大学生方程式赛车制动系统设计和优化

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

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中国农业大学学士论文 Abstract

Abstract

Formula 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 hold the first Formula one for Chinese college students,the design 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 hydroid two-backway brake with front disc and rear disc.Besides, this paper also introduces the designing process of front brake and rear break,braking cylinder,parameter's choice of main components braking and channel settings and the analysis of brake performance.

Key words:braking,braking disc,hydroid pressure

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中国农业大学学士论文 目录

目 录

摘 要 ........................................................... Ⅰ Abstract .......................................................... Ⅱ 目 录 ............................................................ Ⅲ 第1章 绪论 ....................................................... 1 1.1 制动系统设计的意义 .......................................... 1 1.2 制动系统研究现状 ............................................ 1 1.3 本次制动系统应达到的目标 .................................... 1 1.4 大学生方程式赛车制动规则和要求 .............................. 2 1.4.1 制动系统——概况 ...................................... 2 1.4.2 制动测试 .............................................. 2 1.4.3 刹车踏板超程开关 ...................................... 2 1.4.4 刹车灯 ................................................ 2 1.5 本次制动系统设计任务 ........................................ 3 第2章 制动系统方案论证分析与选择 ................................. 4

2.1 制动器形式方案分析 .......................................... 4

2.1.1 鼓式制动器 ............................................ 4 2.1.2 盘式制动器 ............................................ 7 2.2 制动驱动机构的机构形式选择 .................................. 8

2.2.1 简单制动系 ............................................ 8 2.2.2 动力制动系 ............................................ 8 2.2.3 伺服制动系 ............................................ 9 2.3 液压分路系统的形式的选择 ................................... 10 2.4 液压制动主缸的设计方案 ..................................... 11 第3章 制动系统设计计算 .......................................... 12

3.1 制动系统主要参数数值 ....................................... 12 3.1.1 相关主要参数 ......................................... 12 3.1.2 同步附着系数的分析 ................................... 13 3.1.3 地面对前、后轮的法向反作用力 ......................... 13 3.2 制动器有关计算 ............................................. 14

3.2.1 确定前后制动力矩分配系数? ........................... 14

3.2.2 制动器制动力矩的确定 ................................. 14

3.2.3 盘式制动器主要参数确定 ............................... 14 3.2.4 盘式制动器的制动力计算 ............................... 16 3.3 制动器主要零部件的结构设计 ................................. 17 第4章 液压制动驱动机构的设计计算 ................................ 19 4.1 前轮制动轮缸直径d的确定 ................................... 19 4.2 制动主缸直径d0的确定 ...................................... 19

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4.3 制动踏板力Fp和制动踏板工作行程Sp .......................... 20

第5章 制动性能分析 .............................................. 22

5.1 制动性能评价指标 ........................................... 22 5.2 制动效能 ................................................... 22 5.3 制动效能的恒定性 ........................................... 22 5.4 制动时汽车方向的稳定性 ..................................... 22 5.5 制动器制动力分配曲线分析 ................................... 23 5.6 制动减速度j和制动距离S .................................... 24 5.7 摩擦衬块的磨损特性计算 ..................................... 24 参考文献 .......................................................... 27 致 谢 ........................................................... 28 附录 .............................................................. 29

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中国农业大学学士论文 第1章 绪论

第1章 绪论

1.1 制动系统设计的意义

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统设计。

1.2 制动系统研究现状

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。

1.3 本次制动系统应达到的目标 1）具有良好的制动效能； 2）具有良好的制动效能稳定性； 3）制动时汽车操纵稳定性好；

4）制动效能的热稳定性好；

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1.4 大学生方程式赛车制动规则和要求

1.4.1 制动系统——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。 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）。

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。

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

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。（新内容）

1.4.2 制动测试

刹车系统将在动态中测试。并且必须能四轮抱死，并且不跑偏，同时能够在由制动性能检

查官员指定的加速赛尽头停车。

1.4.3 刹车踏板超程开关

1）车上必须装有一个刹车踏板超程开关。在万一刹车踏板超程引起刹车系统失效时，这个开关必须能够被启动并停止发动机。该开关必须能够彻底断绝点火，同时切断传给任何电动燃油泵的电力。

2）重复启用此开关不能恢复给这些部件的动力。并且它必须被设计成不能被车手重置。 3）开关只有被相似的部件代替才可，而不是通过依靠逻辑程序控制器、发动机控制单元，或有相似功能的数字控制器来替代。

1.4.4 刹车灯

1）赛车必须配备有至少15w，或可以从后面看等效的清晰可见的红色刹车灯。如果使用了LED（发光二极管）灯源，它必须在非常强的日光下也清晰可见。

2）刹车灯必须安置在两轮之间的中线并在垂直方向上和车手的肩膀的高度齐高，并且在侧面，接近赛车的中线。

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1.5 本次制动系统设计任务

1）学习大学生方程式赛车的相关规程 件。合理设计制动系统，满足赛车相关要求

3）计算并得出赛车的I曲线和β线，论证制动系统设计的合理性。

4）设计过程中要考虑具有刹车踏板超程开关、刹车灯，要求完成其控制电路设计。 5）绘制制动系统装配图

6）将方案论证的结果及设计计算的结果整理，完成毕业论文。

2）根据整车基本参数对制动系统的主要部件制动器进行设计计算，并选择合适的制动器部

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中国农业大学学士论文 第2章 制动系统方案论证分析与选择

第2章 制动系统方案论证分析与选择

2.1 制动器形式方案分析

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。

2.1.1 鼓式制动器

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

如图2-1所示，若图上方的旋向箭头代表汽车前进时制动鼓的旋转方向（制动鼓正向旋转），则蹄1为领蹄，蹄2为从蹄。汽车倒车时制动鼓的旋转方向变为反向旋转，则相应得使领蹄与从蹄也就相互对调了。这种当制动鼓正、反反向旋转时总具有一个领蹄和一个从蹄的内张型鼓式制动器称为领从蹄使制动器。领蹄所受的摩擦力使蹄压得更紧，即摩擦力矩具有增势作用，故又称为增势蹄；而从蹄所受的摩擦力使蹄有离开制动鼓的趋势，即摩擦力矩具有减势作用，故又称为减势蹄。增势作用使领蹄所受的法向反力增大，而减势作用使从蹄所受的法向反力减小。

领从蹄式制动器的效能及稳定性均处于中等水平，但由于其在汽车前进与倒车时的制动性能不变，且结构简单，造价较低，也便于服装驻车制动机构，故这种结构仍广泛用于中、重型载货汽车的前、后轮制动器及轿车的后轮制动器。

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中国农业大学学士论文 第2章 制动系统方案论证分析与选择

图2-1 领从蹄式制动器

2) 双领蹄式制动器

若在汽车前进时两制动蹄均为领蹄的制动器，则称为双领蹄使制动器（如图2-2所示）。显然，当汽车倒车时这种制动器的两制动蹄又都变为从蹄故它又可称为双向领蹄式制动器。如图所示，两制动蹄各用一个单活塞制动轮缸推动，两套制动蹄、制动轮缸等机件在制动底板上是以制动底板中心作对称布置的，因此，两蹄对制动鼓的作用的合力恰好相互平衡，故属于平面式制动器。

双领蹄式制动器有高的正向制动效能，但倒车时则变为双从蹄式，使制动效能大降，这种结构经常用于中级轿车的前轮制动器，这是因为这类汽车前进制动时，前轴的动轴荷及附着力大于后轴，而倒车时则相反。

图2-2 双领从蹄式制动器

3) 双向双领蹄式制动器

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当制动鼓正向和反向旋转时，两制动助均为领蹄的制动器则称为双向双领蹄式制动器（如图2-3所示）。它也属于平衡式制动器。由于双向双领蹄式制动器在汽车前进及倒车时的制动性能不变，因此广泛应用于中、轻型载货汽车和部分轿车的前后轮，但用作后轮制动器时，则需另设中央制动用于驻车制动。

图2-3 双向双领蹄式制动器

4) 单向增力式制动器

单向增力式制动器如图2-4所示两蹄下端以顶杆相连接，第二制动蹄支承在其上端制动地板上的支承销上，由于制动时两蹄的法向反力不能相互平衡，因此它居于一种非平衡式的制动器。单向增力式制动器在汽车前进制动时的制动效能很高，且高于前述的各种制动器，但在倒车制动时，其制动效能却是最低的。因此，它用于少数轻、中型货车和轿车上作为前轮制动器。

图2-4 单向增力式制动器

5）双向增力式制动器

将单向增力式制动器的单活塞式制动轮缸换用双活塞式制动轮缸，其上端的支承销也作为

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两蹄共用的，则称为双向增力式制动器(如图2-5所示)。对双向增力式制动器来说不论汽车前进制动或倒退制动，该制动器均为增力式制动器。

双向增力式制动器在大型高速轿车上用的较多，而且常常将其作为行车制动与驻车制动功用的制动器，但行车制动是由液压经制动轮缸产生制动蹄的张开力进行制动，而驻车制动则是用制动操纵手柄通过钢索拉绳及杠杆等机械操纵系统进行操纵。双向增力式制动器也广泛用于汽车的中央制动器，因为驻车制动要求制动器正向、反向的制动效能都很高，而且驻车制动若不用于应急制动时也不会产生高温，故其热衰退问题并不突出。

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。

图2-5 双向增力式制动器

2.1.2 盘式制动器

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。 1）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。

?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。

?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。

2）全盘式

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中国农业大学学士论文 第2章 制动系统方案论证分析与选择

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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； 4）尺寸小、质量小、散热好；

3）易于构成双回路，有较高的可靠性和安全性；

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。

2.2 制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-液压式的区别。 2.2.1 简单制动系

简单制动系即人力制动系，是靠四级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。

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（0.1-0.3s),工作压力大（可达10MPa-12MPa),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（-25摄氏度和更低时），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。

2.2.2 动力制动系

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力源进行制动，而

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中国农业大学学士论文 第2章 制动系统方案论证分析与选择

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（0.3s-0.9s),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--继动阀（即加速阀）以及快放阀；管路工作压力较低（一半为0.5MPa-0.9MPa)。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9t-11t的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。

2.2.3 伺服制动系

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。其伺服能源分别为真空能（负气压能）、气压能和液压能。 根据赛规及经验要求，确定本次设计采用简单液压制动。

按伺服系统能源的不同，又有真空伺服制动系、气压伺服制动系和液压伺服制动系之分，

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2.3 液压分路系统的形式的选择

图2-1 液压分路系统形式

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2-1所示)：

1）一轴对一轴（II）型，前轴制动器与后桥制动器各用一个回路。

2）交叉型（X），前轴的一侧车轮制动器与后桥的对策车轮制动器同属一个回路。 3）一周半对半轴（HI）型，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。制动器起作用。

5）双半轴对双半轴（HH）型，每个回路均只对每个前、后制动器的半数轮缸起作用。 II型管路布置较为简单，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。

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20mm)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

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4）半轴一轮对半轴一轮（LL)型，两个回路分别对两侧前轮制动器的半数轮缸和一个后轮

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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。

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中国农业大学学士论文 第2章 制动系统方案论证分析与选择

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中国农业大学学士论文 第3章 制动系统设计计算

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。

编号 13

2

4 5 68

7

名称 符号 数值 单位 备注

M 320.000 kg 质量

重力 G 3136.000 N h 300.000 mm 11.82 inch 质心高

63.04 inch 轴距 L 1600.000 mm 质心至前轴的距离 a 848.000 mm 33.41 inch 质mm 29.63 inch 心至后轴的距离 b 752.000 前轴负荷 W 1473.920 N 47.00 % 后轴负荷 W 1662.080 N 53.00 %

表3.1 汽车相关主要参数

0gfr

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 标准轮辋内距 轮胎胎面宽(mm inch) 轮胎外径(mm inch) 轮胎接地面宽(mm inch)

轮胎半径(mm)

180/530R13

8 223 8.8533 21.0

244

185 7.3

轮胎周长

轮辋内距

7.5-8.5

1626

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中国农业大学学士论文 第3章 制动系统设计计算

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3.1.2 同步附着系数的分析

（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；

（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；

（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

du?qg???g，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dt后轮即将抱死的制动强度q

根据相关资料查出赛车?0=0.7，故取?0=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

FXb?F??G?或du/dt??g。地面作用于前、后轮的法向反作用力为

FZ1?

G(b??hg） （3-1） LG(a??hg) （3-2） L

FZ2?

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

F/N F/N F/G F/G φ

Z1Z2Z1Z20 1474 1533 1592 1709

1662 47% 1603 1544 1486 1427

49Q% 53%

53% 49% 47%

0.2 0.1 0.3 0.4

51% 1650

0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 1.0

55% 46%

1768 1368 56% 44% 1827 1309 58% 42%

1886 1944 2062

1250 1192

60% 62%

40% 38%

2003 1133 64% 1074 66%

36%

34% 13

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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：?0? 得到：??

（3-3）

L??bhg??0hg?bL0.7?0.3?0.752?0.60 （3-4）

1.63.2.2 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

Mμ1?G(b??hg)?reL （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；hg为汽车质心的高度；?为附着系数；re为轮胎有效半径。

当?=?0=0.7时，

Mμ1?G3136(b??hg)?re?(0.752?0.7?0.3)?0.7?0.237?313N/m L1.6?313N/m即M?1max因为?=

M??3= (3-6) M??2所以M?2max?209N/m

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D?13?25.34?70%?231mm 2）制动盘厚度的选择

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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，h?10mm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R2与内半径R1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R2?115mm取R2/R1?1.5，所以R1?77mm。

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

320?60%?0.5?0.5?24cm2,则单个前

2.0320?40%?0.5?0.52?16cm2，则单个后轮制动器轮制动器A=48cm;单个后轮摩擦块A?2.01.6?3.5kg/cm2范围内选用。单个前轮摩擦块A?A=32cm.能够满足β的要求。 5）摩擦衬块摩擦系数f

2

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。各种制动器用擦材料的摩擦系数的稳定值约为 0.3～0.5，少数可达0.7。一般说来，摩擦系数愈高的材料，其耐磨性愈

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差。所以在制动器设计时并非一定要追求高摩擦系数的材料。当前国产的制动摩擦片材料在温度低于 250℃时，保持摩擦系数f=0.35～0.40 已无大问题。因此，在假设的理想条件下计算制动器的制动力矩。另外，在选择摩擦材料时应尽量采用减少污染和对人体无害的材料。所选择摩擦系数f=0.35。

总结得到参数如表3.4所示

表3.4 制动器基本参数

前轮 后轮

制动盘外径/mm 231 231

工作半径/mm 96 96

制动盘厚度/mm

摩擦衬块厚度

/mm 9 9

摩擦面积

48

10 10

32 3.2.4 盘式制动器的制动力计算

假定衬块的摩擦表面全部与制动盘接触，且各处单位压力分布均匀，则制动器的制动力矩

为

M??2fF0R （3-7）

式中，f为摩擦因数；F0为单侧制动块对制动盘的压紧力；R为作用半径。

对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Rm或有效半径Re，在实际中已经足够精确。

平均半径Rm为 Rm?R1?R2115?77??96mm 22式中，R1和R2为摩擦衬块扇形表面的内半径和外半径。

有效半径Re是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）

2(R23?R13)4mRe??[1?]Rm?97mm （3-8） 2223(R2?R1)3(1?m)式中，m?R1/R2.

因为m?1,

m1?,故Re?Rm，m越小，则两者差值越大。 2(1?m)4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设条件不能成立，则上述计算方法也就不适用。m值一般不应小于0.65.

假定衬块的摩擦表面全部与制动盘接触，且各处单位压力分布均匀，则制动器的制动力矩

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为

Mμ?2fF0R （3-9）

式中，f为摩擦因数；F0为单侧制动块对制动盘的压紧力；R为作用半径。

对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Rm或有效半径Re，在实际中已经足够精确。

平均半径Rm为

Rm?R1?R2115?77??96mm （3-10） 22式中，R1和R2为摩擦衬块扇形表面的内半径和外半径。

对于前制动器 所以FO?Mμ?156.5N/m (3-11)

Mμ156.5??2329N 2fR2?0.35?0.096对于后制动器 所以FO?Mμ?104.5N/m (3-12)

M?104.5??1555N 2fR2?0.35?0.0963.3 制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Cr或Ni等合金铸铁制成。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20-30%，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10-13mm之间。本次设计采用的材料为HT250。 . 2）制动钳

制动钳由可锻铸铁KTH370-12或球墨铸铁QT400-18制造，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

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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，其在制动器中布置方便。轮缸的缸体由灰铸铁HT250制成。其缸简为通孔，需镗磨。活塞由铝合金制造。活塞外端压有钢制的开槽顶快，以支承插槽中的制动蹄，极端部或端部接头。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HT250.

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中国农业大学学士论文 第4章 液压制动驱动机构的设计计算

第4章 液压制动驱动机构的设计计算

4.1 前轮制动轮缸直径d的确定

制动轮缸对制动块施加的张开力F0与轮缸直径d和制动管路压力p的关系为

d?4F0/(?p) (4-1)

制动管路压力一般不超过10～12MPa。取p?10MPa。 d

?4?2329?0.031m?31mm (4-2) 610?10

轮缸直径d应在标准规定的尺寸系列中选取（HG2865-1997),具体为19mm、22mm、24mm、25mm、28mm、30mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm、50mm、55mm。因此取前轮制动轮缸直径为32mm.

同理，后轮制动轮缸直径d直径为25mm.

?4?1555?0.025m?25mm。因此取后轮制动轮缸610?104.2 制动主缸直径d0的确定

第i个轮缸的工作容积为：

Vi??d?41ni2?i (4-3)

式中，di为第i个轮缸活塞的直径；n为轮缸中活塞的数目；?i为第i个轮缸活塞在完全制动时的行程，初步设计时，对鼓式制动器可取2.0-2.5mm.此处取??2mm.

所以一个前轮轮缸的工作容积为V前?一个后轮轮缸的工作容积为V后?m1?11?41132?223?1608mm

?4?252?23?981mm 所有轮缸的总工作容积为V??Vi,式中，m为轮缸数目。制动主缸应有的工作容

积为V0?V?V?,式中V?为制动软管的变形容积。在初步设计时，制动主缸的工作容积可为：对于乘用车V0?1.1V;对于商用车V0?1.3V。此处取V0?1.1V。

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3?（2V前?V后）?2(1608?981)?5178mm

3V?5696mm V0?V?V??1.1 (4-4)

所以V主缸活塞行程S0和活塞直径d0为 VO??4d02S0 (4-5)

一般S0=（0.8～1.2）do。此处取S0=do。 所以 VO? d0

?4d03

?34V0??19.35mm (4-6)

主缸的直径do应符合QC/T311-1999中规定的尺寸系列，具体为19mm、22mm、28mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm。所以取得d0?22mm。

4.3 制动踏板力Fp和制动踏板工作行程Sp 制动踏板力Fp为：

11() (4-7)

4ip?式中，d0为制动主缸活塞直径；p为制动管路的液压；ip为探班机构的传动比；?为踏板机构及液压主缸的机械效率，可取?=0.82～0.86.此处取ip=4，?=0.85.

Fp??d02p制动踏板力应满足以下要求；最大踏板力一般为500N（乘用车）或700N（商用车）。设计时，制动踏板力可在200N～350N的范围内选取。

所以Fp?

?11π112d02p()?(0.022)?106???112N?500N 4ip?440.85

符合设计要求。

制动踏板工作行程Sp为

Sp?ip?(S0??m1??m2) (4-8) 式中，一般取1.5mm～2mm;?m2为主缸活塞空行程，?m1为主缸中推杆与活塞间的间隙，主缸活塞由不工作时的极限位置到使其皮碗完全封堵主缸上的旁通孔所经过的行程。行程的40%～60%。

制动器调整正常时的踏板工作行程Sp,在只应占计及制动衬块的容许磨损量的踏板

为了避免空气侵入制动管路，在计算制动主缸活塞回位弹簧时，应保证踏板放开后，制动管路中仍保持0.05～0.14MPa的残余压力。

最大踏板行程，对乘用车应不大于100～150mm,对商用车不大于180mm。此外，作用在制动手柄上最大的力，对乘用车不大于400N，对商用车不大于600N。制动手柄最大

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行程对乘用车不大于160mm,对商用车不大于220mm.

Sp?ip?(S0??m1??m2)?4(22?2?2)?104mm?150mm

符合设计要求

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中国农业大学学士论文 第5章 制动性能分析

第5章 制动性能分析

任何一套制动装置都是由制动器和制动驱动机构两部分组成。持一定车速的能力。

汽车的制动性是指汽车在行驶中能利用外力强制地降低车速至停车或下长坡时能维

5.1 制动性能评价指标

汽车的制动性主要由下列三方面来评价： 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，即抗热衰退性能。

3）制动时汽车的方向稳定性，即制动时汽车不发生跑偏、侧滑以及失去转向能力的性能。

5.2 制动效能

制动效能是指在良好路面上，汽车以一定初速度制动到停车的制动距离或制动时汽车的减速度。制动效能是制动性能中最基本的评价指标。制动距离越小，制动减速度越大，汽车的制动效能就越好。

5.3 制动效能的恒定性

制动效能的恒定性主要指的是抗热衰退性能。汽车在高速行驶或下长坡连续制动时制动效能保持的程度。因为制动过程中实际上是把汽车行驶的动能通过制动器吸收转换为热能，所以制动器温度升高后能保持在冷态时的制动效能，已成为设计制动器时要考虑的一个重要问题。

5.4 制动时汽车方向的稳定性

制动时汽车的方向稳定性，常用制动时汽车给定路径行驶的能力来评价。若制动时发生跑偏、侧滑或失去转向能力。则汽车将偏离原来的路径。

制动过程中汽车维持直线行驶，或按预定弯道行驶的能力，称为方向稳定性。影响方向稳定性包括制动跑偏、后轴侧滑或前轮失去转向能力三种情况。制动时发生跑偏、侧滑或失去转向能力时，汽车将偏离给定的行驶路径。因此，常用制动时汽车按给定路

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中国农业大学学士论文 第5章 制动性能分析

径行驶的能力来评价汽车制动时的方向稳定性，对制动距离和制动减速度两指标测试时都要求了其实验通道的宽度。

方向稳定性是从制动跑偏、侧滑以及失去转向能力方面来考验。 制动跑偏的原因有两个：

1）汽车左右车轮，特别是转向轴左右车轮制动器制动力不相等。 2）制动时悬架导向杆系与转向系拉杆在运动学上不协调（相互干涉）。 前者是由于制动调整误差造成的，是非系统的。而后者是属于系统性误差。侧滑是指汽车制动时某一轴的车轮或两轴的车轮发生横向滑动的现象。最危险的情况时高速制动时后轴发生侧滑。防止后轴发生侧滑应使前后轴同时抱死或前轴先报死后轴始终不抱死。

理论分析如下，真正的评价需要靠实验。

5.5 制动器制动力分配曲线分析

对于一般汽车而言，根据其前后轴制动力的分配、载荷情况及路面附着系数和坡度等因素，当制动器制动力足够时，制动过程可能出现如下三种情况：

1）前轮先抱死拖滑，然后后轮抱死拖滑。 2）后轮先抱死拖滑，然后前轮抱死拖滑。 3）前后轮同时抱死拖滑。

所以，前后轮制动力分配将影响汽车制动时的方向稳定性和附着条件利用程度，是设计汽车制动时必须妥善处理的问题。

根据给定参数和及制动力分配系数，应用EXCEL编制出制动力分配曲线如下： 1）当I线与β线相交时，即???0=0.7时，即前后轮同时抱死。2）当I线在β线下方时，前轮先抱死。 3）当I线在β线上方时，后轮先抱死。

通过图5-1可以看出相关参数和制动力分配系数的合理性。

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中国农业大学学士论文 第5章 制动性能分析

图 5-1 赛车制动力分配曲线

5.6 制动减速度j和制动距离S

制动系的制动效果，可以用最大制动减速度及最小制动距离来评价。

假设汽车是在水平的，坚硬的道路上行驶，并且不考虑路面附着条件，因此制动力是由制动器产生。此时

j??0g?0.7g

1?2''uao2S?(?2'?)ua0?

3.6225.92abmax11002(0.2?0.2)100??67m?80m S?3.625.92?0.7?9.8

所以符合要求。

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中国农业大学学士论文 第5章 制动性能分析

5.7 摩擦衬块的磨损特性计算

摩擦衬块的磨损受温度、摩擦力、滑磨速度、制动鼓（制动盘）的材质及加工情况，以及衬片本身材质等许多因素的影响，因此在理论上计算磨损性能极为困难。但试验表明，影响磨损的最重要的因素还是摩擦表面的温度和摩擦力。

从能量的观点来说，汽车制动过程即是将汽车的机械能（动能和势能）的一部分转变为热能而耗散的过程。在制动强度很大的紧急制动过程中，制动器几乎承担了汽车全部动能耗散的任务。此时，由于制动时间很短，实际上热能还来不及逸散到大气中就被制动器所吸收，致使制动器温度升高。这就是所谓制动器的能量负荷。能量负荷越大，则衬片（衬块）的磨损越严重。对于盘式制动器的衬块，其单位面积上的能量负荷比鼓式制动器衬片大许多倍，所以制动盘的表面温度比制动鼓的高。

各种汽车的总质量及其制动衬块的摩擦面积各不相同，因而有必要用一种相对的量作为评价能量负荷的指标。目前，各国常用的指标是比能量消散率，即单位时间内衬块单位摩擦面积耗散的能量，通常所用的计量单位为W/mm。比能量耗散率有时也称为单位功负荷，或简称能量负荷。

2

双轴汽车的单个前轮及后轮制动器的比能量耗散率分别为

4tA1?ma(v12?v22)(1??) (5-2) e2?4tA2

e1??ma(v?v)1222? (5-1)

t?2v1?v2 (5-3) j

式中，ma为汽车总质量；?为汽车回转质量换算系数；v1、v2为制动初速度和终速度（m/s）；为制动减速度（m/s）；t为制动时间；A1、A2为前、后制动衬片（衬块）的摩擦面积；?为制动力分配系数。

在紧急制动到停车的情况下，v2，并可认为??1，故

2

mav1? (5-4) 4tA1mav12(1??) （5-5） e2? 4tA2 e1?据有关文献推荐，鼓式制动器的比能量耗散率比不大于1.8W/mm为宜，计算时取减速度

2

j?0.6g。制动初速度v1：乘用车用100km/h(27.8m/s)；总质量3.5t以下的商用车用；总质量3.5t

以上的商用车用65km/h(18m/s)。乘用车的盘式制动器在同上的v1和j的条件下，比能量耗散率应

不大于6.0W/mm。对于最高车速低于以上规定的制动初速度的汽车，按上述条件算出的e值允许略大于1.8W/mm。比能量耗散率过高不仅引起衬片（衬块）的加速磨损，且又可能使制动鼓

2225

中国农业大学学士论文 第5章 制动性能分析

或制动盘更早发生龟裂。

t?v1?v227.8??4.73 s （5-6） j0.6?9.8mav12320?27.82e1????0.6?1.63 (5-7)

4tA14?4.73?4800mav12320?27.82(1??)?(1?0.6?)1.6 3 e2? （5-8） 4tA24?4.73?3200盘式制动器的比能量耗散率应不大于6.0W/mm，故符合要求。摩擦力越大，则磨损越严重。单个车轮制动器的比摩擦力为

2

另一个磨损特性指标是衬片（衬块）单位摩擦面积的制动力摩擦力，称为比摩擦力f0。比

f0?Mμ （5-9） RA

式中，Mμ为单个制动器的制动力矩；R为制动鼓半径（衬块平均半径Rm或有效半径Re）；A为单个制动器衬片（衬块）摩擦面积。

2在j?0.6g时，鼓式制动器的比摩擦力f0以不大于0.48N/mm为宜。与之相应的衬片与2制动鼓之间的平均单位压力pm?fo/f=1.37～1.60N/mm（设摩擦因素f=0.3～0.35）。这比

过去一些文献中推荐的pm要小，因为磨损问题现在已较过去受到更大程度的重视。

Mμ0.6?9.8?320?0.6?0.237??0.29N/mm2 RA96?4800?22pm?fo/f?0.29/0.35?0.83N/mm f0?符合要求。

26

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