YL25型輪胎壓路機后輪系統(tǒng)設(shè)計Design after wheel axle of tire roller of YL25學 院 名 稱：專 業(yè) 班 級：學 生 姓 名：指導教師姓名：指導教師職稱YL25型輪胎壓路機后輪系統(tǒng)設(shè)計 摘要 本設(shè)計為YL25型輪胎壓路機總體設(shè)計，來源于徐工集團。徐工集團是以生產(chǎn)工程機械為主的大型企業(yè)，是徐州市的支柱產(chǎn)業(yè)。本論文主要研究了YL25型輪胎壓路機后輪結(jié)構(gòu)的方案設(shè)計，并進行了輪胎選擇、后輪軸設(shè)計、傳動鏈輪鏈條設(shè)計、差速器設(shè)計、可靠性設(shè)計和分析。在設(shè)計過程中使用了新技術(shù)、新結(jié)構(gòu)，使整機結(jié)構(gòu)科學合理，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)保性進一步提高。關(guān)鍵詞 方案設(shè)計 后輪軸 制動系統(tǒng) 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 錄第一章后輪系統(tǒng)總體設(shè)計………………………………………………………….31.1 傳動方案設(shè)計……………………………………………………………………….31.2 方案選擇…………………………………………………………………………….31.3 后輪系統(tǒng)工作原理………………………………………………………………….31.4 小結(jié)……………………………………………………….………………….…….4第二章輪胎設(shè)計……………………….………………………………………………….….…52.1 滾動半徑的計算………………………………….………………………………52.2 輪胎支撐面積計算……………………………………………………………….……52.3 平均接地比壓……………………………………………………………………….52.4 小結(jié)……………………………………………………………………………….….…8第三章后輪軸的設(shè)計…………………………………………………………93.1 兩個輪胎后輪軸的強度計算……………………………………………………….….93.2 鍵聯(lián)接的強度計算…………………………………………………………….…….163.3 后輪軸的軸承壽命計算…………………………………………………….………….173.4 計算軸承壽命……………………………………………………………….………….183.5 小結(jié)…………………………………………….………………………………….……18第四章鏈輪鏈條的設(shè)計……………………….………………….………194.1 鏈條…………………………………………………………………….…………….194. 2 鏈輪基本參數(shù)計算…………………………………………………….……………204. 3 計算鏈條中心距…………………………………………………….………………204.2 小結(jié)……………………………………………………………………………….…….20第五章差速器設(shè)計………………………….…………………….…….…. 225.1 差速器選擇……………………………………………………………….……….….….225.2 普通錐齒輪差速器齒輪設(shè)計………………………………………………….….….….235.3 小結(jié)……………………………………………………………………………….…….24第六章制動器設(shè)計………………………………….…………………….….….256.1 制動參數(shù)設(shè)計……………………………………………………………………….….256.2 腳制動設(shè)計……………………………………………………………………….…….256. 3 手制動設(shè)計……………………………………………………………………….……286.4 小結(jié)……………………………………………………………………………….…….29第七章后輪可靠性設(shè)計………………………………………………………………………….307.1 后輪系統(tǒng)可靠性分析的意義…………………………………………………….…….307.2 后輪系統(tǒng)故障樹的建立………………………………………………………….…….317.3 小結(jié)……………………………………………………………………………….…….35結(jié)論……………………………………………………………………………….……………37致謝…………………………………………………………………………………….…….….38參考文獻……………………………………………………………………………….……39- 1 -引 言近年來，隨著我國高速公路、機場、港口、堤壩等基礎(chǔ)設(shè)施建設(shè)逐步加快，對面層質(zhì)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(shè)備。為此，洛陽建筑機械廠根據(jù)建設(shè)部科技項目計劃研制了新一代重型面層處理設(shè)備——25t 級輪胎壓路機，填補了國內(nèi)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(shè)備，可通過增減配重和改變輪胎充氣壓力對砂質(zhì)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(qū)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(shè)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(shè)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 16000Kg 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(shè)計制造中尤為重要，后輪系統(tǒng)的主要任務(wù)是壓實、承載、傳動、吸收振動、和制動。后輪系統(tǒng)設(shè)計有重要的意義。對于輪胎壓路機的后輪的設(shè)計是實現(xiàn)自重壓路機的驅(qū)動和轉(zhuǎn)向動作，因而在整個壓路機的設(shè)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(shè)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(shè)計的重點。后輪系統(tǒng)設(shè)計也應(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)符合設(shè)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(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：- 2 -表1 輪胎基本參數(shù) 型號 YL25 型號 YL25最小工作質(zhì)量Kg 16000 驅(qū)動形式 機械最大工作質(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mm 4730 平均接地比壓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（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(zhuǎn)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 外觀尺寸 4730/2790/3350- 3 -第一章 后輪系統(tǒng)總體設(shè)計1.1 傳動方案設(shè)計傳動方案設(shè)計了三種方案1：后驅(qū)動系統(tǒng)中用帶傳動，采用三角帶與兩后輪軸相連接，驅(qū)動后輪轉(zhuǎn)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(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系統(tǒng)，其優(yōu)點：體積小、效率高，制造成本低、結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)分開，形成各自獨立的部件。其優(yōu)點：（1）將變速箱和驅(qū)動橋分開，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。差 速 器 ； 2傳 動 鏈 條 ； 后 輪 ；4、 5從 、 主 動 鏈 輪 ； 6差 速 鎖圖1 YL25后輪系統(tǒng)傳動簡圖- 4 -1.4 小結(jié)此傳動采用鏈條、鏈輪驅(qū)動，能確保運動的往復(fù)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。- 5 -第二章 輪胎設(shè)計根據(jù)“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×（2RD）1/2]=9X10-9C2=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=8X106Paφ—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NK—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Pa2.1 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]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12.3 平均接地比壓 [27]q=Q/F 數(shù)值見表1- 6 -圖2 輪胎支承- 7 -表2 輪胎變形特性表 C2=0.3263壓路機質(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 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）0.065590.061290.058790.067920.064020.061290.059510.071740.067440.064180.061990.06024接地比壓q（kPa ） 197 210 219 284 301 314 323 329 350 368 381 392- 8 -2.4 小結(jié)前輪采用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(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，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(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(zhì)量。- 9 -第三章 后輪軸設(shè)計總體設(shè)計提供的條件為：（1）后輪總的負荷為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 。mN?（3）后輪轉(zhuǎn)速：3.1 兩個輪胎后輪軸的強度計算 [3] 軸的結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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： ，4P—鏈條拉力 后輪軸附著扭矩為14329 ，鏈輪半徑為0.25914m。mN?rpmnr4.258976.331?退- 10 -圖4 垂直受力簡圖（1）求支反力（2）計算垂直彎矩185處 mNPM.429085'1'1? （3-1）192處 mNPA.4159)185('''2 ???（3-2）233處 33''1'3358處 PA.06)(58'''4?490處 PM1485490''1' ????700處 mNPA.453 )907()7( '2''1'6???709處PPMA.412 )4907()85709( '2''1'7 ???717處 mNPA.376 )49071()857( '2''1'8???748處 mNPPMA.1478)748( )49078()5(' '2''1'9?? ???789處- 11 -mNPPRMA.391)789( )49078()5('4 '2''1'10?????795處 A.290 )7195()40795()85( '4'2''1'1? ??(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 NP5.193.02387“2“1 ???，取附著系數(shù)0.5 （3-3）PABA 25.17390659“3“21“ “““????（3-4）- 12 -（2）計算各處的水平彎矩185處 mNPM.21458“1?? 192處 A.2104)89(“2 ??233處 358處 RA)53(358“1“4??490處 NmPA7890“??700處 PM1594)0()7(“2“1“6 ???709處 NRA695“7?717處 P3)7()8(“2“1“8?748處 mPA187404“9 ???789處 RM)9()579(“2“1“10?795處 NPA5785“?（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] mNMmNM.165794)53(210.63874394.60215902226655 222443322211 ?????????? ???????6- 13 -mNMmN.47962154903.387817469)(.41221100 2229988 2277 ?????????????????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(yīng)力 [9]185處 1ZM??（3-5） 式中：33317156920md???（3-6）/67N?? （3-7）192處 2ZM??式中： 232 3/6571904719mNdZ????490處- 14 -5ZM??式中 5Z帶鍵槽的截面模數(shù)，查表得 235 /7.1608.42.mNZ??717處 8ZM?式中： 238 3/.106740672mNdZ????789處 10ZM式中： 2310 3310 /5.498762mNZd?????980處 1M式中： 231 331 /6759042mNZd?????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。 T.14329?最大扭矩即鏈條扭矩在 4P 處。畫扭矩圖，如圖17所示。- 15 -圖9 扭矩圖3.1.6 計算扭剪應(yīng)力 [6]185 處（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(yīng)力 [3]T31?T32?mN.531 mNT.4762?1ZP231 333/4.0.47610.9mNd??????1?21ZT?12Z?/4.352ZP??106.7m?235/5.19N?8ZPT?? 238 33/8.5410.2649.mNd????103ZPT?23103 3/4.0.471.d?????2/.- 16 -根據(jù)彎曲應(yīng)力 和 （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 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—鍵與輪轂的接觸高度—鍵的工作長度 A 型鍵 —許用擠壓應(yīng)力，查機械設(shè)計手冊?????2.10??w??????6.05??24??w 22221 /6.94.367mN?????54??22225 /.1.?8 408.431????? 222201 /4mN??1 69.67???ns?s 2/360mN???/145.???????PDKLT??12N.47631K mhK8162??L 240?L??P2/10N???23 /106.84762 Nm??T- 17 -（3-15） 勉強安全 ≤ （3-16）3.2.2 剪切驗算 [15] 式中： —鍵寬 28—許用剪切應(yīng)力，查機械設(shè)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 GB275-89 軸承 218基本額定動負荷：（2）軸承 B 選用 GB288-87 軸承 53520DbLT2?????b? 2/90mN????????23/5.01280476mNNFNRAAA173495.2.39044532085222???????RAB 2791134520???NFBBC 84068.4.39222???NC53106???FD484?3069??NCr18.7?eFAa?NFPA17349?460?- 18 -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(shè)計手冊》得 X=1—軸承軸向系數(shù)，查《機械設(shè)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—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(zhuǎn)速 97.8rpm 時=0.69 球軸承，滾子軸承 =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。NCr310275??1.0?BaFBaFYXP?B34961.275.279?6801??Nr30.?CaFCaaYXP?NC6542.15234??? 30169??r308.7eFDa?1.0FPDPCffrmnh??21hfn nfTfmdrCP?fm08.17349.815.60???hf .265.23hf 14810???58.032.75.9hf- 19 -3.5 小結(jié)通過對軸的設(shè)計兩個輪胎后輪軸的強度計算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(yīng)力、計算各處的合成應(yīng)力、計算許用應(yīng)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(shè)計計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=2.134.1 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）)(59.7268.5016912802031 NSinPzSinM????半鏈條選用DIN8187-72 32B 單排套滾筒滾子鏈。其破斷載荷 N260min?安全系數(shù) （4-2）附著條件驗算：54.7iP半軸附著力矩查表得： mNM??92/180半小鏈輪的附著圓周力： （4-3）PzSin1半式中：P—鏈條節(jié)距 P=50.8z1—小鏈輪齒數(shù) Z=15- 20 -（4-4）NSinp10378.50219423???安全系數(shù) 安全6.1037n4.2 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 3.2480?zSinPd518.27齒頂圓直徑da 29.56.1mi785ax1??????????dpzd 40.52min6ax?d分度圓弦齒高ha ??795.105.0in82ax1dph 795.10in8ax?h齒根圓直徑df 2.1?df 489.06齒側(cè)凸緣直徑de1876.04.80??hzzpctgep—內(nèi)鏈板高度 p=48.2683.46?de4.3 計算鏈條中心距 [8]初定中心距 。0a- 21 -無漲緊裝置時 。pa250?根據(jù)總體設(shè)計需要取 。m97?（4-5）84.1.500?pa以節(jié)距計的鏈條長度：（4-6）ppaKzL021??，取62節(jié)。7.618435???式中：K—系數(shù)查表得 K=11.17鏈條長度 （4-7）mpL6.1498.062???計算中心距： （4-8）?????? ??????????KzLzapc 82412 ????? 17.35631568.02cm2.9實際中心距： （4-9）mac 2.9.???式中： 03?a根 據(jù) 有 關(guān) 資 料 推 薦 取—4.4 小結(jié)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。- 22 -第五章 差速器設(shè)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(zhuǎn)距，并保證兩輸出軸能以不同角速度轉(zhuǎn)動。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(jié)構(gòu)緊湊，質(zhì)量較小，在工程機械中廣泛用之應(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。因此對工程機械有較好的適應(yīng)性。普通錐齒差速器結(jié)構(gòu)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(shè)差速器殼角速度為 ，兩半軸角速度為 + =2 。0?1?20TTTω ωω圖10 差速器示意圖設(shè) 為差速殼接受的轉(zhuǎn)矩， 、 為兩半軸對差速器的反轉(zhuǎn)矩，0T1T2 rT為差速器的內(nèi)摩擦力矩。根據(jù)力矩平衡則有： + = ， - = 。12T021r若將 定義為差速器的緊鎖系數(shù)，則0kr?=0.51T)(0k?=0.52?- 23 -若不計差速器內(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0?K均分配給左、右兩軸。若計內(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2T1T轉(zhuǎn)半軸的轉(zhuǎn)矩比為： ， 與緊鎖系數(shù) 之間有12Tbb； （5-Kb???1???b1）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，說明左、bK右半軸的轉(zhuǎn)矩差別不大，顧可以認為分配給兩半軸的轉(zhuǎn)矩大致相等。當輪式壓路機在平路上行駛時，這樣的分配比例無論對直線行駛或轉(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 [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)bR矩，因此可以反映差速器的承載能力。球面半徑 bR可以根據(jù)經(jīng)驗公式（5-2）mTKdb 16.2943.13??式中： ——行星齒輪球面半徑系數(shù)， =2.5～2.97，在輪胎壓路機應(yīng)選用較大的植。bKb——差速器計算轉(zhuǎn)距，按公式（5-1）和式（5-2）算出的 和 兩者較小dT eGTS值，N·m；——球面半徑，mm。bR（3）錐齒輪的節(jié)錐距 oA=（0.98～0.99） = 28.7mm （5-3）bR（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boA有較高的強度，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，多采用10～12。半軸齒輪采用16～22，今采用12。- 24 -（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1?2， （5-4）???89)cot(211?Zar? ??2819)cot(2?Zar（5-5）0sin)(sin1??AAm（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 L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 。當差速Ld 2/mN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 ，支撐Tn dr面許用擠壓應(yīng)力 時，行星齒輪軸孔直徑 可以由下式確定：??c?d（5-6）rddc 1854].2[1390][1.03 ????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(yīng)力為（5-7）3210??JndmbKMTvs??式中： ——彎曲應(yīng)力，N/mm ;w?2——半軸齒輪計算轉(zhuǎn)矩， 差速器轉(zhuǎn)矩 的計算方法與主鍵速器從動Td6.0d齒輪計算轉(zhuǎn)距 的計算方法相同，N·m;G——行星齒輪數(shù)；n——綜合系數(shù)，按格里森公司提供的差速器從動齒輪相關(guān)圖線查取J、 ——半軸齒輪齒寬以及大端分度圓直徑，mm2bd、 、 ——按計算主減速器齒輪相關(guān)數(shù)值選取。sKmv差速器齒輪彎曲應(yīng)力，按 、 兩者的較小值計算時應(yīng)不大于980N/mm ;按日常行駛GeTs 2轉(zhuǎn)矩 計算時應(yīng)不大于210.0N/mm 。GeT25.4 小結(jié)YL25輪胎壓路機在行駛過程中，經(jīng)常需要左、右兩側(cè)驅(qū)動輪以不同的速度旋轉(zhuǎn)。如：在轉(zhuǎn)彎時，同一時間內(nèi)，外側(cè)車輪所滾動的距離比內(nèi)側(cè)大，若兩側(cè)驅(qū)動輪固定在一根軸上，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，這樣就會使輪胎的磨損劇烈，轉(zhuǎn)向困難，燃料消耗增加。- 25 -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(qū)動輪兩根半軸之間安裝差速器。也可以防止因左右驅(qū)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(cè)滑現(xiàn)象。第六章 制動器設(shè)計6.1 制動參數(shù)設(shè)計 [25]6.1.1 制動力矩計算 [25]設(shè)：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：mNGMdB ???358035824取后 ??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后6.1.2 計算制動距離 [25]2/67.秒米?dBGrga（6-1）（1）減速度a式中：G—壓路機最大負荷26000X9.81=255060N（2）制動距離：（6-2）206.31???????vaS式中 —制動初速度：0v hkmv/98.0（6-3）S2.56.317.2?????????6.1.3 制動型式的選擇[28]- 26 -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(shè)計：根據(jù)總體計算提供的已知條件：（1）腳制動力矩35800 mN?（2）手制動力矩（主轉(zhuǎn)動軸）2927 ?6.2 腳制動設(shè)計 [30]腳制動采用頂油、油剎方式。氣包額定氣壓為0.8Mpa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： mNMj ???17903586腳制動結(jié)構(gòu)如圖5所示。圖11 腳制動結(jié)構(gòu)6.2.1 制動分泵推力計算（6-4）泵氣分ipD241??式中： —制動分泵活塞直徑53.5mm分YL25型輪胎壓路機后輪系統(tǒng)設(shè)計Design after wheel axle of tire roller of YL25學 院 名 稱：專 業(yè) 班 級：學 生 姓 名：指導教師姓名：指導教師職稱YL25型輪胎壓路機后輪系統(tǒng)設(shè)計 摘要 本設(shè)計為YL25型輪胎壓路機總體設(shè)計，來源于徐工集團。徐工集團是以生產(chǎn)工程機械為主的大型企業(yè)，是徐州市的支柱產(chǎn)業(yè)。本論文主要研究了YL25型輪胎壓路機后輪結(jié)構(gòu)的方案設(shè)計，并進行了輪胎選擇、后輪軸設(shè)計、傳動鏈輪鏈條設(shè)計、差速器設(shè)計、可靠性設(shè)計和分析。在設(shè)計過程中使用了新技術(shù)、新結(jié)構(gòu)，使整機結(jié)構(gòu)科學合理，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)保性進一步提高。關(guān)鍵詞 方案設(shè)計 后輪軸 制動系統(tǒng) 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 錄第一章后輪系統(tǒng)總體設(shè)計………………………………………………………….31.1 傳動方案設(shè)計……………………………………………………………………….31.2 方案選擇…………………………………………………………………………….31.3 后輪系統(tǒng)工作原理………………………………………………………………….31.4 小結(jié)……………………………………………………….………………….…….4第二章輪胎設(shè)計……………………….………………………………………………….….…52.1 滾動半徑的計算………………………………….………………………………52.2 輪胎支撐面積計算……………………………………………………………….……52.3 平均接地比壓……………………………………………………………………….52.4 小結(jié)……………………………………………………………………………….….…8第三章后輪軸的設(shè)計…………………………………………………………93.1 兩個輪胎后輪軸的強度計算……………………………………………………….….93.2 鍵聯(lián)接的強度計算…………………………………………………………….…….163.3 后輪軸的軸承壽命計算…………………………………………………….………….173.4 計算軸承壽命……………………………………………………………….………….183.5 小結(jié)…………………………………………….………………………………….……18第四章鏈輪鏈條的設(shè)計……………………….………………….………194.1 鏈條…………………………………………………………………….…………….194. 2 鏈輪基本參數(shù)計算…………………………………………………….……………204. 3 計算鏈條中心距…………………………………………………….………………204.2 小結(jié)……………………………………………………………………………….…….20第五章差速器設(shè)計………………………….…………………….…….…. 225.1 差速器選擇……………………………………………………………….……….….….225.2 普通錐齒輪差速器齒輪設(shè)計………………………………………………….….….….235.3 小結(jié)……………………………………………………………………………….…….24第六章制動器設(shè)計………………………………….…………………….….….256.1 制動參數(shù)設(shè)計……………………………………………………………………….….256.2 腳制動設(shè)計……………………………………………………………………….…….256. 3 手制動設(shè)計……………………………………………………………………….……286.4 小結(jié)……………………………………………………………………………….…….29第七章后輪可靠性設(shè)計………………………………………………………………………….307.1 后輪系統(tǒng)可靠性分析的意義…………………………………………………….…….307.2 后輪系統(tǒng)故障樹的建立………………………………………………………….…….317.3 小結(jié)……………………………………………………………………………….…….35結(jié)論……………………………………………………………………………….……………37致謝…………………………………………………………………………………….…….….38參考文獻……………………………………………………………………………….……39- 1 -引 言近年來，隨著我國高速公路、機場、港口、堤壩等基礎(chǔ)設(shè)施建設(shè)逐步加快，對面層質(zhì)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(shè)備。為此，洛陽建筑機械廠根據(jù)建設(shè)部科技項目計劃研制了新一代重型面層處理設(shè)備——25t 級輪胎壓路機，填補了國內(nèi)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(shè)備，可通過增減配重和改變輪胎充氣壓力對砂質(zhì)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(qū)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(shè)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(shè)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 16000Kg 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(shè)計制造中尤為重要，后輪系統(tǒng)的主要任務(wù)是壓實、承載、傳動、吸收振動、和制動。后輪系統(tǒng)設(shè)計有重要的意義。對于輪胎壓路機的后輪的設(shè)計是實現(xiàn)自重壓路機的驅(qū)動和轉(zhuǎn)向動作，因而在整個壓路機的設(shè)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(shè)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(shè)計的重點。后輪系統(tǒng)設(shè)計也應(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)符合設(shè)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(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：- 2 -表1 輪胎基本參數(shù) 型號 YL25 型號 YL25最小工作質(zhì)量Kg 16000 驅(qū)動形式 機械最大工作質(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mm 4730 平均接地比壓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（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(zhuǎn)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 外觀尺寸 4730/2790/3350- 3 -第一章 后輪系統(tǒng)總體設(shè)計1.1 傳動方案設(shè)計傳動方案設(shè)計了三種方案1：后驅(qū)動系統(tǒng)中用帶傳動，采用三角帶與兩后輪軸相連接，驅(qū)動后輪轉(zhuǎn)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(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系統(tǒng)，其優(yōu)點：體積小、效率高，制造成本低、結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)分開，形成各自獨立的部件。其優(yōu)點：（1）將變速箱和驅(qū)動橋分開，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。差 速 器 ； 2傳 動 鏈 條 ； 后 輪 ；4、 5從 、 主 動 鏈 輪 ； 6差 速 鎖圖1 YL25后輪系統(tǒng)傳動簡圖- 4 -1.4 小結(jié)此傳動采用鏈條、鏈輪驅(qū)動，能確保運動的往復(fù)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。- 5 -第二章 輪胎設(shè)計根據(jù)“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×（2RD）1/2]=9X10-9C2=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=8X106Paφ—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NK—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Pa2.1 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]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12.3 平均接地比壓 [27]q=Q/F 數(shù)值見表1- 6 -圖2 輪胎支承- 7 -表2 輪胎變形特性表 C2=0.3263壓路機質(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 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）0.065590.061290.058790.067920.064020.061290.059510.071740.067440.064180.061990.06024接地比壓q（kPa ） 197 210 219 284 301 314 323 329 350 368 381 392- 8 -2.4 小結(jié)前輪采用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(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，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(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(zhì)量。- 9 -第三章 后輪軸設(shè)計總體設(shè)計提供的條件為：（1）后輪總的負荷為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 。mN?（3）后輪轉(zhuǎn)速：3.1 兩個輪胎后輪軸的強度計算 [3] 軸的結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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： ，4P—鏈條拉力 后輪軸附著扭矩為14329 ，鏈輪半徑為0.25914m。mN?rpmnr4.258976.331?退- 10 -圖4 垂直受力簡圖（1）求支反力（2）計算垂直彎矩185處 mNPM.429085'1'1? （3-1）192處 mNPA.4159)185('''2 ???（3-2）233處 33''1'3358處 PA.06)(58'''4?490處 PM1485490''1' ????700處 mNPA.453 )907()7( '2''1'6???709處PPMA.412 )4907()85709( '2''1'7 ???717處 mNPA.376 )49071()857( '2''1'8???748處 mNPPMA.1478)748( )49078()5(' '2''1'9?? ???789處- 11 -mNPPRMA.391)789( )49078()5('4 '2''1'10?????795處 A.290 )7195()40795()85( '4'2''1'1? ??(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 NP5.193.02387“2“1 ???，取附著系數(shù)0.5 （3-3）PABA 25.17390659“3“21“ “““????（3-4）- 12 -（2）計算各處的水平彎矩185處 mNPM.21458“1?? 192處 A.2104)89(“2 ??233處 358處 RA)53(358“1“4??490處 NmPA7890“??700處 PM1594)0()7(“2“1“6 ???709處 NRA695“7?717處 P3)7()8(“2“1“8?748處 mPA187404“9 ???789處 RM)9()579(“2“1“10?795處 NPA5785“?（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] mNMmNM.165794)53(210.63874394.60215902226655 222443322211 ?????????? ???????6- 13 -mNMmN.47962154903.387817469)(.41221100 2229988 2277 ?????????????????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(yīng)力 [9]185處 1ZM??（3-5） 式中：33317156920md???（3-6）/67N?? （3-7）192處 2ZM??式中： 232 3/6571904719mNdZ????490處- 14 -5ZM??式中 5Z帶鍵槽的截面模數(shù)，查表得 235 /7.1608.42.mNZ??717處 8ZM?式中： 238 3/.106740672mNdZ????789處 10ZM式中： 2310 3310 /5.498762mNZd?????980處 1M式中： 231 331 /6759042mNZd?????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。 T.14329?最大扭矩即鏈條扭矩在 4P 處。畫扭矩圖，如圖17所示。- 15 -圖9 扭矩圖3.1.6 計算扭剪應(yīng)力 [6]185 處（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(yīng)力 [3]T31?T32?mN.531 mNT.4762?1ZP231 333/4.0.47610.9mNd??????1?21ZT?12Z?/4.352ZP??106.7m?235/5.19N?8ZPT?? 238 33/8.5410.2649.mNd????103ZPT?23103 3/4.0.471.d?????2/.- 16 -根據(jù)彎曲應(yīng)力 和 （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 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—鍵與輪轂的接觸高度—鍵的工作長度 A 型鍵 —許用擠壓應(yīng)力，查機械設(shè)計手冊?????2.10??w??????6.05??24??w 22221 /6.94.367mN?????54??22225 /.1.?8 408.431????? 222201 /4mN??1 69.67???ns?s 2/360mN???/145.???????PDKLT??12N.47631K mhK8162??L 240?L??P2/10N???23 /106.84762 Nm??T- 17 -（3-15） 勉強安全 ≤ （3-16）3.2.2 剪切驗算 [15] 式中： —鍵寬 28—許用剪切應(yīng)力，查機械設(shè)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 GB275-89 軸承 218基本額定動負荷：（2）軸承 B 選用 GB288-87 軸承 53520DbLT2?????b? 2/90mN????????23/5.01280476mNNFNRAAA173495.2.39044532085222???????RAB 2791134520???NFBBC 84068.4.39222???NC53106???FD484?3069??NCr18.7?eFAa?NFPA17349?460?- 18 -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(shè)計手冊》得 X=1—軸承軸向系數(shù)，查《機械設(shè)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—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(zhuǎn)速 97.8rpm 時=0.69 球軸承，滾子軸承 =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。NCr310275??1.0?BaFBaFYXP?B34961.275.279?6801??Nr30.?CaFCaaYXP?NC6542.15234??? 30169??r308.7eFDa?1.0FPDPCffrmnh??21hfn nfTfmdrCP?fm08.17349.815.60???hf .265.23hf 14810???58.032.75.9hf- 19 -3.5 小結(jié)通過對軸的設(shè)計兩個輪胎后輪軸的強度計算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(yīng)力、計算各處的合成應(yīng)力、計算許用應(yīng)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(shè)計計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=2.134.1 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）)(59.7268.5016912802031 NSinPzSinM????半鏈條選用DIN8187-72 32B 單排套滾筒滾子鏈。其破斷載荷 N260min?安全系數(shù) （4-2）附著條件驗算：54.7iP半軸附著力矩查表得： mNM??92/180半小鏈輪的附著圓周力： （4-3）PzSin1半式中：P—鏈條節(jié)距 P=50.8z1—小鏈輪齒數(shù) Z=15- 20 -（4-4）NSinp10378.50219423???安全系數(shù) 安全6.1037n4.2 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 3.2480?zSinPd518.27齒頂圓直徑da 29.56.1mi785ax1??????????dpzd 40.52min6ax?d分度圓弦齒高ha ??795.105.0in82ax1dph 795.10in8ax?h齒根圓直徑df 2.1?df 489.06齒側(cè)凸緣直徑de1876.04.80??hzzpctgep—內(nèi)鏈板高度 p=48.2683.46?de4.3 計算鏈條中心距 [8]初定中心距 。0a- 21 -無漲緊裝置時 。pa250?根據(jù)總體設(shè)計需要取 。m97?（4-5）84.1.500?pa以節(jié)距計的鏈條長度：（4-6）ppaKzL021??，取62節(jié)。7.618435???式中：K—系數(shù)查表得 K=11.17鏈條長度 （4-7）mpL6.1498.062???計算中心距： （4-8）?????? ??????????KzLzapc 82412 ????? 17.35631568.02cm2.9實際中心距： （4-9）mac 2.9.???式中： 03?a根 據(jù) 有 關(guān) 資 料 推 薦 取—4.4 小結(jié)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。- 22 -第五章 差速器設(shè)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(zhuǎn)距，并保證兩輸出軸能以不同角速度轉(zhuǎn)動。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(jié)構(gòu)緊湊，質(zhì)量較小，在工程機械中廣泛用之應(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。因此對工程機械有較好的適應(yīng)性。普通錐齒差速器結(jié)構(gòu)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(shè)差速器殼角速度為 ，兩半軸角速度為 + =2 。0?1?20TTTω ωω圖10 差速器示意圖設(shè) 為差速殼接受的轉(zhuǎn)矩， 、 為兩半軸對差速器的反轉(zhuǎn)矩，0T1T2 rT為差速器的內(nèi)摩擦力矩。根據(jù)力矩平衡則有： + = ， - = 。12T021r若將 定義為差速器的緊鎖系數(shù)，則0kr?=0.51T)(0k?=0.52?- 23 -若不計差速器內(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0?K均分配給左、右兩軸。若計內(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2T1T轉(zhuǎn)半軸的轉(zhuǎn)矩比為： ， 與緊鎖系數(shù) 之間有12Tbb； （5-Kb???1???b1）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，說明左、bK右半軸的轉(zhuǎn)矩差別不大，顧可以認為分配給兩半軸的轉(zhuǎn)矩大致相等。當輪式壓路機在平路上行駛時，這樣的分配比例無論對直線行駛或轉(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 [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)bR矩，因此可以反映差速器的承載能力。球面半徑 bR可以根據(jù)經(jīng)驗公式（5-2）mTKdb 16.2943.13??式中： ——行星齒輪球面半徑系數(shù)， =2.5～2.97，在輪胎壓路機應(yīng)選用較大的植。bKb——差速器計算轉(zhuǎn)距，按公式（5-1）和式（5-2）算出的 和 兩者較小dT eGTS值，N·m；——球面半徑，mm。bR（3）錐齒輪的節(jié)錐距 oA=（0.98～0.99） = 28.7mm （5-3）bR（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boA有較高的強度，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，多采用10～12。半軸齒輪采用16～22，今采用12。- 24 -（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1?2， （5-4）???89)cot(211?Zar? ??2819)cot(2?Zar（5-5）0sin)(sin1??AAm（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 L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 。當差速Ld 2/mN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 ，支撐Tn dr面許用擠壓應(yīng)力 時，行星齒輪軸孔直徑 可以由下式確定：??c?d（5-6）rddc 1854].2[1390][1.03 ????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(yīng)力為（5-7）3210??JndmbKMTvs??式中： ——彎曲應(yīng)力，N/mm ;w?2——半軸齒輪計算轉(zhuǎn)矩， 差速器轉(zhuǎn)矩 的計算方法與主鍵速器從動Td6.0d齒輪計算轉(zhuǎn)距 的計算方法相同，N·m;G——行星齒輪數(shù)；n——綜合系數(shù)，按格里森公司提供的差速器從動齒輪相關(guān)圖線查取J、 ——半軸齒輪齒寬以及大端分度圓直徑，mm2bd、 、 ——按計算主減速器齒輪相關(guān)數(shù)值選取。sKmv差速器齒輪彎曲應(yīng)力，按 、 兩者的較小值計算時應(yīng)不大于980N/mm ;按日常行駛GeTs 2轉(zhuǎn)矩 計算時應(yīng)不大于210.0N/mm 。GeT25.4 小結(jié)YL25輪胎壓路機在行駛過程中，經(jīng)常需要左、右兩側(cè)驅(qū)動輪以不同的速度旋轉(zhuǎn)。如：在轉(zhuǎn)彎時，同一時間內(nèi)，外側(cè)車輪所滾動的距離比內(nèi)側(cè)大，若兩側(cè)驅(qū)動輪固定在一根軸上，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，這樣就會使輪胎的磨損劇烈，轉(zhuǎn)向困難，燃料消耗增加。- 25 -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(qū)動輪兩根半軸之間安裝差速器。也可以防止因左右驅(qū)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(cè)滑現(xiàn)象。第六章 制動器設(shè)計6.1 制動參數(shù)設(shè)計 [25]6.1.1 制動力矩計算 [25]設(shè)：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：mNGMdB ???358035824取后 ??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后6.1.2 計算制動距離 [25]2/67.秒米?dBGrga（6-1）（1）減速度a式中：G—壓路機最大負荷26000X9.81=255060N（2）制動距離：（6-2）206.31???????vaS式中 —制動初速度：0v hkmv/98.0（6-3）S2.56.317.2?????????6.1.3 制動型式的選擇[28]- 26 -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(shè)計：根據(jù)總體計算提供的已知條件：（1）腳制動力矩35800 mN?（2）手制動力矩（主轉(zhuǎn)動軸）2927 ?6.2 腳制動設(shè)計 [30]腳制動采用頂油、油剎方式。氣包額定氣壓為0.8Mpa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： mNMj ???17903586腳制動結(jié)構(gòu)如圖5所示。圖11 腳制動結(jié)構(gòu)6.2.1 制動分泵推力計算（6-4）泵氣分ipD241??式中： —制動分泵活塞直徑53.5mm分