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Die
vorliegende Erfindung betrifft eine Antriebsscheibe zum Antreiben
eines Nebenaggregats durch eine Antriebswelle eines Antriebsaggregats, wobei
die Antriebsschreibe eine Dämpferanordnung umfasst mit
einem mit der Antriebswelle zu koppelnden Dämpfereingangsbereich
und einem um eine Drehachse der Antriebsscheibe relativ zu dem Dämpfereingangsbereich
verdrehbaren Dämpferausgangsbereich, wobei zwischen dem
Dämpfereingangsbereich und dem Dämpferausgangsbereich eine
mit diesen gekoppelte Dämpferelementenanordnung vorgesehen
ist.
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Eine
derartige Antriebsscheibe ist beispielsweise aus der
DE 44 20 178 A1 bekannt.
Diese Antriebsscheibe dient beispielsweise dazu, in einem Kraftfahrzeug
vermittels eines Riemen- oder Kettenantriebs Nebenaggregate anzutreiben
unter Ausnutzung der Rotation einer Kurbelwelle einer Brennkraftmaschine.
Diese bekannte Antriebsscheibe umfasst ein Eingangsteil sowie ein
relativ zu diesem verdrehbares Ausgangsteil, die über eine
Dämpfungseinrichtung mit in Umfangsrichtung komprimierbaren
Dämpferfedern drehgekoppelt und über eine Lagerung
relativ zueinander verdrehbar gelagert sind, um beim Antrieb der
Nebenaggregate im Kraftübertragungsweg von der Antriebsriemenscheibe
zum jeweiligen Nebenaggregat auftretende Resonanzen oder Schwingungen
zu dämpfen. Das Ausgangsteil ist in seinem radial äußeren
Bereich mit einem sich axial erstreckenden, näherungsweise
zylindrischen Ansatz eines Antriebsrings verbunden, der mit einem Antriebsriemen
in Wechselwirkung tritt und diesen vorantreibt.
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Übliche
Nebenaggregate, welche in einem Kraftfahrzeug vorgesehen sind, sind
beispielsweise eine Wasserpumpe, eine Lichtmaschine, ein Lüfter, eine
Servopumpe oder ein Klimakompressor, wobei die Antriebsscheibe über
den gesamten während des Betriebs der Brennkraftmaschine
auftretenden Dreh zahlbereich einen optimalen Betrieb der Nebenaggregate
sicherstellen soll. Die meisten dieser Nebenaggregate, wie z. B.
die Wasserpumpe arbeiten dabei kontinuierlich, wohingegen andere
Nebenaggregate, wie z. B. der Klimakompressor einer in dem Fahrzeug
vorgesehenen Klimaanlage, zwar diskontinuierlich arbeiten, aber
eine derart geringe Leistung aufweisen, dass beim Einschalten keine
starken Stoßmomente auftreten. Denkt man jedoch daran, stärkere,
diskontinuierlich arbeitende Nebenaggregate in ein Fahrzeug einzubauen,
wie z. B. einen Drehstromgenerator zum Antrieb einer separaten Kühlanlage
(z. B. vom Typ FRIGOBLOCK), welche sowohl eine hohe Leistung hat
als auch in Abhängigkeit vom Kühlbedarf diskontinuierlich
arbeitet, kann es beim Einschalten des Nebenaggregats zu extremen
Stoßmomenten kommen, welche die Bauteile der Antriebsscheibe
und des gesamten Kraftübertragungswegs von der Antriebsscheibe
zum Nebenaggregat stark belasten.
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Demgegenüber
ist es Aufgabe der Erfindung, eine Antriebsscheibe zum Antreiben
eines Nebenaggregats durch eine Antriebswelle eines Antriebsaggregats
bereitzustellen, welche bei einfachem Aufbau die beim Einschalten
eines leistungsstarken Nebenaggregats auftretenden extremen Stoßmomente
zuverlässig abfangen kann.
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Erfindungsgemäß wird
diese Aufgabe gelöst durch eine Antriebsscheibe zum Antreiben
eines Nebenaggregats durch eine Antriebswelle eines Antriebsaggregats,
wobei die Antriebsscheibe eine Dämpferanordnung umfasst
mit einem mit der Antriebswelle zu koppelnden Dämpfereingangsbereich und
einem um eine Drehachse der Antriebsscheibe relativ zu dem Dämpfereingangsbereich
verdrehbaren Dämpferausgangsbereich, wobei zwischen dem Dämpfereingangsbereich
und dem Dämpferausgangsbereich eine mit diesen gekoppelte
Dämpferelementenanordnung vorgesehen ist, wobei die Antriebsscheibe
ein mit dem Dämpfereingangsbereich drehfest zu verbindendes
Kopplungselement und eine Rutschkupplung umfasst, welche einen mit
der Antriebswelle zu koppelnden Kupplungseingangsbereich und einen um
die Drehachse relativ zu dem Kupplungseingangsbereich verdrehbaren
Kupplungsausgangsbereich umfasst, welcher das Kopplungselement umfasst.
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Die
erfindungsgemäße Antriebsscheibe zum Antreiben
eines Nebenaggregats zeichnet sich also dadurch aus, dass einer
Antriebsscheibe, welche eine Dämpferanordnung umfasst,
um beim kontinuierlichen Antrieb von Nebenaggregaten auftretende Schwingungen
und Resonanzen zu dämpfen, zusätzlich eine Rutschkupplung
vorgeschaltet ist, welche die beim Einschalten eines beispielsweise
diskontinuierlich arbeitenden Nebenaggregats mit hoher Leistung
auftretenden extremen Stoßmomente abfängt, welche
andernfalls die Bauteile der Antriebsscheibe stark belasten und
ggf. auch beschädigen würden. Darüber
hinaus erlaubt es die Anordnung der Rutschkupplung, den Aufbau einer
zu verwendenden Antriebsscheibe im Wesentlichen unverändert
beizubehalten, und ermöglicht eine Ankopplung der Rutschkupplung
an die Antriebsscheibe, indem lediglich der Nabenring der Antriebsscheibe
durch ein Kopplungselement der Rutschkupplung ersetzt wird. Es ist
somit mit wenigen Handgriffen möglich, übliche
Antriebsscheiben so umzurüsten, dass sie auch ohne eine
Verstärkung der Bauteile extreme Stoßmomente ohne
Schäden aushalten können.
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Hierbei
kann weiterhin vorgesehen sein, dass der Kupplungseingangsbereich
wenigstens eine Kupplungsscheibe umfasst, wobei jedoch die tatsächliche
Anzahl der verwendeten Kupplungsscheiben von der aufzunehmenden
Last und der effektiven Scheibenfläche einer Kupplungsscheibe,
d. h. der Drehmoment-übertragenden Scheibenfläche abhängt
und ggf. auch mehrere parallel geschaltete Kupplungsscheiben vorgesehen
sein können. Dabei kann weiterhin vorgesehen sein, dass
die wenigstens eine Kupplungsscheibe in ihrem radial äußeren
Bereich einen Befestigungsbereich zur Festlegung derselben bezüglich
der Antriebswelle aufweist, was sich vor allem dann anbietet, wenn
beispielsweise der Nabenring einer üblichen Antriebsscheibe
durch eine Rutschkupplung ersetzt werden soll, welcher Nabenring in
seinem radial äußeren Bereich mit Mitteln zur
Ankopplung an einer Antriebswelle eines Antriebsaggregats versehen
ist. Es soll jedoch nicht ausgeschlossen sein, dass auch Rutschkupplungen denkbar
sind, welche in ihrem radial inneren Bereich einen Befestigungsbereich
zur Festlegung derselben bezüglich der Antriebswelle aufweisen.
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Um
eine exakte Führung der Kupplungsscheibe bezüglich
der Rutschkupplung oder der Antriebsscheibe sicherzustellen, kann
weiterhin vorgesehen sein, dass die Kupplungsscheibe bezüglich des
Kupplungsausgangsbereichs durch einen von der Kupplungsscheibe umgebenen
Zentrieransatz des Kupplungsausgangsbereichs zentriert ist.
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Um
eine optimale Kraftübertragung zu ermöglichen,
kann weiterhin vorgesehen sein, dass die wenigstens eine Kupplungsscheibe
zwischen einer Druckplatte und einer Gegendruckplatte des Kupplungsausgangsbereichs
geklemmt ist. Hierbei kann beispielsweise vorgesehen sein, dass
das Kopplungselement die Gegendruckplatte bildet oder dass die Gegendruckplatte
von einem separaten Element gebildet ist. Weiterhin kann vorgesehen
sein, dass die wenigstens eine Druckplatte bezüglich der
Gegendruckplatte axial verschiebbar ist. Die Führung der
Druckplatte kann dabei beispielsweise mittels einer Keilnutverbindung
erfolgen, wenn die Druckplatte auf einem Zentrieransatz der Gegendruckplatte
geführt ist, oder auch über an der Gegendruckplatte
angebrachten Bolzenelementen, welche die Druckplatte axial verschiebbar
führen und beispielsweise in der Druckplatte vorgesehene
Durchgangsöffnungen durchsetzen.
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Um
eine zuverlässige Kraftübertragung zwischen der
Kupplungsscheibe der Druckplatte und der Gegendruckplatte sicherzustellen,
kann weiterhin vorgesehen sein, dass die Kupplungsscheibe unter Zwischenlagerung
wenigstens eines Reibbelags zwischen der Druckplatte und der Gegendruckplatte
geklemmt ist. Dieser Reibbelag kann dabei an der Kupplungsscheibe
oder der Druckplatte und der Gegendruckplatte angebracht sein oder
aber lediglich zwischen die Kupplungsscheibe und die Druckplatte bzw.
die Gegendruckplatte eingelegt sein, insbesondere wenn die Kupplungsscheibe
auf einem Zentrieransatz des Kupplungsausgangsbereichs geführt
ist.
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Um
einen zuverlässigen Kraftschluss zwischen der Kupplungsscheibe
und der Druckplatte bzw. der Gegendruckplatte sicherzustellen, kann weiterhin
vorgesehen sein, dass eine Presskrafterzeugungseinrichtung vorgesehen
ist, welche die Druckplatte und die Gegendruckplatte aufeinander zu
presst. Diese Presskrafterzeugungseinrichtung kann pneumatisch,
hydraulisch oder elektrischer Art sein. Bevorzugt ist jedoch vorgesehen,
dass die Presskrafterzeugungseinrichtung wenigstens eine bezüglich
der Druckplatte und der Gegendruckplatte abgestützte, unter
Vorspannung eingebaute Feder umfasst. Die wenigstens eine Feder
kann einen Tellerfeder sein, wobei jedoch auch andere Arten von Federn,
z. B. Spiral- oder Schraubenfedern denkbar sind, welche beispielsweise
an verschiedenen in Umfangsrichtung der Druckplatte mit Abstand
voneinander angeordneten Positionen angeordnet sind und beispielsweise
auch in Reihe hintereinander geschaltet sind, um die Druckplatte
und die Gegendruckplatte aufeinander zu und in Anlage an die wenigstens eine
Kupplungsscheibe zu pressen.
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Um
Fertigungstoleranzen der Federeinbaulage bzw. dem Verschleiß der
Rutschkupplung Rechnung zu tragen, kann weiterhin vorgesehen sein, dass
die wenigstens eine Tellerfeder derart unter Vorspannung eingebaut
ist, dass ihr Arbeitsbereich einen nahezu konstanten Bereich der
Federkennlinie umfasst, wodurch Fertigungstoleranzen bzw. Verschleiß zu
keiner Änderung der Anpresskraft der Tellerfeder führt.
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Weiterhin
kann vorgesehen sein, dass der Kupplungsausgangsbereich wenigstens
einen Widerlagerbolzen trägt, welcher die Druckplatte axial überbrückt
und ein Widerlager für die an der Druckplatte abgestützte
wenigstens eine Feder bildet. Dieser wenigstens eine Wiederlagerbolzen
kann verstellbar ausgebildet sein, beispielsweise durch die Verwendung
eines Gewinde bolzen, welcher in eine entsprechende Gewindebohrung
in der Gegendruckplatte eingreift. Darüber hinaus kann
der Widerlagerbolzen auch zur Führung der Druckplatte und/oder der
Feder dienen, indem diese mit (in Umfangsrichtung beabstandeten)
Durchgangsöffnungen ausgebildet sind zum Hindurchführen
des/der Gewindebolzen. Ferner kann der/die Widerlagerbolzen in Achsrichtung
verstellbar sein, um die Vorspannung der Federn einstellen zu können.
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Weiterhin
kann vorgesehen sein, dass der Dämpfereingangsbereich zwei
in Abstand zueinander angeordnete Deckscheibenelemente beidseits eines
Zentralscheibenelements des Dämpferausgangsbereichs umfasst,
wobei weiterhin vorgesehen sein kann, dass das Zentralscheibenelement
in seinem radial inneren Endbereich ein bezüglich der Deckscheibenelemente
radial abgestütztes Lagerungselement aufweist und in seinem
radial äußeren Endbereich mit einem Antriebsring
verbunden ist.
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In
diesem Fall übernimmt das Zentralscheibenelement sowohl
radial innen in Wechselwirkung mit dem Lagerungselement die Funktion
der radialen Abstützung, als auch radial außen
die Funktion der Verbindung mit dem Antriebsring und somit der Wechselwirkung
mit einem anzutreibenden Riemen oder einer anzutreibenden Kette
o. dgl. Es ist hierdurch ein sehr kompakter Aufbau möglich.
Gleichzeitig ist dieser Aufbau sehr stabil, so dass die auf derartige
Antriebsscheiben allgemein einwirkenden seitlichen Kräfte,
welche durchaus beim Einschalten der Nebenaggregate auftreten können,
nicht zu elementaren Verformungen führen können.
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Weiterhin
kann beispielsweise vorgesehen sein, dass der Dämpfereingangsbereich
in Zuordnung zu jedem Deckscheibenelement eine Klemmscheibe aufweist,
wobei die Klemmscheiben in axialer Richtung an den Außenseiten
der Deckscheibenelemente angeordnet sind und die Deckscheibenelemente
unter Zwischenlagerung von Distanzelementen aufeinander zu pressen.
Diesbezüglich kann zum Erhalt einer weiter erhöhten
Stabilität vorgesehen sein, dass jede Klemmscheibe eine
zentrale Stützaussparung für das Lagerungselement
aufweist.
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Wenn
das Zentralscheibenelement im Bereich jedes Distanzelements eine
langgestreckte Umfangsaussparung aufweist und mit seinem radial inneren
Endbereich radial innerhalb der Distanzelemente liegt, dann ist
einerseits die erforderliche Verdrehbarkeit des Dämpfereingangsbereichs
bezüglich des Dämpferausgangsbereichs gewährleistet,
andererseits können die Distanzelemente gleichzeitig in Wechselwirkung
mit den langgestreckten Umfangsaussparungen auch die Funktion einer
Drehwinkelbegrenzung und somit eines zusätzlichen Überlastungsschutzes
für die Dämpferanordnung erfüllen.
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Dabei
kann weiterhin vorgesehen sein, dass wenigstens ein Teil der Distanzelemente
mit einer Durchgangsöffnung ausgebildet ist zur Hindurchführung
eines Schraubbolzens, wobei die Schraubbolzen die Klemmscheiben
mit den dazwischen angeordneten Deckscheibenelementen und Distanzelementen
aufeinander zu pressen. Auf diese Art und Weise entstehen auch durch
das Miteingliedern der Schraubbolzen, welche letztlich den axialen
Zusammenhalt der Eingangsseite der Dämpferanordnung gewährleisten,
keine weiteren die erforderliche Verdrehbarkeit innerhalb der Dämpferanordnung
beschränkenden Bereiche.
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Weiterhin
kann vorgesehen sein, dass das Kopplungselement an der Außenseite
einer der Klemmscheiben vorgesehen ist, eine Abdeckscheibe beispielsweise
in der Form eines Nabenrings an der Außenseite der anderen
der Klemmscheiben vorgesehen ist und die Schraubbolzen an dem Kopplungselement
und der Abdeckscheibe angreifen.
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Ferner
kann vorgesehen sein, dass das Zentralscheibenelement mit dem Lagerungselement reibschlüssig
verbunden ist, beispielsweise durch die Verwendung von zwei Lagerungselementhälften, welche
entlang der Drehachse des Zentralscheibenelements von beiden Seiten
an dieses angelegt und über eine Bolzen-Mutter-Verbindung
an das Zentralscheibenelement angepresst sind. Alternativ ist es
jedoch auch möglich, dass das Zentralscheibenelement mit
dem Lagerungselement integral ausgebildet ist oder auch materialschlüssig
oder/und formschlüssig verbunden ist.
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Die
vorliegende Erfindung wird nachfolgend mit Bezug auf die beiliegenden
Zeichnungen detailliert beschrieben. Es zeigt:
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1 eine
Längsschnittansicht einer erfindungsgemäß ausgestalteten
Antriebsscheibe;
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2 eine
vergrößerte Längsschnittdarstellung einer
in 1 gezeigten Rutschkupplung;
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3 eine
graphische Darstellung, welche die Kennlinie einer in der erfindungsgemäß ausgestalteten
Antriebsscheibe vorgesehenen Tellerfeder veranschaulicht; und
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4 eine
graphische Darstellung, welche Kennlinien einer Antriebsscheibe
vom Stand der Technik und der erfindungsgemäßen
Antriebsscheibe darstellt.
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Eine
Ausgestaltungsform einer erfindungsgemäßen Antriebsscheibe 10 wird
nachfolgend unter Bezugnahme auf die 1 und 2 beschrieben. Die
erfindungsgemäße Antriebsscheibe 10 weist
in ihrem radial äußeren Bereich einen Antriebsring 12 auf,
der in Wechselwirkung beispielsweise mit einem strichpunktiert angedeuteten
Antriebsriemen 14 tritt, um bei einer Rotation der Antriebsscheibe 10 um eine
Drehachse A den Antriebsriemen 14 anzutreiben und über
diesen in einem Fahrzeug vorgesehene Nebenaggregate, wie z. B. eine
Lichtmaschine, eine Wasserpumpe, einen Klimaanlagenkompressor oder einen
leistungsstarken Drehstromgenerator von einer Kühlanlage
(beispielsweise vom Typ "FRIGOBLOCK") o. dgl. anzutreiben.
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Die
Antriebsscheibe 10 ist mit einer Dämpferanordnung 16 ausgebildet,
welche beispielsweise dazu dient, in dem Kraftübertragungsweg
von der Antriebsscheibe 10 zu den nicht dargestellten Nebenaggregaten
auftretende Schwingungen und Resonanzen zu dämpfen. Diese
Dämpferanordnung 16 umfasst zwei in axialem Abstand
zueinander angeordnete Deckscheibenelemente 18, 20.
Der erforderliche axiale Abstand der beiden Deckscheibenelemente 18, 20 wird
durch Distanzelemente 22 hergestellt, die an mehreren Umfangspositionen
zwischen den Deckscheibenelementen 18, 20 angeordnet sind.
Dabei können die Distanzelemente 22 mit gestufter
zylindrischer Außenform ausgebildet sein und mit ihren
Endbereichen mit geringerer Außenabmessung in zugehörige Öffnungen
der Deckscheibenelemente 18, 20 eingepasst sein.
Die Deckscheibenelemente 18, 20 liegen dann an
Radialschultern der Distanzelemente 22 an.
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Jeweils
an den axialen Außenseiten, also an den voneinander weggewandt
liegenden Seiten der Deckscheibenelemente 18, 20 sind
diese radial übergriffen von Klemmscheiben 24, 26.
Jede der Klemmscheiben 24, 26 bildet einen Zentriervorsprung 28, 30 für
das zugehörige Deckscheibenelement 18, 20,
so dass im zusammengesetzten Zustand die Deckscheibenelemente 18, 20 radial
bezüglich der Klemmscheiben 24, 26 zentriert
gehalten sind.
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Die
Klemmscheiben 24, 26, die Deckscheibenelemente 18, 20 und
die Distanzelemente 22 bilden die wesentlichen Komponenten
eines Eingangsbereichs 32 der Dämpferanordnung 16.
Dieser Eingangsbereich 32 ist an seiner in 1 linken
Seite von einer Abdeckscheibe 34 und an seiner rechten Seite
von einem Kopplungselement bzw. einer Kopplungsscheibe 36 überdeckt.
Diese liegen an den axialen Außenseiten der Klemmscheiben 24, 26 an
und weisen ebenfalls Zentrierbereiche oder Zentrierschultern 38, 40 auf,
durch welche sie bezüglich der jeweils zugeordneten Klemmscheibe 24, 26 zentriert sind.
Auf diese Art und Weise ist auch die radiale Zentrierung der Deckscheibenelemente 18, 20 bezüglich
der Abdeckscheibe 34 bzw. der Kopplungsscheibe 36 gewährleistet.
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In
Zuordnung zu den Distanzelementen 22 weisen sowohl die
Klemmscheiben 24, 26 als auch die Abdeckscheibe 34 bzw.
die Kopplungsscheibe 36 jeweilige Öffnungen 42, 44, 46, 48 auf.
Durch die Öffnungen 42, 44 und 46 in
den Klemmscheiben 24, 26 und der Abdeckscheibe 34 sind
Schraubbolzen 50 hindurchgeführt, welche in die
in der Kopplungsscheibe 36 vorgesehenen Öffnungen 48,
welche Innengewindeöffnungen sind, eingeschraubt sind,
so dass ein axial fester Verbund der Distanzelemente 22,
der Deckscheibenelemente 18, 20, der Klemmscheiben 24, 26,
der Abdeckscheibe 34 und der Kupplungsscheibe 36 realisiert
ist.
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Die
Abdeckscheibe 34 kann beispielsweise zur Anbringung eines
Ventilator-Flügelrades dienen, um Kühlluft für
einen Fahrzeugkühler heranzufördern, wohingegen
die Kopplungsscheibe 36 Teil einer später beschriebenen
Reibungskupplung 52 ist, welche dazu dient, die beim Einschalten
eines (leistungsstarken) Nebenaggregats auftretenden extremen Stoßmomente
abzufangen, welche sonst die Bauteile der Antriebsscheibe 10 extrem
belasten würden.
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Die
Dämpferanordnung 16 weist als wesentlichen Bestandteil
einer Ausgangsseite 54 derselben ein Zentralscheibenelement 56 auf,
welches im Wesentlichen planar ausgebildet ist und axial näherungsweise
mittig zwischen den beiden Deckscheibenelementen 18, 20 liegt.
In an sich bekannter Weise weisen die Deckscheibenelemente 18, 20 und
das Zentralscheibenelement 56 jeweils nicht näher
dargestellte Federfenster auf, in welchen Dämpferfedern der
Dämpferanordnung 16 positioniert sind. Durch Abstützen
dieser Dämpferfedern 58 in Umfangsrichtung an
den bei den jeweiligen Fensterfedern gebildeten Abstützkanten
sind der Eingangsbereich 32 und der Ausgangsbereich 56 zur
Drehmomentübertragung miteinander gekoppelt, im Bereich
der Kompressibilität der Dämpferfedern 58 und
der Erstre ckung einer im Bereich jedes Distanzelements 22 im Zentralscheibenelement 56 ausgebildeten
und nicht dargestellten langgestreckten, bogenförmigen
Umfangsaussparung jedoch gegeneinander um die Drehachse A verdrehbar.
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Radial
außen ist das Zentralscheibenelement 56 über
einen Schraubenbolzen 60 mit dem Antriebsring 12 gekoppelt,
welcher zu diesem Zwecke einen nach radial innen greifenden ringartigen
oder flanschartigen Befestigungsbereich 62 aufweist, der an
einer axialen Seite des radial äußeren Endbereichs 64 des
Zentralscheibenelements 56 anliegt und dort mit diesem
durch Verschraubung fest verbunden ist. Man erkennt, dass zum Erhalt
einer axial symmetrischen Positionierung des radial äußeren Bereichs 66 des
Antriebsrings 12 bezüglich des Zentralscheibenelements 56 der
Befestigungsbereich 62 bezüglich eines axialen
Mittelbereichs des radial äußeren Bereichs 66 des
Antriebsrings 12 versetzt ist, so dass dieser radial äußere
Bereich 66 des Antriebsrings 12, welcher auch
in Wechselwirkung mit dem Antriebsriemen 14 tritt, bezüglich
der Dämpferanordnung 16 im Wesentlichen axial
zentriert liegt.
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Durch
die voneinander getrennte Ausgestaltung des Zentralscheibenelements 56 und
des Antriebsrings 12 wird es möglich, die Antriebsscheibe 10 leicht
an verschiedene Einsatzzwecke anzupassen, indem beispielsweise für
verschieden ausgestaltete Antriebsriemen oder Antriebsketten erforderliche
Antriebsringe 12 an die Dämpferanordnung 16 bzw.
das Zentralscheibenelement 56 angekoppelt werden.
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In
seinem radial inneren Endbereich 68 ist das Zentralscheibenelement 56 mit
einem zylinderförmig ausgestalteten Lagerungselement 70 fest
verbunden, welches aus symmetrisch ausgebildeten Zylinderhälften 72, 74 besteht,
welche axial beidseits des Zentralscheibenelements 56 angeordnet
und mittels eines Schraubbolzens 76 und einer Mutter 78 an
das Zentralscheibenelement 56 gepresst und mit diesem reibschlüssig
verbunden sind. Das axial bezüglich des Zentralscheibenelements 56 im
Wesentlichen symmetrisch positionierte Lagerungselement 70 durchsetzt
in den Klemmscheiben 24, 26 vorgesehene Stützaussparungen 80, 82.
In ihren über diese Stützaussparungen 80, 82 hinausgreifenden
axialen Endbereichen ist das Lagerungselement 70 mit flanschartigen
radial nach außen vorstehenden Stufen 84, 86 versehen,
welche die Klemmscheiben 24, 26 an ihren axialen
Außenseiten radial übergreifen und somit unabhängig
davon, ob bereits eine axiale Zusammenfassung durch die Schraubenbolzen 50 erfolgt
ist, einen axialen Zusammenhalt der Dämpferanordnung 16 mit
ihren wesentlichen Komponenten, nämlich den beiden Klemmscheiben 24, 26,
den Deckscheibenelementen 18, 20, den Distanzelementen 22 und
dem in der Mitte liegenden Zentralscheibenelement 56 realisieren.
Dies erleichtert die Montage einer erfindungsgemäßen
Antriebsscheibe 10 bzw. deren Eingliederung in ein Antriebssystem.
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Zwischen
den Klemmscheiben 24, 26 und dem Lagerungselement 70 sind
jeweils Lagerhülsen 88, 90 vorgesehen.
Mit einem zwischen der Außenoberfläche des Lagerungselements 70 und
einer jeweiligen Klemmscheibe 24 bzw. 26 liegenden
zylindrischen Abschnitt bilden diese Lagerhülsen 88, 90 Radiallager,
und mit zwischen den axialen Innenseiten der Klemmscheiben 24, 26 an
den beiden axialen Seiten des Zentralscheibenelements 56 liegenden und
im Wesentlichen radial sich erstreckenden Ringabschnitten bilden
die Lagerhülsen 88, 90 Axiallager. Die
Lagerhülsen 88, 90 sind aus Gleitlagermaterial
hergestellt und ermöglichen somit eine definierte Relativdrehung
der Eingangsseite 32 bezüglich der Ausgangsseite 54 der
Dämpferanordnung 16.
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Man
erkennt weiterhin, dass radial außerhalb der sich radial
erstreckenden Bereiche der Lagerhülsen 88, 90 an
den Klemmscheiben 24, 26 in Ringnuten eingesetzte
Abdichtelemente 92, 94 angeordnet sind, die ebenfalls
an den axialen Seiten des Zentralscheibenelements 56 anliegen.
Diese beispielsweise als Filzringe ausgebildeten Abdichtelemente 92, 94 stellen
somit einen dichten Abschluss zwischen der Eingangsseite 32 und
der Ausgangsseite 54 her, so dass von radial außen
beispielsweise in dem Bereich zwischen jeweiligen in Umfangsrichtung
aufeinander folgenden Distanzelementen 22 keine Verunreinigungen
in den Bereich der Lagerhülsen 88, 90,
also der gegenseitigen Lagerung der Eingangsseite 32 und
der Ausgangsseite 54, gelangen können. Ebenfalls
erkennt man, dass die Abdeckscheibe 34 und die Kopplungsscheibe 36,
welche beidseits der Torsionsschwingungsdämpferanordnung 16 angeordnet
sind, in ihrem zentralen und innerhalb der Öffnungen 46, 48 für
die Schraubenbolzen 50 liegenden Bereiche geschlossen sind
und somit insbesondere den Bereich der Stützaussparungen 80, 82 für
das Lagerungselement 70 axial dicht abschließen.
Auch hier ist insbesondere in Verbindung damit, dass die Abdeckscheiben 34, 36 im
Wesentlichen vollständig an den Außenseiten der Klemmscheiben 24, 26 anliegen,
dafür gesorgt, dass in den Bereichen der Lagerung des Lagerungselements 70 keine
Verunreinigungen gelangen können.
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Durch
diesen Aufbau einer Antriebsscheibe 10 wird es möglich,
bei vor allem axial sehr kompakter Ausgestaltung eine verbesserte
Betriebscharakteristik dadurch zu erhalten, dass ein axial sehr
symmetrischer Aufbau erhalten wird. Es können insbesondere
im Bereich der Dämpferanordnung 16 Standardbauteile
eingesetzt werden, die beispielsweise auch in Kupplungsscheiben
oder Zweimassenschwungrädern zum Einsatz gelangen können,
was die Herstellungskosten verringert. Da vor allem der radial innerhalb
der Verschraubung durch die Schraubbolzen 50 liegende Lagerungsbereich,
in welchem der Dämpfereingangsbereich 32 bezüglich des
Dämpferausgangsbereichs 54 axial und radial gelagert
ist, vollkommen gegen das Eintreten von Verunreinigungen abgekapselt
ist, nämlich durch die Abdichtelemente 92, 94 einerseits
und die den axialen Abschluss herstellende Abdeckscheibe 34 und die
Kopplungsscheibe 36 andererseits, wird weiterhin eine Beeinträchtigung
der Betriebscharakteristik der Dämpferanordnung 16 vermieden.
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Es
ist selbstverständlich, dass im Bereich der Dämpfungsanordnung 16 verschiedenste
Variationen vorgenommen werden können. So kann diese beispielsweise
auch eine Reibeinrichtung aufweisen, mit welcher durch Einführung
eines definierten Colomb'schen und ggf. auch verschleppt wirksamen Reibung
auch das Schwingungsdämpfungsverhalten bzw. das Schwingungsentkopplungsverhalten
gezielt beeinflusst werden kann. Weiterhin ist es selbstverständlich,
dass vor allem durch die Wechselwirkung der Dämpferfedern 58 der
Dämpferanordnung 16 mit den Deckscheibenelementen 18, 20 und
dem Zentralscheibenelement 56 ein Einfluss auf die Dämpfungscharakteristik
genommen werden kann. Es ist beispielsweise denkbar, bei einigen
der Dämpferfedern 58 in Umfangsrichtung längere
Federfenster in dem Deckscheibenelement 28 oder im Zentralscheibenelement 56 vorzusehen.
Dies hat zur Folge, dass diese Dämpferfedern 58 erst
nach Durchlaufen eines bestimmten Drehwinkels wirksam werden, so
dass hier auch eine gestufte Dämpfungscharakteristik erreicht
werden kann. Auch können ineinander geschachtelte Dämpferfedern 58 eingesetzt
werden. Auf diese Weise kann durch die parallele Wirksamkeit der
Federn die Dämpfungscharakteristik beeinflusst werden und
gleichzeitig auch für eine verschleppt einsetzende Wirkcharakteristik
gesorgt werden. Selbstverständlich ist es auch möglich,
mehrere seriell zueinander wirkende Sätze von Dämpferfedern 58 vorzusehen.
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Unter
Bezugnahme auf 2 wird nunmehr die auf der rechten
Seite in 1 dargestellte Rutschkupplung 52 detaillierter
beschrieben. Die Rutschkupplung 52 besteht im Wesentlichen
aus einem an eine Antriebswelle, also beispielsweise eine Kurbelwelle
einer Brennkraftmaschine anzukoppelnden Kupplungseingangsbereich 96 und
einen um die Drehachse A relativ zu den Kupplungseingangsbereich 96 verdrehbaren
Kupplungsausgangsbereich 98. Der Kupplungsausgangsbereich 98 umfasst
die bereits angesprochene Kopplungsscheibe 36, welche in
ihrem antriebsscheibennahen Bereich mit den Innengewindeöffnungen 48 versehen
ist, in welche die Schraubbolzen 50 einzuschrauben sind,
um eine axial feste Ankopplung der Rutschkupp lung 52 an den
Verbund der Distanzelemente 22, der Deckscheibenelemente 18, 20,
der Klemmscheiben 24, 26 und die Abdeckscheibe 34 zu
realisieren.
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Auf
ihrer in Achsrichtung den Öffnungen 48 entgegengesetzten
Seite weist die Kopplungsscheibe 36 einen axial vorstehenden
Zentrieransatz 100 auf, welcher zur Zentrierung einer den
Zentrieransatz 100 radial umgebenden Kupplungsscheibe 102 dient,
welche in der vorliegenden Ausführungsform den Kupplungseingangsbereich 96 bildet.
Die Kupplungsscheibe 102 ist in ihrem radial äußeren
Bereich 104 zur Ankopplung der Rutschkupplung 52 bzw.
der Antriebsscheibe 10 an eine Antriebswelle, also beispielsweise
eine Kurbelwelle einer Brennkraftmaschine, ausgebildet. Dort weist
die Kupplungsscheibe 102 mehrere axial verlaufende Durchgangsöffnungen 106 auf,
durch welche Schraubbolzen hindurchgeführt werden können,
und beispielsweise in einen nicht dargestellten Kurbelwellenflasch
oder in eine andere bereits mit der Antriebswelle gekoppelte Antriebsscheibe
eingeschraubt werden können, wobei eine in dem radial äußeren
Bereich der Kupplungsscheibe 102 vorgesehene Zentrierschulter 107 die
Zentrierung der Kupplungsscheibe 102 bzw. der Antriebsscheibe 10 bspw.
bezüglich eines Kurbelwellenflansches unterstützt.
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In
ihrem radial inneren Bereich 108 weist die Kupplungsscheibe 102 axial
einander entgegengesetzte Reib- oder Kupplungsflächen 110 und 112 auf, welche
zur Anlage an diesen zugeordneten Reibbelägen 114, 116 einer
von der Kopplungsscheibe 36 gebildeten Gegendruckplatte 118 und
einer bezüglich der Gegendruckplatte 118 axial
verschiebbaren Druckplatte 120 bestimmt sind, wobei die
Druckplatte 120 und die Gegendruckplatte 118 Teil
des Kupplungsausgangsbereichs 98 sind. In dieser Ausführungsform
ist die Gegendruckplatte 118 integral mit der Kopplungsscheibe 36 ausgebildet
und umfasst an ihrer der Kupplungsscheibe 102 zugewandten
axialen Außenseite den Reibbelag 114, wohingegen
die Druckplatte 120 an ihrer der Kupplungsscheibe zugewandten
axialen Außenseite den Reibbelag 116 umfasst.
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Es
soll aber nicht ausgeschlossen sein, dass die Reibbeläge 114 und 116 an
den axial einander entgegengesetzten Außenseiten der Kupplungsscheibe 102 angebracht
sind oder unabhängig von der Kupplungsscheibe 102,
der Gegendruckplatte 118 oder der Druckplatte 120 ausgebildet
sind und lediglich durch den Zentrieransatz 100 zentriert
und jeweils axial verschiebbar zwischen der Kupplungsscheibe 102 und
der Druckplatte 120 bzw. der Gegendruckplatte 118 angeordnet
sind.
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Zur
axialen verschiebbaren Führung der Druckplatte 120 bezüglich
der Gegendruckplatte 118 weisen die Gegendruckplatte 118 und
die Druckplatte 120 jeweilige Öffnungen 122, 124 auf.
Durch die Öffnungen 124 in der Druckplatte 120 sind
von der Seite der Druckplatte 120 her Schraubbolzen (Widerlagerbolzen) 126 geführt,
welche in die in dem Zentrieransatz 100 der Kopplungsscheibe 36 vorgesehenen Öffnungen 122,
welche Innengewindeöffnungen sind, eingeschraubt sind.
Alternativ kann jedoch auch vorgesehen sein, dass die Druckplatte,
wie die Kupplungsscheibe 102 in 2, den Zentrieransatz 100 radial
umgibt und durch diesen zentriert ist, insbesondere wenn die Verwendung
einer Mehrzahl von Kupplungsscheiben beabsichtigt ist.
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An
der von der Kupplungsscheibe 102 in Achsrichtung abgewandten
Seite der Druckplatte 120 ist eine Presskrafterzeugungseinrichtung 128 vorgesehen,
welche dazu dient, die Druckplatte 120 und die Gegendruckplatte 118 aufeinander
zu zu pressen. Die Presskrafterzeugungseinrichtung 128 besteht
im Wesentlichen aus einer bezüglich der Druckplatte 120 und
der Gegendruckplatte 118 abgestützten, unter Vorspannung
eingebauten Tellerfeder 130, wobei die Abstützung
bezüglich der Druckplatte 120 und der Gegendruckplatte 118 zum
einen durch die Anlage eines radial äußeren und
der Kupplungsscheibe zugewandten Bereichs der Tellerfeder 130 an
der der Tellerfeder 130 zugewandten Seite der Druckplatte 120 und
zum anderen durch die Abstützung eines von der Druckplatte 120 abgewandten
radial inneren Bereichs 134 der Tellerfeder 130,
unter Zwischenschaltung einer ring förmigen Scheibe 136, an
den Schraubenbolzen 126 erfolgt, welche als die Druckplatte 120 axial überbrückende
und ein Widerlager für die an der Druckplatte 120 abgestützte
Tellerfeder 130 bildende Widerlagerbolzen dienen.
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Obwohl
die Tellerfeder 130 in 2 so dargestellt
ist, dass sie mit ihrem radial inneren Bereich 134 radial
außerhalb der Schraubbolzen 126 angeordnet ist,
ist es selbstverständlich, dass auch die Tellerfedern 130 mit
entsprechenden Durchgangsöffnungen zum Hindurchführen
der Schraubbolzen 126 versehen sein können. Darüber
hinaus ist es selbstverständlich, dass nicht nur eine Tellerfeder 130,
sondern eine Vielzahl von hintereinander geschalteten Tellerfedern
vorgesehen sein können, welche dieselben Federcharakteristika
oder unterschiedliche Federcharakteristika haben können,
wie es aus dem Stand der Technik bekannt ist. Darüber hinaus
dienen die Schraubbolzen 126 nicht nur als Führungen für
die Druckplatte 120 oder als Widerlagerbolzen für die
Tellerfeder 130, sondern vor allem auch als Einstellelemente,
um die Vorspannung der Tellerfeder durch Ein- oder Herausdrehen
der Schraubenbolzen 126 in die/aus den Gewindeöffnungen 122 einzustellen.
Diese Einstellung kann beispielsweise derart erfolgen, dass der
Arbeitsbereich der Tellerfeder, wie in 3 schematisch
dargestellt, welche ein Kraft-Weg-Diagramm einer erfindungsgemäß verwendeten
Tellerfeder mit horizontal verlaufendem Anteil zeigt, bei dem der
Weg auf der Abszisse des Koordinatensystems aufgetragen ist und
die Kraft auf der Ordinate aufgetragen ist, in dem nahezu horizontal
verlaufenden Bereich 138 der Federkennlinie 140 der
Tellerfeder 130 liegt, wodurch Fertigungstoleranzen oder
ein Verschleiß der Reibbeläge 114, 116 im horizontalen
Bereich 138 der Federkennlinie 140 liegen und
somit zu keiner Anpresskraftänderung führen. Es
soll aber nicht ausgeschlossen sein, dass der Arbeitsbereich nicht
nur auf einen horizontal verlaufenden Bereich der Kennlinie beschränkt
ist sondern dem Bedarf entsprechend auch über den horizontal verlaufenden
Bereich – auf einer oder beiden Seiten – hinausgeht.
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4 zeigt
eine schematische Darstellung einer Antriebsscheibendämpferkennlinie 142 vom Stand
der Technik im Vergleich zu einer Antriebsscheibendämpferkennlinie 144 der
vorliegenden Erfindung.
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Wie
bereits angesprochen, betrifft der zugrunde liegende Stand der Technik
Antriebsscheiben zum Antreiben eines Nebenaggregats, wobei die Antriebsscheibe
eine Dämpferanordnung umfasst mit einem mit der Antriebswelle
zu koppelnden Dämpfereingangsbereich und einem um eine
Drehachse der Antriebsscheibe relativ zum dem Dämpfereingangsbereich
verdrehbaren Dämpferausgangsbereich, wobei zwischen dem
Dämpfereingangsbereich und dem Dämpferausgangsbereich
eine mit diesen gekoppelte Dämpferelementenanordnung vorgesehen
ist. Die Kennlinie 142 stellt eine solche durch eine Dämpferelementenanordnung
mit zwei unterschiedlich „harten" Federelementtypen erhältlichen
Kennlinie dar, welche sich abgesehen von den durch die verschiedenen
Federelementtypen erhältlichen unterschiedlich steilen
Kennlinienabschnitten im Wesentlichen dadurch auszeichnet, dass
ihre Endbereiche 146, 148 vertikal verlaufen,
nämlich ab dem Zeitpunkt, zu dem eine maximale Verdrehung
des Dämpfereingangsbereichs bezüglich des Dämpferausgangsbereichs
erreicht ist, wobei das Ausmaß (Winkel) der maximalen Verdrehung
entweder durch das „Aufblockgehen" der verwendeten Dämpferfedern
oder einen sonstigen Anschlag, welcher die weitere Drehung des Dämpfereingangsbereichs
bezüglich des Dämpferausgangsbereichs verhindert,
bestimmt ist.
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Die
für eine Antriebsscheibe zu verwendenden Dämpferfedern
sollten üblicherweise derart ausgewählt sein,
dass die beim „normalen" Betrieb im Kraftübertragungsweg
zu einem Nebenaggregat auftretenden Schwingungen und Resonanzen
ausreichend gedämpft werden und dass die beim Anlassen eines
Antriebsaggregats oder Zuschalten von Nebenaggregaten auftretenden
Stoßmomente von den Dämpferfedern aufgefangen
werden können, und nur in Außnahmesituationen
ungedämpft durch das „Aufblockgehen" der Dämpferfedern
oder einen Anschlag übertragen werden. Die beim Zuschalten
von starken Nebenaggregaten auftretenden Stoßmomente führen
jedoch zu einer übermäßigen Belastung
der Bauteile, beispielsweise der Antriebsscheibe, was es erforderlich
macht, die betroffenen Bauteile zu verstärken, was das
Gewicht und die Kosten des Systems erhöht. Darüber
hinaus reduziert eine derartige Verstärkung, welche natürlich
auch die Dämpferfedern betrifft, deren Ansprechverhalten
und Empfindlichkeit, was einen negativen Einfluss auf das Dämpfungsverhalten
hat, so dass es unter Umständen nicht möglich
ist, auftretende Resonanzen und Schwingungen ausreichend zu dämpfen.
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Demgegenüber
kann durch die Verwendung einer erfindungsgemäßen
Rutschkupplung die Antriebsscheibendämpferkennlinie 144 nicht
nur um einen horizontalen Anteil 150, 152 ergänzt
werden und somit eine Bauteilschutzfunktion hinzugeführt
werden, da durch die erfindungsgemäß der Antriebsscheibe 10 vorgeschaltete
Rutschkupplung 52 verhindert werden kann, dass ein übermäßiges
Drehmoment übertragen wird, welches größer
als das Rutschmoment der Rutschkupplung 52 ist, sondern es
ist auch möglich, eine flachere und beispielsweise linear
ansteigende und sensiblere Antriebsscheibendämpferkennlinie 144 zu
erreichen, welche auf einen in der Antriebsscheibe 10 verwendeten „weicheren" Dämpferfedersatz
zurückzuführen ist, welcher jedoch nur verwendet
werden kann, da ein übermäßiger Einschaltstoß von
Nebenaggregaten von der Rutschkupplung abgefangen werden kann. Ist
beispielsweise als Nebenaggregat ein Drehstromgenerator vom Typ „FRIGOBLOCK"
vorgesehen, so kann nämlich der Einschaltstoß ca.
um den Faktor 10 größer als das Nennmoment (das
von dem Nebenaggregat nach dem Einschalten erzeugte Betriebsmoment) sein,
so dass es bisher notwendig war, den verwendeten Federsatz auf einen
zehnfach höheren Einschaltstoß abzustimmen, welcher
jedoch erfindungsgemäß von der Rutschkupplung
abgefangen wird, welche beispielsweise auf ein Drehmoment eingestellt
werden kann, das etwas größer als das Nennmoment
ist. Je kleiner dabei die Streuung des Rutschmoments der Rutschkupplung 52 ist,
um so näher kann das Rutschmoment dem Nennmoment angenähert
wer den. Diesbezüglich ist es auch sinnvoll, eine Tellerfeder
mit der typischen Kupplungskennlinie zu wählen, wie sie
in 3 dargestellt ist, da, wie bereits angesprochen,
Fertigungstoleranzen und Verschleiß im horizontalen Ast 138 der
Federkennlinie 140 liegen und somit zu keiner Anpresskraftänderung
führt.
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Es
ist selbstverständlich, dass als Rutschkupplung allgemein
Kupplungen angesehen werden können, die bei Erreichen eines
Grenzdrehmoments einen Schlupf zwischen dem Eingangsbereich und dem
Ausgangsbereich erlauben, wie z. B. Drehmomentbegrenzungskupplungen.
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Darüber
hinaus eignet sich die erfindungsgemäße Rutschkupplung
auch zum nachträglichen Anbau an eine herkömmliche
Antriebsscheibe 10, indem beispielsweise der motorseitige
Nabenring der Antriebsscheibe durch die erfindungsgemäße Rutschkupplung 52 bzw.
die Kopplungsscheibe 36 der Rutschkupplung 52 ersetzt
wird oder dass die Rutschkupplung 52 direkt an dem vorhandenen
Nabenring angebracht wird, ohne diesen auszutauschen.
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ZITATE ENTHALTEN IN DER BESCHREIBUNG
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Zitierte Patentliteratur
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