508 28馬力輪式拖拉機最終傳動及驅(qū)動軸設計（有cad圖+文獻翻譯）
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28馬力輪式拖拉機最終傳動及驅(qū)動軸設計
摘 要
拖拉機是與各種作業(yè)機械配套的自走式動力機械，是農(nóng)業(yè)機械化的主要機械。在農(nóng)業(yè)中，他主要用以牽引和驅(qū)動多種類農(nóng)機具完成各項田間作業(yè)和農(nóng)業(yè)運輸。農(nóng)村經(jīng)濟日新月異鄉(xiāng)鎮(zhèn)企業(yè)蓬勃發(fā)展，城鄉(xiāng)交流不斷擴大，道路運輸量急劇增加，所以運輸車輛出現(xiàn)缺口。近年來，隨著拖拉機走入田間的不斷深入，從作業(yè)種類上由耕，耙，播擴大到收獲，中耕，栽植，噴霧，打捆等多個方面，與農(nóng)機具配套作業(yè)。農(nóng)用拖拉機正適合了其農(nóng)村的這種使用條件：工作環(huán)境比較惡劣，農(nóng)村道路相對復雜，速度不高。在中國現(xiàn)有的生產(chǎn)模式下，廣大農(nóng)民需要的還是中小型拖拉機，國內(nèi)市場對該檔產(chǎn)品的需求量在不斷增長。另外和國外拖拉機生產(chǎn)廠家相比我國生產(chǎn)的拖拉機經(jīng)濟實惠，價格只有國外同類產(chǎn)品的一半甚至更少，因此，中小馬力拖拉機社會銷量和保有量很大，傳動系布置多種多樣。
最終傳動是傳動系的重要組成部分之一，它的功用是進一步增加傳動系的傳動比，從而使拖拉機獲得所需的驅(qū)動力。
我這次設計的是輪式28馬力拖拉機的最終傳動，我采用的是外置外嚙合直齒圓柱齒輪式最終傳動，軸采用了矩形花鍵軸。采用這種最終傳動設計方案，可以達到設計任務要求，并可保證拖拉機在工作中具有足夠的動力輸出。
關鍵詞：傳動比，外嚙合，圓柱齒輪，花鍵軸
DESIGN OF FINAL DRIVE AND DRIVE SHAFT OF 28 HP TRACTOR
ABSTRACT
Tractor with a variety of echanical operations supporting dynamic self-propelled machinery, agricultural mechanization is the main machinery. In agriculture, he mainly 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 years, 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 environment was quite poor, rural roads is relatively complex, speed is not high. In China's 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 China 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 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. guarantee that the tractor will work with sufficient power output.
Key words: Transmission ratio, External, cylindrical gears, spline shaft
目 錄
前言....................................................1
第一章 最終傳動簡介....................................3
§1.1拖拉機最終傳動的功用...............................3
§1.2拖拉機最終傳動的分類...........................3
§1.3拖拉機最終傳動的設計要求..........................3
第二章 設計任務分析...................................4
§2.1設計內(nèi)容..........................................4
§2.2主要技術指標......................................4
§2.3設計要求..........................................4
第三章 最終傳動設計方案的確定.........................5
§3.1設計方案的確定....................................5
§3.2本次設計方案的說明................................5
第四章 最終傳動及驅(qū)動軸的設計計算.....................6
§4.1整車主要參數(shù).......................................6
§4.2外嚙合圓柱齒輪的主要參數(shù)確定......................6
§4.3圓柱齒輪的結(jié)構(gòu)強度計算............................10
§4.4 主動軸的確定與計算...............................15
§4.5驅(qū)動軸確定與計算..................................19
§4.6鍵的校核..................................22
§4.7輸入軸軸承校核............................22
§4.8驅(qū)動軸軸承校核..........................23
第五章 結(jié)論...........................................25參考文獻...............................................26致謝...................................................27外文資料譯文
前 言
本次設計是我們在校期間最后一次設計、學習機會，是對所學知識的一次綜合運用，也是我們在走向工作崗位之前的一次重要實戰(zhàn)演練。通過這次設計，我們進一步對所學知識加以鞏固，進一步提高搜集資料及查閱資料的能力，進一步提高我們的團隊協(xié)作精神?？傊?，這次設計對我們走向工作崗位有著重要的作用。
農(nóng)業(yè)是國民經(jīng)濟的基礎，是國家自立、社會安定的基礎，發(fā)展農(nóng)業(yè)須要得到重視。那么發(fā)展農(nóng)業(yè)就離不開農(nóng)業(yè)現(xiàn)代化的發(fā)展，提高農(nóng)業(yè)機械化水平就成為必要，不斷改進我國的農(nóng)用拖拉機也就成為須要。
而且我國是個農(nóng)業(yè)大國，為了提高農(nóng)民勞動效率，拖拉機是必不可少的?；谖覈乩項l件的復雜情況，既有平原、山地，又有水田、旱地，因此既要滿足平原山地拖拉機作業(yè)的要求又得適應水田旱地拖拉機的作業(yè)內(nèi)容。這就要求我們設計時要全面周到地考慮到農(nóng)業(yè)作業(yè)的復雜條件，而且要不斷更新技術，以適應需要。
在我國農(nóng)業(yè)作業(yè)的情況很復雜：旱地耕耙、水田耕耙、鑿式犁深松、旋耕、移栽、谷物收獲、肥料撒播、裝載、道路運輸、推土、旋轉(zhuǎn)開溝等等。多種作業(yè)環(huán)境就要求拖拉機有較寬的速度范圍（前進檔1.5km/h—25km/h,倒檔5km/h—11km/h），因此對變速器的要求隨之提高了：既要有較寬的速比范圍，又得滿足整車布置的要求。這就需要較多的檔次，以求拖拉機能高效率高質(zhì)量地完成各種作業(yè)。
由于關稅、價格、作業(yè)適應性、用戶購買力等諸多因素的影響，目前國外的中等功率輪式拖拉機產(chǎn)品和技術對國內(nèi)市場尚未構(gòu)成威脅。但與國際市場上的中等功率拖拉機相比，國內(nèi)產(chǎn)品尚有較大差距。如現(xiàn)代造型、可靠性、耐久性、可維護性等方面都有較大差距。
中等功率輪式拖拉機在穩(wěn)住國內(nèi)市場的同時，應積極開拓中等發(fā)達國家和發(fā)展中國家的市場。同時應通過引進、合作、嫁接國際先進技術，提高產(chǎn)品的檔次，向滿足發(fā)達國家市場需求過渡。
國內(nèi)小型拖拉機的市場競爭日趨激烈，從已往單純的價格占趨向在管理、價格、質(zhì)量、售后服務、結(jié)構(gòu)性能等全方位的競爭。在競爭中，行業(yè)的集中度將進一步提高。由于小型拖拉機的技術含量低，私營企業(yè)的發(fā)展勢頭很猛。
一拖公司正在積極研究調(diào)整策略，準備在保證國內(nèi)市場中的領先地位的同時，穩(wěn)住非洲、東歐、東南亞的國際市場，積極深入國際市場進行調(diào)研，選擇合適的地方建立組裝廠、裝配中心。
我設計的最終傳動，就是適應民族工業(yè)的發(fā)展和需要。由于我缺少工作經(jīng)驗并且對拖拉機最終傳動了解的不夠透徹，難免在設計中出現(xiàn)一些錯誤，希望各位老師多加指正。
第一章 最終傳動簡介
§1.1拖拉機最終傳動的功用
拖拉機最終傳動的功用是進一步增加傳動系的傳動比，從而使拖拉機驅(qū)動輪獲得所需的驅(qū)動力，履帶拖拉機和某些輪式拖拉機的最終傳動還用來提高后橋的離地間隙。
§1.2拖拉機最終傳動的分類
最終傳動按其傳動形式分為：
1．外嚙合圓柱齒輪最終傳動。
2．內(nèi)嚙合圓柱齒輪最終傳動。
3．行星齒輪最終傳動。
§1.3拖拉機最終傳動的設計要求
根據(jù)拖拉機最終傳動必須具備的各項功能和使用的實際情況，對最終傳動的設計應有以下的要求：
1.要有適當?shù)膫鲃颖取?
2.保證后橋處有足夠的離地間隙。
3.齒輪要具有較高的支承剛度，以保證在全齒寬上較好的嚙合。
4.靠近驅(qū)動輪布置的最終傳動尤其要有可靠的密封。
第二章 設計任務分析
§2.1設計內(nèi)容
近年來隨著拖拉機走入農(nóng)田的不斷深入，國內(nèi)市場對該檔產(chǎn)品的需求也在不斷增長，中小馬力拖拉機社會銷量和保有量很大，傳動系布置多種多樣。本課題旨分吸收成熟產(chǎn)品的優(yōu)點基礎上優(yōu)化設計出拖拉機的最終傳動與驅(qū)動軸總成。
§2.2主要技術指標
基本參數(shù)：發(fā)動機28馬力，行駛速度1.5~30km/h，6-8個前進檔位輪胎型號：9.5-24。
每位同學需完成總和不少于3張零號圖紙的結(jié)構(gòu)設計圖，裝配圖和零件圖，其中應包含用計算機繪制的有中等難度的1號圖紙一張以上。
按要求，格式獨立撰寫不少于12000字的設計說明書，全部用計算機打（編排要求到河南科技大學網(wǎng)站查：畢業(yè)設計說明書（論文）的格式及規(guī)定），查閱與課題相關的文獻資料15篇以上，應有中英文摘要，獨立完成10000字以上印刷符號的外文翻譯。
§2.3設計要求
1． 要有適當?shù)膫鲃颖取?
2． 保證后橋處有足夠的離地間隙。
3． 齒輪要具有較高的支承剛度，以保證在全齒寬上較好的嚙合。
4． 靠近驅(qū)動輪布置的最終傳動尤其要有可靠的密封。
5． 工作可靠性高。
第三章最終傳動設計方案的確定
§3.1設計方案的確定
對最終傳動的基本要求是：1.要有適當?shù)膫鲃颖龋?.保證拖拉機后橋處有足夠的離地間隙；3.最終傳動直齒圓柱齒輪要有較高的支承剛度，以保證在全齒寬上較好的嚙合； 4.保證最終傳動有可靠的密封。最終傳動在拖拉機上的布置如下圖（a）示
本次畢業(yè)設計是針對輪式拖拉機的最終傳動，根據(jù)其傳動形式采用外置式外嚙合圓柱齒輪最終傳動。
§3.2本次設計方案的說明
最終傳動按其傳動形式分為：
外嚙合圓柱齒輪最終傳動；內(nèi)嚙合圓柱齒輪最終傳動；行星齒輪最終傳動三類。而外嚙合圓柱齒輪最終傳動按其結(jié)構(gòu)布置又可分為外置式和內(nèi)置式兩種。綜合這幾種最終傳動的優(yōu)缺點，我采用外置式外嚙合圓柱齒輪最終傳動的原因如下：
1.外置式外嚙合圓柱齒輪最終傳動與其他幾種最終傳動相比較，有以下優(yōu)點：
（1）外置式外嚙合圓柱齒輪最終傳動的左，右最終傳動各自安裝在靠近驅(qū)動輪的單獨殼體內(nèi)，使最終傳動成為一個獨立部件，便于拆裝和維修。
（2）這種結(jié)構(gòu)的主，從動齒輪在殼體內(nèi)的支承簡支梁式，對提高支承剛度有利。
（3）易于得到較高的農(nóng)藝離地間隙。
（4）結(jié)構(gòu)簡單，傳動比較小，工作穩(wěn)定可靠。
綜上所述所以我采用外置式外嚙合圓柱齒輪最終傳動。
第四章最終傳動及驅(qū)動軸的設計計算
§4.1整車主要參數(shù)：
1． 整車裝備質(zhì)量： 2000Kg
2． 發(fā)動機馬力： 28馬力
3． 行駛速度范圍： 1.5-30km/h
4． 輪胎型號： 9.5-24輪胎
§4.2外嚙合圓柱齒輪的主要參數(shù)確定：
外嚙合圓柱齒輪最終傳動由于嚙合線速度不高可采用圓柱齒輪，主要參數(shù)包括總傳動比im(取決于傳動系總傳動比的分配)，中心距a和齒輪模數(shù)m等。
中心距a′可根據(jù)經(jīng)驗公式
——————《拖拉機設計手冊》P1176式（6.7-1）
Tj —— 從動齒輪的計算轉(zhuǎn)矩(N.m)
Ka —— 中心距系數(shù)，
中心距系數(shù)Ka一般選擇Ka= 12—15,在傳動比im小時，取較小值。對履帶拖拉機Ka取大值。
因為給定拖拉機為28馬力，所以拖拉機實際功率為
P=28馬力×0.735=20.58KW
發(fā)動機轉(zhuǎn)速：N=2000r/min
轉(zhuǎn)矩：
輪胎型號參數(shù)：9.5-24英寸 （1英寸=25.4mm）
輪胎半徑（充氣半徑）為：
在設計新拖拉機傳動系時，如果無可皆鑒的載荷譜，又無充分的設計經(jīng)驗時，我們估算出傳動系的名義計算載荷Tj再乘以使用系數(shù)Ka，名義計算載荷可按下面兩種方法計算取其中的較小者。
1.按發(fā)動機的標定轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)換到被計算零件(取轉(zhuǎn)矩的一半)。
拖拉機的總傳動比是根據(jù)拖拉機的工作速度和發(fā)動機的標定轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速來確定的。
————《拖拉機設計手冊》P983（6.1-1）
取Ka=13
————《拖拉機設計手冊》P988（6.1-10）
（按經(jīng)過四對齒輪和兩對軸承計算 ）
圓柱齒輪的傳動效率為0.96—0.98
滾動軸承的傳動效率為0.95—0.98
Teb——發(fā)動機標定轉(zhuǎn)矩
2. 按驅(qū)動輪附著轉(zhuǎn)矩計算輸出軸的計算轉(zhuǎn)矩。
————《拖拉機設計手冊》P988（6.1-11）
n——驅(qū)動輪胎數(shù)（對于最終傳動且在中央傳動之后n=1）
Q——驅(qū)動輪在胎內(nèi)壓力為100KPa時的乘載能力(可按拖拉機重量來計算)
Rd——驅(qū)動輪動力半徑
Rd=0.935R
拖拉機后輪的承載力為:
按整機重2t，后輪分配三分之二車重，計算輸出軸的計算轉(zhuǎn)矩代數(shù)得
求得中心距為:
由于最終傳動的傳動比較大，齒輪和軸受載嚴重，但徑向尺寸受到輪惘尺寸和離地間隙的限制而不能太大，為了在結(jié)構(gòu)緊湊的情況下，保證最終傳動齒輪有足夠的強度，外嚙和圓柱齒輪的最終傳動常采用較大的齒寬b和較少的齒數(shù)Z1。通常情況下在選擇主動齒輪的齒數(shù)時一般選取12-15，齒寬b和模數(shù)m之比一般為8-10，參照各款拖拉機的模數(shù)的選取，并估算中心句距。
最終傳動兩齒輪齒數(shù)和為69
Z1=13為主動齒輪，Z2=56為從動齒輪，實際傳動比:i=56/13=4.308
齒寬的選取是為了保證大齒輪的齒寬能全部參加嚙合以及提高小齒輪的彎曲承載能力小齒輪的齒寬一般應大于大齒輪的齒寬，選擇齒寬不宜過大，否則在支撐剛度不足的情況下往往造成齒輪因局部偏載而出現(xiàn)過早損壞的現(xiàn)象，所以齒輪的支撐剛度對齒輪的壽命影響極大。
m=5,b=（8-10m 選取b1=45， b2=40
§4.3圓柱齒輪的結(jié)構(gòu)強度計算：
1．圓柱齒輪各參數(shù)的計算:
因為拖拉機最終傳動工作載荷大固圓柱齒輪要進行變位,這樣可以改善嚙合條件，提高齒輪強度，避免根切和干涉.
變位系數(shù)：
分度圓直徑：
標準中心距：
中心距變動系數(shù)：
齒頂高變動系數(shù):
尺頂高，齒跟高:
主動齒輪:
從動齒輪:
尺頂圓直徑，尺根圓直徑:
主動齒輪:
從動齒輪:
2.齒輪傳動系的計算載荷
在載荷的長期，多次作用下傳動系的齒輪，軸，軸承等零件出現(xiàn)疲勞損壞，疲勞損壞是是傳動零件的主要破壞形式，因此傳動零件的強度計算是以考慮疲勞損壞的耐久性計算為主，另外在特殊情況下（如在拖拉機起步驅(qū)動輪遭遇到突加阻力等），傳動零件可能受到很大的尖峰載荷，使零件的應力超過材料的強度極限而損壞。但這種損壞并不常見。
在耐久性計算中根據(jù)拖拉機發(fā)動機經(jīng)常處于滿載工況的特點，以發(fā)動機標定轉(zhuǎn)矩Men作為發(fā)動機傳遞給傳動系的扭矩。各軸上零件的計算轉(zhuǎn)矩Mj，等于Men乘以曲軸到該軸的傳動比，以及期間的傳動效率。在傳動比較大的排擋時就應該按地面的附著能力來確定計算扭矩。計算時將兩種計算扭矩同時算出，選取較小的數(shù)值作為計算扭矩。
查表2-1傳動系各軸的計算扭矩Mj
轉(zhuǎn)向離合器軸（差速器半軸）
齒輪的強度應計算齒輪表面接觸強度和齒輪的彎曲強度，
設計時為了初步估計齒輪強度以便進行結(jié)構(gòu)設計，先作粗略計算
齒輪的計算載荷圓周力Pj用下式求得：
————主動齒輪上的計算扭矩
————主動齒輪的節(jié)圓半徑
1》計算接觸強度一般只計算節(jié)點處的接觸應力
=
E=206
b——齒寬.
m——模數(shù)最終傳動輸入軸的計算轉(zhuǎn)矩：
——最終傳動主動齒輪上的計算轉(zhuǎn)矩
——驅(qū)動輪輪胎動力半徑
—— 附著系數(shù)通常取為0.65
——拖拉機的附著重量
——拖拉機最終傳動的傳動的傳動效率
——最終傳動的傳動比
計算齒輪的圓周力：
計算齒輪的徑向力：
——圓周力
——輸入軸扭矩
———— 主動齒輪節(jié)圓直徑
————圓周力
————從動齒輪節(jié)圓直徑
————輸出軸扭矩
a計算主動齒輪節(jié)點處的接觸應力
代數(shù)得
b計算從動齒輪節(jié)點處的接觸應力
查表機械設計P124表5-6得滲碳1900~2000Mpa 20CrMnTi
2》齒根彎曲強度校核（拖拉機設計P67公式2－35）
驗算國產(chǎn)拖拉機普遍采用滲碳合金剛齒輪，其彎曲應力一般不超過280~~300對于線速度高（動載荷較大）位于軸的懸臂端容易偏載的齒輪，以及轉(zhuǎn)速高和每一個齒輪在一轉(zhuǎn)中多次參與捏合的齒輪，應采用較小的接觸應力和彎曲應力，
20CrMnTi 400~850MPa
——應力較正系數(shù)（考慮了齒根圓腳所引起的應力集中問題）
——齒形系數(shù)
查表拖拉機設計P68 圖2--48
a齒輪1輸入軸主動齒輪齒根彎曲強度校核
b齒輪2輸出軸從動齒輪齒根彎曲強度校核
由于 20CrMnTi 400~850Mpa所以齒輪強度足夠
§4.4 主動軸的確定與計算：
1.輸入軸校核：
軸的強度和剛度校核按彎矩，轉(zhuǎn)矩合成強度計算，針對軸的危險截面（既計算彎矩大或有應力集中或截面直徑相對較小的截面）按轉(zhuǎn)矩彎矩的合成強度進行校核計算，對于實心軸其強度條件為：
公式——
式中： W——軸的抗彎截面系數(shù)P292
其中
稱為計算彎矩
軸的材料的選擇
最終轉(zhuǎn)動的軸并無特殊要求，選用45#調(diào)質(zhì)剛
2．軸的結(jié)構(gòu)設計，
軸必須有足夠的強度和剛度，軸的剛度不足齒輪和軸承的壽命降低，最終傳動軸的尺寸往往受限于軸的剛度.
3．軸上零件的定位，齒輪的一端靠軸肩定位，另一端靠套筒定位拆裝傳力均較方便；兩端軸承常用同一尺寸，以便于加工，安裝維修；為便于拆裝軸承，軸承處軸肩不宜太高，定位軸肩高度一般取軸肩高度h=（0.07~0.1）d,軸環(huán)寬度b>=1.4h
非定位軸肩高度一般取1~2.5mm，對于軸的長，取決于軸上零件的寬度以及他們的相對位置，考慮到鑄造誤差及裝配時留有必要的間隙，取齒輪端面至箱壁間的距離a=15滾動軸承與箱壁s=5mm，軸承處箱體突緣寬度，應按箱蓋與箱體連接螺栓，尺寸結(jié)構(gòu)要求確定
4．軸和軸上零件的結(jié)構(gòu)，工藝及軸上零件的安裝布置等對軸的強度有很大影響，所以應進行充分考慮，以提高軸承的承載能力，減小軸的尺寸和機器的重量，降低制造成本，
5．軸的強度驗算
先做出軸的受力計算簡圖（即力學模型）如圖所示，取集中載荷作用于軸的中點，
齒輪上作用力的大小
最終傳動輸入軸的計算轉(zhuǎn)矩：
計算齒輪的圓周力：
1）垂直平面V內(nèi)受力：
2）水平面H內(nèi)受力：
合成彎矩的計算
畫出彎矩圖
因單向回轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，取則截面b處當量彎矩為
截面b為危險截面：查表《機械設計》12---2齒輪的主要力學性能，許用應力及用量，選擇45#調(diào)質(zhì)鋼
§4.5驅(qū)動軸的確定與計算：
1.大齒輪上作用的力:
2.求軸承的支撐反力：
驅(qū)動軸受力分析如圖:
水平面上的支反力和彎矩圖：
水平面上彎矩:
F
F
468.9
c)垂直面上支反力和彎矩圖：
連立各式得
畫出垂直彎矩圖：
105.6
286.4
d)合成彎矩圖：
畫合成彎矩圖：
因單向回轉(zhuǎn)，視轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán):
計算彎矩圖：
截面b為危險截面。
查表12-2軸的常用材料，主要力學性能，許用彎曲應力及用途《機械設計》P258
選材料 40Cr調(diào)質(zhì)鋼。
§4.6鍵的校核：
花鍵軸抗彎抗扭截面系數(shù)計算公式：
矩形花鍵查《機械設計手冊》P256（3.2.3）表3-3-16
選擇花鍵規(guī)則為8626812
計算花鍵軸抗彎抗扭截面系數(shù)
按彎扭合成應力校合成應力校核軸的的強度
1）截面b當量彎矩最大，故截面c 可能為危險截面已知=1497.8Nm，查表得12-2得
所以此鍵合格。
§4.7 輸入軸角接觸球軸承
根據(jù)已知直徑初選角接觸球軸承7208C型軸承和角接觸球軸承7307C（查表5-1-51得）1=28.6 KN 2=34.2 KN
1）計算兩軸承當量動載荷、
軸承、均不承受軸向載荷只承受徑向載荷，工作中有中等沖擊：
由表5-1-19取=1.3代人得：
和由軸的校驗是得知=12948N，=12496N
N
2）計算軸承壽命
（h）>8000（h）
（h）>8000（h）
壽命滿足要求。
§4.8 輸出軸圓錐滾子軸承的校核
根據(jù)已知直徑初選圓錐滾子軸承7214E型軸承和7211E型 查表：15-7 圓錐滾子軸承摘自（GB297-84）
=55mm =86.5xN
=70mm =125xN
1）確定計算軸上的外載荷：由驅(qū)動軸校核得
2）確定軸承的支承反力：
得查表
N
N
3）計算 對軸承2壓緊
X=1 Y=0
X=0.4 Y=1.4
所以驅(qū)動軸圓錐滾子軸承壽命足夠。
第五章 結(jié)論
我們的畢業(yè)設計結(jié)束了，這不僅僅是對我們所學專業(yè)知識的一次綜合檢驗，也是對大學期間所學全部知識的一次全面檢驗。
我所設計的中小型拖拉機是對目前市場上流行的中小型拖拉機的改進與提高。在設計中我們參照了拖廠的一些拖拉機，在他們的基礎上進行設計改進。在設計中我感到對所學專業(yè)知識了解的并不深入，再加上缺少實踐經(jīng)驗，所以在設計中我遇到了不少困難。雖然在郝紅周老師的耐心指導和幫助下，我完成了畢業(yè)設計要求的任務，但我的設計當中難免存在這樣或那樣的不足之處。
本次畢業(yè)設計，給了我們一次全面的實踐機會。通過設計中對知識的綜合運用，加深了我們對所學知識的理解，也鍛煉了我們獨立分析，解決問題的能力。這對于我們今后的學習，工作都有很大的幫助。
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致謝
首先感謝學校為我們提供了畢業(yè)設計這次難得的鍛煉機會，使我們能夠在走出校門參加工作之前對自己大學期間所學的基礎知識和專業(yè)知識進行了一次綜合的訓練，為將來走上工作崗位打好了基礎。同時，感謝我們的各位專業(yè)課老師為我們提供了良好的設計環(huán)境。學校圖書館和我的指導老師郝紅周老師也為我們提供了許多參考資料。我的指導老師郝紅周老師還帶領我們到拖廠觀看了實物。
在這次為期兩個月的畢業(yè)設計中，郝紅周老師在繁忙的工作之余，對我們設計的各個階段，各個方面提出了許多有用的意見和建議，我們表示萬分的感謝，可以說本次畢業(yè)設計的順利完成與郝紅周老師的辛勤指導是分不開的。本次設計還得到了同組同學的大力支持和幫助，在此也向他們表示衷心的感謝。
Powering profits
How PSA is extracting more performance and profit from a new 2.2-litre engine
The ongoing success of the co-operation 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 the 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 emissions levels.
The 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 engine’s 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, without sacrificing any of its performance features.
The engine takes some interesting approaches in its design . Its “extreme conventional combustion system” (ECCS) features a combustion chamber design that reduces emissions by 30 percent while improving performance and noise.
The combustion chamber has a large diameter and low compression ratio, which produces a more uniform air/fuel mix. The size of the combustion chamber limits the amount of fuel in contact with the walls. This makes combustion more efficient.
The pistons’ geometry had to be altered to create a 25 percent larger diameter combustion chamber compared with the previous engine generation. To withstand the extra stress and heat, the pistons had to be aluminium. The metal has very high mechanical and thermal properties.
The special geometry also significantly reduced swirl in the combustion chamber, thereby reducing heat loss to the walls and improving the engine’s efficiency. As a result, fuel efficiency under all driving conditions improved by 2 percent compared to the previous generation.
Remarkably, the new ECCS system did not require any changes in the production tooling for PSA’s DW family of engines. Parts are common to the other engines produced in this plant.
The engine’s common rail is a third-generation Bosch system that operates at a pressure of 1800 bar. The system uses piezoelectric injectors with seven 135 nozzles. These can make up to six injections per cycle, make fuel dosing more precise. This in turn enhances management of the introduction rate, the ratio of the amount of diesel injected to the injection spray is finer, which reduces emissions, since the air/diesel mix is more uniform.
All the cars powered by the new engine will be equipped with maintenances-based filter technology, while Ford will use a catalyst-based filter.
To enhance drive ability, particularly the torque delivered at low revs, turbos were essential. PSA engineers developed two turbo charging systems for different versions of the engine in partnership with turbo firm Honeywell.
The more powerful 125KW version uses a parallel sequential dual turbo. This reaches a peak torque of 400Nm at just 1750rpm. Using a small, low-inertia turbo makes the same size kicks in at 2700rpm. Both turbos are controlled by the engine management system.
A second version, which can produce between 115 and 125 KW, uses a single variable geometry turbo. This reaches 400Nm at 2000rpm and will be used for applications that do not require the bi-turbo boost at low engine speed. Electrical control enables precise, fast management of the turbo’s variable geometry to optimize boost pressure across the entire operating range.
Despite the extra kit on the engine, the overall engine height is 40mm less than its predecessor. Its compact size will allow it to be used in a greater number of vehicles by the manufacturers. It also makes the engine less likely to injure a pedestrian in the event of an accident. Performance, rather than pedestrian safety was the main priority, however. The reduction an size is the result of extensive re-engineering work on the engine’s top end.
The cylinder head has a single cooling flow, which also reduces heat loss, and is made from an aluminum-copper alloy. The properties of the material give better thermo-mechanical performance. The uniform water system cools the cylinder head precisely, reducing the amount of water used and simplifying the process.
A double-wall crankcase was developed for the project to reduce the noise radiated from the engine by three decibels; significant in terms of customer perception, says PSA. A fast response throttle intake system is actuated when engine is shut-off to avoid any vibration when the driver stops the car. And two counter-rotating balance shafts keep vibration on the inline unit to a minimum.
The engine will be manufactured at PSA’s tremery plant in France, the world’s largest diesel factory. In 2005, its 4637 engineers and production workers produced 1.2 million units.
The facility uses batch production to avoid assembly errors caused by changing from one model to another. The batches are very large with several hundred identical engines following each other on the line.
The 2.2-litre unit will be subject to the same “red card” sysem as others at the plant. Engines are checked after each assembly station. If a defect is spotted, the complete engine is scrapped. No reworking can be performed on the line, so that high quality is built into every engine from the outset. It sounds costly, but PSA’s research has shown that the reduction in warranty costs greatly outweighs any additional production costs.
The overall investment for designing and producing the new engine is EUR 212m (RMB 2.1bn). research and development costs came to EUR 127m (RMB 1.3bn). By using existing tooling with only specific technical improvements, production investment was limited to just EUR 85m (RMB 850m).
More than 300 people will be assigned to production of the engine. Built on the same line as PSA’s 2.0-litre engine, the use of existing tooling and processes meant that it took just 3300 hours of training for the operators to adapt their skills to the changes in their workstations.
PSA has reserved a capacity of 200000 2.2-litre units a year on the line. Considering that the current 2.2-litre engine is only produced at levels of 70000 a year, the French carmaker’s confidence in its latest creation must be high.
改進動力系統(tǒng)帶來利潤
標志雪鐵龍集團如何從一種新型2.2升發(fā)動機獲取更多性能及利潤
轎車全新式2.2升柴油機的問世進一步闡明了標志雪鐵龍集團與福特公司之間合作的成功（參閱特別報道，第38頁）。直列四缸動機不包括在1998年簽署的原始框架協(xié)議之內(nèi)，它的開發(fā)表明雙方合作關系良好。
源于標志雪鐵龍集團與福特公司技術合作的新型2.2升柴油機為實現(xiàn)宏偉目標而設計。它必須具有市面上2.5升最佳發(fā)動機的驅(qū)動性能，同時還具有較好的燃料效率及排放標準。
該發(fā)動機將用于雙方制造商的中高級汽車等多種平臺。工程師也面臨著提高行人保護措施，從而符合即將來臨的歐洲立法及改善發(fā)動機噪聲性能的難題。
由于其早期合作證明規(guī)模縮小十分有效，標志雪鐵龍集團與公司決定仍將新型發(fā)動機設計為小型發(fā)動機。他們在不損失其任何性能特點的基礎上，將2.2升排量的發(fā)動機設計為可減少燃料消耗及二氧化碳排放物的形式。
該發(fā)動機在其設計過程中采用了一些有趣的方案。它的“極其傳統(tǒng)的燃燒系統(tǒng)（ECCS）”具有一個燃燒室結(jié)構(gòu)，該結(jié)構(gòu)能夠在改善其性能及噪聲的基礎上減少30%的排放物。
該燃燒室較大的直徑及較低壓縮比，這能夠生成更加均勻的空氣與燃料混合物。燃燒室的尺寸能夠限制與內(nèi)壁接觸的燃料數(shù)量。這能夠使燃料更加有效。
與先前發(fā)動機類別相比，活塞的幾何結(jié)構(gòu)不得不改動以形成一個直徑比原來大25%的燃燒室。為承受額外應力及熱量，活塞必須采用鋁制結(jié)構(gòu)。因為它具有非常高的機械及熱性能。
這一特殊的幾何結(jié)構(gòu)也大大降低燃燒室中的渦流，從而減少了內(nèi)壁熱損失并改善了發(fā)動機效率。因此，與上一代發(fā)動機相比，所有驅(qū)動下的燃料效率提高了2%。
最顯著的特點是新型ECCS系統(tǒng)無須改變標志雪鐵龍集團DW系列發(fā)動機的生產(chǎn)工裝。其零件與在該工廠生產(chǎn)的其他發(fā)動機相同。
該發(fā)動機的共軌采用了第三代博世系統(tǒng)，這一系統(tǒng)可在1800巴壓力下運行。該系統(tǒng)采用了壓電噴油嘴及七個135微米的噴嘴。這些裝置每個循環(huán)可形成六次噴射，能夠保證燃料噴射量更加精確。這也同時提高了對引入率的控制或柴油噴射量與噴射時間的比率。噴射射流較細有利于減少排放物，因為空氣與柴油混合物更均勻。
所有由這種新型發(fā)動機驅(qū)動的汽車都將配備無須維護的柴油顆粒過濾器。標志雪鐵龍集團將采用一種基于添加劑的過濾器技術，而福特公司將采用一種基于催化劑的過濾器。
為了提高驅(qū)動性能，特別是提高低轉(zhuǎn)速時的扭矩，渦輪是必須的裝置。標志雪鐵龍集團的工程師與霍尼韋爾渦輪公司合作，針對不同版本的發(fā)動機開發(fā)了兩種渦輪增壓系統(tǒng)。
功率較強的125KW版本的發(fā)動機采用了一個平行連續(xù)復式渦輪。這使發(fā)動機僅在1750轉(zhuǎn)時就可達到400Nm的峰值扭距。采用一種小型，低慣性的渦輪使發(fā)動機即使在較低轉(zhuǎn)速時也可響應。因為它太小以至于無法覆蓋發(fā)動機整個工
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