轴的刚度计算变速器轴的刚度用轴的挠度和转角来评价，轴的刚度比其强度更为重要。

变速器第二轴的刚度最小，第二轴齿轮处轴截面的总挠度不得大于。

对于低档齿轮处轴截面的总挠度，又于低档工作时间较短，又接近轴的支撑点，因此允许不得大于。

齿轮所在平面的转角不应超过.弧度两轴的分离不超过.。

斜齿轮对轴和支撑的变形较直齿轮敏感。

变速器刚度试验表明，中心距的变化及齿轮的倾斜，不仅取决于周的变形，而且取决于支撑和壳体的变形。

对齿轮工作影响最大的是轴的垂向挠度和轴在水平面内的转角，前者改变了齿轮的中心距并破坏了齿轮的正确啮合后者使大小齿轮相互歪斜导致沿齿长方向压力分布不均匀。

计算时，仅计算齿轮所在位置处的挠度和转角。

变速器齿轮在轴上的位置如图所示时，若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别按下式计算.式中齿轮齿宽中间平面上的径向力齿轮齿宽中间平面上的圆周力弹性模量，惯性矩，对于实心轴，轴的直径，花键处按平均直径计算，齿轮上的作用力到支座的距离支座间的距离。

轴的全挠度为。

轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为，。

齿轮所在平面的转角不应超过.。

Ⅰ轴的挠度和角将Ⅰ轴的数据代入得Ⅰ轴在垂直平面内的挠度水平面内的挠度故轴的合成挠度.所以Ⅰ轴的挠度符合要求。

Ⅰ轴转角的校核所以Ⅰ轴转角符合要求。

Ⅱ轴的挠度和角的计算Ⅱ轴挠度的计算Ⅱ轴在垂直平面内的挠度水平面内的挠度故轴的合成挠度所以Ⅱ轴的挠度符合要求。

Ⅱ轴转角的校核所以Ⅱ轴转角符合要求。

Ⅲ轴的挠度和角的计算Ⅲ轴挠度的计算Ⅲ轴在垂直平面内的挠度水平面内的挠度故轴的合成挠度所以Ⅲ轴的挠度符合要求。

Ⅲ轴转角的校核所以Ⅲ轴转角符合要求。

Ⅳ轴的挠度和角的计算Ⅳ轴挠度的计算Ⅳ轴在垂直平面内的挠度水平面内的挠度故轴的合成挠度所以Ⅳ轴的挠度符合要求。

Ⅳ轴转角的校核所以Ⅳ轴转角符合要求。

Ⅴ轴的挠度和角的计算Ⅴ轴挠度的计算Ⅴ轴在垂直平面内的挠度水平面内的挠度故轴的合成挠度所以Ⅴ轴的挠度符合要求。

Ⅴ轴转角的校核所以Ⅴ轴转角符合要求。

.轴承的选择与校核般是根据布置并考虑轴的受力情况，按国家规定轴承的标准选定，再进行其使用寿命的验算。

对汽车变速器滚动轴承耐久性的评价是以轴承滚动体与滚道表面的接触疲劳为依据，承受的动载荷是其工作的基本特征。

Ⅰ轴的轴承选择与校核Ⅰ轴装轴承处的直径为，按的规定，选择轴承，其基本额定动载荷，极限转速为。

滚动轴承的实际的载荷条件常与确定基本额定动载荷时不同。

在进行轴承寿命计算时，必须将实际载荷转换为与确定基本额定动载荷时的载荷条件相致的假想载荷，在其作用下的轴承寿命与其实际载荷作用下的相同，这假想载荷成为当量动载荷，用表示，因此，轴承的寿命计算必须想求出当量动载荷。

当量动载荷的计算公式为.式中，径向轴向载荷系数，。

考虑载荷性质引入的载荷系数，对汽车来说，取.。

.对汽车轴承寿命的要求是轿车万，货车和大客车万。

则轴承的使用预期使用寿命可按汽车以平均车速行驶至大修前的总行驶里程来计算.式中的汽车平均车速可取。

所以轴承失效前汽车行驶的时间为而轴承寿命的计算公式为.式中寿命系数，对滚动轴承，轴承转速。

将参数代入公式后得.所以Ⅰ轴轴承的使用寿命符合要求。

Ⅱ轴的轴承选择与校核Ⅱ轴装轴承处的直径为，按的规定，选择轴承，其基本额定动载荷，极限转速为所以Ⅱ轴轴承的使用寿命符合要求。

Ⅲ轴的轴承选择与校核Ⅲ轴装轴承处的直径为，按的规定，选择轴承，其基本额定动载荷，极限转速为所以Ⅲ轴轴承的使用寿命符合要求。

Ⅳ轴的轴承选择与校核Ⅳ轴装轴承处的直径为，按的规定，选择轴承，其基本额定动载荷，极限转速为所以Ⅳ轴轴承的使用寿命符合要求。

Ⅴ轴的轴承选择与校核Ⅴ轴装轴承处的直径为，按的规定，选择轴承，其基本额定动载荷，极限转速为.所以Ⅴ轴轴承的使用寿命符合要求。

.本章小结本章完成的主要任务是对于轴和轴承进行设计计算，达到正确的装配关系，在满足装配关系的条件下还要进行强度的校核，以满足设计的需要。

第章换挡同步机构的选择与设计.换挡同步机构的选择与工作原理装载机变速器是通过液压操纵系统操作离合器进行换挡的其换档原理离合器内鼓通过花键与齿轮相连，外鼓通过花键与轴相连，来自变速操纵阀的高压油经油路进入活塞腔内，推动活塞，将装载内外鼓花键上的摩擦片压紧后，使齿轮与轴暂时固连而传递动力。

松开离合器变速操纵阀切断压力油路，压力油通过油道回到储油缸，活塞便在回位弹簧的作用下恢复原来位置，于

（图纸） Ⅱ轴.dwg

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（图纸） ZL15装载机变速器装配图.dwg

（图纸） 齿轮.dwg

（图纸） 传动简图.dwg

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（图纸） 零件图10张.dwg

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（图纸） 装载机变速器装配图及零件图11张.dwg