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Kupplungsreibscheibe einer Kupplung für Kraftfahrzeuge Die Erfindung
betrifft eine Kupplungsreibscheibe einer Kupplung für Kraftfahrzeuge, die aus zwei
Scheiben besteht, von denen die eine Reibbeläge trägt und welche axial voneinander.
getrennt, jedoch durch Abstandsbolzen miteinander `verbunden sind, die ferner eine
Nabe aufweist, deren scheibenförmiger Teil sich zwischen den beiden Scheiben erstreckt,
und die gegenüber den beiden Scheiben beweglich gelagert ist, wobei torsionsschwingungsdämpfende
Schraubenfedern, die in Ausnehmungen der beiden Scheiben und in bogenförmigen Teilen
des scheibenförmigen Teils der Nabe gelagert sind, eine elastische Verbindung der
Nabe mit den beiden Scheiben in beiden Drehrichtungen herstellen.
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In der Kraftübertragung von Kraftfahrzeugen lassen sich manchmal während
des Betriebs; entweder bei antreibendem Motor oder mit dem Motor als Bremse, jedoch
in jedem Falle wenn die Kupplung völlig eingerückt ist, d. h. nicht während der
Schleifperioden der Kupplung, unerwünschte Geräusche von metallischem Klang feststellen.
Dieses Geräusch von metallischen Klang feststellen. Dieses Geräusch, das als Schwinggeräusch
bezeichnet wird, tritt nicht bei allen Kraftfahrzeugen auf, kann jedoch selbst bei
Fahrzeugen vorkommen, deren Kraftübertragung für einen geräuschfreien Betrieb mit
einer Reibscheibe mit Drehschwingungsdämpfung ausgerüstet ist.
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Als Ergebnis verschiedener Versuche ist nun festgestellt worden, daß
das erwähnte Schwinggeräusch aus der Erregung von Schwingungen in der Kraftübertragung
durch den Motor stammt und von beträchtlichen Schwankungen des Drehmoments um einen
Mittelwert begleitet ist. Es wurde weiterhin festgestellt, daß dieses Schwinggeräusch
ernste Nachteile nur bei Werten verursacht, die in der Gegend des mittleren Antriebsdrehmoments
liegen.
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Auch wurde festgestellt, daß die Verschiebung des mittleren Drehmoments
gegenüber dem Drehmoment Null, bei welchem, das Schwinggeräusch besonders störend
ist, mindestens zum Teil einigen besonderen mechanischen Eigenschaften der jeweiligen
Fahrzeuge zuzuschreiben ist: Spiralverzahnungen, Massenträgheit des elastisch aufgehängten
Motorblocks, Kraftübertragungsteile aus gummiartigen Stoffen u. dgl. Andererseits
hat in dem Falle, in welchem das Drehmoment im Laufe der Drehmomentschwankungen
Null wird, der Einfluß des Spiels in der Kraftübertragung zur Wirkung, daß die Drehmomentschwankungen
verringert werden.
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Der Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, eine Reibscheibe zu
schaffen, durch welche die oben aufgezeigten Mängel beseitigt arid Schwingungsgeräusche
in der Kraftübertragung ausgeschaltet werden.
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Es sind zwar schon torsionsschwingungsdämpfende Federn an Kupplungsreibscheiben
einer Kraft, fahrzeugkupplung bekannt; jedoch erfolgen die einzelnen Hubbewegungen
derselben in bezug auf die Ruhestellung symmetrisch. Daher kann die oben angeführte
Aufgabe bei einer derartigen Kraftübertragang nicht gelöst werden. Auch in dem Fall,
wenn statt torsionsschwingungsdämpfender Schraubenfedern lediglich Gummikissen vorgesehen
sind, die in einer nicht steuerbaren Weise deformiert werden, tritt die Lösung der
gestellten Aufgabe nicht ein.
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Die gestellte Aufgabe wird erfindungsgemäß dadurch gelöst, daß eine
Abstützung des scheibenförmigen Teils der Nabe mit je einem Abstandsbolzen derart
zusammenwirkt, daß eine Winkelverschiebung von der Ruhestellung aus bei vom Motor
angetriebenem Fahrzeug auf einen bestimmten Wert und eine entsprechende Abstützung
des scheibenförmigen Teils mit einem Abstandsbolzen derart zusammenwirkt, daß eine
Winkelverschiebung von der Ruhestellung aus bei vom Fahrzeug angetriebenem Motor
auf einen zweiten bestimmten Wert begrenzt wird; wobei die beiden Werte in ihrer
Größe voneinander stark abweichen und ihre Summe etwa in der Grö= ßenordnung von
15 bis 25° liegt.
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Es treten dann Relativbewegungen zwischen den einzelnen Scheiben auf,
die dem maximal übertragbaren Drehmoment. entsprechen und die unsymmetrisch
zu
einer Stellung sind; welche dem Drehmoment Null entspricht. Diese Unsymmetrie kann
sogar so weit getrieben werden, daß jede Relativ-Bewegung auf eine einzige Seite
der Nullstellung verlagert wird, wobei die Anschläge die Dämpfungsfedern entweder
nur für den Motor antreibende Drehmomente wirksam werden lassen oder, im Gegensatz
dazu, nur für vom Motor ausgehende Drehmomente. Diese Verlagerung der Relativbewegung
auf eine einzige Seite von der Stellung Null. aus ermöglicht für eine Dämpfungsfederanordnung
die Verwendung von Federn, die eine geringe Steifigkeit aufweisen, ohne daß die
Verwendung solcher Federn zu einem übermäßig großen Raumbedarf führt.
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Eine Abwandlung der Erfindung besteht darin, daß die Abstützungen
des scheibenfürmigenTeils der Nabe durch radiale Kerben gebildet werden, die mit
Ausnehmungen abwechseln, welche die torsionsschwingungsdämpfenden Federn aufnehmen.
Auch ist es möglich, daß die torsionsschwingungsdämpfenden Federn an einem Ende
durch eine Nase des scheibenförmigen Teils und am anderen Ende durch je eine Schmalseite
der Ausnehmungen der Scheiben gehalten werden. Jede Nase kann in den Innenraum der
Federn hineinreichen.
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Eine weitere Ausführungsform der Erfindung besteht darin, daß die
torsionsschwingungsdämpfenden Federn durch Nasen des scheibenförmigen Teils und
durch Nasen in den Ausnehmungen der Scheiben gehalten werden. Schließlich ist es
auch möglich, daß die Achsen der torsionsschwingungsdämpfenden Federn geringfügig
gebogen sind und eine zum Scheibenrand weisende Konkavität haben.
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Die Erfindung wird an Hand verschiedener Ausführungsformen in Verbindung
mit den Zeichnungen näher beschrieben; es zeigt F i g. 1 eine Ansicht einer erfindungsgemäßen
Kupplungsreibscheibe im Aufriß, F i g. 2 eine Ansicht dieser Reibscheibe im Schnitt
nach der Linie II-II der F i g. 1, F i g. 3 in schematischer Darstellung die Relativstellung
der Scheiben und der Nabe, wenn das durch die Drehschwingungsdämpfungsfedern übertragene
Drehmoment im wesentlichen Null ist, F i g. 4 eine der F i g. 3 entsprechende Ansicht,
welche jedoch die Stellung der Organe zeigt, wenn die Federn ein Drehmoment vom
Motor aus übertragen, F i g. 5 ebenfalls eine der F i g. 3 entsprechende Ansicht,
welche jedoch die Stellung der Organe zeigt, wenn die Federn ein Drehmoment im Gegensinn,
d. h. auf den Motor übertragen, F i g. 6 eine der F i g. 1 entsprechende Ansicht
einer anderen Ausführungsform der Kupplungsreibscheibe, F i g. 7 .eine Ansicht der
Nabe der Reibscheibe im Aufriß und F i g. 8 eine Halbansicht - teilweise weggebrochen
- der Reibbelagträgerscheibe und eine Halbansicht der kleinen Gegenscheibe jeweils
im Aufriß.
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Es sei zunächst auf F i g. 1 und 2 Bezug genommen, in welchen die
Kupplungsreibscheibe mit F bezeichnet ist. Diese Reibscheibe F setzt sich zusammen
aus einer großen Scheibe 10, die an ihrem Umfang und auf ihren beiden Flächen
Reibbeläge 11
trägt,- welche durch Niete 12 befestigt sind und eine
beliebige Form haben können, aus einer kleinen Gegenscheibe 13, die mit der großen
Scheibe 10 durch Abstandsbolzen 14 fest verbunden ist, welche mit den Scheiben
10 und 13 an den Enden 15 vernietet sind, aus einer Nabe
16, die einerseits einen eigentlichen mittigen Nabenkörper mit einer kerbverzahnten
Bohrung 17 und andererseits .einen scheibenförnagen Teil 18 aufweist, der
sich zwischen den beiden Scheiben 10 und 13 erstreckt, aus zwei Zwischenringen
19, die zwischen dem scheibenförmigen Teil 18 und den beiden Scheiben 10 und 13
angeordnet sind, und aus mehreren Federn 20 zur Dämpfung der Drehschwingungen,
die in je einer Ausnehmung 21 des scheibenförmigen Teils 18 und in zwei einander
gegenüberliegenden Aussparungen 22 und 23 angeordnet sind, welche in den
Scheiben 10 und 13 vorgesehen sind.
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Da die Anordnung und die Merkmale der verschiedenen Teile der Reibscheibe
F diejenigen der gewöhnlich bisher verwendeten Reibscheiben sind, lassen sich die
Schwinggeräusche während des Betriebs vor allem dann feststellen, wenn der Motor
als Bremse wirkt, d. h., wenn das Fahrzeug den Motor antreibt.
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Es ist durch Versuche festgestellt worden, daß das Schwinggeräusch
aus einer Drehschwingung der Baugruppe entsteht, die durch die Nabe, die Welle und
die Zahnräder des Getriebes gebildet ist, wobei diese Schwingung durch die periodischen
Schwankungen des Motordrehmoment aufrechterhalten wird und Flankerispielgeräusche
im Wechselgetriebe bei jeder Halbperiode-- der Schwingung auftreten. Es sind nun
zur Unterdrückung oder Dämpfung der Schwingung Mittel- vorgesehen, die dazu dienen,
das Reibungsmoment zwischen den Scheiben 10 und 13 und der Nabe 16 der Reibscheibe
F wesentlich herabzusetzen. Zugleich verringern sie die Steifigkeit der Federen
20 beträchtlich, wobei Sicherheitsanschläge zwischen den erwähnten Scheiben
vorgesehen sind, um die relative Winkelbewegung zwischen den Scheiben, die übrigens
sehr groß gewählt sind, praktisch in ihrer Gesamtheit auf die Drehmomentbereiche
zu begrenzen, in welchen die Schwingung auftreten kann.
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Die Mittel zur Verringerung der Reibung zwischen den Scheiben
10 bis 13 und der Nabe 16 bestehen einerseits aus den Zwischenringen 19 mit
einem geringen Reibungskoeffizienten zwischen dem scheibenförmigen Teil 18 und den
Scheiben 10 und 13 in Verbindung mit ausreichend hohen Abstandsbolzen
14 und einer besonderen Anordnung der Federn 20.
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Für diese Anordnung weist jede Aussparung 22 bzw. 23 (F i g. 1) eine
Querseite 24 auf, die radial höher ist als die gegenüberliegende Schmalseite 25:
Das Ende 26 jeder Feder 20; das der breiteren Querseite entspricht; hat daher ein
Spiel zwischen den beiden Längsseiten 28 und 29 der Ausnehmung
22
bzw.'23. Dieses Spiel besteht über die volle Länge der Feder
20 mit Ausnahme des anderen Endes 27
der Feder, das axial und radial
in der verengten Schmalseite 25 der Ausnehmung 22 bzw. 23 gehalten wird. Die der
Mitte der Reibscheibe F näher gelegene Längsseite 28 kann geradlinig sein, während
die andere Längsseite 29 vorzugsweise mit einem Kreisbogen gekrümmt ist, der zur
Scheibenmitte -exzentrisch liegt, um den Unterschied in der Höhe der Seiten 24 und
25 sicherzustellen.
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Das Ende 26 der Feder 20 (F i g. 1) umgreift eine Nase 30 der Ausnehmung
21 des scheibenförmigen Teils 18 der Nabe 16 und kann sich auf zwei Auflageflächen
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abstützen, welche die Nase 30 begrenzen, während das andere Ende 27 der Feder 20
sich einfach auf einer Auflagefläche 32 der Ausnehmung 21 abstützen kann. Die Seiten
der Ausnehmung 21 haben im wesentlichen das gleiche Profil wie die Seiten 24, 25
und 28 der Ausnehmnug 22 bzw. 23.
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Bei dieser Anordnung wird das Ende 26 der Feder 20 axial und radial
allein durch die Nase 30 des scheibenförmigen Teils 18 der Nabe 16 gehalten, während
das Ende 27 der Feder 20 allein durch die verengten Seiten 25 der Aussparung 22
und 23 der Scheiben 10 und 13 gehalten wird, wobei der zwischen ihren Enden liegende
Teil der Feder 20 weder Reibung an den Seiten der Ausnehmung 21 noch an den Seiten
der Aussparungen 22 und 23 hat.
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Die Federn 20 sind mit einer geringen Steifigkeit vorgesehen; sie
ist wesentlich geringer als die Steifigkeit, die bisher für Federn zur Drehgeschwindigkeitsdämpfung
bei Motoren von gleicher Leistung und/ oder gleichem Drehmoment in Kraftübertragung,
bei denen kein Schwinggeräusch auftritt, verwendet wurden und beträgt etwa ein Drittel
oder ein Fünftel der bisher vorgesehenen Steifigkeit. Beispielsweise wurden gute
Ergebnisse mit einer Setifigkeit von 0,15 mkg je Grad Winkelbewegung für die Gesamtheit
der Federn 20 bei einer Kraftübertragung erzielt, bei welcher bei angetriebenem
Motor durch das Fahrzeug das Motordrehmoment von 2 mkg auf Null fällt und beim antreibenden
Motor von Null auf 1 mkg steigt. Die Federn 20 werden in ihre Ausnehmungen 21, 22
23 mit einer sehr geringen, einem Drehmoment unter 0,3 mkg entsprechenden Vorspannung
eingesetzt.
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I allgemeinen wird die Steifigkeit der Federn 20 auf weniger als 50'%
und vorzugsweise auf etwa 15% derjenigen, die bisher üblich war, herabgesetzt. Die
Steifigkeit liegt, ausgedrückt in Minikilogramm je Grad Winkelbewegung, vorteilhafterweise
zwischen 1,5 und 7% und vorzugsweise bei etwa 2,5% des maximalen Motordrehmoment.
Bei einem Schwinggeräusch, das bei Motordrehmomenten von -3 bis -I-1 mkg auftreten
kann, liegt die Steifigkeit vorteilhafterweise zwischen 0,10 und 0,40 mkg. Eine
solche Steifigkeit wird übrigens auf den Höchstwert festgesetzt, bei welchem das
Schwinggeräusch nicht mehr wahrnehmbar ist. Die Relativbewegungen zwischen der Nabe
16 und den Scheiben 10 und 13 sind größer als 15° und betragen etwa 20°, d. h. mehr
als das Doppelte der bisher vorgesehenen Gesamtrelativbewegung. Die Relativbewegung
im direkten Sinn, die durch Anschlag auf ein Drehmoment von etwa 1 mkg begrenzt
ist, kann etwa ein Drittel der Relativbewegung im Gegensinn betragen. Eine solche
Unsymmetrie der Relativbewegungen in dem einen oder in dem anderen Sinn ist wesentlich..
Die Arbeit des Schwingungsdämpfers ist auf diese Weise mit Vorteil auf die Drehmomentbereiche
beschränkt, in welchen das Schwinggeräusch auftreten kann. Die Reibungskräfte zwischen
der Nabe 16 und den. Scheiben 10 und 13 sind auf weniger als 10 und sogar auf 5%
des maximalen Motordrehmoments herabgesetzt, sie sind daher niedriger als 0,2 mkg.
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Wenn das durch die Federn 20 übertragene Drehmoment im wesentlichen
Null beträgt, ist die Stellung der einzelnen Teile so, wie es in Fig. 3 schematisch
dargestellt ist. Keine Feder 20 erfährt eine Verformung, und die Ausnehmung 21 der
Nabe 16 bleibt unverändert gegenüberliegend den beiden entsprechenden Aussparungen
22 und 23. In dieser Ruhe-Stellung nehmen die Abstandsbolzen 14, welche mi den beiden
Scheiben 10 und 13 fest verbunden sind und sich in radialen Kerben 35 des scheibenförmigen
Teils 18 erstrecken, die gezeigte Stellung ein. Jede Kerbe 35 Wechsel t mit einer
Ausnehmung 21 des scheibenförmigen Teils 18 symmetrisch im Kreis ab. Der Abstandsbolzen
14 (F i g. 3) bildet einen Anschlag, der für das Zusammenwirken mit mindestens einer
der Abstützungen 36 und 37 der Kerbe 35 bestimmt ist und sich in der Ruhestellung
sowohl von der Abstützung 36 als auch von der Abstützung 37 der Kerbe 35 in Abstand
befindet. Wie sich aus F i g. 3 ergibt, ist der Abstand des Abstandsbolzens 14 zur
Abstützung 36 hin wesentlich geringer als zur Abstützung 37 hin. Gute Ergebnisse
wurden mit einem Winkel von etwa 6° zwischen dem Abstandsbolzen 14 und der Abstützung
36 und mit einem Winkel von etwa 18° zwischen dem Abstandsbolzen 14 und der Abstützung
37 erzielt.
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Wenn ein Drehmoment durch die Federn 20 von den durch den Motor angetriebenen
Scheiben 10 und 13 auf den die Getriebewelle antreibenden scheibenförmigen Teil
18 übertragen wird, was der Fall ist, wenn der Motor das Fahrzeug antreibt, drückt
jede Ausnehmung 22, 23 das Ende der Feder 20, gesehen gemäß F i. g. 3, nach rechts.
Dieser Druck wird durch das andere Ende 27 der Feder 20 auf den scheibenförmigen
Teil 18 übertragen, wobei die Feder 20 zusammengedrückt wird. Diese
Zusammendrückung (F i g. 4) hat eine Winkelbewegung der Scheiben 10 und 13 gegenüber
dem scheibenförmigen Teil 18 zur Folge, wodurch der Abstandsbolzen 14 der Abstützung
36 der Kerbe 35 angenähert wird. Bei einem vom Motor aus übertragenen Drehmoment,
das etwa ein Sechstel des maximalen Motordrehmoment bei offener Drossel beträgt,
liegt der Abstandsbolzen 14 an der Abstützung 36 an. Auf diese Weise wird eine zwangläufige
Verbindung zwischen den Scheiben 10 und 13, sowie 16, 18 hergestellt. Wie ersichtlich,
bleibt in der Anschlagstellung gemäß F i g. 4 das Ende 26 der Feder 20 auf der Nase
30, um eine unbeeinträchtigte Rückführung der Feder in die Ruhestellung zu ermöglichen.
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Wenn durch die Federn 20 im Gegensinn, d. h. bei Benutzung des Motors
als Bremse, von der mit der Getriebewelle verbundenen Nabe 16 auf die mit dem Motor
verbundenen Scheiben 10 und 13 ein Drehmoment übertragen wird, drückt der scheibenförmige
Teil 18 mit seiner Nase 30 das Ende 26 der Feder 20, gesehen in F i g. 5, nach rechts
Dieser Druck wird durch das andere Ende 27 der Feder 20 auf die Scheiben 10 und
13 übertragen, wobei die Feder 20 zusammengedrückt wird. Diese Zusammendrückung
(F i g. 5) hat eine Winkelbewegung der Scheiben 10 und 13 gegenüber dem scheibenförmigen
Teil 18 zur Folge, so daß sich der Abstandsbolzen 14 der Abstützung 37 der Kerbe
35 annähert. Der Hub zwischen dem Abstandsbolzen 14 und der Abstützung 37 ist jedoch
derart abgemessen, daß selbst bei einer geringen Steifigkeit der Feder
20 der Abstandsbolzen 14 während der normalen Betriebsbedingungen nicht an
der Abstützung 37 zur Anlage kommt.
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Bei der beschriebenen Anordnung wird jeJes Schwinggeräusch während
des Betriebs unterdrückt, außerdem ist die Leistung der Kraftübertragung unter allen
Betriebsbedingungen einwandfrei.
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Bei einer weiteren in F i g. 6 dargestellten Ausführungsform ist die
Anordnung ähnlich der, wie sie in
Verbindung mit Fi g. 1 bis 5 beschrieben
wurde, jedoch wird bei jeder Feder 20, deren Ende 26 ebenfalls die Nase 30 der Ausnehmung
21 des Scheibenteils 18 der Nabe 16 umgibt und sich gegen die die Nase
30 begrenzenden beiden Auflageflächen 31 abstützt, das andere Ende 27 nicht
mehr durch verengte Seiten 25 der Ausnehmungen 22 und 23 der Scheiben 10 und 13
gehalten. Bei dieser Ausführungsform wird das andere Ende 27 nicht mehr von außen,
sondern von innen derart gehalten, daß es Nasen 25a der Aussparungen 22 und
23 umgibt. Für diesen Zweck haben die Federn 20 verhältnismäßig einen großen Durchmesser.
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Ferner ist aus F i g. 6 ersichtlich, daß die Abstandsbolzen 14 ebenfalls
unsymmetrisch zu den Abstützungen 36 und 37 angeordnet sind, wodurch erreicht werden
soll, den großen Hub der Federn 20 in den nützlichen Bereich zu verlagern, um das
Schwingungsgeräusch zu verhindern. F i g. 6 zeigt, daß in der Ruhestellung der Abstandsbolzen
14 der Abstützung 37 näher ist als der Abstützung 36, während in F i g. 3 die Anordnung
umgekehrt war. Dies ist durch den Umstand bedingt, daß bei dem Ausführungsbeispiel
nach F i g. 6 angenommen wurde, daß die Reibscheibe F dazu bestimmt ist, ein Drehmoment
nur vom Motor auf das Fahrzeug zu übertragen, jedoch nicht im Gegensinn, wie dies
bei der Ausführungsform nach F i g. 1 bis 5 der Fall war. Hieraus ergibt sich, daß
in allen Fällen der Hub der Nabe 16 mit Bezug auf die Scheiben 10 und 13
unsymmetrisch bleibt.