DE8128631U1 - Dämpfungsscheibe - Google Patents

Description

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Dipl.-Ing. Otto Flügel, Dipl.-Ing. Manfred Säger, Patentanwälte, Cosimastr. 81, D-8 München 81

Für die vorliegende Anmeldung wird die Priorität der japanischen Anmeldung Nr. 1980-137489 vom 30. September 1980 in Anspruch genommen.

Die Erfindung bezieht sich auf eine Dämpfungsscheibe, die sich im Zusammenhang mit einer Reibungskupplung, insbesondere für Landfahrzeuge, verwenden läßt. Bei einer Dämpfungsscheibe dieser Art ist je eine Zwischenplatte zwischen einem Radialflansch einer an eine Ausgangswelle gekeilten Nabe und zwei Seitenplatten, nämlich einer Kupplungsplatte und einer Halteplatte angeordnet. Ein erstes, mit geringer Reibungskraft arbeitendes bzw. einen geringen Reibungswiderstand aufweisendes Reibungselement ist zwischen dem Nabenflansch und jeder Zwischenplatte, ein zweites mit großer Reibkraft arbeitendes bzw. einen großen Reibungswiderstand aufweisendes Reibungselement zwischen jeder Seitenplatte und der benachbarten Zwischenplatte angeordnet. Wird bei dieser Anordnung ein kleines Drehmoment übertragen, wobei der relative Torsionswinkel zwischen Nabenflansch und Seitenplatten entsprechend klein ist,-so entsteht Schlupf an der Oberseite des ersterwähnten Reibungselementes und resultiert in der Erzeugung eines kleinen Hysterese-Drehmoments. Wird das übertragene Drehmoment und damit der Torsionswinkel größer, so entsteht Schlupf an der Reibfläche eines jeden zweiten Reibungselementes und resultiert in der Erzeugung eines großen Hysterese-Drehmomentes. Auf diese Weise lassen sich bei Dämpfungsscheiben mit veränderlichem Drehmoment Geräusche sowohl in der Leerlauf- als auch in der Hochlast- bzw. Hochgeschwindigkeitsphase wirksam dämpfen bzw. ausschalten.

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Bei Dämpfungsscheiben dieser Art ist bislang jedoch die Festigkeit des Radialflansches durch große Öffnungen beeinträchtigt, in welche die die Zwischenplatten zusammenhaltenden Stegbolzen und die Änschlagbolzen aufgenommen sind, die die Seitenplatten miteinander verbinden. Dadurch wird es unmöglich große und lange Öffnungen in dem Radialflansch vorzusehen, in welchen entsprechend lang ausgebildete Torsionsfedern Platz finden, die in der Lage wären, Drehmomentvibrationen zu absorbieren. Im Ergebnis bedeutet dies, daß die erstrebte Absorption von Drehmomentvibrationen nicht erreicht wird.

Der Erfindung liegt demnach die Aufgabe zugrunde, eine Dämpfungsscheibe der eingangs genannten Art zur Verfügung zu stellen, die es erlaubt, trotz der notwendigen Aufnahme der Stegbolzen und Anschlagbolzen großvolumige und insbesondere in Umfangsrichtung lang ausgebildete Öffnungen für die Aufnahme von Torsionsfedern zur Ver= fügung zu stellen.

Die Aufgabe wird erfindungsgemäß durch den Gegenstand des Anspruches 1 gelöst.

Durch die besondere räumliche Anordnung der die Stegbolzen und die Anschlagbolzen aufnehmenden Ausnehmungen und Aussparungen gelingt es erfindungsgemäß, in Umfangsrichtung wesentlich mehr Raum für das Einbringen von Öffnungen in dem Radialflansch zur Verfügung zu haben. Es gelingt, die auftretenden Kräfte derart zu verteilen, daß man mit in umfangsrichtung gesehen schmaleren Materialbereichen auskommt. Auf diese Weise lassen sich entsprechend lange und/oder mehr Federöffnungen vorsehen, wodurch ein

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entsprechend großer Trosionswinkel mit weicherer Verdrehcharakteristik gewonnen wird, was der dämpfenden Aufnahme von Vibrationen bei der Drehmomentübertragung zugute kommt.

Weitere Merkmale und Ausbildungen der Erfindung ergeben sich aus den unt'eransprüchen im Zusammenhang mit dem in der Zeichnung wiedergegebenen Ausführungsbeispiel, auf das besonders bezug genommen wird und dessen nachstehende Beschreibung die Erfindung näher erläutert.

Es zeigt:

Fig. 1 eine Schnittansicht der Dämpfungsscheibe nach dem Ausführungsbeispiel in Zusammenhang mit einer Kupplungsscheibe;

Fig. 2 eine Teilschnittdarstellung, die einen anderen Bereich des Ausführungsbeispieles gemäß Fig.1 wiedergibt;

Fig. 3 eine Seitenansicht aus der Richtung der Pfeile III-III in Fig.1 auf das Ausführungsbeispiel, wobei Teilbereiche und einzelne Bauelemente weggelassen wurden;

Fig. 4 eine schematisierte, vergrößerte Teilansicht eines Abschnittes des Radiallansches gemäß Fig.3;

Fig. 5 eine Schnittdarstellung entlang der Linie V-V in Fig.3;

Fig. 6 ein Diagramm, das den Zusammenhang zwischen Drehmoment und Torsionswinkel erkennen läßt;

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Fig. 7 eine schematische Darstellung eines Abschnittes eines Radialflansches bisheriger Bauart.

Fig.1 zeigt eine Nabe 1 mit einer Innenverzahnung 2 für das Aufsplinten auf eine nicht dargestellte Ausgangswelle und mit einem Radialflansch 3, der an der Umfangsflache ausgebildet ist= Ein Paar von ringförmigen Seitenplatten 5 und 6 sind derart angeordnet, daß sie den Radialflansch 3 zwischen sich aufnehmen. Im radial äußeren Bereich der Seitenplatte 5 sind Dampfungsplatten 8 mit Hilfe von Nieten 7 befestigt, die zu einer Kupplungsplatte gehören. Auf beide Oberflächen der Dämpfungsplatten 8 sind mit Hilfe von Nieten 11 ringförmige Reibbeläge 10 befestigt. Die beiden Seiteplatten 5 und 6 sind in radial außen liegenden Bereichen mit Anschlagbolzen 12 miteinander verbunden. Die Seitenplatte 5 ist an ihrem radial inneren Bereich mit einem abgebogenen zylindrischen Flansch 14 versehen, der von dem Radialflansch 3 abgewandt ist und an der induktionsgehärteten Mantelfläche der Nabe 1 drehbar gehalten ist. Die Seitenplatte 6, die als Halteplatte ausgebildet ist, weist keine solchen zylindrischen Flansch auf. Bei ihr ist die innere Kante um die Mantelfläche der Nabe 1 herum mit einem schmalen Spalt beabstandet gehalten.

Zwischen dem Radialflansch 3 und jeder der Seitenplatten 5 und 6 ist eine ringförmige Zwischenplatte 16 angeordnet. Zwischen einem radial inneren Bereich des Radialflansches 3 und einer jeden der beiden Zwischenplatten 16 ist ein erstes Reibelement 15 angeordnet. Ein zweites Reibelement 17 befindet sich zwischen jeder der Seitenplatten 5 und 6 und der jeweils benachbarten Zwischenplatte 16. Diese Reibungselemente 15 und 17 sind als Reibungsscheiben, Wellenfedern oder dergleichen ausgebildet.

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Wie Fig.2 erkennen läßt, sind radial mittlere Bereiche der beiden Zwischenplatten 16 mit Hilfe von Stegbolzen 18 fest miteinander verbunden. Diese Stegbolzen 18 drücken die Zwischenplatten 16 derart gegen die zweiten Reibelemente 17, daß jedes dieser zweiten Reibelemente 17 mit großer Reibkraft beaufschlagt ist bzw. einen großen Reibwiderstand aufweist. Aufgrund dieser Andrückkraft der Stegbolzen 18 sind die Kräfte, die auf jedes der ersten Reibelemente 15 wirken, entsprechend reduziert, so daß die Reibkraft, die auf jedes Reibelement 15 wirkt, klein gehalten ist bzw. das Reibelement 15 einen entsprechend geringen Reibungswiderstand aufweist. Zu diesem Zwecke können zusätzlich die Oberflächen der ersten Reibelemente 15 glatter und diejenigen der zweiten Reibalemente 17 rauher gestaltet sein, was den unterschied der beabsichtigten Reibungskräfte zugute kommt.

Wie aus Fig.1 ersichtlich, weist eine Torsionsfeder 20, die als zusammendrückbare Schraubenfeder ausgebildet ist, einen großen Durchmesser und eine große Federdrahtstärke auf, während eine weiter Torsionsfeder 21, die ebenfalls als zusammendrückbare Schraubenfeder ausgebildet ist, einen kleinen Durchmesser und eine geringe Federdrahtstärke aufweist. Die Torsionsfedern 20 und 21 erstrecken sich hinsichtlich ihrer Arbeitsrichtung im wesentlichen in Umfangsrichtung der Scheibe (mit bezug auf die Darstellung in Fig.1 senkrecht zur Bildebene), und sind in öffnungen 24, 25 und 23 bzw. 27, 28 und 26 eingelagert, derart, daß sie parallel zur Scheibenachse gesehen die Scheiben durchgreifen und miteinander verbinden. Zu diesem Zweck sind die in der Radialscheibe 3 angeordnete öffnung 23 mit den Öffnungen 24 und 25 in den Seitenplatten 5 und 6 fluchtend ausgerichtet und nehmen die Federn 20 auf, während andererseits die in dem Radialflansch 3 vorgesehene öffnung 26 mit den in den Seitenplatten 5 und 6 vorgesehenen öffnungen 27

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und 28 parallel zur Scheibenachse fluchtend angeordnet sind und die kleineren Schraubenfedern 22 aufnehmen (hinsichtlich der in Fig.1 dargestellten Federn entspricht die fluchtende Ausrichtung der transversalen Richtung in der Scheibenebene). Die Zwischenplatten 16 sind mit Durchbrüchen versehen, durch welche die Federn jeweils durchgreifen.

Aus Fig.3 geht hervor, daß drei große Federn 20, zwei kleine Federn 21 und eine Feder 22 in die Scheibe eingelegt sind, wobei die Feder 22 einen dünneren Drahtdurchmesser als die Federn 21 aufweisen. Je eine große Feder 20 und eine der kleinen Federn 20 und 22 sind in Umfangsrichtung aufeinanderfolgend angeordnet und über den Umfang gleichmäßig verteilt, so daß sich zwischen den einzelnen Federn ein konstanter Abstand bildet. Jeweils außerhalb der schmalen Federn 21 und 22 sind drei Anschlagbolzen 12 angeordnet, die durch in dem Radialflansch 3 ausgebildete Aussparungen 30 hindurchragen. Dabei geht jede Aussparung 30 in die sich radial nach innen anschließende öffnung 26 für eine Feder 21 oder in die Öffnung 31 für die Feder 22 über. Die Aussparungen 30 sind durch einen äußeren Randbereich 32 des Radialflansches 3 berandet. Jede Zwischenplatte 16 ist mit flachen Einbuchtungen 40 versehen, innerhalb deren die Anschlagbolzen 12 bewegt werden, ohne an den Zwischenscheiben anzugreifen. Die Stegbolzen 18 sind jeweils an die beiden Endbereiche der großen Federn 20 anschließend angeordnet, die Scheibe weist demnach sechs Stegbolzen 18 auf. Jeder der Stegbolzen 18 durchgreift eine Ausnehmung 33, die in dem Radialflansch 3 vorgesehen sind. Wie Fig.4

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erkennen läßt, sind diese Ausnehmungen 33 im Mittelbereich der Seitenkanten 35 und 35' (Fig.3) der öffnungen 23 ausgebildet. Es werden demnach zwischen jeder Ausnehmung 33 und den inneren und äußeren Seitenkanten 36 und 37 einer jeder zugeordneten öffnung 23 Flanschbereiche 38 und 39 geschaffen, die jeweils radiale Längen 1 und 1' aufweisen. Die inneren und äußeren Ränder 36 und 37 einer jeden öffnung 23 sind nicht mit Ausnehmungen versehen. Die Enden der Federn 20 sind so bemessen, daß sie auf den nicht von der Ausnehmung erfaßten Bereichen 38 und 39 abgstützt sind, wenn eine später noch zu erläuternde Verdrehbetätigung auftritt.

Wie sich aus Fig.5 ergibt, sind zwischen jedem Anschlagbolzen 12 und den angrenzenden beiden Seitenrändern 41 und 41' einer jeden Aussparung 30 des Radialflansches 3 in ümfangsrichtung verlaufende Abstände L1 und L'1 vorhanden. Diese Abstände L1 und L¹I sowie weitere Abstände, die nachfolgend ncch beschrieben werden, stellen sich ein, wenn die Platten 5, 6 und 16 keine Verdrehstellung gegenüber dem Radialflansch 3 einnehmen, wie dies dargestellt ist, der Verdrehwinkel D (Fig.6) also null Grad beträgt. Der Abstand L1 entspricht einem maximalen Verdrehwinkel, d.h. 16° in Fig.6 in positiver Torsionsrichtung. Der Abstand L¹I entspricht dem maximalen Verdrehwinkel 8°, in negativer Torsionsrichtung. Die Abstände L2 und L'2 sind zwischen jedem Stegbozen 18 und den angrenzenden Seitenrändern 42 und 42' der Ausnehmungen 33 in dem Radialflansch 3 eingehalten. Die Abstände L2 und L¹2 entsprechen dem positiven Verdrehwinkel 12° bzw. dem negativen Verdrehwinkel 4°, bei welchen Winkeln das zweite Hysteres-Drehmoment H aufzutreten beginnt. Bei einem Verdrehwinkel D gleich null Grad sind beide Ende der Federn 20 und 21 an den Seitenrändern 43 und 43' bzw. 44 und 44'

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der öffnungen in den Seitenplatten 5 und 6 abgestützt. Zwischen den Enden der Federn 20 und den Seitenrändern 35 und 35' der öffnungen 23 in dem Radialfansch 3 treten dabei Abstände L3 und L¹3 auf. Diese Abstände L3 und L¹3 entsprechen einem positiven bzw. einem negativen dritten Verdrehwinkel 13° und 5°. Zwischen den Enden der Federn 21 und den Seitenrändern 45 und 45' der öffnungen 26 in dem Radialflansch 3 treten Abstände L4 und L¹4 auf, die einem zweiten positiven Torsionswinkel von 11° und einem zweiten negativen Torsionswinkel von 3° entsprechen. Wie weiterhin Fig.3 erkennen läßt, werden beide Enden der Feder 22 durch die Seitenränder der öffnungen 31, 46 und 47 in dem radialen Flansch 3 und den beiden Seitenplatten 5 und 6 getragen. Die Seitenränder der öffnungen in den Zwischenplatten 16 sind in Anlage mit den Enden der Federn 21 und 22 dagegen entfernt von den Enden der Federn 20, und zwar um Abstände, die einem Verdrehwinkel von 1 (13 -12,5 -4) oder mehr entsprechen. Dieser Wert von einem Grad ist die Torsionswinkeldifferenz zwischen dem Beginn der dritten Torsionsphase durch die Federn 20 und dem Beginn des zweiten Hysterese-Drehmomentes H.

Die Betriebsweise gestaltet sich wie folgt:

Wird in der Betriebsstellung, wie sie sich ais den Fig.1 bis 5 ergibt und die einem Torsionswinkel D von null Grad entspricht, die Kupplung betätigt, werden also die Reibbeläge 10 durch eine nicht dargestellte Druckplatte an das nicht dargestellte Schwungrad einer Antriebsmaschine gedrückt, so wird ein Drehmoment auf die Seitenplatten 5 und 6 aufgebracht, wodurch die Dämpfungsseheibe in Richtung des Pfeiles R in Fig.3 rotiert. Solange das Drehmoment einen niedrigen Wert aufweist, sind die Seitenplat-

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ten J und 6 über die zweiten Reibelemente 17 ohne Reibschlupf an die Zwischenplatten 16 angeschlossen, während an den Oberflächen der ersten Reibelemente 15 ein Reibschlupf auftritt, so daß sich eine Verdrehung der Seitenplatten 5 und 6 gegenüber dem Radialflansch 3 in der Rotationsrichtung R (Fig.3) ergibt. Bei dieser Verdrehbewegung wird die schwache Feder 22 durch die in Fig.4 erkennbare linke Seite der öffnung 31 in dem Radialflansch 3 einerseits und durch die rechten Kanten der aus Fig.3 ersichtlichen Öffnungen 46 und 47 in den Seitenplatten 5 und 6 andererseits zusammengedrückt. Auf diese Weise wird das Drehmoment von den Seitenplatten 5 und 6 auf die Ausgangswelle über die Feder 22, den Radialflansch 3 und die Nabe 1 übertragen. Obwohl die Federn 20 und 21 zusammen mit den Seitenplatten 5 und 6 die Bewegung ausführen, greifen sie nicht an den Seitenrändern der Öffnungen 23 und 26 in dem Radialflansch 3 an, weshalb dieses Drehmoment nicht über die Federn 20 und 21 übertragen wird. Da also lediglich die schwache Feder 22 während dieser Betriebsstufe als Drehmoment-Übertragungs-Feder wirksam ist, ist das Anwachsen des Drehmoments T in Abhängigkeit von dem durchlaufenden Torsionswinkel D der Platten 5 und 6 sehr klein, wie dies der Abschnitt a - b der Drehmoment-Drehwinkel-Kennlinie X in Fig.6 erkennen läßt. Weiterhin wird durch den Reibschlupf der Reibelemente 15 ein kleines erstes Hysterese-Drehmoment h erzeugt, wie dies ebenfalls Fig.6 entnehmbar ist. Diese Betriebsstufe reicht bis zu einem Verdrehwinkel D von 11°.

Übersteigt der Verdrehwinkel D 11°, so haben sich die Federn 21 über die Abstände L4 (Fig.5) hinwegbewegt und greifen an den Seitenrändern 45 der öffnungen 26 in dem Radialflansch 3 an und beginnen sich zusammenzupressen.

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Durch dieses Zusammendrücken wird ein Teil des Drehmomentes von den Seitenplatten 5 und 6 zu dem Radialflansch 3 über die Federn 21 übertragen. Da nunmehr das Drehmoment über drei Federn 21 und 22 übertragen wird, tritt in dieser Betriebsphase ein Ansteigen der Neigung der Kennlinie X auf, wie dies aus dem Abschnitt b - d der Kennlinie aus Fig.6 ersichtlich ist. Erreicht der Verdrehwinkel D 12°. so haben die Stegbolzen 18 die Abstände L2 (Fig.5) durchgriffen und gelangen an den Seitenrändern der Ausnehmungen 33 in dem Flansch 3 an. Nach diesem Angriff (D - 12°) sind die Zwischenplatten 16 mit dem Radialflansch 3 in Verdrehrichtung fest in Anlage, weshalb nunmehr die Seitenplatten 5 und 6 gegenüber den Zwischenplatten 16 und dem Radialflansch 3 verdreht werden. Dies geschieht unter Reibungsschlupf an den Oberflächen der zweiten Reibelemente 17, die eine hohe Reibkraft auffordern, wodurch ein großes sekundäres Hysterese-Drehmoment H im Bereich oberhalb des Torisonswinkels von 12° erzeugt wird. Wenn der Torsionswinkel 13° erreicht hat, haben die Federn 20 die Abstände L3 (Fig.5) durchgriffen und gelangen an den Seitenrändern 35 der Öffnungen 23 in dem Radialflansch 3 zur Anlage, so daß nunmehr das Zusammendrücken der starken bzw. harten Federn 20 beginnt. Auf diese Weise wird nunmehr das Drehmoment von den Seitenplatten 5 und 5 zu dem Radialflansch 3 über die Federn 20 übertragen. Da nunmehr alle Federn 20, 21 und 22 in dieser Betriebsphase zusammengepreßt werden und damit an der Übertragung des Drehmoments mitwirken, wächst die Neigung der Kennlinie X im Bereich d - e in Fig.6 entsprechend an.

Sobald der Torsionswinkel D 16° beträgt, liegt jeder Anschlagbolzen 12 an den Seitenrändern 41 der zugeordneten Aussparungen 30 an, wodurch jede weitere Verdrehung zwischen den Platten verhindert ist.

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Wenn:, das Drehmoment T von seinem Maximalwert auf 0 kgm abfällt, so verringert sich der Torsionswinkel D auf null Grad. Während dieser Verringerungsphase ändert sich die Neigung der Kennlinie X zweimal bei 13° und bei 11°, während sich das Hysterese-Drehmoment einmal bei 12° ändert. Wächst das Drehmoment in negativer Richtung von 0 kgm aus gesehen an, so arbeitet jedes Element in ähnlicher Weise wie vorstehend beschrieben; der Verdrehwinkel wächst bis auf 8° im negativen Bereich an. Während dieser Betriebsphase ändert sich die Neigung der Kennlinie X zweimal bei 3° und bei 5 , während sich das Hysterese-Drehmoment einmal bei 4° ändert.

Mit dieser erfindungsgemäßen Ausrüstung der Dämpfungsscheibe, wie sie vorstehend näher beschrieben ist, und bei der sich das Hysterese-Drehmoment ändert, lassen sich Geräusche während des Leerlaufes und der Hochbelastungs-Betriebsphase der Maschine wirksam vermeiden.

Die erfindungsgemäß ausgebildete Dämpfungsscheibe hat den besonderen Vorteil, daß der maximale Torsionswinkel groß gewählt werden kann und daß die Zwischenplatten 16 dauerhaft, betrieben werden können.

Fig.7 zeigt einen älteren, nicht erfindungsgemäßen ausgebildeten Radialflansch 50, der eine Aussparung 55 aufweist, durch welche ein Anschlagbolzen 53 hindurchragt. Die Aussparung 55 ist im äußeren Bereich der Platte und zwischen zwei Federn 51 vorgesehen. Im Innenrandbereich der Aussparung 55 ist eine weitere Ausnehmung 57 ausgebildet, durch welche ein Stegbolzen 56 hindurchragt. Die Aussparung 55 und die Ausnehmung 57 erstrecken sich in radialer Richtung vom äußeren Rand des Radialflansches 50 bis zu einem

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Bereich nahe des inneren Randes dieses Flansches 50.

Bei der Ausbildung des Flansches gemäß Fig.7 ist es wesentlich, einen Federsitzteil 58 von erheblicher Länge 1-j ι zwischen der Feder 51 und der Ausnehmung 57 vorzusehen, damit der Radialflansch 5o die Federn 51 dauerhaft tragen kann und nicht von den elastischen Kräften der Federn 51 verformt wird. Aus diesem Grunde ist zwischen zwei benachbarten Federn 51 insgesamt ein großer Abstand 13 erforderlich, der sich aus der Summe der Längen 211 der beiden Federsitze 58 und der Länge l2 der der Ausnehmung 57 in ümfangsrichtung zusammensetzt (I3 = 21·] + I2) . Dies hat zur Folge das die Länge I4 der Feder 51 und einer Aufnahmeöffnung nur kurz gewählt werden kann, was den Nachteil mit sich bringt, daß der maximale Verdrehwinkel entsprechend klein wird und eine Drehmomentvibration nicht wirksam absorbiert werden kann. Da der Abstand I₃ zwischen zwei aufeinanderfolgenden Federn 51 für die Ausbildung der Ausnehmung 57 so lang gewählt werden muß, können lediglich einige, beispielsweise drei, Ausnehmungen 57 und damit Stegbolzen 56 in der Scheibe vorgesehen werden. Aufgrund dieser beschränkten Anzahl von Stegbolzen 56, beispielsweise drei, beschränkt sich der Eingriff zwischen den Zwischenplatten und dem Radialflansch 50 auf nur drei Bereiche, die mit einem entsprechend großen Teildruck beaufschlagt werden. Die Zwischenplatten können daher verformt werden, die erstrebte Hysterese-Drehmoment-Charakteristik wird gegebenenfalls nicht erreicht. Im Gegensatz dazu wird bei der erfindungsgemäß ausgebildeten Scheibe - wie Fig.4 erkennen läßt - die Ausnehmung 33 zwischen inneren und äußeren Federsitzbereichen 38 und 39 ausgeformt, weshalb der Abstand I5 zwischen den Federsitzen zweier öffnungen 23 und 31 (bzw. 26) wie die Länge der Federsitzbereiche

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39 kurz ist. Mit anderen Worten ist zwischen der Ausnehmung 33 und der öffnung 31 ein Bereich 60 für die radiale Verbindung zwischen den beiden Federsitzbereichen 38 und 39 vorgesehen, der nicht die Federn abstützen muß. Aus diesem Grunde kann die Länge l_ß in Urafangsrichtung des Bereiches 60 kurz gehalten werden, so daß insgesamt die Länge I₅ zwischen zwei öffnungen 23 und 31 (26) kurz ist. Im Umkehrschluß können die Öffnungen 23, 31 und 26 und damit die Federn 30, 22 und 21 entsprechend lang ausgebildet werden, wodurch sich das Maximum des Torsionswinkels entsprechend vergrößert festsetzen läßt, so daß die Absorbierung von Drehmomentvibrationen wirksamer Platz greifen kann. Da weiterhin die Stegbolzen 18 und die Ausnehmungen 33 nicht dazu führen, daß der Abstand I5 zwischen den öffnungen größer gewählt werden muß, können entsprechend viele, beispielsweise sechs, Stegbolzen 18 in der Scheibe vorgesehen sein, wie dies Fig.3 zeigt. Auf diese Weise ist der von dem Radialflansch 3 über die Stegbolzen 18 ausgeübte Druck auf entsprechend viele Bereiche der Zwischenplatten 16 verteilt. Dadurch werden die Zwischenplatten 16 vor Verformungen bewahrt und die angestrebte Drehmoment-Hysterese-Charakteristik erreicht.

Wie Fig.4 erkennnen läßt, ist die Festigkeit der Feder·" Sitzbereiche 38 und 39 durch die Aussparungen 30 nicht beeinträchtigt, da jede Aussparung 30 für den Durchgriff eines Anschlagbolzens 12 außenrandseitig der öffnung 31 bzw. 26 vorgesehen ist. Auch dadurch wird vorteilhafter Weise erreicht, daß der Abstand I₅ kurz und der maximale Torsionswinkel groß gewählt werden kann. Darüberhinaus sind verhältnismäßig viele Stegbolzen 18 einsetzbar.

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In anderer Ausgestaltung der Erfindung können zwei Paare von Stegbolzen 18 jeweils in den beiden Seitenbereichen von zwei öffnungen in dem Radialflansch 3 vorgesehen werden, die diametral in der Scheibe vorgesehen sind. Auch könnte jeder Stegbolzen 18 jeweils nur neben einem der Seitenränder einer jeden entsprechenden öffnung angeordnet sein. Es können auch solche Federanordnungen getroffen werden, die dazu führen, daß sich die Neigung der Kennlinie X nur einmal ändert. Schließlich können die aus Fig.3 ersichtlichen Außenrandbereiche 32, die die Aussparungen 30 radial nach außen begrenzen, weggelassen werden. Anstelle der in ümfangsrichtung verteilt angeordneten Federn 20, 21 oder 22 können Paare von koaxial zueinander angeordneten Federn mit einerseits großem und andererseits kleinem Durchmesser vorgesehen sein.

Die Erfindung wurde vorstehend anhand eines bevorzugten Ausführungsbeispiels zwar in gewisser Weise bis in Einzelheiten gehend beschrieben, doch ist diese Offenbarung der bevorzugten Ausführungsform selbstverständlich dahingehend zu verstehen, daß gewisse Änderungen in konstruktiven Details, in der Kombination und Anordnung von Teilen getroffen werden kann, ohne den Erfindungsgedanken zu verlassen.

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Zus ammenfas sung

Beschrieben wird eine Dämpfungsscheibe, die im Zusammenhang mit einer Scheibenkupplung verwendbar ist und einen radialen Nabenflansch, ein Paar ringförmiger Seitenplatten und ein Paar ringförmiger Zwischenplatten aufweist, welch letztere zwischen den Seitenplatten und dem Radialflansch angeordnet sind und mit Hilfe von Stegbolzen zusammengehalten werden, die jeweils in im Mittelbereich der Seitenränder von öffnungen in dem Radialflansch eingesetzt sind, die der Aufnahme von Federn dienen. Die Beabstandung des jeweiligen Stegbolzens von dem Seitenrand der zugeordneten .Ausnehmung definiert einen Torsionswinkel für ein erstes Hysterese-Drehmoment. Die beiden Seitenplatten werden in radial äußeren Bereichen durch Anschlagbolzen verbunden, die jeweils zugeordnete Aussparungen durchgreifen, welche im radial äußeren Randbereich des Flansches vorgesehen sind, wobei der Abstand zwischen jedem Anschlagbolzen und den Seitenkanten der zugehörigen Aussparung den maximal möglichen Drehwinkel definieren. Aufgrund der besonderen räumlichen Anordnungen der Aussparungen bzw. Ausnehmungen und der sie durchgreifenden Bolzen läßt sich ein großer maximaler Torsionswinkel und ein dauerhafter Betrieb der Zwischenplatten erreichen.

Claims (5)

Ansprüche

1. Dämpfungsscheibe für Drehmomentübertragung zwischen einer treibenden und einer getriebenen Welle, insbesondere in Verindung mit einer Kupplung, gekennzeichnet durch eine Scheibenplatte (3), durch ein Paar mittels Stegbolzen (18) untereinander verbundener Zwischenplatten (16), die koaxial zu der Scheibenplatte (3) diese zwischen sich aufnehmend angeordnet sind und über eine Reibungszone (15) geringeren Reibwiderstandes an der Scheibenplatte (3) angreifen, durch ein Paar mittels Anschlagbolzen (12) untereinander verbundener Seitenplatten (5,6), die koaxial zu den übrigen Platten (3,16) diese zwischen sich aufnehmend angeordnet sind und über eine Reibungszone (17) höhreren Reibungswiderstandes an den Zwischenplatten (16) angreifen, durch in der Scheibenplatte (3) und den Seitenplatten (5,6) vorgesehene Öffnungen (23,24,25;26,27,28), die in Richtung·! parallel zur Plattenachse gesehen fluchten und in welche die jeweils parallelen Öffnungen durchgreifende und damit die Scheibenplatte mit den Seitenplatten verbindende Federn (20,21,22) eingesetzt sind, die sich an in Umfangsrichtung der Platten gerichteten Öffnungsrandbereichen (38,39) abstützen, wobei zwischen den Öffnungsrandbereichen (38,39) der Öffnungen (23) der Scheibenplatte (3) sich in Umfangsrichtung erstreckende Ausnehmungen (33) ausgebildet sind, deren jede einen der Stegbolzen (18)

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aufnimmt, der von dem in Umfangsrichtung weisenden Rand (42,42·) der zugehörigen Ausnehmung einen Abstand (L2, L¹2) aufweist, der einem Torsionswinkel für ein erstes Hysteresedrehmoment entspricht, und wobei im Randbereich der Scheibenplatte (3) Ausssparungen (30) vorgesehen sind, deren jede einen der Anschlagbolzen (12) aufnimmt, der von den in Umfangsrichtung weisenden Rändern (41,41') der jeweils zugeordneten Ausnehmung Abstände (L1,L'1) aufweist, die dem größten Torsionswinkel entsprechen.

2. Dämpfungsscheibe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Scheibenplatte als Radialflansch (3) einer Nabe (1) ausgebildet ist, die auf die getriebene Welle aufgekeilt ist.

3. Dämpfungsscheibe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß einige der Federn (20, 21) bei unverdrehten Seitenplatten (5,6) von den Seitenkanten (42,42",-45,45') der Öffnungen (23,26) in dem Flansch (3) beabstandet sind, und zwar um Abstände (L3,L'3;L4,L^I4), die einem Torsionswinkel entsprechen, der kleiner ist als der maximale Torsionswinkel.

4. Dämpfungsscheibe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß sechs Federn '20,21,22) vorgesehen und sechs Stegbolzen (18) an beiden Enden von drei Federn (20) angeordnet sind.

5. Dämpfungsscheibe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Aussparungen (30) als radiale Fortsetzung von Öffnungen (26,31) für die Aufnahme von Federn (21,22) in der Scheibenplatte (3) ausgebildet sind.