货车总体设计及驱动桥的设计

汽车课程设计内容

一、题目: 货车总体设计及各总成选型设计 二、要求:

分别为给定基本设计参数的汽车，进行总体设计，计算并匹配合适功率的发动机，轴荷分配和轴数，选择并匹配各总成部件的结构型式，计算确定各总成部件的主要参数；详细计算指定总成的设计参数，绘出指定总成的装配图。其余参数如下：

分组：每种车型由四名同学完成

三、设计计算要求

1.根据已知数据，确定轴数、驱动形式、布置形式。注意国家道路交通法规规定和汽车设计规范。

2.确定汽车主要参数：

1）主要尺寸，可从参考资料中获取；

2）进行汽车轴荷分配； 3）百公里燃油消耗量； 4）最小转弯直径 5）通过性几何参数 6）制动性参数

3.选定发动机功率、转速、扭矩。可以参考已有的车型。 4.离合器的结构型式选择、主要参数计算

5.确定传动系最小传动比，即主减速器传动比。

6.确定传动系最大传动比，从而计算出变速器最大传动比。

7.机械式变速器型式选择、主要参数计算，设置合理的档位数，计算出各档的速比。 8.驱动桥结构型式，根据主减速器的速比，确定采用单级或双级主减速器。 9.悬架导向机构结构型式

10.转向器结构形式、主要参数计算

11.前后轴制动器型式选择、制动管路分路系统型式、主要参数计算 四、完成内容:

1．总成总装配图1张（零号图）总成依次为变速箱、驱动桥、转向系、制动系。 2．变速箱、驱动桥、转向系、制动系四个部件装配图各1张(1号图)。 3．设计计算说明书1份 五、参考文献

1．机械设计手册（第三版）

2．汽车工程手册 人民交通出版社 3． 汽车构造 人民交通出版社

4．王望予 汽车设计 机械工业出版社 5．汽车理论 机械工业出版社

目 录

第一章 汽车总体设计 ...................................................................... 4 确定汽车主要参数 ............................................................................ 4 第二章 机械式变速器形式选择 .................................................... 6

一．固定轴式变速器 中间轴式变速器 换档方案为 ................... 6 二.齿轮形式为斜齿圆柱齿轮 ........................................................... 6 三.传动比范围： ............................................................................... 6 四.中心距A的确定 .......................................................................... 6 第三章 驱动桥设计 .................................................................... 11

一、主减速器的齿轮类型 ............................................................................................ 11 二、主减速器主，从动锥齿轮的支承形式................................................................. 11 三、主减速器计算载荷的确定 .................................................................................... 11 四、 主减速器基本参数的选择 .................................................................................. 12 五、差速器设计 ............................................................................................................ 13 六、差速器齿轮的强度计算 ........................................................................................ 14

第四章 货车转向系的设计 .......................................................... 17

1、条件： ...................................................................................................................... 17 2、选择方案 .................................................................................................................. 17 3、转向梯形 .................................................................................................................. 18 4、轴承选择 .................................................................................................................. 18

第五章 鼓式制动器 ...................................................................... 19

1. 制动距离 ................................................................................................................... 19 2.制动力分配系数β ..................................................................................................... 19 3．前后轴制动器总制动力 .......................................................................................... 19 4．驻车所需制动力 ...................................................................................................... 19 5．应急所需制动力 ...................................................................................................... 20 6．制动鼓（采用整体铸造成） .................................................................................. 20 7鼓式制动器的参数设计。 ......................................................................................... 20 8初定制动器几何参数 ................................................................................................. 21

第一章 汽车总体设计

轴数为二轴，驱动形式为4X2布置形式发动机前置，平头货车

确定汽车主要参数

1、 外廓尺寸货车总长为5900mm，汽车宽度为1800mm，汽车高度为2000 2、 轴距L为3500mm，轮距B为1180mm 3、 前悬Lf为1000，后悬LR为2400 4、 货车车长度取1500mm 5、 车厢尺寸取4200mm

二．轴荷分配前轴取35% 后轴取70% 三．百公里燃油消耗量取3L（100t.Km） 四．最小转弯直径Dmin=15m

五．通过性几何参数hmin=200、 r1=50、ρ1=4.0

六．动性参数行车制动初速度为30/（Km*h）制动距离满载为10m 空载为9m试车道宽3m踏板力满

载700N空载为450N应急制动制动初速度为30Km*h制动距离20m操纵力手为600N、脚700N 七．发动机功率75PS/3800—4000r/min 最大扭矩为17.5Kgf.m/2000—2500r/min 八．离合器为干式盘形摩擦离合器选单片，圆周布置、圆柱螺旋弹簧，推式 主要参数

1、 后备系数β=1.35 2、 单位压力Po=0.25Mpa 3、 摩擦片外径D=66.9mm

4、 内径d=35.45mm 厚度取3.2mm 5、 摩擦因数f=0.25、摩擦面数2 6、 离合器间隙△t=3mm

九．传动系最小传动比为0.7 最大传动比为6.9

货车驾驶员操作位置尺寸

1、 R点至车顶棚高950mm 2、 R点至地板距离为1370mm

3、 R点至驾驶员踵点的水平距离为700mm 4、 背角α为20º 5、 臀角β为100º 6、 足角γ为90º 7、 坐垫深度440mm

8、 座椅前后最小调整范围140mm 9、 座椅上下最小调整范围70mm 10、靠背高度520mm

11、R点至离合器和制动踏板中心在座椅纵向中心面上的距离为800mm 13、离合器制动踏板的行程200mm 14、转向盘下缘至坐垫上表面的距离160mm 15、转向盘后缘至靠背的距离350mm

16、转向盘下缘至离合器和制动踏板中心在转向柱纵向中心面上的距离为600 17、R点至前圆的水平距离为950mm] 18、R点至仪表盘的水平距离为500mm 19、双人座驾驶室内部宽度为1250mm

20、座椅中心面至前门后支柱内侧的距离为360mm 21、座椅宽度450mm

22、转向盘外缘至侧面障碍物的距离为100mm 23、车门打开时下部通道宽度为250mm

24、离合器踏板中心线至制动踏板纵向中心面的距离110mm

25、离合器踏板纵向中心至通过加速踏板中心的纵向中心面的距离100mm 26、加速踏板纵向中心面至最近障碍物的距离60mm 27、离合器踏板中心面至转向柱纵向中心面的距离100mm 28、转向盘中心对座椅总心的偏移量40mm

29、制动踏板纵向中心面至转向柱纵向中心面的距离100mm 30、转向盘平面与汽车对称面间的夹角90º

31、变速杆手柄在所有工作位置时，应位于转向盘下面和驾驶员座椅右面

第二章 机械式变速器形式选择

一．固定轴式变速器

中间轴式变速器 换档方案为

二.齿轮形式为斜齿圆柱齿轮

三.传动比范围

：

最高档直接档传动比为1.0，最低档传动比为6.09

四.中心距A的确定

A=KA3maxi1ng=8.6*3.5*9.8*6.09*96%=86mm

五.外形尺寸：轴向尺寸为3.4A=3.4*86=292.4 六.齿轮参数：

1.模数m

为3.5同步器上啮合齿模数为2.5

。

。

2.压力角α 选取为20 啮合套和同步器选取为30的压力角 3.螺旋角β 选取25 齿宽b为b=KCmn=7.5*3.5=26.25 4.齿顶高系数为1.00

。

七.各档齿轮齿数的分配

1.个档传动比 一档 二档 三档 四档 倒档

6.09 3.09 1.71 1.00 4.95

2.一档齿轮的齿数 一档传动比iz2z7

1=z 1z8

zh=z7-z8=32

3.对中心距进行修正 A=

m(z7 z8)2

=3.5*49

2=85.75mm

4.确定常啮合传动齿轮的齿数

z2

zz=i81z

z1=11

17

A=

mn(z2 z1)

2cos

z2=36

核算

z2z736*32

zz==6.1 1811*17

5.确定其他个档的齿数

二档为直齿，模数与一档齿轮相同 i2z5

2=

zz

z5=24

1z6

A=

m(z3 z4)

2

z6=25 三档为直齿，模数与一档齿轮相同 iz2z3

3=

z

z3=17

1z4

A=

m(z3 z4)

2

z4=32

6.确定倒档齿轮齿数：初选z10为23

A'

=

1

2

m(z8+z10) A

'

=70mm

De82+0.5+De9'

2

=A D'

e9=2A-De8-1

De8=m(z8+2)=3.5*19=66.5 八.齿轮参数：

货车总体设计及驱动桥、转向系、制动器的设计

De9=74.5mm

齿轮１ 分度圆直径 d＝

mz1

=42.778mm

齿顶圆直径 da=d+2ha=49.788mm 齿根圆直径 df=d-2hf=34.028mm 齿宽

b1=22.75mm

齿轮２ 分度圆直径 d2=mn

cos =140mm

齿顶圆直径 齿根圆直径

齿宽

齿轮３ 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径

齿宽

齿轮４ 分度圆直径 齿顶圆直径

齿根圆直径 齿轮５ 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿轮６ 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿轮７ 分度圆直径 齿顶圆直径 da2=d+2ha=147mm df2=d-2hf=131.25mm b2=21mm

d3=mz359.5mm da3=m(z3+2)=66.5mm df3=m(z3-2.5)=50.75mm b3=21mm

d4=mz4=112mm da4=m(z4+2)=119mm df4=m(z4-2.5)=103.25mm

d5=mz5=84mm

da5=m(z5+2)=91mm df5=m(z5-2.5)=75.25mm

d6=mz6=87.5mm

da6=m(z6+2)=94.5mm df6=m(z6-2.5)=78.5mm

d7=mz7=112mm

da7=m(z7+2)=119mm

齿根圆直径 df7=m(z7-2.5)=103.25mm

齿轮８ 分度圆直径 d8=mz8=59.5mm

齿顶圆直径 da8=m(z8+2)=66.5mm 齿根圆直径 df8=50.75mm

齿轮９ 分度圆直径 d9=74.5mm

齿顶圆直径 da9=67.5mm 齿根圆直径 df9=58.75mm

九.初选轴的直径：

对第一轴及中间轴dd=K

3

＝0.16~0.18，第二轴d

=0.18~0.21。第一轴花键部分直径初选

max=25mm。

第二轴 L=125 mm

初选中间轴L=147mm

初选轴承的代号为922205 尺寸为d*D*b=25*50*15

F1*a2*b2fc==0.0541

3EIL

δ=

F2*a2*b2fs==0.10003

3EIL

F1ab(b a)

=0.00046rad

3EIL

M32M= W d3

2

2

轴的强度计算：应力σ=

2

M=Mc Ms Tn=70350n.mm σ=

32M

=45.88MPa<<400MPa d3

十.锁环式同步器主要尺寸的确定

1.接近尺寸b取0.2mm 2.分度尺寸a=

1

接合齿距 4

3.滑快转动距离c=

R1t

4R2

4.滑快端隙δ=0.5mm

十一.轴承校核

轴承转速n=400

比值

A2700==0.49 R5500A>e R

fp=1.2

X=0.56 取Y=1.5

当量动载荷Pr=fp(Xr+Ya)

Pr=1.2*(0.5*5500+1.5*2700)=8650N

'

60nLh

Cr=Pr=61600nN

106

按照样本手册选择代号为92205轴承

A2700=0.005 Cor49400

(1.99 1.71)*(0.55 0.055)

Y=1.714+=1.7

0.56 0.028

额定静载荷Cor=49400

径向当量动载荷Pr=1.2*(0.56*5500+1.72*2700)=9270N 轴承寿命Ln=

1667c

()=4048h np

低于额定计算寿

Lh=4048<Lh=5000h

‘

第三章 驱动桥设计

一、主减速器的齿轮类型

设计采用单级减速驱动桥，再配以铸造整体式桥壳。

二、主减速器主，从动锥齿轮的支承形式

图2-3 主动锥齿轮悬臂式支承 图2-4 主动锥齿轮跨置式

图2-5 从动锥齿轮支撑形式

三、主减速器计算载荷的确定

1. 按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tce 从动锥齿轮计算转矩Tce

kdTemaxki1ifi0ηTce= （2-1）

n

式中：

代入式（2-1），有：

Tce=14700.7 N m 主动锥齿轮计算转矩T=2322.39 Nm

2. 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcs

Tcs

G2 rr/ m im N m （2-2）

式中 G2——汽车满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷，后桥所承载69300N的负荷; ——轮胎对地面的附着系数，对于安装一般轮胎的公路用车，取 =0.85；对于越野汽车取1.0；对于安装有专门的防滑宽轮胎的高级轿车，计算时可取1.25; rr——车轮的滚动半径，在此选用轮胎型号为GB516-82 9.0～20，则车论的滚动半径

为0.456m；

m，im——分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比， LB取0.9，由于没有轮边减速器iLB取1.0 所以Tcs G2 rr/ LB iLB=

69300 0.85 0.456

=29845.2N m

0.9 1.0

3. 按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcf

对于公路车辆来说，使用条件较非公路车辆稳定，其正常持续的转矩根据所谓的平均牵引力的值来确定：

Tcf

所以 Tcf =

(Ga GT)rr

fR fH fP

im m n

92900 0.456

0.018 0.8 0 =38502.7N m1.0 0.9 1

(Ga GT)rr

fR fH fP N m （2-3）

im m n

四、 主减速器基本参数的选择

1. 主、从动锥齿轮齿数z1和z2

选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素： 1）为了磨合均匀，z1，z2之间应避免有公约数。

2）为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不小于40。 3）为了啮合平稳，噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车z1一般不小于6。

4）主传动比i0较大时，z1尽量取得小一些，以便得到满意的离地间隙。 5）对于不同的主传动比，z1和z2应有适宜的搭配。

根据以上要求，这里取z1=6 z2=38，能够满足条件：z1+z2=44〉40 2. 从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数mt

对于单级主减速器，增大尺寸D2会影响驱动桥壳的离地间隙，减小D2又会影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。

D2可根据经验公式初选，即

D2 KD2c （2-4）

KD2——直径系数，一般取13.0～15.3；

Tc ——从动锥齿轮的计算转矩，N m，为Tce和Tcs中的较小者。

所以 D2=（13.0～15.3）3=（318.5～374.8）mm 初选D2=340mm

则mt=D2/z2=350/38=8.95mm

参考《机械设计手册》选取mt 9mm，则D2=342根据mt=Kmc来校核ms=10mm选取的是否合适，其中Km=（0.3～0.4）

此处，mt=（0.3～0.4），因此满足校核条件。 .7=（7.35～9.80）

五、差速器设计

1 差速器齿轮的基本参数的选择

1.行星齿轮数目的选择

载货汽车采用4个行星齿轮。 2.行星齿轮球面半径RB的确定

球面半径RB可按如下的经验公式确定：

RB KB mm (3-3)

式中：KB——行星齿轮球面半径系数，可取2.52～2.99，对于有4个行星齿轮的载货汽车

取小值2.6；

T——计算转矩，取Tce和Tcs的较小值，14700.7 N m. 根据上式R

B=2.663.7mm 所以预选其节锥距A0=63.7mm

3.行星齿轮与半轴齿轮的选择

为了获得较大的模数从而使齿轮有较高的强度，应使行星齿轮的齿数尽量少。但一般不少于10。半轴齿轮的齿数采用14～25，大多数汽车的半轴齿轮与行星齿轮的齿数比z1/z2在1.5～2.0的范围内。

z2L z2R

I n

4.差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 首先初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角 1， 2 1 z110=arctan=29.05° 1=90°- 2=60.95°

18z2

再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数m

2A02A02 63.7

sin 1=sin 2= sin29.05 6.186 z1z210

由于强度的要求在此取m=8mm

m=

得d1 mz1 8 10 80mm d2 mz2 8 18 124mm 5.压力角α

六、差速器齿轮的强度计算

w

2Tkskm

103 MPa

kvmb2d2Jn

所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求。材料为20CrMnTi、20CrMoTi、22CrMnMo和20CrMo。

七、驱动半轴的设计

1全浮式半轴计算载荷的确定

全浮式半轴只承受转矩，其计算转矩可有附着力矩T X2L rr X2R rr求得，其中X2L，X2R的计算，可根据以下方法计算，并取两者中的较小者。 若按最大附着力计算，即

X2L X2R

m'G2

2

1.3 69300

0.8=36036 N ， 2

根据上式X2L X2R

T X2L rR X2R rr 16432.42N m

若按发动机最大转矩计算，即

X2L X2R Temaxi /rr

根据上式X2L X2R

0.6 353 9.01 6.33 0.9

=23841.4 N 在此X2L X2R 23841.4 N T=10871.7 N·m

2、全浮式半轴的杆部直径的初选

全浮式半轴杆部直径的初选可按下式进行

d

(2.05~（4-3）

T 取小值为10871.7Nm

，根据上式d 2.05~2.18（45.41～48.29）mm

根据强度要求在此d取48 mm。

3、全浮式半轴的强度计算

首先是验算其扭转应力 ：

T

16

MPa （4-4）

3

d

10871.7

＝500.9 MPa< =(490～588) MPa

0.48316

所以满足强度要求。 半轴的扭转角为 根据上式 ＝

T l180GIp

900mm；G为材料剪切弹性模量，；式中， 为扭转角；l为半轴长度，取l 1800/2

Ip为半轴截面极惯性矩，Ip d4/32 520888.32 mm4。

，满足条件范围。 转角宜为每米长度6 ～15 。计算较核得 10.24

4．半轴花键的强度计算

在计算半轴在承受最大转矩时还应该校核其花键的剪切应力和挤压应力。

半轴花键的剪切应力为

T 103

（4-6） b

z Lp b j (DB dA)/4

半轴花键的挤压应力为

T 103

（4-7） c

z Lp [(DB dA)/4] (DB dA)/2

式中T——半轴承受的最大转矩，T=10871.7 Nm；

DB——半轴花键(轴)外径，DB=52mm； dA——相配的花键孔内径，dA=48mm； z——花键齿数，在此取20； Lp——花键工作长度，Lp=70mm； b——花键齿宽，b=3.77 mm；

——载荷分布的不均匀系数，取0.75。 将数据带入式（5-5）、（5-6）得：

b=62.9 MPa c=142.6 MPa

根据要求当传递的转矩最大时，半轴花键的切应力[ s]不应超过71.05 MPa，挤压应力[ c]不应超过196 MPa，以上计算均满足要求。

第四章 货车转向系的设计

1、条件：

满载总质量：3000kg 额定总质量：1500kg 最大车速 ：125km/h 比功率 ：25Kw/t 比转矩 ：44nm/t 2、选择方案

根据已知条件，现采用循环球—齿条齿扇式转向器，转向梯形采用整体式，转向传动采用联轴套管机构式，此机构采用如《汽车设计》中图7-11所示方案。

1. 已知额定总质量为1500kg 由表7-2得：齿扇模数选取为4.0 由表7-1的：摇臂直径：30mm、钢球中心距：25mm、螺杆外径：25mm、钢球直径：6.350mm、螺距：9.525mm、工作圈数：1.5、环流行数：2、螺母长度：46mm、齿扇齿数：3、齿扇整圆齿数：12、齿扇压力角22°30′、切削角6°30′、齿扇宽：25mm

D D

每环钢球数量：n===18.54

dcos d

考虑到工作间隙。取n=19

导管内径d1=d+e=6.350+0.5=6.850mm 取e=0.5,（导管n内径与d之间的间隙）

2.强度计算

⑴.钢球与滚道之间的接触应力

= F3E2R2 r2

R2r2

=1792MPa<[ ]=2500MPa

K 取决于A/B,表7-3 A= r R2 2 B= r R2 2 即：合理。

⑵齿的弯曲应力

=

Fh

B

2s

=426.41MPa

h=10.125mm B=30mm S=7.065mm

<[ ]

即：合理；

螺杆，螺母采用表面渗碳，渗碳深度为0.9~1.35mm表面渗碳度为58~63HRL ⑶转向摇臂轴直径d

d KMR

18.42 20mm 0.2T0

摇臂采用表面渗碳，渗碳深度为0.9~1.35mm表面渗碳度为58~63HRL 3、转向梯形

根据已知条件，转向梯形采取整体式结构。 [1]球头销 接触应力： j

F

28.2MPa A

j 25~30MPa 即：合理 [2]转向拉杆

稳定性系数选取2，拉杆用30钢无缝钢管制成 [3]转向摇臂 强度验算：

F2d2

2

4

F2e2

2 n

4、轴承选择

选取：32928型号

D=45、T=12、L=9、B=12（mm）

第五章 鼓式制动器

1. 制动距离

Ffmaxt2V11

S=(t1+)V1+(m) jmax=(m/s2)

3.62ma25.92jmax

2

t1: 机构滞后时间(s) t2: 制动力增长时间(s) v1: 制动初速度 Jmax: 最大稳定制动减速度 ma: 3 t Ffmax: 最大可能的地面制动

2.制动力分配系数β

满载同步附着系数Ψ0

Ψ0=

L b

hg

汽车轴距（m）L=2255mm b： 满载时汽车质心至右轴中心线的距离（m）877mm

hg: 满载时质心高度（m）520mm

3．前后轴制动器总制动力

Ff=Fμ=Fμ1+FμFμ1=βFμ<

2

(N)

mag

(b+ψhg) (N) L

Fμ2=(1-β)Fμ<

maag

(a-ψhg) (N) L

Fμ: 前后轴制动器总制动力（N） Fμ1 、Fμ2:分别为前、后轴制动器制动力（N） β: 制动力分配系数0.62 g：重力加速度g=9.81m/s 路面附着系数0.806

L：汽车轴距（m）L=2255mm

a、b：分别为汽车质心至前、后轴中心的距离（m）a=1385mm,b=877mm hg: 汽车质心高度（m）hg=520mm

4．驻车所需制动力

FΖ=magsinα

必要时应验算路面附着条件：

sina

φ

ahgcos sin

LL

ma: 汽车最大总质量（kg）m=3000 g: 重力加速度（9.81m/s2）

L: 汽车轴距（m） L=2255mm a: 汽车质心至前轴中心线的距离（m）L1=1385

hg: 汽车质心高度(mm ) hg=520 α:坡度角 21。 φ：路面附着系数0.806 5．应急所需制动力

1）应急制动系与型双回路行车制动系结合

Fμ1/2 Fμ2/2

2） 应急制动系与2型双贿赂行车制动系结合 Fμ1=

mag bmg a

Fμ2=a

L hgL hg

b：汽车质心至前后轴中心距离（m） 3） 应急制动力与后轮驻车制动系结合 F=Fμ2=

mag a

L hg

6．制动鼓（采用整体铸造成）

制动鼓右高强度灰铸铁或含Cr的合金铸铁整体铸成。它结构简单，工作方便，热容量大，但质量大。 7鼓式制动器的参数设计。

1）初定制动器型式制动鼓内径 轮缸直径等参数

Fμ1=2P1

D 1

4

n1 c1

Rb1rd

（N）

Fμ2=2P2

D 2

4

n2 c2

Rb1rd

(N)

P1.P2: 为前后轮（油缸）的液压（Pa） n1 n2 取1

Dω1 Dω2: 为前、后轮缸（油缸）直径（m） rd: 为轮胎动负荷半径（m）

2） 制动器效能因数

由于选取的是轮缸式制动器 摩擦系数f选取0.4 因此制动器的效能因数选取2.2 3）制动鼓内径

为了保证制动器能产生足够的地面制动力和具有足够的能量容量，可选取较大值。但同时又要保证制动鼓外表与轮框内表面之间有适当的间隙，否则会影响制动器的散热。综上所述。

4）轮缸直径和管压

Fμ1=2P1

D 1

4

n1 c1

Rb1rd

（N）

Fμ2=2P2

D 2

4

n2 c2

Rb1rd

(N)

得出 Dω1== 11.2mm Dω2= 15.5mm （前后轮缸直径） 制动主缸的输出压力不应超出10~15Mpa 5）初定制动衬片和包角

制动器的摩擦面积A：

A= *F*D*B(θ1+θ2)/360 =133*3.14*60/2=12534

D：制动鼓内径。 （mm） B. 制动衬片宽度（mm）

注意：①加大制动衬片宽度和包角虽可减小磨损，但制动衬片过宽不易保证与制动鼓全面接触；②包角过大不利散热。因此包角选取衬片宽度选： 8初定制动器几何参数

1） 制动衬片起始角

一般使制动衬片相对于水平轴线对称分布，或使制动衬片大体上相对于最大压力点对称分布。

2）制动蹄支承端和施力端坐标。

在布置允许的条件下，应尽可能增大a、e（OB、OC）和减小c，以提高制动效能因系。

制动器结构参数表

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