畢業(yè)設計（論文）-YL25型輪胎壓路機后輪系統(tǒng)設計（全套圖紙）

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1、 J I A N G S U U N I V E R S I T Y 本 科 畢 業(yè)（設 計）論 文 YL25型輪胎壓路機后輪系統(tǒng)設計 Design after wheel axle of tire roller of YL25 學 院 名 稱： 江 蘇 大 學 專 業(yè) 班 級： 09機械設計制造及其自動化 學 生 姓 名： 指導教師姓名： 指導教師職稱： 副 教 授 2011年 9 月

2、 YL25型輪胎壓路機后輪系統(tǒng)設計 專業(yè)班級：09機械制造及其自動化 學生姓名 指導教師： 職 稱：副教授 摘要 本設計為YL25型輪胎壓路機總體設計，來源于徐工集團。徐工集團是以生產工程機械為主的大型企業(yè)，是徐州市的支柱產業(yè)。 本論文主要研究了YL25型輪胎壓路機后輪結構的方案設計，并進行了輪胎選擇、后輪軸設計、傳動鏈輪鏈條設計、差速器設計、可靠性設計和分析。在設計過程中使用了新技術、新結構，使整機結構科學合理，工作性能和作業(yè)效率提高，使新產品的可靠性、操作安全性、舒適性及環(huán)保性進

3、一步提高。 關鍵詞 方案設計 后輪軸 制動系統(tǒng) 可靠性 全套圖紙加153893706 Design after wheel axle of tire roller of YL25 ABSTRACT The thesis is design of tire roller of YL25，from group company of xu zhou. The thesis mainly studies scheme design of mainly structure of after wheel of YL25，and ty

4、re choosen and design of after wheel axle and design of chain gear and chain gearing also design of differential mechanism and Reliability design and analysis.The design utilizes new technique and new structure，therefore the total machine science and rational，it improves work nature and efficiency，i

5、t further improves reliability and safety and comfortable and environmental protection. Keyword scheme design, after wheel axle, brake system, reliability 目 錄 第一章后輪系統(tǒng)總體設計………………………………………………………….3 1.1 傳動方案設計…………………………………………………………………..……...3 1.2 方案選擇……………………

6、……………………………………………………….....3 1.3 后輪系統(tǒng)工作原理………………………………………………………………….....3 1.4 小結………………………………………………………...………………….…..…...4 第二章輪胎設計……………………..….………………………………………………….….…....5 2.1 滾動半徑的計算…………………………………...………………………………..........5 2.2 輪胎支撐面積計算……………………………………………………………….……....5 2.3 平均接地比壓………………………………………………………

7、…………....…….....5 2.4 小結……………………………………………………………………………….…...…8 第三章后輪軸的設計………..……………………………..……………………....9 3.1 兩個輪胎后輪軸的強度計算……………………………………………………….…...9 3.2 鍵聯(lián)接的強度計算……………………..……………………………………….…….....16 3.3 后輪軸的軸承壽命計算…………………………………………………….………..….17 3.4 計算軸承壽命……………………………………………………………….………..….18 3.5 小結………

8、…………………………………….………………………………….…..…18 第四章鏈輪鏈條的設計……………………….………………….……....…19 4.1 鏈條…………………………………………………………………….…………......….19 4. 2 鏈輪基本參數(shù)計算…………………………………………………….…………......…..20 4. 3 計算鏈條中心距…………………………………………………….…………......……..20 4.2 小結……………………………………………………………………………….…..….20 第五章差速器設計………………………….……………………

9、.……...…. 22 5.1 差速器選擇……………………………………………………………….……….….….22 5.2 普通錐齒輪差速器齒輪設計………………………………………………….….….….23 5.3 小結……………………………………………………………………………….…..….24 第六章制動器設計……………..…………………….…………………….…...….25 6.1 制動參數(shù)設計……………………………………………………………………..….….25 6.2 腳制動設計……………………………………………………………………….…..….25 6. 3 手制動設計…………

10、…………………………………………………………….…..…..28 6.4 小結……………………………………………………………………………….…..….29 第七章后輪可靠性設計…………………………………………………………………………...30 7.1 后輪系統(tǒng)可靠性分析的意義…………………………………………………….…..….30 7.2 后輪系統(tǒng)故障樹的建立………………………………………………………….…..….31 7.3 小結……………………………………………………………………………….…..….35 結論……………………………………………………………………………….…………

11、…..37 致謝…………………………………………………………………………………….…….….38 參考文獻……………………………………………………………………………….…..…....39 引 言 近年來，隨著我國高速公路、機場、港口、堤壩等基礎設施建設逐步加快，對面層質量的要求越來越高，要求達到重負荷、高承載能力、更好的防滲透性能。原有的面層處理，已無法滿足新的施工需要，國家每年都要花費大量外匯引進國外設備。為此，洛陽建筑機械廠根據建設部科技項目計劃研制了新一代重型面層處理設備——25t級輪胎壓路機，填補了國內重型輪胎壓路機的空白，被中國企業(yè)聯(lián)合會、中國企業(yè)家協(xié)會審定為

12、中國企業(yè)新紀錄。 輪胎壓路機是近年研制的一種適用于碾壓碎石、瀝清、混凝土路面的新型壓實設備，可通過增減配重和改變輪胎充氣壓力對砂質土壤和粘性土壤起到較好的壓實作用。該機操作簡單，可靠性較高。YL25型輪胎壓路機是超重型、自行式、靜作用壓路機，具有噸位大、接地比壓大的特點，該機采用全液壓驅動，傳動裝置體積小、重量輕、運動慣性小、動態(tài)性能好、操縱方便、易于實現(xiàn)自動化控制，適用于高等級公路路面處理。設計時充分考慮施工現(xiàn)場的各種需求，是公路瀝青表面及穩(wěn)定土基層及次基層壓實作業(yè)的理想設備。輪胎壓路機主要和其他瀝青壓實的壓路機配合使用，起表面密封和穩(wěn)定作用。由于其重量大，也適合土方壓實。自重16000K

13、g工作速度3.5-24 km/h,水箱容積1220L,壓實寬度2790 mm,康明斯6BT 3.9，發(fā)動機,111.1kw。 YL25輪胎壓路機的輪胎分布為前五后六，作為壓實機械的主體擔任著承載與壓實二大重要職責，在設計制造中尤為重要，后輪系統(tǒng)的主要任務是壓實、承載、傳動、吸收振動、和制動。后輪系統(tǒng)設計有重要的意義。 對于輪胎壓路機的后輪的設計是實現(xiàn)自重壓路機的驅動和轉向動作，因而在整個壓路機的設計中顯的尤為重要，同時壓路機的靜作式壓路方式是輪胎壓路機的特點，設計后輪系統(tǒng)對于后橋的載荷和壓路效果計算以及可靠性計算是本設計的重點。后輪系統(tǒng)設計也應該符合整體協(xié)調性能，和其他功能部件的協(xié)作，應

14、符合設計和制造高效、多能、安全、可靠、舒適、高自動化和低公害的方向發(fā)展。 YL25為機械行走傳動，液壓動力轉向。 采用可調節(jié)充氣壓力的光面輪胎，適應不同工況。 其主要技術參數(shù)如下表所示： 表1 輪胎基本參數(shù) 型號 YL25 型號 YL25 最小工作質量Kg 16000 驅動形式 機械 最大工作質量Kg 26000 輪胎數(shù)量（前+后） 5+6 前輪分配質量Kg 11364 輪胎規(guī)格 11.00-20.16 后輪分配質量Kg 13636 輪胎充氣壓力KPa 200-800 總長mm 4730 平均接地比壓

15、KPa 200-400 總寬mm 2790 最小轉彎半徑mm 9000 總高mm 3350 碾壓寬度mm 2790 軸距mm 3630 輪胎重疊寬度mm 40 輪距mm 500 爬坡能力 20 行走速度km/h前進（一速） 3.5 前輪垂直浮動mm ±100 （二速） 7.8 柴油機型號 Cummins 6CT8.3-C （三速） 13.2 柴油機轉速r/min 2200 （四速） 23 柴油機功率KW 157 后退（一速） 3.5 冷卻系統(tǒng) 水冷 （二速） 燃油箱容量1 160 灑水箱容量1 450 外

16、觀尺寸 4730/2790/3350 第一章 后輪系統(tǒng)總體設計 1.1 傳動方案設計 傳動方案設計了三種 方案1：后驅動系統(tǒng)中用帶傳動，采用三角帶與兩后輪軸相連接，驅動后輪轉動，優(yōu)點：有過載保護，價格便宜方便快捷。缺點：工作環(huán)境對帶的腐蝕較大，壽命第，可靠性不高，且容易打滑。 方案2：采用機械傳動，沿用徐工集團老產品的結構模式，即變速箱、差速裝置和后橋連成一體的傳動系統(tǒng)，其優(yōu)點：體積小、效率高，制造成本低、結構成熟。缺點：主要操縱笨重。 方案3：采用機械傳動，增加換檔同步器，將動橋一體的結構分開，形成各自獨立的部件。其優(yōu)點：（1）將變速箱

17、和驅動橋分開，使布局空間靈活，便于調節(jié)和維修。（2）增加同步換檔器，使換檔輕松柔和，手感好。(3)簡化了操縱，變速、倒順手柄合二為一，自動差速。缺點：外載變化對傳動系統(tǒng)有沖擊現(xiàn)象。 1.2 方案的選擇 通過對以上三種方案對比分析認為：(1)YL25輪胎壓路機的主要作業(yè)對象是瀝青路面的光整作業(yè)，外載荷變化較小。采用液力變矩器、動力換檔變速箱造價高。(2)方案2已不能滿足用戶對操作舒適性的要求。 鑒于以上分析，確定采用方案3。 1.3 后輪系統(tǒng)工作原理圖 對后輪系統(tǒng)的傳動分析確定后輪系統(tǒng)傳動的原理簡圖，如圖1。 圖1 YL25后輪系統(tǒng)傳動簡圖 1.4 小結 此傳動采用鏈

18、條、鏈輪驅動，能確保運動的往復性與平穩(wěn)性，從而實現(xiàn)功率的最有效的傳遞。在主動輪與從動輪之間借助于特殊鏈條的鏈條拖動鏈條與鏈輪能在任何中心距處相嚙合，同時鏈條也在一對輪之間楔緊，因此傳動的特征是既靠摩擦又靠嚙合，不論輪子在前進或后退狀態(tài)下，鏈條都能與之楔緊、嚙合、平穩(wěn)過渡。 第二章 輪胎設計 根據“鉸接自行式機械動力學”（蘇聯(lián)馬林可夫斯基） 公式： λ=C2Q/2Pm+ [（C2Q/2Pm）2+C1Q]1/2（m） （2-1） C1=（φ/E）×[B/π×（2R

19、D）1/2]=9X10-9 C2=1/Kπ×（2RD）1/2低氣壓C2=0.2855，高氣壓C2=0.3671 式中：E—橡膠彈性膜數(shù)E=8X106Pa φ—表示輪胎胎面花紋特性的無因次系數(shù)光面胎，取1。 Q—輪胎的平均負荷N K—輪胎體積改變量對橢圓弓形部分體積之比 K=0.7～0.9，低氣壓取大值，高氣壓取小值 Pm—輪胎充氣壓力Pa 2.1 滾動半徑ra計算[4] ra=D/2-λ（m）數(shù)值見表1 由于變形量λ隨輪胎負荷和氣壓的改變而改變，變化范圍在0.5078m—0.5166m之間，為了計算方便取平均值0.515m。 2.2 輪胎支撐面面積計算[10]

20、 輪胎支承面可近似地看成為一個橢圓，見圖1，輪胎變形的弦長作為橢圓的短軸b，其值為： b=2[(D/2)2- ra2] 1/2 （2-2） 輪胎胎冠寬近似看作為橢圓長軸a，a≈0.29m 支承面積F， F=π/4ab m 2 數(shù)值見表1 2.3 平均接地比壓[27] q=Q/F 數(shù)值見表1 圖2 輪胎支承 - 40 - 表2 輪胎變形特性表

21、 C2=0.3263 壓路機質量kg 結構重量14200 加鐵后重量21200 最大工作質量26000 輪胎負荷 N 12909.1 19272.7 23636.4 氣壓 kPa 300 400 500 400 500 600 700 400 500 600 700 800 變形量 λ（m） 0.0198 0.0172 0.0158 0.0212 0.0188 0.0172 0.0162 0.0241 0.0209 0.0189 0.0176 0.0166 滾動半徑 ra（m） 0.5152

22、 0.5178 0.5192 0.5138 0.5162 0.5178 0.5188 0.5109 0.5141 0.5161 0.5174 0.5184 支承面積 F （m 2） 0.06559 0.06129 0.05879 0.06792 0.06402 0.06129 0.05951 0.07174 0.06744 0.06418 0.06199 0.06024 接地比壓 q（kPa ） 197 210 219 284 301 314 323 329 350 368 381 392 2.4 小結 前

23、輪采用5個光面充氣輪胎，能全輪搖擺，后輪采用6個光面充氣輪胎；后輪輪胎正好沿著前輪輪胎的間距往復行駛輾壓，這樣的結構使得被輾壓表面得到全面均勻壓實，而且避免了采用鋼輪壓路機時，壓輪難以使土中的低凹區(qū)得到壓實的缺點。 輪胎的彈性產生揉壓作用，使鋪層材料在各方向產生位移，形成均勻而密實的無裂紋的表面；同時，改變充氣輪胎的負荷和充氣壓力能提高其壓實性能，從而擴大它的使用范圍；另外，前后輪均裝有刮泥板，便于清除輪面粘附物，提高壓實質量。 第三章 后輪軸設計 總體設計提供的條件為： （1）后輪總的負荷為

24、139124N，每個后輪胎的平均負荷為23187N。 （2）后輪軸的平均附著扭矩為14329。 （3）后輪轉速： 3.1 兩個輪胎后輪軸的強度計算[3] 軸的結構草圖如圖11所示，為便于計算將甲乙兩柄合為一等效通軸。 圖3 軸的結構草圖 3.1.1 垂直彎矩計算[3] 垂直受力簡圖如圖12所示。 圖中，每個后輪胎的平均負荷： —鏈條拉力 后輪軸附著扭矩為14329，鏈輪半徑為0.25914m。 圖4 垂直受力簡圖 （1）求支反力 （2）計算垂直彎矩 185處

25、 （3-1） 192處 （3-2） 233處 358處 490處 700處 709處 717處 748處 789處 795處 (3)畫垂直彎矩圖，如圖13所示。 圖5 垂直彎矩圖 3.1.2 水平彎矩計算[5] 水平受力簡圖如圖14所示。 圖6 水平受力簡圖 （1）求支反力 ，取附著系數(shù)0.5 （3-3） （3-4） （2）計算各

26、處的水平彎矩 185處 192處 233處 358處 490處 700處 709處 717處 748處 789處 795處 （3）畫水平彎矩圖，如圖15所示。 圖7 水平彎矩圖 3.1.3 求各處的合成彎矩[6][12][15] 畫合成彎矩圖 如圖16所示。 圖8 合成彎矩圖 3.1.4 計算彎曲應力[9] 185處 （3-5） 式中：

27、 （3-6） （3-7） 192處 式中： 490處 式中帶鍵槽的截面模數(shù)，查表得 717處 式中： 789處 式中： 980處 式中： 3.1.5 確定扭矩，并畫扭矩圖[4] 最大扭矩以總體提供的三輪胎后軸的附著力矩為準。 最大扭矩即鏈條扭矩在 處。 畫扭矩圖，如圖17所示。 圖9 扭矩圖 3.1.6 計算扭剪應力[6] 185處

28、 （3-8） —抗截面模數(shù) （3-9） 192處 490處 查表得 717處 789處 980處 3.1.7 計算各處的合成應力[3] 根據彎曲應力 和

29、 （3-10） 的關系合成應力 （3-11） 185處 192處 490處 717處 789處 980處 3.1.8 計算許用應 力[3] （3-12） 式中： —材料的屈服極限，45#鋼調質 —安全系數(shù)取2.5

30、各處的計算 ，安全。 3.2 鍵聯(lián)接的強度計算[3] 驗算最大扭矩處的鍵。 鍵尺寸 28×16×140 A型 3.2.1 比壓計算[8] （3-13） （3-14） 式中： —鍵只傳遞一個輪胎的扭矩的 —軸的直徑Ф100mm

31、 —鍵與輪轂的接觸高度 —鍵的工作長度 A型鍵 —許用擠壓應力，查機械設計手冊 （3-15） 勉強安全 ≤ （3-16） 3.2.2 剪切驗算[15] 式中： —鍵寬 28

32、 —許用剪切應力，查機械設計手冊 3.3 后輪軸的軸承壽命計算[21] 3.3.1 計算四個軸承徑向力 （3-17） （3-18） 軸承B徑向力： 軸承C徑向力： 軸承D徑向力: 每個軸承受徑向力的10%的軸向力 （1）軸承A選用 GB

33、275-89 軸承218 基本額定動負荷： （2）軸承B選用 GB288-87 軸承53520 基本額定動負荷 中： —軸向力是徑向力的10% 式中： —軸承徑向系數(shù)，查《機械設計手冊》得X=1 —軸承軸向系數(shù)，查《機械設計手冊》得Y=2.5 （3）軸承C選用 GB288-87 軸承53520 基本額定動負荷

34、 —軸向力是徑向力的10% 式中： —軸承徑向系數(shù)，查表X=1 —軸承軸向系數(shù)，查表Y=2.5 （4）軸承D選用 GB275-89 軸承218 基本額定動負荷 3.4 計算軸承壽命[3] 壽命系數(shù)： （3-19） 式中： —速度系數(shù)，當軸承轉速97.8rpm時 =0.69球軸承，滾

35、子軸承 =0.72 —溫度系數(shù) 取1 —力矩系數(shù)， 取1.5 —沖擊負荷中等沖擊偏上系數(shù)取1.8 —軸承基本額定負荷N —當量動負荷N （1）軸承A 查表得壽命為640h。 （2）軸承B 查表得壽命6000h。 （3）軸承C 查表得壽命740h。 （4）軸承D 查表得壽命100h。 3.5 小結 通過對軸的設計兩個輪胎后輪軸的強度計算

36、將甲乙兩軸合為一等效通軸，進行垂直彎矩計算、水平彎矩計算、確定扭矩、計算扭剪應力、計算各處的合成應力、計算許用應力、鍵聯(lián)接的強度計算、比壓計算、后輪軸的軸承壽命計算、計算四個軸承徑向力、計算軸承壽命等設計計算確定軸的尺寸和軸的各種應力分析，確定的后輪軸的安全可靠。 第四章 鏈輪鏈條設計 總體提供條件為： 小鏈輪齒數(shù)z1=15 大鏈輪齒數(shù)z2=32 速比I=2.13 4.1 鏈條[13] 大鏈輪安裝時受到空間位置的限制。因此，選用鏈條時節(jié)距取P=50.8。 小鏈輪的圓周力： （4-1） 鏈條選用DIN8187-72 32B 單排套滾筒

37、滾子鏈。 其破斷載荷 安全系數(shù) （4-2）附著條件驗算： 半軸附著力矩查表得： 小鏈輪的附著圓周力： （4-3） 式中：P—鏈條節(jié)距 P=50.8 z1—小鏈輪齒數(shù) Z=15 （4-4） 安全系數(shù) 安全 4.2 鏈輪基本參數(shù)計算 表3 鏈輪基本參數(shù) 小鏈輪 大鏈輪 鏈條節(jié)距P 50.8 50.8 鏈輪齒數(shù)z 15 32 滾子外徑d1 29.21 29.21 排數(shù) 1 1 分度圓直徑d 518.27 齒頂圓

38、直徑da 分度圓弦齒高ha 齒根圓直徑df 489.06 齒側凸緣直徑de p—內鏈板高度 p=48.26 4.3 計算鏈條中心距[8] 初定中心距。 無漲緊裝置時。 根據總體設計需要取。 （4-5） 以節(jié)距計的鏈條長度： （4-6） ，取62節(jié)。 式中：K—系數(shù)查表得 K=11.17 鏈條長度 （4-7） 計算中心距： （4-8）

39、 實際中心距： （4-9） 式中： 4.4 小結 通過對傳動方案的分析確定使用鏈條傳遞動力，鏈條傳動能承載大負荷，通過傳動參數(shù)的確定鏈條的排數(shù)鏈輪的參數(shù)，和鏈條的參數(shù)，進行鏈條鏈輪的選擇和分析，確保后輪傳動準確可靠。 第五章 差速器設計 5.1 差速器選擇 差速器用于在輪式工程機械兩輸出軸之間分配轉距，并保證兩輸出軸能以不同角速度轉動。差速器按結構特征不同有齒輪式、凸輪式、蝸輪式和牙嵌自由輪式等防滑式差速器。齒輪式差速器有錐齒輪式和圓拄齒輪式兩

40、種。錐齒輪式又可分為普通錐齒差速器，摩擦片式差速器和強制鎖柱式差速器多種。普通錐齒差速器結構緊湊，質量較小，在工程機械中廣泛用之應用。其它幾種屬防滑式差速器，因左右半軸的扭矩可以相差很大，在不良路面條件下可以有良好的通用性。因此對工程機械有較好的適應性。 普通錐齒差速器結構簡單，工作平穩(wěn)、可靠，被工程機械廣泛采用，圖2-2為其示意圖。設差速器殼角速度為，兩半軸角速度為+=2。 圖10 差速器示意圖 設為差速殼接受的轉矩，、為兩半軸對差速器的反轉矩， 為差速器的內摩擦力矩。根據力矩平衡則有：+=，-=。 若將定義為差速器的緊鎖系數(shù)，則

41、 =0.5 =0.5 若不計差速器內摩擦力矩，則，即普通錐齒輪差速器將從差速器殼傳入的轉矩平均分配給左、右兩軸。若計內摩擦力矩，則慢轉矩比快轉半軸的轉矩大。慢轉半軸、快轉半軸的轉矩比為：，與緊鎖系數(shù)之間有 ； （5-1） 普通錐齒輪差速器的鎖緊系數(shù)=0.05～0.15，兩半軸轉矩比=1.11～1.35，說明左、右半軸的轉矩差別不大，顧可以認為分配給兩半軸的轉矩大致相等。當輪式壓路機在平路

42、上行駛時，這樣的分配比例無論對直線行駛或轉彎行駛都是滿足要求的。 5.2 普通錐齒輪差速器齒輪設計[14] 5.2.1 差速器齒輪的主要參數(shù)的選擇 普通錐齒輪差速器齒輪的主要參數(shù)有：行星齒輪的數(shù)量及其背面的球面半徑、錐齒輪的節(jié)錐距、壓力角和行星齒輪軸孔長度、行星齒輪的齒數(shù)和模數(shù)以及行星齒輪、半軸齒輪的節(jié)錐角。 （1）差速器行星齒輪的數(shù)量，輪胎式壓路機的錐齒輪差速器一般采用四個行星齒輪。 （2）行星齒輪背面球半徑，球面半徑的大小決定了差速器的大小，代表差速器齒輪的節(jié)矩，因此可以反映差速器的承載能力。球面半徑 可以根據經驗公式

43、 （5-2） 式中：——行星齒輪球面半徑系數(shù)，=2.5～2.97，在輪胎壓路機應選用較大的植。 ——差速器計算轉距，按公式（5-1）和式（5-2）算出的和兩者較小值，N·m； ——球面半徑，mm。 （3）錐齒輪的節(jié)錐距 =（0.98～0.99）= 28.7mm （5-3） （4）行星齒輪的齒數(shù)和模數(shù) 行星齒輪的齒數(shù)和模數(shù)，在和確定之后，行星齒輪的大小也基本確定。為使齒輪有較高的強度，應取較大的模數(shù)，因此行星齒輪的齒數(shù)應取少一些，但一般不少于10，多采

44、用10～12。半軸齒輪采用16～22，今采用12。 （5）行星齒輪、半徑齒輪的節(jié)錐角，、和大錐齒輪大端端面模數(shù)m分別可以確定 ， （5-4） （5-5） （6）壓力角 以前工程機械差速器齒輪的壓力角都采用20°、齒高系數(shù)為一的格里森制齒輪，現(xiàn)在大都采用壓力角為22°30′、齒高系數(shù)為0.8的齒形。今采用后者。以提高齒輪強度。 （7）行星齒輪軸孔長度 一般為直徑的1.1倍。軸孔與行星齒輪軸之間的擠壓應力不應該大于98。當差速器傳遞的總扭矩為，行星齒輪的個數(shù)為，行星齒輪支撐面中點到錐頂?shù)木嚯x為，支

45、撐面許用擠壓應力時，行星齒輪軸孔直徑可以由下式確定： （5-6） 5.3 差速器強度計算[17] 差速器不像主減速器齒輪那樣一直處于嚙合傳動狀態(tài)，一般不發(fā)生齒面的接觸疲勞破壞，因此只需要進行輪齒彎曲強度計算。輪齒彎曲應力為 （5-7） 式中：——彎曲應力，N/mm; ——半軸齒輪計算轉矩，差速器轉矩的計算方法與主鍵速器從動齒輪計算轉距的計算方法相同，N·m; ——行星齒輪數(shù)； ——綜合系數(shù)，按格里森公司提供的差速器從動齒輪相關圖線查取 、—

46、—半軸齒輪齒寬以及大端分度圓直徑，mm 、、——按計算主減速器齒輪相關數(shù)值選取。 差速器齒輪彎曲應力，按、兩者的較小值計算時應不大于980N/mm;按日常行駛轉矩計算時應不大于210.0N/mm。 5.4 小結 YL25輪胎壓路機在行駛過程中，經常需要左、右兩側驅動輪以不同的速度旋轉。如：在轉彎時，同一時間內，外側車輪所滾動的距離比內側大，若兩側驅動輪固定在一根軸上，則由于兩輪的旋轉速度相同，行使距離必然相等，這樣就不可避免地要引起車輪在路面上滑動，這樣就會使輪胎的磨損劇烈，轉向困難，燃料消耗增加。 而YL25輪胎壓路機工作的公路的表面不平整，因此必須在它的驅動輪兩根半軸之間安裝差速

47、器。也可以防止因左右驅動輪的氣壓不等、磨損程度不同以及負荷不同時帶來的車輪側滑現(xiàn)象。 第六章 制動器設計 6.1 制動參數(shù)設計[25] 6.1.1 制動力矩計算[25] 設：壓路機以最快速度在干土路面上行駛，制動時，輪胎“抱死”。 制動力矩為： 1） 式中：—輪胎與干土路面的附著系數(shù)0.5 —后輪分配負荷139124N 6.1.2 計算制動距離[25] （6-1） （1）減速度a 式中：G—壓路機最大負荷26000X9.81=2

48、55060N （2）制動距離： （6-2） 式中—制動初速度： （6-3） 6.1.3 制動型式的選擇[28] 制動采用氣操縱，氣頂油加力，外漲蹄式油剎制動器，用4個。 制動系統(tǒng)設計： 根據總體計算提供的已知條件： （1）腳制動力矩35800 （2）手制動力矩（主轉動軸）2927 6.2 腳制動設計[30] 腳制動采用頂油、油剎方式。 氣包額定氣壓為0.8M

49、pa 氣制動閥選用JN150型 空氣加力泵選用XM-60，其增壓比1：18 腳制動安裝在后輪軸上，每三個輪胎一軸上安裝2個制動器，共安裝4個制動器，其制動力矩： 腳制動結構如圖5所示。 圖11 腳制動結構 6.2.1 制動分泵推力計算 （6-4） 式中：—制動分泵活塞直徑53.5mm —制動氣壓0.8Mpa —空氣加力泵增壓比18 6.2.2 制動力矩計算[21] 根據長春汽車研究所編制的《汽車技術》雜志的公式計算：

50、 （6-5） 式中：—摩擦片與制動鼓之間的摩擦系數(shù)，取0.3 R—制動鼓半徑R=220mm —一個制動蹄的摩擦片包角 b—摩擦片寬160mm —松蹄摩擦片上的壓力Mpa —緊蹄摩擦片上的壓力Mpa （6-6） 式中：a—支點到制動器中心距離185mm e—作用力到制動器中心距離165mm Pd—回位彈簧力500N l—回位彈簧到制動器中心距離

51、95mm —摩擦片安裝角47° —摩擦片安裝角154° —蹄端推力 m—支點距離25mm 代入公式： 符號同前演算從略。 將p緊 p松代入MZ式： 因為每組（三個輪胎）兩個制動器，所以每組制動力矩， 當附著系數(shù)為0.5，氣壓為800Kpa時，制動力矩 M組大于Mj，即22712>17900 支點銷套的比壓校核 當制動蹄為緊蹄時的制動力矩。 （6-7）

52、 支點銷的圓周力： （6-8） 支點銷套的比壓： （6-9） 式中：F—園柱的投影面積 支點銷套內徑Φ30，長18mm 支點銷為35鋼淬硬，其許用比壓 6.3 手制動設計[26][27] 手制動結構如圖6所示。 （6-10） 式

53、中：p—膜片彈簧制動器推力2000N L—手柄長70mm a—支點距離16mm e—自由對數(shù)底 μ—摩擦系數(shù)取0.3 α—摩擦帶包角5.96弧度 R—制動輪半徑150 主傳動軸的力矩為2927，所以手制動可靠可行。 6.4 小結 為了保證行車的安全，工程機械制動系統(tǒng)的工作可靠性顯得日益重要。也只有制動性能良好、制動系統(tǒng)工作可靠的工程機械，才能充分發(fā)揮其動力性能。 YL25輪胎壓路機經設計滿足以下條件： 2） 能適應有關的標準和規(guī)定。 3） 具有足夠的制動效果，包括行車制動性

54、能和駐坡制動效果。 4） 工作可靠，工程機械至少應有行車制動和駐車制動兩套裝置，且他們的制動驅動機構應是各自獨立的。 5） 制動效能的熱穩(wěn)定性好。 6） 制動效能的水穩(wěn)定性好。 7） 制動時的操縱性能良好。 8） 制動踏板、手柄的位置和行程符合人-機工程學的要求。 9） 作用滯后的時間短，包括從制動踏板開始動作到達給定制動效能水平所需的時間和從放開踏板至完全解除制動的時間。 10） 制動時不產生振動和噪聲。 11）與懸架和轉動裝置不產生干擾，在車輪跳動或車輛轉向時不會引起自行制動。 11）制動系統(tǒng)安裝了制動能源設備的壓力表和報警裝置。

55、 第七章 可靠性設計和分析 7.1 后輪可靠性分析的目的意義 長期以來，一切講究產品信譽的廠家，為了爭取顧客都在追求其產品具有良好的可靠性，因為只有那些可靠性好的產品，才能長期發(fā)揮其使用性能而受到用戶的歡迎?？煽啃允呛饬慨a品設計、制造質量的重要指標之一。因此研究YL25后輪可靠性問題，顯得十分重要，非常迫切。 7.1.1 后輪可靠性分析的意義[29] （1） 提高后輪的可靠性，可以防止故障和事故的發(fā)生，尤其是避免災難性的事故發(fā)生，從而保證人民生命財產安全。1986年1月28日，美國航天飛機“挑戰(zhàn)者”號由于1個密封圈失效，起飛76s后爆炸，其中7名宇航員喪生，造成12億美元的經

56、濟損失；1992年，我國發(fā)射“澳星”時，由于一個小小零件的故障，使“澳星”發(fā)射失敗，造成了巨大的經濟損失和政治影響； （2） 提高YL25后輪的可靠性，能使產品總的費用降低。要提高產品的可靠性，首先要增加費用，以選用較好的元部件，研制包括部分冗余功能部件的容錯結構以及進行可靠性設計，分析，實驗，這些都需要經費。然而，產品可靠性的提高使得維修費及停機檢查損失費大大減小，使總費用降低。例如美國共和國公司在發(fā)展F－105戰(zhàn)斗轟炸機的過程中，花了2500萬美元，使該機的任務可靠度從0.7263提高到0.8986，這樣每年可節(jié)省維修費5400萬美元； （3） 提高YL25后輪的可靠性，可以減少停機時

57、間，提高YL25后輪取物效率，一臺設備可以頂幾臺設備的工作效率。這樣，在投資，成本相近的情況，可以發(fā)揮幾倍的效益。美國的GE公司經過分析認為，對于發(fā)電，冶金，礦山，運輸?shù)冗B續(xù)作業(yè)的設備，即使可靠性提高1％，成本提高10％也是合算的； （4）對于企業(yè)來講，提高YL25后輪的可靠性，增強競爭力。從而提高經濟效益。 為了提高YL25后輪的可靠性，必須在YL25后輪的各個環(huán)節(jié)上仔細分析。 7.1.2 故障樹分析簡介[30] 故障樹分析（Fault Tree Analysis ），簡稱FTA，是一種從系統(tǒng)的觀點出發(fā)的圖形演繹法，是失效事件在一定條件下的邏輯推理方法。在系統(tǒng)分析中，通過對可能造成系

58、統(tǒng)失效的各種因素進行分析，畫出邏輯框圖（即故障樹），從而確定造成系統(tǒng)失效原因的各種可能的組合方式或者發(fā)生概率，以便計算系統(tǒng)的失效概率，為設計、制造和售后服務提供依據，以便采取相應的預防措施，提高系統(tǒng)的可靠性。其特點是： （1）FTA不局限于對系統(tǒng)作一般的可靠性分析，而是能夠分析系統(tǒng)的各種失效狀態(tài)；不僅分析零、部件失效對系統(tǒng)的影響，而且也可以對導致這些零、部件失效的原因進行分析； （2） FTA是一種用圖形表達的邏輯推理過程，可以圍繞某些特定的故障樹狀態(tài)進行深入的分析，通過清晰的故障樹圖形，找出系統(tǒng)元件、部件之間的薄弱環(huán)節(jié)； （3）在FTA的分析過程中，能弄清楚各種潛在的因素對故障產生的影

59、響途徑和程度，以便在分析的過程中發(fā)現(xiàn)問題并及時解決； （4）利用故障樹可以定量地計算系統(tǒng)的失效概率，為改善和評估系統(tǒng)的可靠性提供定量數(shù)據。 在系統(tǒng)壽命的早期，F(xiàn)TA用于判明失效形式并在設計中進行改進；在樣機生產以后，批量生產以前的階段，F(xiàn)TA用于證明系統(tǒng)是否滿足可靠性要求；在這兩個階段，F(xiàn)TA方法是最為有效的。 7.2 后輪系統(tǒng)故障樹的建立[34] 通過對YL25后輪系統(tǒng)的分析，建立YL25后輪系統(tǒng)的故障樹（圖4-1至圖4-32） 為了方便定性、定量分析，見YL25后輪可靠性分析總圖 圖12 YL25后輪系統(tǒng)故障 圖

60、13 傳動失效 圖14 輪轉動失效 圖15 傳動軸斷裂 圖16 轉向側滑 圖17 輪胎失效 圖18 輪胎傳動失效 圖19 噪音 圖20 后輪輪胎座故障 圖21 后輪軸套故障

61、 圖22 聯(lián)軸器故障 圖23 鏈輪故障 圖24 鏈條故障 圖 25 噪聲 圖26 軸承失效 7.2.1后輪系統(tǒng)故障樹分析（FTA）[33] 為了更加清晰地分析系統(tǒng)的故障和方便設計，為制造和售后服務，現(xiàn)對故障樹進行定性和定量的分析。 1.后輪系統(tǒng)故障樹的定性分析 故障樹定性分析的目的在于尋找導致頂事件發(fā)生的原因事件及原因事件的組合，即識別導致頂事件發(fā)生的所有故障模式集合；幫助分析人員發(fā)現(xiàn)法潛在的故障，發(fā)現(xiàn)設計的薄弱環(huán)節(jié)、以便改進設計；還可

62、用于指導故障診斷；改進使用和維修方案。 確定最小割集的方法有兩種： （1）上行法──又稱西門德勒斯（Semanderes）法，其基本方法是：對每一個輸出事件而言，則將該或門的諸輸入事件的布爾和表示此輸出事件；如果它是與門的輸出，則將該與門的諸輸入事件的布爾積表示此輸出事件。 上行法的工作步驟是，從底事件開始，由下而上逐級進行處理，直到所有的結果事件都已被處理為止。這樣得到一個頂事件的布爾表達式。根據布爾代數(shù)運算法則，將頂事件化成諸底事件的積的和的最簡式，此最簡式的每一項所包括的底事件集即一個最小割集，從而得出故障樹的所有最小割集。 （2）下行法──又稱富塞爾—凡斯列（Fussell-V

63、esely）法，其基本方法是：對第一個輸出事件而言，如果它是或門的輸出，則將該或門的輸入事件各排成一行；如果它是與門的輸出，則將該與門的所有輸入事件排成同一行。 通過綜上分析，得后輪系統(tǒng)的故障樹如圖所示。 現(xiàn)分析故障樹的割集。 設：代表基本事件所處的狀態(tài)，若故障樹的基本事件集合為： ， 有一子集：，它是基本事件集中的某些失效事件的集合，若中的每一事件同時發(fā)生，則頂事件一定發(fā)生，即時，就稱是故障樹的一個割集。 假定“頂事件”的狀態(tài)為，同時的狀態(tài)完全由基本事件的狀態(tài)決定，即是X的函數(shù)。 可以看出，割集就是導致頂事件發(fā)生的一系列基本事件的集合，只要將他們找出來，就可以估計（判斷

64、）頂事件發(fā)生的可能性。 在同一系統(tǒng)中，割集即系統(tǒng)的失效模型。只有找到最小割集，才能簡化分析過程，去除多余的集合。最小割集合是：如果任何一個基本事件從該集合中除去，則剩余的事件集合就不是一個割集的集合。 本文運用上行法來找尋后輪系統(tǒng)故障樹的最小割集H。 由上述分析可知，后輪系統(tǒng)故障樹的最小割集為以下93個： 這93個最小割集中的任意一個發(fā)生，都必然會導致后輪系統(tǒng)發(fā)生故障。 7.2.2后輪系統(tǒng)故障樹的定量分析[33] 根據可靠性理論，如圖4-33所示，當由零件組成“與”門時，事件T發(fā)生的概率為： （7-1）

65、 如圖4-34所示，當由零件組成“或”門時， 事件T發(fā)生的概率為： （7-2） 圖4-33 與門示意圖 圖4-34 或門示意圖 可以看出： “與”門事件恒等于并聯(lián)機構，即在系統(tǒng)中全部零、部件發(fā)生故障，則頂事件才會發(fā)生； “或”門事件恒等于串聯(lián)機構，即在系統(tǒng)中只要有一個零、部件發(fā)生故障，則頂事件就會發(fā)生。 根據上述理論，由后輪系統(tǒng)故障樹，可得后輪系統(tǒng)的故障發(fā)生的概率： a、求 b、求

66、 由上述分析可得后輪系統(tǒng)的故障發(fā)生的概率為： 通過上述分析可知，只要通過實驗求得基本事件發(fā)生的概率，代入后輪系統(tǒng)的上述公式，即可求得頂事件發(fā)生的概率，也就能求得后輪系統(tǒng)的可靠度，從而為產品的設計、試驗提供定性、定量的依據。 采用FTA（故障樹分析）方法，對YL25后輪進行可靠性分析，力求能在產品的設計階段預測后輪潛在的失效模式、可靠度等；以便在設計、制造階段采取對策，確保產品的安全性和可靠程度，為提高產品的設計、制造質量提供一定的可靠性保障。 7.3 小結 對YL25后輪進行了可靠性分析，我們采用了故障樹分析的方法對后輪進行了故障分析。 運用可靠性理論，對YL25后輪系統(tǒng)進行了系統(tǒng)可靠性分析。運用故障樹分析方法，研究了系統(tǒng)產生故障對YL25后輪系統(tǒng)的運行的影響程度。通過對YL25后輪故障樹的定性分析， 我們找出導致后輪發(fā)生的故障的原因事件及原因事件的組合，即識別導致后輪故障發(fā)生的所有故障模式集合。這些集合共有93個，它們是后輪潛在的故障，設計的薄弱環(huán)節(jié)，在設計時我們要改進這些環(huán)節(jié)。通