DE10221599A1

DE10221599A1 - Dämpfermechanismus

Info

Publication number: DE10221599A1
Application number: DE10221599A
Authority: DE
Inventors: Hiroshi Uehara
Original assignee: Exedy Corp
Current assignee: Exedy Corp
Priority date: 2001-05-15
Filing date: 2002-05-15
Publication date: 2002-11-28
Also published as: KR100455526B1; KR20020087375A; US6676525B2; JP2002340095A; US20020173361A1

Abstract

Ein Dämpfermechanismus mit bevorzugten Torsionskennlinien, die unterschiedliche Kennlinien auf der positiven und negativen Seite aufweisen, wird durch eine vereinfachte Struktur bereitgestellt. In dem Dämpfermechanismus ist eine Nabe 6 bezüglich Platten 12 und 13 drehbar. Schraubenfedern 33 werden auf der positiven und der negativen Seite der Torsionskennlinien zusammengedrückt. Elastische Elemente 36 sind angeordnet, um in einer Drehrichtung parallel zu den Schraubenfedern 33 zu wirken. Die elastischen Elemente 36 werden auf der positiven Seite der Torsionskennlinien zusammengedrückt, werden jedoch auf der negativen Seite der Torsionskennlinien nicht zusammengedrückt, bis ein Torsionswinkel einen vorbestimmten Wert übersteigt. Die elastischen Elemente 36 erzeugen einen Reibungswiderstand, wenn sie in der Drehrichtung zusammengedrückt werden, aber kein anderer Reibungserzeugungsmechanismus wird verwendet.

Description

1. Gebiet der Erfindung

Diese Erfindung betrifft im Allgemeinen einen Dämpfermechanis mus. Insbesondere betrifft die vorliegende Erfindung einen Dämpfermechanismus zum Übertragen eines Drehmoments, während Torsionsschwingungen absorbiert und gedämpft werden.

2. Hintergrundinformation

Ein Dämpfermechanismus, der in einer Kupplungsscheibenanord nung eines Fahrzeugs verwendet wird, weist z. B. ein Antriebs drehelement, ein Abtriebsdrehelement und einen elastischen Kopplungsmechanismus auf. Das Antriebsdrehelement ist lösbar mit einem Antriebsschwungrad gekoppelt. Das Abtriebsdrehele ment ist mit einer Antriebswelle eines Getriebes gekoppelt. Der elastische Kopplungsmechanismus koppelt die Drehelemente elastisch in einer Drehrichtung. Das Antriebsdrehelement be steht aus einer Kupplungsscheibe und einem Paar von An triebsplatten, die an der Kupplungsscheibe befestigt sind. Das Abtriebsdrehelement besteht aus einer Nabe, die undrehbar und axial beweglich mit der Getriebeantriebswelle gekoppelt ist. Die Nabe ist aus einem zylindrischen Auge bzw. Wulst und einem radialen Flansch ausgebildet. Das zylindrische Auge steht mit der Getriebeantriebswelle in Kerbeingriff und der radiale Flansch ist um das Auge herum ausgebildet. Der elastische Kopplungsmechanismus besteht aus einer Vielzahl von Anordnun gen von elastischen Elementen. Jede Anordnung von elastischen Elementen besteht aus einer einzelnen Schraubenfeder oder ei ner Kombination der Schraubenfeder und von Sitzelementen, die an entgegengesetzten Enden der Schraubenfeder angeordnet sind. Jede Anordnung von elastischen Elementen ist in einer im Flansch ausgebildeten Fensteröffnung angeordnet und ist an ih ren entgegengesetzten Enden in der Drehrichtung abgestützt.

Jede Anordnung von elastischen Elementen ist in verschiedenen Richtungen durch Kanten von Fenstern, die in dem Antriebsplat tenpaar ausgebildet sind, abgestützt.

Wenn sich bei der vorstehend beschriebenen Struktur das An triebsplattenpaar relativ zur Nabe dreht, werden die Schrau benfedern in der Drehrichtung zwischen den Antriebsplatten und der Nabe zusammengedrückt. Dadurch werden Torsionsschwingun gen, die zur Kupplungsscheibenanordnung übertragen werden, durch den Dämpfermechanismus absorbiert und gedämpft.

Im allgemeinen können Geräusche, die von einem Antriebssystem aufgrund von Torsionsschwingungen erzeugt werden, in Gruppen klassifiziert werden, die jeweils Geräusche während des Leer laufs, Geräusche während einer Fahrt mit konstanter Geschwin digkeit, Geräusche während einer Beschleunigung und einer Bremsverzögerung und gedämpfte oder eingedämmte Geräusche be inhalten. Zum Absorbieren der Torsionsschwingungen, die diese Geräusche verursachen können, ist es daher erforderlich, die geeigneten Torsionskennlinien für den Dämpfermechanismus zu bestimmen. Daher haben einige herkömmliche Dämpfermechanismen zweistufige Kennlinien verwendet. Ein herkömmlicher zweistufi ger Dämpfermechanismus erreicht eine geringe Steifigkeit und ein geringes Hysteresedrehmoment in einem Bereich eines klei nen Torsionswinkels zum Absorbieren von Schwingungen während des Leerlaufs. In diesen herkömmlichen zweistufigen Kennlinien kann der Bereich von hohen Torsionswinkeln in einen Bereich, der eine mittlere Steifigkeit und ein hohes Hysteresedrehmo ment aufweist, zum Absorbieren von gedämpften Geräuschen, so wie einen Bereich, der eine hohe Steifigkeit und ein hohes Hy steresedrehmoment aufweist, zum Absorbieren von Schwingungen und Geräuschen während einer Beschleunigung aufgeteilt werden.

In einem FF-(Frontmotor und Frontantrieb)Fahrzeug weist ein Antriebssystem eine hohe Steifigkeit auf, so dass ein Reso nanzpunkt in einem praktischen Betriebsbereich bleibt, selbst wenn die Torsionssteifigkeit für den Zweck der Verbesserung der Leistung bezüglich der Unterdrückung von Geräuschen und Schwingungen verringert wird. Die Kennlinien von Motordreh zahländerungen sind zwischen der positiven oder Beschleuni gungsseite und der negativen oder Bremsverzögerungsseite un terschiedlich. Bei einer herkömmlichen Struktur ist jedoch kein Unterschied in den Torsionskennlinien zwischen der posi tiven und der negativen Seite vorhanden. Selbst wenn auf einer Seite gute Dämpfungskennlinien realisiert werden können, kön nen folglich auf der anderen Seite keine guten Dämpfungskenn linien realisiert werden. Somit können nicht auf beiden Seiten gute Dämpfungskennlinien realisiert werden.

In Verbindung mit der Schwingungsdämpfungsleistung bezüglich Veränderungen der Drehzahl des Getriebes bezüglich der Mo tordrehzahl, kann das Hysteresedrehmoment Resonanz auf der po sitiven Seite unterdrücken, kann jedoch keine angemessene Dämpfungsrate in einem positiven Bereich, der niedriger ist als der Resonanzpunkt, und im gesamten negativen Bereich er zielen. Im Gegensatz dazu kann das niedrige Hysteresedrehmo ment angemessene Dämpfungsraten im positiven Bereich, der niedriger ist als der Resonanzpunkt, und im gesamten negativen Bereich erzielen, aber große Änderungen der Drehzahl am posi tiven Resonanzpunkt verursachen. Wenn die Torsionskennlinien auf der positiven Seite ähnlich jenen auf der negativen Seite sind, und insbesondere wenn kein Unterschied im Hysterese drehmoment zwischen der positiven und der negativen Seite vor liegt, ist es unmöglich, Torsionsdämpfungskennlinien bereitzu stellen, die über den gesamten Betriebsbereich des Dämpferme chanismus bevorzugt sind.

Eine Struktur, in der die Anzahl von elastischen Elementen, die auf der positiven Seite wirken, größer ist als die Anzahl von elastischen Elementen, die auf der negativen Seite wirken, ist bekannt. Diese Struktur kann dadurch eine Steifigkeit auf der positiven Seite vorsehen, die von einer Steifigkeit auf der negativen Seite verschieden ist. Außerdem ist eine Struk tur, bei der die Reibung, die auf der positiven Seite durch einen Reibungserzeugungsmechanismus erzeugt wird, in der Größe von jener auf der negativen Seite verschieden ist, ebenso be kannt. Der Reibungserzeugungsmechanismus erfordert jedoch eine Vielzahl von Reibungsbeilagscheiben und Kegelfedern und erfor dert somit eine komplizierte Struktur, die aus einer großen Anzahl von Bereichen besteht.

Angesichts des obigen existiert ein Bedarf für einen Dämpfer mechanismus, der die vorstehend erwähnten Probleme im Stand der Technik beseitigt. Diese Erfindung wendet sich diesem Be darf im Stand der Technik sowie anderen Bedürfnissen zu, die für Fachleute aus dieser Offenbarung ersichtlich werden.

Eine Aufgabe der Erfindung ist die Bereitstellung eines Dämp fermechanismus mit einer vereinfachten Struktur, der die be vorzugten Schwingungsdämpfungskennlinien durch Bereitstellung von verschiedenen Torsionskennlinien auf der positiven und der negativen Seite erzielen kann.

Diese Aufgabe wird durch die Merkmale des Anspruchs 1 gelöst. Die Unteransprüche betreffen vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung.

Gemäß einem ersten Aspekt der vorliegenden Erfindung umfasst ein Dämpfermechanismus ein erstes Drehelement, ein zweites Drehelement, ein erstes elastisches Element, ein zweites ela stisches Element und einen Reibungserzeugungsmechanismus. Das zweite Drehelement ist bezüglich des ersten Drehelements dreh bar. Das erste elastische Element koppelt das erste und das zweite Drehelement in einer Drehrichtung miteinander. Das er ste elastische Element wird in der Drehrichtung zusammenge drückt, wenn eine relative Drehung zwischen dem ersten und dem zweiten Drehelement stattfindet, und wird auf der positiven und der negativen Seite der Torsionscharakteristiken bzw. Tor sionskennlinien zusammengedrückt. Das zweite elastische Ele ment koppelt das erste und das zweite Drehelement in der Dreh richtung miteinander. Das zweite elastische Element wird in der Drehrichtung zusammengedrückt, wenn eine relative Drehung zwischen dem ersten und dem zweiten Drehelement stattfindet, und ist so angeordnet, dass es parallel in der Drehrichtung bezüglich des ersten elastischen Elements wirkt. Das zweite elastische Element wird auf der positiven Seite der Torsions kennlinien zusammengedrückt und wird auf der negativen Seite der Torsionskennlinien nur in einem Bereich zusammengedrückt, der einen vorbestimmten Torsionswinkel übersteigt. Der Rei bungserzeugungsmechanismus erzeugt nur dann einen Reibungswi derstand, wenn das zweite elastische Element in der Drehrich tung zusammengedrückt wird.

Gemäß dem vorstehend beschriebenen Dämpfermechanismus werden, wenn sich das erste und das zweite Drehelement relativ zuein ander drehen, das erste und das zweite elastische Element zwi schen diesen zusammengedrückt, um vorbestimmte Torsionskennli nien bereitzustellen. Auf der positiven Seite der Torsions kennlinien werden das erste und das zweite elastische Element zusammengedrückt, um eine vorbestimmte Steifigkeit vorzusehen. Ferner erzeugt der Reibungserzeugungsmechanismus eine Reibung gemäß dem Zusammendrücken des zweiten elastischen Elements. Auf der negativen Seite der Torsionskennlinien wird nur das erste elastische Element zusammengedrückt, bevor der Torsions winkel einen vorbestimmten Wert übersteigt. Somit wird das zweite elastische Element nicht zusammengedrückt und der Rei bungserzeugungsmechanismus erzeugt keine Reibung. Infolge der obigen Vorgänge können solche Kennlinien auf der negativen Seite erreicht werden, dass die Steifigkeit niedrig ist und keine Reibung durch den Reibungserzeugungsmechanismus erzeugt wird.

Zusammengefasst kann dieser Dämpfermechanismus Charakteristi ken bzw. Kennlinien bereitstellen, in denen eine vorbestimmte Steifigkeit und ein vorbestimmtes Hysteresedrehmoment auf der positiven Seite oder Beschleunigungsseite der Torsionskennli nien erzeugt werden und eine geringe Steifigkeit und ein ex trem geringes Hysteresedrehmoment auf der negativen Seite oder Bremsverzögerungsseite der Torsionskennlinien erzeugt werden. Folglich ist es möglich, Veränderungen der Drehzahl, die auf treten können, wenn sie durch den Resonanzpunkt hindurchgeht, auf der positiven Seite der Torsionskennlinien zu unterdrüc ken. Gute Dämpfungsraten können auch auf der gesamten negati ven Seite der Torsionskennlinien realisiert werden. Insbeson dere kann der Resonanzpunkt auf einen Bereich von kleinen Än derungen der Motordrehzahl gesenkt werden, da die Kennlinien mit einer geringen Steifigkeit auf der Bremsverzögerungsseite erreicht werden können, indem das zweite elastische Element nicht zusammengedrückt wird. Daher nehmen die Änderungen der Motordrehzahl nicht zu, selbst wenn Resonanz auftritt. Folg lich ist es möglich, einen Reibungserzeugungsbereich, der auf der Bremsverzögerungsseite wirkt, zu beseitigen. Somit kann der Dämpfermechanismus so strukturiert werden, dass er eine vereinfachte Struktur bezüglich des Elements [der Anzahl] von Bereichen aufweist.

Gemäß einem zweiten Aspekt der vorliegenden Erfindung umfasst ein Dämpfermechanismus ein erstes Drehelement, ein zweites Drehelement, ein erstes elastisches Element, ein zweites ela stisches Element und einen Reibungserzeugungsmechanismus. Das erste Drehelement besteht aus einem Paar von kreisförmigen Plattenelementen, die in einer axialen Richtung ausgerichtet und mit einer Vielzahl von Federstützbereichen versehen sind. Das zweite Drehelement weist einen Plattenbereich auf, der zwischen dem Paar von kreisförmigen Plattenelementen angeord net ist und mit einer Vielzahl von Federaufnahmeöffnungen ver sehen ist, und direkt und axial mit den gepaarten kreisförmi gen Plattenelementen in Kontakt gebracht werden kann. Das er ste elastische Element ist im Federstützbereich und in der Fe deraufnahmeöffnung angeordnet. Das erste elastische Element wird auf der positiven und der negativen Seite der Torsions kennlinien zusammengedrückt, wenn die relative Drehung zwi schen dem ersten und dem zweiten Drehelement stattfindet. Das zweite elastische Element ist im Federstützbereich und in der Federaufnahmeöffnung angeordnet. Das zweite elastische Element wird auf der positiven Seite der Torsionskennlinien zusammen gedrückt, wenn die relative Drehung zwischen dem ersten und dem zweiten Drehelement stattfindet. Das zweite elastische Element wird jedoch auf der negativen Seite der Torsionskenn linie nur in einem Bereich zusammengedrückt, der einen vorbe stimmten Torsionswinkel übersteigt. Der Reibungserzeugungsme chanismus erzeugt nur dann einen Reibungswiderstand, wenn das zweite elastische Element in der Drehrichtung zusammengedrückt wird.

Wenn sich das erste und das zweite Drehelement relativ zuein ander drehen, werden gemäß dem Dämpfermechanismus des obigen Aspekts das erste und das zweite elastische Element zwischen diesen zusammengedrückt, um vorbestimmte Torsionskennlinien bereitzustellen. Auf der positiven Seite der Torsionskennlini en werden das erste und das zweite elastische Element zusam mengedrückt, um vorbestimmte Kennlinien vorzusehen. Ferner er zeugt der Reibungserzeugungsmechanismus Reibung gemäß dem Zu sammendrücken des zweiten elastischen Elements. Auf der nega tiven Seite der Torsionskennlinien wird jedoch nur das erste elastische Element zusammengedrückt, bevor der Torsionswinkel einen vorbestimmten Wert übersteigt. Somit wird das zweite elastische Element nicht zusammengedrückt, und der Reibungser zeugungsmechanismus erzeugt keine Reibung. Infolge der obigen Vorgänge können geringe Steifigkeitseigenschaften auf der ne gativen Seite realisiert werden. Ferner wird durch den Rei bungserzeugungsmechanismus keine Reibung erzeugt.

Zusammengefasst kann dieser Dämpfermechanismus Kennlinien be reitstellen, in denen die vorbestimmte Steifigkeit und das vorbestimmte Hysteresedrehmoment auf der positiven Seite oder der Beschleunigungsseite der Torsionskennlinien erzeugt werden und geringe Steifigkeit und ein extrem geringes Hysterese drehmoment auf der negativen Seite oder Bremsverzögerungsseite der Torsionskennlinien erzeugt werden. Folglich ist es mög lich, Veränderungen der Drehzahl, die auftreten können, wenn sie durch den Resonanzpunkt hindurchgeht, auf der positiven Seite der Torsionskennlinien zu unterdrücken. Gute Dämpfungs raten können auch auf der gesamten negativen Seite der Tor sionskennlinien erreicht werden. Insbesondere kann der Reso nanzpunkt auf einen Bereich von kleinen Änderungen der Mo tordrehzahl gesenkt werden, da die Kennlinien mit einer gerin gen Steifigkeit auf der Bremsverzögerungsseite erreicht werden können, indem das zweite elastische Element nicht zusammenge drückt wird. Daher nehmen die Änderungen der Motordrehzahl nicht zu, selbst wenn Resonanz auftritt. Folglich ist es mög lich, einen Reibungserzeugungsbereich, der auf der Bremsverzö gerungsseite wirkt, zu beseitigen, so dass der Dämpfermecha nismus einen einfachen Mechanismus aufweisen kann. Insbesonde re können das erste und das zweite Drehelement einander direkt und axial berühren, und ein herkömmlicher Reibungserzeugungs mechanismus kann zwischen diesen beseitigt werden. Das Ergeb nis ist ein Dämpfermechanismus mit einer vereinfachten Struk tur relativ zu einem herkömmlichen Dämpfermechanismus.

Gemäß einem dritten Aspekt der vorliegenden Erfindung weist der Dämpfermechanismus des ersten oder des zweiten Aspekts ferner ein derartiges Merkmal auf, dass der Reibungserzeu gungsmechanismus im zweiten elastischen Element angeordnet ist.

Gemäß einem vierten Aspekt der vorliegenden Erfindung weist der Dämpfermechanismus des dritten Aspekts ferner ein derarti ges Merkmal auf, dass das zweite elastische Element aus einem elastischen Element mit einem hohen inneren Reibungskoeffizi enten ausgebildet ist und den Reibungserzeugungsmechanismus bereitstellt.

Gemäß einem fünften Aspekt der vorliegenden Erfindung weist der Dämpfermechanismus des dritten Aspekts ferner ein derarti ges Merkmal auf, dass das zweite elastische Element aus einer Schraubenfeder besteht und der Reibungserzeugungsmechanismus aus einem Reibungserzeugungselement besteht, das an der Schraubenfeder befestigt ist.

Gemäß einem sechsten Aspekt der vorliegenden Erfindung weist der Dämpfermechanismus des fünften Aspekts ferner ein derarti ges Merkmal auf, dass das Reibungserzeugungselement aus einem elastischen Element mit einem hohen inneren Reibungskoeffizi enten besteht und in der Schraubenfeder angeordnet ist.

Gemäß einem siebten Aspekt der vorliegenden Erfindung weist der Dämpfermechanismus des fünften Aspekts ferner ein derarti ges Merkmal auf, dass der Dämpfermechanismus ferner ein Schut zelement umfasst, das zwischen dem elastischen Element und der Schraubenfeder angeordnet ist.

Diese und weitere Aufgaben, Merkmale, Aspekte und Vorteile der vorliegenden Erfindung werden für Fachleute aus der folgenden ausführlichen Beschreibung ersichtlich, die in Verbindung mit den beigefügten Zeichnungen ein bevorzugtes Ausführungsbei spiel der vorliegenden Erfindung offenbart.

Man nehme nun auf die beigefügten Zeichnungen Bezug, die einen Bereich dieser ursprünglichen Offenbarung bilden:

Fig. 1 ist eine Querschnittsansicht einer Kupplungsscheibenan ordnung gemäß einem bevorzugten Ausführungsbeispiel der vor liegenden Erfindung;

Fig. 2 ist ein Aufriss der Kupplungsscheibenanordnung von Fig. 1;

Fig. 3 ist eine teilweise Querschnittsansicht der Kupplungs scheibenanordnung, die in einem vergrößerten Maßstab eine Struktur in Fig. 1 darstellt;

Fig. 4 ist eine Querschnittsansicht eines ersten Sitzelements der Kupplungsscheibenanordnung;

Fig. 5 ist eine Querschnittsansicht eines zweiten Sitzele ments der Kupplungsscheibenanordnung;

Fig. 6 ist eine Querschnittsansicht einer zweiten Anordnung von elastischen Elementen der Kupplungsscheibenanordnung;

Fig. 7 ist eine schematische Ansicht, die einen Dämpfermecha nismus der Kupplungsscheibenanordnung darstellt;

Fig. 8 ist eine schematische Ansicht, die den Dämpfermechanis mus der Kupplungsscheibenanordnung darstellt;

Fig. 9 ist eine Ansicht eines Kurvenbildes, das Torsionskenn linien der Kupplungsscheibenanordnung darstellt;

Fig. 10 ist ein Aufriss einer Kupplungsscheibenanordnung gemäß einem alternativen Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfin dung;

Fig. 11 ist eine Querschnittsansicht einer zweiten Anordnung von elastischen Elementen der Kupplungsscheibenanordnung von Fig. 10;

Fig. 12 ist eine Querschnittsansicht einer modifizierten zwei ten Anordnung von elastischen Elementen der Kupplungsscheiben anordnung von Fig. 10;

Fig. 13 ist ein Aufriss einer Manschette der zweiten Anordnung von elastischen Elementen von Fig. 12;

Fig. 14 ist ein Seitenaufriss der Manschette;

Fig. 15 ist eine Querschnittsansicht der Anordnung von elasti schen Elementen von Fig. 12 mit einer Schraubenfeder in einem zusammengedrückten Zustand;

Fig. 16 ist ein Aufriss der Manschette in einem aufgeweiteten Zustand; und

Fig. 17 ist ein Seitenaufriss der aufgeweiteten Manschette.

1. Erstes Ausführungsbeispiel (1) Struktur

Fig. 1 ist eine Querschnittsansicht einer Kupplungsscheibenan ordnung 1 gemäß einem bevorzugten Ausführungsbeispiel der vor liegenden Erfindung. Fig. 2 ist ein Aufriss derselben. Mit Be zug auf Fig. 1 und 2 ist die Kupplungsscheibenanordnung 1 eine Kraftübertragungsvorrichtung, die in einer Kupplungsvorrich tung eines Fahrzeugs, insbesondere eines Fahrzeugs mit Front motor und Frontantrieb, verwendet wird. Die Kupplungsscheiben anordnung 1 weist eine Kupplungsfunktion und eine Dämpferfunk tion auf. Die Kupplungsfunktion überträgt und unterbricht se lektiv ein Drehmoment durch Eingriff mit einem und Abkopplung von einem Schwungrad (nicht dargestellt). Die Dämpferfunktion absorbiert und dämpft Drehmomentschwankungen und dergleichen, die von der Schwungradseite aufgebracht werden, durch Federn und dergleichen.

In Fig. 1 stellt 0-0 eine Drehachse der Kupplungsscheibenan ordnung 1 dar. Auf der linken Seite in Fig. 1 sind ein Motor und ein Schwungrad (beide nicht dargestellt) angeordnet. Auf der rechten Seite in Fig. 1 ist ein Getriebe (nicht darge stellt) angeordnet. In Fig. 2 gibt ein Pfeil R1 die An triebsseite oder positive Drehrichtung der Kupplungsscheiben anordnung 1 an, und ein Pfeil R2 gibt eine entgegengesetzte Seite oder eine negative Drehseite an. In der folgenden Be schreibung stellen die "Dreh-(Umfangs-)Richtung", "axiale Richtung" und "radiale Richtung" die jeweiligen Richtungen der Kupplungsscheibenanordnung 1 dar, die als Drehkörper betrach tet wird, wenn nicht anders angegeben.

Die Kupplungsscheibenanordnung 1 besteht hauptsächlich aus ei nem Antriebsdrehelement 2, einem Abtriebsdrehelement 3 und ei nem elastischen Kopplungsmechanismus 4. Der elastische Kopp lungsmechanismus 4 ist zwischen den Drehelementen 2 und 3 an geordnet. Diese Elemente 2 und 3 und der Mechanismus 4 bilden einen Dämpfermechanismus zum Dämpfen von Torsionsschwingungen, während ein Drehmoment übertragen wird.

Das Antriebsdrehelement 2 ist dazu ausgelegt, das Drehmoment vom Schwungrad (nicht dargestellt) aufzunehmen. Das Antriebs drehelement 2 besteht hauptsächlich aus einer Kupplungsscheibe 11, einer Kupplungsplatte 12 und einer Halteplatte 13. Die Kupplungsscheibe 11 kann gegen das Schwungrad (nicht darge stellt) für einen Eingriff mit diesem gedrückt werden. Die Kupplungsscheibe 11 besteht aus einer Dämpfungsplatte 15 sowie einem Paar von Reibungsbelägen 16 und 17, die an den axial entgegengesetzten Seiten der Dämpfungsplatte 15 durch Nieten 18 befestigt sind.

Die Kupplungs- und die Halteplatte 12 und 13 sind beide aus kreisförmigen Plattenelementen ausgebildet, die durch Press formen hergestellt werden, und sind um einen vorbestimmten Ab stand axial voneinander entfernt. Die Kupplungsplatte 12 ist auf der Motorseite angeordnet und die Halteplatte 13 ist auf der Getriebeseite angeordnet. Die Halteplatte 13 ist an ihrem radial äußeren Bereich mit einer zylindrischen Wand 22 verse hen, die sich in Richtung der Kupplungsplatte 12 erstreckt. Eine Vielzahl von Befestigungsbereichen 23 erstrecken sich vom Ende der Wand 22 radial nach innen. Die Befestigungsbereiche 23 sind auf der Seitenfläche, auf der Getriebeseite, der Kupp lungsplatte 12 angeordnet und an dieser durch eine Vielzahl von Nieten 20 befestigt. Dadurch drehen sich die Kupplungs- und die Halteplatte 12 und 13 miteinander. Die obige Struktur hilft auch, den axialen Raum, der vom Dämpfermechanismus ver wendet wird, sowie den axialen Abstand zwischen der Kupplungs platte 12 und der Halteplatte 13 festzulegen. Ferner befesti gen die Nieten 20 den radial inneren Bereich der Dämpfungs platte 15 an dem Befestigungsbereich 23 sowie am radial äuße ren Bereich der Kupplungsplatte 12. Jede der Kupplungs- und der Halteplatte 12 und 13 ist mit einer zentralen Öffnung ver sehen, in der ein Auge 7 angeordnet ist, wie später beschrie ben wird. Jede der Kupplungs- und der Halteplatte 12 und 13 ist mit einer Vielzahl von Fenstern 51 und 52 versehen, die in der Umfangsrichtung angeordnet sind. Diese Fenster 51 und 52 in jeder der Platten 12 und 13 weisen im Wesentlichen dieselbe Gestalt auf. Die Fenster 51 und 52 sind vorzugsweise in vier Positionen angeordnet, die auf dem Umfang in gleichem Abstand von ihrem entgegengesetzten Fenster 51 und 52 angeordnet sind. Jedes der Fenster 51 und 52 liegt vorzugsweise radial im glei chen Abstand von der Drehachse 0-0 relativ zu seinem entgegen gesetzten Fenster. Jedes der Fenster 51 und 52 ist im Wesent lichen auf dem Umfang lang. Mit anderen Worten, jedes der Fen ster 51 und 52 erstreckt sich vorzugsweise mehr in einer Um fangsrichtung als in einer radialen Richtung.

Die zwei Fenster, die in Fig. 2 vertikal zueinander entgegen gesetzt liegen, werden als "erste Fenster" 51 bezeichnet, und die zwei Fenster, die in Fig. 2 seitlich zueinander entgegen gesetzt liegen, werden als "zweite Fenster" 52 bezeichnet. Mit Bezug auf Fig. 1 ist jedes erste Fenster 51 aus einem Loch ausgebildet, das an seinen axial entgegengesetzten Enden ge öffnet ist. Jedes erste Fenster 51 weist vorzugsweise einen Stützbereich auf, der entlang einer Kante des Lochs ausgebil det ist. Der Stützbereich weist einen radial äußeren Stützbe reich 55, einen radial inneren Stützbereich 56 und Umfangsen de-Stützbereiche 57 auf. Wie in Fig. 2 in einem Aufriss zu se hen ist, ist der radial äußere Stützbereich 55 im Wesentlichen auf dem Umfang gekrümmt, und der radial innere Stützbereich 56 weist eine im Wesentlichen gerade Form auf. Jeder der Umfangs ende-Stützbereiche 57 erstreckt sich im Wesentlichen geradli nig in der radialen Richtung, ist jedoch nicht parallel zu ei ner radialen Linie C1, die sich durch ein Umfangszentrum des Fensters 51 und das Zentrum O der Kupplungsscheibenanordnung 1 erstreckt. Der Umfangsende-Stützbereich 57 ist so geneigt, dass ein radial inneres Ende desselben auf dem Umfang nach in nen (in Richtung des Umfangszentrums des Fensters 51 oder 52) bezüglich eines radial äußeren Endes verschoben sein kann. Mit anderen Worten, in jedem Fenster 51 liegt das radial innere Ende des Stützbereichs 57 vorzugsweise näher am entgegenge setzten radial inneren Ende des entgegengesetzten Stützbe reichs 57 als das radial äußere Ende des Stützbereichs 57 an seinem entgegengesetzten äußeren Ende liegt. Daher sind die Umfangsende-Stützbereiche 57 auf den entgegengesetzten Seiten jedes Fensters 51 nicht zueinander parallel. Der radial äußere Stützbereich 55 und der radial innere Stützbereich 56 werden vorzugsweise durch teilweises Schneiden und Biegen der Platten 12 und 13 ausgebildet.

Das zweite Fenster 52 weist vorzugsweise im Wesentlichen die selbe Form auf wie das erste Fenster 51, ist jedoch auf dem Umfang kürzer als das erste Fenster 51. Jedes zweite Fenster 52 ist aus einem Loch ausgebildet, das an seinen axial entge gengesetzten Enden geöffnet ist und einen Stützbereich auf weist, der entlang der Kante des Lochs ausgebildet ist. Der Stützbereich weist einen radial äußeren Stützbereich 55', ei nen radial inneren Stützbereich 56' und Umfangsende- Stützbereiche 57' auf. Der radial innere Stützbereich 56' ist vorzugsweise so gekrümmt, dass sein auf dem Umfang mittlerer Bereich radial nach innen verschoben ist.

Ferner liegen die zweiten Fenster 52 in einer diametralen Richtung zueinander entgegengesetzt, sind jedoch in der Dreh richtung R1 bezüglich der ersten Fenster 51 in einem Winkel verschoben. Mit anderen Worten, die R1-Seite der zweiten Fen ster 52 liegt vorzugsweise näher an der R2-Seite der ersten Fenster 51 als die R2-Seite der zweiten Fenster 52 an der R1- Seite der ersten Fenster 51 liegt. Insbesondere ist eine Linie C3, die sich zwischen den Umfangszentren der zweiten Fenster 52 erstreckt, in der Drehrichtung R1 um einen vorbestimmten Winkel θ₁ (bei diesem Ausführungsbeispiel 7,5 Grad) bezüglich einer Linie C2 verschoben, die zur Linie C1 senkrecht ist, welche sich zwischen den Umfangszentren der ersten Fenster 51 erstreckt.

Nun wird eine Beschreibung des Abtriebsdrehelements 3 gegeben. Mit Bezug auf Fig. 1 besteht das Abtriebsdrehelement 3 haupt sächlich aus einer Nabe 6. Die Nabe 6 besteht aus einem Auge 7 und einem Flansch 8. Das Auge 7 weist eine zylindrische Form auf und ist innerhalb der zentralen Öffnungen der Kupplungs- und der Halteplatte 12 und 13 angeordnet. Das Auge 7 steht mit einer Getriebeantriebswelle (nicht dargestellt) in Kerbein griff und ist in die zentrale Öffnung eingesetzt. Der Flansch 8 ist einteilig und radial um das Auge 7 herum ausgebildet und weist eine kreisförmige, plattenartige Form auf. Der Flansch 8 ist axial zwischen der Kupplungs- und der Halteplatte 12 und 13 angeordnet. Der Flansch 8 ist aus einem radial inneren Be reich 8a und einem radial äußeren Bereich 8b mit einer kleine ren axialen Größe oder Dicke als jener des inneren Bereichs 8a ausgebildet.

Wie in Fig. 2 zu sehen, ist der Flansch 8 an seinem radial äu ßeren Bereich 8b mit Fensteröffnungen 53 und 54 entsprechend den ersten Fenstern 51 bzw. 52 versehen. Diese Fensteröffnun gen 53 und 54 befinden sich in den vier Positionen, die auf dem Umfang in gleichen Abständen von ihren entgegengesetzten Fensteröffnungen 53 oder 54 angeordnet sind. Jede der Fen steröffnungen 53 und 54 liegt vorzugsweise radial im gleichen Abstand von der Drehachse 0-0. Jede der Fensteröffnungen 53 und 54 wirkt als Federaufnahmebereich.

In Fig. 2 werden die paarweisen Fensteröffnungen, die vertikal zueinander entgegengesetzt liegen, als "erste Fensteröffnun gen" 53 bezeichnet, und die paarweisen Fensteröffnungen, die in Fig. 2 seitlich zueinander entgegengesetzt liegen, werden als "zweite Fensteröffnungen" 54 bezeichnet. Da die ersten und die zweiten Fensteröffnungen 53 und 54 ähnliche Gestalten auf weisen, werden diese Gestalten nun gemeinsam beschrieben. Jede der Fensteröffnungen 53 und 54 ist an axial entgegengesetzten Enden offen und wird vorzugsweise durch axiales Pressformen hergestellt. Jede der Fensteröffnungen 53 und 54 ist auf dem Umfang lang. Mit anderen Worten, jede der Fensteröffnungen 53 und 54 erstreckt sich vorzugsweise mehr in Umfangsrichtung als in radialer Richtung. Jede der Fensteröffnungen 53 und 54 weist einen radial äußeren Stützbereich 63, einen radial inne ren Stützbereich 64 und Umfangsende-Stützbereiche 65 auf. In einem Aufriss ist der radial äußere Stützbereich 63 im Wesent lichen auf dem Umfang gekrümmt, und der radial innere Stützbe reich 64 weist eine im Wesentlichen gerade Form auf. Jeder der Umfangsende-Stützbereiche 65 erstreckt sich im Wesentlichen geradlinig in der radialen Richtung, ist jedoch nicht parallel zur Linie C1 oder C2, die sich durch ein Umfangszentrum der Fensteröffnung 53 oder 54 und das Zentrum O der Kupplungs scheibenanordnung 1 erstrecken. Der Umfangsende-Stützbereich 65 ist so geneigt, dass das radial innere Ende auf dem Umfang bezüglich des radial äußeren Endes nach innen verschoben sein kann. Mit anderen Worten, in jeder Fensteröffnung 53 oder 54 liegt das radial innere Ende des Umfangsende-Stützbereichs 65 vorzugsweise näher am entgegengesetzten radial inneren Ende des entgegengesetzten Umfangsende-Stützbereichs 65 als das ra dial äußere Ende des Umfangsende-Stützbereichs 65 an seinem entgegengesetzten äußeren Ende liegt.

Die erste Fensteröffnung 53 und das erste Fenster 51 weisen im Wesentlichen dieselbe Umfangslänge auf und befinden sich in derselben Umfangsposition. Die zweite Fensteröffnung 54 und das zweite Fenster 52 befinden sich in derselben Position re lativ zur Drehachse 0-0, aber die zweite Fensteröffnung 54 ist auf dem Umfang länger als das zweite Fenster 52. Der Umfangs ende-Stützbereich 65, der auf der R1-Seite, d. h. der Vorder seite in der Drehrichtung R1, der ersten Fensteröffnung 53 liegt, befindet sich in derselben Umfangsposition wie der Um fangsende-Stützbereich 57' auf der R1-Seite des zweiten Fen sters 52. Der Umfangsende-Stützbereich 65, der auf der R2- Seite der zweiten Fensteröffnung 54 liegt, ist jedoch in Rich tung der R2-Seite vom Umfangsende-Stützbereich 57' auf der R2- Seite des zweiten Fensters 52 um einen zweiten Torsionswinkel θ₂ (bei diesem Ausführungsbeispiel 15 Grad) verschoben. Mit an deren Worten, die R2-Seite der zweiten Fensteröffnung 54 er streckt sich über die R2-Seite des Umfangsende-Stützbereichs 57' hinaus, so dass die Differenz zwischen den R2-Seiten- Umfangsende-Stützbereichen 55 und 47' θ₂ ist.

Der Flansch 8 ist an seiner radial äußeren Kante mit Ausspa rungen 8c versehen, durch die sich die Befestigungsbereiche 23 der Halteplatte 13 axial erstrecken. Jede Aussparung 8c ist auf dem Umfang zwischen den Fensteröffnungen 53 und 54 ange ordnet.

Der elastische Kopplungsmechanismus 4 besteht aus einer Viel zahl von Anordnungen 30 und 31 von elastischen Elementen. Die Anordnungen 30 und 31 von elastischen Elementen sind innerhalb der ersten Fensteröffnungen 53 bzw. 54 sowie der ersten Fen ster 51 bzw. 52 angeordnet. Die Anordnungen 30 und 31 von ela stischen Elementen bestehen aus zwei Arten von Anordnungen, ersten Anordnungen 30 von elastischen Elementen und zweiten Anordnungen 31 von elastischen Elementen. Jede der Anordnungen 30 von elastischen Elementen ist innerhalb der ersten Fen steröffnung 53 und des ersten Fensters 51 angeordnet. Jede der zweiten Anordnungen 31 von elastischen Elementen ist innerhalb der zweiten Fensteröffnung 54 und des zweiten Fensters 52 an geordnet. Die erste Anordnung 30 von elastischen Elementen be steht aus einer Schraubenfeder 33 und einem Paar von Sitzele menten 34, die an den entgegengesetzten Seiten der Feder 33 angeordnet sind. Die Schraubenfeder 33 weist einen ellipti schen Querschnitt auf. Jedes Ende der Schraubenfeder 33 ist vorzugsweise geschlossen und bildet eine Endwindung. Die Ober fläche von jeder Endwindung wird jedoch keiner Polierung un terzogen und hält die Querschnittsform des Wendeldrahts auf recht. Die "Endwindung" bei diesem Ausführungsbeispiel ist dieselbe wie eine Windung von jedem Ende der Schraubenfeder 33.

Die Sitzelemente 34 bestehen vorzugsweise aus hartem Harz- oder elastischem Harzmaterial. Das elastische Harzmaterial kann beispielsweise thermoplastisches Polyesterelastomer sein. Wie in Fig. 4 gezeigt, ist das Sitzelement 34 mit einem Sitz bereich 40 mit einer Sitzfläche 40a zum Aufnehmen einer End windungsfläche der Schraubenfeder 33 versehen. Der Sitzbereich 40 ist an seiner Sitzfläche mit einem säulenförmigen Vorsprung 44 versehen, so dass die Sitzfläche 40a eine Ringform auf weist. Die Sitzfläche 40a weist eine Gestalt auf, die jener der Endwindung der Schraubenfeder 33 entspricht, und sieht ei ne Kontaktfläche (nicht dargestellt) vor, die mit der Vorder endfläche der Schraubenfeder 33 in Kontakt steht. Dadurch kann sich die Schraubenfeder 33 nicht um ihre eigene Achse be züglich des ersten Sitzelementpaars 34 drehen. Die Kontaktflä chen der entgegengesetzten Sitzelemente 34 sind in den Win dungsrichtungen der Schraubenfeder 33 zueinander entgegenge setzt gerichtet. Daher kann sich die Schraubenfeder 33 in kei ner Richtung um die zentrale Achse drehen.

Der Vorsprung 44 ist so ausgebildet, dass er zum freien Ende hin konvergiert. Eine flache Kontaktfläche 44a ist am freien Ende vorgesehen. Der Sitzbereich 40 und der Vorsprung 44 sind an ihren Zentren mit einer am Umfang eindringenden Öffnung 44b mit einem kreisförmigen Querschnitt versehen. Mit Bezug auf Fig. 2 und 4 ist eine Kontaktfläche 45, die am Sitzbereich 40 ausgebildet ist, in der Drehrichtung durch den Umfangsende- Stützbereich 65 der ersten Fensteröffnung 53 und den Umfangs ende-Stützbereich 57 des ersten Fensters 51 abgestützt. Der Sitzbereich 40 ist mit einem radial äußeren Stützbereich 40b zum Abstützen der radial äußeren und axial entgegengesetzten Bereiche der Endwindung der Schraubenfeder 33 versehen. Der Sitzbereich 41 ist auch mit einem radial inneren Stützbereich 40c zum Abstützen der radial inneren und axial entgegengesetz ten Bereiche der Endwindung der Schraubenfeder 33 versehen. Das Sitzelement 34 weist einen radial äußeren Bereich mit ei nem bogenförmigen Querschnitt auf, der sich entlang der radial äußeren Stützbereiche 55 und 63 erstreckt. Wie in Fig. 3 zu sehen ist, wird die axiale Bewegung des Sitzelements 34 durch den radial äußeren Stützbereich 55 und den radial inneren Stützbereich 56 des ersten Fensters 51 eingeschränkt.

Mit Bezug auf Fig. 2 ist die Anzahl von aktiven Windungen der Schraubenfeder 33 vorzugsweise sieben auf der radial inneren Seite und sechs auf der radial äußeren Seite. Somit ist die Anzahl von aktiven Windungen auf der radial inneren Seite vor zugsweise um eine größer als jene auf der radial äußeren Sei te. Da sich die Schraubenfeder 33 nicht um ihre eigene Achse drehen kann, wird der obige Zustand aufrechterhalten. Der obi ge Zustand wird aufrechterhalten, da die entgegengesetzten En den der Schraubenfedern 33 nicht-drehbar mit den Sitzelementen 34 in Eingriff stehen, um eine Drehung um ihre eigene Achse zu verhindern, bzw. die Sitzelemente 34 nicht-drehbar mit den Um fangsende-Stützbereichen 65 des Flanschs 8 und den Umfangsen de-Stützbereichen 57 der Platten 12 und 13 in Eingriff stehen, um ihre eigene Drehung um die Achse der Schraubenfeder 33 zu verhindern. Da die Anzahl von aktiven Windungen auf der radial inneren Seite größer ist als jene auf der radial äußeren Sei te, wie vorstehend beschrieben, kann die Struktur eine übermä ßig große Beanspruchung aufgrund einer großen Menge an Verfor mung des radial äußeren Bereichs in verschiedene Bereiche auf der radial inneren Seite verteilen, so dass ein Beanspru chungsunterschied zwischen den radial inneren und radial äuße ren Bereichen verringert werden kann.

Mit Bezug auf Fig. 6 wird nun eine Beschreibung der zweiten Anordnung 31 von elastischen Elementen gegeben. Die zweite An ordnung 31 von elastischen Elementen besteht aus einem elasti schen Element 36 und Sitzelementen 37. Die Sitzelemente 37 sind an entgegengesetzten Enden des elastischen Elements 36 in der Drehrichtung der Platten 12 und 13 angeordnet. Das elasti sche Element 36 ist im Wesentlichen ein säulenförmiges Element mit einem kreisförmigen Querschnitt und besteht vorzugsweise aus Gummi, Harz oder dergleichen. Das elastische Element 36 wird zum Erzeugen eines Hysteresedrehmoments durch seine vor bestimmte Steifigkeit und hohe innere Reibung verwendet. Das elastische Element 36 ist an seinem Zentrum mit einer in Längsrichtung durchdringenden Öffnung 36a versehen.

Das Sitzelement 37 besteht vorzugsweise aus hartem Harz oder elastischem Harz. Das elastische Harzmaterial kann beispiels weise thermoplastisches Polyesterelastomer sein. Mit Bezug auf Fig. 5 und 6 ist das Sitzelement 37 mit einem Sitzbereich 71 mit einer Sitzfläche 71a zum Aufnehmen einer Stirnfläche des elastischen Elements 36 versehen. Der Sitzbereich 71 ist an seiner Sitzfläche mit einem säulenförmigen Vorsprung 72 verse hen. Der Vorsprung 72 ist in die Öffnung 36a des elastischen Elements 36 eingesetzt. Wie in Fig. 2 und 5 zu sehen ist, ist eine Kontaktfläche 73, die am Sitzbereich 71 ausgebildet ist, in der Drehrichtung durch den Umfangsende-Stützbereich 57' des zweiten Fensters 52 abgestützt. Die Kontaktfläche 73 auf der R1-Seite des Sitzelements 37 steht mit dem Umfangsende- Stützbereich 65 der zweiten Fensteröffnung 54 in Kontakt, aber die Kontaktfläche 73 auf der R2-Seite des Sitzelements 37 ist vom Umfangsende-Stützbereich 65 der zweiten Fensteröffnung 54 um einen Torsionswinkel θ₂ verschoben. Der Sitzbereich 71 ist mit einem radial äußeren Stützbereich 71b und einem radial in neren Stützbereich 71c versehen. Der radial äußere Stützbe reich 71b stützt die radial äußeren und axial entgegengesetz ten Bereiche der Endwindung des elastischen Elements 36 ab, während der radial innere Stützbereich 71c die radial inneren und axial entgegengesetzten Bereiche der Endwindung des ela stischen Elements 36 abstützt. Der Sitzbereich 71 weist einen radial äußeren Bereich mit einem bogenförmigen Querschnitt auf, der sich entlang der radial äußeren Stützbereiche 55 und 63 erstreckt. Die axiale Bewegung des Sitzelements 37 wird durch den radial äußeren Stützbereich 55 und den radial inne ren Stützbereich 56 des ersten Fensters 51 eingeschränkt.

Das elastische Element 36, das innerhalb der zweiten Fen steröffnung 54 und des zweiten Fensters 52 angeordnet ist, kann als Reibungserzeugungsmechanismus betrachtet werden. Al ternativ kann das elastische Element 36 innerhalb einer Schraubenfeder (nicht dargestellt) angeordnet sein, die vor zugsweise durch das Sitzelement 37 abgestützt wird. Dies ist aus einem zweiten Ausführungsbeispiel ersichtlich und wäre ähnlich der in Fig. 11 gezeigten Struktur, die ein Federele ment einschließt, das von einem Reibungserzeugungsmechanismus getrennt ist, und einen ähnlichen Effekt erzielen kann. Da der Reibungserzeugungsmechanismus mit erneutem Bezug auf Fig. 2 und 5, der aus dem elastischen Element 36 besteht, auf der po sitiven Seite wirkt, kann er das Hysteresedrehmoment, das auf der positiven Seite erzeugt wird, dämpfen oder kontrollieren, während ein Hysteresedrehmoment, das auf der negativen Seite erzeugt wird, unterdrückt wird, so dass das Hysteresedrehmo ment der negativen Seite äußerst niedrig ist.

Mit Bezug auf Fig. 1 weist im Gegensatz zu einer herkömmlichen Struktur die Kupplungsscheibenanordnung 1 keinen Reibungser zeugungsmechanismus auf, der aus einem Element wie z. B. einer Reibungsbeilagscheibe mit einem hohen Reibungskoeffizienten oder einem Element wie z. B. einer Kegelfeder zum Erzeugen ei ner Vorspannungskraft besteht. Daher ist kein Element zwischen dem Antriebsdrehelement 2, das aus den Platten 12 und 13 be steht, und der Nabe 6 angeordnet. Somit kann das Antriebs drehelement 2 in direktem Kontakt mit der Nabe 6 stehen. Ins besondere, wie in Fig. 3 gezeigt, kann ein radial innerer Be reich 12a der Kupplungsplatte 12 mit der Stirnfläche auf der Motorseite des radial inneren Bereichs 8a des Nabenflanschs 8 in axialem Kontakt stehen. Ferner kann ein radial innerer Be reich 13a der Halteplatte 13 mit der Stirnfläche auf der Ge triebeseite des radial inneren Bereichs 8a des Nabenflanschs 8 in axialem Kontakt stehen. Ein axialer Abstand zwischen entge gengesetzten Stirnflächen der radial inneren Bereiche 12a und 13a ist geringfügig länger als die axiale Länge des radial in neren Bereichs 8a, so dass sich die Platten 12 und 13 in axia ler Richtung bezüglich der Nabe 6 leicht verschieben können. Die innere Umfangsfläche der Kupplungsplatte 12 steht mit der äußeren Umfangsfläche der Nabe 6 in Kontakt, so dass das An triebsdrehelement 2 radial zur Nabe 6 verschoben ist. Die in nere Umfangsfläche der Halteplatte 13 ist von der äußeren Um fangsfläche des Auges 7 um einen vorbestimmten Abstand radial entfernt. Gemäß der vorstehend beschriebenen Struktur tritt unvermeidlich ein minimaler Gleitwiderstand zwischen der Nabe 6 und den Platten 12 und 13 auf, wenn eine relative Drehung zwischen diesen stattfindet. Dieser Gleitwiderstand liegt je doch in einem Bereich, der als ein Bereich eines Fehlers eines Gleitwiderstandes in einer herkömmlichen Struktur, die zwangs läufig die Reibung verursacht, betrachtet werden kann. Folg lich kann in Betracht gezogen werden, dass ein herkömmlicher Reibungserzeugungsmechanismus zumindest axial zwischen der Na be 6 und den Platten 12 und 13 nicht vorliegt.

(2) Torsionskennlinien

Mit Bezug auf Fig. 7 und 8, die den Dämpfermechanismus schema tisch zeigen, sowie Fig. 9, die die Torsionskennlinien zeigt, wird nun eine Beschreibung der Torsionskennlinien der Kupp lungsscheibenanordnung 1 gegeben. Die Werte in Fig. 9 sind le diglich als Beispiele dargestellt, und die Erfindung ist nicht auf diese eingeschränkt.

Zuerst wird eine Beschreibung für den Fall gegeben, in dem das Antriebsdrehelement 2 relativ zur Nabe 6 befestigt ist, und der Betrieb ausgehend vom neutralen Zustand in Fig. 7 im posi tiven Bereich der Torsionskennlinien durchgeführt wird, um die Nabe 6 in der Drehrichtung R2 zu drehen. In diesem Fall ver dreht sich das Antriebsdrehelement 2 in der Drehrichtung R1 bezüglich der Nabe 6. Bei diesem Vorgang werden die zwei Schraubenfedern 33 und die zwei elastischen Elemente 36 paral lel zusammengedrückt, so dass die Kennlinien mit einer relativ hohen Steifigkeit erreicht werden. Da die zwei elastischen Elemente 36 eine innere Reibung verursachen, wird ein hohes Hysteresedrehmoment erhalten. Bei diesem Ausführungsbeispiel werden die Torsionskennlinien mit einer hohen Steifigkeit und einem hohen Hysteresedrehmoment auf der gesamten positiven Seite der Torsionskennlinien gezeigt. Wenn der Torsionswinkel einen vorbestimmten Wert erreicht, tritt zwischen den Sitzele menten 34 und zwischen dem Sitzelement 37 ein Kontakt auf, so dass der Dämpfermechanismus seine Funktion stoppt.

Nun wird eine Beschreibung für den Fall gegeben, in dem das Antriebsdrehelement 2 relativ zur Nabe 6 befestigt ist, und der Betrieb ausgehend vom neutralen Zustand in Fig. 8 im nega tiven Bereich der Torsionskennlinien ausgeführt wird, um die Nabe 6 in der Drehrichtung R1 zu drehen. In diesem Fall ver dreht sich das Antriebsdrehelement 2 in der Drehrichtung R2 bezüglich des Abtriebsdrehelements 3.

Wenn der Torsionswinkel klein ist (θ-θ₂), werden nur die zwei Schraubenfedern 33 zusammengedrückt. Somit werden die zwei elastischen Elemente 36 nicht zusammengedrückt und keine Rei bung tritt auf. Folglich können die Kennlinien mit geringer Steifigkeit und geringem Hysteresedrehmoment erhalten werden. Wenn der Torsionswinkel θ₂ erreicht, kommt der Umfangsende- Stützbereich 65 auf der R2-Seite der zweiten Fensteröffnung 54 mit dem Sitzelement 34 in Kontakt. Anschließend werden die zwei elastischen Elemente 36 parallel mit den zwei Schrauben federn 33 zusammengedrückt. Daher können die Torsionskennlini en mit einer hohen Steifigkeit und einem hohen Hysterese drehmoment erhalten werden. Folglich ist die Steifigkeit im zweiten Bereich auf der negativen Seite höher als die Steifig keit auf der positiven Seite.

Gemäß dem Dämpfermechanismus der Erfindung, wie vorstehend be schrieben, weisen die Torsionskennlinien die verschiedenen Torsionssteifigkeiten auf der positiven bzw. der negativen Seite auf und weisen ferner die unterschiedlichen Hysterese drehmomente auf der positiven bzw. der negativen Seite auf. Dadurch können die Torsionskennlinien, die insgesamt gut sind, erreicht werden.

Im Stand der Technik wurden Strukturen mit solchen Torsions kennlinien vorgeschlagen, dass das Hysteresedrehmoment auf der positiven Seite von jenem auf der negativen Seite verschieden ist. Zusätzlich zum Unterschied des Hysteresedrehmoments stellt die Erfindung den Unterschied der Torsionssteifigkeit bereit, so dass bevorzugtere Torsionskennlinien erreicht wer den können.

Insbesondere wird auf der positiven Seite ein hohes Hysterese drehmoment erreicht, dessen Steifigkeit niedriger sein kann als jene im Stand der Technik, und ein äußerst geringes Hyste resedrehmoment wird im ersten Bereich auf der negativen Seite erreicht. Folglich können Änderungen der Drehzahl, die auftre ten können, wenn sie durch den Resonanzpunkt hindurchtritt, auf der positiven Seite der Torsionskennlinien unterdrückt werden, und gute Dämpfungsraten können auf der gesamten nega tiven Seite der Torsionskennlinien erreicht werden.

(3) Funktionsweisen und Wirkungen

Insbesondere kann die erfindungsgemäße Kupplungsscheibenanord nung 1 zum Verbessern der Schwingungskennlinien, die durch die Fahrzeugstruktur des Fahrzeugs mit Frontmotor und Frontantrieb verursacht werden, zweckmäßig verwendet werden. Insbesondere verwendet ein FF-Fahrzeug ein Antriebssystem mit hoher Stei figkeit und weist daher die folgenden Schwingungskennlinien auf. Erstens bleibt in einem FF-Fahrzeug der Resonanzpunkt in einem praktischen Betriebsbereich, selbst wenn die Torsions steifigkeit zum Verbessern der Geräusch- und Schwingungslei stungen verringert wird. Zweitens, wenn Kennlinien verwendet werden, bei denen die Änderungen der Motordrehzahl zwischen der positiven oder Beschleunigungsseite und der negativen Sei te oder Bremsverzögerungsseite der Torsionskennlinien ver schieden sind und kein Unterschied in den Torsionskennlinien zwischen der positiven und der negativen Seite vorliegt, kön nen gute Dämpfungsleistungen auf einer Seite erreicht werden, aber nicht auf der anderen Seite. Somit ist es unter Verwen dung einer herkömmlichen Struktur unmöglich, die guten Dämp fungsleistungen auf den beiden Seiten vorzusehen.

Im vorstehend beschriebenen Dämpfermechanismus sind die Tor sionskennlinien auf der positiven Seite von jenen auf der ne gativen Seite verschieden, so dass die bevorzugte Schwingungs dämpfungsleistung durch eine einfache Struktur erreicht werden kann.

1. Die "bevorzugte Schwingungsdämpfungsleistung" stellt ins besondere eine Struktur dar, die die Torsionskennlinien mit einer konstanten Steifigkeit und einem konstanten Hysterese drehmoment auf der positiven Seite und gleichzeitig die Tor sionskennlinien mit einer geringen Steifigkeit und einem ge ringen Hysteresedrehmoment auf der negativen Seite realisiert.
2. Die "einfache Struktur" stellt insbesondere eine derartige Struktur dar, dass kein herkömmlicher Reibungserzeugungsmecha nismus axial zwischen der Nabe 6 und den Platten 12 und 13 an geordnet ist und das elastische Element 36, das als Reibungs erzeugungsmechanismus dient, zur Wirkung nur auf der positiven Seite angeordnet ist. Insbesondere ist das elastische Element 36 in der Fensteröffnung 52 und im Fenster 54 angeordnet, wel che die elastischen Elemente 33 bzw. 36 unterbringen, damit sie zwischen der Nabe 6 und den Platten 12 und 13 zusammenge drückt werden. Die Platten 12 und 13 sind gegenseitig und di rekt in der axialen Richtung abgestützt und kein herkömmlicher Reibungserzeugungsmechanismus ist zwischen den Platten 12 und 13 angeordnet.

Ferner stellt die obige Struktur solche Torsionskennlinien auf der negativen Seite bereit, dass im Wesentlichen keine Reibung auftritt und das Hysteresedrehmoment extrem niedrig ist.

Alternative Ausführungsbeispiele

Alternative Ausführungsbeispiele der vorliegenden Erfindung werden nun erörtert. Angesichts der Ähnlichkeiten zwischen dem vorstehend erörterten ersten Ausführungsbeispiel und den al ternativen Ausführungsbeispielen werden den Komponenten oder Bereichen der alternativen Ausführungsbeispiele, die dieselbe Funktion wie die entsprechenden Komponenten oder Bereiche des ersten Ausführungsbeispiels aufweisen, die identischen Bezugs ziffern gegeben. Überdies wird auf die Erläuterungen der Kom ponenten oder Bereiche und der Funktionsweisen der alternati ven Ausführungsbeispiele, die zu den Komponenten oder Berei chen und den Funktionsweisen des ersten Ausführungsbeispiels ähnlich sind, verzichtet. Nur Komponenten und Funktionsweisen der alternativen Ausführungsbeispiele, die in der Struktur und Funktion vom ersten Ausführungsbeispiel verschieden sind, wer den hierin erläutert.

Zweites Ausführungsbeispiel

Fig. 10 ist ein Aufriss, der die Kupplungsscheibenanordnung 1 gemäß einem zweiten bevorzugten Ausführungsbeispiel der vor liegenden Erfindung darstellt. Die Struktur dieses Ausfüh rungsbeispiels ist grundsätzlich dieselbe wie jene des voran gehenden Ausführungsbeispiels, abgesehen von den folgenden Strukturen und Funktionsweisen.

Eine zweite Anordnung 31' von elastischen Elementen besteht hauptsächlich aus einer zweiten Schraubenfeder 36A, einem Paar von Sitzelementen 37' und einem elastischen Element 36B. Mit Bezug auf Fig. 11 ist das Sitzelement 37' im Wesentlichen das selbe wie jenes im ersten Ausführungsbeispiel, ist jedoch an einer Mitte seiner Sitzfläche mit einem Vorsprung 37a verse hen. Das elastische Element 36B weist eine Säulenform auf, die sich innerhalb der zweiten Schraubenfeder 36A erstreckt. Das elastische Element 36B besteht vorzugsweise aus z. B. Gummi aus elastischem Harz und kann eine hohe innere Reibung erzeugen, wenn es zusammengedrückt wird. Das elastische Element 36B ist vom inneren Umfang der zweiten Schraubenfeder 36A radial beab standet. Das elastische Element 36B ist an seinen entgegenge setzten Enden mit Löchern 36b versehen, die mit den Vorsprün gen 37a der Sitzelemente 37' jeweils in Eingriff stehen. Diese Struktur verhindert ein Abkoppeln des Endes des elastischen Elements 36B vom Sitzelement 37.

Gemäß dem zweiten Ausführungsbeispiel, wie vorstehend be schrieben, ist die zweite Schraubenfeder 36A (Feder) aus einem Element unabhängig vom elastischen Element 36B (Reibungserzeu gungsmechanismus) ausgebildet. Selbst in diesem Fall kann eine Wirkung ähnlich jener des ersten Ausführungsbeispiels erreicht werden.

Bei einer Modifikation des zweiten Ausführungsbeispiels kann eine Manschette 39 um das elastische Element 36B angeordnet sein, wie in Fig. 12-17 gezeigt. Die Manschette 39 ist ein Si cherheits- oder Schutzelement, das einen direkten Kontakt zwi schen der zweiten Schraubenfeder 36A und dem elastischen Ele ment 36B während des Gleitens verhindert, und dadurch Ver schleiß und Bruch des elastischen Elements 36B unterdrückt.

Die Manschette 39 ist ein zylindrisches Element, das aus einer dünnen Platte hergestellt ist, und ist in Längsrichtung bezüg lich des elastischen Elements 36B verschiebbar. Somit ist die Längsgröße der Manschette 39 kürzer als ein Abstand zwischen den Sitzelementen 37' auf seinen entgegengesetzten Seiten. Wie aus Fig. 13 und 14 zu sehen ist, ist die Manschette 39 vor zugsweise an ihren auf dem Umfang beabstandeten Positionen mit einer Vielzahl von Schlitzen oder Spalten 39a versehen, von denen sich jeder in der Längsrichtung der Manschette 39 er streckt und der Länge nach bezüglich der auf dem Umfang be nachbarten Schlitze 39a verschoben ist. Somit ist die Man schette 39 aus einer Vielzahl von schmalen Bändern ausgebil det, die sich in Längsrichtung erstrecken und miteinander ver bunden sind. Infolge der obigen Struktur kann sich die Man schette 39 in der radialen Richtung aufweiten.

Fig. 15 zeigt einen Zustand, in dem die zweite Schraubenfeder 36A vollständig zusammengedrückt ist, so dass radial äußere Bereiche der Windungen miteinander in Kontakt stehen. In die sem Zustand wird das elastische Element 36B zusammengedrückt, so dass es sich von seinem freien Zustand radial aufweitet. Dadurch wird die Manschette 39 radial aufgeweitet, wie in Fig. 16 und 17 gezeigt. Da die Manschette 39 selbst radial verform bar ist, wird keine übermäßige Kraft auf die Manschette 39 aufgebracht. Der Gleitwiderstand, der zwischen der Manschette 39 und dem elastischen Element 36B auftritt, kann zur Schwin gungsdämpfung verwendet werden.

Bei dieser Modifikation ist das Sitzelement 37' im Wesentli chen dasselbe wie jenes des vorangehenden Ausführungsbei spiels, ist jedoch an einem Zentrum seiner Sitzfläche mit ei nem Hohlraum oder Loch 37b versehen. Jedes Ende des elasti schen Elements 36B ist in den Hohlraum 37b des Sitzelements 37' eingesetzt. Dies verhindert eine Abkopplung des Endes des elastischen Elements 36B vom Sitzelement 37.

Weitere Ausführungsbeispiele

Die Erfindung ist nicht auf die Kupplungsscheibenanordnungen der bereits beschriebenen Ausführungsbeispiele eingeschränkt.

1. Bei dem bereits beschriebenen Ausführungsbeispiel ist kein Element zwischen dem Flansch 8 der Nabe 6 und den Platten 12 und 13 angeordnet. Ein Abstandhalter oder dergleichen zur axialen Positionierung kann jedoch dazwischen angeordnet sein. Ähnlich den vorangehenden Ausführungsbeispielen kann der Ab standhalter so gestaltet sein, dass er keine oder sehr wenig Reibung erzeugt. Ferner kann der Flansch 8 in direktem und axialem Kontakt mit den Platten 12 und 13 stehen, so dass in Betracht gezogen werden kann, dass ein zusätzlicher Reibungs erzeugungsmechanismus nicht vorgesehen ist.
2. Eine Struktur, die eine Funktion des elastischen Elements auf der negativen Seite der Torsionskennlinien verhindert, bis der Torsionswinkel den vorbestimmten Wert übersteigt, ist nicht auf jene in den vorangehenden Ausführungsbeispielen ein geschränkt.
3. Die Erfindung kann in einer Dämpferscheibenanordnung ver wendet werden, in der ein Auge einer Nabe von einem Naben flansch getrennt ist, um einen Bereich einer ersten Stufe (ge ringe Steifigkeit und geringes Hysteresedrehmoment) bereitzu stellen.
4. Die Anzahl und Positionen der Schraubenfederanordnungen sind nicht auf jene in den vorangehenden Ausführungsbeispielen eingeschränkt.
5. Die Art und Struktur des elastischen Elements sind nicht auf jene in den vorangehenden Ausführungsbeispielen einge schränkt.

Wirkung der Erfindung

Gemäß dem Dämpfermechanismus der Erfindung können die eine bevorzugte Schwingungsdämpfungsleistung aufweisenden verschie denen Torsionskennlinien auf der positiven und der negativen Seite durch die vorstehend erwähnten vereinfachten einfachen Strukturen erzielt werden.

Zusammenfassend betrifft die Erfindung einen Dämpfermechanis mus mit bevorzugten Torsionskennlinien, die unterschiedliche Kennlinien auf der positiven und negativen Seite aufweisen, welcher durch eine vereinfachte Struktur bereitgestellt wird. In dem Dämpfermechanismus ist eine Nabe 6 bezüglich Platten 12 und 13 drehbar. Schraubenfedern 33 werden auf der positiven und der negativen Seite der Torsionskennlinien zusammenge drückt. Elastische Elemente 36 sind angeordnet, um in einer Drehrichtung parallel zu den Schraubenfedern 33 zu wirken. Die elastischen Elemente 36 werden auf der positiven Seite der Torsionskennlinien zusammengedrückt, werden jedoch auf der ne gativen Seite der Torsionskennlinien nicht zusammengedrückt, bis ein Torsionswinkel einen vorbestimmten Wert übersteigt. Die elastischen Elemente 36 erzeugen einen Reibungswiderstand, wenn sie in der Drehrichtung zusammengedrückt werden, aber kein anderer Reibungserzeugungsmechanismus wird verwendet.

Die Begriffe des Grades wie z. B. "im Wesentlichen", "etwa" und "ungefähr", wie hierin verwendet, bedeuten eine angemessene Menge einer Abweichung des modifizierten Begriffs, so dass das Endergebnis nicht signifikant verändert wird. Diese Begriffe sollten als eine Abweichung von mindestens ± 5% des modifizier ten Begriffs einschließend aufgefasst werden, wenn diese Ab weichung die Bedeutung des Worts, das sie modifiziert, nicht aufheben würde.

Diese Anmeldung beansprucht die Priorität zur Japanischen Pa tentanmeldung Nr. 2001-145451. Die gesamte Offenbarung der Ja panischen Patentanmeldung Nr. 2001-145451 wird hiermit durch den Hinweis hierin aufgenommen.

Obwohl nur ausgewählte Ausführungsbeispiele gewählt wurden, um die vorliegende Erfindung zu erläutern, ist es für Fachleute aus dieser Offenbarung ersichtlich, dass verschiedene Änderun gen und Modifikationen hierin vorgenommen werden können, ohne vom Schutzbereich der Erfindung, wie in den beigefügten An sprüchen definiert, abzuweichen. Ferner ist die vorangehende Beschreibung der erfindungsgemäßen Ausführungsbeispiele nur zur Erläuterung und nicht für den Zweck der Begrenzung der Er findung, die durch die beigefügten Ansprüche und deren Äquiva lente definiert ist, vorgesehen.

Claims

1. Dämpfermechanismus mit:
einem ersten Drehelement (2);
einem zweiten Drehelement (3), das bezüglich des ersten Drehelements drehbar ist;
einem ersten elastischen Element (30), das das erste und das zweite Drehelement in einer Drehrichtung miteinan der koppelt, wobei es in der Drehrichtung zusammengedrückt wird, wenn eine relative Drehung zwischen dem ersten und dem zweiten Drehelement stattfindet, und auf der positiven und der negativen Seite der Torsionskennlinien zusammenge drückt wird; und
einem zweiten elastischen Element (31), das das erste und das zweite Drehelement in der Drehrichtung miteinander koppelt, wobei es in der Drehrichtung zusammengedrückt wird, wenn eine relative Drehung zwischen dem ersten und dem zweiten Drehelement stattfindet, wobei es angeordnet ist, um parallel in der Drehrichtung bezüglich des ersten elastischen Elements zu wirken, wobei es auf der positiven Seite der Torsionskennlinien zusammengedrückt wird, und wo bei es auf der negativen Seite der Torsionskennlinien nur in einem Bereich zusammengedrückt wird, wenn die relative Drehung zwischen dem ersten Drehelement und dem zweiten Drehelement einen vorbestimmten Torsionswinkel übersteigt; und
einem Reibungserzeugungsmechanismus zum Erzeugen eines Reibungswiderstands, nur wenn das zweite elastische Element in der Drehrichtung zusammengedrückt wird.

2. Dämpfermechanismus nach Anspruch 1, wobei
das erste Drehelement (2) aus einem Paar von kreisför migen Plattenelementen (12, 13) besteht, die in einer axia len Richtung ausgerichtet und mit einer Vielzahl von Feder stützbereichen (51, 52) versehen sind;
das zweite Drehelement (3) einen Plattenbereich (8) aufweist, der zwischen dem Paar von kreisförmigen Plat tenelementen angeordnet ist, wobei das zweite Drehelement mit einer Vielzahl von Federaufnahmeöffnungen (53, 54) ver sehen ist, und das zweite Drehelement direkt und axial mit den gepaarten kreisförmigen Plattenelementen in Kontakt ge bracht werden kann.

3. Dämpfermechanismus nach Anspruch 2, wobei
das erste elastische Element (30) in zumindest einem der Vielzahl von Federstützbereichen (51) und zumindest ei ner der Vielzahl von Federaufnahmeöffnungen (53) angeordnet ist, und das erste elastische Element auf der positiven und der negativen Seite der Torsionskennlinien zusammengedrückt wird, wenn eine relative Drehung zwischen dem ersten und dem zweiten Drehelement auftritt;
das zweite elastische Element (31) in zumindest einem der Vielzahl von Federstützbereichen (52) und zumindest ei ner der Vielzahl von Federaufnahmeöffnungen (54) angeordnet ist, das zweite elastische Element auf der positiven Seite der Torsionskennlinien zusammengedrückt wird, wenn eine re lative Drehung zwischen dem ersten und dem zweiten Drehele ment (2, 3) stattfindet, und das zweite elastische Element auf der negativen Seite der Torsionskennlinien nur in einem Bereich zusammengedrückt wird, wenn eine relative Drehung zwischen dem ersten und dem zweiten Drehelement einen vor bestimmten Torsionswinkel übersteigt; und
ein Reibungserzeugungsmechanismus zum Erzeugen eines Reibungswiderstandes nur, wenn das zweite elastische Ele ment in der Drehrichtung zusammengedrückt wird.

4. Dämpfermechanismus nach Anspruch 3, wobei der Reibungserzeugungsmechanismus in dem zweiten ela stischen Element angeordnet ist.

5. Dämpfermechanismus nach Anspruch 4, wobei das zweite elastische Element aus einem elastischen Element (36) mit einem hohen inneren Reibungskoeffizienten ausgebildet ist und den Reibungserzeugungsmechanismus be reitstellt.

6. Dämpfermechanismus nach Anspruch 4, wobei das zweite elastische Element aus einer Schraubenfeder (36A) ausgebildet ist und der Reibungserzeugungsmechanismus aus einem Reibungserzeugungselement (36B) gebildet ist, das an der Schraubenfeder befestigt ist.

7. Dämpfermechanismus nach Anspruch 6, wobei das Reibungserzeugungselement aus einem elastischen Element (36B) mit einem hohen inneren Reibungskoeffizienten ausgebildet ist und in der Schraubenfeder (36A) angeordnet ist.

8. Dämpfermechanismus nach Anspruch 7, welcher ferner folgen des umfasst:
ein Schutzelement (39), das zwischen dem elastischen Element (36B) und der Schraubenfeder (36A) angeordnet ist.

9. Dämpfermechanismus nach Anspruch 8, wobei das Schutzelement (39) ein säulenförmiges Element ist, das auf einem radialen Umfang des elastischen Elements an geordnet ist, wobei das Schutzelement eine Vielzahl von Schlitzen (39a) aufweist, die so angeordnet sind, dass sie sich in der Drehrichtung erstrecken.

10. Dämpfermechanismus nach Anspruch 9, wobei das Schutzelement (39) so ausgelegt ist, dass es seinen Umfang aufweitet.

11. Dämpfermechanismus nach Anspruch 4, wobei das zweite elastische Element aus einem säulenförmigen Element mit einem Harz oder Gummi ausgebildet ist.

12. Dämpfermechanismus nach Anspruch 3, wobei die Vielzahl von Federstützbereichen lange Federstütz bereiche und kleine Federstützbereiche umfassen, das zweite elastische Element in zumindest einem der kleinen Feder stützbereiche angeordnet ist, jeder der kleinen Federstütz bereiche eine Länge aufweist, die größer ist als eine Länge der zumindest einen der Vielzahl von Federaufnahmeöffnun gen, in denen das zweite elastische Element angeordnet ist.

13. Dämpfermechanismus nach Anspruch 12, wobei die Vielzahl von Federstützbereichen auf einem Umfang des ersten Drehelements derart angeordnet sind, dass die kleinen Federstützbereiche abwechselnd zwischen den langen Federstützbereichen angeordnet sind und die kleinen Feder stützbereiche so angeordnet sind, dass sie auf dem Umfang näher an einem benachbarten der langen Federstützbereiche liegen als an einem entgegengesetzt benachbarten der langen Federstützbereiche.

14. Dämpfermechanismus nach Anspruch 1, wobei der Reibungserzeugungsmechanismus in dem zweiten ela stischen Element angeordnet ist.

15. Dämpfermechanismus nach Anspruch 14, wobei das zweite elastische Element aus einem elastischen Element mit einem hohen inneren Reibungskoeffizienten aus gebildet ist und den Reibungserzeugungsmechanismus bereit stellt.

16. Dämpfermechanismus nach Anspruch 15, wobei das zweite elastische Element aus einer Schraubenfeder gebildet ist und der Reibungserzeugungsmechanismus aus ei nem Reibungserzeugungselement gebildet ist, das an der Schraubenfeder befestigt ist.

17. Dämpfermechanismus nach Anspruch 16, wobei das Reibungserzeugungselement aus einem elastischen Element mit einem hohen inneren Reibungskoeffizienten ge bildet ist und in der Schraubenfeder angeordnet ist.

18. Dämpfermechanismus nach Anspruch 17, welcher ferner folgen des umfasst:
ein Schutzelement, das zwischen dem elastischen Element und der Schraubenfeder angeordnet ist.

19. Dämpfermechanismus nach Anspruch 18, wobei das Schutzelement ein säulenförmiges Element ist, das auf einem radialen Umfang des elastischen Elements angeord net ist, wobei das Schutzelement eine Vielzahl von Schlit zen aufweist, die so angeordnet sind, dass sie sich in der Drehrichtung erstrecken.

20. Dämpfermechanismus nach Anspruch 19, wobei das Schutzelement dazu ausgelegt ist, seinen Umfang aufzuweiten.

21. Dämpfermechanismus nach Anspruch 20, wobei das zweite elastische Element aus einem säulenförmigen Element mit einem Harz oder Gummi ausgebildet ist.