齿轮齿条转向器设计.doc

燕山大学
专业综合训练说明书

题目： 齿轮齿条转向器设计

学院（系）：车辆与能源学院
年级专业： 08级交通二班
学 号： 080113010026
学生姓名： 王畅
联系方式：（微信号）2923382274
指导教师： 马雷

燕山大学专业综合训练任务书
院（系）：车辆与能源学院 基层教学单位：车辆与交通运输工程系
学 号
080113010026
学生姓名
王畅
专业（班级）
08级交通二班
题 目
齿轮齿条转向器设计
训 练 内 容 和 目 的
学习齿轮齿条转向器结构和设计过程，负责计算载荷确定和齿轮齿条设计，并利用catia软件与其他同学共同完成转向器三维建模。
完 成 任 务 量
一张转向器三维图，和少许零件三维图
进 度 安 排
1~2周学习软件，确定系统参数。
3~4周进行建模分析，撰写报告。
参
考
资
料
[1] 王望予.汽车设计.第四版.北京：机械工业出版社.2004
[2] 余志生.汽车理论.第3版.北京：机械工业出版社2000
[3] 陈家瑞.汽车构造下册. 第3版.北京：机械工业出版社.2009.2
[4] 许立忠 周玉林.机械设计.第七版.北京：中国标准出版社2009
[5] 韩晓娟. 机械设计课程设计指导手册.北京：中国标准出版社2008
[6] 安子军. 机械原理.北京：国防工业出版社2009.3
指导教师签字

基层教学单位主任签字

2011年11月29日
燕山大学专业综合训练说明书
目录

1.前言
1.1转向系的发展 1
1.2国内转向器发展状况 2
1.3设计的主要内容 5
2.转向系系统分析 5
2.1转向系的设计要求 5
3.转向器设计与计算 8
3.1转向系计算载荷的确定 8
3.1.1原地转向阻力矩 8
3.1.2转向盘手力 9
3.2齿轮齿条设计 9
3.3齿条的强度计算 11
3.3.1齿条的受力分析 11
3.3.2齿条杆部受拉压的强度计算 13
3.3.3齿条齿部弯曲强度的计算 13
3.4小齿轮的强度计算 14
3.4.1齿面接触疲劳强度计算 14 3.4.2齿轮齿根弯曲疲劳强度计算 17
4.转向器三维图 20
5.转向器部分零件图 21
6.参考文献 23
7.燕山大学专业综合训练评审意见表 24

前言
1.1转向系的发展
转向系是用来保持或者改变汽车行使方向的机构，转向系统应准确，快速、平稳地响应驾驶员的转向指令，转向行使后或受到外界扰动时，在驾驶员松开方向盘的状态下，应保证汽车自动返回稳定的直线行使状态。
汽车工业是国民经济的支柱产业，代表着一个国家的综合国力，汽车工业随着机械和电子技术的发展而不断前进。到今天，汽车已经不是单纯机械意义上的汽车了，它是机械、电子、材料等学科的综合产物。汽车转向系统也随着汽车工业的发展历经了长时间的演变。
传统的汽车转向系统是机械式的转向系统，汽车的转向由驾驶员控制方向盘，通过转向器等一系列机械转向部件实现车轮的偏转，从而实现转向。
随着上世纪五十年代起，液压动力转向系统在汽车上的应用，标志着转向系统革命的开始。汽车转向动力的来源由以前的人力转变为人力加液压助力。液压助力系统HPS（Hydraulic Power Steering）是在机械式转向系统的基础上增加了一个液压系统而成。该液压系统一般与发动机相连，当发动机启动的时候，一部分发动机能量提供汽车前进的动能，另外一部分则为液压系统提供动力。由于其工作可靠、技术成熟至今仍被广泛应用。这种助力转向系统主要的特点是液压力支持转向运动，减小驾驶者作用在方向盘上的力，改善了汽车转向的轻便性和汽车运行的稳定性。
近年来，随着电子技术在汽车中的广泛应用，转向系统中也愈来愈多地采用电子器件。转向系统因此进入了电子控制时代，相应的就出现了电液助力转向系统。电液助力转向可以分为两类 ：电动液压助力转向系统EHPS（Electro-Hydraulic Power Steering）和电控液压助力转向ECHPS（Electronically Controlled Hydraulic Power Steering）。电动液压助力转向系统是在液压助力系统基础上发展起来的，与液压助力系统不同的是，电动液压助力系统中液压系统的动力来源不是发动机而是电机，由电机驱动液压系统，节省了发动机能量，减少了燃油消耗。电控液压助力转向也是在传统液压助力系统基础上发展而来，它们的区别是，电控液压助力转向系统增加了电子控制装置。电子控制装置可根据方向盘转向速率、车速等汽车运行参数，改变液压系统助力油压的大小，从而实现在不同车速下，助力特性的改变。而且电机驱动下的液压系统，在没有转向操作时，电机可以停止转动，从而降低能耗。
虽然电液助力转向系统克服了液压助力转向的一些缺点。但是由于液压系统的存在，它一样存在液压油泄漏的问题，而且电液助力转向系统引入了驱动电机，使得系统更加复杂，成本增加，可靠性下降。
为了规避电液助力转向系统的缺点，电动助力转向系统EPS（Electric Power Steering）便应时而生。它与前述各种助力转向系统最大的区别在于，电动助力转向系统中已经没有液压系统了。原来由液压系统产生的转向助力由电动机来完成。电动助力式转向系统一般由转矩传感器、微处理器、电动机等组成。基本工作原理是 ：当驾驶者转动方向盘带动转向轴转动时，安装在转动轴上的转矩传感器便将转矩信号转化为电信号并传送至微处理器，微处理器根据转矩信号并结合车速等其他车辆运行参数，按照事先在程序中设定的处理方法得出助力电动机助力的方向和助力的大小。自1988年日本铃木公司首次在其Cervo车上装备该助力转向系统至今，电动助力转向系统己经得到人们的广泛认可。此后，电动助力转向技术得到迅速发展，其应用范围已经从微型轿车向大型轿车和客车方向发展。
1.2汽车转向器国内外现状
转向器是转向系主要构成的关键零件，随着电子技术在汽车中的广泛应用，转向装置的结构也有很大变化。从目前使用的普遍程度来看，主要的转向器类型有4种：有蜗杆销式(WP型)、蜗杆滚轮式(WR型)、循环球式(BS型)、齿条齿轮式(RP型)。这四种转向器型式，已经被广泛使用在汽车上。
据了解，在世界范围内，汽车循环球式转向器占45％左右，齿条齿轮式转向器占40％左右，蜗杆滚轮式转向器占10％左右，其它型式的转向器占5％。循环球式转向器一直在稳步发展。在西欧小客车中，齿条齿轮式转向器有很大的发展。日本汽车转向器的特点是循环球式转向器占的比重越来越大，日本装备不同类型发动机的各类型汽车，采用不同类型转向器，在公共汽车中使用的循环球式转向器，已由60年代的62．5％，发展到现今的100％了(蜗杆滚轮式转向器在公共汽车上已经被淘汰)。大、小型货车大都采用循环球式转向器，但齿条齿轮式转向器也有所发展。微型货车用循环球式转向器占65％，齿条齿轮式占 35％。
我国的转向器生产，除早期投产的解放牌汽车用蜗杆滚轮式转向器，东风汽车用蜗杆肖式转向器之外，其它大部分车型都采用循环球式结构，并都具有一定的生产经验。目前解放、东风也都在积极发展循环球式转向器，并已在第二代换型车上普遍采用了循环球式转向器。由此看出，我国的转向器也在向大量生产循环球式转向器发展
在国外，循环球式转向器实现了专业化生产，同时以专业厂为主、大力进行试验和研究，大大提高了产品的产量和质量。在日本“精工”(NSK)公司的循环球式转向器就以成本低、质量好、产量大，逐步占领日本市场，并向全世界销售它的产品。德国ZF公司也作为一个大型转向器专业厂著称于世。它从1948年开始生产ZF型转向器，年产各种转向器200多万台。还有一些比较大的转向器生产厂，如美国德尔福公司SAGINAW分部；英国BURM#0；AN公司都是比较有名的专业厂家，都有很大的产量和销售面。专业化生产已成为一种趋势，只有走这条道路，才能使产品质量高、产量大、成本低，在市场上有竞争力。
齿轮齿条式转向器和循环球式转向器，已成为当今世界汽车上主要的两种转向器；而蜗轮蜗杆式转向器和蜗杆肖式转向器，正在逐步被淘汰或保留较小的地位。在小客车上发展转向器的观点各异，美国和日本重点发展循环球式转向器，比率都已达到或超过90％；西欧则重点发展齿轮齿条式转向器，比率超过50％，法国已高达95％。由于齿轮齿条式转向器的种种优点，在小型车上的应用(包括小客车、小型货车或客货两用车)得到突飞猛进的发展；而大型车辆则以循环球式转向器为主要结构。 
循环球式转向器的优点：效率高，操纵轻便，有一条平滑的操纵力特性曲线，
布置方便，特别适合大、中型车辆和动力转向系统配合使用；易于传递驾驶员操纵信号；逆效率高、回位好，与液压助力装置的动作配合得好。可以实现变速比的特性，满足了操纵轻便性的要求。中间位置转向力小、且经常使用，要求转向灵敏，因此希望中间位置附近速比小，以提高灵敏性。大角度转向位置转向阻力大，但使用次数少，因此希望大角度位置速比大一些，以减小转向力。由于循环球式转向器可实现变速比，应用正日益广泛。通过大量钢球的滚动接触来传递转向力，具有较大的强度和较好的耐磨性。并且该转向器可以被设计成具有等强度结构，这也是它应用广泛的原因之一。
齿轮齿条式转向器的主要优点：结构简单、紧凑；壳体采用铝合金或镁合金压铸而成，转向器的质量比较小；传动效率高达90%；齿轮与齿条之间因磨损出现间隙后，利用装在齿条背部、靠近主动小齿轮处的压紧力可以调节的弹簧，能自动消除间隙，这不仅可以提高转向系统的刚度，还可以防止工作时产生冲击和噪声；转向器占用体积小；制造成本低。
基于以上调查和转向器的优点，循环球式转向器和齿轮齿条式转向器将是以后转向器的发展的趋势和潮流。

1.3 设计的主要内容
本次设计以某款轻型汽车转向器的参数作为依据，设计一款某轻型车的转向器。根据该车型对于市场的定位及对制造成本的考虑，同时参考同类车型的转向系统，将该车的转向系统设计为一款机械式转向系统，对转向系系统做简单分析，并进行转向器零件设计、工艺性及尺寸公差等级分析，同时按以下步骤对转向器及零部件进行设计方案论证：第一步对所选的转向器总成进行剖析；第二部利用所学的知识对总成中的零部件进行力学分析和分析；第三步对分析中发现的不合理的设计进行改进。

2．转向系系统分析
2.1转向系统的设计要求
转向系是用来保持或者改变汽车行使方向的机构，包括转向操纵机构（转向盘、转向上、下轴、）、转向器、转向传动机构（转向拉杆、转向节）等。转向系统应准确，快速、平稳地响应驾驶员的转向指令，转向行使后或受到外界扰动时，在驾驶员松开方向盘的状态下，应保证汽车自动返回稳定的直线行使状态。

图2-1 转向系
1-方向盘； 2-转向上轴 ；3-托架； 4-万向节； 5-转向下轴； 6-防尘罩 ；7-转向器 ；8-转向拉杆
一般来说，对转向系统的要求如下：
转向系传动比包括转向系的角传动比（方向盘转角与转向轮转角之比）和转向系的力传动比。在转向盘尺寸和转向轮阻力一定时，角传动比增加，则转向轻便，转向灵敏度降低；角传动比减小，则转向沉重，转向灵敏度提高。转向角传动比不宜低于15-16；也不宜过大，通常以转向盘转动圈数和转向轻便性来确定。一般来说，轿车转向盘转动圈数不宜大于4圈，对轿车来说，有动力转向时的转向力约为20—50；无动力转向时为50—100N。
转向轮应具有自动回正能力。转向轮的回正力来源于轮胎的侧偏特性和车轮的定位参数。汽车的稳定行使，必须保证有合适的前轮定位参数，并注意控制转向系统的内部摩擦阻力的大小和阻尼值。
转向杆系和悬架导向机构共同作用时，必须尽量减小其运动干涉。应从设计上保证各杆系的运动干涉足够小。
转向器和转向传动机构的球头处，应有消除因磨损而产生的间隙的调整机构以及提高转向系的可靠性。
转向轴和转向盘应有使驾驶员在车祸中避免或减轻伤害的防伤机构。
汽车在作转向运动时，所以车轮应绕同一瞬心旋转，不得有侧滑；同时，转向盘和转向轮转动方向一致。
当转向轮受到地面冲击时，转向系统传递到方向盘上的反冲力要尽可能小
在任何行使状态下，转向轮不应产生摆振。
机动性是通过汽车的最小转弯半径来体现的，而最小转弯半径由内转向车轮的极限转角、汽车的轴距、主销偏移距决定的，一般的极限转角越大，轴距和主销偏移距越小，则最小转弯半径越小。
转向灵敏性主要通过转向盘的转动圈数来体现，主要由转向系的传动比来决定。操纵的轻便性也由转向系的传动比决定，但其与转向灵敏性是一对矛盾，转向系的传动比越大，则灵敏性提高，轻便性下降。为了兼顾两者，一般采用变传动比的转向器，或者采用动力转向，还有就是提高转向系的正效率，但过高正效率往往伴随着较高的逆效率。
转向时内外车轮间的转角协调关系是通过合理设计转向梯形来保证的。对于采用齿轮齿条转向器的转向系来说，转向盘与转向轮转角间的协调关系是通过合理选择小齿轮与齿条的参数、合理布置小齿轮与齿条的相对位置来实现的，而且前置转向梯形和后置转向梯形恰恰相反。
转向轮的回正能力是由转向轮的定位参数（主销内倾角和主销后倾角）决定的，同时也受转向系逆效率的影响。选取合适的转向轮定位参数可以获得相应的回正力矩，但是回正力矩不能太大又不能太小，太大则会增加转向沉重感，太小则会使回正能力减弱，不能保持稳定的直线行驶状态。转向系逆效率的提高会使回正能力提高，但是会造成“打手”现象。
转向系的间隙主要是通过各球头皮碗和转向器的调隙机构来调整的。
合理的选择转向梯形的断开点可以减小转向传动机构与悬架导向机构的运动干涉。
3.转向器设计与计算
3.1转向系计算载荷的确定
为了行驶安全，组成转向系的各零件应有足够的强度。欲验算转向系零件的强度需首先确定作用在各零件上的力。影响这些力的主要因素有转向轴的负荷，路面阻力和轮胎气压等。为转动转向轮要克服的阻力，包括转向轮绕主销转动的阻力、车轮稳定阻力、轮胎变形阻力和转向系中的内摩擦阻力等。
3.1.1原地转向阻力矩
精确地计算这些力是困难的，为此推荐用足够精确的半经验公式来计算汽车在沥青或者混凝土路面上的原地转向阻力矩，即，式中，f为轮胎和路面间的滑动摩擦因数，一般取0.7；为转向轴负荷（N）；p为轮胎气压（MPa）。
=55%g=55%*(905+80+75*4)*9.8N
=6926.15N

=N=286775.33
1. f=0.7
2. 按《汽车设计》，取满载质量m的55%
3. p=0.22Mpa
4. 车整备质量=905kg

3.1.2转向盘手力
作用在转向盘上的手力为：。式中为转向摇臂长；为转向节壁长；为转向盘直径；为转向器角传动比；为转向器正效率。由《汽车设计》，在0.85~1.1之间，可近似是1。

=
=88.15N

=88.15*0.4*0.5
=17。702
1. 转向盘直径在380~550mm之间，选=400mm
2. 齿轮齿条最大正传动效率=90%
3. 转向器角传动比在17~19间，选=18

3.2齿轮齿条设计
齿轮齿条转向器的齿轮多数采用斜齿轮。齿轮模数多在2—3mm之间，主动小齿轮齿数多数在5—7个齿范围变化，压力角去，齿轮螺旋角的取值范围多为。齿条齿数应根据转向轮达到最大偏转角时，相应的齿条移动行程应达到的值来确定。变速比的齿轮压力角，对现有结构在范围内变化。此外，设计时应验算齿轮的抗弯强度和接触强度 。
齿条选用45钢制造，而主动小齿轮选用20CrMo材料制造，为减轻质量壳体用铝合金压铸。

正确啮合条件：；；

根据设计的要求，齿轮齿条的主要参数见下表：
表1 齿轮齿条的主要参数
名称
齿轮
齿条
齿数Z
6
22
模数Mn
2.5
2.5
压力角

螺旋角
β1=
β2=-
变位系数Xn
0
0

齿轮： = =15.3
齿顶高
齿轮： = 2.5
齿条：2.5
齿根高
齿轮： = 3.125
齿条： = 3.125
齿全高 h
齿轮：5.625
齿条：5.625
齿顶圆
齿轮： = 20.3
齿根圆
齿轮：9.05
基圆直径
由 得20.41
齿轮：

表2 齿轮齿条的结构尺寸
名称
齿轮
齿条
分度圆直径
15.3

齿顶高
2.5
2.5
齿根高
3.125
3.125
齿全高 h
5.625
5.625
齿顶圆
20.3

齿根圆
9.05

基圆直径
14.34

齿宽b
40
20
3.3齿条的强度计算
3.3.1齿条的受力分析
在本设计中，选取转向器输入端施加的扭矩 T = 20Nm，齿轮传动一般均加以润滑，啮合齿轮间的摩擦力通常很小，计算轮齿受力时，可不予考虑。
齿轮齿条的受力状况类似于斜齿轮，齿条的受力分析如图

齿条的受力分析
如图，作用于齿条齿面上的法向力Fn，垂直于齿面，将Fn分解成沿齿条径向的分力（径向力）Fr，沿齿轮周向的分力（切向力）Ft，沿齿轮轴向的分力（轴向力）Fx 。各力的大小为：
Ft=2T/d
Fr=Ft*tg/ cosβ1
Fx=Ft*tgβ1
Fn = Ft/(cos*cosβ1)
——齿轮轴分度圆螺旋角 （由表1查得）
——法面压力角 （由表1查得）
齿轮轴受到的切向力：
Ft = 2T/d = 2614.38 N
T——作用在输入轴上的扭矩，T取20Nm 。
d——齿轮轴分度圆的直径，
齿条齿面的法向力：
Fn=Ft/(cos*cosβ1) =2841N
齿条牙齿受到的切向力：
=2669.67N
齿条杆部受到的力：
β2 = 2611.33N
3.3.2 齿条杆部受拉压的强度计算
计算出齿条杆部的拉应力：
= F / A =11.1N/mm
F——齿条受到的轴向力
A——齿条根部截面积 ，A =334.6mm
由于强度的需要，齿条长采用45钢制造，其抗拉强度极限是 = 690N/mm,(没有考虑热处理对强度的影响)[2]。
因此 <
所以，齿条设计满足抗拉强度设计要求。
3.3.3齿条齿部弯曲强度的计算
齿条牙齿的单齿弯曲应力：

式中： ——齿条齿面切向力
b—— 危险截面处沿齿长方向齿宽
——齿条计算齿高
S ——危险截面齿厚
从上面条件可以计算出齿条牙齿弯曲应力：
=451.16N/mm
上式计算中只按啮合的情况计算的，即所有外力都作用在一个齿上了，实际上齿轮齿条的总重合系数是2.63（理论计算值），在啮合过程中至少有2个齿同时参加啮合，因此每个齿的弯曲应力应分别降低一倍。
= 182.2N/mm
齿条的材料我选择是 45刚制造，因此：
抗拉强度 690N/mm (没有考虑热处理对强度的影响)。
齿部弯曲安全系数
S = / = 3.8
因此，齿条设计满足弯曲疲劳强度设计要求。又满足了齿面接触强度，符合本次设计的具体要求。
3.4小齿轮的强度计算
3.4.1.齿面接触疲劳强度计算
计算斜齿圆柱齿轮传动的接触应力时，推导计算公式的出发点和直齿圆柱齿轮相似，但要考虑其以下特点：啮合的接触线是倾斜的，有利于提高接触强度 ；重合度大，传动平稳。
齿轮的计算载荷
为了便于分析计算，通常取沿齿面接触线单位长度上所受的载荷进行计算。沿齿面接触线单位长度上的平均载荷P（单位为N/mm）为
P =
Fn ——作用在齿面接触线上的法向载荷
L ——沿齿面的接触线长，单位mm
法向载荷Fn 为公称载荷，在实际传动中，由于齿轮的制造误差，特别是基节误差和齿形误差的影响，会使法面载荷增大。此外，在同时啮合的齿对间，载荷的分配不是均匀的，即使在一对齿上， 载荷也不可能沿接触线均匀分布。因此在计算载荷的强度时，应按接触线单位长度上的最大载荷，即计算Pca （单位N/mmm）进行计算。即
Pca = KP =K
K——载荷系数
载荷系数K包括 ：使用系数，动载系数，齿间载荷分配系数及齿向载荷分布数，即
K =
使用系数
是考虑齿轮啮合时外部领接装置引起的附加动载荷影响的系数。
= 1.0
动载系数
齿轮传动制造和装配误差是不可避免的，齿轮受载后还要发生弹性变形，因此引入了动载系数。
= 1.0
齿间载荷系数
齿轮的制造精度7级精度[2]
= 1.2
齿向荷分配系数
齿宽系数 φd = b/d = 18.14/12.13 = 1.5
= 1.12+0.18(1+0.6φd) + 0.23*10b = 1.5
所以载荷系数 K= = 1*1*1.2*1.5 = 1.8
斜齿轮传动的端面重合度
= bsin = 0.318φd*ztan = 1.65
在斜齿轮传动中齿轮的单位长度受力和接触长度如下：
P ca = KP =K
因为
Fn = Ft/(cos*cosβ1)
所以
=1.8*3297.6/18.14/1.65/0.67= 296N/mm
　　 可以认为一对斜齿圆柱齿轮啮合相当于它们的当量直齿轮啮合，利用赫兹公式，代入当量直齿轮的有关参数后，得到斜齿圆柱齿轮的齿面接触疲劳强度校核公式[2] ：

=
式中：
Z －弹性系数

主动小齿轮选用材料20CrMo制造，根据材料选取，均为0.3， E，E都为合金钢 ， 取189.8 MPa
求得 Z = 5.7
－节点区域系数

Z = 2.24
齿轮与齿条的传动比 u , u趋近于无穷
则
所以 = 51.6 MPa
小齿轮接触疲劳强度极限
= 1000 MPa
应力循环次数
N = 2*10
所以 = 1.1
计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S = 1，可得
= 1.1*1000MPa = 1100MPa （4-38）
K ——接触疲劳寿命系数
由此可得 <
所以，齿轮所选的参数满足齿轮设计的齿面接触疲劳强度要求。
3.4.2齿轮齿跟弯曲疲劳强度计算
齿轮受载时，齿根所受的弯矩最大，因此齿根处的弯曲疲劳强度最弱。当齿轮在齿顶处啮合时，处于双对齿啮合区，此时弯矩的力臂最大，但力并不是最大，因此弯矩不是最大。根据分析，齿根所受的最大玩具发生在轮齿啮合点位于单对齿啮合最高点时。因此，齿根弯曲强度也应按载荷作用于单对齿啮合区最高点来计算。
斜齿轮啮合过程中，接触线和危险截面位置在不断的变化，要精确计算其齿根应力是很难的，只能近似的按法面上的当量直齿圆柱齿轮来计算其齿根应力。
将当量齿轮的有关参数代入直齿圆柱齿轮的弯曲强度计算公式，考虑螺旋角使接触线倾斜对弯曲强度有利的影响而引入螺旋角系数，可得到斜齿圆柱齿轮的弯曲疲劳强度计算校核公式：

齿间载荷分配系数
= 1.2
齿向载荷分配系数
= 1.33
载荷系数
K= = 1*1*1.2*1.3 =1.56

齿形系数

校正系数
= 1.4
螺旋角系数

校核齿根弯曲强度
σ=
= = 323.8MPa
弯曲强度最小安全系数
=1.5
计算弯曲疲劳许用应力

——弯曲疲劳寿命系数 = 1.5
可得， = 1.5*1000/1.5 = 1000 MPa
所以 σ <
因此，本次设计及满足了小齿轮的齿面接触疲劳强度又满足了小齿轮的弯曲疲劳强度，符合设计要求。
综上所述，齿轮齿条式转向器的设计满足设计的强度要求。

4.转向器三维图

4-1齿轮齿条转向器

5.转向器部分零件图

5-1压块

5-2螺栓

5-3.齿轮

5-4.齿条

5-5横拉杆接头

参考文献

[1] 王望予.汽车设计.第四版.北京：机械工业出版社.2004
[2] 余志生.汽车理论.第3版.北京：机械工业出版社2000
[3] 陈家瑞.汽车构造下册. 第3版.北京：机械工业出版社.2009.2
[4] 许立忠 周玉林.机械设计.第七版.北京：中国标准出版社2009
[5] 韩晓娟. 机械设计课程设计指导手册.北京：中国标准出版社2008
[6] 安子军. 机械原理.北京：国防工业出版社2009.3

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