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抱軸式全封閉濕式多盤制動器畢業(yè)論文-在線瀏覽

2024-08-08 09:39本頁面
  

【正文】 (2-1)式(2-1)中:地面制動力(N);車輪對地面的作用力(N)。 車輪半徑(m)。圖2—1 制動時車輪受力示意圖 ,其影響因素: (1)制動器內(nèi)制動摩擦片與制動盤的摩擦力。表示輪胎與地面的摩擦系數(shù)。在水平干硬路上的平均附著系數(shù)見表21:表 21 平均附著系數(shù)瀝青混凝土平均滑動附著系數(shù)峰值附著系數(shù)干濕 附著系數(shù)ψ取決于道路材料,路面狀況,花紋材料,輪胎結(jié)構(gòu)以及車輛運動速度等。制動器摩擦系數(shù)與半徑有關(guān),并與制動器踏板力及制動液壓或氣壓成正比。 ②一般來說僅考慮制動時,分車輪做滾動和抱死拖滑兩種情況: 汽車制動時,車輪做滾動時:地面制動力制動器制動力,即ABS制動,車輪不抱死仍具有轉(zhuǎn)向能力。、與的關(guān)系如圖2—2所示圖2—2 、與的關(guān)系圖 當(dāng)制動油壓小于時,制動器制動力等于地面制動力,且隨著制動油壓的增大而增大;當(dāng)制動油壓超過時,雖然制動器制動力還在增大,但是地面制動力在達(dá)到地面附著力后便不再增加。 地面制動力,制動器所需的制動力矩,制動器制動力校核其小于地面附著力即可。 ② 不同路面上的減速度 (水平路面上) (23)式(23)中: 重力();故制動減速度的極限值: (24)式(24)中: 重力加速度 ()一般情況下車輪不抱死制動,故。 可見決定制動器距離的主要因素是制動器起作用的時間和最大制動減速度。當(dāng)活塞油腔進(jìn)壓力油加壓時, 活塞推力使固定盤與摩擦盤壓緊從而產(chǎn)生摩擦力, 此摩擦力形成的摩擦阻力矩使輪轂制動。 濕式多盤失壓制動器濕式多盤失壓制動器如圖24所示:圖24 濕式多盤失壓制動器制動力由壓縮組合彈簧產(chǎn)生, 活塞油腔加壓力油時產(chǎn)生的推力使壓縮彈簧推回,從而形成該制動器的制動與非制動狀態(tài)。當(dāng)活塞油腔內(nèi)的壓力油加壓時, 油壓力將活塞推回, 從而使固定盤與摩擦盤脫離, 摩擦阻力矩消失, 解除車輪制動。在活塞座蓋與右側(cè)壓板間, 布置一個行車制動活塞。滑動襯片和摩擦片依次相間地裝在制動盤殼內(nèi)。圖25 多功能濕式多盤制動器;;;;;;;;行車制動力由壓力油作用在行車制動活塞表面產(chǎn)生, 當(dāng)行車制動活塞腔內(nèi)進(jìn)人壓力油時, 活塞推動壓板使滑動襯片與摩擦片壓緊從而產(chǎn)生摩擦力, 此摩擦力形成的摩擦阻力矩使車輪制動解除行車制動時, 則需將壓力油卸掉, 行車制動活塞在回位彈簧的作用下向右運動脫離壓板, 從而使滑動襯片與摩擦片脫離, 摩擦阻力矩消失, 使車輛處于非制動狀態(tài)。第三章 抱軸式全封閉濕式多盤制動器設(shè)計 設(shè)計的原始數(shù)據(jù)1. 制動器能實現(xiàn)行車制動、停車制動和緊急制動功能;2. 制動器結(jié)構(gòu)由傳動軸、分動器殼體等結(jié)構(gòu)限制;3. 全載荷下,前后橋質(zhì)量分配為50%,50%;4. 整車最大裝載質(zhì)量6000kg,整車整備質(zhì)量6000kg,最大總質(zhì)量12000kg;5. ,在最大為的坡道上保持靜止?fàn)顟B(tài)而不產(chǎn)生位移;6. 在水平干硬路面上,以額定載荷制動,當(dāng)制動器的制動初速度為20km/h時,制動距離不大于8m; 全封閉濕式多盤制動器的設(shè)計原則礦用防爆柴油機無軌膠輪車通用技術(shù)條件MT/T9892006中規(guī)定的制動要求:,工作制動的最大靜態(tài)制動力矩大于50%整車的最大質(zhì)量。在最大坡度為16o的坡道上保持靜止。在本次設(shè)計中,考慮到無軌膠輪車是目前井下最為先進(jìn)的運輸設(shè)備,故計算中使用的是車輪的運動半徑。 整車制動力矩的計算 制動減速度的計算(1)不考慮制動延遲時的減速度: (31)(2)考慮制動延遲時間時的制動減速度:選取彈簧制動,則由表31取得=, (32)此時因制動延遲而產(chǎn)生減速制動距離為: (33) (34)制動總距離 (35)由此可知最大制動減速度為: (36)表31 制動類型延遲時間選取制動類型時間彈簧制動液壓盤式制動多片制動氣壓制動鼓式制動 整車所需最大制動力矩的計算(1)按制動減速度計算整車制動力矩 (37) —整車工作質(zhì)量(kg); —輪胎半徑(m); —最大制動減速度(m/s178。=;帶入式(37),有: (38)(2)176。可知整車最大制動力矩為: (311)按照制動時載荷分配可知制動前后橋所需制動力矩為: (312) (313) 前橋制動器所需制動力(1)一個前制動器制動力: (314)式(314)中: —一個前橋制動器的制動力矩。第二種方法是在初始壓力分布均勻的簡單模型中計算出來的,但是實際當(dāng)中會有各種情況的影響,計算及結(jié)果并不是最接近,偏差較大;第一種計算模型比較復(fù)雜,相比較方法①更符合實際要求,因此選用第一種模型計算。將R、r帶入式(315)中得 (316)將算得的帶入式(314)中,經(jīng)變換得: (317) 彈簧的設(shè)計計算以及校核 彈簧的種類及特點彈簧類型主要有:螺旋圓柱彈簧、碟形彈簧、矩形截面彈簧。:優(yōu)點:(1)剛度大,緩沖吸振能力強,只需很小的變形就能獲得較大的彈力,適合于軸向空間要求小的場合。(3)用同樣的碟形彈簧采用不同的組合方式,能使彈簧特性在很大范圍內(nèi)變化。且組合使用方便 、維修更換容易、經(jīng)濟(jì)、安全性高、使用壽長。缺點:載荷偏差難以保證。彈簧承載能力比較高、變形量大。缺點:設(shè)計制造比較難,質(zhì)量不穩(wěn)定,造價高。當(dāng)制動器處于非制動狀態(tài)時,彈簧被壓縮量增加,使得彈簧所受壓力更大。因此,彈簧在滿足靜強度條件下,還應(yīng)滿足一定的疲勞強度要求。 碟簧的使用方法:碟簧安裝完畢,碟簧螺釘給彈簧施加壓力,使其壓縮然后達(dá)到制動(動靜間隙消除,達(dá)到制動力矩)。當(dāng)車輛發(fā)動達(dá)到液壓系統(tǒng)工作油壓,此時彈簧再次被壓縮。由于單片碟簧無法滿足設(shè)計要求,變形小,疊合可以使彈力增加,但無法滿足行程的要求。碟簧對合使其滿足了對位移的要求,使變形量增加,雖然變形量增加但是力大小基本不變。 圖31 疊合碟簧 圖32 對合碟簧 圖33 復(fù)合碟簧3. 制動器中碟簧的受力變形情況如圖34:第一次壓縮變形量,車輛制動;第二次壓縮變形量,車輛解除制動。圖34 碟簧受力示意圖 復(fù)合碟簧計算的準(zhǔn)備數(shù)據(jù):: δ=()mm,取δ=。 碟簧組方案的設(shè)計碟簧組方案設(shè)計如表33所示:表33 碟簧組方案設(shè)計摩擦副數(shù)碟簧規(guī)格碟簧組數(shù)鋼粉片間隙疊合數(shù)方案一12102方案二12102 方案一1. 預(yù)選預(yù)選摩擦片副數(shù)n=12,碟簧組組數(shù)m=10,鋼粉片間隙值δ=,疊合數(shù)x,對合數(shù)y。表34 系列A 類別 219501170132025291012101410282850118012803900119013202519012101330表34中: D—碟簧外徑(mm); d—碟簧內(nèi)徑(mm); t—碟簧厚度(mm); —碟簧壓平時的變形量計算值(mm); —單片碟簧自由高度(mm); F—單片碟簧的載荷(N); f—單片碟簧的變形量(mm)。故需要對合8組碟簧。 方案一的校核碟簧規(guī)格:;碟簧組數(shù)m=10;碟簧組合形式為對合組合。由設(shè)計手冊可知: (329)當(dāng),即碟簧壓平時,上式簡化為: (330)式(329)、(330)中: F—單片碟簧的載荷(N); —碟簧壓平時載荷計算值(N); t——碟簧厚度(mm); D—碟簧外徑(mm);f—單片碟簧的變形量(mm);—碟簧壓平時的變形量計算值(mm);E—彈性模量(Mpa);—泊松比;、—折減系數(shù)。當(dāng)=: =178。 (341)碟簧的計算應(yīng)力幅: (342)圖37 ≤t≤6mm的碟簧疲勞強度曲線圖由圖37在=178。即許用疲勞強度應(yīng)力幅為: (343),不滿足疲勞強度的要求。 (346)當(dāng)=: =178。處有:時,疲勞強度上限應(yīng)力為=1150N/mm178。 方案二1. 預(yù)選預(yù)選摩擦片副數(shù)n=12,碟簧組組數(shù)m=10,鋼粉片間隙值δ=,疊合數(shù)x,對合數(shù)y。:根據(jù)碟簧產(chǎn)生的彈力為5732N,則疊合數(shù)x=2,制動時單片碟簧變形量,碟簧的彈力產(chǎn)生制動力: (351)解除制動時的變形量為,碟簧的彈力為; 打開摩擦片所需的間隙為 (352)由呈線性比例關(guān)系,故: (353)查表34可知:當(dāng)時,=5190N,= (354)將(351)、(354)帶入(3
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