内含空间楔形机构的自锁差速器的制作方法

专利名称：内含空间楔形机构的自锁差速器的制作方法
技术领域：
本发明涉及机械传动领域中的一种差速传动装置，特别涉及但不仅仅涉及一种轮式机动车辆使用的防止驱动轮打滑的差速器。
背景技术：
自1825年法国人贝格列尔发明差速器至今，差速器的防滑转问题就一直困扰着人们，成为提升车辆操纵性能和实现全时全轮驱动等的一大技术障碍。《四轮驱动汽车构造图解》([日]庄野欣司著，刘茵等译，吉林科学技术出版社，1995，pl43 159)及《汽车车桥设计》(刘惟信，清华大学出版社，2004，p214 ^;3)对此均有详细描述。100多年来，人们为此提出了各种各样的改进方案，但始终没有找到一个兼具可靠防滑/自锁能力，反应灵敏又无需任何控制(及时、无响应间隙或滞后、自适应地转入自锁工作状态)、结构简单体积小、加工装配容易、造价低廉的纯机械式的改进方案。尽管如此，作为自锁差速器的代表，发明应用至今均已有70多年的历史的牙嵌式自由轮差速器和涡轮式高摩擦差速器还是取得了一定程度的成功。前者完全自适应地响应于差动转速的变化，虽然具备无穷大的锁紧系数，但其并不是一个真正意义上的差速器，因为，在差速工况中，其全部驱动力只能分配给单一的输出轴，致使其应该差速驱动时却永远只能单侧驱动，破坏了驱动的连续性，工作不连续不均衡，传动轴上动载荷较大，车辆转向沉重且轮胎磨损过快。而后者，包括其中的非行星轮式托森(Torsen)差速器，因采用多对耦合的蜗轮蜗杆机构分别驱动两个输出轴，致其空间啮合关系和结构变得过于复杂，对制造精度和材料性能要求过高，不仅难以制作，更难以装配，少有厂家可以胜任。而高昂造价更直接阻碍了其推广普及的可能。与此形成对比的是，虽然该类差速器完全自适应地响应于差动转矩的变化，工作得十分平滑，无机械冲击。但其性能并没有达到与昂贵价格相称的高度，或者没有达到可以弥补高昂价格缺陷的水平。实际上，涡轮式高摩擦差速器中，传递转矩、差速转动和自锁三功能均单一地由蜗轮机构完成，而无论是否自锁，其线接触的蜗轮高副均始终具有极高的接触强度和磨擦强度。更不利的是，蜗轮机构还不具有相对稳定的受力状况。在差速器自锁时，响应于驱动轮附着力/地面摩擦系数的变化，该蜗轮机构将承受较大的脉动式转矩冲击，而且锁紧系数越大，驱动轮附着力变化得越快，该冲击就越严重。同时，该转矩冲击还得不到任何机构的减缓，直至到达驱动轮。因此，该类差速器的结构特征直接决定了其承载能力不高，且额定承载能力更低的结果。另外，受自锁机理所限，其用于自锁的蜗轮机构的螺旋升角是固定不变的(被刚性的大约为0.1的摩擦系数所限定)，根本不具备可调节性。设计的自由度太
3小。所以，该类差速器容易磨损，难以具备较大的锁紧系数或者磨损代价太大，更难兼具极端越野能力。例如，在操纵性能、自锁能力和减小磨损以延长寿命之间折中的结果是，该类差速器的锁紧系数一般不超过6 9，而对于其中的非行星轮式蜗轮差速器(托森)，更需降低至3 3. 5的水平。而且，由于受结构形式单一所限，该类差速器很难具备不对称式差速器的转矩分配能力，难以适用于诸如多联式贯通桥的桥间等差速部位。使用过程中，其易损件磨损后更换困难、麻烦，不利于使用中的保养和维修。

发明内容
本发明致力于消除或至少减轻现有技术中存在的上述不足。本发明的目的是提供一种具有可靠的防滑/自锁能力，反应灵敏又无需任何控制，结构简单体积小、加工装配容易、造价低廉的纯机械式的内含空间楔形机构的自锁差速器，其具有转矩感应的特点。为达成上述发明目的，本发明之内含空间楔形机构的自锁差速器包括，可绕同一轴线相对回转的两个回转件；以及设置在该两个回转件之间，且同轴线回转的至少一个空间楔形机构。改进地，该空间楔形机构包括，绕同一轴线回转且可轴向接合的牵引摩擦机构，其具有绕所述轴线回转并均设置有摩擦面的中介件和摩擦件，以在该两构件间传递摩擦转矩；而该摩擦件是两个所述回转件以及另一个空间楔形机构的中介件中的一个；以及，为牵引摩擦机构提供接合力并绕所述轴线回转的至少一个转动导向机构，其具有绕所述轴线回转并均设置有相应导向面的导向件和上述中介件；其中，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0度且小于90度。更进一步地，当导向件和摩擦件被中介件可驱动地连接成一个摩擦体时，导向件与中介件双方的导向面之间的相互抵触部位的升角λ，大于零且小于等于ξ，即，0 < λ ^ ξ，其中，ξ是能够令形成于该抵触部位的导向摩擦副自锁的升角λ的最大值。优选地，导向件和中介件的导向面是螺旋型齿面，其设置在两者相面对的包括端面、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。最佳地，还设置有至少具有一个弹性元件的弹性预紧机构，其用于持续地保持中介件与摩擦件之间的至少间接的摩擦连接。优选地，导向件和中介件的导向面是螺旋型齿面，其设置在该二构件的包括端面、 内周面和外周面的一个表面上；在轴平面内，该螺旋型齿面与上述轴线之间的夹角大于0 度，小于180度。可选地，牵引摩擦机构和传力摩擦机构中的至少一个，其两个相应摩擦面是半锥顶角大于O度而小于180度的截锥面。为增大ζ和ξ，牵引摩擦机构可以是多摩擦片式摩擦机构，其具有与摩擦件和中介件分别不可旋转相连的两组轴向交错排列的各至少一个摩擦片。为增大转矩容量，传力摩擦机构可以是多摩擦片式摩擦机构，其具有与摩擦件和导向件分别不可旋转相连的两组轴向交错排列的各至少一个摩擦片。需要特别说明的是，本申请文件所用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。例如螺旋升角严格一致和不严格一致的滑动/滚动式螺旋或部分螺旋机构、径向销槽机构、端面楔形机构、端面嵌合机构、端面棘轮机构及圆柱/端面凸轮机构。空间楔形机构由转动导向机构和牵引摩擦机构组成的机构。楔合也称入楔、楔合住、楔住或楔紧，空间楔形机构的一种工作状态或过程，与解楔/去楔/脱开相反，指中介件将导向件和摩擦件可驱动地结合成一个回转摩擦体的连接状态或连接过程。富余驱动转矩传入差速器的输入转矩，经其差速机构被分配至通过输出轴与驱动轮分别耦合的输出件，在不考虑传动损失时，该输出件获得的驱动转矩中，相较地面作用于与其耦合的驱动轮的摩擦转矩为多的那部分，被称作富余驱动转矩。显然，当上述摩擦转矩等于零时，上述分配来的驱动转矩的全部都将是富余驱动转矩，而且，富余驱动转矩大于零时，相应驱动轮具有相对地面滑转的趋势。ζ和ξ 空间楔形机构的重要极限角，如图1 2、4所示的中介件100，一方面，通过其回转摩擦面例如110与轴向支撑其的摩擦件40的牵引摩擦面42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Fl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104a，与导向件90的相应导向面例如9 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轴向弹性预紧力Q等其它作用力，例如通过图1、9、11、14中的内花键齿面作用的周向力/阻力转矩；在转动导向机构G的转动导向工况中，也就是导向件90 致使中介件100沿例如箭头S所指方向以大于等于零的速度相对摩擦件40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100相对导向件90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T和P，导向件90可致使中介件100相对其向前亦即箭头P所指方向滑转/挤出。因此，导向件90与摩擦件40不能被中介件100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100仅被导向件90推动着相对摩擦件40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100可以将导向件90与摩擦件40楔合成一个摩擦体，但在摩擦件40相对导向件90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，差速器处于非完全自锁状态。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100可以将导向件90与摩擦件40楔合成一个摩擦体，但在摩擦件40相对导向件90过载时，中介件100将具有突破导向摩擦副的最大静摩擦状态而相对导向件90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100、导向件90与摩擦件40三者被强制楔合 /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， 从而得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，并且仅在0< λ ( ξ 时，空间楔形机构方可楔合，差速器方可被锁止/摩擦自锁。而且，ζ和ξ是一个与上述阻力转矩大小相关的动态参数，并在该阻力转矩等于零时(驱动轮悬空时)，分别取得仅与几何参数和摩擦系数相关的最小值(min和ξ_。本发明之内含空间楔形机构的自锁差速器，具有结构简单合理，造价低廉，积木式装配，性能优越，高可靠性，高响应性，磨损小并可自动补偿，长寿命，全机械，自适应于转矩变化，锁紧系数可达无穷大、使用和维护简单方便等优点。可最佳地适用于轮式车辆的所有差速部位，性价比全面优于现有技术，特别是优于蜗轮式高摩擦差速器。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。


图1是以径向投影展开图的形式表示的转动导向机构中各齿廓相互关系的原理图，用以说明该机构中导向齿/面的升角与摩擦自锁的关系。图2是根据本发明的普通对称式圆锥齿轮自锁差速器的轴向剖面图。图3Α和图3Β，分别是图2中包含有中介件的输出件的右视图的轴向半剖图，以及主视图。图4Α 4C分别是图2中的差速器处于非差速驱动工况中，其两个转动导向机构和牵引摩擦机构的各齿廓向同一外圆柱面径向投影的局部展开图，图4Α是单独表示的图 4Β中左侧转动导向机构各构件的齿形示意图，图4Β是齿廓关系的主视图，图4C是单独表示的图4Β中右侧转动导向机构各构件的齿形示意图。图5是图2所示差速器的原理图，其中虚线代表右端输出轴悬空时上半部的相应转矩的传递路径。图6是是变更了图2所示差速器的导向件连接形式后的原理图。图7是变更了图2所示差速器的输出件组成形式后的原理图。
图8是是变更了图7所示差速器的导向件连接形式后的原理图。图9是根据本发明的又一种对称式圆锥齿轮自锁差速器的轴向剖面图。图10是图9所示差速器的原理图。图11是根据本发明的对称式圆柱齿轮自锁差速器的对应于图12中H-H截面的旋转剖面图。图12是图11中Y-Y截面的剖面图。图13是图11所示差速器的原理图，其中，为方便作图，原本周向啮合的行星齿轮 50a和50b被分割开，并以虚线相连的形式示出两个原本啮合的部位Z与Z'。图14是根据本发明的再一种对称式圆锥齿轮自锁差速器的轴向剖面图。图15是图14所示差速器的原理图。图16是变更了图14所示差速器的输出件组成形式后的轴向剖面图。图17是图16所示差速器的原理图。图18是根据本发明的单排圆柱行星齿轮式自锁差速器的原理图。图19是根据本发明的双圆柱行星齿轮式自锁差速器的原理图，其中，为方便作图，将相互间非径向啮合的行星齿轮50a和50b画成径向啮合。图20是根据本发明的双圆柱复合行星齿轮式自锁差速器的原理图。图21是根据本发明的又一种单排圆柱行星齿轮式自锁差速器的原理图。图22是根据本发明的无差速壳的圆锥行星式自锁差速器的原理图。
具体实施例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。实施例一两输出端相互间直接摩擦自锁的差速器Dl本实施例是在具有最常见形式的普通对称式圆锥齿轮差速机构中，设置空间楔形机构后所得的自锁差速器D1。参见图2 4，差速器壳7 和72b借助螺栓(未示出)紧固成一个完整的差速器壳72，从而构成差速器Dl中限定回转轴线X和装配基准的主回转构件。在差速器壳72—端的外径向凸缘上形成有螺栓孔78，用以通过螺栓(未示出)固定输入转矩用的锥型输入齿环58 (未示出)。在差速器壳72两侧绕轴线X形成的转矩输出孔的内侧，分别可转动地径向定位有用于输出驱动转矩的管状基体112，其分别与两个中介件 100形成为一体，以构成差速器Dl的输出件。该两个管状基体112通过各自内孔中的花键齿114，分别与两个形成有互补式花键齿的输出轴74 (未示出)直接耦合。在差速器壳72的内部，通常具体为十字形的行星齿轮轴56，被紧固在差速器壳 72a和72b的接合端面所围成的径向孔中。至少包括一个的一组锥型行星齿轮50可转动地套装在行星齿轮轴56上，并与其两侧的绕轴线X回转的两个具有圆锥齿的差动件80a和 80b分别啮合。差动件80a和80b是可受差速器Dl的输入转矩驱动而绕轴线X差速回转的两个回转件。而且，该差动件80同时也是导向件90，二者可转动地套装在管状基体112 上，受到差速器壳72的内端面支撑的同时，并通过形成在其内端面径向内侧的螺旋型双向导向齿9 和92b，分别与轴向上位于二构件之间径向上套设于行星齿轮轴56的内孔中，且形成有互补式螺旋型双向导向齿10 和102b的中介件IOOa和IOOb嵌合，以固定地组成两个转动导向机构( 和Gb。同时，设置在中介件IOOa和IOOb内端面的端面型回转摩擦面 IlOa与IlOb相互抵触，形成回转型牵引摩擦副的同时，还令该二构件以相互充当对方的摩擦件40的方式，组成一个牵引摩擦机构F1。牵引摩擦机构Fl和转动导向机构( 和( ，分别同组成两个端面型周向空间楔形机构。显然，该两个端面型空间楔形机构的轴向力封闭于差速器壳72。显然，导向件90端面上的多个导向齿92实际上就是空间楔形机构的楔形齿，其导向面94朝周向一方轴向上逐渐靠近回转型牵引摩擦面110或42，并与后者分别围成多个沿周向延伸的端面型周向楔形空间。而设置在该多个楔形空间中的多个导向齿102就是楔合子，其因不必需径向运动而最佳地相互合并成一个零件，即整体环状的中介件100。图3 4示出了中介件100等的具体结构以及相关齿形关系。中介件100的内端面即为回转型摩擦面110，其凸缘端面上最佳地周向均布有具有梯形横截面且沿径向延伸的端面型螺旋导向齿102。该导向齿102具有齿顶面106和齿底面108，以及两个升角λ a 和入13或入。和Xd均最佳地同为λ且周向完全对称的螺旋型导向面104。对应地，参见图 2、4，导向件90的相应端面上均布有同等数量的互补式双向导向齿92，其具有齿顶面96和齿底面98，以及两个所有升角均最佳地同为λ且完全对称的螺旋型导向面94。当该两构件轴向上完全嵌合以组成转动导向机构G时，即至少一个例如齿顶面96与齿底面108轴向抵触时，该机构G仍最佳地具有大于零的周向自由度/间隙Δ，Β卩Δ >0。另外，差动件80/导向件90实际上还是由中介件100作为导向件，差速器壳72作为摩擦件40的又一个空间楔形机构的中介件。因此，若将该又一楔形机构的相应升角的极限角记为ζ ‘和ξ ‘(定义相同于ζ和ξ)，上述升角λ的最佳取值便应为ξ ‘ < λ < ξ。这样，在行星齿轮50不具有驱动作用的滑行状态中，转动导向机构G便不能致使差动件80相对差速器壳72的内端壁面摩擦自锁。显然，减小两者之间的摩擦系数或隔以低摩擦系数的垫片1 均是可选方法。优选地，应致使ζ W，以尽可能获得更大的设计自由度。显然地，上述转动导向机构G可以具有本申请定义中的任何一种形式，包括借助滚珠，滚柱、楔块等构件的非最佳形式的机构。图5是图2的原理图，该原理图简洁清晰地示出了差速器Dl的结构特征。其中， 转动导向机构G以形象的两对齿和槽的简化形式表示，输出轴以标记74表示，固定机架以标记70表示。结合图2 5，差速器Dl的工作过程可以得到更好的说明和理解。与普通对称式圆锥行星齿轮差速器一样，驱动转矩经输入齿环58，驱动差速器壳 72和行星齿轮轴56 —体地绕轴线X旋转。旋转的齿轮轴56带动其上的行星齿轮50绕轴线X旋转。该行星齿轮50驱动与之啮合的差动件80a和80b，后两构件再通过导向齿92与 102间的啮合/楔合关系，分别驱动对应的中介件IOOa和100b，从而最终驱动两个输出轴 74绕轴线X转动。当车辆直线驱动行驶时，并且其差速器Dl的两个输出轴74不存在差速转动的需要，比如与该轴耦合的驱动轮不存在外径不一或未遇到凹凸地面等情况时，差速器Dl将呈现图4B所示的啮合状态，也就是沿例如箭头S所指方向转动。即，当例如与差动件80a同一的导向件90a，开始持续地具有沿图4B中箭头所指方向相对作为其摩擦件40a的中介件IOOb转动的初始瞬间，与输出轴7 耦合的中介件100a，将相对导向件90a沿箭头Ra所指方向作转动导向运动。该转动导向运动所产生的轴向移动/胀紧力，在将导向齿10 瞬间楔紧在导向面9 和牵引摩擦面IlOb所围成的端面型周向楔形空间中，亦即中介件IOOa 将导向件90a与作为其摩擦件40a的中介件IOOb楔合成一个摩擦体，牵引摩擦机构Fla因而轴向接合的同时，还将导向件90a即刻胀紧在差速器壳72的内端面上。而完全对称地， 中介件IOOb也同样将导向件90b与作为其摩擦件40b的中介件IOOa楔合成一个摩擦体。 亦即，中介件IOOa和IOOb同时将导向件90a和90b楔合成一个转动体，并且借助差速器壳 72的轴向封闭作用，建立起稳定的轴向力封闭式抵触连接，提供对应于所传递转矩的轴向接合力T，或称力封闭力T。显然，图4B所示差速器Dl的工况，还对应于车辆反拖发动机的直线滑行行驶状态，区别仅在于调换了转矩传递的方向。而当车辆直接进入直线滑行状态，或者转入反向驱动行驶状态时，图4B中的中介件IOOa和100b，将同步地相对导向件90a和90b转过圆周角 Δ，变换为导向面94d与104d以及导向面94b与104b分别啮合/楔合，两个转动导向机构 ( 和( 再次进入同步驱动状态。由于，所有直线行驶中，差速器Dl具有周向上完全对称的啮合/楔合和驱动关系，所以，相关工作过程已无需重复说明。而当车辆转向驱动行驶时，或者其差速器Dl的两个输出轴74存在差速转动的需要，比如与该轴耦合的驱动轮存在外径差异或者遇到凹凸地面等情况时，差速器Dl将进入差速转动工况。参见图2、4、5，因左右完全对称，所以，以右端输出轴74b相对左端输出轴 7 产生快转趋势为例进行说明即可。另外，特别假定0< λ ( ξ，也就是说，空间楔形机构处于可摩擦自锁的接合状态，其导向件90不能驱动中介件100相对轴向支撑它的摩擦件滑转，除非过载。轮式车辆正常转向时，地面作用在所有驱动轮周缘上的摩擦力形成一个迫使车辆转向的转向转矩Mtl，该转向转矩Mtl在迫使车辆转向的同时，还通过与差速器Dl两输出轴74 耦合的一组驱动轮，通过输出轴7 和74b，驱动两个差动件80a和80b克服差速器Dl的内摩擦阻力矩Mf而差速转动。同样，如果该一组驱动轮外径不等或者遇到凹凸地面，不打滑的正常状态下，来自地面的摩擦转矩，也将驱动差速器Dl克服其内摩擦阻力矩Mf而差速转动。因此，参照图2、4、5，转向转矩M0在一对与差速器Dl两输出轴74相耦合的驱动轮的周缘上分配有附加转矩，以驱使与输出轴74b耦合的驱动轮相对与输出轴7 耦合的驱动轮快速转动。即，在该附加到驱动轮周缘上的转矩作用下，与输出轴74b直接耦合的中介件IOOb将克服其与中介件100a、与导向件90b的齿顶面96b，以及与导向面Mc之间的摩擦阻力矩的总和Mf，按图4B中的箭头Sb所指方向相对中介件IOOa和导向件90b快转，也就是作解除转动导向机构( 的导向作用的转动。于是，导向面l(Mc与Mc之间的法向压力和转动导向机构( 的转动导向作用，将随着两导向面产生相互脱离接触趋势的一瞬间而同时消失。自然，基于该机构( 的轴向移动/胀紧力的牵引摩擦机构Fl以及空间楔形机构，将随即分离或解楔。然而，由于动力驱动转矩的始终存在，因此，在导向面Mc与l(Mc 之间具有上述相互脱离接触趋势之际，行星齿轮50必然自适应地驱动差动件80b，亦即导向件90b立即跟上中介件IOOb的快转趋势，从而致使导向面Mc与l(Mc再次紧密贴合/楔合/啮合以继续传递驱动转矩，而不会有任何瞬间的实质性分离。接下来，在上述附加转矩的作用下，中介件IOOb将又一次相对导向件90b快转，以试图解除导向面Mc与l(Mc的楔合/啮合关系。即，差速转动始终连续地处于一个“解楔一再楔合一再解楔”的临界状态式循环之中，并如此循环往复，直到车辆结束转向行驶，与输出轴7 和74b耦合的驱动轮的附加转矩消失，或因小于Mf而不足以解除导向面Mc与l(Mc之间的楔合/啮合关系为止。容易理解，在导向件90b不断追随中介件IOOb而相对中介件IOOa快转的过程中， 通过行星齿轮50的差速作用，导向件90a将具有相对中介件IOOa慢转的趋势，被驱动的中介件IOOa因负荷的作用而有立即慢转追随的趋势。也就是说，导向件90a与中介件IOOa 之间也进入了一个导向面9 与10 之间“解楔一再楔合一再解楔”的循环中，只是该循环是中介件IOOa不断追随导向件90a相对中介件IOOb慢转趋势的循环。由此可见，差速器Dl差速转动的实质，就是一个无时无刻不在试图解除空间楔合关系或啮合关系的过程， 同时又无时无刻不在力图维持该楔合或啮合关系的过程。这与普通圆柱行星齿轮开式差速器中行星齿轮与半轴齿轮的差速啮合过程完全类似，与涡轮式高摩擦差速器中蜗轮和蜗杆的差速原理实质上一样。其间，“解楔一再楔合一再解楔”的循环过程是完全无缝、自然和连续的，亦步亦趋之中毫无间隙和停顿，同步中只有运动学上的主动和从动的区别。而该差速转动的直接的动力之源，也就是解除楔合/啮合关系的转矩即解楔转矩，关键地来自于与其两个输出轴74相耦合的驱动轮中，具有快转趋势的那个驱动轮，例如上述与输出轴74b 耦合的驱动轮。由上述说明不难得知，当与输出轴74b耦合的驱动轮上的附加转矩，不足以克服中介件IOOb所受到的总内摩擦阻力矩Mf时，导向面Mc与l(Mc便不会具有相互脱离接触的趋势，中介件IOOb将不可能到达解楔的临界点，不可能相对中介件IOOa和导向件90b快转，差速转动当然也就无法实现了。而出现这种情况只有两种可能，一是没有差速需求，附加转矩等于零，二是应该相对快转的驱动轮处于低摩擦系数的滑转地面，没有足够的附加转矩通过该驱动轮作用于差速器D1。也就是说，即使相关驱动轮处于低摩擦系数的滑转地面上，也将因为差速器Dl无法差速而不可能打滑。进一步地，由驱动轮滑转必然致使差速器差速转动这一常识不难想到，即便中介件IOOb上的富余驱动转矩大于零，即便与其耦合的驱动轮与地面的附着力/转矩不足或严重不足，无论转弯与否，该驱动轮都将因为差速器Dl不能实现差速转动而最终无法滑转。因为打滑趋势中的该驱动轮，根本不可能向差速器Dl提供差速转动所必需的解楔转矩，否则它不会处于打滑趋势中。因此，差速器Dl自然而然地具备有绝对或相对的防止驱动驱动轮滑转的能力。例如，当通过输出轴74b与中介件IOOb耦合的驱动轮悬空时，或者该驱动轮获得的地面附着力/转矩可以忽略不计时，分配到中介件IOOb上的驱动转矩的全部将即刻转化为富余驱动转矩。而响应于转矩的变化，差速器Dl将同步自适应地转入防止驱动轮滑转的防滑工况。此一工况中，中介件IOOb可以具有本说明书前述定义中的三种工作情况。艮口， 当升角λ ( ζω η(当大于零)时，由于受到来自导向件90b的驱动转矩作用，如图4Β 中的箭头Sb所指，中介件IOOb将相对作为其轴向支撑构件的摩擦件40b的中介件100a，无条件地静止不动。即，二构件之间的牵引摩擦副自锁，也就是牵引摩擦机构Fl或两输出件直接摩擦自锁。此时，尽管导向件90b相对中介件IOOb具有滑转爬升的趋势，但由受到差速器壳72轴向上的刚性限定，两构件只能一体转动。即，导向件90b借助摩擦自锁的牵引摩擦机构F1，驱动中介件IOOa转动，从而将富余驱动转矩的全部，传递至中介件IOOa以及与之耦合的输出轴7 和该侧驱动轮。图5中以半周向的虚线形式标出了相应转矩流的传递路径。于是，差速器Dl具有无穷大的锁紧系数和防滑能力。同时，导向件90a和90b，进而与之耦合的两个输出轴7 和74b以及相关驱动轮，将毫无迟滞或者无缝地作为一个整体而转动，以抑制住驱动轮滑转的趋势，并驱动车辆无滑转地行进。而当ζ_< λ ( ξω η时，借助导向面Mc与l(Mc之间导向摩擦副的摩擦自锁， 导向件90b仍可通过中介件IOOb直接驱动中介件IOOa同步转动，以将富余驱动转矩的全部，传递给中介件IOOa以及与之耦合的输出轴7 和该侧驱动轮，差速器Dl仍具有无穷大的锁紧系数和抑制驱动轮滑转的能力。只有当与中介件IOOa耦合的驱动轮被卡死不转时， 牵引摩擦机构Fl才会因过载而打滑，差速器Dl才会因此而不具备无穷大的锁紧系数。但是，此种状况显然已经不需要任何锁紧系数了，因为该状况已经不是防止驱动轮滑转技术范畴内的问题。最后一种情况是，当ξω η< λ < ξ时，虽然中介件IOOb始终具有被导向件90b 与中介件IOOa所围成的周向楔形空间滑动挤出的趋势，但借助齿顶面96b和齿底面108b 的轴向刚性抵触，导向面Mc与l(Mc之间仍能保持非自锁的啮合关系。于是，导向件90b 仍可以通过滑转中的牵引摩擦机构F1，将其富余驱动转矩的一部分，同步地传递给中介件 IOOa及与之耦合的输出轴7 和该侧驱动轮，令差速器Dl具有限制驱动驱动轮滑转的能力和有限的锁紧系数。而一旦与中介件IOOb耦合的驱动轮获得足够的地面附着力/转矩，中介件IOOb 将立即获得差速转动的解楔能力，其与中介件IOOa的摩擦自锁将自然地同步结束，不会再有富余转矩传递至中介件100a。显然，该结束过程是完全自适应和无冲击的自然过程。至此，差速器Dl防止滑转的工作过程已经全然明了。虽然以上针对的是极端情况的说明，但容易理解，在非极端情况下，也就是中介件IOOb上的富余驱动转矩，小于中介件IOOb自行星齿轮50得到的驱动转矩时，中介件IOOb仍将具有上述三种工作情况中的前两种，且工作过程完全相同，只不过所对应的升角区间变成为λ < ζ (当ζ >0)和ζ < λ彡ξ，其中，ζ > ζω η, ξ > Imin0在该两种情况中，牵引摩擦机构Fl均可将富余驱动转矩的全部，百分之百地转移至与中介件IOOa相耦合的驱动轮，差速器Dl均可达到理想的防滑效果。所以，其工作过程无需重复说明于此。以上说明是对依据本发明的具有0< λ ( ξ特征的差速器Dl的工作说明。已经明了，除了极端的限滑工况(ξ_< λ < ξ)外，转动导向机构G的啮合均具有楔合的实质属性。因此，其差速转动必需依赖于解楔转矩，该解楔转矩源自相关耦合驱动轮的附加转矩，而不能依赖于行星齿轮50对差动件80的驱动转矩(该驱动转矩仅仅为空间楔形机构提供楔合力，只能唯一地用于维持楔合状态)，并因此而具有了无穷大的锁紧系数，以及最佳的防止滑转的能力。另外，由ξ的定义已经知道，当ξ < λ <90度时，依据本发明的的差速器D1，不论处于任何状态和任何方向，其转动导向机构G的导向齿92与102的啮合，都不具有楔合的实质属性。因此，该情况中的差速转动将不需要先解楔，也就是不需要附加转矩一定大于内摩擦阻力矩Mf，仅仅依靠自行星齿轮50得到的驱动转矩，即可直接驱动中介件100以实现差速转动。自然，差速器Dl将因此不具有无穷大的锁紧系数，只能限制滑转而不能抑制或防止滑转，犹如上述针对ξω η< λ < ξ情况中限滑工况的说明。转动导向机构G于其中的作用，就是通过对摩擦回转机构Fl施加轴向压力的方式，增大差速器Dl的内摩擦阻力矩Mf，以获得需要的锁紧系数。由此不难得出结论，除了已经说明过的结构差异之外，该情况中的差速器Dl与现有技术中带有摩擦片的圆锥行星齿轮差速器的工作机理实质相同， 所以，本申请不对其工作过程作重复说明。如上所述，差速器Dl轴向和周向结构完全对称，所以，其输出轴7 相对74b产生快转趋势时的差速工作过程，以及，反向驱动行驶时的差速工作过程，或者各种行驶状态下防止驱动轮滑转的工作过程，均完全相同或类似于上，所以，无需予以二次说明。同样无需重复说明的情况还包括，反拖发动机的弯道滑行状态中的差速器Dl工作情况。因为，区别仅仅在于所传递的转矩是负值，以及，其差速转动的直接的动力之源，也就是解楔转矩，关键地来自于与其两个输出轴74相耦合的驱动轮中的具有慢转趋势的那个驱动轮。以及，空档弯道滑行状态中的差速器Dl工作情况。因为如前所述，升角λ的取值已经保证了，处于非驱动状态的完全自由的导向件90a和90b，不可能相对差速器壳72的内端面摩擦自锁。 因此，只要相关耦合驱动轮上的附加转矩足够，中介件IOOa和IOOb就可以克服来自牵引摩擦机构Fl和差速器壳72的综合摩擦阻力矩，分别驱动导向件90a和90b差速转动。由上述说明不难发现，本实施例中的差速器D1，是一个仅仅敏感于差动转矩/附加转矩的转矩感应式自锁差速器。其借助位于两个输出件之间的牵引摩擦机构Fl的直接摩擦，以使空间楔形机构摩擦自锁，从而以直接摩擦自锁的方式实现其输出件间的互锁，最终达到重新分配驱动转矩，并防止或限制驱动轮滑转的目的。其间不存在任何循环功率。 而其是否转入防滑工况以及转入的时机，完全取决于和自适应地响应于其中的富余驱动转矩，是否大于零以及何时大于零。两者完全同步同生同灭，其间不存在任何时间上的延迟， 更与转速大小无关，与富余驱动转矩的大小以及变化频率无关。其再分配转矩的能力和及时性，高于所有人为控制系统。并且，当λ ^ Imin时，差速器Dl具有应付一切极端情形的防滑能力，包括输出轴74从根部折断或没有的情况，只是其内部轴向力、磨损和Mf相对最大。而当ξω η< λ ^ ξ时，除了极端情况以外，差速器Dl具有堪称最佳的防止滑转和转矩分配能力，具备了适用于所有差速部位的特质。而当ξ < λ <90度时，差速器Dl具体为一个锁紧系数取值范围宽广的限滑差速器，其内部轴向力、磨损和Mf相对最小，非常适合于前驱动轴使用。而扩展地，λ =0度时，差速器Dl没有转矩输出，λ =90度时，差速器 Dl等同于一个不具有任何防滑功能的开式差速器。应该顺便说明的是，关于升角的两个极限值ζ和ξ，本说明书已经给出了清晰的文字定义，无需经过任何创造性的劳动，本领域的技术人员即可由此定义推导出其函数关系式。并会发现，ζ和ξ是一个正比于作用在中介件100的内或外圆周面上的阻力转矩/ 负载转矩，也就是正比于与该构件耦合的驱动轮的地面附着力/转矩的动态参数。该特性有利于提升普通车辆的防滑能力。作为其中的极值，(min和Imin则是一个仅仅取决于摩擦系数和几何尺寸的结构性参数，其数值越大，可以获得无穷大锁紧系数的导向面升角λ的取值区间也就越大，将锁紧系数控制在区间[1，⑴]内任意数值上的设计自由度就越高，对应的内部轴向分力T将越小。同时，还有利于降低其内摩擦阻力矩Mf，以更好地应用于转向驱动桥。但是，该动态特点也有压缩升角λ的设计自由度的不利一面。即，依据正常/平均载荷设计得出的λ，有可能在轻载时超出动态的ξ，或者在重载时小于动态的ζ,从而
12存在影响差速器Dl的正常差速或防滑自锁的可能。与现有技术无法改变其摩擦自锁升角不同的是，在摩擦系数同为0. 1的情况下， 本实施例的ξ min不仅约为现有技术的约5. 7度的二倍，而且更具有多种方法来按需要提升对应的升角极值^min和、in。以利于扩大自锁差速器Dl的设计自由度，提升其综合性能以扩大其应用范围，利于自锁机构在同样自锁系数情况下，产生比现有技术更小的轴向力。比如，将轴平面内的回转摩擦面110或导向面94、104与轴线X的夹角，设置成不等于90度的锥角(即，0度 180度间的任意角)，或者如图9所示的那样，将牵引摩擦机构Fl设置成一个多摩擦片机构。例如，在设置两对摩擦系数各等于0. 1的摩擦片时，便有(min= 14.04 度和 Imin = 32. 度。不难理解，在差速器壳相同的前提下，一方面，相对于轴线X，蜗轮式高摩擦差速器中蜗轮机构的齿面啮合点的回转半径，相较差速器Dl中行星齿轮50与差动件80的锥齿啮合点的回转半径显然为小。另一方面，蜗轮机构的螺旋斜齿传动能力相较于直齿锥齿轮显然为低。再一方面，面接触型的转动导向机构G的传递能力，显然高于锥齿轮传动机构。 因此，依据本发明的差速器Dl的转矩承载能力，将显著高于现有技术的蜗轮式高摩擦差速器。特别地，防滑工况中，由于富余驱动转矩是经过同一个蜗轮机构叠加传递的，所以，蜗轮式高摩擦差速器的额定工作转矩将更小，并且还反比于其锁紧系数。相反，依据本发明的差速器Dl中的富余驱动转矩，并不经过同一个行星齿轮机构和转动导向机构G，而是经过牵引摩擦机构F1，在两个输出件也就是两个中介件100之间直接传递的，再由后者内孔中的花键齿114叠加后，直接传递至相应的输出轴74，其额定工作转矩就等于其防滑承载能力。 两相比较，差速器Dl因相关啮合机构无需应对富余驱动转矩的冲击，而具有受力状态高度平稳的优点，其承载能力的相对优势就变得更大更显著。而对应于如上所述，假定差速器总载荷稳定不变，那么，随着地面附着力/转矩的变化或剧烈变化，蜗轮式高摩擦差速器中蜗轮机构的受力状况，必然时刻变化或剧烈变化， 动态的富余驱动转矩必将加剧该机构的磨损；而反观同样状况中的差速器D1，其行星齿轮机构和转动导向机构G传力状况将稳定不变，而接受动态富余驱动转矩冲击的，恰恰是最能减缓脉动式转矩冲击力度的牵引摩擦机构F1。于是，其内部相关机构的结构强度无需因为摩擦自锁而做任何特殊设计，因为其牵引摩擦机构Fl在两个输出轴74之间，建立了一条不经过行星齿轮50的驱动转矩直接传递/再分配路径。因此。通过受力状况的两相比较， 依据本发明的差速器Dl的结构优越性显得更加明显，其不仅更简单，更合理，更可靠，更直接提高了性能和寿命，使得输出的转矩更平稳。而且显而易见地，差速器Dl仅具有普通开式差速器的工艺难度，这是任何一个普通差速器生产厂都具备的入门级水平。可见，不仅仅相对蜗轮式，而且相对现有技术中的所有防滑或限滑差速器，本发明都具有易于制造，积木式装配，以及成本低廉，高可靠和长寿命的优点。与如上所述相对应的还有，牵引摩擦机构Fl因其平均摩擦半径，相较现有技术中蜗轮副的显著为小而具有较小的滑移线速度，而且还因其低副型面接触，而具有远低于线接触蜗轮高副的表面接触应力。所以，依据本发明的差速器Dl，不仅具有远低于现有技术的摩擦强度和磨损速度，并因此而无需高强耐磨材料，而且，更具有后者所不具备的自动补偿机械磨损的能力。另外，转动导向机构G同样具有面接触低副而使接触应力不足为虑的优点，何况整个寿命周期内，该机构G几乎不存在相对滑转和机械磨损，还更因其螺旋型导向面而具有自适应轴向间距变化的能力。所以，差速器Dl不敏感于上述机械磨损，整个工作寿命中都能性能稳定地正常工作。而且即便磨损过度需要维修，也只需更换中介件100即可，不仅成本低廉而且方便简单。因此，在经济性和使用维护方面，本发明相对现有技术同样具有无可比拟的优越性。对图2、5稍加分析就不难发现，差速器Dl并不必需两个空间楔形机构。即，去掉其中任何一个转动导向机构( 或( ，例如将中介件IOOb与差动件80b/导向件90b直接合并成一个零件，差速器Dl仍将可以正常差速和自锁，原有性能和受力状况将不会有任何实质的改变，且更适于中间差速部位。而更进一步地，导向件90a与差动件80a的连接方式， 还可由刚性一体，改变为非最佳的借助牵引摩擦机构Fl的摩擦相连，参见图6，尤其是在0 < λ < ξ时。在该变型自锁差速器D2中，差动件80a用作摩擦件40a，左端用于输出转矩的是导向件90，其与右端的差动件80b通过传力摩擦机构F2直接摩擦相连。为保证防滑自锁的可靠性，亦即保证中介件100入楔的可靠性，还最佳地在例如导向齿102齿底面的至少一个轴向凹槽中，设置有抵触至导向齿92齿顶面的相应的螺旋压簧150，以促使牵引摩擦机构Fl持续性地摩擦贴合/楔合。差速器D2的工作过程完全类似于上，不再重复说明。 但应指出的是，导向件90是一个相对差动件80b的中介件。当然，差速器D2也可去做这样的变型。即，将转动导向机构G设置到差动件80a 与中介件100之间，也就是将导向齿102设置到差动件80a的端面上，从而令导向件90因仅具有盘形凸缘而变型成为摩擦件40。但显然地，该变型仍可正常差速和自锁防滑。并且， 其与差速器D2中的极限角ζ，均是一个与负载转矩/阻力转矩无关的确定的参数，而不确定的非动态参数。因此，将不会出现升角λ小于ζ的可能。也就是说，差速器D2和该变型不存在因附加转矩相对负载转矩较小，而于差速工况中自锁的可能(托森差速器即有此种情况)。另外，如后续实施例所示，本发明并未限定差速器的类型或结构，实际上，二活动度的任何差速装置都具有令其得以存在和具有基本功能的两个同轴线转动的回转件，无论该轴线是差速器的回转轴线X，还是行星齿轮50等的自转轴线。因此，本发明可以具体为一切形式的差速器，包括对称式和不对称式差速器，齿轮式和非齿轮式差速器(如涡轮式、滑块凸轮式和自由轮式，尽管显得有些多余)，变传动比和不变传动比式差速器等。另外，有必要说明的是，与现有技术中的涡轮式高摩擦差速器相比，尽管依据本发明的差速器Dl具有不同的结构，但由于实现自锁的技术思想一样，都是利用啮合副的摩擦自锁效应，所以，与现有技术一样，差速器Dl也同样能与任何变速器、分动器实现匹配，能与车辆上其它安全控制类的ABS、TCS、ESP等电子系统做到自然相容。由本发明的上述说明可见，依据本发明的内含空间楔形机构的自锁差速器，具有很强的通用性和适应性。其可以应用于几乎所有需要的地方，例如前桥，后桥，多联贯通式驱动桥的桥间，中间分动器等。无论多少驱动桥，均可方便地实现轮式车辆的完全自适应的全时全轮驱动，而且驱动桥越多，其优越性越大越显著，性价比优势也越突出。在极大地简化轮式车辆的差速防滑系统，保证可靠防滑的同时，还摒弃了一切本不必需的非机械装置， 显著提升了防滑装置的可靠性和车辆的操纵性，大幅降低了制作成本。因此，本发明将有助于轮式车辆全时全轮驱动的大众化和通用化。需要说明的是，鉴于差速机构的结构和工作机理已是广为人知的公知技术，以及差速器具有的结构对称性或相似性的特点，本领域技术人员可以毫无疑问地理解，抛开具体对应的车辆行驶方向和驱动状态的不同以外，工作于前后桥的轮间、前后桥之间/中间、 以及贯通桥之间的差速器的工作过程和机理都是完全相同的。所以，本说明书的随后部分将不再重复其包括防止滑转的工作机理或过程，而仅对不同的结构等的区别特征作必要的说明。实施例二 空间楔形机构不传递驱动转矩的自锁差速器D3参见图2，其中，只要将与两个中介件100分别形成为一体的两个管状基体112，变型为与两个差动件80分别合并成一个刚性零件(可参见轴向相反的图16)，以构成差速器的输出件，便可得到原理7所示的自锁差速器D3。显然，因为中介件100不再能够得到解楔转矩，因此，转动导向机构G中导向面的升角λ只能取值λ > ξ_。同时，由于几乎没有阻力转矩，所以ξ = ，且不再是一个动态参数，这将有利于设计参数和防滑效果的稳定。于是，正常工况中，转动导向机构G不再传递驱动转矩。因此，由本申请的相关定义可知，差速转动时，其牵引摩擦机构Fl中的摩擦阻力较小，且与驱动转矩的大小几乎没有关系。而一旦进入滑转工况，意欲快转的差动件 80将即刻自适应地将富余驱动转矩的大部分，用于驱动相应的转动导向机构G回转，以增大牵引摩擦机构Fl的轴向压力，并通过该机构F1，将该部分富余驱动转矩传递到无打滑趋势一侧的驱动轮，从而有效限制相应驱动轮的滑转。该方案相较差速器Dl更适合于转向驱动桥，可获得很好的操纵性能。如上所述，应最佳地设置一个作用于中介件100的诸如压簧之类的弹性元件，例如按图6所示的螺旋压簧150，以保证差速器D3工作的可靠性。通过本实施例的说明不难发现，管状基体112实际上可以与转动导向机构G中的任意构件，或者差动件80形成为一体，以构成差速器的输出件，同时，输出件，转动导向机构G和牵引摩擦机构Fl三者均可以轴向不对称布置。例如，参看图7，将转动导向机构( 变换到差动件80a与差速器壳72之间，以使中介件IOOa和IOOb分别与差速器壳72和差动件80a组成牵引摩擦机构Fla和Flb，并将输出轴7 直接耦合至中介件100a，就是一个较好的中间自锁差速器方案。容易理解，参看图7，在保证原有功能不变的情况下，差速器D3还可作如下变型。 即，将导向件90a、90b分别一体地形成在十字行星齿轮轴56内环的两端面上，以使中介件 100a、IOOb分别与差动件80a、80b的内端面组成牵引摩擦机构Fla、Flb。此时，两个回转件分别是行星齿轮轴56和差动件80。如实施例一中所述，去掉差速器D3中任何一个转动导向机构例如( ，参照图7，而由保留的中介件IOOa与其轴向直接面对的用作摩擦件40的差动件80b构成牵引摩擦机构 Flb，该差速器D3的原有功能和受力状况不会发生任何改变。更进一步地，还可再将导向件与差动件80a的连接方式，由刚性一体改变为借助牵引摩擦机构Fla的摩擦相连，便可得到如图8所示的差速器D4，其功能不改变，结构更简单。其中，持续嵌合的中介件IOOa和IOOb 相互充当对方的导向件，差动件80a和80b则分别充当对应中介件100的摩擦件40。由此可见，本发明在具有如后续实施例所示的基本差速机构的主体结构之外，还可在关键的自锁防滑结构方面具有在转动导向机构G的数量及是否对称布置、牵引摩擦机构Fl的数量及是否对称布置、以及管状基体112与何构件刚性一体为差速器的输出件之间，进行各种组合设计的自由度。相较现有技术可更大程度地满足实际需求，同时，也再次展现了其相对优点。实施例三具有单独空间的直接摩擦自锁的差速器D5本实施例仍是对实施例一的变型，目的是为了方便设置一个具有较大回转半径的多摩擦片式的牵引摩擦机构F1，以最终得到更大的极限角和ξω η。图9、10分别示出了其结构图和原理图。参见图9，相比差速器D1，差速器D5中的转动导向机构G和牵引摩擦机构F1，径向上不再受制于差速机构。为此，导向件90与差动件80分别独立，并通过花键副相互连接。 其中，导向件90a的向一端延伸的管形体，通过垫片1 可转动地支撑在差速器壳72a内孔中的阶梯内端面上，其端部外周面上形成有外花键齿88a，并与内孔面上形成有互补式内花键齿8 的差动件80a不可旋转地相连。差动件80b的向一端延伸的管形体，通过垫片IM 可转动地支撑在差速器壳72b的内端面上，其端部内周面上形成有内花键齿84b，并与外周面上形成有互补式外花键齿88b的导向件90b不可旋转地相连。为安装摩擦片，中介件IOOa和IOOb的回转摩擦面IlOa和IlOb的内、外径向部位，分别设置有环形端面式内、外凸缘。借助花键副，至少包括一个的一组内摩擦片122，不可旋转地连接到该内凸缘的外周面上，与内摩擦片122轴向交错排列的一组外摩擦片120， 则不可旋转地连接到该外凸缘的内周面上。显然，还可通过其它形式获得本实施例的技术效果。比如，图11 13所示的差速器D6就更简单。实际上，差速器D6就是依据本发明的思想对公知技术的对称式圆柱齿轮差速器的改进。其具有至少一对于轴向中部相互啮合的直齿圆柱行星齿轮50a和50b，二者的轴向无齿段5 和Mb，分别抵触在差速器壳72b和72a的内端面上。参见图12，行星齿轮50a和50b，分别收容在差速器壳72b的轴向延伸的行星圆柱槽76a和76b中，并利用内径地凸出于后者槽口的轮齿部分，分别与各自对应的具体为直齿圆柱齿轮的差动件80a和 80b啮合。其中，与差速器Dl中一样，差动件80与导向件90同一，并具有完全相同的转动导向机构G，以及与差速器D5完全相同的多摩擦片式牵引摩擦机构Fl。这里，只要将图11中行星齿轮50与轴线X的夹角设置得不等于零，即可再变型为不对称的自锁差速器。另外，如上所述，也可将差速器D5和D6的中介件IOOa与导向件90a，直接合并成一个零件，以得到省去转动导向机构( 的简化结构，简化结构的同时，二者原有功能和受力状况不会发生任何实质改变。不难理解，尽管不是最佳，但空间楔形机构也可以设置在差速器壳72之外的另一轴向力封闭壳体中。实施例四两输出端相互间间接摩擦自锁的差速器D7本实施例具有两个行星齿轮50、一个整体式的差速器壳72，以及一个一字形行星齿轮轴56的最常见的差速器/机构形式，同样是对差速器Dl的变型。其中，行星齿轮轴56 通过任何合适的部件，比如锁定销相对差速器壳72固定，或者，通过在行星齿轮轴56的每个端部的环形槽中嵌合的卡环。如图14 15所示，差速器D7相比差速器Dl D6最大的不同在于，两个回转件具体为差动件80和差速器壳72，以及作为输出件的关键组成部分，中介件IOOa和IOOb之间不再直接摩擦，而是分别与作为主回转构件的差速器壳72的两个内端面相互摩擦，以分别组成两个牵引摩擦机构Fla和Fib。这相当于在差速器Dl中的回转摩擦面IlOa和IlOb 之间，插入了由差速器壳72充当的摩擦片，致使两构件间的直接摩擦变型为间接摩擦。而除了降低摩擦时的相对速度以及需要通过差速器壳72传递摩擦转矩以外，两实施例中的牵引摩擦机构F1、转动导向机构G以及差速和自锁的机理没有实质区别。当然，行星齿轮 50带来的轴向力，增大了牵引摩擦机构Fl的当量摩擦系数，会带来(min和Imin的有益增大，以减少需求多摩擦片的机会。或者带来获得更大(min和Imin的机会。显然，相对差速器D1，本实施例的结构更加简单和易于理解。不难想到，将图15中的行星齿轮轴56以及输出轴74b设置成中空结构，以方便输出轴7 与74b同侧输出，再由一驱动轴从左侧直接驱动差速器壳72回转，差速器D7就可变型为适用于贯通式驱动轴的自锁差速器。需要指出的是，差速器D7必需同时具有两个转动导向机构( 或(Λ。显然，参照实施例二的思想，本实施例也可变型为如图16 17所示的差速器D8， 一个锁紧系数同样不等于无穷大，但相较差速器D7更适合于转向驱动桥的自锁差速器。其中，为避免行星齿轮50与差动件80双方轮齿齿面的接触强度，因为转动导向机构G的作用而超限，差速器D8中特意设置了管状承力环130。该环130通过其径向上设置的两个容纳行星齿轮轴56的贯穿性圆柱孔，固定在两个行星齿轮50之间，其端面轴向上分别抵触至两个导向件90a、90b，以阻止导向件90对行星齿轮50的过度压迫。与差速器D3中的情形类似，在保证原有功能不变的情况下，差速器D8也可作如下变型。即，参照图17，将导向件90a、90b分别一体地形成在差速器壳72的两个内端面上，以使中介件IOOaUOOb分别与差动件80a、80b的外端面组成牵引摩擦机构Fla、Flb。与差速器D7不同的是，由于机构Fl始终有效，去掉差速器D8中任何一个转动导向机构( 或( ，差速器D8仍可正常差速和双侧防滑自锁。变化仅在于防滑自锁时，驱动非滑转输出轴74的富余驱动转矩，随着该轴位置的不同而具有经过和不经过行星齿轮50的区别。齿轮啮合机构因此需要提高强度储备。不难想到，完全可以仿照图8中的转动导向机构G和牵引摩擦机构F1，将单个的转动导向机构G设置到介于两个行星齿轮50之间的行星轴56上。中介件100与一个行星齿轮50构成牵引摩擦机构F1，导向件90与另一个行星齿轮50刚性一体，或者与其构成另一个牵引摩擦机构。以限制该两个行星齿轮50间的相对转动的形式，同样可以达到令差速器具有上述限制滑转的能力的目的。不难理解，还可将转动导向机构G和牵引摩擦机构Fl设置在差速器壳72以外，以连接该壳72和与输出轴74不可旋转相连的任意回转件。由上述说明可见，直接摩擦自锁和间接摩擦自锁的差速器，两者所必需的转动导向机构G的数量并不相同，前者仅为一个，而后者却要视其驱动转矩是否经由转动导向机构G传递的不同而为一个或两个。扩展实施例图18示出了单排圆柱行星齿轮式自锁差速器D9的原理图。其中，差速器壳72外缘面上的输入齿环58的锥度为零，其内孔面上设置有齿圈64，并以此驱动行星齿轮50转动。差动件80a、80b分别具体为中心齿轮62和行星齿轮托架66，导向件90与差动件80a 同一。输出轴74a、74b，分别与中介件100以及差动件80b直接耦合。差动件80b与中介件100组成牵引摩擦机构F1，空间楔形机构的轴向力封闭于差速器壳72。图19给出了双圆柱行星齿轮式自锁差速器DlO的原理图。其中，输入齿环58与差速器壳72形成为一体，差动件80a、80b分别具体为行星齿轮托架66和中心齿轮62，导向件90则与差动件80b同一。与差速器D9正好相反，输出轴74a、74b分别与差动件80a以及中介件100直接耦合，后两构件组成单一的牵引摩擦机构F1。而与上述所有实施例不同的是，本实施例中，空间楔形机构的轴向力封闭于行星齿轮托架66内。当然，如果令差速器壳72再次具有两个回转端面，上述轴向力仍可以再次封闭于其中。显然，差速器DlO适合用作轮式车辆的中间差速器。同样适合用作中间差速器的，还有如图20所示的双圆柱复合行星齿轮式自锁差速器D11，而且，该差速器Dll还适合用于多联驱动桥的贯通式驱动轴。总体上，差速器Dll 的驱动转矩通过输入轴60从其一端传入，以直接驱动中心齿轮62a，而其输出转矩则由其另一端的输出齿轮68和输出轴74分别输出。其中，差动件80a、80b分别具体为中心齿轮 62b和行星齿轮托架66，导向件90仍与差动件80a同一，输出齿轮68与差动件80b直接耦合，输出轴74与中介件100直接耦合，差动件80b与中介件100组成牵引摩擦机构F1。空间楔形机构的轴向力仍然封闭于行星齿轮托架66内。图21给出了另一种适合用于贯通式驱动轴的自锁差速器D12，其具有单排圆柱行星齿轮式差速器的基本结构形式。但与差速器D9不同的是，其驱动转矩通过输入轴60从其一端传入，以直接驱动行星齿轮托架66，而其输出转矩则由设置在其两端的输出齿轮68 和输出轴74分别输出。其中，差动件80a、80b分别具体为中心齿轮62和差速器壳72，导向件90与差动件80a刚性一体。输出齿轮68与中介件100直接耦合，输出轴74与差动件 80b直接耦合，差动件80b与中介件100组成牵引转摩擦机构F1。同样，空间楔形机构的轴向力封闭于差速器壳72内。图22示出了一种无差速器壳的圆锥行星式自锁差速器D13，其同样适合用于贯通式驱动轴。其驱动转矩同样通过输入轴60从其一端传入，以直接驱动用作行星齿轮托架66 的行星齿轮轴56，而其输出转矩则由设置在其两端的输出齿轮68和输出轴74分别输出。 其中，输出齿轮68与中介件IOOa耦合，输出轴74与中介件IOOb直接耦合。差动件80仍与导向件90刚性一体。中介件IOOaUOOb与行星齿轮轴56分别组成两个牵引摩擦机构Fla 和Fib。空间楔形机构的轴向力封闭于固定机架70内，输入轴60则借助其轴肩1 实现轴向固定。需要说明的是，上述扩展实施例均保留有绝对防滑的潜力。当然，也可参照图7、17 所示的差速器D3、D8，变型为限滑型的自锁差速器。那样，就可为简化结构而全部使用只包括一个转动导向机构G的空间楔形机构。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。
权利要求
1.一种内含空间楔形机构的自锁差速器，包括可绕同一轴线相对回转的两个回转件；其特征在于在该两个所述回转件之间，设置有同轴线回转的至少一个空间楔形机构。
2.按权利要求1所述的自锁差速器，其特征在于所述空间楔形机构包括绕同一轴线回转且可轴向接合的牵引摩擦机构，其具有绕所述轴线回转并均设置有摩擦面的中介件和摩擦件，以在该两构件间传递摩擦转矩；所述摩擦件是两个所述回转件以及另一个空间楔形机构的所述中介件中的一个；为所述牵引摩擦机构提供接合力并绕所述轴线回转的至少一个转动导向机构，其具有绕所述轴线回转并均设置有相应导向面的导向件和所述中介件；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0度且小于90度。
3.按权利要求2所述的自锁差速器，其特征在于当所述导向件和所述摩擦件被所述中介件可驱动地连接成一个摩擦体时，所述导向件与所述中介件双方的所述导向面之间的相互抵触部位的升角λ，大于零且小于等于ξ，g卩，0 < λ彡ξ，其中，ξ是能够令形成于所述抵触部位的导向摩擦副自锁的所述升角λ的最大值。
4.按权利要求3所述的自锁差速器，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，也是令所述中介件与所述牵引摩擦机构面相抵触所形成的牵引摩擦副自锁的所述升角λ的最大值，ξ的含义同上。
5.按权利要求3所述的自锁差速器，其特征在于当ζ>0时，所述升角λ小于等于 4，即，0< λ彡ζ，其中，ζ的含义同上。
6.按权利要求1 5任一项所述的超越离合器，其特征在于所述导向件和所述中介件的所述导向面是螺旋型齿面，其设置在所述导向件和所述中介件双方相面对的包括端面、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。
7.按权利要求1 5任一项所述的超越离合器，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，其用于持续地保持所述中介件与所述摩擦件之间的至少间接的摩擦连接。
8.按权利要求1 5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，其两个相应摩擦面是半锥顶角大于0度而小于180度的截锥面。
9.按权利要求1 5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，其具有与所述摩擦件和所述中介件分别不可旋转地相连接的两组轴向交错排列的各至少一个摩擦片。
10.按权利要求1 5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，其具有与所述摩擦件和所述导向件分别不可旋转地相连接的两组轴向交错排列的各至少一个摩擦片。
全文摘要
本发明的特征在于，在现有差速机构的两个回转件之间，同轴线地设置至少一个空间楔形机构，其转动导向机构G包括均设置有导向齿的中介件和与一回转件同一的导向件，其牵引摩擦机构F1包括该中介件和另一回转件，并且，两转矩输出件中至少有一个是中介件。这样，转向时可以利用与该中介件耦合的驱动轮传入的转向转矩，而不是依靠来自行星齿轮的驱动转矩，来临界地解除空间楔形机构的楔合状态以实现差速转动。而在滑转之际，因没有来自驱动轮的足够的解楔转矩，空间楔形机构将不能解楔，滑转侧的驱动转矩将通过楔合摩擦副全部传递至不打滑一侧的驱动轮。转矩感应式的本发明结构简单，性能优越，锁紧系数可达无穷大，全机械，全面优于托森差速器。
文档编号F16D41/06GK102588553SQ20111002199
公开日2012年7月18日 申请日期2011年1月5日 优先权日2011年1月5日
发明者洪涛 申请人:洪涛