CN201747821U - 空间楔合式摩擦超越离合器 - Google Patents

Abstract

本超越离合器设置有包括转动导向机构G和牵引摩擦机构F1的空间楔形机构，机构F1具有摩擦环，机构G的导向环最佳地具有螺旋齿式导向面，二机构通过共用同一个具有互补导向面和回转摩擦面的环状中介环的方式轴向刚性联动；其特征在于，所述导向面的升角小于能够确保所述导向面之间的摩擦副自锁的升角的最大值，以使中介环可以楔合导向环和摩擦环并传递转矩。本实用新型依据全新技术原理设计，具有完全面接触、结构简单、无离散和不对称回转构件等诸多优点，具备理想超越离合器所应具有的几乎所有品质，而且其方向可控方案更可方便地得到多种有益工况。

Description

空间楔合式摩擦超越离合器 

技术领域

本发明涉及机械传动领域中的一种离合装置，以及包含该离合装置的诸如摩擦离合器、电磁离合器、安全离合器、联轴器、制动器、滑行器、变速器、传动轮、方向传感装置、铰链和各类工具等，特别但不仅仅涉及一种摩擦式超越离合器。 

背景技术

现有技术中，摩擦式超越离合器主要具有两种型式，一种是基于楔形机构楔合作用的滚柱/珠式，一种是基于纯粹摩擦自锁的斜撑式。该两种超越离合器均为具有过大中空度的内、外双环的平面运动机构，其结构特点天然地决定了其为应对内部的径向运动或平面转动，而必然具有因滚柱、斜撑子、弹簧等等只能离散配置/存在所导致的结构缺陷和运动缺陷，以及必然具有线接触摩擦副和空载阻力正比于转速的力学缺陷，天然地决定了其楔角/接触角的过小和径向力的必然过大，以及其径向刚度的不足。而径向作用力的周向离散分布不仅致使其滚柱或斜撑子等中介构件的受力状况非常恶劣，而且更放大了其径向刚度不足的缺点，导致其径向弹性变形和弹性力的双重过大，从而致使其实际楔角/接触角不固定和楔合/接合过程不可靠，溜滑角过大，楔合/接合与解楔/脱开变得困难。作为后果，其实际楔角/接触角极度敏感于并正比于内外环和滚柱或斜撑子等因磨损带来的尺寸变化，以及内外环于径向受力点的弹性变形量；其滚柱或斜撑子等个体之间以及个体的不同轴向部位之间动作不易同步，经常被径向夹持得过紧或被挤碎，更常导致弹簧/保持架变形或折断。而对于斜撑式，更会致其因斜撑子翻转而失效。 

上述缺陷直接导致现有技术具有承载能力低下、可靠性差、传动效率低、加工装配困难、成本高、易磨损、应用范围小的缺点(《超越离合器的发展现状及趋势》，张济政等，第三届中日机械技术史国际学术会议，昆明，2002年，398～403)。由于没有更好的替代技术，不得已，现有技术的该类超越离合器仍然成为分度、超越和逆止三个应用领域中的主流技术和产品。 

100多年来，人们一直在努力寻找一种具备较多理想特性的超越离合器。然而，由于受制于现有技术的影响和技术偏见，致使学术界和工程界对摩擦式超越离合器中平面楔形机构的工作机理和物理本质认识不够透彻，几乎所有相关文献均普遍地误以为其传递转矩的物理本质是摩擦自锁(并称之为自锁条件)，误以为能使楔形机构的两组摩擦副自锁，误以为非结构变形/破坏时的离合器打滑是因为摩擦自锁失效/被破坏的结果。甚至，对于与楔合机理毫无关系的斜撑式超越离合器，国内更概念不分地称之为“楔块式”超越离合器，将其作用于均匀环形空间而非楔形空间的斜撑子称为“楔块”。因而导致人们不知不觉地依照原有认识并几乎只在平面机构中寻求解决或改良的方案。在几乎挖尽了平面摩擦机构的一切潜力之后，其性能、结构、可靠性、成本和寿命等，依然没有获得实质性的提升，并最终走入死胡 同。探求比较理想的超越离合器因此成为人们长久渴望解决的技术难题。 

专利文献CN2175321Y虽然公开了一种基于一个单向螺纹副和一个截锥形回转摩擦副的非平面的摩擦式单向离合器，但该文献没有给出保证离合器不打滑地稳定接合以传递转矩的任何有用信息或指示，只是泛泛地宣称一般不会出现打滑现象。因此，该实用新型实际上不可能达到其发明的目的。 

另外，专利文献CN2479288Y也公开了一种类似的摩擦式单向超越离合器，专利文献CN1292464A和CN2728825Y则公开了两种具有大致类似结构的机动车滑行器。但同样地，该三份文献也没有给出保证离合器不打滑地稳定接合以传递转矩的任何有用信息、指示或启示。 

实用新型内容

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。本发明的目的在于提供一种具有更高承载能力、更高转速、更高可靠性、更长寿命、结构更简单、造价相对低廉的空间楔合式摩擦超越离合器。 

为达成上述发明目的，本发明之空间楔合式摩擦超越离合器包括空间楔形机构，其具有绕一轴线回转的轴向接合的至少一个牵引摩擦机构，以及为该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，其中，牵引摩擦机构包括与上述轴线共轴线并均设置有回转摩擦面的摩擦环和中介环，转动导向机构包括与上述轴线共轴线并均设置有相应导向面的导向环和中介环；当空间楔形机构楔合时，中介环与导向环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，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的最大值。 

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所述升角λ的最小值，也是令回转摩擦面之间相互抵触所形成的牵引摩擦副自锁的升角λ的最大值。 

进一步地，还设置有至少一个限力元件，其至多可使导向环、中介环和摩擦环中的一个成为组合构件并成为其一组成部分，以从外端限定其余两个环的最大轴向距离；同时，超越离合器再具有一个包括导向环与摩擦环并在该两个环之间以摩擦形式直接传递转矩的传力摩擦机构。 

更进一步地，还设置有弹性预紧装置，其用于将中介环或与该中介环周向固定的转动构件，弹性地至少抵触在摩擦环上，以利于中介环在反超越转动的初始时刻，将摩擦环和导向环楔合成一个转动整体。另外，导向环和中介环双方的导向面是具有互补式构造的螺旋型齿面，其对应地设置在双方的端面、内周面或外周面上；在轴平面内，该螺旋型齿面与上述轴线之间的夹角大于0°，小于180°。而较佳地，导向环可与限力元件形成刚性一体的上述组合构件。 

优选地，限力元件是具有中心圆孔的杯形壳，上述组合构件还包括至少一个用以将其紧固成一个整体的紧固件。或者，限力元件包括径向上至少大致对称的两个半圆壳和两个环形箍，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壳，设置有轴向贯穿其中的中心圆孔，以及设置有对称于上述轴线的内部管形腔，其两侧环形外端面的径向内侧部位设置有环形端面凸缘，两个环形箍从径向外侧分别紧箍在该两个端面凸缘的外周面上，以固定组合壳。 

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°而小于180°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，其具有与摩擦环和中介环分别周向固定连接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，其具有与摩擦环 和导向环分别周向固定连接的两组轴向交错排列的各至少一个摩擦片。 

改进地，将转动导向机构的转动导向功能设置成对应于两个不同的圆周方向，再配置一个定向机构，以用于将中介环限定在相对导向环的至少两个不同的周向区域内，以可选择地允许双方的对应于0～2个圆周方向的导向面相互抵触的方式，规定超越离合器传递转矩和超越转动的圆周方向。 

最佳地，上述定向机构是销槽式嵌合机构，其具有至少一个凸起和至少一个凹槽，分别设置在中介环上，以及导向环或与该环周向固定的转动构件上。 

相应地，可控的超越离合器还包括用于改变定向机构的定向状态的致动机构。 

可选地，还设置有至少一个离心机构，其具有分别设置在中介环以及导向环或与该环周向固定的转动构件上的离心构件和相应的离心力作用面。 

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： 

转动导向机构：将圆周相对转动转换为轴向相对移动或移动趋势的机构。包括螺旋升角严格一致和不严格一致的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凸轮机构等。 

中介环/构件：空间楔形机构中可以将对外传递转矩的其它两个环/构件楔合成一个转动整体以在其间传递转矩的设置有导向面的环/构件。其可以是位于该两个环/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环/构件的楔形空间的受到胀紧力作用的包括限力元件的力封闭式组合环/构件。该机构作非超越离合器用时，该中介环/构件可对外传递转矩。 

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状态，与解楔/去楔/挤不住/脱开相反，指中介环/构件通过与空间楔形机构中的对外传递转矩的两个环/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环/构件可驱动地结合成一个回转整体的连接。其中，从外部将该两个环/构件结合成一体的后一种楔合形式为本发明所独有。 

接合：楔合等的上位概念，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转动整体的连接，如，对应于空间楔形机构楔合时的超越离合器的传递转矩状态中的连接。 

ζ和ξ：空间楔形机构的重要极限角度，如图1、4所示的中介环90，或如图2、5所示的包括杯形壳式限力元件180的组合式中介环90，一方面，通过其摩擦面与摩擦环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Pn不垂直于回转轴线X的回转型牵引摩擦机构F1的一组至少一个的牵引摩擦副；另一方面，通过其摩擦面或朝向同一圆周方向的导向面，与导向环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的一组至少一个的导向摩擦副；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(包括作非超越离合器用时的负载阻力)；在转动导向机构G的转动导向工况中，亦即导向环50致使中介环90按 空心箭头所示方向以大于等于零的速度相对摩擦环70转动的工况中，能够理论上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，最大升角被定义为ξ。至此，即便不用理论推导，仅凭常识也能推知该两个极限角界定了中介环90相对导向环50向前转动、静止不动和向后转动的所有可能的运动形式。具体含义如下： 

1、当ξ＜λ＜90°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P和T，导向环50可致使中介环90相对其向前滑转/挤出。因此，导向环50与摩擦环70不能被中介环90楔合成一个转动整体。只是由于前两个环结构上被轴向限定住，才致使中介环90仅被导向环50推动着相对摩擦环70摩擦滑转并传递滑动摩擦转矩而未被实际挤出。 

2、当ζ＜λ≤ξ且λ＞0时，导向摩擦副处于恒定的自锁状态，牵引摩擦副则处于不可自锁的一般静摩擦状态。此时，就转矩而言，牵引摩擦副的牵引摩擦转矩的大小仅唯一相关于和自适应对等于导向环50与中介环90之间的作用转矩，而无关于摩擦环70上的转矩。即，外界作用于摩擦环70的转矩可以大到相对牵引摩擦转矩过载的程度。因此，尽管中介环90可以将导向环50与摩擦环70楔合成一个转动整体，但在摩擦环70相对导向环50过载或过驱动时，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，不会致停/致损原动机。对应地，空间楔形机构处于半楔合状态，超越离合器处于非完全接合状态。 

平面楔形机构的现有技术即对应于本情况，其ζ≈0(两摩擦副的静摩擦系数均近似0.1)，ξ≈11°，λ≈6°～8°，ζ＜λ≤ξ。可见，其工作原理/传递转矩的物理本质就是摩擦本身而非现有技术偏见所认为的两组摩擦副的摩擦自锁，所以，其过载时将自然地正常打滑，根本不存在技术偏见所认为的非结构变形/破坏时的牵引摩擦副自锁失效的情况。另外，现有技术难以增大其牵引摩擦副的(当量)摩擦系数的结构特点又决定了其现实中不具有存在下述运动形式“3”的可能。 

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。与运动形式“2”正好相反，在导向环50相对摩擦环70过载或过驱动时，中介环90本可突破导向摩擦副的最大静摩擦状态/阻力而相对导向环50滑转爬升，但由于该爬升可能被楔形机构的轴向力封闭结构刚性否定，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，中介环90、导向环50与摩擦环70三者被强制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的自锁/楔合状态。显然，该极限角ζ未被现有技术理论所认识，也不能由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的存在及其物理含义的现有技术便无法透彻地认识极限角ξ也就是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、揭示和证实楔合的物理本质。 

理论上，仅当λ唯一地等于ζ时，导向摩擦副和牵引摩擦副方可同时处于自锁状态。然而现实中，这种同时自锁的临界状态及其对应的楔合状态根本就不存在， 因为现实中不可能得到和维持住λ＝ζ的临界状况。首先是制造上存在误差，不能保证相等；其次也是最重要的，ζ本身就不是恒定的，它会因为影响因素复杂和不恒定的摩擦系数以及相关受力状况的变化而发生一定程度的改变。 

因此，不同于斜撑式，包括平面特例的空间楔形机构传递转矩的物理本质是摩擦而根本不是摩擦自锁。由于该机构中始终存在一组不可自锁的可滑动摩擦副，所以，描述其两种状态的术语应该是楔合/楔住/挤住/楔合角或解楔/楔不住/被挤出/脱开等，而不应该是现有技术中不正确的自锁/锁住/锁紧/自锁特性/自锁角或解锁等等。由此可见，作为空间楔形机构特例的平面楔形机构(不可能具有0＜λ≤ζ情形)的传递转矩的物理本质只能是摩擦而绝非现有技术的偏见所认为的牵引摩擦副的摩擦自锁，追求该机构两摩擦副的同时自锁或机构的可靠自锁注定是一场徒劳。 

显然地，上述升角λ就是本发明的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，超越离合器方可接合。 

超越转动和反超越转动：都是转矩传递路径下游一方的转动构件相对转矩传递路径上游一方的转动构件的转动，只是前者的相对转动方向与超越离合器所要传递的圆周力方向一致，而后者的相对转动方向却与之正好相反。反超越转动所转过的圆周角，称之为溜滑角、空转角或接合角。 

依据本发明的超越离合器具有楔合可靠，承载能力大、转速高、寿命长、超越特性好、开合轻便、开合灵敏度高、容易调节修复、效率高、高频开合时性能稳定、结构简单、制作和装配容易、成本相对较低，以及控制方便，可方便地获得联轴器、滑行器等多种工况和适用面更广等优点。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是根据本发明的挤压受力式单向超越离合器的简化的轴向剖面图。 

图2是根据本发明的膨胀受力式单向超越离合器的简化的轴向剖面图。 

图3是图1中中介环的示意图，(a)是右视图的轴向半剖图，(b)是主视图。 

图4是图1所示离合器处于传力工况中，其转动导向机构和牵引摩擦机构的各齿廓在同一外圆柱面上的径向投影的局部展开图。 

图5是图2所示离合器处于传力工况中，其转动导向机构和牵引摩擦机构的各齿廓在同一外圆柱面上的径向投影的局部展开图。 

图6是根据本发明的一个最简结构单向超越离合器的简化的轴向剖面图。 

图8是根据本发明的又一最简结构单向超越离合器的简化的轴向剖面图。 

图7是根据本发明的再一最简结构单向超越离合器的简化的轴向剖面图。 

图9是根据本发明的多摩擦片式单向超越离合器的简化的轴向剖面图。 

图10是根据本发明的大楔角式单向超越离合器的简化的轴向剖面图。 

图11是根据本发明的双向超越离合器的简化的轴向剖面图。 

图12是以图11中的圆柱剖面H-H的展开图表示的定向机构示意图，其中， (a)显示的是具有正、反向工况的定向关系图，空心箭头代表工作转动的正方向，(b)～(f)表示的是可以替换(a)中的导槽的可选结构形式示意图；具体地，(b)对应正向工况和联轴器工况，(c)对应正向工况、联轴器工况和反向工况，(d)对应正向工况、绝对分离空转工况和反向工况，(e)对应绝对分离空转工况、正向工况和联轴器工况，(f)对应绝对分离空转工况、正向工况、联轴器工况和反向工况。 

图13是可以用作机动车滑行器的双向超越离合器的轴向剖面图。 

图14是应用本发明的单向轴承实施例的简化的轴向剖面图。 

图15是应用本发明的液力变矩器导轮实施例的简化的轴向剖面图。 

图16是应用本发明的装载机二轴总成实施例的简化的轴向剖面图。 

图17是应用本发明的自行车等的飞轮实施例的简化的轴向剖面图。 

图18是应用本发明的电动助力车轮毂实施例的简化的轴向剖面图。 

图19是应用本发明的摩托车电起动离合器实施例的简化的轴向剖面图。 

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，本说明书在其标记符号后面附加了字母，而在泛指说明或无需区分时，则不作区分也不附加任何字母。 

实施例一：具有封装形式一的轮—轴传动式单向超越离合器C1 

如图1、3～4所示，单向超越离合器C1包括绕轴线X回转并与管状基体76刚性一体的摩擦环70。该环70是最佳地设置有回转型牵引摩擦面72和传力摩擦面74的盘形圆环。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键槽。空套在管状基体76外的环状的中介环90，借助其外周面108可滑转地径向定位在限力元件180的内周面上，一方面通过其回转摩擦面104与牵引摩擦面72摩擦相连而与摩擦环70构成面接触的牵引摩擦机构F1，另一方面通过最佳地周向均布在其另一端面上的一组螺旋导向齿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的导向环50恒久地嵌合，构成面接触的单向转动导向机构G。转动导向机构G和牵引摩擦机构F1共同构成单向超越离合器C1的空间楔形机构。 

借助一组螺钉176和垫圈186，杯形壳式限力元件180与导向环50紧固联接成一个轴向力封闭式组合构件。该组合构件通过轴承158径向定位在管状基体76两端的外周面上，在将中介环90和摩擦环70轴向封装于其内以构成轴向力封闭系统的同时，其杯底的环形径向凸缘式限力端部188还与传力摩擦面74摩擦相连，以与摩擦环70构成在二者之间直接传递转矩的回转型面接触传力摩擦机构F2。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)。 

显然，上述组合构件中的紧固联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具有相同旋向且可摩擦自锁的螺纹副、卡环、销钉、相互嵌合以及楔合中的任何一种，或者如实施例二中所述的刚性一体。而由实施例二等的后续说明不难发现，刚性一体的联接方式实质上是转动导向机构G具体为圆柱面型单向螺旋机构的必然和优选结果。同样，除刚性一体外，限力端部188也可依如上所述的联接方式与限力元件180固定。 

图3～4示出了转动导向机构G以及中介环90的详细关系和结构特征。其中，沿径向延伸的每对螺旋导向齿52和92的分别朝向单一圆周方向且升角均为λ的具有互补式螺旋型齿面构造的导向面54和94相互贴合，形成一组螺旋式导向摩擦副，这里，0＜λ≤ξ。最佳地间隙相隔的非导向面56和96平行于轴线X，以保证双方周向抵触时不会导致楔合。导向齿92还包括齿顶面98和齿底面102。 

参见图4，导向环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环70的牵引摩擦面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，其相互连接成一个刚性整体，即中介环90。 

弹性预紧装置具体为套装于转动导向机构G之内孔中的扭簧式弹簧150，其两个端头分别嵌入中介环90的内周面106上的径向孔112，以及导向环50内周面上相应的径向孔中，从而致使两个导向面54和94始终具有周向上相向转动的趋势，也就是致使转动导向机构G始终具有转动导向/分离的趋势。于是，中介环90得以始终保持在其位于楔形空间周向最小端的准楔合工位上，处于可以随时楔合的临界状态中。即，其导向面94和回转摩擦面104始终弹性地同时抵触着作为空间楔形机构楔形面的导向面54和牵引摩擦面72。在这种临界状态中，转动导向机构G的轴向最大间隙为δ，周向最大间隙(角)为Δ，且δ＞0，Δ＞0。 

单向超越离合器C1的工作过程非常简单，而且与现有技术的滚柱式超越离合器的工作过程基本类似。基于转动导向机构G的作用、上述相关定义以及上述说明的理由，当导向环50按图4中空心箭头所示方向相对摩擦环70转动的初始瞬间/零时刻，也就是摩擦环70通过牵引摩擦机构F1的空载/牵引摩擦副的摩擦转矩带动中介环90相对导向环50反超越转动的零时刻，导向面94与54间的抵触关系将立即转变为摩擦自锁关系，中介环90将同步地楔合在导向面54和牵引摩擦面72之间，也就是楔合在导向环50与摩擦环70之间，以将导向环50与摩擦环70连接成一个转动的整体。同时，组合式导向环50在带动该整体转动的瞬间，还将依靠其对转动导向机构G所产生的轴向力(或称楔合力)的封闭功能，以为牵引摩擦机构F1提供轴向支撑力的方式，同步地致使传力摩擦机构F2轴向接合，并为该两个摩擦机构F1和F2提供完全相等的轴向接合力/压力。在平均摩擦半径相等时，该两个摩擦机构F1和F2将分别传递完全相等的摩擦转矩。 

于是，超越离合器C1于空间楔形机构楔合的同时而接合。经限力元件180的特征曲面传入的动力转矩M₀，分成经由转动导向机构G和牵引摩擦机构F1的楔合摩擦转矩M₁，以及直接经由传力摩擦机构F2的传力摩擦转矩M₂，分别传递给 摩擦环70，再由管状基体76传递给周向固定于其内孔中的传动轴。这里，M₀＝M₁+M₂。当然，转矩也可以按相反路径传递，且不会有任何实质差别。 

而当摩擦环70相对导向环50超越转动之际，也就是中介环90被牵引摩擦机构F1的摩擦力带动相对导向环50快转而使双方导向面之间的法向压力自然地阶跃消失的一瞬间，楔合状态将即刻结束，也就是转动导向机构G的转动导向作用立即消失。并同步地撤除作用于摩擦机构F1和F2的轴向接合力。于是，导向面94和54间不再摩擦自锁，摩擦环70相对中介环90及限力元件180同步地进入摩擦滑转的超越工况。而由于弹簧150的作用，中介环90则稳定地保持在其准楔合工位上，以为下一次反超越转动的零时刻的同步楔合做好准备。 

通过上述说明不难发现，转矩在离合器C1中全部经由面接触摩擦副传递，而且传递的路径中不存在任何离散构件或不对称的回转构件，更不存在任何径向力或其分力，只有位于回转圆柱面上的轴向分力和周向分力，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，尤其是其中的滚柱式和斜撑式超越离合器，根据本发明的具有空间楔形机构的单向超越离合器C1，不仅克服了现有技术的惯性思维和偏见，具有了质的先进性和极为显著的全方位优势，而且更具备了理想超越离合器所应该具备的几乎全部应有特性。 

1、极其可靠的楔合特性。参见图1、4，从结构上看，楔合状态仅仅与组合式导向环50、中介环90、摩擦环70三个刚性环尤其是轴向刚度相关。其中轴向刚度最小的具有两个环形内径向凸缘的组合式导向环50，也将因为其轴向跨度远较现有技术的径向跨度为小，具有紧固件的直接联接，以及轴向力作用于面而非离散的点或线的原因，而相较现有技术的完全中空的内外环的径向刚度远远为高。而几何上，该三个环的尺寸和形位精度又是现有设计和制造技术所不难达到的普通水平。可见，其结构上几乎不存在可以动态改变实际楔角/升角λ而影响楔合可靠性的几何或力学因素。实际使用中，其转动导向机构G更几乎不存在磨损的可能，其牵引摩擦机构F1的回转型摩擦面又因为均匀磨损的天然特性而恒定地垂直于轴线X，即，离合器C1是可以磨合/跑合并随着磨合/跑合而提升性能的，完全不同于现有技术不能、不许和不存在磨合/跑合的情形。于是整个寿命周期内，其楔角/升角λ可几乎保持恒定不变。即便其ξ值会因相关摩擦系数可能发生改变而改变，但该改变是可以于设计制作时预测并留出足够安全余量的，进而可以保证在离合器C1的整个寿命周期内，其楔角/升角λ恒定地小于极限角ξ。再加上其构件数量成倍减少，以及不存在细小的离散构件和运动副的特点。所以，依据本发明的离合器C1，可以具有极其可靠的楔合能力和工作可靠性，从而显著地胜过受累于机械磨损、离散的径向力、以及径向易弹性变形的环状结构的现有技术。 

必须特别指出的是，当ζ＜λ≤ξ时，如果负载转矩大于动力转矩，离合器C1将照样打滑。但正像本文定义中指出的那样，那不是因为技术偏见所认为的摩擦自锁失效或被破坏的结果，而是正常地转入该升角取值情况下的滑转工况，过载因素消除后将再正常地转回非滑转工况。因此，具有该升角的离合器C1还可同时 用作自适应防过载的摩擦式单向安全离合器或起动机中的单向离合器等。但其具有方向性，反路径传动时便不具有此功能。因为通过摩擦环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。当然，如果直接设置成0＜λ≤ζ(针对ζ＞0的情况)，牵引摩擦机构F1将永远不可能打滑地摩擦自锁，即使过载。届时，作为过载的结果，要么迫使原动机有害性地停转，要么造成包括原动机和工作机在内的任一构件或系统的毁损。有鉴于此，该升角区间一般不予选用，但对于几乎没有过载可能的重要的防逆转应用，以及诸如双发动机直升机的动力传动系统中，该升角则可作为首选。 

应该特别强调的是，本发明还具有现有技术所没有的提升极限角ζ和ξ数值的技术手段，以在更大的设计自由度内谋求离合器C1的更佳的承载能力、楔合能力、可靠性、溜滑角、轴向作用力以及表面接触强度等。包括，将转动导向机构G的导向面54和94设置成倾斜螺旋面，将牵引摩擦机构F1的摩擦面72和104设置成截锥面，以致使轴截面内导向面54和94或摩擦面72和104与轴线X的夹角不等于90度，而是如图6～9、14～17所示的0～180度；将牵引摩擦机构F1设置成具有如图10所示的多摩擦片式结构；以滚锥/珠/鼓间隔导向面54和94；以及，将具备更大摩擦系数的材料/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C1中的ζ和ξ分别等于0和11.4度(同于平面楔形机构的现有技术)，而只需将牵引摩擦机构F1设置成如图10所示的两片式摩擦机构这一个手段，上述极限角便分别升至8.1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。 

2、在结构强度许可的范围内对等于动力转矩的无可比拟的荷载能力。首先，由于离合器C1的低副型运动副远远优于现有技术的高副型运动副，转动导向机构G以及摩擦机构F1、F2均具有全周或至少半周左右(双向时)的接触面积；其次，离合器C1是双转矩流传动装置，在楔合摩擦转矩M₁已经显著为大的情况下，其比现有技术更多了一个直接传递转矩的传力摩擦机构F2；再次，两个共同传递转矩的摩擦机构F1和F2更可具有如图9～10所示的多摩擦片式结构，或附装具备更大摩擦系数材料/元件的结构，或为图14所示的截锥面型摩擦副。所以，基于相同的离合器外径或回转摩擦外径，离合器C1的转矩传递能力至少可成倍或成十倍地大于现有技术，或者，基于相同的承载能力，其外形尺寸可显著为小，并因此而具有更大的设计自由度和更强的满足实际需求的能力。这里，依照使用经验，干式和湿式摩擦片的数量最多分别可达10个和30个。因此，其承载潜力是巨大的，可以较小外径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，并很容易超越现有技术的一百万牛米的承载极限。另外显然地，离合器C1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，在低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C1的双流传动也因此而具有了“功率放大器”的特征。 

3、无可比拟的转速或功率传递优势。由于本发明的结构上的优越性，主要构件上不存在非零离心惯性力，牵引摩擦机构F1和传力摩擦机构F2的摩擦转矩或阻力转矩与转速无关，且通过控制弹簧150的力度，可以使超越转动时的摩擦阻力转矩很小，因此，离合器C1可以在远远高于现有技术的高转速上传递远远高于现有技术的大转矩，而且，该高转速几乎仅取决于相关材料的强度。这将非常有利于诸如双动力直升飞机等的超高转速动力传动。 

另外，本领域的技术人员自然能够想到，还可以在诸如中介环90与限力元件180的内周面之间设置至少一个诸如钢球斜面式的离心机构，以实现离合器C1的非接触式超越转动。比如收容在中介环90外周面108上相应径向孔中的钢球，可利用其离心惯性力的作用，在超越转动高于某一设定的转速后便压迫设置在限力元件180内周面上的相应斜面，以借助该斜面的反力的轴向分力克服弹簧150的轴向力，反推中介环90与摩擦环70脱离接触，或至少使两环之间接触压力等于零。或者，在具有诸如双动力驱动系统的可以预知的长期超越工况的传动应用中，设置一个诸如包括有类似图11的定向环120的致动机构于导向环50或限力元件180上，以将中介环90轴向上直接拉离或推离牵引摩擦面72。 

4、远远长于现有技术的工作寿命。首先，因为转动导向机构G根本就不存在各导向齿间摩擦接触不同步的问题，以及影响寿命和性能的磨损，其更致使牵引摩擦机构F1和传力摩擦机构F2天然地具备了自适应补偿磨损的能力。其次，因为同等作用力时面接触的摩擦强度相较线接触的远远为低。再次，因为摩擦机构F1和F2上的摩擦力绝缘于离心惯性力，以及理论上离合器C1所需的弹簧150的扭转力大于零即可。另外，离合器C1也因此而具有极好的抗冲击能力。 

5、优异的超越特性。如上所述，得益于与离心力毫无关系的结构特性，离合器C1的超越转动将安静无声且空载摩擦阻力、机械磨损及相应的生热均很小，弹簧150也不存在被冲击或疲劳失效等问题。明显地优于正好相反的现有技术。包括对润滑油或脂的要求等。 

6、轻便的开合特性亦即入楔/楔合和解楔/脱开的轻便性。相对结构而言这是显而易见的，离合器C1的接合过程非常轻巧，仅靠牵引摩擦机构F1的自然的摩擦带动或阻尼中介环90即可。基于前面的说明，其分离/脱开过程也将相当轻便和迅速，相对现有技术，几乎不存在需要等待恢复弹性变形后才可解楔的情况，无需移动任何惯性质量，更不可能有现有技术的解楔困难或突然释放式解楔动作。 

7、极高的开合灵敏度和传动精度。由于结构的轴向高刚度和设置有弹性预紧装置，中介环90可以始终保持在其准楔合工位上，而空间楔形机构的楔合或解楔/脱开又无需中介环90作任何可察觉的几何运动，也就是离合器C1中不存在任何惯性质量，所以，这便决定了该机构具有第一时间响应于超越转动或反超越转动而解楔/脱开或楔合的高响应性。也就是离合器C1具有分离/脱开和接合的高灵敏性，以及完成开合动作的迅速性。而本发明的轴向和周向上的高刚度，或称远远小于径向的弹性变形量，必然致使楔合后的中介环90的楔合工位与其楔合前的准楔合工 位的位置差异，远远小于现有技术的位置差异。即，相对于现有技术，离合器C1具有更小的溜滑角或更高的接合灵敏度，理论上和实际上该角都将趋于零。再加上极低的磨损强度，其将更容易实现和更长久地保持高精度的传动。包括响应于圆周摆幅区间很小的超越传动(如脉动无级变速器中输出转速近似为零的工况)。 

参看图1、3～4，除了弹簧150，本实施例还可通过控制导向齿52和92之间的周向间隙(角)Δ来刚性地限定理论上的最大溜滑角，即便在回转半径很小之时，也能像控制几何尺寸精度那样给与其有效控制。在现有设计、制造和装配技术中，这种基于完全刚性的几何尺寸的周向间隙(角)Δ是很容易实现的。比如，周向间隙(角)Δ的数值不难达到0.001～0.01～0.1毫米的量级水平。这一量级水平仅相当于40毫米外径的圆周角10.3秒～1.7分～17.2分，而现有技术中对应于65毫米外径的溜滑角已高至2度，对应于200毫米外径的溜滑角也有30分之多。明显地，现有技术中由于依靠弹簧预紧的周向柔性限定模式，其为降低事关能否实现高精度传动的溜滑角而付出的代价显得过大，其中必然包括因加大弹性预紧力而带来的高磨损和短寿命。而这些都是本发明所不可能存在的现象。由此可见，离合器C1可更容易地胜任诸如彩色印刷等的高精度传动，而得益于极低的磨损强度，其保持这一能力的时间也将更为长久。如果将一组端面型螺旋导向齿52、92最佳地以相互零间隙和诸如单头或多头螺纹的形式周向连续地设置在类似图9所示的相应的内外周面上，并最佳地设置扭簧式弹簧150，那么，其更可在全寿命周期内恒久地保持高精度的传动能力，而无需任何人为调整或特意维护。 

8、高频开合时性能稳定。如上所述，由于可以方便地控制周向间隙(角)Δ的大小，因此，确保了离合器C1具有极高的响应性。即，无论开合频率有多高，理论上和实际中，离合器C1都能自然地获得人们所需要的任意高的响应性(理论上可实现同步)，都可以将转动导向机构G的惯性冲击/转速差降至接近零的水平，都可以保持离合器性能的稳定，即便长时间工作。而不会出现现有技术中的因楔合和解楔/脱开带来的过度磨损现象和严重发热现象，更不会有弹簧150断裂或疲劳损坏的可能性。即使不是将摩擦环70而是将导向环50用作转矩输入构件，离合器C1也可轻松地应对诸如脉动式无级变速器中的2000转/分钟的开合工况，并可成倍提升该类变速器的转矩上限和功率上限。 

9、效率高。鉴于上述的相较现有技术中的更低的磨损特性、更优异的超越转动特性和开合轻便性，其显而易见地具有更高的传动效率。 

10、容易调节和修复。得益于转动导向机构G的自适应轴向间距的能力和无磨损特性，以及牵引摩擦机构F1和传力摩擦机构F2的回转摩擦面的均匀磨损特性，离合器C1使用中的调节，以及损坏后的更换或磨损后的修复，均显得较为简单和容易。该更换或修复更可有针对性地单独进行，而不涉及匹配性或影响性能等问题，显著优于同等情况下经常必需予以整体更换的现有技术。比如，可单独更换其中的任意一个构件，可通过堆焊方式修复磨损后的摩擦环70或限力元件180。而通过调节垫圈186的厚度的方式，或者设置与图11～12中的定向机构D类似的圆柱凸 轮式调节机构的方式(利用其中的过渡段可无级调节周向间隙(角)Δ的大小)，可抵消磨损的影响而长久地或终生地保持传动的高精度，并延长各构件的寿命。 

11、无可比拟的结构、工艺和经济优越性。显而易见地，离合器C1的极为简单的结构以及尺寸和形位关系所需要的最复杂的加工工艺，不过是现代工业中的简单成熟的螺旋齿加工。由此可见，因简单的制作和积木式装配工艺，离合器C1必然相较现有技术具有更高的生产效率和更低的制作成本。尤其是相对于将端面型螺旋导向齿52、92以单头或多头的周面型连续螺旋齿的形式设置在相应的内外圆周面上的诸如图6～9以及图14～17所示的单向超越离合器。 

需要说明的是，虽非必需，但本发明应最佳地设置弹性预紧装置/弹簧150。其目的在于确保中介环90始终保持在其准楔合工位上，以获得持续的牵引摩擦转矩的方式感受和响应离合器的相对转动方向的变化，确保反超越转动开始的第一时刻，中介环90可以同步入楔/楔合，从而将上述反超越转动停止于开始时刻，令溜滑角趋于零。因此，用于本发明的弹簧150并不限于扭簧一种形式，也不限于内孔一个安装位置。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；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。其中，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的方式最节约空间。显然，如图1、3～4所示，使用扭转弹簧或可轴向压缩的扭转弹簧非常适合于高精度的传动。而无需解释的是，中介环90此时所受到的空载/牵引摩擦转矩，最好不应大到足以克服弹簧150的周向反力而致使导向面94和54相互脱离抵触的程度。另外，弹簧150提供的轴向力以及相应的空载/牵引摩擦转矩均可足够小，并且与离合器的转速以及承载能力几乎毫无关系，其使用中的工作状况也几乎没有明显变化，因此，不存在任何额外的要求，普通的低成本弹簧即可胜任。 

容易理解，离合器C1中的摩擦环70与管状基体76既可刚性地形成为一体，也可通过诸如花键联接等形成为周向一体(相当于无内环超越离合器)，以自适应地调节其轴向位置，确保所有轴向作用力绝对地封闭于组合式导向环50内，而不使轴承158承受些微的轴向力。当然，如果在摩擦环70与限力元件180的轴向间再对称地设置一个中介环，并在限力端部188的内端面上设置互补式构造的螺旋导向齿，以形成共用同一个摩擦环70的轴向双联的单向超越离合器，那么，即便摩擦环70与管状基体76刚性一体，转动导向机构G的轴向自适应特性也可保证该离合器不对轴承158施加任何轴向作用力。而因为具有两个轴向对称的导向面54，空间楔形机构的解楔/脱开将更加容易。 

同样不难理解的是，离合器C1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，摩擦环成为包括杯形壳式限力元件180的力封闭式组合构件，导向环则与管状基体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13。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环共用同一个设置有双端面导向齿的导向环的形式，再变型为轴向双联的单向超越离合器，其空间楔形机构也更容易解楔/脱开。 

必须指出的是，为方便装配、维修和长久地保持传动的高精度，离合器C1使用了封装形式一的轴向对接式封装壳。但对于非分度的超越和逆止类传动型的应用领域，如对图13所示实施例的详细描述的那样，由两个轴向上刚性一体的半圆壳通过径向对接所组成的封装形式二应该是最佳的选择。 

观察图1不难发现，去掉其中的弹簧150，再将轴向上伸出于牵引摩擦面72的管状基体76设置成与中介环90形成为刚性一体，便可得到如图2所示的单向超越离合器C2。除了具有轴—轴传动形式，中介环90是一个包括杯形壳式限力元件180的力封闭式组合构件，以及回转摩擦面104由限力端部188的内端面充当之外，离合器C2的最大特点在于中介环90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的外部楔合模式，参见图5。除了受力状况以及相应的机构位置变更之外，离合器C2与离合器C1没有任何实质的不同。即便取消了弹性预紧装置，中介环90不再和摩擦环70始终直接或间接接触以感知后者与导向环50之间的相对转动，也不能由此得到用以入楔/楔合的牵引摩擦转矩，但影响的只是溜滑角而已。因为，导向环50仍可借助其相对中介环90转动方向的快速改变，致使后者可以在惯性转动中利用惯性力入楔以传递转矩。例如，脉动无级变速器中高频换向的超越传动就是一个很好的实例。 

类似上述说明，离合器C2中的机构G与机构F2也可轴向相互换位，也就是将导向齿52、92仅仅设置在导向环50和摩擦环70之间，可令离合器C2变型为依赖于包括限力元件180的力封闭式组合构件的工作状态的双周向或单周向联轴器。另外，离合器C2的中介环90还可以变劣地分解成中介环和平面环两个独立构件，后者则与限力元件180联接成一个力封闭式组合构件，摩擦环70仍对外传递转矩。当然，如果再去除该摩擦环70，该离合器的结构布局类型将等同于图13所示。 

本领域的技术人员显然清楚，本实施例中的构件并不都是实施本发明所必需的。如图6～8所示，单向超越离合器C3～C5是依据本发明的仅仅包括最基本的三个构件的实施例，三者的转动导向机构G的端面型导向齿52、92均以周向连续螺旋齿的形式设置在相应的内外圆周面上。其中，离合器C3具有轴—轴传动形式，其摩擦环70和导向环50分别固定在两个传动轴上，当然，导向环50本身就可以是一传动轴。导向齿52直接设置在导向环50的外周面上，导向齿92相应地设置在中介环的内周面上。这里，中介环90被设置成膨胀型弹性开口环以充当弹性预紧装置，其超越时因受到导向环50外周面上轴肩80的阻挡而不能与摩擦环70脱离接触，其传递转矩时因受到内锥面型牵引摩擦面72的径向限制而楔合在导向环50与摩擦环70之间。显然，中介环90也可是依靠转动惯性力入楔的完整环。 

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和其端面型导向齿52、92作出特别的限制，其不必需具有最佳的螺旋结构。因此，该机构 G和该导向齿可具有任意具备转动导向功能的形式和形状。导向齿可以离散形式设置在端面上，也可以连续形式设置在内或外周面上。而在后一种设置中，其可最佳地具体为诸如矩形、梯形、锯齿形或三角形等截面形状的螺旋齿。同样道理，牵引摩擦机构F1和传力摩擦机构F2的回转摩擦面可以基于任意曲线/母线回转而成。 

参见图7，离合器C4具有孔—轴传动形式。其导向环50和中介环90的内周面上分别设置有相同的螺旋齿62和114。该两个螺旋齿相较导向齿52和92具有相同的旋向和较小的升角，以便旋过轴肩80上的具有互补式构造的螺旋齿82，套装到管状基体76上，并于超越转动时被轴肩80可靠地限位。其中，导向环50外周上设置有传递转矩用的轮齿168，中介环90可以是膨胀型弹性开口环以便充当弹性预紧装置，也可以是依靠转动惯性力入楔/楔合的完整环。 

再参见图8，离合器C5可以看作是径向上翻转了离合器C3的变型。但离合器C5具有力封闭的结构形式，其导向环50包括用于与传动轴连接的管状基体60。收缩型弹性开口环式中介环90轴向上受到设置在管状基体76上的轴肩80的阻挡，其内周面与管状基体76的外周面始终摩擦接触，以感知导向环50与摩擦环70的相对转动方向，并得到用以入楔/楔合的牵引摩擦转矩。特别地，将能够导致超越转动中的中介环90楔合在导向环50与轴肩80之间的楔角λ的最大值记为ξ_v，结合上述说明，该极限角ξ_v将显然小于具有截锥面型牵引摩擦机构F1的离合器C5的极限角ξ。因此，只要将楔角/升角λ设置成ξ_v＜λ＜ξ，便可保证超越工况中，中介环90只可能相对轴肩80的端面摩擦滑转，而不会致使离合器C5再次楔合成一体。显然，旋转导向环50就位必需是整个装配程序的最后一个环节。 

实施例二：具有多片式摩擦机构的单向超越离合器C6、C7 

对比图1和图9可发现，离合器C6实际上是对离合器C1的改进。其中，与限力元件180刚性一体的导向环50是一个包括环形端盖174的组合式构件，其内周面上设置有螺旋导向齿52，外周面上设置有传力键槽64。相应地，螺旋导向齿92设置在中介环90的外周面上，波形的弹簧150安装在环形端盖174与中介环90之间，并仅将后者弹性地抵触在摩擦环70上。改进地，传力摩擦机构F2被设置成多摩擦片式离合机构，以使其直接传递的转矩数倍于牵引摩擦机构F1。为此，至少包括一个的一组较小的摩擦片156通过花键连接方式周向固定到管状基体76的相应的台阶状外周面上，与摩擦片156轴向交错布置的另外一组较大的摩擦片154通过花键连接方式周向固定到导向环50的相应的台阶状内周面上。 

与离合器C6类似，图10中的轴—轴传动式离合器C7也具有多摩擦片式的传力摩擦机构F2，但为获得更大的极限角ξ和ζ以降低轴向作用力和空载摩擦转矩，其牵引摩擦机构F1也采用了上述多摩擦片式结构，并因此具有了多于一个的一组牵引摩擦副。而出于同样考虑的结果，不受弹性轴向力作用的牵引摩擦机构F1在其空载转矩几乎降为零的同时，其感应相对转动方向和驱动中介环90入楔的功能也随之丧失。为此，弹性预紧装置具体为一个通过花键与中介环90内周面周向固定的收缩型弹性开口环式的感应构件152，其弹性地套装在管状基体76的相应外 周面上，以构成感应型的回转摩擦副。当反超越转动开始之际，中介环90依旧可以被牵引摩擦转矩带动着即刻入楔/楔合，并致使离合器C7立即接合以传递转矩。显然，上述设计明显地减小了牵引摩擦机构F1和传力摩擦机构F2的磨损以及总体的空载阻力转矩。另外，组合式导向环50使用的紧固件换成为螺栓178。 

不难理解，离合器C6、C7最佳地适用于大转矩的传递，以及对传动精度、接合频率或溜滑角要求不是很高的传动部位。但只要在中介环90与导向环50或环形端盖174之间设置至少一个诸如销槽式径向或轴向嵌合机构的周向限位机构，即可达到限制转动导向机构G的周向最大间隙(角)Δ，以具有高接合灵敏度和微小溜滑角的目的。另外，该限位机构也可至少部分地由弹性材料构成或者其中周向地设置有弹簧150，从而实际包括有上述弹性预紧装置。 

实施例三：轴—轴传动式双向超越离合器C8 

参见图11，双向超越离合器C8具有离合器C7的主体结构形式。其中，有别于上述所有实施例，弹性预紧装置包括两个构件，波形的弹簧150，以及被其压紧在摩擦环70内端面上以与后者组成感应型回转摩擦副的整环式感应构件152。为传递双向转矩，每对螺旋导向齿52、92均周向对称地设置有两个升角均为λ且呈互补式构造的螺旋型导向面54、94，参见图4～5和图12(a)，这里，0＜λ≤ξ。为规定离合器C8的工作方向，还专门设置有定向机构D。该机构D的主体为一个定向环120，其包括一组轴向型定向销122和可滑动地套在管状基体60上的管形段128。设置在定向销122头部的内径向圆柱形凸起124穿过导向环50上的轴向型基准孔/槽126，从一端开口处可滑动地收容于设置在中介环90外周面的相应导槽130中，以构成一个周向间隙近似为零的圆柱凸轮式的销槽式嵌合机构。而当导向面54和94在任意圆周方向抵触时，定向环120在两个圆周方向上相对导向环50的周向自由度都大于零，但都不大于转动导向机构G此时的周向自由度ε。即，设置有0＜δ1＜ε和0＜δ2＜ε，δ1最佳地等于δ2，参见图12(a)。 

为方便说明，本说明书假定图12(a)中空心箭头所指方向为正向，也就是从图11的左侧观看时，导向环50带动摩擦环70逆时针转动所对应于的方向。于是对应地，作为多段凹槽组合体的导槽130轴向上包括容纳有凸起124的正向段132，与其周向相错ε圆周角的反向段134以及连接该两段的过渡段。当离合器C8的工作方向为正时，也就是只可以在正向上传递转矩和超越转动时，其等同于工作方向被设定为逆时针方向的单向超越离合器C1。由于受到定向机构D的周向限制，其导向面54b和94b不可能抵触上。而完全对称地，当凸起124随着定向环120的轴向右移容纳于在导槽130的反向段134时，中介环90将相对导向环50正好转动圆周角ε。于是，离合器C8的工作方向将由正向切换成反向，将只能在反向上传递转矩和超越转动，等同于工作方向被设定为顺时针方向的单向超越离合器C1。届时，导向面54a和94a不可能抵触上。 

显然地，定向机构D的原理和结构也可用于无级地调节单向超越离合器的周向间隙(角)Δ大小的目的，以利于长久地维持其传动精度。 

作为本领域的普通技术人员能够清楚理解，定向机构D的作用，就是可选择地限定中介环90相对导向环50的周向转动区间，以允许或阻止对应于设定圆周方向的导向面54和94相互抵触的方式，致使转动导向机构G在该圆周方向上具有或不具有转动导向作用，从而将离合器C8限定为相应圆周方向的单向超越离合器，达到规定和控制其工作方向的目的。因此，没有必要重复说明单向工作的离合器C8传递转矩和超越转动等的工作过程。 

更进一步地，给定向机构D设置不同的限定或限定组合，以允许或阻止对应于0～2个圆周方向的导向面54和94相互抵触，便可令方向可控的超越离合器具备所有可能的定向状态和对应工况。比如，以图12(b)～(f)所示的导槽130取代图12(a)中导槽130。其中，图12(b)是一个适合于诸如机动车单向滑行器和钓鱼竿中的卷线器的定向方案。当凸起124轴向上位于导槽130的自由段136内时，中介环90相对导向环50的转动圆周角将大于ε。于是，双方在两个圆周方向上的导向面54和94均可相互抵触而不被阻止，离合器将成为在零个方向上超越转动和在两个方向上传递转矩的摩擦联轴器。因此，该定向方案用于舰船动力传动可有效地防止离合器因风浪造成的短暂超越转动所带来的有害冲击。图12(c)比图12(b)多了一个反向段134，该方案可用于机动车的双向滑行器。应该说明的是，为缩短换向运动的轴向距离，图12(c)～(f)中的内径向凸起124均由圆柱体换成为正八棱柱体。 

这里必须顺便说明的是，由实施例一中的说明可知，当ζ＜λ≤ξ时，离合器C8在过载时将打滑，因此，其定位在联轴器工况时将具有安全离合器的功能。更进一步地，例如去除离合器C8中的定向机构D、感应构件152以及弹簧150，将圆周角ε最佳地设置为零，以导向环50耦合原动机，离合器C8将变型为一个过载转矩与摩擦系数无关且精确自适应于动力转矩的无空行程的双向摩擦式安全离合器/联轴器。人们从此将不再困扰于如何精确设定和长久保持过载转矩值的问题。而且，本发明用作联轴器时，还在一定程度上具有自适应于任意偏心度的能力。 

作为对图12(c)的改进，图12(d)中的导槽130设置有取代自由段136的空档段138，该段周向上位于正向段132与反向段134的正中央。与之对应，此时的δ1和δ2的上限均必需小于ε/2。所以，当凸起124轴向上位于空档段138内时，定向机构D将致使导向面54和94在两个圆周方向上均无法相互抵触，也就是在零个方向上相互抵触。转动导向机构G将因此处于失效工况。于是，离合器在两个方向上均绝对超越空转并在零个方向上传递转矩。这样，具有图12(d)所示定向方案的超越离合器，将特别适合于需要随时进行动力切换和在线检修的双动力驱动系统，以取代诸如应用于大型水面舰船和发电机组的SSS同步离合器。然而显然地，由于极少用到反向传动，图12(e)所示定向方案将更适合于水面舰船。而在取消该图中的正向段132之后，所对应的离合器便能用作可无级定位的铰链。另外，采用图12(f)所示的定向方案，可以最简单的方式令方向可控的超越离合器具备绝对分离空转工况、正向工况、联轴器工况和反向工况，使其足以应对最复杂的实际需要。 

如上所述，设置定向机构D的目的，就是以选择性地取消转动导向机构G在 零个、一个或两个圆周方向上的转动导向功能的方式，限定双向超越离合器的工作方向。所以，任何可以实现这种规定功能的机构或装置都可以用作定向机构，而没有特别的限制。其可以位于转动导向机构G的径向之外，径向之内，径向同位，或者端面一侧。比如，设置于中介环90和导向环50或者与该环周向一体转动的诸如限力元件180之间的具有至少一个凸起和至少一个凹槽的轴向型或径向型销槽式嵌合机构。使用可自转的偏心销或偏心槽的常嵌合式便是一个很好的选择，而且其中更可方便地直接加入弹性限定周向间隙的各种弹簧。关于这方面，公知技术中已有很多介绍。例如，本申请人在专利文献CN101117987A和CN101672335A中就公开有众多的实施例，可参阅，此处不再重复，而是将该两份专利文献的全文结合于此。当然，也可以将图11中的圆柱凸轮式的销槽式嵌合机构重复地设置在管形段128与管状基体60之间，只要将定向销122与基准孔/槽126之间的周向自由度设置成不妨碍定向环120相对导向环50的转动，同时，将图12(a)中的导槽130变形为纯轴向的基准导向槽，令定向环120相对中介环90周向固定即可。相关实施例，可参照文献CN101117987A中的关于其图47和图48的说明。 

另外，还应该指出的是，可以在管形段128与管状基体60之间设置诸如凹槽式弹性定位机构，以保持定向机构D工作位置的稳固和所规定工作方向的稳定。而且，为保证任何时候都可进行定向操作，应该最佳地通过诸如弹簧之类的弹性元件来致动定向环120。公知技术中已有很多相关技术方案可资利用，此处不再详细说明，例如，上文所结合的专利文献CN101117987A中的众多实施例。 

不难想到，将定向机构D的设置位置移至图12(a)中的R处，将导槽130设置成纯轴向槽道，而且保证这样的周向间隙设置效果，即，定向环120在两个圆周方向上的转动，其定向销122均首先周向抵触上中介环90而不是导向环50，离合器C8便可变型为可在用作拨爪的定向环120与导向环50之间传递转矩的类似现有技术中带拨爪的所谓双向超越离合器。当然，也可在拨爪/定向环120与导向环50之间直接设置端面传力嵌合机构，或者，将拨爪/定向环120最佳地借助花键同时连接至导向环50和中介环90的内周面，并采用类似图13的总体结构。 

实施例四：具有封装形式二的轴—轴传动式双向超越离合器C9 

参见图13，离合器C9的摩擦环70是一个与两个半圆壳式限力元件160刚性一体的力封闭式组合构件。与前述实施例最大的不同在于，为传递大转矩和提供最高的轴向刚度与强度，该力封闭式组合构件是由两个轴向上刚性一体的半圆壳径向对接而成的组合壳。摩擦环70a和70b分别由轴向两端均设置有环形内径向凸缘的两个限力元件160a和160b的相应的内凸缘充当。两个限力元件160a和160b，以径向共同夹紧套装于管状基体60两端的两个轴承158的形式对接成一个完整的圆周封闭壳，从而将导向环50和中介环90等可转动地封闭于其围成的管形腔中。而由该两个限力元件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完整的环形端面凸缘的外周面上，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。显然，离合器C5和C7～C9均可用作超越联轴器。 

实际上，离合器C9也可以具有轮—轴传动形式，或者更进一步地取消定向机构D而成为传递大转矩的单向超越离合器。这只要将端面凸缘164与环形箍172的形状和安装位置设置成轴向上至少大致对称于左端的端面凸缘162与环形箍170即可。并且，用于脉动无级变速器时其还可只设置一个限力元件160a，而无需限力元件160b和环形箍170。当然，环形箍170也可以借助诸如过盈、方孔、键连接等手段设置在两个限力元件160轴向中部的外周面上，甚至还可以用齿环代替某一环形箍170，或者，采用诸如焊接、铆接或螺拴连接等方式，将两个限力元件160紧固成一个固定整体。更进一步地，可以仿照图10～11所示，去掉导向环50上向右延伸的管状基体60，再将摩擦环70独立出限力元件160，以得到轴—轴传动形式的超越离合器。其中，力封闭式组合壳/构件单一地由限力元件构成，且该组合壳/构件相当于传力摩擦机构F2中传递转矩的一个摩擦片。 

参见图13，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166a和166b。为减小磨损而设置的膨胀型弹性开口环式的感应构件152，弹性地张紧在中介环90的内周面上，以构成感应型的回转摩擦副。设置于其端面的凸起153活动地嵌入设置在两个摩擦环70a与70b对接面之间的缺口中(未示出)，以使其跟随摩擦环70一体转动。为适应封闭壳相对导向环50回转的特点，定向机构D的定向环120径向上位于两个限力元件160的内周面与导向环50以及中介环90的外周面之间，其内周面的两端分别设置有凸起124a和124b。凸起124a径向收容于设置在导向环50外周面上的导槽130内，凸起124b径向收容于设置在中介环90外周面上的基准孔/槽126内。相应地，还设置有致动定向机构D的包括致动环140和波形弹簧142的致动机构。其中，端面上设置有一组轴向致动销的致动环140可滑动地套装在两个限力元件160的相应外周面上，通过设置于该元件上的一组相应的轴向孔，致动环140便可借助其致动销轴向左移定向环120，以实现方向的改变和固定。而设置在定向环120与限力元件160的左侧内端面之间的弹簧142，可以复位方式轴向右移定向环120和致动环140。 

离合器C9可最佳地用作机动车的可控滑行器。当以导向环50与发动机耦合时，其过载打滑的方向特性，正好可以确保大转速差滑行状态中的离合器因加速或制动而突然接合的过程是柔性的摩擦滑转式而非刚性的顿挫式。 

典型应用实例举例 

图14示出的是应用本发明的单向轴承/单向超越离合器C10(未示出防尘盖)。该离合器C10包括由具有外滚道的导向环50、具有内滚道的外环190及一组滚珠192组成的轴承部分，以及由导向环50、中介环90及摩擦环70组成的超越离合器部分。其中，最佳地通过诸如直花键连接至外环190内周面的摩擦环70，与中介环90以及设置在导向环50外周面上的外截锥面凸缘66分别组成截锥面型的牵引摩擦机构F1和传力摩擦机构F2，以增大转矩传递能力和极限角ξ。转动导向机构G的螺旋导向齿分别设置在中介环90的内周面与导向环50的外周面上。弹簧150 最佳地具体为可轴向压缩的盘形扭簧，其一个端头嵌入中介环90外端面的相应轴向孔中，另一个端头嵌入导向环50外周面的相应径向孔中。 

基于前述优点，离合器C10显然可以取代现有技术中的CSK型单向离合器，并且具有更大的承载能力。而为进一步减小径向尺寸，还可以将导向环50直接形成在传动轴上，将摩擦环70直接形成在外环190上，且用滚针轴承替代滚珠192并增布于中介环90与外环190之间。如此得到的无内环超越离合器的内径至少可以小至现有技术的3毫米，而其转矩传递能力将显然地大于现有技术的仅靠一个线接触摩擦机构的0.2牛米的水平。容易理解，也可用径向上完全翻转离合器C10的方式得到其无内环的变型。 

图15示出了应用本发明的液力变矩器的导轮实施例C11。其中，与导向环50形成为一体的导轮196通过卡环184可旋转地固定在静止环194的外周面上。通过花键周向固定在静止环194外周面上的摩擦环70，与中介环90的内截锥面以及导向环50的内端面分别组成牵引摩擦机构F1和传力摩擦机构F2。转动导向机构G的螺旋导向齿分别设置在中介环90的外周面与导向环50的内周面上。 

如图16所示，实施例C12是包括有本发明的装载机变速器的二轴总成。其大齿轮204与导向环50形成为一体，并通过轴承径向定位在小齿轮200的向一端延伸的轴上。通过花键与小齿轮200上的环形端面凸缘202周向固定的摩擦环70，与中介环90的外截锥面以及大齿轮204的端面周向凹槽的内端面分别组成牵引摩擦机构F1和传力摩擦机构F2。转动导向机构G的螺旋导向齿分别设置在中介环90的内周面与导向环50的外周面上。 

图17示出的是应用本发明的诸如自行车或电动助力车等的飞轮实施例C13。其中，设置有链轮齿222的飞轮外环220，通过两组滚珠192以及飞轮盖224可转动地固定在充当飞轮内环的导向环50上。与实施例C10相同，为不对滚珠192产生轴向力，摩擦环70最佳地通过诸如花键连接方式周向固定在外环的内周面上。而且，除了传力摩擦机构F2的回转型摩擦面改为端平面，弹簧150改为波形弹簧外，超越离合器机构完全同于图14所示。显然，上述飞轮的接合空行程或溜滑角近几乎为零，并且，承载能力相较棘轮式飞轮至少不为小。 

图18示出的是应用本发明的电动助力车轮毂实施例C14。其中，绕轴线X回转的与导向环50和限力元件180刚性一体的轮毂外壳206通过轴承158径向固定在轮毂轴216上，其内安装有减速器基架214。减速器基架214内安装有相互固定成一体的齿轮210和轴齿轮212。绕轴线X回转的电机的空心输出轴齿轮208驱动与其啮合的齿轮210，通过轴齿轮212再驱动与后者啮合的摩擦环70。摩擦环70空套在导向环50上，并与限力端部188的内端面以及中介环90的外端面分别组成传力摩擦机构F2和牵引摩擦机构F1。转动导向机构G的螺旋导向齿分别设置在中介环90的内周面以及导向环50的外周面上。 

图19示出的是应用本发明的摩托车电起动超越离合器实施例C15。其中，环形径向凸缘状的摩擦环70刚性一体地形成在起动齿轮盘198的内孔中，并被可滑 转地设置于该内孔中的中介环90，以及位于导向环50上的环形径向凸缘式限力端部188两者从轴向两端可滑转地夹持住。这里，盘形或可轴向压缩的盘形扭转弹簧150还具有轴向限定中介环90的作用。 

显然，若将图14、16～19中导向环50和中介环90分别比作螺栓和螺母，摩擦环70比作被联接件，则所述典型应用便相当于在“螺栓”与“被联接件”之间单向传递转矩。但同样显然地，它们的工作机理和使用目的有着本质的不同，不经创造性的思维劳动，仅由“螺栓”和/或“螺旋”的现有技术理论和常识出发，理论上和现实中都不可能“逻辑地”推导出或联想出所述典型应用和/或本发明的技术方案。因为首先，现有技术中没有任何可识别的相关技术启示。其次，除背景技术的简述之外，现有技术中涉及空间机构的超越离合器还包括至少有40多年历史的SSS同步离合器，以及本申请人在中国专利文献CN101672335A中公开的导向式牙嵌超越离合器。而更久远地，从阿基米德发明螺旋提水工具至今，人们认识和应用螺旋的转动导向原理的历史已有2230年，使用现代机器制造螺纹/螺栓等的历史已超230年，而且其踪影早已无所不在。因此，如果存在相关技术启示而人们仍然在任何使用条件下和任何技术创新中都不去尝试该更好的技术方案，那是无法解释的。再次，虽然有些相关文献涉及到了基于轴向力的各种空间运动机构，但囿于现有技术原理、惯性思维的束缚和技术偏见，并没有因此真正认识到和揭示出相关空间机构和平面机构的相关摩擦副不打滑地稳定接合的工作机理和物理本质，因此，也就不可能提出本发明的技术方案。 

另外，本发明显然可以取代本申请人在专利文献CN201331541Y和CN101504065A中所指称的超越离合器，以用于运动/转动方向的指示和传感的目的。 

由以上说明不难发现，凭着跨时代性质的和全方位的绝对优势，本发明不仅具有取代现有技术的巨大潜力，而且更具有促使超越离合器向更高转矩/功率、更高转速、更高变换频率、更大和更微小尺度，以及更多的机械传动领域显著拓展其应用深度和广度的巨大潜力。无论是诸如大型还是微型传动，精确分度还是高速/高频传动，或者各类减速传动、定位铰链和扳手，本发明都将有效解决现有技术中难以解决的各种相关问题。比如，在包括飞机发动机等在内的所有可自驱动的原动机的起动装置中应用本发明，可最佳地实现起动机与原动机的恒久连接、过载保护和快速起动，彻底去除包括电磁开关在内的所有非必需机构；将依据本发明的单向超越离合装置设置在诸如内燃机的输出轴与其机座之间，可最经济最可靠地实现防止内燃机反转的目标，从而以最简单方式最终免除人们为防止起动系统或人员不受反转危害而可能付出的所有努力和花费，以及最终免除人们为使内燃机燃油电子喷射系统正确工作而在其转角测定中为去除反转影响而可能付出的所有努力和花费。 

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 (16)

1.一种空间楔合式摩擦超越离合器，包括：

空间楔形机构，其具有绕一轴线回转的轴向接合的至少一个牵引摩擦机构，以及为该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，所述牵引摩擦机构包括与所述轴线共轴线并均设置有回转摩擦面的摩擦环和中介环，所述转动导向机构包括与所述轴线共轴线并均设置有相应导向面的导向环和所述中介环；其特征在于：

当空间楔形机构楔合时，所述中介环与所述导向环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的最大值。

2.按权利要求1所述的超越离合器，其特征在于：所述升角λ大于ζ，即，ζ＜λ≤ξ，其中，ζ是能够令所述导向摩擦副自锁的所述升角的最小值，也是令所述回转摩擦面之间相互抵触所形成的牵引摩擦副自锁的所述升角的最大值，ξ的含义同上。

3.按权利要求1所述的超越离合器，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。

4.按权利要求1所述的超越离合器，其特征在于：

(a)还包括至少一个限力元件；

(b)所述导向环、所述中介环和所述摩擦环中的至多一个是包括所述限力元件的组合构件，以从外端限定其余两个所述环的最大轴向距离；

(c)还包括传力摩擦机构，其具有所述导向环与所述摩擦环，以在该两个环之间以摩擦形式直接传递转矩。

5.按权利要求4所述的超越离合器，其特征在于：

(a)在两个不同的圆周方向上，所述转动导向机构均具有转动导向功能；

(b)还包括定向机构，其用于将所述中介环限定在相对所述导向环的至少两个不同的周向区域内，以可选择地允许双方的对应于0～2个圆周方向的导向面相互抵触的方式，规定所述超越离合器传递转矩和超越转动的圆周方向。

6.按权利要求5所述的超越离合器，其特征在于：所述定向机构是销槽式嵌合机构，其具有至少一个凸起和至少一个凹槽，分别设置在所述中介环上，以及所述导向环和与该环周向固定的转动构件中的一个上。

7.按权利要求5～6任一项所述的超越离合器，其特征在于：还包括致动机构，其用于改变所述定向机构的定向状态。

8.按权利要求1～6任一项所述的超越离合器，其特征在于：还包括弹性预紧装置，其用于将所述中介环或与该中介环周向固定的转动构件，弹性地至少抵触在所述摩擦环上，以利于所述中介环在反超越转动的初始时刻，将所述摩擦环和所述导向环楔合成一个转动整体。 

9.按权利要求1～6任一项所述的超越离合器，其特征在于：

(a)所述导向环的所述导向面是螺旋型齿面，其设置在所述导向环的端面、内周面或外周面上；在轴平面内，该螺旋型齿面与所述轴线之间的夹角大于0°，小于180°；

(b)所述中介环的所述导向面，是与所述导向环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环的端面、外周面或内周面上。

10.按权利要求9所述的超越离合器，其特征在于：所述导向环是与所述限力元件刚性一体的所述组合构件，所述螺旋型齿面分别设置在所述导向环和所述中介环二者的相应的内周面和外周面上。

11.按权利要求1～6任一项所述的超越离合器，其特征在于：所述限力元件是具有中心圆孔的杯形壳，所述组合构件还包括至少一个用以将其紧固成一个整体的紧固件。

12.按权利要求1～6任一项所述的超越离合器，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两个环形箍，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壳，设置有轴向贯穿其中的中心圆孔，以及设置有对称于所述轴线的内部管形腔，其两侧环形外端面的径向内侧部位设置有环形端面凸缘，两个所述环形箍从径向外侧分别紧箍在该两个端面凸缘的外周面上，以固定所述组合壳。

13.按权利要求1～6任一项所述的超越离合器，其特征在于：所述牵引摩擦机构和所述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°而小于180°的截锥面。

14.按权利要求1～6任一项所述的超越离合器，其特征在于：所述牵引摩擦机构是多摩擦片式摩擦机构，其具有与所述摩擦环和所述中介环分别周向固定连接的两组轴向交错排列的各至少一个摩擦片。

15.按权利要求1～6任一项所述的超越离合器，其特征在于：所述传力摩擦机构是多摩擦片式摩擦机构，其具有与所述摩擦环和所述导向环分别周向固定连接的两组轴向交错排列的各至少一个摩擦片。

16.按权利要求1～6任一项所述的超越离合器，其特征在于：还包括至少一个具有离心构件和相应的离心力作用面的离心机构，所述离心构件和所述离心力作用面分别设置在所述中介环上，以及所述导向环或与该环周向固定的转动构件上。 

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