操纵单元以及机动车的制作方法

本发明涉及一种用于离合器的操纵单元，该操纵单元包括驱动单元、用于操纵离合器的操纵元件和用于将由驱动单元产生的转矩传递到操纵元件上的传动机构，其中，利用预紧元件可沿分离的方向至少部分预紧操纵元件。

背景技术：

已知需对离合器执行器的操纵元件进行预紧，使得它以可预设的力贴靠在分离轴承上。由此可实现延长分离轴承的使用寿命。

在此，在已知的离合器执行器中，螺旋弹簧支撑在壳体上，而螺旋弹簧通过另一侧以预紧力加载作为操纵元件的推杆。如果推杆利用传动机构沿分离方向移动，则螺旋弹簧在伸展程度越来越大的情况下在某一时刻与推杆失去接触，至少螺旋弹簧不再以预紧力加载推杆，因为推杆运动与弹簧运动脱耦。相应地，螺旋弹簧仅暂时预紧操纵元件或者推杆，也就是说，此时离合器执行器已进入接合位置以及沿分离方向的位移较短。

技术实现要素：

本申请的目的在于，给出一种用于离合器的操纵单元，在该操纵单元中可简化预紧元件的结构。

为了实现该目的，提出具有权利要求1的特征的操纵单元。从从属权利要求中得出改进的设计方案。

本发明的核心是，预紧元件不再直接支撑在壳体上，而是支撑在传动机构上。传动机构本身又支撑在壳体上，然而，预紧元件在壳体上的支撑仅是间接的。真正的支撑点位于传动机构上。

传动机构由多个构件组成。原则上，预紧元件可支撑在任一传动构件上。

优选地，预紧元件构造成扭转弹簧。在此，扭转弹簧的支撑可设计得不同于螺旋弹簧的支撑，螺旋弹簧的侧部需要支承面。在扭转弹簧中，沿运动方向需限制或者完全固定弹簧端部。也就是说，扭转弹簧的支撑位置例如可设计成凹口，扭转弹簧的端部接合到该凹口中。但是也可以是面，扭转弹簧的端部压向该面。

优选地，预紧元件的第一端部支撑在输入侧的传动构件上。在此，传动构件例如可以是扇形齿轮。该传动构件在多个设计方案中通过传动机构输入轴来驱动，并且相应地位于传动机构的驱动侧或输入侧处。

除了对预紧元件的端部进行支撑之外，也需对其进行支承。

在此，在本申请中，关于支撑理解为操纵单元的如下的部分，该部分用于使弹簧处于或保持张紧状态。关于支承是指操纵单元的如下的部分，该部分与预紧元件恰好张紧与否无关地使预紧元件保持在其位置中。在此，优选地规定，预紧元件支承在传动机构处的支承元件上。换言之，支承元件是操纵单元的、预紧元件的中间区域放在、依附或者否则支承的部分。

在此，预紧元件优选地可支承在圆柱体的辊子上。这不仅对于扭转弹簧是可行的，而且对于螺旋弹簧也是可行的。支承元件或者说圆柱体的辊子使得，即使不用力或者仅用很小的力支撑端部，也能够支承预紧元件。

有利地，在传动机构输出部处可布置有凸轮传动机构，并且预紧元件可支承在与凸轮传动机构固定连接的支承元件上。这是一种特别优选的对预紧元件的支承方式。

优选地，预紧元件的支承元件能可转动地固定在传动机构上。这实现了预紧元件相对于传动机构的相对转动，这尤其对于扭转弹簧来说是一种有利的支承方式。在此，当然并非强制使支承元件可转动地固定在传动机构上，而是支承元件也可不可相对转动地固定在传动机 构上。相应地，设有可转动性仅为优选的。

在此特别优选地，预紧元件的支承元件固定在上述扇形齿轮上。那么，预紧元件的第一侧部的支承和支撑都在相同的传动部件上。

有利地，支承元件可构造成套筒。

优选地，预紧元件在第二侧部上可至少暂时支撑在传动机构上。也就是说，不再通过在壳体处预紧推杆来实现预紧，而是通过仅设计在传动机构中的预紧来实现预紧。由此实现传动机构壳体以及操纵元件的设计自由度。

优选地，预紧元件可支撑在传动机构输出部上。尤其是，预紧元件可支撑在凸轮传动机构上或者支撑在可转动地支承的支承元件上。此时，可转动地支承的支承元件也必须不可相对转动地与传动机构输出部相连接。也就是说，预紧元件可直接或间接地支撑在传动机构输出部上。特别优选地，预紧元件支撑在传动机构输出部处的凸轮传动机构上。

有利地，传动机构可具有止挡，预紧元件的第二侧部或者说第二端部在传动机构沿接合方向运动时移动抵住该止挡，从而预紧元件不再作用于第二侧部在传动机构处的支撑位置。在传动机构运动时，如果扭转弹簧例如移动抵住止挡，则该扭转弹簧被放松。从某一转动角度和放松程度起，扭转弹簧不再施加预紧力于传动机构输出部、例如凸轮传动机构，进而不再施加预紧力于操纵元件。

特别优选地，传动机构具有磨损平衡机构。该磨损平衡机构用于平衡离合器构件、尤其离合器盘的磨损。在此，预紧元件可特别优选地布置成，使得在磨损增加时预紧元件的预紧力提高。例如，磨损平衡机构可调节两个传动构件彼此的相对位置，从而随着磨损的增加，相对转动总是不断增大。尤其磨损平衡机构可调节扇形齿轮与凸轮传动机构彼此间的相对转动，因此在预紧元件支撑在这两个传动构件处时，此时预紧力在磨损增加的情况下改变。尤其预紧元件可支撑在这样的传动机构输入部件与这样的传动机构输出部件处，这二者彼此间的相对位置通过磨损平衡机构改变。

如所说明的那样，预紧元件的预紧力与磨损平衡机构相关。在此，下面示出优选的具有磨损平衡机构的传动机构：

优选地，通过磨损平衡机构，操纵元件的接合位置可匹配于离合器的磨损状态，为此在传动机构和操纵元件之间的杠杆力臂随接合位置的变化由于磨损平衡匹配而增大。这可通过如下方式实现，即凸轮传动机构位于传动机构的从动侧上。

有利地，在传动机构或传动机构的连接元件的转动轴线与操纵元件的纵轴线之间的距离在传动机构的转动运动期间可基本上保持恒定。为此操纵元件完全线性运动，因而壳体可更紧凑地构造在面向离合器的节段中，因为推杆或者说操纵元件不再执行向上和向下运动。由于操纵元件执行线性运动，此外在操纵元件与离合器或者说分离轴承(操纵元件作用于分离轴承处)之间的摩擦减小。连接元件是传动机构的一部分，确切地说是与操纵元件处于接合的那部分。

优选地，传动机构在作用位置上作用于操纵元件，其中，作用位置在传动机构的转动运动期间可变。在已知的操纵单元中，固定在作为连接元件使用的蜗轮处的接头座(Gelenkpfanne)容纳推杆。因此连接元件的作用位置是推杆的接头，虽然在蜗轮的转动运动期间接头在接头座中转动，但未离开接头座。与此相反，在本发明的改进方案中规定，连接元件在操纵元件上的作用位置在连接元件的转动运动期间改变。这意味着，连接元件的作用于操纵元件的部件改变其相对于操纵元件的相对位置。

传动机构如所说明的那样具有磨损平衡机构，通过该磨损平衡机构可使操纵元件的基础位置匹配于离合器的磨损状态。所说明的涉及操纵元件的线性运动的优点与磨损平衡机构的存在无关。但是该磨损平衡机构用于使操纵元件的基础位置或起始位置匹配于离合器的磨损状态。在离合器盘磨损的情况下，离合器的膜片弹簧舌片在接合状态下向外移动，即远离离合器盘。因此必须匹配操纵元件的基础位置(该基础位置相应地是这样的位置，即在该位置中操纵元件在接合状态下经由分离杠杆或分离叉作用于离合器的分离轴承处)，使得操纵 元件的基础位置或接合位置随磨损的增加远离离合器盘。为此使用磨损平衡机构。

有利地，连接元件可构造成盘形，并且在操作元件的侧部上具有至少一个突起部。由此，在互相容纳方面互换任务分配。在此，突起部在原则上可具有任意的形状。例如，突起部可构造成方形。然而，优选地规定，突起部为栓状。由于圆柱体的设计方案，突起部的外表面没有棱边或角。因为突起部相比操纵元件还实施旋转运动，所以可由此减少磨损。

有利地，可设有两个突起部，这两个突起部与连接元件的转动轴线的距离相等。突起部相应地传递相等的转矩。通过使用两个突起部，可增大转动运动的角度，在该角度下连接元件驱动操纵元件。尤其由此实现连接元件也执行大于180°的旋转运动，这通过利用接头座是不可行的。其运动本身限制在180°，由于实际上的限制，转动运动的可使用的角度范围下降到明显小于180°。与此相对，通过使用突起部可实现任意的转动角度，沿周向设置突起部就足矣。

特别有利地，可设有两个突起部，这两个突起部与连接元件或者说传动机构的转动轴线的距离不同。作为传动机构的一部分的连接元件大多具有与传动机构相同的转动轴线。因此不仅可涉及连接元件的转动轴线，也可涉及传动机构的转动轴线，二者之间在技术上没有差别。优选地，在分离时首先作用的突起部比第二突起部在更靠近转动轴线处被支承。关于在离合器的新状态下的接合位置，首先作用的突起部通常是沿转动方向在离合器侧的突起部。在此，在变换到第二突起部时杠杆力臂自动增加。

有利地，操纵元件可具有至少一个凹口用于至少暂时容纳传动机构的连接元件的突起部。凹口可在整个宽度上加载操纵元件，但凹口也可如盲孔那样构造，即仅以小于操纵元件的宽度的深度侵入操纵元件中。但是这并不意味着，凹口的基面应是或者必须是圆形。

更确切地说优选地规定，凹口构造成长孔的形式。替代地，凹口可构造成一侧敞开的长孔的形式。该设计方案使得连接元件的突起部 能够在凹口中移动，由此实现突起部相对于操纵元件的相对运动。将连接元件与操纵元件相连接的设计方案以简单的方式实现了操纵元件的线性运动。垂直于线性运动方向的运动分量则通过突出部在凹口中的移动来阻拦。

替代地，凹口也可具有圆形的横截面，并且突起部可移动地固定在连接元件处。在此，可考虑突起部具有底切部，该底切部可移动地固定在存在于连接元件处的轨道中。出于在制造中的简易性的原因，利用将凹口设计成长孔的设计方案和相应的将突起部刚性地固定在连接元件处或者将二者构造为一体式的方案是优选的。

有利地，凹口的纵向方向可布置成垂直于操纵元件的纵向方向。根据该设计方案，如已说明的那样，可阻拦突起部的垂直于操纵元件的线性运动方向的所有运动，从而不再需要操纵元件的不处于线性运动方向上的可运动性。于是，如所说明的那样，可减少操纵单元的结构空间，使得壳体在操纵元件的区域中可具有更小的直径。有利地，操纵元件可具有环形的加强部，该加强部布置成垂直于传动机构的连接元件的转动轴线。因为操纵单元具有一个或多个凹口(其尤其也还构造成长形)，操纵元件的刚性可尤其在压力加载的情况下受损。通过设置加强部又可提高该刚性。加强部为环形，以便连接元件的突起部在突起部从长孔或者说凹口中出来之后也可自由地运动。

有利地，在存在至少两个凹口的情况下，凹口的长度根据连接元件的突起部的角距离来确定。可如下进行确定，即在连接元件的转动运动的每一点上始终有一个突起部作用于操纵元件上。否则，则会发生突起部与凹口卡住。

有利地，连接元件可具有圆柱体的形状并且螺圈弹簧(Schlingfeder)以多个线圈缠绕在外侧。可通过止挡上紧螺圈弹簧，使得螺圈弹簧沿分离方向加载连接元件，但是在接合时在转动运动的结束时可存在间隙，从而连接元件可相对于驱动单元转动，于是连接元件的基础位置匹配于离合器的磨损。

就此而言还有利地规定，连接元件支承在扇形齿轮中，其中，扇 形齿轮具有与连接元件相同的转动轴线。在此，利用螺圈弹簧，能够改变连接元件相对于扇形齿轮的相对位置，从而扇形齿轮和连接元件不必彼此固定地转动，或者说扇形齿轮和连接元件不必彼此固定。

在替代的设计方案中，连接元件本身可设计成扇形齿轮。也就是说，在连接元件的外侧上可存在这种沟槽或凹入部，使得可通过蜗杆传动机构驱动连接元件。

优选地，操纵单元可具有补偿弹簧单元，该补偿弹簧单元作用于传动机构处并且在此处优选地作用于扇形齿轮处或者在替代的设计方案中作用于连接元件处。利用该补偿弹簧单元(其优选地具有弹簧引导件、铰接支承和补偿弹簧)，可使驱动单元的功率最小化。在此，补偿弹簧单元形成膜片弹簧的配对件，它们除稍有不同之外，为了固定优选位置而以数值上相同大小的、但是反向的转矩作用于连接元件。因此，驱动单元仅还需传递很小的转矩，以便引起离合器分离或接合。否则在没有补偿弹簧单元的情况下，驱动单元必须提供用于分离离合器的全部转矩，这出于成本原因并不利。

所说明的连接元件作为凸轮传动机构作用于操纵元件。

此外，本发明涉及一种具有操纵元件的机动车。机动车的特征在于，操纵元件根据上述权利要求中任一项来构造。

附图说明

从实施例和附图的以下说明中得出本发明的另外的优点、特征和细节。其中：

图1以分解图示出了操纵元件，

图2示出了扇形齿轮，

图3示出了带动件，

图4示出了推杆，

图5示出了处于基础位置的操纵单元，

图6示出了沿操纵方向运动的操纵单元，

图7示出了在磨损的离合器中处于基础位置的操纵单元，

图8示出了在磨损的离合器中沿操纵方向运动的操纵单元，

图9示出了离合器的分离力特性曲线，

图10示出了传入带动件中的转矩的特性曲线，

图11示出了补偿力矩的特性曲线，

图12示出了杠杆力臂的长度的特性曲线，

图13示出了带动件的第二设计方案，

图14以侧视图示出了操纵装置，

图15以立体图示出了传动机构局部，

图16以立体图示出了操纵装置，

图17示出了栓支承部的横截面，以及

图18示出了具有预紧元件的传动机构。

具体实施方式

在此，图1至图17示出了操纵单元和其功能，如从文献DE 10 2014 215 324A1中得知的那样。在此，接下来说明的磨损平衡机构是磨损平衡机构的一种优选的设计方案。因为在示出预紧元件的图中该磨损平衡机构不再可见，所以单独示出磨损平衡机构。因此，在此说明的构件也位于在图18中示出的操纵单元中。但尤其因为磨损平衡机构被覆盖，所以不再可见到它。

图1示出了操纵单元1，其具有作为驱动单元的电马达2、传动机构3、补偿弹簧单元4和作为操纵元件的推杆5。

传动机构3包括预载弹簧6、限位弹簧7、扇形齿轮8、作为连接元件的带动件9和螺圈弹簧10。补偿弹簧单元4具有铰接支承12、弹簧引导件14和补偿弹簧16。

操纵单元1还具有用于容纳传动机构3和补偿弹簧单元4的构件以及推杆5的壳体18；壳体18以盖子20来封闭。接下来将说明用于压动式离合器的操纵单元1的工作方式。但是，通过变型，操纵单元1也可用于拉动式离合器。在此，变型涉及电马达2的操控方案以及推杆5的设计方案。原则上已知这些变型，因此不对其进行进一步的 阐述。

对于压动式离合器来说操纵单元1的工作方式如下所述：

推杆5的基础位置或起始位置表示推杆在离合器的接合状态下贴靠在与分离单元的接触位置处。在该位置中，推杆5由补偿弹簧单元4固定，因为该补偿弹簧单元如此来支承，使得补偿弹簧单元在接合位置中对扇形齿轮进行预载。当接下来提及接合位置或者分离位置时，这意味着，调节操纵单元1使得离合器处于接合或者分离的状态。因此，接合或者分离涉及离合器的状态，而不涉及操纵单元1的部件本身的位置。术语接合位置和分离位置类似地使用。

为了分离，电马达2获得信号，紧接着电马达将转过预定的圆周角。在此，正齿轮啮合部22与扇形齿轮8的外侧啮合并且将转矩传递到该扇形齿轮上。由电马达施加的转矩足以克服由补偿弹簧单元4更确切地说补偿弹簧16施加的力。因为补偿弹簧单元4更确切地说铰接支承12作用于扇形齿轮8的转动轴线24附近，所以可引到扇形齿轮上的转矩不会过大。在补偿弹簧单元4或者说其在扇形齿轮8处的作用点已转动经过转动轴线24之后，补偿弹簧单元4辅助分离运动。由于扇形齿轮8的转动，螺圈弹簧10(其端部分别位于扇形齿轮8的止挡处)一起被拉动并且与带动件9形成摩擦连接。在此，螺圈弹簧10的线圈缠绕带动件9的外侧，其中，在带动件9的外侧与扇形齿轮8的内侧之间留有足够的距离，从而在该间隔中螺圈弹簧10具有足够的间隙，以便在接合的情况下可再次松开缠绕，为此通过扩大直径中断与带动件9的摩擦连接。因此，通过扇形齿轮8的止挡和螺圈弹簧10的正确的设计方案也可实现磨损平衡机构。

接下来将详细说明扇形齿轮8、带动件9和螺圈弹簧10以及推杆5。

图2示出了扇形齿轮8，其在电马达侧具有用于限位弹簧7的两个止挡26和28。而支承栓30以及部分的环形壁部32位于推杆侧。支承栓30呈圆柱体形，使得带动件9可转动地支承在支承栓30上。在外侧上，环形壁部32具有正齿轮啮合部，该正齿轮啮合部与电马 达2的正齿轮啮合部22啮合。在内侧上，环形壁部32是光滑的。环形壁部32的侧向端部34和36限定该环形壁部。螺圈弹簧10以一端安置在环形壁部32中的槽37内，另一端原则上可自由转动。螺圈弹簧10相对带动件9具有预紧并且带动该带动件。为了解除锁止和调整磨损，螺圈弹簧10的第二端部在基础位置中相对于壳体18的壳体壁部解锁。

图3示出了带动件9，其具有带有凹口40的圆柱形基体38。优选地，凹口40贯穿基体38的整个长度。凹口40由于带动件9在支承栓30上的支承确定了带动件9的转动轴线。在推杆侧，带动件9具有两个驱动栓42和44。这两个驱动栓与接下来将说明的推杆5的相应的凹口接合。

因此，带动件9与推杆5关连形成了凸轮传动机构31。

图4以立体图示出了推杆5。推杆具有两个支承节段46和48以及中间节段50。支承节段46和48优选地构造成圆柱体，然而它们由于推杆5的仅仅的线性运动也可具有与圆形不同的基础形状。例如支承节段46和48也可构造成方形并且具有矩形或者正方形的横截面。支承节段46和48的长度优选地一样长，但支承节段46和48也可具有不同的长度。

中间节段50具有两个u形的凹口52和54，这两个凹口通入位于下方的、大体积的凹口56。在此，“位于下方”仅说明了根据图4的图示，当然凹口56根据操纵单元1的安装位置也可位于凹口52和54旁边或上方。凹口56在两个侧部和底侧由环状的强化节段58限定。在此，凹口52和54特别有利地布置在支承节段46与支承节段48之间，从而从带动件9到推杆5上的力传递在在进一步的延伸中由支承节段46和48覆盖的面上进行。由此改善力传递，使得上述力传递与从推杆到分离装置的力传递处于相同的平面，因此避免横向力并且优化力传递。强化节段58呈环状，以允许驱动栓42或44的运动自由性。如在接下来的图中还示出的那样，为了总是仅一个驱动栓驱动推杆5，该运动自由性是必需的。

图5示出了处于基础位置中的操纵单元1，即，离合器处于接合中。用于处于新状态的离合器的接合位置或基础位置在此由标记60表示。箭头62给出了为了分离离合器推杆5需要运动的方向。同样可见在传递单元3或者带动件9的转动轴线63与传递单元3在推杆5上作用点65之间的杠杆力臂61。

图6示出了根据图5的操纵单元，其中，推杆已经沿操纵方向运动。相应地，支承节段48伸出超过标记60，而支承节段46的端部位于壳体18内部并且不再部分地位于外部。通过进一步比较图5和图6可看到，在离合器的新状态中(图6同样涉及该新状态)，基本上是驱动栓44驱动推杆5。与此相对，驱动栓42在凹口58中自由运动。该最终位置也可称作分离位置或运行位置。为了可从该运行位置又回到基础位置，使电马达2反向运动。离合器本来就施加与操纵方向62相反的压力，补偿弹簧16克服该力并进而沿操纵方向工作。因此，电马达2仅须提供很小的转矩，就可使操纵单元1从操纵位置回到基础位置中。在此，杠杆力臂61已经增大，但是这与磨损平衡无关，因此杠杆力臂61在图5中可见的接合位置中没有改变。

图7示出了用于具有磨损的离合器的处于基础位置或者说接合位置的操纵单元1。如已说明的那样，离合器盘的磨损导致，在接合位置中膜片弹簧舌片更加向外。相应地，操纵单元1的作用点必须更远地远离离合器盘，这通过在磨损的情况下在接合位置中将推杆5进一步压入壳体18中来示出。相应地，支承节段48未到达标记60。接合位置的该变化伴随起始位置和带动件9的转动。由此，现在，在分离运动开始时驱动栓42与推杆5或者凹口52接合。通过带动件9的逆时针方向的转动，推杆沿操纵方向62移动。带动件9的接合位置的变化使在接合位置中的杠杆力臂61改变。在接合位置中的杠杆力臂61随着磨损增加而越来越大。

图8示出了处于操纵位置的根据图7的操纵单元1。在此，支承节段48恰好到达标记60，进而相应于推杆5的在图5中作为基础位置示出的位置。然而与图5不同，补偿弹簧单元4已伸长。

在此，驱动栓42和44根据基础位置和运行位置的布置方案相对任意，重要的仅是驱动栓42或驱动栓44与其中一个凹口处于连接中。仅对于在图5和图8中示出的位置存在一种例外情况，在该情况下驱动栓42恰好还与相应的凹口52或54接合，并且驱动栓44恰好才与凹口52或54接合。但是，如果两个驱动栓42和44更长时间地同时与推杆5处于有效连接，则带动件9经由驱动栓42和44与推杆5楔住。也就是说，仅在驱动功率从一个驱动栓传递到下一个驱动栓时才存在两个驱动栓的同时作用。

图5至图8示出了一种具有两个驱动栓42和44与两个凹口52和54的优选的设计方案。然而，也可增加驱动栓的数量，进而增加带动件的转动角度。在此，驱动栓的数量取决于带动件9的直径。其直径越小，则需要越多的驱动栓。除此之外，所需使用的驱动栓的数量取决于分离位移有多大。分离位移越长，则需要越多的驱动栓。

图9至图12示出了操纵单元1的补偿特性曲线。

图9示出了在分离轴承上的分离力，其中，在轴线64上给出以毫米为单位的在分离轴承上的分离位移，而沿着轴线66给出以牛顿为单位的分离力。在此曲线68和70涉及处于新状态中的离合器，而曲线72和74涉及具有磨损的离合器盘的离合器。

图10示出了针对磨损的离合器的相应的曲线80和82以及针对新的离合器的曲线76和78。在此，在轴线84上标注传入的转矩。如可看到的那样，在新的离合器中，沿分离方向以及接合方向的力都小于在磨损的离合器中的力。

在图11中，在轴线86上绘出以牛顿米为单位的补偿力矩，在轴线64上绘出分离位移。在此，曲线86和90示出了新的离合器的补偿力矩，而曲线88和92示出了磨损的离合器的补偿力矩。

在图12中示出了杠杆力臂61的变化。在此，在轴线94上以mm为单位绘出杠杆力臂长度，其中，轴线94不从0开始。在此，曲线96示出了新的离合器的杠杆力臂长度，而曲线98示出了磨损的离合器的杠杆力臂长度。可看到，在分离位移较小的情况下，在新的离合 器中的杠杆力臂长度小于在磨损的离合器中的杠杆力臂长度，并且相应地在分离运动开始时传递小的力。相应地，在分离位移较大的情况下，在新的离合器中的力传递大于在磨损的离合器中的力传递。

图13示出了带动件9的替代的布置方案。在该带动件中，驱动栓42和44与转动轴线63的距离100和102不同。由此，可利用驱动栓42产生的杠杆力臂更取决于带动件9相对于推杆5的转动位置，但最大的杠杆力臂小于可利用驱动栓44产生的最大的杠杆力臂。

通过所说明的操纵单元1减小在离合器的新的状态与磨损的状态之间的分离力特性曲线的距离，进而减小补偿力矩的扩大。于是，在新的状态以及磨损的状态中减小电马达的负荷。

图14以侧视图示出了操纵装置1。在此，带动件9以及推杆5有改变。这些改变彼此独立，推杆5尤其如在图14和图16中示出的那样可与根据在前的图的带动件9结合，而根据图14至图17的带动件9也可与根据在前的图的推杆结合。

在图14中，还绘出辊子104和106作为栓42和44的外套。如已实施的那样，栓的外套也存在于在前的图的实施方式中，即使并未绘出强调。

推杆5具有两个拨指105和107，其与栓42和44处于接合中。准确的数量并不重要，但栓的数量和拨指的数量一致。

辊子104和106包围栓42和44，因此减小在传动机构3与推杆5之间的负荷，为此对在传动机构3或者说其连接元件9与此处推杆之间的负荷在栓42和44处通过辊子104和106进行分配，其中，在与栓42和44接触时存在的滑动摩擦借助于辊子104和106转换成滚动摩擦。然后，滑动摩擦处于栓42和44与相应的辊子104和106之间。于是，可使在推杆5处的磨损最小化。

辊子104和106由钢制成。辊子104和106也可在内直径处设有滑动支承衬套。该滑动支承衬套优选地构造成压入的格拉西亚(Glacier)衬套。利用滑动支承可减小在栓42和44与相应的外套元件之间的滑动摩擦。

连接元件9包括固定在传动机构3的轴上的固定板110。固定板110具有心形的基本形状并且在心形顶部处固定在轴上。栓42和44布置成与轴以及固定板110的转动轴线存在间距。

在图15中示出了连接元件9的替代的设计方案。在此，两个固定板110和112固定在轴108上。固定板110和112间隔开并且分别支撑栓42和44的一端。栓42和44分别包括用作固定板112、即位于外部的固定板的止挡的头部114和116。为了支撑栓42和44，固定板110和112优选地具有凹口118、120、122和124。替代地，栓42和44也可固定焊接在固定板110和112上。由此可防止推杆5作为杠杆使栓42和44弯曲。

图16以立体图示出了处于装配状态的连接元件9。栓42和44与拨指105和107接合，因而使推杆5线性移动。固定板112向外支撑栓42和44。在此，固定板112在心形顶部126处固定在轴108上。

图17示出了用于栓42和44的替代的固定方案。在此，利用楔块128使栓42在自由端部130处扩张。由此扩大自由端部130，于是栓42不再可运动通过开口124。

图18示出了操纵单元1的一部分，即传动机构3。虽然扇形齿轮8与图1至图8相比设计得稍有不同，但其工作方式仍然一样。尤其是，呈螺圈弹簧10和其他所使用的部件的形式的磨损平衡机构(但是不可见)位于传动机构3中。但是，关于设计方案参阅上述说明。更确切地说，示出了呈扭转弹簧134的形式的预紧元件132。在此，扭转弹簧134与螺圈弹簧10不同，确切地说，该扭转弹簧位于与螺圈弹簧大约相同的轴向位置，但是沿径向在螺圈弹簧10的外部。扭转弹簧134在其第一侧部136上支撑在扇形齿轮8处的支撑位置138上，进而支撑在传动机构输入侧或者说传动机构驱动侧上。而第二侧部140支撑在凸轮传动机构31处的支撑位置142上，进而支撑在传动机构输出侧或传动机构从动侧上。在此，进行间接的支撑，准确地说，也就是扭转弹簧134的第二侧部140支撑在支承元件144上。然而，该支承元件与凸轮传动机构31不可相对转动地连接，从而作用 于支承元件144的力也因此传递到凸轮传动机构31上。为了使支承元件144与凸轮传动机构31相连接，支承元件144具有栓146，该栓接合在凸轮传动机构31的凹口中。当然，也可使用任何其他方式的转动连接。此外，扇形齿轮8、凸轮传动机构31和支承元件144具有相同的转动轴线148。

如果上文说明的磨损平衡机构引起扇形齿轮8相对于凸轮传动机构31的相对位置的转动，则这沿分离方向提高了扭转弹簧134的预紧力。

附图标记

1 操纵单元

2 电马达

3 传递单元

4 补偿弹簧单元

5 推杆

6 预载弹簧

7 限位弹簧

8 扇形齿轮

9 带动件

10 螺圈弹簧

12 铰接支承

14 弹簧引导件

16 补偿弹簧

18 壳体

20 盖子

22 正齿轮啮合部

24 转动轴线

26 止挡

28 止挡

30 支承栓

31 凸轮传动机构

32 环形壁部

34 侧向端部

36 侧向端部

37 槽

38 基体

40 凹口

42 驱动栓

44 驱动栓

46 支承节段

48 支承节段

50 中间节段

52 凹口

54 凹口

56 凹口

58 强化节段

60 标记

62 箭头

64 轴线

66 轴线

68 曲线

70 曲线

72 曲线

74 曲线

76 曲线

78 曲线

80 曲线

82 曲线

84 轴线

86 曲线

88 曲线

90 曲线

92 曲线

94 轴线

96 曲线

98 曲线

100 距离

102 距离

104 辊子

105 拨指

106 辊子

107 拨指

108 轴

110 固定板

112 固定板

114 头部

116 头部

118 凹口

120 凹口

122 凹口

124 凹口

126 心形顶部

128 楔块

130 自由端部

132 预紧元件

134 扭转弹簧

136 第一侧部

138 支撑位置

140 第二侧部

142 支撑位置

144 支承元件

146 连接部

148 转动轴线。