CN102562860A - 空间楔合式加压机构和具有该机构的组合式摩擦传动轮 - Google Patents

Abstract

本空间楔合式加压机构和具有该机构的组合式摩擦传动轮，主要包括转动导向机构G，该机构G具有绕同一轴线回转并均设置有相应导向面的导向件和中介件，当该机构G啮合时，上述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ζ_max且小于等于ξ_min。其中，ζ_max、ξ_min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的所有最小值中最大的那一个以及所有最大值中最小的那一个。具有该加压机构的摩擦传动轮，其轴向压紧力相较现有技术更小，但却具有更高的传动效率、更高的工作可靠性、更长的工作寿命以及更小的机械磨损。

Description

空间楔合式加压机构和具有该机构的组合式摩擦传动轮

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

本发明涉及机械传动领域中的一种借助刚性或环形挠性中间传动件以可变或固定速比传送旋转运动的传动装置，特别涉及一种为该装置提供轴向接合力的自动加压机构，以及一种利用该机构驱动中间传动件运动的组合式摩擦传动轮。

背景技术

具有约100年历史的凸轮式加压机构和钢球/柱V形槽式加压机构，不仅是给诸如摩擦式无级变速装置、链式/带式有级和无级变速装置的摩擦传动装置提供必需的轴向接合力/压紧力的主流的自动加压技术和装置，而且也是无级变速器的重要组成部分。然而，由于其依据加压原理提供的对应于所传递转矩的轴向接合力/压紧力过于强大，虽然满足了传动件之间的摩擦表面不打滑的要求，但同时也因此具有了致使加压件和被加压的中间传动件/摩擦件易于疲劳点蚀、胶合、磨损和压溃的缺点。对此，《机械无级变速器》一书(周有强，机械工业出版社，2001，p8～10，p131～157，189～203，238～243)给予了基本描述。

发明内容

本发明要解决的技术问题是提供一种基于空间楔形机构的空间楔合式加压机构，其满足传动要求但产生的轴向接合力相较现有技术为小。。

本发明要解决的另一技术问题是提供一种包括上述空间楔合式加压机构的组合式摩擦传动轮。

为解决上述技术问题，本发明之空间楔合式加压机构包括，绕一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导向件和中介件；当转动导向机构啮合时，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ζ_max且小于等于ξ_min，即，ζ_max＜λ≤ξ_min，其中，ζ_max、ξ_min分别是，能够令形成于该抵触部位的导向摩擦副自锁的该升角λ的所有最小值中最大的那一个，以及所有最大值中最小的那一个。

为解决上述另一技术问题，本发明之组合式摩擦传动轮包括上述空间楔合式加压机构，其中，中介件用作轴向移动式传动件，导向件用作传动轴。

作为一种改进，上述传动轮中还包括设置成轴向面对中介件的环状的限力元件，该限力元件以至少在轴向远离所述中介件的方向上受到限定的方式连接至导向件的外周面。

进一步地，上述传动轮具有两个轴向对置的转动导向机构，并且还具有周向联动机构，该机构用于将该两个转动导向机构的两个中介件不可旋转地连接成一个周向同步转动体。

再进一步地，为调节传动轮的转速比，还包括用于可操作地改变中介件相对导向件的周向位置的调节机构。

优选地，上述传动轮还包括至少具有一个弹性元件的弹性预紧机构，其用于致使转动导向机构自身始终具有轴向分离的趋势。

本发明的其它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，本申请文件中的相关概念或名词的含义如下：

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、圆台形/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。

ζ和ξ：空间楔形机构的重要极限角，如图1、图2A和图2B所示的中介件90，一方面，通过其摩擦面104与诸如皮带形式的摩擦件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的牵引摩擦副；另一方面，通过其朝向同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；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，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。

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可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。而因为现有技术不是以空间楔合的运动关系和模式来分析加压机构的工作机理，所以，其仅仅基于牵引摩擦副不打滑的理论给出了形式上等于ζ的升角计算公式，但却没有认识到极限角ξ的存在及其物理含义，以及ζ和ξ两者间的相互关系。因此，现有技术也就不可能认识到加压机构的周向空间楔合的物理本质以及其升角所包含的全部物理含义，包括摩擦滑转的机理，摩擦滑转与转矩传递的方向以及过载的相互关系，自然也就不可能基于空间楔形机构的上述理论给出本申请的技术方案。

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，并且仅在0＜λ≤ξ时，空间楔形机构方可楔合。

依据本发明的空间楔合式加压机构以及摩擦式传动轮，基于全新原理的空间楔形机构，以大于现有技术的升角，实现了在非过载工况中不打滑地传递转矩的发明目的，并使其同样自适应于所传递转矩的轴向接合力/压紧力相较现有技术更小，从而很好地达成了本发明的目的。同时，相对于现有技术，本发明具有更高的传动效率、更高的工作可靠性以及更长的寿命。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是根据本发明的单侧移动型传动轮的简化的轴向剖面图。

图2A和图2B，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2A对应于双向传动，图2B对应于单向传动。

图3是根据本发明的具有最简结构的传动轮的轴向剖面图。

图4是根据本发明的双侧移动型传动轮的简化的轴向剖面图。

图5是根据本发明的单侧移动型可调速比传动轮的简化的轴向剖面图。

图6是根据本发明的齿轮传动型可调速比传动轮的简化的轴向剖面图。

图7是根据本发明的双侧移动型可调速比传动轮的简化的轴向剖面图。

其中，为便于表现和说明，图1、4～7中轴线X的上半部分对应于最小有效工作半径，下半部分对应于最大有效工作半径。

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：单侧移动型组合式摩擦传动轮W1

参见图1、图2A～2B，传动轮W1包括绕轴线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用作传动轴的管状基体60的中部外周面上，可滑转地径向定位有最佳地呈环状的中介件90。该中介件90通过设置在其面对导向件50的管形段端面上的与导向齿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，以组成面接触的转动导向机构G，亦即空间楔合式加压机构的核心部分。在管状基体60另一端部外周面的花键齿62上，通过与该花键齿62呈互补式构造的内花键齿182，不可旋转地连接有用于形成轴向力封闭式抵触连接的环状的限力元件180。该限力元件180被设置于管状基体60端部外周面相应周向凹槽中的卡环184轴向限定。借助诸如平键和键槽64，管状基体60的内周面上，不可旋转地连接有转轴(未示出)。

为与用作摩擦件70的诸如无端皮带传递摩擦转矩，用作传动件的限力元件180和中介件90两构件的径向外环侧，均最佳地设置有相互对称的截锥环。该两截锥环分别具有相互面对且半锥顶角均最佳地等于β的截锥回转型的传力摩擦面58和回转摩擦面104，以共同限定出横截面呈V字形的回转凹槽78。用作中间传动件的摩擦件70，以周向延伸约半个圆周的方式卷绕在该V形回转凹槽78内，通过其回转型牵引摩擦面72与回转摩擦面104的摩擦相连，而与中介件90构成面接触的牵引摩擦机构F1，通过其传力摩擦面74与传力摩擦面58的摩擦相连，而与导向件50构成面接触的传力摩擦机构F2。转动导向机构G和牵引摩擦机构F1共同构成传动轮W1中的端面型空间楔形机构。该机构再与摩擦机构F2组成传动轮W1的空间楔合式摩擦连接/传动机构。

图2A示出了转动导向机构G以及导向件50和中介件90等的详细关系和结构特征。其中，具有梯形横截面且呈径向延伸的每对端面型螺旋导向齿52和92的导向面54和94可相互贴合，以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。即，该两组具有互补式构造的导向面54和94最佳地是螺旋型齿面。而每对导向齿52和92的齿高，均被最佳地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ε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。最佳地，ζ＜λ≤ξ。容易理解，当0＜λ≤ζ时(针对ζ＞0的情况)，传动轮W1将由于如上所述的原因而成为过载也不打滑的事实上的链轮。

实际上，由于牵引摩擦机构F1的实际摩擦接触表面的平均作用半径，也就是有效半径R₁在有些实施例中是可以连续改变的，例如图1所示的带轮。因此，上述极限角ζ和ξ将随着R₁在最小值和最大值之间的变化而变化，并分别对应地具有各自的两个极值。即，ζ∈[ζ_min，ζ_max]，ξ∈[ξ_min，ξ_max]。所以，为确保诸如传动轮W1的摩擦传动装置可以过载打滑，导向面54和94升角λ的一般取值区间应该是：ζ_max＜λ≤ξ_min。

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朝周向一方轴向上逐渐靠近摩擦件70的回转型牵引摩擦面72，并与后者分别围成多个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可以最佳地相互合并成一个零件，即整体环状的中介件90。

实际上，如果将图2A中的一组导向面的升角，例如54b和94b的λ_b，设置成大于ξ，比如达到平行于轴线X的90度，如图2B所示，传动轮W1便不能在其对应的圆周方向上接合，从而变型为只能沿例如箭头P所指方向上单向传动的摩擦传动轮。

另外，为获得最佳的工作可靠性，在转动导向机构G的径向之外，还最佳地设置有包括螺旋压簧式弹簧150的弹性预紧机构。弹簧150的两端头分别抵触在中介件90和导向件50双方的相应凸缘式端面上。因此，中介件90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的牵引摩擦转矩驱动入楔。即，中介件90进入将导向件50与摩擦件70可驱动地连接/结合/楔合成一个摩擦体的工作过程和状态。

传动轮W1的工作过程非常简单。当导向件50开始持续地具有沿图2A中例如箭头P所指方向，相对摩擦件70转动的趋势的初始瞬间/零时刻，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。该机构G的转动导向运动所产生的轴向移动/胀紧力或称轴向接合力/压紧力，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，传动轮W1随着空间楔形机构的楔合而接合。由管状基体60内孔中的转轴传入的动力转矩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，分别传递给诸如皮带状的摩擦件70。其中，M₀＝M₁+M₂。当然，转矩也可按相反路径传递，且不会有任何实质差别。

显然，由于周向的对称性，导向件50沿图2A中箭头R所指方向相对摩擦件70转动的工作过程完全如上所述。并且，当转动导向机构G具有图2B所示齿廓时，该反向相对转动将不能传递有效转矩。

通过上述说明不难发现，依据本发明的传动轮W1，利用空间楔形机构的独特的工作机理，在轴向楔紧力与实际传递转矩之间建立起了直接的和自适应的内在联系，并以中介件90为媒介，将摩擦件70与导向件50楔合成一个摩擦体，从而摒弃了现有技术中单纯的轴向加压理论和模式。并分别具有过载打滑和不打滑的两种楔合/工作模式。这便是依据本发明的传动轮W1区别于和优于依据轴向加压理论的现有技术的最本质的技术特征，并由此而具有了下述显著的性能优势和有益效果。

首先，传动轮W1在具有极其可靠的楔合/自锁特性，消除非过载时的摩擦滑转现象的同时，还具有过载打滑的功能。如上所述，本发明首次给出了明确的技术指引，即，在ζ_max＜λ≤ξ_min的升角范围内，导向摩擦副是恒定自锁的，正常传动工况中的牵引摩擦机构F1不可能出现打滑现象。亦即传动轮W1不会打滑。只有当外界作用在摩擦件70上的负载转矩，相较作用在导向件50上的动力转矩为大的非正常工况中，牵引摩擦机构F1才会因过载而出现打滑现象。也就是说，传动轮W1具有自动防止过载的能力，并且该能力是有方向性的。即，过载打滑现象不会出现在摩擦件70驱动导向件50转动的情况中(因为通过摩擦件70输入的动力转矩不可能大于过载时的对等于负荷转矩的两摩擦机构F1和F2的总静摩擦转矩，故即便过载也不会打滑)。而在0＜λ≤ζ_min(针对ζ＞0的情况)时，传动轮W1将同于现有技术，其牵引摩擦副则是恒定自锁的，不论转矩大小和传递的方向如何，牵引摩擦机构F1均不会出现打滑现象，即使致停原动机或者致使原动机、包括传动轮W1的传动系统或工作机之一毁损。

其次，传动轮W1中的轴向接合力/压紧力相较现有技术为小。当假定轴截面内的转动导向机构G的摩擦面垂直于轴线X，且整个传动轮W1中只存在对应于其所传递转矩的法向力以及相应的摩擦力，而不存在对应于诸如弹簧力的任何其它形式的作用力之际，升角λ的两个极值ζ和ξ的函数关系将分别简化为ζ＝arctgf₁ ⁰-arctgf₂和ξ＝arctgf₁ ⁰+arctgf₂，且ζ＜ξ。其中，f₁ ⁰＝R₁f₁/(R₂sinβ)，f₁和R₁分别是牵引摩擦机构F1的实际摩擦副的摩擦系数和平均作用半径/有效半径；f₂和R₂分别是转动导向机构G的导向摩擦副的摩擦系数和平均作用半径，f₁ ⁰则是以当量形式表示的f₁。可见，ζ＝arctgf₁ ⁰-arctgf₂就是基于现有技术的轴向加压理论所得到的简化的升角函数关系/计算公式。显然，传动轮W1的升角λ取值区间(ζ，ξ)绝对大于现有技术的取值区间(0，ζ)，即使是当ζ_max＜λ≤ξ_min时。因此，在传递相同的转矩时，传动轮W1的转动导向机构G，也就是其空间楔合式加压机构所产生的轴向接合力/压紧力，或称轴向力封闭式抵触连接力，将相较现有技术绝对为小。于是，这将特别有利于降低各类高副摩擦式机械无级变速器的传力摩擦副的过高的接触应力，减少非必需的磨损，延长其工作寿命。自然，传动轮W1也因此而具有了更高的传动效率和更高的可靠性。同时，在维持现有接触应力水平的前提下，传动轮W1将具有更高的转矩承载能力。

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普适函数关系式/计算公式。

再次，因为是导向摩擦副自锁，刚性的转动导向机构G将因此具有不敏感于转矩冲击的特点，无论转矩如何阶跃变化，均难以致使中介件90发生轴向移动，传动轮W1于是具有相较现有技术更高的稳定传动比的能力。但在弹簧150的作用下，仍会于相关构件磨损后自动缩小轴向间距而改变传动速比。而无需调节相关轴距或者增设张紧装置，在弹簧150的作用下，用作中间传动件的摩擦件70，会时刻保持在理想的传动半径部位R₁处，其上的张紧力会自适应地对应于所传递的转矩，既无多余也无不足。如图1所示，其上半部表示的是摩擦件70位于有效半径最小处的情形，对应于诸如摩擦件70的例如未磨损的情况，而其下半部表示的是摩擦件70位于有效半径最大处的情形，对应于诸如摩擦件70的例如磨损至最大的情况。

由以上说明显然可知，空间楔合式加压机构基本上就等同于转动导向机构G，也就是说，其实质上就是空间楔形机构的一部分，并通过与限力元件180的轴向限定关系，而与牵引摩擦机构F1直接构成轴向力封闭式抵触连接。但由公知技术显然可知，作为空间楔合式加压机构的传动轴的管状基体60，也可通过可转动地支撑在变速器机架或壳体上的方式，通过该机架或壳体与牵引摩擦机构F1间接地构成轴向力封闭系统。例如，现有技术中的锥盘环盘式、钢球锥式、菱锥式、行星环锥式锥盘滚轮式、行星内/外锥式无级变速器等。

尽管本发明实施例一是以面接触的传动轮W1来说明空间楔合式加压机构的，但是显然地，本发明适用范围并不限于此。该加压机构还可应用于公知的各类高副摩擦式机械传动装置中。例如，上段文字所述的各无级变速器中。也就是说，空间楔合式加压机构的传动件可以根据需要而设置为各种结构的转动轮、转动环、转动盘或设置有径向沟槽的槽轮等，其传动轴可以根据需要而设置为实心/空心输入轴或输出轴，还可与诸如限力元件180的固定传动件轴向限定相连，如图1所示，或刚性固定相连，如图3所示。

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，以利于转动开始后传动轮W1可以快速可靠地接合。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的径向之外一个安装位置。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。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。

应顺便指出的是，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上或周面上，也可按图8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。并且，安装诸如皮带或链条之类的挠性中间传动件/摩擦件入位的工作，将因为传动轮的V形回转凹槽78轴向宽度方便可调的特点而变得简单容易，无需任何专设机构便可确保皮带时刻处于理想的平直状态，致使相关转轴和轴承上的径向受力水平降低到链传动的水平。

例如，图3所示的单向传动轮W2就具有本发明的最简结构形式。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和中介件90的内、外周面上。而限力元件188则以外径向环形凸缘的形式，与导向件50形成刚性一体。如果需要，还可在机构G的两端设置柱面型和端面型密封装置，以及扭转型弹性预紧机构。显然，传动轮W2只能作单向传动，并最佳地适用于固定速比传动，且可自适应于机械磨损。

容易理解，传动轮W2还可具有取消限力元件188而设置两个中介件90的再变型。比如，变型为图4所示的双侧移动型组合式摩擦传动轮W3。传动轮W3的两个转动导向机构Ga、Gb，对称地设置在导向件50的轴向两侧，其两组周面螺旋导向齿52a、92a以及52b、92b，具有互反的旋向和最佳地相同的升角λ。设置在导向件50轴向两端周向槽中的卡环184，用以限定中介件90a、90b的轴向最大位移量。为在变速比过程中做到摩擦件70轴向位置的固定不变，在两个中介件90a、90b之间，最佳地设置有致使两者相互间不可旋转相连的周向联动机构。该机构是一个持续嵌合的销槽式嵌合机构，其包括设置在中介件90a管状基体的至少一个轴向通孔124，以及设置在中介件90b管状基体中的相应部位的相应数量的轴向销122。实际上，轴向销122最好单独形成，在中介件90a、90b装配就位之后，再穿过通孔124，过盈地固定在设置于中介件90b端面相应部位的轴向沉孔中。轴向销122的长度可保证其始终滑动地位于通孔124中。于是，两个中介件90a、90b相对导向件50的转动可以始终同步。这样，两构件所限定出的V形回转凹槽78，便具有不变的轴向对称面。

由于联动销122不传递转矩，只具有协调两个中介件90a和90b周向同步转动的功能，所以无需多高的强度，过盈配合在例如中介件90b中即可。

实施例二：可调速比的单侧移动型组合式摩擦传动轮W4

如图5所示，作为对传动轮W1的变型，导向件50本身变为阶梯轴状的实心传动轴，而由于转动导向机构G被设置成只能单向加压的周面螺旋型，传动轮W4因此将仅可以传递单向转矩。相应地，导向件50上可以直接设置有用于形成轴向力封闭式抵触连接的限位凸缘68。为主动改变传动速比，传动轮W4还包括调节机构D。该机构D包括，设置在中介件90管状基体外周面上的外螺旋齿138，与其具有互补式构造的设置在操纵环110管形段内周面外侧的内螺旋齿136，设置在操纵环110盘形部分内周面的基准内花键齿126，以及与该花键齿126具有互补式构造，并设置在导向件50的轴状基准段51外周面上的基准外花键齿128。其中，基准花键齿126和128最佳地设置成平直花键齿，螺旋齿136和138的旋向最佳地相反于转动导向机构G。调节机构D的设置效果是，随着操纵环110在基准段51的两极限端之间的轴向往复移动，中介件90可以相对导向件50在两个极限转角之间往复螺旋转动。对应地，中介件90与限力元件188的轴向间距可以达到最小和最大，循环摩擦接触中的摩擦件70的有效半径R₁，可以在最小和最大之间连续变化，进而改变摩擦件70运动的线速度。

因此，只要控制操纵环110相对基准段51的轴向左移或右移，便可实现按需改变传动轮W4传动速比的目的。而基于常识和公知技术，本领域的技术人员当可轻易设计出轴向驱动/移动操纵环110的致动机构的液压/气压、电磁、电子或机械式的具体方案。比如，滑环机构、圆柱凸轮机构等。

应该指出的是，由于转动导向机构G的升角λ∈(ζ_max，ξ_min)，可以保证该机构绝对摩擦自锁，所以，完成变速比操纵之后，无需再在操纵环110施加任何轴向力，便可保持所设定变速比的稳定。

实施例四：可调速比的齿轮传动型组合式摩擦传动轮W5

如图6所示，相对于传动轮W4，传动轮W5的区别仅仅在于，将改变传动速比的调节机构Da和Db，设置成两个齿轮机构。其中，导向件50的基准段51的外周面上，通过诸如平键134和卡环184a，固定连接有控制力输出齿环130，其外周面上设置有轮齿132。双联齿环140通过花键副周向连接至中介件90的管状基体外周面上，其外周面的外端/右端分别设置有双联的两组轮齿144和146。第一双联齿轮190，通过销轴194可转动地固定至第一齿轮座198上，其外周面的两端，分别设置有可分别与轮齿132和146对应啮合的两组轮齿192和196。对应地，第二双联齿轮200通过销轴206，可转动地固定至第二齿轮座208上，其外周面的两端，分别设置有可分别与轮齿132和144对应啮合的两组轮齿202和204。另外，为使双联齿环140轴向固定，在其端部的内周面与伸入其中的齿环130的端面凸缘的外周面之间，最佳地设置有卡环184b。

上述齿轮式调节机构D按这样的方式设置。一方面，非变速状态时，两个双联齿轮190和200，均不与双联齿环140和/或齿环130发生接触。另一方面，轮齿132的齿数相较轮齿144为多，但相较轮齿146为少；相应地，轮齿192的齿数相较轮齿196为多，轮齿202的齿数相较轮齿204为少并最佳地与轮齿192相等。这样设置的效果是，当轮齿192和196分别与轮齿132和146对应啮合时，中介件90将相对导向件50同向慢转，而当轮齿202和204分别与轮齿132和144对应啮合时，中介件90将相对导向件50同向快转。于是，借助转动导向机构G的螺旋导向作用，便可致使中介件90轴向趋近或远离限力元件188(如图6上下两半部分的分别示意)，也就是致使摩擦件70的有效半径R₁连续变化。显然，上述齿差数目越少，该相对转动将越微小，速比控制也就越容易。

为此，最佳地径向对置在回转轴线X两侧的两个齿轮座198和208，最佳地刚性相连成一体，并可相对固定机架，沿箭头K或J所指方向作有限距离的受控的同步径向直线移动。比如，通过设置于其间的诸如直线槽道机构或直线导杆机构等。如上所述，其致动机构可以是液压/气压、电磁、电子或机械式的具体方案。例如，凸起式滑块设置于齿轮座198或208上的槽道式盘形凸轮操纵机构，或者，滑槽设置于齿轮座198或208上的偏心轮机构，或者，更简单的杠杆机构。这样，两个双联齿轮190和200便可跟随各自的齿轮座198和208相对轴线X作互反的径向直线移动。

实际上，调节机构D也可以是无齿的摩擦轮传动机构，这只要去除上述轮齿，将齿数上的数量多少关系对应地换成摩擦轮半径/直径上的大小关系即可。操作方式则完全一样。径向直线移动齿轮座198和208即可实现变速。

根据常识和公知技术，本领域的普通技术人员容易想到，完全可以利用所有齿轮齿数、转动导向机构的升角λ、半锥顶角β等参数与有效传动半径R₁等的函数关系，得知导向件50的转速与中介件90位移量，该位移量与R₁增量等等的函数关系，而事先设计出一套检测控制程序。再借助诸如转速和位移传感器、可编程逻辑控制器PLC之类的控制单元和相关执行机构，实时获取中介件90的几何位置参数、导向件50的转速，并按需给出调节机构Da或Db应啮合的时间长度，交由诸如电磁致动的槽道式盘形凸轮操纵机构执行。如此，无论转速多快或多慢，均可精确地实现速比的自动控制。而且，相较现有技术，齿轮式调节机构D显然更简单，更有效，更节能，更可靠，更经济，使用和维护更简单，寿命也更长。

无疑，对精确或变速频率不高的传动领域/部位，即便不用上述自动控制系统，仅仅根据最终转速的快慢，人工操作也是可以实现速比有效控制的。

如前所述，为提升工作可靠性，轮齿146与中介件90的轴向之间还可最佳地设置螺旋式预紧弹簧150。

应该指出的是，第一/第二齿轮座198/208并不必需周向固定，其也可以周向转动，只要在需要时可通过制动器将其转速制动至低于导向件50的转速即可，也可等于零。显然，该两个齿轮座198和208的转速越低，转速比的变化就越快。同样，第一/第二双联齿轮190/200也不必需永久双联，其完全可以具有这样的变型。即，轮齿196和204，分别通过各自的摩擦离合器连接在轮齿192的管状基体的外周面上，并取消齿轮200以及齿轮座208。于是，三个轮齿可以同时进入啮合状态，而只有对应的离合器处于接合状态的轮齿196或204，可以与轮齿192一起进入传动状态，也就是进入相应的改变转速比的工况。并且，还可借助调节上述离合器的摩擦力的大小，来控制轮齿196或204的转速与轮齿192转速的差值，进而调节改变转速比的速度的快慢。

显然，上述摩擦离合器也可以是具有限制转矩上限值的安全离合器，以防止改变转速比的传动运动出现误差时的过载或破坏。

实施例五：可调速比的双侧移动型组合式摩擦传动轮W6

如图7所示，传动轮W6实际上是依照传动轮W4的变速构思，对传动轮W1实施双联变型的结果，以实现双向传递和V形回转凹槽78的轴向对称面固定不变的目的。其中，导向件50a设置在阶梯轴100的一侧/左侧的外周面上，并最佳地形成刚性一体，导向件50b通过花键副不可旋转地连接在阶梯轴100的另一侧/右侧的轴向较小段的外周面上，并受到设置在其外端周向凹槽中的卡环184的单向限定。在转动导向机构Ga和Gb与阶梯轴100的外周面之间的管形空间中，设置有联动环120。该联动环120通过设置在其外周面上的平直外花键齿128，与分别设置在两个中介件90a和90b内周面的相应的内花键齿116a和116b，不可旋转地相连接，以实现后两构件的周向联动。而通过设置在其内周面上的内螺旋齿136，与设置在阶梯轴100中段外周面上的呈互补式构造的外螺旋齿138相连，以实现联动环120相对后者的螺旋运动。因此，随着联动环120相对阶梯轴100的往复式轴向移动，两个中介件90a和90b轴向上将随之相互趋近或远离。

为驱动联动环120轴向移动，还分别设置有两个相同的操纵环110a和110b。操纵环110a空套在环状导向件50a的轴向外端，最佳地均布在其环形基体上的至少一个轴向爪142a，可滑动地穿过相应地设置在导向件50a上的轴向孔，抵触在联动环120的一端/左端。操纵环110b空套在环状导向件50b的轴向外端，最佳地均布在其环形基体上的至少一个轴向爪142b，可滑动地穿过相应地设置在导向件50b上的轴向孔，抵触在联动环120的另一端/右端。图7的上半部表示的是操纵环110b将联动环120推至极端的情况。此时，两个转动导向机构Ga和Gb轴向上处于完全/全齿嵌合状态，参见图2A，有效传动半径R₁达到最小。而图7的下半部表示的是操纵环110a将联动环120推至极端的情况。此时，两个转动导向机构Ga和Gb处于最大分离/转动导向状态，有效传动半径R₁达到最大。

显然，由于轴向移动最好具有同步性，所以，操纵环110a和110b，应最佳地连接成一个轴向联动体或刚性整体。

工业适用性

除了应用于上述各种摩擦传动装置外，本发明还可应用于所有借助与挠性件之间的摩擦力来传递转矩的传动部位。例如，包括曳引电梯在内的卷扬、提升和牵引设备领域中与钢丝绳相配合的驱动/传动绳轮，以防止驱动打滑。

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)

1.一种空间楔合式加压机构，包括：

绕一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导向件和中介件；其特征在于：

当所述转动导向机构啮合时，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ζ_max且小于等于ξ_min，即，ζ_max＜λ≤ξ_min，其中，ζ_max、ξ_min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的所有最小值中最大的那一个，以及所有最大值中最小的那一个。

2.一种具有按权利要求1所述的空间楔合式加压机构的组合式摩擦传动轮，其特征在于：所述中介件是轴向移动式传动件，所述导向件是传动轴。

3.按权利要求2所述的摩擦传动轮，其特征在于：还包括设置成轴向面对所述中介件的环状的限力元件，该限力元件以至少在轴向远离所述中介件的方向上受到限定的方式连接至所述导向件的外周面。

4.按权利要求3所述的摩擦传动轮，其特征在于：

具有两个轴向对置的所述转动导向机构；以及

还包括周向联动机构，其用于将两个所述转动导向机构的两个所述中介件不可旋转地连接成一个周向同步转动体。

5.按权利要求2～4任一项所述的摩擦传动轮，其特征在于：还包括至少具有一个弹性元件的弹性预紧机构，其用于致使所述转动导向机构自身始终具有轴向分离的趋势。

6.按权利要求2～4任一项所述的摩擦传动轮，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。

7.按权利要求3所述的摩擦传动轮，其特征在于：还包括调节机构，其用于可操作地改变所述中介件相对所述导向件的周向位置。

8.按权利要求7所述的摩擦传动轮，其特征在于：所述调节机构，是以所述导向件为周向相对基准的圆柱凸轮机构和移动导向机构之一，以在相对所述导向件的轴向移动中周向相对转动所述中介件，其包括至少设置有两个园周面的操纵环，该两个园周面分别与所述导向件的相应外周面以及所述中介件的管状基体的内周面和外周面之一相配合，组成相应的销槽式嵌合机构和螺旋齿机构之一。

9.按权利要求7所述的摩擦传动轮，其特征在于：所述调节机构是圆柱齿轮机构，其包括

固定地设置在所述导向件的所述导向面外端外周面上的输出齿环；

不可旋转但可轴向滑动地连接在所述中介件的管状基体外周面上，并相对所述导向件轴向固定的双联齿环；设置在所述双联齿环径向外侧的

第一双联齿轮，其可转动地设置在可径向移动的第一齿轮座上；以及

第二双联齿轮，其可转动地设置在可径向移动的第二齿轮座上；

其中，随着第一齿轮座和第二齿轮座的径向移动，第一双联齿轮和第二双联齿轮分别可选择地与所述输出齿环，以及所述双联齿环的两组轮齿之一同时啮合，以分别致使所述中介件相对所述导向件产生互反的圆周转动。

10.按权利要求4所述的摩擦传动轮，其特征在于：所述联动机构是销槽式嵌合机构，其具有至少一个轴向凸起和至少一个轴向凹槽，分别对应地设置在两个所述中介件的管状基体上。

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