1、黑龙江工程学院 1 黑龙江工程学院 专业综合训练 题目： 姓名 学号 系部名称 专业班级 指导教师 职称 二零一二年十一月二十六日 黑龙江工程学院 2 目 录 第一部分：变速器的基本设计方案 -2 第二部分：变速器主要参数的选择 -4 第三部分：变速器各档齿轮的设计计算-5 第四部分：变速器轴的设计计算-6 第五部分：变速器齿轮的校核-14 第六部分：变速器轴的的校核 - -18 第七部分：滚动轴承的选择和计算-20 第八部分：参考文献 - 黑龙江工程学院 3 第一部分 变速器的基本设计方案 变速器的结构对汽车的动力性、燃油经济性、换挡操纵的可靠 性与轻便性，传动的平稳性与效率等都有直接的影响
2、。采用优化设 计方法对变速器与主减速器，以及变速器的参数做优化匹配，可得 到良好的动力性与燃油经济性；采用自锁及互锁装置、倒档安全装 置，对接合齿采取倒锥齿侧（或越程接合、错位接合、齿厚减薄、 台阶齿侧）等措施，以及其他结构措施，可使操纵可靠，不跳档、 乱档、自行脱档和误挂倒档；采用同步器可使换挡轻便、无冲击及 噪声；采用高齿、修形及参数优化等措施可使齿轮传动平稳、噪声 低。降低噪声水平已成为提高变速器质量和设计、工艺水平的关键。 变速器设计的基本要求： 1）保证汽车有必要的动力性和经济性。 2）设置空挡，用来切断发动机的动力传输。 3）设置倒挡，使汽车能变速倒退行驶。 4）设置动力输出装置。
3、 5）换挡迅速、省力、方便。 6）工作可靠。变速器不得有跳挡、乱挡及换挡冲击等现象发生。 7）变速器应有高的工作效率。 8）变速器的工作噪声低。 除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、维 黑龙江工程学院 4 修方便等要求。 固定轴式应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮 驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车 上。旋转轴式主要用于液力机械式变速器。 两轴式变速器有结构简单、轮廓尺寸小、布置方便、中间挡位 传动效率高和噪声低等优点。两轴式变速器不能设置直接挡，一挡 速比不可能设计得很大。 图 1 为发动机前置前轮驱动轿车的两轴式变速器传动方案。其特点
4、 是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体；多数方案的倒挡 传动常用滑动齿轮，其它挡位均用常啮合齿轮的传动 倒挡布置方案 图 2 为常见的倒挡布置方案。图 2-b 方案的优点是倒挡利用了 黑龙江工程学院 5 一挡齿轮，缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮 合，使换挡困难。图 2-c 方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换 挡程序不合理。图-2d 方案对 2-c 的缺点做了修改。图 2-e 所示方案 是将一、倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图 2-f 所示方案适用于 全部齿轮副均为常啮合的齿轮，挡换更为轻便。 为了缩短变速器轴向长度，倒挡传动采用图 2-g 所示方案。缺 点是一、倒挡
5、各用一根变速器拨叉轴，使变速器上盖中的操纵机构 复杂一些。 第二部分：变速器主要参数的选择 主要参数 方案一 发动机功率 74kw 最高车速 167km/h 转矩 167Nm 总质量 1705kg 转矩转速 3200r/min 黑龙江工程学院 6 车轮 185/60R14Sogamnirnu537.0 最高车速， =167km/hamnuan r 车轮半径，r= 0.29 n功率转速 ，n=5000r/min 主减速器传动比 0i 最高挡传动比 5g / =1.4 2.0 即 =（1.42.0）3200=44806400r/min pnTpn =9549 maxepePmax 所以， =465
6、45500r/minpn 柴油机的转速在 30007000r/min 取 =5000r/minpn 由经济性出发使最高档最高车速时功率略低于发动机最高功率， 即 略小于 3.0 ogi5 初取 =0.75 =4.365g0i 根据汽车行驶方程式 汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为 GifriTgtq0Ttqmangifi 0ax1sco 式中：G作用在汽车上的重力， ， 汽车质量， gg 黑龙江工程学院 7 重力加速度， =16709N；mgG =167N.m；axetqT 传动系效率， =0.88；T 车轮半径， =0.29m；rr 滚动阻力系数，干砂路面 （0.1000.300）取
7、f f =0.150； 坡度， =16.7。ii =2.288.036.417.16sinco*529.016gi 满足附着条件。 riTTg01emaxz2F 在沥青混凝土干路面，=0.50.6 ，取 =0.6 =4.548.03641799%05 一般汽车各挡传动比大致符合如下关系 qiigg54321 式中： 常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比q 为 ，75.05gi 4175.0qig 3.q 所以各挡传动比与 挡传动比的关系为 黑龙江工程学院 8 ， ， ， ， 2.31gi 27.gi 50.13gi 079.14gi7505 （实际）5 4433221 gggg ii
8、ii 初选中心距时，可根据下述经验公式 31maxgeAiTK 式中： 变速器中心距（mm） ； 中心距系数，商用车： =8.993 ；A AK 发动机最大转矩（N .m） ；maxeT 变速器一挡传动比， =3.2 ；1i 1gi 变速器传动效率，取 96% ；g 发动机最大转矩， =167N.m 。 maxeTaxeT 则， 31maxgeAiTK = 96.0237).98( =71.24774.450（mm） 初选中心距 =74mm。A 第三部分 变速器各档齿轮的计算设计 1、模数 对货车，减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应该选用大些的 模数；从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数。
9、 啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线。由于工艺上的原因， 同一变速器中的接合齿模数相同。其取值范围是：乘用车和总质量 黑龙江工程学院 9 在 1.8 14.0t 的货车为 2.03.5mm；总质量 大于 14.0t 的货车am am 为 3.55.0mm。选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。 表 2 汽车变速器齿轮法向模数 表 3 汽车变速器常用齿轮模数 根据表 2 及 3，一二档齿轮的模数定为 3mm，三四五档及倒档 的模数定为 2.75mm,啮合套和同步器的模数定为 2.5mm。 2、压力角 国家规定的标准压力角为 20，所以变速器齿轮普遍采用的压 力角为 20 乘用车的发动机排量
10、 V/L 货车的最大总质量 /tam车型 1.0V1.6 1.6V2.5 6.0 14.0a14.0 模数 /mmnm 2.252.75 2.753.00 3.504.50 4.56.00 一系列 1.00 1.25 1.5 2.00 2.50 3.00 4.00 5.00 6.00 二系列 1.75 2.25 2.75 3.25 3.50 3.75 4.50 5.50 黑龙江工程学院 10 3、螺旋角 实验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。在齿轮 选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、 噪声降低。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设 计时，应力求使中
11、间轴上同时工作的两对齿轮产生的轴向力平衡， 以减小轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间轴上不同挡位齿轮的 螺旋角应该是不一样的。为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时， 可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。 变速器螺旋角：23 4、齿宽 b 直齿 ， 为齿宽系数，取为 4.58.0，取 7.0；mkcc 斜齿 ， 取为 6.08.5，取 7.0。n 各挡齿轮齿数的分配 1-一轴一挡齿轮 2-二轴一挡齿轮 3-一轴二档齿轮 4-二轴二挡齿轮 5-一轴轴三挡齿轮 6-二轴三挡齿轮 7-一轴四档齿轮 8-二轴四档齿 轮 9-一轴五档齿轮 10-二轴五档齿轮 11-一轴倒档 12-二轴倒档齿 轮
12、13-倒档齿轮 黑龙江工程学院 11 图 3 变速器传动示意图 如图 3 所示为变速器的传动示意图。在初选中心距、齿轮模数 和螺旋角以后，可根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各 挡齿轮的齿数。应该注意的是，各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是 整数，以使齿面磨损均匀。 变为系数图 1、确定一挡齿轮的齿数 取模数 =3mm 螺旋角 =23 齿宽系数 =7nmkcnmAzcos212.3112giz z1=11 z2=34 mm3.72cos5.)3(cos2)(1, nmzA 黑龙江工程学院 12 对一挡齿轮进行角度变位： 分度圆压力角 cos/tant t57.21 端面啮合角 =ttAaco
13、ss ,57.21cos43. =22.58, U= = =3.0912z34 变位系数之和 查表得 =0.35n 40.15.01n23.37nnmAy 17.0.5.0ny 分度圆直径: zd8.3cos11 =110.809mm22mn 节圆直径 mm178.3641/721/21 zAd mm2 齿顶高 nnaa myhdh)(1*1 =3.819mm nnaa y)(22*2 黑龙江工程学院 13 =2.469mm 齿根高 nnaf mch)(1*1 =2.550mm nnafc)(2*2 =3.900mm 全齿高 h1=ha1+hf1=6.069mm 齿顶圆直径 da1=d1+2h
14、a1=43.488mm da2=d2+2ha2=115.747mm 齿根圆直径 df1=d1-2hf1=30.750mm df2=d2-2hf2=103.009mm 当量齿数 = =14.1021nz3cos = =43.5902n31z 分度圆直径 mm850.cos1md mm9.123412nz 2、确定二挡齿轮的齿数 取模数 =3mm 螺旋角 =23 齿宽系数 =7nmkcnmAzcos2127.34giz 黑龙江工程学院 14 z3=14 z2=31 mm3.72cos5.)31(cos2)(1, nmzA 对二挡齿轮进行角度变位： 分度圆压力角 cos/tant t57.21 端面
15、啮合角 =ttAacoss ,57.21cos43. =22.58, U= = =2.21434z1 变位系数之和 查表得 =0.35n 28.0107.1n3.374nnmAy 127.0.5.0y 分度圆直径: 46.527mmcos33zdn =101.032mm4mn 节圆直径 mm04.6314/7243/23 zAd 黑龙江工程学院 15 mm956.1034/7243/24 zAd 齿顶高 nnaa myhdh)(1* =3.459mm nnaa y)(22*4 =2.829mm 齿根高 nnaf mch)(1*3 =2.910mm nnafc)(2*4 =3.540mm 全齿高
16、 h3=ha3+hf3=6.369mm 齿顶圆直径 da3=d3+2ha3=53.445mm da4=d4+2ha4=106.690mm 齿根圆直径 df3=d3-2hf3=40.707mm df4=d4-2hf4=93.952mm 当量齿数 = =17.949 3nz3cos = =39.7444n3z 3、确定三挡齿轮的齿数 取模数 =2.75mm 螺旋角 =23 齿宽系数 =7nmkcnmAzcos2150.1356giz 黑龙江工程学院 16 z5=20 z6=30 mm69.7423cos5.)0(cos2)(65, nmzA 对三挡齿轮进行角度变位： 分度圆压力角 cos/tant
17、 t57.21 端面啮合角 =ttAacoss ,57.21cos469. =21.707, U= = =1.556z203 变位系数之和 查表得 =0.42n 24.0118.0n5.75.69 nnmAy 671.0)2.(40ny 分度圆直径: 59.750mmcos5zd =89.625mm6mn 节圆直径 黑龙江工程学院 17 mm20.59320/7465/25 zAd mm86 齿顶高 nnaa myhdh)(21*5 =1.565mm nnaa y)(2*6 =1.400mm 齿根高 nnaf mch)(1*5 =2.778mm nnafc)(2*6 =2.943mm 全齿高
18、h5=ha5+hf5=4.343mm 齿顶圆直径 da5=d5+2ha5=62.880mm Da6=d6+2ha6=92.425 mm 齿根圆直径 df5=d5-2hf5=54.194mm Df6=d6-2hf6=83.739mm 当量齿数 = =25.461 5nz3cos = =38.4626n36z 4、确定四挡齿轮的齿数 取模数 =2.75mm 螺旋角 =23 齿宽系数 =7nmkcnmAzcos21 黑龙江工程学院 18 079.1478giz z7=24 z8=26 mm69.7423cos5.)0(cos2)(65, nmzA 对四挡齿轮进行角度变位： 分度圆压力角 cos/ta
19、nt t57.21 端面啮合角 =ttAacoss ,57.21cos469. =21.707, U= = =1.08356z24 变位系数之和 查表得 =0.42n 2.0120.1n5.75.694 nnmAy 671.0)2.(0ny 分度圆直径: mzd7.192.4cos77 = =77.675mm88mn0.65 节圆直径 黑龙江工程学院 19 mm04.71264/728/727 zAd mm98 齿顶高 nnaa myhdh)(1*7 =1.510mm nnaa y)(22*8 =1.458mm 齿根高 nnaf mch)(1*7 =2.832mm nnafc)(2*8 =2.
20、886mm 全齿高 h7=ha7+hf7=4.342mm 齿顶圆直径 da7=d7+2ha7=74.720mm Da8=d8+2ha8=80.591 mm 齿根圆直径 df7=d7-2hf7=65.956mm Df8=d8-2hf8=71.907mm 当量齿数 = = =30.770 7nz3cos397.024 = = =33.3338n38z3.6 5、确定五挡齿轮齿数 取模数 =2.75mm 螺旋角 =23 齿宽系数 =7nmkcnmAzcos21 黑龙江工程学院 20 75.05910giz z9=29 z10=21 mm69.7423cos5.)0(cos2)(65, nmzA 对四
21、挡齿轮进行角度变位： 分度圆压力角 cos/tant t57.21 端面啮合角 =ttAacoss ,57.21cos469. =21.707, U= = =1.38109z2 变位系数之和 查表得 =0.42n 24.0118.0n5.75.69 nnmAy 671.0)2.(40ny 分度圆直径: mzd637.892.cos99 = =62.737mm1010mn.75 黑龙江工程学院 21 节圆直径 mm840.5219/742109/29 zAd mm610 齿顶高 nnaa myhdh)(1*9 =1.403mm nnaa y)(22*10 =1.565mm 齿根高 nnaf mc
22、h)(1*9 =2.943mm nnaf c)(2*10 =2.778mm 全齿高 h9=ha9+hf9=4.333mm 齿顶圆直径 da=d9+2ha9=89.443 mm Da10=d10+2ha10=65.867mm 齿根圆直径 df9=d9-2hf9=80.751mm Df10=d10-2hf10=57.181mm 当量齿数 = = =37.179 9nz3cos397.02 = = =26.92310n313. 确定倒档齿数 倒挡齿轮选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮 的齿数一般12Z 在 21 23 之间，初选 =2212Z 黑龙江工程学院 22 92.1312izzi倒 为了保证齿轮
23、 12 和 13 的齿顶圆之间应保持有 0.5mm 以上的间 隙 705.0213Ada 34,111zzz 09.3143zi倒 mm 275.)(2)( ma mm6)341()(13z mm25.07.21md mm2z mm.93.3413 mm75.250*mhdaa mm6.7.212 mm993*3aa mm375.2.)25.01(25.0)(1 mchdnf mm8072*2 af mm6).(.93)(13cnf 第四部分：变速器轴的设计计算 在已知中间轴式变速器中心距 时，轴的最大直径 和支承距离Ad 的比值可在以下范围内选取：对输入轴 =0.160.18 ：对输出轴L
24、Ld/ 0.180.21。d/ 黑龙江工程学院 23 输入轴花键部分直径 （mm）可按式下面公式初选d （5.1 ）3maxeTK 式中： 经验系数， =4.04.6； 发动机最大转矩（N .m） 。maxeT 输出轴最高档花键部分直径 =22.027525.332mm 取 22mm；输入轴最大直径31167.40d =29.640.8mm 取 35mm。输出轴：85max2 ；输入轴： ； ， ，21.0.2L 18.06.max1Ld96L75.1a85.7.196b 第五部分 变速器齿轮的的校核 斜齿轮弯曲应力 w KyzmTcng3os2 式中： 计算载荷（Nmm） ；gT 法向模数（
25、mm） ；nm 齿数；z 斜齿轮螺旋角（ ） ； 应力集中系数， =1.50；KK 齿形系数，可按当量齿数 在图中查得；y 3coszn 齿宽系数 =7.0cc 重合度影响系数， =2.0。KK 当计算载荷 取作用到变速器第一轴上的最大转矩 时，对乘用车常啮合齿轮和gTmaxeT 高挡齿轮，许用应力在 180350MP a 范围，对货车为 100250MP a。 黑龙江工程学院 24 btyKFfw1 式中， 为弯曲应力； 为圆周力， ； 为计算载荷；d 为节圆直w1Tg/21g 径； 为应力集中系数，可近似取 =1.65； 为摩擦力影响系数，主、从Kf 动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯
26、曲应力的影响也不同：主动齿轮 =1.1，从动齿轮 =0.9；b 为齿宽；t 为端面齿距， ，m 为模数；y 为f f t 齿形系数，如图 5-1 所示： 齿形系数图 =209.476MPa180350MP a13max12yKzTcfew =197.974 MPa180350MP acn2312os 轮齿接触应力计算 bzgjbdET1cos418.0 式中： 轮齿的接触应力（MP a） ；j 黑龙江工程学院 25 计算载荷（N .mm） ；gT 节圆直径(mm)；d 节点处压力角（） ， 齿轮螺旋角（） ； 齿轮材料的弹性模量（ MPa） ；E 齿轮接触的实际宽度(mm)；b MPa679.
27、14jj MPa50j 第六部分 变速器轴的校核 发动机最大扭矩为 146N m，最高转速 5400r/min，齿轮传动效率 99%，离合器传动效率 99%，轴承传动效率 96%。 输入轴 = =14699%96%=138.8N.m1T承离 maxe 1轴的工艺要求 倒挡轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴。变速器第二轴视结 构不同，可采用渗碳、高频、氰化等热处理方法。对于只有滑动齿 轮工作的第二轴可以采用氰化处理，但对于有常啮合齿轮工作的第 二轴应采用渗碳或高频处理 14。第二轴上的轴颈常用做滚针的滚道， 要求有相当高的硬度和表面光洁度，硬度应在 HRC5863 ， 面光洁度不低于 815。 对
28、于做为轴向推力支承或齿轮压紧端面的轴的端面，光洁度不 应低于 7，并规定其端面摆差。一根轴上的同心直径应可控制其不 同心度 16。 对于采用高频或渗碳钢的轴，螺纹部分不应淬硬，以免产生裂 黑龙江工程学院 26 纹。 对于阶梯轴来说，设计上应尽量保证工艺简单，阶梯应尽可能 少 17。 2计算齿轮的受力，选择一档受力分析，进行轴的刚度和强度 校核。 （1）一挡齿轮 1， 2 的圆周力 、1F2 z34z57. mm，3.8.21cos711mdn mm 5.94.122zn =135.91N.m, =327.88N.mT1TN87.035.89231dFt 1.6.732Tt N7.259cos.
29、408tan cstan11 rF8.63.673t t12r NFta 2954.tan8.70n11 初选轴的直径t 86.2632 （2）轴的刚度计算 若轴在垂直面内挠度为 ，在水平面内挠度为 和转角为 ，可cf sf 分别用下列式计算 黑龙江工程学院 27 EILbaFfc3 21Ifs2EILabF31 式中： 齿轮齿宽中间平面上的径向力（N ） ；1F 齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N ） ；2 弹性模量（MP a） ， =2.1105MPa；EE 惯性矩（mm 4） ，对于实心轴， ； 轴的I 64dI 直径（mm ） ，花键处按平均直径计算； 、 齿轮上的作用力距支座 、 的距离
30、（mm） ；abAB 支座间的距离（mm） 。L 轴的全挠度为 mm。2.02scff 轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为 =0.05 0.10mm， =0.100.15mm 。齿轮所在平面的转角不应cf sf 超过 0.002rad18。 （1）输入轴的刚度 =2579.72N，轴颈 =25mm， =17.75mm， =196mm， rF1d1aL =2.1105N E04.965 4dI N， N87.01tF7.21rF 黑龙江工程学院 28 m10.5.01.1960.25375.74.916)(65242221 ELdaIbaFfrc 15.0.029.1960.25375.7.96
31、454421ELdaEILbaFfttc m.1211 scff 0.2radr154. 19653)75.2(7.729664)( 54411ELaaFEILbaFrr （3）轴的强度计算 输入轴强度计算 =38.35mm， =135.91N.m， =17.75mm， =25mm, =196mm1d1T1a1dL =7087.87N.m， =2579.77N.m， =2797.7N.mtFrFaF 17.7 5 168.2 5BHFCHF 水平 87.01t 黑龙江工程学院 29 17.7 5 168.25 1rFBv CvF 竖直 1a 8400452 水平 竖直 34344.17 193
32、01.96 90753.96 86193.4 8 135.91 合成 输入轴受力弯矩图 1) 求 H 面内支反力 、 和弯矩BHFVHM NLatBH 59.68192.87.0)(1arFFrBVa.23)(115.840MH 2)求 V 面内支反力 、 和弯矩CHVV 黑龙江工程学院 30 NLaFtBH C 28.491675.8.701rFarBHCV 6.1)(017.341MVL 3.901raPmNHVP 8.621 LL75 由以上两式可得 N.31208)9.136.0(9.3)109.356.0( 32321 VLM mm MPa40Pa9.31)05.(283 d 第七部
33、分 变速器轴承校核 1、初选轴承型号 由工作条件和轴颈直径初选一轴轴承型号 30204，30205 ，30206 ，转速 =5600r/min，查机械设计实践该n 轴承的 =？N， =？N， =0.35。oCre 2、计算轴承当量动载荷 P =0.35。查机械设计原理与设计 ，则 =0.4， 查1raFe XY 黑龙江工程学院 31 机械设计实践 。Y ， 为考虑载荷性质引入的载荷系数，见机1arpFXfPpf 械设计原理与设计 。 （1.21.8）取 =1.2pf pf1arYFXP 3、计算轴承的基本额定寿命 hL ， 为寿命系数，对球轴承 =3；对滚子轴承 PCnLh601 =10/3。
34、 输入轴轴承校核 1、初选轴承型号 由工作条件和轴颈直径初选二轴轴承型号 30206，查机械设计 实践该轴承的 =32200N， =37N， =0.37。oCre 2、计算轴承当量动载荷 P =0.42 则查机械设计原理与设计 ，则 =0.4， 查机RaFe XY 械设计实践 =1.4Y 为考虑载荷性质引入的载荷系数，见机械设计原理与设计pf （1.21.8）取 =1.2pf pfarYFXfP 黑龙江工程学院 32 6.293AVF水平 1sF=132000N 1a=13200 0 N =rF 132 000 N 6.14BVF 3、计算轴承当量动载荷 P =841.77N6.12931YF
35、rS =35.83N742rNa.791.5rF 查机械设计实践书 ； =0.4， =1.6， ， 分别查机械设XYXY 计原理与设计和机械设计实践 。 为考虑载荷性质引入的载荷pf 系数，见机械设计原理与设计 。 （1.21.8）取 =1.2pf pf =1.2（0.42579.77+1.62797.7 ）=8262.342N1arpYFXfP 4、计算轴承的基本额定寿命 hL ， 为寿命系数，对球轴承 =3；对滚子轴承 PCfnLTh2601 =10/3 黑龙江工程学院 33 )(25.91764).3017(56 1306 小 时nThLPCf 参考文献 1. 王望予主编. 汽车设计（第
36、四版）. 北京：机械工业出版社, 黑龙江工程学院 34 2005 2. 刘维信主编. 汽车设计. 北京：清华大学出版社, 2001 3. 陈家瑞主编. 汽车构造（下册）. 北京：机械工业出版社, 2001 4. 汽车工程手册编辑委员会. 汽车工程手册（设计篇）. 北京： 人民交通出版社, 2001 5. 刘维信编著. 机械最优化设计（第二版）. 北京：清华大学 出版社, 1994 6. 汽车机械式变速器动力输出孔连接尺寸. GBT 13051 一 91 7. 汽车机械式变速器分类的术语及定义. QC/T 4651999 8. 汽车机械式变速器台架试验方法. QC/T 5681999 9. 机械工程手册：第五卷，机械零部件设计. 第二版. 北京： 机械工业出版社, 1996
