减速器可靠性设计毕业设计

学校代码：__________学号：__________Hefei毕业设计（论文）BACHELORDISSERTATION论文题目：____________________________________________________学位类别：____________________________________________________学科专业：____________________________________________________作者姓名：____________________________________________________导师姓名：____________________________________________________完毕时间：____________________________________________________目录第一章序论

1.1变速器简介变速器是能固定或分档变化输出轴和输入轴传动比的齿轮传动装置，又称变速箱。变速器由传动机构和变速机构构成，可制成单独变速机构或与传动机构合装在同一壳体内。传动机构大多用一般齿轮传动，也有的用行星齿轮传动。一般齿轮传动变速机构一般用滑移齿轮和离合器等。滑移齿轮有多联滑移齿轮和变位滑移齿轮之分。用三联滑移齿轮变速，轴向尺寸大；用变位滑移齿轮变速，构造紧凑，但传动比变化小。离合器有啮合式和摩擦式之分。用啮合式离合器时，变速应在停车或转速差很小时进行；用摩擦式离合器可在运转中任意转速差时进行变速，但承载能力小，且不能保证两轴严格同步。为克服这一缺陷，在啮合式离合器上装上摩擦片，变速时先靠摩擦片把从动轮带到同步转速后再进行啮合。行星齿轮传动变速器可用制动器控制变速。变速器广泛用于机床、车辆和其他需要变速的机器上。机床主轴常装在变速器内，因此又叫主轴箱，其构造紧凑，便于集中操作。在机床上用以变化进给量的变速器称为进给箱。1.1.1减速器设计规定本设计中，重要是设计出可靠的、稳定的二级减速器的传动系统。同步要保证变速器的耐用性和经济性。在设计过程中，要选用合适的传动比，已到达预期需要的输出速度。在设计高速及和低速级传动齿轮时，要在箱体的合适空间内，各个传动轴得到合适的空间配置，即确定合适的中心距，以防止齿轮发生干涉，同步还要保证各轴的转速和强度到预定规定。这次的设计，重要是在可靠性的基础上，对二级减速器的传动系统进行疲劳、强度的可靠性设计。一般设计过程：传动方案的分析与确定(简朴阐明并附传动简图)电动机的选择计算传动装置的运动及动力参数的选择和计算传动零件的设计计算轴的设计计算滚动轴承的选择和计算键联接选择和计算联轴器的选择最终校核各个零部件1.2可靠性研究的重要性及意义1.2.1可靠性设计发展在我国，最早是由电子工业部门开始可靠性工作的，从1984年开始，在国防科工委的统一领导下，结合中国国情并积极汲取国外的先进技术，组织制定了一系列有关可靠性的基础规定和原则。1985年10月国防科工委颁发的《航空技术装备寿命与可靠性工作暂行规定》，是我国航空工业的可靠性工程全面进入工程实践和系统发展阶段的一种标志。1987年5月，国务院、中央军委颁发《军工产品质量管理条例》明确了在产品研制中要运用可靠性技术；1987年12月和988年3月先后颁发的国家军用原则GJB368—87《装备维修性通用规范》和GJB450—88《装备研制与生产的可靠性通用大纲》可以说是目前我国军工产品可靠性技术具有代表性的基础原则。与此同步，各有关工业部门、军兵种越来越重视可靠性管理，加强可靠性信息数据和学术交流活动。全国军用电子设备可靠性数据互换网已经成立；全国性和专业系统性的各级可靠性学会相继成立，深入增进了我国可靠性理论与工程研究的深入展开。可靠性研究来源于武器系统，通过近半个世纪的发展，已成为一门遍及各学科各行业的工程技术学科，已经从电子产品的可靠性发展到机械和非电子产品的可靠性，从硬件的可靠性发展到软件的可靠性，从重视可靠性记录试验发展到强调可靠性工程试验，通过环境应力筛选和可靠性强化试验来暴露产品故障，提高产品的可靠性。国外从五十年代星期可靠性研究，六十年代全面发展，七十年代发展步入成熟期，八十年代以来向着更深更广的方向发展。在发展方略上，把可靠性和维修性作为提高武器装备战斗力的重要工具，使可靠性置于与武器性能、费用和进度同等重要的地位;在管理上，加强集中统一管理，强调可靠性维修性鉴定应当制度化。国内六十年代首先在电子工业部门进行了可靠性技术的开拓性工作，发展到八十年代，在武器装备的研制中全面推行可靠性工作，并获得了明显成绩。尤其是八十年代以来，我国国防科技工业在型号研制过程中展开一系列可靠性管理、分析、设计与试验工作，并积累了不少经验。1.2.2可靠性设计重要性可靠性是一门学科，它波及的范围广泛，是一门综合了系统工程、管理工程、价值工程、人机工程、电子计算机技术、产品测试技术以及概率、记录、运筹、物理等多种学科成果的应用科学。可靠性工程来源于军事领域，通过半个多世纪的迅速发展，目前已成为波及面非常广的综合性学科。可靠性在实际当中有着极其重要的作用。对于产品来说，可靠性问题和人身安全、经济效益亲密有关。因此，研究产品的可靠性问题，显得十分重要，非常迫切。提高产品的可靠性，可以防止故障和事故的发生，尤其防止劫难性的事故发生，从而保证人民生命财产安全；可以使产品总的费用减少；可以减少停机时间，提高产品可用率，一台设备可以顶几台设备的工作效率；对于企业来讲，提高产品的可靠性可以改善企业信誉，增强竞争力，扩大产品销路，从而提高经济效益；还可以减少产品责任赔偿案件的发生，以及其他处理产品事故费用的支出，防止不必要的经济损失。可靠性分析措施中故障树分析是可靠性工程中的一种重要的分析措施，它通过对导致产品故障的硬件、软件、环境、人为原因进行分析，建立故障树模型，从而确定产品故障的原因的多种也许组合方式和（或）其发生概率的一种分析技术。1.4本课题设计目的及任务一、选用二级斜齿减速器的基本设计参数；二、以合适的可靠性设计理论及措施，对二级圆柱齿轮变速器的高、底速轴及齿轮进行预定寿命下的疲劳、强度等可靠性设计；三、画出装配图及零件图第二章可靠性理论措施的选定2.1可靠性估计与分派2.1．1可靠性估计可靠性估计是在方案设计阶段为了估计铲平在给定工作条件下的可靠性而进行的工作。它根据系统、部件、零件的功能、工作环境及其有关资料推测该系统将具有的可靠度。可靠性估计的措施诸多，按不一样分类，也有不一样措施，详细有构造参数法、相似产品法、相似电路法、故障率估计法、专家评分法、元件计数法、元件应力分析法、上限法、下限法和蒙特卡洛法等。由于本系统属于串联、并联相结合的混联构造，串联络统的可靠性估计模型为：式中在故障前工作时间t为随机变量的状况下：若、都是正态分布，其故障率、是常数，则因此有：式中由上式我们懂得，串联络统的故障率是各单元故障率之和。这是串联络统故障率的估计公式。由于它重要是针对于系统的正常工作期或偶尔失效期，因此，一般可以认为系统的故障率和各单元的故障率为常量，不随时间而变化。即。并联络统的可靠性估计模型为设系统各构成单元之间互相独立，且可靠性逻辑关系为并联，则2.1.2可靠性分派由于二级减速器的传动系统为串联络统，可以选择等分派法进行系统的可靠性分派，它的基本原理是假设系统由n个分系统串联而成，并且对每个分系统来说可靠度几乎均等。给定系统的可靠度指标为，则按等分派法，由式得在二级变速器传动系统中，高下速轴及齿轮为串联络统，可靠性指标假设为0.999进行可靠性分派。0.999由于变速器传动系统为串联络统，因此采用等分派措施，得到传动系统的高、低速轴极其齿轮的可靠性度为0.999第三章传动系统内部零部件的校核和可靠性设计3.1齿轮的可靠性设计3.1.1传动装置运动和动力参数选用此前二级减速器课程设计的基本参数，来进行传动系统的可靠性设计。系统总的传动比分派及各轴转速、扭矩如图一所示轴名功率P（kW）转矩T·m转速传动比输入输出输入输出n(r/min)i电动机轴2.2014.691430.0062.363.000I轴2.112.0742.3141.47476.675.600II轴2.011.97225.25220.7585.123.712III轴1.911.87794.86778.9622.931.00卷筒轴1.811.78755.59740.4822.93图一3.1.2项目计算及阐明结果已知数据1、选择齿轮材料、热处理方式和精度等级2、初步确定重要参数3、齿根弯曲疲劳强度计算4、齿轮参数计算5、齿面接触疲劳强度计算已知数据：额定功率P2=2.01KW；转速n2=85.12r/min；传动比i2=3.71。1、选择齿轮材料、热处理方式和精度等级(1)、齿轮材料:故此处大小齿轮均选择40Cr，采用硬齿面。(2)、热处理方式：获得软齿面的热处理措施有正火和调质。由于小齿轮受力比大齿轮多，常采用调质的小齿轮与调质的大齿轮配对，故由教材表8.2得：小齿轮采用调质处理，大齿轮采用调质处理。大小齿轮面硬度均为50HRC。(3)、精度等级：此处大小齿轮选用8级精度。2、初步确定重要参数(1)、小齿轮传递转矩；(2)、小齿轮齿数Z1=24,大齿轮齿数Z2=90；(3)、传动比误差，故符合条件；(4)、螺旋角β=12º；(5)、齿宽系数，由教材P144表8.6查得；(6)、端面重叠度；(7)、轴面重叠度。3、齿根弯曲疲劳强度计算由于大小齿轮均采用硬齿面，初步决定按齿根弯曲疲劳强度设计：式中各参数如下所示：(1)、式中：使用系数KA=1.00，由教材P130表8.3查得；动载系数Kvt=1.10；齿向载荷分布系数Kβ=1.06，由教材图8.11查得；齿间载荷分布系数Kα=1.20，由教材表8.4查得。(2)、小齿轮当量齿数，大齿轮当量齿数。(3)、小齿轮的齿形系数YF1=2.8,由教材P139图8.19查得，大齿轮的齿形系数YF2=2.21,由教材P139图8.19查得。(4)、小齿轮应力修正系数YS1=1.55，由图8.20查得，小齿轮应力修正系数YS2=1.8，由图8.20查得。(5)、重叠度系数Yε=0.75，由教材P140图8.21查得。(6)、螺旋角系数Yβ=0.91，由教材P143图8.26查得。(7)、小齿轮的许用弯曲应力，大齿轮的许用弯曲应力式中：小齿轮寿命系数YN1=1.00，由图8.30查得，大齿轮寿命系数YN2=1.00，由图8.30查得，小齿轮应力循环次多次大齿轮应力循环次多次，小齿轮的弯曲疲劳极限应力σFlim1=330Mpa，大齿轮的弯曲疲劳极限应力σFlim2=320Mpa，安全系数SF=1.25，由P147表8.7查得。则初步算得小、大齿轮的模数分别为：由于，则初步选用=2.22mm。算得小齿轮运动速度为：由教材P131图8.7查得KV=1.06，对其进行修正，修正模数,根据教材P124表8.1对其圆整为。4、齿轮参数计算中心距圆整为修整螺旋角因此：小齿轮分度圆直径；大齿轮分度圆直径；小齿轮宽度b2=79mm；大齿轮宽度b1=745、齿面接触疲劳强度计算由式（8.20）：进行校核式中各参数：(1)、K、T2、b、d1、i2值同前。(2)、由表8.5查得弹性系数。(3)、由图8.14查得节点区域系数。(4)、由图8.15查得重叠度系数。(5)、由图8.24查得螺旋角系数。(6)、许用接触应力其中：由图8.29查得寿命系数；由图8.28查得接触疲劳极限应力；由表8.7查得安全系数。因此：故满足齿面接触疲劳强度。40Cr软齿面小齿轮调质大齿轮调质8级精度Z1=24Z2=90=2.22mmd1=7d2=2b2=79b1=74=1200Mpa=931.88Mpa合格3.13低速级齿轮的可靠性设计一、确定各个设计参数由图一得到=2\*ROMANII速为，传动比为，故=3\*ROMANIII轴转速为，输入转矩为，输入功率为kw。由于本课题中的载荷较小，电动机的功率也较小，而在课程设计中选用的是软齿面，故齿轮传动是按照齿面接触疲劳强度来进行设计。选择齿轮材料初步估计齿轮的圆周速度故选用两齿轮材料小齿轮：40Cr调制处理HBS1=241~286齿面接触疲劳强度N/mm2大齿轮：45钢调制处理HBS2=217~255齿面接触疲劳强度（2）选大小齿轮的齿数取小齿轮齿数为,则大齿轮齿数为（3）求综合均值两齿轮均为钢制，材料弹性系数，初选螺旋角，则螺旋角系数为重叠度初取，则重叠度系数采用原则齿轮，由《机械设计》图8.14查得节点区域系数ZH=2.46将上述各个参数带入如下公式中得到求齿面接触疲劳强度均值先求寿命系数ZN因应力循环次数故取寿命系数为ZN=1油润滑系数油润滑系数是按照，采用国标措施求得=1。速度系数=取表面粗糙度为1.6um则ZR=0.95；而工作硬化系数因此齿面接触疲劳强度均值求圆周力均值和变异系数取=0.03求综合载荷系数由于工作载荷较平稳，则使用系数为,齿轮精度为8级，动载系数均值由《机械可靠性设计》表8-2式求得齿向载荷分布系数取齿宽系数为，则根据《机械可靠性设计》公式查阅《机械零可靠性设计》表8-3，设系统的刚度较大则得到A、B、C的值并代入上式中得=1.0213齿间载荷分派系数由《机械可靠性设计》表8-4中算式将m/s，带入上式中得到齿数比系数因此求综合变异系数设小齿轮为小批量生产，则于是由《机械可靠性设计》式8-13可求得又由于使用系数KA变异系数速度系数变异系数接触应力变异系数因此=0.127求小齿轮直径由于3.09故由《机械零可靠性设计》式8-17得到mm确定齿轮基本参数模数=2.95mm取中心距mm取mm，则螺旋角校核齿轮的抗弯疲劳强度的可靠度R确定抗弯正应力的均值和变异系数齿向载荷分派系数均值齿间载荷分派系数均值当量齿数由《机械设计》图8.19查得齿形系数确定应力校正系数由《机械设计》图8.20查得齿轮齿根应力修正系数重叠度系数螺旋角系数由于将上列值代入《机械零部件可靠性设计》公式8-19，得到弯曲应力均值确定变异系数由《机械可靠性设计》表8-1查得由前面所得到的将以上参数代入《机械可靠性设计》公式8-21求得确定齿根抗弯疲劳强度的均值、变异系数查阅《机械可靠性设计》表8-6得到小齿轮：大齿轮：根据《机械可靠性设计》表8-11可得到寿命系数为；应力修正系数为根据《机械可靠性设计》表8-10，计算齿根圆角敏感系数，齿根表面状况系数。按国标法求：按国标计算由于设计出的齿轮模数为，故根据《机械可靠性设计》表8-12可得到尺寸系数。将以上所求出的各个参数的值代入《机械可靠性设计》公式8-24可以得到：根据《机械可靠性设计》表8-10可得到各个参数的变异系数：=0.09再由《机械可靠性设计》8-26公式算得(12)求可靠度R首先求综合变异系数，根据《机械可靠性设计》公式8-28计算综合变异系数=0.145计算可靠度R根据《机械可靠性设计》公式8-27计算=7.1921=6.1357查阅正态分布表可得到由此可以懂得高速级两齿轮齿轮抗弯疲劳强度的可靠度足够大。满足估计可靠性的规定。3.14高速级齿轮的可靠性设计一、高速级齿轮基本参数确定项目计算及阐明结果已知数据1、选择齿轮材料、热处理方式和精度等级2、初步确定重要参数3、齿根弯曲疲劳强度计算4、齿轮参数计算5、齿面接触疲劳强度计算已知数据：额定功率P1=4.23KW；转速n1=417.39r/min；传动比i1=4.26。1、选择齿轮材料、热处理方式和精度等级(1)、齿轮材料:故此处大小齿轮均选择40Cr，采用硬齿面。(2)、热处理方式：获得软齿面的热处理措施有正火和调质。由于小齿轮受力比大齿轮多，常采用调质的小齿轮与调质的大齿轮配对，故由教材表8.2得：小齿轮采用调质处理，大齿轮采用调质处理。大小齿轮面硬度均为50HRC。(3)、精度等级：此处大小齿轮选用8级精度。2、初步确定重要参数(1)、小齿轮传递转矩；(2)、小齿轮齿数Z1=19,大齿轮齿数Z2=107；(3)、传动比误差，故符合条件；(4)、螺旋角β=12º；(5)、齿宽系数，由教材P144表8.6查得；(6)、端面重叠度；(7)、轴面重叠度。3、齿根弯曲疲劳强度计算由于大小齿轮均采用硬齿面，初步决定按齿根弯曲疲劳强度设计：式中各参数如下所示：(1)、式中：使用系数KA=1.00，由教材P130表8.3查得；动载系数Kvt=1.10；齿向载荷分布系数Kβ=1.06，由教材图8.11查得；齿间载荷分布系数Kα=1.20，由教材表8.4查得。(2)、小齿轮当量齿数，大齿轮当量齿数。(3)、小齿轮的齿形系数YF1=2.80,由教材P139图8.19查得，大齿轮的齿形系数YF2=2.21,由教材P139图8.19查得。(4)、小齿轮应力修正系数YS1=1.56，由图8.20查得，小齿轮应力修正系数YS2=1.80，由图8.20查得。(5)、重叠度系数Yε=0.75，由教材P140图8.21查得。(6)、螺旋角系数Yβ=0.90，由教材P143图8.26查得。(7)、小齿轮的许用弯曲应力，大齿轮的许用弯曲应力式中：小齿轮寿命系数YN1=1.00，由图8.30查得，大齿轮寿命系数YN2=1.00，由图8.30查得，小齿轮应力循环次多次大齿轮应力循环次多次，小齿轮的弯曲疲劳极限应力σFlim1=360Mpa，大齿轮的弯曲疲劳极限应力σFlim2=360Mpa，安全系数SF=1.25，由P147表8.7查得。则初步算得小、大齿轮的模数分别为：由于，则初步选用=1.74mm。算得小齿轮运动速度为：由教材P131图8.7查得KV=1.16，对其进行修正，修正模数,根据教材P124表8.1对其圆整为。4、齿轮参数计算中心距圆整为修整螺旋角因此：小齿轮分度圆直径；大齿轮分度圆直径；小齿轮宽度b2=40mm；大齿轮宽度b1=455、齿面接触疲劳强度计算由式（8.20）：进行校核式中各参数：(1)、K、T1、b、d1、i1值同前。(2)、由表8.5查得弹性系数。(3)、由图8.14查得节点区域系数。(4)、由图8.15查得重叠度系数。(5)、由图8.24查得螺旋角系数。(6)、许用接触应力其中：由图8.29查得寿命系数；由图8.28查得接触疲劳极限应力；由表8.7查得安全系数。因此：故满足齿面接触疲劳强度。40Cr硬齿面小齿轮调质大齿轮调质8级精度Z1=19Z2=107=1.74mmd1=39.21d2=220.79b2=45b1=40=1200Mpa=840.20Mpa合格确定各个设计参数由上述得到驱动轴输入转速为，传动比为5.6，故=2\*ROMANII轴转速为，输入转矩为，输入功率为kw。由于载荷较小，而在元课程设计选用的为软齿面，为了以便背面老式设计和可靠性设计最终设计成果的对比，高速级齿轮传动仍然采用齿面接触疲劳强度的可靠性设计措施进行设计。这里就不在反复计算步了。设计成果如下图所示：图二（可靠性设计高速级齿轮设计成果）图三（老式设计高速机齿轮设计成果）在二级减速器低速级传动的基本参数相似状况下，老式设计相比较可靠性设计而言，设计成果有较大差异：图四（可靠性设计低速级传动齿轮设计成果）图五（老式设计低速级传动齿轮设计成果）从图二、图三可以观测到，在可靠性设计下，齿轮的模数、螺旋角、分度圆直径、齿轮的宽度都相对的减少，尤其是低速级中心距减少30mm，因此综合尺寸有所减小，可以看出老式设计是比较保守的。3.2轴的可靠性设计3.2.1初步确定项目计算及阐明结果1、Ⅰ轴的构造设计2、Ⅱ轴的构造设计3、Ⅲ轴的构造设计1、Ⅰ轴的构造设计（齿轮轴）(1)、初算轴径（由教材表10.2查得C=108）考虑到有一种键直径需加大5%，取整为。(2)、各轴段直径确实定图3输入轴简图如上图所示，从左到右一次为第1、2、3、4、5段。=15mm=40mm=19mm=15mm=12mm(3)、各轴段长度确定QUOTE：由轴承及挡油环确定,取39。QUOTE：齿轮轴处，有小齿轮宽度确定，为45。QUOTE：过渡轴段取92mm。QUOTE：由轴承及挡油环确定为30。QUOTE：由安装的带轮确定取64。，2、Ⅱ轴的构造设计（齿轮轴）(1)、初算轴径（由教材表10.2查得C=118）考虑到有一种键直径需加大5%，则取整为。(2)、各轴段直径确实定图4中间轴简图如上图所示，从左到右一次为第1、2、3、4、5段。QUOTEQUOTE：由轴承、挡油环、套筒决定，最小轴径处取30mm。：齿轮轴段，按所安装的齿轮取值。QUOTEQUOTE：轴肩处取为37mm。QUOTE：高速级大齿轮轴段取32mm。QUOTE：由轴承、挡油环、套筒决定，最小轴径处取30mm。(3)、各轴段长度确定QUOTE：由轴承，挡油盘及套筒确定取42mm。QUOTE：齿轮轴处，有小齿轮宽度确定，为38mm。QUOTE：轴段过渡处取8mm。QUOTE：由高速级大齿轮毂孔宽度确定，比其小2，取为77mm。QUOTE：由轴承，挡油盘、套筒及构造确定，取39mm。3、Ⅲ轴的构造设计(1)、初算轴径（由教材表10.2查得C=97）考虑到有二个键直径需加大10%，取整为。(2)、各轴段直径确实定图5输出轴简图如上图所示，从左到右一次为第1、2、3、4、5、6、7段。QUOTE：最小轴径处连接联轴器决定，取为45mm。QUOTE：轴承端盖处轴段取55mm。QUOTE：安装轴承处取轴径为60mm。QUOTE：过渡台阶段取70mm。QUOTE：齿轮轴肩处取72mm。QUOTE：低速级大齿轮处取62mm。：轴承端盖处轴段取60mm。(3)、各轴段长度确定QUOTE：由联轴器确定，取82mm。QUOTE：由箱体构造，轴承端盖，装配关系等确定，取34mm。QUOTE：由轴承、挡油环确定，取48mm。QUOTE：过渡台阶段取40mm。QUOTE：齿轮轴肩处取为8mm。：比低速级大齿轮轮毂宽度小2，取为72mm。：由轴承，挡油环、套筒及装配关系确定取48mm。3.2.2轴的校核项目计算及阐明结果已知数据1、轴的受力分析2、计算弯矩3、校核轴的强度已知数据：以低速轴为例进行校核，T=1273.56N·m。1、轴的受力分析(1)、计算支撑反力齿轮圆周力：齿轮轴向力：齿轮径向力：根据作图求得跨距为：图6轴的受力分析在水平面上：由式可知的方向与假设方向相反。在垂直平面上：轴承1的总支承反力轴承2的总支承反力2、计算弯矩在水平面上剖面左侧剖面右侧在垂直平面上合成弯矩剖面左侧剖面右侧3、校核轴的强度剖面的左侧，因弯矩大，有转矩，尚有键槽引起的应力集中，故剖面的左侧为危险面。由附表10.1得:抗弯剖面模量抗扭剖面模量弯曲应力扭剪应力对于调质处理的40Gr钢，由表10.1查得:键槽引起的应力集中系数，由附表10.4查得:。绝对尺寸系数，由附图10.1查得:。轴磨削加工时的表面质量系数由附图10.2查得:因此求得安全系数:查表10.5得许用安全系数,显然，故剖面安全。合格。3.2.3轴的可靠性设计一、=3\*ROMANIII轴的可靠性设计由老式设计懂得=3\*ROMANIII轴的基本参数可进行可靠性设计了，按静强度的可靠性设计措施设计。轴的危险截面a-a截面处虽然同步受到弯矩M和扭矩T的联合作用，但两者是互相独立的随机变量。因即弯矩假设它们服从正态分布，按照《机械设计》公式（3.28a)和（8.28b)，则轴径均值为，原则差同理，弯矩M的均值为411.622，原则差扭矩T的均值为795.48，原则差将作用于危险剖面a-a处的载荷写成正态分布形式为弯矩扭矩抗弯剖面系数的均值根据服从正态分布的随机变量的代数运算法则（详见概率记录等书籍），其原则差为弯曲应力计算弯曲应力均值为弯曲应力原则差为因此，弯曲应力分布为抗扭截面模量为了求当量应力的均值和原则差，根据第三强度理论当量应力，考虑到剪切应力是脉动应力，要乘以应力校正系数，按照正态分布的计算法则计算得的分布为根据《机械设计》公式（3.28a)和(8.28b)对45钢调质处理后的强度基本数据进行处理，得，其原则差。按照设计规定，可靠度R=0.999，由可靠度正态分布表查得,代入可靠度连接方程式（3.27）得整顿后简化得方程解方程，舍弃不合理的根，得：直径d的原则差直径公差为因此，=3\*ROMANIII轴的直径为比较上述两种计算措施的成果可以看出，尽管安全系数S为1，安全系数设计法的设计成果远不小于可靠性设计成果。假如按可靠性设计，轴径可减少，若折算成质量，这是一种不小的数字，假如批量生产，其经济效益就很可观，并且有99.9%的把握，不可靠度仅为0.1%，按照工程上极小不也许发生的概率，几乎不也许出现失效。实际上，轴在变应力下工作时，往往是疲劳损坏，因此疲劳强度的可靠设计在高可靠性规定、变载荷作用的机械设计中的地位日益突出，它将强度、载荷、尺寸、应力、寿命等都做随机变量处理。详细环节可参照其他零、部件有关的抗疲劳可靠性设计专业书籍。二、=1\*ROMANI轴和=2\*ROMANII轴的设计=1\*ROMANI轴的基本参数：圆周力：=369.7N;轴向力：=804N;径向力：=137.7N;计算得水平方向支反力分别为：=86.8N;=508.9N；垂直方向：=184.8N；=184.8N；最大强度极限：=750；对称循环疲劳极限：=300安全系数：S=1；可靠度R=0.999=2\*ROMANII轴的基本参数：圆周力：=1968.1N;轴向力：=428N;径向力：=733N;计算得水平方向支反力分别为：=732N;=105N；垂直方向：=984N；=984N；最大强度极限：=750；对称循环疲劳极限：=320安全系数：S=1；可靠度R=0.999轴的最小直径的可靠性计算和=3\*ROMANIII轴的计算过程是同样的，在这里就不反复计算过程了。最终得到：=1\*ROMANI轴的直径d的原则差直径公差为=1\*ROMANI轴的直径为=2\*ROMANII轴的直径d的原则差直径公差为=2\*ROMANII轴的直径为相对于老式设计，=1\*ROMANI轴的直径由本来的变为；=2\*ROMANII轴的直径由本来的变为；相对于老式设计的最小直径，在可靠度R=0.999、安全系数S=1的前提下，对轴进行可靠性设计，轴的尺寸均有所减小。这样就节省了制导致本，提高了产品的经济性。第四章滚动轴承、键连接的选择及计算4.1滚动轴承的选择及计算项目计算及阐明结果已知数据1、计算轴承轴向力2、计算当量载荷3、校核轴承寿命已知数据：以低速轴轴承为例，由机械设计手册查7210C轴承的1、计算轴承轴向力图7轴承布置及受力图由机械设计第五版表11.13查得7212以及的方向如图6所示。与同向。+=3402.14+2144.99=5547.13N,故+>，因此轴有左移趋势，但由轴承部件的构造可知轴承I将保持平衡，故两轴承的轴向力为：=5547.13N,=3402.12N。比较两轴承的受力：因,故只需校核轴承I。2、计算当量载荷由,查表11.12得。由机械设计表11.12得X=0.41,Y=0.87当量动载荷3、校核轴承寿命轴承在100摄氏度如下工作，查机械设计表11.9得.由于其中机械的冲击属于中等冲击，查机械设计第五版表11.10得。故轴承I的寿命预期寿命显然，，故满足规定。合格4.2键连接的选择及计算4.2.1键连接的选择本设计中采用了一般A型平键和一般B型平键连接，材料均为45钢，详细选择如下表所示：表5各轴键连接选择表位置轴径型号数量Ⅰ轴12A型键1Ⅱ轴32B型键1Ⅲ轴45A型键162B型键14.2.2键连接的校核项目计算及阐明结果1、Ⅰ轴上键的校核2、Ⅱ轴上键的校核3、Ⅲ轴上键的校核1、Ⅰ轴上键的校核带轮处的键连接压力为：键、轴、联轴器的材料都是钢，查教材表6.1知，显然，,故强度足够。2、Ⅱ轴上键的校核齿轮处的键连接压力为：，,故强度足够。3、Ⅲ轴上键的校核(1)、联轴器处的键连接压力为：，显然，,故强度足够。(2)、齿轮处的键连接压力为：，,故强度足够。合格合格合格合格4.3减速器附件的选择4.3.1窥视孔和视孔盖窥视孔用于检查传动件的啮合状况等，并可用该孔向箱内注入润滑油，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固。其构造设计如装配图中所示。4.3.2油螺塞放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。其构造设计如装配图中所示。4.3.3油标油标位在便于观测减速器油面及油面稳定之处。油尺安顿的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.其构造设计如装配图中所示。4.3.4通气孔由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便到达体内为压力平衡.其构造设计如装配图中所示。4.3.5吊钩在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体。4.3.6起盖螺钉减速器在安装时，为了加强密封效果，防止润滑油从箱体剖分面处渗漏，一般在剖分面上涂水玻璃，因而在拆卸时往往因粘接较紧而不易分开，为了便于启动箱盖，设置起盖螺钉，只要拧动此螺钉，就可顶起箱盖。其构造设计如装配图中所示。4.3.7定位销为了保证箱体轴承座孔的镗削和装配精度，并保证减速器每次装拆后轴承座的上下半孔一直保持加工时的位置精度，箱盖和箱座需用两个圆柱定位销定位。其构造设计如装配图中所示。第五章箱体构造设计5.1箱体构造尺寸的计算图六第六章系统可靠性设计分析计算系统的可靠性设计包括可靠度分析和可靠度分派。系统可靠度分析是指在系统构成零、部件的构造完全确定、互相之间的失效影响关系明确、可靠度已知的状况下，运用建立的系统可靠度模型，求出系统的总可靠度，以检查与否满足规定；而对于系统总可靠度已知，零、部件之间的失效影响概率确定，系统可靠度数学模型清晰的状况，需要合理确定各零、部件的可靠度，进而确定零件的重要构造参数，到达系统价格和性能最优，这属于可靠度分派的问题，也是可靠度优化的问题。对于由多种零件、部件或子系统构成的机器设备，总可靠度RS的计算模型可分为串联、并联络统、混联络统等模型。本设计运用系统可靠性预测对整个系统的可靠性进行论述。系统的可靠性，与构成系统的单元数目、单元的可靠性以及单元之间的互相功能关系有关。下面分别讨论系统可靠性预测的数学模型措施。6.1串联络统的可靠性当一种系统的单元中只要有一种失效该系统就失效，则这种系统称为串联络统。图为具有n个单元的串联络统的逻辑图。设系统正常工作时间(寿命）这一随机变量为t,构成该系统的第i个单元正常工作时间随机变量为。则在串联络统中，要使系统能正常运行，就必须规定n个单元能同步正常工作，且规定每一单元的正常工作时间都不小于系统正常工作时间，因此按概率的乘法定理，即《机械可靠性设计》式(2-27),及可靠度定义，即式(1-2),则系统的可靠度体现为：6.2并联络统的可靠性当一种系统的单元中只要有一种单元正常，该系统就能正常工作，只有所有单元均失效时系统才失效，则这种系统成为并联络统。设在并联络统中各单元的可靠度分别为概率分别为。若各单元的失效是互相独立的事件，则由n个单元构成的并联络统的失效概率可根据概率乘法定理体现如下：因此，并联络统的可靠度为串联与并联组合起来的系统，称为串并联络统。图七所示为一串联络统。二级变速器传动系统的逻辑图可表达为：图七传动系统可靠性逻辑框图系统若处在可靠状态，需保证各个组件处在可靠性状态下，传动系统的高下速轴及高下速传动齿轮都正常工作，该系统才能正常工作。任何一种零件失效，该系统都无法工作，即为串联络统。由前面的系统的可靠性估计，在这里重要进行总个系统的可靠度检查。对实际的各零部件进行失效分析，查得它的失效率，在由他们服从的分布函数查得整个可靠度的值。由《机械可靠性设计》表11-1查得某些机械零部件的基本失效率值：轴承的基本失效率，总共有6个轴承。该系统所有轴上齿轮均为轻载。查《机械可靠性设计》表4-5得各齿轮失效率：=1\*ROMANI轴上小齿轮的基本失效率=1\*ROMANI轴上大齿轮的基本失效率=2\*ROMANII轴小齿轮的基本失效率=2\*ROMANII轴大齿轮的基本失效率=3\*ROMANIII轴大齿轮的基本失效率=3\*ROMANIII轴小齿轮的基本失效率键的基本失效率，总共5个键轴的基本失效率，总共3根轴零部件的基本失效率确定之后，就要根据其使用条件确定其应用失效率，即单元在现场使用中的失效率。它可以直接采用使用现场实测的失效率数据，也可以根据不一样的使用环境选用对应的的修正系数，由《机械可靠性设计》式（11-1）计算出该环境下的应用失效率：根据《机械系统可靠性设计》表11-2查环境条件为固定地表面设备的失效率修正系数，我们选择所有失效率的修正系数因此由逻辑图可以得出系统的失效率的值由于单元多为元件、零部件，而在机械产品中的零部件都是通过磨合阶段才正常工作，因此其失效率基本保持一定，处在偶尔失效期，其可靠度函数服从指数分布，即根据题目已知的条件我们可以算出多轴箱系统的工作时间：将以上的各个参数带入上式中可以得到组合机床传动系统的可靠度为：由《机械系统可靠性设计》附表3查得多轴箱传动系统的的可靠度为：根据开