用於防止車輛變速裝置中的齒式離合器內脫檔的系統的製作方法

2023-05-28 11:59:11

專利名稱：用於防止車輛變速裝置中的齒式離合器內脫檔的系統的製作方法
技術領域：
本發明涉及車輛變速裝置，更具體地，本發明涉及一種用於防止
齒式離合器內脫檔(gearhopout)的系統，所述齒式離合器由於作用在與 它們相連接的旋轉部件上的作用力而導致未對準(misalignment)。
背景技術：
齒式離合器經常用於分級車輛變速裝置，以接合及分離檔位。齒 式離合器能夠可旋轉地將主部件連接至基本上與其同軸的可連接部 件。通常，接合套用作這兩個部件之間的互連部件。此接合套通常通 過例如花鍵可旋轉地安裝至所述主部件，並且可以相對於所述主部件 軸向移動。在接合套上，在朝向可連接部件的端部設置有離合器齒。 此離合器齒需要與可連接部件上的相應的離合器齒相匹配。通過在軸 線方向朝向可連接部件移動接合套，這兩組離合器齒可以變得相互齧
在雙向作用齒式離合器中，在接合套的兩端均設置有離合器齒。 從而，接合套可以將主部件連接至第一或第二可連接部件。這些可連 接部件必須具有與接合套的相應的端部處的離合器齒相匹配的離合器 齒。
在專利文獻US-2,070，140、 US-3,137,376 、 DE-4319135A1和 US-6,422,105中可以發現一些包括主部件、接合套和可連接部件的齒式
罔合^ o
在重型運輸車輛中，比如重型載貨汽車，經常使用檔位組合式變 速裝置。在這樣的變速裝置中，具有若干可選擇的檔位的主變速部分與副變速部分串聯。在副變速部分有兩個檔位 一個是具有較大減速 比的低速檔； 一個是不減速的高速檔，通常稱為直接驅動檔。實際上， 副變速部分使主變速部分的檔位數量增加了一倍。WO-2004069621的 圖1示出了典型的現有重型載貨汽車的檔位組合式變速裝置，其特徵 在於其主變速部分2和副變速部分3。
副變速部分經常為行星齒輪結構，其與雙向作用齒式離合器組合。 由於行星齒輪結構的設計，齒式離合器的主變速部分可以固定地連接 至接合套並且可以與套一起軸向移動。在此情況下，主變速部分通常 是行星齒輪結構的齒圈。專利文獻US-4,667，538中示出了一個典型的 實例，其中接合套18固定地連接至齒圈14。在一些實施例中，接合套 集成在齒圈內，例如EP-0916872 (圖3，部件56和58)以及更早的 US-5，083，993 (圖l，部件24)中所示的情況。
圖la示出了簡化的行星式副變速部分101的縱剖面圖。副變速部 分101的輸入軸是主變速部分103的主軸102。變速箱殼體104通過主 變速部分103內的軸承105和軸承105b可旋轉地支承主軸102。在主 軸102的端部具有外花鍵齒106。花鍵齒106與太陽輪108的內花鍵齒 107嚙合。太陽輪10S的外輪齒109與行星輪111的外輪齒110嚙合。 行星軸112可旋轉地將行星輪111支承在行星架113上，在圖中，行星 架113被示出為與輸出軸114集成在一起。沿著行星架113的外圓周， 若干相同的行星輪以大致相同的間隔分布。輸出軸承115可旋轉地將 輸出軸114支承在變速箱殼體104上。行星輪111的外輪齒110還與齒 圈117的內輪齒116嚙合。在圖la的位置，齒圈117的內直接離合器 齒118與直接接合環120的外離合器齒119嚙合。直接接合環120的內 花鍵齒121與主軸102的外花鍵齒106嚙合。由此，在圖la中，齒圈 117通過直接接合環120可旋轉地連接至主軸102。從而，行星輪111 不能相對於主軸102在圓周方向移動。其結果是，主軸102、輸出軸 114和它們之間的部件將以同步的方式旋轉，即，具有相同的速度。這 樣就構成了直接高速檔。在圖lb中，與圖la相比，齒圈117已經移到右邊。從而，直接離合器齒118不再與直接接合環120的外離合器齒
119嚙合。取而代之的是，齒圈117的內減速離合器齒122已經變成與 固定接合環124的外離合器齒123嚙合，所述固定接合環124固定地 連接至變速箱殼體104。因此，當位於圖lb中的位置時，齒圈117不 會旋轉。其結果將是低速減速檔；輸出軸114將比主軸102旋轉得更 慢。
副變速換檔致動器125實現齒圈117的軸向位移。通過副變速換 檔致動器125，副變速換檔杆126在適當的方向上被推動或拉動。副變 速換檔撥叉127固定地連接到副變速換檔杆126。副變速換檔撥叉127 延伸至齒圈117上的圓周槽128內。副變速換檔致動器125可以採用 不同類型，例如，液力式、氣動式、電磁式或電動機械式。通常，副 變速換檔致動器125隻在換檔期間動作。當換檔已經完成時，它將不 再動作。
在圖la和圖lb的副變速部分中，齒圈可以被認為是雙向作用齒 式離合器的主部件和接合套的組合。此外，可以注意到的是，只有一 個軸承115支承輸出軸114。行星式副變速部分101提供了另一個支承。 當通過行星式副變速部分101的齒輪和離合器齒傳遞扭矩時，在環繞 外圍嚙合的齒輪和齒式離合器內的接觸力將使各部件變得基本上同 軸。當行星式副變速部分101不傳遞扭矩時，它將仍然為輸出軸114 提供一部分支承，即使在各部件之間具有較低的同軸度時也是如此。 因此，齒輪連同行星式副變速部分101的齒式離合器，將作為某種用 於輸出軸114的第二支承軸承。然後，在高速檔位置，如圖la所示， 主軸102間接支承輸出軸114。
齒式離合器通常被設計成自保持在接合狀態。這意味著一旦齒式 離合器已經接合，不需要外力來將齒式離合器保持在此接合狀態。不 同的設計方案被用於實現此自保持特徵。 一種常用的設計方案是使離 合器齒具有一定角度，以便當扭矩在齒式離合器中傳遞時，產生使套保持在接合位置的額定(nominal)軸向力。這種解決方案通常被稱為 倒錐形(back-taper)設計。US-5，626，213中示出了一個實例。在該文 獻的圖2中可以看出，離合器齒的側面21、 26相對於接合套8的花鍵 齒11的側面28具有角度ci 、 e 。因此，當傳遞扭矩時，接觸力將促 使離合器齒朝向完全接合的位置。其他的一些用於實現自保持的設計 方案可以參見US-2，070，140和FR-2660723。
在大部分自保持齒式離合器設計結構中，離合器齒組中的至少一 個是通過改變一組花鍵或輪齒來製造。回到US-5，626，213，接合套8 的具有倒錐角的側面26可以被認為是內花鍵齒11的側面28的略微變 化。同樣地，在圖la和圖lb，離合器齒118和122上的倒錐形可以通 過改變齒圈117的內輪齒116製成。滾壓操作是實現此類改變的一種快 速、經濟的方法。在滾壓操作中，在徑向荷載及旋轉的作用下，花鍵 的側面或接合套或齒輪的輪齒的側面通過與配合加工輪的輪齒嚙合產 生彈性變性。令人遺憾的是，在滾壓操作中可以發生彈性變形的材料 體積較小。由此，在滾壓操作中可以實現的倒錐角角度(US-5， 626， 213中的a， e)較小，典型地，大約為5度。然而，這對於齒式離合 器的大部分應用是足夠的。
存在一些應用場合，其中已經表明，按照慣例製造的倒錐角離合 器齒不具有足夠的自保持作用。圖2中示出了一個實例，其中，與圖 la比較，減速器裝置230已經被增加至副變速部分201。減速器裝置 230是輔助制動器，其可在長下坡行駛時使用，以便減少車輛的通常的 車輪制動器的磨損以及防止其過熱。減速器裝置由減速器軸231驅動， 減速器軸231可旋轉地連接至減速器從動齒輪232。接著，減速器從動 齒輪232與減速器驅動齒輪233嚙合，所述減速器驅動齒輪233可旋 轉地連接至副變速部分201的輸出軸214。
當減速器裝置230工作時，齒輪嚙合力240將作用在減速器驅動 齒輪233上。此力將傾向於使輸出軸214不對準。通常，發動機制動與減速器同時工作。因此，扭矩將通過副變速部分傳遞，並且，在齒 輪嚙合過程中和在副變速部分的離合器齒之間將產生接觸力。這些接 觸力將促使副變速部分的部件變成基本上同軸的狀態，如先前所述的
情況。由此，接觸力將抑制減速器驅動齒輪233上的齒輪嚙合力使輸 出軸214不對準的傾向。
一些減速器工作條件已經表明，會在如圖2所示的行星式副變速 部分中產生問題。 一個實例是當在減速器裝置230內存在相對較大的 制動作用和相對小的發動機制動作用時的情況。這已在圖2中示意性 地示出。從圖2中的順時針方向觀看時，減速器齒輪嚙合力240傾向 於使輸出軸214不對準。然而，通過行星齒輪嚙合力241，減速器齒輪 嚙合力240得到平衡，其中，所述行星齒輪嚙合力241作用在行星齒 輪211的輪齒210上，所述行星齒輪211的輪齒210與齒圈217的內齒 216嚙合。行星齒輪嚙合力241的反作用力是作用在齒圈217上的齒圈 嚙合力242。接著，齒圈嚙合力242通過齒圈217的離合器齒218和直 接接合環220的離合器齒219之間的嚙合所產生的環離合器嚙合力243 來平衡。
齒圈嚙合力242和環離合器力243組成力偶，其傾向於在圖2所 示的逆時針方向使齒圈217不對準。因此，將在齒圈217的離合器齒 218和直接接合環220的離合器齒219之間形成軸向間隙244。由此， 在旋轉期間，齒圈217的離合器齒218和直接接合環220的離合器齒 219之間將傾向於在軸線方向形成相對運動。如果接觸的離合器齒之間 的摩擦較大並且例如由倒錐產生的自保持作用不夠，那麼此相對運動 的傾向可能轉變成不穩定狀態。而後，齒圈217的離合器齒218將退 出與直接接合環220的配合離合器齒219的嚙合。從而，扭矩不能通 過副變速部分201來傳遞，並且，因此不能進行發動機制動。
圖3示出了另一個實例，即變速箱的分離器裝置350。接合套351 能夠可旋轉地將輸入軸352連接至第一齒輪353和第二齒輪354中的任何一個。齒輪353和354中每一個都與可旋轉地固定至副軸(未示 出)上的配合齒輪嚙合。第二齒輪354通過軸承356可旋轉地支承在 主軸355上。主軸355的一端通過象徵性地示出的軸承357由齒輪箱 殼體(未示出)支承。主軸355的另一端通過錐形滾柱軸承358由輸 入軸352支承。接著，輸入軸352通過兩個象徵性地示出的軸承359 和360由齒輪箱殼體直接或間接支承。
在圖3中，接合套351被定位成可旋轉地連接輸入軸352和第二 齒輪354。因此，扭矩能夠從輸入軸352傳遞至第二齒輪354，並傳遞 至副軸上的配合齒輪。然後，齒輪嚙合力361將作用於第二齒輪354 上。
在工作過程中，在錐形滾柱軸承358內可能存在軸向間隙。例如， 此軸向間隙可能是熱膨脹與齒輪嚙合的軸向力分量所導致的結果。在 錐形滾柱軸承中，軸向間隙總是與徑向間隙相對應。在分離器裝置350 中，這樣的徑向間隙將減小徑向支承，並允許主軸355的未對準。因 此，該未對準將被花鍵與輸入軸352、接合套351和第二齒輪354的離 合器齒之間的接觸力消除。這類似於上面對行星式副變速部分的描述。 對於第二齒輪354，齒輪嚙合力361將通過作用於離合器齒上的齒輪接 觸力362被平衡，所述離合器齒與接合套351上的相應的離合器齒接 合。齒輪接觸力362的反作用力是作用在接合套351的離合器齒上的 套離合器接觸力363。對於接合套351，套離合器接觸力363通過套花 鍵接觸力364平衡。類似於圖2，套離合器接觸力363和套花鍵接觸力 364形成力偶，其引起接合套351的不對準。因此，可能在接合套351 和第二齒輪354之間形成軸向間隙365。在旋轉期間，這可能使得接合 環351退出與第二齒輪354的離合器齒的接合，十分類似於圖2中的 齒圈217。
從對圖2和圖3中的系統的分析可以得到一些結論。在以上兩種 情況下，設置有被支承軸(214， 355)，其通過支承軸(202， 352)徑向支承。在某些情況下，那些軸之間的適當的常規徑向支撐裝置例如
徑向軸承(358)要麼缺少，要麼不足。此外，被支撐軸受到引起被支 撐軸與支撐軸之間不對準的外力(240， 361)的作用。那些外力可能 直接地作用於被支撐軸上，或者通過固定至被支撐軸或由被支撐軸支 承的其他部件例如齒輪(233， 354)作用。最終，具有接合套(217， 351)的齒式離合器能夠選擇性地連接支撐軸，用於協調與被支撐軸或 若干由被支撐軸徑向支承的齒輪(211， 354)之間的旋轉。由於未對 準以及被支撐軸的不足的徑向支承裝置的影響的組合，支承作用的至 少一部分伴隨有齒式離合器內的接觸力(241， 362)。這些接觸力傾向 於使接合套未對準。在一定條件下，此未對準可能導致脫檔，即，齒 式離合器的不希望的、不受控制的分離。
圖4示出了圖3的花鍵和齒式離合器的離合器齒的圓周部分。接 合套351的內離合器齒為倒錐形，相對於旋轉軸來說具有倒錐角481。 第二齒輪354的離合器齒的配合齒面具有相應的倒錐形狀。輸入軸352 上的花鍵齒為直線狀，即，其平行於旋轉軸。因此，套花鍵接觸力364 將具有花鍵法向分量364n，其垂直於旋轉軸並且由此處於理想的正切 方向。套離合器接觸力363具有離合器法向分量363n，其垂直於接合 套351的內離合器齒的倒錐形側面。該離合器法向分量363n將相對於 理想的正切方向傾斜為倒錐角481。由於此傾斜，離合器法向分量363n 將具有分量363p，其平行於接合套351的花鍵齒和輸入軸352，並且 因此垂直於花鍵法向分量364n。此平行分量363p促使接合套351朝向 完全接合的位置，並且阻止導致脫檔的相對運動。
在US-6,066,062中，示出了具有倒錐形離合器齒67、 68、 69、 70 的行星式副變速部分3。行星式副變速部分3中的齒輪具有螺旋輪齒。 在螺旋輪齒中，齒輪嚙合力具有軸向分量。對於齒圈56，通常，軸向 力分量通常通過接觸的離合器齒67、 68、 69、 70中的軸向力分量來平 衡。此外，需要倒錐角作用以防止脫檔。因此，這些離合器齒具有至 少一個螺旋側面。為了處理此問題，可以使用下列對倒錐角的一般定義
i) 齒式離合器的軸向可移動部件的一組離合器齒的平衡螺旋角是 這樣的螺旋角，g卩，在無摩擦的情況下，當通過離合器齒組傳遞扭矩 時，所述螺旋角將導致從接觸力不產生作用於軸向可移動部件的齒輪、 花鍵和離合器齒上的淨軸向力。
ii) 齒式離合器的軸向可移動部件的一組離合器齒的一組接觸側面 的倒錐角，是接觸側面組的實際螺旋角與離合器齒組的平衡螺旋角之 間的差值。
對於圖3和圖4中的接合套351的離合器齒，輸入軸352的花鍵 齒是直線狀的。在假設的無摩擦的情況下，套花鍵接觸力364將垂直 於旋轉軸。因此，利用零度的倒錐角481，平行分量363p將消失，並 且，套離合器接觸力363將也垂直於旋轉軸。由此，在接合套351上， 將沒有由作用於其花鍵和離合器齒上的接觸力所形成的淨軸向力。因 此，接合套351的平衡螺旋角為零。
對於US-6，066,062中的行星式副變速部分，離合器齒67、 68、 69、 70的直徑小於齒圈56的輪齒的直徑。因此，為滿足扭矩平衡，這些離 合器齒上的接觸力將大於輪齒上相應的嚙合力。這意味著齒圈56的離 合器齒67、 68的平衡螺旋角將小於輪齒的螺旋角。
存在一些已知的用於防止上述類型的脫檔的方法。通常，徑向支 承裝置，比如軸承，已經被引入或進行了改善，以限制被支撐軸的可 能出現的未對準。在US-5,839,319中，示出了類似於圖3所示情況的 分離器裝置。然而，第一齒輪(headset)/第四齒輪74 (對應於圖3中的 第二齒輪354)不是由主軸(對應於圖3中的355)支承，而是由剛性 地固定至輸入軸42 (對應於圖3中的352)的心軸62支承。因此，作 用於第一齒輪/第四齒輪74上的齒輪嚙合力絲毫不會引起主軸的未對 準。由此，消除了脫檔傾向。然而，附加的心軸將意味著增加生產成本。
US-5，083，993提供了一種行星齒輪1，其類似於圖la中的行星式 副變速部分101。為了減少可能出現的未對準，在行星輪架9(對應於 圖la中的行星架113)和太陽輪5 (對應於圖la中的太陽輪108)之 間包括滾柱軸承，其中，所述行星輪架9與輸出軸3 (對應於圖la中 的114)集成在一起，所述太陽輪5以可旋轉地固定的方式設置在輸入 軸2 (對應於圖la中的主軸102)上。因此，滾柱軸承作為將被支撐 軸、輸出軸3支承在支撐軸、輸入軸2上的徑向支承裝置。然而，採 用滾柱軸承將意味著增加生產成本。
EP-239555B1公開了類似的行星齒輪2。其中，藉助於球軸承18， 離合器環16支承行星輪保持器10，所述行星輪保持器固定至行星輪架 11，所述行星輪架與輸出軸4集成在一起。離合器環16不可旋轉地安 裝在太陽輪7上，所述太陽輪7不可旋轉地安裝在輸入軸3上。在圖 la中，等同物將是位於接合環120和行星架113部件之間的附加的球 軸承，所述行星架113位於行星輪111的左邊。附加的球軸承18將提 供輸出軸4的徑向支承，並且因此減少可能出現的未對準。然而，採 用球軸承18將意味著增加生產成本。


圖la示出了處於直接高速檔的現有行星式副變速部分。
圖lb示出了處於低速減速檔的圖la中的行星式副變速部分。
圖2示出了具有減速器裝置的現有行星式副變速部分，包括可能
發生並且可能導致脫檔的力和未對準。
圖3示出了現有變速箱中的分離器裝置，包括可能發生並且可能
導致脫檔的力和未對準。
圖4示出了圖3的分離器裝置的齒式離合器的齒的圓周部分。 圖5示出了根據本發明的關於圖4的離合器齒的改進設計結構。 圖6示出了根據本發明一個實施例的關於圖2的離合器齒的改進
1設計結構。
圖7、圖8和圖9示出了根據本發明實施例的關於圖6的離合器 齒的變化形式，所述實施例便於檢測錯誤的裝配部件
發明內容
及
具體實施例方式
當研究圖3和圖4時，可以注意到的是，接合套351的未對準將 導致改變其與第二齒輪354的離合器齒之間沿著外圍的接合程度。當 軸向間隙365最大時，接合程度最低。在旋轉期間，此改變的接合程 度將要求接合套351、輸入軸352和第二齒輪354的接觸中的離合器和 花鍵齒之間的相對運動。為了防止脫檔，此相對運動的發生是極重要 的。因此，在接觸的齒之間將產生摩擦。在圖4中，套離合器力363 的摩擦分量表示為363f。同樣地，套花鍵力364的摩擦分量表示為364f。 為了能實現接觸齒之間的相對運動，套離合器力363的基本上平行的 分量363p必須大於摩擦力363f和364f的總和
363p〉363f+364f
假定倒錐角481很小，例如，小於20度。在圖4中，此不等式看
起來得不到滿足
i) 當滑動時，套離合器力363的摩擦分量363f等於摩擦係數363mu 乘以法向分量363n:
363f=363mu * 363n;
ii) 當滑動時，套花鍵力364的摩擦分量364f等於摩擦係數364mu 乘以法向分量364m
364f=364mu "64n;
iii) 在車輛變速箱內相接觸的離合器和花鍵齒之間，典型地，摩 擦係數值大約為0.1:
363mu=364mu=0.1;
iv) 扭矩平衡，再假定小的倒錐角481，要求套離合器力363的法 向分量363n基本上等於套花鍵力364的法向分量364n:
363n=364n;
v) 現在，不等式的右邊可以寫成363f+364f=0.1 * 363n+0.1 * 364n = 0.2 * 363n;
vi) 套離合器力363的平行分量363p等於法向分量363n乘以倒 錐角481的正切函數
363p=363n * tan (481);
vii) 對於通過滾壓法製造的倒錐形離合器齒，倒錐角通常不大於 5度，就象前面陳述的一樣
tan (481) =tan(5度)<0.09;
viii) 因此，對於傳統的現有倒錐形離合器齒，套離合器力363的 平行分量363p通常限於
363p<0.09 * 363n;
ix) 通過比較步驟v)和viii)的結果可以看出，在圖4中實際上 沒有滿足不等式要求
0.09不大於0.2。
因此，倒錐角481不是大到足以防止脫檔，目卩，不是大到足以增 強離合器和花鍵齒之間的相對運動。
通過消除法向分量363n，相對運動的不等式要求可以寫成 tan (倒錐角)〉(離合器齒之間的摩擦係數)+ (花鍵齒之間的摩 擦係數)
假定離合器和花鍵齒之間具有共同的摩擦係數，那麼不等式可以 簡化
tan (倒錐角)>2* (離合器和花鍵齒之間的摩擦係數)
上面的步驟iv)假定套離合器力363與套花鍵力364作用在相同 的直徑上。這是圖3中齒式離合器所處的情況，並且基本上是圖2中 行星式副變速部分內相應的作用力所處的情況。然而，對於 US-6,066,062中的行星式副變速部分，倒錐形離合器齒67、 68、 69、 70的直徑顯著小於套58的內齒57的直徑。套58的內齒57連同行星 齒輪43的齒65將起到軸向可移動的套58的花鍵的作用。在這種情況下，不等式要求將是
tan (倒錐角) > (離合器齒之間的摩擦係數)+ (花鍵齒之間的 摩擦係數)*(離合器齒的節徑)/ (花鍵齒的節徑)
或者，對於共同的摩擦係數
tan (倒錐角) > (離合器和花鍵齒之間的摩擦係數)* (1+ (離 合器齒的節徑)/ (花鍵齒的節徑))
根據本發明，倒錐角應大到足以滿足所述不等式要求。圖5示出 了圖3中的齒式離合器的變化形式的離合器和花鍵齒的圓周部分，其 已根據本發明進行了修改。經修改的第二齒輪554的離合器齒和經修 改的接合套551的配合離合器齒具有經過修改的倒錐角581，該倒錐角 581顯著大於圖4中所示的倒錐角481。因此，套離合器力563的平行 分量563p大於離合器齒之間的摩擦力563f和花鍵齒之間的摩擦力364f 的總和。因此，相關部件之間的相對運動是可能的，並且防止發生脫 檔。
因此，當倒錐角581大到足以滿足不等式要求時，齒式離合器的 自保持能力顯著增加。套離合器力563的平行分量563p因此大到足以 能夠將接合套551拉至完全接合的狀態。因此，對於未對準的接合套， 如圖2和圖3所示的情況，可以防止發生脫檔。
對於離合器和花鍵齒的節徑相同，摩擦係數為0.1的情況，不等 式要求是
tan (倒錐角)〉0.1+0.1=0.2
這意味著倒錐角至少應是11.3度。此外，對於US-6,066,062中的 行星式副變速部分3的特例，內齒57的節徑可以是離合器齒67、 68、 69、 70的節徑的兩倍
tan (倒錐角)〉0.1+0.1 * 1/2=0.15這表明倒錐角至少應是8.5度。這也顯著地大於上述5度，5度可
以被認為是能夠通過經濟的滾壓操作實現的倒錐角的近似上限。取而 代之的是，對於通過修改花鍵或輪齒組製成的離合器齒組，將必須使
用成本更高的方法，例如成形(shaping)的切削方法。
為了保持低成本，最小程度地使用成本更高的方法將是有利的。 這是本發明的實施例中所強調的。因此，需要指出的是，在具有減速 器的行星式副變速部分中，如圖2所示，當在高速檔直接驅動位置同 時存在減速器和發動機制動工作時，出現所述的脫檔風險。因此，只 在發動機制動期間接觸的離合器齒的那些側面上具有較大的倒錐角將 是足夠的。各離合器齒的相反側面可以具有更小的倒錐角。對於離合 器齒組，這可以採用製造方法的組合來進行製造，所述離合器齒組通 過修改一組花鍵或輪齒製成。舉例來說，滾壓操作可用於在離合器齒 的兩側面製造小的倒錐角。成形操作可用於僅在發動機制動期間與配 合離合器齒接觸的齒側面上形成大的倒錐角。
圖6示出了圖2的行星式副變速部分201的減速器和發動機制動 工作期間，在高速檔直接驅動位置的配合離合器齒的圓周部分。為了 防止由於未對準而發生脫檔，離合器齒的相接觸的側面具有根據本發 明的大倒錐角。齒圈217的離合器齒218具有制動側面218b，在發動 機制動操作期間，所述制動側面218b與直接接合環220的離合器齒219 上的相應的制動側面219b接觸。同樣地，存在驅動側面218d和219d， 它們在發動機驅動操作期間相接觸，S卩，當發動機驅動車輛時。制動 側面218b和21%具有大的倒錐角691b，驅動側面218d和219d具有 正常的、小的倒錐角691d。大倒錐角691b使得環離合器嚙合力243的 平行分量243p分別大於齒圈嚙合力242和環離合器嚙合力243的摩擦 分量242f和243f的總和。因此，在減速器和發動機制動同時工作期間 防止發生脫檔。在發動機驅動工作期間，減速器裝置230不工作，沒 有齒輪嚙合力240作用於圖2中的減速器驅動齒輪233上。由此，將 不存在使輸出軸214不對準的傾向，在驅動側面218d和219d上不需要大倒錐角用於防止脫檔。
通常，減速器裝置230是可選的，且只有少數變速箱中包括。因 此，從成本觀點來說，在所有的變速箱中，在制動側面218b和21% 上具有大倒錐角691b將不是有利的。取而代之的是，最好只在具有減 速器裝置230的變速箱內設置大倒錐角691b。在沒有減速器裝置的變 速箱中，離合器齒218和219的兩側面都可以具有傳統的小倒錐角。 然而，如果在具有減速器裝置230的變速箱內，制動側面218b和219b 中的任何一個具有傳統的小倒錐角，那麼會喪失防止脫檔的能力。因 此，重要的是，儘快地發現在具有減速器裝置230的變速箱的制動側 面上具有傳統的小倒錐角的偶然裝配的齒圈117或直接接合環120。
圖7示出了圖6中的離合器齒的改進的設計結構。在滾壓操作之 後，齒圈上的離合器齒7180在兩個側面718b和718d上都具有傳統的 小倒錐角。在這種情況下，齒圈等同於在沒有減速器裝置230的變速 箱中使用的齒圈117。這些滾壓的離合器齒7180的最大節徑齒厚7180t 類似於齒圈的內輪齒216的節徑齒厚216t。對於具有減速器裝置230 的變速箱，與圖6相比，齒圈217的離合器齒718具有減小的最大節 徑齒厚718t。大體上，當從離合器齒7180開始形成制動側面718b時， 更多的材料已經通過另外的切削方法去除。此外，直接接合環220的 離合器齒719已經增加了齒厚，由此，與圖6相比，減小了最小節徑 齒間隔寬719w。最小節徑齒間隔寬719w小於滾壓的離合器齒7180的 最大節徑齒厚7180t。因此，帶有在兩側面上具有傳統的小倒錐角的厚 的、滾壓的離合器齒7180的齒圈，不能與帶有在制動側面719b上具 有大倒錐角的厚離合器齒719的直接接合環220嚙合。因此，在具有 減速器裝置的變速箱中，易於檢測出為沒有減速器裝置的變速箱所制 造的齒圈117。
圖8和圖9示出了本發明另一個實施例。此實施例解決了在具有 減速器裝置230的變速箱中檢測出在制動側面上具有傳統的小倒錐角的直接接合環120這一問題。在圖8中，縱剖面圖所示出的是用於沒
有減速器裝置230的變速箱的齒圈117和直接接合環120的離合器齒 818和819的改進的設計結構，即，在沒有減速器裝置230的變速箱內， 在兩側面上都具有傳統的小倒錐角。包括齒圈離合器齒818的最小內 齒頂直徑818i和接合環離合器齒819的最大齒根直徑819r。為了允許 離合器齒818和819的嚙合，最小內齒頂直徑818i必須大於最大齒根 直徑819r。同樣地，圖9示出了用於具有減速器裝置230的變速箱的、 在制動側面上具有大倒錐角的齒圈217和直接接合環220的離合器齒 918和919的對應部分。包括齒圈離合器齒918的最小內齒頂直徑918i 和接合環離合器齒919的最大齒根直徑919r。另一方面，最小內齒頂 直徑918i必須大於最大齒根直徑919r，以便能夠實現離合器齒的嚙合。 現在，最大齒根直徑819r大於最小內齒頂直徑918i。因此，為具有減 速器裝置230的變速箱製造的齒圈217的離合器齒918，不能與為沒有 減速器裝置230的變速箱製造的直接接合環120的離合器齒819嚙合。 因此，在具有減速器裝置的變速箱中，易於檢測出意外裝配的為沒有 減速器裝置的變速箱所製造的直接接合環120。
雖然本發明在一定程度上進行了詳細說明，但是應當理解的是， 部件的各種修改、置換和重置能夠不背離由所附權利要求限定的本發 明的實質和範圍。
權利要求
1. 用於防止車輛變速裝置中的齒式離合器內脫檔的系統，包括輸入軸，該輸入軸至少在一些工作狀況下連接至主動力源；以及輸出軸，該輸出軸連接至所述車輛的從動輪，所述齒式離合器包括具有套離合器齒(118，218，718，818，918)的接合套(117，217，351，551)，所述套離合器齒(118，218，718，818，918)能夠通過所述接合套的軸向位移，選擇性地進入與配合離合器齒(119，219，719，819，919)接合的狀態以及從該接合狀態脫離，在所述接合狀態，所述齒式離合器使得第一旋轉系統(102，302，452)與第二旋轉系統(114，214，314，455，111，311，454)同步旋轉，所述套離合器齒(118，218，718，818，918)和所述配合離合器齒(119，219，719，819，919)具有離合器齒節徑，所述套離合器齒(118，218，718，818，918)具有套驅動齒側面(218d，718d)，在動力從所述輸入軸傳遞至所述輸出軸時的所述接合狀態中，所述套驅動齒側面(218d，718d)與所述配合離合器齒(119，219，719，819，919)的配合驅動齒側面(219d)相接觸，所述套離合器齒(118，218，718，818，918)還具有套制動齒側面(218b，718b)，在動力從所述輸出軸傳遞至所述輸入軸時的所述接合狀態中，所述套制動齒側面(218b，718b)與所述配合離合器齒(119，219，719，819，919)的配合制動齒側面(219b，718b)相接觸，所述套驅動齒側面(218d，718d)和所述配合驅動齒側面(219d)基本上呈倒錐形，具有驅動倒錐角(691d)，所述套制動齒側面(218b，718b)和所述配合制動齒側面(219b，718b)基本上呈倒錐形，具有制動倒錐角(691b)，所述接合套(117，217，351，551)具有套花鍵或輪齒(116，216)，所述套花鍵或輪齒(116，216)與至少一個配合旋轉部件(111，211，352)上的配合花鍵或輪齒(110，210)嚙合，所述套花鍵或輪齒(116，216)和所述配合花鍵或輪齒(110，210)具有花鍵齒節徑，而且，當嚙合時，所述套離合器齒(118，218，718，818，918)和所述配合離合器齒(119，219，719，819，919)具有所述接合套(117，217，351，551)的軸向運動的離合器摩擦係數，並且，當嚙合時，所述套花鍵或輪齒(116，216)和所述配合花鍵或輪齒(110，210)具有所述接合套(117，217，351，551)的軸向運動的花鍵摩擦係數，所述系統的特徵在於所述驅動倒錐角(691d)和所述制動倒錐角(691b)中的至少一個的正切函數，大於所述離合器摩擦係數和所述花鍵摩擦係數的平均值乘以1加所述離合器齒節徑和所述花鍵齒節徑之比的和後得到的值。
2. 如權利要求l所述的系統，其特徵在於所述離合器齒節徑和所述花鍵齒節徑基本上相等，並且，所述驅動倒錐角(691d)和所述制動倒錐角(691b)中的至少一個的正切函 數大於所述平均值的兩倍。
3. 如上述權利要求中任何一項所述的系統，其特徵在於 所述驅動倒錐角(691d)和所述制動倒錐角(691b)中的至少一個大於8度。
4. 如上述權利要求中任何一項所述的系統，其特徵在於 所述驅動倒錐角(691d)和所述制動倒錐角(691b)中的至少一個大於io度。
5. 如上述權利要求中任何一項所述的系統，其特徵在於 所述驅動倒錐角(691d)和所述制動倒錐角(691b)中的至少一個大於12度。
6. 如上述權利要求中任何一項所述的系統，其特徵在於所述車輛變速裝置包括支撐軸(102， 202， 352)，所述支撐軸(102， 202， 352)由變速 箱殼體系統(104)可旋轉地直接支承或間接支承在兩個軸承裝置 U05，105b， 359， 360)中；以及被支撐軸(114， 214， 355)，所述被支撐軸(114， 214， 355)通 過軸承裝置(115， 357)由所述變速箱殼體系統可旋轉地支承在第一 支承系統中；所述被支撐軸與所述支撐軸基本上同軸。
7. 如權利要求6所述的系統，其特徵在於所述第一旋轉系統包括所述支撐軸和設置在所述支撐軸上的齒輪 (108)中的至少一個，所述第二旋轉系統包括所述被支撐軸和設置在所述被支撐軸上的 齒輪(111, 211， 233， 354)中的至少一個。
8. 如權利要求6 — 7中任何一項所述的系統，其特徵在於在 一 組工作條件下，所述被支撐軸由第二支承系統 (108-111-117-118-119， 211-217-218-219， 351-354-356， 358)內的所述支撐軸徑向支承，所述第二支承系統在軸向上遠離所述第一支承系 統。
9. 如權利要求8所述的系統，其特徵在於通過作用在所述齒式離合器內的齒之間的接觸力(241， 242， 243， 362， 363， 364)，在所述第二支承系統內提供相當大一部分的徑向支 承。
10. 如權利要求8 — 9中任何一項所述的系統，其特徵在於 所述一組工作條件包括這樣的情形所述被支撐軸被外部負荷(240， 361)促使朝向相對於所述支撐軸的未對準狀態，所述外部負 荷作用於所述被支撐軸上或作用於設置在所述被支撐軸上的部件(233, 354)上。
11. 如權利要求IO所述的系統，其特徵在於 所述外部負荷由於輔助制動器系統(230)的工作而產生。
12. 如權利要求11所述的系統，其特徵在於所述制動倒錐角(691b)包括在所述驅動倒錐角(691d)和所述 制動倒錐角(691b)中的所述至少一個內。
13. 如權利要求12所述的系統，其特徵在於 所述驅動倒錐角(691d)沒有包括在所述驅動倒錐角(691d)和所述制動倒錐角(691b)中的所述至少一個內。
14. 如權利要求12—13中任何一項所述的系統，其特徵在於 在所述接合套(117， 217， 351， 551)上，所述套制動齒側面(218b，718b)上的所述制動倒錐角(691b)由具有小於6度的小倒錐角的中 間側面(7180b)，在另外的機械加工處理中製成。
15. 如權利要求12—14中任何一項所述的系統，其特徵在於 所述車輛變速裝置至少製造為具有所述輔助制動器系統(230)的減速器形式和不具有所述輔助制動器系統(230)的標準形式，並且， 所述驅動倒錐角(691d)和所述制動倒錐角(691b)中的所述至少一 個只存在於在所述減速器形式中使用、且不在所述標準形式中使用的 部件上。
16. 如權利要求15所述的系統，其特徵在於 對於所述減速器形式，所述配合離合器齒(719)具有的間隔寬(719w)小於用於所述標準形式的所述套離合器齒(7180)的齒厚 (7180t)，從而阻止接合。
17. 如權利要求15—16中任何一項所述的系統，其特徵在於對於所述標準形式，所述配合離合器齒(819)具有的齒根直徑 (819r)大於用於所述減速器形式的所述套離合器齒(918)的內齒頂直 徑(918i)，從而阻止接合。
18. 如上述權利要求中任何一項所述的系統，其特徵在於 所述齒式離合器是所述車輛變速裝置中的副變速式(101， 201)和/或分離器式(350)的組合件中的一部分。
全文摘要
用於防止車輛變速裝置中的齒式離合器內脫檔的系統，所述齒式離合器包括具有套離合器齒(118，218，718，818，918)的接合套(117，217，351，551)。驅動倒錐角(691d)和制動倒錐角(691b)中的至少一個的正切函數，大於離合器摩擦係數和花鍵摩擦係數的平均值乘以1與離合器齒節徑與花鍵齒節徑之比的和後得到的值。
文檔編號F16D23/00GK101305194SQ200580052043
公開日2008年11月12日 申請日期2005年11月11日 優先權日2005年11月11日
發明者安德斯·海德曼, 本特·卡爾森, 漢斯·埃哈德 申請人:沃爾沃拉斯特華格納公司