減速器可靠性設(shè)計(jì)畢業(yè)設(shè)計(jì)

學(xué)校代碼：__________學(xué)號(hào)：__________Hefei畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）BACHELORDISSERTATION論文題目：____________________________________________________學(xué)位類別：____________________________________________________學(xué)科專業(yè)：____________________________________________________作者姓名：____________________________________________________導(dǎo)師姓名：____________________________________________________完畢時(shí)間：____________________________________________________目錄第一章序論

1.1變速器簡介變速器是能固定或分檔變化輸出軸和輸入軸傳動(dòng)比的齒輪傳動(dòng)裝置，又稱變速箱。變速器由傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和變速機(jī)構(gòu)構(gòu)成，可制成單獨(dú)變速機(jī)構(gòu)或與傳動(dòng)機(jī)構(gòu)合裝在同一殼體內(nèi)。傳動(dòng)機(jī)構(gòu)大多用一般齒輪傳動(dòng)，也有的用行星齒輪傳動(dòng)。一般齒輪傳動(dòng)變速機(jī)構(gòu)一般用滑移齒輪和離合器等?；讫X輪有多聯(lián)滑移齒輪和變位滑移齒輪之分。用三聯(lián)滑移齒輪變速，軸向尺寸大；用變位滑移齒輪變速，構(gòu)造緊湊，但傳動(dòng)比變化小。離合器有嚙合式和摩擦式之分。用嚙合式離合器時(shí)，變速應(yīng)在停車或轉(zhuǎn)速差很小時(shí)進(jìn)行；用摩擦式離合器可在運(yùn)轉(zhuǎn)中任意轉(zhuǎn)速差時(shí)進(jìn)行變速，但承載能力小，且不能保證兩軸嚴(yán)格同步。為克服這一缺陷，在嚙合式離合器上裝上摩擦片，變速時(shí)先靠摩擦片把從動(dòng)輪帶到同步轉(zhuǎn)速后再進(jìn)行嚙合。行星齒輪傳動(dòng)變速器可用制動(dòng)器控制變速。變速器廣泛用于機(jī)床、車輛和其他需要變速的機(jī)器上。機(jī)床主軸常裝在變速器內(nèi)，因此又叫主軸箱，其構(gòu)造緊湊，便于集中操作。在機(jī)床上用以變化進(jìn)給量的變速器稱為進(jìn)給箱。1.1.1減速器設(shè)計(jì)規(guī)定本設(shè)計(jì)中，重要是設(shè)計(jì)出可靠的、穩(wěn)定的二級(jí)減速器的傳動(dòng)系統(tǒng)。同步要保證變速器的耐用性和經(jīng)濟(jì)性。在設(shè)計(jì)過程中，要選用合適的傳動(dòng)比，已到達(dá)預(yù)期需要的輸出速度。在設(shè)計(jì)高速及和低速級(jí)傳動(dòng)齒輪時(shí)，要在箱體的合適空間內(nèi)，各個(gè)傳動(dòng)軸得到合適的空間配置，即確定合適的中心距，以防止齒輪發(fā)生干涉，同步還要保證各軸的轉(zhuǎn)速和強(qiáng)度到預(yù)定規(guī)定。這次的設(shè)計(jì)，重要是在可靠性的基礎(chǔ)上，對(duì)二級(jí)減速器的傳動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行疲勞、強(qiáng)度的可靠性設(shè)計(jì)。一般設(shè)計(jì)過程：傳動(dòng)方案的分析與確定(簡樸闡明并附傳動(dòng)簡圖)電動(dòng)機(jī)的選擇計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力參數(shù)的選擇和計(jì)算傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算軸的設(shè)計(jì)計(jì)算滾動(dòng)軸承的選擇和計(jì)算鍵聯(lián)接選擇和計(jì)算聯(lián)軸器的選擇最終校核各個(gè)零部件1.2可靠性研究的重要性及意義1.2.1可靠性設(shè)計(jì)發(fā)展在我國，最早是由電子工業(yè)部門開始可靠性工作的，從1984年開始，在國防科工委的統(tǒng)一領(lǐng)導(dǎo)下，結(jié)合中國國情并積極汲取國外的先進(jìn)技術(shù)，組織制定了一系列有關(guān)可靠性的基礎(chǔ)規(guī)定和原則。1985年10月國防科工委頒發(fā)的《航空技術(shù)裝備壽命與可靠性工作暫行規(guī)定》，是我國航空工業(yè)的可靠性工程全面進(jìn)入工程實(shí)踐和系統(tǒng)發(fā)展階段的一種標(biāo)志。1987年5月，國務(wù)院、中央軍委頒發(fā)《軍工產(chǎn)品質(zhì)量管理?xiàng)l例》明確了在產(chǎn)品研制中要運(yùn)用可靠性技術(shù)；1987年12月和988年3月先后頒發(fā)的國家軍用原則GJB368—87《裝備維修性通用規(guī)范》和GJB450—88《裝備研制與生產(chǎn)的可靠性通用大綱》可以說是目前我國軍工產(chǎn)品可靠性技術(shù)具有代表性的基礎(chǔ)原則。與此同步，各有關(guān)工業(yè)部門、軍兵種越來越重視可靠性管理，加強(qiáng)可靠性信息數(shù)據(jù)和學(xué)術(shù)交流活動(dòng)。全國軍用電子設(shè)備可靠性數(shù)據(jù)互換網(wǎng)已經(jīng)成立；全國性和專業(yè)系統(tǒng)性的各級(jí)可靠性學(xué)會(huì)相繼成立，深入增進(jìn)了我國可靠性理論與工程研究的深入展開。可靠性研究來源于武器系統(tǒng)，通過近半個(gè)世紀(jì)的發(fā)展，已成為一門遍及各學(xué)科各行業(yè)的工程技術(shù)學(xué)科，已經(jīng)從電子產(chǎn)品的可靠性發(fā)展到機(jī)械和非電子產(chǎn)品的可靠性，從硬件的可靠性發(fā)展到軟件的可靠性，從重視可靠性記錄試驗(yàn)發(fā)展到強(qiáng)調(diào)可靠性工程試驗(yàn)，通過環(huán)境應(yīng)力篩選和可靠性強(qiáng)化試驗(yàn)來暴露產(chǎn)品故障，提高產(chǎn)品的可靠性。國外從五十年代星期可靠性研究，六十年代全面發(fā)展，七十年代發(fā)展步入成熟期，八十年代以來向著更深更廣的方向發(fā)展。在發(fā)展方略上，把可靠性和維修性作為提高武器裝備戰(zhàn)斗力的重要工具，使可靠性置于與武器性能、費(fèi)用和進(jìn)度同等重要的地位;在管理上，加強(qiáng)集中統(tǒng)一管理，強(qiáng)調(diào)可靠性維修性鑒定應(yīng)當(dāng)制度化。國內(nèi)六十年代首先在電子工業(yè)部門進(jìn)行了可靠性技術(shù)的開拓性工作，發(fā)展到八十年代，在武器裝備的研制中全面推行可靠性工作，并獲得了明顯成績。尤其是八十年代以來，我國國防科技工業(yè)在型號(hào)研制過程中展開一系列可靠性管理、分析、設(shè)計(jì)與試驗(yàn)工作，并積累了不少經(jīng)驗(yàn)。1.2.2可靠性設(shè)計(jì)重要性可靠性是一門學(xué)科，它波及的范圍廣泛，是一門綜合了系統(tǒng)工程、管理工程、價(jià)值工程、人機(jī)工程、電子計(jì)算機(jī)技術(shù)、產(chǎn)品測試技術(shù)以及概率、記錄、運(yùn)籌、物理等多種學(xué)科成果的應(yīng)用科學(xué)?？煽啃怨こ虂碓从谲娛骂I(lǐng)域，通過半個(gè)多世紀(jì)的迅速發(fā)展，目前已成為波及面非常廣的綜合性學(xué)科?？煽啃栽趯?shí)際當(dāng)中有著極其重要的作用。對(duì)于產(chǎn)品來說，可靠性問題和人身安全、經(jīng)濟(jì)效益親密有關(guān)。因此，研究產(chǎn)品的可靠性問題，顯得十分重要，非常迫切。提高產(chǎn)品的可靠性，可以防止故障和事故的發(fā)生，尤其防止劫難性的事故發(fā)生，從而保證人民生命財(cái)產(chǎn)安全；可以使產(chǎn)品總的費(fèi)用減少；可以減少停機(jī)時(shí)間，提高產(chǎn)品可用率，一臺(tái)設(shè)備可以頂幾臺(tái)設(shè)備的工作效率；對(duì)于企業(yè)來講，提高產(chǎn)品的可靠性可以改善企業(yè)信譽(yù)，增強(qiáng)競爭力，擴(kuò)大產(chǎn)品銷路，從而提高經(jīng)濟(jì)效益；還可以減少產(chǎn)品責(zé)任賠償案件的發(fā)生，以及其他處理產(chǎn)品事故費(fèi)用的支出，防止不必要的經(jīng)濟(jì)損失。可靠性分析措施中故障樹分析是可靠性工程中的一種重要的分析措施，它通過對(duì)導(dǎo)致產(chǎn)品故障的硬件、軟件、環(huán)境、人為原因進(jìn)行分析，建立故障樹模型，從而確定產(chǎn)品故障的原因的多種也許組合方式和（或）其發(fā)生概率的一種分析技術(shù)。1.4本課題設(shè)計(jì)目的及任務(wù)一、選用二級(jí)斜齒減速器的基本設(shè)計(jì)參數(shù)；二、以合適的可靠性設(shè)計(jì)理論及措施，對(duì)二級(jí)圓柱齒輪變速器的高、底速軸及齒輪進(jìn)行預(yù)定壽命下的疲勞、強(qiáng)度等可靠性設(shè)計(jì)；三、畫出裝配圖及零件圖第二章可靠性理論措施的選定2.1可靠性估計(jì)與分派2.1．1可靠性估計(jì)可靠性估計(jì)是在方案設(shè)計(jì)階段為了估計(jì)鏟平在給定工作條件下的可靠性而進(jìn)行的工作。它根據(jù)系統(tǒng)、部件、零件的功能、工作環(huán)境及其有關(guān)資料推測該系統(tǒng)將具有的可靠度?？煽啃怨烙?jì)的措施諸多，按不一樣分類，也有不一樣措施，詳細(xì)有構(gòu)造參數(shù)法、相似產(chǎn)品法、相似電路法、故障率估計(jì)法、專家評(píng)分法、元件計(jì)數(shù)法、元件應(yīng)力分析法、上限法、下限法和蒙特卡洛法等。由于本系統(tǒng)屬于串聯(lián)、并聯(lián)相結(jié)合的混聯(lián)構(gòu)造，串聯(lián)絡(luò)統(tǒng)的可靠性估計(jì)模型為：式中在故障前工作時(shí)間t為隨機(jī)變量的狀況下：若、都是正態(tài)分布，其故障率、是常數(shù)，則因此有：式中由上式我們懂得，串聯(lián)絡(luò)統(tǒng)的故障率是各單元故障率之和。這是串聯(lián)絡(luò)統(tǒng)故障率的估計(jì)公式。由于它重要是針對(duì)于系統(tǒng)的正常工作期或偶爾失效期，因此，一般可以認(rèn)為系統(tǒng)的故障率和各單元的故障率為常量，不隨時(shí)間而變化。即。并聯(lián)絡(luò)統(tǒng)的可靠性估計(jì)模型為設(shè)系統(tǒng)各構(gòu)成單元之間互相獨(dú)立，且可靠性邏輯關(guān)系為并聯(lián)，則2.1.2可靠性分派由于二級(jí)減速器的傳動(dòng)系統(tǒng)為串聯(lián)絡(luò)統(tǒng)，可以選擇等分派法進(jìn)行系統(tǒng)的可靠性分派，它的基本原理是假設(shè)系統(tǒng)由n個(gè)分系統(tǒng)串聯(lián)而成，并且對(duì)每個(gè)分系統(tǒng)來說可靠度幾乎均等。給定系統(tǒng)的可靠度指標(biāo)為，則按等分派法，由式得在二級(jí)變速器傳動(dòng)系統(tǒng)中，高下速軸及齒輪為串聯(lián)絡(luò)統(tǒng)，可靠性指標(biāo)假設(shè)為0.999進(jìn)行可靠性分派。0.999由于變速器傳動(dòng)系統(tǒng)為串聯(lián)絡(luò)統(tǒng)，因此采用等分派措施，得到傳動(dòng)系統(tǒng)的高、低速軸極其齒輪的可靠性度為0.999第三章傳動(dòng)系統(tǒng)內(nèi)部零部件的校核和可靠性設(shè)計(jì)3.1齒輪的可靠性設(shè)計(jì)3.1.1傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)選用此前二級(jí)減速器課程設(shè)計(jì)的基本參數(shù)，來進(jìn)行傳動(dòng)系統(tǒng)的可靠性設(shè)計(jì)。系統(tǒng)總的傳動(dòng)比分派及各軸轉(zhuǎn)速、扭矩如圖一所示軸名功率P（kW）轉(zhuǎn)矩T·m轉(zhuǎn)速傳動(dòng)比輸入輸出輸入輸出n(r/min)i電動(dòng)機(jī)軸2.2014.691430.0062.363.000I軸2.112.0742.3141.47476.675.600II軸2.011.97225.25220.7585.123.712III軸1.911.87794.86778.9622.931.00卷筒軸1.811.78755.59740.4822.93圖一3.1.2項(xiàng)目計(jì)算及闡明結(jié)果已知數(shù)據(jù)1、選擇齒輪材料、熱處理方式和精度等級(jí)2、初步確定重要參數(shù)3、齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算4、齒輪參數(shù)計(jì)算5、齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算已知數(shù)據(jù)：額定功率P2=2.01KW；轉(zhuǎn)速n2=85.12r/min；傳動(dòng)比i2=3.71。1、選擇齒輪材料、熱處理方式和精度等級(jí)(1)、齒輪材料:故此處大小齒輪均選擇40Cr，采用硬齒面。(2)、熱處理方式：獲得軟齒面的熱處理措施有正火和調(diào)質(zhì)。由于小齒輪受力比大齒輪多，常采用調(diào)質(zhì)的小齒輪與調(diào)質(zhì)的大齒輪配對(duì)，故由教材表8.2得：小齒輪采用調(diào)質(zhì)處理，大齒輪采用調(diào)質(zhì)處理。大小齒輪面硬度均為50HRC。(3)、精度等級(jí)：此處大小齒輪選用8級(jí)精度。2、初步確定重要參數(shù)(1)、小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩；(2)、小齒輪齒數(shù)Z1=24,大齒輪齒數(shù)Z2=90；(3)、傳動(dòng)比誤差，故符合條件；(4)、螺旋角β=12o；(5)、齒寬系數(shù)，由教材P144表8.6查得；(6)、端面重疊度；(7)、軸面重疊度。3、齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算由于大小齒輪均采用硬齒面，初步?jīng)Q定按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)：式中各參數(shù)如下所示：(1)、式中：使用系數(shù)KA=1.00，由教材P130表8.3查得；動(dòng)載系數(shù)Kvt=1.10；齒向載荷分布系數(shù)Kβ=1.06，由教材圖8.11查得；齒間載荷分布系數(shù)Kα=1.20，由教材表8.4查得。(2)、小齒輪當(dāng)量齒數(shù)，大齒輪當(dāng)量齒數(shù)。(3)、小齒輪的齒形系數(shù)YF1=2.8,由教材P139圖8.19查得，大齒輪的齒形系數(shù)YF2=2.21,由教材P139圖8.19查得。(4)、小齒輪應(yīng)力修正系數(shù)YS1=1.55，由圖8.20查得，小齒輪應(yīng)力修正系數(shù)YS2=1.8，由圖8.20查得。(5)、重疊度系數(shù)Yε=0.75，由教材P140圖8.21查得。(6)、螺旋角系數(shù)Yβ=0.91，由教材P143圖8.26查得。(7)、小齒輪的許用彎曲應(yīng)力，大齒輪的許用彎曲應(yīng)力式中：小齒輪壽命系數(shù)YN1=1.00，由圖8.30查得，大齒輪壽命系數(shù)YN2=1.00，由圖8.30查得，小齒輪應(yīng)力循環(huán)次多次大齒輪應(yīng)力循環(huán)次多次，小齒輪的彎曲疲勞極限應(yīng)力σFlim1=330Mpa，大齒輪的彎曲疲勞極限應(yīng)力σFlim2=320Mpa，安全系數(shù)SF=1.25，由P147表8.7查得。則初步算得小、大齒輪的模數(shù)分別為：由于，則初步選用=2.22mm。算得小齒輪運(yùn)動(dòng)速度為：由教材P131圖8.7查得KV=1.06，對(duì)其進(jìn)行修正，修正模數(shù),根據(jù)教材P124表8.1對(duì)其圓整為。4、齒輪參數(shù)計(jì)算中心距圓整為修整螺旋角因此：小齒輪分度圓直徑；大齒輪分度圓直徑；小齒輪寬度b2=79mm；大齒輪寬度b1=745、齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算由式（8.20）：進(jìn)行校核式中各參數(shù)：(1)、K、T2、b、d1、i2值同前。(2)、由表8.5查得彈性系數(shù)。(3)、由圖8.14查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)。(4)、由圖8.15查得重疊度系數(shù)。(5)、由圖8.24查得螺旋角系數(shù)。(6)、許用接觸應(yīng)力其中：由圖8.29查得壽命系數(shù)；由圖8.28查得接觸疲勞極限應(yīng)力；由表8.7查得安全系數(shù)。因此：故滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度。40Cr軟齒面小齒輪調(diào)質(zhì)大齒輪調(diào)質(zhì)8級(jí)精度Z1=24Z2=90=2.22mmd1=7d2=2b2=79b1=74=1200Mpa=931.88Mpa合格3.13低速級(jí)齒輪的可靠性設(shè)計(jì)一、確定各個(gè)設(shè)計(jì)參數(shù)由圖一得到=2\*ROMANII速為，傳動(dòng)比為，故=3\*ROMANIII軸轉(zhuǎn)速為，輸入轉(zhuǎn)矩為，輸入功率為kw。由于本課題中的載荷較小，電動(dòng)機(jī)的功率也較小，而在課程設(shè)計(jì)中選用的是軟齒面，故齒輪傳動(dòng)是按照齒面接觸疲勞強(qiáng)度來進(jìn)行設(shè)計(jì)。選擇齒輪材料初步估計(jì)齒輪的圓周速度故選用兩齒輪材料小齒輪：40Cr調(diào)制處理HBS1=241~286齒面接觸疲勞強(qiáng)度N/mm2大齒輪：45鋼調(diào)制處理HBS2=217~255齒面接觸疲勞強(qiáng)度（2）選大小齒輪的齒數(shù)取小齒輪齒數(shù)為,則大齒輪齒數(shù)為（3）求綜合均值兩齒輪均為鋼制，材料彈性系數(shù)，初選螺旋角，則螺旋角系數(shù)為重疊度初取，則重疊度系數(shù)采用原則齒輪，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖8.14查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH=2.46將上述各個(gè)參數(shù)帶入如下公式中得到求齒面接觸疲勞強(qiáng)度均值先求壽命系數(shù)ZN因應(yīng)力循環(huán)次數(shù)故取壽命系數(shù)為ZN=1油潤滑系數(shù)油潤滑系數(shù)是按照，采用國標(biāo)措施求得=1。速度系數(shù)=取表面粗糙度為1.6um則ZR=0.95；而工作硬化系數(shù)因此齒面接觸疲勞強(qiáng)度均值求圓周力均值和變異系數(shù)取=0.03求綜合載荷系數(shù)由于工作載荷較平穩(wěn)，則使用系數(shù)為,齒輪精度為8級(jí)，動(dòng)載系數(shù)均值由《機(jī)械可靠性設(shè)計(jì)》表8-2式求得齒向載荷分布系數(shù)取齒寬系數(shù)為，則根據(jù)《機(jī)械可靠性設(shè)計(jì)》公式查閱《機(jī)械零可靠性設(shè)計(jì)》表8-3，設(shè)系統(tǒng)的剛度較大則得到A、B、C的值并代入上式中得=1.0213齒間載荷分派系數(shù)由《機(jī)械可靠性設(shè)計(jì)》表8-4中算式將m/s，帶入上式中得到齒數(shù)比系數(shù)因此求綜合變異系數(shù)設(shè)小齒輪為小批量生產(chǎn)，則于是由《機(jī)械可靠性設(shè)計(jì)》式8-13可求得又由于使用系數(shù)KA變異系數(shù)速度系數(shù)變異系數(shù)接觸應(yīng)力變異系數(shù)因此=0.127求小齒輪直徑由于3.09故由《機(jī)械零可靠性設(shè)計(jì)》式8-17得到mm確定齒輪基本參數(shù)模數(shù)=2.95mm取中心距mm取mm，則螺旋角校核齒輪的抗彎疲勞強(qiáng)度的可靠度R確定抗彎正應(yīng)力的均值和變異系數(shù)齒向載荷分派系數(shù)均值齒間載荷分派系數(shù)均值當(dāng)量齒數(shù)由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖8.19查得齒形系數(shù)確定應(yīng)力校正系數(shù)由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖8.20查得齒輪齒根應(yīng)力修正系數(shù)重疊度系數(shù)螺旋角系數(shù)由于將上列值代入《機(jī)械零部件可靠性設(shè)計(jì)》公式8-19，得到彎曲應(yīng)力均值確定變異系數(shù)由《機(jī)械可靠性設(shè)計(jì)》表8-1查得由前面所得到的將以上參數(shù)代入《機(jī)械可靠性設(shè)計(jì)》公式8-21求得確定齒根抗彎疲勞強(qiáng)度的均值、變異系數(shù)查閱《機(jī)械可靠性設(shè)計(jì)》表8-6得到小齒輪：大齒輪：根據(jù)《機(jī)械可靠性設(shè)計(jì)》表8-11可得到壽命系數(shù)為；應(yīng)力修正系數(shù)為根據(jù)《機(jī)械可靠性設(shè)計(jì)》表8-10，計(jì)算齒根圓角敏感系數(shù)，齒根表面狀況系數(shù)。按國標(biāo)法求：按國標(biāo)計(jì)算由于設(shè)計(jì)出的齒輪模數(shù)為，故根據(jù)《機(jī)械可靠性設(shè)計(jì)》表8-12可得到尺寸系數(shù)。將以上所求出的各個(gè)參數(shù)的值代入《機(jī)械可靠性設(shè)計(jì)》公式8-24可以得到：根據(jù)《機(jī)械可靠性設(shè)計(jì)》表8-10可得到各個(gè)參數(shù)的變異系數(shù)：=0.09再由《機(jī)械可靠性設(shè)計(jì)》8-26公式算得(12)求可靠度R首先求綜合變異系數(shù)，根據(jù)《機(jī)械可靠性設(shè)計(jì)》公式8-28計(jì)算綜合變異系數(shù)=0.145計(jì)算可靠度R根據(jù)《機(jī)械可靠性設(shè)計(jì)》公式8-27計(jì)算=7.1921=6.1357查閱正態(tài)分布表可得到由此可以懂得高速級(jí)兩齒輪齒輪抗彎疲勞強(qiáng)度的可靠度足夠大。滿足估計(jì)可靠性的規(guī)定。3.14高速級(jí)齒輪的可靠性設(shè)計(jì)一、高速級(jí)齒輪基本參數(shù)確定項(xiàng)目計(jì)算及闡明結(jié)果已知數(shù)據(jù)1、選擇齒輪材料、熱處理方式和精度等級(jí)2、初步確定重要參數(shù)3、齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算4、齒輪參數(shù)計(jì)算5、齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算已知數(shù)據(jù)：額定功率P1=4.23KW；轉(zhuǎn)速n1=417.39r/min；傳動(dòng)比i1=4.26。1、選擇齒輪材料、熱處理方式和精度等級(jí)(1)、齒輪材料:故此處大小齒輪均選擇40Cr，采用硬齒面。(2)、熱處理方式：獲得軟齒面的熱處理措施有正火和調(diào)質(zhì)。由于小齒輪受力比大齒輪多，常采用調(diào)質(zhì)的小齒輪與調(diào)質(zhì)的大齒輪配對(duì)，故由教材表8.2得：小齒輪采用調(diào)質(zhì)處理，大齒輪采用調(diào)質(zhì)處理。大小齒輪面硬度均為50HRC。(3)、精度等級(jí)：此處大小齒輪選用8級(jí)精度。2、初步確定重要參數(shù)(1)、小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩；(2)、小齒輪齒數(shù)Z1=19,大齒輪齒數(shù)Z2=107；(3)、傳動(dòng)比誤差，故符合條件；(4)、螺旋角β=12o；(5)、齒寬系數(shù)，由教材P144表8.6查得；(6)、端面重疊度；(7)、軸面重疊度。3、齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算由于大小齒輪均采用硬齒面，初步?jīng)Q定按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)：式中各參數(shù)如下所示：(1)、式中：使用系數(shù)KA=1.00，由教材P130表8.3查得；動(dòng)載系數(shù)Kvt=1.10；齒向載荷分布系數(shù)Kβ=1.06，由教材圖8.11查得；齒間載荷分布系數(shù)Kα=1.20，由教材表8.4查得。(2)、小齒輪當(dāng)量齒數(shù)，大齒輪當(dāng)量齒數(shù)。(3)、小齒輪的齒形系數(shù)YF1=2.80,由教材P139圖8.19查得，大齒輪的齒形系數(shù)YF2=2.21,由教材P139圖8.19查得。(4)、小齒輪應(yīng)力修正系數(shù)YS1=1.56，由圖8.20查得，小齒輪應(yīng)力修正系數(shù)YS2=1.80，由圖8.20查得。(5)、重疊度系數(shù)Yε=0.75，由教材P140圖8.21查得。(6)、螺旋角系數(shù)Yβ=0.90，由教材P143圖8.26查得。(7)、小齒輪的許用彎曲應(yīng)力，大齒輪的許用彎曲應(yīng)力式中：小齒輪壽命系數(shù)YN1=1.00，由圖8.30查得，大齒輪壽命系數(shù)YN2=1.00，由圖8.30查得，小齒輪應(yīng)力循環(huán)次多次大齒輪應(yīng)力循環(huán)次多次，小齒輪的彎曲疲勞極限應(yīng)力σFlim1=360Mpa，大齒輪的彎曲疲勞極限應(yīng)力σFlim2=360Mpa，安全系數(shù)SF=1.25，由P147表8.7查得。則初步算得小、大齒輪的模數(shù)分別為：由于，則初步選用=1.74mm。算得小齒輪運(yùn)動(dòng)速度為：由教材P131圖8.7查得KV=1.16，對(duì)其進(jìn)行修正，修正模數(shù),根據(jù)教材P124表8.1對(duì)其圓整為。4、齒輪參數(shù)計(jì)算中心距圓整為修整螺旋角因此：小齒輪分度圓直徑；大齒輪分度圓直徑；小齒輪寬度b2=40mm；大齒輪寬度b1=455、齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算由式（8.20）：進(jìn)行校核式中各參數(shù)：(1)、K、T1、b、d1、i1值同前。(2)、由表8.5查得彈性系數(shù)。(3)、由圖8.14查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)。(4)、由圖8.15查得重疊度系數(shù)。(5)、由圖8.24查得螺旋角系數(shù)。(6)、許用接觸應(yīng)力其中：由圖8.29查得壽命系數(shù)；由圖8.28查得接觸疲勞極限應(yīng)力；由表8.7查得安全系數(shù)。因此：故滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度。40Cr硬齒面小齒輪調(diào)質(zhì)大齒輪調(diào)質(zhì)8級(jí)精度Z1=19Z2=107=1.74mmd1=39.21d2=220.79b2=45b1=40=1200Mpa=840.20Mpa合格確定各個(gè)設(shè)計(jì)參數(shù)由上述得到驅(qū)動(dòng)軸輸入轉(zhuǎn)速為，傳動(dòng)比為5.6，故=2\*ROMANII軸轉(zhuǎn)速為，輸入轉(zhuǎn)矩為，輸入功率為kw。由于載荷較小，而在元課程設(shè)計(jì)選用的為軟齒面，為了以便背面老式設(shè)計(jì)和可靠性設(shè)計(jì)最終設(shè)計(jì)成果的對(duì)比，高速級(jí)齒輪傳動(dòng)仍然采用齒面接觸疲勞強(qiáng)度的可靠性設(shè)計(jì)措施進(jìn)行設(shè)計(jì)。這里就不在反復(fù)計(jì)算步了。設(shè)計(jì)成果如下圖所示：圖二（可靠性設(shè)計(jì)高速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)成果）圖三（老式設(shè)計(jì)高速機(jī)齒輪設(shè)計(jì)成果）在二級(jí)減速器低速級(jí)傳動(dòng)的基本參數(shù)相似狀況下，老式設(shè)計(jì)相比較可靠性設(shè)計(jì)而言，設(shè)計(jì)成果有較大差異：圖四（可靠性設(shè)計(jì)低速級(jí)傳動(dòng)齒輪設(shè)計(jì)成果）圖五（老式設(shè)計(jì)低速級(jí)傳動(dòng)齒輪設(shè)計(jì)成果）從圖二、圖三可以觀測到，在可靠性設(shè)計(jì)下，齒輪的模數(shù)、螺旋角、分度圓直徑、齒輪的寬度都相對(duì)的減少，尤其是低速級(jí)中心距減少30mm，因此綜合尺寸有所減小，可以看出老式設(shè)計(jì)是比較保守的。3.2軸的可靠性設(shè)計(jì)3.2.1初步確定項(xiàng)目計(jì)算及闡明結(jié)果1、Ⅰ軸的構(gòu)造設(shè)計(jì)2、Ⅱ軸的構(gòu)造設(shè)計(jì)3、Ⅲ軸的構(gòu)造設(shè)計(jì)1、Ⅰ軸的構(gòu)造設(shè)計(jì)（齒輪軸）(1)、初算軸徑（由教材表10.2查得C=108）考慮到有一種鍵直徑需加大5%，取整為。(2)、各軸段直徑確實(shí)定圖3輸入軸簡圖如上圖所示，從左到右一次為第1、2、3、4、5段。=15mm=40mm=19mm=15mm=12mm(3)、各軸段長度確定QUOTE：由軸承及擋油環(huán)確定,取39。QUOTE：齒輪軸處，有小齒輪寬度確定，為45。QUOTE：過渡軸段取92mm。QUOTE：由軸承及擋油環(huán)確定為30。QUOTE：由安裝的帶輪確定取64。，2、Ⅱ軸的構(gòu)造設(shè)計(jì)（齒輪軸）(1)、初算軸徑（由教材表10.2查得C=118）考慮到有一種鍵直徑需加大5%，則取整為。(2)、各軸段直徑確實(shí)定圖4中間軸簡圖如上圖所示，從左到右一次為第1、2、3、4、5段。QUOTEQUOTE：由軸承、擋油環(huán)、套筒決定，最小軸徑處取30mm。：齒輪軸段，按所安裝的齒輪取值。QUOTEQUOTE：軸肩處取為37mm。QUOTE：高速級(jí)大齒輪軸段取32mm。QUOTE：由軸承、擋油環(huán)、套筒決定，最小軸徑處取30mm。(3)、各軸段長度確定QUOTE：由軸承，擋油盤及套筒確定取42mm。QUOTE：齒輪軸處，有小齒輪寬度確定，為38mm。QUOTE：軸段過渡處取8mm。QUOTE：由高速級(jí)大齒輪轂孔寬度確定，比其小2，取為77mm。QUOTE：由軸承，擋油盤、套筒及構(gòu)造確定，取39mm。3、Ⅲ軸的構(gòu)造設(shè)計(jì)(1)、初算軸徑（由教材表10.2查得C=97）考慮到有二個(gè)鍵直徑需加大10%，取整為。(2)、各軸段直徑確實(shí)定圖5輸出軸簡圖如上圖所示，從左到右一次為第1、2、3、4、5、6、7段。QUOTE：最小軸徑處連接聯(lián)軸器決定，取為45mm。QUOTE：軸承端蓋處軸段取55mm。QUOTE：安裝軸承處取軸徑為60mm。QUOTE：過渡臺(tái)階段取70mm。QUOTE：齒輪軸肩處取72mm。QUOTE：低速級(jí)大齒輪處取62mm。：軸承端蓋處軸段取60mm。(3)、各軸段長度確定QUOTE：由聯(lián)軸器確定，取82mm。QUOTE：由箱體構(gòu)造，軸承端蓋，裝配關(guān)系等確定，取34mm。QUOTE：由軸承、擋油環(huán)確定，取48mm。QUOTE：過渡臺(tái)階段取40mm。QUOTE：齒輪軸肩處取為8mm。：比低速級(jí)大齒輪輪轂寬度小2，取為72mm。：由軸承，擋油環(huán)、套筒及裝配關(guān)系確定取48mm。3.2.2軸的校核項(xiàng)目計(jì)算及闡明結(jié)果已知數(shù)據(jù)1、軸的受力分析2、計(jì)算彎矩3、校核軸的強(qiáng)度已知數(shù)據(jù)：以低速軸為例進(jìn)行校核，T=1273.56N·m。1、軸的受力分析(1)、計(jì)算支撐反力齒輪圓周力：齒輪軸向力：齒輪徑向力：根據(jù)作圖求得跨距為：圖6軸的受力分析在水平面上：由式可知的方向與假設(shè)方向相反。在垂直平面上：軸承1的總支承反力軸承2的總支承反力2、計(jì)算彎矩在水平面上剖面左側(cè)剖面右側(cè)在垂直平面上合成彎矩剖面左側(cè)剖面右側(cè)3、校核軸的強(qiáng)度剖面的左側(cè)，因彎矩大，有轉(zhuǎn)矩，尚有鍵槽引起的應(yīng)力集中，故剖面的左側(cè)為危險(xiǎn)面。由附表10.1得:抗彎剖面模量抗扭剖面模量彎曲應(yīng)力扭剪應(yīng)力對(duì)于調(diào)質(zhì)處理的40Gr鋼，由表10.1查得:鍵槽引起的應(yīng)力集中系數(shù)，由附表10.4查得:。絕對(duì)尺寸系數(shù)，由附圖10.1查得:。軸磨削加工時(shí)的表面質(zhì)量系數(shù)由附圖10.2查得:因此求得安全系數(shù):查表10.5得許用安全系數(shù),顯然，故剖面安全。合格。3.2.3軸的可靠性設(shè)計(jì)一、=3\*ROMANIII軸的可靠性設(shè)計(jì)由老式設(shè)計(jì)懂得=3\*ROMANIII軸的基本參數(shù)可進(jìn)行可靠性設(shè)計(jì)了，按靜強(qiáng)度的可靠性設(shè)計(jì)措施設(shè)計(jì)。軸的危險(xiǎn)截面a-a截面處雖然同步受到彎矩M和扭矩T的聯(lián)合作用，但兩者是互相獨(dú)立的隨機(jī)變量。因即彎矩假設(shè)它們服從正態(tài)分布，按照《機(jī)械設(shè)計(jì)》公式（3.28a)和（8.28b)，則軸徑均值為，原則差同理，彎矩M的均值為411.622，原則差扭矩T的均值為795.48，原則差將作用于危險(xiǎn)剖面a-a處的載荷寫成正態(tài)分布形式為彎矩扭矩抗彎剖面系數(shù)的均值根據(jù)服從正態(tài)分布的隨機(jī)變量的代數(shù)運(yùn)算法則（詳見概率記錄等書籍），其原則差為彎曲應(yīng)力計(jì)算彎曲應(yīng)力均值為彎曲應(yīng)力原則差為因此，彎曲應(yīng)力分布為抗扭截面模量為了求當(dāng)量應(yīng)力的均值和原則差，根據(jù)第三強(qiáng)度理論當(dāng)量應(yīng)力，考慮到剪切應(yīng)力是脈動(dòng)應(yīng)力，要乘以應(yīng)力校正系數(shù)，按照正態(tài)分布的計(jì)算法則計(jì)算得的分布為根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》公式（3.28a)和(8.28b)對(duì)45鋼調(diào)質(zhì)處理后的強(qiáng)度基本數(shù)據(jù)進(jìn)行處理，得，其原則差。按照設(shè)計(jì)規(guī)定，可靠度R=0.999，由可靠度正態(tài)分布表查得,代入可靠度連接方程式（3.27）得整頓后簡化得方程解方程，舍棄不合理的根，得：直徑d的原則差直徑公差為因此，=3\*ROMANIII軸的直徑為比較上述兩種計(jì)算措施的成果可以看出，盡管安全系數(shù)S為1，安全系數(shù)設(shè)計(jì)法的設(shè)計(jì)成果遠(yuǎn)不小于可靠性設(shè)計(jì)成果。假如按可靠性設(shè)計(jì)，軸徑可減少，若折算成質(zhì)量，這是一種不小的數(shù)字，假如批量生產(chǎn)，其經(jīng)濟(jì)效益就很可觀，并且有99.9%的把握，不可靠度僅為0.1%，按照工程上極小不也許發(fā)生的概率，幾乎不也許出現(xiàn)失效。實(shí)際上，軸在變應(yīng)力下工作時(shí)，往往是疲勞損壞，因此疲勞強(qiáng)度的可靠設(shè)計(jì)在高可靠性規(guī)定、變載荷作用的機(jī)械設(shè)計(jì)中的地位日益突出，它將強(qiáng)度、載荷、尺寸、應(yīng)力、壽命等都做隨機(jī)變量處理。詳細(xì)環(huán)節(jié)可參照其他零、部件有關(guān)的抗疲勞可靠性設(shè)計(jì)專業(yè)書籍。二、=1\*ROMANI軸和=2\*ROMANII軸的設(shè)計(jì)=1\*ROMANI軸的基本參數(shù)：圓周力：=369.7N;軸向力：=804N;徑向力：=137.7N;計(jì)算得水平方向支反力分別為：=86.8N;=508.9N；垂直方向：=184.8N；=184.8N；最大強(qiáng)度極限：=750；對(duì)稱循環(huán)疲勞極限：=300安全系數(shù)：S=1；可靠度R=0.999=2\*ROMANII軸的基本參數(shù)：圓周力：=1968.1N;軸向力：=428N;徑向力：=733N;計(jì)算得水平方向支反力分別為：=732N;=105N；垂直方向：=984N；=984N；最大強(qiáng)度極限：=750；對(duì)稱循環(huán)疲勞極限：=320安全系數(shù)：S=1；可靠度R=0.999軸的最小直徑的可靠性計(jì)算和=3\*ROMANIII軸的計(jì)算過程是同樣的，在這里就不反復(fù)計(jì)算過程了。最終得到：=1\*ROMANI軸的直徑d的原則差直徑公差為=1\*ROMANI軸的直徑為=2\*ROMANII軸的直徑d的原則差直徑公差為=2\*ROMANII軸的直徑為相對(duì)于老式設(shè)計(jì)，=1\*ROMANI軸的直徑由本來的變?yōu)椋?2\*ROMANII軸的直徑由本來的變?yōu)?；相?duì)于老式設(shè)計(jì)的最小直徑，在可靠度R=0.999、安全系數(shù)S=1的前提下，對(duì)軸進(jìn)行可靠性設(shè)計(jì)，軸的尺寸均有所減小。這樣就節(jié)省了制導(dǎo)致本，提高了產(chǎn)品的經(jīng)濟(jì)性。第四章滾動(dòng)軸承、鍵連接的選擇及計(jì)算4.1滾動(dòng)軸承的選擇及計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算及闡明結(jié)果已知數(shù)據(jù)1、計(jì)算軸承軸向力2、計(jì)算當(dāng)量載荷3、校核軸承壽命已知數(shù)據(jù)：以低速軸軸承為例，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊查7210C軸承的1、計(jì)算軸承軸向力圖7軸承布置及受力圖由機(jī)械設(shè)計(jì)第五版表11.13查得7212以及的方向如圖6所示。與同向。+=3402.14+2144.99=5547.13N,故+>，因此軸有左移趨勢，但由軸承部件的構(gòu)造可知軸承I將保持平衡，故兩軸承的軸向力為：=5547.13N,=3402.12N。比較兩軸承的受力：因,故只需校核軸承I。2、計(jì)算當(dāng)量載荷由,查表11.12得。由機(jī)械設(shè)計(jì)表11.12得X=0.41,Y=0.87當(dāng)量動(dòng)載荷3、校核軸承壽命軸承在100攝氏度如下工作，查機(jī)械設(shè)計(jì)表11.9得.由于其中機(jī)械的沖擊屬于中等沖擊，查機(jī)械設(shè)計(jì)第五版表11.10得。故軸承I的壽命預(yù)期壽命顯然，，故滿足規(guī)定。合格4.2鍵連接的選擇及計(jì)算4.2.1鍵連接的選擇本設(shè)計(jì)中采用了一般A型平鍵和一般B型平鍵連接，材料均為45鋼，詳細(xì)選擇如下表所示：表5各軸鍵連接選擇表位置軸徑型號(hào)數(shù)量Ⅰ軸12A型鍵1Ⅱ軸32B型鍵1Ⅲ軸45A型鍵162B型鍵14.2.2鍵連接的校核項(xiàng)目計(jì)算及闡明結(jié)果1、Ⅰ軸上鍵的校核2、Ⅱ軸上鍵的校核3、Ⅲ軸上鍵的校核1、Ⅰ軸上鍵的校核帶輪處的鍵連接壓力為：鍵、軸、聯(lián)軸器的材料都是鋼，查教材表6.1知，顯然，,故強(qiáng)度足夠。2、Ⅱ軸上鍵的校核齒輪處的鍵連接壓力為：，,故強(qiáng)度足夠。3、Ⅲ軸上鍵的校核(1)、聯(lián)軸器處的鍵連接壓力為：，顯然，,故強(qiáng)度足夠。(2)、齒輪處的鍵連接壓力為：，,故強(qiáng)度足夠。合格合格合格合格4.3減速器附件的選擇4.3.1窺視孔和視孔蓋窺視孔用于檢查傳動(dòng)件的嚙合狀況等，并可用該孔向箱內(nèi)注入潤滑油，窺視孔有蓋板，機(jī)體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機(jī)械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強(qiáng)密封，蓋板用鑄鐵制成，用M8緊固。其構(gòu)造設(shè)計(jì)如裝配圖中所示。4.3.2油螺塞放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機(jī)體外壁應(yīng)凸起一塊，由機(jī)械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。其構(gòu)造設(shè)計(jì)如裝配圖中所示。4.3.3油標(biāo)油標(biāo)位在便于觀測減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安頓的部位不能太低，以防油進(jìn)入油尺座孔而溢出.其構(gòu)造設(shè)計(jì)如裝配圖中所示。4.3.4通氣孔由于減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，機(jī)體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機(jī)蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便到達(dá)體內(nèi)為壓力平衡.其構(gòu)造設(shè)計(jì)如裝配圖中所示。4.3.5吊鉤在機(jī)蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運(yùn)較重的物體。4.3.6起蓋螺釘減速器在安裝時(shí)，為了加強(qiáng)密封效果，防止?jié)櫥蛷南潴w剖分面處滲漏，一般在剖分面上涂水玻璃，因而在拆卸時(shí)往往因粘接較緊而不易分開，為了便于啟動(dòng)箱蓋，設(shè)置起蓋螺釘，只要擰動(dòng)此螺釘，就可頂起箱蓋。其構(gòu)造設(shè)計(jì)如裝配圖中所示。4.3.7定位銷為了保證箱體軸承座孔的鏜削和裝配精度，并保證減速器每次裝拆后軸承座的上下半孔一直保持加工時(shí)的位置精度，箱蓋和箱座需用兩個(gè)圓柱定位銷定位。其構(gòu)造設(shè)計(jì)如裝配圖中所示。第五章箱體構(gòu)造設(shè)計(jì)5.1箱體構(gòu)造尺寸的計(jì)算圖六第六章系統(tǒng)可靠性設(shè)計(jì)分析計(jì)算系統(tǒng)的可靠性設(shè)計(jì)包括可靠度分析和可靠度分派。系統(tǒng)可靠度分析是指在系統(tǒng)構(gòu)成零、部件的構(gòu)造完全確定、互相之間的失效影響關(guān)系明確、可靠度已知的狀況下，運(yùn)用建立的系統(tǒng)可靠度模型，求出系統(tǒng)的總可靠度，以檢查與否滿足規(guī)定；而對(duì)于系統(tǒng)總可靠度已知，零、部件之間的失效影響概率確定，系統(tǒng)可靠度數(shù)學(xué)模型清晰的狀況，需要合理確定各零、部件的可靠度，進(jìn)而確定零件的重要構(gòu)造參數(shù)，到達(dá)系統(tǒng)價(jià)格和性能最優(yōu)，這屬于可靠度分派的問題，也是可靠度優(yōu)化的問題。對(duì)于由多種零件、部件或子系統(tǒng)構(gòu)成的機(jī)器設(shè)備，總可靠度RS的計(jì)算模型可分為串聯(lián)、并聯(lián)絡(luò)統(tǒng)、混聯(lián)絡(luò)統(tǒng)等模型。本設(shè)計(jì)運(yùn)用系統(tǒng)可靠性預(yù)測對(duì)整個(gè)系統(tǒng)的可靠性進(jìn)行論述。系統(tǒng)的可靠性，與構(gòu)成系統(tǒng)的單元數(shù)目、單元的可靠性以及單元之間的互相功能關(guān)系有關(guān)。下面分別討論系統(tǒng)可靠性預(yù)測的數(shù)學(xué)模型措施。6.1串聯(lián)絡(luò)統(tǒng)的可靠性當(dāng)一種系統(tǒng)的單元中只要有一種失效該系統(tǒng)就失效，則這種系統(tǒng)稱為串聯(lián)絡(luò)統(tǒng)。圖為具有n個(gè)單元的串聯(lián)絡(luò)統(tǒng)的邏輯圖。設(shè)系統(tǒng)正常工作時(shí)間(壽命）這一隨機(jī)變量為t,構(gòu)成該系統(tǒng)的第i個(gè)單元正常工作時(shí)間隨機(jī)變量為。則在串聯(lián)絡(luò)統(tǒng)中，要使系統(tǒng)能正常運(yùn)行，就必須規(guī)定n個(gè)單元能同步正常工作，且規(guī)定每一單元的正常工作時(shí)間都不小于系統(tǒng)正常工作時(shí)間，因此按概率的乘法定理，即《機(jī)械可靠性設(shè)計(jì)》式(2-27),及可靠度定義，即式(1-2),則系統(tǒng)的可靠度體現(xiàn)為：6.2并聯(lián)絡(luò)統(tǒng)的可靠性當(dāng)一種系統(tǒng)的單元中只要有一種單元正常，該系統(tǒng)就能正常工作，只有所有單元均失效時(shí)系統(tǒng)才失效，則這種系統(tǒng)成為并聯(lián)絡(luò)統(tǒng)。設(shè)在并聯(lián)絡(luò)統(tǒng)中各單元的可靠度分別為概率分別為。若各單元的失效是互相獨(dú)立的事件，則由n個(gè)單元構(gòu)成的并聯(lián)絡(luò)統(tǒng)的失效概率可根據(jù)概率乘法定理體現(xiàn)如下：因此，并聯(lián)絡(luò)統(tǒng)的可靠度為串聯(lián)與并聯(lián)組合起來的系統(tǒng)，稱為串并聯(lián)絡(luò)統(tǒng)。圖七所示為一串聯(lián)絡(luò)統(tǒng)。二級(jí)變速器傳動(dòng)系統(tǒng)的邏輯圖可表達(dá)為：圖七傳動(dòng)系統(tǒng)可靠性邏輯框圖系統(tǒng)若處在可靠狀態(tài)，需保證各個(gè)組件處在可靠性狀態(tài)下，傳動(dòng)系統(tǒng)的高下速軸及高下速傳動(dòng)齒輪都正常工作，該系統(tǒng)才能正常工作。任何一種零件失效，該系統(tǒng)都無法工作，即為串聯(lián)絡(luò)統(tǒng)。由前面的系統(tǒng)的可靠性估計(jì)，在這里重要進(jìn)行總個(gè)系統(tǒng)的可靠度檢查。對(duì)實(shí)際的各零部件進(jìn)行失效分析，查得它的失效率，在由他們服從的分布函數(shù)查得整個(gè)可靠度的值。由《機(jī)械可靠性設(shè)計(jì)》表11-1查得某些機(jī)械零部件的基本失效率值：軸承的基本失效率，總共有6個(gè)軸承。該系統(tǒng)所有軸上齒輪均為輕載。查《機(jī)械可靠性設(shè)計(jì)》表4-5得各齒輪失效率：=1\*ROMANI軸上小齒輪的基本失效率=1\*ROMANI軸上大齒輪的基本失效率=2\*ROMANII軸小齒輪的基本失效率=2\*ROMANII軸大齒輪的基本失效率=3\*ROMANIII軸大齒輪的基本失效率=3\*ROMANIII軸小齒輪的基本失效率鍵的基本失效率，總共5個(gè)鍵軸的基本失效率，總共3根軸零部件的基本失效率確定之后，就要根據(jù)其使用條件確定其應(yīng)用失效率，即單元在現(xiàn)場使用中的失效率。它可以直接采用使用現(xiàn)場實(shí)測的失效率數(shù)據(jù)，也可以根據(jù)不一樣的使用環(huán)境選用對(duì)應(yīng)的的修正系數(shù)，由《機(jī)械可靠性設(shè)計(jì)》式（11-1）計(jì)算出該環(huán)境下的應(yīng)用失效率：根據(jù)《機(jī)械系統(tǒng)可靠性設(shè)計(jì)》表11-2查環(huán)境條件為固定地表面設(shè)備的失效率修正系數(shù)，我們選擇所有失效率的修正系數(shù)因此由邏輯圖可以得出系統(tǒng)的失效率的值由于單元多為元件、零部件，而在機(jī)械產(chǎn)品中的零部件都是通過磨合階段才正常工作，因此其失效率基本保持一定，處在偶爾失效期，其可靠度函數(shù)服從指數(shù)分布，即根據(jù)題目已知的條件我們可以算出多軸箱系統(tǒng)的工作時(shí)間：將以上的各個(gè)參數(shù)帶入上式中可以得到組合機(jī)床傳動(dòng)系統(tǒng)的可靠度為：由《機(jī)械系統(tǒng)可靠性設(shè)計(jì)》附表3查得多軸箱傳動(dòng)系統(tǒng)的的可靠度為：根據(jù)開