机械零件可靠性设计.ppt

单击此处编辑母版标题样式,单击此处编辑母版文本样式,第二级,第三级,第四级,第五级,*,机械零部件的可靠性设计,1,概述,2,螺栓连接的可靠性设计,3,齿轮的可靠性设计,1,概述,强度,应力,可靠指标：,可靠概率：,可靠性设计原理,（,1,）应力,强度干涉模型,（,2,）分布参数确定,（,3,）可靠性计算方法,载荷统计和概率分布,应力计算,应力统计和概率分布,几何尺寸分布和其他随机因素,材料机械性能统计和概率分布,强度计算,强度统计和概率分布,机械可靠性设计,f,(S),f,(,d,),干涉模型,强度可靠性设计过程,（,1,）应力,强度干涉模型,机械可靠性设计就是要搞清楚载荷应力及零件强度的分布规律，合理的建立应力与强度之间的数学模型，严格控制失效概率，以满足设计要求。,（,2,）分布参数确定,应力分布类型和分布参数的确定,零件断面上的工作应力通常取决于载荷的大小、作用位置和时间，断面的几何尺寸或特征，材料物理性质，工作条件等因素。,在传统的机械设计中，通常将上述因素看做确定的变量；在机械可靠性设计中，则处理成随机变量。,试验测定分析法,确定方法 蒙特卡洛随机模拟法,解析综合法,强度分布类型和分布参数的确定,零件材料的强度是抵抗失效的极限工作能力，与材料性质、热处理方式、应力种类以及许多影响强度的因素（应力集中、表面、质量、尺寸大小、工作温度、环境等）有关。,试验测定分析法,确定方法 蒙特卡洛随机模拟法,解析法,解析法基本程序：,1.确定与应力相同的失效判据，建立函数关系式；,2.确定名义强度的分布和分布参数；,3.确定修正系数的分布和分布参数；,4.综合成强度分布和分布参数。,强度分布类型和分布参数的确定,一、国内外发表的材料强度分布数据,二、取用现有手册中强度数据,手册中查出的强度值一般是平均值，金属的变异系数一般小于0.10，最大不超过0.15，通常取0.10，即,r,=0.10,r。,变异系数：,具有平均值,x,和标准差S,x,的随机变量x的变异系数C,x,定义为：C,x,=S,x,/x,三、近似估算强度的分布参数,在缺乏实验数据时，可近似估计,r,=k,1,0r,=k,1,S,0,0,为材料拉伸机械特性的均值，即强度极限,B,的均值和屈服极限,s,的均值，可从手册中查得；S,0,为材料拉伸机械特性的标准差，也可用上述原则取；k,1,为修正系数。,材料拉伸强度极限的均值和标准差,四、强度修正系数,手册和实验数据通常都是名义强度，还需用适当的修正系数进行修正，一般可假定他们都服从正态分布。,总结：可靠性设计仍需引用传统的强度计算中考虑的有关因素，需要大量的传统强度计算所累积的资料。,（,3,）可靠性计算方法,正态分布：,大量统计资料表明，材料的静强度，如屈服强度、抗拉强度都较好地服从正态分布。,例题,1,例,1,：已知汽车某零件的工作应力及材料强度均为正态分布，且应力的均值,s,=380MPa,标准差,s,=42MPa,，,材料强度的均值为,850MPa,标准差为,81MPa,。试确定零件的可靠度。,解：利用联结方程,查标准正态分布值，得,R=0.999 999 9.,13,2,螺栓连接的可靠性设计,松联接螺栓的可靠性设计,松联接螺栓只承受轴向静拉伸而无预紧力，失效模式为螺纹部分的塑性变形和断裂。,设计步骤：,（,1,）确定设计准则,（,2,）选择螺栓材料，确定其强度分布,（,3,）确定螺栓的应力分布,（,4,）应用联结方程求解螺栓直径,应力,松联接螺栓在工作时只承受拉伸载荷,F,，常规设计时螺栓危险截面的强度条件为,可靠性设计时，将,Fd,1,看成是独立的随机变量，均服从正态分布。因此，当其变异系数不大时，应力也近似为正态分布，其均值和标准值分别为,式中，为螺栓直径d1,的变异系数；为工作拉力,F,的变异系数。,强度,试验表明，在轴向静载作用下螺栓材料强度的分布也近似于正态分布，其强度均值与变异系数的估算值见下表。,可靠性指数,因螺栓拉伸应力和抗拉强度均为正态分布，故其可靠性指数计算式为,解题思路,可靠度,联接方程,均值、方差,强度、应力模型,例2,例,2,：设计一松螺栓连接。已知作用于螺栓上的载荷近于正态分布，其均值和标准差分别为,F=30000N,，,求可靠度,R(t)=99.5%,时的螺栓直径。,解：(1)螺栓材料强度的均值和标准差。,因螺栓可靠性要求较高，由上页表格选螺栓4.8级，材料为10钢，屈服极限均值 ，变异系数 则标准差为,（2）螺栓工作应力的均值和标准差。,考虑到制造中半径的公差，螺纹当值半径公差 ，因为尺寸偏差是正态分布，公差 ，所以,螺栓计算截面积的标准差为,例2,则有,工作应力的均值 和标准差 为,（,3,）利用连接方程求螺栓直径。,因强度、应力均为正态分布，查正态分布表，当,R(t)=0.995,时，可靠性指数,u,R,=2.575,则有,解得,例2,螺栓直径,取标准直径 ，其实际可靠性R（t）,0.995,满足设计要求，可用。,传统设计结果：螺栓的尺寸确定位公称直径d=16mm，内径d1=13.835mm。,紧联接螺栓的可靠性设计,紧螺栓既有预紧力，又承受轴向动载荷。比较典型的下图的发动机气缸盖螺栓联接。,分析螺栓的受力和变形关系得知，螺栓的总拉力,F2,和预紧力,F0,、工作拉力,F,、残余预紧力,F1,、螺栓刚度,Cb,及被连接件刚度,Cm,有关，其关系式为,式中，为螺栓的相对刚度，见下表；,d,1,为螺栓危险界面的直径，,mm,；,1,）齿轮轮齿的故障模式及其特征,2,）齿面接触疲劳强度的可靠性设计,3,）齿根弯曲疲劳强度的可靠性设计,3,齿轮的可靠性设计,齿轮的失效形式：,轮齿的失效,轮齿的失效形式：,常见的有轮齿折断和工作齿面的磨损、点蚀、胶合及塑性变形。,理想方法：,通过对实际工作的齿轮进行试验，取得工作应力、强度极限的分布规律，根据应力、强度干涉理论推导出齿轮可靠性设计的表达式。,存在问题：,由于影响齿轮工作应力和强度极限的因素很多，加之齿轮的工作寿命又较长，往往很难用实际工作的齿轮进行试验并取得数据。,解决方法：,将常规设计公式中的设计参数作为随机变量，将由手册中查出的数据按统计量处理，进行可靠性设计。,判断齿轮失效的基本准则是齿根弯曲疲劳强度和齿面接触疲劳强度。,1,）齿轮轮齿的故障模式及其特征,故障模式特征,举,例,损坏部位示意图,表面接触疲劳损伤,麻点疲劳剥落,在轮齿节圆附近，由表面产生裂纹，造成深浅不同的点状或豆状凹坑,承受较高的接触应力的软齿面（正火调质状态）和部分硬齿面齿轮,浅层疲劳剥落,在轮子齿节圆附近，由内部或表面产生裂纹，造成深浅不同、面积大小不同的片状剥落,承受高接触应力的重载硬齿面（表面经强化处理）齿轮,硬化层剥落,经表面强化处理的齿轮在很大接触应力作用下，由于应力,/,强度比值大于,0.55,，在强化层过渡区产生平笔于表面的疲劳裂纹，造成硬化层压碎，大块剥落,承受高接触应力的重戴硬齿面（表面经强化处理）齿轮,齿轮弯曲断裂,疲劳断齿,表面硬化（渗碳、碳氮共渗、感应淬火等）齿轮，一般在轮齿承受最大交变弯曲应力的齿轮根部产生疲劳断裂。断口呈疲劳特征,承受弯曲应力较大的变速箱齿轮和最终传动齿轮等,过载断齿,一般发生在轮齿承受最大弯曲应力的齿根部位，由于材料脆性过大或突然受到过载和冲击，在齿根处产生脆性折断，断口粗糙,变速箱齿轮等,磨损,磨粒磨损,润滑介质中含有类角硬质颗粒和金属屑粒，尤如刀刃切削轮齿表面，使齿面几何形状发生畸变，严重时会使齿顶变尖，磨得像刀刃一样,在有灰沙环境工作的开式齿轮，矿山机械传动齿轮等,腐蚀磨损,在润滑介质中含有化学腐蚀成分，与材料表面发生化学和电化学反应，产生红褐色腐蚀产物（主要是二氧化铁），受啮合磨擦和润滑剂的冲刷而脱落,在化学腐蚀环境中工作的齿轮,胶合磨损,轮齿表面在相对运动时，由于速度大，齿面接触点局部温度升高（热粘合）或低速重载（冷粘合）使表面油膜破坏，产生金属局部粘合而又撕裂，一般在接近齿顶或齿根部位速度大的地方，造成与轴线重直的刮伤痕迹和细小密集的粘焊节瘤，齿面被破坏，噪音变大,高速传动齿轮、蜗杆等,齿端冲击磨损,变速箱换档齿轮在换档时齿端部受到冲击载荷，使齿端部产生磨损、打毛或崩角,变速箱换档齿轮受多次换档冲击载荷作用,齿面塑性变形,塑性变形,在瞬时过载和磨擦力很大时，软齿面齿轮表面发生塑性变形，呈现凹沟、凸角和飞边，甚至使齿轮扭曲变形造成轮齿塑性变形,软齿面齿办过载,压痕,当有外界异物或从轮齿上脱落的金属碎片进入啮合部位，在齿面上压出凹坑，一般凹痕线平，严重时会使轮齿局部变形,齿轮啮合时有异物压入,塑变折皱,硬齿面齿轮（尤其是双曲线齿轮）当短期过载磨擦力很大时，齿面出现塑性变形现象，呈波纹形折皱，严重破坏齿廓,硬齿面齿轮过载,齿轮故障模式所占比例,序 号,齿轮故障模式,占总故障模式所占比例,/%,1,疲劳断齿,32.8,2,过载断齿,19.5,3,轮齿碎裂,4.3,4,轮子毂撕裂,4.6,5,表面疲劳,20.3,6,表面磨损,13.2,7,齿面塑性变形,5.3,2,）齿面接触疲劳强度的可靠性设计,确定齿面接触应力的分布参数,常规设计时齿面接触工作应力的计算公式为,式中，,H,为齿面接触工作应力，Mpa,；,H,为齿面许用接触应力，Mpa,；,Z,H,为节点啮合区域系数；,Z,E,为弹性影响系数，按国标查出，,C,ZE,=0.020.03Z,为重合度系数；,Z,为螺旋角影响因素；,Ft,为齿轮端面内与分度圆相切的工作齿面间的作用力，或称端面分度圆，名义切向力（圆周力），,N,；,Ft,均值为,式中，,T,1,为小齿轮传递的名义矩阵，,N,m,。,若,T,1,是由工作在最繁重的、连续的正常工作条件下实用地最大载荷换算所得，则取,C,Ft,=0,；当载荷是精确求得，则取,C,Ft,=0.03,；当载荷近似求得，则取,C,Ft,=0.08,。,d,1,为小齿轮分度圆直径，mm；,b为齿轮宽度，mm；,i为传动比，Z1、Z2为小齿轮和大齿轮的齿数，,“,+,”,用于外啮合；,“,-,”,用于内啮合；,K,A,为使用系数或工作情况系数，均值按国标规定求得；,K,V,为动载系数，均值按国标线图查出或由下表所列公式算出；,K,H,为齿向载荷分布系数；,K,H,为齿间载荷分配系数。,计算齿面接触应力的综合变异系数为,式中，C,HM,=0.04，为引进均值为1的接触应力模型变异系数；其他为相应参数的变异系数。,动载系数,K,V,根据以上公式分别求出均值 及变异系数 ，则计算接触应力的标准差为,确定齿面接触疲劳强度的分布参数,工作齿轮齿面接触疲劳强度的计算公式为,理论和试验研究表明 也服从对数正态分布，故其均值及变异系数分别为,各参数意义及数值确定见下表。,将已确定的变异系数带入上式可得,齿面接触疲劳强度的可靠度系数,当工作应力和强度极限服从,对数正态分布,时，可按下式计算可靠度系数：,式中，为,C,n,综合变异系数，。,当 时，为了安全起见可以按安全系数服从,正态分布,模型计算可靠性，可靠度系数为,例2,例,2,：板材校直机主动齿轮传递扭矩T,1,=3400N.m，转速n,1,=22.6r/min,齿数Z,1,=Z,2,=29，模数m=6mm，变位系数x,1,=x,2,=0.56，中心矩a=180mm,齿宽b=260mm,重合度,a,=1.36,齿轮精度为8级，表面粗糙度R,a,=3.2。齿轮材料为40MnB,HBS为250280，使用5年，每天工作两班，设备利用率80%。试校核其接触疲劳强度的可靠性。,解：,(1),圆周力均值,变异系数,(2),使用系数,电动机驱动，工作稳定，去,K,A,=1,，,C,KA,=0,。,(3),动载系数,K,V,圆周速度,由动载系数,K,V,表得,(4),齿向载荷分配系数,K,H,由表格得,(5),齿间载荷分配系数,K,H,8,级精度，由表格得,例2,(6),节点区域系数,啮合角,(7),弹性影响系数,两齿轮均为钢制，故取,Z,E,=189.8,(8),重合度系数,重合度,=1.36,，故,(9),齿数比系数,例2,(10),齿面接触应力均值,综合变异系数得,(11),接触疲劳强度,查表得,例2,(12),寿命系数应力循环次数,(13),可见,10,7,N,L,10,9表得,(14),润滑油系数按,Hlim,850,=100,采用国标方法求得,(15),粗糙度系数,采用国标方法求得,例2,(16),工作硬化系数,采用国标方法求得,(17),齿面接触疲劳强度的变异系数,(18),齿面接触疲劳强度的变异系数,设齿轮为大批生产，由表得,(19),综合变异系数,例2,例2,(20),求可靠性,查表的可靠性,R=0.9999922,3,）齿根弯曲疲劳强度的可靠性设计,确定齿根弯曲应力的分布参数,工作应力均值为,综合变异系数为,确定齿根弯曲疲劳强度的分布参数,强度极限均值为,综合变异系数为,弯曲疲劳强度下齿轮的可靠度,计算齿根当工作应力和强度极限服从对数正态分布时，可按下式计算可靠度系数：,式中，为,C,n,综合变异系数，。,当 时，为了安全起见可以按安全系数服从正态分布模型计算可靠性，可靠度系数为,