565_大學生方程式賽車設(shè)計（制動與行走系統(tǒng)設(shè)計）

565_大學生方程式賽車設(shè)計（制動與行走系統(tǒng)設(shè)計）,大學生,方程式賽車,設(shè)計,制動,行走,系統(tǒng) 外文資料譯文 圖14 模型測試設(shè)備 8.1 模態(tài)測試 關(guān)于目標的模態(tài)試驗,第一個模式組合的頻率范圍低頻率(5赫茲)到350赫茲在有和沒有絕緣材料的條件下，已被研究。將要測定的模態(tài)特征為以下: ? 本征頻率, ? 模態(tài)形狀,和 ? 模態(tài)阻尼因素。 測試物體(帶附件和密封裝置)被放置在一個剛性支承,在兩個不同的位置進行刺激(見圖14)。 這些對構(gòu)型的測量與由有限元分析出來的預期結(jié)果是相關(guān)的，在沒有內(nèi)部絕緣,200赫茲的條件下。阻尼略低于模型里的任意值(0.4 -1%代替了1%)。再有絕緣材料的情況下,裝備好的殼體的表現(xiàn)就有顯著的改變:,整體位移模式阻尼增加到2.2%和皮膚模式增加到5%。這樣的高阻尼通常被認為是有益的,因為它應(yīng)該降低峰值水平在飛行動態(tài)載荷的條件下。 頻率也有所改變由于絕緣材料的緣故,第一模態(tài)頻率 從95赫茲到91赫茲的轉(zhuǎn)換。在這兩種情況下,第一個模式在所有位移模式是平面與對峙,而第一個平面外模式發(fā)生在有絕緣的條件下的115赫茲和沒有隔緣的條件下的122赫茲。如圖15所示。 8.2 振動測試 振動試驗的目的是驗證瓦元素到飛行載荷水平。因此,系統(tǒng)的完整性必須得到驗證在一個代表動態(tài)載荷的應(yīng)用下。 圖15.相應(yīng)的頻率一分之三模式(全瓦與絕緣) 預測分析已經(jīng)完成,開槽已進在一定的頻率下實現(xiàn)了,以限制高峰負荷到可接受的值。這是合理的,因為事實上動態(tài)負載的包裹很苛刻(最大負載從阿麗亞娜5環(huán)境),和由于面板必須經(jīng)受住動態(tài)測試才可以在以后的熱力負荷條件下進行測試。 兩種類型的振動誘因已經(jīng)被評估出來: ?正弦振動,荷載規(guī)范見表1 表1 正弦振動荷載規(guī)范 頻率范圍（赫茲） 加速度峰值 掃描率 5-16 10mm 1/3 16-60 10g 60-70 22.5g 2 70-200 22.5g 頻率（赫茲） 圖16 隨機振動載荷 ? 隨機振動與載荷被描述在圖16中。 圖17 震動測試 振動測試設(shè)備，和一個完全裝備的瓦一起顯示在圖17中。 裝備的整體性能令人非常滿意:CMC面板經(jīng)受住了負載而且沒有顯著損傷。密封材料被移出了外殼(見圖18),這并不代表實際的使用結(jié)果。在現(xiàn)實情況下,他們確實會被壓緊在相鄰板的密封條材料上。 圖18 震動測試后的面板 加速計和應(yīng)變計結(jié)果正在進行分析，總體結(jié)果符合預期。一些與預測在高頻率下的差異(500 - 2000赫茲)將進行進一步的研究(如圖19)。 圖19 測量加速度范例 8.3 聲學測試 聲學測試最近被執(zhí)行了，其結(jié)果也在正在進行的分析。聲頻譜的使用定義在表2中: 表2 音階帶 聲級（分貝） 31 154 63 153 125 152 1250 150 500 150 1000 150 2000 149 全程音壓位準 160 這種頻譜被逐步應(yīng)用,一次就指定負載為總聲壓級的145.9 分貝,一次為154.8 分貝和最后一個是158.9分貝。 測試裝置見圖20。 圖20 聲學測試 整體的結(jié)果又令人滿意的,在測試期間沒有任何損壞的跡象。測量的壓力也是在CMC材料許用值。好結(jié)果為接下來的熱力、熱機械的測試提供了方便。 9. 熱測試 這些測試都是基于熱加載通用瓦,和測試活動有以下目的: ?驗證C / SiC瓦TPS概念脫離側(cè)瓦組件的整體保溫功能, ?驗證兩個相鄰瓦片接口之間的熱絕緣功能， ?驗證熱絕緣功能的附件系統(tǒng)是表象的環(huán)境, ?驗證通過熱機械應(yīng)力影響在只有熱負載的條件下 ?通過測量全球熱映射反饋到有限元熱計算模型精度 ?驗證通過的熱負荷與機械負荷相結(jié)合對熱機械應(yīng)力的影響。 圖21 熱學測試 圖22 組裝好的測試件 測試中包含在C / SiC面板連接到是表象的冷結(jié)構(gòu),借助其絕緣系統(tǒng)9個附件和密封。另外,為了驗證兩個相鄰瓦組件之間的接 口,·另一個C / SiC面板已經(jīng)添加(其絕緣,密封和附件系統(tǒng))一側(cè)的瓦片,先前在動態(tài)環(huán)境中測試（如圖21）。 ?接口孔為M3的連接，用測試手段, ?排氣洞保持與外部的試驗臺同樣水平的壓力， ?DT孔訪問，以及 ?壓力傳感器的固定和通道。 裝配好的的測試物體顯示在圖22中。 進行熱測試在一個循序漸進的過程中進行。第一次進行了預測試和一個持續(xù)時間為500秒的期間,一個事件熱通量350 千瓦/平方米應(yīng)用,對應(yīng)280 千瓦/平方米收到的瓦片,如下圖23。 圖23 熱測試中指定熱剖面 這提前測試允許驗證可行性,特定熱負荷的應(yīng)用(尤其是冷卻階段),并確認通過一個通量計代替熱電偶控制測試的可能性，從而提供更好的控制精度。在檢測前,確定溫度增加的金屬附件組件是比預期要慢的,這允許進行更長期的持續(xù)測試。因此預測試后接一個全程時間熱測試的80持續(xù)期間最大。 這個測試的初步結(jié)果證實測量冷結(jié)構(gòu)溫度仍然低于100?C。 然后熱力測試在瓦片總成上進行,一個壓差在熱加載的同時被應(yīng)用到表面上。應(yīng)用的熱負荷,是同樣的指定熱試驗(圖23)與熱使用在1000秒,而加載的壓力顯示在圖24。 圖24 熱機械測試的壓力輪廓 完整的測試物體被放在一個真空室來模擬環(huán)境急劇變化。為了能夠在施加熱負荷的同時在面板表面上施加一個壓差,一個特定的測試裝置已經(jīng)被德國工業(yè)設(shè)備公司設(shè)計和制造,負責這些性能的測試。圖25為這一個測試設(shè)備。 圖25 熱機械測試設(shè)備 通過熱機械應(yīng)力進行了第一次測試,但是在530秒后,由于通量計在測試失效而失敗了。這個失敗導致瓦片的外部表面過熱，達到1600 C,而公稱值為1300 C。由于這個原因中止測試,壓力不能在這次測試中的得到加載。 第二次測試進行時,熱條件所控制的一個高溫計代替磁通計。這次測試是完全成功的，且沒有進一步的麻煩,與應(yīng)用的熱通量為1000秒,而相應(yīng)的100 mbar壓力負荷的應(yīng)用之間的第700秒和第2200秒。測試物體呈現(xiàn)在圖26。 圖26 測試物體準備好進行熱機械測試 初步分析結(jié)果證實了已經(jīng)進行過的熱測試的觀測。此外,位移測量表明,該值要略高于預測在熱試驗,但略低于預測在熱力測 試中的結(jié)果。它也指出,在壓力加載的過程中,有一個高水平的強制對流,由于壓差是由連續(xù)注入冷中性的氣體的實際情況。這種對流,不會出現(xiàn)在實際飛行條件下,誘導更高的通過瓦厚度的熱傳播率，和一旦入射熱流是停止，更高的冷卻速率。這種強制對流將被考慮在測試后進行詳細分析。 10。 結(jié)論 通用瓦項目,資助項目研究開始于2003年,已經(jīng)證明它有能力設(shè)計和制造大型碳 / 碳化硅 TPS組件，在使用最新的材料和技術(shù)條件下。下一步,包括在最終設(shè)計的驗證,機械測試和動態(tài)驗證這個面板,以及熱測試和熱物性測試的進行，現(xiàn)在已經(jīng)實現(xiàn)了。 這塊板已經(jīng)成功地經(jīng)受住了嚴峻的壓差載荷(130 mbar),以及苛刻的正弦和隨機振動載荷。這也是在聲學室測試到負載沒有明顯損壞CMC面板或支座絕緣子。密封材料部分受損,但在他們被放在的面板密封條周圍時，他們的測試構(gòu)型非常完整。熱性能測試和熱物性測試,對瓦總成在高溫條件下,包括與壓力加載結(jié)合時的特性表現(xiàn)提供了有價值的數(shù)據(jù)。這個測試的結(jié)果運動強有力的驗證了驗證TPS技術(shù)。 更多的實驗探究仍要在以后執(zhí)行,如進一步加強的密封材料,絕緣附件支座絕緣子和墊圈,和特定的當?shù)靥?/ 碳化硅面板區(qū)域,以及分析和測試的增壓/ 減壓方面。 作為已經(jīng)進行了的測試活動,和將來更多的實驗探究的結(jié)果,大瓦概念將達到必要的使用技術(shù)成熟水平，以達到發(fā)展全面重返汽車的示范作用。 5 大學生方程式賽車設(shè)計（制動與行走系統(tǒng)設(shè)計） 摘 要 Formula SAE 賽事1980年在美國舉辦第一次比賽，現(xiàn)在已經(jīng)是為汽車工程學會的學生成員舉辦的一項國際賽事，其目的是設(shè)計、制造一輛小型的高性能方程式賽車，并使用這輛自行設(shè)計和制造的賽車參加比賽。中國大學生方程式賽車比賽的組織與開展始于2010年，至今已成功舉辦了三屆。 本文主要闡述了在中國大學生方程式汽車大賽組委會制定的規(guī)則下，如何設(shè)計一輛Formula SAE 賽車的制動系統(tǒng)。設(shè)計采用的是前盤后盤的液壓雙回路制動系方案。它的工作原理是利用與車身(或車架)相連的非旋轉(zhuǎn)元件和與車輪(或傳動軸)相連的旋轉(zhuǎn)元件之間的相互摩擦來阻止車輪的轉(zhuǎn)動或轉(zhuǎn)動趨勢，亦即由制動踏板的踏板力通過推桿和主缸活塞，使主缸油液在一定壓力下流入輪缸，并通過輪缸活塞推使制動襯片夾緊制動盤產(chǎn)生摩擦力矩，從而產(chǎn)生制動力，使車輪減速直至停車。 由于賽車本身質(zhì)量較小，很多地方不能按常規(guī)的設(shè)計方法進行設(shè)計，我主要采用了市場調(diào)研的方法，先選取一些類似的車型，依據(jù)它們的制動系統(tǒng)結(jié)合賽車的實際情況反復驗證，通過極限算法計算出完全制動時制動盤的最小尺寸。同時在極限工況下對幾個危險截面的零件的強度進行了校核，使其滿足要求。同時利用UG軟件進行了建模，以輔助后續(xù)工作的順利進行。 關(guān)鍵詞：Formula SAE，賽車，制動，校核 I FORMULA RACING BRAKE AND WALKING SYSTEM DESIGN ABSTRACT Formula-SAE launched in the USA in 1980, Formula-SAE is now an international competition for Society of Automotive Engineers student members to form teams for the purpose of designing, building and competing in a small high-performance race car. The article discusses how to design a Formula SAE car's braking system。My design uses a dual hydraulic disc front after-hours circuit brake system program.How does it work is using the friction between the non-rotating components which are connected to the body (or frame) and the rotation components which are connected to the wheels (or drive shaft) to prevent wheel spin or turn the trend. That is, from the brake pedal for pedal force by Rod and master cylinder piston, the master cylinder oil flows into the wheel cylinders under some pressure, And through the wheel cylinder piston that brake lining clamping brake friction torque, so as to produce the braking force to the wheels to speed up to park. As the quality of the car itself is small, many places are not design by the conventional method ，I mainly uses the market research methods, firstly I selected some similar models ，combinating their braking systems and the actual car,I repeatedly verified. by the limit of complete braking algorithm the minimum size of the brake disc.At the same time in extreme conditions,I verified the strength on several dangerous section of parts ,to meets the requirements. At the same time I made use of UG software modeling. KEY WORD: Formula SAE, racing, brake,design II 常 用 符 號 表 L 汽車軸距, m ma 汽車滿載時總質(zhì)量，kg G1 滿載前軸負荷，N hg 質(zhì)心高度，mm L1 質(zhì)心距前軸距,mm L2 質(zhì)心距后軸距,mm Re 車輪有效半徑,mm Rr 車輪滾動半徑,mm Z1 地面對前軸的法向反力,N Z2 地面對后軸的法向反力,N Ff1 前軸車輪的制動器制動力,N Ff2 后軸車輪的制動器制動力,N FB1 前軸車輪的地面附著力,N FB2 后軸車輪的地面附著力,N a 制動減速度 g 重力加速度 輪胎與地面的附著力 FB 汽車承受的總的地面制動力 Tf 制動器對車輪的制動力矩 V 汽車行駛速度 β 制動力分配系數(shù) 地面附著系數(shù) δ 制動輪缸的活塞行程,mm dw 輪缸直徑,mm Vm 主缸工作容積, III 目 錄 第一章 概述 1 §1.1制動系統(tǒng)設(shè)計的意義 1 §1.2制動系統(tǒng)研究現(xiàn)狀 1 §1.3大學生方程式賽車制動規(guī)則和要求 2 §1.3.1 制動系統(tǒng)概況 2 §1.3.2 制動測試 2 第二章 制動系統(tǒng)方案論證分析與選擇 3 §2.1 制動器形式方案分析 3 §2.1.1 鼓式制動器 3 §2.1.2 盤式制動器 4 §2.2 制動驅(qū)動機構(gòu)的機構(gòu)形式選擇 5 §2.2.1 簡單制動系 6 §2.2.2 動力制動系 6 §2.2.3 伺服制動系 7 §2.3 液壓分路系統(tǒng)的形式的選擇 7 §2.4 液壓制動主缸的設(shè)計方案 9 第3章 制動系統(tǒng)設(shè)計計算 11 §3.1 制動器主要零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 11 §3.2 制動系統(tǒng)主要參數(shù)數(shù)值 11 §3.2.1 同步附著系數(shù)的分析 12 §3.2.2 地面對前、后輪的法向反作用力 12 §3.2.3 盤式制動器主要參數(shù)確定 13 第四章 盤式制動器的設(shè)計計算 16 §4.1 盤式制動器制動力矩的計算 16 §4.2制動力與制動力分配系數(shù) 17 §4.3 制動器熱容量和溫升的核算 21 §4.4摩擦襯片磨損特性的計算 22 第五章 液壓制動驅(qū)動機構(gòu)的設(shè)計計算 24 §5.1 制動輪缸直徑與工作容積 24 V §5.2 制動主缸直徑與工作容積 25 §5.3 制動踏板力與踏板行程 26 §5.4 制動性能計算 28 第六章 行走系統(tǒng)的設(shè)計 29 §6.1 汽車行駛系統(tǒng)概述 29 §6.1.1 輪轂的設(shè)計 30 §6.1.2 立柱的設(shè)計 30 §6.2制動盤座體的設(shè)計 32 §6.2.2 銷的校核 34 §6.2.3 花鍵的校核 38 第七章 結(jié) 論 41 參考文獻 42 致 謝 44 附 錄 45 VI 第一章 概 述 §1.1 制動系統(tǒng)設(shè)計的意義 汽車是現(xiàn)代交通工具中用得最多、最普遍、也是運用得最方便的交通工具。汽車制動系統(tǒng)是汽車底盤上的一個重要系統(tǒng)，它是制約汽車運動的裝置，而制動器又是制動系中直接作用制約汽車運動的一個關(guān)鍵裝置，是汽車上最重要的安全件。汽車的制動性能直接影響汽車的行駛安全性。隨著公路業(yè)的迅速發(fā)展和車流密度的日益增大，人們對安全性、可靠性的要求越來越高，為保證人身和車輛安全，必須為汽車配備十分可靠的制動系統(tǒng)。本次畢業(yè)設(shè)計題目為大學生方程式賽車制動系與行走系統(tǒng)設(shè)計。 §1.1.1 制動系統(tǒng)的重要性 汽車作為陸地上的現(xiàn)代重要交通工具，有許多保證其使用性能的大部件，即所謂“總成”組成，制動系就是其中一個重要的總成。它既可以使行駛中的汽車減速，又可以保證停車后的汽車駐留原地不動。由此可見汽車制動系對于汽車行駛的安全性和停車的可靠性起著重要的保證作用。 當今，隨著高速公路網(wǎng)的不斷擴展、汽車車速的提高以及車流密度的增大，對汽車制動系的工作可靠性要求顯得日益重要。因為只有制動性能良好、制動系工作可靠的汽車才能充分發(fā)揮出其高速行駛的動力性能并保證行駛的安全性。由此可見，制動系是汽車非常重要的組成部分，從而對汽車制動系的結(jié)構(gòu)分析與設(shè)計計算也就顯得非常重要了。 §1.1.2 行走系統(tǒng)的功用 汽車行走系統(tǒng)的功用是： 1、將發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的驅(qū)動轉(zhuǎn)矩變?yōu)橥苿悠囆旭偟尿?qū)動力，并使驅(qū)動輪的轉(zhuǎn)動變成汽車在地面上的移動。 2、傳遞并承受路面作用于車輪上的各向反力及其所形成的力矩。 3、盡可能緩和不平路面對車身造成的沖擊和振動，保證汽車行駛平順性，且與汽車轉(zhuǎn)向系很好地配合工作，實現(xiàn)汽車行駛方向的正確控制，以保證汽車操縱穩(wěn)定性。 4、支承汽車的全部重量。 §1.2制動系統(tǒng)研究現(xiàn)狀 車輛在形式過程中要頻繁進行制動操作，由于制動性能的好壞直接關(guān)系到交通和人身安全，因此制動性能是車輛非常重要的性能之一，改善汽車的制動性能始終是汽車設(shè)計制造和使用部門的重要任務(wù)。當車輛制動時，由于車輛受到與行駛方向相反的外力，所以才導致汽車的速度逐步減小到0，對這一過程中車輛受力情況的分析有助于制動系統(tǒng)的分析和設(shè)計，因此制動過程受力情況分析是車輛試驗和設(shè)計的基礎(chǔ)，由于這一過程較為復雜，因此一般在實際中只能建立簡化模型分析，通常人們從三個方面來對制動系統(tǒng)進行分析和評價： 1、制動效能：即制動距離與制動減速度； 2、制動效能的恒定性：即熱衰退性； 3、制動時汽車方向的穩(wěn)定性； 目前，對于整車制動系統(tǒng)的研究主要通過路試或臺架進行，由于在汽車道路試驗中車輪扭矩不易測量，因此，多數(shù)有關(guān)制動系的試驗均通過間接測量來進行汽車在道路上的行駛，其車輪與地面的作用力是汽車運動變化的根據(jù)，在汽車道路試驗中，如果能夠方便地測量出車輪上扭矩的變化，則可為汽車整車制動性能研究提供更全面的試驗數(shù)據(jù)和性能評價。 §1.3大學生方程式賽車制動規(guī)則和要求 §1.3.1 制動系統(tǒng)概況 賽車必須配備有剎車系統(tǒng)。并且作用于所有四個車輪上，而且只被一個控制器控制。 1、它必須有兩套獨立的液壓回路，以防系統(tǒng)泄漏或失效時，至少在兩輪上還保持有有效的制動力。每個液壓回路必須有其專屬的儲油罐（可用獨立儲油罐或用原廠的儲油罐）。 2、單個剎車作用時，有限的滑移差是可以接受的。 3、剎車系統(tǒng)必須在以下的測試中，能夠抱死所有四個輪。 4、線控制動是禁止的。 5、沒有保護的塑料剎車線是禁止的。 6、剎車系統(tǒng)必須裝有碎片護罩，以防傳動系失效或小碰撞（引起的碎片破壞制動系統(tǒng)）。 7、從側(cè)面看，安裝在賽車簧上（簧上質(zhì)量：指懸架支撐的質(zhì)量）部分上的剎車系統(tǒng)的任何部分都不可以伸到車架或者承載式車身的下表面以下。 §1.3.2 制動測試 制動系統(tǒng)將在動態(tài)中測試。測試時，賽車將首先在制動檢查官規(guī)定的直賽道上加速，在直道末端，帶車必須制動至靜止，并且要求四輪抱死且不跑偏。 19 第二章 制動系統(tǒng)方案論證分析與選擇 §2.1 制動器形式方案分析 汽車制動器幾乎均為機械摩擦式，即利用旋轉(zhuǎn)元件和固定元件兩工作表面間的摩擦產(chǎn)生的制動力矩使汽車減速或停車。一般摩擦式制動器按旋轉(zhuǎn)元件的形狀分為鼓式和盤式兩大類。 §2.1.1 鼓式制動器 鼓式制動器是最早形式汽車制動器，當盤式制動器還沒有出現(xiàn)前，它已經(jīng)廣泛應(yīng)用于各類汽車上。鼓式制動器又分為內(nèi)張型鼓式制動器和外束型鼓式制動器兩種結(jié)構(gòu)型式。內(nèi)張型鼓式制動器的摩擦元件是一對帶有 圓弧形摩擦蹄片的制動蹄，后者則安裝在制動底板上，而制動底板則緊固在前橋的前梁或后橋橋殼半軸套管的凸緣上，其旋轉(zhuǎn)的摩擦元件作為制動鼓。車輪制動器的制動鼓均固定在輪轂上。制動時，利用制動鼓的圓柱內(nèi)表面與制動蹄摩擦蹄片的外表面作為一對摩擦表面在制動鼓上產(chǎn)生摩擦力矩，故又稱為蹄式制動器。外束型鼓式制動器的固定摩擦元件是帶有摩擦片且剛度較小的制動帶，其旋轉(zhuǎn)摩擦元件為制動鼓，并利用制動鼓的外圓柱表面與制動帶摩擦片的內(nèi)圓弧作為一對摩擦表面，產(chǎn)生摩擦力矩作用于制動鼓，故又稱為帶式制動器。在汽車制動系中，帶式制動器曾僅用作一些汽車的中央制動器，通常所說的鼓式制動器就是指這種內(nèi)張型鼓式結(jié)構(gòu)，鼓式制動器按蹄的類型分為: 1、領(lǐng)從蹄式制動器； 2、雙領(lǐng)蹄式制動器； 3、雙向雙領(lǐng)蹄式制動器； 4、單向增力式制動器。 圖2-1 雙向雙領(lǐng)蹄式制動器 但由于結(jié)構(gòu)問題使它在制動過程中散熱和排水性能差，容易導致制動效率下降。因此，在轎車領(lǐng)域上已經(jīng)逐步退出讓位給盤式制動器。但由于成本低，仍然在一些經(jīng)濟型車中使用，主要用于制動負荷比較小的后輪和駐車制動。 §2.1.2 盤式制動器 盤式制動器按摩擦副中定位原件的結(jié)構(gòu)不同可分為鉗盤式和全盤式兩大類。 圖2-2 盤式制動器結(jié)構(gòu)圖 一、鉗盤式 鉗盤式制動器按制動鉗的結(jié)構(gòu)形式不同可分為定鉗盤式制動器、浮鉗盤式制動器等。 1、定鉗盤式制動器：這種制動器中的制動鉗固定不動，制動盤與車輪相連并在制動鉗體開口槽中旋轉(zhuǎn)。具有以下優(yōu)點：除活塞和制動塊外無其他滑動件，易于保證制動鉗的剛度；結(jié)構(gòu)及制造工藝與一般鼓式制動器相差不多，容易實現(xiàn)鼓式制動器到盤式制動器的改革，能很好地適應(yīng)多回路制動系的要求。 2、浮鉗盤式制動器：這種制動器具有以下優(yōu)點：僅在盤得內(nèi)側(cè)具有液壓缸，故軸向尺寸小，制動器能進一步靠近輪轂；沒有跨越制動盤的油道或油管，液壓缸冷卻條件好，所以制動液汽化的可能性??；成本低；浮動盤的制動塊可兼用駐車制動。 二、全盤式 在全盤制動器中，摩擦副的旋轉(zhuǎn)元件及固定元件均為圓盤形，制動時各盤摩擦表面全部接觸，其作用原理與摩擦式離合器相同。由于這種制動器散熱條件較差，其應(yīng)用遠遠沒有鉗盤式制動器廣泛。 盤式制動器與鼓式制動器相比，有以下優(yōu)點： 1、制動效能穩(wěn)定性好； 2、制動力矩與汽車運動方向無關(guān)； 3、易于構(gòu)成雙回路，有較高的可靠性和安全性； 4、尺寸小、質(zhì)量小、散熱好； 5、制動襯塊上壓力均勻，襯塊磨損均勻； 6、更換襯塊工作簡單容易。 7、襯塊與制動盤間的間隙小，縮短了制動協(xié)調(diào)時間。 8、易于實現(xiàn)間隙自動調(diào)整。 綜合以上優(yōu)缺點最終確定本次設(shè)計采用前后盤式制動器，且均為浮鉗盤式制動器。 §2.2 制動驅(qū)動機構(gòu)的機構(gòu)形式選擇 根據(jù)動力源的不同，制動驅(qū)動機構(gòu)可分為簡單制動、動力制動及伺服制動三大類型。而力的傳遞方式又有機械式、液壓式、氣壓式、氣壓-液壓式的區(qū)別。 §2.2.1 簡單制動系 a） b） 圖2-3 駐車制動操縱機構(gòu)結(jié)構(gòu)圖（a）、人力液壓制動系統(tǒng)工作原理圖（b） 簡單制動系即人力制動系，是靠司機作用于制動踏板上或手柄上的力作為制動力源。而傳力方式有機械式和液壓式兩種（如圖2-3）。 機械式的靠桿系或鋼絲繩傳力，其結(jié)構(gòu)簡單，造假低廉，工作可靠，但機械效率低，因此僅用于中、小型汽車的駐車制動裝置中。 液壓式的簡單制動系統(tǒng)通常稱為液壓制動系，用于行車制動裝置。其優(yōu)點是作用滯后時間短（0.1-0.3s),工作壓力大（可達10MPa-12MPa),缸徑尺寸小，可布置在制動器內(nèi)部作為制動蹄的張開機構(gòu)或制動塊的壓緊機構(gòu)，使之結(jié)構(gòu)簡單、緊湊、質(zhì)量小、造價低。但其有限的力傳動比限制了它在汽車上的適用范圍。另外，液壓管路在過渡受熱時會形成氣泡而影響傳輸，即產(chǎn)生所謂“氣阻”使制動效能降低甚至失效；而當氣溫過低時（-25攝氏度和更低時），由于制動液的粘度增大，使工作的可靠性降低，以及當有局部損壞時，使整個系統(tǒng)都不能繼續(xù)工作，液壓式簡單制動系曾廣泛用于轎車、輕型及以下的貨車和部分中型貨車上。但由于操作較沉重，不能適應(yīng)現(xiàn)代汽車提高操作輕便性的要求，故當前僅多用于微型汽車上，在轎車和輕型汽車已經(jīng)極少采用。 §2.2.2 動力制動系 動力制動系是以發(fā)動機動力形成的氣壓或液壓勢能作為汽車制動的全部力源進行制動，而司機作用于制動踏板或手柄上的力僅用于對制動回路中控制元件的操縱。在簡單制動系中的踏板力與其行程間的發(fā)比例關(guān)系在動力制動系中便不復存在。 動力制動系有氣壓制動系、氣頂液式制動系和全液壓動力制動系3種。 1、氣壓制動系 氣壓制動系是動力制動系最常見的型式，由于可獲得較大的制動驅(qū)動力，且主車與被拖的掛車以及汽車列車之間制動驅(qū)動系統(tǒng)的連接裝置結(jié)構(gòu)簡單、連接和斷開均很方便，因此被廣用于總質(zhì)量為8t以上尤其是15t以上的載貨汽車、越野汽車和客車上，但氣壓制動系必須采用空氣壓縮機、儲氣筒、制動閥等裝置，使其結(jié)構(gòu)復雜、笨重、輪廓尺寸大、造價高；管路中氣壓的產(chǎn)生和撤除均較慢，作用滯后時間較長（0.3s-0.9s),因此，當制動閥到制動氣室和儲氣罐的距離較遠時，有必要加設(shè)啟動的第二控制元件--繼動閥（即加速閥）以及快放閥；管路工作壓力較低（一半為0.5MPa-0.9MPa)。因而制動器室的直徑達，只能置于制動器之外，在通過桿件及凸輪或鍥塊驅(qū)動制動蹄，使非簧載質(zhì)量增大；另外制動氣室排氣時也有較大噪聲。 2、氣頂液式制動系 氣頂液式制動系是動力制動系的另一種型式，即利用氣壓系統(tǒng)作為普通的液壓制動系統(tǒng)主缸的驅(qū)動力源的一種制動驅(qū)動機構(gòu)，它兼有液壓制動和氣壓制動的主要優(yōu)點。由于其氣壓系統(tǒng)的管路短，故作用滯后時間也較短。顯然，其結(jié)構(gòu)復雜、質(zhì)量大、造價高，故主要用于重型汽車上，一部分總質(zhì)量為9t-11t的中型汽車上也有所采用。 3、全液壓動力制動系 全液壓動力制動系除具有一般液壓制動系統(tǒng)的優(yōu)點外，還具有操作輕便、制動反應(yīng)快、制動能力強、受氣阻影響較小、易于采用制動力調(diào)節(jié)裝置和防滑移裝置，及可與動力轉(zhuǎn)向、液壓懸架、舉升機構(gòu)及其他輔助設(shè)備共同液壓泵和儲油等優(yōu)點。其結(jié)構(gòu)復雜、精密件多，對系統(tǒng)的密封性要求也較高，故并未得到廣泛應(yīng)用，目前僅用于某些高級轎車、大型客車以及極少數(shù)的重礦用自卸汽車上。 §2.2.3 伺服制動系 圖2-4 真空助力伺服制動系統(tǒng)圖 1.制動踏板機構(gòu)；2.控制閥；3.真空伺服氣室；4.制動主缸；5.儲液罐；6.制動燈液壓開關(guān)；7.真空單向閥；8.真空管；9.感載比閥；10~13.制動輪缸。 伺服制動系是在人力液壓制動系的基礎(chǔ)上加設(shè)一套除其他能源提供的助力裝置，使人力與動力可兼用，即兼用人力和發(fā)動機動力作為制動能源的制動系，在正常情況下，其輸出工作壓力主要由動力伺服系統(tǒng)產(chǎn)生，而在動力伺服系統(tǒng)失效時，仍可全由人力驅(qū)動液壓系統(tǒng)產(chǎn)生一定程度的制動力。因此，在中級以上的轎車及輕、中型客、貨汽車上得到了廣泛的應(yīng)用。如圖2-4為目前汽車廣泛配備的真空助力伺服制動系統(tǒng)。 根據(jù)賽規(guī)及經(jīng)驗要求，確定本次設(shè)計采用簡單液壓制動。 §2.3 液壓分路系統(tǒng)的形式的選擇 圖2-5 液壓分路系統(tǒng)形式 為了提高制動工作的可靠性，應(yīng)采用分路系統(tǒng)，即全車的所有行車制動器的液壓或氣壓管路分為兩個或更多的相互獨立的回路，其中一個回路失效后，仍可利用其他完好的回路起制動作用。 雙軸汽車的雙回路制動系統(tǒng)有以下常見的物種分路形式(如圖2-5所示)： 1、一軸對一軸（II）型，前軸制動器與后橋制動器各用一個回路。 交叉型（X），前軸的一側(cè)車輪制動器與后橋的對側(cè)車輪制動器同屬一個回路。 2、一周半對半軸（HI）型，兩側(cè)前制動器的板書輪缸和全部后制動器輪缸屬于一個回路，其余的前輪缸則屬另一回路。 3、半軸一輪對半軸一輪（LL)型，兩個回路分別對兩側(cè)前輪制動器的半數(shù)輪缸和一個后輪制動器起作用。 4、雙半軸對雙半軸（HH）型，每個回路均只對每個前、后制動器的半數(shù)輪缸起作用。 II型管路布置較為簡單，可與傳統(tǒng)的但輪崗鼓式制動器配合使用，成本較低，目前在各類汽車特別是商用車商用得最廣泛。對于這種形式，若后制動回路失效，則一旦前輪抱死即極易喪失轉(zhuǎn)彎制動能力。對于采用前輪驅(qū)動因而前制動器強于后制動器的乘用車，當前制動回路失效而單用后橋制動時，制動力將嚴重不足（小于正常情況下的一半），并且，若后橋負荷小于前軸負荷，則踏板力過大時易使后橋車輪抱死而汽車側(cè)滑。 X型的結(jié)構(gòu)也很簡單。直行制動時任一回路失效，剩余的總制動力都能保持正常值的50%。但是，一旦某一管路損壞造成制動力不對稱，此時前輪將朝制動力大的一邊繞主銷轉(zhuǎn)動，使汽車喪失穩(wěn)定性。因此，這種方案適用于主銷偏移距為負值（達20mm)的汽車上。這時，不平衡的制動力使車輪反向轉(zhuǎn)動，改善了汽車的穩(wěn)定性。 HI、HH、LL型結(jié)構(gòu)都比較復雜。LL型和HH型在任一回路失效時，前后制動力比值均與正常情況下相同，剩余總制動力可達正常值的50%左右。HI型單用一軸半回路時剩余制動力較大，但此時與LL型一樣，緊急制動情況下后輪很容易先抱死。 綜合以上各個管路的優(yōu)缺點，最終選擇II型管路。 §2.4 液壓制動主缸的設(shè)計方案 圖2-6 串聯(lián)雙腔主缸 為了提高汽車行駛的安全性，并根據(jù)交通法則的要求，現(xiàn)代汽車的行駛制動系統(tǒng)都采用了雙回路制動系統(tǒng)。雙回路制動系統(tǒng)的制動主缸為串聯(lián)雙缸制動主缸（如圖2-6），單缸制動主缸已經(jīng)被淘汰。 儲存罐中的油經(jīng)每一腔的進油螺栓和各自旁通孔、補償孔流入主缸的前、后腔。在主缸前、后工作腔內(nèi)產(chǎn)生的油壓分別經(jīng)各自的出油閥和各自的管路傳到前、后輪制動器的輪缸。 主缸不工作時，前、后工作腔內(nèi)的活塞頭部與皮碗正好位于前、后腔內(nèi)各自的旁通孔和補償孔之間。 當踏下制動踏板時，踏板傳動機構(gòu)通過推桿推動后缸活塞前移，到皮碗掩蓋住旁通孔后，此腔液壓升高。在后腔液壓和后腔彈簧力的作用下，推動前缸活塞向前移動，前腔壓力也隨之升高。當繼續(xù)下踩制動踏板時，前、后腔的液壓繼續(xù)升高，使前、后輪制動器制動。 撤除踏板力后，制動踏板機構(gòu)、主缸前后腔活塞和輪缸活塞，在各自的復位彈簧作用下回位，管路中的制動液借其壓力推開回油閥門流回主缸。于是接觸制動。 當迅速放開制動踏板時，由于油液的粘性和管路阻力的影響，油液不能及時流回主缸并填充因活塞右移而讓出的空間，因而在旁通孔開啟之前，壓油腔中產(chǎn)生一定的真空度。此時進油腔液壓高于壓油腔，因而進油腔的油液便從前、后缸活塞的前密封皮碗的邊緣與缸壁間的間隙流入各自的壓油腔以填補真空。與此同時，儲液室中的油液經(jīng)補償孔流入各自的進油腔。活塞完全復位后，旁通孔已開放，由制動管路繼續(xù)流回主缸而顯多余的油液便可經(jīng)前、后缸的旁通孔流回儲液室。液壓系統(tǒng)中因密封不良而產(chǎn)生的制動液漏泄，和因溫度變化而引起的制動液膨脹或收縮，都可以通過補償孔和旁通孔得到補償。 若與前腔連接的制動管路損壞漏油時，則在踩下制動踏板時只后腔中能建立液壓，前腔中無壓力。此時在液壓差作用下，前腔活塞迅速前移到前缸活塞前端頂?shù)街鞲左w上。此后，后缸工作腔中液壓方能升高到制動所需的值。 若與后腔連接的制動管路損壞漏油時，則在踩下制動踏板時，起先只是后缸活塞前移，而不能推動前缸活塞，因后缸工作腔中不能建立液壓。但在后缸活塞直接頂觸前缸活塞時，前缸活塞前移，使前缸工作腔建立必要的液壓而制動。 由此可見，采用這種主缸的雙回路液壓制動系，當制動系統(tǒng)中任一回路失效時，串聯(lián)雙缸制動主缸的另一腔仍能夠工作，只是所需踏板行程加大，導致汽車制動距離增長，制動力減小。由于比賽規(guī)定每個液壓制動回路必須有其專用的儲液罐（可以使用獨立的儲液罐，也可以使用廠家生產(chǎn)的內(nèi)部被分隔開的儲液罐），市場上目前很少有匹配的，大多是車隊自己制作的,容積大概是2到3（為制動主缸工作容積），現(xiàn)暫定，具體容積將根據(jù)賽車總體情況而定。 第三章 制動系統(tǒng)設(shè)計計算 §3.1 制動器主要零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1、制動盤 制動盤一般用珠光體灰鑄鐵制成，或用添加Cr或Ni等合金鑄鐵制成。制動盤在工作時不僅承受著制動塊作用的法向力和切向力，而且承受著熱負荷。為了改善冷卻效果，鉗盤式制動器的制動盤有的鑄成中間有徑向通風槽的雙層盤這樣可大大地增加散熱面積，降低溫升約20-30%，但盤得整體厚度較厚。而一般不帶通風盤的汽車制動盤，其厚度約在10-13mm之間。本次設(shè)計采用的材料為HT250。 . 2、制動鉗 制動鉗由可鍛鑄鐵KTH370-12或球墨鑄鐵QT400-18制造，也有用輕合金制造的，例如用鋁合金壓鑄。 3、制動塊 制動塊由背板和摩擦襯快組成，兩者直接牢固地壓嵌或鉚接或粘結(jié)在一起。 4、摩擦材料 制動摩擦材料應(yīng)具有穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，抗熱衰退性要好，不應(yīng)在溫升到某一數(shù)值以后摩擦系數(shù)突然急劇下降，材料應(yīng)有好的耐磨性，低的吸水（油、制動液）率，低的壓縮率、低的熱傳導率和低的熱膨脹率，高的抗壓、抗剪切、抗彎曲性能和耐沖擊性能，制動時應(yīng)不產(chǎn)生噪聲、不產(chǎn)生不良氣味、應(yīng)盡量采用污染小對人體無害的摩擦材料。當前，制動器廣泛采用模壓材料。 5、制動輪缸 制動輪缸采用單活塞式制動輪缸（如圖3-1），其在制動器中布置方便。輪缸的缸體由灰鑄鐵HT250制成。其缸簡為通孔，需鏜磨?；钊射X合金制造。輪缸的工作腔由裝在活塞上的橡膠密封圈或靠在活塞內(nèi)端面處得橡膠皮碗密封。本次設(shè)計采用的是HT250. 1. 放氣閥；2.橡膠護罩；3.進油管接頭；4.皮碗；5.缸體；6.調(diào)整螺釘（頂塊）；7.防護罩；8.活塞 圖3-1 單活塞式制動輪缸結(jié)構(gòu)圖 §3.2 制動系統(tǒng)主要參數(shù)分析 在制動器設(shè)計中預先給定的整車參數(shù)如下： 汽車軸距L=1580㎜； 滿載時的總質(zhì)量ma=305㎏（其中車手65kg，車240kg）; 滿載時質(zhì)心高度hg=300㎜; 質(zhì)心距前軸距L1=821.6㎜; 質(zhì)心距后軸距L2=758.4㎜; 車輪的滾動半徑re=314㎜. §3.2.1 同步附著系數(shù)的分析 圖3-2 前輪先抱死 1、當時：制動時總是前輪先抱死，這是一種穩(wěn)定工況，但喪失了轉(zhuǎn)向能力（如圖3-2）； 圖3-3 后輪先抱死 2、當時：制動時總是后輪先抱死，這是容易發(fā)生后軸策劃而使汽車喪失方向穩(wěn)定性（如圖3-3）； 3、當時：制動時汽車前后輪同時抱死，是一種穩(wěn)定工況，但也喪失了轉(zhuǎn)向能力。 分析表明，汽車在同步系數(shù)為的路面上制動（前后輪同時抱死）時，其制動減速度為，即q=,q為制動強度。而在其他附著系數(shù)的路面上制動時，達到前輪或者后輪即將抱死的制動強度q<,這表明只有在的路面上，地面的附著條件才可以得到充分利用。 根據(jù)相關(guān)資料查出賽車使用熱熔輪胎一般大于1，故取=1.1。 §3.2.2 地面對前、后輪的法向反作用力 圖3-4 汽車制動時的受力分析 如圖3-4，若在不同附著系數(shù)φ的路面上，前、后輪同時抱死（不論是同時抱死或分別先后抱死），此時或。 地面作用于前、后輪的法向反作用力為 （3-1） （3-2） 前后輪同時抱死制動時地面對前、后輪法向反作用力的變化如表3.1所示 表3.1 前后輪同時抱死地面對前、后輪法向反作用力的變化 φ 0 1474 1662 47% 53% 0.1 1533 1603 49% 51% 0.2 1592 1544 51% 49% 0.3 1650 1486 53% 47% 0.4 1709 1427 55% 46% 0.5 1768 1368 56% 44% 0.6 1827 1309 58% 42% 0.7 1886 1250 60% 40% 0.8 1944 1192 62% 38% 0.9 2003 1133 64% 36% 1.0 2062 1074 66% 34% 分析易知：地面附著系數(shù)φ值越大，同時抱死時，前輪分得的載荷就越大。 此現(xiàn)象可以由試驗結(jié)果進一步驗證，如圖3-5所示，隨著地面附著系數(shù)φ值的增大，越來越大，而在兩輪同時抱死時 有成立。 圖3-5 理想的前、后制動器制動力分配曲線 §3.2.3 盤式制動器主要參數(shù)確定 一、制動盤直徑D 制動盤直徑D應(yīng)盡可能取大些，這時制動盤的有效半徑得到增加，可以降低制動鉗的夾緊力，減少襯塊的單位壓力和工作溫度。受輪輞直徑的限制，制動盤的直徑通常選擇為輪輞直徑的70％～79％。總質(zhì)量大于2t的汽車應(yīng)取上限。 這里去制動盤的直徑D為輪輞直徑的百分之70%，即mm.根據(jù)市場情況，取D=230mm。 二、制動盤厚度的選擇 制動盤厚度對制動盤質(zhì)量和工作時的溫升有影響。為使質(zhì)量小些，制動盤厚度不宜取得大；為了降低溫度，制動盤厚度又不宜取得過小。制動盤可以做成實心的，或者為了散熱通風的需要在制動盤中間鑄出通風孔道。一般實心制動盤厚度可取為10～20mm，通風式制動盤厚度取為20～50mm，采用較多的是20～30mm。在高速運動下緊急制動, 制動盤會形成熱變形, 產(chǎn)生顫抖。為提高制動盤摩擦面的散熱性能, 大多把制動盤做成中間空洞的通風式制動盤, 這樣可使制動盤溫度降低20 %～30 %。這里制動器采用實心制動盤設(shè)計，h=10 mm厚度 。 三、摩擦襯塊內(nèi)半徑R1和外半徑R2 摩擦襯塊（如圖3-6所示）是指鉗夾活塞推動擠壓在制動盤上的摩擦材料。摩擦襯塊分為摩擦材料和底板,兩者直接壓嵌在一起。摩擦襯塊外半徑只與內(nèi)半徑及推薦摩擦襯塊外半徑與內(nèi)半徑的比值不大于1.5。若此比值偏大，工作時襯塊的外緣與內(nèi)側(cè)圓周速度相差較多，磨損不均勻，接觸面積減少，最終導致制動力矩變化大。因為制動器直徑D等于230mm,則摩擦塊mm取，所以mm。 圖3-6 摩擦襯塊 四、有效半徑Re 對于常見的具有扇形摩擦表面的襯塊，若其徑向?qū)挾炔缓艽?，則R等于平均半徑或有效半徑，在實際中已經(jīng)足夠精確。 平均半徑為 mm 式中，和為摩擦襯塊扇形表面的內(nèi)半徑和外半徑。 有效半徑是扇形表面的面積中心至制動盤中心的距離，如下式所示（推導見離合器設(shè)計） mm （3-3） 式中，. 因為,,故，越小，則兩者差值越大。 應(yīng)當指出，若過小，即扇形的徑向?qū)挾冗^大，襯塊摩擦面上各不同半徑處得滑磨速度相差太遠，磨損不均勻，因為單位壓力分布均勻這一假設(shè)條件不能成立，則上述計算方法也就不適用。值一般不應(yīng)小于0.65。 五、摩擦襯塊工作面積 對于盤式制動器襯塊工作面積A，推薦根據(jù)制動襯塊單位面積占有的汽車質(zhì)量在范圍內(nèi)選用。單個前輪摩擦塊,則單個前輪制動器A=46;單個后輪摩擦塊，則單個后輪制動器A=30.能夠滿足β的要求。 六、摩擦襯塊摩擦系數(shù)f 選擇摩擦片時不僅希望其摩擦系數(shù)要高些，更要求其熱穩(wěn)定性要好，受溫度和壓力的影響要小。不能單純地追求摩擦材料的高摩擦系數(shù)，應(yīng)提高對摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和降低制動器對摩擦系數(shù)偏離正常值的敏感性的要求，后者對蹄式制動器是非常重要的。各種制動器用擦材料的摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為 0.3～0.5，少數(shù)可達0.7。一般說來，摩擦系數(shù)愈高的材料，其耐磨性愈差。所以在制動器設(shè)計時并非一定要追求高摩擦系數(shù)的材料。當前國產(chǎn)的制動摩擦片材料在溫度低于 250℃時，保持摩擦系數(shù)=0.35～0.40 已無大問題。因此，在假設(shè)的理想條件下計算制動器的制動力矩。另外，在選擇摩擦材料時應(yīng)盡量采用減少污染和對人體無害的材料。所選擇摩擦系數(shù)=0.4。 第四章 盤式制動器的設(shè)計計算 §4.1 盤式制動器制動力矩的計算 盤式制動器的計算如下面簡圖所示，若襯塊的摩擦表面與制動盤接觸良好，且各處的單位壓力分布均勻則盤式制動器的制動力矩為 Tf=2fNR ﹙4-1﹚ 式中：f——摩擦系數(shù)； N——單側(cè)制動塊對制動盤的壓緊力； R——作用半徑,已算出Re=97。 圖4-1 盤式制動器的計算用簡圖 制動盤單側(cè)壓緊力的確定，即制動輪缸對制動襯塊的壓緊力。 則單側(cè)壓緊力為 （4-2） 式中:p——考慮制動力調(diào)節(jié)裝置作用下的輪缸或管路液壓，取p=8Mpa。 dw——制動主缸活塞直徑，取dw=32mm。 制動輪缸的截面積 （4-3） 則 N=6434 N 摩擦襯塊的摩擦系數(shù)：f=0.4 制動器的最大制動力矩為： =499.2 N·M （4-4） §4.2制動力與制動力分配系數(shù) 一、制動力分配系數(shù) 汽車制動時，若忽略路面對車輪的滾動阻力矩，和汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力矩，則對任一角速度﹥0的車輪，其力矩平衡方程為 （4-5） 地面制動力FB受附著條件的限制其值不可能大于附著力F,即 FB≤F=Z 或 （4-6） 式中：——輪胎與地面的附著系數(shù)，取=1.1. Z——地面對車輪的法向反力 此時為前后輪都抱死，有： （4-7） 汽車質(zhì)量：m=305㎏ 取g=10N/㎏，=1.1 則汽車總的地面制動力： FB=mg=3355N 汽車的軸距： L=1580㎜ 滿載時前軸負荷： G1=G·45％=3050×45％=1509.75N 滿載時后軸負荷： G2=G·55％=3050×55％=1845.25N 質(zhì)心高度： hg=300㎜ 質(zhì)心距前軸距： L1=821.6㎜ 質(zhì)心距后軸距： L2=758.4㎜ 圖4-2 制動時的賽車受力圖 上圖所示為汽車制動時的整車受力情況，并對后軸車輪的接地點取力矩，得平衡式為 （4-8） 對前軸車輪的接地點取力矩，得平衡式為 （4-9） 式中：Z1——汽車制動時水平地面對前軸車輪的法向反力，N； Z2——汽車制動時水平地面對后軸車輪的法向反力，N； ——汽車制動減速度，m/s2。 根據(jù)上述汽車制動的整車受力分析，考慮到汽車制動時的軸荷轉(zhuǎn)移及G=mg，式中g(shù)為重力加速度﹙m/s2﹚，則可求汽車制動時水平地面對前后軸車輪的法向反力Z1，Z2分別為： （4-10） （4-11） 若在附著系數(shù)為的地面上制動，按大賽要求，前后輪需要同時抱死，此時汽車總的地面制動力FB等于汽車前后軸車輪的總的附著力F，亦等于作用于質(zhì)心的制動慣性力，即有 FB= F=G= 或 （4-12） 將（4-12）帶入（4-10）、（4-11），則得水平地面作用于前、后軸車輪的法向反作用力的另一表達式： （4-13） （4-14） 由上式可得： 2101.0 949.0 則 Ff1=fB1=Z1=2311.1N Ff2=fB2=Z2=1043.9N 目前大多數(shù)兩軸汽車的前、后制動器制動力之比值為一定值，并以前制動器制動力Ff1與汽車的總的制動器制動力Ff之比來表明分配的比例，稱為汽車制動力分配系數(shù)β，即 0.69 式中：Ff1——前軸車輪的制動器制動力； Ff2——后軸車輪的制動器制動力； fB1——前軸車輪的地面制動力； fB2——后軸車輪的地面制動力。 由上式可得，賽車前后輪同時抱死時的實際路面附著系數(shù)： 所以：，根據(jù)制動力分配曲線可知，賽車制動時，后輪略先抱死，符合設(shè)計要求。 式中：L——賽車軸距； b——質(zhì)心距后軸線的距離； ——質(zhì)心高度。 二、汽車車輪產(chǎn)生的附著力矩： 汽車前軸產(chǎn)生的附著力矩 725.7 N·M 汽車后軸產(chǎn)生的附著力矩 327.8 N·M 前后軸單個車輪產(chǎn)生的附著力矩 326.9 N·M 163.9N·M 制動器所能產(chǎn)生的最大制動力矩為： =499.2N·M 由 由此可知，該設(shè)計能夠滿足汽車安全制動的要求。 §4.3 制動器熱容量和溫升的核算 核算制動器的熱容量和溫升，需要看是否滿足下列條件 （4-15） 式中：——各制動盤的總質(zhì)量； ——與各制動盤相連的受熱金屬件﹙如輪轂、輪輻、輪輞、制動鉗體等﹚的總質(zhì)量; ——制動盤材料的比熱容，對鑄鐵c=482J/﹙㎏·K﹚,對鋁合金c=880J/﹙㎏·K﹚； ——與制動盤相連的受熱金屬件的比熱容； ——制動盤的溫升； L——滿載時汽車制動時由動能轉(zhuǎn)變的熱能。 由于制動過程迅速，可以認為汽車產(chǎn)生的熱能全部由前、后制動盤所吸收，并按前、后軸制動力的分配比率分配給前、后制動器，即 （4-16） （4-17） 式中: ——汽車制動的初速度，可取= =144㎞/h=40m/s β——汽車制動器的制動力分配系數(shù)，β=0.69 求得： J J 已知：=0.5㎏；=7.5㎏ =15℃=15k 則每個制動器的熱容量： J 對于前軸的單個車輪： J 對于后軸的單個車輪： J 因此，此制動器滿足熱容量和溫升的要求。 §4.4摩擦襯片磨損特性的計算 摩擦襯片（襯塊）的磨損受溫度、摩擦力、滑磨速度、制動鼓（制動盤）的材質(zhì)及加工情況，以及襯片（襯塊）本身材質(zhì)等許多因素的影響，試驗表明，影響磨損的最重要的因素還是摩擦表面的溫度和摩擦力。 雙軸汽車的單個前輪制動器及單個后輪制動器的比能量耗散率分別為 （4-18） （4-19） （4-20） 式中：δ——汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)； ,——汽車初速度和終速度，m/s；計算時轎車取=100㎞/h﹙27.8m/s﹚； t——制動時間，s； j——制動減速度，m/s,計算時取j=g； A1,A2——前、后制動襯塊的摩擦面積； β——制動力分配系數(shù)。 在緊急制動到=0時，并可近似地認為δ=1，則有 s 根據(jù)上述數(shù)據(jù)計算得到 3.11 2.14 盤式制動器的比能量耗散率e1、e2均不大于，因此滿足要求。 磨損特性指標也可以用襯塊的比摩擦力即單位摩擦面積的摩擦力來衡量。 單個車輪制動器的比摩擦力為 （4-21） 式中：——單個制動器的制動力矩； R——制動盤有效半徑； A——單個制動器的襯塊的摩擦面積，=23㎝2，=15㎝2 則盤式制動器的比摩擦力為 0.003<<0.48 N/㎜2 因此滿足要求。 46 第五章 液壓制動驅(qū)動機構(gòu)的設(shè)計計算 為了確定制動主缸即制動輪缸的直徑、制動踏板力、踏板機構(gòu)傳動比﹙根據(jù)賽會規(guī)定和賽車實際情況，不用采用增壓和助力裝置﹚，必須進行如下的設(shè)計計算。 §5.1 制動輪缸直徑與工作容積 制動輪缸對制動塊的作用力P與輪缸直徑dw及制動輪缸中的液壓p之間有如下關(guān)系式： （5-1） 式中：p——考慮制動力調(diào)節(jié)裝置作用下的輪缸或管路液壓，一般p=8MPa～12MPa,但根據(jù)賽車具體情況取p=8MPa。 輪缸直徑應(yīng)在GB 7524—87標準規(guī)定的尺寸系列里選取，輪缸直徑的尺寸系列為 14.5，16，17.5，19，20.5，22，﹙22.22﹚，﹙23.81﹚，24，﹙25.40﹚，26，28，﹙28.58﹚，30，32，35，38，42，46，50，56㎜。 經(jīng)過查取取=32㎜ 一個輪缸的工作容積 （5-2） 式中：——一個輪缸活塞的直徑； N——輪缸的活塞數(shù)目； 輪缸活塞在完全制動時的行程： 其中：δ1是消除制動塊與制動盤間的間隙所需的輪缸活塞行程，取δ1=0.7。 δ2由于摩擦襯塊變形而引起的輪缸活塞行程，取δ1=0.3。 δ2，δ3是對于鼓式制動器而言的，這里不予考慮。 則 mm 則單個輪缸的工作容積，n=1 全部輪缸的工作容積，其中：m——輪缸的數(shù)目，m=4 則 §5.2 制動主缸直徑與工作容積 制動主缸的直徑應(yīng)符合GB 7524—87標準規(guī)定的尺寸系列，主缸直徑的尺寸系列為 14.5，16，17.5，19，20.5，22，﹙22.22﹚，﹙23.81﹚，24，﹙25.40﹚，26，28，﹙28.58﹚，30，32，35，38，42，46㎜。 制動主缸應(yīng)有的工作容積 （5-3） 式中：——制動軟管在液壓下變形而引起的容積增量。 在設(shè)計中考慮軟管變形，轎車制動主缸的工作容積可取為。 則 ㎜3 主缸活塞直徑dm和活塞行程sm可由下式確定： （5-4） 一般 ；λ=0.8～1.2 取主缸活塞行程:sm=1.2dm 則 所以 得 dm=15.56㎜ 取 dm=19㎜ 所以 ㎜ §5.3 制動踏板力與踏板行程 圖4-1踏板機示意圖 制動踏板力Fp可用下式驗算： （5-5） 式中：dw——制動主缸活塞直徑； P——制動管路液壓； ——制動踏板機構(gòu)傳動比，=； R1,R2——見下圖； 圖4-2液壓制動驅(qū)動機構(gòu)計算用簡圖 η——制動踏板機構(gòu)及制動主缸的機械效率，可取η=0.85～0.95；在本設(shè)計中取η=0.95。 在踏板機構(gòu)的設(shè)計中，如上圖取R1=25㎜,R2=200㎜； 則踏板機構(gòu)的傳動比取為 制動踏板力Fp為 298.3N 制動踏板的工作行程為 （5-6） 式中：——主缸中推桿與活塞間的間隙； ——主缸活塞空行程。 由于本設(shè)計是設(shè)計賽車，賽車本身要求制動要靈敏，所以，均不宜過大。取=0.6； 則 §5.4 制動性能計算 制動系統(tǒng)的制動性能體現(xiàn)在制動距離、制動時間等。 已知：地面摩擦系數(shù)f=1.1 賽車最大速度v=150㎞/h=41.7m/s 計算制動減速度取最大速度的80％，即 m/s 制動時，汽車四個輪子已全部抱死 則，汽車的制動減速度為 （5-7） 式中：g——重力加速度，這里取g=10 由上式可計算制動時間t為 （5-8） 式中：——開始制動是的初速度，取m/s； ——制動終了速度。 所以制動結(jié)束后汽車的制動距離為 第六章 行走系統(tǒng)的設(shè)計 §6.1 汽車行駛系統(tǒng)概述 汽車作為一種地面交通工具，其行駛系統(tǒng)的基本組成和結(jié)構(gòu)形式，在很大程度上取決于汽車經(jīng)常行駛路面的性質(zhì)。絕大多數(shù)汽車還是經(jīng)常行駛在比較堅實的路面上的，其行使系統(tǒng)中直接與路面接觸的路面是車輪，因而稱為輪式汽車行駛系統(tǒng)，這樣的汽車便是輪式汽車。 輪式汽車行駛系統(tǒng)一般由車架、車橋、車輪和懸架組成，如下圖所示就是汽車行駛系總成布置。 圖6-1 汽車行駛系的組成 1-前懸架 2-車架 3-后懸架 4-驅(qū)動橋 5-后輪 6-前輪 7-從動橋 本文對賽車行駛系統(tǒng)的研究主要是輪胎及其配套部分，即輪轂、立柱和制動部分。 圖6-2 賽車行駛系統(tǒng)的組成示意圖 §6.1.1 輪轂的設(shè)計 賽車的輪轂通常是指固定輪輞和制動系統(tǒng)相關(guān)組建的輪胎中心的心軸。 賽車對操縱靈活性、行駛安全性的要求要比一般的汽車高很多，因此輪轂的設(shè)計原則就是在保證安全的基礎(chǔ)上，盡可能的使結(jié)構(gòu)簡單，節(jié)省整車整備質(zhì)量。由于本賽車采用的是發(fā)動機后置后輪驅(qū)動的方式，前輪轂設(shè)計和后輪轂設(shè)計必然不同。后輪轂設(shè)計時必須要考慮與傳動軸的配合，為此，本設(shè)計將輪轂中心掏空，并按照傳動軸的外花鍵類型與尺寸，設(shè)計出相配套的內(nèi)花鍵，同時，傳動軸與輪轂配合的末端用一個特制的螺母進行防松固定。前輪轂在設(shè)計時則不需要考慮這些問題。 另外根據(jù)第一代賽車的參賽經(jīng)歷，反應(yīng)出來前輪輪轂軸承內(nèi)圈卡不住，轉(zhuǎn)向晃動的比較厲害的問題，在這代賽車設(shè)計時，前輪輪轂軸承的設(shè)計采用了雙薄螺母壓緊軸承內(nèi)圈的方法。 §6.1.2 立柱的設(shè)計 賽車上的立柱指的是與賽車懸架相連接，承載汽車主要重量的模塊。立柱上有兩個用來連接球頭軸承的定位孔，這兩個定位孔的連接線就是主銷，是賽車上轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)向時的回轉(zhuǎn)中心 。主銷通常意義上有兩個重要的角度，分為主銷內(nèi)傾角和主銷外傾角。主銷內(nèi)傾角，是將主銷（即轉(zhuǎn)向軸線）的上端向內(nèi)傾斜的角度。從汽車的前面看去，主銷軸線與通過前輪中心的垂線之間形成一個夾角，即主銷內(nèi)傾角，主銷內(nèi)傾的作用是使車輪轉(zhuǎn)向后能及時自動回正和轉(zhuǎn)向輕便。賽車主銷內(nèi)傾角通常為3-8 。主銷后傾角是指主銷（即轉(zhuǎn)向軸線）的上端略向后傾斜的角度。從汽車的側(cè)面看去，主