第六章-机械零部件可靠性设计.课件.ppt

1、第6章 机械零部件可靠性设计概述：概述： 机械零件可靠性设计：机械零件可靠性设计：1.已知零件工作应力和材料强度的分布及其分布参数和设计目标要求的可靠性(可靠度或可靠寿命)，对零件进行可靠性校核。2.依据零件的许用可靠性指标和材料性能，确定零件的几何尺寸。 SSmaxlim Slimmax 常规设计零件强度的判据：常规设计零件强度的判据：存在的问题：存在的问题：1.产品在整个使用过程中任一时刻的失效概率；2.产品在设计的条件和寿命下，是否会因为可靠度太高而造成成本不必要的加大，或者因为可靠度太低而造成不应有的破坏。第6章 机械零部件可靠性设计 9 . 0tR 9 . 0tR 99. 0tR 9

2、9999. 0tR可靠性设计能解决：可靠性设计能解决：概述：概述：故障后果允许可靠度机器类别灾难性失事事故完不成任务飞行器、军事装备、化工设备、医疗器械、器重机械等经济性修理停歇时间增加工艺设备、农业机械、家用生活机械降低工况，输出参数恶化无后果(修理费用在规定的标准范围)机器中的一般零部件1.所设计的产品在规定条件下和运行时间内，其失效情况及破坏概率2.可以根据零件的重要程度来决定可靠度的大小，从而得到更合理的设计参量表表6-1 6-1 故障后果及可靠度故障后果及可靠度第6章 机械零部件可靠性设计螺栓连接的可靠性设计：螺栓连接的可靠性设计： 受拉伸载荷螺栓连接的可靠性设计：受拉伸载荷螺栓连接

3、的可靠性设计：1. 松螺栓连接的可靠性设计 松螺栓连接装配时，螺母不需要拧紧。在承受工作载荷之前螺栓没有预紧力，也常称为拉杆连接。2222212214FdFdCCFSdSdFS214dF Fd41 214dF 进行可靠性设计时，将F，d1看成是相互独立的随机变量，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，其均值和标准差分别为：螺栓直径螺栓直径d1的变的变异系数异系数工作拉力工作拉力F的的变异系数变异系数第6章 机械零部件可靠性设计螺栓连接的可靠性设计：螺栓连接的可靠性设计： 受拉伸载荷螺栓连接的可靠性设计：受拉伸载荷螺栓连接的可靠性设计：1. 松螺栓连接的可靠性设计强度级

4、别强度极限屈服极限推荐材料最小值均值变异系数最小值均值变异系数4.64.84004750.053240320272.5387.50.060.07420，105.65.85006000.055300400341.5483.70.0520.07430，35，20，Q2356.66.96007000.048360540408.85800.0510.07435，45，40Mn8.88009000.037640774.90.07535，35Cr10.912.910001200110013000.030.0269001080100813820.0770.09440Mn2表表6-5 6-5 螺栓材料强度均值

5、与变异系数估算值螺栓材料强度均值与变异系数估算值22SSuxxR第6章 机械零部件可靠性设计螺栓连接的可靠性设计：螺栓连接的可靠性设计： 受拉伸载荷螺栓连接的可靠性设计：受拉伸载荷螺栓连接的可靠性设计：1. 松螺栓连接的可靠性设计例：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F30000N，SF0.2F/3，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 因螺栓可靠度要求较高，由表6-5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102. 0rrMPa7 .285 .387074. 0SSSCS074. 0

6、SCMPa5 .387S(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，螺纹当量半径公差 ，因为尺寸偏差是正态分布，公差 ，所以110067. 0302. 03rrrSrrSr3第6章 机械零部件可靠性设计螺栓连接的可靠性设计：螺栓连接的可靠性设计： 受拉伸载荷螺栓连接的可靠性设计：受拉伸载荷螺栓连接的可靠性设计：1. 松螺栓连接的可靠性设计螺栓计算截面积的标准差为：212121954930000rrrFrrASrSrrrAS11123323232122212121222128 .639067. 00067. 09549rFFrrrFSrSSFr11212112rrrrrA则有：工作应

7、力的均值和标准差为：第6章 机械零部件可靠性设计螺栓连接的可靠性设计：螺栓连接的可靠性设计： 受拉伸载荷螺栓连接的可靠性设计：受拉伸载荷螺栓连接的可靠性设计：1. 松螺栓连接的可靠性设计(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22122122/8 .6397 .28/95495 .387575. 2rrSSSS04 .61115.512141rrmm34.1167. 52211 rdmm67. 5,mm1 .321221rr解得：螺栓直径： 取标准直径M1420.12mm，其实际可靠度R(t)0.995，满足设

8、计要求，可用。第6章 机械零部件可靠性设计螺栓连接的可靠性设计：螺栓连接的可靠性设计： 受拉伸载荷螺栓连接的可靠性设计：受拉伸载荷螺栓连接的可靠性设计：2. 紧螺栓连接得可靠性设计常规设计时螺栓危险截面的强度条件为：mbbCCCFCCCFFFFmbb012 213 . 14Fd 21243 . 1dF螺栓所受的螺栓所受的总拉力总拉力分析螺栓连接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，其关系式为螺栓的相对螺栓的相对刚度刚度垫片材料金属皮革铜皮石棉橡胶0.20.30.70.80.9表表6-6 6-6 螺栓的相对刚度螺栓的相

9、对刚度第6章 机械零部件可靠性设计螺栓连接的可靠性设计：螺栓连接的可靠性设计： 受拉伸载荷螺栓连接的可靠性设计：受拉伸载荷螺栓连接的可靠性设计：2. 紧螺栓连接得可靠性设计 对于受轴向变载荷的紧螺栓连接，除按静强度计算外，还应校核其疲劳强度。受变载荷的紧螺栓连接的主要失效形式是螺栓的疲劳断裂。应力幅及应力集中是导致螺栓疲劳断裂的主要原因。螺栓连接的疲劳试验证明，螺栓的疲劳寿命服从对数正态分布。螺栓的疲劳极限应力幅值可按下式确定：ka lim1lim光滑试件的光滑试件的拉伸疲劳极拉伸疲劳极限限尺寸系数尺寸系数螺纹牙受力不螺纹牙受力不均匀系数，均匀系数，1.51.6制造工艺系数制造工艺系数有效应力

10、集有效应力集中系数中系数第6章 机械零部件可靠性设计螺栓连接的可靠性设计：螺栓连接的可靠性设计： 受拉伸载荷螺栓连接的可靠性设计：受拉伸载荷螺栓连接的可靠性设计：2. 紧螺栓连接得可靠性设计 当工作拉力在0到F变化时，螺栓所受的总拉力将在F0到F2变化。螺栓危险截面的最大拉应力为21minmax22dFCCCmbba210min4dF212max4dF最小拉应力为应力幅为第6章 机械零部件可靠性设计螺栓连接的可靠性设计：螺栓连接的可靠性设计： 受拉伸载荷螺栓连接的可靠性设计：受拉伸载荷螺栓连接的可靠性设计：2. 紧螺栓连接得可靠性设计紧螺栓连接可靠性设计的步骤有以下几个方面：(1) 确定设计准

11、则。%7%3 . 5SC tRPPSS0(2) 选择螺栓材料，确定其强度分布，求其均值和标准差。根据经验，可取螺栓拉伸强度的变异系数为(3) 确定螺栓的应力分布，求出应力的均值和标准差。(4) 应用连接方程，确定螺栓直径。第6章 机械零部件可靠性设计螺栓连接的可靠性设计：螺栓连接的可靠性设计： 受拉伸载荷螺栓连接的可靠性设计：受拉伸载荷螺栓连接的可靠性设计：2. 紧螺栓连接得可靠性设计例：已知气缸内径 ，缸内的工作压力螺栓数目n=8,采用金属垫片，设计此气缸盖螺栓连接。要求螺栓连接的可靠度为0.999999。MPa6 .3348007. 007. 0SSSMPa70. 10pMPa480Smm

12、3802D解：(1)螺栓材料选用45钢，螺栓性能等级选用6.8级，假设其强度分布为正态分布，则材料屈服极限的均值为 ，屈服极限的标准差为第6章 机械零部件可靠性设计螺栓连接的可靠性设计：螺栓连接的可靠性设计： 受拉伸载荷螺栓连接的可靠性设计：受拉伸载荷螺栓连接的可靠性设计：2. 紧螺栓连接得可靠性设计(2)假设螺栓的应力分布为正态分布，确定应力的均值及标准差。气缸盖上所受的最大工作载荷的均值为： N19272408808. 008. 0FSF08. 0FSCFF N240888192700nFFT N192700438014. 370. 14222maxDPFT每个螺栓上所受的最大工作载荷的均

13、值为：可取工作载荷的变异系数 。因此，工作载荷分布的标准差第6章 机械零部件可靠性设计螺栓连接的可靠性设计：螺栓连接的可靠性设计： 受拉伸载荷螺栓连接的可靠性设计：受拉伸载荷螺栓连接的可靠性设计：2. 紧螺栓连接得可靠性设计每个螺栓内由工作载荷引起的应力的均值为：MPa3068842408822ddAFFN24553068808. 008. 022ddSFF12FFF02112FFCCCF螺栓的直径螺栓的直径应力分布的标准差为： 众所周知，既有预紧力又受轴向工作载荷的紧螺栓连接在工作时，螺栓总拉力为：第6章 机械零部件可靠性设计螺栓连接的可靠性设计：螺栓连接的可靠性设计： 受拉伸载荷螺栓连接的

14、可靠性设计：受拉伸载荷螺栓连接的可靠性设计：2. 紧螺栓连接得可靠性设计8 . 010. 0,10. 0, 8BSCBBB02211FFFBAF0211FFBFBCC12令 ，则上式可改写成将上式除以螺栓截面面积A，可得螺栓总应力分布的均值根据经验，取预紧应力分布的均值为240MPa，标准差为36MPa。一般认为，比较恰当的估计是取比例系数MPa240341024030688811222ddF第6章 机械零部件可靠性设计螺栓连接的可靠性设计：螺栓连接的可靠性设计： 受拉伸载荷螺栓连接的可靠性设计：受拉伸载荷螺栓连接的可靠性设计：2. 紧螺栓连接得可靠性设计(3)应用连接方程。212224251

15、66272240341048070. 4ddmm20dyyFSRSSSuFS212222因此，螺栓的尺寸确定如下：公称直径d=24mm,内径d1=20.752mm。第6章 机械零部件可靠性设计螺栓连接的可靠性设计：螺栓连接的可靠性设计： 受剪切载荷螺栓连接的可靠性设计：受剪切载荷螺栓连接的可靠性设计：受剪切载荷螺栓连接：受剪切载荷螺栓连接：紧螺栓连接的一种，利用铰制孔用螺栓抗剪切来承受载荷的。螺栓杆与孔壁之间无间隙，接触表面受挤压；在连接接合面处，螺栓杆则受剪切。螺栓杆与孔壁的挤压强度条件为：螺栓杆与孔壁的挤压强度条件为： 204dFPPLdFmin0螺栓杆的剪切强度条件为：螺栓杆的剪切强度条

16、件为：第6章 机械零部件可靠性设计弹簧的可靠性设计：弹簧的可靠性设计： 弹簧分类：弹簧分类：按所受载荷不同：按所受载荷不同：拉伸弹簧、压缩弹簧、扭转弹簧、弯曲弹簧按形状不同：按形状不同：螺旋弹簧、环形弹簧、板簧、平面涡卷弹簧 圆柱螺旋压缩弹簧设计的基本问题：圆柱螺旋压缩弹簧设计的基本问题：1. 必须满足强度要求，使剪应力不引起失效；2. 满足刚度要求，使弹簧的变形不超过规定值；3. 满足所需的有效圈数。圆柱螺旋压缩弹簧的主要失效模式是疲劳破坏和断裂。圆柱螺旋压缩弹簧的主要失效模式是疲劳破坏和断裂。第6章 机械零部件可靠性设计弹簧的可靠性设计：弹簧的可靠性设计：螺旋弹簧中的最大剪应力：螺旋弹簧中

17、的最大剪应力：kyynDGdF348GdnFDy438CCCK615. 0441438dFDK弹簧的曲度系数弹簧的变形量：弹簧的变形量：力与变形量的关系为：力与变形量的关系为：第6章 机械零部件可靠性设计弹簧的可靠性设计：弹簧的可靠性设计：剪应力的均值、标准差和变异系数分别为：剪应力的均值、标准差和变异系数分别为：2122229dDFKCCCCSC2122222222dDFKSdSDSFSKS38dDFK第6章 机械零部件可靠性设计弹簧的可靠性设计：弹簧的可靠性设计：各变量的均值、标准差和变异系数的确定：各变量的均值、标准差和变异系数的确定：1. 曲度系数K与弹簧指数有关，可根据弹簧中径D和弹

18、簧丝直径d的公差估算出 标准差，一般可取2. 轴向载荷F的标准差可取为载荷允许偏差 的1/3，即 ，故 3. 弹簧中径D的标准差可根据弹簧质量检查标准(GB1239)中的弹簧精度等级要 求确定。4. 弹簧丝直径d的标准差按规定的公差确定，标准差Sd和变异系数Cd的估计值 可查表。5. 弹簧有效圈数n的允许偏差见表。6. 剪切弹性模量G的变异系数可取FFCF33FSFF045. 0KS03. 0EGCC第6章 机械零部件可靠性设计弹簧的可靠性设计：弹簧的可靠性设计： 圆柱螺旋压缩弹簧的静强度可靠性设计：圆柱螺旋压缩弹簧的静强度可靠性设计：1. 工作应力的均值和标准差 弹簧的工作应力均值可按 计算

19、，标准差为 。CS BS432. 0S38dDFK2. 强度极限的均值和标准差 在静强度设计中主要的强度指标是剪切屈服极限 ，一般来说它与抗拉强度极限间的关系为应用变形能理论所得到的关系，设计中常采用BS432. 0对65Mn来说，MPa253/75BS第6章 机械零部件可靠性设计弹簧的可靠性设计：弹簧的可靠性设计： 圆柱螺旋压缩弹簧的静强度可靠性设计：圆柱螺旋压缩弹簧的静强度可靠性设计：考虑到不同捆钢丝性能的差异，钢丝抗拉强度的变异系数为 SSSnnmaxBBBBCSCB6,minmax21222max1CCnnuSSSS2221CCCS式中，静强度安全系数3.可靠性计算第6章 机械零部件可

20、靠性设计弹簧的可靠性设计：弹簧的可靠性设计： 圆柱螺旋压缩弹簧的疲劳强度可靠性设计：圆柱螺旋压缩弹簧的疲劳强度可靠性设计：1. 工作应力的均值和标准差 均值2122min0lim75. 0SSSmin0lim75. 02122229maxmaxdDFKCCCCC3minmin3maxmax8,8dDFKdDFK 变异系数2122229minmindDFKCCCCC2. 强度极值的均值和标准差RRnnmaxmin0maxlim75. 0222maxmin1CCnnuRRR第6章 机械零部件可靠性设计弹簧的可靠性设计：弹簧的可靠性设计： 圆柱螺旋压缩弹簧的疲劳强度可靠性设计：圆柱螺旋压缩弹簧的疲劳

21、强度可靠性设计：例：试计算某气门弹簧的可靠度。已知弹簧丝直径d=4.5mm,弹簧中径D32mm，工作圈数n=8，弹簧安装压力Fmin200N，最大工作压力Fmax=425 0.15N，弹簧材料为50CrVA， ，凸轮轴转速为1400 r/min,要求工作寿命N107。11. 75 . 432dDCMPa18001500B解： (1) 计算弹簧指数C和曲度系数K037. 0KSCKK045. 0KS21. 1615. 04414CCCK取 ，故第6章 机械零部件可靠性设计弹簧的可靠性设计：弹簧的可靠性设计： 圆柱螺旋压缩弹簧的疲劳强度可靠性设计：圆柱螺旋压缩弹簧的疲劳强度可靠性设计：解： (2)

22、 确定弹簧工作应力的分布N25.21342515. 0maxFS3max15. 0FMPa86.4595 . 414. 332425821. 1833maxmaxdDFKMPa41.2165 . 414. 332200821. 1833minmindDFK因Fmax的波动范围为 ，按“ ”原则05. 0maxmaxmaxFSCFF第6章 机械零部件可靠性设计弹簧的可靠性设计：弹簧的可靠性设计： 圆柱螺旋压缩弹簧的疲劳强度可靠性设计：圆柱螺旋压缩弹簧的疲劳强度可靠性设计：解： 而CFmin按精度2级n8从表6-14查得为0.033，同时按表6-10和表6-11取MPa97.2886.459063

23、. 0maxmaxmaxCSMPa82.1041.21605. 0minminminCS063. 092222maxmaxdDFKCCCCC003. 0,005. 0dDCC05. 092222minmindDFKCCCCC故：第6章 机械零部件可靠性设计弹簧的可靠性设计：弹簧的可靠性设计： 圆柱螺旋压缩弹簧的疲劳强度可靠性设计：圆柱螺旋压缩弹簧的疲劳强度可靠性设计：解： (3) 确定弹簧材料的强度分布MPa49516503 . 03 . 00BMPa3 .65741.21675. 049575. 0min0lim03. 016506150018006minmaxBBBBCMPa1650215

24、0018002minmaxBBB按50CrVA的抗拉强度值得查表6-15知，当N107次时，取而极限应力为第6章 机械零部件可靠性设计弹簧的可靠性设计：弹簧的可靠性设计： 圆柱螺旋压缩弹簧的疲劳强度可靠性设计：圆柱螺旋压缩弹簧的疲劳强度可靠性设计：标准差073. 03 .65721.48limlimlimSC096. 00C0CMPa21.4875. 075. 022022min0min0limSCSSS式中， 为脉动循环时材料疲劳极限得变异系数，未经喷丸处理，取(4) 计算安全系数及可靠度 9998. 0tR527. 31222maxlimCCnnuRRR3 . 143. 186.4593

25、.657maxlimRn设强度和应力均为正态分布，故连接系数查正态分布表，得第6章 机械零部件可靠性设计弹簧的可靠性设计：弹簧的可靠性设计： 圆柱螺旋压缩弹簧的疲劳强度可靠性设计：圆柱螺旋压缩弹簧的疲劳强度可靠性设计：(5) 静强度验算024. 71222maxCCnnuSSSS3 . 155. 1maxSSn03. 0BSCCMPa8 .712432. 0BS因 ，并取 ，则静强度安全系数计算静强度连接系数查正态分布表，得 0 . 1tR第6章 机械零部件可靠性设计齿轮传动的可靠性设计：齿轮传动的可靠性设计： 齿轮轮齿的故障模式及其特征：齿轮轮齿的故障模式及其特征： 齿面的疲劳点蚀是闭式软齿

26、齿面轮常见的失效形式，它主要是由于表面接齿面的疲劳点蚀是闭式软齿齿面轮常见的失效形式，它主要是由于表面接触强度不足而产生的，是齿面疲劳损伤的现象之一。触强度不足而产生的，是齿面疲劳损伤的现象之一。序号齿轮故障模式占总故障模式比例/1疲劳断齿32.82过载断齿19.53轮齿碎裂4.34轮毂撕裂4.65表面疲劳20.36表面磨损13.27齿面塑性变形5.3表表6-17 6-17 齿轮故障模式所占比例齿轮故障模式所占比例第6章 机械零部件可靠性设计齿轮传动的可靠性设计：齿轮传动的可靠性设计： 齿面接触疲劳强度的可靠性设计齿面接触疲劳强度的可靠性设计 齿轮传动设计方法主要包括两方面的内容，既要保证齿面

27、有足够的接触强齿轮传动设计方法主要包括两方面的内容，既要保证齿面有足够的接触强度，又要使齿根有足够的弯曲强度。度，又要使齿根有足够的弯曲强度。1. 齿面接触工作应力参数的分布 常规设计时齿面接触工作应力的计算公式为12ZZN200011dTFtHHHVAtEHHKKKKiibdFZZZZ11齿面接触齿面接触工作应力工作应力齿面许用齿面许用接触应力接触应力节点啮节点啮合区域合区域系数系数弹性影弹性影响系数响系数重合重合度系度系数数螺旋螺旋角影角影响系响系数数齿轮端面内与分度圆相切齿轮端面内与分度圆相切的工作齿面间的工作力：的工作齿面间的工作力：使用使用系数系数动载动载系数系数齿向齿向载荷载荷分布

28、分布系数系数小齿轮传递小齿轮传递的名义扭矩的名义扭矩齿间齿间载荷载荷分配分配系数系数第6章 机械零部件可靠性设计齿轮传动的可靠性设计：齿轮传动的可靠性设计： 齿面接触疲劳强度的可靠性设计齿面接触疲劳强度的可靠性设计变异系数：VVKKKCV3103. 0HKCHHKKKCH310625. 1HHKKKCHHHKKKnCH305. 1101对无齿向修形时：对于鼓形齿，即有齿向修形时：或取第6章 机械零部件可靠性设计齿轮传动的可靠性设计：齿轮传动的可靠性设计： 齿面接触疲劳强度的可靠性设计齿面接触疲劳强度的可靠性设计计算齿面接触应力的综合变异系数为：HHCSH04. 0HMC21222222241H

29、HVAtEHKKKKFZHMCCCCCCCC式中， ，为引进均值为1的接触应力模型变异系数；其他为相应参量的变异系数。 计算接触应力的标准差为：第6章 机械零部件可靠性设计齿轮传动的可靠性设计：齿轮传动的可靠性设计： 齿面接触疲劳强度的可靠性设计齿面接触疲劳强度的可靠性设计2. 齿面接触疲劳强度参数的分布 工作齿轮齿面接触疲劳强度的计算公式为：21222222limlimWRVLNHHZZZZZCCCCCCCWRVLNHHZZZZZlimlimlimHWRVLNHHZZZZZlimlim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将表中已确定的各变异系数值代可得：212l

30、imlim0032. 0HHCC第6章 机械零部件可靠性设计齿轮传动的可靠性设计：齿轮传动的可靠性设计： 齿面接触疲劳强度的可靠性设计齿面接触疲劳强度的可靠性设计3. 齿面接触疲劳强度的可靠度系数 当工作应力和强度极限均服从对数正态分布时，可按下式计算可靠度系数：10. 0,10. 0limHHCC2122limHHCCCnnCnHHRCulimln式中， 为综合变异系数，当 时，为了安全系数服从正态分布模型计算可靠度，可靠度系数为：RnRRnCnu1第6章 机械零部件可靠性设计齿轮传动的可靠性设计：齿轮传动的可靠性设计： 齿面接触疲劳强度的可靠性设计齿面接触疲劳强度的可靠性设计4. 齿轮接触

31、疲劳强度的可靠性设计 若齿面接触力为其他分布，则可按等效正态分布法求解可靠度。2lim1expHRntuCKFbdRnHtuCbdKFexplim1RnHHuCexplim21ZZZZKKKKiiKEHHHVA式中开方后整理得取齿宽系数dtHRnKFuCdlim1exp1dbd第6章 机械零部件可靠性设计齿轮传动的可靠性设计：齿轮传动的可靠性设计： 齿面接触疲劳强度的可靠性设计齿面接触疲劳强度的可靠性设计例：板材校直机主动齿轮传递扭矩 ，转速 ，齿数 ，模数 ，变位系数 ，中心矩齿宽 ，重合度 ，齿轮精度8级，表面粗糙度 。齿轮材料为40MnB，HBS为250280，使用5年，每天工作两班，设

32、备利用率80。试校核其接触疲劳强度的可靠度。mm6mminr6 .221nmN34001T2921 ZZmm260bmm180 a56. 021 xx36. 1a N3908017434002000200011dTFt)mm(17429611 mZd2 . 3aR03. 0tFC解：(1)圆周力均值变异系数(2)使用系数电动机驱动，工作平稳；取0, 1AKACK第6章 机械零部件可靠性设计齿轮传动的可靠性设计：齿轮传动的可靠性设计： 齿面接触疲劳强度的可靠性设计齿面接触疲劳强度的可靠性设计(3)动载系数圆周速度095. 1057. 103977. 0007. 02ddHK129206. 000

33、125. 0100125. 011vzKVsm206. 0191006 .221741910011ndv5 . 1, 01dbCdKV(4)齿向载荷分布系数052. 105. 1206. 0008. 005. 1008. 0vKH012. 0305. 1101HHKKKnCH03. 0HKC(5)齿间载荷分配系数第6章 机械零部件可靠性设计齿轮传动的可靠性设计：齿轮传动的可靠性设计： 齿面接触疲劳强度的可靠性设计齿面接触疲劳强度的可靠性设计(6)节点区域系数8 .189EZ22. 2tancos22HZ021719.24cos2arccosZZm36. 1a啮合角(7)弹性影响系数两齿轮均为钢

34、制，故取(8)重合度系数重合度211uKu938. 034aZ(9)齿数比系数第6章 机械零部件可靠性设计齿轮传动的可靠性设计：齿轮传动的可靠性设计： 齿面接触疲劳强度的可靠性设计齿面接触疲劳强度的可靠性设计(10)齿面接触应力均值MPa705330HBS5 . 1limH06. 003. 0012. 00003. 025. 003. 004. 022222HCMPa6 .55711HHVAtEHHKKKKiibdFZZZZ7106 . 260hLntN(11)接触疲劳强度(12)寿命系数。应力循环次数可见23. 110057. 091LNNZ971010LN第6章 机械零部件可靠性设计齿轮传

35、动的可靠性设计：齿轮传动的可靠性设计： 齿面接触疲劳强度的可靠性设计齿面接触疲劳强度的可靠性设计(13)润滑油系数按 采用国际方法求得874. 0328 . 185. 01285. 0vZV1802 . 183. 01483. 0250LZ100,85050limHm6 . 2210021100aRRRZZZ(14)速度系数(15)粗糙度系数07. 13100RZMZRRZ461. 0500032. 0limHZRM第6章 机械零部件可靠性设计齿轮传动的可靠性设计：齿轮传动的可靠性设计： 齿面接触疲劳强度的可靠性设计齿面接触疲劳强度的可靠性设计(16)工作硬化系数08. 0101. 0limp

36、nCHMPa3 .916limlimWRVLNHHZZZZZ13. 11700HBS2765. 1WZ098. 00032. 0212limlimHHCC(17)齿面接触疲劳强度均值(18)齿面接触疲劳强度的变异系数设齿轮为大批生产，则(19)综合变异系数31915. 4lnlimHHRu115. 022limHHCCCn9999922. 0R(20)求可靠度第6章 机械零部件可靠性设计齿轮传动的可靠性设计：齿轮传动的可靠性设计： 齿根弯曲疲劳强度的可靠性设计齿根弯曲疲劳强度的可靠性设计1.齿根弯曲工作应力参数的分布常规设计时齿根弯曲工作应力的计算公式为21222007878. 0VAtFKK

37、FCCCCYYYYbmKKKKFSaFanFFVAtFYYYYbmKKKKFSaFanFFVAtF2122222222SaFaFFVAtMFYYKKKKFFCCCCCCCCC弯曲工作应力的综合变异系数为弯曲工作应力的综合变异系数为综合变异系数可简化为YbmKFntFYK第6章 机械零部件可靠性设计齿轮传动的可靠性设计：齿轮传动的可靠性设计： 齿根弯曲疲劳强度的可靠性设计齿根弯曲疲劳强度的可靠性设计2.齿根弯曲疲劳强度参数的分布212limlim0044. 0FFCCxRNSFFYYYYYlimlimxRNSFFYYYYYlimlim21222222limlimxRNSFFYYYYYCCCCCC

38、C工作齿轮齿根弯曲强度的计算公式为：弯曲疲劳强度极限均值为：弯曲强度疲劳极限的综合变异系数为：综合变异系数简化为：第6章 机械零部件可靠性设计齿轮传动的可靠性设计：齿轮传动的可靠性设计： 齿根弯曲疲劳强度的可靠性设计齿根弯曲疲劳强度的可靠性设计3.齿根弯曲疲劳强度可靠度当工作应力和强度极限均服从对数正态分布时，可按下式计算可靠度系数：2122limFFCCCnnCnFFRCulimln10. 0,10. 0limFFCC式中， 为综合变异系数，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度，可靠度系数为RnRRnCnu1第6章 机械零部件可靠性设计齿轮传动的可靠性设计：齿轮传动的

39、可靠性设计： 齿根弯曲疲劳强度的可靠性设计齿根弯曲疲劳强度的可靠性设计4.齿轮抗弯疲劳强度的可靠性设计cos11ZmdbnddRnFntuCYbmKFexplimRnFFuCexplimmmcosexp1limZuCKYFmdFRntn取 ，代入上式整理得法面模数第6章 机械零部件可靠性设计齿轮传动的可靠性设计：齿轮传动的可靠性设计： 齿根弯曲疲劳强度的可靠性设计齿根弯曲疲劳强度的可靠性设计例：设计一级斜齿圆柱齿轮减速器，已知输入功率 ，转速r/min，传动比 ，由电机驱动，工作寿命15年，2班制，工作时有轻微振动要求可靠度3i9601nkW501P 999. 0tR75253,25121iZ

40、ZZmm1251910011nvdsm26. 61 . 04211nnPv012解：(1)选择齿轮材料、精度等级及参数，初估小轮圆周速度和直径齿轮材料小齿轮40MnB，HRC48-55；大齿轮35SiMn,HRC40-50，均为表面淬火；精度为8级；齿数 ；螺旋角(2)圆周力 均值 N798710001vPFttF03. 0tFC变异系数第6章 机械零部件可靠性设计齿轮传动的可靠性设计：齿轮传动的可靠性设计： 齿根弯曲疲劳强度的可靠性设计齿根弯曲疲劳强度的可靠性设计(3)取综合系数K1d986. 10063. 011vZKV25. 1AK5 . 000955. 108848. 0012654.

41、 05 . 12ddFK工况系数：动载系数：齿向载荷分布系数：取 ，则672. 1cos112 . 388. 121ZZ5025. 14151nKF05. 1FK9 . 3FFVAKKKKK求得齿间载荷分配系数式中所以第6章 机械零部件可靠性设计齿轮传动的可靠性设计：齿轮传动的可靠性设计： 齿根弯曲疲劳强度的可靠性设计齿根弯曲疲劳强度的可靠性设计(4)求综合系数14.80cos322ZZV71.26cos311ZZVY23. 2,62. 221FaFaYY当量齿数：查齿形系数，得：查应力校正系数，得：83. 012010Y692. 1sinnmb76. 1,59. 121SaSaYY7 . 0

42、75. 025. 0Y因则螺旋角系数：重合度系数：28. 2222YYYYYSaFa42. 2111YYYYYSaFa第6章 机械零部件可靠性设计齿轮传动的可靠性设计：齿轮传动的可靠性设计： 齿根弯曲疲劳强度的可靠性设计齿根弯曲疲劳强度的可靠性设计(5)求抗弯疲劳强度均值计算两轮抗弯疲劳强度：9912103824. 1310147. 4uNNMPa5 .30062453 . 52limFMPa6 .33762HRC3 . 51limF91110147. 460htnN应力循环次数：寿命系数：092. 11529. 0674. 11 . 0ZRRY2SY121NNYY98. 012. 043.

43、0SYY应力修正系数：按国际方法求齿根圆角敏感系数和齿根表面状况系数：MPa57.7221lim1limxRNSFFYYYYYMPa17.6432lim2limxRNSFFYYYYY第6章 机械零部件可靠性设计齿轮传动的可靠性设计：齿轮传动的可靠性设计： 齿根弯曲疲劳强度的可靠性设计齿根弯曲疲劳强度的可靠性设计(6)求综合变异系数使用系数和动载系数的变异系数分别为：2012. 0007878. 021222VAtFKKFCCCC165. 0311VKKCV067. 0311AKKCA09. 0101. 0limpnCF应力变异系数：基本疲劳强度变异系数，得：23. 022122limFFCCC

44、n1118. 00044. 0212limlimFFCC强度变异系数：故综合变异系数：第6章 机械零部件可靠性设计齿轮传动的可靠性设计：齿轮传动的可靠性设计： 齿根弯曲疲劳强度的可靠性设计齿根弯曲疲劳强度的可靠性设计(7)求法面模数因 ，得mm3nmmm88. 2cosexp11lim11ZuCYKFmdFRntn091. 3999. 01numm97. 22 .24812lim22FnYm取85122arccos021 aZZmnmm4 .153amm351.153cos221ZZman02154.132arccosazzmn中心矩取中心矩螺旋角修正传统设计结果传统设计结果第6章 机械零部件

45、可靠性设计轴的可靠性设计：轴的可靠性设计：按照承受载荷的不同，轴可分为转轴、心轴和传动轴：u 转轴：既承受弯矩又承受扭矩的轴u 心轴：只承受弯矩不承受扭矩的轴u 传动轴：只承受扭矩而不承受弯矩(或弯矩很小)的轴第6章 机械零部件可靠性设计轴的可靠性设计：轴的可靠性设计： 轴的失效模式轴的失效模式模式分类模式分类说明说明断断裂裂静载断裂一次性施加的静载荷过大引起断裂冲击断裂一次性高速冲击载荷引起的断裂应力腐蚀及腐蚀疲劳断裂在腐蚀性介质中使用的零件，在静应力或交变应力作用下产生的断裂疲劳断裂零件在交变应力作用下产生的断裂表表面面损损伤伤磨损零件在交变应力作用下产生的表面损伤腐蚀零件表面与周围介质发

46、生化学或电化学反应形成腐蚀导致表面损伤接触疲劳零件在交变接触应力作用下，出现表面剥落现象塑性变形塑性变形超出设计允许的过度的弹性和塑性变形第6章 机械零部件可靠性设计轴的可靠性设计：轴的可靠性设计： 转轴的可靠性设计转轴的可靠性设计1. 转轴的静强度可靠性设计例：设计一轴。求可靠度R(t)=0.999时轴的直径。已知参数如下： 轴的计算截面上所受的弯矩M为d005. 0mmN1036102 . 147TmmN102 . 4105 . 167MMPa875. 1 , 5 .93,BSB轴的计算截面上所受的扭矩T为轴的材料为钼钢，由手册查得其强度极限均值和标准差为按制造工艺，轴直径的公差为第6章

47、机械零部件可靠性设计轴的可靠性设计：轴的可靠性设计： 转轴的可靠性设计转轴的可靠性设计1. 转轴的静强度可靠性设计解：假设轴上的弯矩和扭矩是相互独立的随机变量，轴直径的公差为3标准差，即有：直径的标准差为：mmN104 . 1 ,105 . 1,67MSMMPa10123103644TSMPa104 . 13102 . 466MSddSd00167. 03005. 0弯矩的标准差为：弯矩的标准差为：所以，弯矩： 扭矩：mmN1012,102 . 1,47TST第6章 机械零部件可靠性设计轴的可靠性设计：轴的可靠性设计： 转轴的可靠性设计转轴的可靠性设计1. 转轴的静强度可靠性设计解：抗弯截面模

48、量的均值：抗弯截面模量的标准差：MPa00049. 0 ,0982. 0104 . 1 ,105 . 13367ddWMWWT23200049. 0332dSdSdW330982. 032ddW抗扭截面模量：弯曲应力：弯曲应力的均值为：弯曲应力的标准差为：MPa105275. 10982. 0105 . 13837ddWMMPa104277. 113722222dSWSMWSMW第6章 机械零部件可靠性设计轴的可靠性设计：轴的可靠性设计： 转轴的可靠性设计转轴的可靠性设计1. 转轴的静强度可靠性设计解：所以：MPa101099796. 6196. 0102 . 13737ddWTTMPa000

49、98. 0 ,1964. 01012,102 . 13347ddWTTMPa104277. 1,105275. 1,3738ddSMPa10828385. 613522222dSWSTWSTTWTT扭转剪应力为：扭转剪应力的均值为：扭转剪应力的标准差为：所以：MPa10828385. 6,101099796. 6,3537ddS第6章 机械零部件可靠性设计轴的可靠性设计：轴的可靠性设计： 转轴的可靠性设计转轴的可靠性设计1. 转轴的静强度可靠性设计为了求合成应力 ，先求 的正态分布参量。,22caBSSucaBR223caMPa1017667. 1,1085455. 1,3738ddScaca

50、mm672. 03dSmm89.133d2372381017667. 1875. 11085455. 15 .93091. 3ddmm224. 000167. 0dSd求得：代入连接方程：解得：直径的标准差：直径的公差：采用轴的直径：mm7 . 00 .134d第6章 机械零部件可靠性设计轴的可靠性设计：轴的可靠性设计： 转轴的可靠性设计转轴的可靠性设计2. 转轴的疲劳强度可靠性设计例：某减速器主动轴，传递功率P13kW，转速n=200r/min，经传统设计，结构尺寸已定，危险截面N-N的弯曲应力均值 ，剪切应力均值为7.6 MPa。轴的材料为45钢，强度极限均值 ，疲劳极限均值 。如果设计要