CN102478086A - 空间楔合式不可逆传动装置及全程主动驱动式起升机构 - Google Patents

Abstract

空间楔合式不可逆传动装置，是以拨动件为输入构件的空间楔合式摩擦超越离合器，具有现有技术中带拨爪的双向超越离合器的全部功能。其包括，由均设置有导向齿的环状导向件和中介件构成的转动导向机构，以及收纳该二构件的呈环状袋形构件的摩擦件，三者构成轴向力封闭的空间楔形机构。拨动件不可旋转地分别连接至中介件和导向件，并借助该连接的周向间隙实现对二构件周向上的先后抵触，进而驱动该二构件作解楔式转动，但却不被导向件的主动转动所驱动。利用该不可逆传动装置，还可获得用于起重设备的全程主动驱动式起升机构，其上行和下行运动，均必需动力驱动，且其楔合式逆止制动与该动力驱动永远互补地交替出现，其间无需任何响应或转换时间。

Description

空间楔合式不可逆传动装置及全程主动驱动式起升机构

相关申请

本申请是本申请人提出的名为空间楔合式摩擦超越离合器的中国专利申请201010222712.X和201020186785.3的从属专利申请。该公开在先的两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转矩可以不可逆地由一个转动构件向另一个转动构件传递，且具有转动定位或自锁功能的传动装置，包括制动和驻车制动装置，转轴或铰链/合页，以及现有技术中所称的带拨爪的超越离合器；另外，还涉及卷扬、提升和牵引设备领域中的一种起升机构和安全驱动装置。

背景技术

现有技术中，在单、双向滚柱式、斜撑式(国内称为楔块式)超越离合器中设置拨动件或称拨爪件后，该超越离合器便可在作为外环的回转摩擦件固定时，具有转矩仅可由拨动件传入，而不可在对应于超越离合器的接合/楔合方向上，由拨动件传出的不可逆传动特性。。即，当此类离合器的外环与机架固定时，若用作主动件的拨动件驱动转动，则该拨动件在两个方向上均可带动从动件转动，但若拨动件无驱动转动，则从动件在至少一个方向上不可以驱动拨动件转动。相关内容可参见《联轴器、离合器设计与选用指南》(阮忠唐主编，化学工业出版社，2006年2月，p232～p233，p243)及《机械设计手册》之单行本《联轴器、离合器与制动器》(机械设计手册编委会，机械工业出版社，2007年3月，p22-209～p22-210，p22-222)。可见，此类所谓带拨爪的超越离合器，实质上就是至少对应于一个圆周方向的不可逆传动装置。实际上，不可逆传动正是此类离合器设置拨动件的主要目的和主要用途，例如用于逆止、限位或定位。自然，不可逆传动装置具有现有相应超越离合器的所有缺点，尤以其中的双向不可逆传动装置为甚。例如，承载能力低下、可靠性和定位精度不高、加工装配困难、成本高、易磨损、寿命短以及应用范围小等等。

另外，现有起重类设备中的起升机构/卷扬机构，一方面均被要求设置两套制动器。但如文献CN101643183A所述，即便如此，其安全性仍得不到有效保障。同时，现有起升机构中的制动器与原动机之间的动作存在不协调的现象，制动器的制动转矩与被起重物的重力转矩之间存在不匹配和难以精确控制的现象。如文献CN101486434A和CN2145810Y所述，这既影响了起升机构的工作性能又带来了安全隐患。而且，在需要紧急制动时，现有技术反应慢响应性差，动作滞后显著，常伴有机械冲击。即便有所改善，付出的代价也过大，例如，致使起升机构成本更高，结构更复杂，可靠性反而降低，参见文献CN1654304A。

另一方面，在起升机构的卷筒释放钢绳的下行转动过程中，还存在转速难以加快的问题，即便是在使用能耗制动的技术方案中也是如此，如文献CN101205046A、CN101439828A所述。

最后，现有技术中起升机构的卷筒的下行转动，实质上均为“被动地释放”而非“主动地驱动”所致，尤其是在有重物重力的牵拉作用之际。此时，现有技术所能做的，就是想方设法增加其转动阻力的单纯制动，以被动地控制钢绳的释放。如上所述，卷筒的下行转速不易稳定，安全性难以得到有效保证。

发明内容

本发明致力于设计基于全新技术原理的装置，以避免上述缺点。

本发明要解决的技术问题是提供一种承载能力、工作可靠性和寿命均更高，结构更简单更紧凑和更不易磨损的空间楔合式不可逆传动装置。

本发明要解决的另一技术问题是提供一种全程主动驱动式起升机构，无论提升还是降下重物，该机构的运行均依赖于动力转矩的主动驱动，一旦该动力转矩消失或不足，该机构将自适应地即刻制动和逆止，无需工作制动和紧急制动两套系统，且逆止/制动转矩永远自适应地匹配于重物的重力转矩。

为解决上述技术问题，本发明之空间楔合式不可逆传动装置包括，绕一轴线回转且可轴向接合的至少一个牵引摩擦机构，其具有绕上述轴线回转并均设置有摩擦面的至少大致为环状的中介件和摩擦件，以在该两构件间传递摩擦转矩；为该牵引摩擦机构提供接合力并绕上述轴线回转的至少一个转动导向机构，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上述中介件；绕上述轴线设置的拨动件，其与中介件及导向件不可旋转地相连接，该连接分别具有大于零的周向自由度；当导向件与中介件相对转动时，中介件可进入楔合状态，而在该楔合状态中，拨动件相对中介件及导向件二构件的综合周向自由度大于等于零，且拨动件在任意圆周方向上相对摩擦件的主动转动，总是首先周向抵触并驱动中介件和导向件中的一个开始解楔转动，并在该两个构件于该解楔转动方向上周向刚性地相互抵触之前，再至少间接地周向抵触并致使该两个构件中的另一个开始转动；而该首先被周向抵触并被驱动的构件，其在上述楔合状态中用于相互抵触的导向面的圆周朝向，正好相反于拨动件的上述主动转动的方向；以及，当导向件和摩擦件被中介件可驱动地连接成一个摩擦体时，导向件与中介件双方的导向面之间的相互抵触部位的升角λ，大于零且小于等于ξ，即，0＜λ≤ξ，其中，ξ是能够令形成于该抵触部位的导向摩擦副自锁的升角λ的最大值。

为解决上述另一技术问题，本发明之全程主动驱动式起升机构，包括原动机、卷筒、机架，以及上述技术方案中的空间楔合式不可逆传动装置，该不可逆传动装置被设置在由原动机至卷筒的动力转矩传递路径中的任意位置处，且该装置中的摩擦件与机架至少不可旋转地相连接，拨动件与原动机相耦合，导向件与卷筒相耦合。

可选地，设置有两个绕上述轴线回转的摩擦机构，其中一个是上述牵引摩擦机构，其中另一个是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，或者再一个上述牵引摩擦机构。

作为一种改进，上述升角λ的取值范围还可以是：ζ＜λ≤ξ，或者，0＜λ≤ζ(当ζ＞0)，其中，ζ是能够令所述抵触部位的导向摩擦副自锁的升角λ的最小值，也是令牵引摩擦机构的牵引摩擦副自锁的升角λ的最大值。

可选地，还可包括有至少一个限力元件，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，以建立相互之间的轴向力封闭式抵触连接。

较佳地，上述导向件、中介件、摩擦件或限力元件是袋形构件，以建立相互之间的轴向力封闭式抵触连接，其设置有绕上述轴线回转的至少大致半周的内周面，以及位于该内周面上的大致半周的周向凹槽和由上述袋形构件的外周面连通至该周向凹槽的入口。

可选地，拨动件上设置有拨动齿，中介件或与其不可旋转相连的限力元件上设置有解楔凸齿，导向件或与其不可旋转相连的限力元件上设置有传力凸齿，这样，拨动件可借助拨动齿与解楔凸齿以及传力凸齿的周向抵触，分别致使中介件以及导向件旋转。

改进地，上述拨动齿、解楔凸齿和传力凸齿被设置成周面型凸齿或端面型凸齿。

更好地，在中介件和导向件双方处于相对自由转动区间的周向中点时，该二构件也可同时处于相对所述拨动件的自由转动区间的周向中点位置上的设置效果之际，再将上述拨动齿、解楔凸齿和传力凸齿设置成各自均匀一致且均布的周向对称齿，并使上述周向自由度之间符合不等式，εa-ε＜εg＜εa+ε，且εa-ε≥0。其中，ε代表中介件相对导向件的周向自由度，εa代表拨动件相对中介件的周向自由度，εg代表拨动件相对导向件的周向自由度。

最优地，还包括至少具有一个弹性元件的弹性预紧机构，其用于持续地保持中介件与摩擦件之间的至少间接的摩擦连接。

优选地，导向件和中介件的导向面是螺旋型齿面，其设置在该二构件的包括端面、内周面和外周面的一个表面上；在轴平面内，该螺旋型齿面与上述轴线之间的夹角大于0度，小于180度。

可选地，还包括具有至少一个弹性元件和至少一个致动件的入楔控制机构，弹性元件作用于中介件上，以为上述牵引摩擦机构提供持续的弹性分离力，并使中介件与导向件之间的轴向间距弹性地趋于最小，致动件不可旋转地和至少间接地设置在摩擦件上，并可操作地抵触至中介件，以制止双方间的相对转动。

可选地，配置有至少两个单向中介件，该两个单向中介件分别设置有圆周朝向互反的单向导向面，以与导向件的同端面或异端面上的相应导向面，分别构成相应的转动导向机构。

可选地，牵引摩擦机构和传力摩擦机构中的至少一个，其两个相应摩擦面是半锥顶角大于0度而小于180度的截锥面。

为增大ζ和ξ，牵引摩擦机构可以是多摩擦片式摩擦机构，其具有与摩擦件和中介件分别不可旋转相连的两组轴向交错排列的各至少一个摩擦片。

为增大转矩容量，传力摩擦机构可以是多摩擦片式摩擦机构，其具有与摩擦件和导向件分别不可旋转相连的两组轴向交错排列的各至少一个摩擦片。

需要特别说明的是，本申请文件中的相关概念或名词的含义如下：

间接地设置：设置在与设置的目的地构件不可旋转相连的其它构件上。

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机构。

入楔：也称楔合，与解楔/去楔相反，就是中介件90将导向件50与摩擦件70可驱动地连接/结合成一个摩擦体的工作过程和状态。

ζ和ξ：空间楔形机构的重要极限角，如图1、8A所示的中介件90，一方面，通过其摩擦面例如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，通过其摩擦面或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，通过其它表面还可作用有诸如用于弹性预紧的其它作用力，参见图1、5、6、9；在转动导向机构G的转动导向工况中，也就是导向件50致使中介件90沿箭头P所指方向以大于等于零的速度相对摩擦件70转动的工况中，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，最大升角则被定义为ξ。而该两个极限角则完全界定了中介件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ξ＜λ＜90度时，导向摩擦副和牵引摩擦副均不能自锁，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相对其向前亦即箭头P所指方向滑转/挤出。因此，导向件50与摩擦件70不能被中介件90楔合成一个摩擦体。只是因为压力N源自非弹性力或受构件结构所限，才致使中介件90仅被导向件50推动着相对摩擦件70摩擦滑转而未被实际挤出。

2、当ζ＜λ≤ξ且λ＞0时，导向摩擦副处于恒定的自锁状态，牵引摩擦副处于不可自锁的一般静摩擦状态。此时，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，牵引摩擦副仍可由静摩擦状态正常地转入滑动摩擦状态而导向摩擦副仍可稳定自锁。对应地，空间楔形机构处于半楔合状态，超越离合机构处于非完全接合状态。

3、当0＜λ≤ζ(针对ζ＞0的情况)时，牵引摩擦副处于恒定的自锁状态，导向摩擦副处于一般静摩擦状态。相应地，在摩擦件70相对导向件50过载时，中介件90将具有突破导向摩擦副的最大静摩擦状态/阻力而相对导向件50滑转爬升的趋势，但由于该爬升趋势被空间楔形机构的轴向力封闭结构刚性阻止(除非压力N源自弹性力)，因此，导向摩擦副被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，即使过载至毁损也不相互滑转爬升。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。

由常识可知，λ等于ζ的情况，只存在于理论上而不存在于现实中。也就是说，因不能同时自锁而必然始终存在着一组不自锁的可滑转摩擦副，空间楔形机构传递转矩的物理本质只能是摩擦，而不是现有技术认定的摩擦自锁。但极限角ζ未被现有技术理论所认识，也不能由作为特例的平面楔形机构的运动关系启示、想象或揭示出来，更不能由其结构推导出来。因此，不知道极限角ζ的存在及物理含义的现有技术便无法透彻地认识极限角ξ亦即楔角的真实物理含义，包括摩擦滑转的正常性，更不可能发现、揭示和证实空间楔合的物理本质，并进而得出本申请的基于空间楔形机构的技术方案。

显然，上述升角λ就是空间楔形机构的楔角，也称楔合角/挤住角，并仅在0＜λ≤ξ时，空间楔形机构方可楔合，超越离合机构方可接合。

相对现有技术，依据本发明的空间楔合式不可逆传动装置，具有倍增的承载能力，更高的工作可靠性和寿命，以及更加简单紧凑的结构，更小的轴向/径向尺寸和更小的质量。而包括有该空间楔合式不可逆传动装置的全程主动驱动式起升机构，则相应地具有了任何制动均无需响应时间和无冲击、安全性更高、结构更简单、控制更容易等优点。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是根据本发明的实施例一的双向不可逆传动装置的轴向剖面图。

图2是图1中具有力封闭功能的环状袋形摩擦件的端面左视图。

图3是图1所示实施例一的变型。

图4是根据本发明的实施例二的双向不可逆传动装置的轴向剖面图。

图5是根据本发明的实施例三的双向不可逆传动装置的轴向剖面图。

图6是根据本发明的全程主动驱动式起升机构的简化的轴向剖面图。

图7是图6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8A～8B，分别是图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8A对应于P方向逆止状态，图8B对应于R方向逆止状态。

图9是图4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10是图5中各机构的齿廓向同一外圆柱面径向投影的局部展开图。

其中，为简单明了，图7～10中仅原理性地示出拨动件的一个凸齿，以及中介件和导向构上收纳该凸齿的各一个对应的齿槽，而不论其具体数量是多少，也不论其具体为端面齿还是周面齿。

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：具有单一中介件的空间楔合式双向不可逆传动装置D1

参见图1～2、8A～8B，双向不可逆传动装置D1具有轴-轴传动形式，其包括最佳地绕轴线X形成，并最佳地呈阶梯环状的导向件50。其外环侧的内端面上，设置有一组最佳地绕轴线X周向均布的螺旋导向齿52，其内环侧朝内端延伸的管状基体60的内周面上，最佳地设置有具体为花键齿的传力凸齿62，以与同轴线地设置在其内孔中轴状的拨动件30及从动件40，借助花键副分别不可旋转地相连。前一连接具有大于零的周向自由度εg，后一连接最佳地具有等于零的周向自由度。相应地，拨动件30和从动件40两者相邻的内端部的外周面上，分别对应地设置有最佳地同为花键齿的至少一个拨动齿32和传力凸齿42。同时，在从动件40的内端面上，最佳地设置有共轴线X的圆柱状中心凸起44，其可转动地收纳在位于拨动件30内端面的中心孔34中。而在管状基体60的端部外周面上，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回转的面接触型双向转动导向机构G。同时，在管状基体60的内端面外，中介件90还设置有内径向延伸的环形凸缘100。借助设置于该凸缘100内周面的可与拨动齿32周向相抵触的解楔凸齿112，中介件90与拨动件30不可旋转地相连，并具有大于零的周向自由度εa。

传动装置D1还包括最佳地绕轴线X形成并具有轴向力封闭功能的摩擦件70。该摩擦件70最佳地是一个环状袋形构件，其绕轴线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。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，并被轴向贯穿于摩擦件70内孔中的拨动件30及从动件40径向定位。而摩擦件70则通过设置于其内周面两端部，与拨动件30及从动件40的对应外周面之间的两个轴承158，同轴线地径向固定在该两构件上。最佳地，轴承158附装有未示出的密封圈或轴承盖。

在此应指出的是，周向凹槽78呈环状和入口82呈等截面矩形，均是实现本发明的最佳但并非必需设置。实际上，只要能够纳入诸如导向件50和中介件90，周向凹槽78和入口82可以具有任意形状和不等截面。同样道理，摩擦件70的内周面84也不必需周向封闭和对应于贯通式内孔，其完全可以呈例如大致半周的U形开口状并对应于一个盲孔，只要在该内周面84上可以设置出用以收纳诸如中介件90之类的回转构件的大致半周的周向凹槽78即可。同样，拨动齿32、解楔凸齿112和传力凸齿62也不必需是周面型凸齿或花键齿，只要可以形成拨动件30与中介件90及导向件50的分别不可旋转地相连，以及分别具有周向自由度εa、εg即可。例如，可以借助端面型凸齿、平键、D字形轴孔或方形轴孔的非圆配合等连接方式。

显然，轴向力封闭的环状袋形摩擦件70也可以是一个组合构件。例如，借助诸如焊接、铆接或螺栓之类的紧固方式，将一个具有中心圆孔的杯形壳式限力元件轴向固定连接至一盘形圆环的端面，并限定出周向凹槽78。此时，还可进一步地将导向齿52或92刚性一体地直接形成在该盘形圆环的内端面上，并在周向凹槽78内设置一个独立的盘形圆环以充当摩擦件。再如，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或齿环之类的紧固连接方式，得到例如图4所示的径向对接式环状摩擦件。相关结构的更详细说明和图示可参见上文所整体结合的两项专利申请，此处不作进一步说明。

继续参见图1，盘形环状周向凹槽78分别设置有回转型牵引摩擦面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无齿端面上的回转摩擦面104摩擦相连，构成回转型面接触牵引摩擦机构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回转型面接触传力摩擦机构F2。牵引摩擦机构F1和转动导向机构G，共同组成端面型空间楔形机构，该机构再与传力摩擦机构F2一起，构成双向不可逆传动装置D1的轴向力封闭的空间楔合式摩擦超越离合机构。

应该指出的是，本申请“直接传递摩擦转矩”的含义是指，转矩在两构件间的传递路径仅经过一个摩擦机构，而不经过任何第二个其它机构，其与该摩擦机构所具有的摩擦面/片的数量没有任何关系。

很显然地，由于环状袋形摩擦件70的盘形环状周向凹槽78被最佳地设置成平盘状而非锥盘状，因此，传动装置D1在理论上可以不要求导向件50和中介件90的组合与摩擦件70之间的同轴度精度。也就是说，可以不对超越离合机构中的转动导向机构G、牵引摩擦机构F1和传力摩擦机构F2三者之间以及三者与轴线X的同轴度做过高要求。尤其是转速不高时，只要其两个面接触回转摩擦副垂直于轴线X，以及仅具有几乎不可察觉的相对转动的导向件50和中介件90相互间同轴线设置即可。而相对现代工艺，保证该两个环状构件之间的同轴度又是一件简单和低成本的劳动。因此，这将显著降低制作、装配和使用传动装置D1的要求和成本，显著优越于完全相反的现有技术。

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、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，如最佳的完整管状圆环。而为固定连接至未示出的机架，摩擦件70一端部的外周面上呈径向地设置有方形凸缘86，其上设置有例如4个固定连接用的轴向通孔83。显然，为作高速转动而需要对传动装置D1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。该平衡元件最佳地被贯穿于其中，并固定连接在摩擦件70的轴向孔中的至少一个固定销径向定位。而由常识可知，以螺钉代替该固定销可获得提升摩擦件70刚度的好处，以及，还可在对应于U字形内表面80底部两端的摩擦面72和74上，以设置轴向孔的方式进行回转平衡。

下面再结合图8A～8B来说明转动导向机构G的详细关系和结构特征。其中，最佳地具有梯形横截面且沿径向延伸的每对端面型螺旋导向齿52和92的相互面对的导向面54和94，均被互补地构造成螺旋型齿面，两者周向相互贴合后，便可形成对应于不同圆周方向的两组面接触的螺旋式导向摩擦副。优选地，分别朝向两个圆周方向的两组螺旋导向面54a和94a以及54b和94b的两个互补的升角λ_a和λ_b，均对称地等于λ。一般地，0＜λ≤ξ，特殊地，ζ＜λ≤ξ或者0＜λ≤ζ(当ζ＞0)。另外，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，且设置得越小越好。

容易理解，导向件50端面上的多个导向齿52实际上就是空间楔形机构的楔形齿，其导向面54分别朝两个圆周方向轴向上逐渐靠近摩擦件70的回转型牵引摩擦面72，并与后者分别围成两组各包括多个的沿周向延伸的端面楔形空间。而设置在该多个楔形空间中的多个导向齿92就是楔合子，其因不必需径向运动而最佳地相互合并成一个零件，即整体环状的中介件90。

在设置上，传动装置D1的各结构要素具有这样的效果。即，中介件90和导向件50双方在两个圆周方向上入楔时的相对转动，均不会受到设置于拨动件30上的拨动齿32的任何阻碍和影响，而进入和处于例如图8A～8B所示的楔合状态。亦即在该两种楔合状态中，拨动件30相对中介件90及导向件50的楔合体的综合周向自由度仍大于等于零。同时，拨动件30相对摩擦件70沿任意圆周方向的主动转动，都可以解除该楔合状态，而不会致使中介件90和导向件50双方再次进入楔合状态。

例如，拨动件30沿箭头P所指方向的主动转动，在图8A中将通过拨动齿32对齿侧面111a的周向抵触，首先驱动中介件90开始转动并解楔，然后在中介件90通过导向面94b与54b的贴合而与导向件50周向相互抵触至之前，将通过拨动齿32对齿侧面61a的周向抵触，再驱动导向件50开始同步转动；在图8B中则将通过拨动齿32对齿侧面61a的周向抵触，首先驱动导向件50开始转动并解楔，然后在导向件50通过导向面54a与94a的贴合而与中介件90周向相互抵触至之前，将通过拨动齿32对齿侧面111a的周向抵触，再驱动中介件90开始同步转动；该两个被首先驱动的构件的用于/处于相互抵触的导向面94a和54b的圆周朝向，正好相反于箭头P所指方向。

其中，齿侧面111及61分别是解楔凸齿112及传力凸齿62的齿侧面。

再例如，拨动件30沿箭头R所指方向的主动转动，在图8A中将通过拨动齿32对齿侧面61b的周向抵触，首先驱动导向件50开始转动并解楔，然后在导向件50通过导向面54b与94b的贴合而与中介件90周向相互抵触至之前，将通过拨动齿32对齿侧面111b的周向抵触，再驱动中介件90开始同步转动；在图8B中则将通过拨动齿32对齿侧面111b的周向抵触，首先驱动中介件90开始转动并解楔，然后在中介件90通过导向面94a与54a的贴合而与导向件50周向相互抵触至之前，将通过拨动齿32对齿侧面61b的周向抵触，再驱动导向件50开始同步转动；该两个被首先驱动的构件的用于/处于相互抵触的导向面54a和94b的圆周朝向，正好相反于箭头R所指方向。

一种简单的也是最佳的设置方式是，首先，将拨动齿32、解楔凸齿112和传力凸齿62设置成各自均匀一致且均布的周向对称齿。其次，按这样的设置效果布置各几何要素，即，当中介件90和导向件50双方处于相对自由转动区间的周向中点/半程点时，该二构件也可同时处于相对拨动件30的自由转动区间的周向中点位置上。最后，将上述周向自由度设置成符合不等式εa-ε＜εg＜εa+ε，且εa-ε≥0。其中，0代表综合周向自由度的下限。

为使超越离合机构的溜滑角尽可能地接近于零，传动装置D1还最佳地设置有弹性预紧机构。该机构主要包括一个可轴向压缩的环状波形弹簧150，其设置在管状基体60的内端面与中介件90的凸缘100的内端面之间，参见图1。当然，弹簧150也可以是一个或多个扭簧、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一个的弹性元件，只要其可以最佳地致使回转摩擦面104始终弹性地抵触至牵引摩擦面72即可。并且，最好能致使导向面94也同时始终弹性地抵触至54导向面。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，如图6所示。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两项专利申请，此处不作进一步说明。

如上文所整体结合的两项专利申请所述，弹性预紧机构也非本发明之必需。未设置该机构时，不可逆传动装置D1仍可依靠0＜λ≤ζ的升角λ的特别设置，以及依靠例如周向转动时的惯性致使中介件90入楔，尽管可靠性不够高。比如，用作脉动无级变速器的输出机构时的情形。或者，为可靠入楔，可将中介件90的外径最佳地设置得相较导向件50的稍大，以使其可于径向串动中摩擦接触到内表面80并借此获得入楔所需的摩擦力。为此，摩擦件70、轴承158与拨动件30或从动件40之间应设置有相应的径向自由度。显然，这将付出诸如降低传动质量的代价。

双向不可逆传动装置D1的工作过程非常简单，其完全包括现有技术的全部功能。即，当摩擦件70自由随动时，传动装置D1将因从动件40及拨动件30与导向件50同时耦合而等同于齿轮式可逆联轴器，可任意驱动转动。而当摩擦件70被固定连接至未示出的机架时，拨动件30仍将可以驱动从动件40任意转动，但从动件40却不能反过来驱动拨动件30旋转，其沿任何方向的转动趋势，都将因为致使超越离合机构楔合而被制止/逆止。

例如，当从动件40逆向驱动导向件50并使其开始持续地具有沿图8A中箭头P所指方向相对摩擦件70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54a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楔合成一个转动/静止整体，牵引摩擦机构F1因而轴向接合的同时，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直接连接成一个转动/静止整体。

实际上，由于ε可大于零，因此，上述楔合/入楔过程可能需要拨动件30做出避让转动，且该避让转动量εe满足不等式0≤εe＜ε。εe≈ε的极端情况出现在导向件50沿箭头P所指方向开始转动时，齿侧面61b正好抵触至拨动齿32，同时导向面54b和94b又正好贴合之际。当然，避让便入楔，不避让便不能入楔，但不避让也同样意味者不可逆传动目的的达成。

显然，从动件40驱动导向件50沿箭头R所指方向相对摩擦件70的转动具有完全类似于上的工作过程，参见图8B，故无重复说明之必要。

于是，传动装置D1随着空间楔形机构的楔合而接合，并进入逆止工况。即，由管状基体60内孔中的从动件40传入的逆驱动转矩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，分别传递至摩擦件70并最终终止于与其固定相连的机架，而不能进一步地传递给拨动件30。其中，M₀＝M₁+M₂，且上述轴向胀紧力、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。显然，逆驱动转矩M₀就是被逆止的转矩或称逆止转矩。

应该指出的是，如上所述，不可逆传动装置D1仅在具有ζ＜λ≤ξ的设置中，可以具有自适应地相对逆止转矩M₀过载打滑的防过载破坏功能，而不在0＜λ≤ζ时具有此一功能。而由动量矩定理/动量定理的运动学基本常识可知，过载现象仅存在于惯性接合/楔合情况中，并具有以等于M₀的制动转矩最快速制停的必然结果。

而当拨动件30开始持续地具有相对摩擦件70主动转动的趋势的初始瞬间，例如沿图8A中箭头P或图8B中箭头R所指方向的主动转动，拨动件30都将首先驱动中介件90开始相对导向件50作同方向的解楔转动，并在完成解楔转动之后再驱动导向件50一同转动，而例如沿图8A中箭头R或图8B中箭头P所指方向的主动转动，拨动件30则将首先驱动导向件50开始相对中介件90作同方向的解楔转动，并在完成解楔转动之后再带动中介件90一同转动。其中，所有解楔转动实质上都是解除转动导向机构G的导向作用的转动。因此，处于楔合状态中的导向面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，例如图8A中的导向面54a与94a之间以及图8B中的导向面54b与94b之间。自然，基于该机构G的轴向移动/胀紧力的两个摩擦机构F1和F2以及空间楔形机构，将随即分离或解楔。于是，不可逆传动装置D1结束接合并开始超越转动。而拨动件30在驱动中介件90和导向件50一同相对摩擦件70摩擦滑转的同时，还通过导向件50驱动从动件40一同作联轴器式转动，以传递正向驱动转矩。

至此不难发现，无论是正向驱动转矩还是逆止转矩，其在传动装置D1中均可全部经由面接触摩擦副传递，所有作用力仅具有轴向分力和/或周向分力，而该两个分力的作用对象又均具有极高的轴向和/或周向刚度。因此，相对现有技术，尤其是相对其中的依靠线接触的中介件来传递逆止转矩的双向滚柱式和斜撑式超越离合器，根据本发明的双向不可逆传动装置D1，不仅具有了质的先进性和极其显著的全方位优势，而且如上文所整体结合的两项专利申请所述，更具备了理想超越离合机构所应该具备的几乎全部特性。

例如，因相较现有技术的中空环远远为高的刚度，以及因所有磨损在几何参数上几乎不改变极限角ζ和ξ的大小，而具有更可靠的楔合/自锁特性和更高的传动精度；因解楔式非逆止工况时依靠导向件50的齿轮联轴器式的直接传递结构，而楔合式逆止工况时依靠面接触摩擦副、双转矩流传动模式，以及可将摩擦机构F1和F2设置成多摩擦片式结构，附装有更大摩擦系数材料/元件的结构，或半锥顶角均介于0～180度之间的截锥面型摩擦副结构，而具有无可比拟的承载能力和抗冲击能力；因转动导向机构G几乎不存在磨损，摩擦机构F1和F2的摩擦力绝缘于离心惯性力并可自动补偿磨损，以及面接触的摩擦强度较线接触显著为低而具有远远为长的工作寿命；因楔合时不产生径向力而无需大环厚来增强径向刚度，进而具有更小的轴向/径向尺寸和更小的质量；因更简单紧凑的结构和更少的构件数量，而具有对应于更容易的加工和装配的更经济的成本，以及更高的生产效率和更宽广的应用范围。

具体地，在导向件50的内径不小于50mm，在摩擦件70环状部分的外径介于98～175mm，轴向宽度介于48～90mm，以及工作系数和摩擦系数分别为3.0和0.1时，只有约半周可以楔合和传力的双向不可逆传动装置D1，其逆止用计算转矩至少达到1,860～11,270N·m的量级水平(设置为单向导向齿时则翻倍)。

不难想到，双向不可逆传动装置D1还可具有现有技术所没有的轮-轴传动形式。例如，去掉封口件190，将从动件40设置成异轴上的盘形齿轮，并伸入入口82与设置在导向件50外周面上的轮齿啮合，实现与后者的可驱动连接。此时，摩擦件70将单一地径向支撑在通轴状拨动件30上。

必需指出的是，拨动件30和从动件40均不是传动装置D1制造上的必需构件，二者可由输入和输出轴分别替代，并均可以是空心轴。但拨动件30却是功能上的必需构件，其及其拨动齿32相当于现有技术的拨爪环和拨爪。

应该注意的是，为谋求更大的设计自由度和使空间楔形机构更容易地楔合或解楔，本发明还具有各种提升极限角ζ和ξ数值的技术手段。包括，将转动导向机构G的导向面54和94设置成倾斜螺旋型齿面，将牵引摩擦机构F1的摩擦面72和104设置成截锥面，致使轴截面内导向面54和94或摩擦面72和104与轴线X的夹角/半锥顶角不等于90度，而等于0～180度的其它值；将牵引摩擦机构F1设置成多摩擦片式结构；以及，将具备更大摩擦系数的材料或元件附装至摩擦面72和104中的至少一个上。例如，在静摩擦系数均为0.1时，不可逆传动装置D1中的ζ和ξ分别等于0度和11.4度，而只需将牵引摩擦机构F1的摩擦面设置成半锥顶角等于30度的截锥面这一个措施，上述极限角便分别升至5.6度和17.02度。这里应顺便提及的是，本说明书已经给出了关于极限角ζ和ξ的清晰的文字定义和说明，无需付出任何创造性的劳动，本领域的普通技术人员均可据此推导出其函数关系式/计算公式。

由常识可知，为增大同等直径时不可逆传动装置D1的转矩容量并降低轴向内力，牵引摩擦机构F1和传力摩擦机构F2也可依公知技术，被如上所述地分别或同时设置为多摩擦片式的离合机构，并因此而具有多于一个的一组牵引摩擦副或传力摩擦副。相关说明和图示，可参见图6，或者上文所整体结合的两项专利申请。

需要说明的是，如定义中所述，本发明没有对转动导向机构G及其导向齿52、92作出具体限制，其不必需具有最佳的螺旋齿结构。因此，该机构G及其导向齿可具有任意具备转动导向功能的形式和形状。导向齿可按离散形式设置在端面/周面上，也可按诸如单头或多头螺纹的形式周向延续地设置在相应的内/外周面上。而在后一种设置中，其可最佳地设置成具有诸如矩形、梯形、锯齿形或三角形等截面形状的螺旋齿。同样道理，只要能够实现轴向的互补式贴合/抵触，牵引摩擦机构F1和传力摩擦机构F2的各自两组回转摩擦副的截锥式回转型摩擦面，可以基于任意曲线/母线回转而成，并可以是设置有用以散热或排除液体/气体的沟槽的非连续表面。

因此，双向不可逆传动装置D1可以具有这样的变型。即，借助诸如精密铸造、浇注、压铸或注塑等方式，将导向齿52或92直接刚性地形成在摩擦件70的相应内端面上，以令摩擦件70变型为具有轴向力封闭功能的袋形导向件或袋形中介件。同时，还需在图1中的中介件90或者导向件50与摩擦件70的轴向之间，径向置入一个可相对旋转的盘形摩擦环，以将传动装置D1变型为导向件或中介件为袋形构件的轮-轴传动式传动装置。此时，该盘形摩擦环可固定相连至一位于内周面84上的空心轴或实心轴，该轴也可与机架固定相连。

当然，也可通过在在图1中的中介件90、导向件50或如上所述的盘形摩擦环的外周面上，简单地设置一个以互补的方式沿入口82径向延伸至封口件190内表面的凸缘式力臂，利用该力臂的两个径向侧表面与入口82的两个径向侧表面同时互补式的啮合，使该相应的大致呈环状的构件和摩擦件70不可旋转地相连接，从而构成具有轴向力封闭功能的组合式袋形导向件、袋形中介件或袋形摩擦件。其中，摩擦件70用作限力元件180，而仅仅耦合于盘形摩擦环内孔中或端面上的固定轴210，可由限力元件180的一端伸出并与机架固定。例如，在图3所示的空间楔合式不可逆传动装置D2中，可转动地设置在中介件90的管状基体98外周面上的大致呈环状的导向件50，便借助如上所述的力臂55，与限力元件180构成周向固定的组合式导向件，其传力凸齿62更间接地设置在后者的内周面84a上。显然，在组合式袋形导向件/中介件中，解楔凸齿112/传力凸齿62，可以分别间接地设置在组合式构件中的限力元件180上。同时，传力摩擦机构F2不再如前所述地与摩擦件70以及导向件50分别刚性地结合在一起，而是不可旋转地分别结合在一起。轴状拨动件30可驱动轮状限力元件180旋转，并通过设置于后者外周面上的轮齿168将转矩传出，但却不可逆向传动。

不难想到，传动装置D2也可具有轮到轴的传动形式。这只要将拨动齿32与解楔凸齿112以及与传力凸齿62之间的周向自由度/间隙，分别设置为εg以及零，将限力元件180与导向件50之间的周向自由度由零改设为εa即可。此时，限力元件180事实上就是拨动件，而导向件50和中介件90则正好相互对调了角色。中介件因而是一个组合式构件，并具有中介件自身提供楔形空间并受到由内向外的胀紧力作用的现有技术所没有的外部楔合模式。另外，直接调换图3中拨动齿32与解楔凸齿112以及与传力凸齿62之间的周向自由度，则可得到纯粹的组合式中介件，传力凸齿62正好用作解楔凸齿。此时，须将固定轴210的外花键齿212延伸啮合至解楔凸齿112，以使固定轴210用作如图1所示的从动件40。同时，还要将摩擦件70的内周面设置为光孔，并使其最佳地借助位于其管状基体76外端面上的端面齿与机架固定相连。

应该指出的是，传动装置D2的预紧弹簧150，是一个由弹簧钢丝制成的可轴向压缩的环状波形弹簧。其设置在转动导向机构G内径侧的管形腔中，亦即设置在导向齿52、92的内端面与管状基体98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管形空间内，参见图3。明显地，弹簧150也可以设置在管状基体98与限力元件180的相应端面之间，并可具体为一个片状波形弹簧。另外，装配顺序应该是，先将摩擦件70安装就位，再将导向件50与中介件90的组合，由入口82置入周向凹槽78中。

另外，虽非最佳，但基于本发明构思的精神，显然还可以通过联动两个单独的空间楔合式摩擦超越离合器的方式，以组合形式实现本发明的目的。

另外，如果需要，摩擦件70也可以是非完整环状的袋形构件。即，当需要轴向延伸例如导向件50的管状基体60以致其不能径向通过入口82时，参见图1～2，可在入口82处的轴向一端或者两端设置径向缺口。例如，将位于内周面84b一端的正好半周的内周面，沿平行于H或H′的两条相互平行的切线方向，径向延伸至摩擦件70的外周面，并形成一个允许管状基体60置入/通过的缺口。于是，内周面84b同样延伸成具有U字形横截面形状的非闭合式内径向表面，摩擦件70变成为一个形似砝码的U形开口环。

关于包括袋形构件及其变型的更多的图示和说明，可参见本申请人提出的中国专利申请201020563404.9，本申请不作进一步说明。

实施例二：具有同侧组合式中介件的空间楔合式双向不可逆传动装置D3

如图4、9所示，传动装置D3可看作传动装置D1的变型。

首先，传动装置D3的外壳式摩擦件70，变型为由径向上至少大致对称的两个半圆壳式限力元件160a、160b，径向对接而成的组合构件，并且被过盈地紧箍在其外周面上的至少一个环形箍170紧固成一个整体。环形箍170最佳地固定连接至未示出的机架/座。实际上，两个限力元件160a、160b，就是将内周面84上设置有盘形环状全周向凹槽78的圆环状环形构件，最佳地均分成径向上完全对称的两个半圆环的产物。显然，如果其两端面上若设置有环形端面凸缘，则环形箍170可以是分别箍紧在其外周面上的两个。

其次，为使定位/逆止工况中的传动装置D3的周向自由度或空行程最佳地恒等于零，为使拨动件30的避让转动量εe恒等于零，必需令该装置D3在两个相反的圆周方向上可同时处于楔合状态，或至少令中介件90沿两个相反的圆周方向，可同时抵触至导向件50和摩擦件70。为此，双向的中介件90被最佳地就地分解成两组各自独立且单向的中介件90a和90b，并分别设置有对应于不同圆周方向且周向对称的锯齿状导向齿92a和92b。该两组中介件90a和90b，可分别滑动地径向定位在周向凹槽78的径向内表面80a和80b上，或者，可如图4所示，以各与一个设置在其径向外侧的基体环114a和114b分别形成为刚性一体的方式，最佳地构成两个环状的单向中介件90a和90b。该两个基准环114a和114b轴向间最佳地间隙相邻，且以不妨碍中介件90a和90b的入楔运动为原则。

同时，弹簧150变型为一组例如波形弹簧，其分别设置在两个相邻的中介件90a和90b的对应于导向齿92齿顶部的周向间隙CT之间，以将该二构件分别持续地同时弹压向位于同一楔形空间的周向两侧的最小端，也就是致使二构件持续性地同时抵触至导向件50和摩擦件70。

再次，拨动件30变型为可旋转地设置在内周面84a上的空心轴，其内周面上设置有用于传递转矩的键槽64，其内端外周面上的拨动齿32呈径向凸起状。拨动齿32的径向外侧部份，伸入中介件90a和90b的对应于导向齿92齿底部的周向间隙CB之间，当拨动件30相对内周面84驱动转动时，其可周向抵触至其两侧的齿侧面111a或111b。即，解楔凸齿112实际上被分解成112a和112b两部分，并分别对应地由中介件90a和90b的径向内侧部分充当。而拨动齿32的径向内侧部份之间所形成的周向齿槽中，则持续地收纳有设置在管状基体60端面上的端面型传力凸齿62a。不变地，与传力凸齿42配合的传力凸齿62b仍为周面型凸齿。

由传力凸齿62的变型不难想到，拨动齿32实际上也可变型为两组独立齿，其一组仅与解楔凸齿112配合，其另一组则仅与传力凸齿62b配合。

应该指出的是，前述简单设置方式中的不等式εa-ε＜εg＜εa+ε仍然适用。但基于双向中介件90已是周向弹性组合件的事实，即，其周向自由度ε是一个大于等于0且小于等于间隙CT的最大可压缩量εc的变量，因此，不等式应具体为：εa＜εg＜εa+εc。显然，不论朝任何方向转动，拨动齿32都将恒定地首先抵触上齿侧面111，并在驱动单向中介件例如90a通过90b间接地周向刚性抵触至导向件50之前，再抵触上齿侧面61。

如上所述，由于逆止工况中转动导向机构G的周向间隙恒等于零，这直接致使传动装置D3因其周向自由度εa可趋近于零而具有更高的灵敏度和响应性，并使其拨动件30获得绝对不被逆向驱动丝毫的能力。而且，除前述有益效果之外，传动装置D3更因εg可随εa一道趋近于零，而具有了最高的定位精度和最佳地维持定位/楔合/逆止位置稳定不变的能力。因此，传动装置D3将显著优于现有技术中用于精确定位的各类带拨爪的双向超越离合器，特别是考虑到其正向驱动转矩不经由中介件90传递的特征之后。

另外，如实施例一中所述，传动装置D3中的两个中介件90a和90b，也可分别具有设置在两者的环形端面凸缘的内、外周面上的旋向互反的螺纹状单向导向齿92a和92b，并分别对应地啮合至位于导向件50相应内外周面上的具有互补构造的导向齿52a和52b。导向件因此可以具有环形的端面凸缘或凹槽。而拨动齿32则同时径向贯穿在两个中介件90的相应的端面槽中。

实施例三：具有异侧组合式中介件的空间楔合式双向不可逆传动装置D4

参见图5、10，传动装置D4相对传动装置D1的主要改进在于，其仿照传动装置D3的分别设置有单向导向齿92a和92b的两个最佳地呈环状的中介件90a和90b，以圆周朝向互反的方式分别设置在导向件50的轴向两端。该两构件的两个相背的回转摩擦面104a和104b所限定的轴向最小间距，小于对应的两个相向的牵引摩擦面72a和72b所限定的轴向间距。即，传动装置D4中没有传力摩擦机构F2，而只有两个对称的牵引摩擦机构F1a和F1b。相应地，两组锯齿状单向导向齿52a和52b，以圆周朝向互反的方式分别设置在导向件50的轴向两端面上。导向齿52与92的非导向面56和96最佳地平行于轴线X。优选地，弹簧150是一个螺旋扭簧，其两个端头分别嵌合在位于中介件90a和90b外周面上的相应径向孔中，以将二者持续地弹压向入楔方向。

为提升导向齿52和92的轴向承载能力，在导向面54与94以及非导向面56与96成对地同时抵触之际，双方的齿顶面和齿底面的轴向间距被最佳地设置成大于零。因此，在例如图10所示的楔合/定位状态中，由于转动导向机构Ga的轴向自由间隙和周向自由间隙均已等于零，转动导向机构Gb的轴向自由间隙和周向自由间隙均已达到最大，导向件50显然无法相对摩擦件70沿箭头P所指方向转动。而导向件50相对摩擦件70沿箭头R所指方向的转动，将至少因为导向面54b与94b的摩擦不自锁而可以进行。但该转动仅仅可以转过ε≤δ/tgλ的圆周角，在非导向面56b与96b抵触并互换转动导向机构Ga、Gb的接合状态后，传动装置D4将再次进入稳定楔合/定位状态。

可见，在任意楔合/逆止定位位置上，传动装置D4均存在圆周角等于ε的微小自由间隙量。但基于单方向导向面面积的增大，传动装置D4将获得相较传动装置D1～D3大致翻倍的逆止转矩容量。

另外，为保证导向件50与从动件40的连接，周面型拨动齿32的前端部分，呈悬臂状地轴向延伸至中介件90b的内周面，以分别纳入导向件50内周面的传力凸齿62的齿槽间，以及中介件90b内周面的解楔凸齿112b的齿槽间。同时，传力凸齿62以周向交错排列的方式，径向交叉地穿过拨动齿32，纳入位于后者径向内侧的传力凸齿42的齿槽间。

相应地，在中介件90a和90b的解楔凸齿112a和112b的齿侧面中，只有一组周向相向的齿侧面111a和111b，可如上所述地被拨动齿32首先抵触上。楔合状态中，拨动齿32的周向自由度即为εa。而另一组周向相向的齿侧面111c和111d，则因不具有圆周朝向相同的对应的导向面，而最佳地始终不被拨动齿32抵触上。当拨动齿32抵触着齿侧面111a或111b并驱动中介件90a或90b相对导向件50转动时，如果非导向面96a和56a或96b和96b已经抵触上，而拨动齿32仍未周向相抵触至齿侧面61a或61b，那么，拨动件30便将通过中介件90，间接地周向抵触并驱动导向件50转动，不再同于传动装置D1～D3中的直接抵触和直接驱动。此时，传力凸齿62的功能将被导向齿52a和52b取代，并显然地具有不等关系εg＞εa+ε。当然，基于力学和成本的考虑，齿侧面61a与61b的间距不应大到上述程度，应最佳地符合不等式εa-ε＜εg＜εa+ε。

容易理解，传动装置D4也可如前所述地具有轮-轴传动形式。并且，正向驱动转矩可经由拨动齿32与传力凸齿62间的啮合副传递，也可如上所述地经由非导向面56a与96a或56b与96b间的啮合副传递。显然，此时的弹簧150，应该对应地分解为分置于导向件50轴向两端的150a和150b两个。

同样，如实施例一中所述，传动装置D4中的两个中介件90a和90b，也可分别具有设置在两者的例如外径侧环形端面凸缘的内周面上的旋向相同的螺纹状单向导向齿92a和92b，分别对应地啮合至位于导向件50外周面轴向两侧的具有互补构造的单一导向齿52。工作时，导向件50分别轴向抵触至中介件90a或90b的径向凸缘状盘形环部分。

实施例四：具有空间楔合式单向不可逆传动装置的全程主动驱动式起升机构HM

除了应用于双向逆止和定位之外，空间楔合式不可逆传动装置还可应用于仅需要单向逆止或定位的传动领域。例如，图6～7所示的全程主动驱动式起升机构HM，便可用于只有单方向负载的卷扬、提升和牵引设备领域中。此时，起升机构HM中的传动装置D5，其转动导向机构G将由图8B所示的双向不可逆传动装置，最佳地变型为如图7所示的类似于图10的单向不可逆传动装置。

其中，作为传动装置D1的直接变型，其传力摩擦机构F2被设置成多摩擦片式离合机构，以利用多个的一组传力摩擦副使其直接传递的摩擦转矩数倍于牵引摩擦机构F1，例如图6中的5倍。为方便摩擦片的设置，摩擦件70被最佳的设置成一个组合构件，其包括具体为环状的袋形构件的限力元件180，以及可旋转地设置在导向件50的管状基体60外周面上的大致环状的盘形摩擦件70。摩擦件70的传力摩擦面74上设置有阶梯状内花键沉孔，其外周面上，以互补的方式设置有沿入口82径向延伸至封口件190内表面的凸缘式力臂75。力臂75的两个径向侧表面，可与入口82的两个径向侧表面同时互补式地啮合，传递转矩，并致使摩擦件70与限力元件180不可旋转地相连。限力元件180最佳地固定连接至起升机构HM的机架，从动件40可旋转地支撑在起升机构HM的机架上。当然，如果可能，摩擦件70与限力元件180应最佳地合并成一个零件，而且，其只需不可旋转地连接至机架即可。

于是，至少包括一个的一组内摩擦片156通过花键连接方式，不可旋转地连接到管状基体60的相应的阶梯状外周面上，而与内摩擦片156轴向交错布置的一组外摩擦片154，则通过花键连接方式，不可旋转地连接到摩擦件70的相应的阶梯状内周面上。

显然，牵引摩擦机构F1也可如上所述地设置成多摩擦片式离合机构。而且，外摩擦片154也可通过例如轴向销不可旋转地直接连接至限力元件180。

实际上，如上文所整体结合的两项专利申请所述，为降低制作难度和成本，转动导向机构G的一组单向螺旋导向齿52、92还可以类似单头或多头螺纹的形式，周向延续地分别设置在该两构件直接相对的内和外周面上。例如，管状基体60的外周面上，以及中介件90的阶梯状内周面上。

另外，起升机构HM还包括，最佳地固定设置在从动件40外周面上的卷筒200，未示出的公知的提供动力的原动机，进行变速的变速机构，以及用于将两者耦合于拨动件30的传动轴和联轴器等。工作时，来自诸如电动机的原动机的起升转矩，通过例如变速机构和联轴器等传动机构，传递至拨动件30，进而如上所述地驱动从动件40及卷筒200，克服例如重物的重力转矩作收起钢绳的提升式上行转动，也就是沿图7中的箭头P所指方向转动。而一旦卷筒200具有沿箭头R所指方向反向转动的趋势的瞬间，例如原动机正常/非正常停止驱动转动之际，或者，其起升转矩小于例如重物的重力转矩之际，单向不可逆传动装置D5将如上所述地随着空间楔形机构的楔合而立即接合并处于逆止工况。亦即，卷筒200将和导向件50一道，与摩擦件70楔合成一个不可转动的整体。

而当需要卷筒200相对摩擦件70沿箭头R所指方向转动时，例如卷筒200作释放钢绳以降下重物的下行转动，只需原动机驱动拨动件30沿箭头R所指方向转动即可。此时，拨动齿32将如上所述地首先抵触至齿侧面111b，并进而驱动中介件90同向转动以解除楔合状态。但由于作用在导向件50上的重力转矩，是沿箭头R所指方向的和持续性的，因此，其将驱使导向件50同步地追随中介件90的转动而转动，并具有再次楔合的趋势。于是，在具有主动驱动的动力转矩之时，下行转动将是一个由中介件90解楔转动开始，到导向件50追随中介件90入楔，再到中介件90开始下一轮解楔转动的亦步亦趋的，循环往复地介于准解楔和准楔合状态之间的摩擦滑转式连续转动，直至作用于拨动件30上的动力转矩消失，或者该动力转矩不足以致使中介件90解楔。其间，卷筒200的下行转动仅仅取决于易于控制的主动驱动的转速，而与例如重物的重力转矩大小无关。操作者在系统允许的转速范围内，可以随时和任意地按需加速或减速该下行转动。

如果出现例如停电的意外逆止，只需以公知技术中的任何一种人力驱动机构代替原动机，即可继续起升机构HM的运行，特别是降下重物的解困工作。例如，可操作地连接至拨动件30或原动机输出轴的蜗轮蜗杆传动机构。

可见，起升机构HM的卷筒200的下行转动的实质，是一种“主动地驱动”，完全不同于现有技术的“被动地释放”。也就是说，卷筒200的收起钢绳的上行转动与释放钢绳的下行转动，都是依赖于动力转矩的易于控制的主动转动。在卷筒200的包括上行和下行转动的全过程中，其转动都将随着动力驱动转动的停止而自适应地即刻制动停止。即，卷筒200的动力转动和逆止制动在时间上是以永远互补/互反的形式出现的，其间不存在任何的其它状态，也无需任何的反应、响应或过渡时间，无需操作者或系统给出任何的控制/协调动作，更不伴随任何的机械或贯性冲击，无论出现断轴或断联轴器式的破坏，还是突然失电。不仅及时和可靠，而且不存在与原动机动之间的协调问题，不仅具有工作制动器的功能，而且还具有安全制动器的功能。无需任何人或系统的控制调节，其制动转矩与重力转矩均永远自适应地精确匹配。显而易见，依据本发明的起升机构HM，相较现有技术具有质的优越性，特别是在安全性方面。而这一切，完全基于相较现有技术更简单和更经济的纯机械机构。

如上所述，由于不存在对应圆周方向的导向面，因此无论沿何方向转动，传动装置D5中的拨动齿32都不可能抵触到齿侧面61b和111a。

同样显然地，空间楔合式单向不可逆传动装置D5，可设置在起升机构HM中的由原动机至卷筒200的传动路径中的任意位置上。

必需指出的是，只要适当调节摩擦片数，传动装置D5便可在楔合摩擦转矩M₁与传力摩擦转矩M₂之间按任意比例分配转矩流，比如，M₁是M₂的20％。即，依据本发明的传动装置D5的双流传动，具有“功率放大器”的特征。该特征尤其有利于降低卷筒200下行转动过程中的动力转矩和功率消耗。因为，参见图7，此时只需拨动件30与如图8A所示的作用于导向面94上的法向压力N一道，驱动中介件90克服作用于后者之上的摩擦阻力转矩作解楔转动即可。而该阻力转矩M_R的最大值仅具有牵引摩擦机构F1的摩擦转矩的量级，亦即提升该重物时的上行转动的动力转矩的约1/(k+2)。其中，k≥0，k是摩擦片154和156的总片数。显然，片数越多，降下重物的过程就越节能。特别地，参照前文所述，升角λ越接近极限角ξ，起升机构HM用于驱动卷筒200下行转动的动力转矩M_R就越接近于零。理论上，该转矩M_R随着λ等于ξ而等于零，当然，其对应的楔合可靠性也处于临界点上。相应地，传动装置D5中应加注有助于散热的制动液或润滑液，或者，在摩擦件70上最佳地设置表面或内部的径向通道。

显然地，起升机构HM还可最佳地用作例如齿轮齿条式施工升降机、自动扶梯、输送皮带、卷帘机构和绞车等的安全驱动装置。同时，其传动装置D5还可具有类似图3的结构形式，或者，借助本申请人于本申请同日提出的名为空间楔合式摩擦连接器的专利申请的技术方案，实现渐进制动。

对应地，双向不可逆传动装置D1～D4，可用作例如各类电梯的安全驱动装置，以取代其中的常规制动器并具有最佳的制动效果和可靠性。

在以上实施形式中，应注意的点在于，当例如摩擦件70之类的袋形构件连接至机架时，所有实施例实际上均依照无条件即时逆止型的工作模式工作。然而实际上，本发明也可依照按需/受控逆止型的工作模式工作，以应对诸如施工电梯、驻车制动等的实际需求，而这只需设置包括至少一个弹性元件和至少一个致动件的入楔控制机构即可。

例如，取消图1中的弹簧150，将其弹性元件作用于中介件90上，比如将螺旋拉簧以类似图5所示的形式设置在导向件50和中介件90的外周面上，其两个端头分别嵌入该两构件的相应径向孔中，以致使牵引摩擦机构F1获得持续的弹性分离力，以致使中介件90与导向件50的轴向间距持续地弹性收缩至最小，并最佳地等于零。将其最佳地呈柱销状的致动件可滑动地设置在位于摩擦件70，或间接地设置在与其不可旋转相连的例如图6中的限力元件180上的径向或轴向孔中，并可操作地抵触至中介件90，以摩擦方式制止中介件90相对摩擦件70的转动。于是，在逆向传动中的任意时刻，促动该致动件以停止中介件90相对摩擦件70转动的动作，都将立即致使中介件90克服上述弹性元件的弹性拉力而相对导向件50导向转动并入楔，从而致使不可逆传动装置楔合并逆止。有关该机构更为详细的结构图示和说明，可参见本申请人于本申请同日提出的，名为基于拨动式超越离合机构的通用驻车制动器及其操纵方法，以及名为升降设备用空间楔合式防坠落、防超速紧急制动装置的两项中国专利申请。

另外，除在现有应用领域替代现有技术及其产品外，凭借超强的承载能力等优越性能，依据本发明的空间楔合式不可逆传动装置还可应用于其它领域。例如，将拨动件30最佳地耦合至发动机，从动件40最佳地耦合至驱动轮，摩擦件70连接于机架，便可用作所有移动机械/器的理想驻车制动装置。或者，以类似安装方式用作电动机和园林工具等的快速制动装置等等。再例如，将摩擦件70固定连接至座垫部分，将从动件40不可旋转地连接至座椅的可转动的靠背部分。于是，空间楔合式不可逆传动装置还可用作可无级定位的铰链/枢轴，人力驱动拨动件30转动，便可任意调节靠背相对座垫的俯仰角度，而停止调节便可立即锁定该设定角度。而附加入诸如电磁或电机致动机构等之后，其显然还可用作如下装置的枢轴机构或开关机构，例如，各类电闸门、电磁门、旋摆门和伸缩门等。更详细的图示和说明，请参见本申请人于本申请同日提出的名为空间楔合式无级定位铰链的专利申请。

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)

1.一种空间楔合式不可逆传动装置，包括：

绕一轴线回转且可轴向接合的至少一个牵引摩擦机构，其具有绕所述轴线回转并均设置有摩擦面的至少大致为环状的中介件和摩擦件，以在该两构件间传递摩擦转矩；

为所述牵引摩擦机构提供接合力并绕所述轴线回转的至少一个转动导向机构，其具有绕所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；

其特征在于：

还包括绕所述轴线设置的拨动件，其与所述中介件及所述导向件不可旋转地相连接，该连接分别具有大于零的周向自由度；

当所述导向件与所述中介件相对转动时，所述中介件可进入楔合状态，而在该楔合状态中，所述拨动件相对所述中介件及所述导向件二构件的综合周向自由度大于等于零，所述拨动件在任意圆周方向上相对所述摩擦件的主动转动，总是首先周向抵触并驱动所述中介件和所述导向件中的一个开始解楔转动，并在该两个构件于该解楔转动方向上周向刚性地相互抵触之前，再至少间接地周向抵触并致使该两个构件中的另一个开始转动；所述首先被周向抵触并被驱动的构件，其在所述楔合状态中用于相互抵触的所述导向面的圆周朝向，正好相反于所述拨动件的所述主动转动的方向；以及

当所述导向件和所述摩擦件被所述中介件可驱动地连接成一个摩擦体时，所述导向件与所述中介件双方的所述导向面之间的相互抵触部位的升角λ，大于零且小于等于ξ，即，0＜λ≤ξ，其中，ξ是能够令形成于所述抵触部位的导向摩擦副自锁的所述升角λ的最大值。

2.按权利要求1所述的不可逆传动装置，其特征在于：该不可逆传动装置包括两个绕所述轴线回转的摩擦机构，其中一个是所述牵引摩擦机构，其中另一个是与所述导向件和所述摩擦件至少不可旋转地分别结合在一起的传力摩擦机构以及再一个所述牵引摩擦机构中的一个。

3.按权利要求2所述的不可逆传动装置，其特征在于：所述升角λ大于ζ，即，ζ＜λ≤ξ，其中，ζ是能够令所述抵触部位的导向摩擦副自锁的所述升角λ的最小值，也是令所述牵引摩擦机构的牵引摩擦副自锁的所述升角λ的最大值，ξ的含义同上。

4.按权利要求2所述的不可逆传动装置，其特征在于：当ζ＞0时，所述升角λ小于等于ζ，即，0＜λ≤ζ，其中，ζ的含义同上。

5.按权利要求2所述的不可逆传动装置，其特征在于：

还包括至少一个限力元件；以及

所述导向件、所述中介件和所述摩擦件中的至多一个，是至少通过不可旋转的连接方式包括有所述限力元件的力封闭式组合构件，以建立相互之间的轴向力封闭式抵触连接。

6.按权利要求2～5任一项所述的不可逆传动装置，其特征在于：

所述拨动件上设置有拨动齿，所述中介件和与其不可旋转地相连接的所述限力元件中的一个设置有解楔凸齿，所述导向件和与其不可旋转地相连接的所述限力元件中的一个设置有传力凸齿；

所述拨动件通过所述拨动齿与所述解楔凸齿以及所述传力凸齿的周向抵触，可分别致使所述中介件以及所述导向件旋转。

7.按权利要求6所述的不可逆传动装置，其特征在于：

当所述中介件和所述导向件双方处于相对自由转动区间的周向中点时，该二构件也可同时处于相对所述拨动件的自由转动区间的周向中点位置上；

所述拨动齿、所述解楔凸齿和所述传力凸齿设置成各自均匀一致且均布的周向对称齿；

所述周向自由度之间符合不等式，εa-ε＜εg＜εa+ε，且εa-ε≥0，其中，ε代表所述中介件相对所述导向件的周向自由度，εa代表所述拨动件相对所述中介件的周向自由度，εg代表所述拨动件相对所述导向件的周向自由度。

8.按权利要求2～7任一项所述的不可逆传动装置，其特征在于：所述导向件、所述中介件、所述摩擦件和所述限力元件之一是袋形构件，以建立相互之间的轴向力封闭式抵触连接，其设置有绕所述轴线回转的至少大致半周的内周面，以及位于该内周面上的大致半周的周向凹槽和由所述袋形构件的外周面连通至该周向凹槽的入口。

9.按权利要求2～7任一项所述的不可逆传动装置，其特征在于：所述限力元件包括径向上至少大致对称的两个半圆壳和至少一个环形箍，该两个半圆壳的形状具有这样的组合效果，即，二者径向对接所构成的组合构件，设置有绕所述轴线的中心圆孔以及位于该中心圆孔内周面上的绕所述轴线的周向凹槽；所述环形箍设置在所述组合构件的中部和外端部之一的外周面上，以固定所述组合构件。

10.一种具有权利要求1～9任一项所述的空间楔合式不可逆传动装置的全程主动驱动式起升机构，包括原动机、卷筒以及机架，其特征在于：所述不可逆传动装置被设置在由所述原动机至所述卷筒的动力转矩传递路径中的任意位置处，且该装置中的所述摩擦件与所述机架至少不可旋转地相连接，所述拨动件耦合于所述原动机，所述导向件耦合于所述卷筒。

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