CS240544B1

CS240544B1 - Radiacespojka

Info

Publication number: CS240544B1
Application number: CS841650A
Authority: CS
Inventors: Jiri Bednar
Original assignee: Jiri Bednar
Priority date: 1984-03-07
Filing date: 1984-03-07
Publication date: 1986-02-13
Also published as: CS165084A1

Abstract

Za účelom zabezpečenia přenosu relativné značných krútiacich momentov pri do- statočne] životnosti exponovaných dielcov sa použije radiaca spojka, ktorej závažie sú otočné uložené na čapoch v priestore bubna a od unášača sú oddělené přepojením vytvorenom na bubni, pričom pre prepoje- nie unášača so závažiami je bubon opatřený tvarovým vybráním, do ktorého zasahuje nosná plocha unášača, ktorou je unášač v zábere s tvarovou plochou závaží.In order to ensure the transmission of relatively large torques at a relatively long service life of the exposed parts, a shift clutch is used, the weights of which are rotatably mounted on the pins in the drum space and separated from the driver by a switch formed on the drum, a drum having a shaped recess into which the carrier surface of the carrier engages, the carrier being engaged with the shaped surface of the weight.

Description

240344240344

Vynález sa týká radiacej spojky, ktorá jevhodná k použitiu na samočinných viacstup-ňových převodovkách motorových vozidiel.BACKGROUND OF THE INVENTION The present invention relates to a shift clutch suitable for use on automotive multi-stage gearboxes.

Známe prevedenia radiacích spojok, urče-ných pre samočinné převodovky, u ktorýchsú odstředivé radiace spojky s výkyvné ulo-ženými odstředivými závažiami na bubneradiacej spojky, ktorý je s výstupným čle-nom převodu spojený pevne a s výstupomz převodovky je přepojený prostredníctvomzáběru nosnej plochy unášača, pevne spoje-ného s výstupom, s tvarovou plochou záva-ží tak, že pri přenose krútiaceho momentuod motora vzniká od silového styku nosnejplochy s tvarovou plochou reakcia, ktorápósobí proti odstředivým účinkom závažíspojky, a pri přenose krútiaceho momentuz výstupu smerom k motoru vzniká na sty-ku nosnej plochy s tvarovou plochou sila o-tvárajúce závažia spojky a vtláčaním roz-perných teliesok závaží pomedzi bubon aprítlačnú lamelu spojky stláča lamely spoj-ky účinkom dostatočným na přenos přená-šeného krútiaceho momentu, majú závažiezavesené na kolískoch, letmo uchytených vdne bubna, dno bubna je tvarované tak, žev rovině umiestnenia závaží, v ktorej je u-miestnený tiež unášač, sú vytvořené dvemedzikruhové časti bubna, pomedzi ktorý-mi zostáva obmedzený priestor na vytvore-nie závažia unášača. V dósledku opísanéhovytvorenia týchto spojok je značné obme-dzený přenositelný krútiaci moment a va-liace spojky vychádzajú neúnosné rozměrné,přitom v dósledku letmého uchytenia čapovzávaží sú ich tvarové plochy v dósledku vy-chylovania čapov v nekvalitnom zábere snosnou plochou unášača, relativné nízkáhmotnost závaží si vynucuje neúnosný zdvihzávaží pri spájaní radiacej spojky čo ďalejznižuje hmotnost závaží v danom zastavova-com priestore, zváčšeniu hrůbky závaží brá-ni letmé uchytenie čapov, obmedzený zasta-vovací priestor neumožňuje dostatočne di-menzovat unášač, je prakticky neriešitelnéobojstranné axiálně vedenie unášača.Known embodiments of radial couplings intended for automatic transmissions, in which centrifugal clutch shifters with pivotally mounted centrifugal weights on the drum clutch, which is connected to the output member of the clutch rigidly and with the output of the transmission, are coupled via the engagement of the carrier support surface, fixed joints. with the outlet having a shaped surface, such that upon transmission of the torque of the engine, the contacting of the bearing surface with the shaped surface results in a reaction which acts against the centrifugal effect of the coupling weight, and upon transmission of the output torque to the engine there is a bearing on the bearing the surfaces of the shaping surface of the force of the clutch weight and the pressing of the masses of the weight between the drum and the clutch pressure plate press the clutch plates into action sufficient to transmit the transmitted torque; it is formed in such a way that a double-ringed part of the drum is formed in the plane of placement of the weight in which the carrier is also located, between which there is limited space for creating the carrier weight. As a result of the formation of these couplings, the transferable torque is considerably limited, and the coupling couplings result in unbearable bulky, yet due to the cantilevered gripping, their bearing surfaces due to the deflection of the pins in the poor engagement are supported by the carrier surface, the relative low weight of the weight enforcing an unbearable lifting weight when connecting the shift clutch, which further reduces the weight of the weight in a given stopping space, increasing the ridge of the weight blocking the gripping of the bolts, the limited stopping space does not allow sufficient dimensioning of the carrier, practically impossible to solve the axial guide of the carrier.

Tieto nevýhody odstraňuje radiaca spojkas odstředivými závažiami, ktorej bubon jespojený s výstupným členom převodovky aje s výstupom převodu přepojený záberomnosnej plochy unášača, pevne spojeného svýstupom, s tvarovou plochou závaží, ktorésú výkyvné uložené na čapoch bubna podl'avynálezu, podstata ktorého je v tom, že bu-bon radiacej spojky má okrem dna prechá-dzajúceho do bubnovej časti, vytvořený disk,ktorý je dnom spojený přepojením prstenco-vitého tvaru. Čapy závaží sú obojstranné vo-tknuté jednak do dna, jednak do disku, zá-važia sú umiestnené v priestore obmedze-nom dnom, přepojením, diskom a telesomskrine převodovky. Prepojenie odděluje tě-leso unášača od závaží. Pre prepojenie uná-šača so závažiami sú prepojenie, dno a diskopatřené tvarovým vybráním, do ktorého za-sahuje nosná plocha unášača, ktorou je u- nášač v zábere s tvarovanou plochou záva-ží. Nosná plocha je vytvořená na krúžku,ktorý je otočné uložený na kolíku, kde ko-lík je obojstranné votknutý do telesa uná-šača. Dno a disk sú vzájomne vystužené zni-tovaním nitmi pomedzi dno a disk uloženýchrozperných puzdier, kde. rozperné puzdrazasahujú do tvarových otvorov závaží, pri-čom tvarový otvor súčasne v radiálnom sme-re vedie vzoperne telieska spojky. Výhody radiacej spojky podlá vynálezu súv schopnosti pri vysokej funkčnej výhodnos-ti prenášať relativné značné krútiace mo-menty pri dostatočnej životnosti exponova-ných dielcov a pri rovnakých účinkoch ra-diacej spojky a zachovaní rovnakej funkcienezávisle na miere opotrebovania lamiel,nakolko obojstranné uchytenie čapov záva-ží spolu s vedením závaží pomedzi dnom adiskom zabezpečuji! kvalitný styk nosnejplochy s tvarovou plochou, zastavovací prie-stor je účelne využitý na dostatečné dimen-zovanie závaží i unášača z hladiska funkč-ného i pevnostného, tvaru nosnej plochy atvarovanej plochy zabezpečuje nízké kon-taktně napátia v mieste ich vzájomného sty-ku pri odvalovaní nosnej plochy po tvaro-vanej ploché, geometrie funkčných plóchkompenzuje změnu účinkov odstredivej silyzávaží pri ich róznej polohe v roztvorenomstave v dósledku změny vole lamiel, hrůbkuzávaží možno vďaka obojstrannému uchyte-niu čapu volit podlá potřeby, unášač je o-bojstranne axiálně kvalitně vedený jednakstykom čela unášača s dnom bubna, jednakvedením krúžku diskom, v celom súhrne sastává vytvořením radiacej spojky podlá vy-nálezu realizovatelný funkčně výhodný, jed-noduchý, na výrobně náklady a údržbu ne-náročný princip samočinných viaestupňo-vých prevodoviek. Příklad možného riešenia radiacej spoj-ky podlá vynálezu je znázorněný na obr.1 až 3. Obr. 1 znázorňuje priečny rez radia-cej spojky podlá vynálezu s pohladom nazávažie a unášač, obr. 2, označený ako rezA—A na obr. 1, znázorňuje pozdížny rez ve-dený v hornej časti obrázku miestom uchy-tenia čapu v bubne, v dolnej časti obrázkumiestom uchytenia kolíka v unášači, obr.3, označený ako rez B—B na obr. 1, znázor-ňuje pozdížny rez vedený v hornej častiobrázku miestom vedenia vzoperného telies-ka závažím, v dolnej časti obrázku miestomznitovania dna a disku bubna.These drawbacks are eliminated by the clutch shift by the centrifugal weights, the drum connected to the output member of the gearbox and the output of the drive-coupled engagement surface of the carrier fixedly connected to the outlet with a weight-bearing surface pivotally mounted on the drum pins of the present invention. In addition to the bottom extending into the drum part, the disc of the shift clutch is provided with a disc, which is connected by a ring-shaped connection on the bottom. The weights of the weights are double-sided in the bottom and in the disc, the weights are located in the space limited by the bottom, the transfer, the disc and the housing of the gearbox. The connection separates the carrier body from the weights. For interconnecting the carrier with the weights, the bottom and the discontinuous shape of the recess are interconnected with the support surface of the carrier, by which the gripper engages the shaped surface of the weight. The support surface is formed on a ring that is rotatably mounted on a pin, where the pin is biased into the carrier body. The bottom and the disc are reinforced by the destruction of the threads between the bottom and the disc of the disposed sleeves where. the spacing sleeves extend into the shape openings of the weight, with the coupling bodies simultaneously guiding the shaped opening simultaneously in the radial shaft. Advantages of the shifting clutch according to the invention are the ability to transmit relatively high torque while having a high functional advantage with sufficient durability of the exposed parts and with the same effects of the shifting clutch and maintaining the same function independently of the wear rate of the slats, together with the weights we manage between the bottom and the side I provide! high-quality contact of the bearing surface with the shaped surface, the stopping space is expediently used for the sufficient dimensioning of the weights and the carrier in terms of both functional and strength, the shape of the bearing surface of the shaped surface ensures low contact tension at the place of their mutual contact during rolling bearing surface after shaped flat, the geometry of the functional surfaces compensates for the change in the effects of the centrifugal force of the load at their rugged position in the openness due to the change in the blades of the lamella. with the bottom of the drum, a single disc, a functionally advantageous, simple, cost-effective and maintenance-free principle of self-leveling gearboxes is formed by the design of the shift clutch according to the invention. An example of a possible embodiment of a shifting clutch according to the invention is shown in FIGS. 1 is a cross-sectional view of a radiator clutch according to the present invention, and the carrier, FIG. 2, designated as A-A in FIG. 1, shows a sectional view along the top of the figure by the pin-receiving point in the drum; Fig. 3, designated as section B-B in Fig. 1, shows a longitudinal section taken in the upper part of the image by the operating point of the body by the weight, at the bottom of the image of the bottom and disc image of the drum.

Bubon 8 je bubnovou častou 28 pevne spo-jený s výstupným členom 2 převodu, ktorýmóže byť usporiadaný ako planétový, ale-bo postupový, alebo prelohový. Lamely 4 ra-diacej spojky prepájajú v znázornenom pří-pade bubon 8 s volnoběžnou spojkou bloko-vaným členom 3 převodu. Dno 21 bubna 8prechádza přepojením 23 tvaru medzikru-žia do disku 22, ktorý spolu.s přepojením 23,dnom 21 a bubnovou častou 28 tvoria ce-listvý bubon 8. Na čapoch 11 bubna 8, oboj- 240544The drum 8 is a drum portion 28 rigidly coupled to the transmission output member 2, which can be arranged as a planetary or progressive member or a recess member. The clutch plates 4 interconnect the drum 8 with the freewheel clutch engaged by the transmission member 3 in the illustrated case. The bottom 21 of the drum 8 passes through an annular transition 23 to a disc 22 which, together with the transfer 23, bottom 21 and drum portion 28, forms a flat drum 8. On the pins 11 of the drum 8, both 240544

S stranně pevne votknutých do dna 21 a dis-ku 22, sú výkyvné uložené zóvažia 10 nakíznych puzdrách 35, ktoré sú vol'ne otoč-né voči závažiam 10 i čapom 11. V tvaro-vom otvore 20 závaží 10 sú radiálně vede-né vzoperné telieska 9, ktoré sú v obvodo-vom smere vedené drážkou 30, vytvořenouv časti dna 21 a bubnovej časti 28. Vzoper-né telieska 9 sú výstupkami 40 udržiavanéich stykom s dnom 21 v polohe, ktorá za-braňuje pri rozopnutej radiacej spojke ichsilovému styku s přítlačnou lamelou 5. Priroztváraní závaží 10 tak, že sa poloha ťažis-ka závaží 10 vzdaluje od osi 31 rotácie, súodstředivými účinkami závaží 10 vtláčanévzoperné telieska 9 pomedzi disk 22 a pří-tlačná lamelu 5, ktorá je v mieste styku svzopernými telieskami 9 tvarovaná tak, abypri roztváraní závaží 10 a tým i vzdialova-ní sa vzoperných teliesok 9 od osi 31 rotá-cie boli lamely 4 stláčené s tým i zapínanáradiaca spojka. Bubon 8 je s výstupem 7přepojený prostredníctvom záběru tvarovejplochy 25 závaží 10 s nosnou plochou 16 u-nášača 6, pričom unášač 6 je výčnelkami 27v zábere s vybraniami 28 výstupu 7. Orien-tácia výčnelkov 27 oproti umiestneniu nos-nej plochy 16 unášača 6 je taká, že umož-ňuje posuv unášača B oproti osi 31 rotáciev smere, ktorý zabezpečuje stály styk nos-nej plochy 16 s tvarovou plochou 25 v rám-ci výrobných tolerancií jednotlivých diel-cov spojky. Tvarová plocha 25 je vytvořenáz troch na seba plynule napojených záběro-vá plocha 17 a z druhej strany je plynulenapojená styková plocha 19. Styková plo-cha 19 je vytvořená ako časť valcovej vy-dutej plochy valca o priemere menšom, akoje trojnásobok priemeru valca, tvoriacehonosnú plochu 16. Záběrová plocha 17 pozo-stáva z vypuklej valcovej plochy 41 a na nejplynulo napajenej vydutej valcovej plochy42. Nosná plocha 16 je válcová plocha, vy-tvořená na krúžku 29. Krúžok 29 je prostred-níctvom puzdra 15 uložený na kolíku 12.Puzdro 15 je voči krúžku 29 i voči kolíku 12volné otočné. Kolík 12 je obojstranne pev-ne votknutý do závěsných ok 32 unášača 6. Unášač 6 je zabudovaný v priestore, od-delehom přepojením 23 od závaží 10. Pre u-možnenie styku unášača 6 so závažiami 10je v dne 21, přepojení 23 a v disku .22 vy-tvořené tvarové vybranie 24, do ktorého za-sahujú závěsné oká 32 a krúžok 29. Krúžok29 zasahuje do vzdialenosti vačšej od osi 31rotácie, ako je poloměr od osi 31 rotácievonkajšieho tvaru 33 tvarového vybrania 24,z důvodu zmontovatelnosti je na tvarovomvybraní 24 vytvořené montážně vybranie 34tak, že pri montáži unášača 6 do bubna 8sa krúžky 29 prestrčia cez montážně vybra-nia 34 před namontováním závaží 10 tak,že krúžky 29 sa nasunú do priestoru pome-dzi dnom 21 a diskom 22. Po montáži záva-ží 10, nie je možné také vzájomné natoče-nie bubna 8 a unášača 6, aby sa Krúžky 29zOsúhlasili s polohou montážnych vybraní 6 34 a unášač 6 je z jednej strany dnom 21a z druhej strany prostredníctvom krúžkov29 diskom 22 kvalitně axiálně vedený. Prespevnenie disku 22 a zvýšení jeho, tuhostipri rozklade , sil na vzopretých telieskach 9,vtláčaných pomedzi disk 22 a prítlačnú la-melu 5, je nitmi 13 disk 22 znitovaný s.dnom21, prostredníctvom rozperných puzdier 14.Rozperné puzdro 14, zasahujúce do tvarové-ho otvoru 20 závaží 10, obmedzujú maximál-ně roztvorenie závaží 10 tak, aby nedošlo kneúnosnému zmenšeniu radiálnej vole po-medzi závažiami 10 a telesom 1 skrine pře-vodovky. Klzné puzdro 35 spolu s krúžka-mi 29 ako i čap 11 spolu s kolíkom 12 mů-žu byť zbodné. Na zvolenom příklade je vý-stupný člen 2 převodu unášač satelitov 43,blokovaný člen 2 je centrálně koleso a vstup-ný člen je korunové koleso 44. Pri přenosekrútiaceho momentu od motora, je z výstup-ného člena 2 převodu krútiaci moment od-vádzaný bubnom 8 na čapy 11, ďalej na zá-važia 10, z ktorých je odoberaný nosnouplochou 16, ktorá je v silovom styku so zá-.bérovou plochou 17 z unášača 6 je výčnel-kami 27 krútiaci moment odvádzaný do vý-stupu 7 převodovky. Pri smere otáčania pře-vodovky tak, ako, je naznačená na obr. 1,potom pri silovom styku nosnej plochy 16so záběrovou plochou 17 leží přenosová si-la zo závažia 10 na krúžok 29 na spojniciosi 36 krúžku 29 a bodu Si, kde Si je os ro-tácie v.aica, v ktorej je obsiahnutá vypukláválcová plocha 41. Unášač 6 působí na zá-važie 10 reakciou, ktorá leží tiež na spojni-ci osi 36 a bodu Si a je rovnakej velkostia opačného zmyslu ako přenosová sila. Re-akcia působí proti účinkom odstredivej silyzávaží. 10. Pri velkých prenášaných krútia-cich momentoch a nízkej rýchlosíi vozidlasú účinky reakci působiacej momentom kosi 39 čapu 11 váčšie ako účinky odstredi-vej sily závaží 10. Vtedy reakcia núti záva-žie 10 do zovretej polohy, číže do; polohy,v ktorej sú závažia 10 nútené zaujať čo naj-bližšiu polohu k osi 3.1 rotácie a závažie 10dosadajú opěrnou plochou 18 na nosnú plo-chu 16 krúžku 29, ako je znázorněné na obr.1, vzopreté telieska 9 sú v polohe, v ktorejje dostatečná vola lamiel 4, radiaca spojkaje rozopnutá a je zaradený nižší převodovýstupeň. Po zvýšení rýchlosti vozidla, alehopo znížení prenášaného krútiaceho momen-tu změnou polohy pedálu akcelerátora motora, prekonajú účinky odstředivých sil zá-važí 10 účinok reakcie a závažie 10 zaují-majú roztvorenú polohu, vzdialenejšiu odosi 31 rotácie, pričom vzdialenejšia polohaťažiska závažia od osi. 31 rotácie spósobí pridanej konštrukcii styk nosnej plochy 16 avydutou válcovou plochou 42, v důsledkučohio působí přenosová sila i reakcie naspojnici osi 36 a S2, kde S2 je os rotácie val-ca, v ktorej je obsiahnutá vydutá válcováplocha 42. Působisko reakcie na spojnici osi16 a S2 je bližšie k osi 39 čapu 11, ako spoj- 240544 nica osi lfi a Si a moment, ktorým působíreakcia oproti účinkom odstředivých sil zá-važí 10 poklesne tak, že prebytok odstředi-vých účinkov závaží 10 je právě dostatoč-ný na vtláčanie vzoprených teliesok 9 po-medzi disk 22 a přítlačná lamelu 5, čím jeradiaca spojka schopná okamžité prenášaťpožadovaný krútiaci moment a dochádza kpreradeniu vyššieho převodového stupňa. Srastom opotrebenia lamiel 4 sa v roztvote-nej polohe závaží 10 zvyšuje vzdialenosť ťa-žiska závaží 10 od osi 31 rotácie oproti zá-kladnému stavu a účinok nárastu odstredi-vej sily je kompenzovaný jednak změnou po-lohy bodu S3, kde bod S3 je os rotácie val-covej plochy, v ktorej obsiahnutá tlačná plo-cha 37 tvarového otvoru 20 tak, aby radia-ca spojka nezávisle na opotřebení lamiel 4prenášala rovnaký krútiaci moment za rov-nakých vonkajších podmienok, to je pri pre-raďovaní pri danej rýchlosti vozidla a pre-nášanom krútiacom momente. Zvýšený zdvihzávaží 10 vzdialuje bod S3 od osi 31 rotáciepo kružnici s osou súhlasnou s osou čapu 11,čím sa mění stykový bod medzi tlačnou plo-chou 37 a vzoperným telieskom 9 tak, žesa vzdialuje od osi čapu 11, nakoíko styko-vý bod medzi tlačnou plochou 37 a vzoper-ným telieskom 9 leží na kolmici k osi 38vzoperných teliesok 9, preloženej bodom S2,v důsledku čoho sa rastúci účinok odstředi-vých sil s opotřebením lamiel eliminuje re-lativným zmenšováním sily pósobiacej navzoperné teliesko 9 a je možné dosiahnúťrovnakých účinkov radiacej spojky bez 0-hladu na mieru opotrebenia lamiel 4. Privnútornom priemere telesa 1 skrine převo-dovky 158 mm a šírke závaží 10 8 mm pre-nesie radiaca spojka podl'a vynálezu maxi-málny krútiaci moment motora zdvihovéhoobjemu 2 000 cm3 s 30 až 40 % rezervou pripředpokládaných otáčkách motora pri pre-raďovaní okolo 5 500 ot/min pri základnejzmene polohy tažiska závaží 10 o 3 mm odosi rotácie, pri použití štvorlamelovej spoj-ky s papierovým obložením typu low-statico koeficiente trenia f — 0,16. Za předpokla-du použitia pri preraďovaní vyššieho pře-vodového stupňa volnobežnej spojky akorozopínaného člena, je potom plynulost pre-radovania zabezpečená vo všetkých prevá-dzkových režimoch, nakoíko pri akejkolvekpolohe pedálu akcelerátora motora důjde kpočiatku preraďovania vždy, ako náhle savyrovnajú účinky reakčnej sily, úměrně pre-nášanému krútiacemu momentu, s odstředi-vými účinkami závaží 10, číže vždy je za-bezpečené, že radiaca spojka vzápátí poroztvorení závaží 10 prenesie právě potřeb-ný krútiaci moment na plynulé a bezpečné rýchle preradenie bez potřeby urýchleniavozidla. Opísaný spósob preraďovania umož-ňuje volit okamih preraďovania vyššiehopřevodového stupňa vtedy, akonáhle pri niž-šom prevodovom stupni výstupný krútiacimoment z převodovky mierne poklesne podvýstupný krútiaci moment, dosahovaný popreradení vyššieho převodového stupňa, čí-že k preraďovaniu vyššieho převodovéhostupňa dochádza až vtedy, ak bude po pre-radení vyššieho převodového stupňa určitýprebytok hnacích sil voči jazdným odporom,čiže nemůže důjsť k cyklickému preraďova-niu susedných převodových stupňov. Po pre-radení vyššieho převodového stupňa můžedůjsť k preradeniu nižšieho převodovéhostupňa, alebo po poklese rýchlosti vozidla,alebo po zvýšení prenášaného krútiacehomomentu zošlapnutím pedálu akcelerátoramotora vtedy, akonáhle důjde k prešmykuradiacej spojky v důsledku zvyšovania účin-kov reakcie, oproti odstředivým účinkomzávaží 10. Prešmykujúca radiaca spojka ne-prenesie právě motorom dodávaný krútiacimoment, v důsledku čoho rastů otáčky mo-tora až do. zopnutia volnobežnej spojky, pozopnutí volnobežnej spojky sa část krútia-ceho momentu zachytává volnoběžnou spoj-kou zvyšuje spolu s celkovým nárastom vý-stupného krútiaceho momentu z převodov-ky, v důsledku čoho rastie i reakcia, až dů-jde k takému zvýšeniu účinkov, oproti od-středivým účinkom závaží 10, že závažia 10zaujímajú „zovretú“ polohu, ako je znázor-něné na obr. 1 a radiaca spojka jé plné ro-zopnutá. Doba nutná k preradeniu nižšiehopřevodového stupňa je daná predovšetkýmschopnosťou motora zvyšovat otáčky pri da-nom přebytku motorom dodávaného výkonuoproti výkonu prenesitelnému radiacou spoj-kou, nakoíko po zopnutí volnobežnej spoj-ky je preraďovanie prakticky okamžité u-končené. Pri přenose krútiaceho momentuz výstupu 7 smerom k motoru, t. j. pri brz-dění motorom, alebo pri spúšťaní motoravlečením vozidla, krútiaci moment prená-šaný z unášača 8 na závažie 10 silovým sty-kom nosnej plochy 16 krúžku 29 so styko-vou plochou 19 tvarovej plochy 25 závaží10, působí silou, prechádzajúcou osou 36 sbodom S4 na závažie 10. Bod S4 je os valca,v ktorom je obsiahnutá styková plocha 19.Táto sila núti závažie do roztvorenej polo-hy a nezávisle na rýchlosti vozidla už donulovej rýchlosti vozidla vyvolá k osi 39 ča-pu 11 moment, dostatočný na přenos od vý-stupu 7 privádzacieho krútiaceho momenturadiacou spojkou vtláčaním rozperných te-liesok 9 pomedzi disk 22 a prítlačnú lamelu5.Sidewardly fixed to the bottom 21 and disc 22, the pivoted sheaths 10 of the sheaths 35 are pivotably mounted, which are freely rotatable relative to the weights 10 and the pivot 11. In the forming hole 20 of the weights 10 are radially guided. the support bodies 9 which are in the circumferential direction through the groove 30 formed in the bottom portion 21 and the drum portion 28. The support bodies 9 are the protrusions 40 held in contact with the bottom 21 in a position which prevents the contact closure of the clutch. with the pressure lamella 5. Opening the weight 10 so that the position of the center of gravity of the weight 10 moves away from the axis of rotation 31, with the centering effects of the weight 10 pressed in the operative body 9 between the disc 22 and the pressure plate 5, which is formed at the point of contact with the operative bodies 9 so that when the weights 10 are disengaged, and thus the restraining bodies 9 are spaced apart from the rotational axis 31, the lamellae 4 are pressed together with the engaging clutch. The drum 8 is connected to the outlet 7 by engagement of the shaping surface 25 of the weight 10 with the support surface 16 of the gripper 6, the carrier 6 being the projections 27 in engagement with the recesses 28 of the outlet 7. The orientation of the protrusions 27 relative to the position of the supporting surface 16 of the carrier 6 is such that it enables the carrier B to move in the direction of rotation 31 in the direction which ensures a constant contact of the support surface 16 with the mold surface 25 within the manufacturing tolerances of the individual coupling parts. The shaping surface 25 is formed by three interlocking engagement surfaces 17 interconnected, and the contact surface 19 is continuously connected to the other side. The contact surface 19 is formed as a portion of the cylindrical discharge surface of the cylinder with a diameter smaller than three times the diameter of the cylinder, forming a solid surface. 16. The engagement surface 17 is comprised of a convex cylindrical surface 41 and a non-fluidly bent cylindrical surface 42. The support surface 16 is a cylindrical surface formed on the ring 29. The ring 29 is supported on the pin 12 by the housing 15. The housing 15 is rotatable relative to both the ring 29 and the pin 12. The pin 12 is rigidly secured to the hinge eyes 32 of the carrier 6 on both sides. The carrier 6 is incorporated in the space by the transfer 23 from the weight 10. In order to allow the carrier 6 to contact the weights 10, it is in the transfer 21 and in the disc. 22 a shaped recess 24 formed into which the hinge eyes 32 and the ring 29 are provided. The ring 29 extends more distant from the axis 31 of the rotation than the radius from the axis 31 of the outer shape 33 of the shaped recess 24; The mounting recess 34 is formed so that when the carrier 6 is mounted in the drum 8, the rings 29 pass through the mounting recess 34 before the weight 10 is mounted so that the rings 29 are slid into the space 21 and the disc 22. After mounting the weight 10 , it is not possible to rotate the drum 8 and the driver 6 so that the rings 29z agree with the position of the mounting recesses 6 34 and the carrier 6 is from one side the bottom 21a of the other. through the rings 29 by the disc 22 in an axially guided manner. The hardening of the disk 22 and the increase in its stiffness, by the forces on the braced bodies 9, pressed between the disk 22 and the presser 5, is riveted by the threads 13 of the disk 22 to the bottom 21 by means of the spacer sleeves 14. 10, limit the opening of the weight 10 so as not to reduce the radial duct between the weights 10 and the housing body 1. The sliding sleeve 35 together with the rings 29 as well as the pin 11 together with the pin 12 can be stubborn. On the selected example, the output member 2 of the transmission is a satellite carrier 43, the blocked member 2 is a central wheel, and the input member is a ring gear 44. At the transmission torque from the motor, the output member 2 of the transmission is driven by the drum 8 on the bolts 11, further on the load 10 from which the carrier plate 16 is removed, which is in contact with the engaging surface 17 from the carrier 6, the projections 27 torque are transferred to the gearbox outlet 7. At the direction of rotation of the gearbox as shown in FIG. 1, when the support surface 16so is in contact with the engagement surface 17, the transfer plate is placed on the ring 29 on the connecting line 36 of the ring 29 and the point S1 where Si is the axis of rotation in which the bulge surface 41 is contained. The carrier 6 acts on the weight 10 by a reaction which also lies on the connecting axis 36 and the point Si and is the same size of the opposite sense as the transfer force. Re-action counteracts the effects of centrifugal forceweights. 10. With high torque transmissions and low vehicle speed, the effects of the moment 39 of the pin 11 are greater than the effects of the centrifugal force of the weight 10. At this time, the reaction forces the weight 10 into the clamped position; the position in which the weights 10 are forced to take as close as possible to the axis 3.1 of the rotation and the weights 10 are supported by the support surface 18 on the support surface 16 of the ring 29 as shown in FIG. sufficient slats 4, clutch shifting open and lower gear stage included. After increasing the speed of the vehicle and reducing the transmitted torque by changing the position of the accelerator pedal, the effects of the centrifugal forces of the load 10 overcome the effect of the reaction, and the weight 10 has an open position, the more distant the rotation 31, the more distant the center of gravity of the weight from the axis. 31 of the rotation causes the added structure to engage the support surface 16 and the bulged cylindrical surface 42, as a result of which the transmission force i acts in the connection of the axes 36 and S2, where S2 is the axis of rotation of the roller in which the concave cylindrical surface 42 is contained. S2 is closer to the axis 39 of the pin 11 than the junction 240544 of the axis 1fi and Si, and the moment in which the reaction acts against the effects of the centrifugal forces of the load 10 decreases so that the excess of centrifugal effects of the weight 10 is just sufficient to inject resilient the body 9 between the disc 22 and the thrust plate 5, whereby the shifting clutch is capable of instantaneously transmitting the required torque and shifting the higher gear. By increasing the wear of the slats 4, the distance of the weight of the weight 10 from the rotation axis 31 to the initial state is increased in the unfolded position of the weight 10 and the effect of the increase in the centrifugal force is compensated by the change in the position of the point S3 where the point S3 is the axis rotating the cylindrical surface in which the pusher surface 37 of the shaped hole 20 is contained so that the radial clutch transmits the same torque independently of the wear of the lamellae under the same external conditions, that is to say at shifting at a given vehicle speed and pre-set torque. The elevated lifting weight 10 moves the point S3 from the axis of rotation 31 to a circle with an axis coincident with the axis of the pin 11, thereby changing the contact point between the pushing surface 37 and the operating body 9 so as to be spaced from the axis of the pin 11, since the contact point between the pusher the surface 37 and the bearing body 9 lie perpendicular to the axis 38 of the operative bodies 9 folded by the point S2, thereby increasing the effect of the centrifugal forces with the wear of the lamellae by the relative reduction of the force acting on the body 9 and achieving the same effects of the shift clutches without 0-hunger on the wear of the lamellae 4. The internal diameter of the housing body 1 of the gearbox 158 mm and the weight of the weight 10 8 mm carry the shifting clutch according to the invention the maximum engine torque of the displacement of 2000 cm 3 with 30 to 40 % reserve of engine speed presumed for shifting around 5 500 rpm at base load position change weight 10 o 3 mm displacement with the use of a low-statico four-lamella clutch coefficient of friction f-0.16. Assuming use in shifting a higher idle clutch to a higher clutch, then the shifting continuity is ensured in all operating modes, since at any position of the engine accelerator pedal, the shifting starts as soon as the effects of the reaction force are suddenly balanced. It is always ensured that the shifting clutch, when the weight 10 is opened, transmits the torque just needed for a smooth and safe shifting without the need for an accelerated vehicle. The aforementioned method of shifting allows the moment of shifting the higher gear to be selected when, at the lower gear, the output torque from the gearbox slightly decreases the undercurrent torque, resulting in a higher gear shift, so that a higher gear shift occurs only after it is over shifting the higher gear to a certain excess of the driving forces against the driving resistances, thus avoiding the cyclic shifting of adjacent gears. After shifting the higher gear, the lower gear can be shifted, or after the vehicle speed decreases, or the transmitted torque boost is increased by depressing the accelerator pedal as soon as the rear derailleur closes due to the effect of the reaction, as opposed to the centrifugal effects of the weight. it does not transfer just the motor-supplied torque converter, as a result of which the motor speed increases up to. the freewheel clutch engages, the freewheel clutch engages the torque portion by the idle clutch increases together with the overall output torque rise from the gearbox, thereby increasing the response until such effects increase, the weight 10 that the weights 10 are "clamped" as shown in Figure 1 and the clutch is fully closed. The time required to shift the lower gear is due, in particular, to the ability of the engine to increase the speed of the excess engine power supplied by the shift clutch, since the clutch is virtually instantaneous when the idle clutch is engaged. When transmitting torque output 7 towards the engine, ie, when braking by the engine, or by starting the engine, the torque transmitted from the driver 8 to the weight 10 by the force fit of the support surface 16 of the ring 29 with the contouring surface 19 The weight S4 is the axis of the cylinder in which the contact surface 19 is contained. This force forces the weight into the open half and, independently of the speed of the vehicle, causes the vehicle to speed up. a torque sufficient for transmitting from the feed torque output 7 through the torque coupling by pushing the spreading rods 9 between the disk 22 and the pressure plate 5.

Claims

240544 10 OBJECT

A centrifugal weight shift clutch, the drum of which is connected to the output of the transmission and is connected to the output of the transmission by engagement of the support surface of the carrier, fixedly connected to the output, with a shape of the weight that is pivotally mounted to the drum pivot. characterized in that, in addition to the bottom (21) passing through the drum portion (28), the drum (8) has a disc (22) which is connected to the bottom (21) by an annular connection (23), pins (11) weighing ( 10) are biased both on the one hand (21), on the other hand on the disc (22), the weight (10) is placed in the space of the limited (21), transfer (23), disc (22) and gearbox housing (1) not (23) separating the carrier body (6) from the load (10), the interconnection (23), the bottom (21) of the invention and the disc (22) having a recess (24) for connecting the carrier (6) with the weights (10) into which the carrier surface (16) of the carrier (8) engages the carrier (6) with the carrier (25) weights (10).

Shifting clutch according to claim 1, characterized in that the support surface (16) is formed on a ring (29) which is rotatably supported by a pin (12), wherein the pin (12) is both-sided in the carrier body (6).

Shifting clutch according to Claims 1 and 2, characterized in that the bottom (21) and the disc (22) are reinforced by riveting (13) between the bottom (21) and the disc (22) of the interposed sleeves (14), where the spacing sleeve ( 14) extend into the shape holes (20) of the weight (10), wherein the shaped opening (20) simultaneously extends in the radial direction the operative body (9) of the coupling. 3 sheets of drawings