Schaltbare Reibungskupplung für Kraftfahrzeuge Die Erfindung betrifft eine schaltbare Reibungs kupplung für Kraftfahrzeuge, bei der eine Scheibe einen Kupplungsteil bildet und im eingeschalteten Zu stand zwischen unter Federwirkung stehenden Mit nehmerringen eingepresst wird. Die bekannten derar tigen schaltbaren Reibungskupplungen haben den Nachteil, dass das Grenzdrehmoment, bei welchem die Kupplung zum Rutschen kommt, sich nicht genau einhalten lässt. Das Drehmoment hängt bei gleicher Federkraft von dem jeweiligen Reibungsbeiwert ab. Letzterer kann durch Betriebseinflüsse Schwankun gen unterworfen sein.
In Verbindung mit selbsttätig schaltenden Getrieben, welche insbesondere vom Drehmoment abhängig arbeiten, wäre es aber sehr erwünscht, wenn die Kupplung weitgehend mit ihrem Grenzdrehmoment unabhängig vom Reibungswert des Kupplungsbelages bleibt. Aber auch für die übli che Anwendung mit schaltbaren Getrieben ist eine solche Kupplung vorteilhaft, deren Grenzdrehmo- ment unter den üblichen Betriebseinflüssen konstant bleibt. Die Triebwerksteile können dann geringer be messen werden, weil die Überbeanspruchung infolge eines zu hohen Grenzdrehmomentes ausgeschlossen sind.
Es wurde schon vorgeschlagen, bei Reibungs kupplungen, deren Reibungsflächen unter Federkraft stehen, die Grösse der Federspannung in Abhängig keit von dem übertragenen Drehmoment durch die Anwendung einer besonders ausgebildeten Spreiz- vorrichtung zu verändern, um eine grössere Unab hängigkeit von den Reibwertschwankungen zu erzie len. Diese bekannten Kupplungen können aber nur verhältnismässig geringfügige Schwankungen des Reibwertes ausgleichen, wenn nicht die Dimension der verwendeten Federn unwirtschaftlich gross wird. Diese bekannten Kupplungen haben den weiteren Nachteil, dass die Anpresskraft nachlässt, wenn sich die Reibungsflächen abnutzen.
Das übertragbare Grenzdrehmoment wird dadurch mit zunehmender Abnutzung kleiner.
Nach der Erfindung wird eine schaltbare Rei bungskupplung für Kraftfahrzeuge vorgeschlagen, mit einer zwischen Mitnehmerringen durch Federwir kung eingespannten Kupplungsscheibe und einer Spreizvorrichtung, welche die Federspannung mit dem jeweils übertragenen Drehmoment ändert, mit dem besonderen Kennzeichen, dass in Ausnehmun- gen eines Kupplungsteiles angeordnete;
durch eine vorgespannte Tellerfeder mit abfallender Kennlinie beaufschlagte Wälzkörper mit Schrägflächen zusam menwirken, damit bei schwankendem Reibwert des Belages der Kupplung das Produkt aus dem Belag- Reibwert und der Federspannung konstant bleibt.
Bei einer bevorzugten Ausführungsform des Er findungsgedankens ist eine Tellerfeder zwischen der im Gehäuse der Kupplung axial verschiebbaren, jedoch gegenüber dem Gehäuse undrehbar angeord neten Stützscheibe und dem Gehäuse eingespannt und durch axial angeordnete Verbindungsschrauben auf die erforderliche Spannung eingestellt.
Die Tellerfeder ist dabei innen mit Einkerbungen versehen, welche mit einer entsprechenden Verzah nung auf einem undrehbar mit dem Kupplungsge häuse verbundenen, flanschartigen Kupplungsteil in Eingriff stehen, und ausserdem zungenartigen Erhe bungen in Ausnehmungen eines Halteringes eingrei fen, welcher Vertiefungen für kugelförmige Spreizor- gane trägt.
Die Reibungskupplung kann auch so ausgebildet sein, dass auf dem undrehbar, aber axial verschieb bar mit dem Gehäuse verbundenen flanschartigen Kupplungsteil Hebel in an sich bekannter Weise schwenkbar abgestützt sind, welche in der Nähe der Kupplungswelle von einem axial verschiebbaren Gleitstück beaufschlagt werden und aussen an ein stellbaren Schraubenbolzen angreifen.
In weiterer Ausgestaltung des Erfindungsgedan kens ist eine zweite Feder angebracht, welche mit fortschreitender Belagabnutzung eine wachsende Ge- genkraft zur Tellerfeder liefert. Nach der Erfindung können auch eine oder mehrere vorgespannte Federn zusätzlich in der Wirkungsrichtung der Tellerfeder angebracht sein, welche bei neuen Kupplungsbelägen zusätzlich zur Kraft der Hauptfeder eine Höchstspan nung wirksam werden lassen, die mit fortschreitender Abnutzung des Treibbelages vermindert wird.
Die Reibungskupplung kann ferner so ausgebildet sein, dass zwei Ringe konzentrisch zur Kupplungs nabe angeordnet sind, welche an ihren einander zu gekehrten Stirnflächen mit Vertiefungen versehen sind, in denen Kugeln ruhen, die durch die Vorspan- nung einer Tellerfeder beaufschlagt werden und die Spannung der Tellerfeder von einer Druckplatte auf einen im Gehäuse axial verschiebbaren und frei drehbaren Druckring überleiten.
Vorteilhaft ist auf einem Haltering an der Druck platte eine zusätzliche Tellerfeder angebracht, deren Spannung mit Hilfe einer Regelmutter verstellt wer den kann, und welche mit fortschreitender Belagab- nutzung eine wachsende Gegenkraft zur Tellerfeder liefert.
Es kann aber auch eine Druckplatte in symme trisch angeordneten Vertiefungen drehfest eingelegte Muttern tragen, in denen Stellschrauben über Feder teller verschwenkbar abgestützt sind, wobei die Vor spannung der Schraubenfedern so gewählt wird, dass keine Kraft auf den Druckring abgegeben werden kann, wenn die Kupplungsbeläge bis zur Erneuerung abgenutzt sind.
Die schaltbare Reibungskupplung nach der Erfin dung hat einmal den Vorteil, dass das Grenzdrehmo- ment unabhängig vom Reibwert des Kupplungsbela ges bleibt. Die im Betrieb vorkommenden Reibwert schwankungen einschliesslich der Differenz zwischen ruhender und gleitender Reibung können zuverlässig ausgeglichen werden. Das Federmittel kann verhält- nismässig klein bemessen werden, wodurch der Raumbedarf der Kupplung gering ist und dieselbe im Gehäuse einer genormten Kraftwagenkupplung unter gebracht werden kann. Dabei sind die Herstel lungskosten gering und die Kupplung lässt sich zum Auswechseln von Einzelteilen leicht demontieren.
Auch mit fortschreitender Abnutzung des Kupp lungsbelages bleibt die Konstanz des Produktes aus Reibbeiwert und Federspannung unabhängig von einem schwankenden Reibbeiwert erhalten. Die Kupplung kann daher auch längere Zeit ohne über holung im Betrieb bleiben.
Ausführungsbeispiele des Erfindungsgegenstan des sind in der Zeichnung veranschaulicht und nach folgend beschrieben. Es zeigen: Fig. 1 eine Kupplung in Seitenansicht im Schnitt, Fig.2 eine stirnseitige Ansicht der Kupplung nach Fig. 1, Fig. 3 in einer perspektivischen Darstellung einen Teilschnitt aus der Tellerfeder und einem ringförmi gen Kupplungsteil mit den Ausnehmungen für die kugelförmigen Spreiz- bzw.
Steuerorgane, Fig.4 eine andere Ausführungsform der Kupp lung nach der Erfindung mit einer Gegenfeder, Fig. 5 einen Schnitt<I>A, B</I> aus Fig. 4, und Fig. 6 eine weitere Ausführungsform der Kupp lung nach der Erfindung im Seitenschnitt.
In der Ausführungsform nach Fig. 1-3 ist die Scheibe 2 mit dem nabenförmigen Kupplungsteil 1 fest verbunden. Sie wird zwischen einem Haltering 3 und einer Planfläche 4 im Gehäuse eingepresst, wobei die Anpressung durch eine vorgespannte Tel lerfeder 6 hervorgerufen wird, welche den Haltering axial gegen die Planfläche 4 des Gehäuses 5 drückt. Ein zweiter Haltering 8 vermittelt die Übertragung der Spannung der Tellerfeder 6 auf den Haltering 3, wobei zwischen beiden Ringen 3 und 8 in entspre chend geformten Ausnehmungen Spreiz- bzw. Steu erorgane 9 in Kugelform eingelegt sind.
Die Tellerfe der 6 ist innen mit Ausnehmungen 10 versehen, wel che mit einer entsprechenden Verzahnung auf einem nabenförmigen Ansatz 11 des flanschartigen Kupp lungsteiles 12 in Eingriff stehen. Aussen hat die Tel lerfeder zungenartige Ansätze 13, welche in entspre chende Vertiefungen am Haltering 8 eingreifen. Der flanschartige Kupplungsteil 12 ist undrehbar mit dem Gehäuse 5 verbunden.
Auf ihm sind Hebel 14 schwenkbar gelagert, welche an einem Ende beauf- schlagt werden von einem axial verschiebbaren Gleitring 15 und am anderen Ende verbunden sind mit Schraubenbolzen 16, die in Vertiefungen des einen Halteringes 3 ruhen. Durch einen hier nicht gezeichneten Endanschlag wird an den Hebeln 14 die Spannung der Tellerfeder 6 abgestützt. Schenkelfe dern 17 halten die Hebel 14 in einer solchen Lage, dass sie an der Stellmutter der Bolzen anliegen.
Die Tellerfeder 6 hat eine zunächst bis zu einem Maximum d. h. einem Scheitelpunkt ansteigende Kennlinie. Sie wird hier so eingespannt, dass ihr Arbeitsbereich jenseits des Scheitelpunktes, also in dem Teil mit abfallender Kennlinie liegt.
Die Wirkungsweise der Ausführungsbeispiele der Kupplung nach Fig. 1-3 ist folgende: Bei ansteigendem Reibwert werden die Halteringe 3 und 8 durch die kugelförmigen Sperr- bzw. Steuer organe 9 auseinandergespreizt und die Tellerfeder 6 weiter gespannt. Da diese Feder im abfallenden Arbeitsbereich arbeitet, nimmt ihre Anpresskraft hierbei ab. Durch eine entsprechende Wahl der Federkennung und des Reibwertes ist es möglich, das Produkt aus Anpresskraft und Reibbeiwert kon stant zu halten.
Umgekehrt wird bei einem Sinken des Reibbeiwertes die Spannung der Tellerfeder 6 vermindert, wobei infolge der abfallenden Kennlinie die Anpresskraft an den Reibungsflächen der Kupp lung steigt. Bei einem Verschleiss an den Reibbelä- gen 7 nimmt ebenfalls die Anpresskraft nicht ab, sondern eher zu. Eine allmähliche Ermüdung der Tellerfeder 6 wird so durch die natürliche Abnutzung an den Reibflächen ausgeglichen.
Wird der Gleitring 15 axial verschoben, so wird die Anpressung des Halteringes 3 über die drei Hebel 14 und die Verbindungs- und Einstellschrauben 16 aufgehoben, sofern die Bewegung auf dem Bild nach links erfolgt. Bei einer Bewegung nach rechts wird dagegen die Anpressung wieder hergestellt und die vorher ausgerückte Kupplung wieder eingerückt.
In dem Ausführungsbeispiel der Kupplung nach Fig. 4 ist die Kupplungsscheibe 2 mit dem nabenför- migen Kupplungsteil 1 fest verbunden. Diesselbe wird zwischen einem Druckring 3 und einer Planflä che 4 im Gehäuse 5 durch die Spannung einer Teller feder 6 eingepresst. Der Druckring 3 wird dabei axial in Richtung der Planfläche 4 des Gehäuses 5 ge drückt.
Zwei konzentrisch zur Kupplungsnabe 1 ange ordnete Ringe 8, 8' nach Fig. 4 und 5 sind an ihren einander zugekehrten Stirnflächen mit Vertiefungen versehen, in denen Kugeln 9 gelagert sind. Der eine Ring 8 ist unmittelbar beaufschlagt durch die axiale Spannung einer Tellerfeder 6, welche im negativen Kennungsbereich arbeitet. Die Schrägflächen in den Vertiefungen sind mit der Kennung der Tellerfeder abgestimmt in einer solchen Weise, dass eine Verdre hung der beiden Ringe 8 und 8' gegeneinander eine Änderung der Spannung der Tellerfeder 6 zur Folge hat.
Die Tellerfeder 6 ist durch Mitnehmer an ihrer Innenbohrung drehfest gekuppelt mit dem Ring 8 und greift aussen an Mitnehmer 16 bzw. 20 des Druckringes 3 an, so dass eine Drehung des letzteren auf den Ring 8 übertragen wird. Der Ring 8' ist da gegen mit dem Gehäuse 4 über eine Platte 12 gekup pelt. Die Abstimmung der Schrägflächen in den Ver tiefungen auf die Kennung der Tellerfeder wird so gewählt, dass bei einer Änderung der Spannung an der Tellerfeder 6, hervorgerufen durch einen sich ändernden Reibwert des Kupplungsbelages, das Pro dukt aus der Federspannung und dem Reibwert kon stant bleibt.
Bei dem Ausführungsbeispiel nach Fig. 4 ist auf einem Haltering 26 eine zusätzliche Tellerfeder 27 angebracht, deren Spannung mit Hilfe einer Regel mutter 18 verstellt werden kann. Die Tellerfeder 27 wird so eingebaut, dass sie bei neuen Reibbelägen keine Vorspannung hat.
Bei dem Ausführungsbeispiel nach Fig.6 trägt die Platte 12 in symmetrisch angeordneten Vertiefun gen 25 drehfest eingelegte Muttern 36, in denen Stellschrauben 28 über Federteller 29 verschwenk- bare Schraubenfedern 27 abstützen. Letztere sind bei neuem Kupplungsbelag vorgespannt und stützen sich über die Stifte 20 gegen den Druckring 3 ab. Die Vorspannung der Schraubenfedern 27 wird so ge wählt, dass keine Kraft mehr auf den Druckring 3 abgegeben werden kann, wenn die Kupplungsbeläge soweit abgenutzt sind, dass eine Erneuerung erfor derlich wird.
Die Wirkungsweise der Kupplung nach den Aus- führungsbeispielen in Fig. 4 und 6 ist folgende: Wird die Spannung der Tellerfeder 6 durch Ab nutzung an den Kupplungsbelägen und dadurch her vorgerufene Verschiebung des Druckringes 3 in axia ler Richtung verändert, so erfolgt eine Korrektur des Anpressdruckes auf den Kupplungsbelag durch die Zusatzfedern 27.
Bei dem Beispiel nach Fig. 4 wird die Zusatzfeder 27 mit zunehmender Abnutzung des Belages gespannt und liefert eine wachsende Gegen kraft zur Spannung der Tellerfeder 6, so dass durch die Abnutzung an den Kupplungsbelägen die An- presskraft nicht verändert werden kann.
Bei dem Beispiel nach Fig. 6 wird die Spannung der zunächst vorgespannten Schraubenfedern 27 mit zunehmender Abnutzung des Kupplungsbelages abgebaut, so dass der sich mit zunehmender Belagabnützung verstär kende Anpressdruck durch die Tellerfeder und die zusätzlichen Schraubenfedern 27 ausgleicht.
Switchable Friction Clutch for Motor Vehicles The invention relates to a switchable friction clutch for motor vehicles, in which a disc forms a clutch part and, when switched on, is pressed in between driver rings under spring action. The known derar term switchable friction clutches have the disadvantage that the limit torque at which the clutch slips cannot be precisely adhered to. With the same spring force, the torque depends on the respective coefficient of friction. The latter can be subject to fluctuations due to operational influences.
In connection with automatically shifting transmissions, which work in particular as a function of the torque, it would be very desirable if the clutch, with its limit torque, remained largely independent of the coefficient of friction of the clutch lining. But such a clutch is also advantageous for the usual application with switchable transmissions, the limit torque of which remains constant under the usual operating influences. The engine parts can then be measured less, because the overstress due to an excessively high limit torque is excluded.
It has already been proposed, in friction clutches whose friction surfaces are under spring force, to change the size of the spring tension as a function of the transmitted torque by using a specially designed expansion device in order to achieve greater independence from fluctuations in the coefficient of friction. However, these known clutches can only compensate for relatively slight fluctuations in the coefficient of friction if the dimensions of the springs used are not uneconomically large. These known clutches have the further disadvantage that the contact pressure decreases when the friction surfaces wear out.
As a result, the transferable limit torque becomes smaller with increasing wear.
According to the invention, a switchable friction clutch for motor vehicles is proposed, with a clutch disc clamped between driver rings by Federwir effect and a spreader which changes the spring tension with the respective transmitted torque, with the special feature that arranged in recesses of a clutch part;
Rolling bodies with inclined surfaces acted upon by a pretensioned disc spring with sloping characteristics so that the product of the friction coefficient and the spring tension remains constant when the friction coefficient of the clutch lining fluctuates.
In a preferred embodiment of the inventive concept, a plate spring is clamped between the axially displaceable in the housing of the clutch, but non-rotatable angeord Neten support disc and the housing and adjusted by axially arranged connecting screws to the required tension.
The plate spring is internally provided with notches which engage with a corresponding toothing on a flange-like coupling part connected non-rotatably to the coupling housing, and also engaging tongue-like elevations in recesses of a retaining ring which carries recesses for spherical expanding organs .
The friction clutch can also be designed in such a way that levers are pivotably supported in a known manner on the non-rotatable but axially displaceable bar connected to the housing, the levers being acted upon by an axially displaceable slider in the vicinity of the coupling shaft and on the outside attack adjustable screw bolts.
In a further refinement of the concept of the invention, a second spring is attached which, as the lining wears, supplies an increasing counterforce to the disc spring. According to the invention, one or more preloaded springs can also be attached in the direction of action of the plate spring, which in addition to the force of the main spring allow a maximum tension to become effective with new clutch linings, which is reduced as the friction lining becomes more worn.
The friction clutch can also be designed so that two rings are arranged concentrically to the clutch hub, which are provided with depressions on their facing end faces in which balls rest, which are acted upon by the preload of a disc spring and the tension of the disc spring Transfer from a pressure plate to an axially displaceable and freely rotatable pressure ring in the housing.
Advantageously, an additional disc spring is attached to a retaining ring on the pressure plate, the tension of which can be adjusted with the aid of a regulating nut and which supplies an increasing counterforce to the disc spring as the lining wears.
But it can also carry a pressure plate in symmetrically arranged recesses rotatably inserted nuts in which adjusting screws are pivotably supported via spring plates, the pre-tensioning of the coil springs is selected so that no force can be applied to the pressure ring when the clutch facings up to are worn out for renewal.
The switchable friction clutch according to the invention has the advantage that the limit torque remains independent of the coefficient of friction of the clutch lining. The fluctuations in the coefficient of friction that occur during operation, including the difference between static and sliding friction, can be reliably compensated for. The spring means can be dimensioned relatively small, as a result of which the space requirement of the coupling is low and the same can be accommodated in the housing of a standardized motor vehicle coupling. The production costs are low and the coupling can be easily dismantled to replace individual parts.
Even with increasing wear of the clutch lining, the constancy of the product of the coefficient of friction and spring tension is retained regardless of a fluctuating coefficient of friction. The clutch can therefore remain in operation for a long time without overtaking.
Embodiments of the subject matter of the invention are illustrated in the drawing and described according to the following. 1 shows a side view of the coupling in section, FIG. 2 shows an end view of the coupling according to FIG. 1, FIG. 3 shows a perspective view of a partial section through the plate spring and an annular coupling part with the recesses for the spherical expansion - or.
Control organs, FIG. 4 another embodiment of the coupling according to the invention with a counter spring, FIG. 5 a section <I> A, B </I> from FIG. 4, and FIG. 6 another embodiment of the coupling according to the Invention in side cut.
In the embodiment according to FIGS. 1-3, the disk 2 is firmly connected to the hub-shaped coupling part 1. It is pressed into the housing between a retaining ring 3 and a flat surface 4, the pressure being brought about by a prestressed Tel lerfeder 6 which presses the retaining ring axially against the flat surface 4 of the housing 5. A second retaining ring 8 mediates the transmission of the tension of the plate spring 6 to the retaining ring 3, wherein between the two rings 3 and 8 in appropriately shaped recesses expansion or STEU erorgane 9 are inserted in spherical shape.
The Tellerfe of 6 is internally provided with recesses 10, wel che with a corresponding toothing on a hub-shaped projection 11 of the flange-like coupling part 12 are in engagement. On the outside, the Tel has tongue-like lugs 13 which engage in corresponding recesses on the retaining ring 8. The flange-like coupling part 12 is non-rotatably connected to the housing 5.
Levers 14 are pivotably mounted on it, which are acted upon at one end by an axially displaceable sliding ring 15 and at the other end are connected to screw bolts 16 which rest in recesses in one of the retaining ring 3. The tension of the plate spring 6 is supported on the levers 14 by an end stop (not shown here). Schenkelfe countries 17 hold the lever 14 in such a position that they rest against the adjusting nut of the bolt.
The plate spring 6 has an initially up to a maximum d. H. characteristic curve rising at an apex. It is clamped here in such a way that its working area lies beyond the apex, i.e. in the part with the sloping characteristic.
The operation of the embodiments of the clutch according to Fig. 1-3 is as follows: When the coefficient of friction increases, the retaining rings 3 and 8 are spread apart by the spherical locking or control organs 9 and the plate spring 6 is stretched further. Since this spring works in the sloping work area, its contact pressure decreases. By selecting the spring rate and the coefficient of friction accordingly, it is possible to keep the product of the contact force and the coefficient of friction constant.
Conversely, when the coefficient of friction drops, the tension of the plate spring 6 is reduced, with the pressure on the friction surfaces of the hitch increasing as a result of the falling characteristic curve. If the friction linings 7 wear, the contact pressure does not decrease, but rather increases. Gradual fatigue of the plate spring 6 is thus compensated for by the natural wear and tear on the friction surfaces.
If the sliding ring 15 is axially displaced, the pressing of the retaining ring 3 via the three levers 14 and the connecting and adjusting screws 16 is canceled if the movement is to the left in the picture. When moving to the right, on the other hand, the pressure is restored and the previously disengaged clutch is re-engaged.
In the embodiment of the coupling according to FIG. 4, the coupling disc 2 is firmly connected to the hub-shaped coupling part 1. The same is pressed between a pressure ring 3 and a Planflä surface 4 in the housing 5 by the tension of a plate spring 6. The pressure ring 3 is pushed axially in the direction of the plane surface 4 of the housing 5 ge.
Two rings 8, 8 'according to FIGS. 4 and 5 arranged concentrically to the coupling hub 1 are provided on their facing end faces with recesses in which balls 9 are mounted. One ring 8 is acted upon directly by the axial tension of a plate spring 6, which works in the negative identification range. The inclined surfaces in the depressions are coordinated with the identifier of the plate spring in such a way that a twisting of the two rings 8 and 8 'against each other results in a change in the tension of the plate spring 6.
The disc spring 6 is coupled to the ring 8 in a rotationally fixed manner by means of drivers on its inner bore and engages the outside of the drivers 16 or 20 of the pressure ring 3 so that rotation of the latter is transmitted to the ring 8. The ring 8 'is there against the housing 4 via a plate 12 kup pelt. The coordination of the inclined surfaces in the recesses on the identifier of the disc spring is chosen so that when the tension on the disc spring 6 changes, caused by a changing coefficient of friction of the clutch lining, the product from the spring tension and the coefficient of friction remains constant.
In the embodiment of FIG. 4, an additional plate spring 27 is mounted on a retaining ring 26, the tension of which nut 18 can be adjusted using a rule. The plate spring 27 is installed in such a way that it has no preload when the friction linings are new.
In the exemplary embodiment according to FIG. 6, the plate 12 carries in symmetrically arranged depressions 25 nuts 36 which are inserted in a rotationally fixed manner and in which set screws 28 support pivotable coil springs 27 via spring plates 29. The latter are pre-tensioned when the clutch lining is new and are supported against the pressure ring 3 via the pins 20. The bias of the coil springs 27 is selected so that no more force can be applied to the pressure ring 3 when the clutch linings are worn to such an extent that a renewal is required.
The mode of operation of the clutch according to the exemplary embodiments in FIGS. 4 and 6 is as follows: If the tension of the plate spring 6 is changed due to wear on the clutch linings and the resulting displacement of the pressure ring 3 in the axial direction, the contact pressure is corrected on the clutch facing by the additional springs 27.
In the example according to FIG. 4, the additional spring 27 is tensioned with increasing wear of the lining and provides an increasing counterforce to the tension of the disc spring 6, so that the contact pressure cannot be changed by the wear on the clutch linings.
In the example according to FIG. 6, the tension of the initially pre-tensioned coil springs 27 is reduced with increasing wear of the clutch lining, so that the contact pressure, which increases with increasing lining wear, is compensated by the plate spring and the additional helical springs 27.