立式铣床主传动系统设计

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绪论 ................................................................................................................... 错误!未定义书签。

1立式铣床主轴极限转速的确定..................................................................... 错误!未定义书签。

2主运动参数的拟定......................................................................................... 错误!未定义书签。

2.1确定传动公比 ............................................................................... 错误!未定义书签。

2.2主电动机的选择................................................................................ 错误!未定义书签。

3通用铣床的规格............................................................................................. 错误!未定义书签。

4变速结构的设计............................................................................................. 错误!未定义书签。

4.1转速图的拟定.................................................................................... 错误!未定义书签。

4.2确定变速组及各变速组中变速副的数目........................................ 错误!未定义书签。

4.3结构式的拟定.................................................................................... 错误!未定义书签。

4.4结构网的拟定.................................................................................... 错误!未定义书签。

4.5各变速组的变速范围及极限传动比................................................ 错误!未定义书签。

4.6确定各变速组变速副齿数................................................................ 错误!未定义书签。

4.7确定主轴和各轴的计算转速............................................................ 错误!未定义书签。

4.8确定传动轴的计算转速.................................................................... 错误!未定义书签。

5皮带轮的设计 ................................................................................................ 错误!未定义书签。

5.1带轮的设计........................................................................................ 错误!未定义书签。

6传动轴轴径设计............................................................................................. 错误!未定义书签。

6.1轴径的确定........................................................................................ 错误!未定义书签。

6.2主轴轴颈直径的确定........................................................................ 错误!未定义书签。

7各变速组齿轮模数的确定和校核................................................................. 错误!未定义书签。

7.1齿轮模数的初步计算........................................................................ 错误!未定义书签。

7.2齿轮校核............................................................................................ 错误!未定义书签。

8轴的校核 ........................................................................................................ 错误!未定义书签。

8.1主轴的扭转刚度校核........................................................................ 错误!未定义书签。

8.2扭转刚度校核.................................................................................... 错误!未定义书签。

9 传动系统的润滑............................................................................................ 错误!未定义书签。

9.1 润滑系统的要求............................................................................... 错误!未定义书签。

9.2 润滑剂的选择................................................................................... 错误!未定义书签。

9.3润滑方式............................................................................................ 错误!未定义书签。

致谢 ............................................................................................................... 错误!未定义书签。

参考文献 ..................................................................................................... 错误!未定义书签。

立式铣床主传动系统设计
绪论
机床主传动系统因机床的类型、性能、规格和尺寸等因素的不同，应满足的
要求也不一样。

设计机床主传动系时最基本的原则就是以最经济、合理的方式满
足既定的要求。

在设计时应结合具体机床进行具体分析，一般应满足的基本要求
有：满足机床工艺范围﹑柔性﹑与物流系统的可接近性﹑刚度﹑精度﹑噪声﹑生
产率﹑自动化和成本等方面的要求。

本文设计的为立式铣床的传动系统，根据不同的生产要求的能力，对传动系统的要求也不尽相同，例如包括：加工工件类型﹑加工方法﹑加工表面形状﹑材料﹑工件和加工尺寸范围﹑毛坯类型等。

以及依据某些典型工艺和加工对象，兼顾其他的可能工艺加工的要求，对于大批量生产模式，工序分散，一台机床仅需对一种工件完成一道或几道工序的加工，因而，范围窄，但要求的加工效率高，可采用专用机床；当单件小批量生产时，工序集中，要求机床有较大的加工范围，应采用普通机床或通用机床。

所以在拟定机床技术参数时，要综合考虑机床发展趋势以及应用的领域和同国内外同类机床的对比，从而获得最优的参数，使机床设计的较为合理。

1立式铣床主轴极限转速的确定
确定主轴的最高转速和最低转速，应该在分析所设计机床几种典型加工方式的切削用量和参考现有同类型机床的技术性能的基础上，并按照“技术上先进，经济上合理”的原则进行。

由于通用性机床加工对象很广，不同工序所采用的切削用量相差悬殊，而且加工零件的尺寸变换也很大，所以要合理地确定其极限转速是一个复杂的任务，必须对有关加工工序和切削用量进行分析，在分析切削用量的过程中，应特别注意下列几点：
1.考虑先进加工方法，但所选的切削用量不应该是个别记录，而应该具有普遍性。

2.应考虑刀具材料的发展趋势。

例如普通车到在大多数情况下已经采用硬质合金，目前陶瓷刀具也已开始应用等情况。

3.最高和最低转速不能仅用计算方法来确定。

还应该和先进的同类机床比较，因为过大的转速范围不仅不能充分发挥其性能，而且还可能使结构无法实现。

在传动系统拟定好以后，验算各主要传动件的最大圆周速度应不超过允许值。

主轴最高和最低转速可按下列计算：
max n =
min max 1000d v π (rpm) min n =
max
min 1000d v π (rpm) 其中：
max n 、min n ——主轴最高、最低转速（m/min ）；
max v 、min v ——典型工序的最大、最小切削速度（m/min ）；
max d 、min d ——最大、最小计算直径。

通用铣床采用max v 的典型工序为硬质合金端铣刀加工或精加工低强度的结构钢，因而，查《切削用量手册》取max v =180m/min 。

采用最小速度min v 的典型工序为高速钢端铣刀粗加工铸铁工件或用高速钢圆片端铣刀铣削深槽。

同理有手册取min v =16m/min 。

通过对《切削用量手册》的查询，max d =160mm, min d =(0.2~0.25)max d 由经验取min d =0.25 所以，min d =0.25mm 40160=⨯。

故 max n =min
max 1000d v π==⨯⨯401801000π 1433.2 r/min ， 取max n =1500 r/min ； min n =max
min 1000d v π==⨯⨯160161000π =31.85 r/min ， 取min n =30 r/min ； 2主运动参数的拟定
2.1确定传动公比ϕ
主轴的变速范围n R
主轴的最高转速与最低转速之比值，称为主轴的变速范围，用n R 表示,即：
max min n n R n ==15005030
= 根据《机械制造装备设计》78P 公式（3-2）因为已知
∴ Z=ϕ
lg lg n R +1 ∴ϕ=)1(-Z n R =1750=≈
根据《机械制造装备设计》77P 表3-5 标准公比ϕ。

这里我们取标准公比系列ϕ=1.26。

因为ϕ=1.26=1.064，根据《机械制造装备设计》77P 表3-6标准数列。

首先找到最小极限转速30，再每跳过3个数（1.26～1.064）取一个转速，即可得到公比为1.26的数列：30、37.5、47.5、60、75、95、118、150、190、236、300、
375、475、600、750、950、1180、1500。

2.2主电动机的选择
合理的确定电机功率P ，使机床既能充分发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。

本立式铣床设计类型为通用中型机床，具有较大的加工范围，但加工效率和自动化程度的要求相对低一些。

因而选择电机时按以下：
主切削力的计算公式：
式中：C---系数，其值取决于切削条件和工件材料，当工件为碳钢时，根据《简明铣工手册》表3—13，取65FZ C =，4e a mm =
z f ：每齿进给量，取.1z f o mm =
p a ：背吃刀量，取30p a mm =
z ：铣刀齿数，取
4z = o d ：铣刀直径，取40o d mm =
n ：铣刀转速，取80/min r 其中：F X F y F a 及0F w =均为各个参数的指数。

在确定系数时
按实际加工过程中平均铣削条件选择，由已知条件取0F w =0.9F x =0.63F y =0.79F u =0.71F q =加工碳钢时，
637b Mpa σ=，其修正系数FC K 由《简明铣工手册》表314-得：
0.30.36731673673b FC K σ⎡⎤⎡⎤===⎢⎥⎢⎥⎣⎦⎣⎦，2729.51Z F N =
由以上收据选择电动机的型号，查《机械设计课程设计手册》167P 页，
表12-1 Y 系列（IP44）电动机的技术数据,Y 系列（IP44）电动机为一般用途全封闭自扇冷式笼型异步电动机，具有防尘埃、铁屑或其他杂物侵入电动机内部的特点，B 级绝缘，工业环境温度不超过+40℃，相对湿度不超过95%，海拔高度不超过1000m ，额定电压380V ，频率50Hz 。

适用于无特殊要求的机械上，如机床，泵，风机，搅拌机，运输机，农业机械等。

根据以上要求，选取Y132M-4型三相异步电动机，额定功率7.5kW,满载转速1440min r ，质量81kg 。

3．通用铣床的规格
由以上的计算和设计任务书可得到本次设计立式铣床的基本参数：
4.变速结构的设计
4.1转速图的拟定
分析和设计主传动系统须应用一种特殊线图，称为转速图。

转速图能够清楚的表达出：传动轴的数目，主轴及各传动轴的转速级数、转速值及其传动路线，变速组的个数、传动顺序及扩大顺序，各变速组的传动副数及其传动比数值，变速规律等。

首先根据最高转速和最低转速确定变速范围n R ，选择合适的公比f φ后再确定转速级数。

其次变速方案有多种，变速型式更是众多，比如：变速型式上有集中变速，分离变速；扩大变速范围可用增加变速组数，也可采用背轮结构、分支变速等型式；变速箱上既可用多速电机，也可用交换齿轮、滑移齿轮、公用齿轮等。

显然，可能的方案有很多，优化的方案也因条件而异。

在转速图中距离相等的一组竖直线代表各轴，从左向右依次标注Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ与传动系统图上各传动轴相对应，其中Ⅴ轴即主轴。

通常，电动机轴是以最左面一条竖直线表示。

应该指出，在转速图上的竖直线间的距离相等，并不表示各轴的中心距相等，其目的是在于是图画清晰。

距离相等的一组水平线代表各级转速，与竖线的交点代表各轴的转速。

由于分级变速机构的转速是按等比级数排列的，如纵坐标是对数坐标，则相邻水平线的距离是相等的，表示的转速之比是等比级数的公比φ。

传动轴格线间转速点的连线称为传动线，表示两轴间一对传动副的传动比u,用主动齿轮与从动齿轮的齿数比或主动带轮与从动带轮的轮径比表示，并且它们之间是倒数的关系。

最后按照任务书上的要求，本机床设计采用的机构是背轮机构，这类机构在机床上应用的较多。

4.2确定变速组及各变速组中变速副的数目
级数为Z 的变速系统由若干个顺序的变速组组成，各变速组分别有1Z 、2Z ……个变速副。

即 321Z Z Z Z =
变速副中由于结构的限制以2或3为合适，即变速级数Z 应为2和3的因子：b a Z 32⨯= ，可以有三种方案：
4.3结构式的拟定
对于18=3×3×2传动式，有6种结构式和对应的结构网。

分别为：
根据主变速系统设计的一般原则：
※ 传动副前多后少的原则；
主变速传动系从电动机到主轴，通常为降速传动，接近电动机的传动转速较高，传动的转矩较小，尺寸小一些，反之，靠近主轴的传动件转速较低，传递的转矩较大，尺寸就较大。

因此在拟定主变速传动系时，应尽可能将传动副较多的变速组安排在前面，传动副数少的变速组放在后面，使主变速传动系中更多的传动件在高速范围内工作，尺寸小一些，以节省变速箱的造价，减小变速箱的外形尺寸；
※ 传动顺序与扩大顺序相一致的原则；
尽可能做到变速组的传动顺序与扩大顺序相一致。

当满足这样条件时，前面变速组的传动路线分布紧密，而后面变速组传动路线分布较疏松，所以“变速组的扩大顺序与传动顺序相一致”原则可简称“前密后疏”原则。

※ 变速组的降速要前慢后快，中间轴的速度不易超过电动机的转速； 如前所述，从电机到主轴之间的总趋势是降速传动，在分配各变速组传动比时，为使中间传动轴具有较高的转速，以减小传动件的尺寸，前面的变速组减速要慢些，后面变速组降速要快些，也就是
以上是主传动系的常规设计方法，在实际应用中，还将采用多速电动机传动 变换齿轮传动和其它机构的配合，比如本设计采用的是背轮机构，原因根据实际情况最终确定的传动方案是：
4.4结构网的拟定
4.5各变速组的变速范围及极限传动比
传动副的极限传动比和传动组的极限变速范围：在降速传动时，为防止被动齿轮的直径过大而使进径向尺寸过大，常限制最小传动比，m in i ≥1/4，升速传动时，为防止产生过大的振动和噪音，常限制最大传动比2m ax ≤i ，斜齿轮比较平稳，可取5.2max ≤i ，故变速组的最大变速范围为=m ax R m ax i /m in i ≤8～10。

主轴的变速范围应等于住变速传动系中各个变速组变速范围的乘积，即： 检查变速组的变速范围是否超过极限值时，只需检查最后一个扩大组。

因为其他变速组的变速范围都比最后扩大组的小，只要最后扩大组的变速范围不超过极限值，其他变速组就不会超过极限值。

其中， 1.26φ=62=X ，22=P
∴2 1.2621 3.52(8~10)R =⨯⨯=≤，符合要求
4.6确定各变速组变速副齿数
确定齿轮齿数的原则和要求：
①齿轮的齿数和z s 不应过大；齿轮的齿数和z s 过大会加大两轴之间的中心距，使机床结构庞大，一般推荐z s ≤100～200.
②最小齿轮的齿数要尽可能少；但同时要考虑：
※最小齿轮不产生根切，机床变速箱中标准直圆柱齿轮，一般最小齿数m in z ≥18； ※受结构限制的最小齿轮最小齿数应大于18～20；
※齿轮齿数应符合转速图上传动比的要求：实际传动比（齿数之比）与理论传动比（转速图上要求的传动比）之间又误差，但不能过大，确定齿轮数所造成的转速误差，一般不应超过±10%（ϕ-1）%，即）
（理实
理110n n -〈±-ϕn %
理n -要求的主轴转速；
实n -齿轮传动实现的主轴转速；
※ 受结构限制的各齿轮（尤其是最小齿轮），应能可靠地装到轴上或进行套装；
齿轮的齿槽到孔壁或键槽的厚度2a m ≥ (m 为模数），以保证有足够的强度，避免出现变形或断裂现象。

其图示如下：
齿轮齿数的确定，当各变速组的传动比确定以后，可确定齿轮齿数。

对于定比传动的齿轮齿数可依据机械设计手册推荐的方法确定。

对于变速组内齿轮的齿数，如传动比是标准公比的整数次方时，变速组内每对齿轮的齿数和z S 及小齿轮的齿数可以从《机械制造装备设计》表3-9中选取。

一般在主传动中，最小齿数应大于18～20。

采用三联滑移齿轮时，应检查滑移齿轮之间的齿数关系：三联滑移齿轮的最大齿轮之间的齿数差应大于或等于4，以保证滑移是齿轮外圆不相碰。

根据《机械制造装备设计》14Z ,查表3-9各种常用变速比的使用齿数。

⑴变速组a 的齿数确定:
※确定最小齿轮的齿数m in z 及最小齿数和min z s
该变速组内的最小齿轮必在i=1.58的齿轮副中，根据结构条件，假设最小齿数为m in z =28时，查表得到 min z s =72。

※找出可能采用的齿数和诸数值
1a u =1 z s =……68、70、72……
2a u =1.26 z s =……68、70、72……
3a u =1.58 z s =……68、70、72……
在具体结构允许下，选用较小的z s 为宜，现确定z s =72，
确定各齿数副的齿数
i=1.58，找出1z =28，'1z =z s -1z =72-28=44；
i=1.26，找出2z =32，'2z =z s -2z =72-32=40；
i=1 ，找出3z =36，'
3z =36；
⑵变速组b 的齿数确定：
故变速组中最小齿轮必在1/3ϕ的齿轮副中，假设最小齿数为m in z =30，min z s =90，
同上，去z s =90，查得1z =30，2z =60；'1z =45，'2z =45。

⑶变速组c 的齿数确定:
同上可得1z =18，2z =72。

⑷变速组d 的齿数确定:
同理：1z =19，2z =77；'1z =48，'2z =48。

综上：将上面的各齿轮数列表如下：
4.7确定主轴和各轴的计算转速
主轴计算转速n j 是主轴传递全部功率（此时电机为满载）时的最低转速，从这一转速起至主轴最高转速间的所有转速都能够传递全部功率，而扭矩则随转速的增加而较少，此为恒功率工作范围，低于时为恒扭矩工作范围。

由《机械制造装备设计》97P 页，表3-10各类机床主轴计算转速知通用铣床按等公比传动时的计算转速公式如下：
实现主轴转速的其它传动件的实际工作转速也传递全部功率，这些实际工作转速中的最低转速就是其它传动件的计算转速，所以可确定各轴的计算转速如下：
4.8确定传动轴的计算转速
Ⅳ轴的计算转速：从转速图上可以看出，Ⅳ轴共有6级转速为118﹑150﹑190﹑236﹑300﹑375转分。

主轴在转95分（计算转速）至1500转分之间的所有转速都传递全部功率。

此时满足要求，所以375转分即为齿数19的转速。

以
5皮带轮的设计
5.1带轮的设计
带传动是由带和带轮组成传递运动和动力的传动。

根据工作原理可分为两类：摩擦带传动和啮合带传动。

摩擦带传动是机床主要传动方式之一，常见的有平带传动和V 带传动；V 带有普通V 带﹑窄V 带﹑宽V 带﹑汽车V 带和大楔角V
带等。

其中以普通V 带和窄V 带应用较广，所以本设计采用V 带。

普通V 带传动是常见的带传动形式，其结构为：承载层为绳芯或胶帘布，楔角为40°、相对高度进似为0.7、梯形截面环行带。

其特点为：当量摩擦系数大，工作面与轮槽粘附着好，允许包角小、传动比大、预紧力小。

绳芯结构带体较柔软，曲挠疲劳性好。

其应用于：带速V ＜25～30m/s;传动功率P ＜700kW;传动比i ≤10轴间距小的传动。

一．主要失效形
1．带在带轮上打滑，不能传递动力；
2．带由于疲劳产生脱层、撕裂和拉断；
3．带的工作面磨损。

保证带在工作中不打滑的前提下能传递最大功率，并具有一定的疲劳强度和使用寿命是V 带传动设计的主要依据，也是靠摩擦传动的其它带传动设计的主要依据。

三角带传动中，轴间距A 可以加大。

由于是摩擦传递，带与轮槽间会有打滑，宜可缓和冲击及隔离振动，使传动平稳。

带轮结构简单，但尺寸大，机床中常用作电机输出轴的定比传动。

电动机转速n=1440r/min,传递功率P=7.5kW,传动比i=1.26，两班制，一天运转10小时，工作年数10年。

(1)选择三角带的型号
由《机械设计》156P 表8-7工作情况系数A K 查的共况系数A K =1.2。

故根据《机械设计》156P 公式（8-21）
式中P--电动机额定功率， A K --工作情况系数
因此根据ca P 、1n 由《机械设计》157P 图8-11普通V 带轮型图选用B 型。

(2)确定带轮的基准直径1D ，2D
带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。

为提高带的寿命，小带轮的直径1D 不宜过小，即min D D ≥1。

查《机械设计》157P 表8-8、图8-11和155P 表8-6取主动小带轮基准直径1D =147mm 。

由《机械设计》150P 公式(8-15a) 1212
n D D n =
式中： 1n -小带轮转速，2n -大带轮转速。

故 21440147222.8950
D mm =⨯=， 由《机械设计》157P 表8-8取整为231mm 。

(3)确定带速度V
按《机械设计》150P 式（8-13）验算带的速度
11 3.14147144011.0825601000601000
D n m m v s s π⨯⨯===<⨯⨯ 所以经济耐用适合 (4)初定带轮轴中心距0a ：
得： ()()2102127.0d d d d d d a d d +≤≤+
即： ()()00.71472312147231a ⨯+≤≤+
初取 0415a mm =
(5)确定带基准长度0d L ：
由《机械设计》146P 表8-2，圆整到标准的计算长度 01600d L mm =
(6)计算实际轴间距a ：
(7)验算主动轮上的包角1α
所以，主动轮上包角大于120o ，合适。

(8)计算V 带根数z
取： 4z =根
6传动轴轴径设计
6.1轴径的确定
通过查机械设计手册，可知带的平均传动效率为10.96η=，齿轮的平均传动效率为20.99η=，由各轴的计算转速，950jI n =，950jII n =，475jIII n =,118jIV n =.,95jV n =。

并且传动轴直径按钮度刚度用下式进行估算： d -传动轴轴径（mm ）
N -该轴传动的效率(kw)
一般取传动轴[]φ=0.51，对空心轴在原计算式上乘以系数k 。

6.2主轴轴颈直径的确定
一般按机床类型﹑主轴传递的功率或最大加工直径，由《机械制造装备设计》124313P -页表选取，铣床后轴颈21(0.7
0.85)D D ≈，参考其它机床设计手册取
190mm D =，从而268mm D =。

7各变速组齿轮模数的确定和校核
7.1齿轮模数的初步计算
对于在同一变速组中齿轮取同一模数，因而按简化的接触疲劳强度公式对负荷最重的小齿轮，可由以下公式计算：
式中 m j ——按接触疲劳强度计算的齿轮模数（mm ）；
d N ——驱动电动机功率（kW ）；
j n ——被计算齿轮的计算转速（r/min ）；
i ——大齿轮齿数与小齿轮齿数之比，外啮合取“+”，内啮合取“-”； 1z ——小齿轮的齿数（齿）；
m ϕ ——齿宽系数，B m m ϕ=（B 为齿宽，m 为模数），4~10m ϕ=；
j σ⎡⎤⎣⎦——材料的许用接触应力（MPa ）。

查阅《金属切削机床手册》，齿轮的材料为40r C ，硬度5055HRC =许用接触应力j σ⎡⎤⎣⎦=1370Mpa 。

因此，确定各变速组的模数如下：
Ⅰ16338) 3.8j m mm ==mm
Ⅱ16338) 2.75j m mm ==mm
Ⅲ16338) 2.67j m mm mm ==
Ⅳ16338) 4.08j m mm mm ==
7.2齿轮校核
按照以下公式进行：
①接触疲劳强度j j σσ⎡⎤=≤⎣⎦ ②弯曲疲劳强度[]5123219110s w w j
k k k k Mpa z m BYn σσ⨯=≤⨯ 123m m 3;m B mm k k k n kw)
Y j z N μ--=------小齿轮齿数；
疲劳曲线指数，钢和铸铁件，接触载荷取弯曲载荷时，对正火 调质取=6；-大齿轮与小齿轮齿数之比；
-齿宽（）；
材料强化系数；
动载荷系数；
工作状况系数；
齿轮的转速；
传递的额定功率（齿形系数；
查《金属切削机床手册》对齿轮的材料为40r C ，硬度5055HRC =许用接触应力j σ⎡⎤⎣⎦=1370Mpa ，[]354w Mpa σ=。

对Ⅱ轴齿数为28的齿进行验算：
385.31370j j Mpa Mpa σσ⎡⎤=≤=⎣⎦经过计算满足要求。

[]5219110 1.061 1.20.1340.920.730.759.57.50.96309.1354286181500
w w Mpa Mpa σσ⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯==≤=⨯⨯⨯经过计算满足要求。

同理对其它轴件上的齿轮进行计算均符合，所以前边计算的模数合适。

8轴的校核
8.1主轴的扭转刚度校核
轴的扭转变形用每米长的扭转角ϕ表示。

阶梯轴的扭转角ϕ[单位为（︒）/m]的计算公式为：
式中，T —轴所受的扭矩，单位为N mm •；
G —轴的材料的剪切弹性模量，
单位为a MP ，对于钢材，G=8.1
⨯ 410a MP ；
P I —轴截面的极惯性矩，单位为4mm ；
L — 阶梯轴受扭矩作用的长度，单位为mm ；
z — 阶梯轴受扭矩作用的轴段数。

对圆轴： P I =4
32d π
轴的扭转刚度的条件为： []ϕϕ≤
[]ϕ的取值为 0.5≤[]ϕ≥1（︒）/m
计算得阶梯轴的扭转角ϕ为： ϕ≈0.04[]ϕ<
则轴满足扭转刚度要求。

8.2扭转刚度校核
这种方法只是按轴所受的扭矩来计算轴的强度；如果轴还受到不大的弯矩时，则用降低需用扭转切应力的办法予以考虑。

轴的扭转强度条件为：
T T
T W τ= []T τ≤ (4.1) 9550
P T n = (4.2) 3
16
T D W π= (4.3) 式中： t τ —扭转切应力，单位为a MP ；
T —轴所受的扭矩，单位为N mm ；
t W —轴的抗扭截面系数，单位为3mm ；
n —轴的转速，单位为min
r ； P —轴传递的功率，单位为kW ；
d —计算截面处轴的直径，单位为mm
[]T τ—需用扭转切应力，单位为a MP 。

因为P =7.5 kw ，1500min r
n =，110D =mm ，查表得40 Cr 的[]T τ值为：35—55a MP ，则7.5955047.751500min
kw T N mm r ==•
T T
T W τ=≈0.02a MP ≤[]T τ成立， 所以此主轴满足扭转强度要求。

9 传动系统的润滑
在机床的变速箱或进给箱中，凡是有相对运动引起摩擦的零件工作表面都需要有良好的润滑，如齿轮、轴承、油式多片摩擦离合器和轴上滑动零件的滑动表面等。

润滑的基本作用是：降低摩擦阻力，提高机床传动效率；减少磨损，使机床保持原有的工作精度；带走热量，冷却摩擦表面保持正常的工作温度；防止生锈等。

9.1 润滑系统的要求
(1)应保证开动机床时能够立即供给润滑油。

对润滑要求较高的机床，应保证只有在润滑系统正常工作，并保持一定油压后才能开动机床。

(2)润滑系统尽可能自动化，工作可靠，以减轻劳动强度。

(3)润滑系统中应设有便于观察润滑工作是否正常的装置。

(4)摩擦面的润滑油量必要时应能调节，以保证被润滑零件正常工作。

(5)润滑系统的检修和清理应方便。

(6)在满足使用要求时，润滑系统中各组件结构应简单，成本要低。

9.2 润滑剂的选择
机床上常用润滑剂有两种：润滑脂和润滑油。

1．润滑脂 常用的润滑脂有钙基润滑脂和钠基润滑脂两种。

在机床上主要应用钙基润滑脂，其特点是粘度较大，有耐水性，熔点低，一般应用于工作温度不超过60o C 的摩擦表面；用在外表面及垂直表面也不易流失，密封简单，而且不必经常加换润滑脂，使用方便。

但是流动性差，导热系数小，不能做循环润滑剂；摩擦阻力大，机械效率低。

2．润滑油
润滑油通常指各种矿物油，其物理和化学性能比较稳定。

与润滑脂相比，润滑油的粘度小，摩擦系数低，冷却效果好，适用于高速运动和集中的自动润滑系统中，因此，在机床的变速箱或进给箱中广泛应用。

润滑油的主要特性是粘度，通常是用运动粘度或相对粘度来表示。

主要根据对粘度要求来选择润滑油。

润滑对主轴组件的工作性能与轴承寿命都有密切关系。

通常润滑油的粘度可根据主轴前轴颈d(毫米)和主轴最高转速max n (转／分)的乘积d ·max n 来选择。

当主轴轴承与传动系统共用润滑系统时，粘度应增大。

采用油雾润滑时，建议采用小粘度润滑油。

选择使用润滑油应考虑的因素：
(1)相对运动速度。

机床部件或零件相对转动或滑动速度高，应选用粘度较小的润滑油，以减少能量损失和温升。

(2)单位面积上的压力越大，选用的润滑油粘度应越大。

因为粘度大的油有较大的内聚力，不易从摩擦表面中挤压出来。

(3)工作温度高时，应选用粘度较大的润滑油，以免由于温度的升高使粘度降低。

9.3润滑方式
1飞溅润滑
在箱体底部装有润滑油，利用最低位置传动轴上齿轮或溅油盘浸入油内一定深度，当机床工作时，旋转的齿轮或溅油盘将润滑油向各方向溅出，直接落到润滑件的表面上或落到特制的油盘或油槽中，油液沿着油管或油槽流至需要润滑的表面上。

当溅油齿轮或溅油圆盘的圆周速度适宜时，还能形成油雾，油雾中的细小油珠会落到各摩擦面的间隙中进行润滑。

飞溅润滑的优点是结构简单，使用方便，而且油的消耗量也少。

但这种方式需在一定的条件下才能有效地工作，即溅油齿轮或溅油盘的圆周速度不能太大或太小。

速度太小不能起飞溅作用，速度太大则容易引起发热并使润滑油起泡而影响润滑性能。

一般溅油齿轮浸在油中高度不大于2—3倍齿高，以免引起过大的空载损失，只在一些要求不高的机床上使用。

2循环润滑
这是比较完善的润滑方法，对于发热量较大或防止温升过高的某些摩擦表。