Anordnung zur Beseitigung des Umfangsspiels bei einer Kerbzahnverbindung mit axialer Verschieb- lichkeit zwischen den gekuppelten Elementen in einem Antriebsstrang mit normalerweise gleichblei bender Drehrichtung Die Erfindung bezieht sich auf Kerbzahnverbindun- gen mit axialer Verschieblichkeit zwischen den gekuppel- ten Elementen in einem Antriebsstrang mit normalerwei se gleichbleibender Drehrichtung und betrifft in der Hauptsache die Beseitigung des bei derartigen Verbin dungen unvermeidlichen Umfangsspiels.
Daneben betrifft die Erfindung auch die selbsttätige gegenseitige Zentrie rung der gekuppelten Elemente unter allen Betriebsbe dingungen.
Kerbzahnverbindungen werden häufig bei der An kupplung eines hydrodynamischen Getriebes an eine Antriebsmaschine, insbesondere einer Brennkraftmaschi- ne, angewandt. Das Schwungrad der Antriebsmaschine trägt die eine Verzahnung dieser Kupplungsart, die in eine am rotierenden Gehäuse des hydrodynamischen Drehmomentwandlers angeordnete Gegenverzahnung eingreift.
Die Kerbzahnverbindung schafft einfache Mon tagebedingungen, ermöglicht bei völliger Steifheit in Um fangsrichtung begrenzte Axialbewegungen zwischen den gekuppelten Elementen, wie sie vor allem durch Tempe ratureinflüsse bedingt sind, und erfordert nicht eine genaue Gleichachsigkeit der gekuppelten Elemente, was in der Praxis nie zu erreichen ist.
Mit diesen Eigenschaf ten ist die Kerbzahnverbindung sowohl einer einfachen Flanschverbindung mit Passbolzen wie auch einer flexi blen Scheiben- oder Sternverbindung überlegen. Flansch- verbindungen sind zwar ebenfalls steif in Umfangsrich tung, sie erfordern jedoch zur Vermeidung einer Ver spannung der zu kuppelnden Elemente in den Lagern ein genaues Fluchten der Achsen und gestatten keine relati ven Axialbewegungen unter wechselnden Temperaturen.
Flexible Scheiben- und Sternverbindungen lassen ande rerseits einen geringen Winkel zwischen den Achsen wie auch begrenzte relative Axialbewegungen zu; es ist jedoch eine gewisse Nachgiebigkeit in Umfangsrichtung nicht auszuschliessen. Beide vorgenannten Verbindungs arten sind ausserdem umständlich und zeitraubend zu montieren und nehmen verhältnismässig viel Platz in Anspruch.
Bei einer Kerbzahnverbindung lassen sich schädliche Axialbeanspruchungen der Lager nur dann vermeiden und eine leichte Montierbarkeit nur dann gewährleisten, wenn die Zähne ohne Pressitz ineinandergreifen. Dies bringt wegen der unvermeidbaren Herstellungstoleranzen und der notwendigen Berücksichtigung von Wärmeaus dehnungen ein gewisses Spiel in Umfangsrichtung zwi schen den Verzahnungen mit sich.
Das Drehmoment einer Antriebsmaschine, vor allem einer Brennkraftmaschine, ist nich konstant. Insbesonde re beim Anfahren einer Brennkraftmaschine aus dem kalten Zustand pulsiert das Drehmoment erheblich. Die Folge davon ist eine Ungleichförmigkeit der Drehbewe gung. Auch das Gegenmoment der anzutreibenden Teile, beispielsweise der Räder eines Fahrzeuges, ist nicht konstant. Dadurch können, insbesondere dann, wenn das hydrodynamisch-mechanische Getriebe eine Direktkupp lung aufweist und diese eingeschaltet ist, erhebliche Torsionsschwingungen auftreten, durch die sich das Eingriffsmoment zeitweise umkehrt.
Das unvermeidbare Zahnspiel führt dabei zu gegenseitigen Schlagbeanspru chungen der gekuppelten Elemente, die neben der Entste hung unangenehmer Geräusche und dem Ausschlagen der Zahnflanken die allmähliche Zerstörung von Teilever- bindungen an den gekuppelten Elementen und daran angeschlossenen Hilfsmaschinen zur Folge haben.
Auch die bekannte Schmierung der Zahnflanken mit Öl beseitigt diesen Nachteil nicht. Der Ölfilm dämpft zwar die Schlagbeanspruchungen in gewissem Masse, jedoch genügt diese Dämpfung nicht, um die zerstören den Wirkungen der nach wie vor vorhandenen Schlagbe anspruchungen vollständig und sicher auszuschalten.
Dies zu erreichen, ist Aufgabe der Erfindung, die darin besteht, dass ein Teil der Nutflanken bei wenigstens einer der ineinandergreifenden Verzahnungen von Feder elementen getragen ist, die entgegen der Richtung der auf diese Verzahnung wirkenden Umfangskräfte vorgespannt sind.
In manchen Anwendungsfällen tritt unter gewissen Betriebsbedingungen eine Umkehr der Richtung des von der Kerbzahnverbindung zu übertragenden Drehmomen- tes auf. Dies ist vor allem bei Fahrzeugantrieben der Fall, wenn das Fahrzeug unter Schwerkraftwirkung bergab rollt und der Motor zur Bremsung benutzt wird. Das in umgekehrter Richtung zu übertragende Drehmoment ist in diesen Fällen jedoch meist erheblich kleiner als das Drehmoment unter normalen Antriebsbedingungen.
Da mit auch bei einer solchen Drehmomentumkehr kein Abheben der Zahnflanken auftritt und auch beim über gang zu normalen Antriebsbedingungen keine Schlagbe anspruchungen der Verzahnungen auftreten, wird die erfindungsgemässe Anordnung zur Beseitigung des Zahn spiels zweckmässig so ausgelegt, dass die Vorspannung der Federelemente mindestens dem bei Bremsung durch die Antriebsmaschine zu überführenden Bremsmoment entspricht.
Die Zahnflanken können jede bekannte Flankenform besitzen. In Anwendungsfällen, in denen keine zusätzli che Zentrierwirkung der Kerbzahnverbindung verlangt wird, können auch gerade Zahnflanken mit radialem oder wenigstens angenähert radialem Profilverlauf ver wendet werden.
Derartige Zahnflanken haben zwar irn Eingriff unter Last auch bereits eine gewisse Zentrierwir- kung. Eine exakte Zentrierung, wie sie insbesondere dann erforderlich ist, wenn wenigstens eines der zu kuppelnden Elemente wie beispielsweise das rotierende Gehäuse eines hydrodynamischen Getriebes fliegend gelagert ist, bedin gen jedoch in den meisten Fällen die Anwendung von der Radialrichtung abweichender,
insbesondere evolventen- förmiger oder ähnlich gekrümmter Flankenprofile. In diesen Fällen ergibt die Anordnung auch dann eine gute Zentrierwirkung, wenn kein Antriebsmoment vorhanden ist. Dies ist insbesondere für schnellaufende Anlagen von Bedeutung. Die Vorspannung der Federelemente wird deshalb in solchen Fällen zweckmässig so gross gewählt, dass die davon ausgeübte Zentrierkraft die Unwuchtkräf- te des nichtgelagerten Kupplungselementes übersteigt.
Trotz dieser hohen Vorspannung wird die axiale Beweg lichkeit der gekuppelten Elemente nicht beeinträchtigt. Zweckmässig weisen dabei die von den Federelementen getragenen Zahnflanken ein Evolventenprofil auf, das dem der Zahnflanke eines im ideellen Schwenkzentrum der Biegefeder gelagerten Stirnzahnrades entspricht. Durch diese Ausbildung wird sichergestellt, dass sich die Zahnflanken an den Biegefedern und der Gegenverzah nung flächig berühren und nicht nur eine Kantenberüh rung am Zahnkopf oder Zahnfuss stattfindet, die unzu lässige Flächenpressungen zur Folge haben könnte.
Vorzugsweise bilden die von den Federelementen getragenen Zahnflanken einen Teil der Aussenverzah nung. Dies erleichtert die Aufrechterhaltung einer Ölfül lung zur Schmierung der Zahnflanken, wozu in weiterer Ausgestaltung der Erfindung das die Innenverzahnung tragende Element das andere Element mit einem an die Innenverzahnung anschliessenden kragenförmigen An- satz dichtend übergreift.
Der durch eine Ölfüllung in der angedichteten Verzahnung entstehende Ölfilm dient le diglich zur Herabsetzung der für eine Axialbewegung zwischen den gekuppelten Elementen noch erforderlichen Kräfte und der Verhinderung von Korrosionserscheinun gen elektronischer Art an den Zahnflanken.
Hingegen entfällt die Aufgabe, Schlagbeanspruchungen zu dämp fen, da diese von vornherein ausgeschaltet sind. Zweck- mässig wirkt der Ansatz an dem die Innenverzahnung tragenden Element mit einem am anderen Element angeordneten O-Ring zusammen, wodurch die an der Dichtungsstelle auftretenden Reibungskräfte kleingehal- ten werden und trotzdem eine vollständige Abdichtung erzielt wird.
In einer Ausführungsform des Erfindungsgegenstan des sind die Federelemente von in Aussparungen des die zugehörige Verzahnung tragenden Elementes angeordne ten Biegefedern gebildet, deren radial gerichtete freie Enden wenigstens auf einer Seite Zahnflankenprofil aufweisen.
Das Ineinanderfügen der Kerbzahnverbindung bei der Montage lässt sich nach einer anderen Ausführungsform des Erfindungsgegenstandes wesentlich vereinfachen durch verstellbare Anschlagmittel, durch welche die Federelemente vor dem Ineinanderfügen der Verzahnun gen über den Grad der Vorspannung im normalen Betriebszustand hinaus vorspannbar sind.
Um die An schlagmittel nach dem ersten Eingriff der Verzahnungen beim Ineinanderfügen selbsttätig in eine unwirksame Stellung zurückzuführen, werden die Anschlagmittel vor zugsweise von in Achsrichtung der Verzahnungen schwenkbar an den Federelementen angeordneten Hebeln gebildet, die beim Ineinanderfügen der Verzahnungen von dem die andere Verzahnung tragenden Element aus einer die Biegefeder von einer Anschlagfläche abdrük- kenden Stellung in eine die Biegfeder freigebende Stellung verschwenkbar sind.
Eine besonders einfache Ausge staltung der Anschlagmittel ergibt sich dadurch, dass die schwenkbaren Hebel selbst aus Federmaterial bestehen und an den sich in den Aussparungen der Verzahnung abstützenden freien Enden Vorsprünge tragen, die beim Ineinanderfügen der Verzahnungen in Ausnehmungen oder Durchbrechungen innerhalb der Biegefedern einfal len.
Der Erfindungsgegenstand wird nachstehend anhand eines in der Zeichnung dargestellten Ausführungsbei spiels näher erläutert.
Es zeigen: Fig. 1 teilweise in Seitenansicht und teilweise im Axialschnitt nach Linie 1-1 in Fig.2 die spielfreie Kerbzahnverbindung zwischen dem drehbaren Gehäuse eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers und dem Schwungrad einer Antriebsmaschine, bevor die Verzah nungen vollständig ineinandergefügt sind, Fig. 2 eine teilweise weggebrochene Stirnansicht auf das Antriebsende des hydrodynamischen Drehmoment- wandlers nach Linie 2-2 in Fig. 1,
wobei zur Verdeutli chung die Darstellung des Schwungrades weggelassen ist, Fig. 3 einen Ausschnitt aus Fig. 1 nach dem endgülti gen Zusammenfügen der Verzahnungen, Fig.4 einen Ausschnitt aus Fig.2 in vergrössertem Massstab, Fig. 5 eine Darstellung ähnlich Fig. 4 mit einem ab geänderten Ausführungsbeispiel der Erfindung.
In der Zeichnung sind gleich ausgebildete und gleich wirkende Teile mit denselben Bezugsziffern versehen.
Der in Fig. 1 in seiner Gesamtheit mit 10 bezeichnete hydrodynamische Drehmomentwandler enthält innerhalb einer mit Strömungsmittel gefüllten torroidförmigen Ar beitskammer 11 in bekannter Weise einen Pumpenschau felkranz 12, zwei Turbinenschaufelkränze 14 und 16 sowie einen Reaktionsschaufelkranz 18. Der Turbinen schaufelkranz 16 sitzt an einem Turbinenrad 20, das von einer inneren Hohlwelle 22 getragen wird und mit dieser drehfest verbunden ist. Der Reaktionsschaufelkranz 18 sitz an einem Reaktionsrad 24, das von einer die Hohlwelle 22 koaxial umschliessenden Hohlwelle 26 getragen wird und mit dieser drehfest verbunden ist.
Der Turbinenschaufelkranz 14 ist an dem Turbinenschaufel kranz 16 mittels eines Kernringes 28 gehalten.
Die Hohlwellen 22, 26 führen die von dem Strö mungsmittel in der Arbeitskammer 11 auf die Schaufel kränze 14, 16, 18 ausgeübten Drehmomente einem (nicht dargestellten) mechanischen Getriebe zu, das sich unmit telbar an den hydrodynamischen Drehmomentwandler anschliessen kann und in den meisten Fällen als Plane tengetriebe ausgebildet sein wird. Von der Abtriebswelle des mechanischen Getriebes wird das Drehmoment beispielsweise auf die Antriebsräder eines Kraftfahrzeu ges übertragen, bei dessen Vorwärtsfahrt für gewöhnlich die Turbinenwelle 22 mit der Abtriebswelle des mechani- schen Getriebes starr verbunden wird.
Der Pumpenschaufelkranz 12 des Drehmomentwand- lers 10 sitzt an einem Pumpenrad 30, das zwischen einer vorderen Gehäuseschale 32 und einer hinteren Gehäuse schale 34 unter Zwischenlage einer Ringscheibe 36 mittels Schraubbolzen 38 verspannt ist. Die hintere Gehäuseschale 34 wird von einer dritten Hohlwelle 40 getragen, mit deren Flanschteil 42 die Gehäuseschale 34 bei 44 verschraubt ist. Die Hohlwelle 40 ist mittels eines Kugellagers 46 in einem feststehenden Flanschgehäuse 48 des mechanischen Getriebes gelagert.
Die vordere Gehäuseschale 32 trägt einen nach einwärts gerichteten nabenförmigen Ansatz 50, der ein auf dem vorderen Ende der Turbinenwelle 22 sitzendes Zylinderrollenlager 52 aufnimmt. Eine in das vordere Ende der Turbinenwelle 22 eingeschraubte Flanschhülse 54 hält das Zylinderrollenlager 52 auf der Turbinenwelle 22 in Stellung und ragt mit ihrem äusseren Ende dichtend in eine ausgebuchste zentrale Sackbohrung 56 des vorde ren Gehäuseteils 32, von welcher mindestens eine im wesentlichen radial gerichtete Bohrung 58 zu einer Ar beitskammer 60 innerhalb der Gehäuseschale 32 führt,
die durch einen auf dem Ansatz 50 axial verschieblich geführten Ringkolben 62 abgeschlossen ist.
Zwischen dem Zylinderrollenlager 52 und dem Turbi nenrad 20 ist auf der Turbinenwelle 22 in drehfester Verbindung ein stirnverzahntes Kupplungsrad 64 ange ordnet, das eine innenverzahnte und auf beiden Stirnsei ten mit Reibbelägen versehene Kupplungsscheibe 66 trägt, die von dem Ringkolben 62 in reibungsschlüssige Anlage gegen die als Kupplungsgegenscheibe dienende Ringscheibe 36 gepresst werden kann.
In die Turbinenwelle 22 ist ein zentrales Rohr 68 eingesetzt, dessen vorderes Ende in die Flanschhülse 54 ragt. Der zwischen der Aussenwandung des Rohres 68 und der Innenwandung der hohlen Turbinenwelle 22 gebildete Kanal 70 ist am vorderen Ende durch eine Kolbendichtung 72 gegenüber dem Inneren des Rohres 68 und der Flanschhülse 54 abgedichtet und steht über Radialöffnungen 74 in der Turbinenwelle 22 und Radial öffnungen 76 im Tragrag 64 in ständiger Verbindung mit der Arbeitskammer 11 des hydrodynamischen Drehmo- mentwandlers 10 sowie dem die Kupplungsscheibe 66 aufnehmenden Raum 73 an der Aussenseite des Ringkol bens 62.
Die Kupplungsscheibe 66 bildet zusammen mit der Kupplungsgegenscheibe 36 eine Direktkupplung, durch welche der Pumpenteil und der Turbinenteil des hydro dynamischen Drehmomentwandlers mechanisch mitein ander verbindbar sind.
Im Wandlerbetrieb des hydrody namischen Drehmomentwandlers werden die Arbeits kammer 11 des hydrodynamischen Drehmomentwandlers 10 und der die Kupplungsscheibe 66 aufnehmende Raum 73 unter einem bestimmten Flüssigkeitsdruck gehalten, der von einer (nicht dargestellten) Druckflüssigkeitsquelle durch den Kanal 70 und die Radialöffnungen 74, 76 zugeführt wird. Während dessen ist die Arbeitskammer 60 auf der Rückseite des Ringkolbens 62 über die Radialbohrungen 58, die Sackbohrung 56 und das Innere des Zentralrohres 68 entlüftet.
Sollen die Direktkupplung eingerückt und der Wand- ler ausgeschaltet werden, dann wird der Arbeitskammer 60 üb--r das Zentralrohr 68, die Sackbohrung 56 und die Radialbohrung 58 Flüssigkeitsdruck zugeführt, und die Arbeitskammer 11 des hydrodynamischen Drehmoment- wandlers 10 und der Raum 73 werden über den Kanal 70 entlüftet, wodurch der Ringkolben die Kupplungsscheibe 66 gegen die Kupplungsgegenscheibe 36 anpresst.
Wie weiterhin aus den Fig. 1 und 2 ersichtlich ist, trägt die vordere Kupplungsschale 32 an ihrer Stirnseite einen axial vorspringenden Kragen 78 mit einer Aussen verzahnung 80, die der Innenverzahnung 82 eines her kömmlichen topf- oder schalenförmigen Schwungrades 84 angepasst ist. Das Schwungrad 84 enthält Schraublö- cher 86 zum Anschrauben an das flanschförmige Wellen ende einer Antriebsmaschine, beispielsweise einer Brenn- kraftmaschine.
Der Kragen 78 weist, wie Fig. 2 zeigt, an beispielswei se vier gleichmässig am Umfang verteilten Stellen Aus sparungen 88 auf. Eine entsprechende Anzahl von Kon solen 90 ist gegen eine vorspringende ringförmige Pass- fläche 92 an der Stirnseite der vorderen Gehäuseschale 32 mittels Schraubbolzen 94 und Muttern 96 verschraubt. Die Durchführung der Schraubbolzen 94 durch entspre chende Bohrungen in der Gehäuseschale 32 ist auf deren Innenseite durch eine Ringdichtung 98 abgedichtet.
Jede Konsole weist einen nach auswärts abgewinkelten Teil 100 auf, gegen welchen mittels einer Schraube 102 das eine Ende einer U-förmige Biegefeder 104 aus im Querschnitt rechteckigen Federstahl festgeschraubt ist. Die verlängerten freien Schenkel der Biegefedern 104 ragen in die Aussparungen 88 des Kragens 78 und sind an den Enden 106 mindestens auf der in Fig. 2 und 4 nach rechts gerichteten Aussenseite zahnförmig abge schrägt. Die zahnförmig abgeschrägten Enden 106 liegen auf dem Teilkreis der Aussenverzahnung 80 und ersetzen je eine Zahnflanke der Aussenverzahnung 80 im Bereich einer Aussparung 88.
Die Richtung des vom Schwungrad auf das Wandlergehäuse übertragenen Drehmoments ist in den Fig. 2 und 4 durch einen Drehrichtungspfeil ange deutet. Im zusammengefügten Zustand der Verzahnungen 80, 82 sind die U-förmigen Biegefedern 104 derart vorgespannt, dass sie sich zu strecken versuchen.
In dieser Stellung die in Fig.4 mit ausgezogenen Linien dargestellt ist, üben die Biegefedern 104 auf die Innenver zahnung 82 des Schwungrades 84 eine Kraft in Richtung des vom Schwungrad auf das Wandlergehäuse übertrage nen Drehmoments aus, durch welche die Verzahnungen 80, 82 in eine der Richtung des zu übertragenden Drehmoments entsprechende Anlage ihrer Zahnflanken gedrückt werden. Diese Anlage wird von den Biegefedern 104 auch dann aufrechterhalten, wenn das Antriebsmo ment auf Null sinkt oder sogar negative Werte erreicht, sofern diese negativen Werte nicht das von den Biegefe dern 104 ausgeübte Andrucksmoment übersteigen.
Zur Erleichterung der Ineinanderfügung der Verzah nungen sind an den Biegefedern 10.4 Federzungen<B>108</B> mittels Nieten 110 schwenkbar angelenkt. Die Federzun gen 108 tragen an ihren gleichfalls in die Aussparungen 88 hineinragenden Enden angenietete Vorsprünge 112, die in der in Fig. 3 eingezeichneten Stellung der Federzungen 108 in Ausnehmungen oder Durchbrechun- gen 114 in den Biegefedern 106 eingreifen, wie dies in Fig. 4 mit ausgezogenen Linien dargestellt ist.
Gleichzei tig stützen sich die Federzungen 108 aufgrund ihrer verhältnismässig geringen Eigenfederung gegen die End- wände der Aussparungen ab.
Vor dem Ineinanderfügen der Verzahnungen 80, 82 werden die Federzungen 106, wie in Fig. 1 dargestellt, um einen geringen Winkelbetrag von der Gehäuseschale 32 weg verschwenkt, so dass die Vorsprünge 112 neben die Durchbrechungen 114 auf die Oberfläche der Biegefe dern 104 zu liegen kommen, sich aber gleichzeitig weiterhin nach rückwärts gegen die Endwandung der Aussparung 86 abstützen.
Hierdurch werden, wie in Fig.4 gestrichelt eingezeichnet ist, die Biegefedern 104 zusätzlich in einem solchen Mass vorgespannt, dass die abgeschrägten Federenden 108 eine Stellung einnehmen, die genau der Teilung der Aussenverzahnung 80 ent spricht. In dieser Stellung lassen sich die Verzahnungen mühelos ineinanderfügen.
Um die zusätzliche Verspannung der Biegefedern 104 nach dem Ineinandergreifen der Verzahnungen wieder zu beseitigen, sind die Federzungen 108 mit von der Gehäu seschale 32 wegweisenden Ansätzen 116 versehen. Die Ansätze 116 werden, wie Fig. 1 zeigt, beim Zusammenfü gen der Verzahnungen, wenn diese Zähne gerade ineinan- dergegriffen haben, von der inneren Stirnfläche des Schwungrades 84 erfasst,
und die Federzungen 108 werden beim weiteren Ineinanderfügen der Verzahnun gen zurückgedrückt so dass die Vorsprünge 112 in die Durchbrechungen 114 gemäss der Darstellung in Fig.3 einschnappen und die Biegefedern 104 zur Ausübung einer Vorspannkraft auf die Innenverzahnung 80 freige ben.
Wie Fig. 1 zeigt, trägt das Schwungrad 84 ausserhalb der Innenverzahnung 82 einen radial nach aussen ver stärkten krageförmigen Ansatz 118, der eine zylindrische Dichtungsfläche 120 am Kragen 78 der Gehäuseschale 32 übergreift. In eine Ringnut in der Zylinderfläche 120 ist ein O-Ring 122 eingesetzt, der gegen die zylindrische Innenfläche des kragenförmigen Ansatzes 118 dichtend anliegt. Durch diese Ausbildung wird der die Verzahnun gen 80, 82 enthaltende Raum zwischen Schwungrad 84 und Gehäuseschale 32 nach aussen abgedichtet und kann zur Schmierung der Zahnflanken mit Schmieröl angefüllt werden.
Durch den Umlauf im Betrieb genügen schon verhältnismässig geringe Ölmengen, um die Verzahnun gen ringsum ausreichend mit Schmieröl zu versorgen.
Bei dem Ausführungsbeispiel nach Fig. 1 bis 4 sind die Zahnflanken der Verzahnungen 80, 82 gerade ausge führt, und die Flankenwinkel stimmen überein. Dadurch legen die einander berührenden Zahnflanken auf ihrer gesamten Fläche gegeneinander an, wenn das Schwung rad 84 und der hydrodynamische Drehmomentwandler genau zueinander zentriert sind. Die Stellung wird infolge der Vorspannkräfte der Biegefedern 104 auch aufrechter halten, wenn kein Antriebsmoment vorhanden ist.
Fig. 5 zeigt ein abgeändertes Ausführungsbeispiel der Erfindung mit evolventenförrnigen Zahnflanken an den Verzahnungen 124, 126. Entsprechend weist auch die in Vorspannrichtung weisende Flanke des Federendes 128 jeder Biegefeder 130 Evolventenform auf. Diese Evolven- te ist jedoch stärker gekrümmt und entspricht der Zahnflankenform eines Stirnrades mit dem Drehzentrum <B>132,</B> das den ideellen Schwenkpunkt der Biegefeder 130 bildet.
Hierdurch wird sichergestellt, dass das Ende 128 der Biegefeder 130 stets zwischen dem Zahnkopf und dem Zahnfuss Flankenberührung mit der Inneverzah- nung 124 hat. Vom Ausführungsbeispiel nach Fig. 1 bis 4 abweichend besteht die Biegefeder 128 beim Ausfüh rungsbeispiel nach Fig.5 ferner mit der Konsole aus einem Stück und ist nur um 90 gebogen.
Die Erfindung ist nicht auf das in der Zeichnung dargestellte Ausführungs- und Anwendungsbeispiel be schränkt. Die in der Zeichnung dargestellte Ausführung des Drehmomentwandlers bildet keine Voraussetzung für die Anwendung der Erfindung.