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車輛工程畢業(yè)設計論文-捷達轎車的數(shù)據(jù)對制動系統(tǒng)進行設計-資料下載頁

2025-08-24 09:41本頁面

【導讀】汽車是現(xiàn)代交通工具中用得最多,最普遍,也是最方便的交通運輸工具。汽車制動系是汽車底盤上的一個重要系統(tǒng),它是制約汽車運動的裝置。汽車的制動性能直接影響汽車的行駛安全性。隨著公路業(yè)的迅速。人身和車輛的安全,必須為汽車配備十分可靠的制動系統(tǒng)。的設計方案,進行部件的設計計算和結構設計。使其達到以下要求:具有足。制動效能的恒定性:即抗熱衰退性;制動時汽車的方向穩(wěn)定性;道路試驗中車輪扭矩不易測量,因此,多數(shù)有關傳動系!制動系的試驗均通過??蔀槠囌囍苿酉到y(tǒng)性能研究提供更全面的試驗數(shù)據(jù)和性能評價。算、摩擦磨損計算。按GB7258-2020的規(guī)定,行車制。為了防止汽車制動時前輪失去轉向能力和后輪產(chǎn)生側滑,希望在制??赡墚a(chǎn)生的最高減速度。時后輪先抱死的后果十分嚴重。值均有增大趨勢。確定的與理想附著系數(shù)利用直線平行的兩條直線(如圖)之間,1BF——前軸車輪的地面制動力;2BF——后軸車輪的地面制動力。

  

【正文】 會導致踏板或手柄的行程損失,因而間隙量應盡量小??紤]到在制動過程中摩擦副可能產(chǎn)生機械變形和熱變形,因此制動器在冷卻狀態(tài)下應有的間隙應通過試驗來確定。另外,制動器在工作過程中會因為摩擦襯片的磨損而加大,因此制動器必須設有間隙調(diào)整機構。 在制動輪缸上采取措施實現(xiàn)工作間隙的自動調(diào)整, 如圖 所示。用以限定不制動時制動蹄內(nèi)極限位置的限位摩擦環(huán) 1 裝在輪缸活塞 2 內(nèi)端的環(huán)槽中或借矩形斷面螺 紋旋裝在 活塞內(nèi)端。限位摩擦環(huán)是一個有切槽的彈性金屬環(huán),壓裝入輪缸后與缸壁之 間的摩擦力可打 400 N500~ 。活塞上的環(huán)槽或螺旋槽的寬度 B 大于限位摩擦環(huán)厚度 b , 活塞相對于限位摩擦環(huán)的最大軸向位移量即為兩者之間的間隙 bB??39。? 。間隙 39。? 應等 于在制動器間隙設定的標準時,施行完全制動時所需的輪缸活塞行程 [5]。 不制動時 ,制動蹄回位彈簧只能將制動蹄向內(nèi)拉到輪缸活塞與限位摩擦環(huán)外端面接觸為止,因為回位彈簧的拉力遠遠不足以克服摩擦限位環(huán)與缸壁 44 間的摩擦力。此時 如圖 所示,間隙 39。? 存在于活塞與限位摩擦環(huán)內(nèi)端面之間 1— 限位摩擦環(huán); 2— 活塞; 3— 制動輪缸 圖 制動鼓與蹄間隙的工作問涼的自動調(diào)整裝置 制動時,輪缸活塞外移。若制動器間隙正好等于設定值,則當活塞移動到與限位摩擦環(huán)內(nèi)端面接觸(即間隙 39。? 消失)時,制動器間隙應以消失,并且蹄鼓已 壓緊到足以產(chǎn)生最大制動力矩的程度。若制動器間隙有與種種原因增大到超過設定值時,則活塞外移到 39。? =0 時仍不能實現(xiàn)完全制動。但只要輪缸液壓達到 ~ MPa ,即能將活塞連同限位摩擦環(huán)繼續(xù)推出,直到實現(xiàn)完全制動。這樣,在解除制動時,活塞隨制動蹄向后移動到與處于新位置的限位摩擦環(huán)與缸壁之間這一不可逆轉的軸向相對位移,補償了制動器的過量間隙。 制動蹄支承銷剪切應力計算 在計算得制動 蹄片上的法向力 21,NN , 制動力矩 21, TfTf TT 及張開力 21,PP(見 節(jié))后,可根據(jù)圖求得支承銷的支承力 21,SS 及支承銷的剪切應力21,?? 如下: 45 ? ??? ?? AS11 ? ??? ?? AS22 () 式中: A ——支承銷的截面積。 也可以用下述的簡化方法求得: 如圖 所示 ,假設制動蹄與制動鼓之間的作用力的合力作用點位于制動蹄摩擦襯片的工作表面上,其法向合力21,NN 與支承銷的反力 21,SS 分別平行, 如圖 所示。 對兩蹄分別繞中心 O 點取矩,得 39。111 cSfRNaP ?? 39。111 cSfRNaP ?? 39。 111 c fRNaPS ?? 39。 222 c fRNaPS ?? () Rc39。S 1N 2N 2 fP 1 P 2N 1N 1 fS 2acho 圖 制動蹄支承銷剪切應力計算圖 一般來說, 1S 的值總要大于 2S 的值,故僅計算領蹄的支承銷的剪切應力即可: 46 ? ??? ???? 39。1 1111 Ac fRNaPAS ( ) 式中: 39。11 , cRafNP 見圖 ; A—— 支承銷的截面積; f —— 摩擦系數(shù); ??? ——許用剪切應力。 由式( )知: ? ?NffchPN1 9 5 7 61 8 i o s1 2 3 4 7 0 62 3 ])s i n( c o s/[11111???????????? ??? 因此由式( )知 2 3 9 5 7 7 0 6 239。1 1111 ???? ???????? Ac fRNaPAS? MPa 支承銷采 用 45 號鋼制成,其許用剪切應力 ??? =25~ 45MPa[9],因此符合剪切應力要求。 47 第 3 章 制動驅動機構 的設計計算 為了確定制動主缸和輪缸直徑、制動踏板上的力、踏板行程、踏板機構傳動比以及采用增壓或助力裝置的必要性,必須進行如下的設計計算。 輪缸直徑與工作容積 為了確定制動主缸及制動輪缸的直徑、制動踏板力與踏板行程、踏板機構的、傳動比,以及說明采用增壓助力裝置的必要性,必須進行如下的設計計算。 制動輪缸對制動體的作用力 P 與輪缸直徑 wd 及制動輪缸中的液壓 壓力p 之間有如下關系式: pPdw ?2? () 式中: p ——考慮制動力調(diào)節(jié)裝置作用下的輪缸或管路液壓, ?p 8MPa ~12MPa。 制動管路液壓在制動時一般不超過 10MPa~12MPa,對盤式制動器可再高些。壓力越高 則輪缸直徑就越小,但對管路尤其是制動軟管廈管接頭則提出了更高的要求,對軟管的耐壓性、強度以及接頭的密封性的要求就更加嚴格[9]。 輪缸直徑應在 GB 7524—87 標準規(guī)定的尺寸系列中選取,輪缸直徑的尺寸系列為 , 16, , 19, , 22, (), (), 24, (), 26,28, (), 30, 32, 35, 38, 42, 46, 50, 56mm。 盤式制動器直徑與工作容積 48 根據(jù)前面算得的結果: NP 228071 ? ,選取 14?p MPa,求 1wd : 22 80 722 61 ?????? mpPd w ?mm () 由此,選取制動輪缸的直徑 461 ?wd mm 一個輪缸的工作容積 ???? nww dV 1 24 () 式中: wd ——一個輪缸活塞的直徑; n ——輪缸的活塞數(shù)目; ? ——一個輪缸活塞在完全制動時的行程: 4321 ????? ???? () 在初步設計時,對鼓式制動器可取 2?? mm~; 1? ——消除制動蹄與制動鼓問的間隙所需的輪缸活塞行程,對鼓式制動器等于相應制動蹄中 部與制動鼓之間的間隙的 2 倍; 2? ——由于摩擦襯片變形而引起的輪缸活塞行程,可根據(jù)襯片的厚度、材料的彈性模量及單位壓力值來計算; 43,?? ——分別為鼓式制動器的蹄的變形與鼓的變形而引起的輪缸活塞行程,其值由試驗確定。 選取 2?? mm,求一個輪缸的工作容積 wV 。 49 3 2 224644 21 2 ????? ? ??? n ww dV mm3 鼓式制動器直徑與工作 容積 NP 47062 ? ,選取 8?p MPa, 由式 (), 求 2wd : 27 4 70 622 6 ?????? mpPd w ?mm 選取制動輪缸的直徑 282 ?wd mm 選取 ?? mm, 2?n ,求一個輪缸的工作容積 wV 。 21 2 ?????? ? ??? n ww dV mm3 全部輪缸的總工作容積為 ?? mwVV 1 () 式中: m ——輪缸的數(shù)目。 ? ? 2 7 9 0 7 3 2 221 ????? ?m wVV mm 制動主缸直徑與工作容積 制動主缸的直徑應符合 GB 7524—87 的系列尺寸,主缸直徑的系列尺寸為 , 16, , 19, , 22, (), (), 24, (), 26, 28,(), 30, 32, 35, 38, 42, 46mm。 制動主缸應有的工作容積 39。VVVm ?? () 式中: V ——全部輪缸的總工作容積; 50 39。V ——制動軟管在液壓下變形而引起的容積增量。 在初步設計時,考慮到軟管變形,轎車制動主缸的工作 容積可取為VVm ? ,貨車取 VVm ? ,式中 V 為全部輪缸的總工作容積。 主缸活塞直徑 wd 和活塞行程 ms 可由下式確定: mmm sdV 24?? () ? ? mm ds ~? 取 mm ds ? 因此 32 mmm dsdV ?? ??? 求知 79 33 ?????? ?Vd m mm 根據(jù) GB 7524—87 的系列尺寸取 28?md mm。 制動 輪缸活塞寬度與缸筒的壁厚 盤式制動輪缸活塞寬度與缸筒壁厚 根據(jù)已有的公式計算 活塞的寬度 wdB )~(? () 于是求知: 11 ??? wdB mm。 一般情況下 ,液壓缸缸筒壁厚由結構確定,必要時進行強度校核。校核時分薄壁和厚壁兩種情況進行 [9]。 51 現(xiàn)取壁厚 10mm,由于 ???wd ,因此按厚壁進行校核。 ? ?? ????????? ???? 12 yyw ppd??? () 式中: ? —— 輪缸壁厚; yp —— 試驗壓力(當缸的額定壓力 16?np Mpa 時,取 yp = np ); ??? —— 缸筒材料許用應力, ??? = nb/? ( b? 為材料抗拉強度, n 為安全系數(shù),一般取 n=5)。 ? ?? ? 2 6666 ????????? ????? ?????????????? ????yyw ppd ??? mm 由于 10?? mm? 所以壁厚強度滿足要求。 盤式制動器活塞寬度與缸筒壁厚 根據(jù)已有的公式計算 活塞的寬度 wdB )~(? () 于是求知: 2822 ??? wdB mm。 現(xiàn)取壁厚 6?? mm,由于 ???wd ,因此按厚壁進行校核。 ? ?? ????????? ???? 12 yyw ppd??? () 式中: ? —— 輪缸壁厚; yp —— 試驗壓力(當缸的額定壓力 16?np Mpa 時,取 yp = np ); ??? —— 缸筒材料許用應力, ??? = nb/? ( b? 為材料抗拉強度, n 為安全 52 系數(shù),一般取 n=5)。 ? ?? ? 2 6666 ????????? ????? ?????????????? ????yyw ppd ??? mm 由于 6?? mm? 所以壁厚強度滿足要求。 制動主缸 行程的計算 制動主缸行程的 計算 方法很多。在本次設計中采用,根據(jù)制動器間隙的設定值換算主缸的行程 [10 ]。 asfsfsfmcwfSG alLAAS ???? () 式中: SGS —— 制動主缸的行程; wfA —— 輪缸活塞的面積 ( mm2) ; mcA —— 主缸活塞的面積( mm2); sfL —— 制動蹄支點到制動力作用點的距離( mm) ; sfl —— 制動蹄支點到中心距離 ( mm) ; asfa? —— 制動鼓與制動蹄的間隙 ( mm) 。 ~)~(302481514 22 ????????? ? ??asfsfsfmcwfSG alLAAS mm。 制動 主缸活塞寬度與缸筒的壁厚 制動主缸活塞寬度 根據(jù)已有的公式計算 活塞的寬度 53 wdB )~(? () 于是求知: 30?? wdB mm。 制動主缸筒的壁厚 一般情況下 ,液壓缸缸筒壁厚由結構確定,必要時進行強度校核。校核時分薄壁和厚壁兩種情況進行 [9]。 現(xiàn)取壁厚 8?? mm,由于 105/ ???wd ,因此按厚壁進行校核。 ? ?? ????????? ???? 12 yyw ppd??? () 式中: ? —— 輪缸壁厚; yp —— 試驗壓力(當缸的額定壓力 16?np Mpa 時,取 yp = np ); ??? —— 缸筒材 料許用應力, ??? = nb/? ( b? 為材料抗拉強度, n 為安全系數(shù),一般取 n=5)。 ? ??
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