生物學畢業(yè)設計

1、<p><b>　　第一章 緒論</b></p><p><b>　　1.1研究背景</b></p><p>　　覆膜栽培技術又叫地膜覆蓋栽培技術,它在干早半干早地區(qū)農業(yè)生產上的推廣運用,在于不僅能直接防止地面蒸發(fā)所致的水分損失,有效地利用土城水資稼,而且能使土壤中的水、肥、氣、熱等因子相互協(xié)調,較好地解決作物生長發(fā)育與壞境條件的某些矛

2、盾,為作物生長創(chuàng)造一個良好的生態(tài)環(huán)境,特別對于早春低溫,有效積沮少或高寒的干早半干早地區(qū),能在一定程度上彌補水熱資源的不足,更具有特殊意義。</p><p>　　地膜覆蓋栽培的增產的基本原理:</p><p>　　1、提高地溫，增強光照。太陽幅射是地面增溫的唯一熱源。白天，裸露地面所接受的幅射能以長波輻射到大氣層;因它接收熱量多，散失也多。地膜覆蓋后，由于土壤水分蒸發(fā)量少，因而減少了汽化熱

3、的損失，相應地提高了土壤容積熱容量。土壤的增溫效應與土壤容積熱容量的關系非常密切，而土壤熱容量與土壤的孔隙度和土壤濕度又密切相關。覆膜后由于地膜阻隔作用，使地表的水汽無法擴散出去，孔隙中充滿著水，加大了容積的熱容量，土壤的導熱率和導溫率也隨著增大。而對照由于地表水分蒸發(fā)強烈，孔隙中充滿著空氣，空氣容積熱容量又小，因而土壤的導熱率和導溫率相應小。當地面覆蓋地膜后，土壤的熱力特性起到了明顯的變化，在白天出現高溫時段，熱量向下傳導快。到夜間，

4、深層不斷將熱量輸送給膜內地面，因而減緩了覆膜地面溫度的下降速度。同時由于夜間低溫，會使土壤中的水氣沿著膜面大量凝結，又散發(fā)出一部分凝結熱，所以夜間膜內地面溫度也均高于露地。</p><p>　　2、減少蒸發(fā)，保持土壤水份。保墑作用是地膜作物的又一個突出特點。特別是我國旱作農業(yè)區(qū)最需要的最有價值的特性。無論是覆膜穴播還是膜側栽培，都具有顯著的保墑作用。農田土壤水份散失，除作物吸收的一部分被蒸發(fā)外，大部分是通過毛細管

5、和汽態(tài)水蒸發(fā)到大氣中。地膜覆蓋后，隔斷了毛管水和氣態(tài)水向大氣、蒸發(fā)，對保持土壤水份起著很大作用。另外，由于覆膜后土壤溫度提高，減少了水的表面張力和粘滯度，土粒吸附水的了作物的生長發(fā)育速度，各個生育期相應提前，因而可以提早成熟。</p><p>　　減輕和抑制部分病蟲和雜草。農田中的雜草，既消耗土壤中水分和養(yǎng)分，又與農作物爭光照，而且誘發(fā)病蟲害‘覆膜后，由于膜下高溫和通氣不良，使某些雜草在發(fā)芽出土后死亡，這種物理處

6、理作用，對于一年生雜草除草果較為明顯。地膜覆蓋的除草效果與覆膜質量關系密切。如果覆膜嚴密，不僅難以燙死雜草，相反，由于膜下水，熱狀況較好，雜草生長更旺，可把地膜頂起，甚至頂破，嚴重影響覆膜效果。地膜覆蓋對于風沙區(qū)與丘陵溝壑區(qū)的農業(yè)起著重要作用，但就現在的農業(yè)發(fā)展來看，許多地方還沒有完全推廣，一項新的農業(yè)技術，是否具有優(yōu)越性在于它能否提高作物產量。實踐證明，地膜覆蓋栽培技術確實是一項投資少、見效快、收益高的先進技術;是振興農業(yè)的一項重大的

7、栽培技術措施，覆蓋效應的多元化，應用作用種類的多樣化，說明這項技術在我區(qū)適應地區(qū)是及為普遍的，不論平原、山區(qū)、低洼易澇或干旱少雨的地區(qū)都能廣泛應用。是改變我區(qū)農業(yè)落后面貌，脫貧致富的有效措施。地膜覆蓋栽培技術將成為未來發(fā)展農業(yè)的關鍵措施，這項技術將在我區(qū)農業(yè)上發(fā)揮重要的作用。能力降低，從而提高了水的有效性。</p><p>　　3、加速土壤養(yǎng)份轉化，提高養(yǎng)份的利用率。地膜覆蓋后土壤溫度升高，保水能力強，有利于土壤

8、微生物活動，加速了土壤中有機物的分解，提高了土壤有效養(yǎng)份。據河北農業(yè)大學測定0一30Cm土層中堿解氮，蓋膜的比露地在玉米苗期多9.sppm，大喇叭口期多1.6ppm:速效磷，蓋膜的比露地玉米苗期多10.73ppm，大喇叭期多5.33ppm:肥料利用率提高20一50籠。但是，由于覆膜后作物生育進程快，生長旺盛，消耗土壤養(yǎng)份多，因此，地膜覆蓋栽培應該增施有機肥，施足底肥，防止作物到生長后期出現缺肥早衰現象。</p><p

9、>　　4、改善土壤物理結構。地膜覆蓋后，對土壤表層起到了保護作用，可防止風吹雨淋沖擊而造成土壤表面板結，減少了中耕、除草、施肥等人工或機械操作的踩踏，能夠使土壤保持良好的疏松狀態(tài)。另外，由于地膜覆蓋的土壤溫度高，濕度大，土壤空隙的水汽和土壤顆粒中水汽產生氣體膨脹，使土壤顆粒間孔隙度增大，容重減輕，因而土壤物理性狀得到明顯的改善。</p><p><b>　　5防止土地荒漠化。</b>&

10、lt;/p><p>　　因此地膜覆蓋栽培技術廣泛運用到農業(yè)生產中，地膜已在小麥、玉米、馬鈴薯、油菜、胡麻、豆類、煙草、中藥材和花卉等糧食經濟作物上得到推廣。然而，我國的農業(yè)機械化程度不高，大部分地區(qū)依靠人力和畜力，勞動強度大，生產效率低下，嚴重制約著我國農業(yè)的發(fā)展。我國農業(yè)生產呈現出農產品需求增長、生產成本高、勞動力結構性短缺、生產資源制約加劇、生產災害影響加重、國際競爭激烈等明顯的六大階段性特征。由于現代農業(yè)建設長

11、期落后于工業(yè)化、城鎮(zhèn)化，在工業(yè)化、城鎮(zhèn)化深入發(fā)展中同步推進農業(yè)現代化中帶來許多深層次的問題和矛盾。農業(yè)機械化師實現現代農業(yè)的前提，農業(yè)機械化師解決勞動力短缺和增產的重要措施，進一步加大財政支持力度、促進農機農藝協(xié)調發(fā)展、大力研發(fā)推廣先進適用農機裝備和技術、加大農業(yè)機械化基礎設施建設支持力度、依法推進農業(yè)機械化事業(yè)又快又好的發(fā)展等促進農業(yè)機械化發(fā)展。</p><p>　　農業(yè)機械的廣泛應用減輕了勞動強度，提高生產效

12、率。據專家介紹，小型耕整機耕地的效率是牛耕的5倍；人工插秧每天插半畝，機插每天10畝；使用大中型農業(yè)機械進行耕地、精量播種、收獲作業(yè)的效率是人工的40倍以上。在時間緊、自然環(huán)境惡劣的情況下，搶種搶收、抗災減災農業(yè)機械具有不可替代的作用，農業(yè)機械化是緩解日益突出的勞動力季節(jié)性短缺矛盾，保障農業(yè)生產穩(wěn)定發(fā)展的重要措施。</p><p>　　農業(yè)機械的研發(fā)和普遍推廣對農業(yè)生產生活有著重大的作用。尤其研究小型農業(yè)機械對山

13、區(qū)丘陵等地的農村經濟發(fā)展的影響更加突出。</p><p><b>　　1.2課題來源</b></p><p>　　本課題“小型農用機械覆膜部分結構設計”是畢業(yè)設計課題，是指導老師的研究課題中的覆膜部分。</p><p>　　1.3課題意義和任務</p><p>　　為了減輕勞動強度，節(jié)約勞動力，提高工作效率在農業(yè)生產過程

14、中必須要實現農業(yè)生產機械化。農業(yè)生產機械化是實現現代農業(yè)的重要一步，小型農機的研發(fā)和普片推廣對廣大農村經濟的發(fā)展有著不可估量的影響。</p><p>　　本課題的主要任務就是要研究一種能夠在農業(yè)生產過程中能夠廣泛使用的小型農業(yè)機械，提高勞動效率，減輕勞動強度，并在不適宜運用大型農業(yè)生產機械的山村地區(qū)推廣使用。</p><p>　　第二章 覆膜部分的結構設計</p><p

15、>　　覆膜部分主要由覆膜導向及組件、壓膜和覆土結構及組件組成，連接在起壟部分的機架上。</p><p>　　2.1 覆膜導向及其組件</p><p>　　覆膜導向由膜筒架和壓膜輥組成。</p><p>　　莫筒架是放置塑料薄膜的和機架連接在一起，是可以活動的，可以通過螺栓來調節(jié)寬度以適應不同寬度的壟地，當調節(jié)到適宜的寬度時擰緊螺栓就固定了。</p>

16、<p>　　壓膜輥的作用是使塑料薄膜平展的鋪在起好的壟上。壓膜輥寬度160mm,直徑90mm，外面包裹著5mm厚的海綿組織，防止塑料薄膜被刮破。</p><p>　　覆膜導向及組件如圖2-1所示。</p><p>　　圖2-1 覆膜導向及其組件</p><p>　　2.2壓膜和覆土結構及其組件</p><p>　　主要由壓膜輪

17、和覆土輪組成，再由其他桿件連接在一起。</p><p>　　2.2.1 壓膜結構設計</p><p>　　壓膜結構主要是壓膜輪，壓膜輪由海綿輪和輪盤組成，輪盤起固定作用。海綿輪的直徑為280mm，寬度65mm。輪盤的結構尺寸如圖2-1所示。海綿輪、輪盤、連接桿組成壓膜輪如圖2-2所示。</p><p>　　圖2-2 輪盤結構尺寸</p><p&

18、gt;　　圖2-3 壓膜輪及連桿</p><p>　　2.2.2覆土結構設計</p><p>　　覆土結構由覆土輪和桿件構成。覆土輪是碗形結構，最大直徑280mm，壁厚5mm，起結構如圖2-3所示。覆土輪與其他桿件連接示意如圖2-4所示。</p><p>　　圖2-3 覆土輪結構尺寸</p><p>　　圖2-4 覆土輪與其他桿件

19、連接</p><p>　　壓膜輪與覆土輪用連桿連接一起構成了壓膜與覆土結構，如圖2-5所示。連接在起壟部分的機架上。</p><p>　　圖2-5 壓膜輪和覆土輪及其組件 </p><p>　　第三章 變速箱的設計</p><p>　　3.1 變速器的介紹</p><p>　　農用機械行駛條件是比較簡單的，但是行

20、駛阻力的變化非常大，這就要求農機的驅動力能在相當大的范圍內變化，而農機上普遍采用的動力裝置是汽油或柴油發(fā)動機，其轉矩變化范圍都較小，因此在傳動系中設置了變速器來解決這一矛盾。</p><p>　　3.1.1變速器的功用：</p><p>　?。?）改變傳動比： 擴大驅動輪轉矩的變化范圍，以適應農機在各種地面條件下所需的牽引力和合適的行駛速度，并使發(fā)動機經常能夠在動力性和經濟性比較有利的工況

21、下工作。</p><p>　?。?）實現倒車：利用倒擋，改變驅動輪的旋轉方向，從而實現農機倒向行駛。</p><p>　?。?）中斷動力：利用空擋，切斷離合器與傳動軸之間的動力傳遞，以便發(fā)動機起動及怠速運轉?！　?lt;/p><p>　　3.1.2變速器的原理：</p><p>　　手動變速器通常采用平行軸式，由齒輪傳動的原理可知，一對齒數不同的

22、齒輪嚙合傳動時可以變速變矩，減速傳動或者增速傳動，如圖3-1所示。機械式變速箱主要應用了齒輪傳動的降速原理。簡單的說，變速箱內有多組傳動比不同的齒輪副，而汽車行駛時的換檔行為，也就是通過操縱機構使變速箱內不同的齒輪副工作。如在低速時，讓傳動比大的齒輪副工作，而在高速時，讓傳動比小的齒輪副工作。</p><p>　　圖3-1 齒輪傳動原理</p><p>　　3.1.3變速器分類：</

23、p><p>　　根據軸數的不同可分為二軸式和三軸式變速器</p><p>　　二軸式變速器前進擋從輸入軸到輸出軸只有一對齒輪嚙合傳遞動力；倒擋傳遞路線中也只有一個中間齒輪，因而機械傳動效率高，噪聲小。二軸式變速器的工作原理如圖3-2所示。</p><p>　　圖3-2 二軸式變速器的工作原理</p><p>　　三軸式變速器是前進擋的動力傳遞采

24、用三根軸來實現的變速器，它的特點是動力的輸人軸和輸出軸有共同的軸線，三根軸分別為第一軸(動力輸人軸)，第二軸(動力輸出軸)和中間軸，第一軸與中間軸之間有一對常嚙合齒輪，第二軸的前端通過滾針軸承支撐在第一軸后端的軸承孔內，第一軸為離合器的從動軸。</p><p>　　3.2 變速器傳動方案設計 </p><p>　　根據對二軸式和三軸式變速器的特點了解，變速器的換擋方式，齒輪安排，倒檔的結構

25、方案和位置設計變速器的傳動方案。</p><p>　　3.2.1 二軸式和三軸式變速器的特點</p><p>　　3.2.1.1 變速器的徑向尺寸</p><p>　　兩軸式變速器的前進擋均由一對齒輪傳遞動力，當需要大的傳動比時，需將主動齒輪做的小些，而將從動輪做的很大，因此兩軸的中心距和變速器間的相關尺寸也必然增大。受結構限制，兩軸式變速器的一檔傳動比不可能設計的

26、很大。而三軸式變速器，由兩對齒輪傳遞動力。在同樣傳動比的情況下，可將大齒輪的徑向尺寸做的小些，因此中心距及變速器殼的相關尺寸均可減小。在中心距不大的條件下，一檔仍然有較大的傳動比。</p><p>　　3.2.1.2 變速器的功率</p><p>　　兩軸式變速器，雖然可以有等于1的傳動比，但仍要經過一對齒輪傳遞動力，因此有功率損失。而三軸式變速器，第二軸的前端經軸承在第一軸孔內，且保持兩

27、軸線在同一直線上，經嚙合套將它們連接后可得到直接擋，使用直接擋，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動機轉矩經變速器第一軸和第二軸直接輸出，此時變速器的傳動效率高，可達到90﹪以上，噪聲低，齒輪的磨損減少。然而，在除直接擋以外的其他擋工作時，中間軸式變速器的傳動效率略有降低，這是它的缺點。</p><p>　　3.2.1.3變速器的壽命</p><p>　　兩軸式變速器的低檔齒輪副，大小

28、相差懸殊，小齒輪工作循環(huán)次數比大齒輪要高得多。因此小齒輪的壽命，比大齒輪的壽命短。三軸式變速器各前進擋（除直接擋），均為常嚙合齒輪傳動，大小齒輪的徑向尺寸相差較小，工作循環(huán)次數和齒輪壽命也比較接近。用直接擋工作時，因第一軸與第二軸直接連在一起，齒輪只是空轉，并不傳通動力，故不影響齒輪壽命。應為直接擋的利用率要高于其他擋位，因而提高了變速器的使用壽命。</p><p>　　3.2.2換擋結構形式</p>

29、<p>　　目前汽車上的機械式變速器采用的換擋結構形式有三種：</p><p>　　3.2.2.1滑動齒輪換擋</p><p>　　通常是采用滑動直齒輪進行換擋，但也有采用滑動斜齒輪換擋的?；瑒又饼X輪換擋的優(yōu)點是結構簡單，緊湊，容易制造。缺點是換擋時齒端面承受很大的沖擊，會導致齒輪過早損壞，并且直齒輪工作噪聲大。所以這種換擋方式，一般僅用在一檔和倒檔上。采用滑動斜齒輪換擋，雖

30、有工作平穩(wěn)，承載能力大，噪聲小的優(yōu)點，但它的換擋仍然避免不了齒端面承受沖擊，所以現代汽車的變速器中，前進擋采用滑動齒輪換擋的已甚為少見。</p><p>　　3.2.2.2嚙合套換擋</p><p>　　用嚙合套換擋，可將構成某傳動比的一對齒輪，制成常嚙合的斜齒輪。而斜齒輪上另外有一部分做成直的接合齒，用來與嚙合套相嚙合。這種結構既具有斜齒輪傳動的優(yōu)點，同時克服了滑動齒輪換擋時，沖擊力集中

31、在1~2個輪齒上的缺陷。因為在換擋時，由嚙合套以及相嚙合的接合齒上所有的輪齒共同承擔所受到的沖擊，所以嚙合套和接合齒的輪齒所受的沖擊損傷和磨損較小。它的缺點是增大了變速器的軸向尺寸，未能徹底消除齒輪端面所受到的沖擊。</p><p>　　3.2.2.3同步器換擋</p><p>　　由于變速器輸入軸與輸出軸以各自的速度旋轉，變換檔位時會存在一個"同步"問題。兩個旋轉速度

32、不一樣齒輪強行嚙合必然會發(fā)生沖擊碰撞，損壞齒輪。因此，舊式變速器的換檔要采用"兩腳離合"的方式，升檔在空檔位置停留片刻，減檔要在空檔位置加油門，以減少齒輪的轉速差。但這個操作比較復雜，難以掌握精確。因此設計師創(chuàng)造出"同步器"，通過同步器使將要嚙合的齒輪達到一致的轉速而順利嚙合?，F在大多數變速器都采用同步器。使用同步器可減輕接合齒在換擋時引起的沖擊及零件的損壞。并且具有操縱輕便，經濟性和縮短換擋時間

33、等優(yōu)點，從而改善了汽車的加速性，經濟性和山區(qū)行駛的安全性。其缺點是零件增多，結構復雜，軸向尺寸增加，制造要求高，同步環(huán)磨損大，壽命低。但是近年來，由于同步器廣泛使用，壽命問題已解決。比如在其工作表面上鍍一層金屬，不僅提高了耐磨性，而且提高了工作表面的磨镲系數。</p><p>　　同步器有常壓式，慣性式和自行增力式等種類。 </p><p>　　目前全部同步式變速器上采用的是慣性同步器，它

34、主要由接合套、同步鎖環(huán)等組成，它的特點是依靠摩擦作用實現同步。 　　</p><p>　　接合套、同步鎖環(huán)和待接合齒輪的齒圈上均有倒角（鎖止角），同步鎖環(huán)的內錐面與待接合齒輪齒圈外錐面接觸產生摩擦。鎖止角與錐面在設計時已作了適當選擇，錐面摩擦使得待嚙合的齒套與齒圈迅速同步，同時又會產生一種鎖止作用，防止齒輪在同步前進行嚙合。 　　</p><p>　　當同步鎖環(huán)內錐面與待接合齒輪齒圈外錐面

35、接觸后，在摩擦力矩的作用下齒輪轉速迅速降低（或升高）到與同步鎖環(huán)轉速相等，兩者同步旋轉，齒輪相對于同步鎖環(huán)的轉速為零，因而慣性力矩也同時消失，</p><p>　　這時在作用力的推動下，接合套不受阻礙地與同步鎖環(huán)齒圈接合，并進一步與待接合齒輪的齒圈接合而完成換檔過程。</p><p>　　不同制造商生產的變速器和同步器的實現方式各不相同，但基本原理是一樣的。</p><

36、p>　　同步器的作用是，在與犬齒接觸前，使軸環(huán)與齒輪發(fā)生有摩擦的接觸。這樣，在犬齒接合前，就可以使軸環(huán)和齒輪速度達到同步，如圖3-3所示：</p><p>　　- 圖3-3 同步器的作用</p><p>　　藍色齒輪上的錐體接合軸環(huán)中的錐形區(qū)域，錐體與軸環(huán)間的摩擦使軸環(huán)和齒輪同步。 軸環(huán)的外部隨之滑動，使犬齒接合齒輪</p><p>　　3.

37、2.3齒輪的安排</p><p>　　各齒輪副的相對安裝位置，對于整個變速器的結構布置有很大的影響。各擋位置的安排，考慮到以下方面的要求：</p><p>　　3.2.3.1總體布置</p><p>　　根據總體布置，對變速器輸入軸與輸出軸的相對位置和變速器的輪廓形狀以及換擋機構提出要求。</p><p>　　3.2.3.2提高平均傳動效率&

38、lt;/p><p>　　為提高平均傳動效率，采用具有直接擋的傳動方案，并盡可能地將使用時間最多的檔位設計成直接擋。</p><p>　　3.2.3.3改善齒輪受載狀況</p><p>　　各檔位齒輪在變速器中的位置安排，考慮到齒輪的受載狀況。承受載荷大的低檔齒輪，安置在離軸承較近的地方，以減少軸的變形，使齒輪的重疊系數不致下降過多。變速器齒輪主要是因接觸應力過高而造成表

39、面點蝕損壞，因此將高檔齒輪安排在離兩支承較遠處。該處因軸的變形而引起齒輪的偏轉叫較小，故齒輪的偏載也小。因為變速器在一檔和倒檔工作時有較大的力。所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒檔，都應當布置在我靠近軸的支承處。以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多;然后按照從低檔到高擋順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。</p><p>　　3.2.4倒檔的結構方案及倒檔的位置&l

40、t;/p><p>　　倒檔齒輪的結構及倒檔軸位置，應與變速器的整體結構方案同時考慮。有些方案利用在中間軸和第二軸上的齒輪傳動路線中，加入一個中間傳動齒輪的方案；也有利用兩個聯(lián)體齒輪方案的。前者雖然結構簡單，但是中間傳動齒輪的輪齒，是在最不利的正，負交替對稱變化的彎曲應力狀態(tài)下工作，而后者是在較為有利的單向循環(huán)彎曲應力狀態(tài)下工作，并使倒檔傳動比略有增加。在變速器中，通常只采用一個倒檔齒輪，結構較簡單，如圖 3-4所示。

41、</p><p>　　圖3-4 倒檔布置方案</p><p>　　因倒檔傳動比較大，工作時在齒輪上作用的力也增大，并導致變速器軸產生較大的繞度和轉角，使工作齒輪嚙合狀態(tài)變壞，最終表現出輪齒磨損加快和工作。噪聲增加。為此，把倒檔布置在靠近軸的中間支承位置，便于改善上述不良狀況。此外，結構布置上，倒檔齒輪不能與第二軸齒輪有嚙合的狀況。換倒檔時能順利換入倒檔，而不和其他齒輪發(fā)生干涉。倒檔齒輪安排

42、在變速器的左側或右側，在結構上均能表現，但關系到操縱桿撥動的方向和倒檔軸的受力狀況，受力分析如圖3-5所示。掛倒檔時，操縱桿向左側（由變速器后部向前看）撥動，比較符合習慣要求。但此時倒檔齒輪需安置右側，這使倒檔軸的軸承受較大的作用力。反之，操縱桿向右側撥動，雖不符合使用習慣，但可以減輕倒檔軸的負荷。</p><p>　　圖 3-5 倒檔軸位置與受力分析</p><p>　　由于二軸式變速器

43、機械傳動效率高、噪聲小本次設計中變速箱的設計采用手動機械二軸式變速器，農機使用時各檔齒輪有不同的角速度，因此采用軸向滑動齒輪方法換檔，小型農機變速器的檔數較少，都是低檔和倒檔，所以此次設計中齒輪全部采用直齒圓柱齒輪。</p><p>　　圖3-6變速箱的布置</p><p>　　3.3變速器的主要參數</p><p><b>　　3.3.1中心距</

44、b></p><p>　　對兩軸式變速器，將變速器輸入軸與輸出軸軸線之間的距離稱為變速器的中心距A。它是一個基本參數，其大小不僅對變速器的外形尺寸、體積大小由影響，而且對齒輪的接觸強度由影響。中心距越小，齒輪的接觸應力越大，齒輪的壽命越短。因此，最小允許中心距應當由保證齒輪必要的接觸強度來確定。變速器軸經軸承安裝在殼體上，從布置軸承的可能與方便和不因同一垂直面上的兩軸承孔之間的距離過小而影響殼體的強度考慮，

45、要求中心距取大些。此外，受一擋小齒輪齒數不能過少的限制，要求中心距也要大些。還有，變速器中心距取的過小，會使變速器長度增加，并因此使軸的剛度被削弱和使齒輪的嚙合狀態(tài)變壞。</p><p>　　初選中心距是可以根據以下經驗公式計算:</p><p><b>　　(3-1)</b></p><p>　　式中:A--變速器中心距（mm）；</p

46、><p>　　KA--中心距系數，一般KA=8.9~9.3；</p><p>　　Temax--發(fā)動機的最大轉矩（N.m）；</p><p>　　i--1變速器的一檔傳動比；</p><p>　　--發(fā)動機的傳動效率,取值96%。</p><p>　　發(fā)動機的功率為7.7kw，轉速為1800r/min。</p>

47、<p>　　一檔傳動比取i1=3，帶入經驗公式（3-1）得A的范圍為43.54mm到45.49mm，初選中心距A=45mm。</p><p><b>　　3.3.2齒輪參數</b></p><p>　　3.3.2.1 齒輪模數的選擇</p><p>　　齒輪模數是一個重要的參數，并且影響它的選取因素有很多，如齒輪的強度、質量、噪音

48、、工藝要求、載荷等。決定齒輪模數的因素很多，其中最重要的是載荷的大小。本次設計中一檔和倒檔齒輪模數取m=2，二檔齒輪模數取m=1.5。</p><p>　　3.3.2.2 齒輪壓力角的選擇</p><p>　　齒輪壓力角較小時，重合度較大并降低了齒輪的剛度，為此能減少進入嚙合和退出嚙合是的動載荷，是傳動平穩(wěn)，有力與降低噪聲；壓力角較大時可提高齒的抗彎強度和表面接觸強度。實驗證明：對于直齒輪

49、，壓力角在28°是強度最高，超過28°時強度增加的不多；對于斜齒輪，壓力角在25°時強度最高。</p><p>　　實際上因國家規(guī)定的標準壓力角為20°，所以變速器的齒輪采用的壓力角普遍是20°。嚙合套或同步器的結合壓力角有20°、25°、30°等，但普遍使用30°的壓力角。</p><p>　　所以

50、此次設計中的齒輪鎖采用的壓力角為20。</p><p>　　3.3.2.3尺寬的確定</p><p>　　齒輪寬度大，承載能力高。但齒輪受載后，由于齒向誤差及軸的撓度變形等原因，沿齒寬方向受力不均勻，因而齒寬不宜太大。</p><p>　　齒寬根據下列公式初選：</p><p>　　直齒輪b=(4.5～8)m </p><

51、p>　　斜齒輪為b=(6.0～8.5)m</p><p>　　本次設計采用的都是直齒輪，一檔和倒檔齒輪齒寬取16mm，二檔齒輪齒寬取12mm。</p><p>　　3.3.3 各擋齒輪齒數的確定</p><p>　　3.3.3.1 一檔齒輪齒數的確定</p><p>　　為了求Z1和Z2的齒數，先求其齒數和Zh，公式如下：</p&

52、gt;<p><b>　　(3-2) </b></p><p>　　式中： A--變速器中心距（mm）；</p><p>　　m—齒輪模數 </p><p>　　根據初選的中心距A=45mm，模數為m=2。帶入上式（3-2）中，</p><p>　　一檔初選傳動比i=3，所以，， =11.25，&

53、lt;/p><p>　　取整 =11.則 =34。</p><p>　　因為 =11小于17，所以會發(fā)生根切現象，要進行變位，變位系數</p><p><b>　　重新計算</b></p><p>　　3.3.3.2二檔齒輪齒數的確定</p><p>　　為了求Z3和Z4的齒數，先求其齒數和Zh，公式

54、如下：</p><p>　　根據初選的中心距A=45mm，模數為m=1.5。帶入上式（3-2）中，</p><p>　　二檔初選傳動比i=1.5，所以， =60， =24，則 =36。</p><p>　　3.3.3.3倒檔齒輪齒數的確定</p><p>　　一檔、倒檔齒輪常選用相同的模數，所以m=2。倒檔齒輪Z7的齒數，一般在21～23之間

55、，可選倒檔齒輪齒數Z7=22，先取Z5=11，根據中心距A=45mm，可求得Z6=34，為了保證倒檔齒輪嚙合但不發(fā)生運動干涉取Z6=26。</p><p><b>　　傳動比</b></p><p>　　計算出輸入軸與倒檔軸的中心距：</p><p>　　計算出輸出軸與倒檔軸的中心距：</p><p>　　由于Z5的齒數

56、為11會發(fā)生根切，對其進行變位，變位系數x=（17-11）/17=0.36。</p><p>　　驗證中心距：為了保證齒輪10與齒輪9不發(fā)生接觸，則其兩者齒頂圓直徑之和必須小于2A。</p><p>　　da5=m（Z+2+2x）=2×（11+2+0.353 ）=27.4mm</p><p>　　da6=m（Z+2+2x）=2×（26+2+0.3

57、53 ）=57.4mm</p><p>　　2A-（da5+ da6）=90-（27.4+57.4）=5.2mm，</p><p>　　有足夠的空間，不會發(fā)生運動干涉。</p><p>　　3.3.3.4各擋齒輪參數表</p><p>　　各擋齒輪的參數如下表所示：</p><p>　　表3-1各擋齒輪的參數</

58、p><p>　　3.3.3.5齒輪的材料</p><p>　　變速器齒輪多數采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度和心部的高韌性相結合，能大大提高齒輪的耐磨性和抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。在選用剛才及熱處理時，可對加工性及成本予以考慮。本次設計中齒輪的材料選擇20GrMnTi，表面滲氮處理。一般設計中軸與齒輪的材料選取應相同，所以此次設計中軸的材料也選用20GrMnTi。設計使用壽命為10000h。&

59、lt;/p><p>　　第四章 變速箱的設計與計算</p><p><b>　　4.1齒輪強度校核</b></p><p>　　4.1.1齒輪的損壞形式</p><p>　　變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞點蝕、移動換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。</p><p>　　齒輪折斷發(fā)生在以下幾

60、種情況：齒輪受到足夠大的沖擊載荷作用，造成齒輪彎曲折斷；齒輪在重復載荷作用下，齒根產生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，然后出現彎曲折斷。前者在變速器中極其少見，而后者出現的多些。</p><p>　　齒輪工作時，一對齒輪相互嚙合，齒面相互擠壓，這時存在于齒面細小裂紋中的潤滑油壓升高，并導致裂紋擴展，然后齒面表層出現塊狀剝落而形成小麻點，稱之為齒面點蝕。它使齒形誤差加大，產生動載荷，并可能導致齒輪折斷。</p

61、><p>　　用移動齒輪的方法完成的換擋的低檔和倒檔出論，由于換擋時兩個進入嚙合的齒輪的存在角速度差，換擋瞬間在齒輪端部產生沖擊載荷，并造成損壞。</p><p>　　負荷大、齒面相對滑動速度又高的齒輪，在接觸壓力大且接觸處產生高溫作用下的情況使齒面間的潤滑油膜遭到破壞，導致齒面直接接觸，在局部高溫、高壓作用下齒面互相熔焊粘連，齒面沿滑動方向形成撕傷痕跡，稱之為齒面膠合。變速器齒輪的這種破壞出

62、現的較少。</p><p>　　4.1.2齒輪的強度校核</p><p>　　(1) 直齒輪的彎曲疲勞強度的校核</p><p><b>　　直齒輪的彎曲應力</b></p><p><b>　?。?-1）</b></p><p>　　式中：σW--彎曲應力（MPa）；<

63、;/p><p>　　F1--圓周力（N），F1=2Tg/d；Tg為計算載荷（N.mm）；d為節(jié)圓直徑（mm）；Kσ--集中應力系數，可取近似值 Kσ=1.65；</p><p>　　Kf---摩擦力影響系數，主、從動輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應力的影響也不同：主動齒輪Kf=1.4從動齒輪Kf=0.9；</p><p>　　b--齒寬（mm）；t為端面齒距（mm

64、）t=πm，m為模數；</p><p><b>　　y--齒形系數。</b></p><p>　　齒輪的節(jié)圓直徑為d=mz，式中z為齒數，所以將上述有關參數帶入上式后得到：</p><p><b>　?。?-2）</b></p><p><b>　　圖4-1 齒形系數</b>&

65、lt;/p><p>　　根據齒輪的材料以及熱處理方法可以知道彎曲疲勞強度極限在400～800Mpa范圍之內，取700Mpa。</p><p><b>　　許用應力 </b></p><p><b>　　（4-3）</b></p><p>　　式中：s--疲勞強度安全系數，對接觸疲勞強度計算，由于點蝕破壞

66、發(fā)生后只因其噪聲、振動增大，并不立即導致不能繼續(xù)工作的后果，故可取S =1。但對彎曲疲勞疲勞強度來說，如果一旦發(fā)生斷齒，就會引起嚴重的后果，因此在進行齒根彎曲疲勞強度計算時取S =1.25~1.5。</p><p>　　--壽命系數可查圖。 </p><p>　　--齒輪的疲勞極限。</p><p>　　已知發(fā)動機的最大轉矩為Temax=40.85N. m=4085

67、0N.mm，</p><p>　　輸入軸上的齒輪其Tg=Temax，輸出軸上的齒輪其Tg=iTem</p><p>　　計算得一檔主動齒輪的許用應力 Mpa。</p><p>　　一檔主動齒輪的彎曲應力= Mpa< 滿足需要。</p><p>　　一檔從動齒輪的許用應力 Mpa</p><p>　　一檔從動齒輪

68、的彎曲應力=356.8 Mpa< 滿足需要。</p><p>　　二檔主動齒輪的許用應力 Mpa</p><p>　　二檔主動齒輪的彎曲應力=533.1 Mpa< 滿足強度需要。</p><p>　　二檔從動齒輪的許用應力 Mpa </p><p>　　二檔從動齒輪的彎曲應力=411.2Mpa< 滿足強度需要。</p&

69、gt;<p>　　倒檔主動輪的許用應力 Mpa</p><p>　　倒檔主動齒輪的彎曲應力=558 Mpa< 滿足強度需要。</p><p>　　倒檔從動輪的許用應力 556.8Mpa</p><p>　　倒檔主動齒輪的彎曲應力=392.4 Mpa< 滿足強度需要。</p><p>　　(2) 直齒輪的接觸疲勞強

70、度的校核</p><p><b>　　齒輪接觸應力 </b></p><p><b>　?。?-4）</b></p><p>　　式中： ----齒輪的接觸應力（MPa）；</p><p>　　F----齒面上的法向力（N），；</p><p>　　---

71、-圓周力在（N）， ；為計算載荷(N?mm)；d為節(jié)圓直徑(mm)；</p><p>　　----節(jié)點處的壓力角（°）；</p><p>　　----齒輪螺旋角（°）；</p><p>　　E----齒輪材料的彈性模量（MPa），MPa；；</p><p>　　b----齒輪接觸的實際寬度；</p&

72、gt;<p>　　----主動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm）；</p><p>　　----從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm）。</p><p>　　直齒輪： （4-5） </p><p><b>　?。?-6）</b></

73、p><p>　　斜齒輪： </p><p>　?。?-7） </p><p>　　（4-8） </p><p>

74、;　　式中： ---主動齒輪節(jié)圓半徑（mm）；</p><p>　　---從動齒輪節(jié)圓半徑（mm）。</p><p>　　將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力見下表：</p><p>　　表4-1 變速器齒輪的許用接觸應力</p><p>　　計算一檔直齒齒輪接觸應力</p><p>&

75、lt;b>　　MPa</b></p><p>　　,采用滲碳處理齒輪滿足設計要求。</p><p><b>　　二檔的接觸應力為：</b></p><p>　　,采用滲碳處理齒輪滿足設計要求。</p><p><b>　　倒檔的接觸應力為：</b></p><p

76、>　　,采用滲碳處理齒輪滿足設計要求。</p><p>　　綜合齒輪的彎曲應力和接觸應力，此次設計的齒輪均基本滿足強度要求。</p><p><b>　　4.2軸的設計</b></p><p>　　變速器在工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，變速器的軸承受轉矩和彎矩。要求變速器的軸應有足夠的剛度和強度。因為剛度不足軸會發(fā)生彎曲

77、變形，結果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性和工作噪聲的均有不利影響。因此，在設計變速器軸時，器剛度大小應以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。</p><p>　　4.2.1軸的直徑與結構</p><p>　　此次設計的變速器為兩軸式二檔變速器，從強度的方面考慮，一擋齒輪處的輸入軸，輸出軸部分受力最大。</p><p>　　4.2.1.1軸的直徑</p

78、><p>　　軸的直徑d（mm）可按下式初選</p><p><b>　　(4-9)</b></p><p>　　式中: K------為經驗系數，K=4.0~4.6；</p><p>　　Temax---為軸的最大轉矩（N.m）</p><p>　　輸入軸的最大轉矩在忽略傳遞損失的情況下取發(fā)動機的最

79、大功率， </p><p>　　=40.85 N.m 。 d=13.78mm~15.84mm，初選15mm。</p><p>　　輸出軸的最大轉矩在一檔位置，最大轉</p><p>　　T= （4-10）</p><p>　　式中：Temax---為輸入軸的最大轉矩（N.m）</p><p>

80、　　i------- 一檔傳動比</p><p>　　---齒輪的傳遞效率，圓柱齒輪的傳遞效率取92%。</p><p>　　d=19.52mm~22.44mm，初選20mm</p><p>　　倒檔軸初選直徑與輸出軸一樣為20mm。 </p><p>　　4.2.1.2軸的結構設計</p><p>　　輸入軸由于一檔

81、齒輪和倒檔齒輪太小所以周和齒輪做成一體。結構如圖4-2所示：</p><p>　　圖4-2齒輪軸的結構</p><p>　　變速器的軸經軸承安裝在殼體的軸承孔內，常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滾動襯套等。軸承的選用受到結構的限制，并隨所承受載荷的特點不同而不同，最大齒輪為二檔齒輪22齒，頂圓直徑為39mm，軸承選用深溝球軸承6303將軸裝與殼體上。軸小直徑為17mm，

82、 長度為202mm。軸承定位采用軸套。</p><p>　　輸出軸的結構如圖4-3所示：</p><p>　　圖4-3 輸出軸結構</p><p>　　選用深溝球軸承61904，軸頸為20mm，軸的長度236mm。</p><p>　　倒檔軸的結構如圖4-4所示：</p><p>　　倒檔中間齒輪空套在軸上所以倒檔軸做

83、成通軸，直徑20mm，長度為55mm。 </p><p>　　圖 4-4 倒檔齒輪軸結構</p><p>　　4.2.2軸的強校核</p><p>　　對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內產生的撓度和軸在水平面內的轉角。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。</p><p>　　初

84、步確定軸的尺寸以后，可對軸進行剛度和強度驗算。欲求中間軸式變速器第一軸的支點反作用力，必須先求第二軸的支點反力。擋位不同，不僅圓周力、徑向力和軸向力不同，而且力到支點的距離也有變化，所以應當對每個擋位都進行驗算。驗算時將軸看做鉸接支承的梁。作用在第一軸上的轉矩應取</p><p><b>　　剛度的計算</b></p><p>　　軸的撓度和轉角可按《材料力學》有關公

85、式計算。計算時僅計算齒輪所在位置處軸的撓度和轉角。速器齒輪在軸上的位置如上圖所示時，若軸在垂直面內撓度為，在水平面內撓度為和轉角為，則可分別用下式計算</p><p>　?。?-11）             </p><p>　?。?-12）  &#

86、160;           </p><p>　　（4-13）           </p><p>　　圖3.3.5-3  變速器軸的撓度和轉角</p><p

87、>　　式中, ----齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）； </p><p>　　----齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）；</p><p>　　E----彈性模量（MPa），E =MPa；</p><p>　　I----慣性矩（），對實心軸，d為軸的直徑（），花鍵處按平均直徑計算；</p><p>　　a、b----為齒輪坐上的作用力距

88、支座A、B的距離（）；</p><p>　　L----支座之間的距離（）。</p><p>　　安裝齒輪的軸的允許撓度范圍（0.01~0.03）m, 安裝齒輪軸的許用轉角為(0.001～0.002)rad>。</p><p>　　計算用的齒輪嚙合的圓周力、徑向力 及軸向力可按下式求出：</p><p><b>　?。?-14）

89、</b></p><p><b>　?。?-15）</b></p><p><b>　　（4-16）</b></p><p>　　式中 ：d ----計算齒輪的節(jié)圓直徑，mm，為36mm；</p><p>　　----節(jié)點處的壓力角，為20°；</p><p

90、>　　----螺旋角，為0°；</p><p>　　----發(fā)最大轉矩，輸入軸最大轉矩發(fā)動機最大轉矩 ，為40850N·mm</p><p><b>　　強度的計算</b></p><p>　　作用在齒輪是上的徑向力和軸向力，是軸在垂直面內彎曲變形，而圓周力是軸在水平面內彎曲變形。此次設計中采用的全部為直齒輪沒有軸向力

91、所以其應力為</p><p><b>　?。?-17）</b></p><p>　　式中 d - - 為軸的直徑(mm)，花鍵取內徑；</p><p>　　W - - 為抗彎截面系數（mm3）</p><p>　　M總=F合ab/L （4-18）</p><p>　　F合= （4-1

92、9）</p><p>　　M= （4-20）</p><p>　　在低檔工作時,[σ]≤400MPa。</p><p>　　輸入軸的剛度強度校核</p><p>　　一檔位置軸的強度剛度校核</p><p>　　a=19 b=L-a=130-19=111,L=130</p><p>　

93、　此處軸的直徑d=18mm，=5150.4 </p><p>　　F合= = =3952 N</p><p>　　M總=F合ab/L=64113.6 N·mm</p><p>　　M= =64243.6 N·mm</p><p>　　=112.3MPa≤[σ]，滿足強度要求。</p><p>&l

94、t;b>　　將求撓度得：</b></p><p>　　故軸的全撓度為,安裝齒輪軸的許用轉角為(0.001～0.002)rad>0.0017rad,符合剛度要求</p><p>　　一檔和倒檔的齒輪是一樣的啊a，b的位置正好相反，所以倒擋位置軸的強度也滿足要求。</p><p>　　二檔位置軸的強度剛度的校核</p><p&

95、gt;　　L＝130mm，取b=65mm，則a=65mm。</p><p>　　此處軸的直徑d=30mm，=39740.6 </p><p><b>　　求撓度得：</b></p><p>　　故軸的全撓度為,安裝齒輪軸的許用轉角為(0.001～0.002)rad>0rad,符合剛度要求</p><p>　

96、　F合= = = 2415N</p><p>　　M總=F合ab/L=73671.5 N·mm</p><p>　　M= =84239 N·mm</p><p>　　=33.4 MPa≤[σ]，滿足強度要求。</p><p>　　綜上所述輸人軸滿足強度與剛度要求。</p><p><b>

97、　　輸出軸的校核</b></p><p>　　小型農用機械的變速箱是減速增扭，在一檔位置處輸出軸所受到的扭矩最大，此處強度滿足的話，其他位置就滿足強度需要，故軸的強度只需校核一檔位置。而倒檔因距離支承點近、負荷又小，通常撓度不大，故可以不必計算。二檔位置只需校核軸的剛度。</p><p>　　一檔位置軸的強度剛度校</p><p>　　a=19 b=L

98、-a=130-19=111,L=130</p><p>　　此處軸與齒輪花鍵連接直徑d=26mm，=22420.4 </p><p>　　F合= = = 5267.8N</p><p>　　M總=F合ab/L=85460 N·mm</p><p>　　M= =152435.4 N·mm</p><p&

99、gt;　　=88.39MPa≤[σ]，滿足強度要求。</p><p><b>　　求撓度得：</b></p><p>　　故軸的全撓度為,安裝齒輪軸的許用轉角為(0.001～0.002)rad>0.000523rad,符合剛度要求</p><p>　　二檔位置軸的剛度校核</p><p>　　L＝130mm，取b=

100、65mm，則a=65mm。</p><p>　　此處軸與齒輪花鍵連接直徑d=26mm，=22420.4 </p><p><b>　　求撓度得：</b></p><p>　　故軸的全撓度為,安裝齒輪軸的許用轉角為(0.001～0.002)rad>0rad,符合剛度要求</p><p>　　綜上所述輸出軸滿足強度與

101、剛度要求。</p><p>　　4.3變速箱的操作機構</p><p>　　根據使用條件的需要，駕駛員利用變速器的操縱機構完成選擋和實現換擋或退到空擋。</p><p>　　變速器操縱機構應當滿足如下主要要求：換擋時只能掛入一個擋位，換擋后應使齒輪在全齒長上嚙合，防止自動脫擋或自動掛擋，防止誤掛倒擋，輕便換擋。</p><p>　　用于機械式

102、變速器的操縱機構，常見的是有變速桿、撥塊、撥叉、變速叉軸及互鎖、自鎖和倒擋裝置等主要零件組成，并依靠駕駛員手力完成選擋、換擋、或退到空擋工作，稱為手動換擋變速器。</p><p>　　手動換擋變速器又分為直接操縱手動換擋變速器和遠距離操縱手動換擋變速器。</p><p>　　當變速器布置在靠近駕駛員座椅附近時，可將變速桿直接安裝在變速器上，并依靠駕駛員手力和通過變速桿直接完成換擋功能的手動

103、變速器，稱為直接操縱變速器。這種操縱方案結構簡單，已得到廣泛應用。</p><p>　　變速器距離駕駛員座位較遠，這時需要在變速桿與撥叉之間布置若干傳動件，換擋手力經過這些轉換機構才能完成換擋功能。這種變速器稱為遠距離操縱手動變速器。這時要求整套系統(tǒng)又足夠的剛性，且各連接件之間間隙不能過大，否則換擋時手感不明顯，并增加了變速桿顫動的可能性。此時，變速桿支座應固定在受車架變形、汽車振動影響較小的地方，最好將換擋傳動

104、機構、發(fā)動機、離合器、變速器連成一體，以避免對操縱有不利的影響。在平頭式汽車上或發(fā)動機后置后輪驅動的汽車的變速器，受總體布置限制，多采用遠距離操縱機構。</p><p>　　本次設計中，采用的是直接操縱手動換擋變速器</p><p>　　4.4變速箱的箱體密封與潤滑</p><p>　　變速箱材料采用鑄鐵，厚度為8mm，在軸承處按軸承的寬度來加厚，輸入軸所用的軸承寬

105、度為12mm，輸出軸所用的軸承為14mm，內部寬度為軸的內部長度130mm。箱體要和齒輪頂圓留10mm的間隙。</p><p>　　潤滑方式采用飛濺潤滑。箱體連接處采用墊片和密封圈。</p><p><b>　　總結</b></p><p>　　畢業(yè)設計是我作為一名學生即將完成學業(yè)的最后一次作業(yè)，是對在校所學知識的全面總結和綜合應用，又為今后走

106、向社會的實際操作應用鑄就了一個良好開端，畢業(yè)設計是我對所學知識理論的檢驗與總結，能夠培養(yǎng)和提高設計者獨立分析和解決問題的能力。 </p><p>　　在不斷的努力下我的畢業(yè)設計終于完成了。在沒有做畢業(yè)設計以前覺得畢業(yè)設計只是對這幾年來所學知識的大概總結，但是真的面對畢業(yè)設計時發(fā)現自己的想法基本是錯誤的。畢業(yè)設計不僅是對前面所學知識的一種檢驗，而且也是對自己能力的一種提高。通過這次畢業(yè)設計使我

107、明白了自己原來知識太理論化了，面對單獨的課題的是感覺很茫然。通過這次畢業(yè)設計，我才明白學習是一個長期積累的過程，在以后的工作、生活中都應該不斷的學習，努力提高自己知識和綜合素質。</p><p>　　總之，不管學會的還是學不會的的確覺得困難比較多，真是萬事開頭難，不知道如何入手。最后終于做完了有種如釋重負的感覺。此外，還得出一個結論：知識必須通過應用才能實現其價值！有些東西以為學會了，但真正到用的時候才發(fā)現是兩回

108、事，所以我認為只有到真正會用的時候才是真的學會了。</p><p><b>　　參考文獻</b></p><p>　　【1】．濮良貴，紀名剛主編. 機械設計第八版.西北工業(yè)大學出版，2006（5）</p><p>　　【2】.楊瑞成，丁旭，季根順，洋海棠. 機械工程材料.第二版.重慶大學出版社，2004（7） </p><p

109、>　　【3】.成大仙，機械設計圖冊.化學工業(yè)出版社,2000（5）</p><p>　　【4】.孫昭文，候清壽.最新機械制圖實用手冊圖例.天津科學技術出版社.第五版，2003（3）</p><p>　　【5】.沈國舫，汪懋華.中國農業(yè)機械化發(fā)展戰(zhàn)略研究.中國農業(yè)出版社.2008,203～213.</p><p>　　【6】.裝備制造業(yè)自主創(chuàng)新戰(zhàn)略研究咨詢研究項

110、目組.裝備制造業(yè)自主創(chuàng)新戰(zhàn)略研究.高等教育出版社.2007,521～569.</p><p>　　【7】. 王昆，何小柏，汪信遠.王昆等主編.機械設計[M]、機械設計基礎課程設計.-北京：高等教育出版社，1996</p><p>　　【8】. 楊可楨.機械設計基礎[M]，程光蘊主編；錢慶蕊等編.－4版－北京；高等教育出版社，1999</p><p>　　【9】.馮開

111、平,左宗義主編.畫法幾何與機械制圖[M].－廣州：華南理工大學大學出版社，2001.9</p><p>　　【10】. 楊月英，張琳主編.Autocad2006繪制機械圖.北京：中國建材工業(yè)出版社，2006.2</p><p>　　【11】 機械設計手冊編委會 機械設計手冊 北京機械工業(yè)出版社2004.8</p><p><b>　　致謝</b&g

112、t;</p><p>　　四年的讀書生活在這個季節(jié)即將劃上一個句號，而于我的人生卻只是一個逗號，我將面對又一次征程的開始。四年的求學生涯在師長、親友的大力支持下，走得辛苦卻也收獲滿囊，在論文即將付梓之際，思緒萬千，心情久久不能平靜。 </p><p>　　在本論文的寫作過程中，我的導師張老師傾注了大量的心血，從選開題報告，寫設計說明書，到繪制圖紙，指出起中的具體問題，嚴格把關，循循善誘，在