CN102341619A

CN102341619A - 摩擦传动装置

Info

Publication number: CN102341619A
Application number: CN2010800109220A
Authority: CN
Inventors: 小川胜义
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 2009-03-07
Filing date: 2010-02-22
Publication date: 2012-02-01
Anticipated expiration: 2030-02-22
Also published as: EP2405158A1; JP5326676B2; WO2010103907A1; JP2010209953A; EP2405158A4; CN102341619B; US8944955B2; EP2405158B1; US20120004072A1

Abstract

本发明公开一种摩擦传动装置，包括壳体以及容纳在所述壳体中的单元，所述单元包括第一辊、第二辊和旋转支承板。所述第一辊和第二辊在径向压制下彼此摩擦接触。该径向压制力响应于第一辊与第二辊之间的径向距离的改变而可改变。所述旋转支承板支承所述第一辊和第二辊，并且承受当第一辊和第二辊在压制力下接触时产生的抵制力。所述单元容纳在壳体中，第一辊的旋转轴线径向固定，第一辊可旋转地受到壳体的支承。

Description

摩擦传动装置

技术领域

本发明涉及提出改善用作驱动力分配装置的摩擦传动装置，诸如用于四轮驱动车辆的传动装置。

背景技术

专利文档1公开一种公知的驱动力分配装置。这一驱动力分配装置配置以根据辊间径向压制接触变化的扭矩容量、通过第一辊与第二辊之间的非直接径向压制接触而传递扭矩。

专利文档1提出一种理念，两个辊都由共用的支承板支承并且容纳在壳体中，其中，支承板承载由辊间径向压制接触导致的反作用力，该壳体通过反作用力而被防止接触到。

专利文档1：JP 2002-349653A

发明内容

为了使得这种类型的摩擦传动装置能够改变其传递扭矩容量，有必要将摩擦传动装置配置为改变辊间径向压制力。这是通过第一和第二辊其中的一个例如第二辊形成为能够相对于第一辊位移以使得辊间径向压制力能够根据第二辊的相对径向位移而改变的构造实现的。

下文考虑下述情况，即，第二辊形成为径向地接近第一辊，从而增加辊间径向压制力(已传递的扭矩容量)。在这种情况下，第二辊的旋转轴线接近第一辊的旋转轴线，由此增加离开传递第二辊与其本身之间的扭矩的扭矩传递轴的中心的偏移量。该偏移量的增加导致相对径向位移的增加被第二辊与扭矩传递轴之间的通用联轴器吸收，由此会不利地影响包括通用联轴器的驱动线路的耐久性。

另一方面，在使得第二辊径向地接近第一辊从而增加辊间径向压制力(传递扭矩容量)的情况下，反作用力增加从而增加由于作用在第一辊和第二辊上使其彼此离开的拉伸力而导致的共用旋转支承板的伸张量。

旋转支承板的伸张量的增加用于降低在辊间传递扭矩容量增加的情况下第二辊的旋转轴线与扭矩传递轴的中心之间的偏移。本质上，这用于降低将被第二辊与扭矩传递轴之间的通用联轴器吸收的偏移量(相对径向位移)，由此增加包括第二辊和扭矩传递轴的驱动线路的耐久性。

但是，专利文档1和其他传统文档没有公开如何相对于壳体布置该旋转支承板。如果根据普遍的理念而不是关于旋转支承板相对于壳体布置的特殊理念，该旋转支承板连接至第一辊与第二辊之间的壳体的区段，那么不可能完全利用在辊间传递扭矩容量增加的情况下第二辊的旋转轴线与扭矩传递轴的中心之间的偏移量的增加以及由此增加驱动线路的耐久性的作用，改善这一点，仍然存在空间，如下文所述。

具体地说，如果旋转支承板连接至该壳体的第一辊与第二辊之间的区段，那么作用在第一辊和第二辊上使彼此离开的拉伸力用于一方面将旋转支承板朝向第一辊侧伸张，另一方面将旋转支承板朝向第二辊侧伸张，使得旋转支承板的伸张量被分配于第一辊侧与第二辊侧之间。

在这一方面，仅有旋转支承板朝向第二辊侧的伸张量能够有助于降低第二辊的旋转轴线与扭矩传递轴的中心之间的偏移量的增加，由此增强驱动线路的耐久性。因此，如果旋转支承板连接至壳体的第一辊与第二辊之间的区段，那么正好可以利用第二辊的旋转轴线与扭矩传递轴的中心之间的偏移量的增加由此增强驱动线路的耐久性的作用的优势的一半。

鉴于上述内容，本发明的目的是提供一种能够完全利用减小第二辊的旋转轴线与扭矩传递轴的中心之间的偏移量的增加并由此增强该驱动线路的耐久性的作用的摩擦传动装置。

根据本发明的一个方面，一种摩擦传动装置包括：壳体；以及容纳在所述壳体中的单元，其中，所述单元包括第一辊、第二辊和旋转支承板；其中：所述第一辊和第二辊配置以在彼此径向压制接触时执行摩擦传递，并且通过所述第二辊相对于第一辊的径向位移来改变所述第一辊与第二辊之间的径向压制接触的状态；所述旋转支承板配置以支承所述第一辊和第二辊，并且承受通过所述第一辊和第二辊之间的径向压制接触导致的反作用力；以及所述单元采用所述第一辊相对于所述壳体可旋转地受到支承并且所述第一辊的旋转轴线沿径向受到抑制的方式支承在所述壳体中。

附图说明

图1是从四轮驱动车辆上方观看的示意性平面图，示出设置有根据本发明的第一实施例的摩擦传动装置的四轮驱动车辆的动力系，其中，摩擦传动装置构造为驱动力分配装置；

图2是图1的驱动力分配装置的侧向横截面视图；

图3示出采用在图2的驱动力分配装置中的轴承支承件，其中图3A是轴承支承件的前视图，图3B是轴承支承件的侧部横截面视图；

图4是采用在图2的驱动力分配装置中的曲柄轴的横截面视图；

图5是类似于图2的侧面横截面视图，示出根据本发明的第二实施例的驱动力分配装置；

图6示出采用在图5的驱动力分配装置中的轴承支承件，其中图6A是轴承支承件的前部视图，图6B是轴承支承件的侧部横截面视图；

图7是类似于图2的侧部横截面视图，示出基于公知理念构造的驱动力分配装置，通过在图2的驱动力分配装置中将轴承支承件沿壳体的竖直方向连接至壳体的中点区段；

图8是示出下述情况的示意图，其中，在图7的驱动力分配装置中，当第二辊从下止点位置到上止点位置更接近第一辊时，轴承支承件被伸张，其中图8A是示出第二辊处于下止点位置的状态的示意图，图8B是示出第二辊处于上止点位置的状态的示意图；

图9是示出下述情况的示意图，其中，在图2的驱动力分配装置中，当第二辊从下止点位置到上止点位置更接近第一辊时，轴承支承件被伸张，其中图9A是示出第二辊处于下止点位置的状态的示意图，图9B是示出第二辊处于上止点位置的状态的示意图；

图10A是示出在图7的驱动力分配装置中轴承支承件围绕第一辊的旋转轴线摆动的情况的示意图，具体地说，示出在轴承支承件摆动之前的状态；

图10B是示出在图7的驱动力分配装置中轴承支承件围绕第一辊的旋转轴线摆动的情况的示意图，具体地说，示出在轴承支承件摆动之后的状态；

图11A是示出在图2的驱动力分配装置中轴承支承件围绕第一辊的旋转轴线摆动的情况的示意图，具体地说，示出在轴承支承件摆动之前的状态；。

图11B是示出在图2的驱动力分配装置中轴承支承件围绕第一辊的旋转轴线摆动的情况的示意图，具体地说，示出在轴承支承件摆动之后的状态；

图12A示出在图1至4的第一实施例中输入轴如何通过辊间径向压制力产生变形的示意图；

图12B示出在图5和6的第二实施例中输入轴如何通过辊间径向压制力产生变形的示意图；以及

图13是示出下述情况的示意图，其中，在图5的驱动力分配装置中，当第二辊从下止点位置到上止点位置更接近第一辊时，轴承支承件被伸张，其中图13A是示出第二辊处于下止点位置的状态的示意图，图13B是示出第二辊处于上止点位置的状态的示意图。

具体实施方式

<本发明的代表性效果>

根据如下所述本发明的实施例的摩擦传动装置，其中，包括第一辊、第二辊和旋转支承板的单元采用第一辊相对于壳体可旋转地支承并且第一辊的旋转轴线沿径向受到抑制的方式支承在壳体中，该摩擦传动装置能够将旋转支承板的伸张量集中为朝向第二辊侧伸张而不在第一辊侧与第二辊侧之间对其进行分配，其中，旋转支承板的伸张量通过由于第一辊与第二辊之间的径向压制接触而作用在第一辊和第二辊上使其彼此分离的拉伸力导致，该旋转支承板的整体伸张量变成旋转支承板朝向第二辊侧的伸张量。

因此，当使第二辊接近第一辊以增加辊间径向压制力时，可充分地降低第二辊的旋转轴线与关联于第二辊的扭矩传递轴之间的偏移量的增加，所减小的量为集中为朝向第二辊侧伸张的旋转支承板的伸张量，由此降低将由第二辊与扭矩传递轴之间的通用联轴器吸收的偏移量(相对径向位移)，由此增加包括第二辊和扭矩传递轴的驱动线路的耐久性。

下述说明参照图1至4所示的第一实施例以及图5和6所示的第二实施例详细地说明实现本发明的方式。

<第一实施例的构造>图1至4示出本发明的第一实施例。图1是从四轮驱动车辆上方观看的示意性平面图，示出设置有根据本发明第一实施例的摩擦传动装置的四轮驱动车辆的动力系，其中摩擦传动装置构造为驱动力分配装置1。

图1的四轮驱动车辆以后轮驱动车辆为基础，其中，来自于发动机2的旋转通过变速器3变速，然后传递通过后推进器轴4和后最终驱动单元5至左后轮6L和右后轮6R，并且构造成使得传递至左后轮6L和右后轮6R(主驱动轮)的扭矩的一部分通过驱动力分配装置1传递通过前推进器轴7和前最终驱动单元8至左前轮9L和右前轮9R(辅助驱动轮)，因此实现四轮驱动。

驱动力分配装置1因此配置成通过将传递至左后轮6L和右后轮6R(主驱动轮)的扭矩的一部分分离和输出至左前轮9L和右前轮9R(辅助驱动轮)而设定左后轮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)之间的扭矩分配。在这一实施例中，驱动力分配装置1构造为如图2所示。

在图2中，输入轴12和输出轴13布置成在壳体11中横向跨过，这两个轴彼此平行。输入轴12通过滚珠轴承14、15相对于壳体11可旋转地受到支承，从而使输入轴12围绕轴线O1自由地旋转。

输入轴12也通过滚珠轴承18、19相对于轴承支承件23、25可旋转地支承。因此，每个轴承支承件23、25形成有开口23a、25a，滚珠轴承18、19装配至所述开口，如图3A和3B所示。每个轴承支承件23、25采用支承输入轴12和输出轴13的共用旋转支承板。每个轴承支承件23、25布置在壳体1中使得轴承支承件23、25接触壳体11的对应内表面11b、11c，如图2所示，但是没有固定至内表面11b、11c。

输入轴12的两端形成为伸张出壳体11，通过密封环27、28而液体紧密地密封。输入轴12的左端(在图2中)连接至变速器3的输出轴(参见图1)，输入轴12的右端(在图2中)通过后推进器轴4(参见图1)连接至后最终驱动单元5。

输入轴12与第一辊31形成为一体，该第一辊31基本上处于沿输入轴12的轴向方向的输入轴12的中央，其中，第一辊31布置成与输入轴12同轴。输出轴13与第二辊32形成为一体，该第二辊32基本上处于沿输出轴13的轴向方向的输出轴13的中央，其中，第二辊32布置成与输出轴13同轴。第一辊31和第二辊32布置成处于垂直于输入轴12和输出轴13的轴的共同平面内。

输出轴13采用下述构造以非直接的方式可旋转地相对于壳体11受到支承。即，中空曲柄轴51L、51R定位在与输出轴13形成一体并基本上处于输出轴13的沿输出轴13的轴向方向的中央处的第二辊32的相应轴向端部处，曲柄轴51L、51R间隙装配至输出轴13的相应端部部分。输出轴13的两端装配在曲柄轴51L、51R的中心孔51La、51Ra中(其半径在附图中由Ri表示)。轴承52L、52R设置在曲柄轴51L、51R的中心孔51La、51Ra与输出轴13的端部之间的间隙装配部分中，使得输出轴13支承在曲柄轴51L、51R的中心孔51La、51Ra中，从而围绕中心孔51La、51Ra的中心轴线O2自由地转动。

如图4清楚地可见，曲柄轴51L、51R形成有外周51Lb、51Rb(在附图中，其半径由Ro表示)，所述外周相对于中心孔51La、51Ra(中心轴线O2)偏心，使得偏心外周51Lb、51Rb的中心轴线O3以偏心率ε相对于中心孔51La、51Ra的轴线O2(第二辊32的旋转轴线)偏心。曲柄轴51L、51R的偏心外周51Lb、51Rb通过轴承53L、53R可旋转地支承在相应轴承支承件23、25中。因此，每个轴承支承件23、25形成有轴承53L、53R装配至其中的开口23b、25b，如图3A和3B所示。

每个轴承支承件23、25为如上所述的支承输入轴12和输出轴13二者的共用旋转支承板，并且也作为用于支承第一辊31和32二者的共用旋转支承板，因为第一辊31和第二辊32分别与输入轴12和输出轴13形成一体。每个轴承支承件23、25的尺寸配置成使得轴承支承件23、25不与壳体11的内壁11a接触，其中输入轴12布置在内壁11a与输出轴13之间，如图2和3所示，并且不与壳体11的内壁11d接触，其中，输出轴13布置在内壁11d与输入轴12之间，如图3所示。

而且，每个轴承支承件23、25设置有突伸23c、25c和突伸23d、25d，用于防止轴承支承件23、25围绕输入轴12(第一辊31)的轴线O1摆动。突伸23c、25c和突伸23d、25d的每个布置成接触形成在壳体的对应内表面11e、11f中的导引凹槽11g、11h的底表面。每个导引凹槽11g、11h形成为具有沿着开口23b、25b的切向线伸张的窄形状，由此允许突伸23c、25c沿着相同方向产生位移。

曲柄轴51L、51R可旋转地受到如上所述的轴承支承件23、25的支承，曲柄轴51L、51R和第二辊32分别通过止推轴承54L、54R沿着轴向方向定位，如图2所示。

如图2所示，彼此接近并且彼此面对的曲柄轴51L、51R的端部与环形齿轮51Lc、51Rc形成一体，所述环形齿轮51Lc、51Rc具有相同规格并且布置成与偏心外周51Lb、51Rb共轴。在曲柄轴51L、51R处于旋转位置使得偏心外周51Lb、51Rb沿周向方向彼此对齐的状态下，环形齿轮51Lc、51Rc啮合共用曲柄轴驱动小齿轮55。

曲柄轴驱动小齿轮55连接至小齿轮轴56。小齿轮轴56的两端通过轴承56a、56b相对于壳体11可旋转地支承。图2的右侧上的小齿轮轴56的右端露出在壳体11的外部。小齿轮轴56的露出端表面例如通过锯齿连接而驱动地连接至连接于壳体11的辊间压制力控制马达45的输出轴45a。

因此，通过由辊间压制力控制马达45经由小齿轮55和环形齿轮51Lc、51Rc控制曲柄轴51L、51R的旋转位置，输出轴13和第二辊32的旋转轴线O2沿着图4中的虚线所示的轨迹圆α绕转。旋转轴线O2的绕转导致第一辊与第二辊之间的轴线间距离L1发生变化(参见图2)，并且允许任意地将从第二辊32至第一辊31的径向压制力控制在零与最大值之间。

曲柄轴51L和输出轴13形成为在图2的左侧上从壳体11伸出。在伸出部分处，密封环57设置在壳体11与曲柄轴51L之间，密封环58设置在曲柄轴51L与输出轴13之间。密封环57、58液体紧密地密封从壳体11伸出的曲柄轴51L和输出轴13的伸出部分。

曲柄轴51L的内周的中心和外周的中心设定为在其设置有密封环57、58的端部处彼此偏心，如在输出轴13受到支承的部分处。密封环57设置在曲柄轴51L的端部的外周与壳体11之间，密封环58设置在曲柄轴51L的端部的内周与输出轴13之间。虽然输出轴13的旋转轴线O2根据输出轴13的绕转而进行绕转，但是这一密封构造可优选地密封输出轴13从壳体11伸出的地方。

<根据第一实施例的驱动力分配控制>下文描述根据图1至4所示的第一实施例的驱动力分配控制。一方面，从变速器3(参见图1)至输入轴12的扭矩直接地从输入轴12通过后推进器轴4和后最终驱动单元5(二者参见图1)传递至左后轮6L和右后轮6R(主驱动轮)。

另一方面，当通过由辊间压制力控制马达45经由小齿轮55和环形齿轮51Lc、51Rc控制曲柄轴51L、51R的旋转位置并由此将辊间轴线距离L1设定为小于第一辊31和第二辊32的半径的和时，因为第一辊31和第二辊32具有根据径向相互压制力改变的辊间传递扭矩容量，所以根据这一实施例的驱动力分配装置1能够通过第一辊31和第二辊32将传递至左后轮6L和右后轮6R(主驱动轮)的扭矩的一部分导引至输出轴13。

在这一方面，在扭矩传递期间，第一辊31与第二辊32之间的径向压制反作用力由共用于这些辊的轴承支承件23、25接收，由此被防止传递至壳体11。这消除了提升壳体11的强度从而抵抗第一辊31与第二辊32之间的径向压制反作用力的必要，由此防止重量和成本受到不利的影响。

上述过程之后，扭矩通过前推进器轴7(参见图1)和前最终驱动单元8(参见图1)将扭矩从输出轴13的左端(在图2中)传递至左前轮9L和右前轮9R(辅助驱动轮)。这允许车辆进行四轮驱动，其中，所有的左后轮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)都被驱动。

顺便提一句，在通过辊间压制力控制马达进行辊间径向相互压制力控制(辊间传递扭矩容量控制)期间，输出轴13和第二辊32(它们的旋转轴线O2)围绕偏心轴线O3绕转。输出轴13和第二辊32(它们的旋转轴线O2)的绕转的位移能够通过将输出轴13和前推进器轴7彼此连接的通用联轴器吸收，使得即使不存在偏心连接的情况下，传递至左前轮9L和右前轮9R(辅助驱动轮)的扭矩不会受到不利的影响。

<第一实施例的动作和效果>但是，如果前输出轴13和第二辊32(它们的旋转轴线O2)与推进器轴7之间的偏移量大，那么将被输出轴13与前推进器轴7之间的通用联轴器吸收的相对径向位移变大，从而不利地影响包括通用联轴器的驱动线路的耐久性。因此，需要使输出轴13和第二辊32(它们的旋转轴线O2)与前推进器轴7之间的偏移量尽可能地小。这一需求能够通过根据上述实施例的驱动力分配装置的下述原理来满足。

在解释这一原理之前，下文描述对于在基本上类似图2的结构中输入轴12与输出轴13之间的轴承支承件23、25的中央部分通过螺栓61、62等固定至内表面11b、11c的情况，输出轴13和第二辊32(它们的旋转轴线O2)与前推进器轴7之间的偏移量。

当使第二辊32径向地接近第一辊31从而增加辊间径向压制力(辊间传递扭矩容量)时，第二辊32的旋转轴线O2从图8A所示的下止点位置绕转至图8B所示的上止点位置，从而接近第一辊31的旋转轴线O2，导致前推进器轴7与第二辊32的旋转轴线O2之间的偏移量增加。该偏移量的增加导致将被输出轴13与前推进器轴7之间的通用联轴器吸收的相对径向位移增加，由此不利地影响包括通用联轴器的驱动线路的耐久性。

另一方面，当使第二辊32径向地接近第一辊31从而增加辊间径向压制力(辊间传递扭矩容量)时，反作用力增加，并且导致拉伸力作用在第一辊31和第二辊32上使得彼此分离开，由此增加轴承支承件23、25的伸张量。

当辊间传递扭矩容量增加时，轴承支承件23、25的伸张的增加用于减小前推进器轴7与第二辊32的旋转轴线O2之间的偏移量的增加，并且抑制将由输出轴13与前推进器轴7之间的通用联轴器吸收的偏移量(相对径向位移)，由此增强包括通用联轴器的驱动线路的耐久性。

但是，在图7所示的情况下，轴承支承件23、25的中央部分通过螺栓61、62固定至壳体内表面11b、11c，作用在第一辊31和第二辊32上使得彼此离开的拉伸力一方面导致如图8B中的箭头α1所示轴承支承件23、25朝向第一辊侧伸张，由此沿相同方向以δ1移动第一辊31的旋转轴线O1，另一方面导致如图8B中的伸张量β1所示导致轴承支承件23、25朝向第二辊侧伸张，由此沿相同方向使第二辊32的绕转中心O3产生γ1的位移。采用这种方式，轴承支承件23、25的伸张量被分配至第一辊侧和第二辊侧。

在这一方面，当辊间传递扭矩容量增加时减小前推进器轴7与第二辊32的旋转轴线O2之间的偏移量的增加并由此增强驱动线路的耐久性这一作用可仅通过轴承支承件23、25朝向第二辊侧的伸张量β1实现，该伸张量相关于旋转轴线O2从图8A所示的下止点位置至图8B所示的上止点位置的位移ε1(即，仅通过由于这一伸张量β1造成的第二辊的绕转中心O3的位移γ1)。

但是，在图7所示的情况下，轴承支承件23、25的中央部分通过螺栓61、62固定至壳体内表面11b、11c，轴承支承件23、25朝向第二辊侧的伸张量β1(第二辊的绕转中心O3的位移γ1)由于上述双重分配而较小，使得不可能充分地减小第二辊的旋转轴线O2从图8A所示的下止点位置至图8B所示的上止点位置的位移ε1。因此，仅可能利用当辊间传递扭矩容量增加时利用轴承支承件23、25的伸张来减小前推进器轴7与第二辊32的旋转轴线O2之间的偏移量的增加的这一作用的几乎一半，由此增强与第二辊32和前推进器轴7相关联的驱动线路的耐久性。

相对比地，根据图1至4所示的第一实施例的驱动力分配装置能够产生下述动作和效果，其中，该单元由具有输入轴12的第一辊31、具有输出轴13的第二辊32以及作为支承第一辊31和第二辊32二者的共用旋转支承板的轴承支承件23、25组成，包括第一辊31(输入轴12)、第二辊32(输入轴13)和共用轴承支承件23、25(作为这一实施例中的主要组件)的所述单元通过相对于壳体11可旋转地支承输入轴12而支承在壳体11中同时由滚珠轴承14、15沿径向方向抑制输入轴12。

具体地说，根据基于第一实施例的构造，即使在轴承支承件23、25伸张的情况下，第一辊31的旋转轴线O1被抑制沿离开第二辊32的方向相对于壳体11移位，而由于轴承支承件23、25的伸张，仅第二辊32的绕转中心O3沿离开第一辊31的方向相对于壳体11移位。因此，即使采用由于第一辊31与第二辊32之间的径向压制接触而造成的作用在所述辊上使得彼此离开的拉伸力，轴承支承件23、25被防止朝向第一辊侧伸张。采用这种方式，轴承支承件23、25的伸张量没有被分配至第一辊侧和第二辊侧。

因此，轴承支承件23、25的整体伸张量变得与轴承支承件23、25朝向第二辊侧的伸张量相同，并且集中至第二辊侧。采用这种方式，当使第二辊32接近第一辊31以增加辊间径向压制力(增加辊间传递扭矩容量)时，可将前推进器轴7与第二辊32的旋转轴线O2之间的偏移量的增加降低集中至第二辊侧的轴承支承件23、25的伸张的量，由此增强第二辊32与前推进器轴7之间的驱动线路的耐久性。

上述动作和效果对于图9A和9B所示的情况进行详细说明如下，其中，使第二辊32从图9A所示的下止点位置径向地移动至图9B所示的上止点位置，从而接近第一辊31，由此增加辊间径向压制力(辊间传递扭矩容量)。采用这种方式，如图9A和9B清楚可见，第二辊32的旋转轴线O2接近第一辊31的旋转轴线O1，由此增加前推进器轴7与第二辊32的旋转轴线O2之间的偏移量。该偏移量的增加导致将由输出轴13与前推进器轴7之间的通用连接件吸收的相对径向位移的增加，由此用于不利地影响包括通用联轴器的驱动线路的耐久性。

另一方面，当使第二辊32径向地接近第一辊31从而增加如上所述的辊间径向压制力(辊间传递扭矩容量)时，反作用力增加，并且导致产生作用在第一辊31和第二辊32上使得彼此离开的拉伸力，由此增加轴承支承件23、25的伸张量。

轴承支承件23、25的伸张量增加用于减小前推进器轴7与第二辊32的旋转轴线O2之间的偏移量的增加，并且抑制将被输出轴13与前推进器轴7之间的通用联轴器吸收的相对径向位移，由此增强包括通用联轴器的驱动线路的耐久性。

在本实施例中，第一辊31的旋转轴线O2由于如下详细所述的输入轴12的弯折变形而以位移量δ2移位，但是理论上来讲，并不由于轴承支承件23、25的伸张而产生位移，其中，仅第二辊32的绕转中心O3由于轴承支承件23、25的伸张而沿离开第一辊31的方向相对于壳体11移位。因此，轴承支承件23、25通过由于第一辊31与第二辊32之间的径向压制接触而作用在所述辊上使得彼此离开的拉伸力而被防止伸张朝向第一辊侧，并且仅朝向第二辊侧伸张，如图9B中的箭头β2所示，使得轴承支承件23、25的伸张量并不分配于第一辊侧与第二辊侧之间。轴承支承件23、25的整体伸张量与朝向第二辊侧的轴承支承件23、25的伸张量相同(β2＝|α1|+|β1|)，如图9B中的箭头β2所示，使得轴承支承件23、25的整体伸张量能够集中至第二辊侧。

因此，当使第二辊32接近第一辊31从而增加辊间径向压制力(辊间传递扭矩容量)时，由于轴承支承件23、25的伸张造成的第二辊的绕转中心O3的移位γ2如图9B所示大于图8B的传统情况中的γ1，使得当辊间传递扭矩容量增加时，可以将第二辊的旋转轴线O2的位移ε2充分地以集中至第二辊侧的轴承支承件23、25的伸张量减小，如图9B所示。因此，可完全地利用减小前推进器轴7与第二辊32的旋转轴线O2之间的偏移的增加并由此增加第二辊32与前推进器轴7之间的驱动线路的耐久性的优势。

而且，这一实施例的下述特征能够产生下述动作和效果，即，每个轴承支承件23、25设置有突伸23c、25c和突伸23d、25d，每个突伸23c、25c和突伸23d、25d布置成接触形成在壳体的对应内表面11e、11f中的导引凹槽11g、11h的底表面从而防止轴承支承件23、25围绕输入轴12(第一辊31)的轴线O1摆动，如图3所示。

在这一方面，下文描述面对下述情况的一个问题，即，轴承支承件23、25不包括突伸23c、25c和突伸23d、25d并且没有被防止围绕轴线O1摆动。当使第二辊32围绕偏心轴线O3绕转从如图10A所示的不与第一辊31接触的位置至如图10B所示的接触第一辊31的位置，轴承支承件23、25围绕第一辊的轴线O1施加一转动力矩，并且形成为围绕第一辊的轴线O1从图10A所示的位置摆动至图10B所示的位置。

相对比于本实施例，在轴承支承件23、25不包括用于防止摆动运动的突伸23c、25c和突伸23d、25d的情况下，轴承支承件23、25的摆动运动大，使得第二辊32的旋转轴线O2的位移通过加入由这一摆动运动导致的位移而变大，如图10B所示。第二辊的旋转轴线O2的这一位移关联于前推进器轴7与第二辊的旋转轴线O2之间的偏移，使得前推进器轴7与第二辊的旋转轴线O2之间的偏移增加。

前推进器轴7与第二辊的旋转轴线O2之间的偏移的增加量变大导致将由输出轴13与前推进器轴7之间的通用联轴器吸收的相对径向位移增加，由此造成包括通用联轴器的驱动线路的耐久性不利地受到影响这一问题。

相对比地，在轴承支承件23、25设置有用于防止轴承支承件23、25围绕输入轴12(第一辊31)的轴线O1摆动的本实施例中，即使当使第二辊32围绕偏心轴线O3绕转从如图11A所示的不与第一辊31接触的位置至如图11B所示的接触第一辊1的位置时，轴承支承件23、25也被防止围绕第一辊的轴线O1摆动，如图11B清楚地示出，由此轴承支承件23围绕第一辊的轴线O1被施加一转动力矩。

因此，第二辊32的旋转轴线O2的位移如图11B所示被保持为小，因为没有由轴承支承件23、25的这一摆动运动导致的位移被添加至第二辊32的旋转轴线O2的位移。因为第二辊的旋转轴线O2的这一位移关联于前推进器轴7与第二辊的旋转轴线O2之间的偏移，所以可将前推进器轴7与第二辊的旋转轴线之间的偏移保持为小。

前推进器轴7与第二辊的旋转轴线O2之间的偏移的减小导致将被输出轴13与前推进器轴7之间的通用连接件吸收的相对径向位移的减小，由此用于解决如上参照图10A和10B所述的问题，即，包括通用连接件的驱动线路的耐久性被不利地影响。

根据本实施例，可采用简单和低成本的结构实现上述动作和效果，其中，轴承支承件23、25设置有突伸23c、25c和突伸23d、25d，从而防止轴承支承件23、25围绕输入轴12(第一辊31)的轴线O1摆动。而且，可以可靠地实现如上参照图9所示的动作和效果，因为突伸23c、25c和突伸23d、25d配置以能够沿图3所示的竖直方向滑动在壳体的内表面11e、11f的导引凹槽11g、11h中，使得轴承支承件23、25朝向第二辊侧的大伸张量β2没有被阻止。

<第二实施例>图5和6示出本发明的第二实施例。这一实施例配置以解决输入轴12的弯折变形导致在图1至4的第一实施例产生如图9B中的δ2所示的第一辊31的径向移位，并由此不利地影响(虽然程度轻微)第一实施例的动作和效果的问题。

首先，下文参照图12A描述在第一实施例中由输入轴12的弯折变形导致的第一辊31的径向位移δ2。第一辊31和第二辊32之间的径向压制力通过第一辊31作用在输入轴12上，由此用于造成用作轴承以相对于壳体11支承输入轴12的滚珠轴承14、15之间的输入轴12的弯折变形。

在第一实施例中，轴承支承件23、25与壳体11的内壁11a之间存在间隙，使得轴承支承件23、25能够沿箭头A1、A2所示的方向朝向内壁11a移动，因此不能抵抗辊间径向压制力导致如上所述的滚珠轴承14、15之间的输入轴12的弯折变形。因此，如图12A所示导致输入轴12产生弯折变形，使得由于弯折变形，第一辊31以δ2沿径向方向朝向壳体的内壁11a移位。

第一辊31的径向位移δ2导致图9B中的第二辊的绕转中心O3的位移δ2减小，由此增加第二辊的旋转轴线O2的位移ε2，由此不利地影响(虽然程度轻微)第一实施例的动作和效果。

为了解决这一问题，在这一实施例中，虽然驱动力分配装置1配置成基本上类似于图1至4所示的第一实施例，但是轴承支承件23、25的面对壳体内壁11a的端部设置有接触壳体内壁11a的突伸23e和25e，如图5和6所示。

如图12B所示，通过接触内壁13a，突伸23e、25e防止轴承支承件23、25沿图12A中的箭头A1或A2所示的方向移动，由此防止输入轴12通过辊间径向压制力而弯折于滚珠轴承14、15之间。因此，如图12B所示，输入轴12保持为基本上直，不会由于辊间径向压制力造成弯折变形，使得第一辊31被防止产生图12A中δ2所示的径向位移。

因此，在图13A和13B所示的情况下，使第二辊32从图13A所示的下止点位置至图13B所示的上止点位置径向地接触第一辊31，由此增加在图9A和9B的相同状态下的辊间径向压制力(辊间传递扭矩容量)，这一实施例的由于输入轴12的弯折变形造成的第一辊31的径向位移δ2基本上等于零的这一特征用于使得第二辊的绕转轴线O3的位移γ3大于图9B中的γ2，如图13B所示，由此使得第二辊的旋转轴线O2的位移ε3小于图9B中的ε2。这使得第一实施例的动作和效果进一步明显。

在这一方面，当辊间径向压制力(辊间传递扭矩容量)增加时，这一实施例的突伸23e、25e通过接触壳体内壁11a而进一步作用以将轴承支承件23、25的伸张量集中至第二辊侧。这提供额外的优势使得第一实施例的动作和效果更明显。

<其他实施例>该第一和第二实施例如上参照图2和5所示的情况进行说明，其中，第二辊32通过围绕偏心轴线O3可旋转地支承的曲柄轴51L、51R的偏心孔52La、52Ra而可旋转地受到支承，曲柄轴51L、51R被旋转使得第二辊32从不与第一辊31接触的非传递位置绕转至压制接触第一辊31的传递位置。可选择地，本发明的概念可应用至未示出的驱动力分配装置，其中，第二辊32可旋转地围绕曲柄轴的可旋转地围绕偏心轴线O3支承的偏心轴部分支承，并使该曲柄轴绕转，使得第二辊32从不与第一辊31接触的非传递位置绕转至压制接触第一辊31的传递位置。这自然地实现类似的作用和效果。

Claims

1.一种摩擦传动装置，包括：

壳体；以及

容纳在所述壳体中的单元，其中，所述单元包括第一辊、第二辊和旋转支承板；

其中：

所述第一辊和第二辊配置以在彼此径向压制接触时执行摩擦传递，并且通过所述第二辊相对于所述第一辊的径向位移来改变所述第一辊与第二辊之间的径向压制接触的状态；

所述旋转支承板配置以支承所述第一辊和第二辊，并且承受通过所述第一辊和第二辊之间的径向压制接触导致的反作用力；以及

所述单元采用所述第一辊相对于所述壳体受到可旋转地支承并且所述第一辊的旋转轴线沿径向受到抑制的方式支承在所述壳体中。

2.根据权利要求1所述的摩擦传动装置，其中，所述旋转支承板布置成接触所述壳体的内壁的一部分，其中，所述第一辊定位在所述部分与第二辊之间。

3.根据权利要求1或2所述的摩擦传动装置，其中，所述旋转支承板采用抑制所述旋转支承板围绕所述第一辊的旋转轴线进行摆动运动的方式布置在所述壳体中。

4.根据权利要求3所述的摩擦传动装置，其中，所述旋转支承板包括突伸，所述突伸伸出以接触所述壳体的内壁从而防止所述旋转支承板围绕所述第一辊的旋转轴线进行摆动运动。

5.一种摩擦传动装置，包括：

壳体；以及

其中：

所述单元支承在所述壳体中使得：所述第一辊受到抑制从而不会在所述旋转支承板由于反作用力而产生伸张的情况下沿离开所述第二辊的方向相对于所述壳体产生位移；以及，所述第二辊配置以在所述旋转支承板由于所述反作用力而产生伸张的情况下沿离开所述第一辊的方向相对于所述壳体产生位移。