机械零件可靠性设计.ppt

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 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 r k1 0 r k1S0 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 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 9999999 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F d1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uR 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 d1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 齿轮故障模式所占比例 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 ZH为节点啮合区域系数 ZE为弹性影响系数 按国标查出 CZE 0 02 0 03 Z 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 T1为小齿轮传递的名义矩阵 N m 若T1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CFt 0 当载荷是精确求得 则取CFt 0 03 当载荷近似求得 则取CFt 0 08 d1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 KA为使用系数或工作情况系数 均值按国标规定求得 KV为动载系数 均值按国标线图查出或由下表所列公式算出 KH 为齿向载荷分布系数 KH 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 CHM 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KV 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Cn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T1 3400N m 转速n1 22 6r min 齿数Z1 Z2 29 模数m 6mm 变位系数x1 x2 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Ra 3 2 齿轮材料为40MnB HBS为250 280 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KA 1 CKA 0 3 动载系数KV圆周速度由动载系数KV表得 4 齿向载荷分配系数KH 由表格得 5 齿间载荷分配系数KH 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ZE 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107 NL 109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Cn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