WO2007062616A1 - Kupplungsaggregat - Google Patents

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WO2007062616A1
WO2007062616A1 PCT/DE2006/001921 DE2006001921W WO2007062616A1 WO 2007062616 A1 WO2007062616 A1 WO 2007062616A1 DE 2006001921 W DE2006001921 W DE 2006001921W WO 2007062616 A1 WO2007062616 A1 WO 2007062616A1
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WO
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clutch
spring
lever
counter
force
Prior art date
Application number
PCT/DE2006/001921
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English (en)
French (fr)
Inventor
Mathieu Jordan
Karl-Ludwig Kimmig
Philippe Mih
Original Assignee
Luk Lamellen Und Kupplungsbau Beteiligungs Kg
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Publication date
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Priority to CN2006800447038A priority patent/CN101317020B/zh
Priority to BRPI0619374A priority patent/BRPI0619374A8/pt
Priority to DE112006002806T priority patent/DE112006002806A5/de
Priority to EP06818038A priority patent/EP1957815A1/de
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    • F16D2021/0676—Mechanically actuated multiple lamellae clutches

Definitions

  • the invention relates to clutch units, comprising at least one friction clutch with a thrust washer, which is rotationally fixed relative to a counter to the output shaft of a motor counter-pressure plate, but axially limited displacement, wherein the pressure plate and the counter-pressure plate each have a friction surface, between which the friction linings of a clutch disc can be clamped, wherein the pressure plate are provided axially on one side of the counter-pressure plate and a pivotable in the axial direction lever assembly on the other side of the counter-pressure plate, the lever assembly is acted upon by an actuator for closing the clutch and the manner of a two-armed lever to one of the counter-pressure plate or one of an associated with this connected component, annular pivot bearing is tiltable, wherein the lever assembly is further radially outwardly connected via traction means with the counter-pressure plate, wide rhin the pivot bearing is supported by an adjusting ring of an adjusting device for compensating at least the wear occurring on the friction linings of the clutch disc, which is rotatable at least relative to the
  • clutches are known with an automatic readjustment at least for the compensation of Reibbelagverschl concernses.
  • these known couplings a virtually constant application of force to the pressure plate to be effected by the pressure spring.
  • the present invention has for its object to make coupling units of the type mentioned in such a way that they allow a squat design at least in the axial direction. Another object underlying the present invention was to keep the actuation travel of the actuating element acting on the lever arrangement and introducing the closing force into the clutch small or substantially constant over the life of the clutch. Furthermore, an inventively trained Coupling unit to ensure optimized operation and a long service life and cost-effective production.
  • the lever assembly has axial spring characteristics which cause it to be urged towards a frusto-conical position corresponding to the open state of the friction clutch, the lever assembly being closed to close the friction clutch necessary pivoting at least until the beginning of the clamping of the friction linings a degressive force-displacement spring characteristic, continue to the lever assembly axially acting spring means are present, the at least one operatively braced between the counter-pressure plate or a component connected thereto and the lever assembly, plate spring-like Spring element and at least one provided between the pressure plate and the counter-pressure plate further spring element comprises, wherein the plate-spring-like spring element generates an axial force on the lever assembly, which for pivoting the Hebelano Necessary actuating force is axially oppositely directed and the further spring element via the traction means initiates an axial force on the lever assembly, which is directed axially against the force generated by the plate spring-like spring element, wherein the force exerted by the spring
  • the lever arrangement may be advantageously formed by a plurality of radially oriented in an annular array levers.
  • the individual levers can be coupled to one another, with connecting sections formed integrally with the levers being able to be provided for coupling. These connecting sections can form an annular energy store together with the levers.
  • the provided between the adjacent levers connecting portions may also have a loop-shaped course in the radial direction.
  • a ring-like spring element for example a plate spring-like element, which is connected at least axially to the individual levers and is elastically deformed as a result of this pivoting.
  • a ramp system provided in an annular arrangement.
  • the support can be done directly or indirectly on the counter-pressure plate.
  • the ramp system advantageously has a plurality of ramps extending in the circumferential direction and rising in the axial direction.
  • the pitch angle of the ramps is preferably designed such that a self-locking within the ramp system is present.
  • the ramps can be provided along their extent with a certain roughness or with low profilings (for example sawtooth-shaped).
  • the roughness or the profilings are designed such that a displacement of the ramps in the adjustment direction is possible, but slipping thereof is prevented.
  • the adjustment function of the ramp system can be ensured in a simple manner by means of at least one energy storage, which braces the ramp system in the adjustment direction.
  • the plate-spring-like spring element which acts on the lever arrangement may be provided between the latter and the counter-pressure disk.
  • the further spring elements provided between the pressure disk and the counter-pressure disk can be formed in a simple manner by axially prestressed leaf springs.
  • Such leaf springs are firmly connected with at least one end with the counter-pressure disk and with another end or area with the pressure disk.
  • Such spring elements ensure on the one hand the torque transmission between thrust washer and counter-pressure plate and on the other hand, the axial displacement of the pressure plate during the clutch operation. It is particularly advantageous if the spring elements are installed in such a braced manner that they urge or urge the pressure disk axially in the opening direction of the coupling.
  • a lining suspension between the back to back arranged friction linings of the clutch disc.
  • Such a pad suspension causes an additional axial support force in the direction of the pivot bearing is exerted on the lever assembly, as soon as the friction linings are moved axially towards each other by the pressure plate, whereby the lining suspension is braced.
  • the effect of the pad suspension is transmitted via the traction means on the lever assembly.
  • the axial forces acting in the closing direction on the lever arrangement are in equilibrium with the total spring force acting counter to this closing direction on the lever arrangement.
  • This total spring force is at least by at least one braced between the lever assembly and the counter-pressure plate or a component connected thereto, plate spring-like component and by effective between pressure plate and counter-pressure plate tensioned leaf springs and optionally by a result of the support of the pressure plate on the adjacent friction lining by means of the lining suspension formed axial support force.
  • the axial effect of the plate-spring-like component on the lever arrangement is directed against the axial action of the tensioned leaf springs and possibly the axial force generated by the lining suspension on the lever arrangement.
  • the clutch unit may be constructed such that the wear compensation takes place by means of the adjusting device, at least substantially during an opening phase of the clutch unit or the friction clutch.
  • the interpretation of the adjusting device and their vote on the other components of the clutch assembly and the friction clutch is preferably such that the wear adjustment is at least approximately at fully relaxed pad suspension during an opening phase of the clutch assembly and the friction clutch.
  • FIG. 1 shows a half section through a friction clutch configured according to the invention
  • FIG. 2 shows a detail of the adjusting device which is used in the friction clutch according to FIG. 1
  • Figures 3 to 7 are diagrams with different characteristics, from which the interaction of the individual spring and adjusting elements of a friction clutch according to the invention can be seen and
  • FIG. 8 shows a double clutch unit with the friction clutch according to FIG. 1.
  • the half-cut and schematically illustrated coupling unit 1 in Figure 1 comprises at least one friction clutch 2.
  • the friction clutch 2 has in the illustrated embodiment, a housing 3, which is fixed or rigidly connected to a reaction plate 4.
  • the housing 3 simultaneously forms the housing of a further friction clutch whose other components, such. B. lever system, thrust washer, etc., are arranged axially between the housing 3 and the counter-pressure plate 4, as can be seen from Figure 8.
  • the friction clutch 2 further has a thrust washer 5, which is arranged on the side facing away from the housing 3 of the counter-pressure plate 4.
  • the pressure plate 5 is by means of spring elements 6, here in the form of leaf springs, with the reaction plate 4 against rotation, but limited axially displaceable, connected.
  • spring elements 6, here in the form of leaf springs for this purpose, the ends of the leaf springs 6 are firmly connected on the one hand with the pressure plate 5 and on the other hand with the counter-pressure plate 4, z. B. by riveting.
  • the thrust washer 5 carries traction means 7, which extend axially through clearances 8 of the counter-pressure plate 4 and at its end of the thrust washer 5 end 9 carry a pivot bearing 10 on which a lever member 11 is supported tiltable or pivotable.
  • the pivot bearing 10 is formed integrally with the traction means 7 and formed by radially inwardly directed portions 12 of the traction means 7.
  • the traction means 7 may be formed by individual, distributed over the circumference, hook-like components.
  • this traction means 7 may also be formed by a preferably made of sheet metal component having an annular portion 13, from which emanate a plurality of axial legs 14 which are fixedly connected to the pressure plate 5.
  • Radially within the pivot bearing 10, the lever member 11 is supported on an annular support 15.
  • the annular support 15 is supported by an annular member 16, which is part of an adjusting device 17, by means of which at least the wear occurring on the friction linings 18 of a clutch disc 19 can be compensated for at least partially automatically.
  • the friction linings 18 are clamped between the thrust washer 5 and the counter-pressure disc 4 when closing the clutch 2.
  • the counter-pressure disk 4 can be part of a clutch unit which has two clutches. Such coupling units can be used, for example, in conjunction with so-called powershift transmissions.
  • a so-called pad suspension 20 is preferably provided, which ensures a progressive structure of the transferable from the friction clutch 2 torque when closing the friction clutch.
  • Such padding suspensions have become known, for example, from DE 198 577 12 A, DE 199 802 04 T1 or DE 29 515 73 A1.
  • the axially compressible between the pivot bearing 10 and the annular support 15 lever element 11 is variable in its conicity and preferably has a self-suspension or elasticity, which causes a Konizticiansver selectedung of the lever member 11 in the sense of opening the friction clutch 2.
  • a closing force is provided at least substantially in the friction clutch 2 initiating actuator 23, which is displaced to close the friction clutch 2 in the direction of the arrow 24.
  • the actuating element 23 advantageously comprises a roller bearing and forms part of an actuating system which may be designed as a pneumatic, hydraulic, electrical or mechanical actuating system or else has a combination of the mentioned actuating possibilities, that is, for example, is designed as an electrohydraulic actuating system.
  • the lever member 11 is advantageously formed by a plurality of provided in annular arrangement levers 25, which are connected to each other in the circumferential direction in an advantageous manner.
  • the existing between the individual levers 25 compounds may be integrally formed with these levers or by an additional Fe- derelement, z. B. annular plate spring which is connected to the levers 25.
  • the existing between the individual levers 25 compounds are suitably designed such that the lever member 11 has an axial elasticity, which ensures the possibility of a Konizticiansver selectedung of the lever member 11.
  • Such lever elements have been proposed for example by DE 103 40 665 A1, DE 199 05 373 A1, EP 0 992 700 B1 and EP 1 452 760 A1.
  • the bias of the leaf springs 6 further ensures that the pivot bearing 10 is always urged axially in the direction of the radially outer regions of the lever member 11.
  • the annular component 16 designed as an adjusting ring has ramps 26 extending in the circumferential direction and rising in the axial direction, which are supported on counter ramps 27 carried by the housing 3.
  • the counter ramps 27 can advantageously be formed directly by integrally formed in the region of the housing bottom 28 ramps.
  • springs 29 In the circumferential direction of the adjusting ring 16 is acted upon by springs 29 which are clamped between the housing 3 and this adjusting ring 16.
  • the lever member 11 is additionally acted upon axially opposite to the direction of arrow 24 by a spring element 30, which is operatively braced here between the housing 3 and the lever member 11.
  • the spring member 30 thus exerts an axial force on the lever member 11, which by means of the spring elements 6 the traction means 7 is directed opposite to the axial force exerted on the lever element 11.
  • the spring element 30 is formed by a tellerfederarti- ges component, which has at least one serving as an energy storage annular body.
  • the spring element 30 is supported via radially outer regions on the housing 3 and radially further inwardly located regions on the lever element 11.
  • lever 22 are pivoted about the annular support 15 in the manner of a two-armed lever during pivoting of the lever member 11. This pivoting is effected by introducing a force by means of the actuating element 23 on the lever tips 21st
  • the base load acting on the lever tips 21 can be ensured, for example, by means of a stop for the release bearing or actuating element 23 provided on the transmission side.
  • This stop urges the actuator 23 in the assembly of the engine and transmission in an axial position, which the desired base load and / or conicity ensures the lever member 11.
  • a stop can also be axially adjustable, so that any existing axial tolerances can be compensated.
  • the individual axial forces acting on the lever element 11 are matched with respect to one another such that an adjustment of the adjusting device 17 is impossible, provided that no wear occurs, at least on the friction linings 18.
  • the relationship between the individual spring and actuating forces will be described in more detail below.
  • a wear compensation device is formed, which causes at least on the friction linings 18, at least a partial compensation of this wear by axial tracking of the annular support 15 when wear occurs.
  • the balance of power between the various acting on the lever member 11 spring elements and the spring properties of the lever element 5 itself are preferably coordinated so that the required to close the friction clutch 2 in the region of the lever tips 21 actuating travel in the direction of the arrow 24 remains practically constant, at opened and closed friction clutch 2, the axial position of the lever tips 6 each remain practically constant.
  • the dot-dash line 100 corresponds to the force exerted on the lever tips 21 axial force, which is necessary to cause a Konizticiansver selectedung of the resilient lever member 11.
  • the characteristic 100 is based on a deformation of the lever member 11 between two annular supports whose radial distance corresponds to the radial distance between the formed by the annular member 16 annular support 15 and the annular Beaufschlagungs Scheme 31 at the lever tips 21 for the actuator 23.
  • the occupied by the lever member 11 operating point when new and after the first operation of the friction clutch 2 corresponds to the point 101. Through this operating point 101, the angular installation position of the lever member 11 is determined at operable new friction clutch 2.
  • the lever member 11 has a spring characteristic, at least over the portion 102nd the total Eingurweges the thrust washer 5, from which the friction linings 18 begin to be clamped between the friction surfaces of the thrust washer to be moved 5 and counter-pressure plate 4, a sloping or degressive force-displacement curve 10Oa. It is particularly expedient, as can be seen from FIG. 3, if this degressive force-displacement curve extends beyond the partial region 102 in the closing direction.
  • the force profile section 104 of the characteristic curve 100 via the engagement path 103 can be adapted to the respective application by appropriate design of the resilient lever element 11.
  • the dotted line 105 represents the applied by the pad spring segments 20 axial spreading force, which acts between the friction linings 18. This axial spreading force counteracts the axial closing force introduced by means of the lever element 11 onto the pressure disk 5. This force applied by the lining suspension 20 is transmitted to the lever element 11 via the traction means 7. The applied by the lining suspension 20 axial force counteracts the introduced on the lever tips 21 closing force because the lever 22 and the lever member 11, as already mentioned, are mounted with respect to the annular support 15 in the manner of a two-armed lever or is.
  • the ratio between the force to be applied to the annular loading area 31 for compressing the pad spring 20 and the axial force exerted by the pad spring 20 in the region of the pivot bearing 10 corresponds at least substantially to the ratio of the radial distance between the annular support 15 and the pivot bearing 10 on the one hand and to the radial distance between the annular support 15 and the annular loading region 31 on the other.
  • the effect of the pad spring 20 is present as soon as the friction pads 18 between the friction surfaces of the pressure plate 5 and the reaction plate 4 begin to be clamped.
  • the latter is the case after the portion 102 of the Eingurweges 103 has been covered by the pressure plate 5 in the closing direction.
  • the portion 102 corresponds to the L predominantlyweg, which is required to ensure a certain axial clearance for the friction linings 18.
  • Such a game is necessary to avoid the transmission of a large drag torque on the clutch disc 19 when disengaged friction clutch 2.
  • Such a drag torque would impair at least the switchability of the transmission.
  • the line 106 which is extended beyond the control point 107 also dashed, represents the resulting force curve, which is generated by the superposition or addition of at least the force curves of the leaf springs 6 and the plate spring-like spring element 30.
  • the at least of the leaf springs 6 and the spring element 30th generated forces act in opposite axial directions on the lever member 11 a. From Figure 1 it can be seen that the plate-spring-like spring element 30 exerts a force on the lever member 11, which is directed axially against the introduced in the region of the lever tips 21 closing force and introduced by the leaf springs 6 in the pivot bearing 10 in the lever member 11 axial force. As already mentioned, a relatively small axial force is exerted on the lever element 11 by the springs 29 via the ramps 26, 27, which is effective parallel to the force exerted by the spring element 30 force.
  • the resulting force curve according to the line 106 has a characteristic curve profile decreasing with increasing tension or deformation of at least the spring elements 6 and 30. It can be seen that, due to the selected courses of the lines 100 and 106, these intersect in the region of the control point 107 and thereafter the force ratio between the two lines 100 and 106 reverses. This has the consequence that after exceeding the control point 107, the at least by the spring elements 6 and 30 on the lever member 11 exerted, resulting axial support force is greater than the force applied to deform the lever member 11 in the region of the lever tips 21 closing force.
  • the lining suspension 20 also becomes effective.
  • the actuating force required for pivoting the lever element 11 increases until the end of the engagement path 103. This increase is represented by the line segment 109 extending over the second subregion 108 of the engagement path 103.
  • FIG. 4 shows a possible spring characteristic 120 of a plate-spring-like spring element corresponding to the spring element 30.
  • the characteristic 120 has in the illustrated embodiment, a course that can be generated by appropriate coordination of the radial width and the thickness of the spring body of a plate spring-like component.
  • the illustrated characteristic curve 120 has virtually a plateau or a horizontally extending region 121. Via the region 121, which extends at least substantially parallel to the abscissa, the spring element 30 generates an at least substantially constant axial force; the illustrated region 121 is practically linear. However, this area 121 could also have a different course, such. B. a slightly curved course.
  • the point 122 shows the point 122. Since the friction linings 18 are subject to wear over the life of the friction clutch 2 (for example in the order of a total of 2 to 3 mm), the state of stress changes of the spring element 30. In the case of maximum wear, in the exemplary embodiment illustrated, the spring element 30 should have, for example, a bracing state which corresponds to the point 123. It can thus be seen from FIG. 4 that, viewed over the service life of the friction clutch 2, the axial force exerted by the spring element 30 on the lever element 11 remains at least substantially constant.
  • FIG. 5 shows the spring characteristic 140, which is generated by the leaf spring elements 6 in the illustrated embodiment.
  • the leaf spring elements 6 are here designed such that they produce a practically linear characteristic.
  • the leaf spring elements 6 are installed in such a way that they have an axial force when the friction clutch 2 is mounted ready for use exert the pressure disk 5, which corresponds to the point 141.
  • the leaf springs 6 With increasing displacement of the pressure plate 5, as a result of pad wear, the leaf springs 6 are additionally braced so that they exert an increasing axial force on the thrust washer 5 and thus also on the lever member 11 over the life of the friction clutch 2.
  • the leaf springs 6 When there is maximum wear, the leaf springs 6 have an operating point which corresponds to point 142.
  • FIG. 6 shows the resulting line of force curve 150 which is produced by superposition, that is to say addition of the linear course 121 of the characteristic curve 120 and the spring characteristic curve 140. It should be noted that with respect to the lever member 11, the axial forces generated by the energy storage elements 6 and 30 are axially opposite. It can be seen that this resulting force curve 150 over the life of the friction clutch 2 has a sloping course. The characteristic points corresponding to the new state and the worn state of the friction clutch 2 are indicated by 151 and 152.
  • the operating points 122, 123, 141, 142 and 151, 152 contained in FIGS. 4 to 6 correspond in each case to those operating points of the various spring elements 6 and 30 which are present when the coupling 2 is ready for operation and ready for operation.
  • Characteristic regions 153, 154 which show the effect of the pad suspension acting after a defined engagement path (eg 102 according to FIG 20 take into account.
  • the characteristic areas 153, 154 run downwards because the axial force generated by the pad spring 20, which acts axially on the lever element 20, is opposite to the axial force exerted by the spring element 30 on the lever element 11.
  • FIG. 7 effects an adjustment in the readjusting device 17 or in the wear compensation device comprising it.
  • the distances used or changes in these travel ranges for explaining the mode of operation of a readjustment cycle as well as the force changes taking place are shown excessively in order to facilitate the understanding.
  • these changes and adjustments take place in relatively small steps, with the operating or Nachstellin due to existing in the overall system friction clutch hysteresis and disturbance forces, z. B. due to vibrations, subject to certain variations, so are available within a certain bandwidth.
  • the diagram according to FIG. 7 is based on the assumption that a certain amount of wear on the friction linings 18 has taken place when the friction clutch 2 is closed. This increases the pivot angle of the lever member 11 by an amount that is dependent on this wear. This is evident from the fact that, in FIG. 7, the engagement path 103a of the pressure disk 5 is greater than the engagement path 103 according to FIG. 3, ideally in the event of wear occurring at least on the friction linings 18. Assuming that the spring properties of the pad spring 20 have remained the same, the portion 108a, over which this pad spring 17 is effective, with the portion 108 of Figure 3 is the same size.
  • the adjusting ring 16 is relieved, so that it can follow the pivotal movement of the lever member 11. This results in at least a certain adjustment of the wear occurring on the friction linings 18.
  • the size of this adjustment is dependent on the lever element 11 existing lever ratios. Among other things, these lever ratios are predetermined by the diameters of the pivot bearing 10, the annular support 15 and the annular loading area 31.
  • the aforementioned leverage ratios as well as acting on the lever member 11, the pivoting and displacement of the same determinative, forces and the spring properties of the lever member 11 are preferably coordinated so that over the life of the friction clutch 2 and in the open state thereof, the lever tips 21 a practically constant have axial position.
  • the axial adjustment path in the region of the annular support 15 is smaller than the axial amount of wear on the friction linings 18, in accordance with the existing lever ratios.
  • the axial adjustment in the region of the annular support 15 is approximately 0.7 to 0.8 times the axial wear amount, at least on the friction linings 18.
  • lever element 11 changes its state of tension at least when the friction clutch 2 is open. This is done by appropriate adjustment of the annular support 15. This change also causes a change in the state of tension of the spring elements 6 and 30, at least when the friction clutch is open. The latter is due to the fact that the spring elements 6 and 30 are supported either indirectly or indirectly on the lever element 11 axially, which, as already mentioned, in turn assumes a, over the life of the friction clutch changing, strained position.
  • the spring characteristics of the individual elements, in particular of the components 11, 6 and 30, are designed such that despite the aforementioned displacements or changes in the operating point or the working areas of these resilient components, the prescribed adjustment principle due to the existing balance of power over the life of the friction clutch preserved.
  • a resulting force curve can be generated, which has a substantially constant force at least over the axial adjustment path of the pressure plate 5.
  • Such a course of force will be substantially parallel to the abscissa in FIG.
  • the then taking place axial displacement of the lever member 11 may take place such that the lever member 11, at least in the engaged state of the clutch 2 and possibly also in the disengaged state of the clutch 2, each having a constant taper.
  • FIG. 8 shows a dual-clutch unit 201 which has two friction clutches 202 and 203, which are arranged on both sides of a plate 204 designed as a counterpressure disk.
  • the friction clutch 202 is constructed with respect to the functional arrangement of the individual components, as described in connection with the preceding figures.

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Abstract

Die Erfindung betrifft Kupplungsaggregate, bestehend aus wenigstens einer Reibungskupplung mit einer Druckscheibe (5) , die gegenüber einer mit der Abtriebswelle eines Motors antriebsmäßig verbindbaren Gegendruckscheibe (4) drehfest, jedoch axial begrenzt verlagerbar ist, wobei die Druckscheibe und die Gegendruckscheibe jeweils eine Reibfläche besitzen, zwischen denen die Reibbeläge (18) einer Kupplungsscheibe (19) einspannbar sind, wobei die Druckscheibe axial auf einer Seite der Gegendruckscheibe und eine in axialer Richtung verschwenkbare Hebelanordnung (11) auf der anderen Seite der Gegendruckscheibe vorgesehen sind, die Hebelanordnung durch eine Betätigungseinrichtung (23) zum Schließen der Kupplung beaufschlagbar ist und nach Art eines zweiarmigen Hebels um eine von der Gegendruckscheibe oder eine von einem mit dieser verbundenen Bauteil getragenen, ringförmigen Schwenklagerung (15) kippbar ist, wobei die Hebelanordnung weiterhin radial außen über Zugmittel (13) mit der Gegendruckscheibe verbunden ist , weiterhin die Schwenklagerung von einem Nachstellring einer Nachstelleinrichtung zum Kompensieren zumindest des an den Reibbelägen der Kupplungsscheibe auftretenden Verschleißes getragen ist, welcher zumindest gegenüber der Druckscheibe verdrehbar ist. Das Kupplungsaggregat weist weiterhin auf die Hebelanordnung axial einwirkende Federmittel (6,30) auf, welche eine resultierende axiale Kraft über den Schliessweg der Kupplung mit degressive Kraft-Weg- Kennlinie ausüben.

Description

Kupplungsaqqreqat
Die Erfindung betrifft Kupplungsaggregate, bestehend aus wenigstens einer Reibungskupplung mit einer Druckscheibe, die gegenüber einer mit der Abtriebswelle eines Motors antriebsmäßig verbindbaren Gegendruckscheibe drehfest, jedoch axial begrenzt verlagerbar ist, wobei die Druckscheibe und die Gegendruckscheibe jeweils eine Reibfläche besitzen, zwischen denen die Reibbeläge einer Kupplungsscheibe einspannbar sind, wobei die Druckscheibe axial auf einer Seite der Gegendruckscheibe und eine in axialer Richtung verschwenkbare Hebelanordnung auf der anderen Seite der Gegendruckscheibe vorgesehen sind, die Hebelanordnung durch eine Betätigungseinrichtung zum Schließen der Kupplung beaufschlagbar ist und nach Art eines zweiarmigen Hebels um eine von der Gegendruckscheibe oder eine von einem mit dieser verbundenen Bauteil getragenen, ringförmigen Schwenklagerung kippbar ist, wobei die Hebelanordnung weiterhin radial außen über Zugmittel mit der Gegendruckscheibe verbunden ist, weiterhin die Schwenklagerung von einem Nachstellring einer Nachstelleinrichtung zum Kompensieren zumindest des an den Reibbelägen der Kupplungsscheibe auftretenden Verschleißes getragen ist, welcher zumindest gegenüber der Druckscheibe verdrehbar ist.
Derartige Kupplungsaggregate sind beispielsweise durch die DE 10 2004 018 377 A1 vorgeschlagen worden. Die vorbeschriebene Reibungskupplung ist dabei in ein Kupplungsaggregat integriert, das als so genannte Doppelkupplung ausgebildet ist.
Grundsätzlich sind Kupplungen mit einer automatischen Nachstellung zumindest für den Ausgleich des Reibbelagverschleißes bekannt. Diesbezüglich wird beispielsweise auf die DE 29 16 755 A1 und die DE 35 18 781 A1 hingewiesen. Bei diesen bekannten Kupplungen soll eine praktisch gleich bleibende Kraftbeaufschlagung der Druckplatte durch die Anpressfeder bewirkt werden.
Der vorliegenden Erfindung lag die Aufgabe zugrunde, Kupplungsaggregate der eingangs genannten Art derart zu gestalten, dass sie zumindest in axialer Richtung eine gedrungene Bauweise ermöglichen. Ein weiteres Ziel, das der vorlfegenden Erfindung zugrunde lag, war es, auch den Betätigungsweg des auf die Hebelanordnung einwirkenden und die Schließkraft in die Kupplung einleitenden Betätigungselements über die Lebensdauer der Kupplung klein bzw. im Wesentlichen konstant zu halten. Weiterhin soll ein erfindungsgemäß ausgebildetes Kupplungsaggregat eine optimierte Funktionsweise und eine hohe Lebensdauer sowie kostengünstige Herstellung gewährleisten.
Die vorerwähnten Aufgaben bzw. Ziele werden unter anderem dadurch gelöst bzw. erreicht, dass die Hebelanordnung axiale Federeigenschaften aufweist, welche bewirken, dass sie in Richtung einer kegelstumpfförmigen Lage gedrängt wird, die dem offenen Zustand der Reibungskupplung entspricht, wobei die Hebelanordnung über den zum Schließen der Reibungskupplung notwendigen Verschwenkwinkel zumindest bis zum Anfang der Einspannung der Reibbeläge eine degressive Kraft-Weg-Federkennlinie aufweist, weiterhin auf die Hebelanordnung axial einwirkende Federmittel vorhanden sind, die zumindest ein wirkungsmäßig zwischen der Gegendruckscheibe oder einem mit dieser verbundenen Bauteil und der Hebelanordnung verspanntes, tellerfederartiges Federelement sowie wenigstens ein zwischen der Druckscheibe und der Gegendruckscheibe vorgesehenes weiteres Federelement umfasst, wobei das tellerfederartige Federelement eine axiale Kraft auf die Hebelanordnung erzeugt, die der zum Verschwenken der Hebelanordnung notwendigen Betätigungskraft axial entgegengerichtet ist und das weitere Federelement über die Zugmittel eine axiale Kraft auf die Hebelanordnung einleitet, welche axial der vom tellerfederartigen Federelement erzeugten Kraft entgegengerichtet ist, wobei die durch die Federmittel auf die Hebelanordnung ausgeübte, resultierende axiale Kraft über den Schließweg der Reibungskupplung eine degressive Kraft-Weg-Kennlinie aufweisen.
Die Hebelanordnung kann in vorteilhafter Weise durch eine Mehrzahl von in ringförmiger Anordnung radial ausgerichteten Hebeln gebildet sein. Um einer solchen Hebelanordnung die notwendigen axialen Federeigenschaften zu verleihen, können die einzelnen Hebel untereinander gekoppelt sein, wobei zur Koppelung einstückig mit den Hebeln ausgebildete Verbindungsabschnitte vorgesehen werden können. Diese Verbindungsabschnitte können gemeinsam mit den Hebeln einen ringförmigen Energiespeicher bilden. Die zwischen den benachbarten Hebeln vorgesehenen Verbindungsabschnitte können jedoch auch in radialer Richtung einen schlaufenförmigen Verlauf besitzen. Durch entsprechende Ausgestaltung der zwischen den einzelnen Hebeln vorhandenen Verbindungsabschnitte kann somit die für die Hebelanordnung gewünschte Federcharakteristik realisiert werden. Zusätzlich zu oder alternativ für die Verbindungsabschnitte kann ein ringartiges, zum Beispiel tellerfederartiges Federelement zum Einsatz kommen, das zumindest axial mit den einzelnen Hebeln verbunden ist und aufgrund derer Verschwenkung elastisch verformt wird. Zur Bildung der Nachstelleinrichtung kann es zweckmäßig sein, wenn der Nachstellring über ein in ringförmiger Anordnung vorgesehenes Rampensystem axial abgestützt ist. Die Abstützung kann dabei mittelbar oder unmittelbar an der Gegendruckscheibe erfolgen. Das Rampensystem besitzt in vorteilhafter Weise eine Mehrzahl von sich in Umfangsrichtung erstreckenden und in axialer Richtung sich erhebenden Rampen. Der Steigungswinkel der Rampen ist dabei vorzugsweise derart ausgebildet, dass eine Selbsthemmung innerhalb des Rampensystems vorhanden ist. Falls notwendig, können die Rampen entlang ihrer Erstreckung mit einer gewissen Rauhigkeit bzw. mit geringen Profilierungen (zum Beispiel sägezahnförmig) versehen sein. Die Rauhigkeit bzw. die Profilierungen sind dabei derart ausgebildet, dass eine Verlagerung der Rampen in Nachstellrichtung möglich ist, ein Abrutschen derselben jedoch verhindert wird. Die Nachstellfunktion des Rampensystems kann in einfacher Weise mittels wenigstens eines Energiespeichers gewährleistet werden, der das Rampensystem in Nachstellrichtung verspannt.
In vorteilhafter Weise kann das tellerfederartige Federelement, welches auf die Hebelanordnung einwirkt, zwischen letzterer und der Gegendruckscheibe vorgesehen sein.
Die zwischen der Druckscheibe und der Gegendruckscheibe vorgesehenen weiteren Federelemente können in einfacher Weise durch axial vorgespannte Blattfedern gebildet sein. Derartige Blattfedern sind mit zumindest einem Ende mit der Gegendruckscheibe und mit einem anderen Ende bzw. Bereich mit der Druckscheibe fest verbunden. Derartige Federelemente gewährleisten einerseits die Drehmomentübertragung zwischen Druckscheibe und Gegendruckscheibe und andererseits die axiale Verlagerung der Druckscheibe während der Kupplungsbetätigung. Besonders vorteilhaft ist es, wenn die Federelemente derart verspannt verbaut sind, dass sie die Druckscheibe axial in Öffnungsrichtung der Kupplung beaufschlagen bzw. drängen.
Für die Funktion des Kupplungsaggregates bzw. der Reibungskupplung kann es besonders vorteilhaft sein, wenn zwischen den Rücken an Rücken angeordneten Reibbelägen der Kupplungsscheibe eine Belagfederung vorhanden ist. Eine solche Belagfederung bewirkt, dass eine zusätzliche axiale Abstützkraft in Richtung der Schwenklagerung auf die Hebelanordnung ausgeübt wird, sobald die Reibbeläge durch die Druckscheibe axial aufeinander zu bewegt werden, wodurch die Belagfederung verspannt wird. Die Wirkung der Belagfederung wird dabei über die Zugmittel auf die Hebelanordnung übertragen. - A -
Für die Funktion der Nachstelleinrichtung ist es besonders vorteilhaft, wenn zumindest annähernd bei Anlage der Druckscheibe an dem ihr benachbarten Reibbelag und bei fehlendem Reibbelagverschleiß die in Schließrichtung auf die Hebelanordnung einwirkenden Axialkräfte im Gleichgewicht stehen mit der auf die Hebelanordnung axial entgegen dieser Schließrichtung einwirkenden Gesamtfederkraft. Diese Gesamtfederkraft wird zumindest durch wenigstens ein zwischen der Hebelanordnung und der Gegendruckscheibe oder eine mit dieser verbundenen Bauteil verspanntes, tellerfederartiges Bauteil sowie durch zwischen Druckscheibe und Gegendruckscheibe wirkungsmäßig verspannte Blattfedern und gegebenenfalls durch eine in Folge der Abstützung der Druckscheibe an dem benachbarten Reibbelag mittels der Belagfederung erzeugte axiale Abstützkraft gebildet. Die axiale Wirkung des tellerfederartigen Bauteils auf die Hebelanordnung ist der axialen Wirkung der verspannten Blattfedern und gegebenenfalls der durch die Belagfederung auf die Hebelanordnung erzeugten axialen Kraft entgegengerichtet.
In vorteilhafter Weise kann das Kupplungsaggregat derart aufgebaut sein, dass der Verschleißausgleich mittels der Nachstelleinrichtung zumindest im Wesentlichen während einer Öffnungsphase des Kupplungsaggregates bzw. der Reibungskupplung erfolgt. Die Auslegung der Nachstelleinrichtung und deren Abstimmung auf die übrigen Bauteile des Kupplungsaggregates bzw. der Reibungskupplung erfolgt vorzugsweise derart, dass die Verschleißnachstellung zumindest annähernd bei voll entspannter Belagfederung während einer Öffnungsphase des Kupplungsaggregates bzw. der Reibungskupplung erfolgt.
Weitere bauliche und funktionelle vorteilhafte Ausgestaltungsmerkmale werden in Zusammenhang mit der folgenden Figurenbeschreibung näher erläutert.
Dabei zeigen:
Figur 1 einen Halbschnitt durch eine erfindungsgemäß ausgestaltete Reibungskupplung,
Figur 2 eine Einzelheit der Nachstelleinrichtung, welche bei der Reibungskupplung gemäß Figur 1 Verwendung findet, Figuren 3 bis 7 Diagramme mit verschiedenen Kennlinien, aus denen das Zusammenwirken der einzelnen Feder- und Nachstellelemente einer erfindungsgemäßen Reibungskupplung zu entnehmen ist und
Figur 8 ein Doppelkupplungsaggregat mit der Reibungskupplung gemäß Fig. 1.
Das in Figur 1 im Halbschnitt und schematisch dargestellte Kupplungsaggregat 1 umfasst wenigstens eine Reibungskupplung 2. Die Reibungskupplung 2 besitzt bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel ein Gehäuse 3, welches fest bzw. starr mit einer Gegendruckscheibe 4 verbunden ist. Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel bildet das Gehäuse 3 gleichzeitig das Gehäuse einer weiteren Reibungskupplung, deren weitere Bestandteile, wie z. B. Hebelsystem, Druckscheibe usw., axial zwischen dem Gehäuse 3 und der Gegendruckscheibe 4 angeordnet sind, wie dies aus Figur 8 zu entnehmen ist.
Die Reibungskupplung 2 besitzt weiterhin eine Druckscheibe 5, die auf der dem Gehäuse 3 abgewandten Seite der Gegendruckscheibe 4 angeordnet ist. Die Druckscheibe 5 ist mittels Federelementen 6, hier in Form von Blattfedern, mit der Gegendruckscheibe 4 drehfest, jedoch begrenzt axial verlagerbar, verbunden. Hierfür sind die Enden der Blattfedern 6 einerseits mit der Druckscheibe 5 und andererseits mit der Gegendruckscheibe 4 fest verbunden, z. B. mittels Nietverbindungen.
Die Druckscheibe 5 trägt Zugmittel 7, die sich axial durch Freiräume 8 der Gegendruckscheibe 4 hindurch erstrecken und an ihrem der Druckscheibe 5 abgewanden Ende 9 eine Schwenklagerung 10 tragen, an der ein Hebelelement 11 kippbar bzw. verschwenkbar abgestützt ist. Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel ist die Schwenklagerung 10 einstückig mit dem Zugmittel 7 ausgebildet und durch radial nach innen hin gerichtete Bereiche 12 des Zugmittels 7 gebildet.
Das Zugmittel 7 kann durch einzelne, über den Umfang verteilte, hakenartige Bauteile gebildet sein. In vorteilhafter Weise kann dieses Zugmittel 7 jedoch auch durch ein vorzugsweise aus Blech hergestelltes Bauteil gebildet sein, welches einen ringförmigen Bereich 13 besitzt, von dem aus mehrere axiale Schenkel 14 ausgehen, die mit der Druckscheibe 5 fest verbunden sind. Radial innerhalb der Schwenklagerung 10 ist das Hebelelement 11 an einer ringförmigen Abstützung 15 abgestützt. Die ringförmige Abstützung 15 ist von einem ringförmigen Bauteil 16 getragen bzw. gebildet, welches Bestandteil einer Nachstelleinrichtung 17 ist, mittels der zumindest der an den Reibbelägen 18 einer Kupplungsscheibe 19 auftretende Verschleiß wenigstens teilweise automatisch ausgeglichen werden kann.
Die Reibbeläge 18 werden zwischen der Druckscheibe 5 und der Gegendruckscheibe 4 beim Schließen der Kupplung 2 eingespannt. Wie bereits angedeutet, kann die Gegendruckscheibe 4 Bestandteil eines Kupplungsaggregates sein, welches zwei Kupplungen aufweist. Derartige Kupplungsaggregate können beispielsweise in Verbindung mit so genannten Lastschaltgetrieben Verwendung finden.
Zwischen den axial Rücken an Rücken angeordneten Reibbelägen 18 ist vorzugsweise eine so genannte Belagfederung 20 vorgesehen, die beim Schließen der Reibungskupplung einen progressiven Aufbau des von der Reibungskupplung 2 übertragbaren Drehmomentes gewährleistet. Derartige Belagfederungen sind beispielsweise durch die DE 198 577 12 A, DE 199 802 04 T1 oder DE 29 515 73 A1 bekannt geworden.
Das zwischen der Schwenklagerung 10 und der ringförmigen Abstützung 15 axial verspannbare Hebelelement 11 ist in seiner Konizität veränderbar und besitzt vorzugsweise eine Eigenfederung bzw. Elastizität, welche eine Konizitätsveränderung des Hebelelementes 11 im Sinne eines Öffnens der Reibungskupplung 2 bewirkt. Zum Schließen der Reibungskupplung 2 werden die radial inneren Spitzen 21 der das Hebelelement 11 bildenden Hebel 22 beaufschlagt. Hiefür ist ein die Schließkraft zumindest im Wesentlichen in die Reibungskupplung 2 einleitendes Betätigungselement 23 vorgesehen, das zum Schließen der Reibungskupplung 2 in Richtung des Pfeils 24 verlagert wird. Das Betätigungselement 23 umfasst in vorteilhafter Weise ein Wälzlager und bildet einen Bestandteil eines Betätigungssystems, welches als pneumatisches, hydraulisches, elektrisches oder mechanisches Betätigungssystem ausgebildet sein kann oder aber eine Kombination der erwähnten Betätigungsmöglichkeiten aufweist, also beispielsweise als elektrohydraulisches Betätigungssystem ausgebildet ist.
Das Hebelelement 11 ist in vorteilhafter Weise durch eine Vielzahl von in ringförmiger Anordnung vorgesehenen Hebeln 25 gebildet, die in vorteilhafter Weise in Umfangsrichtung miteinander verbunden sind. Die zwischen den einzelnen Hebeln 25 vorhandenen Verbindungen können einstückig mit diesen Hebeln ausgebildet sein oder aber durch ein zusätzliches Fe- derelement, z. B. ringförmige Tellerfeder, das mit den Hebeln 25 verbunden ist. Die zwischen den einzelnen Hebeln 25 vorhandenen Verbindungen sind zweckmäßigerweise derart ausgebildet, dass das Hebelelement 11 eine axiale Elastizität aufweist, welche die Möglichkeit einer Konizitätsveränderung des Hebelelements 11 gewährleistet. Derartige Hebelelemente sind beispielsweise durch die DE 103 40 665 A1, DE 199 05 373 A1 , EP 0 992 700 B1 und EP 1 452 760 A1 vorgeschlagen worden.
Die Federelemente 6, welche die Drehmomentübertragung zwischen der Druckscheibe 5 und der Gegendruckscheibe 4 bzw. dem Gehäuse 3 gewährleisten, besitzen eine definierte axiale Vorspannung, die gewährleistet, dass die Druckscheibe 5 in Öffnungsrichtung der Reibungskupplung 2 beaufschlagt wird. Dies bedeutet bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel, dass durch die vorgespannten Blattfedern 6 die Druckscheibe 5 axial in Richtung des Pfeils 24 von der Gegendruckscheibe 4 weggedrängt wird, wodurch wiederum die Reibbeläge der Kupplungsscheibe 18 freigegeben werden können. Die Vorspannung der Blattfedern 6 gewährleistet weiterhin, dass die Schwenklagerung 10 stets axial in Richtung der radial äußeren Bereiche des Hebelelementes 11 gedrängt wird.
Wie in Figur 2 schematisch dargestellt ist, besitzt das als Nachstellring ausgebildete, ringförmige Bauteil 16 in Umfangsrichtung verlaufende, in axialer Richtung sich erhebende Rampen 26, die sich an vom Gehäuse 3 getragenen Gegenrampen 27 abstützen. Die Gegenrampen 27 können in vorteilhafter Weise unmittelbar durch im Bereich des Gehäusebodens 28 angeformte Rampen gebildet sein. In Umfangsrichtung wird der Nachstellring 16 von Federn 29 beaufschlagt, die zwischen dem Gehäuse 3 und diesem Nachstellring 16 verspannt sind.
Weitere Einzelheiten bezüglich der Funktionsweise einer Nachstelleinrichtung 17, der Ausgestaltungsmöglichkeiten für die Rampen 26 und der Gegenrampe 27 sowie der Auslegung und Anordnung der Federn 29, können aus der DE 42 39 291 A1 , DE 42 39 289 A1 , DE 43 22 677 A1 und DE 44 31 641 A1 entnommen werden.
Das Hebelelement 11 wird zusätzlich axial entgegen der Pfeilrichtung 24 durch ein Federelement 30 beaufschlagt, welches hier wirkungsmäßig verspannt ist zwischen dem Gehäuse 3 und dem Hebelelement 11. Das Federelement 30 übt somit eine Axialkraft auf das Hebelelement 11 aus, welche der von den Federelementen 6 mittels des Zugmittels 7 auf das Hebelelement 11 ausgeübten axialen Kraft entgegengerichtet ist. Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel ist das Federelement 30 durch ein tellerfederarti- ges Bauteil gebildet, das zumindest einen als Energiespeicher dienenden ringförmigen Grundkörper aufweist. Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel stützt sich das Federelement 30 über radial äußere Bereiche am Gehäuse 3 und über radial weiter innen liegende Bereiche am Hebelelement 11 ab.
Wie aus Figur 1 entnehmbar ist, werden beim Verschwenken des Hebelelements 11 die Hebel 22 nach Art eines zweiarmigen Hebels um die ringförmige Abstützung 15 verschwenkt. Diese Verschwenkung wird bewirkt durch Einleitung einer Kraft mittels des Betätigungselementes 23 auf die Hebelspitzen 21.
Die Verschwenkung des Hebelelementes 11 im Bereich der ringförmigen Abstützung 15 wird dadurch gewährleistet, dass die von den Blattfedern 6 und der im Bereich der Hebelspitzen 21 eingeleitete Schließkraft erzeugte, auf das Hebelelement 11 ausgeübte resultierende axiale Kraft größer ist, als die vom Federelement 30 auf das Hebelelement 11 ausgeübte axiale Kraft. Bei dem vorerwähnten Kräfteverhältnis ist auch noch die über das Rampensystem 26, 27 durch die Federn 29 erzeugte Axialkraft zu berücksichtigen, welche über das ringförmige Bauteil 16 auf das Hebelelement 11 ausgeübt wird. Diese Axialkraft ist der von dem Federelement 30 ausgeübten Axialkraft zu addieren. Im Folgenden wird jedoch Bezug genommen nur auf die vom Federelement 30 auf das Hebelelement 11 ausgeübte Axialkraft, wobei diese Angabe derart zu betrachten ist, dass in dieser Axialkraft auch die von den Federn 29 generierte Axialkraft enthalten ist.
Im montierten, betriebsbereiten Neuzustand der Reibungskupplung 2 wirkt auf die Hebelspitzen 21 in Richtung des Pfeils 24 eine Basiskraft, die die kegelstumpfförmige Ausgangslage des Hebelelementes 11 bei neuer Reibungskupplung 2 bestimmt. Die betriebsbereite Ausgangslage der einzelnen Kupplungsbauteile ist dann gegeben, wenn nach Montage der Reibungskupplung 2 diese zumindest einmal betätigt wurde, so dass die einzelnen Bauteile auf Grund der sich dann einstellenden Kräfteverhältnisse zwischen den verschiedenen Federelementen ihre Ausgangsstellung einnehmen können.
Die auf die Hebelspitzen 21 einwirkende Grundlast kann beispielsweise mittels eines getriebe- seitig vorgesehenen Anschlags für das Ausrücklager bzw. Betätigungselement 23 gewährleistet werden. Dieser Anschlag drängt das Betätigungselement 23 beim Zusammenbau von Motor und Getriebe in eine axiale Position, welche die gewünschte Grundlast und/oder Konizität des Hebelelements 11 gewährleistet. In vorteilhafter Weise kann ein derartiger Anschlag auch axial einstellbar sein, so dass evtl. vorhandene Axialtoleranzen ausgeglichen werden können.
Die einzelnen auf das Hebelelement 11 einwirkenden Axialkräfte sind in Bezug aufeinander derart abgestimmt, dass eine Verstellung der Nachstelleinrichtung 17 unmöglich ist, sofern kein Verschleiß, zumindest an den Reibbelägen 18, auftritt. Das Verhältnis zwischen den einzelnen Feder- und Betätigungskräften wird im Folgenden noch näher beschrieben.
Aus Figur 1 ist auch entnehmbar, dass, sobald während einer Schließphase der Kupplung 2 die Reibbeläge 18 zwischen der Druckscheibe 5 und der Gegendruckscheibe 4 beginnen eingespannt zu werden, die dann durch die Belagfederung 20 erzeugte Axialkraft zusätzlich auf das Hebelelement 11 wirkt.
Aufgrund der vorerwähnten Kräfteverhältnisse bzw. Kräftebemessungen wird, sofern kein Verschleiß vorhanden ist, gewährleistet, dass beim Verschwenken des Hebelelementes 11 dieses in Anlage an der ringförmigen Abstützung 15 bleibt und nach Art eines zweiarmigen Hebels um diese ringförmige Abstützung 15 verschwenkt wird. Dadurch wird die Druckscheibe 5 durch das Zugmittel 7 in Schließrichtung beaufschlagt und verlagert, wobei gleichzeitig die hier durch Blattfedern gebildeten Federelemente 6 verspannt werden. Während dieser Ver- schwenkung des Hebelelementes 11 kann, sofern sich das tellerfederartige Federelement 30 nicht auf radialer Höhe der ringförmigen Abstützung 15 am Hebelelement 11 abstützt, auch eine gewisse elastische Verformung (Federung) des tellerfederartigen Federelementes 30 auftreten. Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel gemäß Figur 1 würde eine gewisse Entspannung des tellerfederartigen Federelements 30 stattfinden, weil der Abstützdurchmesser des Federelementes 30 am Hebelelement 11 größer ist als der Durchmesser der ringförmigen Abstützung 15.
Wie bereits erwähnt, ist bei fehlendem Verschleiß die auf das Hebelelement 11 in Richtung des Pfeils 24 einwirkende, resultierende Federkraft während des gesamten Schließ- und Öffnungsweges der Reibungskupplung 2 immer größer, als die durch das tellerfederartige Federelement 30 auf das Hebelelement 11 ausgeübte Axialkraft. Dadurch wird eine unbeabsichtigte Verdrehung und somit Nachstellung im Bereich der Nachstelleinrichtung 17 verhindert.
Durch das Zusammenwirken der Nachstelleinrichtung 17 mit zumindest dem tellerfederartigen Federelement 30, den Blattfederelementen 6 und der im Bereich der Hebelspitzen 21 einwir- kenden Schließkraft, wird eine Verschleißausgleichseinrichtung gebildet, welche beim Auftreten von Verschleiß, zumindest an den Reibbelägen 18, wenigstens eine teilweise Kompensation dieses Verschleißes durch axiale Nachführung der ringförmigen Abstützung 15 bewirkt. Die Kräfteverhältnisse zwischen den verschiedenen auf das Hebelelement 11 einwirkenden Federelementen und der Federeigenschaften des Hebelelementes 5 selbst sind dabei vorzugsweise derart aufeinander abgestimmt, dass der zum Schließen der Reibungskupplung 2 im Bereich der Hebelspitzen 21 erforderliche Betätigungsweg in Richtung des Pfeils 24 praktisch konstant bleibt, wobei bei geöffneter und geschlossener Reibungskupplung 2 die axiale Lage der Hebelspitzen 6 jeweils praktisch konstant bleib. Dadurch wird gewährleistet, dass auch das Betätigungselement 23 über die gesamte Lebensdauer der Reibungskupplung praktisch über den gleichen axialen Betätigungsweg arbeitet. Diese Funktionsweise der Verschleißausgleichseinrichtung wird durch entsprechende Auslegung bzw. Bemessung der auf das Hebelelement 11 einwirkenden Federelemente und der Federeigenschaften des Hebelelements 5 erzielt, wobei die Hebelverhältnisse zu berücksichtigen sind, die vorhanden sind zwischen den einzelnen ringförmigen Abstütz-, Federbeaufschlagungs- und Betätigungszonen des Hebelelementes 11.
in Zusammenhang mit den in den Diagrammen gemäß den Figuren 3 bis 7 eingetragenen Kennlinien sei nun die Funktionsweise der vor beschriebenen Reibungskupplung 2 näher erläutert.
Die in Figur 3 dargestellten Verhältnisse entsprechen dem Neuzustand der montierten Reibungskupplung 2 nach einmaliger Betätigung, also ohne dass ein Verschleiß aufgetreten ist.
Die strichpunktierte Linie 100 entspricht der auf die Hebelspitzen 21 auszuübenden Axialkraft, die notwendig ist, um eine Konizitätsveränderung des federnden Hebelelementes 11 zu bewirken. Die Kennlinie 100 ist dabei bezogen auf eine Verformung des Hebelelementes 11 zwischen zwei ringförmigen Abstützungen, deren radialer Abstand dem radialen Abstand zwischen der durch das ringförmige Bauteil 16 gebildeten ringförmigen Abstützung 15 und dem ringförmigen Beaufschlagungsbereich 31 an den Hebelspitzen 21 für das Betätigungselement 23 entspricht. Der von dem Hebelelement 11 eingenommene Betriebspunkt im Neuzustand und nach erstmaliger Betätigung der Reibungskupplung 2 entspricht dem Punkt 101. Durch diesen Betriebspunkt 101 wird die winkelmäßige Einbaulage des Hebelelementes 11 bei betriebsbereiter, neuer Reibungskupplung 2 bestimmt. Aus Figur 3 ist entnehmbar, dass das Hebelelement 11 eine Federcharakteristik aufweist, die zumindest über den Teilbereich 102 des Gesamteinrückweges der Druckscheibe 5, ab dem die Reibbeläge 18 beginnen zwischen den Reibflächen der sich aufeinander zu bewegenden Druckscheibe 5 und Gegendruckscheibe 4 eingespannt zu werden, einen abfallenden bzw. degressiven Kraft-Weg-Verlauf 10Oa aufweist. Besonders zweckmäßig ist es, wie dies aus Figur 3 ersichtlich ist, wenn dieser degressive Kraft-Weg-Verlauf sich in Schließrichtung über den Teilbereich 102 hinaus erstreckt. Der Kraftverlaufabschnitt 104 der Kennlinie 100 über den Einrückweg 103 kann durch entsprechende Ausbildung des federnden Hebelelements 11 an den jeweiligen Einsatzfall ange- passt werden.
Die strichlierte Linie 105 repräsentiert die von den Belagfedersegmenten 20 aufgebrachte axiale Spreizkraft, welche zwischen den Reibbelägen 18 wirkt. Diese axiale Spreizkraft wirkt der mittels des Hebelelementes 11 auf die Druckscheibe 5 eingeleiteten axialen Schließkraft entgegen. Diese von der Belagfederung 20 aufgebrachte Kraft wird über das Zugmittel 7 auf das Hebelelement 11 übertragen. Die von der Belagfederung 20 aufgebrachte Axialkraft wirkt der auf die Hebelspitzen 21 eingebrachten Schließkraft entgegen, weil die Hebel 22 bzw. das Hebelelement 11 , wie bereits erwähnt, in Bezug auf die ringförmige Abstützung 15 nach Art eines zweiarmigen Hebels gelagert sind bzw. ist. Das Verhältnis zwischen der am ringförmigen Beaufschlagungsbereich 31 einzuleitenden Kraft zur Komprimierung der Belagfederung 20 und der von dieser Belagfederung 20 im Bereich der Schwenklagerung 10 auf das Hebelelement 11 ausgeübten Axialkraft entspricht zumindest im Wesentlichen dem Verhältnis des radialen Abstandes zwischen der ringförmigen Abstützung 15 und der Schwenklagerung 10 einerseits und zu dem radialen Abstand zwischen der ringförmigen Abstützung 15 und dem ringförmigen Beaufschlagungsbereich 31 andererseits. Bezüglich der axial beidseits des Hebelelementes 5 auf dieses ausgeübten Axialkräfte wirken jedoch die durch die Belagfederung 20 erzeugte Axialkraft und die durch das Betätigungselement 23 auf die Hebelspitzen 21 eingebrachte Axialkraft in die gleiche axiale Richtung, hier in Richtung des Pfeils 24.
Die Wirkung der Belagfederung 20 ist vorhanden, sobald die Reibbeläge 18 zwischen den Reibflächen der Druckscheibe 5 und der Gegendruckscheibe 4 beginnen eingespannt zu werden. Letzteres ist der Fall, nachdem der Teilbereich 102 des Einrückweges 103 von der Druckscheibe 5 in Schließrichtung zurückgelegt wurde. Der Teilbereich 102 entspricht dem Lüftweg, der erforderlich ist, um ein bestimmtes axiales Spiel für die Reibbeläge 18 zu gewährleisten. Ein derartiges Spiel ist notwendig, um bei ausgerückter Reibungskupplung 2 die Übertragung eines zu großen Schleppmoments auf die Kupplungsscheibe 19 zu vermeiden. Ein derartiges Schleppmoment würde zumindest die Schaltbarkeit des Getriebes beeinträchtigen. Die Linie 106, welche über den Regelpunkt 107 hinaus strichliert verlängert ist, repräsentiert den resultierenden Kraftverlauf, der erzeugt wird durch die Überlagerung bzw. Addition zumindest der Kraftverläufe der Blattfedern 6 und des tellerfederartigen Federelementes 30. Die zumindest von den Blattfedern 6 und dem Federelement 30 erzeugten Kräfte wirken in entgegengesetzte axiale Richtungen auf das Hebelelement 11 ein. Aus Figur 1 ist entnehmbar, dass das tellerfederartige Federelement 30 auf das Hebelelement 11 eine Kraft ausübt, die axial der im Bereich der Hebelspitzen 21 eingeleiteten Schließkraft und der durch die Blattfedern 6 im Bereich der Schwenklagerung 10 in das Hebelelement 11 eingeleiteten Axialkraft entgegengerichtet ist . Wie bereits erwähnt, wird durch die Federn 29 über die Rampen 26, 27 ebenfalls eine verhältnismäßig geringe Axialkraft auf das Hebelelement 11 ausgeübt, welche parallel zu der vom Federelement 30 ausgeübten Kraft wirksam ist.
Aus Figur 3 ist ersichtlich, dass der resultierende Kraftverlauf gemäß der Linie 106 einen mit zunehmender Verspannung bzw. Verformung zumindest der Federelemente 6 und 30 abfallenden Kennlinienverlauf aufweist. Es ist ersichtlich, dass, durch die gewählten Verläufe der Linien 100 und 106, diese sich im Bereich des Regelpunktes 107 schneiden und sich danach das Kräfteverhältnis zwischen den beiden Linien 100 und 106 umkehrt. Dies hat zur Folge, dass nach Überschreitung des Regelpunktes 107 die zumindest von den Federelementen 6 und 30 auf das Hebelelement 11 ausgeübte, resultierende axiale Abstützkraft größer wird als die zum Verformen des Hebelelements 11 im Bereich der Hebelspitzen 21 ausgeübte Schließkraft.
Wie bereits erwähnt, wird nach Überschreitung des Teilbereiches 102, das bedeutet beim Durchfahren des Punkts 107, auch die Belagfederung 20 wirksam. Dies hat zur Folge, dass bei Überschreitung des Teilbereiches 102 in Einrückrichtung die zum Verschwenken des Hebelelements 11 erforderliche Betätigungskraft bis zum Ende des Einrückweges 103 zunimmt. Diese Zunahme ist durch den sich über den zweiten Teilbereich 108 des Einrückweges 103 verlaufenden Linienabschnitt 109 dargestellt.
Aus Figur 3 ist weiterhin ersichtlich, dass bei fehlendem Verschleiß bzw. im Neuzustand der Reibungskupplung über den Teileinrückweg 102, der Kraftverlauf gemäß der Linie 104 größer ist als der über den gleichen Teilbereich 102 auftretende Kraftverlauf gemäß der Linie 106. Dadurch wird gewährleistet, dass das Hebelelement 11 stets eine Axialkraft auf die ringförmige Abstützung 15 bzw. das ringförmige Bauteil 16 ausübt, wodurch eine Verdrehung dieses Bauteils verhindert wird. Im Bereich des Regelpunktes 107 ist, sofern kein Verschleiß vornan- den ist, zumindest ein axiales Gleichgewicht zwischen den vorerwähnten Kräften vorhanden, wodurch auch dann eine unerwünschte Verstellung innerhalb der Reibungskupplung 2 vermieden wird. Bei Überschreitung des Regelpunktes 107 wird aufgrund der hinzukommenden Wirkung der Belagfederung 20 und der damit verbundenen Erhöhung der Betätigungskraft zum Schließen der Reibungskupplung die auf die ringförmige Abstützung 15 einwirkende Axialkraft erhöht und somit auch die Sicherheit bezüglich einer unerwünschten Nachstellung der Nachstelleinrichtung 17 vergrößert.
Anhand der Figuren 4 bis 6 wird nun die prinzipielle Entstehung des resultierenden Kraftverlaufes gemäß dem Linienverlauf 106, 109 der Figur 3 kurz erläutert.
In Figur 4 ist eine mögliche Federcharakteristik 120 eines dem Federelement 30 entsprechenden, tellerfederartigen Federelements dargestellt. Die Kennlinie 120 hat bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel einen Verlauf, der durch entsprechende Abstimmung der radialen Breite und der Dicke des Federkörpers eines tellerfederartigen Bauteils erzeugt werden kann. Die dargestellte Kennlinie 120 hat praktisch ein Plateau bzw. einen horizontal verlaufenden Bereich 121. Über den Bereich 121, der zumindest im Wesentlichen parallel zur Abszisse verläuft, erzeugt das Federelement 30 eine zumindest im Wesentlichen konstante Axialkraft, der dargestellte Bereich 121 ist praktisch linear. Dieser Bereich 121 könnte jedoch auch einen anderen Verlauf besitzen, wie z. B. einen leicht bogenförmigen Verlauf.
Der Verspannungszustand des tellerfederartigen Federelements 30 bei montierter, funktionsbereiter Reibungskupplung 2 entspricht in Figur 4 dem Punkt 122. Da über die Lebensdauer der Reibungskupplung 2 die Reibbeläge 18 einem Verschleiß unterliegen (beispielsweise in der Größenordnung von insgesamt 2 bis 3 mm), verändert sich der Verspannungszustand des Federelements 30. Bei maximalem Verschleiß soll bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel das Federelement 30 beispielsweise einen Verspannungszustand aufweisen, der dem Punkt 123 entspricht. Aus Figur 4 ist somit ersichtlich, dass, über die Lebensdauer der Reibungskupplung 2 betrachtet, die von dem Federelement 30 auf das Hebelelement 11 ausgeübte Axialkraft zumindest im Wesentlichen konstant bleibt.
In Figur 5 ist die Federkennlinie 140 dargestellt, die bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel durch die Blattfederelemente 6 erzeugt wird. Die Blattfederelemente 6 sind hier derart ausgebildet, dass sie eine praktisch lineare Kennlinie erzeugen. Die Blattfederelemente 6 sind derart verbaut, dass sie bei montierter, einsatzbereiter Reibungskupplung 2 eine Axialkraft auf die Druckscheibe 5 ausüben, die dem Punkt 141 entspricht. Mit zunehmender Verlagerung der Druckscheibe 5, infolge von Belagverschleiß, werden die Blattfedern 6 zusätzlich verspannt, so dass sie über die Lebensdauer der Reibungskupplung 2 eine ansteigende Axialkraft auf die Druckscheibe 5 und somit auch auf das Hebelelement 11 ausüben. Bei vorhandenem, maximalem Verschleiß besitzen die Blattfedern 6 einen Betriebspunkt, der dem Punkt 142 entspricht.
In Figur 6 ist der resultierende Kraftlinienverlauf 150 dargestellt, der durch Überlagerung, also Addition des Linearenverlaufs 121 der Kennlinie 120 und der Federkennlinie 140, entsteht. Dabei ist zu berücksichtigen, dass in Bezug auf das Hebelelement 11 die durch die Energiespeicherelemente 6 und 30 erzeugten Axialkräfte axial entgegengerichtet sind. Es ist ersichtlich, dass dieser resultierende Kraftverlauf 150 über die Lebensdauer der Reibungskupplung 2 einen abfallenden Verlauf aufweist. Die Kennlinienpunkte, die dem Neuzustand und dem verschlissenen Zustand der Reibungskupplung 2 entsprechen, sind mit 151 und 152 gekennzeichnet.
Die in den Figuren 4 bis 6 enthaltenen Betriebspunkte 122, 123, 141 , 142 und 151 , 152 entsprechen jeweils denjenigen Betriebspunkten der verschiedenen Federelemente 6 und 30, welche bei montierter, funktionsbereiter, geöffneter Kupplung 2 vorhanden sind.
Es sei noch erwähnt, dass zur Erzeugung der den Blattfedern 6 zugeordneten, in Figur 5 gezeigten Federkennlinie 140, es zweckmäßig ist, wenn die Befestigungsbereiche zwischen den Blattfedern 6 und der Gegendruckscheibe 4 - in axialer Richtung betrachtet - von der Gegendruckscheibe 4 weiter entfernt sind, als die Befestigungsbereiche zwischen den Federelementen 6 und der Druckscheibe 5. Aus Figur 1 ist dies nicht ersichtlich. Es ist jedoch auch möglich, die Befestigungsbereiche der Blattfedern 6 an den Bauteilen 4, 5 in axialer Richtung anders anzuordnen, wobei die durch Blattfedern 6 zu erzeugende Progressivität der von diesen ausgeübten Axialkraft durch entsprechende Formgebung der Federelemente 6 und ggf. einer Stauchung dieser Federelemente in deren Längsrichtung erfolgen kann. Falls erforderlich, können auch noch zusätzliche Federelemente innerhalb der Reibungskupplung 2 Verwendung finden, welche im Zusammenwirken mit den übrigen Federelementen einen dem Kraftverlauf 150 gemäß Figur 6 ähnlichen Verlauf gewährleisten.
In Figur 6 sind noch Kennlinienbereiche 153, 154 dargestellt, welche die Wirkung der nach einem definierten Einrückweg (z. B. 102 gemäß Figur 3) wirksam werdenden Belagfederung 20 berücksichtigen. In dem in Figur 6 dargestellten Diagramm verlaufen die Kennlinienbereiche 153, 154 nach unten, weil die durch die Belagfederung 20 erzeugte Axialkraft, welche sich axial auf das Hebelelement 20 auswirkt, der von dem Federelement 30 auf das Hebelelement 11 ausgeübten Axialkraft entgegengerichtet ist.
Anhand der Figur 7 wird nun das Prinzip erläutert, das eine Nachstellung in der Nachstelleinrichtung 17 bzw. in der diese umfassende Verschleißausgleichseinrichtung bewirkt. Vorab sei bemerkt, dass die herangezogenen Wegbereiche bzw. Veränderungen dieser Wegbereiche zur Erläuterung der Funktionsweise eines Nachstellzyklus sowie der stattfindenden Kräfteveränderungen exzessiv dargestellt sind, um das Verständnis zu erleichtern. Tatsächlich finden diese Veränderungen und Nachstellungen in verhältnismäßig kleinen Schritten statt, wobei auch die Betriebs- bzw. Nachstellpunkte aufgrund von im Gesamtsystem Reibungskupplung vorhandenen Hystereseeffekten und Störkräften, z. B. auf Grund von Vibrationen, gewissen Variationen unterliegen, also innerhalb einer bestimmten Bandbreite vorhanden sind.
Das Diagramm gemäß Figur 7 basiert auf der Annahme dass beim Schließen der Reibungskupplung 2 ein gewisser Verschleiß an den Reibbelägen 18 erfolgt ist. Dadurch vergrößert sich der Verschwenkwinkel des Hebelelementes 11 um einen Betrag, der abhängig ist von diesem Verschleiß. Dies ist daran ersichtlich, dass in Figur 7 der Einrückweg 103a der Druckscheibe 5 gegenüber dem Einrückweg 103 gemäß Figur 3 größer ist, und zwar im Idealfall um den zumindest an den Reibbelägen 18 aufgetretenen Verschleiß. Unter der Annahme, dass die Federeigenschaften der Belagfederung 20 gleich geblieben sind, ist der Teilbereich 108a, über den diese Belagfederung 17 wirksam ist, mit dem Teilbereich 108 gemäß Figur 3 gleich groß. Aufgrund des Verschleißes ist jedoch der Teilbereich 102a, der beim Öffnen der Reibungskupplung zwischen dem Weg 110 (ab dem die Wirkung der Belagfederung 20 auf die Druckscheibe 4 nicht mehr vorhanden ist) und dem Weg 111 , der der Einbaulage des Hebelelements 11 bei geöffneter Reibungskupplung 2 entspricht, vergrößert worden. Wie im Zusammenhang mit den Figuren 3 und 7 erkennbar ist, bewirkt diese Zunahme des Öffnungswegs 102a, dass die zum Verschwenken des Hebelelements 11 im Bereich der Hebelspitzen
21 einzubringende Haltekraft während der Öffnung der Reibungskupplung 2 um eine bestimmte Wegstrecke 112a kleiner ist als die über diese Wegstrecke 112a dann vorhandene resultierende Kraft (bzw. der Kraftverlauf), welche das Hebelelement 11 axial in Richtung von der ringförmigen Abstützung 15 wegdrängt. Die sich durch die Überschneidung der Kennlinien 106, 100 und 109 ergebende Fläche ist in Figur 7 schraffiert. Aufgrund der bei Verschleiß, zumindest an den Reibbelägen 18, auftretenden Kräfteverhältnisse wird beim Öffnen der Reibungskupplung 2 das Hebelelement 11 zunächst um die ringförmige Abstützung 15 nach Art eines zweiarmigen Hebels verschwenkt. Dabei werden die Schwenklagerung 10 und die mit dieser verbundenen Bauteile in Richtung des Pfeils 24 axial verlagert, wohingegen die Hebelspitzen 21 entgegen der Pfeilrichtung 24 axial bewegt werden. Diese Verschwenkung erfolgt so lange, bis der in Figur 7 mit 113 gekennzeichnete Punkt 113 erreicht ist. Bei Fortsetzung der Schwenkbewegung des Hebelelementes 11 in Öffnungsrichtung verschwenkt sich nun das Hebelelement 11 nach Art eines einarmigen Hebels um die ringförmige Schwenklagerung 10. Diese Verschwenkung ist darauf zurückzuführen, dass die in Richtung des Pfeils 24 auf das Hebelelement 11 im Bereich der Hebelspitzen 21 eingeleitete axiale Betätigungskraft bei Übersphreitung des Punktes 113 kleiner wird als die resultierende axiale Abstützkraft für das Hebelelement 11 , welche dem Pfeil 24 entgegengerichtet ist. Diese Abstützkraft wird im Wesentlichen durch das ringförmige Federelement 30 aufgebracht. Die Verschwenkung des Hebelelements 11 um die ringförmige Schwenklagerung 10 hält zumindest annähernd so lange an, bis bei Überschreitung des Punktes 114 die resultierende, auf das Hebelelement 11 in Richtung des Pfeils 24 einwirkende, axiale Kraft wieder größer wird als der resultierende Kraftverlauf gemäß der Linie 106, welche entgegen der Pfeilrichtung 24 axial auf das Hebelelement 11 wirkt.
Während der vorerwähnten Betätigungsphase, in der das Hebelelement 11 nach Art eines einarmigen Hebels um die ringförmige Schwenklagerung 10 verschwenkt wird, wird der Nachstellring 16 entlastet, so dass dieser der Schwenkbewegung des Hebelelements 11 folgen kann. Dadurch ergibt sich zumindest eine gewisse Nachstellung des an den Reibbelägen 18 aufgetretenen Verschleißes. Die Größe dieser Nachstellung ist abhängig von den am Hebelelement 11 vorhandenen Hebelverhältnissen. Diese Hebelverhältnisse sind unter anderem vorgegeben durch die Durchmesser der Schwenklagerung 10, der ringförmigen Abstützung 15 und des ringförmigen Beaufschlagungsbereiches 31.
Die vorerwähnten Hebelverhältnisse sowie die auf das Hebelelement 11 einwirkenden, die Verschwenkung und Verlagerung desselben bestimmenden, Kräfte und die Federeigenschaften des Hebelelements 11 sind vorzugsweise derart aufeinander abgestimmt, dass über die Lebensdauer der Reibungskupplung 2 und im geöffneten Zustand derselben die Hebelspitzen 21 eine praktisch gleich bleibende axiale Stellung besitzen. Dies bedingt, dass, obwohl die Hebelspitzen 21 in Bezug auf das Kupplungsgehäuse 3 bzw. in Bezug auf die axial feststehenden Bauteile eine praktisch konstante axiale Lage beibehalten, der äußere Bereich (im Bereich der ringförmigen Schwenklagerung 10) des Hebelelementes 11 axial verlagert werden muss. Dies ist erforderlich, um zu gewährleisten, dass trotz des an den Reibbelägen 18 auftretenden Verschleißes und der damit verbundenen axialen Verlagerung der Druckscheibe 5 der zum Schließen der Reibungskupplung 2 im Bereich der Hebelspitzen 21 notwendige Betätigungsweg zumindest annähernd konstant bleibt. Aufgrund der bei einer Konstruktion gemäß Figur 1 vorhandenen Kinematik bzw. Verschwenkverhältnisse für das Hebelelement 11 ist der hierfür erforderliche axiale Nachstellweg im Bereich der ringförmigen Abstützung 15 kleiner als der axiale Verschleißbetrag an den Reibbelägen 18, und zwar entsprechend den vorhandenen Hebelverhältnissen. Bei dem in Figur 1 dargestellten Ausführungsbeispiel beträgt der axiale Nachstellweg im Bereich der ringförmigen Abstützung 15 ca. das 0,7- bis 0,8- Fache des axialen Verschleißbetrages, zumindest an den Reibbelägen 18. Diese Hebelverhältnisse sind hauptsächlich bestimmt durch den radialen Abstand zwischen der ringförmigen Abstützung 15 und dem ringförmigen Beaufschlagungsbereich 31 einerseits und den radialen Abstand zwischen der ringförmigen Schwenklagerung 10 und dem ringförmigen Beaufschlagungsbereich 31 andererseits.
Die Vorgabe, wonach die Hebelspitzen 21 über die Lebensdauer der Reibungskupplung eine zumindest konstante axiale Lage beibehalten sollen, bedingt, dass das Hebelelement 11 seinen Verspannungszustand zumindest bei geöffneter Reibungskupplung 2 verändert. Dies erfolgt durch entsprechende Nachstellung der ringförmigen Abstützung 15. Diese Veränderung verursacht auch eine Veränderung des Verspannungszustandes der Federelemente 6 und 30, zumindest bei geöffneter Reibungskupplung. Letzteres ist darauf zurückzuführen, dass sich die Federelemente 6 und 30 entweder mittelbar oder unmittelbar an dem Hebelelement 11 axial abstützen, welches, wie bereits erwähnt, seinerseits eine sich über die Lebensdauer der Reibungskupplung verändernde, verspannte Position einnimmt.
Die vorerwähnten Veränderungen im Verspannungszustand, zumindest der Federelemente 6 und 30 sowie des Hebelelements 11 , haben zur Folge, dass das Hebelelement 11 und die Federelemente 6 über die Lebensdauer der Reibungskupplung 2 um einen bestimmten Betrag zusätzlich verspannt werden, wohingegen das Federelement 30 eine Reduzierung seines im Neuzustand der Reibungskupplung vorhandenen Verspannungszustandes erfährt. Letzteres bedeutet, dass (wie dies im Zusammenhang mit den verschiedenen Diagrammen gemäß den Figuren 3 bis 7 erkennbar ist) die zumindest von den Federelementen 6 und 30 erzeugte resultierende Abstützkraft für das Hebelelement 11 mit zunehmendem Verschleiß an den Reibbelägen 18 abnimmt. Dies ist auch in Figur 3 durch die strichlierte Verlängerung der Linie 106 dargestellt. Auch der im Bereich der Hebelspitzen 21 erforderliche Kraftverlauf zum Ver- schwenken des Hebelelementes 11 nimmt durch die erwähnte zusätzliche Verspannung des Hebelelementes 11 zumindest über den Weg 102 ab.
Die Federkennlinien der einzelnen Elemente, insbesondere der Bauteile 11 , 6 und 30, sind derart ausgelegt, dass trotz der vorerwähnten Verlagerungen bzw. Veränderungen des Betriebspunktes- bzw. der Arbeitsbereiche dieser federnden Bauteile, das vorgeschriebene Nachstellprinzip aufgrund der vorhandenen Kräfteverhältnisse über die Lebensdauer der Reibungskupplung erhalten bleibt.
Durch entsprechende Auslegung zumindest der Federelemente 6 und 30 kann auch ein resultierender Kraftverlauf erzeugt werden, der zumindest über den axialen Nachstellweg der Druckscheibe 5 eine im Wesentlichen konstante Kraft aufweist. Ein solcher Kraftverlauf wird in Figur 6 im Wesentlichen parallel zur Abszisse verlaufen. Bei einer derartigen Auslegung kann die dann erfolgende axiale Verlagerung des Hebelelementes 11 derart stattfinden, dass das Hebelelement 11 , zumindest im eingerückten Zustand der Kupplung 2 und ggf. auch im ausgerückten Zustand der Kupplung 2, jeweils eine konstante Konizität besitzt.
In Figur 8 ist ein Doppelkupplungsaggregat 201 dargestellt, welches zwei Reibungskupplungen 202 und 203 besitzt, die beidseits einer als Gegendruckscheibe ausgebildeten Platte 204 angeordnet sind. Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel ist die Reibungskupplung 202 bezüglich der funktionellen Anordnung der einzelnen Bauteile derart aufgebaut, wie dies in Zusammenhang mit den vorangegangenen Figuren beschrieben wurde.
Bezuqszeichenliste
Kupplungsaggregat
Reibungskupplung
Gehäuse
Gegendruckscheibe
Druckscheibe
Federelemente
Zugmittel
Freiräume abgewandtes Ende
Schwenklagerung
Hebelelement
Bereiche ringförmiger Bereich axiale Schenkel ringförmige Abstützung ringförmiges Bauteil
Nachstelleinrichtung
Reibbeläge
Kupplungsscheibe
Belagfederung radial innere Spitzen
Hebel
Betätigungselement
Pfeil
Hebel
Rampen
Gegenrampen
Gehäuseboden
Federn
Federelement
Beaufschlagungsbereich
100 Kennlinie 101 Betriebspunkt
102 Teilbereich
102a Öffnungsweg
103 Einrückweg
104 Kraftverlaufabschnitt
105 Kennlinie
106 Kennlinie
107 Regelpunkt
108 Zweiter Teilbereich
109 Linienabschnitt
110 Weg
111 Weg
112
112a Wegstrecke
113 Betriebspunkt
114 Betriebspunkt
120 Federcharakteristik
121 Horizontal verlaufender Bereich
122 Betriebspunkt
123 Betriebspunkt
140 Federkennlinie
141 Betriebspunkt
142 Betriebspunkt
150 Kraftlinienverlauf
151 Kennlinienpunkt
152 Kennlinienpunkt
153 Kennlinienbereich
154 Kennlinienbereich
201 Doppelkupplungsaggregat
202 Reibungskupplung
203 Reibungskupplung
204 Gegendruckscheibe

Claims

Patentansprüche
1. Kupplungsaggregat, bestehend aus wenigstens einer Reibungskupplung mit einer Druckscheibe, die gegenüber einer mit der Abtriebswelle eines Motors antriebsmäßig verbindbaren Gegendruckscheibe drehfest, jedoch axial begrenzt verlagerbar ist, wobei die Druckscheibe und die Gegendruckscheibe jeweils eine Reibfläche besitzen, zwischen denen die Reibbeläge einer Kupplungsscheibe einspannbar sind, wobei die Druckscheibe axial auf einer Seite der Gegendruckscheibe und eine in axialer Richtung verschwenkbare Hebelanordnung auf der anderen Seite der Gegendruckscheibe vorgesehen sind, die Hebelanordnung durch eine Betätigungseinrichtung zum Schließen der Kupplung beaufschlagbar ist und nach Art eines zweiarmigen Hebels um eine von der Gegendruckscheibe oder eine von einem mit dieser verbundenen Bauteil getragenen ringförmigen Schwenklagerung kippbar ist, wobei die Hebelanordnung weiterhin radial außen über Zugmittel mit der Gegendruckscheibe verbunden ist, weiterhin die Schwenklagerung von einem Nachstellring einer Nachstelleinrichtung zum Kompensieren zumindest des an den Reibbelägen der Kupplungsscheibe auftretenden Verschleißes getragen ist, welcher zumindest gegenüber der Gegendruckscheibe verdrehbar ist, dadurch gekennzeichnet, dass die Hebelanordnung axiale Federeigenschaften aufweist, welche bewirken, dass sie in Richtung einer kegelstumpfförmigen Lage gedrängt wird, die dem offenen Zustand der Reibungskupplung entspricht, wobei die Hebelanordnung über den zum Schließen der Reibungskupplung notwendigen Verschwenkwinkel zumindest bis zum Anfang der Einspannung der Reibbeläge eine degressive Kraft-Weg-Federkennlinie aufweist, weiterhin auf die Hebelanordnung axial einwirkende Federmittel vorhanden sind, die zumindest ein wirkungsmäßig zwischen der Gegendruckscheibe oder einem mit dieser verbundenen Bauteil und der Hebelanordnung verspanntes, tellerfederartiges Federelement sowie wenigstens ein zwischen der Druckscheibe und der Gegendruckscheibe vorgesehenes weiteres Federelement umfassen, wobei das tellerfederartige Federelement eine axiale Kraft auf die Hebelanordnung erzeugt, die der zum Verschwenken der Hebelanordnung notwendigen Betätigungskraft axial entgegengerichtet ist, und das weitere Federelement über die Zugmittel eine axiale Kraft auf die Hebelanordnung einleitet, welche axial der vom tellerfe- derartigen Federelement erzeugten Kraft entgegengerichtet ist, wobei die durch die Federmittel auf die Hebelanordnung ausgeübte resultierende axiale Kraft über den Schließweg der Reibungskupplung eine degressive Kraft-Weg-Kennlinie aufweist.
2. Kupplungsaggregat nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass der Nachstellring über ein in ringförmiger Anordnung vorgesehenes Rampensystem axial abgestützt ist.
3. Kupplungsaggregat nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass das Rampensystem über wenigstens einen Energiespeicher im Sinne einer axialen Verschleißnachstellung verspannt ist.
4. Kupplungsaggregat nach einem der Anspruch 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass das tellerfederartige Federelement axial zwischen der Hebelanordnung und der Gegendruckscheibe vorgesehen ist.
5. Kupplungsaggregat nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass die zwischen der Druckscheibe und der Gegendruckscheibe vorgesehenen weiteren Federelemente durch axial vorgespannte Blattfedern gebildet sind.
6. Kupplungsaggregat nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen den Reibbelägen der Kupplungsscheibe eine Belagfederung vorgesehen ist.
7. Kupplungsaggregat nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass zumindest annähernd bei Anlage der Druckscheibe an dem ihr benachbarten Reibbelag der Kupplungsscheibe und bei fehlendem Reibbelagverschleiß die axial in Schließrichtung auf die Hebelanordnung einwirkenden Kräfte im Gleichgewicht stehen mit der auf die Hebelanordnung axial entgegen dieser Schließrichtung axial einwirkenden Gesamtfederkraft.
8. Kupplungsaggregat nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Gesamtfederkraft zumindest durch wenigstens ein zwischen der Hebelanordnung und der Gegendruckscheibe oder einem mit dieser verbundenen Bauteil verspanntes tellerfeder- artiges Bauteil sowie durch zwischen Druckscheibe und Gegendruckscheibe wirkungsmäßig verspannte Blattfedern und ggf. durch eine, infolge der Abstützung der Druckscheibe an dem benachbarten Reibbelag, mittels der Belagfederung erzeugte axiale Abstützkraft gebildet ist.
9. Kupplungsaggregat nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass die axiale Wirkung des tellerfederartigen Bauteils auf die Hebelanordnung der axialen Wirkung der verspannten Blattfedern und ggf. der durch die Belagfederung auf die Hebelanordnung erzeugten axialen Kraft entgegengerichtet ist.
10. Kupplungsaggregat nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass der Verschleißausgleich mittels der Nachstelleinrichtung während einer Öffnungsphase der Kupplung erfolgt.
11. Kupplungsaggregat nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass der Verschleißausgleich mittels der Nachstelleinrichtung zumindest annähernd bei voll entspannter Belagfederung während einer Öffnungsphase des Kupplungsaggregates erfolgt.
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BRPI0619374A BRPI0619374A8 (pt) 2005-11-29 2006-11-02 Unidade de embreagem
DE112006002806T DE112006002806A5 (de) 2005-11-29 2006-11-02 Kupplungsaggregat
EP06818038A EP1957815A1 (de) 2005-11-29 2006-11-02 Kupplungsaggregat
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WO (1) WO2007062616A1 (de)

Cited By (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102016208824A1 (de) 2016-05-23 2017-11-23 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Kupplungsaggregat und Antriebsstrang
DE102016124812A1 (de) 2016-12-19 2018-06-21 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Reibungskupplungseinrichtung und Antriebsstrang
DE112008001323B4 (de) 2007-04-17 2022-01-27 Valeo Embrayages Kupplungseinrichtung mit einer Membran, die ständig eine axiale Vorspannkraft auf ein Lager einer Gegendruckplatte ausübt

Families Citing this family (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US8292055B2 (en) * 2009-11-04 2012-10-23 GM Global Technology Operations LLC Self-adjusting mechanisms for clutches
DE102011085836A1 (de) * 2010-11-19 2012-05-24 Schaeffler Technologies Gmbh & Co. Kg Reibungskupplung mit Nachstelleinrichtung
BR112014011553A2 (pt) 2012-01-24 2017-05-09 Schaeffler Technologies Gmbh & Co Kg dispositivo de embreagem
US9759271B2 (en) * 2012-09-04 2017-09-12 Volvo Truck Corporation Dry-plate clutch for a vehicle transmission
CN103629263B (zh) * 2013-11-22 2016-06-22 宁波宏协离合器有限公司 一种装有感应弹簧的自调式离合器
CN114922971B (zh) * 2022-04-22 2024-05-14 一汽奔腾轿车有限公司 一种低温下dct换挡冲击的优化方法及装置

Citations (13)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE2916755A1 (de) 1978-04-27 1979-11-08 Borg Warner Automatische nachstelleinrichtung fuer eine diaphragmafeder-betaetigte kupplungsanordnung
DE2951573A1 (de) 1979-12-21 1981-07-02 Fichtel & Sachs Ag, 8720 Schweinfurt Federnde reibbelagbefestigung
DE3518781A1 (de) 1985-05-24 1986-11-27 Fichtel & Sachs Ag, 8720 Schweinfurt Selbstnachstellende kupplung
DE4239291A1 (de) * 1991-11-26 1993-05-27 Luk Lamellen & Kupplungsbau
DE19857712A1 (de) 1997-12-18 1999-06-24 Luk Lamellen & Kupplungsbau Kupplungsscheibe
EP0992700A1 (de) 1998-10-05 2000-04-12 Aisin Seiki Kabushiki Kaisha Reibungskupplung für Fahrzeuge
DE19980204T1 (de) 1998-01-28 2000-05-11 Valeo Verbesserte Reibungskupplungsscheibe, insbesondere für eine Kraftfahrzeugkupplung
DE19905373A1 (de) 1999-02-10 2000-08-31 Sachs Race Eng Gmbh Reibungskupplung und Anpreßhebelanordnung für eine Reibungskupplung
DE10316445A1 (de) * 2002-04-10 2003-10-23 Luk Lamellen & Kupplungsbau Kupplungsaggregat
EP1452760A1 (de) 2003-02-25 2004-09-01 ZF Sachs AG Kraftbeaufschlagungsanordnung für eine Reibungskupplung
DE10308994A1 (de) * 2003-03-01 2004-09-09 Zf Sachs Ag Reibungskupplung
DE102004018377A1 (de) 2003-04-17 2004-11-04 Luk Lamellen Und Kupplungsbau Beteiligungs Kg Selbstnachstellende Kupplung
DE10340665A1 (de) 2003-09-04 2005-03-31 Zf Friedrichshafen Ag Kraftspeicher für eine Reibungskupplung

Family Cites Families (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
KR100326410B1 (ko) * 1992-07-11 2002-11-11 루크 라멜렌 운트 쿠플룽스바우 베타일리궁스 카게 마찰클러치
CN1103140A (zh) * 1993-09-13 1995-05-31 卢克摩擦片和离合器有限公司 分离装置
DE10016607B4 (de) * 2000-04-04 2013-02-21 Zf Sachs Ag Doppelkupplungsanordnung
CN2706626Y (zh) * 2004-06-29 2005-06-29 重庆通盛机械工业有限公司 离合器总成

Patent Citations (13)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE2916755A1 (de) 1978-04-27 1979-11-08 Borg Warner Automatische nachstelleinrichtung fuer eine diaphragmafeder-betaetigte kupplungsanordnung
DE2951573A1 (de) 1979-12-21 1981-07-02 Fichtel & Sachs Ag, 8720 Schweinfurt Federnde reibbelagbefestigung
DE3518781A1 (de) 1985-05-24 1986-11-27 Fichtel & Sachs Ag, 8720 Schweinfurt Selbstnachstellende kupplung
DE4239291A1 (de) * 1991-11-26 1993-05-27 Luk Lamellen & Kupplungsbau
DE19857712A1 (de) 1997-12-18 1999-06-24 Luk Lamellen & Kupplungsbau Kupplungsscheibe
DE19980204T1 (de) 1998-01-28 2000-05-11 Valeo Verbesserte Reibungskupplungsscheibe, insbesondere für eine Kraftfahrzeugkupplung
EP0992700A1 (de) 1998-10-05 2000-04-12 Aisin Seiki Kabushiki Kaisha Reibungskupplung für Fahrzeuge
DE19905373A1 (de) 1999-02-10 2000-08-31 Sachs Race Eng Gmbh Reibungskupplung und Anpreßhebelanordnung für eine Reibungskupplung
DE10316445A1 (de) * 2002-04-10 2003-10-23 Luk Lamellen & Kupplungsbau Kupplungsaggregat
EP1452760A1 (de) 2003-02-25 2004-09-01 ZF Sachs AG Kraftbeaufschlagungsanordnung für eine Reibungskupplung
DE10308994A1 (de) * 2003-03-01 2004-09-09 Zf Sachs Ag Reibungskupplung
DE102004018377A1 (de) 2003-04-17 2004-11-04 Luk Lamellen Und Kupplungsbau Beteiligungs Kg Selbstnachstellende Kupplung
DE10340665A1 (de) 2003-09-04 2005-03-31 Zf Friedrichshafen Ag Kraftspeicher für eine Reibungskupplung

Cited By (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE112008001323B4 (de) 2007-04-17 2022-01-27 Valeo Embrayages Kupplungseinrichtung mit einer Membran, die ständig eine axiale Vorspannkraft auf ein Lager einer Gegendruckplatte ausübt
DE102016208824A1 (de) 2016-05-23 2017-11-23 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Kupplungsaggregat und Antriebsstrang
DE102016124812A1 (de) 2016-12-19 2018-06-21 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Reibungskupplungseinrichtung und Antriebsstrang

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