制，可以是直接限制半轴最低转速的托底式限速机构，也可以是直接限制半轴最高转速的封顶式限速机构；而且，其中的双向超越离合器100既可以布置在该传动机构中转速较高的一端，也可以布置在转速较低的一端或者中间段的任意位置上，因此，以此为基础，不难衍生出数以百计的实施例。

必须指出的是，对于有限差速比差速器，其双向超越离合器100中的自适应换向机构不是必需的，完全可以用手动控制机构取代它，只要将该手动控制机构与机动车辆的换档机构联动即可，而不产生任何额外的要求(仍可于滑行中完成换向动作)。但使用自适应换向机构会更好更有利，尤其是对多轴驱动的轮式车辆，特别是对诸如多轴轮式装甲车辆和全地面起重机等，其独一无二的优越性能将表现得更加非凡和更加可贵。轮式车辆不分大小不分快慢不分种类，也不论有多少个车轴，无论是将它安装在需要的部分还是全部的轮间或轴间部位，它都能自适应地切换工作转动方向和自适应地有效防止任何差转部位的滑转，而无需任何人或任何其它系统的任何介入。提升车辆性能，简化驱动系统及操作的同时，更释放或节省了被现有技术所占用的宝贵的物力或人力资源，令后者可以专注于更重要的事务中(特别有利于赛车、军车、工程机械等越野车辆)。而一切动作的完成，均在不经意间。其防滑功能就像潜伏的精灵，只在需要的时候出现，之后便立即自行潜藏于无形之中，直到并不确定的下一次。

还应指出的是，同等直径时的转矩传递能力，双向超越离合器100强于包括牙嵌式自由轮自锁差速器在内的现有差速器。另外依上所述，有限差速比差速器的防滑功能的存在和发挥，对车速或车轮转速的快慢均无任何要求或限制。无论滑转与否，其差速比都永远不被锁定，而只是被限制在一个可控范围内，也就是说，差速功能与防滑功能可存在于同一瞬时。所以，其对车辆的性能和驾驶均不产生任何负面影响或制约，不存在丁点的转向限制，所有有驱动力的车轮均始终处于纯滚动之中，车轮间无任何牵制、干涉和干涉滑转、磨损及功率浪费等现象，防侧滑能力不被削弱。同时，既不降低其离地间隙也不增加其径向尺寸。因此，有限差速比差速器具有很好的通用性，可用于所有轮式车辆的所有载荷情况、所有行驶路况、所有行驶速度(>0)、所有安装位置(前轴、后轴、轴间)，以及其它任何需要限制差速比的差速装置中。如对图26，就可以通过将双向超越离合器100a轴向翻转安装的方式，使差速器只能工作在半轴90a转速高于90b的差速比上，也就是上述可控范围之外。当然，此时只需一个限差速比传动机构和一个单向超越离合器。此种变形方案可应用在螺旋卸料离心机中以防止其差速比等于1.0。

本发明中，无滑转工况与滑转工况间的相互转换，均在车辆维持其运动惯性的连续行进中自适应地完成，响应速度极快，无需等待几秒钟或者车轮转速差达到百转以上，更不会等到停车以后，一切均在瞬间之内完成。因为，实际应用中许用差速比范围都相当有限。以许可范围相对最大的后轮轮间差速器为例，该许可范围也仅仅约为：小车[1/1.5，1.5]，大车[1/1.2，1.2]，工程机械[1/1.7，1.7]，拖拉机[1/2.2，2.2]。因此，车轮上的驱动力是实质连续的，车速几乎不会有可察觉的降低，所以，根本不存在现有技术中陷车后重新启动时所面对的需要地面提供更大摩擦力的问题，相应的机械冲击和过载荷可能都大幅降低，差速器的防滑转能力更加优异和显著。而且只要强度足够，哪怕只剩一根半轴没有断掉，车辆就仍可照样行驶。

明显地，本发明与制动防抱死系统天然配合。而对于其它可能抱死的制动系统，只需安装一个轴向固定的与制动系统联动的径向伸缩杆，制动时去挡住双向超越离合器100中第二接合元件160外圆面的轴肩，阻止离合器的接合即可。

鉴于牙嵌离合器及普通差速器的制造工艺成熟且要求不高，装配工艺简单，成本、价格相对低廉，因此，本发明相对现有技术具有或更高或较高的性价比和价格优势。而且同样明显地，本发明具有近似于普通对称式圆锥行星齿轮差速器的高机械效率和高寿命。

综上所述，相对现有技术，本发明的最大优势在于：无论目标车辆轴数多少，无论使用于轴间或轮间部位的个数多少，均同时具备完全的自适应性、完全的通用性、无穷大的锁紧系数、巨大的承载能力、持久防滑以及滑转工况中仍可转向的宝贵性能，显著提升了车辆通过性等性能。同时，本发明还具有原理简单，纯机械，高效率，高可靠性，高响应性，高寿命，维护简单，不改变底盘结构或与动力传递的总体形式无关等优点，是一个完全独立的功能模块。因此，轮式车辆的恒时全轮驱动和全轮防滑将变得轻而易举和理所当然。

另外，在所有差速器均为有限差速比差速器的全轮驱动方案中，轮间差速器差速比的变化范围的确定最简单，直接等于该差速部位的许用差速比范围即可，但轴间差速器差速比的变化范围的确定却有以下三种方案：

1、简单方案，即，直接等于该差速部位的许用差速比范围。

2、保守方案，即，在车辆的转向半径符合设计许可时，其轴间差速器的防滑转功能的启动，均发生在作为其转矩输出对象的任一差速器的两输出端全部滑转之后。该变化范围明显大于对应的许用差速比范围。

3、直线方案，即，在车辆沿直线行驶时，轴间差速器的防滑转功能的启动，正好发生在作为其转矩输出对象的任一差速器的两输出端全部滑转之后。该变化范围大于对应的许用差速比范围。

不难理解，简单方案具有最好的响应性和平顺性，尤其是直行情况下，只要较后的车轮有一个滑转，轴间差速器便立即启动防滑转功能，该较后车轮所对应的差速器根本没有机会启动其防滑转功能，而不论另一较后车轮是否具有足够的附着力。这显然浪费了部分车轮的防滑驱动能力。所以较适合于不强调极端防滑驱动能力的小车等城市用车。而保守方案则具有最强大的防滑驱动能力，只有在其它差速器驱动的车轮全部滑转之后，轴间差速器才启动其防滑转功能，它以串连作用的思想充分用尽了每一个车轮的驱动能力。因此，其响应性和平顺性自然相对稍差，它适用于需要极端防滑能力的越野车和军用车辆等。直线方案是对以上两者的折衷，兼顾了两者的优点。由于滑转情况很少发生在极限转弯时，而且即便如此也可再改成直线行驶，所以，直线方案应该是一个不错的选择。

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，所提及的实施例都是用来进行说明的，其各种变化、等同、互换以及更动结构或各构件的布置，都将被认为未脱离开本发明构思的精神和范围。

Claims (10)

1.一种有限差速比差速器，包括差速器壳体，两个转动输出构件，直接驱动该两个转动输出构件的转动构件，以及对该两个转动输出构件间的差速比的变化范围给与限制的限差速比传动机构，其特征在于：所述限差速比传动机构中包括有压合式牙嵌超越离合器。

2.按权利要求1所述的差速器，其特征在于：所述压合式牙嵌超越离合器具有双向超越和双向传递转矩的功能。

3.按权利要求1所述的差速器，其特征在于：

所述限差速比传动机构是一个齿轮传动机构，当其中的所述压合式牙嵌超越离合器接合时，该限差速比传动机构具有确定的传动比；以及

所述限差速比传动机构布置在两个所述转动输出构件之间、所述转动输出构件与所述差速器壳体之间、所述转动构件与固定机架之间、或者所述转动构件与所述转动输出构件之间。

4.按权利要求1所述的差速器，其特征在于：所述限差速比传动机构的数量为两个，以将所述差速比的变化范围限制在端值不等于零或无穷大的有限区间内。

5.按权利要求4所述的差速器，其特征在于：所述两个限差速比传动机构有重叠共用部分。

6.按权利要求1～5任一项所述的差速器，其特征在于：所述压合式牙嵌超越离合器中还包括可将阻挡环相对停止在其轴向支撑环上的止转机构，该止转机构是一个位于阻挡环与其轴向支撑环之间的销槽式嵌合机构，该止转机构在分离齿齿顶间脱离接触前具有止转功能，而在分离齿齿顶间间距大于一个设定的高度后，该止转机构不具有止转功能。

7.按权利要求1～5任一项所述的差速器，其特征在于：所述压合式牙嵌超越离合器中，布置有控制其工作方向的自适应换向机构。

8.按权利要求1～5所述的差速器，其特征在于：以这样的效果来确定所述限差速比传动机构的传动比，即，所述差速器的差速比的变化范围等于所述差速器的许用差速比范围。

9.按权利要求1～5任一项所述的差速器，其特征在于：当其作为轴间差速器使用时，以这样的效果来确定其差速比的变化范围，即，当车辆以设计许可的转向半径行驶时，所述差速器的防滑转功能的启动，均发生在作为其转矩接受方的任一差速器的两输出端全都滑转之后。

10.按权利要求1～5任一项所述的差速器，其特征在于：当其作为轴间差速器使用时，以这样的效果来确定其差速比的变化范围，即，当车辆沿直线行驶时，所述差速器的防滑转功能的启动，发生在作为其转矩接受方的任一差速器的两输出端全都滑转之后。

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