载货汽车动力匹配和总体设计

汽车设计课程设计说明书

学院：机械工程学院

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目录

设计任务书 ............................................... 3 第1章 整车主要目标参数的初步确定 ........................ 4 1。1 发动机的选择 ..................................... 4 1。1。1 发动机的最大功率及转速的确定 ............... 4 1。1。2 发动机最大转矩及其转速的确定 ............... 6 1。2 轮胎的选择 ....................................... 7 1.3 传动系最小传动比的确定 ............................ 9 1.4 传动系最大传动比的确定 ........................... 10 第2章 传动系各总成的选型 ............................... 12 2.1 发动机的选型 ..................................... 12 2。2 离合器的初步选型 ............................... 13 2。3 变速器的选型 ................................... 14 2。4 传动轴的选型 ................................... 15 2。5.2 主减速器结构形式选择 .................... 17 2.5.3 驱动桥的选型 ............................. 17 第3章 整车性能计算 ..................................... 18 3。1 配置潍柴WD615。50发动机的整车性能计算 ....... 18 3.1.1 汽车动力性能计算 ......................... 18 3.1.2 汽车经济性能计算 ....................... 21 第4章 发动机与传动系部件的确定 ...................... 22 参考文献 ............................................ 23

设计任务书

载货汽车动力匹配和总体设计

设计一辆用于长途运输固体物料,载重质量20t 的重型货运汽.

整车尺寸：11980mm×2465mm×3530mm 轴数：4； 驱动型式:8×4;

轴距：1950mm+4550mm+1350mm 额定载质量:20000kg 整备质量：11000kg 公路最高行驶速度：90km/h 最大爬坡度:大于30% 设计任务：

1） 查阅相关资料，根据题目特点，进行发动机、离合器、变速

2) 进行汽车动力性、经济性估算，实现整车的优化匹配；3) 绘制车辆总体布置说明图; 4) 编写设计说明书.

车箱传动轴、驱动桥、车轮匹配和选型； 第1章 整车主要目标参数的初步确定

1。1 发动机的选择

1.1。1 发动机的最大功率及转速的确定

汽车的动力性能在很大程度上取决于发动机的最大功率。设计要求该载货汽车的最高车速是90km/h，那么发动机的最大功率应该大于等于以该车速行驶时的行驶阻力功率之和，即：

Pemax1magfCA3(uamaxDuamax) （1—1） T360076140式中 Pemax--发动机最大功率，kW；

T—-传动系效率（包括变速器、传动轴万向节、主减速器的

T95%95%98%96%84.9%,各传动部件的传动传动效率）效率见表1-1；

表1—1传动系统各部件的传动效率 部 件 名 称 4-6档变速器 辅助变速器（副变速器或分动器) 单级减速主减速器 传动轴万向节 传动效率（%) 95 95 96 98 ma—-汽车总质量，ma31000kg；

g-—重力加速度，g9.81m/s2；

f——滚动阻力系数,由试验测得,在车速不大于100km/h的情况

下可认为是常数。轮胎结构、充气压力对滚动阻力系数有较大影响，良好路面上常用轮胎滚动阻力系数见表1-2.取f0.012。

表1—2良好路面上常用轮胎滚动阻力系数

轮胎种类 中重型载货车用子午线轮胎 中重型载货车用斜交轮胎 轻型载货车用子午线轮胎 轻型载货车用斜交轮胎 轿车用子午线轮胎 轿车用斜交轮胎

滚动阻力系数 0。007-0。008 0.010-0.012 0.008-0。009 0.010-0。012 0。012—0.017 0。015-0.025 CD——空气阻力系数，取CD=0。9；一般中重型货车可取0。8～

1.0；轻型货车或大客车0.6～0。8；中小型客车0.4～0.6;轿车0.3~0。5；赛车0。2~0。4。

A——迎风面积(m2),取前轮距B1×总高H，

A=2.4653.530m2

uamax——该载货汽车的最高车速,uamax=90km／h。

故

Pemax1310009.810.0120.92.4653.53090903kW195.78kW0.849360076140也可以利用比功率的统计值来确定发动机的功率值。

如选取功率为195。78kW的发动机,则比功率为

1000Pemax1000195.78kW/t6.315kW/t （1—2） ma31000参考日本五十铃、德国奔驰、瑞典斯堪的维亚等国外同类型汽车，其比功率都在6kW/t以上，即总质量31t的汽车，其发动机应该具有的功率Pe631186kW；再考虑该载货汽车要求具有相对较高的车速，因此初步选择汽车发动机的最大功率为200kW。

1。1。2 发动机最大转矩及其转速的确定

当发动机最大功率和其相应转速确定后，可用下式确定发动机的最大扭矩.

Temax9549Pemaxnp （1-3）

式中,Temax-—发动机最大转矩(N·m)；

—-转矩适应性系数，＝Temax；

TpTp—-最大功率时的转矩(N·m）；

的大小标志着当行驶阻力增加时，发动机外特性曲线自动增加转矩的能力,可参考同类发动机数值选取，初取=1。05；

Pemax——发动机最大功率,kW；

np—-最大功率时的转速,r/min,取np=2200r/min.

所以 Temax1.052009549Nm911.5Nm

2200一般用发动机适应性系数表示发动机适应行驶工况的程度，

npnT。值越大,说明发动机的适应性越好。采用值大的发动机

可以减少换档次数,减轻司机疲劳、减少传动系的磨损和降低油耗。通常，汽油机取1.2～1。4,柴油机取1。2～2。6，以保证汽车具有适当的最低稳定速度。初取nT=1300r/min，则1.051.6921.7769。

npnT22001.692，1300

1。2 轮胎的选择

轮胎的尺寸和型号是进行汽车性能计算和绘制总布置图的重要原始数据，因此,在总体设计开始阶段就应选定.选择的依据是车型、使用条件、轮胎的额定负荷以及汽车的行驶速度。为了提高汽车的动力因数、降低汽车质心的高度、减小非簧载质量,对公路用车，在其轮胎负荷系数以及汽车离地间隙允许的范围内，应尽量选取尺寸较小的轮胎。同时还应考虑与动力—传动系参数的匹配和对整车尺寸参数（例如汽车的最小离地间隙、总高等）的影响。表1-3给出的部分国产汽车轮胎的规格、尺寸及使用条件。通过查阅货车轮胎标准GB2977—2008《载重汽车轮胎规格、尺寸、气压与负荷》和参考同类车型所选轮胎规格，各轴轮胎规格选择如下：

前轴轮胎规格为11。00R20，轮胎数量为2；中间轴轮胎规格为11。00R20,轮胎数量为2；后轮并装双轴双胎，型号为11.00R20，轮

胎数量为8。所选轮胎的单胎最大负荷28700N,气压0。74MPa，加深花纹，外直径1090mm。

表1-3 大客车、载货汽车及挂车的规格、尺寸及使用条件

主要尺寸/mm 最大负荷/N 越野花纹 使用条件 相应气压 轮胎规格 层断 外直径 1P/10标准轮辋 允许使 用轮辋 数 面 宽 普通花纹 10 12 259 1018 14 加深花纹 MPa 7。00T 7。5 7.50V 7。0T 5 4.9(5.3） 6.0(6。3） 7。0(7。4) 5.3(5.6） 6。3(6。7) 7.4(7.7） 6.3(6.7) 7.4(7。7） 6。7（7。9。00-20 (9.00R20) 1030 1038 18350 20500 22550 (1025） (1030) 7.0 10。00—20 12 （10.00R20） 11。00—20 （11.00R20) 12.00—20 （12.00R20） 14 278 16 1055 1067 1073 21600 24050 26300 (1060） (1065） 7。5 7。5V 8.0 8。0V 8.00V 14 16 293 1085 1100 (1090) 1105 （1095) 1145 26250 28700 8.0 8。00V 8。5 8。50V 8.5V 16 18 315 1125 （1135) 1247 30850 32700 0） 7。4（7。7） 8.5 8.50V 9.00V 12.00-24 (12.00R24) 16 315 1225 （1238） 34700 6。7(7。0） 8.5 8.5V 9.00V

1。3 传动系最小传动比的确定

普通载货汽车最高档通常选用直接档，若无分动器或轮边减速器，则传动系的最小传动比等于主减速器的主减速比i0。主减速比i0是主减速器设计的原始数据，应在汽车总体设计时就确定。

对于载货汽车，为了得到足够的功率储备而使最高车速有所下降，

i0可按下式选择

i0(0.377~0.472)rnuirp （1-4)

amaxgh式中,rr—驱动车轮的滚动半径(m），所选轮胎规格为11.00R20的子午线轮胎， 其自由直径d=1090mm,因计算常数F=3.05(子午线轮胎F=3。05)，故滚动半径rrFd3.051090mm529.1mm0.5291m；np223.1416是发动机最大功率时的转速，np=2200r/min;uamax是最高车速，

uamax=100km/h；igh是变速器最高档传动比，igh=1.0。

所以i0(0.377~0.472)0.529122004.876~6.104，初取i05.0。

901.0根据所选定的主减速比i0的值，就可基本上确定主减速器的减速形式(单级、双级以及是否需要轮边减速器)，并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应。

汽车驱动桥离地间隙要求如表1—4所示。其中，重型载货汽车的离地间隙要求在230～345mm之间。

表1-4 汽车驱动桥离地间隙

车型 微型 离地间隙／mm １２０～１９０ 轿车 小型 中级 高级 微型、轻型 １２０～２３０ １３０～１６０ １９０～２２０ ２１０～２７５ ２３０～３４５ ２２０~２８０ ２８０～４００ １８０~２２０ ２１０~２９０ 中型 载货汽车 重型、超重型 微型、轻型 越野汽车 中型、重型 小型 客车 中型、大型

1.4 传动系最大传动比的确定

传动系最大传动比为变速器的档传动比ig与主减速比i0的乘积。

ig应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮与路面的附着条件、汽车的

最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等综合确定。 汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可以忽略,则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力.故有

Temaxigi0Trrmag(fcosmaxsinmax)magmax （1-5)

则由最大爬坡度要求的变速器档传动比为

igImagmaxrrTemaxi0T （1—6)

式中 ma——汽车总质量，ma=31000kg；

g——重力加速度，g=9.81m/s2：

max——道路最大阻力系数,max=(fcosmaxsinmax)。

max-—道路最大坡度角，设计要求最大坡度为30％，即坡

度角max为16.7°。

所以 max0.012cos16.7sin16.70.30

rr-—驱动车轮的滚动半径（m），按

rrFd2计算，F=3.05，

d=1090mm 所以 rr=0.5291mm；

Temax—-发动机最大转矩，911.5N·m；

i0——主减速比，i0=5。0；

T——传动系传动效率,T=0.849。

所以 igI310009.810.300.529112.47

911.55.00.849根据驱动车轮与路面附着条件

Temaxigi0TrrG2 （1-7）

求得变速器档传动比为

igG2rrTemaxi0T （1-8)

式中 G2-—汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷，初步设计采用双联车桥驱动,每个驱动桥承受的质量为15t； ——道路的附着系数,在良好路面上取0。8；

rr，Temax，i0，T—-同式（1—6)中的说明。 所以 igI150009.810.80.529116.097

911.55.00.849综上，初步确定变速器档传动比igI12.96。

第2章 传动系各总成的选型

2。1 发动机的选型

根据所需发动机的最大功率和最大转矩及相应转速，初步选择一汽大连柴油机股份有限公司的型号为BF6M1013-28E3的发动机，它的主要技术参数如下表2-1所示。

表2-1 大柴BF6M1013—28E3发动机的主要技术参数

外形尺寸（长×宽×高） 缸径/行程 质量 排量 额定工况功率/转速 最大转矩/转速/最大马力 最低燃油消耗率 一米外噪音 压缩比 单位 mm mm ㎏ L Kw/(r/min) 大柴BF6M1013-28E3 1146×622×897 108/130 650 7.14 206/2200 N·m/（r/min）/马 1050/1400/280 力 g/（kw·h) B ≤203 96 18.1 满足排放要求 进气形式/每缸气门数 气缸排列形式 国Ⅱ/国Ⅲ 增压中冷/4 直列

2。2 离合器的初步选型

后备系数β为离合器的后备系数，定义为离合器所能传递的最大静摩擦力矩与发动机最大转矩之比，必须大于1.β是离合器设计时用到的一个重要参数,它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择β时，应考虑以下几点：

1)摩擦片在使用中磨损后，离合器还应能可靠地传递发动机最大转矩；

2)防止离合器滑磨时间过长； 3)防止传动系过载以及操纵轻便等。

显然，为可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，β不宜选取太小;为使离合器尺寸不致过大,减少传动系过载,保证操纵轻便，β又不宜选取太大；当发动机后备功率较大、使用条件较好时，β可选取小些；当使用条件恶劣，需要拖带挂车时,为提高起步能力、减少离合器滑磨，β应选取大些；货车总质量越大，β也应选得越大；采用柴油机时，由于工作比较粗暴，转矩较不平稳，选取的β值应比汽油机大些；发动机缸数越多,转矩波动越小，β可选取小些；膜片弹簧离合器由于摩擦片磨损后压力保持较稳定，选取的β值可比螺旋

弹簧离合器小些；双片离合器的β值应大于单片离合器。各类汽车离合器β的取值范围见表2—2。

表2-2 离合器后备系数β的取值范围

车型 乘用车及最大总质量小于6t的商用车 最大总质量为6~14t的商用车 挂车

根据发动机的最大转矩及上述要求，初步选择东风传动轴有限公司生产，转矩容量为2700N·m的DSP430拉式膜片弹簧离合器。该离合器与潍柴WD615。56匹配时，其后备系数为2。45。

后备系数β 1。20～1.75 1。50~2.25 1.80～4。00 2.3 变速器的选型

由于重型汽车的装载质量大,使用条件复杂，同时，重型货车满载与空载的质量变化极大，欲保证重型汽车具有良好的动力性、经济性和加速性，需要采用多档变速器。因为，档位数越多，发动机发挥最大功率附近高功率的机会越大,提高汽车的加速与爬坡能力；同时，增加发动机在低燃油消耗率区工作的机会，提高汽车的燃油经济性。目前，组合式机械变速器已成为重型汽车的主要形式，即，以一到两

种4～6档变速器为主体,通过更换系列齿轮副和配置不同的副变速器，得到一组不同档数不同传动比范围的变速器系列。

根据发动机最大转矩和变速器的一档传动比,初步选择中国第一汽车集团公司生产的10档组合式机械变速器，变速器型号：CATS10—130,额定输入扭矩为1274N.m，该变速器最高档采用直接档，传动比范围为12。961。变速器各档速比见表2-3。

表2—3 所选变速器各档速比

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 倒1 倒2 12。961 9。693 7。370 5.540 3.846 3。37 2。520 1。916 1.440 1。000 2.938 11。301

2.4 传动轴的选型

该车前后轴距较大，为了提高传动轴的临界转速，避免共振以及考虑整车总布置上的需要，常将传动轴分段。当传动轴分段时,需加设安装在车架横梁上的中间支承，以补偿传动轴轴向和角度方向的安装误差，以及车辆行驶过程中由于弹性支承的发动机的窜动和车架等变形所引起的位移。橡胶弹性元件能吸收传动轴的振动,降低噪声。这种弹性中间支承不能传递轴向力，它主要承受传动轴因动不平衡、偏心等因素引起的径向力,以及万向节上的附加弯矩所引起的径向力。

一般驱动桥传动轴均采用一对十字轴万向节。十字轴万向节两轴的夹角不宜过大,当由4增至16时，滚针轴承寿命将下降至原寿

命的1/4。十字轴万向节夹角的允许范围见表2—4.

表2-4 十字轴万向节夹角的允许范围 万向节安装位置或相联两总成 离合器-变速器；变速器-分动器 （相联两总成均装在车架上) 一般汽车 汽车满载静止时 驱动桥传动轴 行驶中的极限夹角 短轴距越野汽车 越野汽车 一般汽车 1~3 6 不大于 12 15~20 30 初步采用重庆重型汽车集团传动轴有限责任公司生产的重型汽车传动轴总成，编号为：006.工作扭矩为:15000N.m。

2.5 驱动桥的选型

驱动桥处于传动系的末端，其基本公用是增大由传动轴传来的转矩，将转矩分配给左、右驱动车轮，并使左、右驱动轮具有差速功能;同时，驱动桥还要承受作用于路面和车价之间的垂向力、纵向力和横向力.

2.5.1 驱动桥结构形式和布置形式的选择

驱动桥的结构形式与驱动车轮的悬架形式有关。绝大多数载货汽车的驱动车轮采用非独立悬架，相应的采用非断开式车桥。 现代多桥驱动汽车都采用贯通式驱动桥的布置。

在贯通式驱动桥的布置中，各桥的传动布置在同一个纵向垂直

平面内,且相邻的两桥的传动轴是串联的布置.其优点是不仅减少了传动轴的数量，而且提高了各种驱动桥零件的互通性，并且简化了结构，减少了体积和质量，成本较低。

2.5.2 主减速器结构形式选择

主减速器形式的选择与汽车的类型及使用条件有关，主要取决与动力性、经济性等整车性能所要求的主减速比i0的大小以及驱动桥的离地间隙、驱动桥的数目及减速形式等。

双级主减速器有两集齿轮减速组成，结构复杂、质量大，制造成本也显著增加，仅用于主减速比较大(7.6i012）且采用单级减速器不能满足既定的主减速比和离地间隙要求的重型汽车上. 单级贯通式主减速器用于多桥驱动汽车的贯通桥上,其优点是结构简单,主减速器的质量较小，尺寸紧凑，并可使中、后桥的大部分零件，尤其是使桥壳、半轴等主要零件具有互换性。

综上所述，由于所设计的载货汽车的轴数和驱动形式为84,以及单级减速双联主减速器具有结构简单等诸多优点，又能满足使用要求。所以，选用单级减速双联主减速器。

2。5。3 驱动桥的选型

根据计算的主减速比,初步选择重庆红岩汽车车桥厂的单级减速双联驱动桥，产品型号：20048302。中、后桥均采用铸钢桥壳,中、后驱动桥承载能力均为13t,最大输入转矩为40000N·m，大于最大的

输入转矩1274×12。961N·m=16512.31N·m，主减速器传动比i0=4。875和5.833两种。因车速要求较高,就选i0=4.875计算，如果汽车阻力功率曲线与发动机功率曲线不能交在其最大功率点上,再进行调整。

第3章 整车性能计算

3.1 配置潍柴WD615.50发动机的整车性能计算

3.1.1 汽车动力性能计算

（1）汽车驱动力和行驶阻力

汽车行驶过程中必须克服滚动阻力Ff和空气阻力Fw，加速时会受到加速阻力Fj的作用，上坡时会受到重力沿坡道的分力——坡度阻力

Fi.

汽车行驶时驱动力与行驶阻力的平衡方程式为:

FtFfFwFiFj （3—1)

发动机在转速n下发出的转矩Te经汽车传动系传递到驱动轮上的驱动力Ft按下式计算：

FtTeigi0Trr （3—2）

式中 Ft——汽车驱动力，N；

Te—-发动机转矩，N.m； ——变速器速比；

igi0——主减速器速比，i4.875；

0T——传动系效率，T0.849；

rr—-车轮的滚动半径，m，r0.5291m; r在驱动轮不打滑的情况下，发动机转速n所对应的汽车车速ua（km/h）为：

nrrua0.377igi0 （3-3）

式中 n—-发动机转速，r/min； ig，i0，rr——同式(1—10）说明。 滚动阻力Ff:

Ffmagcosf （3-4）

2g9.81m/sg式中 -—重力加速度，；

——坡道的坡度角，；

f——滚动阻力系数，同式（1-1）说明；

空气阻力Fw:

Fw1CDAua22 （3-5）

式中 CD——空气阻力系数,CD0.55；

A-—迎风面积，即汽车行驶方向的投影面积，

A=2.4653.530m2；

--空气密度，一般1.2258N.s2.m4；

ua——汽车行驶速度，m/s.

若ua以km/h计，则

FwCDA2ua21.15

坡度阻力Fi:

Fimagi （3-6)

式中，i是道路坡度，计算时i取值从0％到40％。坡度阻力

Fimagsin随坡度角α的增加而增大,且与变速器档位和车速无

关.

将各挡驱动力Ft随车速ua的变化关系和不同坡度i时的

FtFwFi随ua的变化关系画在同一张纸上，则形成汽车的行驶性能

曲线。由汽车的行驶性能曲线可知该车的最高车度、最大爬坡度、档位的使用情况及各档位某车速的爬坡能力.

选用潍柴WD615.50发动机时，参照《汽车设计课程设计指导书》中图1-11的汽车的行驶性能曲线可看出,最高车速在90km/h以上，经计算,一档时最大爬坡度为33。4%。 （2）汽车的加速性能计算

加速阻力Fj可按

FjFt(FfFiFw)计算。为计算最大加速能力，这里就取道路坡道

为零的平直道路上行驶进行计算.

FjmaaFtFfFw，由此可得aFtFfFwma （3—

7)

2式中，δ是汽车旋转质量换算系数，δ按式112ig估算，

取120.04,ig为变速器速比.参照《汽车设计课程设计指导书》中的图1-12绘制出汽车加速度曲线图。

进而参照《汽车设计课程设计指导书》中的图1-13绘制各挡加速度倒数曲线图。

由adua1得dtdua故 dtatdt0tu2u11dua （3—8） a通过上式可求得汽车从初始车速u1全力加速到u2的加速时间t,结合汽车的行驶性能曲线,可以参照《汽车设计课程设计指导书》中的图1—14作出该汽车连续换挡加速时间曲线图。

3。1.2 汽车经济性能计算

汽车的燃油经济性是汽车使用中的另一项重要性能。汽车设计开发过程中，常需要在实际样车制成之前，根据发动机特性和汽车功率平衡图对汽车的燃油经济性进行评算,最简单、最基本的是等速行驶百公里燃油消耗量的估算。对货车来讲,等速百公里燃油消耗量是在满载时以最高挡在水平良好的路面上等速行驶100km的燃油消耗量。

汽车百公里燃油消耗量Qs为

QsPge （3—9）

1.02uag式中，P是汽车以车速ua等速行驶时用于克服滚动阻力和空气阻力发动机所消耗的功率(kw);ge是燃油消耗率(g/（kW·h））,可根据发动机转速从外特性曲线图上读取；ua是汽车车速（km/h）;g是燃油的重度，柴油取7。94~8.13N/L,取g=8.04N/L。

经上述计算,参照《汽车设计课程设计指导书》中的图1—17，绘

制出使用潍柴WD615.50发动机时汽车在各个档位时的等速百公里燃油消耗量曲线。

从图中可以看出随车速的提高,汽车的等速百公里油耗增大； 在常用车速49。78～63。3km/h以直接档行驶时燃油消耗率低，为31。0 L/100km；

车速在36.32～49。78 km/h,以九档行驶时燃油经济性较好； 车速在27。29～36.32 km/h，以八档行驶时燃油经济性较好; 车速在20。86~27.29 km/h，以七档行驶时燃油经济性较好； 该车以最高车速91.2km/h等速行驶时燃油消耗率最高，为41。8L/100km;

该车的等速百公里最低燃油消耗率为26.5L/100km,对应车速为4。68km/h.

第4章 发动机与传动系部件的确定

根据前面的计算，可以确定设计车辆的动力传动系统。变速器CATS10—130、单级减速双联驱动桥与280马力的潍柴WD615。50发动机匹配使用时,整车的爬坡性能、加速性能和转矩适应性都有了较为显著的提高,经济车速的范围也较大，燃油经济性较好，同时也满足最高车速为90km/h的设计要求.

最后确定的发动机和传动系各部件如表4—1所示，整体布置图附录所示。

表4-1 发动机和传动系各部件选型

部件 发动机 离合器 变速器 传动轴 型号 潍柴WD615.50 主要技术参数 最大功率及转速 206kw/(2200r/min) DSP430 CATS10-130 转矩容量 2700N·m 额定输入转矩 1274N·m 重型汽车传动轴006 工作转矩 16500N·m 额定输入转矩16512N·m 驱动桥 重庆红岩单级减速双联驱动桥20048302

图1 整车总体布置草图

参考文献

[1] 王望予.汽车设计［M].4版。北京:机械工业出版社，2004. ［2] 王国权，龚国庆.汽车设计课程设计指导书[M].北京：机械工业出版社，2009.

［3] 陈家瑞。汽车构造［M]。3版。北京：机械工业出版社，

2009.

[4] 刘惟信。汽车设计［M］.北京。清华大学出版社，2003. ［5］ 余志生.汽车理论［M］。4版。北京：机械工业出版社，2004.

［6］国家标准：GBT1589-2004/GBT2974—2008/GBT2977—2008/ GBT2978—2008