基于CATIA的某汽车变速器三维设计.doc

1、 摘 要变速器是用来改变发动机传递到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步，爬坡，转弯，加速等各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利工况范围内工作。变速器设有空挡和倒挡。需要时变速器还有动力输出功能。本设计变速器为机械式手动变速器，五个前进档均装有锁环式惯性同步器，除一档和倒档外，传动齿轮均采用斜齿轮，从而使变速器寿命延长，噪声降低，使换档轻便、灵活。机械式变速器因具有结构简单，传动效率高，制造成本低和工作可靠等优点，在不同形式的汽车上得到广泛应用。本次设计内容包括：1、变速器传动机构布置方案，2、变速器主要参数的选择，3、变速器齿轮的设计与计算 ，4、变速器轴的设

2、计与计算，5、同步器设计，6、变速器操纵机构，7、变速器结构元件七部分。本次设计在参数、数据已计算的前提下，综合应用CATIA零部件功能和装配功能，对变速器进行了绘制和装配的三维设计。同时利用CAD绘制平面图。关键词：变速器；变位齿轮；锁环式同步器；操纵机构Abstract The transmission is used for changing the engine to pass to the torque and rotational speed on the drive wheel, the purpose is to start in where it is, climbing,

3、turn, various kinds of accelerating etc. go under the operating mode, make the automobile obtain different traction force and speed, make the engine work within the range of most favorable operating mode at the same time. It is free to block and reverse gear that the transmission is had. The gear bo

4、x has motive force to output the function while needing. Originally designing and changing speed device into the machinery type manual transmission, five pieces of gear of advancing are equipped with the lock ring type inertia synchronizer , besides pouring the shelf, the gear wheel of the transmiss

5、ion adopts the oblique gear wheel , long-lived, the noise is low, it is light , flexible to change the shelf. Originally design and include: 1 A gear box of transmission organizations assign the scheme, 2 The choices of gear boxes of main parameters, 3 The gear of design and calculation , 4 The shaf

6、t of design and calculation. 5 Synchronizers are designed，6transmission control agencies, 7 Transmission of structure components. The design parameters, the data have been calculated under the premise of the comprehensive application of the function and assembly CATIA functional components of the tr

7、ansmission to the rendering of three-dimensional design and assembly. At the same time, the use of CAD floor plan drawing.Keyword: Transmission；Modified gear；Friction type synchronizer；Handle the organization符 号 表Z齿轮齿数d分度圆直径mm传动比误差m齿轮模数mmi传动比压力角度T扭矩N.m螺旋角度A中心距mm弯曲应力MPa接触应力MPaF力Na齿轮距左支撑的距离mmb齿轮距右支撑的距

8、离mm齿轮变位系数轴承工作寿命h目 录前 言11 机械式变速器基本方案设计31.1 变速器设计基本方案31.2 变速器主要参数选择42 齿轮设计计算72.1各挡齿轮齿数的分配72.2齿轮强度校核123 轴的设计计算223.1轴的工艺要求223.2轴的设计计算与校核223.2.1设计轴直径223.2.2 二轴的刚度校核233.2.3 中间轴刚度校核263.2.4二轴的强度校核283.2.5中间轴强度校核304 同步器及操纵机构设计334.1啮合齿圈的设计334.2同步器设计334.2.1同步器概述334.2.2同步环主要参数334.3 变速器的操纵机构355 轴承及平键的校核375.1 轴承选择

9、及校核375.1.1一轴轴承校核375.1.2二轴轴承校核385.1.3中间轴轴承校核405.2键的校核416 变速器箱体设计436.1 箱体材料与毛坯种类436.2箱体的主要结构尺寸的计算437 建模与装配457.1齿轮的建模457.2轴的建模497.3同步器锁环及花键毂的建模507.4轴承的建模537.5拨叉及换挡自锁互锁机构的建模547.6各轴装配建模557.7变速器装配57结 论59参考文献60致 谢61 V沈阳航空航天大学毕业设计（论文）前 言随着汽车工业的迅猛发展,车型的多样化、个性化已经成为汽车发展的趋势。而变速器设计是汽车设计中重要的环节之一。尽管近年来，自动变速器和无级变速器

10、技术迅猛发展，对长期以来主导市场地位的手动变速器产生很大冲击，但手动变速器已应用了很长一个时期,经过反复改进,成为现在的形式,制造技术趋于成熟化，与其它种类变速器相比较，具有以下优点：1）手动变速器技术已经发展了几十年，制造技术更加成熟，长期处于主导变速器市场的地位，各方面技术经过长期市场考验，通过逐步积累，技术已经相当成熟。2）手动变速器传动效率较高，理论上比自动变速器更省油。3）手动变速器结构简单，制造工艺成熟，市场需求大，能够产生生产规模效益，生产成本低廉。4）维修方便，维修成本便宜。5）可以给汽车驾驶爱好者带来更多的操控快感。在市场经济形势下.特别是当前国家对汽车变速器产品还拿不出完整

11、规划的情况下.寻求引进更先进的汽车变速器,改进现有的变速器,从市场广度开发转变为深度开发,使产品系列化,通用化,标准化.组织好精益生产,降低成本,提高产品质量,才能逐步缩短同世界先进技术水平的差距。从现代汽车变速器的市场状况和发展来看, 全世界的各大广商都对提高AT的性能及研制无级变速器CVT表现积极, 汽车业界非常重视CVT在汽车上的实用化进程。然而,因无级变速器技术难度很大, 发展相对较慢, 从而成为世界范围内尚未解决的难题之一。目前世界上装车较多的汽车变速器是手动变速器、电控液力自动变速器、金属带链式无级变速器、电控机械式自动变速器、双离合器变速器及环形锥盘滚轮牵引式无级变速器等数种,

12、并具有各自优势, 但其中金属带式无级变速器前景看好。ECT变扭器中的自动变速器油在高速运动中, 由于油液分子间的内摩擦和油液分子与各工作轮叶片表面间的摩擦所消耗的部分能量及泵轮、涡轮窄隙处油液剪切等原因会产生油液温度升高造成功率损失, 存在传动效率低油耗较大的不足, 另外还存在结构复杂、成本高及维修难度大等较明显缺点。欧洲格特拉克变速箱公司开发的电控机械自动变速器则克服了AT效率低等缺点, 与AT相比, 具有更大的发展优势。可是, AMT依旧需要复杂的电控系统来控制。据该公司预测, 到2008年, 欧洲的50的MT将会被AMT代替, 同时部分市场也将会被占领。总之, 变速器是汽车的主要装置之一

13、, 伴随着汽车技术更新换代和市场需求，在向实现理想变速器发展过程中将会取得更加巨大的成就。变速器会应对市场要求朝操纵舒适、轻柔、传动效率高、低油耗、环保与低噪声方向发展, 汽车变速器市场的需求量将继续持续 1 机械式变速器基本方案设计1.1 变速器设计基本方案 1）变速器类型的选择本设计是金杯SY1041轻型商用车机械式变速器设计，发动机为前置后驱形式，故变速器设计将采用五档中间轴式变速器形式。 2）倒档形式选择与前进挡比较，倒档使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒档，故多数方案均采用直齿滑动齿轮方式换倒档。 3）齿轮型式选择变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。 4）轴的结构分析

14、第一轴通常与齿轮做成一体，其长度决定于离合器总成的轴向尺寸。第一轴的花健尺寸与离合器从动盘毂的内花键统一考虑，目前一般都采用齿侧定心的矩形花健，键齿之间为动配合。第二轴制成阶梯式的以便于齿轮安装，从受力及合理利用材料来看，也是需要的。各截面尺寸不应相差悬殊，轴上供磨削用的砂轮越程槽处的应力集中会引起轴断裂。 5）轴承型式变速器多采用滚动轴承，即向心球轴承、向心短圆柱滚子轴承、滚针轴承以及圆锥滚子轴承。至于何处应当采用何种轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。6）换挡机构形式使用同步器啮合套换挡，其换挡行程要比滑动齿轮换挡行程小。在滑动齿轮特别宽的情况下，这种差别就更为明显。1.2

15、变速器主要参数选择 1）变速器挡数的选择本设计是针对金杯SY1041变速器设计，为五档手动中间轴式机械式变速器，因此，最高档为超速档，次高档为直接挡，传动比为1.0。各档传动比如表1.1所示:表1.1传动比分配表档位一二三四五倒档传动比 5.568 2.832 1.6341.00.794 5.011 2）变速器中心距三轴式变速器的中心距A（mm）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初选： (1-1)式中:中心距系数,对货车8.69.6；变速器处于1档时的输出转矩，；发动机最大转矩, (Nm)；变速器的1档传动比；变速器的传动效率，取0.96。则=（8.69.6）93.89（mm）初选中心距

16、A=86mm。 3）变速器的轴向尺寸货车变速器壳体的轴向尺寸与挡数有关，可参考下列数据选用： 四挡 （2.22.7）A五挡 （2.73.0）A六挡 （3.23.5）A当变速器选用的常啮合齿轮对数和同步器多时，应取给出范围的上限。 4)齿轮参数 （1）模数 齿轮的模数定为3.0mm。（2）压力角国家规定的标准压力角为20，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20。啮合套或同步器的接合齿压力角有20、25、30等，但普遍采用20压力角。（3）螺旋角货车变速器螺旋角选取范围为：1826。初选常啮合齿轮螺旋角为20。（4）齿宽直齿，为齿宽系数，取为4.57.5，取7.0；斜齿，取为6.58.5，取7.0。

17、（5）齿顶高系数一般齿轮的齿顶高系数1.0，为一般汽车变速器齿轮所采用。变速器基本参数如表1.2表1.2变速器齿轮参数 参数模数压力角螺旋角齿宽系数齿顶高系数值3202071 2 齿轮设计计算2.1各挡齿轮齿数的分配变速器结构示意图如图2.1所示： 图2.1变速器结构图 齿轮变位系数如图2.2所示： 图2.2齿轮变位系数 1)一挡齿轮的齿数： 一档传动比为 （2-1）为了求，的齿数，先求其齿数和，一挡齿轮为直齿齿轮，。取整为57。取，=-=57-13=44。查图2.2得10=0.5，9=-0.5。对中心距进行修正：=mm取整为A=85mm。确定常啮合传动齿轮副的齿数：由式（2-1）求出常啮合传

18、动齿轮的传动比 （2-2） 常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即 （2-3）由式（2-2）、（2-3）得=20.08，=33.12取整为=20，=33，则：1-2=查2.2图得1=0.23，2=-0.232)二挡齿轮为斜齿轮 （2-4） (2-5) 由式（2-4）（2-5）则=33.64，=19.61取整得=33，=20。 i2=2=100%=3.5%7-8=查图2.2得8=0.23，7=-0.23 3)三挡齿轮为斜齿轮： （2-6） （2-7） 由式（2-6）、（2-7）得=26.49，=26.76。 取整=26，=27。3=100%=2.8%5-6= 查图2.2得5=0.12，

19、6=-0.124)五挡采用超速档，齿轮为斜齿轮。 （2-8） （2-9） 由（2-8）（2-9）得=17.29，=35.96， 取整=17，=36。4=100%=1.9% 3-4= 查图2.2得3=0.23，4=-0.23 5)确定倒挡齿轮齿数：倒挡齿轮采用直齿滑动齿轮，选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮的齿数一般在2133之间，初选后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距。初选=23，=13，则：=mm为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮12和11的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，则齿轮11的齿顶圆直径应为 =38.65 取=39计算倒挡轴和第二轴的中心距计算倒挡传动比 5=%=1.2%

20、2.2齿轮强度校核 1）满足工作条件的要求 不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值：时渗碳层深度0.81.2。时渗碳层深度0.91.3。时渗碳层深度1.01.3。表面硬度HRC5863；心部硬度HRC3348。 2）计算各轴的转矩发动机最大扭矩为=175N.m，齿轮传动效率99%，离合器传动效率99%，轴承传动效率96%。一轴传递扭矩=17599%96%=166.32N.m中间轴传递扭矩 =166.320.960.9933/20=260.82N.m二轴一挡齿轮传递扭矩 =260.820.960.9944/13=838.99N.m二

21、轴二档齿轮传递扭矩=260.820.960.9933/20=409.01N.m二轴三挡齿轮传递扭矩 =260.820.960.9926/27=238.70N.m二轴五挡齿轮传递扭矩=260.820.960.9917/36=117.06N.m倒挡齿轮传递扭矩 =260.820.960.9939/13=743.65N.m 3）轮齿强度计算 （1）轮齿弯曲强度计算直齿轮弯曲应力 （2-10）式中：弯曲应力 （MPa） 计算载荷 （N.mm）； 应力集中系数，可近似取=1.65； 齿形系数如图2.3所示：图2.3齿形系数图 摩擦力影响系数，主、从动齿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

22、；主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9；齿宽 （mm）；模数；齿形系数，如图2.3。当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，倒挡直齿轮许用弯曲应力在400850MPa，货车可取上限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取上限。一档齿轮9，10的弯曲应力 计算倒挡齿轮11,12,13的弯曲、应力： 斜齿轮弯曲应力 （2-11）式中：计算载荷 （N. mm）；法向模数 （mm）；齿数；斜齿轮螺旋角 （）；应力集中系数，=1.50；齿形系数，可按当量齿数在图2.3中查得；齿宽系数，=7.0；重合度影响系数，=2.0。当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮

23、，许用应力在180350MPa范围，对货车为100250MPa。计算二挡齿轮7，8的弯曲应力：其它各挡齿轮弯曲应力按同样方法计算，列表如表2.1所示：表2.1 齿轮弯曲应力 档位 弯曲应力MPa常:152MPa250MPa:148MPa250MPa一:782MPa850MPa:739MPa850MPa二:227MPa250MPa:214MPa250MPa三:109MPa250MPa:96MPa250MPa五:78MPa250MPa:65MPa250MPa倒:608MPa850MPa:767MPa850MPa:761MPa850MPa 2）轮齿接触应力 （2-12）式中：轮齿的接触应力 （MPa

24、）；计算载荷 （N .m）；节圆直径 (mm)；节点处压力角 （）；齿轮螺旋角 （）；齿轮材料的弹性模量 （MPa）；齿轮接触的实际宽度 (mm)； 、主、从动齿轮节点处的曲率半径 (mm) 直齿轮 斜齿轮、；、主、从动齿轮节圆半径 (mm)。弹性模量=20.6104 Nmm-2齿宽=73=21mm计算一档齿轮9，10的接触应力=838.99N.m，=260.82N.m 计算二挡齿轮7，8的接触应力， 其他档位参照此算法，列表如表2.2：表2.2 各档位齿轮接触应力 档位 接触应力MPa 常啮合:975MPa1400MPa:1015MPa1400MPa 一:1940MPa2000MPa:199

25、0MPa2000MPa 二:1353MPa1400MPa:1388MPa1400MPa 三: 930MPa1400MPa:1016MPa1400MPa 五:981MPa1400MPa:1079MPa1400MPa 倒:1043.43MPa2000MPa:1163.55MPa2000MPa:1125MPa2000MPa 4）计算各挡齿轮的受力（1） 一挡齿轮9，10的受力 N （2）二挡齿轮7，8的受力 （3） 三挡齿轮5，6的受力（4） 五挡齿轮3，4的受力 （5） 常啮合齿轮1，2的受力 （6） 倒挡齿轮11，12的受力 3 轴的设计计算3.1轴的工艺要求倒挡轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴

26、。变速器第二轴视结构不同，可采用渗碳、高频、氰化等热处理方法。对于只有滑动齿轮工作的第二轴可以采用氰化处理，但对于有常啮合齿轮工作的第二轴应采用渗碳或高频处理。第二轴上的轴颈常用做滚针的滚道，要求有相当高的硬度和表面光洁度，硬度应在HRC5863。对于采用高频或渗碳钢的轴，螺纹部分不应淬硬，以免产生裂纹。对于阶梯轴来说，设计上应尽量保证工艺简单，阶梯应尽可能少。3.2轴的设计计算与校核3.2.1设计轴直径 已知中间轴式变速器中心距=85mm，第二轴和中间轴最大直径，轴的最大直径d和支承距离L的比值：对第一轴及中间轴，=0.160.18；对第二轴，0.180.21。第一轴花键部分直径（mm）可按

27、式（3-1）初选: （3-1）式中：经验系数，=4.04.6；发动机最大转矩 （N.m）。第一轴花键部分直径=22.3725.73mm第二轴最大直径=3442.5mm中间轴最大直径=3442.5mm 第二轴：；第一轴及中间轴：。第二轴支承之间的长度=202.38236.11mm；中间轴支承之间的长度=236.11265.63mm，第一轴支承之间的长度=142.94160.81mm3.2.2 二轴的刚度校核若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用式（3-2）、（3-3）、（3-4）计算 （3-2） （3-3） （3-4）轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.050.10mm,=

28、0.100.15mm。轴的全挠度为mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。二轴受力弯曲示意图3.1所示： 图3.1二轴受力图（1）第一轴常啮合齿轮副，因距离支撑点近，负荷又小，通常挠度不大，可以不必计算。（2）二轴的刚度一档时 二档时三档时五档时倒档时3.2.3 中间轴刚度校核 中间轴受力图如图3.2所示：图3.2 中间轴受力图一档时 二档时三档时五档时常啮合倒档时3.2.4二轴的强度校核 （1）第一轴常啮合齿轮副，因距离支撑点近，负荷又小，通常挠度不大，可以不必计算。 （2）二轴的强度校核二轴受力图如图3.3所示：RVARHBRHARVBFa9Fr9Ft9RHAFt9RHBL2=7

29、5L1=154LRVARVBFr9MMHc=641NmMvc左=233NmMvc右=233Nm T31=838.99Nm 图3.3 二轴受力图一档时挠度最大，最危险，因此校核。 1)求水平面内支反力、和弯矩 += （3-5） （3-6）由式（3-5）（3-6）可得=4163N，=8549N，=641N.m2)求垂直面内支反力、和弯矩。 += （3-7） （3-8）由式（3-7）（3-8）可得=1515N，=3112N，=233N.m按第三强度理论得：3.2.5中间轴强度校核 中间轴受力如图3.4所示：Fr2Fr12RHAFt2RHBL2L1LFr2RVBRVARHBFa2Ft2Ft12RHAF

30、t12CDMFr12RVBRVAL3MHD=185Nm MHC= -55NmMv右=234NmMvC左=62NmMvD=403NmT=408.35Nm图3.4 中间轴受力图综合考虑，常啮合和倒档齿轮挠度最大，最危险，因此校核常啮合齿轮和倒档齿轮。1)求水平面内支反力、和弯矩、 += （3-9） （3-10） 由（3-9）（3-10）两式可得=-3911N，=12358N，=-55N.m，=185N.m2)求垂直面内支反力、和弯矩、 +=+ （3-11） （3-12）由（3-11）（3-12）两式可得=1720N,=5066N,=62N.m，=403N.m。按第三强度理论得：N.mN.m 4 同

31、步器及操纵机构设计4.1啮合齿圈的设计四档五档啮合齿圈设计m=2.5，=30,z1=30,b=0.2mmca=1.96mm1=0.5 ，3=1.2齿厚取3mm轴向长度L=11+0.7+3+2=16.7mm其他档位啮合齿圈参考其方法4.2同步器设计4.2.1同步器概述本设计所采用的同步器类型为锁环式同步器。此类同步器的工作原理是：换档时，沿轴向作用在啮合套上的换档力，推啮合套并带动定位销和锁环移动，直至锁环锥面与被接合齿轮上的锥面接触为止。4.2.2同步环主要参数 同步环结构参数及尺寸的确定：如图4.1所示: 图4.1 同步环结构1）由于摩擦系数s在设计计算时推荐采用0.10,故锥面角一般可取6

32、730。对多锥面同步器，由于摩擦力矩有足够大，锥面角可取7。2）同步环的几个结构尺寸：a.摩擦锥面的平均半径R锥和同步锥环的径向厚度W：R锥和W的大小，都受到变速器齿轮中心距和相关零件结构及空间尺寸的限制。设计时应在许可范围内，R锥和W都应该越大越好。 齿厚取4mm根据经验在同步器锁环上开三个槽，槽深取2mm ，槽宽E=d+2cd为滑块宽度=6mm，b.同步锥环内锥面上的螺纹线：一般推荐螺纹顶宽为0.0250.10。螺距及螺纹角：一般螺距推荐取0.60.75。螺纹角一般取60，螺纹深可取0.250.40。其他档位同步器锁环同理设计4.3 变速器的操纵机构根据汽车使用条件的需要，驾驶员利用变速器

33、的操纵机构完成选挡和实现换挡或退到空挡的工作。用于机械式变速器的操纵机构，常见的是由变速杆、拨块、拨叉、变速叉轴及互锁、自锁和倒挡锁装置等主要件组成，并依靠驾驶员手力完成选挡、换挡或退到空挡工作，称为手动换挡变速器。设计变速器操纵机构时，应满足以下要求： 1） 换档时只允许挂一个档。这通常靠互锁装置来保证，其结构型式如图4.2所示：图4.2变速器自锁与互锁结构 1-自锁钢球2-自锁弹簧3-变速器盖 4-互锁钢球5-互锁销6-拨叉轴若变速器能同时推动两个拨叉轴，即同时挂入两个档位，则必将造成齿轮间的机械干涉，变速器将无法工作甚至损坏。为此设计互锁装置。每根拨叉轴在朝向互锁钢球侧面均制出一个深度相

34、等的凹槽，任一拨叉轴处于空档位置时，其侧面凹槽正好对准互锁钢球。变速器拨叉轴轴距取29mm,槽深取3mm,两个互锁钢球之和等于轴距减去轴直径，再加上一个凹槽深度。,则钢球直径9mm。销的长度等于拨叉轴直径减去槽深，即l=14-3=11mm。2）在挂档的过程中，若操纵变速杆推动拨叉前后移动的距离不足时，齿轮将不能在完全齿宽上啮合而影响齿轮的寿命。即使达到完全齿宽啮合，也可能由于汽车震动等原因，齿轮产生轴向移动而减少了齿轮的啮合长度，甚至完全脱离啮合。为了防止这种情况的发生，应设置自锁装置。 拨叉轴三个凹槽之间距离为11.2mm。3）汽车行进中若误挂倒档，变速器齿轮间将发生极大冲击，导致零件损坏。

35、汽车起步时如果误挂倒档，则容易出现安全事故。为此，应设置倒档锁。 5 轴承及平键的校核5.1 轴承选择及校核 5.1.1一轴轴承校核 1）初选轴承型号由工作条件和轴颈直径初选一轴轴承型号角接触球轴承30307，油润滑极限转速5600r/min查机械设计课程设计该轴承的，=862000N,=63800N2）轴承的校核二挡时传递的轴向力最大。（）求水平面内支反力、 （5-1） （5-2）由以上两式可得4841N，=2887N（）内部附加力、，由 机械设计手册查得Y=1.7（）轴向力和由于所以轴承1被放松，轴承2被压紧（）求当量动载荷查机械设计课程设计得向当量动载荷：查机械设计手册，则=1，=0。，

36、为考虑载荷性质引入的载荷系数，见机械设计。=（1.01.2）取=1.13）计算轴承的基本额定寿命，为寿命系数，对球轴承=3；对滚子轴承=10/3。 5.1.2二轴轴承校核1）初选轴承型号由工作条件和轴颈直径初选一轴轴承型号角接触球轴承32206，油润滑极限转速7500r/min查机械设计课程设计该轴承的，=49200N,=37200N2）轴承的校核二挡时传递的轴向力最大。（）求水平面内支反力、 （5-3） （5-4）由以上两式可得4841N，=2887N。 （）内部附加力、，由 机械设计手册查得Y=1.6（）轴向力和由于所以轴承1被放松，轴承2被压紧（）求当量动载荷查机械设计课程设计得向当量动载荷：查机械设计手册，则=1，=0。，为考虑载荷性质引入的载荷系数，见机械设计。=（1.01.2）取=1.13）计算轴承的基本额定寿命