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附錄： 對傳輸動力輸出和負載農(nóng)用拖拉機齒輪選擇在旋耕的作用 摘要： 為了讓拖拉機在現(xiàn)場作業(yè)中獲得更好的性能和耐久性，為這項操作選擇合適的齒輪設置是必要的。本研究的目的是分析在20cm深的旋耕時一個75kW的負載農(nóng)用拖拉機的傳輸動力輸出和齒輪選擇的作用。為了測量作用在變速器和動力輸出輸入軸的負載，負載測量系統(tǒng)被安裝在拖拉機上。該系統(tǒng)由測量轉矩的傳遞和動力輸出的輸入軸的應變儀傳感器，獲取傳感器信號的一個無線電遙測I / O接口和采集數(shù)據(jù)嵌入式軟件構成。旋耕在相同的土壤條件的旱田網(wǎng)站以三個地面速度和三個動力輸出轉速進行。用雨流計數(shù)和SWT （史密斯沃森濤培）方程將負載數(shù)據(jù)轉換為載荷譜。對于每個齒輪的選擇負載損壞的總和利用的是改性Miner規(guī)則來計算，然后負載嚴重性的計算和損壞總和的計算同樣重要。當PTO轉速不變時，變速器輸入軸的平均扭矩的地面速度顯著地從L1（ 1.87km/h）到L3（ 3.77km/h）。另外，當對地速度不變時，PTO轉速上升的同時動力輸出輸入軸的平均轉矩增加。旋耕施加在動力輸出輸入軸上的載重顯著比變速器輸入軸大。變速器和PTO軸負載的嚴重性增加，同時作為地面和動力輸出旋轉速度增加，表明可能降低疲勞壽命。這個研究的結果可能會為齒輪和旋耕的選擇提供有用的信息，不僅考慮耕地效率，還考慮傳輸和動力輸出輸入軸負載的重要性。 1、 簡介 農(nóng)用拖拉機作為動力源通過驅動橋，取力器（PTO）設備，以及液壓管路應用于各種野外作業(yè)，如耕作，播種，化學應用，收割，運輸。在世界上的很多國家農(nóng)用拖拉機的數(shù)量正在不斷增加。例如，在韓國拖拉機的利用率已經(jīng)在春季和秋季增加到2010年的農(nóng)業(yè)工作日內(nèi)71.8％（Park等人，2010年a，b）。拖拉機具有不同程度的駕駛和動力輸出齒輪設置，并且所述齒輪設置的不同組合可用于提供適用于操作類型和耕地條件所需的功率。 因為載重作用在拖拉機上，部分的耐用性和工作性能是由齒輪設置（ Park等人， 2010年c ）確定的，所以最佳齒輪設置為操作類型是重要的。拖拉機零部件的耐用性是需要重要考慮的（Rotz 和Bowers, 1991）之一。西門子和鮑爾斯（ 1999）報道，由于過高的運行速度，美國農(nóng)民花了大約40 ％的總維修費用來修復拖拉機和30％左右修復的磨損的動力總成零部件。此外，工作性能影響拖拉機的燃油消耗。在韓國，由拖拉機每年的燃料消耗量為345毫升/年的情況下，約占農(nóng)業(yè)機械（ KAMICO和KSAM ， 2010）的年度總油耗48.5 ％。因此，分析齒輪選擇過程中野外作業(yè)的拖拉機負荷的影響將是有意義的。 基希勒等（2011）分析了變速器檔位選擇對拖拉機性能的影響，并報道當該齒輪設置在從3.0變公里/小時8.3公里/小時的犁耕時燃料消耗率增加了105％，實施草案增加了28％，并且需要的功率增加了255％，一些研究分析了在野外作業(yè)的拖拉機負荷用于拖拉機的高效和優(yōu)化設計（格拉赫，1966;Han等，1999）范等人，2009）。因為它彌補了約30％的拖拉機的總成本，大多數(shù)研究上的負載分析都集中在傳輸（如金，1998年）。用于傳輸負載的分析，研究人員分析轉矩負載作用在變速器輸入軸和拖拉機的字段中的操作，例如犁耕作的驅動車軸（Kim等人，2001; Nahmgung，2001）。在大多數(shù)領域的條件下，對變速器輸入軸的負載和驅動車軸用犁耕速度增加。 一些研究中認為在旋耕和壓捆操作時負載在動力輸出軸上。Kim等人（ 2011b ）進行分析在壓捆機運轉時發(fā)動機額定功率為75千瓦的拖拉機的功率消耗，并報告了功耗發(fā)動機功率消耗的比率分別為所有動力輸出齒輪水平的50-75％ 。此外， Kim等人（ 2011a）分析了一個30千瓦的農(nóng)用拖拉機主要部件（驅動橋，動力輸出軸和液壓泵）在犁耕，旋耕，和裝載機操作時的功率要求。旋耕所需的最大功率和在過程中動力輸出軸在各組成部分之間的所占功率的最大數(shù)量。綜合以上調(diào)查結果，旋耕期間在動力輸出軸上應用合理的載重數(shù)量。然而，關于傳輸（即，運算速度）的影響和在現(xiàn)場作業(yè)的拖拉機載重動力輸出齒輪的選擇的研究尚未見報道。 這項研究主要是為了最佳的齒輪設置提供導向做出的努力，既考慮了耕地效率又考慮了主要功率傳輸部件的載重嚴重性。這項研究的目的就是分析傳輸?shù)妮d重行為的齒輪選擇以及在旋耕過程中75kW的農(nóng)用拖拉機的動力輸入輸出軸的影響。 2、 材料和方法 2.1測量系統(tǒng) 這項研究用到的是一個75kW的農(nóng)用拖拉機(L7040, LS Mtron Ltd., Korea) 。這個拖拉機的總質量為3260千克，體積為4077mm×2000mm×2640mm（長×寬×高）。在引擎轉速2300轉時，額定發(fā)動機功率和拖拉機的動力輸出功率分別為75千瓦和65千瓦。拖拉機是配備一個同步-網(wǎng)格類型的由兩個方向齒輪、四個主齒輪、四個副齒輪組成的手動變速箱。拖拉機的16個向前和16向后地面速度由齒輪設置組合決定。相應的，拖拉機動力輸出的旋轉速度在P1,P2,P3設置中分別為540 rpm,750rpm,1000rpm。圖一顯示在傳輸裝置上設置了轉矩遙感器和無線遙測系統(tǒng)和載重措施的動力輸入軸。傳輸裝置和動力輸入軸是直接與發(fā)動機曲軸聯(lián)系起來的；因此，發(fā)動機曲軸和輸入軸的速度比率為1:1。載重測量系統(tǒng)被安裝在離合器殼里面。載重測量系統(tǒng)由應變儀傳感器(CEA-06-250US-350,MicroMeasurement Co., USA)構成去測量轉矩，無線電遙測I/O接口去獲得傳感器的信號和一個內(nèi)置的系統(tǒng)去分析載重。對于傳輸?shù)妮d重測量，一個帶有天線的應變儀被安裝在變速器輸入軸中，轉子和定子天線安裝在軸的情況。相應的，為了實現(xiàn)動力載重測量，一個應變儀安裝在飛輪套筒上，而一個轉子天線和一個定子天線被安裝在飛輪和引擎的情況下。這個內(nèi)置的系統(tǒng)有一個最大的24位的分辨率。校準扭矩傳感器的應變儀的負載信號已經(jīng)在24位分辨率下的19.2 khz的采樣率被數(shù)字化了而被存儲在嵌入式系統(tǒng)中(MGC,HMB,德國)。一個用來測量負載信號的程序是基于實驗室查看軟件(美國國家儀器2009年版本)被開發(fā)的。 2.2 實驗方法 在田間操作中作用于拖拉機的荷載取決于許多因素如：土壤條件和駕駛技能。因為把所有這些因素都考慮進去是不實際的(Nahm-gung,2001),所以在這項研究中將這些因素的影響最小化而專注于地面速度和通過齒輪選擇負載上的動力輸出轉速的影響。 旋耕是由三個地面速度和三個動力輸出旋轉速度在旱地位置位于北緯35o59'23"和35o59'26"和東經(jīng)127o12'56"和127o13'3"。土壤類型是沙土，平均水分含量為22.3%,和平均圓錐指數(shù)為1236 kPa,在0 - 250毫米的深度。 耕地深度設置為20厘米。相應的，變速器的齒輪設置為L1，L2和L3齒輪與動力輸出齒輪P1，P2，和P3相匹配。齒輪設置基于一項由Kim等人(2011a)報道的為年度拖拉機使用比例的調(diào)查的結果進行選擇。拖拉機的地面速度在L1,L2,L3的情況下分別1.87公里/小時,2.64公里/小時,和3.77 公里/小時，它的動力輸出旋轉速度在P1,P2,P3的情況下分別為540 rpm,750 rpm,和1000 rpm。旋耕工具是一個重型旋耕機(WJ220E、WOONGJIN、韓國)和所需的額定功率,總質量，耕地寬度和體積分別為75千瓦，750公斤，2220毫米和1050毫米×2390毫米×1380毫米（長度×寬度×高度）。 2.3載荷分析 根據(jù)不同的目的，分析拖拉機負荷的程序就會不同。許多研究人員為了表示載荷已經(jīng)使用簡單統(tǒng)計如：平均、最大、最小值等。該方法提取代表值用來顯示幅值的差別,但是因為田野負載是不規(guī)則的，所以這種簡化禁止描述整個加載配置文件。齒輪設置對變速器和動力輸出負載設置,單向方差分析和最小顯著差測試(LSD)的影響是由SAS(版本9.1,SAS研究所卡里,美國)傳導的。同時,因為負載導致拖拉機的損害,拖拉機零件的疲勞也需要調(diào)查，所以要表示負載對拖拉機的影響是很難的。拖拉機的疲勞程度被定義為重復載荷的損失總和(Lampman,1997）。 純樸,Kim等人(1998、2000)提出的另一種表示負載的方法，這種方法被定義為每個操作損失總和與所有操作最小損失總和之比。純樸與疲勞壽命成反比。當負載嚴重越大時,疲勞壽命會越短。Kim等人.(1998)測量了作用在傳動輸入軸上的負載和分析了在耕作,旋耕和運輸操作時的負載嚴重性。他們發(fā)現(xiàn)運輸操作的負載嚴重性與耕作時的負載嚴重性類似。但旋耕時的負載嚴重性約為運輸操作時的63倍。之后，Kim等人（2000）分析了在旋耕期間變速器輸入軸的嚴重性，旋耕是右四個拖拉機的速度組合地面速度(2.9公里/小時和4.1 km / h)和動力輸出旋轉速度(588和704 rpm)并且使用了一個發(fā)動機額定功率為30千瓦的拖拉機。當動力輸出速度增加到與地面速度相同時，負載嚴重增加了2.3 -2.6倍；而當?shù)孛嫠俣仍黾又僚c動力輸出速度相同時，嚴重性下降了0.2-0.3倍。 圖2是一個解釋嚴重性計算過程的框圖。因為轉矩的數(shù)據(jù)不規(guī)則(熊和Shenoi,2005)，所以使用雨流循環(huán)計數(shù)法將測量轉矩的數(shù)據(jù)從時域轉換到頻域。雨流循環(huán)計數(shù)技術通常被認為是一個好的預測疲勞壽命的循環(huán)計數(shù)法（Hong,1991)。它將一個變幅加載歷史它分解成一系列簡單的事件相當于個人恒定負載周期振幅(Glinka和Kam,1987)。此外,Smith-Waston-Topper單軸方法用于計算譜級用方程（1）來去除平均轉矩的影響(道林,1972)。 方程中Te相當于轉矩（Nm），ta是扭矩振幅（Nm），tm是平均轉矩（Nm）。 因為測量的負載數(shù)據(jù)的記錄時間相對較短(180 - 200s),所以拓展拖拉機的旋耕的總的使用時間的周期數(shù)是非常必要的。為了在負載的大小上計算周期的總數(shù),測試拖拉機的整個壽命被假設進來。負載周期的總數(shù)由方程（2）進行計算： N7=3600NLh （2） 方程中N7負載周期的總數(shù)目（圈數(shù)），N是測量負載的計算周期數(shù)目（圈數(shù)），L是已用的拖拉機的整個壽命（年），h為拖拉機操作的年使用次數(shù)（小時/年）。 在韓國，拖拉機被用來旋耕的年度使用時間是204個小時(李,2011)。使用的拖拉機的整個壽命被認為是10年,這是在韓國農(nóng)業(yè)的條件下的正常的數(shù)據(jù)。對于拖拉機的整個壽命的載荷譜用于旋耕時在不同的齒輪設置下由測量負載與額定發(fā)動機扭矩負載之比來表示,為275海里。兩項之比大于1表明不利的負載級別大于額定發(fā)動機扭矩負載。 使用測量負載去計算損失總量和用S-N(彎曲應力與循環(huán)的數(shù)量)曲線估計數(shù)量的周期加載損耗(法特米和陽,1998)。由于損傷是由轉矩信號引起的，S-N曲線轉換為扭矩-周期曲線(Graham 等,1962;阮等,2011)。為了輸入軸的材料得到S-N曲線,SCM 420 h,在方程（3）中使用ASTM標準(2004)。ASTM標準已經(jīng)廣泛的用于材料的疲勞分析(Wannenburg 等, 2009;Mao, 2010). 方程中的N表示周期數(shù)，S表示切削硬度（兆帕）。 為了計算損害總和，負載譜的等效扭矩被轉換成壓力(Rahama 和Chancellor,1994; Petracconi 等, 2010). 變速器和 PTO輸入軸的直徑分別是 28 毫米和 26.5 毫米。 (4) 其中，S 是應力 (MPa)，T 為等效扭矩 (Nm)，d (mm) 軸的直徑。 損傷總和是基于式（5）Miner定律（Miner,1945）計算的。Miner定律是用來估算荷載到空載的轉數(shù)的(Miner，1945 年; Robson，1964 年;Renius，1977年）。循環(huán)的次數(shù)(n)來自載荷譜的等效扭矩。派生疲勞壽命轉(N)是從S-N 的 SCM 420 H。損壞(D)由轉數(shù)除以疲勞壽命轉數(shù)計算得出的。 (5) Dt是損壞總量，ni轉數(shù)，Ni是疲勞壽命（轉數(shù)）。 3. 結果和討論 3.1. 檔位選擇的變速器和 PTO 載荷 圖 3 顯示的示例為在對地速度 L1時變速器和PTO輸入軸扭矩載荷和旋耕操作期間PTO 轉速為P2時的載荷。旋耕操作包括準備期，下降 3 點懸掛、 運行期，耕地和完成期間上升 3 點懸掛。測量扭矩在變速器和 PTO 輸入軸在準備階段陡增，在完成期間下降，扭矩在運行期間不規(guī)則波動模式出現(xiàn)在這些組件上。在運行期間，PTO輸入軸上的測量扭矩程度和范圍大于變速器輸入軸。 表 1 顯示的扭矩水平上變速器和由PTO輸入的軸速度對地速度(L1、 L2、 L3) 和PTO旋轉速度 （P1、 P2、 P3） 的合。平均扭矩只對運行期間數(shù)據(jù)進行了計算，不包括準備和完成期。旋耕期間，PTO輸入軸的平均的扭矩水平大于那些變速器輸入軸齒輪各級。在旋耕期間主要組件所需力量最大的結果與Kim et al.(2011a)的結果相似。 在相同的動力輸出轉速下，對地速度從L1增至L3時，變速器輸入軸上的平均扭矩大大增加。犁耕提速時，變速器和傳動軸上負載增加也由 Kim et al.（2011a，b）和Nahmgung（2001 年）發(fā)現(xiàn)。此外，當PTO旋轉的速度增加時，變速器輸入軸上的平均負載增加，而在L1P2 和 L1P3 之間負載值均無顯著差異。對地速度和PTO旋轉的速度增加時，PTO輸入軸上的平均扭矩增加。這些增量對PTO旋轉的統(tǒng)計學速度有意義，但對對地速度沒有顯著意義。 3.2. 受損度評估 圖4 和 5分別顯示旋耕期間變速器和PTO輸入軸由齒輪設置的載荷譜。載荷譜的建立考慮了拖拉機的整個壽命中的轉數(shù)，從 103 到107 的范圍內(nèi)。變速器輸入軸的最大扭矩比率的范圍是合速度為 0.7 -1.5，在 L3P1 被發(fā)現(xiàn)的最大扭矩比率，如圖 4 所示。 一般情況下，對地速度和PTO旋轉的速度增加時扭矩比率增加。旋耕時對地速度和動力輸出轉速越大，PTO輸入軸上的負荷越大。如圖 5 所示，PTO輸入軸的扭矩比例大于變速器輸入軸。PTO 輸入軸的最大扭矩比率范圍是0.8-2.5，且最大扭矩比率也在 L3P1被發(fā)現(xiàn)，變速器輸入軸也是如此。動力輸出轉速越大，PTO輸入軸上負載越大。 圖6 顯示了旋耕期間由齒輪設置受損度的評估。每個齒輪設置的受損度由合速度中損傷總和與最小的損傷總和的比代表。圖 6 (a) 顯示的輸入傳動軸受損度的比較。最小受損度在最低合速度即變速器被設置到L1， PTO齒輪被設置到P1時獲得。合速度增加則受損度增大，在對地速度增大時受損度增量變得更大。當傳動齒輪在相同動力輸出轉速下從 L1轉換到 L3時，對地速度增加201%則受損度增加573-746%，。在恒定對地速度下，PTO齒輪從P1 轉換到P3時PTO轉速增加 185%，受損度增加187%-340%。從L1P2轉換到L1P3時，平均負載只增加了 11%(35.9-38.7 Nm)，這并沒有統(tǒng)計差別，但受損度增加了182%。 圖6（b）顯示的輸出輸入軸的振動頻率。得到的結果和變速器輸入軸的情況類似。l1p1速度的組合使得振動頻率最小，且復合速度增加時，振動頻率也增加。值得引起注意的是，當輸出轉速增加185%時，振動頻率將增加1078–1655%。動力輸出齒輪從速度P1變化到速度P3時，當?shù)孛嫠俣忍岣?01%，振動頻率增加139–213%。傳動齒輪從L1～L3的同樣的動力輸出軸轉速。同時，平均負荷與地面速度的增加在統(tǒng)計學上分析沒有差別。結果表明，在動力輸出輸入軸負載的影響更明顯的是PTO轉速而不是地面速度。 4.總結和結論 這項研究分析了齒輪荷載選擇對傳輸與一個75千瓦的農(nóng)業(yè)拖拉機動力輸入軸在旋轉耕作的影響。作用在傳動裝置和PTO輸入軸的外載荷是在旋耕時進行測量的。旋耕是在三的地面速度和三軸轉速坡高地網(wǎng)站在同一土壤條件下進行的。第二，傳動和動力輸入軸的載荷進行了評估。結果表明，變速器輸入軸的平均轉矩增加顯?明顯的地面速度從L1至L3在同一動力輸出軸轉速。同時，在動力輸入軸的平均轉矩增加，在相同的地面速度PTO的旋轉速度增加。 最后，負載嚴重的傳輸動力輸出和輸入軸進行了估算。地面速度和動力輸出軸轉速增加時，變速器的輸入軸和輸出軸的振動頻率也增加。當?shù)孛嫠俣忍岣?01%，變速器輸入軸的振動頻率增加573–746%，此時傳動齒輪從L1～L3在同一動力輸出軸轉速。在相同的地面速度下，振動頻率增加了187–340%時，輸出轉速增加185%的動力輸出齒輪從P1到P3。變速器輸入軸的疲勞壽命下降時，聯(lián)合的速度增加，和地面速度的影響更為顯著斜面。的動力輸出軸的嚴重性增加顯著的1078–1655%時，輸出轉速增加185%的動力輸出齒輪從P1到P3在地面的速度常數(shù)。當?shù)孛嫠俣忍岣?01%振動頻率增加139–213%，此時傳動齒輪從L1～L3在同一動力輸出軸轉速。在變速器輸入軸和動力輸出軸的疲勞壽命是相似的。 農(nóng)民往往以更大的行駛速度進行旋耕作業(yè)以獲得更大效率（即，更少的時間）和更大的動力輸出轉速旋耕。然而，更大的行駛和PTO速度，會造成更大的負載和較短的輸入軸疲勞壽命。此外，更高的速度，可能會導致耕作操作后不良的土壤條件。例如，不當?shù)母咝旭偹俣瓤赡軙е螺^粗的土壤條件，而輸出轉速太快可能會導致好的的土壤狀況，作物比以前得到生長更好和更少的環(huán)境問題，如水土流失良好。農(nóng)民需要根據(jù)對作物和土壤條件的設定選擇最佳的齒輪，而不僅只考慮效率。 致謝 該研究項目得到了韓國食品部農(nóng)業(yè)--林漁業(yè)生物產(chǎn)業(yè)技術開發(fā)項目的大力支持。 　　 湘潭大學興湘學院 畢業(yè)論文（設計）任務書 論文（設計）題目： 轎車手動變速箱設計（5+1） 學號： 姓名： 專業(yè)：機械設計制造及其自動化 指導教師： 博士 系主任： 主任 一、主要內(nèi)容及基本要求 在對手動變速器的結構特點進行具體分析的基礎上，根據(jù)某車型的相關參數(shù)具體設計5檔機械式手動變速器，完成具體尺寸的計算和相關校核，撰寫設計說明書，并按要求繪制相關零件圖和裝配圖。要求設計合理，結構緊湊。 二、重點研究的問題 在對手動變速器的結構特點進行具體分析的基礎上，對齒輪和軸進行具體尺寸的計算和校核。 三、進度安排 序號 各階段完成的內(nèi)容 完成時間 1 查閱資料、調(diào)研 1周 2 開題報告、制訂設計方案 2周 3 設計 3～4周 4 分析、調(diào)試等 5～7周 5 寫出初稿 8～10周 6 修改，寫出第二稿 11～12周 7 寫出正式稿 13～14周 8 答辯 15周 4、 應收集的資料及主要參考文獻 鄭江 許瑛主編.機械設計.北京：中國林業(yè)出版社，北京大學出版社，2006 陳?？骶?機械基礎.-3版.北京:中國勞動社會保障出版社，2001 王望予主編.汽車設計.-4版.北京：機械工業(yè)出版社，2004 余俊等主編.機械設計.-2版.北京：高等教育出版社，1997 余志生主編.汽車理論（第3版）.北京：機械工業(yè)出版社，2000 朱文堅，黃平，吳昌林主編.機械設計.北京：高等教育出版社，2005 何銘新 錢可強主編.機械制圖.北京：高等教育出版社，2004 湘潭大學興湘學院 畢業(yè)設計說明書 題 目： 轎車手動變速箱設計（5+1） 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 學 號： 姓 名： 指導教師： 完成日期： 2014-05-25 湘潭大學興湘學院 畢業(yè)論文（設計）任務書 論文（設計）題目： 轎車手動變速箱設計（5+1） 學號： 姓名： 專業(yè)：機械設計制造及其自動化 指導教師： 博士 系主任： 主任 一、主要內(nèi)容及基本要求 在對手動變速器的結構特點進行具體分析的基礎上，根據(jù)某車型的相關參數(shù)具體設計5檔機械式手動變速器，完成具體尺寸的計算和相關校核，撰寫設計說明書，并按要求繪制相關零件圖和裝配圖。要求設計合理，結構緊湊。 二、重點研究的問題 在對手動變速器的結構特點進行具體分析的基礎上，對齒輪和軸進行具體尺寸的計算和校核。 三、進度安排 序號 各階段完成的內(nèi)容 完成時間 1 查閱資料、調(diào)研 1周 2 開題報告、制訂設計方案 2周 3 設計 3～4周 4 分析、調(diào)試等 5～7周 5 寫出初稿 8～10周 6 修改，寫出第二稿 11～12周 7 寫出正式稿 13～14周 8 答辯 15周 4、 應收集的資料及主要參考文獻 鄭江 許瑛主編.機械設計.北京：中國林業(yè)出版社，北京大學出版社，2006 陳?？骶?機械基礎.-3版.北京:中國勞動社會保障出版社，2001 王望予主編.汽車設計.-4版.北京：機械工業(yè)出版社，2004 余俊等主編.機械設計.-2版.北京：高等教育出版社，1997 余志生主編.汽車理論（第3版）.北京：機械工業(yè)出版社，2000 朱文堅，黃平，吳昌林主編.機械設計.北京：高等教育出版社，2005 何銘新 錢可強主編.機械制圖.北京：高等教育出版社，2004 湘潭大學興湘學院 畢業(yè)論文（設計）評閱表 學號 姓名 專業(yè) 機械設計制造及其自動化 畢業(yè)論文（設計）題目： 轎車手動變速箱設計（5+1） 評價項目 評 價 內(nèi) 容 選題 1.是否符合培養(yǎng)目標，體現(xiàn)學科、專業(yè)特點和教學計劃的基本要求，達到綜合訓練的目的； 2.難度、份量是否適當； 3.是否與生產(chǎn)、科研、社會等實際相結合。 能力 1.是否有查閱文獻、綜合歸納資料的能力； 2.是否有綜合運用知識的能力； 3.是否具備研究方案的設計能力、研究方法和手段的運用能力； 4.是否具備一定的外文與計算機應用能力； 5.工科是否有經(jīng)濟分析能力。 論文 （設計）質量 1.立論是否正確，論述是否充分，結構是否嚴謹合理；實驗是否正確，設計、計算、分析處理是否科學；技術用語是否準確，符號是否統(tǒng)一，圖表圖紙是否完備、整潔、正確，引文是否規(guī)范； 2.文字是否通順，有無觀點提煉，綜合概括能力如何； 3.有無理論價值或實際應用價值，有無創(chuàng)新之處。 綜 合 評 價 選題符合教學計劃要求，具有綜合訓練的目的，具有文獻查閱的能力和 計算機應用能力。難度、分量適當，很好的與生產(chǎn)、科研、社會等實際相結合。圖紙和計算稍有不足，需彌補不足之處。 評閱人： 年5月 日 湘潭大學興湘學院 畢業(yè)論文（設計）鑒定意見 學號： 姓名： 專業(yè)： 機械設計制造及其自動化 畢業(yè)論文（設計說明書） 29 頁 圖 表 7 張 論文（設計）題目： 轎車手動變速箱設計（5+1） 內(nèi)容提要： 根據(jù)指導老師下發(fā)的任務書和依據(jù)汽車的外形，輪距，軸距，最小離地間 隙，最小彎矩半徑，車輛重量以及最高車速等相關參數(shù)結合自己選擇的適合該轎車 發(fā)動機型號的最大功率，最大扭矩，排量等重要參數(shù)。再結合某些轎車的基本參數(shù)， 選擇適當?shù)闹鳒p數(shù)比。根據(jù)上述參數(shù)，再結合汽車設計，汽車理論，機械設計等 相關知識，計算出相關的變速器參數(shù)并論證設計的合理性。本設計經(jīng)發(fā)動機和輸入 軸相連提供力的轉矩，帶動常嚙合齒輪Z1轉動，由齒輪Z1的嚙合齒輪Z2帶動整 個中間軸和中間軸上所有齒輪的的轉動。由于中間軸和輸出軸的齒輪也是處于嚙合 狀態(tài)，會將力傳遞到與之嚙合的齒輪上，然后通過操縱桿控制3個鎖環(huán)中的一個鎖 環(huán)與花鍵轂嚙合，完成輸出軸的轉動，通過3個花鍵轂依次與齒輪的嚙合，完成 換擋。 指導教師評語 舒宏輝同學設計的手動變速箱，主要完成了總體方案的確定、軸及齒輪的計算、強度的校核，所涉及的裝配圖和零件圖的表達基本符合工程圖的圖紙要求。 在此次課程設計中充分體現(xiàn)了該同學態(tài)度端正，較強的專業(yè)知識，發(fā)現(xiàn)解決問題的能力。 同意其答辯，建議成績評定為 指導教師： 年 月 日 答辯簡要情況及評語 根據(jù)答辯的情況，答辯小組同意其成績評定為 答辯小組組長： 年 月 日 答辯委員會意見 根據(jù)答辯的情況，答辯小組同意其成績評定為 答辯委員會主任： 年 月 日