課程設計載貨汽車汽車動力總成匹配與總體設計

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1、青島理工大學課程設計 汽車設計課程設計說明書 題目：載貨汽車汽車動力總成匹配與總體設計 姓名：張## 學號：111222233333 同組者：袁## 魏## 王# 劉## 專業(yè)名稱：交通運輸 指導教師：郭@@ 日期：2011.12.7-2012.1.1 目 錄 設計任務書3 第1章 整車主要目標參數(shù)的初步確定4 1.1、發(fā)動機的選擇4 1.1.1、發(fā)動機的最大功率及轉速的確定4 1.1.2、發(fā)動機的最大轉矩及轉速的確定5 1.2、輪胎的選擇5 1.3、傳動系最小傳動比的確定6 1.4、傳

2、動系最大傳動比的確定7 第2章 傳動系各總成的選型8 2.1、發(fā)動機的選型8 2.2、離合器的初步選型10 2.3、變速器的選型11 2.4、傳動軸的選型12 2.5、驅動橋的選型12 2.5.1、驅動橋結構形式和布置形式的選擇12 2.5.2、主減速器結構形式選擇13 2.5.3、驅動橋的選型13 第3章 整車性能計算14 3.1、配置濰柴WD615.50發(fā)動機時的整車性能計算14 3.1.1、汽車動力性能計算14 3.1.2、汽車經(jīng)濟性能計算18 第4 章 發(fā)動機與傳動系部件的確定19 設計總結20 致謝20 參考文獻21 附錄21 設計任務書

3、 載貨汽車汽車動力總成匹配與總體設計 1、整車性能參數(shù) 設計一輛用于長途運輸固體材料或者集裝箱、載重質量為20t的重型載貨汽車。 整車尺寸（長*寬*高） 11976mm*2065mm*3390mm 軸數(shù)4 軸距 （5750+1350）mm 額定載質量 20000kg 整備質量 12000kg 公路行駛最高車速 90km/h 最大爬坡度

4、 ≥30% 2、具體設計任務 1) 查閱相關資料，根據(jù)設計題目中的具體特點，進行發(fā)動機、離合器、變速箱傳動軸、驅動橋以及車輪的選型。 2) 根據(jù)所選總成進行汽車動力性、經(jīng)濟性的估算，實現(xiàn)整車的優(yōu)化配置。 3) 繪制設計車輛的總體布置圖。 4) 完成至少1萬字的設計說明書。 第1章 整車主要目標參數(shù)的初步確定 1.1 發(fā)動機的選擇 1.1.1 發(fā)動機的最大功率及轉速的確定 汽車的動力性能在很大程度上取決于發(fā)動機的最大功率。參考該題目中的參數(shù)，按要求設計的載貨汽車最高車速是ua=90km/h，那么發(fā)動機的最大功率應該大于或等

5、于以該車速行駛時，滾動阻力功率與空氣阻力功率之和，即 （1-1） 式中，Pemax是發(fā)動機的最大功率（KW）；ηT是傳動系效率（包括變速器、輔助變速器傳動軸萬向節(jié)、主減速器的傳動效率），ηT=95%*95%*98%*96%=84.9%，傳動系各部件的傳動效率參考《汽車設計課程設計指導書》表1-1得；Ma是汽車總質量，Ma=32000kg；g是重力加速度，g=9.8m/s2；f是滾動阻力系數(shù)，由試驗測得，在車速不大于100km/h的情況下可認為是常數(shù)。取f=0.008，參考《汽車設計課程設計指導書》表1-2得；CD是空氣阻力系數(shù)，一般中重型貨車可取0.8～1.0，這里取C

6、D=0.9；A是迎風面積（㎡），取前輪距B1*總高H，A=2.0653.390㎡。 故 也可以利用比功率的統(tǒng)計值來確定發(fā)動機的功率值。 如選取功率為163.49KW的發(fā)動機，則比功率為 參考日本五十鈴、德國奔馳、瑞典斯坦的維亞等國外同類型汽車，其比功率都在6KW/t以上，則整備質量32t的汽車，其發(fā)動機應具有的功率Pe=6*32=192kw 再考慮該載貨汽車要求具有相對高的車速，因此初步選擇汽車發(fā)動機的最大功率為200kw。 1.1.2 發(fā)動機的最大轉矩及其轉速的確定 當發(fā)動機最大功率和其相應轉速確定后，可通過下式確定發(fā)動機的最大轉矩。

7、 （1-2） 式中，Temax是發(fā)動機最大轉矩（Nm）；α是轉矩適應性系數(shù)，標志著當行駛阻力增加時，發(fā)動機外特性曲線自動增加轉矩的能力，，Tp是最大功率時的轉矩（Nm），α可參考同類發(fā)動機數(shù)值選取，初取α=1.05；Pemax是發(fā)動機最大功率（KW）;np是最大功率是的轉速（r/min）。 所以 一般用發(fā)動機適應性系數(shù),表示發(fā)動機轉速適應行駛工況的程度，Φ越大，說明發(fā)動機的轉速適應性越好。采用Φ值大得發(fā)動機可以減少換擋次數(shù)，減輕司機疲勞、減少傳動系的磨損和降低油耗。通常，汽油機取1.2～1.4，柴油機取1.2～2.6，以保證汽車具有相當?shù)淖畹头€(wěn)定車速。初取

8、nT=1600r/min，則，。 1.2 輪胎的選擇 輪胎的尺寸和型號是進行汽車性能計算和繪制總布置圖的重要原始數(shù)據(jù)，因此，在總體設計開始階段就應選定。選擇的依據(jù)是車型、使用條件、輪胎的額定負荷以及汽車的行駛速度。為了提高汽車的動力因數(shù)、降低汽車質心的高度、減小非簧載質量，對公路用車，在其輪胎負荷系數(shù)以及汽車離地間隙允許的范圍內，應盡量選取尺寸較小的輪胎。同時還應考慮與動力—傳動系參數(shù)的匹配和對整車尺寸參數(shù)（例如汽車的最小離地間隙、總高等）的影響。參考《汽車設計課程設計指導書》表1-3給出的部分國產(chǎn)汽車輪胎的規(guī)格、尺寸及使用條件。通過查閱貨車輪胎標準GB2977-2008《載重汽車輪胎

9、規(guī)格、尺寸、氣壓與負荷》和參考同類車型所選輪胎規(guī)格，各軸輪胎規(guī)格選擇如下： 前軸輪胎規(guī)格為11.00R20,輪胎數(shù)量為2；中間軸輪胎規(guī)格為11.00R20，輪胎數(shù)量為2；后輪并裝雙軸雙胎，型號為11.00R20,輪胎數(shù)量為8。所選輪胎的單胎最大負荷28700N，氣壓0.74MPa，加深花紋，外直徑1090mm。 1.3傳動系最小傳動比的確定 普通載貨汽車最高檔通常選用直接擋，若無分動器或者輪邊減速器，則傳動系的最小傳動比等于主減速器的主減速比 。主減速比是主減速器設計的原始數(shù)據(jù)，應在汽車總體設計時就確定。 載重貨車為了得到足夠的功率儲備而使最高的車速有所下降，可按下式選擇

10、 （1-3） 式中，是驅動輪的滾動半徑（m），所選輪胎規(guī)格為11.00R20的子午線輪胎，其自由直徑d=1090mm，因計算常數(shù)F=3.05(子午線輪胎F=3.05),故滾動半徑；np是發(fā)動機最大功率時的轉速，np=2200r/min;uamax是最高車速，uamax=90km/h；igh是變速器最高檔傳動比，igh=1.0。 所以，初取i0=5.0。 根據(jù)所選定的主減速比的值，就可基本上確定主減速器的減速形式（單級、雙級以及是否需要輪邊減速器），并使之與汽車總布置所要求的離地間隙相適應。 汽車驅動橋離地間隙要求參考《汽車設計課程設計指導書》表

11、1-4所示。其中，重型載貨汽車的離地間隙要求在230～345mm之間。 1.4 傳動系最大傳動比的確定 傳動系最大傳動比為變速器的Ι擋傳動比igΙ與主減速比的乘積。 igΙ應根據(jù)汽車最大爬坡度、驅動車輪與路面的附著條件、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅動車輪的滾動半徑等綜合確定。 汽車爬坡度時車速不高，空氣阻力可以忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有 （1-4） 則由最大爬坡度要求的變速器Ι檔傳動比為 （1-5） 式中，αmax是道路最大坡度角，設計要求最大爬坡度為30%，即坡度角；Ψ

12、max是道路最大阻力系數(shù)。 前面已將計算得rr=0.5291m；發(fā)動機最大轉矩Temax=911.5N.m；主減速比i0=5.0；傳動系傳動效率ηT=0.849。所以 根據(jù)驅動車輪與路面附著條件 （1-6） 求得變速器的Ι檔傳動比為 （1-7） 式中，是道路的附著系數(shù)，在良好的路面上取=0.8；是汽車滿載靜止于水平路面時，驅動橋承受的載荷（N），初步設計采用雙聯(lián)車橋驅動，每個驅動橋承受的質量為13t，則 綜上所述，初步選取變速器Ι擋傳動比igΙ=12.96。 第2章

13、 傳動系各總成的選型 2.1 發(fā)動機的選型 根據(jù)所需發(fā)動機的最大功率和最大轉矩及相應轉速，初步選擇濰柴動力股份有限公司的型號為WD615.56的發(fā)動機，它的主要技術參數(shù)如下表2-1所示。 表2-1 濰柴WD615.56發(fā)動機的主要技術參數(shù) 單位 WD615.56 缸徑/行程 mm 126/130 排量 L 9.726 額定工況功率/轉速 Kw/(r/min) 193/2200 最大轉矩/轉速 Nm/(r/min) 1100/1500 最低燃油消耗率 g/(kwh) ≤198 質量 ㎏ 875 滿足排放要求 歐Ⅱ 外

14、形尺寸（長寬高） mm 15865821025 濰柴WD615.56發(fā)動機的外特性曲線如下圖2-1所示。 由圖可知，濰柴WD615.56的轉速范圍為1000～2200r/min。 從上述發(fā)動機的外特性曲線可得其轉矩特性、比油耗特性，并且用最小二乘法擬合成五次多項式，結果如表2-2所列。 表2-2 由濰柴WD615.56發(fā)動機外特性曲線算得的轉矩、比油耗特性 轉速 Ne/(r/min) 1000 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700

15、 1800 1900 2000 2100 2200 比油耗 Ge/(g/kw.h) 206 204 202 200 199 198 197 198 199 201 203 204 207 轉矩 Te/(N.m) 928 972 1005 1043 1081 1100 1080 1052 1019 995 976 957 938 比油耗特性擬合多項式 轉矩特性擬合 多項式 2.2 離合器的初步選型 后備系數(shù)β為離合器的后備系數(shù)，定義為離合器所能傳遞的最大靜摩擦力矩與發(fā)動機最大轉矩之

16、比，必須大于1。β是離合器設計時用到的一個重要參數(shù)，它反映了離合器傳遞發(fā)動機最大轉矩的可靠程度。在選擇β時，應考慮以下幾點： 1)摩擦片在使用中磨損后，離合器還應能可靠地傳遞發(fā)動機最大轉矩； 　　2)防止離合器滑磨時間過長； 　　3)防止傳動系過載以及操縱輕便等。 顯然，為可靠傳遞發(fā)動機最大轉矩和防止離合器滑磨過大，β不宜選取太小；為使離合器尺寸不致過大，減少傳動系過載，保證操縱輕便，β又不宜選取太大；當發(fā)動機后備功率較大、使用條件較好時，β可選取小些；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，β應選取大些；貨車總質量越大，β也應選得越大；采用柴油機時，由

17、于工作比較粗暴，轉矩較不平穩(wěn)，選取的β值應比汽油機大些；發(fā)動機缸數(shù)越多，轉矩波動越小，β可選取小些；膜片彈簧離合器由于摩擦片磨損后壓力保持較穩(wěn)定，選取的β值可比螺旋彈簧離合器小些；雙片離合器的β值應大于單片離合器。各類汽車離合器β的取值范圍見表2-3。 表2-3 離合器后備系數(shù)β的取值范圍 車型 后備系數(shù)β 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 根據(jù)發(fā)動機的最大轉矩及上述要求，初步選擇東風傳動軸有限公司生產(chǎn)，轉矩容量為2700Nm的DSP430拉式膜片彈簧離合器。該離合器

18、與濰柴WD615.56匹配時，其后備系數(shù)為2.45。 2.3 變速器的選擇 由于重型汽車的裝載質量大，使用條件復雜，同時，重型貨車滿載與空載的質量變化極大，欲保證重型汽車具有良好的動力性、經(jīng)濟性和加速性，需要采用多檔變速器。因為，檔位越多，發(fā)動機發(fā)揮最大功率附近高功率的機會就越大，可以提高汽車的加速與爬坡能力；同時也能增加發(fā)動機在地燃油消耗率的轉速范圍工作的機會，可以提高汽車的燃油經(jīng)濟性。目前，組合式機械變速器已經(jīng)成為重型汽車的主要形式，即以一到兩種4～6擋變速器為主體，通過更換系列齒輪副和配置不同的副變速器，得到一組不同的擋數(shù)、不同傳動比范圍的變速器系列。 根據(jù)

19、發(fā)動機最大轉矩和變速器的I擋傳動比，初步選擇中國第一汽車集團公司生產(chǎn)的10擋組合式機械變速器，變速器型號：CATS10-130，額定輸入轉矩為1274Nm，該變速器最高檔采用直接擋，傳動比范圍為1～12.961。變速器各擋速比見表2-4。 表2-4 所選變速器各擋速比 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ Ⅷ Ⅸ Ⅹ 倒Ⅰ 倒Ⅱ 12.961 9.693 7.370 5.540 3.846 3.370 2.520 1.196 1.440 1.000 12.938 11.301 2.4 傳動軸的選型 該車前后軸距

20、較大， 為了提高傳動軸的的臨界轉速，避免共振以及考慮整車總布置上的需要，常將傳動軸分段。當傳動軸分段時，需要加設安裝在車架橫梁上的彈性中間支撐，以補償傳動軸軸向和角度方向的安裝誤差，以及車輛行駛過程中由于彈性支承的發(fā)動機的傳動和車架等變形所引起的位移。彈性元件能吸收傳動軸的震動，降低噪聲。這種彈性中間支撐不能傳遞軸向力，它只要承受傳動軸因動不平衡，偏心等因素引起的徑向力，以及萬向節(jié)上的附加彎矩所引起的徑向力。 一般驅動橋傳動軸均采用一對十字軸萬向節(jié)。十字萬向節(jié)兩軸的夾角不宜過大，當α由增至時，滾針軸承壽命將下降至原壽命的1/4。十字軸萬向節(jié)夾角的允許范圍參照《汽車設計課程設計指導書》表1-8

21、。 初步選取重慶重型汽車集團傳動軸有限責任公司生產(chǎn)的重型汽車傳動軸總成，編號為006，工作轉矩為15000Nm。 2.5 驅動橋的選型 驅動橋處于傳動系的末端，其基本公用是增大由傳動軸傳來的轉矩，將轉矩分配給左、右驅動車輪，并使左、右驅動輪具有差速功能；同時，驅動橋還要承受作用于路面和車價之間的垂向力、縱向力和橫向力。 2.5.1 驅動橋結構形式和布置形式的選擇 驅動橋的結構形式與驅動車輪的懸架形式有關。絕大多數(shù)載貨汽車的驅動車輪采用非獨立懸架，相應的采用非斷開式車橋。 現(xiàn)代多橋驅動汽車都采用貫通式驅動橋的布置。 在貫通式驅動橋的布置中，各橋的傳動布置在同一個縱向垂直平面

22、內，且相鄰的兩橋的傳動軸是串聯(lián)的布置。其優(yōu)點是不僅減少了傳動軸的數(shù)量，而且提高了各種驅動橋零件的互通性，并且簡化了結構，減少了體積和質量，成本較低。 2.5.2 主減速器結構形式選擇 主減速器形式的選擇與汽車的類型及使用條件有關，主要取決與動力性、經(jīng)濟性等整車性能所要求的主減速比的大小以及驅動橋的離地間隙、驅動橋的數(shù)目及減速形式等。 雙級主減速器有兩集齒輪減速組成，結構復雜、質量大，制造成本也顯著增加，僅用于主減速比較大（）且采用單級減速器不能滿足既定的主減速比和離地間隙要求的重型汽車上。 單級貫通式主減速器用于多橋驅動汽車的貫通橋上，其優(yōu)點是結構簡單，主減速器的質量較小，尺寸

23、緊湊，并可使中、后橋的大部分零件，尤其是使橋殼、半軸等主要零件具有互換性。 綜上所述，由于所設計的載貨汽車的軸數(shù)和驅動形式為，以及單級減速雙聯(lián)主減速器具有結構簡單等諸多優(yōu)點，又能滿足使用要求。所以，選用單級減速雙聯(lián)主減速器。 2.5.3 驅動橋的選型 根據(jù)計算的主減速比，初步選擇重慶紅巖汽車車橋廠的單級減速雙聯(lián)驅動橋，產(chǎn)品型號：20048302。中、后橋均采用鑄鋼橋殼，中、后驅動橋承載能力均為13t，最大輸入轉矩為40000Nm，大于最大的輸入轉矩127412.961Nm=16512.31Nm，主減速器傳動比=4.875和5.833兩種。因車速要求較高，就選=4.875計算，如果汽車阻力

24、功率曲線與發(fā)動機功率曲線不能交在其最大功率點上，再進行調整。 第3章 整車性能計算 3.1 配置濰柴WD615.56發(fā)動機的整車性能計算 3.1.1 汽車動力性能計算 （1） 汽車驅動力和行駛阻力 汽車行駛過程中必須克服滾動阻力Ff和空氣阻力Fw的作用，加速時會受到加速阻力Fj的作用，上坡時會受到重力沿坡道的分力——坡度阻力Fi的作用。汽車行駛時驅動力與行駛阻力的平衡方程式為 （3-1） 發(fā)動機在轉速n下發(fā)出的轉矩Te，經(jīng)汽車傳動系傳遞到驅動輪上的驅動力Ft按下式計算 （3-

25、2） 式中，Te是發(fā)動機轉矩（Nm）；ig是變速器速比；i0是主減速器速比，io=4.875；ηT是傳動系效率，ηT=0.849；rr是車輪的滾動半徑（m），rr=0.5249m。 在驅動輪不打滑的情況下，發(fā)動機轉速n（r/min）所對應的汽車車速ua（Km/h）為 （3-3） 滾動阻力Ff為 （3-4） 式中，g是重力加速度，g=9.8m/s2;α是坡道的坡度角（）；f是滾動阻力系數(shù)，同式（1-1）說明。 空氣阻力Fw為 （3-5） 式中

26、，CD是空氣阻力系數(shù)，CD=0.9；A是迎風面積，即汽車行駛方向的投影面積，A=2.0653.390㎡；ρ是空氣密度，一般取ρ=1.2258Ns2m-4；ua是汽車行駛速度（m/s）,若ua以km/h計，則。 坡度阻力Fi為 （3-6） 式中，i是道路坡度，計算時i取值從0%到40%。坡度阻力隨坡度角α的增加而增大，且與變速器檔位和車速無關。 將各擋驅動力Ft隨車速ua的變化關系和不同坡度i時的隨ua的變化關系畫在同一張紙上，則形成汽車的行駛性能曲線。由汽車的行駛性能曲線可知該車的最高車度、最大爬坡度、檔位的使用情況及各檔位某車速的爬坡能力。

27、 選用濰柴WD615.56發(fā)動機時，汽車的行駛性能曲線如圖3-1所示。 從圖3-1可以看出，最高車速應在90km/h，經(jīng)計算，一檔時最大爬坡度為。 （2）汽車的加速性能計算 加速阻力計算。為計算最大加速能力，這里就取道路坡道為零的平直道路上行駛進行計算。 ，由此可得 （3-7） 式中，δ是汽車旋轉質量換算系數(shù)，δ按式估算，取,ig為變速器速比。通過計算得汽車各擋加速度曲線如圖3-2所示。 進而繪制各擋加速度倒數(shù)曲線如圖3-3所示。 由得 （3-8） 通過上式可求得汽車

28、從初始車速u1全力加速到u2的加速時間t，結合汽車的行駛性能曲線，可以作出該汽車連續(xù)換擋加速時間曲線如圖3-4所示。 3.1.2 汽車經(jīng)濟性能計算 汽車的燃油經(jīng)濟性是汽車使用中的另一項重要性能。汽車設計開發(fā)過程中，常需要在實際樣車制成之前，根據(jù)發(fā)動機特性和汽車功率平衡圖對汽車的燃油經(jīng)濟性進行評算，最簡單、最基本的是等速行駛百公里燃油消耗量的

29、估算。對貨車來講，等速百公里燃油消耗量是在滿載時以最高擋在水平良好的路面上等速行駛100km的燃油消耗量。 汽車百公里燃油消耗量Qs為 （3-9） 式中，P是汽車以車速等速行駛時用于克服滾動阻力和空氣阻力發(fā)動機所消耗的功率（kw），；是傳動系效率，=0.849；是汽車總質量；是滾動阻力系數(shù)，=0.008；是空氣阻力系數(shù)=0.9；是迎風面積；是燃油消耗率，可根據(jù)發(fā)動機轉速從外特性曲線圖上讀?。皇瞧囓囁伲╧m/h）；是燃油的重度，柴油取7.94～8.13N/L，取=8.04N/L。 經(jīng)計算使用濰柴WD615.56發(fā)動機時汽車在各個檔位時的等速百公

30、里燃油消耗量曲線如下圖3-5所示。 第4章 發(fā)動機與傳動系部件的確定 根據(jù)前面的計算，可以確定設計車輛的動力傳動系統(tǒng)。變速器CATS10-130、單級減速雙聯(lián)驅動橋與濰柴WD615.56匹配使用時，汽車的最高車速為90km/h，最大爬坡度為33.4%，從一檔起步連續(xù)換擋加速到75km/h車速的加速時間為306.1s，以常用車速等速行駛時百公里燃油消耗量為31.8L/100km。 最后確定的發(fā)動機和傳動系各部件如表4-1所示，整體布置圖附錄所示。 表4-1 發(fā)動機和傳動系各部件選型 部件 型號 主要

31、技術參數(shù) 發(fā)動機 濰柴WD615.56 最大功率及轉速 193kw/(2200r/min) 離合器 DSP430 轉矩容量 2700Nm 變速器 CATS10-130 額定輸入轉矩 1274Nm 傳動軸 重型汽車傳動軸006 工作轉矩 15000Nm 驅動橋 重慶紅巖單級減速雙聯(lián)驅動橋20048302 額定輸入轉矩16512Nm 設計總結 課程設計是我們專業(yè)課程知識綜合應用的實踐訓練，也是我們邁向社會，從事職業(yè)工作前一個必不少的過程。通過這次的汽車課程設計，使我之前學習的課本知識得以鞏固，同時也更加系統(tǒng)全面的了解了汽車發(fā)動機與傳動系和驅動橋之

32、間的匹配關系。 致 謝 課程設計中，會用到很多以前老師講解的知識，特別是不是課本上的知識。感謝大學四年來，汽車與交通學院的所有老師對我學習上的幫助和生活上的關懷，正是你們的辛勤工作，才使我們學到了專業(yè)的知識，同時知識面得到擴展。感謝所有任課老師和所有同學在這三年來給自己的指導和幫助，是他們教會了我專業(yè)知識，教會了我如何學習，教會了我如何做人。正是由于他們，我才能在各方面取得顯著的進步，在此向他們表示我由衷的謝意。 另外，感謝校方給予我這樣一次機會，能夠獨立地完成一個課程設計，并在這個過程當中，給予我們各種方便，使我們在這學期快要結課的時候，能夠將學到的知識應用到實踐中，增強了我們實踐

33、操作和動手應用能力，提高了獨立思考的能力。我不僅學到了許多新的知識，而且也開闊了視野，提高了自己的設計能力。 參考文獻 [1] 王望予.汽車設計[M].4版.北京：機械工業(yè)出版社，2004. [2] 王國權，龔國慶.汽車設計課程設計指導書[M].北京：機械工業(yè)出版社，2009. [3] 陳家瑞.汽車構造[M].3版.北京：機械工業(yè)出版社，2009. [4] 劉惟信.汽車設計[M].北京.清華大學出版社，2003. [5] 余志生.汽車理論[M].4版.北京：機械工業(yè)出版社，2004. [6] 田其鑄.汽車設計手冊（整車底盤卷).長春汽車研究所.1998. [7] 徐石安，江發(fā)潮.汽車離合器設計[M].北京:清華大學出版社，2005. [8] F.Schmelz，Graf VonH.C.Sehear-Thoss，E.Aucktor.萬向節(jié)和傳動軸[M].伍德榮，肖生發(fā)，陶健民，等譯.北京：北京理工大學出版社，1997. [9] 中華人民共和國汽車行業(yè)標準委員會.QC/T29082-1992 汽車傳動軸總成技術條件[S].北京：中國標準出版社，1992. 24