CN102537124A - 空间楔合式摩擦联轴器和安全离合器 - Google Patents

Abstract

本空间楔合式摩擦安全离合器设置有空间楔形机构，转矩由其中的转动导向机构G向牵引摩擦机构F1传递，机构F1包括具有回转摩擦面的摩擦件和中介件，机构G的包括最佳地具有螺旋齿式导向面的导向件和上述中介件。特别地，所述导向面的升角介于能够仅仅确保所述导向面之间的导向摩擦副自锁的升角的最小值和最大值之间，使中介件可以楔合导向件和摩擦件以传递转矩，且在过载时通过机构F1的回转摩擦副的自动滑转实现过载保护。本发明依据全新技术原理设计，在全寿命期内，无需任何设置和调节，无关于温度等使用环境和状态，其每一次具体过载动作都次次发生在原动机的动力转矩达到最大之际，不存在误动作，结构简单，通用性强。

Description

空间楔合式摩擦联轴器和安全离合器

相关申请

本发明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联轴器和一种安全离合器，以及具有该离合器的诸如联轴器、软起动装置、摩擦离合装置、摩擦夹持装置、各类工具的夹持装置、制动和驻车制动装置、无级定位铰链/合页/枢轴等，特别涉及一种具有限制转矩上限作用的摩擦式安全离合器。

背景技术

无论是破断式/剪切销式、嵌合式、摩擦式，还是液压式，现有技术的所有安全离合器/联轴器的过载转矩值，都无一例外地必需根据具体应用场合予以专门设定和保持。该相对固定的过载转矩值，依据原动机的最大动力转矩设定，但却与其无内在的联系，并主要由弹簧力、液压/气动力或构件机械力等离合器系统的内部预设作用力或材料强度决定和维持。于是，由此而产生的缺点是：首先，现有技术无法做到令配置于任何一个具体传动部位的安全离合器的每一次具体过载保护动作，都次次出现在上游原动机的动力转矩正好达到最大之际，都次次对应地正好发生在该离合器的负载转矩，刚刚具有超过该离合器的输入转矩的趋势的一瞬间。也就是说，实际过载转矩不能次次对等于该安全离合器的可以具有的最大输入转矩，更不能跟随和自适应于该最大输入转矩的变化而变化，不可能完全用尽原动机的最大动力转矩，从而致使安全离合器的误动作概率绝对地大于零，并导致不应该的动力传递中断，特别是对于负载转矩仅仅是非常接近该最大输入转矩，或者整个传动系统可以容忍负载转矩仅仅是一瞬间的极低倍数过载的情形。因此，在做不到将过载转矩设定得正好等于该最大输入转矩，以用尽最大动力转矩并消除误动作的现实中，人们只好将安全离合器的该最大输入转矩/能力的一部分舍弃/浪费掉，而将过载转矩折衷地设定在明显低于该最大输入转矩的一个保守的比值上，希望以相对较小的误动作概率为代价，换取最大可能的传动安全。

其次，即使是同一个安全离合器，其每一次实际动作的单次过载转矩都存在一定程度的随机性，不可能精确等于其设定的预期过载转矩值。而且，该设定的过载转矩值还难以被保持至所希望长的时间，会经常发生改变而不能自行纠正。比如，剪切销的疲劳和其安装孔的变形，嵌合式中的相关磨损和弹簧疲劳，摩擦式中的摩擦系数因磨损或油污而改变，液压式中的摩擦面的磨损和环境温度的不同等，均会致使设定的过载转矩值发生改变。

再次，即便如此，一方面，上述过载转矩也难以得到精确设定，另一方面，精确设定也不能保证动作的准确性，因为，原动机的最大动力转矩实际上在一定程度上是变化的，比如内燃机/电动机的输出转矩就会因环境温度/电压的改变而改变。因此，时常出现不是保守得频繁误动作而造成额外损失，就是激进得发生了过载破坏也不动作而成为摆设的情况。例如，剪切销式、嵌合式、摩擦式设定精度就较低，且后两者的大转矩产品的设定更需付出高强度的劳动，特别是对于安装在不便于作业的诸如半空悬臂轴端的情况。

最后，每个安全离合器产品应用到每个具体的传动轴系时，都必需由具体使用者进行针对性的过载转矩值的设定。即便在例如一定的转矩或几何尺度范围/规格内，其也不具备通用性。而且还经常因为工作需要的改变，或者因出现了过载动作(如液压式)而必需进行重新设定。不仅工作量大，不易保证设定效果，而且更增加了使用成本，尤其是针对必需额外增加附属设备的情况(例如液压安全联轴器中的液压泵)。

另外，现有技术中不存在过载也不打滑的自适应式摩擦联轴器。

发明内容

本发明致力于设计完全不同于以上描述的装置，以避免上述缺点。

本发明要解决的技术问题是提供一种无需设定过载转矩，不存在误动作，过载转矩自动恒等于最大输入转矩，并至少具有部分通用性的空间楔合式摩擦安全离合器。

本发明要解决的另一技术问题是提供一种依靠摩擦力传递转矩的空间楔合式摩擦联轴器，其具有即使过载也不摩擦滑转的特性。

为解决上述技术问题，本发明之空间楔合式摩擦安全离合器包括，绕一轴线回转且可轴向接合的至少一个牵引摩擦机构，其具有至少一个中介件以及绕上述轴线回转并设置有摩擦面的摩擦件，以将摩擦转矩由中介件传递至摩擦件；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，其具有上述中介件以及绕上述轴线回转并设置有相应导向面的导向件，以将转矩由导向件传递至中介件；当导向件和摩擦件被中介件可驱动地楔合成一个摩擦体时，导向件的导向面与中介件之间的相互抵触部位的升角λ，大于ζ且小于等于ξ，即，ζ＜λ≤ξ，其中，ζ、ξ分别是，能够令形成于该抵触部位的导向摩擦副自锁的升角λ的最小值和最大值。

为解决上述另一技术问题，本发明之空间楔合式摩擦联轴器，包括上述空间楔合式摩擦安全离合器，但其中的所述升角λ的取值范围改为大于零且小于等于ζ(当ζ＞0时)，即，0＜λ≤ζ，ζ是令上述牵引摩擦机构的牵引摩擦副自锁的升角λ的最大值。

为解决上述另一技术问题，本发明之再一种空间楔合式摩擦联轴器，包括上述空间楔合式摩擦安全离合器，但其中转矩传递的路径方向正好相反。

为最佳地封闭轴向力，三个技术方案中均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。

改进地，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。

优选地，还可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。

可选地，导向件和中介件双方的导向面，是分别设置在该两构件的相互直接面对的内周面和外周面上的螺旋型齿面，导向件上还设置有限力端部。

可选地，限力元件是具有中心圆孔的杯形壳。

优选地，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凹槽和由上述袋形构件的外周面连通至该凹槽的入口。

优选地，牵引摩擦机构和传力摩擦机构中的至少一个，其两个相应摩擦面中的至少一个是半锥顶角大于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。

可选地，将导向件用作转矩输入构件，将摩擦件用作转矩输出构件。

可选地，将导向件用作转矩输出构件，将摩擦件用作转矩输入构件。

需要特别说明的是，本申请文件所使用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。

最大输入转矩：对应于原动机的动力转矩达到最大之际的安全离合器的输入转矩。仅在原动机单独且直接驱动安全离合器时，才可以认为最大输入转矩等于原动机的最大动力转矩。

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。包括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/端面凸轮机构等仅可得到轴向移动的整体式导向机构，也包括还可同时得到径向移动的且具有诸如钢球、截锥型滚柱、斜撑子之类离散构件的离散式导向机构。

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。

中介件：空间楔形机构中可以将对外传递转矩的其它两个构件楔合成一个摩擦体以在其间传递转矩的设置有导向面的构件。其可以是位于该两个构件所形成的楔形空间中的受到挤压力作用的单一或多个离散构件，也可以是自身设置有包容该两个构件的楔形空间并受到胀紧力作用的力封闭式单一构件或组合构件。

楔合：也称入楔、楔合住、楔住、楔紧或挤住，空间楔形机构的一种工作过程和状态，与解楔/去楔/挤不住/脱开相反，指中介件通过与空间楔形机构中的对外传递转矩的两个构件分别直接或间接地相互抵触，以居于两者之间或之外的形式将该两个构件可驱动地结合成一个回转摩擦体的连接过程和状态。其中，从外部将该两构件结合成一体的后一种楔合形式为本发明所独有。

接合：楔合的上位概念，包括现有技术中的自锁、锁住或锁紧等，与分离、脱开、超越相反，泛指可分离的机构的可驱动地连成一个摩擦体的连接，并主要指对应于空间楔形机构楔合时的安全离合器的传递转矩的连接状态。

ζ和ξ：空间楔形机构的重要极限角，如图1、11所示的中介件90，或如图12所示的包括杯形壳式限力元件180的组合式中介件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，通过其朝向某一圆周方向的导向面例如94a，与导向件50的相应导向面例如54a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、4～6、13；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沿例如箭头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，而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。只是由于压力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，空间楔形机构的传动能力唯一决定于楔合时牵引摩擦副的牵引摩擦转矩。因此，尽管中介件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自然地转入滑动摩擦状态而导向摩擦副仍可维持自锁。对应地，空间楔形机构处于半楔合状态，安全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，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。空间楔形机构的传动能力唯一决定于楔合时导向摩擦副的最大静摩擦转矩/导向摩擦转矩。因此，尽管中介件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，中介件90将具有突破导向摩擦副的最大静摩擦状态而相对导向件50滑转爬升的趋势，只是由于该爬升趋势被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)，所以，导向摩擦副才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，其传动能力仅决定于结构强度。

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。但由于极限角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，摩擦滑转与转矩传递的方向以及过载的相互关系，自然也就不可能发现、揭示和证实空间楔形机构周向楔合的物理本质。

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，并且仅在0＜λ≤ξ时，空间楔形机构方可楔合，安全离合器方可接合。

依据本发明的摩擦安全离合器免除了设定过载转矩这一繁琐又要求严格的操作过程，显著减少了使用时的安装工作量，更重要的是，其具有每一次过载动作都自动地出现在原动机动力转矩达到最大之际的优点，完全用尽了原动机的最大动力转矩，没有丝毫浪费的同时更不会出现过载也不动作的可能，而且过载后可立即恢复正常传动，无需付出任何时间和劳动。特别有利于以动力转矩为过载转矩设定依据的安全传动领域。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是本发明的轴向对接封装式双向安全离合器的简化的轴向剖面图。

图2是本发明带螺母端盖的双向安全离合器的简化的轴向剖面图。

图3是本发明带环形活塞的双向安全离合器的简化的轴向剖面图。

图4是本发明的径向对接封装式双向安全离合器的轴向剖面图。

图5是本发明的多摩擦片式单向安全离合器的简化的轴向剖面图。

图6是本发明的最简结构的安全离合器的简化的轴向剖面图。

图7是本发明的袋形封装式最简结构双向安全离合器的轴向剖面图。

图8是图7中具有轴向力封闭功能的袋形封装壳式摩擦件的端面视图。

图9是依据本发明的具有双向防过载功能的袋形齿轮的轴向剖面图。

图10是以图9的右视图视角表示的其中的支撑件的示意图。

图11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12是以图11的视图形式表示的图1的一个变型方案的示意图。

图13是以图11的视图形式表示的图1的又一个变型方案的示意图。

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。

图1示出了本发明的第一个实施例，一个具有轮-轴传动形式和轴向对接式封装壳的双向楔合的摩擦安全离合器S1。其中，双向安全离合器S1包括绕轴线X形成并具有朝两端延伸的管状基体76的摩擦件70，其盘形圆环式外径向凸缘上，最佳地设置有回转型牵引摩擦面72和传力摩擦面74。管状基体76的内周面上设置有与未示出的传动轴联接用的例如键槽64。空套在管状基体76外周面上且最佳地呈环状的中介件90，借助其外周面可滑转地径向定位在限力元件180的内周面上，一方面通过设置于其无齿端面的回转摩擦面104与牵引摩擦面72摩擦相连而与摩擦件70构成面接触的牵引摩擦机构F 1，另一方面通过一组最佳地绕轴线X周向均布在其另一端面上的一组双向螺旋导向齿92，与内端面上设置有互补式构造的对应一组螺旋导向齿52的最佳地呈环状的导向件50恒久地嵌合，构成绕轴线X回转的面接触型双向转动导向机构G。转动导向机构G和牵引摩擦机构F1共同构成双向安全离合器S1的绕轴线X回转的端面型空间楔形机构。

借助一组螺钉176和垫圈186，杯形壳式限力元件180与导向件50固定连接成一个轴向力封闭式组合构件。该组合构件可转动地径向定位在管状基体76两端的外周面上，在将中介件90和摩擦件70轴向封装于其内以构成轴向力封闭系统的同时，设置在其杯底的环形径向凸缘式限力端部188内端面的传力摩擦面58还与传力摩擦面74摩擦相连，构成可与摩擦件70直接传递摩擦转矩的回转型面接触传力摩擦机构F2。该传力摩擦机构F2与上述空间楔形机构构成轴向力封闭的摩擦连接机构。为与外界传递转矩，所述组合构件的外表面上可设置有构成诸如键槽、周向皮带槽、环形径向凸缘状摩擦片安装盘毂、轮齿或端面螺孔之类的特征曲面(未示出)。

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。

显然，安全离合器S1很容易变型为图2所示的安全联轴器S2，并且，上述组合构件中的固定连接方式还可以是诸如铆接、焊接、过盈配合、螺拴、设置在相应内外周面之间的与转动导向机构G具有相同旋向的螺纹副、卡环、销钉、键、相互嵌合以及楔合之类的任何一种。而对于例如图5中的导向件50本身设置有限力端部188的特殊结构设置，则无需任何连接，其自身就等同于一个限力元件。

下面再结合图11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。最佳地，所有导向齿52和92的齿高，均被设置成不妨碍对应于两个圆周方向的两组导向面54a和94a以及54b和94b在轴向上的同时贴合，亦即各自的齿顶与各自所处齿槽槽底面的轴向最小间距δ最佳地大于零，以保证转动导向机构G的周向自由度/间隙可以等于零。优选地，分别朝向两个圆周方向的两组导向面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。这里，ζ＜λ≤ξ。容易理解，当0＜λ≤ζ时(针对ζ＞0的情况)，离合器S1将由于如上所述的原因而成为过载也不打滑的纯粹空间楔合式双向摩擦联轴器。

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，其最佳地相互合并成一个零件，即整体环状的中介件90。

本实施例中，弹性预紧机构包括设置在转动导向机构G之内孔中的螺旋压簧式弹簧150，其两端头分别抵触在中介件90和导向件50双方内凸缘的相对端面上。于是，中介件90仅被持续性地弹压在摩擦件70上，并在摩擦件70相对导向件50转动之际，被牵引摩擦机构F1的牵引摩擦转矩牵引入楔。因此，即便转动导向机构G存在周向自由度/间隙(角)，也只是增加些许空行程而已，不会影响离合器S1的工作。

至此不难发现，相对现有技术，离合器S1在具体结构上完全摒弃了内部预设的作用力和相应的调整机构，无需任何的转矩设定和调节操作，从而最大程度地简化了结构和装配难度，降低了制作成本和使用成本。而由于转动导向机构G不存在影响性能和寿命的磨损并具备自动补偿摩擦机构F1和F2磨损的能力，因此显然地，离合器S1相对即便包括液压安全联轴器的现有技术，也具有更高的可靠性和工作寿命。

双向安全离合器S1的工作过程非常简单，与现有技术的滚柱式超越离合器的工作过程基本类似，属于公知的楔合式接合范畴，而且由于周向结构的对称性而在两个圆周方向上具有完全相同的工作过程。当导向件50开始持续地具有相对摩擦件70转动的趋势的初始瞬间/零时刻，例如沿图11中箭头P所指方向，摩擦件70将借助牵引摩擦机构F1的牵引摩擦转矩，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。该机构G的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楔合成一个摩擦体，牵引摩擦机构F1因而轴向接合的同时，还将摩擦件70即刻胀紧在限力元件180的内端面也就是传力摩擦面58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。

于是，安全离合器S1随着空间楔形机构的楔合而接合。经限力元件180/导向件50的特征曲面传入的动力转矩即输入转矩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，再由管状基体76传递给周向固定于其内孔中的传动轴(未示出)，以驱动工作机转动。其中，M₀＝M₁+M₂，离合器S1是双转矩流传动装置，但如后所述，M₁可以不等于M₂。而且，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，亦即M₀。

由上文对运动形式“2”的说明可知，在摩擦件70相对导向件50过载，也就是摩擦件70与其内孔中的传动轴所交换的负载转矩M_L，大于作用于其上的两组回转摩擦副的最大静摩擦转矩之和(M₁+M₂)时，两个回转型摩擦机构F1和F2将必然开始滑转，离合器S1开始过载打滑。

因此，结合前文说明不难理解，当负载转矩M_L上升而致使摩擦件70转速具有下降趋势时，该趋势将通过离合器S1的空间楔形机构的楔合作用，同步地传导给导向件50，进而传导至与导向件50耦合的原动机，从而导致原动机同步地作出增大动力转矩的反应，也就是增大导向件上的周向分力T，以通过提升轴向分力Q而对应地增大楔合摩擦转矩M₁和传力摩擦转矩M₂，并制止住上述转速下降趋势。该过程可以进行到直至所述动力转矩达到其极限的最大为止，此时，离合器S1具有最大输入转矩M_0max。其后，如果负载转矩M_L还继续上升，也就是发生过载时，由于原动机的动力转矩已不能继续增大，亦即楔合摩擦转矩M₁和传力摩擦转矩M₂均不能继续增大，负载转矩M_L将开始大于该两个摩擦转矩之和，即，M_L＞M₁+M₂。因此，如前文中所述，导向件50将不再可以通过牵引摩擦机构F1和传力摩擦机构F2两者的静摩擦转矩驱动摩擦件70一体转动，不再可以制止转速的下降趋势。犹如现有技术的摩擦式安全离合器过载时的反应一样，在过载转矩M_L的作用下，摩擦件70将突破最大静摩擦转矩(M₁+M₂)的约束，开始相对中介件90和限力元件180转动。或者说，两摩擦机构F1和F2的两组回转型摩擦副即刻同步地由静摩擦状态转入无冲击的滑动摩擦状态，从而有效地避免可能的机械损坏或破坏。

容易明了，离合器S1是否过载与上述负载转矩的增长速度的快慢无关。

之后，当静止状态中的总负载转矩M_L不大于上述最大输入转矩M_0max，或者转动状态中的总负载转矩M_L，小于摩擦机构F1和F2两者的滑动摩擦转矩之和时，离合器S1就可以即刻转入稳定楔合/静摩擦状态，恢复正常传动。

必需指出的是，由上述关于运动形式“2”中的详细说明可知，当ζ＜λ≤ξ时，空间楔形机构/离合器S1的承载能力，也就是楔合摩擦转矩M₁和传力摩擦转矩M₂之和，唯一且自适应地对等于导向件50和外界之间的交换转矩，而与摩擦件70和外界之间的交换转矩无关。于是，当以导向件50耦合至原动机时，该承载能力就自适应地等于其最大输入转矩，即，M₁+M₂＝M_0max。负载转矩M_L大于M_0max就可致两摩擦机构F1和F2打滑。而当导向件50耦合工作机时，该承载能力将自适应地等于工作机的转矩M_L，即，M₁+M₂＝M_L。传导至摩擦件70的最大输入转矩M_0max大于该负载转矩M_L，才能致两摩擦机构F1和F2打滑。显然，对于安全离合器而言，后一种设置没有意义并有害。也就是说，本发明的摩擦滑转是具有方向性的，用作安全离合器时，导向件50应最佳地用作转矩输入构件而耦合至原动机，而如果是用作不许过载滑转而允许过驱动滑转的摩擦联轴器，导向件50则应最佳地用作转矩输出构件而耦合至工作机。

具体地，假定转矩按相反的传递路径方向由摩擦件70向导向件50传递，当负载转矩M_L上升而致使导向件50转速具有下降趋势时，该转矩上升将直接致使内部轴向分力Q上升，以及楔合摩擦转矩M₁和传力摩擦转矩M₂的同步对等上升，并通过摩擦副将转速下降趋势传导给摩擦件70，进而传导至与摩擦件70耦合的原动机，并导致原动机同步地作出增大动力转矩的反应，以制止住上述转速下降趋势。该过程同样可以进行到直至所述动力转矩达到其极限的最大为止。其后，如果负载转矩M_L仍继续上升，也就是发生过载时，由于原动机的动力转矩已不能继续增大，负载转矩M_L将开始大于最大输入转矩M_0max，即，M₁+M₂＝M_L＞M_0max。因此，即使与工作机耦合的导向件50过载致停，从原动机处获得最大输入转矩M_0max的摩擦件70也不可能突破牵引摩擦机构F1和传力摩擦机构F2的最大静摩擦转矩之和，不可能致使两组回转型静摩擦副转入滑转状态。即，过载的结果要么是原动机与摩擦件70一起被有害地致停，要么地就是从原动机到工作机的某一部分的毁损。

通过上述说明不难发现，依据本发明的离合器S1通过空间楔形机构的独特的工作机理，在实际过载转矩与其最大输入转矩之间建立起了直接的和自适应的联系，形式上摒弃了现有技术中必备的一切复杂的过载转矩设定和维持机构，以及相关内部预设作用力。而在实际机理上，离合器S1是将其最大输入转矩用作其设定过载转矩值的内部自适应的作用力，从而在实际过载转矩与原动机的最大动力转矩之间建立起了天然的内在联系。这便是依据本发明的离合器S1区别于和优于现有技术的最本质的技术特征，并由此而具有了一系列现有技术所无法比拟的性能优点和有益效果。

首先，过载动作恒久地精准、及时、可靠。无论何时，离合器S1的过载转矩都实时自适应于和精确对等于其最大输入转矩。由上述说明显然可知，离合器S1在全寿命周期内的每一次具体过载动作，都将次次对应于原动机的动力转矩达到最大之际，都次次对应地正好发生在与其耦合的负载转矩刚刚具有超过该最大输入转矩的趋势的一瞬间，而无关其具体应用部位，机械磨损程度，摩擦系数是否改变，工作温度如何变化，使用时间长和短，所传递动力转矩的大小或稳定程度，以及负载/过载转矩的变化情况等等等等。从而完全用尽了其最大输入转矩也就是原动机的最大动力转矩，并至少是几乎完全消除了安全离合器误动作的可能性，最大程度地保证了动力传动的安全和可靠。显然，即便是利用传感器和现代电子技术，也不可能获得如此的效果。该优点特别有利于起重设备的防过载保护，例如相较文献CN101264846A公开的防锻造起重机过载破坏的技术方案便更加简单、方便和可靠，而更关键的是，没有行程限制。

其次，安装即可使用。离合器S1的装配和全寿命周期内，均无需任何关于转矩的事先设定和/或事后调整，其过载后恢复至理想工作状态的劳动量和时间量均为零。这不仅使其具有了宽广的适应性和超强的通用性，而且还极大地降低了其使用成本和相关劳动强度，对安装空间无特殊要求，更无需例如液压泵或扭矩扳手等的任何额外的配套工具。转矩范围上至百万牛米级的工业传动，下至1牛米级的小型电动工具的安全夹持，或可无级定位的转轴/铰链/合页。

再次，超强的承载能力。通过上述说明不难发现，离合器S1中的所有传力运动副均为全周向均匀或全周向平均受力的完全面接触型摩擦副，其所有构件又均具有极高的轴向和周向刚度，尤其是相对图4所示的实施例。因此，离合器S1的转矩容量仅仅取决于其中轴向力封闭构件的材料抗拉强度和摩擦表面的接触强度。而由图5以及后续说明可知，还可通过将其摩擦机构F1和F2同时或分别设置成具有多摩擦片式结构，或附装具备更大摩擦系数材料/元件的结构，或具有类似图6所示的半锥顶角均介于0～180度之间的截锥面型摩擦副的方式，在不增加直径和轴向力的条件下可理论上任意倍增其转矩容量，较现有技术更容易地获得至少不低于其所对应的传动轴或传动轮的极限承载能力。

另外，在加入类似本申请人于本申请同日提出的，名为超越即停的空间楔合式摩擦起动装置的中国专利申请中的超越信息感知机构后，安全离合器S1将具有过载即停，也就是过载后即刻自动报警和停机的功能。

可见，根据本发明的安全离合器S1，尤其是其中充有散热的制动液或冷却液之后，将较现有技术更适用于具有频繁大转矩冲击性过载的使用场合，例如各类金属轧机、破碎机等设备的动力传动系统。而且，利用其不会致使原动机超载或降速的特性，还可应用于无需调节工作转速的大型电机的软起动系统，以替代昂贵又不可靠的变频起动系统，昂贵、效率较低且丢转的液力耦合器。

需要说明的是，虽非必需，但本发明应最佳地设置弹性预紧机构/弹簧150。其目的在于最佳地确保中介件90持续地抵触在牵引摩擦面72这至少一个表面上，以获得牵引摩擦力，从而利于转动开始后离合器S1快速可靠地接合。因此，用于本发明的弹簧150显然并不限于螺旋压簧一种形式，也不限于转动导向机构G的径向之内一个安装位置。在保证设置目的的前提下，它的具体形式、数量和安装位置不受任何限制。比如，可以是金属或橡胶等任意弹性材料制成的诸如扭簧，压簧，拉簧，碟簧，膜片弹簧，波形弹簧、直线钢丝/片弹簧的弹性元件；可以安装在转动导向机构G的内外周面一侧，两端面一侧，或者机构之内，更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。比如，可将一组压簧或直线弹性钢丝/片分别部份地收容在位于导向齿52或92齿顶面的一组轴向沉孔中。参见图4、13。

必需强调的是，为谋求更大的设计自由度，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，而等于如图5～6所示的0～180度的其它值；将牵引摩擦机构F1设置成具有类似图5所示的多摩擦片式结构；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，离合器S1中的ζ和ξ分别等于0和11.4度，而只需将牵引摩擦机构F1设置成具有三个摩擦面的两片式摩擦机构这一个措施，上述极限角便分别升至11.0度和22.4度。

应在此顺便指出的是，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。

显然，将安全离合器S1的一组导向面54a和94a或者54b和94b的升角λ_a或λ_b设置成大于ξ，例如达到平行于轴线X的90度，参见图11，离合器S1便不能在其对应的圆周方向上接合，从而变型为单向安全/超越离合器。

需要顺便说明的是，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，也可按图5所示的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。而在后一种设置形式中，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，只要能够最佳地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。

根据常识，本领域的普通技术人员容易想到，在组成上述回转摩擦副的两个回转摩擦面上或相关构件内部，例如摩擦件70和中介件90，可以同时或分别设置径向、周向和轴向等的贯通式通道，以利于经过其中的气体或液体带走摩擦产生的热量，并润滑相关摩擦表面。

容易理解，离合器S1中的摩擦件70与管状基体76还可以通过诸如花键联接等形成为周向一体，以自适应地调节两者间的轴向位置。而当管状基体76就是传动轴之时，离合器S1将很容易具有例如办公设备等所要求的更小的径向尺寸。另外，导向件50和限力元件180还显然可以通过例如滚针轴承径向支撑在管状基体76上。

当然，如果在传力摩擦面58和74之间再轴向对称地设置一个中介件90，并在传力摩擦面58上设置互补式构造的螺旋导向齿，离合器S1将失去传力摩擦机构F2而具有两个共用同一个摩擦件70的牵引摩擦机构F1。

同样不难理解的是，离合器S1中的机构G与机构F1还可轴向翻转换位，参见图1。也就是说，在换位后的变型离合器中，其摩擦件是包括杯形壳式限力元件180的力封闭式组合构件，其导向件则与管状基体76形成刚性一体，并与限力元件180构成传力摩擦机构F2，其结构类似图4。如上所述，该变型离合器显然也可以以轴向对称的两个中介件共用同一个设置有双端面导向齿的导向件的形式，再变型为轴向双联的双向安全离合器，同样不具有传力摩擦机构F2。

必须指出的是，为方便装配和维修，离合器S 1使用了轴向对接式封装壳。但对于大转矩的应用场合，如对图4、7、9所示实施例的详细描述的那样，使用刚性一体的袋形封装壳或者径向对接式封装壳，应该是最佳的选择。

观察图1不难发现，将轴向上伸出于牵引摩擦面72的那部分管状基体76独立出来，再设置成与中介件90形成为刚性一体，便可事实上对调导向件和中介件的角色，从而得到对应于图12所示齿廓图的变型的双向安全离合器。除了具有轴-轴传动形式，其中介件是一个包括杯形壳式限力元件180的力封闭式组合构件，其回转摩擦面104被设置到限力端部188的内端面上，以及传力摩擦面58被设置到导向件的无齿端面上之外，该变型离合器的最大特点在于，其中介件的楔合模式及相应的受力状况，已经由现有楔形机构的位于楔形空间中并受到由外向内的挤压力作用的经典内部楔合模式，改变为自身提供楔形空间并受到由内向外的胀紧力作用的外部楔合模式，参见图12。除了受力状况以及相应的机构位置变更之外，该变型离合器与离合器S1没有任何实质的不同。

另外，作为机械领域的技术人员显然明了，尽管具有用于调整轴向间距的垫圈186，但仍然不足以保证离合器S1中的导向件50、中介件90和摩擦件70三者之间在轴向和两个圆周方向上最佳地同时刚性抵触，也就是将三者间的轴向自由度限定在最小等于零的数值上。无论有没有机械磨损，转动导向机构G都将不可避免地具有不希望的周向自由度/空行程/间隙。为消除该可能带来转矩冲击的周向间隙，既可采用弥补式的温差法，即，在装配时降低导向件50、中介件90和摩擦件70的温度，同时升高限力元件180的温度的方法，也可采用设置无级支撑机构SS的方法，即，将离合器S1内部的周向和轴向尺寸改进地设置成分别或同时可无级调节的自动调节法。图2、9、13便示出了无级支撑的三种技术方案。

在图2、11所示具体为双向安全离合器/联轴器S2的无级支撑方案中，导向件50和限力元件180，通过分别设置在双方相应内外周面上的外花键63和内花键182不可旋转地相连。作为另一个限力元件的环状的支撑件220，通过转动导向的螺纹，连接在限力元件180的位于导向件50之外的内周面上，并同时直接抵触至作为被支撑件的导向件50的外端面，从而构成支撑后者的无级支撑机构SS。于是，借助支撑件220的无级转动导向作用，便可将导向件50、中介件90和摩擦件70，以轴向力封闭式抵触连接的方式，刚性地压紧在传力摩擦面58上。

而为保证工作的自适应，也就是保证导向件50、中介件90和摩擦件70之间的轴向自由度持续地被限定至最小等于零，还设置有力图致使支撑件220相对限力元件180转动以轴向压迫导向件50的宝塔形扭转式预紧弹簧150。该弹簧150的两个端头分别嵌入位于限力元件180相应端面的轴向孔中，以及设置于支撑件220外端面凹槽内周面的径向孔中。参见后续的关于图5、9的相关说明容易明了，上述无级支撑机构SS实际上是一个以支撑件220为中介件且具有极限角ξ′的又一个空间楔形机构。ξ′的定义同于ξ。显然，该机构SS的上述螺纹连接必需自锁，亦即支撑件220必需能够楔合在导向件50与限力元件180之间，而不被二者挤出。即，相应螺纹副的升角必需小于该楔形机构的ξ′。显然，支撑件220和预紧弹簧150均属于弹性预紧机构的一部分。

实际上，支撑件220也可设置有管形段部分，并通过该管形段螺纹连接至限力元件180的外周面上，以降低轴向占用空间和提升轴向支撑力。另外，如果在中介件90的内周面上设置一个轴向延伸至支撑件220之外的空心轴，并将摩擦件70的管状基体76设置成轴向延伸至相反方向，那么，图2中的中介件90便成为变型后所得安全离合器的导向件，而导向件50则便成为该变型的暴露在外的中介件，并间接地摩擦连接至摩擦件70。

应顺便指出的是，除用于限定转矩上限之外，离合器S2还可用于制动和无级定位等用途，特别是在设置了如图3、13所示的限位凸起68和收容其的限位凹槽之后，相关说明见后。例如，通过控制支撑件220相对限力元件180的周向位置，即可随意控制离合器S2楔合能力的有和无，从而按需获得诸如工业传动和机动车辆所需的制动转矩，或者，当用于无级定位铰链而按需固定住摩擦件70相对限力元件180的转动位置。

另外，离合器S2中，传力摩擦机构F2与导向件50仅通过花键副不可旋转地结合在一起，不再如离合器S1中那样刚性地结合在一起。显然，若互换转动导向机构G和牵引摩擦机构F1的轴向位置，与传力摩擦机构F2不可旋转地结合在一起的构件便是摩擦件，与支撑件220分别相连接的则分别是限力元件180与该摩擦件。

当然，离合器S2中的无级支撑机构也可以是径向斜面导向机构。即，将支撑件220设置成套装在限力元件180径向之外的环状杯形壳，其通过内周面的螺纹连接至后者的外周面。或者，借助一组螺钉176将支撑件220以图3所示方式与限力元件180紧固成一体。在支撑件220支撑端面224的至少内径部位上，最佳地周向均布有至少包括一个的一组径向等宽的导向楔槽226，参见图2。该导向楔槽226设置有包括至少一个径向上由内向外逐渐接近导向件50的支撑端面51的槽底面，例如V形槽底面，并与后者围成一组径向型楔形空间。在每一个导向楔槽226内，均设置有一个与围成所述径向型楔形空间的表面具有互补式构造的侧平面和楔形侧面的径向楔块。该每一个径向楔块的内径向底面均设置有一沉孔，安置于其中的诸如螺旋压簧的弹性元件可以抵触在管状基体76外周面上，以朝外径向方向持续性地弹压该径向楔块，从而致使整个离合器的内部轴向间隙持续性地等于零。

显然，上述径向型楔形空间的楔合角必须能够保证径向楔块的摩擦自锁，也就是轴截面上楔形表面间的夹角需小于该对应楔形机构的ξ″。ξ″的定义同于ξ。并且，应将套装和紧固限力元件180作为装配安全离合器的最后一个步骤。之前，可从外周面实施对各个径向楔块的径向压缩或调整，以使整体轴向尺寸达到最小并固定之。

另外，虽非最佳，但离合器S2中的无级支撑机构也可以是肘节机构。

而在图13所示的周向调节方案中，其相对离合器S1的改进在于，将中介件90分解成两组各自独立的中介件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。相应地，弹簧150最佳地改进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，最佳地消除转动导向机构G的周向自由度/间隙，从而致使安全离合器在两个圆周方向均可恒久地同时楔合成一个整体。

显然，两组中介件90a和90b可分别滑动地径向定位在限力元件180的内周面上，参见图1。但是最优地，应将该两组中介件90a和90b以各与一个基体环分别形成为刚性一体的方式，构成两个环状的单向中介件90a和90b。显然，该两个基体环可以分别或同时设置在该两组中介件90a和90b的径向之内、径向之外和径向同位，两基体环可以轴向相邻或径向相互嵌套，也可以位于邻近回转摩擦面104的一端，其间间隙以不妨碍中介件90的入楔运动为准。例如，该两个基体环可最佳地分别设置在图1中的J、K部位。当然，如果将中介件90a和90b以径向上相互套装的方式配置，那么导向齿92便均可以是双向的。

需要指出的是，应将套装和紧固限力元件180作为装配图13所对应的安全离合器的最后一个步骤。之前，可从外周面实施对两组中介件90a和90b的相应周向压缩或调整，以使整体轴向尺寸达到最小并固定之，参见图1。

实际上，图13中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，也可以以圆周朝向互反的方式分别设置在导向件50的轴向两端，且两个相背的回转摩擦面104a和104b所限定的轴向最小间距，必需小于对应的两个相向的牵引摩擦面72所限定的轴向间距。相应地，导向齿52分解成分别具有导向面54a和54b，并以圆周朝向互反的方式，分别设置在导向件50的轴向两端面上的两个锯齿状单向导向齿52a和52b。导向齿52与92的分别与导向面54和94相背的非导向面，最佳地平行于轴线X。预紧弹簧150可以是例如分别抵触至相邻的两个非导向面的波形弹簧，也可以是例如分别连接至导向件50与中介件90的扭转弹簧。显然，相对图13所对应的安全离合器，如此设置后的离合器的转矩容量将大致翻倍。

应顺便说明的是，如果对上述改进方案中的两个单向中介件90a和90b实施人为控制，例如，在二者的外周面与导向件50之间设置一个诸如圆柱凸轮式的操纵机构，用以人为地或自动地驱使两组导向齿92a和92b同步地移向或移离导向齿52的齿槽对称中点等，就可同时控制单向中介件90a和90b的入楔能力的有和无，亦即控制离合器的接合或空转。如是，该类离合器便可用作诸如工业传动和机动车辆驻车制动等的逆止器或制动器，或者用于枢转地连接各式门窗、靠背可调节式座椅、可折叠式电子装置的两个组成部分的可无级定位转动角度的铰链/合页。相关图示和说明，可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，以及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的专利申请。

更进一步地，如图3中的双向安全离合器S3所示，本发明的无级支撑机构SS还可具体为封闭式流体支撑机构。离合器S3与S2的区别仅在于，支撑件220与限力元件180之间通过螺钉176实现紧固联接，并在支撑件220与作为被制成件的导向件50之间，设置一个具体为环形缸-活塞装置的可轴向伸缩且包含有流体的封闭腔体装置。其中，环形缸最佳地设置在支撑件220的内端面上，包括由最佳地绕轴线X形成的两个内周面构成的阶梯状圆柱形凹槽212。该凹槽212底面与支撑件220外端面之间设置有最佳地具有联接螺纹的至少一个通道216。相应地，由两个外周面/管形环构成的阶梯状圆柱形环形活塞210，则最佳地设置在导向件50的支撑端面51上。

另外，离合器S3还最佳地设置有限制转动导向机构G的周向自由度的周向限位机构。该限位机构最佳地是一个设置在导向件50和中介件90之间，且周向自由度大于等于零的轴向销槽式嵌合机构。其对中式限位凸起68最佳地设置在其中的导向齿齿顶面上，例如图13中示意的导向齿52的齿顶面上，而用以恒久地收容限位凸起68的对中式限位凹槽，则设置在相对的导向齿92的例如齿槽底面上。实际上，两者也可分别设置在其它表面，或间接地设置在与该两构件不可旋转相连的其它构件上。例如，限力元件180的内周面和中介件90的外周面上，并可具有诸如键连接的形式。其设置上具有这样的效果，即，各导向面54和94对应地相互同时抵触时，该限位机构在两个圆周方向上的间隙都最佳地大于零。而该间隙所允许的相对转动，也就是限位凸起68周向抵触至限位凹槽之时，导向件50相对中介件90的转动导向运动所带来的轴向位移量Y，均应最佳地小于等于其轴向自由度C或D。这样，当过载后失去轴向支撑之际，导向件50便不再可以通过中介件90的楔合作用而将转矩传递给摩擦件70，离合器S3将即刻进入几乎零转矩的空转状态。

实际上，限位凸起68也可最佳地具有周向弹性，例如，由一个植入式的弹簧钢丝充当。此时，周向限位机构的周向自由度，便以等于零为最佳。

参照上述说明，只要用密封件218封堵住通道216，以保证充满于环形缸-活塞装置中的例如液压油的流体的压力大于一个大气压，离合器S3的转动导向机构G就不会有任何自由度。显然，如何密封住通道216以及构造密封件218已经是非常成熟的公知技术，具有大量的可供选择的现成方案。比如，堵头类的手动螺纹活塞式密封件218，参见图3，利用设置于其堵头螺纹前部的活塞头与通道216的相应圆柱面密封配合，由外向内地旋进密封件218以压缩缸内的例如液压油的流体，再利用设置在堵头螺纹和活塞头之间的过渡截锥面与设置在通道216内周面的具有互补式构造的相应内截锥面配合，用以彻底堵死通道216并形成完整的封闭腔体，便可将上述环形缸-活塞装置中流体的压力增加到一个大气压以上，并长久地维持住该密封状态，而不论其后压力如何上升。

更进一步地，为消除过载后的机械磨损，密封件218应最佳地具有现有技术的剪切管结构，也就是呈空心轴状，并在其尾端形成一个供剪切用的盲孔凸起。相应地，再设置一个具有收容该盲孔凸起的缺口或通孔的可周向固定在管状基体76外端的相应的剪切环(未示出)。类似现有技术的液压安全联轴器的剪切管动作机理，过载瞬间切掉盲孔凸起便可泄压、解楔并致离合器S3空转。于是，离合器S3便具有了至少不低于现有技术中的液压安全联轴器的转矩容量(无需迫使金属材料本身弹性变形)，以及类似过载反应，但却显著地优于后者。因为，其封闭腔体中的流体压力自适应于原动机的动力转矩，无需人工打高压和维持高压，其过载空转时不存在对回转摩擦面的任何有害磨损，可用于高速传动，恢复传动的操作更简单快捷，以及，相对较小的轴向和径向尺寸。为方便操作，应在导向件50与中介件90之间最佳地设置一个用以力图致使双方持续性保持轴向零间距的弹性元件。为增大轴向刚性和强度，离合器S3也可具有诸如图4所示的径向对接式封装壳，或者，具有如图7所示的袋形摩擦件70作封装壳的结构。详细说明见后，或者，参见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。

由常识可知，密封件218也可具体为诸如连通阀/电磁阀之类的可控开关阀门。如果再以该可控开关阀门连通另一个可压缩封闭腔体，例如环形腔体式软囊或可自动膨胀的软囊(比如内置弹簧)，那么，过载时便不会有任何流体外泄，被例如剪切环操作打开的该可控开关阀门将其两端的封闭腔体连通，空间楔形机构将随着轴向刚性支撑的解除而即刻解楔，牵引摩擦机构F1在脱离摩擦接触或接近于零的法向压力下摩擦滑转，但根本没有危害。然而得到的好处却是，只需用人工或者使用一例如电磁作动的电控机构去施压该软囊，迫使环形缸的压力升至一个大气压以上，再关闭连通阀，即可最快速地恢复离合器S3的楔合传动。其恢复速度必然远远快于现有技术的液压安全联轴器，封闭腔体也没有吸入空气的任何可能性。显然，离合器S3不仅可以因此而变型为各种远程线控型离合器，而且还可以因此而变型为各种可控的摩擦离合器、电控离合器以及无动力源制动装置和驻车制动装置等。相关具体结构和说明可参见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。

同样，虽非最佳，环形活塞210也可以制成独立于导向件50的单纯活塞环。甚至，还可以取消离合器S3的环形缸-活塞装置，代之以设置在导向件50和支撑件220轴向之间的环形腔体中，并与通道216相连通的弹性腔体元件式的封闭腔体装置，例如环形腔体式软囊，或与之同位且与支撑件220内端面形成封闭腔体的环形或圆形的膜片。该软囊或膜片可以由耐油橡胶或具有弹性的薄金属制成。

如前所述，将轴向上伸出于牵引摩擦面72的那部分管状基体76独立出来，再与中介件90形成为刚性一体，离合器S3便变型为对应于图12所示齿廓图的双向安全离合器。此时，封闭腔体装置设置在变型后的中介件与作为组合构件的限力元件180之间。

如上所述，本发明形成轴向力封闭式组合构件的方式，并不局限于离合器S1～S3中的螺拴或螺纹联接的轴向对接式一种，比如，还可采用图4所示的径向对接式。其中，双向安全离合器/联轴器S4的摩擦件70，是一个与两个半圆壳式限力元件160分别刚性一体的力封闭式组合构件。与前述离合器最大的不同在于，为提供最高的轴向刚度和强度以传递大转矩，该力封闭式组合构件，由轴向上刚性一体、内端面分别共面、径向上至少大致对称的两个半圆壳式限力元件径向对接而成。该两个半圆壳可看作是大致呈“U”字形的实体母线，绕轴线X回转半周所形成的回转体的限力元件160a和160b，以可转动地径向夹持管状基体60的形式，对接成一个周向完整的封闭壳。该封闭壳将导向件50和中介件90等，可转动地封闭于其所围成的最佳地为平面型的内径向盘形环状周向凹槽中。而由该两个限力元件160两外端的两对半环形端面凸缘162a与162b，以及164a与164b分别径向对接成的两个全环形端面凸缘的同径外周面上，以过盈配合的方式分别套装有环形箍170和172。两个限力元件160a和160b因此被紧固成一个固定整体/组合构件。为可靠地传递转矩，两个限力元件160a和160b的内周面上分别设置有键槽64a和64b。弹性预紧机构具体为至少包括一个的一组位于导向齿52齿顶面的轴向沉孔，以及部份地收容在该对应沉孔中的一组螺旋压簧150。

不难想到，采用诸如焊接、铆接或螺拴连接等方式，同样可以将两个限力元件160紧固成一个固定整体。而轮-轴传动时，环形箍170和/或172还可设置成齿环，或者，最佳地合并成分别或同时借助诸如过盈、非圆配合、键等连接方式，设置在两个限力元件160轴向中部外周面上的一个齿环式环形箍。

如前所述，离合器/联轴器S4也可具有包括封闭腔体装置的变型。比如，将一个类似图2所示的独立的摩擦件设置在摩擦面72与104之间，并通过诸如外周面上的径向凸起与限力元件160的内周面不可旋转地相连，再在该摩擦件与限力元件160的内端面之间设置如上所述的环形腔体式软囊/封闭腔体装置，并将固定该软囊的连通管的通道216的两个半圆柱面，设置在限力元件160a和160b的径向对接面上。

如前所述，本发明还可通过将其摩擦机构F1和F2同时或分别设置成多片式摩擦机构的方式，在不增加直径和轴向力的条件下理论上任意倍增其转矩容量。图5所示便是具有这种构造的单向安全离合器S5，其可以看作是翻转了离合器S1的径向关系的变型，且因为单向而自然具有了超越离合器的功能。其中，转动导向机构G的一组螺旋导向齿52、92，以类似单头或多头螺纹的形式，周向延续地分别设置在导向件50的外圆周面以及中介件90的内周面上。与限力元件180刚性一体的导向件50，通过螺钉176将环形端盖174紧固至其开口端面。波形的弹簧150安装在环形端盖174与中介件90之间，仅将后者弹性地抵触在摩擦件70上。摩擦件70借助最佳地附装有密封圈或轴承盖(未示出)的两个轴承158，径向定位在限力端部188和环形端盖174上。改进地，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5中的5倍。为此，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，与内摩擦片156轴向交错布置的一组外摩擦片154，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。

无疑，离合器S5中的牵引摩擦机构F1也可具有上述多摩擦片式结构，以获取更大的极限角ξ和ζ，并降低内部轴向作用力和提高设计自由度。并且，摩擦件70的管形环状基体与其内周面上的盘形环状部分的刚性连接，也可变型为不可旋转的连接，例如键、花键、非圆配合和过盈配合等连接。甚至，可以取消该管形段，而在摩擦件70的外周面上直接设置传力用轮齿等。

容易理解，只要适当调节摩擦片数，离合器S5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％。于是，本发明在低运动副的基础上，再获得一个缓解增大承载能力与降低导向面接触强度之间的矛盾的技术手段。离合器S5的双流传动也因此而具有了“功率放大器”的特征。

另外，本领域的技术人员显然可以理解，离合器S1～S5中的构件和机构并不都是实施本发明所必需的。例如，图6便示出了仅具有本发明必需的三个构件的安全离合器S6，且并不具有传力摩擦机构F2。其中，对应于内部楔合模式的轴-轴传动形式，安全离合器S6可由分别与导向件50和摩擦件70同轴固结的二根传动轴为该离合器提供轴向支撑力，利用机架而非离合器自身形成轴向力封闭式抵触连接。为保证楔合，中介件90最佳地设置成膨胀型或收缩型弹性开口环。同样，当离合器S6被设置成单向工作时，也可用作单向超越离合器。

应指出的是，根据本发明的安全离合器的力封闭壳并不必需是组合壳/组合构件，其也可以是一个单独的刚性构件。比如，图7～8中的非全周楔合传力的轮一轴传动形式的双向安全离合器S7，便仅仅依靠本发明必需的三个构件实现了自身的轴向力封闭。其中，摩擦件70是一个具有轴向力封闭功能的环状袋形构件，其外表面上设置有诸如键槽64、轮齿、螺孔或皮带槽的传力用特征曲面，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凹槽78。该凹槽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′径向延伸至摩擦件70的外周面，并形成等截面矩形入口82。凹槽78的径向内表面80，因而延伸成具有U字形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，可沿空心箭头所指方向由入口82直接纳入凹槽78。为保证楔合，中介件90的外径相较导向件50应最佳地稍大，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的内周面84，与不可旋转地相连于导向件50内孔中的例如花键轴的传动轴200之间，设置有相应的径向间隙。

一般地，离合器S7可借助轴向贯穿于其中的例如花键轴实现自身构件的定位，但也可按如下方式于装配时封装定位。即，在入口82两径向侧面的周向端部88的轴向只对应于导向件50的部位，预先切割出一个可径向内弯曲的周向舌，或者，在入口82的与传力摩擦面74共面的内端面周向正中的径向外环侧86处，预先切割出一个可轴向内弯曲的径向舌，便可在导向件50和中介件90装配就位之后塑性弯曲该周向舌或径向舌，实现对该二构件的可转动的封装和定位。

需要指出的是，摩擦件70的内周面84不必需周向封闭。例如在入口82的轴向宽度不允许管状基体60径向通过时，包容其的内周面84a完全可以沿平行于H或H′的两条最佳地相互平行的切线方向，径向延伸成例如大致半周的U形开口状，参见图8中的双点划线，只要在该内周面84/84a上可以设置出大致半周的凹槽78即可。当然，此时应在入口82中最佳地设置一个与该入口具有互补式构造的弧形压件，以径向定位管状基体60。

不难想到，只要将导向齿52或92借助诸如精密铸造、压铸或浇注等方式，最佳地直接设置到图7中摩擦件70的一个内端面上，就可得到具有轴向力封闭功能的袋形导向件或袋形中介件。装配时，先径向置入中介件或导向件，轴向嵌合后再在其与摩擦件70的轴向之间，径向置入一个内孔固定相连至传动轴200或另一轴的盘形环状摩擦件。而显然地，图7所示实际上即为环状摩擦件70与作为袋形构件的限力元件160或180结合为单一刚性整体的情况。因此，只要分离该两个构件，并依靠诸如在导向件50或中介件90的外周面上设置以互补的方式沿入口82径向延伸的凸缘式力臂，并形成可与入口82的两个径向侧表面同时互补式地啮合的径向侧表面，再借助该力臂和该侧表面，将导向件50或中介件90不可旋转地连接至该袋形构件的方式，就可构造出一个具有轴向力封闭功能的组合式导向构件或中介件。于是，图7所示的离合器S7即变型为类似如图9所示的具有组合式袋形导向件的轮-轴传动式安全离合器，或者，变型为具有组合式袋形中介件的轴-轴传动式安全离合器。

必需强调的是，当袋形构件/封装壳成为一个与导向件50不可旋转地相连的单独的轴向力封闭构件时，其实际上相当于传力摩擦机构F2中的一个与导向件50不可旋转地相连的摩擦片。

关于包括袋形构件的离合器的更多详细结构图示和说明，可参见本申请人提出的中国专利申请201020563404.9，以及于本申请同日提出的名为具有袋形构件的空间楔合式摩擦超越离合器的专利申请，本申请不作进一步说明。

图9示出的是导向齿52和92为双向螺旋齿，可传递双向转矩并具有双向防过载/冲击功能的齿轮S8。其中，限力元件180也是一个环状袋形构件，其与图7～8所示的摩擦件70的区别在于，其限力端部188a的径向凸缘式外周面上设置有用以输入转矩的轮齿168，其环状凹槽中不可旋转地连接有用以传出转矩的导向件50，两者因此构成一组合式导向件。为此，在导向件50的外周面上，设置有以互补的方式沿入口82径向延伸至封口件190内表面的力臂55。力臂55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，并传递转矩。封口件190则是一个最佳地以过盈连接方式设置在限力元件180外周面上的管状圆环。

显然，如果需要，上述图7中的摩擦件70也可以是上述组合构件，即，在摩擦件70与中介件90的轴向之间加入一个设置有上述力臂的盘形摩擦环。

作为离合器S2的变型，图9中的无级支撑机构SS，仍是一个以支撑件220为中介件且具有极限角ξ′的空间楔形机构，其设置有最佳地呈单向的转动导向机构UG。支撑件220通过轴向抵触和转动导向两种连接方式，设置在作为被支撑件的导向件50与限力元件180的支撑端面189之间。转动导向机构UG的两组具有互补式构造的如前所述的锯齿状单向螺旋导向齿62和232，分别设置在支撑件220和导向件50的相互面对的圆环形端面上，以使两者转动导向地相连接。实际上，导向齿62和232也可分别设置在支撑端面224和189上。

再参见图10，单向螺旋导向齿232具有类似于图13所示的锯齿状导向齿92a或92b的齿形，其设置有升角λ′小于ξ′的螺旋导向面234，最佳地平行于轴线X的非导向面236，以及齿顶面238。为降低齿轮S8的离心惯性力和弹性预紧力，支撑件220的外周面上设置有沿入口82径向延伸至封口件190内表面的力臂222。该力臂222具有适当向内倾斜的侧表面228，以使该力臂222与入口82两侧面可以最佳地具有转动间隙，从而保证大致环状的支撑件220相对限力元件180具有大于零的周向自由度。这样，相对限力元件180转动支撑件220，便可在该周向自由度之内，轴向无级地驱离/移动导向件50，从而持续地将中介件90无周向间隙地刚性压紧在摩擦件70上，以将三者间的轴向自由度限定为零的形式，强制性地建立起摩擦连接机构的轴向力封闭式抵触连接。

相应地，为机构G和UG提供弹性预紧力的压缩式弹簧150，设置在由位于力臂222外周面内端的周向槽230，与位于力臂55外表面相对端的对应且周向相错的周向槽所形成的组合式周向槽中，并被封口件190的内周面径向限定住。该组合槽、单向转动导向机构UG的导向方向、支撑件220相对限力元件180的周向自由度具有这样的设置效果。即，至少在支撑件220相对导向件50转动导向并致使齿轮S8建立起轴向力封闭式抵触连接之前，一方面，力臂222不应周向抵触至入口82的两侧壁，另一方面，弹簧150的两端应始终抵触在不同周向槽的周向相对端面上，以使导向机构UG始终具有转动导向的周向驱动力。

实际上，弹簧150也可以是最佳地设置并分别连接在支撑件220与导向件50的外周面上，或分别连接至力臂222与55的拉簧，以将两相邻导向齿62和232双方的导向面持续地相向拉紧。显然，无级支撑机构SS本身也可视为弹性预紧机构的一部分，该机构也可具体为如上所述的封闭腔体装置。

应特别指出的是，参照前文所述，无级支撑机构SS的导向升角λ′越接近其极限角ξ′，驱动支撑件220作分离解楔转动的转矩就越接近于零，理论上，该转矩随着λ′等于ξ′而等于零。当然，为提高无级支撑机构SS楔合的可靠性，驱动弹簧150此时提供的弹性预紧力应最佳地达到相对最大。于是，只要设置一个解除机构，以在过载时，驱动支撑件220克服弹簧150的反力，以及其对应的相当有限的摩擦阻力转矩，作解除无级支撑机构SS的导向作用的转动，便可解除支撑件220的刚性无级支撑状态，令齿轮S8的残余转矩轻易地等于零。从而以全机械的简单方案，全面优于现有技术中昂贵的液压安全联轴器。

例如，该解除机构可以是一个行星凸轮机构。参见图9，其行星轴可转动地贯通设置在位于限力端部188b上的轴向孔81中，固定在该轴内端部的偏心凸轮，可转动地收纳在位于支撑件220外端面的径向槽中，而固定在该轴外端部的设置有部分轮齿的行星轮，则啮合至紧贴限力端部188b外端面且空套在传动轴200外周面上的中心齿环。借助诸如径向螺钉或胀紧之类的方式，该中心齿环可无级地固定在传动轴200外周面上。非过载时，偏心凸轮位于周向上的一个极端位置上。过载后，随传动轴200一道相对限力元件180转动的中心齿环，便通过与行星轮的啮合关系，驱动偏心凸轮转至周向上的另一极端位置。之后，该偏心凸轮便被弹簧150以公知技术中的任何一种公知方式，例如文献CN101117987A中图49所公开的方案，定位/锁定在该位置上。而偏心凸轮转动的结果，将驱动支撑件220完成解除其刚性无级支撑的转动，从而解除齿轮S8中的空间楔合状态，以及轴向力封闭式抵触连接，使后者开始空转。同时，行星轮的轮齿部分正好结束与中心齿环的啮合关系，不再被后者驱动旋转。而恢复齿轮S8的接合传动的操作则非常简单和快捷，解除对中心齿环的固定并轴向稍微移开，手工旋转复原行星齿轮以恢复支撑件220的刚性无级支撑作用，再按现有位置无级地恢复中心齿环与行星齿轮的啮合关系，并再次无级固定住中心齿环即可。

显然，齿轮S8用于轮到轴的安全传动。但只要互换图9中的转动导向机构G和牵引摩擦机构F1的轴向位置，也就是成对地互换导向齿52、92与摩擦面72、104的轴向位置，导向件50将变型为摩擦件，齿轮S8将可用于轴到轮的安全传动。或者，将摩擦件70与中介件90合并成一个零件，并在传力摩擦面58与74之间置入一个内孔中耦合有输出轴的摩擦环，导向件50将变型为中介件。届时，被支撑件将分别由摩擦件和中介件充当。

如果需要齿轮S8高速转动，可以任何一种公知技术进行回转平衡。例如，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，并穿过位于导向件50和支撑件220上的相应避让通孔，固定连接在限力元件180的轴向孔81中的至少一个固定销径向定位。

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)

1.一种空间楔合式摩擦安全离合器，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，其具有至少一个中介件以及绕所述轴线回转并设置有摩擦面的摩擦件，以将摩擦转矩由所述中介件传递至所述摩擦件；

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，其具有所述中介件以及绕所述轴线回转并设置有相应导向面的导向件，以将转矩由所述导向件传递至所述中介件；

当所述导向件和所述摩擦件被所述中介件可驱动地楔合成一个摩擦体时，所述导向件的所述导向面与所述中介件之间的相互抵触部位的升角λ，大于ζ且小于等于ξ，即，ζ＜λ≤ξ，其中，ζ、ξ分别是，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的最小值和最大值。

2.按权利要求1所述的安全离合器，其特征在于：该安全离合器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1～2任一项所述的安全离合器，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。

4.按权利要求1～3任一项所述的安全离合器，其特征在于：

所述导向件的所述导向面是螺旋型齿面，其设置在所述导向件的包括端面、内周面和外周面的一个表面上；在轴平面内，该螺旋型齿面与所述轴线之间的夹角大于0度，小于180度；以及

所述中介件是一个绕所述轴线形成并设置有相应回转摩擦面的环状构件，其还设置有导向面，该导向面是与所述导向件的所述导向面具有互补式构造的螺旋型齿面，并对应地设置在所述中介件的端面、外周面和内周面中的一个表面上。

5.按权利要求1～3任一项所述的安全离合器，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凹槽和由所述袋形构件的外周面连通至该凹槽的入口。

6.按权利要求1～4任一项所述的安全离合器，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。

7.按权利要求1～6任一项所述的安全离合器，其特征在于：还包括绕所述轴线设置的无级支撑机构，其设置在所述限力元件和被支撑件之间，以轴向上无级移动该被支撑件的方式，将所述导向件、所述中介件和所述摩擦件之间的轴向自由度限定至最小等于零；所述被支撑件是所述导向件、所述中介件和所述摩擦件中与所述限力元件不可旋转地相连接的那一个。

8.按权利要求7所述的安全离合器，其特征在于：所述无级支撑机构具有绕所述轴线设置且至少呈大致环状的支撑件，其通过轴向抵触和转动导向两种连接方式，分别连接至所述限力元件和所述被支撑件；并且，所述支撑件相对所述限力元件的周向自由度大于零。

9.按权利要求7所述的安全离合器，其特征在于：

所述无级支撑机构包括可轴向伸缩且包含有流体的封闭腔体装置，设置在所述限力元件上用以连通该装置与外界的至少一个通道，以及封堵该通道的密封件；以及

还包括周向自由度大于等于零的周向限位机构，该机构具有至少一个限位凸起和对应且持续地收纳该限位凸起的限位凹槽，两者至少间接地分别设置在所述中介件和所述导向件上。

10.一种空间楔合式摩擦联轴器，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，其具有至少一个中介件以及绕所述轴线回转并设置有摩擦面的摩擦件，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，其具有所述中介件以及绕所述轴线回转并设置有相应导向面的导向件；

当所述导向件和所述摩擦件被所述中介件楔合成一个摩擦体时，所述导向件的所述导向面与所述中介件之间的相互抵触部位的升角λ，大于零且小于等于ζ，即，0＜λ≤ζ，其中，ζ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。

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