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PATENTANSPRÜCHE
1. Federelement für Fahrzeugantriebe, insbesondere für Schienenfahrzeuge, mit einem zumindest teilweise aus gummielastischem, schwingungsdämpfendem Material bestehenden Federkörper, welcher zwei seine Höhe (H) beidenends begrenzende, quer zu einer zentralen Achse (A) gestellte Stützflächen (6a) und eine bezüglich der zentralen Achse (A) symmetrische Einschnürung aufweist, dadurch gekennzeichnet, dass der Federkörper (5) in unbelastetem Zustand eine Mantelfläche ausweist, welche durch im wesentlichen über seine Höhe (H) kontinuierlich verlaufende, bogenartige Mantellinien (7) bestimmt ist, wobei sich die Stelle der tiefsten Einschnürung im wesentlichen auf der halben Höhe (H) des Federkörpers (5) befindet, und dass die Mantellinien (7) je einen annähernd über das mittlere Drittel der Höhe (H) des Federkörpers (5) sich erstreckenden,
einem Krümmungsradius (R) entsprechend konkav- oder achsparallel-verlaufenden mittleren Abschnitt (M) und konkav verlaufende Endabschnitte (N) mit Krümmungsradien (r) aufweisen, die kleiner sind als der Krümmungsradius (R) des mittleren Abschnitts (M), wobei die kleinsten Krümmungsradien (r) innerhalb der beiden äussersten Achtel der Höhe (H) des Federkörpers (5) liegen.
2. Federelement nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Mantellinien (7) zumindest in ihren vom mittleren Abschnitt (M) gegen ihre beiden Enden sich erstrekkenden Längenbereichen jeweils nach dem betreffenden Ende hin stetig abnehmende Krümmungsradien aufweisen.
3. Federelement nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Mantellinien (7) je im mittleren Abschnitt (M) einen durchschnittlichen Krümmungsradius (R) aufweisen, der mindestens doppelt so gross ist wie die Krümmungsradien (r) in den Endabschnitten (N).
4. Federelement nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass der Federkörper (5) mit einer ihn im Bereich der zentralen Achse (A) durchsetzenden Bohrung (8) versehen ist.
5. Federelement nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass die Bohrung (8) zwei von einem mittleren Bereich je nach den Stützflächen (6a) hin sich erweiternde Endabschnitte (8a) aufweist.
6. Federelement nach Anspruch 4 oder 5, mit mindestens einem an einer der Stützflächen (6a) des Federkörpers (5) angeordneten, starren Tragteil, dadurch gekennzeichnet, dass der Tragteil z.B. eine Platte (6), mit mindestens einem zwischen seinem Randbereich und dem Bereich der Bohrung (8, 8a) des Federkörpers (5) verlaufenden Verbindungskanal, z.B. einer Vertiefung ( 10), versehen ist.
Die Erfindung betrifft ein Federelement für Fahrzeugantriebe, insbesondere für Schienenfahrzeuge, mit einem zumindest teilweise aus gummielastischem, schwingungsdämpfendem Material bestehenden Federkörper, welcher zwei seine Höhe beidenends begrenzende, quer zur einer zentralen Achse gestellte Stützflächen und eine bezüglich der zentralen Achse symmetrische Einschnürung aufweist.
Ein bekanntes Federelement dieser Art ist in der Form eines Doppelkegels mit geraden Mantellinien ausgebildet, welche eine relativ scharf gekerbte Einschnürung bilden (CH-PS 554 504). Das bekannte Federelement ist unter bestimmten, insbesondere bei Schienenfahrzeugantrieben gegebenen Betriebsbedingungen relativ weich und weist bei einem gegebenen Höchstwert der zu übertragenden Kraft ein relativ geringes Arbeitsvermögen auf. Aufgrund der entsprechenden Charakteristik des bekannten Federelementes ist auch dessen Dämpfungswirkung, insbesondere im unteren Belastungsbereich, begrenzt, so dass z.B. bei einem in üblicher Weise in bezug auf Drehbewegungen relativ nachgiebigen Antrieb eines Schienenfahrzeuges Rotationsschwingungen auftreten können.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein in dieser Hinsicht verbessertes Federelement zu schaffen, welches sich bei einer gegebenen maximalen Endkraft durch ein möglichst grosses Arbeitsvermögen auszeichnet und welches zugleich im Bereich des ganzen Federweges gute Dämpfungseigenschaften aufweist.
Diese Aufgabe wird gemäss der Erfindung dadurch gelöst, dass der Federkörper in unbelastetem Zustand eine Mantelfläche aufweist, welche durch im wesentlichen über seine Höhe kontinuierlich verlaufende, bogenartige konkave Mantellinien bestimmt ist, wobei sich die Stelle der tiefsten Einschnürung im wesentlichen auf der halben Höhe des Federkörpers befindet, und dass die Mantellinien je einen annähernd über das mittlere Drittel der Höhe des Federkörpers sich erstreckenden, einen Krümmungsradius entsprechend konkav oder achsparallel verlaufenden mittleren Abschnitt und konkav verlaufende Endabschnitte mit Krümmungsradien aufweisen, die kleiner sind als der Krümmungsradius des mittleren Abschnitts, wobei die kleinsten Krümmungsradien etwa innerhalb der beiden äussersten Achtel der Höhe des Federkörpers liegen.
Das erfindungsgemäss ausgebildete Federelement weist eine wesentlich weniger progressiv verlaufende Federkennlinie auf als bisherige Elemente der eingangs genannten Art bei vergleichbaren Einbauabmessungen des Federelementes bzw. des hierfür im betreffenden Antriebsteil zur Verfügung stehenden Raumes. Entsprechend wird bei gegebener Endkraft ein grösseres Arbeitsvermögen des Federelementes und eine bessere Dämpfung der durch dieses aufzunehmenden Schwingungen, insbesondere der im Antrieb auftretenden Drehschwingungen, erzielt.
Nach einer besonders zweckmässigen Ausführungsform der Erfindung können die Mantellinien zumindest in ihren vom mittleren Abschnitt gegen ihre beiden Enden sich erstreckenden Längenbereichen jeweils nach dem betreffenden Ende hin stetig abnehmende Krümmungsradien aufweisen.
Eine sowohl für die Federung als auch für die Dämpfung besonders vorteilhafte Formgebung des Federelementes kann in weiterer Ausgestaltung der Erfindung dadurch erzielt werden, dass die Mantellinien je im mittleren Abschnitt einen durchschnittlichen Krümmungsradius aufweisen, der mindestens doppelt so gross ist wie die Krümmungsradien in den Endabschnitten. Dadurch kann dem Profil des Federkörpers auf einfache Weise eine Form gegeben werden, welche unter einer vorbestimmten grössten Belastung eine möglichst geringe Abweichung von der sowohl für die Federwirkung als auch für die Dämpfungswirkung idealen zylindrischen Form des zusammengepressten Federkörpers ergibt.
Zweckmässig ist es, wenn der Federkörper mit einer ihn im Bereich der zentralen Achse durchsetzenden Bohrung versehen ist. Dadurch kann einerseits eine für die angestrebte optimale Verformung besonders günstige Formgebung des Federkörpers erzielt und andererseits die Ableitung von bei Schwingungen durch die innere Reibung des Federkörpers entstehender Wärme aus dem Federelement erleichtert werden.
Die Charakteristik des Federelementes kann auf einfache Weise dadurch beeinflusst werden, dass die Bohrung zwei von einem mittleren Bereich je nach den Stützflächen hin sich erweiternde Endabschnitte aufweist. Dadurch kann z.B. die
Form der Bohrung dem Verlauf der Aussenkontur des Federkörpers so angepasst werden, dass dieser unter der gegebenen höchsten Belastung in zusammengepresstem Zustand einen über seine Höhe zumindest annähernd konstanten Querschnitt aufweist.
Bei einem Federelement mit mindestens einem an einer der Stützflächen des Federkörpers angeordneten, starren Tragteil kann die Kühlung des Federkörpers dadurch verbessert werden, dass der Tragteil z.B. eine Platte, mit mindestens einem zwischen seinem Randbereich und dem Bereich der Bohrung des Federkörpers verlaufenden Verbindungskanal, z.B. einer Vertiefung versehen ist. Bei dieser Ausführung steht die Bohrung auch bei satt auf einer Abstützfläche anliegendem Tragteil mit der Umgebungsluft in Verbindung.
Beim Zusammenpressen und Entspannen des Federkörpers kann somit eine gewisse Pumpwirkung entstehen, die einen Luftaustausch in der Bohrung bewirkt. Entsprechend wird der Federkörper durch die Luft oder durch allenfalls vorhandenen Ölnebel auch von innen her gekühlt, so dass die Wärmeabfuhr aus dem Federkörper, im Vergleich zu einem massiven Federkörper, wesentlich verbessert wird.
Die Erfindung wird anhand eines in der Zeichnung schematisch dargestellten Ausführungsbeispieles erläutert. Es zeigt:
Fig. 1 eine Antriebseinrichtung eines Schienenfahrzeuges in einer Teilansicht mit einem Teilschnitt,
Fig. 2 ein Federelement aus der Fig. 1 in einer grösseren Darstellung und in einem Längsschnitt gezeichnet,
Fig. 3 eine schaubildliche Teilansicht des Federelementes nach der Fig. 2 und
Fig. 4 ein Diagramm mit einer Federkennlinie.
Die Antriebseinrichtung nach Fig. 1 enthält ein Zahnrad 1 mit darin in Umfangsrichtung verteilt angeordneten Federelementen 3, welche je zwischen zwei in tangentialer Richtung gegeneinander bewegliche und je gegen einen Anschlag des Zahnrades 1 abgestützte Federteller 4 unter Vorspannung eingesetzt sind. Das Zahnrad 1 ist mit einem nicht dargestellten, z.B. in einem Drehgestell feststehend angeordneten Antriebsmotor getrieblich verbunden. Zwischen die Federteller 4 der jeweils einander benachbarten Federkörper 3 greifen Mitnehmerarme 2 eines nicht weiter dargestellten Kupplungsteiles ein, welcher mit einer ebenfalls nicht dargestellten, im Drehgestell gefedert gelagerten Radsatzachse getrieblich verbunden ist. Die Anordnung der in der Fig. 1 nicht dargestellten Teile des Antriebes und des Drehgestelles ist an sich z.B. aus dem Fachbuch Sachs, Elektrische Triebfahrzeuge I , 2.
Auflage, Seite 413 ff., bekannt.
Die Federelemente 3 enthalten je einen aus einem bekannten gummielastischen Material bestehenden Federkörper 5 mit beidenends quer zu seiner zentralen Achse A gestellten Stützflächen 6a, an welchen je eine starrre Stützplatte 6 angebracht, z.B. anvulkanisiert oder angeklebt ist.
Das Material des Federkörpers 5 ist in der für Antriebe der beschriebenen Art üblichen Weise auch zur Dämpfung von Schwingungen geeignet. Jedes der Federelemente 3 ist mit seinen Stützplatten 6 in Richtung der Achse A, d.h. tangential zur Umfangsrichtung des Zahnrades 1, an den Federtellern 4 abgestützt. Entsprechend sind das Zahnrad 1 und die Mitnehmerarme 2 durch die Federelemente 3 in Umfangsrichtung federnd gekuppelt, wobei die relativ zu den Federtellern 4 beweglichen Mitnehmerarme 2 in bekannter Weise Achsversetzungen und Winkelabweichungen zwischen den Achsen des betreffenden Kupplungsteiles und des Zahnrades
1 zulassen.
Die Federkörper 5 sind als Rotationskörper ausgebildet, welche je eine durch bogenartig gekrümmte, konkave Mantellinien 7 gebildete Mantelfläche und dementsprechend eine zur zentralen Achse A des Federkörpers 5 symmetrische, seine Höhe H mittig unterteilende Einschnürung aufweisen.
Die Mantellinien 7 weisen je eine praktisch über die ganze Höhe H des Federkörpers 5 kontinuierlich verlaufende Krümmung auf, welche beim dargestellten Beispiel durch einen mittleren Abschnitt M mit einem relativ grossen durchschnittlichen Krümmungsradius R und zwei Endabschnitte N mit kleineren Krümmungsradien r bestimmt ist. Eine optimale Annäherung an die ideale Form des unbelasteten Federelementes wird erzielt, wenn die Mantellinien 7 je zumindest annähernd einen Teil einer in der Fig. 2 strichpunktiert angedeuteten Ellipse E bilden, deren grosse Achse B ausserhalb des Federkörpers 5 liegt und parallel zu dessen Achse A verläuft und deren kleine Achse C geringfügig grösser ist als die Differenz zwischen dem Aussendurchmesser D und dem Durchmesser d der engsten Einschnürung des Federkörpers 5, wobei die grosse Achse B geringfügig grösser ist als die Höhe H.
Der Federkörper 5 ist mit einer über seine Höhe H durchgehenden Bohrung 8 versehen, welche einen über das mittlere Drittel der Höhe H zylindrisch verlaufenden Mittelabschnitt und zwei daran anschliessende, je nach aussen sich erweiternde kegelige Endabschnitte 8a aufweist, die in entsprechende, in den Stützplatten 6 vorgesehene Bohrungen übergehen. Jede der Stützplatten 6 ist mit drei radial angeordneten, nutenartigen Vertiefungen 10 versehen, durch welche der Innenraum des Federkörpers 5 auch bei satt an den Federtellern 4 anliegenden Stützplatten 6 mit dem die Federelemente 3 umgebenden Raum in Verbindung steht.
Der Aussendurchmesser D, der Durchmesser d der Einschnürung, der Durchmesser dl der Bohrung 8 und die Krümmungsradien R und r des Federkörpers 5 werden entsprechend der zu übertragenden Federkraft, der durch den vorhandenen Einbauraum gegebenen, vorbestimmten Länge bzw. Höhe H des Federkörpers 5 und dem vorbestimmten, als zulässig angenommenen Federweg ausgelegt. Die Abmessungen des Federelementes 3 sind optimal ausgelegt, wenn der unter der vorbestimmten höchsten Belastung zusammengedrückte Federkörper 5 den zwischen seinen Stützplatten 6 bestehenden Raum voll ausfüllt, d.h. im idealen Fall eine über die ganze reduzierte Höhe zylindrisch verlaufende Mantelfläche und damit einen über die Höhe zumindest annähernd konstanten Querschnitt aufweist.
Als in dieser Hinsicht besonders zweckmässig hat sich - bei unbelastetem Federkörper - ein Verhältnis der Durchmesser d/DZ 0,8 erwiesen.
In der Fig. 4 ist der Verlauf einer voll gezeichneten Federkennlinie K des in der beschriebenen Weise ausgeführten Federelementes 3 im Vergleich zu einer gestrichelt gezeichneten Federkennlinie K' eines Federelementes der bisherigen Art angedeutet, wobei über dem Federweg s die Federkraft F aufgetragen ist. Wie aus dieser Darstellung hervorgeht, verläuft die Federkennlinie K wesentlich weniger progressiv als die Federkennlinie K'. Entsprechend zeichnet sich das erfindungsgemäss ausgebildete Federelement 3 - bei einem gegebenen Höchstwert Fl der zu übertragenden Federkraft F durch ein im Vergleich zu der bekannten Ausführung wesentlich grösseres Arbeitsvermögen aus, welches im Diagramm als schraffierte Fläche V dargestellt ist.
Aufgrund des im Vergleich zur Federkennlinie K' steileren Verlaufes der Federkennlinie K im Anfangsteil der Kurve wird bereits im unteren Belastungsbereich eine bessere Dämpfung allfälliger Schwingungen, insbesondere Drehschwingungen, der durch die Federelemente 3 gekuppelten Antriebsteile erzielt.
Die in den Stützplatten 6 vorgesehenen Vertiefungen 10 gestatten einen Luftaustausch in der Bohrung 8, da bei Schwingungen eine gewisse Pumpwirkung entsteht, durch welche Luft oder allenfalls vorhandener Ölnebel aus der Umgebung der Kupplungsteile in die Bohrung 8 des Federelementes 3 gelangen kann, so dass dieses auch von innen her gekühlt wird.
Der Federkörper kann auch mit einer über die ganze Höhe H zylindrisch oder doppelkegelförmig verlaufenden Bohrung versehen sein. Es kann auch auf eine Bohrung verzichtet und das Federelement massiv ausgeführt werden. Anstelle der dargestellten, durch ellipsenartig gekrümmte Mantellinien gebildeten Form des Federkörpers 5 sind auch von dieser Form mehr oder weniger stark abweichende Formen möglich, wobei die Grenze für die unter den üblichen Betriebsbedingungen zweckmässigen Abmessungen des Federkörpers durch ein Verhältnis der durchschnittlichen Krümmungsradien von R/r = 2/1 bestimmt sein dürfte. Es ist auch eine Ausführung mit Mantellinien denkbar, welche im mittleren Abschnitt z.B. über das mittlere Drittel der Höhe H, parallel zur Achse A verlaufen, d.h. einen Radius R = aufweisen.
Ferner kann der Federkörper anstelle eines kreisringförmigen bzw. kreisförmigen Querschnittes auch etwa einen vieleckigen Querschnitt aufweisen.
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PATENT CLAIMS
1. Spring element for vehicle drives, in particular for rail vehicles, with an at least partially made of rubber-elastic, vibration-damping material spring body, which has two ends that limit its height (H) at both ends, placed transversely to a central axis (A) and one with respect to the central one Axis (A) has a symmetrical constriction, characterized in that the spring body (5) has an outer surface in the unloaded state, which is determined by arc-like outer lines (7) running essentially over its height (H), the position of the deepest constriction is essentially at half the height (H) of the spring body (5), and that the surface lines (7) each extend approximately over the middle third of the height (H) of the spring body (5),
have a radius of curvature (R) corresponding to concave or axially parallel central section (M) and concave end sections (N) with radii of curvature (r) that are smaller than the radius of curvature (R) of the central section (M), the smallest Radii of curvature (r) lie within the two extreme eighths of the height (H) of the spring body (5).
2. Spring element according to claim 1, characterized in that the surface lines (7) at least in their length regions extending from the central section (M) towards their two ends each have continuously decreasing radii of curvature towards the relevant end.
3. Spring element according to claim 1 or 2, characterized in that the surface lines (7) each in the central section (M) have an average radius of curvature (R) which is at least twice as large as the radii of curvature (r) in the end sections (N ).
4. Spring element according to one of claims 1 to 3, characterized in that the spring body (5) is provided with a bore (8) penetrating it in the region of the central axis (A).
5. Spring element according to claim 4, characterized in that the bore (8) has two end sections (8a) which widen from a central region depending on the support surfaces (6a).
6. Spring element according to claim 4 or 5, with at least one on one of the support surfaces (6a) of the spring body (5) arranged, rigid support part, characterized in that the support part e.g. a plate (6) with at least one connecting channel running between its edge area and the area of the bore (8, 8a) of the spring body (5), e.g. a recess (10) is provided.
The invention relates to a spring element for vehicle drives, in particular for rail vehicles, with an at least partially made of rubber-elastic, vibration-damping material spring body, which has two ends limiting its height, placed transversely to a central axis and a constriction symmetrical with respect to the central axis.
A known spring element of this type is in the form of a double cone with straight surface lines, which form a relatively sharp notched constriction (CH-PS 554 504). The known spring element is relatively soft under certain operating conditions, in particular given rail vehicle drives, and has a relatively low working capacity at a given maximum value of the force to be transmitted. Due to the corresponding characteristics of the known spring element, its damping effect, particularly in the lower load range, is also limited, so that e.g. rotational vibrations can occur in a drive of a rail vehicle that is relatively flexible in the usual manner with respect to rotary movements.
The object of the invention is to provide a spring element which is improved in this respect and which is characterized by the greatest possible working capacity at a given maximum final force and which at the same time has good damping properties in the area of the entire spring travel.
This object is achieved according to the invention in that the spring body in the unloaded state has a lateral surface which is determined by arc-shaped concave surface lines which run essentially continuously over its height, the location of the deepest constriction being essentially at half the height of the spring body and that the generatrices each have a central section that extends approximately over the middle third of the height of the spring body, has a radius of curvature corresponding to concave or axially parallel, and concave end sections with radii of curvature that are smaller than the radius of curvature of the central section, the smallest Radii of curvature lie approximately within the two extreme eighths of the height of the spring body.
The spring element designed according to the invention has a spring curve that is much less progressive than previous elements of the type mentioned at the beginning with comparable installation dimensions of the spring element or of the space available for this in the relevant drive part. Correspondingly, with a given final force, a greater working capacity of the spring element and better damping of the vibrations to be absorbed by it, in particular the torsional vibrations occurring in the drive, are achieved.
According to a particularly expedient embodiment of the invention, the surface lines can have radii of curvature which decrease continuously towards the respective end, at least in their length regions extending from the central section towards their two ends.
A particularly advantageous shape of the spring element both for the suspension and for the damping can be achieved in a further embodiment of the invention in that the surface lines each have an average radius of curvature in the central section which is at least twice as large as the radius of curvature in the end sections. As a result, the profile of the spring body can be given a shape in a simple manner which, under a predetermined greatest load, results in the smallest possible deviation from the cylindrical shape of the compressed spring body, which is ideal both for the spring action and for the damping action.
It is expedient if the spring body is provided with a bore passing through it in the region of the central axis. In this way, on the one hand, a shape of the spring body that is particularly favorable for the desired optimal deformation can be achieved and, on the other hand, the dissipation of heat generated by vibrations due to the internal friction of the spring body from the spring element can be facilitated.
The characteristic of the spring element can be influenced in a simple manner in that the bore has two end sections which widen from a central region depending on the support surfaces. This can e.g. the
The shape of the bore can be adapted to the shape of the outer contour of the spring body in such a way that it has a cross section which is at least approximately constant over its height under the given highest load in the compressed state.
In the case of a spring element with at least one rigid support part arranged on one of the support surfaces of the spring body, the cooling of the spring body can be improved in that the support part e.g. a plate with at least one connecting channel running between its edge area and the area of the bore of the spring body, e.g. a depression is provided. In this version, the bore is in contact with the ambient air even when the supporting part lies snugly on a support surface.
When compressing and relaxing the spring body, a certain pumping action can occur, which causes an air exchange in the bore. Accordingly, the spring body is also cooled from the inside by the air or by any oil mist that may be present, so that the heat dissipation from the spring body is significantly improved compared to a solid spring body.
The invention will be explained with reference to an embodiment shown schematically in the drawing. It shows:
1 shows a drive device of a rail vehicle in a partial view with a partial section,
2 shows a spring element from FIG. 1 in a larger representation and drawn in a longitudinal section,
Fig. 3 is a perspective partial view of the spring element according to FIGS. 2 and
Fig. 4 is a diagram with a spring characteristic.
1 contains a gearwheel 1 with spring elements 3 distributed therein in the circumferential direction, which are each inserted between two spring plates 4 which are movable relative to one another in the tangential direction and are each supported against a stop of the gearwheel 1 under pretension. The gear 1 is equipped with a not shown, e.g. Drive motor fixedly arranged in a bogie. Driver arms 2 of a coupling part, not shown, engage between the spring plates 4 of the spring bodies 3, which are adjacent to one another and which is connected in a geared manner to a wheel set axle, likewise not shown, which is spring-mounted in the bogie. The arrangement of the parts of the drive and the bogie not shown in FIG. 1 is in itself e.g. from the specialist book Sachs, electric traction vehicles I, 2.
Edition, page 413 ff., Known.
The spring elements 3 each contain a spring body 5 consisting of a known rubber-elastic material with support surfaces 6a placed at both ends transversely to its central axis A, to each of which a rigid support plate 6 is attached, e.g. vulcanized or glued.
The material of the spring body 5 is also suitable for damping vibrations in the manner customary for drives of the type described. Each of the spring elements 3 is with its support plates 6 in the direction of the axis A, i.e. supported tangentially to the circumferential direction of the gear 1 on the spring plates 4. Correspondingly, the gear wheel 1 and the driver arms 2 are resiliently coupled in the circumferential direction by the spring elements 3, the driver arms 2 movable relative to the spring plates 4 in a known manner axis displacements and angular deviations between the axes of the coupling part in question and the gear wheel
Allow 1.
The spring bodies 5 are designed as rotary bodies, each of which has a lateral surface formed by arc-shaped, concave surface lines 7 and, accordingly, a constriction symmetrical to the central axis A of the spring body 5 and dividing its height H centrally.
The surface lines 7 each have a curvature that runs practically over the entire height H of the spring body 5, which in the example shown is determined by a central section M with a relatively large average radius of curvature R and two end sections N with smaller radii of curvature r. An optimal approximation to the ideal shape of the unloaded spring element is achieved if the surface lines 7 each form at least approximately a part of an ellipse E, indicated by dash-dotted lines in FIG. 2, the major axis B of which lies outside the spring body 5 and runs parallel to its axis A. and whose small axis C is slightly larger than the difference between the outer diameter D and the diameter d of the narrowest constriction of the spring body 5, the large axis B being slightly larger than the height H.
The spring body 5 is provided with a bore 8 which is continuous over its height H and which has a central section running cylindrically over the middle third of the height H and two adjoining, depending on the outside, tapering end sections 8a, which in corresponding, in the support plates 6th skip the planned holes. Each of the support plates 6 is provided with three radially arranged, groove-like depressions 10, through which the interior of the spring body 5 is connected to the space surrounding the spring elements 3, even when the support plates 6 abut against the spring plates 4.
The outer diameter D, the diameter d of the constriction, the diameter dl of the bore 8 and the radii of curvature R and r of the spring body 5 are in accordance with the spring force to be transmitted, the predetermined length or height H of the spring body 5 given by the available installation space and the predetermined, accepted as accepted travel. The dimensions of the spring element 3 are optimally designed when the spring body 5 compressed under the predetermined highest load completely fills the space existing between its support plates 6, i.e. in the ideal case, has a cylindrical surface that extends cylindrically over the entire reduced height and thus has a cross section that is at least approximately constant over the height.
A ratio of the diameter d / DZ 0.8 has proven to be particularly expedient in this regard - with the spring body not loaded.
4 shows the course of a fully drawn spring characteristic K of the spring element 3 designed in the manner described in comparison to a dashed spring characteristic K 'of a spring element of the previous type, the spring force F being plotted over the spring travel s. As can be seen from this illustration, the spring characteristic K runs much less progressively than the spring characteristic K '. Correspondingly, the spring element 3 designed according to the invention is characterized by a much greater working capacity than the known embodiment, which is shown in the diagram as a hatched area V - at a given maximum value Fl of the spring force F to be transmitted.
Because the spring characteristic K in the beginning of the curve is steeper than the spring characteristic K ', better damping of any vibrations, in particular torsional vibrations, of the drive parts coupled by the spring elements 3 is achieved even in the lower load range.
The recesses 10 provided in the support plates 6 allow air to be exchanged in the bore 8, since a certain pumping effect occurs with vibrations, through which air or any oil mist from the vicinity of the coupling parts can get into the bore 8 of the spring element 3, so that this too is cooled from the inside.
The spring body can also be provided with a bore which runs cylindrical or double-conical over the entire height H. A hole can also be dispensed with and the spring element can be made solid. Instead of the illustrated shape of the spring body 5, formed by elliptically curved surface lines, more or less deviating shapes are also possible, the limit for the dimensions of the spring body expedient under the usual operating conditions being determined by a ratio of the average radii of curvature of R / r = 2/1 should be determined. A version with surface lines is also conceivable, which in the middle section e.g. over the middle third of the height H, parallel to the axis A, i.e. have a radius R =.
Furthermore, the spring body can also have a polygonal cross-section instead of an annular or circular cross-section.