專利名稱：有限差速比差速器的制作方法
技術領域：
本發明涉及一種機械傳動領域中的差速傳動裝置，特別涉及但不僅僅涉及用于輪式機動車輛的防滑轉差速器。
背景技術：
自1825年法國人貝格列爾發明差速器至今，差速器的防滑轉問題就一直困擾著人們，成為提升車輛性能和實現全輪驅動等的一大技術障礙。《四輪驅動汽車構造圖解》([日]莊野欣司著，劉茵等譯，吉林科學技術出版社，1995， pl43~159)及《汽車車橋設計》(劉惟信，清華大學出版社，2004， p214 283)均有詳細描述。長久以來，由于改進的主要方向一直局限在如何直接或持久地限制差速轉動這一自我否定的技術目標上，因此，不懈的努力無法換來一個比較理想的結果。比如，強制鎖止式差速器的代價是操縱麻煩、轉向困難且危險、不可用于前軸、輪間滑轉干涉導致輪胎過度磨損、抗側滑能力下降及驅動力的浪費，其中可自鎖的伊頓差速鎖的承栽能力過低且沖擊過大。自由輪自鎖差速器(滾柱式和牙嵌式)的代價是傳動裝置上動載荷較大，差速器單側交替工作不連續不均衡，車輛轉向沉重且輪胎磨損過快，但其中的牙嵌式換來了鎖緊系數無窮大且與磨損無關的可貴優點。變傳動比差速器的缺點是工藝性差，成本高，鎖緊系數過低， 一旦開始滑轉便無能為力。而高摩擦式差速器(摩擦片式、凸輪滑塊式、渦輪式)的共同缺點是鎖緊系數有限，車輛轉向性能變差，不適用于前軸，摩擦部位壽命過短，效率較低，尤其以渦輪式的工藝性為差，裝配麻煩，造價昂貴，過于嬌貴且磨損太大。
上述結果不理想的主要原因在于，限制無滑轉工況下差速轉動的實質就是約束了差速器的雙活動度，是對差速器存在意義和價值的直接否定。約束差速器的雙活動度以遠z使其發揮出單活動度的功能，注定只能得到某種程度的折衷結果。而以整個壽命周期內犧牲差速器雙活動度的基本特性為代價，去換取短瞬的但卻并不理想的單活動度特性，顯得很不經濟。高摩擦式差速器這種折衷的產物，兼得卻也兼失.自由輪自鎖差速器是個理論上不折不扣的單活動度機構，基本不具備雙活動度的力學特性，但其交替的單活動度特性，卻令其運動
4特性勝過僅具有固定單活動度特性的強制鎖止式差速器，
另外，其它替代差速器也都由于不同程度地使用了離合器、電磁元件、、^/氣壓元件、傳感元器件、微處理器、傳輸管線、運算軟件等而或多或少地存在著諸如承載能力不高，響應性較差，防滑能力過小，不能持久動作，功率損耗大，不易維護，造價昂貴，過于復雜且不可靠，以及過多地占用或分散車輛操縱者的有限精力的缺點.

發明內容
理想差速器的活動度，應該可在純粹的雙活動度和單活動度間隨實際需要自適應地改變，如此方可消除上述不足。
本發明的目的，就是達到理想差速器的活動度要求，提供一種無滑轉工況下工作如雙活動度的普通差速器，滑轉工況下又自動地工作如單活動度的牙嵌式自由輪自鎖差速器的全機械的有限差速比差速器。
達成本發明目的技術思想，就是將牙嵌式自由輪自鎖差速器一分為二，以普通差速器居中串聯二者，無滑轉工況中，普通差速器工作，滑轉工況中，牙嵌式自由輪自鎖差速器工作，兩者以自適應的形式自動交替傳遞轉矩，交替且
適時地發揮各自獨特的性能優點。具體技術方案如下
一種有限差速比差速器，包括差速器殼體、兩個轉動輸出構件，直接驅動該兩個轉動輸出構件的轉動構件，以及對該兩個轉動輸出構件間的差速比的變化范圍給與限制的限差速比傳動機構，并在該機構中布置有壓合式牙嵌超越離合器。
優選地，使用雙向的壓合式牙嵌超越離合器，將兩個在牙嵌超越離合器接合時具有確定傳動比的齒輪式限差速比傳動機構，分別布置在轉動輸出構件、差速器殼體、轉動構件三者之中的任意兩者之間或者轉動構件與固定機架之間。兩個齒輪傳動機構分別限制差速比的上限值和下限值。
本發明的更多的優良改進方案由其它從屬權利要求給出。需要特別說明的是，本發明文件所用相關名詞的含義如下
1、 差速比，即，差速器的兩個轉動輸出構件之間的轉速之比值；
2、 許用差速比范圍，或稱設計許可的差速比變化范圍，即，輪式車輛以設計許可的任意轉向半徑無滑轉地行駛時，其上差速器的差速比的對應變化范圍。顯然，該對應變化范圍隨差速器工作部位的不同而不同；
3、 差速器殼體，是泛指差速器中與主動轉動構件周向固定的任一構件或其任意部分，包括但不僅僅包括封裝殼體；
4、 轉動輸出構件，是泛指與差速器輸出軸一體轉動的任一構件或其任意部分，可以是半軸，半軸齒輪，齒輪，或者行星齒輪的行星架等；2008
5、 傳力工況，指超越離合器的兩接合元件軸向接合或嵌合，相互傳遞轉矩的工作狀況，與軸向分離的僅相對轉動而不相互傳遞轉矩的超越工況相對；
6、 無滑轉工況，是輪式車輛的常態行駛工況，即，其受差速器轉動輸出構件驅動的車輪相對地面做無滑動轉動時的行駛狀況，與滑轉工況相對.
在本發明中，以包含有壓合式牙嵌超越離合器的限差速比傳動機構對差速器中兩個轉動輸出構件間的差速比進行限制，很好地實現了本發明所提出的發明目的。即，利用壓合式牙嵌超越離合器的超越和可以傳遞巨大轉矩的特性，在無滑轉工況中，差速器工作如開式差速器，具有完美的二活動度，在滑轉開始時，壓合式牙嵌超越離合器立即接合，差速器隨即工作似牙嵌式自由輪自鎖差速器，具備完美的單活動度時還可任意轉向。既消除了上述缺點，又能通用于現有的全部輪式車輛的所有差速部位。
相對于現有技術的防滑轉差速器，作為純機械裝置的本發明，具有原理筒單、承栽能力高、可靠性高、性能優異、效率高、工藝性好、自動化、通用化、無需額外維護、對輪式車輛性能無任何不良影響的優點.


圖l是雙向超越離合器的接合狀態示意圖，(a)是軸向剖面圖，(b)是(a)中H部位的自適應換向機構的局部放大圖，(c)是(b)中T—T截面的局部放大圖，(d)是(b)中U—U圓柱形截面的局部展開放大圖。
圖2是圖1中分離環外圓柱面的局部展開放大圖。
圖3是圖1中定向環的示意圖，(a)是主視圖，(b)是左視圖的軸向剖面圖。圖4是圖1中聯動棘爪的示意圖，(a)是主視圖，(b)是左視圖，(c)是俯視圖，(d)是仰視圖。
圖5是圖1中基準環的示意圖，(a)是主視圖，(b)是左視圖。
圖6是圖1中棘輪的示意圖，(a)是主視圖，(b)是左視圖。
圖7是具有封裝形式二的雙向超越離合器的接合狀態示意圖，(a)是軸向剖
面圖，(b)是(a)中H部位的自適應換向機構的局部放大圖，(c)是(b)的左視圖的
局部放大圖.
圖8是圖7中凸輪環的示意圖，(a)是右試圖的軸向剖面圖，(b)是主視圖.圖9是以左視圖形式表現的圖7中凸輪環、針齒輪以及分離環三者之間的位置關系示意圖。
圖IO是圖7中棘輪的示意圖，(a)是主視圖，(b)是左視圖的軸向剖面圖。圖ll是圖7中基準環的示意圖，(a)是主視圖，(b)是左視圖的軸向剖面圖。圖12是圖7中聯動棘爪的示意圖，(a)是主視圖，(b)是左視圖，(c)是俯視圖，(d)是仰視圖，圖13是以圖7(b)的形式表現的再一種自適應換向機構的示意圖。圖14是分離齒無滑轉磨損的雙向超越離合器的接合態軸向剖面示意圖。圖15是圖14中阻擋環的示意圖，(a)是簡畫形式的主視圖，(b)是左視圖的軸向剖面圖。
圖16是圖14中分離環的軸向剖面示意圖。
圖17是圖14中止轉銷環的示意圖，(a)是主視圖，(b)是左視圖的軸向半剖圖。
圖18是再一種止轉銷環的示意圖，(a)是主視圖，(b)是左視圖.
圖19是本發明所用雙向M離合器的四種簡化圖形符號。
圖20是本發明之實施例一的簡化原理圖。
圖21是本發明之實施例二的簡化原理圖。
圖22是本發明之實施例三的簡化原理圖。
圖23是本發明之實施例四的簡化原理圖。
圖24是本發明之實施例五的筒化原理圖。
圖25是本發明之實施例六的簡化原理圖。
圖26是本發明之實施例七的筒化原理圖。
圖27是本發明之實施例八的簡化原理圖。
圖28是本發明之實施例九的簡化原理圖。
具體實施例方式
必要說明本說明書的正文及所有附圖中，相同或相似的零部件及其特征部位均采用相同的標記符號，并只在它們第一次出現時給予必要說明。同樣，也不重復說明相同或類似機構的工作機理。另外，為區別布置在對稱或對應位置上的兩個相同的零部件，本i兌明書在相關零部件編號后面附加了字母a或b，而在泛指說明或無需區分時，將不作區分也不附加字母a或b。
再有，為便于更好地理解本發明的思想、方案、結構和工作機理，以下將首先對作為本發明的核心部件的壓合式牙嵌(雙向)超越離合器、可選的自適應換向機構以及阻擋環單獨承受滑動磨損的技術方案給與必要的說明。而關于壓合式牙嵌超越離合器及可選的自適應換向機構的詳盡說明，則分別記錄在本申請人提出的申請號為200710152152.3的中國在審同名發明專利，以及本申請人隨后提出的名為相對運動方向傳感裝置的中國專利申請中，該兩項專利申請的全部內容以參引方式包含在本專利申請中。
圖1給出了以軸一軸傳動形式出現的壓合式牙嵌(雙向)超越離合器的結構示意。第一M元件150與第一軸套287剛性一體，其上形成有用于傳遞轉矩的第一傳力齒以及螺紋孔348，其嵌合端面上的環形凹槽中可轉動地嵌裝有分離環220。分離環220上形成有分離齒222,作為阻擋環170的軸向支撐環，它容納后者可轉動地嵌裝在其環形凹槽中。阻擋環170上形成有阻擋齒172，齒頂形成有升角大于零的螺旋形阻擋工作面176，參見圖15,圖1中的阻擋環就是去處了其中的矩形槽178后的情形。阻擋環170與第二軸套289之間安裝有約束彈簧192。第二接合元件160以花鍵聯接的方式套裝在第二軸套289上，其上第二傳力齒162與第一接合元件150上的第一傳力齒軸向上齒齒相嵌地組成工作嵌合機構；同時，與第二傳力齒162—體的附屬分離齒232以及附屬阻擋齒202，分別與分離環220上的分離齒222以及阻擋環170上的阻擋齒172齒齒相嵌地組成分離嵌合機構以及阻擋嵌合機構。壓合彈簧282安裝在第二接合元件160與彈簧座284之間，為上述嵌合^I提供嵌合力.彈簧座284軸向上受到安裝在第二軸套289的環形槽中的卡環290的支撐。定向結構250以僅可軸向滑動的形式安裝在第一接合元件150的軸向孔254中，其前部形成有可嵌入分離環220外圓面上凸輪槽256的圓柱形徑向凸起252。凸輪槽256的走向如圖2所示，其兩端的軸向平直段F和R間的圓周夾角為e。這里，e即為分離環220相對第一接合元件150周向固定的第一相對位置和第二相對位置之間的最小圓周轉動角，在該兩個相對位置上，超越離合器分別具有對應于兩個不同轉動方向的轉矩傳遞和M轉動的能力。因此，軸向移動定向結構250便可實現控制超越離合器工作方向的目的。
另外，超越離合器還附加了如圖l(b)所示的自適應換向機構。其中，基準環110借助固定孔111與機架或者另 一轉動體周向固定，聯動棘爪130安裝在其外圓面上，并受開口彈性鋼絲環106約束。兩個完全相同的棘輪140a和140b以軸向互反且間隔一定距離的方式空套在基準環110上，二環內圓面上的棘齒
該二環外圓^Ji的內部螺旋齒14;和142b，與形二在定向環;20內圓柱面5上的內部螺旋齒122，分別組成兩個可軸向解體的單向內部螺旋傳動機構，參見圖l(d)。定向環120上的柱形定向結構250自由地嵌裝在第一接合元件150上相應的軸向孔中。彈簧108置于棘輪140a和140b之間，分別將二環壓在第一接合元件150和摩擦環104的端面上。摩擦環104受嵌裝在第一接合元件150周向溝槽中的卡環194軸向支撐。
圖3給出了定向環120的結構示意。形成有徑向凸起252的定向結構250及內部螺旋齒122均一體形成在環狀基體128上，內部螺旋齒122的四邊分別為軸平面型停止面126和螺旋型導向面124。
圖4和圖5分別給出了聯動棘爪130和基準環110的結構示意。這是一個以嵌合方式定位的結構，當然也可以采用普通的銷軸定位結構。其中，回轉定位面134呈半圓柱形，安裝時正好嵌合在基準環110的回轉面116中，組成轉動摩擦副。兩棘爪132背部的受力面136為部分圓柱面，與棘爪132背面相切，整個背面正好嵌入形成在基準環110外圓面上的，棘爪座槽112的棘爪歸位槽114中，受力面136與基準環110的承力面118正好貼合。聯動棘爪130及基準環IIO上分別形成有溝槽138或周向槽113，嵌于其中的開口彈性鋼絲環106對雙方間的相對位置形成約束，能轉動但不能移動。兩棘爪132的相對角度可以確保，當一個棘爪處于嚙合狀態之中時，另一個棘爪必然處于與相應棘齒無接觸的狀態之中。
圖6給出了，140的結構示意。其外圓面上的內部螺旋齒142具有導向面144和軸平面型的停止面148。停止面148與棘齒146的嚙合面的圓周朝向相同，并直接決定了內部螺旋齒142的單向螺旋特性。
超越離合器工作時，轉矩通過工作嵌合機構傳遞，當組成工作嵌合機構中的被動一方的轉速開始高于主動一方的轉速時，分離嵌合機構便開始工作，雙方的梯形分離齒克服壓合彈簧282的軸向壓力相互滑動爬升，直至對頂接觸，完成分離嵌合機構和工作嵌合機構雙方的軸向分離，解除嵌合關系.同時，在分離嵌合機構的軸向分離間距達到最大之前，阻擋嵌合機構中對立雙方的阻擋齒的軸向分離間距，早已大于阻擋嵌合機構為實現其阻擋工作面之間的對頂接觸所必需分開的最小軸向距離，于相對螺旋運動過程中實現阻擋工作面間的摩擦式對頂接觸，并在隨后的最大分離間距上實現摩擦副的自鎖，建立起穩定的阻擋關系，阻擋環170即時成為第二接合元件160的一部分， 一邊維持住后者的零碰撞滑轉模式， 一邊相對分離環220滑轉。當組成工作嵌合機構中的被動一方的轉速開始低于主動一方的轉速的瞬間，阻擋工作面間的摩擦自鎖關系立即轉換成滑動摩擦關系，在最多相對轉過一個齒位后解除對頂接觸，實現阻擋嵌合機構的再次嵌合，分離嵌合機構以及工作嵌合機構也同步嵌合復位，系統回到再次超越分離前的準備狀態中。
如前所述，軸向移動定向結構250便可實現控制超越離合器工作方向的目的。人力控制移動的方案已無需說明，以下將僅對可選的自適應換向機構的工作機理予以簡要說明。參見圖1(b) (d)及圖6，由于棘輪140的停止面148與棘齒146嚙合面的圓周朝向相同，以及兩單向棘輪機構工作方向互反，所以，第一接合元件150在任意方向上相對基準環110的換向轉動，都將導致定向環120產生一次軸向移動。即，其上內部螺旋齒122的某一導向面124相對內部螺旋齒142的某一導向面144移動，并被后者軸向導出，嵌入到另一內部螺旋齒142的齒槽內，在推動后一餘洽轉動的同時，也轉入到準備下一次換向的工況中。也就是說，定向環120相對基準環110的換向轉動的開始一刻，必然同時對應和自動地導致定向結構250完成一次切換式軸向移動，也就是徑向凸起252在凸輪槽256中的F端與R端間完成一次切換式移動，從而自適應地完成一次正確的換向。而借助F端或R端的摩擦自鎖副，可消除分離環220反饋給定向結 構250的軸向力，圖l(c)和(d)所示的箭頭方向即為超越離合器的工作方向。圖1 中的定向環120位于左端，徑向凸起252位于凸輪槽256的F端。
自適應換向機構中設置摩擦環104和彈簧108的作用，就是用其產生適量 的摩擦轉矩以控制聯動棘爪130的工作姿態，保證后者維持住正確的嚙合關系， 消除與棘齒間的碰撞；并在換向轉動開始的一刻，以摩擦轉矩的方式帶動前一 時刻不隨定向環120—體轉動的那個棘輪(例如140a)立即開始反向轉動，從 而將聯動棘爪130的嚙合棘爪(例如132a)頂出其嚙合齒槽，確保聯動的另一 棘爪(例如132 b)立即iiX對應棘輪(例如140b)的棘齒齒槽，實現止轉嚙合。 上述所需摩擦轉矩很小，能夠徑向驅動小小的聯動棘爪轉動即可，因此，由此 產生的磨損和轉矩損失微不足道。
不難理解，將基準環110與機架固定，超越離合器的工作、超越以及換向 轉動方向都將是絕對轉動方向，而如果將基準環110與不同于第二接合元件160 的另一轉動體固定，得到的工作、超越方向以及換向轉動方向則都將是基于以 這一轉動體為基準的相對轉動方向.而且，通過對內部螺旋傳動機構方向的控
制，或者對凸輪槽256走向的控制，上述換向轉動方向還可設計成正對應或反 對應的形式，即，基準環110相對定向環120的換向轉動方向，可同向于也可 逆向于分離環220相對第一接合元件150的換向轉動方向。
超越離合器在相對基準環110完成一次換向轉動的那一瞬間，自適應換向 機構也將驅動分離環220同步自適應地完成換向和定位動作。具體分為以下三 種情況 一是換向之前的瞬間超越離合器處于超越狀態，也就是所有嵌合機構 都處于非嵌合狀態，但換向后并不伴隨反向超越轉動的出現；此種情況下換向 過程將順利完成，無需特別考慮，且換向后離合器必然再次接合。二是換向時 刻超越離合器正處于傳力工況，此種情況下，隨著第二傳力齒162在傳力齒槽 中的自由轉動，附屬分離齒232將一體轉動到換向后的工位，也就是分離嵌合 機構換向后的正常工位，無需自適應換向機構的驅動便可將分離環220帶到正 確位置上，所以，換向過程也不會有任何可能的問題。三是超越離合器的非常 規使用情況，也就是本發明之差速器中的即時動力超越情況(如圖20~28所示 實施例)，其換向動作必引發換向M的同步進行一一分離超越工況中的^離 合器先接合再立即反向分離超越，因此，必須保證在再次分離超越之前完成換 向過程(不超越的嵌合狀態即為打滑時的傳遞轉矩工況，對應于情況二，不存 在問題)，這可以通過增加棘齒146的密度、在一個棘齒周節中布置多個依次作 用的同向棘爪132的方式，或者將單向棘輪機構換成例如滾柱式的摩擦類超越 離合器的方式實現。
圖7給出的是以輪一軸傳動形式出現的具有封裝形式二的壓合式牙嵌(雙向)超越離合器的結構示意圖。其中，阻擋環170被制成帶有缺口 174的具有 自約束能力的開口彈性環形式.其結構形式總體上相當于，將圖1中的第二軸 套289連同其與第二接合元件160間的花鍵齒輪副，徑向上由內到外地進行了 翻轉的結果。第二軸套289轉換成具有內花鍵齒320的碗狀殼體314，其外圓面 上直接形成有輪齒306，與第一接合元件150之間安裝有軸承328。環狀端蓋322 通過螺釘324固定在碗狀殼體314的開口端面上，與第一軸套287之間安裝有 軸承292。上述兩軸承具有很好的徑向定位碗狀殼體314，以及減小殘余轉矩的 作用。
參見圖7(b) (c)，與圖l中的所示相比，自適應換向機構的原理一樣但結 構有別。首先是徑向上翻轉了整個自適應換向機構的內外位置關系，其次是棘 輪140a和140b與定向環120形成為剛性一體，方向互反的棘齒146a和146b 之間的軸向間隔可以容納棘爪132，參見圖10;再次就是定向環120與第一接 合元件150之間以外部螺旋傳動形式相聯接。相應地，棘爪座槽112形成在基 準環110內圓柱面上.另夕卜，聯動棘爪130上的撥動凸耳131徑向上嵌入(開 口 )摩擦環104外緣上的缺口 101中，借助(開口 )波形彈簧108的壓迫，(開 口 )摩擦環104將來自第一接合元件150的摩擦轉矩傳遞到聯動棘爪130上， 形成對聯動棘爪130姿態的正確和持久有效的控制。
圖9示出了組成換向執行機構的構件之間的關系圖。結合圖7，針齒輪380a 和380b分別可轉動地嵌裝在第一接合元件150的兩個軸向孔中，其右端面內針 齒384分別可滑動地嵌入分離環220背面上的徑向齒槽255a和255b中，其左 端面外針齒382分別與凸輪環240組成兩個凸輪機構，兩者均受到基準環110 的軸向限位。其相互關系為，以第一接合元件150的回轉中心為基準，徑向上 內針齒384由最低點旋轉到最高點，也就是被徑向齒槽255的頂端限位時(對 應于其在徑向齒槽255中的滑移極限區域)，分離環220轉過的圓周角正好等于 s，并且當其中一個針齒輪的內針齒(例如384a)處于徑向最高點時，另外一 個針齒輪的內針齒(例如384b)正好處于徑向最低點。
凸輪環240的具體結構如圖8所示，其上形成有兩組弧形相同的凸輪面， 分別各與一個外針齒382組成兩個凸輪機構，以分別驅動針齒輪380a和380b 的旋轉定位。凸輪面分別由驅動弧242、鎖止弧244和停止弧246連續形成，兩 凸輪面之間的連接面均不對針齒輪380的自轉產生實質影響。鎖止弧244是一 段長度大于零且以凸輪軸心線為其回轉軸心的弧面(即，法向與徑向共面)，其 起始點記為H。為求筒單，驅動弧242和停止弧246直接采用了與外針齒382 外型面相同的一段曲面。為方便說明和簡化作圖，假定內針齒384與外針齒382 具有完全同一的形狀和位置，因此圖9中的外針齒382同時也代表了內針齒384。
參見圖9，凸輪環240連續的順時針相對轉動，其驅動弧242a必將外針齒382a由徑向最低點頂升到徑向最高點，也就是鎖止弧244a上，停止弧246a的 作用是限制凸輪環240的可能的過度轉動。而在外針齒382a的徑向上升過程中， 也就是帶動針齒輪380a的自轉過程中， 一體的內針齒384a自然也同步上升到 徑向最高點，頂住分離環220的徑向齒槽255a的頂端，同時迫使分離環220轉 過圓周角s而完成一次換向。由于徑向齒槽255a頂端以及鎖止弧244a的限制， 針齒輪380a將無法轉動，所以，完成換向的同時也完成的換向的定位，即方向 的鎖定。另一方面，在凸輪環240驅動針齒輪380a自轉，從而最終驅動分離環 220轉過e角的過程中，分離環220同時也會驅動針齒輪380b自轉回到原位， 也就是外針齒382b轉到其徑向的最低點。為確保上述換向過程的順利完成，凸 輪環240上的兩凸輪面之間必須達到以下的效果，即，驅動弧242b開始驅動外 針齒382b上升之際，外針齒382a已經越過鎖止弧244a的起始點H，開始面對 驅動弧242a了。也就是說，凸輪環240驅動一針齒輪自轉的時候，另一針齒輪 的自動回轉不應受到凸輪本身的阻擋。最優設計是，轉動過程中兩凸輪面始終 保持著與對應外針齒之間的滑動摩擦接觸。
凸輪環240連續的逆時針相對轉動過程，也就是驅動分離環220逆向轉過 e角的過程，實際就是上述順時針過程的重復，故不再說明。
再次參見圖7(b) (c)，自適應換向機構的作用不再是提供軸向移動的動力， 而是向圖9所示的換向執行機構的凸輪環240提供所需的旋轉動力，以及維持 住凸輪環240旋轉后的相對位置。定向環120通過其與凸輪環240端面之間的 軸向型嵌合機構，建立起周向固定軸向滑動的聯接關系，從而可以驅動后者相 對第一接合元件150轉動。參見圖8和圖10，端面矩形齒248始終軸向嵌合在 定向環120內圓柱面上的矩形齒槽式定向結構250中.在換向轉動的初期瞬間， 基準環110通過聯動棘爪130上的例如棘爪132a與棘齒146a組成的單向i^ 機構，驅動定向環120和凸輪環240相對第一接合元件150轉過一定角度，間 接驅動分離環220轉過s角完成換向。同時，外部螺旋傳動機構將迫4吏定向環 120軸向上同步移動一^巨離，例如圖7(b)所示的右移，從而軸向解體上述處于 嚙合狀態的單向l^機構，釋放定向環120,讓該環隨同第一接合元件150—體 轉動。同步地，軸向上又合成一處于超越工況的單向棘輪機構。另外，定向環 120的軸向錯位，例如在圖7(b)中的左移，都將因上述單向棘輪機構的再次嚙合 而被軸向送回。因此，自適應換向機構具有抗干擾能力，可保證凸輪環240周 向位置以及換向結果的長久穩定。
基準環110及聯動棘爪130的具體結構如圖11和圖12所示，棘爪132a和 132b軸向同寬，棘爪132的兩端都預留有容納棘齒146a或146b的軸向空間， 以允許定向環120軸向上的左右錯位。
圖13給出了再一種的自適應換向機構的示意圖，與圖7所示的相比，差別僅在于其將圖7中的定向環120，分解成了形成有內部螺旋齒122的定向環120， 以及形成有內部螺旋齒142的椒洽140a和140b三個獨立的個體。于是，定向 環120的軸向移動不再解體單向*機構，而是解體處于傳力狀態的內部螺旋 傳動機構。其中，內部螺旋傳動機構的升角等于卯度。另夕卜，控制聯動棘爪130 工作姿態的方式則與圖1(b) (c)所示的類似，不再重復^L明。波形彈簧108安 裝在卡環194與摩擦環104之間，將來自第一#元件150的摩擦轉矩傳遞到 棘輪140。
很顯然，圖7和圖13中所示的自適應換向機構同樣存在正對應和反對應的 關系，而且，借助將凸輪環240設計成內凸輪或外凸輪，以及改變外針齒382 相對內針齒384的周向位置的方法，還可隨意控制這種對應關系。
除了在超越離合器中附加自適應換向機構之外，還可以對其作出如圖14所 示的改進，實現分離嵌合機構的無接觸分離和分離后的無磨損滑轉，將空轉磨 損全部交由阻擋環170承擔。既方便維護，又延長離合器的壽命。該改進關鍵 在于阻擋嵌合機構。參看圖15，阻擋環170的三個阻擋齒172的中部均開出了 矩形槽178。開口的環狀基體188將三個導向齒184連成剛性一體的止轉銷環 180，如圖17所示，導向齒184外緣面的軸向底端形成有徑向凸起182,軸向頂 端形成有徑向凸緣186。另外，在不與附屬阻擋齒202相連的那部分附屬分離齒 232的內端面的頂部，都形成有徑向凸緣163。凸緣186的周向寬度大于凸緣163 間的周向間距。止轉銷環180以徑向壓縮的方式安裝到凸緣163底部的環形空 間內，并被凸緣163軸向約束在其中。之后，止轉銷環180再軸向套裝到阻擋 環170內，其環狀基體188正好壓在阻擋環170的內軸肩端面177上，其導向 齒184嵌入后者的矩形槽178中，兩環間形成周向固定軸向滑動的^^接關系， 其徑向凸起182嵌入分離環220內孔面上的軸向齒槽226中，組成可將阻擋環 170停止在其軸向支撐環上的止轉機構，參見圖16，從而將阻擋環170周向約 束在不妨礙所有嵌合機構嵌合復位的位置上。約束彈簧192通過止轉銷環180 將阻擋環170約束在分離環220上。
下面再結合工作過程來說明幾何尺寸關系.超越分離開始后，隨著分離嵌 合機構的軸向分離，在阻擋嵌合機構開始建立起軸向阻擋關系的起始時刻之前， 凸緣163與止轉銷環180的凸緣186之間的軸向間距可以確保雙方不發生接觸， 止轉銷環180保持軸向靜止。而在分離齒齒頂間實現零距離對頂接觸，阻擋嵌 合機構在最大分離距離上建立起阻擋關系之際，徑向凸起182軸向嵌入齒槽226 的深度可以確保雙方不脫離嵌合關系。因此，止轉銷環180仍被阻擋環170止 轉在分離環220上。于是，附屬阻擋齒202將相對阻擋齒170的阻擋工作面176 繼續轉動和爬升分離，分離齒齒頂間的距離必然開始大于零，雙方開始脫離直 接接觸，直至徑向凸起182軸向移出齒槽226。此時，止轉銷環180對阻擋環170的周向約束得以解除，后者立即隨同第二接合元件160—體轉動，分離過程 自然終止。分離齒齒頂間的分離間距，可由上述的軸向尺寸事先設定，而且該 分離間距與阻擋環170的軸向磨損量無關。另外，徑向凸起182與分離環220 的止轉短齒224的齒頂間形成無軸向壓力的零間距滑轉關系，其間的摩擦或磨 損當不足為計。
嵌合復位時，如果徑向凸起182未能正好嵌入分離環220的齒槽226,而是 被其止轉短齒224擋住，那么，第二接合元件160相應端面處的凹槽167將容 納徑向凸起182，不會妨礙分離嵌合機構的完全嵌合，由于約束彈簧192不能通 過止轉銷環180的環狀基體188將阻擋環170約束在分離環220上，因此，當 超越離合器再次分離超越時，不論阻擋關系能否在第一次分離過程中建立起來， 超越轉動都必然驅動未周向固定的止轉銷環180和阻擋環170 —起轉動，徑向 凸起182必然會再次嵌入齒槽226，之后便是重復上述的分離過程并建立起有間 距的阻擋關系。其間最多僅僅多轉過一個分離齒的周節。
當然，也可以將約束彈簧192徑向上分成分別壓緊止轉銷環180和阻擋環 170的兩個，止轉銷環180也可以呈如圖18所示的結構形式。其中，導向齒184 周向寬度縮小，以保證分離超越時附屬阻擋齒202不與其發生接觸。徑向凸緣 186形成在非導向齒184對應的圓環段上，徑向凸緣163則對應地形成在附屬阻 擋齒202的內端面的頂部.
在本發明之有限差速比差速器中(參看后續說明)，超越離合器的常態工況 幾乎完全等同于超越工況，其與車輛換向同時進行的換向超越過程極為短暫， 滑轉工況下的嵌合傳動機會很少且沒有磨損，所以，常態磨損就是影響其壽命
的關鍵。于是，把常態磨損全部交由阻擋環170承擔的技術方案，不失為維持 性能、延長壽命和方便維護的一個好舉措。
以上所有形式的壓合式牙嵌(雙向)超越離合器，無論是否安裝了自適應 換向機構，其所有的工作形式以及在相關回轉軸上的安裝方式，均可用圖19中 的一個簡化圖形符號來代表。其中，徑向較大的接合元件表示轉動較快的一方， 反之則表示轉動較慢的一方，三角形符號標注在可軸向滑動的第二接合元件160 上。不難看出，圖19(c)、 (d)實質就是圖19(a)、 (b)軸向上的翻轉應用。為突出 技術重點、方便描述和簡化作圖，本說明書的所有后續附圖都將使用上述筒化 圖形符號，不再重復^L明。
下面將借助圖20~圖28來詳細介紹有限差速比差速器。 本發明的第一個實施例如圖20所示。它包括公知技術的常規差速器以及兩 個限差速比傳動機構.其中，常規差速器是一個普通對稱式圓錐行星齒輪差速 器，包括大齒環50、差速器殼52、行星齒輪軸54、行星齒輪56、半軸齒輪58、 以及輸出半軸90。兩個限差速比傳動機構各包含一個圓柱行星齒輪機構和一個雙向超越離合器100。其中，圓柱行星齒輪機構布置在差速器殼52的內壁與半 軸齒輪58之間，內齒團60與差速器殼52周向固定，行星齒輪76的自轉轉軸 固定在半軸齒輪58上，太陽輪78空套在半軸90上。雙向超越離合器100安裝 在太陽輪78的空心軸與機架70之間。
必須要特別指出的是，本實施例及后續實施例中，轉動輸出構件均具體為 半軸卯、半軸齒輪58或輸出齒輪80等；而直接驅動該轉動輸出構件的轉動構 件均具體為行星齒輪56或76等。
通過設計，圓柱行星齒輪機構的傳動比可以保證雙向超越離合器100在無 滑轉工況中一直處于超越工況。并且，限差速比傳動機構的傳動比最好對應于 這樣的效果，即，差速器的差速比剛有超出許用差速比范圍的趨勢，雙向超越 離合器100便剛好接合并轉入傳力工況，從而同步啟動差速器的防滑轉功能。 如此，在雙向超越離合器100a和100b的分別限制下，無論是否處于滑轉工況， 差速器的差速比都必然被限制在許用差速比范圍內，不可能為零或無窮大，更 不可能被鎖定在任一比值上。即，只要差速器的輸入轉速不為零，其任何半軸 都不可能單獨停止轉動，而只能一起同時轉動。
于是明顯地，無滑轉工況中，本實施例完全等同于具備理想雙活動度的普 通對稱式圓錐行星齒輪差速器，其得到的轉矩被均分給輸出半軸卯a和90b,兩 雙向超越離合器100均處于超越工況，且超越的程度正比于同側半軸的轉速， 參見圖20。滑轉工況中，比如半軸90b—端的車輪開始打滑，必然導致另一端 的半軸齒輪58a以及太陽輪78a轉速降低，于是在太陽輪78a的轉速降至零(只 經過極短暫時間)，也就是差速比剛要超出許用差速比范圍的瞬間，雙向M離 合器100a便立即接合并轉入傳力工況，從而同步啟動差速器的防滑轉功能，同 時，太陽輪78a停止轉動，半軸齒輪58a停止降速(于是，本發明稱這種限差 速比傳動機構為托底式限速機構)。因此，差速器的差速比維持在其極值上，動 力轉矩由差速器殼52，經行星齒輪76a傳遞給半軸齒輪58a和半軸卯a，沒有 功率循環。此時，差速器完全等同于具備理想單活動度的牙嵌式自由輪自鎖差 速器。而一旦半軸90b —端的車，止滑轉，差速器的差速比便立即回到許用 差速比范圍內，于是，雙向M離合器100a會同步分離并回到超越工況，整個 差速器又恢復到無滑轉工況的常態中.
由于結構的對稱性，另側滑轉已無需說明。而且顯然，無滑轉工況與滑轉 工況間相互轉換的一切動作，均是差速系統本身自動完成的，并且由于雙向超 越離合器100的雙向特性，車輛前進或后退行時都是如此。
本發明的第二個實施例，是一個將限差速比傳動機構布置在殼體和行星齒 輪之間的具體方案。如圖21所示，兩個限差速比傳動機構各包含一個雙聯的圓 柱行星齒輪機構， 一個圓錐行星齒輪機構和一個雙向超越離合器IOO。其中，雙聯的圓柱行星齒輪機構的雙聯行星齒輪62和行星齒輪76，分別與齒輪82以及 齒輪88嚙合；圓錐行星齒輪機構的行星齒輪66與半軸齒輪68嚙合；而且，齒 輪88與半軸齒輪68，齒輪82與差速器殼52，均借助空心軸聯成周向一體。雙 向超越離合器100安裝在行星架74的空心軸與機架70之間。行星架74與相互 固結為一體的行星齒輪62和行星齒輪76之間用轉動副相連。
本實施例中以及后續實施例中限差速比傳動機構傳動比的設定方法，以及 差速器的工作機理，均完全同于或類似于第一個實施例，所以不再重復說明相 同部分，只說明不同部分。本實施例中，限差速比傳動機構仍屬托底式限速機 構，滑轉工況中的動力轉矩由差速器殼52經限差速比傳動機構傳遞給同側的半 軸齒輪58，而且也沒有功率循環。
圖22給出了本發明的第三個實施例。其中，限差速比傳動機構分別布置在 行星齒輪66與半軸卯a以及與機架70b之間，是一個最簡形式的圓錐行星齒輪 機構。行星齒輪66和行星齒輪56相互固結成雙聯行星，雙向超越離合器100a 安裝在半軸齒輪68a的空心軸與半軸卯a之間，雙向超越離合器100b安裝在半 軸齒輪68b的空心軸與機架70b之間。
本實施例中，限差速比傳動機構仍屬托底式限速機構。當半軸卯a —端滑 轉時，半軸齒輪68b將先于半軸卯b降為零轉速(差速比不同，猶如轉動角度 成固定比例的兩個聯動的蹺蹺板， 一個會因另一個總是先觸地而永遠不能觸地 一樣)，雙向超越離合器100b立即接合并同步啟動差速器的防滑轉功能，制止 住半軸卯b的降速，于是轉矩由行星齒輪軸54經行星齒輪56直接傳遞給了半 軸齒輪58b,無功率循環。而當半軸卯b的轉速開始快于半軸90a時(比如滑轉)， 雙向超越離合器100a將立即接合并轉入傳力工況，從而制止住這種趨勢，此時， 限差速比傳動機構中存在無損耗的功率循環，類似強制鎖止式差速器中的功率 循環情況。
不難理解，本實施例僅適合于充當軸間差速器，以半軸卯a驅動前軸，半 軸90b驅動后軸。但如果雙向超越離合器100a的安裝方式同于100b，那么，該 限制將不復存在。圖23所示的第四個實施例，就是這樣的一個技術方案，只是 它將行星齒輪56和66徑向上換位了，相應地，轉矩則由輸出齒輪80傳出。另 外，圖24和圖25再給出了兩個限差速比傳動機構布置在行星齒輪與機架70之 間的實施例，均采用了聯動的圓柱行星齒輪限速機構。其中，圖24中的差速器 是對稱式圓柱齒輪差速器，連接行星齒輪56a與56b的虛線表示二者于點T、 點T，處相互嚙合，因為作圖的方便才將其以及行星齒輪軸54a和54b分開繪制。 圖25中的差速器是一個簡單的圓柱行星齒輪機構，轉矩由行星架74輸入，再 由半軸90b和輸出齒輪80傳出。圖23~25所示的限差速比傳動機構仍屬托底 式限速機構，且均無功率循環。圖26~28給出了本發明的第七~第九個實施例，限差速比傳動機構均布置 在兩半軸之間，且均屬封頂式限速機構。圖26中，限差速比傳動機構由轉速較 高端的齒輪82， 一體聯動的中間傳遞齒輪84和86，轉速較低端的齒輪88以及 安裝在齒輪88與半軸卯之間的雙向超越離合器100組成，從外部跨越差速器 將半軸90a與卯b聯系起來。當例如半軸90a —端滑轉時，其轉速的上升必將 致使雙向超越離合器100a接合并轉入傳力工況，從而同步啟動差速器的防滑轉 功能，制止住半軸卯a轉速的上升，同時將滑轉端的轉矩或部分或全部傳遞給 半軸90b。這里，不存在功率循環，而且，差速器的兩半軸齒輪58仍處于均載 狀態，限差速比傳動機構和雙向超越離合器100只傳遞一半的轉矩。圖27示出 了再一種適合于拖扭機的方案，是圖26所示的變形。差別只在于，通過空心軸 措施將半軸90b直接伸展到了半軸卯a —端，限差速比傳動機構無需跨越差速 器便可將二者聯系起來，以及，兩個中間齒輪機構重疊共用一根中間軸92和一 個中間傳遞齒輪84。而圖28相對圖27的區別僅在于，借助自由的行星齒輪66, 幫助限差速比傳動機構從內部穿越了差速器，將兩半軸90聯系起來。或者說， 通過一個圓柱行星齒輪機構和一個圓錐行星齒輪機構，將半軸卯a的副本翻轉 到了半軸90b —端。
顯然，圖20~圖25中的雙向M離合器100以軸一軸傳動形式的為佳，圖 26~圖28中的則以輪一軸傳動形式的為佳。如果使用了自適應換向機構，那么， 其中的基準環110以及雙向超越離合器100的兩個接合元件，就應該分別與兩 個不同的轉動體以及機架三者中的一個周向固定。另外明顯地，上述實施例對 其中的差速傳動部分沒有任何限定；對其中的限差速比傳動機構既沒有位置限 制，布置在差速器內、外均可，也沒有形式限制，可以是直接限制半軸最低轉 速的托底式限速機構，也可以是直接限制半軸最高轉速的封頂式限速機構；而 且，其中的雙向M離合器100既可以布置在該傳動機構中轉速較高的一端， 也可以布置在轉速較低的一端或者中間段的任意位置上，因此，以此為基礎， 不難衍生出數以百計的實施例。
必須指出的是，對于有限差速比差速器，其雙向超越離合器100中的自適 應換向機構不是必需的，完全可以用手動控制機構取代它，只要將該手動控制 機構與機動車輛的換檔機構聯動即可，而不產生任何額外的要求(仍可于滑行 中完成換向動作)。但使用自適應換向機構會更好更有利，尤其是對多軸驅動的 輪式車輛，特別是對諸如多軸輪式裝甲車輛和全地面起重機等，其獨一無二的 優越性能將表現得更加非凡和更加可貴。輪式車輛不分大小不分快慢不分種類， 也不論有多少個車軸，無論是將它安裝在需要的部分還是全部的輪間或軸間部 位，它都能自適應地切換工作轉動方向和自適應地有效防止任何差轉部位的滑 轉，而無需任何人或任何其它系統的任何介入。提升車輛性能，簡化驅動系統及操作的同時，更釋放或節省了被現有技術所占用的寶貴的物力或人力資源， 令后者可以專注于更重要的事務中(特別有利于賽車、軍車、工程機械等越野 車輛)。而一切動作的完成，均在不經意間.其防滑功能就像潛伏的精靈，只在 需要的時候出現，之后便立即自行潛藏于無形之中，直到并不確定的下一次，
還應指出的是，同等直徑時的轉矩傳遞能力，雙向超越離合器100強于包
括牙嵌式自由輪自鎖差速器在內的現有差速器。另外依上所述，有限差速比差 速器的防滑功能的存在和發揮，對車速或車輪轉速的快慢均無任何要求或限制。 無論滑轉與否，其差速比都永遠不被鎖定，而只是凈皮限制在一個可控范圍內， 也就是說，差速功能與防滑功能可存在于同一瞬時。所以，其對車輛的性能和 駕駛均不產生任何負面影響或制約，不存在丁點的轉向限制，所有有驅動力的 車輪均始終處于純滾動之中，車輪間無任何牽制、干涉和干涉滑轉、磨損及功 率浪費等現象，防側滑能力不被削弱。同時，既不降^f氐其離地間隙也不增加其 徑向尺寸。因此，有限差速比差速器具有很好的通用性，可用于所有輪式車輛
的所有載荷情況、所有行駛路況、所有行駛速度(>0)、所有安裝位置(前軸、 后軸、軸間)，以及其它任何需要限制差速比的差速裝置中。如對圖26，就可 以通過將雙向M離合器100a軸向翻轉安裝的方式，使差速器只能工作在半軸 卯a轉速高于90b的差速比上，也就是上述可控范圍之外。當然，此時只需一個 限差速比傳動機構和一個單向超越離合器。此種變形方案可應用在螺旋卸料離 心機中以防止其差速比等于1.0。
本發明中，無滑轉工況與滑轉工況間的相互轉換，均在車輛維持其運動慣 性的連續行進中自適應地完成，響應速度極快，無需等待幾秒鐘或者車輪轉速 差達到百轉以上，更不會等到停車以后， 一切均在瞬間之內完成.因為，實際 應用中許用差速比范圍都相當有限。以許可范圍相對最大的后輪輪間差速器為 例，該許可范圍也僅僅約為小車[1/1.5， 1.51，大車[1/1.2， 1.21，工程機械[1/1.7， 1.71，拖拉機1/2.2， 2.2。因此，車輪上的驅動力是實質連續的，車速幾乎不會 有可察覺的降低，所以，根本不存在現有技術中陷車后重新啟動時所面對的需 要地面提供更大摩擦力的問題，相應的機械沖擊和過載荷可能都大幅降低，差 速器的防滑轉能力更加優異和顯著。而且只要強度足夠，哪怕只剩一根半軸沒 有斷掉，車輛就仍可照樣行駛。
明顯地，本發明與制動防抱死系統天然配合。而對于其它可能抱死的制動 系統，只需安裝一個軸向固定的與制動系統聯動的徑向伸縮桿，制動時去擋住 雙向超越離合器100中第二接合元件160外圓面的軸肩，阻止離合器的M即 可。
鑒于牙嵌離合器及普通差速器的制造工藝成熟且要求不高，裝配工藝筒單， 成本、價格相對低廉，因此，本發明相對現有技術具有或更高或較高的性價比和價格優勢。而且同樣明顯地，本發明具有近似于普通對稱式圓錐行星齒輪差 速器的高機械效率和高壽命。
綜上所述，相對現有技術，本發明的最大優勢在于無論目標車輛軸數多 少，無論使用于軸間或輪間部位的個數多少，均同時具備完全的自適應性、完 全的通用性、無窮大的鎖緊系數、巨大的承載能力、持久防滑以及滑轉工況中 仍可轉向的寶貴性能，顯著提升了車輛通過性等性能。同時，本發明還具有原 理簡單，純機械，高效率，高可靠性，高響應性，高壽命，維護簡單，不改變 底盤結構或與動力傳遞的總體形式無關等優點，是一個完全獨立的功能模塊。 因此，輪式車輛的恒時全輪驅動和全輪防滑將變得輕而易舉和理所當然.
另外，在所有差速器均為有限差速比差速器的全輪驅動方案中，輪間差速 器差速比的變化范圍的確定最簡單，直接等于該差速部位的許用差速比范圍即 可，但軸間差速器差速比的變化范圍的確定卻有以下三種方案
1、 簡單方案，即，直接等于該差速部位的許用差速比范圍。
2、 保守方案，即，在車輛的轉向半徑符^i更計許可時，其軸間差速器的防 滑轉功能的啟動，均發生在作為其轉矩輸出對象的任一差速器的兩輸出端全部 滑轉之后。該變化范圍明顯大于對應的許用差速比范圍。
3、 直線方案，即，在車輛沿直線行駛時，軸間差速器的防滑轉功能的啟動， 正好發生在作為其轉矩輸出對象的任一差速器的兩輸出端全部滑轉之后.該變 化范圍大于對應的許用差速比范圍。
不難理解，簡單方案具有最好的響應性和平順性，尤其是直行情況下，只 要較后的車輪有一個滑轉，軸間差速器便立即啟動防滑轉功能，該較后車輪所 對應的差速器根本沒有機會啟動其防滑轉功能，而不論另一較后車輪是否具有 足夠的附著力。這顯然浪費了部分車輪的防滑驅動能力。所以較適合于不強調 極端防滑驅動能力的小車等城市用車。而保守方案則具有最強大的防滑驅動能 力，只有在其它差速器驅動的車輪全部滑轉之后，軸間差速器才啟動其防滑轉 功能，它以串連作用的思想充分用盡了每一個車輪的驅動能力。因此，其響應 性和平順性自然相對稍差，它適用于需要極端防滑能力的越野車和軍用車輛等。 直線方案是對以上兩者的折衷，兼顧了兩者的優點。由于滑轉情況^f艮少發生在 極限轉彎時，而且即便如此也可再改成直線行駛，所以，直線方案應該是一個 不錯的選擇.
以上僅僅是本發明針對其有限實施例給予的描述和圖示，具有一定程度的 特殊性，但應該理解的是，所提及的實施例都是用來進行說明的，其各種變化、 等同、互換以及更動結構或各構件的布置，都將被認為未脫離開本發明構思的 精神和范圍。
權利要求
1. 一種有限差速比差速器，包括差速器殼體，兩個轉動輸出構件，直接驅動該兩個轉動輸出構件的轉動構件，以及對該兩個轉動輸出構件間的差速比的變化范圍給與限制的限差速比傳動機構，其特征在于所述限差速比傳動機構中包括有壓合式牙嵌超越離合器。
2. 按權利要求1所述的差速器，其特征在于所述壓合式牙嵌超越離合 器具有雙向超越和雙向傳遞轉矩的功能。
3. 按權利要求l所述的差速器，其特征在于所述限差速比傳動機構是一個齒輪傳動機構，當其中的所述壓合式牙嵌 超越離合器接合時，該限差速比傳動機構具有確定的傳動比；以及所述限差速比傳動機構布置在兩個所述轉動輸出構件之間、所述轉動輸 出構件與所述差速器殼體之間、所述轉動構件與固定機架之間、或者所述轉 動構件與所述轉動輸出構件之間。
4. 按權利要求1所述的差速器，其特征在于所述限差速比傳動機構的 數量為兩個，以將所述差速比的變化范圍限制在端值不等于零或無窮大的有 限區間內。
5. 按權利要求4所述的差速器，其特征在于所述兩個限差速比傳動機 構有重疊共用部分。
6. 按權利要求1~5任一項所述的差速器，其特征在于所述壓合式牙嵌 超越離合器中還包括可將阻擋環相對停止在其軸向支撐環上的止轉機構，該 止轉機構是一個位于阻擋環與其軸向支撐環之間的銷槽式嵌合機構，該止轉 機構在分離齒齒頂間脫離接觸前具有止轉功能，而在分離齒齒頂間間距大于 一個設定的高度后，該止轉機構不具有止轉功能。
7. 按權利要求1~5任一項所述的差速器，其特征在于所述壓合式牙嵌 超越離合器中，布置有控制其工作方向的自適應換向機構。
8. 按權利要求1~5所述的差速器，其特征在于以這樣的效果來確定所 述限差速比傳動機構的傳動比，即，所述差速器的差速比的變化范圍等于所 述差速器的許用差速比范圍。
9. 按權利要求1~5任一項所述的差速器，其特征在于當其作為軸間差 速器使用時，以這樣的效果來確定其差速比的變化范圍，即，當車輛以設計 許可的轉向半徑行駛時，所述差速器的防滑轉功能的啟動，均發生在作為其 轉矩接受方的任一差速器的兩輸出端全都滑轉之后.
10. 按權利要求1~5任一項所述的差速器，其特征在于當其作為軸間 差速器使用時，以這樣的效果來確定其差速比的變化范圍，即，當車輛沿直 線行駛時，所述差速器的防滑轉功能的啟動，發生在作為其轉矩接受方的任 一差速器的兩輸出端全都滑轉之后。
全文摘要
一種純機械的差速器，包括差速傳動機構，以及對該差速傳動機構的差速比的變化范圍給予限制的限差速比傳動機構，其特征在于限差速比傳動機構中包括有壓合式牙嵌雙向超越離合器。無滑轉時，本發明完全等同于開式差速器，而一旦開始滑轉，又即刻完全等同于牙嵌式自由輪自鎖差速器，兩者交替傳遞轉矩，交替且適時地發揮各自獨特的性能優點。一切轉變均自動地完成于行進之中，響應迅速，驅動輪永遠一同轉動，且無論何時何地何速度何情況，對車輛行駛及操作均無任何要求或限制。不僅通用于所有輪式車輛的所有差速部位，輕松實現全輪驅動，提升車輛性能，而且具有高轉矩，高效率，高可靠性，純機械，長壽命，低磨損，低工藝，低成本，低維護的優點。
文檔編號F16H48/00GK101504065SQ20081008050
公開日2009年8月12日 申請日期2008年2月5日 優先權日2008年2月5日
發明者濤 洪 申請人:濤 洪