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Die
Erfindung bezieht sich auf einen Dämpfungsmechanismus und insbesondere
auf einen Dämpfungsmechanismus
zum Dämpfen
von Drehschwingungen in einem Kraftübertragungssystem.
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Eine
beispielsweise in einem Kraftfahrzeug verwendete Kupplungslamellenanordnung
ist typischerweise derart in einem Kupplungsmechanismus eingebaut,
daß die
Kupplungslamellenanordnung bei Ein- und Auskuppelvorgängen zur Übertragung
einer Torsions- bzw. Drehkraft von einem Schwungrad zu einer Wechselgetriebeeingangswelle
verwendet werden kann. Bevorzugterweise enthält die Kupplungslamellenanordnung
auch eine Schwingungsdämpfungsfunktion
zur Absorption und zur Dämpfung
von von dem Schwungrad übertragener
Schwingung.
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Im
allgemeinen enthalten Schwingungen eines Fahrzeugs Leerlaufgeräusche (Klappern),
Fahrgeräusche
(Beschleunigungs/Verlangsamungsklappern und schallgedämpfte Geräusche) und
Durchtreten/Loslassen (niedrigfrequente Schwingungen). Die Kupplungslamellenanordnung
weist die vorstehende Dämpfungsfunktion
zur Entfernung dieser Geräusche
und Schwingungen auf.
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Die
Leerlaufgeräusche
sind Klappergeräusche,
die bei von einem Wechselgetriebe her auftreten, wenn das Wechselgetriebe
in einer neutralen Position ist, d.h. während eines Wartens an Verkehrssignalen
im ausgekuppelten Zustand. Dieses Klappern tritt aufgrund der Tatsache
auf, daß eine Motordrehkraft
in einem Motorleerlaufbereich niedrig ist und eine Motorverbrennung
große
Drehkraftveränderungen
im Leerlaufbereich verursacht. In diesem Zustand tritt ein Getriebekontakt
zwischen einem Eingangszahnrad und einem Gegenzahnrad eines Wechselgetriebes
auf. Dadurch werden Geräusche
erzeugt.
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Die
niedrigfrequenten Durchtreten/Loslassen-Schwingungen sind große Längsschwingungen eines
Fahrzeugs, die auftreten, wenn ein Fahrer ein Gaspedal mit der Kupplung
in einem eingekuppelten, eine Drehkraft übertragenden Zustand schnell
tritt oder losläßt. Wenn
eine Steifigkeit eines Fahrwechselgetriebesystems niedrig ist, wird
eine auf Räder übertragene
Drehkraft von den Rädern
zurück
zu dem Antriebszug übertragen
oder reflektiert, wodurch große
Drehkraftschwankungen erzeugt werden.
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In
einem Zustand, in dem keine Drehkraft übertragen wird (Null-Drehkraft-Übertragung),
beispielsweise während
eines Leerlaufs, ist die Dämpfungskennlinie
der meisten Kupplungslamellenanordnungen derart, daß Leerlaufschwingungen
nicht angemessen gedämpft
werden können.
Dadurch werden entsprechende Geräusche
erzeugt. Daher ist eine niedrige Torsionssteifigkeit in diesem Bereich
einer Null-Drehkraft-Übertragung
bevorzugt. Im Gegensatz dazu ist es zur Unterdrückung der Längsschwingungen beim Durchtreten/Loslassen
erforderlich, die Steifigkeit der Torsionskennlinie der Kupplungslamellenanordnung
zu maximieren.
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Um
diese Probleme zu beseitigen, wurde eine Kupplungslamellenanordnung
ausgebildet, die zwei Arten von Federn zum Erreichen einer Schwingungsdämpfungskennlinie
in zwei getrennten Stufen verwendet. Diese Struktur besitzt eine
niedrige Torsionssteifigkeit und eine niedrige Nachschwingungs- bzw.
Hystersedrehkraft in der ersten Stufe mit einem niedrigen Dreh-
bzw. Torsionswinkel. Daher kann sie Geräusche während eines Leerlaufs verhindern.
Da die Torsionssteifigkeit und die Hysteresedrehkraft in der zweiten
Stufe mit einem hohen Torsionswinkel groß sind, können Längsschwingungen zum Zeitpunkt
der Durchtretens/Loslassens wirkungsvoll gedämpft werden.
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Es
ist bereits ein Dämpfungsmechanismus bekannt,
in dem in einer zweiten Stufe mit einem hohen Torsionswinkel eine
Funktion eines eine hohe Hysteresedrehkraft erzeugenden Mechanismus
verhindert wird, wenn unbedeutende Schwingungen, z.B. verursacht
durch Verbrennungsänderungen
eines Motors im Bereich der zweiten Stufe zugeführt werden. Dadurch werden
die unbedeutenden Schwingungen durch eine niedrige Hysteresedrehkraft
wirkungsvoll absorbiert.
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In
einem Dämpfungsmechanismus
der vorstehend beschriebenen herkömmlichen Kupplungslammellenanordnung
wird ein Torsionsbetrieb in einem breiten Winkelbereich in und zwischen
der positiven zweiten Stufe und der negativen zweiten Stufe in der
Torsionskennlinie wiederholt, wenn niedrigfrequente Schwingungen
dazu zugeführt
werden. Daher wird im Bereich der positiven und negativen ersten
Stufen zwischen den positiven und negativen zweiten Stufen nur eine
niedrige Hysteresedrehkraft erzeugt. Demgemäß können die gesamten Schwingungen
nur in einem geringen Ausmaß gedämpft werden
und niedrigfrequente Schwingungen können nicht ausreichend gedämpft werden.
Weiterhin können
die Bereiche der positiven und negativen ersten Stufen einen Spalt
oder eine Lücke
in den Torsionskennlinien bilden, was zu einer unerwünschten
Zunahme einer Längsschwingung
führt.
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Es
ist Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine wirkungsvolle Dämpfung von
durch eine Torsion in und zwischen positiven und negativen zweiten
Stufen verursachte Torsionsschwingungen in einem Dämpfungsmechanismus
mit Torsionskennlinien in zwei Stufen zu ermöglichen.
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Gemäß einem
Gesichtspunkt der vorliegenden Erfindung enthält ein Dämpfungsmechanismus ein erstes
Drehelement und ein mit dem ersten Drehelement zur relativen Drehverschiebung
im Hinblick auf das erste Drehelement um eine zentralen Drehachse
verbundenen zweiten Drehelement. Die relative Drehverschiebung tritt
in einer um die zentrale Drehachse definierten Drehrichtung auf.
Ein erstes elastisches Element verbindet die ersten und zweiten Drehelemente
in der Drehrichtung elastisch miteinander. Das erste elastische
Element ist in einer ersten Stufe der relativen Drehverschiebung
zwischen den ersten und zweiten Drehelementen komprimierbar. Dabei
ist die erste Stufe durch einen ersten Torsionswinkel beschränkt. Ein
zweites elastisches Element verbindet die ersten und zweiten Drehelemente in
der Drehrichtung miteinander und ist in einer zweiten Stufe der
relativen Drehverschiebung zwischen den ersten und zweiten Drehelementen
komprimierbar. Dabei ist die zweite Stufe durch einen zweiten Torsionswinkel
definiert, der den ersten Torsionswinkel in einer Umfangsgröße überschreitet.
Das zweite elastische Element liefert eine Steifigkeit in der zweiten
Stufe, die größer als
eine Steifigkeit des ersten elastischen Elements in der ersten Stufe
ist. Ein Reibungserzeugungsmechanismus verbindet die ersten und
zweiten Drehelemente in der Drehrichtung reibend miteinander. Dabei
ist der Reibungserzeugungsmechanismus ausgebildet, ein Gleiten zwischen
den ersten und zweiten Drehelementen innerhalb sowohl der ersten
als auch der zweiten Stufen zu erlauben. Eine Reibungsunterdrückungseinrichtung
verhindert ein Gleiten des Reibungserzeugungsmechanismus ansprechend
auf Drehschwingungen mit einer Größe kleiner als eine vorbestimmte
Drehkraft in den ersten und zweiten Stufen.
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Bevorzugterweise
ist eine separate Platte betriebsfähig zwischen den ersten und
zweiten Drehelementen angeordnet. Das erste elastische Element ist
zwischen dem ersten Drehelement und der separaten Platte angeordnet.
Das zweite elastische Element ist zwischen der separaten Platte
und dem zweiten Drehelement angeordnet.
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Bevorzugterweise
unterdrückt
ein zweiter Reibungsunterdrückungsmechanismus
ein Gleiten des Reibungserzeugungsmechanismus ansprechend auf Drehschwingungen
mit einer Größe kleiner
als eine vorbestimmte Drehkraft in der ersten Stufe.
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Entsprechend
einem anderen Gesichtspunkt der vorliegenden Erfindung enthält ein Dämpfungsmechanismus
ein erstes Drehelement und ein mit dem ersten Drehelement zur relativen
Drehverschiebung im Hinblick auf das erste Drehelement um eine zentrale
Drehachse verbundenes zweites Drehelement. Die relative Drehverschiebung
tritt in einer um die zentrale Drehachse definierten Richtung auf.
Ein erstes elastisches Element verbindet die ersten und zweiten
Drehelemente in der Drehrichtung miteinander. Dabei ist das erste
elastische Element in einer ersten Stufe der relativen Drehverschiebung
zwischen den ersten und zweiten Drehelementen komprimierbar. Die
erste Stufe ist innerhalb eines ersten Torsionswinkels eingeschränkt. Ein
zweites elastisches Element verbindet die ersten und zweiten Drehelemente
in der Drehrichtung miteinander und ist in einer zweiten Stufe der
relativen Drehverschiebung zwischen den ersten und zweiten Drehelementen komprimierbar.
Die zweite Stufe ist durch einen zweiten Torsionswinkel definiert,
der den ersten Torsionswinkel in einer Umfangsgröße überschreitet. Das zweite elastische
Element besitzt eine Steifigkeit in der zweiten Stufe, die größer als
die Steifigkeit des ersten elastischen Elements in der ersten Stufe
ist. Ein Reibungserzeugungsmechanismus verbindet die ersten und
zweiten Drehelemente in der Drehrichtung reibend miteinander. Der
Reibungserzeugungsmechanismus ist ausgebildet, ein Gleiten ansprechend
auf Drehschwingungen von weniger als eine vorbestimmte Drehkraft
in den ersten und zweiten Stufen zu verhindern, und der Reibungserzeugungsmechanismus
ist ausgebildet, zu gleiten, wenn Drehschwingungen die vorbestimmte
Drehkraft zur Erzeugung von Reibung überschreiten.
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Gemäß noch einem
anderen Gesichtspunkt der vorliegenden Erfindung enthält ein Dämpfungsmechanismus
ein erste Drehelement und ein mit der ersten Drehelement zur relativen
Drehverschiebung im Hinblick auf das erste Drehelement um eine zentrale
Drehachse verbundenen zweiten Drehelement. Dabei ist die in einer
Drehrichtung auftretende relative Drehverschiebung um die zentrale
Drehachse definiert. Ein erstes elastisches Element verbindet die ersten
und zweiten Drehelemente in der Drehrichtung miteinander. Dabei
ist das erste elastische Element in einer ersten Stufe der relativen
Drehverschiebung zwischen den ersten und zweiten Drehelementen komprimierbar
und die erste Stufe ist dabei innerhalb eines ersten Torsionswinkels
eingeschränkt.
Ein zweites elastisches Element verbindet die ersten und zweiten
Drehelemente in der Drehrichtung elastisch miteinander und ist in
einer zweiten Stufe der relativen Drehverschiebung zwischen den
ersten und zweiten Drehelementen komprimierbar. Die zweite Stufe
ist durch einen zweiten Torsionswinkel definiert, der den ersten
Torsionswinkel in einer Umfangsgröße überschreitet. Das zweite elastische
Element weist eine Steifigkeit in der zweiten Stufe auf, die größer als
eine Steifigkeit des ersten elastischen Elements in der ersten Stufe
ist. Ein Reibungserzeugungsmechanismus verbindet die ersten und
zweiten Drehelemente in der Drehrichtung reibend miteinander. Der
Reibungserzeugungsmechanismus erzeugt ansprechend auf eine relative
Drehung zwischen den ersten und zweiten Drehelementen in den ersten
und zweiten Stufen Reibung. Ein erster Reibungsunterdrückungsmechanismus
unterdrückt
eine Reibungserzeugung in dem Reibungserzeugungsmechanismus ansprechend
an Drehschwingungen mit einer Größe kleiner
als eine vorbestimmte Drehkraft in der ersten Stufe. Ein zweiter
Reibungsunterdrückungsmechanismus
unterdrückt
eine Reibungserzeugung des Reibungserzeugungsmechanismus ansprechend
auf die vorbestimmte Drehkraft in der zweiten Stufe nicht überschreitende
Drehschwingungen.
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Es
ist verständlich,
daß die
vorstehend erwähnten
ersten und zweiten Reibungsunterdrückungsmechanismen Sperreinrichtungen
sind, die eine relative Drehverschiebung zwischen entsprechenden
Elementen beschränken.
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Gemäß noch einem
anderen Gesichtspunkt der vorliegenden Erfindung enthält ein Dämpfungsmechanismus
ein erstes Drehelement und ein mit dem ersten Drehelement zur relativen
Drehverschiebung im Hinblick auf das erste Drehelement um eine zentrale
Drehachse verbundenes zweites Drehelement. Dabei tritt die relative
Drehbewegung in einer um die zentrale Drehachse definierten Drehrichtung auf.
Ein erster Dämpfungsmechanismus
ist zur Verbindung der ersten und zweiten Drehelemente in der Drehrichtung
miteinander und einer Dämpfung
von Drehschwingungen dazwischen ausgebildet. Der erste Dämpfungsmechanismus
enthält:
ein erstes Zwischenelement, das betriebsfähig zwischen den ersten und
zweiten Drehelementen angeordnet ist, ein zwischen dem ersten Drehelement
und dem Zwischenelement angeordnetes erstes elastisches Element,
wobei das erste elastische Element dazwischen innerhalb eines durch
einen ersten Umfangswinkel definierten Teils der relativen Drehverschiebung
komprimierbar ist, und ein zwischen dem ersten Zwischenelement und
dem zweiten Drehelement angeordnetes zweites elastisches Element,
mit einer Federkonstante größer als
eine Federkonstante des ersten elastischen Elements.
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Ein
zweiter Dämpfungsmechanismus
verbindet die ersten und zweiten Drehelemente in der Drehrichtung
miteinander und ist zum Dämpfen
einer Drehschwingung parallel zu dem ersten Dämpfungsmechanismus angeordnet.
Der zweite Dämpfungsmechanismus
enthält:
ein zweites zwischen den ersten und zweiten Drehelementen be triebsfähig angeordnetes
Zwischenelement, eine innerhalb eines durch einen zweiten Umfangswinkel
definierten zweiten Teils der relativen Drehverschiebung betriebsfähige Sperreinrichtung,
wobei der zweite Umfangswinkel kleiner als der erste Umfangswinkel
ist, und einen Reibungserzeugungsmechanismus, der das zweite Zwischenelement
und das zweite Drehelement in der Drehrichtung reibend verbindet,
wobei ein Teil des zweiten Zwischenelements mit einer Lücke im Hinblick
auf das zweite elastische Element gebildet ist, wobei die Lücke einen
dritten Umfangswinkel mit dem Dämpfungsmechanismus
in einem drehkraftfreien Zustand definiert und der dritte Umfangswinkel
größer als
ein Unterschied zwischen den ersten und zweiten Umfangswinkeln ist.
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Gemäß noch einem
anderen Gesichtspunkt der vorliegenden Erfindung enthält ein Dämpfungsmechanismus
eine Nabe und ein Paar von Eingangsplatten, die zur Verbindung zum
Reiben von Kupplungselementen ausgebildet sind. Das Paar von Eingangsplatten
ist mit der Nabe für
eine relative Drehverschiebung im Hinblick darauf um eine zentrale Drehachse
verbunden. Dabei tritt die relative Drehverschiebung in einer um
die zentrale Drehachse definierten Drehrichtung auf. Ein erstes
Zwischenelement ist an einer radialen Außenseite der Nabe angeordnet.
Das erste Zwischenelement erstreckt sich zwischen dem Paar von Eingangsplatten,
wobei es im Hinblick auf die Nabe innerhalb eines ersten Umfangswinkels
drehbar ist. Ein erstes elastisches Element verbindet die Nabe und
das Paar von Eingangsplatten in der Drehrichtung elastisch miteinander.
Dabei sind die Nabe und das erste Zwischenelement relativ zueinander
innerhalb eines durch einen ersten Umfangswinkel definierten Winkelbereichs
drehbar. Ein zweites elastisches Element verbindet das erste Zwischenelement
und das Paar von Eingangsplatten in der Drehrichtung elastisch miteinander.
Das zweite elastische Element besitzt eine Federkonstante größer als
eine Federkonstante des ersten elastischen Elements. Ein zweites
Zwischenelement ist zwischen der Nabe und dem Paar von Eingangsplatten
angeordnet. Ein Teil des zweiten Zwischenelements ist mit einem
Teil der Nabe ansprechend auf eine Drehung dazwischen kontaktierbar.
Dabei ist der Teil des Zwischenelements von dem Teil der Nabe um
einen zweiten Umfangswinkel kleiner als der erste Umfangswinkel
beabstandet. Der Teil des zweiten Zwischenelements und der Teil
der Nabe definieren eine erste Anhalte- bzw. Sperreinrichtung. Das
zweite Zwischenelement ist weiterhin mit einem zweiten Teil gebildet,
der mit dem zweiten elastischen Element ansprechend auf eine Drehung
zwischen dem zweiten Zwischenelement und dem Paar von Eingangsplatten
kuppelbar ist. Der zweite Teil ist um einen dritten Umfangswinkel
von dem zweiten elastischen Element beabstandet. Dabei ist der dritte
Umfangswinkel größer als
ein Unterschied zwischen den ersten und zweiten Umfangswinkeln.
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Bevorzugterweise
enthält
der Dämpfungsmechanismus
weiterhin einen die Nabe und das Paar von Eingangsplatte in der
Drehrichtung miteinander reibend verbindenden Reibungserzeugungsmechanismus.
Der Reibungserzeugungsmechanismus ist zur Erzeugung von Reibung
ansprechend auf eine relative Drehung zwischen der Nabe und dem
Paar von Eingangsplatten ausgebildet.
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Bevorzugterweise
enthält
der Reibungserzeugungsmechanismus eine erste an einer von dem Paar
von Eingangsplatten befestigte Reibungsscheibe. Dabei kontaktiert
die erste Reibungsscheibe die zweite Zwischenplatte zur Erzeugung
von Reibung im Hinblick darauf ansprechend auf eine Drehung zwischen
dem Paar von Eingangsplatten und der zweiten Zwischenplatte.
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Bevorzugterweise
enthält
der Reibungserzeugungsmechanismus weiterhin eine mit der ersten Reibungsscheibe
zur Drehung damit verbundene zweite Reibungsscheibe. Dabei kontaktiert
die zweite Reibungsscheibe die Nabe zur Erzeugung von Reibung im
Hinblick darauf ansprechend auf eine Drehung zwischen dem Paar von
Eingangsplatten und der Nabe.
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Gemäß dem vorstehend
beschriebenen Gesichtspunkt der vorliegenden Erfindung wird, wenn eine
Drehkraft zu dem ersten Drehelement zugeführt wird, die Drehkraft durch
die ersten und zweiten parallel angeordneten Dämpfungsmechanismen zum ersten
Drehelement übertragen.
Der erste Dämpfungsmechanismus
funktioniert in einem Bereich eines kleinen Torsionswinkels und
der zweite Dämpfungsmechanismus
funktioniert in einem Bereich eines großen Torsionswinkels.
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Torsionskennlinien
des Dämpfungsmechanismus
gemäß dem ersten
Gesichtspunkt werden nachstehend beschrieben. Die folgende Beschreibung
erfolgt für
den Vorgang, bei dem sich das erste Drehelement in einer Richtung
im Hinblick auf das zweite Drehelement dreht. In einer ersten Stufe
kleiner als der erste Umfangswinkel wird das erste elastische Element
komprimiert, um Kennlinien mit einer relativ niedrigen Steifigkeit
zu erzeugen. Zur selben Zeit tritt ein Gleiten in dem Reibungserzeugungsmechanismus
auf, um eine hohe Hysteresedrehkraft zu erzeugen. Wenn der Torsionswinkel
den ersten Umfangswinkel überschreitet,
wird das zweite elastische Element komprimiert, um Kennlinien mit
einer relativ hohen Steifigkeit zu erzeugen. Bei diesem Vorgang tritt
ein Gleiten in dem Reibungserzeugungsmechanismus auf, um Kennlinien
mit einer hohen Hysteresedrehkraft zu erzeugen. Wie vorstehend beschrieben,
werden die Kennlinien einer hohen Hysteresedrehkraft sowohl in den
ersten als auch zweiten Stufen erzeugt. Dies ist für Schwingungen
eines relativ großen
Torsionswinkels, wie beispielsweise Längsschwingungen eines Fahrzeugkörpers wirkungsvoll.
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Wenn
unbedeutende Schwingungen mit einer kleinen Drehkraft in der ersten
Stufe zugeführt werden,
kann sich das zweite Zwischenelement um einen Grad entsprechend
der Lücke
des zweiten Umfangswinkels zwischen dem zweiten Zwischenelement
und dem ersten Drehelement relativ zum ersten Drehelement drehen.
Somit tritt im Reibungserzeugungsmechanismus in diesem Bereich des
zweiten Umfangswinkels kein Gleiten auf.
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Wenn
in der zweiten Stufe unbedeutende Drehschwingungen zugeführt werden,
wird anfänglich
eine Lücke
eines Winkels, der gleich einer Summe einer Differenz zwischen den
dritten und ersten Umfangswinkeln und dem zweiten Umfangswinkel ist,
zwischen dem zweiten Zwischenelement und dem zweiten elastischen
Element beibehalten. Im Winkelbereich dieser Lücke in der zweiten Stufe wirkt das
zweite elastische Element nicht auf das zweite Zwischenelement und
das zweite Zwischenelement kann sich zusammen mit dem zweite Drehelement drehen.
Somit tritt kein Gleiten im Reibungserzeugungsmechanismus auf.
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Wie
vorstehend beschrieben, arbeitet der Reibungserzeugungsmechanismus
nicht, wenn unbedeutende Drehschwingungen in den ersten und zweiten
Stufen zugeführt
werden. Daher wird keine große
Hysteresedrehkraft erzeugt. Als ein Ergebnis können die unbedeutenden Drehschwingungen
wirkungsvoll absorbiert werden.
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Diese
und weitere Aufgaben, Merkmale und Vorteile der vorliegenden Erfindung
werden aus der nachfolgenden detaillierten Beschreibung bevorzugter
Ausführungsbeispiele
unter Bezugnahme auf die Zeichnung ersichtlich.
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Es
zeigen:
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1 eine
Querschnittseitenansicht einer Kupplungslamellenanordnung gemäß einem
Ausführungsbeispiel
der Erfindung entlang der Linie I-I in 2,
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2 eine
Teilschnitt, Teil-Aufriß-Endansicht der
in 1 gezeigten Kupplungslamellenanordnung,
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3 eine
Teilschnitt, Teil-Querschnittansicht eines Teils der in 2 gezeigten
Kupplungslamellenanordnung in einem vergrößerten Maßstab,
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4 eine
aufgelöste
Seitenansicht von Teilen der in den 1, 2 und 3 gezeigten Kupplungslamellenanordnung,
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5 eine
fragmentarische Teil-Schnitt-Endansicht, die Einzelheiten einer
Verbindung zwischen einer Nabe, eine separate Scheibe und eine Zwischenplatte
der in den 1, 2, 3 und 4 veranschaulichten
Kupplungslamellenanordnung zeigt,
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6 eine
fragmentarische Teilquerschnitt, Teil-Aufriß-Endansicht, die Beziehungen zwischen auf
jeweiligen Teilen der in den 1 bis 5 gezeigten
Kupplungslamellenanordnung definierten Torsionswinkel zeigt,
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7 eine
andere fragmentarische Teilquerschnitt, Teil-Aufriß-Endansicht ähnlich 6,
die Beziehungen zwischen auf jeweiligen Teilen der in den 1 bis 6 gezeigten
Kupplungslamellenanordnung definierten Torsionswinkel zeigt,
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8 ein
mechanisches Schaltbild, das die Funktionen und Bewegungen von Teilen
von Dämpfungsmechanismen
der in den 1 bis 7 gezeigten
Kupplungslamellenanordnung schematisch zeigt,
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9 bis 18 weitere
mechanische Schaltbilder, die schematisch die Funktion und Bewegungen
von Teilen von Dämpfungsmechanismen der
in den 1 bis 7 gezeigten Kupplungslamellenanordnung
zeigt,
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19 eine
Darstellung der Torsionsempfindlichkeitskurven der Kupplungslamellenanordnung
mit Markierungen, die den entsprechenden Zustand der in den 8 bis 18 gezeigten
Dämpfungsmechanismusanordnungen
zeigen, und
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20 eine
Darstellung von Beziehungen zwischen jeweiligen Torsionswinkeln
der Kupplungslamellenanordnung.
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1 ist
ein Querschnitt einer Kupplungslamellenanordnung 1 gemäß einem
Ausführungsbeispiel
der vorliegenden Erfindung und 2 ist eine Endansicht.
Die Kupplungslamellenanordnung 1 ist zur Verwendung mit
einem (nicht gezeigten) in einer (nicht gezeigten) Kraftübertragungseinrichtung
installierten Kupplungsmechanismus. Die Kupplungslamellenanordnung
ist in dem Kupplungsmechanismus wirkungsvoll, der ein Einkuppeln
und Auskuppeln einer Drehkraftübertragung
in der Kraftübertragungseinrichtung
bewirkt. Die Kupplungslamellenanordnung funktioniert zur Dämpfung von
Schwingungen, wie nachstehend beschrieben. Die Dämpfungsfunktion absorbiert
und/oder dämpft
Drehkraftveränderungen
oder dergleichen, die von einer Schwingradseite der Übertragungs- bzw. Kupplungseinrichtung
durch die Verwendung von Federn und verwandten Strukturen übertragen
werden, wie weiterhin nachstehend beschrieben.
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In 1 stellt
0-0 eine Drehwelle der Kupplungslamellenanordnung 1, d.h.
deren zentrale Drehachse dar. Ein Motor und das Schwungrad (beide nicht
gezeigt) sind auf der linken Seite in 1 angeordnet
und eine (nicht gezeigte) Übertragungseinrich tung
bzw. Kupplung ist auf der rechten Seite in 1 angeordnet.
R1 bezeichnet eine Drehrichtung (positive Seite) der Kupplungslamellenanordnung 1 an
und R2 eine Rückwärtsrichtung
(negative Seite). Im folgenden bezieht sich der Begriff Übertragungs- bzw. Kupplungsseite
auf die rechte Seite von 1 und der Begriff Motorseite
auf die linke Seite von 1.
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Die
Kupplungslamellenanordnung 1 ist grundsätzlich aus einem Eingangsdrehelement 2,
einem Ausgangsdrehelement 3 und einem zwischen den Eingangs-
und Ausgangsdrehelementen 2 und 3 angeordneten
Dämpfungsmechanismus
gebildet. Der Dämpfungsmechanismus
enthält
erste Federn 7, zweite Federn 8, einen Reibungserzeugungsmechanismus 13 und
andere weiter unter beschriebene Elemente.
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Das
Eingangsdrehelement 2 ist ein Element, dem eine Drehkraft
von einem (nicht gezeigten) Schwungrad zugeführt wird. Das Eingangsdrehelement 2 ist
im wesentlichen aus einer Kupplungsplatte 21, einer Verankerungs-
bzw. Halteplatte 22 und einer Kupplungslamelle 23 gebildet.
Die Kupplungsplatte 21 und die Halteplatte 22 sind
beide aus gepreßten
runden oder ringförmigen
Metallplatten hergestellt und sind voneinander axial um einen vorbestimmten
Abstand beabstandet. Die Kupplungsplatte 21 ist auf der
Motorseite angeordnet und die Halteplatte 22 ist auf der
Kupplungsseite angeordnet. Die Kupplungsplatte 21 und die
Halteplatte 22 sind mittels nachstehend beschriebener platten-ähnlicher Verbindungsteile 31 aneinander
befestigt, so daß ein vorbestimmter
ringförmiger
Raum zwischen den Platten 21 und 22 definiert
ist. Die Platten 21 und 22 drehen sich daher als
ein einzelnes steifes Element zusammen.
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Die
Kupplungslamelle 23 ist zum Verbinden mit dem (nicht gezeigten)
Schwungrad ausgebildet. Die Kupplungslamelle 23 ist im
we sentlichen aus einer Dämpfungsplatte 24 ebenso
wie ersten und zweiten Reibungsbelägen 25 gebildet. Die
Dämpfungsplatte 24 ist
mit einem ringförmigen
Teil 24a, einer Vielzahl von auf dem äußeren Rand des ringförmigen Teils 24a ausgebildeten
Dämpfungsteilen 24b,
wobei die Dämpfungsteile 24b umfänglich voneinander
beabstandet sind, und einer Vielzahl von sich radial einwärts von
dem ringförmigen
Teil erstreckenden Verbindungsteilen 24c gebildet. Es gibt
vier Verbindungsteile 24c, von denen jedes mittels einer
Niete 27 an der Kupplungsplatte 21 befestigt ist,
wie nachstehend beschrieben. Die Reibungsbeläge 25 sind auf den
entgegengesetzten Oberflächen
jedes Dämpfungsteils 24b der
Dämpfungsplatte 24 mittels von
Nieten 26 befestigt.
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Jede
der Kupplungs- und Halteplatten 21 und 22 ist
an ihrem radial äußeren Teil
mit vier Fenstern 35 versehen, die voneinander in der Drehrichtung
gleich beabstandet sind. Jedes Fenster 35 ist an seinem
inneren und äußeren Rand
mit geschnittenen und gebogenen Teilen 35a bzw. 35b versehen.
Die geschnittenen und gebogenen Teile 35a und 35b sind
zur Beschränkung
einer axialen und radialen Bewegung der zweiten Feder 8 ausgebildet,
wie nachstehend beschrieben. Jedes Fenster 35 ist auch
an seinen gegenüberliegenden
Umfangsseiten mit Kontaktteilen 36 versehen, die in Kontakt
mit oder nahe den Enden jeweils der zweiten Feder 8 sind.
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Die
Kupplungs- und Halteplatten 21 und 22 besitzen
zentrale Ausschnitte bzw. Öffnungen 37 (innere
Ränder).
Eine Rillennabe, die ein Ausgangsdrehelement 3 bildet,
ist in den zentralen Öffnungen 37 angeordnet.
Das Ausgangsdrehelement 3 ist aus einer sich axial erstreckenden
zylindrischen Nabe 52 und ein Flansch 54 erstreckt
sich radial von der Nabe 52. Der innere Rand der Nabe 52 bildet
eine Rillenöffnung 53,
die mit einer sich von der (nicht gezeigten) Kupplung erstreckenden
Welle verbunden ist. Der Flansch 54 ist mit einer Vielzahl
von in der Drehrichtung angeordneten äußeren Zähnen 55 ebenso wie
Ausnehmungen 56 oder dergleichen zum Aufnehmen der ersten
Federn 7 versehen, wie nachstehend beschrieben. Die Ausnehmungen 56 sind
jeweils an diametral gegenüberliegenden
zwei Positionen angeordnet.
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Eine
separate Scheibe 6 ist ein ringförmiges Plattenelement, das
radial außerhalb
des Ausgangsdrehelements 3 und insbesondere zwischen den Kupplungs-
und Halteplatten 21 und 22 angeordnet ist. Die
separate Scheibe 6 ist in der Drehrichtung über die
ersten Federn 7 elastisch mit dem Ausgangsdrehelement 3 verbunden
und ist weiterhin über
die zweiten Federn 8 mit dem Eingangsdrehelement 2 elastisch
verbunden. Wie in 5 genauer gezeigt, ist eine
separate Scheibe 6 an ihrem inneren Rand mit einer Vielzahl
von inneren Zähnen 59 versehen.
Die inneren Zähne 59 sind
zwischen den äußeren Zähnen 55 angeordnet
und um einen vorbestimmten Winkel in der Drehrichtung von den äußeren Zähnen 55 beabstandet.
Die äußeren und
inneren Zähne 55 und 59 können ansprechend
auf eine Drehung dazwischen miteinander in Kontakt kommen. Somit
bilden die äußeren und
inneren Zähne 55 und 59 eine
erste Stopp- bzw. Sperreinrichtung 9 zum Begrenzen einer
relativen Drehverschiebung zwischen dem Eingangsdrehelement 3 und
der separaten Scheibe 6. Ein erster Torsionswinkel θ1 ist zwischen
benachbarten Seiten jedes äußeren Zahns 55 und
jedes inneren Zahns 59 mit der Kupplungslamellenanordnung 1 in
einem drehkraftfreien Zustand definiert, wie in 5 gezeigt.
Der erste Torsionswinkel θ1
zwischen jedem äußeren Zahn 55 und
dem benachbarten inneren Zahn 59 auf der R1 Seite beträgt ungefähr 2 Grad
und der erste Torsionswinkel θ1
zwischen jedem äußeren Zahn 55 und
dem benachbarten inneren Zahn 59 auf der R2 Seite beträgt ungefähr 5 Grad,
wie in 5 gezeigt. Daher ist eine Gesamtverschiebung von
ungefähr
7 Grad zwischen jedem äußeren Zahn 55 und
dem entsprechenden inneren Zahn 59 möglich.
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Es
ist verständlich,
daß der
erste Torsionswinkel θ1
eine erste Stufe einer relativen Drehverschiebung zwischen dem Ausgangsdrehelement 3 und
dem Eingangsdrehelement 2 definiert, da sich die separate
Scheibe 6 in der vorstehend definierten ersten Stufe im
allgemeinen im Hinblick auf das Ausgangsdrehelement 3 dreht
und sich die separate Scheibe 6 in der vorstehend definierten
ersten Stufe gewöhnlich
mit den Kupplungs- und Halteplatten 21 und 22 dreht.
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Die
separate Scheibe 6 ist an ihrem inneren Rand mit Ausnehmungen 67 entsprechend
jeweils den Ausnehmungen 56 des Flansches 54 versehen, wie
in 5 deutlicher gezeigt. Es gibt zwei erste Federn 7,
wobei jede erste Feder 7 in einer entsprechenden Ausnehmung 56 und
einer entsprechenden Ausnehmung 67 angeordnet ist. Die
erste Feder 7 ist eine relativ weiche Spulenfeder mit einer
im allgemeinen niedrigen Federkonstante und die zwei ersten Federn 7 wirken
parallel zueinander. Jede erste Feder 7 besitzt entgegengesetzte
Umfangsenden, die mit entgegengesetzten Umfangsenden 57 und 68 der Ausnehmungen 56 und 67 durch
Federkapseln verbunden sind, die an jedem Ende jeder ersten Feder 7 anliegen.
Gemäß dem vorstehenden
Aufbau werden die ersten Federn 7 ansprechend auf eine
Drehung innerhalb eines Torsionswinkels einer Verschiebung in der
ersten Stufe entsprechend dem ersten Torsionswinkel θ1 komprimiert.
Dabei haben sich das Ausgangsdrehelement 3 und die separate
Scheibe 6 relativ zueinander gedreht.
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Gemäß den 2 und 3 ist
die separate Scheibe 6 mit vier umfänglich gleichmäßig voneinander
beabstandeten Fenstern 41 versehen. Jedes Fenster 41 ist
in der Drehrichtung (Umfangsrichtung) verlängert. Die Kante des Fensters 41 bildet
Kontaktteile 44 auf den gegenüberliegenden Umfangsseiten, einen äußeren Rand teil 45 auf
der radial äußeren Seite
und einen inneren Randteil 46 auf der radial inneren Seite.
Der äußere Randteil 45 erstreckt
sich ununterbrochen, um die radial äußere Seite des Fensters 41 zu
schließen.
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Das
Fenster 41 ist auf allen Seiten innerhalb einer durch die
separaten Scheibe 6 definierten Ebene geschlossen, kann
aber alternativ einen äußeren Randteil
besitzen, der teilweise radial nach auswärts geöffnet ist.
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Die
separate Scheibe 6 ist auch mit zwischen den umfänglich benachbarten
Fenstern 41 angeordneten Ausnehmungen 42 versehen.
Jede Ausnehmung 42 ist dabei durch radial äußere Flächen der separaten
Scheibe 6 definiert, wie nachstehend genauer beschrieben.
Jede Ausnehmung 42 besitzt eine radial auswärts divergierende
Form und Kantenflächen 43 sind
jeweils auf ihren gegenüberliegenden Umfangsseiten
gebildet.
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Jede
(in 3 identifizierte) Ausnehmung 42 ist durch
die Umfangsseiten der Fenster 41 getrennt und auch durch
radial außerhalb
der Fenster 41 auf einem radial auswärts liegenden Teil der separaten Scheibe 6 angeordnete
Vorsprünge
bzw. Ausladungen 49. Jede Ausladung 49 erstreckt
sich radial auswärts
von einem äußeren Rand 48 der
separaten Scheibe 6. Jede Ausladung 49 ist in
der Drehrichtung verlängert
und mit Sperrflächen 50 versehen.
Jede Ausladung 49 besitzt eine Umfangslänge kleiner als die Umfangslänge des
entsprechenden Fensters 41 und ist radial außerhalb
eines Umfangsmittelteils des Fensters 41 angeordnet. Weiterhin
sind, wie in 3 gezeigt, Sperrflächen 50 der
Ausladung 49 umfänglich
im Hinblick auf eine Umfangsmitte des Fensters 41 verschoben.
Mit anderen Worten, die Fläche 50a ist
um einen ersten Abstand d1 von einer benachbarten Kantenfläche 43 entfernt
und die Fläche 50b ist um
einen zweiten Abstand d2 von einer benachbarten Kantenfläche 43 entfernt,
wobei der Abstand d2 größer als
der Abstand d1 ist.
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Obwohl
die Ausladung 49 verschoben gegen eine Mitte jedes Fensters 41 gezeigt
ist, ist es auch möglich,
die Ausladung 49 durch den vorstehenden Aufbau an einem
zentralen Ort im Hinblick auf das Fenster 41 anzuordnen.
Weiterhin muß die
Ausladung 49 nicht notwendigerweise eine ununterbrochene
feste Ausladung sein. Alternativ könnten die Sperrflächen 50a und 50b durch
separate Vorsprünge
gebildet werden, wodurch es ermöglicht
wird, das Fenster 41 in einem radial auswärts liegenden
Teil offen zu haben.
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Der
vorstehende Aufbau der separaten Scheibe 6 wird nun nachstehend
auf eine andere Weise beschrieben. Die separate Scheibe 6 besitzt eine
ringförmigen
Teil, der seinen radial inneren Teil definiert und besitzt auch
eine Vielzahl von (in 3 identifizierten) Ausladungen 47,
die sich radial auswärts
vom ringförmigen
Teil erstrecken. Im vorliegenden Ausführungsbeispiel gibt es vier
Ausladungen 47, die voneinander in der Drehrichtung gleich
beabstandet sind. Jede Ausladung 47 ist in der Drehrichtung
verlängert
und jede Ausladung 47 ist mit einem der vorstehend beschriebenen
Fenster 41 gebildet. Jedes Fenster 41 nimmt 70%
oder mehr eines Bereichs der Ausladung 47 ein und ist in
einem Hauptteil der Ausladung 47 gebildet.
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Von
einem weiteren Ansichtspunkt aus beschrieben, ist jede Ausladung 47 durch
ein radiales Erstrecken von zwei Fensterrahmenteilen 91 auf
gegenüberliegenden
Umfangsseite definiert und ein radial äußerer Fensterrahmenteil 92 verbindet
die radial äußeren Enden
der umfänglich
gegenüberliegenden
Rahmenteile 91 miteinander. Die innere Umfangsseite jede
Seitenrahmenteils 91 bildet den Kontaktteil 44 und
die äußere Umfangsseite
bildet die Kan tenfläche 43.
Die radial innere Seite des radial äußeren Rahmenteils 92 bildet
den äußeren Randteil 45 und
die radial äußere Seite
bildet den äußeren Rand 48.
Die bereits beschriebene Ausladung 49 ist auf dem äußeren Rand 48 gebildet.
Die vorstehend beschriebene Ausnehmung 42 kann auch als
eine Lücke
zwischen den umfänglich
gegenüberliegenden Seitenrahmenteilen 91 der
in der Drehrichtung zueinander benachbarten Ausladungen 47 betrachtet
werden.
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Die
zweite Feder 8 ist ein elastisches Element, d.h. eine in
dem Dämpfungsmechanismus
der Kupplungslamellenanordnung 1 verwendete Feder. Jede
zweite Feder 8 ist aus einem Paar von koaxialen Schraubenfedern
gebildet. Jede zweite Feder 8 ist größer als die erste Feder 7 und
besitzt eine Federkonstante größer als
die Federkonstante der ersten Feder 7. Jede zweite Feder 8 ist
in den Fenstern 41 und 35 angeordnet. Die zweite
Feder 8 ist umfänglich
lang und erstreckt sich über
die Umfangslänge
des Fensters 41. Somit besitzt die zweite Feder 8 einen
Umfangswinkel im wesentlichen gleich einem Umfangswinkel θB des Fensters 41,
das nachfolgend genauer beschrieben wird. Die gegenüberliegenden Umfangsseiten
jeder zweiten Feder 8 sind in Kontakt mit oder nahe den
Kontaktflächen 36 und
den Kontaktteilen 44 des Fensters 41. Eine zu
den Platten 21 und 22 übertragene Drehkraft kann durch
die zweiten Federn 8 zur separaten Scheibe 6 übertragen
werden. Wenn sich die Platten 21 und 22 relativ
zu der separaten Scheibe 6 drehen, werden die zweiten Federn 8 dazwischen
komprimiert. Genauer, jede zweite Feder 8 wird in der Drehrichtung
zwischen der Kontaktoberfläche 36 und
dem umfänglich
der Kontaktfläche 36 gegenüberliegenden
Kontaktteil 44 komprimiert. Bei diesem Vorgang funktionieren
die vier zweiten Federn 8 parallel. In einem drehkraftfreien
Zustand, in dem ein Torsionswinkel zwischen der separaten Scheibe 6 und
den Platten 21 und 22 Null ist, steht der radial
innere Teil jedes der umfänglich entgegengesetzten Enden
der zweiten Feder 8 in Kontakt mit oder ist nahe dem Kontaktteil 44,
aber der radial äußere Teil
jedes der entgegengesetzten Umfangsenden ist etwas von dem Kontaktteil 44 beabstandet,
wie in 3 gezeigt.
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Wie
in 1 gezeigt, ist die Halteplatte 22 an ihrem äußeren Rand
mit den vier plattenähnlichen Verbindungsteilen 31 versehen,
die in der Drehrichtung voneinander gleich beabstandet sind. Die
plattenähnlichen
Verbindungsteile 31 verbinden die Kupplungs- und Halteplatten 21 und 22 miteinander und
bilden eine zweite Stopp- bzw. Sperreinrichtung in der Kupplungslamellenanordnung 1,
wie nachstehend beschrieben. Jeder plattenähnliche Verbindungsteil 31 bildet
mit der Halteplatte 22 ein ganzes Plattenelement und besitzt
in der Drehrichtung eine vorbestimmte Umfangsweite. Die plattenähnlichen Verbindungsteile 31 sind
umfänglich
zwischen zu den entsprechenden Ausnehmungen 42 benachbarten
Fenstern 41 angeordnet. Jedes plattenähnliche Verbindungsteil 31 ist
mit einem Sperrteil 32, das sich axial von dem äußeren Rand
der Halteplatte 22 erstreckt, und einem Befestigungsteil 33,
das sich radial einwärts
vom Ende des Sperrteils 32 erstreckt, gebildet. Der Sperrteil 32 erstreckt
sich vom äußeren Rand
der Halteplatte 22 zur Kupplungsplatte 21 hin. Das
Befestigungselement 33 ist am Ende des Sperrteils 32 radial
einwärts
gebogen.
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Der
vorstehend beschriebene plattenähnliche
Verbindungsteil 31 bildet mit der Halteplatte 22 ein
Ganzes und besitzt im wesentlichen die gleiche Dicke wie die Halteplatte 22.
Daher besitzt der Sperrteil 32 eine kleine radiale Breite
entsprechend der Dicke der Halteplatte 22. Der Sperrteil 32 besitzt
Sperrflächen 51 auf
seinen gegenüberliegenden
Umfangsseiten, wie in den 3, 6 und 7 genauer gezeigt.
Der Befestigungsteil 33 ist radial von der Achse 0-0 um
einen durchgehend dem Abstand zwischen ei nem zentralen Teil des
Fensters 41 von der Achse 0-0 gleichen Abstand beabstandet
und die Umfangsposition des Befestigungsteils 33 liegt
zwischen den zwei zueinander benachbarten Fenstern 41 in
der Drehrichtung mit der Kupplungslamellenanordnung 1 in
einem drehkraftfreien Zustand. Als ein Ergebnis sind die Befestigungsteile 33 jeweils
entsprechend den Ausnehmungen 42 in der separaten Scheibe 6 angeordnet.
Die Ausnehmung 42 ist größer als der Befestigungsteil 33.
Daher können
sich die Befestigungsteile 33 jeweils durch die Ausnehmungen 42 bewegen,
wenn sich Halteplatte 22 während Anordnungsvorgängen axial
zur Kupplungsplatte 21 hin bewegt. Jeder Befestigungsteil 33 ist
parallel zum Verbindungsteil 24c der Dämpfungsplatte 24 und
ist auf der Kupplungsseite in Kontakt mit ihrer Oberfläche. Der
Befestigungsteil 33 ist mit einer Öffnung 33a versehen,
in die die vorstehende Niete 27 paßt. Jede Niete 27 verbindet
den Befestigungsteil 33, die Kupplungsplatte 21 und
die Dämpfungsplatte 22 steif
miteinander. Die Halteplatte 22 ist mit Einstemmöffnungen 34 an
Positionen entsprechend den Befestigungsteilen 33, jeweils
für Anordnungzwecke
versehen.
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Nun
wird die auf den Sperrteilen 32 der plattenähnlichen
Verbindungsteile 31 und den Ausladungen 49 gebildete
zweite Sperreinrichtung 10 beschrieben. Die zweite Sperreinrichtung 10 ist
ein Mechanismus zur Beschränkung
einer relativen Drehung zwischen der separaten Scheibe 6 und
dem Eingangsdrehelement 2 innerhalb eines Torsionswinkelbereichs
entsprechend einem Torsionswinkel θ4 und zum Beschränken der
relativen Drehung zwischen ihnen über den Torsionswinkel θ4. Es ist
verständlich,
daß eine
Drehung zwischen den Kupplungs- und Halteplatten 21 und 22 und
der separaten Scheibe 6 innerhalb des Torsionswinkels θ4 durchgehend
die zweite Stufe einer relativen Drehung oder einer Winkelverschiebung
zwischen den Eingangs- und Ausgangsdrehelementen 2 und 3 definiert.
In der zweiten Stufe einer relativen Drehverschiebung werden die
zweiten Federn 8 zwischen der separaten Platte 6 und
dem Eingangsdrehelement 2 durch den Torsionswinkel θ4 komprimiert.
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In
einer Draufsicht ist jedes plattenähnliche Verbindungsteil 31 in
einer Position umfänglich
zwischen den zwei Fenstern 41 angeordnet, innerhalb der
Ausnehmung 42 und umfänglich
zwischen den zwei Ausladungen 49. Die Sperrflächen 51 jedes plattenähnlichen
Verbindungsteils 31 sind radial außerhalb des äußeren Randes 48 der
separaten Scheibe 6 angeordnet. Somit sind der Sperrteil 32 und
die Ausladung 49 an im wesentlichen denselben radialen
Positionen. Daher kontaktieren der Sperrteil 23 und die
Ausladung 49 einander, wenn der Torsionswinkel zwischen
der separaten Scheibe 6 und den Platten 21 und 22 auf
einen Wert entsprechend dem Torsionswinkel θ4 ansteigt. Wenn die Sperrfläche 51 des
Sperrteils 32 in Kontakt mit der Sperrfläche 50 der
Ausladung 49 ist, ist der Sperrteil 32 radial benachbart
zur Ausladung 47 der separaten Scheibe 6 und daher
radial außerhalb
des Fensters 41 angeordnet. Somit kann sich jeder Sperrteil 32 zu
einer Position radial außerhalb
der inneren Umfangsteile der Ausladung 47 und des Fensters 41 bewegen.
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Vorteile
der vorstehend beschriebenen zweiten Sperreinrichtung 10 sind
wie folgt. Da jeder Sperrteil 32 eine plattenähnliche
Form besitzt, ist die radiale Länge
des Sperrteils 32 bedeutend kürzer als der herkömmliche
Sperrstift. Die radiale Länge
des Sperrteils 32 ist im wesentlichen gleich der Dicke
der Platte 21 oder 22. Dies bedeutet, daß die wesentliche radiale
Länge der
zweiten Sperreinrichtung 10 auf eine kleine Dimension entsprechend
der Dicke der Platte 21 oder 22 beschränkt ist.
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Jeder
Sperrteil 32 ist in den äußeren Randteilen angeordnet,
d.h. den radial äußersten
Positionen der Platten 21 und 22 und ist radial
außerhalb der
Ausladung 47 und insbesondere des äußeren Rands 48 des
Fensters 41 angeordnet. Da der Sperrteil 32 radial
vom Fenster 41 verschoben ist, tritt in der Drehrichtung
keine Wechselwirkung zwischen dem Sperrteil 32 und dem
Fenster 41 auf. Demzufolge können sowohl der durch die zweiten
Federn 8 erlaubte maximale Torsionswinkel des Dämpfungsmechanismus
als auch der Torsionswinkel der zweiten Feder 8 vergrößert werden.
Wenn der Sperrteil in derselben radialen Position wie das Fenster
wäre, würde eine
Wechselwirkung zwischen dem durch die zweiten Federn bestimmten
Torsionswinkel des Dämpfungsmechanismus
und dem Umfangswinkel des Fensters auftreten und daher würde es unmöglich, einen
breiten Winkel des Dämpfungsmechanismus
und eine niedrige Steifigkeit der Federn zu erreichen.
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Da
die radiale Breite der zweiten Sperreinrichtung 10 bedeutend
kleiner als die des herkömmlichen
Sperrstifts ist, kann die zweite Sperreinrichtung 10 insbesondere
radial außerhalb
des Fensters 41 angeordnet werden, erhöht aber die äußeren Durchmesser
der Platten 21 und 22 nicht besonders. Auch wird
die radiale Länge
des Fensters 41 nicht besonders verringert.
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Zwischenplatten 11 sind
ein Paar von Plattenelementen, die radial außerhalb des Ausgangsdrehelements 3 angeordnet
sind und insbesondere zwischen der Kupplungsplatte 21 und
der separaten Scheibe 6 bzw. zwischen der separaten Scheibe 6 und
der Halteplatte 22 angeordnet sind. Die Zwischenplatten 11 sind
jeweils aus kreisförmigen
oder ringförmigen
Plattenelementen hergestellt und bilden einen Teil des Dämpfungsmechanismus
zwischen den Eingangs- und Ausgangsdrehelementen 2 und 3.
Jede Zwischenplatte 11 ist an ihrem inneren Rand mit einer
Vielzahl von inneren Zähnen 66 versehen, wie
in 5 gezeigt. Die inneren Zähne 66 überlappen
die inneren Zähne 59 der
separaten Scheibe 6 axial. Die inneren Zähne 66 sind
in der Drehrichtung jeweils um einen vor bestimmten Abstand von den äußeren Zähnen 55 des
Ausgangsdrehelements 3 (Nabe) beabstandet. Durch den Umfang
dieser Lücke können sich
daher das Ausgangsdrehelement 3 und die Zwischenplatte 11 relativ
zueinander drehen. Die äußeren und
inneren Zähne 55 und 59 bilden
eine dritten Stopp- bzw. Sperreinrichtung 12 zum Beschränken des
relativen Torsionswinkels zwischen dem Ausgangsdrehelement 3 und
der Zwischenplatte 11. Genauer, wie in 5 gezeigt,
wird ein Abstand des zweiten Torsionswinkels θ2 zwischen jedem äußeren Zahn 55 und
jedem der inneren Zähne 66 auf
den gegenüberliegenden
Umfangsseiten beibehalten. In diesem Ausführungsbeispiel sind die zweiten
Torsionswinkel θ2
der umfänglich
gegenüberliegenden
Lücken
einander gleich und betragen ungefähr 2 Grad. Die Gesamtlänge des
zweiten Torsionswinkels θ2
ist nicht größer als
die Gesamtlänge des
ersten Torsionswinkels θ1.
Dabei bedeutet die Gesamtlänge
des ersten Torsionswinkels θ1
hier der erste Torsionswinkel auf der R1 Seite kombiniert mit dem
ersten Torsionswinkel θ1
auf der R2 Seite des äußeren Zahns 55 und
die Gesamtlänge
des zweiten Torsionswinkels 82 bedeutet der zweite Torsionswinkel θ2 auf der
R1 Seite kombiniert mit dem zweiten Torsionswinkel θ2 auf der
R2 Seite jedes jeweiligen äußeren Zahns 55.
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Jede
Zwischenplatte 11 ist mit radial auswärts ragenden Eingreifteilen 61 versehen,
wie schraffiert in den oberen Teilen von 3 und in 7 gezeigt.
Jeder Eingreifteil 61 ist zwischen den Fenstern 45 der
separaten Scheibe 6 angeordnet. Das radial äußere Ende
des Eingreifteils 61 ist in der Nähe des radialen Mittelteils
des Fensters 41 angeordnet. Jeder Eingreifteil 61 besitzt
eine radial auswärts
divergierende Form. Die gegenüberliegenden Umfangsenden
jedes Eingreifteils 61 können in die radial inneren
Teile der Umfangsenden der auf den gegenüberliegenden Umfangsseiten
angeordneten zweiten Federn 8 eingrei fen. Räume mit
eine Umfangslänge
entsprechend dritten Winkeln θ3
sind zwischen umfänglich
gegenüberliegenden
Endflächen 61a jedes
Eingreifteils 61 und den entsprechenden Umfangsenden der
zweiten Federn 8 definiert, wie in den 3 und 6 gezeigt.
In diesem Ausführungsbeispiel
beträgt
der dritten Winkel θ3
zwischen jedem Eingreifteil 61 und der zweiten Feder 8 auf
der R2 Seite ungefähr
4 Grad und der dritte Winkel θ3
zur zweiten Feder 8 auf der R1 Seite beträgt ungefähr 1 Grad
(siehe 6). Jeder dritte Winkel θ3 ist größer als der Unterschied zwischen
den ersten und zweiten Torsionswinkeln θ1 und θ2. Diese Beziehung ist zwischen
den jeweiligen Winkel entsprechend deren Umfangsseiten gegeben.
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Die
Zwischenplatten 11 sind miteinander durch eine Vielzahl
von Stiften 62 undrehbar verbunden. Jeder Stift 62 ist
aus einem Schaft und axial aus den gegenüberliegenden Enden des Schafts
hervorragenden ausladenden Teilen. Die Zwischenplatten 11 sind
in axialem Kontakt mit den Schäften
der Stifte 62 und sind dadurch derart eingeengt, daß sie sich axial
einander nicht annähern
können.
Die ausladenden Teile sind jeweils in Öffnungen der Platten 11 eingepaßt. Eine
Abstandseinrichtung 63 ist zwischen jeder Zwischenplatte 11 und
der separaten Scheibe 6 angeordnet, wie in 4 gezeigt.
Jede Abstandseinrichtung 63 ist ein ringförmiges Plattenelement,
das zwischen dem radial inneren Teil der Zwischenplatte 11 und
dem radial inneren Teil der separaten Scheibe 6 angeordnet
ist. Die Abstandseinrichtung 63 ist mit Öffnungen
versehen, durch die sich jeweils die Schäfte der Stifte 62 erstrecken,
und kann sich aufgrund eines Eingreifens der Stifte 62 in
diese Öffnungen
zusammen mit der Zwischenplatte 11 drehen. Eine Beschichtung
wird auf einer Oberfläche
der Abstandseinrichtung 63 aufgebracht, die in Kontakt
mit der Scheibe 6 ist, um den Reibungskoeffizienten zu verringern.
Die separate Scheibe 6 ist mit langen Öffnungen 69 versehen,
durch die sich jeweils die Stifte 62 erstrecken. Die langen Öffnungen 69 erlau ben den
Stiften 62 eine Bewegung in der Drehrichtung im Hinblick
auf die separaten Scheibe 6.
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Nun
werden Elemente beschrieben, die den Reibungserzeugungsmechanismus
bilden, der in 4 in einer aufgelösten Ansicht
gezeigt ist. Die zweite Reibungsscheibe 72 ist zwischen
dem inneren Randteil der Zwischenplatte 11 auf der Kupplungsseite
und dem inneren Randteil der Halteplatte 22 angeordnet.
Die zweite Reibungsscheibe 72 ist im wesentlichen aus einem
Körper 74 aus
Harz und einer auf dem Körper 74 gebildeten
Reibungsplatte 75 gebildet. Die Reibungsplatte 75 ist
in Kontakt mit der der Kupplung gegenüberliegenden Oberfläche der Zwischenplatte 11 auf
der Kupplungsseite. Eingreifteile 76 erstrecken sich von
dem inneren Randteil des Körpers 74 zur
Kupplung hin. Die Eingreifteile 76 sind nicht-drehbar mit
der Halteplatte 22 verbunden und sind axial an der Platte 22 befestigt.
Eine Vielzahl von Hohlrundungen 77 ist auf der Kupplungsseite
des inneren Randteils des Körpers 74 gebildet.
Eine zweite konische Feder 73 ist zwischen dem Körper 74 und der
Halteplatte 22 angeordnet. Die zweite konische Feder 73 im
Einbauzustand ist zwischen dem Körper 74 der
zweiten Reibungsscheibe 72 und der Halteplatte 22 komprimiert.
Dadurch ist die Reibungsplatte 75 der zweiten Reibungsscheibe 72 stark
gegen die ersten Zwischenplatte 11 gedrückt. Eine erste Reibungsscheibe 79 ist
zwischen dem Flansch 54 und dem inneren Randteil der Halteplatte 22 angeordnet. Somit
ist die erste Reibungsscheibe 79 radial innerhalb der zweiten
Reibungsscheibe 72 und radial außerhalb der Nabe 52 angeordnet.
Die erste Reibungsscheibe 79 ist aus Harz gemacht. Die
erste Reibungsscheibe ist im wesentlichen auf einem ringförmigen Körper 81 gebildet,
von dem sich eine Vielzahl von Ausladungen 82 radial nach
auswärts
erstreckt. Der Körper 81 ist
in Kontakt mit dem Flansch 54 und die Ausladungen 82 sind
nicht-drehbar mit den Hohlrundungen 77 der zweiten Reibungsscheibe 72 verbunden.
Dadurch kann sich die erste Reibungsscheibe 79 zusammen
mit der Halteplatte 22 mit der zweiten Reibungsscheibe 72 dazwischen
drehen. Eine erste konische Feder 80 ist zwischen der ersten
Reibungsscheibe 79 und dem inneren Randteil der Halteplatte 22 angeordnet.
Die erste konische Feder 80 ist in einem Einbauzustand
zwischen der ersten Reibungsscheibe 79 und dem inneren
Randteil der Halteplatte 22 axial komprimiert. Die Vorspannungskraft
der ersten konischen Feder 80 ist kleiner als die Vorspannungskraft
der zweiten konischen Feder 73. Da die Reibungsfläche der
ersten Reibungsscheibe 79 auf dem Harzteil gebildet ist,
ist ihr Reibungskoeffizient kleiner als der der zweiten Reibungsscheibe 72.
Demgemäß ist die
durch die erste Reibungsscheibe 79 erzeugte Reibung (Hysteresedrehkraft)
bedeutend kleiner als die durch die zweite Reibungsscheibe 72 erzeugte
Reibung.
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Eine
dritte Reibungsscheibe 85 ist zwischen dem inneren Randteil
der Kupplungsplatte 21 und dem Flansch 54 und
dem inneren Randteil der Zwischenplatte 11 angeordnet.
Die dritte Reibungsscheibe 85 ist ein ringförmiges Element
aus Harz. Die dritte Reibungsscheibe 85 ist grundsätzlich aus
einem ringförmigen
Körper 86 gebildet.
Eine Reibungsplatte 88 ist auf dem radial äußeren Teil
der Oberfläche
des ringförmigen
Körpers 86 gegenüberliegend
zur Kupplung angeordnet und eine Reibungsfläche 87 aus Harz ist
auf dem radial inneren Teil der Oberfläche des Körpers 86 gegenüberliegend
zur Kupplung gebildet. Die Reibungsplatte 88 ist in Kontakt
mit dem inneren Randteil der Zwischenplatte 11 auf der
Motorseite. Die Reibungsfläche 87 (aus
Harz) ist in Kontakt mit der Oberfläche des Flansches 54 auf
der Motorseite. Die dritte Reibungsscheibe 85 ist an ihrem inneren
Randteil mit einem ringförmigen
zylindrischen Teil 90 versehen, der zum Motor hin ragt.
Die innere Randfläche
des zylindrischen Teils 90 ist in gleitendem Kontakt mit
der äußeren Randfläche der Nabe 52.
Eine Vielzahl von Eingreifteilen 89, die voneinander in
der Drehrichtung beabstandet sind, ragen von dem äußeren Randteil
des Körpers 86 zum Motor
hin. Die Eingreifteile 89 greifen in in der Kupplungsplatte 21 gebildete Öffnungen
derart ein, daß die
Reibungsscheibe 85 undrehbar mit der Kupplungsplatte 21 verbunden
und axial in dieselbe eingepaßt
ist. Im vorstehend beschriebenen Reibungsmechanismus ist ein eine
relativ hohe Hysteresedrehkraft erzeugender Reibungserzeugungsmechanismus 13 zwischen
der Reibungsplatte 75 der zweiten Reibungsscheibe 72 und
der Reibungsplatte 88 der dritten Reibungsscheibe 85 und
der Zwischenplatte 11 gebildet. Weiterhin wirken die Reibungsfläche auf dem
Körper 81 der
ersten Reibungsscheibe 79 und die Harzreibungsfläche 87 der
dritten Reibungsscheibe 85 mit dem Flansch 54 zusammen,
um einen Reibungserzeugungsmechanismus 15 zu erzeugen,
der eine relativ niedrige Hysteresedrehkraft erzeugt.
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Winkel
und Beziehungen, die sich auf die zweiten Federn 8 und
die zweite Sperreinrichtung 10 beziehen, werden nun genauer
beschrieben. Der „Umfangswinkel" in der folgenden
Beschreibung bezeichnet den Winkel in der Umfangsrichtung (d.h. Drehrichtung
der Kupplungslamellenanordnung 1) zwischen zwei Positionen
rund um die Drehachse 0-0 der Kupplungslamellenanordnung 1.
Die Absolutwerte der Winkel, die in der folgenden Beschreibung verwendet
werden, sind nur Beispiele in der in den Figuren gezeigten Kupplungslamellenanordnung
und die Erfindung ist nicht auf diese Werte beschränkt.
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Zahlreiche
Umfangswinkel θA, θB, θC, θD und θE sind in
den 6 und 7 gezeigt. 20 ist
eine Darstellung, die Beziehungen zwischen diesen Umfangswinkeln θA, θB, θC, θD und θE zeigt.
Es ist verständlich,
daß der
Winkel θA
dem Umfangsabstand zwischen den Oberflächen 50a und 50b auf
einer einzelnen Ausladung 49 entspricht (siehe 3 und 7),
der Winkel θB
dem Umfangsabstand zwischen den äußeren Kantenflächen 43 eines
einzelnen Fensters 41, der Winkel θC dem Umfangsabstand zwischen
den Oberflächen 50a und 50b auf
benachbarten Ausladungen 49, der Winkel θD der Umfangslänge jedes
Sperrteils 32 und die Winkel θE1 und θE2 dem Ausmaß einer
in den R1 bzw. R2 Richtungen möglichen
Verschiebung zwischen dem Sperrteil 32 und jeweiligen benachbarten
Flächen 50a und 50b entsprechen.
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Beziehung zwischen θA und θC
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Der
Umfangswinkel θA
jeder Ausladung 49 ist kleiner als der Umfangswinkel θC zwischen
den benachbarten Umfangsenden der umfänglichen benachbarten Ausladungen 49 (d.h.
zwischen den umfänglich
gegenüberliegenden
Sperrflächen 50).
Wie aus 20 ersichtlich, bilden die Winkel θA und θC eine derartige
Beziehung, daß einer
zunimmt so wie der andere abnimmt. Der in diesem Ausführungsbeispiel
verwendete Winkel θA
ist kleiner als der Winkel θC.
Dadurch wird θC über einen
herkömmlichen
Wert erhöht.
Durch Erhöhung
der Umfangsraumwinkels θC
zwischen den Ausladungen 49 ist es möglich, den Torsionswinkel θE der separaten
Scheibe 6 im Hinblick auf die Platten 21 und 22 zu
vergrößern. In
der in den Figuren gezeigten Kupplungsplattenanordnung 1 gemäß dem Ausführungsbeispiel
beträgt
jeder Winkel θA
21 Grad und jeder Winkel θC
69 Grad.
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Der
Winkel θC
von 40 Grad oder mehr kann eine größere Wirkung erzielen, die
im Stand der Technik nicht erreicht werden kann. Der sich in einem Bereich
von 50 bis 80 Grad bewegende Winkel θC kann die Wirkung verbessern,
der sich in einem Bereich von 60 bis 80 Grad bewegende Winkel θC kann die
Wirkung weiter verbessern und der sich in einem Bereich θC von 65
bis 75 Grad bewegende Winkel kann eine optimale Wirkung erreichen.
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Der
Winkel θA
von ½ oder
weniger von θC kann
eine ausreichende Wirkung erzielen. Der Winkel θA von 1/3 oder weniger von θC kann die
Wirkung weiter verbessern. In den Figuren liegt ein Verhältnis von θA zu θC bei 1:3,29.
Das Verhältnis
in einem Bereich von 1:2 bis 1:6 kann eine ausreichende Wirkung erzielen
und das Verhältnis
in einem Bereich von 1:2,5 bis 1:5,5 kann die Wirkung weiter verbessern.
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Beziehung zwischen θC und θD
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Der
Umfangswinkel θD
jedes plattenähnlichen
Verbindungsteils 31 (Sperrteils 32) ist kleiner als
der vorstehende Winkel θC.
Wie aus 20 ersichtlich, ist ein durch
Subtraktion von θD
von θC
erhaltener Unterschied gleich dem maximal erlaubten Torsionswinkel θE (Sperrwinkel θE1 oder θE2 des Dämpfungsmechanismus)
zwischen der separaten Scheibe 6 und den Platten 21 und 22.
Somit weist der Dämpfungsmechanismus
den maximal erlaubten Torsionswinkel θE (entweder θE1 oder θE2) größer als
der im Stand der Technik auf. Aus 20 ist
ersichtlich, daß es
zum Erhöhen
von θE
(Winkel θE1 oder θE2) notwendig
ist, θC
zu erhöhen
und θD
zu verringern. In diesem Ausführungsbeispiel
beträgt θD 16 Grad.
Der Winkel θD
beträgt
bevorzugterweise 20 Grad oder weniger und ist bevorzugt in einem
Bereich von 10 bis 20 Grad.
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Beziehung zwischen θA und θB
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Der
Umfangswinkel θA
jeder Ausladung 49 ist kleiner als der Umfangswinkel θB jedes
Fensters 41. Die Tatsache, daß ein Verhältnis von θA zu θB größer als beim Stand der Technik
ist, bedeutet, daß ein
Verhältnis
von θC
zu θB nicht
notwendigerweise kleiner als im Stand der Technik ist. Mit anderen
Worten, das Verhältnis
von θC
zu θB kann
ausreichend erhöht
werden, um eine Vorbedingung zu erfüllen, daß der maximal erlaubte Torsionswinkel θE groß sein kann,
während
das Fenster 41 mit einem maximalen Torsionswinkel verwendet
wird. Der Umfangswinkel θA
jeder Ausladung 49, der 2/3 oder weniger von θB ist, kann
eine ausreichende Wirkung erreichen. Der Winkel θA von ½ oder weniger von θB ist bevorzugter
und der Winkel θA
von 1/3 oder weniger ist noch bevorzugter. In den Figuren ist ein
Verhältnis zwischen θA und θB 1:2,90.
Ein Verhältnis
zwischen θA
und θB
ist bevorzugt in einem Bereich von 1:2 bis 1:4, bevorzugter von
1:2,5 bis 1:4,0 und noch bevorzugter von 1:2,75 bis 1:3,75. Der
Winkel θC
ist größer als
der Winkel θB.
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Beziehung zwischen θB und θE
-
Sowohl
der Winkel θE
als auch θB
ist größer als
die im Stand der Technik und somit sind sowohl der maximal erlaubte
Torsionswinkel des Dämpfungsmechanismus
als auch der Torsionswinkel der zweiten Feder 8 vergleichsweise
groß.
Eine Vergrößerung der
Größe der zweiten
Federn 8 vereinfacht einen verbesserten Entwurf und verbessert
ihre Leistung (großer
Torsionswinkel und kleine Steifigkeit).
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Aus
einem Vergleich zwischen θB
und θE kann
ersehen werden, daß θB größer als θE ist, aber der
Unterschied zwischen ihnen klein ist. Somit ist ein Verhältnis von θE zu θB ausreichend
klein. Als ein Ergebnis ist es möglich,
einen maximalen Torsionswinkel θE
auszubilden, der den durch die Fenster 41 und daher die
zweiten Federn 8 erlaubten großen Torsionswinkel θE ausreichend
nützen
kann. Ein Verhältnis θB zu θE ist 1:1,13.
Wenn dieses Verhältnis in
einem Bereich von 1:1,0 bis 1:1,3 ist, kann eine ausreichende Wirkung
erzielt werden und der Bereich von 1:1,1 bis 1:1,2 kann die Wirkung
weiter verbessern.
-
Radiale Länge des Fensters 41
-
In
diesem Dämpfungsmechanismus
besitzt das Fenster 41 eine ausreichend größere radiale Länge als
die radiale Länge
der separaten Scheibe 6. Die erlaubt eine Erhöhung der
Größe der jeweils
in den Fenstern 41 untergebrachten zweiten Federn 8. Die
radiale Länge
des Fensters 41 ist 35% oder mehr des Radius der separaten
Scheibe 6. Wenn das Verhältnis im Bereich von 35% bis
55% ist, kann die beabsichtigte Wirkung ausreichend erreicht werden
und der Bereich 40 bis 50% kann die Wirkung weiterhin erreichen.
-
Die
Struktur der Kupplungslamellenanordnung 1 ist unter Bezugnahme
auf 8 nachstehend genauer beschrieben. 8 ist
ein mechanisches Schaltbild des Dämpfungsmechanismus der Kupplungslamellenanordung 1.
Dieses mechanische Schaltbild zeigt schematisch den Dämpfungsmechanismus
und stellt Funktionen und Beziehungen jeweiliger Elemente dar, die
durchgeführt
und aufgenommen werden, wenn sich das Ausgangsdrehelement 3 in
einer Richtung (z.B. nach der R2 Seite) im Hinblick auf das Eingangsdrehelement 2 dreht.
Wie aus 8 ersichtlich, ist eine Vielzahl
von den Dämpfungsmechanismus
bildenden Elementen zwischen den Eingangs- und Ausgangsdrehelementen 2 und 3 angeordnet.
Die separate Scheibe 6 ist zwischen den Eingangs- und Ausgangsdrehelementen 2 und 3 angeordnet.
Die separate Scheibe 6 ist umfänglich und elastisch durch
die ersten Federn 7 mit dem Eingangsdrehelement 3 gekoppelt.
Die erste Sperreinrichtung 9 ist zwischen der separaten
Scheibe 6 und dem Ausgangsdrehelement 3 gebildet.
Die ersten Federn 7 können
innerhalb eines Torsionswinkelbereichs entsprechend dem ersten Torsionswinkel θ1 in der
ersten Sperreinrichtung 9 komprimiert werden. Die separate
Scheibe 6 ist umfänglich
und elastisch über
die zweiten Federn 8 mit dem Eingangsdrehelement 2 gekoppelt.
Die zweite Sperreinrichtung 10 ist zwischen der separaten
Scheibe 6 und dem Eingangsdrehelement 2 gebildet.
Die zweiten Federn 8 können
innerhalb eines Torsionswinkelverschiebungsbereichs entsprechend
einem vierten Torsionswinkel θ4
in der zweiten Sperreinrichtung 10 komprimiert werden.
Wie vorstehend beschrieben, sind die Eingangs- und Ausgangsdrehelemente 2 und 3 in
der Drehrichtung durch die in Reihe angeordneten ersten und zweiten
Federn 7 und 8 elastisch miteinander verbindet.
Bei diesem Aufbau funktioniert die separate Scheibe 6 als
ein zwischen den zwei Arten von Federn angeordnetes Zwischenelement.
Der vorstehend beschriebene Aufbau kann betrachtet werden, daß die aus
den parallel angeordneten ersten Federn 7 und der ersten
Sperreinrichtung 9 gebildete Dämpfungseinrichtung 9 in
Reihe mit der aus den zweiten Federn 8 und der parallel
angeordneten zweiten Sperreinrichtung 10 gebildeten Dämpfungseinrichtung
angeordnet ist. Der vorstehend beschriebene Aufbau kann auch als
der erste Dämpfungsmechanismus 4 betrachtet
werden, der die Eingangs- und Ausgangselemente 2 und 3 in
der Drehrichtung elastisch verbindet. Die Steifigkeit der ersten
Federn 7 ist bedeutend kleiner als die Steifigkeit der
zweiten Federn 8. Daher werden die zweiten Federn 8 in
der Drehrichtung innerhalb eines Bereichs kleiner als der erste
Torsionswinkel θ1
kaum komprimiert.
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Die
Zwischenplatten 11 sind betriebsfähig zwischen den Eingangs- und Ausgangsdrehelementen 2 und 3 angeordnet.
Die Zwischenplatte 11 besitzt einen Teil, der in die zweiten
Federn 8 eingreifen kann. Die Zwischenplatte 11 enthält die inneren
Zähne 66,
die zusammen mit den äußeren Zähnen 55 die dritte
Sperreinrichtung 12 definieren, wobei sie durch eine Lücke in einer
Umfangslänge
entsprechend dem zweiten Torsionswinkel θ2 getrennt sind. Die dritte
Sperreinrichtung 12 weist den Raum zur Ermöglichung
einer relativen Drehung zwischen dem Ausgangsdrehelement 3 und
der Zwischenplatte 11 auf, wenn geringfügige Drehschwingungen zum Mechanismus
in der ersten Stufe zugeführt
werden, wie nachstehend beschrieben. Die Zwischenplatte 11 ist reibungsmäßig über den
Reibungserzeugungsmechanismus 13 in Drehrichtung mit dem
Eingangsdrehelement 2 verbunden. Weiterhin enthält die Zwischenplatte 11 Eingreifelemente 61,
die von den gegenüberliegenden
Umfangsenden der zweiten Federn 8 um umfängliche
Räume entsprechend
jeweils dem dritten Torsionswinkel θ3 beabstandet sind. In der
vorstehend beschriebenen Zwischenplatte 11 sind die dritte
Sperreinrichtung 12 und der Reibungserzeugungsmechanismus 13 in
Reihe miteinander angeordnet und diese Anordnung erreicht, daß der zweite
Dämpfungsmechanismus 5 die
Eingangs- und Ausgangsdrehelemente 2 und 3 in
der Drehrichtung verbindet. Der zweite Dämpfungsmechanismus 5 ist angeordnet,
parallel mit dem ersten Dämpfungsmechanismus 4 zu
funktionieren.
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Nun
werden Beziehungen zwischen den Winkeln θ1 bis θ4 der in 8 gezeigten
Dämpfungsmechanismen
beschrieben. Die nachstehend beschriebenen Winkel werden zwischen
dem Ausgangsdrehelement 3 und dem Eingangsdrehelement 2 auf
der negativen Seite des Ausgangsdrehelements 3 bestimmt
(d.h. das Eingangsdrehelement 2 und das Ausgangsdrehelement 3 sind
auf der positiven Seite). Der erste Torsionswinkel θ1 ist der
maximale positive Torsionswinkel in der ersten Stufe, der in dem
mit den ersten Federn 7 versehenen Dämpfungsmechanismus erlaubt
ist. Der vierte Torsionswinkel θ4
in der zweite Sperreinrichtung 10 ist gleich einem maximalen
positiven Torsionswinkel θE,
der in dem mit den zweiten Federn 8 versehenen Dämpfungsmechanismus
erlaubt ist, und entspricht der zweiten Stufe relativer Drehverschiebung
zwischen den Eingangs- und
Ausgangsdrehelementen 2 und 3. Eine Gesamtheit
der ersten und vierten Torsionswinkel θ1 und θ4 ist gleich dem maximalen
positiven Torsionswinkel, der in dem gesamten Dämpfungsmechanismus der Kupplungslamellenanordnung 1 erlaubt
ist. Der zweite Torsionswinkel θ2
muß gleich dem
oder kleiner als der erste Torsionswinkel θ1 sein. Beispielsweise beträgt in diesem
Ausführungsbeispiel
der erste Torsionswinkel θ1
5 Grad und der zweite Torsionswinkel θ2 2 Grad. Ein Unterschied zwischen
den ersten und zweiten Torsionswinkeln θ1 und θ2 muß kleiner als der dritte Torsionswinkel θ3 sein.
Ein durch Subtraktion des dritten Torsionswinkels θ3 von dem
Unterschied zwischen den ersten und zweiten Torsionswinkeln θ1 und θ2 erhaltener Wert
ist gleich einem Raumwinkel θA
zum Verhindern einer Funktion des Reibungserzeugungsmechanismus 13,
wenn geringfügige
Drehschwingungen in der zweiten Stufe der Torsionskurven bzw. -kennlinien
zugeführt
werden. Der Raumwinkel θA
in diesem Ausführungsbeispiel
beträgt
1 Grad und ist bevorzugterweise in einem Bereich von 1 bis 2 Grad. Eine
Gesamtheit der positiven und negativen zweiten Torsionswinkel θ2 ist ein
Gesamtraumwinkel θB
zum Verhindern einer Funktion des Reibungserzeugungsmechanismus 13,
wenn geringfügige
Drehschwingungen in der ersten Stufe der Torsionskennlinien zugeführt werden.
In diesem Ausführungsbeispiel
sind die positiven und negativen zweiten Torsionswinkel θ2 beide
gleich 2 Grad und der Gesamtraumwinkel θB ist gleich 4 Grad. Der Gesamtraumwinkel θB ist bevorzugterweise
größer als
der Raumwinkel θA
und ist noch bevorzugter gleich dem Doppelten des Raumwinkels θA oder mehr.
Der Gesamtraumwinkel θB
in einem Bereich von 3 bis 5 Grad kann eine gute Wirkung erzielen.
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Wie
in 8 gezeigt, ist der erste Reibungserzeugungsmechanismus 15 zwischen
den Eingangs- und Ausgangsdrehelementen 2 und 3 angeordnet.
Der Reibungserzeugungsmechanismus 15 kann ein Gleiten erzeugen,
wenn eine relative Drehung zwischen den Eingangs- und Ausgangsdrehelementen 2 und 3 auftritt.
In diesem Ausfüh rungsbeispiel
ist der Reibungserzeugungsmechanismus 15 im wesentlichen
aus den ersten und zweiten Reibungsscheiben 72 und 85 gebildet,
kann aber aus anderen als den vorstehenden Elementen gebildet werden.
In manchen Fällen
ist es wünschenswert, daß die in
dem Reibungserzeugungsmechanismus 15 erzeugte Hysteresedrehkraft
so klein wie möglich ist.
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Kennlinien
des Dämpfungsmechanismus
in der Kupplungslamellenanordnung 1 werden nachstehend
unter Bezugnahme auf die mechanischen Schaltbilder gemäß den 8 bis 18 und
ein Torsionskennliniendiagramm gemäß 19 beschrieben.
Dieses Torsionskennliniendiagramm zeigt eine Beziehung zwischen
dem Torsionswinkel und der Drehkraft bei der Funktion eines Zusammendrehens
der Eingangs- und Ausgangsdrehelemente 2 und 3 relativ
zueinander zwischen den maximal erlaubten positiven und negativen
Torsionswinkeln.
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Die 8 und 15 zeigen
Zustände,
in denen Eingangs- und Ausgangsdrehelemente 2 und 3 in
einem drehkraftfreien Zustand sind (mit einem Torsionswinkel entsprechend
einer gesamten relativen Drehverschiebung von null Grad). Die in
den 8 und 15 gezeigten Zustände sind
im Torsionskennliniendiagramm in 19 nicht
gezeigt. Die 9 bis 14 zeigen
Zustände,
in denen das Ausgangsdrehelement 3 von der Null-Grad-Positon zur
R2 Seite im Hinblick auf das Eingangsdrehelement 2 derart
gedreht wird, daß ein
Torsionswinkel verschieden von Null meßbar ist (beispielsweise wird das
Eingangsdrehelement 2 von der Null-Grad-Position zur R1
Seite hin oder zur positiven Seite hin im Hinblick auf das Ausgangsdrehelement 3 gedreht). Die 9 bis 13 zeigen
Zustände,
in denen positive Veränderungen
in dem positiven Bereich auftreten, und 14 zeigt
einen Zustand, in dem eine negative Veränderung in dem positiven Bereich
auftritt. Die 16 bis 18 zeigen
Zustände,
in denen das Ausgangsdrehelement 3 von der Null-Grad-Position
zur R1 Seite (positiven Seite) im Hinblick auf das Eingangsdrehelement 2 hin
gedreht wird (d.h. das Eingangsdrehelement 2 wird von der Null-Grad-Position
zur R2 Seite hin gedreht, d.h. einer negativen Seite im Hinblick
auf das Ausgangsdrehelement 3). Die 16 und 17 zeigen
Zustände,
in denen negative Veränderungen
in dem negativen Bereich auftreten, und 18 zeige
einen Zustand, in dem eine positive Veränderung in dem negativen Bereich
auftritt.
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9 zeigt
eine Beziehung zu einem Zeitpunkt, zu dem ein Zusammendrehen von
der negativen Seite zur positiven Seite bei 0 Grad in den Torsionskennlinien
auftritt. In diesem Zustand wird die Zwischenplatte 11 um
1 Grad zum Ausgangsdrehelement 3 (R1 Seite) von der Position
in dem in 8 gezeigten Stillstand verschoben.
Daher wird eine Lücke
einer Summe (5 Grad) des dritten Torsionswinkels θ1 und θ3 zwischen
jedem Eingreifteil 61 der Zwischenplatte 11 und
der zweiten Feder 8 gebildet. Wenn der Torsionswinkel 1 Grad
wird, wird das Ausgangsdrehelement 3 um 1 Grad im Hinblick
auf das Eingangsdrehelement 2 von der in 9 gezeigten Position
verschoben und die äußeren Zähne 55 des Ausgangsdrehelements 3 kommen
in Kontakt mit den inneren Zähnen 66 der
Zwischenplatte 11, wie in 10 gezeigt.
Danach wird jede erste Feder 7 zwischen dem Ausgangsdrehelement 3 und
der separaten Scheibe 6 komprimiert, wie in 11 gezeigt, während der
Torsionswinkel zwischen 1 und 5 Grad beträgt. Dadurch tritt ein Gleiten
in dem Reibungserzeugungsmechanismus 13 auf. Als ein Ergebnis
werden Kennlinien mit einer niedrigen Steifigkeit und einer hohen
Hysteresedrehkraft in der erste Stufe von 1 bis 5 Grad erzeugt.
Wenn der Torsionswinkel den ersten Torsionswinkel θ1 (5 Grad)
annimmt, wie in 12 gezeigt, kommen die äußeren Zähne 55 des Ausgangsdrehelements 3 in
Kontakt mit den inneren Zähnen 59 der
separaten Scheibe 6, wodurch die Grenze der ersten Stufe
einer relativen Drehverschiebung erreicht wird. Als ein Ergebnis beginnt
die zweite Feder 8 zwischen der separaten Scheibe 6 und
dem Eingangsdrehelement 2 in der zweiten Stufe von 5 Grad
auf den positiven maximalen erlaubten Torsionswinkel θ4 (E1) komprimiert
zu werden, wie in 13 gezeigt (8 Grad). Als ein
Ergebnis werden Kennlinien einer hohen Steifigkeit und einer hohen Hysteresedrehkraft
erzeugt. Im in 13 gezeigten Zustand wird ein
Raumwinkel θB
(1 Grad) zwischen einem Eingreifteil 61 der Zwischenplatte 11 und
dem Ende der zweiten Feder 8 beibehalten. Diese Raumwinkel θB ist gleich
einem durch Subtraktion des dritten Torsionswinkels θ3 (4 Grad)
von einem Unterschied zwischen dem ersten Torsionswinkel θ1 (5 Grad)
in einem in 8 gezeigten Stillstand und dem zweiten
Torsionswinkel θ2
(2 Grad) erhaltenen Wert.
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Wenn
der Torsionswinkel nach Erreichen des Maximalwerts zu einer negativen
Seite zurückkehrt, dehnt
sich die zweite Feder 8 in dem in 13 gezeigten
komprimierten Zustand aus und schiebt die separate Scheibe 6,
so daß das
Ende der zweiten Feder 8 in Kontakt mit dem Eingreifteil 61 der
Zwischenplatte 11 kommt, wie in 14 gezeigt.
Es tritt in dem Bereich von 1 Grad, bevor das Ende der zweiten Feder 8 in
Kontakt mit dem Eingreifteil 61 kommt, kein Gleiten in
dem Reibungsmechanismus 13 auf.
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Die
zweite Feder 8 schiebt die separaten Scheibe 6 ebenso
wie die Zwischenplatte 11. Daher behält die Zwischenplatte 11 die
um 1 Grad zur R1 Seite von dem Ausgangsdrehelement 3 hin
verschobene Position bei.
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Wenn
der Torsionswinkel 5 Grad erreicht, erreicht die zweite
Feder 8 den drehkraftfreien Zustand und dann beginnt sich
die erste Feder 7 auszudehnen. Zu diesem Zeitpunkt wird
die Zwischenplatte 11 um 1 Grad zur R1 Seite im Hinblick
auf das Ausgangsdrehelement 3 hin verschoben, wie in 14 gezeigt,
so daß Kennlinien
einer niedrigen Steifigkeit und einer niedrigen Hysteresedrehkraft
in einem Bereich vom Beginn der Ausdehnung der ersten Feder 7 bis
zur Ankunft des Ausgangsdrehelements 3 an einer um (2 +
1 Grad = 3 Grad) im Hinblick auf die Zwischenplatte 11 verschobenen
Position erhalten werden. Somit tritt in einem Bereich von 5 bis
2 Grad kein Gleiten in dem Reibungserzeugungsmechanismus 13 auf.
Wenn der Torsionswinkel 2 Grad erreicht, beginnt das Ausgangsdrehelement 3,
die Zwischenplatte 11 zur R1 Seite hin zu bewegen, so daß die Zwischenplatte 11 von
dem Ende der zweiten Feder 8 wie in 16 gezeigt
beabstandet ist und ein Gleiten in dem Reibungserzeugungsmechanismus 13 auftritt.
Als ein Ergebnis werden Kennlinien mit niedriger Steifigkeit und
einer hohen Hysteresedrehkraft in der ersten Stufe von 2 Grad bis –2 Grad
erzeugt. Wenn der Torsionswinkel einen Bereich kleiner als 0 Grad annimmt,
wird die erste Feder 7 zwischen dem Ausgangsdrehelement 3 und
der separaten Scheibe 6 komprimiert, wie in 16 gezeigt.
Wenn der Torsionswinkel –2
Grad überschreitet,
kommt die zweite Sperreinrichtung 9 in Kontakt und die
zweite Feder 8 wird zwischen der separaten Scheibe 6 und
dem Eingangsdrehelement 2 komprimiert. Die gegenüberliegende
Seite der ersten Sperreinrichtung 9 kommt in Kontakt und
danach wird die zweite Feder 8 zwischen der Zwischenplatte 11 und
dem Eingangsdrehelement 2 komprimiert. Als ein Ergebnis
werden Kennlinien mit hoher Steifigkeit und einer hohen Hysteresedrehkraft
in der negativen zweiten Stufe erzeugt. Wenn der Zustand von dem
negativ zusammendrehenden Zustand in der zweiten Stufe zum positiv
zusammendrehenden Zustand zurückkehrt, schiebt
die zweite Feder 8 die separaten Scheibe 6 und
die Zwischenplatte 11, wie in 18 gezeigt.
Bei diesem Vorgang verursacht der Reibungserzeugungsmechanismus 13 ein
Gleiten und erzeugt dadurch eine hohe Hystersedrehkraft. In diesem
Rückkehrzustand
ist die Zwischenplatte 11 in der um 1 Grad zur R1 Seite
im Hinblick auf das Ausgangsdrehelement 3 hin verschobenen
Position. Wenn der Tor sionswinkel –2 Grad erreicht, beendet die
zweite Feder 8 die Ausdehnung und die erste Feder 7 beginnt
die Ausdehnung. In einem Bereich von 3 Grad (d.h. 2 + 1 Grad) von –2 Grad
bis 1 Grad drängt
die erste Feder 7 das Ausgangsdrehelement 3, aber
die Zwischenplatte 11 gleitet im Hinblick auf das Eingangsdrehelement 2 nicht,
so daß keine
hohe Hysteresedrehkraft erzeugt wird.
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Es
werden besonders Veränderungen
in Torsionskennlinien beschrieben, die auftreten, wenn Schwingungen
zur Kupplungslamellenanordnung 1 zugeführt werden.
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Wenn
Drehschwingungen großer
Amplitude, wie beispielsweise Längsschwingungen
eines Fahrzeugs auftreten, verändert
sich der Torsionswinkel jeweils in und zwischen den positiven und
negativen zweiten Stufen der in 19 gezeigten
Kennlinien. Bei diesem Vorgang tritt eine hohe Hysteresedrehkraft
sowohl in den ersten als auch zweiten Stufen auf, so daß Längsschwingungen
des Fahrzeugs schnell gedämpft
werden.
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Es
wird angenommen, daß der
Kupplungslamellenanordnung 1 geringfügige Drehschwingungen zugeführt werden,
die z.B. durch Verbrennungsänderungen
in dem Motor während
eines normalen Fahrens (z.B. in der in 13 gezeigten
positiven zweiten Stufe) verursacht werden. In diesem Zustand können sich
die Ausgangs- und Eingangsdrehelemente 3 und 2 relativ
zueinander über
einen Bereich des Raumwinkels θA
von 1 Grad gleich (θ3 – (θ1 – θ2)) ohne
Betätigung
des Reibungserzeugungsmechanismus 13 drehen. Somit funktioniert
in dem Bereich des am Punkt C in 19 gezeigten
Raumwinkels θA
die zweite Feder 8 wirksam, aber es tritt kein Gleiten
im Reibungserzeugungsmechanismus 13 auf. Als ein Ergebnis
können
geringfügige
Drehschwingungen, die ein Klappern und gedämpfte Geräusche während des Fahrens verursachen
können, wirkungsvoll
absorbiert werden.
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Nun
wird die Funktion in dem Fall beschrieben, in dem geringfügige Schwingungen
wie Leerlaufschwingungen zur Kupplungslamellenanordnung 1 zugeführt werden.
In diesem Fall wird der Dämpfungsmechanismus
in den positiven und negativen ersten Bereichen (z.B. von –2 bis 5
Grad, 9, 10 und 11) wirksam.
Wenn geringfügige Drehschwingungen
z.B. in dem in 9 gezeigten Zustand zugeführt werden,
dreht sich das Ausgangsdrehelement 3 relativ zur separaten
Scheibe 6, der Zwischenplatte 11 und dem Eingangsdrehelement 2. Bei
diesem Vorgang wird die erste Feder 7 wirksam und es tritt
kein Gleiten in dem Reibungsmechanismus 13 auf. Die Größe des Torsionswinkels
des Dämpfungsmechanismus
in diesem Vorgang ist nicht größer als
der Gesamtraumwinkel θB
(4 Grad) in der dritten Sperreinrichtung 12.
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Die
in der ersten Stufe erreichte niedrige Steifigkeit und die niedrige
Hysteresedrehkraft verbessert den stehenden Getriebe-Geräuschpegel. Obwohl
die im ersten Bereich in einem größeren Ausmaß erreichte niedrige Steifigkeit
und die niedrige Hysteresedrehkraft eine Springerscheinung verursachen
kann, wird die Springerscheinung in der Kupplungslamellenanordnung 1 durch
Vorsehen der Bereiche mit hoher Hysteresedrehkraft auf den gegenüberliegenden
Seiten der ersten Stufe unterdrückt.
Die vorstehende Springerscheinung ist eine Erscheinung, in der von
den Wänden
beider positiven und negativen zweiten Stufen Schwingungen reflektiert werden
und sich in Schwingungen über
den gesamten ersten Bereich entwickeln, so daß Geräusche auf einem höheren Pegel
als ein stehender Getriebe-Geräuschpegel
auftreten kann.
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Wie
vorstehend beschrieben, verbindet der Reibungserzeugungsmechanismus 13 die
Eingangs- und Ausgangsdrehelemente 2 und 3 in
der Drehrichtung reibend miteinander und kann ein Gleiten in den ersten
und zweiten Stufen verursachen. Der Raum des zweiten Torsionswinkels θ2 in der
dritten Sperreinrichtung 12 und der Raum des dritten Torsionswinkels θ3 in der
vierten Stopp- bzw. Sperreinrichtung 14 wird als Reibungsunterdrückungseinrichtung
zum Verhindern eines Gleitens in dem Reibungserzeugungsmechanismus 13 wirksam,
das durch Drehschwingungen einer vorbestimmten Drehkraft oder weniger
in den ersten und zweiten Stufen verursacht werden kann. Weiterhin
kann der zweite Dämpfungsmechanismus 5 als
ein Reibungserzeugungsmechanismus betrachtet werden, der kein internes
Gleiten verursachen kann, wenn Drehschwingungen nicht größer als
die vorbestimmte Drehkraft in den ersten und zweiten Bereichen zugeführt werden,
aber ein internes Gleiten verursacht, um eine Reibung zu erzeugen,
wenn Drehschwingungen größer als
die vorbestimmte Drehkraft zugeführt
werden. Die dritte Sperreinrichtung 12 kann als ein erster
Reibungsunterdrückungsmechanismus
betrachtet werden, der ein Gleiten in dem Reibungserzeugungsmechanismus 13 unterdrückt, wenn
Drehschwingungen nicht größer als
die vorbestimmte Drehkraft in der ersten Stufe zugeführt werden.
Die vierte Sperreinrichtung 14 kann als ein zweiter Reibungsunterdrückungsmechanismus
betrachtet werden, der ein Gleiten in dem Reibungserzeugungsmechanismus 13 unterdrückt, wenn
eine Drehschwingung nicht größer als
die vorbestimmte Drehkraft in der zweiten Stufe zugeführt wird.
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In
der Kupplungslamellenanordnung 1 wird die zweite Stufe
des Torsionswinkels durch Verwendung von plattenähnlichen Verbindungsteilen 31 anstelle
von herkömmlichen
Sperrstiften vergrößert. Dadurch
verschiebt sich der Resonanzpunkt der Motordrehgeschwindigkeit zur
niedrigeren Seite hin. Weiterhin kann die hohe Hysteresedrehkraft
einen Spitzenwert des Resonanzpunktes verringern.
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Darüber hinaus
können
das Klappern und gedämpfte
Geräusche
während
des Fahrens durch Verwendung der Struktur, die ansprechend auf geringfügige Drehschwingungen
keine hohe Hysteresedrehkraft erzeugt, zusätzlich zu der die niedrige
Steifigkeit in der zweiten Stufe des Torsionswinkels erreichenden
Struktur verringert werden.
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Gemäß dem erfindungsgemäßen Dämpfungsmechanismus
wird eine hohe Hysteresedrehkraft auch in der ersten Stufe erzeugt,
wenn dem Mechanismus über
die ersten und zweiten Stufen Torsion verursachende Drehschwingungen
zugeführt
werden, und eine hohe Hysteresedrehkraft wird sowohl in den ersten
und zweiten Stufen nicht erzeugt, wenn geringfügige Drehschwingungen zugeführt werden.
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Eine
erfindungsgemäße Kupplungslamellenanordnung 1 enthält ein Ausgangsdrehelement 3,
ein Eingangsdrehelement 2, eine erste Feder 7,
eine zweite Feder 8 und einen Reibungserzeugungsmechanismus 13.
Die erste Feder 7 verbindet die Ausgangs- und Eingangselemente 3 und 2 umfänglich und
elastisch miteinander und wird in einer ersten Stufe komprimiert,
in der ein Torsionswinkel zwischen ihnen einen ersten Torsionswinkel θ1 nicht überschreitet.
Die zweite Feder 8 wird in einer zweiten Stufe komprimiert,
in der der Torsionswinkel zwischen den Ausgangs- und Eingangsdrehelementen 3 und 2 den
ersten Torsionswinkel überschreitet
und besitzt eine Steifigkeit in der zweiten Stufe größer als eine
Steifigkeit in der ersten Stufe. Der Reibungserzeugungsmechanismus 13 verbindet
die Eingangs- und Ausgangselemente 2 und 3 miteinander
umfänglich
und reibend und kann ein Gleiten in den ersten und zweiten Stufen
erzeugen. Die Reibungsunterdrückungseinrichtung
(12 und 14) hält
den Reibungserzeugungsmechanismus 13 vom Erzeugen eines Gleitens
ansprechend auf die Drehschwingungen ab, die die vorbestimmte Drehkraft
in den ersten und zweiten Stufen nicht überschreitet.