CN203702922U - 空间斜撑式超越离合器、联轴器、铰链和传动轮 - Google Patents

Abstract

本实用新型之空间斜撑式超越离合器的特征在于，其一组斜撑子是分别轴向地斜撑在一环状空间的两个相互面对的内壁面上，所形成的斜撑机构是一个空间机构。而该环状空间由形成有轴向力封闭式周向凹槽的凹槽环，以及位于该周向凹槽中的用于承受轴向夹紧力的盘形承力环共同限定。本实用新型的特点在于，可具有球面斜撑子的完全面接触变型，可没有同轴度的要求，可按需增大摩擦角，可绝对消除斜撑子翻转的可能，线接触型的斜撑摩擦副不受斜撑子工作姿态的影响，超越／空转时的摩擦阻力更小且与离心力无关。因而，相对现有技术，本实用新型显著地倍增了工作转矩、转速、可靠性和使用寿命，同时，还显著降低了制作和使用的成本，实现了工作的静音化。

Description

空间斜撑式超越离合器、联轴器、铰链和传动轮

相关申请

本申请要求本中请人提出的中国专利申请201320097392.9的优先权，该在先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离合装置，包含该离合装置的诸如联轴器、制动器、逆止器、差速器、单向传动装置、不可逆传动装置、摩擦传动轮、无级定位自锁的铰链／转轴、座椅调角器、座椅升降装置、扳手和螺丝刀之类的摩擦传动和／或制动装置，以及，为该类摩擦传动和／或制动装置提供轴向接合力的自动加压机构，特别涉及一种摩擦类的超越离合器。

背景技术

公知地，现有技术中的斜撑式超越离合器(其圆周滑道的径向高度恒定，无任何楔形区间或空间，传动机理是两斜撑摩擦副的同时自锁而绝非空间受挤压的楔合，但在国内常被误称为楔块式超越离合器)具有如下技术缺陷。即，因空转阻力转矩敏感于离心力而致使工作转速和使用寿命均较低；因斜撑子的自转轴线难以平行于离合器的回转轴线而增加了结构复杂程度和制作成本，例如，常需设置精密的辅助机构；因实际斜撑角太小例如难以超过5.4°而致使斜撑力过大但传动能力却不够大，同时还致使斜撑子容易翻转失效，在导致其对同轴度要求近乎苛刻之际，更降低了其工作可靠性。

几何参数上，当斜撑角约为4°之际，斜撑子的斜撑长度仅仅比其所处均匀滑道的径向高度大了不过约0.25％(5°时为1／cos5°-1≈0.38％)，相对于一般径向高度例如10mm的滑道，该斜撑长度所对应的基本尺寸仅为约10.025mm。显然，具有该相差无几的基本尺寸的斜撑子的制作公差和分组装配等，自然变得极为严苛和麻烦，同时，斜撑子也更易磨损失效和因弹性变形而翻转。毕竟，在离心力的持续作用下，磨损掉对应于0.025mm的材料厚度或斜撑变形量上限高度／数值，并不需要多长的时间。而且，在高强斜撑力的作用下，常常呈完全中空状的内、外环的受力部位的径向变形量，也不难超过该变形量上限数值。

另外，公知的摩擦类联轴器、铰链和传动轮，多存在可摩擦打滑的缺陷。

发明内容

本发明致力于消除、克服或至少减轻现有技术存在的上述不足。

本发明要解决的技术问题是提供一种具有更高工作转速、更长工作寿命、更高工作可靠性、可显著降低同轴度要求的空间斜撑式超越离合器。

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斜撑式联轴器，其具有结构破坏前绝不打滑的传动特性。

本发明要解决的再一技术问题是，提供一种依靠摩擦力实现止转目的且可无级定位自锁的空间斜撑式铰链，其具有结构破坏前绝不滑转的定位特性。

本发明要解决的最后一个技术问题是，提供一种依靠摩擦力传递转矩的空间斜撑式传动轮，其具有结构破坏前绝不打滑的传动特性。

为解决上述技术问题，本发明之空间斜撑式超越离合器包括，绕一轴线回转并至少用以提供轴向封闭功能的至少一个凹槽环，其同轴线地形成有一个至少大致半周的周向凹槽；绕所述轴线回转并至少用于承受轴向双侧压力的承力环，其至少部分地且可转动地位于所述周向凹槽中；设置在周向凹槽中且最少为一个的至少一组斜撑子，其均具有两个承力面并以朝同一圆周方向倾斜的方式位于承力环的至少一个轴向端；以及，至少一个预紧弹簧，其至少间接地连接至同一组的每一个斜撑子，以致使该一组斜撑子轴向上至少间接地分别持续抵触相连至上述周向凹槽的一壁面以及承力环的内端表面，并同时致使该承力环持续地抵触至周向凹槽的另一壁面，以形成直接传递摩擦转矩的回转式传力摩擦机构F2；其中，在向同一圆柱面的径向投影中，上述斜撑子的斜撑力的作用线与所述轴线之间的夹角，称为斜撑角且大于零，但小于等于转矩传递路径中的经由斜撑子的那一个分支路径中的所有相关摩擦机构的当量摩擦系数，所分别对应的各摩擦角中的最小的那一个。

优选地，承力环的径向外侧设置有环形端面凸缘，该凸缘轴向延伸至斜撑子的径向外侧，以外径向地限制斜撑子的几何位置。

可选地，凹槽环是环状袋形构件，其设置有绕上述轴线回转的内周面，位于该内周面上的大致半周的周向凹槽，以及由该袋形构件的外周面连通至该周向凹槽的入口。

为确保解锁／分离转矩恒等于零，上述夹角的最小值不再是大于零，而是大于等于传力摩擦机构F2的传力摩擦副的当量摩擦系数所对应的摩擦角ρ₂。

可选地，斜撑子是柱状构件，其两个承力面由同一平面上的曲率中心不相重合的两段外凸型曲线沿同一直线方向延伸而成。

最佳地，斜撑子是通过紧固和非紧固方式之一相连接的组合构件，其中的两个组成构件包括有球冠。

可选地，滑靴环的摩擦面与周向凹槽的上述一壁面或承力环的内端表面所构成的回转式牵引摩擦机构F1，具有多摩擦片式摩擦副，其包括有与滑靴环以及周向凹槽分别不可旋转相连且数量上均最少为一个的轴向交错排列的两组摩擦片。

可选地，上述牵引摩擦机构F1，也可具有截锥面型摩擦副。

更佳地，还可包括直接传递转矩的嵌合机构，其相互嵌合的至少一对凸起和凹槽分别设置在承力环与拨爪环双方相对的环形端面上，同时，嵌合机构在两个圆周方向上的周向自由度，分别大于拨爪与两个解锁凸起在相同圆周方向上的周向间隙。

可选地，传力摩擦机构F2也可具有多摩擦片式摩擦副，其数量上均最少为一个且轴向交错排列的两组摩擦片，不可旋转地分别连接至承力环和周向凹槽。

可选地，还包括至少一个离心机构，该离心机构包括离心构件和离心力作用面，离心构件和离心力作用面分别设置在滑靴环和承力环上。

为解决上述另一技术问题，本发明之空间斜撑式联轴器，包括上述的空间斜撑式超越离合器，且斜撑子为倾斜方向互反的两组，滑靴环为径向上可转动地相互套接的两个。

为解决上述又一技术问题，本发明之可无级定位自锁的空间斜撑式铰链，包括上述的空间斜撑式联轴器，不可旋转地设置在周向凹槽中的衬环，以及绕所述轴线设置的无级支撑机构，该机构设置在限力件和衬环之间，以轴向上无级移动该衬环的方式，建立限力件与承力环、斜撑子以及滑靴环之间的轴向力封闭式抵触连接。

为解决上述再一技术问题，本发明之空间斜撑式摩擦传动轮包括，绕一轴线回转并具有轴向封闭功能的外径向凹槽环，该凹槽环是一个形成有绕所述轴线回转的外径向周向凹槽的组合构件，其用于限定出周向凹槽的设置有外凸缘的轴状限力件与设置有回转型壁面的限力环不可旋转地相连接，其固定件固定地连接至限力件的远离外凸缘的外周面上，以轴向限制限力环远离外凸缘的趋势；设置在周向凹槽中且数量上最少各为一个的至少两组斜撑子，该两组斜撑子均具有两个球冠状承力面并以圆周倾斜方向互反的方式抵触至周向凹槽的同一壁面；可转动地设置在周向凹槽中的至少一个滑靴环，其轴向内端面抵触至两组斜撑子的同一轴向端的承力面，其轴向外端外环侧设置有回转型摩擦面；以及，与两组斜撑子的承力面抵触相连的上述一壁面和内端面上，均互补地设置有数量相同的两组球冠状凹穴，用以对应地收纳两组斜撑子的相应承力面；当作用于滑靴环的轴向外端的摩擦力致使滑靴环通过两组斜撑子抵触至周向凹槽的上述同一壁面时，两组斜撑子的斜撑力的作用线在同一圆柱面的径向投影中与轴线之间所分别形成的两组夹角，即为两组斜撑角且均大于零，但又均分别小于等于经由各自对应的一组所述斜撑子的转矩传递分支路径中的所有相关摩擦机构的当量摩擦系数所分别对应的各摩擦角中的最小的那一个。

本发明的更多的改进方案，由具体实施方式部分给出。

相对现有技术，依据本发明的空间斜撑式超越离合器，因其斜撑子的支撑面或为垂至于回转轴线的平面，或为凹穴状的球冠，从而具有了更高的工作转矩、工作转速和工作可靠性，以及更强的耐磨性和更长的使用寿命等优点。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是根据本发明的具有线摩擦副的超越离合器的轴向剖面示意图。

图2是图1视图中的凹槽环的左视图。

图3是图1视图中的一组斜撑子的左视图。

图4是图1视图中的预紧弹簧的左视图。

图5是根据本发明的具有衬环和线摩擦副的超越离合器的轴向剖面示意图。

图6是根据本发明的具有面摩擦副的超越离合器的轴向剖面示意图。

图7是图6视图中的承力环的左视图。

图8是根据本发明的多摩擦片式超越离合器的轴向剖面示意图。

图9是图8视图中的一个凹槽半环旋转90^°角后的左视图。

图10是根据本发明的截锥式超越离合器的轴向剖面示意图。

图11是根据本发明的双联型超越离合器的轴向剖面示意图。

图12是根据本发明的双向不可逆传动装置的轴向剖面示意图。

图13是图12视图中的拨爪环和两个滑靴环的位置关系的左视示意图。

图14是图12中与拨爪相关的各构件的齿廓，向同一外圆柱面径向投影的局部展开示意图；双点画线部分，是左视图12时其对中凹槽的展平示意图。

图15是根据本发明的联轴器的轴向剖面示意图。

图16是根据本发明的具有单一外壳的铰链的轴向剖面示意图。

图17是根据本发明的具有组合外壳的铰链的轴向剖面示意图。

图18是根据本发明的多绳传动轮的轴向剖面示意图。

图19、20是两种球面型斜撑子的侧向示意图。

图21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22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。

具体实施方式

必要说明：为简洁明了，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或有变型时给予必要的说明。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：具有柱面斜撑子的空间斜撑式超越离合器C1

显然，由于仍然是基于摩擦自锁的斜撑机理而构成和工作的传动机构，因此，根据本发明的空间斜撑式超越离合器，同样包括最基本的四种构件。即，用于分别对外直接耦合并传递转矩的两个环状构件，在该两个环状构件之间传递转矩且数量上至少为一个的一组斜撑子，以及，致使该一组斜撑子的轴向两端均持续地处于摩擦抵触状态的预紧弹簧。

具体地，参见图1～4、21示出的空间斜撑式超越离合器C1。作为本发明的最简实施例，超越离合器C1包括绕轴线X形成并具有轴向力封闭功能的凹槽环80。该凹槽环80最佳地是一个环状袋形构件，其绕轴线X形成的内周面82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92。该周向凹槽92的约半周的内表面，最佳地沿两相互平行或相互远离的切线方向H和H′，延伸至凹槽环80的外周面，并形成矩形横截面状入口88。周向凹槽92的圆柱状内表面94，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，并形成两个至少相互平行的周向壁面95。于是，周向上依次可滑转地设置在承力环60内端表面72上的一组斜撑子50等，便可沿图2中空心箭头所指方向，随同承力环60一道经入口88直接纳入周向凹槽92，并被轴向可滑转地穿过凹槽环80并延伸至承力环60内孔中未示出的传动轴，径向定位在轴线X上。

另外，为增强凹槽环80的环状端部84和／或86的轴向刚度，该两个环状端部的内径侧，可最佳地设置一个如图1所示的环形端面凸缘89。

如上所述，绕轴线X可滑转地设置在周向凹槽92内的承力环60，包括承受轴向夹紧力且最佳地呈平盘状的基体环70，位于基体环70外径侧的环形端面凸缘66，以及，位于基体环70内径侧且内周面上设置有诸如花键齿面或传力特征曲面68的管状基体64。基体环70的端平面型传力摩擦面74，直接抵触至周向凹槽92的一个壁面98，最佳地形成一个具有绕X轴回转的完全面接触式传力摩擦副的传力摩擦机构F2，以直接传递摩擦转矩。基体环70的垂至于轴线X的内端表面72，与周向凹槽92的另一个壁面96，以及管状基体64的外周面和环形端面凸缘66的内周面，共同限定出一个绕轴线X回转的平盘形环状空间。数量上最少为一个且总体上呈柱状的一组斜撑子50，以自身轴线至少呈大致放射状的姿态，周向均布并被径向限制在该环状空间内。

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。

参见图3、4、21，斜撑子50实际上是由曲率中心不重合的两段外凸型曲线和两段连接线所围成的平面封闭图形，沿该平面的法线延伸一个不大于上述环状空间的径向高度所得到的柱状构件。其中，两段外凸的曲线沿所述法线方向延伸成两个相互平行的柱面型承力面52和54，两段连接线同步地延伸成两个侧面55。最佳地，该两个承力面52和54分别是两个圆柱面的一部分。两个侧面55最佳地变型为内径向地相互逐渐靠近成V形横截面的平面，并以致使任意两个相邻的侧面55之间具有均匀的周向间隙ε为最佳。

继续参见图3、4、21，预紧弹簧100是一个位于径向平面内的呈封闭环状的蛇形钢丝弹簧，其包括一组内周节段102，外周节段104和径向段106，以及，由它们所限定的开口状内径向凹口107和外径向凹口108。制作时，该弹簧的两个端头，被最佳地焊接在一起或用其它手段固定在一起。

设置上，上述构件具有这样的效果。即，一方面，斜撑子50的承力面52和54以同时形成两组不可打滑的线接触型斜撑摩擦副的方式，分别刚性地抵触至其支撑面也就是壁面96和内端表面72上，其间的与斜撑力的指向所重合的直线／平面，亦即连接在直线状抵触部位T₁与T₂之间的斜撑面／线S，也称斜撑长度S，与轴线X或者壁面96和／或内端表面72的法线形成一个夹角。如图21所示，该夹角在回转圆柱面上的径向投影即为斜撑角ψ，其取值区间是，0<ψ≤ρ_min。其中，ρ_min是所有各组斜撑摩擦副的当量或平均摩擦系数例如μ_T1和μ_T2所分别对应的摩擦角中的较小的那一个。

另一方面，当一组斜撑子50a和50b分别对应地纳入一组内、外径向凹口107和108中，分别设置在斜撑子50a和50b的径向内、外侧端面上的周向贯通式直线凹槽56和58，可以完整地收纳对应的内、外周节段102和104，并致使预紧弹簧100处于相应的弹性变形状态。于是，预紧弹簧100可以通过内周节段102与直线凹槽56内壁，以及外周节段104与直线凹槽58内壁的扭转性持续抵触，致使一组斜撑子50a和50b以相同的自转方式，例如，以图21所示的逆时针自转方向，轴向上持续地分别抵触至壁面96和内端表面72。同时，周向间隙ε应最佳地大到可以间隙地收容径向段106的程度。

装配时，先将斜撑子50、预紧弹簧100和承力环60装配成一个组件，再以致使所有斜撑子50相对承力环60朝所需的同一圆周方向倾斜或倾倒的姿势，例如，朝图21中箭头P所指的方向，由入口88径向地一起置入周向凹槽92。当然，边转动边置入方法会更好，例如，朝左视图1时的顺时针方向转动，亦即朝图21中箭头R所指方向转动。

超越离合器C1的工作过程非常简单。即，当承力环60开始持续地具有沿图21中箭头P所指方向相对凹槽环80转动的趋势的初始瞬间，弹性预紧状态中的斜撑子50将以公知的方式，即刻刚性地斜撑在壁面96和内端表面72上，在致使两组线接触型斜撑摩擦副绝对自锁之际，还以形成轴向力封闭式抵触连接的方式，致使传力摩擦面74与壁面98之间的回转式传力摩擦机构F2，也同步地进入摩擦自锁的静摩擦状态。从而致使承力环60、凹槽环80和一组斜撑子50以摩擦自锁的接合方式，连接或接合成一个转动整体。

于是，由承力环60内孔中的传动轴传入的驱动转矩M₀，分成经由斜撑子50传递的斜撑式摩擦转矩M₁，以及经由传力摩擦机构F2直接传递的摩擦转矩M₂，分别传递给凹槽环80，再经凹槽环80内、外周面或端面上公知的传力特征曲面93(未示出)，传递给未示出的其它构件。其中，M₀=M₁+M₂。显然，源自自激励效应的上述胀紧式斜撑力、轴向夹紧力和各摩擦力的大小，均完全自适应地正比于M₁，也就是作为自激励动力源头的M₀，而且，转矩也可按相反路径传递，却不会产生任何实质差别。

之后，在承力环60开始持续地具有沿图21中箭头R所指方向相对凹槽环80转动的趋势的初始瞬间，也就是自激励的源头转矩实质撤除之际，无论是自然的惯性分离还是被动力驱动所致，自激励效应都将即刻消失。亦即，一组斜撑子50的斜撑作用，都将以公知的方式同步消失或被解除。所有传力用摩擦副上的正压力，将随着所述斜撑作用的消失而一同消失，斜撑摩擦副和传力摩擦机构F2将即刻同步地解除摩擦自锁状态并转入非自锁的可滑转状态。于是，超越离合器C1结束接合并开始超越转动，其承力环60随即相对凹槽环80沿R方向摩擦滑转，一组斜撑子50则转入随机的摩擦滑转工况。

至此，本领域的技术人员不难发现，虽然都是基于摩擦自锁的斜撑机理而构成和工作，虽然斜撑关系或斜撑式抵触连接都发生在绕轴线X回转的环状空间内，但超越离合器C1与现有技术最关键和最本质的不同之处在于，现有技术中的斜撑子是分别大致径向地斜撑在该环状空间的内、外两个圆柱面上，所形成的斜撑机构是一个平面机构，而根据本发明的超越离合器C1中的斜撑子50，则是分别大致轴向地斜撑在该环状空间的两个轴向壁面上，所形成的斜撑机构是一个空间机构。

具体地，相较现有技术，依据本发明的空间斜撑式超越离合器C1的区别特征在于：两个斜撑角完全相等；作为被斜撑的环形壁面96和内端表面72，均为曲率半径等于无穷大且法线绝对不垂至于轴线X的平面；直线状的斜撑摩擦副能否自锁，与斜撑子50所处径向位置无关，与其是否沿径向延伸无关；斜撑摩擦副以及传力摩擦机构F2的传力摩擦副的正压力，与工作转速及离心力绝对无关；以及，具有直接传递转矩的回转式传力摩擦机构F2。因此，相较现有技术，超越离合器C1至少具有如下所述的有益效果。

第一，至少大约倍增的传动能力。显然地，同等条件下，斜撑路径中的最小斜撑角的增大直接提升了可传递的斜撑式摩擦转矩M₁，而传力摩擦机构F2传递的转矩M₂又约等于M₁，因此，M₀≈2M₁。而如果将传力摩擦机构F2和／或牵引摩擦机构F1设置成具有多摩擦片的结构型式，参见图8，传动能力的增长倍数还可更高。同时也意味着，具有同等传动能力的本发明可至少成倍地降低其斜撑力及接触应力强度。

第二，更高的工作转速和使用寿命——因摩擦力与离心力无关。同等条件下，超越转动时的空转摩擦阻力和磨损更小且几乎恒久不变。

第三，更小的溜滑角。显然，凹槽环80的对应于U形内表面94的环形连接段的轴向刚度，要远远大于现有技术的中空式内、外环的径向刚度。亦即，传动状态中凹槽环80的轴向变形量相较现有技术的径向变形量将远远为小。因此，离合器的溜滑角将显著小于现有技术的约7°，并可因此扩大使用范围。例如，可用于脉动式无级变速器中，以传递相较更高的转矩和适用于更高转速。

第四，单个斜撑子更不易翻转失效，工作可靠性更高。一方面，相对于现有技术的中空式管状圆环，以U形内表面94所对应的环形段承受轴向拉力的凹槽环80，必然具有相较更强的抗变形能力，也就是更高的刚度。而且，相较平直的悬臂梁，抗弯力中包括圆周向拉应力的环状端部84的轴向刚度也将显著为高。另一方面，相对于同等的当量摩擦系数和同等的斜撑空间垂直跨度，平面状被斜撑表面相较曲面状被斜撑表面，当然具有更长的斜撑距离／长度，以及更高的斜撑变形量上限。

例如，假定斜撑空间垂直跨度仍为10mm，最大斜撑角为5°，内环外径为84mm的现有技术，其斜撑长度／斜撑线S便只有10.0308mm，亦即理论上确保斜撑子50不翻转的斜撑变形量上限是0.0308mm。而本实施例中，该对应的斜撑长度／斜撑线S是10.0382mm，对应的变形量上限是0.0382mm，增长了24％。

第五，全寿命周期内，同轴度从此不再是个问题。显然，依据本发明的超越离合器，其对制造和使用安装时的同轴度要求不再苛刻，一般即可，而且还不受径向力和轴承精度的影响，甚至不再必需配置径向定位用的轴承便可正常工作。因而，显著地降低了制作和使用成本，以及使用时对安装精度的要求。

实际上，因斜撑子50可自适应于所遇到的任意装配精度或偏心度，该同轴度在例如用作逆止器时甚至可以是没有要求的，只要能够保证斜撑子50不抵触至周向凹槽92的U形内表面94即可。因此，该特征将致使斜撑式超越离合器的工况和寿命得以显著改善，降低使用时的安装和维护要求，必将显著扩展其应用领域和寿命。例如，用作车辆电起动系统中的单向器时，用作车辆的例如发电机的单向皮带轮时，以及，用作减速器高速轴端的逆止器时。

第六，对预紧弹簧100或者保持架的制作和装配要求不再苛刻。如上所述，只要能保证斜撑子50的柱状承力面52和54分别抵触至壁面96和内端表面72，斜撑摩擦副就必然是完整的和线接触型的，只要线接触斜撑摩擦副的接触线T₁或T₂不重合于其自身绕轴线X的回转圆的切线方向，承力环60与凹槽环80之间的相对转动，就一定能够致使斜撑子50自适应转动并建立起摩擦自锁的斜撑关系。也就是说，斜撑子50具有自适应的纠偏能力或自归正能力，工作中的可靠性将显著提高，不可能出现现有技术中的单个斜撑子因姿态改变而只能局部地建立起斜撑关系的情况。

例如，当现有技术中的斜撑子的自转轴线不平行于轴线X之际，该斜撑子将通过其轴向两端与外环内周面的抵触，以及其轴向中部与内环外周面的抵触，建立起三点式的径向斜撑关系。显然，这样的斜撑摩擦副是不完全的线接触型，极易因应力过大而损坏相关表面。但是，假定此时的内外环的半径增至无穷大，该径向斜撑式抵触连接便可由三点式转化为本申请的完全线接触型。

无庸置疑，与现有技术一样，设置预紧弹簧100的目的，就是致使斜撑子50持续地具有绕自身转轴自转的趋势，以使其承力面52和54可以持续地分别抵触至壁面96和内端表面72。因此，只要能够达成该设置目的，其可以是包括橡胶和塑料的任意材质的弹性元件，可以具有任意的几何形状、数量以及设置位置和设置方式等。

当然，为保证所有斜撑子50始终处于理想的工作位置，也可参照现有技术设置一个公知的环状保持架。例如，均布有分别对应地收纳每个斜撑子50的一组径向延伸孔的环状弹簧片。甚至，该保持架的功能也可通过在承力环60上设置圆柱型凹槽的更简单方式提供。即，参照现有技术，在内端表面72上呈放射状地设置一组分别对应地收纳各个斜撑子50，并与其承力面54具有互补式构造的例如部分圆柱型凹槽面的凹穴。这样，两者之间的摩擦角ρ_T2将扩大至接近90°，ρ_min便只能等于斜撑子50与壁面96之间的必然较小的摩擦角ρ₁。

容易想到，在实施例一中，外径向地限制一组斜撑子50的环形端面凸缘66，除可以变型为一个独立于承力环60的单独设置的圆环外，其本身也不是必需的，其径向限制作用，完全可以由一个具体为封闭环状的螺旋拉簧式预紧弹簧100提供。届时，该预紧弹簧100贯穿地设置在每一个斜撑子50的径向外例的直线凹槽58中，而所有斜撑子50都应该是图1、3中所示的斜撑子50b。

稍加分析便不难发现，现有技术实质上就是本发明的一个变型特例。因为，超越离合器C1实际上也是本发明的下述变型的一个特例。即，该变型的壁面96和内端表面72分别是具有相等半锥顶角β的截锥型回转面，壁面98和传力摩擦面74则分别是具有相等半锥顶角α的截锥面，参见图10。其中，0°≤β≤180°，0°≤α≤180°，斜撑子50的两个承力面52和54可以不再具有径向上均一的斜撑长度S，凹槽环80最佳地是如后所述的轴向对接式组合构件。因此，超越离合器C1显然是该变型在β=α=90°时的特例，而现有技术显然是该变型在β和α分别等于0°和180°时的特例，届时，斜撑力的轴向分力等于零而不再需要环状端部84或86，凹槽环80便变型为圆柱状管形内环或外环。

应顺便指出的是，只要能够实现轴向的互补式贴合或抵触，本发明的例如传力摩擦机构F2以及后续说明中的牵引摩擦机构F1中的所有面接触型回转摩擦面或摩擦副，均可基于任意走向的任意曲线／母线绕轴线X回转而成，并可以是设置有用以散热或排除液体或气体的具有任意面积占比的沟槽的非连续表面。当然，呈截锥面摩擦副时，上述β和α应最佳地避免落入各自对应的摩擦副的摩擦角内，以免出现轴向上的摩擦自锁。此为常识，不再详述。

还应该指出的是，在忽略弹性预紧力之际，超越离合器C1所需的最小解锁转矩M_T相对M₀的比值ω为，其中，μ₂、R₂分别是传力摩擦机构F2的摩擦系数、当量摩擦系数和当量摩擦半径，R_x是一组斜撑子50的当量摩擦半径。由此可见，只要设置上能确保ω和M_T便为负数。亦即，超越离合器C1的解锁过程无需借助外力，而是借助响应于斜撑子50等的弹性应变的复原式内部挤压力，以周向退出承力环60的方式，于超越转动开始的瞬间自然地完成。而显然地，除了特意设计之外，和M_T=0均为超越离合器C1的常态属性。

必需指出的是，超越离合器C1还可作这样的变型。即，参见图1，以轴向上至少大致对称的方式，在传力摩擦面74与壁面98之间，再设置一组斜撑子50和预紧弹簧100，并将承力环60变型为轴向对称构件。于是，该变型将具有类似图11所示的轴向双联的两个斜撑机构，其斜撑子50翻转的可能性将因为对应的斜撑变形量上限已经翻倍而进一步降低。而且，因为不再具有传力摩擦机构F2，其解锁转矩M_T将绝对地恒等于零。

实施例二：具有柱面斜撑子和组合式凹槽环的空间斜撑式超越离合器C2

如图5所示，超越离合器C2是对超越离合器C1的简单变型。

首先，凹槽环80变型为一个径向对接式组合环。其包括径向上至少大致对称的两个具体为凹槽半环90a、90b的限力件，以及，过盈地紧箍在双方端面凸缘81和83的台阶形外周面上，将双方以径向对接方式紧固成一个刚性构件的两个工艺性环形箍220。实际上，两个环形箍220也可合并成一个单独的环。参见图9，凹槽半环90a和90b，可视为内周面82上设置有完整周向凹槽92的凹槽环，被对接面91最佳地均分成径向上完全对称的两个半圆环的产物。

不难想到，本发明的轴向力封闭式凹槽环80也可以是一个轴向对接式组合构件。例如，借助诸如焊接、铆接、螺纹或螺钉之类的紧固连接方式，将一个诸如盘形环的封口件固定连接至一个最佳地具有中心圆孔的诸如环状的杯形件的杯口端面所得的构件。参见图17所示。更详细的结构图示和说明，可参见本申请人在专利文献CN101936345A和CN101936346B中公开的内容，该两份文献的全文引用于此，此处不作进一步说明。

当然，在凹槽环80具体为一个轴向对接式组合构件的变型方案中，其所限定出的周向凹槽92也可以是一个如图18所示的径向开口朝外的外径向型凹槽。此时，该变型相当于径向上内外翻转了例如图1或图5中所有构件后的结果。而且，外径向型凹槽还可以是具有更多构件的组合构件，还可以有更多的应用，例如，图18所示的绝对不打滑的摩擦传动轮或皮带轮。

其次，为绝对地消除制作和装配误差，绝对地消除两个凹槽半环90a与90b的对接面91连接处的可能的台阶效应，以保证被斜撑表面是一个绝对连续的平面，所述组合环还包括一个可滑转地空套在管状基体64上的衬环120。该衬环120是一个设置在斜撑子50与凹槽半环90的壁面96之间的平盘状圆环，其内径侧最佳地形成有轴向延伸至环状端部84a和84b内孔中的管状凸缘124。

最优地，衬环120应至少不可旋转地连接至凹槽半环90a和／或90b。例如，借助截锥型表面摩擦副的抵触式相连、胶接、轴向或径向的嵌合或销槽式机构，或者，由衬环120上延伸至对接面91之间的凹槽中的径向或轴向凸缘等。当然，该不可旋转的连接并不是必需的，尤其是当衬环120与凹槽半环90之间的摩擦转矩相较其与斜撑子50之间的摩擦转矩为大之际。

再次，还设置有径向支撑凹槽半环90的轴承140，以及封堵润滑剂的密封圈142。该两者设置在凹槽半环90的环形端面凸缘与管状基体64之间的环形空间内。

最后，凹槽半环90的环形端面凸缘81和83上的传力特征曲面93，具体为一组轴向型螺钉孔。承力环60的传力特征曲面68，具体为平键槽曲面。而预紧弹簧100，具体为一个封闭环状的螺旋拉簧，其贯穿地设置在每一个斜撑子50的径向内侧或外侧的周向贯通式直线凹槽56或58中。即，所有的斜撑子50都是图1、3中所示的斜撑子50a或50b。

容易理解，因为都具有借助直接传力摩擦机构F2实现分流传动的特点，因此，在以同等的回转摩擦半径传递相同的转矩之际，超越离合器C1、C2中斜撑子50所承受的接触应力强度，均仅为现有技术的约50％。

实施例三：具有球面型斜撑子和滑靴环的空间斜撑式超越离合器C3

参见图6、7、22，超越离合器C3相对超越离合器C1的主要变型在于：

第一，为将两组线接触型斜撑摩擦副替换为两组面接触型承力摩擦副，以至少降低磨损强度，提高工作可靠性和使用寿命。一方面，在斜撑子50与壁面96之间间隔以一个可滑转地空套在管状基体64上的滑靴环110，该环与斜撑子50以铰接方式配置成一个组合式斜撑环，并致使斜撑子50间接地抵触至其支撑面也就是壁面96。其中，滑靴环110的平端面型摩擦面112与壁面96抵触相连，构成完全面接触的回转式牵引摩擦机构F1。另一方面，承力面52和54被分别设置为球心不相重合的两个球冠，亦即分别是两个圆球面被平面割剩的部分(球缺的曲面部分)，使斜撑子50变型为完全均一的一组圆球面型斜撑子。最佳地，两个球冠的半径SR₁与SR₂相等，表面积分别大于等于半个球面。当然，如果工艺需要，球冠状承力面52和／或54也可以是被图20中的两个割面51所切出的两个球带(球台的曲面部分)。

相应地，承力环60的内端表面72上，周向均布有一组与承力面54呈互补构造且支撑面面积不大于但最佳地等于半个圆球面的球冠状凹穴76，滑靴环110的内端面上也同样地周向均布有一组与承力面52呈互补构造且支撑面面积不大于但最佳地等于半个圆球面的球冠状凹穴116，以及，位于其外径侧的环形端面凸缘114。为降低球面铰接副的摩阻，球冠状承力面52、54和球冠状凹穴116、76中的至少一方，可最佳地设置例如用以润滑的表面沟槽和内部导油孔。

优选地，成对出现的凹穴116和76的两组球心O₁和O₂，分别位于与轴线X相垂直的两个平面上，并具有完全相同的回转半径。因此，所有斜撑子50的两个球心O₁和O₂的回转轨迹便分别重合成半径相等的两个圆。当然，该回转轨迹显然还可以非最佳地位于半锥顶角不等于90°的同一截锥面上。

最优地，环形端面凸缘66和114的内周面，分别相切于凹穴76和116所对应的球面。而滑靴环110除了没有管状基体64之外，结构上与承力环60完全相同。这样，作用于斜撑子50上的离心力，将不可能通过承力面52和54与各自的凹穴面之间的抵触相连，转化为轴向分离力，从而不会致使牵引摩擦机构F1和传力摩擦机构F2产生响应于离心力的空转摩擦阻力矩和机械磨损。

设置上，滑靴环110与承力环60间最大的轴向间距，可确保凹穴116和76的球心O₁与O₂之间的连线也就是斜撑子50向周向一侧倾斜的斜撑线S，在图22所示的平面内与轴线X的最小夹角，亦即斜撑角ψ或其初始值ψ₀，大于零且小于等于牵引摩擦机构F1的当量摩擦系数所对应的摩擦角ρ₁(假定凹穴116和76为偶数个，为奇数个时则因球面摩擦副的摩擦力偶矩矢之和微小而可以忽略)。其中， ${\mathrm{\&mu;}}_1^0=(R_1/R_x){\mathrm{\&mu;}}_1/(\sin \mathrm{\&beta;}+{\mathrm{\&mu;}}_1\cos \mathrm{\&beta;}),$ ${\mathrm{\&rho;}}_1=\arctan \left({\mathrm{\&mu;}}_1^0\right),$ μ₁和R₁分别是牵引摩擦机构F1的摩擦系数和当量摩擦半径。显然，ρ₁是经由斜撑子50的传动路径中的所有各组摩擦角中的最小的那一个，即ρ_min=ρ₁。因为，该路径中的其它两组摩擦副均为斜撑子50两端的球面摩擦副，均具有近似无穷大的当量摩擦系数以及接近90°的摩擦角。

容易明了，一组斜撑子50是铰接至承力环60和滑靴环110的，因此，斜撑摩擦副不再具有两组，而是仅仅具有牵引摩擦机构F1中的一个牵引摩擦副，斜撑表面也仅有摩擦面112与壁面96这一对，滑靴环110也是斜撑环。

第二，为致使滑靴环110和承力环60分别持续地抵触至周向凹槽92的两个壁面96和98，确保斜撑子50持续地间接抵触至壁面96，预紧弹簧100最佳地具体为一个可轴向压缩的扭簧。该扭簧的一端嵌合在位于承力环60内端内径处的轴向孔62中，另一端嵌合在滑靴环110的相应轴向孔中。此时，预紧弹簧100间接地连接至每一个斜撑子50。

如上所述，只要能够达成技术方案中的设置目的，预紧弹簧100的具体形式、设置位置和设置方式就可不受任何的限制。例如，可以具体为分别周向地挂接至或抵触至两个凸起的螺旋拉簧或压簧。该两个凸起或分别设置在滑靴环110和承力环60上，并轴向地和／或径向地延伸至双方间的轴向／径向间隙中，或内／外径向地分别设置在与该二环不可旋转相连的两个限定环上。而对于压簧方案，该两个凸起还可分别变型为两个端面型对中凹槽的一个周向壁面，从而成为后续实施例C4的对中机构的变型。或者，轴向地直接弹压至滑靴环110和承力环60的相向端面，以致使该二环分别贴紧在壁面96和98上。

第三，为实现高速旋转时的回转平衡，还在入口88的未被填满的剩余空间中，设置有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146。该配重块146最佳地被贯穿于其中并固定连接在凹槽环80的轴向孔87中的至少一个固定销径向定位。为实现对入口88的密封，还最佳地设置有一个完全覆盖该入口88的密封环208，例如，通过收缩、过盈、螺钉或胶接方式。

第四，为便于单独封装，借助花键副，承力环60的内孔中还不可旋转地连接有花键毂144。该花键毂144的内周面上设置有具体为平键槽的传力特征曲面148，其外周面的两外端设置有周向槽，分别收纳于其中的两个卡环150从轴向外端限定住两个轴承140。

如上所述，因不再具有任何的线接触摩擦副，超越离合器C3相较超越离合器C1显然进一步地大幅提高了工作转速、工作可靠性和使用寿命，其一组斜撑子50更因铰接于同一个滑靴环110而首次具有了绝对的动作一致性。即，绝对地消除了其中任何单个或部分斜撑子50翻转失效的可能性，其对一组斜撑子50个体之间的差异性具有更高的容忍度和适应能力。而其全部斜撑子50一齐翻转的情况，只在壁面96和98以及摩擦面112和传力摩擦面74的设计磨损量完全消耗殆尽之后，或者全部斜撑子50被同时压溃之后，或者凹槽环80等发生结构破坏之后，也就是在超越离合器C3的使用寿命结束之后，方才成为可能。受益于完全的面接触，超越离合器C3摩擦滑转的声音相较现有技术将远远为低，并因此而实现了工作的静音化。

另外，有别于现有技术，离合器C3中的预紧弹性100无需具有提高和保障斜撑子50动作一致性和响应性的设置功能。因而，作用于斜撑子50上的弹性预紧力可进一步地显著降低，离合器C3的空转摩擦转矩也可进一步降低。

应指出的是，如果需要，球冠状承力面52和54之间也可以设置有例如图20所示的圆柱状的过渡段57，且两个球冠面在球心O₁、O₂连线方向上的最大距离L可以小于双方的半径SR₁与SR₂之和，以使其承力面52和54具有如图19所示的更小的曲率。在无需高强的渗碳／渗氮表面之际，斜撑子50的制作工艺当以冷挤压为最佳。另外，斜撑子50显然也可以是由两个独立球缺部分通过螺纹、销槽式嵌合、过盈、焊接和胶接等固定连接方式合并成的组合构件。甚至，该两个最佳地完全对称的独立球缺还可以按如图22所示的轮廓形式，以仅仅相互抵触在一起的方式构成名义上的组合构件。或者，在大于承力面52和54的半径之和时，该抵触相连的组合构件的构成，还可变型为包括两个完整圆钢球和一个两端分别设置有互补式球缺型凹穴的圆柱状过渡段57。

在这种最方便制作的名义组合构件方案中，借助预紧弹簧的作用，持续地处于相互抵触状态中的两个所述球缺或过渡段57将会自适应地调节其斜撑角ψ，并自适应地确保所有相互抵触的表面之间不会相互错位，效果上完全等同于一个动作一致的整体构件。

有必要补充说明的是，在图19所示的情况中，斜撑子50的自转趋势不再对应于滑靴环110相对凹槽环80的移动方向，而是正好相反。因此，随着离合器轴向上相关磨损的积累，正常的离合器失效或达到使用寿命时的表现形式，不再是斜撑角ψ由初始值ψ₀降至接近等于零的过程，而是斜撑角ψ由初始值ψ₀升至约等于摩擦角ρ₁的过程。相应地，只需更换预紧弹簧100的作用方向，而无需拆开整个单向超越离合器以变换所有斜撑子50的斜撑方向，就可方便地改变其工作方向。这一点显著优于现有技术。

有必要指出的是，对于凹槽环80变型为轴向对接式组合构件的本申请的所有技术方案，本发明还可具有至少倍增超越离合器工作寿命的有益效果。例如，封口件与杯形件的轴向对接面之间，最佳地设置例如1～3个互补式的螺旋端面齿，以无级地调节该组合构件的周向凹槽92的轴向宽度。较佳地，在以周向均布的螺钉进行固定连接的方案中，对应于螺钉周节B的端面螺旋齿的导向升程或推程Δt最好是，这样，当超越离合器因磨损而出现解锁困难的状况后，只需将封口件的紧固位置相对杯形件旋转一个周节B，便可将周向凹槽92的轴向宽度缩小约Δt，便可补偿离合器的轴向磨损，令其再次回复到斜撑角约等于ψ₀的工作如新的初始工况，从而进入下一个寿命周期。

因此，只要制作时将上述螺旋端面齿的轴向高度设置成Δt的N倍，超越离合器的工作寿命便可延长至原先的约N倍，其中，N是大于1的自然数。

不难想到，倍增工作寿命的目的，也可通过下述技术手段达到。例如，在封口件与杯形件的端面之间设置可更换的厚度相差为例如Δt的不同垫片，将对接表面中的一方打磨掉厚度为例如Δt的材料，或者，在双方的周面之间设置如图17所示的周面螺纹连接机构。当然，也可通过设置一个如图16中的转动导向式无级支撑机构SS的方式来达成。

另外，当图6中的凹槽环80变型为轴向对接式组合构件时，还可轴向翻转滑靴环110，以使斜撑子50直接支撑在壁面96上，也就是将凹穴76设置在壁面96上。届时，一组斜撑子50便通过滑靴环100间接地抵触至承力环60。

必需特别强调的是，在设置有滑靴环110的超越离合器C3中，其忽略弹性预紧力后的比值ω的简化计算式为，因此，只要传力摩擦机构F2便不可自锁，在驱动转矩消失或者发生超越转动之际，相关构件的响应于弹性应变的弹性复原力，便可在第一时刻驱使承力环60相对凹槽环80作出应变量级的周向转动，从而解除斜撑状态并致使所有相关摩擦副的正压力降至弹性预紧级别的约等于零。也就是说，只要遵循ρ₂≤ψ<ρ₁的设计准则，就可绝对地确保超越离合器C3的解锁转矩M_T≡0，达成无需解锁转矩的自然分离效果。其中，是传力摩擦机构F2的传力摩擦副的摩擦角。

实施例四：具有球面型斜撑子和多摩擦片的空间斜撑式超越离合器C4

参见图8、9、22，以安装状态示出的超越离合器C4是对超越离合器C3的简单变型，目的就是为了依照设计准则扩大ρ₂与ρ₁间的差值，用以增大斜撑角ψ的取值范围和设计自由度。

第一，为便于制作、装配和单独售卖，承力环60、一组斜撑子50、滑靴环110和预紧弹簧100等被配置成一个包括对中机构的独立的斜撑子部件200。为此，滑靴环110的内径侧设置有环形端面凸缘118。在凸缘118的内周面上和管状基体64的外周面上，分别成对地设置有对中机构的至少一个周向延伸型对中凹槽115和78。该两凹槽均轴向延伸至各自的端面，并呈端面开口状。参数上，对中凹槽115和78具有相同的径向高度，该径向高度最佳地等于具体为螺旋压簧的预紧弹簧100的半径，两凹槽的两个周向壁面可最佳地分别同时共面且圆周角跨度均为所限定的弧长最佳地小于预紧弹簧100的长度。装配时，先对该预紧弹簧100予以适当压缩，然后再将其轴向地置入对中凹槽115和78中。在无外力作用的自由状态中，预紧弹簧100的两个端头将持续地分别同时抵触至对中凹槽115和78的同一端的两个周向壁面。设置效果上，该自由状态所对应的对中位置，应最佳地正好致使斜撑角ψ等于零。

因此，在实际使用中，滑靴环110与承力环60的任何偏离上述对中位置的相对转动，都将因对中凹槽115和78的周向相错而致使预紧弹簧100只能分别抵触至该两凹槽的各一个所述周向壁面，参见图13～14，从而进一步压缩预紧弹簧100。而被进一步压缩的预紧弹簧100则自然地致使滑靴环110与承力环60具有回复对中位置或归正的趋势，从而具有预紧的功能。设置在管状基体64外端的卡环150，用于轴向同时限定住端面凸缘118及预紧弹簧110，以将斜撑子部件200连接成一个工艺整体。

与之对应，凹槽环80变型为一个类似图5所示的径向对接式组合构件，但不包括衬环120和端面凸缘89。

实际上，对中凹槽115和78也可如前所述地分别设置在滑靴环110与承力环60双方相对的端面上，更可变型为两个轴向孔。届时，预紧弹簧100具体为分别嵌入该两个孔中的例如螺旋压簧或拉簧，并最佳地具有等于零的周向间隙。

第二，为提高离合器的可靠性和高频工作时的动作响应性，降低斜撑摩擦副解锁瞬间预紧弹簧100可能受到的冲击，还设置有限制滑靴环110与承力环60的周向相对位置的限位机构。例如，一个径向设置的销槽式限位机构，该机构的周向延伸的端面开口状限位槽113被设置在例如滑靴环110的内周面的轴向内端，其限位凸起152则被设置在承力环60的管状基体64的相应外周面上。

该限位机构的周向自由度(Z+Y)的最佳设置效果是，在撤除斜撑式传力连接的相对转动方向上，不妨碍斜撑角ψ达到其最大许可值ρ_min，即，Y≥0；而在建立斜撑式传力连接的相对转动方向上，不妨碍斜撑角ψ可以小至等于零，即，Z≥K。其中，K代表球心O₁与O₂间绕轴线X的圆周夹角。该设置从结构上消除了斜撑子50的翻转可能，简化了离合器的装配工艺，且不妨碍磨损储备的切实可用。

有必要顺便指出的是，基于最基本的常识均可明了，只要能够定量地达成上述限制滑靴环110与承力环60的周向相对位置的目的，上述限位机构的类型和设置位置或设置方式便不受任何限制。例如，该机构可以直接地或间接地设置在滑靴环110与承力环60之间，可以设置在两者相对的端面或周面之间，可以是例如至少包括一个凸起和凹槽的一组端面或周面嵌合机构。而在嵌合机构中，其可以是抗冲击能力一般的销槽机构，以满足接合频率不高的普通应用之需，也可以是抗冲击能力高强的牙嵌机构或花键机构，以满足接合频率较高或超高的例如脉动无级变速器之类的特殊应用之需。

第三，将牵引摩擦机构F1的摩擦副变型为具有多摩擦片的摩擦副，以获得ρ₁>ρ₂的理想设置，以及更大的斜撑角ψ，从而降低斜撑力也就是轴向封闭力和表面应力强度，达成解锁转矩M_T等于零的目的，或者，从而以同样的斜撑力获得更强的摩擦传动能力，达成增大斜撑长度以进一步提升使用寿命的目的。当然，如果需要进一步倍增超越离合器的传动能力，而又不希望增大其直径和／或应力强度，本发明中所有实施例的传力摩擦机构F2也可设置成多摩擦片的型式。效果上，因变型为组合式摩擦副而相当于倍增了摩擦机构F1或F2的当量摩擦系数和以及摩擦角ρ₁和ρ₂。

具体地，牵引摩擦机构F1的至少包括一个的一组环状内摩擦片154，通过花键连接方式，不可旋转地连接到环形端面凸缘118的相应的外周面上。而与内摩擦片154轴向交错布置的至少包括一个的一组环状外摩擦片156，则通过销槽连接方式，不可旋转地连接至固定销158。该固定销158固定地设置在位于凹槽半环90外端面的轴向孔99中，其销头部分延伸至周向凹槽92中。最佳地，该销头部分的外径向部分收容在位于U形内表面94的半圆槽内，而其内径向部分则嵌合在一组外摩擦片156外周面上的半圆缺口内。

显然，位于两个对接面91上及其垂直平分面VP上的轴向孔99，可以较佳地变型为径向型矩形凹槽，与之对应的摩擦片156的半圆缺口，则可变型为互补式的手巨形凸起。

作为示例，图8所示的超越离合器C4中，牵引摩擦机构F1具有4个摩擦片。假定摩擦机构F1和F2的所有摩擦面之间的摩擦系数均为0.08，那么，两机构F1和F2的当量摩擦系数和便分别是5×0.08=0.40和0.08(假定R₁=R₂=R_×)，对应的摩擦角ρ₁=arctan(0.40)=21.80°，摩擦角ρ₂=arctan(0.08)=4.57°。因此，斜撑角ψ取值范围是0°～21.80°或4.57°～21.80°。仍以上述斜撑空间垂直跨度等于10mm的情况为例，其斜撑长度／斜撑线S将为10.77mm，确保斜撑子50不翻转的斜撑变形量上限，是25倍于现有技术的0.77mm(=25×0.0308)，全然不在一个量级上。而确保解锁转矩M_T≡0的变形量上限是0.738mm(≈10×(1／cos21.80°-1／cos4.57°))，24倍于现有技术。

因此，相较其它实施例，超越离合器C4显然具有更高的工作可靠性、传动能力和使用寿命等。同等传动能力情况下，其轴向封闭力和摩擦表面应力强度将降低至原先的约1／3，并因而可以降低离合器的轴向承力面积66％和径向尺寸。

第四，为至少降低超越工况中的摩阻和磨损，还在滑靴环110和承力环60之间设置有至少一个诸如钢球斜面式的离心机构。该离心机构的钢球206收容在例如管状基体64外周面上的相应径向孔中。该离心机构的内径向地抵触至钢球206的离心力作用面，是一个设置在环形端面凸缘118的内周面上的倾斜型导向面，其具有同时背离一个圆周方向和基体环70的朝向。设置效果上，响应于惯性离心力的钢球206与该倾斜型导向面的抵触作用的周向分力，具有致使斜撑角ψ变大的趋势，并在承力环60的转速高于某一设定值后，再致使滑靴环110克服预紧弹簧100的弹性力而相对承力环60转动一定的圆周角，而该抵触作用的轴向分力则可致使滑靴环110轴向上压向或移向承力环60。

工作时，套设在轴承140外周面上的例如齿轮环的工作构件，可以如现有技术一样，通过诸如平键或者过盈配合之类的连接方式，固定至两个凹槽半环90的外周面上。所述具体为平键槽的传力特正面93被最佳地设置在位于对接面91处的外周面上。这样，动力转矩便可由例如该工作构件传递至传动轴202。而在超越状态中，一旦传动轴202的转速超过设定值，滑靴环110便如上所述地轴向移向承力环60，于是，超越离合器C4中的摩擦机构F1和F2便可转入无压力或非接触式旋转状态，从而降低或消除摩擦阻力和磨损。

无疑，多摩擦片摩擦副并非符合设计准则的唯一技术手段。例如，将牵引摩擦机构F1设置成截锥型回转摩擦副，或者，设置成由具有高摩擦系数的材料构成的摩擦副，同样可以达成ρ₁>ρ₂和具有更大斜撑角ψ的设置效果。

例如，图10所示的超越离合器C5，其牵引摩擦机构F1的回转摩擦面的半锥顶角β便被设置为例如22.5°。在其它参数同于超越离合器C4之际，其对应的当量摩擦系数和以及摩擦角ρ₁和ρ₂，便分别等于0.175、0.08、9.94°和4.57°，其确保M_T≡0的斜撑角ψ的取值区间是4.57°～9.94°。而图11所示的超越离合器C6，则是对超越离合器C5实施如前所述的双联两个斜撑机构和两个牵引摩擦机构F1的简单变型。其β_a=β_b=22.5°，对应的当量摩擦系数和摩擦角ρ₁分别等于0.175和9.94°，确保M_T≡0的斜撑角ψ的取值区间是0°～9.94°。

另外，为保证两个滑靴环110a和110b动作的一致性和轴向位置的稳定性，超越离合器C6中还最佳地设置有一个同步机构。该同步机构最佳地是一个周向自由度大于等于零的轴向嵌合机构，例如图11中所示的销槽式嵌合机构。该机构的同步销204固定在例如滑靴环110a的轴向孔中，轴向穿过承力环60上的避让通孔61，可轴向滑动地延伸至例如滑靴环110b的相应轴向孔中。

设置效果方面，同步销204与避让通孔61的周向自由度，应至少大到不妨碍斜撑子50的斜撑角ψ达到0和ρ_min的程度。此时，两者显然具有完全类似于超越离合器C4中的限位凸起152和限位槽113的功能。当然，上述周向自由度也可大到不妨碍斜撑子50a和50b的斜撑角ψ_a和ψ_b达到-ρ_min和ρ_min的程度，以允许斜撑子50在两个圆周方向上建立斜撑关系。另外，预紧弹簧100也可变型为设置在避让通孔61与同步销204的周向之间的压缩式弹性元件。

容易理解，承力环60的两组凹穴76a和76b最好周向交错地排列，以便可以利用承力环60的轴向弹性应变，容忍和适应斜撑子50等的制作误差。这样，既可均衡各斜撑子50的荷载，提升离合器整体可靠性，又可降低对斜撑子50等的制作精度的要求，更可减小离合器的轴向尺寸。

实际上，具有袋形外壳的超越离合器C3也可具有M_T≡0的改进方案。例如，在图6中的滑靴环110与壁面96之间，设置一个不可旋转地连接至凹槽环80的衬环120，并将形成于衬环120与滑靴环110之间的牵引摩擦机构F1的摩擦表面设置成图10所示的截锥型，或者，图16所示的双截锥型。

实施例五：具有球面型斜撑子的空间斜撑式双向不可逆传动装置C7

如图12～14所示，双向不可逆传动装置C7实际上就是现有技术中所称的双向超越离合器，其是对超越离合器C3的径向重置式的简单变型。

第一，为传递双周向的转矩，在原有的斜撑机构的径向之外，设置有工作方向相反的第二个斜撑机构。两机构的倾斜方向互反的两组斜撑子50a和50b，如上所述地铰接至同一个承力环60的同一个端面。

第二，可滑转地相互套接在一起的两个滑靴环110a和110b的两周面之间，设置有类似如上所述的对中机构。区别在于，该机构的外向型对中凹槽78替换为滑靴环110a上的对中凹槽115a，且不再呈端面开口状。设置于其中的预紧弹簧100，同时致使两个滑靴环110a和110b持续地抵触至壁面96上。于是，来自承力环60的转矩，便可在两个圆周方向上驱使凹槽环80转动，若凹槽环80耦合至例如机架之类的静止物，则可实现对承力环60及其耦合构件的双向制动。

第三，为实现可选择地解锁牵引摩擦机构F1a和F1b的两个斜撑摩擦副，还设置有拨爪环40。该拨爪环40可滑转地嵌套在滑靴环110a的内孔中，设置在其内端的至少一个拨爪42，由承力环60与滑靴环100的轴向空隙之间，外径向地延伸至滑靴环110b所在的环形区间内。分别设置在滑靴环110a和110b内端面上的轴向型解锁凸起111a和111b，以这样的效果设置在拨爪42的周向两侧，以使拨爪42可驱动地间接连接至斜撑子50a和50b。即，拨爪42与该二凸起的周向抵触，可致使与它们联动的斜撑子50a和50b的斜撑角ψ_a和ψ_b增大。优选地，拨爪42与解锁凸起111的周向间隙大于等于零。

为便于设计和制作，减小径向尺寸，可去除1～2个斜撑子50_a和50b，以为设置拨爪42和解锁凸起111a、111b留出周向空间。当然，解锁凸起111b也可设置在斜撑子50b的径向内侧，也可呈图13所示的弧形块状。

第四，为提升传动或制动能力，实现拨爪环40对承力环60的直接驱动，还设置有牙嵌机构。该机构的各包括至少一个的两组牙嵌齿46和77，分别设置在拨爪环40和承力环60双方直接相对的环形端面上。而该牙嵌机构在P、R两个方向上的周向自由度，分别大于拨爪42与两个解锁凸起111在相同方向上的周向间隙。因此，拨爪环40相对凹槽环80的任何圆周转动，都只能是在拨爪42的两侧面44a或44b抵触上对应的解锁凸起111a或111b，并驱使对应的滑靴环110a或110b解除了对应的斜撑摩擦副之后，方可完成牙嵌机构的周向啮合／抵触，实现对承力环60的直接驱动和传动。于是，在凹槽环80不可转动之际，传动和转矩传递只能由拨爪环40向承力环60的方向进行，而不能反向进行。

凹槽半环90的径向入位过程，最好伴随拨爪环40的主动式相对转动。

非常明了，相对现有技术，拨爪42的数量大为减少，无需对应于每一对斜撑子50a和50b，而是对应于一对滑靴环110a和110b的至少一个即可，所占据的周向空间因而大为缩少。因此，双向不可逆传动装置C7具有如前所述的所有有益效果，尤其是显著提升的分度精度以及至少倍增的传动能力和使用寿命。

容易理解，解锁凸起111和牙嵌机构都不是必需的。例如，将拨爪42可驱动地直接连接至斜撑子50a和50b，便可如现有技术一样，通过拨爪42对斜撑子50的直接驱动，实现不可逆传动装置的解锁和传动。该方法特别适用于不具有滑靴环110a和110b，且斜撑子50支撑在内端表面72上的互补式凹槽中的情形。另外，传动也可借助其它任何型式的嵌合机构直接实现，例如，借助包括轴向延伸至承力环60的相应凹槽或轴向孔中的解锁凸起111的销槽机构。上述变型方案的区别仅在于，降低了传动能力。显然，所述轴向延伸的解锁凸起111a和110b也可当作限位凸起152使用。

应顺便说明的是，当凹槽环80具体为如图6所示的单一袋形构件时，承力环60应变型为管状基体64和基体环70两个不可旋转相连的独立构件，例如借助花键副或端面牙嵌副。同样，拨爪环40的管状基体48和拨爪42的盘形环部分也可作相同的变型。

由常识可知，在凹槽环80旋转地传递转矩之际，不可逆传动装置C7便是一个双向超越离合器，操纵拨爪环40，便可将其设定为工作在相应圆周方向上的单向超越离合器。关于拨爪环40相对承力环60的位置固定方式，现有技术中已经有大量的成熟方案可供选择和组合，无需付出创造性地劳动。例如，本申请人在文献CN100582517C中所公开的技术方案。因此，此处不予详述。

显然地，拨爪环40即可用作主动驱动构件，也可用作控制或调节构件或手柄。因此，除可替代现有技术外，依据本发明的不可逆传动装置例如C7，还将因为其全面提升的性能优势等因素，拓展出更广阔的应用空间。例如，可用于本申请人在专利文献CN102478086A、CN102562889A和CN102537025A中公开的空间楔合式不可逆传动装置、通用驻车制动器和无级定位铰链／转轴，以及，可用于各类座椅中的各类调角器，座椅升降装置，扳手和螺丝刀之类的可操控的摩擦连接或传动装置等，以替代其中的超越离合机构。相关说明参见于后。

实施例六：具有球面型斜撑子的空间斜撑式联轴器C8

参见图15，作为不可逆传动装置例如C7的变型，联轴器C8的主要变化在于，去除了其中的拨爪42，并将管状基体48分解成分别连接至凹槽半环90的两个，且内周面上设置有平键槽式传力特征曲面93。该键槽可以是图15所示的组合式键槽。为便于调整和维修拆卸，还在环状端部86上设置有轴向通孔97。该通孔97径向上与滑靴环110a和110b的接触周面同高，以长期或临时容纳未示出的解锁销轴。相应地，滑靴环110a和110b的至少部分接触周面上均设置有相应的一组解锁轮齿。这样，在需要之时，便可致使解锁销轴头部的轮齿或拨爪居中地同时啮合至所述两组解锁轮齿，旋转解锁销轴就可驱动滑靴环110a和110b周向互反地转动，从而解除斜撑摩擦副的自锁，实施所需的操作。

显然地，滑靴环110，斜撑子50a和50b的内外嵌套式设置，以及具有球冠状承力面，都不是联轴器例如C8的必需，也不是本发明的所有设置有倾斜方向互反的两组斜撑子50a和50b的技术方案的必需，例如实施例五，以及后续的实施例七～九。而且，即便设置滑靴环110，实施例五～九也可仅具有一个，预紧弹簧100具体为如上所述的轴向压簧。届时，为降低径向尺寸，倾斜方向互反的斜撑子50a和50b也可设置在同一径向高度上。例如，以间隔相错或各占半周的形式，同时铰接至该同一个滑靴环110并构成双向斜撑机构。另外，在传力摩擦机构F2的两个传力摩擦面之间，还可最佳地设置例如碟簧的弹性元件。如此，联轴器便可因弹簧的阻尼作用而具有了抗转矩冲击的能力。显然，同一径向高度变型方案的传动能力也将降低一半左右。

装配时，先将整个斜撑机构径向置入凹槽半环例如90a中。其间如果需要，可一边借助外力或工装致使斜撑角ψ_b增大，一边相对转动以使牵引摩擦副F1a解锁。之后再装配凹槽半环例如90b。如果需要，可借助通孔97实施上述操作。

实施例七：具有单一外壳的可无级定位自锁的空间斜撑式铰链C9

参见图16，铰链C9实际上就是对上述实施例及变型的综合。

首先，凹槽环80是一个包括有衬环120和限力件130的组合构件。其中，限力件130是一个如图1所示的环状袋形构件，其环状端部84上设置有径向凸缘，凸缘上的孔状传力特征曲面93可容纳螺钉之类的紧固件，以将铰链C9固定至例如座椅之类的机座。衬环120设置于限力件130的周向凹槽中，其外周面上设置有一个径向延伸至入口88外缘的凸缘式力臂128。该力臂128与入口88最佳地具有互补的横截面形状，其两个周向侧表面分别与两个周向壁面95同时啮合或抵触，致使衬环120与限力件130不可旋转地连接成一个组合式袋形凹槽环。两构件共同限定出周向凹槽92，并具有相应的壁面96和98。

其次，为降低截锥面的应力强度和便于制作，翻转了滑靴环110的轴向位置，并将设置在同一径向高度上的倾斜方向互反的两组球面型斜撑子50a和50b，分别铰接至同一个滑靴环110和衬环120，同时，还将截锥型的牵引摩擦机构F1设置成端面V形槽的型式。其中，滑靴环110的两个双截锥式摩擦面112a和112b，与承力环60的两个内端表面72a和72b，分别互补式地贴合，构成具有较小接触应力的牵引摩擦机构F1a和F1b。当然，为确保两对截锥面的同时贴合，滑靴环110也可以是开口环。

最佳地，两组斜撑子50a和50b呈等腰三角形设置，即，ψ_a＝-ψ_b。另外，为消除斜撑子50翻转的可能，还最佳地设置有双向限位机构。该限位机构的限位凸起152和限位槽113，被分别设置在轴向相对的一对凹穴116和76的位置上，其周向自由度(Z_a+Z_b)满足关系式Z_a≥K_a和Z_b≥K_b。其中，Z，K含义同前，且对应于一组斜撑子50a的Z_a和K_a相当于图22中的Z和K，对应于另一组斜撑子50b的Z_b相当于图22中的Y，下标a、b表示对应于不同的圆周方向。当然，限位凸起152也可变型为由例如螺旋拉簧、压簧或弹簧钢丝充当的弹性销，届时，Z_a和Z_b应最佳地设置成等于零。

显然地，图16中牵引摩擦机构F1的双截锥式摩擦副以及传力摩擦机构F2的传力摩擦副，均可变型为具有多摩擦片的摩擦副。

再次，为实现枢转连接，还设置有枢轴210。一方面，借助延伸段212a和212b，枢轴210分别可转动地支撑在内周面82a和82b上。另一方面，通过例如由两个割面216和214所形成的D字形非圆配合，枢轴210不可旋转地分别连接至管状基体64的内孔，以及例如座椅靠背之类的活动构件的安装孔中。而承力环60的管状基体64，则可转动地延伸至衬环120内孔中。

最后，为实现人为可控，还设置有控制斜撑作用有和无的无级支撑机构SS。该机构SS包括作为被支撑件的衬环120、支撑件190以及限力件130。其中，大致呈环状的支撑件190，以轴向上可同时刚性抵触至衬环120和限力件130的支撑端面136，以及可作周向自由度为ε_w的有限转动的方式，设置在衬环120与限力件130之间，并被其内孔中的管状基体64径向定位。在支撑件190和衬环120的相互面对的环形端面上，均设置有至少包括一个的一组锯齿状导向齿122和192。该两组导向齿122和192最佳地具有升角为λ的互补式单向螺旋齿面。其中，升角λ不应大到致使自由状态中的支撑件190被轴向挤压力挤压得可以周向转动的程度。

数值上，在衬环120与支撑件190的间距达到最小之际，限力件130周向凹槽内的所有构件间的轴向自由度的总和，大于零但小于等于上述周向自由度ε_w所对应的螺旋式转动导向运动的轴向移动距离ε_w×tanλ。

为便于转动支撑件190，还在其外周面上最佳地设置有由入口88外径向地延伸出来的例如柱状力臂198。该力臂198与入口88的周向间隙，被设置成大到不妨碍实现周向自由度ε_w的程度。这样，相对限力件130转动支撑件190，便可在周向自由度ε_w之内，轴向无级地调节衬环120的被支撑高度。该调节可推动衬环120将承力环60无间隙地刚性压紧或抵触在壁面98上，或者撤销该刚性压紧或抵触状态，从而强制性地建立或撤销上述构件之间的轴向力封闭式抵触连接，迫使两组斜撑机构在两个圆周方向上可靠地摩擦自锁或解锁。

另外，密封环208的内端设置有避让力臂198的缺口209，通过该缺口209，密封环208可跟随力臂198转动。拉簧式预紧弹簧100的两端，最佳地分别连接至导向齿122和192的外周面上，或力臂128和198上，以致使两相邻导向齿122和192双方的导向面持续地相互贴紧。例如，借助设置其上的孔或销钉。

因此，以克服预紧弹簧100的弹力的方式转动力臂198，便可随时解锁铰链C9，任意调节被该铰链枢转连接的两个构件的相对角度，例如靠背相对座垫的俯仰角。而撤除对力臂198的控制，弹簧100的致动便即刻锁定住该相对角度。

应指出的是，参照包括铰链C9在内的本发明和本申请人在专利文献CN103527674A和CN103527687A中公开的技术方案中，还可得到基于空间斜撑机构的离心离合器和电控离合器的技术方案。

实施例八：具有组合外壳的可无级定位自锁的空间斜撑式铰链C10

参见图17，铰链C10是对铰链C9的变型。

首先，凹槽环80是一个组合构件。该组合构件包括，具体为杯形件160的限力件，具体为杯形壳式封口件的支撑件190，以及衬环120。其中，支撑件190通过螺纹副连接在杯形件160的外周面上，衬环120通过花键副不可旋转地连接至杯形件160的内周面外端。衬环120的外端面126支撑在支撑件190的内壁面196上，并与杯形件160共同限定出周向凹槽92。为此，在支撑件190的管状凸缘194的内周面和杯形件160的管状凸缘166的外周面上，分别设置有螺纹式导向齿192和162。在管状凸缘166的内周面和衬环120的外周面上，分别设置有花键齿164和132。

其次，承力环60与枢轴210合并成一个构件。如果需要，可以取消枢轴210的延伸段212b，或者，延伸段212a也可以不伸入支撑件190的内孔。亦即，杯形件160或支撑件190可以不设置中心圆孔。

再次，预紧弹簧100变型为设置在杯形件160和支撑件190之间的扭簧。其两个端头分别嵌合在设置于管状凸缘194的外周面，以及杯形件160的径向凸缘内端面的相应安装孔中。

最后，铰链C10中各构件的设置具有这样的效果。即，在铰链C10定位自锁之际，管状凸缘166与内壁面196之间的轴向间隙δ_a大于零，但小于管状凸缘194与杯形件160的凸缘之间的轴向间隙δ_b，亦即，0<δ_a<δ_b。

应该指出的是，根据常识，无级支撑件190也可变型为一个连接至花键齿164外端内周面的螺纹堵头。相应地，两者相对的周面上设置有互补的螺纹。

实施例九：可双向工作的空间斜撑式多槽传动轮C11

参见图18，双向传动轮C11是对专利文献CN103527748A所公开的技术方案实施变型的结果，其改变在于以双向斜撑机构替代了后者的转动导向机构G。

首先，凹槽环80是一个包括空心轴式限力件170、截锥式限力环180以及半卡环178的组合构件。其中，限力环180通过花键副不可旋转地连接至限力件170端部的外周面上。其内孔中设置有与限力件170的外花键齿172互补的内花键齿。最佳地径向对称的半卡环178a和178b，以轴向同时抵触至限力环180的外端面，以及径向同时抵触至限力环180的端面凸缘182的内周面的方式，径向收纳在限力件170外端部的周向槽中，从而轴向支撑和限制住限力环180。优选地，作为固定件的两个半卡环178，应径向过盈地胀接在凸缘182的内周面上。当然，固定件的固定连接方式也可由卡环连接变型为例如公知的螺纹连接或焊接。届时，两个半卡环178将变型为螺母或被取消。

其次，设置在同一径向高度上的倾斜方向互反的两组球面型斜撑子50a和50b，分别铰接至限力件170一端的外径向凸缘176的内端面，亦即壁面96，以及滑靴环110的内端面。该两个内端面上分别设置有球冠状凹穴76和116。壁面96与设置在限力环180上的包括壁面98的内端面，共同限定出外径向开口的周向凹槽92。在斜撑机构的径向之外，还最佳地设置有例如管状的防尘圈188。该防尘圈188两端的密封唇，可相对滑转地分别弹性套设在凸缘176和滑靴环110的相应外周面上。滑靴环110可滑转地空套在限力件170的管状基体174的外周面上，其管状凸缘118的外周面上，设置有外花键齿117。

如前所述，在设置半卡环178的一端，还可大致对称地设置一个斜撑机构和滑靴环，以获得取消传力摩擦机构F2而具有两个牵引摩擦机构F1的变型。

再次，牵引摩擦机构F1和传力摩擦机构F2最佳地均为多摩擦片摩擦机构。该两机构的环状内摩擦片154a、154b和154c，均通过各自内孔中的互补式花键齿，不可旋转地分别连接至外花键齿117和172。滑靴环110的摩擦面112和限力环180的壁面98，以及内摩擦片154a、154b和154c的外径向部位的摩擦面155，均至少为大致的截锥面，并两两相对地限定出周向凹槽157a～157d。同时，各构件之间的内径侧还最佳地设置有防尘圈184和186。两摩擦机构F1和F2的外摩擦片156a、156b和156c，以及承力环60，形式上均为例如钢丝绳的挠性中间传动件。该一组中间传动件以周向延伸至少半周的方式，分别对应地卷绕在周向凹槽157a、157b、157c和157d内。

毫无疑问，内、外摩擦片154和156的上述数量只是示意性的，其显然可以具有包括零在内的任何所需数量和任意组合方式。取消所有摩擦片时，多槽传动轮C11将变型为单槽传动轮。而为了提升和确保限力环180的同轴度，其内端面上也可最佳地设置有延伸至内摩擦片154c内孔中的花键毂式管状凸缘。

另外，还可最佳地在滑靴环110至限力环180的任何一个轴向间隙中设置预紧弹簧100，以消除所有可能的轴向间隙，提高斜撑机构的工作可靠性。同时，还可最佳地设置防止斜撑子50a和50b翻转的一个如前所述的双向限位机构。

如前所述，传动轮C11中的斜撑子50a和50b也可分别铰接至相互嵌套的两个滑靴环110a和110b。其中的一个滑靴环例如110a是限力环180，另一个滑靴环例如110b则抵触在限力环180的相应端面上。优选地，还应在滑靴环110b与限力环180之间设置一个嵌合机构，以确保两构件间转矩传递的可靠。该嵌合机构的周向自由度，可确保对应的斜撑子例如50b的斜撑角ψ_b≤ρ_b，min。当然，对于仅需单向传动的摩擦轮，也可仅仅设置一组斜撑子例如50a。届时，应设置预紧弹簧100，并在凸缘176的内端面或滑靴环110的内端面上，设置至少一个轴向抵触至对方的阻挡凸起，其轴向高度应正好致使斜撑角ψ小于等于ρ_min。

作为示例，图18所示的双向多槽传动轮C11中，牵引摩擦机构F1设置有4个摩擦片。该设置的参数效果是，假定牵引摩擦机构F1的所有摩擦面之间的摩擦系数均为0.15，那么，其当量摩擦系数便是5×0.15×1.5=1.125(假定5个摩擦面的R₁／R_x=1.5)，对应的摩擦角ρ1即为arctan(1.125)=48.37°，斜撑角ψ取值范围扩大至0°～48.37°。仍以上述斜撑空间垂直跨度等于10mm的情况为例，其最大斜撑长度／斜撑线S将为15.05mm，确保斜撑子50不翻转的斜撑变形量的上限为5.05mm，已达到10mm斜撑空间跨度的50.5％。显然，该数值／比例提供的防止斜撑子翻转的能力，远远超出实际所需，斜撑力和轴向挤压力相较现有技术将因此而大为减小，传动轮因而具有接近理想的可靠性。而且，在具有同等传动能力的情况下，传动轮的径向尺寸相较现有技术将明显地为小。

容易想到，当斜撑角ψ取值较大时，例如ψ=45°，为降低表面应力，每个凹穴116和76所在的局部端面的法线，应重合于该ψ=45°的斜撑线S，以使每个斜撑子50的斜撑力都最佳地正好作用于其所在凹穴116和76的内表面中心。

必需指出的是，多槽传动轮C11是一种依靠空间斜撑式摩擦力传递转矩的传动轮，其具有结构破坏前绝对不打滑的传动特性。其传动原理完全不同于传统理论，传动能力更不受经典的欧拉公式的制约。只要形式上均为挠性中间传动件的外摩擦片156和承力环60上作用有张力，斜撑作用就会始终存在，斜撑摩擦副就会始终自锁。因此，依据本发明的摩擦传动轮不存在打滑的安全问题，特别适用于卷扬、提升、牵引设备。例如，用作多绳摩擦式提升机的主导轮。

关于传动轮的更多实施方式，可参阅公知技术或者本申请人在专利文献CN102562860A和CN103527748A中公开的技术方案，本申请不再详述，而是全文参引并结合于此。

需最后指出是，参照本申请人在中国专利文献CN102528710A中公开的技术方案等，本申请显然还可具有斜撑式单双向扳手和／或螺丝刀等的应用变型。

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，对其进行的各种变化、等同、互换以及结构或各构件位置的更动，都将被认为未脱离开本发明构思的精神和范围。

Claims (10)

1.一种空间斜撑式超越离合器，包括：

绕一轴线回转并至少用于提供轴向封闭功能的至少一个凹槽环，其形成有绕所述轴线回转的至少大致半周的周向凹槽；

绕所述轴线回转并至少用于承受轴向双侧压力的承力环，其至少部分地且可转动地设置于所述周向凹槽中；

设置在所述周向凹槽中且最少为一个的至少一组斜撑子，其均具有两个承力面并以朝同一圆周方向倾斜的方式位于所述承力环的至少一个轴向端；以及，

至少一个预紧弹簧，其至少间接地连接至同一组的每一个所述斜撑子，以致使所述一组斜撑子轴向上至少间接地分别持续抵触至所述周向凹槽的一壁面以及所述承力环的内端表面，并同时致使所述承力环持续地抵触至所述周向凹槽的另一壁面，并形成直接传递摩擦转矩的回转式传力摩擦机构F2；

其中，在向同一圆柱面的径向投影中，所述斜撑子的斜撑力的作用线与所述轴线之间的夹角，称为斜撑角且大于零，但小于等于转矩传递路径中的经由所述斜撑子的那一个分支路径中的所有相关摩擦机构的当量摩擦系数，所分别对应的各摩擦角中的最小的那一个。

2.按权利要求1所述的超越离合器，其特征在于：

还包括至少一个用于封闭轴向斜撑力的限力件；以及

所述凹槽环是轴向力封闭式组合构件，其中的限定出所述周向凹槽的两个构件至少通过不可旋转的方式相连接，该两个构件中的至少一个是所述限力件。

3.按权利要求2所述的超越离合器，其特征在于：所述限力件包括一个杯形件，以及，借助紧固连接方式轴向紧固至该杯形件的杯口的一个封口件，该二构件的至少之一设置有中心圆孔。

4.按权利要求2所述的超越离合器，其特征在于：所述组合构件包括径向上至少大致对称的两个凹槽半环和至少一个环形箍，该两个凹槽半环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所述周向凹槽；所述环形箍设置在所述组合构件的中部或外端部的外周面上，以固定所述组合构件。

5.按权利要求1～4任一项所述的超越离合器，其特征在于：

所述斜撑子的两个所述承力面均为曲率中心不相重合的球冠；

还包括可转动地设置在所述周向凹槽中的至少一个滑靴环，其轴向内端面抵触至所述一组斜撑子的同一轴向端的所述承力面，其轴向外侧的摩擦面抵触至所述周向凹槽的所述一壁面或所述承力环的所述内端表面；

与所述一组斜撑子的所述承力面轴向抵触相连的表面上，均互补地设置有数量相同的各一组球冠状凹穴，用以对应地收纳所述一组斜撑子的所述承力面。

6.按权利要求1～4任一项所述的超越离合器，其特征在于：

所述斜撑子为所述倾斜方向互反的两组；

所述两组斜撑子的径向内侧还设置有包括至少一个径向型拨爪的拨爪环，所述拨爪以分别致使所述两组斜撑子的所述夹角增大的方式，可驱动地连接至所述两组斜撑子。

7.按权利要求5所述的超越离合器，其特征在于：

所述斜撑子为所述倾斜方向互反的两组；

所述滑靴环为径向上可转动地相互套接的两个，每个所述滑靴环的所述内端面上均设置有至少一个轴向延伸的解锁凸起；

所述两组斜撑子的径向内侧还设置有包括至少一个径向型拨爪的拨爪环，所述拨爪以分别致使所述两组斜撑子的所述夹角增大的方式，可驱动地连接至所述两个解锁凸起。

8.一种具有权利要求6～7任一项所述的超越离合器的空间斜撑式联轴器，其特征在于，不包括所述拨爪环。

9.一种具有权利要求6～7任一项所述的超越离合器的可无级定位自锁的空间斜撑式铰链，其特征在于：

不包括所述拨爪环；

还包括不可转动地设置在所述周向凹槽中的衬环；以及

还包括绕所述轴线设置的无级支撑机构，该机构设置在所述限力件和衬环之间，以轴向上无级移动该衬环的方式，建立所述限力件与所述承力环、所述斜撑子以及所述滑靴环之间的轴向力封闭式抵触连接。

10.一种空间斜撑式传动轮，包括：

绕一轴线回转并具有轴向封闭功能的外径向凹槽环，该凹槽环是一个形成有绕所述轴线回转的外径向周向凹槽的组合构件，其限定出所述周向凹槽的设置有外凸缘的轴状限力件与设置有回转型壁面的限力环不可旋转地相连接，其固定件固定地连接至所述限力件的远离所述外凸缘的外周面上，以轴向限制所述限力环远离所述外凸缘的趋势；

设置在所述周向凹槽中且数量上最少各为一个的至少两组斜撑子，该两组斜撑子均具有两个球冠状承力面并以圆周倾斜方向互反的方式抵触至所述周向凹槽的同一壁面；

可转动地设置在所述周向凹槽中的至少一个滑靴环，其轴向内端面抵触至所述两组斜撑子的同一轴向端的所述承力面，其轴向外端外环侧设置有回转型摩擦面；以及

与所述两组斜撑子的所述承力面抵触相连的所述一壁面和所述内端面上，均互补地设置有数量相同的两组球冠状凹穴，用以对应地收纳所述两组斜撑子的所述承力面；

当作用于所述滑靴环的所述轴向外端的摩擦力致使所述滑靴环通过所述两组斜撑子抵触至所述周向凹槽的所述同一壁面时，所述两组斜撑子的斜撑力的作用线在同一圆柱面的径向投影中，与所述轴线之间所分别形成的两组夹角，即为两组斜撑角且均大于零，但又分别小于等于转矩传递路径中的经由各自对应的一组斜撑子的那一个分支路径中的所有相关摩擦机构的当量摩擦系数，所分别对应的各摩擦角中的最小的那一个。