3噸柴油動力貨車,柴油,動力,貨車 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 第一章 前言 人們從事生產活動離不開汽車。在日常生活中，汽車特別是轎車是經常使用的交通工具。汽車工業(yè)出現(xiàn)的高科技多數(shù)在轎車上首先得到了應用。目前，轎車的產量、保有量占汽車總產量和保有量的絕對多數(shù)。微型客車的作用更貼近我們的生活，為我們的家庭生活和工作帶來了方便和舒適性。 現(xiàn)在人們對汽車提出越來越多的要求，尤其是對汽車安全性提出更高的要求，達到乘坐汽車有安全感、愉快感，汽車發(fā)生碰撞事故是能夠妥善地保護成員；對汽車提出居住性的要求，不僅坐在汽車里舒適，而且能與外面的世界進行信息交流。 當然，這些大都與汽車內部的傳動系中的變速器的工作性能有關： 變速箱的功用及要求 1，功用：改變傳動比，擴大驅動輪轉矩和車速的變化范圍，以適應經常變化的行駛條件，同時使發(fā)動機在有力的高效的工況下工作。 （1） 發(fā)動機旋轉方向不變的前提下，使汽車實現(xiàn)倒退行駛。 （2） 利用空擋，中斷動力傳遞以使發(fā)動機能夠起動、怠速便于變速器換檔或進行動力輸出。 2，分類：按傳動比變化方式、汽車變速器可分為有級變速器和無級變速器以及綜合式三種。 變速器的基本要求： A.保證汽車的動力性和經濟性。 B.設置空擋，用來切斷發(fā)動機的動力輸出即發(fā)動機向驅動輪的傳遞。 C.設置倒擋，使汽車可以倒退行駛。 D.設置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出。 E.換擋迅速、省力、方便快捷。 F.工作可靠，汽車行駛過程中，變速器不得有跳擋、亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象。 G.變速器應該有高的工作效率。 H.變速器的工作噪聲低，工作平穩(wěn)。 3，主要結構形式 變速箱的結構類型是在適應不同作業(yè)機械的設計要求過程中產生與形成的。例如不同類型的作業(yè)機械所從事的作業(yè)不同，因而對變速箱進退的排擋數(shù)以及變速范圍的要求也不同，從而變速箱的結構不同。又如各種作業(yè)機械的變速箱，在作業(yè)中換擋操縱的頻繁的程度也不一樣，對作業(yè)中換擋操縱頻率的變速箱，尤應考慮操縱輕便的問題，從而伴隨著換擋操縱方式的不同，也就出現(xiàn)了不同結構類型的變速箱。 通常變速箱分為切斷動力換擋的機械式變速箱和不切斷動力換擋的動力換擋變速箱兩大類沒，前者主要用于裝有主離合器的機械傳動系中，后者主要用于裝有變矩器的液力機械傳動系中。 從結構上變速器傳動結構有兩種分類方法。根據(jù)前進擋數(shù)不同，有三、四、五和多擋變速器。根據(jù)軸的不同形式分為固定式和旋轉式兩種。固定式又分為兩軸式、中間軸式和雙中間軸式和多中間軸式變速器。固定軸式應用廣泛，其中兩軸式變速器多用于發(fā)動機后置后輪驅動的汽車上，旋轉軸式主要用于液力機械變速器。與中間軸式變速器比較，兩軸式變速器有結構簡單、輪廓尺寸小、布置方便、中間傳動效率高和噪聲低等優(yōu)點。因為兩軸式不能布置直接擋，所以在高檔工作時次論和軸承均載，不僅工作噪聲增大且容易損壞。此外，受結構限制，兩軸式變速器的一擋速比不可能設計很大。 在這次設計中所遇到的主要問題是：變速器的結構選擇，各擋傳動比的確定、齒輪參數(shù)的確定、所用軸和齒輪的強度及軸承的校核。 第二章 變速器的結構設計 §2.1變速器由傳動機構與操縱機構組成 有級變速器與無級變速器相比，其結構簡單、造價低廉，具有較高的傳動效率（η=0.96~0.98），因此在各種類型的汽車上均勻得到了廣泛的應用。 通常，有級變速器具有3個、4個、5個前進擋；重型汽車和重型越野車則采用多擋變速器，其前進擋變速器，其前進擋位數(shù)多達到6~16個甚至到20個。 變速器擋位熟的增多可提高發(fā)動機的功率、汽車的燃料經濟性及平均車速，從而提高汽車的運輸效率，降低運輸成本。但擋位增加也會增加變速器的尺寸和質量，使其結構復雜，制造成本高，操縱也復雜。當采用手動的機械式操縱機構時，要實現(xiàn)迅速換擋。對于多于5擋的變速器來說是困難的。因此，直接操縱變速器的擋位數(shù)上限是5擋。多于5個前進擋的變速器將使得操縱機構復雜化，或者需要加裝具有獨立操縱機構的副變速器，后者僅用于一定的行駛工況。 近年來為了降低油耗變速器的擋數(shù)有增加的趨勢。目前，轎車的擋數(shù)一般在4~5之間，級別高的轎車變速器多用5個擋，貨車變速器采用4~5個擋或者多擋。裝載質量在2~2.5t的貨車采用5擋變速器，裝載質量在4~8t的貨車采用6擋變速器。多擋變速器多用于重型貨車和越野汽車以及有特殊功用的專業(yè)用車等。 副變速器用于空、滿載的質量變化大、使用條件復雜、加之柴油機轉矩變化平穩(wěn)、適應性差而需要擴大傳動比范圍、增多擋位數(shù)以適應在各種使用條件下的動力性和經濟性要求的重型車。為不使變速器的結構過于復雜和便于系列化，多以4擋或5擋的變速器與2或3、4擋的副變速器組合，后者可裝在變速器之前或后或前后。前置副變速器多由兩對齒輪或行星輪機構組成，傳動比較大，后置可減少變速器的尺寸及負荷其為常用型。前后均置的方案可以得到更多的擋位。主、副變速箱多聯(lián)成一個單獨的總成以便于拆裝。主、副變速器可以分段或者交替地換擋，前者使兩種傳動比分段銜接；后者交替插入；也有降分段式與插入式結合成綜合式得到傳動比搭配。 有級變速器的傳動效率與所選取的變速器的傳動方案有關，包括傳動動力的齒輪副數(shù)目、轉速、傳遞的功率、潤滑系統(tǒng)的有效性、齒輪及軸以及殼體等零件的制造精度、剛度等問題。兩軸式和三軸式的變速器得到了廣泛的應用。 考慮到輕形貨車的使用條件和要求，則此本次設計所選取的變速器結構方案為：采用中間軸式，4+1擋，無超速擋的變速方案。 第三章 變速器的主要參數(shù)的選擇 §3.1擋數(shù)： 由任務書規(guī)定，本次設計的變速器擋數(shù)為4+1，無超速擋。 §3.2傳動比 §3.2.1傳動比范圍 變速器的傳動比范圍是指變速器最低擋傳動比與最高擋傳動比的比值。傳動比范圍的確定于選定的發(fā)動機參數(shù)、汽車的，最高車速和使用條件（如要求的汽車爬坡能力）等因素有關。 本次設計選用發(fā)動機的參數(shù)如表3-1： 表3-1 發(fā)動機參數(shù) 型號 CY4D43T 形式 廢氣渦輪增壓 汽缸數(shù)-缸數(shù)×行程 4-112×110 工作容積 4.334 額定功率/轉速 88/3200 最大轉矩/轉速 340/1600-1800 怠速穩(wěn)定轉速 ≤750 工作順序 1-3-4-2 整車選用輪胎的參數(shù)如表3-2： 表3-2 輪胎參數(shù) 規(guī)格 8.25-16 標準輪輞 6.50G 允許使用輪輞 6.00G 斷面寬度 200mm 外直徑 860mm 內胎雙層厚度 ≥3.5mm 墊帶最小展平寬度 180mm 墊帶中部厚度 ≥4.0mm 墊帶邊緣厚度 ≤1.5mm 氣門嘴型號 TZ-78 在一般情況下==, 靜力半徑可用下列公式估算 （3-1） d:輪輞直徑； b：輪胎斷面寬度； λ：輪胎變形系數(shù)。 對于載貨汽車和客車而言λ=0.10~0.12，取λ=0.11 d=16×25.4mm=406.4mm，b=240mm， =0.0254[16/2+8.25×(1-0.11)]=38.97cm≈39cm≈r 選擇最低擋傳動比時，應根據(jù)汽車的最大爬坡度，驅動車輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅動車輪的滾動半徑等綜合考慮。 汽車爬坡時候，車速不高，空氣阻力可以忽略，則最大驅動力用于克服輪胎 與路面的滾動阻力和爬坡阻力。因此有 （3-2） 由此可以求出最大爬坡度要求的變速器I擋最大傳動比為 （3-3） 式中，r——驅動車輪的滾動半徑； Ttqmax——發(fā)動機最大轉矩； ——主減速比； ——汽車的傳動效率； f——滾動阻力系數(shù)； G——汽車的質量； 由公式=0.377rn/(i0ig)可知，= 因為本次設計的變速器沒有超速擋，所以第4擋為直接擋，當出現(xiàn)最高車速時,ig=1, 則i0=0.377rn/umax=0.377×0.3897×3200/95=4.9488 有公式3-3得 式中α——； G——為滿載時質量； ηT——總傳動效率； r——滾動半徑； f——滾動阻力系數(shù)； α取16.7°； G為6t ； 汽車傳動系各部分效率：變速器效率95%，主減速器效率96%，傳動軸和萬向節(jié)效率98%，則計算出的總效率為91.2%； 滾動阻力系數(shù)f取0.011； 帶入公式可得ig1=4.45178。 根據(jù)驅動車輪與地面的附著條件, （3-4） G2——滿載時驅動橋給地面的質量為； φ——路面附著系數(shù)，此時??； 由此可以得到ig1≤4.52057， 綜合取ig1=4.45178。 初選變速器各擋參考傳動比： Ⅰ——4.45178； Ⅱ——2.6187； Ⅲ——1.587； Ⅳ——1。 §3.3確定變速器中心距 中心距A的大小直接影響到變速箱結構的緊湊性。因此，在保證傳遞發(fā)動機最大轉矩、齒輪有足夠強度、結構不布置有可能實現(xiàn)的情況下，應盡可能采用較小的中心距。 中心距A的值主要取決于兩個因素： 1.保證齒輪有必要的疲勞強度； 2.使軸、軸承在變速箱殼體上布置得開，即所定中心距的值，應當保證變速箱殼和軸承空之間有必要的壁厚。 依據(jù)經驗公式 （3-5） 式中KA在8.6~9.6之間，取9； ηg取96%， 則有A=101.938≈102mm §3.4齒輪參數(shù)的選擇 §3.4.1模數(shù)： 齒輪的模數(shù)是決定齒輪大小和幾何參數(shù)的重要參數(shù)，直接影響到齒輪的抗彎曲疲勞強度。設計變速箱時選取的齒輪模數(shù)大多與以下因素有關： 1） 齒輪上所受力的大小。作用力大，模數(shù)也就要大； 2） 材料、加工質量、熱處理的好壞。由于近年來我國齒輪制造技術的進步和熱處理質量的升高使得變速箱上采取小的模數(shù)成為可能。 模數(shù)選擇時一般轎車和輕中型貨車的模數(shù)大多在2mm～3.5mm之間選取，在本次設計中直齒輪模數(shù)取3，斜齒輪的法向模數(shù)大多在3.50以下，所以本次設計中，斜齒輪的法向模數(shù)取3.0，在本次設計中一擋和倒擋使用直齒輪，其余擋位使用斜齒輪。 §3.4.2壓力角的選擇 壓力角較小時，重合度較大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；壓力角較大時，可以提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對于轎車，為加大重合度以降低噪聲，應采取14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角；對于貨車為提高齒輪的承載能力，應選用22.5°、25°等大些的壓力角。 因為，國家規(guī)定的標準壓力角為20°，所以變速箱大多采用20°為壓力角，預選直齒輪的壓力角為25°，斜齒輪的壓力角為22.5°。 §3.4.3螺旋角 斜齒輪在變速箱里得到了廣泛的應用，選取斜齒輪的螺旋角，應該注意到它對齒輪工作噪聲、齒輪強度和軸向力的影響。斜齒輪選用大一點的螺旋角時，使重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。而且隨著螺旋角的增加，輪齒強度也相應增高，但當螺旋角大于30°時，其抗彎強度驟然下降，接觸強度繼續(xù)上升。因此，從提高高檔齒輪的接觸強度來說應當選用較大的螺旋角。根據(jù)經驗輕型貨車的螺旋角一般在18°～26°之間選取，故本次設計的齒輪螺旋角初選24°。 §3.4.4齒輪寬度 齒寬b的大小直接影響到齒輪的強度，在一定范圍內，b大強度就高，但變速箱的軸向尺寸和重量也增大。實驗表明，齒寬過大時隨著齒寬的增大齒面上載荷不均勻性也增大，反而使齒輪的承載能力下降。所以在保證必要強度的情況下，齒寬b不宜過大。 一般根據(jù)中心距或模數(shù)的比例系數(shù)來確定齒寬。 對于直齒輪b=(4.5～8.0)mn故取6.0； 對于斜齒輪b=(6.0～8.5)mn故取7.5； 對于常嚙合齒輪則可以取大些，故取8； 則各擋齒輪的齒寬如表3-3 表3-3齒輪齒寬 一擋齒輪齒寬 b=6×3=18mm 二擋齒輪齒寬 b=7.5×3=22.5mm 三擋齒輪齒寬 b=7.5×3=22.5mm 四擋齒輪齒寬 b=7.5×3=22.5mm 倒擋齒輪齒寬 b=6×3=18mm 常嚙合齒輪齒寬 b=8×3=24mm §3.4.5變位系數(shù)的選擇原則 齒輪的變位是齒輪設計中一個非常重要的環(huán)節(jié)。采用變位齒輪，除了為了避免齒輪產生根切和配湊中心距外，還影響齒輪強度，使用平穩(wěn)性，耐磨損、抗膠合能力和齒輪的噪聲。 齒輪變位一般用高度變位和角度變位。高度變位可以增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度相近的程度，但不能同時增加一對齒輪副的強度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數(shù)不為零。角度變位具有高度變位的優(yōu)點，又避免了高度變位的缺點。 為了降低噪聲，對于變速器中一、二擋和倒擋以外的其他各擋齒輪的總變位系數(shù)要選用較小寫的數(shù)值以降低噪聲傳動。 §3.4.6齒頂高系數(shù) 一般的齒頂高系數(shù)f0=1.0，為一般的汽車變速器所采用?，F(xiàn)代汽車變速器多用齒頂高系數(shù)大于一的“高齒齒輪”（或相對于短齒齒輪而言而稱為高齒輪）。因為，他不僅可以使重合度增大，而且在強度、噪聲、動載荷和振動等方面均比正常齒高系數(shù)的齒輪有顯著改善。但存在相對滑動速度大、易發(fā)生輪齒根切或齒頂變尖等問題。 §3.5變速器各擋齒數(shù)分配 §3.5.1確定一擋齒輪的齒數(shù) 確定設計的一檔齒輪為直齒輪，則Zn=2A/m=204/3=68 貨車一檔中間軸齒輪在12~17之間選取，在本次設計中取Z8=16，則一檔大齒輪Z7=46。 §3.5.2對中心距A進行修正 由于Zh沒有發(fā)生變化，所以中心距不變。 §3.5.3確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù) 由于常嚙合齒輪為斜齒輪 則可得到Z1=25，Z2=37， 核算傳動比i=4.44 精確螺旋角,則β=24.25 §3.5.4確定其他各檔齒輪的齒數(shù) 二檔： 綜合得 由 （3-6） 得 核算傳動比 同理可求三檔齒輪齒數(shù) 核算傳動比為 四檔為直接檔，所以不用計算齒輪齒數(shù)。 倒檔： 初選齒輪齒數(shù) 中間軸與倒當軸的中心距mm 初選倒檔傳動比為4.3， ， ，， mm 第四章 變速器齒輪的強度計算及材料選擇 §4.1齒輪的設計計算： §4.1.1直齒輪： 齒形系數(shù)y可查表得到； 齒頂高系數(shù)ha*=1; 頂隙系數(shù)c*=0.25； α=25°， 模數(shù)m=3; 所得數(shù)據(jù)列于表4-1： 表4-1 直齒輪參數(shù) 齒輪7 齒輪8 齒輪9 齒輪9 齒數(shù) z 46 16 20 23 分度圓直徑（mm） d=zm 153 51 60 69 基圓直徑（mm） db=dcosα 138．67 46.22 54.38 62.54 齒頂高（mm） ha=ha*m 3 3 3 3 齒根高（mm） hf=(ha*+c*)m 3.75 3.75 3.75 3.75 齒頂圓直徑（mm） da=(2ha*+z)m 159 57 66 75 齒根圓直徑（mm） df=(z-2ha*-2c*)m 145．5 43．5 52．5 61．5 分度圓半徑（mm） r=d/2 76．5 25．5 30 34．5 齒頂圓半徑（mm） ra=da/2 79．5 28．5 33 37．5 齒形系數(shù) y 0．155 0．123 0．126 0．132 §4.1.2斜齒輪： 分度圓直徑d=zmt=zmn/cosβ; 基圓直徑db=dcosαt; 端面壓力角αt=arctan(tanαn/cosβ); 齒頂高ha=mn(han*+xn)； 齒根高hf=mn(han*+cn*-xn)； 齒頂圓直徑da=+2ha； 齒根圓直徑df=d-2hf； 齒頂圓壓力角arccos(db/da)； 齒形系數(shù)y根據(jù)重合度查表得到； 齒頂高系數(shù)ha*=1; 頂隙系數(shù)c*=0.25； αn=22.5° ； 模數(shù)m=3; 所得數(shù)據(jù)列于表4-2 表4-2 斜齒輪參數(shù) 齒輪1 齒輪2 齒輪3 齒輪4 齒輪5 齒輪6 齒數(shù) z 25 37 32 30 39 23 齒寬 d 24 24 22．5 22．5 22．5 22．5 螺旋角 β 24．25 24．25 20．06 20．06 15．64 15．64 分度圓直徑 d 82.258 121.742 105.460 98.540 122.668 81.445 基圓直徑 db 74.892 110.840 95.726 88.353 113.500 71.038 齒頂高 ha 3 3 3 3 3 3 齒根高 hf 3．75 3．75 3．75 3．75 3．75 3．75 齒頂圓直徑 da 88.258 127.742 111.460 104.540 128.668 87.445 齒根圓直徑 df 7.7564 114.242 97.960 91.040 115.168 73.945 齒形系數(shù) y 0.135 0.147 0.142 0.141 0.148 0.132 §4.2齒輪彎曲強度計算： §4.2.1一檔倒檔直齒輪： σw=2TgKσKf/(пm3ZKcy) Kσ為應力集中系數(shù)， Kσ=1.65; 主動齒輪Kf=1.1， 從動齒輪Kf=0.9； Tg=340000N.mm； Kc=6.0； m=3； 經公式計算得結果列于表4-3 表4-3 直齒輪彎曲強度 Z7（主動） Z8（從動） Z9（主動） Z10（從動） Z 51 17 20 23 y 0.155 0.123 0.126 0.132 σw 247.656 553.145 574.656 412.759 §4.2.2常嚙合，二，三擋斜齒輪： σw=2TgcosβKσ/(пmn3ZKcyKε) Kσ為應力集中系數(shù)， Kσ=1.50; Tg=340000N.mm； Kc=6.0； mn=3; Kε=2.0; 經公式計算得結果列于表4-4 表4-4 斜齒輪彎曲強度 Z1 Z2 Z2 Z4 Z5 Z6 z 25 37 32 30 39 23 y 0.135 0.147 0.142 0.141 0.148 0.132 β 24.25 24.25 20.06 20.06 15.64 15.64 σw 175.704 124.089 203.743 153.056 124.966 200.746 §4.3齒輪接觸應力： Qj=0.418 其中F=2Tg/d(cosα.cosβ), Tg=Tmax/2=170000N.mm 因為a為標準中心距，則節(jié)圓直徑d等于分度圓直徑； E為彈性模量，E=2.1×105MPa；，b為齒寬； 直齒輪σz=rzsinα,σb=rbsinα; 斜齒輪σz=rzsinα/cos2β, σb=rbsinα/ cos2β 由公式得到結果于表4-5 表4-5 齒輪接觸應力 d b σz (σb) α β F Qj Z1 82.258 24 20.463 24.432 24.25 4979.226 789.531 Z2 121.742 24 30.286 24.432 24.25 3364.337 648.990 Z3 61.996 22.5 14.175 23.796 20.06 6380.870 1179.167 Z4 84.540 22.5 19.329 23.796 20.06 4679.305 1009.167 Z5 112.668 22.5 24.004 23.274 15.64 3411.339 790.404 Z6 66.445 22.5 14.156 23.796 15.64 5784.464 1029.243 Z7 153 18 32.330 25 0 2451.951 786.371 Z8 51 18 10.777 25 0 7355.852 1362.035 Z9 60 18 12.679 25 0 6252.475 1370.911 Z10 69 18 14.580 25 0 5436.935 1278.381 在設計初始選用齒輪材料為滲碳合金鋼，其在一檔，倒檔的許用應力為1900~2000，在常嚙合、高檔的許用應力為1300~1400，所以所設計齒輪滿足接觸應力要求。 結論 這次畢業(yè)設計是在我們掌握了各種基礎課程，如理論力學、材料力學、機械原理、機械設計、汽車構造、汽車設計等課程的基礎上多作的一次綜合性設計，是對我們大學四年所學知識的一種檢驗。使我們對所學的一些基本技能得到了培養(yǎng)，使我們了解了本專業(yè)的一些基本原理、設計方法和思路，為我們以后在自己專業(yè)領域內的發(fā)展奠定了基礎。 在本次設計中，我是針對輕型貨車變速器的設計。 對于本次設計的變速器來說，其特點是：傳動效率高，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少。本著實用性和經濟性的原則，在各部件的設計要求上都采用比較開放的標準，因此，安全系數(shù)不高，這是本次設計的不理想之處，但是，價格低廉，使用范圍廣的輕型貨車在中國有著廣大的前景，而且要求有大量的結構簡單，價格低廉的變速器與之相配，因此，結構簡單的可操控性好的變速器還是很有發(fā)展前景的。 緊張的忙碌的畢業(yè)設計已經接近尾聲，這次設計對我們大學四年來的學習一次最綜合的檢驗，也更是一次綜合的學習過程。通過畢業(yè)設計使我不僅僅學習專業(yè)課知識而且也學習了不少相關的知識，提高了個人的學習能力。同時也鍛煉了與人協(xié)作的精神為以后我們踏入社會工作打下了良好的基礎。 參考文獻 1、 劉唯信.汽車設計.北京：清華大學出版社，2000 2、 周紀良.車輛變速器的評價方法拖拉機與農用運輸，1994 3、 王昆、何小柏、汪信遠.機械設計課程設計.北京：高等教育出版社，1995 4、 徐灝.機械設計手冊.北京.機械工業(yè)出版社，1991 5、 陳家瑞.汽車構造.北京：人民交通出版社，1998 6、 曹泗秋、楊巍.機械原理.武昌:湖北科學科技出版社,1994 7、 濮良貴、紀名剛.機械設計.北京:高等教育出版社,2000 8、 劉鴻文.材料力學.北京:高等教育出版社,1991 9、 哈爾濱工業(yè)大學理論力學教研室.理論力學.北京:高等教育出版社,1997 10、 張洪欣.汽車設計(第二版).北京:機械工業(yè)出版社,1996 11、 周允.汽車百科全書.北京:機械工業(yè)出版社,1989 12、 余志生.汽車理論(第三版).北京:機械工業(yè)出版社,2000 13、 杜梅先、朱東梅、蔣繼賢.畫法集合及機械制圖.北京:高等教育出版社,1997 14、 周守仁.自動變速箱.北京:中國鐵道出版社,1997 15、 臧新群.汽車滾動軸承應用手冊.北京:機械工業(yè)出版社,1997:70～80 16、 王望予.汽車設計(第三版).北京:機械工業(yè)出版社,2000 17、 羊丞民.汽車傳動裝置.北京:機械工業(yè)出版社,1989 致謝 隨著畢業(yè)設計的結束，我們的四年大學生活也已到了尾聲。在四年的大學生活中，有歡喜、有悲傷、也有過淚水，但回首走過的日子，最讓人割舍不下的就是辛勤培育過我的老師和親愛的同學們。在這里誠懇的說聲“謝謝”。謝謝你們對我的批評和幫助，使我日趨成熟起來了。 在畢業(yè)設計過程中，我要感謝車輛研究所的全體老師，尤其要感謝我的指導老師李水良、馬心坦。兩位老師平日里工作繁多，但在我做畢業(yè)設計的每個階段，從查閱資料，設計草案的確定和修改，中期檢查，后期詳細設計，裝配草圖等整個過程中都給予了我悉心的指導。我的設計較為復雜煩瑣，但是曹老師仍然細心地糾正圖紙中的錯誤。除了兩位老師的專業(yè)水平外，他們的治學嚴謹和科學研究的精神也是我永遠學習的榜樣，并將積極影響我今后的學習和工作。為此，請允許我代表全組同學感謝您對我們各個方面的諄諄教誨。還要對我們組的全體同學表示感謝。感謝你們對我的幫助。謝謝！ 然后還要感謝大學四年來所有的老師，為我們打下機械專業(yè)知識的基礎；同時還要感謝所有的同學們，正是因為有了你們的支持和鼓勵。此次畢業(yè)設計才會順利完成。 最后感謝我的母?！幽峡萍即髮W四年來對我的鼎力栽培。 - 18 -