Reibungskupplung für Kraftfahrzeuge Die Erfindung betrifft eine Reibungskupplung für Kraftfahrzeuge, mit mindestens einer durch eine Tel lerfeder belasteten Kupplungsscheibe, mindestens einer Anpressplatte sowie Ein- und Ausrückhebeln, die mit einem axial verschiebbaren Drucklager zu sammenwirken.
Es hat sich gezeigt, dass bei den bekannten Kupp lungen, hervorgerufen durch die ständig zunehmen den Beanspruchungen im Kraftfahrzeug, die Lebens dauer der Kupplung stark absinkt und der Verschleiss der Reibringe der Kupplungsscheiben und deren An- pressplatten übermässig hoch wird. Dies gilt beson ders für die bei Schleppern, Geräteträgern, Bau maschinen oder dgl. Sonderfahrzeugen verwendeten Doppelkupplungen, da diese in ständig wachsendem Masse zu den mannigfachsten Arbeiten, beispiels weise im Frontladebetrieb bei der Landwirtschaft ein gesetzt werden.
Bei dem verstärkten Einsatz der Doppelkupplun gen müssen diese häufig betätigt werden, wodurch erhebliche Mengen Reibungswärme frei werden, wel che bei den bekannten Kupplungsanordnungen nur ungenügend abgeführt werden können. Um die an fallende grosse Reibungswärme aufzufangen, hat man bei den bekannten Kupplungen bisher durch erhöh ten Werkstoffaufwand versucht, eine bessere Wärme aufnahmekapazität zu erzielen und dadurch die ent stehende Reibungswärme von den Reibflächen abzu führen.
Die Vergrösserung des Werkstoffaufwandes führt jedoch zu einer grösseren Dimensionierung der Kupplungsteile und damit der ganzen Kupplung, was zu einem vergrösserten Einbauraum führt und die Herstellung der Kupplung verteuert.
Durch die Erfindung soll eine Reibungskupplung für Kraftfahrzeuge geschaffen werden, welche ohne Vergrösserung der Abmessungen der einzelnen Kupp- lungsteile eine wesentlich verbesserte Wärmeabfuhr aufweist, wodurch eine bedeutende Erhöhung der Verschleissfestigkeit der Kupplung erzielt wird. Da bei soll die erfindungsgemässe Kupplung gleichzeitig einfach in ihrem Aufbau und von minimaler Bauhöhe sein.
Gemäss der Erfindung kennzeichnet sich die Rei bungskupplung der eingangs erwähnten Art dadurch, dass der Kupplungsscheibe Belüftungsschaufeln und Eintrittsöffnungen für eine nach den Innenteilen der Kupplung zu gerichtete Luftströmung zugeordnet sind.
Vorteilhaft kann die Reibungskupplung als Dop pelreibungskupplung ausgebildet sein, bei der die eine Reibungskupplung am Schwungrad angeordnet sein kann und mit dem Wechselgetriebe in Kupplungsver bindung stehen kann und bei der fejrner eine zweite Reibungskupplung für einen weiteren, unabhängigen Antrieb, wie Zapfwellenantrieb, vorgesehen sein kann. Die getriebeseitig angeordnete Kupplungs scheibe kann in Drehrichtung weisende Belüftungs schaufeln aufweisen. Bei einer vorteilhaft einfachen Ausführungsform einer solchen Kupplung können die Belüftungsschaufeln aus der Kupplungsscheibe selbst herausgebogen sein.
Durch die beschriebene Ausbildung der Kupp lung wird während ihrer Drehung ständig ein Zwangs luftstrom zur Kühlung der Kupplungsteile erzeugt. Die Anordnung kann weiter so ausgebildet werden, dass der gebildete Kühlluftstrom ständig und ungehindert an den wichtigsten wärmebeauf- schlagten Kupplungsteilen vorbeifliessen kann und nach Wärmeaufnahme auf kürzestem Wege aus der Kupplung austreten kann.
Um einen solchen unge hinderten und freien Durchfluss der erzeugten Kühl luft durch die Kupplung zu ermöglichen, können zwischen der Tellerfeder und der Anpressplatte Durchtrittsöffnungen für den Zwangsluftstrom vor gesehen sein. Solche Durchtrittsöffnungen können in einfacher und bevorzugter Weise durch Unter brechungen der Auflagestellen der Tellerfeder an der Anpressplatte gebildet sein.
Eine weitere wesentliche Vereinfachung kann sich bei einer Doppelreibungskupplung ergeben, wenn die zwei Anpressplatten der Doppelkupplung beispiels weise nur von einer einzigen, gemeinsamen Teller feder beaufschlagt sind.
Bei einer solchen Doppel kupplung mit nur einer einzigen die Federkraft für beide Kupplungen aufbringenden Tellerfeder kann eine bevorzugte einfache konstruktive Ausbildung da durch gekennzeichnet sein, dass die innere und äussere ringförmige Auflagerung der Tellerfeder an den An- pressplatten von mit Abstand nebeneinander liegen den, erhabenen Auflagerstollen gebildet sein kann, wobei die zwischen den Auflagerstollen freien Zwi schenräume Durchtrittsöffnungen für die Zwangs kühlluft bilden können.
Um den ungehinderten Kühlluftdurchtritt zu ver bessern, kann die gemeinsame Tellerfeder für die beiden Anpressplatten mit Durchtrittsöffnungen für die Zwangskühlluftströmung versehen sein, die vor zugsweise in einfacher Weise dadurch gebildet wer den, dass die Tellerfeder mit radial vorstehenden Zungen versehen ist und mit diesen radialen Zungen auf den Auflagerstollen auflagert.
Die Tellerfeder selbst kann beispielsweise durch mindestens einen axialen Stift gegen Abrutschen von den Auflagerstollen in ihrer Lage fixiert sein. Weiter hin empfiehlt es sich, in der Gehäuseglocke der Dop pelkupplung gleichmässig verteilte Luftein- und -aus- trittsöffnungen vorzusehen.
Die Reibungskupplung hat den Vorteil, dass ohne Vergrösserung der Baumasse der Kupplung ständig ein zur Kühlung der Kupplungsteile ausreichender Kühlluftstrom erzeugt wird, der den gesamten Innen raum der Kupplung und damit die wichtigsten wärme aufnehmenden Einzelteile der Kupplung beaufschlagt und somit die entstehende Reibungswärme unmittel bar und ständig abführt.
Besonders vorteilhaft ist dies, wenn bei einer Doppelreibungskupplung beide Anpressplatten durch den kontinuierlichen Luftstrom beaufschlagt und dadurch die in diese Anpressplat- ten einfliessende Reibungswärme unverzüglich abge führt wird.
Durch die erhebliche Senkung der Tem peratur an diesen Anpressplatten wird der Verschleiss des Kupplungsbelages der Kupplungsscheiben ver mindert, und es wird vor allem vermieden, dass sich in den Reibflächen der Anpressplatten selbst Risse bilden.
Ein weiterer Vorteil kann darin liegen, dass das Kupplungsgehäuse, welches die Verbindung zwi schen Motor- und Getriebegehäuse darstellt, selbst ohne die üblichen Öffnungen hergestellt werden kann, da durch die Zwangsbelüftung eine zusätzliche Be lüftung der Kupplung von aussen unnötig ist und so das Eindringen von Schmutz, Staub, Öl usw.
durch diese üblichen Öffnungen im Kupplungsgehäuse un- mittelbar in die Kupplung vermieden ist, wodurch weiterhin der Verschleiss der Kupplungsteile, insbe sondere der Reibbeläge, herabgesetzt wird. Gleich zeitig wird eine günstige Kühlung der Tellerfeder er reicht, so dass diese frei von den schädlichen Wärme stauungen bleibt und daher die Federspannung der Tellerfeder nicht nachteiligt vermindert wird.
Der Gegenstand der Erfindung ist in der Zeich nung an einem Ausführungsbeispiel dargestellt.
Fig. 1 ist ein Schnitt durch die erfindungsgemässe Doppelkupplung; Film. 2, 2a zeigt in Ansicht und im Querschnitt die Anpressplatte für die zwischen Motor und Wechsel getriebe geschaltete Kupplung; Fig. 3, 3a zeigt in Ansicht und Querschnitt die An- pressplatte für die zweite Kupplung zum Einschalten der Zapfwelle oder dgl.; Fig. 4 zeigt die in der zweiten Kupplung befind liche Kupplungsscheibe;
Fig. 5 zeigt einen Teilausschnitt der zwischen den beiden Anpressplatten der Kupplungen angeordneten einzigen Tellerfeder.
An der Schwungscheibe 1 des Motors, die in der Zeichnung nur teilweise dargestellt ist, ist die Ge häuseglocke 2 befestigt, welche die Fahrkupplung A zwischen Motor und Wechselgetriebe und die Zapf wellenkupplung B derart umfasst, dass ein in sich ge schlossenes Aggregat gebildet ist. Die Kupplungs scheibe 3 der Fahrkupplung mit den Reibbelägen 4, 5 wirkt mit ihrer Reibfläche direkt auf die Gegen reibfläche 6 der Schwungscheibe 1 des Motors. Die Kupplungsscheibe 7 der Zapfwellenkupplung mit Reibbelägen 8, 9 wirkt mit ihrer Reibfläche auf eine entsprechende Reibfläche 10 der Gehäuseglocke 2.
Die Kupplungsscheibe 3 ist mittels Niet 11 an der Nabe 12 befestigt, die mittels Keilverzahnung auf der Abtriebswelle 13 axial verschiebbar sitzt.
Die Kupplungsscheibe 7 ist ihrerseits mittels Nie ten 14 an der Nabe 15 befestigt, die ebenfalls durch Keilverzahnung auf der mit der Zapfwelle verbunde nen Hohlwelle 16 axial verschiebbar ist. Die zwischen den Naben 12 und 15 und den Wellen 13 und 16 vor gesehene Keilverzahnung stellt eine Verdrehsicherung für die Kupplungsscheiben 3 bzw. 7 dar, ermöglicht jedoch zugleich deren axiale Verschiebbarkeit.
Zwischen den beiden Kupplungsscheiben 3, 7 sind zwei Druckanpressplatten 17 und 18 angeordnet. Beide Anpressplatten 17, 18 werden durch die Vor spannung einer einzigen Tellerfeder 19 gegen die ihnen zugehörigen Kupplungsscheiben 3 und 7 ge- presst. Die Anpressplatte 17 ist in den Fig. 2, 2a und die Anpressplatte 18 in den Fig. 3, 3a im einzelnen dargestellt.
Beide Anpressplatten 17, 18 sind durch drei oder mehr Nocken 20, 20a, 20b bzw. 21, 21a, 21b in entsprechend angebrachten axial liegenden Schlitzen der Gehäuseglocke 2 geführt. Die Führung der beiden Anpressplatten 17, 18 kann entweder in gleichliegenden Schlitzen der Gehäuseglocke 2 oder in getrennt angeordneten Schlitzen der Gehäuseglocke 2 vorgesehen sein. Durch die Führung der Anpress- platten 17 und 18 mittels der Nocken 20 und 21 in entsprechenden Schlitzen der Gehäuseglocke 2 sind die Anpressplatten gegen Verdrehung in Umfangs richtung gesichert, während sie in axialer Richtung beweglich sind.
Die Betätigung der Kupplung, also das Ein- und Auskuppeln erfolgt über zwei Hebelsätze, die in Fig.1 mit 22, 23 bezeichnet sind. Der Hebelsatz 22 besteht aus dem Zuganker 22a und dem zugehörigen Betäti gungshebel 22b, während der Hebelsatz 23 aus dem Arm 23a und dem Betätigungshebel 23b besteht. Von jedem Hebelsatz 22 und 23 sind über den Umfang der Kupplung mindestens je drei Stück wechselweise versetzt angeordnet.
Der Winkelabstand zwischen gleichwirkenden Hebeln 22 bzw. 23 beträgt demnach vorzugsweise je 120 , während er zwischen benach barten Hebelsätzen, also zwischen einem Hebelsatz der Gruppe 22 und einem Hebelsatz der Gruppe 23 vorzugsweise 60 beträgt. Der Hebelsatz 22 dient zum Ausrücken der Fahrkupplung, während der He belsatz 23 zum Ausrücken der Zapfwellenkupplung vorgesehen ist.
Dabei wird die am Schwungrad an liegende Fahrkupplung mit den Zugelementen 22a und die an der Gehäuseglocke 2 anliegende Zapf wellenkupplung mit Druckelementen 23a durch He belwirkung axial bewegt.
Die Kupplungen<I>A</I> und<I>B</I> können auch so ange ordnet sein, dass die getriebeseitig liegende Kupplung B zum Schalten des Fahrgetriebes, die motorseitig liegende Kupplung A für den Zusatzantrieb eingesetzt ist.
Es ist auch ohne weiteres möglich, beide Kupp lungen<I>A, B</I> durch einen einzigen Hebelsatz zu be tätigen, wobei dann allerdings beide Kupplungen nicht mehr unabhängig voneinander betätigt werden können, sondern nacheinander geschaltet werden müssen. Den Betätigungshebeln 22b und 23b der bei den Hebelsätze 22 bzw. 23 sind entsprechend axial verschiebbare Ausrücklager 24 und 25 zugeordnet.
Gemäss der Erfindung ist nun die getriebeseitig angeordnete Kupplungsscheibe 7 der Zapfwellen- kupplung B mit Belüftungsschaufeln 26 versehen, die in Drehrichtung angeordnet sind und eine zwangs weise Belüftung der Kupplungsinnenteile bewirken. Den Belüftungsschaufeln 26 sind Eintrittsöffnungen 27 für die nach den Innenteilen der Kupplung ge richtete Luftströmung zugeordnet.
Die Belüftungs schaufeln 26 sind in einfacher Weise aus der Kupp lungsscheibe 7 herausgebogen. Durch die in Dreh richtung liegenden Belüftungsschaufeln 26 wird ein Kühlluftstrom entsprechend den Pfeilen 28 erzeugt, der die beiden Anpressplatten 17 und 18 sowie die Tellerfeder 19 intensiv belüftet und die dort ent stehende Reibungswärme unmittelbar abführt.
Zu diesem Zweck sind die ringförmigen Auflagen der Tellerfeder 19 am Innen- und Aussendurchmes ser der Tellerfeder unterbrochen ausgeführt. Dies ge schieht in einfacher Weise durch Anordnung einer Vielzahl dicht nebeneinander liegender Auflagerstol- len als Auflagerung für den äusseren und inneren Rand der Tellerfeder 19.
Die Auflagerstollen werden am äusseren Ring der Tellerfeder bei der Anpress- platte 17 - vgl. Fig. 2, 2a - durch im Abstand nebeneinanderliegende, aus der Ebene der Anpress- platte hervorstehende höckerartige Stollen 29 gebil det. Bei der Anpressplatte 18 sind im Bereich der inneren Auflagefläche der Tellerfeder 19 entspre chende Auflagerstollen 30 angeordnet.
(Vgl. Fig. 3, 3a.) Die im Abstand nebeneinanderliegenden erhabe nen Auflagerstollen 29, 30 lassen Zwischenräume frei, so dass durch diese Zwischenräume 31, 32 der Kühlluftstrom 28 beiderseits der Tellerfeder 19 durchströmen kann. Die Anordnung der Auflager stollen 29, 30 hat den weiteren Vorteil, dass durch sie ein geringerer Wärmeübergang von den Anpress- platten 17, 18 auf die Tellerfeder 19 erfolgt.
Um die Belüftungsmöglichkeit und damit den Durchtritt für den Kühlluftstrom 28 weiter zu er höhen, ist ferner die Tellerfeder 19 selbst mit radial liegenden Zungen 33 versehen. Die durch diese Zun gen 33 gebildeten Zwischenräume 34 ergeben eine weitere Belüftungsmöglichkeit der Tellerfeder. Dar über hinaus hat eine in dieser Weise geschlitzte Tel lerfeder eine günstige, nämlich gestreckte Feder charakteristik, was zu einer Vergrösserung des Ver- schleissbereiches der Reibbeläge beiträgt. Die Teller feder 19 mit den Zungen 33 und ihrer äusseren Auf lage auf den Stollen 29 der Anpressplatte 17 ist in Fig. 5 ausschnittsweise dargestellt.
In der Gehäuseglocke 2 befinden sich über den Umfang verteilt grössere öffnungen 35, durch welche der Kühlluftstrom 28 ungehindert austreten kann. Die erfindungsgemässe Anordnung einer einzigen Tel lerfeder 19 zum Anpressen der beiden Anpressplat- ten 17 und 18 sowohl für die Fahrkupplung A als auch für die Zapfwellenkupplung B stellt eine er hebliche bauliche Vereinfachung dar, wobei ferner die Bauhöhe der Kupplung auf ein Mindestmass ver kleinert werden kann.
Die Tellerfeder 19 ist vorteil haft mittels Stiften 36, die in Bohrungen 37 der Zun gen 33 einpassen, in ihrer Lage gegen Verdrehung und gegen Abrutschen der Federzungen 33 von ihren Auflagerstollen 30 fixiert.
Friction clutch for motor vehicles The invention relates to a friction clutch for motor vehicles, with at least one clutch disc loaded by a Tel lerfeder, at least one pressure plate, and engagement and disengagement levers that cooperate with an axially displaceable pressure bearing.
It has been shown that with the known clutches, caused by the constantly increasing stresses in the motor vehicle, the service life of the clutch drops sharply and the wear on the friction rings of the clutch disks and their pressure plates becomes excessively high. This is especially true for the double clutches used in tractors, equipment carriers, construction machines or the like. Special vehicles, as these are used in ever-increasing numbers for the most diverse work, for example, in front-loading operations in agriculture.
With the increased use of Doppelkupplun conditions, they have to be operated frequently, which releases considerable amounts of frictional heat, wel che can only be insufficiently dissipated with the known clutch assemblies. In order to absorb the large amount of frictional heat that falls, attempts have been made in the known clutches to achieve a better heat absorption capacity and thereby lead to the frictional heat from the friction surfaces.
However, the increase in the cost of materials leads to a larger dimensioning of the coupling parts and thus of the entire coupling, which leads to an increased installation space and makes the production of the coupling more expensive.
The invention is intended to create a friction clutch for motor vehicles which, without increasing the dimensions of the individual clutch parts, has a significantly improved heat dissipation, whereby a significant increase in the wear resistance of the clutch is achieved. Since the coupling according to the invention should at the same time be simple in structure and of minimal height.
According to the invention, the friction clutch of the type mentioned at the beginning is characterized in that ventilation blades and inlet openings for an air flow directed towards the inner parts of the clutch are assigned to the clutch disk.
Advantageously, the friction clutch can be designed as a double friction clutch, in which the one friction clutch can be arranged on the flywheel and can be in a coupling connection with the gearbox and in the case of the fejrner a second friction clutch can be provided for a further, independent drive, such as a PTO drive. The clutch disc arranged on the transmission side can have ventilation blades pointing in the direction of rotation. In an advantageously simple embodiment of such a coupling, the ventilation blades can be bent out of the coupling disc itself.
Due to the design of the coupling described, a forced air flow for cooling the coupling parts is constantly generated during their rotation. The arrangement can also be designed in such a way that the cooling air flow that is formed can flow continuously and unhindered past the most important heat-affected coupling parts and, after absorbing heat, can exit the coupling by the shortest route.
In order to enable such an unhindered and free flow of the generated cooling air through the clutch, passage openings for the forced air flow can be seen between the plate spring and the pressure plate. Such passage openings can be formed in a simple and preferred manner by interrupting the contact points of the plate spring on the pressure plate.
A further significant simplification can result in a double friction clutch if the two pressure plates of the double clutch, for example, are only acted upon by a single, common plate spring.
In such a double clutch with only a single plate spring applying the spring force for both clutches, a preferred simple structural design can be characterized in that the inner and outer ring-shaped support of the plate spring on the pressure plates are spaced apart from the raised support lugs can be formed, wherein the free inter mediate spaces can form through openings for the forced cooling air.
In order to improve the unimpeded passage of cooling air, the common plate spring for the two pressure plates can be provided with passage openings for the forced cooling air flow, which are preferably formed in a simple manner by the fact that the plate spring is provided with radially protruding tongues and with these radial tongues the support tunnel is supported.
The plate spring itself can be fixed in its position, for example by at least one axial pin, to prevent it from slipping off the support studs. In addition, it is advisable to provide evenly distributed air inlet and outlet openings in the bell housing of the double coupling.
The friction clutch has the advantage that, without increasing the structural dimensions of the clutch, a flow of cooling air sufficient to cool the clutch parts is constantly generated, which acts on the entire interior of the clutch and thus the most important heat-absorbing individual parts of the clutch and thus directly and constantly the resulting frictional heat leads away.
This is particularly advantageous if, in the case of a double friction clutch, both pressure plates are acted upon by the continuous flow of air and the frictional heat flowing into these pressure plates is immediately dissipated.
By significantly lowering the temperature on these pressure plates, the wear of the clutch lining of the clutch disks is reduced and, above all, it is avoided that cracks form in the friction surfaces of the pressure plates themselves.
Another advantage can be that the clutch housing, which represents the connection between the motor and transmission housing, can be made even without the usual openings, since the forced ventilation means that additional ventilation of the clutch from the outside is unnecessary and thus the ingress of Dirt, dust, oil, etc.
is avoided by these usual openings in the clutch housing directly in the clutch, whereby the wear of the clutch parts, in particular the friction linings, is further reduced. At the same time, a favorable cooling of the disc spring is sufficient, so that it remains free of the damaging heat build-up and therefore the spring tension of the disc spring is not adversely reduced.
The object of the invention is shown in the drawing tion using an embodiment.
1 is a section through the double clutch according to the invention; Movie. 2, 2a shows a view and in cross section of the pressure plate for the clutch connected between the engine and the change gear; 3, 3a shows a view and cross section of the pressure plate for the second clutch for engaging the power take-off shaft or the like; Fig. 4 shows the clutch disc located in the second clutch;
Fig. 5 shows a partial section of the single plate spring arranged between the two pressure plates of the clutches.
On the flywheel 1 of the engine, which is only partially shown in the drawing, the Ge housing bell 2 is attached, which includes the drive clutch A between the engine and gearbox and the PTO shaft clutch B such that a self-contained unit is formed. The clutch disc 3 of the driving clutch with the friction linings 4, 5 acts with its friction surface directly on the counter friction surface 6 of the flywheel 1 of the engine. The clutch disk 7 of the power take-off shaft clutch with friction linings 8, 9 acts with its friction surface on a corresponding friction surface 10 of the bell housing 2.
The clutch disc 3 is fastened to the hub 12 by means of rivets 11, which are seated axially displaceably on the output shaft 13 by means of splines.
The clutch disc 7 is in turn fastened by means of Nie th 14 to the hub 15, which is also axially displaceable by splines on the hollow shaft 16 connected to the PTO shaft. The splined teeth seen between the hubs 12 and 15 and the shafts 13 and 16 represent an anti-rotation device for the clutch disks 3 and 7, but at the same time enables their axial displacement.
Two pressure plates 17 and 18 are arranged between the two clutch disks 3, 7. Both pressure plates 17, 18 are pressed against their associated clutch disks 3 and 7 by the tension of a single plate spring 19. The pressure plate 17 is shown in detail in FIGS. 2, 2a and the pressure plate 18 in FIGS. 3, 3a.
Both pressure plates 17, 18 are guided by three or more cams 20, 20a, 20b or 21, 21a, 21b in correspondingly attached axially located slots in the bell housing 2. The guidance of the two pressure plates 17, 18 can be provided either in the same slots in the bell housing 2 or in separately arranged slots in the bell housing 2. By guiding the pressure plates 17 and 18 by means of the cams 20 and 21 in corresponding slots of the bell housing 2, the pressure plates are secured against rotation in the circumferential direction, while they are movable in the axial direction.
The actuation of the clutch, that is, the coupling and uncoupling, takes place via two sets of levers, which are designated by 22, 23 in FIG. The lever set 22 consists of the tie rod 22a and the associated actuation lever 22b, while the lever set 23 consists of the arm 23a and the actuating lever 23b. At least three of each lever set 22 and 23 are alternately offset over the circumference of the coupling.
The angular distance between levers 22 and 23 with the same effect is therefore preferably 120 each, while it is preferably 60 between neighboring lever sets, that is between a lever set of group 22 and a lever set of group 23. The lever set 22 is used to disengage the drive clutch, while the lever set 23 is provided to disengage the PTO clutch.
In this case, the drive clutch lying on the flywheel with the tension elements 22a and the PTO shaft coupling lying on the bell housing 2 with pressure elements 23a is moved axially by lever action.
The clutches <I> A </I> and <I> B </I> can also be arranged in such a way that clutch B on the gearbox side is used to shift the travel gear, and clutch A on the engine side is used for the auxiliary drive.
It is also easily possible to operate both clutches <I> A, B </I> with a single set of levers, in which case, however, both clutches can no longer be operated independently of one another, but have to be switched one after the other. The actuating levers 22b and 23b of the lever sets 22 and 23 are correspondingly assigned axially displaceable release bearings 24 and 25.
According to the invention, the clutch disc 7 of the power take-off shaft clutch B, which is arranged on the transmission side, is provided with ventilation blades 26, which are arranged in the direction of rotation and cause forced ventilation of the clutch inner parts. The ventilation blades 26 are associated with inlet openings 27 for the air flow directed to the inner parts of the clutch.
The ventilation blades 26 are bent out of the clutch disc 7 in a simple manner. By lying in the direction of rotation ventilation blades 26, a cooling air flow is generated according to the arrows 28, which intensively ventilates the two pressure plates 17 and 18 and the plate spring 19 and directly dissipates the frictional heat generated there.
For this purpose, the annular supports of the plate spring 19 on the inner and outer diam water of the plate spring are executed interrupted. This is done in a simple manner by arranging a large number of bearing studs lying close to one another as a bearing for the outer and inner edge of the plate spring 19.
The support studs are located on the outer ring of the disc spring at the pressure plate 17 - cf. 2, 2a - formed by hump-like studs 29 which are spaced apart and project from the plane of the pressure plate. In the pressure plate 18 corresponding support studs 30 are arranged in the area of the inner bearing surface of the plate spring 19.
(Cf. Fig. 3, 3a.) The raised support studs 29, 30 lying next to one another at a distance leave spaces free, so that the cooling air stream 28 can flow through these spaces 31, 32 on both sides of the plate spring 19. The arrangement of the support lugs 29, 30 has the further advantage that it results in less heat transfer from the pressure plates 17, 18 to the plate spring 19.
In order to increase the ventilation possibility and thus the passage for the cooling air stream 28 further, the plate spring 19 itself is provided with radially lying tongues 33. The spaces 34 formed by these tongues 33 result in a further possibility of ventilation of the plate spring. In addition, a plate spring slotted in this way has a favorable, namely elongated spring characteristic, which contributes to an enlargement of the wear area of the friction linings. The plate spring 19 with the tongues 33 and its outer position on the cleats 29 of the pressure plate 17 is shown in FIG.
In the bell housing 2 there are larger openings 35 distributed over the circumference, through which the cooling air flow 28 can exit unhindered. The inventive arrangement of a single plate spring 19 for pressing the two pressure plates 17 and 18 for both the drive clutch A and the PTO clutch B represents a considerable structural simplification, and the overall height of the clutch can also be reduced to a minimum .
The plate spring 19 is advantageously fixed in its position against rotation and against slipping of the spring tongues 33 from their support studs 30 by means of pins 36 which fit into bores 37 of the tongues 33.