CN108869564A - 用于操纵车辆离合器的致动器 - Google Patents

Abstract

本发明涉及一种用于操纵车辆离合器的致动器。该致动器包括能绕旋转轴线旋转的凸轮盘和在轴向支承装置中受支承的具有纵轴线的推杆。在此，轴向支承装置包括至少一个支承元件。推杆具有第一端部，推杆在第一端部上在耦合点处与凸轮盘耦合，使得通过凸轮盘绕旋转轴线的旋转引起推杆沿着其纵轴线的直线运动，以将该直线运动传递给离合器。致动器构造成：为了将离合器从关闭状态转变成打开状态，凸轮盘要沿第一旋转方向旋转。轴向支承装置相对于旋转轴线布置成，纵轴线与平行于纵轴线的平行轴线隔开间距，其中，平行轴线与旋转轴线相交。

Description

用于操纵车辆离合器的致动器

技术领域

本发明涉及一种用于操纵车辆离合器的致动器。

背景技术

由现有技术已知用于操纵车辆离合器的装置或致动器。现今一直尝试使用以下离合器，其中，通过机电的致动器引起离合过程。在自动变速器中也已知这种机电激活的离合器。这种离合器或者说用于操纵车辆离合器的装置也可称为所谓的“电控离合器”或简称为“eClutch”。

在这种电控离合器***中，常需在电控离合器***的致动器中将马达或耦合到该马达上的传动机构的旋转运动转变成线性运动，以便操纵液压缸。该液压缸则可操纵另一液压缸，通过该另一液压缸可将与该另一液压缸耦合的离合器盘分离(打开状态)，以中断离合器盘和飞轮盘之间的转矩传递。飞轮盘在此与车辆的驱动系连接。所述致动器或者说装置的马达的反向旋转运动则导致反向的线性运动，该反向的线性运动操纵所述液压缸并从而操纵所述另一液压缸，并导致离合器盘相对于飞轮盘接合。在离合器接合(关闭状态)的情况下进行飞轮盘与离合器盘之间的转矩传递。

为了实现将旋转运动转变成线性运动，可使用凸轮盘和与该凸轮盘耦合的推杆。在此，凸轮盘与传动机构固定连接，而传动机构自身与马达连接。通过该方式可通过马达的旋转借助传动机构使凸轮盘旋转。通过根据旋转角度地改变凸轮盘的半径(例如通过凸轮盘轮廓)能以已知方式获得推杆的线性运动。推杆在此可在轴向支承装置中受引导，使得该推杆仅能实施线性运动。

发明内容

本发明从以下认知出发，在凸轮盘的力传递给推杆时不仅得到沿着推杆纵轴线的轴向力。而是也通过凸轮盘与推杆的共同作用来传递力，该力具有垂直于轴向力分量的分量，即所谓的径向力。径向力必须由轴向支承件承受。径向力引起支承元件中的摩擦以及推杆上的摩擦。通过所述摩擦造成磨损，该磨损可导致致动器或者说电控离合器***的使用寿命变短或使其功能退化。还可能由于所述摩擦而发出更大的噪声。

因而存在以下需求：提供用于操纵车辆的离合器的致动器，其中，作用于轴向支承装置的径向力降得尽可能小和/或发出的噪声降得尽可能小。同时存在以下需求：在轴向支承件中对推杆进行润滑，使得所需的对推杆的维护尽可能少。此外，起驱使作用的马达的为操纵离合器所需的转矩应降得尽可能小，并且，离合器的接合和分离之间的切换时间应降得尽可能短。

根据本发明的第一方面提出一种用于操纵车辆离合器的致动器。该致动器包括能围绕旋转轴线旋转的凸轮盘和支承在轴向支承装置中的推杆，该推杆具有纵轴线。轴向支承装置包括至少一个支承元件。在此，推杆具有第一端部，在该第一端部上推杆在耦合点与凸轮盘以下述方式耦合，使得通过凸轮盘围绕旋转轴线的旋转引起推杆沿其纵轴线的直线运动，以将直线运动传递给离合器。在此，致动器构造成，为了将离合器从关闭状态转变成打开状态凸轮盘要沿第一旋转方向旋转或能沿第一旋转方向旋转。在此，轴向支承装置相对于旋转轴线这样布置，使得所述纵轴线与平行于该纵轴线的平行轴线隔开间距，其中，所述平行轴线与所述旋转轴线相交。

换言之，所述平行轴线与所述纵轴线是相互不同的轴线。

通过纵轴线与平行轴线隔开间距可有利地在凸轮盘的整个旋转角度范围上获得对作用于轴向支承装置的最大径向力的特别小的贡献。由此可有利地使用构造得特别小并且成本有利的轴向支承装置。磨损也有利地减小。有利地也可引起对轴向支承装置的特别高效的润滑，从而致动器所需的维护特别少。替代地或附加地可通过大于零或小于零的间距D而使发出的噪声特别小。

在扩展方案中可设置，凸轮盘具有径向向外指向的端面，其中，推杆的第一端部在贴靠点贴靠在端面上。在此，贴靠点是耦合点。由此有利地可摩擦特别小并且噪声特别小地运行所述装置并且卡住的风险被最小化。推杆可为了进一步减小摩擦而例如在其第一端部上构造有滑动滚子或者说滚轮，该滑动滚子或者说滚轮在凸轮盘的所述端面上滚动。

原则上，推杆与凸轮盘的耦合也可例如通过滑槽引导装置或凸缘引导装置(Kragenführung)(凸轮盘中的滑槽或凸轮盘上的凸缘)进行。

在扩展方案中可设置，凸轮盘的半径(R)限定为旋转轴线与耦合点的间距。在此，凸轮盘可在第一旋转角度(φ1)的情况下具有第一半径(R1)，以引起离合器的关闭状态(C)，并且，凸轮盘可在第二旋转角度(φ2)的情况下具有第二半径(R2)，以引起离合器的打开状态(O)。凸轮盘可在第一旋转角度(φ1)和第二旋转角度(φ2)之间具有至少一个第一区段(S1)和第二区段(S2)，其中，在第一区段(S1)中凸轮盘的半径(R)关于旋转角度(φ)具有基本上恒定的第一斜率(m1)。在第二区段(S2)中凸轮盘的半径(R)可关于旋转角度(φ)具有基本上恒定的第二斜率(m2)。第一斜率(m1)可大于第二斜率(m2)，尤其是第二斜率(m2)的至少两倍大。

通过使用以下凸轮盘：该凸轮盘的斜率并非在整个范围内是线性的，可有利地一方面减小所需的马达转矩并从而减小功率消耗，并且同时可减小接合状态和分离状态之间或接合状态和半联动状态之间的旋转角度以及调整时间。由此可能的是，较快地减小或中断从驱动系和飞轮盘到离合器盘的转矩传递。在这种实施方案中，通过纵轴线和平行轴线之间的间距可特别强地减小最大径向力。

为使凸轮盘旋转所需的马达转矩与斜率(斜率越大，则需要的转矩越大)并且与来自推杆或离合器的力(力越大，则需要的转矩越大)有关。

只要离合器还在接合状态或接近接合状态，即例如在凸轮盘的半径小或者说推杆行程小时，从推杆作用于凸轮盘的力小。因而在所述范围中，例如第一区段中，将斜率选择得较大，因为可通过该方式利用马达转矩来将推杆以尽可能高的速度进行线性移位。换言之，在这里原本提供给马达的转矩会以小的旋转角度使推杆走过尽可能大的线性路段。这减小例如实现半联动状态的旋转角度范围，从而减小到达半联动状态的切换时间。

只要离合器可感地抵抗弹簧力被打开，则经由推杆作用于凸轮盘的力显著更高，从而从推杆作用于凸轮盘的反向转矩也显著更高。为了在例如在拥堵中行驶时常用的范围中降低需要的马达功率消耗，在这里可减小斜率。由此可例如减小耦合点和轴线之间的杠杆臂，由此从推杆作用于凸轮盘的反向转矩下降或者说可保持恒定。换言之：马达的转矩足以补偿以其他传动比转变的作用于推杆的反向力。由此即使以可用的马达功率也可克服由推杆施加的反向转矩，即使为此为推杆的限定线性路程区段所需要的旋转角度路程增大时也是如此。

在具有比第一斜率小的第二斜率的第二区段中因而可有利地避免马达或用于操控该马达的功率电子部件的过热。替代地可构造比当第二斜率如第一斜率那样延伸时小的马达。因而可在使用具有小功率消耗的马达的同时在调整过程的全部区段中提供足够的转矩并且同时可减小调整时间。通过构造具有基本上恒定的斜率的第一区段和第二区段还可引起特别均匀的和低噪声的调整过程，因为防止了推杆不均匀的速度并从而防止推杆从凸轮盘抬起(生成噪声)或卡在凸轮盘中。此外防止作用到推杆上的液压压力冲击。最终可有利地特别简单、制造安全、具有小的允差和成本有利地制成具有以下区段的凸轮盘，在所述区段中斜率是线性的。

概念“基本上恒定的斜率”要理解为所述斜率(例如在第一区段中或者说在第二区段中)的改变不超过3％。

离合器从关闭状态到打开状态的转换也可称为离合器的分离。推杆在此分离。反过来，离合器从打开状态到关闭状态的转换可称为离合器的接合。推杆在此接合，并从而以其第一端部接近凸轮盘的轴线。关闭状态在此可定义为以下状态，在该状态中离合器没有被力加载并从而最大关闭。打开状态定义为以下状态，在该状态中飞轮盘和离合器盘之间不发生转矩传递。可能的是，离合器超过刚好打开的状态而进一步分离。

斜率m在此定义为半径R关于旋转角度φ的一阶导数:m＝dR/dφ。在此，在此，旋转角度φ在沿第一旋转方向旋转时增大。换言之，旋转角度值从离合器的关闭状态向离合器的打开状态增大。

例如可设置，所述装置构造成，凸轮盘仅能在初始旋转角度φA和最终旋转角度φE之间旋转。在此，初始旋转角度φA可相当于0°的旋转角度。最终旋转角度φE可相当于相对于初始旋转角度φA小于355°的旋转角度φ，有利地，最终旋转角度φE可相当于相对于初始旋转角度φA小于340°的旋转角度φ。由此有利地防止凸轮盘的过渡旋转，当凸轮盘从第二旋转角度φ2或者说从最终旋转角度φE沿第一旋转方向进一步旋转直至初始旋转角度φA或者说直至第一旋转角度φ1时，即总共旋转360°时，该过渡旋转会导致离合器的突然接合。

此外例如可设置：凸轮盘构造成防止凸轮盘进一步旋转超过最终旋转角度(φE)。这例如可通过卡阻器件实现，该卡阻器件防止沿第一旋转方向旋转超过止档件或者说超过最终旋转角度。仅仅示例性地，这种卡阻器件可通过凸轮盘上或中的止档件形成或通过凸轮盘中的滑槽形成，榫配合到该滑槽中。这种卡阻器件也可构造成通过与推杆的共同作用来防止进一步旋转超过最终旋转角度。这例如可通过凸轮盘半径的阶跃上升引起。

换言之，初始旋转角度可从一大于初始旋转角度的旋转角度出发，仅通过凸轮盘往回旋转又实现。与凸轮盘耦合的推杆因而在接合时与在分离时走过相同的半径函数R＝F(φ)，仅仅只是在相反的方向上。

在此可设置，在第一旋转角度φ1的情况下，第一半径R1相当于凸轮盘在整个可实现的旋转角度范围中的最小半径，在所述旋转角度范围中，推杆可与凸轮盘形成耦合点。离合器因而处于最大的关闭或者说接合状态或者说推杆处于最大接合状态。此外可设置，在第二旋转角度φ2的情况下，第二半径R2相当于凸轮盘在整个可实现的旋转角度范围中的最大半径，在所述旋转角度范围中推杆可与凸轮盘形成耦合点。离合器因而处于最大打开状态或者说分离状态或者说推杆处于最大分离状态。在此，离合器可在最大分离状态之前就已处于打开状态(即：不再发生转矩传递)。

可设置，第一半径R1小于第二半径R2。

例如可设置，第一区段S1的终点上的半径R小于第二区段S2的终点上的半径。由此有利地使得能实现离合器的特别均匀的分离或者说推杆的特别均匀的线性运动。

可设置，半径在第一旋转角度和第二旋转角度之间的范围内单调增大。特别有利地可设置，半径从第一区段的起点直至第二区段的终点单调增大。特别有利地，半径从第一区段的起点直至第二区段的终点严格单调增大。由此有利地引起推杆的特别均匀的线性运动。这引起特别小的噪声生成，因为推杆从凸轮盘抬起或卡在凸轮盘的滑槽结构中的风险减小。此外可防止由于来自与推杆耦合的液压缸的压力冲击造成的不必要的负载。由此最终在用于操纵离合器的装置的使用寿命上实现均匀的操纵性能，而与所处的环境温度和安装在装置中的部件的用旧无关。

在此，例如可设置，半径R关于旋转角度φ的函数R＝F(φ)在第一区段S1和第二区段S2之间二阶连续可微，尤其是在每个点都二阶连续可微。换言之，半径函数没有折弯。由此有利地引起特别小的噪声生成。推杆的抬起或推杆的卡住同样可由此有利地被避免。

在扩展方案中可设置，在沿着第一旋转方向(91)观察在旋转轴线(51)和轴向支承装置(30)之间延伸的区段时纵轴线(LA)布置在平行轴线(PA)之前。这种间距D在后面称为“正间距“，该正间距根据本发明地“大于0”(D>0)。由此可在数值上特别大地减小最大传递给轴向支承装置的径向力。由此有利地减小磨损、噪声发射并且可将轴向支承件或支承元件构造得更小且更成本有利。也可特别简单、高效且有规律地引起推杆在轴向支承件或支承元件中的润滑。尤其是当在轴向支承装置中或在在轴向相互隔开间距的两个支承元件之间设有润滑剂存储室时。

在扩展方案中可设置，在沿着第一旋转方向观察在旋转轴线和轴向支承装置之间延伸的区段时纵轴线(LA)布置在平行轴线(PA)之后。这种间距D在后面被称为“负间距”，该负间距根据本发明地“小于0”(D<0)。由此当径向力始终在同一方向作用并且始终不为零时，可有利地引起特别简单的轴向支承装置。由此也可降低发出的噪声。

在扩展方案中可设置，所述至少一个支承元件通过滑动支承件构成。有利地，支承元件可通过该方式特别简单且特别成本有利地实施。所述滑动支承件例如可由聚四氟乙烯或由与推杆相比具有特别小的摩擦系数的其他材料构成。

在扩展方案中可设置，所述至少一个支承元件通过具有槽的至少一个轨道构成，所述至少一个轨道例如是线性的，其中，在推杆上布置有至少一个引导元件，所述至少一个引导元件在槽中受引导。所述引导元件例如可构造为榫。由此可有利提供特别可靠的轴向支承装置。

在此，可在所述轨道中设置球支承装置(Kugellagerung)。通过该方式可实现对推杆的摩擦特别小且噪声特别小的引导。

在扩展方案中可设置，推杆具有滚轮，该滚轮具有一直径(D1)，其中，所述间距(D)的数值处于所述直径(D1)的5％至30％的范围内。通过设置滚轮可有利地将凸轮盘和推杆之间的摩擦保持得特别小。由此降低致动器的磨损和噪声发出。通过将所述间距选择在所述滚轮的直径的3％至35％，优选5％至30％并且完全特别优选8％至22％的范围内，可特别大地减小最大径向力。此外由此例如也可特别强地减小发出的噪声。最终也可将轴向支承件或者说可将所述支承元件构造得特别简单、特别小且特别成本有利。给出的范围在此涉及间距的数值，即所述间距可为正值或负值。

在扩展方案中可设置，凸轮盘具有静止区段(SR)，其中，静止区段(SR)的起点在第三旋转角度(φ3)时开始。第三旋转角度(φ3)大于或等于第二旋转角度(φ2)。凸轮盘在静止区段(SR)中具有静止半径(RR)来引起离合器的打开状态。在此，半径(R)关于旋转角度(φ)的一阶导数在静止区段(SR)中基本上恒定并且等于零。由此有利地引起，针对推杆的分离状态并从而针对离合器的分离状态不必提供或仅须提供最小的马达转矩。即使在横向于推杆的线性运动方向起作用的振动的情况下，推杆仍可在静止区段中保持稳定。由此，例如在拥堵行驶或在红灯时，即当离合器必须在较长的时间上抵抗离合器的起作用的弹簧力保持打开或者说分离时，所需要的功率消耗下降。在此，静止区段(SR)沿第一旋转方向看也布置在斜率小于零的区段之后。通过该措施可特别有效地防止推杆发生不希望的接合。

替代地，半径(R)关于旋转角度(φ)的一阶导数在静止区段(SR)中小于零。该一阶导数在此也可是恒定的。在静止区段的终点处可设置用于推杆的止挡件。由此，所述装置或所述致动器即使在马达断电或者说在仅通过马达以小转矩加载的情况下特别可靠地避免离合器的无意接合。因为为了接合离合器或者说推杆，马达首先必须使凸轮盘与第一旋转方向相反地运动并且在此克服作用于推杆的附加弹簧力。

替代地，半径(R)关于旋转角度(φ)的一阶导数在静止区段(SR)中具有从小于零的值到大于零的值的正负号变换。换言之，在凸轮盘中构造有小的坑(Kuhle)，在其中推杆可亚稳态地耦合。通过该扩展方案，只要耦合点处于静止区段(SR)中，则推杆特别可靠地防止离合器的意外接合，即使当马达不提供转矩或仅提供小的转矩时也是如此。

针对该导数在此的前提条件是，旋转角度从第一旋转角度φ1情况下的关闭状态朝第二旋转角度φ2情况下的打开状态增大，或者说，旋转角度φ沿第一旋转方向增大。

换言之，在一阶导数从小于零的值到大于零的值的正负号变换时在静止区段中首先设置半径R的减小并接着随着沿第一旋转方向进一步增大的旋转角度φ设置半径的增大。

整体上可通过设置静止位置预防马达过热并且可降低汽车电网的功率消耗。

在扩展方案中可设置，静止区段(SR)延伸经过至少30°的旋转角度范围，特别有利地延伸经过至少40°的旋转角度范围。由此可特别安全和可靠地防止推杆无意地接合。

在一扩展方案中可设置，第二区段S2的起点与第一区段S1的终点所间隔的旋转角度为最大25°。特别有利的是，第二区段S2的起点与第一区段S1的终点所间隔的旋转角度为最大15°，完全特别有利地该旋转角度为最大10°。由此可特别高效地利用凸轮盘的第一旋转角度和第二旋转角度之间可用的旋转角度范围并且直至达到半联动状态的切换时间可保持特别小。

在一扩展方案中可设置，第一区段S1的起点关于第一旋转方向处于第一旋转角度φ1和第一旋转角度φ1加上30°之间的旋转角度范围内。由此有利地引起，直至达到第二区段的切换时间特别短并且第一旋转角度和第二旋转角度之间的可用的旋转角度范围被特别高效地利用。不需要的凸轮盘“空转”由此被有利地避免。

替代地或附加地可设置，第二斜率m2大于零。由此避免在达到离合器或者说推杆的半联动状态和直至达到分离状态的切换时间的延迟。因为斜率为零相当于推杆停在其位置不动而斜率小于零相当于推杆沿朝凸轮盘的方向移位。

在扩展方案中可设置，第一区段S1和第二区段S2分别延伸经过至少5°的旋转角度范围，特别有利地经过至少10°的旋转角度范围，尤其有利地经过至少15°的旋转角度范围。由此有利地引起推杆的特别均匀的运动。因为在凸轮盘角速度恒定的情况下，既在第一区段中也在第二区段中推杆线性运动或者说推杆行程以恒定的速度进行。由此有利地也减小了推杆卡住的风险，例如卡在支承件上，或减小由于推杆作用于液压缸上而引起的压力冲击。此外使得能实现特别低噪声的运行，因为不出现推杆相对于凸轮盘的抬起或卡住。

替代地或附加地可设置，第一区段S1延伸经过至少20°的旋转角度范围。特别有利地，第一区段延伸经过至少30°的旋转角度范围。由此特别高效地减小切换时间，因为在第一区段中每旋转角度路程被推杆走过的路程特别大。第一区段的旋转角度范围越大，则切换时间越小。

替代地或附加地可设置，第二区段S2延伸经过至少120°的旋转角度范围。特别有利地，第二区段延伸经过至少140°的旋转角度范围。由此可特别高效地将马达的功率消耗保持小或者说可将需要的马达转矩保持特别小。当大的弹簧力作用于推杆时可通过第二区段中更平的斜率在小马达转矩的情况下引起推杆进一步分离。因为例如通过较小斜率来减小推杆到凸轮盘轴线的杠杆臂。为此所需要的较长的切换时间可通过足够长的并且设有足够大的第一斜率的第一区段补偿。马达或用于操控马达的功率电子部件的过热由此可有利地被避免。

在扩展方案中可设置，凸轮盘在第一旋转角度φ1和第二旋转角度φ2之间具有第三区段S3，其中，在第三区段S3中凸轮盘的半径R关于旋转角度φ具有基本上恒定的第三斜率m3。在此，第二区段S2关于旋转角度φ布置在第一区段S1和第三区段S3之间。在此，第二斜率m2大于第三斜率m3。由此，在作用于推杆的弹簧力(所述弹簧力例如也可为非线性类型)大的情况下，可进一步减小马达的功率消耗或者说可通过马达的相对小的转矩克服这种弹簧力。第三区段中附加需要的路程和稍微长些的切换时长可通过第一和第二区段的相应地适配的斜率和区段长度补偿。整体上可由此提供具有紧凑马达的装置。

第三区段S3例如可延伸经过至少5°的、优选至少10°的旋转角度范围。

替代地或附加地，第三区段S3的起点与第二区段S2的终点可间隔最大15°的旋转角度，特别有利地可间隔最大10°的旋转角度。由此可将凸轮盘的推杆接合的第一旋转角度和推杆分离的第二旋转角度之间的可用的旋转角度范围特别高效地利用，并且，直至达到打开状态或者说半联动状态的切换时间可保持特别小。

可设置，第三斜率m3大于零。由此避免在达到离合器或者说推杆的半联动状态和直至达到分离状态的切换时间的延迟。因为斜率为零相应于推杆停止在其位置上不动而斜率小于零相当于推杆沿朝凸轮盘的方向移位。

此外可设置第四区段，该第四区段在第一旋转方向上看布置在第三区段之后，其中，在第四区段中凸轮盘的半径R关于旋转角度φ具有基本上恒定的第四斜率m4。第四斜率在此可大于第三斜率。通过该方式可进一步缩短达到推杆分离的切换时间。

在扩展方案中可设置，凸轮盘具有第三半径R3来引起离合器的半联动状态K。在此，第三半径R3配属于凸轮盘的旋转角度φS，该旋转角度处于第二区段S2中或处于第三区段S3中。由此有利地引起，在常须在接合的离合器和半联动状态K之间转换(例如在拥堵中行驶)的行驶状态中，可将需要的转矩并从而将马达的功率消耗保持小。通过该方式可避免马达或者说驱动马达的控制电子部件的过热。

半联动状态在此要理解为离合器的以下状态，在该状态中离合器既没有(完全)打开也没有(完全)关闭。确切地说，在半联动状态中，离合器盘机械地贴靠在驱动系侧的飞轮盘上，使得离合器盘和飞轮盘之间的力锁合还不足以防止飞轮盘相对于离合器盘的“滑转”。换言之：并没有如在离合器关闭状态的情况下那样将全部转矩从飞轮盘传递到离合器盘。例如，半联动状态可定义为，将1.5Nm至6Nm、例如3Nm的转矩从飞轮盘传递给离合器盘。

本领域技术人员可由在后面参照附图对示例性实施方式的描述得到本发明的其他特征和优点，但所述示例性实施方式不应视为对本发明的限制。

附图说明

附图示出：

图1a：能电操纵的离合器***的示意图；

图1b：能电操纵的致动器或者说用于操纵离合器***中的离合器的装置的图示；

图1c：从与图1b不同的视向看图1b中的致动器的立体剖视图；

图2a-2c：凸轮盘与推杆在不同状态中的示意图和所属的离合器状态(接合状态，半联动状态和分离状态)；

图3a:轴向支承装置作为滑座支承件或作为轨道支承件的实施方式的立体图；

图3b:图3a的轴向支承装置的另一立体图；

图4a:凸轮盘的示意图，该凸轮盘与在轴向支承装置中受引导的推杆共同起作用，该推杆的纵轴线与平行轴线的间距D大于零；

图4b:曲线图，示出图4a的凸轮盘的半径和旋转角度之间的关系；

图4c:曲线图，其示出作用于轴向支承装置的径向力与旋转角度之间的关联，作为将图4a的致动器与以下致动器对比，在所述致动器中纵轴线和平行轴线一致；

图5a:凸轮盘的示意图，凸轮盘与在轴向支承装置中受引导的推杆共同起作用，该推杆的纵轴线与平行轴线的间距D小于零；

图5b:曲线图，该曲线图示出作用于轴向支承装置的径向力与图5a的凸轮盘的旋转角度之间的关联。

具体实施方式

图1示出机动车用的能电操纵的离合器***1。脚踏板3可由司机抵抗弹簧5地压低。脚踏板3的当前位置在此借助传感器7被求取并被传递给控制器9。基于传感器7的信号，控制器9操控用于操纵离合器的致动器13或者说装置13的电动机11。电动机11可例如是电子整流的无刷直流马达或是传统的马达。电动机11***控，以借助合适的力传递装置15(例如呈传动机构15的形式)使活塞17在主动缸19内移动，该主动缸形成离合器调整器14的一部分。在这里，液压油可通过管路21被挤压到从动缸23中。从动缸23中的活塞25与离合器27处于机械连接中并且离合器可在通过从动缸23操纵的情况下分离。设置在离合器27上的复位弹簧29在此用于提供作用于从动缸23的相应的反向压力，使得在减弱对脚踏板3的操纵并且相应地(反向)操控用于操纵车辆离合器27的致动器13或者说装置13的情况下将离合器27又接合。在形成离合器调整器14的主动缸19的后部区域中设有放气孔18。当活塞17足够远地向后移动超过放气孔18时，液压油可由容器16补充流到主动缸19内。离合器27例如可通过能由所述装置13或致动器13驱使的离合器盘和与驱动系或者说车辆发动机耦合的飞轮盘形成。在分离离合器27时将离合器盘从飞轮盘机械地分开，使得不再发生从飞轮盘到离合器盘的转矩传递。

在后面的附图中，与图1中的元件相同的或功能相同的元件设有相同的附图标记。

图1b示出用于操纵离合器27的致动器13或者说装置13的图示。电动机11在此通过力传递装置15驱动凸轮盘50。力传递装置15在示出的实施例中通过蜗轮15a和与其啮合的齿轮15b形成。在围绕轴线51旋转的齿轮15b上偏心于轴线51地布置有呈小的销形式的携动件15c。

在齿轮15b上布置有凸轮盘50，该凸轮盘具有缺口56，携动件15c接收在该缺口56中。通过该方式，凸轮盘50与齿轮15b耦合。当电动机11通过力传递装置15使齿轮15b旋转时，凸轮盘50如齿轮15b那样能围绕轴线51旋转或要围绕轴线51旋转或已围绕轴线51旋转。原则上也可能的是，电动机11在没有力传递装置15接在中间的情况下驱动凸轮盘50并且使其围绕轴线51旋转。用于操纵车辆离合器27的致动器13或者说装置13此外具有推杆40。推杆40具有第一端部46，该第一端部与凸轮盘50耦合，使得通过凸轮盘50绕轴线51旋转而引起推杆40的直线运动。该直线运动在此沿着推杆40的纵轴线LA进行。推杆40的直线运动则可如针对图1a描述的那样传递给主动缸19的活塞17。在示出的实施方式中，推杆40的第一端部46具有滚轮42，该滚轮可在径向向外指向的端面54(图1c)上滚动，以便减小摩擦。该滚轮42具有直径D1。推杆40在耦合点53与凸轮盘50耦合。耦合点53例如如在示出的实施例中那样通过滚轮42或者说推杆40的第一端部46在凸轮盘50的端面54上的贴靠点52形成。

推杆40实施成长形的元件。推杆通过轴向支承装置30(图1c)受引导，使得推杆仅仅能沿着其纵轴线LA实施线性运动或者说直线运动。轴向支承装置30在此相对于旋转轴线51这样布置，使得纵轴线LA与平行于纵轴线LA的平行轴线PA隔开间距D。在此，平行轴线PA与旋转轴线51相交。换言之，推杆40的纵轴线LA布置成偏心于或错开于旋转轴线51。纵轴线LA因而并不延伸到凸轮盘的旋转轴线51上，而是在旋转轴线51旁延伸。

原则上，推杆40也可借助滑槽引导装置(凸轮盘50中的滑槽)或凸缘引导装置耦合到凸轮盘50上。耦合点53在此则通过凸轮盘50中或上的滑槽与推杆40的第一端部46的共同作用的点或通过凸轮盘50上的凸缘与推杆40的第一端部46的共同作用的点形成。

凸轮盘50在第一旋转角度φ1的情况下具有第一半径R1。推杆40与凸轮盘在第一旋转角度的情况下的共同作用在此引起离合器27的关闭状态C。凸轮盘50还在第二旋转角度φ2的情况下具有第二半径R2。推杆40与凸轮盘50在第二旋转角度φ2的情况下的共同作用在此引起离合器27的打开状态O。凸轮盘50的半径R定义为从轴线51到耦合点53或者说贴靠点52的间距。因为凸轮盘50不具有圆形的外轮廓或者说滑槽，所以在贴靠点的位置处的半径R根据旋转角度φ而改变。第一半径R1和第二半径R2因而相互不同并从而导致推杆40的不同的线性位置。

例如，第二半径R2大于第一半径R1。由此，推杆40在第一旋转角度φ1(如图1b所示)的情况下接合，即在其线性运动方面朝凸轮盘50或者说朝轴线51移位。如果凸轮盘50在图1b中沿第一旋转方向91(在图中沿顺时针)运动，则半径R随旋转角度φ的增大也增大并且推杆40在图1b中向右，即从凸轮盘50的旋转轴线51离开地移位。推杆40分离。类似于推杆40的运动，离合器27在第一旋转角度φ1的情况下处于接合状态，即关闭状态C，而在第二旋转角度φ2的情况下处于打开状态O，该打开状态相当于分离状态O。为了又从分离状态O或者说打开状态O返回到接合状态C或者说关闭状态C，需要的是，凸轮盘50与第一旋转方向91相反地沿第二旋转方向92(在这里：逆时针)往回转。在此，推杆40在分离时走过凸轮盘50的同样的轮廓，但沿相反的方向。

图1c示出从与图1b的不同的视向看图1b中的致动器的立体剖视图。在该视图中也可看到推杆40的第二端部48，该第二端部与主动缸19的活塞17耦合。

在给出的实施方式中，轴向支承装置30在背离第一端部46的第二端部48的方向具有两个支承元件31。面向凸轮盘50的第一支承元件31a和与之相比与凸轮盘50隔得较远的第二支承元件31b可接收推杆40的径向力。概念“径向的力”或者说“径向力”在此要理解为基本上垂直于轴向方向(即沿着纵轴线LA)起作用的力。第一支承元件31a可构造为滑动支承件34a。类似地，第二支承元件31b可构造为滑动支承件34b。第一支承元件31a，34a和/或第二支承元件31b，34b可例如由聚四氟乙烯或其他低摩擦的材料构成或构造为线性球轴承。在两个支承元件31a，31b之间可布置润滑剂存储室。由此可在长时间内免维护地、摩擦小地引导推杆40。

原则上也可能的是，轴向支承装置30仅包括唯一一个支承元件31。替代地，轴向支承装置也可包括或者说具有多于两个的支承元件31。

如在更下面对图4和5的描述那样，可通过将推杆40偏心于凸轮盘50布置，来减小致动器13运行时发出的噪声。当沿着推杆40的纵轴线LA设有润滑剂存储室时，还可视间距D的设计而定改善补充润滑特性。最后也可根据间距D来减小最大作用于支承元件31或者说作用于支承元件31a，31b的径向力。

在推杆的第一端部46上可看到滚轮42，该滚轮在贴靠点52与凸轮盘的端面54耦合。滚轮42围绕另一旋转轴线41旋转并且具有直径D1。

图2a-2c分别示出凸轮盘50与推杆40在不同状态中共同作用的示意图和所属的离合器27状态(接合状态，半联动状态和分离状态)。仅仅示例性地，推杆40的轴向支承装置30类似于图1c中的实施方式分别具有第一支承元件31a和第二支承元件31b。

图2a示出在第一旋转角度φ1情况下的凸轮盘，该第一旋转角度也可为初始旋转角度φ_A。第一旋转角度φ1或者说初始旋转角度φ_A可例如配属给0°的旋转角度值。在该第一旋转角度φ1的情况下给出第一半径R1，该第一半径例如相当于凸轮盘50的最小半径。在第一半径的情况下推杆40的第一端部46到旋转轴线51的间距特别小。在右侧示出的离合器27处于接合状态。因此，飞轮盘和离合器盘机械地相互连接，使得能实现从飞轮盘到离合器盘的最大转矩传递。复位弹簧29在卸载位置中，使得为将推杆40保持在接合位置中不需要从马达11将转矩施加给凸轮盘或仅需要从马达11将非常小的转矩施加给凸轮盘50。

图2b示出在半联动旋转角度φS的情况下的凸轮盘，该半联动旋转角度大于第一旋转角度φ1。半联动旋转角度φS例如可相对于第一旋转角度φ1或者说相对于初始旋转角度φA处于140°至220°之间的范围内并且在沿着第一旋转方向91(在这里：顺时针)旋转之后达到。在半联动旋转角度φS的情况下，凸轮盘50具有第三半径R3，该第三半径例如大于第一半径R1和小于第二半径R2。离合器27处于半联动状态K。在该状态中离合器盘并未完全从离合器27的飞轮盘松脱。所发生的小的转矩传递处于例如1Nm至10Nm的范围内，优选处于1.5Nm至6Nm之间，例如为3Nm。换言之：在半联动状态K中飞轮盘相对于离合器盘滑转。为了达到半联动状态K，必须克服复位弹簧29的弹簧力。因而通过离合器27将由复位弹簧29决定的力传递给推杆40。用于操纵离合器27的致动器13或者说装置13的马达11因而必须为了从接合状态C出发实现所述状态而使用与离合器27接合状态C中相比更大的转矩。为了保持半联动状态K，也需要与接合状态C相比更大的转矩，因为通过弹簧力加载的推杆40否则就使凸轮盘50逆着第一旋转方向91往回旋转。

图2c示出在最终旋转角度φE的情况下的凸轮盘。最终旋转角度φE相当于凸轮盘50的最大可能的旋转角度。最终旋转角度φE例如可为最大355°或者说为最大340°，例如为330°。最终旋转角度φE可大于第二旋转角度φ2，在该第二旋转角度的情况下离合器27已处于分离状态O或者说打开状态O中。在最终旋转角度φE的情况下离合器27也可处于打开状态O中。推杆40在第二旋转角度φ2的情况下以及在最终旋转角度φE的情况下与在半联动状态K或者说在半联动旋转角度φ_S和初始旋转角度φA的情况下相比与轴线51隔得更远。为了在离合器27的打开状态O下需要施加的马达11转矩尽可能小，凸轮盘50可针对大于第二旋转角度φ2的旋转角度φ具有静止区段SR。静止区段SR例如在大于第二旋转角度φ2的第三旋转角度φ3时开始。在静止区段中可设置静止半径RR，该静止半径关于第二半径R2是恒定的或甚至相对于第二半径R2减小。最大半径因而可设置在第二旋转角度φ2和第三旋转角度φ3之间。

图3a和图3b示出轴向支承装置30作为滑座支承件或者说作为轨道支承件的实施方式的两个不同的立体图。在此，轴向支承装置30在推杆40的相对置的纵向侧上分别具有一个轨道32作为支承元件31。每个轨道32具有面向推杆40的槽33。在推杆40上布置有面向两个轨道32的两个引导元件38，所述两个引导元件分别嵌接到一个槽33中。引导元件38可构造为向外凸出的榫或构造为向外凸出的沿着纵轴线方向纵向延伸的元件。通过在槽33中接收引导元件38，将推杆40的运动自由度在小的允差之内局限到沿着轨道32的延伸方向的直线运动。在示出的实施例中，轨道32线性地构造，使得推杆仅可实施直线运动。

原则上在轨道32中为了减小摩擦也可布置球支承件或者说轨道可构造为线性球轴承。

图4a示出凸轮盘50的示例性实施方式的示意图，该凸轮盘与推杆40或者说与布置在推杆40的第一端部46上的滚轮42共同起作用。实线在此示出凸轮盘50的半径线。在凸轮盘50的一实施方式中，推杆40在凸轮盘50的端面54上滚动，在该实施方式中，推杆40以其滚轮42的贴靠点52贴靠在凸轮盘50的端面54上。推杆40的轴向支承装置30示意性地通过两个支承元件31，第一支承元件31a和第二支承元件31b示出，所述两个支承元件例如实施为滑动支承件34a，34b。

推杆40从图4a的凸轮盘50的旋转轴线51出发向右指向。通过第一旋转方向91使推杆40分离，即通过其使推杆40的第一端部46从旋转轴线51离开地移位，该第一旋转方向在图4a中通过顺时针方向(右旋)给出。在图4a中在沿着第一旋转方向91观察在旋转轴线51与轴向支承装置30之间延伸的区段时，纵轴线LA布置在平行轴线PA之前。换言之，推杆的纵轴线在图4a中在平行轴线上方延伸并从而在旋转轴线51与图平面的交点上方延伸。这样构造的间距D或者说“偏移(Offset)”D在本发明的意义上定位为间距D>0(D大于零)。该规定是通过图4a的坐标***建立的。在XY坐标***中，凸轮盘的旋转轴线51位于点(0；0)。纵轴线LA和平行轴线PA平行于X轴延伸，其中，平行轴线PA延伸经过原点(0；0)。在图中，纵轴线LA在大于零的值与Y轴相交。

滚轮42和凸轮盘50之间的贴靠点52可自身偏心于纵轴线LA。法向力F_N朝滚轮42的所述另一旋转轴线41的方向从贴靠点52作用于滚轮42。法向力F_N的垂直于纵轴线LA起作用的分量造成作用于轴向支承装置30的径向力。在此，在标出的贴靠点52将在图中向下(沿负Y方向)指向的第一径向力F_R1作用于第一支承元件31a。在示出的设计中且在示出的旋转角度φ的情况下，第二径向力F_R2作用于第二支承元件31b，该第二径向力在这里沿正Y方向(即在图中向上)起作用。视旋转角度φ、来自离合器27的朝凸轮盘50的方向作用于推杆40的反向力、和当前旋转角度φ位置处半径R关于旋转角度的斜率(dR/dφ)而定，贴靠点52在其位置方面可改变。由此视旋转角度φ而定得到不同的法向力F_N和不同的径向力F_R1和F_R2。尤其是在半径R关于旋转角度φ的斜率改变时，贴靠点52可改变，使得贴靠点关于纵轴线LA具有不同的偏心量或者说偏移或者说间距。

通过有目的地调整纵轴线LA与平行轴线PA的间距D，可将致动器设计成，可单个地或可同时地实现不同的目的。例如由此可将最大地作用于轴向支承装置30的径向力最小化。同时地或附加地例如可减小所发出的、例如由于支承件间隙而形成的噪声。

在图4b中示出用于图4a的凸轮盘的曲线图，在Y轴绘出半径而在X轴上绘出旋转角度。

推杆40在凸轮盘50上在旋转时沿第一旋转方向91看(在这里：沿顺时针旋转)从相当于0°的第一旋转角度φ1出发首先走过凸轮盘50上的第一区段S1，从第一区段S1的起点71直至第一区段S1的终点72。在凸轮盘50进一步旋转时，推杆40在凸轮盘50上经过第二区段S2，该第二区段具有第二区段S2的起点73和终点74。在此，凸轮盘50在第一区段S1中具有基本上恒定的第一斜率m1，该第一斜率相当于半径关于旋转角度φ的一阶导数。换言之：在第一区段S1中半径基本上随着旋转角度φ线性增大。

在图4b中可看到，凸轮盘50在第二区段S2中具有基本上恒定的第二斜率m2。第二斜率m2在示出的实施例中大于零。第一斜率m1大于第二斜率m2。优选，第一斜率m1至少为第二斜率m2的两倍大。特别优选，第一斜率m1至少为第二斜率m2的三倍大。由此，推杆40在凸轮盘50的扭转相对小的第一区段S1中沿从旋转轴线51离开的方向走过相对大的直线路程，由此，用于离合器27分离的切换时间被减短。例如在已有更大的弹簧力作用于该推杆时，推杆40到达第二区段S2中，在该第二区段中，马达11的转矩T则可通过较小的第二斜率m2与第一斜率m1沿着整个凸轮盘50适用的情况相比保持较小。

半联动状态K在半联动旋转角度φS的情况下实现，该半联动旋转角度相应于第三半径R3并从而相应于限定的推杆行程。半联动旋转角度例如配属给第二区段S2。因而可在离合器27必须常保持在半联动状态K的拥堵行驶时将马达11的转矩保持小。

沿着第一旋转方向91看，离合器27在第二旋转角度φ2的情况下处于分离状态O中，即不再有转矩从飞轮盘传递到离合器盘。凸轮盘50仍可进一步旋转，直至推杆40在第三旋转角度φ3的情况下到达凸轮盘50上的静止区段SR。在该静止区段SR中，凸轮盘50具有静止半径RR。静止半径RR例如是恒定的，即静止区段SR中的斜率mR为零。由此为保持推杆行程而不再需要马达11的转矩T，由此在离合器27打开或者说离合器27最大程度上完全打开时，汽车电网不受负载并且避免马达11过热。

第一区段S1的起点例如可沿着第一旋转方向(即沿离合器27的打开方向或者说沿推杆40的分离方向)处于0°至30°的旋转角度范围，其中，在此，初始旋转角度φA可配属0°的值。在图3b中示出的半径-旋转角度函数优选至少从第一区段S1的起点71直至第二区段S2的终点74二阶连续可微，以便尽可能低噪声和均匀地移位推杆40并使磨损最小化。

第二区段S2的起点73在此可与第一区段S1的终点72例如间隔最大25°，特别优选最大15°并且完全特别优选最大10°。

第一区段S1和第二区段S2可构造成它们分别延伸经过至少5°，优选分别延伸经过至少10°和完全特别优选经过至少15°。

第一区段S1也可延伸经过至少20°的旋转角度范围或甚至延伸经过至少30°。通过该方式，推杆40可通过可用的马达转矩T在短时间内线性移位特别大的路段。

第二区段S2可延伸经过至少100°的旋转角度范围，优选延伸经过至少120°并且完全特别优选延伸经过至少140°。

静止区段SR例如可延伸经过至少30°、优选至少40°的旋转角度范围。

图4c示出曲线图，其示出作用于轴向支承装置30上的在第一支承元件31a上的第一径向力F_R1或在第二支承元件31b上的第二径向力F_R2和旋转角度φ之间的关联，作为图4a的致动器(间距D>0)与以下致动器13的比较，在该致动器13的情况下纵轴线LA和平行轴线PA一致(间距D＝0)。凸轮盘50在此在两种情况下相同地成型。对于间距D＝0的致动器，第一径向力F_R1，D＝0示出为曲线61(实线)而第二径向力F_R2，D＝0示出为曲线62(实线)。对于图4a的凸轮盘-推杆组件，第一径向力F_R1，D>0示出为曲线63(点划线)而第二径向力F_R2，D>0示出为曲线64(点划线)。在所示示例中，在滚轮直径D1为20mm时，间距D为2mm(D＝2mm)。一般，间距D例如可处于滚轮42的直径D1的3％至35％的范围内，优选5％至30％的范围内并且完全特别优选处于8％至22％的范围内。

明显可看到的是，最大作用于支承元件31a，31b的径向力在间距D大于零(D>0)时显著地小于间距D等于零(D＝0)的情况。在所示示例中，每个支承元件31a，31b的最大力的数值在此减小了一半多。由此降低支承元件31a，31b的磨损。还可使用尺寸定得较小的支承元件31a，31b，从而能更成本有利地制造致动器并且将其制造得较小。

还可看到，间距等于零(D＝0)的凸轮盘-推杆组件的径向力的数值直至约285°的旋转角度φ都大于间距D大于零(D>0)的凸轮盘-推杆组件的径向力的数值(分别将曲线61与曲线63比较并且将曲线62与曲线64比较)。在图4a和4b所示的凸轮盘设计中，旋转角度φ＝285°约相当于第二区段S2的终点，稍前于静止区段SR或者说在到静止区段SR的过渡上。从到达在这里所用的斜率为零(mR＝0)的静止区段SR起，针对间距D为零(D＝0)的径向力减小到近似等于零或等于零。

最终，在间距D大于零(D>0)的凸轮盘-推杆组件的第一径向力F_R1(曲线63)和第二径向力F_R2(曲线64)的走向中，在到达静止区段SR的区域中可看到力方向的变化。这意味着，在图4a中在静止区段SR中在方向变化之后第一支承元件31a上的第一径向力F_R1沿正Y方向指向并且第二支承元件31b上的第二径向力F_R2沿负Y方向指向。通过由推杆40在轴向支承装置30中稍微扭转带来的径向力方向变化，有利于轴向支承件30或者说轴向支承装置30的优化润滑。如果在支承元件31a，31b之间设有润滑剂存储室，则可通过径向力方向的变化将润滑剂，例如脂或油，均匀地分布在支承元件31a，31b与推杆40或者说布置在该推杆上的引导元件之间的接触面上。

所示的径向力走向要仅仅示例性地去理解。在其他凸轮盘几何形状或所选的其他间距D的情况下可得到不同的径向力的走向。

图5a示出凸轮盘50的示意图，该凸轮盘与在轴向支承装置30中受引导的推杆40共同起作用，该推杆的纵轴线LA与平行轴线PA的间距为D，该间距在类似于图4a地观察的情况下小于零(D<0)。因而在沿着第一旋转方向91观察在旋转轴线51和轴向支承装置30之间延伸的区段时纵轴线LA布置在平行轴线PA之后，即在图5a中在平行轴线PA下方。在所示的示例中，间距D则为负2mm。推杆40，滚轮42和凸轮盘50在其余方面与图4a一致。

在图5b中示出第一支承元件31a上的第一径向力F_R1，D<0作为曲线65并且示出第二支承元件31b上的第二径向力F_R2，D<0作为曲线66。两个径向力F_R1，D<0和F_R2，D<0sd在此在其作用方向方面在整个旋转角度范围φ(从φ_A＝0°至φ_E＝330°)上相互相反并且分别在其数值上大于零。换言之，推杆40在整个旋转角度范围上在每个支承元件31a，31b上始终以数值大于零的径向力在同一方向上被挤压。由此可特别简单地构造轴向支承件30或者说轴向支承装置30。因为仅将每个支承元件31a，31b各自的被径向力加载的一侧设计成可接收径向力。横向于纵轴线LA看分别对置的一侧原则上可取消或者说使得能实现支承元件31a，31b在所述侧上的很小的尺寸。因而在图5a中在第一支承元件31a的情况下第一支承元件31a的在图中位于下方的一侧作为支承元件就已足够而在第二支承元件31b的情况下上侧就已足够。

通过：径向力F_R1，F_R2在整个旋转角度范围内都不为零，推杆40在旋转角度范围内在任何部位上都不会松地在轴向支承件30中，也不出现力方向的变化。因而在运行中即使凸轮盘50沿第一旋转方向91和沿第二旋转方向92常常运动以及快速运动的情况下仍防止推杆40的“倾翻”并由此有利地减小发出的噪声。因而在发出的噪声保持小的同时可使用较大的制造公差。

通过提出的用于操纵车辆(例如轿车，货车等)的离合器的致动器13中的凸轮盘-推杆组件可提供致动器13，在该致动器的情况下在推杆的轴向支承装置中出现特别小的最大径向力。磨损和噪声发出被减小并且致动器可特别成本有利地制造且制造得小。

Claims (10)

1.一种用于操纵车辆离合器的致动器，包括

--能绕旋转轴线(51)旋转的凸轮盘(50)，

--支承在轴向支承装置(30)中的推杆(40)，该推杆具有纵轴线(LA)，

--其中，所述轴向支承装置(30)包括至少一个支承元件(31，31a，31b)，其中，所述推杆(40)具有第一端部(46)，该推杆在该第一端部上在耦合点(53)处与所述凸轮盘(40)耦合，使得通过所述凸轮盘(50)绕所述旋转轴线(51)的旋转引起所述推杆(40)沿着该推杆的纵轴线(LA)的直线运动，以将该直线运动传递给所述离合器(27)，

其中，所述致动器(13)构造成：为了将所述离合器(27)从关闭状态(C)转变成打开状态(O)，所述凸轮盘(50)要沿第一旋转方向(91)旋转，

其中，所述轴向支承装置(30)相对于所述旋转轴线(51)布置成：所述纵轴线(LA)与平行于该纵轴线(LA)的平行轴线(PA)隔开间距(D)，其中，所述平行轴线(PA)与所述旋转轴线(51)相交。

2.根据权利要求1的致动器，

其中，所述凸轮盘(50)具有径向向外指向的端面(54)，

其中，所述推杆(40)的第一端部(46)在贴靠点(52)贴靠在所述端面(54)上，

其中，所述贴靠点(52)是所述耦合点(53)。

3.根据权利要求1或2的致动器，

其中，所述凸轮盘(50)的半径(R)定义为从所述旋转轴线(51)到所述耦合点(53)的间距，

其中，所述凸轮盘(50)在第一旋转角度(φ1)的情况下具有第一半径(R1)，以引起所述离合器(27)的关闭状态(C)，

其中，所述凸轮盘(50)在第二旋转角度(φ2)的情况下具有第二半径(R2)，以引起所述离合器(27)的打开状态(O)，

其中，所述凸轮盘(50)在所述第一旋转角度(φ1)和所述第二旋转角度(φ2)之间具有至少一个第一区段(S1)和第二区段(S2)，

其中，在所述第一区段(S1)中所述凸轮盘(50)的半径(R)关于旋转角度(φ)具有基本上恒定的第一斜率(m1)，

其中，在所述第二区段(S2)中所述凸轮盘(50)的半径(R)关于旋转角度(φ)具有基本上恒定的第二斜率(m2)，

其中，所述第一斜率(m1)大于所述第二斜率(m2)，尤其是所述第二斜率(m2)的至少两倍大。

4.根据权利要求1至3之一的致动器，

其中，在沿着所述第一旋转方向(91)对在所述旋转轴线(51)和所述轴向支承装置(30)之间延伸的区段进行观察时，所述纵轴线(LA)布置在所述平行轴线(PA)之前。

5.根据权利要求1至3之一的致动器，

其中，在沿着所述第一旋转方向(91)对在所述旋转轴线(51)和所述轴向支承装置(30)之间延伸的区段进行观察时，所述纵轴线(LA)布置在所述平行轴线(PA)之后。

6.根据前述权利要求之一的致动器，

其中，所述至少一个支承元件(31a，31b)通过滑动支承件(34a，34b)构成。

7.根据前述权利要求之一的致动器，

其中，所述至少一个支承元件(31a，31b)通过至少一个轨道(32)构成，所述轨道具有槽(33)，所述轨道尤其是线性的，

其中，在所述推杆(40)上布置有至少一个引导元件(38)，所述引导元件在所述槽(33)中被引导，

其中，在所述轨道(32)中尤其设有球轴承装置。

8.根据前述权利要求之一的致动器，

其中，所述推杆(40)具有滚轮(42)，该滚轮具有直径(D1)，

其中，所述间距(D)的数值处于所述直径(D1)的5％至30％之间的范围内。

9.根据前述权利要求之一的装置，

其中，所述凸轮盘(50)具有静止区段(SR)，

其中，所述静止区段(SR)的起点(81)在第三旋转角度(φ₃)处开始，

其中，该第三旋转角度(φ₃)大于或等于第二旋转角度(φ2)，

其中，所述凸轮盘(50)在所述静止区段(SR)中具有静止半径(RR)，以引起所述离合器(27)的打开状态(O)，

-其中，半径(R)关于旋转角度(φ)的一阶导数在所述静止区段(SR)中基本上恒定并且等于零，或

-其中，半径(R)关于旋转角度(φ)的一阶导数在所述静止区段(SR)中小于零，或

-其中，半径(R)关于旋转角度(φ)的一阶导数在所述静止区段(SR)中具有从小于零的值到大于零的值的正负号变化。

10.根据权利要求9的装置，

其中，所述静止区段(SR)延伸经过至少30°的旋转角度范围，尤其延伸经过至少40°的旋转角度范围。