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转向能力。只有在的路面上 地面的附着条件才可以得到充分利用。

归档日期:07-01       文本归类:地面照射率      文章编辑:爱尚语录

  转向能力。只有在的路面上 地面的附着条件才可以得到充分利用。附着条件的利用情况可以用附着系数利用率来表示 可定义为 13当时 利用率最高。 制动强度和附着系数利用率前面的式 13已分别给出了制动强度和附着系数利用率的定义式 下面再讨论一下当 15当时 当时可能得到的最大总制动力取决于前轮刚刚首先抱死

  转向能力。只有在的路面上 地面的附着条件才可以得到充分利用。附着条件的利用情况可以用附着系数利用率来表示 可定义为 13当时 利用率最高。 制动强度和附着系数利用率前面的式 13已分别给出了制动强度和附着系数利用率的定义式 下面再讨论一下当 15当时 当时可能得到的最大总制动力取决于前轮刚刚首先抱死的条件 13和式 18当时 可能得到的最大总制动力取决于后轮刚刚首先抱死的条件 12和式 21对于值恒定的汽车 为使其在常遇附着系数范围内不致过低 其值总是选得小于可能遇到的最大附着系数。因此在的路面上紧急制动时 总是后轮先抱死。 制动器最大制动力矩由于CA6120D116选用的轮胎型号为11R22 子午线普通花纹轮胎。此轮胎断面宽2794mm 滚动直径d1143mm即轮胎在额定载荷时滚动直径。滚动半径为 572mm 制动器所能产生的前、后轮制动力矩 受车轮的计算力矩制约 制动鼓直径当输入力P一定时 制动鼓的直径越大 则制动力矩越大 且使制动器的散热性能越好。但直径D的尺寸受到轮毂内径的限制 而且D的增大也使制动鼓的质量增加 不利于汽车的行驶平顺性。制动鼓与轮辋之间应有一定的间隙 此间隙一般不应小于20mm 30mm 以利于散热通风 也可避免由于轮辋过热而损坏轮胎。由此间隙要求及轮辋的尺寸即可求得制动鼓直径D的尺寸。另外 制动鼓直径D与轮辋直径Dr之比的一般范围为 货车 Dr070 83DDr25 4mm0 77440 05mm 依据QC T309 1999《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》的规定 取D440mm。 制动蹄摩擦衬片的包角β及宽度b摩擦衬片的包角β通常在β90 120 范围内选取 试验表明 摩擦衬片包角β90 100 时磨损最小 制动鼓的温度也最低 而制动效能则最高。再减小β虽有利于散热 但由于单位压力过高将加速磨损。包角β也不宜大于120 因为过大不仅不利于散热 而且易使制动作用不平顺 甚至可能发生自锁。 摩擦衬片宽度b较大可以降低单位压力、减少磨损 但b的尺寸过大则不易保证与制动鼓全面接触。通常是根据在紧急制动时使其单位压力不超过2 5MPa的条件来选择衬片宽度b的。设计时应尽量按摩擦片的产品规格选择b值 并按QC T309 1999选取。 依据QC T309 1999《制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列》的规定 b的可取值有 120mm 150mm 180mm 210mm 240mm 270mm 选取b120mm β100 得到每个制动器的摩擦面积A 摩擦衬片起始角摩擦衬片起始角 如图3 2所示。 张开力P的作用线至制动器中心的距离aa0 8R0 制动蹄支销中心的坐标位置k与cK30mm C0 8R0 摩擦片摩擦系数选择摩擦片时 不仅希望其摩擦系数要高些 而且还要求其热稳定性好 受温度和压力的影响小。不宜单纯地追求摩擦材料的高摩擦系数 应提高对摩擦系数的稳定性和降低制动器对摩擦材料偏离正常值的敏感性的要求。后者对蹄式制动器是非常重要的。一般说来 摩擦系数愈高的材料 其耐磨性愈差。在假定的理想条件下计算制动器的制动力矩 取f0 计算结果更接近实际值。因此 取f0 本章小结本章介绍了鼓式制动器的主要参数及选择 分别为制动力与制动力分配系数、同步附着系数、制动强度和附着系数利用率、制动器最大制动力矩、结构参数 包括制动鼓直径、制动蹄摩擦衬片的包角β及宽度b、摩擦衬片起始角、张开力P的作用线至制动器中心的距离a、制动蹄支承销中心的坐标位置k与c 与摩擦系数。 制动蹄摩擦面的压力分布规律及径向变形规律本设计采用的是具有一个自由度的制动蹄 即蹄片绕支承销转动。 如图4 1所示 制动蹄在张开力P作用下绕支承销O′点转动张开 设其转角为 由于制动鼓刚性对制动蹄运动的限制则其径向位移分量将受压缩 径向压缩为 1中的几何关系可看到因为为常量 单位压力和变形成正比 所以蹄片上任意一点压力可写成 即制动器蹄片上压力成正弦分布 其最大压力作用在与连线 的径向线为计算张开力简图。为计算有一个自由度的蹄片上的力矩 在摩擦衬片表面取一横向微元面积 如图6所示。它位于角内 面积为 其中b为摩擦衬片宽度。由鼓作用在微元面积上的法向力为 同时摩擦力产生的制动力矩为 从到区段积分上式得到 计算张开力简图紧蹄产生的制动力矩用下式表达 为摩擦力的作用半径图7。为计算随张开力而变的力 列出蹄上的力平衡方程式 为轴和力的作用线之间的夹角为支承反力在轴上的投影。 解联立方程式4 5得到 为计算、、、值必须求出法向力F及其分量 沿着相应的轴线作用有和力 它们的合力为图4 1。根据式4 10所以 由于摩擦衬片起始角40包角100 67则30 33 130 33 。那么 955根据式 并考虑到那么 246 72 mm 根据 其中取那么 237 53mm 由于紧蹄与从蹄对称布置 所以 那么106 45mm 制动器有两块蹄片 鼓上的制动力矩等于它们的摩擦力矩之和 用凸轮张开机构的张开力可由前述作用在蹄上的力矩平衡条件得到的方程式求出 12现在知道了制动力矩与张开力的关系 下面计算鼓上的制动力矩。 在设计汽车时 应满足最大制动力其中为附着力。 根据公式 式中地面附着系数0 干水泥混凝土路面汽车总重量G165000N。 165000N 7115500N由上文知 45073N 70427N。 则单个后轮制动器制动力为22537N。单个后轮制动力矩 为车轮滚动半径。由于CA6120D116选用的轮胎型号为11R22 子午线普通花纹轮胎。此轮胎断面宽2794mm 滚动直径d1143mm即轮胎在额定载荷时滚动直径。滚动半径为 572mm 根据式 13单个前轮制动力矩 22537 572mm12891164N mm 12891Nm 现在计算凸轮张开力 由上文式 11和式 12可得 27136N 27 1KN 60550N 60 6KN 14计算鼓式制动器 必须检查蹄有无自锁的可能。由式4 7得出自锁条件 如果就不会自锁。 30787 所以满足条件不会自锁。 S型凸轮气制动器因数的分析计算领蹄制动器因数为 从蹄的制动蹄因数为 S型凸轮气制动器因数为 摩擦衬片的磨损特性计算摩擦衬片的磨损与摩擦副的材质、表面加工情况、温度、压力以及相对滑磨速度等多种因素有关 因此在理论上要精确计算磨损性能是困难的。但试验表明 摩擦表面的温度、压力、摩擦系数和表面状态等是影响磨损的重要因素。 从能量的观点来说 汽车制动过程即是汽车的机械能的一部分转变为能量而耗散的过程。在制动强度很大的紧急制动过程中 制动器几乎承担了汽车全部动能耗散的过程。此时 由于制动时间很短 实际上热量还来不及散逸到大气中就被制动器所吸收 致使制动器温度升高。这就是所谓的制动器的能

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