毕业设计（论文）-大学生方程式赛车设计（制动与行走系统设计）（全套图纸）.pdf

i 大学生方程式赛车设计（制动与行走系统设计）大学生方程式赛车设计（制动与行走系统设计） 摘 要 formula sae 赛事 1980 年在美国举办第一次比赛，现在已经是为汽车 工程学会的学生成员举办的一项国际赛事，其目的是设计、制造一辆小型的 高性能方程式赛车，并使用这辆自行设计和制造的赛车参加比赛。中国大学 生方程式赛车比赛的组织与开展始于 2010 年，至今已成功举办了三届。 本文主要阐述了在中国大学生方程式汽车大赛组委会制定的规则下，如 何设计一辆 formula sae 赛车的制动系统。设计采用的是前盘后盘的液压双 回路制动系方案。它的工作原理是利用与车身(或车架)相连的非旋转元件和 与车轮(或传动轴)相连的旋转元件之间的相互摩擦来阻止车轮的转动或转动 趋势，亦即由制动踏板的踏板力通过推杆和主缸活塞，使主缸油液在一定压 力下流入轮缸，并通过轮缸活塞推使制动衬片夹紧制动盘产生摩擦力矩，从 而产生制动力，使车轮减速直至停车。 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 由于赛车本身质量较小，很多地方不能按常规的设计方法进行设计，我 主要采用了市场调研的方法，先选取一些类似的车型，依据它们的制动系统 结合赛车的实际情况反复验证，通过极限算法计算出完全制动时制动盘的最 小尺寸。同时在极限工况下对几个危险截面的零件的强度进行了校核，使其 满足要求。同时利用 ug 软件进行了建模，以辅助后续工作的顺利进行。 ii 关键词：formula sae，赛车，制动，校核 iii 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 cars 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 iv 常常 用用 符符 号号 表表 l 汽车轴距, m ma 汽车满载时总质量，kg g1 满载前轴负荷，n hg 质心高度，mm l1 质心距前轴距,mm l2 质心距后轴距,mm re 车轮有效半径,mm rr 车轮滚动半径,mm z1 地面对前轴的法向反力,n z2 地面对后轴的法向反力,n ff1 前轴车轮的制动器制动力,n ff2 后轴车轮的制动器制动力,n fb1 前轴车轮的地面附着力,n fb2 后轴车轮的地面附着力,n a 制动减速度 g 重力加速度 f 轮胎与地面的附着力 fb 汽车承受的总的地面制动力 tf 制动器对车轮的制动力矩 v 汽车行驶速度 制动力分配系数 地面附着系数 制动轮缸的活塞行程,mm dw 轮缸直径,mm vm 主缸工作容积, v 目目 录录 第一章 概述 . 1 1.1 制动系统设计的意义 1 1.2 制动系统研究现状 2 1.3 大学生方程式赛车制动规则和要求 2 1.3.1 制动系统概况 . 2 1.3.2 制动测试 . 3 第二章 制动系统方案论证分析与选择 . 4 2.1 制动器形式方案分析 . 4 2.1.1 鼓式制动器 . 4 2.1.2 盘式制动器 . 5 2.2 制动驱动机构的机构形式选择 . 6 2.2.1 简单制动系 . 7 2.2.2 动力制动系 . 7 2.2.3 伺服制动系 . 9 2.3 液压分路系统的形式的选择 . 9 2.4 液压制动主缸的设计方案 . 11 第 3 章 制动系统设计计算 . 13 3.1 制动器主要零部件的结构设计 . 13 3.2 制动系统主要参数数值 . 14 3.2.1 同步附着系数的分析 . 14 3.2.2 地面对前、后轮的法向反作用力 . 15 3.2.3 盘式制动器主要参数确定 . 17 第四章 盘式制动器的设计计算 . 20 4.1 盘式制动器制动力矩的计算 . 20 4.2 制动力与制动力分配系数 21 4.3 制动器热容量和温升的核算 . 24 4.4 摩擦衬片磨损特性的计算 25 第五章 液压制动驱动机构的设计计算 . 28 5.1 制动轮缸直径与工作容积 . 28 vi 5.2 制动主缸直径与工作容积 . 29 5.3 制动踏板力与踏板行程 . 30 5.4 制动性能计算 . 32 第六章 行走系统的设计 . 33 6.1 汽车行驶系统概述 . 33 6.1.1 轮毂的设计 . 34 6.1.2 立柱的设计 . 34 6.2 制动盘座体的设计 36 6.2.2 销的校核 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 6.2.3 花键的校核 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 第七章 结 论 . 41 参考文献 . 42 致 谢 . 44 附 录 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 1 第一章第一章 概概 述述 1.1 制动系统设计的意义制动系统设计的意义 汽车是现代交通工具中用得最多、最普遍、也是运用得最方便的交通工 具。 汽车制动系统是汽车底盘上的一个重要系统，它是制约汽车运动的装置， 而制动器又是制动系中直接作用制约汽车运动的一个关键装置，是汽车上最 重要的安全件。汽车的制动性能直接影响汽车的行驶安全性。随着公路业的 迅速发展和车流密度的日益增大，人们对安全性、可靠性的要求越来越高， 为保证人身和车辆安全，必须为汽车配备十分可靠的制动系统。本次毕业设 计题目为大学生方程式赛车制动系与行走系统设计。 1.1.1 制动系统的重要性制动系统的重要性 汽车作为陆地上的现代重要交通工具， 有许多保证其使用性能的大部件， 即所谓“总成”组成，制动系就是其中一个重要的总成。它既可以使行驶中 的汽车减速，又可以保证停车后的汽车驻留原地不动。由此可见汽车制动系 对于汽车行驶的安全性和停车的可靠性起着重要的保证作用。 当今，随着高速公路网的不断扩展、汽车车速的提高以及车流密度的增 大，对汽车制动系的工作可靠性要求显得日益重要。因为只有制动性能良好、 制动系工作可靠的汽车才能充分发挥出其高速行驶的动力性能并保证行驶的 安全性。由此可见，制动系是汽车非常重要的组成部分，从而对汽车制动系 的结构分析与设计计算也就显得非常重要了。 1.1.2 行走系统的功用行走系统的功用 汽车行走系统的功用是： 1、将发动机传到驱动轮上的驱动转矩变为推动汽车行驶的驱动力，并使 驱动轮的转动变成汽车在地面上的移动。 2、传递并承受路面作用于车轮上的各向反力及其所形成的力矩。 3、 尽可能缓和不平路面对车身造成的冲击和振动， 保证汽车行驶平顺性， 且与汽车转向系很好地配合工作，实现汽车行驶方向的正确控制，以保证汽 2 车操纵稳定性。 4、支承汽车的全部重量。 1.2 制动系统研究现状制动系统研究现状 车辆在形式过程中要频繁进行制动操作，由于制动性能的好坏直接关系 到交通和人身安全，因此制动性能是车辆非常重要的性能之一，改善汽车的 制动性能始终是汽车设计制造和使用部门的重要任务。当车辆制动时，由于 车辆受到与行驶方向相反的外力，所以才导致汽车的速度逐步减小到 0，对 这一过程中车辆受力情况的分析有助于制动系统的分析和设计，因此制动过 程受力情况分析是车辆试验和设计的基础，由于这一过程较为复杂，因此一 般在实际中只能建立简化模型分析，通常人们从三个方面来对制动系统进行 分析和评价： 1、制动效能：即制动距离与制动减速度； 2、制动效能的恒定性：即热衰退性； 3、制动时汽车方向的稳定性； 目前，对于整车制动系统的研究主要通过路试或台架进行，由于在汽车 道路试验中车轮扭矩不易测量，因此，多数有关制动系的试验均通过间接测 量来进行汽车在道路上的行驶，其车轮与地面的作用力是汽车运动变化的根 据，在汽车道路试验中，如果能够方便地测量出车轮上扭矩的变化，则可为 汽车整车制动性能研究提供更全面的试验数据和性能评价。 1.3 大学生方程式赛车制动规则和要求大学生方程式赛车制动规则和要求 1.3.1 制动系统概况制动系统概况 赛车必须配备有刹车系统。并且作用于所有四个车轮上，而且只被一个 控制器控制。 1、它必须有两套独立的液压回路，以防系统泄漏或失效时，至少在两轮 上还保持有有效的制动力。每个液压回路必须有其专属的储油罐（可用独立 储油罐或用原厂的储油罐） 。 3 2、单个刹车作用时，有限的滑移差是可以接受的。 3、刹车系统必须在以下的测试中，能够抱死所有四个轮。 4、线控制动是禁止的。 5、没有保护的塑料刹车线是禁止的。 6、刹车系统必须装有碎片护罩，以防传动系失效或小碰撞（引起的碎片 破坏制动系统） 。 7、从侧面看，安装在赛车簧上（簧上质量：指悬架支撑的质量）部分上 的刹车系统的任何部分都不可以伸到车架或者承载式车身的下表面以下。 1.3.2 制动测试制动测试 制动系统将在动态中测试。测试时，赛车将首先在制动检查官规定的直 赛道上加速，在直道末端，带车必须制动至静止，并且要求四轮抱死且不跑 偏。 4 第二章第二章 制动系统方案论证分析与选择制动系统方案论证分析与选择 2.1 制动器形式方案分析制动器形式方案分析 汽车制动器几乎均为机械摩擦式，即利用旋转元件和固定元件两工作表 面间的摩擦产生的制动力矩使汽车减速或停车。一般摩擦式制动器按旋转元 件的形状分为鼓式和盘式两大类。 2.1.1 鼓式制动器鼓式制动器 鼓式制动器是最早形式汽车制动器，当盘式制动器还没有出现前，它已 经广泛应用于各类汽车上。鼓式制动器又分为内张型鼓式制动器和外束型鼓 式制动器两种结构型式。 内张型鼓式制动器的摩擦元件是一对带有 圆弧形摩 擦蹄片的制动蹄，后者则安装在制动底板上，而制动底板则紧固在前桥的前 梁或后桥桥壳半轴套管的凸缘上，其旋转的摩擦元件作为制动鼓。车轮制动 器的制动鼓均固定在轮毂上。制动时，利用制动鼓的圆柱内表面与制动蹄摩 擦蹄片的外表面作为一对摩擦表面在制动鼓上产生摩擦力矩，故又称为蹄式 制动器。外束型鼓式制动器的固定摩擦元件是带有摩擦片且刚度较小的制动 带，其旋转摩擦元件为制动鼓，并利用制动鼓的外圆柱表面与制动带摩擦片 的内圆弧作为一对摩擦表面，产生摩擦力矩作用于制动鼓，故又称为带式制 动器。在汽车制动系中，带式制动器曾仅用作一些汽车的中央制动器，通常 所说的鼓式制动器就是指这种内张型鼓式结构， 鼓式制动器按蹄的类型分为: 1、领从蹄式制动器； 2、双领蹄式制动器； 3、双向双领蹄式制动器； 4、单向增力式制动器。 5 图 2- 1 双向双领蹄式制动器 但由于结构问题使它在制动过程中散热和排水性能差，容易导致制动效 率下降。因此，在轿车领域上已经逐步退出让位给盘式制动器。但由于成本 低，仍然在一些经济型车中使用，主要用于制动负荷比较小的后轮和驻车制 动。 2.1.2 盘式制动器盘式制动器 盘式制动器按摩擦副中定位原件的结构不同可分为钳盘式和全盘式两大 类。 图 2- 2 盘式制动器结构图 6 一、钳盘式 钳盘式制动器按制动钳的结构形式不同可分为定钳盘式制动器、浮钳盘 式制动器等。 1、定钳盘式制动器：这种制动器中的制动钳固定不动，制动盘与车轮相 连并在制动钳体开口槽中旋转。具有以下优点：除活塞和制动块外无其他滑 动件，易于保证制动钳的刚度；结构及制造工艺与一般鼓式制动器相差不多， 容易实现鼓式制动器到盘式制动器的改革，能很好地适应多回路制动系的要 求。 2、浮钳盘式制动器：这种制动器具有以下优点：仅在盘得内侧具有液压 缸，故轴向尺寸小，制动器能进一步靠近轮毂；没有跨越制动盘的油道或油 管，液压缸冷却条件好，所以制动液汽化的可能性小；成本低；浮动盘的制 动块可兼用驻车制动。 二、全盘式 在全盘制动器中，摩擦副的旋转元件及固定元件均为圆盘形，制动时各 盘摩擦表面全部接触，其作用原理与摩擦式离合器相同。由于这种制动器散 热条件较差，其应用远远没有钳盘式制动器广泛。 盘式制动器与鼓式制动器相比，有以下优点： 1、制动效能稳定性好； 2、制动力矩与汽车运动方向无关； 3、易于构成双回路，有较高的可靠性和安全性； 4、尺寸小、质量小、散热好； 5、制动衬块上压力均匀，衬块磨损均匀； 6、更换衬块工作简单容易。 7、衬块与制动盘间的间隙小，缩短了制动协调时间。 8、易于实现间隙自动调整。 综合以上优缺点最终确定本次设计采用前后盘式制动器，且均为浮钳盘 式制动器。 2.2 制动驱动机构的机构形式选择制动驱动机构的机构形式选择 根据动力源的不同，制动驱动机构可分为简单制动、动力制动及伺服制 7 动三大类型。而力的传递方式又有机械式、液压式、气压式、气压-液压式的 区别。 2.2.1 简单制动系简单制动系 a） b） 图 2- 3 驻车制动操纵机构结构图（a） 、人力液压制动系统工作原理图（b） 简单制动系即人力制动系，是靠司机作用于制动踏板上或手柄上的力作 为制动力源。而传力方式有机械式和液压式两种（如图 2-3） 。 机械式的靠杆系或钢丝绳传力，其结构简单，造假低廉，工作可靠，但 机械效率低，因此仅用于中、小型汽车的驻车制动装置中。 液压式的简单制动系统通常称为液压制动系，用于行车制动装置。其优 点是作用滞后时间短（0.1- 0.3s),工作压力大（可达 10mpa- 12mpa),缸径尺 寸小，可布置在制动器内部作为制动蹄的张开机构或制动块的压紧机构，使 之结构简单、紧凑、质量小、造价低。但其有限的力传动比限制了它在汽车 上的适用范围。另外，液压管路在过渡受热时会形成气泡而影响传输，即产 生所谓“气阻”使制动效能降低甚至失效；而当气温过低时（- 25 摄氏度和 更低时） ，由于制动液的粘度增大，使工作的可靠性降低，以及当有局部损坏 时，使整个系统都不能继续工作，液压式简单制动系曾广泛用于轿车、轻型 及以下的货车和部分中型货车上。但由于操作较沉重，不能适应现代汽车提 高操作轻便性的要求，故当前仅多用于微型汽车上，在轿车和轻型汽车已经 极少采用。 2.2.2 动力制动系动力制动系 动力制动系是以发动机动力形成的气压或液压势能作为汽车制动的全部 8 力源进行制动，而司机作用于制动踏板或手柄上的力仅用于对制动回路中控 制元件的操纵。在简单制动系中的踏板力与其行程间的发比例关系在动力制 动系中便不复存在。 动力制动系有气压制动系、气顶液式制动系和全液压动力制动系 3 种。 1、气压制动系 气压制动系是动力制动系最常见的型式， 由于可获得较大的制动驱动力， 且主车与被拖的挂车以及汽车列车之间制动驱动系统的连接装置结构简单、 连接和断开均很方便，因此被广用于总质量为 8t 以上尤其是 15t 以上的载货 汽车、越野汽车和客车上，但气压制动系必须采用空气压缩机、储气筒、制 动阀等装置，使其结构复杂、笨重、轮廓尺寸大、造价高；管路中气压的产 生和撤除均较慢，作用滞后时间较长（0.3s- 0.9s),因此，当制动阀到制动气 室和储气罐的距离较远时，有必要加设启动的第二控制元件-继动阀（即加 速阀）以及快放阀；管路工作压力较低（一半为 0.5mpa- 0.9mpa)。因而制动 器室的直径达，只能置于制动器之外，在通过杆件及凸轮或锲块驱动制动蹄， 使非簧载质量增大；另外制动气室排气时也有较大噪声。 2、气顶液式制动系 气顶液式制动系是动力制动系的另一种型式，即利用气压系统作为普通 的液压制动系统主缸的驱动力源的一种制动驱动机构，它兼有液压制动和气 压制动的主要优点。由于其气压系统的管路短，故作用滞后时间也较短。显 然，其结构复杂、质量大、造价高，故主要用于重型汽车上，一部分总质量 为 9t- 11t 的中型汽车上也有所采用。 3、全液压动力制动系 全液压动力制动系除具有一般液压制动系统的优点外， 还具有操作轻便、 制动反应快、制动能力强、受气阻影响较小、易于采用制动力调节装置和防 滑移装置，及可与动力转向、液压悬架、举升机构及其他辅助设备共同液压 泵和储油等优点。其结构复杂、精密件多，对系统的密封性要求也较高，故 并未得到广泛应用，目前仅用于某些高级轿车、大型客车以及极少数的重矿 用自卸汽车上。 9 2.2.3 伺服制动系伺服制动系 图 2- 4 真空助力伺服制动系统图 1.制动踏板机构；2.控制阀；3.真空伺服气室；4.制动主缸；5.储液罐；6. 制动灯液压开关；7.真空单向阀；8.真空管；9.感载比阀；1013.制动轮缸。 伺服制动系是在人力液压制动系的基础上加设一套除其他能源提供的助 力装置，使人力与动力可兼用，即兼用人力和发动机动力作为制动能源的制 动系，在正常情况下，其输出工作压力主要由动力伺服系统产生，而在动力 伺服系统失效时，仍可全由人力驱动液压系统产生一定程度的制动力。因此， 在中级以上的轿车及轻、中型客、货汽车上得到了广泛的应用。如图 2-4 为 目前汽车广泛配备的真空助力伺服制动系统。 根据赛规及经验要求，确定本次设计采用简单液压制动。 2.3 液压分路系统的形式的选择液压分路系统的形式的选择 10 图 2- 5 液压分路系统形式 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相互独立的回路，其中一个回路失效 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物种分路形式(如图 2-5 所 示)： 1、一轴对一轴（ii）型，前轴制动器与后桥制动器各用一个回路。 交叉型（x） ，前轴的一侧车轮制动器与后桥的对侧车轮制动器同属一个 回路。 2、一周半对半轴（hi）型，两侧前制动器的板书轮缸和全部后制动器 轮缸属于一个回路，其余的前轮缸则属另一回路。 3、半轴一轮对半轴一轮（ll)型，两个回路分别对两侧前轮制动器的半 数轮缸和一个后轮制动器起作用。 4、双半轴对双半轴（hh）型，每个回路均只对每个前、后制动器的半 数轮缸起作用。 ii 型管路布置较为简单，可与传统的但轮岗鼓式制动器配合使用，成本 较低，目前在各类汽车特别是商用车商用得最广泛。对于这种形式，若后制 动回路失效，则一旦前轮抱死即极易丧失转弯制动能力。对于采用前轮驱动 因而前制动器强于后制动器的乘用车， 当前制动回路失效而单用后桥制动时， 制动力将严重不足（小于正常情况下的一半） ，并且，若后桥负荷小于前轴负 荷，则踏板力过大时易使后桥车轮抱死而汽车侧滑。 11 x 型的结构也很简单。直行制动时任一回路失效，剩余的总制动力都能 保持正常值的 50%。但是，一旦某一管路损坏造成制动力不对称，此时前轮 将朝制动力大的一边绕主销转动，使汽车丧失稳定性。因此，这种方案适用 于主销偏移距为负值（达 20mm)的汽车上。这时，不平衡的制动力使车轮反 向转动，改善了汽车的稳定性。 hi、hh、ll 型结构都比较复杂。ll 型和 hh 型在任一回路失效时，前 后制动力比值均与正常情况下相同，剩余总制动力可达正常值的 50%左右。 hi 型单用一轴半回路时剩余制动力较大，但此时与 ll 型一样，紧急制动情 况下后轮很容易先抱死。 综合以上各个管路的优缺点，最终选择 ii 型管路。 2.4 液压制动主缸的设计方案液压制动主缸的设计方案 图 2- 6 串联双腔主缸 为了提高汽车行驶的安全性，并根据交通法则的要求，现代汽车的行驶 制动系统都采用了双回路制动系统。双回路制动系统的制动主缸为串联双缸 制动主缸（如图 2-6） ，单缸制动主缸已经被淘汰。 储存罐中的油经每一腔的进油螺栓和各自旁通孔、 补偿孔流入主缸的前、 后腔。在主缸前、后工作腔内产生的油压分别经各自的出油阀和各自的管路 传到前、后轮制动器的轮缸。 主缸不工作时，前、后工作腔内的活塞头部与皮碗正好位于前、后腔内 12 各自的旁通孔和补偿孔之间。 当踏下制动踏板时，踏板传动机构通过推杆推动后缸活塞前移，到皮碗 掩盖住旁通孔后，此腔液压升高。在后腔液压和后腔弹簧力的作用下，推动 前缸活塞向前移动，前腔压力也随之升高。当继续下踩制动踏板时，前、后 腔的液压继续升高，使前、后轮制动器制动。 撤除踏板力后，制动踏板机构、主缸前后腔活塞和轮缸活塞，在各自的 复位弹簧作用下回位，管路中的制动液借其压力推开回油阀门流回主缸。于 是接触制动。 当迅速放开制动踏板时，由于油液的粘性和管路阻力的影响，油液不能 及时流回主缸并填充因活塞右移而让出的空间，因而在旁通孔开启之前，压 油腔中产生一定的真空度。此时进油腔液压高于压油腔，因而进油腔的油液 便从前、后缸活塞的前密封皮碗的边缘与缸壁间的间隙流入各自的压油腔以 填补真空。与此同时，储液室中的油液经补偿孔流入各自的进油腔。活塞完 全复位后，旁通孔已开放，由制动管路继续流回主缸而显多余的油液便可经 前、 后缸的旁通孔流回储液室。液压系统中因密封不良而产生的制动液漏泄， 和因温度变化而引起的制动液膨胀或收缩，都可以通过补偿孔和旁通孔得到 补偿。 若与前腔连接的制动管路损坏漏油时，则在踩下制动踏板时只后腔中能 建立液压，前腔中无压力。此时在液压差作用下，前腔活塞迅速前移到前缸 活塞前端顶到主缸体上。此后，后缸工作腔中液压方能升高到制动所需的值。 若与后腔连接的制动管路损坏漏油时，则在踩下制动踏板时，起先只是 后缸活塞前移，而不能推动前缸活塞，因后缸工作腔中不能建立液压。但在 后缸活塞直接顶触前缸活塞时，前缸活塞前移，使前缸工作腔建立必要的液 压而制动。 由此可见，采用这种主缸的双回路液压制动系，当制动系统中任一回路 失效时，串联双缸制动主缸的另一腔仍能够工作，只是所需踏板行程加大， 导致汽车制动距离增长，制动力减小。由于比赛规定每个液压制动回路必须 有其专用的储液罐（可以使用独立的储液罐，也可以使用厂家生产的内部被 分隔开的储液罐） ，市场上目前很少有匹配的，大多是车队自己制作的,容积 大概是 2 m v 到 3 m v （ m v 为制动主缸工作容积） ，现暂定 m vv3=，具体容积将 根据赛车总体情况而定。 13 第三章第三章 制动系统设计计算制动系统设计计算 3.1 制动器主要零部件的结构设计制动器主要零部件的结构设计 1、制动盘 制动盘一般用珠光体灰铸铁制成，或用添加 cr 或 ni 等合金铸铁制成。 制动盘在工作时不仅承受着制动块作用的法向力和切向力，而且承受着热负 荷。为了改善冷却效果，钳盘式制动器的制动盘有的铸成中间有径向通风槽 的双层盘这样可大大地增加散热面积，降低温升约 20- 30%，但盘得整体厚度 较厚。而一般不带通风盘的汽车制动盘，其厚度约在 10- 13mm 之间。本次设 计采用的材料为 ht250。 . 2、制动钳 制动钳由可锻铸铁 kth370- 12 或球墨铸铁 qt400- 18 制造，也有用轻合 金制造的，例如用铝合金压铸。 3、制动块 制动块由背板和摩擦衬快组成，两者直接牢固地压嵌或铆接或粘结在一 起。 4、摩擦材料 制动摩擦材料应具有稳定的摩擦系数，抗热衰退性要好，不应在温升到 某一数值以后摩擦系数突然急剧下降，材料应有好的耐磨性，低的吸水（油、 制动液）率，低的压缩率、低的热传导率和低的热膨胀率，高的抗压、抗剪 切、抗弯曲性能和耐冲击性能，制动时应不产生噪声、不产生不良气味、应 尽量采用污染小对人体无害的摩擦材料。当前，制动器广泛采用模压材料。 5、制动轮缸 制动轮缸采用单活塞式制动轮缸（如图 3- 1） ，其在制动器中布置方便。 轮缸的缸体由灰铸铁 ht250 制成。其缸简为通孔，需镗磨。活塞由铝合金制 造。轮缸的工作腔由装在活塞上的橡胶密封圈或靠在活塞内端面处得橡胶皮 碗密封。本次设计采用的是 ht250. 14 1.放气阀；2.橡胶护罩；3.进油管接头；4.皮碗；5.缸体；6.调整螺钉（顶块） ；7.防护罩；8.活塞 图 3- 1 单活塞式制动轮缸结构图 3.2 制动系统主要参数分析制动系统主要参数分析 在制动器设计中预先给定的整车参数如下： 汽车轴距 l=1580 ； 满载时的总质量 ma=305 （其中车手 65kg，车 240kg）; 满载时质心高度 hg=300 ; 质心距前轴距 l1=821.6 ; 质心距后轴距 l2=758.4 ; 车轮的滚动半径 re=314 . 3.2.1 同步附着系数的分析同步附着系数的分析 图 3- 2 前轮先抱死 15 1、当0 时：制动时总是后轮先抱死，这是容易发生后轴策划而使汽 车丧失方向稳定性（如图 3-3） ； 3、当0 =时：制动时汽车前后轮同时抱死，是一种稳定工况，但也丧 失了转向能力。 分析表明，汽车在同步系数为 的路面上制动（前后轮同时抱死）时， 其制动减速度为gqg dt du 0=，即 q=0 ,q 为制动强度。而在其他附着系数的 路面上制动时，达到前轮或者后轮即将抱死的制动强度 qer，m越小，则两者差值越大。 应当指出，若m过小，即扇形的径向宽度过大，衬块摩擦面上各不同半 径处得滑磨速度相差太远，磨损不均匀，因为单位压力分布均匀这一假设条 件不能成立，则上述计算方法也就不适用。m值一般不应小于 0.65。 五、摩擦衬块工作面积 对于盘式制动器衬块工作面积 a，推荐根据制动衬块单位面积占有的汽 车质量在 2 kg/cm5 . 36 . 1范围内选用。单个前轮摩擦块 2 cm23 0 . 2 5 . 05 . 0%60305 = =a,则单个前轮制动器 a=46 2 cm;单个后轮摩擦块 2 cm15 0 . 2 5 . 05 . 0%40305 = =a， 则单个后轮制动器 a=30 2 cm.能够满足的要 求。 六、摩擦衬块摩擦系数 f 选择摩擦片时不仅希望其摩擦系数要高些，更要求其热稳定性要好，受 温度和压力的影响要小。不能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系数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。各种制动器用擦材料的摩擦系数的稳定值约 为 0.30.5，少数可达 0.7。一般说来，摩擦系数愈高的材料，其耐磨性愈 差。所以在制动器设计时并非一定要追求高摩擦系数的材料。当前国产的制 动摩擦片材料在温度低于 250时，保持摩擦系数 f =0.350.40 已无大问 题。因此，在假设的理想条件下计算制动器的制动力矩。另外，在选择摩擦 材料时应尽量采用减少污染和对人体无害的材料。所选择摩擦系数 f =0.4。 20 第四章第四章 盘式制动器的设计计算盘式制动器的设计计算 4.1 盘式制动器制动力盘式制动器制动力矩矩的计算的计算 盘式制动器的计算如下面简图所示，若衬块的摩擦表面与制动盘接触良 好，且各处的单位压力分布均匀则盘式制动器的制动力矩为 tf=2fnr 4- 1 式中：f摩擦系数； n单侧制动块对制动盘的压紧力； r作用半径,已算出 re=97。 图 4- 1 盘式制动器的计算用简图 制动盘单侧压紧力的确定，即制动轮缸对制动衬块的压紧力。 则单侧压紧力为 w nps= （4- 2） 式中:p考虑制动力调节装置作用下的轮缸或管路液压，取 p=8mpa。 dw制动主缸活塞直径，取 dw=32mm。 制动轮缸的截面积 21 2 2 2 25.804256 4 32 4 mm d s w w = （4- 3） 则 n=6434 n 摩擦衬块的摩擦系数：f=0.4 制动器的最大制动力矩为： ewf rfpsfnrt22= 3 109764344 . 02499.2 nm （4- 4） 4.2 制动力与制动力分制动力与制动力分配配系数系数 一、制动力分配系数 汽车制动时，若忽略路面对车轮的滚动阻力矩，和汽车回转质量的惯性 力矩，则对任一角速度0 的车轮，其力矩平衡方程为 0 fb e tf r= （4- 5） 地面制动力 fb受附着条件的限制其值不可能大于附着力 f,即 fbf=z 或 maxb ffz = （4- 6） 式中：轮胎与地面的附着系数，取 =1.1. z地面对车轮的法向反力 此时为前后轮都抱死，有： u t d g d = （4- 7） 汽车质量：m=305 取 g=10n/， =1.1 则汽车总的地面制动力： fb=mg=3355n 汽车的轴距： l=1580 满载时前轴负荷： g1=g45=305045=1509.75n 满载时后轴负荷： g2=g55=305055=1845.25n 质心高度： hg=300 质心距前轴距： l1=821.6 质心距后轴距： l2=758.4 22 图 4- 2 制动时的赛车受力图 上图所示为汽车制动时的整车受力情况， 并对后轴车轮的接地点取力矩， 得平衡式为 12 u g t d z lglmh d =+ （4- 8） 对前轴车轮的接地点取力矩，得平衡式为 21 u g t d z lglmh d = （4- 9） 式中：z1汽车制动时水平地面对前轴车轮的法向反力，n； z2汽车制动时水平地面对后轴车轮的法向反力，n； t u d d 汽车制动减速度，m/s2。 根据上述汽车制动的整车受力分析，考虑到汽车制动时的轴荷转移及 g=mg，式中 g 为重力加速度m/s2，则可求汽车制动时水平地面对前后轴 车轮的法向反力 z1，z2分别为： 12 g u t h dg zl lg d =+ （4- 10） 21 g u t h dg zl lg d = （4- 11） 若在附着系数为的地面上制动，按大赛要求，前后轮需要同时抱死， 此时汽车总的地面制动力 fb等于汽车前后轴车轮的总的附着力 f，亦等于 23 作用于质心的制动惯性力 u t d m d ，即有 fb= f=g= u t d m d 或 dug dt = （4- 12） 将（4- 12）带入（4- 10） 、 （4- 11） ，则得水平地面作用于前、后轴车轮的 法向反作用力的另一表达式： () 12g g zlh l =+ （4- 13） () 21g g zlh l = （4- 14） 由上式可得： )3001 . 1 4 . 758( 1580 3050 )( 21 +=+= g hl l g z2101.0 )3001 . 1 6 . 821( 1580 3050 )( 12 = g hl l g z949.0 则 ff1=fb1=z1=2311.1n ff2=fb2=z2=1043.9n 目前大多数两轴汽车的前、后制动器制动力之比值为一定值，并以前制 动器制动力 ff1与汽车的总的制动器制动力 ff之比来表明分配的比例，称为 汽车制动力分配系数 ，即 = + = 21 11 ff f f f ff f f f 9 . 1043 1 . 2311 1 . 2311 + 0.69 式中：ff1前轴车轮的制动器制动力； ff2后轴车轮的制动器制动力； fb1前轴车轮的地面制动力； fb2后轴车轮的地面制动力。 由上式可得，赛车前后轮同时抱死时的实际路面附着系数： 24 106 . 1 300 4 . 75869 . 0 1580 = = = g h bl 所以：1 . 1 0 =，根据制动力分配曲线可知，赛车制动时，后轮略先 抱死，符合设计要求。 式中：l赛车轴距； b质心距后轴线的距离； g h 质心高度。 二、汽车车轮产生的附着力矩： 汽车前轴产生的附着力矩 =314 . 0 1 . 2311 11eff rft725.7 nm 汽车后轴产生的附着力矩 =314 . 0 9 . 1043 22eff rft327.8 nm 前后轴单个车轮产生的附着力矩 = 2 7 . 725 2 1 1 f f t t 326.9 nm = 2 8 . 327 2 2 2 f f t t163.9nm 制动器所能产生的最大制动力矩为： f t=499.2nm 由 1f f tt p 2f f tt p 由此可知，该设计能够满足汽车安全制动的要求。 4.3 制动器制动器热容量热容量和和温升温升的的核核算算 核算制动器的热容量和温升，需要看是否满足下列条件 () ddhh m cm ctl+ （4- 15） 式中： d m各制动盘的总质量； h m与各制动盘相连的受热金属件如轮毂、轮辐、轮辋、制动钳 体等的总质量; d c制动盘材料的比热容，对铸铁 c=482j/k,对铝合金 25 c=880j/k； h c与制动盘相连的受热金属件的比热容； t制动盘的温升； l满载时汽车制动时由动能转变的热能。 由于制动过程迅速，可以认为汽车产生的热能全部由前、后制动盘所吸 收，并按前、后轴制动力的分配比率分配给前、后制动器，即 2 1 2 a a v lm= （4- 16） () 2 2 1 2 a a v lm= （4- 17） 式中: a v汽车制动的初速度，可取 a v= maxa v=144 /h=40m/s 汽车制动器的制动力分配系数，=0.69 求得： = 2 2 1 a a v ml=69 . 0 2 40 305 2 5 1044 . 1 j 5 2 2 2 1000 . 1 )69 . 0 1 ( 2 40 305)1 ( 2 = a a v mlj 已知： d m =0.5 ； h m=7.5 t=15=15k 则每个制动器的热容量： 5 101 . 115)8805 . 78805 . 0()(=+=+tcmcm hhdd j 对于前轴的单个车轮： 55 5 1 1 101 . 11072 . 0 2 1044 . 1 2 = = l lj 对于后轴的单个车轮： 5 5 2 2 1050 . 0 2 1000 . 1 2 = = l l 5 101 . 1 j 因此，此制动器满足热容量和温升的要求。 4.4 摩擦衬片磨损特摩擦衬片磨损特性的计算性的计算 26 摩擦衬片（衬块）的磨损受温度、摩擦力、滑磨速度、制动鼓（制动盘） 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，试验表 明，影响磨损的最重要的因素还是摩擦表面的温度和摩擦力。 双轴汽车的单个前轮制动器及单个后轮制动器的比能量耗散率分别为 () 22 12 1 1 1 22 a mvv e ta = （4- 18） () () 22 12 2 2 1 1 22 a mvv e ta = （4- 19） 12 vv t j = （4- 20） 式中：汽车回转质量换算系数； 1 v , 2 v 汽车初速度和终速度，m/s；计算时轿车取 1 v =100 /h 27.8m/s； t制动时间，s； j制动减速度，m/s 2 ,计算时取 j=g； a1,a2前、后制动衬块的摩擦面积； 制动力分配系数。 在紧急制动到 2 v =0 时，并可近似地认为 =1，则有 12 27.80 2.84 vv t jg =s 根据上述数据计算得到 69 . 0 104684 . 2 2 8 . 27305 2 1 2 )( 2 1 2 2 1 2 2 2 1 1 = = ta vvm e a 3.11 = =)69 . 0 1 ( 103084 . 2 2 8 . 27305 2 1 )1 ( 2 )( 2 1 2 2 2 2 2 2 1 2 ta vvm e a 2.14 盘式制动器的比能量耗散率 e1、e2均不大于 2 6.0w/mm ，因此满足要求。 磨损特性指标也可以用衬块的比摩擦力即单位摩擦面积的摩擦力来衡 量。 单个车轮制动器的比摩擦力为 0 f f t f ra = （4- 21） 27 式中： f t单个制动器的制动力矩； r制动盘有效半径； a单个制动器的衬块的摩擦面积， 1 a =23 2， 2 a =15 2 则盘式制动器的比摩擦力为 = = 2 0 101597 2 . 499 ra t f f f 0.0030.48 n/ 2 因此满足要求。 28 第五章第五章 液压制动驱动机构的设计计算液压制动驱动机构的设计计算 为了确定制动主缸即制动轮缸的直径、 制动踏板力、 踏板机构传动比根 据赛会规定和赛车实际情况，不用采用增压和助力装置，必须进行如下的 设计计算。 5.1 制动轮缸制动轮缸直径直径与与工作容积工作容积 制动轮缸对制动块的作用力 p 与轮缸直径 dw及制动轮缸中的液压 p 之 间有如下关系式： 2 w p d p = （5- 1） 式中：p考虑制动力调节装置作用下的轮缸或管路液压，一般 p=8mpa12mpa,但根据赛车具体情况取 p=8mpa。 轮缸直径应在 gb 752487 标准规定的尺寸系列里选取，轮缸直径的尺 寸系列为 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 。 经过查取取 w d =32 一个轮缸的工作容积 2 1 4 n ww vd = （5- 2） 式中： w d 一个轮缸活塞的直径； n轮缸的活塞数目； 轮缸活塞在完全制动时的行程： 1234 =+ 其中：1是消除制动块与制动盘间的间隙所需的轮缸活塞行程，取 1=0.7。 2由于摩擦衬块变形而引起的轮缸活塞行程，取 1=0.3。 29 2，3是对于鼓式制动器而言的，这里不予考虑。 则 12 0.70.31=+=+= mm 则单个轮缸的工作容积，n=1 32 1 2 84.80332 44 mmdv n i ww = 全部轮缸的工作容积，其中：m轮缸的数目，m=4 则 3 1 36.321584.80344mmvvv w m w = 5.2 制动主缸制动主缸直径直径与与工作容积工作容积 制动主缸的直径应符合 gb 752487 标准规定的尺寸系列，主缸直径的 尺寸系列为 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 。 制动主缸应有的工作容积 m vv v =+ （5- 3） 式中： v 制动软管在液压下变形而引起的容积增量。 在设计中考虑软管变形，轿车制动主缸的工作容积可取为1.1 m vv=。 则 9 . 353610241 . 11 . 1=vvm3 主缸活塞直径dm和活塞行程s