机械类毕业设计-28马力轮式拖拉机最终传动及驱动轴设计、绿化洒水车设计（3吨重量）变速箱取力器及水泵传动.docx

《机械类毕业设计-28马力轮式拖拉机最终传动及驱动轴设计、绿化洒水车设计（3吨重量）变速箱取力器及水泵传动.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《机械类毕业设计-28马力轮式拖拉机最终传动及驱动轴设计、绿化洒水车设计（3吨重量）变速箱取力器及水泵传动.docx（86页珍藏版）》请在淘文阁 - 分享文档赚钱的网站上搜索。

1、28马力轮式拖拉机最终传动及驱动轴设计摘要拖拉机是与各种作业机械配套的自走式动力机械，是农业机械化的主要 机械。在农业中，他主要用以牵引和驱动多种类农机具完成各项田间作业和 农业运输。农村经济日新月异乡镇企业蓬勃发展，城乡交流不断扩大，道路 运输量急剧增加，所以运输车辆出现缺口。近年来，随着拖拉机走入田间的 不断深入，从作业种类上由耕，耙，播扩大到收获，中耕，栽植，喷雾，打 捆等多个方面，与农机具配套作业。农用拖拉机正适合了其农村的这种使用 条件：工作环境比较恶劣，农村道路相对复杂，速度不高。在中国现有的生 产模式下，广大农民需要的还是中小型拖拉机，国内市场对该档产品的需求 量在不断增长。另外

2、和国外拖拉机生产厂家相比我国生产的拖拉机经济实惠， 价格只有国外同类产品的一半甚至更少，因此，中小马力拖拉机社会销量和 保有量很大，传动系布置多种多样。最终传动是传动系的重要组成部分之一，它的功用是进一步增加传动系 的传动比，从而使拖拉机获得所需的驱动力。我这次设计的是轮式28马力拖拉机的最终传动，我采用的是外置外啮合 直齿圆柱齿轮式最终传动，轴采用了矩形花键轴。采用这种最终传动设计方 案，可以达到设计任务要求，并可保证拖拉机在工作中具有足够的动力输出。关键词：传动比，外啮合，圆柱齿轮，花键轴度将进一步提高。由于小型拖拉机的技术含量低，私营企业的发展势头很猛。一拖公司正在积极研究调整策略，准备

3、在保证国内市场中的领先地位的 同时，稳住非洲、东欧、东南亚的国际市场，积极深入国际市场进行调研， 选择合适的地方建立组装厂、装配中心。我设计的最终传动，就是适应民族工业的发展和需要。由于我缺少工作 经验并且对拖拉机最终传动了解的不够透彻，难免在设计中出现一些错误， 希望各位老师多加指正。第一章最终传动简介1.1 拖拉机最终传动的功用拖拉机最终传动的功用是进一步增加传动系的传动比，从而使拖拉机驱 动轮获得所需的驱动力，履带拖拉机和某些轮式拖拉机的最终传动还用来提 高后桥的离地间隙。1.2 拖拉机最终传动的分类最终传动按其传动形式分为：1 .外啮合圆柱齿轮最终传动。2 .内啮合圆柱齿轮最终传动。3

4、 .行星齿轮最终传动。1.3 拖拉机最终传动的设计要求根据拖拉机最终传动必须具备的各项功能和使用的实际情况，对最终传 动的设计应有以下的要求：1 .要有适当的传动比。2 .保证后桥处有足够的离地间隙。3 .齿轮要具有较高的支承刚度，以保证在全齿宽上较好的啮合。4 .靠近驱动轮布置的最终传动尤其要有可靠的密封。XI第二章设计任务分析2. 1设计内容近年来随着拖拉机走入农田的不断深入，国内市场对该档产品的需求也 在不断增长，中小马力拖拉机社会销量和保有量很大，传动系布置多种多样。 本课题旨分吸收成熟产品的优点基础上优化设计出拖拉机的最终传动与驱动 轴总成。2. 2主要技术指标基本参数：发动机28马

5、力，行驶速度1.530km/h, 6-8个前进档位轮胎 型号：9.5-24o每位同学需完成总和不少于3张零号图纸的结构设计图，装配图和零件 图，其中应包含用计算机绘制的有中等难度的1号图纸一张以上。按要求，格式独立撰写不少于12000字的设计说明书，全部用计算机打 （编排要求到河南科技大学网站查：毕业设计说明书（论文）的格式及规定）, 查阅与课题相关的文献资料15篇以上，应有中英文摘要，独立完成10000 字以上印刷符号的外文翻译。2. 3设计要求. 要有适当的传动比。1. 保证后桥处有足够的离地间隙。2. 齿轮要具有较高的支承刚度，以保证在全齿宽上较好的啮合。3. 靠近驱动轮布置的最终传动尤

6、其要有可靠的密封。4. 工作可靠性高。XII第三章最终传动设计方案的确定3. 1设计方案的确定对最终传动的基本要求是：L要有适当的传动比；2.保证拖拉机后桥处 有足够的离地间隙；3.最终传动直齿圆柱齿轮要有较高的支承刚度，以保证 在全齿宽上较好的啮合；4.保证最终传动有可靠的密封。最终传动在拖拉机 上的布置如下图(a)示1 一离合器2一变速箱 3停车制动器4一中央传动和整速器5一行眈制动器 6一终传动7一双速的动力输出轴本次毕业设计是针对轮式拖拉机的最终传动，根据其传动形式采用外置 式外啮合圆柱齿轮最终传动。3.2本次设计方案的说明最终传动按其传动形式分为：外啮合圆柱齿轮最终传动；内啮合圆柱齿

7、轮最终传动；行星齿轮最终传 动三类。而外啮合圆柱齿轮最终传动按其结构布置又可分为外置式和内置式 两种。综合这几种最终传动的优缺点，我采用外置式外啮合圆柱齿轮最终传 动的原因如下：1 .外置式外啮合圆柱齿轮最终传动与其他几种最终传动相比较，有以下 优点：(1)外置式外啮合圆柱齿轮最终传动的左，右最终传动各自安装在靠近 驱动轮的单独壳体内，使最终传动成为一个独立部件，便于拆装和维修。XIII（2）这种结构的主，从动齿轮在壳体内的支承简支梁式，对提高支承刚 度有利。（3）易于得到较高的农艺离地间隙。（4）结构简单，传动比较小，工作稳定可靠。综上所述所以我采用外置式外啮合圆柱齿轮最终传动。XIV第四章

8、最终传动及驱动轴的设计计算整车主要参数:1. 整车装备质量:2. 发动机马力：3. 行驶速度范围:4.2外啮合柱齿轮的主要参数确定:2000Kg28马力1.5-30km/h9. 5-24轮胎4. 轮胎型号：外啮合圆柱齿轮最终传动由于啮合线速度不高可采用圆柱齿轮，主要参 数包括总传动比im（取决于传动系总传动比的分配），中心距a和齿轮模数m 等。中心距a可根据经验公式拖拉机设计手册P1176式（6.7-1）Tj 从动齿轮的计算转矩（N.m）Ka中心距系数，中心距系数Ka 一般选择Ka=1215,在传动比im小时，取较小值。对 履带拖拉机Ka取大值。因为给定拖拉机为28马力，所以拖拉机实际功率为P

9、=28 马力 X0. 735=20. 58KW发动机转速：N=2000r/min转矩：XV轮胎型号参数：9.5-24英寸 （1英寸=25. 4mni）轮胎半径（充气半径）为：Q （9.5x2 4-24） ru ,R = x 25.4 = 546mm2在设计新拖拉机传动系时，如果无可皆鉴的载荷谱，又无充分的设计经 验时，我们估算出传动系的名义计算载荷再乘以使用系数Ka,名义计算载 荷可按下面两种方法计算取其中的较小者。1 .按发动机的标定转矩转换到被计算零件（取转矩的一半）。拖拉机的总传动比是根据拖拉机的工作速度和发动机的标定转矩转速 来确定的。拖拉机设计手册P983 ( 6. 1-1)取 Ka

10、=13T. = TebR = 98.27x 256.6x0.85x- = 10716.87223 = 13x/10716.8 286拖拉机设计手册P988 ( 6. 1-10) 7总传动效率（按经过四对齿轮和两对轴承计算）圆柱齿轮的传动效率为0. 960. 98滚动轴承的传动效率为0. 950. 9877 = 0.97 X 0.98 X 0.96 x 0.98 x 0.97 x 0.98 = 0.85Teb发动机标定转矩2.按驱动轮附着转矩计算输出轴的计算转矩。t x Q（f）rd1 i I 77拖拉机设计手册P988 （ 6. 1-11 ）n驱动轮胎数（对于最终传动且在中央传动之后n=l）Q

11、驱动轮在胎内压力为lOOKPa时的乘载能力（可按拖拉机重量来计XVI算)Rd驱动轮动力半径Rd=O. 935R0附着系数轮式拖拉机取0.65拖拉机后轮的承载力为:= 1.8xlO3 x0.98x x = 6533按整机重2t,后轮分配三分之二车重，计算输出轴的计算转矩代数得=2306.2n x Q（/）Rd _ 6553 x 0.65 x 0.546 x 0.9351x0.94求得中心距为:172由于最终传动的传动比较大，齿轮和轴受载严重，但径向尺寸受到轮惘 尺寸和离地间隙的限制而不能太大，为了在结构紧凑的情况下，保证最终传 动齿轮有足够的强度，外啮和圆柱齿轮的最终传动常采用较大的齿宽b和较

12、少的齿数Z1。通常情况下在选择主动齿轮的齿数时一般选取12-15,齿宽b 和模数m之比一般为8-10,参照各款拖拉机的模数的选取，并估算中心句距。mt =(0.4 0.6)圾=0.4盟2306.2 =5.3最终传动两齿轮齿数和为69Zl = 13为主动齿轮，Z2=56为从动齿轮，实际传动比：i=56/13=4.308齿宽的选取是为了保证大齿轮的齿宽能全部参加啮合以及提高小齿轮 的弯曲承载能力小齿轮的齿宽一般应大于大齿轮的齿宽，选择齿宽不宜过大, 否则在支撑刚度不足的情况下往往造成齿轮因局部偏载而出现过早损坏的现 象，所以齿轮的支撑刚度对齿轮的寿命影响极大。XVIIm=5, b= ( 8-10m

13、 选取 bl=45,b2=404. 34. 3柱齿轮的结构强度计算:1.圆柱齿轮各参数的计算：因为拖拉机最终传动工作载荷大固圆柱齿轮要进行变位，这样可以改善 啮合条件，提高齿轮强度，避免根切和干涉.变位系数： A一（） =（% +x2）mXj + /=0.117-13 ux = 0.23517x2 = 0.335分度圆直径：4 = m* Z1 =13x5 = 65 d2 = m- z2 =56x5 = 280标准中心距：mZ 5x69 1h ua = 172.522中心距变动系数：172-172.5 八 1y = 0.12齿顶高变动系数：k = X、+ %2 y 0.235 0.335 + 0

14、.1 0尺顶高，齿跟高：XVIIIha = (h： + x k)m4* =1hf = (h； + c* + x)mc= 0.25主动齿轮：K =(1 + 0.235)x5 = 6.175hf =(1 + 0.25-0.3)x5 = 5.075从动齿轮：42 =(1 0535)x5 = 3.325 C. Jhf2 =(1 + 0.25 + 0.535) x5 = 7.925尺顶圆直径，尺根圆直径：主动齿轮：41 =4 +2% =65 + 2x6.175 = 77.35% =4 +2% =65 2x5.075 = 54.85JJ从动齿轮：4/2 = 4 + 2% = 280 + 2x 3.325

15、= 286.65df? =d2+ 2hl2 = 280 2 x 7.925 = 264.15 J/2.齿轮传动系的计算载荷在载荷的长期，多次作用下传动系的齿轮，轴，轴承等零件出现疲劳损 坏，疲劳损坏是是传动零件的主要破坏形式，因此传动零件的强度计算是以 考虑疲劳损坏的耐久性计算为主，另外在特殊情况下(如在拖拉机起步驱动 轮遭遇到突加阻力等)，传动零件可能受到很大的尖峰载荷，使零件的应力超 过材料的强度极限而损坏。但这种损坏并不常见。在耐久性计算中根据拖拉机发动机经常处于满载工况的特点，以发动机 标定转矩Men作为发动机传递给传动系的扭矩。各轴上零件的计算转矩Mj, 等于Men乘以曲轴到该轴的传

16、动比，以及期间的传动效率。在传动比较大的 排挡时就应该按地面的附着能力来确定计算扭矩。计算时将两种计算扭矩同 时算出，选取较小的数值作为计算扭矩。XIXDESIGN OF FINAL DRIVE AND DRIVE SHAFT OF 28HP TRACTORABSTRACTTractor with a variety of echanical operations supporting dynamic self-propelled machinery, agricultural mechanization is the main machinery. In agriculture, he ma

17、inly used for traction and driving range to complete the form of field operations and agricultural transport. Changing rural economy booming township enterprises, expanding exchanges between urban and rural areas, road transport volume increased dramatically, So transport vehicles gap. In recent yea

18、rs, with the tractor into the field continues to deepen, from the types of operations by farming, harrows, sowing to harvesting expansion, plowing, planting, Spray, bundled in many aspects, such as, the form of matching operations. Farm tractor is suitable for its use of this rural conditions : work

19、 environment was quite poor, rural roads is relatively complex, speed is not high. In Chinas current production model, the majority of the needs of peasants or small tractors, on the domestic market stalls in the demand for products continues to increase. Tractor and other foreign manufacturers in C

20、hina compared to the agricultural economic benefits prices of similar foreign products only half or even less, and therefore, the community of small and medium-horsepower tractor sales and retain enormous capacity. Transmission layout varied.Final drive transmission system is an important component

21、of one of its functions is to further increase the drive transmission ratio, so that the tractor was driven.My current design are 28 horsepower wheeled tractors the final drive, I used the external Gear-final drive. Adopt this final drive design, the design can meet the requirements for this task, g

22、uarantee that the tractor will work with sufficient power output.ii查表2-1传动系各轴的计算扭矩Mj转向离合器轴（差速器半轴）齿轮的强度应计算齿轮表面接触强度和齿轮的弯曲强度，设计时为了初步估计齿轮强度以便进行结构设计，先作粗略计算齿轮的计算载荷圆周力Pj用下式求得：MM ji主动齿轮上的计算扭矩f 主动齿轮的节圆半径1计算接触强度一般只计算节点处的接触应力s= 0.418Pj.E,2 x （乙 + Z2）x .Z2 cos cc. sin oca = 20。E=206b齿宽.m模数最终传动输入轴的计算转矩：丁 =。5仓: G

23、* 一JhqTj 最终传动主动齿轮上的计算转矩 rdg驱动轮轮胎动力半径j 附着系数通常取为0.65Gj 拖拉机的附着重量XXhq拖拉机最终传动的传动的传动效率lm 最终传动的传动比Q5仓勘.65 2仓09.8仓IJ1935 0.546二 786.32A/m4.308 0.96计算齿轮的圆周力:计算齿轮的径向力:FtX圆周力Z输入轴扭矩2x786.3265*4主动齿轮节圆直径fi2圆周力d2从动齿轮节圆直径t2输出轴扭矩 24.2KN2x2306.23280n6.47KNa计算主动齿轮节点处的接触应力S/=0.418Pj.E-2 x (乙 + Z2)b.m.Z.Z? cos cc. sin a

24、代数得024.2 x 103 x 20.6 x IO10 x 2 x (13 + 56)cr. = 0.418 JJ V 0.045 x 0.005 xl3x56xcos 200 x sin 20”1.63 5wb计算从动齿轮节点处的接触应力Sjbj =0.41816.47 x IO3 x 20.6x IO10 x 2x (13 + 56) i 1.32 cr 0.04x0.005xl3x56xcos20 xsin 20L 卬查表机械设计P124表5-6得渗碳19002000Mpa 20CrMnTiXXI2齿根弯曲强度校核（拖拉机设计P67公式2 35）验算国产拖拉机普遍采用渗碳合金刚齿轮，其

25、弯曲应力一般不超过 280300朋7%对于线速度高（动载荷较大）位于轴的悬臂端容易偏载的齿轮， 以及转速高和每一个齿轮在一转中多次参与捏合的齿轮，应采用较小的接触 应力和弯曲应力，bj 20CrMnTi 400850MPaYsa 应力较正系数（考虑了齿根圆脚所引起的应力集中问题）Y齿形系数查表拖拉机设计P68 图248%=2.67Y1Fa2= 2.55L=L65图278齿形系数Y和应力校正系数Y“a）齿形系数Y b）应力校正系数Y”（齿形角a=20顶高系数=径向间隙系数c*=0.25.齿根圆角半径P=0.38m）a齿轮1输入轴主动齿轮齿根 弯曲强度校核一1bmFa 1 sa 124.2 xlO

26、30.045 x 0.005x 2.67 x 1.65 = 474Mpa xxn= 474x2,55x1,7=461 MPa crvi b齿轮2输出轴从动齿轮齿根弯曲强度校核P2b,n216.47xl03x 2.55 xl.7 = 351 MPa 八r 2.67 x 1 .651=357 x= 363Mpei Fcr 1L 卬r 2.67 x 1 .651=357 x= 363Mpei =l. 4h非定位轴肩高度一般取12.5mm,对于轴的长，取决于轴上零件的宽度 以及他们的相对位置，考虑到铸造误差及装配时留有必要的间隙，取齿轮端 面至箱壁间的距离a=15滚动轴承与箱壁s = 5mm,轴承处箱

27、体突缘宽度，应按 箱盖与箱体连接螺栓，尺寸结构要求确定4 .轴和轴上零件的结构，工艺及轴上零件的安装布置等对轴的强度有 很大影响，所以应进行充分考虑，以提高轴承的承载能力，减小轴的尺寸和 机器的重量，降低制造成本，.轴的强度验算先做出轴的受力计算简图(即力学模型)如图所示，取集中载荷作用于 轴的中点，齿轮上作用力的大小最终传动输入轴的计算转矩：T =。-5仓于Gj ?工jJ hqT0.5仓9.65 2仓UCP 9.8仓的.546 0.935一T; = = 78o.327vmJ4.308 0.96计算齿轮的圆周力：l 27；2x786.32-(-叱-F. = L = 24.2KN“4651)垂直

28、平面V内受力：Fq + F2 = Ftix tana = 24.2xlO3 x tan 20 =7863KN41.5& =43酩综合两式可得：FvX = 400IN, FV2 = 3862NMh = Ki x / = 4001 x 41.5 x m=166.04N.”2)水平面H内受力:XXIV41.5% =437 ri 1ri ZFH + FH2 = 24.2 x IO3综合两式得：心 二12314.8N,/2 =11885.2NM 二b x = 12314.8 X 41.5 X 1。-3 = 5 n 06N.M u Ln 1合成弯矩的计算Mb=1W（Mb2）2 = 7（166.04）2+（

29、511.06）2 = 537.36画出弯矩图因单向回转转矩为脉动循环，取。=6则截面b处当量弯矩为Mh =如万 = J（537.36y+（）2 = 715.08N根截面b为危险截面：查表机械设计12-2齿轮的主要力学性能，许用应力及用量，选择45#调质钢 a_ib = 10MPaXXVIAXXN9O ILC- 20|a|a j1 JNizO 99 L SA JlwTno8一Etz一() 一至一1 甲 vjI,LarIA J,A L匚二号Q8,Liz74.5驱动轴的确定与计算:L大齿轮上作用的力:4=16470(N)Fr = Ft tan 20 = 5994.59(N)T = 2306.32N加

30、2 .求轴承的支撑反力: 驱动轴受力分析如图:水平面上的支反力和弯矩图：=几 x 77.5 = 04207V7,145 + 77.5=16470-10420 = 6050?7Ft水平面上弯矩：M x/ = 10420x0.045 = 468.9N机八 468. 9c）垂直面上支反力和弯矩图:XXVII% X174 + % x5L8 = F2 X 129.3连立各式得% x 174+ % x 122.5 = 457%FzFz= 2x103x-x-x9.8 = 6533.3A3 2Fvx = 2347.562 =7077.8FviFviFz画出垂直弯矩图:Mh?=FVxl =2347.5x0.04

31、5 = 105.6Nm U 乙V JLM, =Fvlxl =2347.5x0,122286.4L 1V 1.286. 4Nmd）合成弯矩图：Mb 4（丹）2 +（监2 ）2设力（丹）2+（% 了Mh（M hl）2 + （M h2）2 = J（468.9）2 + （105.6）2=480.6NmMc 4（心）2+（监2）2 = J（286.4）2+（105.6）2 305 24画合成弯矩图：XXVIII480.6Nm因单向回转，视转矩为脉动循环：Mvb 力（监+皿y=J（480.6）2 +（0.6x2306.32）2 x 1497.8M?MVc =7（Mc）2+（7；）2 = J（305.24）

32、2 +（0.6x2306.32）2 /45lo6Nw计算弯矩图：XXIXKey words: Transmission ratio, External, cylindrical gears, spline shafthi截面b为危险截面。查表12-2轴的常用材料，主要力学性能，许用弯曲应力及用途机 械设计P2586_力=70M2a 选材料40Cr调质钢。4.6 键的校核：花键轴抗弯抗扭截面系数计算公式：w =不壮4 +(D-d)(D + d)2 Zb / 32D矩形花键查机械设计手册P256 ( 3. 2. 3)表3-3-16选择花键规则为8x62x68x12计算花键轴抗弯抗扭截面系数W =不

33、4 +(。一 d)(。+ d)2 z可 / 32D= 3,14 x 624+(68 - 62)(68 + 62)2 x 8x12/32x68=25795.9按弯扭合成应力校合成应力校核轴的的强度1 )截面b当量弯矩最大，故截面C可能为危险截面已知M = 1497. 8Nm,查表得 12-2 得.仍=70叱M 1497.8xl03 “小5 = = 50.92 8000 (h)= 9136.6 (h) 8000 (h)寿命满足要求。4.8输出轴锥滚子轴承的校核根据已知直径初选圆锥滚子轴承7214E型轴承和7211E型 查表：15-7圆锥滚子轴承摘自（GB297-84）（1 =5 5 mm Cr =

34、 86.5x 103Nd-=70mm Cr = 125x 103N1）确定计算轴上的外载荷：由驱动轴校核得fhFH2fhFH2= 10420N=6050NFy = 2347.5NF =7077.8Nr2）确定轴承的支承反力:friFH1+Fvi2P10681.2NFR2FH2+ FV22P931L2N%=150634得查表 1I f!%=15。3832%=150634得查表 1I f!%=15。3832熊15.6=3.58Y = 0.4= 1.43Y = 0.4= 1.43e = 1.5xctga = 0.09XXXIg = 3734.7 N2YFS2出 = 3255.7N 2Y3）计算心1，

35、乙） 由于外门气。对轴承2压紧 Al AZJI J /Fa=Fs =3734.7NFAl=FSl+Fa=FAi上=0.349 eFR2X=0. 4 Y=l. 4/p2=l.3P = fp(XFR + YFA)q =13885.6小时%=8953.06小时所以驱动轴圆锥滚子轴承寿命足够。XXXII第五章结论我们的毕业设计结束了，这不仅仅是对我们所学专业知识的一次综合检 验，也是对大学期间所学全部知识的一次全面检验。我所设计的中小型拖拉机是对目前市场上流行的中小型拖拉机的改进 与提高。在设计中我们参照了拖厂的一些拖拉机，在他们的基础上进行设计 改进。在设计中我感到对所学专业知识了解的并不深入，再加

36、上缺少实践经 验，所以在设计中我遇到了不少困难。虽然在郝红周老师的耐心指导和帮助 下，我完成了毕业设计要求的任务，但我的设计当中难免存在这样或那样的 不足之处。本次毕业设计，给了我们一次全面的实践机会。通过设计中对知识的综 合运用，加深了我们对所学知识的理解，也锻炼了我们独立分析，解决问题 的能力。这对于我们今后的学习，工作都有很大的帮助。XXXIII参考文献1彭文生，李志明，黄花梁 主编.机械设计.北京：高等教育出版 社，2002年8月2陈家瑞 主编.汽车构造（上、下）.第2版.北京：机械工业出版社，2006年1月3王望予 主编.汽车设计.北京：机械工业出版社，2005年7月4机械电子工业部

37、洛阳拖拉机研究所主编.拖拉机设计手册（上、下 册）.机械工业出版社，19945张龙 主编.机械设计课程手册.北京：国防工业出版社，2006年56日自动车技术会小林明等 主编.汽车工程手册.北京：机械工业 出版社，1984年4月7王昆 主编.机械设计课程设计.北京：高等教育出版社，2005年12 月8余志生.主编.汽车理论.北京：机械工业出版社，20009徐潮.主编.机械设计手册.北京：机械工业出版社，199110汽车工程手册编辑委员会.主编.汽车简明手册，北京：人民交 通出版社，200111周孔亢.主编.1.5吨级农用运输车的技术分析.拖拉机.1992第一期12林宁.主编.汽车设计.北京：机械

38、工业出版社，199913金国栋.主编.汽车概论.北京.机械工业出版社，200014张洪图.主编.汽车构造（底盘部分）.北京：北京理工大学出版社， 199615吉林工业大学汽车教研室编.汽车设计.北京：机械工业出版社， 199016吉林工业大学拖拉机教研室编.拖拉机构造.机械工业出版社出 版，1974.XXXIV致谢首先感谢学校为我们提供了毕业设计这次难得的锻炼机会，使我们能够 在走出校门参加工作之前对自己大学期间所学的基础知识和专业知识进行了 一次综合的训练，为将来走上工作岗位打好了基础。同时，感谢我们的各位 专业课老师为我们提供了良好的设计环境。学校图书馆和我的指导老师郝红 周老师也为我们提

39、供了许多参考资料。我的指导老师郝红周老师还带领我们 到拖厂观看了实物。在这次为期两个月的毕业设计中，郝红周老师在繁忙的工作之余，对我 们设计的各个阶段，各个方面提出了许多有用的意见和建议，我们表示万分 的感谢，可以说本次毕业设计的顺利完成与郝红周老师的辛勤指导是分不开 的。本次设计还得到了同组同学的大力支持和帮助，在此也向他们表示衷心 的感谢。Powering profitsHow PSA is extracting more performance and profit from a new 2.2-litre engineThe ongoing success of the co-oper

40、ation between PSA Peugeot Citroen and Ford (See Feature, page 38) is further illustrated by the introduction of an all-new 2.2-litre diesel engine for passenger cars. The inline four-cylinder engine was not included in the original framework agreement, signed in 1998. Its development suggests that t

41、he two groups are doing well out of the partnership.The new 2.2-litre diesel engine resulting from the technical alliance between PSA and Ford was designed to meet an ambitious target. It had to offer the driveability of the best 2.5-litre engines on the market as well as better fuel efficiency and

42、emissions levels.xxxvThe engine will be used on a number of platforms for upper mid-rang and executive cars produced by both manufacturers. The engineers also faced the challenge of improving pedestrian protection to meet incoming European legislation and to improve the engines noise characteristics.Because downsizing had proved effective in earlier phases of their co-operation, PSA and Ford opted to keep the new engine small. They set the displacement at 2.2-litres to reduce fuel consumption and carbon dioxide emissions, witho