565 大學(xué)生方程式賽車設(shè)計(jì)（制動(dòng)與行走系統(tǒng)設(shè)計(jì)）
565 大學(xué)生方程式賽車設(shè)計(jì)（制動(dòng)與行走系統(tǒng)設(shè)計(jì)）,565,大學(xué)生方程式賽車設(shè)計(jì)（制動(dòng)與行走系統(tǒng)設(shè)計(jì)）,大學(xué)生,方程式賽車,設(shè)計(jì),制動(dòng),行走,系統(tǒng)
外文資料譯文
圖14 模型測(cè)試設(shè)備
8.1 模態(tài)測(cè)試
關(guān)于目標(biāo)的模態(tài)試驗(yàn),第一個(gè)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(cè)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(cè)試物體(帶附件和密封裝置)被放置在一個(gè)剛性支承,在兩個(gè)不同的位置進(jìn)行刺激(見圖14)。
這些對(duì)構(gòu)型的測(cè)量與由有限元分析出來的預(yù)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(rèn)為是有益的,因?yàn)樗鼞?yīng)該降低峰值水平在飛行動(dòng)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(gè)模式在所有位移模式是平面與對(duì)峙,而第一個(gè)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(dòng)測(cè)試
振動(dòng)試驗(yàn)的目的是驗(yàn)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(yàn)證在一個(gè)代表動(dòng)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(yù)測(cè)分析已經(jīng)完成,開槽已進(jìn)在一定的頻率下實(shí)現(xiàn)了,以限制高峰負(fù)荷到可接受的值。這是合理的,因?yàn)槭聦?shí)上動(dòng)態(tài)負(fù)載的包裹很苛刻(最大負(fù)載從阿麗亞娜5環(huán)境),和由于面板必須經(jīng)受住動(dòng)態(tài)測(cè)試才可以在以后的熱力負(fù)荷條件下進(jìn)行測(cè)試。
兩種類型的振動(dòng)誘因已經(jīng)被評(píng)估出來:
?正弦振動(dòng),荷載規(guī)范見表1
表1
正弦振動(dòng)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(jī)振動(dòng)載荷
? 隨機(jī)振動(dòng)與載荷被描述在圖16中。
圖17 震動(dòng)測(cè)試
振動(dòng)測(cè)試設(shè)備，和一個(gè)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(fù)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(shí)際的使用結(jié)果。在現(xiàn)實(shí)情況下,他們確實(shí)會(huì)被壓緊在相鄰板的密封條材料上。
圖18 震動(dòng)測(cè)試后的面板
加速計(jì)和應(yīng)變計(jì)結(jié)果正在進(jìn)行分析，總體結(jié)果符合預(yù)期。一些與預(yù)測(cè)在高頻率下的差異(500 - 2000赫茲)將進(jìn)行進(jìn)一步的研究(如圖19)。
圖19 測(cè)量加速度范例
8.3 聲學(xué)測(cè)試
聲學(xué)測(cè)試最近被執(zhí)行了，其結(jié)果也在正在進(jìn)行的分析。聲頻譜的使用定義在表2中:
表2
音階帶
聲級(jí)（分貝）
31
154
63
153
125
152
1250
150
500
150
1000
150
2000
149
全程音壓位準(zhǔn)
160
這種頻譜被逐步應(yīng)用,一次就指定負(fù)載為總聲壓級(jí)的145.9 分貝,一次為154.8 分貝和最后一個(gè)是158.9分貝。
測(cè)試裝置見圖20。
圖20 聲學(xué)測(cè)試
整體的結(jié)果又令人滿意的,在測(cè)試期間沒有任何損壞的跡象。測(cè)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(jī)械的測(cè)試提供了方便。
9. 熱測(cè)試
這些測(cè)試都是基于熱加載通用瓦,和測(cè)試活動(dòng)有以下目的:
?驗(yàn)證C / SiC瓦TPS概念脫離側(cè)瓦組件的整體保溫功能,
?驗(yàn)證兩個(gè)相鄰?fù)咂涌谥g的熱絕緣功能，
?驗(yàn)證熱絕緣功能的附件系統(tǒng)是表象的環(huán)境,
?驗(yàn)證通過熱機(jī)械應(yīng)力影響在只有熱負(fù)載的條件下
?通過測(cè)量全球熱映射反饋到有限元熱計(jì)算模型精度
?驗(yàn)證通過的熱負(fù)荷與機(jī)械負(fù)荷相結(jié)合對(duì)熱機(jī)械應(yīng)力的影響。
圖21 熱學(xué)測(cè)試
圖22 組裝好的測(cè)試件
測(cè)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(gè)附件和密封。另外,為了驗(yàn)證兩個(gè)相鄰?fù)呓M件之間的接
口,·另一個(gè)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(dòng)態(tài)環(huán)境中測(cè)試（如圖21）。
?接口孔為M3的連接，用測(cè)試手段,
?排氣洞保持與外部的試驗(yàn)臺(tái)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(cè)試物體顯示在圖22中。
進(jìn)行熱測(cè)試在一個(gè)循序漸進(jìn)的過程中進(jìn)行。第一次進(jìn)行了預(yù)測(cè)試和一個(gè)持續(xù)時(shí)間為500秒的期間,一個(gè)事件熱通量350 千瓦/平方米應(yīng)用,對(duì)應(yīng)280 千瓦/平方米收到的瓦片,如下圖23。
圖23 熱測(cè)試中指定熱剖面
這提前測(cè)試允許驗(yàn)證可行性,特定熱負(fù)荷的應(yīng)用(尤其是冷卻階段),并確認(rèn)通過一個(gè)通量計(jì)代替熱電偶控制測(cè)試的可能性，從而提供更好的控制精度。在檢測(cè)前,確定溫度增加的金屬附件組件是比預(yù)期要慢的,這允許進(jìn)行更長(zhǎng)期的持續(xù)測(cè)試。因此預(yù)測(cè)試后接一個(gè)全程時(shí)間熱測(cè)試的80持續(xù)期間最大。
這個(gè)測(cè)試的初步結(jié)果證實(shí)測(cè)量冷結(jié)構(gòu)溫度仍然低于100?C。
然后熱力測(cè)試在瓦片總成上進(jìn)行,一個(gè)壓差在熱加載的同時(shí)被應(yīng)用到表面上。應(yīng)用的熱負(fù)荷,是同樣的指定熱試驗(yàn)(圖23)與熱使用在1000秒,而加載的壓力顯示在圖24。
圖24 熱機(jī)械測(cè)試的壓力輪廓
完整的測(cè)試物體被放在一個(gè)真空室來模擬環(huán)境急劇變化。為了能夠在施加熱負(fù)荷的同時(shí)在面板表面上施加一個(gè)壓差,一個(gè)特定的測(cè)試裝置已經(jīng)被德國(guó)工業(yè)設(shè)備公司設(shè)計(jì)和制造,負(fù)責(zé)這些性能的測(cè)試。圖25為這一個(gè)測(cè)試設(shè)備。
圖25 熱機(jī)械測(cè)試設(shè)備
通過熱機(jī)械應(yīng)力進(jìn)行了第一次測(cè)試,但是在530秒后,由于通量計(jì)在測(cè)試失效而失敗了。這個(gè)失敗導(dǎo)致瓦片的外部表面過熱，達(dá)到1600 C,而公稱值為1300 C。由于這個(gè)原因中止測(cè)試,壓力不能在這次測(cè)試中的得到加載。
第二次測(cè)試進(jìn)行時(shí),熱條件所控制的一個(gè)高溫計(jì)代替磁通計(jì)。這次測(cè)試是完全成功的，且沒有進(jìn)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(fù)荷的應(yīng)用之間的第700秒和第2200秒。測(cè)試物體呈現(xiàn)在圖26。
圖26 測(cè)試物體準(zhǔn)備好進(jìn)行熱機(jī)械測(cè)試
初步分析結(jié)果證實(shí)了已經(jīng)進(jìn)行過的熱測(cè)試的觀測(cè)。此外,位移測(cè)量表明,該值要略高于預(yù)測(cè)在熱試驗(yàn),但略低于預(yù)測(cè)在熱力測(cè)
試中的結(jié)果。它也指出,在壓力加載的過程中,有一個(gè)高水平的強(qiáng)制對(duì)流,由于壓差是由連續(xù)注入冷中性的氣體的實(shí)際情況。這種對(duì)流,不會(huì)出現(xiàn)在實(shí)際飛行條件下,誘導(dǎo)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(qiáng)制對(duì)流將被考慮在測(cè)試后進(jìn)行詳細(xì)分析。
10。 結(jié)論
通用瓦項(xiàng)目,資助項(xiàng)目研究開始于2003年,已經(jīng)證明它有能力設(shè)計(jì)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(jì)的驗(yàn)證,機(jī)械測(cè)試和動(dòng)態(tài)驗(yàn)證這個(gè)面板,以及熱測(cè)試和熱物性測(cè)試的進(jìn)行，現(xiàn)在已經(jīng)實(shí)現(xiàn)了。
這塊板已經(jīng)成功地經(jīng)受住了嚴(yán)峻的壓差載荷(130 mbar),以及苛刻的正弦和隨機(jī)振動(dòng)載荷。這也是在聲學(xué)室測(cè)試到負(fù)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(shí)，他們的測(cè)試構(gòu)型非常完整。熱性能測(cè)試和熱物性測(cè)試,對(duì)瓦總成在高溫條件下,包括與壓力加載結(jié)合時(shí)的特性表現(xiàn)提供了有價(jià)值的數(shù)據(jù)。這個(gè)測(cè)試的結(jié)果運(yùn)動(dòng)強(qiáng)有力的驗(yàn)證了驗(yàn)證TPS技術(shù)。
更多的實(shí)驗(yàn)探究仍要在以后執(zhí)行,如進(jìn)一步加強(qiáng)的密封材料,絕緣附件支座絕緣子和墊圈,和特定的當(dāng)?shù)靥?/ 碳化硅面板區(qū)域,以及分析和測(cè)試的增壓/ 減壓方面。
作為已經(jīng)進(jìn)行了的測(cè)試活動(dòng),和將來更多的實(shí)驗(yàn)探究的結(jié)果,大瓦概念將達(dá)到必要的使用技術(shù)成熟水平，以達(dá)到發(fā)展全面重返汽車的示范作用。
5
大學(xué)生方程式賽車設(shè)計(jì)（制動(dòng)與行走系統(tǒng)設(shè)計(jì)）
摘 要
Formula SAE 賽事1980年在美國(guó)舉辦第一次比賽，現(xiàn)在已經(jīng)是為汽車工程學(xué)會(huì)的學(xué)生成員舉辦的一項(xiàng)國(guó)際賽事，其目的是設(shè)計(jì)、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(jì)和制造的賽車參加比賽。中國(guó)大學(xué)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(guó)大學(xué)生方程式汽車大賽組委會(huì)制定的規(guī)則下，如何設(shè)計(jì)一輛Formula SAE 賽車的制動(dòng)系統(tǒng)。設(shè)計(jì)采用的是前盤后盤的液壓雙回路制動(dòng)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(dòng)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(dòng)或轉(zhuǎn)動(dòng)趨勢(shì)，亦即由制動(dòng)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(dòng)襯片夾緊制動(dòng)盤產(chǎn)生摩擦力矩，從而產(chǎn)生制動(dòng)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(jì)方法進(jìn)行設(shè)計(jì)，我主要采用了市場(chǎng)調(diào)研的方法，先選取一些類似的車型，依據(jù)它們的制動(dòng)系統(tǒng)結(jié)合賽車的實(shí)際情況反復(fù)驗(yàn)證，通過極限算法計(jì)算出完全制動(dòng)時(shí)制動(dòng)盤的最小尺寸。同時(shí)在極限工況下對(duì)幾個(gè)危險(xiǎn)截面的零件的強(qiáng)度進(jìn)行了校核，使其滿足要求。同時(shí)利用UG軟件進(jìn)行了建模，以輔助后續(xù)工作的順利進(jìn)行。
關(guān)鍵詞：Formula SAE，賽車，制動(dòng)，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(hào) 表
L 汽車軸距, m
ma 汽車滿載時(shí)總質(zhì)量，kg
G1 滿載前軸負(fù)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(dòng)半徑,mm
Z1 地面對(duì)前軸的法向反力,N
Z2 地面對(duì)后軸的法向反力,N
Ff1 前軸車輪的制動(dòng)器制動(dòng)力,N
Ff2 后軸車輪的制動(dòng)器制動(dòng)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(dòng)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(dòng)力
Tf 制動(dòng)器對(duì)車輪的制動(dòng)力矩
V 汽車行駛速度
β 制動(dòng)力分配系數(shù)
地面附著系數(shù)
δ 制動(dòng)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(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)的意義 1
§1.2制動(dòng)系統(tǒng)研究現(xiàn)狀 1
§1.3大學(xué)生方程式賽車制動(dòng)規(guī)則和要求 2
§1.3.1 制動(dòng)系統(tǒng)概況 2
§1.3.2 制動(dòng)測(cè)試 2
第二章 制動(dòng)系統(tǒng)方案論證分析與選擇 3
§2.1 制動(dòng)器形式方案分析 3
§2.1.1 鼓式制動(dòng)器 3
§2.1.2 盤式制動(dòng)器 4
§2.2 制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的機(jī)構(gòu)形式選擇 5
§2.2.1 簡(jiǎn)單制動(dòng)系 6
§2.2.2 動(dòng)力制動(dòng)系 6
§2.2.3 伺服制動(dòng)系 7
§2.3 液壓分路系統(tǒng)的形式的選擇 7
§2.4 液壓制動(dòng)主缸的設(shè)計(jì)方案 9
第3章 制動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)計(jì)算 11
§3.1 制動(dòng)器主要零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 11
§3.2 制動(dòng)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(duì)前、后輪的法向反作用力 12
§3.2.3 盤式制動(dòng)器主要參數(shù)確定 13
第四章 盤式制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算 16
§4.1 盤式制動(dòng)器制動(dòng)力矩的計(jì)算 16
§4.2制動(dòng)力與制動(dòng)力分配系數(shù) 17
§4.3 制動(dòng)器熱容量和溫升的核算 21
§4.4摩擦襯片磨損特性的計(jì)算 22
第五章 液壓制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算 24
§5.1 制動(dòng)輪缸直徑與工作容積 24
V
§5.2 制動(dòng)主缸直徑與工作容積 25
§5.3 制動(dòng)踏板力與踏板行程 26
§5.4 制動(dòng)性能計(jì)算 28
第六章 行走系統(tǒng)的設(shè)計(jì) 29
§6.1 汽車行駛系統(tǒng)概述 29
§6.1.1 輪轂的設(shè)計(jì) 30
§6.1.2 立柱的設(shè)計(jì) 30
§6.2制動(dòng)盤座體的設(shè)計(jì) 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(xiàn) 42
致 謝 44
附 錄 45
VI
第一章 概 述
§1.1 制動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)的意義
汽車是現(xiàn)代交通工具中用得最多、最普遍、也是運(yùn)用得最方便的交通工具。汽車制動(dòng)系統(tǒng)是汽車底盤上的一個(gè)重要系統(tǒng)，它是制約汽車運(yùn)動(dòng)的裝置，而制動(dòng)器又是制動(dòng)系中直接作用制約汽車運(yùn)動(dòng)的一個(gè)關(guān)鍵裝置，是汽車上最重要的安全件。汽車的制動(dòng)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(duì)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(dòng)系統(tǒng)。本次畢業(yè)設(shè)計(jì)題目為大學(xué)生方程式賽車制動(dòng)系與行走系統(tǒng)設(shè)計(jì)。
§1.1.1 制動(dòng)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(dòng)系就是其中一個(gè)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(dòng)。由此可見汽車制動(dòng)系對(duì)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(dāng)今，隨著高速公路網(wǎng)的不斷擴(kuò)展、汽車車速的提高以及車流密度的增大，對(duì)汽車制動(dòng)系的工作可靠性要求顯得日益重要。因?yàn)橹挥兄苿?dòng)性能良好、制動(dòng)系工作可靠的汽車才能充分發(fā)揮出其高速行駛的動(dòng)力性能并保證行駛的安全性。由此可見，制動(dòng)系是汽車非常重要的組成部分，從而對(duì)汽車制動(dòng)系的結(jié)構(gòu)分析與設(shè)計(jì)計(jì)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(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩變?yōu)橥苿?dòng)汽車行駛的驅(qū)動(dòng)力，并使驅(qū)動(dòng)輪的轉(zhuǎn)動(dòng)變成汽車在地面上的移動(dòng)。
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(duì)車身造成的沖擊和振動(dòng)，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(shí)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(dòng)系統(tǒng)研究現(xiàn)狀
車輛在形式過程中要頻繁進(jìn)行制動(dòng)操作，由于制動(dòng)性能的好壞直接關(guān)系到交通和人身安全，因此制動(dòng)性能是車輛非常重要的性能之一，改善汽車的制動(dòng)性能始終是汽車設(shè)計(jì)制造和使用部門的重要任務(wù)。當(dāng)車輛制動(dòng)時(shí)，由于車輛受到與行駛方向相反的外力，所以才導(dǎo)致汽車的速度逐步減小到0，對(duì)這一過程中車輛受力情況的分析有助于制動(dòng)系統(tǒng)的分析和設(shè)計(jì)，因此制動(dòng)過程受力情況分析是車輛試驗(yàn)和設(shè)計(jì)的基礎(chǔ)，由于這一過程較為復(fù)雜，因此一般在實(shí)際中只能建立簡(jiǎn)化模型分析，通常人們從三個(gè)方面來對(duì)制動(dòng)系統(tǒng)進(jìn)行分析和評(píng)價(jià)：
1、制動(dòng)效能：即制動(dòng)距離與制動(dòng)減速度；
2、制動(dòng)效能的恒定性：即熱衰退性；
3、制動(dòng)時(shí)汽車方向的穩(wěn)定性；
目前，對(duì)于整車制動(dòng)系統(tǒng)的研究主要通過路試或臺(tái)架進(jìn)行，由于在汽車道路試驗(yàn)中車輪扭矩不易測(cè)量，因此，多數(shù)有關(guān)制動(dòng)系的試驗(yàn)均通過間接測(cè)量來進(jìn)行汽車在道路上的行駛，其車輪與地面的作用力是汽車運(yùn)動(dòng)變化的根據(jù)，在汽車道路試驗(yàn)中，如果能夠方便地測(cè)量出車輪上扭矩的變化，則可為汽車整車制動(dòng)性能研究提供更全面的試驗(yàn)數(shù)據(jù)和性能評(píng)價(jià)。
§1.3大學(xué)生方程式賽車制動(dòng)規(guī)則和要求
§1.3.1 制動(dòng)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(gè)車輪上，而且只被一個(gè)控制器控制。
1、它必須有兩套獨(dú)立的液壓回路，以防系統(tǒng)泄漏或失效時(shí)，至少在兩輪上還保持有有效的制動(dòng)力。每個(gè)液壓回路必須有其專屬的儲(chǔ)油罐（可用獨(dú)立儲(chǔ)油罐或用原廠的儲(chǔ)油罐）。
2、單個(gè)剎車作用時(shí)，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(cè)試中，能夠抱死所有四個(gè)輪。
4、線控制動(dòng)是禁止的。
5、沒有保護(hù)的塑料剎車線是禁止的。
6、剎車系統(tǒng)必須裝有碎片護(hù)罩，以防傳動(dòng)系失效或小碰撞（引起的碎片破壞制動(dòng)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(dòng)測(cè)試
制動(dòng)系統(tǒng)將在動(dòng)態(tài)中測(cè)試。測(cè)試時(shí)，賽車將首先在制動(dòng)檢查官規(guī)定的直賽道上加速，在直道末端，帶車必須制動(dòng)至靜止，并且要求四輪抱死且不跑偏。
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第二章 制動(dòng)系統(tǒng)方案論證分析與選擇
§2.1 制動(dòng)器形式方案分析
汽車制動(dòng)器幾乎均為機(jī)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(dòng)力矩使汽車減速或停車。一般摩擦式制動(dòng)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(dòng)器
鼓式制動(dòng)器是最早形式汽車制動(dòng)器，當(dāng)盤式制動(dòng)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(dòng)器又分為內(nèi)張型鼓式制動(dòng)器和外束型鼓式制動(dòng)器兩種結(jié)構(gòu)型式。內(nèi)張型鼓式制動(dòng)器的摩擦元件是一對(duì)帶有 圓弧形摩擦蹄片的制動(dòng)蹄，后者則安裝在制動(dòng)底板上，而制動(dòng)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(dòng)鼓。車輪制動(dòng)器的制動(dòng)鼓均固定在輪轂上。制動(dòng)時(shí)，利用制動(dòng)鼓的圓柱內(nèi)表面與制動(dòng)蹄摩擦蹄片的外表面作為一對(duì)摩擦表面在制動(dòng)鼓上產(chǎn)生摩擦力矩，故又稱為蹄式制動(dòng)器。外束型鼓式制動(dòng)器的固定摩擦元件是帶有摩擦片且剛度較小的制動(dòng)帶，其旋轉(zhuǎn)摩擦元件為制動(dòng)鼓，并利用制動(dòng)鼓的外圓柱表面與制動(dòng)帶摩擦片的內(nèi)圓弧作為一對(duì)摩擦表面，產(chǎn)生摩擦力矩作用于制動(dòng)鼓，故又稱為帶式制動(dòng)器。在汽車制動(dòng)系中，帶式制動(dòng)器曾僅用作一些汽車的中央制動(dòng)器，通常所說的鼓式制動(dòng)器就是指這種內(nèi)張型鼓式結(jié)構(gòu)，鼓式制動(dòng)器按蹄的類型分為:
1、領(lǐng)從蹄式制動(dòng)器；
2、雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器；
3、雙向雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器；
4、單向增力式制動(dòng)器。
圖2-1 雙向雙領(lǐng)蹄式制動(dòng)器
但由于結(jié)構(gòu)問題使它在制動(dòng)過程中散熱和排水性能差，容易導(dǎo)致制動(dòng)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(dòng)器。但由于成本低，仍然在一些經(jīng)濟(jì)型車中使用，主要用于制動(dòng)負(fù)荷比較小的后輪和駐車制動(dòng)。
§2.1.2 盤式制動(dòng)器
盤式制動(dòng)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(dòng)器結(jié)構(gòu)圖
一、鉗盤式
鉗盤式制動(dòng)器按制動(dòng)鉗的結(jié)構(gòu)形式不同可分為定鉗盤式制動(dòng)器、浮鉗盤式制動(dòng)器等。
1、定鉗盤式制動(dòng)器：這種制動(dòng)器中的制動(dòng)鉗固定不動(dòng)，制動(dòng)盤與車輪相連并在制動(dòng)鉗體開口槽中旋轉(zhuǎn)。具有以下優(yōu)點(diǎn)：除活塞和制動(dòng)塊外無其他滑動(dòng)件，易于保證制動(dòng)鉗的剛度；結(jié)構(gòu)及制造工藝與一般鼓式制動(dòng)器相差不多，容易實(shí)現(xiàn)鼓式制動(dòng)器到盤式制動(dòng)器的改革，能很好地適應(yīng)多回路制動(dòng)系的要求。
2、浮鉗盤式制動(dòng)器：這種制動(dòng)器具有以下優(yōu)點(diǎn)：僅在盤得內(nèi)側(cè)具有液壓缸，故軸向尺寸小，制動(dòng)器能進(jìn)一步靠近輪轂；沒有跨越制動(dòng)盤的油道或油管，液壓缸冷卻條件好，所以制動(dòng)液汽化的可能性??；成本低；浮動(dòng)盤的制動(dòng)塊可兼用駐車制動(dòng)。
二、全盤式
在全盤制動(dòng)器中，摩擦副的旋轉(zhuǎn)元件及固定元件均為圓盤形，制動(dòng)時(shí)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(dòng)器散熱條件較差，其應(yīng)用遠(yuǎn)遠(yuǎn)沒有鉗盤式制動(dòng)器廣泛。
盤式制動(dòng)器與鼓式制動(dòng)器相比，有以下優(yōu)點(diǎn)：
1、制動(dòng)效能穩(wěn)定性好；
2、制動(dòng)力矩與汽車運(yùn)動(dòng)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(dòng)襯塊上壓力均勻，襯塊磨損均勻；
6、更換襯塊工作簡(jiǎn)單容易。
7、襯塊與制動(dòng)盤間的間隙小，縮短了制動(dòng)協(xié)調(diào)時(shí)間。
8、易于實(shí)現(xiàn)間隙自動(dòng)調(diào)整。
綜合以上優(yōu)缺點(diǎn)最終確定本次設(shè)計(jì)采用前后盤式制動(dòng)器，且均為浮鉗盤式制動(dòng)器。
§2.2 制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的機(jī)構(gòu)形式選擇
根據(jù)動(dòng)力源的不同，制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)可分為簡(jiǎn)單制動(dòng)、動(dòng)力制動(dòng)及伺服制動(dòng)三大類型。而力的傳遞方式又有機(jī)械式、液壓式、氣壓式、氣壓-液壓式的區(qū)別。
§2.2.1 簡(jiǎn)單制動(dòng)系
a） b）
圖2-3 駐車制動(dòng)操縱機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)圖（a）、人力液壓制動(dòng)系統(tǒng)工作原理圖（b）
簡(jiǎn)單制動(dòng)系即人力制動(dòng)系，是靠司機(jī)作用于制動(dòng)踏板上或手柄上的力作為制動(dòng)力源。而傳力方式有機(jī)械式和液壓式兩種（如圖2-3）。
機(jī)械式的靠桿系或鋼絲繩傳力，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，造假低廉，工作可靠，但機(jī)械效率低，因此僅用于中、小型汽車的駐車制動(dòng)裝置中。
液壓式的簡(jiǎn)單制動(dòng)系統(tǒng)通常稱為液壓制動(dòng)系，用于行車制動(dòng)裝置。其優(yōu)點(diǎn)是作用滯后時(shí)間短（0.1-0.3s),工作壓力大（可達(dá)10MPa-12MPa),缸徑尺寸小，可布置在制動(dòng)器內(nèi)部作為制動(dòng)蹄的張開機(jī)構(gòu)或制動(dòng)塊的壓緊機(jī)構(gòu)，使之結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊、質(zhì)量小、造價(jià)低。但其有限的力傳動(dòng)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(shí)會(huì)形成氣泡而影響傳輸，即產(chǎn)生所謂“氣阻”使制動(dòng)效能降低甚至失效；而當(dāng)氣溫過低時(shí)（-25攝氏度和更低時(shí)），由于制動(dòng)液的粘度增大，使工作的可靠性降低，以及當(dāng)有局部損壞時(shí)，使整個(gè)系統(tǒng)都不能繼續(xù)工作，液壓式簡(jiǎn)單制動(dòng)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(dāng)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(dòng)力制動(dòng)系
動(dòng)力制動(dòng)系是以發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力形成的氣壓或液壓勢(shì)能作為汽車制動(dòng)的全部力源進(jìn)行制動(dòng)，而司機(jī)作用于制動(dòng)踏板或手柄上的力僅用于對(duì)制動(dòng)回路中控制元件的操縱。在簡(jiǎn)單制動(dòng)系中的踏板力與其行程間的發(fā)比例關(guān)系在動(dòng)力制動(dòng)系中便不復(fù)存在。
動(dòng)力制動(dòng)系有氣壓制動(dòng)系、氣頂液式制動(dòng)系和全液壓動(dòng)力制動(dòng)系3種。
1、氣壓制動(dòng)系
氣壓制動(dòng)系是動(dòng)力制動(dòng)系最常見的型式，由于可獲得較大的制動(dòng)驅(qū)動(dòng)力，且主車與被拖的掛車以及汽車列車之間制動(dòng)驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的連接裝置結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)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(dòng)系必須采用空氣壓縮機(jī)、儲(chǔ)氣筒、制動(dòng)閥等裝置，使其結(jié)構(gòu)復(fù)雜、笨重、輪廓尺寸大、造價(jià)高；管路中氣壓的產(chǎn)生和撤除均較慢，作用滯后時(shí)間較長(zhǎng)（0.3s-0.9s),因此，當(dāng)制動(dòng)閥到制動(dòng)氣室和儲(chǔ)氣罐的距離較遠(yuǎn)時(shí)，有必要加設(shè)啟動(dòng)的第二控制元件--繼動(dòng)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(dòng)器室的直徑達(dá)，只能置于制動(dòng)器之外，在通過桿件及凸輪或鍥塊驅(qū)動(dòng)制動(dòng)蹄，使非簧載質(zhì)量增大；另外制動(dòng)氣室排氣時(shí)也有較大噪聲。
2、氣頂液式制動(dòng)系
氣頂液式制動(dòng)系是動(dòng)力制動(dòng)系的另一種型式，即利用氣壓系統(tǒng)作為普通的液壓制動(dòng)系統(tǒng)主缸的驅(qū)動(dòng)力源的一種制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)，它兼有液壓制動(dòng)和氣壓制動(dòng)的主要優(yōu)點(diǎn)。由于其氣壓系統(tǒng)的管路短，故作用滯后時(shí)間也較短。顯然，其結(jié)構(gòu)復(fù)雜、質(zhì)量大、造價(jià)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(dòng)力制動(dòng)系
全液壓動(dòng)力制動(dòng)系除具有一般液壓制動(dòng)系統(tǒng)的優(yōu)點(diǎn)外，還具有操作輕便、制動(dòng)反應(yīng)快、制動(dòng)能力強(qiáng)、受氣阻影響較小、易于采用制動(dòng)力調(diào)節(jié)裝置和防滑移裝置，及可與動(dòng)力轉(zhuǎn)向、液壓懸架、舉升機(jī)構(gòu)及其他輔助設(shè)備共同液壓泵和儲(chǔ)油等優(yōu)點(diǎn)。其結(jié)構(gòu)復(fù)雜、精密件多，對(duì)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(jí)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(dòng)系
圖2-4 真空助力伺服制動(dòng)系統(tǒng)圖
1.制動(dòng)踏板機(jī)構(gòu)；2.控制閥；3.真空伺服氣室；4.制動(dòng)主缸；5.儲(chǔ)液罐；6.制動(dòng)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(dòng)輪缸。
伺服制動(dòng)系是在人力液壓制動(dòng)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(dòng)力可兼用，即兼用人力和發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力作為制動(dòng)能源的制動(dòng)系，在正常情況下，其輸出工作壓力主要由動(dòng)力伺服系統(tǒng)產(chǎn)生，而在動(dòng)力伺服系統(tǒng)失效時(shí)，仍可全由人力驅(qū)動(dòng)液壓系統(tǒng)產(chǎn)生一定程度的制動(dòng)力。因此，在中級(jí)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(dòng)系統(tǒng)。
根據(jù)賽規(guī)及經(jīng)驗(yàn)要求，確定本次設(shè)計(jì)采用簡(jiǎn)單液壓制動(dòng)。
§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(dòng)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(dòng)器的液壓或氣壓管路分為兩個(gè)或更多的相互獨(dú)立的回路，其中一個(gè)回路失效后，仍可利用其他完好的回路起制動(dòng)作用。
雙軸汽車的雙回路制動(dòng)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(duì)一軸（II）型，前軸制動(dòng)器與后橋制動(dòng)器各用一個(gè)回路。
交叉型（X），前軸的一側(cè)車輪制動(dòng)器與后橋的對(duì)側(cè)車輪制動(dòng)器同屬一個(gè)回路。
2、一周半對(duì)半軸（HI）型，兩側(cè)前制動(dòng)器的板書輪缸和全部后制動(dòng)器輪缸屬于一個(gè)回路，其余的前輪缸則屬另一回路。
3、半軸一輪對(duì)半軸一輪（LL)型，兩個(gè)回路分別對(duì)兩側(cè)前輪制動(dòng)器的半數(shù)輪缸和一個(gè)后輪制動(dòng)器起作用。
4、雙半軸對(duì)雙半軸（HH）型，每個(gè)回路均只對(duì)每個(gè)前、后制動(dòng)器的半數(shù)輪缸起作用。
II型管路布置較為簡(jiǎn)單，可與傳統(tǒng)的但輪崗鼓式制動(dòng)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(duì)于這種形式，若后制動(dòng)回路失效，則一旦前輪抱死即極易喪失轉(zhuǎn)彎制動(dòng)能力。對(duì)于采用前輪驅(qū)動(dòng)因而前制動(dòng)器強(qiáng)于后制動(dòng)器的乘用車，當(dāng)前制動(dòng)回路失效而單用后橋制動(dòng)時(shí)，制動(dòng)力將嚴(yán)重不足（小于正常情況下的一半），并且，若后橋負(fù)荷小于前軸負(fù)荷，則踏板力過大時(shí)易使后橋車輪抱死而汽車側(cè)滑。
X型的結(jié)構(gòu)也很簡(jiǎn)單。直行制動(dòng)時(shí)任一回路失效，剩余的總制動(dòng)力都能保持正常值的50%。但是，一旦某一管路損壞造成制動(dòng)力不對(duì)稱，此時(shí)前輪將朝制動(dòng)力大的一邊繞主銷轉(zhuǎn)動(dòng)，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(fù)值（達(dá)20mm)的汽車上。這時(shí)，不平衡的制動(dòng)力使車輪反向轉(zhuǎn)動(dòng)，改善了汽車的穩(wěn)定性。
HI、HH、LL型結(jié)構(gòu)都比較復(fù)雜。LL型和HH型在任一回路失效時(shí)，前后制動(dòng)力比值均與正常情況下相同，剩余總制動(dòng)力可達(dá)正常值的50%左右。HI型單用一軸半回路時(shí)剩余制動(dòng)力較大，但此時(shí)與LL型一樣，緊急制動(dòng)情況下后輪很容易先抱死。
綜合以上各個(gè)管路的優(yōu)缺點(diǎn)，最終選擇II型管路。
§2.4 液壓制動(dòng)主缸的設(shè)計(jì)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(dòng)系統(tǒng)都采用了雙回路制動(dòng)系統(tǒng)。雙回路制動(dòng)系統(tǒng)的制動(dòng)主缸為串聯(lián)雙缸制動(dòng)主缸（如圖2-6），單缸制動(dòng)主缸已經(jīng)被淘汰。
儲(chǔ)存罐中的油經(jīng)每一腔的進(jìn)油螺栓和各自旁通孔、補(bǔ)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(dòng)器的輪缸。
主缸不工作時(shí)，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(bǔ)償孔之間。
當(dāng)踏下制動(dòng)踏板時(shí)，踏板傳動(dòng)機(jī)構(gòu)通過推桿推動(dòng)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(dòng)前缸活塞向前移動(dòng)，前腔壓力也隨之升高。當(dāng)繼續(xù)下踩制動(dòng)踏板時(shí)，前、后腔的液壓繼續(xù)升高，使前、后輪制動(dòng)器制動(dòng)。
撤除踏板力后，制動(dòng)踏板機(jī)構(gòu)、主缸前后腔活塞和輪缸活塞，在各自的復(fù)位彈簧作用下回位，管路中的制動(dòng)液借其壓力推開回油閥門流回主缸。于是接觸制動(dòng)。
當(dāng)迅速放開制動(dòng)踏板時(shí)，由于油液的粘性和管路阻力的影響，油液不能及時(shí)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(shí)進(jìn)油腔液壓高于壓油腔，因而進(jìn)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(bǔ)真空。與此同時(shí)，儲(chǔ)液室中的油液經(jīng)補(bǔ)償孔流入各自的進(jìn)油腔?；钊耆珡?fù)位后，旁通孔已開放，由制動(dòng)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(chǔ)液室。液壓系統(tǒng)中因密封不良而產(chǎn)生的制動(dòng)液漏泄，和因溫度變化而引起的制動(dòng)液膨脹或收縮，都可以通過補(bǔ)償孔和旁通孔得到補(bǔ)償。
若與前腔連接的制動(dòng)管路損壞漏油時(shí)，則在踩下制動(dòng)踏板時(shí)只后腔中能建立液壓，前腔中無壓力。此時(shí)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(dòng)所需的值。
若與后腔連接的制動(dòng)管路損壞漏油時(shí)，則在踩下制動(dòng)踏板時(shí)，起先只是后缸活塞前移，而不能推動(dòng)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(shí)，前缸活塞前移，使前缸工作腔建立必要的液壓而制動(dòng)。
由此可見，采用這種主缸的雙回路液壓制動(dòng)系，當(dāng)制動(dòng)系統(tǒng)中任一回路失效時(shí)，串聯(lián)雙缸制動(dòng)主缸的另一腔仍能夠工作，只是所需踏板行程加大，導(dǎo)致汽車制動(dòng)距離增長(zhǎng)，制動(dòng)力減小。由于比賽規(guī)定每個(gè)液壓制動(dòng)回路必須有其專用的儲(chǔ)液罐（可以使用獨(dú)立的儲(chǔ)液罐，也可以使用廠家生產(chǎn)的內(nèi)部被分隔開的儲(chǔ)液罐），市場(chǎng)上目前很少有匹配的，大多是車隊(duì)自己制作的,容積大概是2到3（為制動(dòng)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(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)計(jì)算
§3.1 制動(dòng)器主要零部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
1、制動(dòng)盤
制動(dòng)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(dòng)盤在工作時(shí)不僅承受著制動(dòng)塊作用的法向力和切向力，而且承受著熱負(fù)荷。為了改善冷卻效果，鉗盤式制動(dòng)器的制動(dòng)盤有的鑄成中間有徑向通風(fēng)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(fēng)盤的汽車制動(dòng)盤，其厚度約在10-13mm之間。本次設(shè)計(jì)采用的材料為HT250。 .
2、制動(dòng)鉗
制動(dòng)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(dòng)塊
制動(dòng)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(dòng)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(dòng)液）率，低的壓縮率、低的熱傳導(dǎo)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(dòng)時(shí)應(yīng)不產(chǎn)生噪聲、不產(chǎn)生不良?xì)馕?、?yīng)盡量采用污染小對(duì)人體無害的摩擦材料。當(dāng)前，制動(dòng)器廣泛采用模壓材料。
5、制動(dòng)輪缸
制動(dòng)輪缸采用單活塞式制動(dòng)輪缸（如圖3-1），其在制動(dòng)器中布置方便。輪缸的缸體由灰鑄鐵HT250制成。其缸簡(jiǎn)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(jì)采用的是HT250.
1. 放氣閥；2.橡膠護(hù)罩；3.進(jìn)油管接頭；4.皮碗；5.缸體；6.調(diào)整螺釘（頂塊）；7.防護(hù)罩；8.活塞
圖3-1 單活塞式制動(dòng)輪缸結(jié)構(gòu)圖
§3.2 制動(dòng)系統(tǒng)主要參數(shù)分析
在制動(dòng)器設(shè)計(jì)中預(yù)先給定的整車參數(shù)如下：
汽車軸距L=1580㎜；
滿載時(shí)的總質(zhì)量ma=305㎏（其中車手65kg，車240kg）;
滿載時(shí)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(dòng)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(dāng)時(shí)：制動(dòng)時(shí)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(dāng)時(shí)：制動(dòng)時(shí)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(dāng)時(shí)：制動(dòng)時(shí)汽車前后輪同時(shí)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(dòng)（前后輪同時(shí)抱死）時(shí)，其制動(dòng)減速度為，即q=,q為制動(dòng)強(qiáng)度。而在其他附著系數(shù)的路面上制動(dòng)時(shí)，達(dá)到前輪或者后輪即將抱死的制動(dòng)強(qiáng)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(duì)前、后輪的法向反作用力
圖3-4 汽車制動(dòng)時(shí)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(shí)抱死（不論是同時(shí)抱死或分別先后抱死），此時(shí)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(shí)抱死制動(dòng)時(shí)地面對(duì)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(shí)抱死地面對(duì)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(shí)抱死時(shí)，前輪分得的載荷就越大。
此現(xiàn)象可以由試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)一步驗(yàn)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(shí)抱死時(shí) 有成立。
圖3-5 理想的前、后制動(dòng)器制動(dòng)力分配曲線
§3.2.3 盤式制動(dòng)器主要參數(shù)確定
一、制動(dòng)盤直徑D
制動(dòng)盤直徑D應(yīng)盡可能取大些，這時(shí)制動(dòng)盤的有效半徑得到增加，可以降低制動(dòng)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(dòng)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(dòng)盤的直徑D為輪輞直徑的百分之70%，即mm.根據(jù)市場(chǎng)情況，取D=230mm。
二、制動(dòng)盤厚度的選擇
制動(dòng)盤厚度對(duì)制動(dòng)盤質(zhì)量和工作時(shí)的溫升有影響。為使質(zhì)量小些，制動(dòng)盤厚度不宜取得大；為了降低溫度，制動(dòng)盤厚度又不宜取得過小。制動(dòng)盤可以做成實(shí)心的，或者為了散熱通風(fēng)的需要在制動(dòng)盤中間鑄出通風(fēng)孔道。一般實(shí)心制動(dòng)盤厚度可取為10～20mm，通風(fēng)式制動(dòng)盤厚度取為20～50mm，采用較多的是20～30mm。在高速運(yùn)動(dòng)下緊急制動(dòng), 制動(dòng)盤會(huì)形成熱變形, 產(chǎn)生顫抖。為提高制動(dòng)盤摩擦面的散熱性能, 大多把制動(dòng)盤做成中間空洞的通風(fēng)式制動(dòng)盤, 這樣可使制動(dòng)盤溫度降低20 %～30 %。這里制動(dòng)器采用實(shí)心制動(dòng)盤設(shè)計(jì)，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(dòng)擠壓在制動(dòng)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(shí)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(dǎo)致制動(dòng)力矩變化大。因?yàn)橹苿?dòng)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(duì)于常見的具有扇形摩擦表面的襯塊，若其徑向?qū)挾炔缓艽螅瑒tR等于平均半徑或有效半徑，在實(shí)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(dòng)盤中心的距離，如下式所示（推導(dǎo)見離合器設(shè)計(jì)）
mm （3-3）
式中，.
因?yàn)?,故，越小，則兩者差值越大。
應(yīng)當(dāng)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(yuǎn)，磨損不均勻，因?yàn)閱挝粔毫Ψ植季鶆蜻@一假設(shè)條件不能成立，則上述計(jì)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(duì)于盤式制動(dòng)器襯塊工作面積A，推薦根據(jù)制動(dòng)襯塊單位面積占有的汽車質(zhì)量在范圍內(nèi)選用。單個(gè)前輪摩擦塊,則單個(gè)前輪制動(dòng)器A=46;單個(gè)后輪摩擦塊，則單個(gè)后輪制動(dòng)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(shí)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(duì)摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性和降低制動(dòng)器對(duì)摩擦系數(shù)偏離正常值的敏感性的要求，后者對(duì)蹄式制動(dòng)器是非常重要的。各種制動(dòng)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(dá)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(dòng)器設(shè)計(jì)時(shí)并非一定要追求高摩擦系數(shù)的材料。當(dāng)前國(guó)產(chǎn)的制動(dòng)摩擦片材料在溫度低于 250℃時(shí)，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(jì)算制動(dòng)器的制動(dòng)力矩。另外，在選擇摩擦材料時(shí)應(yīng)盡量采用減少污染和對(duì)人體無害的材料。所選擇摩擦系數(shù)=0.4。
第四章 盤式制動(dòng)器的設(shè)計(jì)計(jì)算
§4.1 盤式制動(dòng)器制動(dòng)力矩的計(jì)算
盤式制動(dòng)器的計(jì)算如下面簡(jiǎn)圖所示，若襯塊的摩擦表面與制動(dòng)盤接觸良好，且各處的單位壓力分布均勻則盤式制動(dòng)器的制動(dòng)力矩為
Tf=2fNR ﹙4-1﹚
式中：f——摩擦系數(shù)；
N——單側(cè)制動(dòng)塊對(duì)制動(dòng)盤的壓緊力；
R——作用半徑,已算出Re=97。
圖4-1 盤式制動(dòng)器的計(jì)算用簡(jiǎn)圖
制動(dòng)盤單側(cè)壓緊力的確定，即制動(dòng)輪缸對(duì)制動(dòng)襯塊的壓緊力。
則單側(cè)壓緊力為 （4-2）
式中:p——考慮制動(dòng)力調(diào)節(jié)裝置作用下的輪缸或管路液壓，取p=8Mpa。
dw——制動(dòng)主缸活塞直徑，取dw=32mm。
制動(dòng)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(dòng)器的最大制動(dòng)力矩為：
=499.2 N·M （4-4）
§4.2制動(dòng)力與制動(dòng)力分配系數(shù)
一、制動(dòng)力分配系數(shù)
汽車制動(dòng)時(shí)，若忽略路面對(duì)車輪的滾動(dòng)阻力矩，和汽車回轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力矩，則對(duì)任一角速度﹥0的車輪，其力矩平衡方程為
（4-5）
地面制動(dòng)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(duì)車輪的法向反力
此時(shí)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(dòng)力： FB=mg=3355N
汽車的軸距： L=1580㎜
滿載時(shí)前軸負(fù)荷： G1=G·45％=3050×45％=1509.75N
滿載時(shí)后軸負(fù)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(dòng)時(shí)的賽車受力圖
上圖所示為汽車制動(dòng)時(shí)的整車受力情況，并對(duì)后軸車輪的接地點(diǎn)取力矩，得平衡式為
（4-8）
對(duì)前軸車輪的接地點(diǎn)取力矩，得平衡式為
（4-9）
式中：Z1——汽車制動(dòng)時(shí)水平地面對(duì)前軸車輪的法向反力，N；
Z2——汽車制動(dòng)時(shí)水平地面對(duì)后軸車輪的法向反力，N；
——汽車制動(dòng)減速度，m/s2。
根據(jù)上述汽車制動(dòng)的整車受力分析，考慮到汽車制動(dòng)時(shí)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(dòng)時(shí)水平地面對(duì)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(dòng)，按大賽要求，前后輪需要同時(shí)抱死，此時(shí)汽車總的地面制動(dòng)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(dòng)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(dá)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(dòng)器制動(dòng)力之比值為一定值，并以前制動(dòng)器制動(dòng)力Ff1與汽車的總的制動(dòng)器制動(dòng)力Ff之比來表明分配的比例，稱為汽車制動(dòng)力分配系數(shù)β，即
0.69
式中：Ff1——前軸車輪的制動(dòng)器制動(dòng)力；
Ff2——后軸車輪的制動(dòng)器制動(dòng)力；
fB1——前軸車輪的地面制動(dòng)力；
fB2——后軸車輪的地面制動(dòng)力。
由上式可得，賽車前后輪同時(shí)抱死時(shí)的實(shí)際路面附著系數(shù)：
所以：，根據(jù)制動(dòng)力分配曲線可知，賽車制動(dòng)時(shí)，后輪略先抱死，符合設(shè)計(jì)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(gè)車輪產(chǎn)生的附著力矩
326.9 N·M
163.9N·M
制動(dòng)器所能產(chǎn)生的最大制動(dòng)力矩為：
=499.2N·M
由
由此可知，該設(shè)計(jì)能夠滿足汽車安全制動(dòng)的要求。
§4.3 制動(dòng)器熱容量和溫升的核算
核算制動(dòng)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(dòng)盤的總質(zhì)量；
——與各制動(dòng)盤相連的受熱金屬件﹙如輪轂、輪輻、輪輞、制動(dòng)鉗體等﹚的總質(zhì)量;
——制動(dòng)盤材料的比熱容，對(duì)鑄鐵c=482J/﹙㎏·K﹚,對(duì)鋁合金c=880J/﹙㎏·K﹚；
——與制動(dòng)盤相連的受熱金屬件的比熱容；
——制動(dòng)盤的溫升；
L——滿載時(shí)汽車制動(dòng)時(shí)由動(dòng)能轉(zhuǎn)變的熱能。
由于制動(dòng)過程迅速，可以認(rèn)為汽車產(chǎn)生的熱能全部由前、后制動(dòng)盤所吸收，并按前、后軸制動(dòng)力的分配比率分配給前、后制動(dòng)器，即
（4-16）
（4-17）
式中: ——汽車制動(dòng)的初速度，可取= =144㎞/h=40m/s
β——汽車制動(dòng)器的制動(dòng)力分配系數(shù)，β=0.69
求得：
J
J
已知：=0.5㎏；=7.5㎏
=15℃=15k
則每個(gè)制動(dòng)器的熱容量：
J
對(duì)于前軸的單個(gè)車輪：
J
對(duì)于后軸的單個(gè)車輪：
J
因此，此制動(dòng)器滿足熱容量和溫升的要求。
§4.4摩擦襯片磨損特性的計(jì)算
摩擦襯片（襯塊）的磨損受溫度、摩擦力、滑磨速度、制動(dòng)鼓（制動(dòng)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(yàn)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(gè)前輪制動(dòng)器及單個(gè)后輪制動(dòng)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(jì)算時(shí)轎車取=100㎞/h﹙27.8m/s﹚；
t——制動(dòng)時(shí)間，s；
j——制動(dòng)減速度，m/s,計(jì)算時(shí)取j=g；
A1,A2——前、后制動(dòng)襯塊的摩擦面積；
β——制動(dòng)力分配系數(shù)。
在緊急制動(dòng)到=0時(shí)，并可近似地認(rèn)為δ=1，則有
s
根據(jù)上述數(shù)據(jù)計(jì)算得到
3.11
2.14
盤式制動(dòng)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(biāo)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(gè)車輪制動(dòng)器的比摩擦力為
（4-21）
式中：——單個(gè)制動(dòng)器的制動(dòng)力矩；
R——制動(dòng)盤有效半徑；
A——單個(gè)制動(dòng)器的襯塊的摩擦面積，=23㎝2，=15㎝2
則盤式制動(dòng)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(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)計(jì)算
為了確定制動(dòng)主缸即制動(dòng)輪缸的直徑、制動(dòng)踏板力、踏板機(jī)構(gòu)傳動(dòng)比﹙根據(jù)賽會(huì)規(guī)定和賽車實(shí)際情況，不用采用增壓和助力裝置﹚，必須進(jìn)行如下的設(shè)計(jì)計(jì)算。
§5.1 制動(dòng)輪缸直徑與工作容積
制動(dòng)輪缸對(duì)制動(dòng)塊的作用力P與輪缸直徑dw及制動(dòng)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(dòng)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(biāo)準(zhǔn)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(gè)輪缸的工作容積
（5-2）
式中：——一個(gè)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(dòng)時(shí)的行程：
其中：δ1是消除制動(dòng)塊與制動(dòng)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(duì)于鼓式制動(dòng)器而言的，這里不予考慮。
則
mm
則單個(gè)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(dòng)主缸直徑與工作容積
制動(dòng)主缸的直徑應(yīng)符合GB 7524—87標(biāo)準(zhǔn)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(dòng)主缸應(yīng)有的工作容積
（5-3）
式中：——制動(dòng)軟管在液壓下變形而引起的容積增量。
在設(shè)計(jì)中考慮軟管變形，轎車制動(dòng)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(dòng)踏板力與踏板行程
圖4-1踏板機(jī)示意圖
制動(dòng)踏板力Fp可用下式驗(yàn)算：
（5-5）
式中：dw——制動(dòng)主缸活塞直徑；
P——制動(dòng)管路液壓；
——制動(dòng)踏板機(jī)構(gòu)傳動(dòng)比，=；
R1,R2——見下圖；
圖4-2液壓制動(dòng)驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)計(jì)算用簡(jiǎn)圖
η——制動(dòng)踏板機(jī)構(gòu)及制動(dòng)主缸的機(jī)械效率，可取η=0.85～0.95；在本設(shè)計(jì)中取η=0.95。
在踏板機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)中，如上圖取R1=25㎜,R2=200㎜；
則踏板機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)比取為
制動(dòng)踏板力Fp為
298.3N
制動(dòng)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(jì)是設(shè)計(jì)賽車，賽車本身要求制動(dòng)要靈敏，所以，均不宜過大。取=0.6；
則
§5.4 制動(dòng)性能計(jì)算
制動(dòng)系統(tǒng)的制動(dòng)性能體現(xiàn)在制動(dòng)距離、制動(dòng)時(shí)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(jì)算制動(dòng)減速度取最大速度的80％，即
m/s
制動(dòng)時(shí)，汽車四個(gè)輪子已全部抱死
則，汽車的制動(dòng)減速度為
（5-7）
式中：g——重力加速度，這里取g=10
由上式可計(jì)算制動(dòng)時(shí)間t為
（5-8）
式中：——開始制動(dòng)是的初速度，取m/s；
——制動(dòng)終了速度。
所以制動(dòng)結(jié)束后汽車的制動(dòng)距離為
第六章 行走系統(tǒng)的設(shè)計(jì)
§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(jiān)實(shí)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(dòng)橋
5-后輪 6-前輪 7-從動(dòng)橋
本文對(duì)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(dòng)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(jì)
賽車的輪轂通常是指固定輪輞和制動(dòng)系統(tǒng)相關(guān)組建的輪胎中心的心軸。
賽車對(duì)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(jì)原則就是在保證安全的基礎(chǔ)上，盡可能的使結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，節(jié)省整車整備質(zhì)量。由于本賽車采用的是發(fā)動(dòng)機(jī)后置后輪驅(qū)動(dòng)的方式，前輪轂設(shè)計(jì)和后輪轂設(shè)計(jì)必然不同。后輪轂設(shè)計(jì)時(shí)必須要考慮與傳動(dòng)軸的配合，為此，本設(shè)計(jì)將輪轂中心掏空，并按照傳動(dòng)軸的外花鍵類型與尺寸，設(shè)計(jì)出相配套的內(nèi)花鍵，同時(shí)，傳動(dòng)軸與輪轂配合的末端用一個(gè)特制的螺母進(jìn)行防松固定。前輪轂在設(shè)計(jì)時(shí)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(dòng)的比較厲害的問題，在這代賽車設(shè)計(jì)時(shí)，前輪輪轂軸承的設(shè)計(jì)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(jì)
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(gè)用來連接球頭軸承的定位孔，這兩個(gè)定位孔的連接線就是主銷，是賽車上轉(zhuǎn)向輪轉(zhuǎn)向時(shí)的回轉(zhuǎn)中心 。主銷通常意義上有兩個(gè)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(gè)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(shí)自動(dòng)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
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