地膜覆盖栽培技术.doc

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1、贵州大学毕业论文（设计） 第 43 页第一章 绪论1.1研究背景 覆膜栽培技术又叫地膜覆盖栽培技术,它在干早半干早地区农业生产上的推广运用,在于不仅能直接防止地面蒸发所致的水分损失,有效地利用土城水资稼,而且能使土壤中的水、肥、气、热等因子相互协调,较好地解决作物生长发育与坏境条件的某些矛盾,为作物生长创造一个良好的生态环境,特别对于早春低温,有效积沮少或高寒的干早半干早地区,能在一定程度上弥补水热资源的不足,更具有特殊意义。地膜覆盖栽培的增产的基本原理:1、提高地温，增强光照。太阳幅射是地面增温的唯一热源。白天，裸露地面所接受的幅射能以长波辐射到大气层;因它接收热量多，散失也多。地膜覆盖后，

2、由于土壤水分蒸发量少，因而减少了汽化热的损失，相应地提高了土壤容积热容量。土壤的增温效应与土壤容积热容量的关系非常密切，而土壤热容量与土壤的孔隙度和土壤湿度又密切相关。覆膜后由于地膜阻隔作用，使地表的水汽无法扩散出去，孔隙中充满着水，加大了容积的热容量，土壤的导热率和导温率也随着增大。而对照由于地表水分蒸发强烈，孔隙中充满着空气，空气容积热容量又小，因而土壤的导热率和导温率相应小。当地面覆盖地膜后，土壤的热力特性起到了明显的变化，在白天出现高温时段，热量向下传导快。到夜间，深层不断将热量输送给膜内地面，因而减缓了覆膜地面温度的下降速度。同时由于夜间低温，会使土壤中的水气沿着膜面大量凝结，又散发

3、出一部分凝结热，所以夜间膜内地面温度也均高于露地。2、减少蒸发，保持土壤水份。保墒作用是地膜作物的又一个突出特点。特别是我国旱作农业区最需要的最有价值的特性。无论是覆膜穴播还是膜侧栽培，都具有显著的保墒作用。农田土壤水份散失，除作物吸收的一部分被蒸发外，大部分是通过毛细管和汽态水蒸发到大气中。地膜覆盖后，隔断了毛管水和气态水向大气、蒸发，对保持土壤水份起着很大作用。另外，由于覆膜后土壤温度提高，减少了水的表面张力和粘滞度，土粒吸附水的了作物的生长发育速度，各个生育期相应提前，因而可以提早成熟。减轻和抑制部分病虫和杂草。农田中的杂草，既消耗土壤中水分和养分，又与农作物争光照，而且诱发病虫害覆膜后

4、，由于膜下高温和通气不良，使某些杂草在发芽出土后死亡，这种物理处理作用，对于一年生杂草除草果较为明显。地膜覆盖的除草效果与覆膜质量关系密切。如果覆膜严密，不仅难以烫死杂草，相反，由于膜下水，热状况较好，杂草生长更旺，可把地膜顶起，甚至顶破，严重影响覆膜效果。地膜覆盖对于风沙区与丘陵沟壑区的农业起着重要作用，但就现在的农业发展来看，许多地方还没有完全推广，一项新的农业技术，是否具有优越性在于它能否提高作物产量。实践证明，地膜覆盖栽培技术确实是一项投资少、见效快、收益高的先进技术;是振兴农业的一项重大的栽培技术措施，覆盖效应的多元化，应用作用种类的多样化，说明这项技术在我区适应地区是及为普遍的，不

5、论平原、山区、低洼易涝或干旱少雨的地区都能广泛应用。是改变我区农业落后面貌，脱贫致富的有效措施。地膜覆盖栽培技术将成为未来发展农业的关键措施，这项技术将在我区农业上发挥重要的作用。能力降低，从而提高了水的有效性。3、加速土壤养份转化，提高养份的利用率。地膜覆盖后土壤温度升高，保水能力强，有利于土壤微生物活动，加速了土壤中有机物的分解，提高了土壤有效养份。据河北农业大学测定0一30Cm土层中碱解氮，盖膜的比露地在玉米苗期多9.sppm，大喇叭口期多1.6ppm:速效磷，盖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笼。但是，由于覆膜后作物生育进程快，生

6、长旺盛，消耗土壤养份多，因此，地膜覆盖栽培应该增施有机肥，施足底肥，防止作物到生长后期出现缺肥早衰现象。4、改善土壤物理结构。地膜覆盖后，对土壤表层起到了保护作用，可防止风吹雨淋冲击而造成土壤表面板结，减少了中耕、除草、施肥等人工或机械操作的踩踏，能够使土壤保持良好的疏松状态。另外，由于地膜覆盖的土壤温度高，湿度大，土壤空隙的水汽和土壤颗粒中水汽产生气体膨胀，使土壤颗粒间孔隙度增大，容重减轻，因而土壤物理性状得到明显的改善。5防止土地荒漠化。因此地膜覆盖栽培技术广泛运用到农业生产中，地膜已在小麦、玉米、马铃薯、油菜、胡麻、豆类、烟草、中药材和花卉等粮食经济作物上得到推广。然而，我国的农业机械化

7、程度不高，大部分地区依靠人力和畜力，劳动强度大，生产效率低下，严重制约着我国农业的发展。我国农业生产呈现出农产品需求增长、生产成本高、劳动力结构性短缺、生产资源制约加剧、生产灾害影响加重、国际竞争激烈等明显的六大阶段性特征。由于现代农业建设长期落后于工业化、城镇化，在工业化、城镇化深入发展中同步推进农业现代化中带来许多深层次的问题和矛盾。农业机械化师实现现代农业的前提，农业机械化师解决劳动力短缺和增产的重要措施，进一步加大财政支持力度、促进农机农艺协调发展、大力研发推广先进适用农机装备和技术、加大农业机械化基础设施建设支持力度、依法推进农业机械化事业又快又好的发展等促进农业机械化发展。 农业机

8、械的广泛应用减轻了劳动强度，提高生产效率。据专家介绍，小型耕整机耕地的效率是牛耕的5倍；人工插秧每天插半亩，机插每天10亩；使用大中型农业机械进行耕地、精量播种、收获作业的效率是人工的40倍以上。在时间紧、自然环境恶劣的情况下，抢种抢收、抗灾减灾农业机械具有不可替代的作用，农业机械化是缓解日益突出的劳动力季节性短缺矛盾，保障农业生产稳定发展的重要措施。 农业机械的研发和普遍推广对农业生产生活有着重大的作用。尤其研究小型农业机械对山区丘陵等地的农村经济发展的影响更加突出。1.2课题来源本课题“小型农用机械覆膜部分结构设计”是毕业设计课题，是指导老师的研究课题中的覆膜部分。1.3课题意义和任务 为

9、了减轻劳动强度，节约劳动力，提高工作效率在农业生产过程中必须要实现农业生产机械化。农业生产机械化是实现现代农业的重要一步，小型农机的研发和普片推广对广大农村经济的发展有着不可估量的影响。 本课题的主要任务就是要研究一种能够在农业生产过程中能够广泛使用的小型农业机械，提高劳动效率，减轻劳动强度，并在不适宜运用大型农业生产机械的山村地区推广使用。第二章 覆膜部分的结构设计 覆膜部分主要由覆膜导向及组件、压膜和覆土结构及组件组成，连接在起垄部分的机架上。 2.1 覆膜导向及其组件 覆膜导向由膜筒架和压膜辊组成。莫筒架是放置塑料薄膜的和机架连接在一起，是可以活动的，可以通过螺栓来调节宽度以适应不同宽度

10、的垄地，当调节到适宜的宽度时拧紧螺栓就固定了。压膜辊的作用是使塑料薄膜平展的铺在起好的垄上。压膜辊宽度160mm,直径90mm，外面包裹着5mm厚的海绵组织，防止塑料薄膜被刮破。覆膜导向及组件如图2-1所示。 图2-1 覆膜导向及其组件2.2压膜和覆土结构及其组件主要由压膜轮和覆土轮组成，再由其他杆件连接在一起。 2.2.1 压膜结构设计 压膜结构主要是压膜轮，压膜轮由海绵轮和轮盘组成，轮盘起固定作用。海绵轮的直径为280mm，宽度65mm。轮盘的结构尺寸如图2-1所示。海绵轮、轮盘、连接杆组成压膜轮如图2-2所示。 图2-2 轮盘结构尺寸 图2-3 压膜轮及连杆2.2.2覆土结构设计 覆土结

11、构由覆土轮和杆件构成。覆土轮是碗形结构，最大直径280mm，壁厚5mm，起结构如图2-3所示。覆土轮与其他杆件连接示意如图2-4所示。 图2-3 覆土轮结构尺寸 图2-4 覆土轮与其他杆件连接 压膜轮与覆土轮用连杆连接一起构成了压膜与覆土结构，如图2-5所示。连接在起垄部分的机架上。 图2-5 压膜轮和覆土轮及其组件 第三章 变速箱的设计3.1 变速器的介绍农用机械行驶条件是比较简单的，但是行驶阻力的变化非常大，这就要求农机的驱动力能在相当大的范围内变化，而农机上普遍采用的动力装置是汽油或柴油发动机，其转矩变化范围都较小，因此在传动系中设置了变速器来解决这一矛盾。3.1.1变速器的功用：（1）

12、改变传动比： 扩大驱动轮转矩的变化范围，以适应农机在各种地面条件下所需的牵引力和合适的行驶速度，并使发动机经常能够在动力性和经济性比较有利的工况下工作。（2）实现倒车：利用倒挡，改变驱动轮的旋转方向，从而实现农机倒向行驶。（3）中断动力：利用空挡，切断离合器与传动轴之间的动力传递，以便发动机起动及怠速运转。3.1.2变速器的原理：手动变速器通常采用平行轴式，由齿轮传动的原理可知，一对齿数不同的齿轮啮合传动时可以变速变矩，减速传动或者增速传动，如图3-1所示。机械式变速箱主要应用了齿轮传动的降速原理。简单的说，变速箱内有多组传动比不同的齿轮副，而汽车行驶时的换档行为，也就是通过操纵机构使变速箱内

13、不同的齿轮副工作。如在低速时，让传动比大的齿轮副工作，而在高速时，让传动比小的齿轮副工作。 图3-1 齿轮传动原理3.1.3变速器分类：根据轴数的不同可分为二轴式和三轴式变速器二轴式变速器前进挡从输入轴到输出轴只有一对齿轮啮合传递动力；倒挡传递路线中也只有一个中间齿轮，因而机械传动效率高，噪声小。二轴式变速器的工作原理如图3-2所示。 图3-2 二轴式变速器的工作原理三轴式变速器是前进挡的动力传递采用三根轴来实现的变速器，它的特点是动力的输人轴和输出轴有共同的轴线，三根轴分别为第一轴(动力输人轴)，第二轴(动力输出轴)和中间轴，第一轴与中间轴之间有一对常啮合齿轮，第二轴的前端通过滚针轴承支撑在

14、第一轴后端的轴承孔内，第一轴为离合器的从动轴。 3.2 变速器传动方案设计 根据对二轴式和三轴式变速器的特点了解，变速器的换挡方式，齿轮安排，倒档的结构方案和位置设计变速器的传动方案。 3.2.1 二轴式和三轴式变速器的特点 3.2.1.1 变速器的径向尺寸两轴式变速器的前进挡均由一对齿轮传递动力，当需要大的传动比时，需将主动齿轮做的小些，而将从动轮做的很大，因此两轴的中心距和变速器间的相关尺寸也必然增大。受结构限制，两轴式变速器的一档传动比不可能设计的很大。而三轴式变速器，由两对齿轮传递动力。在同样传动比的情况下，可将大齿轮的径向尺寸做的小些，因此中心距及变速器壳的相关尺寸均可减小。在中心距

15、不大的条件下，一档仍然有较大的传动比。3.2.1.2 变速器的功率两轴式变速器，虽然可以有等于1的传动比，但仍要经过一对齿轮传递动力，因此有功率损失。而三轴式变速器，第二轴的前端经轴承在第一轴孔内，且保持两轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接挡，使用直接挡，变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率高，可达到90以上，噪声低，齿轮的磨损减少。然而，在除直接挡以外的其他挡工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。3.2.1.3变速器的寿命两轴式变速器的低档齿轮副，大小相差悬殊，小齿轮工作循环次数比大齿轮要高得多。因

16、此小齿轮的寿命，比大齿轮的寿命短。三轴式变速器各前进挡（除直接挡），均为常啮合齿轮传动，大小齿轮的径向尺寸相差较小，工作循环次数和齿轮寿命也比较接近。用直接挡工作时，因第一轴与第二轴直接连在一起，齿轮只是空转，并不传通动力，故不影响齿轮寿命。应为直接挡的利用率要高于其他挡位，因而提高了变速器的使用寿命。3.2.2换挡结构形式目前汽车上的机械式变速器采用的换挡结构形式有三种：3.2.2.1滑动齿轮换挡通常是采用滑动直齿轮进行换挡，但也有采用滑动斜齿轮换挡的。滑动直齿轮换挡的优点是结构简单，紧凑，容易制造。缺点是换挡时齿端面承受很大的冲击，会导致齿轮过早损坏，并且直齿轮工作噪声大。所以这种换挡方式

17、，一般仅用在一档和倒档上。采用滑动斜齿轮换挡，虽有工作平稳，承载能力大，噪声小的优点，但它的换挡仍然避免不了齿端面承受冲击，所以现代汽车的变速器中，前进挡采用滑动齿轮换挡的已甚为少见。3.2.2.2啮合套换挡用啮合套换挡，可将构成某传动比的一对齿轮，制成常啮合的斜齿轮。而斜齿轮上另外有一部分做成直的接合齿，用来与啮合套相啮合。这种结构既具有斜齿轮传动的优点，同时克服了滑动齿轮换挡时，冲击力集中在12个轮齿上的缺陷。因为在换挡时，由啮合套以及相啮合的接合齿上所有的轮齿共同承担所受到的冲击，所以啮合套和接合齿的轮齿所受的冲击损伤和磨损较小。它的缺点是增大了变速器的轴向尺寸，未能彻底消除齿轮端面所受

18、到的冲击。3.2.2.3同步器换挡由于变速器输入轴与输出轴以各自的速度旋转，变换档位时会存在一个同步问题。两个旋转速度不一样齿轮强行啮合必然会发生冲击碰撞，损坏齿轮。因此，旧式变速器的换档要采用两脚离合的方式，升档在空档位置停留片刻，减档要在空档位置加油门，以减少齿轮的转速差。但这个操作比较复杂，难以掌握精确。因此设计师创造出同步器，通过同步器使将要啮合的齿轮达到一致的转速而顺利啮合。现在大多数变速器都采用同步器。使用同步器可减轻接合齿在换挡时引起的冲击及零件的损坏。并且具有操纵轻便，经济性和缩短换挡时间等优点，从而改善了汽车的加速性，经济性和山区行驶的安全性。其缺点是零件增多，结构复杂，轴向

19、尺寸增加，制造要求高，同步环磨损大，寿命低。但是近年来，由于同步器广泛使用，寿命问题已解决。比如在其工作表面上镀一层金属，不仅提高了耐磨性，而且提高了工作表面的磨镲系数。同步器有常压式，惯性式和自行增力式等种类。 目前全部同步式变速器上采用的是惯性同步器，它主要由接合套、同步锁环等组成，它的特点是依靠摩擦作用实现同步。 接合套、同步锁环和待接合齿轮的齿圈上均有倒角（锁止角），同步锁环的内锥面与待接合齿轮齿圈外锥面接触产生摩擦。锁止角与锥面在设计时已作了适当选择，锥面摩擦使得待啮合的齿套与齿圈迅速同步，同时又会产生一种锁止作用，防止齿轮在同步前进行啮合。 当同步锁环内锥面与待接合齿轮齿圈外锥面接

20、触后，在摩擦力矩的作用下齿轮转速迅速降低（或升高）到与同步锁环转速相等，两者同步旋转，齿轮相对于同步锁环的转速为零，因而惯性力矩也同时消失，这时在作用力的推动下，接合套不受阻碍地与同步锁环齿圈接合，并进一步与待接合齿轮的齿圈接合而完成换档过程。不同制造商生产的变速器和同步器的实现方式各不相同，但基本原理是一样的。同步器的作用是，在与犬齿接触前，使轴环与齿轮发生有摩擦的接触。这样，在犬齿接合前，就可以使轴环和齿轮速度达到同步，如图3-3所示： - 图3-3 同步器的作用蓝色齿轮上的锥体接合轴环中的锥形区域，锥体与轴环间的摩擦使轴环和齿轮同步。 轴环的外部随之滑动，使犬齿接合齿轮3.2.3齿轮的安

21、排各齿轮副的相对安装位置，对于整个变速器的结构布置有很大的影响。各挡位置的安排，考虑到以下方面的要求：3.2.3.1总体布置根据总体布置，对变速器输入轴与输出轴的相对位置和变速器的轮廓形状以及换挡机构提出要求。3.2.3.2提高平均传动效率为提高平均传动效率，采用具有直接挡的传动方案，并尽可能地将使用时间最多的档位设计成直接挡。3.2.3.3改善齿轮受载状况各档位齿轮在变速器中的位置安排，考虑到齿轮的受载状况。承受载荷大的低档齿轮，安置在离轴承较近的地方，以减少轴的变形，使齿轮的重叠系数不致下降过多。变速器齿轮主要是因接触应力过高而造成表面点蚀损坏，因此将高档齿轮安排在离两支承较远处。该处因轴

22、的变形而引起齿轮的偏转叫较小，故齿轮的偏载也小。因为变速器在一档和倒档工作时有较大的力。所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒档，都应当布置在我靠近轴的支承处。以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多;然后按照从低档到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。3.2.4倒档的结构方案及倒档的位置倒档齿轮的结构及倒档轴位置，应与变速器的整体结构方案同时考虑。有些方案利用在中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案；也有利用两个联体齿轮方案的。前者虽然结构简单，但是中间传动齿轮的轮齿，是在最不利的正，负交替对称变化的弯曲应力状态下工作，而后者

23、是在较为有利的单向循环弯曲应力状态下工作，并使倒档传动比略有增加。在变速器中，通常只采用一个倒档齿轮，结构较简单，如图 3-4所示。 图3-4 倒档布置方案因倒档传动比较大，工作时在齿轮上作用的力也增大，并导致变速器轴产生较大的绕度和转角，使工作齿轮啮合状态变坏，最终表现出轮齿磨损加快和工作。噪声增加。为此，把倒档布置在靠近轴的中间支承位置，便于改善上述不良状况。此外，结构布置上，倒档齿轮不能与第二轴齿轮有啮合的状况。换倒档时能顺利换入倒档，而不和其他齿轮发生干涉。倒档齿轮安排在变速器的左侧或右侧，在结构上均能表现，但关系到操纵杆拨动的方向和倒档轴的受力状况，受力分析如图3-5所示。挂倒档时，

24、操纵杆向左侧（由变速器后部向前看）拨动，比较符合习惯要求。但此时倒档齿轮需安置右侧，这使倒档轴的轴承受较大的作用力。反之，操纵杆向右侧拨动，虽不符合使用习惯，但可以减轻倒档轴的负荷。 图 3-5 倒档轴位置与受力分析由于二轴式变速器机械传动效率高、噪声小本次设计中变速箱的设计采用手动机械二轴式变速器，农机使用时各档齿轮有不同的角速度，因此采用轴向滑动齿轮方法换档，小型农机变速器的档数较少，都是低档和倒档，所以此次设计中齿轮全部采用直齿圆柱齿轮。 图3-6变速箱的布置 3.3变速器的主要参数 3.3.1中心距对两轴式变速器，将变速器输入轴与输出轴轴线之间的距离称为变速器的中心距A。它是一个基本参

25、数，其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积大小由影响，而且对齿轮的接触强度由影响。中心距越小，齿轮的接触应力越大，齿轮的寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保证齿轮必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置轴承的可能与方便和不因同一垂直面上的两轴承孔之间的距离过小而影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。此外，受一挡小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要大些。还有，变速器中心距取的过小，会使变速器长度增加，并因此使轴的刚度被削弱和使齿轮的啮合状态变坏。初选中心距是可以根据以下经验公式计算: (3-1)式中:A-变速器中心距（mm）； KA-中心距系数，一般KA=8.99.3； Tem

26、ax-发动机的最大转矩（N.m）； i-1变速器的一档传动比； -发动机的传动效率,取值96%。发动机的功率为7.7kw，转速为1800r/min。 一档传动比取i1=3，带入经验公式（3-1）得A的范围为43.54mm到45.49mm，初选中心距A=45mm。3.3.2齿轮参数 3.3.2.1 齿轮模数的选择齿轮模数是一个重要的参数，并且影响它的选取因素有很多，如齿轮的强度、质量、噪音、工艺要求、载荷等。决定齿轮模数的因素很多，其中最重要的是载荷的大小。本次设计中一档和倒档齿轮模数取m=2，二档齿轮模数取m=1.5。3.3.2.2 齿轮压力角的选择齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了齿轮的刚

27、度，为此能减少进入啮合和退出啮合是的动载荷，是传动平稳，有力与降低噪声；压力角较大时可提高齿的抗弯强度和表面接触强度。实验证明：对于直齿轮，压力角在28是强度最高，超过28时强度增加的不多；对于斜齿轮，压力角在25时强度最高。实际上因国家规定的标准压力角为20，所以变速器的齿轮采用的压力角普遍是20。啮合套或同步器的结合压力角有20、25、30等，但普遍使用30的压力角。所以此次设计中的齿轮锁采用的压力角为20。3.3.2.3尺宽的确定齿轮宽度大，承载能力高。但齿轮受载后，由于齿向误差及轴的挠度变形等原因，沿齿宽方向受力不均匀，因而齿宽不宜太大。齿宽根据下列公式初选：直齿轮b=(4.58)m

28、斜齿轮为b=(6.08.5)m本次设计采用的都是直齿轮，一档和倒档齿轮齿宽取16mm，二档齿轮齿宽取12mm。3.3.3 各挡齿轮齿数的确定3.3.3.1 一档齿轮齿数的确定为了求Z1和Z2的齿数，先求其齿数和Zh，公式如下： (3-2) 式中： A-变速器中心距（mm）； m齿轮模数 根据初选的中心距A=45mm，模数为m=2。带入上式（3-2）中， 一档初选传动比i=3，所以，=11.25，取整=11.则=34。 因为=11小于17，所以会发生根切现象，要进行变位，变位系数重新计算3.3.3.2二档齿轮齿数的确定为了求Z3和Z4的齿数，先求其齿数和Zh，公式如下： 根据初选的中心距A=45

29、mm，模数为m=1.5。带入上式（3-2）中， 二档初选传动比i=1.5，所以，=60，=24，则=36。3.3.3.3倒档齿轮齿数的确定一档、倒档齿轮常选用相同的模数，所以m=2。倒档齿轮Z7的齿数，一般在2123之间，可选倒档齿轮齿数Z7=22，先取Z5=11，根据中心距A=45mm，可求得Z6=34，为了保证倒档齿轮啮合但不发生运动干涉取Z6=26。传动比计算出输入轴与倒档轴的中心距：计算出输出轴与倒档轴的中心距：由于Z5的齿数为11会发生根切，对其进行变位，变位系数x=（17-11）/17=0.36。 验证中心距：为了保证齿轮10与齿轮9不发生接触，则其两者齿顶圆直径之和必须小于2A。

30、da5=m（Z+2+2x）=2（11+2+0.353）=27.4mmda6=m（Z+2+2x）=2（26+2+0.353）=57.4mm2A-（da5+ da6）=90-（27.4+57.4）=5.2mm，有足够的空间，不会发生运动干涉。3.3.3.4各挡齿轮参数表各挡齿轮的参数如下表所示：表3-1各挡齿轮的参数挡数从动齿轮齿数主动齿轮齿数中间齿轮齿数齿宽b（mm）模数m（mm）传动比i一挡34111623.09二挡3624121.51.5倒挡2611221622.363.3.3.5齿轮的材料变速器齿轮多数采用渗碳合金钢，其表层的高硬度和心部的高韧性相结合，能大大提高齿轮的耐磨性和抗弯曲疲劳和

31、接触疲劳的能力。在选用刚才及热处理时，可对加工性及成本予以考虑。本次设计中齿轮的材料选择20GrMnTi，表面渗氮处理。一般设计中轴与齿轮的材料选取应相同，所以此次设计中轴的材料也选用20GrMnTi。设计使用寿命为10000h。第四章 变速箱的设计与计算4.1齿轮强度校核4.1.1齿轮的损坏形式变速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳点蚀、移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合。齿轮折断发生在以下几种情况：齿轮受到足够大的冲击载荷作用，造成齿轮弯曲折断；齿轮在重复载荷作用下，齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中极其少见，而后者出现的多些。齿轮工作时，一对齿

32、轮相互啮合，齿面相互挤压，这时存在于齿面细小裂纹中的润滑油压升高，并导致裂纹扩展，然后齿面表层出现块状剥落而形成小麻点，称之为齿面点蚀。它使齿形误差加大，产生动载荷，并可能导致齿轮折断。用移动齿轮的方法完成的换挡的低档和倒档出论，由于换挡时两个进入啮合的齿轮的存在角速度差，换挡瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。负荷大、齿面相对滑动速度又高的齿轮，在接触压力大且接触处产生高温作用下的情况使齿面间的润滑油膜遭到破坏，导致齿面直接接触，在局部高温、高压作用下齿面互相熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，称之为齿面胶合。变速器齿轮的这种破坏出现的较少。4.1.2齿轮的强度校核(1) 直齿轮的弯曲

33、疲劳强度的校核直齿轮的弯曲应力 （4-1）式中：W-弯曲应力（MPa）；F1-圆周力（N），F1=2Tg/d；Tg为计算载荷（N.mm）；d为节圆直径（mm）；K-集中应力系数，可取近似值 K=1.65；Kf-摩擦力影响系数，主、从动轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同：主动齿轮Kf=1.4从动齿轮Kf=0.9；b-齿宽（mm）；t为端面齿距（mm）t=m，m为模数；y-齿形系数。齿轮的节圆直径为d=mz，式中z为齿数，所以将上述有关参数带入上式后得到： （4-2） 图4-1 齿形系数根据齿轮的材料以及热处理方法可以知道弯曲疲劳强度极限在400800Mpa范围之内，取700Mp

34、a。许用应力 （4-3）式中：s-疲劳强度安全系数，对接触疲劳强度计算，由于点蚀破坏发生后只因其噪声、振动增大，并不立即导致不能继续工作的后果，故可取S=1。但对弯曲疲劳疲劳强度来说，如果一旦发生断齿，就会引起严重的后果，因此在进行齿根弯曲疲劳强度计算时取S=1.251.5。-寿命系数可查图。 -齿轮的疲劳极限。已知发动机的最大转矩为Temax=40.85N. m=40850N.mm，输入轴上的齿轮其Tg=Temax，输出轴上的齿轮其Tg=iTem计算得一档主动齿轮的许用应力Mpa。一档主动齿轮的弯曲应力= Mpa满足需要。一档从动齿轮的许用应力Mpa一档从动齿轮的弯曲应力=356.8 Mpa

35、满足需要。二档主动齿轮的许用应力Mpa二档主动齿轮的弯曲应力=533.1 Mpa满足强度需要。二档从动齿轮的许用应力Mpa 二档从动齿轮的弯曲应力=411.2Mpa满足强度需要。倒档主动轮的许用应力Mpa倒档主动齿轮的弯曲应力=558 Mpa满足强度需要。倒档从动轮的许用应力556.8Mpa倒档主动齿轮的弯曲应力=392.4 Mpa。计算用的齿轮啮合的圆周力、径向力及轴向力可按下式求出： （4-14） （4-15） （4-16）式中 ：d -计算齿轮的节圆直径，mm，为36mm； -节点处的压力角，为20； -螺旋角，为0； -发最大转矩，输入轴最大转矩发动机最大转矩 ，为40850Nmm强度

36、的计算作用在齿轮是上的径向力和轴向力，是轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力是轴在水平面内弯曲变形。此次设计中采用的全部为直齿轮没有轴向力所以其应力为 （4-17）式中 d - - 为轴的直径(mm)，花键取内径；W - - 为抗弯截面系数（mm3）M总=F合ab/L （4-18）F合= （4-19）M= （4-20）在低档工作时,400MPa。输入轴的刚度强度校核一档位置轴的强度刚度校核a=19 b=L-a=130-19=111,L=130 此处轴的直径d=18mm，=5150.4 F合=3952 NM总=F合ab/L=64113.6 NmmM=64243.6 Nmm=112.3MPa，满足强度要求。将求挠度得： 故轴的全挠度为,安装齿轮轴的许用