Der
vorliegenden Erfindung lag die Aufgabe zugrunde, einen Torsionsschwingungsdämpfer der eingangs
genannten Art zu schaffen, der eine einwandfreie Funktion, erhöhte Lebensdauer
sowie einen einfachen und kompakten Aufbau aufweist trotz Vorhandensein
zweier Dämpfereinheiten.
Weiterhin soll eine leichte Montage sowie eine kostengünstige Herstellung
gewährleistet
werden.
Gemäß der Erfindung
wird dies bei einem Torsionsschwingungsdämpfer der eingangs genannten
Art dadurch erzielt, daß der
Vordämpfer
axial auf einer Seite des Flanschteiles des Hauptdämpfers angeordnet
ist und axial auf der anderen Seite dieses Flanschteiles zwischen
diesem und einer der Seitenscheiben zwei unter axialer Verspannung
gehaltene Tellerfedern vorgesehen sind, die sich zumindest teilweise
radial überdecken
und von denen zumindest eine eine formschlüssige Drehsicherung mit der
benachbarten Seitenscheibe besitzen. Durch die erfindungsgemäße Ausgestaltung
eines Torsionsschwingungsdämpfers
wird eine besonders günstige
Montage ermöglicht,
da beim Zusammenbau zunächst
beide Tellerfedern auf die entsprechende Seitenscheibe aufgelegt
werden können,
wobei durch die formschlüssige
Drehsicherung gleichzeitig eine radiale Positionierung der Tellerfedern
gegenüber
der Seitenscheibe ermöglicht
wird, so daß ein
nachträgliches
radiales Verrutschen der Tellerfedern vermieden werden kann. Ein besonders
vorteilhafter Aufbau des Torsionsschwingungsdämpfers kann sich dadurch ergeben,
daß eine
der zwei Tellerfedern das Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers und das
Nabenteil einerseits axial zueinander verspannt und die andere Tellerfeder
das Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers, das Ausgangsteil des Vordämpfers und
das Flanschteil andererseits. Durch einen derartigen Einbau bzw.
durch eine derartige Wirkungsweise der Tellerfedern können in
einfacher Weise sowohl die Bauteile des Hauptdämpfers als auch die Bauteile
des Vordämpfers
auf dem Nabenteil axial gehaltert bzw. gesichert werden. Ein besonders
gedrängter
Aufbau des Torsionsschwingungsdämpfers
kann dadurch erzielt werden, daß die
beiden Tellerfedern im wesentlichen axial hintereinander angeordnet
sind.
Eine
besonders einfache Verdrehsicherung kann dadurch gewährleistet
werden, daß beide
Tellerfedern radial nach außen
gerichtete Arme aufweisen, welche in Ausschnitte der entsprechenden
Seitenscheibe eingreifen. Für
die Herstellung und die Festigkeit dieser Seitenscheibe kann es
von Vorteil sein, wenn für
die Arme beider Tellerfedern die gleichen Ausschnitte verwendet
werden. Diese Ausschnitte können,
in Umfangsrichtung betrachtet, zwischen den in der Seitenscheibe
vorgesehenen Ausnehmungen zur Aufnahme der Kraftspeicher, wie Schraubenfedern
des Hauptdämpfers
eingebracht sein. Für
die Funktion und den Aufbau des Torsionsschwingungsdämpfers kann es
weiterhin zweckmäßig sein,
wenn die Tellerfedern einen ringförmigen Grundkörper aufweisen,
der neben den radial nach außen
verlaufenden Armen zur drehfesten Verbindung mit der Seitenscheibe
weitere, ebenfalls in radialer Richtung nach außen verlaufende Arme besitzt zur
federnden Abstützung
an dieser Seitenscheibe. Für
manche Einsatzfälle
kann es auch von Vorteil sein, wenn wenigstens eine der Tellerfedern
die Arme am inneren Bereich ihres ringförmigen Grundkörpers angeformt
hat und diese sich radial nach innen erstrecken oder aber die Arme
zur drehfesten Verbindung am äußeren Bereich
des ringförmigen
Grundkörpers
einer Tellerfeder angeformt sind und die Abstützarme am radial inneren Bereich
dieses Grundkörpers
oder umgekehrt. Weiterhin kann es von Vorteil sein, wenn die Abstützarme und/oder
die Arme zur drehfesten Verbindung wenigstens einer der Tellerfedern
einen größeren Aufstellwinkel
bzw. eine größere Konizität besitzen
bzw. definieren als der ringförmige
Grundkörper
dementsprechenden Tellerfeder. Weiterhin kann es von Vorteil sein,
wenn die Arme zur drehfesten Verbindung wenigstens einer der Tellerfedern
an ihrem freien Endbereich einen Abschnitt aufweisen, der einen
größeren oder
kleineren Aufstellwinkel besitzt als die übrigen Bereiche dieser Arme,
wobei diese übrigen
Bereiche ihrerseits wiederum einen größeren Aufstellwinkel besitzen können als
der ringförmige
Grundkörper.
Ein
besonders einfacher Aufbau des Torsionsschwingungsdämpfers kann
dadurch erzielt werden, daß die
Tellerfeder, welche das Eingangsteil des Torsionsschwingungsdämpfers,
das Ausgangsteil des Vordämpfers
und das Flanschteil zueinander verspannt, zur Erzeugung einer Reibungsdämpfung unmittelbar
am Flanschteil unter der Wirkung ihrer federnden Anpreßkraft anliegt,
wodurch sich eine Stahl/Stahlreibung ergeben kann. Für manche
Einsatzfälle
kann es jedoch auf von Vorteil sein, wenn axial zwischen dem Flanschteil
und der anderen Tellerfeder, welche die Reibungshysterese für den Hauptdämpfer erzeugt,
eine Zwischenlage, z.B. in Form eines Ringes aus Reib- bzw. Gleitmaterial
vorgesehen ist, an der sich die andere Tellerfeder unmittelbar abstützt. Dieser
Zwischenring kann gegenüber dieser
anderen Tellerfeder radial festgelegt werden, z.B. indem am Zwischenring
axiale Vorsprünge
vorgesehen werden, die mit entsprechenden Gegenkonturen der anderen
Tellerfeder zusammenwirken. Hierfür kann der Zwischenring radial
innen oder radial außen
wenigstens einen radialen Vorsprung aufweisen, über den er am radial inneren
oder radial äußeren Rand
des ringförmigen
Grundkörpers
der anderen Tellerfeder radial festgelegt ist. Durch die Anordnung
einer Zwischenlage aus Reib- oder Gleitwerkstoff zwischen der anderen
Tellerfeder und dem Flanschteil kann insbesondere der im Kontaktbereich zwischen
den Abstützzungen
dieser Tellerfeder und dem diese abstützenden Bauteil auftretende
Verschleiß erheblich
verringert werden.
Weiterhin
kann es von Vorteil sein, wenn die Tellerfeder, welche das Eingangsteil
des Torsionsschwingungsdämpfers
und das Nabenteil axial zueinander verspannt, sich zumindest annähernd im Bereich
des Außenprofils
des Nabenteiles an letzterem axial abstützt. Dabei kann zur Erzielung
der gewünschten
Reibung für
den Verdrehwinkelbereich des Vordämpfers axial zwischen dem Außenprofil und
der entsprechenden Tellerfeder ein Ring aus Reib- bzw. Gleitmaterial
vorgesehen werden, wobei diese Tellerfeder sich dann unmittelbar
an diesem Ring abstützen
kann.
Für die Funktion
und die Lebensdauer des Torsionsschwingungsdämpfers kann es von Vorteil sein,
wenn wenigstens eine der Tellerfedern sich an der ihr benachbarten
Seitenscheibe unter Zwischenlegung eines Verschleißschutzes,
wie eines Kunststoffringes abstützt.
Insbesondere ist es zweckmäßig, wenn
eine derartige Zwischenlage für
die Tellerfeder vorgesehen wird, welche die Reibungshysterese für den Hauptdämpfer erzeugt,
da diese. eine verhältnismäßig hohe
axiale Verspannkraft besitzt. Ein vorteilhafter Aufbau des Torsionsschwingungsdämpfers kann
dadurch erzielt werden, daß beide
Tellerfedern sich an der ihnen benachbarten Seitenscheibe unter
Zwischenlegung eines gemeinsamen Kunststoffringes abstützen. Zweckmäßig kann
es sein, wenn die Zwischenlage bzw. der Kunststoffring Ausschnitte
besitzt, durch welche die Drehsicherungsarme wenigstens einer der
Tellerfedern sich axial hindurcherstrecken können. Um einen äußerst geringen Verschleiß im Bereich
der Kontaktzone zwischen den Abstützarmen einer Tellerfeder und
der Zwischenlage zu erzielen, kann die Zwischenlage wenigstens eine
Anformung besitzen, welche eine Kontur bildet, die eine ballig oder
kegelstumpfartig ausgebildete Fläche
definiert, an der die Abstützarme
mit einer ihrer Seiten zumindest annähernd tangential zur Anlage
kommen. Dadurch ist gewährleistet,
daß bei
einer Relativbewegung zwischen der Tellerfeder und der Zwischenlage
die Kanten im Bereich der Spitzen der Abstützarme an der Zwischenlage
nicht schaben können.
Weiterhin
kann es für
den Aufbau des Torsionsschwingungsdämpfers von Vorteil sein, wenn
der Tellerfedergrundkörper
der einen Tellerfeder einen kleineren Innendurchmesser und/oder
Außendurchmesser
aufweist als der anderen Tellerfeder.
Die
gegenüber
den beiden Tellerfedern auf der anderen Seite des Flanschteils des
Hauptdämpfers
vorgesehene Seitenscheibe, welche dem Vordämpfer benachbart ist, kann
zur Verbesserung der Funktion des Torsionsschwingungsdämpfers über einen
Lagerring aus Reib- bzw. Gleitmaterial auf dem Nabenkörper geführt bzw.
gehaltert werden. Für
die Funktion und die -Lebensdauer des Torsionsschwingungsdämpfers kann
es dabei besonders vorteilhaft sein, wenn der Lagerring eine drehfeste
Verbindung mit der vordämpferseitigen
Seitenscheibe besitzt und eine in Achsrichtung zum Außenprofil
des Nabenteiles hin sich erweiternde Kontur, wie kegelstumpfartige
bzw. konusartige Kontur, aufweist, die durch die eine der Tellerfedern
gegen eine am Nabenteil angeformte Gegenkontur gedrängt bzw.
gezogen wird. Die Gegenkontur kann dabei derart ausgestaltet sein,
daß sie
sich in Achsrichtung zum Außenprofil des
Nabenteiles hin ebenfalls kegelstumpfartig bzw. konusartig erweitert
und an die Kontur des Lagerringes angepaßt ist. Der
Lagerring
und das die Gegenkontur tragende Nabenteil können dabei in bezug aufeinander
derart ausgebildet sein, daß der
Lagerring entgegen der Verspannkraft der einen Tellerfeder gegenüber dem Nabenteil
radial begrenzt verlagerbar ist. Durch die vorbeschriebene Ausgestaltung
der Lagerung zwischen dem Eingangsteil des Hauptdämpfers und dem
Nabenteil kann der Verschleiß in
dieser Lagerung bzw. an dem Lagerring erheblich reduziert und die
Funktion des Torsionsschwingungsdämpfers verbessert werden, weil
die während
des Betriebes auftretenden radialen Kräfte, die den Lagerring gegen das
Nabenteil drücken,
durch die vorerwähnte
radiale Verlagermöglichkeit
abgefangen bzw. abgebaut bzw. ausgeglichen werden können. Solche
Radialkräfte
werden insbesondere bei Kraftfahrzeugen durch den oft vorhandenen
Achsversatz zwischen der Motorabtriebswelle, welche das Schwungrad
mit der die Reibbeläge
der Kupplungsscheibe einspannenden Kupplung trägt, und der Getriebeeingangswelle,
auf der die Nabe der Kupplungsscheibe in radialer Richtung fest
aufgenommen ist, verursacht. Dies ist darauf zurückzuführen, daß während des Betriebes, insbesondere
beim Schließen
der Kupplung, die Belagträger- und Gegenscheibe
aufweisende Baugruppe versucht, sich auf die Achse der Motorabtriebswelle
einzuzentrieren, dies jedoch aufgrund der üblicherweise verwendeten starren
Lagerung auf dem Nabenteil nicht kann, wodurch in dieser Lagerung
ein erhöhter
Verschleiß auftritt.
Dieser Verschleiß bewirkt,
daß die
Belagträger-
und Gegenscheibe aufweisende Baugruppe bei ausgerückter Kupplung
nicht mehr konzentrisch zum Nabenteil gehalten wird und somit bei
ausgerückter
Kupplung sich Unwucht einstellen kann.
Durch
die erfindungsgemäße Ausgestaltung der
Lagerung – zwischen
Eingangsteil des Hauptdämpfers
und Nabenteil kann ein möglicher
Achsversatz zwischen der das Nabenteil tragenden Welle, wie z. B.
Getriebeeingangswelle, und der Welle, mit welcher die Reibbeläge tragende
Belagträgerscheibe bzw.
Mitnehmerscheibe mittels einer Kupplung drehfest verbunden wird,
wie z. B. die Kurbelwelle einer Brennkraftmaschine, ausgeglichen
werden. Dieser Ausgleich des Achsversatzes zwischen Kurbelwelle und
Getriebewelle findet statt, indem beim Einkuppeln die das Eingangsteil
des Hauptdämpfers
und das Nabenteil verspannende Tellerfeder entsprechend dem Achsversatz
in axialer Richtung federnd nachgibt, so daß sich der Lagerring gegenüber dem Nabenteil
radial verlagern kann. Bei ausgekuppelter Kupplung, das heißt, wenn
der Torsionsschwingungsdämpfer
bzw. die Kupplungsscheibe lediglich mit der Getriebeeingangswelle
drehfest verbunden ist, kann sich die das Eingangsteil des Hauptdämpfers aufweisende
Baugruppe relativ zum Nabenteil wieder einzentrieren, indem die
Kontur und Gegenkontur der Lagerung durch die entsprechende Tellerfeder
wieder axial zueinander verspannt werden.
Für die Funktion
des Torsionsschwingungsdämpfers
kann es weiterhin von Vorteil sein, wenn die an eine mittlere Ausnehmung
des Lagerringes angrenzenden Bereiche desselben eine kreisringartige
bzw. zylinderartige Mantelfläche begrenzen,
wobei diese zylinderartige Mantelfläche eine am Nabenteil vorgesehene äußere kreisringartige
bzw. zylinderartige Mantelfläche
mit radialem Spiel umgreifen kann. Besonders vorteilhaft kann es
dabei sein, wenn die vom Lagerring begrenzte innere Mantelfläche eine
um 0,4 bis 2,5mm größeren Durchmesser
aufweist als die von dieser umgebene äußere Mantelfläche des
Nabenteils. Durch das Zusammenwirken der beiden vorerwähnten Mantelflächen kann
verhindert werden, daß bei
zeitweise auftretenden höheren
Radialkräften
zwischen der das Eingangsteil des Hauptdämpfers aufweisenden Baugruppe
und dem Nabenteil eine zu große
Radialverlagerung auftritt. Solche Radialkräfte können insbesondere während des
Ein- und/oder des
Auskuppelvorganges der mit dem Torsionsschwingungsdämpfer bzw.
der Kupplungsscheibe zusammenwirkenden Reibungskupplung auftreten
und zwar infolge eines während
diesen Betätigungsvorgängen auftretenden
unsymmetrischen Eingriffs über
den Umfang der Reibbeläge,
welche zwischen der Druckplatte der Kupplung und einer Gegendruckplatte,
wie einem Schwungrad, eingespannt werden.
Besonders
vorteilhaft kann es sein, wenn die äußere Mantelfläche des
Nabenteils durch einen axial sich erstreckenden ringartigen Bereich,
der einen axialen Fortsatz am Nabenteil definieren kann, gebildet
ist, wobei dieser ringartige Bereich sich axial an eine Innenverzahnung
des Nabenteils anschließen kann,
also selbst innen keine Verzahnung aufweist.
Ein
besonders vorteilhafter Aufbau des Torsionsschwingungsdämpfers kann
dadurch erzielt werden, daß das
Eingangsteil des Vordämpfers
durch ein mit dem Flanschteil des Hauptdämpfers drehfestes ringartiges
Kunststoffteil gebildet ist, welches in Umfangsrichtung gelegte
Aufnahmtaschen aufweist zur Aufnahme der zumindest annähernd in
tangentialer Richtung angeordneten Kraftspeicher des Vordämpfers,
weiterhin das Ausgangsteil des Vordämpfers durch ein ringartiges
Bauteil gebildet ist, welches axial zwischen dem Flanschteil des
Hauptdämpfers und
dem Eingangsteil des Vordämpfers
aufgenommen ist, und weiterhin zwischen dem Flanschteil und dem
ringartigen Bauteil eine Zwischenlage aus Kunststoff vorgesehen
ist. Weiterhin kann das Ausgangsteil des Vordämpfers ein Innenprofil aufweisen, das
in das Außenprofil
des Nabenteils eingreift zur praktisch spielfreien Drehsicherung
des Ausgangsteiles des Vordämpfers
gegenüber
dem Nabenteil.
Die
Anordnung der bereits erwähnten
Zwischenlage zwischen den Abstützbereichen,
wie Abstützarmen
einer Tellerfeder und dem mit dieser drehfesten Bauteil, an dem
sich die Tellerfeder abstützt,
ist nicht nur sinnvoll in Verbindung mit Torsionsschwingungsdämpfern der
eingangs genannten Art, welche einen voneinander getrennten Haupt- und
Vordämpfer
aufweisen, sondern kann in vorteilhafter Weise auch bei einem Torsionsschwingungsdämpfer, wie
insbesondere Kupplungsscheibe, eingesetzt werden, der ein Ausgangsteil
und ein gegen eine Rückstellkraft
begrenzt radial beweglich auf dem Ausgangs teil zentriertes Eingangsteil
aufweist, zwischen denen in Umfangsrichtung wirksame Kraftspeicher
angeordnet sind, wobei das Eingangsteil, durch zwei axial beabstandete
Seitenscheiben gebildet ist, zwischen denen ein gegenüber den
Seitenscheiben verdrehbares Flanschteil angeordnet ist, weiterhin
im axialen Bauraum zwischen einer der Seitenscheiben und dem Flanschteil
zwei unter axialer Verspannung gehaltene Tellerfedern vorgesehen sind,
die gegenüber
dieser ihnen benachbarten Seitenscheibe zentriert gehalten sind
und sich zumindest teilweise radial überdecken, wobei zumindest eine
der Tellerfedern Bestandteil einer Reibungsdämpfungsvorkehrung ist und zwischen
der benachbarten Seitenscheibe und einem dazu verdrehbaren Bauteil
des Torsionsschwingungsdämpfers
axial verspannt ist, weiterhin mit der benachbarten Seitenscheibe
formschlüssig
drehfest ist und mit dem Bauteil in Reibeingriff steht, wobei diese
Tellerfeder einen ringartigen, federnden Grundkörper besitzt mit radial davon
abstehenden Armen zur Abstützung
an der mit dieser Tellerfeder drehfesten Seitenscheibe und zwischen
dieser Seitenscheibe und den Abstützarmen eine Zwischenlage angeordnet
ist, an der die Abstützarme
anliegen.
Die
zwischen dem mit der Tellerfeder drehfesten Bauteil und den Abstützarmen
vorgesehene Zwischenlage kann vorteilhafterweise aus Kunststoff, wie
Polyamid oder PTFE bestehen. Auch bei einem derartigen Aufbau kann
die Zwischenlage eine Anformung besitzen, welche eine Kontur bildet,
die eine ballig ausgebildete bzw. verlaufende Fläche definiert, an der die Abstützarme mit
einer ihrer Seiten zumindest annähernd
tangential zur axialen Abstützung
zur Auflage kommen. Für
manche Einsatzfälle
kann es ausreichend sein, wenn die Abstützfläche für die Abstützarme lediglich kegelstumpfartig
ausgebildet ist. Die Anlagefläche
für die
Abstützarme
bildende Anformung kann in einfacher Weise durch einen ringartigen,
axial hervorstehenden Wulst gebildet sein, der an der Zwischenlage
angeformt ist. Dieser Wulst kann im Querschnitt keilartig bzw. rampenartig
ausgebildet sein, und zumindest eine teilweise gekrümmte Fläche definieren,
an der die Abstützarme zur
Anlage kommen. Weiterhin ist es möglich, den Wulst im Querschnitt
halbkreisförmig
auszubilden.
Anhand
der 1 bis 6 sei die Erfindung näher erläutert.
Dabei
zeigt:
1 eine
Kupplungsscheibe im Schnitt,
2 den
mittleren Bereich des Schnittes gemäß 1 im vergrößerten Maßstab,
3 eine
Teilansicht in Blickrichtung gemäß Pfeil
III der 1,
4 im
vergrößerten Maßstab das
Eingangsteil und das Ausgangsteil des Vordämpfers der Kupplungsscheibe
gemäß den 1 bis 3 in
Ansicht gemäß Pfeil
III der 1,
5 eine
Einzelheit einer anderen Ausführungsvariante,
wobei diese Einzelheit von der Darstellung her der 2 entspricht,
6 eine
Einzelheit einer weiteren Ausführungsvariante,
welche ansichtsmäßig der
unteren Hälfte
der Einzelheit gemäß 5 entspricht.
Die
in den 1 bis 3 dargestellte Kupplungsscheibe 1 besitzt
einen Vordämpfer 2 und einen
Hauptdämpfer 3.
Das Eingangsteil der Kupplungsscheibe 1, welches gleichzeitig
das Eingangsteil des Hauptdämpfers 3 darstellt,
ist durch eine Reibbeläge 4 tragende
Mitnehmerscheibe 5 sowie eine mit dieser über Abstandsbolzen 6 drehfest
verbundene Gegenscheibe 7 gebildet. Das Ausgangsteil des
Hauptdämpfers 3 ist
durch einen Flansch 8 gebildet, der eine Innenverzahnung 9 aufweist,
welche in eine Außenverzahnung 10 eines
das Ausgangsteil der Kupplungsscheibe 1 bildenden Nabenkörpers 11 eingreift.
Zwischen der Außenverzahnung 10 des Nabenkörpers 11 und
der Innenverzahnung 9 des Flansches 8 ist in Umfangsrichtung
ein Zahnflankenspiel vorhanden, welches dem Wirkbereich des Vordämpfers 2 entspricht.
Zur Aufnahme auf eine Getriebeeingangswelle weist der Nabenkörper 11 weiterhin eine
Innenverzahnung 12 auf.
Der
Hauptdämpfer 3 besitzt
Federn 13, welche in fensterförmigen Ausnehmungen 14, 15 der Mitnehmer-
und Gegenscheibe 5, 7 einerseits; sowie in fensterförmigen Ausschnitten 16 des
Flansches 8 andererseits, vorgesehen sind. Zwischen den
drehfest miteinander verbundenen Scheiben 5 und 7 und dem
Flansch 8 ist eine Relativverdrehung entgegen der Wirkung
der Federn 13 möglich.
Diese Verdrehung wird durch Anschlag der Abstandsbolzen 6, welche
die beiden Scheiben 5 und 7 miteinander verbinden,
an den Endkonturen der Ausschnitte 17 des Flansches 8,
durch welche sie axial hindurchragen, begrenzt.
Der
Vordämpfer 2 ist
axial zwischen dem Flansch 8 und der Mitnehmerscheibe 5 angeordnet. Das
Eingangsteil des Vordämpfers 2 ist
durch ein mit dem Flansch 8 drehfest verbundenes Kunststoffteil 18 gebildet,
welches zweckmäßigerweise
faserverstärkt
ist. Das Ausgangsteil 19 des Vordämpfers 2 ist durch
ein Blechformteil gebildet, das mit dem Nabenkörper 11 drehfest verbunden
ist. Zwischen dem Kunststoffteil 18 und dem Blechformteil 19 ist
eine begrenzte Relativverdrehung entsprechend dem zwischen der Außenverzahnung 10 des
Nabenkörpers 11 und
der Innenverzahnung 9 des Flansches 8 vorhandenen
Zahnflankenspiels möglich,
und zwar entgegen der Wirkung von zwischen diesen wirksamen Kraftspeichern
in Form. von Schraubendruckfedern 20.
Wie
aus den 2 und 4 zu ersehen
ist, besitzt das Kunststoffteil 18 eine ringartige Gestalt mit
axial entgegengerichteten Seitenflächen 21, 22. Auf
der dem Kunststoffteil 18 bzw. dem Vordämpfer 2 abgewandten
Seite des Flansches 8 sind zwei Tellerfedern 23, 23a vorgesehen.
Die Tellerfeder 23 ist axial zwischen der Gegenscheibe 7 und
dem Flansch 8 eingespannt und bewirkt, daß der Flansch 8 in
Richtung der Belagträgerscheibe 5 beaufschlagt
wird, wodurch das Kunststoffteil 18 axial zwischen der
Belagträgerscheibe 5 und
dem Nabenflansch 8 eingespannt wird. Radial innen weist
die Tellerfeder 23 eine Abrundung 24 auf, über die
sie am Flansch 8 anliegt. Am äußeren Umfang der Tellerfeder 23 sind
einzelne Arme 25 vorgesehen, welche zur Drehsicherung der
Tellerfeder 23 gegenüber
der Gegenscheibe 7 in Ausschnitte 26 dieser Gegenscheibe 7 eingreifen.
Von dem ringförmigen Grundkörper 27 der
Tellerfeder 23 erstrecken sich weitere radiale Arme 28,
die sich unter der Vorspannung des Grundkörpers 27 an der Gegenscheibe 7 abstützen. Die
Abstützarme 28 sind
kürzer
als die Arme 25 zur Drehsicherung und – in Umfangsrichtung betrachtet – zwischen
letzteren angeordnet.
Die
Tellerfeder 23a ist zwischen dem Nabenkörper 11 und der Gegenscheibe 7 axial
verspannt und gegenüber
dieser Gegenscheibe 7 in ähnlicher Weise wie die Tellerfeder 23 mittels
Arme 25a, die sich von ihrem Grundkörper 27a radial nach
außen hin
erstrecken und ebenfalls in die Ausschnitte 26 eingreifen,
gegen Verdrehung gesichert. Zwischen den Armen 25a zur
Drehsicherung besitzt die Tellerfeder 23a Abstützarme 28a,
welche unter der Vorspannung des Tellerfedergrundkörpers 27a an
der Gegenscheibe 7 anliegen. Die Abstützarme 28a sind, in
radialer Richtung betrachtet, kürzer
als die Arme 25a zur Drehsicherung. Der Grundkörper 27a der
Tellerfeder 23a stützt
sich unter Zwischenlegung eines Reib- bzw. Gleitringes 39 an
einer seitlich von der Außenverzahnung 10 des
Nabenkörpers 11 vorgesehenen
axialen Stirnfläche 41 ab.
Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel
erstreckt sich der Bereich der Stirnfläche 41, an dem der
Reibring 39 anliegt, auch über einen Teilabschnitt der
Höhe der
Außenverzahnung 10.
Durch die Verspannung der Tellerfeder 23a wird die Gegenscheibe 7 axial
in Richtung von der Außenverzahnung 10 weg
beaufschlagt, wodurch der die Mitnehmerscheibe 5 auf dem
Nabenkörper 11 lagernde
Reib- bzw. Gleitring 38 axial gegen einen Abstützbereich 37 des
Nabenkörpers 11 gedrängt wird.
Der Abstützbereich 37 bildet
eine sich im Durchmesser bzw. im Umfang in Achsrichtung von der
Außenverzahnung 10 weg
verjüngende
Kontur bzw. Fläche 37,
welche wie aus 2 zu entnehmen ist, konusartig
bzw. kegelstumpfartig ausgebildet ist. Der axial zwischen der Mitnehmerscheibe 5 und
der Außenverzahnung 10 angeordnete
Gleit- bzw. Reibring 38 stützt sich an der Kontur 37 über eine
ihm angeformte Kontur 40 ab, welche an die Kontur 37 angepaßt ist,
also ebenfalls kegelstumpfartig bzw. konusartig ausgebildet ist.
Durch das Zusammenwirken der durch die Tellerfeder 23a axial
verspannqten kegelstumpfförmigen
Flächen 37 und 40 werden
die Mitnehmerscheibe 5 und die Gegenscheibe 7 sowie
die mit diesen verbundenen Teile gegenüber dem Nabenkörper 11 bzw.
der Rotationsachse der Kupplungsscheibe 1 in radialer Richtung
positioniert und die Teile, die eine Rotationssymmetrie aufweisen oder
die rotationssymmetrisch über
den Umfang der Kupplungsscheibe angeordnet sind, koaxial zum Nabenkörper 11 gehalten.
Um zu verhindern, daß zwischen
dem Lagerring 38 und der Mitnehmerscheibe 5 infolge
einer relativen Verdrehung ein radiales Spiel durch Verschleiß auftreten
kann, ist der Lagerring 38 drehfest mit der Mitnehmerscheibe 5 verbunden.
Diese drehfeste Verbindung erfolgt über einzelne, über den
Umfang des Ringes 38 verteilte radiale Vorsprünge 42,
die in entsprechend angepaßte
Ausschnitte 43 am Innenumfang der Mitnehmerscheibe 5 eingreifen.
Wie aus der oberen Hälfte
der 2 zu entnehmen ist, ist der Lagerring 38,
in Umfangsrichtung betrachtet, zwischen den radialen Vorsprüngen 42 im
Quer schnitt L-artig ausgebildet. Um zumindest bei ausgerückter Reibungskupplung,
also bei nicht axial beaufschlagten Reibbelägen 4 eine Einzentrierung
der die Mitnehmerscheibe 5 enthaltenden Baugruppe relativ
zum Nabenkörper 11 zu
ermöglichen, ist
zwischen der inneren Mantelfläche 44 des
Lagerringes 38 und der äußeren Mantelfläche 45 des
sich axial an die Innenverzahnung 12 des Nabenkörpers 11 anschließenden zylindrischen
Ansatzes 46 ein radiales Spiel 47 vorgesehen.
Weiterhin ist ein radiales Spiel 48 zwischen der Innenkontur
des Grundkörpers 27a der
Tellerfeder 23a und der radial gegenüberliegenden Außenkontur
des Nabenkörpers 11 vorgesehen,
welches zumindest gleich groß,
vorzugsweise größer ist
als das vorerwähnte
Spiel 47.
Für die meisten
Anwendungsfälle
wird es zweckmäßig sein,
wenn das Spiel 47 in der Größenordnung zwischen 0,4 und
0,9 mm liegt, das bedeutet also, daß zwischen einem inneren Durchmesser
des Lagerringes 38 und einem äußeren Durchmesser des zylindrischen
Ansatzes 46 eine Differenz zwischen 0,8 und 1,9 mm vorhanden
ist. Durch das Zusammenwirken der beiden Mantelflächen 44 und 45 kann
verhindert werden, daß bei
zeitweise auftretenden höheren
Radialkräften
zwischen der die Mitnehmerscheibe 5 aufweisenden Baugruppe
und dem Nabenkörper 11 eine
zu große
Radialverlagerung auftritt. Solche Radialkräfte können insbesondere beim Ein-
und/oder beim Auskuppeln der mit der Kupplungsscheibe 1 in
bekannter Weise zusammenwirkenden Reibungskupplung auftreten. Das
Kunststoffteil 18 ist mit dem das Ausgangsteil des Hauptdämpfers 3 bildenden Flansch 8 über formschlüssige Steckverbindungen
drehfest verbunden. Hierfür weist
das Kunststoffteil 18 auf seiner dem Flansch 8 zugewandten
Seite 22 axiale zapfenartige Ansätze 18a auf,
welche sich in Ausschnitte 8a des Flansches 8 hineinerstrecken.
Diese zapfenartigen Ansätze 18a dienen
gleichzeitig zur Zentrierung des Kunststoffteiles gegenüber dem
Flansch 8.
Das
Eingangsteil des Vordämpfers 2 bildende
Kunststoffteil 18 besitzt Aufnahmetaschen 29,
in denen die Federn 20 des Vordämpfers aufgenommen sind. Wie
aus 4 zu entnehmen ist, sind bei dem dargestellten
Ausführungsbeispiel
zwei Paar Aufnahmetaschen 29 vorgesehen, die – in tangentialer
bzw. Umfangsrichtung betrachtet – eine unterschiedliche Länge aufweisen.
Die Aufnahmetaschen 29 sind diametral gegenüberliegend
angeordnet. Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel sind lediglich in
den Aufnahmetaschen 29 mit größerer Länge Federn 20 vorgesehen.
Es können
jedoch auch in die kürzeren
Aufnahmetaschen Federn eingebracht werden, wodurch ein zweistufiger
Vordämpfer
entsteht.
Die
in Umfangsrichtung bzw. tangential sich erstreckenden Aufnahmetaschen 29 umhüllen bzw. umgreifen
bzw. umschließen
die Federn 20 in Umfangsrichtung über einen Winkel, der im dargestellten Ausführungsbeispiel
größer ist
als 180 Grad. Die Aufnahmetaschen 29 erstrecken sich, ausgehend
von ihrer dem Flansch 8 zugewandten Seite, axial in das Kunststoffteil 18.
Die Tiefe der Aufnahmetaschen 29 ist dabei derart ausgelegt,
daß die
Federn 20 zumindest annähernd
vollkommen in dem Kunststoffteil 18 aufgenommen sind. Weiterhin
ist der Boden der Aufnahmetaschen 29 geschlossen, das heißt, es ist
keine Ausnehmung bzw. Öffnung
zwischen den Aufnahmetaschen 29 und der an der Belagträgerscheibe 5 anliegenden
Seite 21 des Kunststoffteiles 18 vorhanden. Die
in Umfangsrichtung betrachteten Enden der Aufnahmetaschen bilden
Anlagebereiche 30, 31 (4), an denen
sich die Federn 20 mit ihren Enden abstützen können.
Das
Kunststoffteil 18 besitzt weiterhin Schlitze 35,
die sich in Umfangsrichtung kreisbogenartig erstrecken und mit den
Aufnahmetaschen 29 in Verbindung stehen. Die Schlitze 35 erstrecken
sich axial von der gleichen Seite 22 wie die Aufnahmetaschen 29 in
das Kunststoffteil 18 hinein. Die Tiefe der Schlitze 35 ist
dabei derart bemessen, daß diese
sich quer zur Achse der Kraftspeicher 20 erstrecken und
tiefer sind als der Durchmesser der Kraftspeicher 20.
Das
Ausgangsteil des Vordämpfers 2 bildende
Blechformteil 19, welches axial zwischen dem Kunststoffteil 18 und
dem Flansch 8 angeordnet ist, besitzt einen radial sich
erstreckenden ringartigen Bereich 19a, der den Nabenkörper 11 umgibt.
Am radial äußeren Umfang
dieses ringartigen Bereiches 19a sind axial abgebogene
Arme 36 vorgesehen, die einstückig mit dem Blechteil 19 sind.
Die axialen Arme 36 erstrecken sich in die Schlitze 35 des
Kunststoffteils 18 und sind über den Umfang derart verteilt, daß sie zumindest
bei einer Relativverdrehung zwischen dem Kunststoffteil 18 und
dem Blechformteil 19 mit den Enden der Kraftspeicher 20 zusammenwirken
können,
so daß diese
Kraftspeicher komprimiert werden. Um eine einwandfreie Beaufschlagung der
Kraftspeicher 20 sicherzustellen, erstrecken sich die axialen
Arme 36 über
den gesamten Durchmesser der Kraftspeicher 20. Am radial
inneren Umfang des ringartigen Bereiches 19a des Blechformteiles 19 sind
radial nach innen gerichtete Zähne 19b angeformt,
welche in die Außenverzahnung 10 des
Nabenkörpers 11 eingreifen.
Durch diesen Eingriff wird das Blechformteil 19 gegenüber dem
Nabenkörper 11 gegen
Verdrehung gesichert, besitzt jedoch weiterhin gegenüber diesem
Nabenkörper 11 eine
axiale Verlagermöglichkeit.
Zwischen dem Bereich 19a und dem Flansch 8 ist
eine Kunststoffscheibe 49 angeordnet, welche eine metallische
Berührung
zwischen Flansch 8 und Teil 19 vermeidet. Um zu
verhindern, daß bei
der Relativverdrehung des Flansches 8 und somit auch des
mit diesem drehfesten Kunststoffteils 18 gegenüber dem
mit dem Nabenkörper 11 drehfesten
Ausgangsteil 19 des Vordämpfers 2 eine zu große Reibung
auftritt, ist das Kunststoffteil 18 derart ausgebildet,
daß der
ringartige Bereich 19a des Ausgangsteiles 19 und
die Kunststoffscheibe 49 zwischen dem Kunststoffteil 18 und
dem Flansch 8 zumindest ein geringes axiales Spiel 37 besitzen.
Weiterhin ist das Kunststoffteil 18 derart ausgebildet,
daß es
das Blechformteil bzw. das Ausgangsteil 19 radial außen vollkommen übergreift,
so daß der
Vordämpfer 2 nach
außen
hin abgekapselt ist.
Ausgehend
von der neutralen Stellung der Kupplungsscheibe 1 wirken
bei einer Relativverdrehung der das Eingangsteil der Kupplungsscheibe 1 bildenden
Scheiben 5 und 7 gegenüber dem Nabenkörper 11 zunächst die
Kraftspeicher 20 des Vordämpfers 2 sowie die
beiden Reib- bzw. Gleitringe 38, 39. Sobald das
Zahnflankenspiel zwischen der Außenverzahnung 10 des
Nabenkörpers 11 und
der Innenverzahnung 9 des Flansches 8 überwunden
ist, wird der Vordämpfer 2 überbrückt, so
daß bei
Fortsetzung einer Relativverdrehung zwischen den beiden Scheiben 5, 7 und
dem Nabenkörper 11 lediglich
die Kraftspeicher 13 des Hauptdämpfers 3 wirksam sind. Zusätzlich zu
den Kraftspeichern 13 ist über den Verdrehbereich des
Hauptdämpfers 3 eine
Reibungsdämpfung
wirksam, welche sowohl durch die beiden Reib- bzw. Gleitringe 38, 39 als
auch und überwiegend
durch Reibung der Tellerfeder 23 am Flansch 8 sowie
durch Reibung des Kunststoffteiles 18 an der Belagträgerscheibe 5 erzeugt
wird.
Die
in 5 dargestellte Einzelheit unterscheidet sich gegenüber der
in 2 dargestellten dadurch, daß zwischen der Gegenscheibe 107 und den
beiden Tellerfedern 123, 123a eine durch einen Kunststoffring 150 gebildete
Zwischenlage angeordnet ist, an der die Abstützarme 128, 128a mit
Vorspannung anliegen. Die Drehsicherungsarme 125, 125a der
beiden Tellerfeder 123, 123a greifen in Ausschnitte 126 der
Gegenscheibe 107. Im Erstreckungsbereich der Drehsicherungsarme 125, 125a bzw.
der Ausschnitte 126 besitzt der Kunststoffring 150 ebenfalls
Ausschnitte 151, durch welche sich die Drehsicherungsarme 125a axial
hindurcherstrecken. Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel erstrecken sich
die Drehsicherungsarme 125 nicht durch diese Ausschnitte 151.
Falls diese Drehsicherungsarme 125 jedoch einen steileren
Aufstellwinkel bekommen, können
diese ebenfalls in die Ausschnitte 151 eingreifen.
Die
Zwischenlage 150 besitzt radial außen eine im wesentlichen kreisringförmige Anformung 152,
die im Querschnitt betrachtet, keilartig ausgebildet ist und eine
ballig ausgebildete Fläche 153 definiert,
an der die Abstützarme 128 der
Tellerfeder 123 mit ihrer der Gegenscheibe 107 zugewandten
Seite 154 zur Anlage kommen und zwar derart, daß die Abstützzungen 128 die
ballige Fläche 153 tangieren. Dadurch
wird gewährleistet,
daß bei
einer Konizitätsveränderung
oder bei einer radialen Verlagerung der Tellerfeder 123 die
Abstützzungen 128 sich über ihre Fläche 154 auf
der balligen Fläche 153 abwälzen bzw.
radial verschieben können,
wodurch ein erhöhter
Verschleiß an
den Abstützzungen 128 und
an der Gegenscheibe 107 vermieden werden kann. Die mögliche Konizitätsveränderung
der Tellerfedern 123, 123a bzw. deren radiale
Verlagerung gegenüber benachbarten
Bauteilen ist darauf zurückzuführen, daß zwischen
der die Gegenscheibe 107 aufweisenden Baugruppe und dem
Nabenkörper 111 während des
Betriebes zeitweise höhere
Radialkräfte
auftreten können,
die eine Verlagerung der beiden konusartigen Flächen 137 des Nabenkörpers 111 und 140 des
Zentrierringes 138 bewirken. Dieser Vorgang wurde in Verbindung
mit der Ausführungsform gemäß den 1 bis 4 bereits
näher erläutert.
Die
Anordnung einer Zwischenlage 150 ist nicht nur vorteilhaft
bei einem Aufbau der Kupplungsscheibe gemäß den 1 bis 5,
sondern kann auch bei Kupplungsscheiben Anwendung finden, die keinen
separaten Vordämpfer
aufweisen und bei denen der Flansch 8 mit dem Nabenkörper 11 bzw.
der Abtriebsverzahnung 12 einteilig ist. Insbesondere bei Tellerfedern,
die zur Erzeugung der Reibungshysterese für den Hauptdämpfer bzw.
für höhere Federstufen
ausgelegt sind und dementsprechend eine verhältnismäßig hohe Axialkraft aufbringen
müssen, bringt
die Anordnung einer Zwischenlage 150 eine erhebliche Verschleißreduzierung
an den Abstützzungen
der Tellerfeder sowie an dem axialen Abstützbauteil, wie der Gegenscheibe 107.
Die
in 6 dargestellte Einzelheit unterscheidet sich gegenüber der
unteren Hälfte
der 2 dadurch, daß der
kreisringförmige
Grundkörper 227 der
Tellerfeder 223 sich am Flansch 208 unter Zwischenlegung
eines Reibringes aus Kunststoff 250 abstützt. Der
Reibring 250 besitzt einen kreisringförmigen axialen Vorsprung 251,
der den Innenrand des Tellerfedergrundkörpers 227 axial übergreift,
wodurch der Reibring 250 gegenüber der Tellerfeder 223 radial
gehaltert ist. Anstatt eines durchgehenden ringförmigen axialen Ansatzes 251 könnten auch
einzelne axiale Vorsprünge,
wie Nocken, vorgesehen werden. Derartige einzelne Vorsprünge könnten anstatt
am inneren Bereich des Reibringes 250 an deesem äußeren Bereich
angeformt sein, wie dies strichliert gezeigt und mit 252 bezeichnet
ist. Diese Vorsprünge 252 können dann
in entsprechende Ausschnitte, z.B. in die zwischen zwei benachbarten Zungen
vorhandenen Freiräume
axial eingreifen, wodurch eine radiale Positionierung des Reibringes 250 gegenüber der
Tellerfeder 223 gewährleistet
werden kann. Durch die axialen Ansätze 252 kann weiterhin eine
Drehverbindung zwischen der Tellerfeder 223 und dem Reibring 250 hergestellt
werden, so daß dann
die eine Reibung erzeugende Relativverdrehung stets zwischen dem
Reibring 250 und dem Flansch 208 auftritt. Eine
weitere Möglichkeit,
den Reibring 250 radial zu positionieren, besteht darin, zwischen
diesem und dem Flansch 208 eine entsprechende Verbindung
vorzusehen, z.B., indem der Reibring 250 mit entsprechend
angeformten Vorsprüngen
in Ausschnitte bzw. Ausnehmungen des Flansches 208 axial
eingreift. Die Ausführungsform
gemäß 6 hat
den Vorteil, daß bei
einer relativen radialen Verlagerung zwischen dem Nabenkörper 211 und
der die Gegenscheibe 207 aufweisenden Baugruppe die Verlagerung
stets zwischen dem Reibring 250 und der Tellerfeder 223 oder
dem Flansch 208 stattfindet. Dies ist darauf zurückzuführen, daß gezielt
zwischen dem Reibring 250 und der Tellerfeder 223 bzw.
dem Flansch 208 ein kleinerer Reibungskoeffizient vorgesehen
wird als zwischen der Gegenscheibe 207 und den Abstützzungen
der Tellerfedern 223 zwischen denen ein Stahl/Stahlkontakt
mit höherem
Reibungskoeffizient vorhanden ist.