毕业设计（论文）-40马力拖拉机副变速器的设计.docx

盐城工学院本科生毕业设计说明书201740马力拖拉机副变速器的设计摘 要：本次设计的题目是40马力拖拉机副变速器的设计，副变速器是拖拉机变速器的一部分，变速器是通过改变传动比来改变发动机的扭矩，而拖拉机副变速器的作用就是增大变速器的传动比的范围，增加变速器的挡数。该副变速器设计为二挡手动副变速器，分别为缩行挡和倒挡。本次设计首先对副变速器的零件的外形尺寸进行设计，然后将齿轮和轴进行强度校核，来确保各零件符合使用要求。在副变速器的外形尺寸设计时，首先确定各挡的传动比，然后就是中心距的选取，各个齿轮参数的确定，然后是轴的设计以及其他零件的设计。绘制副变速器的二维装配图和零件图。关键词：副变速器，齿轮，轴The Design of 40 Horsepower Tractor on Auxiliary GearboxABSTRACT:The project topic is the design of 40 horsepower tractor on auxiliary gearbox ,the auxiliary gearbox is part of the tractor transmission .The transmission changes the engine torque and speed by changing the gear ratio,so the role of auxiliary gearbox is to increase the transmission ratio range and increase the number of transmissions gear.The auxiliary gearbox is designed to two manual auxiliary gearbox, for the block and reverse gear.In the design ,the first part of the transmission is the design of the external dimensions , and then check the strength of the gear and shaft to ensure that the parts meet the requirements. In the design of the dimensions of the sub-transmission, the transmission ratio of each gear is determined first, then the selection of the center distance, the determination of the gear parameters, the design of the shaft and the design of the other parts. Draw a two-dimensional assembly drawing and part drawing of the auxiliary gearbox.Key words:auxiliary gearbox, gear, shaft目 录1.绪论12.副变速器主要参数的选择42.1各档传动比的确定42.2中心距的计算43.齿轮设计及计算63.1齿轮参数的计算63.2齿轮的设计73.3齿轮材料的选取、结构设计以及齿轮强度的计算94.轴的设计及计算144.1轴的结构的设计144.2轴的强度校核164.3轴上花键的设计计算205.轴承的选择与计算215.1轴承的选择215.2轴承的计算216.操纵机构237.结论26参考文献27致 谢2830盐城工学院本科生毕业设计说明书 20171.绪论副变速器是变速器上除了主变速器外辅助主变速器工作的附加的一个变速器，副变速器的工作原理和变速器差不多，档位比一般变速器要少。目前我国虽然是一个处于工业发展、网络发展、农村人口转化为城镇人口发展的状态，然而我国农业也占一个很大的比重，但是目前农业上的劳动力由于农村劳动力转移而逐渐减少，新的农业生产方式需要高效、便捷的农用拖拉机。目前根据调查，我国拖拉机有小型拖拉机、中型拖拉机以及大型拖拉机三种类型。而拖拉机目前大概可以分为以下几种不同结构的变速器：手动变速器、负载换挡变速箱以及自动变速箱。1. 手动变速箱手动变速箱的换档形式能够凭借齿轮组、啮合套以及同步器换档来完成。采用齿轮组换档时，因为每一个挡中齿轮组的齿数不会改变，这造成传动比也处于一直不变的状态，而这种换档方式基本通过是在轴上滑动的主动齿轮与从动齿轮啮合来实现换档的；凭借啮合套来实现换档的方法是因为从动轴和驱动轴上的一对空转齿轮经常呈现一种啮合的形式，这样挪动啮合套使齿轮与主动轴接触，来达到换档的目的；最后一种换档方法同步器换挡是根据摩擦的原理来实现换档的，利用这种原理使得一对啮合齿轮的圆周速度相等来实现换挡。下面是一种手动变速箱工作原理如图所示：2.负载换挡变速箱负载换挡变速箱一共有局部负荷和全部负荷两种负载换挡变速箱，部分负载换挡应该在定轴轮系的变速箱上使用，而全部负载换挡则是在周转轮系变速箱（含有摩擦原件来安置的）上使用。3.自动变速箱自动变速箱以下几种形式，有液力机械式变速箱、静液压式变速箱和液压机械式变速箱的三种。液力机械式变速箱如图所示：液力机械式变速器的装配大概如下图所示：而由于拖拉机变速器本的挡数多，而且拖拉机的行驶速度不是很高，换档的频率也比较多，换挡受到冲击所造成的噪声比较小，所以在本次40马力拖拉机副变速器的设计就采用啮合套换挡的方法。由于我国是农业大国，对农产品的需求及大，这导致了拖拉机的工作量极大。而拖拉机工作量上升，使得驾驶员的劳动量也越来越大，使工作人员容易疲劳，在驾驶员的农田作业中发现操作不平稳，会有脱挡的现象。副变速的合理运用会使驾驶员在进行农田作业时，能够提高工作效率，以助于减轻驾驶员的工作疲劳。已知条件：拖拉机结构重量m=1305kg，驱动轮半径rr=602.5mm发动机最大功率Pe=29.4Kw额定转速ne=2400r/min主、副变速器传动比0.8主减速比36/11 最低车速Vmin=2km/h最高车速Vmax=30km/.2.副变速器主要参数的选择副变速器的部分设计如图所示：2.1各挡传动比的确定副变速器传动比的数值范围是指变速器最低传动比与最高传动比之比,副变速的传动比能够经过拖拉机的车速来确定。ij=0.377nerrVji0（2-1）式中ij-传动比，下标j是变量，代表第j挡；Vj -拖拉机第j挡理论行驶速度（km/h）；rr -驱动轮半径；i0 -中央传动的总传动比。副变速器有两个传动比，根据（2-1）可以确定：副变速主从动齿轮传动比i1=3.5；梭行挡主从动齿轮传动比i2=1。2.2中心距的计算中心距按承载能力求得后，如不为整数，应尽量调整齿数使中心距为整数，最好尾数为0或5。中心距不能小于按齿面接触承载能力计算出的中心距值，否则齿面接触承载能力可能不足。由公式：A=KA3TMaxig（2-2）式中KA-中心距系数，对于拖拉机来说KA取9.5-11;i -主变速器中一档的传动比；g -主副变速器传动效率；TMax -变速器最大转矩，TMax=9550Pene其中取1.2，pe为发动机最大功率，ne为额定转速，求得TMax=140.37N；由式（2-2）可以求出A=105mm.3.齿轮设计及计算3.1齿轮参数的计算（1）模数的计算在选择齿轮的模数时，除了要确保齿轮的强度足够之外，也要考虑到模数对齿轮的质量以及噪声的影响：模数变小，齿宽变大能够减少噪声；相反，增大模数，减小齿宽能够使变速器的质量减小。模数m的大小对齿根弯曲强度能够有直接的影响，而在齿面接触强度方面只有间接的影响。在确定模数的大小时，需要考虑的因素很多，但是齿轮的质量、传动噪声、强度、工艺要求是需要考虑的要素。因为要考虑工艺影响，所以在选择模数时各挡齿轮应该选择一样的模数。由经验公式：m=km3Temax（3-1）其中km=0.45-0.55,求得模数m=3.5.（2）压力角的选取齿轮轮齿处的齿厚及节点处的齿廓曲率半径会受到压力角的影响，压力角的增大时，它们也会随着压力角的增大而增加，这种情况会造成齿轮传动的弯曲疲劳强度以及接触疲劳强度增长现象的发生。按照国家规定得出齿轮的标准压力角为20，因此副变速器的齿轮上一般选择数值为20的标准压力角。（3）齿宽的计算齿宽选取时既要满足减小副变速器的质量的要求，又要满足齿轮运行顺利的要求。当齿宽过小会造成齿轮的作用力太大的结果，为了减小作用力就需要增加中心距，然而增大中心距就会导致副变速的质量增加；然而齿宽过大，载荷沿齿宽分布不均的情况会更加严峻。直圆柱齿轮齿宽选取较小值，而斜圆柱齿轮取较大值；载荷平稳、支撑刚度大时齿宽选择比较大的值，反之选择较小的值。所以在符合齿轮强度时，为了达到减轻副变速器的重量以及减小副变速器的轴向长度的目的，应该选取尽量小的齿宽。齿宽的计算一般受到齿轮的模数影响，因此齿宽由公式b=kcm来确定，因为此次副变速器的设计所用的是直齿圆柱齿轮，所以直齿宽系数kc=4.5-7.5，计算结果应该四舍五入。另外根据两啮合齿轮之间应符合等接触强度的原则，再考虑工艺性上的要求。根据以上要求可以确定副变速器的齿宽b=20mm。（4）齿轮变位系数的选取为了防止齿轮出现干涉、凑配中心距以及根切的状况，齿轮选用变位齿轮。由于要满足一个关于副变速器任意一个挡位的齿轮在接触强度、耐磨损、弯曲强度、使用平稳性以及抗胶合能力等有不一样要求的规定，可以考虑使用变位齿轮，并且齿轮变位还有一个优点就是能够延长齿轮的寿命。在副变速器齿轮连续运行的情况，各挡对齿轮的使用有不同的要求，齿轮在使用时的问题除了要常常接受循环载荷，有时还会有冲击负荷。经过实际生活经验的表明，副变速器上的齿轮基本上是因为齿面剥落和疲劳断裂而呈现破损的现象，所以变位系数基本上应该是按照强度以及耐磨性的增大来选取。在高档上的齿轮方面，齿轮主要的损伤方式是经过齿面疲劳剥落造成的，应基于确保有最有利于最大接触强度、抗胶合以及耐磨损的方面来确定变位系数。总变位系数应该尽量取大一点的数值，这样不仅齿轮的接触强度就会增大；不仅在两齿轮的齿廓渐开线离基圆间隔上，也会变得愈加地远；不仅在齿廓曲率半径上会变得越大；而且在接触应力方面会愈加地变小。在低挡位上的齿轮，小齿轮会呈现齿根断裂的情况，这是因为小齿轮低的齿根强度以及大的传递负荷所构成的。可以通过危险断面齿厚相等的条件，来使小齿轮弯曲强度的问题得到改善。在副变速器的设计中在确定大齿轮、小齿轮的变位系数时，其中小齿轮的变位系数应该大于零。要使耐磨性及抗胶合能力得到提高，就必须在两轮齿齿根上达到它们的滑动系数互相平齐的要求。变位系数的公式 =17-zz(3-2)式中z-即将变位的齿轮的齿数3.2齿轮的设计副变速器普遍选取斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮，斜齿圆柱齿轮除了有复杂的制造过程外还会有轴向力会在斜齿轮工作时产生的缺点外，但是斜齿圆柱齿轮的特点是在使用时噪声小且使用寿命相对来说比较长，所以斜齿圆柱齿轮被广泛使用，在变速器中一般只有在倒挡上才会使用直齿圆柱齿轮，但是在本次副变速器的设计中，齿轮的线速度很低，对噪声要求也很小，故采用直齿圆柱齿轮。从上述情况已知变速器的中心距A=105，所以初选中心距A=105。Z=2AM=60（3-3）式中Z-副变速器传动齿轮的齿数和； A -副变速器的中心距； m -副变速器传动齿轮的模数。根据实际情况Z取59.(1) 副变速主从动齿轮齿数的计算由上式（3-3）可知一对主从动齿轮的齿数和为59，又已知i1=z2z1=3.5从上述情况可以求出Z1=13,Z2=46。根据以下公式：分度圆直径 d=mz (3-4)齿顶高 ha=ha*m （3-5） 式中ha* -齿顶高系数，正常齿轮制，m1mm时，ha*=1。齿根高 hf=(ha*+c*）m（3-6） 式中 c* -顶系系数，正常齿轮制，m1mm时，c*=0.25。齿顶圆直径 da=d+2ha=z+2ha*（3-7）齿根圆直径 df=d-2hf=z-2ha*-2c*m （3-8）基圆直径 db=dcos=mzcos （3-9）分度圆齿距 p=m （3-10）分度圆齿厚 s=12m (3-11)分度圆齿槽宽 e=12m (3-12) 标准中心距 a=12d1+d2=12z1+z2m (3-13) 根据式（3-4）-（3-13）可以得出齿轮的以下数据：单位：mm从动齿轮主动齿轮分度圆直径45.5161齿顶高3.53.5齿根高4.3754.375齿顶圆直径52.5168齿根圆直径36.75152.25基圆直径42.16151.3分度圆齿距10.99610.996分度圆齿厚5.4985.498分度圆齿槽宽5.4985.498（2）梭行挡主从动齿轮齿数由上式（3-3）可知一对主从动齿轮的齿数和为59，又已知 i1=z4z3=1从上述情况可以求出Z3=30,Z2=29。根据式（3-4）-（3-13）可以得出梭行挡主从动齿轮的基础数据：单位：mm梭行挡从动齿轮梭行挡主动齿轮分度圆直径105101.4齿顶高3.53.5齿根高4.3754.375齿顶圆直径112108.5齿根圆直径96.2592.75基圆直径98.795.4分度圆齿距10.99610.996分度圆齿厚5.4985.498分度圆齿槽宽5.4985.4983.3齿轮材料的选取、结构设计以及齿轮强度的计算（1）齿轮材料的选取在制造齿轮时使用的材料一般是以锻钢为主的钢材，它有强度高、塑性好、韧性好、耐冲击的特点，除了可以经过化学处理来达到改进它的力学性能的目的外，还有能够使齿面硬度增大的优点。考虑到以上的几个优点齿轮在制造时最好采用钢材，运用钢材后齿轮接触强度和耐磨性能够进一步地增长。而20CrMnTi是钢材中的一种，它属于渗碳钢（渗碳钢就是含碳量为0.17%-0.24%的低碳钢）的一种，而20CrMnTi是一种淬透性渗碳钢，一般情况下这种材料最适合用来制造齿轮。由于它有以下几种优点：能够拥有比较高的淬透性；还能够在保证淬透的情况下，同时拥有比较高的强度和韧性的能力；在经过焊接性中等且正火的处理后对于其他材料而言比较好的可切削性。因此，在这次副变速器的的设计中选择20CrMnTi作为齿轮的材料，选取20CrMnTi为材料的齿轮具有性能优良、轮齿拥有高强度、齿面拥有高硬度及高精度的的优点。（2）齿轮的结构设计在确保齿轮的强度和使用寿命的情况下，齿轮应该尽可能地减小质量和转动惯量，这样既可以使副变速器的总重量减轻又可以使副变速器换挡轻便。为了达到能够减轻齿轮质量的目标，通常是通过改变齿轮的结构形式来实现的，比如将齿轮加工成腹板式或孔板式。从动齿轮如图所示：倒挡从动齿轮如图所示：（3）齿轮强度的计算及校核齿轮是副变速器非常重要的零件，由于副变速器的寿命被齿轮的寿命所决定，所以齿轮的寿命以及齿轮的强度对于副变速器来说是是非常重要的要素。拖拉机一般在人们进行农业工作的时候使用，这就决定了拖拉机的工作环境非常的不好，有时甚至非常的恶劣，这种原因决定了拖拉机对副变速器会有很高的要求。所以在进行副变速器的设计时需要格外的严谨。一般就是通过对齿轮的强度和寿命进行理论的计算来校核齿轮的，而齿轮的强度和寿命一般都是经过经验公式计算后才得来的，这个数值比较符合实际。副变速器上的齿轮破坏主要是由于轮齿折断、齿面点蚀和齿面胶合等现象造成的。齿轮最危险的失效就是轮齿折断，它是是指齿轮一个或多个轮齿的全体或部分断裂。在副变速器上的齿轮会发生齿根有疲劳裂纹的出现，并且裂纹还会慢慢变大直至齿轮弯曲折断，造成这种现象的产生主要是因为轮齿会承受重复的载荷的作用。齿面点蚀是在齿轮工作时，齿轮互相啮合、齿面互相挤压，并且润滑油（在齿面细小裂缝中）油压升高导致裂缝扩展，齿面表层出现块状剥落而形成小麻点的现象。齿面胶合是相接触的金属材料在高温高压下熔粘在一起并且金属（位于两齿面间相对滑动时的齿面上）被撕下，造成在齿面上形成了沟槽状伤痕（伤痕的方向与滑动方向一致）的现象。在副变速器的齿轮中，发现齿面胶合损坏的状况比较少，因而在设计计算时不需要考虑齿面胶合的情况发生，而在相互啮合的一对齿轮中，处于主动的小齿轮的点蚀情况比较严峻。根据副变速器齿轮的损坏形式，常常用接触应力和弯曲应力来计算齿轮的强度。 齿轮节点处的接触应力j=0.418FjEbm2(z1+z2)z1zzsincosKj (3-14)式中Fj-计算载荷，Fj=1000Tj1r1,其中r1为齿轮的节圆半径,r1=12mz1cos单位为mm，Tj1为计算转矩，Tj1=Tei,单位为Nm;b-工作齿宽，mm;E-弹性模量，E=2.06105MPa;z1 、zz-主从动齿轮的齿数；Kj-工作条件系数，这里取1.2；齿根弯曲应力w=FjbmFfKW (3-15) 式中Ff-齿形系数；KW-工作条件系数，这里1.6。因为齿轮材料选取20CrMnTi，所以jmin=1100Mpa, wmin=850Mpa。综上所述，齿轮符合要求。接触疲劳强度计算齿轮的材料选取20CrMnTi。接触强度计算公式 H=2.5ZE2KT1bd121 (3-16)式中：K-载荷系数； T-工作转矩； ZE-弹性影响系数，取189,8； -传动比； b-有效齿宽； d1-小齿轮扭矩； -“+”用于外啮合齿轮传动，“-”用于内啮合齿轮传动。许用接触应力H=1000-1400MPa对齿轮1、2来说：H =2.5189.821.65140.374.520133.5=199.18MPaH对于齿轮3、4来说：H =2.5189.821.65140.37220291=111.36MPaH经过以上式子的计算副变速上所有齿轮都满足接触疲劳强度的要求。弯曲疲劳强度计算直齿轮F=400-850MPa校核公式 F=2T1KYFaYSadz12m3 (3-17)式中：K-应力集中系数，K=1.5； d-齿宽系数，d=1； YFa-齿形系数； YSa-应力矫正系数。对于齿轮1来说F =2140.371.52.971.5213.53132=262.4MPaF= 400850MPa对于齿轮2来说F =2140.371.52.351.6813.53132=229.5MPaF= 400850MPa对于齿轮3来说F =2140.371.52.521.62513.53292=47.8MPaF= 400850MPa对于齿轮4来说F =2140.371.52.531.6213.53292=47.9MPaF= 400850MPa经过以上式子的计算，副变速上所有齿轮都满足弯曲疲劳强度的要求。4.轴的设计及计算在副变速器工作的时候，因为轴会受到转矩和弯矩的作用，所以具有足够的刚度和强度是副变速器的轴必要条件。在设计时需要考虑到轴的构造形态、轴的直径和长度，还有轴的刚度和强度的问题，因此在设计副变速器的轴的时候，首先需要按照一般的经验公式和已知条件得出轴的基本数据，然后依据平时的相关公式来计算刚度和强度并将它们校核。4.1轴的结构的设计因为齿轮、轴承、啮合套会安装在轴上，所以在设计轴时需要考虑到这些问题，但是除了这些轴还需要考虑到工艺性的要求。轴的结构设计如下： 副变速器主动齿轮轴： 副变速器从动轴：动力输出连接轴： 拨叉轴：4.2轴的强度校核传动轴的强度校核：轴的直径公式： dA3PN=24mm (4-1)传动轴的受力分析：齿轮上的作用力：转矩： T1=T总i=140.373.5=40.1Nm (4-2) 圆周力： Ft1=2000T1d1=200040.13.513=1762.64N (4-3)径向力： Fr1=Ft1tan20=641.55N (4-4) 受力简析：H面受力分析：FH1+FH2=1762.64N(4-5) FH173+157=Ft1157 (4-6)由上述两式可以得出 ： FH1=1203N. FH2=559.44NV面受力分析： FV1+FV2+641.55=0 (4-7)FV173+157+641.55157=0 (4-8)从上述两个式子可以得出FV1=-437.93N,FV2=-203.62NH面：V面：轴的材料20CrMnTica=M2+(T)2W (4-9) 其中-系数，传动轴是单向旋转，扭转切应力可是为脉动循环变应力，取0.6； -1-取60MPa； W-w=0.1d3=5273.4375ca=55863.742+(0.640.1)25273.4375=10.6-1所以传动轴的强度足够。4.3轴上花键的设计计算花键有着很强的承载能力、并且在定心能力和导向能力方面比较好、花键上的浅齿对能够减轻它对轴所产生的集中应力的优点，花键有矩形花键、渐开线花键以及三角形花键三种类型。而在渐开线花键中它的齿廓是渐开线，且渐开线的分度圆的压力角的数值大小是30或者45。渐开线花键具有齿根较厚、齿根圆角大、连接强度高寿命长，制造工艺性好的特点，渐开线花键一般在高负荷、在定心方面上有很严格的精度要求并且尺寸较大的连接场合。所以，在这次副变速器的设计中，所用的花键形式是渐开线花键，并且在花键中分度圆的压力角为30。花键连接主要是由于齿面压溃和磨损的原因造成损坏的。P=2T103ZhlDmP (4-10)式中-各齿载荷分布不均匀系数，一般取0.7-0.8;Z-花键的齿数；L-齿的工作长度，单位mm;h-花键齿侧面的高度，h=m=2;Dm-花键的平均直径，这里取分度圆直径，单位mm; P-花键许用挤压应力，单位MPa,取50。P=240.11030.7382761350由上述条件可知轴上的花键符合要求。5.轴承的选择与计算5.1轴承的选择轴承总共有滑动轴承和滚动轴承两种，其中滚动轴承又总共可以分为圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承等以上几种。因为球轴承能够承受轴向力和径向力两种力，所以副变速器的轴上采用的一般是球轴承。由于副变速器需要减轻质量，因此副变速器的中心距的数值要有变小的结果，而轴承外径的尺寸大小又由中心距来决定。在轴承中由于圆柱滚子轴承的优点是能够承受一定的轴向力，并且在它的结构中没有保持架，而圆柱滚子轴承又能够符合要有足够的寿命的要求，所以在此次设计中副变速器上能够选择圆柱滚子轴承。在轴上的齿轮工作的时候会有轴向力的形成，一般场合下前轴承和后轴承会接受轴向力。然而只能由后端轴承来承受轴向力的情况只有在设计副变速器的壳体时发生，由于壳体的前端面在安放轴承盖时会比较艰难。因此这时就要，因此在副变速器上能够选择外圈有挡圈的球轴承。圆锥滚子轴承因为有相对宽的宽度、比较小的直径；能够承受高载荷；能够经过对轴承预紧减少轴向间的空隙以及防止轴向窜动；并且应用范围比较广的优点。所以圆锥滚子轴承可以在副变速器上运用。然而圆锥滚子轴承也存在一些问题，比如圆锥滚子轴承在装配后有必要调整预紧，在装配比较复杂且在轴承磨损后轴会产生歪斜的问题导致齿轮存在无法正确啮合的问题，所以此次副变速器的设计中不采用圆锥滚子轴承。在选择锥轴承时，壳体容易受热膨胀从而使轴承产生空隙后出现中间轴变弯曲或倾斜的现象，从而影响齿轮无法正确啮合并且还有可能对齿轮造成破坏。因为防止以上情况的发生，在使用锥轴承时就必须考虑轴承预紧的问题。因此，锥轴承不适合用副变速器上。在冲击较小、负荷较小、振动的场合；能够承受径向载荷，极限转速和旋转精度比较高的情况；并且球轴承在价格方面具有比较经济实惠的优点；而在轴的中心线与轴承座的中心线不重合且不平行的场合上也能够选用球轴承；或者当轴遭受作用力而弯曲后形成轴承内、外圈轴线偏斜的状况下可以选择球轴承，因此在此次副变速器的设计中可以采用球轴承以直径系列划分轴承，在此次设计的副变速器中的前、后轴承一般会选择中系列的球轴承。轴承的直径的数值大小会依据副变速器的中心距来选取，但是在需要承受载荷、限制尺寸的地方会选用圆柱滚子轴承。在运用轴承时需要注意壳体后壁上两轴承孔之间的有不小于6-20mm的间隔。5.2轴承的计算滚动轴承的寿命是指一个套圈相对于另一个套圈运转（在滚动体或套圈表面出现疲劳剥落前）的总转数或者是在一定转速下滚动轴承工作的小时数。在此次设计中采用GB-T 276/1994深沟球轴承6208，GB-T 276/1994深沟球轴承6211，GB-T 276/1994深沟球轴承6308。由于此次副变速设计中使用得是深沟球轴承，又因为副变速器中采用直齿圆柱齿轮，所以在计算轴承时轴向载荷可以忽略当量动载荷 P=XFr+YFa (5-1)式中X、Y-系数； Fr-径向载荷； Fa-轴向载荷；由上面的阐述P=Fr。Fr1=Fv1+FH1=437.932+12032=1280.23NFr2=Fv2+FH2=559.442+203.622=595.34N轴承寿命计算Lh=10660n(ftCrfpp) (5-2)式中ft-温度系数，这里取1；Cr-径向额定动载荷，43.2103N;fp-载荷系数，这里取1.2；-球轴承=3，滚子轴承=103。所以Lh=10660685.7(143.21031.21280.23)3=540453.21hLh62年综上所述轴承寿命符合要求。6. 操纵机构副变速器的操纵机构是可以确保随时将副变速器在人们日常使用中挂上所要挂的挡的机构。副变速器操纵机构必须具有以下几个要求来确保副变速器在换挡的时候精确无误差： (1）不允许在没有驾驶员操作的情况下自动地脱档或自动地挂挡。 （2）在驾驶员挂上挡后，在工作中的齿轮要以齿的全部长度进入啮合；驾驶员操纵时，能够凭借手感挂上挡位，能够清楚的感受到自己挂的是什么挡位。 （3）在驾驶员挂挡时，必须保证不会同时挂入两个挡。操纵机构分为直接操纵机构以及远距离操纵式操纵机构。副变速器箱体外伸出来的杆与其到操纵手柄之间的部分，其本身制造精度要求很低，只要这部分能可靠工作即可。而变速器的箱盖中有包含操纵机构的一些主要机构，其中包含换档机构、锁定机构以及互锁机构。操纵机构如图所示： (1) 功用操纵机构能够经过改变齿轮的位置（以主动齿轮与相应的从动齿轮啮合或脱离的形式）来实现换挡，并且在拨动滑动齿轮时能够减轻操作力度，减少劳动强度。(2) 结构球支座式的换档机构运用在汽车变速器的操纵机构中，而变速杆、压紧(或支承)弹簧、滑杆(或拨叉轴)、拨叉都是球支座式换挡机构的零件。变速杆位于变速杆座上，变速杆与变速杆座由球头铰链连接。当用弯杆时，在不干扰弯杆摆动的前提下运用止动销来制止杆绕垂直轴线自行转动现象的发生。滑杆前端凹槽中有变速杆下端被安置于内，上端摆动的同时带动变速杆下端移动滑杆；拨叉被固定在滑杆（固定方法：用螺钉固定）上，在滑动齿轮的拨叉环槽内卡着拨叉。变速杆移动拨叉来带动最终滑动齿轮的移动。(3)在不同档位时，由锁定机构和互锁机构确定变速杆的位置拨叉轴一共有中间的空档和前后各有一个档的三个位置。操纵挂挡在工作中的齿轮能够以全齿长进入啮合且在空档时一对齿轮不会啮合以确保副变速器中各个滑动齿轮都不会错位。并且将滑杆轴向定位防止在振动等情况下副变速器自动挂错档或脱离挡位（原因：副变速器操纵机构中有轻微轴向力的产生）。定位一般有两种形式，如图所示：弹簧定位销式：它有三个V形槽布置在滑杆上（分布方向是沿着轴横向分布），锁销的锥顶与V形槽相嵌合。弹簧定位销能够定位可靠，但是也有结构复杂的问题。弹簧定位销式的锥顶的顶角越大，锥销更加容易被顶起，a(顶角的一般)远远大于摩擦角，一般情况下2a90120，压销弹簧的弹力F70160N。弹簧钢球式：它有三个半球形槽布置在滑杆上（分布方向是沿着轴横向分布），为了达到定位且精确地锁定拨叉轴的目的，钢球在弹簧压力的作用下嵌于某一半球槽中。采用弹簧钢球式的锁定形式可以用R球大于R坑来解决弹簧钢球式在磨损后出现锁定效果下降的问题，还有产生的磨损量较少并且轻便的优点。在副变速器换挡且变速杆上的轴向操纵力也足够时，拨叉轴只有在克服弹簧压力以及将销(或球)顶起(压下)后和销（或球）嵌入相邻的凹坑的过程中才能移动。互锁机构能够在拨叉轴移动时锁定轴使只有一个拨叉轴可以移动来保证操纵机构不会在同一时间挂上两个档造成阻碍各自的运动、乱档后发动机熄火或损坏零件现象的发生。互锁机构一般使用互锁销式。互锁销式的结构是一根互锁销(互锁销的两端半球头)的两端连接着两根拨叉轴（每个拨叉轴的侧面都会有锁槽）。处于空档位置时，互锁销长度等于两拨叉轴槽底间距离减去一根拨叉轴槽深，这个长度能够保证两个锁槽在相对时两根滑杆中只允许一根滑杆移动不会同时离开中立位置。钢球互锁销式与互锁销式不同之处是两个钢球取代互锁销。弹簧空心互锁销式与互锁销的不同之处在于空心互锁销长（2ac+b）。有些汽车变速器会在离驾驶员座位的距离比较远的地方布置，机械杆件（布置位置在转向盘下方的转向管）取代操纵杆操纵拨叉来移动拨叉上。这种远距离操纵示意图如下图所示。 7.结论拖拉机是如今农业工作者在进行农业工作时必不可少的工具，它是农业的机械化工具，它能够减轻人们的工作量。拖拉机在进行农业工作时，所走过的路路况一般都非常恶劣、路面比较松软，这种情况要求