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1、目 錄 摘 要 I Abstract II 1 緒論 1 1.1本課題研究的目的和意義 1 1.2 汽車驅動橋國內(nèi)外發(fā)展狀況 1 1.3 本課題研究的主要任務 2 1.4 汽車驅動橋概述 2 2 主減速器設計 4 2.1 主減速器結構形式簡介及選擇 4 2.2 主減速器的基本參數(shù)選擇與設計計算 5 2.2.1 主減速齒輪計算載荷的確定 5 2.2.2 主減速齒輪基本參數(shù)的選擇 7 2.2.3 齒輪的幾何尺寸計算 10 2.3 主減速器齒輪的材料選擇 12 2.4 主減速器齒輪強度計算 12 2.5 主減速器齒輪支承形式的選擇 16 2.6 主減速器齒輪軸

2、承的載荷計算 17 2.6.1 錐齒輪齒面上的作用力 17 2.6.2 錐齒輪齒面上的軸向力和徑向力 17 2.6.3 主減速器齒輪軸承的選擇 19 3 差速器設計 20 3.1 差速器介紹 21 3.2 差速器的原理 21 3.3差速器齒輪主要參數(shù)選擇 22 3.4 差速器齒輪幾何尺寸計算 25 3.5 差速器齒輪的強度計算 28 4 半軸設計 30 4.1 半軸的類型與選擇 30 4.2 全浮式半軸的設計計算 30 4.2.1 全浮式半軸計算載荷的確定 30 4.2.2 全浮式半軸直徑的選擇 31 4.2.3 全浮式半軸的強度計算 31 4.3 半軸的結構設

3、計及材料選擇 31 4.4 半軸花鍵的參數(shù)選擇 32 4.5 半軸花鍵的強度計算 32 5 驅動橋三維模型建立及運動仿真 33 5.1 CATIA軟件簡介 33 5.2 建立驅動橋三維模型 33 5.3 驅動橋模型運動仿真 37 6 驅動橋殼設計及有限元分析 38 6.1 驅動橋殼設計要求 38 6.2 驅動橋殼類型確定和材料選擇 38 6.3 對驅動橋殼進行有限元分析 39 7 結論 43 致謝 44 參考文獻 45 摘 要 本次設計是以東風牌LZ1090D載貨汽車主要性能參數(shù)為依據(jù)來完成其驅動橋的設計。汽車驅動橋是汽車傳動系中的重要組成部分，它主要

4、由主減速器、差速器、半軸和橋殼等組成。其主要作用是降低轉速、增大轉矩，以及實現(xiàn)汽車行駛運動學所要求的差速功能，并且還要承受作用于路面與車架或車身之間的垂直力、縱向力和橫向力等。 本設計利用給出的數(shù)據(jù)對驅動橋各零件的參數(shù)進行了計算確定，對驅動橋各主要部件進行了結構設計和校核計算。利用AutoCAD繪制了驅動橋零件及總成的二維圖，利用CATIA軟件對驅動橋進行了三維建模，并用CATIA軟件中的數(shù)字化裝配模塊，對三維模型進行了直路和彎路兩種行駛條件下的運動仿真，最后利用ABAQUS軟件對驅動橋殼的受力進行了有限分析。 關鍵詞：驅動橋；CATIA；運動仿真；ABAQUS；有限元分析

5、 Abstract The design is based on Dongfeng truck LZ1090D based on key performance parameters to complete its drive axle design. Vehicle drive axle automotive driveline important part, It mainly consists of main gear, differential, axle and

6、axle housings and other components. Its main role is to reduce the speed, increase the torque, and achieve the required kinematic cars differential function, and also to withstand the vertical force acting on the frame or body surface between the longitudinal and lateral forces and the like. This d

7、esign uses the data given in the various parts of the drive axle parameters were calculated to determine, on the drive axle of the major components of the structural design and check calculations. Use AutoCAD to draw the drive axle assembly parts and two-dimensional map. The use of CATIA software fo

8、r 3D modeling bridge drivers, CATIA software with digital assembly module, the drive movement under the bridge were two straight driving conditions and detours simulation. Finally, the driving axle ABAQUS software were limited by the force analysis. Keywords: Automobile drive axle; CATIA; Motion si

9、mulation; ABAQUS; Finite element analysis I 1緒論 1.1本課題研究的目的和意義 汽車產(chǎn)業(yè)是關系到國計民生的重要產(chǎn)業(yè)，國家一直積極投入和支持汽車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展，在政策方面，政府一直積極引導，給予支持和鼓勵，促使我國汽車產(chǎn)業(yè)日漸成為國民支柱產(chǎn)業(yè)；在市場中，目前我國有優(yōu)良的需求環(huán)境，中國對汽車的需求空間并未滿足，近幾十年來中國的城鎮(zhèn)化進程，人民生活水平的提高，使得汽車的需求將會大大增加；從消費者層面來講，汽車已經(jīng)是生活中必不可少的交通工具了，特別是安全可靠、性能好、價格實惠、舒適

10、性高的汽車，人們將大為歡迎。因此，在這種時代背景和它具有的重要意義下，致力于汽車產(chǎn)業(yè)的研究是必要的、正確的、也是具有先進性的。 驅動橋是汽車傳動系中的主要總成之一，由主減速器、差速器、半軸和驅動橋殼等組成，驅動橋的設計是否合理直接關系到汽車的使用性能。因此，對汽車驅動橋的學習和研究具有重要意義，對于汽車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展有推動作用。 通過對汽車驅動橋的學習和設計，可以鍛煉查閱和收集資料并進行實際設計操作的能力，可以鍛煉機械制圖的能力，可以鍛煉運用三維輔助軟件設計的能力，能夠更好的理解并掌握汽車設計和機械設計的知識和方法，并且能對汽車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展有進一步地認識。 1.2 汽車驅動橋國內(nèi)外發(fā)展狀況

11、進入21世紀以來，我國經(jīng)濟穩(wěn)步發(fā)展，汽車行業(yè)取得了顯著成就，企業(yè)規(guī)模效益有了明顯改善，產(chǎn)業(yè)集中度有了一定程度提高，國內(nèi)汽車驅動橋的研究制造技術水平也隨之提高?，F(xiàn)階段，我國生產(chǎn)驅動橋的廠家較多、品種和規(guī)格也較齊全，其性能和質(zhì)量基本上能夠滿足國產(chǎn)農(nóng)業(yè)機械和工程機械的使用，占有較大的市場份額，但仍有一定數(shù)量的車橋依賴進口。國內(nèi)本土的設計能力跟國際先進水平還有一定差距，在國內(nèi)汽車專利的申請還是跨國公司占絕大多數(shù)。國內(nèi)車橋廠的差距主要體現(xiàn)在設計和研發(fā)能力上，目前有研發(fā)能力的車橋廠家還不多，一些廠家僅僅停留在組裝階段。實驗設備也存在差距，比如工程車和牽引車在行駛過程中，齒輪嚙合接觸區(qū)的形狀是不同的，國外先

12、進的實驗設備能夠模擬這種狀態(tài)而我國現(xiàn)在還在摸索中。在具體工藝細節(jié)方面，我國和世界水平的差距也還比較大。 隨著我國公路條件的改善提高和物流業(yè)對車輛性能要求的變化，載重汽車驅動橋的技術已呈現(xiàn)出向單級化的發(fā)展趨勢，單級驅動橋的使用比例越來越高，技術方面的輕量化、舒適性的要求也將會逐步提高。目前在國外公路型車上已廣泛的采用單級的減速橋，并且單級減速驅動車橋是驅動橋中結構最簡單的一種，其制造工藝較簡單，成本較低，維修保養(yǎng)簡單，傳動效率高，噪音小，溫升低和整車油耗低等優(yōu)點，使得它在汽車上占有重要地位。公路狀況的改善，使得對汽車通過性的要求降低，因此，載貨汽車產(chǎn)品不必像過去一樣，采用復雜的結構提高其通過性

13、?？傊F(xiàn)在汽車具有向節(jié)能、環(huán)保、舒適等方面發(fā)展的趨勢，所以也將要求驅動橋向輕量化、大扭矩、低噪聲、寬速比、壽命長和低成本生產(chǎn)的方向發(fā)展，而單級的驅動橋就成為了主流的發(fā)展方向。 1.3 本課題研究的主要任務 1、完成主減速器總成的總體結構設計。 2、對主減速器、差速器等主要部件進行設計和校核計算。 3、對各主要部件和總裝圖進行二維圖的繪制 4、進行三維實體造型仿真。 5、對三維模型進行運動仿真 6、對驅動橋殼進行有限元分析 1.4 汽車驅動橋概述 汽車驅動橋是汽車底盤的重要組成部分，主要由主減速器、差速器、半軸和驅動橋殼等組成。 汽車的驅動橋位于傳動系的末端，其基本功用是增

14、大由傳動軸或直接由變速器傳來的轉矩，將轉矩分配給左、右驅動車輪，并使左、右驅動車輪具有汽車行駛運動學所要求的差速功能。同時驅動橋還要承受作用于路面和車架或承載式車身之間的力和力矩[1]。 驅動橋有類型有非斷開式和斷開式兩種，非斷開式驅動橋的左、右驅動輪直接通過驅動橋殼相聯(lián)，斷開式驅動橋的左、右驅動輪不直接通過驅動橋殼相聯(lián)[2]。 1—驅動橋殼；2—主減速器；3—差速器；4—半軸；5—輪轂。 圖1.1 非斷開式驅動橋 非斷開式驅動橋結構簡單，制造工藝性好，維修調(diào)整容易，廣泛應用于各種載貨汽車、客車上。它的缺點是一側的驅動輪通過路面凹坑時，兩輪中間的離地間隙隨之減小，影響車輛的通過

15、性；此外，驅動橋殼的質(zhì)量大。（許兆棠，劉永成.汽車構造（下冊）） 1— 主減速器；2—半軸；3—彈簧；4—減振器；5—驅動輪；6—擺臂；7—擺臂軸。 圖1.2 斷開式驅動橋 斷開式驅動橋離地間隙大，兩側的驅動輪彼此獨立地相對于車架上下跳動，可提高汽車行駛的平順性和通過性，在轎車和越野車上應用廣泛。（許兆棠，劉永成.汽車構造（下冊）） 綜合分析以上驅動橋的兩種類型，結合本次驅動橋設計所參考車型及其參數(shù)，選擇驅動橋類型為非斷開式驅動橋。 表2.1 參考車型 參考車型 名稱 東風牌LZ1090D載貨汽車 主減速器型式 一對準雙曲面齒輪 主減速比 6.33 總

16、質(zhì)量（kg） 9510 滿軸荷分配（前／后）（kg） 2600／6910 發(fā)動機額定轉速下功率（kW/r/min） 99／2800 發(fā)動機最大扭矩（n*m/r/min） 382／1600～1900 變速器速比 一檔7.31 二檔4.31 三檔2.45 四檔1.54 五檔1.00 倒檔7.66 辦公類型與規(guī)格 子午線9.00R20 2 主減速器設計 2.1 主減速器結構形式簡介及選擇 主減速器的主要功用是將輸入的轉矩增大并相應降低車速，以及當發(fā)動機縱置時具有改變轉矩旋轉方向的作用。 主減速器的結構型式主要是根據(jù)其齒輪類

17、型、主動齒輪和從動齒輪的安置方法以及減速型式的不同而異。 按參加減速傳動的齒輪副的數(shù)目，可分為單級式主減速器和雙級式主減速器，分別有一對和兩對齒輪機構。按主減速器傳動比的擋數(shù)，可分為單速式和雙速式主減速器。前者只有一對齒輪機構，一個傳動比，無擋位選擇；后者有兩個擋位可供駕駛員選用。按齒輪副結構形式分，有圓柱齒輪式、圓錐齒輪式和準雙曲面齒輪式。（孫存真，王占岐.中外汽車構造圖冊） 本設計主減速器形式為單級式主減速器，齒輪副結構為一對準雙曲面齒輪。 圖2.1 螺旋圓錐齒輪（左）和準雙曲面齒輪（右） （1）螺旋圓錐齒輪 優(yōu)點：同時嚙合齒數(shù)多，壽命長，制造簡單，質(zhì)量小。 缺點

18、：有軸向力、且方向不定，應避免方向指向錐頂；對嚙合精度敏感，要求制造和裝配精度高。 （2）準雙曲面齒輪 優(yōu)點：重心降低，行駛穩(wěn)定，較大傳動比，較小的機構尺寸，齒輪彎曲強度高，承載能力強。 缺點：傳動效率0.96，低于螺旋齒輪的0.99。 2.2 主減速器的基本參數(shù)選擇與設計計算 2.2.1 主減速齒輪計算載荷的確定 通常是將發(fā)動機最大轉矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅動車輪打滑時這兩種情況下。作用于主減速器從動齒輪上的轉矩(，)的較小者，作為載貨汽車和越野汽車在強度計算中用以驗算主減速器從動齒輪最大應力的計算載荷。（劉惟信.汽車車橋設計.） 即：

19、 (2.1) (2.2) 式中: ——發(fā)動機量大轉矩，； ——由發(fā)動機至所計算的主減速器從動齒輪之間的傳動系最低擋傳動比； ——傳動系上述傳動部分的傳動效率，取=0.9； ——由于“猛結合”離合器而產(chǎn)生沖擊載荷時的超載系數(shù)，對于一般載貨汽車、礦用汽車和越野汽車以及液力傳動及自動變速的各類汽車取=1； ——該汽車驅動橋的數(shù)目； ——汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，N ——輪胎對地面的附著系數(shù)，對于安裝一般輪胎的公路汽車，取=0.85； ——車輪的滾動半徑，m ——主減速

20、器從動齒輪到驅動車輪之間的傳動效率，=0.9； ——主減速器從動齒輪到驅動車輪之間的傳動比，=1； 以上求得的計算載荷，是最大轉矩而不是正常持續(xù)轉矩，不能用它作為疲勞損壞的依據(jù)。對于公路車輛來說，使用條件較非公路車輛穩(wěn)定，其正常持續(xù)轉矩是根據(jù)所謂平均比牽引力的值來確定的，即主減速器從動齒輪的平均計算轉矩為 （2.3） 式中： ——汽車滿載總重量，N; GT——所牽引的掛車滿載總重量，N，但僅用于牽引車的計算； ——車輪的滾動半徑，m； ——道路滾動阻力系數(shù)，計算時轎車取fR＝0.010～0.015；載貨汽車取0

21、.015～0.020；越野汽車取0.020～0.035； ——汽車正常使用時的平均爬坡能力系數(shù)。通常對轎車取0.08；載貨汽車和城市公共汽車取0.05～0.09；長途公共汽車取0.06～0.10，越野汽車取0.09～0.30； ——汽車或汽車列車的性能系數(shù)： (2.4) 如果當時，取。 在這里，，所以取。 2.2.2 主減速齒輪基本參數(shù)的選擇 （1）選擇主減速器的齒輪齒數(shù) 選擇主、從動齒輪齒數(shù)時應參照以下原則[2]: ①為了磨合均勻，，之間應避免有公約數(shù)。 ②為了得到理想的齒面重疊系數(shù)，對于載

22、貨汽車，主、從動齒輪齒數(shù)和應不小于40，對于轎車應不小于50。 ③當主傳動比i0較大時，則應盡量使主動齒輪的齒數(shù)取值小些，以得到滿意的驅動橋離地間隙。 ④為了嚙合平穩(wěn)和提高的疲勞強度，一般大于5。 參照以上原則，結合本設計主減速器比，取Z1=6，Z2=38。 （2）確定從動錐齒輪節(jié)圓直徑和端面模數(shù) 從動錐齒輪節(jié)圓直徑可根據(jù)以上公式（3.1）（3.2）的計算轉矩中取較小值按經(jīng)驗公式選出： (2.5) 式中： ——從動錐齒輪的節(jié)圓直徑，mm； ——直徑系數(shù)， =13~16； ——計算轉矩，；根據(jù)以上公式（3.1）（3.2）的計

23、算轉矩，取其較小值； 從動錐齒輪端面模數(shù)，取整數(shù)，可用下列公式校核： (2.6) 式中： ——齒輪大端端面模數(shù)，mm； ——計算轉矩，，根據(jù)公式（3.1）（3.2）的計算轉矩，取其較小值； ——模數(shù)系數(shù)，取=0.3~0.4； 因此是合格的。所以，。 （3）計算主從動錐齒輪齒面寬和 通常推薦圓錐齒輪與雙曲面齒輪傳動從動齒輪的齒寬F為其節(jié)錐距A0的0.30倍，即F=0.30A0，但F不應超過端面模數(shù)的10倍，即。對于汽車工業(yè)，主減速器圓弧錐齒輪推薦采用： （2.7） 式中： d2——從動齒輪節(jié)圓直徑，mm；

24、 取，小錐齒輪的齒面寬一般要比大錐齒輪的大10%，，取。 （3）偏移距E及偏移方向和齒輪螺旋方向 對于中型及以上的載貨汽車、越野汽車和公共汽車等重負荷傳動，E則不應超過從動齒輪節(jié)錐距A0的20%（或取E值為從動齒輪d2的10%～12%，且一般不超過12%）。 節(jié)錐距： （2.8） 那么偏移距，取E=35mm。 由從動齒輪的錐頂向其齒面看去并使主動齒輪處于右側，這時如果主動齒輪在從動齒輪中心線上方時，則為上偏移，在下方時則為下偏移。雙曲面齒輪的偏移方向與其輪齒的螺旋方向間有一定的關系：下偏移時主動齒輪的螺旋方向為左旋，從動齒輪為右旋；上偏移時主動齒輪為右旋，從動齒

25、輪為左旋。（劉惟信.汽車車橋設計.） 本設計選取下偏移，主動齒輪左旋，從動齒輪右旋。 （4）螺旋角的選擇 汽車主減速器錐齒輪的螺旋角（雙曲面齒輪是大、小齒輪中點螺旋角的平均值）多在范圍內(nèi)。轎車應選用較大值，以保證有較大的，以使運轉平穩(wěn)、噪音低。載貨汽車選用較小值以防止軸向力過大。通常，螺旋錐齒輪用35°的居多。劉惟信.汽車車橋設計.） 本設計中，選取。 （5）法向壓力角的選擇 法向壓力角大一些可以增加輪齒強度，減少齒輪不發(fā)生根切的最小齒數(shù)，也可以使齒輪運轉平穩(wěn)，噪音低。 一般情況下，轎車主減速器螺旋錐齒輪選用14°30′或16°的法向壓力角；載貨汽車和重型汽車則分別選用20°、2

26、2°30′的法向壓力角。 本設計車型為中型載貨汽車，所以選取壓力角。 2.2.3 齒輪的幾何尺寸計算 表3.1 主減速器齒輪參數(shù)及幾何尺寸計算 序號 名稱 計算公式 計算結果 1 主減速比 6.33 2 主動齒輪齒數(shù) 6 3 從動齒輪齒數(shù) 38 4 端面模數(shù) 9mm 5 節(jié)圓直徑 6 齒面寬 7 節(jié)錐距 8 偏移距 9 螺旋角 10 法向壓力角 11 軸交角 12 節(jié)錐角 13 齒工作高 14 齒全高

27、 15 周節(jié) 16 齒頂高 17 齒根高 18 徑向間隙 19 齒根角 20 面錐角 21 根錐角 22 外圓直徑 23 節(jié)錐頂至齒輪外緣距離 24 齒側間隙 25 理論弧齒厚 2.3 主減速器齒輪的材料選擇 與傳動系的其它齒輪相比，驅動橋錐齒輪的工作條件相當繁重，它具有載荷大，作用時間長，載荷變化多，帶沖擊等特點。其損壞形式主要有齒輪根部彎曲折斷、齒面疲勞點蝕（剝落）、磨損和擦傷等。根據(jù)這些情

28、況，對于驅動橋齒輪的材料及熱處理應有以下要求： ①具有較高的疲勞彎曲強度和表面接觸疲勞強度，以及較好的齒面耐磨性，故齒表面應有高的硬度； ②輪齒心部應有適當?shù)捻g性以適應沖擊載荷，避免在沖擊載荷下輪齒根部折斷； ③鋼材的鍛造、切削與熱處理等加工性能良好，熱處理變形小或變形規(guī)律易于控制，以提高產(chǎn)品的質(zhì)量、縮短制造時間、減少生產(chǎn)成本并將低廢品率； ④選擇齒輪材料的合金元素時要適合我國的情況。例如，為了節(jié)約鎳、鉻等元素 我國發(fā)展了以錳、釩、鈦、鉬、硅為主的合金結構鋼系統(tǒng)。 汽車主減速器用的準雙曲面齒輪以及差速器用的直齒錐齒輪，目前都是用滲碳合金鋼制造。其鋼號主要有：20CrMnTi、22C

29、rNiMo、20CrNiMo、20MnVB和20Mn2TiB等[1]。 本設計中，齒輪材料采用滲碳合金鋼，鋼號為20CrMnTi。 2.4 主減速器齒輪強度計算 （1）單位齒長上的圓周力 在汽車工業(yè)中，主減速器齒輪的表面耐磨性，常常用其在輪齒上的假定單位壓力即單位齒長圓周力來估算，即： （2.9） 式中： P——作用在齒輪上的圓周力，按發(fā)動機最大轉矩和最大附著力矩 兩種載荷工況進行計算，N； F——從動齒輪的齒面寬，mm。 按發(fā)動機最大轉矩計算時： （2.10） 式中： ——發(fā)動機最大轉

30、矩，； ——變速器傳動比； ——主減速器主動齒輪節(jié)圓直徑，。 按最大附著力矩計算時： （2.11） 式中： ——汽車滿載時一個驅動橋給水平地面的最大負荷，N；對于后驅動橋還應考慮汽車最大加速時的負荷增加量； ——輪胎與地面的附著系數(shù)，查表，??； ——輪胎的滾動半徑，查表，取 ——主減速器從動齒輪節(jié)圓直徑，。 查表可得，許用單位齒長上的圓周力： （2.12） 以上兩式，所以滿足要求。 （2）輪齒的彎曲強度計算 汽車主減速器準雙曲面齒輪的計算彎曲應力為： 式中： ——該齒

31、輪的計算轉矩，；對于從動齒輪，按(見式（3.1）和式（3.2）兩者中較小者)和（見式（3.3））計算，對于主動齒輪還需將上述計算轉矩換算到主動齒輪上； ——超載系數(shù)； ——尺寸系數(shù)，反映材料性質(zhì)的不均勻性，與齒輪尺寸與熱處理等有關。當端面模數(shù)時，； ——載荷分配系數(shù)，當兩個齒輪均用騎馬式支承型式時，=1.00～1.10；當一個齒輪用騎馬式支承時，=1.10～1.25。支承剛度大時取小值； ——質(zhì)量系數(shù)，對于汽車驅動橋齒輪，當輪齒接觸良好，周節(jié)及徑向跳動精度高時，可取=1； ——計算齒輪的齒面寬，mm； ——計算齒輪的齒數(shù)； ——端面模數(shù)，mm； ——計算彎曲應力用的綜合系數(shù)（

32、或幾何系數(shù)），它綜合考慮了齒形系數(shù)、載荷作用點的位置、載荷在齒間的分布、有效齒面寬、應力集中系數(shù)及慣性系數(shù)等對彎曲應力計算的影響。計算彎曲應力時本應采用輪齒 中點圓周力與中點端面模數(shù)，今用大端數(shù)值，而在綜合系數(shù)中進行修正。這里取。 查表得此種條件下的許用彎曲應力，本設計，所以滿足強度要求。 （3）輪齒的齒面接觸強度計算 準雙曲面齒輪輪齒齒面的接觸應力為： （2.13） 式中： ——主動齒輪最大轉矩，； ——主動齒輪工作轉矩，； ——材料的彈性系數(shù)，對于鋼制齒輪副??； ——主動齒輪節(jié)圓直徑，； ——尺寸系數(shù)，它考慮了齒輪尺寸對其淬透性

33、的影響，在缺管經(jīng)驗的情況下，可??； ——表面質(zhì)量系數(shù)，決定于齒面最后加工的性質(zhì)（如銑齒、磨齒、研齒等），即表面粗糙度及表面覆蓋層的性質(zhì)。一般情況下，對于制造精確的齒輪可取 ——齒面寬，mm；齒輪副中的較小值（一般為從動齒輪齒面寬）； ——計算接觸應力的綜合系數(shù)（或稱幾何系數(shù)）。它綜合地考慮了嚙合齒面的相對曲率半徑、載荷作用位置、輪齒間的載荷分配、有效齒寬及慣性系數(shù)等因素的影響。查表取。 常常將上式（3.13）簡化為： （2.14） 式中： ——主動齒輪計算轉矩，；按(見式（3.1）和式（3.2）兩者中較小者)和（見式（3.3））計算，對

34、于主動齒輪還需將上述計算轉矩換算到主動齒輪上； 主減速器的許用接觸應力為，<，所以滿足強度要求。 2.5 主減速器齒輪支承形式的選擇 主動錐齒輪的支承形式主要有兩種：懸臂式和跨置式。 圖2.2懸臂式（左）和跨置式（右） 本設計所選擇主動錐齒輪的支承形式為懸臂式。 圖2.3 從動齒輪支承形式 從動齒輪采取跨置式支承方式，選擇圓錐滾子軸承。兩個軸承的圓錐滾子大端向內(nèi)，以增加支承剛度，并且減小尺寸。為了使主減速器從動錐齒輪所對的差速器殼體有足夠的位置設置加強肋以增加支承穩(wěn)定性，距離c+d應不小于從動錐齒輪大端分度圓直徑的%70。并且為了使兩軸承能均勻承受載荷，應取c值等于或大于

35、d值。 2.6 主減速器齒輪軸承的載荷計算 錐齒輪在工作過程中，相互嚙合的齒面上作用有一法向力。該法向力可以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及垂直于齒輪軸線的徑向力。 2.6.1 錐齒輪齒面上的作用力 齒寬中點處的圓周力為 ＝ (2.15) 式中： ——作用在該齒輪上的轉矩，作用在主減速器主動錐齒輪上的當量轉矩； ——該齒輪的齒面寬中點處的分度圓直徑，由公式確定。 2.6.2 錐齒輪齒面上的軸向力和徑向力 圖2.4主動錐齒輪齒面受力圖 本設計所選主動錐齒輪螺旋方向為左旋，旋轉方

36、向為逆時針，如圖3.4所示， 為作用在節(jié)錐面上的齒面寬中點A處的法向力，在A點處的螺旋方向的法平面內(nèi)，分解成兩個相互垂直的力和，垂直于OA且位于∠OO′A所在的平面，位于以OA為切線的節(jié)錐切平面內(nèi)。在此平面內(nèi)又可分為沿切線方向的圓周力F和沿節(jié)圓母線方向的力。與之間的夾角為螺旋角，與之間的夾角為法向壓力角，這樣有： (2.16) (2.17) (2.18) 所以，作用在主動錐

37、齒輪齒面上的軸向力和徑向力分別為： (2.19) (2.20) 代入數(shù)值，計算得： 作用在從動錐齒輪齒面上的軸向力和徑向力分別為： (2.21) (2.22) 代入數(shù)值，計算得： 說明：計算結果如軸向力為正，表明力的方向離開錐頂，負值表示指向錐頂；徑向力是正值，表明力使該齒輪離開相嚙合齒輪，負值表明力使該齒輪靠近相嚙合齒輪。 2.6.3 主減速器齒輪軸承的選擇 本設計主減速器的軸承布置圖如下： 圖2.5 主

38、減速器的軸承布置 上圖中各參數(shù)尺寸： a=66mm，b=45mm，c=80mm，d=140mm，=342mm。 軸承A、B的徑向載荷分別為 = (2.23) (2.24) 代入數(shù)值，解得： 軸承A的徑向力= =1467.18N 軸承A的軸向力為0。 軸承B的徑向力= =3404.78N 軸承B的軸向力為0。 選用B軸承為圓錐滾子軸承，型號30208，此軸承的額定動載荷為59.8KN，所承受的當量動載荷，取X=1，則P=1=1467.18N

39、 (2.25) 式中： ——溫度系數(shù)，查表取1.0。 ——載荷系數(shù)，查表取1.2。 對于無輪邊減速器的驅動橋來說，主減速器的從動錐齒輪軸承的計算轉速為 (2.26) 式中： ——輪胎的滾動半徑，m； ——汽車的平均行駛速度，km/h；對于載貨汽車和公共汽車可取30～35 km/h，在此取35 km/h。 則主動齒輪的計算轉速。 = =169834h 此軸承合格。 由于軸承B承受主傳動輪機構上最大的力，并且考慮到主傳

40、動輪是加工成齒輪軸，為了便于安裝，因此選擇軸承A也為圓錐滾子軸承，型號30206。 軸承C和D選用圓錐滾子軸承，型號30211，軸承的額定動載荷為86.5KN，同理，經(jīng)過校核，符合使用要求。 3 差速器設計 3.1 差速器介紹 汽車驅動橋差速器是個差速傳動機構，用來在兩輸出軸間分配轉矩，并保證兩輸出軸有可能以不同的角速度轉動。最明顯的例子是：汽車在轉彎時，內(nèi)、外側車輪在同一時間內(nèi)所滾過的行程往往是有差別的，外側車輪的行程總要比內(nèi)側的長。所以，在汽車左、右驅動輪間裝有差速器，從而保證驅動橋兩側車輪在行程不等時具有不同的旋轉角速度，滿足汽車行駛運動學要求。 汽

41、車差速器的結構形式很多，但應用得最廣泛的是對稱式圓錐行星齒輪差速器。本設計采用此種類型差速器。 3.2 差速器的原理 1、2—半軸齒輪；3—差速器殼；4—行星齒輪； 5—行星齒輪軸；6—主減速器從動齒輪。 圖3.1 差速器原理圖 差速器殼3與行星齒輪連成一體，形成形星架，因它又與主減速器的從動齒輪6固連，故為主動件，設其角速度為；半軸齒輪1和2為從動件，其角速度為和。A、B兩點分別為行星齒輪與兩半軸齒輪的嚙合點，行星齒輪中心點為C，A、B、C點到差速器旋轉軸線的距離均為。 當行星齒輪只是隨同行星架繞差速器旋轉軸線公轉時，A、B、C三點圓周速度相等，其值為，于是，差速器不起差速作

42、用。 當行星齒輪除公轉外，還繞本身的軸5以角速度自轉時，嚙合點A的圓周速度，點B圓周速度。 有： 即： 用轉速表示 它表明左右兩側半軸齒輪的轉速之和等于差速器殼轉速的兩倍，差速器起差速作用。 3.3差速器齒輪主要參數(shù)選擇 （1）確定行星齒輪數(shù)目 通常情況，轎車及一般乘用車多采用2個行星齒輪，載貨汽車和越野汽車采用4個行星齒輪，本設計對象為載貨汽車，采用4個行星齒輪。 （2）確定行星齒輪軸面半徑 圓錐行星齒輪差速器的結構尺寸，通常取決于行星齒輪背面的球面半徑，它就是行星齒輪的安裝尺寸，實際上也代表了差速器圓錐齒輪的節(jié)錐距，因此在一定程度上也表征了差速器的強度。 球面半徑可按

43、如下的經(jīng)驗公式確定： （3.1） 式中： ——行星齒輪球面半徑系數(shù)，=2.52~2.99，對于有4個行星齒輪的轎車和公路載貨汽車取小值；對于有2個行星齒輪的轎車以及所有的越野汽車和礦用汽車取大值； ——計算轉矩，取式（3.1）、式（3.2）計算值的較小者，。 差速器行星齒輪球面半徑確定以后，可根據(jù)下式預選其節(jié)錐距： （3.2） （3）確定行星齒輪與半軸齒輪齒數(shù) 為了獲得較大的模數(shù)從而使齒輪有較高的強度，應使行星齒輪的齒數(shù)盡量少些，但一般不就少于10。半軸齒輪的齒數(shù)采用1

44、4~25。大多數(shù)汽車的半軸齒輪與行星齒輪數(shù)比在1.5~2的范圍內(nèi)。 差速器的各個行星齒輪與2個半軸齒輪是同時嚙合的，因此在確定這兩種齒輪的齒數(shù)時，應考慮它們之間的裝配關系。在任何圓錐行星齒輪式差速器中，左、右兩半軸齒輪的齒數(shù)、之和，必須能被行星齒輪的數(shù)目所整除，以便行星齒輪能均勻地分布于半軸齒輪的軸線周圍，否則差速器將無法安裝。即應滿足的安裝條件為 （3.3） 式中： 、——左、右半軸齒輪的齒數(shù)，對于對稱式圓錐行星齒輪差速器來說，=； ——行星齒輪數(shù)目； ——任意整數(shù)； 根據(jù)以上原則，本設計取，，滿

45、足要求。 （4）差速器圓錐齒輪模數(shù)及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定 首先初步求出行星齒輪與半軸齒輪的節(jié)錐角、； ； （3.4） 式中： 、——分別為行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)。 代入數(shù)值，可得：； 確定圓錐齒輪的大端端面模數(shù)： （3.5） 代入數(shù)值，可解得：，本設計取。 求出模數(shù)后，節(jié)圓直徑D即可根據(jù)齒數(shù)和模數(shù)由下式求得：

46、 （3.6） 代入數(shù)值，可求得：，。 （5）確定壓力角 本設計選擇，對應的齒高系數(shù)為1。 （6）行星齒輪安裝孔的直徑及其深度 行星齒輪安裝孔的直徑與行星齒輪軸的名義直徑相同，而行星齒輪安裝孔的深度就是行星齒輪在其軸上的支承長度，通常取 （3.7） 式中： ——差速器傳遞的轉矩，； ——行星齒輪數(shù)目； ——行星齒輪支承面中點至錐頂?shù)木嚯x，；，為半軸齒輪齒面寬中點處的直徑，而； ——支承面的許用擠壓應力，取為69。 代

47、入數(shù)值，可解得： 3.4 差速器齒輪幾何尺寸計算 表3.1 差速器齒輪參數(shù)及幾何尺寸計算 序號 名稱 計算公式 計算結果 1 行星齒輪數(shù)目 4 2 行星齒輪球面半徑 34.262 3 節(jié)錐距 33.576 4 行星齒輪齒數(shù) 10 5 半軸齒輪齒數(shù) 18 6 行星齒輪節(jié)錐角 7 半軸齒輪節(jié)錐角 8 錐齒輪端面模數(shù) 9 行星齒輪節(jié)圓直徑 10 半軸齒輪節(jié)圓直徑 11 壓力角 12 行星齒輪安裝孔直徑 13 行星齒輪安裝孔深度 1

48、4 齒面寬 15 齒工作高 16 齒全高 17 軸交角 18 周節(jié) 19 齒頂高 20 齒根高 21 徑向間隙 22 齒根角 23 面錐角 24 根錐角 25 外圓直徑 26 節(jié)錐頂點至齒輪外緣距離 27 理論弧齒厚 28 齒側間隙 29 弦齒厚 30 弦齒高 注 ：實際齒根高將比上述計算值大。 3.5

49、 差速器齒輪的強度計算 差速器齒輪主要進行彎曲強度計算，對疲勞壽命則不予考慮，這是因為行星齒輪在工作中經(jīng)常只起等臂推力桿的作用，僅在左、右驅動車輪有轉速差時行星齒輪與半軸齒輪之間才有相對滾動。 汽車差速器的彎曲應力為 （3.8） 式中： ——差速器一個行星齒輪給予一個半軸齒輪的轉矩，；其計算式為 式中： ——計算轉矩，取式（3.1）、式（3.2）中較小值 ——差速器行星齒輪數(shù)目； ——半軸齒輪齒數(shù)； ——超載系數(shù)； ——尺寸系數(shù)，反映材料性質(zhì)的不均勻性，與齒輪尺寸與熱處理等有關。當端面模數(shù)時，

50、； ——載荷分配系數(shù)，當兩個齒輪均用騎馬式支承型式時，=1.00～1.10；當一個齒輪用騎馬式支承時，=1.10～1.25。支承剛度大時取小值； ——質(zhì)量系數(shù)，對于汽車驅動橋齒輪，當輪齒接觸良好，周節(jié)及徑向跳動精度高時，可取=1； ——計算齒輪的齒面寬，mm； ——端面模數(shù)，mm； ——計算汽車差速器齒輪彎曲應力用的綜合系數(shù)，查表取0.225。 按上式計算所得的汽車差速器齒輪彎曲應力，不應大于。上式，所以滿足要求。 4 半軸設計 半軸用來將差速器半軸齒輪輸出的動力傳給驅動輪或輪邊減速器。半軸內(nèi)端以花鍵連接著半軸

51、齒輪，半軸齒輪在工作時只將扭矩傳給半軸，幾個行星齒輪對半軸齒輪施加的徑向力是互相平衡的，因而并不傳給半軸內(nèi)端。主減速器從動齒輪所受徑向力則由差速器殼的兩軸直接傳給主減速器殼。顯然，半軸內(nèi)端只受扭矩而不受彎曲力矩。 4.1 半軸的類型與選擇 半軸的型式主要取決于半軸的支承型式。普通非斷開式驅動橋的半軸，根據(jù)其外端的支承型式或受力狀況的不同而分為半浮式、3/4浮式和全浮式三種形式。全浮式半軸只承受轉矩，兩端均不承受任何反力和彎矩，因而廣泛應用于各類汽車上。全浮式半軸易于拆裝，擰下半軸突緣上的螺栓即可抽出半軸，車輪與橋殼支持著汽車，從而給汽車維護帶來方便。 本設計選用全浮式半軸。 圖4.

52、1 全浮式半軸 4.2 全浮式半軸的設計計算 4.2.1 全浮式半軸計算載荷的確定 全浮式半軸只承受轉矩，其轉矩為： （4.1） 式中：——差速器分配系數(shù)，對圓錐行星齒輪差速器可?。? ——變速器I擋傳動比； ——主減速比。 4.2.2 全浮式半軸直徑的選擇 全浮式半軸桿部直徑的初步選擇： （4.2） 式中： ——半軸桿部直徑，； ——半軸計算載荷，； 取半軸桿部直徑為。 4.2.3 全浮式半軸的強度計算 計算扭轉應力：

53、 （4.3） 式中： ——半軸的計算轉矩，； 　　 ——半軸桿部的直徑，； 半軸扭轉的許用應力，本設計，所以滿足要求。 4.3 半軸的結構設計及材料選擇 在半軸的結構設計中，為了使半軸的花鍵內(nèi)徑不致過多地小于其桿部直徑，常常將半軸加工花鍵的端部設計得粗一些，并且適當?shù)販p小花鍵槽的深度，因此花鍵齒數(shù)必須相應地增多，通常取10齒(轎車半軸)至18齒(載貨汽車半軸)。 半軸的破壞形式多為扭轉疲勞破壞，因此在結構設計上應盡量增大各過渡部分的圓角半徑，這樣可以減小應力集中。對于載重汽車應設計半軸桿部直徑粗一些，外端突緣大一些，這樣可以增加強度。 過去半軸多采用含鉻的中碳合金鋼制造

54、，如40Cr，40CrMnMo，40CrMnSi， 35CrMnSi，35CrMnTi等。但現(xiàn)在各種工藝的發(fā)展，從節(jié)約材料和成本來看，不采用合金鋼，而采用中碳鋼(40鋼、45鋼)制造的半軸國內(nèi)外已大多采用。 本設計選用45鋼。 4.4 半軸花鍵的參數(shù)選擇 花鍵類型：漸開線花鍵 分度圓壓力角： 花鍵齒數(shù)： 齒的工作長度： 花鍵齒寬： 花鍵模數(shù)： 花鍵側面工作高： 4.5 半軸花鍵的強度計算 計算花鍵的剪切應力和擠壓應力。 半軸花鍵的剪切應力為： (4.4) 半軸花鍵的擠壓應力為：

55、 (4.5) 式中： ——半軸承受的最大轉矩，； ——半軸花鍵軸外徑，；取 ——相配的花鍵孔內(nèi)徑，； ——花鍵齒數(shù)； ——花鍵工作長度，； ——花鍵齒寬，； ——載荷分布的不均勻系數(shù)，計算時可取0.75。 代入數(shù)值，可解得： = = 根據(jù)要求當傳遞的轉矩最大時，半軸花鍵的切應力不應超過，擠壓應力不應超過，以上計算值均在許用范圍內(nèi)，即花鍵強度滿足要求。 5 驅

56、動橋三維模型建立及運動仿真 5.1 CATIA軟件簡介 CATIA是法國達索系統(tǒng)公司的CAD/CAE/CAM一體化軟件，被廣泛應用于航空航天、汽車制造、輪船制造、機械、電子、電器、廠房設計、消費品等行業(yè)，它的集成解決方案覆蓋所有產(chǎn)品設計與制造領域，世界前20名的汽車企業(yè)中有18家采用CATIA作為其核心設計軟件[14]。 由于CATIA具有如此強大的功能和便捷方面的操作界面，本設計利用此軟件建立驅動橋三維模型。 5.2 建立驅動橋三維模型 通過CATIA V5R20軟件中的草圖功能、零件模塊、創(chuàng)成式外形設計模塊等，利用拉伸、旋轉、開槽等各命令，建立各零件模型如下： 圖5

57、.1 主減速齒輪軸 圖5.2 主減速從動齒輪 圖5.3 圓錐滾子軸承 圖5.4 差速器總成 圖5.5 子午線9.00R20輪胎 圖5.6 主減速器總成 圖5.7 驅動橋總成 5.3 驅動橋模型運動仿真 將建立好的驅動橋三維模型導入CATIA軟件“數(shù)字化裝配”中的“DMU運動機構”模塊中，對模型進行運動接合約束，分別模擬汽車在直線行駛和彎道行駛狀況下驅動橋的運動情況。 圖5.8 模擬驅動橋在直線行駛時的運動情況 圖5.9 模擬驅動橋在彎道行駛時的運動情況 從運動仿真中可以得出，驅動橋在直線行駛條件下，左右半

58、軸齒輪轉速相同，差速器行星齒輪隨十字軸公轉而不自轉。驅動橋在彎道行駛條件下，左右車輪轉速不同，左右半軸齒輪轉速也不同，差速器行星齒輪不僅隨十字軸一起公轉，每個行星齒輪還繞著自身所在軸自轉，實現(xiàn)差速功能。 6 驅動橋殼設計及有限元分析 驅動橋殼的功用是支承并保護主減速器，差速器和半軸等，使左右驅動車輪的軸向相對位置固定，并且支承車架及其上的各總成質(zhì)量。 6.1 驅動橋殼設計要求 在設計選用驅動橋殼時，要滿足以下設計要求： （1）應該具有足夠的強度和剛度，以保證主減速器齒輪嚙合正常，并

59、不使半軸產(chǎn)生附加彎曲應力。 （2）在保證強度和剛度的情況下，盡量減小質(zhì)量以提高汽車行駛的平順性。 （3）保證足夠的離地間隙。 （4）結構工藝性好，成本低。 （5）保護裝于其中的傳動系統(tǒng)部件和防止泥水浸入。 （6）拆裝，調(diào)整，維修方便。 6.2 驅動橋殼類型確定和材料選擇 驅動橋殼通常分為整體式橋殼、分段式橋殼，前者強度和鋼度較大，便于主減速的裝配、調(diào)整和維修。普遍用于各類汽車上；多段式橋殼較整體式易于鑄造，加工簡便，但維修保養(yǎng)不便，汽車較少采用。 本設計選用整體式橋殼。后橋殼體為整體鑄造，半軸套管從兩端壓入橋殼中。后橋殼前部和主減速器連接，后部為可拆式后蓋，后橋殼上裝有通氣塞。

60、 圖6.1 驅動橋殼結構尺寸 本設計中的驅動橋殼總長為1800mm，簧板距為970mm，橋殼厚度為8mm，選用材料為可鍛鑄鐵，牌號為KT350-10，彈性模量為，泊松比為0.23，密度為，抗拉強度為350Mpa，屈服強度為200Mpa。 這種材料有著較高的強度、塑性和沖擊韌度，可用于承受較高的沖擊，振動及扭轉載荷下工作的零件。 6.3 對驅動橋殼進行有限元分析 ABAQUS是一套功能強大的有限元分析軟件，特別是在非線性分析領域，其技術和特點更是突出，它融結構、流體、傳熱學、聲學、電學及熱固耦合、流固耦合等于一體，由于其功能強大，再加上其操作界面人性化，越來越受到人們的

61、歡迎。 在對橋殼進行有限元分析，首先將CATIA軟件設計的驅動橋殼模型導入ABAQUS軟件中，并將上述材料屬性添加到模型。 圖6.2 將模型導入ABAQUS并賦予屬性 由于本設計的橋殼為整體式橋殼，整體式橋殼與輪輞在凸緣盤外側位置通過軸承相連接，因此可以將此處位置的約束看成全自由度約束。橋殼通過板簧座位置與車體相連接，此處位置承受車體載荷。 本設計中車體滿軸載荷（后）為6910kg，考慮到車滿載狀況下行駛通過不平路面，將受沖擊載荷，所以取2.5倍滿軸載荷加于板簧座上，即總質(zhì)量為17275kg，每個板簧座承受86375kg。 圖6.3 給模型施加邊界條件和載荷 采用四面體

62、單元自由劃分方式為模型劃分網(wǎng)格，單元為C3D4線性減縮積分類型，具有二次位移模式的特征能更真實地反映受力情況。 圖6.4 給橋殼模型劃分網(wǎng)格 圖6.5 橋殼模型節(jié)點數(shù)和單元數(shù) 從上圖，可以看出有限元橋殼模型節(jié)點個數(shù)為7663，單元個數(shù)為26831。 將劃分了網(wǎng)格的有限元模型提交，進行分析計算，結果如下圖： 圖6.5 橋殼模型應力分布云圖 圖6.6 橋殼模型應力分布云圖 圖6.7 橋殼模型位移分布圖 計算結果顯示表明，應力集中分布在凸緣盤兩側，其中凸緣盤外側米賽斯最大值為195.6Mpa，而橋殼模型材料為可鍛鑄鐵KT350-10，屈服應

63、力為200Mpa。最大應力值小于材料的屈服應力。橋殼的位移變形主要是分布在橋殼的中間部分，并沿兩邊位移值逐漸減小，圖7.7顯示最大位移值為0.07488mm，可見橋殼受力變形位移非常小，滿足國標規(guī)定的滿軸載荷每米輪距最大位移變形不超過1.5mm要求。綜上分析表明，該橋殼模型滿足強度要求。 7 結論 本設計是以東風牌LZ1090D載貨汽車為參考車型，對其驅動橋進行的設計，驅動橋的類型選擇的是非斷開式驅動橋，它具有結構簡單，制造工藝性好，維修調(diào)整容易的特點。主減速器齒輪形式為一對準雙曲面齒輪，它具有降低汽車重心、行駛穩(wěn)定、有較大傳動比、齒輪彎

64、曲強度高的特點。差速器采用的是4個圓錐行星齒輪，以保證具在、有足夠的強度。半軸形式采用全浮式半軸，其特點是全浮式半軸只承受轉矩，兩端均不承受任何反力和彎矩，被廣泛應用于各類汽車上。驅動橋殼類型采用的是整體式橋殼，它的強度和鋼度較大，便于制造、裝配、調(diào)整和維修。 本設計除了對驅動橋的主要部件進行結構尺寸設計，還對其強度及壽命的進行了校核計算，以保證設計的正確性和合理性，并且通過繪制二維圖和三維模型來更加直觀地呈現(xiàn)驅動橋的原理和結構特征，對模型進行了運動仿真，真實地反映了驅動橋的運動原理。對橋殼模型進行有限元分析，計算得出其強度滿足要求。

65、 致謝 本次設計是對大學四年所學知識的一個大回顧，也是對自己四年來學習成果的一個大總結。本次設計促使我系統(tǒng)地回顧了大學所學的專業(yè)知識，促使我去查閱資料文獻，促使我動腦動手，鍛煉了我的思考能力，鍛煉了我的繪圖能力，鍛煉了我的分析和解決問題能力，本次設計也給我了信心去面對以后人生的困難與挑戰(zhàn)。 特別感謝我的指導老師：于老師，每周細心地指導、幫助我解決設計中的疑問和困難；敦促我在懶惰的時候，要前進；在疑惑的時候，要學習。在此也對整個大學期間教導我的老師們表達謝意，謝謝老師們孜孜不倦地教給我們知識，解答我們的疑惑，指導我們的人生。 大學的結束，并不意味著學習生涯的結束，恰恰相反，它提

66、示著我們更加努力地去學習、求知和探索。學習應該是我們相伴終身的朋友。 參考文獻 [1]劉惟信.汽車車橋設計.北京：清華大學出版社，2004 [2]劉惟信.汽車設計.北京：清華大學出版社，2001 [3]陳家端.汽車構造.北京：機械工業(yè)出版社，2003 [4]陳波.汽車構造.北京：北京理工大學出版社，2011 [5]凌凱.汽車原理.北京：北京郵電大學出版社，2005 [6]濮良貴, 紀名剛.機械設計.北京：高等教育出版社，2006 [7]孫恒，陳作模，葛文杰等.機械原理.北京：高等教育出版社，2006 [8]成大先.機械設計手冊.北京：化學工業(yè)出版社，2004 [9]鞏云鵬.機械設計課程設計.北京：科學出版社，2008 [10]許兆棠，劉永成.汽車構造（下冊）.北京：國防工業(yè)出版社，2012 [11]張學文.CATIA機械零件參數(shù)化設計.北京：機械工業(yè)出版社，2013 [12]張云杰，胡海龍等.CATIA V5R20高級應用.北京：清華大學出版社，2011 [13]魯金忠，羅開玉等.CAT