CN101925758B - 摩擦辊型传动装置 - Google Patents

Abstract

在曲轴(41)的转动控制下，摩擦辊(32)沿径向挤压摩擦辊(31)，从而实现辊(31、32)之间的扭矩传递。辊间径向挤压反作用力作为轴承支撑件(23)、(25)的内力而被抵消，从而不会作用在壳体(11)上。在轴承支撑件(23、25)的位于其相反两端的轴承配合部分之间的中部处形成有收缩部分，以降低轴承支撑件抵抗辊间径向挤压反作用力的支撑刚度。

Description

摩擦辊型传动装置

技术领域

本发明涉及用作四轮驱动车辆的分动器(驱动力分配装置)的摩擦辊型传动装置。 

背景技术

专利文献1公开了一种常用的四轮驱动车辆分动器(驱动力分配装置)。该文献中公开的驱动力分配装置是四轮驱动车辆的分动器，该分动器采用了行星齿轮组并且在主驱动轮和辅助驱动轮之间分配驱动力，其中，扭矩从变速器输入行星齿轮组的托架，然后扭矩从托架通过中心齿轮及环形齿轮被分离并输出至主驱动轮和辅助驱动轮。 

专利文献1：JP 2005-337442A 

在上述这种常规的驱动力分配装置中，由于通过诸如行星齿轮组这样的齿轮组来实现主驱动轮和辅助驱动轮之间的驱动力分配，因此，传向主驱动轮的扭矩(主驱动轮扭矩)与传向辅助驱动轮的扭矩(辅助驱动轮扭矩)之间的分配比仅仅由齿轮规格(对于专利文献1中的构造，为中心齿轮的齿数以及环形齿轮的齿数)所确定。 

因此，主驱动轮扭矩与辅助驱动轮扭矩之间的分配比在整个扭矩范围内是恒定的，从而当驱动力分配装置的输入扭矩增大时，主驱动轮扭矩必然增大，辅助驱动轮扭矩也相应地增大。 

近年来，考虑到全球变暖及燃料费用的暴涨，提高车辆燃料效率对社会来说越发重要。众所周知，减轻车辆的重量可有效地提高车辆燃料效率。为了减轻车辆重量，必须使车辆结构紧凑。在四轮驱动车辆中，也需要使辅助驱动轮的驱动系统紧凑化，同时将驱动系统的强度设置为最小。 

然而，在这样的常规驱动力分配装置中，主驱动轮扭矩与辅助 驱动轮扭矩之间的分配比在整个扭矩范围内恒定，从而当驱动力分配装置的输入扭矩增大时，辅助驱动轮扭矩与主驱动轮扭矩类似地增大，辅助驱动轮扭矩可能会超过因上述原因而紧凑化的辅助驱动轮系统的强度。 

因此，存在这样的问题：这种常规的驱动力分配装置不能用作下述四轮驱动车辆的分动器：为了顺应使车辆紧凑的要求，需要使该四轮驱动车辆的辅助驱动轮驱动系统紧凑化。

发明内容

考虑到上述情况，本发明的首要目的是提供一种摩擦辊型传动装置，其可用作能够将辅助驱动轮扭矩限制在上限以内的驱动力分配装置，从而解决上述问题。 

因此，本发明基于下述摩擦辊型传动装置：该摩擦辊型传动装置通过使一对摩擦辊沿摩擦辊的径向彼此挤压以彼此摩擦接触，从而允许在这两个摩擦辊之间传递动力，并且本发明的目标是：通过摩擦辊间径向挤压力控制使得对扭矩传递容量的控制成为可能，从而使摩擦辊型传动装置更为有用；通过防止摩擦辊间径向挤压反作用力施加在壳体上，实现减轻壳体重量；以及提高摩擦辊间径向挤压力控制(扭矩传递控制)的精度。 

出于上述目的，根据本发明的摩擦辊型传动装置构造为通过使一对摩擦辊沿所述摩擦辊的径向彼此挤压从而以直接方式或间接方式彼此摩擦接触，从而允许在所述摩擦辊之间传递动力，其中，所述摩擦辊中的一个摩擦辊被支撑为相对于曲轴绕偏心轴线旋转，所述曲轴的旋转位置可控，以便调节所述摩擦辊之间的径向挤压力；所述摩擦辊在其轴向的每侧上设置有轴承支撑件，与所述一个摩擦辊相关的所述曲轴以及与另一个摩擦辊相关的摩擦辊轴与所述轴承支撑件轴承配合，从而所述轴承支撑件承受所述摩擦辊之间的径向挤压反作用力；并且每个所述轴承支撑件在所述轴承支撑件的位于其端部的轴承配合部分之间的中部形成有收缩部分，以降低所述轴承支撑件抵抗所述摩擦辊之间的径向挤压反作用力的支撑刚度。 

此外，根据本发明的摩擦辊型传动装置包括：第一摩擦辊，其具有在第一方向上的旋转轴线；第二摩擦辊，其设置为允许与所述第一摩擦辊进行摩擦扭矩传递，并且所述第二摩擦辊设置在相对于所述第一摩擦辊的旋转轴线的第二方向上，所述第二摩擦辊具有与所述第一方向基本平行的旋转轴线；曲轴，其支撑所述第二摩擦辊，从而允许所述第二摩擦辊围绕偏心轴线旋转，并且所述曲轴通过旋转来改变所述第一摩擦辊和所述第二摩擦辊之间的径向挤压力；以及轴承支撑件，其包括：第一轴承配合部分，其枢转地支撑所述第一摩擦辊；第二轴承配合部分，其枢转地支撑所述曲轴；以及中部，其位于所述第一轴承配合部分和所述第二轴承配合部分之间，在与所述第一方向和所述第二方向垂直的方向上，所述中部的尺寸小于所述第一轴承配合部分和所述第二轴承配合部分的尺寸。 

此外，根据本发明的摩擦辊型传动装置包括：第一摩擦辊，其具有在第一方向上的旋转轴线；第二摩擦辊，其设置为允许与所述第一摩擦辊进行摩擦扭矩传递，所述第二摩擦辊具有与所述第一方向基本平行的旋转轴线；曲轴，其支撑所述第二摩擦辊，从而允许所述第二摩擦辊围绕偏心轴线旋转，并且所述曲轴通过旋转来改变所述第一摩擦辊和所述第二摩擦辊之间的径向挤压力；以及轴承支撑件，其包括：第一轴承配合部分，其枢转地支撑所述第一摩擦辊；第二轴承配合部分，其枢转地支撑所述曲轴；以及中部，其位于所述第一轴承配合部分和所述第二轴承配合部分之间，在所述第一方向上，所述中部的尺寸小于所述第一轴承配合部和所述第二轴承配合部分的尺寸。 

附图说明

图1是从四轮驱动车辆上方看到的平面示意图，其示出四轮驱动车辆的传动系，该四轮驱动车辆设置有作为驱动力分配装置的根据本发明实施例的摩擦辊型传动装置； 

图2是图1中的驱动力分配装置(摩擦辊型传动装置)的侧视剖视图； 

图3是沿着图2中的线III-III截取并沿箭头方向看到的剖视图，示出从第二摩擦辊到输出轴的驱动力传递部分； 

图4是图1中的驱动力分配装置的另一构造的侧视剖视图； 

图5是图4中所示的驱动力分配装置中采用的曲轴的侧视剖视图； 

图6是示出图2中所示的驱动力分配装置(摩擦辊型传动装置)的摩擦辊间扭矩传递容量相对于摩擦辊间径向挤压力的变化特性的特性曲线图； 

图7是示出图2中所示的驱动力分配装置(摩擦辊型传动装置)的摩擦辊间径向挤压力相对于曲轴旋转角度的变化特性与未采用图2所示方案的情况下的变化特性相比较的特性曲线图； 

图8A和图8B示出了图2中所示的驱动力分配装置(摩擦辊型传动装置)的轴承支承件，其中图8A是设置在轴承支撑件上的轴承配合部分的轴向正视图，而图8B是侧视图； 

与图8A和图8B相似，图9A和图9B示出根据本发明的另一实施例的轴承支撑件，其中图9A是该轴承支撑件的正视图，而图9B是该轴承支撑件的侧视图； 

与图8A和图8B相似，图10A和图10B是示出根据本发明的另一实施例的轴承支撑件，其中图10A是该轴承支撑件的正视图，而图10B是该轴承支撑件的侧视图； 

与图8A相似，图11是根据本发明的另一实施例的轴承支撑件的正视图； 

与图9B相似，图12是根据本发明的另一实施例的轴承支撑件的侧视图； 

图13A和图13B是示出如何控制图2中所示的驱动力分配装置(摩擦辊型传动装置)中的第一摩擦辊和第二摩擦辊之间的摩擦辊间径向挤压力的示意图，其中图13A是示出在第一摩擦辊和第二摩擦辊的半径之和被设定为等于输入轴和输出轴之间的轴线间距离的情况下如何控制摩擦辊间径向挤压力的示意图，而图13B是示出在第一摩擦辊和第二摩擦辊的半径之和被设定为大于输入轴和输出轴 之间的轴线间距离的情况下如何控制摩擦辊间径向挤压力的示意图；以及 

图14是示出图2中所示的驱动力分配装置(摩擦辊型传动装置)的曲轴旋转角度与曲轴旋转扭矩之间的关系的特性曲线图，以及曲轴旋转角度与摩擦辊间扭矩传递容量之间的关系的特性曲线图。 

具体实施方式

在根据本发明的摩擦辊型传动装置中，通过一对摩擦辊之间的摩擦接触而实现动力传递。因此，两辊间传递的扭矩不会大于由摩擦辊间径向挤压力所确定的扭矩传递容量范围。当该摩擦辊型传动装置被用作四轮驱动车辆中的驱动力分配装置时，该摩擦辊型传动装置可以将辅助驱动轮扭矩限制在上限以内。 

因此，即使当摩擦辊型传动装置的输入扭矩变大时，辅助驱动轮扭矩也不会超过该上限。因此，根据本发明的摩擦辊型传动装置可以用作下述四轮驱动车辆中的动力分配装置：在该四轮驱动车辆中，为了顺应使车辆紧凑的需求，需要使辅助驱动轮驱动系统紧凑化。 

此外，在根据本发明的摩擦辊型传动装置中，一个摩擦辊被支撑为相对于曲轴绕偏心轴线旋转，该曲轴的旋转位置可控，以便于调节摩擦辊之间的径向挤压力。这非常有用，因为能够任意地控制由摩擦辊间径向挤压力所确定的扭矩传递容量，从而满足对于扭矩传递容量的多种不同需求。 

此外，在根据本发明的摩擦辊型传动装置中，在摩擦辊的轴向各侧设置有轴承支撑件，其中轴承支撑件承受摩擦辊之间的径向挤压反作用力，从而防止该径向挤压反作用力传递至壳体。这样能够实现减轻壳体的重量。 

出于上述的目的，设置在第一摩擦辊31和第二摩擦辊32的轴向两侧的轴承支撑件具有抵抗摩擦辊间径向挤压反作用力的高支撑刚度。因此，在通过控制曲轴的旋转角度来控制摩擦辊间径向挤压力(扭矩传递容量控制)的过程中，摩擦辊间径向挤压力(或扭矩传递容量)倾向于相对于曲轴旋转角度快速变化，所以用于摩擦辊间径向挤压力控制(扭矩传递容量控制)的曲轴旋转角度的范围被限制为很窄，这会对控制的精度产生不利的影响。 

然而，根据本发明，每个轴承支撑件在位于其端部的轴承配合部分之间的轴承支撑件中部处形成有收缩部分，以降低轴承支撑件抵抗摩擦辊间径向挤压反作用力的支撑刚度。这用于提高控制的精度，由于轴承支撑件因承受摩擦辊间径向挤压反作用力而产生的变形量较大，因此，该摩擦辊间径向挤压力(或扭矩传递容量)相对于曲轴旋转角度的变化较慢，从而用于摩擦辊间径向挤压力控制(扭矩传递容量控制)的曲轴旋转角度范围可被扩大。 

下面将参考附图中所示的实施例对本发明的实施方式进行说明。图1是从四轮驱动车辆上方看到的平面示意图，示出四轮驱动车辆的传动系，该四轮驱动车辆设置有作为驱动力分配装置(分动器)1的根据本发明实施例的摩擦辊型传动装置。 

图1中所示的四轮驱动车辆基于下述后轮驱动车辆，在该后轮驱动车辆中，来自发动机2的转动经过变速器3的变速，然后通过后传动轴4和后差速器5传至左后轮6L和右后轮6R，并且该四轮驱动车辆构造为：利用驱动力分配装置1的摩擦传动，通过前传动轴7和前差速器8将传向左后轮6L和右后轮6R(主驱动轮)的扭矩中的一部分扭矩传至左前轮9L和右前轮9R(辅助驱动轮)，从而实现四轮驱动。 

驱动力分配装置(摩擦辊型传动装置)1被构成为：通过将传向左后轮6L和右后轮6R(主驱动轮)的扭矩中的一部分扭矩分离并输出至左前轮9L和右前轮9R(辅助驱动轮)，从而在左后轮6L和右后轮6R(主驱动轮)以及左前轮9L和右前轮9R(辅助驱动轮)之间分配扭矩。在本实施例中，驱动力分配装置(摩擦辊型传动装置)1构成为如图2所示。 

在图2中，彼此平行的长输入轴12及轴单元设置为横向穿置于壳体11中。该轴单元包括短输出轴13和曲轴41，曲轴41设置为与输出轴13共轴以在轴向上与输出轴13相对，并且曲轴41通过滚针轴承42与输出轴13可旋转地轴承配合。输入轴12在其两端由插入壳体11的轴通孔11a、11b中的滚珠轴承14、15支撑为相对于壳体11可旋转，其中，各个滚珠轴承14、15设置在输入轴12的一个相应端部与壳体11的一个相应轴通孔11a或11b之间。 

由输出轴13和曲轴41组成的轴单元由位于轴单元两端且插入壳体11的轴通孔11c、11d中的滚珠轴承16、17支撑为相对于壳体11可旋转，其中，各个滚珠轴承16、17设置在轴单元的一个相应端部与壳体11的一个相应轴孔11c或11d之间。 

在上述被可旋转地支撑并且横置于壳体11中的输入轴12和轴单元(输出轴13与曲轴41)之中，输入轴12配备有设置在壳体11中并且配合在输入轴12上的滚柱轴承18、19，而轴单元13、41配备有设置在壳体11中并且配合在轴单元上的滚柱轴承21、22。滚柱轴承18、21和滚针轴承42基本设置在与轴向垂直的共同平面内，该滚针轴承42设置在输出轴13与曲轴41的轴承配合部分之间，而曲轴41的轴承配合部分与输出轴13共轴设置以在轴向上与该输出轴13相对。滚柱轴承19、22设置在与轴向垂直的共同平面内，该平面在轴向上远离滚柱轴承18、21。 

输入轴12的滚柱轴承18和输出轴13的滚柱轴承21与滚针轴承42一同基本设置在共同平面，并被共同保持在第一轴承支撑件23的轴承配合部分23a、23b中。轴承支撑件23与壳体11的相应内表面相配合。另一方面，用于输入轴12的滚柱轴承19和用于曲轴41的滚柱轴承22设置在与轴向垂直的第二平面内，并被共同保持在第二轴承支撑件25的轴承配合部分25a、25b中。轴承支撑件25与壳体11的相应内表面相配合。 

输入轴12的两端设置为伸出壳体11，并由密封圈27、28不透液地密封，密封圈27、28分别设置在输入轴12的一个对应端部与壳体11的一个对应轴通孔11a、11b之间。输入轴12的左端(图2中)与变速器3(见图1)的输出轴相连，并且输入轴12的右端(图2中)通过后传动轴4(见图1)与后差速器5相连。输出轴13的左端(图2中)设置为伸出壳体11，并由密封圈29不透液地密封，密 封圈29设置在输出轴13与壳体11的轴通孔11c之间。输出轴13的左端通过前传动轴7(见图1)与前差速器8相连。 

输入轴12与第一摩擦辊31基本在输入轴12的轴向中央处形成一体，其中第一摩擦辊31与输入轴12共轴设置。因此，输入轴12用作第一摩擦辊31的轴(摩擦辊轴)。曲轴41包括设置在位于其两端的轴承部分17、42之间的偏心轴部分41a，偏心轴部分41a具有半径R。偏心轴部分41a具有中心轴线O₃，该中心轴线O₃设置为相对于曲轴41(输出轴13)的旋转轴线O₂具有偏移量ε，并且偏心轴部分41a与输入轴12上的第一摩擦辊31设置在与轴向垂直的共同平面内。尽管第二摩擦辊32在轴向上的位置是确定的，但第二摩擦辊32通过滚柱轴承44与曲轴41的偏心轴部分41a可旋转地连接。由曲轴41和输出轴13组成的轴单元用作第二摩擦辊32的轴(摩擦辊轴)。 

因此，第二摩擦辊32的旋转轴线与偏心轴部分41a的中心轴线O₃相同。通过控制曲轴41的旋转位置，使第二摩擦辊旋转轴线O₃(偏心轴部分41a的中心轴线)绕曲轴旋转轴线(输出轴旋转轴线)O₂旋转，从而调节第一摩擦辊31与第二摩擦辊32之间的轴线间距离L1(第一摩擦辊31的旋转轴线O₁与第二摩擦辊32的旋转轴线O₃之间的距离)，从而可以任意控制第一摩擦辊31与第二摩擦辊32之间的径向挤压力(第一摩擦辊和第二摩擦辊之间的扭矩传递容量)。 

为了实现对摩擦辊间扭矩传递容量的控制，曲轴41的远离输出轴13的右端(见图2)从壳体11中露出，并由密封圈43不透液地密封，密封圈43设置在曲轴41的右端与壳体11的轴通孔11d之间。曲轴41的露出端面例如通过锯齿式连接器与安装在壳体11上的辊间压力控制电动机45的输出轴45a驱动地连接。 

当在电动机45的控制下将第二摩擦辊32沿径向挤压在第一摩擦辊31上，从而使辊31、32的外表面在附图标记31a、32a所指示的位置彼此摩擦接触时，扭矩可通过摩擦接触部分31a、32a从第一摩擦辊31传递至第二摩擦辊32。为了将旋转的第二摩擦辊32的转动传递给输出轴13，在输出轴13的内侧端一体地形成有凸缘部分13a，并且凸缘部分13a的直径被设置为使得凸缘部分13a在轴向上与第二摩擦辊32相对。 

多个驱动销46固定在与第二摩擦辊32相对的输出轴凸缘部分13a上，其中驱动销46向第二摩擦辊32突出。如图3中所示，驱动销46沿同一圆周以等间距排列。第二摩擦辊32的面向输出轴凸缘部分13a的端面上形成有分别供驱动销46插入的多个孔47，从而允许扭矩从第二摩擦辊32传递至输出轴13(凸缘部分13a)。如图3中清楚地示出，驱动销插入孔47呈直径大于驱动销46的直径的圆孔状。驱动销插入孔47的直径被设置为足够大，以允许扭矩从第二摩擦辊32传递至输出轴13(凸缘部分13a)，同时吸收输出轴13的旋转轴线O₂与第二摩擦辊32的旋转轴线O₃之间的偏心量ε。 

下面对图1至图3中所示的摩擦辊型传动装置(驱动力分配装置)1的操作进行说明。变速器3的输出扭矩输入至输入轴12的左端(图2中)。一方面，扭矩通过后传动轴4和后差速器5从输入轴12直接传递至左后轮6L和右后轮6R(主驱动轮)。另一方面，驱动力分配装置(摩擦辊型传动装置)1通过第一摩擦辊31、位于第一摩擦辊31与第二摩擦辊32之间的摩擦接触部分31a和32a、第二摩擦辊32、驱动销46、以及输出轴凸缘部分13a，将传向左后轮6L和右后轮6R的扭矩中的一部分扭矩引导至输出轴13，然后通过前传动轴7和前差速器8将该扭矩从输出轴13的左端(图2中)传递至左前轮9L和右前轮9R(辅助驱动轮)。这样得以实现左后轮6L和右后轮6R(主驱动轮)、以及左前轮9L和右前轮9R(辅助驱动轮)全部被驱动的车辆四轮驱动。 

当如上所述驱动力分配装置(摩擦辊型传动装置)1通过将传向左后轮6L和右后轮6R(主驱动轮)的扭矩的一部分分离并输出至左前轮9L和右前轮9R(辅助驱动轮)，来确定驱动力在左后轮6L和右后轮6R(主驱动轮)与左前轮9L和右前轮9R(辅助驱动轮)之间的分配时，驱动力分配装置1防止第一摩擦辊31将超出如下扭矩传递容量范围的扭矩传递至第二摩擦辊32：即，与第一摩擦辊31和第二摩擦辊32之间的径向挤压力(摩擦辊间径向挤压力)对应的扭矩传递容量范围。 

因此，传递至左前轮9L和右前轮9R(辅助驱动轮)的扭矩上限设定为与第一摩擦辊31和第二摩擦辊32之间的径向挤压力对应的值，从而使左后轮6L和右后轮6R(主驱动轮)与左前轮9L和右前轮9R(辅助驱动轮)之间的驱动力分配具有如下特性：当输入扭矩大于特定值时，传至左前轮9L和右前轮9R(辅助驱动轮)的扭矩保持在该上限。 

因此，即使驱动力分配装置1的输入扭矩变大，传至左前轮9L和右前轮9R(辅助驱动轮)的扭矩也不会超过上述上限。因此，驱动力分配装置1可用作如下四轮驱动车辆的驱动力分配装置，在该四轮驱动车辆中，左前轮和右前轮(辅助驱动轮)的驱动系统必须紧凑以满足对车辆紧凑性的要求，而无需关注左前轮和右前轮(辅助驱动轮)驱动系统的强度是否不足。 

此外，在本实施例中，可以通过利用辊间压力控制电动机45控制曲轴41围绕轴线O₂的旋转位置，从而使第二摩擦辊旋转轴线O₃(偏心轴部分41a的中心轴线)围绕曲轴旋转轴线(输出轴旋转轴线)O₂旋转，以调节第一摩擦辊31与第二摩擦辊32之间的轴线间距离L1。 

控制第一摩擦辊31与第二摩擦辊32之间的轴线间距离L1的变化使得能够控制第二摩擦辊32对第一摩擦辊31的径向挤压力的变化，从而可以任意控制第一摩擦辊和第二摩擦辊之间的扭矩传递容量。摩擦辊间扭矩传递容量Tr随着第一摩擦辊和第二摩擦辊之间的径向挤压力Fr而变化，例如图6中所示的线性变化。因此，可通过使用电动机45控制曲轴41的旋转位置而任意地改变传至左前轮9L和右前轮9R(辅助驱动轮)的扭矩上限，从而在后轮6L和右后轮6R(主驱动轮)与左前轮9L和右前轮9R(辅助驱动轮)之间设定适当的驱动力分配。 

此外，在本实施例中，与第二摩擦辊32相关的摩擦辊轴(输出轴)13以及与第一摩擦辊31相关的摩擦辊轴(输入轴)12分别通 过轴承21、18与第一轴承支撑件23相配合，其中第一轴承支撑件23设置在与轴向垂直并包含如下轴承配合部分(滚针轴承42)的平面内，在该轴承配合部分处，驱动地连接在第二摩擦辊32上的输出轴13与曲轴41的对应轴向端部共轴地设置为彼此相对。另一方面，与第二摩擦辊32相关的曲轴41以及与第一摩擦辊31相关的摩擦辊轴(输入轴)12分别通过轴承22、19与第二轴承支撑件25相配合，其中第二轴承支撑件25设置在与轴向垂直的平面内，该平面关于第二摩擦辊32与第一轴承支撑件23相反。因此，第一轴承支撑件23以及第二25承受摩擦辊间径向挤压反作用力，该径向挤压反作用力是在第二摩擦辊32沿径向施压于第一摩擦辊31以彼此摩擦接触时引起的。这可用于在轴承支撑件23、25内部消除摩擦辊间径向挤压反作用力，并防止摩擦辊间径向挤压反作用力直接作用在壳体11上，从而由于壳体11的强度无需很高而可以减轻壳体11的重量。 

摩擦辊型传动装置可构成为如图4和图5所示。具体地说，呈实心内轴形式的曲轴41被呈一对中空外轴形式的曲轴51L、51R所替代，并且曲轴51L、51R的转动位移引起第二摩擦辊32的径向位移，从而改变第一摩擦辊31与第二摩擦辊32之间的轴线间距离L1。 

因此，第二摩擦辊32与输出轴13形成一体，并且中空曲轴51L、51R分别设置在第二摩擦辊32的两个轴向端部上。从第二摩擦辊32的两个轴向端部伸出的输出轴13的两端部分别安装在曲轴51L、51R的中心孔51La、51Ra(半径Ri)中。轴承52L、52R设置在配合部分中，从而使输出轴13被支撑在曲轴51L的中心孔51La和51R的中心孔51Ra内以围绕中心孔51La、51Ra的中心轴线O₂自由地旋转。 

如图5所清楚地示出，曲轴51L、51R形成有相对于中心孔51La、51Ra(中心轴线O₂)偏心的外周部51Lb、51Rb(半径Ro)，从而偏心外周部51Lb、51Rb的中心轴线O₃相对于中心孔51La、51Ra的中心轴线O₂具有偏离量ε。曲轴51L、51R的偏心外周部51Lb、51Rb分别通过轴承53L、53R可旋转地支撑在轴承支撑件23、35上。曲轴51L、51R以及第二摩擦辊32分别通过推力轴承54L、54R沿轴向定位。 

曲轴51L、51R的较接近且彼此相对的端部与规格相同的齿环51Lc、51Rc形成一体。在曲轴51L、51R处于使得偏心外周部51Lb、51Rb在圆周方向上彼此对齐的旋转位置的情况下，齿环51Lc、51Rc与同一曲轴驱动小齿轮55啮合。 

曲轴驱动小齿轮55与小齿轮轴56相连。小齿轮轴56的两端由轴承56a、56b支撑为相对于壳体11可旋转。小齿轮轴56的位于图4中右侧的右端从壳体11中露出。小齿轮轴56的露出端面例如通过锯齿式连接器与安装在壳体11上的辊间压力控制电动机45的输出轴45a驱动地连接。 

因此，可以使用辊间压力控制电动机45通过小齿轮55以及齿环51Lc、51Rc控制曲轴51L、51R的旋转位置，从而使输出轴13和第二摩擦辊32的旋转轴线O₂沿着图5中以虚线表示的轨迹圆而转动，并因此改变轴线间距离L1，由此可以任意控制第二摩擦辊32对第一摩擦辊31的径向挤压力(两辊之间的辊传递扭矩TR)。以这种方式，辊间压力控制电动机45，小齿轮55，曲轴51L、51R，以及轴承支撑件23、25组成本发明中的辊间径向挤压力部分。 

曲轴51L和输出轴13设置为在图4的左侧从壳体11中伸出。在该伸出部分处，在壳体11与曲轴51L之间设有密封圈57，并且在曲轴51L与输出轴13之间设有密封圈58。密封圈57、58不透液地密封曲轴51L以及输出轴13的从壳体11中伸出的伸出部分。 

如输出轴13被支撑的部位一样，在曲轴51L的设有密封圈57、58的端部处，曲轴51L的内周部中心与外周部中心被设置为彼此偏心。密封圈57设置在曲轴51L端部的外周部与壳体11之间，而密封圈58设置在曲轴51L端部的内周部与输出轴13之间。尽管输出轴13的旋转轴线O₂随着输出轴13的旋转而旋转，这种密封结构可以很好地密封输出轴13从壳体11中伸出的部位。 

除了上述部分之外的部分与图2和图3中所示的结构相类似。以同样的附图标记来表示相应的部分，而不再重复说明。 

出于上述目的，设置在第一摩擦辊31和第二摩擦辊32的轴向两侧上的轴承支撑件23、35具有抵抗摩擦辊间径向挤压反作用力的 高支撑刚度。因此，在通过控制曲轴41的旋转角度来控制摩擦辊间径向挤压力(扭矩传递容量控制)的过程中，如图7中的点划线所表示的那样，摩擦辊间径向挤压力Fr(或扭矩传递容量)自然地倾向于关于曲轴旋转角度θ迅速变化，从而用于摩擦辊间径向挤压力控制(扭矩传递容量控制)的曲轴旋转角度的范围被很窄地限制在θ1内，这会对控制的精度产生不利的影响。 

为了解决以上问题，在图1至图3所示的实施例中，如图8A和图8B所示，轴承支撑件23设置有收缩部分23e，该收缩部分23e位于轴承支撑件23两端的轴承配合部分23a、23b之间的中部，其中通过形成在中心轴线O₁、O₂的方向上延伸的厚度方向的凹槽23c、23d来限定收缩部分23e。也就是说，轴承支撑件23的中部的宽度W设置为小于轴承配合部分23a、23b的最大宽度W1、W2。收缩部分23e用于减少轴承支撑件23两端的轴承配合部分23a、23b之间的中部的横截面面积，由此降低轴承支撑件23抵抗摩擦辊间径向挤压反作用力的支撑刚度，从而增加因摩擦辊间径向挤压反作用力而在该摩擦辊间径向挤压反作用力方向上产生的轴承支撑件23的变形量。 

类似地，如图8A和图8B所示，轴承支撑件25设置有收缩部分25e，该收缩部分25e位于轴承支撑件25两端的轴承配合部分25a、25b之间的中部，其中通过形成在中心轴线O₁、O₂的方向上延伸的厚度方向的凹槽25c、25d来限定收缩部分25e。也就是说，轴承支撑件25的中部的宽度W设置为小于轴承配合部分25a、25b的最大宽度W1、W2。收缩部分25e用于减少轴承支撑件25两端的轴承配合部分25a、25b之间的中部的横截面面积，由此降低轴承支撑件25抵抗摩擦辊间径向挤压反作用力的支撑刚度，从而增加因摩擦辊间径向挤压反作用力而在该摩擦辊间径向挤压反作用力方向上产生的轴承支撑件25的变形量。 

轴承支撑件23、25设置有位于轴承支撑件两端的轴承配合部分23a、23b之间的中部处的收缩部分23e以及轴承配合部分25a、25b之间的中部处的收缩部分25e，从而降低抵抗摩擦辊间径向挤压反作 用力的支撑刚度，根据本实施例的上述特征起到提高控制精度的作用，这是由于因摩擦辊间径向挤压反作用力而在该摩擦辊间径向挤压反作用力方向上产生的轴承支撑件23、25的变形量变大，并且因此，如图7中的实线所示，摩擦辊间径向挤压力Fr(或扭矩传递容量)相对于曲轴41的旋转角度θ的变化更慢，从而使用于摩擦辊间径向挤压力控制(扭矩传递容量控制)的曲轴41的旋转角度范围扩大至θ2。 

也可如图9A和图9B中所示实现上述操作及效果，其中，轴承支撑件23、25设置有位于轴承支撑件两端的轴承配合部分23a、23b之间的中部处的收缩部分23h以及轴承配合部分25a、25b之间的中部处的收缩部分25h，通过宽度方向凹槽23f、23g、或25f、25g来限定收缩部分23h、25h，该宽度方向凹槽23f、23g、或25f、25g在与包含轴承配合部分23a、23b的中心轴线O₁、O₂的平面或包含轴承配合部分25a、25b的中心轴线O₁、O₂的平面交叉的方向上延伸。也就是说，轴承支撑件23、25的中部的厚度T被设置为小于轴承配合部分的最大厚度T1、T2。收缩部分23h、25h用于减小轴承支撑件23、25两端的轴承配合部分23a、23b之间的中部以及轴承配合部分25a、25b之间的中部的横截面面积，因此降低轴承支撑件23、25抵抗摩擦辊间径向挤压反作用力的支撑刚度，从而增大因摩擦辊间径向挤压反作用力而在该摩擦辊间径向挤压反作用力方向上产生的轴承支撑件23、25的变形量。 

同样地，在图9A和图9B所示的实施例中，轴承支撑件23、25设置有位于轴承支撑件两端的轴承配合部分23a、23b之间的中部处的收缩部分23h以及轴承支撑件两端的轴承配合部分25a、25b之间的中部处的收缩部分25h，其中，收缩部分23h、25h用于降低抵抗摩擦辊间径向挤压反作用力的支撑刚度，并提高控制精度，这是由于因摩擦辊间径向挤压反作用力而在该摩擦辊间径向挤压反作用力方向上产生的轴承支撑件23、25的变形量因收缩部分23h、25h的存在而变大，因此，如图7中的实线所示，摩擦辊间径向挤压力Fr(或扭矩传递容量)相对于曲轴41的旋转角度θ的变化更慢，从而 用于摩擦辊间径向挤压力控制(扭矩传递容量控制)的曲轴41旋转角度范围扩大至θ2。 

图10A和图10B示出以下构造：轴承支撑件23、25具有位于其两端的轴承配合部分23a、23b之间的中部处的收缩部分23i以及轴承配合部分25a、25b之间的中部处的收缩部分25i，其中收缩部分23i、25i由厚度方向凹槽23c、23d或25c、25d(见图8A和图8B)，以及宽度方向凹槽23f、23g或25f、25g(见图9A和图9B)限定。也就是说，轴承支撑件23、25的中部的宽度W被设置为小于轴承配合部分的最大宽度W1、W2，并且轴承支撑件23、25的中部的厚度T设置为小于轴承配合部分的最大厚度T1、T2。与图8A、图8B、图9A和图9B所示的实施例相比，收缩部分23i、25i更能起到减少轴承配合部分23a、23b之间的轴承支撑件23中部或轴承配合部分25a、25b之间的轴承支撑件25中部的横截面面积的作用，因此可进一步降低轴承支撑件23、25抵抗摩擦辊间径向挤压反作用力的支撑刚度，从而进一步增加因摩擦辊间径向挤压反作用力而在该摩擦辊间径向挤压反作用力方向上产生的轴承支撑件23、25的变形量。 

因此，在图10A和图10B所示的实施例中，可以进一步提高摩擦辊间径向挤压力控制(扭矩传递容量控制)的精度，这是由于因摩擦辊间径向挤压反作用力而在该摩擦辊间径向挤压反作用力方向上产生的轴承支撑件23、25的变形量进一步增加，因此，用于摩擦辊间径向挤压力控制(扭矩传递容量控制)的曲轴41的旋转角度范围可扩大至大于图7中所示的θ2的旋转角度。 

图8A和图8B中所示的轴承支撑件23、25的每个厚度方向凹槽23c、23d，或25c、25d的形状可修改为与轴承配合部分23a、25a或23b、25b的圆形外周平滑连接的形状，如图11所示，沿轴向看，该形状的曲率连续地变化。仍如图11所示，轴承支撑件23、25的中部的厚度T被设置为小于轴承配合部分的最大厚度T1、T2。此外，如图12所示，图9A和图9B中所示的轴承支撑件23、25的每个宽度方向凹槽23f、23g，或25f、25g的形状可修改为使得凹槽底部具有无拐角部分的U形剖面。仍如图12所示，轴承支撑件23、25的中部的厚度T设置为小于轴承配合部分的最大厚度T1、T2。当然，图11和图12中所示的凹槽形状可以组合实施。由于没有拐角部分，这种凹槽形状可以在实现上述操作及效果的同时防止轴承支撑件23、25的强度下降。 

顺便提及，每个轴承支撑件的中部设置在轴承配合部分之间足矣。该中部不限于旋转轴线O₁和O₂之间的中央位置，也可相对于该中央位置具有一定的偏移。 

下面将附加地描述对摩擦辊31、32之间的摩擦辊间径向挤压力的控制。图13A和图13B是对摩擦辊31、32之间的摩擦辊间径向挤压力的控制的概念图，其中，图13A是在摩擦辊31的半径R1与摩擦辊32的半径R2之和被设置为等于输入轴12和输出轴13之间的轴线间距离L0(即，等于输入轴12的轴线O₁与输出轴13(曲轴41)的轴线O₂之间的距离L0)的情况下控制摩擦辊间径向挤压力的概念图，而图13B是在摩擦辊31的半径R1+α与摩擦辊32的半径R2+β之和被设置为比输入轴12和输出轴13之间的轴线间距离L0大α+β的情况下控制摩擦辊间径向挤压力的概念图。 

如图13A所示，在摩擦辊31的半径R1与摩擦辊32的半径R2之和被设置为等于输入轴12和输出轴13之间的轴线间距离L0的情况下，仅当曲轴41的旋转角度θ等于第二摩擦辊32位于图中实线所表示的位置时的角度(θ＝90°)时，第二摩擦辊32与第一摩擦辊31相接触。此时，摩擦辊31和摩擦辊32间的径向挤压力尚未产生，并且摩擦辊31、32之间的扭矩传递容量等于零。 

随着曲轴41从上述旋转位置起沿箭头A1所示的方向旋转(曲轴旋转角度θ从90度起增加)，第二摩擦辊32的轴线O₃在相应的方向上沿虚线绕曲轴轴线O₂移动，第二摩擦辊32从以实线表示的位置移动至以虚线表示的位置。以这种方式，第一摩擦辊31与第二摩擦辊32在径向方向上的重叠量δ从零开始逐渐增加。随着摩擦辊间径向重叠量δ增加，摩擦辊间径向挤压力产生并增大，从而摩擦辊31和摩擦辊32之间的扭矩传递容量从零开始逐渐增大。 

随着曲轴41的旋转，第二摩擦辊32移动至以虚线表示的位置 (曲轴旋转角度设置为180度)，摩擦辊间径向重叠量δ等于最大值δmax，从而摩擦辊间径向挤压力达到最大，以使摩擦辊31和摩擦辊32之间的扭矩传递容量达到最大。从前文中可明显看出，从曲轴41的轴线O₂到旋转地支撑第二摩擦辊32的偏心轴部分41a的轴线O₃(第二摩擦辊32的旋转轴线)的偏心距ε需要被设定为等于摩擦辊间径向重叠量最大值δmax，根据摩擦辊31和摩擦辊32之间的扭矩传递容量的最大需求值确定该最大值δmax。 

另一方面，如图13B所示，在摩擦辊31的半径R1+α与摩擦辊32的半径R2+β之和设定为比输入轴12和输出轴13间的轴线间距离L0大α+β的情况下，仅当曲轴41的旋转角度θ等于第二摩擦辊32位于图中实线所示位置时的角度(θ＝0度)时，第二摩擦辊32与第一摩擦辊31相接触。此时，摩擦辊31和摩擦辊32之间尚未产生径向挤压力，并且摩擦辊31和摩擦辊32之间的扭矩传递容量等于零。 

随着曲轴41从上述旋转位置起沿箭头A2所示的方向旋转(曲轴旋转角度θ从0度起增加)，第二摩擦辊32的轴线O₃在相应的方向上沿虚线绕曲轴中心轴线O₂移动，第二摩擦辊32从以实线表示的位置移动至以虚线表示的位置。以这种方式，第一摩擦辊31与第二摩擦辊32在径向方向上的重叠量δ从零开始逐渐增加。随着摩擦辊间径向重叠量δ增加，摩擦辊间径向挤压力产生并增大，从而摩擦辊31和摩擦辊32之间的扭矩传递容量从零开始逐渐增大。 

随着曲轴41的旋转，第二摩擦辊32移动至以虚线表示的位置(曲轴旋转角度设置为180度)，摩擦辊间径向重叠δ等于最大值δmax，从而摩擦辊间径向挤压力达到最大，以使摩擦辊31和摩擦辊32之间的扭矩传递容量达到最大。 

从前文中可明显看出，摩擦辊间径向重叠量最大值δmax由摩擦辊31的半径R1+α与摩擦辊32的半径R2+β之和与输入辊12和输出辊13之间的轴线间距离L0之间的长度差(α+β)所确定。该长度差(α+β)被设定为等于根据摩擦辊31和摩擦辊32之间的扭矩传递容量的最大需求值所确定的摩擦辊间径向重叠量最大值δmax。 

与图13A中的情况相比，在图13B的情况下，曲轴41在θ＝0度的位置和θ＝180度的位置之间的宽范围内旋转，以控制摩擦辊间径向挤压力(摩擦辊间扭矩传递容量)。因此，从曲轴41的轴线O₂到旋转地支撑第二摩擦辊32的偏心轴部分41a的轴线O₃(第二摩擦辊32的旋转轴线)的偏心距ε等于摩擦辊间径向重叠量最大值δmax的一半就足够了，根据摩擦辊31和摩擦辊32之间的扭矩传递容量的最大需求值确定该最大值δmax。减小曲轴41的直径可使构造紧凑。 

此外，在图13B的构造中，曲轴41在θ＝0度的位置到θ＝180度的位置之间的宽范围内旋转，以控制摩擦辊间径向挤压力(摩擦辊间扭矩传递容量)，这样可以：与图7中所示的实例相比，摩擦辊间径向挤压力Fr(扭矩传递容量)可以相对于曲轴41的旋转角度θ更慢地变化；将用于摩擦辊间径向挤压力控制(扭矩传递容量控制)的曲轴41的旋转角度范围扩大至超过图7中所示的旋转角度θ2；并且从而进一步提高控制的精度。 

在如图13A中所示的摩擦辊31和摩擦辊32的半径之和被设置为等于输入轴和输出轴之间的轴线间距离L0的情况以及如图13B中所示的摩擦辊31和摩擦辊32的半径之和被设置为大于输入轴和输出轴之间的轴线间距离L0的情况中的任一种情况下，在旋转角度控制中使曲轴41旋转所需的曲轴旋转扭矩Tc如图14中的点划线所示而变化，该点划线示出了如图13B中所示的摩擦辊31和摩擦辊32的半径之和被设置为大于输入轴和输出轴的轴线间距离L0的情况。当曲轴旋转角度θ与小于180°(在该角度下第二摩擦辊32的旋转轴线O₃处于与第一摩擦辊31的旋转轴线O₁最接近的位置)的角度θr相等时，曲轴旋转扭矩Tc达到最大值。随着曲轴旋转角度θ超过θr并增加，曲轴旋转扭矩Tc减小。也就是说，曲轴旋转扭矩Tc在曲轴旋转角度θ等于θr处具有曲轴旋转扭矩Tc达到最大值的拐点(最大值点)。 

另一方面，随着第二摩擦辊32的旋转轴线O₃接近第一摩擦辊31的旋转轴线O₁，摩擦辊31和摩擦辊32之间的扭矩传递容量Tr增加(参考图13A和图13B所述的摩擦辊间径向重叠量δ增加)。因此，如图14中的实线所示，扭矩传递容量Tr在θ＞θr的区域内也随着曲轴旋转角度θ的增加而单调增加。 

在本实施例中，考虑到曲轴旋转角度θ与曲轴旋转扭矩Tc之间以及曲轴旋转角度θ与摩擦辊间扭矩传递容量Tr之间的上述关系，将曲轴41在增加摩擦辊内径向挤压力方向上的最大旋转角度(该旋转角度用于摩擦辊间径向挤压力控制(摩擦辊间扭矩传递容量控制))设定为大于作为使曲轴旋转扭矩Tc的变化率由正变负的拐点的曲轴旋转角度θr，且优选设定为180度。 

在本实施例中，上述构造使得：与图7中所示实例相比，摩擦辊间径向挤压力Fr(扭矩传递容量)可以相对于曲轴41的旋转角度θ更慢地变化；将用于摩擦辊间径向挤压力控制(扭矩传递容量控制)的曲轴41的旋转角度范围扩大至超过图7中所示的旋转角度θ2；并且从而进一步提高控制的精度。此外，可以允许摩擦辊间扭矩传递容量Tr在曲轴旋转角度θ超过θr的范围内增加，同时曲轴旋转扭矩Tc减小。这将产生如下有利的影响：在增加摩擦辊间扭矩传递容量Tr的同时降低辊间压力控制电动机45(见图2)的驱动载荷。 

在上文中说明了以下情况：在摩擦辊型传动装置(驱动力分配装置)1中，第一摩擦辊31和第二摩擦辊32适于在摩擦接触部分31a、32a处彼此直接摩擦接触。当然，本发明的上述概念可应用于下述摩擦辊型传动装置，其中第一摩擦辊31和第二摩擦辊32适于通过惰辊彼此间接地摩擦接触。这种情况会产生与上述情况相似的操作及效果。 

Claims (5)

1.一种摩擦辊型传动装置，其构造为通过使一对摩擦辊沿所述摩擦辊的径向彼此挤压从而以直接方式或间接方式彼此摩擦接触，从而允许在所述摩擦辊之间传递动力，其中，

所述一对摩擦辊中的一个摩擦辊被支撑为相对于曲轴绕偏心轴线旋转，所述曲轴的旋转位置可控，以便调节摩擦辊间径向挤压力；

所述摩擦辊在其轴向的每侧上设置有轴承支撑件，与所述一个摩擦辊相关的所述曲轴以及与另一个摩擦辊相关的摩擦辊轴与所述轴承支撑件轴承配合，从而所述轴承支撑件承受所述摩擦辊之间的径向挤压反作用力；并且

每个所述轴承支撑件在所述轴承支撑件的位于其端部的轴承配合部分之间的中部形成有收缩部分，以降低所述轴承支撑件抵抗所述摩擦辊之间的径向挤压反作用力的支撑刚度。

2.如权利要求1所述的摩擦辊型传动装置，其中，

所述收缩部分由形成在所述中部处的厚度方向凹槽所限定，所述厚度方向凹槽在所述轴承配合部分的中心轴线方向上延伸。

3.如权利要求1或2所述的摩擦辊型传动装置，其中，

所述收缩部分由形成在所述中部处的宽度方向凹槽所限定，所述宽度方向凹槽在与包含所述轴承配合部分的中心轴线的平面交叉的方向上延伸。

4.如权利要求1所述的摩擦辊型传动装置，其中，

所述摩擦辊沿径向彼此挤压从而以直接方式彼此摩擦接触；并且

所述摩擦辊的半径之和被设定为大于与所述一个摩擦辊相关的所述曲轴和与所述另一个摩擦辊相关的摩擦辊轴之间的轴线间距离。

5.如权利要求1所述的摩擦辊型传动装置，其中，

在使所述摩擦辊间径向挤压力增大的方向上的用于控制所述摩擦辊间径向挤压力的所述曲轴的最大旋转角度被设定为大于拐点处的曲轴旋转角度，使所述曲轴旋转所需的曲轴旋转扭矩的变化率在所述拐点处发生逆转。

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