机械零件可靠性设计

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δ—强度Ѕ—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σr=0.10µr。变异系数：具有平均值x和标准差Sx的随机变量x的变异系数Cx定义为：Cx=Sx/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µr=k1σ0σr=k1S0σ0为材料拉伸机械特性的均值，即强度极限σB的均值和屈服极限σs的均值，可从手册中查得；S0为材料拉伸机械特性的标准差，也可用上述原则取；k1为修正系数。材料拉伸强度极限的均值和标准差四、、强强度度修修正正系系数数手册册和和实实验验数数据据通通常常都都是是名名义义强强度度，，还还需需用用适适当当的的修修正正系系数数进进行行修修正正，，一一般般可可假假定定他他们们都都服服从从正正态态分分布布。。总结：可可靠性设设计仍需需引用传传统的强强度计算算中考虑虑的有关关因素，，需要大大量的传传统强度度计算所所累积的的资料。。（3）可靠性性计算方方法正态分布布：大量统计计资料表表明，材材料的静静强度，，如屈服服强度、、抗拉强强度都较较好地服服从正态态分布。。例题1例1：已知汽汽车某零零件的工工作应力力及材料料强度均均为正态态分布，，且应力力的均值值μs=380MPa,标准差σs=42MPa，材料强度度的均值值为850MPa,标准差为为81MPa。试确定定零件的的可靠度度。解：利用用联结方方程查标准正正态分布布值，得得R=0.9999999.132螺栓连接接的可靠靠性设计计松联接螺螺栓的可可靠性设设计松联接螺螺栓只承承受轴向向静拉伸伸而无预预紧力，，失效模模式为螺螺纹部分分的塑性性变形和和断裂。。设计步骤骤：（1）确定设设计准则则（2）选择螺螺栓材料料，确定定其强度度分布（3）确定螺螺栓的应应力分布布（4）应用联联结方程程求解螺螺栓直径径应力松联接螺螺栓在工工作时只只承受拉拉伸载荷荷F，常规设设计时螺螺栓危险险截面的的强度条条件为可靠性设设计时，，将F、d1看成是独独立的随随机变量量，均服服从正态态分布。。因此，，当其变变异系数数不大时时，应力力也近似似为正态态分布，，其均值值和标准准值分别别为式中，为为螺栓直直径d1的变异系系数；为为工作作拉力F的变异系系数。强度试验表明明，在轴轴向静载载作用下下螺栓材材料强度度的分布布也近似似于正态态分布，，其强度度均值与与变异系系数的估估算值见见下表。。可靠性指指数因螺栓拉拉伸应力力和抗拉拉强度均均为正态态分布，，故其可可靠性指指数计算算式为解题思路路可靠度联接方程程均值、方方差强度、应应力模型型例2例2：设计一一松螺栓栓连接。。已知作作用于螺螺栓上的的载荷近近于正态态分布，，其均值值和标准准差分别别为F=30000N，,求可靠度度R(t)=99.5%时的螺栓栓直径。。解：(1)螺栓栓材料强强度的均均值和标标准差。。因螺栓可可靠性要要求较高高，由上上页表格格选螺栓栓4.8级，材材料为10钢，，屈服极极限均值值，，变变异系数数则则标准差差为（2）螺螺栓工作作应力的的均值和和标准差差。考虑到制制造中半半径的公公差，螺螺纹当值值半径公公差，，因为尺尺寸偏差差是正态态分布，，公差，，所以以螺栓计算算截面积积的标准准差为例2则有工作应力力的均值值和和标标准差为为（3）利用连连接方程程求螺栓栓直径。。因强度、、应力均均为正态态分布，，查正态态分布表表，当R(t)=0.995时，可靠靠性指数数uR=2.575,则有解得例2螺栓直径径取标准直直径，，其其实际可可靠性R（t））›0.995,满足足设计要要求，可可用。传统设计计结果：：螺栓的的尺寸确确定位公公称直径径d=16mm，内径径d1=13.835mm。。紧联接螺螺栓的可可靠性设设计紧螺栓既既有预紧紧力，又又承受轴轴向动载载荷。比比较典型型的下图图的发动动机气缸缸盖螺栓栓联接。。分析螺栓栓的受力力和变形形关系得得知，螺螺栓的总总拉力F2和预紧力力F0、工作拉拉力F、残余预预紧力F1、螺栓刚刚度Cb及被连接接件刚度度Cm有关，其其关系式式为式中，为为螺螺栓的相相对刚度度，见下下表；d1为螺栓危危险界面面的直径径，mm；1）齿轮轮轮齿的故故障模式式及其特特征2）齿面接接触疲劳劳强度的的可靠性性设计3）齿根弯弯曲疲劳劳强度的的可靠性性设计3齿轮的可可靠性设设计齿轮的失失效形式式：轮齿的失失效轮齿的失失效形式式：常见的有有轮齿折折断和工工作齿面面的磨损损、点蚀蚀、胶合合及塑性性变形。。理想方法法：通过对实实际工作作的齿轮轮进行试试验，取取得工作作应力、、强度极极限的分分布规律律，根据据应力、、强度干干涉理论论推导出出齿轮可可靠性设设计的表表达式。。存在问题题：由于影响响齿轮工工作应力力和强度度极限的的因素很很多，加加之齿轮轮的工作作寿命又又较长，，往往很很难用实实际工作作的齿轮轮进行试试验并取取得数据据。解决方法法：将常规设设计公式式中的设设计参数数作为随随机变量量，将由由手册中中查出的的数据按按统计量量处理，，进行可可靠性设设计。判断齿轮轮失效的的基本准准则是齿齿根弯曲曲疲劳强强度和齿齿面接触触疲劳强强度。1）齿轮轮轮齿的故故障模式式及其特特征

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障模式所所占比例例序号齿轮故障模式占总故障模式所占比例/%1疲劳断齿32.82过载断齿19.53轮齿碎裂4.34轮子毂撕裂4.65表面疲劳20.36表面磨损13.27齿面塑性变形5.32）齿面接接触疲劳劳强度的的可靠性性设计确定齿面面接触应应力的分分布参数数常规设计计时齿面面接触工工作应力力的计算算公式为为式中，σH为齿面接接触工作作应力，，Mpa；[σH]为齿面面许用接接触应力力，Mpa；ZH为节点啮啮合区域域系数；；ZE为弹性影影响系数数，按国国标查出出，CZE=0.02~0.03；Zε为重合度度系数；；Zβ为螺旋角角影响因因素；Ft为齿轮端端面内与与分度圆圆相切的的工作齿齿面间的的作用力力，或称称端面分分度圆，，名义切切向力（（圆周力力），N；Ft均值为式中，T1为小齿轮轮传递的的名义矩矩阵，N·m。若T1是由工作作在最繁繁重的、、连续的的正常工工作条件件下实用用地最大大载荷换换算所得得，则取取CFt=0；当载荷荷是精确确求得，，则取CFt=0.03；当载荷荷近似求求得，则则取CFt=0.08。d1为小齿轮轮分度圆圆直径，，mm；；b为齿轮轮宽度，，mm；；i为传动动比，，，Z1、、Z2为为小齿轮轮和大齿齿轮的齿齿数，““+”用用于外啮啮合；““-”用用于内啮啮合；KA为使用系系数或工工作情况况系数，，均值按按国标规规定求得得；KV为动载系系数，均均值按国国标线图图查出或或由下表表所列公公式算出出；KHβ为齿向载载荷分布布系数；；KHα为齿间载载荷分配配系数。。计算齿面面接触应应力的综综合变异异系数为为式中，CHM=0.04，为为引进均均值为1的接触触应力模模型变异异系数；；其他为为相应参参数的变变异系数数。动载系数数KV根据以上上公式分分别求出出均值及及变变异系数数，，则则计算接接触应力力的标准准差为确定齿面面接触疲疲劳强度度的分布布参数工作齿轮轮齿面接接触疲劳劳强度的的计算公公式为理论和试试验研究究表明也也服从对对数正态态分布，，故其均均值及变变异系数数分别为为各参数意意义及数数值确定定见下表表。将已确定定的变异异系数带带入上式式可得齿面接触触疲劳强强度的可可靠度系系数当工作应应力和强强度极限限服从对数正态态分布时，可按按下式计计算可靠靠度系数数：式中，为为Cn综合变异异系数，，。。当时时，为了了安全起起见可以以按安全全系数服服从正态分布布模型计算算可靠性性，可靠靠度系数数为例2例2：板材校直直机主动齿齿轮传递扭扭矩T1=3400N.m，，转速n1=22.6r/min,齿数数Z1=Z2=29，模模数m=6mm，变变位系数x1=x2=0.56，中心矩矩a'=180mm,齿宽b=260mm,重重合度εa=1.36,齿轮精精度为8级级，表面粗粗糙度Ra=3.2。。齿轮材料料为40MnB,HBS为250~280，使使用5年，，每天工作作两班，设设备利用率率80%。。试校核其其接触疲劳劳强度的可可靠性。解：(1)圆周力均值值变异系数(2)使用系数电动机驱动动，工作稳稳定，去KA=1，CKA=0。(3)动载系数KV圆周速度由动载系数数KV表得(4)齿向载荷分分配系数KHβ由表格得(5)齿间载荷分分配系数KHα8级精度，由由表格得例2(6)节点区域系系数啮合角(7)弹性影响系系数两齿轮均为为钢制，故故取ZE=189.8(8)重合度系数数重合度度εα=1.36，故(9)齿数比