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黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計
摘 要
隨著汽車運輸的發(fā)展，汽車性能趨于高速化，載貨汽車趨于大型化，要求發(fā)動機的功率和轉速不斷地提高，使離合器的使用條件也日漸惡化。因此，增加離合器傳遞轉矩的能力，提高其使用可靠性及壽命，簡化操作(在某些車型上以至向自動操縱發(fā)展)，已成為當代汽車離合器的發(fā)展趨勢。
離合器是汽車傳動系中的重要部件，它的構造特性與發(fā)展和傳動系緊密相關，本文針沃爾沃汽車的各項參數，設計推式膜片彈簧離合器。
離合器設計的內容主要包括壓盤總成、從動盤總成、膜片彈簧三個部分。首先，對離合器各零件的參數、尺寸、材料、及結構進行設計，然后用Auto CAD工程圖。
本文還重點研究了膜片彈簧在分離過程中的受力，對受力過程進行數學分析，并對其進行校核，以提高膜片彈簧離合器的使用壽命，使膜片彈簧離合器在工作過程中處于最佳狀態(tài)。
關鍵詞：離合器；膜片彈簧；設計；壓盤；從動盤
ABSTRACT
The clutch is an important part of the automobile power train, its characteristic and development have close relation with the power train. Based on Beijing qienuoji’s parameter, this paper aim to design pushing type diaphragm-spring clutch.
There are three main parts of the clutch design: driven disc design, diaphragm-spring design and the driving disc design. Firstly, this paper calculates the parameters, and chooses sizes and materials for the clutch’s parts. Then draw the three-dimension-blueprint of the assembly and components. Finally transforms the three-dimension-blueprint into Auto CAD engineering plat.
Along with the development of automobile transportation, car performance, auto high-speed tends to request the engine tends to large-scale, power and speed continuously improve the conditions of use, make clutch is worsening. Therefore, to increase the ability of transmission torque clutch, improve its use, simplify the operation reliability and life (in some models and automatic controlling to develop), has become the development trend of modern automobile clutch.
This paper also studies force exerted on diaphragm in the process of separation, and analyzing the process mathematically, then examines and calculates relative parameter. In conclusion, the design will prolong the lifetime of diaphragm-spring clutch, and makes the clutch in best state when it’s working.
Key words:Clutch; Diaphragm-spring; Design; Pressure-plate; Platen
黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計
目 錄
摘要 Ⅰ
Abstract II
第1章 緒論 5
1.1 離合器的設計要求 5
1.2 離合器的發(fā)展歷史 5
1.3 離合器概況 6
第2章 離合器基本尺寸參數的選擇 9
2.1 摩擦離合器機構形式的選擇 9
2.2從動盤數及干、濕式的選擇 9
2.3壓緊彈簧的結構型式及布置 9
2.4壓盤的驅動方式 10
2.5從動盤數的選擇 11
2.6離合器基本性能關系式 11
2.7離合器后備系數的選擇 12
2.8摩擦材料中單位壓力和摩擦因數的選擇 12
2.9本章小結 13
第3章 離合器從動盤總成設計 14
3.1 摩擦片的設計 14
3.2 從動盤轂的設計 16
3.3 從動片和波形彈簧片的設計 17
3.4 扭轉減振器的設計 18
3.5 本章小結 21
第4章 離合器壓盤總成設計 22
4.1 壓盤的設計 22
4.2 離合器蓋的設計 23
4.3 傳動片的設計 23
4.4 本章小結 24
第5章 膜片彈簧設計 25
5.1 膜片彈簧初選 25
5.2 膜片彈簧的分析 26
5.3 膜片彈簧的校核 28
5.4 膜片彈簧的材料以及制造工藝 28
5.5 本章小結 29
第6章 離合器的滑磨及熱工況 30
6.1 工況分析 30
6.2 約束條件 35
6.3 本章小結 36
結論 37
參考文獻 38
致謝 40
附錄A 41
附錄B 44
第1章 緒 論
1.1離合器的設計要求
隨著現代汽車發(fā)動機轉速的不斷提高，對離合器也提出了新的要求，除了要求它在高速下仍能保持傳遞發(fā)動機的最大扭矩外，還要求其必須具有足夠的旋轉機械強度，以保證安全可靠的工作。
離合器在工作過程中與變速器飛輪相連，其結構構成比較復雜，零件極易在高速旋轉過程中在離心力的作用下，產生破壞，因此開發(fā)耐用的離合器使其能承受高速運轉下的能力，避免其在使用過程中出現事故是十分必要的。
1.2離合器的發(fā)展歷史
隨著科技的飛速發(fā)展，特別是液壓技術、電子技術在汽車領域的廣泛應用，汽車傳動系發(fā)生巨大的變化。作為傳動系重要組成部件之一的離合器總成，擔負著傳力、減震和防止系統(tǒng)過載等重要作用。伴隨著自動變速器技術及與之相配套的離合器技術的完善，離合器產品不論是性能結構方面還是生產制造方面都發(fā)生了很大變化。
1981年，法國人制成了摩擦片式離合器，此后浸在油中工作的濕式多片離合器逐漸取代了錐形離合器，但多片濕式摩擦離合器的片與片之間容易被油粘住，致使離合底，造成換檔困難，所以它又逐漸被干式多片離合器取代。多片干式離合器的主要優(yōu)點是由于接觸面多，故接合平順柔和，保證了汽車的平穩(wěn)起步；但因片數多，從動部分的轉動慣量大，還是感到換檔不夠容易。另外，中間壓盤的通風散熱不良，容易引起過熱，加快了離合器的磨損，甚至燒傷和碎裂，如果調整不當還可能引起離合器分離不徹底。
在離合器的操縱機構中，由于重型和中型汽車的離合器壓緊彈簧的壓緊力很大，人們又采取各種助力裝置來減輕駕駛員的勞動強度，如日本產TKL20型重型汽車采用彈簧助力；紅巖CQ261和北京BJ370等重型車采用氣壓助力等。
隨著汽車運輸業(yè)的發(fā)展，離合器還要在原有的基礎上不斷提高改進，以適應新的使用條件。從國外的發(fā)展動向來看，近年來車輛在性能上向高速發(fā)展，發(fā)動機的功率和轉速不斷提高，載貨汽車趨于大型化，國內也有類似情況。此外，隨著汽車發(fā)動機轉速功率的不斷提高和汽車電子技術的不斷發(fā)展，人們對離合器的要求越來越高，離合器的使用條件也越來越苛刻。從提高離合器性能的角度出發(fā)，傳統(tǒng)推式膜片彈簧離合器的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)動機的高速，增加離合器傳遞轉矩的能力和簡化操作，已成為離合器目前發(fā)展趨勢。
隨著汽車發(fā)動機轉速、功率的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)，傳統(tǒng)的推式膜片彈簧離合器結構正逐步的向拉式膜片彈簧離合器結構發(fā)展，傳統(tǒng)的操作形式正向自動操作的形式發(fā)展。自動離合器、雙離合變速器等等使得操作簡便、動力更強的新技術層出不窮。所以，提高離合器的可靠性和延長其使用壽命，適應發(fā)動機高速，增加離合器傳遞扭矩的能力和簡化操作系統(tǒng)，已成為離合器的發(fā)展趨勢[5]：
離合器是汽車傳動系的重要部件，它的構造特性與發(fā)展和傳動系緊密相關。在以內燃機為動力的機械傳動汽車中，雖然發(fā)展自動傳動系統(tǒng)是汽車傳動系的發(fā)展趨勢，但手動擋車款式仍然占多數，且考慮商用車中更多數采用手動變速器，則手動擋汽車目前仍然使世界汽車的主流?？梢哉f，從目前到將來，離合器這一部件將會隨著內燃機一起存在，不可能在汽車上消失。因此，研究離合器結構有實際的意義，設計更優(yōu)質的離合器也就成為了推動汽車技術進步的課題之一。
1.3離合器概況
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轉，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和主要尺寸。膜片彈簧離合器在技術上比較先進，經濟性合理，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；
9)使用壽命長。
1.3.1離合器的功用
1.使發(fā)動機與傳動系統(tǒng)逐漸接合，保證汽車平穩(wěn)起步。
汽車由靜止到行駛的過程，其速度應由零逐漸增大。
如果傳動系統(tǒng)與發(fā)動機之間沒有離合器，而是剛性地連接，汽車起步時，駕駛將傳動系統(tǒng)的變速器掛入一定的工作檔位，靜止的汽車在突然接上動力的瞬間將會猛烈前沖，產生很大的慣性力的作用下，轉速急劇下降到最小穩(wěn)定轉速300～500r/min以下，而導致發(fā)動機熄火。這樣，汽車將不能起步。
在發(fā)動機與傳動系統(tǒng)之間裝有離合器。則汽車在起步前，駕駛員先踏下離合器踏板，使發(fā)動機與傳動系統(tǒng)分開，待掛上適當的檔位后，再慢慢抬起離合器踏板，同時，逐漸加大加速踏板開度增加發(fā)動機的輸出轉矩，離合器所能傳遞的轉矩也就逐漸地增大，于是發(fā)動機的轉矩便可由小到大地逐漸傳給傳動系統(tǒng)。當驅動力足以克制行駛阻力時，汽車便由靜止開始緩慢地逐漸加速，實現汽車平穩(wěn)起步。
2.暫時切斷發(fā)動機與傳動系統(tǒng)的聯(lián)系，便于發(fā)動機的起動和變速器平順換檔
發(fā)動機在冷起動時，讓離合器切斷發(fā)動機與傳動系統(tǒng)的聯(lián)系，就可除去部分阻力，有利于提高起動轉速，提高起動成功率。
在汽車行駛過程中，為了適應不斷變化的行駛條件，傳動系統(tǒng)經常要換用不同檔位工作，實現齒輪式變速器的換檔，即將原用檔位的某一齒輪副退出傳動，再使另一檔位的齒輪副進入工作。在換檔前也必須踩下離合器踏板，中斷動力傳遞，便于使原用檔位的齒輪副脫開，換入新檔位。
3.限制所傳遞的轉矩，防止傳動系統(tǒng)過載
當汽車進行緊急制動時，若沒有離合器，則發(fā)動機將因和傳動系統(tǒng)剛性相連而急劇降低轉速，因而其中所有零件將產生很大的慣性力矩（其數值可能大大超過發(fā)動機正常工作時所發(fā)出的最大轉矩），對傳動系統(tǒng)造成超過其承載能力的載荷，而使其機件損壞。有了離合器，一方面在緊急制動時，可先踏下離合器踏板，使發(fā)動機與傳動系統(tǒng)分離，解除了它們之間的相互作用的；另一方面即使來不及先踏下離合器，當慣性力矩超過了離合器允許的最大摩擦力矩時，離合器主、從動部分就相對滑轉以消除這一危險。從而防止傳動系統(tǒng)過載，起到一定的保護作用。
1.3.2 現代汽車離合器應滿足的要求:
1） 在任何行駛條件下，既能可靠地傳遞發(fā)動機的最大轉矩，并有適當的轉矩儲備，又能防止傳動系過載。
2） 接合時要完全、平順、柔和，保證汽車起步時沒有抖動和沖擊。
3） 分離時要迅速、徹底。
4） 從動部分轉動慣量要小，以減輕換檔時變速器齒輪間的沖擊，便于換檔和減小同步器的磨損。
5） 應有足夠的吸熱能力和良好的通風散熱效果，以保證工作溫度不致過高，延長其使用壽命。
6） 應能避免和衰減傳動系的扭轉振動，并具有吸收振動、緩和沖擊和降低噪聲的能力。
7） 操縱輕便、準確，以減輕駕駛員的疲勞。
8） 作用在從動盤上的總壓力和摩擦材料的摩擦因數在離合器工作過程中變化要盡可能小，以保證有穩(wěn)定的工作性能。
9） 具有足夠的強度和良好的動平衡，以保證其工作可靠、使用壽命長。
10） 結構應簡單、緊湊，質量小，制造工藝性好，拆裝、維修、調整方便等。
第2章 離合器的結構形式及參數的選擇
2. 1 摩擦離合器機構型式的選擇
汽車離合器有摩擦式、電磁式和液力式三種類型。其中，摩擦式的應用最廣泛?，F代汽車摩擦離合器的典型結構型式是單片或雙片干式，它由從動盤、壓盤、壓盤驅動裝置、壓緊彈簧（有沿圓周均布的圓柱螺旋彈簧、中央布置的錐形或圓柱螺旋彈簧和膜片彈簧等）、離合器蓋、分離杠桿、分離軸承等構成。本次設計選定的機構型式為單片摩擦式。
2. 2從動盤數及干、濕式的選擇
（一）單片干式摩擦離合器
單片干式摩擦離合器其結構簡單，調整方便，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柔順。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。當轉矩更大時可以采用雙片離合器。
（二）雙片干式摩擦離合器
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。
（三）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，使起步時即使長時間打滑也不會過熱，起步性能好，據稱其使用壽命可較干式高出5～6倍。
通過各結構優(yōu)缺點的比較及本次設計所針對的車型，故本次設計選用的是單片干式摩擦離合器。
2. 3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形式。根據壓緊彈簧的型式及布置，離合器分為：
（一） 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上圓周上。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?，F代由于轎車發(fā)動機轉速的提高（最高轉速高達5000～7000r/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曲鼓出而顯著降低壓緊力；另外，也使彈簧靠到定位座位柱上而使接觸部位嚴重磨損甚至出現斷裂現象。因此，現代轎車及微、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。
（二） 中央彈簧離合器
采用一個矩形斷面的圓錐螺旋彈簧或用1～2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重型汽車上以減輕其操縱力。根據國外的統(tǒng)計資料：當載貨汽車的發(fā)動機轉矩大于400～450N.m時，常常采用中央彈簧離合器。
（三） 斜置彈簧離合器
是重型汽車采用的一種新型結構。以數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，后者再堆動壓桿并按杠桿比磨損后壓桿內端隨傳力套前移，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，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)點是工作為性能十分穩(wěn)定。與周置彈簧離合器比較，其踏板力約可降低35%。
（四） 膜片彈簧離合器
作為壓緊彈簧的膜片彈簧，是由彈簧鋼制成的，具有“無底碟子”形狀的截錐形薄壁膜片。且自其小端在錐面上開有許多徑向切槽，以形成彈性杠桿，而其余未切的槽大端截錐部分則起彈簧作用。膜片彈簧的兩側則有支撐圈。它借助固定在離合器蓋上的一些鉚釘來安裝定位。當離合器蓋未固定到飛輪上是，膜片彈簧不受力而處于自由狀態(tài)。當離合器蓋用螺栓固定到飛輪上時，由于離合器蓋靠向飛輪，后支撐圈則壓膜片彈簧使其產生彈性變形，錐頂角度變大，甚至膜片彈簧幾乎變平。同時在膜片彈簧的大端對壓盤產生壓緊力使離合器處于接合狀態(tài)。當離合器分離時，分離軸承前移使膜片彈簧壓前支撐圈并以此為支點發(fā)生反錐形的轉變，使膜片彈簧大端后移，并通過分離鉤拉動壓盤使離合器分離。
2. 4壓盤的驅動方式
壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發(fā)動機轉矩時它和飛輪一起帶動傳動盤轉動，所以它與飛輪連接在一起。但是這種連接應該允許壓盤在離合器分離過程中能自由地作軸向移動。壓盤與飛輪的連接方式或其他的驅動方式有：凸塊—窗口式、傳力銷式、鍵式（鍵槽—指銷式，鍵齒式）以及彈性傳動片式等。
凸塊—窗口試是在單片離合器中長期采用的傳統(tǒng)結構。該結構是在壓盤外緣鑄出3~4個凸片，裝配時伸入離合器蓋對應的長方形窗口中，而離合器蓋則與飛輪相連?？紤]到摩擦片磨損后壓盤向前移。因此凸塊應凸出窗口以外。其結構簡單，但是凸塊與窗口的配合處磨損后易使定心精度降低而失去平衡，且會產生沖擊和噪音。所以在現在的離合器中已經很少使用。
傳力銷式是雙片離合器采用的傳統(tǒng)結構，它是用沿圓周均勻分布的幾個傳力銷將飛輪與中間的壓盤連接在一起。
鍵式也是一種壓盤的驅動方式，包括鍵槽—指銷式和鍵齒式兩種。它是用鍵槽—指銷或鍵齒將壓盤與飛輪相連接而又不影響分離時壓盤的軸向移動。
在雙片離合器的結構中也有采用綜合式的壓盤驅動方式的，即中間壓盤通過鍵連接，壓盤則通過凸塊—窗孔驅動。
上述幾種壓盤的驅動方式有一個共同的缺點，即連接之間有間隙（如凸塊與窗孔之間的間隙約是0.2mm左右）。這樣，在傳動時將產生沖擊和噪音。且隨著接觸部分磨損的增加，間隙將加大，引起更大的沖擊和噪音，甚至可能導致凸塊根部出現裂紋而造成零件的早期損壞。另外，在離合器分離時，由于零件間的摩擦將降低離合器操縱部分的傳動效率。
近年來，廣泛采用了彈性傳動片的傳力方式。彈性傳動片（鋼帶傳動片）是由薄彈簧鋼帶沖壓制成一端鉚在離合器蓋上，另一端用鉚釘固定在壓盤上，并且多用3～4組（每組2～3片）沿圓周作切向布置以改善傳動片的受力狀況。這時，當發(fā)動機驅動時傳動片受拉；當拖動發(fā)動機時傳動片受壓。這種用傳動片驅動壓盤的方式不僅消除了上述幾種離合器的缺點，而且簡化了結構，降低了對裝配精度的要求且有利于壓盤的穩(wěn)定。
通過比較以上各種方案的優(yōu)缺點，本次設計壓盤的驅動方式選用鋼帶傳動片。
2. 5從動盤數的選擇
對轎車而言，發(fā)動機的最大轉矩一般不大，在布置尺寸允許的條件下，離合器通常只有一個片從動盤。單片離合器結構簡單，尺寸緊湊，散熱性好，維修調整方便，從動部分轉動慣量下，在使用時能保證徹底、接合柔順。綜上所述，本次設計是采用單片膜片彈簧離合器。
2.6離合器基本性能關系式
離合器的基本功能之一是傳遞力矩，因此離合器轉矩容量是離合器最為基本的性能之一。通常它只能用來初步定出離合器的原始參數、尺寸，它們是否合適最終取決于試驗驗證。
根據摩擦力矩公式
(2.1)
式中：Tc—離合器靜摩擦力矩；β—后備系數；f—摩擦因數；Z：摩擦面數；po—單位壓力；D—摩擦片外徑；c—內外徑之比。
有了上面的關系式，對于一定的離合器結構而言，只要合理選擇其中的參數，并能滿足上面的關系式，就可估算出所設計的離合器是否合適[4]。
2.7 離合器后備系數的選擇
后備系數β是離合器一個重要設計參數，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉矩的可靠程度。
顯然，為可靠傳遞發(fā)動機最大轉矩和防止離合器滑磨時間過長，不宜選的太??；為是離合器尺寸不致過大，減少傳動系過載，保證操縱輕便，不宜選的太大；當發(fā)動機后備功率較大、使用條件較好時，可選的小一些；當使用條件惡劣、需要拖帶掛車時，為提高起步能力，減少離合器滑磨，可選的大一些；汽車總質量大，也應選得越大。
在選擇β時，應保證離合器應能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩、要防止離合器滑磨過大、要能防止傳動系過載。其數值按表2.1選取，而設計本車的離合器其β要求比較的大，初步選擇為1.60。
表2.1 離合器后備系數β的取值范圍
車 型
后備系數
乘用車及最大總質量小于6t的商用車
1.20～1.75
最大總質量為6～14t的商用車
1.50～2.25
掛車
1.80～4.00
2.8 摩擦材料中單位壓力和摩擦因數的選擇
石棉基摩擦材料的密度小，制造容易、價格低廉等優(yōu)點，但受工作溫度、單位壓力、滑磨速度影響大，主要用于中、輕載荷的工作條件下，而粉末冶金材料的傳熱性好、熱穩(wěn)定性與耐磨性好、摩擦因數高，故在選擇摩擦片材料是粉末冶金材料中的鐵基[5]。初選po根據表2.2中可得：為0.5MPa，f為0.5。
表2.2 摩擦材料中單位壓力和摩擦因數的取值
摩擦片材料
單位壓力po/MPa
摩擦因數f
石棉基材料
模壓
0.15～0.25
0.20～0.25
編織
0.25～0.35
0.25～0.30
粉末冶金材料
銅基
0.35～0.50
0.25～0.30
鐵基
0.35～0.50
金屬陶瓷材料
0.70～1.50
0.4
2.9 本章小結
在離合器的基本性能關系式中我們得知要用到后備系數；摩擦因數；單位壓力等一些參數。通過查閱資料，工具用書，圖表等我能、我們可以對一些參數取值。為我們接下來的設計計算提供一定幫助。
第3章 離合器從動盤總成設計
3.1 摩擦片的設計
摩擦片設計要求：
①摩擦因數較高且較穩(wěn)固，工作溫度，單位壓力，滑磨速度的變化對其影響要小；
②具有足夠的機械強度與耐磨性；
③密度要小，以減少從動盤的轉動慣量；
④熱穩(wěn)定性好，在高溫下分離出粘合劑力，無味，不易燒焦；
⑤磨合性能好，不致刮傷飛輪和壓盤表面；
⑥接合時應平順，而不產生“咬合”或“抖動”現象；
⑦長期停放后，摩擦面間不發(fā)生“粘著”現象。
離合器摩擦片所用的材料主要有石棉基摩擦材料、粉末冶金摩擦材料和金屬陶瓷摩擦材料。石棉基摩擦材料具有摩擦因數較高、密度較小、制造容易、價格低廉等優(yōu)點。但它性能不夠穩(wěn)定、摩擦因數受工作溫度、單位壓力、滑磨速度的影響大，故目前主要應用于中、輕載荷下工作。由于石棉在生產和使用過程中對環(huán)境有影響，對人體有害，故以玻璃纖維、金屬纖維來代替石棉纖維。粉末冶金和金屬陶瓷摩擦材料具有傳熱性好、熱穩(wěn)定性與耐磨性好、摩擦因數較高且穩(wěn)定、能承受的單位壓力較高以及壽命較長等優(yōu)點，但價格較貴，密度較大，接合平順性較差，主要應用于載荷質量較大的商用車上。
摩擦片與從動片的連接方式有鉚接和粘接兩種。鉚接方式連接可靠，更換摩擦片方便，適宜在從動片上安裝波形片，但其摩擦面積利用率小，使用壽命短。粘接方式可增大實際摩擦面積，摩擦片厚度利用率高，具有較高的抗離心力和切向力的能力；但更換摩擦片困難，且使從動盤難以安裝波形片，無軸向彈性，可靠性低。
摩擦片材料：粉末冶金材料（其具有傳熱性好，熱穩(wěn)定性與耐磨性好、摩擦因數較高而且穩(wěn)定、能承受的單位壓力較高及壽命較長等優(yōu)點）。
摩擦片與 從動片的連接方式：鉚接（因具連接可靠、更換摩擦片方便、適宜在從動盤上安裝波形片而采用）。
摩擦片基本尺寸的確定。摩擦片外徑是離合器的基本尺寸，它關系到離合器的結構重量和使用壽命，它和離合器所需傳遞的轉矩有一定的關系。根據公式3.1：
(3.1)
式中：Temax—發(fā)動機最大轉矩；β—后備系數；f—摩擦因數；Z：摩擦面數；po—單位壓力；D—摩擦片外徑；c—內外徑之比
得到D=240mm。
計算離合器的外徑D同時參考經驗公式3.2：
(3.2)
式中：A—參考系數；D—摩擦片外徑；Temax—發(fā)動機最大轉矩；
A取47，計算得到D=234mm。
初選D以后，還需根據摩擦片尺寸的系列化和標準化進一步確定[6]。
查找標準(GB1457—74)的規(guī)定：
表3.1 離合器尺寸選擇參數表
摩擦片外徑D/mm
發(fā)動機最大轉矩Temax/N×m
單片離合器
重 負 荷
中等負荷
極 限 值
225
130
150
170
250
170
200
230
……
……
……
……
最終確定：外徑D=250mm；內徑d=155mm，內外徑之比c=0.620，單片面積F=30200mm2 。
對摩擦片的厚度h，我國以規(guī)定了3種規(guī)格：3.2mm，3.5mm，4mm，這里選擇厚度為3.5mm。
(2)摩擦片的校核。在初步確定完摩擦片的基本尺寸后，要對摩擦片校核：
1)摩擦片外D(mm)的選擇應使最大圓周速度vD不超過65～70m/s：
(3.3)
式中：nemax—發(fā)動機的最高轉速（r/min）；
當nemax取6 000時，代入可得：
vD=70 ≤ 65～70m/s。
2)摩擦片的內外徑比c應在0.53～0.70 范圍內：
c=0.620∈｛0.53～0.70｝。
3)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，β應在1.2～1.75之間，代入式2—1：
β= Tc/ Temax=1.60∈｛1.20～1.75｝。
4)為了減少汽車起步過程中的離合器的滑磨，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面積滑磨功應小于其許用值，即：
(3.4)
式中：ω—單位摩擦面積滑磨功(J/mm2)；[ω] —其許用值0.4 J/mm2；W—汽車起步時離合器接合一次產生的總滑磨功(J)，可以根據下式計算：
(3.5)
式中：ne—發(fā)動機轉速，取2 000r/min；ma—汽車總質量(kg)，取1 200kg；rr—汽車輪胎滾動半徑(m)；ig—汽車起步時所用變速器檔位的傳動比；數值取3.8；i0—主減速器傳動比，取4.2。
各個數值代入3—5式得到：W=14 983J。
把W=14983J和摩擦片的各個數值代入式3.4，得：
w=0.338J/mm2≤[w]=0.4J/mm2。
經過校核可知，摩擦片的設計符合相應的設計要求[7]。
3.2 從動盤轂的設計
從動盤數及干、濕式的選擇單片干式摩擦離合器，這是因為結構簡單，調整方便，軸向尺寸緊湊，分離徹底，從動件轉動慣量小，散熱性能好，采用軸向有彈性的從動盤時也能接順平和等優(yōu)點符合離合器的設計要求
發(fā)動機轉矩是經從動盤轂的花鍵孔輸出，花鍵之間為動配合，在離合器分離和結合的過程中，從動盤轂就能在花鍵軸上自由滑動。我國生產的離合器，其從動盤轂花鍵多用SAE標準，其有關尺寸見表
表3.2 從動盤轂花鍵的尺寸
摩擦片的外徑D/mm
發(fā)動機的最大轉矩
花鍵尺寸
擠壓應力
齒數n
外徑
內徑
齒厚
有效齒長
160
49
10
23
18
3
20
9.8
180
69
10
26
21
3
20
11.6
200
108
10
29
23
4
25
11.1
225
147
10
32
26
4
30
11.3
250
196
10
35
28
4
35
10.2
280
275
10
35
32
4
40
12.5
300
304
10
40
32
5
40
10.5
325
373
10
40
32
5
45
11.4
350
471
10
40
32
5
50
13.0
查表3.2，可選花鍵尺寸如下齒數n=10、外徑mm、內徑=28mm、齒厚=4mm、有效齒長l=35mm
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。
花鍵的擠壓應力sj：
(3.6)
式中：Temax—發(fā)動機最大轉矩；D—花鍵轂的外徑；d—花鍵轂的內徑；n—花鍵轂的齒數；l—花鍵轂的有效長度。
從動盤轂一般都由中碳鋼鍛造而成，并經調質處理，其擠壓應力不應大于30MPa。
從動盤轂采用鍛鋼（40Cr），采用調質處理，表面和心部硬度在26～32HRC。提高花鍵內孔表面硬度和耐磨度，可采用鍍鉻工藝；對減振彈簧窗口及從動片配合處，應進行高頻處理。
3.3 從動片和波形彈簧片的設計
設計從動片，要盡量減輕其重量，并使其質量的分布可能地靠近旋轉中心，以獲得最小的轉動慣量。為了減小轉動慣量，從動片做的比較薄，一般在1.3mm—2.2mm。根據設計的需要采用從動片的厚度為2mm，材料為中碳鋼板（50號），表面硬度為35～40HRC，結構采用分開式彈性從動片結構。
波形片材料采用65Mn，厚度為0.7mm，硬度為40～46HRC，并經過表面發(fā)藍處理。
3.4 扭轉減振器的設計
1.扭轉減震器的組成與功能
扭轉減震器主要由彈性元件、阻尼元件等組成。彈性元件的作用是降低傳動系的手段扭轉剛度，從而降低傳動系扭轉系統(tǒng)的某階段固有頻率，改變系統(tǒng)的故有振型，使其盡可能避開由發(fā)動機轉矩主諧量激勵引起的共振；阻尼元件的作用是有效地耗散振動能量。因此，扭轉減震器具有如下功能；
（1）降低發(fā)動機曲軸與傳動系接合部分的扭轉剛度，調諧傳動系扭振固有頻率。
（2）增加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉共振響應振幅，并衰減因沖擊而產生的瞬態(tài)頻率。
（3）控制動力傳動系統(tǒng)總成怠速時離合器與變速器軸系的扭振，消減變速器怠速噪聲和主減速器與變速器的扭轉及噪聲。
（4）緩和非穩(wěn)定工況下傳動系的扭轉沖擊載荷，改善離合器的接合平順性。
2.扭轉減震器的的扭轉特性
扭轉減振器具有線性和非線性兩種特性。單級線性減振器的扭轉特性：其彈性元件一般采用圓柱螺旋彈簧，廣泛應用于汽油機汽車中。當發(fā)動機為柴油機時由于怠速時發(fā)動機旋轉不均勻度較大，常引起變速器常嚙合齒輪間的敲擊，從而產生令人厭煩的變速器怠速噪聲。在扭轉減振器中，另設置一組剛度較小的彈簧，使其在發(fā)動機怠速工況下起作用，以消除變速器怠速噪聲。此時可得到兩級非線性特性，第一級的剛度很小，稱為怠速級；第二級的剛度較大。在柴油機汽車中，目前廣泛采用具有怠速級的兩級或三級非線性扭轉減振器。
3，由于發(fā)動機傳到汽車傳動系中的轉矩是周期地不斷變化的，從而使傳動系統(tǒng)產生扭轉振動。若振動頻率與傳動系的自振頻率相重合會發(fā)生共振，影響傳動系中零件的壽命。為避免共振，緩和傳動系所受的沖擊載荷，在許多汽車的傳動系統(tǒng)中裝設了扭轉減振器，且大多數將扭轉減振器附裝在離合器的從動盤中[8]。
a b
圖3.1 扭轉減振器工作示意圖
a—靜止狀態(tài)；b—工作狀態(tài)
1、2—減振彈簧；3—從動盤本體；4—阻尼片；
離合器接合時，發(fā)動機發(fā)出的轉矩經飛輪和壓盤傳給了從動盤兩側的摩擦片，帶動從動盤本體和與從動盤本體鉚接在一起的減振器盤轉動。動盤本體和減振器盤又通過六個減振器彈簧把轉矩傳給了從動盤轂。因為有彈性環(huán)節(jié)的作用，所以傳動系受的轉動沖擊可以在此得到緩和。傳動系中的扭轉振動會使從動盤轂相對于動盤本體和減振器盤來回轉動，夾在它們之間的阻尼片靠摩擦消耗扭轉振動的能量，將扭轉振動衰減下來[9]。
扭轉減振器的設計計算著重于減振彈簧。
(1)減振彈簧的材料。選用60Si2MnA彈簧鋼絲。
(2)減振彈簧個數Zj的選取。根據表3.3，由于D=250mm，所以Zj取6。
表3.3 減振彈簧個數的選取
摩擦片外徑D/mm
225～250
250～325
325～350
>350
Zj
4～6
6～8
8～10
>10
(3)減振彈簧的位置半徑R0。減振彈簧的位置半徑R0一般取(0.60～0.75)d/2,同時為了保證離合器可靠的傳動發(fā)動機的轉矩，減振彈簧位置直徑2R0約小于摩擦片內徑約50mm，所以取R0=55mm。
(4)極限轉矩Tj。極限轉矩是指減振器在消除了限位銷與從動盤轂之間的間隙時所能傳遞的最大轉矩，即限位銷起作用時的轉矩。它受限于減振彈簧的許用應力等因素，與發(fā)動機最大轉矩有關，一般可取：
Tj=(1.5～2.0)Temax (3.7)
式中：Temax—發(fā)動機最大轉矩；Tj—極限轉矩。
本車取相應系數為2.0，所以Tj=400N×m。
(5) 扭轉角剛度kj 。為了避免引起傳動系統(tǒng)的共振，要合理選擇減振器的扭轉角剛度kj，使共振現象不發(fā)生在發(fā)動機常用的工作轉速范圍內。kj取決于減振彈簧的線剛度及其結構布置尺寸：
kj=KZjR02×103 (3.8)
式中：K—每個減振彈簧的線性剛度(N/mm)；Zj—減振彈簧的個數；R0—減振彈簧位置半徑(m)。
減振器的角剛度既要滿足傳遞足夠大的轉矩的要求，又要滿足為了避開共振而盡量降低其值的要求，這在實際上是做不到的。因此，減振器的角剛度kj的最后確定，常常是結構所允許的設計結果，設計時選kj為：kj ≤13Tj。
由于設計的是越野車的發(fā)動機，常工作時的轉速是較高的，且保證發(fā)動機的工作較穩(wěn)定，所以選擇kj較小，取kj=10Tj=4 000N×m。
這樣每個彈簧的線性剛度為K= kj/(KZjR02)=2.1×106 N/mm。
(6)阻尼摩擦轉矩Tm。由于減振器扭轉剛度kj受結構及發(fā)動機最大轉矩的限制，不肯能夠很低，故為了在發(fā)動機工作轉速范圍內最有效地消振，必須合理選擇減振器的阻尼摩擦轉矩Tm，一般可選：
Tm=(0.06～0.17)Temax (3.9)
式中：Tm—阻尼摩擦轉矩；Temax—發(fā)動機最大轉矩。
按經驗選Tm=0.12Temax=24N。
(7)預緊轉矩Tn。減振彈簧在安裝時都有一定的預緊力。研究表明，Tn的增加，共振頻率將向減小頻率的方向移動，這是有利的。但Tn不應大于Tm，否則在反向工作時，扭轉減振器將提前停止工作，故?。?
Tn=(0.05～0.17) Temax (3.10)
式中：Tn—預緊轉矩；Temax—發(fā)動機最大轉矩。
取Tn=0.10Temax=20N。
(8)極限轉角jj。減振器從預緊轉矩Tn增加到極限轉矩Tj時，從動片相對從動盤轂的極限轉角jj為
(3.11)
式中：jj —極限轉角；R—減振彈簧位置半徑；Dl—減振彈簧的工作變量。
jj通常取3o～12o，由于設計的乘用車的離合器，所以對發(fā)動機的平順性要求較高，所以jj取9o。
3.5本章小結
從動盤對離合器來說是一個十分重要的部件它由摩擦片；從動盤轂；從動片；波形彈簧片；扭轉減震器等部件組成。所以其設計的好壞對離合器的總體性能起著決定
性的作用，因此在設計過程中我們要對其各項結論精細的計算和校核，使其達到預期標準。
第4章 離合器壓盤總成設計
4.1 壓盤的設計
壓盤是離合器的主動部分，在傳遞發(fā)動機轉矩時，它和飛輪一起帶動從動盤轉動，所以它必須和飛輪有一定的聯(lián)系，但這種聯(lián)系有應允許壓盤在離合器分離過程中自由的做軸向移動，使壓盤和從動盤脫離接觸。壓盤和飛輪間常用的連接方式有凸臺式、鍵式和銷式。但這些連接方式在離合器分離和結合的過程中，由于傳力零件之間有摩擦，將降低離合器操縱部分的傳動效率。
為了消除上述缺點，在設計中采用傳力片式。
在離合器的基本參數選定后，壓盤的基本尺寸應和摩擦片的外徑和內徑相同，確定壓盤的厚度應符合下面四點要求。
(1)壓盤應具有較大質量，以增大熱容量，減少溫升。應用下式校核壓盤的一次接合的溫升：
(4.1)
式中：t—壓盤溫升(oC)；c—壓盤的比熱容，鑄鐵：c=481.4J/(kg·oC)；m—壓盤質量(kg)，經計算約為4.2kg；W—汽車起步時離合器接合一次產生的總滑磨功(J)，經上面計算得W=14 983J；g—傳到壓盤的熱量所占的比例，對于單片離合器壓盤：g=0.5。
根據式4—1得：t=3.7 oC≤8 oC。
(2)蓋的膜片彈簧支撐處應具有高的尺寸精度，否則回造成分離不徹底；
(3)壓盤應具較大的剛度。能使壓緊力在摩擦面上的壓力分布均勻并減少受熱后翹曲變形，以免影響摩擦片的均勻壓緊及與離合器的徹底分離[8]。
(4)為了便于通風散熱，防止摩擦片表面溫度過高，可在離合器蓋上開較大的通風窗口，或在蓋上加通風扇片，本設計采用前者。
與飛輪保持良好的對中，并要進行靜平衡，壓盤單件的平衡精度不低于15～20g·cm
基于以上四點，選取壓盤的厚度為12mm。
由于壓盤的形狀較復雜，要求傳熱性好，具有較高的摩擦因數，所以采用灰鑄鐵，采用HT300，硬度為170～227HBS，另外添加少量的金屬元素（鎳鐵合金）以增加其機械強度[10]。
4.2 離合器蓋的設計
(1)離合器蓋結構設計要求。應具有足夠的剛度，否則將影響離合器的工作特性，增大操縱時的分離行程，減小壓盤升程，嚴重時使摩擦面不能徹底分離。為此可采用如下的措施：適當的增大蓋的板厚，使鋼板厚度達到4mm；在蓋內的圓周處翻邊。
離合器蓋應和飛輪保持良好的對中，以免影響總成的平衡和正常的工作，其膜片彈簧支承處應具有高的尺寸精度。
(2)離合器蓋的材料。由于設計的離合器是乘用車用的，所以離合器蓋的加工工藝為沖壓制造，所以采用的是4mm的10號鋼板沖壓而成[11]。
4.3 傳力片的設計
傳力片的作用是在離合器接合時，離合器蓋通過它來驅動壓盤共同旋轉，分離時，又可以利用它的彈性來牽動壓盤軸向分離并使操縱力減小。
傳力片為3組，每組2片，每片厚度為0.8mm，由65Mn的彈簧鋼帶制成。在布置傳力片時要注意，通常情況下傳力片應該受拉力[11]。
傳力片的校核：
用公式4.2計算傳力片的有效長度：
(4.2)
式中：l１—傳力片的有效長度；l—傳力片上兩孔之間的距離；—孔的直徑。
用公式4.3計算傳力片的彎曲總剛度：
(4.3)
式中：E—傳力片材料的彈性模量；—截面慣性矩；n—為傳力片數量；i—傳力片的組數；l１—傳力片的有效長度。
用公式4.4計算壓盤和離合器蓋組裝時的最大應力：
(4.4)
式中：σmax—最大應力值；W—傳力片的截面系數；n—傳力片數量；i—傳力片的組數； l１—傳力片的有效長度；P—傳力片作用力的大小。
帶入數值計算得到913MPa
離合器傳扭時分為正向驅動和反向驅動，用公式4.5計算正向驅動時的最大應力:
=204.5MPa≤913MPa (4.5)
式中：σmax—最大應力值；W—傳力片的截面系數；n—傳力片數量；i—傳力片的組數； P—傳力片作用力的大?。籦—傳力片的寬度；l１—傳力片的有效長度；h—傳力片厚度；R—傳力片的圓周半徑；fmax—傳力片軸向變形力最大值；Temax—發(fā)動機最大轉矩。
用公式4.6計算反向驅動時的最大應力:
=823.5 MPa≤913MPa (4.6)
式中：σmax—最大應力值；W—傳力片的截面系數；n—傳力片數量；i—傳力片的組數； P —傳力片作用力的大?。籦—傳力片的寬度；l—傳力片的有效長度；h—傳力片厚度；R—傳力片的圓周半徑；fmax—傳力片軸向變形力最大值；Temax—發(fā)動機最大轉矩。
可見，傳力片的設計符合要求。
4.4本章小結
通過資料的學習我們可知壓盤的驅動方式有很多種如，傳力銷式；鍵式等。但是，在離合器分離時，由于零件間的摩擦將降低離合器操縱部分的傳動效率。為了消除上述缺點，近年來廣泛采用了彈性傳動片的傳力方式。所以本設計也采用此方式作為此壓盤的驅動方式。
第5章 膜片彈簧設計
5.1 膜片彈簧的初選
設計膜片彈簧，一定要初步選定其全部尺寸，然后進行一系列的驗算，最后優(yōu)選出合適的尺寸[12]。
表5.1 膜片彈簧的主要參數的選用參考值
基本參數
常用范圍
一般范圍
外內徑比 R/r
1.2～1.3
1.2～1.35
膜片鋼板厚度 h(mm)
2～3.4
2～4
高厚比 H/r
1.7～2.0
1.6～2.2
外徑厚度比 H/h
75～95
70～100
比值 R/r0
4～5
3.5～5.0
杠桿比（推式） (r1-rf)/(R1-r1)
2.3～4.5
-
分離指的數目 n
18
-
分離指舌尖切槽寬 δ1(mm)
3.2～3.5
-
分離指舌根切槽寬δ2(mm)
9～10
-
分離指舌部最寬處半徑 re(mm)
≤ r-δ2
-
初始錐底角 a(o)
10～13
9～15
半徑差值(mm)
D1=R-R1
2～4
1～7
D2=r1-r
0.5～ 3
0～6
D3=rf-r0
0～3
0～4
圖5.1 膜片彈簧的基本尺寸
膜片的外徑R的大小約為摩擦片的平均半徑，即(D+d)/4，所以R的初選為106mm，
根據表5—1和圖5—1以及R的大小，選擇膜片彈簧的以下數值[13～15]：
大端半徑：R=120mm；
碟簧部分內徑：r=100mm；
碟簧在自由狀態(tài)下的內錐高：H=14mm；
膜片鋼板厚度：h=2.45mm；
膜簧壓盤加載點半徑：R1=118mm；
膜簧支承環(huán)加載點半徑：r1=99mm；
小端內徑r0=25mm；
分離加載半徑：rf=35mm；
分離指舌尖切槽寬：δ1=3.4mm；
分離指舌根切槽寬：δ2=10mm；
分離指舌部最寬處半徑：re=75mm。
5.2 膜片彈簧的分析
圖5.2 膜片彈簧的特征曲線
膜片彈簧由于它的變形和載荷關系并不成線性關系，在壓緊狀態(tài)時，通過支承環(huán)和壓盤在膜片彈簧上的載荷F1(N)集中在支承處，加載點相對軸向變形l1(mm)的彈簧的彈性特征如下式：
(5.1)
式中：材料的彈性模量(MPa)，對于剛材料：E=2.1×105MPa；m—材料的泊松比，對于鋼：m=0.3；H、h、R、r、R1、r1代表均是圖5—1中的含義[16～18]。
當離合器分離時，膜片彈簧的加載點將發(fā)生變化，從支承環(huán)和壓盤的加載點轉移到支承環(huán)和分離軸承的加載點，設分離軸承的加載的力為F2(N)，則有如下的關系：
(5.2)
把上式代入式5.1則
F1與膜片彈簧末端變形l1關系為
(5.3)
根據圖5.2中的膜片彈簧的彈性特征曲線，M和N點為曲線的一階導數點為0點，而中間的H點位曲線的拐點，即為曲線的二階導數點為0點，所以：
(5.4) (5.5)
當=0時，得：
(5.6)
式5.6代入R、r、R1、r1得l1=2.16mm，即l1H=3.24mm
而B點為膜片彈簧壓緊狀態(tài)的而l1B：0.8l1H≤l1B≤l1H則選l1B=3mm
當=0時，得
(5.7)
式5—7代入R、r、R1、r1得l1=2.25mm和4.28mm，即l1M=2.25mm，l1N=4.28mm。而A點為摩擦片在最大磨損的情況下的膜片彈簧的彈性變形，其：
Dl=l1B－l1A=Zc×DS0
式中：Zc—離合器的摩擦片摩擦片表面數目，單片Zc=2；D