具有摩擦补偿部的气动执行器

技术领域

本发明涉及一种用于操纵功能元件的气动执行器，气动执行器尤其是商用车辆的用于操纵商用车辆的离合器的气动离合器执行器，气动执行器具有：气动活塞；气动壳体，其中，为了实施行程，气动活塞以能沿着调节轴线移动的方式布置在气动壳体中；具有接口的接口支架，接口支架用于使气动执行器与功能元件连接；和磨损补偿装置，磨损补偿装置被构造成用于：为了将调节力从气动活塞传递到接口支架上而使气动活塞与接口支架暂时固定，并且为了补偿功能元件的因磨损造成的行程改变而解除气动活塞与接口支架之间的暂时固定。

背景技术

在车辆中，尤其是商用车辆中，有多种可行方案来实现自动变速器。除了自动变速器(AT)之外，还经常使用自动化的手动变速器系统(AMT)。AMT系统由被自动操纵的传统手动换挡变速器构成。现代AMT系统也可以基于专门为此目的开发的变速器。在AMT系统中，将变速器与车辆马达的驱动轴连接起来的离合器通常被自动操纵，以便消除手动的离合器操作。离合器执行器断开离合器并且紧接着变速器执行器换挡。在换挡之后，离合器执行器释放离合器并且使驱动轴和变速器耦接。常见类型的离合器执行器是机电式、液压式或气动式离合器执行器。

气动离合器执行器有两种常见类型。直线气动执行器具有以能移动的方式布置在缸中的气动活塞。在被操纵时，缸被填充空气并且使活塞相对于缸运动。活塞与操纵离合器的操纵杆连接。由于车辆马达的驱动轴必须与离合器和变速器成一条直线，因此市售的直线气动离合器执行器与离合器错开地装配。为此目的，操纵杆被设计为叉状杆，其垂直于活塞的操纵方向延伸。为了实现所需的机械强度，这种操纵系统通常必须非常大且重。此外，还需要多个部件，而这导致系统复杂且通常昂贵。

同中心的气动离合器执行器由气动壳体和以能运动的方式布置在气动壳体的气动腔中的气动活塞构成。气动活塞能在气动壳体中往复移动并且可以操纵功能元件。为了使轴穿过气动执行器，气动壳体具有中心开口。因此，气动离合器执行器可以围绕驱动轴或从动轴布置，其中，气动活塞直接操纵离合器。而无需偏转的必要。由于气动活塞直接同轴操纵离合器，因此减少了机械应力，并且同中心的离合器执行器可以制造得更小。此外，需要的零件更少，而这降低了总成本。

功能元件在其使用寿命期间会磨损。例如，车辆的离合器通常具有配设有摩擦衬片的离合器盘，为了传递力而以离合器反作用力使离合器盘压在一起。通过由气动执行器施加的反作用于离合器反作用力的调节力，离合器盘的摩擦衬片可以彼此分离。在离合器闭合时，两个离合器盘之间发生相对运动，它也被称为打滑，其中，摩擦衬片相互摩擦，并且将施加在离合器上的转矩的仅一部分从一个离合器盘传递到另一个离合器盘。由于这种摩擦而磨损了摩擦衬片。

为了补偿摩擦衬片的磨损，操纵离合器的执行器必须实施更大的行程。除了执行启用行程之外，还必须执行磨损行程。磨损行程可能超过断开离合器所需的行程。这种磨损行程一方面导致对工作介质(特别是空气)的需求增加，从而导致运行成本增加，并且另一方面导致调节精准度减少。

因此，已知具有磨损补偿机构的气动执行器，用以补偿功能元件的磨损。

WO 2016/184569 A1公开了一种具有自动磨损补偿部的离合器执行器。为此，离合器执行器具有实施为活塞的操纵元件和活塞杆。活塞杆将施加在操纵元件上的分离力传递到离合器上。操纵元件具有夹紧元件。在向活塞加载分离力时，活塞形状锁合且力锁合地支撑在夹紧元件上。夹紧元件将分离力部分偏转为法向力，使得操纵元件和活塞杆摩擦锁合地固定。如果力作用相反时，就取消了摩擦锁合，并且活塞杆可以相对于夹紧元件滑动用以长度补偿。缺点是，根据WO 2016/184569A1的设施仅适用于同中心的气动执行器。此外，由于夹紧元件上的接触面很小，会产生非常高的机械负载，而这可能导致损坏。此外，由于夹紧元件的翼状设计，不能在高负载的情况下持久确保摩擦锁合。

EP 2 683 960 B1公开了一种用于利用活塞操作车辆离合器的自我再调节的离合器操纵器，该活塞被设立成经由传递环节作用到车辆离合器上。在活塞与传递环节之间布置有补偿机构，补偿机构能够在解锁状态(在其中，补偿机构再调节其长度)与锁定状态(在其中，补偿机构锁定在固定长度)之间变换。补偿机构具有形状锁合的传动装置，其将任何的长度再调节运动转换为补偿机构的第一与第二部件的相应的相对运动并且反之亦然，其中，补偿机构被设立成通过将第一和第二部件置于彼此摩擦嵌接中来引起补偿机构的锁定状态，以便由此防止补偿机构的长度再调节运动。补偿机构被设立成用于响应活塞的运动状态，使得当活塞由于腔的压力降低而到达其端部止挡位置时，实现了从锁定状态变换到解锁状态，并且当活塞由于腔的下一次压力加载离开其端部止挡位置时，引起了从解锁状态转变为锁定状态。长度补偿机构具有利用离合器的预紧力驱动长度变化的弹簧机构。根据EP 2 683 960B1的离合器操纵器也不适合同中心的气动执行器。此外，由于摩擦直径与螺纹直径的直径比很小，结构复杂并且能实现的摩擦力有限。此外，在补偿机构上出现高机械负载，由此可能限制离合器操纵器的使用寿命。

发明内容

本发明的任务在于，给出一种上述类型的气动执行器，其能灵活使用，并且与现有技术相比，允许尤其更安全和/或更安全地传递调节力。

在开头提到的类型的气动执行器中，本发明的任务在第一方面通过如下方式来解决，即，磨损补偿装置具有扩展套筒。扩展套筒是一种可以通过加载长度改变而使其直径变化的套筒。通过在纵向方向上伸长扩展套筒，可以使扩展套筒的直径变小，即，可以使扩展套筒收缩。通过压缩扩展套筒，即通过在纵向方向上缩短扩展套筒，使扩展套筒的直径变大或扩大。应当理解的是，扩展套筒被改进成用于引起收缩效果或扩大效果，并且并非每个管状元件都是本发明意义下的扩展套筒。当在纵向方向上伸长时，普通的管的直径也会略有收缩。然而，该效果非常小，因此普通的管不是扩展套筒。气动执行器既可以被实施成(外部的)直线气动执行器，也可以被实施成同中心的气动执行器，其中，同中心的气动执行器的设计方案是优选的。

收缩和伸长也可以仅部分地实现，并且不必在扩展套筒的纵向方向上的整个延伸上实现。扩展套筒可以优选在两侧敞开地构造，即管状地构造，或在一侧闭合地构造。扩展套筒不必类似于用于医疗应用的扩展套筒地构造。因此，扩展套筒可以构造为编织物，但并非必须如此。在松弛状态下，扩展套筒的长度优选小于直径。这实现了轴向上短的结构方式并且节省了结构空间。然而也可以设置的是，扩展套筒在松弛状态下的直径小于其长度。优选地，扩展套筒还可以具有直径跳变或凸肩。

调节轴线是如下轴线，气动活塞在被操纵时能沿着该轴线移动。在限定柱体空腔来容纳活塞的气动壳体中，调节轴线例如由柱体空腔的中心轴线限定。优选地，调节轴线和功能元件的操纵轴线(功能元件在被操纵时沿着该操纵轴线运动)是平行的，特别优选地是一致的。

调节力优选沿着调节轴线定向，特别是平行于调节轴线定向。如果气动活塞与接口支架通过磨损补偿装置暂时固定，则沿着调节轴线作用到气动活塞上的调节力优选也沿着调节轴线作用到接口支架上。优选地，磨损补偿装置被构造成用于在没有调节力被传递时解除气动活塞与接口支架之间的暂时固定。扩展套筒可以实现简单且安全地传递高调节力。此外，扩展套筒坚固地抵抗机械应力，并且可以经济高效地制造。此外，可以借助扩展套筒来提供双向磨损补偿装置。例如，在装入新离合器时，也可以实现与磨损弥补相反的磨损补偿装置的缩短或延长。

为了操纵功能元件，气动执行器必须实施行程。因磨损造成的行程改变是该行程的由于功能元件的磨损引起的改变。如果功能元件例如是离合器，则该离合器的摩擦衬片可能在其使用寿命期间磨损并变小。为了操纵离合器，于是必须由气动执行器执行与离合器的新状态相比更大或更小的行程。因此，除了操纵新离合器所需的工作行程之外或减去该工作行程，气动执行器还必须执行磨损行程。气动执行器所执行的行程的改变是因磨损造成的行程改变。

在第一优选实施方式中，为了在扩展套筒与接口支架之间产生暂时固定，能通过扩展套筒的径向收缩来产生径向力，该径向力从扩展套筒作用到接口支架上。为了产生扩展套筒的径向收缩，使扩展套筒在纵向方向上伸长。为此，在调节力从气动活塞传递到接口支架上时，优选与调节力相同的纵向力作用到扩展套筒上。优选地，扩展套筒在传递调节力时也伸长。然而也可以设置的是，在传递调节力时扩展套筒被压缩。为了暂时固定气动活塞与接口支架，产生径向力，该径向力从扩展套筒作用到接口支架上。通过径向力，在扩展套筒与接口支架之间引起摩擦锁合。摩擦锁合优选防止扩展套筒与接口支架之间的相对运动。优选利用调节力来增减径向力。

优选地，径向力与调节力基本上成正比。优选地，调节力与径向力成比例。特别是当忽略磨损补偿装置的弹簧的力分量时，调节力与调节力基本上成正比。如果从气动活塞传递到接口支架上的调节力增加，则由于成正比关系，径向力也会增加。径向力引起摩擦锁合或为此所需的摩擦力。在要传递的调节力增大时，摩擦力增大，从而加强了气动活塞与接口支架之间的固定。借助扩展套筒，也可以安全地传递高调节力。可以有效地防止接口支架相对于气动活塞的打滑或不期望的相对滑动。防止了气动执行器的部件的损坏并且能够可靠地传递调节力。优选地，径向力与调节力成线性比例。于是例如，调节力加倍也会引起径向力加倍。

在另一优选设计方案中，径向力与调节力之间的力比具有10或更大的值。通过将径向力的值除以调节力的值来确定力比。当力比为10时，径向力具有十倍于调节力的值。发明人已发现，可以实现尤其是以10或更大的力比来安全传递调节力。在该力比的情况下，可以有效地防止打滑，这是因为通常的摩擦系数在0.1或更高的范围内。优选地，力比大于或等于扩展套筒与接口支架之间的摩擦系数的倒数。

在一个变型方案中，扩展套筒具有第一扩展缝，第一扩展缝在第一螺纹方向上围绕调节轴线螺旋地延伸。还可以设置的是，第一扩展缝围绕扩展套筒的中心轴线螺旋地延伸。第一扩展缝优选在扩展套筒的侧壁中延伸。优选地，第一扩展缝在径向方向上完全延伸经过扩展套筒的套筒壁。因此，第一扩展缝优选完全从扩展套筒的内直径延伸至外直径。与螺旋同义地，扩展缝的延伸也可以被描述为螺纹状或螺线状。也可以被称为螺纹方向或螺旋度的螺纹方向通过沿着调节轴线观察来确定。扩展缝优选引起扩展套筒的收缩效果或伸长效果。通过设置扩展缝，扩展套筒可以在纵向方向上被更强烈地伸长，其中，扩展缝于是可以实现改善的横向于纵向方向(在直径方向上)的收缩或扩大。

优选地，扩展缝沿着调节轴线具有至少一个半圈螺纹，优选是一个整圈螺纹。扩展缝优选具有0.25至4个、优选0.5至3个、优选0.5至2个、特别优选0.5至1.5个整圈螺纹。一圈螺纹在圆周方向上在整个圆周上延伸一次，从而整圈螺纹的起点和终点仅在螺旋的纵向方向上彼此错开。能由扩展套筒产生的径向力与第一扩展缝的螺纹数量成正比。对于相同的纵向力，在两个整圈螺纹的情况下能产生的径向力是在扩展缝的一圈螺纹的情况下能产生的径向力的两倍，但仅为在存在总共四圈螺纹的情况下能产生的径向力的一半。由扩展套筒提供的径向力能以有利的方式通过选择螺纹数量来增减。调节力优选作为纵向力被传递到扩展套筒上。于是可以有利地选择螺纹数量，使得在传递调节力时总是可以可靠地引起摩擦锁合。

更优选地，第一扩展缝具有在大于0°至20°、优选在1°至20°、更优选在1°至15°、更优选在1°至12°、更优选在1°至10°，更优选在2°至10°，更优选在2°至8°，更优选在2°至6°，特别优选在3°至6°的范围内的第一升角。升角确定了螺距和第一扩展缝的螺距比。螺距是整圈螺纹在扩展套筒的纵向方向上的延伸。螺距比被确定为整圈螺纹在径向方向上的延伸除以整圈螺纹在纵向方向上的延伸。能借助扩展套筒产生的径向力与升角成反比。升角越小，即上升越平缓，能由扩展套筒提供的径向力就越大。发明人已经发现，借助在优选范围内的升角可以实现特别安全且可靠的调节力传递。优选地，第一扩展缝的螺距或升角是恒定的。然而也可以设置的是，扩展缝具有可变的螺距。例如，在外螺纹之间的中间螺纹可以具有比外螺纹更大或更小的螺距。

在另外的优选实施方式中，扩展套筒具有第二扩展缝，第二扩展缝在第二螺纹方向上围绕调节轴线螺旋地延伸。扩展套筒还可以具有多于两个、优选2至10个、特别优选3至6个扩展缝。通过多个扩展缝，负载可以均匀地分布到扩展套筒上。应当理解的是，第二螺纹方向也可以与第一螺纹方向相同。例如，第一扩展槽和第二扩展槽都可以都被构造为右旋的。优选地，第二扩展缝具有与第一升角相同的第二升角。此外，第二扩展缝还优选地具有至少一个半圈螺纹、特别优选是一个整圈螺纹。然而也可以设置的是，第一扩展缝和第二扩展缝具有彼此不同的螺纹方向、螺纹数量和/或升角。优选地，第一扩展缝与第二扩展缝部分或完全相叠。还可以设置的是，第一扩展缝和第二扩展缝在调节轴线的方向上彼此错开地布置。

在优选的设计方案中，气动执行器具有多个扩展缝，其中，多个扩展缝以多螺旋的形式、特别是作为双螺旋、三螺旋或四螺旋围绕调节轴线延伸。应当理解，气动执行器在双螺旋的情况下必须具有至少两个扩展缝，在三螺旋的情况下必须具有至少三个扩展缝等。多螺旋布置可以实现特别安全且均匀地传递调节力。此外，通过多螺旋布置(双螺旋、三螺旋、四螺旋等)可以有效地防止在外力加载到扩展套筒上时可能产生的倾斜力矩。还可以设置的是，扩展缝的端部沿着调节轴线部分地彼此错开布置。特别优选地，多螺旋是双螺旋、三螺旋、四螺旋、五螺旋、六螺旋、七螺旋、八螺旋、九螺旋或十螺旋。螺旋布置的扩展缝的数量越多，扩展套筒的变形就越均匀。然而，制造成本也会随着扩展缝的附加数量而增加。发明人发现，利用由上述范围(双螺旋至十螺旋)的多螺旋布置，可以在低制造成本下实现扩展套筒的特别有利的应用特性。

优选地，气动执行器具有用于防止在扩展套筒与接口支架之间的相对旋转运动的防扭转部。防扭转部防止了扩展套筒在伸长和/或压缩时执行扭转运动，该扭转运动会反作用于扩展套筒的收缩和/或伸长。防扭转部允许可靠地传递调节力。

在一个优选的实施方式中，第一扩展缝的第一螺纹方向与第二扩展缝的第二螺纹方向彼此相反。

更优选地，扩展套筒具有在调节轴线的方向上延伸的固定槽，其中，防扭转部具有嵌入到固定槽中的固定元件。优选地，固定元件形状锁合地嵌接入到固定槽中。优选地，固定槽在调节轴线的方向上相对于第一扩展缝和/或第二扩展缝错开地布置。然而也可以设置的是，固定槽布置在其中至少一个扩展缝的区域中。特别优选地，固定槽在调节轴线的方向上完全经过螺旋区地延伸，在该螺旋区中，扩展缝沿着调节轴线延伸经过扩展套筒。扭转可能发生在扩展套筒的(沿着调节轴线观察)有扩展缝在其中延伸的区段中。因此，防扭转部可以优选地仅设置在该区段(螺旋区)中。然而也可以设置的是，扩展缝完全经过扩展套筒地延伸。在直径方向上，固定槽优选仅部分地延伸经过扩展套筒。优选地，防扭转部还可以具有多个固定元件，固定元件优选嵌入到扩展套筒的不同的固定槽中。如果防扭转部具有多个固定元件，则它们优选在扩展套筒的圆周方向上彼此错开，特别优选彼此规则地错开布置。固定元件优选是定位销或滑键。然而，固定元件优选也可以是接口支架的栓。

在另一设计方案中，扩展套筒具有第一子套筒和第二子套筒，它们彼此同轴地布置并且彼此连接。优选地，第一子套筒和第二子套筒具有相同的直径。

优选地，第二子套筒径向布置在第一子套筒之内，其中，第一子套筒的第一端部与第二子套筒的相邻的第一端部连接，并且其中，第一子套筒的沿着调节轴线与第一子套筒的第一端部相对置的第二端部与第二子套筒的沿着调节轴线与第二子套筒的第一端部相对置的第二端部连接。因此，两个子套筒在两个相对置的端部处连接。在连接的端部之间，子套筒优选是不连接的。不连接的子套筒不是材料锁合地连接的。子套筒可以尤其是在柱体侧表面处彼此贴靠。

子套筒的端部优选材料锁合地连接。例如，第一子套筒和第二子套筒可以彼此焊接。此外，第一子套筒和第二子套筒还可以通过粘接、夹紧、拧接、铆接、挤压和/或钎焊而彼此连接。优选地，子套筒的扩展缝具有相反定向的螺纹方向，使得子套筒至少部分地构造为相互的防扭转部。优选地，第一子套筒和第二子套筒彼此匹配，使得在负载下它们的收缩行为基本相同。因此，在负载加载到扩展套筒的端部上时，第一子套筒应当与第二子套筒基本上相同地收缩。为此，除了不同的直径和相反的螺纹方向之外，子套筒可以优选被构造为基本相同的。例如，两个子套筒的壁厚、扩展缝的升角、扩展缝的缝宽度和/或扩展缝的螺纹数量可以基本相同。尤其是，扩展缝的缝宽度、螺纹数量和/或升角也可以不同，以便使第一子套筒的收缩行为与第二子套筒的收缩行为相协调。

优选地，扩展套筒具有第一端部和沿着调节轴线与第一端部相对置的第二端部，其中，第一端部在调节轴线的方向上贴靠在气动活塞上。第一端部优选被构造为突缘，其在调节轴线的方向上贴靠在气动活塞上。第一端部优选被构造成圆周对称的。替选或附加地，扩展套筒可以具有一个或多个用于靠置到气动活塞上的保持凸鼻。

在另一实施方式中，气动执行器具有弹簧，该弹簧将接口支架向着扩展套筒的第二端部预紧。如果扩展套筒与接口支架之间没有构成摩擦锁合，则弹簧优选可以使接口支架相对于扩展套筒运动。弹簧优选径向布置在扩展套筒中。

此外，气动执行器优选地具有解耦元件，该解耦元件被构造成用于在端位置中使气动活塞与接口支架解耦并且以传导力的方式直接或间接使接口支架与气动壳体连接。气动活塞的端位置是当不应传递调节力时气动活塞占据的位置。应当理解的是，即使在接口支架和气动壳体的间接连接下，气动活塞也是解耦的(无负载的)。例如，可以通过布置在气动壳体与接口支架之间的中间板来实现间接连接。在端位置中，解耦元件使气动活塞解耦，使得经由接口加载到接口支架上的力不被传递到活塞上，而是直接经由壳体被导出。由此，可以防止活塞在端位置中受负载。减少活塞磨损并且防止损坏。优选地，解耦元件补充和/或替选地使扩展套筒解耦，使得在气动活塞的端位置中无纵向力或仅有减少的纵向力作用到扩展套筒上。由此，可以防止或减弱扩展套筒与接口支架之间的摩擦锁合。因此，扩展套筒和接口支架在端位置中优选能相对于彼此运动。优选地，在端位置中，在气动缸解耦的情况下，预紧力被传递到接口单元上。优选地，预紧力从弹簧被加载到接口支架上，其中，预紧力优选经由扩展套筒和解耦元件支撑在壳体上。特别优选地，由弹簧加载的预紧力在100N至1kN、优选在100N至900N、优选在100N至800N、优选在100N至700N、优选在100N至600N、优选在100N至500N、优选在200N至500N、优选200N至400N，特别优选在250N至350N的范围内。

根据优选的实施方式，气动活塞是环形活塞，该环形活塞在至少一个外引导面处在壳体中被引导并且具有内部容纳空间，其中，接口支架和磨损补偿装置至少区段式布置在内部容纳空间中。外引导面既可以径向布置在内部容纳空间之内，也可以径向布置在内部容纳空间之外。外引导面是气动缸的背对内部容纳空间的面。例如，环形活塞可以在径向内侧表面处在气动壳体的相应的引导柄上被引导。附加或替选地，活塞可以在径向外侧表面上在气动壳体中被引导。将磨损补偿装置和接口支架布置在内部容纳空间中可以实现气动执行器的简单且特别紧凑的设计方案。优选地，气动活塞具有限定容纳空间的基本上U形的横截面。外引导面优选可以由一个或多个滑动衬套形成。气动活塞优选被构造为环形活塞，特别是当气动执行器是同中心的气动执行器时。

优选地，第一扩展缝在扩展套筒的轴向长度的10％至小于100％，优选在10％至90％，优选在10％至80％，优选在20％至80％，优选在20％至70％，优选在30％至70％，优选在30％至60％，优选在30％至50％，特别优选在40％至60％的纵向区段上延伸。扩展套筒的轴向长度沿着扩展套筒的纵向轴线来获知，该纵向轴线优选地平行于调节轴线。还可以设置的是，多个扩展缝共同地在优选的纵向区段上延伸。例如，第一扩展缝可以在30％的纵向区段30％上延伸，并且第二扩展缝可以在30％的在扩展套筒的纵向方向上错开的纵向区段上延伸，从而扩展缝于是总共在60％的纵向区段上延伸。利用在优选的纵向区段上延伸的第一扩展缝，可以实现扩展套筒的足够的柔韧性。

更优选地，摩擦锁合能通过扩展套筒径向收缩了扩展套筒的内直径的0％至5％，优选0.01％至4.5％，优选0.0％至4.5％，优选0.01％至4％，优选0.01％至3％，优选0.01％至1％，特别优选0.01％至0.05％来产生。扩展套筒在松弛状态下就可以贴靠在接口支架上。但只要扩展套筒是松弛的，就不存在摩擦锁合。然而，在扩展套筒贴靠在接口支架上的情况下，仅需要无限小的收缩(0％的收缩)就能建立摩擦锁合。为了获知收缩，与在无负载状态下的内直径相比，内直径的收缩至关重要。例如，如果在收缩时内直径从100毫米减小到99毫米，则相当于收缩1％。通过用于产生摩擦锁合的优选收缩，可以确保扩展套筒的低负载。此外，大的收缩可以实现设置更大的间隙，从而使气动执行器的制造和装配变得容易。

优选地，扩展套筒至少区段式由钢制成，特别优选由适合于深冲过程的钢和/或弹簧钢制成。接口支架优选至少区段式由钢制成，特别优选由铸钢或铸铁制成。此外，气动活塞和/或气动壳体优选至少区段式由铝制成，优选由压铸合金、砂铸合金或冷改型合金制成。替选或补充地，气动壳体至少区段式由钢、特别是适合于深冲过程的钢制成。应当理解，术语钢或铝也包括合金。

在第二方面，开头提到的任务通过商用车辆的离合器设施来解决，该离合器设施包括离合器和根据本发明的第一方面的气动执行器，其中，气动执行器被设置成用于断开和/或闭合离合器。

在第三方面，开头提到的任务通过商用车辆来解决，该商用车辆具有根据本发明的第二方面的离合器设施。应当理解，根据本发明的第一方面的气动执行器、根据本发明的第二方面的离合器设施以及根据本发明的第三方面的车辆具有相同或相似的如尤其是在从属权利要求中记载那样的子方面。就此而言，关于这些方面完全参考以上的描述。

附图说明

接下来，现在将结合附图描述本发明的实施方式。这些附图不一定按照比例示出实施方式，而是将用于阐述的附图以示意性和/或稍微变形的形式来实施。在对能由附图直接看到的教导的补充方面，参考了有关的现有技术。在此要考虑的是，在不偏离本发明的总体思路的情况下可以与实施方式的形式和细节相关的多种多样的修改和改变。在本发明的说明书、附图和权利要求中公开的本发明的特征无论是单独的还是以任意组合地都对本发明的改进方案至关重要。此外，落入本发明的范围内的还有所有由其中至少两个在说明书、附图和/或权利要求中公开的特征构成的组合。本发明的总体思路并不局限于在下文中示出和描述的优选实施方式的精确的形式或细节，或并不局限于相比在权利要求中要求保护的若干主题受到限制的那个主题。在所说明的尺寸范围中，处在所述的边界内的值也应当作为边界值公开，并且能任意使用和加以保护。出于简化原因，接下来相同或类似部分或具有相同或类似功能的部分使用相同的附图标记。

本发明另外的优点、特征和细节由接下来对优选的实施方式的说明并结合附图得到；其中：

图1a示出了具有气动执行器和闭合的离合器的示意性的离合器设施；

图1b示出了根据图1a的离合器设施，其中，离合器是断开的；

图2a示出了处于初始状态的气动执行器的剖视图，其中，气动执行器未被操纵；

图2b示出了根据图2b的剖视图，其中，气动执行器被操纵；

图2c示出了气动执行器在具有最大磨损补偿的状态下的剖视图，其中，气动执行器被操纵；

图2d示出了根据图2d的剖视图，其中，气动执行器未被操纵；

图3a示出了扩展套筒的第一实施方式的剖视图；

图3b示出了扩展套筒的替选实施方式的剖视图；

图3c示出了扩展套筒的替选实施方式的双半剖视图；

图4示出了具有直线执行器的离合器设施，并且

图5示出了具有离合器设施的商用车辆。

具体实施方式

离合器设施100具有气动执行器1和功能元件101，功能元件在此是离合器102。气动执行器在此被构造为同中心的气动执行器1。离合器102和气动执行器1通过调节杆104连接。尤其地，在直线气动执行器5(参见图4)中，调节杆104还可以具有多个杆部段和/或关节。在图1a和图1b所示的实施例中，调节杆104从第一离合器盘106延伸至滚珠轴承108，使得接口110形成在气动执行器1与离合器102之间。构造为滚珠轴承108的接口110可以实现第一离合器盘106相对于气动执行器1的旋转运动。因此，气动执行器1可以优选地被实施为抗相对转动的，由此可以实现简单的紧固。

离合器102的回复力FR将第一离合器盘106压向第二离合器盘112。回复力FR可以例如通过未示出的闭合弹簧加载到离合器102上。通过回复力，使第一离合器盘106的第一摩擦衬片114压向第二离合器盘112的第二摩擦衬片116，从而在摩擦衬片114、116之间引起摩擦锁合。由此，转矩M可以从驱动轴118传递到从动轴120上。

为了切换与驱动轴120连接的未示出的变速器，驱动轴118和从动轴120必须分开。为了分开轴118、120，气动执行器1将与回复力FR相反地作用的调节力FS加载到第一离合器盘106上。调节力FS在绝对值方面大于回复力FR，使得第一离合器盘106在调节方向RS上运动。为了加载调节力FS，气动执行器1的气动活塞10沿着气动执行器的调节轴线AS在调节方向RS上运动。气动活塞实施行程H。例如通过使用偏转杆，气动执行器1的调节方向RS原则上可以不同于第一离合器盘106的运动方向。

通过第一离合器盘106在调节方向RS上的运动，摩擦衬片114、116彼此分开，使得不再有转矩M从驱动轴118传递到从动轴120上。在无负载的状态下，可以变换变速器的挡位。然后，使调节力FS减小，从而离合器102的回复力FR使第一离合器盘106逆着调节方向RS朝第二离合器盘112运动。

如果现在驱动轴118和从动轴120具有彼此不同的转速，则这些转速必须彼此均衡。为此，将摩擦衬片114、116置于接触，其中，它们相对于彼此旋转，直至从动轴120已加速或减速至驱动轴118的转速。第一摩擦衬片114相对于第二摩擦衬片116的相对运动也被称为打滑。

一旦轴118、120具有相同的转速，就不再发生打滑，并且驱动轴118的转矩M被摩擦锁合地从第二离合器盘112传递到第一离合器盘106上。离合器102在其使用周期期间被多次断开和闭合，其中，驱动轴118和从动轴120的通常不同的转速必须通过打滑来补偿。这导致摩擦衬片114、116在离合器102的使用寿命期间发生磨损。由于摩擦衬片114、116的磨损，离合器盘106、112朝向彼此运动(在图1a和图1b中，第一离合器盘106向右运动)。该运动是由回复力FR引起的。为了补偿在离合器盘106、112之间在调节方向RS上测得的离合器长度LK的因磨损造成的变化，在气动执行器1上设置有磨损补偿装置3，它参考图2a至2d更详细地阐述。

摩擦衬片114、116的磨损引起第一离合器盘106朝气动执行器1运动，使得气动执行器1在该实施例中必须被缩短以用于补偿磨损。

现在参考图2a更详细地阐述气动执行器1的结构。图2a示出了处于被操纵状态下的气动执行器1。因此，气动执行器1在如下状态中被示出，其中，与之连接的离合器102被断开(参见图1b)。在该实施例中，气动执行器1被构造为环形执行器2。气动执行器1具有限定气动缸6的气动壳体4。同中心的气动执行器2的引导柄8管状地构造，使得驱动轴118可以在调节方向RS上穿过气动执行器1。

气动活塞10以能移动的方式布置在气动壳体4的气动缸6中。气动活塞10通过气动壳体4的引导柄8被引导，使得其能在调节方向RS上沿着调节轴线AS移动。然而也可以设置的是，气动活塞10替选或附加地在气动活塞10的外周处被引导(尤其也参见图4)。为了引导气动活塞10，外引导面12与引导柄8接触。可以设置的是，气动活塞10具有引导环(未示出)。这些引导环可以由特别耐磨和/或光滑的材料制成。替选或附加地还可以设置的是，气动活塞10在布置在外直径上的第二外引导面14上被引导。此外，气动缸6可以通过密封件(未示出)来密闭，使得引入到气动缸6中的压力介质，优选空气不能通过在气动活塞10与气动壳体4之间构成的间隙逸出。

为了将空气引入到气动缸6或气动活塞10与气动壳体4之间围出的容积中，气动壳体4具有未示出的供给通道和排导通道。为了使气动活塞10运动，将空气或其他合适的压力介质在压力下引入到气动缸6中，使得气动活塞10在调节方向RS上沿着调节轴线AS从气动缸6中运动出来。通过给气动缸6去除压力或排气，气动活塞10可以反向于调节方向RS沿着调节轴线AS运动到气动活塞6中。通过对气动缸6供给和排导压力介质，气动活塞10可以在运行中往复运动。

气动活塞10的运动至少部分地通过沿着调节轴线AS作用到接口110上的回复力FR引起。为了使气动活塞在调节方向RS上运动，压力介质将调节力FS施加到气动活塞10的作用面16上，该作用面在此是气动活塞10的下侧。

构造为滚珠轴承108的接口110布置在气动执行器1的接口支架18上。优选地，滚珠轴承108的外圈108a借助未进一步示出的紧固器件固定在气动执行器的接口支架18上。还可以设置的是，滚珠轴承108的内圈108b与接口支架18固定连接，并且外圈108a与离合器102连接。在该实施例中，接口支架18柱体状地构造并且具有径向向内突出的凸肩20，在凸肩上布置有滚珠轴承108的外圈108a。

接口支架18部分地置入到扩展套筒22中。在图2a中所示的被操纵状态中，接口支架18的外面24与扩展套筒22的内面26接触。扩展套筒22经由内面26将径向力Frad加载到接口支架18的外面24上。该径向力Frad引起扩展套筒22与接口支架24的之间的摩擦锁合式连接。扩展套筒22的第一端部28贴靠在气动活塞10上，使得调节力FS可以经由气动活塞10、扩展套筒22、在内面26与外面24之间的摩擦锁合式连接被传递到接口支架18上并最终被传递到接口110上。扩展套筒22的第一端部28在此被构造为径向环绕的突缘30。扩展套筒22还可以具有用于靠置在气动活塞10上的钩形的凸起或凸鼻。此外，气动活塞10还可以以其他方式，例如形状锁合地置于与气动壳体4接触。

为了防止扩展套筒22和/或接口支架18绕调节轴线AS相对转动，气动执行器1具有防扭转部32。在该实施例中，防扭转部32具有两个固定元件34，它们被构造为定位销36。定位销36置入到接口支架18的对应的保持槽38中，并且形状锁合地嵌接到扩展套筒22的各自对应的固定槽40中。定位销形状锁合地容纳到保持槽38和固定槽40中，并且防止扩展套筒22相对于接口支架18扭转。但同时，定位销36可以在固定槽40中移动，使得防扭转部32允许接口支架18相对于扩展套筒在调节方向RS上或反向于调节方向RS的相对运动。

在该实施例中，扩展套筒22的纵向轴线AL与调节轴线AS相同。固定槽40在螺旋区45中平行于扩展套筒22的纵向轴线AL延伸。螺旋区45是扩展套筒22的沿着纵向轴线AL的如下区段，扩展缝56在该区段中延伸。固定槽40优选地从扩展套筒22的第一端部28延伸至第二端部42。因此，固定槽40优选在扩展套筒22的纵向方向RL上基本上完全经过螺旋区45，并且特别优选地经过整个扩展套筒22地延伸。

在扩展套筒22的径向方向RR(该径向方向也是气动活塞10的径向方向RR)上，固定槽40并不完全经过扩展套筒22地延伸，而是从内面26仅区段式延伸到扩展套筒22的侧壁44中。

扩展套筒22的第二端部42被构造为凸缘46，使得扩展套筒22在两侧是敞开的。然而，扩展套筒22还可以具备带有闭合的第二端部42的罐形横截面(参见图4)。

在扩展套筒22的第二端部42与接口支架18的凸肩20之间布置有弹簧48，该弹簧使第二端部42逆着接口支架18预紧。为了使凸肩20靠近第二端部42必须压缩弹簧48，为此还需施力。在非固定状态下，当扩展套筒22和接口支架18没有或没有完全摩擦锁合地彼此连接时，加载到接口110上的调节力FS经由接口支架18和弹簧48可以加载到扩展套筒22的第二端部42上。扩展套筒22的第一端部28贴靠在气动活塞10上。

于是，调节力FS引起扩展套筒22在其平行于调节轴线AS的纵向方向RL上伸长。在纵向方向RL上的伸长导致扩展套筒22在径向方向RR上收缩，使得扩展套筒22的内面26与接口支架18的外面24接触并且将径向力Frad从扩展套筒22传递到接口支架18的外面24上。该径向力Frad引起扩展套筒22与接口支架18之间的摩擦锁合。

一旦在接口支架18与扩展套筒22之间存在摩擦锁合，加载到气动活塞10上的调节力FS和加载到接口110上的回复力FR就直接从接口支架18传递到扩展套筒22上，并且弹簧48被解耦，使得弹簧长度LF在固定状态下是恒定的。

此外，气动执行器1具有解耦元件50，该解耦元件在径向方向上布置在气动活塞10与扩展套筒22之间。第一解耦元件端部52延伸经过气动活塞10并且在径向方向上从气动活塞10突出。第一解耦元件端部52不与气动活塞10接触，使得没有力从第一解耦元件端部52传递到气动活塞10上。

第二解耦元件端部54贴靠在扩展套筒22的第二端部42上。在图2b所示的气动活塞10的端位置55中，第一解耦元件端部52贴靠在气动壳体4上，使得加载到接口110上的回复力FR可以经由接口支架18、弹簧48、扩展套筒22和解耦元件端部52传递到壳体4上。解耦元件50在端位置55中既不与气动缸10的底部16接触，也不与气动缸10的与扩展套筒22的第一端部28贴靠的那个区段接触。气动活塞10通过解耦元件50解耦，使得没有回复力FR作用到气动活塞10上。更确切地说，回复力FR经由解耦元件50被导引绕过气动活塞10。活塞10不将任何力传递到接口110。然而，优选地仍然通过弹簧48将力传递到接口110。由弹簧48传递的力FF反向于回复力FR，并且在端位置55中(并且在磨损补偿之后)与回复力FR处于平衡中。优选地，弹簧48被预紧，使得弹簧48的弹簧刚度基本上不依赖于其长度LF。因此，尽管磨损补偿装置3的长度被补偿，但仍可以提供基本上恒定的弹簧力FF。由于气动活塞10是解耦的，因此没有力从扩展套筒22的第一端部28传递到气动活塞10上或从气动活塞10传递到第一端部28上。因此，没有纵向力FL沿着调节轴线AS作用到扩展套筒22上。虽然弹簧48支撑在扩展套筒22上，但是力经由第二端部42直接传递到解耦元件50上。扩展套筒22不产生(完全的)摩擦锁合并且接口支架18能相对于扩展套筒22运动。

在该实施例中，气动活塞10具有U形横截面。磨损补偿装置3布置在由U形横截面限定的内部容纳空间51中，并且在调节方向RS上从该内部容纳空间51突出。U形形状允许气动活塞10的大的引导面14，以便可以实现沿着调节轴线AS精确且无游隙地引导气动缸。(尽管引导面14很大，但是通过将磨损补偿装置3布置在内部容纳空间51中实现了紧凑的结构方式。

图2a和2b示出了处于沿着调节轴线AS具有最大长度的状态的气动执行器1。当离合器102的摩擦衬片114、116处于新状态时，出现气动执行器1的这种状态。如上所述，通过将压力介质引入到气动缸6中，气动活塞10可以在调节方向RS上抵抗回复力FR地运动。

一旦具有大于周围环境压力的压力的压力介质被引入到气动缸6中，调节力FS就作用到气动活塞8的作用面16上。如果调节力FS大于回复力，就使气动活塞10在调节方向RS上运动(在图2a中向上)。

作用到气动缸10的作用面16上的调节力FS被传递到扩展套筒22的贴靠在气动活塞10上的第一端部28上。作用到接口110上的回复力FR从接口110被传递到接口支架20上。在初始运动状态中(当压缩空气被导入到气动缸6中的时刻)，气动活塞10和接口支架18尚未借助扩展套筒22摩擦锁合地固定。应当理解的是，扩展套筒22已经可以径向贴靠在接口支架18上，而不产生(完全的)摩擦锁合。例如，间隙可能已经弥合，而径向力仍然太小而无法形成摩擦锁合。在该非固定状态下，如果在扩展套筒22与接口支架18之间不存在摩擦锁合，则回复力FR不能借助面24、26被传递到扩展套筒22上。在这种情况下，回复力FR借助弹簧从接口支架18被加载到扩展套筒22的第二端部42上。

于是，彼此相反的力作用到扩展套筒22的端部28和42上。调节力FS作用到扩展套筒22的第一端部28上，而反向于调节力FS的回复力FR作用到第二端部42上。由于在相反方向上作用的力FR、FS，扩展套筒22在其纵向方向RL上被伸长，纵向方向在此平行于调节轴线AS。扩展套筒22的伸长导致扩展套筒22在径向方向RR上收缩。扩展套筒22的内直径DI减小，使得扩展套筒22的内面26与接口支架18的外面24牢固接触。在面24、26接触时，扩展套筒22将径向力Frad传递到接口支架18上，这是因为这基本上防止了扩展套筒22的进一步收缩。由此，在压力介质引入到气动缸6中之后就立即引起了在扩展套筒22与接口支架18之间的摩擦锁合。作用到气动缸10上的调节力FS现在可以经由面26、24传递到接口支架22和接口110上。如果调节力FS在绝对值方面大于反向于它作用的回复力FR，则气动活塞10在调节方向RS上从气动缸6中运动出来。

即使扩展套筒22和接口支架18摩擦锁合地彼此连接，由扩展套筒22也继续传递沿着调节轴线AS作用的力FS、FR。径向力Frad仅仅是每当扩展套筒22由于所作用的力FS、FR而在其纵向方向RL上伸长时始终由扩展套筒22产生的合力。

回复力FR可以在气动活塞10在调节方向RS上运动期间增加。例如当回复力FR由离合器102的闭合弹簧提供时就是这种情况。随着回复力FR增加，为了使气动活塞10继续运动，调节力SF也必须增加。扩展套筒22沿着调节轴线AS的负载增加，使得其继续在纵向方向RL上被伸长。由扩展套筒22产生的径向力Frad与在纵向方向RL上作用到扩展套筒上的力成比例，使得在纵向方向RL上增加的负载也导致扩展套筒22的更高的径向力Frad。因此，利用调节力FS来增减径向力Frad。调节力FS越高，由扩展套筒22加载到接口支架18上的径向力FR就越大。应在调节方向RS上或沿着调节轴线AS传递的力FS、FR越大，在扩展套筒22与接口支架之间的摩擦锁合就越强。即使在传递很高的调节力FS时，也可以确保在扩展套筒22与接口支架18之间的牢固的摩擦锁合，并且可以防止接口支架18相对于扩展套筒22的相对滑动。

当离合器102再次闭合时，气动缸6中的压力减少，从而作用到气动活塞10上的调节力SF变得小于回复力FR。在这种情况下，回复力SR使气动活塞10反向于调节方向RS运动到气动缸6中。气动活塞10反向于调节方向RS的运动持续进行，直至不再有回复力FR加载到接口110上，或者直至气动活塞10处于图2b中所示的端位置55中。如上所述，在端位置55中，回复力FR经由解耦元件52直接传递到气动壳体4上，从而气动活塞10被解耦。

当离合器102的离合器长度LK由于离合器盘106、112的摩擦衬片114、116的磨损而减少时，通常会发生即使在气动活塞10的端位置55中回复力FR也加载到接口110上的情况。第一离合器盘106与在新状态中相比可以更接近第二离合器盘112。被设置用于闭合离合器102并且借助调节杆104被传递到接口110上的回复力FR反向于调节方向RS作用到接口110的较长路径上，这是因为回复力FR仅在稍后的时间点经由离合器盘106、112来支撑。

即使当气动缸10处于端位置55中时，离合器102的摩擦衬片114、116的磨损也会导致回复力FR作用到接口110上。在端位置55中，扩展套筒22的第二端部42贴靠在解耦元件52的第二解耦元件端部54上。由于气动缸10的解耦，没有纵向力FL在纵向方向RL上作用到扩展套筒22上，并且在扩展套筒22与接口支架18之间的摩擦锁合被松开。在作用到扩展套筒22上的纵向力FL消除时，扩展套筒在纵向方向LR上压缩，从而其内直径DI扩大。

在端位置55中，回复力SR从接口110经由接口支架18或其凸肩20、弹簧48、扩展套筒22的第二端部42、第二解耦元件端部54和第一解耦元件端部52被传递到壳体4上。从图2a和2b所示的松弛状态开始，弹簧48沿着调节轴线AS被压缩，使得其弹簧长度LF减少。弹簧48以弹簧力FF抵抗该压缩。弹簧48被一直压缩，直至产生的弹簧力FF与回复力FR平衡。

通过压缩弹簧48，弹簧长度LF缩短并且接口支架18反向于调节方向RS运动到气动活塞10的内部容纳空间51中。在此，接口支架18沿着调节轴线AS相对于扩展套筒22运动。气动执行器1的总长度LG缩短。因此，气动执行器1在图2b中所示的初始状态中的总长度LG1大于气动执行器1在图2c中所示的磨损补偿状态中的总长度LG2。弹簧48具有尽可能低的弹簧刚度并且被预紧，使得在整个离合器磨损路径上提供尽可能恒定的弹簧力FF，优选地大约300N。这是特别有利的，因为离合器102的将离合器盘106、112相对彼此预紧的膜片弹簧是占主导地位(不易活动)的，以致于磨损总是发生在气动执行器的弹簧48上。由于低的弹簧刚度，弹簧在磨损补偿装置3的整个调节范围内提供基本上恒定的弹簧力FF。

当通过将压缩空气或压力介质引入到气动缸6中而再次操纵气动执行器1时，再次建立了在扩展套筒22与接口支架18之间的摩擦锁合并且防止弹簧48松弛。当再次操纵时，气动活塞10连同被压缩的弹簧48或被推入到扩展套筒22中的接口支架18一起在调节方向RS上运动。图2c和2d示出了处于最大磨损补偿下的气动执行器1的磨损补偿装置3。接口支架18完全被推入到扩展套筒22中。弹簧48被最大压缩，从而其弹簧长度FL与在图2a和2b中相比显著缩短。图2d示出了如下气动执行器1，其具有处于被操纵状态下的被最大压缩的磨损补偿装置3，在被操纵状态下气动缸6填充有压力介质。由于在压力介质被引入到气动缸6中时引起在扩展套筒22与接口支架18之间的摩擦锁合，弹簧48不会松弛并且维持磨损补偿状态。通过相对于扩展套筒22移动接口支架18来补偿摩擦衬片114、116的磨损。以类似的方式，磨损补偿装置3也可以用于实现反向于磨损方向的再调节。例如，当使用新的离合器102时，气动执行器1可以从图3c和图3d所示的磨损补偿状态返回到根据图3a和图3b的初始状态。在装入新的离合器102之后，回复力FR较早地经由离合器盘106、112支撑。弹簧48相应地变长，直至弹簧力FF与回复力FR平衡。

图3a、3b和3c示出扩展套筒22的三个替选实施例的横截面。在两个变型方案中，扩展套筒22具有第一端部28和第二端部42，第二端部在扩展套筒22的纵向方向LR上与第一端部28相对置。纵向方向LR沿着扩展套筒22的纵向轴线AL延伸，该纵向轴线在已装入状态下平行于调节轴线AS。扩展套筒22的侧壁44在端部28、42之间延伸。

扩展套筒22具有第一扩展缝56，其在第一螺纹方向G1上围绕调节轴线AS螺旋地延伸(图3a)。在该实施例中，第一扩展缝56是右旋的。在径向方向RR上，扩展缝56完全经过扩展套筒22的侧壁44延伸。

第一扩展缝56具有大约两个半的整圈螺纹58。整圈螺纹58在侧壁44中在圆周方向上完整转了一圈(在沿着纵向轴线AL的平面投影中绕了360°)。由于示出的变型方案具有两个半的整圈螺纹58，因此扩展缝56的第一缝端部56和扩展缝56的第二缝端部62(被侧壁44遮盖)在纵向方向LR上彼此错开且在圆周方向上错开(大约180°)。第一扩展缝56在圆周方向上以两整圈半(即900°)延伸经过扩展套筒22的侧壁44。在该实施例中，在扩展套筒22的纵向方向RL上，扩展缝56在扩展套筒22的轴向长度的约45％上延伸，该轴向长度是在第一缝端部60与第二缝端部62之间在纵向方向RL测得的。

在该实施例中，第一扩展缝56的升角α具有大约5°的值。升角α在径向方向RR与第一扩展缝56的中心缝轴线64之间获知。第一扩展缝56的螺纹58的螺纹数量N和升角α确定了能由扩展套筒22产生的径向力Frad。升角α可以经由三角关系转换为扩展缝56的斜度比。斜度比(B/A)对应于扩展缝在径向方向RR上的延伸(B)与在纵向方向RL上的延伸(A)之比，并且在图3a中示出。通过三角关系可以从升角α确定斜度比(B/A)。通过加载纵向力FL，产生与第一扩展缝56相切地定向的切向力FT，该切向力等于轴向的纵向力FL与斜度比(B/A)之积。切向力FT通过扩展套筒22的径向缠绕来产生径向力FR。径向力与切向力FT和螺纹数量N成正比。在扩展套筒22与接口支架18之间产生的摩擦力Freib等于径向力FR与由扩展套筒22和接口支架的材料确定的摩擦系数μ之积。下面的公式[1]至[4]基本上说明了这种联系：

[1]

[2]FR＝FT*2π*N

[03]Freib＝FR*μ

[04]Freib>FL,优选Freib＞＞FL(摩擦锁合条件)

径向力FR可以通过适当选择升角α和螺纹数量N来确定。为了实现摩擦锁合，摩擦力Freib必须大于纵向力FL(公式[04])。应当理解的是，算式仅以简化的方式表示真实的联系。例如，可能仅大致利用螺纹数量N来度量径向力FR。

图3b示出了扩展套筒22的替选设计方案。在该变型方案中，扩展套筒22除了具有第一扩展缝56，还具有第二扩展缝66。第二扩展缝66的第二螺纹方向RG2反向于第一扩展缝56的第一螺纹方向RG1地定向。在该实施例中，第一扩展缝56是右旋的，而第二扩展缝66是左旋的。第一扩展缝56和第二扩展缝66均具有一个完整的螺纹58。第一扩展缝56布置在扩展套筒22的第一子套筒68中，而第二扩展缝66在第二子套筒70中延伸。子套筒68、70在连接区域72中彼此材料锁合地连接。然而，子套筒68、70也可以例如借助螺钉和/或铆钉在重叠构造的连接区域72中连接。扩展套筒22的第一端部28布置在第一子套筒68上，而扩展套筒22的第二端部42布置在第二子套筒70上。

如上所述，加载纵向力FL引起平行于扩展缝56、66定向的切向力FT。由第一扩展缝56产生的第一切向力FT1具有沿着纵向轴线AL的分量和在圆周方向上的分量。类似地，第二扩展缝66的第二切向力FT2也具有沿着纵向轴线AL的分量和周向分量。

图3c示出了扩展套筒22的第三实施方式，它也具有两个子套筒68、70。图3c的左半部分示出了第一子套筒68，图3c的右半部分示出了第二子套筒70。第二子套筒70具有较小的直径并且与第一子套筒同中心地置入到第一子套筒68中。第二子套筒70的外直径DAT基本上相当于第一子套筒68的内直径DIT。通过线72清楚表明示，第一子套筒68的第一端部74和第二子套筒70的第一端部76材料锁合地连接。沿着纵向轴线AL与第一端部74相对地，第一子套筒68具有第二端部78。类似地，第二子套筒70也具有第二端部80。通过第二线82清楚地表明，子套筒68、70的第二端部78、80也材料锁合地连接。子套筒68、70的侧壁44a、44b是接触的，但并非材料锁合地连接。

在根据图3a的设施中，如果不阻止扩展套筒22的旋转运动，则切向力FT的周向分量将引起扩展套筒22在螺旋区45中的扭转。如上所述，可以通过形状锁合地嵌接到固定槽40中的定位销36来防止旋转运动。

在根据图3c的具有两个扩展缝56、66的实施方式中，防扭转部32也可以完全或部分地由扩展缝56、66形成。扩展缝56、66基本上相同地构造并且仅由于相反的螺纹方向RG1、RG2而彼此不同。虽然切向力FT1、FT2的在纵向方向上作用的分量在相同方向上定向，但切向力FT1、FT2的周向分量彼此相反地指向。由于扩展缝56、66基本上相同地设计，切向力FT1、FT2在绝对值方面相等，使得周向分量彼此抵消。相反方向定向的扩展缝56、66形成防扭转部32。

应当理解，为了形成防扭转部32，扩展缝56、66不必基本上相同地构造。因此，部分防扭转部32或切向力FT的周向分量的部分补偿可能也就足够了。例如，除了具有相反的螺纹方向RG1、RG2的扩展缝56、66之外，还可以设置有定位销36。

图4示出了具有直线执行器5的离合器设施100，该直线执行器不与离合器102同中心地布置，而是相对于离合器102侧向错开地布置。直线执行器5具有气动活塞10，该气动活塞在气动壳体4中在第二外引导面14处被引导。然而，气动活塞10在此不是环形的，而是基本上罐状的。扩展套筒22也是罐状的(即，在图4中在下方闭合)，这是因为在此没有轴118、120被引导经过直线执行器5。然而，也可以设置两侧敞开的扩展套筒22。在其他方面，直线气动执行器5基本上类似于根据图1和图2的同中心的环形执行器2地构造，其中，功能也基本上相同。然而根据图4，布置在接口支架18上的接口110不是滚珠轴承108，而是具有钵状凹部122，调节杆104嵌入到该钵状凹部122中。调节杆104通过铰接连接的杆部段124形成。气动活塞10的行程经由接口支架18、接口110和调节杆104被传递至离合器102或其第一离合器盘106。钵状凹部122可以实现嵌入到接口110中的杆部段124a的倾斜。回复力FR在此借助回复弹簧126来提供并且通过调节杆104传递到接口110上。为了断开离合器102，(如图4中所示)将压力介质引入到气动缸6中，并且以这种方式使气动活塞10向上运动。扩展套筒22在纵向方向上受负载并且建立扩展套筒22与接口支架18之间的摩擦锁合。因此，调节力FS可以直接经由气动活塞10、扩展套筒22、接口支架18、接口110和调节杆104被传递到离合器102上。

图5示出了具有马达202、离合器设施100和变速器204的商用车辆200。马达202与驱动轴118连接并且变速器204与从动轴120连接。由马达202提供的转矩M可以借助离合器102从驱动轴118传递到从动轴118上。气动执行器1是气动离合器执行器206并且被设置成用于断开离合器102以便能够在变速器204上换挡。从动轴118延伸经过气动执行器1，从而实现了优选的直列式布置。通过气动执行器1和离合器102的直列式布置可以省去复杂且容易发生故障的偏转杆。

附图标记列表(说明书的一部分)

1气动执行器

2环行执行器

3磨损补偿装置

4气动壳体

5直线执行器

6气动缸

8引导柄

10 气动活塞

12 外引导面

14 第二外引导面

16 作用面

18 接口支架

20 凸肩

22 扩展套筒

24 外面

26 内面

28 第一端部

30 突缘

32 防扭转部

34 固定元件

36 定位销

38 保持槽

40 固定槽

42 第二端部

44、44a、44b 侧壁

45 螺旋区

46 凸缘

48 弹簧

50 解耦元件

51 内部容纳空间

52 第一解耦元件端部

54 第二解耦元件端部

55 端位置

56 第一扩展缝

58 螺纹

60 第一缝端部

62 第二缝端部

64 第一缝轴线

66 第二扩展缝

68 第一子套筒

70 第二子套筒

72 线

74 第一子套筒的第一端部

76 第二子套筒的第一端部

78 第一子套筒的第二端部

80 第二子套筒的第二端部

82 第二线

100离合器设施

101功能元件

102离合器

104调节杆

106第一离合器盘

108滚珠轴承

108a 外圈

108b 内圈

110接口

112第二离合器盘

114第一摩擦衬片

116第二摩擦衬片

118驱动轴

120从动轴

122钵状凹部

124a、124b、124c 杆部段

126回复弹簧

200商用车辆

202马达

204变速器

206气动离合器执行器

A纵向方向上的延伸

B圆周方向上的延伸

AS 调节轴线

AL 扩展套筒的纵轴线

DI 内直径

DIT第一子套筒的内直径

DAT第二子套筒的外直径

FL 纵向力FL

FR 回复力

Frad 径向力

Freib摩擦力

FS 调节力

FT、FT1、FT2 切向力

H行程

LG、LG1、LG2 气动执行器的总长度

LA 扩展套筒的轴向长度

LF 弹簧长度

LK 离合器长度

LS 弹簧长度

M转矩

N螺纹数量

RG1第一螺纹方向

RG2第二螺纹方向

RS 调节方向

RL 扩展套筒的纵向方向

RR 径向方向

α升角