3D彈簧離合器設(shè)計及三維建模【說明書+PROE】

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2）接合時要完全、平順、柔和，保證起初起步時沒有抖動和沖擊。 3）分離時要迅速、徹底。 4）從動部分轉(zhuǎn)動慣量要小，以減輕換檔時變速器齒輪間的沖擊，便于換檔和減小同步器的磨損。 5）應有足夠的吸熱能力和良好的通風效果，以保證工作溫度不致過高，延長壽命。 6)操縱方便、準確，以減少駕駛員的疲勞。 7)具有足夠的強度和良好的動平衡，一保證其工作可靠、使用壽命長。 1.2技術(shù)參數(shù)及論文要求 整車性能參數(shù)： 驅(qū)動形式 4×2 后輪 軸距 3800mm 輪距前/后 1750/1586mm 整備質(zhì)量 4310kg 最高車速 100km/h 最大爬坡度 35% 最大功率/轉(zhuǎn)速 110/3000kW/rpm 最大轉(zhuǎn)矩/轉(zhuǎn)速 400/1200-1400N·m/rpm 輪胎規(guī)格 9.00-20 離地間隙 ＞280mm 整車尺寸（長×寬×高） 6985mm×2330mm×2350mm 本次課程設(shè)計的基本內(nèi)容有： 1.查閱離合器資料，根據(jù)使用條件，確定離合器的結(jié)構(gòu)，進行離合器的總體結(jié)構(gòu)設(shè)計。 2.確定相關(guān)結(jié)構(gòu)參數(shù)，對壓盤、磨擦盤和離合器殼體的結(jié)構(gòu)、參數(shù)及材料進行選擇，對主要零部件進行強度計算。 3.繪制所有零件圖和裝配圖。 4.完成6000字左右的設(shè)計說明書。 1.3中央彈簧離合器結(jié)構(gòu) 中央彈簧離合器總成由中央彈簧、離合器蓋、壓盤、傳動片和分離軸承總成等部分組成。 1)離合器蓋 離合器蓋一般為120°或90°旋轉(zhuǎn)對稱的板殼沖壓結(jié)構(gòu)，通過螺栓與飛輪聯(lián)結(jié)在一起。離合器蓋是離合器中結(jié)構(gòu)形狀比較復雜的承載構(gòu)件，壓緊彈簧的壓緊力最終都要由它來承受。 2)中央彈簧 中央彈簧是由一至兩個圓柱螺旋彈簧或用一個圓錐彈簧作為壓緊彈簧，并且布置在離合器的中心。 3)壓盤 壓盤的結(jié)構(gòu)一般是環(huán)形盤狀鑄件，離合器通過壓盤與發(fā)動機緊密相連。壓盤靠近外圓周處有斷續(xù)的環(huán)狀支承凸臺，最外緣均布有三個或四個傳力凸耳。 4)傳動片 離合器接合時，飛輪驅(qū)動離合器蓋帶動壓盤一起轉(zhuǎn)動，并通過壓盤與從動盤摩擦片之間的摩擦力使從動盤轉(zhuǎn)動；在離合器分離時，壓盤相對于離合器蓋作自由軸向移動，使從動盤松開。這些動作均由傳動片完成。傳動片的兩端分別與離合器蓋和壓盤以鉚釘或螺栓聯(lián)接，一般采用周向布置。在離合器接合時，離合器蓋通過它來驅(qū)動壓盤共同旋轉(zhuǎn)；在離合器分離時，可利用它的彈性恢復力來牽動壓盤軸向分離并使操縱力減小。 5)分離軸承總成 分離軸承總成由分離軸承、分離套筒等組成。分離軸承在工作時主要承受軸向分離力，同時還承受在高速旋轉(zhuǎn)時離心力作用下的徑向力。目前國產(chǎn)的汽車中多使用角接觸推力球軸承，采用全密封結(jié)構(gòu)和高溫鏗基潤滑脂，其端面形狀與分離指舌尖部形狀相配合，舌尖部為平面時采用球形端面，舌尖部為弧形面時采用平端面或凹弧形端面。 1.4中央彈簧離合器的優(yōu)點 中央彈簧離合器與其他形式離合器相比，具有一系列優(yōu)點： 1)中央彈簧離合器具有較理想壓緊力，有利于減少踏板壓力使操作輕便； 2)壓緊彈簧不與壓盤直接接觸，不會使彈簧受熱回火失效； 3)通過調(diào)整墊片或螺紋容易實現(xiàn)壓盤對壓緊力的調(diào)整； 4)中央彈簧中心與離合器中心線重合，平衡性好。 1.5中央彈簧離合器的工作原理 由圖可知，離合器蓋與發(fā)動機飛輪用螺栓緊固在一起，當中央彈簧被預加壓緊，離合器處于接合位置時，由于中央彈簧一端對壓盤的壓緊力，使得壓盤與從動摩擦片之間產(chǎn)生摩擦力。當離合器蓋總成隨飛輪轉(zhuǎn)動時(構(gòu)成離合器主動部分)，就通過摩擦片上的摩擦轉(zhuǎn)矩帶動從動盤總成和變速器一起轉(zhuǎn)動以傳遞發(fā)動機動力 要分離離合器時，將離合器踏板踏下，通過操縱機構(gòu)，使分離軸承總成前移推動中央彈簧離開壓盤，壓盤在傳動片的彈力作用下離開摩擦片，使從動盤總成處于分離位置，切斷了發(fā)動機動力的傳遞。 圖1.1中央彈簧離合器結(jié)構(gòu)圖 二、離合器摩擦片參數(shù)的確定 2.1 摩擦片參數(shù)的選擇 2.1.1 初選摩擦片外徑D、內(nèi)徑d、厚度b 摩擦片外徑是離合器基本尺寸，它關(guān)系到離合器的結(jié)構(gòu)重量和壽命，它和離合器所需傳遞轉(zhuǎn)矩大小有一定關(guān)系。 式中， 為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，取400N?m； A為不同結(jié)構(gòu)和使用條件對D的影響系數(shù)，對于輕型貨車 取A=40。 離合器摩擦片尺寸系列和參數(shù)表1 表1 外徑D/mm 160 180 200 225 250 280 300 325 350 380 405 430 內(nèi)徑d/mm 110 125 140 150 155 165 175 190 195 205 220 230 厚度b/mm 3.2 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4 4 4 4 c=d/D 0.687 0.694 0.700 0.667 0.620 0.589 0.583 0.585 0.557 0.540 0.543 0.535 1- c3 0.676 0.667 0.657 0.703 0.762 0.796 0.802 0.800 0.827 0.843 0.840 0.847 單位面積 106 132 160 221 302 402 466 546 678 729 908 1037 摩擦片標準系列尺寸，取D=325mm,d=190mm,b=3.5mm,c=0.557。 2.1.2 后備系數(shù)β 后備系數(shù)保證了離合器能可靠地傳遞發(fā)動機扭矩，同時它有助于減少汽車起步時的滑磨，提高了離合器的使用壽命。但為了離合器的尺寸不致過大，減少傳遞系的過載，使操縱輕便等，后備系數(shù)又不宜過大。由于所設(shè)計的離合器為膜片彈簧離合器，在使用過程中其摩擦片的磨損工作壓力幾乎不會變小（開始時還有些增加），再加上輕型貨車的后備功率比較大，使用條件較好，宜取較小值，故初取β=1.3。 2.1.3 離合器傳遞的最大靜摩擦力矩TC 2.1.4 單位壓力P0 摩擦面上的單位壓力P的值和離合器本身的工作條件,摩擦片的直徑大小,后備系數(shù),摩擦片材料及質(zhì)量等有關(guān)。 離合器使用頻繁,工作條件比較惡劣單位壓力P較小為好。當摩擦片的外徑較大時也要適當降低摩擦片摩擦面上的單位壓力P。因為在其它條件不變的情況下，由于摩擦片外徑的增加，摩擦片外緣的線速度大，滑磨時發(fā)熱厲害，再加上因整個零件較大，零件的溫度梯度也大，零件受熱不均勻，為了避免這些不利因素，單位壓力P應隨摩擦片外徑的增加而降低。選取時應考慮離合器的工作條件、發(fā)動機后備功率的大小、摩擦片尺寸、材料及其質(zhì)量和后備系數(shù)等因素。 0.1MPa 式中，為摩擦因數(shù)取0.3； 為單位壓力（） 為摩擦面數(shù)取2； 為摩擦片外徑取325mm； 為摩擦片內(nèi)徑取190mm； 摩擦片材料選擇石棉基材料，為單位壓力0.1，為摩擦因數(shù)取0.3。 摩擦片的工作條件比較惡劣，為了保證它能長期穩(wěn)定的工作，根據(jù)汽車的的使用條件，摩擦片的性能應滿足以下幾個方面的要求： ⑴應具有較穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，溫度，單位壓力和滑磨速度的變化對摩擦系數(shù)的影響小。 ⑵要有足夠的耐磨性，尤其在高溫時應耐磨。 ⑶要有足夠的機械強度，尤其在高溫時的機械強度應較好 ⑷熱穩(wěn)定性要好，要求在高溫時分離出的粘合劑較少，無味，不易燒焦 ⑸磨合性能要好，不致刮傷飛輪及壓盤等零件的表面 ⑹油水對摩擦性能的影響應最小 ⑺結(jié)合時應平順而無“咬住”和“抖動”現(xiàn)象 由以上的要求,目前車用離合器上廣泛采用石棉塑料摩擦片，是由耐熱和化學穩(wěn)定性能比較好的石棉和粘合劑及其它輔助材料混合熱壓而成，其摩擦系數(shù)大約在0.3左右,在該設(shè)計中選取的是石棉合成物制成的摩擦片。 2.2 離合器基本參數(shù)的校核 2.2.1 最大圓周速度 式中， vD為摩擦片最大圓周速度（m/s） nemax為發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速取3000r/min； 為摩擦片外徑徑取325mm； 故符合條件。 2.2.2 單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩 式中，為離合器傳遞的最大靜摩擦力矩422.5； 當摩擦片外徑D>210-325mm時，/10-2=0.40N·/>0.387 N·/， 故符合要求 2.2.3 單位壓力 為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，選取單位壓力的最大范圍為0.15～.35Mpa， 由于已確定單位壓力＝0.25Mpa，在規(guī)定范圍內(nèi)，故滿足要求 2.2.4單位摩擦面積滑磨功 為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過高而發(fā)生燒傷，離合器每一次結(jié)合的單位摩擦面積滑磨功w應小于其許用值[w]。 汽車起步時離合器結(jié)合一次所產(chǎn)生的總滑磨功(J)為： 式中，W為汽車起步時離合器結(jié)合一次所產(chǎn)生的總滑磨功(J) m 為汽車總質(zhì)量取4310kg； rr 為輪胎滾動半徑0.5m； i為汽車起步時所用變速器檔位的傳動比4.388； i為主減速器傳動比3.454； n為發(fā)動機轉(zhuǎn)速(r/min),n取3000 r/min; w = = = 0.37 式中，W為汽車起步時離合器結(jié)合一次所產(chǎn)生的總滑磨功取11898J 滿足w < [w] = 0.4 0J/mm要求。 摩擦片的相關(guān)參數(shù)如表2 表2 摩擦片外徑D 摩擦片內(nèi)徑d 后備系數(shù)β 厚度b 單位壓力Po 200mm 140mm 1.3 3.5 0.25MPa 三、中央彈簧的設(shè)計 3.1 中央彈簧的基本參數(shù)的選擇 3.1.1 截錐高度H與板厚h比值和板厚h的選擇 為了保證離合器壓緊力變化不大和操縱輕便，汽車離合器用膜片彈簧的一般為1.5～2.0，板厚h為2～4 故初選h=2.4, =1.6則H=1.6h=3.84. 3.1.2自由狀態(tài)下碟簧部分大端R、小端r的選擇和比值 當時，摩擦片平均半徑Rc=， 對于拉式膜片彈簧的R值，應滿足關(guān)系100RRc=85mm 故取R=90,再結(jié)合實際情況取R/r=1.25,則r=72mm。 3.1.3膜片彈簧起始圓錐底角的選擇 ＝arctanH/(R-r)=arctan3.84/(90-72)≈12.10°，滿足9°～15°的范圍。 3.1.4 分離指數(shù)目n的選取 取為n=18。 3.1.5 切槽寬度δ1、δ2及半徑 取δ1＝3.4mm, δ2=10mm, 滿足r->=δ2,則<=r-δ2=72-10=62mm 故?。?0mm. 3.1.6 壓盤加載點半徑R1和支承環(huán)加載點半徑r1的確定 R1和r1需滿足下列條件： 故選擇R1＝88mm， r1＝72mm. 3.1.7膜片彈簧材料 制造膜片彈簧用的材料，應具有高的彈性極限和屈服極限，高的靜力強度及疲勞強度，高的沖擊強度，同時應具有足夠大的塑性變形性能。按上述要求，國內(nèi)常用的膜片彈簧材料為硅錳鋼60Si2MnA或50CrVA。 3.2 膜片彈簧的彈性特性曲線 假設(shè)膜片彈簧在承載過程中，其子午線剛性地繞上地某中性點轉(zhuǎn)動。 設(shè)通過支承環(huán)和壓盤加載膜片彈簧上地載荷P1(N)集中在支承點處，加載點間的相對軸向變形為x1(mm),則膜片彈簧的彈性特性如下式表示： 式中，E――彈性模量，鋼材料取E=2.06×Mpa； b――泊松比，鋼材料取b=0.3； R――自由狀態(tài)下碟簧部分大端半徑，mm； r――自由狀態(tài)下碟簧部分小端半徑，mm； R1――壓盤加載點半徑，mm； r1――支承環(huán)加載點半徑，mm； H――自由狀態(tài)下碟簧部分內(nèi)截錐高度，mm； h――膜片彈簧鋼板厚度，mm。 圖形如下： 圖4.1彈性特性曲線 膜片彈簧的相關(guān)參數(shù)如表3 表3 截錐高度H 板厚h 分離指數(shù)n 圓底錐角 3.8mm 2.4mm 18 12 四、扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計 4.1 扭轉(zhuǎn)減振器主要參數(shù) 帶扭轉(zhuǎn)減振器的的從動盤結(jié)構(gòu)簡圖如下圖4.1所示彈簧摩擦式: 圖4.2帶扭轉(zhuǎn)減振器的從動盤總成結(jié)構(gòu)示意圖 1—從動盤；2—減振彈簧；3—碟形彈簧墊圈；4—緊固螺釘；5—從動盤轂；6—減振摩擦片 7—減振盤；8—限位銷 由于現(xiàn)今離合器的扭轉(zhuǎn)減振器的設(shè)計大多采用以往經(jīng)驗和實驗方法通過不斷篩選獲得,且越來越趨向采用單級的減振器。 極限轉(zhuǎn)矩受限于減振彈簧的許用應力等因素，與發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩有關(guān)，一般可取， Tj=(1.5～2.0) 對于乘用車，系數(shù)取2.0。 則Tj=2.0×＝2.0×108＝216（N·m） 4.1.2 扭轉(zhuǎn)剛度k 由經(jīng)驗公式初選 k Tj 即k＝Tj＝13×216＝2808（N·m/rad） 4.1.3 阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩Tμ 可按公式初選Tμ Tμ＝（0.06～0.17） 取Tμ=0.1 =0.1×108=10.8(N·m) 4.1.4 預緊轉(zhuǎn)矩Tn 減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。 Tn滿足以下關(guān)系： Tn＝（0.05～0.15）且TnTμ＝10.8 N·m 而Tn＝（0.05～0.15）＝5.4～16.2 N·m 則初選Tn＝10N·m 4.1.5 減振彈簧的位置半徑R0 R0的尺寸應盡可能大些，一般取 R0=(0.60～0.75)d/2 則取R0=0.65d/2=0.65×140/2=45.5(mm),可取為46mm. 4.1.6 減振彈簧個數(shù)Zj 當摩擦片外徑D250mm時， Zj=4～6 故取Zj=6 4.1.7 減振彈簧總壓力F 當減振彈簧傳遞的轉(zhuǎn)矩達到最大值Tj時，減振彈簧受到的壓力F為 F＝Tj/R0＝216/(46×)＝4.6957(kN) 4.2 減振彈簧的計算 在初步選定減振器的主要參數(shù)以后，即可根據(jù)布置上的可能來確定和減振器設(shè)計相關(guān)的尺寸。 4.2.1 減振彈簧的分布半徑R1 R1的尺寸應盡可能大些，一般取 R1=(0.60～0.75)d/2 式中，d為離合器摩擦片內(nèi)徑 故R1=0.65/2=0.65×140/2=45.5(mm)，即為減振器基本參數(shù)中的R0 4.2.2單個減振器的工作壓力P P= F/Z=4695.7/6776.6(N) 4.2.3 減振彈簧尺寸 1）彈簧中徑Dc 其一般由布置結(jié)構(gòu)來決定，通常 Dc=11～15mm 故取Dc=12mm 2）彈簧鋼絲直徑d d===3.45mm 式中，扭轉(zhuǎn)許用應力]可取550～600Mpa,故取為580Mpa d取3.5 mm 3）減振彈簧剛度k 應根據(jù)已選定的減振器扭轉(zhuǎn)剛度值k及其布置尺寸R1確定，即 k= 4）減振彈簧有效圈數(shù) 4.0 5）減振彈簧總?cè)?shù)n 其一般在6圈左右，與有效圈數(shù)之間的關(guān)系為 n=+(1.5～2)=6 減振彈簧最小高度 =23.1mm 彈簧總變形量 mm 減振彈簧總變形量 ==23.1+3.51=26.61mm 減振彈簧預變形量 =0.164mm 減振彈簧安裝工作高度 =26.61-0.164=26.4mm 6）從動片相對從動盤轂的最大轉(zhuǎn)角 最大轉(zhuǎn)角和減振彈簧的工作變形量有關(guān)，其值為 =4.16976° 7）限位銷與從動盤轂缺口側(cè)邊的間隙 式中，為限位銷的安裝尺寸。值一般為2.5～4mm。 所以可取為3.8mm, 為52mm. 8）限位銷直徑 按結(jié)構(gòu)布置選定，一般 ＝9.5～12mm。 可取為10mm 扭轉(zhuǎn)減振器相關(guān)參數(shù)表4 表4 極限轉(zhuǎn)矩Tj 阻尼摩擦轉(zhuǎn)矩Tμ 預緊轉(zhuǎn)矩Tn 減振彈簧的位置半徑R0 減振彈簧個數(shù)Zj 216 N·m 10.8 N·m 10 N·m 46mm 6 五、離合器其它主要部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 5.1從動盤轂的設(shè)計 從動盤轂是離合器中承受載荷最大的零件，它幾乎承受由發(fā)動機傳來的全部轉(zhuǎn)矩。它一般采用齒側(cè)對中的矩形花鍵安裝在變速器的第一軸上，花鍵的遲鈍可根據(jù)摩擦片的外徑D與發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩T 花鍵尺寸表5 表5 摩擦片外徑 D/mm 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩T/(N·m) 花鍵尺寸 擠壓應力/MPa 齒數(shù)n 外徑D’/mm 內(nèi)徑d’/mm 齒厚t/mm 有效尺長l/mm 200 108 10 29 23 4 25 11.1 5.2從動片的設(shè)計 從動盤對離合器工作性能影響很大，設(shè)計時應滿足如下要求： 1)從動盤的轉(zhuǎn)動慣量應盡可能小，以減小變速器換擋時輪齒間的沖擊。 2) 從動盤應具有軸向彈性，使離合器結(jié)合平順，便于起步，而且使摩擦面壓力均勻，以減小磨損。 3)應安裝扭轉(zhuǎn)減振器，以避免傳動系共振，并緩和沖擊。 本次設(shè)計初選從動片厚度為2mm 5.3離合器蓋結(jié)構(gòu)設(shè)計的要求： 1)應具有足夠的剛度，否則影響離合器的工作特性，增大操縱時的分離行程，減小壓盤升程，嚴重時使摩擦面不能徹底分離。 2)應與飛輪保持良好的對中，以免影響總成的平衡和正常的工作。 3)蓋的膜片彈簧支承處應具有高的尺寸精度。 4)為了便于通風散熱，防止摩擦表面溫度過高，可在離合器蓋上開較大的通風窗孔，或在蓋上加設(shè)通風扇片等。 乘用車離合器蓋一般用08、10鋼等低碳鋼板。 本次設(shè)計初選08鋼板厚度為3mm 5.4壓盤的設(shè)計 對壓盤結(jié)構(gòu)設(shè)計的要求: 1)壓盤應具有較大的質(zhì)量,以增大熱容量，減小溫，防止其產(chǎn)生裂紋和破碎，有時可設(shè)置各種形狀的散熱筋或鼓風筋，以幫助散熱通風。中間壓盤可鑄出通風槽，也可以采用傳熱系數(shù)較大的鋁合金壓盤。 2)壓盤應具有較大剛度，使壓緊力在摩擦面上的壓力分布均勻并減小受熱后的翹曲變形，以免影響摩擦片的均勻壓緊及與離合器的徹底分離，厚度約為15～25 mm 。 3)與飛輪應保持良好的對中，并要進行靜平衡，壓盤單件的平衡精度應不低于15～20 g·cm 。 4)壓盤高度(從承壓點到摩擦面的距離)公差要小。 壓盤形狀較復雜，要求傳熱性好，具有較高的摩擦因數(shù)，通常采用灰鑄鐵，一般采用HT200、HT250、HT300，硬度為170～227HBS。 5.5壓盤的結(jié)構(gòu)設(shè)計與選擇 t = (1) m = = (2) t = ==4.95 式中，W為汽車起步時離合器結(jié)合一次所產(chǎn)生的總滑磨功，取W=11898J γ為傳到壓盤的熱量所占的比例，對單片離合器壓盤. γ=0.5； m為壓盤質(zhì)量(kg) V為壓盤估算面積； c為壓盤的比熱容，鑄鐵：c=481.4 J/(kg·)； 為鑄鐵密度，取7800 kg/m； 為摩擦片外徑取200； 為摩擦片內(nèi)徑取140； h為壓盤厚度，取=15 mm； t為壓盤溫升（） 滿足壓盤溫升不超過8~10要求。 六、 設(shè)計小結(jié) 本設(shè)計以“機械設(shè)計、汽車設(shè)計、二維制圖模型”為主線，主要采用PROE設(shè)計一個膜片彈簧離合器總成，由于時間和能力的限制，本設(shè)計對分離機構(gòu)和操縱機構(gòu)只作了簡單的設(shè)計。 本次設(shè)計我利用PRO/E軟件繪制了離合器總成和部分零件的三維圖形，由于能力有限，難免有些不合理的地方，此次設(shè)計充分利用了已學過的汽車設(shè)計和機械設(shè)計知識，使我對所學知識有了一個系統(tǒng)的認識、復習、鞏固和深入。通過這次設(shè)計，我對機械設(shè)計和汽車設(shè)計有了更深刻的認識，也初步掌握了機械設(shè)計的方法和使用有關(guān)機械設(shè)計手冊的方法；對機械零件、汽車部件、裝配技術(shù)、計算機軟件使用技術(shù)等作了一個全新的認識和再學習，加深了理解，并擴展了知識面；充分利用計算機CAD技術(shù)進行了繪圖；提高了計算機的使用能力。 自己平日的理論知識雖然仍沒有真正應用于實際生產(chǎn)中，但利用課程設(shè)計這個平臺，使我充分認識到自己理論學習中的不足，熟悉了一些新的設(shè)計方法。尤其是在畫圖方面，進一步熟練、鞏固，這次課程設(shè)計為我以后的學習及畢業(yè)設(shè)計打下了基礎(chǔ)。 指導教師認真細致的指導和幫助，我表示最真摯的感謝！ 七、 參考文獻 [1] 王望予編，《汽車設(shè)計》，機械工業(yè)出版社 [2] 劉惟信編，《汽車設(shè)計》，清華大學出版社 [3] 余志生編，《汽車理論》（第5版），機械工業(yè)出版社 [4] 陳家瑞編，《汽車構(gòu)造》（第5版），機械工業(yè)出版社 [5] 張毅編，離合器及機械變速器，化學工業(yè)出版社 [6] 汽車工程手冊編寫組，《汽車工程手冊》，人民交通出版社 [7] 成大先編，《機械設(shè)計手冊》化學工業(yè)出版社 [8] 王國權(quán)，龔國慶編，《汽車設(shè)計課程設(shè)計指導書》，機械工業(yè)出版社 [9] 王豐元，馬明星，《汽車設(shè)計課程設(shè)計指導書》，中國電力出版社 18