多级减振大阻尼汽车离合器从动盘.pdf

本发明提供了一种多级减振大阻尼汽车离合器从动盘，该从动盘的主体结构包括预减振系统、二级减振系统和主减振系统，主减振系统中的主减振钢片上均匀布设多个凸台，通过与主减振轴套板两侧的压力元件配合形成大的主减振阻尼，共同限制主减振轴套板在轴向上的位置，实现各级减振系统空间相互独立。本发明的优点是利用主减振轴套板和钢片凸台的钢对钢的摩擦提供主减振阻尼，更大的摩擦半径和更高的摩擦系数可以实现大阻尼；多级减振系统具有各自独立的阻尼机构和弹簧机构，通过改变轴套板的设计各自实现多级减振，更大范围的匹配车辆各种行驶工况，实现更优的减振性能，提高了整车的舒适性。

权利要求书
1.  一种多级减振大阻尼汽车离合器从动盘，该从动盘的主体结构包括预减振系统、二级减振系统和主减振系统，其特征在于：主减振系统中的主减振钢片上均匀布设多个凸台，通过与主减振轴套板两侧的压力元件配合形成大的主减振阻尼，共同限制主减振轴套板在轴向上的位置，实现各级减振系统空间相互独立。

2.  根据权利要求1所述的多级减振大阻尼汽车离合器从动盘，其特征在于：所述主减振轴套板处于主减振钢片和主减振盖板中间，主减振钢片和主减振盖板通过限位铆钉连接并形成整体的固定轴向空间；主减振轴套板与主减振钢片上凸台相接触形成两者内部固定轴向空间，该空间内布置了预减振系统，控制预减振系统的刚度和阻尼；主减振轴套板与主减振盖板之间的轴向空间被限定，内部放置二级减振系统，与预减振系统配合控制二级减振系统刚度和阻尼；其余空间用于布置控制减振刚度和阻尼的压力元件和阻尼元件。

3.  根据权利要求1所述的多级减振大阻尼汽车离合器从动盘，其特征在于：所述主减振钢片与轴承环接触形成预减振摩擦副，该摩擦副与提供预减振系统压力的压力元件C配合提供预减振系统阻尼；阻尼元件与预减振钢片接触提供二级减振摩擦副，该摩擦副与提供二级减振系统压力的压力元件B配合产生二级减振系统阻尼；压力元件A与压力元件B配合提供主减振系统压力，主减振轴套板与主减振钢片上的凸台接触形成主减振摩擦副，该摩擦副摩擦半径大，与主减振系统压力配合形成大的主减振阻尼。

说明书多级减振大阻尼汽车离合器从动盘
技术领域
    本发明涉及一种汽车离合器的减振系统，特别涉及一种多级减振大阻尼汽车离合器从动盘。
背景技术
离合器是汽车中连接发动机与变速箱的关键部件，起着传递扭矩及减轻发动机振动的作用。因此，其减振系统的性能直接影响了汽车的舒适性。减振系统中的刚度改变振动频率，阻尼降低振幅，从而达到提高汽车舒适性的目的。受限于减振系统的空间及寿命等因素，减振系统无法做到任意的刚度和阻尼，通常大刚度小阻尼容易实现，但发动机在不同的工况下有着不同的工作扭矩，单一的大刚度小阻尼的从动盘不能解决所有工况下不同工作扭矩时的发动机振动问题，如果遇到最大扭矩更大的发动机，该情况就更加突出。多级减振大阻尼的从动盘减振系统可提供较低的刚度和较大的阻尼，从而为解决复杂的发动机振动问题提供可能性。随着对汽车舒适性的要求越来越高，开发多级减振及大阻尼的汽车离合器从动盘越来越重要。
发明内容
本发明所要解决的技术问题是要提供一种大阻尼的多级减振大阻尼汽车离合器从动盘。
为了解决以上的技术问题，本发明提供了一种多级减振大阻尼汽车离合器从动盘，该从动盘的主体结构包括预减振系统、二级减振系统和主减振系统，主减振系统中的主减振钢片上均匀布设多个凸台，通过与主减振轴套板两侧的压力元件配合形成大的主减振阻尼，共同限制主减振轴套板在轴向上的位置，实现各级减振系统空间相互独立。
所述主减振轴套板处于主减振钢片和主减振盖板中间，主减振钢片和主减振盖板通过限位铆钉连接并形成整体的固定轴向空间；主减振轴套板与主减振钢片上凸台相接触形成两者内部固定轴向空间，该空间内布置了预减振系统，控制预减振系统的刚度和阻尼；主减振轴套板与主减振盖板之间的轴向空间被限定，内部放置二级减振系统，与预减振系统配合控制二级减振系统刚度和阻尼；其余空间用于布置控制减振刚度和阻尼的压力元件和阻尼元件。
所述主减振钢片与轴承环接触形成预减振摩擦副，该摩擦副与提供预减振系统压力的压力元件C配合提供预减振系统阻尼；阻尼元件与预减振钢片接触提供二级减振摩擦副，该摩擦副与提供二级减振系统压力的压力元件B配合产生二级减振系统阻尼；压力元件A与压力元件B配合提供主减振系统压力，主减振轴套板与主减振钢片上的凸台接触形成主减振摩擦副，该摩擦副摩擦半径大，与主减振系统压力配合形成大的主减振阻尼。
    多级减振大阻尼汽车离合器从动盘集成三级减振系统，在相对传统的预减振系统、主减振系统这两个减振系统之外，在有限的空间里增加一套实现独立的减振系统所具有的功能，同时保持其他减振系统的独立刚度和独立阻尼特性，此发明中称此增加的减振系统为二级减振系统。
    多级减振大阻尼汽车离合器从动盘包括的三个减振系统分别具有预减振轴套板、二级减振轴套板和主减振轴套板，这三个轴套板与花键轴套以花键齿的形式配合连接，花键轴套与变速箱的输入轴连接。
所述的预减振轴套板的齿形与花键轴套的齿形完全相同，二级减振轴套板的齿形比花键轴套的齿形大，主减振轴套板的齿形比二级减振轴套板的齿形大。只有当每块轴套板旋转至与花键轴套齿相接触时，才起到压缩弹簧的作用，从而启动各级减振系统。
预减振系统和二级减振系统分别放在主减振轴套板的两侧。二级减振轴套板的外周设有缺口，此缺口与预减振钢片的弯脚相连，同时在主减振轴套板与此弯脚配合处设有一定角度的转动空间避让，实现预减振系统和二级减振系统的协同工作，从而实现在二级减振系统工作时带动预减振钢片、预减振盖板一起运动，实现在独立的弹性元件作用下实现独立的阻尼。
在主减振钢片上的铆接四个限位铆钉位置设有多个凸台，主减振轴套板被主减振碟形弹簧的压力压在凸台上，主减振轴套板和主减振钢片之间形成了预减振系统的独立固定空间，控制预减振系统的刚度和阻尼。预减振系统包括预减振钢片、预减振盖板、预减振轴套板、弹簧以及相应的独立阻尼装置，其预减振钢片设有延伸的弯脚。主减振轴套板与主减振盖板之间的轴向空间也被限定，内部放置二级减振系统，与预减振系统配合控制二级减振系统刚度和阻尼；其余空间用于布置控制减振刚度和阻尼的压力元件和阻尼元件。
本发明的优越功效在于：
1）     本发明在相对传统的预减振系统、主减振系统的基础上增加了二级减振系统，从而实现了更大转角的多级减振性能，以应对更复杂的发动机振动；
2）     三个减振系统具有各自独立的阻尼机构和弹簧机构，可以独立地分别控制与调节各自的减振系统参数；在各自的减振系统中又可以通过改变轴套板的设计各自实现多级减振，通过接触不同窗口的弹簧，实现不同的弹簧刚度和减振级，实现了更多级的减振特性，根据匹配需求分别扩展成独立的二级刚度和二级阻尼，使整个从动盘的减振特性从三级扩展至五级，更大范围的匹配车辆各种行驶工况，为更好地匹配汽车不同行驶工况提供了可能，从而实现更优的减振性能，提高了整车的舒适性；
3）     利用主减振轴套板和钢片凸台的钢对钢的摩擦提供主减振阻尼，更大的摩擦半径和更高的摩擦系数可以实现大阻尼。
附图说明
构成本申请的一部分的说明书附图用来提供对本发明的进一步理解，本发明的示意性实施例及其说明用于解释本发明，并不构成对本发明的不当限定。在附图中：
图1为本发明的结构分解示意图；
图2为预减振系统与主减振轴套板连接的示意图；
图3为二级减振系统与主减振轴套板连接的示意图；
图4为本发明的结构剖面示意图；
图5为本发明预减振系统与二级减振系统剖面放大示意图；
图6为本发明的从动盘扭转特性曲线图；
图中标号说明
1－主减振盖板；                     2－压力元件A；
3－定位盘；                         4－二级减振钢片；
5－二级减振弹簧；                    6－二级减振轴套板；
7－二级减振盖板；                    8－主减振弹簧；
9－限位铆钉；                       10－花键轴套；
11－主减振轴套板；                   12－压力元件B ；
13－预减振盖板；                   14－预减振轴套板；
15－预减振弹簧；                    16－预减振钢片；
17－压力元件C；                     18－轴承环；
19－阻尼元件；                      20－主减振钢片；
21-摩擦片；                         22—波形片；
23—凸台。
具体实施方式
以下结合附图对本发明的实施例进行详细说明，但是本发明可以由权利要求限定和覆盖的多种不同方式实施。
下面结合附图详细说明本发明的实施例。
如图1所示，本发明提供了一种多级减振大阻尼汽车离合器从动盘，该从动盘的主体结构包括预减振系统、二级减振系统和主减振系统，主减振系统中的主减振钢片20上均匀布设多个凸台21，通过与主减振轴套板11两侧的压力元件配合形成大的主减振阻尼，共同限制主减振轴套板11在轴向上的位置，实现各级减振系统空间相互独立。
多级减振大阻尼汽车离合器从动盘包括的三个减振系统分别具有预减振轴套板14、二级减振轴套板6和主减振轴套板11，这三个轴套板与花键轴套10以花键齿的形式配合连接，花键轴套10通过内花键与变速箱的输入轴连接。花键轴套10外周具有花键齿。
所述的预减振轴套板14的齿形与花键轴套10的齿形完全相同，二级减振轴套板6的齿形比花键轴套10的齿形大，主减振轴套板11的齿形比二级减振轴套板6的齿形大。只有当每块轴套板旋转至与花键轴套10齿相接触时，才起到压缩弹簧的作用，从而启动各级减振系统。
如图2和图3所示，预减振系统和二级减振系统分别放在主减振轴套板11的两侧。二级减振轴套板6的外周设有缺口，此缺口与预减振钢片16的弯脚相连，同时在主减振轴套板11与此弯脚配合处设有一定角度的转动空间避让，实现预减振系统和二级减振系统的协同工作，从而实现在二级减振系统工作时带动预减振钢片16、预减振盖板13一起运动，实现在独立的弹性元件作用下实现独立的阻尼。
所述预减振系统包括预减振钢片16、预减振弹簧15、预减振轴套板14、预减振盖板13、压力元件C17和轴承环18。预减振轴套板14的内齿形和花键轴套10的齿形完全相同，预减振系统通过预减振钢片16和预减振盖板13的紧密配合一起与预减振轴套板14产生相对转动驱动预减振弹簧15进行工作。
所述二级减振系统包括阻尼元件19、压力元件B12、二级减振弹簧5、二级减振轴套板6、二级减振钢片4和二级减振盖板7。二级减振轴套板6的内齿形比花键轴套10的齿形大，它们之间的齿形角度差是预减振系统的设计转角，二级减振系统通过二级减振钢片4和二级减振盖板7的紧密配合一起与二级减振轴套板6产生相对转动驱动二级减振弹簧5进行工作。
所述主减振系统包括压力元件A 2、主减振弹簧8、主减振轴套板11、限位铆钉9、主减振钢片20和主减振盖板1。主减振轴套板11的内齿形比二级减振轴套板6大，它们之间的齿形角度差是二级减振系统的设计转角，主减振系统通过主减振钢片20和主减振盖板1一起与主减振轴套板11产生相对转动驱动主减振弹簧8进行工作，主减振轴套板11的外边缘与限位铆钉9设有一定角度的双向相对转动角度，这个角度是主减振系统的设计转角。
各级减振系统中的轴套板内齿与花键轴套10外齿之间的间隙大小顺序为：预减振轴套板14与花键轴套10间隙小于二级减振轴套板6与花键轴套10间隙，小于主减振轴套板11与花键轴套10间隙。花键轴套10带动预减振轴套板14一起转动至花键轴套10与二级减振轴套板6相接触。花键轴套10带动预减振轴套板14与二级减振轴套板6一起转动至花键轴套10与主减振轴套板6相接触。花键轴套10带动预减振系统、二级减振系统、主减振轴套板11一起与主减振钢片20，主减振盖板1产生相对转动，即可启动主减振系统。在花键轴套10带动各级减振系统的轴套板转动时均会压缩轴套板上的弹簧，从而起到减振作用。各级减振系统中的减振弹簧的刚度按预减振系统，二级减振系统，主减振系统依次增大，以对发动机不同工况减振，达到多级减振的效果。
如图4和图5离合器从动盘总体结构剖视图所示，假设汽车未移动即变速箱一轴未转动，即花键轴套10未转动，来自于发动机的扭矩传递至摩擦片21，带动其旋转。由于铆钉连接作用，摩擦片21带动波形片22、主减振钢片20以及主减振盖板1同步旋转，发动机低转速时扭矩较小，无法压缩主减振弹簧8，即无法启动主减振系统，主减振弹簧8将扭矩传递给主减振轴套板11，同样道理，由于扭矩很小也无法启动二级减振系统，扭矩即传递到二级减振轴套板6，此时预减振钢片16、预减振盖板13在二级减振轴套板6扭矩带动下转动，而此时因为假设花键轴套10未转动，所以预减振轴套板14受花键轴套10的约束无法转动，预减振钢片16和预减振盖板13一起与预减振轴套板14之间相对转动即压缩预减振弹簧15启动一级减振。随着发动机转速的提高，扭矩的增加，二级减振轴套板6转动至与花键轴套10啮合时，二级减振轴套板6相对花键轴套10停止转动（此时预减振系统转动完毕）。二级减振钢片4，二级减振盖板7在主减振轴套板11的带动下相对二级减振轴套板6继续转动，从而压缩二级减振弹簧5启动二级减振。当主减振轴套板11转动至与花键轴套10相啮合时，主减振轴套板11相对花键轴套6停止转动（此时二级减振系统转动完毕）。随着发动机扭矩进一步提高，主减振钢片20和主减振盖板1一起相对主减振轴套板11继续转动，即压缩主减振弹簧8启动主减振。当限位铆钉9在主减振钢片20和主减振盖板1带动下转动至与主减振轴套板11外边缘相接触时，主减振系统转动完毕，此时弹簧产生的扭矩已经大于发动机最大扭矩，足够匹配发动机的扭矩波动。
在预减振系统中，花键轴套10带动预减振轴套板14和轴承环18一起转动，在压力元件C17的作用下，轴承环18与主减振钢片20产生摩擦阻尼，即预减振阻尼。
预减振钢片16设计有延伸的弯脚，并与二级减振轴套板6 的外周缺口连接，从而实现二级减振轴套板在转动时带动预减振钢片16一起运动，这样在阻尼元件19，压力元件B12的作用下实现摩擦阻尼，即二级减振阻尼。
主减振轴套板11在外径处与主减振钢片20的外径处的四个凸台23相接触，在压力元件A2与压力元件B12的配合作用下，当主减振系统工作时，接触处产生摩擦阻尼，即主减振阻尼。
如图6本发明的从动盘扭转特性曲线图所示，图6表示从动盘扭转扭矩随扭转角度的变化规律，在实际减振性能测试过程中采用测试设备固定离合器从动盘不动，转动变速箱输入轴的方式来模拟从动盘扭转减振器的整个工作过程；数据采集设备采集转角和扭矩信息进行输出，得到整条测试曲线；其中横向坐标表示从动盘各级弹簧的扭转角度，单位为度，纵向坐标表示从动盘通过压缩减振弹簧并克服摩擦力矩所产生的扭矩，单位为Nm。如图6所示，整体极限扭转减振角度为正向35度，反向26度，分别对应的整体极限扭矩为正向最小428.8Nm，反向221.8Nm；其中设计预减振转角为正向和反向各7度，预减振承扭为正向和反向各2.8Nm，二级减振转角为正向和反向各10度，二级减振承扭为正向和反向各12Nm，主减振转角为正向18度，反向9度，主减振承扭为正向414Nm，反向207Nm。
以上所述仅为本发明的优先实施例而已，并不用于限制本发明，对于本领域的技术人员来说，本发明可以有各种更改和变化。凡在本发明的精神和原则之内，所作的任何修改、等同替换、改进等，均应包含在本发明的保护范围内之内。