大学生方程式赛车制动与行走系统设计【优秀机械毕业设计论文】
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大学生
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机械
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文档包括:
说明书一份。51页，17500字。
外文翻译一份。
图纸共7张，如下所示
A0-踏板总成.dwg
A1-前轮轴装.dwg
A1-后轮主销-右.dwg
A1-后轮轴装.dwg
A1-液压系统布局图.dwg
A2-前轮毂--右.dwg
A2-后轮毂--右.dwg
- 内容简介：
-
5 (2009) 165, R. P. A. . 2 006; 3 009 009of of to is to , XV,of is in of 003 PS,a of a of a of in of a to of , of of a of a a of is on to in to 006 on of as as of be be 2009 C/R&T, T. 0094 2009 0012002,of of to , a It . et (2009) 1651761. of of to , of of of a of s of , is of is be to be of of to to 2. of of 00 300 400 500 600 700 800 9001000 1100 1200s)kW/3. of is to be , of PS of no an 00400 to to as a 5is of is 2. 5kg/ to on in a to a is 3. of on as a of is 4. be 50et (2009) 165176 167100%100%100%110%110%3004. on of 5. of 100100 0g in g as in 0g to , as of to is 5 6. of (of to is to is of in to to to a of in to as is of is if to to to a is to to by of to of be a to . et (2009) 1651767. on a at an 8. to a to of to a to to no a to of or is up to on to of is is of 9. is on be by to in a of is on a to at to It to of by is by a is VI of VI is It is to an if 9)DI to as of of no of is et (2009) 165176 16910. of of of be on is a is on a a to of in to be in of of a to of is an is EM of to of a .3 on in to be to 0a of to be up to a 130of 00in to it be to 30of 11. of (12. in of in in in of in to of to of in in to an an up 30of in 11)no of is at 0is in to is 12 . et (2009) 165176050010001500200025000 20 40 60 80 100 120 140 16016020001600 40 60 80 100 120 1401913. on at 507in in of in is no to of %. in is In a of is to be on a of as an if on of on to a of is on in z in in x to a et (2009) 165176 17114. to of 550Hz to be a at 14)EM up 00to in % %). of is as it to by of 5 1In 1522Hz of is to up to be of 15. A to to by by to to be to be of to . et (2009) 1651766 10 0 100 00 g 00016. 17. a is of MC 18), is of In 18. be of is at 5002000to be 19). pe 外文资料译文 1 模态测试 关于目标的模态试验 ,第一个模式组合的频率范围低频率 (5 赫兹 )到 350 赫兹在有和没有绝缘材料的条件下，已被 研究 。将要测定的模态特征为以下 : 本征频率 , 模态形状 ,和 模态阻尼因素。 测试物体 (带附件和密封装置 )被放置在一个刚性支承 ,在两个不同的位置进行刺激(见图 14)。 这些 对构型的 测量与由有限元分析 出来的预期结果是相关的，在 没有内部绝缘 ,200 赫兹 的条件下 。阻尼略 低 于 模型里的任意值 (1%代替了 1%)。 再有 绝缘 材料的情况下 ,装备好的壳体的表现就 有显著的改变 :,整体位移模式阻尼增加到 皮肤模式 增加到 5%。这样的高阻尼通常被认为是有益的 ,因为它应该降低峰值水平在飞行动态载荷的条件下。 频率也有所改变由于绝缘材料的缘故 ,第一模态频率 从 95 赫兹到 91 赫兹的转换。在这两种情况下 ,第一个模式在所有位移模式是平面与对峙 ,而第一个平面外模式发生在有绝缘的条件下的 115赫兹和没有隔缘的条件下的122 赫兹。如图 15 所示。 振动测试 振动试验的目的是验证瓦元素到飞行载荷水平。因此 ,系统的完整性必须得到验证在一个代表动态载荷的应用下。 图 之三模式 (全瓦与绝缘 ) 预测分析已经完成 ,开槽已进在一定的频率下实现了 ,以限制高峰负荷到可接受的值。这是合理的 ,因为事实上动态负载的包裹很苛刻 (最大负载从阿丽亚娜 5 环境 ),和由于面板必须经受住动态测试才可以在以后的热力负荷条件下进行测试。 两种类型的振动诱因已经被评估出来 : 正弦振动 ,荷载规范见表 1 表 1 正弦振动荷载规范 频率范围（赫兹） 加速度峰值 扫描率 50 随机振动与载荷被描述在图 16 中。 振动测试设备，和一个完全装备的瓦一起显示在图 17 中。 装备的整体性能令人非常满意 :板经受住了负载而且没有显著损伤。密封材料被移出了外壳 (见图 18),这并不代表实际的使用结果。在现实情况下 ,他们确实会被压紧在相邻板的密封条材料上。 加速计和应变计结果正在进行分析，总体结果符合预期。一些与预测在高频率下的差异 (500 - 2000 赫兹 )将进行进一步的研究(如图 19)。学测试 声学测试最近被执行了，其结果也在正在进行的分析。声频谱的使用定义在表 2 中 : 表 2 音阶带 声级（分贝） 31 154 63 153 125 152 1250 150 500 150 1000 150 2000 149 全程音压位准 160 这种频谱被逐步应用 ,一次就指定负载为总声压级的 贝 ,一次为 贝和最后一个是 贝。 测试装置见图 20。整体的结果又令人满意的 ,在测试期间没有任何损坏的迹象。测量的压力也是在图 16 随机振动载荷 图 17 震动测试 图 18 震动测试后的面板 图 20 声学测试 频率（赫兹） 图 19 测量加速度范例 外文资料译文 3 料许 用值。好结果为接下来的热力、热机械的测试提供了方便。 9. 热测试 这些测试都是基于热加载通用瓦 ,和测试活动有以下目的 : 验证 C / 念脱离侧瓦组件的整体保温功能 , 验证两个相邻瓦片接口之间的热绝缘功能， 验证热绝缘功能的附件系统是表象的环境 , 验证通过热机械应力影响在只有热负载的条件下 通过测量全球热映射反馈到有限元热计算模型精度 验证通过的热负荷与机械负荷相结合对热机械应力的影响。 测试中包含在 C / 板连接到是 表象的冷结构 ,借助其绝缘系统 9 个附件和密封。另外 ,为了验证两个相邻瓦组件之间的接 口 ,另一个 C / 板已经添加 (其绝缘 ,密封和附件系统 )一侧的瓦片 ,先前在动态环境中测试（如图 21）。 接口孔为 连接，用测试手段 , 排气洞保持与外部的试验台同样水平的压力， 访问，以及 压力传感器的固定和通道。 装配好的的测试物体显示在图 22 中。 进行热测试在一个循序渐进的过程中进行。第一次进行了预测试和一个持续时间为 500 秒的期间 ,一个事件热通量 350 千瓦 /平方米 应用 ,对应 280 千瓦 /平方米 收到的瓦片 ,如下图 23。 图 21 热学测试 图 23 热测试中指定热剖面 图 22 组装好的测试件 外文资料译文 4 这提前测试允许验证可行性 ,特定热负荷的应用 (尤其是冷却阶段 ),并确认通过一个通量计代替热电偶控制测试的可能性，从而提供更好的控制精度。在检测前 ,确定温度增加的金属附件组件是比预期要慢的 ,这允许进行更长期的持续测试。因此预测试后接一个全程时间热测试的 80 持续期间最大。 这个测试的初步结果证实测量冷结构温度仍然低于 100C。 然后 热力测试在瓦片总成上进行 ,一个压差在热加载的同时被应用到表面上。应用的热负 荷 ,是同样的指定热试验 (图 23)与热使用在 1000 秒 ,而加载的压力显示在图 24。 完整的测试物体被放在一个真空室来模拟环境急剧变化。为了能够在施加热负荷的同时在面板表面上施加一个压差 ,一个特定的测试装置已经被德国工业设备公司设计和制造 ,负责这些性能的测试。图 25 为这一个测试设备。通过热机械应力进行了第一次测试 ,但是在 530 秒后 ,由于通量计在测试失 效而失败了 。这个失败导致 瓦片的 外部 表面过热，达到 1600 C,而 公称 值 为 1300 C。由于这个原因中止测试 ,压力不 能 在这 次测 试中 的 得到加载 。 第二次 测试 进行 时 ,热条件所控制的一个高温计代替磁通计。这 次测试 是 完全成功的，且没有 进一步的麻烦 ,与应用的热通量为1000 秒 ,而 相应的 100 力负荷 的应用之间的第 700 秒 和 第 2200 秒 。测试 物体 呈现在图 26。 初步分析结果证实了已经进行过的热测试的观测。此外 ,位移测量表明 ,该值要略高于预测在热试验 ,但略低于预测在热力测 试中的结果。它也指出 ,在压力加载的过程中 ,有一个高水平的强制对流 ,由于压差是由连图 24 热机械测试 的压力轮廓 图 26 测试物体准备好进行热机械测 试 图 25 热机械测试设备 外文资料译文 5 续注入冷中性的气体的实际情况。这种对流 ,不 会出现在实际飞行条件下 ,诱导更高的通过瓦厚度的热传播率，和一旦入射热流是停止，更高的冷却速率。这种强制对流将被考虑在测试后进行详细分析。 10。 结论 通用瓦项目 ,资助项目研究开始于 2003年 ,已经证明它有能力设计和制造大型碳 / 碳化硅 件，在使用最新的材料和技术条件下。下一步 ,包括在最终设计的验证 ,机械测试和动态验证这个面板 ,以及热测试和热物性测试的进行，现在已经实现了。 这块板已经成功地经受住了严峻的压差载荷 (130 以及苛刻的正弦和随机振动载荷。这也是在声学室测试到负载没有明显损 坏 板或 支座绝缘子 。密封材料部分受损 ,但在他们被放在的面板密封条周围时，他们的测试构型非常完整。热性能测试和热物性测试 ,对瓦总成在高温条件下 ,包括与压力加载结合时的特性表现提供了有价值的数据。这个测试的结果运动强有力的验证了验证 术。 更多的实验探究仍要在以后执行 ,如进一步加强的密封材料 ,绝缘附件 支座绝缘子和垫圈 ,和特定的当地碳 / 碳化硅 面 板区域 ,以及分析和测试的增压 / 减压方面。 作为 已经进行了的测试活动 ,和将来更多的实验探究的结果 ,大瓦概念将达到必要的使用技术成熟水平，以达到发展全面重返汽 车的示范作用。 错误 !未指定书签。 错误 !未指定书签。 错误 !未指定书签。 错误 !未指定书签。 错误 !未指定书签。 错误 !未指定书签。 河 南 科 技 大 学 毕 业 设 计（论 文） 题目 大学生方程式赛车设计 (制动与行走系统设计 ) 姓 名 杨鹏伟 院 系 车辆与动力工程学院 专 业 车辆工程 指导教师 高建平 2013 年 5 月 30 日错误 !未指定书签。 错误 !未指定书签。 错误 !未指定书签。 错误 !未指定书签。 错误 !未指定书签。 错误 !未指定书签。 错误 !未指定书签。 错误 !未指定书签。 错误 !未指定书签。 错误 !未指定书签。 错误 !未指定书签。 错误 !未指定书签。 错误 !未指定书签。 错误 !未指定书签。 错误 !未指定书签。 错误 !未指定书签。 错误 !未指定书签。 错误 !未指定书签。 错误 !未指定书签。 错误 !未指定书签。 错误 !未指定书签。 错误 !未指定书签。 错误 !未指定书签。 错误 !未指定书签。 错误 !未指定书签。 错误 !未指定书签。 错误 !未指定书签。 错误 !未指定书签。错误 !未指定书签。 错误 !未指定书签。 错误 !未指定书签。 错误 !未指定书签。 错误 !未指定书签。 错误 !未指定书签。 错误 !未指定书签。 错误 !未指定书签。 错误 !未指定书签。 错误 !未指定书签。 错误 !未指定书签。 错误 !未指定书签。 错误 !未指定书签。 错误 !未指定书 签。 错误 !未指定书签。 错误 !未指定书签。 错误 !未指定书签。 错误 !未指定书签。 错误 !未指定书签。 错误 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)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。 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 件进行了建模，以辅助后续工作的顺利进行。 关键词： 车，制动，校核 in SA 980, is an to of in a to a AE s My a it is to or or to or od so as to to to up to As of is by I by of of in on of ,to At G 用 符 号 表 L 汽车轴距 , m 汽车满载时总质量， 1 满载前轴负荷， N 质心高度， 1 质心距前轴距 ,2 质心距后轴距 ,e 车轮有效半径 ,r 车轮滚动半径 ,1 地面对前轴的法向反力 ,N 地面对后轴的法向反力 ,N 前轴车轮的制动器制动力 ,N 后轴车轮的制动器制动力 ,N 前轴车轮的地面附着力 ,N 后轴车轮 的地面附着力 ,N a 制动减速度 g 重力加速度 汽车承受的总的地面制动力 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 轮缸直径 ,m 主缸工作容积 , 录 第一章 概述 . 1 动系统设计的意义 . 1 动系统研究现状 . 2 学生方 程式赛车制动规则和要求 . 2 动系统概况 . 2 动测试 . 3 第二章 制动系统方案论证分析与选择 . 4 动器形式方案分析 . 4 式制动器 . 4 式制动器 . 5 动驱动机构的机构形式选择 . 6 单制动系 . 7 力制动系 . 7 服制动系 . 9 压分路系统的形式的选择 . 9 压制动主缸的设计方案 . 11 第 3 章 制动系统设计计算 . 13 动器主要零部件的结构设计 . 13 动系统主要参数数值 . 14 步附着系数的 分析 . 14 面对前、后轮的法向反作用力 . 15 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 式制动器制动力矩的计算 . 20 动力与制动力分配系数 . 21 动器热容量和温升的核算 . 24 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 动轮缸直径与工作容积 . 28 V 动主缸直径与工作容积 . 29 动踏板力与踏板行程 . 30 动性能计算 . 32 第六章 行走系统的设计 . 33 车行驶系统概述 . 33 毂的设计 . 34 柱的设计 . 34 动盘座体的设计 . 36 的校核 . 38 键的校核 . 39 第七章 结 论 . 41 参考文献 . 42 致 谢 . 44 附 录 . 45 1 第一章 概 述 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。 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。 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。 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 。 学生方程式赛车制动规则和要求 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。 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 制动系统方案论证分析与选择 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。 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。 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。 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 单制动系 a） b） 图 2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 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（ 工作压力大（可达 10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（ 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。 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（ 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 加速阀）以及快放阀；管路工作压力较低（一半为 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 9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 服制动系 图 2空助力伺服制动系统图 10 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。 压分路系统的形式的选择 10 图 2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示 )： 1、一轴对一轴（ ，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（ ，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（ ，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（ ，每个回路均只对每个前、后制动器的半数轮缸起作用。 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 20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。 结构都比较复杂。 和 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。单用一轴半回路时剩余制动力较大，但此时与 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 管路。 压制动主缸的设计方案 图 2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 2mV（现暂定，具体容积将根据赛车总体情况而定。 13 第三章 制动系统设计计算 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 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间。本次设计采用的材料为 . 2、制动钳 制动钳由可锻铸铁 球墨铸铁 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其在制动器中布置方便。轮缸的缸体由灰铸铁 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 14 块）； 图 3活塞式制动轮缸结构图 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 05 （其中车手 65 240; 满载时质心高度 00 ; 质心距前轴距 ; 质 心距后轴距 ; 车轮的滚动半径 14 . 步附着系数的分析 图 3轮先抱死 15 1、当 0 时：制动时总是前轮先抱死，这是一种稳定工况，但丧失了转向能力（如图 3 图 3轮先抱死 2、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、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 ，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 q 0 ,这表明只有在0 的路面上，地面的附着条件才可以得到充分利用。 根据相关资料查出赛车使用热熔轮胎 0 一般大于 1，故取 0 = 面对前、后轮的法向反作用力 16 图 3车制动时的受力分析 如图 3在不同附着系数 的路面上，前、后轮同时抱死（不论是同时抱死或分别先后抱死），此时 b X 或 / 。 地面作用于前、后轮的法向反作用力为 ） （ 3 )( （ 3 前后轮同时抱死制动时地面对前、后轮法向反作用力的变化如表 示 表 后轮同时抱死地面对前、后轮法向反作用力的变化 /：地面附着系数 值越大，同时抱死时，前轮分得的载荷就越大。 此现象可以由试验结果进一步验证，如图 3示，随着 地面附着系数值的增大， 21 来越大，而在两轮同时抱死时 有2 立。 图 3想的前、后制动器制动力分配曲线 式制动器主要参数确定 一、制动盘直径 D 制动盘直径 D 应尽可能取大些，这时制动盘的有效半径 得到增加，可以降低制动钳的夹紧力，减少衬块的单位压力和工作温度。受轮辋直径的限制，制动盘的直径通常选择为轮辋直径的 70 79 。总质量大于 2t 的汽车应取上限。 这里 去 制 动 盘 的直 径 D 为 轮 辋 直径 的 百 分 之 70% ，即231%D D=230 二、制动盘厚度的选择 制动盘厚度对制动盘质量和工作时的温升有影响。为使质量小些，制动 18 盘厚度不宜取得大；为了降低温度，制动盘厚度又不宜取得过小。制动盘可以做成实心的，或者为了散热 通风的需要在制动盘中间铸出通风孔道。一般实心制动盘厚度可取为 10 20风式制动盘厚度取为 20 50用较多的是 20 30高速运动下紧急制动 , 制动盘会形成热变形 , 产生颤抖。为提高制动盘摩擦面的散热性能 , 大多把制动盘做成中间空洞的通风式制动盘 , 这样可使制动盘温度 降低 20 % 30 %。这里制动器采用实心制动盘设计， h=10 度 。 三、摩擦衬块内半径 外半径 擦衬块（如图 3示）是指钳夹活塞推动挤压在制动盘上的摩擦材料。摩擦衬块分为摩擦材料和底板 ,两者直接压嵌在 一起。摩擦衬块外半径只与内半径及推荐摩擦衬块外半径 2R 与内半径 1R 的比值不大于 此比值偏大，工作时衬块的外缘与内侧圆周速度相差较多，磨损不均匀，接触面积减少，最终导致制动力矩变化大。因为制动器直径 D 等于 230摩擦块1152 R 12 所以 771R 图 3擦衬块 四、有效半径 于常见的具有扇形摩擦表面的衬块，若其径向宽度不很大，则 R 等于平均半径 有效半径 在实际中已经足够精确。 平均半径 962 771152 21 中， 1R 和 2R 为摩擦衬块扇形表面的内半径和外半径。 19 有效半径 扇形表面的面积中心至制动盘中心的距离，如下式所示（推导见离合器设计） 97)1(134)()(32 （ 3 式中， 21/ . 因为 1m ,41)1( 2 mR 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
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