DE4407260A1

DE4407260A1 - Clutch with springs applying force to pressure plate for IC engine

Info

Publication number: DE4407260A1
Application number: DE19944407260
Authority: DE
Inventors: Manfred Dipl Ing Mischler; Roland Dipl Ing Mueller; Erwin Ziegler
Original assignee: Fichtel and Sachs AG
Current assignee: ZF Friedrichshafen AG
Priority date: 1994-03-04
Filing date: 1994-03-04
Publication date: 1995-09-07

Abstract

The clutch has a housing (11) with a pressure plate (13) inside turning with but axially movable wrt. the housing. Two springs of split membrane type with radial tongues (28) or plate (26) type apply force to the pressure plate and can be withdrawn from it by a disengaging gear (34). There is a separating ring (35) between the unsplit circular sections (25,30) of the springs. Its size and position are chosen so that the springs act together without detrimental effect e.g. hysteresis on one another. The relationship between clutch plate contact pressure and progression of wear is determined directly from the spring characteristics.

Description

Die Erfindung betrifft eine Kupplung gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 1.The invention relates to a clutch according to the preamble of Claim 1.

Durch die DE-Gm-Schrift 85 03 516 ist eine Kupplung bekannt, die zum Aufbringen der Anpreßkraft mit zwei jeweils einen ringförmigen Grundkörper aufweisenden Federn, vorzugsweise Tellerfedern, versehen ist. Diese Tellerfedern liegen mit ih ren Grundkörpern axial direkt hintereinander und sind mit nach radial innen ragenden Federzungen ausgebildet, von denen jede zwischen zwei benachbarte Federzungen der jeweils anderen Tellerfeder greift, von diesen aber jeweils durch einen radial verlaufenden Spalt getrennt ist. Da die Spitzen aller Feder zungen auf im wesentlichen gleicher Ebene enden sollen, müssen die Federzungen, die alle unter dem gleichen Winkel von den Grundkörpern ausgehen, wegen des axialen Versatzes der beiden Federn unterschiedliche Längen aufweisen.A clutch is known from DE-Gm document 85 03 516, the one to apply the contact pressure with two each annular base springs, preferably Belleville washers is provided. These disc springs lie with them ren basic bodies axially one behind the other and are with after formed radially inwardly projecting spring tongues, each of which between two adjacent spring tongues of the other Belleville spring engages, but each of these by a radial extending gap is separated. Because the tips of all the feather tongues should end at essentially the same level the spring tongues, all at the same angle from the Basic bodies run out because of the axial offset of the two Springs have different lengths.

Bei Anordnung der Grundkörper derartiger Federn direkt hin tereinander ist der innere Spannungsverlauf zwar günstiger und damit die Lebensdauer höher als bei einer Feder, deren erzielbare Anpreßkraft derjenigen der beiden Federn zusammen entspricht, jedoch kann sich wegen des großen gemeinsamen Kontaktbereiches der beiden Federn ein erheblicher Hystereseeinfluß bemerkbar machen. Außerdem sind, sobald die zum Einbau in die Kupplung vorgesehenen Federn einer vorbe stimmten Kennung einmal beschafft sind, die Möglichkeiten ei ner Beeinflussung der Verschleißbreite der Kupplung, also desjenigen Bereiches, der vom Neueinbau der Kupplung an bis zum endgültigen Verschleiß der Reibscheiben verbleibt, sehr gering.When arranging the base body of such springs directly the inner tension curve is more favorable and thus the service life is longer than with a spring whose achievable contact pressure of those of the two springs together corresponds, however, may differ due to the large common Contact area of the two springs is considerable Make hysteresis noticeable. Also, once the provided for installation in the clutch Once the identification has been obtained, the possibilities ner influencing the wear width of the clutch, so of the area from the new installation of the clutch to remains for the final wear of the friction discs, very much low.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine Kupplung mit einer Mehrzahl von zur Erzeugung der Anpreßkraft vorgesehenen Federn mit ringförmigen Grundkörpern derart auszubilden, daß Einfluß sowohl auf die Größe der Verschleißbreite als auch auf den Anpreßkraftverlauf innerhalb derselben genommen werden kann.The invention has for its object to provide a clutch a plurality of provided for generating the contact pressure Form springs with annular bodies such that Influence both on the size of the wear width and on the pressure force curve can be taken within the same can.

Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die im Kennzeichen teil des Anspruchs 1 angegebenen Merkmale gelöst.This object is achieved by the in the license plate Part of claim 1 specified features solved.

Bei Verwendung einer Mehrzahl von zur Erzeugung der Anpreß kraft dienenden Federn in einer Kupplung ergibt sich die re sultierende Anpreßkraft aus der Überlagerung der Anpreßkräfte der Einzelfedern. Die resultierende Anpreßkraft steigt norma lerweise, beginnend vom Neuzustand der Kupplung, bei infolge verschleißbedingt abnehmender Dicke des Kupplungsbelags sich ändernder Einbaulage der Einzelfedern, bis auf einen Maximal wert an, um danach abzufallen. Sobald nach einem Rückgang der resultierenden Anpreßkraft ein vorbestimmbarer minimaler Betrag erreicht ist, ist die Kupplung verbraucht, wobei der zwischen Neuzustand und Endzustand liegende Verschleißbereich als Verschleißbreite bezeichnet wird. Um die letztgenannte zu vergrößern und außerdem deren Verlauf zugunsten einer betragsmäßig nur geringen Schwankungen unterworfenen resul tierenden Anpreßkraft möglichst flach zu halten, werden die Kennungen der die Anpreßkraft erzeugenden Federn entsprechend aufeinander abgestimmt. Da die Federn selbst nach Fertigstel lung keine Änderung ihrer Kennungen mehr erlauben, wird deren gegenseitige Einbaulage in der Kupplung erfindungsgemäß so gewählt, daß die Kennungen der einzelnen Federn und damit die durch diese jeweils erzeugbaren Anpreßkraftverläufe derart gegeneinander verschoben sind, daß bei Addition dieser Ein zelverläufe ein resultierender Anpreßkraftverlauf erhalten wird, bei dem die Verschleißbreite sehr groß ist und extrem flach verläuft. Die Vorgabe der gegenseitigen Einbaulage der Federn wird dadurch erzielt, daß zwischen denselben Trennele mente vorgesehen werden, die über ihre Abmessungen und ihren radialen Abstand von der Federachse einen zwischen jeweils zwei Federn gebildeten Winkelversatz bewirken. Die Trennele mente haben außerdem zur Folge, daß die Kontaktfläche zwischen den einzelnen Federn sehr klein ist und damit das Auftreten einer reibungsbedingten Hysterese so gering als möglich ge halten wird.When using a plurality of to generate the pressure power springs in a clutch results in the right resulting contact pressure from the superposition of the contact forces of the individual springs. The resulting contact force increases norma Usually, starting from the new condition of the clutch, as a result the thickness of the clutch lining decreases due to wear Changing installation position of the individual springs, up to a maximum worth to fall off afterwards. Once after a decline in resulting contact pressure a predeterminable minimum Amount is reached, the clutch is used up, the Wear area between new condition and final condition is called the wear width. To the latter too enlarge and also their course in favor of one only small fluctuations in the resul To keep the contact pressure as flat as possible, the Identifiers of the springs generating the contact pressure accordingly coordinated. Because the springs themselves after finishing no longer allow their identifiers to be changed mutual installation position in the coupling according to the invention chosen that the identifiers of the individual springs and thus the through these contact pressure curves that can be generated in each case are shifted against each other that when adding this one individual curves, a resulting contact force curve is obtained where the wear width is very large and extreme runs flat. The specification of the mutual installation position of the Springs is achieved in that between the same separators elements are provided which are about their dimensions and their radial distance from the spring axis one between each cause two springs formed angular misalignment. The separator elements also have the consequence that the contact surface between the individual feathers is very small and therefore the appearance frictional hysteresis as low as possible will hold.

In Anspruch 2 ist eine bevorzugte Position für die Anordnung des erfindungsgemäßen, entsprechend Anspruch 3 oder 4 ausge bildeten Trennelementes angegeben. Da die Federzungen einer Feder gegenüber denjenigen der anderen Federn in Umfangsrich tung versetzt sind, finden diese bei durch den Ausrücker ein geleiteter Kraft keine Abstützmöglichkeit an anderen Feder zungen, sondern werden an dem Grundkörper der in Richtung der Kraftwirkung benachbarten Feder eine Anlage findend, radial innerhalb desselben in Achsrichtung ausgelenkt, was zu einer Abhubverluste verursachenden Kippbewegung der betreffenden Feder gegenüber der die Anlage bildenden Feder führt. Diesem Problem kann durch entsprechende Abstützungen gemäß Anspruch 5 entgegengewirkt werden. In den Ansprüchen 6 und 7 sind vor teilhafte Lösungen für derartige Abstützungen genannt, wobei durch die Klammern nach Anspruch 6 ebenso wie durch die mit einem Widerlager zusammenwirkenden Blattfedern die Federn an ihren radial äußeren Rändern aneinander in Anlage gehalten werden.In claim 2 is a preferred position for the arrangement of the invention, according to claim 3 or 4 out formed separating element specified. Since the spring tongues one Spring compared to that of the other springs in the circumferential direction are offset by the releaser directed force no possibility of support on other spring tongues, but are on the body of the towards the Force effect adjacent spring finding a system, radial deflected within it in the axial direction, resulting in a Lifting movement causing tilting movement of the concerned Spring opposite the spring forming the system. This The problem can be solved by appropriate supports according to claim 5 be counteracted. In claims 6 and 7 are before called partial solutions for such supports, where by the brackets according to claim 6 as well as by the leaf springs interacting with an abutment their radially outer edges held against each other become.

In Anspruch 8 ist eine vorteilhafte Ausbildung der Federn an gegeben, durch die es ermöglicht wird, trotz des axialen Ver satzes der Federn deren Zungen in der gleichen Ebene enden zu lassen, wobei die Federzungen gleiche Längen aufweisen. Durch Verbreiterung der Federzungen nach Anspruch 9 an ihren Enden wird eine Relativdrehung der Federn gegeneinander ebenso wie eine radiale Berührung außerhalb der Enden verhindert. Außer dem entsteht eine nahezu unterbrechungsfreie Federzungenfläche zum Angreifen des Ausrückers.In claim 8 is an advantageous design of the springs given by which it is possible, despite the axial Ver set of springs whose tongues end in the same plane leave, the spring tongues have the same lengths. By Widening of the spring tongues according to claim 9 at their ends is a relative rotation of the springs against each other as well prevents radial contact outside the ends. Except this creates an almost uninterrupted spring tongue surface to attack the releaser.

Im folgenden werden Ausführungsbeispiele der Erfindung anhand der Zeichnung näher erläutert. Es zeigt:Exemplary embodiments of the invention are described below the drawing explained in more detail. It shows:

Fig. 1 einen Axiallängsschnitt durch die untere Hälfte einer Kraftfahrzeug-Reibscheibenkupplung; FIG. 1 is an axial longitudinal section through the lower half of a motor vehicle friction disc clutch;

Fig. 2 Schnitt wie Fig. 1, wobei allerdings im wesentlichen nur die Anpreßplatte, die Federn im Kupplungsgehäuse sowie ein zwischen den Federn angeordnetes Trennelement dargestellt sind; Fig. 2 section like Fig. 1, but essentially only the pressure plate, the springs in the clutch housing and a separating element arranged between the springs are shown;

Fig. 3 ein Schaubild zur Darstellung der Anpreßkraftverläufe der einzelnen Federn sowie des resultierenden Anpreßkraftverlaufes; Figure 3 is a graph showing the pressure force curves of the individual springs and the resulting pressure force curve.

Fig. 4 wie Fig. 3, aber mit gegeneinander verschobenen Anpreßkraftverläufen; FIG. 4 as in FIG. 3, but with the pressure force profiles shifted relative to one another;

Fig. 5 wie Fig. 3, aber mit nochmals verschobenen Anpreßkraftverläufen der einzelnen Federn; Fig. 5 is as Figure 3 but with again shifted Anpreßkraftverläufen of the individual springs.

Fig. 6 wie Fig. 2, aber mit einer Sicke als Trennelement; Fig. 6 is as Figure 2 but with a bead as a separator.

Fig. 7 wie Fig. 2, aber mit einer die Federn am radial äußeren Rand zusammenhaltenden Abstützung in Form von Klammern; Fig. 7 is as Figure 2 but with the springs at the radially outer edge cohesive support in the form of clamps.

Fig. 8 wie Fig. 7, aber mit einer Abstützung in Form einer Blattfeder; . Fig. 8 is like Figure 7, but with a support in the form of a leaf spring;

Fig. 9 wie Fig. 2, aber mit zwei aneinander liegenden Membranfedern mit auf einander zu gekröpften Federzungen; Fig. 9 as shown in Fig 2, but with two adjacent diaphragm springs towards each other bent spring tongues.

Fig. 10 ausschnittweise Darstellung der Federzungen. Fig. 10 detail of the spring tongues.

Die in Fig. 1 dargestellte Kraftfahrzeug-Reibscheibenkupplung umfaßt ein Schwungrad 1, welches mittels einer Blechscheibe 3 an einem Flansch 5 einer um eine Drehachse 7 rotierenden Kur belwelle 9 einer Brennkraftmaschine gleichachsig befestigt ist. Das Schwungrad 1 trägt in bekannter und daher nicht dar gestellter Weise ein im wesentlichen ringförmiges Kupplungs gehäuse 11, welches an der der Kurbelwelle 9 abgewandten Seite des Schwungrades 1 eine im wesentlichen ringscheibenförmige Anpreßplatte 13 umschließt. Die Anpreßplatte 13 ist in Um fangsrichtung drehfest, aber axial verschiebbar an dem Kupp lungsgehäuse 11 geführt. Axial zwischen dem Schwungrad 1 und der Anpreßplatte 13 ist gleichachsig mit der Drehachse 7 eine Kupplungsscheibe 17 angeordnet, die in üblicher Weise axial verschiebbar, aber drehfest mit einer Eingangswelle 19 eines nicht näher dargestellten Getriebes gekuppelt ist. Diese Kupplungsscheibe 17 trägt Reibbeläge 21 und kann einen Torsi onsschwingungsdämpfer 23 sowie nicht näher dargestellte Reib schwingungsdämpfer umfassen. Zwischen dem Kupplungsgehäuse 11 einerseits und der Anpreßplatte 13 andererseits ist eine Mem branfeder 25 und eine Tellerfeder 26 eingespannt, die die An preßplatte 13 über die Reibbeläge 21 der Kupplungsscheibe 17 gegen das Schwungrad 1 federnd vorspannen. Die Membranfeder 25 liegt hierbei im Bereich ihres ringförmigen Grundkörpers 27, von dem aus Federzungen 28 nach radial innen verlaufen, an Ansätzen 29 der Anpreßplatte 13 an. Die Tellerfeder 26 stützt sich dagegen mit ihrem ebenfalls ringförmigen Grundkörper 30 im Bereich ihres Außenumfangs über einen Drahtring 32 am Kupplungsgehäuse 11 ab. Mittels eines an einem Führungsrohr 33 des Getriebes axial verschiebbar geführten Ausrückers 34, welcher an den radial inneren Enden der Federzungen 28 der Membranfeder 25 angreift, kann die Anpreßplatte 13 von der Anpreßkraft der Federn 25 und 26 entlastet und die Kupplung ausgerückt werden.The motor vehicle friction disc clutch shown in Fig. 1 comprises a flywheel 1 , which belwelle 9 is attached coaxially by means of a sheet metal disc 3 to a flange 5 of a rotating shaft about a rotation axis 7 9 . The flywheel 1 carries in a known and therefore not shown manner a substantially annular clutch housing 11 , which on the side facing away from the crankshaft 9 of the flywheel 1 encloses a substantially ring-shaped pressure plate 13 . The pressure plate 13 is rotatably in the circumferential direction, but axially displaceable on the hitch be housing 11 out. Axially between the flywheel 1 and the pressure plate 13 is a coaxial with the axis of rotation 7, a clutch disc 17 is arranged, which is axially displaceable in a conventional manner, but rotatably coupled to an input shaft 19 of a transmission, not shown. This clutch disc 17 carries friction linings 21 and may include a torsion vibration damper 23 and friction damper, not shown. Between the clutch housing 11, on the one hand, and the pressure plate 13, on the other hand, a membrane spring 25 and a plate spring 26 are clamped, which pressurize the pressure plate 13 via the friction linings 21 of the clutch disc 17 against the flywheel 1 . The diaphragm spring 25 lies in the area of its annular base body 27 , from which spring tongues 28 extend radially inward, against projections 29 of the pressure plate 13 . The plate spring 26 , on the other hand, is supported with its likewise annular base body 30 in the area of its outer circumference via a wire ring 32 on the clutch housing 11 . The pressure plate 13 can be relieved of the contact pressure of the springs 25 and 26 and the clutch disengaged by means of a releaser 34 which is axially displaceably guided on a guide tube 33 of the transmission and which engages the radially inner ends of the spring tongues 28 of the diaphragm spring 25 .

Wie der Fig. 2 besser entnehmbar ist, ist im Bereich des In nenumfangs der Grundkörper 27 und 30 der beiden Federn 25, 26 zwischen denselben ein Trennelement 35 in Form eines die Federachse umgebenden Ringes 36 angeordnet, durch welches die beiden Federn winklig zueinander ausrichtbar sind und dadurch ihre Einbaulage innerhalb des Kupplungsgehäuses 11 verändern. Hierdurch wird folgendes erreicht: In Fig. 3 sind beispielhaft die von der jeweiligen Kennung der Federn 25, 26 abhängigen Kurvenverläufe der Anpreßkraft F in Zuordnung zum Verschleiß zustand V der Reibbeläge 21 der Kupplung und damit von der Einbaulage der Federn 25, 26 aufgetragen, wobei die mittlere Kurve den Anpreßkraftverlauf der Membranfeder 25 und die un tere Kurve den Anpreßkraftverlauf der Tellerfeder 26 dar stellt. Die beiden Kurven werden zu der den resultierenden Anpreßkraftverlauf repräsentierenden, darüber liegenden Kurve summiert. Die Verschleißbreite gibt hierbei an, bei welchem Verschleißzustand der Kupplung die Anpreßkraft im Punkt 2 nach einem dazwischenliegenden steilen Anstieg auf einen Maximal wert wieder auf den dem im Neuzustand betragsmäßig entspre chenden Wert, der im Punkt 1 angegeben wird, abgesunken ist. Durch Änderung der gegenseitigen Einbaulage der Federn 25, 26 im Kupplungsgehäuse 11 mittels des Trennelementes 35 sind die Kennungen der beiden Federn 25 und 26 und damit die Kurven der Anpreßkraftverläufe gegeneinander verschiebbar, so daß nach Fig. 4 eine besonders große Verschleißbreite oder, nach Fig. 5, ein besonders flacher Verlauf der Anpreßkraft inner halb der Verschleißbreite erhalten wird. Bei optimaler Aus richtung der Federn 25, 26 gegeneinander ist ein resultierender Anpreßkraftverlauf mit großer Verschleißbreite bei möglichst flachem Verlauf innerhalb derselben erzielbar.As can be better seen in FIG. 2, in the area of the inner circumference of the base body 27 and 30 of the two springs 25 , 26 a separating element 35 is arranged between them in the form of a ring 36 surrounding the spring axis, through which the two springs can be aligned at an angle to one another and thereby change their installation position within the clutch housing 11 . In this way, the following is achieved: In FIG. 3, the curve profiles of the contact pressure F which depend on the respective identification of the springs 25 , 26 are assigned, in association with the state of wear V of the friction linings 21 of the clutch and thus of the installation position of the springs 25 , 26 , where the middle curve represents the contact pressure curve of the diaphragm spring 25 and the lower curve represents the contact pressure curve of the plate spring 26 . The two curves are summed to form the curve above, which represents the resulting contact force curve. The width of wear indicates the state of wear of the clutch, the contact pressure in point 2 after an intermediate steep increase to a maximum value again to the value corresponding to the new value, which is specified in point 1 , has decreased. By changing the mutual fitting position of the springs 25, 26 in the clutch housing 11, the identifiers of the two springs 25 and 26 and thus the curves of Anpreßkraftverläufe relative to each other by means of the separating element 35, so that according to FIG. 4 a particularly large wear width or, as shown in FIG. 5, a particularly flat course of the contact pressure is obtained within half the width of wear. With an optimal direction of the springs 25 , 26 against each other, a resulting contact force curve with a wide range of wear can be achieved with the course being as flat as possible within the same.

In Fig. 6 ist eine weitere Ausführung des Trennelementes 35 dargestellt, wobei an einer der Federn 25, 26, nämlich an der Feder 26, an deren der Feder 25 zugewandten Seite ein Vor sprung 37 ausgebildet ist, der vorzugsweise ringförmig um die Federachse geführt ist.In Fig. 6, a further embodiment of the separating element 35 is shown, wherein on one of the springs 25 , 26 , namely on the spring 26 , on the side of the spring 25 facing a jump 37 is formed, which is preferably guided in a ring around the spring axis .

Wenn der Ausrücker 34 gemäß Fig. 1 die Federzungen 28 der Membranfeder 25 zum Lösen der Kupplungsverbindung nach rechts zieht, hat der Grundkörper 27 der Membranfeder 25 das Bestre ben, sich im radial äußeren Bereich von dem Grundkörper 30 der Tellerfeder 26 abzuheben, wodurch Verluste entstehen würden. Aus diesem Grund sind entsprechend Fig. 7 Abstützungen 38 im Bereich des Außenumfangs der Federn 25, 26 in Form von Klam mern 39, die beide Federn umgreifen, vorgesehen. Die Klammern verhindern ein Abheben der Membranfeder 25 von der Tellerfe der 26 ebenso wie die Abstützung 38 gem. Fig. 8, wonach an der dem Drahtring 32 gegenüberliegenden Seite der Federn 25, 26 Blattfedern 40 an der Membranfeder 25 im Bereich deren Außen umfangs zu Anlage kommen, die mit dem Kupplungsgehäuse 11 durch je einen Niet 41 verbunden sind.When the stopper of the diaphragm spring 25 pulls 34 of FIG. 1, the spring tabs 28 to release the coupling connection to the right, the base body 27 has the diaphragm spring 25 ben the Bestre to stand in the radially outer region of the base body 30 of the plate spring 26, thereby losses would. For this reason, according to FIG. 7, supports 38 are provided in the area of the outer circumference of the springs 25 , 26 in the form of clamps 39 which encompass both springs. The brackets prevent a lifting of the diaphragm spring 25 from the Tellerfe 26 as well as the support 38 acc. Fig. 8, according to which come on the opposite side of the wire ring 32 of the springs 25 , 26 leaf springs 40 on the diaphragm spring 25 in the area of its outer circumference, which are connected to the clutch housing 11 by a rivet 41 each.

Anstatt mit der Tellerfeder 26 kann die Membranfeder 25 nach Fig. 9 auch mit einer zweiten Membranfeder 45 kombiniert sein, von deren Grundkörper 46 aus sich Federzungen 47 nach radial innen bis in den Wirkungsbereich des in dieser Figur nicht gezeigten Ausrückers 34 hinein erstrecken. Um trotz des axi alen Versatzes der beiden Membranfedern 25 und 45 die Enden der Federzungen 28, 47 in einer gemeinsamen Ebene verlaufen zu lassen und dennoch keine Federzungen ungleicher Länge zu er halten, sind die Federzungen 28, 47 jeder Membranfeder 25, 45 jeweils in Richtung zu der benachbarten Membranfeder gekröpft, so daß sie in eine zwischen den beiden Membranfedern 25, 45 verlaufende Ebene gelangen. Um eine Drehung der beiden Mem branfedern 25, 45 relativ zueinander zu verhindern, sind die freien Enden 50 der Federzungen 28, 47 beider Membranfe dern 25, 45 gemäß Fig. 10 in Umfangsrichtung verbreitert, so daß an jedem Ende 50 einer Federzunge 28, 47 die Enden der zu beiden Seiten derselben angeordneten Federzungen der jeweils anderen Membranfeder zur Anlage kommen.Instead of the plate spring 26 , the diaphragm spring 25 according to FIG. 9 can also be combined with a second diaphragm spring 45 , from the base body 46 of which spring tongues 47 extend radially inward into the effective range of the release 34, not shown in this figure. In order to allow the ends of the spring tongues 28 , 47 to run in a common plane despite the axial offset of the two diaphragm springs 25 and 45 and still not hold spring tongues of unequal length, the spring tongues 28 , 47 of each diaphragm spring 25 , 45 are each in the direction cranked to the adjacent diaphragm spring so that they reach a plane running between the two diaphragm springs 25 , 45 . In order to prevent rotation of the two membrane springs 25 , 45 relative to one another, the free ends 50 of the spring tongues 28 , 47 of both membrane springs 25 , 45 according to FIG. 10 are widened in the circumferential direction, so that at each end 50 a spring tongue 28 , 47 the ends of the spring tongues of the other diaphragm spring arranged on both sides of the same come to rest.

Claims

1. Coupling, in particular for motor vehicles, comprising a clutch housing, a pressure plate in the same, which is rotatably - but axially displaceable - arranged with respect to the clutch housing, a plurality of springs with an annular base body provided between the clutch housing and pressure plate to apply force to the latter are, with at least one spring pointing radially inward, separated by slots ge spring tongues, the tips of which can be brought into contact with a releaser in a predetermined plane, characterized in that two springs ( 25 , 26 ; 25 , 45 ) each at least one ring-shaped separating element ( 35 ) which determines their mutual installation position in the clutch housing ( 11 ), the dimensions and the radial distance of which from the spring axis can be predetermined, are in operative connection with one another.

2. Coupling according to claim 1, characterized in that the separating element ( 35 ) is preferably arranged in the radially inner region of the annular base body ( 27 , 30 ; 27 , 46 ) of the associated springs ( 25 , 26 ; 25 , 45 ).

3. Coupling according to claim 1, characterized in that the separating element ( 35 ) as a between the two Fe ( 25 , 26 ; 25 , 45 ) extending ring ( 36 ) is formed.

4. Coupling according to claim 1, characterized in that the separating element ( 35 ) is provided as a projection ( 37 ) on at least one of the two springs ( 25 , 26 ; 25 , 45 ).

5. Coupling according to claim 1 or 2, characterized in that the springs ( 25 , 26 ; 25 , 45 ) have a support ( 38 ) holding them in abutment with one another.

6. Coupling according to claim 1 and 5, characterized in that the support ( 38 ) is formed by a plurality of radially encompassing brackets ( 39 ) in the springs ( 25 , 26 ; 25 , 45 ).

7. Coupling according to claim 1 and 5, characterized in that the support ( 38 ) by the clutch housing ( 11 ) attached leaf springs ( 40 ) is formed, through which the springs ( 25 , 26 ; 25 , 45 ) towards one the Ge opposite side of the same abutment (wire ring 32) can be pressed.

8. Coupling according to claim 1, wherein a further spring pointing radially inward, separated by slots GE spring tongues, which are arranged in the circumferential direction offset to the spring tongues of the first spring and, in relation to these, in the same perpendicular to the axis the plane of the springs end, characterized in that the spring tongues ( 28 , 47 ) of the springs ( 25 , 45 ) are cranked toward one another.

9. Coupling according to claim 1 and 8, characterized in that the spring tongues ( 28 , 47 ) of both springs ( 25 , 45 ) are each widened in the circumferential direction in the region of their free ends ( 50 ) and on both sides in contact with the ends ( 50 ) of the adjacent spring tongues ( 28 , 47 ) of the other spring ( 25 , 45 ).