多级扭转减振结构及具有该结构的扭转减振器和离合器片的制作方法

本实用新型涉及扭转减振技术领域，尤其涉及一种多级扭转减振结构及具有该结构的扭转减振器和离合器片。

背景技术：

目前汽车已经是长途运输市场上的主流产品，并且增长迅速。长途运输汽车对于扭转减振的舒适性要求是很高的。

而现有的离合器没有专门考虑到汽车对于舒适性的特定要求，与载重运输车辆通用，仅仅具有预减振和1～2级主减振的扭转减振阶段，俗称“二级或三级减振”。为了满足大型长途运输车辆的从动盘总成的减振刚度要求，一般会按照发动机的最大功率设计，扭转特性变形曲线按照弹簧伸缩变形的“胡克定律”呈现的斜率很大，发动机的功率变化是无规律的、高频率的；所以简单的大斜率特性曲线无法快速响应和满足发动机瞬间变化的功率的减振要求。

如图11所示，是国家汽车行业标准从动盘总成扭转特性曲线图，，可以看出2014年的最新标准仍然规定，从动盘的扭矩减振标准曲线为一条框内的斜线。如图12所示，为现有的二级HOWO从动盘扭转特性曲线，给出的就是目前一种长途重载运输车辆(HOWO)设计的“扭转特性曲线”，这是典型的简约式二级减振从动盘总成的工作曲线。从该工作曲线上，可以看出现有的该类产品的减振效果会较差。斜率大的直线刚度，同一个高频率的传动扭转角的变化量传导在内的2～3级减振中实现，扭转刚度上升大下降也大，传动扭矩跳动大，减振作用反应滞后，这对于扭转减振效果影响很大。

不仅是在汽车离合器的扭转减振器上，在其他的扭转减振传动产品上同样存在着减振效果差，影响产品的使用性能。

另外，在扭转减振结构中，减振盘和加强盘在总成中分列于中心传动盘的两侧，扭转传动中相互反向错动。减振弹簧在组合后的减振盘和加强盘中，弹簧的两端平面将伴随扭矩传动，承受着“压迫的脉动载荷”。由于发动机的扭转止动频率很高(≧1500r/pm)，所以弹簧窗口和减振弹簧之间的发生的磨损很严重。同时高速旋转的减振弹簧在离心力的作用下，会发生向外沿方向的“腰鼓型”变形，其最坏的结果是可以引起减振弹簧脱离弹簧窗口也叫“跳簧”，这也是由于减振弹簧在窗口中完全处于“自由状态、不定心”的缺陷造成的。扭转减振结构的扭矩负荷件减振弹簧和传动件弹簧窗口之间的防磨损问题和防止高速旋转运动中移位的“跳簧”，同样是一个影响产品的靠性的关键问题。

技术实现要素：

本实用新型所要解决的技术问题是提供一种能够在扭转减振的结构上设置至少4级的可变刚度扭转减振系统，当扭矩负荷超限时能够进行有效的过载保护，防止减振弹簧的断裂，并且能够防止减振弹簧磨损和移位的一种多级扭转减振结构及具有该结构的扭转减振器和离合器片，特别是提高客车运行的舒适性和产品的可靠性。

为解决上述技术问题，本实用新型所采取的技术方案是：

多级扭转减振结构，包括花键盘毂、减震弹簧以及同轴设于花键盘毂上的减振盘分总成、传动盘分总成和摩擦片，所述摩擦片铆接于传动盘分总成外缘的两侧，其特征在于：减振盘分总成，包括花键套和减震盘，所述花键套的内、外两侧均具有花键结构，所述花键套套设于花键盘毂上并与其啮合传动，所述减震盘设于花键套两侧并与其铆接固定；传动盘分总成，位于两减震盘之间并与两减震盘之间均具有第一扭转间隙，所述传动盘分总成包括传动盘和加强盘，所述加强盘位于传动盘一侧并其铆接固定，所述加强盘内孔具有与花键套配合后能够扭转的花键结构，使得二者的花键牙之间具有第二扭转间隙，所述传动盘分总成上周向均布有等于或大于六的偶数个弹簧窗口，所述弹簧窗口连续等分为两组，每组中弹簧窗口的弦长各不相同；减震盘，其上设有与两组弹簧窗口位置对应、用于夹持减振弹簧的两组弹簧罩，每组弹簧窗口与对应的一组弹簧罩配合后，其中一个弹簧窗口与对应的弹簧罩的弦向尺寸相同，其余弹簧窗口与对应的弹簧罩之间具有不同扭转角度的第三扭转间隙；减震弹簧，位于弹簧罩与弹簧窗口形成的空腔内，所述减震弹簧与对应的弹簧罩与弹簧窗口中尺寸较小的一个压缩配合，所述减震弹簧包括压缩弹簧本体以及设于压缩弹簧本体两端的弹簧座，所述压缩弹簧本体与弹簧座为平面接触，所述弹簧座具有同轴伸入压缩弹簧本体内的连接部以及凸出于其外端面的定位部，所述弹簧罩与弹簧窗口上设有能够与定位部凹凸配合的缺口部。

进一步的技术方案在于：所述加强盘内孔与花键套配合具有的第二扭转间隙比每组中弹簧罩与弹簧窗口之间形成的最大第三扭转间隙大2°～4°。

进一步的技术方案在于：所述传动盘分总成与对应的减震盘之间设有摩擦垫圈。

具有多级扭转减振结构的扭转减振器，其特征在于：包括上述的多级扭转减振结构。

具有多级扭转减振结构的离合器片，其特征在于：包括上述的多级扭转减振结构。

采用上述技术方案所产生的有益效果在于：

该结构能够在扭转减振的结构上设置至少4级的可变刚度扭转减振系统，多级扭转减振结构使得扭转减振性能柔和、转动惯量小、响应速度快，将各级减振刚度曲线改变为近似的圆滑过渡曲线，近似无级别段的自然过渡减振性能，满足了整车舒适性减振的要求，提高了汽车或者同样设置有扭转减振器产品的减振级别。

由于该结构中减振盘分总成和传动盘分总成采用花键结构连接，二者之间具有能够扭转的第二扭转间隙，使得该结构具有最大扭转角度的限位功能，当扭矩负荷超限时能够进行有效的过载保护，保证了减振弹簧的过载不发生断裂，起到了安全防护传动的作用，满足了汽车或者同样设置有扭转减振器的产品在运行中超扭矩传动时的减振器安全可靠的基本要求。

又由于减振弹簧进行了防磨损结构设计，减振弹簧与其摩擦磨损的配合零件减振盘的弹簧窗口口处，安装有防磨损的弹簧座，该结构有效的防止了弹簧的磨损和移位。

应用该扭转减振结构的减振器和离合器，同样具有上述的使用效果。

附图说明

下面结合附图和具体实施方式对本实用新型作进一步详细的说明。

图1是本实用新型实施例四级减振的结构示意图；

图2是图1中A-A的结构示意图；

图3是本实用新型实施例四级减振中减振盘的结构示意图；

图4是本实用新型实施例四级减振中加强盘的结构示意图；

图5是本实用新型实施例四级减振中花键套的结构示意图；

图6是本实用新型减振弹簧的结构示意图；

图7是本实用新型实施例四级减振的0°转位图；

图8是本实用新型实施例四级减振的2°转位图；

图9是本实用新型实施例四级减振的4°转位图；

图10是本实用新型实施例四级减振的6°转位图；

图11是国家汽车行业标准从动盘总成扭转特性曲线图；

图12是二级HOWO从动盘扭转特性曲线；

图13是本实用新型实施例四级减振中四级扭转特性曲线图。

具体实施方式

下面结合本实用新型实施例中的附图，对本实用新型实施例中的技术方案进行清楚、完整地描述，显然，所描述的实施例是本实用新型的一部分实施例，而不是全部的实施例。基于本实用新型中的仅仅实施例，本领域技术人员在没有做出创造性劳动前提下所获得的所有其他实施例，都属于本实用新型保护的范围。

在下面的描述中阐述了很多具体细节以便于充分理解本实用新型，但是本实用新型还可以采用其他不同于在此描述的其它方式来实施，本领域技术人员可以在不违背本实用新型内涵的情况下做类似推广，因此本实用新型不受下面公开的具体实施例的限制。

如图1～图10和图13所示，一种多级扭转减振结构，包括花键盘毂10、减震弹簧20以及同轴设于花键盘毂10上的减振盘分总成30、传动盘分总成40和摩擦片50，所述摩擦片50铆接于传动盘分总成40外缘的两侧。在使用时，花键盘毂10内孔花键安装在变速箱的花键传动轴上。

减振盘分总成30，作为被动件，包括花键套31和减震盘32，所述花键套31的内、外两侧均具有花键结构，所述花键套31套设于花键盘毂10上并与其啮合传动，所述减震盘32设于花键套31两侧并与其铆接固定。

传动盘分总成40，作为主动件，位于两减震盘32之间并与两减震盘32之间均具有第一扭转间隙101，传动盘分总成40的实体组合厚度略低于减振盘32与花键套31组合形成的厚度包容空间，保证留有被动和主动传动转角错位的自由转动间隙。所述传动盘分总成40包括传动盘41和加强盘42，所述加强盘42位于传动盘41一侧并其铆接固定，所述加强盘42内孔具有与花键套31配合后能够扭转的花键结构，使得二者的花键牙之间具有第二扭转间隙102，所述传动盘分总成40上周向均布有等于或大于六的偶数个弹簧窗口43，所述弹簧窗口43连续等分为两组，每组中弹簧窗口43的弦长各不相同。

减震盘32，其上设有与两组弹簧窗口43位置对应、用于夹持减振弹簧20的两组弹簧罩33，每组弹簧窗口43与对应的一组弹簧罩33配合后，其中一个弹簧窗口43与对应的弹簧罩33的弦向尺寸相同，其余弹簧窗口43与对应的弹簧罩33之间具有不同扭转角度的第三扭转间隙103。

减震弹簧20，位于弹簧罩33与弹簧窗口43形成的空腔内，所述减震弹簧20与对应的弹簧罩33与弹簧窗口43中尺寸较小的一个压缩配合。

为了满足汽车使用性能的需要，该扭转减振结构可设计有四、五或六级减振结构。从离合器从动盘扭转减振结构的部局空间计算中可知，对于大马力的各种汽车，国内外标准确定的成的最大摩擦直径为Φ430mm。该种规格的从动盘总成，减振器的减振弹簧的直径最大极限为Φ160mm～Φ170mm。在如此小的尺寸下，要布置8或10个减振弹簧的空间是很困难的，所以在保证可靠性的大前提下，一般弹簧式扭转减振的减振级数，最多也就是五级。

但是随着大马力发动机汽车的设计，市场开始有Φ450mm的从动盘产品，这样随着从动盘尺寸的增大，就可以设计出六级或者多余六级减振的从动盘产品。

以四级为本实用新型的说明对象，四级减振结构中，加强盘42中每组弹簧窗口包括顺时针相连设置的大(a2)、小(b2)、中(c2)三种尺寸的三个弹簧窗口43，减震盘32上设置有与该组弹簧窗口相对应的大(a1)、中(b1)、小(c1)三种尺寸的三个弹簧罩33，每组弹簧窗口与弹簧罩配合后共形成三个安装长、中、短三种尺寸减振弹簧20的空间。其中一组弹簧窗口与对应的一组弹簧罩配合后，在减振盘分总成和传动盘分总成没有发生转角错位时不发生扭矩传递的“0°”转位工况时，a2与a1配合形成的第三扭转间隙103为0°(安装长弹簧)，b2与b1配合形成的第三扭转间隙103为4°(安装短弹簧),c2与c1配合形成的第三扭转间隙103为2°(安装中弹簧),加强盘4与花键套31配合后花键牙之间具有第二扭转间隙102为6°。该结构可以做到主减振3级变刚度加1级预减振，称为4级。

通过在扭转减振的结构上设置4级的可变刚度扭转减振系统(0°～6°)，多级扭转减振结构使得扭转减振性能柔和、转动惯量小、响应速度快，将各级减振刚度曲线改变为近似的圆滑过渡曲线(如图13所示)，近似无级别段的自然过渡减振性能，满足了整车舒适性减振的要求，提高了汽车的减振级别。

具体的4级的可变刚度扭转减振系统系统的工作过程如下：

如图7所示，为扭转减振结构的1级预减振状态，扭转减振结构无负荷，扭转转角处于自由0°。各组弹簧窗口口的受力状态：此时长弹簧没有压迫预留压缩量，中弹簧留有2°、小弹簧留有4°的预留压缩量。此时加强盘4与花键套31配合后花键牙之间具有第二扭转间隙102为6°。

如图8所示，为扭转减振结构的1级主减振负荷状态，扭转转角处于扭转2°。由于弹簧窗口43与弹簧罩33的部分重合，各组弹簧窗口口的受力状态：长弹簧被压缩了2°，中弹簧处于将被压缩的临界状态，而小弹簧仍然处于没有被压缩的状态。此时加强盘4与花键套31配合后花键牙之间具有第二扭转间隙102为4°。

如图9所示，为扭转减振结构的2级主减振负荷状态，扭转转角处于扭转4°。由于弹簧窗口43与弹簧罩33的部分重合，各组弹簧窗口口的受力状态：长弹簧被压缩了4°，中弹簧被压缩2°，而小弹簧处于将被压缩的临界状态。此时加强盘4与花键套31配合后花键牙之间具有第二扭转间隙102为2°。

如图10所示，为扭转减振结构的3级主减振负荷状态，扭转转角处于扭转6°。由于弹簧窗口43与弹簧罩33的部分重合，各组弹簧窗口口的受力状态：长弹簧被压缩了6°，中弹簧被压缩4°，而小弹簧被压缩2°。此时加强盘4与花键套31配合后花键牙之间具有第二扭转间隙102为0°，加强盘4与花键套31处于临界状态，限制传动盘分总成40与减振盘分总成30之间的扭转。

由于该结构中减振盘分总成30和传动盘分总成40采用花键结构连接，二者之间具有能够扭转的第二扭转间隙102，使得该结构具有最大扭转角度的限位功能，当扭矩负荷超限时能够进行有效的过载保护，有效地防止减振弹簧20并死断裂和因此带来的过载冲击引起的减振盘32断裂，起到了安全防护传动的作用，满足了汽车运行中超扭矩传动时的减振器安全可靠的基本要求。

其中，五级减振的扭转减振结构，需要设置八个减振弹簧20，六级减振从动盘需要设置十个减振弹簧20。

为了解决减振弹簧和传动件弹簧窗口口之间的防磨损问题和防止“跳簧”(跳不出弹簧窗口口时同样工作中会由中心向外移靠死减震盘弹簧窗口口的外沿产生互相磨损)问题，如图6所示，所述减震弹簧20包括压缩弹簧本体21以及设于压缩弹簧本体21两端的弹簧座22，所述压缩弹簧本体21与弹簧座22为平面接触，所述弹簧座22具有同轴伸入压缩弹簧本体21内的连接部以及凸出于其外端面的定位部，所述弹簧罩33与弹簧窗口43上设有能够与定位部凹凸配合的缺口部1。弹簧座22以弹簧中心孔和减振盘的缺口部1定位，安装在压缩弹簧本体21的两端，这样就做到了弹簧座22和压缩弹簧本体21的端面是平面接触防止压缩弹簧本体21两端的磨损，以及对压缩弹簧本体21定位。

由于对减振弹簧20进行了防磨损结构设计，减振弹簧20与其摩擦磨损的配合零件减振盘的弹簧窗口口处，安装有防磨损的弹簧座，该结构有效的防止了弹簧的磨损和移位。

扭转减振构设计要求，确定了扭转减振结构的最大扭矩的抗拉强度、防止开裂的性能，对应要求零件的材料和工艺是：

减振盘32的材料为08AL冷/热轧板，厚度3～4mm；冷成型采用冲压工艺，热处理采用渗碳或者CN(氰化-碳氮共渗)表面热处理工艺，渗层厚度≧0.25mm，表面硬度HV5≧750。

加强盘42的材料为08AL冷/热轧板，厚度2～3mm；冷成型采用冲压工艺，热处理采用渗碳或者CN(氰化-碳氮工渗)表面热处理工艺，渗层厚度≧0.15mm；表面硬度HV5≧650。

减振弹簧20的结构设计的功能，决定了其材料采用60Si2Mn等冷拔弹簧钢丝，冷成型绕制，回火定型后的硬度要求HRC44～46。减振弹簧20的硬度远远低于减振盘32和加强盘42的硬度。

弹簧座22由钢模锻件或者增强耐摩擦的尼龙材料注塑成型。

其中，加强盘42内孔与花键套31配合具有的第二扭转间隙102比每组中弹簧罩33与弹簧窗口43之间形成的最大第三扭转间隙103大2°～4°，使得在所有的减振弹簧20处于压缩或临界状态时，此是第三扭转间隙103还具有2°～4°的扭转量，当第三扭转间隙103为0°时，则花键套31与加强盘42抱死，起到过载保护的作用。

在传动盘分总成40与对应的减震盘32之间设有摩擦垫圈2，以降低减振盘分总成30和传动盘分总成40之间的磨损。且在传动盘41的外缘两侧还设有摩擦片50，以提高传动盘总成的耐摩擦性能。

具有多级扭转减振结构的扭转减振器，包括上述的多级扭转减振结构。

具有多级扭转减振结构的离合器片，包括上述的多级扭转减振结构。

以上仅是本实用新型的较佳实施例，任何人根据本实用新型的内容对本实用新型作出的些许的简单修改、变形及等同替换均落入本实用新型的保护范围。