專利名稱：錐形摩擦傳動機構以及使該錐形摩擦傳動機構運行的方法
技術領域：
本發(fā)明涉及一種錐形摩擦傳動機構以及一種用于使該錐形摩擦傳動機構運行的 方法。
背景技術：
這種壓緊裝置或傳動機構例如由EP 0 878 641 Al或EP 0 980 993 A2所公開。 兩篇文獻在其第二實施例中公開了一種壓緊裝置，它根據(jù)傳遞的公開錐形摩擦環(huán)傳動機構 的從動錐體的轉矩施加壓緊力，利用該壓緊力將兩個錐體以及兩個錐體之間通過和環(huán)繞主 動錐旋轉的摩擦環(huán)夾緊。按照這種方式，可以確保在其他情況下存在爬行危險的較高轉矩 下產(chǎn)生足夠高的壓緊力。此外，EP 0 980993 A2在其第一實施例中還公開了一種壓緊裝置， 其壓緊力可以通過液壓缸從外部進行控制或調整。然而這些裝置的缺陷是必須儲備相當多的壓緊力，因為純機械的壓緊裝置很難對 變化的總運行參數(shù)產(chǎn)生反應，或因為從外部控制的壓緊裝置需要相當長的反應時間。就此 而言，在只能有限滿足所要求的特性曲線的機械壓緊裝置中，考慮提供不能直接通過機械 測定外部參數(shù)變化的儲備，而在由外部控制壓緊裝置的情況下，由于相當長的反應時間，必 須暫時提供儲備，以便能夠應付轉矩峰值。

發(fā)明內容
本發(fā)明的目的在于，提供一種錐形摩擦傳動機構以及一種用于使該錐形摩擦傳動 機構運行的方法，用于帶來上述相關方面的優(yōu)點。作為解決方案，本發(fā)明提出一種錐形摩擦傳動機構，該錐形摩擦傳動機構帶有至 少一個輸入件和至少一個輸出件，它們借助于一個壓緊裝置彼此相對壓緊，其特征在于，壓 緊裝置具有一種運行狀態(tài)-壓緊力-特性曲線，該運行狀態(tài)-壓緊力-特性曲線在錐形摩 擦傳動機構的靜止狀態(tài)和第一運行狀態(tài)之間平均斜率不同于第一運行狀態(tài)和第二運行狀 態(tài)之間平均斜率，至少一個壓緊單元的運行狀態(tài)_壓緊力_特性曲線的斜率基本上恒定。本發(fā)明還提出一種用于使錐形摩擦傳動機構運行的方法，該錐形摩擦傳動機構帶 有至少一個輸入件和至少一個輸出件，它們借助于一個壓緊裝置彼此相對壓緊，其特征在 于，壓緊裝置以一種運行狀態(tài)_壓緊力_特性曲線運行，該運行狀態(tài)_壓緊力_特性曲線 在錐形摩擦傳動機構的靜止狀態(tài)和第一運行狀態(tài)之間平均斜率不同于第一運行狀態(tài)和第 二運行狀態(tài)之間平均斜率，至少一個壓緊單元以具有基本上恒定的斜率的運行狀態(tài)-壓緊 力-特性曲線進行操作。另外，一種用于夾緊兩個彼此滾動傳遞轉矩的傳動件的壓緊裝置帶有測定特別是傳遞轉矩的重要特征值的機構，還帶有施加與所測定的特征值相應壓緊力的機構，其特征 在于，壓緊裝置包括至少兩個分壓緊裝置，其中兩個分壓緊裝置的第一分壓緊裝置的反應 時間比兩個分壓緊裝置的第二分壓緊裝置反應時間要短。同樣，解決方案提出一種傳動裝 置，帶有兩個通過相應的壓緊裝置夾緊的傳遞轉矩的傳動件。不言而喻，有利的是，可以將這種包括兩個分壓緊裝置的壓緊裝置，用于不同的長度機構，其中的傳動件根據(jù)一定特征值彼此壓緊。在此方面，特別是包括具有彼此摩擦相互 作用傳動件的各類傳動機構。最好第一分壓緊裝置的反應時間選擇要短，使其能夠對沖擊或者類似情況快速做 出反應。最好選擇純機械構成的因此幾乎沒有反應時間的裝置。按照這種方式，壓緊裝置 可以迅速配合短時間的振動，由此特別是可以避免互相滾動傳動件之間的滑動。特別是可以對第一分壓緊裝置不進行調整，僅根據(jù)臨界特征值直接控制。按照這 種方式，第一分壓緊裝置-因此還有整個壓緊裝置-可以根據(jù)沖擊或臨界特征值幾乎中斷 的或者中斷的變化進行調整。為此，特別是第一分壓緊裝置不需要根據(jù)特征值的特性曲線 進行優(yōu)化。確切地說，重要的在于第一分壓緊裝置能夠對沖擊或中斷-特別是以相當短的 反應時間-適當做出反應。整個壓緊裝置優(yōu)化的特性曲線最好通過第二分壓緊裝置進行改變，該裝置因此最 好可在其特性曲線方面或整個壓緊裝置的特性曲線方面進行優(yōu)化，而不用或不必對沖擊或 突然的中斷在短時間內做出反應。特別具有優(yōu)點的是調整第二分壓緊裝置，從而可以盡可 能地選擇特性曲線。特別是第二壓緊裝置可以通過不同的或各種的特征值進行控制，由此 準確地對各自的要求做出反應。此外，分壓緊裝置特別是在其調整范圍內可以在減振方面 優(yōu)化，一般情況下同樣會減少反應時間。然而，如前面已經(jīng)介紹的那樣，后者并非如此關鍵， 因為第一分壓緊裝置可按相當短的反應時間做出反應。本發(fā)明的裝置在適當?shù)脑O計方案中，特別是可以將相應傳動機構中的損耗降到最 低限度。特別是可以出于安全角度或與運行可靠性考慮優(yōu)化設計第一分壓緊裝置，而第二 分壓緊裝置在其特性曲線上可以這樣選擇，使其考慮安全性以適當?shù)姆绞窖a償由第一分壓 緊裝置的特性曲線的移動。與此相應，獨立于本發(fā)明其他特征，提供一種壓緊裝置，用于夾緊兩個彼此滾動傳 遞轉矩的傳動件，帶有測定特別是傳遞轉矩的重要特征值的機構，還帶有施加與所測定的 特征值相應壓緊力的機構，其中，壓緊裝置包括至少兩個分壓緊裝置，以及其中第一分壓緊 裝置提供的壓緊力大于或者等于由整個壓緊裝置提供的壓緊力，第二分壓緊裝置減小由第 一分壓緊裝置提供的壓緊力。與此相應，傳動機構也最好帶有兩個通過這種壓緊裝置夾緊 的傳遞轉矩的傳動件。在這種構成中，第一分壓緊裝置可以過量提供所需的壓緊力，從而可以運行可靠 地承受特別是短時間的振動。通過第二分壓緊裝置可以重新降低過量的壓緊力，由此使損 耗降到最低限度，而不存在短時間沖擊或類似情況時壓緊力不夠使用的危險。與此相應作為補充或替換的優(yōu)點是，第二分壓緊裝置施加與由第一分壓緊裝置施 加的力相反的力。按照這種方式，特別是減小力使可靠運行。此外，在這種裝置中第一分壓 緊裝置可以充分利用其特性曲線，而且如果需要的話，可以與通過第二分壓緊裝置產(chǎn)生的 力降低產(chǎn)生反作用。
最好與此相應第二分壓緊裝置部分補償由第一分壓緊裝置施加的力，在適當?shù)脑O計方案中獨立于上述特征也會產(chǎn)生上述優(yōu)點。即使僅單獨在壓緊裝置或相應的傳動機構中使用，如果壓緊裝置以適當方式優(yōu)化 的話，上述特征也能明顯降低損耗。特別是可以將通過壓緊力產(chǎn)生的、將各傳動件支承在支 架或外殼上的支承力降到最低限度，由此可以明顯避免損耗。在這種情況下，上述裝置中特 別是可以將為防止運行參數(shù)不可控制或快速變化所必然具有的安全余量降到最低限度，因 為第一分壓緊裝置可以迅速或以足夠的力儲備做出反應。與此相反，在正常運行狀態(tài)期間， 通過第二分壓緊裝置最好降低壓緊力或與支架或外殼合成的夾緊力。這樣可以降低總損 耗，因為沖擊或快速變化僅在短時間內出現(xiàn)，因此在總運行時間上僅起到無關緊要的作用。不言而喻，依據(jù)本發(fā)明的壓緊裝置可以在帶有彼此滾動傳動件的各種傳動機構中 使用。它特別適用于這些裝置，其中各傳動件在摩擦連接中或者摩擦情況下或壓緊力不夠 時存在滑動的危險下彼此相互作用。特別是可以通過這種裝置中的這種壓緊裝置將損耗降 到最低限度。在液壓系統(tǒng)中，例如可以通過電磁控制的活塞施加相應的壓緊力。這種裝置小巧 緊湊，機械結構簡單?；钊谄湫谐躺鲜紫瓤梢苑忾]溢流-加注孔。通過這種裝置或方法，可以隨時保 證活塞和壓緊裝置之間具有足夠的液壓液體。如果對活塞施加力，那么它的作用是將液體 向壓緊裝置的方向壓縮，直至該壓緊裝置產(chǎn)生足夠的反壓力。如果不對活塞施加力，那么過 多的液體就會通過孔溢流，另一方面，當液體過少的話，可以通過該孔從容器加注液體。液壓控制也可以選擇齒輪泵。這種齒輪泵成本相當?shù)?，此外的?yōu)點還在于，它可以 免維護和運行可靠地例如通過改變旋轉速度或改變轉矩施加可變壓緊力。特別是齒輪泵可 以由電動機驅動，其中，最好根據(jù)電流提供轉矩。這一點特別是可以通過比一般情況下汽車 上電壓調節(jié)更簡單的電流限制或電流調節(jié)來完成。另一方面，特別是在數(shù)字控制下電壓調 節(jié)具有優(yōu)點，因為可以更為簡單地實現(xiàn)。按照這種方式，可以簡單和可靠地提供壓緊力，其 中，甚至有意識地使得齒輪泵的泵輪不必緊密并形成，可以完全滑動。特別是在調節(jié)轉矩的 控制中，例如可以通過提高轉速保證所需的壓緊力。也可以使用其他泵取代齒輪泵，特別是那種僅提供與齒輪泵類似的壓力梯度或具 有內部泄漏的泵。不言而喻，這種產(chǎn)生可變壓緊力的裝置獨立于壓緊裝置或傳動機構的其他特征， 也可以有利地用于無級調節(jié)傳動機構，特別是用于錐形摩擦環(huán)傳動機構，以便通過調整行 程或傳動比的帶寬分別保證無級調整傳動機構最佳的壓緊力。作為補充或替代提出一種摩擦傳動機構的運行方法，該摩擦傳動機構帶有至少一 個輸入件和至少一個輸出件它們借助于壓緊裝置彼此相對壓緊，其特征在于，壓緊裝置以 運行狀態(tài)_壓緊力_特性曲線運行，該特征曲線在摩擦傳動機構的靜止狀態(tài)和第一運行狀 態(tài)之間的平均斜率與第一運行狀態(tài)和第二運行狀態(tài)之間的平均斜率不同。同樣作為補充或 替代，提出一種帶有至少兩種運行狀態(tài)的摩擦傳動機構，其中，至少一個輸入件和至少一個 輸出件借助于至少一個帶有根據(jù)當前運行狀態(tài)變化的壓緊力的壓緊裝置彼此相對壓緊，其 特征在于，壓緊裝置具有前面已經(jīng)介紹過的運行狀態(tài)-壓緊力-特性曲線。通過這種方法 或這種裝置，可以獨立于本發(fā)明的其他特征提高摩擦環(huán)傳動機構運行時的經(jīng)濟性。
特別是壓緊裝置的這種可變特性曲線在至少一個輸入件和至少一個輸出件彼此 摩擦相互作用的所有摩擦傳動機構中具有優(yōu)點。上下文中，概念“摩擦”包括兩個旋轉傳動 件之間那種非形狀配合連接的相互作用，其中，最好在轉矩過高時，兩個傳動件之間可以出 現(xiàn)無破壞性的滑動。特別是該概念還包括一種相互作用，即在兩個傳動件之間通過靜壓或 液力或靜電或電動或者磁力產(chǎn)生相互作用。本發(fā)明因此特別是也包括摩擦傳動機構，其中， 在本身的機械傳動件之間保留加入例如像氣體或者液體等流體的間隙，并且速度、間隙寬 度、壓力和類似參數(shù)這樣確定，使該流體例如通過剪力在兩個傳動件之間產(chǎn)生相互作用。就 此而言，這種可變特性曲線也適用于那種摩擦傳動機構，其中，在兩個傳動件之間具有促成 相互作用的一種介質或多種介質，例如流體或者其他傳動件。在所有這些裝置中，兩個傳動件之間的相互作用相當大部分由作用 于傳動件各自 相互作用面的力所控制。例如像EP 0 878 641 Al或EP 0 980 993 A2公開的那樣，為此 兩個傳動件可以適當?shù)姆绞嚼缤ㄟ^相應的軸承夾緊。此外，像那些文獻中各實施例所示 那樣，可以具有壓緊裝置，它們在取決于輸出轉矩的情況下提供超過規(guī)定基本負荷的可變 壓緊力，從而當輸出轉矩較高時，也可以產(chǎn)生較高的壓緊力，由此可以提高摩擦傳動機構可 傳遞的轉矩。然而，這種裝置按現(xiàn)有技術導致這種摩擦傳動機構中相當高的損耗，所以其經(jīng) 濟性是個問題。正如已經(jīng)介紹的那樣，輸入件和輸出件不需直接連接，確切地說，也可以設想存在 中間傳動件或摩擦連接中間的措施，如附加的流體或者其他相互作用機構。由于傳動機構 中存在力的平衡，輸入件和輸出件也可以互換。然而，因為這種傳動機構常常處于復雜的傳 動系中，所以一般情況下必須保留這種區(qū)別。此外不言而喻，只要在夾緊或壓緊時所利用的 自由度的至少一個分量以適當方式對準相應傳動件相互作用的表面，兩個傳動件的彼此相 對壓緊也可以通過這些傳動件移動向的自由度完成。依據(jù)本發(fā)明的摩擦環(huán)傳動機構可以在不同的運行狀態(tài)下以及在考慮到不同類型 的運行狀態(tài)下運行。這些類型的運行狀態(tài)例如可以是輸入轉矩或輸出轉矩，轉速、力或力分 布、壓力或者還有溫度、時間等以及與此成比例的測量值。在這種摩擦傳動機構的運行期 間，在各種運行狀態(tài)下利用當前類型的運行狀態(tài)，其中_根據(jù)具體實施形式或轉換_ 一些類 型的運行狀態(tài)無關緊要或者與易于測量的其他類型的運行狀態(tài)成比例。作為補充或選擇，例如可以利用一種摩擦傳動機構實現(xiàn)可變的特性曲線，其中，壓 緊裝置包括至少兩個壓緊單元。通過這種包括至少兩個部件的壓緊裝置，運行狀態(tài)_壓緊 力-特性曲線可以相當簡單的方式，像前面介紹的那樣配合所希望的要求。與此相關，兩種 運行狀態(tài)之間或一種運行狀態(tài)和一種靜止狀態(tài)之間的概念“平均斜率”為一數(shù)值，它通過運 行狀態(tài)_壓緊力-特性曲線相應間隔中一次求導的平均斜率或平均直線獲得。通過斜率的 改變，可以至少在兩個方面與運行中的必要性方面優(yōu)化運行狀態(tài)-壓緊力-特性曲線。也 就是在兩種運行狀態(tài)之間，設法產(chǎn)生與取決于當前具體運行狀態(tài)的傳動力方面盡可能優(yōu)化 的比例，從而考慮瞬時運行狀態(tài)盡可能優(yōu)化地選擇壓緊力。由此可以在摩擦傳動機構的優(yōu) 化效率下將損耗降到最低限度。而第一運行狀態(tài)和靜止狀態(tài)之間特性曲線的配合可以使這 兩種狀態(tài)之間直接過渡，由此可以將基本負荷以及基本損耗明顯降到最低限度。在這種情 況下不言而喻，這種措施不一定完全產(chǎn)生優(yōu)化的結果，這一點要根據(jù)存在的邊界條件而定。 然而，專業(yè)人員由此可以提高這種摩擦傳動機構的效率。在這種情況下，專業(yè)人員也許需要在提高效率的其他措施和可能會增加成本之間做出選擇。特別具有優(yōu)點的是，作為壓緊裝置組成部分的兩個壓緊單元具有不同的運行狀 態(tài)-壓緊力-特性曲線。通過兩種特性曲線的組合，壓緊裝置的總特性曲線一目了然并可 以能夠理解的方式相應配合。最好兩個壓緊單元在第一運行狀態(tài)下各自產(chǎn)生壓緊力的第一分力，在第二運行狀 態(tài)下各自產(chǎn)生壓緊力的第二分力，其中，第一壓緊裝置的第一分力和第二分力之間的差值 與第二壓緊裝置的第一和第二分力之間的差值不同。按照這種方式提供一種系統(tǒng)，其中各 自的壓緊單元在各自的運行狀態(tài)下對壓緊裝置的總壓緊力提供不同的分力，由此可以結構 簡單的方式影響總壓緊裝置的特性曲線。在這種情況下，獨立于本發(fā)明的其他特征，兩個壓緊單元可按與運行狀態(tài)測定和/ 或者壓緊力相關并聯(lián)或者串聯(lián)工作構成。由此以及通過相應連接下適當?shù)膫鲃颖?，壓緊裝 置的總特性曲線可以毫無困難地配合現(xiàn)行的要求。雖然通過適當?shù)那€面或者類似的措施，可以在相當寬的范圍內 配合這種壓緊裝 置的運行狀態(tài)_壓緊力-特性曲線。但是一般情況下它的缺陷是，如公差，間隙，熱膨脹或 者類似情況的外部影響使特性曲線移動，從而特性曲線不再能夠準確地根據(jù)相應的運行狀 態(tài)延續(xù)。因此，特別是在這種情況下，不再能夠保證運行條件的變化也產(chǎn)生壓緊力所要求的 變化。出于這一原因_亦獨立于本發(fā)明的其他特征_現(xiàn)在提出，至少一個壓緊單元，最好兩 個或者全部壓緊單元的運行狀態(tài)-壓緊力_特性曲線的斜率基本不變。這種裝置對公差問 題或上述干擾相當不敏感，因為在相應設計的每個壓緊單元中，外部干擾就此而言并不重 要，以致于運行狀態(tài)的變化由于當前特性曲線不變的斜率，與這些干擾無關，產(chǎn)生相應壓緊 力的相同變化。就此而言，如果使用帶有其總特性曲線不同于直線的壓緊裝置的摩擦傳動 裝置的話，這種解決方案特別具有優(yōu)點。在這里，概念“基本上不變的斜率”應視為在其他 情況下系統(tǒng)中本來就存在的公差以及總傳動系中的其他精度要求，從而使用概念“不變”的 斜率并不比系統(tǒng)的總精度或總公差所要求的嚴格。最好壓緊單元相互連接，其中，連接可以機械或液力或者靜壓方式構成。這一點也 特別適用于這種情況，即傳動件上分別具有各自單獨的壓緊單元。特別是在輸入側具有壓 緊裝置或壓緊單元的情況下應考慮到輸入負荷，其中，這一點特別是可以通過在部分負荷 下降低壓緊力來實現(xiàn)，由此可以降低摩擦環(huán)傳動機構的總損耗，從而這種傳動側具有的壓 緊裝置或壓緊單元獨立于本發(fā)明的其他特征也是具有優(yōu)點的。此外，通過輸入側壓緊單元與輸出側壓緊單元的連接，可以在優(yōu)化的全負荷狀態(tài) 下降低部分負荷下的壓緊力，從而可以將總負荷降到最低限度。作為運行狀態(tài)類型可以使用當前摩擦傳動機構的不同參數(shù)。它們特別可以是輸入 轉矩，輸出轉矩，總負荷，出現(xiàn)的力或者前面已經(jīng)提到的其他參數(shù)。特別具有優(yōu)點的是檢查輸出轉矩和/或者輸入轉矩以及_需要的話_總負荷，因 為從中可以獲得兩個傳動件的摩擦連接上出現(xiàn)的或所需要的力的直接信息。與此相應具有優(yōu)點的是，為對靜止狀態(tài)和第一運行狀態(tài)或第一運行狀態(tài)和第二運 行狀態(tài)之間的平均斜率進行比較，第一運行狀態(tài)是全負荷下預計的最低轉矩，第二運行狀 態(tài)是全負荷下預計的最高轉矩。與此相應，為適當確定特性曲線，可以測定對全負荷下預計 的最低轉矩和全負荷下預計的最高轉矩所需的壓緊力，從而相應的特性曲線可以是這兩個點之間的直線。直線作為特性曲線的優(yōu)點前面已經(jīng)詳細介紹過。同樣，在靜止狀態(tài)或為使傳動機 構不打滑和/或者不犯卡可靠啟動所要求的最低壓緊力和全負荷下預計的最低轉矩時所 需要的壓緊力之間，可以設一條直線，從而在這里在使用不變斜率的特性曲線時也可以利 用公差不敏感性。選擇這種特性曲線的最大優(yōu)點是，基本負荷限定在必需的最低值上，從而 與此相關也可以優(yōu)化這種摩擦傳動機構的效率。具有優(yōu)點的是，兩個壓緊單元可以在其各自的壓緊力方面或在其對壓緊裝置總壓 緊力所占分力方面通過不同類型的運行狀態(tài)加以改變。因此與此相關，一個壓緊單元例如 在輸入轉矩或總負荷方面，一個壓緊單元在輸出轉矩方面改變其壓緊力。按照這種方式，摩 擦傳動機構的總特性可以在很大的帶寬上配合規(guī)定的要求，從而特別是在其效率方面可以 得到優(yōu)化。


現(xiàn)借助附圖對本發(fā)明的其他優(yōu)點，特征和目的進行說明。其中圖1示出依據(jù)本發(fā)明的第一傳動機構及壓緊裝置的剖面示意圖；圖2示出依據(jù)本發(fā)明的第二傳動機構的輸出錐體及壓緊裝置類似于圖1的視圖；圖3示出依據(jù)本發(fā)明的第三傳動機構的輸出錐體及壓緊裝置類似于圖1的視圖；圖4示出按圖1實施方式情況下力分布的示意圖；圖5示出按圖2和3實施方式情況下力分布的示意圖；圖6示出另一種選擇方案中力分布的示意圖；圖7示出一可能的替代方案中力分布的示意圖；圖8示出另一替代方案中力分布的示意圖；圖9示出另一替代方案中力分布的示意圖；圖10示出圖6所示方案的剖面圖類似于圖1的視圖；圖11示出圖6所示方案的可選擇的轉換類似于圖1的視圖；圖12示出另一傳動機構及可選擇的壓緊裝置的剖面圖；圖13示出依據(jù)本發(fā)明傳動機構的液壓控制裝置；圖14示出依據(jù)本發(fā)明摩擦傳動機構的剖面圖；圖15示出圖14的一個截面；圖16示出圖14和15壓緊裝置工作原理的示意圖；圖17示出圖14和15設置內球體單元的特性曲線；圖18示出圖14和15設置外球體單元的特性曲線；圖19示出圖14和15設置總壓緊單元的特性曲線；圖20示出圖14和15設置內球體單元可選擇的特性曲線；圖21示出圖14和15設置外球體單元與圖20特性曲線相配合的特性曲線；圖22示出在考慮到圖14和15設置的圖20和21特性曲線的情況下總壓緊單元 的特性曲線；圖23示出一壓緊裝置可能的特性曲線；圖24示出一壓緊裝置另一可能的特性曲線；
圖25示出特別優(yōu)選的特性曲線構成；圖26示出依據(jù)本發(fā)明第二摩擦傳動機構的剖面圖；圖27示出圖26設置輸入壓緊單元的特性曲線；圖28示出圖26設置輸出壓緊單元的特性曲線；圖29示出圖26設置總壓緊單元的特性曲線；圖30示出依據(jù)本發(fā)明第三摩擦傳動機構的剖面圖；圖31示出依據(jù)本發(fā)明第四摩擦傳動機構的剖面圖；圖32示出圖30和31設置輸入壓緊單元的特性曲線；圖33示出圖30和31設置輸出壓緊單元的特性曲線；圖34示出圖30和31設置總壓緊單元的特性曲線。
具體實施例方式圖1的傳動機構包括一個輸入錐體1和一個輸出錐體2，它們通過可調摩擦環(huán)3以 本身公知的方式彼此相互作用。在這種情況下，輸入錐體1與傳動軸4有效作用連接，輸出 錐體2與從動軸5有效作用連接。錐體1，2在該實施例中在徑向上通過圓柱滾子軸承6支 承。此外，錐體1，2在軸向上在該實施例中通過四點支承滾動軸承7A彼此相對夾緊，從而 可以施加所需的夾緊力，由此將轉矩通過摩擦環(huán)3從輸入錐體1傳遞到輸出錐體2上或者 相反傳遞。輸入錐體1的軸向支承在該圖中沒有詳細示出，但是例如同樣可以通過四點支 承滾動軸承7A或者通過軸向圓柱滾子軸承或者類似裝置實現(xiàn)。此外，為夾緊或為產(chǎn)生所需的壓緊力，在從動軸5和輸出錐體2之間具有一個壓緊 裝置8，而在該實施例中，輸入軸4直接與輸入錐體1連接。壓緊裝置8可以改變輸出錐體 2和從動軸5上軸承7A之間的軸向距離或-在夾緊狀態(tài)下_產(chǎn)生相應變化的夾緊力。不言而喻，取代軸承6和7A的也可以是其他的軸承裝置，如軸向向心推力球軸承， 軸向自動調心球軸承，軸向向心球軸承，圓錐滾子軸承或者類似的軸承或幾種軸承的組合， 以便將錐體1，2 —方面徑向和另一方面軸向充分夾緊支承。同樣，可以使用例如靜壓或者 液力軸承。在運行中，摩擦環(huán)3可按這里沒有詳細介紹但公知的方式調整，并按照這種方式 選擇傳動機構的傳動比。不言而喻，在運行中總裝置承受或會承受特別不同的轉矩。因為 兩個錐體1，2之間的有效作用連接是摩擦連接，所以最好足夠高地選擇壓緊力，由此使摩 擦環(huán)3上產(chǎn)生可控制的滑動。另一方面，壓緊力沒必要太高，否則會導致基本負荷太強，反 而會有損于摩擦傳動機構的效率。為更容易調整傳動機構，有利的是滑動是可控制的和特 別易于滑動，因為然后僅需將轉速作為調整值，而轉矩通過壓緊力相應配合和傳遞。為了能夠以適當?shù)姆绞秸{整壓緊力，在本實施例中選擇與轉矩有關的壓緊力調 整，然而正如后面介紹的那樣，壓緊力也可以根據(jù)其他運行狀態(tài)進行選擇。如從圖1直接看 到的那樣，為壓緊力調整特別選擇輸出轉矩作為調整值。在本實施例中，壓緊裝置8具有兩個調整盤9，10，它們具有用于球體11的導軌，一方面通過調整盤9支承在軸5上，另一方面通過調整盤10支承在輸出錐體2上。在這種情 況下，調整盤9或10這樣構成，使從動錐體2的轉矩傳遞到調整盤10上，通過球體11傳遞 到調整盤9上，再從那里傳遞到從動軸5上。球體11的導軌在這種情況下這樣構成，提高的轉矩使兩個調整盤9，10彼此旋轉，從而導致球體11沿導軌移動，由此使調整盤9和10 受壓彼此分開。在本身固定的理想的裝置中不進行運動；轉矩通過傾斜的導軌面直接造成 壓緊力斜率。按照這種方式，壓緊裝置8產(chǎn)生與輸出轉矩有關的壓緊力。這種裝置的優(yōu)點在于，它作為機械裝置具有非常短的反應時間，特別是對輸出側 傳動系中的沖擊可以非常有效地做出反應。與球體11平行，盤9，10通過給予壓緊裝置8 一定基本負荷的彈簧裝置12彼此分 開擠壓。由盤9和10以及球體11和彈簧12構成的裝置的特性曲線可惜只能有限地得到 優(yōu)化。就此而言，特性曲線具有提供過分壓緊力的區(qū)域。由此相應傳動機構的總損耗明顯 增加。出于這一原因，圖1的裝置具有特別是部分負荷區(qū)域的力補償。在該實施例中，它通 過液壓完成，方法是在與從動軸5連接的盤和壓緊盤10之間通過液壓產(chǎn)生壓力，與由球體 產(chǎn)生的壓緊力形成反作用力。按照這種方式，通過由與從動軸5固定連接的部件13產(chǎn)生反 作用力，可以液壓補償由球體11和彈簧12產(chǎn)生的多余的或不必要的壓緊力。圖4示出相 應的情況，其中，箭頭的粗細反映出各自力的高度。通過液壓裝置14因此補償球體11或彈 簧12過大的力，從而軸承6，7A沒有不必要的負荷。在這種情況下，箭頭90表示從動軸5 的外力，箭頭91表示輸出錐體的外力，箭頭92表示內力。
在圖1示出的實施例中，通過設置在附加軸16內的液壓管道15建立液壓14，附加 軸通過螺釘17與軸5固定連接。此外，螺釘17封閉加注孔18，后者在與管道19和側凹20 的相互作用下，用于運行可靠無氣泡地加注液壓室。軸16在其遠離傳動軸5的末端上具有 液壓密封件，從而液壓裝置14可以從外部以所要求的方式毫無困難地構成或控制。圖1的裝置還具有一個安裝體21，從動錐體2通過該安裝體徑向支承。通過該安 裝體21，壓緊裝置8可以毫無問題地安裝在從動錐體2的內部。圖2的裝置基本與圖1的實施方式相應，因此相同的部件采用相同的參考符號并 不再贅述。然而在該實施例中，基本負荷不是通過并聯(lián)的彈簧，而是通過與壓緊裝置8串聯(lián) 的彈簧22產(chǎn)生，彈簧支承在從動軸5上，在本實施例中支承在四點支承滾動軸承23上，該 軸承一方面由此傳遞調整盤9和從動軸5之間的壓緊力，另一方面相對于從動軸5軸向支 承從動錐體3。與圖1實施例中的液壓輸送管24相反，該液壓輸送管24從中穿過，一直伸入從動 錐體2內，從而相應的密封件25直接設置在與從動軸5固定連接的部件13上，該部件下面 稱為對應盤13。通過液壓輸送管24內具有的管道26施加壓力，由此在對應盤13和調整盤 10之間構成液壓14，它與由球體11施加的壓緊力產(chǎn)生反作用力，并由此降低壓緊裝置8的 總壓緊力。如直接從圖2看到的那樣，在該實施例中對應盤13旋入軸5內，而在圖1的實施 例中，為此使用具有上述雙重作用的附加螺釘。調整盤10和對應盤13之間的液壓室通過 密封件27(圖1中未示出)對外密封。如從圖5直接看到的那樣，從圖2所示的裝置中形成與圖1和4所實施例中類似 的工作原理。在這里也通過壓力裝置14產(chǎn)生補償力，從而總壓緊力以及作用于軸承6，7A 的夾緊力通過壓力裝置14可以降到最低值。
取代液壓裝置14也可以如圖3示意性示出的那樣，為第二分壓緊裝置選擇電動裝 置，其中，圖3的實施例也與圖2的實施例相應并按圖5所示那樣工作。該裝置也通過串聯(lián)的彈簧裝置22產(chǎn)生基本負荷，彈簧裝置通過四點支承滾動軸 承支承在從動軸5上。為轉換第二分壓緊裝置14的電動機傳動，在從動軸5的螺紋孔28A 中具有螺栓28B，它通過四點支承滾動軸承29支承在調整盤10和從動錐體2上，其中，在該 裝置中，螺紋孔28A在其功能上與對應盤13的功能相應。螺栓28B可以通過由電線32和 滑環(huán)33控制的電動機30和傳動機構31相對于軸5移動，由此產(chǎn)生可與由球體11和彈簧 22產(chǎn)生的壓緊力變化的反作用力。如圖6所示，依據(jù)本發(fā)明的裝置也可以轉換為不產(chǎn)生基本負荷的彈簧裝置。圖10和11示出與圖6情況相應的結構。這里也具有壓緊裝置8，其中調整盤9支承在從動軸5 上，并具有用于球體11的曲線面。然而與此對應的球形面不像圖1-5中那樣處于另一調整 盤內，而是直接處于從動錐體2內。與此相應，第二分壓緊裝置14通過壓力室34也直接作 用在從動錐體2上。此外，其工作原理與已經(jīng)介紹實施例的工作原理相應，因此不再詳細探 討。需要補充指出的是，在圖10的實施例中，錐體1，2通過軸向圓柱滾子軸承7B軸向支 承。此外，第二分壓緊裝置14在該實施例中主要根據(jù)輸入轉矩進行控制，該轉矩借助于輸 入軸4，與輸入軸4連接的調整盤35，球體36以及與傳動錐1防旋轉連接但可軸向移動的 活塞37測定，并在液壓上通過管道38繼續(xù)輸送到壓力室34。管道38在這種情況下通過套 管39分別密封地與隨同錐體1，2旋轉的組件連接。除了由部件35，36，37構成的輸入轉矩控制裝置40外，第二分壓緊裝置14還可通 過活塞41根據(jù)其他參數(shù)情況下進行控制或調整。圖11示出對圖10實施例的機械方面的替換實施例，其中，輸入轉矩是通過杠桿裝 置42傳遞給第二分壓緊裝置。此外，通過伺服裝置43也可以利用其他調整值對第二分壓 緊裝置進行調節(jié)。第二分壓緊裝置或總壓緊裝置可以通過不同的調整值被控制或調節(jié)。這些調整值 特別可以是發(fā)動機扭矩，輸入轉速，輸出轉速，摩擦環(huán)3的調整行程或調整位置，傳動機構 或傳動油的溫度，車輪轉速或例如ABS-(防抱死系統(tǒng)-)信號，外部的沖擊識別或者其他參數(shù)。如上所述，相應的測量值可以通過液壓或者電動機或按其他方式繼續(xù)輸送給壓緊 裝置8。對于液壓系統(tǒng)，特別是可以通過泵，例如齒輪泵或通過汽車上已經(jīng)存在的泵和相應 的壓力調節(jié)裝置進行。此外，也可以設想活塞裝置以及電動系統(tǒng)。特別是可以設置例如通過電動機62驅動的齒輪泵61，從容器64中輸送液體。在 這種情況下，可以通過施加在電動機62上的電壓63將轉矩施加到齒輪泵61上，轉矩使齒 輪泵這樣旋轉，使得液體或壓緊裝置8產(chǎn)生與通過轉矩產(chǎn)生的壓力相應的反壓力。圖7示出類似的工作方式，其中內力92借助于與液壓裝置14并聯(lián)的球體11和與 此串聯(lián)的彈簧裝置12提供。內力92與從動軸5的外力90以及輸出錐體2的外力91相對。圖8示出的可選擇的工作方式包括由球體11和與其并聯(lián)的液壓14組成的設置， 其中，球體11和液壓14產(chǎn)生內力92。與該內力92相對的是從動軸5的外力以及從動錐體 2的外力91。圖8的裝置同圖6的裝置一樣，沒有附加的彈簧件也行。在圖9的實施例中，球體11，液壓14和彈簧件12在其工作方式上并聯(lián)。由此產(chǎn)生與外力90和外力91相對的內力92。圖12示出的傳動機構包括一個輸入錐體1和一個輸出錐體2，通過可調摩擦環(huán)3 相互作用。輸入錐體1和輸出錐體2分別與傳動軸4和從動軸5有效作用連接。輸入錐體 1 一方面通過圓柱滾子軸承，另一方面通過圓錐滾子軸承80支承。特別是圓錐滾子軸承80 特別有效地適用于承受除了徑向作用的力外還有軸向作用的力。輸出錐體2在該實施例中 僅通過圓柱滾子軸承6支承，其中，輸出錐體2的從動軸5另外借助于圓錐滾子軸承81支 承。特別是通過圓錐滾子軸承81兩個錐體1和2在軸向上這樣彼此相對夾緊，使其能夠施 加所需的壓緊力，以便將轉矩通過輸入錐體1的摩擦環(huán)3傳遞到輸出錐體2上或者相反傳 遞。此外，為夾緊或產(chǎn)生所需的夾緊力，在從動軸5和輸出錐體2之間具有壓緊裝置8， 而在該實施例中，輸入軸4同樣直接與輸入錐體1連接。在該實施例中，壓緊裝置8也能改 變輸出錐體2和從動軸5上圓錐滾子軸承81之間的軸向距離或-在夾緊狀態(tài)下_產(chǎn)生相 應變化的壓緊力。不言而喻，如上所述，該實施例中的軸承6，80和81也可以由其他軸承裝置取代或 與其他軸承裝置組合，以便將錐體1和2 —方面徑向，另一方面軸向充分夾緊支承。在這種 情況下也可以使用液力的或者靜壓的軸承。這里圖示的傳動機構的傳動比借助于摩擦環(huán)3的移動選擇，由此不同的力，特別 是轉矩作用于總裝置。為了壓緊力以及還有兩個錐體1和2之間的摩擦連接能夠有利地配 合不同的運行條件，壓緊裝置8包括兩個具有球體11導軌的調整盤9和10。調整盤9或 10這樣構成，使從動錐體2的轉矩傳遞到調整盤10上，通過球體11傳遞到調整盤9上，再 從那里傳遞到從動軸5上。球體11的導軌在這種情況下這樣構成，使提高的轉矩產(chǎn)生兩個 調整盤9，10彼此旋轉，從而導致球體11沿導軌移動，由此使調整盤9和10受壓彼此分開。 理想的方式是，如果該裝置基本上是固定的話，兩個調整盤9和10之間不進行旋轉運動。轉 矩在這種情況下通過傾斜的導軌直接引起壓緊力斜率。按照這種方式，壓緊裝置8產(chǎn)生根 據(jù)輸出轉矩產(chǎn)生的壓緊力。優(yōu)選的方式是這里所述的裝置作為機械裝置具有非常短的反應時間，特別是對輸 出側傳動系中的沖擊可以非常好地做出反應。與球體11平行，調整盤9和10借助于在壓緊裝置8上提供一定基本負荷的彈簧 裝置12彼此分開擠壓。因為該壓緊裝置8的特性曲線只能有限地得到優(yōu)化，所以壓緊裝置 8會得到特別是部分負荷區(qū)域的力補償。在該實施例中，它通過液壓完成，方法是在調整盤 10與從動軸5連接的盤之間通過液壓產(chǎn)生壓力，與由球體11和彈簧12產(chǎn)生的壓緊力形成 反作用力。按照這種方式，可以液壓補償由球體11和彈簧12產(chǎn)生的多余的或不必要的壓 緊力。壓力通過設置在附加軸16內的液壓管道15提供。壓緊裝置8和輸出錐體2之間 具有油室82。通過設置在該油室82內的油，特別是作用于壓緊裝置8內油上的離心力得到 更好的補償。為調整壓緊裝置8有足夠大量的油可供使用，設置容器64。在這種情況下，可 以通過施加在電動機62上的電壓63將轉矩施加到泵61上，由此泵61這樣得到調整，從而 由此使液體或壓緊裝置8產(chǎn)生與通過轉矩產(chǎn)生的壓力相應的反壓力。圖13示出作為適當選擇方案的實施例，其中在外殼44上具有通過間隔支架45保持的線圈46，里面設置帶有活塞48的鐵芯47，活塞借助于彈簧49壓入外殼44內。如果向 線圈46施加電流，那么鐵芯47就會克服彈簧力49壓入線圈46的中心，從而活塞48移入 缸體50內，并按這種方式在缸體50和與其連接的管道51內產(chǎn)生取決于向線圈46上所施 加的電壓變化的壓力。管道51例如可以與圖1和2實施例中的輸送管26或與圖7實施例 中的管道38連接。缸體50內具有孔52，當活塞48前行運動時首先被密封封閉。該孔52與溢流-/ 加注容器53連通，從而液壓液體在總裝置的松弛狀態(tài)下可以加注或裝入，以便例如對泄漏 或者由外部影響造成的過壓產(chǎn)生反作用。不言而喻，液壓活塞的這種電氣控制和/或者防 泄漏獨立于本發(fā)明的其他特征也可以具有優(yōu)點地加以利用。圖14-22示出的和包括其特性曲線在內的摩擦傳動機構具有一個輸入錐體101和 一個輸出錐體102，它們通過可調摩擦環(huán)103相互作用。在這種情況下，輸入錐體101和輸 出錐體102分別與傳動軸104和從動軸105有效作用連接。錐體101和102在該實施例中 在徑向上通過圓柱滾子軸承106(圖14中僅示意示出)支承。此外，在該實施例中，錐體 101，102在軸向上通過軸向圓柱滾子軸承107彼此相對夾緊，從而可以施加所需的壓緊力， 以便使轉矩通過摩擦環(huán)103從輸入錐體101傳遞到輸出錐體102上或者相反傳遞。
此外，為夾緊或產(chǎn)生所需的夾緊力，在從動軸105和輸出錐體102之間具有壓緊裝 置108，而在該實施例中，輸入軸104直接與輸入錐體101連接。壓緊裝置108能夠改變輸 出錐體102和從動軸105上圓柱滾子軸承107之間的軸向距離或-在夾緊狀態(tài)下_通過彈 簧裝置109產(chǎn)生相應變化的壓緊力。不言而喻，取代軸承106和107的也可以是其他的軸承裝置，如軸向向心推力球軸 承，軸向自動調心球軸承，軸向向心球軸承，圓錐滾子軸承或者類似的軸承或幾種軸承的組 合，以便將錐體101，102 一方面徑向和另一方面軸向充分夾緊支承。同樣，可以使用例如靜 壓或者液力軸承。在運行中，摩擦環(huán)103可按這里沒有詳細介紹但公知的方式調整，并按照這種方 式選擇傳動機構的傳動比。不言而喻，在運行中總裝置承受特別不同的轉矩。因為兩個錐 體101，102之間的有效作用連接是摩擦連接，所以最好這樣選擇壓緊力，由此使摩擦環(huán)103 上產(chǎn)生可控制的滑動。另一方面，壓緊力沒必要太高，否則會導致基本負荷太強，反而會有 損于摩擦傳動機構的效率。出于這一原因，在本實施例中選擇了一種取決于轉矩的壓緊力 調整，其中，壓緊力也可以根據(jù)其他運行狀態(tài)進行選擇。如從圖14和15直接看到的那樣， 為調整壓緊力選擇輸出轉矩作為調整值，其中，正如借助下面介紹的實施例所闡述的那樣， 例如像總負荷或者輸入轉矩等其他類型的運行狀態(tài)也可以加以利用。在本實施例中，壓緊裝置108包括兩個在其轉矩測量方面并聯(lián)和在其壓緊力作用 方面串聯(lián)的壓緊單元110和111，它們分別通過內球體112或外球體113(參見圖15)表 示。球體112，113各自在錐體側或軸側設置在壓緊盤114，115和116中的球形面內運行。 在這種情況下，該實施例中軸側壓緊盤114和115相對從動軸105抗扭設置，而錐體側壓緊 盤116相對從動錐體102抗扭設置。另一方面，壓緊盤114，115，116通過相應的滑動軸承 117，118，119可軸向移動支承在這些各自的組件上。因此，轉矩從從動錐體102通過軸承119傳遞到壓緊盤116上，從那里通過球體 112，113以及壓緊盤115和軸承118傳遞到壓緊盤114上，再從壓緊盤114通過軸承117傳遞到從動軸105上，在此期間，壓緊盤114，115，116軸向克服彈簧裝置109的彈簧力并向著 通過軸向圓柱滾子軸承121和軸承板122支承在從動錐體102上的壓緊軸承120可以移動， 并按這種方式根據(jù)曲線面的情況下產(chǎn)生與轉矩有關的壓緊力。圖14和15因此在壓緊裝置 108的上部邊緣區(qū)域內示出低轉矩下的設置，而在下部區(qū)域內示出高轉矩下的設置，其中， 在下部區(qū)域內可以看出，壓緊盤116在高轉矩下緊貼在從動錐體102的凸肩123上，從而按 這種方式可以毫無困難地根據(jù)轉矩影響總裝置的特性曲線。在這種情況下，圖16以平面方式示出兩個壓緊單元110和111的相互作用，其中， 對與圖14和15中的組件作用相同的組件采用相同的參考符號。如直接看到的那樣，球體 112，113在不同傾角0和Y構成的球形面內運行。如果需要，也可以使用更為復雜的面， 其中，出于例如防止間隙或者熱效應等可靠性的原因特別優(yōu)選的是線性面。在規(guī)定的移動 下或在規(guī)定的轉矩下，正如圖16的 下部借助調整行程V相對于圖16上部的裝置舉例示出 的那樣，這些球形面分別產(chǎn)生行程HI或H2，從中得出總行程G。通過定置器限制行程HI，從 而總行程G與調整行程V的關系不是線性的。球形面例如可以這樣構成，使其產(chǎn)生圖17和18中示出的特性曲線。由于與轉矩 相關的并聯(lián)，從中形成圖19示出的特性曲線，其中，由于并聯(lián)在轉矩方面轉矩相加，由于串 聯(lián)在軸向壓緊力方面兩個壓緊單元中的壓緊力相同。隨著到達凸肩123，僅外壓緊單元111 的特性曲線對總特性曲線產(chǎn)生作用。圖20-21示出其他的特性曲線構成，其中，通過內壓緊單元中的負斜率形成特別 符合要求的總特性曲線(圖22)。如從圖17-22直接看到的那樣，在本實施例中，壓緊單元的運行狀態(tài)-壓緊力-特 性曲線或轉矩-壓緊力-特性曲線的斜率基本上不變。通過使用兩個壓緊單元，盡管這種 斜率基本上不變，仍能實現(xiàn)配合各自要求的特性曲線。也可以由此實現(xiàn)這一點，即兩個壓緊 單元110，111在第一轉矩時各自產(chǎn)生壓緊力的第一分力，在第二轉矩時各自產(chǎn)生壓緊力的 第二分力，其中，第一壓緊裝置110的第一分力和第二分力之間的差值與第二壓緊裝置111 的第一和第二分力之間的差值不同。一般情況下，摩擦傳動機構按一定的運行間隔以不同類型的運行狀態(tài)方式運行。 在這種情況下一般對壓緊力的要求是，在該間隔的下端應存在確定的第一壓緊力，在該間 隔的上端應存在更高的壓緊力。為了在可能存在的公差方面不出現(xiàn)問題，優(yōu)選的是，在運行 間隔中這兩個點之間具有不變斜率的運行狀態(tài)-壓緊力-特性曲線。在這些前提下，可以通 過僅包括一種壓緊單元的壓緊裝置改變例如圖23中示出的特性曲線，盡管運行間隔僅處 于50牛米和350牛米之間。然而這樣做的后果是，系統(tǒng)中存在明顯降低效率的基本負荷。這一點例如可以按圖24所示那樣，通過改變曲線的斜率得到解決。在這種情況 下，特性曲線最好在50牛米和350牛米之間的運行范圍內具有基本上不變的斜率，在運行 范圍內使壓緊力降到靜止狀態(tài)(0牛米)中的0牛附近，特別是1牛以下。按照這種方式， 總系統(tǒng)中的基本負荷明顯降低，由此可以提高總效率。然而，改變壓緊單元中曲線的斜率本 身蘊含著公差問題，本發(fā)明通過如上所述使用至少兩個壓緊單元得以解決。本發(fā)明提出，最好特別是如圖24和25所示那樣，運行狀態(tài)_壓緊力_特性曲線在 一定運行范圍(參見圖24或25中的50牛米-350牛米)內的斜率小于該運行范圍以下 的平均斜率。由此可以降低總系統(tǒng)的基本負荷從而提高效率。另一方面，也可以這樣設想設置，讓它們的特性曲線類似于圖19所示的特性曲線那樣，采用100牛米和350牛米之間 的運行范圍。這種特性曲線特別是也可以在較小的公差敏感性下通過兩個壓緊單元加以實 現(xiàn)。此外，為了將總系統(tǒng)中的損耗降到最低限度，具有優(yōu)點的是例如按圖25所示的那 樣，在取決于第二運行狀態(tài)，特別是例如總負荷或輸入轉矩的情況下降低壓緊力。按照這種 方式，可以進一步提高總系統(tǒng)的效率。后者例如通過圖26示出的裝置可以得到保證。該裝置基本上與圖28和29所示 的裝置相應，其中，錐體101和102在該裝置中除了通過圓柱滾子軸承106支承外，在軸向 上通過向心推力球軸承124支承。在該實施例中，壓緊裝置也通過兩個壓緊單元125，126構成。但與圖28和29裝置 中不同的是，壓緊單元125裝置在輸出錐體102上，另一壓緊單元126設置在輸入錐體101 上。按照這種方式，整個壓緊裝置無論是輸入轉矩還是輸出轉矩均可直接測定并轉換成壓 緊力。壓緊單元125，126具有圖27和28示出的特性曲線。由此形成圖29示出的特性曲 線，它基本上與輸出壓緊單元125的特性曲線相應，但在較低轉矩下根據(jù)其負荷，其特性曲 線過渡成水平線。輸出壓緊單元125特性曲線的斜率在此方面這樣選擇，是該特性曲線與 運行間隔中理想的全負荷特性曲線相交，從而在輸出轉矩較高時產(chǎn)生足夠高的壓緊力。此 外，總裝置這樣設計，使低轉速范圍內的全負荷時，也不會超過理想的全負荷特性曲線。在 部分負荷下，根據(jù)負荷可以超過理想的全負荷特性曲線，從而由此進一步降低系統(tǒng)中的總 負荷，盡管本身在全負荷運行下壓緊力會過高。通過為輸出壓緊單元125選擇特性曲線的 斜率，可以移動其與理想的全負荷特性曲線的交叉點，以便按照這種方式將總負荷降到最 低限度。如從圖29直接看到的那樣，輸出壓緊單元125特性曲線的斜率不能與運行范圍內 理想的全負荷特性曲線的斜率選擇相同，因為第二壓緊單元126不能承擔這種效果。另一方面，可以像借助圖30和31舉例示出的那樣將兩個壓緊單元125和126連 接。該裝置也基本上與圖28和29或26的裝置相應，其中，相同作用的組件也采用相同的 附圖標記標注。在該實施方式中，壓緊單元125，126也分別設置在摩擦傳動機構的不同傳動件 上，正如圖26實施例中所介紹的情況那樣，在這種情況下，壓緊單元125，126各自包括球體 裝置127，128，它們各自支承在輸入軸104或輸出軸105的壓緊盤129，130上。另一方面， 球體128支承在可軸向移動的壓緊盤131上，但相對輸入錐體101抗扭。該壓緊盤同時還 作為液壓反饋裝置132的活塞使用，其液壓反饋裝置132具有一活塞133，它的一側與壓緊 盤130連接。在輸出側的壓緊單元125中，沒有其他壓緊盤，因為球體127此外直接設置在 從動錐體102上，其中，相應地也可以具有單獨的壓緊盤，用于接受相應的曲線面。液壓反饋裝置132通過套管134，135通入錐體101，102的內部，其中，取代這種液 壓反饋裝置132也可以具有與圖31的裝置相應的機械系統(tǒng)135，與壓緊單元125，126相應 的盤136，137相互作用。這種連接可以精確地隨著理想特性曲線在運行范圍內的斜率(參見例如圖25)選 擇輸出壓緊單元125的特性曲線。通過輸入單元126然后將該特性曲線提高到所要求的高 度。在低負荷情況下，與此相應出現(xiàn)與負荷相關的下降，從而如從圖34所看到的那樣，基本 上完成圖25理想特性曲線的總裝置。
1權利要求
錐形摩擦傳動機構，該錐形摩擦傳動機構帶有至少一個輸入件(101)和至少一個輸出件(102)，它們借助于一個壓緊裝置(108；125，126)彼此相對壓緊，其特征在于，壓緊裝置(108；125，126)具有一種運行狀態(tài)-壓緊力-特性曲線，該運行狀態(tài)-壓緊力-特性曲線在錐形摩擦傳動機構的靜止狀態(tài)和第一運行狀態(tài)之間平均斜率不同于第一運行狀態(tài)和第二運行狀態(tài)之間平均斜率，至少一個壓緊單元(110，111；125，126)的運行狀態(tài)-壓緊力-特性曲線的斜率基本上恒定。
2.按權利要求1所述的錐形摩擦傳動機構，其特征在于，運行狀態(tài)與輸出-和/或者輸 入轉矩成比例。
3.按權利要求1或2所述的錐形摩擦傳動機構，其特征在于，第一運行狀態(tài)為全負荷下 預計的最低轉矩。
4.按權利要求1或2所述的錐形摩擦傳動機構，其特征在于，第二運行狀態(tài)為全負荷下 預計的最高轉矩。
5.按權利要求1或2所述的錐形摩擦傳動機構，其特征在于至少兩個壓緊單元(125， 126)，其當前的壓緊力通過不同的運行狀態(tài)方式來改變。
6.按權利要求1或2所述的錐形摩擦傳動機構，其特征在于，壓緊裝置(108；125，126) 的轉矩_壓緊力_特性曲線在轉矩消失時將壓緊力限定在零牛附近。
7.按權利要求1或2所述的錐形摩擦傳動機構，其特征在于，壓緊裝置(108；125,126) 的轉矩-壓緊力-特性曲線在運行時預計的最低轉矩和運行時預計的最高轉矩之間的全負 荷下的平均斜率小于運行時預計的最低轉矩之下的平均斜率。
8.按權利要求1或2所述的錐形摩擦傳動機構，其特征在于，壓緊裝置(125，126)的運 行狀態(tài)_壓緊力_特性曲線隨著負荷改變。
9.按權利要求1或2所述的錐形摩擦傳動機構，其特征在于，負荷小于全負荷時的壓緊 力低于全負荷下的壓緊力。
10.按權利要求1或2所述的錐形摩擦傳動機構，其特征在于，所述壓緊單元利用第二 壓緊單元根據(jù)運行狀態(tài)測定和/或者根據(jù)壓緊力并聯(lián)地操作。
11.按權利要求1或2所述的錐形摩擦傳動機構，其特征在于，所述壓緊單元(110， 111 ；125，126)利用第二壓緊單元根據(jù)運行狀態(tài)測定和/或者壓緊力串聯(lián)地操作。
12.按權利要求1或2所述的錐形摩擦傳動機構，其特征在于，壓緊裝置(108;125， 126)包括至少兩個彼此連接的壓緊單元(110，111 ；125，126)。
13.按權利要求12所述的錐形摩擦傳動機構，其特征在于，所述連接以機械方式形成。
14.按權利要求12所述的錐形摩擦傳動機構，其特征在于，所述連接以液力或者流體 靜壓方式構成。
15.按權利要求1或2所述的錐形摩擦傳動機構，其特征在于，一個壓緊單元(126)設 置在輸入側，一個壓緊單元(125)設置在輸出側。
16.用于使錐形摩擦傳動機構運行的方法，該錐形摩擦傳動機構帶有至少一個輸入件 (101)和至少一個輸出件(102)，它們借助于一個壓緊裝置(108 ；125，126)彼此相對壓緊， 其特征在于，壓緊裝置(108 ；125，126)以一種運行狀態(tài)-壓緊力-特性曲線運行，該運行狀 態(tài)-壓緊力-特性曲線在錐形摩擦傳動機構的靜止狀態(tài)和第一運行狀態(tài)之間平均斜率不同 于第一運行狀態(tài)和第二運行狀態(tài)之間平均斜率，至少一個壓緊單元(110，111 ；125，126)以具有基本上恒定的斜率的運行狀態(tài)-壓緊力-特性曲線進行操作。
17.按權利要求16所述的方法，其特征在于，運行狀態(tài)與輸出_和/或者輸入轉矩成比例。
18.按權利要求16或17所述的方法，其特征在于，第一運行狀態(tài)為全負荷下預計的最 低轉矩。
19.按權利要求16或17所述的方法，其特征在于，第二運行狀態(tài)為全負荷下預計的最高轉矩。
20.按權利要求16或17所述的方法，其特征在于，至少兩個壓緊單元(125，126)，其當 前的壓緊力通過不同的運行狀態(tài)方式來改變。
21.按權利要求16或17所述的方法，其特征在于，壓緊裝置(108;125，126)的轉 矩_壓緊力_特性曲線在轉矩消失時將壓緊力限定在零牛附近。
22.按權利要求16或17所述的方法，其特征在于，壓緊裝置(108;125，126)的轉 矩-壓緊力-特性曲線在運行時預計的最低轉矩和運行時預計的最高轉矩之間的全負荷下 的平均斜率小于運行時預計的最低轉矩之下的平均斜率。
23.按權利要求16或17所述的方法，其特征在于，壓緊裝置(125，126)的運行狀態(tài)-壓 緊力_特性曲線隨著負荷改變。
24.按權利要求16或17所述的方法，其特征在于，負荷小于全負荷時的壓緊力低于全 負荷下的壓緊力。
25.按權利要求16或17所述的方法，其特征在于，所述壓緊單元利用第二壓緊單元根 據(jù)運行狀態(tài)測定和/或者根據(jù)壓緊力并聯(lián)地操作。
26.按權利要求16或17所述的方法，其特征在于，所述兩個壓緊單元(110，111；125， 126)利用第二壓緊單元根據(jù)運行狀態(tài)測定和/或者壓緊力串聯(lián)地操作。
27.按權利要求16或17所述的方法，其特征在于，壓緊裝置(108;125，126)包括至少 兩個彼此連接的壓緊單元(110，111 ；125，126)。
28.按權利要求27所述的方法，其特征在于，所述連接以機械方式形成。
29.按權利要求27所述的方法，其特征在于，所述連接以液力或者流體靜壓方式構成。
30.按權利要求16或17所述的方法，其特征在于，一個壓緊單元(126)設置在輸入側， 一個壓緊單元(125)設置在輸出側。
全文摘要
本發(fā)明涉及一種錐形摩擦傳動機構以及一種用于使該錐形摩擦傳動機構運行的方法，其中該錐形摩擦傳動機構帶有至少一個輸入件和至少一個輸出件，它們借助于一個壓緊裝置彼此相對壓緊，其特征在于，壓緊裝置以一種運行狀態(tài)-壓緊力-特性曲線運行，該運行狀態(tài)-壓緊力-特性曲線在錐形摩擦傳動機構的靜止狀態(tài)和第一運行狀態(tài)之間平均斜率不同于第一運行狀態(tài)和第二運行狀態(tài)之間平均斜率，至少一個壓緊單元以具有基本上恒定的斜率的運行狀態(tài)-壓緊力-特性曲線進行操作。
文檔編號F16H15/42GK101832374SQ201010167099
公開日2010年9月15日 申請日期2003年12月23日 優(yōu)先權日2003年1月6日
發(fā)明者C·德雷格爾, W·布蘭維特, 烏爾里克·羅斯 申請人:烏爾里克·羅斯