锥形摩擦传动机构以及使该锥形摩擦传动机构运行的方法

专利名称：锥形摩擦传动机构以及使该锥形摩擦传动机构运行的方法
技术领域：
本发明涉及一种锥形摩擦传动机构以及一种用于使该锥形摩擦传动机构运行的 方法。
背景技术：
这种压紧装置或传动机构例如由EP 0 878 641 Al或EP 0 980 993 A2所公开。 两篇文献在其第二实施例中公开了一种压紧装置，它根据传递的公开锥形摩擦环传动机构 的从动锥体的转矩施加压紧力，利用该压紧力将两个锥体以及两个锥体之间通过和环绕主 动锥旋转的摩擦环夹紧。按照这种方式，可以确保在其他情况下存在爬行危险的较高转矩 下产生足够高的压紧力。此外，EP 0 980993 A2在其第一实施例中还公开了一种压紧装置， 其压紧力可以通过液压缸从外部进行控制或调整。然而这些装置的缺陷是必须储备相当多的压紧力，因为纯机械的压紧装置很难对 变化的总运行参数产生反应，或因为从外部控制的压紧装置需要相当长的反应时间。就此 而言，在只能有限满足所要求的特性曲线的机械压紧装置中，考虑提供不能直接通过机械 测定外部参数变化的储备，而在由外部控制压紧装置的情况下，由于相当长的反应时间，必 须暂时提供储备，以便能够应付转矩峰值。

发明内容
本发明的目的在于，提供一种锥形摩擦传动机构以及一种用于使该锥形摩擦传动 机构运行的方法，用于带来上述相关方面的优点。作为解决方案，本发明提出一种锥形摩擦传动机构，该锥形摩擦传动机构带有至 少一个输入件和至少一个输出件，它们借助于一个压紧装置彼此相对压紧，其特征在于，压 紧装置具有一种运行状态-压紧力-特性曲线，该运行状态-压紧力-特性曲线在锥形摩 擦传动机构的静止状态和第一运行状态之间平均斜率不同于第一运行状态和第二运行状 态之间平均斜率，至少一个压紧单元的运行状态_压紧力_特性曲线的斜率基本上恒定。本发明还提出一种用于使锥形摩擦传动机构运行的方法，该锥形摩擦传动机构带 有至少一个输入件和至少一个输出件，它们借助于一个压紧装置彼此相对压紧，其特征在 于，压紧装置以一种运行状态_压紧力_特性曲线运行，该运行状态_压紧力_特性曲线 在锥形摩擦传动机构的静止状态和第一运行状态之间平均斜率不同于第一运行状态和第 二运行状态之间平均斜率，至少一个压紧单元以具有基本上恒定的斜率的运行状态-压紧 力-特性曲线进行操作。另外，一种用于夹紧两个彼此滚动传递转矩的传动件的压紧装置带有测定特别是传递转矩的重要特征值的机构，还带有施加与所测定的特征值相应压紧力的机构，其特征 在于，压紧装置包括至少两个分压紧装置，其中两个分压紧装置的第一分压紧装置的反应 时间比两个分压紧装置的第二分压紧装置反应时间要短。同样，解决方案提出一种传动装 置，带有两个通过相应的压紧装置夹紧的传递转矩的传动件。不言而喻，有利的是，可以将这种包括两个分压紧装置的压紧装置，用于不同的长度机构，其中的传动件根据一定特征值彼此压紧。在此方面，特别是包括具有彼此摩擦相互 作用传动件的各类传动机构。最好第一分压紧装置的反应时间选择要短，使其能够对冲击或者类似情况快速做 出反应。最好选择纯机械构成的因此几乎没有反应时间的装置。按照这种方式，压紧装置 可以迅速配合短时间的振动，由此特别是可以避免互相滚动传动件之间的滑动。特别是可以对第一分压紧装置不进行调整，仅根据临界特征值直接控制。按照这 种方式，第一分压紧装置-因此还有整个压紧装置-可以根据冲击或临界特征值几乎中断 的或者中断的变化进行调整。为此，特别是第一分压紧装置不需要根据特征值的特性曲线 进行优化。确切地说，重要的在于第一分压紧装置能够对冲击或中断-特别是以相当短的 反应时间-适当做出反应。整个压紧装置优化的特性曲线最好通过第二分压紧装置进行改变，该装置因此最 好可在其特性曲线方面或整个压紧装置的特性曲线方面进行优化，而不用或不必对冲击或 突然的中断在短时间内做出反应。特别具有优点的是调整第二分压紧装置，从而可以尽可 能地选择特性曲线。特别是第二压紧装置可以通过不同的或各种的特征值进行控制，由此 准确地对各自的要求做出反应。此外，分压紧装置特别是在其调整范围内可以在减振方面 优化，一般情况下同样会减少反应时间。然而，如前面已经介绍的那样，后者并非如此关键， 因为第一分压紧装置可按相当短的反应时间做出反应。本发明的装置在适当的设计方案中，特别是可以将相应传动机构中的损耗降到最 低限度。特别是可以出于安全角度或与运行可靠性考虑优化设计第一分压紧装置，而第二 分压紧装置在其特性曲线上可以这样选择，使其考虑安全性以适当的方式补偿由第一分压 紧装置的特性曲线的移动。与此相应，独立于本发明其他特征，提供一种压紧装置，用于夹紧两个彼此滚动传 递转矩的传动件，带有测定特别是传递转矩的重要特征值的机构，还带有施加与所测定的 特征值相应压紧力的机构，其中，压紧装置包括至少两个分压紧装置，以及其中第一分压紧 装置提供的压紧力大于或者等于由整个压紧装置提供的压紧力，第二分压紧装置减小由第 一分压紧装置提供的压紧力。与此相应，传动机构也最好带有两个通过这种压紧装置夹紧 的传递转矩的传动件。在这种构成中，第一分压紧装置可以过量提供所需的压紧力，从而可以运行可靠 地承受特别是短时间的振动。通过第二分压紧装置可以重新降低过量的压紧力，由此使损 耗降到最低限度，而不存在短时间冲击或类似情况时压紧力不够使用的危险。与此相应作为补充或替换的优点是，第二分压紧装置施加与由第一分压紧装置施 加的力相反的力。按照这种方式，特别是减小力使可靠运行。此外，在这种装置中第一分压 紧装置可以充分利用其特性曲线，而且如果需要的话，可以与通过第二分压紧装置产生的 力降低产生反作用。
最好与此相应第二分压紧装置部分补偿由第一分压紧装置施加的力，在适当的设计方案中独立于上述特征也会产生上述优点。即使仅单独在压紧装置或相应的传动机构中使用，如果压紧装置以适当方式优化 的话，上述特征也能明显降低损耗。特别是可以将通过压紧力产生的、将各传动件支承在支 架或外壳上的支承力降到最低限度，由此可以明显避免损耗。在这种情况下，上述装置中特 别是可以将为防止运行参数不可控制或快速变化所必然具有的安全余量降到最低限度，因 为第一分压紧装置可以迅速或以足够的力储备做出反应。与此相反，在正常运行状态期间， 通过第二分压紧装置最好降低压紧力或与支架或外壳合成的夹紧力。这样可以降低总损 耗，因为冲击或快速变化仅在短时间内出现，因此在总运行时间上仅起到无关紧要的作用。不言而喻，依据本发明的压紧装置可以在带有彼此滚动传动件的各种传动机构中 使用。它特别适用于这些装置，其中各传动件在摩擦连接中或者摩擦情况下或压紧力不够 时存在滑动的危险下彼此相互作用。特别是可以通过这种装置中的这种压紧装置将损耗降 到最低限度。在液压系统中，例如可以通过电磁控制的活塞施加相应的压紧力。这种装置小巧 紧凑，机械结构简单。活塞在其行程上首先可以封闭溢流-加注孔。通过这种装置或方法，可以随时保 证活塞和压紧装置之间具有足够的液压液体。如果对活塞施加力，那么它的作用是将液体 向压紧装置的方向压缩，直至该压紧装置产生足够的反压力。如果不对活塞施加力，那么过 多的液体就会通过孔溢流，另一方面，当液体过少的话，可以通过该孔从容器加注液体。液压控制也可以选择齿轮泵。这种齿轮泵成本相当低，此外的优点还在于，它可以 免维护和运行可靠地例如通过改变旋转速度或改变转矩施加可变压紧力。特别是齿轮泵可 以由电动机驱动，其中，最好根据电流提供转矩。这一点特别是可以通过比一般情况下汽车 上电压调节更简单的电流限制或电流调节来完成。另一方面，特别是在数字控制下电压调 节具有优点，因为可以更为简单地实现。按照这种方式，可以简单和可靠地提供压紧力，其 中，甚至有意识地使得齿轮泵的泵轮不必紧密并形成，可以完全滑动。特别是在调节转矩的 控制中，例如可以通过提高转速保证所需的压紧力。也可以使用其他泵取代齿轮泵，特别是那种仅提供与齿轮泵类似的压力梯度或具 有内部泄漏的泵。不言而喻，这种产生可变压紧力的装置独立于压紧装置或传动机构的其他特征， 也可以有利地用于无级调节传动机构，特别是用于锥形摩擦环传动机构，以便通过调整行 程或传动比的带宽分别保证无级调整传动机构最佳的压紧力。作为补充或替代提出一种摩擦传动机构的运行方法，该摩擦传动机构带有至少一 个输入件和至少一个输出件它们借助于压紧装置彼此相对压紧，其特征在于，压紧装置以 运行状态_压紧力_特性曲线运行，该特征曲线在摩擦传动机构的静止状态和第一运行状 态之间的平均斜率与第一运行状态和第二运行状态之间的平均斜率不同。同样作为补充或 替代，提出一种带有至少两种运行状态的摩擦传动机构，其中，至少一个输入件和至少一个 输出件借助于至少一个带有根据当前运行状态变化的压紧力的压紧装置彼此相对压紧，其 特征在于，压紧装置具有前面已经介绍过的运行状态-压紧力-特性曲线。通过这种方法 或这种装置，可以独立于本发明的其他特征提高摩擦环传动机构运行时的经济性。
特别是压紧装置的这种可变特性曲线在至少一个输入件和至少一个输出件彼此 摩擦相互作用的所有摩擦传动机构中具有优点。上下文中，概念“摩擦”包括两个旋转传动 件之间那种非形状配合连接的相互作用，其中，最好在转矩过高时，两个传动件之间可以出 现无破坏性的滑动。特别是该概念还包括一种相互作用，即在两个传动件之间通过静压或 液力或静电或电动或者磁力产生相互作用。本发明因此特别是也包括摩擦传动机构，其中， 在本身的机械传动件之间保留加入例如像气体或者液体等流体的间隙，并且速度、间隙宽 度、压力和类似参数这样确定，使该流体例如通过剪力在两个传动件之间产生相互作用。就 此而言，这种可变特性曲线也适用于那种摩擦传动机构，其中，在两个传动件之间具有促成 相互作用的一种介质或多种介质，例如流体或者其他传动件。在所有这些装置中，两个传动件之间的相互作用相当大部分由作用 于传动件各自 相互作用面的力所控制。例如像EP 0 878 641 Al或EP 0 980 993 A2公开的那样，为此 两个传动件可以适当的方式例如通过相应的轴承夹紧。此外，像那些文献中各实施例所示 那样，可以具有压紧装置，它们在取决于输出转矩的情况下提供超过规定基本负荷的可变 压紧力，从而当输出转矩较高时，也可以产生较高的压紧力，由此可以提高摩擦传动机构可 传递的转矩。然而，这种装置按现有技术导致这种摩擦传动机构中相当高的损耗，所以其经 济性是个问题。正如已经介绍的那样，输入件和输出件不需直接连接，确切地说，也可以设想存在 中间传动件或摩擦连接中间的措施，如附加的流体或者其他相互作用机构。由于传动机构 中存在力的平衡，输入件和输出件也可以互换。然而，因为这种传动机构常常处于复杂的传 动系中，所以一般情况下必须保留这种区别。此外不言而喻，只要在夹紧或压紧时所利用的 自由度的至少一个分量以适当方式对准相应传动件相互作用的表面，两个传动件的彼此相 对压紧也可以通过这些传动件移动向的自由度完成。依据本发明的摩擦环传动机构可以在不同的运行状态下以及在考虑到不同类型 的运行状态下运行。这些类型的运行状态例如可以是输入转矩或输出转矩，转速、力或力分 布、压力或者还有温度、时间等以及与此成比例的测量值。在这种摩擦传动机构的运行期 间，在各种运行状态下利用当前类型的运行状态，其中_根据具体实施形式或转换_ 一些类 型的运行状态无关紧要或者与易于测量的其他类型的运行状态成比例。作为补充或选择，例如可以利用一种摩擦传动机构实现可变的特性曲线，其中，压 紧装置包括至少两个压紧单元。通过这种包括至少两个部件的压紧装置，运行状态_压紧 力-特性曲线可以相当简单的方式，像前面介绍的那样配合所希望的要求。与此相关，两种 运行状态之间或一种运行状态和一种静止状态之间的概念“平均斜率”为一数值，它通过运 行状态_压紧力-特性曲线相应间隔中一次求导的平均斜率或平均直线获得。通过斜率的 改变，可以至少在两个方面与运行中的必要性方面优化运行状态-压紧力-特性曲线。也 就是在两种运行状态之间，设法产生与取决于当前具体运行状态的传动力方面尽可能优化 的比例，从而考虑瞬时运行状态尽可能优化地选择压紧力。由此可以在摩擦传动机构的优 化效率下将损耗降到最低限度。而第一运行状态和静止状态之间特性曲线的配合可以使这 两种状态之间直接过渡，由此可以将基本负荷以及基本损耗明显降到最低限度。在这种情 况下不言而喻，这种措施不一定完全产生优化的结果，这一点要根据存在的边界条件而定。 然而，专业人员由此可以提高这种摩擦传动机构的效率。在这种情况下，专业人员也许需要在提高效率的其他措施和可能会增加成本之间做出选择。特别具有优点的是，作为压紧装置组成部分的两个压紧单元具有不同的运行状 态-压紧力-特性曲线。通过两种特性曲线的组合，压紧装置的总特性曲线一目了然并可 以能够理解的方式相应配合。最好两个压紧单元在第一运行状态下各自产生压紧力的第一分力，在第二运行状 态下各自产生压紧力的第二分力，其中，第一压紧装置的第一分力和第二分力之间的差值 与第二压紧装置的第一和第二分力之间的差值不同。按照这种方式提供一种系统，其中各 自的压紧单元在各自的运行状态下对压紧装置的总压紧力提供不同的分力，由此可以结构 简单的方式影响总压紧装置的特性曲线。在这种情况下，独立于本发明的其他特征，两个压紧单元可按与运行状态测定和/ 或者压紧力相关并联或者串联工作构成。由此以及通过相应连接下适当的传动比，压紧装 置的总特性曲线可以毫无困难地配合现行的要求。虽然通过适当的曲线面或者类似的措施，可以在相当宽的范围内 配合这种压紧装 置的运行状态_压紧力-特性曲线。但是一般情况下它的缺陷是，如公差，间隙，热膨胀或 者类似情况的外部影响使特性曲线移动，从而特性曲线不再能够准确地根据相应的运行状 态延续。因此，特别是在这种情况下，不再能够保证运行条件的变化也产生压紧力所要求的 变化。出于这一原因_亦独立于本发明的其他特征_现在提出，至少一个压紧单元，最好两 个或者全部压紧单元的运行状态-压紧力_特性曲线的斜率基本不变。这种装置对公差问 题或上述干扰相当不敏感，因为在相应设计的每个压紧单元中，外部干扰就此而言并不重 要，以致于运行状态的变化由于当前特性曲线不变的斜率，与这些干扰无关，产生相应压紧 力的相同变化。就此而言，如果使用带有其总特性曲线不同于直线的压紧装置的摩擦传动 装置的话，这种解决方案特别具有优点。在这里，概念“基本上不变的斜率”应视为在其他 情况下系统中本来就存在的公差以及总传动系中的其他精度要求，从而使用概念“不变”的 斜率并不比系统的总精度或总公差所要求的严格。最好压紧单元相互连接，其中，连接可以机械或液力或者静压方式构成。这一点也 特别适用于这种情况，即传动件上分别具有各自单独的压紧单元。特别是在输入侧具有压 紧装置或压紧单元的情况下应考虑到输入负荷，其中，这一点特别是可以通过在部分负荷 下降低压紧力来实现，由此可以降低摩擦环传动机构的总损耗，从而这种传动侧具有的压 紧装置或压紧单元独立于本发明的其他特征也是具有优点的。此外，通过输入侧压紧单元与输出侧压紧单元的连接，可以在优化的全负荷状态 下降低部分负荷下的压紧力，从而可以将总负荷降到最低限度。作为运行状态类型可以使用当前摩擦传动机构的不同参数。它们特别可以是输入 转矩，输出转矩，总负荷，出现的力或者前面已经提到的其他参数。特别具有优点的是检查输出转矩和/或者输入转矩以及_需要的话_总负荷，因 为从中可以获得两个传动件的摩擦连接上出现的或所需要的力的直接信息。与此相应具有优点的是，为对静止状态和第一运行状态或第一运行状态和第二运 行状态之间的平均斜率进行比较，第一运行状态是全负荷下预计的最低转矩，第二运行状 态是全负荷下预计的最高转矩。与此相应，为适当确定特性曲线，可以测定对全负荷下预计 的最低转矩和全负荷下预计的最高转矩所需的压紧力，从而相应的特性曲线可以是这两个点之间的直线。直线作为特性曲线的优点前面已经详细介绍过。同样，在静止状态或为使传动机 构不打滑和/或者不犯卡可靠启动所要求的最低压紧力和全负荷下预计的最低转矩时所 需要的压紧力之间，可以设一条直线，从而在这里在使用不变斜率的特性曲线时也可以利 用公差不敏感性。选择这种特性曲线的最大优点是，基本负荷限定在必需的最低值上，从而 与此相关也可以优化这种摩擦传动机构的效率。具有优点的是，两个压紧单元可以在其各自的压紧力方面或在其对压紧装置总压 紧力所占分力方面通过不同类型的运行状态加以改变。因此与此相关，一个压紧单元例如 在输入转矩或总负荷方面，一个压紧单元在输出转矩方面改变其压紧力。按照这种方式，摩 擦传动机构的总特性可以在很大的带宽上配合规定的要求，从而特别是在其效率方面可以 得到优化。


现借助附图对本发明的其他优点，特征和目的进行说明。其中图1示出依据本发明的第一传动机构及压紧装置的剖面示意图；图2示出依据本发明的第二传动机构的输出锥体及压紧装置类似于图1的视图；图3示出依据本发明的第三传动机构的输出锥体及压紧装置类似于图1的视图；图4示出按图1实施方式情况下力分布的示意图；图5示出按图2和3实施方式情况下力分布的示意图；图6示出另一种选择方案中力分布的示意图；图7示出一可能的替代方案中力分布的示意图；图8示出另一替代方案中力分布的示意图；图9示出另一替代方案中力分布的示意图；图10示出图6所示方案的剖面图类似于图1的视图；图11示出图6所示方案的可选择的转换类似于图1的视图；图12示出另一传动机构及可选择的压紧装置的剖面图；图13示出依据本发明传动机构的液压控制装置；图14示出依据本发明摩擦传动机构的剖面图；图15示出图14的一个截面；图16示出图14和15压紧装置工作原理的示意图；图17示出图14和15设置内球体单元的特性曲线；图18示出图14和15设置外球体单元的特性曲线；图19示出图14和15设置总压紧单元的特性曲线；图20示出图14和15设置内球体单元可选择的特性曲线；图21示出图14和15设置外球体单元与图20特性曲线相配合的特性曲线；图22示出在考虑到图14和15设置的图20和21特性曲线的情况下总压紧单元 的特性曲线；图23示出一压紧装置可能的特性曲线；图24示出一压紧装置另一可能的特性曲线；
图25示出特别优选的特性曲线构成；图26示出依据本发明第二摩擦传动机构的剖面图；图27示出图26设置输入压紧单元的特性曲线；图28示出图26设置输出压紧单元的特性曲线；图29示出图26设置总压紧单元的特性曲线；图30示出依据本发明第三摩擦传动机构的剖面图；图31示出依据本发明第四摩擦传动机构的剖面图；图32示出图30和31设置输入压紧单元的特性曲线；图33示出图30和31设置输出压紧单元的特性曲线；图34示出图30和31设置总压紧单元的特性曲线。
具体实施例方式图1的传动机构包括一个输入锥体1和一个输出锥体2，它们通过可调摩擦环3以 本身公知的方式彼此相互作用。在这种情况下，输入锥体1与传动轴4有效作用连接，输出 锥体2与从动轴5有效作用连接。锥体1，2在该实施例中在径向上通过圆柱滚子轴承6支 承。此外，锥体1，2在轴向上在该实施例中通过四点支承滚动轴承7A彼此相对夹紧，从而 可以施加所需的夹紧力，由此将转矩通过摩擦环3从输入锥体1传递到输出锥体2上或者 相反传递。输入锥体1的轴向支承在该图中没有详细示出，但是例如同样可以通过四点支 承滚动轴承7A或者通过轴向圆柱滚子轴承或者类似装置实现。此外，为夹紧或为产生所需的压紧力，在从动轴5和输出锥体2之间具有一个压紧 装置8，而在该实施例中，输入轴4直接与输入锥体1连接。压紧装置8可以改变输出锥体 2和从动轴5上轴承7A之间的轴向距离或-在夹紧状态下_产生相应变化的夹紧力。不言而喻，取代轴承6和7A的也可以是其他的轴承装置，如轴向向心推力球轴承， 轴向自动调心球轴承，轴向向心球轴承，圆锥滚子轴承或者类似的轴承或几种轴承的组合， 以便将锥体1，2 —方面径向和另一方面轴向充分夹紧支承。同样，可以使用例如静压或者 液力轴承。在运行中，摩擦环3可按这里没有详细介绍但公知的方式调整，并按照这种方式 选择传动机构的传动比。不言而喻，在运行中总装置承受或会承受特别不同的转矩。因为 两个锥体1，2之间的有效作用连接是摩擦连接，所以最好足够高地选择压紧力，由此使摩 擦环3上产生可控制的滑动。另一方面，压紧力没必要太高，否则会导致基本负荷太强，反 而会有损于摩擦传动机构的效率。为更容易调整传动机构，有利的是滑动是可控制的和特 别易于滑动，因为然后仅需将转速作为调整值，而转矩通过压紧力相应配合和传递。为了能够以适当的方式调整压紧力，在本实施例中选择与转矩有关的压紧力调 整，然而正如后面介绍的那样，压紧力也可以根据其他运行状态进行选择。如从图1直接看 到的那样，为压紧力调整特别选择输出转矩作为调整值。在本实施例中，压紧装置8具有两个调整盘9，10，它们具有用于球体11的导轨，一方面通过调整盘9支承在轴5上，另一方面通过调整盘10支承在输出锥体2上。在这种情 况下，调整盘9或10这样构成，使从动锥体2的转矩传递到调整盘10上，通过球体11传递 到调整盘9上，再从那里传递到从动轴5上。球体11的导轨在这种情况下这样构成，提高的转矩使两个调整盘9，10彼此旋转，从而导致球体11沿导轨移动，由此使调整盘9和10 受压彼此分开。在本身固定的理想的装置中不进行运动；转矩通过倾斜的导轨面直接造成 压紧力斜率。按照这种方式，压紧装置8产生与输出转矩有关的压紧力。这种装置的优点在于，它作为机械装置具有非常短的反应时间，特别是对输出侧 传动系中的冲击可以非常有效地做出反应。与球体11平行，盘9，10通过给予压紧装置8 一定基本负荷的弹簧装置12彼此分 开挤压。由盘9和10以及球体11和弹簧12构成的装置的特性曲线可惜只能有限地得到 优化。就此而言，特性曲线具有提供过分压紧力的区域。由此相应传动机构的总损耗明显 增加。出于这一原因，图1的装置具有特别是部分负荷区域的力补偿。在该实施例中，它通 过液压完成，方法是在与从动轴5连接的盘和压紧盘10之间通过液压产生压力，与由球体 产生的压紧力形成反作用力。按照这种方式，通过由与从动轴5固定连接的部件13产生反 作用力，可以液压补偿由球体11和弹簧12产生的多余的或不必要的压紧力。图4示出相 应的情况，其中，箭头的粗细反映出各自力的高度。通过液压装置14因此补偿球体11或弹 簧12过大的力，从而轴承6，7A没有不必要的负荷。在这种情况下，箭头90表示从动轴5 的外力，箭头91表示输出锥体的外力，箭头92表示内力。
在图1示出的实施例中，通过设置在附加轴16内的液压管道15建立液压14，附加 轴通过螺钉17与轴5固定连接。此外，螺钉17封闭加注孔18，后者在与管道19和侧凹20 的相互作用下，用于运行可靠无气泡地加注液压室。轴16在其远离传动轴5的末端上具有 液压密封件，从而液压装置14可以从外部以所要求的方式毫无困难地构成或控制。图1的装置还具有一个安装体21，从动锥体2通过该安装体径向支承。通过该安 装体21，压紧装置8可以毫无问题地安装在从动锥体2的内部。图2的装置基本与图1的实施方式相应，因此相同的部件采用相同的参考符号并 不再赘述。然而在该实施例中，基本负荷不是通过并联的弹簧，而是通过与压紧装置8串联 的弹簧22产生，弹簧支承在从动轴5上，在本实施例中支承在四点支承滚动轴承23上，该 轴承一方面由此传递调整盘9和从动轴5之间的压紧力，另一方面相对于从动轴5轴向支 承从动锥体3。与图1实施例中的液压输送管24相反，该液压输送管24从中穿过，一直伸入从动 锥体2内，从而相应的密封件25直接设置在与从动轴5固定连接的部件13上，该部件下面 称为对应盘13。通过液压输送管24内具有的管道26施加压力，由此在对应盘13和调整盘 10之间构成液压14，它与由球体11施加的压紧力产生反作用力，并由此降低压紧装置8的 总压紧力。如直接从图2看到的那样，在该实施例中对应盘13旋入轴5内，而在图1的实施 例中，为此使用具有上述双重作用的附加螺钉。调整盘10和对应盘13之间的液压室通过 密封件27(图1中未示出)对外密封。如从图5直接看到的那样，从图2所示的装置中形成与图1和4所实施例中类似 的工作原理。在这里也通过压力装置14产生补偿力，从而总压紧力以及作用于轴承6，7A 的夹紧力通过压力装置14可以降到最低值。
取代液压装置14也可以如图3示意性示出的那样，为第二分压紧装置选择电动装 置，其中，图3的实施例也与图2的实施例相应并按图5所示那样工作。该装置也通过串联的弹簧装置22产生基本负荷，弹簧装置通过四点支承滚动轴 承支承在从动轴5上。为转换第二分压紧装置14的电动机传动，在从动轴5的螺纹孔28A 中具有螺栓28B，它通过四点支承滚动轴承29支承在调整盘10和从动锥体2上，其中，在该 装置中，螺纹孔28A在其功能上与对应盘13的功能相应。螺栓28B可以通过由电线32和 滑环33控制的电动机30和传动机构31相对于轴5移动，由此产生可与由球体11和弹簧 22产生的压紧力变化的反作用力。如图6所示，依据本发明的装置也可以转换为不产生基本负荷的弹簧装置。图10和11示出与图6情况相应的结构。这里也具有压紧装置8，其中调整盘9支承在从动轴5 上，并具有用于球体11的曲线面。然而与此对应的球形面不像图1-5中那样处于另一调整 盘内，而是直接处于从动锥体2内。与此相应，第二分压紧装置14通过压力室34也直接作 用在从动锥体2上。此外，其工作原理与已经介绍实施例的工作原理相应，因此不再详细探 讨。需要补充指出的是，在图10的实施例中，锥体1，2通过轴向圆柱滚子轴承7B轴向支 承。此外，第二分压紧装置14在该实施例中主要根据输入转矩进行控制，该转矩借助于输 入轴4，与输入轴4连接的调整盘35，球体36以及与传动锥1防旋转连接但可轴向移动的 活塞37测定，并在液压上通过管道38继续输送到压力室34。管道38在这种情况下通过套 管39分别密封地与随同锥体1，2旋转的组件连接。除了由部件35，36，37构成的输入转矩控制装置40外，第二分压紧装置14还可通 过活塞41根据其他参数情况下进行控制或调整。图11示出对图10实施例的机械方面的替换实施例，其中，输入转矩是通过杠杆装 置42传递给第二分压紧装置。此外，通过伺服装置43也可以利用其他调整值对第二分压 紧装置进行调节。第二分压紧装置或总压紧装置可以通过不同的调整值被控制或调节。这些调整值 特别可以是发动机扭矩，输入转速，输出转速，摩擦环3的调整行程或调整位置，传动机构 或传动油的温度，车轮转速或例如ABS-(防抱死系统-)信号，外部的冲击识别或者其他参数。如上所述，相应的测量值可以通过液压或者电动机或按其他方式继续输送给压紧 装置8。对于液压系统，特别是可以通过泵，例如齿轮泵或通过汽车上已经存在的泵和相应 的压力调节装置进行。此外，也可以设想活塞装置以及电动系统。特别是可以设置例如通过电动机62驱动的齿轮泵61，从容器64中输送液体。在 这种情况下，可以通过施加在电动机62上的电压63将转矩施加到齿轮泵61上，转矩使齿 轮泵这样旋转，使得液体或压紧装置8产生与通过转矩产生的压力相应的反压力。图7示出类似的工作方式，其中内力92借助于与液压装置14并联的球体11和与 此串联的弹簧装置12提供。内力92与从动轴5的外力90以及输出锥体2的外力91相对。图8示出的可选择的工作方式包括由球体11和与其并联的液压14组成的设置， 其中，球体11和液压14产生内力92。与该内力92相对的是从动轴5的外力以及从动锥体 2的外力91。图8的装置同图6的装置一样，没有附加的弹簧件也行。在图9的实施例中，球体11，液压14和弹簧件12在其工作方式上并联。由此产生与外力90和外力91相对的内力92。图12示出的传动机构包括一个输入锥体1和一个输出锥体2，通过可调摩擦环3 相互作用。输入锥体1和输出锥体2分别与传动轴4和从动轴5有效作用连接。输入锥体 1 一方面通过圆柱滚子轴承，另一方面通过圆锥滚子轴承80支承。特别是圆锥滚子轴承80 特别有效地适用于承受除了径向作用的力外还有轴向作用的力。输出锥体2在该实施例中 仅通过圆柱滚子轴承6支承，其中，输出锥体2的从动轴5另外借助于圆锥滚子轴承81支 承。特别是通过圆锥滚子轴承81两个锥体1和2在轴向上这样彼此相对夹紧，使其能够施 加所需的压紧力，以便将转矩通过输入锥体1的摩擦环3传递到输出锥体2上或者相反传 递。此外，为夹紧或产生所需的夹紧力，在从动轴5和输出锥体2之间具有压紧装置8， 而在该实施例中，输入轴4同样直接与输入锥体1连接。在该实施例中，压紧装置8也能改 变输出锥体2和从动轴5上圆锥滚子轴承81之间的轴向距离或-在夹紧状态下_产生相 应变化的压紧力。不言而喻，如上所述，该实施例中的轴承6，80和81也可以由其他轴承装置取代或 与其他轴承装置组合，以便将锥体1和2 —方面径向，另一方面轴向充分夹紧支承。在这种 情况下也可以使用液力的或者静压的轴承。这里图示的传动机构的传动比借助于摩擦环3的移动选择，由此不同的力，特别 是转矩作用于总装置。为了压紧力以及还有两个锥体1和2之间的摩擦连接能够有利地配 合不同的运行条件，压紧装置8包括两个具有球体11导轨的调整盘9和10。调整盘9或 10这样构成，使从动锥体2的转矩传递到调整盘10上，通过球体11传递到调整盘9上，再 从那里传递到从动轴5上。球体11的导轨在这种情况下这样构成，使提高的转矩产生两个 调整盘9，10彼此旋转，从而导致球体11沿导轨移动，由此使调整盘9和10受压彼此分开。 理想的方式是，如果该装置基本上是固定的话，两个调整盘9和10之间不进行旋转运动。转 矩在这种情况下通过倾斜的导轨直接引起压紧力斜率。按照这种方式，压紧装置8产生根 据输出转矩产生的压紧力。优选的方式是这里所述的装置作为机械装置具有非常短的反应时间，特别是对输 出侧传动系中的冲击可以非常好地做出反应。与球体11平行，调整盘9和10借助于在压紧装置8上提供一定基本负荷的弹簧 装置12彼此分开挤压。因为该压紧装置8的特性曲线只能有限地得到优化，所以压紧装置 8会得到特别是部分负荷区域的力补偿。在该实施例中，它通过液压完成，方法是在调整盘 10与从动轴5连接的盘之间通过液压产生压力，与由球体11和弹簧12产生的压紧力形成 反作用力。按照这种方式，可以液压补偿由球体11和弹簧12产生的多余的或不必要的压 紧力。压力通过设置在附加轴16内的液压管道15提供。压紧装置8和输出锥体2之间 具有油室82。通过设置在该油室82内的油，特别是作用于压紧装置8内油上的离心力得到 更好的补偿。为调整压紧装置8有足够大量的油可供使用，设置容器64。在这种情况下，可 以通过施加在电动机62上的电压63将转矩施加到泵61上，由此泵61这样得到调整，从而 由此使液体或压紧装置8产生与通过转矩产生的压力相应的反压力。图13示出作为适当选择方案的实施例，其中在外壳44上具有通过间隔支架45保持的线圈46，里面设置带有活塞48的铁芯47，活塞借助于弹簧49压入外壳44内。如果向 线圈46施加电流，那么铁芯47就会克服弹簧力49压入线圈46的中心，从而活塞48移入 缸体50内，并按这种方式在缸体50和与其连接的管道51内产生取决于向线圈46上所施 加的电压变化的压力。管道51例如可以与图1和2实施例中的输送管26或与图7实施例 中的管道38连接。缸体50内具有孔52，当活塞48前行运动时首先被密封封闭。该孔52与溢流-/ 加注容器53连通，从而液压液体在总装置的松弛状态下可以加注或装入，以便例如对泄漏 或者由外部影响造成的过压产生反作用。不言而喻，液压活塞的这种电气控制和/或者防 泄漏独立于本发明的其他特征也可以具有优点地加以利用。图14-22示出的和包括其特性曲线在内的摩擦传动机构具有一个输入锥体101和 一个输出锥体102，它们通过可调摩擦环103相互作用。在这种情况下，输入锥体101和输 出锥体102分别与传动轴104和从动轴105有效作用连接。锥体101和102在该实施例中 在径向上通过圆柱滚子轴承106(图14中仅示意示出)支承。此外，在该实施例中，锥体 101，102在轴向上通过轴向圆柱滚子轴承107彼此相对夹紧，从而可以施加所需的压紧力， 以便使转矩通过摩擦环103从输入锥体101传递到输出锥体102上或者相反传递。
此外，为夹紧或产生所需的夹紧力，在从动轴105和输出锥体102之间具有压紧装 置108，而在该实施例中，输入轴104直接与输入锥体101连接。压紧装置108能够改变输 出锥体102和从动轴105上圆柱滚子轴承107之间的轴向距离或-在夹紧状态下_通过弹 簧装置109产生相应变化的压紧力。不言而喻，取代轴承106和107的也可以是其他的轴承装置，如轴向向心推力球轴 承，轴向自动调心球轴承，轴向向心球轴承，圆锥滚子轴承或者类似的轴承或几种轴承的组 合，以便将锥体101，102 一方面径向和另一方面轴向充分夹紧支承。同样，可以使用例如静 压或者液力轴承。在运行中，摩擦环103可按这里没有详细介绍但公知的方式调整，并按照这种方 式选择传动机构的传动比。不言而喻，在运行中总装置承受特别不同的转矩。因为两个锥 体101，102之间的有效作用连接是摩擦连接，所以最好这样选择压紧力，由此使摩擦环103 上产生可控制的滑动。另一方面，压紧力没必要太高，否则会导致基本负荷太强，反而会有 损于摩擦传动机构的效率。出于这一原因，在本实施例中选择了一种取决于转矩的压紧力 调整，其中，压紧力也可以根据其他运行状态进行选择。如从图14和15直接看到的那样， 为调整压紧力选择输出转矩作为调整值，其中，正如借助下面介绍的实施例所阐述的那样， 例如像总负荷或者输入转矩等其他类型的运行状态也可以加以利用。在本实施例中，压紧装置108包括两个在其转矩测量方面并联和在其压紧力作用 方面串联的压紧单元110和111，它们分别通过内球体112或外球体113(参见图15)表 示。球体112，113各自在锥体侧或轴侧设置在压紧盘114，115和116中的球形面内运行。 在这种情况下，该实施例中轴侧压紧盘114和115相对从动轴105抗扭设置，而锥体侧压紧 盘116相对从动锥体102抗扭设置。另一方面，压紧盘114，115，116通过相应的滑动轴承 117，118，119可轴向移动支承在这些各自的组件上。因此，转矩从从动锥体102通过轴承119传递到压紧盘116上，从那里通过球体 112，113以及压紧盘115和轴承118传递到压紧盘114上，再从压紧盘114通过轴承117传递到从动轴105上，在此期间，压紧盘114，115，116轴向克服弹簧装置109的弹簧力并向着 通过轴向圆柱滚子轴承121和轴承板122支承在从动锥体102上的压紧轴承120可以移动， 并按这种方式根据曲线面的情况下产生与转矩有关的压紧力。图14和15因此在压紧装置 108的上部边缘区域内示出低转矩下的设置，而在下部区域内示出高转矩下的设置，其中， 在下部区域内可以看出，压紧盘116在高转矩下紧贴在从动锥体102的凸肩123上，从而按 这种方式可以毫无困难地根据转矩影响总装置的特性曲线。在这种情况下，图16以平面方式示出两个压紧单元110和111的相互作用，其中， 对与图14和15中的组件作用相同的组件采用相同的参考符号。如直接看到的那样，球体 112，113在不同倾角0和Y构成的球形面内运行。如果需要，也可以使用更为复杂的面， 其中，出于例如防止间隙或者热效应等可靠性的原因特别优选的是线性面。在规定的移动 下或在规定的转矩下，正如图16的 下部借助调整行程V相对于图16上部的装置举例示出 的那样，这些球形面分别产生行程HI或H2，从中得出总行程G。通过定置器限制行程HI，从 而总行程G与调整行程V的关系不是线性的。球形面例如可以这样构成，使其产生图17和18中示出的特性曲线。由于与转矩 相关的并联，从中形成图19示出的特性曲线，其中，由于并联在转矩方面转矩相加，由于串 联在轴向压紧力方面两个压紧单元中的压紧力相同。随着到达凸肩123，仅外压紧单元111 的特性曲线对总特性曲线产生作用。图20-21示出其他的特性曲线构成，其中，通过内压紧单元中的负斜率形成特别 符合要求的总特性曲线(图22)。如从图17-22直接看到的那样，在本实施例中，压紧单元的运行状态-压紧力-特 性曲线或转矩-压紧力-特性曲线的斜率基本上不变。通过使用两个压紧单元，尽管这种 斜率基本上不变，仍能实现配合各自要求的特性曲线。也可以由此实现这一点，即两个压紧 单元110，111在第一转矩时各自产生压紧力的第一分力，在第二转矩时各自产生压紧力的 第二分力，其中，第一压紧装置110的第一分力和第二分力之间的差值与第二压紧装置111 的第一和第二分力之间的差值不同。一般情况下，摩擦传动机构按一定的运行间隔以不同类型的运行状态方式运行。 在这种情况下一般对压紧力的要求是，在该间隔的下端应存在确定的第一压紧力，在该间 隔的上端应存在更高的压紧力。为了在可能存在的公差方面不出现问题，优选的是，在运行 间隔中这两个点之间具有不变斜率的运行状态-压紧力-特性曲线。在这些前提下，可以通 过仅包括一种压紧单元的压紧装置改变例如图23中示出的特性曲线，尽管运行间隔仅处 于50牛米和350牛米之间。然而这样做的后果是，系统中存在明显降低效率的基本负荷。这一点例如可以按图24所示那样，通过改变曲线的斜率得到解决。在这种情况 下，特性曲线最好在50牛米和350牛米之间的运行范围内具有基本上不变的斜率，在运行 范围内使压紧力降到静止状态(0牛米)中的0牛附近，特别是1牛以下。按照这种方式， 总系统中的基本负荷明显降低，由此可以提高总效率。然而，改变压紧单元中曲线的斜率本 身蕴含着公差问题，本发明通过如上所述使用至少两个压紧单元得以解决。本发明提出，最好特别是如图24和25所示那样，运行状态_压紧力_特性曲线在 一定运行范围(参见图24或25中的50牛米-350牛米)内的斜率小于该运行范围以下 的平均斜率。由此可以降低总系统的基本负荷从而提高效率。另一方面，也可以这样设想设置，让它们的特性曲线类似于图19所示的特性曲线那样，采用100牛米和350牛米之间 的运行范围。这种特性曲线特别是也可以在较小的公差敏感性下通过两个压紧单元加以实 现。此外，为了将总系统中的损耗降到最低限度，具有优点的是例如按图25所示的那 样，在取决于第二运行状态，特别是例如总负荷或输入转矩的情况下降低压紧力。按照这种 方式，可以进一步提高总系统的效率。后者例如通过图26示出的装置可以得到保证。该装置基本上与图28和29所示 的装置相应，其中，锥体101和102在该装置中除了通过圆柱滚子轴承106支承外，在轴向 上通过向心推力球轴承124支承。在该实施例中，压紧装置也通过两个压紧单元125，126构成。但与图28和29装置 中不同的是，压紧单元125装置在输出锥体102上，另一压紧单元126设置在输入锥体101 上。按照这种方式，整个压紧装置无论是输入转矩还是输出转矩均可直接测定并转换成压 紧力。压紧单元125，126具有图27和28示出的特性曲线。由此形成图29示出的特性曲 线，它基本上与输出压紧单元125的特性曲线相应，但在较低转矩下根据其负荷，其特性曲 线过渡成水平线。输出压紧单元125特性曲线的斜率在此方面这样选择，是该特性曲线与 运行间隔中理想的全负荷特性曲线相交，从而在输出转矩较高时产生足够高的压紧力。此 外，总装置这样设计，使低转速范围内的全负荷时，也不会超过理想的全负荷特性曲线。在 部分负荷下，根据负荷可以超过理想的全负荷特性曲线，从而由此进一步降低系统中的总 负荷，尽管本身在全负荷运行下压紧力会过高。通过为输出压紧单元125选择特性曲线的 斜率，可以移动其与理想的全负荷特性曲线的交叉点，以便按照这种方式将总负荷降到最 低限度。如从图29直接看到的那样，输出压紧单元125特性曲线的斜率不能与运行范围内 理想的全负荷特性曲线的斜率选择相同，因为第二压紧单元126不能承担这种效果。另一方面，可以像借助图30和31举例示出的那样将两个压紧单元125和126连 接。该装置也基本上与图28和29或26的装置相应，其中，相同作用的组件也采用相同的 附图标记标注。在该实施方式中，压紧单元125，126也分别设置在摩擦传动机构的不同传动件 上，正如图26实施例中所介绍的情况那样，在这种情况下，压紧单元125，126各自包括球体 装置127，128，它们各自支承在输入轴104或输出轴105的压紧盘129，130上。另一方面， 球体128支承在可轴向移动的压紧盘131上，但相对输入锥体101抗扭。该压紧盘同时还 作为液压反馈装置132的活塞使用，其液压反馈装置132具有一活塞133，它的一侧与压紧 盘130连接。在输出侧的压紧单元125中，没有其他压紧盘，因为球体127此外直接设置在 从动锥体102上，其中，相应地也可以具有单独的压紧盘，用于接受相应的曲线面。液压反馈装置132通过套管134，135通入锥体101，102的内部，其中，取代这种液 压反馈装置132也可以具有与图31的装置相应的机械系统135，与压紧单元125，126相应 的盘136，137相互作用。这种连接可以精确地随着理想特性曲线在运行范围内的斜率(参见例如图25)选 择输出压紧单元125的特性曲线。通过输入单元126然后将该特性曲线提高到所要求的高 度。在低负荷情况下，与此相应出现与负荷相关的下降，从而如从图34所看到的那样，基本 上完成图25理想特性曲线的总装置。
1权利要求
锥形摩擦传动机构，该锥形摩擦传动机构带有至少一个输入件(101)和至少一个输出件(102)，它们借助于一个压紧装置(108；125，126)彼此相对压紧，其特征在于，压紧装置(108；125，126)具有一种运行状态-压紧力-特性曲线，该运行状态-压紧力-特性曲线在锥形摩擦传动机构的静止状态和第一运行状态之间平均斜率不同于第一运行状态和第二运行状态之间平均斜率，至少一个压紧单元(110，111；125，126)的运行状态-压紧力-特性曲线的斜率基本上恒定。
2.按权利要求1所述的锥形摩擦传动机构，其特征在于，运行状态与输出-和/或者输 入转矩成比例。
3.按权利要求1或2所述的锥形摩擦传动机构，其特征在于，第一运行状态为全负荷下 预计的最低转矩。
4.按权利要求1或2所述的锥形摩擦传动机构，其特征在于，第二运行状态为全负荷下 预计的最高转矩。
5.按权利要求1或2所述的锥形摩擦传动机构，其特征在于至少两个压紧单元(125， 126)，其当前的压紧力通过不同的运行状态方式来改变。
6.按权利要求1或2所述的锥形摩擦传动机构，其特征在于，压紧装置(108；125，126) 的转矩_压紧力_特性曲线在转矩消失时将压紧力限定在零牛附近。
7.按权利要求1或2所述的锥形摩擦传动机构，其特征在于，压紧装置(108；125,126) 的转矩-压紧力-特性曲线在运行时预计的最低转矩和运行时预计的最高转矩之间的全负 荷下的平均斜率小于运行时预计的最低转矩之下的平均斜率。
8.按权利要求1或2所述的锥形摩擦传动机构，其特征在于，压紧装置(125，126)的运 行状态_压紧力_特性曲线随着负荷改变。
9.按权利要求1或2所述的锥形摩擦传动机构，其特征在于，负荷小于全负荷时的压紧 力低于全负荷下的压紧力。
10.按权利要求1或2所述的锥形摩擦传动机构，其特征在于，所述压紧单元利用第二 压紧单元根据运行状态测定和/或者根据压紧力并联地操作。
11.按权利要求1或2所述的锥形摩擦传动机构，其特征在于，所述压紧单元(110， 111 ；125，126)利用第二压紧单元根据运行状态测定和/或者压紧力串联地操作。
12.按权利要求1或2所述的锥形摩擦传动机构，其特征在于，压紧装置(108;125， 126)包括至少两个彼此连接的压紧单元(110，111 ；125，126)。
13.按权利要求12所述的锥形摩擦传动机构，其特征在于，所述连接以机械方式形成。
14.按权利要求12所述的锥形摩擦传动机构，其特征在于，所述连接以液力或者流体 静压方式构成。
15.按权利要求1或2所述的锥形摩擦传动机构，其特征在于，一个压紧单元(126)设 置在输入侧，一个压紧单元(125)设置在输出侧。
16.用于使锥形摩擦传动机构运行的方法，该锥形摩擦传动机构带有至少一个输入件 (101)和至少一个输出件(102)，它们借助于一个压紧装置(108 ；125，126)彼此相对压紧， 其特征在于，压紧装置(108 ；125，126)以一种运行状态-压紧力-特性曲线运行，该运行状 态-压紧力-特性曲线在锥形摩擦传动机构的静止状态和第一运行状态之间平均斜率不同 于第一运行状态和第二运行状态之间平均斜率，至少一个压紧单元(110，111 ；125，126)以具有基本上恒定的斜率的运行状态-压紧力-特性曲线进行操作。
17.按权利要求16所述的方法，其特征在于，运行状态与输出_和/或者输入转矩成比例。
18.按权利要求16或17所述的方法，其特征在于，第一运行状态为全负荷下预计的最 低转矩。
19.按权利要求16或17所述的方法，其特征在于，第二运行状态为全负荷下预计的最高转矩。
20.按权利要求16或17所述的方法，其特征在于，至少两个压紧单元(125，126)，其当 前的压紧力通过不同的运行状态方式来改变。
21.按权利要求16或17所述的方法，其特征在于，压紧装置(108;125，126)的转 矩_压紧力_特性曲线在转矩消失时将压紧力限定在零牛附近。
22.按权利要求16或17所述的方法，其特征在于，压紧装置(108;125，126)的转 矩-压紧力-特性曲线在运行时预计的最低转矩和运行时预计的最高转矩之间的全负荷下 的平均斜率小于运行时预计的最低转矩之下的平均斜率。
23.按权利要求16或17所述的方法，其特征在于，压紧装置(125，126)的运行状态-压 紧力_特性曲线随着负荷改变。
24.按权利要求16或17所述的方法，其特征在于，负荷小于全负荷时的压紧力低于全 负荷下的压紧力。
25.按权利要求16或17所述的方法，其特征在于，所述压紧单元利用第二压紧单元根 据运行状态测定和/或者根据压紧力并联地操作。
26.按权利要求16或17所述的方法，其特征在于，所述两个压紧单元(110，111；125， 126)利用第二压紧单元根据运行状态测定和/或者压紧力串联地操作。
27.按权利要求16或17所述的方法，其特征在于，压紧装置(108;125，126)包括至少 两个彼此连接的压紧单元(110，111 ；125，126)。
28.按权利要求27所述的方法，其特征在于，所述连接以机械方式形成。
29.按权利要求27所述的方法，其特征在于，所述连接以液力或者流体静压方式构成。
30.按权利要求16或17所述的方法，其特征在于，一个压紧单元(126)设置在输入侧， 一个压紧单元(125)设置在输出侧。
全文摘要
本发明涉及一种锥形摩擦传动机构以及一种用于使该锥形摩擦传动机构运行的方法，其中该锥形摩擦传动机构带有至少一个输入件和至少一个输出件，它们借助于一个压紧装置彼此相对压紧，其特征在于，压紧装置以一种运行状态-压紧力-特性曲线运行，该运行状态-压紧力-特性曲线在锥形摩擦传动机构的静止状态和第一运行状态之间平均斜率不同于第一运行状态和第二运行状态之间平均斜率，至少一个压紧单元以具有基本上恒定的斜率的运行状态-压紧力-特性曲线进行操作。
文档编号F16H15/42GK101832374SQ201010167099
公开日2010年9月15日 申请日期2003年12月23日 优先权日2003年1月6日
发明者C·德雷格尔, W·布兰维特, 乌尔里克·罗斯 申请人:乌尔里克·罗斯