Reibkupplung. Die :Erfindung betrifft eine Reibkupplung mit verbesserter Kupplungswirkiuig, wobei bezweckt wird, ungünstige Einflüsse der Ab nützung der Arbeitsflächen der Reibglieder auf die Kupplungswirkung auszuschalten, das heisst eine geeignete Anpassung der Kupp lungsschliesskraft zu erzielen. Bisher ergab sich infolge der Abnützung der Reibflächen eine Verringerung des Kupplungsdruckes. Man hat versucht, durch Nachstelleinrich- tungen diesem Mangel abzuhelfen. Es sind auch bei Reibkupplungen, zum Beispiel Mo torkupplungen, besondere Nachstelleinricli- tungen verwendet worden.
Diese Einrichtun gen konnten jedoch nur betätigt werden, wenn man vorher die Kupplung auseinandernahm.
Um die erwähnten Nachteile zu vermeiden und gleichzeitig eine möglichst einfache Aus bildung schaffen zu können, weist die erfin dungsgemässe Reibkupplung zur Erzeugung der Schliesskraft mindestens eine tellerförmig gestaltete Ringfeder auf, deren Kennlinie auf einem, im vorgesehenen aktiven Arbeitsbereich der Feder liegenden Teil eine Federkraft auf zeigt, die bei Entspannung der Feder zu nimmt, derart, dass bei neuer Kupplung mit unverbrauchten Reibflächen die Anpresskraft an denselben kleiner ist als bei eingelaufenen und abgenutzten Reibflächen. Die Verwen dung solcher Federn ist von erheblichem Vor teil in Reibkupplungen, die in Geschwindig keitswechselgetrieben von Kraftfahrzeugen zum Ein- und Ausschalten der- einzelnen Ge triebegänge dienen.
Hier kommt es besonders darauf an, dass bei den unzählige Male nö tigen Schaltungen ungeaclitet der hohen Be anspruchung der Reibscheiben und ihrer un vermeidlichen Abnützung die Kupplungskraft zuverlässig in geeignetem Masse erhalten bleibt. Irgendwelche Nachstelleinrichtimgen sind dabei nicht erforderlich. Weiter ist es im Hinblick auf die Erfordernisse der Räum ersparnis wichtig, dass innerhalb der Ge triebe der Schaltweg bei den einzelnen Kupp lungsgliedern stets klein bleibt. Allen den auf tretenden Forderungen, u. a. auch bezüglich Ersparnis an Herstellungskosten, kann durch die Anwendung von erfindungsgemäss be schaffenen Federn weitgehend entsprochen werden.
Es ist zwar bereits bekannt, u. a. auch in Lamellenkupplungen, tellerförmig gestal tete Ringfedern anzuwenden, die aber aus schliesslich den Zweck verfolgen, eine Span nung der Kupplung zu ermöglichen. Die dabei zur Anwendung kommenden Federn besitzen jedoch eine geradlinig verlaufende steile Kennlinie und sind nicht geeignet, stärkere Abnützungen auszugleichen.
Die er findungsgemässe Anwendung und Beschaf fenheit von Teller-Ringfedern und deren be sondere Wirkung in Reibkupplungen waren bisher noch nicht bekannt und sind insbeson dere in Lamellenreibkupplungen für das Schalten bei Geschwindigkeitswechselgetrie- ben neu.
Auf der Zeichnung sind in Fig. 1 die Kennlinie einer gemäss der Erfindung aus gebildeten Tellerfeder sowie in den Fig..2 bis 4 verschiedene Ausführungsbeispiele des Erfindungsgegenstandes, teilweise im :Schnitt dargestellt, nämlich in Fig. 2 und 3@ Lamellenkupplungen für die Verwendung üi einem Geschwindigkeitswech selgetriebe und in Fig. 4 eine Kegelreibkupplung.
Bei dem in Fig.1 dargestellten Diagramm, bei welchem auf der Abszisse der Federweg und auf der Ordinate die Federkraft aufge tragen sind, ist als Betriebsbelastung für die Teller-Ringfeder etwa 160 kg vorgesehen. Die der dargestellten Kennlinie entsprechende Fe der hat einen Aussendurchmesser von 70 mm und Innendurchmesser von 35 min und eine Stärke von 1,5 mm.
Die Höhe der Feder bei angespanntem Zustand ist 2,55 mm. Der innerhalb der vorbestimmten Kennlinie ge wählte normale Arbeitsbereich der Feder ist als 'Strecke A, gekennzeichnet, und mit T ist das Toleranzgebiet angedeutet, das den Un genauigkeiten in der Kupplung, insbesondere auch der Reibflächenabnützung entspricht. Entsteht nun infolge Reibflächenabnützung eine Verkürzung des Arbeitsbereiches der Kupplung, z.
B. von dem bei neuer Kupplung vorliegenden Federweg 2;2 mm bzw. 2,0 mm zurück auf einen kleineren Federweg, so er gibt sich, wie die Kennlinie im Bereich T erkennen lässt, ein Ansteigen der Federkraft bzw. des Anpressdruckes. Dies 'ist insofern vorteilhaft, als es nicht nötig ist, für die Schliesskraft der neuen Kupplung eine über mässige Federspannung zu verwenden.
Bei dem in Fig. 2 gezeigten Ausführungs beispiel handelt es sich um eine Lamellen kupplung zum Kuppeln eines auf einer Ge triebewelle 5 lose laufend vorgesehenen Zahn rades 6 mit dieser Welle. Das Zahnrad 6 trägt einen Mutnehmer 7 zur Führung der Aussenlamellen B. Die Innenlamellen 9 erbal- ten ihre Führung auf dem mit Nuten 10- ver- sehenen Tragteil 11, der mittels Keil 12 auf der Welle 5 gegen Drehung gesichert ist, voti der Welle also mitgenommen wird.
In axialer Richtung ist für den Tragteil 11 eine geringe Verschiebung nach einer Seite hin möglieli, und zwar mit Rücksicht auf Unterschiede infolge Reibflächenabnützung. Dagegen ist der Tragteil nach der andern Seite hin durch einen Anschlagring 13 festgelegt. Auf der gleichen Seite besitzt der Tragteil 11 einen Bund 14, der zur Festlegung der Endscheibe 15. dient, gegen die das Lamellenpaket 8, 9 gepresst wird, wenn die Kupplung eingerüekt wird. Diese Endscheibe 15, führt sich, wie die Innenlamellen 9, auf dem genuteten Trabteil 11.
Gegenüber der Endscheibe 1'5 ist die Druckscheibe 16 auf dem Tragteil 11 ge führt, und diese Druckscheibe wird hier un ter Vermittlung der 'Teller-Ringfeder 18 von einer auf der Welle 15 lagernden Druckhülse 20 beeinflusst, und zwar mit Hilfe einer Schaltmuffe 21, die innen Schrägflächen 2\? besitzt, mit denen sie auf Übertragungsglie der 23 wirkt, die sich ihrerseits an einer. Schrägfläche 24 einer auf der Welle ,5 festen Hülse 25 abstützen. Die Teller-Ringfeder <B>18</B> stützt sich mit ihrem Aussenrand an der Druckscheibe 16 innerhalb einer Ringnut ge gen einen Randvorsprung 26, während der Innenrand der Ringfeder an der Druckhülse 20 anliegt.
Eine Spreizfeder <B>27</B> liegt einerseits an der Ringfeder 18 und anderseits am Trag teil 11 an. 'Sie dient dazu, die Ringfeder 18 mit dem Teil 20 in Berührung zu halten und auch den Tragteil 11 an den Ring 13 anzu legen. An Stelle dieser Ringfeder 27 kann auch eine andersartige Federungseinrichtung vorgesehen sein. Wenn die Kupplungsmuffe 21 in der angegebenen Pfeilrichtung bewegt wird, erfolgt unter 11litwirkung der 'Teller- Ringfeder 18 das Zusammendrücken des La mellenpaketes.
Die allmähliche Abnützung der Reiblamellen wirkt nicht ungünstig auf die Anwendung der Schaltkraft, da mit der durch diese Abnützung bedingten Verringe rung des Reibwertes der Anpressdruck auf die Lamellen sich steigert. Dabei besteht kei nerlei Notwendigkeit für etwaiges Nachstellen. Es ist auch auf lange Zeit hinaus kein Aus- wechseln der Reiblamellen erforderlich. Bei der in der Fig. 2 dargestellten Ausführungs form ist die Ringfeder 18 nicht vorgespannt.
Das Ausführungsbeispiel nach Fig. 3 un- terseheidet sich von jenem der Fig.2 durch eine andersartige Unterbringung der Teller- Ringfeder. Eine solche Ringfeder 32 ist un ter Vorspannung eingesetzt zwischen dem auf der Welle 3'5 mittels Keilen 36 und Nuten geführten Tragteil 37 für die Innenlamellen 38 und einem auf der Welle 315 unverschieb- lichen Bund 39.
Das zu kuppelnde Getriebe rad 40 ist lose laufend auf der Welle 3'5 ge lagert und einerseits durch einen festen Wel lenbund 33 und anderseits durch einen auf gezogenen Wellenbund 34 gegen Längsver schiebung gesichert. Am Zahnrad 40 ist der Mitnehmer 41 befestigt, der zur Führung der Aussenlamellen 4'2 dient. Auf dem mit Keilen 93 und entsprechenden Nuten versehenen Tragteil 37, auf welchem die Innenlamellen 38 geführt sind, ruht mitdrehbar und dureii einen erhöhten Rand 44 gegen Verschiebung nach rechts gesichert die Endscheibe 4:5.
Das Zusammendrücken des Lamellenpakets 38,42 erfolgt mit Hilfe der Druckscheibe 46, die auf der Welle 35 verschiebbar geführt ist. Die Nabe der Druckscheibe 46 besitzt eine abgeschrägte Stirnfläche 47, und gegenüber dieser ist eine Gegenhaltebuchse 48 mit der Schrägfläche 49 festsitzend auf der Welle 35 angeordnet. Zwischen den Schrägflächen lie gen Druckübertragungsglieder 50, zu deren Beeinflussung eine Schaltmuffe 51 vorgesehen ist, die mit je einer Schrägfläche 52 auf. jedes der Druckübertragungsglieder 50 wirkt.
llit axialer Verschiebung der Schaltmuffe in der in Fig. 3 angedeuteten Pfeilrichtung wird unter Vermittlung der Druckübertra- gungsglieder 50 die Druckscheibe 46 ver- sehoben und das Lamellenpaket 38, 42. zu samtnengepresst und gleichzeitig gegen die Endscheibe 45 gedrückt, wobei dem ausge übten Schaltdruck die Wirkung der -Teller- Ringfeder 32 gegenübersteht. Für den Trag teil 3 7 ist eine gewisse axiale Bewegung in ler Richtung gegen die Teller-Ringfeder 32 möglich.
Nach der andern Richtung hin ist der Tragteil 37 durch einen auf die Welle 35 aufgezogenen Sprengring -54 begrenzt. Auf diesen Sprengring stützt sich eine Spreiz- feder 55 mit ihrem innern Rand, während ihr äusserer Rand an der Innenfläche der Druckscheibe 46 anliegt. Diese Spreizfeder 55 hat den Zweck, bei zurückgeschobener 'Schalt muffe 51 die Druckscheibe 46 in ihre Ruhe stellung zu bringen und die Druckübertra- gungsglieder 50 nach aussen zu schieben. An Stelle der Spreizfeder 55 kann auch eine andersartige Federungseinrichtung vorgesehen sein.
Die beschriebenen Kupplungsausführun gen mit der Abfederung nach den Fig. 2 und 3 sind nebenbei insofern noch vorteilhaft, dass nur ein sehr kurzer Schalthub notwendig ist und allgemein die Baulänge der Kupplung klein gehalten werden kann. Die Teller-Ring- feder kann entweder ungespannt oder in einem bestimmten Spannungszustand in die Kupplung eingesetzt werden. Beide Anwen dungsarten haben ihre Vorteile. Als wichtig gilt für beide, dass für den Federeinbau keine Einstellgenauigkeit und auch keine Nachstell- arbeit erforderlich ist.
Bei der Tellerfeder- Einbauart gemäss Fig. 2 ergibt sich für das zu kuppelnde Zahnrad 6 eine willkommene Vergrösserung der Lagerfläche auf der Welle 5. Wenn die Feder ohne Vorspannung einge baut ist, vergrössert sich der Schiebeweg der Schaltteile etwas. Diese Vergrösserung des Schaltwegs ist aber nicht nachteilig. Sie kann ausserdem vermieden werden, wenn die Teller feder, zum Beispiel die Feder 32 gemäss Fig. 3, unter Vorspannung eingesetzt wird.
Die beschriebene Abfederung ist auch bei allen sonstigen Reibkupplungen, zum Beispiel Kupplungen mit kegelförmigen Reibgliedern, anwendbar. Ein Beispiel hierzu zeigt Fig. 4, nämlich zur Verbindung zweier Wellen 60 und<B>61,</B> auf denen die Reibglieder -62 und 63 vorgesehen sind. Das Reibglied -63, welches einen Reibbelag 6,4 besitzt, ist auf seiner Nabe mit einer Ringnut 65 versehen, in der eine Schaltgabel zum Angriff kommt. Die Schliess kraft der Kupplung wird durch die Teller Ringfedern 6,6 ausgeübt, die auf die Welle 61 aufgereiht sind und sich gegen eine Ring fläche 6.7 abstützen. Die 'Teller-Ringfedern 66 weisen die oben beschriebenen Eigenschaften auf.
Infolgedessen wird bei dieser Kupplung bei allmählicher Abnützung der Arbeits fläche des Reibbelages 64 die Anpresskraft ansteigen, so dass ein Ausgleich geschaffen wird. In ähnlicher Weise wie gemäss Fig. 4 können auch bei den Ausführungen gemäss Fig. 2 und 3 mehrere Teller-Ringfedern zur Abfederung der Reiblamellen angeordnet werden, sofern auf Raumeinsparung nicht Rücksicht genommen werden muss. Bei sol chen Anordnungen werden die Federn paar weise mit ihren Hohlseiten zueinander ge richtet angeordnet. Es können zum Beispiel nur zwei oder auch vier, sechs Federn usw. verwendet werden.
Friction clutch. The invention relates to a friction clutch with improved clutch efficiency, the purpose of which is to eliminate the adverse effects of wear of the working surfaces of the friction members on the clutch action, that is to say to achieve a suitable adjustment of the clutch closing force. So far, the wear of the friction surfaces has resulted in a reduction in clutch pressure. Attempts have been made to remedy this deficiency by adjusting devices. Special adjustment devices have also been used for friction clutches, for example engine clutches.
However, these facilities could only be operated if the clutch was disassembled beforehand.
In order to avoid the disadvantages mentioned and at the same time to be able to create the simplest possible training, the inven tion to the invention friction clutch to generate the closing force on at least one plate-shaped annular spring whose characteristic curve shows a spring force on a part located in the intended active working range of the spring which increases when the spring is released, in such a way that with a new clutch with unused friction surfaces the contact pressure on the same is smaller than with run-in and worn friction surfaces. The use of such springs is of considerable advantage in friction clutches that are used in speed change gears of motor vehicles to switch the individual gear gears on and off.
Here it is particularly important that the clutch force is reliably maintained to a suitable extent in the countless shifts that are necessary, unaffected by the high stress on the friction disks and their unavoidable wear. Any adjustment devices are not required. It is also important with regard to the need for space savings that the shifting path for the individual coupling elements always remains small within the transmission. All the demands that arise, u. a. also in terms of savings in manufacturing costs can be largely met by using springs created according to the invention.
It is already known u. a. Also in multi-plate clutches, plate-shaped ring springs can be used, which, however, have the sole purpose of enabling the clutch to be tensioned. The springs used here, however, have a straight, steep characteristic curve and are not suitable for compensating for greater wear.
The use according to the invention and the nature of disc annular springs and their special effect in friction clutches were not previously known and are new, in particular in multi-disc friction clutches for shifting speed change transmissions.
In the drawing, in Fig. 1, the characteristic curve of a plate spring formed according to the invention and in Fig..2 to 4 different embodiments of the subject invention, partially shown in section, namely in Fig. 2 and 3 @ multi-plate clutches for use üi a speed change gear and in Fig. 4 a cone friction clutch.
In the diagram shown in FIG. 1, in which the spring travel is on the abscissa and the spring force is carried on the ordinate, approximately 160 kg is provided as the operating load for the disc-ring spring. The spring corresponding to the characteristic curve shown has an outer diameter of 70 mm and an inner diameter of 35 minutes and a thickness of 1.5 mm.
The height of the spring when tensioned is 2.55 mm. The normal working range of the spring selected within the predetermined characteristic curve is marked as 'distance A', and T indicates the tolerance range which corresponds to the inaccuracies in the clutch, in particular the wear of the friction surface. If there is now a reduction in the working range of the clutch as a result of friction surface wear, e.g.
B. from the spring deflection 2, 2 mm or 2.0 mm present with the new clutch back to a smaller spring deflection, as the characteristic curve in area T shows, there is an increase in the spring force or the contact pressure. This' is advantageous in that it is not necessary to use an excessive spring tension for the closing force of the new clutch.
In the embodiment shown in Fig. 2, for example, it is a multi-disc clutch for coupling a on a Ge transmission shaft 5 loosely provided toothed wheel 6 with this shaft. The gearwheel 6 carries a nut 7 for guiding the outer disks B. The inner disks 9 receive their guidance on the support part 11 provided with grooves 10, which is secured against rotation by means of a wedge 12 on the shaft 5, ie the shaft is taken.
In the axial direction, a slight displacement to one side is possible for the support part 11, specifically with regard to differences due to wear of the friction surface. In contrast, the supporting part is fixed on the other side by a stop ring 13. On the same side, the support part 11 has a collar 14 which is used to fix the end disk 15, against which the disk pack 8, 9 is pressed when the clutch is engaged. This end disk 15, like the inner lamellae 9, runs on the grooved trot section 11.
Opposite the end disk 1'5, the pressure disk 16 is guided on the support part 11, and this pressure disk is influenced by a pressure sleeve 20 mounted on the shaft 15, with the help of a shift sleeve 21, through the intermediary of the cup spring 18, the inside sloping surfaces 2 \? possesses, with which it acts on transfer elements of the 23, which in turn are involved in a. Support inclined surface 24 of a sleeve 25 fixed on the shaft 5. The outer edge of the annular spring washer 18 is supported on the pressure disc 16 within an annular groove against an edge projection 26, while the inner edge of the annular spring rests against the pressure sleeve 20.
A spreading spring 27 rests on the one hand on the annular spring 18 and on the other hand on the support part 11. It serves to keep the ring spring 18 in contact with the part 20 and also to place the support part 11 on the ring 13. Instead of this annular spring 27, a different type of suspension device can also be provided. When the coupling sleeve 21 is moved in the indicated direction of the arrow, the compression of the lamella packet takes place under the action of the 'plate ring spring 18'.
The gradual wear and tear of the friction disks does not have an adverse effect on the application of the shifting force, since the reduction in the coefficient of friction caused by this wear increases the contact pressure on the disks. There is no need for any readjustment. It is also not necessary to replace the friction plates for a long time. In the embodiment shown in FIG. 2, the annular spring 18 is not biased.
The embodiment according to FIG. 3 differs from that of FIG. 2 in that the disc annular spring is accommodated in a different manner. Such an annular spring 32 is inserted under pretension between the support part 37 for the inner lamellae 38, which is guided on the shaft 3'5 by means of wedges 36 and grooves, and a collar 39 which is immovable on the shaft 315.
The gear wheel 40 to be coupled is loosely mounted on the shaft 3'5 and is secured against longitudinal displacement on the one hand by a fixed shaft collar 33 and on the other hand by a drawn shaft collar 34. The driver 41, which serves to guide the outer disks 4'2, is attached to the gearwheel 40. The end disk 4: 5 rests on the support part 37, which is provided with wedges 93 and corresponding grooves and on which the inner lamellae 38 are guided, rotatably and with a raised edge 44 secured against displacement to the right.
The lamella set 38, 42 is pressed together with the aid of the pressure disk 46, which is slidably guided on the shaft 35. The hub of the thrust washer 46 has a beveled end face 47, and opposite this a counter-holding bushing 48 with the beveled face 49 is arranged firmly on the shaft 35. Between the inclined surfaces lie conditions pressure transmission members 50, to influence a shift sleeve 51 is provided, each with an inclined surface 52 on. each of the pressure transmission members 50 acts.
With the axial displacement of the shifting sleeve in the direction of the arrow indicated in FIG Effect of the plate ring spring 32 is opposite. For the support part 3 7, a certain axial movement in the ler direction against the plate-ring spring 32 is possible.
In the other direction, the support part 37 is limited by a snap ring -54 pulled onto the shaft 35. An expansion spring 55 rests with its inner edge on this snap ring, while its outer edge rests on the inner surface of the pressure disk 46. The purpose of this expansion spring 55 is to bring the pressure disk 46 into its rest position when the switching sleeve 51 is pushed back and to push the pressure transmission members 50 outwards. Instead of the expanding spring 55, a different type of suspension device can also be provided.
The described clutch designs with the cushioning according to FIGS. 2 and 3 are also advantageous in that only a very short switching stroke is necessary and the overall length of the clutch can generally be kept small. The cup ring spring can either be inserted into the clutch without tension or in a certain state of tension. Both types of application have their advantages. It is important for both that no setting accuracy and no readjustment work is required for the spring installation.
With the plate spring installation according to FIG. 2, the gear 6 to be coupled results in a welcome increase in the bearing surface on the shaft 5. If the spring is built in without bias, the sliding path of the switching parts is increased somewhat. However, this increase in the switching travel is not disadvantageous. It can also be avoided if the plate spring, for example the spring 32 according to FIG. 3, is used under bias.
The cushioning described can also be used with all other friction clutches, for example clutches with conical friction members. An example of this is shown in FIG. 4, namely for connecting two shafts 60 and 61, on which the friction members -62 and 63 are provided. The friction member -63, which has a friction lining 6.4, is provided on its hub with an annular groove 65 in which a shift fork engages. The closing force of the coupling is exerted by the plate annular springs 6,6, which are lined up on the shaft 61 and are supported against an annular surface 6.7. The 'cup-ring springs 66 have the properties described above.
As a result, the contact force will increase with this clutch with gradual wear of the working surface of the friction lining 64, so that a compensation is created. In a manner similar to that in accordance with FIG. 4, in the embodiments in accordance with FIGS. 2 and 3, a plurality of ring washers can be arranged for cushioning the friction disks, provided that space saving does not have to be taken into account. In sol chen arrangements, the springs are arranged in pairs with their hollow sides directed towards each other. For example, only two or four, six springs etc. can be used.