汽车设计专业课程设计.doc

目 录一、课程设计目标1二、课程设计内容1三、驱动桥设计基础要求1四、驱动桥设计步骤1五、驱动桥设计方案分析1 （一）驱动桥结构方案选定1 （二）主减速器结构形式选择2（三） 差速器形式选择2（四） 车轮传动装置形式选择3（五）驱动桥壳设计3六、驱动桥设计数据及结果分析3（一）主减速器设计分析及计算3（二）差速器设计分析及计算9（三）车轮传动装置分析及计算12七、驱动桥设计数据校核15 （一）校核主减速器校核齿面接触强度15 （二）差速器齿轮弯曲应力校核16八、总结及心得体会16九、关键参考书17 一、课程设计目标汽车设计课程设计是车辆工程专业实践性教学步骤，其目标是使学生在对汽车性能和基础结构知识有较系统了解基础上，学习利用现代汽车设计方法，掌握优异汽车设计技术，从而达成基础含有分析和处理该领域问题能力，并能系统掌握汽车零部件设计方法和步骤。经过此次课程设计（驱动桥设计）了解驱动桥组成，熟练掌握驱动桥设计过程中多种方案选择标准，将理论和实际相结合，在实践中检验理论，并了解驱动桥设计方法。二、课程设计内容驱动桥在传动系末端，其基础功用首先是增扭、降速，改变转矩传输方向，即增大由传动轴或直接从变速器传来转矩，并将转矩合理地分配给左、右驱动车轮；其次，驱动桥还要承受作用于路面和车架或车身之间垂直力、纵向力和横向力，和制动力矩和反作用力矩等，驱动桥通常由主减速器、差速器、车轮传动装置和桥壳等组成，转向驱动桥还有等速万向节。驱动桥设计内容包含：驱动桥结构方案选定、主减速器、差速器、传动装置、驱动桥壳分析及计算、万向节设计、转向结设计。 三、驱动桥设计基础要求（一）选择合适主减速比，以确保汽车在给定条件下含有最好动力性和燃油经济性。（二）轮廓尺寸小，确保汽车含有足够离地间隙，以满足经过性要求。（三）齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。（四）在多种载荷和转速工况下有高传动效率。（五）含有足够强度和刚度，以承受和传输作用于路面和车架或车身间多种力和力矩；在此条件下，尽可能降低质量，尤其是簧下质量，以减小不平路面冲击载荷，提升汽车行驶平顺性。（六）和悬架导向机构运动协调；对于转向驱动桥，还应和转向机构运动协调。（七）结构简单，加工工艺性好，制造轻易，维修，调整方便。四、驱动桥设计步骤 （一）初步确定设计目标，如驱动桥类型、主减速器形式、差速器形式、车轮传动装置形式等选择； （二）主减速器设计分析及计算；（三）差速器设计分析及计算；（四）车轮传动装置分析及计算；五、驱动桥设计方案分析（一）驱动桥结构方案选定依据已知数据分析，该驱动桥为乘用车驱动桥。依据发动机位置和驱动形式，该驱动桥为转向驱动桥。 首先转向驱动桥在轿车中是指含有转向功效驱动桥。其关键功效有：一是把变速器传出功率经其减速后传输给车轮使车轮转动；二是经过转向器把方向盘所受转矩传输给转向杆从而使车轮转向。因为要求设计是乘用车前驱动桥，要设计这么一个等级驱动桥，通常选择断开式驱动桥以和独立悬架相适应。该种形式驱动桥没有一个连接左右驱动车轮刚性整体外壳或梁。断开式驱动桥桥壳是分段，而且相互之间能够做相对运动，所以这种桥称为断开式。另外，它又总是和独立悬挂相匹配，故又称为独立悬架驱动桥。这种桥中段，主减速器及差速器等是悬置在车架或车厢底板上，或和脊梁式车架相联。主减速器、差速器和传动轴及一部分驱动车轮传动装置质量均为簧上质量。两侧驱动车轮因为采取独立悬架则能够相互独立地相对于车架或车厢作上下摆动，对应地就要求驱动车轮传动装置及其外壳或套管作对应摆动。 总而言之，本设计选择断开式驱动桥形式。断开式驱动桥结构复杂，成本较高，但它大大增加了离地间隙；减小了簧下质量，从而改善了行驶平顺性，提升了汽车平均车速；减小了汽车在行驶时作用于车轮和车桥上动载荷，提升了零部件使用寿命；因为驱动车轮和地面接触情况及对多种地形适应性很好，大大增加了车轮抗侧滑能力；和之相配合独立悬架导向机构设计得合理，可增中汽车不足转向效应，提升汽车操纵稳定性。 （二）主减速器结构形式选择1.主减速器选择单级减速器中央单级减速器是驱动桥结构中最为简单一个，含有质量小、尺寸紧凑、制造成本低等优点，是驱动桥基础形式，所以广泛用于主传动比汽车上。因为乘用车通常，所以在主传动比较小情况下，应尽可能采取中央单级减速驱动桥。中央单级主减速器优点以下： （1）结构最简单，制造工艺简单，成本较低，是驱动桥基础类型，在传动比较小乘用车应用广泛；（2）乘用车发动机前置前驱，使得驱动桥部署形式要求简单，而且结构紧凑； （3）伴随公路情况改善，尤其是高速公路迅猛发展，汽车使用条件对汽车经过性要求降低。 （4）和带轮边减速器驱动桥相比，因为产品结构简化，单级减速驱动桥机械传动效率提升，易损件降低，可靠性提升。2.齿轮类型选择弧形锥齿轮传动因为发动机采取是纵置形式，变速器采取横置式，所以动力输出方向和前桥轴线方向垂直。所以，此设计采取圆柱齿轮传动就能够满足要求。3. 主、从动齿轮支撑形承形式选择跨置式支承采取跨置式支承结构，能够使刚度大为增加，使齿轮在载荷作用下变形大为减小，因为结构原因，主减速器小斜齿轮采取跨置式安装，而主减速器大齿轮也采取跨置式安装。 （三）差速器形式选择汽车在行使过程中，左右车轮在同一时间内所滚过旅程往往是不相等，左右两轮胎内气压不等、胎面磨损不均匀、两车轮上负荷不均匀而引发车轮滚动半径不相等；左右两轮接触路面条件不一样，行使阻力不等等。这么，假如驱动桥左、右车轮刚性连接，则不管转弯行使或直线行使，均会引发车轮在路面上滑移或滑转，首先会加剧轮胎磨损、功率和燃料消耗，其次会使转向沉重，经过性和操纵稳定性变坏。为此，在驱动桥左右车轮间全部装有轮间差速器。差速器是个差速传动机构，用来在两输出轴间分配转矩，并确保两输出轴有可能以不一样角速度转动，用来确保各驱动轮在多种运动条件下动力传输，避免轮胎和地面间打滑。差速器按其结构特征可分为齿轮式、凸轮式、蜗轮式和牙嵌自由轮式等多个形式。1.差速器选择对称锥齿轮式差速器汽车上广泛采取差速器为对称锥齿轮式差速器，含有结构简单、质量较小等优点，应用广泛。它可分为一般锥齿轮式差速器、摩擦片式差速器和强制锁止式差速器。一般锥齿轮式差速器传动机构为锥齿轮。2. 锥齿轮式差速器齿轮设计及参数选择因为在差速器壳上装着主减速器从动齿轮，所以在确定主减速器从动尺寸时，应考虑差速器安装。差速器壳轮廓尺寸也受到主减速器从动齿轮轴承支座及主动齿轮导向轴承支座限制。选择4个行星齿轮结构。（五） 车轮传动装置形式选择驱动车轮传动装置在汽车传动系末端，其功用是将转矩由差速器半轴齿轮传给驱动车轮。在断开式驱动桥和转向驱动桥中，驱动车轮传动装置包含半轴和万向节传动装置且多采取等速万向节。1. 半轴选择半浮式半轴结构半浮式半轴除传输转矩外，还要承受车轮传来弯矩。由此可见，半浮式半轴所承受载荷较复杂，但它含有结构简单、质量小、尺寸紧凑、造价低廉等优点，故被质量较小、使用条件很好、承载负荷也不大乘用车采取。（五）驱动桥壳设计驱动桥桥壳是汽车上关键零件之一，非断开式驱动桥桥壳起着支承汽车荷重作用，并将载荷传给车轮作用在驱动车轮上牵引力，制动力、侧向力和垂向力也是经过桥壳传到悬架及车架或车厢上。所以桥壳既是承载件又是传力件，同时它又是主减速器、差速器及驱动车轮传动装置(如半轴)外壳。在汽车行驶过程中，桥壳承受繁重载荷，设计时必需考虑在动载荷下桥壳有足够强度和刚度。为了减小汽车簧下质量以利于降低动载荷、提升汽车行驶平顺性，在确保强度和刚度前提下应努力争取减小桥壳质量桥壳还应结构简单、制造方便以利于降低成本。其结构还应确保主减速器拆装、调整、维修和保养方便。在选择桥壳结构型式时，还应考虑汽车类型、使用要求、制造条件、材料供给等。1. 驱动桥壳选择组合式桥壳 组合式桥壳从动齿轮轴承支承刚度很好，主减速器装配、调整比可分式桥壳方便，然而要求有较高加工精度，常见于轿车、轻型货车中。六、 驱动桥设计数据及结果分析 （一）主减速器设计分析及计算1.主减速比确实定主减速比大小对主减速器结构型式、轮廓尺寸、质量和变速器处于最高级位时汽车动力性和燃料经济性全部有直接影响。主减速比选择，应在汽车总体设计时和传动系总传动比（包含变速器、分动器和取力器、驱动桥等传动装置传动比）一起由汽车整车动力计算来确定。因为发动机工作条件和汽车传动系传动比（包含主减速比）相关，能够采取优化设计方法对发动机参数和传动系传动比及主减速比进行最优匹配，以使汽车取得最好动力性和燃料经济性。对于含有很大功率贮备轿车、客车、长途公共汽车，尤其是对竞赛汽车来说，在给定发动机最大功率情况下，所选择值应能确保这些汽车有尽可能高最高车速。这时值就按下式来确定： （61）式中：车轮滚动半径，m； 最大功率时发动机转速，r/min；汽车最高车速，km/h；变速器最高挡传动比，通常为1。 由已知数据得：车轮滚动半径为0.3m，最高车速为150km/h 查资料得：最大功率时发动机转速为：暂取 带入公式61得：2.主减速器齿轮强度计算因为汽车行驶时传动系载荷不稳定性，所以要正确地算出主减速器齿轮计算载荷是比较困难。通常是将发动机最大转矩配以传动系最低挡传动比时和驱动车轮在良好路面上开始滑转时这两种情况下作用在主减速器从动齿轮上转矩（）较小者，作为强度计算中用以验算主减速器从动齿轮最大应力计算载荷，即： （62） （63）式中：发动机最大转矩，Nm；由发动机至所计算主减速器从动齿轮之间传动系最低级传动比；传动系上述传动部分传动效率，取；因为“猛接合”离合器而产生冲击载荷时超载系数，对于通常载货汽车、矿用汽车和越野汽车和液力传动及自动变速器各类汽车取；当性能系数时，可取，或由试验决定；n该汽车驱动桥数目；汽车满载时一个驱动桥给水平地面最大负荷（对于驱动桥来说，应考虑到汽车最大加速时负荷增大量），N；轮胎对地面附着系数，对于安装通常轮胎公路用汽车，取；对于越野汽车，取；对于安装专门防滑宽轮胎高级轿车，计算时可取； 车轮滚动半径，m； 分别为由所计算主减速器从动齿轮到驱动桥之间传动效率和传动比（比如轮边减速等） 查资料得：Nm 由后面式（3-5）计算得，故： 因为该轿车只有一个驱动桥则： 由后面计算得：汽车满载有总重量为， 查参考文件1汽车轴荷分配中乘用车发动机前置前驱满载时前轴分配为。本设计中取58%， 因为该轿车是安装通常轮胎公路用汽车，则： 由上面计算可得：m 由经验得： 因为该轿车无轮边减速器，则： 将上述参数值代入公式（62）、（63）中计算得：NmNmNm汽车类型很多，行驶工况又很复杂，轿车通常在高速轻载条件下工作，而矿用汽车和越野汽车则在高负荷低车速条件下工作，没有简单公式可算出汽车正常连续使用转矩。但对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常连续转矩依据所谓平均比牵引力值来确定，即主减速器从动齿轮平均计算转矩为 Nm （64）式中：汽车满载总重量，N；所牵引挂车满载总重量，N，但仅用于牵引车计算；车轮滚动半径，m；道路滚动阻力系数，计算时对于轿车可取=0.0100.015；对于载货汽车可取0.0150.020；对城越野汽车可取0.0200.035；汽车正常使用时平均爬坡能力系数，通常对轿车取0.08；对载货汽车和城市公共汽车取0.050.09；对长途公共汽车取0.060.10；对越野汽车取0.090.30；汽车或汽车列车性能系数： (65)当初，取 由参考文件1得查得汽车总质量计算方法： 乘用车总质量是指装备齐全，并按要求装满客、货时整车质量。 乘用车总质量由整备质量、乘员和驾驶员质量和乘员行李质量三部分组成。其中，乘员和驾驶员每人质量按每人质量按65kg计，于是： 该式中，n为包含驾驶员在内载客数；a为行李系数，可按参考文件1表1-5提供数据取用。 已知数据：整车整备质量为1020Kg； 故； 即； 因为是轿车，所以； 由上得：； 轿车选择，取； 汽车正常使用时平均爬坡能力系数，通常对轿车取；经计算则按计算得： 把各参数代入式（3-4）中得到：Nm 3.主减速器齿轮基础参数选择 对一单级主减速器，首先依据大小选择主减速器主、从动齿轮齿数。为了使磨合均匀，之间应避免有条约数；为了得到理想齿面重合系数，其齿数之和对于载货汽车应大于40，对于轿车应大于50。 （1）斜齿轮设计计算 因为齿轮转速比较高，选择硬齿面。 先按轮齿弯曲疲惫强度设计，再较核齿面接触强度，其设计步骤以下： 先选择齿轮材料，确定许用应力： 均选择20CrMnTi钢渗碳淬火，硬度5662HRC。 由参考文件4图5-32C查得弯曲疲惫极限应力； 由参考文件4图5-33C查得接触疲惫极限应力； （2）按轮齿弯曲疲惫强度设计 由式参考文件4中式（5-45b）知: （66） 1）确定轮齿许用弯曲应力 按参考文件4（5-26）计算 两齿轮许用弯曲应力，（）分别按下式确定 （67）式中：试验齿轮齿根弯曲疲惫极限，查参考文件4图5-32；试验齿轮应力修正系数，本书采取国家标准给定值计算时，；弯曲疲惫强度计算寿命系数，通常取。当考虑齿轮工作在有限寿命时，弯曲疲惫许用应力能够提升系数，查参考文件4图5-34；弯曲强度最小安全系数。通常传动取=1.31.5；关键传动取=1.63.0；由上得： 取， 把各参数代入式（3-7）中得： 2)计算小齿轮名义转矩Nm 3）选择载荷系数K 因为是斜齿轮传动，且加工精度为了7级，故K可选小些，取K=1.4 4）初步选定齿轮参数 取,. 取， 5）齿宽系数选择： 选大值时，可减小直径，从而减小传动中心距，并在一定程度上减轻包含箱体在内整个传动装置重量，不过却增大了齿宽和轴向尺寸，增加了载荷分布不均匀性。推荐值为： 当为软齿面时，齿轮相对于轴承对称部署时，=0.81.4； 非对称部署时，=0.61.2； 悬臂部署或开式传动时，=0.30.4。 当为硬齿面时，上述值对应减小50%。 取=0.5，并取； 得到u=84/23=3.652。 6）确定复合系数因两轮所选材料及热处理相同，则相同，故设计时按小齿轮复合齿形系数代入即可。而 由参考文件4图5-38查得=4.18 将上述参数代入式（3-6），得 按参考文件4表5-1取标准模数，取mm 则中心距 为了便于加工和校验，取中心距a=166.1618mm 故得到 7）计算其它几何尺寸取取mm （二）差速器设计分析及计算 1.差速器齿轮基础参数计算 （1）行星齿轮球面半径确实定 圆锥行星齿轮差速器结构尺寸，通常取决于行星齿轮后面球面半径，它就是行星齿轮安装尺寸，实际上也代表了差速器圆锥齿轮节锥距，所以在一定程度上也表征了差速器强度。球面半径可按以下经验公式确定： （68） 式中：行星齿轮球面半径系数，=2.522.99，对于有4个行星齿轮轿车和公路载货汽车取小值；对于有2个行星齿轮轿车和全部越野汽车和矿用汽车取大值；取=2.52； 计算转矩，取式（3-2），式（3-3）计算值较小值，Nm； 取Nm； 差速器行星齿轮球面半径确定以后，可依据下式预选其节距：取为36.4mm （2）行星齿轮和半轴齿轮齿数选择为了取得较大模数从而使齿轮有较高强度，应使行星齿轮齿数尽可能少，但通常不应少于10。半轴齿轮齿数采取1425。大多数汽车半轴齿轮和行星齿轮齿数比在1.52范围内。差速器各个行星齿轮和2个半轴齿轮是同时啮合，所以在确定这两种齿轮齿数时，应考虑它们之间装配关系。在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左、右两半轴齿轮齿数之和，必需能被行星齿轮数目所整除，方便行星齿轮能均匀地分布于半轴齿轮轴线周围，不然差速器将无法安装。即应满足安装条件为 （69）式（69）中：左、右半轴齿轮齿数，对于对称式圆锥行星齿轮差速器来说，；行星齿轮数目；I任意整数；因为本设计选择差速器为对称式圆锥行星齿轮差速器，选定半轴齿轮齿数为，行星齿轮数目，行星齿轮齿数为10。 （3）差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径初步确定 首先初步求出行星齿轮和半轴齿轮节锥角：； 式中：，分别为行星齿轮和半轴齿轮齿数。 再按下式初步求出圆锥齿轮大端端面模数m: 考虑到差速齿轮弯曲应力校核，取 求出模数m后，节圆直径d即可依据齿数z及模数m由下式求得： （4）压力角汽车差速器齿轮过去全部选择20压力角，这时齿高系数为1，而最少齿数为13。现在大全部选择2230压力角，齿高系数为0.8，最少齿数可降低到10，而且小齿轮（行星齿轮）齿顶不变尖条件下，还可由切向修正加大半轴齿轮齿厚，从而使行星齿轮和半轴齿轮趋于等强度。因为这种齿形最少齿数比压力角为20少，故可用较大模数以提升轮齿强度。一些重型汽车和矿用汽车差速器也可采取20压力角。本设计中选择压力角为2230。 （5）行星齿轮安装孔直径及其深度L行星齿轮安装孔直径和行星齿轮轴名义直径相同，而行星齿轮安装孔深度L就是行星齿轮在其轴上支承长度。通常取 （610） （611） （612）式中：差速器传输转矩，Nm；行星齿轮数目；图4-6所表示，为行星齿轮支承面中点至锥顶距离，mm;,为半轴齿轮齿面宽中点处直径，而（如参考文件3图4-6）；支承面许用挤压应力，取为98MPa。差速器传输转矩为Nm；取。1. 差速器齿轮几何尺寸计算和强度计算汽车差速器齿轮弯曲应力为： （614） 式中：T差速器一个行星齿轮给一个半轴齿轮转矩，Nm；其计算式为： （615）式中：计算转矩，按、（见式（6-2）、式（6-3）二者中较小者和（式（6-4）计算，Nm；差速器行星齿轮数目；半轴齿轮齿数；计算汽车差速器齿轮弯曲应力用综合系数。，F，m见参考文件3式（3-44）下说明；按上式并以计算所得汽车差速器齿轮轮齿弯曲应力，不应大于210.9MPa；按，两种计算转矩中较小值进行计算时，弯曲应力不应大于980MPa。查参考文件3：超载系数，见参考文件3式（3-11）下说明；质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当轮齿接触良好、调整及径向跳动精度高时，可取=1；尺寸系数，反应材料性质不均匀性，和齿轮尺寸和热处理等相关。当端面模数时，；载荷分配系数，当两个齿轮均用骑马式支承式时，=1.001.10；当一个齿轮用骑马式支承时，=1.101.25.支承刚度大时取小值。计算齿轮齿面宽,mm；端面模数，mm；参数选择和计算：NmNm （三）车轮传动装置分析及计算 1.半轴设计计算半轴关键尺寸是它直径，设计和计算时首先应合理地确定其计算载荷。已知数据驱动型式为，查参考文件3表5-1可得：半轴计算转矩： （616）式中：发动机最大转矩；差速器转矩分配系数，对于圆锥行星齿轮差速器可取：；变速器I挡传动比；主减速比；Nm由参考文件3式（5-16）得 （617） 取许用应力 代入计算得： 出于对安全系数和半轴强度较核考虑，取d=36mm。 2.三种可能工况 计算时首先应合理地确定作用在半轴上载荷，应考虑到以下三种可能载荷工况： （1)纵向力（驱动力或制动力）最大时，附着系数在计算时取0.8，没有侧向力作用； （2)侧向力最大时即汽车发生侧滑时，侧滑时轮胎和地面侧向附着系数在计算时取站1.0，没有纵向力作用； （3)垂向力最大时（发生在汽车以可能高速经过不平路面时）这时不考虑纵向力和侧向力作用。 故纵向力最大时不会有侧向力作用，而侧向力最大时也不会有纵向力作用。 3.半浮式半轴计算载荷确实定 （1）纵向力最大和侧向力为0： 此时垂向力，纵向力最大值，计算时可取1.2，取为0.8。 半轴弯曲应力和扭转切应力为： （618) （619） 式(619),(620)中，a为轮毂支承轴承到车轮中心平面之间距离， 合成应力为： （620） 计算得：，（2）侧向力最大和纵向力=0,此时意味着汽车发生侧滑。 外轮上垂直反力和内轮上垂直反力分别为: （621） （622） 式中，为汽车质心高度，依据经验取为0.35； 为轮距，查资料得； 为侧滑附着系数，计算时可取为1.0； 外轮上侧向力和内轮上侧向力分别为 （623） （624） 内外车轮上总侧向力为。 这么，外轮半轴弯曲应力为和内轮半轴弯曲应力分别为： （625） （626） 计算得：（3）汽车经过不平路面，垂向力最大，纵向力=0，侧向力=0此时垂直力最大值为 (627)式中，k为运载系数。乘用车：k=1.75;货车：k=2.0;越野车：k=2.5.半轴弯曲应力为 (628)因为已知数据为乘用车，故K=1.75，综上述计算得，均未超出半轴许用应力500MPa，故半轴强度校核满足要求。七、 驱动桥设计数据校核 （一）校核主减速器校核齿面接触强度 由参考文件4式（5-47）可知 为弹性系数，当齿轮全部为钢制， 代入公式（3-8）得 齿面许用接触应力按参考文件4式（5-27）计算，因为主减速器为较关键传动，取最小安全系数，则 因为，故接触疲惫强度也足够。（二）差速器齿轮弯曲应力校核 以计算所得汽车差速器齿轮轮齿弯曲应力： 按，两种计算转矩中较小值进行计算所得汽车差速器齿轮轮齿弯曲应力： 两种情况下全部校核成功，说明此设计合理。八、 总结及心得体会经过两周时间设计，在同学和老师帮助下，最终完成了转向驱动桥设计工作。本文根据王望予编著汽车设计一书具体研究了转向驱动桥设计方案，提出了比较可行设计思绪，并根据这一思绪进行具体地计算。在设计过程中，查阅了很多汽车相关资料，对大学期间学到汽车知识有了更高层次认识。经过亲自查找资料和分析计算，充足锻炼了自己设计能力；经过发觉问题、提出问题、处理问题，体验到了设计乐趣。经过这次课程设计，考验了我本学期所学知识。在设计过程中，我显著地感觉到自己专业知识不足、专业经验欠缺和知识面狭窄。我以后会努力拓展自己知识面，积累各方面经验，填补专业知识不足，使自己得到全方面发展，在以后工作中作出理大成绩。 伴随汽车工业发展，轿车会走进千家万户，一般老百姓拥有自己轿车不将只是梦想，伴随新车型推出，轿车转向驱动桥设计工作将会变得更为频繁。经过这次课程设计能够了解到，传统设计工作根本达不到轿车轻量化要求，零部件也不一定能够达成所需强度要求，优化设计需要兼顾原因也会越来越多，约束条件和优化目标越来越复杂，优化设计结果也会愈加满足轿车所需要达成要求。这么将设计结果应用到实践中才会更有实际意义。九、关键参考书 （一）王望予，汽车设计，机械工业出版社，.8 （二）王望予，汽车理论，机械工业出版社，.6 （三）刘惟信， 汽车车桥设计，清华大学出版社，.4 （四）彭文生，李志明，黄华梁，机械设计，高等教育出版社，.8 （五）陈家瑞，汽车结构（下册），人民交通出版社，.11