CN112883485A - 非圆面齿轮限滑差速器及脱困操作方法 - Google Patents

Abstract

本发明公开一种非圆面齿轮限滑差速器，其包括两个相同的非圆面齿轮，一个行星架及若干渐开线圆柱齿轮，非圆面齿轮和渐开线圆柱齿轮绕同一个轴线旋转，非圆面齿轮分别与汽车驱动轮固定连接。本发明还公开一种基于整车动态牵引力分析的脱困操作方法，即持续增加行星架输入转速提升整车动态牵引力。本发明提出的非圆面齿轮限滑差速器具有互换性好、重合度大、安装精度低、运行过程无轴向力产生等特点，提出的脱困操作方法能够突出非圆面齿轮限滑差速器的高限滑性能优势，通过合理结构变化，易于驾驶者操作的优点。目的在于解决现有变传动比差速器存在的制造、安装难题，并提出一种能最大限度发挥非圆面齿轮限滑差速器高限滑能力的脱困操作方法。

Description

非圆面齿轮限滑差速器及脱困操作方法

技术领域

本发明属于车辆领域，具体涉及一种非圆面齿轮限滑差速器及脱困操作方法。

背景技术

车辆在行驶过程中通常遇到的地形以平原、山地、高原、盆地、丘陵居多，高通过性车辆在社会生产中发挥着不可替代的作用，传统的圆形差速器不具备变转矩分配特性，无法满足车辆的实际脱困需求。具备防滑脱困功能的差速器是两驱汽车的核心驱动部件，它能够在驱动轮产生较大转速差时，主动或被动地减小转速差，将转矩大部分甚至全部分配至不打滑驱动轮，从而提高整车牵引力。一直以来，限滑机制及基于该机制的差速器构型原理是限滑差速器设计与创新的核心问题，而且关于限滑差速器的研究从未间断。

电控限滑差速器依靠电子传感器感知车轮打滑状态，通过电机、电液、电磁等方式驱动摩擦片离合器动作，从而实现主动控制差速器转矩分配过程的目的，其操控性能突出，常用于高档民用汽车，但电子传感器在恶劣路况中容易发生故障；自由轮式限滑差速器是根据车轮车转速差将转矩重新分配，能够将打滑侧半轴齿轮锁死，限滑性能可与差速锁相比，但其不能实现转矩精确分配；伊顿限滑差速器依靠惯性感应触发摩擦片结合，限滑性能和自由轮式限滑差速器相当，但其反应时间较慢；粘性限滑差速器通过粘性液体通常使用硅油受热受压产生的剪切力迫使摩擦片贴合，也因此传递扭矩较小，响应速度较慢；托森差速器利用蜗轮蜗杆副的高摩擦性和传动过程不可逆性实现限滑能力，具有限滑可靠，响应速度快，无需电控的优点，但其造价较为昂贵。

变传动比差速器是一种扭矩感应式限滑差速器，它不需要任何电子传感器和控制***就能自主感知车轮打滑状态并实现快速抑滑功能，具有结构维护方便、磨损小、寿命长和可靠性高等优势，对行驶在野外恶劣环境中的越野汽车极具用价值，尤其适用于对限滑能力及可靠性要求极高的军用越野汽车。此外变传动比差速器在民用高端汽车、型越野汽车等领域也占有较大份额。

变传动比差速器的构型模式和普通圆形差速器较为相似，目前大都采用非圆锥齿轮作为其核心传动元件。如公开号为CN1043981A的发明型专利，公开了一种高性能变传动比差速器。该发明是国内最早采用非圆锥齿轮的变传动比差速器构型，包括驱动轮、传动轴、差速器、半轴齿轮、行星齿轮，其中半轴齿轮和行星轮均为非圆锥齿轮。该发明结构简单，锁紧系数可达到2.9～3.1，适用于重型工程车辆和越野汽车。但其传动比变化以齿轮的一个周节为变化周期，变化幅值较小，同时其非圆锥齿轮节曲线设计方法不够成熟，有改进空间。后期出现的公开号为CN1418784A的发明型专利，公开了一种变传动比限滑差速器。该发明的目的在于解决单周节变传动比差速器存在的问题，构型包括差速器壳、内置行星齿轮和半轴齿轮，平垫片、蝶形弹簧片，其中平垫片安装于内置半轴齿轮外侧而且和差速器壳体之间安装有蝶形弹簧片，半轴齿轮和行星齿轮均为非圆锥齿轮，且齿数均为3的整数倍，相邻两个高齿加一个低齿或者相邻两个低齿加一个高齿为一组。该发明的传动比变化周期增大为齿轮的三个周节，变化幅值有所增加。但这两项发明的传动比变化周期始终都受到轮齿数量限制，十分影响其限滑性能，且特殊的齿形降低了轮齿的强度，影响差速器的使用寿命。

公开号为CN101886695A的发明型专利，公开了一种非圆锥齿轮限滑差速器。该发明是针对越野汽车专门设计的变传动比差速器，构型包括差速器壳、2个非圆行星齿轮、非圆半轴齿轮、一字轴，其中2个非圆行星齿轮和非圆半轴齿轮均采用专门设计的非圆锥齿轮且齿数比为1:2。该发明突出的优势是打破了了齿数周节对传动比变化规律的限制，极大提高了非圆锥齿轮限滑差速器的限滑能力，满足越野汽车的使用需求，但该发明采用的非圆锥齿轮对加工精度和安装精度要求较高，零件标准化程度低，使用维护成本较高。

公开号为CN104728387A的发明型专利，公开了三叉轴式的非圆锥齿轮限滑差速器。该发明的目的在于克服非圆锥齿轮差速器存在的技术缺陷，其构型包括差速器壳体、第一非圆锥半轴齿轮、第二非圆锥半轴齿轮、3个非圆锥行星齿轮、三叉轴，其中3个非圆锥行星齿轮与第一非圆锥半轴齿轮和第二非圆锥半轴齿轮的齿数相同。该发明相较于一字轴式非圆锥齿轮差速器，具有加工方便、成本低、结构强度大等优势，但是其非圆锥齿轮节曲线的设计难度也大为提高，也没有根本解决存在的加工难度大、安装困难、维护不便等问题。

综上所述，在差速器构型方面，现有的变传动比差速器多采用非圆锥齿轮作为核心驱动部件，这种齿轮传动存在有三个问题：①非圆锥齿轮节曲线啮合条件苛刻，致使其设计工作复杂而且对制造和安装精度要求较高；②非圆锥齿轮副的零件标准化程度较低，对其互换性和通用性有较大影响；③非圆锥齿轮在传动过程中有轴向力产生，不利于其支撑机构的轻量化设计，上述问题导致变传动比差速器的核心元件制造和安装难度大，失效更换困难。此外，目前搭载变传动比差速器的两驱车辆在单侧驱动轮打滑时的脱困操作方法是源于对变传动比差速器两输出端的静态扭矩分配分析，设计中认为车辆的最大驱动力仅与静态锁紧系数(K＝i_21max/i_21min，其中i₂₁为变传动比差速器中行星齿轮与半轴齿轮的传动比)有关，导致变传动比差速器的限滑性能有限，无法与托森差速器、牙嵌式差速器相比，上述问题制约了变传动比差速器的实际应用。

发明内容

针对现有变传动比差速器存在的制造、安装难题和脱困操作方法无法发挥变传动比差速器高限滑性能的两个问题，本发明提出一种基于非圆面齿轮的限滑差速器及高效脱困操作方法，可解决变传动比差速器的制造和安装精度要求高，零件互换性差的问题，同时大幅提升变传动比差速器的限滑脱困能力。

为了实现上述目的，本发明第一方面提供一种非圆面齿轮限滑差速器，其包括两个相同的太阳轮，一个行星架及若干行星轮，太阳轮和行星架绕同一个轴线旋转，两个太阳轮分别与汽车驱动轮固定连接，所述太阳轮为多周期的非圆面齿轮，所述行星轮为渐开线圆柱齿轮，所述非圆面齿轮的节曲线方程为：

式中，r为非圆面齿轮的节曲线向径，ε₁，ε₂，ε₃，....，ε_n为非圆面齿轮的偏心率，

为非圆面齿轮的转角，n为非圆面齿轮的阶数，当n值取定后除ε_n以外的偏心率均取0；所述渐开线圆柱齿轮的个数为n，非圆面齿轮的齿数z₂为n的倍数，当z₂/n为奇数，所述圆柱齿轮的齿数z₁为奇数，当z₂/n为偶数，所述圆柱齿轮的齿数z₁为偶数；所述圆柱齿轮沿所述非圆面齿轮圆周方向均匀分布，每个圆柱齿轮同时与两个非圆面齿轮啮合；所述两个非圆面齿轮在垂直于两个非圆面齿轮轴线的平面上的初始相位角差180°/n，所述每个渐开线圆柱齿轮与所述两非圆面齿轮之间的两节点分别和两非圆面齿轮的向经最大极值点L(1+ε)与最小极值点L(1-ε)重合。

可优选的是，所述非圆面齿轮节曲线周期数n的取值范围为2～4，偏心率不超过0.3。

进一步，当非圆面齿轮为2阶非圆面齿轮时，所述非圆面齿轮限滑差速器包括作为太阳轮的第一非圆面齿轮和第二非圆面齿轮、作为行星轮的第一标准渐开线直齿圆柱齿轮和第二标准渐开线直齿圆柱齿轮、以及由第一差速器壳体、第二差速器壳体和行星轴构成的行星架。

可优选的是，在汽车驱动桥中，第一非圆面齿轮通过汽车驱动桥的第一驱动轴和第一驱动轮连接，第二非圆面齿轮通过汽车驱动桥的第二驱动轴和第二驱动轮连接，其中第一非圆面齿轮通过圆柱滚子轴承安装在第一差速器壳体的内侧，第二非圆面齿轮通过圆柱滚子轴承安装在第二差速器壳体的内侧，第一标准渐开线直齿圆柱齿轮和第二标准渐开线直齿圆柱齿轮分别通过滑动衬套安装在行星轴的两个端部上，行星轴通过限位块固定在第二差速器壳体上，从动减速齿轮和第一差速器壳体通过螺栓连接在一起。

进一步，第一差速器壳体和第二差速器壳体组成的整体使得第一非圆面齿轮和第二非圆面齿轮的回转轴线保持在同一直线；在非圆面齿轮差速器工作时，第一标准渐开线直齿圆柱齿轮和第二标准渐开线直齿圆柱齿轮同时与第一非圆面齿轮和第二非圆面齿轮啮合，且第一标准渐开线直齿圆柱齿轮和第二标准渐开线直齿圆柱齿轮均做空间绕点转动，第一非圆面齿轮和第二非圆面齿轮做定轴转动。

在本发明的第二方面中，提供一种利用前述非圆面齿轮限滑差速器针对非圆面齿轮限滑差速器驱动下汽车陷入单侧驱动轮打滑困境时的脱困操作方法，所述操作方法通过踩动油门踏板提高发动机输出转速，从而使整车动态牵引力大于行驶阻力，即F_d>F_fz，确定整车动态牵引力F_d表达式包括以下四个步骤：

S1、给定单个行星轮对打滑侧非圆面齿轮的周向作用力为：

式中，F₃₂为单个行星轮对所述打滑侧非圆面齿轮的周向作用力，J_a为单个车轮对其回转轴线的转动惯量，J_z为单个驱动轴对其回转轴线的转动惯量，J₂为所述打滑非圆面齿轮对其回转轴线的转动惯量，ω_H为所述非圆面齿轮限滑差速器行星架输入转速，j为所述行星轮数量，r₂为所述打滑侧非圆面齿轮的向径，r_R为车轮向径，f_L为驱动轮受到的滑动摩擦力，M_Gb为单个驱动轮滚阻力偶；

S2、给定行星轮对不打滑非圆面齿轮的周向作用力为：

式中，F₆₃为所述不打滑非圆面齿轮对所述行星轮的周向作用力，J_xx为所述行星轮对x轴的转动惯量，ω_x为所述行星轮在x轴的角速度分量，r₃为所述行星轮的向径，F₂₃为所述不打滑非圆面齿轮对所述行星轮的周向作用力，其中F₂₃＝F₃₂；

S3、给定非圆面齿轮限滑差速器传递至不打滑驱动轮的转矩为：

T_L9＝jF₃₆r₆+M_n (4)

式中，T_L9为非圆面齿轮限滑差速器传递至不打滑驱动轮的转矩，F₃₆为所述行星轮对所述不打滑侧非圆面齿轮的周向作用力，其中F₃₆＝F₆₃，r₆为所述不打滑非圆面齿轮的向径，M_n为非圆面齿轮限滑差速器内摩擦扭矩；

S4、给定所述整车动态牵引力的表达式为：

F_d＝(T_L9-M_Gb)/r_R+f_L (5)

式中，F_d为整车动态牵引力，依次将(2)式代入(3)式，(3)式代入(4)式，(4)式代入(5)式即能得到整车动态牵引力表达式为：

式中，j为所述行星轮数量，J_xx为所述行星轮对x轴的转动惯量，ω_x为所述行星轮在x轴的角速度分量，r₃为所述行星轮的向径，r₆为

不打滑非圆面齿轮的向径，J_a为单个车轮对其回转轴线的转动惯量，J_z为单个驱动轴对其回转轴线的转动惯量，J₂为打滑侧非圆面齿轮对其回转轴线的转动惯量，ω_H为所述非圆面齿轮限滑差速器行星架输入转速，f_L为驱动轮受到的滑动摩擦力，r_R为车轮向径，r₂为打滑侧非圆面齿轮的向径，M_n为非圆面齿轮限滑差速器内摩擦扭矩，M_Gb为单个驱动轮滚阻力偶。

附图说明

图1是本发明非圆面齿轮限滑差速器的结构示意图；

图2是本发明2阶非圆面齿轮的立体图；

图3是本发明2阶两个非圆面齿轮的初始位置示意图；

图4是本发明汽车驱动桥的结构示意图；

图5是本发明非圆面齿轮限滑差速器的转矩分配图；

图6是本发明不同分析方法下得出的车辆驱动力对比图。

附图标号：图1中，1—第一差速器壳体；2—第一非圆面齿轮；3—第一标准渐开线直齿圆柱齿轮、4—第二标准渐开线直齿圆柱齿轮；5—行星轴；6—第二非圆面齿轮；7—第二差速器壳体；8—第二驱动轴；9—第二驱动轮；10—主减速齿轮；11—从动减速齿轮；12—第一驱动轮；13—第一驱动轴；T_L12—第一驱动轮12获得的转矩；T_L9—第二驱动轮9获得的转矩；F_dmax—动态分析得到的整车牵引力；F_d1—静态分析得到的最大驱动力；F_fz—车辆行驶阻力。

具体实施方式

下面结合附图及实施例对本发明作进一步的说明。

本发明非圆面齿轮限滑差速器包括其包括两个相同的太阳轮，一个行星架及若干行星轮，太阳轮和行星架绕同一个轴线旋转，两个太阳轮分别与汽车驱动轮固定连接，所述太阳轮为多周期的非圆面齿轮，所述行星轮为渐开线圆柱齿轮，行星轮的个数和非圆面齿轮阶数相等。

如图1所示，作为2阶非圆面齿轮限滑差速器，即当非圆面齿轮为2阶非圆面齿轮时，本发明非圆面齿轮限滑差速器包括作为太阳轮的第一非圆面齿轮2和第二非圆面齿轮6、作为行星轮的第一标准渐开线直齿圆柱齿轮3和第二标准渐开线直齿圆柱齿轮4、以及由第一差速器壳体1、第二差速器壳体7和行星轴5构成的行星架。

如图2所示，在2阶非圆面齿轮限滑差速器中，第一非圆面齿轮2和第二非圆面齿轮6的阶数为2，偏心率为0.18。

本发明的非圆面齿轮的节曲线方程为：

式中，r为非圆面齿轮的节曲线向径，ε₁，ε₂，ε₃，....，ε_n为非圆面齿轮的偏心率，

为非圆面齿轮的转角，n为非圆面齿轮的阶数，当n值取定后除ε_n以外的偏心率均取0；所述渐开线圆柱齿轮的个数为n，非圆面齿轮的齿数z₂为n的倍数，当z₂/n为奇数，所述圆柱齿轮的齿数z₁为奇数，当z₂/n为偶数，所述圆柱齿轮的齿数z1为偶数；所述圆柱齿轮沿所述非圆面齿轮圆周方向均匀分布，每个圆柱齿轮同时与两个非圆面齿轮啮合；

在初始位置，所述多周期的非圆面齿轮之间的相位角相差180°/n，所述渐开线圆柱齿轮与非圆面齿轮的节点分别对应非圆面齿轮的向径极值L(1+ε)和L(1-ε)。

如图3所示，2阶非圆面齿轮限滑差速器安装时，第一非圆面齿轮2和第二非圆面齿轮6的初始相位角相差180°/2，即相差90°，使得在初始状态，第一非圆面齿轮2的最短向径正对第二非圆面齿轮6的最长向径。

如图4所示，在安装有非圆面齿轮限滑差速器的汽车驱动桥中，第一非圆面齿轮2通过汽车驱动桥的第一驱动轴13和第一驱动轮12连接，第二非圆面齿轮6通过汽车驱动桥的第二驱动轴8和第二驱动轮9连接，其中第一非圆面齿轮2通过圆柱滚子轴承安装在第一差速器壳体1的内侧，第二非圆面齿轮6通过圆柱滚子轴承安装在第二差速器壳体7的内侧，第一标准渐开线直齿圆柱齿轮3和第二标准渐开线直齿圆柱齿轮4分别通过滑动衬套安装在行星轴5的两个端部上，行星轴5通过限位块固定在第二差速器壳体7上，从动减速齿轮11和第一差速器壳体1通过螺栓连接在一起。

第一差速器壳体1和第二差速器壳体7组成的整体使得第一非圆面齿轮2和第二非圆面齿轮2的回转轴线保持在同一直线。在非圆面齿轮差速器工作时，第一标准渐开线直齿圆柱齿轮3和第二标准渐开线直齿圆柱齿轮4同时与第一非圆面齿轮2和第二非圆面齿轮6啮合，且第一标准渐开线直齿圆柱齿轮3和第二标准渐开线直齿圆柱齿轮4均做空间绕点转动，第一非圆面齿轮2和第二非圆面齿轮2做定轴转动。

发动机的转矩依次经过主减速齿轮10、从动减速齿轮11、第一差速器壳体1和第二差速器壳体7、行星轴5、第一非圆面齿轮2和第二非圆面齿轮6而传递至第一驱动轴13和第二驱动轴8，最终传递至第一驱动轮12和第二驱动轮9。

为保证非圆面齿轮便于加工，第一非圆面齿轮2和第二非圆面齿轮6的节曲线形状应全部外凸，根据非圆齿轮节曲线外凸判别式：

式中r为非圆面齿轮向径，j为非圆面齿轮转角，计算得到第一非圆面齿轮2和第二非圆面齿轮6的偏心率e不超过0.3时，第一非圆面齿轮2和第二非圆面齿轮6的节曲线形状不会出现内凹部分。

具体而言，非圆面齿轮限滑差速器驱动下整车的动态牵引力分析过程如下：

第一步设定工况为某型后驱越野汽车的第一驱动轮发生高速打滑导致整车牵引力骤降车辆无法前进。此时，第一非圆面齿轮2、第一驱动轴13、第一驱动轮12刚性连接为一个整体，此整体绕其回转中心做定轴转动，由刚体定轴转动微分方程可得到行星轮3对第一非圆面齿轮2的周向作用力：

式中F₃₂为行星轮3对第一非圆面齿轮2的周向作用力，J_a为单个车轮对其回转轴线的转动惯量，J_z为单个驱动轴对其回转轴线的转动惯量，J₂为第一非圆面齿轮2对其回转轴线的转动惯量，ω_H为非圆面齿轮限滑差速器输入转速，j为行星轮数量，r₂为第一非圆面齿轮2的向径，r_R为车轮向径，f_L为第一驱动轮受到的滑动摩擦力，M_Gb为单个驱动轮滚阻力偶。

第二步，根据行星轮绕行星轴中心线与非圆面齿轮回转轴线交点做定点转动，可求得第二非圆面齿轮6对行星轮3的周向作用力：

式中F₆₃为第二非圆面齿轮6对行星轮3的周向作用力，J_xx为行星轮3对x轴的转动惯量，ω_x为行星轮3在x轴的角速度分量，r₃为行星轮3的向径，F₂₃为第一非圆面齿轮2对行星轮3的周向作用力，其中F₂₃＝F₃₂。

第三步，根据所求作用力F₃₂可求出传递到第一驱动轮13上的转矩为：

T_L13＝jF₃₂r₂ (11)

式中T_L13为传递至第一驱动轮13的转矩，然后根据所求作用力F₆₃可求出传递到第二驱动轮9的转矩为：

T_L9＝jF₃₆r₆+M_n (12)

式中T_L9为传递至第二驱动轮9的转矩，F₃₆为行星轮3对第二非圆面齿轮6的圆周作用力，其中F₃₆＝F₆₃，r₆为第二非圆面齿轮6的向径，M_n为非圆面齿轮限滑差速器内摩擦扭矩。

第四步，由于整车牵引力由打滑侧车轮的滑动摩擦力决定，考虑惯性扭矩的影响推导出脱困过程中整车的动态牵引力为：

F_d＝(T_L9-M_Gb)/r_R+f_L (13)

式中，F_d为整车动态牵引力，依次将(9)式代入(10)式，(10)式代入(12)式，(12)式代入(13)式可以得到整车动态牵引力最终表达式为：

发动机传递至第一驱动轮12的转矩T_L13和第二驱动轮9的转矩T_L9变化关系如图5所示，整车在陷入单侧驱动轮打滑困境时，驱动轮在高速滑转时会产生惯性扭矩，这种惯性扭矩作为汽车的负载对差速器转矩分配特性有较大影响，非圆面齿轮每转动一整周，第一驱动轮12和第二驱动轮9获得的转矩均呈周期性波动，其中第二驱动车轮9获得更多的转矩且会周期性的出现峰值F_dmax，在峰值处第一驱动轮12和第二驱动轮9转矩差最大，在这种转矩差值的不断波动过程中，处于附着良好路面的车轮能够获得最大驱动力，这也是区别于静态扭矩分配的明显特征。

而且，为直观表达采用动态分析方法得到整车动态牵引力，下面对采用常见静态扭矩分配方法得出的整车牵引力做出对比，用常见的静态扭矩分配分析非圆面齿轮下哪壶差速器可以得到该后驱越野汽车的整车牵引力为：

F_d1＝(1+S_j0)f_L+2ε/(1-ε)(f_L+M_Gb/r_R) (15)

式中F_d1为车辆最大牵引力，S_j0为普通差速器锁紧系数，e为非圆面齿轮偏心率，f_L为打滑车轮的滑动阻力，r_R为车轮半径。车辆在行驶过程中驱动轮需要克服的行驶阻力为：

F_fz＝2M_Gf/r_R+F_f (16)

式中F_fz为行驶阻力，M_Gf为单个从动轮滚阻力偶，F_f为行驶过程中的其它阻力。根据汽车发动机额定功率设定非圆面齿轮差速器行星架输入转速的取值范围为π～10π(rad/s)，得到常规静态扭矩分配图。

如图6所示，为整车牵引力F_d1与动态限滑分析得到的整车最大牵引力F_dmax对比关系的车辆牵引力对比图，根据静态扭矩分配分析出的最大牵引力F_d1无法克服行驶阻力F_fz，这也是现有操作方法不能充分发挥变传动比差速器限滑性能的原因，而动态限滑分析充分考虑车轮和非圆面齿轮时变转速产生的惯性扭矩，得到的整车最大牵引力F_dmax随着行星架输入转速w_H的增大而不断增大，且在行星架输入转速w_H不断增大的过程中整车最大牵引力F_dmax足以克服行驶阻力F_fz，根据图6可知当非圆面齿轮限滑差速器行星架输入转速ω_H>10rad/s即ω_H>95r/min时，整车最大牵引力F_dmax>行驶阻力F_fz较为明显，因此在有非圆面齿轮限滑差速器驱动的汽车陷入单侧驱动轮打滑困境时，在发动机正常工作状态下，仅通过持续缓慢踩动油门踏板的操作方法，可以不断增大发动机节气门的开度，提升发动机进气量，以增加发动机对非圆面齿轮限滑差速器行星架的输入转速，最终使整车牵引力克服行驶阻力使整车脱离困境，该方法对非圆面齿轮限滑差速器驱动下的汽车具有针对性，能够最大限度发挥非圆面齿轮限滑差速器的实际高限滑性能。

最后应说明的是：以上所述仅为本发明的优选实施例而已，并不用于限制本发明，尽管参照前述实施例对本发明进行了详细的说明，对本领域的技术人员来说，其依然可以对前述实施例所记载的技术方案进行修改，或者对其中部分技术特征进行等同替代，均应在本发明的保护范围之内。

Claims (6)

1.一种非圆面齿轮限滑差速器，其特征在于，其包括两个相同的太阳轮，一个行星架及若干行星轮，太阳轮和行星架绕同一个轴线旋转，两个太阳轮分别与汽车驱动轮固定连接，所述太阳轮为多周期的非圆面齿轮，所述行星轮为渐开线圆柱齿轮，所述非圆面齿轮的节曲线方程为：

式中，r为非圆面齿轮的节曲线向径，ε₁，ε₂，ε₃，....，ε_n为非圆面齿轮的偏心率，

为非圆面齿轮的转角，n为非圆面齿轮的阶数，当n值取定后除ε_n以外的偏心率均取0；所述渐开线圆柱齿轮的个数为n，非圆面齿轮的齿数z₂为n的倍数，当z₂/n为奇数，所述圆柱齿轮的齿数z₁为奇数，当z₂/n为偶数，所述圆柱齿轮的齿数z₁为偶数；所述圆柱齿轮沿所述非圆面齿轮圆周方向均匀分布，每个圆柱齿轮同时与两个非圆面齿轮啮合；所述两个非圆面齿轮在垂直于两个非圆面齿轮轴线的平面上的初始相位角差180°/n，所述每个渐开线圆柱齿轮与所述两非圆面齿轮之间的两个节点分别和两非圆面齿轮的向经最大极值点L(1+ε)与最小极值点L(1-ε)重合。

2.根据权利要求1所述的非圆面齿轮限滑差速器，其特征在于，所述非圆面齿轮节曲线周期数n的取值范围为2～4，偏心率不超过0.3。

3.根据权利要求1所述的非圆面齿轮限滑差速器，其特征在于，当非圆面齿轮为2阶非圆面齿轮时，所述非圆面齿轮限滑差速器包括作为太阳轮的第一非圆面齿轮和第二非圆面齿轮、作为行星轮的第一标准渐开线直齿圆柱齿轮和第二标准渐开线直齿圆柱齿轮、以及由第一差速器壳体、第二差速器壳体和行星轴构成的行星架。

4.根据权利要求3所述的非圆面齿轮限滑差速器，其特征在于，在汽车驱动桥中，第一非圆面齿轮通过汽车驱动桥的第一驱动轴和第一驱动轮连接，第二非圆面齿轮通过汽车驱动桥的第二驱动轴和第二驱动轮连接，其中第一非圆面齿轮通过圆柱滚子轴承安装在第一差速器壳体的内侧，第二非圆面齿轮通过圆柱滚子轴承安装在第二差速器壳体的内侧，第一标准渐开线直齿圆柱齿轮和第二标准渐开线直齿圆柱齿轮分别通过滑动衬套安装在行星轴的两个端部上，行星轴通过限位块固定在第二差速器壳体上，从动减速齿轮和第一差速器壳体通过螺栓连接在一起。

5.根据权利要求4所述的非圆面齿轮限滑差速器，其特征在于，第一差速器壳体和第二差速器壳体组成的整体使得第一非圆面齿轮和第二非圆面齿轮的回转轴线保持在同一直线；在非圆面齿轮差速器工作时，第一标准渐开线直齿圆柱齿轮和第二标准渐开线直齿圆柱齿轮同时与第一非圆面齿轮和第二非圆面齿轮啮合，且第一标准渐开线直齿圆柱齿轮和第二标准渐开线直齿圆柱齿轮均做空间绕点转动，第一非圆面齿轮和第二非圆面齿轮做定轴转动。

6.一种利用权利要求1或者2所述非圆面齿轮限滑差速器的脱困操作方法，用于针对非圆面齿轮限滑差速器驱动下汽车陷入单侧驱动轮打滑困境时，其特征在于：所述操作方法通过踩动油门踏板提高发动机输出转速，从而使整车动态牵引力大于行驶阻力，即F_d>F_fz，确定整车动态牵引力F_d表达式包括以下四个步骤：

S1、给定单个行星轮对打滑侧非圆面齿轮的周向作用力为：

式中，F₃₂为单个行星轮对所述打滑侧非圆面齿轮的周向作用力，J_a为单个车轮对其回转轴线的转动惯量，J_z为单个驱动轴对其回转轴线的转动惯量，J₂为所述打滑非圆面齿轮对其回转轴线的转动惯量，ω_H为所述非圆面齿轮限滑差速器行星架输入转速，j为所述行星轮数量，r₂为所述打滑侧非圆面齿轮的向径，r_R为车轮向径，f_L为驱动轮受到的滑动摩擦力，M_Gb为单个驱动轮滚阻力偶；

S2、给定行星轮对不打滑非圆面齿轮的周向作用力为：

式中，F₆₃为所述不打滑非圆面齿轮对所述行星轮的周向作用力，J_xx为所述行星轮对x轴的转动惯量，ω_x为所述行星轮在x轴的角速度分量，r₃为所述行星轮的向径，F₂₃为所述不打滑非圆面齿轮对所述行星轮的周向作用力，其中F₂₃＝F₃₂；

S3、给定非圆面齿轮限滑差速器传递至不打滑驱动轮的转矩为：

T_L9＝jF₃₆r₆+M_n (4)

式中，T_L9为非圆面齿轮限滑差速器传递至不打滑驱动轮的转矩，F₃₆为所述行星轮对所述不打滑侧非圆面齿轮的周向作用力，其中F₃₆＝F₆₃，r₆为所述不打滑非圆面齿轮的向径，M_n为非圆面齿轮限滑差速器内摩擦扭矩；

S4、给定所述整车动态牵引力的表达式为：

F_d＝(T_L9-M_Gb)/r_R+f_L (5)

式中，F_d为整车动态牵引力，依次将(2)式代入(3)式，(3)式代入(4)式，(4)式代入(5)式即能得到整车动态牵引力表达式为：

式中，j为所述行星轮数量，J_xx为所述行星轮对x轴的转动惯量，ω_x为所述行星轮在x轴的角速度分量，r₃为所述行星轮的向径，r₆为不打滑非圆面齿轮的向径，J_a为单个车轮对其回转轴线的转动惯量，J_z为单个驱动轴对其回转轴线的转动惯量，J₂为打滑侧非圆面齿轮对其回转轴线的转动惯量，ω_H为所述非圆面齿轮限滑差速器行星架输入转速，f_L为驱动轮受到的滑动摩擦力，r_R为车轮向径，r₂为打滑侧非圆面齿轮的向径，M_n为非圆面齿轮限滑差速器内摩擦扭矩，M_Gb为单个驱动轮滚阻力偶。

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