优秀论文审核通过未经允许切勿外传摘要Formula SAE比赛由美国车辆工程师学会（SAE）于1979年创立，每年在世界各地有600余支大学车队参加各个分站赛，2011年将在中国举办第一届中国大学生方程式赛车，本设计将针对中国赛程规定进行设计。

本说明书主要介绍了大学生方程式赛车制动的设计，首先介绍了汽车制动系统的设计意义、研究现状以及设计目标。

然后对制动系统进行方案论证分析与选择，主要包括制动器形式方案分析、制动驱动机构的机构形式选择、液压分路系统的形式选择和液压制动主缸的设计方案，最后确定方案采用简单人力液压制动双回路前后盘式制动器。

除此之外，还根据已知的汽车相关参数，通过计算得到了制动器主要参数、前后制动力矩分配系数、制动力矩和制动力以及液压制动驱动机构相关参数。

最后对制动性能进行了详细分析。

关键字：制动、盘式制动器、液压AbstractFormula SAE race was founded in 1979 by the American cars institute of Engineers every year more than 600 teams participate in various races around the world,China will will be for design of the provisions of the Chinese calendar.This paper mainly introduces the design of breaking system of the Formula Student.First of all,breaking system's development,structure and category are shown,and according to the structures,virtues and weakness of drum brake and disc brake analysis is done. At last, the plan adopting components braking and channel settings and the analysis of brake performance.Key words:braking,braking disc,)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X型管路。

2.4 液压制动主缸的设计方案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，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、后俩工作腔内的活塞头部与皮碗正好位于前、后腔内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楼有时，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。

大大的提高了工作的可靠性。

第3章制动系统设计计算3.1 制动系统主要参数数值3.1.1 相关主要参数1.汽车相关主要参数如表3.1所示。

表3.1 汽车相关主要参数编号名称符号数值单位备注1 质量M0320.000 kg2 重力G 3136.000 N3 质心高h g300.000 mm 11.82 inch4 轴距L 1600.000 mm 63.04 inch质心至前轴的距a 848.000 mm 33.41 inch5离质心至后轴的距b 752.000 mm 29.63 inch6离7 前轴负荷W f1473.920 N 47.00 %8 后轴负荷W r1662.080 N 53.00 %2.2010年FSAE赞助轮胎相关参数如表3.2所示。

表3.2 2010年FSAE赞助轮胎相关参数规格180530R13标准轮辋内距8轮胎胎面宽(mm inch) 223 8.8 轮胎外径(mm inch) 533 21.0 轮胎接地面宽(mm inch) 185 7.3 轮胎半径(mm) 244 轮胎周长1626轮辋内距7.5-8.53.1.2 同步附着系数的分析（1）当时：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；（2）当时：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；（3）当时：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=,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<,这表明只有在的路面上，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=0.7，故取=0.7。

3.1.3 地面对前、后轮的法向反作用力若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），此时或。

地面作用于前、后轮的法向反作用力为（3-1）（3-2）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3.3所示表3.3前后轮同时抱死地面对前、后轮法向反作用力的变化φ0 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%3.2 制动器有关计算3.2.1 确定前后制动力矩分配系数根据公式： （3-3）得到：0.601.60.7520.30.7g 0=+⨯=+=Lbh ϕβ（3-4）3.2.2 制动器制动力矩的确定应急制动时，假定前后轮同时抱死拖滑，此时所需的前桥制动力矩为（3-5）式中，G 为赛车重力；L 为轴距；a 为汽车质心到前轴的距离；为汽车质心的高度；为附着系数；为轮胎有效半径。

当==0.7时，N/m 313237.07.0)3.07.0752.0(6.13136)(e g μ1=⨯⨯⨯+=+=r h b L G M ϕϕ 即因为== (3-6) 所以3.2.3 盘式制动器主要参数确定 1）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％一79％。

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mm2）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10～20mm，通风式制动盘厚度取为20～50mm，采用较多的是20～30mm。

在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，mm厚度。

3）摩擦衬块内半径R1和外半径R2摩擦衬块（如图3-1所示）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与内半径的比值不大于 1.5。

若此比值偏大，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231mm,则摩擦块mm取，所以mm。

图3-1 摩擦衬块4）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范围内选用。

单个前轮摩擦块2cm 240.25.05.0%60320=⨯⨯⨯=A ,则单个前轮制动器A=48;单个后轮摩擦块2cm 160.25.05.0%40320=⨯⨯⨯=A ，则单个后轮制动器A=32.能够满足β的要求。

5）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。