有再生能力的驱动装置的制作方法

本发明涉及一种根据权利要求1的前序部分所述的有再生能力的用于产生旋转运动的驱动装置、尤其是用于车辆的驱动装置。

背景技术：

有再生能力的用于车辆的驱动装置由现有技术已知。

再生制动在道路运输工具工程中鉴于可能的节能和减少co2而被极大地开发。在重型商用车领域内也已经存在用于利用再生制动的方案，特别是在具有特定应用范围的特种车辆、例如垃圾收集车中。除了已经提到的节省燃料消耗和与之关联的减少co2之外，来自利用储存的制动能量的附加驱动功率能实现驱动机组的更小尺寸化(小型化)，由此得到进一步的节省。

在远程交通用途中的很多常见的载货列车中，挂车占整车重量的主要部分。与此相应地，机车或鞍式牵引车的车桥数量与挂车车桥的配置关系经常也是2:3，特别是当使用鞍式挂车和/或例如具有一个转盘桥和两个非铰接的(后)桥的挂车作为挂车时，在所述转盘桥上还存在牵引车杠。

与机车或鞍式牵引车对于驱动桥或转向桥所具有的桥数相比，挂车在这种情况下不仅具有更大数量的车桥，而且也在这些车桥上提供对于安装再生制动所需的机组绝对更有利的条件。

在de102010042907a1中采用该构思，据此规定，用于再生回收动能的系统具有如下机器，该机器构成为用于将挂车的动能的至少一部分在挂车减速过程期间进行转化。蓄能器构成为用于从机器接收、储存转化的能量以及将储存的能量输出给机器以反向转化成动能。

被看作不利的是，根据de102010042907a1的公开方案，仅仅车辆挂车装备有再生系统。

如果机车或鞍式牵引车具有附加的承载桥(前从动桥或后从动桥)，则这些承载桥可以按与挂车桥相同的方式装备有再生制动装置，因为前从动桥和后从动桥几乎具有与挂车桥相同的设计构造。

在de102006046419a1中采用该构思，这篇文献描述了一种用于车桥的电驱动组件。在de102006046419a1所提出的解决方案中规定，具有根据de102006046419a2的电驱动组件的车桥仅仅经由该电驱动组件驱动。电机可以经由变速装置和差速器而与车桥的驱动轴连接。就此而言，电机(在这里按常规的结构方式作为旋转场或行波场电机说明)设置在车桥的或者车辆的轮之间。

根据de102006046419a2，例如可以经由电驱动组件的蓄能器进行再生运行。

不过，该解决方案在现今大多也还具有刚性车桥的商用车中要求改动车桥系统。在这里，车桥轴管直径的尺寸可以确定成如此之大，使得用于两个车轮的一个发电机或者对于每个车轮各一个发电机能安装在车桥轴管的空腔中。与此相应地，驱动便借助通至车轮的驱动轴实现。变速传动装置可以设置在车轮中或在车桥体中。为了能接近电机之目的，车桥可以是可拆卸的，或者在与安装的电机最终装配时可以通过焊接封闭。不过，电机不可能更换。

代替电机设置在商用车的刚性车桥的车桥轴管中，也可想到例如经由变速器的作为轮毂驱动器的布置方案。

de4110638a1描述了一种用于机动车的电动轮毂驱动器，其中，由电机的电枢经由行星齿轮传动机构驱动的轮毂轴在电机壳体的与车轮法兰相对的一侧支承制动盘的环绕的部分。在de4110638a1中没有说明再生能力或者说用于此的装置或机构。

但在这里，电机以传统的结构方式作为具有相应重的线圈的用于产生旋转场的旋转场电机或用于产生行波场的行波场电机设置在车轮的区域内被看作是不利的，因为根据de4110468a1的轮毂驱动器明显提高了机动车的非簧载质量并且由此可能消极地影响机动车的行驶动力特性因而以及行驶安全性。

代替地，也可想到轮毂的直接驱动。

作为对此的例子应提及de19948224c1，该文献描述了一种具有至少一个相对于车辆围绕车轮轴线可转动地支承的轮毂和一个或多个借助轮辋固定在轮毂上的车轮的车辆。说明了如下的电机，该电机具有围绕共同的电机轴线设置的转子和定子，其中，转子至少间接地与轮毂连接并且是空心体，该空心体直接与轮辋和/或与轮毂连接。

通过转子设计成空心体，常规驱动器的、例如内燃机的驱动轴可以穿过转子的通道，从而电机可随时接通或切断，因为电机直接地亦即没有附加轮毂驱动轴等地将转矩施加到要驱动的轮上。在de19948224c1中没有描述再生能力或者说用于此的装置或机构。

在这里也被看作不利的是，电机(在这里以传统的构造方式作为旋转场或行波场电机)通过相应重的用于在车轮区域内产生旋转场或行波场的线圈明显提高机动车的非簧载质量并且由此消极地影响机动车的行驶动力特性因而以及行驶安全性。

此外，适合于用在这样的道路运输工具中的有再生能力的驱动装置的方案可能看起来这样，即，挂车的车桥提供再生制动功的主要部分并且回收的(电)能量被储存在挂车中。

此外可设想，机车理想地在其驱动部位处装备有电机而代替减速器，该电机同样提供再生制动功并且也能输出相应的驱动功率。在这里前提条件是，机车和挂车的再生制动装置的总持续制动功率使得减速器成为多余的。取消减速器及其必需的换热器装置已经可以大部分地补偿为了再生制动产生的额外费用。

关于在挂车中的驱动，要注意法律规定。为了保证行驶稳定性，需要适当的耦合力调节，利用该耦合力调节确保挂车不可能撞到机车上或到鞍式牵引车上，机车或鞍式牵引车因而在任何情况下都仍施加最小牵引力。

de102010042907a1同样采用该构思。

根据de102010042907a1的再生系统的控制装置构成为这样用于控制电机，使得电机以如下程度转化动能用以通过蓄能器接收，所述程度与挂车的推力引起惯性制动器离合器压紧在一起所用的尺度相关。在此，能量转化的程度可以与所述力成比例。

特别是，再生可以按与附加行车制动器的制动作用、例如减速器成比例设定的程度进行。

但被看作不利的是，根据de102010042907a1的解决方案，仅仅挂车装备有再生系统。

也可想到，有再生能力的驱动装置的控制装置与用于车辆的蓄能器相配合地根据要行驶的行驶路段几乎进行前瞻性的能量管理，从而始终为相应的行驶路段提供足够的再生能量，以便从要走过的行驶路段产生用于传统地驱动车辆的最大能量节省。

de102011118543a1采用该构思。从有再生能力的驱动装置的控制装置或调节装置得出的蓄能器充电状态根据前方的行驶路段、在该行驶路段上预测的可再生的电能和/或轮毂输出功能的预测的能量需求被预先性地控制或调节。

但被看作不利的是，预先性的控制或调节仅仅设置用于“传统的”混合动力传动系，亦即用于直接地或经由变速器与电机耦联的内燃机。关于电机的具体构造以及关于在挂车车桥上或在车辆上在未由内燃机驱动的车桥上使用有再生能力的驱动装置，在de102011118543a1中未作任何说明。

此外可设想，挂车通过用于车辆的这样的有再生能力的驱动装置获得了自己的驱动器，从而挂车也可以在没有机车或鞍式牵引车的情况下运动或被调度。由此，基于所得到的移动灵活性，为挂车产生了其他功能，例如作为局部灵活的或移动式支承用于在一个生产车间利用多个卸载部位准时供货或者在挂车在渡口拥堵时或者在给车皮装载挂车时或者在装载坡道上调度或起动时。

例如在de102008001565a1中描述了一种具有至少一个车桥和用于容纳鞍式挂车的鞍式联接器的挂车。这样的挂车在专业术语中称为“推车(dolly)”。

为了联接的鞍式挂车的更好的可调度性而规定，推车具有电机，该电机包括蓄能器作为驱动机构。在de102008001565a1中没有描述再生能力或者说用于此的装置或机构。

在这里被认为不利的是，鞍式挂车仅能与推车相结合地在没有牵引机器的情况下调度。不过，推车迄今为止仅仅与所谓的欧洲组合载货列车相结合地广泛应用，其中，这样的具有推车的欧洲组合载货列车由三轴的机车、推车和常规的鞍式挂车构造而成。这样的载货列车超过在几乎所有欧洲国家中的迄今为止最大允许的载货列车长度，从而这样的欧洲组合载货列车迄今为止仅在斯堪的纳维亚半岛对于道路交通是允许的，其中，其例如在德国当前仅仅允许在选出的路段上以特殊许可并且以减小到40吨的许可总重量在测试运行中行驶。

技术实现要素：

因此，本发明的目的在于，消除或者基本上减少上述缺点。

另一目的在于，提供一种改善的机车或一种改善的鞍式牵引车。

再另外的目的在于，给出一种挂车或一种改善的载货列车。

本发明通过权利要求1的技术方案实现所述目的。

所述另一目的通过一种具有权利要求61之特征的机车或鞍式牵引车实现。

所述再另外的目的通过一种具有权利要求63之特征的挂车以及通过一种具有权利要求65之特征的载货列车实现。

据此，按照本发明规定，所述驱动装置构成为轮毂直接驱动器并且具有根据压电作用原理工作的电机。

按照本发明的机车或鞍式牵引车这样构造，即，前从动桥的车轮和/或后从动桥的车轮具有按照本发明的驱动装置。

按照本发明的挂车这样装备，即，所述挂车的挂车车桥的车轮具有按照本发明的驱动装置。

按照本发明的载货列车包括按照本发明的机车或按照本发明的鞍式牵引车以及至少一个按照本发明的挂车。

通过本发明得到了载货列车的提高的总驱动功率，该总驱动功率特别是在上坡路段上和在需要提高加速时有利地起作用。此外，也可以按有利的方式通过驱动装置以纯电动驱动实现行驶，以便例如能在内城中的环保区内行驶。

按照本发明的驱动装置也通过载货列车的改善的牵引有利地起作用，在该载货列车中所述至少一个挂车的车桥的车轮和/或机车或鞍式牵引车的前从动桥和/或后从动桥分别装备有一个驱动装置。由此可以实现起动辅助，该起动辅助特别是在冬季有利地对这样的载货列车的可用性和行驶安全性起作用。

此外，通过按照本发明的驱动装置可以按有利的方式实现在没有牵引车时挂车的调度可能性。在鞍式挂车中，这特别是可利用在其自由端部上具有轮的千斤顶(stützwinde)实现。通过挂车车桥的车轮装备有驱动装置，挂车或鞍式挂车是自移动式的并且因此可以在相应的远程控制时在没有牵引车的情况下驶上装载坡道。

此外，利用按照本发明的驱动装置可以实现再生制动。在此，摇摆盘的齿部通过切换成自由(freischalten)功能处于啮合。

与设置在挂车中和/或在机车中或在鞍式牵引车中的电蓄能器相结合地，车辆或者说载货列车的动能可以经由车轮在制动过程中和在载货列车的惯性滑行中通过按照本发明的驱动装置以有利的方式回收并储存。

这样的功能也通过提高载货列车的总制动功率有利地起作用。此外，通过驱动装置提供有利的无磨损的持续制动器，该持续制动器有可能使减速器成为多余。

此外，通过这样的功能可以有利地防止挂车撞上机车或撞上鞍式牵引车。

同样，利用按照本发明的驱动装置可以实现选择车轮的驱动干预或减速干预。在此，驱动装置的摇摆盘的齿部通过切换成自由功能处于啮合，通过该切换成自由功能可实现选择车轮的驱动干预或减速干预。

通过这样的功能以有利的方式为用于整个载货列车的行驶稳定性调节装置、例如为也考虑挂车运行的电子稳定程序(esp)得到扩展的可能性。

此外得到了用于减小载货列车的转弯半径的可能性，这在驶过圆形交通时有利地起作用，特别是当整车重心已经由于载货列车的部分装载或卸载而偏移时并且由此驶过具有所谓的bo力圆尺寸(bo-kraftkreisabmessung)的圆形交通有困难时。

最后，利用按照本发明的驱动装置可以使摇摆盘通过切换成自由功能脱开啮合并且因此可以实现驱动装置的空转(freilauf)功能。由此，在更长的阶段期间在没有明显的制动干预或没有能需要或有利地使用附加驱动能量的情况下，驱动装置可以被保护免于过大的磨损。这样的行驶状态例如当在没有陡上坡或陡下坡的路段上高速公路行驶时产生。

在此，有利地起作用的是，通过这样的功能没有附加的行驶阻力，该行驶阻力否则会由于摇摆盘的处于啮合的齿部引起。

有利地，致动器支撑在致动器壳体的底部上。优选，摇摆盘具有锥齿轮形的几何结构并且设有齿部。直接作用于摇摆盘的致动器的有效直径有利地选择成，使得它以最大为5的因数、优选以2.5至3.5的因数小于摇摆盘齿部的分度圆直径。

在驱动装置的一种进一步的有利的实施方案中，摇摆盘的齿部或驱动盘的齿部设计成，使得驱动盘的齿部比摇摆盘的齿部少一个齿。由此产生强烈的减速。

有利地，摇摆盘的啮合行程选择成，使得通过该啮合行程在偏转出来的摇摆盘和处于初始位置的摇摆盘之间产生圆周值差，该圆周值差相应于一个齿节距。

在一种实施方案中，所述至少三个致动器分别具有壳体。因此，可实现致动器的简单的构造和同时对致动器的保护。

规定，所述壳体沿径向的圆周方向具有缝隙。由此，壳体可以一方面是更轻的并且另一方面是更有弹性的。此外，致动器通过壳体被有利地弹性预紧。

在一种实施方案中，所述驱动装置具有分别带有至少三个致动器的两组致动器。在这里规定，第一组致动器相对于第二组致动器具有相反的作用方向。按这种方式可以有利地充分利用在轮毂中提供的结构空间。

此外规定，第一组所述至少三个致动器以120度的间隔设置，并且第二组同样以120度的间隔设置的致动器相对于第一组致动器偏移了60度。这产生了用于导入力的尽可能均匀的分配。

对于一种进一步的实施方案有利的是，分别带有至少三个致动器的所述两组致动器装入一个致动器壳体中，因此产生了紧凑的构造。

此外，在一种进一步的实施方案中，所述致动器壳体在其外壁上具有用于散热的机构、例如散热片。因此能在源头上实现有效的散热。

所述致动器壳体将各致动器分别壳体式地沿径向并且分别在致动器的一个端部上沿轴向包围。这样的结构方式便于组装。

在一种进一步的实施方案中，所述致动器壳体被支承柱穿过。此外，支承柱被中央螺钉穿过。这产生了紧凑的构造。

对于一种进一步的实施方案，中央螺钉具有头部。这也有助于紧凑的并且简单的组装。

中央螺钉具有杆部、螺纹区段以及通孔。按这种方式可能的是，引导致动器力的构件能通过中央螺钉被加载预紧力。这是有利的，因为预紧可以通过该构造居中地进行。

支承柱可以由工业陶瓷材料制成。例如，支承柱由碳化硅制成。这产生了特别结实并且刚性的实施方案。

中央螺钉可以由质量等级为10.9或12.9的调制钢制成。因此能达到小的公差。

同样有利的是，致动器壳体由密度小并且弹性模量高的材料制成。因此，致动器壳体例如可以由工业陶瓷材料制成。优选地，致动器壳体也可以由碳化硅(sic)制成。

在一种实施方案中，所述第一组致动器直接地并且所述第二组致动器间接地作用于摇摆盘。作用可以是周期性的。也可能的是，致动器周期性地根据移相了120度的正弦函数作用于摇摆盘。

在一种进一步的实施方案中，所述第二组致动器可以直接地并且所述第一组致动器间接地作用于中央螺钉的头部。该作用也可以是周期性的或者可以周期性地根据移相了120度的正弦函数进行。

在另一种进一步的实施方案中规定，所述第二组致动器相对于操控所述第一组致动器的相位被这样操控，使得产生各致动器行程的最大叠加。也可能的是，所述第二组致动器相对于操控所述第一组致动器的相位被这样操控，使得产生各致动器对摇摆盘的最大作用力。按这种方式能实现致动器高效地作用于摇摆盘并用于驱动。

摇摆盘可以具有端面齿部。当然，其他的齿类型也是可行的。

在另一种实施方案中，摇摆盘构造成复合构件。在这里，所述摇摆盘可以具有由玻璃纤维加强的塑料(gfk)制成的摇摆盘体。因此，在重量小的同时能达到高的强度。

在另一种进一步的实施方案中，所述摇摆盘的齿部与所述驱动盘的齿部优选可以具有0.25至0.7的模数、特别优选0.35至0.5的模数。因此，有效的功率和运动传递是可能的。

在另一种实施方案中，所述驱动装置具有锚固板。锚固板可以设有端面齿部。摇摆盘的端面齿部与锚固板的端面齿部在几何上相对应。因此，锚固板可以为摇摆盘形成固定的基础，其中，处于啮合的齿部能以简单的方式实现摇摆盘相对于固定的锚固板的确定的可相对运动性。

在另一种进一步的实施方案中，所述驱动装置在摇摆盘与驱动盘之间具有摆动轴承。在这里有利的是，所述摆动轴承具有滚动接触。因此减小了摩擦。

在另一种进一步的实施方案中，所述滚动接触通过具有球扇形几何结构的构件和驱动盘的球扇形凹部形成，该构件嵌入摇摆盘的阶梯孔中，在所述构件和凹部之间设置有轴承保持架，在该轴承保持架中保持有滚动轴承滚珠。这产生了紧凑的构造。

在一种实施方案中，在驱动盘与轮毂之间的转矩传递通过单向离合器(飞轮)式的滚子-斜坡系统实现。因此形成了一种单向离合器，该单向离合器具有两个功能，即通过驱动盘对轮毂的驱动和通过轮毂对驱动盘的例如在再生运行时的驱动。

此外，轮毂的容纳所述驱动装置的部分朝向外侧被保护罩遮盖。保护罩与轮毂壳体相连接。因此产生了一种节省空间的构造，该构造同时负责冷却驱动装置，因为保护罩与该驱动装置处于车辆的侧向行车风中。

在另一种进一步的实施方案中规定，所述在摇摆盘的阶梯孔的基底和具有球扇形几何结构的构件之间具有弹簧元件。弹簧元件例如可以是碟形弹簧，由此产生了节省空间的构造。

在一种实施方案中，所述碟形弹簧支撑在摇摆盘的阶梯孔的基底上并且以其弹力作用靠到具有球扇形几何结构的构件上。因此能在驱动装置的不同的运行状态下实现明确的状态。

在这里，所述驱动装置可以在具有球扇形几何结构的构件和碟形弹簧之间具有环。

当保护罩具有开口时，在车辆行驶时可以实现简单的强制性的气流用于冷却驱动装置。

为了有利地简单的密封，驱动装置在一种方案中可以具有包围头部的且固定在致动器壳体上的密封件。

也可能的是，所述驱动装置具有盘形的密封件，所述密封件将致动器壳体在其面向摇摆盘的那侧以及将由摇摆盘和驱动盘形成的摇摆盘传动机构以及轴承部位相对于周围环境密封。

盘形的密封件在其轮毂侧的圆周上具有密封凸起，密封件经由该密封凸起固定在轮毂和保护罩之间。此外，盘形的密封件可以在其致动器壳体侧的圆周上具有密封凸起，密封件经由该密封凸起固定在致动器壳体和摇摆盘之间。因此，简单的安装是可能的。

在另一种实施方案中，通过所述切换成自由功能，实现了功能：驱动装置的驱动、再生制动和空转。为此，所述驱动装置可以具有有级切换功能。所述有级切换功能作用于摇摆盘传动机构并且实现该摇摆盘传动机构的至少两个传动级，其中，摇摆盘传动机构由摇摆盘和驱动盘形成。因此，驱动装置可以按有利的方式具有三个功能。

机车或/和鞍式牵引车可以具有蓄能器，在该蓄能器中储存通过利用驱动装置进行再生制动而获得的能量，以及从该蓄能器中为了利用驱动装置驱动机车或鞍式牵引车而输出储存的能量。该蓄能器例如可以是车辆电池或/和附加的电池/蓄电池。当然，挂车也可以具有蓄能器，在该蓄能器中储存通过利用驱动装置进行再生制动而获得的能量，以及从该蓄能器中为了利用驱动装置驱动挂车而输出储存的能量。

本发明的其他有利的实施方案可由从属权利要求得出。

附图说明

按照本发明的技术方案的实施例在附图中示出并且在下文中详细说明。附图如下：

图1示出按照本发明的驱动装置的一个实施例的纵剖视图；

图2示出按照图1的按照本发明的驱动装置的相对应的正视图；

图3示出按照本发明的驱动装置的一个实施方案的纵剖视图；

图4示出按照图3的实施方案的相对应的正视图；

图5示出按照本发明的驱动装置的另一实施方案的纵剖视图；

图6示出按照图5的所述另一实施方案的相对应的正视图；

图7示出按照图3和图5的纵剖视图的局部放大图；

图8示出按照本发明的驱动装置的实施例的运动学图表。

具体实施方式

在图1中示出按照本发明的驱动装置的一个实施例的纵剖视图。图2示出按照图1的按照本发明的驱动装置1的相对应的正视图。

按照本发明的驱动装置1设置成用于产生旋转运动并且设计成有再生能力的，并且在此总共具有十二个致动器2，这些致动器在此设置为两个组，每组六个制动器2。每组分别以60°的间隔设置在同心地围绕转动轴线da的具有不同直径dw1、dw2的分度圆上。直径dw1、dw2在下文中也称为有效直径。在此，这些致动器2基本上互相平行且平行于转动轴线da地延伸。十二个致动器2的数量应理解成纯示例性的，即，按照本发明的驱动装置1也可以具有比十二个致动器2更少或更多的致动器，或者可以具有比两个分度圆更多或更少的分度圆。但每个分度圆需有至少三个致动器2。在图1中，这些致动器2构造成压电致动器。

一个致动器2具有一个或多个、在此(纯示例性地)具有四个压电叠堆(在此未示出)，这些压电叠堆分别设置在一个圆柱形的壳体3内。一个压电叠堆可理解为设置在一个叠堆中的一定数量的压电元件。备选地，每个致动器2也可能有少于或多于四个压电叠堆。壳体3具有垂直于对称轴定向的、在圆周上分布的缝隙4，使得壳体3沿轴向起弹簧的作用。

每个致动器2所使用的压电堆叠的数量和因而总共使用的压电堆叠的数量取决于选择的压电堆叠。在根据图1的实施例中，每组使用六个尺寸为14×14×120mm的致动器2，其中每个致动器2分别由四个串联的14×14×30mm的压电堆叠构成。备选地，每组也可使用十二个10×10×120mm的致动器，其中每个致动器2便分别由四个串联的10×10×30mm的压电元件构造成。两种设计产生相同的力和相同的行程。当每组有六个致动器2时也可成对地操控这些致动器，而当每组有十二个致动器2时也可以三个一组地操控这些致动器。然而，单独操控也是可能的。

以下应示例性地示出驱动装置1的每转的做功能力wug，以及示例性地算出由上述做功能力推导的最大可达到的车轮转矩mrt。由此得出致动器2的所需尺寸。

在此(纯示例性地)应使用具有压电作用原理的商用常见的元件，该元件具有8000n的锁止力和在28mm的有效长度情况下48μm的最大空行程(包括预紧力)。当在一个致动器2中分别串联四个商用常见的压电元件时，对于这样的致动器2得出总做功行程为192μm并且理论有效总长度为112mm。

在可用的总做功长度为理论有效总长度的50％时，根据如下公式算出这样一个致动器2每行程的做功能力w0：

w0＝8000n*0.192mm*0.5＝768nmm。

在两组六个串联的致动器2的情况下，根据下列公式得到每行程的总功wg：

wg＝12*768nmm＝9216nmm＝9.216nm。

在假设在驱动盘12上有160个齿的情况下，由下列公式得出驱动盘12的每转的做功能力wug：

wug＝160*9.216nm＝1474.56nm。

在wug＝m*2*π的条件下，由下列公式得出理论车轮转矩：

mrt＝wug/2*π＝1474.56/6.28＝234.8nm。

考虑到效率为0.8，期望的车轮转矩mr为：

mr＝mrt*0.8＝234.8nm*0.8＝187.8nm。

提高车轮转矩需要进一步扩大致动器2的横截面。

现在可重新计算驱动盘12的最初假设的所需齿数，以便当致动器2的操控频率为1200hz时达到与90km/h的行驶速度相应的车轮转速。

在动态车轮滚动半径rdyn为0.529m时，对于90km/h＝25m/s的行驶速度v得到转速fn：

fn＝v/(rdyn*2*π)＝25m/s/(0.529m*6.28)＝7.52531/s＝451.521/min。

在对于致动器2的最大允许的操控频率fmax为1200hz并且对于90km/h的最大车速必需的车轮转速为fn＝7.52531/s时，如下得到驱动盘12的齿数zmax：

zmax＝fmax/fn＝1200hz/7.52531/s＝159.462；选择：z＝160。

当驱动装置1的使用范围限于例如为60km/h的车速时，可相应地减小致动器2的操控频率fa，或可在同样高的操控频率fmax的情况下提高可达到的车轮转矩mr。

在选择的在驱动盘12与摇摆盘5之间的传动比it＝3.2、致动器行程h＝0.192mm以及因数为2的情况下，由于2组6个致动器2串联，得到摇摆盘5的齿部行程ht如下：

ht＝h*2*it＝0.192*2*3.2＝1.2288mm。

对于渐开线齿来说，齿高由以下确定：摇摆盘5的齿部8的齿顶圆直径减去摇摆盘5的齿部8的基圆直径除以2为2.167，再乘以摇摆盘5的齿部8的模数m。由此算出摇摆盘5的齿部8的模数m如下：

m＝ht/2.167＝1.2288mm*2.167mm＝0.568；选择：m＝0.5。

由此对于摇摆盘5的齿部8和驱动盘13的齿部12得出模数m，该模数在din780的优先序列中被标准化，并且可借助通常的加工手段来实现。

随着致动器行程h的提高，齿部8或12的模数m有可能还可进一步地提高。另一方面，在基于小的模数m得到的摇摆盘5的直径的情况下，作为基础的it＝3.2的摇摆盘传动比难以实现。当模数m进一步减小时，与此对应地提高了在尽可能小的结构空间中实现这样的传动比“it”的难度。

在图1中设置位于径向内部的第一组致动器2在有效直径dw1上直接地作用于一个摇摆盘5，而其反作用力导出到致动器壳体7的后端壁6上。在图1中设置位于径向外部的第二组致动器2支撑在致动器壳体7的前端壁8(在此未示出)上，并且在有效直径dw2上作用于一个中央螺钉10的头部9。

在周期性地、优选周期性根据相应移相了120°的正弦函数进行操控时，致动器2产生摇摆盘5的摇摆运动。

致动器壳体7在几何结构上如此设计，使得设置两组串联的致动器2成为可能。此外，致动器壳体7在几何结构上如此设计，使得达到小的重量。

致动器2分别通过壳体3预紧。致动器2的预紧力是必需的，以便防止压电叠堆受到外界的机械作用。因此，处于预紧力下或处于压应力下的压电叠堆对外部影响、如冲击、使振动载荷交变的环境温度以及高频干扰较不敏感。

通过致动器2的预紧力消除每个间隙。因此不会由于不需要的间隙出现行程损失，然而预紧力由于由此产生的压电堆叠弹性缩进也导致可用行程减小。

就此而言，例如当每个尺寸为14×14×30mm的压电元件分别被预紧2mm时，尺寸为14×14×120mm的未预紧的致动器2的长度减少至例如112mm的长度。致动器2的可能的做功行程与此相应地减少至48μm，使得作为预紧的致动器的总做功行程剩余192μm也就是0.192mm。

由于在致动器2运行时要计算明显的发热，所以制动器壳体7具有用于改善散热的机构、例如散热片11。

致动器壳体7优选地由弹性模量高的材料制成，以便使致动器2的基于邻接的引导致动器力的构件、例如致动器壳体7的弹性变形引起的行程损失最小化。可考虑的材料例如是工业陶瓷材料，比如说弹性模量为约400000n/mm²的碳化硅(sic)。此外，由于工业陶瓷材料、如碳化硅还具有相对高的导热能力和相对小的热膨胀，所以这组材料对于设计致动器壳体7是优选的。

由于致动器壳体7做高频运动，所以除节省重量的几何结构设计之外，壳体材料的比重对于减少对驱动装置1动态特性的惯性影响也具有意义。出于这个原因以及也为了降低制造成本，作为复合构件的构造对于致动器壳体7是适合的。在这里，真正的壳体部分如规定的那样由陶瓷材料、例如碳化硅制成，围绕壳体部分的用于散热的机构、例如散热片11由轻金属、例如铝质材料或者镁质材料制成。在所述情况下，壳体部分通过金属-压铸法与轻金属-冷却结构连接成致动器壳体7。因此明显地简化了后续的加工工序。

摇摆盘5具有圆柱形的包络几何结构。在背向致动器的一侧，摇摆盘5具有旋转对称的截锥形的凹部，齿部12位于该凹部的外边缘上。因此，摇摆盘5类似于钟形轮(glockenrad)，例如由锥齿轮传动机构已知。

此外，摇摆盘5具有一中央的阶梯孔13。阶梯孔13在其较小的直径上被一中央的支承柱14(图3)穿过，该支承柱又被中央螺钉10穿过，而阶梯孔13在其较大的直径上被构件15穿过，该构件具有球扇形几何结构，其中球扇形具有半径“r”。

此外，摇摆盘5具有端面齿部16，该端面齿部与锚固板18的端面齿部17相对应，使得摇摆盘5经由端面齿部16、17抗扭转锁定在位置固定的锚固板18上。然而，摇摆盘5的摇摆式运动能在端面齿部16、17之内实现。端面齿部16、17可例如构造成平齿(plankerb-verzahnung)或者构造成曲轴圆锥齿部(hirth-verzahnung)。

此外，驱动装置1具有驱动盘19，该驱动盘同轴于摇摆盘5设置，其中，驱动盘19设置在摇摆盘5的背向致动器的那侧。此外，驱动盘19具有圆柱形的包络几何结构。在面向致动器的那侧，驱动盘19具有旋转对称的截锥体，该截锥体与摇摆盘5的截锥形的凹部相对应。截锥体的或者驱动盘19的外边缘具有齿部20。因此驱动盘19类似于如从锥齿轮传动机构已知的锥形齿轮。在驱动装置运行时，齿部20至少部分地与摇摆盘5的相对应的齿部12啮合。

此外，驱动盘19具有一中央的阶梯孔24，该阶梯孔容纳锚固板18。锚固板18在其面向致动器的一侧具有一球扇形凹部21。在锚固板18中的球扇形凹部21具有半径r1。该球扇形凹部21具有球形的拱起的轴承保持架22，在该轴承保持架中保持有滚动轴承滚珠23。在此，滚动轴承滚珠23环状地设置在轴承保持架22中。可选地，轴承保持架22也可在其中心具有滚动轴承滚珠23。

在锚固板18中的球扇形凹部21中的半径r1减去滚动轴承滚珠23的直径得出运动学有效半径r。该半径r在数值方面与球扇形构件15上的半径r相等。这些几何条件在图8中示出。

因此，球扇形几何元件15、21通过轴承保持架22和滚动轴承滚珠23配合作用，使得形成摆动轴承或滚动接触，以下称作摇摆轴承。当摇摆盘5按照摇摆盘5的摆动角运动时，构件15的球扇形在小的滚动圆上滚动，环形设置的滚动轴承滚珠23代表所述滚动圆。两个半径r和r的中心点理想地位于与致动器2在摇摆盘5上的力导入点k相同的半径平面内(见图8)，使得实现无力矩地将力导入到摇摆盘5中。如此形成的摇摆轴承包围支承柱14。

具有球扇形几何结构的构件15集成到摇摆盘5中，而具有球扇形凹部21的锚固板18设置在驱动盘19内，以能实现简单的构造和致动器2的力不成问题地导入到摇摆盘5上。通过该措施，在摇摆盘5的区域内构成摆动中心s，并且该摆动中心在其位置方面可如此选择，使得在很大程度上避免致动器2到摇摆盘5中的力导入点k上的不期望的横向运动(对此也可见图8)。

摆动中心s的该位置的另一优点为：在摇摆盘5的齿部12的区域内可产生有针对性的横向运动，因为在如所述那样选择摆动中心s的位置时，作为基础的侧向的摆动运动使该齿部分度圆相对于驱动盘19的齿部分度圆在齿部12、20中必要地扩大至少一个齿成为可能。

摇摆盘5为了减小惯性力应构造成尽可能轻的，并且另一方面为了限制出现的变形应构造成尽可能刚硬的。因为至少在摇摆轴承的区域内以及如有可能也在摇摆盘5的齿部12中钢是必需的，所以复合构件显得适合于实现所述要求。在复合部件由玻璃纤维加强的塑料(gfk)制成的情况下，摇摆盘5的齿部12有可能以一种适合的塑料构成。

摇摆盘5的变形同中央螺钉10的头部9的弯曲一样被部分地自动补偿。最大的力和因此最强的变形在致动器行程小并且致动器力高的区域内出现。由于所述变形，在致动器2的这样的工作点中，中央螺钉10的张紧力根据变形稍微减小。在这个阶段中，一部分致动器能量存储在承受力的构件7、10、14和18的弹性变形中。当现在在“致动器波”进一步行进到摇摆盘5上的情况下由于随后减小的张紧力而出现变形的构件7、10、14、18的反膨胀时，在该区域内中央螺钉10的张紧力以及行程也相应地扩大，并且因此已储存的操纵能量被释放。

术语“致动器波”在此是指摇摆盘的齿部12到驱动盘19的齿部20中的在每转在摇摆盘5的齿部12的位置上周期性反复出现的起作用的并且重新减少的啮合。

驱动盘19经由滚动轴承25支撑在锚固板18上。备选地，驱动盘19也可能直接地与轮毂26相连接。然而，支撑在锚固板18上是必要的，以便能遵循摇摆盘5和驱动盘19的齿部12、20的由于小的致动器行程必需的小的距离公差。此外，驱动盘19与轮毂26传递转矩地相连接。驱动盘19与轮毂26之间的转矩传递通过单向离合器式的滚子-斜坡系统27实现。轮毂26可相对于锚固板18经由圆锥滚子轴承28转动，锚固板18位置固定并且不能随着转动。该锚固板以其端面齿部17以及摇摆盘5的与端面齿部17啮合的端面齿部16形成其固定的基座。

摇摆盘5的齿部12和驱动盘19的齿部20示例性地如此构成，使得驱动盘12的齿部13比摇摆盘5的齿部8少一个齿。因此得到强烈的减速。对此的运动学相互关系在图7中示例性地示出并且在更下文中阐述。在借助端面齿部16、17通过锚固板18被锁定防止扭转的摇摆盘5的摇摆运动的循环中，驱动盘19因此围绕摇摆盘5继续转动至少一个齿距。在齿数差为两个或三个齿时，驱动盘19继续转动的量相应地为一个齿距的两倍或三倍。

位置固定的锚固板18支撑在轮毂26的圆锥滚子轴承28的内圈上。此外，支承柱14支撑在锚固板18上。经由其螺纹区段29啮合到轴体31的对应螺纹孔30中的中央螺钉10，驱动装置1的固定部分(由锚固板18、支承柱14以及致动器壳体7组成)通过中央螺钉10被预紧靠到圆锥滚子轴承28的内圈上以及由此靠到固定的轴体31上。由中央螺钉10产生的张紧力被如此确定，使得因而也产生轮毂26的圆锥滚子轴承28的必需的预紧力。

支承柱10优选地由弹性模量高并且耐压强度高的材料制成。在此，选自工业陶瓷材料组的材料看起来尤其适合，例如弹性模量为约400000n/m²并且耐压强度为约1500mn/m²的碳化硅(sic)。

与有利地由高强度的调质的钢材料制成的并且因此质量等级为10.9或12.9的中央螺钉10以及与也对于滚动轴承22、23、25、28的必要预紧所需的中央螺钉10的高的预紧力相关联地，因而可达到引导致动器力的构件7、10、14、18的最小可能的变形，以及因而可在激活致动器2的情况下通过可能的弹性的构件变形达到致动器2的最小可能的行程损失。

中央螺钉10具有通孔32，该通孔能实现从固定的轴体31到容纳在包围支承柱14的致动器壳体7中的致动器2的电缆穿过，用于其供电或去电。中央螺钉10的头部9承受由致动器2产生的反作用力，并且将反作用力导出到中央螺钉10的杆部33中并且最终导出到中央螺钉10的螺纹区段29中并且由此导出到轴体31上。该头部9在图1中与中央螺栓10的杆部33以及与螺纹区段29构成为一体的。然而也可设想一种两部分式构造，在该两部分式构造中在螺钉头部下面设置有一个盘形的支撑板。

下面示例性地描述支承柱14和中央螺钉10的设计，该设计考虑到这两个构件在负载下的尽可能小的弹性变形以及因此对于致动器尽可能小的行程损失。

由于在高的致动器力下出现的弹性变形造成的行程损失基本上通过如下得到：

a)通过中央支承柱14的弹性的长度膨胀以及

b)通过中央螺钉10的头部9的弹性弯曲。

对于支承柱14预选外径为45mm、内径为16mm以及长度为110mm。所选材料碳化硅的弹性模量为400000nmm²并且其耐压强度为1200mnmm²。对于中央螺钉10，预选外径为16mm、内径为6mm以及长度为150mm。所选强度等级10.9的弹性模量为206000nmm²。

为了算出所需的预定尺寸的中央螺钉10的预紧力，从如下出发：有效的致动器力为全部六个直接作用在摇摆盘5上的致动器2的最大力的50％。然而因为力的导入非常偏心地进行并且因此引起承受致动器力的构件10、14的不一致的膨胀，所以为了估算最大膨胀以全部六个致动器2的满致动器力为48kn进行计算。

杆部横截面为126.4mm²的中央螺钉10被预紧到800n/mm²。借助该预紧力在支承柱14上得到72.81n/mm²的压应力，并且借助上述对于弹性模量的数据和支承柱14的长度得到弹性压缩量为0.02mm。

由如可在用于螺栓计算的相关专业文献中找到的螺栓预紧表格，借助上述数据对于支承柱14和中央螺钉10在48kn的最大负载下得到被压缩0.02mm的支承柱14恢复变形了0.01mm。

因为实际的负载低了2倍、然而被偏心地导入，所以可认为在支承柱14上的行程损失在0.005mm到0.01mm之间。

在中央螺钉10的头部9的弹性弯曲中和在摇摆盘5的变形中可预料到另外的行程损失。头部9符合目的地构造成与中央螺钉10成一体的，因为支承柱14由于选择的材料碳化硅而敏感地对缺口应力和弯曲应力做出反应。按照大约的估算，认为头部9的弯曲是2μm。

就此而言，通过引导致动器力的构件7、10、14、18的相应的材料选择以及构件7、14、18通过中心螺钉10相应确定的预紧力，可使致动器2的由于引导致动器力的构件7、14、18的弹性变形引起的行程损失最小化。

通过驱动装置1的全部构件组合成一个预组装的单元，可以通过相应的调整措施调节小的公差。优选地，为此干预具有球扇形几何结构的与锚固板18对置的构件15的配置。例如合适的是，在所述构件15的环形的支承面到在摇摆盘5上的支承面之间，通过嵌入在其厚度方面分级的间隔垫圈(在此未示出)来调整必需的齿部行程公差。第二种可能性为：将构件15在选择序列中构造为具有分级的总厚度并且为了调整公差在所述构件15的测量过程之后以合适的总厚度配置。

在图8中示出按照本发明的驱动装置的实施例的运动学图表。从摇摆盘5的摆动中心s和假定的有效直径dw出发(在这里第一组致动器2基本上轴线平行于驱动装置1的转动轴线da地设置在该有效直径上)，进行摇摆盘5的运动。在此，有效直径dw以因数1.5至5、优选以因数2.5至3.5小于齿部8的分度圆直径dt。

假设致动器2的有效做功行程分别为0.080mm以及致动器2的有效直径dw为14mm，因此使得致动器2的力作用点k与摇摆盘5的摆动中心s间隔开7mm。

此外，摇摆盘5的几何结构如此设计，即，在致动器2的相应的做功行程h的情况下得到线性化的齿部行程ht为2.7×h。由此产生分度圆直径差为δdt＝1.25×h。在致动器2的做功行程h为0.080mm的情况下，便得到对于δdt＝0.10mm以及对于ht＝0.216mm。

借助分度圆直径差δdt＝0.10mm，得到偏转的摇摆盘5相对于在静止位置中的摇摆盘5的周长量值差δut为δut＝0.314mm。因此，当驱动盘12的齿部13应该比摇摆盘5的齿部12少一个齿时，固定用于确定齿部12和20尺寸的节距。

如果在一种示例性的情况下选择δut＝0.30mm和借助通常的加工手段可实现的以及在din780的优先序列中标准化的模数m为0.1，则据此得到摇摆盘5的在齿部运动学上有效的周长ut为98.910mm和驱动盘12的在齿部运动学上有效的周长ua为98.596mm，以及与此对应地摇摆盘5的分度圆直径dt为31.50mm和驱动盘的分度圆直径da为31.40mm。由此得出地，摇摆盘5获得包括315个齿的齿部12，并且驱动盘19获得包括314个齿的齿部20。通过该齿数比，在这种情况下得到传动比为315:1。

在摇摆盘5的外边缘上的相对大的齿部行程ht＝0.216mm导致，齿部12或20可用于转矩传递或转矩变化，所述齿部可用通常的加工手段实现并且因此可低成本地制造。

借助运动学的和齿部12或20的上述设计，例如在摇摆频率为fmax＝6401/s时得出驱动装置1的最大驱动转速nmax为1201/min和驱动装置1的最大转矩mmax为8nm。因此，在图8中示例性在运动学上设计的驱动装置作为有再生能力的驱动装置1可用于在商用车中产生旋动运动。

齿部行程ht以及与之相应地分度圆直径差δdt可通过改变从驱动盘19的分度圆平面tzab到摇摆盘5的摆动中心s的距离a而受到影响，并且因此可通过摇摆盘5的几何结构设计而匹配于不同的结构空间条件。

术语分度圆平面tzab是指驱动盘19的分度圆直径da确定的那个平面。

轮毂26的容纳驱动装置1的部分朝向外侧被保护罩34遮盖。在此(纯示例性地)，保护罩34通过变形工艺形锁合地并且力锁合地与轮毂壳体35相连接。驱动装置1包括保护罩34的结构空间在此如此选择，使得该结构空间与被驱动的商用车-刚性桥的外行星齿轮传动机构一样大或者至少近似大。

由此，驱动装置1可尤其有利地作为轮毂直接驱动器在商用车非驱动车桥上、尤其在挂车桥上以及在机车或鞍式牵引车的前从动桥和后从动桥上没有结构空间问题地安装到轮辋开口内的自由空间中或者到轮盘的自由空间中，而不扩大车辆宽度或者妨碍车轮的装配或拆卸。

此外，按照本发明的具有按照压电作用原理工作的致动器并具有摇摆盘传动机构的驱动装置1的质量明显小于相同功率的按照旋转场作用原理和行波场作用原理工作的电机的质量，因为按照本发明的驱动装置1不需要用于产生旋转场或行波场的重的线圈。由此，配备有按照本发明的驱动装置1的商用车的非簧载质量与具有不同于压电效应的其他作用原理的电机相比只是稍微提高。与此对应地，这样的商用车的行驶性能和行驶安全性基本上不被限制。

为了再生制动和在作为车轮驱动器的特殊情况下需要驱动装置1。然而，在车辆的主要使用时间段内，驱动装置1应被切换成自由，用以在驱动装置1的构件上不引起附加的拖曳力矩或不必要的磨损。

在仅一个载荷方向(制动或驱动)上的切换成自由或者说单向离合可自动地例如通过传统的单向离合器来实现，但因为两个载荷方向必须主动地可接通或断开，所以需要切换功能。

这样的切换成自由功能在按照本发明的驱动装置1中在一定前提条件下由设计决定地给定，即，当全部直接作用在摇摆盘5上的致动器2进入零行程位置中时。

在一种实施方式中，通过作用在摇摆盘5上的致动器2的有效直径dw1与摇摆盘的分度圆直径dt之间的相应比例(下文中称为“摇摆盘传动比”it)，放弃运动学上的行程提高(见更上文对图8的描述)，亦即致动器2直接设置在摇摆盘5的分度圆直径dt上；在该实施方式中，当提高直接作用在摇摆盘5上的所有致动器2时齿部12脱开啮合进入零行程位置中。在此，摇摆轴承提升了致动器行程h的一半。

术语“零行程位置”在此意思为，在该运行状态下致动器2不具有做功行程h。与此相反，同样在下文中使用的术语“满行程位置”意思为，在该运行状态下致动器具有其满的做功行程h。

在使用摇摆盘传动比it时，也就是说在直接作用在摇摆盘5上的致动器2设置在有效直径dw1上时(所述有效直径以因数1.5到5、优选以因数2.5到3.5比摇摆盘5的分度圆直径dt小)，当然没有这种效应，因为由于摇摆盘传动比it存在较大的齿重叠。

然而如果在确定模数m并且由此确定摇摆盘5的齿部12的齿高hz时未完全充分利用最大可能的摇摆盘传动比it，则可达成良好的折中。随后可借助有限使用摇摆盘传动比it而使摇摆盘传动机构切换成自由。

下文描述用于实现切换成自由功能的摇摆盘传动机构的纯示例性的设计。实现切换成自由功能在致动器总行程h例如为0.36mm并且由此得到的齿行程ht为1.26mm的情况下要求摇摆盘5的齿部12的模数m最大为0.35mm。当放弃切换成自由功能时，模数可能为0.5或0.6。当模数m为0.35时，在全部致动器2完全退回的情况下，得到在摇摆盘5的齿部12与驱动盘19的齿部20之间的轴向气隙为0.11mm。所述气隙可通过使用特殊齿形(齿顶高修正等)来扩大。

通过全部致动器2退回零行程位置中，得到切换成自由。当相应地选择齿部12和20的模数m、摇摆盘传动比it和致动器2的行程h时，在此，摇摆盘传动机构的齿部12、20配合副完全脱开啮合。

据此，切换成自由功能具有三个切换位置：

—摇摆盘5的齿部12处于啮合中并且致动器2以电动机式运行；

—摇摆盘5的齿部12处于啮合中并且致动器2以发电机式运行；

—摇摆盘5的齿部12不处于啮合中。

借助如此设计的摇摆盘传动机构，利用按照本发明的驱动装置1可实现轮毂驱动，在该轮毂驱动时通过切换成自由功能，摇摆盘5的齿部12处于啮合中并且致动器2以电动机方式运行。

由此得到载货列车的提高的总驱动功率，所述总驱动功率尤其对上坡路段以及在需要提高加速时有利地起作用。此外，以有利的方式通过驱动装置1纯电动驱动行驶是可能的，用于例如驶过在内城中的环保区。

载货列车的改善的牵引也有利地起作用，在该载货列车中所述至少一个挂车的车桥的车轮和/或机车或者鞍式牵引车的前从动桥和/或后从动桥分别装备有一个驱动装置1。由此可实现起动辅助，所述起动辅助尤其在冬天有利于这样的载货列车的可用性和行驶安全性。

此外，通过按照本发明的驱动装置可以按有利的方式实现不具有牵引车的挂车的调度可能性。在鞍式挂车的情况下，这尤其例如借助千斤顶是可能的，该千斤顶在其自由端部具有轮。通过挂车桥的车轮装备驱动装置1，所述挂车或鞍式挂车是可移动的并且因此可以在没有牵引车的情况下驶上装载坡道，也就是说对此被远程控制。

此外，可利用按照本发明的驱动装置1实现再生制动。在此，摇摆盘5的齿部12通过切换成自由功能处于啮合并且致动器2以发电机方式运行。

与设置在挂车中和/或在机车中或者在鞍式牵引车中的电蓄能器相结合地，车辆的动能可经由车轮在制动过程中和在载货列车的惯性滑行中通过按照本发明的驱动装置1以有利的方式回收并且储存。

这样的功能也通过提高载货列车的总制动功率有利地起作用。此外，通过驱动装置1提供有利的无磨损的持续制动，该持续制动也许使得减速器成为多余。

此外，可以按有利的方式通过这样的功能防止挂车撞上机车或者鞍式牵引车。

同样，借助按照本发明的驱动装置1可实现选择车轮的驱动干预或者减速干预。在此，驱动装置1的摇摆盘5的齿部12通过切换成自由功能处于啮合中，选择车轮的驱动干预或者减速干预应经由该切换成自由实现。致动器2将根据希望的干预以电动机方式或者以发电机方式运行。

通过这样的功能以有利的方式得到用于整个载货列车的行驶稳定性调节的扩展可能性，例如对于也考虑挂车运行的电子稳定程序(esp)。

此外，得到缩小载货列车的转弯半径的可能性，这有利地在通过圆形交通时起作用，尤其当整车重心由于载货列车的部分装载或卸载而偏移并且因此通行具有bo-力圆尺寸的圆形交通也有困难时。

最后，借助按照本发明的驱动装置1可以使摇摆盘5通过切换成自由功能脱开啮合并且因此可实现驱动装置1的空转功能。在此，摇摆盘5的齿部12通过切换成自由功能不再处于啮合中。

由此，在较长的阶段期间在没有值得注意的制动干预或者没有可需要或者有利地使用附加驱动能量的状态的情况下，可保护驱动装置1以防过度磨损。这样的行驶状态例如在没有陡上坡或者陡下坡的路段上高度公路行驶时得到。

在此有利地起作用的是，当单向离合切换位于被切换成自由的位置中时，通过这样的功能不存在附加的如会通过摇摆盘5的处于啮合的齿部12引起的行驶阻力。

按照本发明的驱动装置1的尤其有利的功能是再生制动。

在驱动装置1的再生运行中，致动器2将在未激活的、即未变形的状态下被压缩，由此产生电荷，该电荷可导出到存储器中。与此相反，在驱动装置1的驱动运行中，致动器2在未变形的状态下被加载电压，由此，致动器消耗电压并且由此得到延长。

自触发的再生运行至少从驱动装置1的切换成自由状态是不可能的。识别车辆或者载货列车的制动状态或惯性滑行状态是必需的，以便随后通过切换成自由功能在未切换成自由的位置中经由致动器2触发换摇摆盘5的齿部12的啮合。

由于现在摇摆盘5被驱动盘19驱动并且因此相对于驱动装置1的驱动运行得到力流方向也在驱动盘19与轮毂26之间的反转，使驱动盘19通过在驱动盘19与轮毂26之间起作用的滚子-斜坡系统27相对于轮毂26约提高了在致动器2预紧的意义上最大致动器行程的量。

在另外的过程中自动的再生运行是可能的，然而适宜的可能是，通过一部分致动器2处于如有可能循环的啮合中来稳定摇摆盘5的摇摆运动过程。

此外，通过致动器2的可变的行程控制，可以与摇摆盘5的钟形结构相结合地只通过致动器2的相应的行程控制实现摇摆盘传动机构的不同于由齿部参数预定的传动比。

在驱动装置1的驱动运行中在摇摆盘5摇摆运动时，摇摆盘5的分度圆直径dt的中轴线进行在圆形轨道上的循环运动。所述圆形轨道的半径rt由下述得出：

致动器行程(h)/致动器2离转动轴线da的距离(dw1/2)*摆动中心s离中心轴线在齿部平面内的穿过点的距离。

圆形轨道半径大致为致动器行程h的1.5倍。

因此，摇摆盘5的分度圆dt根据偏心运动描绘扩大了上述定义的圆形轨道半径的包络圆以及因此“模拟”更大的分度圆直径dt*。由此得到与驱动盘19的较少的齿重叠。

由此可以通过致动器行程h的变化、也就是说通过可变的行程控制如此调整齿重叠，使得摇摆盘5在一转中在可变的行程控制的第一个调整中只“跳过”(überspringen)一个齿并且在第二个调整中“跳过”两个齿。如有可能第三传动级也是可实现的。

切合实际地看来，在例如摇摆盘5有301个齿的情况下，在第一个调整中达到300:1的传动比以及在第二个调整中达到150:1的传动比。可能的第三个调整便得到75:1的传动比。

可变的行程控制如此实施，使得在全部的行程调整中摇摆盘5的齿部12和驱动盘19的齿部20在啮合区中达到足够的啮合深度并且在对置侧齿足够远地脱开啮合。

通过钟形的摇摆盘5的偏心的摇摆运动引起的、“模拟的”分度圆直径dt*相对于实际的分度圆直径dt的扩大(根据上述齿示例)例如为致动器行程h的三倍。在致动器行程例如为0.36mm并且选择的模数m例如为0.35的情况下，在最大的致动器行程h时，可以模拟摇摆盘5扩大了最多三个齿。

在图2中示出按照图1的按照本发明的驱动装置1的相对应的正视图。

容易看出的是致动器2设置为两组，分别在有效直径dw1和dw2上。每组致动器2在此在其纵轴线方面以对称的60°的间隔设置成基本上平行于驱动装置1的轴线。第二致动器组的致动器2关于有效直径dw2或关于分度圆相对于第一致动器组的致动器2分别转过30°地设置在致动器壳体7中。致动器设置的有效直径dw1在此如此选择，使得在数值方面低于摇摆盘5的齿部8的分度圆直径。

驱动装置1的功能通过如下方式得到保证，即，基本上平行于驱动轴15的轴线设置的在这里六个或十二个以及至少三个致动器2在有效直径dw1上作用于被锁定防止扭转的摇摆盘5。在周期性的、优选周期性地根据相应移相了120°的正弦函数进行的对两个致动器组的致动器2的操控情况下，通过致动器2的交变的扩张和收缩，围绕运动学的摆动中心s产生使驱动盘19旋转的摇摆运动。这也在图8中清晰可见地示出。

在图3中示出按照本发明的驱动装置10的实施方案的纵剖图。图4示出按照图3的实施方案的相对应的正视图。

为了避免重复，在下文中只描述相对于按照图1或图2的按照本发明的驱动装置1的上述实施方案的偏差或者说更改和补充。

与按照图1或图2的驱动装置1的实施方案不同，按照图3的驱动装置10的实施方案在摇摆盘5的阶梯孔13的基底与具有球扇形几何结构的构件15a之间具有弹簧元件，该弹簧元件在此(纯示例性地)构造成碟形弹簧36。碟形弹簧36支撑在摇摆盘5的阶梯孔13的基底上并且以其弹力作用到具有球扇形几何结构的构件15a上。此外，驱动装置10在具有球扇形几何结构的构件15a与碟形弹簧36之间具有环42。

驱动装置10的这部分的局部放大图在图7中示出。

通过碟形弹簧36和环42，不再需要将具有球扇形几何结构的构件15a分级成不同的公差级别或者利用调节垫片安装构件15a，因为公差以有利的方式通过碟形弹簧36被补偿。这能实现明显简化地并且因而低成本地生产和装配具有球扇形几何结构的构件15a。

此外，碟形弹簧36辅助实现切换成自由功能。在致动器总行程h为0.36mm和由此得到的齿行程ht为1.26mm的情况下，实现切换成自由功能要求摇摆盘5的齿部12的模数m最大为0.35。在放弃切换成自由功能的情况下，模数可能为0.5或0.6。在全部致动器2完全退回并且摇摆盘5复位的情况下，借助模数0.35通过设置在摇摆轴承与摇摆盘5之间的碟形弹簧36得出在摇摆盘5的齿部12与驱动盘19的齿部20之间的轴向气隙为0.11mm。对于两个齿部12、20可通过使用特殊齿形(齿顶高修正等)扩大所述气隙或者说间隙(freigang)。

在上述示例中算出的为0.11mm的间隙如下得出：摇摆盘5的齿部12的和驱动盘19的齿部20的齿的重叠为两倍的模数m，即，当模数m为0.35时为0.7mm。

在摇摆盘5的最大摆动位置中，齿部12在一侧进入0.7mm的重叠，并且在相对的另一侧当最大行程为1.26mm时存在0.56mm(1.26减0.7)的齿隙。如果现在伸出的致动器2也退回，则虽然强烈伸出的那侧摆动回去，但最大退回的那侧以同样的程度向前摆动，从而将得到摇摆盘5的中间位置。在所述中间位置中存在为最大行程h的50％的行程，即0.63mm。所述中间位置相应于为0.18mm的致动器行程。然而，实际上致动器2全部退回0.36mm。因此，如果没有碟形弹簧36，在摇摆盘5上的致动器2的接触面之间将得到0.18mm的间隙。然而，摇摆盘5借助碟形弹簧36的力返回该0.18mm并且借助预紧力贴靠在致动器2上。全部的返回运动现在为0.63mm+0.18mm＝0.81mm，由此达到提到的0.11mm的齿隙。

碟形弹簧36的复位力为了实现间隙切换功能仅选择成如此之高，使得构造成没有缝隙4并且因而没有弹簧功能的致动器2的壳体3可取消。致动器2的预紧可选为5到15mpa。对于横截面积分别为200mm²的六个致动器2，由此得出6000n到18000n的预紧力。例如按照din2093系列b的碟形弹簧36适合于实现弹性复位，外径为80mm、内径41mm、片厚t＝3mm、拱形高ho＝2.3mm。所述碟形弹簧36在弹簧位移为s0＝0.75*ho＝1.725mm时具有10500n的弹力，而当s＝1.545mm时具有约9400n的弹力。通过较小的预紧力，也可将所述碟形弹簧36调整到总体较小的弹簧力。使用与标准尺寸不同的特殊设计的例如片厚较小的碟形弹簧36同样是可能的。

在致动器2未激活的情况下，碟形弹簧36放松，直到全部的致动器2被压到其零行程位置中并且通过碟形弹簧36的剩余力在预定的预紧力下保持在所述位置中。

在致动器2的运行状态中，碟形弹簧36被致动器2的力压入到预定的保持不变的止挡位置，该止挡位置能实现致动器2的完全的做功行程h。在此，借助致动器2的第一做功行程消除克服碟形弹簧36力的空程。由于止挡位置此后得以持续保持，所以致动器2不再有进一步的损失功。

由于两个行程位置相隔例如0.18mm，所以致动器2需要很精确地调整。优选地，这通过两个由一个可调间隙确定的止挡来实现。间隙的调整可有利地通过环42的定位及其紧接着在摇摆盘5的阶梯孔13中的固定例如通过激光焊接过程或者电子束焊接过程来实现。

通过碟形弹簧36也实现与在按照图1或图2的实施例中不同的再生制动功能。

由于在再生制动的情况下摇摆盘5被驱动盘19驱动，并且因此相对于驱动模块得到动力流方向在驱动盘19与轮毂26之间的反转，所以驱动盘19通过在驱动盘19与轮毂26之间起作用的滚子-斜坡系统27相对于轮毂26约提高了在预紧致动器2的意义上最大致动器行程h的值。在此情况下，碟形弹簧36的预紧的弹簧位移被消除，使得摇摆盘5的驱动运动直接地作用于致动器2上。当致动器2只以发电机方式反应时，在进一步的过程中不可能有自动的再生运行。摇摆盘5的摇摆运动必须至少通过一部分致动器2主动地、即电动地产生。在此使用的电能可随后附加地在至少一部分致动器2以发电机方式工作的阶段中重新回收。

通过钟形的摇摆盘5的偏心的摇摆运动引起的在摇摆盘5的齿部12的实际分度圆直径dt与驱动盘19的齿部20的分度圆直径da之间的分度圆直径差δdt为致动器行程h的三倍。当致动器行程h为0.36mm并且选择的摇摆盘5的齿部12的模数为0.35时，可以在最大的致动器行程h的情况下模拟摇摆盘5的齿部12的齿数减小了最多三个齿。

有级切换功能的实际的可实现性要求在摇摆轴承上和在摇摆盘5上、在驱动盘19上以及在致动器2的操控中的匹配措施。

对于上文提到的有级切换功能，对于摇摆盘5需要至少两个不同的行程位置，其中各齿啮合深度必须保持相同。也就是说，最大的行程位置对于全部的切换级是相同的并且最小的行程位置改变。问题在于：由于摆动中心s的固定位置，对于确定的最大行程位置在摇摆盘5的对置的侧上总是得到确定的保持不变的最小行程位置。

为了解决所述问题，必需的是：摆动中心s的位置或备选地驱动盘19相对于摇摆盘5的轴向位置对于不同的切换级设计成可变的。

为了解决所述问题，可想到下述可能性：

摆动中心s的位置不是由摇摆传动机构包括摇摆轴承的运动学相互关系确定的，而是仅由致动器2的行程位置确定的，也就是说，摆动中心s的位置确定不通过摇摆传动机构的结构上确定的运动学相互关系进行，而是通过经由相应地操控致动器2在驱动装置的控制或调节装置中的相应程序来进行。在这种情况下，仅还需要一个轴承用来横向引导摇摆盘5。

在致动器2直接设置在摇摆盘5的齿部12的分度圆dt上时，这是容易实现的。这样的解决方案的缺点是摇摆盘5的可达到的齿部行程ht小。在摇摆盘5上相对置的致动器2必须在一侧的压力操纵下施加相对高的拉力用于调整摆动运动，从而可能的致动器力以同样的程度减小。

在用于解决问题的另一种可能性中，利用机械式调整装置(在此未示出)使驱动盘19在各个切换级中在其相对于摇摆盘5的轴向位置方面改变。对于在最大0.5mm范围中的位置改变，需要特别的致动器(在此未示出)以及相对应的操控。

最后，摇摆盘5的轴向位置也可通过操控致动器2来改变。为此，在具有球扇形几何结构的构件15a与摇摆盘5之间设置弹簧元件来代替调节盘，弹簧元件在此例如构造成碟形弹簧36的形式。备选地，作为弹簧元件例如也可使用波纹弹簧。就此而言，该解决方法以有利的方式遵循与按照图3、4或7的驱动装置1的实施方案的更上文所描述的切换成自由功能相同的设计构造。

弹簧元件或碟形弹簧36将摇摆轴承始终保持在预紧力下并且另一方面以同样的力将摇摆盘5压靠到致动器2上。因此，理想地，致动器2的预紧力因此可通过具有缝隙4的壳体3减小或者完全消除。在两个切换级中的切换可通过摇摆盘5相对于具有球扇形几何结构的构件15a的两个行程位置来实现。

对于较小的传动比，碟形弹簧36膨胀直到上限行程位置。在此，摇摆盘5占据能实现摇摆盘5的最大摆动角度的行程位置。

摇摆盘5的齿部行程ht在此按照实施方式如此之大，使得驱动盘19对于摇摆运动的每转进一步转动两个或三个齿。

对于较高的传动比，碟形弹簧36被致动器力压缩，直到摇摆盘达到在具有球扇形几何结构的构件15a上的下止挡位置。摇摆盘5的齿部行程ht在此如此程度地减小，使得所述驱动盘对于摇摆运动的每转只进一步转动一个齿。

致动器行程h在该切换位置中不被完全地充分利用。致动器2既不到达满行程位置、也不到达零行程位置，而是在一个中间的行程区域内运行，该中间的行程区域相对于满致动器行程“h”大约减小了三分之一。致动器2的做功能力在此只充分利用约80％。然而由于通过有级切换功能(根据实现的传动比)可实现摇摆传动机构的以因数2或3更高的传动比，所以仍相应地提高了驱动装置1的可达到的驱动转矩。

通过使弹簧元件或碟形弹簧36的预紧力和止挡位置与致动器2的不同的调整力在相应的切换级中相互匹配，实现了鉴于摇摆盘5的齿部行程“ht”的不同的行程位置。

在较高的传动比(驱动盘19对于摇摆盘5的每转继续转动一个齿)的情况下，致动器2在返回行程中不回到零行程位置中。也就是说，致动器2在摇摆盘5的配设于这些致动器2的部分不需要致动器力的阶段中也还产生致动器力用于保持行程位置。

居中地作用在摇摆轴承上并且因此也作用在弹簧元件或碟形弹簧36上的力因此相对高。由全部作用的致动器力的总和得到的居中作用的力也可调整为预设的值。当这些力在摇摆盘5的未处于齿部啮合的一侧上较高地选择时，为了遵循驱动装置1的希望的驱动力矩，必须将致动器2的力水平在摇摆盘5的处于齿部啮合中的那侧提高相同的值。

居中作用的力的值在此升高，而不改变驱动关系。弹簧元件或碟形弹簧36对于所述有级切换功能的传动比(驱动盘19对于摇摆盘5的每转进一步转动一个齿)如此设计，使得居中作用在摇摆轴承上的致动器力使弹簧元件或碟形弹簧36压缩，直到摇摆盘5达到在摇摆轴承的具有球扇形几何结构的构件15a上的下止挡部上。

在较小的传动比(驱动盘19对于摇摆盘5的每转进一步转动两个或更多个齿)的情况下，致动器力在摇摆盘5的处于齿部啮合中的那侧在单侧高，而在摇摆盘5的未处于齿部啮合中的那侧，致动器力接近为零。

因此，居中作用在摇摆轴承上的力相对小。弹簧元件或碟形弹簧36的弹簧特性曲线对于该状态如此设计，使得起作用的致动器力不超过弹簧力，从而弹簧元件或碟形弹簧36放松，直到摇摆盘5到达上行程位置。

在图5中示出按照本发明的驱动装置100的另一实施方案的纵剖视图。图6示出按照图5的另一实施方案的相对应的正视图。

为了避免重复，在下文中只描述相对于按照图3或图4的按照本发明的驱动装置100的上述实施方案的偏差或者说更改和补充。

为了改善散热，驱动装置100具有从外部(亦即通过保护罩34穿过开口41)到致动器壳体7的冷空气引导部。

为了由此所需地密封中央螺钉10的头部9，驱动装置100具有包围头部9的密封件37，该密封件固定在致动器壳体7上、例如固定在制动器壳体7的散热片之一11上。在所述密封件37的下方，致动器2的电缆敷设也从中央螺钉10的通孔32向致动器2的接触部位被引导。密封件的固定可构造成可拆卸的，以便能在装配中和维修情况下实现中央螺钉10是可到达的。

为了在致动器壳体7的面向摇摆盘5的那侧密封致动器壳体7，以及相对于周围环境密封摇摆盘传动机构(包括轴承部位22、23、25、27、28在内)，驱动装置1具有盘形的密封件38。盘形的密封件38在其轮毂侧的圆周上具有密封凸起39，密封件38经由该密封凸起固定在轮毂26和保护罩34之间。盘形的密封件38在其致动器壳体侧的圆周上同样具有密封凸起40，密封件38经由该密封凸起固定在致动器壳体7和摇摆盘5之间。密封件38设计成膜片式密封件是尤其有利的，该膜片式密封件例如由织物加强的弹性体制成。以所述方式可通过密封件38补偿在轮毂26和致动器壳体7之间的相对运动。

为了保证通过行车风和热流引起的冷空气流，保护罩34具有大量开口41。在此，冷空气环绕致动器壳体7流动，该致动器壳体在其外壁上为了散热而例如具有散热片11。在保护罩34的背向空气入口的那侧，冷空气通过在保护罩34内的开口41再次流出。

为了防止粗大的污物以及防止喷水和巨流而规定，开口41如此设计，使得足够的冷空气进入，然而粗大的污物以及喷水和巨流被拦住。这可例如通过开口41的鳃式设计来实现(在此未示出)。

本发明不限于上述实施例，而是当然也可以在权利要求的范围内修改。

附图标记列表

1、10、100驱动装置

2致动器

3壳体

4缝隙

5摇摆盘

6后端壁

7致动器壳体

8前端壁

9头部

10中央螺钉

11散热片

12齿部(摇摆盘)

13阶梯孔(摇摆盘)

14支承柱

15具有球扇形几何结构的构件

16端面齿部(摇摆盘)

17端面齿部(锚固板)

18锚固板

19驱动盘

20齿部(驱动盘)

21球扇形凹部

22轴承保持架

23滚动轴承滚珠

24阶梯孔(驱动盘)

25滚动轴承

26轮毂

27滚子-斜坡系统

28圆锥滚子轴承

29螺纹区段

30螺纹孔

31轴体

32通孔

33杆部

34保护罩

35轮毂壳体

36碟形弹簧

37密封件

38密封件

39密封凸起

40密封凸起

41开口

42环

a距离

da转动轴线

dw有效直径

dt摇摆盘的分度圆直径

dt*摇摆盘的“模拟的”分度圆直径

da驱动盘的分度圆直径

δdt摇摆盘的分度圆直径差

fmax最大摇摆频率

fn转速

h致动器做功行程

ht摇摆盘齿部行程

hz齿高

it摇摆盘传动比

k力作用点

m模数

mmax驱动装置的最大转矩

mrt理论上的车轮转矩

mr车轮转矩

nmax驱动装置的最大驱动转速

r半径

r半径

r1半径

rdyn动态的车轮滚动直径

rt半径

s摆动中心

tzab分度圆平面

ua驱动盘周长

ut摇摆盘周长

δut摇摆盘周长差

v行驶速度

wug每转的做功能力

w0每行程的做功能力

wg总功

zmax驱动盘的齿数