CN101994812B - 有限差速比差速器 - Google Patents

Abstract

一种纯机械的有限差速比差速器，包括差速器壳体、两个输出转动构件，以及对该两个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：限差速比传动机构中包括有牙嵌超越离合器或空间楔合式摩擦超越离合器。无滑转时，超越离合器恒定地处于超工况态中，差速器工作如开式差速器，而一旦开始滑转，超越离合器将立即接合以限制住差速比，并使差速器随即工作似自由轮自锁差速器，以具有对应于无穷大锁紧系数的防滑转能力并可任意转向。其间，无滑转工况与滑转工况相互转换的一切动作，均于车辆连续行驶过程中由超越离合器自适应地完成，无需任何人为或系统的干涉，且与行驶速度无关。

Description

有限差速比差速器

技术领域

本发明涉及机械传动领域中的一种差速传动装置，特别涉及但不仅仅涉及用于轮式机动车辆的具有防滑转功能的差速器。

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)对此均有详细描述。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、不可用于转向轴、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，不适用于转向轴，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，过于娇贵且磨损过快。

上述结果不理想的主要原因在于，限制无滑转工况中差速转动的实质就是约束了差速器的双自由度，是对差速器存在意义和价值的直接否定。约束差速器的双自由度以迫使其发挥出单自由度的功能，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自由度的基本特性为代价，去换取短瞬的但却并不理想的单自由度特性，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自由度机构，基本不具备双自由度的力学特性，但其交替的单自由度特性，却令其运动特性胜过仅具有固定单自由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

本发明致力于解决上述问题。

理想差速器的活动度取值，应该可在2和1之间，也就是在纯粹的双自由度和单自由度之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中工作如双自由度的普通差速器，滑转工况中又自动地工作如单自由度的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，就是利用超越离合器的仅可单向传递转矩和超越转动的特性，在无滑转工况中，致其处于超越工况以使差速器不受限制地任意差速，在滑转工况中，致其自动接合以刚性地制止住差速器差速比的继续变化的趋势，将该差速比维持在不等于零或无穷大的合理数值上，从而实现差速器单自由度驱动的目的。具体技术方案如下：

一种有限差速比差速器，包括差速传动机构，其具有差速器壳、两个转动输出构件，以及直接驱动该两个转动输出构件转动的至少一个转动构件，还包括仅依靠牙嵌超越离合器或空间楔合式摩擦超越离合器完成自适应地断开和接合动作的限差速比传动机构，用以对上述两个转动输出构件间的差速比的变化范围给予限制。

优选地，上述超越离合器是双向超越离合器。

最佳地，在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，连接在两个转动输出构件之间、转动输出构件与差速器壳之间、或者转动输出构件、差速器壳、机架中的一个与转动构件之间。

本发明的更多的优良改进方案由具体实施方式部分给出。

需要特别说明的是，本申请文件所用的相关名词的含义如下：

差速比R：差速器的两个转动输出构件之间的转速之比值。

设计差速比：无滑转工况中的差速比的变化范围，即，轮式车辆以设计许可的任意转向半径纯滚动/无滑转地行驶时，其上差速器的差速比所对应的变化范围。该范围记为闭区间[α，β]，α为其下界端值，β为其上界端值。显然，对于轮间差速器，α与β互为倒数。

许用差速比：限差速比传动机构所限定的差速比的实际变化范围。

差速器壳：指差速器中与主动转动构件不可旋转地相连接的任一构件或其任意部分，包括但不仅仅包括差速器封装壳。

转动输出构件：指差速器的直接对外传递转矩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。

无滑转工况：轮式车辆的常态行驶工况，即，与差速器耦合的全部车轮相对地面做无滑移转动时的行驶状况，与滑转工况相对。

本发明中，以包含有牙嵌超越离合器或空间楔合式摩擦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，利用超越离合器的超越转动和可以传递大转矩的特性，在无滑转工况中，使差速器工作如开式差速器，以具有完美的二自由度，在进入滑转工况伊始，超越离合器将立即接合，使差速器随即工作似自由轮自锁差速器，以具备完美的单自由度并可任意转向，进而消除了现有技术的上述缺点。

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。借助下述实施例的说明和附图，本发明的目的和优点将显得更为清楚和明了。

附图说明

图1是非嵌合状态中的双联导向式牙嵌双向超越离合器的简化的轴向剖面图。

图2是图1中固定环的示意图，(a)是右视图的轴向半剖图，(b)是主视图。

图3是以图2(b)中的局部剖视图视角表示的放大的棘爪安装示意图。

图4是图1中控制环的示意图，(a)是主视图，(b)是右视图。

图5是以图4(b)的视图角度表示的图1中可选的控制环的示意图。

图6是图1中的工作嵌合机构、定点导入机构和控制机构的相关齿廓，在同一内圆柱面上的径向投影的局部系列展开图，以及对应的定点导入机构的假想齿廓在棘爪所处轴截面的轴向投影的局部展开图，其中，(a)对应于准备嵌合复位时的临界状态，(b)对应于传力工况，图中箭头表示相对转动方向。

图7是以图6所示的视图方式表示的具有完全相同含义的系列展开图，唯一的不同在于，所对应的图1使用了图5所示的控制环。

图8是本发明所用双向超越离合器的原理性简化图形符号。

图9是本发明之实施例一的简化原理图。

图10是本发明之实施例二的简化原理图。

图11是本发明之实施例三的简化原理图。

图12是本发明之实施例四的简化原理图。

图13是本发明之实施例五的简化原理图。

图14是本发明之实施例六的简化原理图。

图15是本发明之实施例七的简化原理图。

图16是本发明之实施例八的简化原理图。

图17是本发明之实施例九的简化原理图。

其中，附图标记列表如下：

50-大齿环         60-内齿环         70-机架

52-差速器壳       62-行星齿轮       72-机架

54-行星齿轮轴     64-行星齿轮轴     74-行星架

56-行星齿轮       66-行星齿轮       76-行星齿轮

58-半轴齿轮       68-半轴齿轮       78-太阳轮

80-输出齿轮       130-固定环        146-环状通孔

82-端齿轮         132-端面齿        150-移动环

84-中间传递齿轮   134-传力齿侧面    152-端面齿

86-中间传递齿轮   136-导出齿侧面    154-传力齿侧面

88-端齿轮         138-齿顶面        156-导出齿侧面

90-半轴           140-管状基体      158-花键齿

92-固定轴         144-螺钉孔        159-限位凸台

110-导入棘爪      160-控制环        180-外环

112-棘爪座槽      162-限位齿        182-花键齿

114-棘爪轴孔      166-限位凸缘      184-轮齿

116-复位弹簧      170-环状基体      186-轴承

118-棘爪轴        172-操纵爪        188-螺钉

122-双向导入棘齿  174-棘爪窗口

                  176-圆柱凸轮面    X-轴线

M1-工作嵌合机构   M2-定点导入机构   M3-控制机构

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。

为便于更好地理解本发明的思想、方案、结构和工作机理，本发明将首先对作为其核心部件的双向超越离合器给予简单必要的说明。而鉴于压合式牙嵌超越离合器、自支撑压合式牙嵌超越离合器、导向式牙嵌超越离合器、转矩激励的转动导向式牙嵌超越离合器、以及空间楔合式摩擦超越离合器的结构和工作机理的详尽说明，均已记录在本申请人提出的中国专利申请200710152152.3、200920149869.7、200810161306.X、200910158643.8以及200910158647.6这五项文件中。所以，本发明将该五项专利申请的全部内容作为引用合并在此，不再作重复说明。因此，以下将仅对未公开的属于中国专利申请200810161306.X的从属专利技术的双联导向式牙嵌双向超越离合器作出基本的说明。而有关该双向超越离合器的更多实施例和说明，则将在本申请人随后提出的同名发明专利申请中予以公开。

参见图1，双联导向式牙嵌双向超越离合器C1主要包括，两个轴向对置且工作方向互反的单向工作嵌合机构M1a、M1b以及单向定点导入机构M2a、M2b，一个对上述机构进行选择性致动的控制机构M3。上述各机构均绕轴线X转动。

实际上，该双联导向式牙嵌双向超越离合器C1，就是将上文所结合的中国专利申请200810161306.X中的两个导向式牙嵌单向超越离合器，以移动环背靠背轴向连接成刚性一体的形式双联，增加限位功能并改进相关控制机构的结果。

如图1～2所示，工作嵌合机构M1a和M1b，最佳地是同一个机构M1以轴向对置的方式的重复设置，其包括固定环130和移动环150。其中，固定环130的内端面上周向均布有一组横截面大致为锯齿形的用于单向传力的径向型端面齿132，其具有朝向一个圆周方向的平行于轴线X的传力齿侧面134，朝向另一个圆周方向的具有一定升角的螺旋型导出齿侧面136，以及齿顶面138。相应地，移动环150的两端面上设置有与端面齿132具有互补式构造的一组端面齿152a和152b，其具有由齿体自然延伸出的内径向限位凸台159，其周向两侧设置有传力齿侧面154和导出齿侧面156，参见图6。移动环150的外周面上设置有用以传递转矩的花键齿158。为保证端面齿152与端面齿132啮合的可靠性，该花键齿158应最佳地为斜花键齿，并具有与导出齿侧面156相反的旋向。

另外，两个固定环130的管状基体140的内周面上，分别设置有构成诸如花键齿的用以传递转矩的特征曲面，以分别与其中的传动轴(未示出)直接耦合，并借此最佳地实现两环之间的周向固定。该两个管状基体140的相应端面上，则分别设置有成对匹配的一组轴向螺钉孔144，通过固定于其中的螺钉188，两个固定环130a和130b实现轴向上的对顶式固定。当然，也可以通过其它的任何方式实现该对顶式固定。此时，两端面齿132a和132b的齿顶面之间的最小轴向间距，最佳地大于移动环150的最大轴向宽度。当然，如果在移动环150与外环180的径向之间设置诸如滚珠弹簧的定位机构，将能最佳地确保超越工况中移动环150轴向位置的稳定，以有效避免其与固定环130之间的碰撞可能。

为与外界传递转矩，在工作嵌合机构M1的径向之外，专门设置有借助轴承186径向固定在固定环130上的外环180。其外周面上设置有构成诸如轮齿184的传力特征曲面，其内周面上设置有用以与花键齿158啮合的具有互补式构造的花键齿182。当然，该外环180不是必需的，其上述特征曲面可以直接设置在外部转动构件的相应的轴孔中，或者于径向上内外翻转双向超越离合器C1的结构之后，直接设置在嵌装于其内孔中的外部传动轴的外周面上。

参见图1、3～4，定点导入机构M2包括一组至少为一个(本例为三个)的具有自转轴孔的摆动式导入棘爪110，复位弹簧116，作为棘爪支座的管状基体140，以及周向均布于移动环150内周面的螺旋型双向导入棘齿122。其中，螺旋型双向导入棘齿122具有与导出齿侧面156相同的旋向，并最佳地具有大于后者的升角和最佳地具有相等于端面齿132的个数。导入棘爪110具有与螺旋型双向导入棘齿122呈互补式构造的导向式啮合面，参见图6。借助棘爪轴118与棘爪轴孔114，导入棘爪110被铰接在位于管状基体140外周面上的周向型棘爪座槽112中。在导入棘爪110与棘爪座槽112的槽底面之间，设置有复位弹簧116。图3中具有特定曲线的复位弹簧116由弹簧丝或弹簧片制成，以利用控制环160内周面的支撑限定作用。当然，该弹簧116还可以具有任何形式和安装位置，比如，置于导入棘爪110径向内侧槽底面相应径向孔中的螺旋压簧或弧形钢丝弹簧。

导入棘爪110的位置设置具有这样的效果，即，当导入棘爪110与双向导入棘齿122啮合时，二者的螺旋导向运动，将致使移动环150正好到达与固定环130实现完满嵌合/啮合的传力工位上，如图6(b)所示。也就是说，定点导入机构M2可以确保工作嵌合机构M1正常地工作。另外，在该导向过程中，双向导入棘齿122的轴向宽度足以确保其与对应导入棘爪110的始终啮合。

再接着参见图1～4，由限位机构和致动失效机构混合而成的控制机构M3主要包括，可转动但不可移动地设置在两个固定环130的管状基体140外周面上的收缩型弹性开口环式控制环160，其具有环状基体170。环状基体170的一端设置有至少一个(本例为三个)可穿过固定环130b上相应的环状通孔146以凸出于其外的操纵爪172。环状通孔146与操纵爪172之间具有一定的周向自由度。由此可见，二固定环130a、130b之间的差异，仅仅在于环状通孔146的有无以及具有螺钉孔144的不同部分。

在环状基体170的两端部的外周面上，各设置有至少一个齿顶相对且齿廓最佳地不超出轴向同位的端面齿132的限位齿162a和162b。该限位齿162与对应的限位凸台159处于相同的径向高度上，其齿顶面轴向上最佳地与对应的端面齿132的齿顶面同高。为实现有效限位/阻挡/封堵，该齿顶面的周向宽度与轴向同位的端面齿132的齿槽入口的周向宽度的相差之值的二分之一，小于与其轴向相对的端面齿152的齿顶面周向宽度。另外，在该环状基体170轴向中部的相应位置上，设置有与导入棘爪110a和110b分别对应的两组棘爪窗口174a和174b。

其中，两组限位齿162与棘爪窗口174等之间的位置关系具有这样的互反的设置效果。即，当操纵爪172周向上位于/转动至环状通孔146的一个极端位置时，一方面，限位齿162a周向上将完全隐没在端面齿132a轮廓的径向投影界面之内，也就是等同于不存在，而限位齿162b的齿顶面则正好位于端面齿132b间的齿槽入口的周向中点上，以直接封堵限位凸台159进入的方式，消除端面齿152b嵌入其齿槽中或者与其发生碰撞的可能。另一方面，导入棘爪110a将正好位于棘爪窗口174a中，可不受妨碍地自由摆动，导入棘爪110b则正好周向错过棘爪窗口174b，从而被控制环160的内周面径向压低至棘爪座槽112b中，失去自摆动和转动导向的可能。而当操纵爪172周向上位于/转动至环状通孔146的另一个极端位置时，上述位置关系将正好互反。即，限位齿162b周向上将完全隐没在端面齿132b轮廓的径向投影界面之内，限位齿162a的齿顶面则正好位于端面齿132a间的齿槽入口的周向中点上；导入棘爪110b将正好位于棘爪窗口174b中，而导入棘爪110a则正好周向错过棘爪窗口174a并处于失效状态。

于是，通过周向转动控制环160，控制机构M3在致使工作嵌合机构M1b和定点导入机构M2b失效的同时，将致使工作嵌合机构M1a和定点导入机构M2a同时有效，从而将双向超越离合器C1设置成对应于图1中左半边的单向超越离合器。反之，在致使工作嵌合机构M1a和定点导入机构M2a失效的同时，将致使工作嵌合机构M1b和定点导入机构M2b同时有效，从而将双向超越离合器C1设置成对应于图1中右半边的单向超越离合器。因此，通过该两个单向超越离合器互反式的交替工作，实现了双向超越转动和传动的工作目的。显然，双向超越离合器C1不仅具有完全等同于牙嵌单向超越离合器的转矩能力，而且结构简单可靠，控制方便，显著地优于现有技术中的所有双向超越离合器。

应该指出的是，装配双向超越离合器C1的关键步骤包括：首先，控制环160应先套装于移动环150的内孔中，再随后者轴向套装到预装就绪的管状基体140a的外周面上。其次，在装配完外环180之后，将铰接好导入棘爪110b的固定环130b，以导入棘爪110b周向对准操纵爪172的方式，从右端套入控制环160。再次，当导入棘爪110b轴向抵触到操纵爪172时，再用工具由外环180与固定环130b之间的周向缝隙，或者通过周向转动分别将导入棘爪110b的尾部压至操纵爪172的内周面，然后再继续轴向套装过程至导入棘爪110b抵触至环状基体170，再以同样方式压下该导入棘爪110b便可完成轴向套装。最后，周向转动并对正固定环130a与130b，以螺钉188联接即可完成整个装配过程。

当然，将与导入棘爪110b发生抵触的环状基体170的相应端面，设置成由棘爪转轴部位轴向上逐渐远离的圆柱凸轮面，便可无需工具而借助其径向导向作用直接进行轴向压入过程。更进一步地，若将控制环160由其环状基体170的轴向中线处分解成可借助相互嵌合的端面凸齿周向相对固定的两个完整环，则装配过程将没有任何值得说明的特别之处，分别安装再用螺钉188联接即可。

还应顺便指出的是，如果令上述分解成左右两个独立整环的控制环160周向之间相对自由，且都对称地设置有操纵爪172以实现各自控制的独立，那么显然地，通过同时有效或同时无效工作嵌合机构M1a和M1b，双向超越离合器C1将进一步具有联轴器工况和在双向上同时超越转动的纯离合器工况。该工况对具有双动力驱动源的传动系统显得非常可贵，且正是SSS同步离合器之缺点。

通过上述说明不难发现，双向超越离合器C1的工作过程非常简单，完全等同于具有锯齿形端面齿的单向超越离合器的工作过程。假定双向超越离合器C1处于如图1所示的超越工况，且被设定为左半边有效。即，图1中左半边的单向超越离合器按由左侧观看时的逆时针方向工作转动，在逆时针方向上传递转矩和超越转动。此时，移动环150按图6(a)中箭头所指的反方向，也就是向着纸面下方相对固定环130a转动。由于限位齿162b的限制或对齿槽的封堵，移动环150不可能与固定环130b嵌合。另外，此时的导入棘爪110b处于失效状态，移动环150因此没有轴向右移的动力来源。也就是说，图1的右半边等同于不存在。

一旦双向超越离合器C1开始反超越转动，移动环150便按图6(a)中箭头所示方向相对固定环130a向着纸面上方转动。在摆动自如的导入棘爪110a与其遇到的第一个双向导入棘齿122啮合后，移动环150上的端面齿152a将沿最快捷的路径被由H点导向到与端面齿132a实现完满啮合的Y点，以完成其与固定环130a的嵌合，也就是工作嵌合机构M1a的嵌合，并停止反超越转动。其中，H点至Y点的轨迹等同于定点导入机构M2a的啮合轨迹。同步地，双向超越离合器C1进入接合状态/工况。于是，来自固定环130内孔中的传动轴的转矩，便通过端面齿132a和152a之间的啮合副传递给移动环150，再经过花键啮合副由移动环150传递至外环180，并最终由外环180的轮齿184传递至与其啮合的未示出的外部齿轮。当然，该转矩的传递路径也可以正好相反。

而当双向超越离合器C1开始超越转动，也就是移动环150再次按图6(a)中箭头所指的反方向相对固定环130a向着纸面下方转动时。工作嵌合机构M1a的转动导向运动将致使移动环150与固定环130a立即分离，各自独立转动。即，两个导出齿侧面136a与156a之间的相对滑转，将端面齿152a导出端面齿132a的齿槽。图6(a)示出了离合器C1此时的几何位置关系，除了其中的箭头之外。

如果操纵控制机构M3以失效图1的左半边工作嵌合机构M1a，将双向超越离合器C1设置成对应于图1中右半边的单向超越离合器，双向超越离合器C1即可工作在顺时针方向上，也就是在换向于相反的方向上传递转矩和超越转动。不论是在嵌合状态还是分离状态，该换向操作均仅仅需要在由左侧观看图1时的逆时针方向上，弹性地操纵控制环160相对固定环130转动至极端位置即可。在分离状态下，该操作将致使控制环160立即转动到位，而在嵌合状态下，该操作将随着双向超越离合器C1沿作为目标的顺时针方向转动时，于自然解除嵌合状态的过程中致使控制环160同步换向转动到位。之后，限位齿162b周向上将完全隐没在端面齿132b轮廓的径向投影界面之内，限位齿162a的齿顶面则正好位于端面齿132a间的齿槽入口的周向中点上，导入棘爪110b将正好位于棘爪窗口174b中，可以自由摆动，而导入棘爪110a则正好周向错过棘爪窗口174a，处于失效状态。双向超越离合器C1其后的工作过程完全如上，区别仅仅在于其动作是由互反的另一套机构所执行，因此，本申请不再进行重复说明。

有必要指出的是，尽管上述双向超越离合器C1中的控制机构M3由周向力致动，但显然地，该类机构也可以由轴向力致动，或者二者的综合。同样，该控制机构M3也可以是非纯机械的气动、液压和电磁类等机构中的任何一种，只要能够实现上述控制目的即可。例如，图5便示出了一种由轴向力致动的控制机构M3的控制环160。该控制环160与图4所示的不同之处在于，其环状基体170外周面上设置有用以轴向抵触螺旋型双向导入棘齿122的限位凸缘166a和166b，棘爪窗口174a和174b的轴向相对的端面分别设置成圆柱凸轮面176a和176b。与此对应，移动环150上不再具有限位凸台159，控制环160能相对固定环130a和130b的外周面轴向移动，但却不能相对其周向转动。

参见图1、5、7，其中，限位凸缘166、环状基体170和棘爪窗口174等具有这样的设置效果。即，当控制环160轴向上位于/移动至固定环130a一侧的极端位置时，一方面，导入棘爪110a将正好位于棘爪窗口174a中，可不受妨碍地自由摆动，而导入棘爪110b则正好轴向错过棘爪窗口174b，并在左移过程中被圆柱凸轮面176b径向导向/压低至控制环160的内周面上，处于失效状态。另一方面，限位凸缘166a将不能抵触上双向导入棘齿122，而在两个端面齿152a和132a完全分离之后，也就是工作嵌合机构M1a完全分离之后，以及端面齿152b到达进入端面齿132b的齿槽槽口或与该齿可以发生碰撞的临界轴向高度之前，限位凸缘166b必需抵触上双向导入棘齿122。当控制环160轴向上位于/移动至固定环130b一侧的极端位置时，一方面，导入棘爪110b将正好位于棘爪窗口174b中，而导入棘爪110a则正好轴向错过棘爪窗口174a，并在右移过程中被圆柱凸轮面176a径向导向/压低至控制环160的内周面上，处于失效状态。另一方面，限位凸缘166b将不能抵触上双向导入棘齿122，而在两个端面齿152b和132b完全分离之后，以及端面齿152a到达进入端面齿132a的齿槽槽口或与该齿可以发生碰撞的临界轴向高度之前，限位凸缘166a必需抵触上双向导入棘齿122。

图7给出了具有图5所示控制环160的双向超越离合器的工作示意图。其具有完全等同于图6所示的工况和表达方式。本申请不再重复说明。

还应该说明的是，对控制机构M3，或者说对控制环160的致动，可以通过机械、气/液压或电磁等机构以人为控制的方式完成，也可以自动控制的方式完成。比如，可以借助本申请人的名为相对运动方向传感装置的中国专利申请200820177253.6，或与本申请同日提出的该同名中国发明专利申请，实施完全自适应的致动换向，以使双向超越离合器的工作方向实时自适应地对应于其主动传动轴的转动方向，而无需任何人为干涉。本申请人的中国发明专利申请200810080503.9对该自适应的致动换向实施方案给与了详细的说明和图示。该三项专利申请全文以参引的方式合并于此，本申请不再予以过多说明。

另外，双向超越离合器C1还可以采用棘爪保持机构，以降低复位弹簧116的弹性疲劳强度和延长其工作寿命。关于该棘爪保持机构的结构形式和工作机理，可参阅上文所结合中国的专利申请200810161306.X，这里不再详细说明。

不难理解，以上所有形式的单向或双向超越离合器，无论是否附装了相对运动方向传感装置，其所有的工作形式以及安装方式，均可用图8中的一个示意性简化图形符号来代表。其中，径向尺寸较大的接合元件表示转动较快的一方接合元件，反之则表示转动较慢的一方接合元件。为突出技术特征、方便描述和简化作图，本说明书的所有后续附图和相关文字中都将使用上述简化图形符号以及统一的附图标记C，不再重复说明。

下面再借助图9～图17来详细说明依据本发明的有限差速比差速器。

本发明的第一实施例如图9所示。差速器D1包括公知技术中的常规差速(传动)机构，以及两个限差速比传动机构。其中，常规差速机构是一个普通对称式圆锥行星齿轮差速机构，其包括与差速器壳52紧固成一体的大齿环50、行星齿轮轴54、行星齿轮56、半轴齿轮58以及输出半轴90。连接于差速器壳52和半轴齿轮58之间的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C。其中，圆柱行星齿轮机构设置在差速器壳52的内壁与半轴齿轮58之间，其内齿圈60至少不可旋转地连接在差速器壳52内，行星齿轮76通过回转副固定在半轴齿轮58的端面上，太阳轮78空套在半轴90上。双向超越离合器C连接在太阳轮78的空心轴与机架70之间。

必须特别指出的是，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转动的转动构件均具体为行星齿轮56或76等。

依据本发明的有限差速比差速器，其两个限差速比传动机构的传动比，被设置成致使该两个机构所限定的许用差速比正好处于闭区间[α-ε₁，β+ε₂]上，以至少包括其设计差速比的闭区间[α，β]。其中，ε₁≥0，ε₂≥0，均为安全设定量，本发明中最佳地取其为零，即，ε₁＝ε₂＝0。因此，差速器的许用差速比将正好等于其设计差速比。于是，当差速比R介于许用差速比的上下界两端值之间时，即，α-ε₁＜R＜β+ε₂时，差速器中的双向超越离合器C均恒定地处于超越工况/状态。而当R＝α-ε₁或R＝β+ε₂时，对应的双向超越离合器C将立即接合，以使相应的限差速比传动机构在其所连接的构件之间即刻建立起强制性的单向传动关系的方式，绝对且强制性地单向限制住差速比R及其偏离设计差速比的趋势，从而致使差速器即时具有对应于无穷大锁紧系数的防滑转能力，并因此转入防滑转工况。

因此，在两个限差速比传动机构的分别限制下，无论差速器D1是否处于滑转工况，其差速比R都必然被限制在许用差速比所规定的范围内，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D1的输入转速不为零，其任何半轴都不可能停止转动，而只能一起可差速地同时转动。

于是自然地，无滑转工况中，差速器D1完全等同于具备理想双自由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至输出半轴90a和90b，两双向超越离合器C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9。滑转工况中，比如与半轴90b耦合的车轮开始打滑，必然致使另一端的半轴齿轮58a以及太阳轮78a降低转速。于是，在太阳轮78a的转速降至零(只经过极短暂时间)，也就是在差速比R等于许用差速比的端值α或β的瞬间，双向超越离合器Ca便立即自动接合并转入传力工况，从而同步启动差速器D1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。鉴于此，本发明称这种限差速比传动机构为托底式限速机构。结果，差速器D1的差速比R维持在许用差速比的端值上，动力转矩由差速器壳52，经行星齿轮76a以无任何功率循环的形式传递给作为行星架的半轴齿轮58a和半轴90a，进而驱动与其耦合的车轮连续旋转。此时，差速器完全等同于具备理想单自由度的牙嵌式自由轮自锁差速器。而随着与半轴90b耦合的车轮停止滑转和回复正常的纯滚动，半轴90b，差速器D1的差速比R将不再维持在许用差速比的端值上，而是同步地回复至其对应于设计差速比的正常值，相应地，双向超越离合器Ca将同步地自动分离并回复到超越工况，从而，整个差速器D1将再次恢复到常态的无滑转工况中。其间，无滑转工况与滑转工况相互转换的一切动作，均由双向超越离合器C自动完成。

由于差速器D1结构上左右对称，正转与反转也完全对称，所以，对应于半轴90a一侧的以及倒车行驶时的防滑转工作过程已无需说明。

本发明的第二实施例如图10所示。通过与行星齿轮56双联成一体的行星齿轮66，差速器D2的两个限差速比传动机构对称地连接在差速器壳52和作为转动构件的行星齿轮56之间，且各包含一个圆柱行星齿轮机构，一个圆锥行星齿轮机构和一个双向超越离合器C。其中，圆柱行星齿轮机构的通过回转副固定在行星架74上的双联行星齿轮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。借助空心轴，齿轮88与半轴齿轮68耦合，齿轮82与差速器壳52耦合。双向超越离合器C连接在行星架74与机架70之间。

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上述第一实施例，所以，本申请不再重复说明相同部分，而只说明不同部分。差速器D2中，限差速比传动机构仍属托底式限速机构。滑转工况中，差速器D2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11给出了本发明的第三实施例。其中，差速器D3的两个限差速比传动机构通过行星齿轮66分别连接在行星齿轮56与半轴90a以及与机架70b之间，以构成最简形式的圆锥行星齿轮机构。双向超越离合器Ca连接在半轴齿轮68a的空心轴与半轴90a之间，双向超越离合器Cb连接在半轴齿轮68b的空心轴与机架70b之间。

差速器D3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R不同，犹如转动角速度成固定比例的两个联动的跷跷板/杠杆，一个会因另一个总是先触地而永远不能触地一样)。于是，双向超越离合器Cb将立即接合以单向限制住此时的差速比，从而制止住半轴90b的降速，达到防滑目的。此时，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Ca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，差速器D3仅适合于充当轴间差速器，并以半轴90a驱动前轴，半轴90b驱动后轴。但如果双向超越离合器Ca的连接方式同于Cb，那么，该限制将不复存在。图12所示的第四实施例，就是这样的一个技术方案，只是差速器D4中将两个行星齿轮56和66径向上内外翻转了。相应地，转矩改换为由输出齿轮80传出，以便适应于拖拉机的驱动方式。另外，图13和图14再给出了两个限差速比传动机构连接在行星齿轮56与机架70之间的实施例，二者均采用了联动的圆柱行星齿轮限速机构。其中，图13所示的差速器D5是对称式圆柱齿轮差速器，为方便作图，原本周向上相互啮合的行星齿轮56a和56b被分割开，并以虚线相连的形式示出两个原本相互啮合的部位T与T’。图14中的差速器D6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12～14中的限差速比传动机构仍属托底式限速机构，且对应差速器均无功率循环。

图15～17给出了本发明的第七～第九实施例，其限差速比传动机构均连接在两半轴之间，且均有重叠共用部分，并均属封顶式限速机构。在图15中，差速器D7的两个限差速比传动机构以从外部跨越差速传动机构的形式连接在两个半轴90a与90b之间。其分别包括，与一半轴耦合的较高转速端齿轮82，空套在另一半轴上的较低转速端齿轮88，与该二齿轮分别啮合的双联的中间传递齿轮84和86，以及连接在齿轮88和与其同侧的半轴90之间的双向超越离合器C。当例如半轴90a一端滑转时，其转速的上升和半轴90b转速的下降必致使双向超越离合器Ca接合并转入传力工况，从而制止住半轴90a转速的上升，并同步启动差速器D7的防滑转功能，以将半轴90a上的转矩或部分或全部传递给半轴90b，且不存在任何功率的循环。此时，差速器D7的两个半轴齿轮58仍处于均载状态，双向超越离合器Ca及其所在的限差速比传动机构最多只传递一半的动力转矩。图16示出了再一种适用于拖拉机的技术方案，是图15中差速器D7的变型。其间的差别在于，差速器D8借助空心轴将半轴90b直接延伸到了半轴90a一端，令限差速比传动机构无需跨越差速传动机构便可将二者连接起来，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17相对图16的区别仅在于，差速器D9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传动机构，将两半轴90a和90b于同一侧连接起来。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的副本复制到了半轴90b一端。

显然，图9～图14中的双向超越离合器C以轴-轴传动形式的方案为佳，图15～图17中的则以轮-轴传动形式的方案为佳。如果使用了相对运动方向传感装置，那么，该装置中的基准环以及双向超越离合器C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不可旋转地连接。另外明显地，上述实施例对其中的差速传动机构没有任何限定；对其中的限差速比传动机构既没有位置限制，连接在差速传动机构内、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C既可以设置在该限差速比传动机构中转速较高的一端，也可以设置在转速较低的一端或者中间段的任意位置上。因此，无需任何创造性劳动，本领域的普通技术人员便可以此为基础，衍生出数以百计的实施方案。

必须指出的是，如上文所述，相对运动方向传感装置不是双向超越离合器C换向所必需的，比如，将手动控制机构与机动车辆的换档机构联动即可，并不会产生特别的操作要求或动作(如，仍可于滑行中完成换向动作)。但尽管如此，对于本发明，使用相对运动方向传感装置作为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充分。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，无论是将它安装在部分部位还是全部的轮间和/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。在提升车辆性能，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操作事务中(特别有利于赛车、军车、工程机械等越野车辆)。其间一切相关动作的完成，均在不经意间。而且，两个双向超越离合器C还可以联动的方式共用同一个相对运动方向传感装置。当然，该换向机构也可具体为电子、液压等机构。

还应指出的是，同等直径时的转矩传递能力，牙嵌双向超越离合器和空间楔合式摩擦超越离合器均不低于包括牙嵌式自由轮自锁差速器在内的现有差速器，甚至更强。因此，依据本发明的有限差速比差速器，其防滑转时的承载能力至少不低于非滑转时的正常工况中的承载能力。

另外，依上所述，本发明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R都永远不被锁定，而只是被限制在许用差速比的范围内。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。车辆的所有有驱动力的车轮均可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，防侧滑能力更不被削弱。同时，既不降低其离地间隙也不增加其径向尺寸。因此，本发明具有很好的通用性，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、转向轴、轴间)，以及其它任何需要限制差速比的差速装置中。如对图15，就可以通过将双向超越离合器Ca轴向翻转安装的方式，使差速器只能工作在半轴90a转速远高于半轴90b的差速比上，也就是使其差速比位于原许用差速比之外。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。该变型方案可应用在螺旋卸料离心机中以防止其差速比R等于1.0。

本发明中，差速器由滑转驱动工况到无滑转驱动工况的转换是天然无缝的自动连续过程，而由无滑转驱动工况到滑转驱动工况的转换虽是有瞬间缝隙的断续过程，但均在车辆维持其运动惯性的连续行驶过程中自适应地完成。其间，转换的接续速度和响应速度极快，无需等待几秒钟或者相关车轮转速差达到固定的百转以上，更没有等到停车以后的理论和现实可能，一切均在瞬间之内完成。因为，依据本发明的差速器的防滑功能的启动，是以其转速比而不是以其转速差为判定标准。其两个限差速比传动机构的传动比，分别以实现设计差速比为设计目标和依据，而实际应用中设计差速比的两个端值的取值范围都相当有限。例如，以该端值变化最大的后轮轮间差速器的设计差速比为例(α＝1/β)，β值最大时也仅仅为约：小车1.5，大车1.2，工程机械1.7，拖拉机2.2的水平。因此，从差速比R由开始滑转时的平均1.0变化到防滑功能启动时的β或α＝1/β的时间相当短暂，尤其是当限差速比传动机构连接在半轴与差速器壳之间时，车轮上的驱动力是实质连续的，车速甚至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再重新起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性都大幅降低，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，车辆都仍可继续行驶。

另外，由于差速器不可能在许用差速比内启动防滑转功能，因此，本发明能与任何变速器、分动器实现匹配，能与车辆上其它安全控制类的ABS、TCS、ESP等电子系统做到自然相容。而对于其它可能抱死的制动系统，也无须采取特别措施。因为，所有车轮都是同时制动的，每一车轮都得到基本相同的制动力，即便由于某一车轮的抱死而导致另一相关车轮也同时抱死，作用在其间差速器上的附加转矩也是很有限的，应不会导致其机械损坏。

而鉴于牙嵌超越离合器、空间楔合式摩擦超越离合器以及普通差速传动机构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至少较高的性价比和价格优势。而且明显地，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、更大的承载能力、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机构。因此，实现轮式车辆的恒时全轮驱动和全轮防滑将不再困难。

另外，在所有差速器最佳地均为有限差速比差速器的全轮驱动技术方案中，轮间差速器的许用差速比的确定最简单，直接等于该差速部位的设计差速比即可，但轴间差速器许用差速比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设计差速比，如图11所示的差速器D3。以四轮全轮驱动为例，其后轴差速器防滑能力发挥的程度，将随着车辆转向半径也就是其实时差速比的不同，而在0～100％之间变化。其中，0对应于转向半径等于无穷大的直线行使状态，100％对应于转向半径等于最小时的极限转弯行使状态。即，车辆直线行使时，只要后轴上任何一个车轮发生滑转，轴间差速器将立即取消对后轴的转矩输出，致使后轴差速器根本没有机会启动其防滑转功能以使另一后轴车轮可以提供防滑驱动力。

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，均发生在与受该差速器驱动的任意一个差速器耦合的车轮全部滑转之际或之后。此时，轴间差速器的许用差速比将明显大于该差速部位的设计差速比。仍以四轮全轮驱动为例，其后轴差速器防滑能力的发挥，无论车辆转向半径如何变化，都将得到100％的发挥。即，即便是最小转向半径行使状态中的后内轮滑转，也要等到对应的后外轮防滑驱动失败之后，才可能启动/触发轴间差速器的防滑转功能。

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，均发生在与受该差速器驱动的任意一个差速器耦合的车轮全部滑转之际或之后。其许用差速比大于该差速部位的设计差速比。仍以四轮全轮驱动为例，车辆直线行使时，任意后轮滑转，另一后轮都有机会发挥防滑驱动能力，只有在该另一后轮也滑转之后，才启动/触发轴间差速器的防滑转功能。

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，只有在其驱动的某一差速器的两个输出端全部滑转之后，才启动轴间差速器的防滑转功能。它以串连作用的思想充分用尽了每一个车轮的驱动能力或地面附着力。因此，其响应性和平顺性自然相对稍差，该方案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。

显然，使用单向超越离合器也可达到本发明的发明目的，比如只在车辆前进的方向上。因为虽属变劣应用，但同样要面对换向问题，否则不能倒车行驶，所以，使用双向超越离合器将是必然的选择。而从效果和发明的目的来分析，任何已知或未知的可控双向超越离合器都可应用于本发明中，这对本领域普通技术人员来讲是没有任何疑问的，其方案间的区别仅仅在于无关发明目的和效果的承载能力以及使用寿命等其它非本质方面有所不同而已。无疑地，上文所结合的中国专利申请中的各类牙嵌式和摩擦式超越离合器就是其中的最佳选择。而且，更可混合地共存于同一差速器中。

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的目的，而不用于限制本发明及其保护范围，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：

差速传动机构，其具有差速器壳，两个转动输出构件，直接驱动该两个转动输出构件转动的至少一个转动构件；其特征在于：

还包括可自适应地断开和接合的限差速比传动机构，其用于限制所述两个转动输出构件间的差速比的变化范围；以及

所述限差速比传动机构仅依靠超越离合器完成所述断开和接合的动作，且该超越离合器是牙嵌超越离合器或空间楔合式摩擦超越离合器。

2.按权利要求1所述的差速器，其特征在于：所述牙嵌超越离合器是压合式牙嵌超越离合器，自支撑压合式牙嵌超越离合器，导向式牙嵌超越离合器，以及转矩激励的转动导向式牙嵌超越离合器之一。

3.按权利要求1～2任一项所述的差速器，其特征在于：

所述限差速比传动机构连接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之间，所述转动构件与所述差速器壳之间、所述转动构件与机架之间、或者所述转动构件与所述转动输出构件之间；以及

所述限差速比传动机构是齿轮传动机构，当其中的所述超越离合器接合时，该限差速比传动机构具有确定的传动比，所述差速比被单向限制住。

4.按权利要求3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，以将所述差速比的实际变化范围，也就是许用差速比，限制在端值既不等于零也不等于无穷大的有限连续区间内。

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具有重叠共用部分。

6.按权利要求4所述的差速器，其特征在于：所述超越离合器是可以双向超越转动和双向传递转矩的双向超越离合器，所述牙嵌超越离合器还可以是双联导向式牙嵌双向超越离合器。

7.按权利要求6所述的差速器，其特征在于：还包括自适应换向机构，其用于致使所述超越离合器的工作转动方向自动地对应于所述差速器的工作转动方向。

8.按权利要求4所述的差速器，其特征在于：只有在所述差速比小于等于其对应于无滑转工况中的最小值，或者大于等于其对应于无滑转工况中的最大值之后，所述超越离合器才可以接合。

9.按权利要求4所述的差速器，其特征在于：当其作为轴间差速器使用时，其中的所述超越离合器的接合，均发生在假定车辆以设计许可的最小转向半径行驶时，与受该轴间差速器驱动的任意一个差速器相耦合的车轮全部滑转之际或之后。

10.按权利要求4所述的差速器，其特征在于：当其作为轴间差速器使用时，其中的所述超越离合器的接合，均发生在假定车辆直线行驶时，与受该轴间差速器驱动的任意一个差速器相耦合的车轮全部滑转之际或之后。