大学生方程式赛车设计（制动与行走系统设计）

大学生方程式赛车设计（制动与行走系统设计）摘要FormulaSAE赛事1980年在美国举办第一次比赛，现在已经是为汽车工程学会的学生成员举办的一项国际赛事，其目的是设计、制造一辆小型的高性能方程式赛车，并使用这辆自行设计和制造的赛车参加比赛。中国大学生方程式赛车比赛的组织与开展始于2010年，至今已成功举办了三届。本文主要阐述了在中国大学生方程式汽车大赛组委会制定的规则下，如何设计一辆FormulaSAE赛车的制动系统。设计采用的是前盘后盘的液压双回路制动系方案。它的工作原理是利用与车身（或车架）相连的非旋转元件和与车轮（或传动轴）相连的旋转元件之间的相互摩擦来阻止车轮的转动或转动趋势，亦即由制动踏板的踏板力通过推杆和主缸活塞，使主缸油液在一定压力下流入轮缸，并通过轮缸活塞推使制动衬片夹紧制动盘产生摩擦力矩，从而产生制动力，使车轮减速直至停车。由于赛车本身质量较小，很多地方不能按常规的设计方法进行设计，我主要采用了市场调研的方法，先选取一些类似的车型，依据它们的制动系统结合赛车的实际情况反复验证，通过极限算法计算出完全制动时制动盘的最小尺寸。同时在极限工况下对几个危险截面的零件的强度进行了校核，使其满足要求。同时利用UG软件进行了建模，以辅助后续工作的顺利进行。关键词：FormulaSAE,赛车，制动，校核FORMULARACINGBRAKEANDWALKINGSYSTEMDESIGNABSTRACTFormula-SAElaunchedintheUSAin1980,Formula-SAEisnowaninternationalcompetitionforSocietyofAutomotiveEngineersstudentmemberstoformteamsforthepurposeofdesigning,buildingandcompetinginasmallhigh-performanceracecar.ThearticlediscusseshowtodesignaFormulaSAEcar'sbrakingsystem。Mydesignusesadualhydraulicdiscfrontafter-hourscircuitbrakesystemprogram.Howdoesitworkisusingthefrictionbetweenthenon-rotatingcomponentswhichareconnectedtothebody(orframe)andtherotationcomponentswhichareconnectedtothewheels(ordriveshaft)topreventwheelspinorturnthetrend.Thatis,fromthebrakepedalforpedalforcebyRodandmastercylinderpiston,themastercylinderoilflowsintothewheelcylindersundersomepressure,Andthroughthewheelcylinderpistonthatbrakeliningclampingbrakefrictiontorque,soastoproducethebrakingforcetok inthewheelstospeeduptopark.Asthequalityofthecaritselfissmall,manyplacesarenotdesignbytheconventionalmethod,Imainlyusesthemarketresearchmethods,firstlyIselectedsomesimilarmodels,combinatingtheirbrakingsystemsandtheactualcar,Irepeatedlyverified,bythelimitofcompletebrakingalgorithmtheminimumsizeofthebrakedisc.Atthesametimeinextremeconditions,!verifiedthestrengthonseveraldangeroussectionofparts,tomeetstherequirements.AtthesametimeImadeuseofUGsoftwaremodeling.KEYWORD:FormulaSAE,racing,brake,design用产、一读万卷书行万里路常用符号表L 汽车轴距,mma 汽车满载时总质量，kgGi 满载前轴负荷，Nhg 质心高度，mmLi 质心距前轴距,mmL2 质心距后轴距,mmRe 车轮有效半径,mmRr 车轮滚动半径,mmZi 地面对前轴的法向反力,N7-2 地面对后轴的法向反力,NFfi前轴车轮的制动器制动力,NFf2后轴车轮的制动器制动力,N，•：“卡读万卷书行万里路Fbi前轴车轮的地面附着力,NFb2后轴车轮的地面附着力,Na 制动减速度g重力加速度见轮胎与地面的附着力Fb 汽车承受的总的地面制动力Tf 制动器对车轮的制动力矩V 汽车行驶速度P 制动力分配系数(P 地面附着系数6 制动轮缸的活塞行程,mmdw 轮缸直径,mmVm主缸工作容积，VIIVII1s、J读万卷书行万里路VIIIVIIIVIIITOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"第一章概述 1\o"CurrentDocument"制动系统设计的意义 1\o"CurrentDocument"制动系统研究现状 2\o"CurrentDocument"§13大学生方程式赛车制动规则和要求 3制动系统概况 3§1.3.2制动测试 4\o"CurrentDocument"第二章制动系统方案论证分析与选择 5\o"CurrentDocument"制动器形式方案分析 5鼓式制动器 5盘式制动器 6\o"CurrentDocument"制动驱动机构的机构形式选择 8简单制动系 9动力制动系 10服制动系 12\o"CurrentDocument"液压分路系统的形式的选择 14\o"CurrentDocument"液压制动主缸的设计方案 15\o"CurrentDocument"第3章制动系统设计计算 19\o"CurrentDocument"制动器主要零部件的结构设计 19\o"CurrentDocument"制动系统主要参数数值 20同步附着系数的分析 21地面对前、后轮的法向反作用力 23盘式制动器主要参数确定 25\o"CurrentDocument"第四章盘式制动器的设计计算 31\o"CurrentDocument"盘式制动器制动力矩的计算 31\o"CurrentDocument"制动力与制动力分配系数 33\o"CurrentDocument"制动器热容量和温升的核算 39\o"CurrentDocument"摩擦衬片磨损特性的计算 42\o"CurrentDocument"第五章液压制动驱动机构的设计计算 45\o"CurrentDocument"制动轮缸直径与工作容积 45\o"CurrentDocument"制动主缸直径与工作容积 47\o"CurrentDocument"§53制动踏板力与踏板行程 49\o"CurrentDocument"制动性能计算 52\o"CurrentDocument"第六章行走系统的设计 54\o"CurrentDocument"汽车行驶系统概述 54轮毂的设计 55立柱的设计 56\o"CurrentDocument"制动盘座体的设计 58销的校核 62花键的校核 64\o"CurrentDocument"第七章结论 41\o"CurrentDocument"参考文献 42致谢 44附录 759A1-后轮主销-右.dwg中A2-后右.dwg9A2-蒯右.dwgS后轮轴装.dwgSBu^tt^.dwg9踏板总成dwg9液布局圜dwg••第一章概述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与行走系统设计。制动系统的重要性汽车作为陆地上的现代重要交通工具，有许多保证其使用性能的大部件，即所谓"总成"组成，制动系就是其中一个重要的总成。它既可以使行驶中的汽车减速，又可以保证停车后的汽车驻留原地不动。由此可见汽车制动系对于汽车行驶的安全性和停车的可靠性起着重要的保证作用。当今，随着高速公路网的不断扩展、汽车车速的提高以及车流密度的增大，对汽车制动系的工作可靠性要求显得日益重要。因为只有制动性能良好、制动系工作可靠的汽车才能充分发挥出其高速行驶的动力性能并保证行驶的安全性。由此可见，制动系是汽车非常重要的组成部分，从而对汽车制动系的结构分析与设计计算也就显得非常重要了。行走系统的功用汽车行走系统的功用是：L将发动机传到驱动轮上的驱动转矩变为推动汽车行驶的驱动力，并使驱动轮的转动变成汽车在地面上的移动。2、传递并承受路面作用于车轮上的各向反力及其所形成的力矩。3、尽可能缓和不平路面对车身造成的冲击和振动，保证汽车行驶平顺性，且与汽车转向系很好地配合工作，实现汽车行驶方向的正确控制，以保证汽车操纵稳定性。4、支承汽车的全部重量。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第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。，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。大学生方程式赛车制动规则和要求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。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X2、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。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I7、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。制动测试制动系统将在动态中测试。测试时，赛车将首先在制动检查官规定的直赛道上加速，在直道末端，带车必须制动至静止，并且要求四轮抱死且不跑偏。第二章制动系统方案论证分析与选择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。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;2、双领蹄式制动器；3、双向双领蹄式制动器；4、单向增力式制动器。双向双援踹式制动器图2-1双向双领跪式制动器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，主要用于制动负荷上匕较小的后轮和驻车制动。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。图2-2盘式制动器结构图一、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。1、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。2、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。二、全盘式在全盘制动器中，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：L制动效能稳定性好；2、制动力矩与汽车运动方向无关；3、易于构成双回路，有较高的可靠性和安全性；4、尺寸小、质量小、散热好；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。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。简单制动系a) b)图2-3驻车制动操纵机构结构图（aX人力液压制动系统工作原理图（b）简单制动系即人力制动系，是靠司机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（如图2-3I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。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-llt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。伺服制动系图2-4真空助力伺服制动系统图L制动踏板机构；2.控制阀；3.真空伺服气室；4.制动主缸；5.储液罐；6.制动灯液压开关；7.真空单向阀；8.真空管；9.感载比阀；10〜13.制动轮缸。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。如图2-4为目前汽车广泛配备的真空助力伺服制动系统。根据赛规及经验要求，确定本次设计采用简单液压制动。液压分路系统的形式的选择图2-5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2-5所示）：L一轴对一轴（H）型，前轴制动器与后桥制动器各用一个回路。交叉型（X），前轴的一侧车轮制动器与后桥的对侧车轮制动器同属一个回路。2、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。3、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制动器起作用。4、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II型管路。§2.4液压制动主缸的设计方案101156718 17图2-6串联双腔主缸101156718 17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（如图2-6）,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、后腔内各自的旁通孑■口补偿孔之间。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，都可以通过补偿孑■口旁通孔得到补偿。若与前腔连接的制动管路损坏漏油时，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。由于比赛规定每个液压制动回路必须有其专用的储液罐（可以使用独立的储液罐，也可以使用厂家生产的内部被分隔开的储液罐），市场上目前很少有匹配的，大多是车队自己制作的，容积大概是2匕到3匕（匕，为制动主缸工作容积），现暂定丫=3V„,,具体容积将根据赛车总体情况而定。第三章制动系统设计计算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抑接或粘结在一起。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，材料应有好的耐唇性，低的吸水（油、制动液）率，低的压缩率、低的热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（如图3-1）,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，需链磨。活塞由铝合金制造。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HT250.1.放气阀；2.橡胶护罩；3.进油管接头;4.皮碗；5.缸体；6.调整螺钉（顶块）；7.防护罩；8.活塞图3-1单活塞式制动轮缸结构图制动系统主要参数分析在制动器设计中预先给定的整车参数如下：汽车轴距L=1580mm；满载时的总质量ma=305kg（其中车手65kg,车240kg）;满载时质心高度hg=300mm;质心距前轴距Li=821.6吨质心距后轴距l_2=758.4mm；车轮的滚动半径re=314mm.同步附着系数的分析亭&、&读万卷书行万里路图3-2前轮先抱死1、当。〈州时：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（如图3-2）;图3-3后轮先抱死2、当e＞仍时：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（如图3-3）;3、当e=0。时：制动时汽车前后轮同时抱死，是一种稳定工况，但也丧失了二转向能力。分析表明，汽车在同步系数为夕的路面上制动（前后轮同时抱死）时，其制动减速度为半=qg=Qog,即9=。。,9为制动强度。而在其他附着系数的路面上at制动时，达到前轮或者后轮即将抱死的制动强度9<9。,这表明只有在°=色的路面上，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使用热熔轮胎9。一般大于1,故取仍>=1.1。地面对前、后轮的法向反作用力图3-4汽车制动时的受力分析如图3-4,若在不同附着系数中的路面上，前、后轮同时抱死（不论是同时抱

死或分别先后抱死），此时Fxb=F1P=G1P或dul小=鸣。地面作用于前、后轮的法向反作用力为Fz2=-(a-^gFz2=-(a-^g)

L(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3.1所示表3.1前后轮同时抱死地面对前、后轮法向反作用力的变化甲Fzi/NFZ2/NFz\/GFM01474166247%53%0.11533160349%51%0.21592154451%49%0.31650148653%47%0.41709142755%46%

0.51768136856%44%0.61827130958%42%0.71886125060%40%0.81944119262%38%0.92003113364%36%1.02062107466%34%分析易知：地面附着系数中值越大，同时抱死时，前轮分得的载荷就越大。此现象可以由试验结果进一步验证，如图3-5所示,随着地面附着系数中值的增大，尸幺1/尸〃2越来越大，而在两轮同时抱死时有FQlF〃2=Wzl/0Fz2=Fzl/Fz2成立。图3-5理想的前、后制动器制动力分配曲线盘式制动器主要参数确定一、制动盘直径。制动盘直径。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。受轮辆直径的限制，制动盘的直径通常选择为轮情直径的70%~79%。总质量大于2t的汽车应取上限。这里去制动盘的直径。为轮辆直径的百分之70%,即。=13x25.34x70%=231mm.根据市场情况，取D=230mmo二、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io~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。三、摩擦衬块内半径R1和外半径R2摩擦衬块（如图3-6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&与内半径与的比值不大于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230mm，则摩擦块足=U5mm取R/R=1.5,所以凡=77mm。

四、有效半径Re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/?等于平均半径R，”或有效半径上,在实际中已经足够精确。平均半径R,“为/?n(=^=115177=96mm式中，品和R为摩擦衬块扇形表面的内半径和外半径。有效半径已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(R『-Rf)3(Z?222(R『-Rf)3(Z?22-/?.2)=—11-- =97mm3 (1+m)(3-3)式中，m=R]/Ri.(3-3)因为加<1,—故Re>R”，“越小，则两者差值越大。(1+m)4应当指出，若〃7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T取设条件不能成立，则上述计算方法也就不适用。加值一般不应小于0.65。五、摩擦衬块工作面积对于盘式制动器衬块工作面积/,推荐根据制动衬块单位面积占有的汽车质

量在1.6-3.5kg/cm2范围内选用。单个前轮摩擦块A=305x60；：0.5x0.5=23cm21

则单个前轮制动器A=46cm2；单个后轮摩擦块A=305x40<*5x0.5=15cm则

2.0单个后轮制动器A=30cm2.能够满足B的要求。六、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。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7=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7=0.4。第四章盘式制动器的设计计算盘式制动器制动力矩的计算盘式制动器的计算如下面简图所示,若衬块的摩擦表面与制动盘接触良好，且各处的单位压力分布均匀则盘式制动器的制动力矩为Tf=2fNR （4-1）式中：f一摩擦系数；N——单侧制动块对制动盘的压紧力；R——作用半径,已算出Re=97。

2N2N图4-1盘式制动器的计算用简图制动盘单侧压紧力的确定，即制动轮缸对制动衬块的压紧力。(4-2)则单侧压紧力为(4-2)式中:p——考虑制动力调节装置作用下的轮缸或管路液压，取p=8Mpa。dw 制动主缸活塞直径，取dw=32mm。制动轮缸的截面积N=6434N摩擦衬块的摩擦系数：f=0.4制动器的最大制动力矩为：7y=2/N足2/p§R,=2x0.4x6434x97xl0-3=499.2NM(4-4)制动力与制动力分配系数一、制动力分配系数汽车制动时，若忽略路面对车轮的滚动阻力矩，和汽车回转质量的惯性力矩,则对任一角速度v>0的车轮，其力矩平衡方程为Tf-FBr=Q (4-5)地面制动力Fb受附着条件的限制其值不可能大于附着力匕，即FbWR=Zp或石X=夕亭 (4-6)33式中：Q——轮胎与地面的附着系数，取9=1.1.Z——地面对车轮的法向反力此时为前后轮都抱死，有：?=建 (4-7)汽车质量：m=305kg取g=10N/kg,夕=1.1则汽车总的地面制动力：FB=mgf=3355N汽车的轴距：L=1580mm满载时前轴负何：Gi=G-45%=3050x45%=1509.75N满载时后轴负荷：G2=G-55%=3050x55%=1845.25N质心高度：hg=300mm质心距前轴距：Li=821.6mm质心距后轴距：l_2=758.4mm

图4-2制动时的赛车受力图上图所示为汽车制动时的整车受力情况，并对后轴车轮的接地点取力矩，得平衡式为(4-8)对前轴车轮的接地点取力矩，得平衡式为(4-9)式中：Z1——汽车制动时水平地面对前轴车轮的法向反力，N;Z2——汽车制动时水平地面对后轴车轮的法向反力，N;汽车制动减速度，m/s2。根据上述汽车制动的整车受力分析考虑到汽车制动时的轴荷转移及G=mg,式中g为重力加速度（m/s2）,则可求汽车制动时水平地面对前后轴车轮的法向反力Zi,Z2分别为:若在附着系数为，的地面上制动，按大赛要求，前后轮需要同时抱死，此时汽车总的地面制动力Fb等于汽车前后轴车轮的总的附着力F,,亦等于作用于质心的制动惯性力。一,即有Fb=F,=Ge=i--或将（4-12）带入（4-10\（4-11）,则得水平地面作用于前、后轴车轮的法向反作用力的另一表达式:(4-13)(4-13)(4-14)由上式可得：GZ1=工（乙2GZ1=工（乙2+血）=30501580(758.4+1.1x300)*2101.0Z2=—(£]-^)=^^(821.6-1.1x300)»949.0

L 1580Ffi=fBi=tZi=2311.1NFf2=fB2=。Z2=1043.9N目前大多数两轴汽车的前、后制动器制动力之比值为一定值，并以前制动器制动力Ffi与汽车的总的制动器制动力Ff之比来表明分配的比例，称为汽车制动力分配系数P,即4=匕1=_J_= 23111——«0.69FfFfi+Ff22311.1+1043.9

式中：Ffi——前轴车轮的制动器制动力；Ff2——后轴车轮的制动器制动力；fBl——前轴车轮的地面制动力；fB2——后轴车轮的地面制动力。由上式可得，赛车前后轮同时抱死时的实际路面附着系数：LB-b1580x0.69-758.4300— = =1.106300所以:,根据制动力分配曲线可知，赛车制动时，后轮略先抱死,符合设计要求。式中:L——赛车轴距；b——质心距后轴线的距离；儿——质心高度。二、汽车车轮产生的附着力矩:汽车前轴产生的附着力矩T.p•/;=2311,1x0.314=725.7NMT.汽车后轴产生的附着力矩Tf2=Ff2»re=1043.9x0.314=327.8NM前后轴单个车轮产生的附着力矩TOC\o"1-5"\h\zT 7T，1上=0-=326.9NM

fl2 2T'f2=殳==163.9NM

2 2制动器所能产生的最大制动力矩为：T.=499.2NM由T'T, rTf/IJ /2J由此可知，该设计能够满足汽车安全制动的要求。制动器热容量和温升的核算39核算制动器的热容量和温升，需要看是否满足下列条件（4-15）式中：■। 各制动盘的总质量；»——与各制动盘相连的受热金属件（如轮毂、轮辐、轮辆、制动钳体等）的总质量；——制动盘材料的比热容，对铸铁c=482J/（kg-K）,对铝合金c=880J/（kg-K）;——与制动盘相连的受热金属件的比热容；1:——制动盘的温升;L——满载时汽车制动时由动能转变的热能。由于制动过程迅速，可以认为汽车产生的热能全部由前、后制动盘所吸收，并按前、后轴制动力的分配比率分配给前、后制动器，即v2右=%才夕 （4-16）第4=2募。-") (4-17)式中：।——汽车制动的初速度，可取l=v..„=144km/h=40m/sP——汽车制动器的制动力分配系数，0=0.69TOC\o"1-5"\h\z求得：2 2L=m—/?=305x——x0.69=1.44xlO5Jt02 2v〜 40~L2=/^-^-(l-^)=3O5x-1-x(1-0.69)=1.00x105J已知：md=0.5kg；mh=7.5kg11=15℃=15k则每个制动器的热容量：(mdcd+，〃/£)△，=(0.5x880+7.5x880)x15=l.lxlO5J对于前轴的单个车轮：*'4 1.44x10， tL='= =0.72xl05<l.lxlO5J

对于后轴的单个车轮：，=1OOxlO_=o.5OxlO5<l,lxlO5J

2 2因此，此制动器满足热容量和温升的要求。摩擦衬片磨损特性的计算摩擦衬片（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（衬块）本身材质等许多因素的影响，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。双轴汽车的单个前轮制动器及单个后轮制动器的比能量耗散率分别为(4-18)(4-19(4-19)(4-20)式中：8——汽车回转质量换算系数;■汽车初速度和终速度，m/s;计算时轿车取=100km/h(27.8m/s);t——制动时间，s;j制动减速度，m/s）计算时取j=g;Ai,A2——前、后制动衬块的摩擦面积；B——制动力分配系数。在紧急制动到=0时，并可近似地认为5=1,则有V?—2Z8-O根据上述数据计算得到x0.69r3.111所“([2-匕2)八1 x0.69r3.11—•——-~! =~/?=—X 22tA} 22x2.84x46x1()2x(1-0.69)«2.14■1•也g。5?x(1-0.69)«2.1422tA2 22x2.84x30x102盘式制动器的比能量耗散率ei、e2均不大于6.0W/mm2,因此满足要求。

磨损特性指标也可以用衬块的比摩擦力即单位摩擦面积的摩擦力来衡量。单个车轮制动器的比摩擦力为式中：l——单个制动器的制动力矩;R―制动盘有效半径；A——单个制动器的衬块的摩擦面积，A=23cm2,(4-21)4=15cm2因此满足要求。Tf(4-21)4=15cm2因此满足要求。Tf_ 499.2欣一97x15x1()2=0.003<<0.48N/mm2卷第五章液压制动驱动机构的设计计算为了确定制动主缸即制动轮缸的直径、制动踏板力、踏板机构传动比（根据赛会规定和赛车实际情况，不用采用增压和助力装置），必须进行如下的设计计算。§5.1制动轮缸直径与工作容积d”2制动轮缸对制动块的作用力P与轮缸直径dw及制动轮缸中的液压p之间有如下关系式：d”2(5-1)式中：p——考虑制动力调节装置作用下的轮缸或管路液压，一般p=8MPa~12MPa,但根据赛车具体情况取p=8MPa.轮缸直径应在GB7524—87标准规定的尺寸系列里选取，轮缸直径的尺寸系列为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加。经过查取取dw=32mm一个轮缸的工作容积匕=5*43 (5-2)式中：/, 个轮缸活塞的直径；N——轮缸的活塞数目；轮缸活塞在完全制动时的行程：其中：区是消除制动块与制动盘间的间隙所需的轮缸活塞行程，取51=0.7。&由于摩擦衬块变形而引起的轮缸活塞行程，取61=0.3。82,既是对于鼓式制动器而言的，这里不予考虑。则二•：46则单个轮缸的工作容积，n=lV„,=-^dH23=-x322=803.84/mz3

4 4全部轮缸的工作容积,其中：m——轮缸的数目，m=4则V=^VW=4・九=4x803.84=3215.366631§5.2制动主缸直径与工作容积制动主缸的直径应符合GB7524—87标准规定的尺寸系列，主缸直径的尺寸系列为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。制动主缸应有的工作容积K=V+V （5-3）式中：I1——制动软管在液压下变形而引起的容积增量。_•，“4读万卷书行万里路在设计中考虑软管变形，轿车制动主缸的工作容积可取为匕,=LW。则Vnl=1.1V=1.1x1024^-=3536,9mm3主缸活塞直径dm和活塞行程Sm可由下式确定：V,“=；d工 (5-4)%=皿,；入=°8〜1.2取主缸活塞行程:Sm=1.2dm则所以dm=15.56mmdm=19mm所以§5.3制动踏板力与踏板行程图4-1图4-1踏板机小意图制动踏板力Fp可用下式验算：卷S、J读万卷书行万里路7T(5-5)式中：dw——制动主缸活塞直径;P——制动管路液压;制动踏板机构传动比,RlR2 见下图；n——制动踏板机构及制动主缸的机械效率，可取n=0.85~0.95；在本设计中取0=0.95。在踏板机构的设计中，如上图取Ri=25mm,R2=200mm;则踏板机构的传动比取为.R,200。tn=—=——=8

pRi25制动踏板力Fp为F” -=-(19xl0-3)2x8xl06xlx—«298.3Np4n,i4 80.95制动踏板的工作行程为多司^1^4^ (5-6)式中：Q——主缸中推杆与活塞间的间隙；i.:——主缸活塞空行程。由于本设计是设计赛车，赛车本身要求制动要灵敏，所以，“"，：均不宜过大。取用“+a,2=。6；则xp=ip(S,n+ +8m2)=8x(22.8+0.6)=1界12mm二; 51_•，“4读万卷书行万里路§5.4制动性能计算制动系统的制动性能体现在制动距离、制动时间等。已知：地面摩擦系数f=1.1赛车最大速度v=150km/h=41.7m/s计算制动减速度取最大速度的80%,即u=41.7x0.8=33.3m/s制动时，汽车四个轮子已全部抱死则，汽车的制动减速度为a= =gf=\\m/s2 (5-7)mm式中：g 重力加速度，这里取g=10m/s2由上式可计算制动时间t为”•^2.=生=3.03s (5-8)a11式中：———开始制动是的初速度，取M=y=33.3m/s;——制动终了速度。所以制动结束后汽车的制动距离为，2 2ccc2v—v033.3 .s= -= =50.4m2a2x11

第六章行走系统的设计汽车行驶系统概述汽车作为一种地面交通工具，其行驶系统的基本组成和结构形式，在很大程度上取决于汽车经常行驶路面的性质。绝大多数汽车还是经常行驶在比较坚实的路面上的，其行使系统中直接与路面接触的路面是车轮，因而称为轮式汽车行驶系统，这样的汽车便是轮式汽车。轮式汽车行驶系统一般由车架、车桥、车轮和悬架组成，如下图所示就是汽车行驶系总成布置。图6-1汽车行驶系的组成1-前悬架2-车架3-后悬架4-驱动桥5-后轮6-前轮7-从动桥本文对赛车行驶系统的研究主要是轮胎及其配套部分，即轮毂、立柱和制动: 54部分。图6-2赛车行驶系统的组成示意图轮毂的设计赛车的轮毂通常是指固定轮辆和制动系统相关组建的轮胎中心的心轴。赛车对操纵灵活性、行驶安全性的要求要比一般的汽车高很多，因此轮毂的设计原则就是在保证安全的基础上，尽可能的使结构简单，节省整车整备质量。由于本赛车采用的是发动机后置后轮驱动的方式，前轮毂设计和后轮毂设计必然不同。后轮毂设计时必须要考虑与传动轴的配合，为此，本设计将轮毂中心掏空，并按照传动轴的外花键类型与尺寸，设计出相配套的内花键，同时，传动轴与轮毂配合的末端用一个特制的螺母进行防松固定。前轮毂在设计时则不需要考虑这些问题。55&读万卷书行万里路另外根据第一代赛车的参赛经历，反应出来前轮轮毂轴承内圈卡不住，转向晃动的比较厉害的问题，在这代赛车设计时，前轮轮毂轴承的设计采用了双薄螺母压紧轴承内圈的方法。立柱的设计赛车上的立柱指的是与赛车悬架相连接，承载汽车主要重量的模块。立柱上有两个用来连接球头轴承的定位孔，这两个定位孔的连接线就是主销，是赛车上转向轮转向时的回转中心。主销通常意义上有两个重要的角度，分为主销内倾角和主销外倾角。主销内倾角，是将主销（即转向轴线）的上端向内倾斜的角度。从汽车的前面看去，主销轴线与通过前轮中心的垂线之间形成一个夹角，即主销内倾角，主销内倾的作用是使车轮转向后能及时自动回正和转向轻便。赛车主销内倾角通常为3°-8°。主销后倾角是指主销（即转向轴线）的上端略向后倾斜的角度。从汽车的侧面看去，主销轴线与通过前轮中心的垂线之间形成一个夹角，即主销后倾角，主销后倾的作用是增加汽车直线行驶时的稳定性和在转向后使前轮自动回正。经过多方面考虑，赛车的主销内倾角确定为2°,车轮外倾角确定为-1°田J读万卷书行万里路图6-3赛车立柱示意图图6-4赛车轮辆内部结构示意图制动盘座体的设计制动盘底制动盘底螺钉X4图6-5制动盘座体结构图制动盘座体是连接轮^和制动盘的部件，它通过四个销孑腾轮^连接，通过四个螺纹孑腾制动盘连接。采用铝合金材料进行铸造。制动盘座体结构在图6-7中可以显示，对制动盘座体上的螺钉和销进行校核。螺钉的校核l-Ff-图6-8螺钉校核计算用受力简图对螺钉进行校核，受力分析如图6-8所示:将力简化到中心,小土溪出二侬3n力矩7；=产/凡=1738.3x93.8x107=163.1Nm (6-1)单个螺钉受力：4=匕=用氾=434.575N

fz4力矩在每个螺钉中心引起的横向力1

受剪螺钉：4=j=二i=l/=]tax工二1471=9]9.4N4r4x0.04/=]tax工二1471=9]9.4N4r4x0.04(6-2)受拉螺钉：£_^=工=———=919.4NQ4r4x0.04i=\£_^=工=———=919.4NQ4r4x0.04i=\(6-3)由图知，螺钉1、3受力最大，且大小相等，方向相反，为最危险螺钉4™X=41+都=919.4+480.75=1400.2N摩擦系数：f=0.4防滑系数：（=1.2受拉螺钉：.商1K预紧力也―也丝丝=也―也丝丝=840」N(6-4)串

串\.3F01.3x840.1x4\.3F01.3x840.1x4=869Mpa(6-5)螺钉采用材料二钢，强度等级8.8级，,安全系数。许用应力：%＜网此时，螺钉强度满足要求。销的校核钳体所受力矩：Tf=2年 (6-6)其中N=4825.5N,f=0.4,6=76.5mm。欲使之平衡，销上的力F必须满足，若4个销周布：

4FR=T,R=47.6mmF=1545.2N受剪应力1545.2x413.8%=10.3%(6-7)挤压应力(6-8) <[<Jp]=34FR=T,R=47.6mmF=1545.2N受剪应力1545.2x413.8%=10.3%(6-7)挤压应力(6-8)I可取22~140mm,材料可选GCrl5轴承钢，S]=8OOMoa,[b/=3OOO的,4个销就满足要求。后轮轮毂孔内花键校核轻系列矩形花键副&&绥。星鼻华，花键长度l=30mm,工作齿高f7cA1cA(hw=2mm,材料采用低碳合金钢、表面渗碳淬火、表面硬度为58-64HRC.?2汐637尸、f=10啊尸。一、载荷计算：输入转矩：输入转矩2011:424.4N'm名义切向力：(6-9)单位载荷：二、齿面接触强度计算:齿面压应力:(6-11)齿面许用压应力:(6-12)取:Sh=1.4、Ki=1.25、K2=1.2sK3=1.3xK4=1.4计算结果：满足百旦无条件，安全。三、齿根抗弯强度计算:齿根弯曲应力：(6-13)齿根许用弯曲应力：取Sf=1.5计算结果：满足吁伞］条件，安全。四、齿根抗剪强度计算:齿根大剪切应力:(6-15)许用切应力：(6-16)计算结果：满足与〜恚:寺件，安全。五、齿面耐磨损能力计算:花键副在1。8循环数下工作时耐磨损能力计算：齿面压应力：(6-17)齿面耐用压应力匕*2。^计算结果：满足条件，安全。花键副长期工作无磨损时耐磨损能力计算：齿面唇损许用压应力计算结果：满足条件，可以长期无磨损工作。六、外花键扭与抗弯强度计算：当量应力：通耳(6-18)许用应力：计算结果：满足可父用条件，安全。第七章结论中国每年交通事故50万起，因交通事故死亡人数超过10万人。当然造成交通事故的原因很多，制动系统的良好效能将决定交通事故发生主要原因之一。L本文设计采用的是浮动钳式制动器，主要用于前、后轮的制动。对其制动效能、制动效能的恒定性、制动时汽车的方向稳定性进行评估，满足制动的各项参数的需求。2、对盘式制动器的各部分尺寸的选定，例如制动盘的直径为230mm、厚度为10mm、制动块的内外半径为71mm和115mm、制动衬块的有效工作面积为前轮单个46cnr,后轮单个30cm-等。在不同条件下对前后车轮的制动力、附着力和地面制动力进行计算，以此来观察他们之间的关系，从而得到最理想的制动状态，在制动时发挥最大的制动效能。3、在设计中运用了AutoCAD,UG,Solidworks等工程设计软件，在各部件的设计中与实物进行了参照对比，结合了经典设计案例，我们的制动系统制动性能更加优良。存在的不足之处：1、限于本科生知识面和实践经验有限，同时实验条件和毕业设计时间并不是太充分，在赛车整体没有成型之前，本文设计的赛车制动系统的相关性能得不到实际的验证，这对毕业设计进一步的完善产生了一定的影响。2、本次设计的赛车将再一次代表学校出征全国大学生方程式赛车比赛，作为新一代赛车，车队设计人员在总结经验教训的前提下，勇于创新，将赛车的技术水平提升到了一个新的层次。参考文献［1］王望予.汽车设计［M］.第四版.北京：机械工业出版社,2004:12-16.［2］陈家瑞.汽车构造下册［M］.第二版.北京：机械工业出版社,2005:42-45.［3］余志生.汽车原理［M］.北京：机械工业出版社.第四版,2006:89-96.［4］刘惟信.汽车设计［M］.第一版.北京：清华大学出版社,2001:24-26.［5］何小柏.机械设计手册新版［M］.第一卷.北京：机械工业出版社,2006:32-33.［6］过学迅.汽车设计［M］.第一版.北京：人民交通出版社,2005:47-48.［7］周明衡.离合器、