DE1625802C - Federnde Vorrichtung zur Beseitigung des Umfangsspiels bei einer Zahnkupplung - Google Patents

Description

Die Erfindung betrifft eine federnde Vorrichtung zur Beseitigung des Umfangsspiels bei einer Zahnkupplung mit axialer Verschieblichkeit zwischen den gekuppelten Elementen, insbesondere zwischen dem die Pumpenschaufeln tragenden rotierenden Gehäuse eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers und dem Schwungrad einer Antriebsmaschine, in normalerweise gleichbleibender Drehrichtung.

Zahnkupplungen werden häufig bei der Ankupplung eines hydrodynamischen Getriebes an eine Antriebsmaschine, insbesondere eine Brennkraftmaschine, angewandt. Das Schwungrad der Antriebsmaschine trägt die eine Verzahnung dieser Kupplung, die in eine am rotierenden Gehäuse des hydrodynamischen Drehmomentwandlers angeordnete Gegenverzahnung eingreift. Die Zahnkupplung schafft einfache Montagebedingungen und möglichst bei völliger Steifheit in Umfangsrichtung begrenzte Axialbewegungen zwischen den gekuppelten Elementen, wie sie vor allem durch Temperatureinflüsse bedingt sind, und erfordert nicht eine genaue Gleichachsigkeit der gekuppelten Elemente, was in der Praxis nie zu erreichen ist.

Mit diesen Eigenschaften ist die Zahnkupplung sowohl einer einfachen Flanschverbindung mit Paßbolzen wie auch einer flexiblen Scheiben- oder Sternverbindung überlegen. Flanschverbindungen sind zwar ebenfalls steif in Umfangsrichtung; sie erfordern jedoch zur Vermeidung einer Verspannung der zu kuppelnden Elemente in den Lagern ein genaues Fluchten der Achsen und gestatten keine relativen Axialbewegungen unter wechselnden Temperaturen. Flexible Scheiben- und Sternverbindungen lassen andererseits einen geringen Winkel zwischen den Achsen wie auch begrenzte relative Axialbewegungen zu; es ist jedoch eine gewisse Nachgiebigkeit in Umfangsrichtung nicht auszuschließen. Beide vorgenannten Verbindungsarten sind außerdem umständlich und zeitraubend zu montieren und nehmen verhältnismäßig viel Platz in Anspruch.

Bei einer Zahnkupplung lassen sich schädliche Axialbeanspruchungen der Lager nur dann vermeiden und eine leichte Montierbarkeit nur dann gewährleisten, wenn die Zähne ohne Preßsitz ineinandergreifen. Dies bringt wegen der unvermeidbaren Herstellungstoleranzen und der notwendigen Berücksichtigung von Wärmeausdehnungen ein gewisses Spiel in Umfangsrichtung zwischen den Zähnen mit sich.

Das Drehmoment einer Antriebsmaschine, vor allem einer Brennkraftmaschine ist nicht konstant. Insbesondere beim Anfahren einer Brennkraftmaschine aus dem kalten Zustand pulsiert das Drehmoment erheblich. Die Folge davon ist eine Ungleichförmigkeit der Drehbewegung. Auch das Gegenmoment der anzutreibenden Teile, beispielsweise der Räder eines Fahrzeugs, ist nicht konstant. Dadurch können, insbesondere dann, wenn das hydrodynamisch-mechanische Getriebe eine Direktkupplung aufweist und diese eingeschaltet ist, erhebliche Torsionsschwingungen auftreten, durch die sich das Eingriffsmoment zeitweise umkehrt. Das unvermeidbare Zahnspiel führt dabei zu gegenseitigen Schlagbeanspruchungen der gekuppelten Elemente, die neben der Entstehung unangenehmer Geräusche und dem Ausschlagen der Zahnflanken die allmähliche Zerstörung von Teileverbindungen an den gekuppelten Elementen und daran angeschlossenen HiI fsmaschinen zur Folge haben. Auch die bekannte Schmierung der Zahnflanken mit öl beseitigt diesen Nachteil nicht. Der Ölfilm dämpft zwar die Schlagbeanspruchungen in gewissem Maße, jedoch genügt diese Dämpfung nicht, um die zerstörenden Wirkungen der nach wie vor vorhandenen Schlagbeanspruchungen vollständig und sicher auszuschalten.

Zur Lösung der vorstehend erwähnten Probleme, insbesondere bei der Ankupplung von Drehzahl- und Winkelgebern für Präzisionsmessungen und Regelungen ist es bekannt, bei einer Zahnkupplung der eingangs genannten Art Zahnnabe und Zahnkranz in gekuppeltem Zustand dadurch unter gegenseitiger tangentialer Vorspannung zu halten, daß eine oder mehrere Federn, vorzugsweise Druckfedern, pufferähnlich zwischen den beiden Kupplungsteilen liegen und diese gegeneinander zu drehen versuchen. Zur Übertragung der Federkräfte sind dabei eine besondere Spannplatte sowie teils in den einen und teils in den anderen Kupplungsteil ragende Bolzen erforder-

ao lieh, wodurch diese Kupplung in axialer Richtung verhältnismäßig lang baut und eine größere Anzahl von Bauteilen benötigt.

Bei einer anderen vorbekannten Zahnkupplung zwischen zwei parallelen Wellen trägt die eine Welle

as axial nebeneinander zwei Zahnräder, von denen nur das eine drehfest mit der Welle verbunden ist, während das andere durch dazwischengeschaltete Federmittel relativ zum ersten Zahnrad verdreht ist. Zwar läßt sich hierdurch das Umfangsspiel in erwünschter Weise beseitigen; auch diese Vorrichtung ist jedoch aufwendig und erfordert mit dem zweiten Zahnrad einen teuren Bauteil, der nur in geringem Maße an der Drehmomentübertragung teilnimmt.

Aufgabe der Erfindung ist es, eine federnde Vorrichtung der eingangs genannten Art zu schaffen, die sich gegenüber den vorbekannten Vorrichtungen durch wesentlich weniger Bauteile und kurze axiale Baulänge bei gleichzeitig geringen Herstellungskosten auszeichnet. Gemäß der Erfindung wird diese Aufgäbe dadurch gelöst, daß mindestens ein Zahn der einen Kupplungshälfte an einer Blattfeder angeordnet ist, die entgegen der Richtung der auf diese Kupplungshäfte wirkenden Umfangskräfte vorgespannt ist.

Es hat sich gezeigt, daß eine solche Vorrichtung nach der Erfindung in den meisten Anwendungsfällen, wie sie insbesondere bei der Kupplung des Schwungrades einer Antriebsmaschine mit dem die Pumpenschaufeln tragenden rotierenden Gehäuse eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers vorkommen, voll zufriedenstellend arbeitet. Dies ist vor allem bei Fahrzeugantrieben der Fall, wenn das Fahrzeug unter Schwerkraftwirkung bergab rollt und der Motor zur Bremsung benutzt wird. Das hierbei in umgekehrter Richtung zu übertragende Drehmoment ist in diesen Fällen nämlich fast immer erheblich kleiner als das Drehmoment unter normalen Antriebsbedingungen. Dadurch tritt auch bei einer, solchen Drehmomentumkehr kein Abheben der Zahnflanken auf, und auch beim Übergang zu normalen Antriebsbedingungen treten keine Schlagbeanspruchungen der Verzahnungen in Erscheinung.

Die Zahnflanken können an sich jede bekannte Flankenform besitzen. In Anwendungsfällen, in denen keine zusätzliche Zentrierwirkung der Zahnkupplung verlangt wird, können auch gerade Zahnflanken mit radialem oder wenigstens angenähert radialem Profilverlauf verwendet werden. Derartige Zahnflanken haben zwar im Eingriff unter Last auch bereits eine

gewisse Zentrierwirkung. Eine exakte Zentrierung, wie sie insbesondere dann erforderlich ist, wenn wenigstens eines der zu kuppelnden Elemente, wie beispielsweise das rotierende Gehäuse eines hydrodynamischen Getriebes, fliegend gelagert ist, bedingen jedoch in den meisten Fällen die Anwendung von der Radialrichtung abweichender, insbesondere evolventenfönniger oder ähnlich gekrümmter Flankenprofile. In diesen Fällen ergibt die Erfindung auch dann eine gute Zentrierwirkung, wenn kein Antriebsmoment vorhanden ist. Dies ist insbesondere für schnelllaufende Aggregate von Bedeutung. Zweckmäßig weisen hierbei die von den Blattfedern getragenen Zähne ein Zahnflankenprofil auf, das dem der Zahnflanken eines im ideellen Schwenkzentrum der Blattfeder gelagerten Stirnzahnrades entspricht. Durch diese Ausbildung wird sichergestellt, daß sich die Zahnflanken an den Blattfedern und der Gegenverzahnung flächig berühren und nicht nur eine Kantenberührung am Zahnkopf oder Zahnfuß stattfindet, die unzulässige Flächenpressungen zur Folge haben könnte.

'3 Das Ineinanderfügen der zu kuppelnden Elemente bei der Montage läßt sich nach einem besonderen Merkmal zur vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung wesentlich dadurch vereinfachen, daß den Blattfedern verstellbare Anschlagmittel zugeordnet sind, durch welche die Blattfedern bei der Montage über das Maß ihrer normalen Vorspannung hinaus unter Abstützung gegenüber der zugehörigen Kupplungshälfte vorgespannt werden. Um die Anschlagmittel nach dem ersten Eignriff der Verzahnungen nach dem Ineinanderfügen selbsttätig in eine unwirksame Stellung zurückzuführen, werden die Anschlagmittel zweckmäßig von in Achsrichtung der Kupplungshälften schwenkbar an den Blattfedern angeordneten Hebeln gebildet, die an ihren freien Enden einen Vorsprung tragen, wie er beim Ineinanderfügen der Kupplungshälften in eine Ausnehmung oder Durchbrechung innerhalb der zugehörigen Blattfeder einfällt.

Die Erfindung wird nachstehend an Hand eines in der Zeichnung dargestellten Ausführungsbeispieis :) näher erläutert. Es zeigt

Fig. 1 teilweise in Seitenansicht und teilweise im Axialschnitt nach Linie 1-1 in F i g. 2 eine spielfreie Zahnkupplung nach der Erfindung zwischen dem drehbaren Gehäuse eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers und dem Schwungrad einer Antriebsmaschine, bevor die Verzahnungen vollständig ineinandergefügt sind,

F i g. 2 eine teilweise weggebrochene Stirnansicht auf das Antriebsende des hydrodynamischen Drehmomentwandlers nach Linie 2-2 in F i g. 1, wobei zur Verdeutlichung die Darstellung des Schwungrades weggelassen ist,

F i g. 3 einen Ausschnitt aus F i g. 1 nach dem endgültigen Zusammenfügen der Verzahnungen,

F i g. 4 einen Ausschnitt aus F i g. 2 in vergrößertem Maßstab,

F i g. 5 eine Darstellung ähnlich F i g. 4 mit einem abgeänderten Ausführungsbeispiel der Erfindung.

Der in F i g. 1 in seiner Gesamtheit mit 10 bezeichnete hydrodynamische Drehmomentwandler enthält innerhalb einer mit Strömungsmittel gefüllten toroidförmigen Arbeitskammer II in bekannter Weiss einen Pumpenschaufelkranz 12, zwei Turbinenschauislkränze 14 und 16 sowie einen Reaktionsschaufeiki\jiz

18. Der Turbinenschaufelkranz 16 sitzt an einem Turbinenrad 20, das von einer inneren Hohlwelle 22 getragen wird und mit dieser drehfest verbunden ist. Der Reaktionsschaufelkranz 18 sitzt an einem Reaktionsrad 24, das von einer die Hohlwelle 22 koaxial umschließenden Hohlwelle 26 getragen wird und mit dieser drehfest verbunden ist. Der Turbinenschaufelkranz 14 ist an dem Turbinenschaufelkranz 16 mittels eines Kernringes 28 gehalten.

»o Die Hohlwellen 22, 26 führen die von dem Strömungsmittel in der Arbeitskammer 11 auf die Schaufelkränze 14,16,18 ausgeübten Drehmomente einem mechanischen Getriebe zu, das sich unmittelbar an den hydrodynamischen Drehmomentwandler anschließen kann und in den meisten Fällen als Planetengetriebe ausgebildet sein wird. Von der Abtriebswelle des mechanischen Getriebes wird das Drehmoment auf die Antriebsräder eines Kraftfahrzeugs übertragen, bei dessen Vorwärtsfahrt für gewöhnlich die

s» Turbinenwelle 22 mit der Abtriebswelle des mechanischen Getriebes starr verbunden wird.

Der Pumpenschaufelkranz 12 des Drehmomentwandlers 10 sitzt an einem Pumpenrad 30, das zwischen einer vorderen Gehäuseschale 32 und einer

»5 hinteren Gehäuseschale 34 unter Zwischenlage einer Ringscheibe 36 mittels Schraubbolzen 38 verspannt ist. Die hintere Gehäuseschale 34 wird von einer dritten Hohlwelle 40 getragen, mit deren Flanschteil 42 die Gehäuseschale 34 bei 44 verschraubt ist. Die

3» Hohlwelle 40 ist mittels eines Kugellagers 46 in einem feststehenden Flanschgehäuse 48 des mechanischen Getriebes gelagert.

Die vordere Gehäuseschale 32 trägt einen nach einwärts gerichteten nabenförmigen Ansatz 50, der ein auf dem vorderen Ende der Turbinenwelle 22 sitzendes Zylinderrollenlager 52 aufnimmt. Eine in das vordere Ende der Turbinenwelle 22 eingeschraubte Flanschhülse 54 hält das Zylinderrollenlager 52 auf der Turbinenwelle 22 in Stellung und

4» ragt mit ihrem äußeren Ende dichtend in eine ausgebuchste zentrale Sackbohrung 56 des vorderen Gehäuseteils 32, von welcher mindestens eine im wesentlichen radial gerichtete Bohrung 58 zu einer Arbeitskammer 60 innerhalb der Gehäuseschale 32 führt, die durch einen auf dem Ansatz 50 axial verschieblich geführten Ringkolben 62 abgeschlossen ist.

Zwischen dem Zylinderrollenlager 52 und dem Turbinenrad 20 ist auf der Turbinenwelle 22 in drehfester Verbindung ein stirnverzahntes Kupplungsrad 64 angeordnet, das eine innenverzahnte und auf beiden Stirnseiten mit Reibbelägen versehene Kupplungsscheibe 66 trägt, die von dem Ringkolben 62 in reibungsschlüssige Anlage gegen die als Kupplungsgegenscheibe dienende Ringscheibe 36 gepreßt werden kann.

In die Turbinenwelle 22 ist ein zentrales Rohr 68 eingesetzt, dessen vorderes Ende in die Flanschhülse 54 ragt. Der zwischen der Außenwandung des Rohres 68 und der Innenwandung der hohlen Turbinenwelle

«o 22 gebildete Kanal 70 ist am vorderen Ende durch eine Kolbendichtung 72 gegenüber dem Inneren des Rohres 68 und der Flanschhülse 54 abgedichtet und steht über Radialöffnungen 74 in der Turbinenwelle 22 und Radialöffnungen 76 im Tragrad SA in ständiger Verbindung mit der Arbeitskammer 11 des hydr;;dy/iarn?;;,:hen Drehmomcntwandlcrs 10 sowie dem diii Kuppiungsacheib« »6 aufnehmenden Raum 73 an der AuCeuseit.¹! des Ringkoibens 62.

Die Kupplungsscheibe 66 bildet zusammen mit der Kupplungsgegenscheibe 36 eine Direktkupplung, durch welche der Pumpenteil und der Turbinenteil des hydrodynamischen Drehmomentwandlers mechanisch miteinander verbindbar sind. Im Wandlerbetrieb des hydrodynamischen Drehmomentwandlers werden die Arbeitskammer 11 des hydrodynamischen Drehmomentwandlers 10 und der die Kupplungsscheibe 66 aufnehmende Raum 73 unter einem bestimmten Flüssigkeitsdruck gehalten, der von einer Druckflüssigkeitsquelle durch den Kanal 70 und die Radialöffnungen 74, 76 zugeführt wird. Währenddessen ist die Arbeitskammer 60 auf der Rückseite des Ringkolbens 62 über die Radialbohrungen 58, die Sackbohrung 56 und das Innere des Zentralrohres 68 entlüftet.

Soll die Direktkupplung eingerückt und der Wandler ausgeschaltet werden, dann wird der Arbeitskammer 60 über das Zentralrohr 68, die Sackbohrung 56 und die Radialbohrungen 58 Flüssigkeitsdruck zugeführt, und die Arbeitskammer 11 des hydrodynamischen Drehmomentwandlers 10 und der Raum 73 werden Ober den Kanal 70 entlüftet, wodurch der Ringkolben die Kupplungsscheibe 66 gegen die Kupplungsgegenscheibe 36 anpreßt.

Wie weiterhin aus den F i g. 1 und 2 ersichtlich ist trägt die vordere Kupplungsschale 32 an ihrer Stirnseite einen axial vorspringenden Kragen 78 mit einer Außenverzahnung 80, die der Innenverzahnung 82 eines herkömmlichen topf- oder schalenförmigen Schwungrades 84 angepaßt ist. Das Schwungrad 84 enthält Schraublöcher 86 zum Anschrauben an das flanschförmige Wellenende einer Antriebsmaschine.

Der Kragen 78 weist, wie F ig. 2 zeigt, an beispielsweise vier gleichmäßig am Umfang verteilten Stellen Aussparungen 88 auf. Eine entsprechende Anzahl von Konsolen 90 ist gegen eine vorspringende ringförmige Paßfläche f2 an der Stirnseite der vorderen Gehäuseschale 32 mittels Schraubbolzen 94 und Muttern 96 verschraubt. Die Durchführung der Schraubbolzen 94 durch entsprechende Bohrungen in der Gehluseschale 32 ist auf deren Innenseite durch eine Ringdichtung 98 abgedichtet. Jede Konsole weist einen nach auswärts abgewinkelten Teil 100 auf, gegen welchen mittels einer Schraube 102 das eine Ende einer U-förmigen Blattfeder 104 aus im Querschnitt rechteckigem Federstahl festgeschraubt ist. Die verlängerten freien. Schenkel der Blattfedern 104 ragen in die Aussparungen 88 des Kragens 78 und sind an den Enden 106 mindestens auf der in F i g. 2 und 4 nach rechts gerichteten Auußenseite zahnförmig abgeschrägt. Die zahnförmig abgeschrägten Enden 106 liegen auf dem Teilkreis der Außenverzahnung 80 und ersetzen je eine Zahnflanke der Außenverzahnung 80 im Bereich einer Aussparung 88. Die Richtung des vom Schwungrad auf das Wandlergehäuse übertragenen Drehmoments ist in den F i g. 2 und 4 durch einen Drehrichtungspfeil angedeutet. Im zusammengefügten Zustand der Verzahnungen 80. 82 sind die U-förmigen Blattfedern 104 derart vorgespannt, daß sie sich zu strecken versuchen. In dieser Stellung, die in Fig.4 mit ausgezogenen Linien dargestellt ist. üben die Blattfedern 104 auf die Innenverzahnung 82 des Schwungrades 84 eine Kraft in Richtung des vom Schwungrad auf das Wandlergehäuse übertragenen Drehmoments aus. durch welche die Verzahnungen 80. 82 in eine der Richtung des zu übertragenden Drehmoments entsprechende Anlage ihrer Zahnflanken gedrückt werden. Diese Anlage wird von den Blattfedern 104 auch dann aufrechterhalten, wenn das Antriebsmoment auf Null sinkt oder sogar negative Werte erreicht, sofern diese negativen Werte nicht das von den Blattfedern 104 ausgeübte Andruckmoment übersteigen.

Zur Erleichterung der Ineinanderfügung der Verzahnungen sind an den Blattfedern 104 Federzungen 108 mittels Nieten 110 schwenkbar angelenkt. Die

ίο Federzungen 108 tragen an ihren gleichfalls in die Ausspaningen 88 hineinragenden Enden angenietete Vorsprünge 112, die in der in F i g. 3 eingezeichneten Stellung der Federzungen 108 in Ausnehmungen oder Durchbrechungen 114 in den Blattfedern 106 eingrei-

»5 fen, wie dies in F i g. 4 mit ausgezogenen Linien dargestellt ist. Gleichzeitig stützen sich die Federzungen 108 auf Grund ihrer verhältnismäßig geringen Eigenfederung gegen die Endwände der Aussparungen ab. Vor dem Ineinanderfügen der Verzahnungen 80,

μ 82 werden die Federzungen 106, wie in Fig. 1 dargestellt, um einen geringen Winkelbetrag von der Gehäuseschale 32 weg verschwenkt, so daß die Vorsprünge 112 neben die Durchbrechungen 114 auf der Oberfläche der Blattfedern 104 zu liegen kommen,

•3 sich aber gleichzeitig weiterhin nach rückwärts gegen die Endwandung der Aussparung 86 abstützen. Hierdurch werden, wie in Fi g. 4 gestrichelt eingezeichnet ist, die Blattfedern 104 zusätzlich in einem solchen MaB vorgespannt, daß die abgeschrägten Federenden

to 108 eine Stellung einnehmen, die genau der Teilung der Außenverzahnung 80 entspricht. In dieser Stellung lassen sich die Verzahnungen mühelos ineinanderfügen.

Um die zusätzliche Verspannung der Blattfedern 104 nach dem Ineinandergreifen der Verzahnungen wieder zu beseitigen, sind die Federzungen 108 mit von der Gehäuseschale 32 wegweisenden Ansätzen 116 versehen. Die Ansätze 116 werden, wie Fig. 1 zeigt, beim Zusammenfügen der Verzahnungen, wenn diese Zähne gerade ineinandergegriffen haben, von der inneren Stirnfläche des Schwungrades 84 erfaßt, und die Federzungen 108 werden beim weiteren Ineinanderfügen der Verzahnungen zurückgedrückt, so daß die Vorsprünge 112 in die Durchbrechungen 114 gemäß der Darstellung in F i g. 3 einschnappen und die Blattfedern 104 zur Ausübung einer Vorspannkraft auf die Innenverzahnung 80 freigeben.

Wie F i g. 1 zeigt, trägt das Schwungrad 84 außerhalb der Innenverzahnung 82 einen radial nach außen

So verstärkten kragenförmigen Ansatz 118, der eine zylindrische Dichtungsfläche 120 am Kragen 78 der Gehäuseschale 32 übergreift. In eine Ringnut in der Zylinderfläche 120 ist ein O-Ring 122 eingesetzt, der gegen die zylindrische Innenfläche des kragenförmigen Ansatzes 118 dichtend anliegt. Durch diese Ausbildung wird der die Verzahnungen 80. 82 enthaltende Raum zwischen Schwungrad 84 und Gehäuseschale 32 nach außen abgedichtet und kann zur Schmierung der Zahnflanken mit Schmieröl angefüllt werden.

δο Durch den Umlauf im Betrieb genügen schon verhältnismäßig geringe ölmengen. um die Verzahnungen ringsum ausreichend mit Schmieröl zu versorgen. Bei dem Ausführungsbeispiel nach F i g. 1 bis 4 sind die Zahnflanken der Verzahnungen 80. 82 gerade ausgeführt, und die Flankenwinkel stimmen überein. Dadurch legen die einander berührenden Zahnflanken auf ihrer gesamten Fläche gegeneinander an. wenn das Schwungrad 84 und der hydrodyna-

mische Drehmomentwandler genau zueinander zentriert sind. Die Stellung wird infolge der Vorspannkräfte der Blattfedern 104 auch aufrechterhalten, wenn kein Antriebsmoment vorhanden ist.

F i g. 5 zeigt ein abgeändertes Ausführungsbeispiel 5 der Erfindung mit evolventenförmigen Zahnflanken an den Verzahnungen 124, 126. Entsprechend weist auch die in Vorspannrichtung weisende Flanke des Federendes 128 jeder Blattfeder 130 Evolventenform auf. Diese Evolvente ist jedoch stärker gekrümmt und entspricht der Zahnflankenform eines Stirnrades mit dem Drehzentrum 132. das den ideellen Schwenkpunkt der Blattfeder 130 bildet. .Hierdurch wird sichergestellt, daß das Ende 128 der Blattfeder 130 stets zwischen dem Zahnkopf und dem Zahnfuß Flankenberührung mit der Innenverzahnung 124 hat. Vom Ausführungsbeispiel nach F i g. 1 bis 4 abweichend besteht die Blattfeder 128 beim Ausführungsbeispiel nach F i g. 5 ferner mit der Konsole aus einem Stück und ist nur um 90° gebogen. ao

Claims (4)

Patentansprüche:

1. Federnde Vorrichtung zur Beseitigung. des Umfangsspiels bei einer Zahnkupplung mit axialer Verschieblichkeit zwischen den gekuppelten EIe- as menten, insbesondere zwischen dem die Pumpenschaufeln tragenden rotierenden Gehäuse eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers und dem Schwungrad einer Antriebsmaschine, in normalerweise gleichbleibender Drehrichtung, dadurch gekennzeichnet, daß mindestens ein Zahn (106) der einen Kupplungshälfte (32) an einer Blattfeder (104,130) angeordnet ist, die entgegen der Richtung der auf diese Kupplungshälfte wirkenden Umfangskräfte vorgespannt ist.

2. Vorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die von den Blattfedern (130) getragenen Zähne ein Zahnflankenprofil aufweisen, das dem der Zahnflanken eines im ideellen Schwenkzentrum (132) der Blattfeder gelagerten Stirnzahnrades entspricht.

3. Vorrichtung nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß den.Blattfedern (104, 130) verstellbare Anschlagmittel (108, 112) zugeordnet sind, durch welche die Blattfedern (104 bzw. 130) bei der Montage über das Maß ihrer normalen Vorspannung hinaus unter Abstützung gegenüber der zugehörigen Kupplungshälfte (32, 84) vorgespannt werden.

4. Vorrichtung nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Anschlagmittel von in Achsrichtung der Kupplungshälften (32, 84) schwenkbar an den Blattfedern (104,130) angeordneten Hebeln (108) gebildet sind, die an ihren freien Enden einen Vorsprung (112) tragen, der beim Ineinanderfügen der Kupplungshälften in eine Ausnehmung oder Durchbrechung (114) innerhalb der zugehörigen Blattfeder einfällt.

Hierzu 1 Blatt Zeichnungen