《畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）-YL25型輪胎壓路機(jī)后輪系統(tǒng)設(shè)計(jì)（全套圖紙）》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）-YL25型輪胎壓路機(jī)后輪系統(tǒng)設(shè)計(jì)（全套圖紙）（45頁(yè)珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

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

2、 YL25型輪胎壓路機(jī)后輪系統(tǒng)設(shè)計(jì) 專業(yè)班級(jí)：09機(jī)械制造及其自動(dòng)化 學(xué)生姓名 指導(dǎo)教師： 職 稱：副教授 摘要 本設(shè)計(jì)為YL25型輪胎壓路機(jī)總體設(shè)計(jì)，來(lái)源于徐工集團(tuán)。徐工集團(tuán)是以生產(chǎn)工程機(jī)械為主的大型企業(yè)，是徐州市的支柱產(chǎn)業(yè)。 本論文主要研究了YL25型輪胎壓路機(jī)后輪結(jié)構(gòu)的方案設(shè)計(jì)，并進(jìn)行了輪胎選擇、后輪軸設(shè)計(jì)、傳動(dòng)鏈輪鏈條設(shè)計(jì)、差速器設(shè)計(jì)、可靠性設(shè)計(jì)和分析。在設(shè)計(jì)過(guò)程中使用了新技術(shù)、新結(jié)構(gòu)，使整機(jī)結(jié)構(gòu)科學(xué)合理，工作性能和作業(yè)效率提高，使新產(chǎn)品的可靠性、操作安全性、舒適性及環(huán)保性進(jìn)

3、一步提高。 關(guān)鍵詞 方案設(shè)計(jì) 后輪軸 制動(dòng)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(shè)計(jì)………………………………………………………….3 1.1 傳動(dòng)方案設(shè)計(jì)…………………………………………………………………..……...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(jié)………………………………………………………...………………….…..…...4 第二章輪胎設(shè)計(jì)……………………..….………………………………………………….….…....5 2.1 滾動(dòng)半徑的計(jì)算…………………………………...………………………………..........5 2.2 輪胎支撐面積計(jì)算……………………………………………………………….……....5 2.3 平均接地比壓………………………………………………………

7、…………....…….....5 2.4 小結(jié)……………………………………………………………………………….…...…8 第三章后輪軸的設(shè)計(jì)………..……………………………..……………………....9 3.1 兩個(gè)輪胎后輪軸的強(qiáng)度計(jì)算……………………………………………………….…...9 3.2 鍵聯(lián)接的強(qiáng)度計(jì)算……………………..……………………………………….…….....16 3.3 后輪軸的軸承壽命計(jì)算…………………………………………………….………..….17 3.4 計(jì)算軸承壽命……………………………………………………………….………..….18 3.5 小結(jié)………

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

9、.……...…. 22 5.1 差速器選擇……………………………………………………………….……….….….22 5.2 普通錐齒輪差速器齒輪設(shè)計(jì)………………………………………………….….….….23 5.3 小結(jié)……………………………………………………………………………….…..….24 第六章制動(dòng)器設(shè)計(jì)……………..…………………….…………………….…...….25 6.1 制動(dòng)參數(shù)設(shè)計(jì)……………………………………………………………………..….….25 6.2 腳制動(dòng)設(shè)計(jì)……………………………………………………………………….…..….25 6. 3 手制動(dòng)設(shè)計(jì)…………

10、…………………………………………………………….…..…..28 6.4 小結(jié)……………………………………………………………………………….…..….29 第七章后輪可靠性設(shè)計(jì)…………………………………………………………………………...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(shù)的建立………………………………………………………….…..….31 7.3 小結(jié)……………………………………………………………………………….…..….35 結(jié)論……………………………………………………………………………….…………

11、…..37 致謝…………………………………………………………………………………….…….….38 參考文獻(xiàn)……………………………………………………………………………….…..…....39 引 言 近年來(lái)，隨著我國(guó)高速公路、機(jī)場(chǎng)、港口、堤壩等基礎(chǔ)設(shè)施建設(shè)逐步加快，對(duì)面層質(zhì)量的要求越來(lái)越高，要求達(dá)到重負(fù)荷、高承載能力、更好的防滲透性能。原有的面層處理，已無(wú)法滿足新的施工需要，國(guó)家每年都要花費(fèi)大量外匯引進(jìn)國(guó)外設(shè)備。為此，洛陽(yáng)建筑機(jī)械廠根據(jù)建設(shè)部科技項(xiàng)目計(jì)劃研制了新一代重型面層處理設(shè)備——25t級(jí)輪胎壓路機(jī)，填補(bǔ)了國(guó)內(nèi)重型輪胎壓路機(jī)的空白，被中國(guó)企業(yè)聯(lián)合會(huì)、中國(guó)企業(yè)家協(xié)會(huì)審定為

12、中國(guó)企業(yè)新紀(jì)錄。 輪胎壓路機(jī)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(shí)設(shè)備，可通過(guò)增減配重和改變輪胎充氣壓力對(duì)砂質(zhì)土壤和粘性土壤起到較好的壓實(shí)作用。該機(jī)操作簡(jiǎn)單，可靠性較高。YL25型輪胎壓路機(jī)是超重型、自行式、靜作用壓路機(jī)，具有噸位大、接地比壓大的特點(diǎn)，該機(jī)采用全液壓驅(qū)動(dòng)，傳動(dòng)裝置體積小、重量輕、運(yùn)動(dòng)慣性小、動(dòng)態(tài)性能好、操縱方便、易于實(shí)現(xiàn)自動(dòng)化控制，適用于高等級(jí)公路路面處理。設(shè)計(jì)時(shí)充分考慮施工現(xiàn)場(chǎng)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(shí)作業(yè)的理想設(shè)備。輪胎壓路機(jī)主要和其他瀝青壓實(shí)的壓路機(jī)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(shí)。自重16000K

13、g工作速度3.5-24 km/h,水箱容積1220L,壓實(shí)寬度2790 mm,康明斯6BT 3.9，發(fā)動(dòng)機(jī),111.1kw。 YL25輪胎壓路機(jī)的輪胎分布為前五后六，作為壓實(shí)機(jī)械的主體擔(dān)任著承載與壓實(shí)二大重要職責(zé)，在設(shè)計(jì)制造中尤為重要，后輪系統(tǒng)的主要任務(wù)是壓實(shí)、承載、傳動(dòng)、吸收振動(dòng)、和制動(dòng)。后輪系統(tǒng)設(shè)計(jì)有重要的意義。 對(duì)于輪胎壓路機(jī)的后輪的設(shè)計(jì)是實(shí)現(xiàn)自重壓路機(jī)的驅(qū)動(dòng)和轉(zhuǎn)向動(dòng)作，因而在整個(gè)壓路機(jī)的設(shè)計(jì)中顯的尤為重要，同時(shí)壓路機(jī)的靜作式壓路方式是輪胎壓路機(jī)的特點(diǎn)，設(shè)計(jì)后輪系統(tǒng)對(duì)于后橋的載荷和壓路效果計(jì)算以及可靠性計(jì)算是本設(shè)計(jì)的重點(diǎn)。后輪系統(tǒng)設(shè)計(jì)也應(yīng)該符合整體協(xié)調(diào)性能，和其他功能部件的協(xié)作，應(yīng)

14、符合設(shè)計(jì)和制造高效、多能、安全、可靠、舒適、高自動(dòng)化和低公害的方向發(fā)展。 YL25為機(jī)械行走傳動(dòng)，液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向。 采用可調(diào)節(jié)充氣壓力的光面輪胎，適應(yīng)不同工況。 其主要技術(shù)參數(shù)如下表所示： 表1 輪胎基本參數(shù) 型號(hào) YL25 型號(hào) YL25 最小工作質(zhì)量Kg 16000 驅(qū)動(dòng)形式 機(jī)械 最大工作質(zhì)量Kg 26000 輪胎數(shù)量（前+后） 5+6 前輪分配質(zhì)量Kg 11364 輪胎規(guī)格 11.00-20.16 后輪分配質(zhì)量Kg 13636 輪胎充氣壓力KPa 200-800 總長(zhǎng)mm 4730 平均接地比壓

15、KPa 200-400 總寬mm 2790 最小轉(zhuǎn)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(jìn)（一速） 3.5 前輪垂直浮動(dòng)mm ±100 （二速） 7.8 柴油機(jī)型號(hào) Cummins 6CT8.3-C （三速） 13.2 柴油機(jī)轉(zhuǎn)速r/min 2200 （四速） 23 柴油機(jī)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(shè)計(jì) 1.1 傳動(dòng)方案設(shè)計(jì) 傳動(dòng)方案設(shè)計(jì)了三種 方案1：后驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)中用帶傳動(dòng)，采用三角帶與兩后輪軸相連接，驅(qū)動(dòng)后輪轉(zhuǎn)動(dòng)，優(yōu)點(diǎn)：有過(guò)載保護(hù)，價(jià)格便宜方便快捷。缺點(diǎn)：工作環(huán)境對(duì)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(jī)械傳動(dòng)，沿用徐工集團(tuán)老產(chǎn)品的結(jié)構(gòu)模式，即變速箱、差速裝置和后橋連成一體的傳動(dòng)系統(tǒng)，其優(yōu)點(diǎn)：體積小、效率高，制造成本低、結(jié)構(gòu)成熟。缺點(diǎn)：主要操縱笨重。 方案3：采用機(jī)械傳動(dòng)，增加換檔同步器，將動(dòng)橋一體的結(jié)構(gòu)分開(kāi)，形成各自獨(dú)立的部件。其優(yōu)點(diǎn)：（1）將變速箱

17、和驅(qū)動(dòng)橋分開(kāi)，使布局空間靈活，便于調(diào)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(jiǎn)化了操縱，變速、倒順手柄合二為一，自動(dòng)差速。缺點(diǎn)：外載變化對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)有沖擊現(xiàn)象。 1.2 方案的選擇 通過(guò)對(duì)以上三種方案對(duì)比分析認(rèn)為：(1)YL25輪胎壓路機(jī)的主要作業(yè)對(duì)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(dòng)力換檔變速箱造價(jià)高。(2)方案2已不能滿足用戶對(duì)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(duì)后輪系統(tǒng)的傳動(dòng)分析確定后輪系統(tǒng)傳動(dòng)的原理簡(jiǎn)圖，如圖1。 圖1 YL25后輪系統(tǒng)傳動(dòng)簡(jiǎn)圖 1.4 小結(jié) 此傳動(dòng)采用鏈

18、條、鏈輪驅(qū)動(dòng)，能確保運(yùn)動(dòng)的往復(fù)性與平穩(wěn)性，從而實(shí)現(xiàn)功率的最有效的傳遞。在主動(dòng)輪與從動(dòng)輪之間借助于特殊鏈條的鏈條拖動(dòng)鏈條與鏈輪能在任何中心距處相嚙合，同時(shí)鏈條也在一對(duì)輪之間楔緊，因此傳動(dòng)的特征是既靠摩擦又靠嚙合，不論輪子在前進(jìn)或后退狀態(tài)下，鏈條都能與之楔緊、嚙合、平穩(wěn)過(guò)渡。 第二章 輪胎設(shè)計(jì) 根據(jù)“鉸接自行式機(jī)械動(dòng)力學(xué)”（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(wú)因次系數(shù)光面胎，取1。 Q—輪胎的平均負(fù)荷N K—輪胎體積改變量對(duì)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(dòng)半徑ra計(jì)算[4] ra=D/2-λ（m）數(shù)值見(jiàn)表1 由于變形量λ隨輪胎負(fù)荷和氣壓的改變而改變，變化范圍在0.5078m—0.5166m之間，為了計(jì)算方便取平均值0.515m。 2.2 輪胎支撐面面積計(jì)算[10]

20、 輪胎支承面可近似地看成為一個(gè)橢圓，見(jiàn)圖1，輪胎變形的弦長(zhǎng)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(zhǎng)軸a，a≈0.29m 支承面積F， F=π/4ab m 2 數(shù)值見(jiàn)表1 2.3 平均接地比壓[27] q=Q/F 數(shù)值見(jiàn)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(jī)質(zhì)量kg 結(jié)構(gòu)重量14200 加鐵后重量21200 最大工作質(zhì)量26000 輪胎負(fù)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(dòng)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(jié) 前

23、輪采用5個(gè)光面充氣輪胎，能全輪搖擺，后輪采用6個(gè)光面充氣輪胎；后輪輪胎正好沿著前輪輪胎的間距往復(fù)行駛輾壓，這樣的結(jié)構(gòu)使得被輾壓表面得到全面均勻壓實(shí)，而且避免了采用鋼輪壓路機(jī)時(shí)，壓輪難以使土中的低凹區(qū)得到壓實(shí)的缺點(diǎn)。 輪胎的彈性產(chǎn)生揉壓作用，使鋪層材料在各方向產(chǎn)生位移，形成均勻而密實(shí)的無(wú)裂紋的表面；同時(shí)，改變充氣輪胎的負(fù)荷和充氣壓力能提高其壓實(shí)性能，從而擴(kuò)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(shí)質(zhì)量。 第三章 后輪軸設(shè)計(jì) 總體設(shè)計(jì)提供的條件為： （1）后輪總的負(fù)荷為

24、139124N，每個(gè)后輪胎的平均負(fù)荷為23187N。 （2）后輪軸的平均附著扭矩為14329。 （3）后輪轉(zhuǎn)速： 3.1 兩個(gè)輪胎后輪軸的強(qiáng)度計(jì)算[3] 軸的結(jié)構(gòu)草圖如圖11所示，為便于計(jì)算將甲乙兩柄合為一等效通軸。 圖3 軸的結(jié)構(gòu)草圖 3.1.1 垂直彎矩計(jì)算[3] 垂直受力簡(jiǎn)圖如圖12所示。 圖中，每個(gè)后輪胎的平均負(fù)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(jiǎn)圖 （1）求支反力 （2）計(jì)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(jì)算[5] 水平受力簡(jiǎn)圖如圖14所示。 圖6 水平受力簡(jiǎn)圖 （1）求支反力 ，取附著系數(shù)0.5 （3-3） （3-4） （2）計(jì)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(jì)算彎曲應(yīng)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(zhǔn)。 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(jì)算扭剪應(yīng)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(jì)算各處的合成應(yīng)力[3] 根據(jù)彎曲應(yīng)力 和

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

30、各處的計(jì)算 ，安全。 3.2 鍵聯(lián)接的強(qiáng)度計(jì)算[3] 驗(yàn)算最大扭矩處的鍵。 鍵尺寸 28×16×140 A型 3.2.1 比壓計(jì)算[8] （3-13） （3-14） 式中： —鍵只傳遞一個(gè)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(zhǎng)度 A型鍵 —許用擠壓應(yīng)力，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) （3-15） 勉強(qiáng)安全 ≤ （3-16） 3.2.2 剪切驗(yàn)算[15] 式中： —鍵寬 28

32、 —許用剪切應(yīng)力，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) 3.3 后輪軸的軸承壽命計(jì)算[21] 3.3.1 計(jì)算四個(gè)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(gè)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(dòng)負(fù)荷： （2）軸承B選用 GB288-87 軸承53520 基本額定動(dòng)負(fù)荷 中： —軸向力是徑向力的10% 式中： —軸承徑向系數(shù)，查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》得X=1 —軸承軸向系數(shù)，查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》得Y=2.5 （3）軸承C選用 GB288-87 軸承53520 基本額定動(dòng)負(fù)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(dòng)負(fù)荷 3.4 計(jì)算軸承壽命[3] 壽命系數(shù)： （3-19） 式中： —速度系數(shù)，當(dāng)軸承轉(zhuǎn)速97.8rpm時(shí) =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(fù)荷中等沖擊偏上系數(shù)取1.8 —軸承基本額定負(fù)荷N —當(dāng)量動(dòng)負(fù)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(jié) 通過(guò)對(duì)軸的設(shè)計(jì)兩個(gè)輪胎后輪軸的強(qiáng)度計(jì)算

36、將甲乙兩軸合為一等效通軸，進(jìn)行垂直彎矩計(jì)算、水平彎矩計(jì)算、確定扭矩、計(jì)算扭剪應(yīng)力、計(jì)算各處的合成應(yīng)力、計(jì)算許用應(yīng)力、鍵聯(lián)接的強(qiáng)度計(jì)算、比壓計(jì)算、后輪軸的軸承壽命計(jì)算、計(jì)算四個(gè)軸承徑向力、計(jì)算軸承壽命等設(shè)計(jì)計(jì)算確定軸的尺寸和軸的各種應(yīng)力分析，確定的后輪軸的安全可靠。 第四章 鏈輪鏈條設(shè)計(jì) 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(shí)受到空間位置的限制。因此，選用鏈條時(shí)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(yàn)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(jì)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h(yuǎn)a 齒根圓直徑df 489.06 齒側(cè)凸緣直徑de p—內(nèi)鏈板高度 p=48.26 4.3 計(jì)算鏈條中心距[8] 初定中心距。 無(wú)漲緊裝置時(shí)。 根據(jù)總體設(shè)計(jì)需要取。 （4-5） 以節(jié)距計(jì)的鏈條長(zhǎng)度： （4-6） ，取62節(jié)。 式中：K—系數(shù)查表得 K=11.17 鏈條長(zhǎng)度 （4-7） 計(jì)算中心距： （4-8）

39、 實(shí)際中心距： （4-9） 式中： 4.4 小結(jié) 通過(guò)對(duì)傳動(dòng)方案的分析確定使用鏈條傳遞動(dòng)力，鏈條傳動(dòng)能承載大負(fù)荷，通過(guò)傳動(dòng)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(jìn)行鏈條鏈輪的選擇和分析，確保后輪傳動(dòng)準(zhǔn)確可靠。 第五章 差速器設(shè)計(jì) 5.1 差速器選擇 差速器用于在輪式工程機(jī)械兩輸出軸之間分配轉(zhuǎn)距，并保證兩輸出軸能以不同角速度轉(zhuǎn)動(dòng)。差速器按結(jié)構(gòu)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(qiáng)制鎖柱式差速器多種。普通錐齒差速器結(jié)構(gòu)緊湊，質(zhì)量較小，在工程機(jī)械中廣泛用之應(yīng)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(duì)工程機(jī)械有較好的適應(yīng)性。 普通錐齒差速器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，工作平穩(wěn)、可靠，被工程機(jī)械廣泛采用，圖2-2為其示意圖。設(shè)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(shè)為差速殼接受的轉(zhuǎn)矩，、為兩半軸對(duì)差速器的反轉(zhuǎn)矩， 為差速器的內(nèi)摩擦力矩。根據(jù)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(jì)差速器內(nèi)摩擦力矩，則，即普通錐齒輪差速器將從差速器殼傳入的轉(zhuǎn)矩平均分配給左、右兩軸。若計(jì)內(nèi)摩擦力矩，則慢轉(zhuǎn)矩比快轉(zhuǎn)半軸的轉(zhuǎn)矩大。慢轉(zhuǎn)半軸、快轉(zhuǎn)半軸的轉(zhuǎn)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(zhuǎn)矩比=1.11～1.35，說(shuō)明左、右半軸的轉(zhuǎn)矩差別不大，顧可以認(rèn)為分配給兩半軸的轉(zhuǎn)矩大致相等。當(dāng)輪式壓路機(jī)在平路

42、上行駛時(shí)，這樣的分配比例無(wú)論對(duì)直線行駛或轉(zhuǎn)彎行駛都是滿足要求的。 5.2 普通錐齒輪差速器齒輪設(shè)計(jì)[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(zhǎng)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(jī)的錐齒輪差速器一般采用四個(gè)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(jù)經(jīng)驗(yàn)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(jī)應(yīng)選用較大的植。 ——差速器計(jì)算轉(zhuǎn)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(qiáng)度，應(yīng)取較大的模數(shù)，因此行星齒輪的齒數(shù)應(yīng)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(jī)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(qiáng)度。 （7）行星齒輪軸孔長(zhǎng)度 一般為直徑的1.1倍。軸孔與行星齒輪軸之間的擠壓應(yīng)力不應(yīng)該大于98。當(dāng)差速器傳遞的總扭矩為，行星齒輪的個(gè)數(shù)為，行星齒輪支撐面中點(diǎn)到錐頂?shù)木嚯x為，支

45、撐面許用擠壓應(yīng)力時(shí)，行星齒輪軸孔直徑可以由下式確定： （5-6） 5.3 差速器強(qiáng)度計(jì)算[17] 差速器不像主減速器齒輪那樣一直處于嚙合傳動(dòng)狀態(tài)，一般不發(fā)生齒面的接觸疲勞破壞，因此只需要進(jìn)行輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算。輪齒彎曲應(yīng)力為 （5-7） 式中：——彎曲應(yīng)力，N/mm; ——半軸齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)矩，差速器轉(zhuǎn)矩的計(jì)算方法與主鍵速器從動(dòng)齒輪計(jì)算轉(zhuǎn)距的計(jì)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(dòng)齒輪相關(guān)圖線查取 、—

46、—半軸齒輪齒寬以及大端分度圓直徑，mm 、、——按計(jì)算主減速器齒輪相關(guān)數(shù)值選取。 差速器齒輪彎曲應(yīng)力，按、兩者的較小值計(jì)算時(shí)應(yīng)不大于980N/mm;按日常行駛轉(zhuǎn)矩計(jì)算時(shí)應(yīng)不大于210.0N/mm。 5.4 小結(jié) YL25輪胎壓路機(jī)在行駛過(guò)程中，經(jīng)常需要左、右兩側(cè)驅(qū)動(dòng)輪以不同的速度旋轉(zhuǎn)。如：在轉(zhuǎn)彎時(shí)，同一時(shí)間內(nèi)，外側(cè)車輪所滾動(dòng)的距離比內(nèi)側(cè)大，若兩側(cè)驅(qū)動(dòng)輪固定在一根軸上，則由于兩輪的旋轉(zhuǎn)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(dòng)，這樣就會(huì)使輪胎的磨損劇烈，轉(zhuǎn)向困難，燃料消耗增加。 而YL25輪胎壓路機(jī)工作的公路的表面不平整，因此必須在它的驅(qū)動(dòng)輪兩根半軸之間安裝差速

47、器。也可以防止因左右驅(qū)動(dòng)輪的氣壓不等、磨損程度不同以及負(fù)荷不同時(shí)帶來(lái)的車輪側(cè)滑現(xiàn)象。 第六章 制動(dòng)器設(shè)計(jì) 6.1 制動(dòng)參數(shù)設(shè)計(jì)[25] 6.1.1 制動(dòng)力矩計(jì)算[25] 設(shè)：壓路機(jī)以最快速度在干土路面上行駛，制動(dòng)時(shí)，輪胎“抱死”。 制動(dòng)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(fù)荷139124N 6.1.2 計(jì)算制動(dòng)距離[25] （6-1） （1）減速度a 式中：G—壓路機(jī)最大負(fù)荷26000X9.81=2

48、55060N （2）制動(dòng)距離： （6-2） 式中—制動(dòng)初速度： （6-3） 6.1.3 制動(dòng)型式的選擇[28] 制動(dòng)采用氣操縱，氣頂油加力，外漲蹄式油剎制動(dòng)器，用4個(gè)。 制動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)： 根據(jù)總體計(jì)算提供的已知條件： （1）腳制動(dòng)力矩35800 （2）手制動(dòng)力矩（主轉(zhuǎn)動(dòng)軸）2927 6.2 腳制動(dòng)設(shè)計(jì)[30] 腳制動(dòng)采用頂油、油剎方式。 氣包額定氣壓為0.8M

49、pa 氣制動(dòng)閥選用JN150型 空氣加力泵選用XM-60，其增壓比1：18 腳制動(dòng)安裝在后輪軸上，每三個(gè)輪胎一軸上安裝2個(gè)制動(dòng)器，共安裝4個(gè)制動(dòng)器，其制動(dòng)力矩： 腳制動(dòng)結(jié)構(gòu)如圖5所示。 圖11 腳制動(dòng)結(jié)構(gòu) 6.2.1 制動(dòng)分泵推力計(jì)算 （6-4） 式中：—制動(dòng)分泵活塞直徑53.5mm —制動(dòng)氣壓0.8Mpa —空氣加力泵增壓比18 6.2.2 制動(dòng)力矩計(jì)算[21] 根據(jù)長(zhǎng)春汽車研究所編制的《汽車技術(shù)》雜志的公式計(jì)算：

50、 （6-5） 式中：—摩擦片與制動(dòng)鼓之間的摩擦系數(shù)，取0.3 R—制動(dòng)鼓半徑R=220mm —一個(gè)制動(dòng)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(diǎn)到制動(dòng)器中心距離185mm e—作用力到制動(dòng)器中心距離165mm Pd—回位彈簧力500N l—回位彈簧到制動(dòng)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(diǎn)距離25mm 代入公式： 符號(hào)同前演算從略。 將p緊 p松代入MZ式： 因?yàn)槊拷M（三個(gè)輪胎）兩個(gè)制動(dòng)器，所以每組制動(dòng)力矩， 當(dāng)附著系數(shù)為0.5，氣壓為800Kpa時(shí)，制動(dòng)力矩 M組大于Mj，即22712>17900 支點(diǎn)銷套的比壓校核 當(dāng)制動(dòng)蹄為緊蹄時(shí)的制動(dòng)力矩。 （6-7）

52、 支點(diǎn)銷的圓周力： （6-8） 支點(diǎn)銷套的比壓： （6-9） 式中：F—園柱的投影面積 支點(diǎn)銷套內(nèi)徑Φ30，長(zhǎng)18mm 支點(diǎn)銷為35鋼淬硬，其許用比壓 6.3 手制動(dòng)設(shè)計(jì)[26][27] 手制動(dòng)結(jié)構(gòu)如圖6所示。 （6-10） 式

53、中：p—膜片彈簧制動(dòng)器推力2000N L—手柄長(zhǎng)70mm a—支點(diǎn)距離16mm e—自由對(duì)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(dòng)輪半徑150 主傳動(dòng)軸的力矩為2927，所以手制動(dòng)可靠可行。 6.4 小結(jié) 為了保證行車的安全，工程機(jī)械制動(dòng)系統(tǒng)的工作可靠性顯得日益重要。也只有制動(dòng)性能良好、制動(dòng)系統(tǒng)工作可靠的工程機(jī)械，才能充分發(fā)揮其動(dòng)力性能。 YL25輪胎壓路機(jī)經(jīng)設(shè)計(jì)滿足以下條件： 2） 能適應(yīng)有關(guān)的標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)定。 3） 具有足夠的制動(dòng)效果，包括行車制動(dòng)性

54、能和駐坡制動(dòng)效果。 4） 工作可靠，工程機(jī)械至少應(yīng)有行車制動(dòng)和駐車制動(dòng)兩套裝置，且他們的制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)應(yīng)是各自獨(dú)立的。 5） 制動(dòng)效能的熱穩(wěn)定性好。 6） 制動(dòng)效能的水穩(wěn)定性好。 7） 制動(dòng)時(shí)的操縱性能良好。 8） 制動(dòng)踏板、手柄的位置和行程符合人-機(jī)工程學(xué)的要求。 9） 作用滯后的時(shí)間短，包括從制動(dòng)踏板開(kāi)始動(dòng)作到達(dá)給定制動(dòng)效能水平所需的時(shí)間和從放開(kāi)踏板至完全解除制動(dòng)的時(shí)間。 10） 制動(dòng)時(shí)不產(chǎn)生振動(dòng)和噪聲。 11）與懸架和轉(zhuǎn)動(dòng)裝置不產(chǎn)生干擾，在車輪跳動(dòng)或車輛轉(zhuǎn)向時(shí)不會(huì)引起自行制動(dòng)。 11）制動(dòng)系統(tǒng)安裝了制動(dòng)能源設(shè)備的壓力表和報(bào)警裝置。

55、 第七章 可靠性設(shè)計(jì)和分析 7.1 后輪可靠性分析的目的意義 長(zhǎng)期以來(lái)，一切講究產(chǎn)品信譽(yù)的廠家，為了爭(zhēng)取顧客都在追求其產(chǎn)品具有良好的可靠性，因?yàn)橹挥心切┛煽啃院玫漠a(chǎn)品，才能長(zhǎng)期發(fā)揮其使用性能而受到用戶的歡迎?？煽啃允呛饬慨a(chǎn)品設(shè)計(jì)、制造質(zhì)量的重要指標(biāo)之一。因此研究YL25后輪可靠性問(wèn)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(zāi)難性的事故發(fā)生，從而保證人民生命財(cái)產(chǎn)安全。1986年1月28日，美國(guó)航天飛機(jī)“挑戰(zhàn)者”號(hào)由于1個(gè)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(jīng)

56、濟(jì)損失；1992年，我國(guó)發(fā)射“澳星”時(shí)，由于一個(gè)小小零件的故障，使“澳星”發(fā)射失敗，造成了巨大的經(jīng)濟(jì)損失和政治影響； （2） 提高YL25后輪的可靠性，能使產(chǎn)品總的費(fèi)用降低。要提高產(chǎn)品的可靠性，首先要增加費(fèi)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(cuò)結(jié)構(gòu)以及進(jìn)行可靠性設(shè)計(jì)，分析，實(shí)驗(yàn)，這些都需要經(jīng)費(fèi)。然而，產(chǎn)品可靠性的提高使得維修費(fèi)及停機(jī)檢查損失費(fèi)大大減小，使總費(fèi)用降低。例如美國(guó)共和國(guó)公司在發(fā)展F－105戰(zhàn)斗轟炸機(jī)的過(guò)程中，花了2500萬(wàn)美元，使該機(jī)的任務(wù)可靠度從0.7263提高到0.8986，這樣每年可節(jié)省維修費(fèi)5400萬(wàn)美元； （3） 提高YL25后輪的可靠性，可以減少停機(jī)時(shí)

57、間，提高YL25后輪取物效率，一臺(tái)設(shè)備可以頂幾臺(tái)設(shè)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(guó)的GE公司經(jīng)過(guò)分析認(rèn)為，對(duì)于發(fā)電，冶金，礦山，運(yùn)輸?shù)冗B續(xù)作業(yè)的設(shè)備，即使可靠性提高1％，成本提高10％也是合算的； （4）對(duì)于企業(yè)來(lái)講，提高YL25后輪的可靠性，增強(qiáng)競(jìng)爭(zhēng)力。從而提高經(jīng)濟(jì)效益。 為了提高YL25后輪的可靠性，必須在YL25后輪的各個(gè)環(huán)節(jié)上仔細(xì)分析。 7.1.2 故障樹(shù)分析簡(jiǎn)介[30] 故障樹(shù)分析（Fault Tree Analysis ），簡(jiǎn)稱FTA，是一種從系統(tǒng)的觀點(diǎn)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(guò)對(duì)可能造成系

58、統(tǒng)失效的各種因素進(jìn)行分析，畫出邏輯框圖（即故障樹(shù)），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(jì)算系統(tǒng)的失效概率，為設(shè)計(jì)、制造和售后服務(wù)提供依據(jù)，以便采取相應(yīng)的預(yù)防措施，提高系統(tǒng)的可靠性。其特點(diǎn)是： （1）FTA不局限于對(duì)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(duì)系統(tǒng)的影響，而且也可以對(duì)導(dǎo)致這些零、部件失效的原因進(jìn)行分析； （2） FTA是一種用圖形表達(dá)的邏輯推理過(guò)程，可以圍繞某些特定的故障樹(shù)狀態(tài)進(jìn)行深入的分析，通過(guò)清晰的故障樹(shù)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(guò)程中，能弄清楚各種潛在的因素對(duì)故障產(chǎn)生的影

59、響途徑和程度，以便在分析的過(guò)程中發(fā)現(xiàn)問(wèn)題并及時(shí)解決； （4）利用故障樹(shù)可以定量地計(jì)算系統(tǒng)的失效概率，為改善和評(píng)估系統(tǒng)的可靠性提供定量數(shù)據(jù)。 在系統(tǒng)壽命的早期，F(xiàn)TA用于判明失效形式并在設(shè)計(jì)中進(jìn)行改進(jìn)；在樣機(jī)生產(chǎn)以后，批量生產(chǎn)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(gè)階段，F(xiàn)TA方法是最為有效的。 7.2 后輪系統(tǒng)故障樹(shù)的建立[34] 通過(guò)對(duì)YL25后輪系統(tǒng)的分析，建立YL25后輪系統(tǒng)的故障樹(shù)（圖4-1至圖4-32） 為了方便定性、定量分析，見(jiàn)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(dòng)失效 圖14 輪轉(zhuǎn)動(dòng)失效 圖15 傳動(dòng)軸斷裂 圖16 轉(zhuǎn)向側(cè)滑 圖17 輪胎失效 圖18 輪胎傳動(dòng)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(shù)分析（FTA）[33] 為了更加清晰地分析系統(tǒng)的故障和方便設(shè)計(jì)，為制造和售后服務(wù)，現(xiàn)對(duì)故障樹(shù)進(jìn)行定性和定量的分析。 1.后輪系統(tǒng)故障樹(shù)的定性分析 故障樹(shù)定性分析的目的在于尋找導(dǎo)致頂事件發(fā)生的原因事件及原因事件的組合，即識(shí)別導(dǎo)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(shè)計(jì)的薄弱環(huán)節(jié)、以便改進(jìn)設(shè)計(jì)；還可

62、用于指導(dǎo)故障診斷；改進(jìn)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(duì)每一個(gè)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(kāi)始，由下而上逐級(jí)進(jìn)行處理，直到所有的結(jié)果事件都已被處理為止。這樣得到一個(gè)頂事件的布爾表達(dá)式。根據(jù)布爾代數(shù)運(yùn)算法則，將頂事件化成諸底事件的積的和的最簡(jiǎn)式，此最簡(jiǎn)式的每一項(xiàng)所包括的底事件集即一個(gè)最小割集，從而得出故障樹(shù)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(duì)第一個(gè)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(guò)綜上分析，得后輪系統(tǒng)的故障樹(shù)如圖所示。 現(xiàn)分析故障樹(shù)的割集。 設(shè)：代表基本事件所處的狀態(tài)，若故障樹(shù)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(shí)發(fā)生，則頂事件一定發(fā)生，即時(shí)，就稱是故障樹(shù)的一個(gè)割集。 假定“頂事件”的狀態(tài)為，同時(shí)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(dǎo)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(lái)，就可以估計(jì)（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(jiǎn)化分析過(guò)程，去除多余的集合。最小割集合是：如果任何一個(gè)基本事件從該集合中除去，則剩余的事件集合就不是一個(gè)割集的集合。 本文運(yùn)用上行法來(lái)找尋后輪系統(tǒng)故障樹(shù)的最小割集H。 由上述分析可知，后輪系統(tǒng)故障樹(shù)的最小割集為以下93個(gè)： 這93個(gè)最小割集中的任意一個(gè)發(fā)生，都必然會(huì)導(dǎo)致后輪系統(tǒng)發(fā)生故障。 7.2.2后輪系統(tǒng)故障樹(shù)的定量分析[33] 根據(jù)可靠性理論，如圖4-33所示，當(dāng)由零件組成“與”門時(shí)，事件T發(fā)生的概率為： （7-1）

65、 如圖4-34所示，當(dāng)由零件組成“或”門時(shí)， 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(jī)構(gòu)，即在系統(tǒng)中全部零、部件發(fā)生故障，則頂事件才會(huì)發(fā)生； “或”門事件恒等于串聯(lián)機(jī)構(gòu)，即在系統(tǒng)中只要有一個(gè)零、部件發(fā)生故障，則頂事件就會(huì)發(fā)生。 根據(jù)上述理論，由后輪系統(tǒng)故障樹(shù)，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(guò)上述分析可知，只要通過(guò)實(shí)驗(yàn)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(chǎn)品的設(shè)計(jì)、試驗(yàn)提供定性、定量的依據(jù)。 采用FTA（故障樹(shù)分析）方法，對(duì)YL25后輪進(jìn)行可靠性分析，力求能在產(chǎn)品的設(shè)計(jì)階段預(yù)測(cè)后輪潛在的失效模式、可靠度等；以便在設(shè)計(jì)、制造階段采取對(duì)策，確保產(chǎn)品的安全性和可靠程度，為提高產(chǎn)品的設(shè)計(jì)、制造質(zhì)量提供一定的可靠性保障。 7.3 小結(jié) 對(duì)YL25后輪進(jìn)行了可靠性分析，我們采用了故障樹(shù)分析的方法對(duì)后輪進(jìn)行了故障分析。 運(yùn)用可靠性理論，對(duì)YL25后輪系統(tǒng)進(jìn)行了系統(tǒng)可靠性分析。運(yùn)用故障樹(shù)分析方法，研究了系統(tǒng)產(chǎn)生故障對(duì)YL25后輪系統(tǒng)的運(yùn)行的影響程度。通過(guò)對(duì)YL25后輪故障樹(shù)的定性分析， 我們找出導(dǎo)致后輪發(fā)生的故障的原因事件及原因事件的組合，即識(shí)別導(dǎo)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(gè)，它們是后輪潛在的故障，設(shè)計(jì)的薄弱環(huán)節(jié)，在設(shè)計(jì)時(shí)我們要改進(jìn)這些環(huán)節(jié)。通