CN100557277C - 摩擦环变速器 - Google Patents

Abstract

本发明提出了一种摩擦环变速器，具有至少两个径向间隔布置的锥形摩擦轮(1、2)以及一个布置在锥形摩擦轮之间的摩擦环(3)，该摩擦环包围所述两个锥形摩擦轮中的一个，其中所述锥形摩擦轮(1、2)和摩擦环(3)通过一个压紧装置(8)夹紧，其特征在于：该压紧装置包括至少两个部分压紧装置(9、10、11；14)，其中这两个部分压紧装置中的第一个部分压紧装置的反应时间比这两个部分压紧装置中的第二个部分压紧装置的反应时间短。

Description

摩擦环变速器

技术领域

本发明涉及一种摩擦环变速器，具有至少两个径向间隔布置的锥形摩擦轮以及一个布置在锥形摩擦轮之间的摩擦环，该摩擦环包围两个锥形摩擦轮中的一个，其中该锥形摩擦轮和摩擦环通过一个压紧装置夹紧。

背景技术

这种变速器属于无级变速器(CVT-continuously variabletransmission)的领域，环形变速器(环形无级变速器)以及链式或者皮带无级变速器也属于该领域，其例如在EP 0 466 113、JP 62-258254、JP 2003-028 257、JP 2001-124 163、JP 06-174 030、JP 06-174028或者US 3 087 348或者US 5 184 981、US 5 094 652或者GB 1 600974中已经公开。但是这种摩擦环变速器与由这些文献公开的变速器的区别在于，其中一个传动元件包围另一个元件，或者该摩擦连接两个摩擦轮的传动元件具有两个工作面，其中第一工作面只与第一摩擦轮接触，而第二工作面只与第二摩擦轮接触。在其它无级变速器中，可变传动元件的接触面循环交替地与第一和第二传动元件接触。

这类摩擦环变速器例如在EP 0 878 641 A1或者EP 0 980 993 A2中公开。这两个文献在其第二实施例中公开了一种压紧装置，其根据由在此公开的锥形轮摩擦环变速器的输出锥形轮传递的扭矩施加压紧力，两个锥形轮以及在这两个锥形轮之间且包围夹紧输入锥形轮的摩擦环以这个压紧力夹紧。通过这种方式确保在高的扭矩下产生足够高的压紧力，否则在这种高扭矩下存在滑动的危险。另外EP 0 980 993 A2在其第一实施例中公开了一种压紧装置，其压紧力可以通过液压缸从外面控制或者调节。

但是这种装置的缺点是，必须提供相当大的压紧力储备，因为摩擦环在由摩擦环包围的摩擦锥形轮的支架附近定位的摩擦环的位置上，在摩擦环和锥形轮之间存在比具有较小半径的锥形轮的摩擦环的位置中明显大的接触面。通过这种明显更大的接触面，单位面积压力下降了，使得出现明显的滑动或者摩擦环在由其包围的锥形轮上可能出现浮动。特别是当要传递大的扭矩的时候，必须进行明显更强的压紧，这在摩擦环的其它位置上导致了不必要的损失。增大摩擦环的半径由于结构空间尺寸的原因是不可能考虑用来克服这个问题的。另外在上述或者其它无级变速器中这些问题是没有的，因为这里各个传动元件相互保持接触的面具有不同的轨道。

发明内容

本发明的任务在于提供一种变速器，其带来了与此相关的优点。

作为解决方案，本发明提出了一种摩擦环变速器，具有至少两个径向间隔布置的锥形摩擦轮以及一个布置在锥形摩擦轮之间的摩擦环，该摩擦环包围所述两个摩擦轮中的一个，其中所述锥形摩擦轮和摩擦环通过一个压紧装置夹紧。根据本发明，该摩擦环变速器的优势在于，该压紧装置包括至少两个部分压紧装置，其中这两个部分压紧装置中的第一个部分压紧装置的反应时间比这两个部分压紧装置中的第二个部分压紧装置的反应时间短。

不言而喻，这种用于不同变速器的包括两个部分压紧装置的压紧装置可以优选应用，其中一个传动元件特别是摩擦环或者其它的具有摩擦作用的传动元件包围另一个传动元件。特别是所有类型的具有相互之间摩擦作用的传动元件的旋转变速器都属于这类变速器。

在此第二部分压紧装置优选可以这样致动，使得压紧装置总体上根据摩擦环的位置-或者根据一个类似的重要的特征量，例如根据传动比-来提供压紧力，这个压紧力是必要的过大的压紧力，其由于摩擦环和由摩擦环包围的锥形轮之间半径差较小是必要的。通过这种方式特别是可以将第一部分压紧装置同样设计的简单并由此设计的抗干扰。

优选将第一部分夹紧装置的反应时间选择的较短，使得对冲击或者类似的事件能够快速响应。优选选择一种装置，其是纯机械结构，并由此几乎没有反应时间。通过这种方式可以使得压紧装置迅速匹配瞬时的波动，由此特别可以避免一起转动的传动元件之间的滑动。

不控制第一部分压紧装置，而是仅仅根据重要的特征量，例如特别是所传递的扭矩来直接致动第一部分压紧装置可能就特别足够了。通过这种方式第一部分压紧装置-并且由此整个压紧装置-极其快速并且可靠地适应冲击或者重要的特征量几乎不连续的或者不连续的变化。为此第一部分压紧装置不需要对根据其由特征量的特征曲线进行优化。更确切地说，第一压紧装置适当地-特别是以足够短的反应时间-对冲击或者不连续性作出反应是具有意义的。

整个压紧装置的优化的特征曲线优选通过第二部分压紧装置来实现，由此该第二部分压紧装置可以优选对其特征曲线或者对整个压紧装置的特征曲线进行优化，而不能或者不必对冲击或者突然的不连续性作出短期反应。当第二部分压紧装置进行相应的调节或者控制，使得能够选择最佳的特征曲线，则特别有利。特别是第二部分压紧装置可以通过不同的特征量来进行致动，并由此明确地对相应的要求作出反应。此外，该部分压紧装置，特别是在其调节电路中，对减振进行优化，这通常同样也可以缩短反应时间。但是如上所述，后者并不是那么重要，因为第一部分压紧装置能够以相应更短的反应时间响应。

按本发明的装置在适当的结构方案的情况下特别可以显著减小在相应的变速器中的损失。特别是可以在安全性方面或者运转安全性方面优化设计第一部分压紧装置，而第二部分压紧装置这样选择其特征曲线，使得以适当的方式可靠地补偿由第一部分压紧装置引起的特征曲线偏移。

相应的不依赖于上述装置的其它特征，具有至少两个径向间隔布置的摩擦轮以及一个布置在摩擦轮之间的摩擦环的摩擦环变速器解决了上述任务，该摩擦环包围两个摩擦轮中的一个，其中摩擦轮和摩擦环通过一个压紧装置夹紧，其中压紧装置包括至少两个部分压紧装置，并且其中第一部分压紧装置提供压紧力，其大于或者等于由整个压紧装置提供的压紧力，并且第二部分压紧装置减小由压紧装置提供的压紧力。

在这种结构方案中，第一部分压紧装置过量地提供必要的压紧力，使得特别是能够运转安全地承受瞬时的波动。通过第二部分压紧装置可以重新减小过量的压紧力，由此使得损失最小化，而不存在在瞬时冲击时或者类似的情况下没有足够的压紧力供使用的危险。

压紧装置，特别是第一部分压紧装置可以包括一个弹簧元件。在此该弹簧元件可以这样构造，使得其提供一个基本载荷，这样压紧装置用其能够可变地响应的其它机械压紧设备只需要由该基本载荷出发提供压紧力。压紧力特别适用于第一部分压紧装置，这样由第一部分压紧装置通过的特征曲线可以选择得明显更平整。由此特别可以实现，为机械压紧设备设置线性的匀变，而不必提供太大的压紧力，过大的压紧力必须通过第二部分压紧装置补偿。不言而喻，这种由两个部分压紧装置组成的至少包括一个弹簧元件的装置出于这个原因不依赖于本发明的其它特征在摩擦环变速器或者无级变速器中是优选的。当第二部分压紧装置具有液压组件时这是特别适用的。

与此相应，作为附加或者替代方案，当第二压紧装置施加一个与由第一部分压紧装置施加的力反向的力时也是有利的。通过这种方式特别可以减小力同时运转可靠。此外在这种装置中，第一部分压紧装置可以直接利用其特征曲线，如果必要，阻碍由第二部分压紧装置引起的力减小。

与此相应，优选用第二部分压紧装置部分补偿由第一部分压紧装置施加的力，这在合适的结构方案中也可以不依赖于前述特征获得上述的优点。

当压紧装置以合适的方式进行优化，即使仅将上述特征单独应用于压紧装置或者相应的变速器，这些特征也会显著减小损失。特别是可以将通过压紧力引起的支承力降至最小，由此可以很大程度上避免损失，各个传动元件以该支承力支承在机架或者壳体上。在此在上述的装置中特别可以将安全系数降至最低，该安全系数用于在必要时防止运行参数不可预控或者快速的变化而设置，因为第一部分压紧装置能够快速或者以足够的力储备进行反应。相反，在正常的运行状态下，优选通过第二部分压紧装置将压紧力或者引起的与机架或者壳体的夹紧力减小。这降低了总损失，因为冲击或者快速的变化只是瞬时出现，并由此在整个运行时间内只起次要作用。

不言而喻，按本发明的压紧装置可以用于具有一起转动的传动元件的不同变速器中。其特别适用于这种装置，其中各个传动元件通过摩擦连接相互作用、或者相互摩擦作用或者在压紧力不足时存在滑动危险地相互作用。特别是通过这种压紧装置在这种装置中能够使得损失减至最小。

在一种液压系统中，例如可以通过一个电磁致动的活塞来施加相应的压紧力。这种装置结构小而紧凑，并且具有简单的机械构造。

该活塞可以在其升程上首先关闭溢流孔/补注孔。通过这种装置或者方法在任何时候都能保证在活塞和压紧装置之间存在足够的液压流体。如果给活塞施加一个力，则活塞将流体沿到压紧装置的方向一直压缩，直到该压紧装置产生一个足够大的反压力。如果活塞没有加载，那么过多的流体就通过孔漏出，而另一方面在流体太少时，可以通过这个孔从储液罐来补给流体。

作为替代方案，对于液压致动装置可以设置齿轮泵。这种齿轮泵相对比较廉价，此外还有优点是，其极少需要维护保养并且运转可靠，也可以施加可变的压紧力，例如通过可变的旋转速度或者可变的扭矩。特别可以用电磁方式驱动齿轮泵，其中优选提供随电流变化的扭矩。这点特别可以通过电流限制或者电流调节来实现，这一般在汽车上比电压调节更容易实现。另一方面，电压调节特别在数字致动的时候特别有利，因为可以简单地实现。通过这种方式能够简单且可靠的提供可变的压紧力，其中齿轮泵的叶轮甚至不需要完全密封，并且完全可以存在滑移。特别在一种调节扭矩的致动方案中，必要的压紧力例如通过较高的转速来保证。

也可以应用另一种泵，特别是另一种类似于齿轮泵的只提供压力梯度的泵或者具有内部渗漏的泵来代替齿轮泵。

不言而喻，这种用于产生可变压紧力的装置也可以不依赖于压紧装置或者变速器的其它特征优选用于无级变速器，特别是锥形轮摩擦环变速器，以使得在整个调节行程或者变速比的整个带宽上都能保证对于无级变速器最优的压紧力。

作为附加或者替代方案，还提出了一种用于运行具有至少一个输入元件和至少一个输出元件的摩擦环变速器的方法，输入元件和输出元件借助于压紧装置相互压紧，该方法的优势在于，压紧装置以一个运行状态-压紧力特征曲线运行，该特征曲线在摩擦变速器的静止状态和第一运行状态之间具有与第一运行状态和第二运行状态之间不同的平均斜率。同样作为附加或者替代方案提出了一种具有至少两种运行状态的摩擦环变速器，其中至少一个输入元件和至少一个输出元件借助于至少一个压紧装置以一个根据各个运行状态变化的压紧力相互压紧，并且该方法的优势在于具有上述运行状态-压紧力特征曲线的压紧装置。通过这种方法或者通过这种装置可以不依赖于本发明的其它特征提高摩擦环变速器运行时的经济性。

特别的压紧装置这样一种可变的特征曲线在所有摩擦变速器中都是优选的，在这种摩擦变速器中至少一个输入元件以及至少一个包围该输入元件的输出元件相互之间摩擦作用。这里对于概念“摩擦”包括两个旋转的传动元件之间非形状配合连接类型的任何相互作用，其中在过高的扭矩下在这两个传动元件之间允许出现非破坏性的滑动。特别是这个概念还包括这样一种相互作用，其通过两个传动元件之间的静液力或者动液力或者静电力或者电动力或者磁力作用。由此本发明还特别包括摩擦变速器，其中在本身的机械传动元件之间还留有用流体、例如一种气体或者一种液体填充的间隙，并且速度、间隙宽度、压力以及类似的参数的大小使得流体例如通过剪力引起两个传动元件之间的相互作用。就此而言这种可变的特征曲线也适用于这样一种摩擦变速器，其中在两个传动元件之间设有一种传递这种作用的媒质或者多种这样的媒质，例如流体，但是也可以设置其它传动元件。

在所有这种装置中，两个传动元件之间的相互作用很大程度上由作用在传动元件各个作用面上的力来控制。例如由EP 0 878 641 A1或者由EP 0 980 993 A2公开的，为此可以将这两个传动元件以适当的方式夹紧，例如可以通过适当的轴承来保证。另外如在这些文献的一些实施例中所示，可以设置压紧装置，其根据输出扭矩提供超出确定的基本载荷的可变的压紧力，这样在高的输出扭矩下也能产生高的压紧力，由此可以相应地提高摩擦变速器可以传递的扭矩。但是根据现有技术这种装置在这种摩擦变速器中会造成相对高的损失，由此其经济性就成了问题。

如上所述，输入元件和输出元件不必直接连接，更确切地说也可以考虑中间传动元件或者传递摩擦连接的机构，如附加的流体或者其它相互作用机构。由于变速器中存在的力平衡，输入元件和输出元件也可以互换。但是因为这种变速器通常位于复杂的传动系中，这种差异通常必须保留。另外不言而喻，这两个传动元件的相互压紧也可以通过这些传动元件交错指向的自由度实现，只要在挤压或者压紧中使用的自由度的至少一个分量以适当的方式对准相应的传动元件的作用表面。

按本发明的摩擦环变速器可以在不同的运行状态以及在考虑不同的运行状态参数的情况下运行。这种运行状态参数例如可以是输入或者输出扭矩、转速、力或者力关系、压力或者也可以是温度、时间或者类似的量以及与此成比例的测量值。在这种摩擦变速器运行期间，各个运行状态参数用于不同的运行状态，其中-根据具体的实施方式或者实现方式-一些运行状态参数只有次要的意义，但是与其它的容易测得的运行状态参数成比例。

一种可变的特征曲线例如可以作为附加或者替代方案通过一种摩擦变速器实现，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组件的压紧装置可以使得运行状态-压紧力特征曲线用相对简单的装置与所希望的要求相匹配。这特别适用于运行状态-压紧力特征曲线不同的平均斜率，如上所述。与此相关概念“平均斜率”描述了两种运行状态之间或者一种运行状态与一种静止状态之间的值，其通过平均斜率或者通过对运行状态-压紧力特征曲线以相应的间隔的一阶导数的平均直线计算获得。通过斜率变化可以使运行状态-压紧力特征曲线至少在两个方面在传动装置中进行必要的优化。这样根据各种具体的运行状态，在这两种运行状态之间确保得到尽可能最佳的传动力关系，从而对于当前运行状态可以尽可能选择最佳的压紧力。由此在摩擦变速器最佳的功率下使损失最小化。与此相反，第一运行状态和静止状态之间特征曲线的匹配实现了这两种状态之间直接的过渡，另外由此基本载荷以及由此基本损失被最小化。在此不言而喻，这种措施本身无需获得最优的效果，虽然这里-根据边界条件-已经是这种情况。但是专家还可以由此改善这种摩擦变速器的功率能力。在此可能的话还要详细研究其它提高功率的措施与-有可能-较高的成本之间的协调。

当这两个压紧单元作为压紧装置的组件具有不同的运行状态-压紧力特征曲线的时候则特别有利。通过这两种特征曲线的组合压紧装置的总特征曲线明显且以可行的方式相应的匹配。

优选使这两个压紧单元在第一种运行状态中分别产生用于压紧力的第一量值，并且在第二种运行状态中分别产生用于压紧力的第二量值，其中第一压紧装置的第一和第二量值之间的差值与第二压紧装置的第一和第二量值之间的差值不同。通过这种方式提供了一种系统，其中每个压紧单元在各个运行状态下对压紧装置的总压紧力作出不同的贡献，由此整个压紧装置的特征曲线可以通过设计简单的方式进行改变。

在此可以将两个压紧单元不依赖于本发明的其它特征，在运行状态测定以及/或者压紧力方面设计成并行或者串行作用。由此以及通过相应的耦合器的合适的传动比可以使压紧装置的总特征曲线容易地与现有的要求相匹配。

虽然通过合适的弯道或者类似的措施可以使这种压紧装置的运行状态-压紧力特征曲线在较宽的范围内进行匹配。但是这通常具有缺点，即外部的干扰，例如公差、间隙、热膨胀或者类似的干扰可能会引起特征曲线的偏移，这样特征曲线不再是相应的运行状态的准确函数。在此特别在这种情况下不能保证运行状态改变也引起所希望的压紧力的变化。出于这个原因-也不依赖于本发明的其它特征-提出，至少一个压紧单元，优选两个或者所有压紧单元的运行状态-压紧力特征曲线具有基本上恒定的斜率。这种装置对于公差问题或者上述的干扰相对不敏感，因为在每个相应设计的压紧单元中，由于特征曲线的恒定的斜率，外部干扰比起各个不依赖于干扰引起对应的压紧力相同的变化的运行状态变化没有那么重要。就此而言，当应用具有不同于直线的总特征曲线的压紧装置的摩擦变速器时，这种解决方案特别有利。在这里不言而喻，概念“基本上恒定的斜率”必须考虑到其它在系统中总归存在的公差以及整个传动系中其余的精度要求，因此就此而言概念斜率的“恒定”不能局限在系统的总精度或者总公差上。

压紧单元优选相互耦联，其中耦联可以是机械的或者动液的或者静液的。这特别适用于这种情况，即压紧单元分别在传动元件处可分离。特别是对于输入侧设置的压紧装置或者压紧单元可以考虑输入载荷，其中这特别可以由此实现，使在部分载荷的情况下减小压紧力，由此可以减小摩擦环变速器的总损失，这样这种传动侧设置的压紧装置或者压紧单元也不依赖于本发明的其它特征，这是有利的。

此外，通过输入侧压紧单元与输出侧压紧单元的耦联还可以在实现最优的全负荷性能的情况下，还减小部分负荷时的压紧力，从而可以使总损失最小化。

作为运行状态参数可以使用各个摩擦变速器的不同参数。其特别可以是输入扭矩、输出扭矩、总载荷、出现的力或者其它前面已经提到的参数。

特别优选检测输出和/或输入扭矩以及-可能的话-总载荷，因为由此可以直接获得关于两个传动元件摩擦连接处产生的或者需要的力的信息。

与此相应，当对于静止状态和第一运行状态或者第一运行状态和第二运行状态之间的平均斜率的比较，第一运行状态在全负荷下是所预期的最低扭矩，而第二运行状态在全负荷下是所预期的最高扭矩时是有利的。与此相应，可以为特征曲线合适的参数选择测定用于全负荷下所预期的最低扭矩和全负荷下所预期的最高扭矩的必要的压紧力，这样相应的特征曲线就可以直接由这两个点之间的直线构成。

直线作为特征曲线的优点在前面已经详细解释过。同样在静止状态或者使变速器安全起动而不产生滑动以及/或者不发出咔嗒声所需要的最小压紧力以及在全负荷下所预期的最小扭矩所必要的压紧力之间设计成直线，这样在此也可以在使用具有恒定斜率的特征曲线时利用公差敏感度。这种特征曲线选择具有重大优点，即基本载荷被强制限制在必要的最小值上，这样与此相关也可以优化这种摩擦变速器的效率。

优选使两个压紧单元分别在其压紧力或者在其对压紧装置的总压紧力的贡献方面通过不同的运行状态参数来改变。这样就此而言可以使一个压紧单元例如根据其输入扭矩或者总载荷，而一个压紧单元根据其输出扭矩改变压紧力。通过这种方式可以使摩擦变速器的总体性能在一个大的带宽上与给定的要求相匹配，这样特别可以在其效率方面可以进行优化。

附图说明

本发明的其它优点、特性以及目的根据下面所示附图来详细说明。

附图示出：

图1示出了按本发明的第一种带有压紧装置的变速器的示意剖视图；

图2以跟图1类似的视图示出了按本发明的第二种带有压紧装置的变速器的输出锥形轮；

图3以跟图1类似的视图示出了按本发明的第三种带有压紧装置的变速器的输出锥形轮；

图4示出了按图1的实施例的力关系的示意图；

图5示出了按图2和3的实施例的力关系的示意图；

图6示出了一种替代方案的力关系的示意图；

图7示出了一种替代方案的力关系的示意图；

图8示出了另一种替代方案的力关系的示意图；

图9示出了另一个实施例的力关系的示意图；

图10以跟图1类似的视图示出了图6中所示替代方案的示意剖视图；

图11以跟图1类似的视图示出了图6中所示替代方案的替代改装方案；

图12示出了另一种具有替代方案的压紧装置的变速器的示意剖视图；

图13示出了用于本发明变速器的液压致动装置；

图14示出了按本发明的摩擦变速器的示意剖视图；

图15示出了图14中的示意断面图；

图16示出了图14和15中压紧装置的工作原理的示意图；

图17示出了按图14和15的装置的内滚珠单元的特征曲线；

图18示出了按图14和15的装置的外滚珠单元的特征曲线；

图19示出了按图14和15的装置的整个压紧单元的特征曲线；

图20示出了按图14和15的装置的内滚珠单元的替代方案的特征曲线；

图21示出了按图14和15的装置的外滚珠单元的与图20的特征曲线匹配的特征曲线；

图22示出了考虑按图14和15的装置的按图20和21的特征曲线的整个压紧单元的特征曲线；

图23示出了压紧装置可能的特征曲线；

图24示出了压紧装置另一种可能的特征曲线；

图25示出了一种特别优选的特征曲线方案；

图26示出了按本发明的第二种摩擦变速器的示意剖视图；

图27示出了按图26的装置的输入压紧单元的特征曲线；

图28示出了按图26的装置的输出压紧单元的特征曲线；

图29示出了按图26的装置的整个压紧单元的特征曲线；

图30示出了按本发明的第三种摩擦变速器的示意剖视图；

图31示出了按本发明的第四种摩擦变速器的示意剖视图；

图32示出了按图30和31的装置的输入压紧单元的特征曲线；

图33示出了按图30和31的装置的输出压紧单元的特征曲线；

图34示出了按图30和31的装置的整个压紧装置的特征曲线。

具体实施方式

按图1的变速器包括一个输入锥形轮1和一个输出锥形轮2，其通过一个可调节的摩擦环3以公知的方式相互作用。在此输入锥形轮1与输入轴4有效连接，而输出锥形轮2与输出轴5有效连接。锥形轮1、2在这个实施例中在径向方向上通过圆柱滚子轴承6支承。此外锥形轮1、2在这个实施例中在轴线方向上通过四点支承滚动轴承7A相互夹紧，这样就可以施加必要的压紧力，由此扭矩就可以通过摩擦环3从输入锥形轮1传递到输出锥形轮2上或者反向传递。输入锥形轮1的轴向支承在该图中没有详细示出，但是例如可以同样通过四点支承滚动轴承7A或者也可以通过推力圆柱滚子轴承或者类似的装置实现。

此外为了夹紧或者产生必要的压紧力，在输出轴5和输出锥形轮2之间设置一个压紧装置8，而在该实施例中输入轴4直接与输入锥形轮1连接。压紧装置8能够改变输出轴5上输出锥形轮2和轴承7A之间的轴向距离，或者-在夹紧状态下-产生相应变化的压紧力。

不言而喻，代替轴承6和7A也可以使用其它轴承装置，例如径向推力球轴承、球面推力滚珠轴承、向心推力球轴承、圆锥滚子轴承或者类似的轴承或者这类轴承的相互组合，以使得锥形轮1、2一方面径向另一方面充分轴向夹紧支承。同样也可以使用例如流体动力轴承或者流体静力轴承。

在运行时摩擦环3能够以这里未详细解释的、但是公知的方式和方法调节，并且可以通过这种方式选择变速器的传动比。不言而喻，在运行时整个装置特别承受或者可以承受不同的扭矩。因为在两个锥形轮1、2有效连接的情况下涉及一种摩擦连接，优选选择足够大的压紧力，由此在摩擦环3上出现可控制的滑动。另一方面不必要的大的压紧力会导致相当大的基本载荷，其同样不利于摩擦变速器的效率。可控制的以及特别是足够大的滑动是有利的，以简化变速器的控制，因为这样只需要转速作为控制量，而扭矩通过压紧力相应的匹配以及传递。

这里提到，摩擦环变速器在可控制的滑动下的运行不依赖于本发明的其它特征也是有利的，以避免过大的损失，这个损失由防止滑动的过大的压紧力引起。

为了能够以合适的方式调节压紧力，在本实施例中选择了一种根据扭矩调节压紧力的方式，但是其中压紧力如下面还要解释的，也可以根据其它运行状态来选择。如从图1可以直接看出，对于压紧力调节特别可以选择输出扭矩作为调节参数。

在本实施例中，压紧装置8包括两个调整盘9、10，其具有用于滚珠11的导轨，并且一方面通过轴5上的调整盘9、另一方面通过输出锥形轮2上的调整盘10支承。在此调整盘9或者10这样设计，使得扭矩从输出锥形轮2传递到调整盘10、通过滚珠11传递到调整盘9并在那里传递到输出轴5上。滚珠11的导轨在此这样设计，使得增加的扭矩引起两个调整盘9、10相互转动，其同样使得滚珠11沿着导轨偏移，由此调整盘9和10相互压开。在一种刚性的理想的装置中，不会有运动，扭矩通过斜的导轨直接引起压紧力提高。通过这种方式压紧装置8产生一个依赖于输出扭矩的压紧力。

这种装置的优点在于，其作为机械装置具有非常短的反应时间，并且特别对输出端的传动系中的冲击能够很好地作出反应。

平行于滚珠11，调整盘9、10通过弹簧装置12相互压开，该弹簧装置12给压紧装置8施加一个特定的基本载荷。由此可以给调整盘9、10中的滚珠11设置线性匀变，而不会通过压紧装置8提供过大的压紧力。在此线性匀变的优点是，该特征曲线与其它的量无关、例如与热膨胀过程或者结构公差无关。

可惜的是这种由调整盘9和10以及滚珠11和弹簧12组成的装置的特征曲线只能有条件地优化。就此而言该特征曲线具有其中提供过大的压紧力的区域。由此相应的变速器的总损失会显著增加。出于这个原因，图1中的装置具有力补偿，特别是对于部分负荷区域。在该实施例中这种力补偿是液压实现的，即通过在与输出轴5连接的盘和压紧盘10之间通过液压产生一个压力，该压力与由滚珠产生的压紧力反向作用。通过这种方式由滚珠11和弹簧12产生的过大的或者不必要的压紧力通过液压来补偿，即通过与输出轴5固定连接的构件13产生一个反力。在此这种补偿是这样进行的，也根据摩擦环的位置轴向沿着两个锥形轮相应地控制总压紧力，其中在摩擦环3包围输出锥形轮2粗的一端的位置上提供相对大的压紧力，该压紧力用于运转可靠地避免摩擦环3的浮动。代替位置测量也可以例如选择传动比作为与位置成比例的特征量。同样也可以考虑其它特征量，其应用与此相应。摩擦环3定位得离输入锥形轮1的尖端越远，压紧力补偿程度越大。另一方面可以考虑，如果可以控制对抗效果的话，则补偿可以稍小。

图4示意示出了相应的情况，其中箭头的粗细反应了各个力的大小。由此通过液压压力14补偿了滚珠11或者弹簧12过大的力，这样轴承6、7A不必加载。在此箭头90示出了输出轴5的外力，箭头91示出了输出锥形轮的外力，而箭头92示出了内力。

在图1所示的实施例中，液压压力14通过液压管路15提供，该液压管路15布置在一根附加轴16中，该附加轴16通过螺纹件17与轴5固定连接。此外螺纹件17还封闭了填充孔18，其与管路19和侧凹部20共同用于给液压腔运行可靠且无气泡的填充。轴16在其背对输入轴5的端部具有液压密封件，这样就可以从外面以希望的方式并且容易的建立或者控制液压压力14。

此外按图1的装置具有一个装配体21，输出锥形轮2通过该装配体21径向支承。通过装配体21可以容易地将压紧装置8安装到输出锥形轮2的内部。

图2所示的装置基本上相应于按图1的实施例，因此相同作用的组件设有相同的附图标记，并且不再重新详细说明。

但是在该实施例中基本载荷不通过并联的弹簧而是通过与压紧装置8串联的弹簧22来产生，其支承在输出轴5上，这在本实施例中在四点支承滚动轴承23上实现，由此该四点支承滚动轴承一方面用于调整盘9和输出轴5之间压紧力的传递，另一方面用于输出锥形轮2相对于输出轴5的轴向支承。

此外液压补给装置24与图1的实施例中的液压补给装置24相反伸入输出锥形轮2很里面，这样相应的密封件25直接布置在与输出轴5固定连接的构件13上，该构件下面被称为压力板13。通过给设置在液压补给装置24中的管路26加载压力，在压力板13和调整盘10之间建立一个液压压力14，其与由滚珠11施加的压紧力反向作用，并由此减小压紧装置8的总压紧力。

如从图2可以直接看出，在该实施例中压力板13拧紧在轴5上，而在图1的实施例中，一个具有前述的双重作用的附加螺纹件用于此。在调整盘10和压力板13之间设置的液压腔通过密封件27(图1中未示出)向外密封。

如从图5可以直接看出，由图2中所示的装置得到一种与图1和4中所示的实施例类似的工作原理。这里也通过压力14产生补偿力，这样总压紧力以及由此作用在轴承6、7A上的夹紧力可以通过压力14减至最小。

代替液压装置，也可以为第二部分压紧装置代替建立压力14的装置而选择一个机动装置，如图3示例性所示，其中按图3的实施例在其它方面与按图2的实施例相应，并且如图5所示作用。

该装置也通过一个串联的弹簧装置22来产生基本载荷，该弹簧装置22通过四点支承滚动轴承支承在输出轴5上。为了实现第二部分压紧装置14的机动驱动，在输出轴5的螺纹孔28A中设置一个螺栓28B，其通过四点支承滚动轴承29支承在调整盘10和输出锥形轮2上，其中在这种装置中，螺纹孔28A在其功能上与压力板13的功能相应。螺栓28B可以通过马达30以及变速器31相对于轴5偏移，而马达30通过电线32和滑环33致动，由此可以产生由滚珠11和弹簧22产生的压紧力的反力。

如图6所示，按本发明的装置也可以无需产生基本载荷的弹簧装置实现。相应于图6的情况的示意性的装置在图10和11中示出。这里也设置了一个压紧装置8，其中一个调整盘9支承在输出轴5上，并且具有用于滚珠11的弯道。但是与此对应的滚珠道直接设置在输出锥形轮2中，而不是按图1至5的实施例设置在另一个调整盘中。与此相应，第二部分压紧装置14也可以通过压力腔34直接作用在输出锥形轮2上。在其它方面的工作原理与已经描述过的实施例的工作原理相应，因此就不再详细讨论了。作为补充还要指出，在按图10的实施例中，锥形轮1、2的轴向支承通过推力圆柱滚子轴承7B来实现。此外这个实施例中第二部分压紧装置14的致动首先根据输入扭矩完成，该输入扭矩借助于输入轴4、一个与输入轴4连接的调整盘35、滚珠36以及一个与输入锥形轮1不可转动连接、但是轴向可偏移的活塞37测定，并且通过管路38液压方式传递到压力腔34中。在此管路38通过套管39分别密封地与跟锥形轮1、2一起转动的组件连接。

除了通过构件35、36、37构成的输入扭矩致动装置40外，第二部分压紧装置14还可以通过活塞41根据其它参数致动或者调节。

图11示出了图10的实施例的一种机械式替代方案，但是其中所测定的输入扭矩通过杠杆装置42传递到第二部分压紧装置上。此外通过伺服机构43可以使用其它的调整参数来调节第二部分压紧装置。

第二部分压紧装置或者整个压紧装置可以通过不同的调整参数致动或者调节。这些调整参数特别可以是马达扭矩、输入转速、输出转速、摩擦环3的调节形成或者调节位置、变速器或者变速器润滑油的温度、车轮转速或者例如ABS(防抱死制动系统)信号、外部冲击识别或者其它参数。

如上所述，相应的测量值可以以液压、机动或者以其它方式传送到压紧装置8上。在液压系统中，这特别可以通过泵、例如齿轮泵或者通过在汽车中已经存在的泵以及相应的压力调节装置实现。此外也可以考虑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，其可以从储液罐64输送流体。在此也可以通过施加在电动机62上的电压63在齿轮泵61上施加一个扭矩，该扭矩这样使齿轮泵旋转，使得由此流体或者压紧装置8产生一个与由扭矩引起的压力相应的反压力。

图7中示出了一种类似的工作原理，其中内力92借助于与液压压力14并联的滚珠11以及一个与液压压力14串联的弹簧装置12提供。输出轴5的外力90和输出锥形轮2的外力91与内力92反向。

在图8中所示的替代方案的工作原理包括一个由滚珠11和与之并联的液压压力14组成的装置，其中滚珠11和液压压力14引起内力92。输出轴5的外力90和输出锥形轮2的外力91与这个内力92反向。按图8的装置与按图6的装置一样不需要附加的弹簧元件。

在按图9的实施例中，滚珠11、液压压力14以及弹簧元件12在其工作原理上是并联的。由此得到了内力92，其与外力90和外力91反向。

在图12中所示的变速器包括一个输入锥形轮1和一个输出锥形轮2，其通过一个可调节的摩擦环3相互作用。输入锥形轮1与输入轴4有效连接，而输出锥形轮2与输出轴5有效连接。输入锥形轮1在该实施例中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特别适用，除了能承受径向作用力外还能承受轴向作用力。输出锥形轮2在该实施例中只通过圆柱滚子轴承6支承，其中输出锥形轮2的输出轴5附加地通过圆锥滚子轴承81支承。特别是通过圆锥滚子轴承81两个锥形轮1和2在轴线方向上相互压紧，使得能够施加必要的压紧力，以便能够将扭矩通过摩擦环3从输入锥形轮1传递到输出锥形轮2上以及反向传递。

此外为了压紧或者产生必要的压紧力，在输出轴5和输出锥形轮2之间设置一个压紧装置8，而在这个实施例中输入轴4同样直接与输入锥形轮1连接。在这个实施例中压紧装置8也可以改变输出锥形轮2和输出轴5上圆锥滚子轴承81之间的轴向距离或者-在压紧状态下-产生可相应变化的压紧力。

不言而喻，如上所述，在这个实施例中设置的轴承6、80和81也可以用其它的轴承装置代替或者与其它的轴承装置联合使用，以使锥形轮1和2一方面在径向支承、另一方面在轴向充分夹紧地支承。在此也可以使用流体动力学轴承或者流体静力学轴承。

这里所示变速器的传动比借助于摩擦环3的偏移来选择，由此在整个装置上作用不同的力、特别是不同的扭矩。为了使压紧力以及由此使两个锥形轮1和2之间的摩擦连接与不同的运行条件有利地匹配，压紧装置8包括两个调整盘9和10，其具有用于滚珠11导轨。调整盘9或者10这样设计，使扭矩从输出锥形轮2传递到调整盘10、通过滚珠11传递到调整盘9并从那里传递到输出轴5上。在此用于滚珠11的导轨这样设计，使扭矩的增加引起两个调整盘9和10相互的旋转，其同样使得滚珠11沿着导轨移动，由此调整盘9和10相互压开。在理想情况下，当该装置基本上是刚性的时候，在两个调整盘9和10之间没有旋转运动。在此扭矩通过斜的导轨直接引起压紧力提高。通过这种方式压紧装置8产生了与输出扭矩相关的压紧力。有利的是这里所示的装置作为机械装置具有非常短的反应时间，并且特别是能够对输出端的传动系中的冲击作出良好地反应。

平行于滚珠11，调整盘9和10借助于一个弹簧装置12相互压开，该弹簧装置12在压紧装置8中提供一个确定的基本载荷。因为这个压紧装置8的特征曲线只能有条件优化，该压紧装置8具有力补偿、特别是对于部分载荷区域。在这个实施例中，这个补偿以液压方式实现，即通过在与输出轴5连接的板和调整盘10之间产生一个液压压力，其与由滚珠11和弹簧12产生的压紧力反向作用。通过这种方式可以以液压方式补偿由滚珠11和弹簧12产生的过大的或者不必要的压紧力。

该压力通过液压管路15提供，该液压管路15设置在附加轴16中。在压紧装置8和输出锥形轮2之间设置了一个润滑油腔82。通过润滑油腔82中的润滑油可以更好地补偿离心力，该离心力尤其是作用在压紧装置8中的润滑油上。为了有足够大量的润滑油用于调节压紧装置8，设置一个储液箱64。在此可以通过施加在电动机62上的电压63给泵61施加扭矩，泵61这样调节，使得由此流体或者压紧装置8产生一个与由扭矩引起的压力相应的反压力。

在图13中示出的实施例作为合适的替代方案示出，其中在壳体44上通过一个定位件45设置了一个线圈46，在该线圈内部布置了一个具有活塞48的芯47，芯47通过弹簧49压入壳体44中。如果给线圈46施加一个电流，那么芯47就会克服弹簧力49压入线圈46的中央，这样活塞48就被推入液压缸50中，并通过这种方式在液压缸50和与此连接的管路51中产生一个根据线圈上施加的电压变化的压力。管路51例如可以与一个按图1和2实施例中的供给装置26或者与按图10实施例的管路38连接。

在液压缸50中设有一个开孔52，其在活塞前进运动时在第一个位置上被密封封闭。这个开孔52与溢流容器/补注容器53连接，这样可以在整个装置压力降低的状态下补给或者灌注液压液体，以便例如克服渗漏或者由外部影响引起的过压。不言而喻，液压活塞的这种电致动以及/或者防渗漏措施也可以不依赖于本发明其它特征优选应用。

在图14到22所示的以及与其特征曲线一起说明的摩擦变速器具有一个输入锥形轮101和一个输出锥形轮102，其通过一个可调节的摩擦环103相互作用。在此输入锥形轮101与输入轴104相互有效连接，而输出锥形轮102与输出轴105相互有效连接。锥形轮101、102在这个实施例中在径向上通过圆柱滚子轴承106(仅在图14中示意示出)支承。此外，在这个实施例中锥形轮101、102在轴向方向上通过推力圆柱滚子轴承107相互压紧，这样就可以施加必要的压紧力，由此扭矩可以通过摩擦环103从输入锥形轮101传递到输出锥形轮102上以及反向传递。

此外为了压紧或者产生必要的压紧力，在输出轴105和输出锥形轮102之间设置一个压紧装置108，而在这个实施例中输入轴104直接与输入锥形轮101连接。压紧装置108可以改变输出锥形轮102和输出轴105上推力圆柱滚子轴承107之间的轴向距离，或者-在压紧状态下-产生一个与弹簧装置109产生的压紧力相应变化的压紧力。

不言而喻，代替轴承106和107也可以使用其它的轴承装置，例如径向推力球轴承、球面推力滚珠轴承、向心推力球轴承、圆锥滚子轴承或者类似的轴承或者这类轴承的相互组合，以便一方面使锥形轮101、102径向、另一方面轴向充分压紧支承。同样也可以应用例如流体动力学轴承或者流体静力学轴承。

在运行时，摩擦环103能够以这里没有详细说明但是公知的方式方法调节，并且通过这种方式选择变速器的变速比。不言而喻，在运行时整个装置特别是承受不同的扭矩。因为对于两个锥形轮101、102之间的有效连接涉及摩擦连接，优选这样选择压紧力，使得在摩擦环103上出现可控制的滑动。另一方面不必要高的压紧力引起相当大的基本载荷，其同样不利于摩擦变速器的效率。出于这个原因，在本实施例中选择按扭矩调节压紧力，但是其中压紧力也可以按其它运行状态来选择。如从图14和15可以直接看出，可以选择输出扭矩作为调整参数用于压紧力调节，其中也可以是其它的运行状态参数，例如可以利用总负荷或者与此相关的输入扭矩，根据下面描述的实施例加以说明。

在本实施例中压紧装置108包括两个在其扭矩测量方面并联且在其压紧力作用方面串联的压紧单元110、111，其分别通过内滚珠112或者外滚珠113(见图15)表示。滚珠112、113分别在滚珠道中运行，滚珠道设置在锥形轮侧或者轴侧的压紧盘114、115和116中。在此在这个实施例中，轴侧的压紧盘114和115相对于输出轴105不可转动布置，而锥形轮侧的压紧装置116相对于输出锥形轮102不可转动布置。另一方面压紧盘114、115、116通过相应的滑动轴承117、118、119可轴向移动地支承在这些各自的组件上。

由此当扭矩通过轴承119从输出锥形轮102传递到压紧盘116上，从那里通过滚珠112、113以及通过压紧盘115和轴承118传递到压紧盘114上，并通过轴承117从压紧盘114传递到输出轴105上时，压紧盘114、115、116轴向克服弹簧装置109的弹簧力以及压紧轴承120移动，该压紧轴承120通过一个推力圆柱滚子轴承121和支承板122支承在输出锥形轮102上，并且通过这种方式根据弯道产生与扭矩相关的压紧力。与此相关，图16示出了压紧装置108上部在低扭矩情况下的布置，而下部区域示出了在高扭矩情况下的布置，其中在下部区域中可以看出，压紧盘116在较高的扭矩下贴靠在输出锥形轮102的凸肩123上，这样通过这种方式整个装置的特征曲线可以容易地根据扭矩来改变。

在此图16以平面形式示意示出了两个压紧装置110和111的相互作用，其中对于与图14和15中组件相同作用的组件也用相同的附图标记。可以直接看出，滚珠112、113在设置的滚珠道中以不同的倾角β、γ运行。必要时也可以使用复杂的轨道，其中出于可靠性的原因，例如克服间隙或者热效应，特别优选使用线性轨道。在给定的移动或者给定的扭矩下，例如在图16的下方根据相对于图16上部的装置的调整路径V所示，该滚珠轨道分别引起升程H1或者H2，由此得到总升程G。通过挡块来限制升程H1，这样总升程G与调整路径就不成线性关系。

滚珠道例如也可以这样构造，使其得到图17和18中所示的特征曲线。由此由于与扭矩相关的并联就得到了图19所示的特征曲线，其中由于在扭矩方面并联扭矩是叠加的，而由于在轴向压紧力方面串联两个压紧单元的压紧力是相同的。随着到达凸肩123。只有外部压紧单元111的特征曲线对总特征曲线作贡献。

图20至21示出了另一种特征曲线方案，其中通过内部压紧单元的负的斜率得到一个特别希望的总特征曲线(图22)。

从图17至22可以直接看出，在本实施例中该压紧单元的运行状态-压紧力特征曲线或者扭矩-压紧力特征曲线具有基本上恒定的斜率。虽然其斜率基本上是恒定的，但是通过使用两个压紧单元，尽管斜率是基本上恒定的，但还是可以得到与各个要求相匹配的特征曲线。这也可以由此实现，使两个压紧单元110、111在第一扭矩下分别引起压紧力的第一量值，在第二扭矩下分别引起压紧力的第二量值，其中第一压紧装置110的第一量值和第二量值之间的差值与第二压紧装置111的第一和第二量值之间的差值不同。

通常摩擦变速器在不同的运行状态参数中以一定的运行区间运行。在压紧力方面，在此通常要求在该区间的下端存在一定的第一压紧力，而在该区间的上端存在一个较高的压紧力。为了在可能的公差的情况下不引起问题，优选在运行区间中这两个点之间设置恒定斜率的运行状态-压紧力特征曲线。在这个前提下，使用一个只包含一个压紧单元的压紧装置就可以实现图23中所示的特征曲线，即使运行区间只在50Nm和350Nm之间。但是这会导致在该系统中存留一个巨大的基本载荷，这会显著降低效率。这种情况例如可能由此遇到，弯道包含变化的斜率，如图24所示。在此特征曲线优选在50Nm和350Nm之间的运行范围内具有基本上恒定的斜率，并且在静止状态(0Nm)时在这个运行范围下方下降到接近于0N的压紧力，特别是小于1N。通过这种方式整个系统中的基本载荷显著下降，由此可以提高总效率。但是在一个压紧单元的情况下弯道变化的斜率潜在公差问题，这在本发明中如上所述通过使用至少两个压紧单元来避免。

本发明优选提出，特别如在图24和25中所示，运行状态-压紧力特征曲线在一个运行范围(参照图24或者25中50Nm到350Nm)具有比这个运行范围下方小的平均斜率。由此可以降低整个系统的基本载荷，从而提升效率。另一方面也可以考虑这种装置，其具有与图19所示特征曲线类似的运行范围在100Nm和350Nm之间的特征曲线。这种特征曲线特别也可以由两个压紧单元在较低的公差敏感度的情况下实现。

此外为了使整个系统中的损失最小化，优选将压紧力根据第二运行状态、特别例如根据总负荷或者输入扭矩来减小，例如在图25中所示。通过这种方式进一步提高了整个系统的效率。

后者例如也可以通过图26中所示的装置来保证。这种装置基本上相应于图28和29中所示的装置，其中锥形轮101和102在这种装置中除了通过圆柱滚子轴承106来支承外，在轴向方向上通过径向推力球轴承124来支承。

在这个实施例中，压紧装置也通过两个压紧单元125、126来构成。但是与按图28和29的装置的结构方案不同，一个压紧单元125布置在输出锥形轮102处，而另一个压紧单元126布置在输入锥形轮101处。通过这种方式可以使整个压紧装置直接测定输入扭矩以及输出扭矩，并转化成压紧力。压紧单元125、126具有图27和28所示的特征曲线。由此得到图29中所示的特征曲线，其基本上相应于输出压紧单元125的特征曲线，但是在低扭矩下根据载荷过渡到水平部分中。在此选择的输出压紧单元125的特征曲线的斜率使得该特征曲线与理想的全负荷特征曲线在运行区间中相交，这样在高输出扭矩的情况下就得到一个足够大的压紧力。此外这样设计整个装置，使得在全负荷情况下并且在低转速范围内也不低于理想全负荷特征曲线。在部分载荷时可以根据载荷低于全负荷特征曲线，由此尽管在全负荷运行时提供了过高的压紧力，还可以进一步减小系统中的总负荷。通过选择输出压紧单元125特征曲线的斜率，可以将其与理想全负荷特征曲线的交点推移，以便使用这种方法使总损失最小化。从图29可以直接看出，在运行范围内输出压紧单元125的特征曲线的斜率可以选择地与理想全负荷特征曲线的斜率不相等，因为这样的话不会通过第二压紧单元126起作用。

另一方面后者可以在两个压紧单元125和126耦联的情况下实现，如根据图30和31示例性所示。这种装置也基本上相应于按图28和29或26的装置，其中相同作用的组件也用相同的附图标记标出。

在这个实施例中，压紧单元125、126也分别布置在摩擦变速器不同的传动元件中，如在按图26所述的实施例中就已经是这种情况。在此压紧单元125、126也分别包括滚珠装置127、128，其分别支承在输入轴104或者输出轴105的压紧盘129、130上。另一方面滚珠128支承在一压紧盘131上，其可轴向移动，但是相对于输入锥形轮101不可转动地设置。这种压紧盘同时用作具有活塞133的液压反向耦合器132的活塞，该活塞本身与压紧盘130连接。在输出端的压紧单元125中没有设置另一块压紧盘，因为滚珠127在其它情况下直接设置在输出锥形轮102处，其中与此相关也可以设置一个独立的压紧盘用于固定相应的弯道。

液压反向耦合器32通过套管134、13引入锥形轮101、102的内部，其中代替这种液压反向耦合器132也可以设置相应于按图31的装置的机械系统135，其与压紧单元125、126相应的板136、137相互作用。

这种耦合器可以使输出压紧单元125的特征曲线在运行范围内精确地具有理想特征曲线的斜率(例如参见图25)。通过输入压紧单元126，该特征曲线提升到希望的高度。在低负荷时，根据载荷相应地下降，这样整个装置基本上按图25的理想特征曲线运行，如在图34中可以看出。

Claims (32)

1.摩擦环变速器，具有至少两个径向间隔布置的锥形摩擦轮(1、2)以及一个布置在锥形摩擦轮之间的摩擦环(3)，该摩擦环包围所述两个锥形摩擦轮中的一个，其中所述锥形摩擦轮(1、2)和摩擦环(3)通过一个压紧装置(8)夹紧，其特征在于：该压紧装置包括至少两个部分压紧装置(9、10、11；14)，其中这两个部分压紧装置中的第一个部分压紧装置的反应时间比这两个部分压紧装置中的第二个部分压紧装置的反应时间短。

2.按权利要求1所述的摩擦环变速器，其特征在于：所述第一部分压紧装置(9、10、11)不受调节。

3.按权利要求1或者2所述的摩擦环变速器，其特征在于：调节或者控制所述第二部分压紧装置(14)。

4.按权利要求1或2所述的摩擦环变速器，其特征在于：所述第一部分压紧装置(9、10、11)提供一个压紧力，该压紧力大于或者等于压紧装置(8)所提供的压紧力，并且所述第二部分压紧装置(14)减小由第一部分压紧装置(9、10、11)所提供的压紧力。

5.按权利要求1或2所述的摩擦环变速器，其特征在于：所述压紧装置包括一个弹簧元件(12、22)，其中平行于滚珠(11)地使调整盘(9、10)通过弹簧装置(12)相互压开，该弹簧装置(12)给压紧装置(8)施加一个特定的基本载荷。

6.按权利要求1或2所述的摩擦环变速器，其特征在于：所述第二部分压紧装置(14)施加一个与由第一部分压紧装置(9、10、11)施加的力反向的力。

7.按权利要求1或2所述的摩擦环变速器，其特征在于：所述第二部分压紧装置(14)部分地补偿由第一部分压紧装置(9、10、11)所施加的力。

8.按权利要求1或2所述的摩擦环变速器，其特征在于：所述第二部分压紧装置(14)是液压致动的。

9.按权利要求8所述的摩擦环变速器，其特征在于：所述液压致动装置包括一个电磁致动的活塞(48)。

10.按权利要求9所述的摩擦环变速器，其特征在于：所述活塞在其产生压力的升程上首先封闭溢流孔/补注孔(52)。

11.按权利要求8所述的摩擦环变速器，其特征在于：所述液压致动装置包括一个齿轮泵(61)。

12.按权利要求11所述的摩擦环变速器，其特征在于：所述齿轮泵由一个电动机(62)致动，该电动机施加一个与电压相关的扭矩。

13.按权利要求1或2所述的摩擦环变速器，其特征在于：该摩擦环变速器具有至少两种运行状态，其中至少一个作为所述锥形摩擦轮的输入元件(101)和至少一个作为所述锥形摩擦轮的输出元件(102)借助于至少一个压紧装置以一个根据各个运行状态变化的压紧力相互压紧，其中所述压紧装置(108；125、126)包括至少两个在其扭矩测量方面并联且在其压紧力作用方面串联的压紧单元(110、111；125、126)，该压紧单元分别通过内滚珠(112)或者外滚珠(113)表示。

14.按权利要求13所述的摩擦环变速器，其特征在于：所述两个压紧单元(110、111；125、126)具有不同的运行状态-压紧力特征曲线。

15.按权利要求13所述的摩擦环变速器，其特征在于：所述两个压紧单元(110、111；125、126)在第一运行状态下分别引起压紧力的第一量值，而在第二运行状态下分别引起压紧力的第二量值，其中第一压紧装置的第一和第二量值之间的差值与第二压紧装置的第一和第二量值之间的差值不同。

16.按权利要求13所述的摩擦环变速器，其特征在于：所述两个压紧单元在运行状态测定和/或压紧力方面是并行作用的。

17.按权利要求13所述的摩擦环变速器，其特征在于：所述两个压紧单元(110、111；125、126)在运行状态测定和/或压紧力方面是串行作用的。

18.按权利要求13所述的摩擦环变速器，其特征在于：所述两个压紧单元(110、111；125、126)中的至少一个压紧单元的运行状态-压紧力特征曲线具有基本上恒定的斜率。

19.按权利要求13所述的摩擦环变速器，其特征在于：所述压紧单元(110、111；125、126)相互耦联。

20.按权利要求19所述的摩擦环变速器，其特征在于：所述耦联是机械式的。

21.按权利要求19所述的摩擦环变速器，其特征在于：所述耦联是动液式的或者静液式的。

22.按权利要求13所述的摩擦环变速器，其特征在于：所述压紧单元(125，126)中的一个压紧单元布置在输入侧，另一个布置在输出侧。

23.按权利要求13所述的摩擦环变速器，其特征在于：所述摩擦环变速器具有至少两种运行状态，所述压紧装置具有一个运行状态-压紧力特征曲线，其在摩擦环变速器的静止状态和第一运行状态之间具有与第一运行状态和第二运行状态之间不同的平均斜率。

24.按权利要求23所述的摩擦环变速器，其特征在于：所述运行状态与输出和/或输入扭矩成比例。

25.按权利要求23所述的摩擦环变速器，其特征在于：所述第一运行状态是全负荷下所预期的最低扭矩。

26.按权利要求23所述的摩擦环变速器，其特征在于：所述第二运行状态是全负荷下所预期的最高扭矩。

27.按权利要求23所述的摩擦环变速器，其特征在于：所述压紧单元(125、126)中的至少两个压紧单元各自的压紧力通过不同的运行状态参数变化。

28.按权利要求27所述的摩擦环变速器，其特征在于：所述运行状态参数是输入扭矩、输出扭矩、总负荷、力。

29.按权利要求23所述的方法或者变速器，其特征在于：所述压紧装置(108；125、126)具有一个扭矩-压紧力特征曲线，其在扭矩消失时引起的压紧力大约为0N。

30.按权利要求23所述的摩擦环变速器，其特征在于：所述压紧装置(108；125、126)具有一个扭矩-压紧力特征曲线，其在全负荷的情况下，在运行中所预期的最低扭矩和运行中所预期的最高扭矩之间的平均斜率比在低于该运行中所期望的最低扭矩时的平均斜率更小。

31.按权利要求23所述的摩擦环变速器，其特征在于：所述压紧装置(125、126)具有与载荷相关的运行状态-压紧力特征曲线。

32.按权利要求23所述的摩擦环变速器，其特征在于：在低于全负荷的载荷的情况下压紧力比在全负荷的情况下的压紧力小。

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