汽車離合器2013年09月15日一、營銷需求目錄一、離合器功用二、離合器分類三、離合器總成的選型四、離合器操縱設計計算一、離合器功用1、“離”1.1分離時要迅速、徹底（切斷動力、換擋）1.2防止傳動系過載2、“合”2.1接合過程要平順、柔和、保證汽車平穩起步2.2能可靠地傳遞發動機的最大轉矩3、應使汽車傳動系盡量避免共振，具有吸振和降噪功用2.1扭轉減振機構在離合器從動盤上2.2扭轉減振機構在離合器雙質量飛輪上

二、離合器結構原理及分類離合器結構原理離合器分類三、離合器總成的選型第一步：主機廠與配套廠商定離合器的結構形式

第二步：主機廠提供發動機主要參數及裝車用途，配套廠初定離合器規格尺寸。

第三步：基本參數的選擇和確定

第四步：單位面積許用壓力的校核

第五步：單位面積發動機功率的校核

第六步：單位面積車輛總質量的校核第七步：離合器熱負荷的校核，包括滑磨功W和起步溫升△t的計算、校核。最后，如果有必要的話，還可以進行預期壽命的計算

具體步驟

第一步：主機廠與配套廠商定離合器的結構形式

是用膜片式還是螺旋式？是用拉式還是推式？是用單片式還是雙片式？一般來說

膜片式離合器較螺旋式離合器有以下優點：

a、結構緊湊，尤其是軸向尺寸較小；b、散熱通風性能好。當軸向尺寸相同時，可以設計出更厚重的壓盤，且斷面比較均勻，易于布置散熱筋等。以上因素可以有效降低離合器的使用溫度，延長使用壽命；c、高速性能好。高速運轉時，周置螺旋彈簧會在離心力的作用下產生橫向撓曲變形，甚至嚴重鼓出，從而降低離合器的有效壓緊力和轉矩容量；而膜片彈簧由于其結構上的特點，受離心力影響較小。有研究表明：在5000轉/分的高速下，螺旋彈簧離合器的壓緊力會下降約30%，而膜片彈簧離合器僅降低5%左右；膜片式離合器的優點(續）d、使用壽命更長。膜片彈簧離合器的壓緊力在整個使用過程中，隨著摩擦片的磨損，幾乎不會下降（一定范圍內甚至有所上升），而螺旋彈簧離合器的壓緊力會隨著摩擦片的磨損而不斷下降，加上前者散熱通風良好，壓盤熱容量較大等因素，膜片彈簧離合器具有更長的使用壽命；e、操縱更加輕便。在相同壓緊力的條件下，膜片彈簧離合器的操縱力可比螺旋彈簧離合器降低25%~35%左右；

但是

膜片式離合器較螺旋式離合器也存在一些缺點：膜片彈簧離合器的技術要求較高，市場售價較貴；螺旋彈簧離合器的生產廠家較多，價格相對低廉；膜片彈簧離合器在摩擦片磨損后壓緊力增加，但同時分離力也相應增加；螺旋彈簧離合器在摩擦片磨損后壓緊力下降，但同時分離力也相應下降；第二步：主機廠提供發動機主要參數及裝車國產單片推式膜片彈簧離合器規格尺寸可參考表1進行初定。表1：單片推式膜片彈簧離合器規格尺寸初選表離合器尺寸(mm)發動機最大扭矩(N.m)輕負荷中負荷重負荷16050~7040~6030~5018070~9060~8050~70200110~14090~12080~100225150~190130~170100~140用途，配套廠初定離合器規格尺寸240170~210150~190120~160250200~250180~220140~180265240~290210~260170~220275280~340240~300200~260300330~400280~350240~290325400~500330~430270~360350480~630400~550330~470380600~800500~700400~600400700~900600~800500~700430850~1100700~900600~800表1：單片推式膜片彈簧離合器規格尺寸初選表(續)備注：1、一般轎車和主要以跑高速公路為主的城際巴士可按輕負荷考慮；2、中、輕型貨車和一些客貨兩用車可按中負荷考慮；3、重型車、牽引車和城市公交車等可按重負荷考慮；4、如果選用螺旋彈簧離合器，通常規格宜放大一號；5、進口離合器通常規格宜縮小一號。第三步：基本參數的選擇和確定1、離合器的基本規格確定后，可根據不同的工況，選擇相應的儲備系數，并計算離合器扭矩容量和所需壓緊力。表2：各種車型儲備系數參照表

車輛類型或工況轎車輕型貨車中型貨車重型車及牽引車(帶拖掛)城市公交或營運中巴車等儲備系數β1.1~1.51.3~1.81.5~2.42.0~4.01.8~3.0備注：缸數越少，β應越大；對于汽油機可取偏小值，對于柴油機要取偏大值（工作較粗暴）。對于螺旋彈簧離合器，由于磨損后壓緊力會下降，β應取大一些。2、儲備系數選定后，可按下式計算離合器所需扭矩和壓緊力：Tcmax=βTemax=fF1RmZ其中：f為摩擦系數。對于單片式離合器、普通無石棉摩擦材料，可取f=0.25；對于較好的摩擦材料，非惡劣工況時可取f=0.3。對于雙片式離合器，由于散熱較差，溫度較高，一般只能取f=0.2；F1為離合器的工作壓緊力；Rm為摩擦半徑。為簡化起見，可取Rm=(即摩擦片平均半徑)；Z為摩擦面數目。對于單片式離合器，Z=2；第四步：單位面積許用壓力的校核

按第三步計算求得工作壓緊力F1后，按下式計算單位面積壓力：

考慮到不同摩擦材料的承壓能力，一般按上式計算的p不應大于下表的規定：表3：不同摩擦材料在干摩擦條件下的許用單位壓力[p]摩擦材料石棉絨制品石棉布制品石棉線纏繞無石棉制品金屬陶瓷材料許用單位壓力(MPa)0.17~0.220.20~0.270.23~0.320.27~0.350.7~1.5如果計算值大于上表中的數值或接近上限，就應考慮適當加大離合器的規格，并重新計算壓緊力和單位壓力。對于離合器使用頻繁、工況比較惡劣的（如城市公交、自卸卡車等），其許用值應按上表的下限選取。

P=第五步：單位面積發動機功率的校核

單位面積發動機功率Peo=(kw/cm2)式中Pemax為發動機最大功率；Z為摩擦面數目；A為摩擦片面積。表4:各種車輛許用單位面積發動機功率[Peo](kw/cm2)(高檔無石棉材料）

轎車輕型貨車中型貨車重型車牽引車城市營運車(公交車等)螺旋彈簧0.180.140.120.100.080.08推式膜片0.230.180.150.120.100.10拉式膜片0.250.200.180.150.120.12車型離合器第六步：單位面積車輛總質量的校核

單位面積車輛總質量

mo=

(kg/cm2)式中ma為車輛總質量

表5各種車輛許用單位面積車輛總質量[mo](kg/cm2)（無石棉材料）

轎車輕型貨車中型貨車重型車牽引車螺旋彈簧3~3.55~86.5~118~1310~156~10推式膜片3.4~3.96~98~12.510~1512~187~11拉式膜片3.7~4.27~1110~1412~1815~229~13車型離合器※由于摩擦材料配方的不同，各種配方的許用值往往存在較大的差異。

第七步：離合器熱負荷的校核

包括滑磨功W和起步溫升△t的計算、校核。

離合器在接合過程中所產生的滑磨功不僅消耗一部分發動機功率，引起摩擦面的磨損，而且還轉化為熱量使離合器的溫度升高。而一般摩擦材料的性能會隨著工作溫度的升高而逐漸變壞——摩擦系數u下降、磨損率Kw增大。而摩擦系數下降后摩擦片更容易打滑，滑磨后溫度更升高，溫度更高后摩擦系數更下降………如此惡性循環，會極大地降低離合器的扭矩容量，縮短離合器的使用壽命，甚至引起壓盤熱變形、龜裂或斷裂，摩擦片翹曲變形或燒損等嚴重后果。因此，對在重載條件下工作的車輛：如城市公交、工地上的自卸車、超載的大貨車等，這些影響尤為嚴重。所以在設計、選型時要充分考慮離合器的通風、散熱條件，同時必須進行滑磨功W和起步溫升△t的計算。我們知道，通常車輛起步時離合器主、從動部分的轉速差較大，而換檔時轉速差較小，因此我們只需要分析車輛起步時離合器的接合過程。車輛起步時離合器的結合過程大致可以分為兩個階段：第一階段：從離合器主、從動部分的摩擦面開始接觸（Tc=0）起，直到Tc逐漸增大到等于車輛行駛阻力矩Tn，經歷時間0~t1。在這一階段中，因Tc≤Tn，離合器雖然已經開始滑磨，但從動盤尚未轉動（ωn=0），車輛仍處于靜止狀態。第一階段滑磨功：W1=---------------------------------①式中Tc為摩擦力矩；ωe為發動機角速度；第二階段：從Tc＞Tn，使離合器從動部分開始轉動，直到ωn逐步增大到與發動機轉速ωe相等為止，經歷時間由t1~t2。第二階段滑磨功：W2=(ωe-ωn)dωn--------②=1.滑磨功W的計算Tn=magrr(f+i)/igio------------------------------③

式中：ma為車輛總質量；g為重力加速度；rr為車輪滾動半徑；f為滾動阻力系數；i為坡度阻力系數（通常設定為8%坡度）；ig為主減速器速比;ig為車輛常用起步檔速比（轎車取一檔，貨車非重載時一般取二檔）；當車輛在平坦的良好路面上起步時，f和i都很小，為簡化計算取Tn≈0t1≈0，于是得總滑磨功W=W1+W2≈Jn

-------------④式中：ωna為離合器滑磨結束，主、從動部分同步時轉速。為進一步簡化計算，我們假設起步時發動機轉速始終不變，即ωe=ωna，此時總滑磨功：W=------------------------------------⑤其中道路阻力矩：總滑磨功W=----------------------------------⑤上式中：ωe為起步時發動機角速度ωe=------------------------------⑥

（對于中、小型貨車來說，通常取ne=1500轉/分）Jn為當量轉動慣量，忽略傳動系從動部分本身的轉動慣量時，Jn≈-----------------------------⑦將上述二式⑥、⑦代入式⑤，得總滑磨功：

W≈----------------------⑧

一般情況下，對單片式離合器來說，受熱最嚴重的是壓盤和飛輪的摩擦面(當然也包括摩擦材料），由于飛輪質量要遠遠大于離合器壓盤質量，因此我們只需計算壓盤的起步溫升即可。△t=------------------------⑨式中：K為傳給壓盤的熱量比例，單片式離合器一般取K=0.5；m為所驗算的壓盤質量（㎏）;C為壓盤材料的比熱容，鑄鐵為C=544J/（㎏·℃）按照我們的經驗，按式⑧和式⑨計算所得的理論溫升值不應大于6~8℃（有的標準要求不大于10℃）。這是因為：a、式④中我們忽略了滾動阻力和坡道阻力的影響。對重載的大貨車來說，當車輛在較陡的坡道上起步時，阻力的影響有可能會使滑磨功增加一倍以上；2、離合器起步溫升的計算b、式④中我們未考慮儲備系數和駕駛員操縱技能、操作習慣的影響。有研究表明：當儲備系數降低30%時，滑磨功W有可能增加60%~80%，滑磨時間也將大大延長，從而使壓盤溫度迅速升高，摩擦材料性能變壞，大大加快摩擦片的磨損，縮短使用壽命。另外，駕駛員的操縱習慣也會對滑磨功W產生很大的影響（如大油門起步時ne增加，W將隨ne的二次方而迅速增加）。

需要特別指出的是：對于行駛在較為擁堵的城市道路上的營運客車來說，我們推薦的理論溫升值△t一般不應大于4℃~6℃。這是因為：上述車輛需要極其頻繁地起步——每公里起步頻次可能達到10次以上。這樣，如果單次起步溫升過高、整車設計時離合器的通風散熱條件又不是太好的話，一個班次下來，壓盤的摩擦面實際溫度就有可能達到300℃以上，從而極大地縮短摩擦片的使用壽命，甚至造成燒損等嚴重后果。預期壽命的計算

汽車離合器的預期壽命通常以行駛里程來表示，其計算一般可分為以下幾個步驟：1、摩擦材料磨損率的測定。摩擦材料的磨損率涉及到的因素很多：如對偶件的材料和表面狀態、實際使用溫度、摩擦材料本身的性能等等，因此目前難以進行理論計算。通常只能采用實驗方法進行測定。在對偶件與外界條件不變的情況下，不同摩擦材料的磨損率Kw與溫度的關系曲線如圖所示：由圖可以看出，低檔石棉基摩擦材料在溫度200℃左右，磨損率Kw明顯增大；溫度到達250℃左右時，Kw急劇變大（同時摩擦系數也急劇降低）；而高檔無石棉摩擦材料要溫度到達近300℃時，磨損率才增大至0.5×10-7㎜3/N·m以上，最高可用至350℃左右；金屬陶瓷材料的磨損率Kw能始終保持在一個較低的水平（但它對偶件損傷較大）。2、摩擦片容許總磨損量的計算：V=A·Z·△S

摩擦片容許總磨損量V=A·Z·△S式中：摩擦片單面面積A=；Z為摩擦面數量，對于單片式離合器Z=2；△S為摩擦片單面允許磨損量，它要參考二方面的因素決定。一方面是摩擦片的材料、大小、厚度及摩擦片鉚釘沉入摩擦面的深度。為了保證磨損后摩擦片的強度和不至于露出鉚釘頭，通常可取△S1=0.6~1.5㎜（視摩擦片具體情況而定）；另一方面是考慮到摩擦片磨損后壓緊力不至于下降太多（通常要求下降值不超過10%）。可根據壓板總成的載荷特性曲線來定。不同大小的產品，其允許總磨損量一般在1.2~3㎜之間（單片式離合器即2△S2）。綜合考慮上述兩方面因素后，可確定一個合理的△S設計值。3、離合器起步頻度n的選取表6各種車輛在不同使用條件下的起步頻度n（次/km）轎車中型客車大型客車中、輕型貨車重型車牽引車較長距離0.1~0.40.2~0.50.5~10.3~0.60.2~0.5中、短距離0.2~0.61.5~31.2~20.8~1.50.5~1繁忙市區4~610~158~123~5/使用條件起步頻度車輛類型離合器的起步頻度n與車輛類型及各國具體的使用條件（道路狀況等）有關。可參考表6選取。4、離合器預期壽命L的計算離合器在上述特定條件下的預期使用壽命：L=四、離合器操縱設計離合器操縱傳動1、桿系傳動2、拉索傳動3、液壓式傳動離合器操縱助力1、機械式2、氣壓式離合器踏板位置、行程和踏板力

離合器踏板位置、行程和踏板力，對于駕駛人員操作舒適性至關重要，應從人體工程學的角度加以考慮。1踏板位置應由總體布置確定（離合器踏板的操縱通常設計為由左腳控制。因此，踏板的最佳位置應和左腳保持一致處在一條線上最為舒適。這樣的話，離合器踏板的布置位置在車內就要更偏左(對右側行駛的汽車而言)，它給車內左側留下的橫向剩余空間就要小一些。在不操作離合器踏板時，左腳是擱在離合器踏板的左側，這樣左側空間會顯得更小；此外，腳和腿也要向左歪一些，不能正對前方，這也不是太好。考慮到這些因素，大部分離合器踏板實際布置位置是適當靠右，即靠向人體中間部位。具體布置是這樣，以人體左右對稱中心為準向左距80~100mm處布置離合器踏板中心線的位置。踏板的最小高度是指，當用腳趾在踏板中央處踩踏板到底時，允許左腳跟剛觸及地板的最小高度，對于面積為75×75mm的踏板，布置踏板高度時，若從其下邊沿起，距地板不小于150mm，這對于5%分位女性的腳（從腳趾到腳跟，光腳為160mm）和95%分位的男性的腳（210mm）都可以包容。）2離合器踏板行程

離合器踏板最大行程是指從踏板最高點至其最低點所劃過的距離。踏板最佳行程受許多因素影響，其中要考慮的人群應從5%分位女性到95%分位男性，從有關方面獲得的人體工程學資料，對于正常人群：踏板最大行程應＜175mm，而現今小轎車的踏板最大行程一般≤150mm，最佳行程130~140。踏板行程有若干臨界區影響離合器的接合品質，從圖5.1-1可以看到其臨界區(點)是以下三個方面：·徹底分離點，·接合開始點，·接合過程中的調節區。踩下離合器踏板，離合器分離離合器踏板分離行程離合器踏板儲備行程離合器踏板自由行程往上抬離合器踏板，離合器結合結合開始點徹底分離點離合器踏板結合行程離合器踏板自由行程結合調節區圖3離合器踏板行程描述踏板最低位置踏板最高位置3踏板力

對于一定的離合器總成，離合器踏板力取決于離合器分離軸承的輸出力及操縱系統的傳動比（或杠桿比），加大傳動比會使踏板行程增加。踏板力大小直接影響到對離合器操縱的輕便性。一般來說，對于轎車和輕型卡車，其踏板力PTPT＜100N認為是較輕的踏板力PT≥130N認為是重的了決定踏板力大小的主要因素是要考慮車輛使用情況。例如，商用汽車滿載越野行駛在邊緣地區，95%分位的男性駕駛人員穿戴著厚的衣服和靴子，這就需要有較重的踏板力，這樣可提供足夠的腳感反饋給駕駛人員去適當操縱離合器。而與此完全相反的情況，輕巧的不帶負荷的小轎車，由5%分位的女性穿著輕薄的衣服，下面光腳穿著涼鞋來駕駛，而行駛在干燥平坦的路面上，此時要求踏板力應處在輕的范疇，這將已有足夠的感覺反饋給駕駛人員來控制離合器踏板。操作起來也很舒適。而這類汽車如果踏板力過大反而不恰當難以接受。

離合器踏板位置高度和其行程對踏板力也影響其接受要求。踏板離地板高且行程大的車輛，操作離合器踏板時，腳要完全離開地板，大腿要抬離座椅。這種情況，踏板就要能支持腳和腿的重量，輕的踏板力就會使踏板輕易地移動使離合器動作，而且由于腳和腿沒有支撐，輕的踏板力反而使離合器的控制變得更為困難。若有較大的踏板力可以部分支撐腳和腿的重量，這樣就能更為安全、舒適地操作離合器。對于商用汽車的踏板力PT一般可取：PT=150N--------認為較為合適，PT＞200N就認為重了一點。離合器踏板若離地板較近且行程較短的汽車，操縱時腳踉可不離地板，腿完全依靠在座椅上，此時，踏板只需支撐腳的部分重量，因此采用輕的踏板力是適當的，操縱離合器也很舒適。若為了滿足踏板行程的要求，而設計上無法滿足踏板力上述要求而過高時，可采用助力裝置。

操縱系統的傳動比i操在設計操縱系統時，為了滿足前述對踏板力和踏板行程的要求，需根據具體離合器的分離桿傳動比i分，最終合理地定出操縱系統的傳動比i操。

離合器踏板行程Sn與壓盤的升程ΔS有如下關系式：Sn=(So＋ZcΔS·i分)·i操／η

So為分離軸承與分離桿之間的間隙，對于沒有間隙自動調節裝置的離合器來說，So一般為2~4mm；ΔS為摩擦片與壓盤、飛輪之間的間隙，對于單片離合器ΔS=0.75~1.3mm，雙片離合器可取ΔS=0.5~0.9mm；Zc為摩擦面數目，單片為2，雙片為4，i分=a2/a1；i操，對于機械傳動i操=b2／b1×c2／c1對于液壓傳動i操=，d1和d2分別為總缸和分缸的油缸直徑（參看圖5.6-1）；η為考慮傳動中由于變形等原因造成的行程損失η＜1。根據人體工學要求所確定的踏板行程值[Sn]，按下式初定i操：i撣＝[Sn]·η／(S0＋Zc·ΔS·i分)由這i操，校驗離合器踏板力Pn是否合適，Pn≈P分／(i操i分η總)式中，P分為壓盤的分離載荷；η總為總的系統效率，一般為0.8~0.9，若為桿系機械運動η總有可能小于0.8。一般離合器為i分及i操的大致范圍如下表操縱傳動的設計與計算壓緊彈簧類型i分i操周置螺旋彈簧3.6~6.27~12膜片彈簧2.7~5.410~16中央彈簧7~813~15離合器故障分類·分離不徹底·離合器打滑·離合器接合時發抖·振動、噪聲·零件損壞·踏板力過大五、離合器故障診斷及排除1分離不徹底造成離合器分離不徹底的原因大致有下列三個方面的原因。（1）變速器第一軸（輸入軸）前端在飛輪孔中的導向軸承磨損導向軸承磨損會引起變速器第一軸的徑向跳動或者軸承不能自由轉動，這兩種情況，就會造成即使離合器分離，變速器第一軸照舊旋轉，表現出離合器沒有分離。（2）從動盤的原因從動件故障：由于零件的失效、操作不當或安裝技術不恰當引起從動件損壞或變形(如變速器第一軸的歪斜)等，造成離合器從動盤轂在變速器第一軸花鍵上不能自由滑動。從動盤轂花鍵膠合：從動盤轂花鍵在花鍵軸上的活動不靈活，移動受阻。其表現為離合器壓盤已分離，而從動盤不易從飛輪面處脫開，使得變速器第一軸繼續旋轉。造成這種情況的原因可能是，花鍵配合面生銹、沾污、配合不恰當，或花鍵軸(轂)上的刻痕、毛刺、飛邊等。從動盤摩擦面附著于飛輪或壓盤表面：引起從動盤附著的原因，通常是較長時間沒有使用離合器，在摩擦材料和對偶件鑄鐵零件間引起化學性生銹結合。這類問題通常和氣候條件有關。（3）離合器蓋總成安裝不當，變形過大離合器蓋總成安裝到飛輪面上后，若安裝不當會引起蓋的扭曲造成壓盤的升程不勻，壓盤發生歪斜。壓盤的歪斜會造成分離不徹底。此外，離合器蓋，摩擦片組合不當，也會出現壓盤升程不勻現象。離合器蓋剛度不夠，在分離時變形過大，也會造成分離行程過大，而不能徹底分離。2離合器打滑（1）離合器從動盤摩擦面上粘油離合器打滑工作失效可能是從動盤摩擦面片上有油污，這可能是由于發動機曲軸后主油封的滲漏所致。應該讓發動機處滲漏出的油進到離合器蓋前面處的飛輪通過甩油孔甩出一旦在摩擦面片上有油，摩擦面片的摩擦系數立即變小就發生滑動。離合器打滑后生成大量的熱最終導致離合器燒損失效。摩擦面片上的油污也可能是從變速器第一軸油封處滲過來的。這可能是因為變速器第一軸油封失效所致，變速器第一軸導向軸承的磨損，或者變速器第一軸和發動機曲軸不同心都會使該油封提前失效。在變速器第一軸花鍵上潤滑脂過多也容易使摩擦面片上沾油污。為了便于把變速器第一軸插入離合器從動盤轂花鍵孔中，其花鍵軸上常涂抹適量潤滑脂，若潤滑脂過量，在離心力作用下，將沿花鍵槽流出甩到從動盤的摩擦面片上，使離合器打滑。摩擦面磨損摩擦面磨損若是在正常的范圍之內不應有問題，若摩擦片的磨損超過了設計上允許的限度，則夾緊載荷將過分減少，到一定程度即要發生打滑。駕駛員操作野蠻，離合器操縱系統調整不當，都會造成摩擦面的早期磨損。從動盤厚度不恰當造成夾緊力不夠。（2）離合器蓋總成離合器蓋總成的問題關鍵是夾緊載荷不夠。其原因可能是：預緊力過大，離合器蓋總成中一些元件不匹配，彈簧的損壞。離合器在接合過程中產生的熱量過多溫度升高過於劇烈，這就會引起壓盤鑄件的翹曲和彈簧彈力的減弱，這些又將進一步加劇離合器的打滑，形成一種惡性的循環。（3）操縱系統操縱系統如果不能及時回位，分離間隙未能及時調整而使離合器不能正常全部接合從而引起打滑。3離合器抖動（1）離合器從動盤·摩擦面上油污，摩擦面上有油污會引起離合器發抖。離合器發抖通常只在接合時覺察到，而在低速起步時會持續發生。它給人經受到的感覺的是汽車在振竄。因為摩擦面上的油污改變了摩擦付的摩擦系數，其值不再穩定。斷續的摩擦造成了摩擦付對偶件間＜咬合——滑動＞的條件，從而引起了離合器的抖動。·軸向彈性失效，離合器發抖是離合器接合過程中不能忍受的接合品質。在一些車輛中，其離合器從動盤有適當的軸向彈性，它能影響到接合品質并消除離合器的發抖。對這類車從動盤軸問彈性的失效其后果是嚴重的。（2）離合器蓋總成不符合技術要求壓盤表面和離合器蓋與飛輪相結合的表面不平行：這樣，當離合器接合時，在360°的轉動范圍內，所傳遞的轉矩在改變，這種轉矩的改變在轉動中呈周期重復，這種周期性的脈動就變成為激勵力，若傳動系中固有頻率和它一致，就會引起抖動。從動盤兩側的摩擦面若互不平行，也會有類似的情況。傳動系的特性和剛度會受如發動機懸量、懸架彈