HKD260型重型自卸(汽车离合器设计)

HKD260型重型自卸 (汽车离合器设计 )摘要离合器作为直接连接发动机和传动系统一个独立存在的总成 .他主要包含主动部分 ,从动部分 ,压紧机构和操纵机构等四部分 .。主动部分 ,从动部分和压紧机构是保证离合器处于接合状态并能传递动力的基本结构 .操作机构是使离合器分离的机构 .正是这四部分机构之间相互协调配合 ,已达到汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合 ,换档式将发动机与传动系分离 ,减少变速箱内齿轮的冲击。本文介绍了近年来发展的新型拉式膜片弹簧离合器的结构特点和工作原理，并与传统的推式膜片弹簧离合器进行了对比。在相同的约束条件下，优化后的拉式膜片弹簧，无论是在后备系数的稳定性、膜片的最大当量应力方面，还是在分离力的大小方面，均优于推式膜片弹簧。然后，对于拉式膜片弹簧的载荷 -变形特性和应力 -变形特性作了详细分析。在分析的基础上，阐述了拉式膜片弹簧基本参数的选择和设计。由于拉式膜片弹簧离合器具有许多优点，故拉式膜片弹簧离合器是一种很有发展前途的汽车离合器。关键词：压紧机构，离合器，膜片弹簧，新型 。1HKD260DESIGNOFCLUTCHOFTRUCABSTRACTTheclutchisthelugconnectionengineandthetransmissionsystemsanindependentlytotaltobecome.Hemainlyincludestheactivedivision,followerdivision,compresstightlythemechanismandmaneuveringgearetc.four-partcent.Activedivision,thefollowerdivisionandcompresstightlythemechanismisbasicstructurethatguaranteesthattheclutchisplacedintojointogethertheconditionandcandeliverthepoweralso.Operatethemechanismisamechanismthatmakesclutchseparate.Exactlyofthisfour-partcentmechanismmoderatesthefitmutually,joiningtogetherengineandtransmissionsfastengoingsmoothlywhilearrivingthestartofautocaralready,theshiftgearfastenengineandtransmissionsseparation,reducetheimpactofthespeedchangecaseannulargear.Inthispaper,theconstructionalfeaturesandprinciplesofoperationofrecentlydevelopednewpull-typediaphragmspringclutcharedescribedincontrastwiththetraditionalpush-typediaphragmspringclutch.Inthesamedimension,pull-typediaphragmspringbyoptimumdesignisbetterthanpush-type,inrespectofstabilityofreservationcoefficientmaximumequivalentstressofdiaphragmandmagnitudeofdeclutchingforce.Then,theload-deflectioncharacteristicsandstress-deflectioncharacteristicsofpull-typediaphragmspringareanalysisindetail.Baseontheseanalyses,theselectionofmainparametersanddesignofthisspringarediscussed.Thepull-typediaphragmspringclutchpossessesmanyadvantages,thereforepull-typediaphragmspringclutchisaveryprospectivemotorvehicleclutch.2KEY WORDS:hold-downmechanism,theclutch，diaphragmspring，newstyle.3目 录言 1第一章 离合器概述 3§1.1 3§1.2 5§1.3 7第二章 离合器的设计计算 8§2.1 8§2.2 8§2.3 12§2.4 14§2.5 15§2.6 18§2.7 18第三章 传动轴的设计 错误！未定义书签。§3.1 。§3.2 十字轴21§3.3 十字轴滚针轴承22§3.4 节叉23§3.5 轴临界速264§3.6 28§3.7 传动花键29结论 30参考文献 31致谢 325前 言改革开放以来，随着国家经济的迅猛发展，汽车工业也在慢慢崛起，汽车在我们日常生活中占据了越来越重要的地位，车辆给人们出行带来了极大地方便，因此汽车工业也被国家放在了极其重要的地位，像吉利收购沃尔沃表明了我们国内企业正在逐步强大，因此能够选择车辆工程专业也是我认为一个非常正确的选择，而汽车设计室我们车辆工程专业学生毕业时的一个重要实践环节。随着汽车工业的发展,离合器也在原有的基础上不断改进和提高,以适应新的使用条件。从国外的发展动向来看,汽车的性能在向高速发展,发动机的功率和转速不断提高,重汽车大,国内也此。外,离合器的使用条件也日一日。因此,离合器的能,提高其使用,简为离合器发展的。离合器的以不,在使用中们的基要是一的。汽车离合器的基要有以①能靠地递发动机的最大矩②接合时要平顺、柔和,使汽车起步时没有抖动和冲击③分离时要迅速彻底;④离合器从动部分的转动惯量要小,以减轻汽车起步和换档时变速器齿轮轮齿间的冲击,方便换档;⑤离合器的通风散热应良好;⑥高速回转时要具有靠的强度,应注意平衡问题和离心的影响⑦应使汽车动系避免共振,并具有吸收振动,缓和冲击和减少噪音的能⑧纵轻便⑨离合器的工性能应保持稳定,这就要用在摩擦片上的总压要不因摩擦表面的磨损而变,或者变较小⑩要使用,离合器也要尽量做到单,紧凑,制造工艺性好,维修方便,重量轻等等。基上述要,离合器的压紧弹簧从普遍采用的圆柱螺旋弹簧改为膜片弹簧,其利甚多。首先,膜片弹簧身兼起压紧弹簧和分离杠杆的用,使零件数量减少,重量减轻,离合器大为,并显著地缩短了离合器的轴向尺寸。其次,由膜片弹簧与压盘以整个圆周接触,使压分布均匀,摩擦片的接触良好,磨损均匀,再者,由膜片弹簧具有非线性的特性,因此,设计当摩擦片磨损后,弹簧压乎以保护不变,且减轻分离离合器时的踏板,使纵轻便。外,膜片弹簧的安装集团离合器轴的中心线来说是称的,因6此它的压紧力实际上不受离心力的影响。膜片弹簧与螺旋弹簧的对比：1、 制造工艺方面 膜片弹簧由弹簧钢板冲制而成 ,而螺旋弹簧由钢丝卷绕而成 ,相比之下前者制造工艺性好。2、 零件数量方面 膜片弹簧本身带有分离爪 ,勿须另加分离杆 ,且一个离合器只用一张膜片弹簧作为压紧弹簧 ;而螺旋弹簧要另加分离杆 ,且一个离合器要用若干个螺旋弹簧作为压紧弹簧。 相比之下前者零件数量少 ,结构紧凑 ;后者零件数量多。零件数量少者 ,拆装、维修方便省时 ;零件数量多则费时。3、其他方面螺旋弹簧其弹性特性为线性的 ,因此离合器的调整比较容易。而膜片弹簧其弹性特性为非线性的 ,因而离合器的调整较困难。不过 ,适当选取 H/h的值 ,适合汽车离合器使用的膜片弹簧总可以制造出来 ,只要我们掌握了膜片弹簧的特性 ,离合器调整问题也可随之解决。膜片弹簧的制造成本比圆柱螺旋弹簧的制造成本高一些 ,但寿命也比螺旋弹簧长一些。另外 ,膜片弹簧不受离心力的影响 ,而螺旋弹簧要受离心力影响 ,特别是高速旋转时 ,其影响不可忽视。现代汽车向高速发展 ,离合器也向高速发展 ,压紧弹簧在高转速下工作 ,片弹簧的优越性会随之显示出来。膜片弹簧取代螺旋弹簧作为离合器压紧弹簧势所必然。7第一章 离合器概述§1.1 离合器的主要结构一、 主动部分主动部分包括飞轮、离合器盖、压盘等机件组成。这部分与发动机曲轴连在一起。离合器盖与飞轮靠螺栓连接，压盘与离合器盖之间是靠压盘上的凸台和离合器盖上的窗口传递转矩的。二、 从动部分从动部分是由单片、双片或多片从动盘所组成，它将主动部分通过摩擦传来的动力传给变速器的输入轴。从动盘由从动盘本体，摩擦片和从动盘毂三个基本部分组成。 为了避免转动方向的共振， 缓和传动系受到的冲击载荷，大多数汽车都在离合器的从动盘上附装有扭转减震器。三、 扭转减振器离合器接合时，发动机发出的转矩经飞轮和压盘传给了从动盘两侧的摩擦片，带动从动盘本体和与从动盘本体铆接在一起的减振器盘转动。从动盘本体和减振器盘又通过四个减振器弹簧把转矩传给了从动盘毂。因为有弹性环节的作用，所以传动系受的转动冲击可以在此得到缓和。传动系中的扭转振动会使从动盘毂相对于从动盘本体和减振器盘来回转动，夹在它们之间的减震阻尼片靠摩擦消耗扭转振动的能量，将扭转振动衰减下来。为了使汽车能平稳起步，离合器应能柔和接合，这就需要从动盘在轴向具有一定弹性。为此，往往在动盘本体圆周部分，沿径向和周向切槽。再将分割形成的扇形部分沿周向翘曲成波浪形，两侧的两片摩擦片分别与其对应的凸起部分相铆接，这样从动盘被压缩时，压紧力沿翘曲的扇形部分被压平而逐渐增大，从而达到接合柔和的效果。四、弹簧布置形式的选择周置弹簧离合器的压紧弹簧均采用圆柱螺旋弹簧， 其结构简单制造容易，8、小径,这有利提情况、指故不需专门简化零件数目少质量轻。、小所以可以适增加厚度提容量；还可以增设散筋及盖开设通风孔来改善散条件。、件形状简单可以冲加工批量生产可以生产本。故本设计选了按形式选择根据指所推还拉可推式拉式拉式推式明显征就安装方向相反。拉式推式有其明显优、减少间支撑零件数目相对少简单凑、质量轻。、取消了间支撑减少了摩擦失效率踏板更少，无论还都盖不会产生噪声冲击。拉式以其小相同条件可径相对从实不增加操纵前提提；相同条件减小压9盘的尺寸。、使用寿命相对要长。所以在本设计中选择拉式离合器。五、 操纵机构操纵机构是为驾驶员控制离合器分离与接合程度的一套专设机构，它是由位于离合器壳内的分离杠杆（在膜片弹簧离合器中，膜片弹簧兼起分离杠杆的作用） 、分离轴承、分离套筒、分离叉、回位弹簧等机件组成的分离机构和位于离合器壳外的离合器踏板及传动机构、助力机构等组成。§1.2 离合器的结构选择汽车离合器大多数是盘形摩擦离合器，按其从动盘数目可分为单片、双片、和多片三类；根据使用的压紧弹簧布置形式不同，可分为圆周布置、中央布置和斜向布置等形式； 根据使用的压紧弹簧不同， 可分为圆柱螺旋弹簧、圆锥螺旋弹簧和膜片弹簧离合器；根据分离时所受作用力的方向不同，可分为拉式和推式。由上可知，本次设计选用拉式离合器。再设计离合器时主要根据车性的类别、使用要求、制造条件以及“三化”要求等，合理选择离合器的结构。一、从动盘的选择单片离合器对乘用车和最大总质量小于 6t的商用车而言，发动机的最大转矩一般不大，在布置尺寸容许的条件下，离合器通常只设有一片从动盘。单片离合器结构简单，轴向尺寸紧凑，散热良好，维修调整方便，从动部分转动惯量小，在使用时能保证分离彻底，采用轴向有弹性的从动盘可保证结合平顺。双片离合器双片离合器与单片离合器相比，由于摩擦面积增加一倍，因而传递转矩的能力较大；结合更为平顺、柔和；在传递相同转矩的情况下，径向尺寸较小，踏板力较小；中间压盘通风散热较差，容易引起摩擦片过热，加快其磨损甚至损坏；分离行程较大，不易分离彻底，所以设计时在结构图上必须采取相应的措施；轴向尺寸较大，结构复杂；从动部分的转动惯量较大。这种结构10一般用在传递转矩较大且径向尺寸受到限制的场合。由于本次设计的自卸车转矩较大，所以采用双片离合器。二、驱动方式的选择压盘的驱动方式主要有凸块 -窗孔式、销钉式、键块式和传动片多种。窗深入离合器盖对应的窗孔中。它结构简单，但在使用中因接触表面磨损间隙不断增大，从而定心精度不段降低，平衡性恶化。销钉式一般用与双盘离合器中，键块式一般用驱动中间压盘。传动片式驱动方式中传动片大都为周向布置，周向布置的传动片常用 3或 4组，每组 2-3片，当发动机驱动时传动片受拉。传动片式驱动机构无摩擦和磨损，无传动间隙、效率高、无噪声、定心精度高，使用平衡性好。采用传动片式驱动机构。三、 分离轴承的选择在汽车离合器中采用的分离轴承多为径向止推轴承和止推轴承。前者适用于高转速、低轴荷的情况。后者则适用于低转速、高轴向负荷的情况。因为分离轴承与膜片弹簧间有周向滑动，同时也有径向滑动。当两者在旋转不同心时，径向滑动加剧。为了消除因不同心引起的磨损，近年来在膜片弹簧离合器中广泛采用自动调心式分离轴承。本次设计采用拉式自动调心式分离轴承装置。四、从动片从动片由摩擦片、传动钢片、减震器和花键毂组成。1.摩擦片在性能上的要求有摩擦系数稳定，工作温度，滑磨速度，单位压力的变化对性能影响小；足够的耐磨性；足够的机械强度；热稳定性，磨合性能好；并且有利于接合平顺；长期停放，摩擦面间不发生“粘着”现象。离合器所用摩擦片所用的材料有石棉基、烧结金属、金属陶瓷等材料。其中石棉基摩擦材料价格低，密度小，应用广泛。而在工作条件恶劣，工作温度很高的离合器中， 烧结金属和金属陶瓷材料应用较多， 故其耐高温耐磨性好，传热性好，摩擦系数较高，允许较大的单位压力。但这种材料价格较高，密度大，不能保证柔和接合。根据发动机的具体性能指标和汽车的使用条件选11用石棉基摩擦材料。摩擦片与传动钢片的链接有铆接法和粘结法。铆接发连接可靠，更换摩擦片方便，适宜在传动钢片上装波形弹簧片以获得轴向弹性，应用广泛。粘接法虽可充分利用摩擦片厚度，增加摩擦面积，但摩擦片更换不便，无法在传动钢片上装波形弹簧片以获得轴向弹性。故采用铆接法2．减震器扭转减震器的主要有弹性元件和阻尼元件组成。 为了避免不利的传动吸共振，降低传动系噪声，可采用两三组刚度不同的弹簧，并将装弹簧的窗口长度做成尺度寸不一，利用弹簧先后起作用的方法获得边刚度特性。减震器中的阻尼元件常采用摩擦片，靠传动钢片与减震盘间的连接铆钉建立正压力，这种方案简单。§1.3离合器的工作原理发动机飞轮是离合器的主动件，带有摩擦片的从动盘和从动毂借滑动花键与从动轴（即变速器的主动轴）相连。压紧弹簧则将从动盘压紧在飞轮端面上。 发动机转矩即靠飞轮与从动盘接触面之间的摩擦作用而传到从动盘上，再由此经过从动轴和传动系中一系列部件传给驱动轮。压紧弹簧的压紧力越大，则离合器所能传递的转矩也越大。由于汽车在行驶过程中，需经常保持动力传递，而中断传动只是暂时的需要，因此汽车离合器的主动部分和从动部分是经常处于接合状态的。摩擦副采用弹簧压紧装置即是为了适应这一要求。当希望离合器分离时，只要踩下离合器操纵机构中的踏板，套在分离套筒的环槽中的拨叉便推动分离叉克服压紧弹簧的压力向松开的方向移动，而与飞轮分离，摩擦力消失，从而中断了动力的传递。当需要重新恢复动力传递时， 为使汽车速度和发动机转速变化比较平稳应该适当控制离合器踏板回升的速度，使从动盘在压紧弹簧压力作用下，向接合的方向移动与飞轮恢复接触。二者接触面间的压力逐渐增加，相应的摩擦力矩也逐渐增加。当飞轮和从动盘接合还不紧密，二者之间摩擦力矩比较12小时，二者可以不同步旋转，即离合器处于打滑状态。随着飞轮和从动盘接合紧密程度的逐步增大，二者转速也渐趋相等。直到离合器完全接合而停止打滑时，汽车速度方能与发动机转速成正比。第二章 离合器设计计算2.1离合器设计要求一、 能可靠地传递发动机的最大转矩；二、 接合过程要平顺柔和，使汽车起步时没有抖动和冲击；三、 分离时要迅速彻底；间四的冲五、击、离合器从动部分力并方便换档；高速旋转时具有的可转靠动的惯强量度要，小应，注以意减平轻衡换并档免时受变离速心器力轮的齿影响；六、应使汽车传动系避免共振，具有吸收振动，冲击和减小噪声的能力；七、操纵轻便，工作性能稳定，使用寿命长。以上这些要求中最重要的是使用可靠，寿命长以及生产和使用中的良好技术经济指标和环保指标。2.2离合器参数的选择一、摩擦片外径的确定摩擦片外径是离合器的基本尺寸，它关系到离合器的结构和使用寿命，她和离合器所需传递的转矩大小有一定的关系。发动机转矩是重要参数，按发动机最大转矩

T (Nm)来选定 D时，有下列公式可得：emax13T3πfZp0c3)eD=错误！T3πfZp0c3)e确定。

（2－1当摩擦片外径 D确定后， 摩擦片内径 d可根据 d/D在 0.53～0.70之间来取 c=d/D=0.54 ，d=0.6D=0.54413.6=223.344mm查摩擦片尺寸的系列化和标准化，选取标准摩擦片外径 D=430mm,内径d=230mm,厚度 h=4mm,内外径之比 C=0.535.验算摩擦片最大圆周速度DnV601000

=49.51<65m/s （2—2）式中： D—摩擦片外径， mm;N—发动机最大功率时转速， r/min;V—摩擦片最大圆周速度，m/s;即满足设计要求。二、离合器后备系数 的确定后备系数 是离合器设计时应到的一个重要参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择 时，应考虑以下几点：摩擦片在使用中磨损后，离合器还能可靠地传递发动机最大转矩；要能防止离合器滑磨过大；要能防止传动系过载。为可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大， 不易选取太小，当使用条件恶劣，为提高起步能力，减小离合器滑磨，应选取大些；采用柴油机时，由于工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取值应大些；发动机缸数越多，转矩波动越小， 可选取小些。考虑以上影响因素和所设计车型为重型自卸车，根据=1.2～4，同时参考其它同类车型选取3。的取值范围 β三、单位压力单位压力

P0P对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，选取时应考虑014离合器的工作条件，发动机后备功率大小，摩擦片尺寸，材料及其质量和后备系数等因素。离合器使用频繁，发动机后备系数较小时，

P应取小些；0当摩擦片外径较大时，为降低摩擦片外源出的热负荷，

P应取小些；0后备系数较大时，可适当增大 P。0采用石棉基材料时，

P0.100.35MPa。0、离合器压盘力的计算摩擦离合器是靠摩擦表面的摩擦力矩来传递发动机转矩的。离合器的静摩擦力矩根据摩擦定律可表示为：T c c

(2—3)式中：

T—为静摩擦力矩，单位 N.m;cF—摩擦面间的静摩擦因数，取f=0.3;F—压盘施加在摩擦面上的工作压力，单位：N;Z—摩擦面数，为从动盘数两倍。Z=2;R—c摩擦片的平均摩擦半径，单位：mm.假设摩擦片上工作压力均匀，则有：FPAP

(D2d2

（2—4）式中：

0 P--摩擦面单位压力，单位：0

4；aA--一个摩擦面的面积；D—摩擦片外径，单位：mm;d—摩擦片内径，单位：mm.摩擦片的平均摩擦半径 Rc根据压力均匀的假设，可表示R D3c 3(D2

d3d2)

（2—5）将式（ 3—4）与（ 3—5）代入（ 3—3）得：T c

0

D3c3)

（2—6）式中： c—摩擦片内外径之比， c=0.694.即在 0.53-0.70之间。为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机的最大转矩，设计15时T应大于发动机最大转矩，即c

T Tc emax

（2—7）则根据以上相应计算公式及相关数据可得：由（ 3—7）得：

T Tc e

=3×1100=3300由（ 3—6）验算单位压力3.14

P，则：0

0.32P0

0.4330.543)由式（ 3—5）：

P 0

在所要求范围内。0.433R

0.167mc 3(0.4320.232)由公式（ 3—3）：3300F 0.30.1672

29940.1N、单位面积滑磨功为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤，每一次接合的单位摩擦面计划磨功应小于其需用值，即：w [w

（2—8）(D2d2)式中:w—单位摩擦面积滑磨功（

J/m)[w][w]=0.25J/m;Z—摩擦面数，Z=4;D—摩擦片外径，D=430mm;d—摩擦片内径，d=230mm;

(J/mm2)，重型货车：W—汽车起步时离合器接合一次产生总滑磨功（J）汽车起步时离合器接合一次产生总滑磨功（ J）为：2n2mr2W e ar

（2—9）1800i2i20 g16式中：

m--汽车总质量，单位： .ma

20000Kg；r--轮胎滚动半径，单位（m）r

r 5.9m；ri --起步时所用变速器挡位的传动比。此时计算用一挡起步gi 8.38；gi--主减速器传动比。0

i 9.79；0n--发动机转速。e由公式（ 3—9）可得：

n 1500r/min。eπ2n2W= e

mar

)=162397.84(J)1800 i2i20g由公式（ 3—8）可得：4162397.84w3.142(43022302

0.216(J/m)即w[w]25J/m2满足要求。六、单位面积传递的转矩 T ：c0为了反映离合器传递转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值，即cT ]c

（2—10）c0 (D2d2) c0式中各参数以及数值与前计算相同，则：43300c0T 3.144(43022302c0

0.14102N.m/m即T c0

0.28102N.m/mm2。满足要求。§2.3 从动盘总成从动盘有两种结构型式， 带扭转减震器的和不带扭转减震器的 。本次设计从动盘为带扭转减震器的型式。从动盘总成设计时应满足以下几个方面的要求：为了减少变速器换挡时轮齿间的冲击，从动盘的转动惯量应尽可能小；17为了保证汽车平稳起步，摩擦面片上的压力分布更均匀等，从动盘应具有轴向弹性；为了避免传动系的扭转共振以及缓和冲击载荷，从动盘中应装有扭转减震器；具有足够的抗爆裂强度。、从动片：设计从动片时，应尽量减轻其重量，并应使其质量的分布尽可能地靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量。从动片一般都做得比较薄，通常使用1.3-2.5mm厚的钢板冲制而成。本次设计的重型自卸车车行使速度较低，最高车速不超过 55Km/h.柴油发动机最高转速为 2.5mm.为了使离合器接合平顺，保证汽车平稳起步，单片离合器的从动片一般都做成具有轴向弹性的结构。这样，在离合器的接合过程中，助动盘和从动盘之间的压力是逐渐增加的。具有轴向弹性的从动片有整体式、分开式和组合式三种型式。比较三种形式的优缺点，本次所设计从动片采用整体式弹性从动片。整体式弹性从动片能达到轴向弹性的要求，且生产效率高，生产成本低。二、变速器第轴轴径的计算轴的扭转强度条件为：

n 2200r/。故取从动片厚度e T ]

（2—11）T W T式中：

--轴的扭转切应力，T

；aT—轴所传递的转矩，N.mm;W--轴的抗扭截面系数，T

m；对于实心轴，将

W 3/16代入（ 3—11）可得：T53P53P](9550103nTd c3n

（2—12）由T10

Pn可得：18d

Pn4.2

100042mm初选 d=42mm。、从动盘毂：发动机转矩是经从动盘毂的花键空输出，变速器输入轴就插在该花键孔内。从动盘毂和变速器输入州的花键接合方式采用齿侧定心的矩形花键。设计花键的结构尺寸时参照国标 GB1144-1974的花键标准，从动盘毂花键尺寸如下：花键齿数： 花键外径： D=52mm；花键内径 :d=41mm;齿厚： b=6mm; 有效尺长： l=65mm.为了保证从动盘毂在变速器输入轴上滑动时不产生歪斜，影响离合器的彻的分离，从动盘毂的轴向长度不宜过小，一般取其尺寸与花键外径大小相同，对在复杂情况下工作的离合器，其盘毂长度更大。由于花键损坏的主要形式是由于表面受挤压过大而全破坏，所以花键要进行挤压应力计算。由公式： P

（2—13）式中 :P—花键的齿侧面压力，由下式确定：4TP emax(Dd)Z

（2—14）式中： d,D—花键的内外径， mm;Z从动盘毂的数目；T --发动机最大转矩，N.m;emaxn—花键齿数；h—花键工作高度,m.h=(D+d)/2;l—花键有效长度，m.由已知条件：P

41100

21505.4N(0.0524 .4

3.953MPa19从动盘毂由中碳钢锻造而成，并经调质处理，其挤压应力不应超过20。故所选花键尺寸满足要求。a§2.4 压盘和离合器盖计算一、压盘几何尺寸的确定：在摩擦片的尺寸确定后，与它摩擦相接触的压盘内外径尺寸也就基本确定下来了。这样，压盘几何尺寸最后归结为如何去确定它的厚度。压盘厚度的确定主要依据以下两点： 1）压盘应具有足够的质量，使每次接合时的温声不致过高： 2)压盘营具有较大的刚度，以保证在受热的情况下不致因产生翘曲变形而影响离合器的彻底分离和磨擦片的均匀压紧。鉴于以上两原因，本次设计压盘厚度取 20mm。在初步确定压盘厚度以后，应校核离合器接合一次时的温升，它不应超过校核计算公式：

80100c。式中： --温升

0C

（2—15）L—滑磨功，N.m;--分配到压盘上的滑磨功所占的百分比，单片离合器压盘0.50；c—压盘的热容量，对铸铁压盘m—压盘质量， Kg．

c481

J(g.K)；m7

10

2

10

0.0201.7940.54091.48

3.6°481.4

1.794二、离合器盖设计 ：离合器盖与飞轮用螺栓固定在一起，通过它传递发动机的一部分转矩给压盘。此外它还是离合器压紧弹簧和分离杆的支承壳体。离合器分离杆支承2035mm

§2.5 膜片弹簧的设计与计算一、主要参数的选择H/hh选择汽车膜H/h一般1.6~2.2h2~4所以参数选：h=4.0H=（1.5~2.0h=3~4取8。H/h=2。2、 比值 R/r及 R，r的选择 因平均半径：R=

=165C 4研究表明：R/r弹簧材料利于弹簧硬弹性曲线受直径误差影响且应力高根据结构布置和紧力要求R/r一般为1.5~1.1所以：R=212 r=165R/r=1.283a的选择a值一般a=9.98°

~150范围内故符要求。4、 n的选择n取18。215、约束条件

F

1587N1B r 1B 1H1B0.8~1.01H Rr 1B 1B( ) ( )H Rr 1H 1 1F F1A 1BF F

1A=2633.675 1B=15871.6

Hh2.2

0a9

H(R

150H因 h=1.7 9.98°部分关尺寸定范围内1.10

Rr

3.5

Rr5.00R

R

3.65r r上分布比均匀22(Dd)rD4 1 2因。

r12156.、 根据弹簧结构布置的要求 ,应使1RR71

0r10rf

r6r 407、磨片弹簧的分离指起分离杠杆作用 ,因此其杠杆比应在一定范围内选取 ,即：Rr3.51 f9.0Rr1 1Rr1 fRr1 1

6.75。

3.56.759.0§2.6扭转减震器计算一、极限转矩 Tj：极限转矩为减震器在消除限位销与从动盘毂缺口间的间隙时所能传递的最大转矩。Tj=3x1000=3000N/m二、减震弹簧的位置半径 R：R。=0.6x230/2=69mm三、减震弹簧个数 Z：摩擦片外径D=430mm，根据推荐选取减震弹簧个数Z=8。四、减震弹簧总压力

P：当限位销与从动盘毂之间的间隙被消除，减震弹簧传递转矩达最大值Tj时，减震弹簧受到的压力P为：PT

85.5/

N j 023单个减震弹簧压力：

PP

61910.59/6318.43N§2.7 离合器操纵系统设计一、踏板位置离合器踏板位置以人体左右对称中心外准向左移 80-100mm，作为离合器踏板中心线的位置 。二、踏板行程离合器踏板最大行程是指从踏板最高点所划过的距离。踏板最大行程应小于 175mm 。三、踏板力对于一定的离合器总成，离合器踏板力取决于离合器分离轴承的输出力及操纵系统的传动比，加大传动比会使踏板力减小但行程增加。踏板力大小直接影响到对离合器操纵的轻便性。一般来说，对于轿车和轻型卡车，其踏板力为：轻的踏板力小于 100N ，较重的踏板力大于 130N 。四、离合器操纵传动常用的离合器操纵传动由机械式和液压式。本次设计采用液压式。24传动轴总成主要由传动轴及其两端焊接的花键轴和万向节叉组成。传动轴中一般设有由滑动叉和花键轴组成的滑动花键，以实现传动长度的变化。为了减小滑动花键的轴向滑动阻力和磨损，有时对花键齿进行磷化处理或喷涂尼龙层；有的则在花键槽中放入滚针、滚柱或滚珠等滚动元件，以滚动摩擦代替滑动摩擦，提高传动效率。但这种结构较复杂，成本较高。有时对于有严重冲击载荷的传动，还采用具有弹性的传动轴。传动轴上的花键应有润滑及防尘措施，花键齿与键槽间隙不宜过大，且应按对应标记装配，以免装错破坏传动轴总成的动平衡。传动轴的长度和夹角及它们的变化范围由汽车总布置设计决定。设计时应保证在传动轴长度处在最大值时，花键套与轴有足够的配合长度；而在长度处在最小时不顶死。传动轴夹角的大小直接影响到万向节十字轴和滚针轴承的寿命、万向传动的效率和十字轴旋转的不均匀性。§3.1 万向的载荷万向节传动轴因布置位置不同，计算载荷是不同的。本次设计传动轴布置在变速器与驱动桥之间。计算载荷的设计方法有三种： 1）按发动机最大矩和一挡传动比来确定； 2）按驱动轮打滑来确定； 3）按日常平均使用转矩25来确定。在此设计中采用根据发动机最大转矩和一挡传动比来计算。由公式：KT kiiT d emax 1f n

（3—1）式中：

T —传动轴计算载荷，单位：

N；Kd—猛接离合器所产生的动载系数，在此取eT —发动机最大转矩，单位： K —液力变矩器变矩系数e1i—变速器一挡传动比， i=8.38；1

Kd=2；if—分动器传动比，

i 1；f；—发动机到万向传动轴之间的传动效率，n—计算驱动桥数，为 1由公式（ 3—1）：25714.2610.98

98％；T 474.81N.m1对万向传动轴进行静强度计算时，计算载荷2.5-3.0 。§3.2 十字轴设计计算

T取T ，安全系数一般取s 十字轴万向节的损坏形式主要有 十字轴轴颈和滚针轴承的磨损，十字轴轴颈和滚针轴承碗工作表面出现压痕和剥落。一般情况下，当磨损或压痕超过 0.15mm时，十字轴万向节便应报废。十字轴的主要失效形式是轴颈根部的断裂，所以在设计十字轴万向节时，应保证十字轴轴颈有足够的抗弯强度。本次设计参考《底盘设计》 （吉林工业大学出版） ，根据不同吨位载重汽车的十字轴总成初选其尺寸：十字轴：H=84mm d=20mm h=16mm设各滚针对十字轴轴颈作用力的合力为 F，则：

h 20mm1cosF cos2r

（3—2）26式中：

T--万向传动的计算转矩，s

T 474.81N.m；sr--合力 F作用线到十字轴中心之间的距离，r=37mm；--万向传动的最大夹角，则由式（ 4—2）可得 :

9042' 。F290'

.2N十字轴轴颈根部的弯曲应力

w32dFs1

应满足：]

（3—3）w (d1

d4) w2式中：

--十字轴轴颈根部弯曲应力，单位：w

；ad--十字轴轴颈直径，1

d 1mm ；1d --十字轴油道孔直径，2

d mm；2s--合力 F作用线到轴颈根部的距离，s=12mm；]--w

250350MP 。a由公式（ 4—3）可得： 32205352.212116.88MPw 3.14(20484) a满足强度要求。十字轴轴颈的切应力 应满足： 4F

（3—4）(d41

d4)2则由已知数据可得： 45352.2

26.2MP3.14(20484满足切应力许用范围

a(80120)MP 。a§3.3 十字轴滚针轴承的计算滚针轴承中的滚针直径一般不小于 1.6mm，以免压碎。而且差别要小，否则会加重载荷在滚针间分配的不均匀性。一般控制在 0.003mm以内。滚针27轴承径向间隙过大时，承受载荷的滚针数减少，有出现滚针卡住的可能性；而间隙过小时，有可能出现所热卡住或因赃物阻滞卡住，合适的间隙为0.009-0.095mm .滚针轴承得轴向总间隙以 0.08-0.30mm 为好。滚针的长度一般不超过轴颈的长度。使其既有较高的承载能力，又不致因滚针果场发生歪斜而造成应力集中。滚针得轴向间隙一般不超过 0.2-0.4mm 滚针轴承的接触应力为： 272j

(11)Fnd d Ln1 0 b

（3—5）式中：

d--滚针直径，0

d 3mm；0d--十字轴轴颈直径，1

d 2mm；1L--b

L 14mm。b其中，求得:

F为合力 F作用下一个滚针所受的最大载（ N），可 有下式nF 4.6F (3—6)n iZ式中： i—滚针列数， i=1；Z—每列中滚针数，Z=22。4.65352.2则:F .1Nn 1由公式（ 4—5）可得 :(11)(11)3399.420 314j

2220mpa当滚针和十字轴轴颈表面硬度在 58HRC以上时，许用接触应力为3000-3200，即满足接触强度要求。a计算结果 : 滚针直径

d 3mm；0工作高度

L 14mm；b列数 i=1；单列滚针数 Z=2228§3.4 万向节叉的设计计算由于十字轴万向节主、从动叉轴转矩

T 、T的作用，在主、从动万向节1 2叉上产生相应的切向力

F 、 F 和轴向力1 2

F 、 F 。a1 a2F a2 1

2R)cos1

7）万向节叉及十字轴上的力（ ）初始位置万向节叉及十字轴上的力（ ）初始位置 100时（ ）主动叉轴转角 900时2 1F T 2RF 2R)(sincos2cos2)/cos11F 2R)2111（3—a1 1 112tan21式中： R—切向力作用线与万向节叉轴之间的距离；--转向节主动叉轴之转角；1--转向节主、从动叉轴之夹角。在十字轴轴线所在平面内并作用于十字轴的切向力与轴向力的合力为：2R1sin22R1sin221（ a）为主动叉位于与初始位置的受力状况，此时最大值：

1

00

，F 达a2F a2 1

2R)

（3—9）图（ b）为主动叉轴转角最大值：

900时的受力状况，这时 O 、F 1 2

F 均达a129OmaxF

T(2Rcos)1T (2Rcos)

（3—10）t2maxFa1max

11

/2R)tan万向节叉在力 和扭转应力w

万向节叉危险截面示意图O 力作用下承受弯曲和扭转载荷，在截面 B-B处，弯曲应max分别为：tO e max w WO a （3—11） max t Wt式中 :W 、W--抗弯截面系数和抗扭截面系数 ，对于本设计中矩形截面：tWbh2/

W kh2t

（3—12）根据相关设计参数可知：H=60mm b=18mm k=0.267 a=16mm e=45mm则：

bh2

/60.0180.0642

/610.8106W khb2t

0.2670.060.0182

5.19106Omax

T/(2Rcos)474.81(20.037cos9042')5352.2N1 Ow

max

e/W

5352.20.04510.8106

23.8MPa Ot

max

a/Wt

5352.20.0165.19106

a万向节叉由 45钢制造，其弯曲应力

不应大于w

(50a

，扭转应30力不应大于t

(80160)MPa

。而设计计算所得结果满足条件要求。§3.5 传动轴临界转速计算万向传动轴的结构与其所连接的万向节的结构有关。通常，万向传动轴由中间部分和端部组成，中间部分可为实心轴或为空心轴管。本次设计采用空心轴管。空心的轴管具有较小的质量但能传递较大的转矩，且较实心轴具有更高的临界转速，故用作汽车传动系的万向传动轴。传动轴管由低碳钢板卷制的电焊钢管制成，轴管外径及内径是根据所传递最大转矩、最高转速及长度按有关标准（ YB242-63）选定，并校核临界转速及扭矩强度。传动轴的临界转速与其长度及断面尺寸等有关。由于沿轴管表面钢材质量分布的不均匀性以及在旋转使其本身质量产生的离心力所引起的静挠度，使轴管产生弯曲应力，后者在一定的转速下会导致轴管的断裂。所谓传动轴的临界转速是指旋转轴失去稳定的最低转速，它决定于传动轴的尺寸、结构及其支撑情况。为了确定临界转速，可研究一下两端自由支撑与刚性球铰上的轴（见下图） ：临界转速计算示意图设轴的质量 m 集中于 O点， 且 O点偏离旋转轴线的量为 e，当轴以角度旋转时，产生的离心力为：Fm(ey)31式中： y—轴在其离心力作用下产生的挠度。与离心力相平衡的弹性力为：Pcy式中： c—周的侧向刚度， 对于质量分布均匀且两端自由地支撑于球形铰接的轴，其侧向刚度为：c384/)(EJ/3)E—材料的弹性模量，可取

E2.5105MP；aJ(D

J—轴管截面的抗弯惯性矩。d4)]/64因 Fm2(e

y)

Pcy故有：

ym2e/(cm2)认为在达到临界转速的角速度

时，传动轴将破坏，即c

y，则有：传动轴管：m(D2d2

cm 0ccm cmc

（3—13）式中： D、d—轴管的外径及内径， mm.D=60mm,d=56mm;L—传动轴的支撑长度，取两万向节之中心距，mm；--轴管材料的密度，对于钢

0.8105

/mm3 ；将上述 c、J及 m的表达式代入（ 4-13），令

c

/30则得传动轴的临界转速

n(r/min为：cD2d2n D2d2c

（3—14）由于传动轴动平衡的误差，伸缩花间联接的间隙以及支承的非刚性等，传动轴的实际临界转速要低于所计算的临界转速。因此引进安全系数 K，并取：Knc

/nmax

1.22.0式中：

n --相应于最高车速时传动轴最大转速， r/min;maxn--传动轴临界转速,r/min;c32在本次设计中，已知 D=60mm，d=56mm,L=460mm;602562n 1.2602562c

4602

46.54103r/min已知发动机额定转速

nmax

r/。安全系数

K46.54

13

/

6§3.6 轴管强度计算万向传动轴的尺寸除了要有足够的扭转强度，传动轴的最大扭转应力(MPa

)可按下式计算：T i K /W

（3—15）eg1 d t式中：

T --发动机最大转矩， N.m;emaxi --变速器一挡传动比；g1K --动载系数；dW--抗扭截面系数。t传动轴采用空心结构，则： 16DT

（3—16）(D4d4)式中： T—传动轴计算转矩， T=474810N.mm；Dd—传动轴管的外径和内径，D=60mm,d=56mm;1660474810

31.3MP3.14(604564) a传动轴管扭转应力不大于

300MPa

，安全系数

K31.3

。§3.7 传动轴花键轴的计算对于传动轴上的花键轴，应保证在传递转矩时有足够的扭转强度。通常以底径计算其扭转且应力。33

（3—17）h 3h式中 : --传动花键轴的扭转切应力；hT--传动轴传递载荷；sd --花键轴的花键内径；h轴的许用扭转切应力为

300MPa

，可初取花键轴直径计算，然后进行强度校核。取

d 3mm，则：h h 3.142

18.7MPa安全系数为

K18.7

，。即满足要求。传动轴滑动花键采用矩形花键，齿侧挤压应力为：' TsK'

（3—18）y D d D d( h h)( h h)Ln4 2 h 0式中：

K'--花键处转矩分布不均匀系数。

K'=1.3-1.4 ；D--花h键外径，取D 43mmh；d --花h键内径，取d 36mmh；L--花键的有效工作长度，h

L 6mm ；hn--花键齿数，14； 则：0y 4336

1.3474.814336

4.51MPa( )4

)70141092对于齿面硬度大于 35HRC的滑动花键，齿侧许用挤压应力为25a

。故安全系数

K/4.51

，满足要求强度。根据以前计算传动轴管强度，可取滑动叉轴直径为 56mm 。34第四章 结 论系统、体认识明确各自任务以及与联系。这我人承担了离合器及传动轴连部分任务。离合器汽传动系重组成部分它性能好坏直接影响体性能。离合器类型和各自特点进行分析然后结合性能求确定离合器结构型式。接下来根据确定离合器形式按照离合器求每零件进行算。其最重确定离合器后备系数、摩擦片内外径大小、从动盘毂连接花键齿、压盘厚度以及离合器盖等各参数。并算注重零部件之间的相互联系即满足相互之间约束条件关系。膜片弹簧离合器经算校核能够满足需求。传动轴同离合器样汽传动系起着重作用。传动轴最重就传动轴动平衡以及临界转速校核。此型载货汽根据其使用求和使用条件同时参考同类型特点。采用十字轴式万向节。通系列参数算和校核十字轴式万向节能够满足求。传动轴连接花键也重环。花键齿强度和效接合长度直接决定传动轴否能够效地传递转矩。因此传动花键进行算之后进行必校核以确定其能满足需。此以前学知识回顾和掌握同时也是运用学知识解决实际问题锻炼。我认识到了自己知识缺乏使我明白了以后工作不断学习重性。由于自身知识和能力限制此难免存不足之处。例如某些算部分不够完算数据不够合理体不够合理等。特别传动轴部分由于体布置和其它传动部分不够紧凑造成传动轴部分空间长度短，使传动轴实际长度较短给生产和加工造成困难。这些都待日后进步的学习提高。35参考文献余志生，赵六奇，夏群生 .汽车理论（第三版） .北京：机械工业出版社，2000刘茂光 .汽车轮胎手册 .北京：人民交通出版社， 1987诸文农 .底盘设计（上册）北京：机械工业出版社， 1981徐灏 ,邱可谦 ,蔡春源 .机械设计手册（第四卷） .北京：机械工业出版社，1991陈家瑞 .汽车构造（第三版） .北京：人民交通出版社， 2000王望予 ,林逸 ,张建文 .汽车设计（第三版） .北京：机械工业出版社， 2000夏俊博 .欧阳胜 .张连友 .国家微型汽车车型及配件目录 .北京：中国物资出版社， 1989刘小年 .机械制图（第二版） .北京：机械工业出版社， 1999刘惟信 .机械最优化设计（第二版） .北京：清华大学出版社， 1994刘惟信 .机械可靠性设计 .北京：清华大学出版社， 1996阎荫棠 .几何量精度设计与检测 .北京：机械工业出版社， 1995吴宗泽 .机械设计使用手册 .北京：化学工业出版社， 1998徐石安，江发潮 .汽车离合器 .北京：清华大学出版社， 2005彭文生，李志明，黄华梁 .机械设计 .北京：高等教育出版社， 2002小林明（日） .汽车工程手册（第一版） .北京：机械工业出版社， 198636致 谢、严肃态度会克服浮躁心本人治严谨态度给留下非常深刻印象从他上许多课本上宝贵经验这切受益匪浅。外本得班其他大帮助更得车辆研究多位热指导他给供许多宝贵这里特向他致最诚挚谢意！再感谢关心帮助！感谢参与评审！37外文资料翻译THERESEARCHANDDESIGNUSINGCADSYSTEMFORTHECLUTCHOFAUTOMOBILEClutchisusedtotransferandswitchofthepowerswhicharecomingfromtheengine.Inautomobile,clutchisconnectedwithengineandderailleur.Itcanshutofandstablytransferthepowerbetweenthem.Howtoreasonably,effectivelyandspeedilydesignclutchalwaysisthepursuingdestinationofallclutchfactories.TheappearanceofCADwhichistheabbreviationofcomputeraideddesignmakeitpossible.AutomobileCADistheforerunnerofCADallthetimes.CADisfistusedinautomotiveindustryandbecomemoreandmoreindivisiblewithCAM,CAEandCAPfurthermore,integrationisbecomingtoreality.Researchinghowtousecomputertoaidusdesigntheautomobileclutchandhowtodevelopausefulandadvancedautomobileclutchcomputeraideddesignsystem-abbreviationisACCADthatcanmakeasteadysystemframeworkforautomobilecultchintegrateddesignandmanufacturesystem.arethedestinationofthisthesis.ACCADsystemshouldfirstlybeabletoaidengineerdesignclutch,secondlytoaidengineeranalyzethedesignedclutch,finallytoorganizeandmanagethedataofdesign.Fromthelong-termconsiderationitshouldalsobeabletoaidworkshopmanufactureclutchandhelpmanagersuperviseallthelifecycleofclutch.Soitshouldhaveacorewhichcanintegrateallthesesubsystem.Engineeringdatabase(EDB)isjustforthisuseandUsingEDBtoconstructCIMSbecomeaninevitablecurrent.InordertoexpandACCADandrealizeclutchCIMSinthefutureACCADsystemalsoneedEDBasthecoretointegrateeachdesignandmanagementsubsystemintoawholesystem.AtthethirdchapterofthisthesisthetechnologyofEDBandhowtodesignautomobileclutchEDBareresearchedandautomobileclutchEDBissetupaccordingtotheframeworkofentiredatabase,projectdatabaseanddesigndatabase.38Thetraditionalproceduresofthedesignofautomobileclutchare:selectingstoringconfident,designingclutchstructuretype,frictionflat,clutchsketch,assembledmoduleandeachpartofclutch.Inourcountry,alltheseprocedurearehandmade,butinthecomingyearswiththeapplicationofcomputeraideddrawingsoftwaresuchasAutoCADofAutoDeskcorp.engineeringdrawingcanbasicallybedonebycomputer.Butthedepictingcapabilityofthistwo-dimensionengineeringdrawingmoduleissodeficientthatitcanonlybeusedasdrawingsandcan'tbeusedtoanalyzebycomputer.AlongwiththeappearanceofB-Pmodelingandcurve-basedorsolid-basedmodeling,mechanicpartsaredenotedbythree-dimensionmodulewhichcanbetteraidengineerdesignandanalyzethem.Butthismodulelosespartsofthewholeinformationofthem,soitresultsinmuchdifficultytointegrateaideddesignsubsystem,aidedmanufacturesubsystemandcomputeranalyzingsubsystem.Feature-basedmodelingcanjustmakeupthisshortcoming,andalsoifitcombineswithparameterdesigntechnologyitcanenhancethecapabilitynotonlyofdepictingbutalsooffastamending.Attheforthchapterofthisthesisthetechnologyoffeature-basedisresearchedandtheparametricfeature-basedsolidmodelsarecreateduponMDTthatisbelongingtoAutoDeskcorporation.Inordertoaidedengineerstodesignclutchfastercomputerisusedtosimulateengineerstousevariantdesigntechnologytodesignclutchproductsthatarebasedonoriginalmodels.Variantdesigntechnologyhassomeintelligence.IntelligentCADisadirectionofdevelopingCAD.AtthefifthchapterofthisthesisthetechnologyofvariantdesignisresearchedandvariantdesignofautomobileclutchisachievedonMDTbythetechnologyofparametertable-drivenandfeaturerestrainedBesidessomedegreeofintegrityandintelligenceACCADsystemshouldhavesomedegreeofautomation,thatistosaythatACCADcanautomaticallydesignclutchaccordingtoprimitivedesignrequests,analyze,checkandoptimizesomebasicparametersofclutch.Atthesixthchapterofthisthesisthecombiningmodelofclutchisanalyzed,someformulasofdesigningandcalculatingbasicparameterarededuced,theworkinginstancesofdiaphragm39springareanalyzedandthecharactersofload-distortionandstress-strainarecalculatedsimulativelybytheformulasofA-Lwhichareapprobatoryinternationallynowadays.Theoptimizationsofsomebasicparametersanddiaphragmspringarecarriedoutbymuti-bodyarithmeticinwhichdesigndestinations,designrestrictionsandtheprimitivevalueofdesignvariablescanbechangedaccordingtorealdemands.Instancesdeductionanddesigntemplatesareusedtodesignthemodelofeachpartofclutchandallthesemodelsareassembledautomaticallyafterthatbasicparametersandstructuretypearecompletedaccordingtoprimitivedesigndemands.Thedesigntemplatesarededucedinexistingdesigninstanceofclutchproductbyintergentinstance-deducingtechnology.Thendesignerscanmendandto-and-frodesignthemtilltheycanmeetthedesigndemands.Socomputeraidedfunctionandman'sinitiativecanbefullyenlarged,automaticdesignandmutualdesignarecombinedindeed.ItneedsnotonlymuchknowledgeofautomobileclutchdesignandCADbutalsomuchhighleverofsoftwaredesignandcomputerapplicationtoreallyrealizesuchacomplicateandadvancedACCADsystem.SoIalsoresearchedthemethodofobject-orientedandtheoperationsystemofWindowsandstudymanysortsofprogramdesignlanguage.ThetheoryofsoftwareengineeringisusedtoanalyzeACCADsysteminrequirement,functionstructure,flowchart,projectdesignandmoduledesign.ThesoftwaredevelopingtoolsofVisualBasicandVisualC++areusedtodesignandimplementtheACCADsystem.Yi-Dongclutchcorporationhaveappliedittodesignclutch.PracticeprovesthattheACCADsystemcanaiddesignerstodesignclutchwell,remarkablyimprovetheabilityofclutchproductdesign,greatlyshortenthedesigncycleandalsoithasveryhighstabilityandextensibility.INVESTIGATIONTODYNAMICSANDCONTROLOFVEHICLEAMTCLUTCHESDURINGENGAGEMENT40ChinaAutomotivePartsenterprisesfacemoreandmorepressureandchallengewithChinajoiningWTO.TheglobalAutomotiveandPartsMNCaregraduallyenteringthelastlyandlargestpotentialmarketoftheworld.ThelocalautomotiveindustryespeciallypartsisnotsogoodasMNCnomatterinscale,capitalcapacity,productstechnicallevelandmarketinglevel.Soinorderthetoexist,thelocalautomotivepartsenterprisesmustimprovethemselvesasquicklyaspossibleinsomethefields.OneoftheimportantreasonsforthisriskistheslowProductEngineeringwithlowtechnicalcontent.Itiscausedbyseveralreasonsthatareoutdatedengineeringmethod，insufficientworkingexperiences，lowqualityoftheworkingpeopleandtheoutdatedmethodologyofproductEngineering，andthelastoneisthemostimportantreason.IncomparisonwithhydraulicAutomaticTransmission(AT)andContinuouslyVariableTransmission(CVT),AutomaticMechanicalTransmission(AMT)hasadvantagesofmuchlowercostinmanufacturingandeasierinstallationindriveline.Thismeansthatthereavastpotentialmarketfordevelopmentofsuchamechanicaltechnology.AsanimportantfunctionalmoduleinAMTvehicles,however,theautomaticclutchesdevelopedbyfarstillhavesomeshortcomings,forexample,ofroadstartupfailure,considerableshock,unstableshifting,friction-causedservicelifereduction,andtime-delayresponse.Thekeyconcernisthereforeconcentratedinthisdissertationonrealimplementationofo