汽車萬向節(jié)介紹

1、第一節(jié) 摩擦離合器的結構型式選擇現(xiàn)代汽車摩擦離合器在設計中應根據(jù)車型的類別，使用要求，與發(fā)動機的匹配要求，制造條件以及標準 化、通用化、系列化要求等，合理地選擇離合器總成的結構和有關組件的結構，現(xiàn)分述如下：1 從動盤數(shù)及干、濕式的選擇（1）單片干式摩擦離合器其結構簡單，調(diào)整方便，軸向尺寸緊湊，分離徹底，從動件轉動慣量小，散熱性好，采用軸向有彈性的從 動盤時也能接合平順。因此，廣泛用于各級轎車及微、輕、中型客車與貨車上，在發(fā)動機轉矩不大于1000N- m的大型客車和重型貨車上也有所推廣。當轉矩更大時可采用雙片離合器。（2）雙片干式摩擦離合器與單片離合器相比，由于摩擦面增多使傳遞轉矩的能力增大，接

2、合也更平順、柔和；在傳遞相同轉矩的情 況下，其徑向尺寸較小，踏板力較小。但軸向尺寸加大且結構復雜；中間壓盤的通風散熱性差易引起過熱而加快摩 擦片的磨損甚至燒傷碎裂；分離行程大，調(diào)整不當分離也不易徹底；從動件轉動慣量大易使換檔困難等。僅用于傳 遞的轉矩大且徑向尺寸受到限制時。（3）多片濕式離合器摩擦面更多，接合更加平順柔和；摩擦片浸在油中工作，表面磨損小。但分離行程大、分離也不易徹底， 特別是在冬季油液粘度增大時；軸向尺寸大；從動部分的轉動慣量大，故過去未得到推廣。近年來，由于多片濕式 離合器在技術方面的不斷完善，重型車上又有采用，并有不斷增加的趨勢。因為它采用油泵對摩擦表面強制冷卻， 使起步時

3、即使長時間打滑也不會過熱，起步性能好，據(jù)稱其使用壽命可較干式高出56倍。2 壓緊彈簧的結構型式及布置離合器壓緊彈簧的結構型式有：圓柱螺旋彈簧、矩形斷面的圓錐螺旋彈簧和膜片彈簧等?？刹捎醚貓A周布 置、中央布置和斜置等布置型式。根據(jù)壓緊彈簧的型式及布置，離合器分為：（ 1 ）周置彈簧離合器周置彈簧離合器的壓緊彈簧是采用圓柱螺旋彈簧并均勻布置在一個圓周上。有的重型汽車將壓緊彈簧布置 在同心的兩個圓周上。周置彈簧離合器的結構簡單、制造方便，過去廣泛用于各種類型的汽車上。現(xiàn)代由于轎車發(fā) 動機轉速的提高（最高轉速高達50007000r / min或更高），在高轉速離心力的作用下，周置彈簧易歪斜甚至嚴重 彎

4、曲鼓出而顯著降低壓緊力；另外，也使彈簧靠到定位座柱上而使接觸部位嚴重磨損甚至出現(xiàn)斷裂現(xiàn)象。因此，現(xiàn) 代轎車及微、輕、中型客車多改用膜片彈簧離合器。但在中、重型貨車上，周置彈簧離合器仍得到廣泛采用。（ 2）中央彈簧離合器采用一個矩形斷面的圓錐螺旋彈簧或用 12 個圓柱螺旋彈簧做壓簧并布置在離合接觸，因此壓盤由于摩 擦而產(chǎn)生的熱量不會直接傳給彈簧而使其回火失效。壓簧的壓緊力是經(jīng)杠桿系統(tǒng)作用于壓盤，并按杠桿比放大，因 此可用力量較小的彈簧得到足夠的壓盤壓緊力，使操縱較輕便。采用中央圓柱螺旋彈簧時離合器的軸向尺寸較大，而矩形斷面的錐形彈簧則可明顯縮小軸向尺寸，但其制造卻比較困難，故中央彈簧離合器多用在

5、重型汽車上以減輕其操縱力。根據(jù)國外的統(tǒng)計資料：當載貨汽車的發(fā)動機轉矩大于400450N- m時，常常采用中央彈簧離合器。（3）斜置彈簧離合器是重型汽車采用的一種新型結構。以數(shù)目較多的一組圓柱螺旋彈簧為壓緊彈簧，分別以傾角（彈簧中心線 與離合器中心線間的夾角）斜向作用于傳力套上，后者再推動壓桿并按杠桿比放大后作用到壓盤上。這時，作用在 壓桿內(nèi)端的軸向推力等于彈簧壓力的軸向分力。當摩擦片磨損后壓桿內(nèi)端隨傳力套前移，使彈簧伸長，壓力減小， 傾角亦減小，而 cos 值則增大。這樣即可使在摩擦片磨損范圍內(nèi)壓緊彈簧的軸向推力幾乎保持不變，從而使壓盤的 壓緊力也幾乎保持不變。同樣，當離合器分離時后移傳力套，

6、壓盤的壓緊力也大致不變。因此，斜置彈簧離合器與 前兩種離合器相比，其突出優(yōu)點是工作性能十分穩(wěn)定。與周置彈簧離合器比較，其踏板力約可降低35。（4）膜片彈簧離合器膜片彈簧離合器具有很多優(yōu)點：首先，由于膜片彈簧具有非線性特性，因此可設計成當摩擦片磨損后，彈 簧壓力幾乎可以保持不變，且可減輕分離離合器時的踏板力，使操縱輕便；其次，膜片彈簧的安裝位置對離合器軸 的中心線是對稱的，因此其壓力實際上不受離心力的影響，性能穩(wěn)定，平衡性也好；再者，膜片彈簧本身兼起壓緊 彈簧和分離杠桿的作用，使離合器的結構大為簡化，零件數(shù)目減少，質(zhì)量減小并顯著地縮短了其軸向尺寸；另外， 由于膜片彈簧與壓盤是以整個圓周接觸，使壓

7、力分布均勻，摩擦片的接觸良好，磨損均勻，也易于實現(xiàn)良好的散熱 通風等。膜片彈簧離合器在轎車及微型、輕型客車上已得到廣泛的采用，而且逐漸擴展到載貨汽車上。國外已設計生產(chǎn)了傳 遞轉矩為802000N - m最大摩擦片外徑達 420mm的膜片彈簧離合器系列，廣泛用于轎車、客車、輕型和中型貨車 上。甚至某些總質(zhì)量達 2832t 的重型汽車也有采用膜片彈簧離合器的。但膜片彈簧的制造成本比圓柱螺旋彈簧要 高。膜片彈簧離合器的操縱曾經(jīng)都是采用壓式結構。當前，膜片彈簧離合器的壓式操縱已為拉式操縱結構所取 代。后者的膜片彈簧為反裝，并將支承圈移到膜片彈簧的大端附近，使結構簡化、零件減少、拆裝方便；膜片彈簧 的應

8、力分布也得到改善，最大應力下降；支承圈磨損后仍保持與膜片的接觸使離合器踏板的自由行程不受影響。而 在壓式結構中支承圈的磨損會形成間隙而增大踏板的自由行程。3 從動盤的結構型式簡單的從動盤由從動片、摩擦片及從動盤轂鉚接而成，其結構簡單、質(zhì)量小，有時用于重型汽車尤其是雙片離合器 中。采用帶扭轉減振器的從動盤是發(fā)展趨勢，轎車均采用之。這時，從動片與花鍵轂間通過減振彈簧相聯(lián)，具 有切向彈性以消除高頻共振并起緩沖作用，在從動片、花鍵轂與減振盤問有減振摩擦片，裝碟形墊片作彈性夾緊后 起摩擦阻尼作用，并使阻尼力矩保持穩(wěn)定，以吸收部分能量、衰減低頻振動。扭轉減振器按發(fā)動機及傳動系專門設 計并經(jīng)試驗修正， 則可

9、得到最佳減振、 降噪效果。 線性彈性特性的扭轉減振器， 減振彈簧由一組圓柱螺旋彈簧組成， 常用于汽油機汽車。柴油機怠速旋轉不均勻度較大，會引起變速器常嚙合齒輪間的敲擊。采用二或三級非線性扭轉 減振器并使第一級減振彈簧組的剛度小，可緩和柴油機怠速不平穩(wěn)及消除變速器怠速噪聲。為了使離合器接合平順，從動片尤其是單片離合器的從動片，一般都使其具有軸向彈性。最簡單的方法是 在從動片上開 T 形槽，外緣形成許多扇形，并將它們沖壓成依次向不同方向彎曲的波浪形。兩邊的摩擦片則分別鉚 在每相隔一個的扇形片上。在離合器接合時，從動片被壓緊，彎曲的波浪形扇形部分被逐漸壓平，使從動盤上的壓 力和傳遞的轉矩逐漸增大，故

10、接合平順柔和。這種切槽有利于減少從動片的翹曲。其缺點是很難保證每片扇形部分 的剛度完全一致。分開式結構中，波形彈簧片與從動片分別沖壓成型后鉚在一起。由于波形彈簧片是由同一模具沖制，故其剛度比較一致；由于波形彈簧是采用比從動片更薄的鋼板（厚度僅為0.7mm）,故這種結構容易得到更小的轉動慣量，這些方面都優(yōu)于整體式結構。上述兩種結構尤其是后一種多為轎車所采用。在載貨汽車上常采用一種所謂組合式從動片。這種結構在靠近壓盤一側的從動片上鉚著波形彈簧片,摩擦片則 鉚在波形彈簧片上,而靠近飛輪一側的摩擦片則直接鉚在從動片上。其轉動慣量較大,但對于要求剛度較高、外形 穩(wěn)定性較好的大型從動片來說，這種結構也是可

11、以采用的。當載貨汽車離合器的直徑小于380mm寸，則從動片仍可采用前兩種結構。第二節(jié)離合器基本參數(shù)的確定2.1 摩擦片或從動盤設計計算摩擦片或從動盤的平均外徑根據(jù)離合器能全部傳遞發(fā)動機的最大轉矩來選擇：式中3離合器的后備系數(shù)，轎車、輕型貨車1.301.75，中、重型貨車1.602.25，越野汽車、掛車2.03.5 ；Z 摩擦面數(shù)；Tmax發(fā)動機最大轉矩，NmR 作用在摩擦面上的總壓緊力，N;f摩擦系數(shù)，計算時一般取 0.250.30 。摩擦片平均摩擦半徑 金（當壓力均布時）為：式中D一一摩擦片外徑；d 摩擦片內(nèi)徑。當發(fā)動機的最大轉矩已知，離合器的結構型式和摩擦片材料已定，z和f便已定。選好P。

12、及3，則摩擦片尺寸即可確定。對于石棉基摩擦材料，通常取P0= 0.150.25MPa，且較小值用于發(fā)動機后備功率較小、離合器使用P0頻繁的汽車,裝載質(zhì)量大或在壞路面上行駛的汽車。當摩擦片外徑較大時,為降低其外緣處的熱負荷,也應降低值。轎車可取 O.l8O.28MPa ;貨車為0.140.23MPa ；城市公共汽車：一般單片取0.13MPa,大的雙片取 O.IMPa。粉末冶金摩擦片的 po可取0.350.50MPa；金屬陶瓷材料允許超過0.70MPa,甚至可達1.52.0MPa。選擇3時應考慮到：為了能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩及防止過長時間的滑磨，3應取較大值；為了防止傳動系過載、保證操縱輕便以

13、及使離合器尺寸不致過大，盧應取較小值。當發(fā)動機后備功率大，使用條件好，離合器壓盤的壓力在使用中 可調(diào)整或變化不大時， 3可選小些；當使用條件惡劣，需要拖帶掛車以及為了提高起步能力、減少滑磨時，3可取大些。為了便于布置扭轉減振器，要求加大內(nèi)徑，從而加大了內(nèi)、外徑之比值。此比值的增大也有利于離合器的 散熱和減小摩擦片內(nèi)外緣滑磨速度差。但過多地增大此比值會使摩擦面積減小，影響傳遞轉矩的能力。一般來說對 高速發(fā)動機此比值應取大些。2.2 壓緊彈簧的設計計算圓柱螺旋彈簧周置圓柱螺旋彈簧的數(shù)目約為 624個，不宜太少，以便得到均勻的壓力，且應是分離杠桿數(shù)目的整數(shù)倍， 以避免壓盤在分離時偏斜。在確定彈簧數(shù)目

14、時應考慮到對輕、中型裝載量的汽車來說，每個彈簧的壓緊力不應超過 600700N;而對大型汽車來說則不應超過1000N。螺旋彈簧的兩端應拼緊并磨平以便使兩端支承面較大、各圈受力均勻，且彈簧的垂直度偏差較小。周置壓緊彈簧的外徑通常限制在2730mm之間，以便把同樣的壓簧裝在不同尺寸的離合器上。有時離合器廠還把用得較多的一些彈簧的工作高度做成相同的尺寸，而用改變鋼絲直徑和工作圈數(shù)的 方法獲得不同壓緊力，以利于在不同的離合器上通用。( 1 )彈簧鋼絲直徑式中P工作負荷；K'曲度系數(shù)， K'= (4C-1) / (4C-4) +0.615/C ；C 彈簧指數(shù)，取 68；t 許用應力。對于

15、汽車離合器壓簧，推薦其許用應力為700MPa 一般不應超過 700750MPa最大應力不應超過800900MPa。( 2)工作圈數(shù)式中G剪切彈性模量，鋼材：G=8X 1048.3 X 104MPaK 彈簧剛度，一般 2045N/mm。2.2.2 膜片彈簧膜片彈簧基本參數(shù)的選擇(1) 比值 Hh 的選擇此比值對膜片彈簧的彈性特性影響極大，因此，要利用Hh 對彈簧特性的影響，正確地選擇該比值，以得到理想的特性曲線及獲得最佳的使用性能。一般汽車的膜片彈簧離合器多取1.5< (H/h)<2。(2) 膜片彈簧工作點位置的選擇汽車離合器膜片彈簧特性曲線的形狀如圖5 28所示。選擇好曲線上的幾個

16、特定工作點的位置很重要。拐點T對應著膜片彈簧的壓平位置，而入it為曲線凸點M和凹點N的橫坐標平均值。B點為新離合器(摩擦片無磨損)在接合狀態(tài)時的工作點，通常取在使其橫坐標為久入1B=( 0.81.0 )入1T的位置，以保證摩擦片在最大磨損入后的工作點A處壓緊力變化不大。摩擦片總的最大允許磨損量入可按下式求得：入=乙So式中乙一一離合器的摩擦片工作表面數(shù)目，例單片乙=2; So每個摩擦工作表面的最大允許磨損量，一般為0.51mmtC點為離合器徹底分離時的工作點。它以靠近N點為好，以減小分離軸承的推力使操縱輕便。(3) R及R/ r的選擇膜片彈簧的大端半徑只應根據(jù)結構要求和摩擦片的尺寸來確定。比值

17、Rr 的選定影響到材料的利用效率。R/r 愈小，則彈簧材料的利用效率愈好。碟形彈簧儲存彈性能的能力在R/r=1.82.o 為最大，用于緩和沖擊、吸收振動等需要儲存大量彈性能的碟簧最佳。但對汽車離合器膜片彈簧來說，并不要求儲存大量的彈性能，而應根據(jù) 結構布置及壓緊力的需要，通常取F/ r = 1.21.3(即1.25左右)。(4) 膜片彈簧在自由狀態(tài)下的圓錐底角aa在1012度范圍內(nèi)選擇。(5) 膜片彈簧小端半徑 ri 及分離軸承作用半徑 rfr i由離合器的結構決定，其最小值應大于變速器第一軸的花鍵外徑。rf應大于ri。(6) 分離指的數(shù)目n和切槽寬SS 2及半徑ren 多取為 18; S 1

18、=3.23.5mm; S 2=910mm re的取值應滿足(rre) >3 2。( 7)支承圈平均半徑 rl 和膜片彈簧與壓盤的接觸半徑R1ri與R的取值將影響膜片彈簧的剛度。ri應略大于r且盡量接近r; R應略小于且盡量接近于 R。2.3扭轉減振器的參數(shù)選擇與設計計算為了降低汽車傳動系的振動，通常在傳動系中串聯(lián)一個彈性阻尼裝置，它就是裝在離合器從動盤上的 扭轉減振器。其彈性元件用來降低傳動系前端的扭轉剛度，降低傳動系扭振系統(tǒng)三節(jié)點振型的固有頻率，以便將較 為嚴重的扭振車速移出常用車速范圍（當然，在實際中要做到這一點是非常困難的） ；其阻尼元件用來消耗扭振能量，從而可有效地降低傳動系的共

19、振載荷、非共振載荷及噪聲。采用圓柱螺旋彈簧和摩擦元件的扭轉減振器得到了最廣泛的應用。在這種結構中，從動片和從動盤轂上都開有6 個窗口，在每個窗口中裝有一個減振彈簧，因而發(fā)動機轉矩由從動片傳給從動盤轂時必須通過沿從動片圓周切向布置 的彈簧，這樣即將從動片和從動盤轂彈性地連接在一起，從而改變了傳動系統(tǒng)的剛度。當6 個彈簧屬同一規(guī)格并同時起作用時，扭轉減振器的彈性特性為線性的。這種具有線性特性的扭轉減振器，結構較簡單，廣泛用于汽油機汽 車中。當 6 個彈簧屬于兩種或三種規(guī)格且剛度由小變大并按先后次序進入工作時，則稱為兩級或三級非線性扭轉減 振器。這種非線性扭轉減振器，廣泛為現(xiàn)代汽車尤其是柴油發(fā)動機汽

20、車所采用。柴油機的怠速旋轉不均勻度較大， 常引起變速器常嚙合齒輪輪齒間的敲擊。 為此，可使扭轉減振器具有兩級或三級非線性彈性特性。 第一級剛度很小， 稱怠速級，對降低變速器怠速噪聲效果顯著。線性扭轉減振器只能在一種載荷工況（通常為發(fā)動機最大轉矩）下有 效地工作，而三級非線性扭轉減振器的彈性特性則擴大了適于其有效工作的載荷工況范圍，這有利于避免傳動系共 振，降低汽車在行駛和怠速時傳動系的扭振和噪聲。減振器的阻尼元件多采用摩擦片，阻尼摩擦片的正壓力靠從動片與減振盤問的連接鉚釘建立。為了保證正 壓力從而阻尼力矩的穩(wěn)定，可加進碟形彈簧或壓緊彈簧。（1）扭轉減振器的極限轉矩 Tj扭轉減振器的極限轉矩由減

21、振彈簧的最大變形量來確定，他規(guī)定了減振器起作用的轉矩上限?？砂聪率竭x擇：實驗證明，當扭轉減振器的極限轉矩Tj與汽車驅(qū)動輪的最大附著力矩T.max相等時，傳動系動載荷最小。因此，Tj可按下式選?。菏街蠫2滿載汽車驅(qū)動橋給水平地面的載荷，N;0 附著系數(shù)，取 0.8 ;r r 車輪滾動半徑，m;i o主減速比；i g1 變速器一檔傳動比。2）扭轉減振器的角剛度 Ca扭轉減振器的角剛度 ca （ N- m/rad ）是指離合器從動片相對于其從動盤轂轉1rad （或1o）所需的轉矩值（當減振器無阻尼時）。角剛度決定于減振彈簧的線剛度及其結構布置尺寸，即式中T加在從動片上的轉矩（當減振器無阻尼時），Nm

22、0 從動片相對于從動盤轂轉過的角度，rad ;K 每個減振彈簧的 （線 ） 剛度， N/mm；n 減振彈簧個數(shù)；Ri減振彈簧的分布半徑，m可按下式初選：CaW 13Tj（ 3）扭轉減振器的摩擦力矩 Tf由于角剛度Co受傳扭要求的限制不可能很低，故在發(fā)動機轉速范圍內(nèi)共振現(xiàn)象常常難以避免。減振器的阻尼裝置可用于減小共振振幅并盡快衰減振動。為此，必須合理地選擇阻尼裝置的摩擦力矩Tf，以使系統(tǒng)扭轉振動的振幅為最小。計算與實踐表明，對現(xiàn)代汽車的扭轉減振器，其摩擦力矩可按下式選取：（ 4）預緊力矩 Ty對于線性特性的減振器，減振彈簧在安裝時應有預緊。預緊力矩值不應大于摩擦力矩，一般?。?5）極限轉角 0

23、max即減振器主、從動部分的最大相對轉角。一般為3.0O4.5Oo對于多級的變剛度減振器，0 max較大且隨級數(shù)的增加而增大，有的達 12o左右。2.4 壓盤壓盤形狀較復雜，要求傳熱性好、具有較高的摩擦系數(shù)及耐磨。故通常由灰鑄鐵HT200鑄成，金相組織呈珠光體結構，硬度 HB170227另外可添加少量金屬元素（如鎳、鐵、錳合金等）以增強其機械強度。壓盤的外徑 可根據(jù)摩擦片的外徑由結構確定。為了使每次接合的溫升不致過高，壓盤應具有足夠大的質(zhì)量以吸收熱量；為了保 證在受熱情況下不致翹曲變形，壓盤應具有足夠大的剛度且一般都較厚（載貨汽車的離合器壓盤，其厚度一般不小于15mn） o此外，壓盤的結構設計

24、還應注意其通風冷卻要好，例如在壓盤體內(nèi)鑄出導風槽。壓盤的厚度初步確定后,應校核離合器一次接合的溫升不應超過810度。壓盤與飛輪通過彈性傳動片連接時，則傳動片應進行拉伸應力的強度校核；若通過凸塊一窗孔、傳力銷或 鍵連接時，則應進行擠壓應力的強度校核：式中：Y 考慮發(fā)動機轉矩 Temax分配到壓盤上的比例系數(shù)，單片離合器取丫 = 0.5 ;R 力的作用半徑， m；Z 工作元件（例凸塊一窗孔、傳動銷、鍵）的數(shù)目；F 接觸面積， mm2。2.5 從動片與從動盤彀從動片通常用1.32.0mm厚的鋼板沖壓而成。有時將其外緣的盤形部分磨薄至0.651.0mm,以減小其轉動慣量。從動片的材料與其結構型式有關，

25、整體式即不帶波形彈簧片的從動片，一般用高碳鋼（50或85號鋼）或65Mn鋼板，熱處理硬度 HRC384；8 采用波形彈簧片的分開式（或組合式）從動片，從動片采用08鋼板，氰化表面硬度HRC45層深0.20.3mm；波形彈簧片采用 65Mn鋼板，熱處理硬度 HRC435I。從動盤轂的花鍵孔與變速器第一軸前端的花鍵軸以齒側定心矩形花鍵的動配合相聯(lián)接，以便從動盤轂能作軸向移動?；ㄦI的結構尺寸可根據(jù)從動盤外徑和發(fā)動機轉矩按國標GBII44 74選取。從動盤轂花鍵孔鍵齒的有效長度約為花鍵外徑尺寸的（ 1.01.4 ）倍（上限用于工作條件惡劣的離合器），以保證從動盤轂沿軸向移動時不產(chǎn) 生偏斜。2.6 分離

26、杠桿分離杠桿由35號鋼等中碳鋼鍛造（鍛件硬度 HBI31156），或由低碳（08）鋼板沖壓而成。為了提高耐磨性，均進行表面氰化處理，層深0.150.30mm，硬度HRC58632.7 離合器蓋一般采用厚2.55mm的低碳鋼（08、10）鋼板沖壓制造。中央彈簧離合器和重型汽車離合器的離合器蓋則 采用HT200灰鑄鐵鑄造，以增強其剛性。離合器蓋的形狀和尺寸由離合器的結構設計確定。在為了加強通風散熱和 清除摩擦片的磨損粉末，在保證剛度的前提下，可在離合器蓋上設置循環(huán)氣流的人口和出口等通風窗，甚至將蓋設 計成帶有鼓風葉片的結構。第三節(jié)離合器操縱機構設計離合器的操縱比較頻繁，除自動離合器外，離合器都是由

27、司機左腳踩踏板操縱。為減輕司機的疲勞，要求踏板力盡可能地小，轎車在80130N左右，載貨汽車不應超過 150200N;踏板總行程也不宜過大，一般應在80150mm范圍內(nèi)，最大應不超過 180mm應具有踏板自由行程的調(diào)整裝置以便在離合器摩擦片磨損后用來調(diào)整和恢 復分離軸承與分離杠桿間的正常間隙量; 還應有踏板行程限位裝置以防止操縱機構的零件受過大載荷而損壞。 此外， 操縱機構的傳動效率要高，具有足夠的剛度，不會因發(fā)動機的振動以及車架和駕駛室的變形而干涉其正常工作，工 作可靠、壽命高，維修保養(yǎng)簡易、方便等。3.1 離合器操縱機構的結構型式選擇離合器操縱機構分為機械式、液壓式、氣壓式和自動操縱機構四

28、種。為了降低中型以上貨車的踏板力，在 機械式和液壓式操縱機構中有時采用助力器。1 機械式操縱機構有桿系傳動和鋼索傳動兩種型式。桿系傳動結構簡單、制造容易、工作可靠，廣泛用于各種類型的汽車上。 但質(zhì)量及摩擦損耗都較大;傳動效率低。當離合器需遠距離操縱時，則桿系的結構復雜、布置困難，踏板的自由行 程將加大，剛度及可靠性也會變差。鋼索傳動壽命較短，傳動效率也不高，僅用于某些輕型轎車中。2 液壓式操縱機構如圖 1 所示，液壓式操縱機構由吊掛式離合器踏板、總泵（主缸） 、分泵 （工作缸 ） 、管路系統(tǒng)、回位彈簧等組成。具有摩擦阻力小，傳動效率高，質(zhì)量小，布置方便，接合柔和（有助于降低猛接離合器時傳動系的動載荷） ，便于采用吊掛式踏板使該處