汽车课程设计-货车总体设计及各总成选型设计.doc

辽宁工程技术大学课 程 设 计题 目：货车总体设计及各总成选型设计 班级：汽车08-1班 学 号： 姓名： 指导教师： 完成日期：2012.01.03 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： 额定装载质量（kg） 6000 最大总质量（kg） 11000 最大车速(kmh-1) 75 比功率 (kwt-1) 10 比转矩(nmt-1) 33额定装载质量（kg）最大总质量（kg）最大车速(kmh-1)比功率 (kwt-1)比转矩(nmt-1)600011000751033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变速箱装配图1张(a0图)。2变速箱齿轮、轴零件图各一张(a2图)3设计计算说明书1份五、指导教师评语成 绩： 指导教师日期摘要第一，项目背景：为了保持市场占有率稳步增长，迎接加入wto后中重型车市场的挑战，一汽集团对中重型车主要生产线进行技术改造。经过本次改造后，将使一汽集团继续保持中重型卡车在同行业的领先地位。 驾驶室焊装工艺是整车制造关键工艺，是本次全面技术改造的重要内容。本文对驾驶室焊装车间技术改造投资进行分析。 第二，市场预测及产品选型：21 中重型卡车市场分析 载货汽车的市场需求总量与国民经济宏观发展形势，密切关联。经济总量的持续稳定发展，拉动载货汽车的市场需求稳步提升。同时，中重型载货汽车各自的需求比例受到市场和政策两方面的影响。 22 中重型卡车的市场特征 1 市场需求稳步增长，增量空间受产品更新换代的影响较大；2 市场细分逐渐强化，制造商通过产品差异化，拼抢增量市场；3 消费主体趋向多元化，市场竞争自由度、分散度加大；4 由产品竞争转向全方位市场竞争。 23 中重型卡车的市场影响因素 。关键词：变速器；驱动系；转向系；制动系 abstract first, the project background: in order to maintain steady growth in market share, to meet the accession to wto, the challenge of heavy-duty truck market, faw groups main production line of heavy vehicles in the technological transformation. after this transformation, the faw group will continue in the heavy-duty trucks in the same industry leading position. cab welding process is the key to the vehicle manufacturing process, is this an important part of a comprehensive transformation. this cabin welding shop for investment in technological transformation for analysis. second, the market forecast and product selection:2.1heavy-duty truck market analysis in the trucks total market demand and macro-economic developments, closely linked. sustained and stable development of the total economy, market demand for truck driving steadily. meanwhile, the heavy truck market by the proportion of their needs and policy aspects of the impact.2.2 the characteristics of a heavy-duty truck market steady growth in market demand, incremental space influenced by the product replacement; 2 gradually strengthen market segmentation, product differentiation by manufacturers, scraping the incremental market; three main consumer of diversification, freedom of market competition, dispersion increased; 4 from product competition to full competition in the market.2.3 in heavy-duty truck market factors.keyword:transmission;drive train; steering system,;braking system v目录1 汽车总体设计11.1确定汽车主要参数11.2货车驾驶员操作位置尺寸12械式变速器形式选择32.1固定轴式变速器中间轴式变速器换档方案为32.2齿轮形式为斜齿圆柱齿轮32.3传动比范围32.4中心距a的确定32.5外形尺寸32.6齿轮参数32.7各档齿轮齿数的分配42.7.1各档传动比42.7.2一档齿轮的齿数42.7.3对中心距进行修正42.7.4确定常啮合传动齿轮的齿数42.7.5确定其他个档的齿数52.7.6确定倒档齿轮齿数52.8齿轮参数52.9初选轴的直径72.10锁环式同步器主要尺寸的确定72.11轴承校核83 驱动桥的设计83.1 驱动桥的设计方案83.2主减速器的设计83.2.1 主减速器齿轮计算载荷的确定93.2.2按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩103.3 主减速器基本参数的选择113.3.1主、从动锥齿轮齿数和113.3.2分度圆直径及断面模数113.4主减速器锥齿轮强度的校核123.4.1单位齿长圆周力123.4.2轮齿弯曲强度123.4.3齿轮接触疲劳强133.5.主减速器的锥齿轮轴承的载荷计算133.5.1锥齿轮齿面上的作用力133.5.2锥齿轮轴承的载荷153.6差速器的设计163.6.1差速器结构形式的选择163.6.2普通锥齿轮式差速器的设计163.7全浮式半轴的杆部直径的初选173.7.1全浮式半轴的强度计算173.7.2半轴花键的强度计算184 货车转向系的设计194.1原始参数194.2选择方案194.3轴承选择215 鼓式制动器215.1 制动距离s225.2制动力分配系数225.3前后轴制动器总制动力235.4驻车所需制动力235.4.1汽车可能停驻的极限上坡路倾斜角235.4.2汽车可能停驻的极限下坡路倾斜角245.5应急所需制动力245.5.1应急制动系与型双回路行车制动系结合245.5.2应急制动系与2型双贿赂行车制动系结合245.5.3应急制动力与后轮驻车制动系结合255.6鼓式制动器的主要参数及其确定255.6.1制动鼓内径d255.6.2摩擦村片宽度b和包角255.6.3摩擦衬片起始角265.6.4制动器中心到张开力作用线的距离e265.6.5制动蹄支承点位置坐标a和c275.6.6 摩擦片摩擦系数 276参考文献28i辽宁工程技术大学课程设计1 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1.1确定汽车主要参数1.外廓尺寸货车总长为7100mm，汽车宽度为2100mm，汽车高度为2200,轴距l为5000,轮距b为1600mm,前悬lf为1500，后悬lr为3500,货车车长度取2000mm,车厢尺寸取4200mm2.轴荷分配前轴取30% 后轴取70%3.百公里燃油消耗量取3l（100t.km）4.最小转弯直径dmin=15m5.通过性几何参数hmin=200、 r1=50、1=4.06.动性参数行车制动初速度为50/（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50km*h制动距离20m操纵力手为600n、脚700n7.发动机功率67.5ps/38004000r/min 最大扭矩为17.1kgf.m/20002500r/min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。8.推式主要参数 后备系数=1.35 单位压力po=0.25mpa摩擦片外径d=66.2mm内径d=35.09mm 厚度取3.2mm摩擦因数f=0.25、摩擦面数2离合器间隙t=3mm传动系最小传动比为1 最大传动比为6.091.2货车驾驶员操作位置尺寸1、r点至车顶棚高950mm2、r点至地板距离为1370mm3、r点至驾驶员踵点的水平距离为700mm4、背角为205、臀角为1006、足角为907、坐垫深度440mm8、座椅前后最小调整范围140mm9、座椅上下最小调整范围70mm10、靠背高度520mm11、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800mm13、离合器制动踏板的行程200mm14、转向盘下缘至坐垫上表面的距离160mm15、转向盘后缘至靠背的距离350mm16、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60017、r点至前圆的水平距离为950mm18、r点至仪表盘的水平距离为500mm19、双人座驾驶室内部宽度为1250mm20、座椅中心面至前门后支柱内侧的距离为360mm21、座椅宽度450mm22、转向盘外缘至侧面障碍物的距离为100mm23、车门打开时下部通道宽度为250mm24、离合器踏板中心线至制动踏板纵向中心面的距离110mm25、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100mm26、加速踏板纵向中心面至最近障碍物的距离60mm27、离合器踏板中心面至转向柱纵向中心面的距离100mm28、转向盘中心对座椅总心的偏移量40mm29、制动踏板纵向中心面至转向柱纵向中心面的距离100mm30、转向盘平面与汽车对称面间的夹角9031、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2械式变速器形式选择2.1固定轴式变速器中间轴式变速器换档方案为2.2齿轮形式为斜齿圆柱齿轮2.3传动比范围最高档直接档传动比为1.0，最低档传动比为6.092.4中心距a的确定a=k=8.6*=110mm2.5外形尺寸轴向尺寸为2.5a=2.5*110=2752.6齿轮参数1.模数m为3.5同步器上啮合齿模数为42.压力角选取为20啮合套和同步器选取为30的压力角3.螺旋角选取20齿宽b为b=km=7*4=284.齿顶高系数为1.002.7各档齿轮齿数的分配2.7.1各档传动比一档6.09二档3.09三档1.71四档1.00倒档4.952.7.2一档齿轮的齿数一档传动比i=z=z-z=512.7.3对中心距进行修正a=102mm2.7.4确定常啮合传动齿轮的齿数=iz=13a=z=35核算=6.462.7.5确定其他个档的齿数二档为直齿，模数与一档齿轮相同i=z=27a=z=24三档为直齿，模数与一档齿轮相同i=z=20a=z=312.7.6确定倒档齿轮齿数初选z为20a=m(z+z)a=70mm+0.5+=ad=2a-d-1d=m(z+2)=4*17=68d=71mm2.8齿轮参数齿轮分度圆直径d=55.337mm齿顶圆直径d=d+2h=63.337mm齿根圆直径d=d-4.5h=45.337mm齿宽b=22.75mm齿轮分度圆直径d=148.985mm齿顶圆直径d=d+2h=156.985mm齿根圆直径d=d-4.5h=138.985mm齿宽b=21mm齿轮分度圆直径d=mz=80mm齿顶圆直径da=m(z+2)=88mm齿根圆直径df=m(z-2.5)=70mm齿宽b=21mm齿轮分度圆直径d=mz=124mm齿顶圆直径da=m(z+2)=132mm齿根圆直径df=m(z-2.5)=114mm齿轮分度圆直径d=mz=108mm齿顶圆直径da=m(z+2)=116mm齿根圆直径df=m(z-2.5)=98mm齿轮分度圆直径d=mz=96mm齿顶圆直径da=m(z+2)=104mm齿根圆直径df=m(z-2.5)=86mm齿轮分度圆直径d=mz=144mm齿顶圆直径da=m(z+2)=152mm齿根圆直径df=m(z-2.5)=134mm齿轮分度圆直径d=mz=60mm齿顶圆直径da=m(z+2)=68mm齿根圆直径df=50mm齿轮分度圆直径d=71mm齿顶圆直径da=79mm齿根圆直径df=61mm2.9初选轴的直径对第一轴及中间轴0.160.18，第二轴=0.180.21。第一轴花键部分直径初选d=k=40mm。初选中间轴l=240mm第二轴l=210 mm初选轴承的代号为30208尺寸为d*d*b=40*80*18f=0.0541f=0.10003=0.00046rad轴的强度计算：应力=m=70350n.mm=45.88mpae当量动载荷pr=f(xr+ya)f=1.2x=0.56取y=1.5pr=1.2*(0.5*5500+1.5*2700)=8650ncr=pr=61600nn按照样本手册选择代号为92205轴承额定静载荷cor=49400=0.005y=1.714+=1.7径向当量动载荷pr=1.2*(0.56*5500+1.72*2700)=9270n轴承寿命ln=()=4048hlh=40480的汽车：kd=2或由经验选定，取1；发动机的输出的最大转矩，取363；发动机到万向传动轴之间的传动效率，取0.86； k液力变矩器变矩系数，k=(k0-1)/2+1, k0最大变矩系数，取1； i1变速器一挡传动比，取7.33； if分动器传动比，取3.7； i0主减速器传动比 ，取6.33；该汽车的驱动桥数目，取1；由于猛结合离合器而产生冲击载荷时的超载系数，对于一般的载货汽车，矿用汽车和越野汽车以及液力传动及自动变速器的各类汽车取=1.0，当性能系数0时可取2.0； 汽车 满载时的总质量，取11000 ； 计算得tce=16065.6 n*m2）按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩。 式中：满载状态下一个驱动桥上的静载荷（n），预设后桥所承载110000kg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汽车，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; 车轮的滚动半径，轮胎规格gb516-82，在此滚动半径为 0.456 m ； m2 汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，在此取1.2； im主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比，在此取4.5 m主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率，在此取0.87 计算得tcs=8068.495 3.2.2按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩对于公路车辆来说，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： 式中：ft 汽车日常行驶平均牵引力，在此取 32145.29n 车轮的滚动半径，在此滚动半径为 0.456 m ； im主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比，在此取4.5 m主减速器主动齿轮到车轮之间的传动效率，在此取0.87 该汽车的驱动桥数目在此取1；所以tcf=38502.73.3 主减速器基本参数的选择3.3.1主、从动锥齿轮齿数和选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素：1）为了磨合均匀，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一般不小于6。4）主传动比较大时，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，和应有适宜的搭配。根据以上要求，这里取=9 =32，能够满足条件：+=4440 3.3.2分度圆直径及断面模数式中：直径系数，一般取13.015.3,取14； 从动锥齿轮的计算转矩，为tce和tcs中的较小者。所以 =（13.015.3）=（318.5374.8）初选=340 则=/=350/38=8.95参考机械设计手册选取 9，则=342根据=来校核=10选取的是否合适，其中=（0.30.4）此处，=（0.30.4）=（7.359.80），因此满足校核条件。 （1）主从动齿轮齿面宽度b1和b2b1=0.155 d2= 19.7mm ，b2=1.1 b1=21.7mm（2）螺旋角 查得=35o（3）螺旋方向 小齿轮为左旋，大齿轮为右旋（4）法向压力角 =20o3.4主减速器锥齿轮强度的校核3.4.1单位齿长圆周力 按驱动轮打滑的转矩计算 p=2 g2 m2rr103/（d2 b2 imm） 其中 ：g2=10720kg，m2=1.2，=0.85，rr=500mm，im=1，m=0.96，d2=127mm， b2 =21.7mm 算得p=4133n3.4.2轮齿弯曲强度 锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为 w=2 tckokskm103/（kvmsbdjw） 其中：ko=1，ms=3，ks=（ms/25.4）0.25=0.59，km=1，kv=1，b=19.7mm，d=36mm jw=2.1 按tc=mintce, tcs= 743.75 n*m，计算得，w=376.8mpa700 mpa 按tc=tcf=178.1 n*m，计算得，w=90.23 mpa210mpa 均合格。3.4.3齿轮接触疲劳强 锥齿轮轮齿的齿面接触应力为w= 其中：ko=1， ks=（ms/25.4）0.25=0.59，km=1，kv=1，kf=1.0，cp=232.6n1/2/mm ， b=19.7mmd1=36mm，jj=1.1 按ts=mintce, tcs = 743.75 n*m，计算得，j=2337 mpa2800mpa 按ts=tcf=178.1 n*m，计算得，j=1143.6 mpa1750mpa 均合格。3.5.主减速器的锥齿轮轴承的载荷计算3.5.1锥齿轮齿面上的作用力1）齿宽中点处的圆周力f 其中：t为从动齿轮上的转矩，t=171n*m，dm2为从动齿轮宽中点处的分度圆直径dm2= d2-b2sin2其中d2=127mm，b2=1.1 b1=21.7mm, 2=80.530计算得dm2=127-21.7sin80.530=104.6mmf=3238.6n2）锥齿轮的轴向力和径向力 ft为作用在锥截面中点处的法向力f= ft coscos其中=20o，=35o，f=3238.6n 计算得ft=4207.3n ft分解为两个相互垂直的力，fn和fsfn=ftsin=ftan/cosfs= ftcossin= ftan 其中=20o，=35o，f=3238.6n，ft=4207.3n 计算得fn=1439n，fs=2267.7n 齿轮上的轴向力和径向力的计算 主动齿轮： 轴向力 其中=20o，=35o，f=3238.6n，=3o 计算得faz=-2189.4n 径向力 其中=20o，=35o，f=3238.6n，=3o 计算得frz=193.9 n 从动齿轮 轴向力 其中=20o，=35o，f=3238.6n，=3o 计算得fac=2339.8 n 径向力 其中=20o，=35o，f=3238.6n，=3o 计算得frc=1318.3 n3.5.2锥齿轮轴承的载荷 各参数尺寸：a=40mm，b=17mm，c=40mm，d=60mm，dm2=104.6mm, f=3238.6n，dm1=32.5mm轴承a：径向力轴向力f=faz 计算得fr=7636.4 n，f=-2189.4n 轴承b：径向力 轴向力f=0 计算得：fr=6488.9 n，f= 0n 轴承c： 径向力 轴向力f=fac 计算得：fr= 2743.01n，f=2339.8 n 轴承d： 径向力 轴向力f=0 计算得：fr=1974.98 n，f= 0n3.6差速器的设计3.6.1差速器结构形式的选择选择对称锥齿轮式差速器3.6.2普通锥齿轮式差速器的设计1）差速器齿轮主要参数的选择 行星齿轮数 由汽车设计查得，n=4行星齿轮球面半径 mm 式中：行星齿轮球面半径系数，可取2.522.99，对于有4个行星齿轮的载货汽车取小值2.5； t计算转矩，取tce和tcs的较小值，743.75 .根据上式=63.7mm 所以预选其节锥距a=22.4mm 行星齿轮和半周齿轮齿数z1和z2 由汽车设计查得，z1=10，z2=18行星齿轮和半周齿轮节锥角1，2及模数m 行星齿轮和半周齿轮节锥角1，2分别为1=arctan（z1/ z2）2=arctan（z2/ z1） 计算得1=26.70 ，2=63.30m= 计算得m=1.5压力角 由汽车设计查得=22o302）差速器齿轮强度计算 齿轮弯曲应力为w mpa 其中n=4，km=1，kv=1，ks=（ms/25.4）0.25=0.59，m=1.5，d2=36mmb2=（0.250.30）a0=6mm，j=2.1当按tc=mintce, tcs = 743.75 n*m，计算得，w= 812mpa210mpa按tc=tcf=178.1 n*m，计算得，w= 194mpa210mpa均合格。所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求。材料为20crmnti、20crmoti、22crmnmo和20crmo。3.7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 （4-3）取小值为11780.7，根据上式=（45.4148.29）mm根据强度要求在此取35 mm。3.7.1全浮式半轴的强度计算 首先是验算其扭转应力： mpa 根据上式=9905mpa =(490588) mpa所以满足强度要求。半轴的扭转角为 其中，为扭转角；为半轴长度，取l=900mm；g为材料剪切弹性模量，；为半轴截面极惯性矩，ip=d4/32=147248mm4。转角宜为每米长度。计算较核得=14.420，满足条件范围。3.7.2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 半轴花键的挤压应力为 式中t半轴承受的最大转矩，t=11780 nm；db半轴花键(轴)外径，db=50mm；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：=65.8 mpa=156.6 mpa根据要求当传递的转矩最大时，半轴花键的切应力不应超过71.05 mpa，挤压应力不应超过196 mpa，以上计算均满足要求。4 货车转向系的设计4.1原始参数满载总质量：11000kg 额定总质量：6000kg 最大车速 ：75km/h 比功率 ：10kw/t 比转矩 ：33nm/t4.2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。已知额定总质量为1500kg由表7-2得：齿扇模数m选取为6.0由表7-1的：摇臂直径：40mm、钢球中心距：35mm、螺杆外径：34mm、钢球直径：8.350mm、螺距：11.000mm、工作圈数：2.5、环流行数：2、螺母长度：78mm、齿扇齿数：5、齿扇整圆齿数z：15、齿扇压力角2730、切削角730、齿扇宽：38mm 每环钢球数量：n=34.34考虑到工作间隙。取n=35导管内径d1=d+e=8+0.5=8.5取e=0.5,（导管n内径与d之间的间隙）2.强度计算.钢球与滚道之间的接触应力角传动比iw=25.69转向系传动比 其中dsw为方向盘直径 a为常数取2150.5ip=51.98 式中f为轮胎滑动摩擦因数 0.7 p为轮胎气压为0.245mpa g为轮向轴负荷 15000nfw=8056n 式中n=35 e=2.1105mpak 取决于a/b,表7-3a=b=a/b=0.033查表k=1.8=380382mpa即：合理。齿的弯曲应力=426.41mpah=10.125mmb=38mms=7.065mm即：合理；螺杆，螺母采用表面渗碳，渗碳深度为0.91.35mm表面渗碳度为5863hrl转向摇臂轴直径d摇臂采用表面渗碳，渗碳深度为0.91.35mm表面渗碳度为5863hrl4.3轴承选择选取：30204型号 d=20、d=47、t=15.25、b=14（mm）5 鼓式制动器整车质量：空载：6000kg 满载：11000kg轴荷分配前轴取30% 后轴取70%质心位置：a=3500mm b=1500mm质心高度：空载：hg=850mm 满载：hg=750mm轴距：l=5000mm轮距: b=1600mm最高车速：75km/h同步附着系数：=0.6地面附着系数: =0.7(干沥青路面) 车轮半径：r=456mm5.1 制动距离ss=(t1+)v1+(m)= (0.1+0.2/2)50+=14.8m5.9）最大制动距离st =0.15v+v2/115=0.1550+502115=29.2msst 所以符合要求t1:机构滞后时间0.1 st2:制动力增长时间 0.2sv1:制动初速度50km/h jmax:最大稳定制动减速度ma:满载质量11000kg ffmax:最大地面制动力5.2制动力分配系数=，代入数据得=0.39：满载同步附着系数 0.6l：汽车轴距 5000mmb：满载时汽车质心至后轴距离 1500mmhg：满载时质心高度 750mm5.3前后轴制动器总制动力ff=f=f1+f2 =30561.3+44898.7=75460(n)f1=f(b+hg)=30561.3(n)f2=(1-)f(a-hg)=44898.7(n)f: 前后轴制动器总制动力 f1 、f2:分别为前、后轴制动器制动力:制动力分配系数0.39 g：重力加速度 9.8m/s l：汽车轴距 5000mm a b：分别为汽车质心至前、后轴中心的距离 a=3500mm，b=1500mm:地面附着系数 0.7(干沥青路面) hg: 汽车质心高度 hg=750mmma：汽车满载质量 11000kg5.4驻车所需制动力 fz=g sin5.4.1汽车可能停驻的极限上坡路倾斜角=28.7式中：车轮与地面摩擦系数，取0.7；a：汽车质心至前轴间距离；l：轴距;hg：汽车质心高度。最大停驻坡高度不小于16%20%，故符合要求。5.4.2汽车可能停驻的极限下坡路倾斜角=23.9最大停驻坡高度不小于16%20%，故符合要求。5.5应急所需制动力5.5.1应急制动系与型双回路行车制动系结合 f1/2=30561.32=15280.65n f2/2=44898.72=22449.35n5.5.2应急制动系与2型双贿赂行车制动系结合 f1=25293.85nf2=47802.71n5.5.3应急制动力与后轮驻车制动系结合 f=f2=47802.71n5.6鼓式制动器的主要参数及其确定制动鼓应有足够的壁厚，用来保证有较大的刚度和热容量，以减小制动时的温升。5.6.1制动鼓内径d输入入力一定时，制动鼓内径越大，制动力矩越大，且散热能力也越强。 但增大d受轮辋内径限制。制动鼓与轮