【全套设计】五菱宏光手动变速器设计【CAD图纸】

本车代入数据得同理可推出汽车可能停驻的极限下坡路倾角为得驻车制动器在安装制动器的空间，制动驱动力源等条件允许的范围内，应力求后桥上上驻车制动力矩接近由所确定的极限值因，并保证下坡路上能停驻的坡度不小于法规的规定值。

衬片磨损特性的计算摩擦衬片衬块的磨损受温度摩擦力滑磨速度制动盘制动鼓的材质及加工情况，以及衬片衬块本身材质等许多因素的影响，因此在理论上计算磨损特性极为困难。

但试验表明，影响磨损的最重要因素还是摩擦表面的温度和摩擦力。

从能量的观点来说，汽车制动过程即是将汽车的机械能动能和势能的部分转变为热量而耗散的过程。

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任务。

此时，由于制动时间很短，实际上热量还来不及逸散到大气中就被制动器所吸收，致使制动器温度升高。

这就是所谓制动器的能量负荷。

能量负荷越大，则衬片衬块的磨损越严重。

对于盘式制动器的衬块，其单位面积上的能量负荷比鼓式制动器衬片大许多，所以制动盘表面温度比制动鼓的高。

各种汽车的总质量及其制动衬片衬块的摩擦面积各不相同，因而有必要用种相对的量作为评价能量负荷的指标。

目前，各国常用的指标是比能量耗散率，即单位时间内衬片衬块单位面积耗散的能量，通常所用的计算单位为。

比能量耗散率有时也称为单位功负荷，或简称能量负荷。

双轴汽车的单个前轮及后轮制动器的比能量耗散率分别为式中，为汽车总质量为汽车回转质量系数，为制动初速度和终速度为制动减速度为制动时间为前后制动器衬片衬块的摩擦面积为制动力分配系数。

在紧急制动到停车的情况下，，并可认为，故据有关文献推荐，乘用车的盘式制动器在，的条件下，比能量耗散率应不大于。

比能量过高不仅引起衬片衬块的加速磨损，且有可能使制动盘或制动鼓更早发生龟裂。

本设计采用的是前盘后鼓，所以仅计算前轮衬块的摩擦特性。

另个磨损特性指标是衬片衬块单位摩擦面积的制动器摩擦力，称为比摩擦力。

比摩擦力越大，则磨损越严重。

单个车轮制动器的比摩擦力为式中，为单个鼓式制动器的制动力矩为制动鼓半径衬块平均半径或有效半径为单个制动器的衬片衬块摩擦面积。

制动驱动机构的设计与计算制动驱动机构的形式制动驱动机构将来自驾驶员或其他方面的力传给制动器，使之产生制动力矩。

根据制动力源的不同，制动驱动机构般可分为简单制动，动力制动和伺服制动三大类。

简单制动但靠驾驶员施加的踏板力或手柄力作为制动力源，亦称人力制动。

其中，又有机械式和液压式两种。

机械式完全靠杆系传力，由于其机械效率低，传动比小，润滑点多，且难以保证前，后制动力的正确比例和左，右轮制动力的平衡，所以在汽车的行车制动装置中已被淘汰。

但因其结构简单，成本低，工作可靠，还广泛应用于中，小型汽车的驻车制动装置中。

液压式简单制动用于行车制动装置。

液压制动的优点是作用滞后时间较短工作压力高可达，因而轮缸尺寸小，可以安装在制动器内部，直接作为制动蹄的张开机构或制动块的压紧机构，而不需要制动臂等传动件，使之结构简单，质量小机械效率高液压系统有自润滑作用。

液压制动的主要缺点是受热过度后，部分制动液汽化，在管路中形成气泡，严重影响液压传输，使制动系统的效能降低，甚至完全失效。

液压制动广泛应用在乘用车和总质量不大的商用车上。

动力制动即利用由发动机的动力转化而成，并表现为气压或液压形式的势能作为汽车制动的全部力量。

驾驶员施加于踏板或手柄上的力，仅用于回路中控制元件的操纵。

因此，简单制动中的踏板力和踏板行程之间的反比例关系，在动力制动中便不复存在，从而使踏板力较小，同时又有适当的踏板行程。

气压制动是应用最多的动力制动之。

主要优点操纵轻便，工作可靠，不易出故障，维护保养方便其气源除供制动用外，还可以供其他装置使用。

缺点必须有空气压缩机贮气筒制动阀等装置，使结构复杂笨重成本高管路中压力的建立和测撤除都较慢管路工作压力低制动气室排气时有很大的噪音。

气压制动在总质量以上的商用车上得到广泛的使用。

伺服制动的制动能源是人力和发动机并用。

正常情况下，其输出工作压力主要由动力伺服系统产生在伺服系统失效时，还可以全靠人力驱动液压系统，以产生定程度的制动力。

排量以上的乘用车到各种商用车，都广泛采用伺服制动。

按伺服力源不同，伺服制动有真空伺服制动空气伺服制动和液体伺服制动三类。

这里不多做介绍。

分路系统为了提高制动工作的可靠性，应采用分路系统，即全车的所有行车制动器的液压或气压管路分为两个或更多的互相独立的回路，其中个回路失效后，仍可利用其他完好的回路起制动作用。

双轴汽车的双回路制动系统有以下常见的五种分路形式轴对轴型，如图所示，前轴制动器与后桥制动器各用个回路。

图型分路交叉型，如图所示，前轴的侧车轮制动器与后桥的对侧车轮制动器同属个回路。

图型分路轴对半轴型，如图所示，两侧前制动器的半数轮缸和全部后制动器轮缸属于个回路，其余的前轮缸则属于另个回路。

图型分路半轴轮对半轴轮型，如图所示，两个回路分别对两侧前轮制动器的半数轮缸和个后轮制动器起作用。

图型分路双半轴对双半轴型，如图所示，每个回路均只对每个前后制动器的半数轮缸起作用。

这种型式的双回路系统的制功效能最好。

图型分路型的管路布置较为简单，可采用最大主力点的输出力最大助力点的输入力根据有关法规的规定，残留值应大于出制动器零部件设计滑动钳体滑动钳体是包括轮缸在内的精密件，并且传递压力时，钳体要具有足够的刚度和强度，还要具有防震的性能。

因此采用高强度高韧度的可锻造铁组成，使悬题电动冷水机组的冷凝器进出水温差般为，双效溴化锂吸收式冷水机组冷却水进出口温差般为，因此，在选用冷却塔时，电动冷水机组宜选普通型冷却塔而双效溴化锂吸收式冷水机组宜选中温型冷却塔选用冷却塔时应遵循工业企业噪音控制设计规范的规定，其噪声不得超过下表所列的噪声限制值厂界噪声限制值空调冷却水系统中宜选用逆流式冷却塔。

当处理水量在以上时，宜选用多风机方形冷却塔，以便实现多风机控制。

由于冷却水进水温度过低将会引起溴化锂吸收式冷水机组结晶等故障，因此，设计溴化锂吸收式冷水机组的冷却水系统时，应在冷却塔供回水管间设置旁通管，可以使部分冷却水不经冷却塔，以保证冷却水进水温度不会过低。

九膨胀水箱选型组，额定冷冻水量，接管口径。

旁通水量取，供回水计算压差为约。

旁通阀流通能力，计算如下所以采用旁通阀即可满足要求。

旁通阀都具有高流通能力，所以般其口径可比冷水机组接管口径小二个规格。

压差控制系统的控制方式有比例控制，输出比例变化的电阻信号，有三位控制输出进停退信号。

比例控制的精度较高，价格也高，需根据不同的精度要求选配。

两种方式所配套的执行器也不同。

旁通阀执行器与阀门需根据不同的系统压差，配套不同系列的阀门，例如品牌阀门执行器适用的最大工作压差为，而阀门执行器的最大工作压差则为。

若定货时未指明，厂商般均会按较高压差配套。

总之，在压差旁通系统的选型中，要认真考虑各种因素，阀门特性，压差，流通能力，执行器都需考量。

在有的工程中，只是简单地按冷水机组口径选择旁通阀径，往往会造成浪费。

四空调水系统管径的确定水管管径由下式确定我们建议，水系统中管内水流速按表中的推荐值选用，经试算来确定其管径，或按表二根据流量确定管径。

表管内水流速推荐值表二水系统的管径和单位长度阻力损失力损失，也即循环水泵所需的扬程冷水机组阻力取水柱管路阻力取冷冻机房内的除污器集水器分水器及管路等的阻力为取输配侧管路长度与比摩阻，则磨擦阻力为如考虑输配侧的局部阻力为磨擦阻力的，则局部阻力为系统管路的总阻力为水柱空调末端装置阻力组合式空调器的阻力般比风机盘管阻力大，故取前者的阻力为水柱二通调节阀的阻力取水柱。

于是，水系统的各部分阻力之和为水柱水泵扬程取的安全系数，则扬程。

根据以上估算结果，可以基本掌握类同规模建筑物的空调水系统的压力损失值范围，尤其应防止因未经过计算，过于保守，而将系统压力损失估计过大，水泵扬程选得过大，导致能量浪费。

静水压力应该是水泵停止状态下，冷却塔静止液面到水泵或设备末端得高差。

水泵扬程管道沿程阻力局部阻力设备阻力冷却塔布水器压力布水器到集水器高差我个人认为水塔扬程确定为冷凝器到，沿程和局部阻力为到五冷冻水泵扬程估算方法摘自全国勘察设计注册公用设备工程师考试复习教材暖通空调专业这里所谈的是闭式空调冷水系统的阻力组成，因为这种系统是量常用的系统。

冷水机组阻力由机组制造厂提供，般为。

管路阻力包括磨擦阻力局部阻力，其中单位长度的磨擦阻力即比摩组取决于技术经济比较。

若取值大则管径小，初投资省，但水泵运行能耗大并的后桥附着力为图汽车在上坡路上停驻时的受力情况汽车在下坡停驻时，后桥附着力为汽车可能停驻的极限上坡路倾角，可根据后桥上的附着力与制动力矩相等的条件求得，由汽车可能停驻的极限上坡路倾角，可根据后桥上的附着力与制动力矩相等的条件求得，即由得到式中，是保证汽车上坡行驶的纵向稳定性的极限坡路倾角。

本车代入数据得同理可推出汽车可能停驻的极限下坡路倾角为得驻车制动器在安装制动器的空间，制动驱动力源等条件允许的范围内，应力求后桥上上驻车制动力矩接近由所确定的极限值因，并保证下坡路上能停驻的坡度不小于法规的规定值。

衬片磨损特性的计算摩擦衬片衬块的磨损受温度摩擦力滑磨速度制动盘制动鼓的材质及加工情况，以及衬片衬块本身材质等许多因素的影响，因此在理论上计算磨损特性极为困难。

但试验表明，影响磨损的最重要因素还是摩擦表面的温度和摩擦力。

从能量的观点来说，汽车制动过程即是将汽车的机械能动能和势能的部分转变为热量而耗散的过程。

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任务。

此时，由于制动时间很短，实际上热量还来不及逸散到大气中就被制动器所吸收，致使制动器温度升高。

这就是所谓制动器的能量负荷。

能量负荷越大，则衬片衬块的磨损越严重。

对于盘式制动器的衬块，其单位面积上的能量负荷比鼓式制动器衬片大许多，所以制动盘表面温度比制动鼓的高。

各种汽车的总质量及其制动衬片衬块的摩擦面积各不相同，因而有必要用种相对的量作为评价能量负荷的指标。

目前，各国常用的指标是比能量耗散率，即单位时间内衬片衬块单位面积耗散的能量，通常所用的计算单位为。

比能量耗散率有时也称为单位功负荷，或简称能量负荷。

双轴汽车的单个前轮及后轮制动器的比能量耗散率分别为式中，为汽车总质量为汽车回转质量系数，为制动初速度和终速度为制动减速度为制动时间为前后制动器衬片衬块的摩擦面积为制动力分配系数。

在紧急制动到停车的情况下，，并可认为，故据有关文献推荐，乘用车的盘式制动器在，的条件下，比能量耗散率应不大于。

比能量过高不仅引起衬片衬块的加速磨损，且有可能使制动盘或制动鼓更早发生龟裂。

本设计采用的是前盘后鼓，所以仅计算前轮衬块的摩擦特性。

另个磨损特性指标是衬片衬块单位摩擦面积的制动器摩擦力，称为比摩擦力。

比摩擦力越大，则磨损越严重。

单个车轮制动器的比摩擦力为式中，为单个鼓式制动器的制动力矩为制动鼓半径衬块平均半径或有效半径为单个制动器的衬片衬块摩擦面积。

制动驱动机构的设计与计算制动驱动机构的形式制动驱动机构将来自驾驶员或其他方面的力传给制动器，使之产生制动力矩。

根据制动力源的不同，制动驱动机构般可分为简单制动，动力制动和伺服制动三大类。

简单制动但靠驾驶员施加的踏板力或手柄力作为制动力源，亦称人