Ф350mm普通车床主轴变速箱设计修正版

目录方案一1.车床参数的拟定- 11.1车床主参数和基本参数- -11.1.1拟定参数的步骤和方法- -12.运动设计- - -22.1传动结构式、结构网的选择确定-22.1.1传动组及各传动组中传动副的数目-22.1.2传动系统扩大顺序的安排 -22.1.3绘制结构网-32.1.4传动组的变速范围的极限值-32.1.5最大扩大组的选择-42.2转速图的拟定-42.2.1主电机的选定-4方案二1.车床参数的拟定- 51.1车床主参数和基本参数-51.1.1拟定参数的步骤和方法-52.运动设计- -72.1传动结构式、结构网的选择确定-72.1.1传动组及各传动组中传动副的数目-72.1.2传动系统扩大顺序的安排 -72.1.3绘制结构网-82.1.4传动组的变速范围的极限值- 82.1.5最大扩大组的选择- 92.2转速图的拟定- 92.2.1主电机的选定-112.3齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制-112.3.1齿轮齿数的确定的要求-112.3.2变速传动组中齿轮齿数的确定-143.强度计算和结构草图设计- -143.1确定计算转速-143.1.1主轴的计算转速-143.1.2中间传动件的计算转速-143.1.3齿轮的计算转速-143.2传动轴的估算和验算-143.2.1传动轴直径的估算-143.2.2主轴的设计与计算-153.2.3主轴材料与热处理-173.3齿轮模数的估算和计算-173.3.1齿轮模数的估算-173.3.2齿轮块的设计-183.3.3齿轮模数的验算-183.4轴承的选择与校核-203.4.1一般传动轴上的轴承选择-213.4.2主轴轴承的类型-213.4.3轴承间隙调整-223.4.4轴承的校核-22总结、参考文献- - -23方案一1.车床参数的拟定1.1车床主参数和基本参数1.1.1拟定参数的步骤和方法1）极限切削速度Vmax、Vmin根据典型的和可能的工艺选取极限切削速度要考虑：允许的切速极限参考值如下：加 工 条 件 Vmax(m/min)Vmin(m/min)硬质合金刀具粗加工铸铁工件 3050硬质合金刀具半精或精加工碳钢工件150300螺纹加工和铰孔38根据给出条件，取Vmax=180 m/min Vmin=50 m/min螺纹加工和铰孔时取 Vmin=4 m/min2）主轴的极限转速计算车床主轴极限转速时的加工直径，按经验分别取K=0.5,则主轴极限转速应为：取标准数列数值，即 =1400r/min在中考虑车螺纹和铰孔时，其加工的最大直径应根据实际加工情况选取50mm左右。取标准数列数值，即=45r/min转速范围=31.11选级数Z=16代入考虑到设计的结构复杂程度要适中，故采用常规的扩大传动。并各级转速数列可直接从标准的数列表中查出，按标准转速数列为：45,56,71,90,112,140,180,224,280,355,450,560,710,900,1120,14003）主轴转速级数Z和公比已知 且a、b为正整数，即Z应可以分解为2和3的因子，以便用2、3联滑移齿轮实现变速。Z=16 则Z=24 =1400 =45 Rn=32综合上述可得：主传动部件的运动参数 =45 Z=16 4）主电机功率动力参数的确定合理地确定电机功率N，使机床既能充分发挥其性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。中型普通车床典型重切削条件下的用量刀具材料：YT15工件材料45号钢，切削方式：车削外圆查表可知：切深ap=3.5mm 进给量f(s)=0.35mm/r 切削速度V=90m/min功率估算法用的计算公式a 主切削力：=1900f0.75=19000.75=3026Nb 切削功率： N切=kw=kw=4.45kwc 估算主电机功率： 可选取电机为：Y132S-4额定功率为5.5KW，满载转速为1440r/min.2.运动设计2.1传动结构式、结构网的选择确定2.1.1传动组及各传动组中传动副的数目 对于有传动组及各传动副数目传动齿轮数目传动轴数目5根2.1.2 传动系统扩大顺序的安排 16级转速传动系统的传动组，可以安排成：2*2*2*2选择传动组安排方案时，要考虑到机床主轴变速箱的具体结构，装置和性能。在I轴如果安置换向摩擦离合器时，为减少轴向尺寸，第一传动组的传动副数不能多，以2为宜。有时甚至只有用一个定比传动副。 主轴对加工精度，表面粗糙度的影响大，因此主轴上齿轮少些好，最后一个传动副常选2，或者只用一个定比传动副。16=2222的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有以下形式：1) 16=21222428 2） 3）4） 5）根据级比指数分配要“前密后疏”的原则，和扩大顺序组的前多后少原则及传动比的前缓后急原则，应选用1）这一方案2.1.3 绘制结构网2.1.4 传动组的变速范围的极限值齿轮传动最小传动比,最大传动比,决定了一个传动组的最大变速范围因此，要按照下表，淘汰传动组变速范围超过极限值的所有传动方案。极限传动比及指数X,X,值为： 公比极限传动比指数1.26X值：=1/46X,值：= =22(X+ X,)值：=882.1.5最大扩大组的选择正常连续的顺序扩大组的传动的传动结构式为：Z=Z11Z2Z1Z3Z1*Z2Z4Z1*Z2*Z3最后扩大组的变速范围按照r原则，导出系统的最大级数Z和变速范围Rn为： Z4 2 4 1.26 Z=16 Rn=35Z=16Rn=16 最后扩大组的传动副数目Z4=2时的转速范围远比Z4=4时大,因此，在机床设计中，因要求的R较大，最后扩大组应取2更为合适。同时，最后传动组与最后扩大组往往是一致的。安装在主轴与主轴前一传动轴的具有极限或接近传动比的齿轮副承受最大扭距，在结构上可获得较为满意的处理，这也就是最后传动组的传动副经常为2的另一原因。2.2 转速图的拟定运动参数确定以后，主轴各级转速就已知，切削耗能确定了电机功率。在此基础上，选择电机型号，确定各中间传动轴的转速，这样就拟定主运动的转速图，使主运动逐步具体化。2.2.1主电机的选定1）电机功率N：中型机床上，一般都采用三相交流异步电动机作为动力源。根据机床切削能力的要求确定电机功率：N=5.5KW2) 电机转速：选用时，要使电机转速与主轴最高转速和I轴转速相近或相宜，以免采用过大的升速或过小的降速传动。=1440r/min3）分配降速比: 该车床主轴传动系统共设有四个传动组其中有一个是带传动。根据降速比分配应“前慢后快”的原则以及摩擦离合器的工作速度要求，确定各传动组最小传动比。 =45/1400=1/31.11分配总降速传动比时，要考虑是否增加定比传动副，以使转速数列符合标准和有利于减小齿数和减小径向与轴向尺寸，必须按“前慢后快”的原则给串联的各变速器分配最小传动比。a 、 决定轴-的最小降速传动比主轴上的齿轮希望大一些，能起到飞轮的作用，所以最后一个变速组的最小降速传动比取极限1/4，因此从V轴的最下点向上6格，找到IV上对应的点，连接对应的两点即为IV-V轴的最小传动比。b 、 决定其余变速组的最小传动比根据“前慢后快”的原则，轴III-IV间变速组取，即从轴向上4格，同理，轴II-III间取，轴I-II取，连接各线。c 、 根据个变速组的传动比连线按基本组的级比指数x0=1，第一扩大组的级比指数x1=2，第二扩大组的级比指数x3=4第三扩大组的级比指数x4=8,画出传动系统图如2.2所示 方案二1.车床参数的拟定1.1车床主参数和基本参数1.1.1拟定参数的步骤和方法1）极限切削速度Vmax、Vmin根据典型的和可能的工艺选取极限切削速度要考虑：允许的切速极限参考值如下：加 工 条 件 Vmax(m/min)Vmin(m/min)硬质合金刀具粗加工铸铁工件 3050硬质合金刀具半精或精加工碳钢工件150300螺纹加工和铰孔38 根据给出条件，取Vmax=180 m/min Vmin=50m/min螺纹加工和铰孔时取 Vmin=4 m/min2）主轴的极限转速计算车床主轴极限转速时的加工直径，按经验分别取K=0.5,则主轴极限转速应为：取标准数列数值，即 =1400r/min在中考虑车螺纹和铰孔时，其加工的最大直径应根据实际加工情况选取50mm左右。取标准数列数值，即=31.5r/min转速范围=44.44选级数Z=12取考虑到设计的结构复杂程度要适中，故采用常规的扩大传动。各级转速数列可直接从标准的数列表中查出，按标准转速数列为：31.45,63,90,125,180,250,355,500,710,1000,14003）主轴转速级数Z和公比已知 且a、b为正整数，即Z应可以分解为2和3的因子，以便用2、3联滑移齿轮实现变速。取Z=12级 则Z=22 =1400 =31.5 Rn=44.44综合上述可得：主传动部件的运动参数 =31.5 Z=12 4）主电机功率动力参数的确定合理地确定电机功率N，使机床既能充分发挥其性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。中型普通车床典型重切削条件下的用量刀具材料：YT15工件材料45号钢，切削方式：车削外圆查表可知：切深ap=3.5mm 进给量f(s)=0.35mm/r 切削速度V=90m/min功率估算法用的计算公式a 主切削力：=1900f0.75=19000.75=3026Nb 切削功率： N切=kw=kw=4.45kwc 估算主电机功率： 可选取电机为：Y132S-4额定功率为5.5KW，满载转速为1440r/min.2.运动设计2.1传动结构式、结构网的选择确定2.1.1传动组及各传动组中传动副的数目级数为Z的传动系统由若干个顺序的传递组组成，各传动组分别有Z1、Z2、Z3、个传动副.即Z=Z1Z2Z3 传动副数由于结构的限制以2或3为适合，即变速级数Z应为2和3的因子： 即 Z=2a3b有如下两种方案:和传动齿轮数目轴向尺寸15b（b为齿轮宽度）19b传动轴数目4根3根操作机构简单：两个双联滑移齿轮和一个三联滑移齿轮，可以单独也可以集中操纵。复杂：四联滑移齿轮作为整体式，滑移长度为12b；如拆为2个双联滑移齿轮，需要有自锁，以保证只有一个齿轮副啮合。相比之下，还是传动副数分别为3、2、2的三个传动方案为优。2.1.2 传动系统扩大顺序的安排12=332的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有6种形式：1) 12=312326 2) 12=322126 3) 12=342122 4) 12=342221 5) 12=322621 6) 12=312623根据传动副的前多后少，扩大顺序组的前密后疏和最小传动比的前缓后急原则，应选用Z=这一方案。2.1.3 绘制结构网结构网2.1.4 传动组的变速范围的极限值齿轮传动最小传动比,最大传动比,决定了一个传动组的最大变速范围因此，要按照下表，淘汰传动组变速范围超过极限值的所有传动方案。极限传动比及指数X,X,值为： 公比极限传动比指数1.41X值：=1/44X,值：= =22(X+ X,)值：=862.1.5最大扩大组的选择正常连续的顺序扩大组的传动的传动结构式为：Z=Z11Z2Z1Z3Z1Z2最后扩大组的变速范围按照r原则，导出系统的最大级数Z和变速范围Rn为： Z3 2 3 1.41 Z=12 Rn=44 Z=9 Rn=15.6 最后扩大组的传动副数目Z3=2时的转速范围远比Z3=3时大因此，在机床设计中，因要求的R较大，最后扩大组应取2更为合适。同时，最后传动组与最后扩大组往往是一致的。安装在主轴与主轴前一传动轴的具有极限或接近传动比的齿轮副承受最大扭距，在结构上可获得较为满意的处理，这也就是最后传动组的传动副经常为2的另一原因。2.2 转速图的拟定运动参数确定以后，主轴各级转速就已知，切削耗能确定了电机功率。在此基础上，选择电机型号，确定各中间传动轴的转速，这样就拟定主运动的转速图，使主运动逐步具体化。2.2.1主电机的选定1）电机功率N：中型机床上，一般都采用三相交流异步电动机作为动力源。根据机床切削能力的要求确定电机功率：N=5.5KW2) 电机转速：选用时，要使电机转速与主轴最高转速和I轴转速相近或相宜，以免采用过大的升速或过小的降速传动。=1440r/min3）分配降速比: 该车床主轴传动系统共设有四个传动组其中有一个是带传动。根据降速比分配应“前慢后快”的原则以及摩擦离合器的工作速度要求，确定各传动组最小传动比。 =31.5/1440=1/45.71分配总降速传动比时，要考虑是否增加定比传动副，以使转速数列符合标准和有利于减小齿数和减小径向与轴向尺寸，必须按“前慢后快”的原则给串联的各变速器分配最小传动比。a 、 决定轴-的最小降速传动比主轴上的齿轮希望大一些，能起到飞轮的作用，所以最后一个变速组的最小降速传动比取极限1/4，因此从 轴的最下点向上4格，找到上对应的点，连接对应的两点即为-轴的最小传动比。b 、 决定其余变速组的最小传动比根据“前慢后快”的原则，轴-间变速组取，即从轴向上3格，同理，轴-间取，连接各线。c 、 根据个变速组的传动比连线按基本组的级比指数x0=1，第一扩大组的级比指数x1=3，第二扩大组的级比指数x3=6,画出传动系统图如2.2所示 转速图综上所述：方案二和方案一比较之下，Z=12级的变速范围比Z=16级的变速范围大，且能获得较低转速，结构也比较简单综合等各种优势，以下的计算都是选Z=12级来计算和验证。2.3 齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制2.3.1齿轮齿数的确定的要求可用计算法或查表确定齿轮齿数，后者更为简便，根据要求的传动比i和初步定出的传动副齿数和，查表即可求出小齿轮齿数。选择时应考虑：1.传动组小齿轮应保证不产生根切。对于标准齿轮，其最小齿数2.齿轮的齿数和不能太大，以免齿轮尺寸过大而引起机床结构增大，一般推荐齿数和100-120，常选用在100之内。3.同一变速组中的各对齿轮，其中心距必须保证相等。4.保证强度和防止热处理变形过大，齿轮齿根圆到键槽的壁厚5. 保证主轴的转速误差在规定的范围之内。2.3.2 变速传动组中齿轮齿数的确定 1）确定齿轮齿数 2. 也用查表法确定第二变速组的齿数a 、 首先在中找出最小齿数的传动比b 、 为了避免根切和结构需要，取Zmin=28c 、 查表找到=1/1.413的倒数2.82的行找到Zmin=28查表齿数和为106d 、 确定合理的齿数和=106，依次可以查得 e 、第三变数组的齿数的确定变数组第一变数组 第二变数组第三变数组齿数和96 106108齿轮Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14齿数25713264405628785353228672362）验算主轴转速误差由于确定的齿轮齿数所得的实际转速与传动设计的理论转速难以完全相符，需要验算主轴各级转速，最大误差不得超过10(-1)%。主轴各级实际转速值用下式计算n实=nE(1-)uaubuc其中 滑移系数=0.02 ua ub uc ud分别为各级的传动比 转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示n=10(-1)%n实1=1440(1-0.02)=31.7n=(31.7-31.5)/31.5=0.6%,同样其他的实际转速及转速误差如下，转速误差满足要求 。主轴转速n1n2n3n4n5n6n7n8n9n10n11n12标准转速31.545639012518025035550071010001400实际转速31.744.964.388.3125.3179.1248351.8502.66909801400转速误差0.60.22.11.90.20.50.90.90.52.80.203） 齿轮的布置为了使变速箱结构紧凑以及考虑主轴适当的支承距离和散热条件，其齿轮的布置如下图所示。4）绘制主传动系统图 按照主传动转速图以及齿轮齿数绘制主传动系统图如下所示3 .强度计算和结构草图设计3.1 确定计算转速3.1.1主轴的计算转速 z=12 nj=31.52.80=88.2r/min3.1.2中间传动件的计算转速轴上的6级转速分别为：125、180、250、355、500、710r/min.主轴在88.2r/min以上都可以传递全部功率。轴经传递到主轴，这时从125r/min以上的转速能传递全部功率，所以确定最低转速125r/min为轴的计算转速。按上述的方法从转速图中分别可找到计算转速：轴为355r/min,轴为1000r/min,电动机轴为1440r/min.3.1.3齿轮的计算转速Z10安装在轴上，从转速图可见Z10齿轮本身有6种转速，其要传递全部的功率的计算转速为125r/min。同样可以确定其余齿轮的转速如下表3.1所示：表3.1齿轮Z1ZZZZZZZZZ1Z1Z1Z1Z1计算转速10003551000355100035535512535512512590125903.2传动轴的估算和验算3.2.1传动轴直径的估算传动轴直径按扭转刚度用下列公式估算传动轴直径： 其中：N该传动轴的输入功率KWNd电机额定功率；从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积该传动轴的计算转速r/min 每米长度上允许的扭转角(deg/m),可根据传动轴的要求选取如表所示 刚度要求允许的扭转角 主 轴 一般的传动轴较低的传动轴0.5111.51.52对于一般的传动轴，取=1.5 =1000 r/min mm 取 =355 r/min 取 取d3=45mm采用花键轴结构，即将估算的传动轴直径d减小7%为花键轴的直径，在选相近的标准花键。=350.93=32.55=32=350.93=32.55=32 =450.93=41.85=42查指导书P35表可以选取花键的型号其尺寸分别为轴取 6-32287 轴取 6-32287 轴取 6-4236103.2.2 主轴的设计与计算主轴组件结构复杂，技术要求高。安装工件的主轴参与切削成形运动，此，它的精度和性能性能直接影响加工质量（加工精度与表面粗糙度）。1）主轴直径的选择查指导书P33表可以选取前支承轴颈直径 D1=100 mm后支承轴颈直径 D2=(0.70.85)D1=7085mm 选取 D2=70 mm2）主轴内径的选择车床主轴由于要通过棒料，安装自动卡盘的操纵机构及通过卸顶尖的顶杆必须是空心轴。确定孔径的原则是在满足对空心主轴孔径要求和最小壁厚要求以及不削弱主轴刚度的要求尽可能取大些。推荐：普通车床d/D(或d1/D1)=0.550.6其中 D主轴的平均直径，D=(D1+D2)/2=170/2=85mm d1前轴颈处内孔直径d=(0.550.6)D=46.7551mm所以，内孔直径取48mm3）前锥孔尺寸前锥孔用来装顶尖或其它工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。查指导书P61选择如下：莫氏锥度号取5号 标准莫氏锥度尺寸大端直径 D=44.399，锥度 ,L=130，4）主轴前端悬伸量的选择确定主轴悬伸量a的原则是在满足结构要求的前提下，尽可能取小值。主轴悬伸量与前轴颈直径之比a/D=0.61.5 a=(0.61.5)D1=60150 mm所以，悬伸量取100mm5）主轴合理跨距和最佳跨距选择 根据表3-14 见金属切削机床设计计算前支承刚度。 前后轴承均用3182100系列轴承，并采用前端定位的方式。查表 =17001001.4=10.73105 N/mm因为后轴承直径小于前轴承，取 KB =7.7105N/mm 其中 为参变量 综合变量其中E弹性模量，取E=2.0105 N/mm2 I转动惯量，I=(D4-d4)/64=3.14(854-484)/64=2.30106mm4 =为了提高刚度，应该尽量缩短主轴的外伸长度a，选择适当的支承跨距L,一般推荐取 L/a=3-5 ，跨距L小时，轴承变形对轴端变形的影响大，所以轴承刚度小时，L/a应选大值，轴刚度差时，取小值。 取L0/a=3，则L0=3a=3100=300mm6）主轴刚度的验算对于一般机床主轴，主要进行刚度验算，通常能满足刚度要求的主轴也能满足强度要求。对于一般受弯矩作用的主轴，需要进行弯矩刚度验算。主要验算主轴轴端的位移y和前轴承处的转角A。切削力 Fz=3026N挠度 yA= = y=0.0002L=0.0002300=0.06 yAy倾角 A= =前端装有圆柱滚子轴承，查表A=0.001rad AA 符合刚度要求。3.2.3 主轴材料与热处理材料为45钢，调质到220250HBS，主轴端部锥孔、定心轴颈或定心圆锥面等部位局部淬硬至HRC5055，轴径应淬硬。3.3 齿轮模数的估算和计算3.3.1齿轮模数的估算根据齿轮弯曲疲劳的估算：mm齿面点蚀的估算：mm其中为大齿轮的计算转速，A为齿轮中心距。由中心距A及齿数、求出模数：mm根据估算所得和中较大的值，选取相近的标准模数。1）齿数为25与71的齿轮 = mm mm取模数为2.52）齿数为28与78的齿轮 N=5.25KW =取模数为33）齿数为22与86的齿轮N=5.20*0.99=5.15kw=取模数为33.3.2 齿轮快的设计齿宽影响齿的强度，但是如果太宽，由于齿轮制造误差和轴的变形，可能接触不均，反而容易引起振动和噪声，一般取.齿轮模数m小，装在轴的中部或者是单片齿轮，取大值。齿轮模数m大，装在靠近支承处或者多联齿轮，取小值。薄的大齿轮容易产生板振动，成为噪声发射体，因此齿轮基体不宜太薄，设计单片齿轮时要注意，为此，有将齿轮做成厚饼状。对于m=2.5，b=20对于，m=3，b=24 滑移齿轮机构中，必须当一对齿轮副完全脱离啮合后，另一对齿轮才能进入啮合。因此，固定齿轮间的最小距离应为齿轮宽度的2倍，并留有 =1-2mm，取=2mm3.3.3 齿轮模数的验算结构确定以后，齿轮的工作条件、空间安排、材料和精度等级等都已确定，才可能核验齿轮的接触疲劳和弯曲疲劳强度值是否满足要求。根据指导书P36根据齿轮的接触疲劳计算齿轮模数公式为：mm根据齿轮的弯曲疲劳强度计算齿轮模数公式为：mm式中：N-计算齿轮传递的额定功率 -计算齿轮（小齿轮）的计算转速r/min-齿宽系数，常取610；-计算齿轮的齿数，一般取传动中最小齿轮的齿数；-大齿轮与小齿轮的齿数比，；“+”用于外啮合，“-”号用于内啮合；-寿命系数，；-工作期限系数，；齿轮等传动件在接触和弯曲交变载荷下的疲劳曲线指数m和基准循环次数Co（表3）n-齿轮的最低转速r/min;T-预定的齿轮工作期限，中型机床推荐：T=1500020000h;-转速变化系数（表4）-功率利用系数（表5）-材料强化系数。幅值低的交变我荷可使金属材料的晶粒边界强化，起着阻止疲劳细缝扩展的作用（指导书P38表6）；（寿命系数）的极限（指导书P39表7）当；-工作情况系数。中等冲击的主运动：=1.21.6；-动载荷系数（表8）-齿向载荷分布系数（表9）Y-齿形系数（表10）；、-许用弯曲、接触应力MPa（表11）1)齿数为25与71的齿轮KWmm节圆速度m/s由表8可得：取精度等级为7级。 =1.2 由表9得：=1 =0.94 由表可知 所以 取由表11 许用应力知，可取齿轮材料为45 整淬=320MPa =1100MPa由表10可知 可查得 Y=0.395所以 模数取2.5适合要求,同样可以校核其它齿轮的模数也符合要求。3.4 轴承的选择与校核机床传动轴常用的滚动轴承有球轴承和滚锥轴承。在温升。空载功率和噪音等方面，球轴承都比滚锥轴承优越。而且滚锥轴承对轴的刚度、支承孔的加工精度要求都比较高，异常球轴承用得更多。但滚锥轴承的内外圈可以公开。装配方便，间隙容易调整。所以有时在没有轴向力时，也常采用这种轴承。选择轴承的型式和尺寸，首先取决于承载能力，但也要考虑其它结构条件。即要满足承载能力要求，又要符合孔的加工工艺，可以用轻、中、或重系列的轴承来达到支承孔直径的安排要求。花键轴两端装轴承的轴颈尺寸至少有一个应小于花键的内径，一般传动轴承选用G级精度。3.4.1一般传动轴上的轴承选择 在传动轴上选择6200系列的深沟球轴承，查机械设计课程设计P189,.其具体的型号和尺寸如下表所示 传动轴 轴承型号62077207c7209c 轴承尺寸 3572 35724585表3.4.2主轴轴承的类型主轴的前轴承选取3182100系列双列向心短圆柱滚子轴承。这种轴承承载能力大，内孔有1：12锥度，磨擦系数小，温升低，但不能承受轴向力，必须和能承受轴向力的轴承配合使用，因此整个部件支承结构比较复杂，选用型号为3182120的双列向心圆柱滚子轴承和型号为2268120的角双向推力向心球轴承。圆锥滚子轴承，承载能力大，可同时满足径向力和轴向力，结构比较简单，但是所允许的极限转速低一些。本次课程设计不用此种轴承。中部支承主主要起辅助支承作用，选用深沟球轴承，型号是6214，d=70mm，D=125mm