【正文】 軸的分路型式， 由于 HI ,LL， HH 型的機構比較復雜， LL 型與 HH 型在任一回路失效時，前、后制動力的比值均與正常情況下相同，且剩余的總制動力可達到正常值的 50％左占。 綜合上述管路布置特點，結合 FSAE 賽車本身在體積和質量以及實際操作性最終選擇 X 型回路布置。 圖 22單缸制動主缸 圖 23串聯(lián)雙缸制動主缸 FSAE 大學生方程式賽車制動系統(tǒng)設計 9 3 制動過程力學理論研究 車輪上所受制動力 如圖 31 所示在良好的硬路面上制動時車輪的受力情況 圖 31 制動車輪受力分析 當駕駛員踩下制動踏板時，踏板上的力通過傳動機構到各車輪的制動卡鉗，使得卡鉗內活塞推動摩擦墊片，形成摩擦力矩阻止 車輪的轉動，稱這種作用在車輪上的摩擦力矩為制動器制動力矩 uT ，由于車輪與路面間有附著作用，車輪對路面間有附著作用，車輪對路面作用一個向前的圓周力，稱為制動器制動力 uF 其大小為 公式（ 31） uF = ruT (31) 式中 uT ：制動器制動力矩； r：車輪半徑 由上式可知，制動器的制動力取決于卡鉗與制動盤的間的摩擦力。如忽略滾動阻力矩和減速時的慣性，則地面制動力bF 與制動力矩 uT 應有以下關系 ,如公式（ 32） bF = ruT （ 32） 地面制動力取決于兩個摩擦副的摩擦力，一個是卡鉗和制動盤的摩擦力，一個是地面和輪胎間的摩擦力。 當大于踏板力 1pF 時，制動器制動力 uF 隨踏板力 pF 成成正 比例繼續(xù)增長，而地面制動力由于受地面附著力限制不再增長，固有公式（ 33） 關系 bF ≤ ?F = ??zF （ 33） 即可得到最大的地面制動力為 bmaxF = ??zF （ 34） FSAE 大學生方程式賽車制動系統(tǒng)設計 11 式中 ， zF 為作用在輪胎上的地面垂直反作用 力之和 φ 為附著系數(shù) 此時，車輪即抱死不轉。通常制動距離是駕駛員開始踩踏板到完全停車的距離 。 a 為經過簡化后的制動減速度曲線，對這一加速度求其時間的積分，即可得到圖 b 速度時間歷程圖，再積分得到圖 c 制動過程所走的路程圖。 1T 實在反應時間后從加速踏板移動到制動踏板所需要的換位時間，以及消除制動裝置間隙 和克服彈簧變形所需的結合時間，然后才開始制動壓力的增長。制動器增力時間大約為 。 3T 為制動持續(xù)時間 ， 此時減速度保持 2a ，速度由 2V 減到零。 從以上分析可見，制動距離是停車距離中的一部分 制動距離： 321 SSS ?? （ 35） 停車距離： 3210 SSSS S ???? （ 36） = TaaVTaaTT ??????????? ???? 24222TV 22201212100 ???????? ??????2112211 36424 aaTTTa 通常，發(fā)動機阻力矩引起的減速度 1a 和式中最后三項可忽略不計 ，簡化后的 停車距離為 式（ 37） 2202100 22TTTVS aV????????? ??? （ 37） FSAE 大學生方程式賽車制動系統(tǒng)設計 13 ，利用附著系數(shù)與同步附著系數(shù) 制動強度 汽車制動過程中 所產生的制動減速度 dtdv ，可表示為 式（ 38） dtdv = gZ? （ 38） 其中 Z 為制動強度，制動強度 Z 可以評價制動減速度大小，是無量綱的值。然后后輪抱死拖滑： Z φ （ 2） 后輪先抱死拖滑，然后前輪抱死拖滑： Z φ （ 3） 前后輪同時抱死拖滑： Z =φ 從以上 3種情況可知，制動強度總是小于等于利附著系數(shù)。 顯然，制動強度越接近于利用附著系數(shù)，地面的附著條件發(fā)揮的越充 分，汽車的制動力分配的合理程度越高。對于前后制動力為固定比值的汽車來說，其同步附著系數(shù)取決于汽車的結構參數(shù)，其表達式為 式（ 311） hbL0 ??? （ 311） 式中， L 為軸距 β 為制動力分配系數(shù)，uu1FF?? Fu1前輪制動力之和， Fu前后制動器制動力之和 b 質心到后軸距離 h 質心高度 定義一下參數(shù)： Wf,， Wb制動時前后輪法向反作用力 Wfj ， Wbj靜止時前后輪法向作用力 W 汽車總重 l 軸距， la質心距前軸的距離， lb質心距后軸的距離 a 汽車減速度 BR、 BB 前，后地面制動力 h質心高度 當汽車制動時 ，前后軸載荷為式（ 312），（ 313） FSAE 大學生方程式賽車制動系統(tǒng)設計 15 ?????? ?? hgallWW bf （ 312） ??????? hgallWW ar （ 313） 從這里可以得出制動時載荷的轉移量 ，式（ 314） hgalWW ???? （ 314） 從中可以看出，載荷偏移量是 車輛出現(xiàn)點頭的原因，要去除或者減輕這一現(xiàn)象 在于質心的布置以及軸距的設定，因此制動性能的優(yōu)劣一由汽車本身的總體布置決定。 已知數(shù)據(jù)：（ 1）車輛滿載總重 W = 3136N （ 2）車輛有效滾動半徑 R = 240mm （ 3）軸距 l=1600mm （ 4）質心位置：質心高 h = 260mm,距前軸距離 lf = 848mm，距后軸距離 lb = 752mm 法向反力計算 法向反力 計算原理與相關公式； 當 減速度為 8m/s2 時， 地面對前后軸的法向 反力 為式（ 41），（ 42） wf = ???????? ? gahllw b= （ 41） ????????? gahllw fbw= （ 42） 其中， Wf以一定的速度行駛無制動但考慮到空氣動力效應時分配在前軸的重量 Wb一一定速度行駛無制動，但考 同樣考 慮空氣動力 效應時分配在后 軸上的重量 （ a/g）減加速度以“ g”為單位值，其大小可取從出于高速并具有下壓作用是的 3g到冰面上行駛的 ，這取 a/g 的值為 ，即制動減速度為8m/s2 假定賽車制動力分配系數(shù) β， 用 式 （ 322） 計算 鹽城工學院 2020 本科畢業(yè)設計 18 β = bff? = （ 43） 結合 圖 41與計算結果，可知當制動減速度在 8m/s2時，前后軸的軸荷分配分別為 60%， 40% 圖 41 前后軸載荷與制動強度關系 制動力矩預計算 同步附著系數(shù) φ 0的計算，同步附著系數(shù)的大小取決于汽車的結構參數(shù) ，其式為（ 41） φ 0 = h ll b?? = （ 41） 制動器最大制動力矩 對選取較大φ 0的賽車 ，應從保證制動時的穩(wěn)定性出發(fā)，來確定各軸的最大制動力矩，計算如式 ? ?qhllwffT m a x ??φ 0R = = N m （ 42） FSAE 大學生方程式賽車制動系統(tǒng)設計 19 其中 Tmaxf為前軸最大制動力矩 Tmaxb為后軸最大制動力矩 q 為制動強度 ，即 a/g，這 里取 R 為車輪有效滾動 半 φ 0為同步附著系數(shù) 制動卡鉗活塞直徑預計算 再 由 公式 （ 43） 計算出單個制動卡鉗 對制動盤的壓緊力 Nf = r2 padfT? = N （ 43） Nb = N 其中 Tf為前后軸最大制動力 矩 N單側制動塊對制動盤的壓緊力 pad? 為 制動塊與制動盤之間的摩擦因素 ，通常取 ～ 之間，這里取 r 為制動盤半徑，根據(jù) 輪輞在尺寸，設計制動盤直徑為 220mm 根據(jù)單側制動塊對制動盤的壓緊力，計算制動卡鉗活塞直徑 ，如式（ 44） Df ≥ 2 制動卡鉗的選擇 根據(jù) 以上 計算，選購了圖 42的制動卡鉗，其活塞直徑為 34 mm，內部直徑為 28mm 圖 42 制動卡鉗 圖 43 卡鉗摩擦片 FSAE 大學生方程式賽車制動系統(tǒng)設計 21 制動主缸的確定 已知條件： （ 1）制動卡鉗為雙活塞，活塞 內部 直徑為 28mm （ 2）制動卡鉗與制動盤間隙 ? 一般 取 ～ ，這里取 (3) 制動主缸的行程 s通常取 5mm～ 10mm，這里取 5mm 制動時，卡鉗所需要的制動液體積 V(D)，如式（ 44） V(D)= 44D2 ??? ?? = 910? m3 （ 44） 制動主缸一個行程所需要的體積 V（ d） ，式（ 45） V（ d） = s4d2 ??? （ 45） 由于 V（ d ≥ V(D) 計算得 d≥ mm 結合設計計算，我們選擇了 圖 44 所示的制動主缸， 其內徑為 18mm 這種單缸制動主缸在性能上遠遠滿足賽車制動性能的要求 圖 44 制動主缸 鹽城工學院 2020 本科畢業(yè)設計 22 其它 制動部件的選擇 制動盤 由于，賽車輪輞不同于汽車輪輞的尺寸，所以國內市場找不到符合我們要求的制動盤，而向國外購買費用又較高，制動盤可以自行設計，結合輪輞直徑以及制動卡鉗的布置位置，最后定制動盤的直徑為 220mm，厚度為 4mm，對于制動盤來講，散熱問題 是一個不得不考慮的問題 ， 雖然 盤式制動器由于本身散熱性能比較好， 但為提高制動性，我們在制動盤上設計了散熱孔，如 圖 45所示 圖 44 制動盤