《汽车离合器设计》word文档

一、离合器设计的目的及离合器概述
了解轿车离合器的构造，掌握轿车离合器的工作原理。

了解从动盘总成的结构，掌握从动盘总成的设计方法，了解压盘和膜片弹簧的结构，掌握压盘和膜片弹簧的设计方法，通过对以上几方面的了解，从而熟悉轿车离合器的工作原理。

学会如何查找文献资料、相关书籍，培养学生动手设计项目、自学的能力，掌握单独设计课题和项目的方法，设计出满足整车要求并符合相关标准、具有良好的制造工艺性且结构简单、便于维护的轿车离合器，为以后从事汽车方面的工作或工作中设计其它项目奠定良好的基础。

通过这次课程设计，使学生充分地认识到设计一个工程项目所需经历的步骤，以及身为一个工程技术人员所需具备的素质和所应当完成的工作，为即将进入社会提供了一个良好的学习机会，对于由学生向工程技术人员转变有着重大的实际意义。

离合器通常装在发动机与变速器之间，其主动部分与发动机飞轮相连，从动部分与变速器相连。

为各类型汽车所广泛采用的摩擦离合器，实际上是一种依靠其主、从动部分间的摩擦来传递动力且能分离的机构。

离合器的主要功用是切断和实现发动机与传动系平顺的接合，确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换档齿轮间的冲击；在工作中受到较大的动载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，以防止传动系个零部件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪音。

1.1离合器设计的基本要求
1)在任何行驶条件下，既能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备，又
能防止过载。

2)接合时要完全、平顺、柔和，保证起初起步时没有抖动和冲击。

3)分离时要迅速、彻底。

4)从动部分转动惯量要小，以减轻换档时变速器齿轮间的冲击，便于换档和减小同步
器的磨损。

5)应有足够的吸热能力和良好的通风效果，以保证工作温度不致过高，延长寿命。

6)操纵方便、准确，以减少驾驶员的疲劳。

7)具有足够的强度和良好的动平衡，一保证其工作可靠、使用寿命长。

1.2技术参数及论文要求
车型：三菱
整车质量（Kg）：1900
最大扭矩/转速（N·m/rpm）:830/1650
主减速比：1.647
一档速比：9.01
滚半径：（mm）：545.4
本次课程设计的基本内容有：
1.根据所给的车型及整车技术参数,选择合适离合器的结构类型,设计计算确
定其相关参数与尺寸;
2.绘制离合器总成工程图纸一份（A1）;
3.绘制离合器部件总成工程图纸一份（A2）;
4.绘制典型零件工程图纸三份以上（A3）；
完成设计计算书一份
1.3膜片弹簧离合器结构
膜片弹簧离合总成由膜片弹簧、离合器盖、压盘、传动片和分离轴承总成等部分组成。

1)离合器盖
离合器盖一般为120°或90°旋转对称的板壳冲压结构，通过螺栓与飞轮联结在一起。

离合器盖是离合器中结构形状比较复杂的承载构件，压紧弹簧的压紧力最终都要由它来承受。

2)膜片弹簧
膜片弹簧是离合器中重要的压紧元件，在其内孔圆周表面上开有许多均布的长径向槽，在槽的根部制成较大的长圆形或矩形窗孔，可以穿过支承铆钉，这部分称之为分离指；从窗孔底部至弹簧外圆周的部分形状像一个无底宽边碟子，其截面为截圆锥形，称之为碟簧部分。

3)压盘
压盘的结构一般是环形盘状铸件，离合器通过压盘与发动机紧密相连。

压盘靠近外圆周处有断续的环状支承凸台，最外缘均布有三个或四个传力凸耳。

4)传动片
离合器接合时，飞轮驱动离合器盖带动压盘一起转动，并通过压盘与从动盘摩擦片之间的摩擦力使从动盘转动；在离合器分离时，压盘相对于离合器盖作自由轴向移动，使从动盘松开。

这些动作均由传动片完成。

传动片的两端分别与离合器盖和压盘以铆钉或螺栓联接，一般采用周向布置。

在离合器接合时，离合器盖通过它来驱动压盘共同旋转；在离合器分离时，可利用它的弹性恢复力来牵动压盘轴向分离并使操纵力减小。

5)分离轴承总成
分离轴承总成由分离轴承、分离套筒等组成。

分离轴承在工作时主要承受轴向分离力，同时还承受在高速旋转时离心力作用下的径向力。

目前国产的汽车中多使用角接触推力球轴承，采用全密封结构和高温铿基润滑脂，其端面形状与分离指舌尖部形状相配合，舌尖部为平面时采用球形端面，舌尖部为弧形面时采用平端面或凹弧形端面。

1.4膜片弹簧离合器的优点
膜片弹簧离合器与其他形式离合器相比，具有一系列优点：
1)膜片弹簧离合器具有较理想的非线性弹性特性；
2)膜片弹簧兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，结构简单、紧凑，轴向尺寸小，零件数
目少，质量小；
3)高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，性能较稳定；
4)膜片弹簧以整个圆周与压盘接触，使压力分布均匀，摩擦片接触良好，磨损均匀；
5)易于实现良好的通风散热，使用寿命长；
6)膜片弹簧中心与离合器中心线重合，平衡性好
1.5膜片弹簧离合器的工作原理
由图可知，离合器盖与发动机飞轮用螺栓紧固在一起，当膜片弹簧被预加压紧，离合器处于接合位置时，由于膜片弹簧大端对压盘的压紧力，使得压盘与从动摩擦片之间产生摩擦力。

当离合器盖总成随飞轮转动时(构成离合器主动部分)，就通过摩擦片上的摩擦转矩带动从动盘总成和变速器一起转动以传递发动机动力
要分离离合器时，将离合器踏板踏下，通过操纵机构，使分离轴承总成前移推动膜片弹簧分离指，使膜片弹簧呈反锥形变形，其大端离开压盘，压盘在传动片的弹力作用下离开摩擦片，使从动盘总成处于分离位置，切断了发动机动力的传递。

图1.1 膜片弹簧离合器结构图
二、 离合器摩擦片参数的确定
2.1 摩擦片参数的选择
2.1.1 初选摩擦片外径D 、内径d 、厚度b
摩擦片外径是离合器基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和寿命，它和离合器所需传递转矩大小有一定关系。

mm
T
D e 54.398c3-1pz f 12100
max
==）
（πβ 式中，
max
e T 为发动机最大转矩，取m N T ⋅=830max
；
β取1.8 f 取0.2 P 取0.15
C 取0.62
离合器摩擦片尺寸系列和参数表1
表1
摩擦片标准系列尺寸，取220mm 405mm ==,d D 4mm = b 00543.0=c 。

2.1.2 后备系数β
后备系数保证了离合器能可靠地传递发动机扭矩，同时它有助于减少汽车起步时的滑磨，提高了离合器的使用寿命。

但为了离合器的尺寸不致过大，减少传递系的过载，使操纵轻便等，后备系数又不宜过大。

由于所设计的离合器为膜片弹簧离合器，在使用过程中其摩擦片的磨损工作压力几乎不会变小（开始时还有些增加），再加上小轿车的后备功率比较大，使用条件较好，宜取较小值，故初取β=1.8。

2.1.3 离合器传递的最大静摩擦力矩T C
c
T ==max e T β1400m N ⋅
β≈1.75 2.1.4 单位压力P 0
摩擦面上的单位压力P 的值和离合器本身的工作条件,摩擦片的直径大小,后备系数,摩擦片材料及质量等有关。

离合器使用频繁,工作条件比较恶劣单位压力P 较小为好。

当摩擦片的外径较大时也要适当降低摩擦片摩擦面上的单位压力P 。

因为在其它条件不变的情况下，由于摩擦片外径的增加，摩擦片外缘的线速度大，滑磨时发热厉害，再加上因整个零件较大，零
件的温度梯度也大，零件受热不均匀，为了避免这些不利因素，单位压力P应随摩擦片外径的增加而降低。

选取时应考虑离合器的工作条件、发动机后备功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。

)
1(12
33
30D d
ZD fp T c -=
π
⇒
=-
⨯⨯⨯⨯=
-
⨯=
)
2024051(40542.00
14012)
1(123
3
3
3
330ππD d ZD f T p c
a MP .230
式中，f 为摩擦因数取0.2；
p 为单位压力（
a
MP ）
Z 为摩擦面数取4；
D 为摩擦片外径取405mm ；
d 为摩擦片内径取220mm ；
摩擦片材料选择石棉基材料，
p 为单位压力0.25a MP ，f 为摩擦因数取0.2。

摩擦片的工作条件比较恶劣，为了保证它能长期稳定的工作，根据汽车的的使用条件，摩擦片的性能应满足以下几个方面的要求：
⑴应具有较稳定的摩擦系数，温度，单位压力和滑磨速度的变化对摩擦系数的影响小。

⑵要有足够的耐磨性，尤其在高温时应耐磨。

⑶要有足够的机械强度，尤其在高温时的机械强度应较好
⑷热稳定性要好，要求在高温时分离出的粘合剂较少，无味，不易烧焦 ⑸磨合性能要好，不致刮伤飞轮及压盘等零件的表面 ⑹油水对摩擦性能的影响应最小
⑺结合时应平顺而无“咬住”和“抖动”现象
由以上的要求,目前车用离合器上广泛采用石棉塑料摩擦片，是由耐热和化学稳定性能比较好的石棉和粘合剂及其它辅助材料混合热压而成，其摩擦系数大约在0.3左右,在该设计中选取的是石棉合成物制成的摩擦片。

2.2 离合器基本参数的校核
2.2.1 最大圆周速度
s m s m D n v e D /70-60/97.3410405165060
1060
33max <≈⨯⨯⨯=
⨯=
--π
π
式中， D v 为摩擦片最大圆周速度（m/s ）；
max
e n 为发动机最高转速取1650r/min ；
D 为摩擦片外径径取405mm ；
故符合条件。

2.2.2 单位摩擦面积传递的转矩c0T
0c T =
=-)(42
2d D Z Tc π)
220405(40140422-⨯⨯⨯π3800.0≈(N·m /2
mm ) 式中，c T 为离合器传递的最大静摩擦力矩1400.4m N ⋅；
当摩擦片外径D ≧325mm 时，][0c T =0.004 N ·m /2mm >0.0038N ·m /2mm ， 故符合要求 2.2.3 单位压力0P
为降低离合器滑磨时的热负荷，防止摩擦片损伤，选取单位压力0P 的最大范围为0.15～.35Mpa ，
由于已确定单位压力0P ＝0.25Mpa ，在规定范围内，故满足要求 2.2.4单位摩擦面积滑磨功
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，离合器每一次结合的单位摩擦面积滑磨功w 应小于其许用值[w]。

汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功(J)为：
W = 1800n 2e 2π(2g 202r a i i r m ) = 1800
150014.32
2⨯(262.5262.51.647019.0.5454190002
22
⨯⨯) = 11423.9 (J) 式中，W 为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功(J)
m a 为汽车总质量取19000kg ； r r 为轮胎滚动半径0,5454m ；
i g 为汽车起步时所用变速器档位的传动比9.01； i 0为主减速器传动比1.647；
n e 为发动机转速(r/min),商用车n e 取1500r/min;
w = )
(422d D Z W
-π = )220405(414.39.42311422-⨯⨯ = 0.031
式中，W 为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功取11424J 满足w < [w] = 0.25J/mm 2要求。

摩擦片的相关参数如表2
表2
摩擦片外径D
摩擦片内径d
后备系数β
厚度b 单位压力Po 405mm
220mm
4
0.2MPa
三、 膜片弹簧的设计
3.1 膜片弹簧的基本参数的选择 3.1.1 截锥高度H 与板厚h 比值
h
H
和板厚h 的选择 为了保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便，汽车离合器用膜片弹簧的h
H
一般为1.5～2.0，板厚h 为2～4mm 故初选h=4mm ,
h
H
=1.8则H=1.8h=7.2mm . 3.1.2自由状态下碟簧部分大端R 、小端r 的选择和
r
R
比值 摩擦片平均半径Rc=)(1602
-23
332mm r R r R =-=
，
对于拉式膜片弹簧的R 值，应满足关系R ≥Rc=160mm. 故取R=202.5,再结合实际情况取R/r=1.25,则r=162mm 。

3.1.3膜片弹簧起始圆锥底角
α的选择
α＝arctanH/(R-r)=arctan7.2/(202.5-162)≈10.30°，满足9°～15°的范围。

3.1.4 分离指数目n 的选取 取为n=24。

膜片弹簧小端内半径0
r
=23
分离轴承作用半径
f
r =25
5
4-1
1
1
1
1
1
1
=--=-r
R r
R r R r R f
3.1.5 切槽宽度δ1、δ2及半径e r
取δ1＝3.4mm, δ2=10mm, e r 满足r-e r >=δ2,则e r <r-δ2=162-10=152mm 故取e r ＝150mm.
3.1.6 压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的确定
R1和r1需满足下列条件：
711≤-≤R R 601≤-≤r r
故选择R1＝200mm ， r1＝165mm. 3.1.7膜片弹簧材料
制造膜片弹簧用的材料，应具有高的弹性极限和屈服极限，高的静力强度及疲劳强度，高的冲击强度，同时应具有足够大的塑性变形性能。

按上述要求，国内常用的膜片弹簧材料为硅锰钢60Si2MnA 或50CrVA 。

3.2 膜片弹簧的弹性特性曲线
假设膜片弹簧在承载过程中，其子午线刚性地绕上地某中性点转动。

设通过支承环和压盘加载膜片弹簧上地载荷P1(N)集中在支承点处，加载点间的相对轴向变形为x1(mm),则膜片弹簧的弹性特性如下式表示：
⎥⎦
⎤⎢⎣⎡+-------⎥⎦⎤⎢⎣⎡-==22
2)1121)(111()
11()
/ln()1(61)1(1h r R r R x H r R r R x H r R r R b Ehx x f P π 式中，E ――弹性模量，钢材料取E=2.06×510Mpa ； b ――泊松比，钢材料取b=0.3； R ――自由状态下碟簧部分大端半径，mm ；
r――自由状态下碟簧部分小端半径，mm；
R1――压盘加载点半径，mm；
r1――支承环加载点半径，mm；
H――自由状态下碟簧部分内截锥高度，mm；
h――膜片弹簧钢板厚度，mm。

图形如下：
图4.1弹性特性曲线
膜片弹簧的相关参数如表3
表3
截锥高度H板厚h分离指数n圆底锥角
7.2mm4mm2410.32C0
四、扭转减振器的设计
4.1 扭转减振器主要参数
带扭转减振器的的从动盘结构简图如下图4.1所示弹簧摩擦式:
图4.2带扭转减振器的从动盘总成结构示意图
1—从动盘；2—减振弹簧；3—碟形弹簧垫圈；4—紧固螺钉；5—从动盘毂；6—减振摩擦片
7—减振盘；8—限位销
由于现今离合器的扭转减振器的设计大多采用以往经验和实验方法通过不断筛选获得,且越来越趋向采用单级的减振器。

极限转矩受限于减振弹簧的许用应力等因素，与发动机最大转矩有关，一般可取，
T
Tj=(1.5～2.0)
max
e
对于商用车，系数取1.5。

T＝1.5×830＝1245（N·m）
则Tj=1.5×
e
max
4.1.2 扭转刚度kϕ
由经验公式初选
kϕ13
≤ Tj
即kϕ＝13
≤Tj＝13×1245＝16185（N·m/rad）
4.1.3 阻尼摩擦转矩Tμ
可按公式初选Tμ
T
Tμ＝（0.06～0.17）
max
e
T=0.15×830=124.5(N·m)
取Tμ=0.15
max
e
4.1.4 预紧转矩T n
减振弹簧在安装时都有一定的预紧。

Tn满足以下关系：
Tn＝（0.05～0.15）
T且Tn≤Tμ＝120.0 N·m
max
e
而Tn＝（0.05～0.15）
T＝41.5～124.5 N·m
max
e
则初选Tn＝110N·m
4.1.5 减振弹簧的位置半径R0
R0的尺寸应尽可能大些，一般取
R0=(0.60～0.75)d/2
则取R0=0.70d/2=0.70×220/2=77(mm),可取为77mm.
4.1.6 减振弹簧个数Zj
当摩擦片外径D≥350mm时，
Zj>10
故取Zj=12
4.1.7 减振弹簧总压力F∑
当减振弹簧传递的转矩达到最大值Tj时，减振弹簧受到的压力F∑为
10-)＝16.169(kN)
F∑＝Tj/R0＝1245/(77×3
4.2 减振弹簧的计算
在初步选定减振器的主要参数以后，即可根据布置上的可能来确定和减振器设计相关的尺寸。

4.2.1 减振弹簧的分布半径R1
R1的尺寸应尽可能大些，一般取
R1=(0.60～0.75)d/2
式中，d为离合器摩擦片内径
故R1=0.70/2=0.65×220/2=77(mm)，即为减振器基本参数中的R0
4.2.2单个减振器的工作压力P
P= F∑/Z=16169/4≈4042.5(N)
4.2.3 减振弹簧尺寸
1）弹簧中径Dc
其一般由布置结构来决定，通常
Dc=11～15mm
故取Dc=12mm 2）弹簧钢丝直径d
d=3]
[8τπPDc =
3
580
12
4042.258⨯⨯⨯π=5.97mm
式中，扭转许用应力τ[]可取550～600Mpa,故取为580Mpa d 取5.97 mm 3）减振弹簧刚度k
应根据已选定的减振器扭转刚度值k ϕ及其布置尺寸R1确定，即
k=
=n 2
11000R k ϕ)/(71.3312
)10200(100016185
23mm N ≈⨯⨯⨯- 4）减振弹簧有效圈数i
≈⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯==--3
3
3
4
3
4
3
4
10
2.221)1012(8)105.3(10
3.88k D Gd i c
4.0 5）减振弹簧总圈数n
其一般在6圈左右，与有效圈数i 之间的关系为 n=i +(1.5～2)=6 减振弹簧最小高度
dn d n l 1.1)(min ≈+=δ=23.1mm
弹簧总变形量
51.32
.22162.776===
∆k P l mm 减振弹簧总变形量0l
0l =l l ∆+min =23.1+3.51=26.61mm
减振弹簧预变形量
1
'kZR T l n
=
∆=
4662.22110⨯⨯≈0.164mm 减振弹簧安装工作高度l
'0l l l ∆-==26.61-0.164=26.4mm
6）从动片相对从动盘毂的最大转角α
最大转角α和减振弹簧的工作变形量)('''''l l l l ∆-∆=∆∆有关，其值为
)2/arcsin(21"R l ∆=α=4.16976°
7）限位销与从动盘毂缺口侧边的间隙1λ
αλsin 21R =
式中，2R 为限位销的安装尺寸。

1λ值一般为2.5～4mm 。

所以可取1λ为3.8mm, 2R 为52mm. 8）限位销直径'd
'd 按结构布置选定，一般
'd ＝9.5～12mm 。

可取'd 为10mm
扭转减振器相关参数表4
表4
极限转矩Tj 阻尼摩擦转矩T μ 预紧转矩Tn 减振弹簧的位置半径R0 减振弹簧个数Zj 216 N ·m
10.8 N ·m
10 N ·m
77mm
12
五、 离合器其它主要部件的结构设计
5.1从动盘毂的设计
从动盘毂是离合器中承受载荷最大的零件，它几乎承受由发动机传来的全部转矩。

它一般采用齿侧对中的矩形花键安装在变速器的第一轴上，花键的迟钝可根据摩擦片的外径D 与发动机的最大转矩T m ax e
花键尺寸表5 表5
摩擦片外径D/mm 发动机最大转
矩
T
m ax
e
/(N·m)
花键尺寸挤压应力
c
/MPa 齿数n外径
D’/mm
内径
d’/mm
齿厚
t/mm
有效尺
长l/mm
40583010452656013.1
5.2从动片的设计
从动盘对离合器工作性能影响很大，设计时应满足如下要求：
1)从动盘的转动惯量应尽可能小，以减小变速器换挡时轮齿间的冲击。

2) 从动盘应具有轴向弹性，使离合器结合平顺，便于起步，而且使摩擦面压力均匀，以减小磨损。

3)应安装扭转减振器，以避免传动系共振，并缓和冲击。

本次设计初选从动片厚度为2mm
5.3离合器盖结构设计的要求：
1)应具有足够的刚度，否则影响离合器的工作特性，增大操纵时的分离行程，减小压盘升程，严重时使摩擦面不能彻底分离。

2)应与飞轮保持良好的对中，以免影响总成的平衡和正常的工作。

3)盖的膜片弹簧支承处应具有高的尺寸精度。

4)为了便于通风散热，防止摩擦表面温度过高，可在离合器盖上开较大的通风窗孔，或在盖上加设通风扇片等。

乘用车离合器盖一般用08、10钢等低碳钢板。

本次设计初选08钢板厚度为3mm
5.4压盘的设计
对压盘结构设计的要求:
1)压盘应具有较大的质量,以增大热容量，减小温，防止其产生裂纹和破碎，有时可设置各种形状的散热筋或鼓风筋，以帮助散热通风。

中间压盘可铸出通风槽，也可以采用
传热系数较大的铝合金压盘。

2)压盘应具有较大刚度，使压紧力在摩擦面上的压力分布均匀并减小受热后的翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧及与离合器的彻底分离，厚度约为15～25 mm 。

3)与飞轮应保持良好的对中，并要进行静平衡，压盘单件的平衡精度应不低于15～20 g ·cm 。

4)压盘高度(从承压点到摩擦面的距离)公差要小。

压盘形状较复杂，要求传热性好，具有较高的摩擦因数，通常采用灰铸铁，一般采用HT200、HT250、HT300，硬度为170～227HBS 。

5.5压盘的结构设计与选择
t =
mc
W
γ (1)
m = ρV =πρ)4
2
2(d D h - (2)
t =
c
)4
22(πργd D h W
- =
4
.8147800)4
21402200(1511898
5.0⨯⨯-⨯π=4.95C ︒
式中，W 为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨功，取W=11898J
γ为传到压盘的热量所占的比例，对双片离合器压盘. γ=0.25； 双离合器中间压盘
γ=0.50
c =544.28)kg./(K J
m 为压盘质量(kg) V 为压盘估算面积；
c 为压盘的比热容，铸铁：c=481.4 J/(kg ·C ︒)；
ρ为铸铁密度，取7800 kg/m 3； D 为摩擦片外径取200mm ；
d 为摩擦片内径取140mm ；
h 为压盘厚度，取=15 mm ；
t 为压盘温升（C ︒）
满足压盘温升不超过8~10C ︒要求。

六、设计小结
本设计以“机械设计、汽车设计、二维制图模型”为主线，主要采用AutoCAD设计一个三菱汽车膜片弹簧离合器总成，由于时间和能力的限制，本设计对分离机构和操纵机构只作了简单的设计。

本次设计我利用AutoCAD软件绘制了离合器总成和部分零件的二维图形，由于能力有限，难免有些不合理的地方，此次设计充分利用了已学过的汽车设计和机械设计知识，使我对所学知识有了一个系统的认识、复习、巩固和深入。

通过这次设计，我对机械设计和汽车设计有了更深刻的认识，也初步掌握了机械设计的方法和使用有关机械设计手册的方法；对机械零件、汽车部件、装配技术、计算机软件使用技术等作了一个全新的认识和再学习，加深了理解，并扩展了知识面；充分利用计算机CAD技术进行了绘图；提高了计算机的使用能力。

自己平日的理论知识虽然仍没有真正应用于实际生产中，但利用课程设计这个平台，使我充分认识到自己理论学习中的不足，熟悉了一些新的设计方法。

尤其是在画图方面，进一步熟练、巩固，这次课程设计为我以后的学习及毕业设计打下了基础。

指导教师认真细致的指导和帮助，我表示最真挚的感谢！
七参考文献
[1].徐石安,江发潮.汽车离合器/汽车设计丛书 [M].北京：清华大学出版社,2005
[2].王望予.汽车设计[M]. 北京：机械工业出版社，2007
[3].陈家瑞.汽车构造[M].北京：人民交通出版社，2002
[4].刘惟信.汽车设计 [M].北京：清华大学出版社,2001
[5].巩云鹏，田万禄，张祖立，黄秋波.机械设计课程设计[M].沈阳：东北大学出版
社,2006
（注：素材和资料部分来自网络，供参考。

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