1課程設計主軸箱部件院 系：機械工程學院專 業(yè)：機械設計制造及其自動化專業(yè)班 級：學 號：姓 名：指導老師： 日 期： 2目 錄目 錄 .3第 1 章 機床用途、性能及結構簡單說明 .1第 2 章 設計部分的基本技術特性和結構分析 .22.1 車床主參數和基本參數 .22.2 確定傳動公比 2?2.3 擬定參數的步驟和方法 .32.3.1 極限切削速度 Vmax、Vmin .32.3.2 主軸的極限轉速 .3第 3 章 運動設計 .53.1 主電機功率—— 動力參數的確定 53.2 確定結構式 .53.3 確定結構網 63.4 繪制轉速圖和傳動系統圖 63.5 確定各變速組此論傳動副齒數 83.6 核算主軸轉速誤差 9第 4 章 設計部分的動力計算 .94.1 帶傳動設計 94.1.1 計算設計功率 Pd 94.1.2 選擇帶型 104.1.3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 114.1.4 確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 114.1.5 確定帶的根數 z.124.1.6 確定帶輪的結構和尺寸 124.1.7 確定帶的張緊裝置 134.1.8 計算壓軸力 134.2 計算轉速的計算 144.3 齒輪模數計算及驗算 1534.4 傳動軸最小軸徑的初定 204.5 主軸合理跨距的計算 21第 5 章 摩擦離合器(多片式)的計算 23第 6 章 主要零部件的選擇 .256.1 電動機的選擇 .256.2 軸承的選擇 256.3 變速操縱機構的選擇 .256.4 軸的校核 256.5 軸承壽命校核 286.6 鍵的選用及校核： 296.7 軸承端蓋設計 .29第 7 章 箱體的結構設計 .31第 8 章 潤滑與密封 .32第 9 章 主軸箱結構設計及說明 .339.1 結構設計的內容、技術要求和方案 339.2 展開圖及其布置 33結束語 .35參考文獻 .3645670第 1 章 機床用途、性能及結構簡單說明機床技術參數有主參數和基本參數，他們是運動傳動和結構設計的依據，影響到機床是否滿足所需要的基本功能要求，參數擬定就是機床性能設計。主參數是直接反映機床的加工能力、決定和影響其他基本參數的依據，如車床的最大加工直徑，一般在設計題目中給定，基本參數是一些加工件尺寸、機床結構、運動和動力特性有關的參數，可歸納為尺寸參數、運動參數和動力參數。通用車床工藝范圍廣，所加工的工件形狀、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；用硬質合金刀具又用高速鋼刀具。因此，必須對所設計的機床工藝范圍和使用情況做全面的調研和統計，依據某些典型工藝和加工對象，兼顧其他的可能工藝加工的要求，擬定機床技術參數，擬定參數時，要考慮機床發(fā)展趨勢和同國內外同類機床的對比，使擬定的參數最大限度地適應各種不同的工藝要求和達到機床加工能力下經濟合理。機床主傳動系因機床的類型、性能、規(guī)格和尺寸等因素的不同，應滿足的要求也不一樣。設計機床主傳動系時最基本的原則就是以最經濟、合理的方式滿足既定的要求。在設計時應結合具體機床進行具體分析，一般應滿足的基本要求有：滿足機床使用性能要求。首先應滿足機床的運動特性，如機床主軸油足夠的轉速范圍和轉速級數；滿足機床傳遞動力的要求。主電動機和傳動機構能提供足夠的功率和轉矩，具有較高的傳動效率；滿足機床工作性能要求。主傳動中所有零部件有足夠的剛度、精度和抗震性，熱變形特性穩(wěn)定；滿足產品的經濟性要求。傳動鏈盡可能簡短，零件數目要少，以便節(jié)約材料，降低成本。第 2 章 設計部分的基本技術特性和結構分析2.1 車床主參數和基本參數車床的主參數（規(guī)格尺寸）和基本參數如下原始數據：主要技術參數 主電動機功率 P/kw 5.5 主電動機轉速 1440 最小轉速 25 公比 1.41 級數 z=12 2.2 確定傳動公比 ?根據【1】 公式（3-2）因為已知 ， ， =1.4178Pmaxin120R?????zn?∴Z= +1=12lgnR根據【1】 表 3-5 標準公比 。這里我們取標準公比系列 =1.417?因為 =1.41=1.06 ，根據【1】 表 3-6 標準數列。首先找到最小極限轉速?67P50，再每跳過 5 個數（1.26～1.06 ）取一個轉速，即可得到公比為 1.41 的數列：625,35.5,50，71，100，140，200，200，400，560，800，112022.3 擬定參數的步驟和方法2.3.1 極限切削速度 Vmax、Vmin根據典型的和可能的工藝選取極限切削速度要考慮：允許的切速極限參考值如下：表 2.1加 工 條 件 Vmax(m/min) Vmin(m/min)硬質合金刀具粗加工鑄鐵工件 30～50硬質合金刀具半精或精加工碳鋼工件150～300螺紋加工和鉸孔 3～82.3.2 主軸的極限轉速計算車床主軸極限轉速時的加工直徑，則主軸極限轉速應為結合題目條件，取標準數列數值，取 41.??考慮到設計的結構復雜程度要適中，故采用常規(guī)的擴大傳動。各級轉速數列可直接從標準的數列表中查出，按標準轉速數列為：25,35.5,50，71，100，140，200，200，400，560，800，112034第 3 章 運動設計3.1 主電機功率——動力參數的確定合理地確定電機功率 N，使機床既能充分發(fā)揮其性能，滿足生產需要，又不致使電機經常輕載而降低功率因素。在這里就近選擇一個 5.5KW 的電機，可選取電機為：Y132S-4 額定功率為5.5KW，滿載轉速為 1440r/min.3.2 確定結構式可以按照 Z=12 進行分配已知 Z= x3b2aa，b 為正整數，即 Z 應可以分解為 2 和 3 的因子，以便用 2、3 聯滑移齒輪實現變速。確定變速組傳動副數目實現 12 級主軸轉速變化的傳動系統可以寫成多種傳動副組合：a）12=3 b）12=4 3 4??c）12=3 d） 12=22212=2 3在上述的方案中 1 和 2 有時可以省掉一根軸。缺點是有一個傳動組內有四個傳動副。如果用一個四聯滑移齒輪的話則會增加軸向尺寸；如果用兩個滑移雙聯齒輪，則操縱機構必須互梭以防止兩個滑移齒輪同時嚙合。所以一般少用。3，4，5 方案可根據下面原則比較：從電動機到主軸，一般為降速傳動。接近電動機處的零件，轉速較高從而轉矩較小，尺寸也較小。如使傳動副較多的傳動組放在接近電動機處，則可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件就可少些，就省材料了。這就是“前多后少”的原則。從這個角度考慮，以取 12=3 的方案為2?好。在 12=2 中，又因基本組和擴大組排列順序的不同而有不同的方案。可能的六種方案，其結構網和結構式見下面的圖。在這些方案中可根據下列原則選擇最佳方案。1）傳動副的極限傳動比和傳動組的極限變速范圍 在降速傳動時，為防止5被動齒輪的直徑過大而使徑向尺寸太大，常限制最小傳動比 1/4。在升速時，為防止產生過大的震動和噪聲，常限制最大傳動比。因此主傳動鏈任一傳動組的最大變速范圍一般為。方案 a b c d 是可行的。方案 d f 是不可行的。同時，最后傳動組與最后擴大組往往是一致的，安裝在主軸與主軸前一傳動軸的具有極限或接近極限傳動比的齒輪副承受最大扭矩，在結構設計上可以獲得較為滿意的處理。這也就是最后傳動組的傳動副經常為 2 的另一原因。設計車床主變速傳動系時，為避免從動齒輪尺寸過大而增加箱體的徑向尺寸，在降速變速中，一般限制限制最小變速比 ；為避免擴大傳動誤差，減少震動噪聲，41min?u在升速時一般限制最大轉速比 。斜齒圓柱齒輪傳動較平穩(wěn)，可取2ax?。因此在主變速鏈任一變速組的最大變速范圍5.2max?u。在設計時必須保證中間變速軸的變速??)10~8(5.)2~(minax?uR范圍最小。3.3 確定結構網根據“前多后少” , “先降后升” , 前密后疏,結構緊湊的原則易知第二擴大組的變速范圍 r=φ (P3-1)x=1.414=3.95〈8 滿足要求6312??圖 3.1 結構網63.4 繪制轉速圖和傳動系統圖（1）選擇電動機：采用 Y 系列封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機。（2）繪制轉速圖：圖 3.2 轉速圖（3）畫主傳動系統圖。根據系統轉速圖及已知的技術參數，畫主傳動系統圖如圖 2-3：1-2 軸最小中心距：A 1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數和:S zmin(Zmax+2+D/m)73.5 確定各變速組此論傳動副齒數(1)Sz 100-124,中型機床 Sz70-100?(2)直齒圓柱齒輪 Zmin 18-24,m 4??齒輪齒數的確定。變速組內取模數相等，據設計要求 Zmin≥18~24,齒數和Sz≤100～124，由表 4.1，根據各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數，各齒輪齒數如表 3-1。表 3-1 齒輪齒數基本組 第一擴大組 第二擴大組傳動比 1:1 1:2 1:1.41 1:1 1:2.8 2:1 1：4代號 Z1Z 'Z 2Z 'Z3Z 'Z4Z ’ Z5 Z5’ Z6Z 'Z7 Z7’齒數 30 30 20 40 25 35 42 42 22 62 60 30 18 723.6 核算主軸轉速誤差實際傳動比所造成的主軸轉速誤差，一般不應超過±10( -1)％,即?〈10( -1)％=4.1％n標 準 轉 速標 準 轉 速實 際 轉 速 ?經過計算都能小于 4.1％，轉速都能滿足設計要求。第 4 章 設計部分的動力計算4.1 帶傳動設計輸出功率 P=5.5kW,轉速 n1=1440r/min,n2=560r/min4.1.1 計算設計功率 Pd edAdPK?表 4-1 工作情況系數 AK原動機ⅰ類 ⅱ類一天工作時間/h工作機 10?10~16 16?0?10~16 16?載荷平穩(wěn)液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（ ）；7.5kW?離心式壓縮機；輕型運輸機1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.39載荷變動小帶式運輸機（運送砂石、谷物），通風機（ ）；發(fā)7.5kW?電機；旋轉式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；振動篩1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4載荷變動較大螺旋式運輸機；斗式上料機；往復式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6載荷變動很大破碎機（旋轉式、顎式等）；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8根據 V 帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16 小時），查《機械設計》P 296表 4，取 KA＝1.1。即 1.56.05kWdAedPK???4.1.2 選擇帶型普通 V 帶的帶型根據傳動的設計功率 Pd 和小帶輪的轉速 n1 按《機械設計》P297圖 13－11 選取。圖 4-1 V 帶型功率轉速圖10根據算出的 Pd＝6.05kW 及小帶輪轉速 n1＝1440r/min ，查圖得：d d=80～100可知應選取 A 型 V 帶。4.1.3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速由《機械設計》P 298表 13－7 查得，小帶輪基準直徑為 80～100mm則取 dd1=100mm ddmin.=75 mm（d d1根據 P295表 13-4 查得）表 4-2 V 帶帶輪最小基準直徑 mind槽型 Y Z A B C D Emind20 50 75 125 200 355 500 21 240=.5,10.5=6dd??由《機械設計》P 295表 13-4 查“V 帶輪的基準直徑”，得 =250mm2d① 誤差驗算傳動比： （ 為彈性滑動率）210.5()(12%)di??????A ?誤差 符合要求1.5.0%0.452i????A② 帶速 114v=7.3/66dnms??滿足 5m/s300mm，所以宜選用 E 型輪輻式帶輪?？傊?，小帶輪選 H 型孔板式結構，大帶輪選擇 E 型輪輻式結構。帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。4.1.7 確定帶的張緊裝置選用結構簡單，調整方便的定期調整中心距的張緊裝置。4.1.8 計算壓軸力由《機械設計》P303 表 13－12 查得，A 型帶的初拉力 F0＝117.83N，上面已得到 =172.63o，z=4，則1a172.632sin=4.8sinN=940.72ooFz???對帶輪的主要要求是質量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高，以減少帶的磨損。轉速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內應力要小, 帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動帶，制有梯形輪槽。由于普通 V帶兩側面間的夾角是 40°，為了適應 V 帶在帶輪上彎曲時截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通 V 帶輪槽角 為 32°、34°、36°、38°（按帶的型號及帶輪直徑確定），輪槽尺寸見表 7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯接部分。中間部分稱為輪幅（腹板），用來聯接輪緣與輪轂成一整體。表 4-5 普通 V 帶輪的輪槽尺寸（摘自 GB/T13575.1-92）槽型 項目 符號 Y Z A B C D E 基準寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 13基準線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 基準線下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽間距 e 8 ± 0.3 12 ± 0.3 15 ± 0.3 19 ± 0.4 25.5 ± 0.5 37 ± 0.6 44.5 ± 0.7 第一槽對稱面至端面的距離 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小輪緣厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 帶輪寬 B B =( z -1) e + 2 f z —輪槽數 外徑 d a 32° ≤ 60 - - - - - - 34° - ≤ 80 ≤ 118 ≤ 190 ≤ 315 - - 36° 60 - - - - ≤ 475 ≤ 600 38° 對應的基準直徑 d d - ＞ 80 ＞ 118 ＞ 190 ＞ 315 ＞ 475 ＞ 600 輪 槽 角 極限偏差 ± 1 ± 0.5 V 帶輪按腹板（輪輻）結構的不同分為以下幾種型式： （1） 實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd≤(2.5～3)d 時)，如圖 4-2a。 （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時)，如圖 4-2b。 （3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時)，如圖 4-2c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時)，如圖 4-2d。（a） （b） （c） （d）圖 4-2 帶輪結構類型根據設計結果，可以得出結論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b）4.2 計算轉速的計算（1）主軸的計算轉速n j，由公式 n =n 得，主軸的計算轉速jmi)13/(??z14nj=125r/min，取140r/min。(2). 傳動軸的計算轉速 軸3=180r/min 軸2=180 r/min，軸1=355r/min。（2）確定各傳動軸的計算轉速。各計算轉速入表 4-6。表 4-6 各軸計算轉速（3） 確定齒輪副的計算轉速。齒輪 Z 裝在主軸上其中只有 140r/min 傳遞全'6功率，故 Z j=140 r/min。'6依次可以得出其余齒輪的計算轉速，如表 4-7。表 4-7 齒輪副計算轉速序號 Z1Z 2Z3Z `4Z5n j800 400 400 400 1404.3 齒輪模數計算及驗算（1）模數計算。一般同一變速組內的齒輪取同一模數，選取負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算，即 mj=16338 可得各321][)(jjmnuzP???組的模數，如表 3-3 所示。根據 和 計算齒輪模數，根據其中較大值取相近的標準模數：jmw=16338 =16338 mmj321][)(jjnuzP???????3213JmsniZKu????——齒輪的最低轉速 r/min；N——頂定的齒輪工作期限，中型機床推存： =15～24T T——轉速變化系數； nk——功率利用系數；N——材料強化系數。 q軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 Ⅲ 軸計算轉速 r/min 800 400 40015——（壽命系數）的極值skmaxinssk，齒輪等轉動件在接取和彎曲交邊載荷下的疲勞曲線指數 m 和基準順環(huán)次數 C0——工作情況系數。中等中級的主運動： 1——動載荷系數；2k——齒向載荷分布系數；3——齒形系數； Y根據彎曲疲勞計算齒輪模數公式為： 式中：N——計算齒輪轉動遞的額定功率 N=? dwNk——計算齒輪（小齒輪）的計算轉速 r/minjn——齒寬系數 ,m?mb/??8Z1——計算齒輪的齒數，一般取轉動中最小齒輪的齒數：——大齒輪與小齒輪的齒數比， = ；（+）用于外嚙合，（-）號i i12?Z用于內嚙合： 命系數； sTNnqkk?：：工作期限 ， = ； TTmCn06= =3.49Tk接 310256?= =1.8T彎 96103=0.84 =0.58 nknk接=0.90 =0.55 =0.72 彎 q接 qk彎=3.49 0.84 0.58 0.55=0.94sk接 ??=1.8 0.84 0.90 0.72=0.99 時，取 = ，當 時，取 = ；s?minskmaxskminskmin= =0.85 =1.5； kax1=1.2 =1 =0.378 23Y16許用彎曲應力，接觸應力，( )paM=354 =1750 ??W?pa??J?6 級材料的直齒輪材料選；24 熱處理 S-C59irTC3按接觸疲勞計算齒輪模數 m 1-2 軸由公式 mj=16338 可得 mj=2.7mm，取 m=3mm321][)(jjnuzP???2-3 軸由公式 mj=16338 可得 mj=2.4mm，取 m=3mm321][)(jjm3-4 軸由公式 mj=16338 可得 mj=3.4mm，取 m=3.5mm321][)(jjnuzP???由于一般同一變速組內的齒輪盡量取同一模數，所以為了統一和方便如下?。罕?4-8 模數（2）基本組齒輪計算。表 4-9 基本組齒輪幾何尺寸表組號 基本組 第一擴大組 第二擴大組模數 mm 3 3 3.5齒輪 Z1 Z1` Z2 Z2` Z3 Z3`齒數 30 30 25 35 20 40分度圓直徑 90 90 75 105 60 120齒頂圓直徑 96 96 81 111 66 126齒根圓直徑 82.5 82.5 67.5 97.5 52.5 112.5齒寬 24 24 24 24 24 2417按基本組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr，調質處理，硬度 241HB～246HB，平均取 260HB，大齒輪用 45 鋼，調質處理，硬度 229HB～246HB ，平均取240HB。計算如下：① 齒面接觸疲勞強度計算：接觸應力驗算公式為??jfsj MPauBnNKzm??????)()1(02832彎曲應力驗算公式為：??wswPaBYnz?????)(109235式中 N----傳遞的額定功率（kW），這里取 N 為電動機功率，N=4kW;-----計算轉速（ r/min）;jnm-----初算的齒輪模數（mm）, m=3（mm）;B----齒寬（mm）;z----小齒輪齒數；u----小齒輪齒數與大齒輪齒數之比;-----壽命系數；sK=sTnNKq----工作期限系數；TmTC016?T------齒輪工作期限，這里取 T=15000h.;-----齒輪的最低轉速（ r/min）1n----基準循環(huán)次數，接觸載荷取 = ，彎曲載荷取 =0C0C710C612?18m----疲勞曲線指數，接觸載荷取 m=3；彎曲載荷取 m=6;----轉速變化系數，查【5】2 上，取 =0.60nKnK----功率利用系數，查【5】2 上，取 =0.78N N-----材料強化系數，查【5】2 上， =0.60q q-----工作狀況系數，取 =1.13K3K-----動載荷系數，查【5】2 上，取 =12------齒向載荷分布系數，查 【5】2 上， =1 1 1KY------齒形系數，查 【5】2 上，Y=0.386；----許用接觸應力（MPa）,查【4】，表 4-7，取 =650 Mpa；??j? ??j?---許用彎曲應力（MPa），查【4】，表 4-7，取 =275 Mpa；w w根據上述公式，可求得及查取值可求得：=635 Mpa j????j?=78 Mpaww（3）第一擴大組齒輪計算。擴大組齒輪幾何尺寸見下表 表 4-10 擴大組齒輪幾何尺寸表齒輪 Z4 Z4` Z5 Z5`齒數 42 42 22 62分度圓直徑 126 126 66 186齒頂圓直徑 132 132 72 192齒根圓直徑 118.5 118.5 58.5 178.5齒寬 24 24 24 24（4）第二擴大組齒輪計算。19表 4-11 擴大組齒輪幾何尺寸表齒輪 Z6 Z6` Z7 Z7`齒數 60 30 18 72分度圓直徑 210 105 63 252齒頂圓直徑 217 112 70 259齒根圓直徑 201.25 96.25 54.25 243.25齒寬 24 24 24 24按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr，調質處理，硬度241HB～246HB，平均取 260HB，大齒輪用 45 鋼，調質處理，硬度229HB～246HB，平均取 240HB。同理根據基本組的計算，查文獻【6】，可得 =0.62， =0.77， =0.60， =1.1，nKNqK3=1， =1，m=3.5， =355；2K1j可求得：=619 Mpa j????j?=135Mpa ww4.4 傳動軸最小軸徑的初定由【5】式 6，傳動軸直徑按扭轉剛度用下式計算：d=1.64 （mm）??4?Tn或 d=91 （mm）4njN式中 d---傳動軸直徑（mm）Tn---該軸傳遞的額定扭矩（N*mm） T=9550000 ；JnN?20N----該軸傳遞的功率（KW）----該軸的計算轉速jn---該軸每米長度的允許扭轉角， = 。??????01各軸最小軸徑如表 4-12。表 4-12 最小軸徑4.5 主軸合理跨距的計算由于電動機功率 P=5.5kw，根據【1】表 3.24，前軸徑應為 60~90mm。初步選取 d1=80mm。后軸徑的 d2=（0.7~0.9）d 1，取 d2=60mm。根據設計方案，前軸承為 NN3016K 型，后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量 a=124mm，主軸孔徑為30mm。軸承剛度，主軸最大輸出轉矩 T=9550 =424.44N.mnP設該機床為車床的最大加工直徑為 250mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經濟加工直徑約為最大回轉直徑的 50%，這里取 75%，即 180mm，故半徑為0.09m；切削力（沿 y 軸） Fc= =4716N09.42背向力（沿 x 軸） Fp=0.5 Fc=2358N總作用力 F= =5272.65N2pC?此力作用于工件上，主軸端受力為 F=5272.65N。先假設 l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力 RA 和 RB 分別為RA=F× =5272.65× =7908.97Nla?2401?RB=F× =5272.65× =2636.325Nl根據 文獻【1】式 3.7 得：Kr=3.39 得前支承的剛度：1.0Fr8.La9.0)(iza.1cosKA= 1689.69 N/ ；K B= 785.57 N/ ； = =2.15m?m?BAK57.6主軸的當量外徑 de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為I= =113.8×10-8m464)03.7.(???軸 號 Ⅰ 軸 Ⅱ 軸最小軸徑 mm 35 4022η= = =0.143aKEIA63810.968.2??查【1】圖 3-38 得 =2.0，與原假設接近，所以最佳跨距 =124×2.0=240mml0 0l合理跨距為（0.75-1.5） ，取合理跨距 l=360mm。0l根據結構的需要，主軸的實際跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主軸的剛度，增大軸徑：前軸徑 D=100mm，后軸徑 d=80mm。前軸承采用雙列圓柱滾子軸承，后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。