在一般转速下，转速的高低对类型的选择不发生什么影响，只有在转速较高时，才会有比较显著的影响。
从工作转速对轴承的要求看，可以确定以下几点：
1、球轴承与滚子轴承比较，有较高的极限转速，故在高速时应优先选用球轴承。 2、在内径相同的条件下，外径越小，则滚动体就越轻小，运转时滚动体在外圈滚道上的离心惯性力也就越小，因而也就更加适合于在更高的转速下工作，故在高速时，宜选用超轻、特轻及轻系列的轴承。重及特重系列的轴承，只用于低速重载的场合。如用一个轻系列轴承而承载能力达不到要求时，可考虑采用宽系列的轴承，或者把两个轻系列的轴承并装在一起使用。
3、保持架的材料与结构对轴承的转速影响极大。实体保持架比冲压保持架允许更高一些的转速。
4、推力轴承的极限转速均很低。当工作转速高时，若轴向载荷不十分大时，可以采用角接触球轴承承受纯轴向力。
5、若工作转速略超过样本中规定的极限转速，可以用提高轴承的公差等级，或者适当的加大轴承的径向游隙，选用循球润滑或油雾润滑，加强对循环油的冷却等措施来改善轴承的高速性能。若工作转速超过极限转速较多，应选用特制的高速转动轴承。 （三）轴承的调心性能
轴承的中心线与轴承座中心线不重合而有角度误差时，或因轴受力而弯曲或倾斜时，会造成轴承的内外轴线发生倾斜。这时，应采用一定调心性的调心球轴承或调心滚子轴承。
（四）轴承的安装和拆卸
便于拆装也是选择轴承类型时应考虑的一个因素。
此外，轴承类型的选择还应考虑轴承装置整体设计的要求。如轴承的配置使用要求、游动要求等。
综合考虑以上因素，本次设计第一轴后轴承为外座圈上带有止动槽的角接触球轴承。此轴承承受径向载荷和第一轴上的轴向载荷，为便于第一轴的拆装，通常后轴承的外圈直径选择得比第一轴齿轮的齿顶圆的直径大。由于本次设计中间轴采用固定式中间轴，所以在第二轴前端和固定式中间轴宝塔齿轮孔内采用滚针轴承，第二轴后端采用带止动槽的角接触球轴承。变速器第二轴上常啮合齿轮与第二轴之间采用滚针轴承。
角接触球轴承初选代号为7206AC GB/T292-1994(第一轴前端轴承)，7207AC GB/T292-1994（第二轴后端轴承）。
三、 轴承的计算
初选轴承，代号7206AC （46206）α=25
o
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A/R≤e 时， x=1 y=0
A/R＞e时， x=0.41 y=0.87 e=0.68
其中：R—径向载荷，x —径向载荷系数，A——轴向载荷， （一） 计算轴承在各档位时的支反力 1、 二轴受力分析（图3.5）
图中：
C──二轴前轴承对二轴作用力的作用点； D──二轴后轴承对二轴作用力的作用点；
C1x、C 2x──二轴前轴承对二轴的水平、垂直作用力；
D1x、D2x、D3x──二轴后轴承对二轴的水平、垂直、轴向作用力；Fax、Frx、Ftx── x档二轴齿轮所受轴向力、径向力、切向力； Rx── x档齿轮节圆半径； 各支承力的计算公式：
Cmx1x?LFtx
C2x?mxLFrx?RxLFax
DnxnxRx1x?LFtx D2x?LFrx?LFax 32
3.48） （
轴向载荷：D3x?Fax （3.49） 2、 中间轴受力分析（图3.6）
图中：
E──中间轴前轴承对轴作用力的作用点；F──中间轴后轴承对轴作用力的作用点；
E1x、E2x──中间轴前轴承对轴的水平、垂直作用力； F1x、F2x──中间轴后轴承对轴的水平、垂直作用力 Fax、Frx、Ftx── x档齿轮所受轴向力、径向力、切向力
Facx、Frcx、Ftcx ── 中间轴常啮合齿轮所受轴向力、径向力、切向力。 Rx── x档中间轴齿轮节圆半径； Rc ──中间轴常啮合齿轮节圆半径；
注：设计时使Facx与Fax大致相等，故E、F处轴向力可不计。
各支承力的计算公式：(L′=a+b=cx+ex) （3.50）
E1x＝[Ftcx·b－Ftxex]／L；
E2x＝[Frcx·b＋ Frxex＋FaxRx－FacxRc]／L
F1x＝[Ftxcx－Ftcx·a]／L；
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F2x＝[Frcx·a＋Frxcx＋FacxRc－FaxRx]／L′ 轴向载荷：F3x ≈ 0
3、 一轴受力分析（图3.7）
图中：
A── 一轴前轴承对轴作用力的作用点； B── 一轴后轴承对轴作用力的作用点； C── 二轴前轴承对轴作用力的作用点；
Facx、Frcx、Ftcx── 一轴常啮合齿轮所受轴向力、径向力、切向力； A1x、A2x ── 一轴前轴承对一轴的水平、垂直作用力；
B1x、B2x、B3x── 一轴后轴承对一轴的水平、垂直、轴向作用力； C1x′、C2x′── 二轴前轴承对一轴的水平、垂直作用力； Rc── 一轴常啮合齿轮齿轮节圆半径。 各支承力的计算公式：
A1x=［C1x·k -Ftcx·h］／g A2x=［Frcx·h-C2x·k－Facx ·Rc］／g B1x=［C 1x (g＋k)－Ftcx(g＋h)］／g
B2x=［Frcx(g＋h) -C2x (g＋k)－FacxRc］／g
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轴向载荷：B3x = Facx
4、 计算挂入X档（非直接档）时各轴所受扭矩
发动机输入的扭矩为Tx=Te*fMx，一轴所受扭矩为Tx，二轴所受扭矩为T2x=Tx*ix (ix为该档位传动比)。
5、 计算各齿轮所受切向力、轴向力、径向力
常啮合齿轮：切向力Ftcx=Ftcx=Ｔx／Rc；轴向力Facx=Facx=Ftcx／tgβc； 径向力Frcx=Frcx=Ftcxtgαcn／tgβc，（βc为齿轮螺旋角 ，α
cn为齿轮法面啮合角）。
x 档齿轮：切向力Ftx=Ftx=Ｔx／Rx；轴向力Fax=Fax=Ftx／tgβx； 径向力 Frx=Frx=Ftx tgαnx／tgβx，（βx为x 档齿轮螺旋角 ；α合角）。
直接档时各齿轮所受轴向力、径向力、切向力均为零。
nx为x 档齿轮法面啮
6、 计算各轴承的载荷 代入式(1)～(3)，可求得各轴承在１～3档时的载荷。 （二） 计算各轴承的总当量动载荷
1、 计算各轴承在各档位时的径向载荷Pr及轴向载荷Pa 例如：一轴后轴承B在x档时的径向载荷 ： PrBx?B1x?B2x22
轴向载荷：PaBx?B3x
2、 计算轴承在各档位时的当量动载荷 根据所选轴承型号，查表得到径向系数X、轴向系数Y。 计算公式：Px?XPrx?YPax
3、 计算轴承的总当量动载荷 直接档时各轴承的动载荷均为零，因此只计算１～3 档的当量动载荷，并以１～3档所需转数作为预期寿命进行校核。
4、 计算二轴后轴承的总当量动载荷 二轴后轴承Ｄ在１～3 档的当量动载荷分别为
PD1、PD2、PD3，各档转数的分配比例为fu1、fu2、fu3、fu4。根据损伤积累假说，轴承Ｄ的总当量动载荷为：
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