RU2166679C2

RU2166679C2 - Friction clutch

Info

Publication number: RU2166679C2
Application number: RU94017844/28A
Authority: RU
Inventors: Киммиг Карл-Людвиг; Виттманн Кристоф; МАЙНХАРД Рольф
Original assignee: Лук Ламеллен унд Купплюнгсбау ГмбХ
Priority date: 1993-05-26
Filing date: 1994-05-24
Publication date: 2001-05-10
Also published as: GB9410392D0; CN1120133A; ES2113783B1; FR2709337B1; CN1062058C; DE4418026B4; BR9402077A; ES2113783A1; FR2709337A1; JPH0754863A; GB2278894B; GB2278894A; DE4418026A1; JP3715660B2

Abstract

FIELD: mechanical engineering. SUBSTANCE: friction clutch is designed for engagement with friction lining wearing piece. Friction clutch has a clutch plate with friction linings, disc spring, and disc spring turning support. Disc spring loads axially-moving pressure disc in direction of friction linings. Friction clutch also includes device for compensation of friction lining wear and auxiliary power accumulator which action is superimposed on force created by disc spring, at least on part of friction clutch release route. In this case, resulting force-route characteristic formed due to interaction between power accumulator and disc spring is available on at least part of release route. As a result, stability of friction clutch release force throughout the entire route of release is obtained, and required release force is reduced. EFFECT: enhanced efficiency. 11 cl, 16 dwg

Description

Изобретение относится к фрикционным сцеплениям, в частности таким, у которых имеется регулировочное устройство, компенсирующее износ по меньшей мере фрикционных накладок сцепления, в частности описанных или упомянутых, например, в DE 4239291A, DE 4306505 A1 и DE 4239289 A1. The invention relates to friction clutches, in particular those which have an adjustment device that compensates for the wear of at least the friction clutch linings, in particular those described or mentioned, for example, in DE 4239291A, DE 4306505 A1 and DE 4239289 A1.

У таких саморегулирующихся сцеплений желательно, несмотря на высокое усилие прижима, достичь очень низкого усилия выключения, причем это усилие выключения должно поддерживаться по возможности постоянным в течение срока службы сцепления, т.е., в частности, в течение износа накладок. In such self-adjusting clutches, it is desirable, in spite of the high clamping force, to achieve a very low shut-off force, and this shut-off force should be kept as constant as possible during the clutch service life, i.e., in particular, during wear of the linings.

Для достижения низкого усилия выключения при одновременно высоком усилии прижима требуются тарельчатые пружины с очень крутым падением усилия. Поскольку характеристика усилия выключения должна иметь минимально возможные колебания, для подобных сцеплений оставшейся, т.е. имеющейся в распоряжении характеристики усилие - ход тарельчатой пружины недостаточно для надежного и полного выключения с дополнительным резервом хода для допусков, а именно прежде всего потому, что тарельчатая пружина с крутопадающей характеристикой после относительно короткого хода снова имеет очень круто возрастающую характеристику. Штрихпунктирная линия на фиг. А изображает такую типичную характеристику пружины с помощью диаграммы, причем усилие у включенного сцепления лежит при ходе пружины около 1 мм, усилие при отпускании накладок при ходе менее 2 мм, а при ходе 3 мм уже видно заметное возрастание характеристики, причем эта точка при 3 мм соответствует минимально требуемому пути выключения. К этому добавляются колебания хода, а также допуски при сборке, а также допуски на изготовление деталей и потери упругости сцепления. Дополнительно учитывается колебания хода за счет допусков системы выключения, так что требуемый ход пружины составляет на диаграмме по меньшей мере до 3,5 мм. Это означает, однако, уже чрезмерно сильное возрастание усилия выключения или у сцепления с сенсорной тарельчатой пружиной по заявке P 4239291 A1 нежелательное смещение регулировочного кольца регулировочного устройства. To achieve a low shut-off force with a simultaneously high clamping force, Belleville springs with a very steep drop in force are required. Since the characteristic of the shutdown force should have the minimum possible fluctuations, for such clutches the remaining, i.e. the force available at the disposal - the cup spring travel is not sufficient for reliable and complete shutdown with an additional power reserve for tolerances, namely, primarily because the cup spring with a steeply dropping characteristic after a relatively short stroke again has a very steeply increasing characteristic. The dash-dot line in FIG. A depicts such a typical characteristic of a spring using a diagram, and the force of the engaged clutch lies with a spring stroke of about 1 mm, the force when releasing the pads with a stroke of less than 2 mm, and with a stroke of 3 mm, a noticeable increase in the characteristic is already visible, and this point at 3 mm corresponds to the minimum shutdown path required. To this are added motion oscillations, as well as tolerances during assembly, as well as tolerances for the manufacture of parts and loss of adhesion. In addition, stroke fluctuations due to the tolerances of the shutdown system are taken into account, so that the required spring travel is at least up to 3.5 mm in the diagram. This means, however, an already excessively strong increase in the disengagement force or, in the case of clutch with a touch disk spring, according to application P 4239291 A1, an undesired displacement of the adjusting ring of the adjusting device.

Кроме того, известно фрикционное сцепление с компенсацией износа, возникающего на фрикционных накладках диска сцепления (E 3518781 A1, 27.11.1986). In addition, friction clutch with compensation for wear occurring on the friction linings of the clutch disc is known (E 3518781 A1, 11.27.1986).

Этой конструкции сцепления присущ, однако, недостаток, заключающийся в том, что оно имеет сравнительно большое непостоянство характеристики усилия выключения, то есть характеристика усилия выключения имеет сравнительно высокое колебание усилия. Кроме того, в конструкции сцепления такого рода имеется опасность того, что из-за аксиальных колебаний нажимного диска относительно тарельчатой пружины происходит непроизвольная компенсация, вследствие чего в экстремальном случае сцепление вообще больше не может выключиться. This clutch design, however, has the disadvantage that it has a relatively large variability in the power-off characteristic, that is, the power-off characteristic has a relatively high force fluctuation. In addition, there is a danger in this type of clutch design that, due to axial vibrations of the pressure plate relative to the cup spring, involuntary compensation occurs, as a result of which in the extreme case the clutch can no longer be deactivated.

В основу настоящего изобретения положена задача устранить описанные выше недостатки, т.е. создать сцепление, которое по всему пути выключения, вместе с возможными допусками, имеет минимальное низкое и максимально постоянное усилие выключения, причем одновременно по максимально возможному пути выключения исключается недопустимое или нежелательное возрастание усилия. Кроме того, должно быть создано сцепление, изготовление которого, а также компонентов может осуществляться просто и экономично, причем эти компоненты рассчитываются наиболее просто. Чтобы, по меньшей мере, частично достичь этого, у обычных сцеплений с высоким усилием выключения для достижения приемлемых усилий нажатия педали в системе выключения между сцеплением и педалью встраивались, например, сложные гидравлические или пневматические сервоподдерживающие устройства или так называемые системы преодоления мертвой точки. The present invention is based on the task of eliminating the disadvantages described above, i.e. create a clutch that along the entire shutdown path, together with possible tolerances, has a minimum low and maximum constant shut-off force, while an unacceptable or undesirable increase in effort is eliminated along the maximum possible shut-off path. In addition, a clutch must be created, the manufacture of which, as well as components, can be carried out simply and economically, and these components are calculated most simply. In order to at least partially achieve this, in conventional clutches with a high disengagement force, in order to achieve acceptable pedal depressing forces, between the clutch and the pedal, for example, complex hydraulic or pneumatic servo-assisting devices or the so-called dead center systems were built in between the clutch and the pedal.

Подобные решения имеют, однако, тот существенный недостаток, что большое усилие выключения сцепления передается через подшипник выключения в систему управления и поэтому в муфте и системе управления возникают очень большие, обусловленные высокими усилиями выключения потери упругости и потери на трение с тем дополнительным недостатком, что компоненты сцепления, а также вся система управления, выключая, например, подпятник двигателя, должны быть достаточно точно рассчитаны с учетом этих очень высоких усилий, что возможно только с применением дорогостоящих компонентов. Кроме того, в основу настоящего изобретения была положена задача устранения недостатков этих систем. Such solutions, however, have the significant drawback that a large clutch disengaging force is transmitted through the disengagement bearing to the control system and, therefore, very large loss of elasticity and friction loss due to high clutch forces are caused in the clutch and control system, with the additional disadvantage that the components the clutch, as well as the entire control system, turning off, for example, the thrust bearing of the engine, must be accurately calculated taking into account these very high forces, which is only possible with Niemi expensive components. In addition, the present invention was based on the task of eliminating the disadvantages of these systems.

Эта задача решается за счет того, что фрикционное сцепление для использования с диском сцепления (8) с фрикционными накладками, имеющее тарельчатую пружину и поворотную опору для тарельчатой пружины, нагружающей аксиально перемещающийся нажимной диск в направлении фрикционных накладок, а также устройство, компенсирующее износ, по меньшей мере, фрикционных накладок, снабжено дополнительным аккумулятором энергии, действие которого накладывается на усилие, создаваемое тарельчатой пружиной, по меньшей мере, на части участка пути расцепления фрикционного сцепления, благодаря чему на, по меньшей мере, части пути расцепления имеется результирующая характеристика усилие-путь, создаваемая за счет взаимодействия аккумулятора энергии и тарельчатой пружины. This problem is solved due to the fact that the friction clutch for use with the clutch disc (8) with friction linings, having a disk spring and a rotary support for a disk spring, loading axially moving pressure plate in the direction of the friction linings, as well as a device that compensates for wear, by at least friction linings, equipped with an additional energy accumulator, the effect of which is superimposed on the force generated by the Belleville spring, at least on part of the track Friction clutch, due to which at least part of the trip path there is a resulting force-path characteristic created by the interaction of the energy accumulator and the Belleville spring.

При этом дополнительный аккумулятор энергии может быть расположен таким образом, что начиная, по меньшей мере, с участка пути сцепления, на котором нажимной диск больше не нагружает диск сцепления или нагружает его незначительно, усилие, создаваемое тарельчатой пружиной, накладывается на усилие аккумулятора энергии для выравнивания результирующей характеристики относительно характеристики тарельчатой пружины. In this case, the additional energy accumulator can be located in such a way that, starting from at least a portion of the clutch path on which the pressure plate no longer loads the clutch disk or slightly loads it, the force created by the disk spring is superimposed on the force of the energy accumulator to equalize the resulting characteristic relative to the cup spring characteristic.

Диск сцепления может представлять собой диск с пружинными элементами, расположенными аксиально между фрикционными накладками. The clutch disc may be a disc with spring elements located axially between the friction linings.

Кроме того, дополнительный аккумулятор энергии может быть встроен в сцепление. In addition, an additional energy accumulator can be integrated into the clutch.

Является целесообразным, что дополнительный аккумулятор энергии представляет собой тарельчатой пружину. It is advisable that the additional energy accumulator is a disk spring.

При этом дополнительный аккумулятор энергии, по меньшей мере, приблизительно, начиная с хода в направлении выключения, с которого нажимной диск не нагружает больше диск сцепления или нагружает лишь незначительно (путь отпускания), имеет характеристику усилие-путь с изгибом, который отличается от изгиба характеристики усилие-путь тарельчатой пружины, например, противонаправлен. In this case, the additional energy accumulator, at least approximately, starting from the stroke in the direction of switching off, from which the pressure plate does not load the clutch plate anymore or only slightly loads (release path), has a force-path characteristic with a bend that differs from the bend of the characteristic the force-path of a Belleville spring, for example, is anti-directional.

Дополнительный аккумулятор энергии в положении сцепления фрикционного сцепления практически не оказывает силового воздействия на тарельчатую пружину. An additional energy accumulator in the clutch position of the friction clutch practically does not exert a force effect on the cup spring.

При этом сцепление может содержать как дополнительный аккумулятор энергии, так и диск сцепления с подпружиненными накладками. In this case, the clutch may contain both an additional energy accumulator and a clutch disc with spring-loaded pads.

Кроме того, дополнительный аккумулятор энергии может быть подключен параллельно к тарельчатой пружине. При этом дополнительный аккумулятор энергии может эластично деформироваться тарельчатой пружиной при задействовании фрикционного сцепления и аксиально опираться на тарельчатую пружину. In addition, an additional energy accumulator can be connected in parallel to the cup spring. In this case, the additional energy accumulator can be elastically deformed by the disk spring when the friction clutch is engaged and axially rely on the disk spring.

Таким образом, согласно изобретению используется тарельчатая пружина, усилие которой имеет приблизительно то же падение между точками 1 и 2 ее хода на фиг. А, что и описанное выше. Тарельчатая пружина имеет лежащий в основном ниже минимум усилия, причем минимальное усилие может быть даже меньше 0, т. е. отрицательным. Подобная тарельчатая пружина, как хорошо видно из сплошной линии фиг. А, имеет в обеих точках пересечения с линией 10000 H расстояние более 2 мм, в противоположность изображенной штрихпунктирной линией пружине, имеющей в точках пересечения с линией 10000 H лишь около 1 мм. Это означает, что общая длина хода для этого диапазона усилий практически вдвое больше у тарельчатой пружины, обозначенной сплошной линией. Сцепление с подобной характеристикой, а именно в соответствии со сплошной линией, имело бы, однако, очень большие недостатки для управления им, поскольку в первом диапазоне хода возникло бы положительное усилие, затем падение от отрицательного усилия, а затем снова возрастание до положительного усилия. Thus, according to the invention, a disk spring is used, the force of which has approximately the same drop between points 1 and 2 of its stroke in FIG. And, as described above. The Belleville spring has a substantially lower minimum force, with the minimum force being even less than 0, i.e. negative. Such a cup spring, as can be clearly seen from the solid line of FIG. A, has a distance of more than 2 mm at both points of intersection with the line of 10000 H, in contrast to the spring depicted by the dot-dash line, having only about 1 mm at the points of intersection with the line of 10000 H. This means that the total stroke length for this range of forces is almost twice as long for the Belleville spring, indicated by a solid line. Adhesion to a similar characteristic, namely, in accordance with a solid line, would, however, have very large disadvantages for controlling it, since in the first stroke range a positive force would arise, then fall from a negative force, and then increase again to a positive force.

Это означает, что по всему ходу выключения возникла бы соответствующая смена усилия в системе выключения, что невозможно было бы безупречно контролировать педалью. This means that throughout the course of the shutdown, a corresponding change of effort would occur in the shutdown system, which would not be possible to perfectly control the pedal.

Даже если бы использовалась тарельчатая пружина, у которой минимум опускается не настолько низко, как у пружины, изображенной сплошной линией, у которой, следовательно, минимальное усилие лежало бы чуть выше 0, т.е. всегда поддерживалось бы положительное усилие, функцию сцепления было бы трудно контролировать за счет очень резкой смены усилия при выключении. За счет дальнейшего изобретательского шага, а именно использования, по меньшей мере, одной дополнительной так называемой компенсационной пружины, которая ниже описывается более подробно и которая действует главным образом в диапазоне минимума усилия тарельчатой пружины сцепления, исключается это резкое падение усилия, изображенное сплошной линией на фиг. А, и таким образом достигается требуемый комфорт выключения, причем используется удлиненная ветвь характеристики, изображенной сплошной линией, и одновременно исключается недопустимое падение усилия. Even if a Belleville spring were used, at which the minimum does not fall as low as that of the spring, depicted by a solid line, which, therefore, the minimum force would lie slightly above 0, i.e. a positive force would always be maintained, the clutch function would be difficult to control due to a very sharp change in force when switched off. Due to the further inventive step, namely the use of at least one additional so-called compensation spring, which is described in more detail below and which operates mainly in the range of the minimum force of the clutch disc spring, this sharp drop in force, shown by the solid line in FIG. . And, in this way, the required shutdown comfort is achieved, whereby an elongated branch of the characteristic shown by a solid line is used, and at the same time an unacceptable drop in force is eliminated.

Другие признаки и целесообразные усовершенствования, а также преимущества изобретения приведены в нижеследующем описании фиг.1-13, на которых:
на фиг. 1 представлено сцепление согласно изобретению в разрезе;
фиг. 2 частичный вид по стрелке II на фиг. 1;
фиг. 3 предварительно смонтированный узел для использования в изображенном на фиг. 1 фрикционном сцеплении;
фиг. 4-6 - диаграмма с различными характеристиками, из которых следует взаимодействие отдельных пружинных и регулировочных элементов сцепления согласно изобретению;
фиг. 7 - вариант исполнения фрикционного сцепления согласно изобретению в разрезе;
фиг. 8 - 8b - другие конструктивные возможности исполнения фрикционного сцепления согласно изобретению;
фиг. 9 - диаграмма с различными характеристиками, из которых следует взаимодействие отдельных пружинных и регулировочных элементов фрикционного сцепления по фиг. 8;
фиг. 10 - дополнительная возможность исполнения согласно изобретению фрикционного сцепления;
фиг. 11-13 - конструктивный вариант исполнения фрикционного сцепления согласно изобретению, причем фиг. 12 изображает развертку в направлении окружности используемого на фиг. 11 регулировочного кольца, а фиг. 13 - разрез по линии XIII-XIII фиг. 12.Other features and advisable improvements, as well as advantages of the invention are given in the following description of figures 1-13, in which:
in FIG. 1 shows a clutch according to the invention in section;
FIG. 2 is a partial view along arrow II in FIG. 1;
FIG. 3, a preassembled assembly for use in FIG. 1 friction clutch;
FIG. 4-6 is a diagram with various characteristics, from which the interaction of individual spring and adjusting clutch elements according to the invention follows;
FIG. 7 is a sectional view of a friction clutch according to the invention;
FIG. 8 to 8b show other design features of a friction clutch according to the invention;
FIG. 9 is a diagram with various characteristics, from which the interaction of the individual spring and adjusting friction clutch elements of FIG. 8;
FIG. 10 - additional possibility of execution according to the invention of friction clutch;
FIG. 11-13 is a structural embodiment of the friction clutch according to the invention, and FIG. 12 is a scan in the circumferential direction used in FIG. 11 of the adjusting ring, and FIG. 13 is a section along line XIII-XIII of FIG. 12.

Изображенное на фиг. 1 фрикционное сцепление 1 содержит кожух 2 и жестко соединенный с ним нажимной диск 3, имеющий, однако, возможность ограниченного осевого перемещения. Аксиально между нажимным диском 3 и кожухом 2 зажата нажимная тарельчатая пружина 4, которая имеет возможность поворота вокруг удерживаемой кожухом 2 кольцеобразной поворотной опоры 5 и нагружает нажимной диск 3 в направлении диска противодавления 6, например маховика, прочно соединенного с кожухом 2 винтами, за счет чего фрикционные накладки 7 диска 8 сцепления зажимаются между поверхностями трения нажимного диска 3 и диска противодавления 6. Нажимной диск 3 жестко соединен с кожухом 2 посредством плоских пружин 9, направленных в направлении окружности или тангенциально. В представленном на чертеже примере исполнения диск 8 сцепления имеет так называемые накладные пружинные сегменты 10, которые обеспечивают прогрессивное создание крутящего момента при включении сцепления 1 и посредством ограниченного осевого перемещения фрикционных накладок 7 в направлении друг друга - прогрессивное возрастание действующих на фрикционные накладки 7 осевых усилий. Можно было бы, однако, использовать также диск сцепления, у которого фрикционные накладки 7 были бы размещены аксиально и практически жестко на несущем диске. Depicted in FIG. 1, the friction clutch 1 comprises a casing 2 and a pressure disk 3 rigidly connected to it, but having, however, limited axial movement. Axially between the pressure disk 3 and the casing 2, a pressure plate spring 4 is clamped, which has the ability to rotate around the annular swivel support 5 held by the casing 2 and loads the pressure disk 3 in the direction of the back pressure disk 6, for example, a flywheel firmly connected to the casing 2 with screws, due to which friction pads 7 of the clutch plate 8 are clamped between the friction surfaces of the pressure plate 3 and the back pressure disk 6. The pressure plate 3 is rigidly connected to the casing 2 by means of flat springs 9 directed in the direction kruzhnosti or tangentially. In the embodiment shown in the drawing, the clutch disc 8 has so-called attached spring segments 10, which provide progressive generation of torque when the clutch 1 is engaged and, by means of limited axial movement of the friction linings 7 in the direction of each other, a progressive increase in the axial forces acting on the friction linings 7. However, one could also use a clutch disc, in which the friction linings 7 would be placed axially and practically rigidly on the carrier disc.

В изображенном примере исполнения тарельчатая пружина 4 содержит создающее усилие прижима кольцеобразное основание 5a, от которого радиально внутрь направлены исполнительные язычки 4. Тарельчатая пружина 4 встроена при этом таким образом, что она лежащими радиально дальше снаружи участками нагружает нажимной диск 3, а лежащими радиально дальше внутри участками имеет возможность опрокидывания вокруг поворотной опоры 5. In the illustrated embodiment, the disk spring 4 comprises a ring-shaped base 5a which generates a clamping force, from which the actuating tabs 4 are radially inward. The disk spring 4 is integrated in such a way that it presses the pressure disk 3 by lying radially further from the outside, and radially further from the inside by lying sections has the ability to tilt around the rotary support 5.

Поворотная опора 5 содержит две поворотные опоры 11, 12, которые образованы здесь проволочными кольцами и между которыми тарельчатая пружина 4 аксиально удерживается или зажата. Поворотная опора 11 на обращенной к нажимному диску 3 стороне тарельчатой пружины 4 аксиально нагружена усилием в направлении кожуха 2 посредством аккумулятора энергии 13. Он образован тарельчатой пружиной или деталью 13 в виде тарельчатой пружины, которая радиально внешними краевыми участками 13a опирается на кожух 2, а лежащими радиально дальше внутри участками 13c аксиально нагружает поворотную опору 11 к тарельчатой пружине 4, а тем самым в направлении кожуха 2. Тарельчатая пружина 13 между нажимным диском 3 и тарельчатой пружиной 4 содержит кольцеобразное основание 13b, от внутреннего края которого радиально внутрь направлены язычки 13c, опирающиеся на поворотную опору 11. Радиально снаружи на основании 13b отформованы консоли 13a, которые взаимодействуют с непосредственно отформованными из кожуха 2 опорными участками 14. Между опорными участками 14 и консолями 13a имеется байонетное соединение или блокировка, так что после аксиального натяжения детали 13 и попадания ее радиально внешних участков или консолей 13a аксиально на опорные участки 14 консоли 13a могут упереться в опорные участки 14 за счет соответствующего проворачивания детали 13 относительно кожуха 2. The pivot bearing 5 comprises two pivot bearings 11, 12, which are formed here by wire rings and between which the cup spring 4 is axially held or clamped. The pivot bearing 11 on the side of the Belleville spring 4 facing the pressure disk 3 is axially loaded with force in the direction of the casing 2 by means of the energy accumulator 13. It is formed by a Belleville spring or part 13 in the form of a Belleville spring, which is radially external edge sections 13a rests on the casing 2, and lying radially further inside the sections 13c axially loads the pivot bearing 11 to the disk spring 4, and thereby in the direction of the casing 2. The disk spring 13 between the pressure disk 3 and the disk spring 4 contains A ring-shaped base 13b, from the inside edge of which the tongues 13c are directed radially inward, resting on the pivot bearing 11. Radially outside the base 13b, consoles 13a are formed which interact with the support sections 14 directly formed from the casing 2. There is a bayonet between the support sections 14 and the consoles 13a connection or blocking, so that after axial tension of the part 13 and its radially external sections or consoles 13a hit axially on the supporting sections 14 of the console 13a, they can abut against the supporting sections 14 due to the corresponding rotation of the part 13 relative to the casing 2.

Для фиксации тарельчатой пружины 4 от проворачивания на кожухе 2 закреплены аксиально проходящие центрирующие средства в виде заклепочных элементов 15, имеющих аксиально проходящий через вырез между соседними язычками 4 стержень 15a. To fix the cup spring 4 from turning on the casing 2, axially passing centering means are fixed in the form of rivet elements 15 having a shaft 15a axially passing through the cutout between adjacent tongues 4.

Деталь в виде тарельчатой пружины или тарельчатая пружина 13 выполнена в виде сенсорной пружины, которая по заданному рабочему ходу может создавать, по меньшей мере, приблизительно постоянное усилие. При создании элементами 9 в виде плоской пружины осевого усилия между кожухом 2 и нажимным диском 3 оно накладывается на осевое усилие, созданное сенсорной пружиной 13. У элементов 9 в виде плоской пружины, встроенных в сцепление 1 таким образом, что и они аксиально нагружают нажимной диск 3 в направлении кожуха 2 или тарельчатой пружины 4, суммируются созданные элементами 9 в виде плоской пружины и сенсорной пружиной 13 осевые усилия, которые затем образуют так называемое сенсорное усилие, действующее на тарельчатую пружину 4. При расчете сенсорной пружины 13 необходимо, следовательно, постоянно учитывать накладывающиеся усилия. Созданное элементами 9 в виде плоской пружины осевое усилие также накладывается на усилие, созданное тарельчатой пружиной 4 и действующее на нажимной диск 3, так что при натяжении элементы 9 в виде плоской пружины в смысле приподнимания нажимного диска 3 от диска 8 сцепления оказываемое нажимным диском 3 на фрикционные накладки 7 осевое зажимное усилие на величину созданного элементами 9 усилия меньше, чем созданное тарельчатой пружиной 4 усилие. Созданное элементами 9 в виде плоской пружины и сенсорной пружиной 13 усилие воспринимает действующее на острия 4c язычков усилие выключения сцепления, причем при отпускании фрикционных накладок 7 между оказываемым на поворотную опору 11 усилием выключения и оказываемым на нее результирующим сенсорным усилием возникает по меньшей мере приблизительное равновесие. Под усилием выключения следует понимать усилие, оказываемое при нажатии на сцеплении 1 на острия 4a язычков или рычаги выключения диафрагменного сцепления. Это усилие выключения может измениться, если рассматривать по ходу выключения в зоне остриев 4c язычков. The disk spring part or the disk spring 13 is made in the form of a sensor spring, which, at a given stroke, can create at least approximately constant force. When creating elements 9 in the form of a flat spring of axial force between the casing 2 and the pressure plate 3, it is superimposed on the axial force created by the sensor spring 13. For elements 9 in the form of a flat spring built into the clutch 1 in such a way that they axially load the pressure disk 3 in the direction of the casing 2 or the Belleville spring 4, the axial forces created by the elements 9 in the form of a flat spring and the sensor spring 13 are summed up, which then form the so-called sensory force acting on the Belleville spring 4. When calculating the sensor second spring 13 is necessary, therefore, to consider constantly overlapping efforts. The axial force created by the elements 9 in the form of a flat spring is also superimposed on the force created by the disk spring 4 and acting on the pressure plate 3, so that when tensioning the elements 9 in the form of a flat spring in the sense of lifting the pressure disk 3 from the clutch disk 8, the pressure disk 3 exerts on friction pads 7 axial clamping force by the amount of force created by the elements 9 is less than the force created by the cup spring 4. The force generated by the elements 9 in the form of a flat spring and the sensor spring 13 senses the clutch disengaging force acting on the tongues of the tongues 4c, and when releasing the friction linings 7, at least approximate equilibrium arises between the disengaging force exerted on the rotary support 11 and the resulting sensory force exerted on it. By the force of the shutdown should be understood the force exerted by pressing on the clutch 1 on the tip 4a of the reeds or the levers of switching off the diaphragm clutch. This turn-off force can change if we consider along the turn-off in the zone of the tips 4c reeds.

Поворотная опора 12 опирается на кожух 2 посредством регулировочного устройства 16, которое при осевом смещении поворотных опор 11, 12 в направлении нажимного диска 3 или диска противодавления 6 препятствует образованию нежелательного зазора между поворотной опорой 12 и кожухом или между поворотной опорой 12 и тарельчатой пружиной 4. Это исключает возникновение при нажатии на сцепление 1 нежелательных мертвых или холостых ходов, что обеспечивает оптимальный КПД и безупречное управление сцеплением. Осевое смещение поворотных опор 11, 12 происходит при осевом износе поверхностей трения нажимного диска 3 и диска противодавления 6, а также фрикционных накладок 7. Принцип действия автоматической регулировки опоры 5 подробнее поясняется во взаимосвязи с диаграммами на фиг. 4-6. The pivot bearing 12 is supported on the casing 2 by means of an adjusting device 16, which, when the pivot bearings 11, 12 are axially displaced in the direction of the pressure plate 3 or the back pressure disk 6, prevents the formation of an undesirable gap between the pivot bearing 12 and the casing or between the pivot bearing 12 and the cup spring 4. This eliminates the occurrence of unwanted dead or idle strokes when the clutch is pressed 1, which ensures optimal efficiency and excellent clutch control. The axial displacement of the pivot bearings 11, 12 occurs during axial wear of the friction surfaces of the pressure plate 3 and the back pressure disk 6, as well as the friction linings 7. The principle of operation of the automatic adjustment of the support 5 is explained in more detail in relation to the diagrams in FIG. 4-6.

Регулировочное устройство 16 содержит подпружиненный регулировочный элемент в виде кольцеобразной детали 17, которая имеет проходящие в направлении периферии и аксиально набегающие уклоны 18, распределенные по периферии детали 17. Регулировочный элемент 17 встроен в сцепление 1 таким образом, что набегающие уклоны 18 обращены к дну 2a кожуха. На обращенной от набегающих уклонов 18 стороне регулировочного элемента 17 образованная проволочным кольцом поворотная опора 12 центрирована в желобчатом гнезде. The adjusting device 16 contains a spring-loaded adjusting element in the form of an annular part 17, which has slopes extending in the direction of the periphery and axially ramping 18 distributed over the periphery of the part 17. The adjusting element 17 is integrated in the clutch 1 so that the ramps 18 are facing the bottom 2a of the casing . On the side of the adjusting element 17 facing away from the ramps 18, the pivot bearing 12 formed by the wire ring is centered in the grooved slot.

В представленном на чертеже примере исполнения регулировочное кольцо 17 изготовлено из пластмассы, например из жаростойкого термопласта, который может быть дополнительно армирован волокном. Благодаря этому регулировочное кольцо 17 изготовляется простым образом в виде отливки. Регулировочное кольцо 17 центрируется посредством аксиально проходящих участков 15a равномерно распределенных по окружности заклепок 15. In the embodiment shown in the drawing, the adjusting ring 17 is made of plastic, for example a heat-resistant thermoplastic, which can be further reinforced with fiber. Due to this, the adjusting ring 17 is made in a simple manner in the form of castings. The adjusting ring 17 is centered by axially extending portions 15a uniformly distributed around the circumference of the rivets 15.

Регулировочное кольцо 17 опирается своими набегающими уклонами 18 на чеканенные на основании 2a кожуха набегающие контруклоны 19. Чеканки, которые образуют набегающие контруклоны 19, выполнены таким образом, что в направлении вращения сцепления 1 они образуют воздухопроницаемые отверстия 20a. Такое исполнение обеспечивает при вращении сцепления 1 лучшее охлаждение образующих его деталей, в частности изготовленного из пластмассы регулировочного кольца 17. Чеканки кожуха выполнены таким образом, что они вызывают принудительную циркуляцию воздуха внутри ограниченного кожухом 2 конструктивного пространства сцепления. The adjusting ring 17 is supported by its ramps 18 on the ramming counterclones 19 minted on the base 2a of the casing. This design provides, when the clutch 1 is rotated, better cooling of its constituent parts, in particular of the adjusting ring 17 made of plastic.

Уклоны 18, 19 выполнены в направлении окружности по длине и углу таким образом, что обеспечивают по меньшей мере угол поворота регулировочного кольца 17 относительно кожуха 2, которое в течение всего срока службы сцепления 1 обеспечивает компенсацию износа, возникающего на фрикционных поверхностях нажимного диска 3 и диска противодавления 6, а также на фрикционных накладках 7. Этот регулировочный угол может составлять в зависимости от исполнения набегающих рамп 8-60^o, предпочтительно 10-30^o. Угол набегания уклонов 18, 19 может составлять 4-12^o. Этот угол выбран таким образом, что трение, возникающее при прижатии набегающих уклонов 18 и контруклонов 19, препятствует проскальзыванию между ними.The slopes 18, 19 are made in the direction of the circumference along the length and angle in such a way that they provide at least an angle of rotation of the adjusting ring 17 relative to the casing 2, which during the entire service life of the clutch 1 provides compensation for wear that occurs on the friction surfaces of the pressure plate 3 and the disk back pressure 6, as well as on the friction lining 7. This adjustment angle may be depending on the design of the ramps 8-60 ^o , preferably 10-30 ^o . The incidence angle of the slopes 18, 19 may be 4-12 ^o . This angle is chosen in such a way that the friction that arises when the incident slopes 18 and the counterclones 19 are pressed, prevents slippage between them.

Регулировочное кольцо 17 подпружинено в окружном направлении, а именно в направлении регулировочного поворота, т.е. в направлении, которое при набегании уклонов 18 на контруклоны 19 вызывает осевое смещение регулировочного кольца 17 в направлении нажимного диска 8, следовательно, в осевом направлении от радиального отрезка 2a кожуха. The adjusting ring 17 is spring-loaded in the circumferential direction, namely in the direction of the adjusting rotation, i.e. in the direction that when the slopes 18 run onto the counterclones 19 causes an axial displacement of the adjusting ring 17 in the direction of the pressure disk 8, therefore, in the axial direction from the radial segment 2a of the casing.

Как видно в сочетании с фиг. 2, подпружиненность регулировочного кольца 17 обеспечивается отдельными винтовыми пружинами 20, которые проходят в направлении периферии кожуха 2 и зажаты между кольцом регулировочным 17 и кожухом 2. Предпочтительно предусмотрены три такие, равномерно распределенные винтовые пружины 20. Отдельные винтовые пружины 20 размещены на лапках 21, выполненных за одно целое с кожухом 2. Лапки отформованы из листового материала кожуха 2 путем образования, например, отштампованного U-образного выреза 22. Лапки 21 проходят, если смотреть в направлении к периферии, дугообразно или тангенциально и находятся предпочтительно по меньшей мере приблизительно на той же осевой высоте, что и непосредственно соседние участки кожуха. As seen in conjunction with FIG. 2, the spring of the adjusting ring 17 is provided by separate coil springs 20, which extend in the direction of the periphery of the casing 2 and are sandwiched between the adjusting ring 17 and the casing 2. Three such uniformly distributed coil springs 20 are preferably provided. Separate coil springs 20 are placed on the tabs 21 made integrally with the casing 2. The paws are molded from the sheet material of the casing 2 by forming, for example, a stamped U-shaped cutout 22. The paws 21 extend when viewed towards the periphery The arches are arched or tangential and are preferably at least approximately at the same axial height as directly adjacent sections of the casing.

Ширина лапок 21 рассчитана таким образом, что размещенные на них винтовые пружины 20 проходят в радиальном и осевом направлениях. Нагруженные пружинами 20 в направлении регулировки регулировочное кольцо 17 имеет на внутренней окружности направленные радиальные внутрь консоли 23, снабженные радиально внутри направленной в осевом направлении вилкой 24. Вилки 24 образуют по два направленных в осевом направлении зубца 25, охватывающих с обеих сторон лапку 21. Для этого зубцы 25 проходят аксиально через вырез 22. Зубцы 25 подпружинены регулировочными пружинами 20. The width of the legs 21 is designed so that the coil springs 20 placed on them extend radially and axially. Loaded with springs 20 in the direction of adjustment, the adjusting ring 17 has on the inner circumference radially inwardly directed consoles 23, provided with a radially inside axially directed fork 24. The forks 24 form two axially directed teeth 25, covering tab 21 on both sides. the teeth 25 pass axially through the cutout 22. The teeth 25 are spring-loaded with adjusting springs 20.

В новом сцеплении 1 осевые возвышения, образующие набегающие уклоны и набегающие контруклоны 19, аксиально входят друг в друга дальше всего, т.е. кольцо 17, а тем самым поворотная опора 5 смещена дальше всего в направлении дна 2a кожуха. In the new clutch 1, axial elevations forming oncoming slopes and oncoming counterclones 19 axially enter each other farthest, i.e. ring 17, and thereby the pivot bearing 5 is shifted farthest in the direction of the bottom 2a of the casing.

Сцепление 1 содержит дополнительный аккумулятор энергии 26, образованный детально в виде тарельчатой пружины. Деталь 26 в виде тарельчатой пружины имеет кольцеобразное основание 27, от которого радиально внутрь направлены консоли в виде язычков 28. Деталь 26 в виде тарельчатой пружины предусмотрена аксиально между дном 2a кожуха и прижимной или регулировочной пружиной 4 и удерживается относительно последней в позиционированном виде. Для этого язычки 28 отогнуты в осевом направлении относительно основания 27 таким образом, что они проходят аксиально через отверстия 29 между язычками 4b тарельчатой пружины 4 и охватывают снизу образованную проволочным кольцом поворотную опору 11 отогнутыми радиально внутрь участками 30. Осевое позиционирование детали 26 в виде тарельчатой пружины относительно тарельчатой пружины 4 осуществляется средствами 31 наподобие плоских пружин, которые аксиально прочно соединены с тарельчатой пружиной 4 и аксиально нагружают концевые участки 30 язычков 28, за счет чего аксиально натягиваются деталь 26 в виде тарельчатой пружины, тарельчатая пружина и кольцеобразная обкатываемая опора, предусмотренная аксиально между тарельчатой пружиной 4 и концевыми участками 30 язычков 28. Язычки 28 смещены в направлении периферии относительно языков 13c пружины 13. Clutch 1 contains an additional energy accumulator 26, formed in detail in the form of a Belleville spring. Part 26 in the form of a disk spring has an annular base 27, from which the consoles in the form of reeds 28 are directed radially inward. Detail 26 in the form of a disk spring is provided axially between the bottom 2a of the casing and the pressure or adjustment spring 4 and is held relative to the latter in a positioned form. For this, the tongues 28 are bent in the axial direction relative to the base 27 so that they pass axially through the holes 29 between the tongues 4b of the Belleville spring 4 and cover the bottom formed by the wire ring of the rotary support 11 radially inwardly curved sections 30. The axial positioning of the part 26 in the form of a Belleville spring relative to the cup spring 4 is carried out by means of 31 like flat springs, which are axially firmly connected to the cup spring 4 and axially load the end sections 30 of the tongue 28, due to which the part 26 in the form of a disk spring, a disk spring and an annular rolling support provided axially between the disk spring 4 and the end sections 30 of the tongues 28 are axially stretched. The tongues 28 are offset in the periphery relative to the tongues 13c of the spring 13.

Как видно из фиг. 3, деталь 26, имеющая форму тарельчатой пружины, тарельчатая пружина 4 и поворотная опора 11 объединены средствами 31 в предварительно смонтированный узел, который при сборке сцепления 1 может быть установлен в кожух 2. На фиг. 3 изображено положение ослабленной тарельчатой пружины 4 относительно детали 26 в виде тарельчатой пружины. As can be seen from FIG. 3, a disk-shaped part 26, a disk-shaped spring 4 and a pivot bearing 11 are combined by means 31 into a pre-assembled assembly, which, when the clutch is assembled 1, can be installed in the casing 2. FIG. 3 shows the position of the weakened disk spring 4 relative to the part 26 in the form of a disk spring.

Из фиг. 1 видно, что также в смонтированном на диске противодавления 6 виде сцепления 1 имеется осевое расстояние или зазор 32 между тарельчатой пружиной 4, находящейся в положении, соответствующем включенному положению сцепления 1, и деталью 26 в виде тарельчатой пружины, находящейся в своем ослабленном виде. Расстояние 32 между радиально внешними участками оснований 4a, 27 должно быть рассчитано так, чтобы при выключении сцепления 1 повернутая вокруг поворотной опоры 5 тарельчатая пружина 4 могла нагружать деталь 26 в виде тарельчатой пружины только после поворота на угол или хода выключения, по меньшей мере приблизительно соответствующего отпусканию диска 8 сцепления. Под отпусканием диска 8 сцепления фрикционных накладок 7 следует понимать состояние сцепления 1, при котором фрикционные накладки 7 практически не зажаты больше между поверхностями трения нажимного диска 3 и диска противодавления 6, т.е. состояние сцепления 1, при котором от диска противодавления 7, 6 на диск 8 сцепления практически не может передаваться крутящий момент. В этом состоянии пружинящие сегменты 10 ослаблены. Расстояние 32 может быть предпочтительно рассчитано таким образом, чтобы тарельчатая пружина 4 упиралась в деталь 26 в виде тарельчатой пружины вскоре после отпускания фрикционных накладок 7. Деталь 26 служит в качестве компенсационной пружины, которая приводит в соответствии характеристику усилия выключения сцепления 1 после отпускания диска 8 сцепления нужной характеристике ход-усилие. За счет соответствующего расчета компенсационной пружины 26 можно при оставшемся после отпускания фрикционных накладок 7 ходе выключения "линеаризировать" характеристику усилия выключения, т.е. по этому оставшемуся ходу выключения прилагаемое усилие выключения может поддерживаться практически постоянным или может быть существенно уменьшено по меньшей мере изменение усилия выключения по этому ходу. From FIG. 1 it can be seen that also in the form of the clutch 1 mounted on the counter-pressure disk 6, there is an axial distance or a gap 32 between the Belleville spring 4 located in the position corresponding to the engaged position of the clutch 1 and the part 26 in the form of a Belleville spring in its weakened form. The distance 32 between the radially external sections of the bases 4a, 27 should be calculated so that when the clutch 1 is turned off, the disk spring 4 rotated around the rotary support 5 can load the plate 26 as a disk spring only after turning through an angle or turning off at least approximately corresponding releasing the clutch disc 8. By releasing the clutch plate 8 of the friction linings 7, it is necessary to understand the state of the clutch 1, in which the friction linings 7 are practically no longer sandwiched between the friction surfaces of the pressure plate 3 and the back pressure disk 6, i.e. clutch state 1, in which almost no torque can be transmitted from the counter-pressure disk 7, 6 to the clutch disk 8. In this state, the spring segments 10 are weakened. The distance 32 can preferably be designed so that the disk spring 4 abuts the element 26 in the form of a disk spring shortly after releasing the friction linings 7. The element 26 serves as a compensation spring, which corresponds to the characteristic of the disengagement force of the clutch 1 after releasing the clutch disc 8 desired characteristic stroke-force. Due to the corresponding calculation of the compensation spring 26, it is possible to “linearize” the characteristic of the shutdown force, which remains after the friction lining 7 has been released, and the shut-off force is linearized, i.e. along this remaining turn-off stroke, the applied turn-off force can be kept practically constant, or at least a change in the turn-off force along this turn can be substantially reduced.

Во взаимосвязи с изображенными на диаграммах фиг. 4-6 характеристиками более подробно поясняется принцип действия сцепления. In conjunction with the diagrams of FIG. 4-6 characteristics in more detail the principle of the clutch.

Линия 33 на фиг. 4 изображает в зависимости от изменения конусности тарельчатой пружины 4 и с учетом созданного элемента 9 в виде плоской пружины усилия результирующую характеристику осевого усилия, а именно при деформации тарельчатой пружины 4 между двумя опорами, радиальное расстояние между которыми соответствует радиальному расстоянию между поворотной опорой 5 и радиально внешним поддерживающим диаметром 3a нажимного диска 3. На абсциссе изображен относительный осевой ход между обеими опорами, а на ординате - созданное тарельчатой пружиной 4 и элементами 9 в виде плоской пружины результирующее усилие. Точка 34 изображает встроенное положение тарельчатой пружины 4 при включенном сцеплении 1, т.е. в положении, при котором тарельчатая пружина 4 для соответствующего встроенного положения оказывает максимальное усилие прижима на нажимной диск 3. Точка 34 может быть смещена вверх или вниз вдоль линии 33 за счет изменения конического встроенного положения тарельчатой пружины 4. Line 33 in FIG. 4 depicts, depending on the change in taper of the cup spring 4 and taking into account the created element 9 in the form of a flat spring of force, the resulting characteristic of the axial force, namely, when the cup spring 4 is deformed between two bearings, the radial distance between which corresponds to the radial distance between the rotary support 5 and radially external supporting diameter 3a of the pressure plate 3. On the abscissa shows the relative axial stroke between the two supports, and on the ordinate is the disk spring 4 and the element E 9 in the form of a leaf spring resultant force. Point 34 shows the integrated position of the cup spring 4 with clutch 1 engaged, i.e. in the position in which the disk spring 4 for the corresponding built-in position exerts maximum clamping force on the pressure plate 3. The point 34 can be shifted up or down along line 33 by changing the conical integrated position of the disk spring 4.

Линия 35 изображает созданное пружинящими сегментами 10 осевое разжимное усилие, действующее между обеими фрикционными накладками 7. В этой характеристике содержатся все пружинения, действующие так же, как пружинение накладок, например, упругость кожуха, упругость поворотной опоры или при необходимости упругие средства между тарельчатой пружиной и опорой нажимного диска и т.п. Это осевое разжимающее усилие действует против осевого усилия, оказываемого тарельчатой пружиной 4 на нажимной диск 3. Предпочтительно, если осевое усилие, необходимое для максимально возможной упругой деформации пружинящих сегментов 10, соответствует по меньшей мере усилию, оказываемому тарельчатой пружиной 4 на нажимной диск 3 при включенном сцеплении 1. При этом выключении пружинящие сегменты 10 ослабляются, а именно по пути 36. По этому пути 36, соответствующему осевому смещению нажимного диска 3, поддерживается выключение сцепления, т.е. необходимо приложить меньшее максимальное усилие выключения, чем то, которое соответствовало бы точке 34 при отсутствии пружинящих сегментов 10. При превышении точки 37 отпускаются фрикционные накладки 7, причем на основе дегрессивного участка характеристики тарельчатой пружины 4 прикладываемое тогда еще усилие выключения значительно уменьшается по сравнению с тем, которое соответствовало бы точке 34. Усилие выключения сцепления уменьшалось бы без компенсационной пружины 26 до тех пор, пока не была бы достигнута находящаяся на оси абсцисс точка 38. При превышении точки 38 в направлении выключения происходит изменение направления созданного тарельчатой пружиной 4 осевого усилия, так что при превышении точки 48 тарельчатая пружина 4 самопроизвольно перескакивает в направлении выключения, и усилие самопроизвольно уменьшается в направлении минимума или точки впадины 38a или 39a синусоидальной характеристики 33. При превышении точки 38 в направлении выключения созданное тарельчатое пружиной 4 усилие становится отрицательным, так что без компенсационной пружины 26 сцепление 1 самопроизвольно осталось бы выключенным. При превышении минимума 38a в процессе выключения сцепления созданное тарельчатой пружиной 4 отрицательное усилие снова уменьшается до лежащей на оси абсцисс точки 39. При превышении точки 49 в направлении выключения созданное тарельчатой пружиной 4 усилие снова становится положительным, причем при достижении точки 39a необходимое для нажатия тарельчатой пружины 4 до отказа усилие совпадает с усилием, соответствующим точке 37. Line 35 shows the axial expanding force created by the spring segments 10 acting between the two friction linings 7. This characteristic contains all the springs acting in the same way as the spring of the linings, for example, the elasticity of the casing, the elasticity of the swivel bearing or, if necessary, the elastic means between the Belleville spring and support of a pressure plate, etc. This axial compressive force acts against the axial force exerted by the Belleville spring 4 on the pressure plate 3. Preferably, if the axial force required for the greatest possible elastic deformation of the spring segments 10 corresponds to at least the force exerted by the Belleville spring 4 on the pressure disk 3 when clutch 1. With this shutdown, the spring segments 10 are weakened, namely, along the path 36. On this path 36, corresponding to the axial displacement of the pressure plate 3, the clutch disengages, i.e. it is necessary to apply a lower maximum shut-off force than that which would correspond to point 34 in the absence of spring segments 10. When the point 37 is exceeded, friction pads 7 are released, and on the basis of the degressive section of the characteristic of the spring disk 4, the then-applied shut-off force is also significantly reduced compared to which would correspond to point 34. The clutch disengaging force would decrease without the compensation spring 26 until the abscissa located on the axis was reached point 38. When the point 38 is exceeded in the direction of switching off, the direction of the axial force created by the disk spring 4 changes, so when the point 48 is exceeded, the disk spring 4 spontaneously jumps in the direction of switching off, and the force spontaneously decreases in the direction of the minimum or the depression point 38a or 39a of the sinusoidal characteristic 33. When the point 38 is exceeded in the direction of switching off, the force created by the cup spring 4 becomes negative, so that without the compensation spring 26, the clutch 1 automatically arbitrarily stayed off. If the minimum 38a is exceeded during the clutch disengagement, the negative force created by the disk spring 4 again decreases to the point 39 lying on the abscissa axis. When the point 49 is exceeded in the direction of switching off, the force created by the disk spring 4 becomes positive again, and when point 39a is reached, the disk spring 4 to failure, the force coincides with the force corresponding to point 37.

На диаграмме фиг. 4 изображено также плоское состояние тарельчатой 33a пружины 4. В качестве плоского состояния тарельчатой пружины 4 обозначается такое состояние деформированной тарельчатой пружины 4, при котором кольцеобразное пружинящее основание 4a параллельно плоскости, перпендикулярной оси вращения тарельчатой пружины 4. In the diagram of FIG. 4 also shows the planar state of the cup spring 33a 4. As the planar state of the cup spring 4, the state of the deformed cup spring 4 is indicated in which the annular spring base 4a is parallel to a plane perpendicular to the axis of rotation of the cup spring 4.

Как видно из проходящего через точки 37, 38, 38a, 39, 39a отрезка кривой, без дополнительной пружины 26 после отпускания фрикционных накладок 7 за счет осевого приподнимания нажимного диска 3 имеется значительное изменение усилия выключения. Это изменение является недостатком, поскольку точно дозировать ход включения и выключения в этой области, в частности из-за различных изменений усилия с обеих сторон от минимума 38 (здесь в отрицательную сторону), трудно, и это как у сцеплений, управляемых педалью, так и серводвигателем. Для устранения этого недостатка и получения нужной характеристики усилия выключения по требуемому ходу отпускания нажимного диска 3 предусмотрена деталь 26 в виде тарельчатой пружины, которая у изображенного примера исполнения имеет характеристику усилие-ход согласно штриховой линии 41 (с учетом расстояния между ее опорами на тарельчатой пружине 4 по сравнению с расстоянием между опорами тарельчатой пружины 104 на кулачке 3a нажимного диска 3 и на поворотных опорах 11, 12). Как видно из фиг. 4, тарельчатая пружина 4 и деталь 26 в виде тарельчатой пружины имеют по меньшей мере в пределах пути отпускания 40 встречную характеристику усилие-ход. В изображенном примере исполнения деталь 26 в виде тарельчатой пружины действует лишь на части 42 пути 40. Под путем отпускания следует понимать путь, который нажимной диск 3 после отпускания накладок 7 фрикционных может еще пройти по оси при управлении сцеплением. Как видно из фиг. 4, при выключении сцепления деталь 26 в виде тарельчатой пружины действует лишь после точки 37, при которой отпускаются фрикционные накладки 7. Характеристика усилия, возникающая при наложении или суммировании характеристик 33, 41, обозначена позицией 43. Эта характеристика 43 начинается в точке 44. As can be seen from the curve segment passing through the points 37, 38, 38a, 39, 39a, without an additional spring 26, after releasing the friction linings 7 due to the axial lifting of the pressure disk 3, there is a significant change in the shutdown force. This change is a drawback, since it is difficult to accurately meter the on and off stroke in this area, in particular due to various changes in the effort on both sides from a minimum of 38 (here, in the negative direction), and this is true for both clutch pedal controlled and servomotor. To eliminate this drawback and obtain the desired characteristics of the shut-off force for the required release stroke of the pressure disk 3, a part 26 is provided in the form of a Belleville spring, which in the illustrated embodiment has a force-stroke characteristic according to the dashed line 41 (taking into account the distance between its supports on the Belleville spring 4 compared with the distance between the bearings of the Belleville spring 104 on the cam 3a of the pressure plate 3 and on the rotary bearings 11, 12). As can be seen from FIG. 4, the cup spring 4 and the cup spring part 26 have a counter force-stroke characteristic at least within the drop path 40. In the illustrated embodiment, the part 26 in the form of a disk spring acts only on part 42 of the path 40. By releasing it, one should understand the path that the pressure plate 3 after releasing the friction plates 7 can still pass along the axis when controlling the clutch. As can be seen from FIG. 4, when the clutch is disengaged, the part 26 in the form of a disk spring acts only after point 37, at which the friction linings are released 7. The force characteristic that occurs when the characteristics 33, 41 are superimposed or summed is indicated by 43. This characteristic 43 starts at point 44.

Точка 44 действия детали 26 в виде тарельчатой пружины определяется осевым расстоянием 32 между внешним контуром тарельчатой пружины 4 и радиально внешним участком детали 26 в виде тарельчатой пружины. Путь 40 рассчитан таким образом, что даже по достижении полного хода выключения сцепления соответствующее конечной точке 45 пути 40 усилие выключения меньше усилия выключения, соответствующего точке 37. Это требуется, как будет пояснено подробнее, для устранения нежелательной регулировки регулировочным устройством 16. The point 44 of the action of the part 26 in the form of a disk spring is determined by the axial distance 32 between the outer contour of the disk spring 4 and the radially external section of the part 26 in the form of a disk spring. Path 40 is designed in such a way that even after the clutch has been fully disengaged, the stop force corresponding to the end point 45 of the path 40 is less than the shutdown force corresponding to point 37. This is required, as will be explained in more detail, to eliminate undesirable adjustment by the adjusting device 16.

Ход выключения сцепления, требующийся в зоне остриев 4c или упорного диаметра 4d, например, для подшипника муфты выключения сцепления, увеличен по сравнению с возможным осевым ходом смещения 46 нажимного диска 3 на фиг. 4 на отношение плеч рычага тарельчатой пружины 4. Эта пружина или отношение плеч рычага соответствует отношению радиального расстояния между поворотной опорой 5 и упорным диаметром 4d и к радиальному расстоянию между поворотной опорой 5 и опорным диаметром 3a между тарельчатой пружиной 4 и нажимным диском 3. Это передаточное отношение составляет в большинстве случаев 3:1 - 5: 1, однако для некоторых случаев может быть больше или меньше. У изображенного примера исполнения на фиг. 1 это передаточное отношение составляет 4,2. The clutch release stroke required in the region of the tips 4c or the thrust diameter 4d, for example, for the clutch release bearing, is increased compared to the possible axial stroke of the displacement 46 of the pressure plate 3 in FIG. 4 to the ratio of the lever arms of the disk spring 4. This spring or the ratio of the lever arms corresponds to the ratio of the radial distance between the swing bearing 5 and the thrust diameter 4d and the radial distance between the swing bearing 5 and the bearing diameter 3a between the disk spring 4 and the pressure plate 3. This is a transfer the ratio is in most cases 3: 1 - 5: 1, but for some cases it can be more or less. In the illustrated embodiment in FIG. 1, this gear ratio is 4.2.

Характеристика усилия выключения по пути 40 относительно исполнительного диаметра 4d в зоне остриев 4c также укорочена в соответствии с упомянутым передаточным отношением по сравнению с изображенной на фиг. 4. The characteristic of the shut-off force along the path 40 relative to the actuating diameter 4d in the region of the tips 4c is also shortened in accordance with said gear ratio compared to that shown in FIG. 4.

На фиг. 4 изображена также характеристика 47 усилия, прилагаемого для выключения сцепления по пути ослабления 36 пружинящих элементов 10 в зоне контактного диаметра 3a между нажимным диском 3 и тарельчатой пружиной 4. Характеристика 47 соответствует разности характеристики 33 между точками 34, 37 и характеристикой 35 пружинящих сегментов 10. Характеристика усилия в зоне исполнительного диаметра 4d язычков 4b меньше по сравнению с характеристикой 47 фиг. 4 в соответствии с отношением плеч рычага тарельчатой пружины 4, причем, однако, требуемый в зоне исполнительного диаметра 4d осевой ход соответственно больше по сравнению с ходом ослабления 36 пружинящих сегментов 10 на это передаточное отношение. При расчете сцепления 1 по фиг. 1-4 на части хода выключения поворачивается только исполнительная или главная тарельчатая пружина 4, а именно до тех пор, пока ее наружный край не упрется в дополнительную или компенсационную пружину 26. После этого главная тарельчатая пружина 4 поворачивается вместе с пружиной 26 компенсационной, причем характеристики усилие-ход этих обеих пружин накладываются друг на друга и образуют результирующую характеристику 43, проходящую по меньшей мере по части пути 40. Как видно из фиг. 4, минимум 38a усилия тарельчатой пружины 4 может быть выбран очень низким и принимать даже отрицательные значения, так что минимум 38a приходится под абсциссой. В последнем случае тарельчатая пружина 4 образует так называемую защелкивающуюся пружину, имеющую натяжное состояние, в котором она может оставаться без воздействия внешнего усилия. Компенсационная пружина 26 действует по меньшей мере в соседних с минимумом 38a усилия главной тарельчатой пружины 4 зонах. In FIG. 4 also shows the characteristic 47 of the force applied to release the clutch along the path of weakening 36 of the spring elements 10 in the area of the contact diameter 3a between the pressure plate 3 and the cup spring 4. The characteristic 47 corresponds to the difference of the characteristic 33 between the points 34, 37 and the characteristic 35 of the spring segments 10. The force characteristic in the area of the actuating diameter 4d of the tongues 4b is smaller compared to characteristic 47 of FIG. 4 in accordance with the ratio of the lever arms of the Belleville spring 4, however, however, the axial stroke required in the area of the actuating diameter 4d is correspondingly greater than the weakening stroke 36 of the spring segments 10 by this gear ratio. When calculating the clutch 1 of FIG. 1-4, only the actuating or main disk spring 4 is rotated on the part of the shutdown stroke, namely, until its outer edge abuts against the additional or compensation spring 26. After that, the main disk spring 4 is rotated together with the compensation spring 26, and the characteristics the force-stroke of these two springs is superimposed on each other and form the resulting characteristic 43 extending along at least part of the path 40. As can be seen from FIG. 4, the minimum force 38a of the cup spring 4 can be selected very low and even take negative values, so that the minimum 38a falls under the abscissa. In the latter case, the cup spring 4 forms a so-called snap spring having a tension state in which it can remain without external force. The compensation spring 26 acts in at least the zones adjacent to the minimum 38a of the force of the main disk spring 4.

Компенсационная пружина 26 вызывает то, что на пути 40 характеристика необходимого для выключения сцепления усилия возрастает, так что возникающая вариация в характеристике усилия выключения может быть значительно уменьшена по сравнению с той, которая возникла бы на проходящем по пути 40 участке характеристики 33 усилие - ход тарельчатой пружины 4. The compensation spring 26 causes the characteristic of the force necessary for disengaging the clutch to increase on the way 40, so that the variation in the characteristic of the turning off force can be significantly reduced compared with the force that would occur on the path 33 of the characteristic 33 passing along the path 40 springs 4.

Пружина 13, служащая датчиком усилия, имеет характеристику усилие-ход в соответствии с линией 48 фиг. 5. Характеристика 48 соответствует той, которая создается при возвращении детали 13 в виде тарельчатой пружины из ослабленного состояния в свою конусность, а именно между двумя поворотными опорами, радиальное расстояние между которыми соответствует радиальному расстоянию между поворотными опорами 11, 14. The spring 13 serving as a force sensor has a force-stroke characteristic in accordance with line 48 of FIG. 5. Characteristic 48 corresponds to that which is created when the part 13 in the form of a Belleville spring returns from its weakened state to its taper, namely between two pivot bearings, the radial distance between which corresponds to the radial distance between the pivot bearings 11, 14.

Общее усилие, нагружающее исполнительную тарельчатую пружину 4 при выключении сцепления и после отпускания диска 8 к опоре обкатывания 12, возникает за счет сложения усилий, оказываемых главным образом элементами 9 в виде плоской пружины, сенсорной пружиной 13, и усилия выключения, оказываемого на исполнительную плоскую пружину 4 на исполнительном участке 4d. Элементы 9 в виде плоской пружины могут быть расположены между кожухом 2 и нажимным диском 3 таким образом, что с возрастанием износа фрикционных накладок 7 и по пути включения 46 сцепления увеличивается осевое усилие, оказываемое плоскими пружинами 9 на тарельчатую пружину 4. Так, по пути 49 на фиг. 5 и на пути компенсации износа регулировочным устройством 16 созданное плоскими пружинами 9 осевое усилие имеет возрастающую характеристику по линии 50. Из фиг. 5 видно также, что с возрастанием прогиба сенсорной пружины 13 оказываемое плоскими пружинами 9 на нажимной диск 3 возвратное усилие, действующее на тарельчатую пружину 4, возрастает. За счет сложения характеристик 50, 48 образуется результирующая характеристика 51, которая аксиально действует на тарельчатую пружину 4, а именно прижимает ее к поворотной опоре 12. Следовательно, за счет соответствующего натяжения плоских пружин 9 можно уменьшить усилие опирания или характеристику усилия опирания, создаваемое или создаваемую сенсорной пружиной 13 по меньшей мере по пути 49. У изображенного примера исполнения сенсорная пружина 13 имеет по пути 49 убывающую или отрицательную характеристику ход-усилие. За счет соответствующего исполнения и расположения элементов 9 в виде плоской пружины можно также по меньшей мере частично компенсировать повышение усилия выключения, вызванное уменьшением пружинения накладок и/или укладки пружинящих сегментов в накладки, причем сенсорное усилие 51 слегка возрастает при смещении тарельчатой пружины 4 в направлении диска противодавления. Это обеспечивает то, что тарельчатая пружина 4 сохраняет ту же рабочую точку 34 при включенном сцеплении или тот же рабочий диапазон 46, так что тарельчатая пружина 4 в течение всего срока службы сцепления оказывает на нажимной диск 3 в основном по меньшей мере приблизительно постоянное усилие прижима. Кроме того, при расчете сцепления, в частности сенсорной пружины 13 и/или плоских пружин 9, необходимо учитывать созданное действующими на регулировочный элемент 17 регулировочными пружинами 20 результирующее осевое усилие, противодействующее сенсорной пружине 13 и/или плоским пружинам 9. The total force loading the actuating cup spring 4 when the clutch is turned off and after releasing the disk 8 to the rolling support 12 occurs due to the addition of the forces exerted mainly by the elements 9 in the form of a flat spring, the sensor spring 13, and the switching force exerted on the executive flat spring 4 at the executive site 4d. Elements 9 in the form of a flat spring can be located between the casing 2 and the pressure plate 3 in such a way that, with increasing wear of the friction linings 7 and along the clutch path 46, the axial force exerted by the flat springs 9 on the cup spring 4 increases. Thus, along the path 49 in FIG. 5 and in the way of compensating for wear by the adjusting device 16, the axial force created by the flat springs 9 has an increasing characteristic along line 50. From FIG. 5 also shows that with increasing deflection of the sensor spring 13 exerted by the flat springs 9 on the pressure plate 3, the return force acting on the disk spring 4 increases. By adding up the characteristics 50, 48, the resulting characteristic 51 is formed, which acts axially on the cup spring 4, namely, presses it against the rotary support 12. Therefore, due to the corresponding tension of the flat springs 9, the bearing force or the characteristic of the bearing force created or created can be reduced. the sensor spring 13 at least along the path 49. In the illustrated embodiment, the sensor spring 13 has a decreasing or negative stroke-force characteristic along the path 49. Due to the corresponding design and arrangement of the elements 9 in the form of a flat spring, it is also possible to at least partially compensate for the increase in the shut-off force caused by the reduction of the spring of the pads and / or the laying of the spring segments in the pads, and the sensory force 51 increases slightly when the disk spring 4 is displaced in the direction of the disk back pressure. This ensures that the disk spring 4 maintains the same operating point 34 with the clutch engaged or the same operating range 46, so that the disk spring 4 exerts a substantially at least approximately constant clamping force on the pressure plate 3 during the entire life of the clutch. In addition, when calculating the clutch, in particular the sensor spring 13 and / or the plane springs 9, it is necessary to take into account the resulting axial force created by the adjustment springs 17 acting on the adjustment element 17 and counteracting the sensor spring 13 and / or the plane springs 9.

При расчете сцепления 1 с натяженными плоскими пружинами 9 необходимо еще учитывать то, что натяжение плоских пружин 9 влияет на осевое усилие, оказываемое нажимным диском 3 на фрикционные накладки 7. Это означает, следовательно, что при натяжении плоских пружин 9 в направлении тарельчатой пружины 4 созданное ею усилие прижима уменьшается на величину усилия натяжения плоских пружин 9. Следовательно, у такого сцепления образуется результирующее усилие прижима для диска 3 или накладок 7, возникающее за счет наложения усилия прижима пружины 4 с усилием натяжения пружин 9. Принимая, что характеристика 33 по фиг. 4, если рассматривать по рабочему диапазону 46 сцепления 1, изображает результирующую характеристику усилий тарельчатой пружины 4 и натяжных плоских пружин 9 в новом состоянии сцепления, с уменьшением расстояния между нажимным диском 3 и диском противодавления 6, например вследствие износа накладок, произошло бы смещение результирующей характеристики в сторону уменьшения, а именно из-за ответного момента, оказываемого с возрастанием износа плоскими пружинами 9 на тарельчатую пружину 4. Этот ответный момент имеется из-за радиального расстояния между поворотной опорой 5 и нагружающим диаметром 3a между тарельчатой пружиной 4 и нажимным диском 3. При расчете сцепления особенно важно, что возникающее за счет износа накладок возрастание усилия натяжения плоских пружин 9 предпочтительно меньше (самое большее равно), чем возникающее вследствие того же износа накладок возрастание усилия выключения на исполнительном участке 4, которое вызывает необходимый для регулирования поворот сенсорной пружины 13. Иначе упали бы усилие прижима нажимного диска 3 к фрикционным накладкам 7 при включенном сцеплении и усилие, оказываемое тарельчатой пружиной 4 на поворотную опору 11 при отпускании фрикционных накладок 7. Таким образом, вообще не смогла бы произойти регулировка, поскольку точки 34, 37 сместились бы в направлении минимума. When calculating the clutch 1 with the tensioned flat springs 9, it is also necessary to take into account that the tension of the flat springs 9 affects the axial force exerted by the pressure plate 3 on the friction linings 7. This means, therefore, that when the flat springs 9 are tensioned in the direction of the Belleville spring 4 with it, the clamping force decreases by the amount of tension force of the flat springs 9. Consequently, the resulting clamping force for the disk 3 or the linings 7 arises due to the application of the clamping force of the spring 4 s spring tension force 9. Assuming that characteristic 33 of FIG. 4, if we look at the operating range 46 of the clutch 1, it depicts the resulting characteristic force of the Belleville spring 4 and the tension flat springs 9 in the new clutch state, with a decrease in the distance between the pressure plate 3 and the back pressure disk 6, for example, due to wear on the pads, the resulting characteristic would shift downward, namely due to the response moment provided with increasing wear of the flat springs 9 on the disk spring 4. This response moment is due to the radial distance between the pivot bearing 5 and the loading diameter 3a between the cup spring 4 and the pressure plate 3. When calculating the clutch, it is especially important that the increase in the tension force of the flat springs 9 due to wear on the plates is preferably less (at most equal) than that resulting from the same wear of the plates, an increase in the shut-off force in the actuating section 4, which causes the rotation of the sensor spring 13 necessary for regulation, otherwise the pressing force of the pressure disk 3 to the friction linings 7 would fall if Hinnom clutch and the force exerted by the diaphragm spring 4 on a rotatable support 11 upon release of the friction linings 7. Thus, generally could not occur adjuster, since the points 34, 37 have shifted towards a minimum.

Результирующая характеристика 51 плоских пружин 9 и/или пружины 13 на фиг. 5 имеет ход 49 пружины, по которому возникающее осевое усилие остается в основном постоянным или предпочтительно слегка возрастает. Созданное в этой зоне 49 усилие выбрано так, что оно по меньшей мере приблизительно равно усилию выключения сцепления, соответствующему точке 37 на фиг. 4. Создаваемое сенсорной пружиной 13 и плоскими пружинами 9 результирующее опорное усилие меньше относительно соответствующего точке 37 усилия тарельчатой пружины 4 в соответствии с отношением плеч рычага этой пружины. The resulting characteristic 51 of the flat springs 9 and / or the spring 13 in FIG. 5 has a spring travel 49 along which the resulting axial force remains substantially constant or preferably increases slightly. The force generated in this zone 49 is selected so that it is at least approximately equal to the clutch disengaging force corresponding to point 37 in FIG. 4. The resulting supporting force created by the sensor spring 13 and the flat springs 9 is less than the corresponding disk spring force 4 corresponding to the point 37 in accordance with the ratio of the lever arms of this spring.

Встроенное положение элемента 13 в виде тарельчатой пружины в сцеплении 1 выбрано так, что он в зоне поворотной опоры 5 может совершать осевой ход в направлении фрикционных накладок 7, по меньшей мере соответствующих осевому регулировочному ходу нажимного диска 3 в направлении диска противодавления 6, который возникает, в частности, вследствие износа поверхностей трения и накладок. По меньшей мере приблизительно прямолинейный участок 49 характеристики 51 может иметь предпочтительно большую длину, чем упомянутый ход износа, поскольку за счет этого по меньшей мере частично могут быть компенсированы допуски сборки. The integrated position of the disk spring element 13 in the clutch 1 is selected so that it can make an axial stroke in the area of the rotary support 5 in the direction of the friction linings 7, at least corresponding to the axial adjustment stroke of the pressure plate 3 in the direction of the back pressure disk 6 that occurs in particular due to wear of friction surfaces and linings. The at least approximately rectilinear portion 49 of characteristic 51 may preferably be longer than said wear path, since assembly tolerances can be compensated at least in part.

Для получения практически постоянной или определенной точки отпускания 37 фрикционных накладок 7 при выключении сцепления можно использовать так называемое двухсегментное пружинение между фрикционными накладкам 7, т.е. пружинение накладок, при котором попарно спинка к спинке предусмотрены отдельные пружинные сегменты, причем отдельные пары сегментов могут быть также иметь относительно друг друга определенное осевое натяжение. За счет натяжения предусмотренных между накладками пружинных средств можно достичь в основном компенсации возникающих в течение срока службы укладочных потерь сегментов в заднюю сторону накладок. Под укладочными потерями следует понимать потери, возникающие за счет внедрения сегментов в заднюю сторону накладок. Целесообразно, если натяжение предусмотренного между накладками пружинения составляет 0,2 - 0,6 мм. За счет соответствующего ограничения осевого хода ослабления между обеими фрикционными накладками 7, а также за счет определенного, по меньшей мере небольшого натяжения, действующего между фрикционными накладками пружинения, можно далее достичь того, что по меньшей мере при выключении сцепления нажимной диск 3 на определенном пути 36 на фиг. 4 будет отжиматься предусмотренным между накладками пружинением. Для получения определенного пути 36 осевой ход между фрикционными накладками может быть ограничен соответствующими упорами как в направлении ослабления, так и в направлении натяжения пружинения 10. В качестве пружинений накладок могут использоваться в сочетании с настоящим изобретением предпочтительным образом такие, которые известны, например, из заявки N P 4206880.0, учтенный в объекте настоящего изобретения. To obtain a practically constant or specific release point 37 of the friction linings 7 when the clutch is disengaged, the so-called two-segment spring between the friction linings 7 can be used, i.e. springing of the linings, in which separate spring segments are provided in pairs, back to back, moreover, the individual pairs of segments can also have a certain axial tension relative to each other. Due to the tension provided between the plates of the spring means, it is possible to achieve mainly compensation of the segments that occur during the service life of the packing losses in the rear side of the plates. Under laying losses should be understood losses arising from the introduction of segments in the rear side of the pads. It is advisable if the tension provided between the spring plates is 0.2 - 0.6 mm. Due to the corresponding limitation of the axial course of the weakening between the two friction linings 7, as well as due to a certain at least a small tension acting between the friction linings of the spring, it is possible to further achieve that, at least when the clutch is disengaged, the pressure plate 3 on a certain path 36 in FIG. 4 will be wrung out provided by the spring between the pads. In order to obtain a certain path 36, the axial stroke between the friction linings can be limited by appropriate stops both in the direction of weakening and in the direction of tension of the spring 10. As the spring of the linings, they can be used in combination with the present invention in a way that is known, for example, from the application NP 4206880.0 considered in the subject matter of the present invention.

Для обеспечения оптимальной функции сцепления или автоматически компенсирующего износ накладок регулировочного устройства целесообразно, если результирующее усилие, оказываемое на тарельчатую пружину 4 пружинением 10, сенсорной пружиной 13 и плоскими пружинами 9, а также результирующее усилие, оказываемое еще сенсорной пружиной 13 и плоскими пружинами 9 на тарельчатую пружину 4 после отвода диска 3 от нажимного от фрикционных накладок 7, если рассматривать по характеристике 52 усилия выключения на фиг. 6, по меньшей мере незначительно больше, однако по меньшей мере такое же, что и усилие выключения, действующее на исполнительном участке 4 остриев 4c и изменяющееся в соответствии с фиг. 6 по ходу выключения. To ensure the optimum grip function or automatically compensate for wear of the adjusting device pads, it is advisable if the resulting force exerted on the disk spring 4 by the spring 10, sensor spring 13 and flat springs 9, as well as the resulting force exerted by the sensor spring 13 and flat springs 9 on the disk the spring 4 after the disc 3 is withdrawn from the pressure plate from the friction linings 7, if we consider the shut-off force characteristic 52 in FIG. 6 is at least slightly larger, but at least the same as the shut-off force acting on the actuating section 4 of the tips 4c and changing in accordance with FIG. 6 during shutdown.

Прежние рассуждения относятся к совершенно определенному установленному положению тарельчатой пружины 4, и еще не был учтен износ фрикционных накладок 7. Previous considerations relate to the well-defined position of the disk spring 4, and the wear of the friction linings 7 has not yet been taken into account.

При осевом износе, в частности, фрикционных накладок 7, нажимной диск 3 смещается в направлении диска противодавления 6, за счет чего происходит изменение конусности, а тем самым усилия прижима, созданного тарельчатой пружиной 4 при включенном сцеплении в сторону увеличения. Это изменение вызывает смещение точки 34 в направлении точки 34', а точки 37 - в направлении точки 37'. За счет этого изменения нарушается при выключении сцепления первоначальное равновесие усилий в зоне поворотной опоры 11 между тарельчатой пружиной 4 и сенсорной пружиной 13. With axial wear, in particular of friction linings 7, the pressure plate 3 is shifted in the direction of the back pressure disk 6, due to which there is a change in the taper, and thereby the pressure created by the disk spring 4 when the clutch is turned up. This change causes a displacement of point 34 in the direction of point 34 ', and point 37 in the direction of point 37'. Due to this change, when the clutch is disengaged, the initial balance of forces in the area of the rotary support 11 between the disk spring 4 and the sensor spring 13 is disturbed.

Вызванное износом накладок усилие прижима тарельчатой пружины 4 к нажимному диску 4 вызывает также смещение усилия выключения в сторону увеличения. The clamping force of the disk spring 4 to the pressure disk 4 caused by the wear of the pads also causes a shift in the switching-off force in the direction of increase.

Возникающая характеристика усилия выключения изображена на фиг. 6 штриховой линией 53. За счет увеличения усилия выключения сцепления преодолевается результирующее осевое усилие, оказываемое сенсорной пружиной 13 и плоскими пружинами 9 на тарельчатую пружину 4, так что сенсорная пружина 13 в зоне поворотной опоры 5 подается на величину осевого хода, в основном соответствующую износу фрикционных накладок 7. Во время этой фазы прогиба сенсорной пружины 13 тарельчатая пружина 4 поворачивается вокруг нагружающего участка 3a нажимного диска 3, так что тарельчатая пружина 4 изменяет свою конусность, а тем самым накопленную в ней энергию или накопленный в ней крутящий момент и вследствие этого усилие, оказываемое тарельчатой пружиной 4 на поворотную опору 11 или сенсорную пружину 13 и на нажимной диск 3. Это изменение происходит, как это видно во взаимосвязи с фиг. 4, в направлении уменьшения созданного тарельчатой пружиной 4 усилия. Это изменение происходит до тех пор, пока осевое усилие, оказываемое тарельчатой пружиной 4 в зоне поворотной опоры 11 на сенсорную пружину 13, находится в равновесии с ответным усилием, созданным сенсорной пружиной 13 и плоскими пружинами 9. Это означает, что на диаграмме по фиг. 4 точки 34' и 37' основа смещаются в направлении точек 34 и 37. После восстановления этого равновесия нажимной диск 3 снова может быть отведен от фрикционных накладок 7. На этой фазе регулировки износа при выключении сцепления регулировочный элемент 17 регулировочного устройства 16 поворачивается натянутой пружиной 20, за счет чего в соответствии с износом накладок смещается и поворотная опора 12, а тем самым обеспечивается поворотная опора 5 тарельчатой пружины 4 без зазора. После регулировки характеристика усилия выключения снова соответствует линии 52 на фиг. 6. Линии 54, 55 характеризуют осевой ход нажимного диска 3 при характеристике усилие выключения - ход в соответствии с линиями 52, 53. The resulting characteristic of the shutdown force is shown in FIG. 6 by the dashed line 53. By increasing the clutch disengaging force, the resulting axial force exerted by the sensor spring 13 and flat springs 9 on the disk spring 4 is overcome, so that the sensor spring 13 in the area of the rotary support 5 is supplied by the axial stroke value, which mainly corresponds to the wear of the friction the pads 7. During this phase of deflection of the sensor spring 13, the disk spring 4 rotates around the loading portion 3a of the pressure plate 3, so that the disk spring 4 changes its taper, and thereby on oplennuyu therein energy accumulated therein or torque and thus the force exerted by the diaphragm spring 4 on the swivel bearing 11 or the sensor spring 13 and the pressure plate 3. This change occurs, as is seen in conjunction with FIG. 4, in the direction of decreasing the force generated by the spring disk 4. This change occurs until the axial force exerted by the cup spring 4 in the area of the pivot bearing 11 on the sensor spring 13 is in equilibrium with the response force created by the sensor spring 13 and the plane springs 9. This means that in the diagram of FIG. 4 points 34 'and 37' of the base are displaced in the direction of points 34 and 37. After this equilibrium is restored, the pressure plate 3 can again be diverted from the friction linings 7. At this phase of wear adjustment, when the clutch is disengaged, the adjusting element 17 of the adjusting device 16 is rotated by a tensioned spring 20 due to which, in accordance with the wear of the pads, the rotary support 12 is shifted, and thereby the rotary support 5 of the Belleville spring 4 is provided without a gap. After adjustment, the off force characteristic again corresponds to line 52 in FIG. 6. Lines 54, 55 characterize the axial stroke of the pressure plate 3 with the characteristic switching force - stroke in accordance with lines 52, 53.

На практике описанная регулировка происходит непрерывно или очень маленькими шагами, так что больших смещений точек и характеристик, изображенных на диаграммах для лучшего понимания изобретения, обычно не происходит. In practice, the described adjustment takes place continuously or in very small steps, so that large displacements of the points and characteristics shown in the diagrams for a better understanding of the invention usually do not occur.

В течение срока службы сцепления могут измениться некоторые рабочие параметры или рабочие точки. Так, например, за счет неправильного управления сцепления может произойти перегрев пружинения 10, что может привести к уменьшению осевого пружинения сегментов 10. За счет соответствующего расчета характеристика 33 тарельчатой пружины 4 и/или характеристики 50 плоских пружин 9 и/или соответствующей подгонки характеристики 48 сенсорной пружины 13 можно, однако, обеспечить надежное функционирование сцепления. During the life of the clutch, some operating parameters or operating points may change. So, for example, due to improper control of the clutch, overheating of the spring 10 can occur, which can lead to a decrease in the axial spring of the segments 10. Due to the corresponding calculation, the characteristic 33 of the disk spring 4 and / or the characteristic 50 of the flat springs 9 and / or the corresponding fitting of the characteristic 48 of the sensor springs 13 can, however, ensure reliable functioning of the clutch.

Средства 9 для передачи крутящего момента между кожухом 21 и нажимным диском 3 могут быть выполнены таким образом, чтобы они создавали полное усилие, необходимое для осевой поддержки тарельчатой пружины 4 при выключении сцепления. При подобном расчете средств 9 потребность в пружине 13 может отпасть. Средства 9 должны быть при этом выполнены таким образом, чтобы они имели характеристику ход-усилие, которая по меньшей мере в течение срока службы сцепления обеспечивает безупречную регулировочную функцию устройства 18. Means 9 for transmitting torque between the casing 21 and the pressure plate 3 can be made so that they create the full force necessary for the axial support of the disk spring 4 when the clutch is disengaged. With such a calculation of means 9, the need for a spring 13 may disappear. The means 9 must be designed in such a way that they have a stroke-force characteristic that, at least during the clutch service life, ensures the perfect adjustment function of the device 18.

Изображенный на фиг. 7 узел с фрикционным сцеплением 101 имеет похожую конструкцию, что и узел на фиг. 1, фрикционные накладки 107 диска 108 сцепления аксиально зажаты между поверхностью трения образованного маховиком диска противодавления 106 и поверхностью трения нажимного диска 103. Между кожухом 102 и нажимным диском 103 натянута главная тарельчатая пружина 104, имеющая возможность опрокидывания в поворотной опоре 105 относительно кожуха 102. Поворотная опора 111, аксиально поддерживающая тарельчатую пружину 104 при выключении сцепления 101, непосредственно образована деталью 113, служащей в качестве сенсорной пружины. Деталь 113 аксиально натянута между кожухом 102 и тарельчатой пружиной 104 таким образом, что оказывает на тарельчатую пружину 104 осевое усилие, направленное против усилия выключения, действующего на нагружающем участке 104d остриев 104c язычков тарельчатой пружины 104. Между тарельчатой пружиной 104 и кожухом 102 расположено регулировочное устройство 116 с регулировочным кольцом 117, имеющее возможность проворота относительно кожуха 102 и нагруженное в направлении регулировки по меньшей мере одной пружиной 120. Регулировочное устройство 116 действует так же, как и регулировочное устройство 16 на фиг. 1, так что в отношении регулировочной функции для компенсации износа фрикционных накладок 107 также следует сослаться на описание фиг. 1. Depicted in FIG. 7, the friction clutch assembly 101 has a similar construction as the assembly in FIG. 1, the friction linings 107 of the clutch plate 108 are axially clamped between the friction surface formed by the flywheel of the counter-pressure disk 106 and the friction surface of the pressure plate 103. Between the casing 102 and the pressure disk 103, a main disk spring 104 is pulled, having the possibility of tipping over in the pivot bearing 105 relative to the casing 102. Rotary a support 111 axially supporting the cup spring 104 when the clutch 101 is turned off is directly formed by a part 113 serving as the sensor spring. The component 113 is axially tensioned between the casing 102 and the disk spring 104 so that it exerts an axial force on the disk spring 104 against the shut-off force acting on the loading section 104d of the tips 104c of the tongues of the disk spring 104. An adjustment device is located between the disk spring 104 and the disk 102 116 with an adjusting ring 117, having the possibility of rotation relative to the casing 102 and loaded in the direction of adjustment of at least one spring 120. The adjusting device 116 acts as as well as the adjusting device 16 in FIG. 1, so that with respect to the adjustment function for compensating for wear of the friction linings 107, reference should also be made to the description of FIG. 1.

У конструкции сцепления 101 на фиг.7 радиально внутри поворотной опоры 105 предусмотрена дополнительная тарельчатая пружина 126, действующая после разгрузки фрикционных накладок 107 нажимным диском 103 для получения по пути выключения сцепления нужной характеристики усилия выключения. За счет этого значительно уменьшаются материальные затраты на дополнительную пружину 126, служащую в качестве компенсационной пружины, по сравнению с исполнением по фиг. 1, где дополнительная пружина 26 предусмотрена вне поворотной опоры 5. In the clutch structure 101 of FIG. 7, an additional cup spring 126 is provided radially inside the pivot bearing 105, which acts after unloading the friction linings 107 by the pressure disk 103 to obtain the desired characteristic of the shut-off force along the clutch disengagement path. Due to this, material costs for the additional spring 126, serving as a compensation spring, are significantly reduced, compared with the embodiment of FIG. 1, where an additional spring 26 is provided outside the pivot bearing 5.

Дополнительная пружина 126 расположена аксиально между регулировочным кольцом 117 и тарельчатой пружиной 104 и имеет кольцеобразное основание 127 с радиальными на внешней периферии консолями 128, которые распределены по периферии основания 127 и аксиально зажаты в зоне поворотной опоры 105 между регулировочным кольцом 117 и тарельчатой пружиной 104. The additional spring 126 is located axially between the adjusting ring 117 and the Belleville spring 104 and has an annular base 127 with consoles 128 radial on the outer periphery, which are distributed around the periphery of the base 127 and axially clamped in the area of the pivot bearing 105 between the adjusting ring 117 and the Belleville spring 104.

Как видно из верхней половины фиг.7, дополнительная тарельчатая пружина 126 может иметь отстоящие радиально внутрь от основания 127 язычки 122, которые отогнуты в осевом направлении таким образом, что они аксиально проходят через отверстия 129 между язычками 104 и радиально отогнутым концом 130 при включенном сцеплении охватывают сзади тарельчатую пружину 104 в зоне язычков 104b с определенным осевым зазором 132. As can be seen from the upper half of FIG. 7, the additional cup spring 126 can have tongues 122 spaced radially inward from the base 127, which are axially bent so that they axially pass through the openings 129 between the tongues 104 and the radially bent end 130 with the clutch engaged surround the rear disc spring 104 in the region of the reeds 104b with a defined axial clearance 132.

В нижней половине фиг. 7 изображен другой вариант регулирования зазора 132. Здесь по периферии тарельчатой пружины 104 распределены отдельные заклепочные элементы 131, которые своим стержнем проходят в направлении дна 102a кожуха 102 и имеют образованный головкой 132a упор для дополнительной тарельчатой пружины 126. Пружина 126 имеет радиально внутри вильчатые консоли 126a, охватывающие стержень заклепочных элементов 131. In the lower half of FIG. 7 depicts another variant of adjusting the gap 132. Here, on the periphery of the disk spring 104, individual rivet elements 131 are distributed that extend with their rod in the direction of the bottom 102a of the casing 102 and have an abutment formed by the head 132a for the additional disk spring 126. The spring 126 has radially inside fork consoles 126a covering the stem of the rivet elements 131.

Исполнение по фиг. 7 имеет то преимущество, что здесь не требуются дополнительные элементы для фиксации дополнительной тарельчатой пружины 126 в сцеплении. У варианта по фиг. 1 для этого требуются элементы 31 и крепежные средства для них. Дополнительная тарельчатая пружина 126 всегда зажата в сцеплении, а именно в ее включенном виде, между главной тарельчатой пружиной 104 и регулировочным кольцом 117. При выключении сцепления дополнительная тарельчатая пружина 126 после преодоления зазора 132 натягивается главной тарельчатой пружиной 104. Для этого дополнительная тарельчатая пружина 126 опирается радиально снаружи на главную тарельчатую пружину 104 в зоне поворотной опоры 105, а радиально внутри - на предусмотренные в зоне язычков 104 упорные участки, взаимодействующие с ответными упорными участками 130 или 126a дополнительной тарельчатой пружины 126. The embodiment of FIG. 7 has the advantage that additional elements are not required here for securing the additional cup spring 126 in engagement. In the embodiment of FIG. 1, this requires elements 31 and fixing means for them. The additional disk spring 126 is always clamped in the clutch, namely in its engaged form, between the main disk spring 104 and the adjusting ring 117. When the clutch is turned off, the additional disk spring 126 is pulled by the main disk spring 104 after overcoming the gap 132. To do this, the additional disk spring 126 is supported radially outside on the main disk spring 104 in the area of the pivot bearing 105, and radially inside on the thrust sections provided in the zone of the reeds 104, interacting with the reciprocal Ornate sections 130 or 126a of an additional disk spring 126.

За счет расположения пружины 126 обеспечивается простая сборка при одновременно надежном ее натяжении. На фиг. 7 дополнительная тарельчатая пружины 126 изображена в ослабленном виде. Осевая сборка пружины 126, изображенной в верхней половине фиг. 7, с главной тарельчатой пружиной 104 может осуществляться посредством байонетного соединения, т. е. осевого вставного и поворотного соединения. Для этого аксиально проходящие язычки 122 вводят в соответственно выполненные отверстия в зоне язычков тарельчатой пружины 104 и путем поворота между обеими тарельчатыми пружинами 104, 126 смещают в шлиц меньшей радиальной протяженности, за счет чего упорные участки 130 приходятся аксиально против ответных упорных участков тарельчатой пружины 104. В своем смонтированном в сцеплении положении тарельчатые пружины 104, 126 позиционированы относительно кожуха 102 и относительно друг друга удерживающими средствами в виде пальцев 115. Дополнительная тарельчатая пружина 126 выполняет относительно усилия выключения сцепления ту же функцию, что и дополнительная пружина 26 на фиг. 1, и поэтому следует сослаться на описание фиг. 1-6. Due to the location of the spring 126, a simple assembly is ensured with its reliable tension. In FIG. 7, an additional disk spring 126 is shown in a weakened form. The axial assembly of the spring 126 shown in the upper half of FIG. 7, with the main poppet spring 104, can be realized by means of a bayonet coupling, i.e., an axial push-in and swivel connection. To this end, axially extending tongues 122 are inserted into correspondingly made holes in the region of the tongues of the spring disk 104 and, by rotation between both disk spring springs 104, 126, are displaced into a slot of a smaller radial extent, due to which the thrust sections 130 are axially opposed to the mating spring sections of the spring spring 104. In their clutch mounted position, the disk springs 104, 126 are positioned relative to the casing 102 and relative to each other by holding means in the form of fingers 115. An additional container lchataya spring 126 performs relative to the clutch effort the same function as that of an additional spring 26 in FIG. 1, and therefore, reference should be made to the description of FIG. 1-6.

Сцепление содержит средства, которые по меньшей мере на отдельных участках диапазона частот вращения, в котором оно вращается во время его использования, увеличивает поддерживающее усилие, противодействующее усилию выключения. За счет этого можно воспрепятствовать возникновению недопустимой регулировки при управлении сцепления вследствие помеховых факторов, возникающих, например, при повышенных частотах вращения. Эти средства образованы у сцепления 101 в зависимости от центробежной силы средствами, а именно расположенными на наружной периферии сенсорной пружины 113 грузами в виде отформованных и аксиально выпрямленных в направлении кожуха 102 язычков 156. При вращении сцепления действующая на язычки 106 центробежная сила создает усилие, которое накладывается на усилие, созданное сенсорной пружиной 113 вследствие своего натяжения, т.е. суммируется. За счет этого увеличивается поддерживающее усилие для тарельчатой пружины 104 в зоне поворотной опоры 111. Это дополнительное усилие, созданное на поворотной опоре 111 язычками 156, увеличивается с возрастанием частоты вращения. The clutch comprises means which, at least in certain parts of the speed range in which it rotates during its use, increase the supporting force counteracting the shutdown force. Due to this, it is possible to prevent the occurrence of unacceptable adjustment when controlling the clutch due to interference factors arising, for example, at increased rotational speeds. These means are formed at the clutch 101 depending on the centrifugal force by means, namely, weights located on the outer periphery of the sensor spring 113 in the form of tongues 156 molded and axially straightened in the direction of the casing 102. When the clutch rotates, the centrifugal force acting on the tongues 106 creates a force that is superimposed the force generated by the sensor spring 113 due to its tension, i.e. sums up. Due to this, the supporting force for the cup spring 104 in the area of the pivot bearing 111 is increased. This additional force created on the pivot bearing 111 by the tongues 156 increases with increasing speed.

В определенных диапазонах частот вращения, в частности по повышенной частоте вращения двигателя, могут возникнуть возбужденные им колебания, вызывающие осевую вибрацию нажимного диска 103 в выключенном состоянии сцепления. При осевой вибрации нажимного диск 103 он может по меньшей мере кратковременно отойти от тарельчатой пружины 104, за счет чего результирующее сенсорное усилие кратковременно падает, поскольку тогда осевое усилие, созданное средствами 109 для передачи крутящего момента, не действует больше на тарельчатую пружину 104. Без зависимых от центробежной силы средства 156 это вызвало бы нарушение конструктивно установленного, необходимого для регулирования устройством 116 соотношения усилия выключения, действующего на тарельчатую пружину 104 и действующего на нее же результирующего поддерживающего или сенсорного усилия, а именно это поддерживающее усилие упало бы до недопустимо низкого уровня, в результате чего сцепление отрегулировалось бы преждевременно или нежелательно. За счет этого рабочая точка тарельчатой пружины 104 сместилась бы в направлении минимума усилия. Благодаря зависимым от частоты вращения или центробежной силы средствами в виде язычков 156 можно компенсировать зависимые от частоты вращения помеховые эффекты. Это осуществляется, как уже упомянуто, за счет создания дополнительного, зависимого от частоты вращения или центробежной силы поддерживающего усилия, параллельного усилию, созданному сенсорной пружиной 113 и/или элементами 109 в виде плоской пружины. In certain ranges of rotational speeds, in particular at an increased engine speed, vibrations excited by it may occur, causing axial vibration of the pressure plate 103 in the disengaged state of the clutch. Under axial vibration of the pressure plate 103, it can at least briefly move away from the cup spring 104, whereby the resulting sensory force drops briefly, because then the axial force created by the torque transfer means 109 no longer acts on the cup spring 104. Without dependent from the centrifugal force of the means 156, this would cause a violation of the structurally established necessary for the device 116 to regulate the ratio of the shutdown force acting on the disk spring 104 and acting the resulting supporting or sensory force, namely, this supporting force would fall to an unacceptably low level, as a result of which the grip would be adjusted prematurely or undesirably. Due to this, the operating point of the Belleville spring 104 would shift in the direction of minimum force. Thanks to speed-dependent or centrifugal force means in the form of reeds 156, noise-frequency-dependent interference effects can be compensated. This is accomplished, as already mentioned, by creating an additional supporting force dependent on the rotational speed or centrifugal force parallel to the force created by the sensor spring 113 and / or the elements 109 in the form of a flat spring.

Изображенное на фиг. 8 сцепление 201 образует так называемое тянутое фрикционное сцепление. Тарельчатая пружина 204 опирается радиально снаружи на компенсирующее износ кольцо 218, предусмотренное между радиальными участками 202a кожуха 202 и тарельчатой пружиной 204. Лежащими радиально дальше внутри участками тарельчатая пружина 204 нагружает кулачки 213 нажимного диска 203. На обращенной от нажимного диска 203 стороне тарельчатой пружины 204 предусмотрен датчик износа 237, блокированной с ней байонетным соединением. Для этого выполненный в виде тарельчатой пружины датчик 237 имеет радиально внутри осевые, выполненные в виде крюков консоли 241, которые в сочетании с осевыми выемками 204a тарельчатой пружины 204 образуют осевое блокировочное вставное и поворотное соединение. Датчик износа 237 препятствует подтягиванию чувствительного к износу кольца 220 при отсутствии износа фрикционных накладок 207. Чувствительное к износу кольцо 220 расположено концентрично и радиально внутри компенсирующего износ кольца 218. Depicted in FIG. 8, the clutch 201 forms a so-called drawn friction clutch. The cup spring 204 is supported radially outwardly on a wear-compensating ring 218 provided between the radial portions 202a of the casing 202 and the cup spring 204. The cup spring 204 lying radially further inside the cups loads the cams 213 of the pressure disk 203. On the side of the disk spring 204 facing away from the pressure disk 203 is provided wear sensor 237, locked with her bayonet connection. For this purpose, the sensor 237 made in the form of a disk spring has axially radially inside axial arms made in the form of hooks 241, which, in combination with the axial recesses 204a of the disk spring 204, form an axial interlocking push-in and swivel connection. The wear sensor 237 prevents the wear-sensitive ring 220 from pulling up in the absence of wear of the friction linings 207. The wear-sensitive ring 220 is concentrically and radially located inside the wear-compensating ring 218.

Кольца 218, 220 имеют каждое проходящие в направлении периферии и аксиально возрастающие набегающие уклоны 219, 223, распределенные по окружности колец 218, 220. Кольца встроены в сцепление 201 таким образом, что уклоны 219, 223, образованные клиновидными или кулачкообразными отформовками, обращены к дну 202a кожуха. The rings 218, 220 each have axially increasing ramps 219, 223 extending in the direction of the periphery and distributed around the circumference of the rings 218, 220. The rings are integrated in the clutch 201 so that the gradients 219, 223 formed by wedge-shaped or cam-shaped moldings face the bottom 202a casing.

Набегающие уклоны 219, 223 опираются аксиально на набегающие контруклоны 221, 222, которые у изображенного примера исполнения выполнены непосредственно в кожухе 202, а именно в его дне 202a, посредством чеканки. The incline slopes 219, 223 are axially supported by the incline counterclones 221, 222, which, in the illustrated embodiment, are made directly in the casing 202, namely in its bottom 202a, by means of coinage.

Набегающие уклоны 219, 223 и соответствующие им набегающие контруклоны 221, 222 выполнены в направлении периферии таким образом, что они обеспечивают по меньшей мере угол поворота колец 218, 229 относительно кожуха 202, который в течение всего срока службы сцепления обеспечивает по меньшей мере компенсацию износа, возникающего на поверхностях трения нажимного диска 203, диска противодавления 206 и фрикционных накладок 207. Особенно целесообразно, если угол наклона аксиально взаимодействующих набегающих уклонов 219, 223 и набегающих контруклонов 221, 222 выбран таким образом, что трение, возникающее при прижатии друг к другу соответствующих уклонов 219, 221; 223, 222, препятствует их проскальзыванию, т.е. за счет трения происходит практически самоблокировка. Этот угол наклона может составлять порядка 3-12^o.The ramps 219, 223 and their corresponding ramps 221, 222 corresponding to them are made in the direction of the periphery in such a way that they provide at least an angle of rotation of the rings 218, 229 relative to the casing 202, which during the entire clutch service life provides at least compensation for wear, occurring on the friction surfaces of the pressure disk 203, the back pressure disk 206 and the friction linings 207. It is especially advisable if the angle of inclination of the axially interacting incident slopes 219, 223 and incident counterclones 221, 222 is selected Al so that the friction that occurs when pressing together the respective ramps 219, 221; 223, 222, prevents them from slipping, i.e. due to friction, almost self-locking occurs. This angle of inclination may be of the order of 3-12 ^o .

Компенсирующее износ кольцо 218 подпружинено в направлении регулировки, т. е. в направлении, которое при набегании уклонов 219, 221 вызывает осевое смещение компенсирующего износ кольца 218 в направлении нажимного диска 203, т. е. в осевом направлении от радиального отрезка 202a кожуха. Эта подпружиненность компенсирующего износ кольца 218 обеспечена у изображенного примера исполнения по меньшей мере одной винтовой пружиной 228, которая, если смотреть в радиальном направлении, расположена между обоими кольцами 218, 220. Чувствительное к износу кольцо 220 также подпружинено по окружности в направлении регулировки по меньшей мере одной винтовой пружиной 229 (фиг. 8a), расположенной с возможностью натяжения между кольцами 218, 220. Винтовая пружина 228 проходит в направлении окружности и натянута между аксиально отогнутой лапкой 241a тарельчатого пружины 237 и отформованным на внутренней окружности кольца 218 радиальным кулачком 234. Чувствительное к износу кольцо 220 имеет на внешнем контуре по меньшей мере один радиальный кулачок 235, накладывающийся на радиальный кулачок 234. На или в кулачках 234, 235 выполнены гнезда для фиксации по меньшей мере незначительно натяженной винтовой пружины 229. За счет упора кулачка 234 в кулачок 235 можно ограничить поворот компенсирующего износ кольца 218 относительно чувствительного к износу кольца 220. Пружины 228, 229 расположены последовательно. Как видно из фиг. 8b, каждому кольцу 218, 220 может соответствовать по меньшей мере одна пружина 228. Кольца 218, 220 имеют опорные участки 234a, 235a, смещенные в направлении периферии. Тарельчатая пружина 237 имеет для отдельных пружин 238 отдельные, смещенные в направлении периферии опорные или нагружающие участки 241a, 241b. The wear-compensating ring 218 is spring-loaded in the direction of adjustment, i.e., in the direction that, upon the incline of the slopes 219, 221, causes the axial displacement of the wear-compensating ring 218 in the direction of the pressure plate 203, i.e., in the axial direction from the radial segment 202a of the casing. This spring-loaded wear-compensating ring 218 is provided in the illustrated embodiment with at least one coil spring 228, which, when viewed in the radial direction, is located between both rings 218, 220. The wear-sensitive ring 220 is also circumferentially spring-loaded in the direction of adjustment of at least one helical spring 229 (Fig. 8a), located with the possibility of tension between the rings 218, 220. The coil spring 228 extends in the circumferential direction and is tensioned between the axially bent tab 241a tar of the spring 237 and the radial cam 234 molded on the inner circumference of the ring 218. The wear-sensitive ring 220 has at least one radial cam 235 on the outer contour superimposed on the radial cam 234. Nests are provided on or in the cams 234, 235 for fixing at least at least slightly tightened coil spring 229. Due to the stop of the cam 234 in the cam 235, it is possible to limit the rotation of the wear-compensating ring 218 with respect to the wear-sensitive ring 220. The springs 228, 229 are arranged in series. As can be seen from FIG. 8b, at least one spring 228 may correspond to each ring 218, 220. The rings 218, 220 have supporting portions 234a, 235a offset in the peripheral direction. The Belleville spring 237 has for individual springs 238 separate, displaced in the direction of the periphery of the support or load sections 241a, 241b.

Датчик износа 237 препятствует при отсутствии износа недопустимому подтягиванию чувствительного к износу кольца 220, которое, в свою очередь, препятствует недопустимому подтягиванию компенсирующего износ кольца 218. При отсутствии износа фрикционных накладок 207 кулачки 234, 235 прилегают друг к другу. Для обеспечения этого в течение всего срока службы сцепления крутящий момент, оказываемый винтовой пружиной 228 на компенсирующее износ кольцо 218, больше, чем крутящий момент, созданный винтовой пружиной 229 между кольцам 218, 220. The wear sensor 237 prevents, in the absence of wear, the inadvertent pulling of the wear-sensitive ring 220, which, in turn, prevents the unacceptable pull-up of the wear-compensating ring 218. In the absence of wear of the friction linings 207, the cams 234, 235 are adjacent to each other. To ensure this, during the entire clutch service life, the torque exerted by the coil spring 228 on the wear-compensating ring 218 is greater than the torque created by the coil spring 229 between the rings 218, 220.

Служащая датчиком износа тарельчатая пружина 237 смонтирована на исполнительной тарельчатой пружине 204 с определенным натяжением, действующим в направлении чувствительного к износу кольца 220. Натяжение, с которым тарельчатая пружина 237 прилегают к тарельчатой пружине 204 и противодействует подтягиванию чувствительного к износу кольца 220, выбрано так, что не может поворачиваться при включенном и не имеющем износа состоянии сцепления, а также после регулировки износа в нем. Осевое усилие, оказываемое мембраннообразным датчиком 237 износа на чувствительное к износу кольцо 220 при включенном сцеплении, должно быть, следовательно, больше осевого усилия, созданного винтовой пружиной 228 вследствие имеющихся набегающих уклонов 222, 223. При расчете датчика износа 237 необходимо также учитывать помеховые усилия, например, силы инерции, действующие на сцепление 201 при его работе. Необходимо, следовательно, исключить не вызванный износом, в частности износом накладок, отвод датчика износа 237 от чувствительного к износу кольца 220, поскольку иначе возникает опасность того, что произойдет нежелательный поворот или подтягивание кольца, чувствительного к износу 229, и датчик 237 в результате этого натянется, за счет чего могла бы произойти неконтролируемая регулировка сцепления 201. The disc spring 237 serving as a wear sensor is mounted on the actuating disc spring 204 with a certain tension acting in the direction of the wear ring 220. The tension with which the cup spring 237 is adjacent to the disc spring 204 and counteracts the pull-out of the wear ring 220 is selected so that cannot turn when the clutch condition is on and without wear, and also after adjusting wear in it. The axial force exerted by the membrane-shaped wear sensor 237 on the wear-sensitive ring 220 when the clutch is engaged should therefore be greater than the axial force created by the coil spring 228 due to the incidence of the slopes 222, 223. When calculating the wear sensor 237, it is also necessary to take into account the interference forces. for example, the inertia forces acting on the clutch 201 during its operation. Therefore, it is necessary to exclude the wear sensor 237, which is not caused by wear, in particular, wear of the wear sensor, from the wear-sensitive ring 220, since otherwise there is a risk that an unwanted rotation or retraction of the wear-sensitive ring 229 will occur, and the sensor 237 as a result tension, due to which uncontrolled adjustment of the clutch 201 could occur.

Дополнительная пружина 226, действующая по меньшей мере на участке пути выключения сцепления, расположена аксиально между нажимным диском 203 и тарельчатой пружиной 204. Ослабленная, выполненная тарельчатой дополнительная пружина 226 конически направлена к нажимному диску 203, причем ее наружный край аксиально фиксирован относительно тарельчатой пружины 204, так что тарельчатая пружина 226 удерживается с возможностью поворота относительно тарельчатой пружины 204. Дополнительная пружина 226 выполняет ту же функцию, что и дополнительная пружина 126 на фиг. 7 или дополнительная пружина 26 на фиг. 1, и в этом отношении следует сослаться на предыдущее описание. An additional spring 226, acting at least on a portion of the clutch disengaging path, is axially located between the pressure disk 203 and the disk spring 204. The weakened disk-shaped additional spring 226 is conically directed towards the pressure disk 203, and its outer edge is axially fixed relative to the disk spring 204, so that the cup spring 226 is rotatably held relative to the cup spring 204. The additional spring 226 performs the same function as the additional spring 126 and FIG. 7 or an additional spring 26 in FIG. 1, and in this respect, reference should be made to the previous description.

Датчик износа 237, тарельчатая пружина 204 и дополнительная тарельчатая пружина 226 имеют аксиально совпадающие выемки, через которые проходит по меньшей мере один осевой штифт 203a, прочно закрепленный в зажимном диске 203. Штифт 203a препятствует проворачиванию деталей 237, 204, 226 относительно нажимного диска 203 и между собой. The wear sensor 237, the disk spring 204 and the additional disk spring 226 have axially aligned recesses through which at least one axial pin 203a passes, which is firmly fixed in the clamping disk 203. The pin 203a prevents rotation of the parts 237, 204, 226 relative to the pressure plate 203 and between themselves.

Язычки 204b тарельчатой пружины 204 имеют радиально внутри исполнительный элемент в виде тяговой тарелки 260, аксиально перемещающейся посредством механизма выключения сцепления, например подшипника. Тяговая тарелка 260 аксиально фиксирована на радиально внутренних участках язычков 204 и имеет участки 260a, которые могут нагружать радиально внутренние участки язычка 226a дополнительной пружины 226. The tongues 204b of the poppet spring 204 have an actuator element radially inside, in the form of a traction plate 260 axially moving by means of a clutch release mechanism, such as a bearing. The traction plate 260 is axially fixed to the radially inner portions of the tongues 204 and has portions 260a that can load the radially inner portions of the tongue 226a of the additional spring 226.

Кольцеобразный нагружающий участок 260a образован радиально внешними отрезками тарелки 260. Между язычками 226a дополнительной пружины 226 и взаимодействующими с ними нагружающими участками 260a имеется осевое, расстояние 232, которое обеспечивает действие дополнительной пружины 226 только после отпускания фрикционных накладок 207 нажимным диском 203. The annular loading portion 260a is formed by the radially external segments of the plate 260. Between the tongues 226a of the additional spring 226 and the interacting loading sections 260a there is an axial distance 232 that provides the action of the additional spring 226 only after releasing the friction linings 207 by the pressure disk 203.

Исходя из изображенного на фиг. 8 нового состояния сцепления 201, смонтированного на диске противодавления 206 через диск 208 сцепления при выключении сцепления, тарельчатая пружина 204 поворачивается радиально внутрь вправо, так что она опирается радиально снаружи на опору обкатывания 212 компенсирующего износ кольца 218. На фазе выключения сенсорная тарельчатая пружина 237 аксиально натягивается между тарельчатой пружиной 204 и чувствительным к износу кольцом 220 до тех пор, пока не будет устранен определяющий отвод нажимного диска 203 угловой зазор L между сенсорной пружиной 237 и тарельчатой пружиной 204, так что тогда последняя может опираться на чувствительное к износу кольцо 220. При продолжении движения выключения тарельчатая пружина 204 поворачивается вокруг имеющегося на чувствительном к износу кольце 220 кольцеобразного опорного участка 220a, за счет чего она разгружает радиально внешнюю опору обкатывания 212, так что при наличии износа он может быть компенсирован соответствующим осевым подтягиванием кольца 218. Тарельчатая пружина 204 поворачивается на фазе выключения вокруг опоры обкатывания 212 сначала наподобие одноплечего рычага. После преодоления зазора или угла L кольцеобразной поворотный участок тарельчатой пружины 204 поворачивается радиально внутрь в зону 220a чувствительного к износу кольца 220, так что при продолжении движения выключения тарельчатая пружина 204 поворачивается тогда подобно двуплечему рычагу. За счет этого радиального смещения кольцеобразной обкатываемой опоры тарельчатой пружины 204 при управлении сцепления изменяется передаточное отношение или отношение плеч рычага, которое определяет необходимое для приведения к действие тарельчатой пружины 204 усилие с I на I-I, так что при описании тарельчатой пружины 204 на чувствительное к износу кольцо 220 происходит повышение усилия выключения. Под передаточным отношением I следует понимать отношение расстояния между участком воздействия тарелки 260 на язычки 204b и контактным участком тарельчатой пружины 204 с опорой обкатывания 212 к расстоянию между этим контактным участком и участком нагружения тарельчатой пружины 204 для кулачков 213 нажимного диска 203. Упомянутое изменение передаточного отношения основано на предложении, что опирание между тарельчатой пружиной 204 и нажимным диском 203 по меньшей мере приблизительно происходит по тому же диаметру, что и опирание тарельчатой пружины 204 на чувствительное к износу кольцо 220. Чем дальше смещается участок опирания между тарельчатой пружиной 204 и чувствительным к износу кольцом 220 радиально наружу в направлении опоры обкатывания 212, тем меньше становится возрастание усилия выключения при упоре тарельчатой пружины 204 в чувствительное к износу кольцо 220. У вариантов исполнения, где опорный диаметр между пружиной 204 тарельчатой и чувствительным к износу кольцом 220 больше опорного диаметра между тарельчатой пружиной 204 и нажимным диском 203, установится большее передаточное отношение при повороте тарельчатой пружины 204 вокруг чувствительного к износу кольца 220, чем упомянутое передаточное отношение I-I. Устанавливающееся при выключении сцепления 201 передаточное отношение не должно быть при этом больше, чем передаточное отношение I тарельчатой пружины 204. Based on the depicted in FIG. 8 of the new state of the clutch 201 mounted on the counter-pressure disk 206 through the clutch disk 208 when the clutch is disengaged, the disk spring 204 rotates radially inward to the right, so that it rests radially outside on the rolling support 212 of the wear-compensating ring 218. In the off phase, the sensor disk spring 237 is axially is tensioned between the cup spring 204 and the wear-sensitive ring 220 until the deflection of the pressure plate 203 determines the angular clearance L between the sensor spring 237 with a cup spring 204, so that the latter can rest on the wear-sensitive ring 220. With the shutdown continuing, the cup spring 204 rotates around the ring-shaped supporting portion 220a present on the wear-sensitive ring 220, thereby relieving the radially external rolling support 212, so that in the presence of wear, it can be compensated by the corresponding axial pulling of the ring 218. The cup spring 204 rotates during the switch-off phase around the rolling support 212, first like e single arm. After overcoming the gap or the angle L of the annular-shaped rotary portion of the poppet spring 204 rotates radially inward to the area 220a of the wear-sensitive ring 220, so that with the continuation of the shutdown movement, the poppet spring 204 then rotates like a two-arm lever. Due to this radial displacement of the annular rolling support of the disk spring 204 during clutch control, the gear ratio or the ratio of the lever shoulders changes, which determines the force I to II to actuate the disk spring 204, so that when describing the disk spring 204 to a wear-sensitive ring 220 an increase in shutdown force occurs. By the gear ratio I is meant the ratio of the distance between the area of the impact of the plate 260 on the tongues 204b and the contact area of the disk spring 204 with the rolling support 212 to the distance between this contact area and the area of loading the disk spring 204 for the cams 213 of the pressure plate 203. The mentioned change in the gear ratio is based on the proposal that the bearing between the cup spring 204 and the pressure plate 203 is at least approximately the same diameter as the bearing of the cup spring 204 to the wear-sensitive ring 220. The further the bearing portion between the cup spring 204 and the wear-sensitive ring 220 is shifted radially outward in the direction of the run-in support 212, the smaller the increase in the shut-off force when the cup spring 204 stops against the wear-sensitive ring 220. In versions where the reference diameter between the Belleville spring 204 and the wear-sensitive ring 220 is larger than the reference diameter between the Belleville spring 204 and the pressure plate 203, a larger transfer from Ocean when turning around the plate spring 204 is sensitive to wear ring 220 than the gear ratio of said I-I. When the clutch 201 is turned off, the gear ratio should not be greater than the gear ratio I of the spring disk 204.

Как только на фазе включения произойдет износ фрикционных накладок 207, тарельчатая пружина 204 изменит свою конусность, и острия 204c язычков сместятся вместе с тарелкой 260 влево. За счет этого изменения конусности разгружается чувствительное к износу кольцо 220, в результате чего оно может подтянуться в соответствии с износом. При возникновении износа чувствительное к износу кольцо 220 опережает сначала компенсирующее износ кольцо 218 (фиг. 8a). За счет поворота чувствительного к износу кольца 220 между кулачками 234, 235 обоих колец 218, 220 возникает пропорциональный износу зазор 245. В последующем процессе выключения, как уже упомянуто, компенсирующее износ кольцо 218 разгружается тарельчатой пружиной 204, так что оно может подтянуться в соответствии с зазором 245. За счет этого тарельчатая пружина 204 снова принимает соответствующую новому состоянию конусность или рабочее положение. По мере износа тарельчатая пружина 204 аксиально смещается от дна 202a кожуха, причем по всему диапазону регулировки происходит соответствующая угловая корректировка встроенного положения тарельчатой пружины 204. Соответствующая корректировка зависит от износа, определяемого или измеряемого чувствительным к износу кольцом 220. As soon as the wear phase of the friction linings 207 is worn out, the cup spring 204 changes its taper and the tongues 204c of the tongues move to the left with the plate 260. Due to this change in taper, the wear-sensitive ring 220 is unloaded, as a result of which it can be pulled in accordance with the wear. When wear occurs, the wear-sensitive ring 220 first leads ahead of the wear-compensating ring 218 (FIG. 8a). Due to the rotation of the wear-sensitive ring 220 between the cams 234, 235 of both rings 218, 220, a gap proportional to wear occurs 245. In the subsequent shutdown process, as already mentioned, the wear-compensating ring 218 is unloaded with a cup spring 204 so that it can be pulled in accordance with the gap 245. Due to this, the disk spring 204 again takes the taper corresponding to the new state or working position. As the disk spring 204 is worn out, it axially shifts from the bottom 202a of the casing, and a corresponding angular adjustment of the integrated position of the disk spring 204 takes place over the entire adjustment range. The corresponding adjustment depends on the wear determined or measured by the wear-sensitive ring 220.

В связи с изображенными на диаграмме фиг. 9 характеристиками следует подробнее пояснить взаимодействие отдельных пружин 204, 226, 237. In connection with the diagrams of FIG. 9 characteristics should explain in more detail the interaction of individual springs 204, 226, 237.

Линия 261 изображает участок результирующей характеристики усилия выключения, возникающей в зависимости от изменения конусности тарельчатой пружины 204 и с учетом усилия, созданного средствами для передачи крутящего момента, например элементами плоской пружины, между кожухом и нажимным диском 203. Эта характеристика возникает при деформации тарельчатой пружины 204 между поворотной опорой 212 и кулачками 213. Сплошная характеристика 261 имеет синусоидальную форму и в своем продолжении влево снова падает. Она выглядит, следовательно, подобно характеристике 33 на фиг. 4. Line 261 depicts a portion of the resulting characteristic of the shut-off force that occurs depending on the change in the taper of the cup spring 204 and taking into account the force created by means for transmitting torque, for example flat spring elements, between the casing and the pressure plate 203. This characteristic occurs when the cup spring 204 is deformed between the pivot bearing 212 and the cams 213. The solid characteristic 261 has a sinusoidal shape and in its continuation to the left again falls. It looks, therefore, similar to characteristic 33 in FIG. 4.

На абсциссе изображен осевой путь между опорами 212, 213, а на ординате - результирующее усилие, созданное тарельчатой пружиной 204 и средствами для передачи крутящего момента. Точка 262 изображает встроенное положение тарельчатой пружины 204 при включенном сцеплении. Линия 263 изображает осевое разжимное усилие между фрикционными накладками 207, созданное пружинными сегментами 210. При выключении сцепления сегменты 210 ослабляются по пути 264. По этому пути 264, соответствующему осевому смещению нажимного диска 203, процессу выключения сцепления способствуют расположенные между фрикционными накладками 207 пружинные сегменты 210. Характеристика создаваемого в зоне кулачков 213 усилия для выключения сцепления по пути 264 изображена на фиг. 9 штриховой линией 265. Возникающие по пути 264 усилия 265 соответствуют разности 267 между характеристиками 261 и 263. Характеристика фактически создаваемого в зоне остриев 204с язычков усилия выключения сцепления уменьшена относительно характеристики 265 на передаточное отношение I тарельчатой пружины 204. При переходе за точку 268 в конце пути 264 фрикционные накладки 207 отпускаются, причем из-за дегрессивного участка характеристики тарельчатой пружины 204 создаваемое еще тогда усилие выключения значительно меньше того, которое соответствовало бы точке 262. Усилие выключения сцепления уменьшалось бы без дополнительной пружины 226 до тех пор, пока не был бы достигнут минимум 269 характеристики 201. The abscissa shows the axial path between the supports 212, 213, and the ordinate shows the resulting force created by the cup spring 204 and means for transmitting torque. Point 262 shows the integrated position of the cup spring 204 with the clutch engaged. Line 263 shows the axial expanding force between the friction linings 207 created by the spring segments 210. When the clutch disengages, the segments 210 are loosened along path 264. On this path 264, corresponding to the axial displacement of the pressure plate 203, the spring segments 210 located between the friction linings 207 contribute to the disengagement process. A characteristic of the force generated in the area of the cams 213 for disengaging the clutch along the path 264 is shown in FIG. 9 by a dashed line 265. The forces 265 arising along the path 264 correspond to the difference 267 between the characteristics 261 and 263. The characteristic of the tongues of the clutch disengaging force actually created in the region of the tips 204c is reduced relative to the characteristic 265 by the gear ratio I of the spring disk 204. When passing over point 268 at the end the paths 264 of the friction pads 207 are released, and due to the degressive portion of the characteristic of the spring disk 204, then the breaking force created even then is much less than that which would correspond to ke 262. The clutch force would decrease without additional spring 226 as long as would not have been at least 269 201 specifications.

У изображенного примера исполнения тарельчатая пружина 204 выполнена таким образом, что минимум 269 характеристики 261 приходится под осью абсцисс. При переходе за лежащую на оси абсцисс точку 270 тарельчатая пружина 204 стремится самопроизвольно занять соответствующее точке 262 положение и образует таким образом так называемую защелкивающуюся пружину, имеющую два разных состояния - ослабленное и натянутое. In the depicted exemplary embodiment, the disk spring 204 is designed so that a minimum of 269 characteristics 261 falls under the abscissa axis. When passing beyond the point 270 lying on the abscissa axis, the disk spring 204 tends to spontaneously occupy the position corresponding to point 262 and thus forms a so-called snap spring, which has two different states - weakened and tense.

Как видно из обозначенного штриховой линией участка характеристики 261, без дополнительной пружины 226 после отпускания фрикционных накладок 207 за счет осевого отвода нажимного диска 203 имеется существенное изменение усилия выключения. За счет использования компенсационной пружины 226 можно на примыкающем к пути 264 остаточном пути выключении 271 поддерживать характеристику 272 усилия выключения на более низком и постоянном уровне. Характеристика 272 соответствует характеристике усилия, прикладываемого в зоне кулачков 213 для поворота тарельчатой пружины 204 вместе с тарельчатой пружиной 226. Характеристика усилия выключения в зоне остриев 204с язычков уменьшена, однако, до прилегания тарельчатого пружины 204 к чувствительному к износу кольцу 220 относительно характеристики 272 на передаточное отношение 1 тарельчатой пружины 204. Соответствующий пути отпускания нажимного диска 203 путь обозначен поз. 273. Дополнительная пружина 226 имеет характеристику усилие - ход согласно линии 274. По меньшей мере на пути 271 тарельчатая пружина 204 и дополнительная пружина 226 имеют встречную характеристику усилие-ход. Характеристика 272 по пути 273 возникает за счет сложения имеющихся по пути 273 характеристик 261, 274. Результирующая характеристика 272 начинается здесь в точке 268, т.е. в начале пути отпускания 273. Прилегание участков 260a тарелки 260 к язычкам 226a дополнительной пружины 226 соответствует, следовательно, точке 268. As can be seen from the characteristic curve 261 indicated by the dashed line, without an additional spring 226, after releasing the friction linings 207 due to the axial retraction of the pressure disk 203, there is a significant change in the shut-off force. By using the compensation spring 226, it is possible to maintain the shutdown force characteristic 272 at a lower and constant level adjacent to the path 264 of the residual shutdown path 271. The characteristic 272 corresponds to the characteristic of the force exerted in the area of the cams 213 to rotate the disk spring 204 together with the disk spring 226. The characteristic of the shut-off force in the region of the tongue tips 204c is reduced, however, until the disk spring 204 adheres to the wear-sensitive ring 220 with respect to characteristic 272 on the transfer the ratio 1 of the cup spring 204. The corresponding path of releasing the pressure plate 203 path is indicated by pos. 273. The additional spring 226 has a force-stroke characteristic according to line 274. At least in the path 271, the disk spring 204 and the additional spring 226 have a counter force-stroke characteristic. The characteristic 272 along the path 273 arises due to the addition of the characteristics 261, 274 available on the path 273. The resulting characteristic 272 begins here at point 268, i.e. at the beginning of the release path 273. The fit of the portions 260a of the plate 260 to the tongues 226a of the additional spring 226 corresponds, therefore, to point 268.

После прохождения пути 273 происходит, как уже описано, осевое опирание тарельчатой пружины 204 на чувствительное к износу кольцо 220. За счет этого изменяется решающее для приведения в действие тарельчатой пружины 204 передаточное отношение с на I-I. Возникающее при этом небольшое повышение усилия выключения обозначено поз. 275. При примыкающему к пути отпускания пути регулировки 276 это повышение усилия выключения сохраняется. After passing the path 273, as already described, the disk spring 204 is axially supported by the wear ring 220. The gear ratio c, which is crucial for actuating the disk spring 204, changes from to I-I. The resulting slight increase in the shut-off force is indicated by pos. 275. When adjacent to the release path of the adjustment path 276, this increase in the shutdown force is retained.

Путь 276, необходимый для компенсации износа фрикционных накладок 207, очень мал по сравнению с общим путем выключения и может составлять несколько десятых миллиметра или даже меньше. The path 276 needed to compensate for the wear of the friction linings 207 is very small compared to the general shutdown path and can be several tenths of a millimeter or even less.

Для получения необходимых в зоне остриев 204 с исполнительных усилий следует разделить усилия на фиг.9 на имеющееся передаточное отношение I до точки 275 и I-I за ней. Для получения соответствующих исполнительных путей в зоне остриев 204 с пути на фиг. 9 следует умножить на передаточное отношение I до точки 275 и I-I за ней. Передаточное отношение I-I является решающим только для выходящего за точку 275 отрезка пути 276. To obtain the necessary in the area of the tips 204 with the executive efforts, the forces in Fig. 9 should be divided by the existing gear ratio I to the point 275 and I-I behind it. In order to obtain the corresponding actuating paths in the region of the tips 204 from the path in FIG. 9 should be multiplied by the gear ratio I to point 275 and I-I behind it. The gear ratio I-I is critical only for the leg 275 that extends beyond point 275.

За счет расчета сцепления вызванные прогибом язычка потери при выключенном сцеплении могут быть уменьшены до очень малой величины, поскольку при выключенном сцеплении действующие на острия 4c, 104c, 204c усилия очень малы и даже могут быть отрицательными (фиг. 9). Последнее означает, что тарельчатая пружина в отрицательной зоне характеристики 261 самопроизвольно стремится в выключенное положение. Это, однако, компенсируется дополнительной пружиной 226. Эта небольшая по сравнению с обычными сцеплениями нагрузка на язычки тарельчатой пружины обеспечивает уменьшение пути выключения, поскольку, как уже упомянуто, потери пути за счет упругого прогиба язычков и кожуха практически отсутствуют. By calculating the adhesion caused by the deflection of the tongue, the losses when the clutch is off can be reduced to a very small value, since when the clutch is off, the forces acting on the tips 4c, 104c, 204c are very small and can even be negative (Fig. 9). The latter means that the Belleville spring in the negative zone of characteristic 261 spontaneously tends to the off position. This, however, is compensated by an additional spring 226. This small compared to conventional clutches, the load on the tongues of the Belleville spring provides a reduction in the shutdown path, since, as already mentioned, there are practically no path losses due to the elastic deflection of the tongues and the casing.

Кроме того, исполнение сцепления по фиг. 8 позволяет уменьшить до минимума вызываемые пружинением кожуха 202 потери пути. Это может происходить за счет того, что осевое пружинение, созданное тарельчатой пружиной 204 на кожухе 202 при включенном сцеплении, уравновешивается за счет его соответствующего исполнения пружинением кожуха 202 при выключенном сцеплении, т.е. при опирании тарельчатой пружины 204 на чувствительное к износу кольцо 220. При включенном сцеплении оказываемое тарельчатое пружиной 204 на кожух 202 осевое усилие наибольшее, зато свободная длина прогиба между нагрузочным диаметром опоры обкатывания 212 и винтами 202 наименьшая. При выключенном сцеплении осевое усилие, созданное тарельчатой пружиной 204 и дополнительной пружиной 226 и воспринимаемое кожухом 202, значительно меньше усилия прижима тарельчатой пружины 204 и при включенном сцеплении. Свободная длина рычага или пружинения кожуха 202 между опорным диаметром 220а чувствительного к износу кольца 220 и винтами 202b, однако значительно больше радиального расстояния между опорой обкатывания 212 и винтами 202. In addition, the clutch design of FIG. 8 allows minimizing the path loss caused by the springing of the casing 202. This can occur due to the fact that the axial spring created by the cup spring 204 on the casing 202 when the clutch is engaged is balanced due to its corresponding execution by the spring of the casing 202 when the clutch is off, i.e. when the belleville spring 204 is supported by the wear ring 220, the clutch is exerted, the axial force exerted by the Belleville spring 204 on the casing 202 is greatest, but the free deflection between the load diameter of the rolling support 212 and the smallest 202 is the smallest. With the clutch disengaged, the axial force created by the cup spring 204 and the additional spring 226 and perceived by the casing 202 is much less than the clamping force of the cup spring 204 even when the clutch is engaged. The free length of the lever or spring of the casing 202 between the reference diameter 220a of the wear-sensitive ring 220 and the screws 202b, however, is significantly greater than the radial distance between the run-in support 212 and the screws 202.

Сцепление 301 на фиг. 10 имеет, за исключением выполнения тарельчатой пружины 337 в качестве датчика износа, ту же конструкцию и принцип действия, что и сцепление 201 на фиг. 8. Исполнительная тарельчатая пружина 304, пружина-датчик износа 337 и дополнительная пружина 326 выполняет ту же функцию, что и детали 204, 226, 237. Компенсирующее износ кольцо 318 и чувствительное к износу кольцо 320 действуют так же, как кольца 218, 220 на фиг. 8 посредством набегающих уклонов и набегающих контруклонов. Clutch 301 of FIG. 10 has, with the exception of the implementation of the Belleville spring 337 as a wear sensor, the same construction and principle of operation as the clutch 201 in FIG. 8. The actuating poppet spring 304, the wear spring 337 and the additional spring 326 perform the same function as the parts 204, 226, 237. The wear-compensating ring 318 and the wear-sensitive ring 320 act in the same way as the rings 218, 220 on FIG. 8 by means of oncoming slopes and oncoming counterclones.

Тарельчатая пружина 326 аксиально напряжена пружинящими средствами 344 между выключающим кольцом 360 и тарельчатой пружиной 304 для ее осевой фиксации при включенном сцеплении. Сенсорная пружина 337 имеет в напряженном виде другую осевую постановку, чем сенсорная пружина 227 на фиг. 8. Сенсорная пружина 337 опирается радиально внутри на тарельчатую пружину 304 и нагружает лежащим радиально дальше снаружи кольцеобразным участком чувствительное к износу кольцо 320 аксиально в направлении кожуха 302. Пружина 337 имеет радиальные консоли 342, с помощью которых она прилагает к опоре 343 регулировочного кольца 318 и при включенном сцеплении удерживается в напряженном виде с зазором отпускания L. Радиально снаружи сенсорная пружина 337 имеет направленные аксиально к кожуху 302 язычки 341a, служащие для поддержания действующих в направлении периферии регулировочных пружин 328. Belleville spring 326 is axially tensioned by spring means 344 between the ring 360 and Belleville spring 304 for axial locking with the clutch engaged. The sensor spring 337 has a different axial setting in tension than the sensor spring 227 in FIG. 8. The sensor spring 337 is supported radially inside by a cup spring 304 and loads the wear-sensitive ring 320 lying axially radially further from the outside, axially in the direction of the housing 302. The spring 337 has radial arms 342 by means of which it attaches to the support 343 of the adjustment ring 318 and when the clutch is engaged, it is held in tension with a release gap L. Radially outside, the sensor spring 337 has tongues 341a directed axially to the casing 302, which serve to maintain the and the periphery of the adjusting springs 328.

Изображенный на фиг. 11 узел с фрикционным сцеплением 401 имеет ту же конструкцию, что и узел по фиг. 7, за исключением встроенного положения и немного другого принципа действия дополнительной пружины 426. Depicted in FIG. 11, the friction clutch assembly 401 has the same construction as the assembly of FIG. 7, with the exception of the integrated position and a slightly different principle of operation of the additional spring 426.

Для некоторых случаев применения на основе требуемой характеристики сцепления 401 и имеющегося места для ее установки главную тарельчатую пружину 404 можно оптимально не рассчитывать в отношении ее характеристики ход-усилие, в частности по необходимости пути выключения (46 на фиг. 4). Таким образом в процессе выключения можно зайти за точку (39a на фиг. 4) характеристики тарельчатой пружины (33 фиг. 4), после того как усилие выключения станет больше имеющегося в регулировочной точке (37 на фиг. 4) осевого поддерживающего усилия для тарельчатой пружины 404. Это означает, следовательно, что тогда точка 39a лежит практически на точке 45 фиг. 4 или сразу за ней, т.е. в конце необходимого пути выключения или при превышении этого пути выключения сразу за ним. Подобное превышение вызвало бы осевую разгрузку тарельчатой пружиной 404 регулировочного кольца 417 по недопустимо большому пути и его соответствующее подтягивание. Таким образом, при отсутствии износа фрикционных накладок 407 могла бы произойти регулировка. Это вызвало бы изменение рабочей точки, т.е. изменение встроенного положения тарельчатой пружины 404 при включенном сцеплении, а именно в сторону уменьшения усилия натяжения или прижима. Это означает, что у такого узла рабочая точка 37 на диаграмме фиг. 4 сместилась бы вдоль характеристики 33 в соответствии с избыточным путем в направлении минимума 38a. За счет этого уменьшился бы передаваемый сцеплением момент, что может привести к выходу его из строя. For some applications, on the basis of the required clutch characteristic 401 and the space available for its installation, the main disk spring 404 may not be optimally calculated with respect to its stroke-force characteristic, in particular when the shut-off path is necessary (46 in Fig. 4). Thus, in the process of turning off, you can go beyond the point (39a in Fig. 4) of the characteristics of the Belleville spring (33 of Fig. 4), after the turning-off force becomes greater than the axial support force for the Belleville spring available at the adjustment point (37 in Fig. 4) 404. This means, therefore, that then point 39a lies practically at point 45 of FIG. 4 or immediately after it, i.e. at the end of the required shutdown path or if this shutdown path is exceeded immediately after it. Such an excess would cause axial unloading by the Belleville spring 404 of the adjusting ring 417 along an unacceptably large path and its corresponding pulling. Thus, in the absence of wear of the friction linings 407, adjustment could occur. This would cause a change in operating point, i.e. a change in the integrated position of the Belleville spring 404 when the clutch is engaged, namely, in the direction of decreasing the tension or pressure force. This means that for such a node, the operating point 37 in the diagram of FIG. 4 would shift along characteristic 33 in accordance with the redundant path in the direction of minimum 38a. Due to this, the moment transmitted by the clutch would decrease, which could lead to its failure.

Во избежание такой нежелательной регулировки регулировочным устройством 416 дополнительная пружина 426 расположена между регулировочным кольцом 417 и тарельчатой пружиной 404 таким образом, что по меньшей мере при превышении максимально допустимого пути выключения она действует как блокировочное устройство или тормоз для регулировочного устройства 416. За счет этого даже при больших превышениях нормального пути выключения и/или при аксиально вибрирующих деталях можно воспрепятствовать недопустимому смещению в сцеплении 401. In order to avoid such undesirable adjustment by the adjusting device 416, an additional spring 426 is located between the adjusting ring 417 and the Belleville spring 404 in such a way that at least when exceeding the maximum allowable switching path, it acts as a locking device or brake for the adjusting device 416. Due to this, even with large excesses of the normal path of switching off and / or with axially vibrating parts can prevent unacceptable displacement in the clutch 401.

Выполненная тарельчатой дополнительная пружина 426 расположена между регулировочным кольцом 417 и тарельчатой пружиной 404 таким образом, что она напрягается между ними начиная с определенного пути выключения так, что регулировочное кольцо 417 нагружается тарельчатой пружиной 426 к тарельчатой пружине 404. Следовательно, участки регулировочного кольца 417 практически зажимаются между обеими тарельчатыми пружинами 426, 404. Это обеспечивает фиксацию от проворачивания регулировочного кольца 417 начиная с определенного пути выключения. An additional spring 426 made of a disk-shaped one is located between the adjusting ring 417 and the disk spring 404 in such a way that it is tensioned between them starting from a certain switching path so that the adjustment ring 417 is loaded by the disk spring 426 to the disk spring 404. Therefore, the portions of the adjustment ring 417 are practically clamped between the two Belleville springs 426, 404. This ensures that the adjusting ring 417 is prevented from turning by starting from a certain switch-off path.

Дополнительная тарельчатая пружина 426 имеет кольцеобразное основание 427 с радиальными на внешней периферии консолями 428, которые распределены в направлении периферии основания 427 и входят в радиальный паз 417a регулировочного кольца 417 (фиг. 12, 13). Дополнительная пружина 426 имеет упорные контуры 422, образованные отформованными на внутренней периферии основания 427 радиальными язычками 422. Эти контуры 422 взаимодействуют с предусмотренными на тарельчатой пружине 404 ответными упорными контурами 430. Контуры 430 образованы у изображенного примера исполнения головками заклепочных элементов 431, предусмотренных в зоне язычков 404b тарельчатой пружины 404. The additional disk spring 426 has an annular base 427 with consoles 428 radial on the outer periphery, which are distributed in the direction of the periphery of the base 427 and enter the radial groove 417a of the adjusting ring 417 (Fig. 12, 13). The additional spring 426 has thrust contours 422 formed by radial tongues 422 formed on the inner periphery of the base 427. These circuits 422 interact with response thrust contours 430 provided on the disk spring 404. The contours 430 are formed in the illustrated embodiment by the heads of the rivet elements 431 provided in the tongue region Disc spring 404b.

Вместо заклепочных элементов 431 можно использовать язычки, выполненные за одно целое с дополнительной пружиной 426 и взаимодействующие с ней так же, как язычки 122 на фиг. 7 с соответствующей тарельчатой пружиной 104. Instead of rivet elements 431, tongues can be used integrally with the additional spring 426 and interacting with it in the same way as the tongues 122 in FIG. 7 with a corresponding cup spring 104.

Расстояние 432 между упорными контурами 422 и ответными упорными контурами 430 при включенном сцеплении рассчитано таким образом, что по меньшей мере на части пути выключения сцепления не происходит касания между упорными контурами 422 и упорными ответными контурами 430. Предпочтительно упорные контуры 422 прилегают к упорным ответным контурам 430 лишь при перешагивании за точку отпускания (37 на фиг. 4). При превышении этого определенного пути выключения дополнительная пружина 426 напрягается с тарельчатой пружиной 404, за счет чего, как уже упомянуто, регулировочное кольцо 417 зажимается с тарельчатой пружиной 404 и фиксировано от проворачивания вследствие созданного винтовой пружиной 420 окружного усилия. The distance 432 between the stop circuits 422 and the response stop circuits 430 when the clutch is engaged is designed so that at least part of the clutch disengagement path does not touch between the stop circuits 422 and the stop response circuits 430. Preferably, the stop circuits 422 are adjacent to the stop response circuits 430 only when stepping over the release point (37 in Fig. 4). If this predetermined switch-off path is exceeded, the additional spring 426 is tensioned with the cup spring 404, due to which, as already mentioned, the adjusting ring 417 is clamped with the cup spring 404 and is prevented from turning due to the circumferential force created by the coil spring 420.

Для монтажа и поворотного опирания дополнительной пружины 426 на регулировочном кольце 417 последнее имеет на своем радиально внутреннем контуре приблизительно в центре своей аксиальной протяженности паз 417a. For mounting and rotating support of the additional spring 426 on the adjusting ring 417, the latter has a groove 417a on its radially inner contour approximately in the center of its axial extension.

Как видно из фиг. 12, 13, паз 417a, если рассматривать по его периферии, местами открыт или прерван аксиально в направлении тарельчатой пружины 404. Для этого регулировочное кольцо 417 имеет аксиально проходящие радиальные углубления 440, связанные с проходящим в направлении периферии пазом 417a. Между углублениями 440 регулировочное кольцо 417 образует радиально выступающие кулачки 441. Распределение углублений 440 и их число соответствует распределению и числу консолей дополнительной 428 пружины 426. Протяженность углубления 440 в направлении периферии соответствует по меньшей мере протяженности консоли 428. Монтаж между дополнительной пружиной 426 и регулировочным кольцом 417 может осуществляться осевой вставкой консолей 428 в углублении 440 и последующим поворотом обеих деталей 417 и 426 относительно друг друга. За счет этого поворота консоли 428 и выступы или кулачки 441 совпадают по меньшей мере частично в осевом направлении (фиг. 12). За счет этого совпадения после прилегания контуров 422 к контурам 430 язычки или консоли 428 могут быть натянуты к выступам или кулачкам 441. As can be seen from FIG. 12, 13, the groove 417a, viewed from its periphery, is partially open or interrupted axially in the direction of the Belleville spring 404. For this, the adjusting ring 417 has axially extending radial recesses 440 associated with the groove 417a extending in the direction of the periphery. Between the recesses 440, the adjusting ring 417 forms radially protruding cams 441. The distribution of the recesses 440 and their number corresponds to the distribution and number of consoles of the additional spring 428 426. The length of the recess 440 in the peripheral direction corresponds to at least the length of the console 428. Installation between the additional spring 426 and the adjusting ring 417 can be carried out by axial insertion of the consoles 428 in the recess 440 and subsequent rotation of both parts 417 and 426 relative to each other. Due to this rotation of the console 428 and the protrusions or cams 441 coincide at least partially in the axial direction (Fig. 12). Due to this coincidence, after the abutment of the circuits 422 to the circuits 430, the tongues or consoles 428 can be tensioned to the protrusions or cams 441.

Дополнительная пружина 426 выполнена и встроена в сцепление таким образом, что на фазе выключения, по меньшей мере в зоне пути выключения, в которой упорные контуры 422 и упорные ответные контуры 430 прилегают друг к другу, невозможен проворот регулировочного кольца 417 относительно дополнительной пружины 426. Предпочтительно прилегание упорных контуров 422 и упорных ответных контуров 430 друг к другу в процессе выключения происходит лишь за точкой отпускания (37 на фиг. 4). Это обеспечивает поворот регулировочного кольца 417, необходимый для компенсации износа накладок фрикционных 407. Проворот регулировочного кольца 417 относительно дополнительной пружины 426 происходит предпочтительно в ее практически ослабленном виде. Как видно из фиг. 12, по мере износа фрикционных накладок 407 кулачки 441 регулировочного кольца 417 смещаются относительно язычков 428 вправо. Протяженность по периферии кулачков 441 и язычков 428 рассчитана таким образом, что по меньшей мере по допустимому общему диапазону износа сцепления, если рассматривать в осевом направлении, имеется совпадение выступов 441, 428. Дополнительная пружина 426 может быть напряжена и при включенном сцеплении. Это может осуществляться за счет того, что при включении незадолго до конца пути включения язычки 404b тарельчатой пружины 404 прилегают к отдельным язычкам 422a дополнительной пружины 426, в результате чего последняя по меньшей мере незначительно напрягается вправо в направлении кожуха. За счет этого посредством дополнительной пружины 426 можно ограничить минимальное усилие прижима при включенном сцеплении. Величина ограничения усилия прижима зависит при этом от характеристик тарельчатой пружины 404 и дополнительной пружины 426. The additional spring 426 is formed and integrated in the clutch so that during the switch-off phase, at least in the area of the switch-off path in which the contact circuits 422 and contact response circuits 430 are adjacent to each other, it is not possible to rotate the adjusting ring 417 relative to the additional spring 426. Preferably the abutment of the stop circuits 422 and the persistent response circuits 430 to each other during shutdown occurs only beyond the release point (37 in Fig. 4). This provides the rotation of the adjusting ring 417, necessary to compensate for the wear of the friction linings 407. The rotation of the adjusting ring 417 relative to the additional spring 426 is preferably in its almost weakened form. As can be seen from FIG. 12, as the friction linings 407 wear, the cams 441 of the adjusting ring 417 are shifted to the right of the reeds 428. The circumference along the periphery of the cams 441 and reeds 428 is designed so that at least in the allowable total range of clutch wear, when viewed in the axial direction, there is a coincidence of the protrusions 441, 428. The additional spring 426 can be tensioned when the clutch is engaged. This can be done due to the fact that when turning on shortly before the end of the switching path, the tabs 404b of the cup spring 404 are adjacent to the separate tabs 422a of the additional spring 426, as a result of which the latter at least slightly strains to the right towards the casing. Due to this, by means of an additional spring 426, it is possible to limit the minimum clamping force with the clutch engaged. The magnitude of the limitation of the clamping force depends on the characteristics of the cup spring 404 and the additional spring 426.

Дополнительно к функции тормоза для регулировочного кольца 417 дополнительная пружина 426 может также выполнять ту же функцию, что и дополнительная пружина 126 на фиг.7. Она может, следовательно, вызвать подъем характеристики усилия выключения по меньшей мере в зоне минимума тарельчатой пружины 404, за счет чего можно обеспечить постоянную характеристику усилия выключения по пути выключения. В этом отношении следует сослаться на описание фиг. 1-10. In addition to the brake function for the adjusting ring 417, the additional spring 426 may also perform the same function as the additional spring 126 in FIG. 7. It can therefore cause a rise in the characteristic of the shut-off force at least in the minimum zone of the Belleville spring 404, whereby a constant characteristic of the shut-off force along the shut-off path can be ensured. In this regard, reference should be made to the description of FIG. 1-10.

Изображение не ограничено изображенными и описанными примерами его осуществления, а может использоваться во всех фрикционных сцеплениях, в частности с устройством компенсации износа фрикционных накладок. Кроме того, изобретение включает в себя также варианты, которые могут быть образованы комбинацией отдельных признаков или элементов, описанных в сочетании с различными формами исполнения. Также отдельные, описанные в сочетании с фигурами признаки или принципы действия могут образовать, будучи сами по себе, самостоятельное изобретение. Заявитель оставляет, следовательно, за собой право претендовать на дополнительные, раскрытые до сих пор лишь в описании признаки, имеющие существенное для изобретения значения. The image is not limited to the depicted and described examples of its implementation, but can be used in all friction clutches, in particular with a device for compensating wear of friction linings. In addition, the invention also includes variants that can be formed by a combination of individual features or elements described in combination with various forms of execution. Also, individual, described in combination with the figures signs or principles of action can form, being on their own, an independent invention. The applicant reserves, therefore, the right to apply for additional features that are still disclosed only in the description of signs that are significant for the invention.

Claims

1. Friction clutch for use with a clutch disc (8) with friction linings, the clutch having a disk spring (4) and a pivot bearing (5) for a disk spring (4) loading the axially moving pressure plate (3) in the direction of the friction linings, and also a device (16) that compensates for the wear of at least the friction linings, characterized in that it is equipped with an additional energy accumulator (26), the effect of which is superimposed on the force generated by the disk spring, at least in part the friction clutch disengagement path (46), due to which at least a part of the disengagement path there is a resulting force-path characteristic created by the interaction of the energy accumulator (26) and the disk spring (4).

2. Friction clutch according to claim 1, characterized in that the additional energy accumulator is located in such a way that, starting from at least a portion of the disengagement path, on which the pressure plate (3) no longer loads the clutch plate (8) or loads it slightly, the force generated by the cup spring is superimposed on the force of the energy accumulator to align the resulting characteristic with the cup spring.

3. Clutch according to claim 1, characterized in that the clutch plate (8) is a disk with spring elements located axially between the friction linings.

4. The clutch according to claim 1 or 3, characterized in that the additional energy accumulator is built into the clutch.

5. Clutch according to one of claims 1, 3 or 4, characterized in that the additional energy accumulator is a disk spring.

6. Clutch according to one of claims 1, 5 to 5, characterized in that the additional energy accumulator, at least approximately, starting from the stroke in the direction of switching off, from which the pressure plate (3) does not load the clutch plate (8) anymore or only slightly loads (release path), has a force-path characteristic with a bend that differs from a bend of the force-path characteristic of a Belleville spring, for example, anti-directional.

7. The clutch according to claim 2, characterized in that the additional energy accumulator (26) in the clutch position of the friction clutch practically does not exert a force effect on the disk spring (4).

8. Clutch according to one of claims 2 and 6, characterized in that it contains both an additional energy accumulator (26) and a clutch disc (8) with spring-loaded pads (10).

9. Clutch according to one of claims 2, 6, 7, characterized in that the additional energy accumulator (26) is connected in parallel to the cup spring (4).

10. Clutch according to one of paragraphs.2, 6-8, characterized in that the additional energy accumulator (26) is elastically deformed by a disk spring when the friction clutch is engaged.

11. Clutch according to one of paragraphs.2, 6-9, characterized in that the additional energy accumulator (26) axially rests on a cup spring (4).