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含CAD图纸、说明书 YL25型轮胎压路机后轮系统设计 CAD 图纸 YL25型轮胎压路机 含CAD图纸 YL25轮胎压路机 CAD图纸设计 YL25 型轮胎压路机 25 型轮胎 设计【含说明书

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YL25型轮胎压路机后轮系统设计Design after wheel axle of tire roller of YL25学 院 名 称：专 业 班 级：学 生 姓 名：指导教师姓名：指导教师职称YL25型轮胎压路机后轮系统设计 摘要 本设计为YL25型轮胎压路机总体设计，来源于徐工集团。徐工集团是以生产工程机械为主的大型企业，是徐州市的支柱产业。本论文主要研究了YL25型轮胎压路机后轮结构的方案设计，并进行了轮胎选择、后轮轴设计、传动链轮链条设计、差速器设计、可靠性设计和分析。在设计过程中使用了新技术、新结构，使整机结构科学合理，工作性能和作业效率提高，使新产品的可靠性、操作安全性、舒适性及环保性进一步提高。关键词 方案设计 后轮轴 制动系统 可靠性Design after wheel axle of tire roller of YL25ABSTRACT 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 tyre 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，it further improves reliability and safety and comfortable and environmental protection.Keyword scheme design, after wheel axle, brake system, reliability目 录第一章后轮系统总体设计.31.1 传动方案设计.31.2 方案选择.31.3 后轮系统工作原理.31.4 小结.4第二章轮胎设计.52.1 滚动半径的计算.52.2 轮胎支撑面积计算.52.3 平均接地比压.52.4 小结.8第三章后轮轴的设计.93.1 两个轮胎后轮轴的强度计算.93.2 键联接的强度计算.163.3 后轮轴的轴承寿命计算.173.4 计算轴承寿命.183.5 小结.18第四章链轮链条的设计.194.1 链条.194. 2 链轮基本参数计算.204. 3 计算链条中心距.204.2 小结.20第五章差速器设计. 225.1 差速器选择.225.2 普通锥齿轮差速器齿轮设计.235.3 小结.24第六章制动器设计.256.1 制动参数设计.256.2 脚制动设计.256. 3 手制动设计.286.4 小结.29第七章后轮可靠性设计.307.1 后轮系统可靠性分析的意义.307.2 后轮系统故障树的建立.317.3 小结.35结论.37致谢.38参考文献.39引 言近年来，随着我国高速公路、机场、港口、堤坝等基础设施建设逐步加快，对面层质量的要求越来越高，要求达到重负荷、高承载能力、更好的防渗透性能。原有的面层处理，已无法满足新的施工需要，国家每年都要花费大量外汇引进国外设备。为此，洛阳建筑机械厂根据建设部科技项目计划研制了新一代重型面层处理设备25t级轮胎压路机，填补了国内重型轮胎压路机的空白，被中国企业联合会、中国企业家协会审定为中国企业新纪录。轮胎压路机是近年研制的一种适用于碾压碎石、沥清、混凝土路面的新型压实设备，可通过增减配重和改变轮胎充气压力对砂质土壤和粘性土壤起到较好的压实作用。该机操作简单，可靠性较高。YL25型轮胎压路机是超重型、自行式、静作用压路机，具有吨位大、接地比压大的特点，该机采用全液压驱动，传动装置体积小、重量轻、运动惯性小、动态性能好、操纵方便、易于实现自动化控制，适用于高等级公路路面处理。设计时充分考虑施工现场的各种需求，是公路沥青表面及稳定土基层及次基层压实作业的理想设备。轮胎压路机主要和其他沥青压实的压路机配合使用，起表面密封和稳定作用。由于其重量大，也适合土方压实。自重16000Kg工作速度3.5-24 km/h,水箱容积1220L,压实宽度2790 mm,康明斯6BT 3.9，发动机,111.1kw。 YL25轮胎压路机的轮胎分布为前五后六，作为压实机械的主体担任着承载与压实二大重要职责，在设计制造中尤为重要，后轮系统的主要任务是压实、承载、传动、吸收振动、和制动。后轮系统设计有重要的意义。对于轮胎压路机的后轮的设计是实现自重压路机的驱动和转向动作，因而在整个压路机的设计中显的尤为重要，同时压路机的静作式压路方式是轮胎压路机的特点，设计后轮系统对于后桥的载荷和压路效果计算以及可靠性计算是本设计的重点。后轮系统设计也应该符合整体协调性能，和其他功能部件的协作，应符合设计和制造高效、多能、安全、可靠、舒适、高自动化和低公害的方向发展。YL25为机械行走传动，液压动力转向。采用可调节充气压力的光面轮胎，适应不同工况。其主要技术参数如下表所示：表1 轮胎基本参数 型号YL25型号YL25最小工作质量Kg16000驱动形式机械最大工作质量Kg26000轮胎数量（前+后）5+6前轮分配质量Kg11364轮胎规格11.00-20.16后轮分配质量Kg13636轮胎充气压力KPa200-800总长mm4730平均接地比压KPa200-400总宽mm2790最小转弯半径mm9000总高mm3350碾压宽度mm2790轴距mm3630轮胎重叠宽度mm40轮距mm500爬坡能力20行走速度km/h前进（一速）3.5前轮垂直浮动mm100（二速）7.8柴油机型号Cummins 6CT8.3-C（三速）13.2柴油机转速r/min2200（四速）23柴油机功率KW157后退（一速）3.5冷却系统水冷（二速）燃油箱容量1160洒水箱容量1450外观尺寸4730/2790/3350第一章 后轮系统总体设计1.1 传动方案设计传动方案设计了三种方案1：后驱动系统中用带传动，采用三角带与两后轮轴相连接，驱动后轮转动，优点：有过载保护，价格便宜方便快捷。缺点：工作环境对带的腐蚀较大，寿命第，可靠性不高，且容易打滑。方案2：采用机械传动，沿用徐工集团老产品的结构模式，即变速箱、差速装置和后桥连成一体的传动系统，其优点：体积小、效率高，制造成本低、结构成熟。缺点：主要操纵笨重。方案3：采用机械传动，增加换档同步器，将动桥一体的结构分开，形成各自独立的部件。其优点：（1）将变速箱和驱动桥分开，使布局空间灵活，便于调节和维修。（2）增加同步换档器，使换档轻松柔和，手感好。(3)简化了操纵，变速、倒顺手柄合二为一，自动差速。缺点：外载变化对传动系统有冲击现象。1.2 方案的选择通过对以上三种方案对比分析认为：(1)YL25轮胎压路机的主要作业对象是沥青路面的光整作业，外载荷变化较小。采用液力变矩器、动力换档变速箱造价高。(2)方案2已不能满足用户对操作舒适性的要求。鉴于以上分析，确定采用方案3。1.3 后轮系统工作原理图对后轮系统的传动分析确定后轮系统传动的原理简图，如图1。 图1 YL25后轮系统传动简图1.4 小结此传动采用链条、链轮驱动，能确保运动的往复性与平稳性，从而实现功率的最有效的传递。在主动轮与从动轮之间借助于特殊链条的链条拖动链条与链轮能在任何中心距处相啮合，同时链条也在一对轮之间楔紧，因此传动的特征是既靠摩擦又靠啮合，不论轮子在前进或后退状态下，链条都能与之楔紧、啮合、平稳过渡。第二章 轮胎设计根据“铰接自行式机械动力学”（苏联马林可夫斯基）公式：=C2Q/2Pm+ （C2Q/2Pm）2+C1Q1/2（m） （2-1）C1=（/E）B/（2RD）1/2=9X10-9C2=1/K（2RD）1/2低气压C2=0.2855，高气压C2=0.3671式中：E橡胶弹性膜数E=8X106Pa 表示轮胎胎面花纹特性的无因次系数光面胎，取1。 Q轮胎的平均负荷N K轮胎体积改变量对椭圆弓形部分体积之比 K=0.70.9，低气压取大值，高气压取小值 Pm轮胎充气压力Pa2.1 滚动半径ra计算4ra=D/2-（m）数值见表1由于变形量随轮胎负荷和气压的改变而改变，变化范围在0.5078m0.5166m之间，为了计算方便取平均值0.515m。2.2 轮胎支撑面面积计算10轮胎支承面可近似地看成为一个椭圆，见图1，轮胎变形的弦长作为椭圆的短轴b，其值为：b=2(D/2)2- ra2 1/2 （2-2）轮胎胎冠宽近似看作为椭圆长轴a，a0.29m 支承面积F， F=/4ab m 2 数值见表12.3 平均接地比压27 q=Q/F 数值见表1图2 轮胎支承- 40 - 表2 轮胎变形特性表 C2=0.3263压路机质量kg结构重量14200加铁后重量21200最大工作质量26000轮胎负荷N12909.119272.723636.4气压kPa300400500400500600700400500600700800变形量（m）0.01980.01720.01580.02120.01880.01720.01620.02410.02090.01890.01760.0166滚动半径ra（m）0.51520.51780.51920.51380.51620.51780.51880.51090.51410.51610.51740.5184支承面积F （m 2）0.065590.061290.058790.067920.064020.061290.059510.071740.067440.064180.061990.06024接地比压q（kPa ）1972102192843013143233293503683813922.4 小结前轮采用5个光面充气轮胎，能全轮摇摆，后轮采用6个光面充气轮胎；后轮轮胎正好沿着前轮轮胎的间距往复行驶辗压，这样的结构使得被辗压表面得到全面均匀压实，而且避免了采用钢轮压路机时，压轮难以使土中的低凹区得到压实的缺点。轮胎的弹性产生揉压作用，使铺层材料在各方向产生位移，形成均匀而密实的无裂纹的表面；同时，改变充气轮胎的负荷和充气压力能提高其压实性能，从而扩大它的使用范围；另外，前后轮均装有刮泥板，便于清除轮面粘附物，提高压实质量。第三章 后轮轴设计总体设计提供的条件为：（1）后轮总的负荷为139124N，每个后轮胎的平均负荷为23187N。（2）后轮轴的平均附着扭矩为14329。（3）后轮转速：3.1 两个轮胎后轮轴的强度计算3 轴的结构草图如图11所示，为便于计算将甲乙两柄合为一等效通轴。图3 轴的结构草图3.1.1 垂直弯矩计算3垂直受力简图如图12所示。图中，每个后轮胎的平均负荷：链条拉力 后轮轴附着扭矩为14329，链轮半径为0.25914m。图4 垂直受力简图（1）求支反力（2）计算垂直弯矩185处 （3-1）192处 （3-2）233处 358处 490处 700处 709处 717处 748处789处795处(3)画垂直弯矩图，如图13所示。图5 垂直弯矩图3.1.2 水平弯矩计算5水平受力简图如图14所示。图6 水平受力简图（1）求支反力 ，取附着系数0.5 （3-3） （3-4）（2）计算各处的水平弯矩185处 192处 233处 358处 490处 700处 709处 717处 748处 789处 795处 （3）画水平弯矩图，如图15所示。 图7 水平弯矩图3.1.3 求各处的合成弯矩61215画合成弯矩图 如图16所示。图8 合成弯矩图3.1.4 计算弯曲应力9185处 （3-5） 式中： （3-6） （3-7） 192处式中：490处式中带键槽的截面模数，查表得717处式中：789处式中：980处式中：3.1.5 确定扭矩，并画扭矩图4最大扭矩以总体提供的三轮胎后轴的附着力矩为准。最大扭矩即链条扭矩在 处。画扭矩图，如图17所示。图9 扭矩图3.1.6 计算扭剪应力6185处 （3-8） 抗截面模数 （3-9）192处490处查表得717处789处980处 3.1.7 计算各处的合成应力3根据弯曲应力 和 （3-10） 的关系合成应力 （3-11）185处192处490处717处789处980处3.1.8 计算许用应 力3 （3-12）式中： 材料的屈服极限，45#钢调质 安全系数取2.5 各处的计算 ，安全。3.2 键联接的强度计算3验算最大扭矩处的键。键尺寸 2816140 A型3.2.1 比压计算8 （3-13） （3-14）式中： 键只传递一个轮胎的扭矩的轴的直径100mm 键与轮毂的接触高度 键的工作长度 A型键 许用挤压应力，查机械设计手册 （3-15） 勉强安全 （3-16）3.2.2 剪切验算15 式中： 键宽 28 许用剪切应力，查机械设计手册 3.3 后轮轴的轴承寿命计算213.3.1 计算四个轴承径向力 （3-17） （3-18）轴承B径向力：轴承C径向力：轴承D径向力:每个轴承受径向力的10%的轴向力（1）轴承A选用 GB275-89 轴承218基本额定动负荷： （2）轴承B选用 GB288-87 轴承53520 基本额定动负荷 中： 轴向力是径向力的10%式中： 轴承径向系数，查机械设计手册得X=1 轴承轴向系数，查机械设计手册得Y=2.5（3）轴承C选用 GB288-87 轴承53520基本额定动负荷 轴向力是径向力的10% 式中： 轴承径向系数，查表X=1 轴承轴向系数，查表Y=2.5（4）轴承D选用 GB275-89 轴承218基本额定动负荷3.4 计算轴承寿命3寿命系数： （3-19）式中： 速度系数，当轴承转速97.8rpm时 =0.69球轴承，滚子轴承 =0.72 温度系数 取1 力矩系数， 取1.5 冲击负荷中等冲击偏上系数取1.8 轴承基本额定负荷N 当量动负荷N（1）轴承A 查表得寿命为640h。（2）轴承B 查表得寿命6000h。（3）轴承C查表得寿命740h。（4）轴承D查表得寿命100h。3.5 小结 通过对轴的设计两个轮胎后轮轴的强度计算将甲乙两轴合为一等效通轴，进行垂直弯矩计算、水平弯矩计算、确定扭矩、计算扭剪应力、计算各处的合成应力、计算许用应力、键联接的强度计算、比压计算、后轮轴的轴承寿命计算、计算四个轴承径向力、计算轴承寿命等设计计算确定轴的尺寸和轴的各种应力分析，确定的后轮轴的安全可靠。第四章 链轮链条设计总体提供条件为：小链轮齿数z1=15大链轮齿数z2=32速比I=2.134.1 链条13大链轮安装时受到空间位置的限制。因此，选用链条时节距取P=50.8。小链轮的圆周力： （4-1）链条选用DIN8187-72 32B 单排套滚筒滚子链。其破断载荷安全系数 （4-2）附着条件验算：半轴附着力矩查表得：小链轮的附着圆周力： （4-3）式中：P链条节距 P=50.8 z1小链轮齿数 Z=15 （4-4）安全系数 安全4.2 链轮基本参数计算表3 链轮基本参数小链轮大链轮链条节距P50.850.8链轮齿数z1532滚子外径d129.2129.21排数11分度圆直径d518.27齿顶圆直径da分度圆弦齿高ha齿根圆直径df489.06齿侧凸缘直径dep内链板高度 p=48.264.3 计算链条中心距8初定中心距。无涨紧装置时。根据总体设计需要取。 （4-5）以节距计的链条长度： （4-6） ，取62节。式中：K系数查表得 K=11.17链条长度 （4-7）计算中心距： （4-8） 实际中心距： （4-9）式中：4.4 小结 通过对传动方案的分析确定使用链条传递动力，链条传动能承载大负荷，通过传动参数的确定链条的排数链轮的参数，和链条的参数，进行链条链轮的选择和分析，确保后轮传动准确可靠。第五章 差速器设计5.1 差速器选择差速器用于在轮式工程机械两输出轴之间分配转距，并保证两输出轴能以不同角速度转动。差速器按结构特征不同有齿轮式、凸轮式、蜗轮式和牙嵌自由轮式等防滑式差速器。齿轮式差速器有锥齿轮式和圆拄齿轮式两种。锥齿轮式又可分为普通锥齿差速器，摩擦片式差速器和强制锁柱式差速器多种。普通锥齿差速器结构紧凑，质量较小，在工程机械中广泛用之应用。其它几种属防滑式差速器，因左右半轴的扭矩可以相差很大，在不良路面条件下可以有良好的通用性。因此对工程机械有较好的适应性。 普通锥齿差速器结构简单，工作平稳、可靠，被工程机械广泛采用，图2-2为其示意图。设差速器壳角速度为，两半轴角速度为+=2。图10 差速器示意图 设为差速壳接受的转矩，、为两半轴对差速器的反转矩，为差速器的内摩擦力矩。根据力矩平衡则有：+=，-=。 若将定义为差速器的紧锁系数，则 =0.5 =0.5若不计差速器内摩擦力矩，则，即普通锥齿轮差速器将从差速器壳传入的转矩平均分配给左、右两轴。若计内摩擦力矩，则慢转矩比快转半轴的转矩大。慢转半轴、快转半轴的转矩比为：，与紧锁系数之间有 ； （5-1） 普通锥齿轮差速器的锁紧系数=0.050.15，两半轴转矩比=1.111.35，说明左、右半轴的转矩差别不大，顾可以认为分配给两半轴的转矩大致相等。当轮式压路机在平路上行驶时，这样的分配比例无论对直线行驶或转弯行驶都是满足要求的。5.2 普通锥齿轮差速器齿轮设计145.2.1 差速器齿轮的主要参数的选择 普通锥齿轮差速器齿轮的主要参数有：行星齿轮的数量及其背面的球面半径、锥齿轮的节锥距、压力角和行星齿轮轴孔长度、行星齿轮的齿数和模数以及行星齿轮、半轴齿轮的节锥角。（1）差速器行星齿轮的数量，轮胎式压路机的锥齿轮差速器一般采用四个行星齿轮。（2）行星齿轮背面球半径，球面半径的大小决定了差速器的大小，代表差速器齿轮的节矩，因此可以反映差速器的承载能力。球面半径可以根据经验公式 （5-2） 式中：行星齿轮球面半径系数，=2.52.97，在轮胎压路机应选用较大的植。 差速器计算转距，按公式（5-1）和式（5-2）算出的和两者较小值，Nm； 球面半径，mm。（3）锥齿轮的节锥距 =（0.980.99）= 28.7mm （5-3）（4）行星齿轮的齿数和模数行星齿轮的齿数和模数，在和确定之后，行星齿轮的大小也基本确定。为使齿轮有较高的强度，应取较大的模数，因此行星齿轮的齿数应取少一些，但一般不少于10，多采用1012。半轴齿轮采用1622，今采用12。（5）行星齿轮、半径齿轮的节锥角，、和大锥齿轮大端端面模数m分别可以确定 ， （5-4） （5-5）（6）压力角 以前工程机械差速器齿轮的压力角都采用20、齿高系数为一的格里森制齿轮，现在大都采用压力角为2230、齿高系数为0.8的齿形。今采用后者。以提高齿轮强度。（7）行星齿轮轴孔长度 一般为直径的1.1倍。轴孔与行星齿轮轴之间的挤压应力不应该大于98。当差速器传递的总扭矩为，行星齿轮的个数为，行星齿轮支撑面中点到锥顶的距离为，支撑面许用挤压应力时，行星齿轮轴孔直径可以由下式确定： （5-6）5.3 差速器强度计算17差速器不像主减速器齿轮那样一直处于啮合传动状态，一般不发生齿面的接触疲劳破坏，因此只需要进行轮齿弯曲强度计算。轮齿弯曲应力为 （5-7）式中：弯曲应力，N/mm; 半轴齿轮计算转矩，差速器转矩的计算方法与主键速器从动齿轮计算转距的计算方法相同，Nm;行星齿轮数；综合系数，按格里森公司提供的差速器从动齿轮相关图线查取、半轴齿轮齿宽以及大端分度圆直径，mm、按计算主减速器齿轮相关数值选取。差速器齿轮弯曲应力，按、两者的较小值计算时应不大于980N/mm;按日常行驶转矩计算时应不大于210.0N/mm。5.4 小结YL25轮胎压路机在行驶过程中，经常需要左、右两侧驱动轮以不同的速度旋转。如：在转弯时，同一时间内，外侧车轮所滚动的距离比内侧大，若两侧驱动轮固定在一根轴上，则由于两轮的旋转速度相同，行使距离必然相等，这样就不可避免地要引起车轮在路面上滑动，这样就会使轮胎的磨损剧烈，转向困难，燃料消耗增加。而YL25轮胎压路机工作的公路的表面不平整，因此必须在它的驱动轮两根半轴之间安装差速器。也可以防止因左右驱动轮的气压不等、磨损程度不同以及负荷不同时带来的车轮侧滑现象。第六章 制动器设计6.1 制动参数设计256.1.1 制动力矩计算25设：压路机以最快速度在干土路面上行驶，制动时，轮胎“抱死”。制动力矩为： 1） 式中：轮胎与干土路面的附着系数0.5后轮分配负荷139124N6.1.2 计算制动距离25 （6-1）（1）减速度a式中：G压路机最大负荷26000X9.81=255060N（2）制动距离： （6-2）式中制动初速度： （6-3）6.1.3 制动型式的选择28制动采用气操纵，气顶油加力，外涨蹄式油刹制动器，用4个。制动系统设计：根据总体计算提供的已知条件：（1）脚制动力矩35800（2）手制动力矩（主转动轴）29276.2 脚制动设计30脚制动采用顶油、油刹方式。气包额定气压为0.8Mpa气制动阀选用JN150型空气加力泵选用XM-60，其增压比1：18脚制动安装在后轮轴上，每三个轮胎一轴上安装2个制动器，共安装4个制动器，其制动力矩：脚制动结构如图5所示。图11 脚制动结构6.2.1 制动分泵推力计算 （6-4）式中：制动分泵活塞直径53.5mm 制动气压0.8Mpa 空气加力泵增压比18 6.2.2 制动力矩计算21根据长春汽车研究所编制的汽车技术杂志的公式计算： （6-5）式中：摩擦片与制动鼓之间的摩擦系数，取0.3 R制动鼓半径R=220mm 一个制动蹄的摩擦片包角 b摩擦片宽160mm 松蹄摩擦片上的压力Mpa 紧蹄摩擦片上的压力Mpa （6-6） 式中：a支点到制动器中心距离185mm e作用力到制动器中心距离165mm Pd回位弹簧力500Nl回位弹簧到制动器中心距离95mm摩擦片安装角47摩擦片安装角154蹄端推力 m支点距离25mm代入公式： 符号同前演算从略。将p紧 p松代入MZ式： 因为每组（三个轮胎）两个制动器，所以每组制动力矩，当附着系数为0.5，气压为800Kpa时，制动力矩M组大于Mj，即2271217900 支点销套的比压校核当制动蹄为紧蹄时的制动力矩。 （6-7） 支点销的圆周力： （6-8）支点销套的比压： （6-9）式中：F园柱的投影面积 支点销套内径30，长18mm支点销为35钢淬硬，其许用比压6.3 手制动设计2627手制动结构如图6所示。 （6-10）式中：p膜片弹簧制动器推力2000N L手柄长70mm a支点距离16mm e自由对数底 摩擦系数取0.3 摩擦带包角5.96弧度 R制动轮半径150 主传动轴的力矩为2927，所以手制动可靠可行。6.4 小结 为了保证行车的安全，工程机械制动系统的工作可靠性显得日益重要。也只有制动性能良好、制动系统工作可靠的工程机械，才能充分发挥其动力性能。YL25轮胎压路机经设计满足以下条件：2） 能适应有关的标准和规定。3） 具有足够的制动效果，包括行车制动性能和驻坡制动效果。4） 工作可靠，工程机械至少应有行车制动和驻车制动两套装置，且他们的制动驱动机构应是各自独立的。5） 制动效能的热稳定性好。6） 制动效能的水稳定性好。7） 制动时的操纵性能良好。8） 制动踏板、手柄的位置和行程符合人-机工程学的要求。9） 作用滞后的时间短，包括从制动踏板开始动作到达给定制动效能水平所需的时间和从放开踏板至完全解除制动的时间。10） 制动时不产生振动和噪声。11）与悬架和转动装置不产生干扰，在车轮跳动或车辆转向时不会引起自行制动。11）制动系统安装了制动能源设备的压力表和报警装置。第七章 可靠性设计和分析7.1 后轮可靠性分析的目的意义长期以来，一切讲究产品信誉的厂家，为了争取顾客都在追求其产品具有良好的可靠性，因为只有那些可靠性好的产品，才能长期发挥其使用性能而受到用户的欢迎。可靠性是衡量产品设计、制造质量的重要指标之一。因此研究YL25后轮可靠性问题，显得十分重要，非常迫切。7.1.1 后轮可靠性分析的意义29（1） 提高后轮的可靠性，可以防止故障和事故的发生，尤其是避免灾难性的事故发生，从而保证人民生命财产安全。1986年1月28日，美国航天飞机“挑战者”号由于1个密封圈失效，起飞76s后爆炸，其中7名宇航员丧生，造成12亿美元的经济损失；1992年，我国发射“澳星”时，由于一个小小零件的故障，使“澳星”发射失败，造成了巨大的经济损失和政治影响；（2） 提高YL25后轮的可靠性，能使产品总的费用降低。要提高产品的可靠性，首先要增加费用，以选用较好的元部件，研制包括部分冗余功能部件的容错结构以及进行可靠性设计，分析，实验，这些都需要经费。然而，产品可靠性的提高使得维修费及停机检查损失费大大减小，使总费用降低。例如美国共和国公司在发展F105战斗轰炸机的过程中，花了2500万美元，使该机的任务可靠度从0.7263提高到0.8986，这样每年可节省维修费5400万美元；（3） 提高YL25后轮的可靠性，可以减少停机时间，提高YL25后轮取物效率，一台设备可以顶几台设备的工作效率。这样，在投资，成本相近的情况，可以发挥几倍的效益。美国的GE公司经过分析认为，对于发电，冶金，矿山，运输等连续作业的设备，即使可靠性提高1，成本提高10也是合算的；（4）对于企业来讲，提高YL25后轮的可靠性，增强竞争力。从而提高经济效益。为了提高YL25后轮的可靠性，必须在YL25后轮的各个环节上仔细分析。7.1.2 故障树分析简介30故障树分析（Fault Tree Analysis ），简称FTA，是一种从系统的观点出发的图形演绎法，是失效事件在一定条件下的逻辑推理方法。在系统分析中，通过对可能造成系统失效的各种因素进行分析，画出逻辑框图（即故障树），从而确定造成系统失效原因的各种可能的组合方式或者发生概率，以便计算系统的失效概率，为设计、制造和售后服务提供依据，以便采取相应的预防措施，提高系统的可靠性。其特点是：（1）FTA不局限于对系统作一般的可靠性分析，而是能够分析系统的各种失效状态；不仅分析零、部件失效对系统的影响，而且也可以对导致这些零、部件失效的原因进行分析；（2） FTA是一种用图形表达的逻辑推理过程，可以围绕某些特定的故障树状态进行深入的分析，通过清晰的故障树图形，找出系统元件、部件之间的薄弱环节；（3）在FTA的分析过程中，能弄清楚各种潜在的因素对故障产生的影响途径和程度，以便在分析的过程中发现问题并及时解决；（4）利用故障树可以定量地计算系统的失效概率，为改善和评估系统的可靠性提供定量数据。在系统寿命的早期，FTA用于判明失效形式并在设计中进行改进；在样机生产以后，批量生产以前的阶段，FTA用于证明系统是否满足可靠性要求；在这两个阶段，FTA方法是最为有效的。7.2 后轮系统故障树的建立34通过对YL25后轮系统的分析，建立YL25后轮系统的故障树（图4-1至图4-32）为了方便定性、定量分析，见YL25后轮可靠性分析总图 图12 YL25后轮系统故障 图13 传动失效 图14 轮转动失效 图15 传动轴断裂 图16 转向侧滑 图17 轮胎失效 图18 轮胎传动失效 图19 噪音 图20 后轮轮胎座故障 图21 后轮轴套故障 图22 联轴器故障 图23 链轮故障 图24 链条故障 图 25 噪声图26 轴承失效7.2.1后轮系统故障树分析（FTA）33为了更加清晰地分析系统的故障和方便设计，为制造和售后服务，现对故障树进行定性和定量的分析。1.后轮系统故障树的定性分析故障树定性分析的目的在于寻找导致顶事件发生的原因事件及原因事件的组合，即识别导致顶事件发生的所有故障模式集合；帮助分析人员发现法潜在的故障，发现设计的薄弱环节、以便改进设计；还可用于指导故障诊断；改进使用和维修方案。确定最小割集的方法有两种：（1）上行法又称西门德勒斯（Semanderes）法，其基本方法是：对每一个输出事件而言，则将该或门的诸输入事件的布尔和表示此输出事件；如果它是与门的输出，则将该与门的诸输入事件的布尔积表示此输出事件。上行法的工作步骤是，从底事件开始，由下而上逐级进行处理，直到所有的结果事件都已被处理为止。这样得到一个顶事件的布尔表达式。根据布尔代数运算法则，将顶事件化成诸底事件的积的和的最简式，此最简式的每一项所包括的底事件集即一个最小割集，从而得出故障树的所有最小割集。（2）下行法又称富塞尔凡斯列（Fussell-Vesely）法，其基本方法是：对第一个输出事件而言，如果它是或门的输出，则将该或门的输入事件各排成一行；如果它是与门的输出，则将该与门的所有输入事件排成同一行。通过综上分析，得后轮系统的故障树如图所示。现分析故障树的割集。设：代表基本事件所处的状态，若故障树的基本事件集合为：，有一子集：，它是基本事件集中的某些失效事件的集合，若中的每一事件同时发生，则顶事件一定发生，即时，就称是故障树的一个割集。假定“顶事件”的状态为，同时的状态完全由基本事件的状态决定，即是X的函数。可以看出，割集就是导致顶事件发生的一系列基本事件的集合，只要将他们找出来，就可以估计（判断）顶事件发生的可能性。在同一系统中，割集即系统的失效模型。只有找到最小割集，才能简化分析过程，去除多余的集合。最小割集合是：如果任何一个基本事件从该集合中除去，则剩余的事件集合就不是一个割集的集合。本文运用上行法来找寻后轮系统故障树的最小割集H。 由上述分析可知，后轮系统故障树的最小割集为以下93个：这93个最小割集中的任意一个发生，都必然会导致后轮系统发生故障。7.2.2后轮系统故障树的定量分析33根据可靠性理论，如图4-33所示，当由零件组成“与”门时，事件T发生的概率为： （7-1）如图4-34所示，当由零件组成“或”门时， 事件T发生的概率为： （7-2） 图4-33 与门示意图 图4-34 或门示意图可以看出：“与”门事件恒等于并联机构，即在系统中全部零、部件发生故障，则顶事件才会发生；“或”门事件恒等于串联机构，即在系统中只要有一个零、部件发生故障，则顶事件就会发生。根据上述理论，由后轮系统故障树，可得后轮系统的故障发生的概率：a、求 b、求 由上述分析可得后轮系统的故障发生的概率为： 通过上述分析可知，只要通过实验求得基本事件发生的概率，代入后轮系统的上述公式，即可求得顶事件发生的概率，也就能求得后轮系统的可靠度，从而为产品的设计、试验提供定性、定量的依据。采用FTA（故障树分析）方法，对YL25后轮进行可靠性分析，力求能在产品的设计阶段预测后轮潜在的失效模式、可靠度等；以便在设计、制造阶段采取对策，确保产品的安全性和可靠程度，为提高产品的设计、制造质量提供一定的可靠性保障。7.3 小结对YL25后轮进行了可靠性分析，我们采用了故障树分析的方法对后轮进行了故障分析。运用可靠性理论，对YL25后轮系统进行了系统可靠性分析。运用故障树分析方法，研究了系统产生故障对YL25后轮系统的运行的影响程度。通过对YL25后轮故障树的定性分析， 我们找出导致后轮发生的故障的原因事件及原因事件的组合，即识别导致后轮故障发生的所有故障模式集合。这些集合共有93个，它们是后轮潜在的故障，设计的薄弱环节，在设计时我们要改进这些环节。通过对YL25后轮的定量分析，我们得出了后轮发生故障的概率公式，只要通过实验求得基本事件发生的概率，代入后轮系统的上述公式，即可求得顶事件发生的概率，也就能求得后轮系统得可靠度，从而为产品的设计、试验提供定性、定量的依据。对YL25后轮进行可靠性分析，力求能在产品的设计阶段预测后轮潜在的失效模式、可靠度等；以便在设计、制造阶段采取对策，确保产品的安全性和可靠程度，为提高产品的设计、制造质量提供一定的可靠性保障。通过对YL25后轮可靠性分析，我们知道了主要影响后轮可靠性的因素和它产生故障的因素，因此在设计、制造、使用产品时预防和减少故障发生的可能性、提高后轮系统可靠性。结论本次毕业设计通过使用现代设计方法对YL25轮胎压路机后轮系统进行分析和设计，从轮胎压路的工作能力分析，选择了实用的方案对轮胎、制动器、差速器、和后轮轴的设计计算并对其进行可靠性分析从而完成了后轮系统的设计，从设计分析可以看出设计是符合实际可靠的，满足了近年来，随着我国高速公路、机场、港口、堤坝等基础设施建设逐步加快，对面层质量的要求越来越高，要求达到重负荷、高承载能力、更好的防渗透性能。 随着现在工程建设的发展飞快，对工程机械也提出了更高的要求，轮胎式压路机有着更为广阔的前景，对YL25系列产品也提出新的课题，因此我们必须持这发展变化的眼光，对YL25系列的压实机械后轮及整机进行改良。 致谢本次毕业设计是在王化柱教授精心指导下完成的，他以其渊博的知识、严谨的治学态度、开拓进取的精神和高度的责任心，给我的学习、生活以很大的影响，将永远激励我奋发向上。王老师严谨的治学态度，渊博的知识，敏锐的洞察力，和孜孜不倦的教导使我受益匪浅。有了这他的细心帮助，我少出很多的错误，少走很多的弯路。并且在这段期间我和老师们多了很多的接触，使我们建立了十分友好的师生情义。至此毕业设计完成之际，谨向敬爱的王化柱老师表示衷心的感谢，并致以崇高的敬意！在本次设计过程中，我也得到了江苏大学工学院机械系领导和老师的大力支持，在此表示衷心的感谢！感谢我们小组的其他同学在毕业设计时给予我的帮助！感谢给予我帮助的其他老师和同学们！感谢大学3年来，所有教导过我、鼓励过我、帮助过我的老师和同学们！感谢各位领导和老师阅读本说明书，殷切期待你们的评价和指出。 参考文献1.余志生.汽车理论M. 北京：机械工业出版社，1981.P25-362.西安公路学