哈佛H6轎車非斷開式驅動橋設計含2張CAD圖,哈佛,H6,轎車,斷開,驅動,設計,CAD 哈佛H6驅動橋設計 目錄 1前言 1 2 總體方案論證 2 3 主減速器設計 3 3.1 主減速器結構方案分析 3 3.1.1 螺旋錐齒輪傳動 3 3.1.2 結構形式 4 3.2 主減速器主、從動錐齒輪的支承方案 4 3.2.1 主動錐齒輪的支承 4 3.2.2 從動錐齒輪的支承 5 3.3 主減速器錐齒輪設計 5 3.3.1 主減速比i的確定 5 3.3.2 主減速器錐齒輪的主要參數(shù)選擇 6 3.4 主減速器錐齒輪的材料 7 3.5 主減速器錐齒輪的強度計算 8 3.5.1 單位齒長圓周力 8 3.5.2 齒輪彎曲強度 8 3.5.3 輪齒接觸強度 8 3.6 主減速器錐齒輪軸承的設計計算 9 3.6.1 錐齒輪齒面上的作用力 9 3.6.2 錐齒輪軸承的載荷 10 3.6.3 錐齒輪軸承型號的確定 12 結論 14 參 考 文 獻 15 I 1前言 本課題是對哈佛H6驅動橋的結構設計。故本說明書將以“驅動橋設計”內容對驅動橋及其主要零部件的結構型式與設計計算作一一介紹。 驅動橋的設計，由驅動橋的結構組成、功用、工作特點及設計要求講起，詳細地分析了驅動橋總成的結構型式及布置方法；全面介紹了驅動橋車輪的傳動裝置和橋殼的各種結構型式與設計計算方法。 汽車驅動橋是汽車的重大總成，承載著汽車的滿載簧荷重及地面經(jīng)車輪、車架及承載式車身經(jīng)懸架給予的鉛垂力、縱向力、橫向力及其力矩，以及沖擊載荷；驅動橋還傳遞著傳動系中的最大轉矩，橋殼還承受著反作用力矩。汽車驅動橋結構型式和設計參數(shù)除對汽車的可靠性與耐久性有重要影響外，也對汽車的行駛性能如動力性、經(jīng)濟性、平順性、通過性、機動性和操動穩(wěn)定性等有直接影響。另外，汽車驅動橋在汽車的各種總成中也是涵蓋機械零件、部件、分總成等的品種最多的大總成。例如，驅動橋包含主減速器、差速器、驅動車輪的傳動裝置（半軸及輪邊減速器）、橋殼和各種齒輪。由上述可見，汽車驅動橋設計涉及的機械零部件及元件的品種極為廣泛，對這些零部件、元件及總成的制造也幾乎要設計到所有的現(xiàn)代機械制造工藝。因此，通過對汽車驅動橋的學習和設計實踐，可以更好的學習并掌握現(xiàn)代汽車設計與機械設計的全面知識和技能。 2 總體方案論證 驅動橋處于動力傳動系的末端，其基本功能是增大由傳動軸或變速器傳來的轉矩,并將動力合理地分配給左、右驅動輪，另外還承受作用于路面和車架或車身之間的垂直力力和橫向力。驅動橋一般由主減速器、差速器、車輪傳動裝置和驅動橋殼等組成。 驅動橋設計應當滿足如下基本要求： a)所選擇的主減速比應能保證汽車具有最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性。 b)外形尺寸要小，保證有必要的離地間隙。 c)齒輪及其它傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。 d)在各種轉速和載荷下具有高的傳動效率。 e)在保證足夠的強度、剛度條件下，應力求質量小，尤其是簧下質量應盡量小，以改善汽車平順性。 f)與懸架導向機構運動協(xié)調，對于轉向驅動橋，還應與轉向機構運動協(xié)調。 g)結構簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝，調整方便。 驅動橋的結構型式按工作特性分，可以歸并為兩大類，即非斷開式驅動橋和斷開式驅動橋。當驅動車輪采用非獨立懸架時，應該選用非斷開式驅動橋；當驅動車輪采用獨立懸架時，則應該選用斷開式驅動橋。因此，前者又稱為非獨立懸架驅動橋；后者稱為獨立懸架驅動橋。獨立懸架驅動橋結構叫復雜，但可以大大提高汽車在不平路面上的行駛平順性。 3 主減速器設計 主減速器是汽車傳動系中減小轉速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齒數(shù)少的錐齒輪帶動齒數(shù)多的錐齒輪。對發(fā)動機縱置的汽車，其主減速器還利用錐齒輪傳動以改變動力方向。由于汽車在各種道路上行使時，其驅動輪上要求必須具有一定的驅動力矩和轉速，在動力向左右驅動輪分流的差速器之前設置一個主減速器后，便可使主減速器前面的傳動部件如變速器、萬向傳動裝置等所傳遞的扭矩減小，從而可使其尺寸及質量減小、操縱省力。 驅動橋中主減速器、差速器設計應滿足如下基本要求： a）所選擇的主減速比應能保證汽車既有最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性。 b）外型尺寸要小，保證有必要的離地間隙；齒輪其它傳動件工作平穩(wěn)，噪音小。 c）在各種轉速和載荷下具有高的傳動效率；與懸架導向機構與動協(xié)調。 d）在保證足夠的強度、剛度條件下，應力求質量小，以改善汽車平順性。 e）結構簡單，加工工藝性好，制造容易，拆裝、調整方便。 3.1 主減速器結構方案分析 主減速器的結構形式主要是根據(jù)齒輪類型、減速形式的不同而不同。 3.1.1 螺旋錐齒輪傳動 圖3-1螺旋錐齒輪傳動 按齒輪副結構型式分，主減速器的齒輪傳動主要有螺旋錐齒輪式傳動、雙曲面齒輪式傳動、圓柱齒輪式傳動（又可分為軸線固定式齒輪傳動和軸線旋轉式齒輪傳動即行星齒輪式傳動）和蝸桿蝸輪式傳動等形式。 在發(fā)動機橫置的汽車驅動橋上，主減速器往往采用簡單的斜齒圓柱齒輪；在發(fā)動機縱置的汽車驅動橋上，主減速器往往采用圓錐齒輪式傳動或準雙曲面齒輪式傳動。 為了減少驅動橋的外輪廓尺寸，主減速器中基本不用直齒圓錐齒輪而采用螺旋錐齒輪。因為螺旋錐齒輪不發(fā)生根切（齒輪加工中產(chǎn)生輪齒根部切薄現(xiàn)象，致使齒輪強度大大降低）的最小齒數(shù)比直齒輪的最小齒數(shù)少，使得螺旋錐齒輪在同樣的傳動比下主減速器結構較緊湊。此外，螺旋錐齒輪還具有運轉平穩(wěn)、噪聲小等優(yōu)點，汽車上獲得廣泛應用。 近年來，有些汽車的主減速器采用準雙曲面錐齒輪（車輛行業(yè)中簡稱雙曲面?zhèn)鲃樱﹤鲃印孰p曲面錐齒輪傳動與圓錐齒輪相比，準雙曲面齒輪傳動不僅工作平穩(wěn)性更好，彎曲強度和接觸強度更高，同時還可使主動齒輪的軸線相對于從動齒輪軸線偏移。當主動準雙曲面齒輪軸線向下偏移時，可降低主動錐齒輪和傳動軸位置，從而有利于降低車身及整車重心高度，提高汽車行使的穩(wěn)定性。東風EQ1090E型汽車即采用下偏移準雙曲面齒輪。但是，準雙曲面齒輪傳遞轉矩時，齒面間有較大的相對滑動，且齒面間壓力很大，齒面油膜很容易被破壞。為減少摩擦，提高效率，必須采用含防刮傷添加劑的雙曲面齒輪油，絕不允許用普通齒輪油代替，否則將時齒面迅速擦傷和磨損，大大降低使用壽命。 查閱文獻[1]、[2]，經(jīng)方案論證，主減速器的齒輪選用螺旋錐齒輪傳動形式（如圖3-1示）。螺旋錐齒輪傳動的主、從動齒輪軸線垂直相交于一點，齒輪并不同時在全長上嚙合，而是逐漸從一端連續(xù)平穩(wěn)地轉向另一端。另外，由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩對以上的輪齒同時捏合，所以它工作平穩(wěn)、能承受較大的負荷、制造也簡單。為保證齒輪副的正確嚙合，必須將支承軸承預緊，提高支承剛度，增大殼體剛度。 3.1.2 結構形式 為了滿足不同的使用要求，主減速器的結構形式也是不同的。 按參加減速傳動的齒輪副數(shù)目分，有單級式主減速器和雙級式主減速器、雙速主減速器、雙級減速配以輪邊減速器等。雙級式主減速器應用于大傳動比的中、重型汽車上，若其第二級減速器齒輪有兩副，并分置于兩側車輪附近，實際上成為獨立部件，則稱輪邊減速器。單級式主減速器應用于轎車和一般輕、中型載貨汽車。單級主減速器由一對圓錐齒輪組成，具有結構簡單、質量小、成本低、使用簡單等優(yōu)點。 查閱文獻[1]、[2]，經(jīng)方案論證，本設計主減速器采用單級主減速器。其傳動比i0一般小于等于7。 3.2 主減速器主、從動錐齒輪的支承方案 主減速器中心必須保證主從動齒輪具有良好的嚙合狀況，才能使它們很好地工作。齒輪的正確嚙合，除了與齒輪的加工質量裝配調整及軸承主減速器殼體的剛度有關以外，還與齒輪的支承剛度密切相關。 3.2.1 主動錐齒輪的支承 圖3-2主動錐齒輪跨置式 主動錐齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和跨置式支承兩種。查閱資料、文獻，經(jīng)方案論證，采用跨置式支承結構（如圖3-2示）。齒輪前、后兩端的軸頸均以軸承支承，故又稱兩端支承式。跨置式支承使支承剛度大為增加，使齒輪在載荷作用下的變形大為減小，約減小到懸臂式支承的1／30以下．而主動錐齒輪后軸承的徑向負荷比懸臂式的要減小至1/5～1/7。齒輪承載能力較懸臂式可提高10%左右。 裝載質量為2t以上的汽車主減速器主動齒輪都是采用跨置式支承。本課題所設計的哈佛H6裝載質量為5t，所以選用跨置式。 圖3-3從動錐齒輪支撐形式 3.2.2 從動錐齒輪的支承 從動錐齒輪采用圓錐滾子軸承支承（如圖3-3示）。為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應向內，以減小尺寸c+d。為了使從動錐齒輪背面的差速器殼體處有足夠的位置設置加強肋以增強支承穩(wěn)定性，c+d應不小于從動錐齒輪大端分度圓直徑的70%。為了使載荷能均勻分配在兩軸承上，應是c等于或大于d。 3.3 主減速器錐齒輪設計 主減速比i、驅動橋的離地間隙和計算載荷，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。 3.3.1 主減速比i的確定 主減速比對主減速器的結構型式、輪廓尺寸、質量大小以及當變速器處于最高檔位時汽車的動力性和燃料經(jīng)濟性都有直接影響。i的選擇應在汽車總體設計時和傳動系的總傳動比i一起由整車動力計算來確定?？衫迷诓煌琲下的功率平衡田來研究i對汽車動力性的影響。通過優(yōu)化設計，對發(fā)動機與傳動系參數(shù)作最佳匹配的方法來選擇i值，可使汽車獲得最佳的動力性和燃料經(jīng)濟性。 對于具有很大功率儲備的轎車、長途公共汽車尤其是競賽車來說，在給定發(fā)動機最大功率及其轉速的情況下，所選擇的i值應能保證這些汽車有盡可能高的最高車速。這時i值應按下式來確定： （3-1） 式中——車輪的滾動半徑， =0.5m igh——變速器量高檔傳動比。igh =1 對于其他汽車來說，為了得到足夠的功率儲備而使最高車速稍有下降，i一般選擇比上式求得的大10％～25％，即按下式選擇： （3-2） 式中i——分動器或加力器的高檔傳動比 iLB——輪邊減速器的傳動比。 根據(jù)所選定的主減速比i0值，就可基本上確定主減速器的減速型式（單級、雙級等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。 把nn=3000r/n , =85km/h , r=0.5m , igh=1代入（3-1） 計算出 i=6.33 從動錐齒輪計算轉矩Tce Tce= （3-3） 式中： Tce—計算轉矩，Nm； Temax—發(fā)動機最大轉矩；Temax =430 Nm n—計算驅動橋數(shù)，1； if—變速器傳動比，if=7.48； i0—主減速器傳動比，i0=6.33； η—變速器傳動效率，η=0.96； k—液力變矩器變矩系數(shù)，K=1； Kd—由于猛接離合器而產(chǎn)生的動載系數(shù)，Kd=1； i1—變速器最低擋傳動比，i1=1； 代入式（3-3），有： Tce=10190 Nm 主動錐齒輪計算轉矩T=1516.4 Nm 3.3.2 主減速器錐齒輪的主要參數(shù)選擇 a)主、從動錐齒輪齒數(shù)z1和z2 選擇主、從動錐齒輪齒數(shù)時應考慮如下因素； 為了嚙合平穩(wěn)、噪音小和具有高的疲勞強度，大小齒輪的齒數(shù)和不少于40在轎車主減速器中，小齒輪齒數(shù)不小于9。 查閱資料，經(jīng)方案論證，主減速器的傳動比為6.33，初定主動齒輪齒數(shù)z1=6，從動齒輪齒數(shù)z2=38。 b）主、從動錐齒輪齒形參數(shù)計算 按照文獻[3]中的設計計算方法進行設計和計算，結果見表3-1。 從動錐齒輪分度圓直徑dm2=14=303.51mm 取dm2=304mm 齒輪端面模數(shù) c）中點螺旋角β 弧齒錐齒輪副的中點螺旋角是相等的。汽車主減速器弧齒錐齒輪螺旋角的平均螺旋角一般為35°～40°。汽車選用較小的β值以保證較大的εF，使運轉平穩(wěn)，噪音低。取β=35°。 d）法向壓力角α 法向壓力角大一些可以增加輪齒強度，減少齒輪不發(fā)生根切的最少齒數(shù)，也可以使齒輪運轉平穩(wěn)，噪音低。對于汽車弧齒錐齒輪，α一般選用20°。 e) 螺旋方向 從錐齒輪錐頂看，齒形從中心線上半部向左傾斜為左旋，向右傾斜為右旋。主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的。螺旋方向與錐齒輪的旋轉方向影響其所受軸向力的方向。當變速器掛前進擋時，應使主動齒輪的軸向力離開錐頂方向，這樣可以使主、從動齒輪有分離趨勢，防止輪齒卡死而損壞。 3.4 主減速器錐齒輪的材料 驅動橋錐齒輪的工作條件是相當惡劣的，與傳動系其它齒輪相比，具有載荷大、作用時間長、變化多、有沖擊等特點。因此，傳動系中的主減速器齒輪是個薄弱環(huán)節(jié)。主減速器錐齒輪的材料應滿足如下的要求： a） 具有高的彎曲疲勞強度和表面接觸疲勞強度，齒面高的硬度以保證有高的耐磨性。 b） 齒輪芯部應有適當?shù)捻g性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下齒根折斷。 c） 鍛造性能、切削加工性能以及熱處理性能良好，熱處理后變形小或變形規(guī)律易控制。 d） 選擇合金材料是，盡量少用含鎳、鉻呀的材料，而選用含錳、釩、硼、鈦、鉬、硅等元素的合金鋼。 汽車主減速器錐齒輪與差速器錐齒輪目前常用滲碳合金鋼制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和16SiMn2WMoV。滲碳合金鋼的優(yōu)點是表面可得到含碳量較高的硬化層（一般碳的質量分數(shù)為0.8%～1.2%），具有相當高的耐磨性和抗壓性，而芯部較軟，具有良好的韌性。因此，這類材料的彎曲強度、表面接觸強度和承受沖擊的能力均較好。由于鋼本身有較低的含碳量，使鍛造性能和切削加工性能較好。其主要缺點是熱處理費用較高，表面硬化層以下的基底較軟，在承受很大壓力時可能產(chǎn)生塑性變形，如果滲碳層與芯部的含碳量相差過多，便會引起表面硬化層的剝落。 為改善新齒輪的磨合，防止其在余興初期出現(xiàn)早期的磨損、擦傷、膠合或咬死，錐齒輪在熱處理以及精加工后，作厚度為0.005～0.020mm的磷化處理或鍍銅、鍍錫處理。對齒面進行應力噴丸處理，可提高25%的齒輪壽命。對于滑動速度高的齒輪，可進行滲硫處理以提高耐磨性。 3.5 主減速器錐齒輪的強度計算 3.5.1 單位齒長圓周力 按發(fā)動機最大轉矩計算時 P= （3-4） 式中： ig—變速器傳動比，常取一擋傳動比，ig=7.48 ； D1—主動錐齒輪中點分度圓直徑mm；D=64mm 其它符號同前； 將各參數(shù)代入式（3-4），有： P=856 N/mm 按照文獻[1],P≤[P]=1429 N/mm，錐齒輪的表面耐磨性滿足要求。 3.5.2 齒輪彎曲強度 錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力為： = （3-5） 式中： —錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力，MPa； T—齒輪的計算轉矩，Nm； k0—過載系數(shù)，一般取1； ks—尺寸系數(shù)，0.682； km—齒面載荷分配系數(shù)，懸臂式結構，km=1.25； kv—質量系數(shù)，取1； b—所計算的齒輪齒面寬；b=47mm D—所討論齒輪大端分度圓直徑；D=304mm Jw—齒輪的輪齒彎曲應力綜合系數(shù)，取0.03； 對于主動錐齒輪， T=1516.4 Nm；從動錐齒輪，T=10190Nm； 將各參數(shù)代入式（3-5），有： 主動錐齒輪， =478MPa； 從動錐齒輪， =466MPa； 按照文獻[1], 主從動錐齒輪的≤[]=700MPa，輪齒彎曲強度滿足要求。 3.5.3 輪齒接觸強度 錐齒輪輪齒的齒面接觸應力為： σj= （3-6） 式中： σj—錐齒輪輪齒的齒面接觸應力，MPa； D1—主動錐齒輪大端分度圓直徑，mm；D1=64mm b—主、從動錐齒輪齒面寬較小值；b=47mm kf—齒面品質系數(shù)，取1.0； cp—綜合彈性系數(shù)，取232N1/2/mm； ks—尺寸系數(shù)，取1.0； Jj—齒面接觸強度的綜合系數(shù)，取0.01； Tz—主動錐齒輪計算轉矩；Tz=1516.4N.m k0、km、kv選擇同式（3-5） 將各參數(shù)代入式 （3-6），有： σj=2722MPa 按照文獻[1]，σj≤[σj]=2800MPa，輪齒接觸強度滿足要求。 3.6 主減速器錐齒輪軸承的設計計算 3.6.1 錐齒輪齒面上的作用力 錐齒輪在工作過程中，相互嚙合的齒面上作用有一法向力。該法向力可分解為沿齒輪切線方向的圓周力、沿齒輪軸線方向的軸向力以及垂直于齒輪軸線的徑向力。 a） 齒寬中點處的圓周力F F= (3-7) 式中： T—作用在從動齒輪上的轉矩； Dm2—從動齒輪齒寬中點處的分度圓直徑，由式（3-8）確定，即 Dm2=D2-b2sinγ2 (3-8) 式中： D2—從動齒輪大端分度圓直徑；D2=304mm b2—從動齒輪齒面寬；b2=47mm γ2—從動齒輪節(jié)錐角；γ2=76° 將各參數(shù)代入式(3-8)，有： Dm2=258mm 將各參數(shù)代入式(3-7)，有： F=3000N 對于弧齒錐齒輪副，作用在主、從動齒輪上的圓周力是相等的。 b） 錐齒輪的軸向力Faz和徑向力Frz（主動錐齒輪） 作用在主動錐齒輪齒面上的軸向力Faz和徑向力分別為 Faz= (3-9) Frz= (3-10) 將各參數(shù)分別代入式(3-9) 與式(3-10)中，有： Faz= 2752N，F(xiàn)rz=142N 3.6.2 錐齒輪軸承的載荷 當錐齒輪齒面上所受的圓周力、軸向力和徑向力計算確定后，根據(jù)主減速器齒輪軸承的布置尺寸，即可求出軸承所受的載荷。圖3-4為單級主減速器的跨置式支承的尺寸布置圖: 圖3-4單級主減速器軸承布置尺寸 圖3—4中各參數(shù)尺寸： a=46mm，b=22mm，c=90.5mm，d=60.5mm，e=40,Dm2=304mm。 由主動錐齒輪齒面受力簡圖（圖3-5所示），得出各軸承所受的徑向力與軸向力。 圖3-5主動錐齒輪齒面受力簡圖 軸承A：徑向力 Fr= （3-11） 軸向力 Fa= Faz （3-12） 將各參數(shù)代入式（3-11）與（3-12），有： Fr=3997N，F(xiàn)a=2752N 軸承B：徑向力 Fr= （3-13） 軸向力 Fa= 0 （3-14） 將各參數(shù)代入式（3-13）與（3-14），有： Fr=1493N，F(xiàn)a=0N 軸承C：徑向力 Fr= （3-15） 軸向力 Fa= Faz （3-16） 將各參數(shù)代入式（3-15）與（3-16），有： Fr=2283N，F(xiàn)a=2752N 軸承D：徑向力 Fr= （3-17） 軸向力 Fa= 0 （3-18） 將各參數(shù)代入式（3-17）與（3-18），有： Fr=1745N，F(xiàn)a=0N 軸承E：徑向力 Fr= （3-19） 軸向力 Fa= 0 （3-20） 將各參數(shù)代入式（3-19）與（3-20），有： Fr=1245N，F(xiàn)a=0N 3.6.3 錐齒輪軸承型號的確定 軸承A 計算當量動載荷P =0.69 查閱文獻[2]，錐齒輪圓錐滾子軸承e值為0.36，故 >e，由此得X=0.4,Y=1.7。另外查得載荷系數(shù)fp=1.2。 P=fp（XFr+YFa） （3-21） 將各參數(shù)代入式（3-21）中，有： P=7533N 軸承應有的基本額定動負荷C′r C′r= （3-22） 式中： ft—溫度系數(shù)，查文獻[4]，得ft=1； ε—滾子軸承的壽命系數(shù)，查文獻[4]，得ε=10/3； n—軸承轉速，r/min； L′h—軸承的預期壽命，5000h； 將各參數(shù)代入式（3-22）中，有； C′r=24061N 初選軸承型號 查文獻[3]，初步選擇Cr =24330N> C′r的圓錐滾子軸承7206E。 驗算7206E圓錐滾子軸承的壽命 Lh = （3-23） 將各參數(shù)代入式（3-21）中，有： Lh =4151h<5000h 所選擇7206E圓錐滾子軸承的壽命低于預期壽命，故選7207E軸承,經(jīng)檢驗能滿足。軸承B、軸承C、軸承D、軸承E強度都可按此方法得出，其強度均能夠滿足要求。 1－半軸 2－圓錐滾子軸承 3－支承螺栓 4－主減速器從動錐齒輪 5－油封 6－主減速器主動錐齒輪 7－彈簧座 8－墊圈 9－輪轂 10－調整螺母 圖2-1 驅動橋 結論 本課題設計的哈佛H6驅動橋，采用非斷開式驅動橋，由于結構簡單、主減速器造價低廉、工作可靠，可以被廣泛用在各種中型載貨汽車。 設計介紹了后橋驅動的結構形式和工作原理，計算了差速器、主減速器以及半軸的結構尺寸，進行了強度校核，并繪制了有關零件圖和裝配圖。 本驅動橋設計結構合理，符合實際應用，具有很好的動力性和經(jīng)濟性，驅動橋總成及零部件的設計能盡量滿足零件的標準化、部件的通用化和產(chǎn)品的系列化及汽車變型的要求，修理、保養(yǎng)方便，機件工藝性好，制造容易。 但此設計過程仍有許多不足，在設計結構尺寸時，有些設計參數(shù)是按照以往經(jīng)驗值得出，這樣就帶來了一定的誤差。另外，在一些小的方面，由于時間問題，做得還不夠仔細，懇請各位老師同學給予批評指正。 參 考 文 獻 [1] 劉惟信.汽車設計[M].北京:清華大學出版社,2001. 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