557_大學生方程式賽車設計（制動與行走系統設計36張CAD圖）,大學生,方程式賽車,設計,制動,行走,系統,36,cad 汽車氣候室氫排放系統實驗裝置模型的測定 馬丁·威廉曼恩，克里斯丁·巴赫，菲利普·諾瓦克，安德烈·菲舍爾 ，馬提亞·希爾。 EMPA，瑞士聯邦材料測試與研究實驗室，發(fā)動機實驗室，CH-8600，2006年9月，瑞士 EMPA，瑞士聯邦材料測試與研究實驗室，空氣污染/環(huán)境技術實驗室，CH-8600，2006年9月，瑞士 文章信息 文章歷史：2007年3月21日 收到；2007年9月28日 收到修改稿（2007年9月28日）； 2007年11月26日 在線截止。 關鍵詞： 燃料電池 氣體燃料 氫 系統排放 測試單元 濃度測量 摘要 由于空氣質量,溫室氣體二氧化碳的排放和化石燃料短缺的問題,許多車用氣體燃料(天然氣、沼氣、氫氣等)正在研究和開發(fā)。汽車必須證明他們的排氣排放量和系統的整體排放量(包括運行損耗)仍低于一定的安全范圍后才可使用。本文提出一個成本效益即通過監(jiān)測系統排放的氣態(tài)氫或其他燃料動力汽車在一個裝有空調的底盤測功機測試單元,常用于低環(huán)境要求的汽油車廢氣排放測試。唯一額外需要的設備是一個能感知低濃度氣體(如氫氣)的傳感器。該方法是基于濃度測量和動態(tài)質量平衡的模型。實驗研究表明,非常低的排放量可以被記錄下來。此外,如空氣交換率的誤差范圍和靈敏度可被量化。 1。 引言 氣體燃料車輛越來越常見，這是因為他們相比汽油車和柴油車表現出許多優(yōu)點 [1] 。在一些國家,液化石油氣的價格顯著低于于液體燃料,因為它在煉油工藝中是當成“廢物”丟掉的。天然氣作為燃料所提供的和廢氣排放效益要高于汽油和柴油。此外，生物甲烷作為天然氣使用顯示了一個最高的磁場對 輪的效率和最佳的合作 效率和使生物能源之間的得到最好的平衡以及高效利用廢物 [1] 。 氫作為燃料用于燃料電池和內燃機內，其可能在未來汽車技術發(fā)展中起到重要的推進性作用。氫動力汽車的發(fā)展也受限于空氣質量因素，和其他溫室氣體的排放及化石燃料供應等問題 [2,3] 。 所有這些氣態(tài)燃料都有不同的燃料儲存方式，如高壓氣化，低溫液化，金屬氫化物或其他的，均在一定壓力下操作完成。開發(fā)商擁有極大的興趣，因為制造商和立法者能夠監(jiān)控這些氣態(tài)燃料系統的真是整體排放情況。這適用于以下兩種情況，已停的汽車要改變周圍環(huán)境和剛啟動運行或停止的汽車要改變廢氣排放 [4,5] 。 所有這些情況都可以在嵌入人工氣候室的底盤測功機中模擬。 但是，這需要耗費大的力量去確保氣候室的密封性，這樣蒸發(fā)排放量就可以通過直接檢測室內氣體濃度的增加量獲得。這種測試汽油車蒸發(fā)碳氫化合物的排放量的方法必須在[6,7]密閉的測量室中進行（嚴格密封）或采用所謂的點光源的測量法。然而棚式方法適用于測試停駐的汽車，運行損耗會產生一些嚴重的的密封性問題，因此在底盤測功機內需要密封棚。由于氫的特殊性，很難使殼體的嚴格密封以進行蒸發(fā)排放的碳氫化合物的測量。在備選點源上油箱所有潛在的泄漏點需要配備漏斗或通風口保證適當的空氣流通，強大的分析儀會收集所有的排放氣體，并能測量其濃度。 因此，這種方法需要被擴展延伸以適應各種車輛的需要，并且一個測試系統并不能確保測量的總蒸發(fā)排放量的準確性。 另外，本文提出的這種測量運行損耗和應用質量平衡法與氣候試驗的通風設備測量汽車氣體燃料的系統排放的方法。它顯示了什么樣的傳感器設備是必要的，源排放量是如何計算的。該方法是通過實驗驗證的，敏感性分析也提出了進行一定質量的測量時限制條件必須得到滿足。 2. 方法論 2.1 質量平衡 這種方法的基本思路是質量守恒。如圖1所示氣候室內的底盤測功機，導出質量平衡方程（1）。流入和流出室內的氣態(tài)物質（稱之為G）的質量的變化時不同的。假設氣體和其他物質之間沒有發(fā)生化學反應。這是氫氣，甲烷和丙烷在室溫下濃度低于1ppm的條件[8] 。 （1） 表示室內G氣體變化的質量，表示流入室內的G氣體的總質量，表示流出室內的G氣體的總質量，表示從通風設備中流入室內的G氣體質量，流入汽車內G氣體的質量。所有變量均為時間函數。 大規(guī)模的燃氣G將流入氣候室。因此,通風空氣的質量和進入空氣中的氣體G的濃度需要被測量。進入室內另一部分氣體是從汽車里蒸發(fā)出來的，這是有利的。 不同情況下流入氣候室的G氣體： 預期的空氣流通。 泄漏。室門以及渠道電纜和管道不密閉，所以有些漏氣。多數人工氣候室有微壓以確保所有開口空氣能流出，由于流入潮濕的空氣中，在低溫下操作時，會導致危險物冰的形成，另外擾亂室內濕度的控制（圖1）。 如果車輛正在運行，并且由一個消耗空氣的系統進行驅動（發(fā)動機或燃料電池系統），相應的空氣供給可以從腔室外部 或腔室內部被使用。由于氣體通常被排出室外并在室外測量，后者也是一個流出的氣體G的質量平衡的情況。 測量所有的流出位置處的G氣體的質量和濃度顯然是不可能的，但是這個問題可以通過以下的方法變向解決。 底盤測功器對廢氣排放測量的車輛配有風扇。連同的通風的空調室,這可能會導致高的湍流,腔內氣體G的濃度可以被認為是均勻的。換句話說,混合時間常數在腔必須明顯低于空氣匯率常數。必須保證氣候室內無通風不良的死區(qū)。在大多數情況下,底盤測功器是安裝在氣候室,室內的測功器作為破壞電動機的加強室,是包含在室內的。因此,它必須可使艙內的通風設備打開并增加額外的通風設備。 如果室內的G氣體確實是均勻分布的,則這個濃度測量也適用所有的室外測試。只要壓力能保持室內外通風穩(wěn)定,流出室內的氣體總質量等于流入室內的氣體總質量。因此，這是足以測量流入室內空氣質量的。 此外,由于濃度在氣候室是均勻的,它需要在同一位置被測量。 當然，流入室內的G氣體不能直接測量。假設為理想氣體，則可能是通過如下確定。任何氣體質量是密度和體積的乘積。 （2） 所包含的G氣體的質量為 （3） 其中是氣體G的濃度和密度。由于測量將在氣候室內進行并且不持續(xù)很久，則可以假定在此期間溫度和壓力保持穩(wěn)定，密度不變。因此，可進行足夠的空氣體積和G氣體濃度的測量，以確定其質量流量。 對于室內認為 （4） ch代表氣候室。假設流出腔室的空氣的流量等于流入腔室內的氣體G的流量，并是分布是均勻的，由式（1）-（4）得 （5） 因此 （6） 因此，將系統的排放量作為單位時間的流出質量以及知道腔體體積、密度和測量進入腔室的空氣的體積流量以及腔內氣體G的流量、濃度?？捎嬎愠鯣氣體的質量。由于流入和流出的壓力和溫度都是一樣的，流量和密度都可以被認為是相等的。 2.2 測量設備 商業(yè)氣相色譜儀（還原氣體分析儀 （RGA3），微量分析公司，加利福尼亞州，美國）被用來測量氣候室內的。該RGA3是超微量氣體檢測系統，能夠監(jiān)測濃度低至十億分之一的還原性氣體，如。該儀器由一個微處理器控制的氣體色譜儀，利用還原性氣體的方法檢測。 5A分子篩合成空氣預處理SOFNOCAT脫除和反應的雜質（額）作為載氣。 等分的空氣樣本被分為超過1毫升的樣品，定量環(huán)為20毫升/分鐘的速率。分離感興趣的樣本組件，在一個等溫芯棒加熱的色譜柱烤箱中。色譜柱(1S,60/80 mesh；1/8"×30")主要用于去除二氧化碳、水和碳氫化合物。隨后和的分離分析柱(分子篩5A,60/80 mesh；1/8"×30")混和進入檢測器,包含氧化汞。氧化汞之間(固體)和和合汞蒸汽進行反應，進行定量的方式是通過一個紫外光度計進行的。列需保持在75oC；探測器是加熱到270oC?？罩械暮蜆颖局写_定汞的數量成正比。 在連續(xù)觀測濃度的實驗室內，每2分鐘進行一次測試。在每個測試周期的開始和結束的周圍空氣中的濃度（濃度的流入）需進行30分鐘的測試。 通常情況下，濃度是非常均勻的，在短時間內的一個測試周期，并在576±94ppb的范圍內[9]。 通過稀釋單位（MKAL稀釋，測量技術有限公司，哈普施泰特，德國），對兩個高濃度的參考氣體（50和100.2ppm梅塞爾瑞士,瑞士)進行動態(tài)稀釋至零空氣敏感的范圍內。稀釋單元間接引用瑞士聯邦氣流標準進行計量。不同的兩個高濃度的混合物重合標準與對方表現出優(yōu)異的協議NOAA/GDM規(guī)模[10]。的檢測限為±10ppb和衡量標準的不確定性為5％。 2.3 分析方法 正如上一節(jié)中所述的低濃度的氣體不能在高時間分配率的情況下測量，即在幾秒鐘內。設備描述表示允許2分鐘的采樣率。因此方程（6）需要被分解。 離散化最直接，最簡單的方法是由最后測量值取代腔室的濃度。對于時間k步結果為 (7) 其中T是采樣間隔[11]。由于這兩種環(huán)境濃度的氣體G和通風氣流通常超過一個時間間隔的變化非常少。如果使用上面的開頭或結尾的采樣值的時間間隔。然而，腔室的濃度有一個變化顯著，因此平均濃度是取采樣步驟中測量它的任一端的近似值的平均值。質量平衡守恒 (8) 所以 (9) 在數學上更復雜，但也更準確的是通過求解離散差分方程（5）的分析新增一個時間步長，需要一定的假設。 這里是自由輸入信號（即 ，，）的任意時間的函數。 因此，如果必要的話，它可能會測量在高時間分辨率的通風氣流，并利用這段時間進行計算，但通常這種流動是合理的。氣體G的環(huán)境濃度，通常是恒定的，如果不工作時遭受一個巨大的非均勻氣源。 當然是時間的函數及車輛如何發(fā)出的氣體G是未知的。如果流出的總質量給出，最極端的情況下，如果所有被釋放后，立即計算時間間隔的開始或末端（峰值函數，圖2 ）?！捌骄钡那闆r發(fā)生，如果車輛不斷冒出氣體G。在3.2節(jié)中，式（5）的方法通過以下三種假設來解決。 在早期峰值的情況下，該解決方案的方程（5）中時間 (10) 因此，某一時期排放的G氣體質量為 (11) 在后期峰值的情況下，得 (12) (13) 通常情況下： (14) （15） 式（11），（13）和（15）看起來相當不同，其輸出保持相似，只要采樣間隔T是比較小的通風時間常數 。 所以，如果兩個小的采樣間隔和通風，則在此方法中的質量上升。下節(jié)給出了具體例子，在這里的不同方法（式（11），（13） 和（15））和不同的采樣間隔被應用到相同的測試數據中，向大家介紹了，準確度取決于該系統的不同的參數。 3. 案例分析 在這里所描述的試驗案例均在氣候細胞底盤測功機進行了電子探針。所有的數字值都本測試設備得出。 3.1 腔室容積的測定 采用幾何手段估計腔室體積是相當困難的，因為車程，通風，單位熱交換等都很難形容。因此，測試一個明確的體積的氦，其被釋放出來和它的濃度平衡后，外部封閉，內部循環(huán)，通過稀釋估計腔室體積。每256的標準偏差為8。 3.2 體積流量的識別和驗證 在通風的體積流量是不可能直接測量，但隨著時間的推移其仍是恒定的，可以通過以下的試驗確定。 如上，可計量一定體積的氣體如氦注入到單元格（同時通風）。之后，單元格中的混合物氦的濃度將跟隨方程（5）或解決方案（10），（12）或（14）中的一個與停駐的汽車。 測量結果如圖3所示。減去隱藏的濃度和建設的濃度，濃度直線在2000s處達檢測上限。 這條直線的斜率是空氣交換率，即。它的倒數是上面討論的空氣交換的時間常數，如果一個腔室容積或通風體積流量是已知的，則其他可以計算出。在此，用給定的腔室容積的體積流0.5605，其標準偏差為0.005。體積流量受環(huán)境壓力的影響，因此，應該進行蒸發(fā)實驗以確保準確。 此外，如果通風的體積流量通過測量是已知的，類似的測試可用于驗證整體模型。 一個已知量的氦（或氫氣）就在那一刻被釋放并允許在設備中稀釋，測量值可通過微積分（式（11），（13）或（15））計算出釋放量。這需要反復檢驗。 3.3 蒸發(fā)試驗和精度分析 在氫燃料汽車中進行氫系統排放測試。測試顯示的測試包括停車時間從1到2523s,然后加速至3842s,另一個停車階段是7100s(圖4)。 房地產氫亦進行了系統的發(fā)射試驗 氫汽車。 這里顯示的測試包括一個停車 相從1到2523的小號，然后坐測試3842 s，其中 另一個停車階段進行監(jiān)測到7100秒（ 圖4 ）。 圖4所示的是每間隔2分鐘所測量出的氫濃度。在右邊則顯示出每個時間間隔中汽車的廢氣排放量。他們是用不同的方法和假設來計算出來的，即（9），（11），（13）和（15）。 在給定的用一單缸容積為256m，通風體積流量為0.5605m/s（給定空氣交換時間常數為463s或7.72min）和采樣速率為2min的條件下，精確結果如下：在粗略計算公式（9）和精確計算公式（15）均假設汽車的廢氣排放在超過一個采樣時間間隔后是恒定的情況下兩公式的計算結果的差異小于0.5%。用計算最壞的情況下的方程式（11）和（13）計算出的值，假定短發(fā)射峰出現在抽樣間隔的開始和末尾，則產生14%和-12%的誤差。然而，從整體的質量特性發(fā)射曲線（圖4中，右）中可以看出，令人難以置信的是汽車尾氣排放達到峰值，并且這個峰值恰巧與取樣同步。這樣，當尾氣排放開始或停止時真正的局部準確度可能在-12%和14%間無常的變化。然而整體或綜合的排放將在所有可行的情況中顯示出一個精度更高的結果。 從圖4和圖5，可以很容易的看出，該車輛在運行時顯示出相當小的系統排放量，即每21min的車程的排放量為0.0046g（3842s）。相反當系統停止后卻上升顯著。在發(fā)動機停止后20min（1200s）內最大的氣流量可達到4.32mg/min并且之后有所下降。很明顯某些系統氫氣部分泄露后直到它們用盡了系統才停止。 注意，所有的變量，如風流量和環(huán)境濃度被認為是在每一個時間步內是恒定的。如果它們緩慢的變化并且它們的值是測量的，則這種方法也可以應用在相同的精確度上。 3.4 靈敏度分析 對于這種方法的靈敏度測量誤差可以由標準誤差傳播方法來分析【12】。它表明室濃度對測量中的隨機誤差在一步步的結果中有相當大的影響，產生兩個不同的測量值。然而這些誤差是當積分發(fā)射時補償所產生的。 濃度值的系統性誤差，即室溫值和外界環(huán)境下的值之間的偏差將導致一個優(yōu)先于積分信號的不正確的線性趨勢。這樣的趨勢可以很容易的被檢測到，如果被測試的車輛顯示在零排放階段，如在夜晚靜止存放后?；蛘哌@種偏置能過通過使用相同傳感器對外界的（流入）和燃燒室內的濃度進行測量去減少，這種方法是被推薦的。 此外，這種方法是對取樣率和換氣率的比值的采樣。 這種靈敏度在下面的例子中由于忽略媒介數據點而被突出。用這種方式，采樣率可以很容易的被模擬成為一個2min的多原始采樣?？梢钥闯?，在表1中通過增加采樣時間使理論范圍內的不確定性增加。當采樣時間達到與空氣交換時間常量近似值7.72min，即6或8min時，然后最大的不確定性上升到50%以上，從而單步的值變得有些不可靠了。同時，式（9）簡化方法的誤差也上升時，采樣時間增加。這一發(fā)現正好與Shannon信息定理的假設即采樣頻率應該比最高頻率的兩倍更高，因此，在這里，采樣瑩明顯快于空氣交換率的一半。因此，采樣速率2min滿足香農定理，作為系統時間常數（空氣交換率）是7.72min，這導致上述-12%到14%的準確的。 同樣，由于在實踐中車輛的排放測量抽樣是不會發(fā)生在一個具有多個峰的峰狀的方式，積分精度將大優(yōu)于最大的局部誤差提示。這樣在圖6中也可以看出，其中的累積氫氣排放曲線幾乎與四個不同的采樣率是相等的。最后的誤差相比于2min采樣，8min采樣誤差能低1%。 4. 結論 本文介紹了一個來衡量汽車氣體燃料排放系統的方法。該方法是基于試驗存儲單元中的濃度測量和動態(tài)質量平衡計算。每小時排放量低至2克也易于檢測。。 此方法是適用時需滿足如下列條件： ·測試單元內部通風是良好，室內濃度可以被認為是均勻分布的。 ·空氣交換率至少低于兩倍的采樣率。準確性隨著采樣率的上升和空氣交換率下降而上升。 ·必須測量空氣交換率和污染氣體的流入（環(huán)境）濃度。 如果測試單元的空調安裝有超壓系統，那后者是很易實現的，在空調中所有流入的氣體都會通過A/C管。 這種方法已被驗證實驗證明，它適用于實踐并能給出可靠的結果和整體質量界限。 許多廢氣排放實驗室的空調房有底盤測功機，隨著氣態(tài)燃料汽車如天然氣汽車和燃料電池汽車或其他動力的汽車的數目的增加，這成為了一種衡量氣態(tài)燃料汽車系統的排放量和運行損失的成本合理的方法。 參考文獻 [1] 歐洲石油化工協會，歐洲汽車研發(fā)委員會，聯合研究中心。 歐洲未來汽車燃料和動力系統的顯著分析， 2006年5月，第二版{http://ies.jrc.ec.europa.eu/WTW }。 [2] 羅姆J.汽車和燃料的未來. 能源政策 2006年，34（17）:2609-14。 [3] 葉 S，拉克林 DH，吉文C，蓋奇S.氫運輸經濟、能源使用、空氣排放的綜合評估。 虛擬目錄 電子與電氣工程師協會 2006年，94（10）:1838-51。 [4] Ananthackar V，達菲JJ. 車載燃料電池汽車、太陽能汽車的儲氫效率. 2005年；78（5）:687-94。 [5] 張 JS，費舍爾TS，德蘭光伏 PV，戈爾JP，瑪德沃 I.儲氫技術上的回熱傳導問題 . 熱轉移反式 美國機械工程師協會 2005，127（12）:1391-9。 [6] 布魯克斯DJ，巴爾杜斯SL，德鉻 HL ，高斯RA，舍比RD. 運行損耗測試程序的開發(fā)。 美國汽車工程師協會 技術文件輯1992； 9203（22）:209-55。 [7] 岡瑟 M，德瓦德 D，拉潘 M，詹森 T，森哥樂 W，巴爾杜斯S 等人. 車輛運行的蒸發(fā)損失排放點源和外殼測量技術. 美國汽車工程師協會特刊 1998年; 1335:131-43。 [8] 格林伍德NN，恩肖 A，化學元素。 原出版社，2001。 p.56。 [9] 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目前,國內外的連續(xù)變量傳輸系統的研究匹配主要集中在汽車[3、4、5),并且這個關于拖拉機研究還沒有被報道。拖拉機不僅與汽車在結構有區(qū)別,其惡劣的工作條件和頻繁的外載荷波動也是與汽車的區(qū)別。這些所有的要求速度比改變都是為了以及時適應拖拉機變化的負載和運動阻力,確保動態(tài)性能和經濟性。本文的目的是為拖拉機解決匹配策略和HMCVT系統的模擬問題,為了拖拉機的控制方法提供理論依據。 2. 發(fā)動機輸出特性 A. 發(fā)動機輸出轉矩 發(fā)動機是一個更復雜的系統,其輸出轉矩是通過節(jié)流閥開放和發(fā)動機的轉速來改變?；诎l(fā)動機試驗的結果,發(fā)動機穩(wěn)態(tài)輸出轉矩和節(jié)氣門打開和旋轉速度的關系可以使用多項式擬合來建立。發(fā)動機輸出扭矩和油門開啟和旋轉速度之間表面關系用多項式擬合能得到圖.1。 圖1發(fā)動機輸出轉矩與節(jié)氣門打開和旋轉速度的關系 b .發(fā)動機的通用特性 發(fā)動機功率和燃料消耗之間的關系,可以根據發(fā)動機負載的每個轉速特性曲線被實現。然后發(fā)動機有效燃料消耗和旋轉速度和轉矩之間的曲面關系可以通過利用曲線插值擬合獲得。普遍發(fā)動機特性曲線(圖2)可以使用發(fā)動機的數值模型得到。 在圖2中,曲線ABC是外部特征曲線;曲線BFS和CGT是速度調節(jié)特性曲線,A、B和C三點分別是最大輸出功率點。在不同的油門位置，盡管引擎可以工作最大輸出功率點,在一些最大輸出功率點如點B和C發(fā)動機有純淬裝載能力,這很容易導致發(fā)動機的熄火。因此,在不同的油門位置,發(fā)動機的最大輸出功率點應設置為圖2的點A,F和G。因此,通常,曲線AFG被稱為最佳動力性工作曲線,即D曲線。 如果有相同功率的燃油消耗最小點(圖2)是相連的,發(fā)動機的最優(yōu)燃料經濟性能工作曲線隨著圖2中的曲線AST的實現,即E曲線。 圖2引擎通用特性曲線 c .調節(jié)功能的發(fā)動機轉速 發(fā)動機轉速的發(fā)動機調節(jié)功能是當負載的輸出軸改變,車輛傳動裝置速度比率是為了維護發(fā)動機功率的相對價值進行獨立煩的控制。如果發(fā)動機工作在每個相對功率之間最低燃料消耗的轉速，油門開啟和轉速的關系是轉速的最優(yōu)燃料經濟性能。如果發(fā)動機的每個相對節(jié)流開放工作在最大轉矩的旋轉速度，,油門的打開和轉速的關系是轉速的最佳動力性能。發(fā)動機轉速的調節(jié)功能可以擬定為圖3。在圖3,曲線D和E分別是發(fā)動機調節(jié)特性曲線的優(yōu)化功率和最佳燃油經濟性能。 圖3發(fā)動機的轉速調節(jié)特性 III.匹配策略的HMCVT系統 HMCVT系統的匹配策略如圖.4。發(fā)動機可以通過HMCVT系統控制發(fā)動機油門打開和調節(jié)速度比使其工作在最優(yōu)功率性能工作曲線D或最好的燃料經濟性能工作曲線E。在實際的工作，工作重點應該是落在發(fā)動機的速度特性曲由最低穩(wěn)定旋轉速度曲線l,外特性曲線w和監(jiān)管線t的區(qū)域。對于HMCVT系統的拖拉機,每點發(fā)動機的有效工作范圍有一個和拖拉機的駕駛速度相對應的驅動力,其具體表達式給出了公式如下 圖4匹配的HMCVT系統示意圖 這里，Fq是拖拉機的動力,kN;Me是發(fā)動機嗎轉矩,N·m;ne是轉速的發(fā)動機,r / min;rd是駕駛的動態(tài)半徑wheel,m;i是HMCVT系統的傳動比,是HMCVT的系統效率;v是拖拉機速度,km/h;是練習場的跟蹤效率，輪式拖拉機=1. 通過引用文中的計算方法[6],每個發(fā)動機的點的有效工作范圍都對應拖拉機驅動特性圖的(圖。4)。圖4中,曲線l’,‘w’和t”是分別相對應的發(fā)動機理想的工作邊界曲線l,w和t,h線是拖拉機受地面膠粘劑力的影響可以提供最大驅動力。 可以從圖4看出,在穩(wěn)定和優(yōu)化電力和燃料經濟性能條件下,當拖拉機工作在一定的速度,有一個獨特的理想的發(fā)動機工作曲線對應的拖拉機的工作狀態(tài)。在發(fā)動機的通用特性曲線，每個點工作條件都是明確的。發(fā)動機節(jié)氣門打開,理想的轉速和轉矩有一一對應的HMCVT系統的速度比。 發(fā)動機可以通過控制油門打開發(fā)動機和調節(jié)HMCVT系統的速度比工作在最優(yōu)功率性能工作曲線D或最好的燃油經濟性性能工作曲線E。根據事先確定發(fā)動機的節(jié)流開放和輸出功率的對應關系,發(fā)動機可以通過控制發(fā)動機節(jié)氣門打開和HMCVT系統的調節(jié)速度比工作在特定的工作點。 可以從圖2和圖3看出,不管最佳動力性和最佳燃油經濟性性能,發(fā)動機節(jié)氣門打開、旋轉速度和輸出功率有一一對應的關系。在每個發(fā)動機節(jié)氣門打開時,確保拖拉機可以工作用不同的速度，HMCVT系統必須有相對速度比,以保證發(fā)動機工作最優(yōu)工作點。當發(fā)動機工作在最優(yōu)動力性能的傳輸目標速度比率如圖5。當發(fā)動機工作在最佳的燃料經濟性能時的傳輸目標速度比率如圖6。目標速度比率可以存儲在內存單元的控制器內。根據拖拉機實際的工作條件,發(fā)動機工作點可以通過控制HMCVT系統的速度比率調節(jié)。這樣拖拉機可以在這樣工作的條件下提供最佳動力性和最佳燃油經濟性性能。 圖5。目標速度比率的發(fā)動機最優(yōu)功率 圖6。目標速度比率的發(fā)動機最佳燃油經濟性 四。仿真分析 在拖拉機實際操作中,通常存在兩個典型工作條件:一是工作在恒定的拖拉機牽引阻力和發(fā)動機可變節(jié)流打開條件,另一個是工作動機油門打開發(fā)和的拖拉機變量牽引電阻條件。在此基礎上,以采取最好的燃料經濟性能的發(fā)動機為例,仿真系統進行了對HMCVT兩個條件的分析:一是拖拉機的牽引阻力是常數和發(fā)動機節(jié)流閥打開變量,另一個是發(fā)動機節(jié)流閥打開是常數和拖拉機牽的引阻力是可變的。在這種情況下,發(fā)動機的轉速可以工作目標工作點,調節(jié)HMCVT系統速度的比率。 a .常數牽引阻力和可變節(jié)流 仿真工作條件,拖拉機牽引阻力Ft=40 kn并保持不變,發(fā)動機起始節(jié)流閥打開?a=50%;經過十年,發(fā)動機節(jié)流閥打開增加到100%;當拖拉機跑到30年，發(fā)動機節(jié)氣門打開減少到70%。仿真結果表現為圖7。 圖7仿真結果曲線恒牽引阻力和 可變節(jié)流工況 可以從圖7看出,在t = 10年,發(fā)動機節(jié)流閥打開突然從50%增加100%,拖拉機是在加速開車期間,發(fā)動機可以工作在HMCVT系統新目標旋轉速度調節(jié)速度比。然后，發(fā)動機油門打開保持在100%,拖拉機是在穩(wěn)定的駕駛周期。在t = 30年,發(fā)動機油門打開突然從100%降低到70%,拖拉機是在減速駕駛期間,和發(fā)動機也可以工作調節(jié)MHCVT系統速度比新目標的旋轉速度。在加速度和減速駕駛期間,HMCVT系統有一些時間延遲效應、發(fā)動機實際輸出扭矩波動的發(fā)生?？梢詮姆抡娼Y果曲線看出,當拖拉機牽引阻力的常數和發(fā)動機節(jié)流閥打開是可變的時,發(fā)動機的輸出轉速和扭矩基本上可以通過調節(jié)HMCVT系統的速度比穩(wěn)定在最佳的燃料經濟性能的工作曲線。 b常數節(jié)流和變量牽引阻力 仿真的工作條件是發(fā)動機油門打開a=70%,保持不變,拖拉機牽引阻力Ft等于60 kn;開始之后十年,拖拉機牽引阻力減少到30 kn;當拖拉機跑到30年,拖拉機的牽引阻力增加到60 kn。仿真結果表現為圖8。 圖8。仿真結果曲線恒節(jié)流和變量牽引 可以從圖8看出,在t = 10年前,發(fā)動機的實際輸出轉矩之間和拖拉機的牽引抵抗扭矩的平衡可以保持,拖拉機是在穩(wěn)定的駕駛狀態(tài)。在t = 10年,拖拉機的牽引抵抗扭矩突然從60kn的減少到30 kn,發(fā)動機的轉速有增加的趨勢。為了保持發(fā)動機轉速在目標速度旋轉,需要增加HMCVT系統的速度比。拖拉機是在加速期,直到開車新的力量平衡點出現。這樣,拖拉機在穩(wěn)定的駕駛周期。在t = 30年代拖拉機牽引阻力突然從30 kn增加到60 kn,拖拉機是在減速駕駛期。在穩(wěn)定的駕駛期間,隨著HMCVT系統速度的比率變化速率是不夠的,有一個發(fā)動機和目標工作點之間的某些錯誤的工作點。 五結論 基于發(fā)動機試驗結果,發(fā)動機輸出轉矩模型和燃料消耗模型被建立,發(fā)動機轉速調節(jié)的特點被確定。在上述工作的基礎上,研究了匹配HMCVT系統的策略。對這個拖拉機兩個典型的工作條件進行了分析法。結果表明,匹配策略確定本文是正確的和可行的,合理的匹配引擎和HMCVT系統可以實現。 致謝 本文的一部分是通過格蘭特2010 b460009支持醫(yī)生科學研究河南省教育部門基金科學和河南大學基金的自然科學與技術的內容。 引用 [1]徐里有，周治理,張明珠,等等.設計的流體力學的無級變速傳動的拖拉機.交易的中國農機協會.37卷.2006年7月.5 - 8頁(在中國) [2]),Hiroyuki Mitsuya, Keiji Otanl, Tsutomu Ishino,等等.推土機發(fā)展振動傳輸.SAE 94177紙.159 - 168頁 [3]張寶生,傅鐵軍,周云山,等等.匹配的三角皮帶式無級變速傳動系統與發(fā)動機及其控制戰(zhàn)略.《吉林大學(工程和技術版).2004年1月.65 - 70頁 (在中國) [4]胡建軍,秦大同,蜀香港.速度比匹配策略金屬v形帶式無級變速系統.《重慶大學(自然科學版)》24卷.6.2001.12.12 - 17頁 (在中國) [5]t . Udaegawa.模擬方法的影響比改變速度的一個金屬v形帶CVT車輛響應.車輛系統設.、1995.6.35 38頁 [6]徐里有.振動特性研究的不斷變量傳輸的拖拉機.博士論文.西安:西安科技大學.2007(在中國) 7 畢 業(yè) 設 計（論 文） 題目大學生方程式賽車設計（制動與行走系統設計） 2013年5月30日 大學生方程式賽車制動與行走系統設計 摘 要 Formula SAE自1978年在美國第一次舉辦以來，現已成為一項頂尖的國際賽事。按比賽規(guī)定，賽車必須在加速，制動和操控性能方面表現出色。其中，為保障車輛和駕駛人員的安全，賽車的制動與行走系統設計顯得尤為重要。 本文主要闡述了Formula SAE賽車的制動與行走系統設計過程。本次設計參照上代及其他參賽團體的賽車，進行了整體優(yōu)化。本文在分析大賽規(guī)則及往屆成型賽車的基礎上，通過計算分析設計出制動與行走系統的總體方案。其中，制動系統以制動器為核心，設計出制動操縱機構（踏板裝置）及制動操縱驅動機構（II型液壓雙回路）。行走系統以輪胎為核心，依次進行輪輞、輪轂、立柱的設計。本次設計在分析研究國外經典賽車基礎上，參照實物及經典模型，利用UG對各零件進行三維建模和裝配，利用CAD、CAXA等軟件建立模型進行運動干涉分析，保證設計的合理性及優(yōu)良性。 最后，本次設計運用UG等軟件，對制動系統中的連接件、緊固件、制動盤、制動踏板、制動油路等和行走系統中的立柱、輪轂、輪輞進行了仿真及有限元分析，并制造出樣件，對樣件裝車試驗，取得良好效果。最終本設計的結果，確保了本賽車具有出色的制動性和在極限工況下的安全性。 關鍵詞：賽車，制動及行走系統，優(yōu)化，仿真，有限元分析 II COLLEGE STUDENTS'FORMULA RACING BRAKE AND WALKING SYSTEM DESIGN ABSTRACT Formula SAE held in the United States for the first time since 1978, has now become a top international event. The car's design must be in acceleration, braking and handling performance. Among them, in order to guarantee the safety of the vehicle and driver, braking and walking system design is especially important. This article mainly elaborated the Formula SAE racing car brake and walking system design process. Design with reference to the parent group and other participants of the car, on the whole optimization. Based on the analysis of the competition rules and past molding car, on the basis of analysis by calculation braking and walking system overall scheme are given. Among them, the braking system to brake as the core, designed the brake operating mechanism and brake control driving mechanism. Walking system to tire as the core, in turn to carry on the rim, hub, pillar design. Refer to physical objects and the classic case in design process, the parts to make use of UG three-dimensional modeling and assembly, optimize the braking control drive mechanism, using CAD, CAXA, such as motion interference analysis, to ensure the rationality of the design and the optimal benign. Using software such as UG, the design of the braking system of the fittings, fasteners, brake pedal, brake disc and walking system such as columns, in the hub, rim has carried on the simulation and finite element analysis, to ensure that this car has good brake and safety under limit conditions. KEY WORDS:car, brake and walking system, optimization, simulation, finite element analysis III 符 號 說 明 輪缸活塞直徑,mm 主缸活塞直徑,mm 地面制動力,N 制動踏板力,N 車輪與地面的附著力,N 汽車前軸靜負荷,N 汽車后軸靜負荷,N 質心高度,mm 軸距,mm 汽車質心離前軸的水平距離,mm 汽車質心離后軸的水平距離,mm 汽車總質量,kg 車輪有效半徑,mm 車輪滾動半徑,mm 制動器對車輪的制動力矩,N·m 管路液壓,MPa 主缸工作容積,mm3 單個輪缸工作容積,mm3 汽車行駛速度m/s 制動踏板行程,mm 地面對前軸的法向反力,N 地面對后軸的法向反力,N 制動力分配系數 同步附著系數 制動輪缸的活塞行程,mm 踏板機構及制動主缸的機械效率 IV 目 錄 第一章 概述 1 §1.1 大學生方程式賽車簡介 1 §1.2 制動系統的重要性 1 §1.3 行走系統的功用 1 第二章 制動系設計 3 §2.1 制動系應滿足的主要要求 3 §2.2 制動器的結構型式及選擇 3 §2.2.1 鼓式制動器 4 §2.2.2 盤式制動器 5 §2.3 制動系的主要參數及其選擇 7 §2.3.1 制動力與制動力分配系數 7 §2.3.2 同步附著系數 10 §2.3.3 制動器最大制動力矩 10 §2.3.4 制動器因數 11 §2.3.5 制動器的機構參數與摩擦系數 11 第三章 制動器的設計計算 13 §3.1 摩擦襯塊磨損特性的計算 13 §3.2 制動器的熱容量和溫升的核算 14 §3.3 盤式制動器制動力矩的計算 16 §3.4 駐車制動計算 17 第四章 制動器主要零件的結構設計 19 §4.1 制動盤 19 §4.2 制動鉗 19 §4.3 制動塊 20 §4.4 摩擦材料 21 §4.5 制動輪缸 21 §4.6 制動器間隙的調整方法及相應機構 21 第五章 制動驅動機構的結構型式選擇及設計計算 23 V §5.1 制動驅動機構的結構型式選擇 23 §5.2 制動管路的分路系統 25 §5.3 液壓制動驅動機構的設計計算 26 §5.3.1 制動輪缸直徑與工作容積 26 §5.3.2 制動主缸直徑與工作容積 27 §5.3.3 制動踏板力與踏板行程 28 §5.3.4 制動主缸的形式 29 第六章 行走系統的設計 30 §6.1 汽車行駛系統概述 30 §6.1.1 輪胎 31 §6.1.2 輪輞 31 §6.1.3 輪轂 32 §6.1.4 立柱 33 §6.2 強度校核 34 §6.2.1 制動盤緊固螺栓的校核 34 §6.2.2 輪轂螺栓的校核 35 第七章 結 論 37 參考文獻 38 致 謝 40 附 錄 41 VI 第一章 概述 §1.1 大學生方程式賽車簡介 目前，中國汽車工業(yè)已處于大國地位，但還不是強國。從制造業(yè)大國邁向產業(yè)強國已成為中國汽車人的首要目標，而人才的培養(yǎng)是實現產業(yè)強國目標的基礎保障之一。 大學生方程式賽車活動是以院系的形式組織學生參與賽事，重點培養(yǎng)學生的設計、制造能力、成本控制能力和團隊溝通協作能力，使學生能夠盡快適應企業(yè)需求，為企業(yè)挑選優(yōu)秀適用人才提供平臺；同時通過活動創(chuàng)造學術競爭氛圍，為院校間提供交流平臺，進而推動學科建設的提升。 大賽在提高和檢驗汽車行業(yè)院校學生的綜合素質，為汽車工業(yè)健康、快速和可持續(xù)發(fā)展積蓄人才,增進產、學、研三方的交流與互動合作等方面具有十分廣泛的意義。 §1.2 制動系統的重要性 汽車作為陸地上的現代重要交通工具，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構分析與設計計算也就顯得非常重要了。 §1.3 行走系統的功用 汽車行走系統的功用是： 1、將發(fā)動機傳到驅動輪上的驅動轉矩變?yōu)橥苿悠囆旭偟尿寗恿?，并使驅動輪的轉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，且與汽車轉向系很好地配合工作，實現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。 42 第二章 制動系設計 §2.1 制動系應滿足的主要要求 設計制動系時應滿足的主要要求： 1、具有足夠的制動效能； 2、作可靠； 3、在任何速度下制動時，汽車都不應喪失操縱性和方向穩(wěn)定性 ； 4、防止水和污泥進入制動器工作表面； 5、制動能力的熱穩(wěn)定性良好 ； 6、操縱輕便，并具有良好的隨動性； 7、制動時，制動系產生的噪聲盡可能小，同時力求減少散發(fā)出對人體有害的石棉纖維等物質，以減少公害； 8、作用滯后性應盡可能短； 9、摩擦襯塊應有足夠的使用壽命； 10、摩擦副磨損后，應有能消除因磨損而產生間隙的機構，且調整間隙工作容易，最好設置自動調整間隙機構； 11、當制動驅動裝置的任何元件發(fā)生故障并使其基本功能遭到破壞時，汽車制動系應有音響或光信號等報警提示。 §2.2 制動器的結構型式及選擇 制動器主要有摩擦式、液力式和電磁式等幾種形式。電磁式制動器雖有作用滯后性好、易于連接而且接頭可靠等優(yōu)點，但因成本高，只在一部分總質量較大的商用車上用作車輪制動器或緩速器；液力式制動器一般只用作緩速器。目前廣泛使用的仍為摩擦式制動器。 摩擦式制動器是利用固定元件與旋轉元件工作表面間的摩擦而產生制動力矩使汽車減速或停車。其按摩擦副結構形式不同，可分為鼓式、盤式和帶式三種。帶式制動器只用作中央制動器；鼓式和盤式制動器的結構形式有多種，如下所示： 圖2-1 制動器類型[4] §2.2.1 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前，它已經廣泛應用于各類汽車上。鼓式制動器又分為內張型鼓式制動器和外束型鼓式制動器兩種結構型式。內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圓弧作為一對摩擦表面，產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張型鼓式結構。各式鼓式制動器結構簡圖如下所示： 圖2-2 鼓式制動器簡圖[4] (a)領從蹄式(用凸輪張開)；(b)領從蹄式(用制動輪缸張開)；(c)雙領從蹄式(非雙向，平衡式)；(d)雙向雙領從蹄式；(e)單向增力式；(f)雙向增力式 §2.2.2 盤式制動器 按摩擦副中固定元件的結構不同，盤式制動器分為鉗盤式和全盤式制動器兩大類。 一、鉗盤式 鉗盤式制動器的固定摩擦原件是制動塊，裝在與車軸連接且不能繞車軸軸線旋轉的制動鉗中。 按制動鉗的結構形式不同可分為定鉗盤式制動器、浮鉗盤式制動器等。 (1) (2) (3) 圖2-3 鉗盤式制動器的示意圖[4] (1)固定鉗式 (2)滑動鉗式 (3)擺動鉗式 1、固定鉗式 制動鉗固定不動，制動盤兩側均有液壓缸。制動時僅兩側液壓缸中的制動塊向盤面移動。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；結構及制造工藝與一般鼓式制動器相差不多，容易實現鼓式制動器到盤式制動器的改革，能很好地適應多回路制動系的要求。 2、浮動鉗式 滑動鉗式：制動鉗可以相對制動盤作軸向滑動，其中只在制動盤的內側置有液壓缸，外側的制動塊固裝在鉗體上。具有以下優(yōu)點：僅在盤的內側具有液壓缸，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?。怀杀镜?；浮動盤的制動塊可兼用駐車制動。 制動鉗的安裝位置可以在車軸之前或之后。由圖2-4可見，制動鉗位于車軸后，能使制動時輪轂軸承的合成載荷F減?。恢苿鱼Q位于車軸前，則可避免輪胎向鉗內甩濺污泥。 (a) (b) 圖2-4 制動鉗的位置對輪轂軸承載荷的影響[4] (a)制動鉗位于車軸之前;(b)制動鉗位于車軸之后 1—車輪；2—制動盤；3—輪轂； —路面法向反力；—制動力；，—與的合力及相應的支承反力 ，—制動襯塊對制動盤的摩擦力及相應的支承反力； —輪轂軸承的徑向合力 二、全盤式 全盤式制動器中摩擦副的旋轉原件及固定原件均為圓盤形，制動時各盤摩擦表面全部接觸，作用原理如同離合器，故又稱離合器式制動器。由于這種制動器散熱條件較差，其應用遠遠沒有鉗盤式制動器廣泛。 與鼓式制動器比較，盤式制動器有如下優(yōu)點： 1、熱穩(wěn)定性好； 2、水穩(wěn)定性好； 3、易于構成雙回路制動系統，使系統有較高的可靠性和安全性； 4、尺寸小、質量小、散熱好； 5、壓力在制動襯塊上分布均勻，故襯塊磨損也均勻； 6、更換襯塊簡單容易； 7、襯塊與制動盤之間的間隙?。?.05~0.15mm），從而縮短了制動協調時間； 8、易于實現間隙自動調整。 在本次設計中，我們選擇滑動浮鉗盤式。 §2.3 制動系的主要參數及其選擇 整車參數：汽車軸距：=1680mm 車輪滾動半徑：=247mm 汽車總質量:=302kg 取=10N/kg 滿載時前軸負荷：N 滿載時后軸負荷：N 滿載時質心高度：=300mm 質心距前軸的距離：=840mm 質心距后軸的距離：=840mm 對汽車制動性能有著重要影響的制動系參數有：制動力及其分配系數、同步附著系數、制動強度、附著系數利用率、最大制動力矩與制動器因數等。 §2.3.1 制動力與制動力分配系數 汽車制動時，如果忽略路面對車輪的滾動阻力矩和汽車回轉質量的慣性力矩，則任一角速度的車輪，器力矩平衡方程式為 （2-1） 式中，--制動器對車輪作用的制動力矩，即制動器的摩擦力矩，其方向與車輪旋轉方向相反，N/m。 --地面作用于車輪上的制動力，即地面與輪胎之間的摩擦力，又稱為地面制動力，其方向與汽車行駛方向相反，N。 --車輪有效半徑，m。 令 （2-2） 并稱之為制動器制動力，它是在輪胎周緣克服制動器摩擦力矩所需的力。與地面制動力的方向相反，當車輪角速度時，大小亦相等，且僅由制動器結構參數所決定。即取決于制動器的結構形式、尺寸、摩擦副的摩擦系數及車輪有效半徑等，并與制動踏板力即制動系的液壓成正比。當加大踏板力以加大時，和均隨之增大。但地面制動力受著附著條件的限制，其值不可能大于附著力即 （2-3） 或 （2-4） 當制動器制動力和地面制動力達到附著力值時，車輪即被抱死并在地面上滑移。此后制動力矩即表現為靜摩擦力矩，而即成為與相平衡以阻止車輪再旋轉的周緣力的極限值。當制動到以后，地面制動力達到附著力值后就不再增大，而制動器制動力由踏板力的增大使摩擦力矩增大而繼續(xù)上升（見圖2-4）。 根據汽車制動時的整車受力分析，考慮到制動時的軸荷移動，可求得地面對前、后軸車輪的法向反力，為： （2-5） 汽車總的地面制動力為 （2-6） 由以上兩式可求得前、后軸車輪附著力為 （2-7） 上式表明：汽車在附著系數為任意確定值的路面上制動時，各軸附著力即極限制動力并非為常數，而是制動強度或總制動力的函數。當汽車各車輪制動器的制動力足夠時，根據汽車前、后軸的軸荷分配，前、后車輪制動器制動力的分配、道路附著系數和坡度情況等，制動過程可能出現的情況有三種，即： 1、前輪先抱死拖滑，然后后輪再抱死拖滑； 2、后輪先抱死拖滑，然后前輪再抱死拖滑； 3、前、后輪同時抱死拖滑。 在以上三種情況中，顯然是最后一種情況的附著條件利用的最好。賽事也規(guī)定必須前、后輪同時抱死。 由式（2-6）（2-7）不難求得在任何附著系數的路面上，前、后車輪同時抱死即前、后軸車輪附著力同時被充分利用的條件是： （2-8） 由式（2-8）可知，前、后車輪同時抱死時，前、后輪制動器制動力，是的函數。 由式（2-8）中消去，得 （2-9） 將上式繪成以，為坐標的曲線，即為理想的前、后輪制動器制動力分配曲線，簡稱曲線，如圖2-5所示。如果汽車前、后制動器的制動力，能按曲線的規(guī)律分配，則能保證汽車在任何附著系數的路面上制動時，都能使前、后車輪同時。 圖2-5 制動力與踏板力的關系[4] 圖2-6 某載貨汽車的曲線與線[4] 同步附著系數：線與曲線交點處所對應的路面附著系數。 汽車滿載時的同步附著系數=1。 同步附著系數下，前后輪同時抱死時的制動器制動力： N N 制動器制動力分配系數： §2.3.2 同步附著系數 附著條件的利用情況可用附著系數利用率來表示： （2-10） 式中，——汽車總的地面制動力； ——汽車所受重力； ——制動強度。 當時，，，利用率最高。 §2.3.3 制動器最大制動力矩 應合理地確定前、后輪制動器的制動力矩，以保證汽車良好的制動效能和穩(wěn)定性。 最大的制動力是在汽車附著質量被完全利用的條件下獲得的。對于選取較大值得各類汽車，應從保證汽車制動時的穩(wěn)定性出發(fā)，來確定各軸的最大制動力矩。當時，相應的極限制動強度，故所需的前軸和后軸的最大制動力矩為： N·m N·m 單個前輪和后輪所需的最大制動力制動力矩為： N·m N·m 制動器所能產生的最大制動力矩： N·m 由此可知，該設計能夠滿足汽車安全制動的要求。 §2.3.4 制動器因數 （2-11） 式中，——制動器的摩擦力矩； ——制動盤的總用半徑； ——輸入力，一般取加于兩制動塊的壓緊力的平均值為輸入力。 對于鉗盤式制動器，設兩側制動塊對制動盤的壓緊力均為，則制動盤在其兩側工作面的作用半徑上所受的摩擦力為，此處為盤與制動襯塊間的摩擦系數，于是鉗盤式制動器的制動器因數為： §2.3.5 制動器的機構參數與摩擦系數 1、 制動盤的直徑Ｄ 當輸入力一定時，制動盤的直徑越大，則制動力矩亦愈大，散熱性能愈好。但直徑的尺寸受輪輞內徑的限制，而且的增大也使制動盤的質量增大，使汽車非懸掛質量增大，而不利于汽車的行駛平順性。制動盤與輪輞之間應有相當的間隙，此間隙一般不應小于20～30，本次設計根據具體情選 ，以利于散熱通風，也可避免輪輞過熱而損壞輪胎。一般制動盤直徑是輪輞直徑的70%～79%。 二、摩擦片的摩擦系數 選擇摩擦片時不僅希望其摩擦系數高些，更要求其熱穩(wěn)定性好，受溫度和壓力的影響小。各種摩擦材料的摩擦系數穩(wěn)定值約為0.3～0.5，少數可達0.7。設計計算制動器時一般取0.3～0.35。一般說來，摩擦系數愈高的材料其耐磨性愈差。本設計選取。 三、摩擦襯塊的面積 由摩擦襯塊外半徑與內半徑的比值不大于1.5。所以取mm、mm。如果比值過大工作時襯塊的外緣與內側圓周速度相差很多，摩擦不均勻，接觸面積減小，最后將導致制動力矩變化大。 在確定摩擦襯塊工作面積時，根據制動襯塊單位面積占有的汽車的質量，在1.6～3.5kg/cm2，取cm2。 第三章 制動器的設計計算 §3.1 摩擦襯塊磨損特性的計算 摩擦襯塊的磨損受溫度、摩擦力、滑磨速度、制動盤的材質及加工情況，以及襯塊本身材質等許多因素的影響，因此在理論上計算磨損性能極為困難。但試驗表明，影響磨損的最重要的因素還是摩擦表面的溫度和摩擦力。 從能量的觀點來說，汽車制動過程即是汽車的機械能的一部分轉變?yōu)槎纳⒌倪^程。在制動強度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔了汽車全部動能耗散的任務。此時，由于制動時間很短，實際上熱量還來不及逸散到大氣中就被制動器所吸收，致使制動盤溫度升高。這就是所謂制動器的能量負荷。能量負荷越大，則襯片的磨損越嚴重。 制動器的能量負荷常以比能量耗散率作為評價指標。比能量耗散率又稱單位功負荷，它表示單位時間內襯片單位摩擦面積耗散的能量，通常所用的計量單位為W/㎜2。 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 （3-1） 式中，——汽車回轉質量換算系數； ——汽車總質量； ,——汽車制動初速度和終速度，m/s；計算時轎車取km/h（27.8m/s）； ——制動時間，s； ——制動減速度，m/s2 ,計算時?。? ，——前、后制動襯塊的摩擦面積； ——制動力分配系數。 在緊急制動到時，并可近似地認為，則有 （3-2） 根據上述數據計算得到 s W/mm2 W/mm2 乘用車的盤式制動器在km/h和的條件下，比能量耗散率應不大于6.0W/mm2 。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 （3-3） 式中，——單個制動器的制動力矩； ——制動盤有效半徑； ——單個制動器的襯塊的摩擦面積，cm2。 則盤式制動器的比摩擦力為 N/mm2 因此滿足要求。 §3.2 制動器的熱容量和溫升的核算 應核算制動器的熱容量和溫升是否滿足如下條件 （3-4） 式中，——各制動盤的總質量； ——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）的總質量； ——制動盤材料的比熱容，對鑄鐵=482J/（kg·K）,對鋁合金=880J/（kg·K）； ——與制動盤相連的受熱金屬件的比熱容； ——制動盤的溫升；（一次由km/h到完全停車的強烈制動，溫升不應超過15o）； ——滿載汽車制動時由動能轉變的熱能，因制動過程迅速，可以認為制動產生的熱能全部為前、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 （3-5） 式中，——汽車制動時的初速度，可取= =144㎞/h=40m/s ——汽車制動器制動力分配系數，=0.6875 求得， J J 已知，=0.5kg;=7kg Δt=15oC=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： 因此，此制動器滿足熱容量和溫升的要求。 §3.3 盤式制動器制動力矩的計算 盤式制動器的計算用簡圖如圖 所示，今假設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 （3-6） 式中，——摩擦系數； ——單側制動塊對制動盤的壓緊力(見圖3-1) ——作用半徑。 圖3-1 盤式制動器的計算用圖[4] 圖3-2 鉗盤制動器的作用半徑計算用[4] 對于常見的扇形摩擦襯塊，如果其徑向尺寸不大，則取為平均半徑或有效半徑已足夠精確。如圖3-2所示，平均半徑為 （3-7） mm 式中：,—扇形摩擦襯塊的內半徑和外半徑。 根據圖3-2所示，在任一單元面積上的摩擦力對制動盤中心的力矩為，式中為襯塊與制動盤之間的單位面積上的壓力，則單側制動塊作用于制動盤上的制動力矩為 （3-8） 單側襯塊給制動盤的總摩擦力為 （3-9） 得有效半徑為 （3-10） 令，則有 （3-11） 由上述給出的參數可求出 將,,代入式(3-11)得 mm 由上述知: 制動盤單側壓緊力的確定，即制動輪缸對制動襯塊的壓緊力。 則單側壓緊力為 （3-12） 式中,——考慮制動力調節(jié)裝置作用下的輪缸或管路液壓，取MPa 制動輪缸的截面積 m2 （3-13） 則 N 摩擦襯塊的摩擦系數: 制動器的最大制動力矩為： N·m §3.4 駐車制動計算 汽車在上坡路上停駐時的受力簡圖如下圖所示： 圖3-3 汽車在上坡路上停駐時的受力簡圖[4] 由上圖可得出汽車在上坡停駐時的后軸車輪的附著力為 （3-14） 同樣可求出汽車下坡時的后軸車輪的附著力為 （3-15） 根據后軸車輪附著力與后軸車輪駐車制動的制動力相等的條件可求的汽車在上坡路和下坡路上停駐時的坡度極限傾角，，即由 （3-16） 求得汽車在上坡時可能停駐的極限上坡傾角為 o 汽車在下坡時可能停駐的極限下坡傾角為 o 一般要求各類汽車的最大停駐坡度不應小于16o～20o。 駐車制動器的設計中，在安裝制動器的空間、制動驅動力源等條件允許的范圍內，應力求后橋上駐車制動力矩接近于所確定的極限值，并保證小坡路上能停駐的坡度不小于法規(guī)的規(guī)定值。 第四章 制動器主要零件的結構設計 §4.1 制動盤 制動盤的結構形狀有平板形和禮帽形兩種。后一種的圓柱部分長度取決于不支持村。為了改善冷卻，有的鉗盤式制動器的制動盤鑄成中間有徑向通風槽的雙層盤，可大大增加散熱面積，但盤的整體厚度較大。 制動盤工作表面的加工精度應達到下述要求：平面度公差為0.012mm，表面粗糙度值為0.7~1.3μm，兩摩擦表面的平行度公差不應大于0.05mm，制動盤的端面圓跳動公差不應大于0.03mm。通常制動盤采用摩擦性能良好的珠光體灰鑄鐵制造。為保證足夠的強度和耐磨性能，其牌號不應低于HT250。本設計采用的為摩托車制動盤，參照材料選用40Cr。 一、制動盤直徑 本次設計，所選輪輞直徑為13英寸，由汽車設計手冊得制動盤直徑通常為選擇輪輞直徑的70％~79％，即231.14mm~260.858mm,根據實際情況，本設計選擇制動盤直徑mm。 二、制動盤厚度 對制動盤質量和工作溫度有影響，為使質量小些，制動盤厚度不宜過大；為了減少溫升，制動盤厚度不宜過小，本設計選擇mm。 §4.2 制動鉗 制動鉗由可鍛灰鑄鐵KTH370-12或球墨鑄鐵QT400-18制造，也有用輕合金制造的，可做成整體的（圖4-1），也可做成兩半并由螺栓連接。其外緣留有開口，以便不必拆下制動鉗便可檢查或更換制動塊。制動鉗體應有高的強度和剛度。一般多在鉗體中加工出制動油缸，也有將單獨制造的油缸裝嵌入鉗體中的。為了減少傳給制動液的熱量，多將杯形活塞的開口端頂靠制動塊的背板（圖4-1、圖4-2）。有的活塞的開口端部切成階梯狀，形成兩個相對且在同一個平面內的小半圓環(huán)形端面?；钊设T鋁合金或鋼制造。為了提高耐磨損性能，活塞的工作表面金星鍍鉻處理。當制動鉗體由鋁合金制造時，減少傳給制動液的熱量成為必須解決的問題。為此，應減小活塞與制動塊背板的接觸面積，有時也可采用非金屬活塞。 圖4-1 固定鉗式盤式制動器的結構圖[4] 1—盤；2—制動鉗體；3—油缸及活塞；4—摩擦襯塊；5—制動塊定位銷 圖4-2 浮動鉗式盤式制動器的結構總圖[4] 1—制動塊；2—制動盤；3—活塞；4—制動鉗體 §4.3 制動塊 制動塊由背板和摩擦襯塊構成，兩者直接壓嵌在一起。襯塊多為扇面形，也有矩形、正方形和長圓形的?；钊麘軌鹤”M可能多的制動塊面積，以免襯塊發(fā)生卷角而引起尖叫聲。制動塊背板由鋼板制成。賽車中不需要安裝報警裝置。 §4.4 摩擦材料 摩擦襯塊的材料應滿足如下要求： 1、具有一定的穩(wěn)定的摩擦因數； 2、具有良好的耐磨性； 3、要有盡可能小的壓縮率和膨脹率； 4、制動時不易產生噪聲，對環(huán)境無污染； 5、應采用對人體無害的摩擦材料； 6、有較高的耐擠壓強度和沖擊強度，以及足夠的抗剪切能力； 7、應將摩擦襯塊的熱傳導率應控制在一定范圍。 由金屬纖維、粘結劑和摩擦性能調節(jié)劑組成的半金屬摩阻材料，具有較高的耐熱性和耐磨性，特別是因為沒有石棉粉塵的公害，近來得到廣泛的應用。 粉末冶金無機質金屬摩阻材料是以銅粉或鐵粉為主要成分（占質量的60%～80%），加上石墨、陶瓷粉等非金屬粉末作為摩擦系數調整劑，用粉末冶金法制成。其抗熱衰退性和抗水衰退性能好，但造價高，適用于高性能轎車和行駛條件惡劣的貨車等制動器負荷重的汽車。 本設計采用半金屬摩阻材料。 §4.5 制動輪缸 是液壓制動系采用的活塞式制動蹄張開機構，其結構簡單，在車輪制動器中布置方便。輪缸的缸體由灰鑄鐵HT250制造。其缸筒為通孔，需鏜磨?；钊射X合金制造。多數制動輪缸有兩個等直徑活塞。 §4.6 制動器間隙的調整方法及相應機構 為了保證制動盤在不制動時能自由轉動，制動盤與制動襯塊之間，必須保持一定的間隙。此間隙量應盡可能小，因為制動系的許多工作性能受次間隙影響而變化。使用中因磨損會增大此間隙，過分大的間隙會帶來許多不良的后果：制動器產生制動作用的時間增長；各制動器因磨損不同，間隙不一樣大，結果導致各制動器產生制動作用的時間不同，即同步制動性能變壞；增加了壓縮空氣或制動液的消耗量，并使制動踏板或手柄行程增大。為保證制動盤和制動襯塊之間在使用期間始終有初設定的間隙量，要求采用間隙自動調整裝置。 圖4-3 盤式制動器的活塞密封圈[4] a)制動狀態(tài) b）不制動狀態(tài) 1-活塞 2-制動鉗 3-密封圈 盤式制動器使用最簡單的間隙自調方式，是利用制動鉗中的橡膠密封圈的極限彈性變形量，來保持制動時為消除設定間隙所需的活塞設定行程Δ（圖4-3）。當襯塊磨損而導致所需的活塞行程大于Δ時，活塞可在液壓作用下克服密封圈的摩擦力，繼續(xù)前移到實現完全制動為止?；钊c密封圈之間這一不可恢復的相對位移便補償了過量間隙。 若盤式制動器的設定間隙較大，用密封圈便不可靠，而應采用專門的間隙調整裝置。圖4-4所示為波舍爾（Porshe）乘用車的制動器間隙自調裝置。 圖4-4 盤式制動器的間隙自調裝置[4] 1-活塞2-制動盤3-擋圈 4-彈簧罩5-摩擦環(huán)片6-摩擦銷7-隔環(huán)8-壓縮彈簧9-隔套 第五章 制動驅動機構的結構型式選擇及設計計算 §5.1 制動驅動機構的結構型式選擇 制動驅動機構將來自駕駛員或其他力源的力傳給制動器，使之產生制動力矩。根據制動力源的不同，制動驅動機構一般可分為簡單制動、動力制動和伺服制動三大類。 一、簡單制動系 簡單制動單靠駕駛員施加的踏板力或手柄力作為制動力源，亦稱人力制動。其中，又有機械式和液壓式兩種。機械式完全靠桿系傳力，由于機械效率低，傳動比小，潤滑點多，且難以保證前、后軸制動力的正確比例和左、右輪制動力的均衡，所以在汽車的行車制動裝置中已被淘汰。但因其結構簡單，成本低，工作可靠（故障少），還廣泛地應用于中、小型汽車的行車制動裝置中。 液壓式簡單制動（通常簡稱為液壓制動系）用于行車制動裝置。液壓制動的優(yōu)點是：作用滯后時間短(0.1~0.3s)，工作壓力高(可達10~12MPa)，因輪缸尺寸小，可以安裝在制動器內部，直接作為制動蹄張開機構（或制動塊壓緊機構），而不需要制動臂等傳動件，使之結構簡單、質量?。粰C械效率較高（液壓系統有自潤滑作用）。液壓制動的主要缺點是：過度受熱后，部分制動液汽化，在管路中形成氣泡，即產生所謂“氣阻”，嚴重影響液壓傳輸，使制動效能降低，甚至完全失效，液壓制動曾被廣泛應用在乘用車和總質量不大的商用車上。 二、動力制動系 動力制動即利用由發(fā)動機的動力轉化而成，并表現為氣壓或液壓形式的勢能作為汽車制動的全部力源。駕駛員施加于踏板或手柄上的力，僅用回路中控制元件的操縱。因此，簡單制動中的踏板力和踏板行程之間的反比例關系，在動力制動中便不復存在，從而可使踏板力較小，同時又有適當的踏板行程。 氣壓制動是應用最多的動力制動之一。其主要優(yōu)點是：操縱輕便，工作可靠，不易出故障，維修保養(yǎng)方便；此外，其氣源除供制動外，還可用于其他裝置使用。其主要缺點是：必須有空氣壓縮機、儲氣筒、制動閥等裝置，使結構復雜、笨重、成本高；管路中壓力的建立和撤出都較慢，即作用滯后時間較長（0.3~0.9s），因而增加了空駛距離和停車距離，為此，在制動閥到制動氣室和儲氣筒的距離過遠的的情況下，有必要加設啟動的第二級元件—繼動閥以及快放閥；管路工作壓力低，一般為0.5~0.7MPa，因而制動氣室的直徑必須設計的大些。由于主、掛車的摘和掛都很方便，所以汽車列車也多用氣壓制動。 用氣壓系統作為普通的液壓制動系統主缸的驅動力源而構成的氣頂液制動，也是動力制動。它兼有液壓制動和氣壓制動的主要優(yōu)點；因氣壓系統的管路短，作用滯后時間也較短。但因結構復雜，質量大，成本高，所以主要用在總質量較大的商用車上。 全液壓動力制動，用發(fā)動機驅動油泵產生的液壓作為制動力源，有閉式（常壓式）與開式（常流式）兩種。 開式（常流式）系統在不制動時，制動液在無負荷狀況下由油泵經制動閥到儲液罐不斷地循環(huán)流動；而在制動時，則借助于閥的節(jié)流而產生所需的液壓進入輪缸。 閉式（常壓式）回路因平時保持著高液壓，故又稱常壓式。它對制動操縱的反應比開式的快，但對回路的密封要求較高。當油泵出故障時，開式的將立即補氣之動作用，而閉式的還有可能利用回路中的蓄能器的液壓繼續(xù)進行若干次制動。故目前汽車用的全液壓動力制動系多用閉式（常壓式）的。 全液壓動力制動系除具有一般液壓制動系統的有點外，還具有操縱輕便，制動反應快，制動能力強，受氣阻影響較小，易于采用制動力調節(jié)裝置和防滑移裝置，及可與動力轉向，液壓懸架，舉升機構及其他輔助設備共用液壓泵和儲油罐等優(yōu)點。但其機構復雜，精密件多，對系統的封閉性要求也較高，故并未得到廣泛應用。 各種形式的動力制動在動力系統失效時，制動作用即全部喪失。 三、伺服制動系 伺服制動的制動能源是人力和發(fā)動機并用。正常情況下，其輸出工作壓力主要由動力伺服系統產生；在動力伺服系統失效時，還可以全靠人力驅動液壓系統，以產生一定程度的制動力。因此，從排量1.6L以上的乘用車到各種商用車，都廣泛采用伺服制動。 按伺服力源的不同，伺服制動有真空伺服制動、空氣伺服制動和液壓伺服制動三類。 真空伺服制動系是利用發(fā)動機進氣管中節(jié)氣門后的真空度(負壓，一般可達0.05~0.07MPa)作動力源，一般的柴油車若采用真空伺服制動系時，則需有專門的真空源—由發(fā)動機驅動的真空泵或噴吸器構成。氣壓伺服制動系是由發(fā)動機驅動的空氣壓縮機提供壓縮空氣作為動力源，伺服氣壓一般可達0.6~0.7MPa。故在輸出力相等時，氣壓伺服氣室直徑比真空伺服氣室直徑小得多。且在雙回路制動系中，如果伺服系統也是分立式的，則氣壓伺服比真空伺服更適宜，因此后者難于使各回路真空度均衡。但氣壓伺服系統的其他組成部分卻較真空伺服系統復雜得多。真空私服制動多用于總質量在1.1t~1.35t以上的乘用車和載質量在6t以下的商用車，空氣伺服制動則廣泛用于載質量為6~12t的商用車，以及少數幾種排量在4.0L以上的乘用車上。 本設計中采用液壓式的動力制動系統來作為制動驅動機構的方案。 §5.2 制動管路的分路系統 根據賽事要求，賽車制動系統采用液壓制動。 為了提高制動驅動機構的工作可靠性，保證行車安全，驅動機構采用了兩套獨立的系統，即應是雙回路系統。雙軸汽車的液壓式制動驅動機構的雙回路系統有多種形式，其中常見的有五種，分別是II、X、HI、LL、HH型。 圖5-1 液壓回路系統的形式[4] 1、一軸對一軸（II）型，如圖a所示，前軸制動器與后橋制動器各用一個回路（“II型”是其形象的簡稱，下同）。 2、交叉（X）型，如圖b所示，前軸的一側車輪制動器與后橋的對側車輪制動器同屬一個回路。 3、一軸對半半軸（HI）型，如圖c所示，兩側前軸制動器的半數輪缸和全部后制動器的輪缸屬于一個回路，其余的前輪缸則屬于另一個回路。 4、半軸一輪對半軸一輪（LL）型，如圖d所示，兩個回路分別對兩側前輪制動器的半數輪缸和一個后輪制動器起作用。 5、雙半軸對雙半軸（HH）型，如圖e所示，每個回路均只對每個前、后制動器的半數輪缸起作用。 II型管路的布置較為簡單，可與傳統的單輪缸盤式制動器配合使用，成本較低，目前在各類汽車特別是商用車上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彎制動能力。 X型的結構也很簡單，一回路失效時仍能保持50%的制動效能，并且制動力的分配系數和同步附著系數沒有變化，保證了制動時與整車負荷的適應性。此時前，后各有一側車輪有制動作用，使制動力不對稱，導致前輪將朝制動起作用車輪的一側繞主銷轉動，使汽車失去方向穩(wěn)定性。因此，采用這種分路方案的汽車，其主銷偏移距應取負值（至20mm），這樣，不平衡的制動力使車輪反向轉動，改善了汽車的方向穩(wěn)定性，多用于中、小型轎車。 HI、LL、HH型的結構均較II型、X型復雜。LL型和HH型在任意回路失效時，前、后制動力比值均與正常情況相同，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。 綜合上述情況，本設計中選用II型回路系統。 §5.3 液壓制動驅動機構的設計計算 §5.3.1 制動輪缸直徑與工作容積 制動輪缸對制動塊的作用力P與輪缸直徑及制動輪缸中的液壓之間有如下關系式： （5-1） 式中,——考慮制動力調節(jié)裝置作用下的輪缸或管路液壓，一般=8MPa~12MPa,但根據賽車具體情況取=6MPa。 輪缸直徑應在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﹚，30，32，35，38，42，46，50，56mm 經過查取取mm。 一個輪缸的工作容積 （5-2） 式中，——一個輪缸活塞的直徑； ——輪缸的活塞數目； 輪缸活塞在完全制動時的行程： （5-3） 其中，是消除制動塊與制動盤間的間隙所需的輪缸活塞行程，取。 由于摩擦襯塊變形而引起的輪缸活塞行程，取。 ，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 mm3 全部輪缸的工作容積，其中：——輪缸的數目， 則 mm3 §5.3.2 制動主缸直徑與工作容積 制動主缸的直徑應符合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﹚，30，32，35，38，42，46mm。 制動主缸應有的工作容積 （5-4） 式中，——制動軟管在液壓下變形而引起的容積增量。 在設計中考慮軟管變形，轎車制動主缸的工作容積可取為。 則 mm3 主缸活塞直徑和活塞行程可由下式確定： （5-5） 一般 ； 取主缸活塞行程: 則 mm3 得 mm 取 mm 所以 mm §5.3.3 制動踏板力與踏板行程 制動踏板力可用下式驗算： （5-6） 式中，——制動主缸活塞直徑； ——制動管路液壓； ——制動踏板機構傳動比，； ,——見下圖5-1； 圖5-1 液壓制動驅動機構計算用簡圖 式中，——制動踏板機構及制動主缸的機械效率，可取--；在本設計中取。 將踏板的傳動比定在6.5，這樣從人機工程學的角度可以實現最優(yōu)化的設計，車手對制動器的操控性最佳，取mm。 則 mm 制動踏板力為 N 制動踏板的工作行程為 （5-7） 式中，——主缸中推桿與活塞間的間隙； ——主缸活塞空行程。 由于本設計是設計賽車，賽車本身要求制動要靈敏，所以，均不宜過大。??； 則 mm §5.3.4 制動主缸的形式 圖5-2 串聯雙腔制動主缸內部結構[6] 現代汽車制動主缸的形式有單腔和串聯雙腔制動主缸，根據大賽要求，每個液壓回路必須有其專屬的儲油罐，因此初步確定采用串聯雙腔形式的制動主缸，但考慮賽車的總體布局和空間問題，不排除采用并聯單腔制動主缸的可能。 制動主缸由灰鑄鐵制造，也可以采用低碳鋼冷擠成形；活塞可由灰鑄鐵、鋁合金或中碳鋼制造。 第六章 行走系統的設計 §6.1 汽車行駛系統概述 汽車作為一種地面交通工具，其行駛系統的基本組成和結構形式，在很大程度上取決于汽車經常行駛路面的性質。絕大多數汽車還是經常行駛在比較堅實的路面上的，其行使系統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，這樣的汽車便是輪式汽車[17]。 輪式汽車行駛系統一般由車架、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[4] 1-前懸架 2-車架 3-后懸架 4-驅動橋 5-后輪 6-前輪 7-從動橋 本文對賽車行駛系統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 賽車行駛系統的組成 §6.1.1 輪胎 鑒于Formula SAE 的賽道特性，賽車在比賽中的速度相對較低，行使時間也比較短。而且參賽賽車的車重也比較輕。由于以上這些原因，希望輪胎能夠在盡量短的時間內達到其工作溫度，以盡快實現最大抓地力。一般來說只有專業(yè)的賽車用熱融胎符合這方面的要求。本次設計采用美國Hoosier公司的44150賽道用競賽級雨胎。 §6.1.2 輪輞 參賽賽車的輪輞選擇了鋁合金三片式輪轂。三片式輪輞由三個部分組成，外側輪圈、內側輪圈和輻板。其結構如圖6-3所示。 圖6-3 三片式輪輞結構 選擇三片式輪輞的好處在于可以根據需要選擇輪輞的偏置值。這里的偏置值的定義為輪輞的安裝面到輪胎中心截面的距離，向內為正，向外為副。為了充分利用輪輞內的空間，參賽賽車選擇了-46mm 的輪輞偏置。 輪輞的外側輪圈、內側輪圈為自行設計制造的，材料為T6061-T6鋁合金，直徑為13英寸，寬度為7英寸，符合Hoosier44150輪胎對輪輞的需要。輻板也是自行設計制造的，材料為T6061-T6鋁合金。輪輞為輻板式，采用鑄造工藝加工而成，目的是減輕車輪的重量和利于制動轂的散熱。中心連接孔的數量為4個，連接孔邊緣倒出和輪輞固定螺帽帽檐相同的錐度，外側的16個安裝孔攻有M6內螺紋。裝配后的輪輞如圖6-4所示。 圖6-4 輪輞 §6.1.3 輪轂 賽車的輪轂通常是指固定輪輞和制動系統相關組建的輪胎中心的心軸。 圖6-5 賽車后輪輪轂 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，因此輪轂的設計原則就是在保證安全的基礎上，盡可能的使結構簡單，節(jié)省整車整備質量。由于本賽車采用的是發(fā)動機后置后輪驅動的方式，后輪轂設計時必須要考慮與傳動軸的配合，為此，本設計將輪轂中心掏空，并按照傳動軸的外花鍵類型與尺寸，設計出相配套的內花鍵，同時，傳動軸與輪轂配合的末端設計一個特制的螺母進行防松固定。 根據第二代賽車的參賽經歷，前輪輪轂軸承內圈卡不住，轉向晃動問題嚴重，這代賽車設計時，前輪輪轂軸承的設計采用了開口螺母壓緊軸承內圈的方法。另外，考慮到輪胎的快拆，之前賽車的輪輞用四個圓柱銷定位一個大螺母鎖緊，但這種方式結構設計繁瑣，益處不大，本次設計將4個輪輞螺栓的一端均勻固定在輪轂上，使的輪轂結構簡單，質量減輕，輪輞安裝方便。 圖6-6 賽車前輪輪轂 §6.1.4 立柱 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，是賽車上轉向輪轉向時的回轉中心 。主銷通常意義上有兩個重要的角度，分為主銷內傾角和主銷外傾角。主銷內傾角，是將主銷（即轉向軸線）的上端向內傾斜的角度。從汽車的前面看去，主銷軸線