第一章緒論1.1選題的目的本次設計，我力爭把離合器設計系統(tǒng)化，為離合器設計者提供一定的參考價值。拋棄傳統(tǒng)的推式膜片彈簧離合器，設計新式的推式膜片彈簧離合器是本次設計的主要特點。1.2離合器發(fā)展歷史近年來各國政府都從資金、技術方面大力發(fā)展汽車工業(yè)，使其發(fā)展速度明顯比其它工業(yè)要快的多，因此汽車工業(yè)迅速成為一個國家工業(yè)發(fā)展水平的標志。對于內(nèi)燃機汽車來說，離合器在機械傳動系中作為一個獨立的總成而存在，它是汽車傳動系中直接與發(fā)動機相連接聽總成。目前，各種汽車廣泛采用的摩擦式離合器主要依靠主、從動部分之間的摩擦來傳遞動力且能分離的裝置。在早期研發(fā)的離合器中，錐形離合器最為成功。現(xiàn)今所用的盤片式離合器的先驅是多片盤式離合器，它是直到1925年以后才出現(xiàn)的。20世紀20年代末，直到進入30年代時，只有工程車輛、賽車和大功率的轎車上才采用多片離合器。多年的實踐經(jīng)驗和技術上的改進使人們逐漸趨向于首選單片干式離合器。近來，人們對離合器的要求越來越高，傳統(tǒng)的推式膜片彈簧離合器結構正逐步地向拉式膜片彈簧離合器結構發(fā)展，傳統(tǒng)的操縱形式的操縱形式正向自動操縱的形式發(fā)展。因此，提高離合器的可靠性和延長其使用壽命，適應發(fā)動機的高轉速，增加離合器傳遞轉矩的能力和簡化操縱，已成為離合器的發(fā)展趨勢。隨著汽車發(fā)動機轉速、功率不斷提高和汽車電子技術的高速發(fā)展,人們對離合器的要求越來越高。從提高離合器工作性能的角度出發(fā)，從動盤的軸向彈性可改善離合器性能，使離合器接合柔和，摩擦面接觸均勻，磨損較小。為使從動盤有軸向彈性，單獨制造扇形波狀彈簧與從動鋼片刨接。波狀彈簧可用比鋼片輕薄的材料制造，軸向彈性較好，轉動慣量小，適宜高速旋轉，且彈簧對置分布，彈性好。因此設計中選用此類彈簧。3、扭轉減震器扭轉減震器幾乎是現(xiàn)代汽車離合器從動盤上必備的部件，主要由彈性元件和阻尼元件組成。彈性元件可降低傳動系的首端扭轉剛度，從而降低傳動系扭轉系統(tǒng)的某階固有頻率，改變系統(tǒng)的固有振型，使之盡可能避免由發(fā)動機轉矩主諧量激勵引起的共振。但是，這種共振往往難以避免。汽車行駛在不平的道路上行駛阻力也會時刻變化。當由于路面不平引起的激力頻率與傳動系的某階自振頻率重合時，也會發(fā)生共振現(xiàn)象。阻尼元件則可有效的耗散此時的振動能量，因而扭轉減震器可有效地降低傳動系共振載荷與噪聲。扭轉減震器的彈性特性，又線性和非線性兩種。彈性元件采用圓柱螺旋彈簧的減震器，其彈性特點為線性。阻尼元件采用摩擦片通過碟形彈簧建立阻尼默片的正應力，其阻尼力矩比較穩(wěn)定。因此發(fā)動機的扭矩實際上是通過一些彈性元件傳遞到傳動系的。摩擦式扭轉減震器工作原理：離合器工作時，扭矩從摩擦片傳給從動鋼片再傳給從動盤轂，此時彈簧被壓縮，從動鋼片相對從動盤轂前移（從動轂邊緣上的缺口控制著鋼片與轂的最大位移）。2.2離合器結構設計的要點在進行離合器的具體設計時，首先應保證傳遞發(fā)動機最大扭矩為前提，然后滿足下列條件15:（1）如前所述，扇形波狀彈簧對置分布鈔接在從動鋼片上，并在從動盤上設置扭轉減震器保證離合器接合柔和，摩擦片制成一定錐度（從動盤錐形量約為0. 5mm）使其大端面向飛輪，這樣從動盤轂在從動軸（即變速器第一軸）花鍵上易于滑動，有利于離合器徹底分離。（2）離合器主動部分與從動部分的連接和支撐形式，離合器的主動部分包括飛輪，昌合器蓋與他們一起轉動并能軸向移動的壓盤，壓盤通過鋼片與離合器蓋相連，離合器從動部分有從動盤，從動軸，從動軸裝在飛輪與壓盤之間，可在從動軸花鍵上滑動，設計時把離合器從動軸的前軸承安裝在發(fā)動機曲軸的中心孔內(nèi)。(3) 離合器從動軸的軸向定位及軸承潤滑，離合器從動軸在安裝后應保持軸向定位，在拆卸時便于離合器中抽出來。因此，設計時使從動軸前軸承外圓與飛輪為過渡配合，而前軸承內(nèi)圈與從動軸為間隙配合，離合器的從動軸軸向定位是靠從動軸后軸承來保證的。離合器分離軸承靠注入黃油潤滑的，而從動軸前軸承靠油杯定期注入潤滑。為防止?jié)櫥土鞯侥Σ烈r面，造成離合器打滑，除在軸承處安有自緊油封外，還在飛輪上開泄油孔。(4) 離合器運動零件的限位，離合器處于接合時為使壓盤與摩擦片很好接合，應使分離彈簧與分離軸承之間保持一定間隙，這是分離軸承回位彈簧加以保證。分離時，應對踏板的最大行程加以限制。2.3離合器主要零件的設計2. 3. 1從動盤扇形波狀彈簧兩兩對置鑰接與從動鋼片上，兩側在刨接摩擦片，抑釘都采用鋁制埋頭抑釘，摩擦襯面在釧接后腰磨削加工，使其工作表面的不平度誤差小于0.2mm,從動盤本體采用45號鋼沖壓加工得到，為防止其彎曲變形而引起分離不徹底，一般在從動盤本體上設徑向切口。2. 3. 2摩擦片摩擦片在性能上要滿足如下要求：(1) 摩擦系數(shù)穩(wěn)定，工作溫度，滑磨速度，單位壓力的變化對其影響；(2) 具有足夠的機械強度和耐磨性，熱穩(wěn)定性好；(3) 有利于接合平順；4.長期停放離合器摩擦面會發(fā)生粘著現(xiàn)象。（4）摩擦片選用材料為石棉基摩擦材料，它是由石棉或石棉織物、粘結劑和特種添加劑熱壓而成，其摩擦系數(shù)為°20.35。石棉基摩擦材料密度小，工作溫度小于180°C,價格便宜，使用效果良好,在汽車離合器中廣泛使用。2. 3. 3 膜片彈簧膜片彈簧使用優(yōu)質(zhì)高精質(zhì)鋼。其碟簧部分的尺寸精度要求高，碟簧材料為60SiMnA。為了提高膜片彈簧的承載能力，要對膜片彈簧進行調(diào)質(zhì)處理，得具有高抗疲勞能力的回火索氏體。要防止膜片內(nèi)緣離開，同時對膜片彈簧進行強壓處理（將彈簧壓平并保持12-14小時），使其高壓力區(qū)產(chǎn)生塑性變形以產(chǎn)生殘余反向應力，對膜片彈簧的凹表面進行噴丸處理，噴丸是0. 8的白口鐵小丸，可提高彈簧的疲勞壽命。同時，為提高分離指的耐磨性，對其進行局部高頻淬火式鍍銘。采用乳白鍍銘，若膜片彈簧許用應力可取為1500 1700N/mm2o2. 3. 4 壓盤壓盤的材料選用HT20-40鑄造制成。它要有一定的質(zhì)量和剛度,以保證足夠的熱容量和防止溫度升高而產(chǎn)生的彎曲變形。壓盤應與飛輪保持良好的對中，并進行靜平衡。壓盤的摩擦工作面需平整光滑,其端面粗糙不低于0. 8 o壓盤殼用M8 X 12mm螺栓將其一端固定在飛輪端面上，另一端固定在壓盤端面上。2. 3. 5 離合器蓋離合器蓋的膜片彈簧支撐處須具有較大的剛度和較高的尺寸精度，壓盤高度（叢承壓點到摩擦面的距離）公差要小，支撐環(huán)和支撐釧釘?shù)陌惭b尺寸精度要高，耐磨性好，膜片彈簧的支撐形式采用釧1釘作支承時，如果分離軸承與曲軸中心線不同心，可引起鑰釘?shù)倪^度磨損。提高釧釘硬度的套筒和支承與曲軸中心線不同心，亦可引起釧釘?shù)倪^度。提高鑰釘硬度的套筒和支承圈是提高耐磨性的結構措施，采用10鋼材材料、HRc40-50o2. 4 本章小結本章系統(tǒng)介紹了膜片彈簧離合器的結構，并講述了離合器各零件的結構和材料，以及各部分的連接關系，為下章離合器的計算打下基礎。第三章離合器的設計計算及說明3. 1離合器設計所需數(shù)據(jù)表3-1 離合器原始數(shù)據(jù)汽車的驅動形式4X2汽車最大加載質(zhì)量760 kg汽車的質(zhì)量880 kg發(fā)動機位置前置發(fā)動機最大功率29KW發(fā)動機最大轉速5500r/min發(fā)動機最大扭矩，72N.m離合器形式機械、干式、單片、膜片彈簧（推式）操縱形式拉索式人力操縱摩擦片最大外徑D = 200mm踏板行程80 150mmigl=3.613ig2=2.354 ig3=l.534 ig4=l.000汽車最大時速N95km/h3.2 摩擦片主要參數(shù)的選擇采用單片摩擦離合器是利用摩擦來傳遞發(fā)動機扭矩的，為保證可靠度，離合器靜摩擦力矩4應大于發(fā)動機最大扭矩兀max。3.2. 1后備系數(shù)B后備系數(shù)8是離合器的重要參數(shù)，反映離合器傳遞發(fā)動機最大扭矩的可靠程度，選擇B時，應從以下幾個方面考慮：a. 摩擦片在使用中有一定磨損后，離合器還能確保傳遞發(fā)動機最大扭矩；b. 防止離合器本身滑磨程度過大；c. 要求能夠防止傳動系過載。通常轎車和輕型貨車6=1.21. 75o結合設計實際情況由表3-2,選擇8二1.75。表3-2 離合器后備系數(shù)的取值范圍車型后備系數(shù)P乘用車及最大總質(zhì)量小于6t的商用車1. 20 1. 75最大總質(zhì)量為614t的商用車1.502.25掛車1. 804. 00表3-3 直徑系數(shù)的取值范圍車型直徑系數(shù)Kd乘用車14. 6最大總質(zhì)量為1.814.0t的商用16.0-18.5（單片離合器）車13. 5- 15. 0（雙片離合器）最大總質(zhì)量大于14.0t的商用車22. 524. 0表3-4 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)外徑Dmm160180200225250280300325內(nèi)徑110125140150155165175190dmm厚度3. 23. 53. 53. 53. 53. 53. 53. 5/ mm1-C2. 2摩擦片的外徑摩擦片的外徑可有式:0. 6870. 6940. 7000. 6670. 6200. 5890. 5830. 585C = d"D0.6760. 6670. 6570. 7030. 7620. 7960. 8020. 800單面106132160221302402466546面積cm2（3-1）D=3pN #P（1-C ）J為直徑系數(shù)， 取KD =16,見表3-3 o” = 1.75 f=0. 23 p=0. 2 c = 0.6。代入，得D=188. 20mm,所以查表取D=200mm。摩擦片的尺寸己系列化和標準化，標準如表3-4o3. 2. 3摩擦片的摩擦因數(shù)摩擦片的摩擦因數(shù)/取決于摩擦片所用的材料及基工作溫度、單位壓力和滑磨速度等因素?？捎杀?-5查得：摩擦面數(shù)Z為離合器從動盤數(shù)的兩倍，決定于離合器所需傳遞轉矩的大小及其結構尺寸。本題目設計單片離合器，因此Z = 2。離合器間隙At是指離合器處于正常接合狀態(tài)、分離套筒被回位彈簧拉到后極限位置時，為保證摩擦片正常磨損過程中離合器仍能完全接合，在分離軸承和分離杠桿內(nèi)端之間留有的間隙。該間隙 t 一般為34mm。取 t=4mmo 2. 4單位壓力*P _ 4FF° 7T（D2-d2） 俄2廣）代入數(shù)據(jù)：單位壓力p°=0.2MPa。符合表3-6o表3-5 摩擦材料的摩擦因數(shù)的取值范圍摩擦材料摩擦因數(shù)f石棉基材料模壓0. 20-0. 25編織0. 250. 35粉末冶金材料銅基0. 250. 35鐵基0. 30-0. 50金屬陶瓷材料0. 4參表3-5,摩擦片材料選為石棉基材料（模壓）。表3-6 摩擦片單位壓力的取值范圍摩擦片材料單位壓力Po/MPa石棉基材料模壓0. 150. 25編織0.250. 35粉末冶金材料模壓0.350. 50編織金屬陶瓷材料0. 701. 503. 3 摩擦片基本參數(shù)的優(yōu)化(1) 摩擦片外徑D ( mm )的選取應使最大圓周速度°。不超過657Om/s,即= nm DxlO-3 = x5500x200X1O-3 = 57.56m/S <65 70m/s6060式中：”。為摩擦片最大圓周速度(m/s)；"emax為發(fā)動機最高轉速(r/min)。(2) 摩擦片的內(nèi)、外徑比C應在0.530.70范圍內(nèi)，即0.53 <C = 0.6 < 0.7(3) 為了保證離合器可靠地傳遞發(fā)動機的轉矩，并防止傳動系過載，不同車型的。值應在一定范圍內(nèi)，最大范圍為1.24.0。(4) 為了保證扭轉減振器的安裝，摩擦片內(nèi)徑d必須大于減振器振器彈簧位置直徑2R。約50mm,即d > 2R° +50 mm(5) 為反映離合器傳遞的轉矩并保護過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉矩應小于其許用值，即命=頑服=°安*?！?3-3)式中，4。為單位摩擦面積傳遞的轉矩(N. m/mm2),可按表3. 6選取。經(jīng)檢查，合格。表3. 7 單位摩擦面積傳遞轉矩的許用值離合器規(guī)格<210>210 25()250 32：)>325景10-20. 280. 300. 350. 40（6）為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，對于不同車型，單位壓力。的最大范圍為0.111. 50MPa,即O.lOMPa < p0 = 0.2MPa < 1.5OMPa（7）為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過高而發(fā)生燒傷，離合器每一次接合的單位摩擦面積滑磨功應小于其許用值，即(3-4)式中，刃為單位摩擦面積滑磨（J/mm2）；同為其許用值（J/mm2）,對于最大總質(zhì)量小于6. Ot的商用車：69 = 0.33J/niin,W為汽車起步時離合器接合一次所產(chǎn)生的總滑磨功（J）,可根據(jù)下式計算2 2(3-5)w =1800式中:%為汽車總質(zhì)量（Kg）；仁為輪胎滾動半徑（m）；，為汽車起步時所用變速器擋位的傳動比;'。為主減速器傳動比；為發(fā)動機轉速r/min,計算時乘用車取2000r/min,商用車取 15°°r/niin。其中：*1 = 3.613 rr - 0.6m ma = 1640 Kg代入式（3-5）得W = 14431.527 J,代入式(3-4)得6? = 0.327<0.33 = co,合格。co = 0.327 < 0.33 = 口,合格。（8）離合器接合的溫升me(3-6)式中，t為壓盤溫升，不超過810。C；c為壓盤的比熱容，c = 481.4J/（Kg 。C）；Y為傳到壓盤的熱量所占的比例，對單片離合器壓盤;2 = 0.5,用為壓盤的質(zhì)量m = 3.15Kgo代入數(shù)據(jù)得，1 = 4.76°C,合格。!修改日期大小回外文翻萍doc2008/3/11 10:32Microsoft Office.46 KB蚓 宓型容貨兩用車蒿合器及逢縱機構設計.d.2017/9/14 10:30Microsoft Office.1,790 KB囹 徼型舂貨兩用車蔑合器游縱明設計,d.2017/9/14 10:31AutoCAD 圖形257 KB凹 爬客貨兩用車蒿合器脆折jpg2017/9/14 10:31JPEG圖爆74 KB度）摘要及目錄.doc2017/9/14 10:29Microsoft Office.42 KB3.4膜片彈簧主要參數(shù)的選擇3. 4. 1.比較H/h的選擇此值對膜片彈簧的彈性特性影響極大，分析式（3-10）中載荷與變形1之間的函數(shù)關系可知，當丑"扼時，F(xiàn)2為增函數(shù)；=時，F(xiàn)1有一極值，而該極值點又恰為拐點；川"皿時，F(xiàn)1有一極大值和極小值；當時，F(xiàn)1極小值在橫坐標上，見圖3-1。傳統(tǒng)的推式膜片彈簧離合器結構正逐步地向拉式膜片彈簧離合器結構發(fā)展，傳統(tǒng)的操縱形式正向自動操縱的形式發(fā)展。因此，提高離合器的可靠性和延長其使用壽命，適應發(fā)動機的高轉速，增加離合器傳遞轉矩的能力和簡化操縱，己成為離合器的發(fā)展趨勢。隨著計算機的發(fā)展，設計工作已從手工轉向電腦，包括計算、性能演示、計算機繪圖、制成后的故障統(tǒng)計等等。1.3離合器概述按動力傳遞順序來說，離合器應是傳動系中的第一個總成。顧名思義，離合器是“離”與“合”矛盾的統(tǒng)一體。離合器的工作，就是受駕駛員操縱，或者分離，或者接合，以完成其本身的任務。離合器是設置在發(fā)動機與變速器之間的動力傳遞機構，其功用是能夠在必要時中斷動力的傳遞，保證汽車平穩(wěn)地起步；保證傳動系換檔時工作平穩(wěn)；限制傳動系所能承受的最大扭矩，防止傳動系過載。為使離合器起到以上幾個作用，目前汽車上廣泛采用彈簧壓緊的摩擦式離合器,摩擦離合器所能傳遞的最大扭矩取決于摩擦面間的工作壓緊力和摩擦片的尺寸以及摩擦面的表面狀況等。即主要取決于離合器基本參數(shù)和主要尺寸。膜片彈簧離合器在技術上比較先進，經(jīng)濟性合理，同時其性能良好，使用可靠性高壽命長，結構簡單、緊湊，操作輕便，在保證可靠地傳遞發(fā)動機最大扭矩的前提下，有以下優(yōu)點：(1) 結合時平順、柔和，使汽車起步時不震動、沖擊；(2) 離合器分離徹底；(3 )從動部分慣量小，以減輕換檔時齒輪副的沖擊；(4) 散熱性能好；(5) 高速回轉時只有可靠強度；(6) 避免汽車傳動系共振，具有吸收震動、沖擊和減小噪聲能力；(7) 操縱輕便；(8) 工作性能(最大摩擦力矩(max和后備系數(shù)”保持穩(wěn)定)；(9 )使用壽命長。lh<41 2- H/h = 42 3-V2 <H/z<2V24-H/z = 2扼 5-H/h>242圖3. 1 膜片彈簧的彈性特性曲線為保證離合器壓緊力變化不大和操縱方便，汽車離合器用膜片彈簧的H/h通常在1. 5-2范圍內(nèi)選取。常用的膜片彈簧板厚為24mm,本設計 H/h - 2 , h = 3mm ,則 H=6mm。3. 4. 2. R/r 選擇通過分析表明，R/r越小，應力越高，彈簧越硬，彈性曲線受直徑誤差影響越大。汽車離合器膜片彈簧根據(jù)結構布置和壓緊力的要求,R/r常在1.21.3的范圍內(nèi)取值。本設計中取叩=2,摩擦片的平r =_£±1 = 85均半徑' 4 mm, rc 取尸=85mm 則 A = 102mm 則 % = 1.2。3. 4. 3.圓錐底角汽車膜片彈簧在自由狀態(tài)時，圓錐底角a 一般在915°范圍內(nèi)，本設計中 « = arctan H/（R - r）« H/（R - r）得。=14.32。在 9 15。之間，合格。分離指數(shù)常取為18,大尺寸膜片彈簧有取24的，對于小尺寸膜片彈簧，也有取12的，本設計所取分離指數(shù)為18。3. 4. 4.切槽寬度$1 = 3.2 3.5mm , 62 = 9 - 10 mm ,取 3= 3.2 min , d2 = 10 mm,弓應滿足r-re >d2的要求。3.4.5.壓盤加載點半徑&和支承環(huán)加載點半徑*的確定*應略大于且盡量接近r,凡應略小于R且盡量接近Ro本設計取/?, = 95 mm,= 79 mm o膜片彈簧應用優(yōu)質(zhì)高精度鋼板制成，其碟簧部分的尺寸精度要高。國內(nèi)常用的碟簧材料的為60SizMnA,當量應力可取為16001700N/mm2。3. 4. 6.公差與精度離合器蓋的膜片彈簧支承處，要具有大的剛度和高的尺寸精度，壓力盤高度（從承壓點到摩擦面的距離）公差要小，支承環(huán)和支承弱釘安裝尺寸精度要高，耐磨性要好。3. 5扭轉減振器設計減震器極轉矩 寫.=l.57；max = 108N m摩擦轉矩K =0.17(max = 1224N - m預緊轉矩 7； =0.157；max = l°8N m極限轉角 (pj = 312 °3. 6減振彈簧的設計1. 減振彈簧的安裝位置R。=(0.60-0.75) J/2結合 d > 2/?0 +50 mm,得 取 43mm,貝J= 0.62 02. 全部減振彈簧總的工作負荷七P/=TJR=25.63N3. 單個減振彈簧的工作負荷Fp = E/Z = 627.91N式中：z為減振彈簧的個數(shù)，按表3. 8選擇：取Z = 4表3-8 減振彈簧個數(shù)的選取35010摩擦片的外徑 D/mm 225- 250250- 325325- 350Z4668810圖3-2 扭轉減振器4. 減振彈簧尺寸(1 )選擇材料，計算許用應力根據(jù)機械原理與設計(機械工業(yè)出版社)采用65Mn彈簧鋼絲,設彈簧絲直徑 d = 3mm, (Jh = 1620 MPa, r = 0.5(r/? =810 MPa o(2) 選擇旋繞比，計算曲度系數(shù)根據(jù)下表選擇旋繞比。確定旋繞比。=4,曲度系數(shù) K = (4C 1)/(4C 4) + 0.615/0 = 1.40表3-11 旋繞比的薦用范圍7 1618 424 84 6d/mm 0.2 0.40.45 11 . 1 2.22.5 6C 71451251049（3）強度計算與原來的d接近，取d二4hiiti。中徑 D. = Cd = 13 mm ；夕卜徑 D = D? +d = 17 mm(4) 極限轉角cpi - 2arcsin- = 3 1272R°取 （pj = 3.823 ° ,貝lj / = 2.869 mm。（5）剛度計算彈簧剛度 k = （FF2 ）/ = 152.95 mm其中，2為最小工作力，2 =。5鳥彈簧的切變模量G = 80000MPa,則彈簧的工作圈數(shù)GAd _ Gd8F,C3 8C3=4.086取 =4 ,總圈數(shù)為=6（6 ）彈簧的最小高度'min = dn = 24 mm（7）減振彈簧的總變形量= p/k = 5.538 mm（8）減振彈簧的自由高度1° = /min + / = 29.538 mm（9）減振彈簧預緊變形量L = 0.538mm1 kZf（10）減振彈簧的安裝高度I = I。一 I、= 29 mm3. 7操縱機構形式選擇汽車離合器操縱機構是駕駛員用來控制離合器分離又使之柔和接合的一套機構。它始于離合器踏板，終止于離合器殼內(nèi)的分離軸承。由于離合器使用頻繁，因此離合器操縱機構首先要求操作輕便。輕便性包括兩個方面，一是加在離合器踏板上的力不應過大，另一方面是應有踏板形成的校正機構。離合器操縱機構按分離時所需的能源不同可分為機械式、液壓式、彈簧助力式、氣壓助力機械式、氣壓助力液壓式等等。離合器操縱機構應滿足的要求是3：(1) 踏板力要小，轎車一般在80150N范圍內(nèi)，貨車不大于150200N；(2) 踏板行程對轎車一般在80 150mm范圍內(nèi)，對貨車最大不超過 180mm；(3) 踏板行程應能調(diào)整，以保證摩擦片磨損后分離軸承的自由行程可復原；(4) 應有對踏板行程進行限位的裝置，以防止操縱機構因受力過大而損壞；(5) 應具有足夠的剛度；(6) 傳動效率要高；(7) 發(fā)動機振動及車架和駕駛室的變形不會影響其正常工作。機械式操縱機構有杠系傳動和繩索系兩種傳動形式，杠傳動結構簡單，工作可靠，但是機械效率低，質(zhì)量大，車架和駕駛室的形變可影響其正常工作，遠距離操縱桿系，布置困難，而繩索傳動可消除上述缺點，但壽命短，機構效率不高。本次設計的普通輪型離合器操縱機構，采用拉索式操縱機構。3.8離合器踏板行程計算踏板行程S由自由行程楫和工作行程組成：S = S +S, =so( 3-7)I Z cj a"式中，So/為分離軸承的自由行程，一般為1.53.0mm,取So/ = 2mm；反映到踏板上的自由行程咒一般為2030mm； Z為摩擦片面數(shù)；心為離合器分離時對偶摩擦面間的間隙，單片：AS = 0.85 1.30mm,取 AS = 1 mm ；ax - 75mm、a2 = 300 nvn、b、= 30mm、b2 = 90mm ,為杠桿尺寸，參圖3-6 o計算得：S = 96min, = 24 mm,合格。圖3-3拉索式操縱機構示意圖3.9踏板力的計算踏板力為Ff = + Fs(3-8)式中，F(xiàn)'為離合器分離時，壓緊彈簧對壓盤的總壓力；2效為操縱機構總傳動比，.業(yè)冬;"l為機械效率，機械式：7 = 70-80%；乙為克服回位彈簧1、2的拉力所需的踏板力，在初步設計時，可忽略之。F = 952.2 N,虹= 12, 77 = 75%；貝【JFf =105.8N,合格。3. 10. 1 .從動盤的結構組成與選型從動盤有兩種結構型式：不帶扭轉減振器的和帶扭轉減振器的，如圖3-4和圖3-6所示。不帶扭轉減振器的從動盤結構簡單，重量較輕，轉動慣量小，主要使用在早期和多片離合器的載貨汽車上。帶扭轉減振器的從動盤,可以避免汽車傳動系的共振，緩和沖擊，減少噪聲，提高傳動系零件的壽命，改善汽車行駛的舒適性，并使汽車起步平穩(wěn)，已被現(xiàn)代汽車廣泛采用。由圖3-4和圖3-6可以看出，不論從動盤是否帶有減振器，它們都有從動盤鋼片、摩擦片和從動盤轂等3個基本組成部分。兩者不同之處在于，不帶扭轉減振器的從動盤中從動盤鋼片直接釧在從動盤轂上；而在帶扭轉減振器的從動盤中，其從動盤鋼片和從動盤轂之間是通過減振彈簧彈性地連接在一起。無論選擇什么類型的從動盤，它都應該滿足以下要求：(1) 為了減少變速器換擋時輪齒間的沖擊，從動盤的轉動慣量應盡可能小。(2) 為了保證汽車平穩(wěn)起步、摩擦面片上的壓力分布更均勻等,從動盤應具有軸向彈性。(3) 要有足夠的抗爆裂強度。(4) 為了避免傳動系的扭轉共振以及緩和沖擊載荷，從動盤中應盡量選裝扭轉減振器。根據(jù)上述分析，結合所設計離合器的使用情況，確定從動盤總成的結構。3. 10. 2,從動盤總成設計下面分別敘述從動盤鋼片、從動盤轂和摩擦片等零件的結構選型和設計：(1)從動盤鋼片所設計的從動盤鋼片應達到以下幾個方面的要求：1）盡量小的轉動慣量設計從動盤鋼片時，要盡量減輕其重量，并應使其質(zhì)量的分布盡可能地靠近旋轉中心，以獲得最小的轉動慣量。從動盤鋼片一般都比較薄，通常是用1. 32.0 mm厚的鋼板沖制而成。為了進一步減小從動盤鋼片的轉動慣量，有時將從動盤鋼片外緣的盤形部分磨薄至0.651.0mm,使其質(zhì)量分布更加靠近旋轉中心。2）具有軸向彈性結構為了使離合器接合平順，保證汽車平穩(wěn)起步，單片離合器的從動盤鋼片一般都做成具有軸向彈性的結構。這樣，在離合器盤接合過程中，主動盤和從動盤之間的壓力是逐漸增加的?，F(xiàn)代常用的具有軸向彈性的從動盤鋼片，主要有以下3種結構類型。 整體式彈性從動盤鋼片整體式彈性從動盤鋼片的結構如圖3-4所示。為使具有軸向彈性，將鋼片沿半徑方向開槽，將鋼片外緣部分分割成許多扇形，并將扇形部分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釧在扇形片上。在離合器接合時，從動盤鋼片被壓緊，彎曲的波浪形扇形部分逐漸被壓平，從動盤摩擦面片所傳遞的轉矩逐漸增大，使接合過程（即轉矩增長過程）較平順、柔和。圖3-4整體式彈性從動盤鋼片1 -從動盤鋼片，2-摩擦片，3-鑰釘根據(jù)從動盤鋼片尺寸的大小可制成6 12個切槽。這種切槽還有利于減少從動盤鋼片的翹曲。為了進一步減小從動盤鋼片的剛度，增加其彈性，減少應力集中，常常將切槽的跟部切成T形。 分開式彈性從動盤鋼片它是將剛片沿半徑尺寸方向分開，裝配后才能達到剛片的使用尺寸，結構組成見圖3. 5o優(yōu)點是具有更小的轉動慣量，因為波形彈簧片較薄，且位于從動盤鋼片的最大半徑上，從動盤鋼片的尺寸較大,但它在旋轉中心。4向圖3-5分開式彈性從動盤鋼片（a）-分開式彈性從動盤總成 （b）-波形彈簧片1-波形彈簧片，2、6-摩擦片，3-摩擦片釧釘，4-從動盤鋼片，5-波形彈簧片鑰釘 組合式彈性從動盤鋼片前面兩種結構的從動盤鋼片都屬于雙向軸向彈性，在傳動負荷不太大的小型車上廣泛采用，它們工作的特點是，在離合器分離與結合的過程當中，兩邊的摩擦片都要產(chǎn)生變形，引起從動盤轂沿變速器第一軸軸向移動，有可能造成從動盤在飛輪一側分離不徹底（從動盤轂花鍵滑動阻力較大時），影響變速器掛擋性能。因此在載貨汽車上常采用另一種所謂組合式的從動盤鋼片3-6。所謂組合式彈性從動盤鋼片，就是將從動盤鋼片沿軸向分開，在從動盤鋼片上附加一些波形彈簧片。設計和裝配時一定要注意使靠近飛輪的一側無波形彈簧片，否則，這種結構失去它的意義。顯然，這種組合式從動盤鋼片的轉動慣量比前兩種的大，但對于要求剛度較高、傳動負荷比較大的大型從動盤鋼片來說，這個缺點是可以容忍的。圖3-4的從動盤鋼片結構也屬于此類。F-F _ *> -. ， ，. ” , _ 一 圖3-6組合式彈性從動盤鋼片1-從動盤鋼片，2-摩擦片抑釘，3-波形彈簧片鑰釘，4-摩擦片，5-波形彈簧片在設計時，為了保證從動盤鋼片的彈性作用，波形彈簧片的壓縮行程可取為0.81.1 mm之間，至少不應小于0.6mm。從動盤鋼片軸向彈性變化規(guī)律（即軸向加載與其變形的關系）的大致趨勢是拋物線形，即在開始變形時力較小，而后隨著變形的增加，力的增長很快，最后被壓平。采用具有軸向彈性的從動盤鋼片結構將比較復雜，此外由于軸向彈性需要增加分離行程才能保證離合器的徹底分離。因此某些特殊情況下（如雙片離合器），從動盤鋼片采用剛性的更有利。從動盤鋼片的材料與所采用的結構型式有關，不帶波形彈簧片的從動盤鋼片（即整體式）一般用高碳鋼板或彈簧鋼板沖壓而成，經(jīng)熱處理后達到所要求的硬度。采用波形彈簧片時（即分開式或組合式），從動盤鋼片可用低碳鋼板，波形彈簧片用彈簧鋼板。無論何種從動盤鋼片都要保證其結構形狀的熱穩(wěn)定性，防止翹曲變形，以免摩擦面片壓力不勻。（2） 從動盤轂從動盤轂結構形狀如圖3-7,需要確定的主要參數(shù)有：扭轉減振器彈簧裝配窗孔半徑；花鍵相關尺寸等。扭轉減振器彈簧裝配窗孔半徑尺寸受到摩擦片內(nèi)徑的限制，在結構條件允許的情況下，該尺寸盡可能大一點。從動盤轂的花鍵孔與變速器第1軸的花鍵軸配合，目前1. 3. 1離合器的功用離合器可使發(fā)動機與傳動系逐漸接合，保證汽車平穩(wěn)起步。如前所述，現(xiàn)代車用活塞式發(fā)動機不能帶負荷啟動，它必須先在空負荷下啟動，然后再逐漸加載。發(fā)動機啟動后，得以穩(wěn)定運轉的最低轉速約為300500r/min,而汽車則只能由靜止開始起步，一個運轉著的發(fā)動機，要帶一個靜止的傳動系，是不能突然剛性接合的。因為如果是突然的剛性連接，就必然造成不是汽車猛烈攢動，就是發(fā)動機熄火。所以離合器可使發(fā)動機與傳動系逐漸地柔和地接合在一起，使發(fā)動機加給傳動系的扭矩逐漸變大，至足以克服行駛阻力時，汽車便由靜止開始緩慢地平穩(wěn)起步了。雖然利用變速器的空檔，也可以實現(xiàn)發(fā)動機與傳動系的分離。但變速器在空檔位置時，變速器內(nèi)的主動齒輪和發(fā)動機還是連接的，要轉動發(fā)動機，就必須和變速器內(nèi)的主動齒輪一起拖轉，而變速器內(nèi)的齒輪浸在黏度較大的齒輪油中，拖轉它的阻力是很大的。尤其在寒冷季節(jié)，如沒有離合器來分離發(fā)動機和傳動系，發(fā)動機起動是很困難的。所以離合器的第二個功用，就是暫時分開發(fā)動機和傳動系的聯(lián)系，以便于發(fā)動機起動。汽車行駛中變速器要經(jīng)常變換檔位，即變速器內(nèi)的齒輪副要經(jīng)常脫開嚙合和進入嚙合。如在脫檔時，由于原來嚙合的齒面壓力的存在，可能使脫檔困難，但如用離合器暫時分離傳動系，即能便利脫檔。同時在掛檔時，依靠駕駛員掌握，使待嚙合的齒輪副圓周速度達到同步是較為困難的，待嚙合齒輪副圓周速度的差異將會造成掛檔沖擊甚至掛不上檔，此時又需要離合器暫時分開傳動系，以便使與離合器主動齒輪聯(lián)結的質(zhì)量減小，這樣即可以減少掛擋沖擊以便利換檔。離合器所能傳遞的最大扭矩是有一定限制的，在汽車緊急制動時,傳動系受到很大的慣性負荷，此時由于離合器自動打滑，可避免傳動系零件超載損壞，起保護作用。1.3.2 現(xiàn)代汽車離合器應滿足的要求根據(jù)離合器的功用，它應滿足下列主要要求：（1）能在任何行駛情況下，可靠地傳遞發(fā)動機的最大扭矩。為大都米用齒側定心的矩形花鍵，花鍵副之間為動配合，目的是在離合器分離和接合過程中，從動盤轂能在花鍵軸上自由滑動?；ㄦI相關尺寸包含兩個方面：花鍵形狀尺寸花鍵形狀尺寸可以采用兩種結構形式：采用SAE （美國汽車工程師學會）標準，結構見圖3-7,有關尺寸見表3-12o圖3-7從動盤轂結構1 -扭轉減振器彈簧裝配窗孔圖3-8從動盤轂花鍵結構（a ） -花鍵孔，（b） -花鍵軸按表3-5選取花鍵結構參數(shù)，花鍵結構尺寸的選擇依據(jù)是從動盤外徑和發(fā)動機轉矩，更詳細的內(nèi)容請參閱GB1 144-2001 oSAE標記DDILID2D3L27 -n10B822.2*1319. I；00843.45 ；°°322.15 *仞18.5342*noc25.8*320.6；013.93 嚴25.3；002520.43 9°-n10C1828.9嚴23.4嚴4.45 嚴匕°°-0.05234.4&-H1OC1432.1*625.8J00844.93 擴231.75*.。525.54.89。.3-n10C1835.2*628.7；015.43 嚴34.明。528.25/.O3-H1OC1238.1嚴30.9；015.97；00238.1%,5530. 755.93*-n10C1841.3嚴33.4；0J6.4嚴40.8°。.33. 26.37*.3-n10B1444.5言。1638.2；0J6.88 ；00444°十*_oo738. 056.85*.3-H1OC1444.5*16m+oi36（）6.88 J00444°F_oo735. 86.85*.2 "IOCSO.*41. I；017.88 嚴50+0.040. 87.87。.花鍵轂軸向工作長度應滿足以下兩個方面的要求：導向要求為了保證從動盤轂在變速器第1軸上滑動時不產(chǎn)生自鎖，花鍵轂的軸向長度不宜過小，一般應與花鍵外徑大小相同，對于工作條件惡劣的離合器，其盤轂的長度更大，可達花鍵外徑的1.4倍。從動盤發(fā)動機轉花鍵花鍵外花鍵內(nèi)齒厚b/有效齒擠壓應外矩齒數(shù)徑 D7mm徑 d7mmmm長 ,/mm力6徑Te / N mn:/MPaD/mm16050102318320101807010262132011.820011010292342511.322515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.732538010403254511.635048010403255013.238060010403255515.241072010453656013.143080010453656513.545095010524166512.5強度要求 花鍵尺寸選定后應進行強度校核。由于花鍵損壞的主要形式是由于表面受擠壓過大而破壞，所以花鍵要進行擠壓應力計算，當應力偏大時可適當增加花鍵轂的軸向長度。擠壓應力的計算公式如下:(3-9)式中，P花鍵的齒側面壓力，N o它由下式確定:max(3-10)(D + d')Zd' , D'一分別為花鍵的內(nèi)外直徑，m；Z從動盤轂的數(shù)目；Temax發(fā)動機最大轉炬，N m；n一花鍵齒數(shù)；h一花鍵齒工作高度，m； h= ( D'- d' ) /2；1 一花鍵有效長度，m。從動盤轂一般都由中碳鋼鍛造而成，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，其擠壓應力不應超過20MPao3. 11 本章小結本章講述了離合器的計算，包括摩擦片主要參數(shù)的選擇與優(yōu)化、膜片彈簧主要參數(shù)的選擇與優(yōu)化、通過膜片彈簧載荷與變形的關系計算離合器的壓緊力與膜片彈簧的應力、扭轉減振器與減振彈簧的計算、操縱機構與輸出軸的計算、選取從動盤轂，最后計算分離軸承的壽命。本章所用數(shù)據(jù)參考長安SC1022BB23D車型的數(shù)據(jù)。El!章結論1本次設計為四座客貨兩用微型車離合器設計。在離合器形式方面，由于膜片彈簧與壓盤以整個圓周接觸，壓力分布均勻與摩擦片接觸良好，磨損均勻，摩擦片是有壽命長；此外，膜片彈簧的安裝位置對離合器軸的中心線是對稱的，其壓力不受離心力影響，具有高速性好、平衡性好、操縱運轉時沖擊和噪聲小等優(yōu)點，故本次設計選用膜片彈簧離合器。2在本次設計中由于發(fā)動機不大，最大轉矩有限，所以選擇單片離合器，雙片離合器雖然可以提高離合器的最大轉矩，但是它散熱性差，分離不徹底，結構復雜，在對尺寸要求允許范圍較小時常采用，而在本次設計中，尺寸允許，所以最終選擇單片離合器。3離合器的主要參數(shù)；后備系數(shù)；摩擦片單位壓力；和摩擦片的內(nèi)外半徑之比；均在允許范圍內(nèi)。如后備系數(shù)；摩擦片的單位壓力摩擦片的內(nèi)外半徑比4離合器的各主要零件的強度是足夠的。2陳家瑞主編.汽車構造（第2版下冊）.北京：機械工業(yè)出版社,20043余志生主編.汽車理論.北京：機械工業(yè)出版社，20034王望予主編.汽車設計（第4版）.北京：機械工業(yè)出版社，20045劉鴻文主編.材料力學.北京：高等教育出版社，1992參考文獻1劉惟信主編.汽車設計.北京：清華大學出版社，20016汽車工程手冊編輯委員會.汽車工程手冊一設計篇.北京：人民交通出版社，20017 汽車工程手冊編輯委員會.汽車工程手冊一制造篇.北京：人民交通出版社，20018 羅錦陵，宋美娟，周宏湖主編.汽車配件實用手冊.上海：上海交通大學出版社，19979 周康年，丁為聯(lián)主編.中國機械設計大典第2卷.南昌：江西科學技術出版社，200210 徐石安，江發(fā)潮編著.汽車離合器.北京：清華大學出版社，200511 董寶乘主編.汽車底盤。北京：機械工業(yè)出版社，200312 宋年秀王東杰主編.圖解汽車底盤構造與拆裝.北京：中國電力出版社，200713 細川武志編.魏朗譯.汽車構造圖冊.北京：人民交通出版社，200414 吳文琳主編.圖解汽車底盤構造手冊.北京：化學工業(yè)出版社,200715 黃韶炯主編.汽車專業(yè)英語.北京：人民交通出版社，200516 吉林工業(yè)大學汽車教研室編汽車設計.北京：機械工業(yè)出版出版社，198217 機電工程手冊編輯委員會.機械工程手冊（第二版）.北京：機械工業(yè)出版社，199718 張洪欣主編.汽車設計.北京：機械工業(yè)出版社，1981此，離合器的摩擦力矩7；應大于發(fā)動機最大扭矩Temm；(2) 接合平順、柔和。即要求離合器所傳遞的扭矩能緩和地增加，以免汽車起步?jīng)_撞或抖動；(3) 分離迅速、徹底。換檔時若離合器分離不徹底，則飛輪上的力矩繼續(xù)有一部份傳入變速器，會使換檔困難，引起齒輪的沖擊響聲；(4) 從動盤的轉動慣量小。離合器分離時，和變速器主動齒輪相連接的質(zhì)量就只有離合器的從動盤。減小從動盤的轉動慣量，換檔時的沖擊即降低；(5) 具有吸收振動、噪聲和沖擊的能力；(6) 散熱良好，以免摩擦零件因溫度過高而燒裂或因摩擦系數(shù)下降而打滑；(7) 操縱輕便，以減少駕駛員的疲勞。尤其是對城市行駛的轎車和公共汽車，非常重要；(8) 摩擦式離合器，摩擦襯面要耐高溫、耐磨損，襯面磨損在一定范圍內(nèi)，要能通過調(diào)整，使離合器正常工作。1. 3. 3離合器工作原理如圖1-1所示，摩擦離合器一般是有主動部分、從動部分組成、壓緊機構和操縱機構四部分組成。離合器在接合狀態(tài)時，發(fā)動機扭矩自曲軸傳出，通過飛輪2和壓盤借摩擦作用傳給從動盤3,在通過從動軸傳給變速器。當駕駛員踩下踏板時，通過拉桿，分離叉、分離套筒和分離軸承8,將分離杠桿的內(nèi)端推向右方，由于分離杠桿的中間是以離合器蓋5上的支柱為支點，而外端與壓盤連接，所以能克服壓緊彈簧的力量拉動壓盤向左，這樣，從動盤3兩面的壓力消失，因而摩擦力消失，發(fā)動機的扭矩就不再傳入變速器，離合器處于分離狀態(tài)。當放開踏板，回位彈簧克服各拉桿接頭和支承中的摩擦力，使踏板返回原位。此時壓緊彈簧就推動壓盤向右，仍將從動盤3壓緊在飛輪上2,這樣發(fā)動機的扭矩又傳入變速器。1-軸承2-飛輪3-從動盤4-壓盤5-離合器蓋螺栓6-離合器蓋7-膜片彈簧8-分離軸承9-軸圖1-1 離合器總成1.3.4推式膜片彈簧離合器的優(yōu)點與拉式膜片彈簧式離合器相比，拉式膜片彈簧離合器具有以下不足：拉式膜片彈簧離合器的分離指是與分離軸承套筒總成嵌裝在一起，需要使用專門的分離軸承，使結構較復雜，安裝和拆卸維修都較困難，而且分離時的行程大于推式膜片彈簧離合器。詳細D = W = G圖二紙：三二1爸爸五四0六3231885406| W羌19歲蘭7月13日（公歷）錘資料巨蜜座屬虎僉會0回力輸。&步錚錚等< >椰子樹與芽心蓮的空間全套資料低拾10快起1.4設計的預期成果本次設計，我將取得如下成果：1、設計說明書：（1）離合器各零件的結構；（2）離合器主要參數(shù)的選擇與優(yōu)化；（3）膜片彈簧的計算與優(yōu)化；（4）扭轉減振器的設計；（5）離合器操縱機構的設計計算。從動盤、軸、壓2、圖紙有：扭轉減振器、摩擦片、膜片彈簧、盤、離合器總成。第二章離合器的結構設計為了達到計劃書所給的數(shù)據(jù)要求，設計時應根據(jù)車型的類別、使用要求、制造條件，以及“系列化、通用化、標準化”的要求等，合理選擇離合器結構。2. 1離合器結構選擇與論證2. 1. 1 摩擦片的選擇單片離合器因為結構簡單，尺寸緊湊，散熱良好，維修調(diào)整方便，從動部分轉動慣量小，在使用時能保證分離徹底接合平順，所以被廣泛使用于轎車和中、小型貨車，因此該設計選擇單片離合器。摩擦片數(shù)為2o2. 1. 2 壓緊彈簧布置形式的選擇離合器壓緊裝置可分為周布彈簧式、中央彈簧式、斜置彈簧式、膜片彈簧式等。其中膜片彈簧的主要特點是用一個膜片彈簧代替螺旋彈簧和分離杠桿。膜片彈簧與其他幾類相比又有以下幾個優(yōu)點9：（1）由于膜片彈簧有理想的非線性特征，彈簧壓力在摩擦片磨損范圍內(nèi)能保證大致不變，從而使離合器在使用中能保持其傳遞轉矩的能力不變。當離合器分離時，彈簧壓力不像圓柱彈簧那樣升高，而是降低，從而降低踏板力；（2）膜片彈簧兼起壓緊彈簧和分離杠桿的作用，使結構簡單緊湊，軸向尺寸小，零件數(shù)目少，質(zhì)量小；（3）高速旋轉時，壓緊力降低很少，性能較穩(wěn)定；而圓柱彈簧壓緊力明顯下降；（4）由于膜片彈簧大斷面環(huán)形與壓盤接觸，故其壓力分布均勻，摩擦片磨損均勻，可提高使用壽命；（5）易于實現(xiàn)良好的通風散熱，使用壽命長；（6）平衡性好；（7）有利于大批量生產(chǎn)，降低制造成本。但膜片彈簧的制造工藝較復雜，對材料質(zhì)量和尺寸精度要求高，其非線性特性在生產(chǎn)中不易控制，開口處容易產(chǎn)生裂紋，端部容易磨損。近年來，由于材料性能的提高，制造工藝和設計方法的逐步完善，膜片彈簧的制造已日趨成熟。因此，我選用膜片彈簧式離合器。2.1.3 壓盤的驅動方式在膜片彈簧離合器中，扭矩從離合器蓋傳遞到壓盤的方法有三種9 ：（1）凸臺一窗孔式：它是將壓盤的背面凸起部分嵌入在離合器蓋上的窗孔內(nèi)，通過二者的配合，將扭矩從離合器蓋傳到壓盤上，此方式結構簡單，應用較多；缺點：壓盤上凸臺在傳動過程中存在滑動摩擦，因而接觸部分容易產(chǎn)生分離不徹底。（2）徑向傳動驅動式：這種方式使用彈簧剛制的徑向片將離合器蓋和壓盤連接在一起，此傳動的方式較上一種在結構上稍顯復雜一些，但它沒有相對滑動部分，因而不存在磨損，同時踏板力也需要的小一些，操縱方便；另外，工作時壓盤和離合器蓋徑向相對位置不發(fā)生變化，因此離合器蓋等旋轉物件不會失去平衡而產(chǎn)生異常振動和噪聲。（3）徑向傳動片驅動方式：它用彈簧鋼制的傳動片將壓盤與離合器蓋連接在一起，除傳動片的布置方向是沿壓盤的弦向布置外，其他的結構特征都與徑向傳動驅動方式相同。經(jīng)比較，我選擇徑向傳動驅動方式。2. 1.4分離杠桿' 分離軸承分離杠桿的作用由膜片彈簧承擔，其作用是通過分離軸承克服離合器彈簧的推力并推動壓盤移動，從而使壓盤與從動盤和從動盤與飛輪相互分離，截斷動力的傳遞，分離杠桿要具有足夠的強度和剛度，以承受反復作用在其上面的彎曲應力，分離軸承的作用是通過分離叉的作用使分離軸承