fsae赛车第六届制动系统设计

制动系统性能的好坏直接影响的可靠性和稳定性。因前几届制动系统在人机工程的优化和轻量化还有可靠性方面存在不足，故本届制动系统的设计利用限元707-6606-2铝合金，并使用3D打印技术。保证了零件强度的同时，使制动系统更为轻质，节约了加工成本详细论述了第六届制动系统的设计流程，包括布置，建模，优化和校核的过程。完成了制动系统参数的选定和参数合理性的验算。确定前、后制动力分配比为0.7240.567条件，对制动踏板底座和制动踏板进行了拓扑优化，重量分别较上年减少了54%和12.88%，至0.188kg和0.121g，强度刚度都略有提高，安全系数分别达到2.9和5.2。踏板总成总质量较之上一届减少31.5%至.179g10%的目标。运用曲柄连杆机构完成了油门拉线布置方式的改进，使油门踏板整体更加符合人2Cr3行了力学和热力学校核，制动盘安全系数达到3.536k/h情况下匀速制动至停止过程中，制动盘最高温度仅为111.16C，满足制动盘摩擦系数对温度的要求。完成了制动设计结果表明，第六届的制动系统符合设计目标，即保证可靠性的同时尽可 ；制动系统；拓扑优化；人机工程；热分IWhetherperformanceofthebrakesystemisgoodornotdeterminesthereliabilityandhandlingstabilityofaracecar.Duetoinsufficientworkontheergonomics,lightweightandreliabilityinpreviousgenerationsoftheracecar,Finiteelementysisistobeusedinthisgenerationofbrakesystem'sdesigninordertooptimizeandcheckthepartsofbrakesystem.7075-T6,6061-O2andalso3D-Printtechniqueareused,whichreducetheweightofbrakesystemaswellasensurethestrengthofparts,inaddition,it'sbeneficialtocostandmanufacturetimereductions.The6thgenerationbrakesystem'sdesignprocessisexpoundedinthispaper,whichincludethelayout,modeling,optimizationandverificationofthebrakesystem.Basicbrakesystemparameterisdetermined,whosereasonablenessisalsochecked.Brakedistributionratioisdeterminedtobe0.724,whilethepedalbalancebardistributionratiois sthatappliedonimportantpartsofbrakesystemarecalculated,andaresetastheboundaryconditionofthetopologyoptimizationofthebrakepedalanditsfoundation.Asaresultthetwosubjecthavereduce12.88%and54%oftheirweightto0.121kgand0.188kgcomparedtolastgeneration,andalsothestrengthandstiffnessisimprovedwiththeirsafetyfactorreaching5.2and2.9.Totalweightofbrakepedalboxhasdecreased31.5%to2.179kg,itachievethegoalofweightreductionofgenerallayout,whichissetthetobe10%.Usingcrankconnectingrodmachanism，newlayoutofthrottlelinesupportisoptimizedsothatitfitsergonomicsbetter.2Cr13，whichhasbettermachanicalaswellasthermalqualities,isusedinbrakerotortoensurethereliabilityofthebrakedisk.Thermalandstructuralperformancesarecheck.Thesafetyfactorofbrakerotorreaches3.5.Whenbrakingfrom36km/hto0km/hatconstantaccelaration,the umtemperatureoftherotorreaches111.16°C.Atlast,allbrakesystemdrawingarefinished.Resultsofthedesignindicatethatthebrakesystemof6thgenerationracecarfulfilltheoriginalexpectations,whichismaintainingbothreliabilityandlightweight.Keyword:FSAEracecar;Brakesystem;Topologyoptimization;Ergonomics;Thermal.............................................................................................................................................I 第一章绪 课题研究的目的和意 国内外发展状况概 FSAE制动系统的概 设计内容与方 本章小 第二章参数计算以及制动器的选 总布置参数和要 制动器主要参数的确 制动器选型与校 本章小 第三章制动系统的设计和优 制动踏板总成底座的设计与优 油门踏板的设 制动踏板总成和管路布 本章小 第四章制动盘设计及校 制动盘的设 制动盘的力学和热力学校 本章小 第五章FSAE制动系统排空方法的设 乘用车排空方 FSAE排空方法的设 本章小 结 参考文 致 1第一omulaSAE是由各国的汽车工(A)面向在读或者毕业后7个月内的大学本科生或者举办的大学生方程式比赛。比赛要求在1年的时间内通过设计、制造、装配出一辆在性能各方面有出色的表现并且足够可靠的，能够成功完成规则中所列举的各种动态项目的业余休闲。自比赛创建以来，AE已发展成为每年在8个国家举办共9300多支来自全球各地顶级高校的车队参与的青年工盛会。目前中国FC活动由各高等院校汽车工程或与汽车相关专业的在校学生组1型人业休闲并SC全部或部分赛事环节[。课题研究的目的和意华南理工大学方程式队已经参加了5赛事的高校之一。的各系统每一年都在进步，无论是从效率层面，轻量化层面，或者是人机工程方面。在2014年十月在襄阳举行的第五届C中，本校的两部克服重重，最终突破重围，获得电车总成绩第四，油车总成绩第十的成绩。而这对六届的提出更的要，求201赛季的C大赛上取得突破。制动系统设计的关键就是提供符合赛道状况的可靠的制动力，在满足总布置对制动系统轻量化要求的同时，又符合人机工程的要求。AE制动系统的设计将以机械设计的设计准则，参照国内外优秀车队的设计与制造经验，总结第五届制动系的点与足做出应改进第届如11，-2所示。图1-12014年华南理工大学SPowerV油 1国内外发展状况概C大学生方程式大赛是一项方程式级别的综合性比赛。的设计是以满足赛会规则手册为前提的，而规则设立主要是为了保证车手的安全以及比赛的公平。国内外的设计都是从设计流程着手的，从制动系统的布置，参数的计算，建模，校核，优化到制造，装配和调试。所有车队都会根据上一年的反馈对制动系统进行改进，以提AE的制动系统限于规则，大多数使用传统的机械式液力传动，这种传动方式传动效率与可靠性都较外制动系统的设计流程与设计方法和乘用车的设计流程与设计方法有非常多相似之处，尤其是利用计算机技术方面，在CD与A软件协助下，制动用总质较，一制系统备助力统且为增车辆的稳定性动效而成的屡生，动的热减应也始起诸国汽车商的相对于乘用车，的总质量比较小，所以赛规要求并不能使用助力装置。今内车已在保制温度取了较的步，用气动学在的前和柱上装导风置在行的过制动与动盘行热，制动器的摩擦副保持在最佳的工作温度范围内，提高了制动效能的恒定性，使车手的操控更加得心应手，一定程度上减缓了车手长距离高注意力驾驶时的疲劳。例如在201C(斯图加特车队和IT车队)在零部件的建模中，如制动踏板和制动总成的设计中，设计流程一般都是先确定零件的尺寸和参数，再建立初步模型，在有限元软件的指导下进行优化，最后进行校核。随着E赛事的发展，Oprt的结构拓扑优化也广泛运用于E的上，如图13所示。RM大学2008年制动踏板，在进行拓扑优化之后，制动踏板的减重达到222]。在来自亚哥大学的AE队伍在2006年的中对悬架的摇臂的优化后其质量减轻24.%29.7%，上拓扑优化的应用是高性和量化一重要发方向。2 (a)燕山大学踏板总成 (b)理工大学踏板总成图1-3FSAE制动系统踏板总成常见形式FSAE(1)盘式制动器的结构与动力源：供给调节驱动制动必须的能量，人的肌体也可以作为制动的能量来源控制装置：产生制动效果和制动动作的部件传递装置：把能量传到制动轮缸以产生制动力，在中就是制动的执行装置：产生制动力的部件，即制动器力源是由人的肌体提供，也就是踩踏力；控制装置就是主缸；传递装置是一般是自行设计的制动踏板和用于调节前后自动力的平衡杆；执行装置一般是盘式制动器。且规则也禁用。乘用车常用的电子制动力分配装置也被规则，取而代之的是简单的平衡杆机构。由于的轮胎一般使用热熔胎，一般附着系数可以达到1.0以上，所以赛轿车。各类乘用车和车使用的摩擦式制动器可基本分为分为鼓式和盘式制动器两种。优越，散热良好且摩擦均匀，易于装拆，故本次制动系统的设计选用盘式制动器。盘3定钳盘式制动滑动钳盘 (b)摆动钳盘图1-4定钳盘式制动 图1-5浮动钳盘式制动浮动钳盘式制动按照制动钳不同的运动方式，又可以将其细分为滑动盘式制动器和摆动制动器。滑动盘式制动器只在制动盘的一边装有促动装置，并且制动器可以相对与车桥做轴向1(a)15(所示。(2)制动总成的形式与布制动管路布局形由图可知H型是其中最安全的，因为当其中一条管路破损失效之后，剩余的另一条管路可以继续为制动器提供管路压力，但是机构相对复杂，使制动系统的质量大大增加，而且增加了制造成本。HL型的安全性仅次于HH型，但因其不对称的分布，其中一条制动管路失效瞬间车辆可能失去稳定。XL型的管路在一边管路失效后还能I4别与前后主缸相连，前后管路具有相同的管路压力。如果前制动管路损坏失效，制动I踏板总成形踏板总成的布置方式多种多样，一般有整体式和分体式。整体式如图-7。其优点是装拆调整方便，轻量化空间大，但同时加工难度也比较高，提高了制造成本；分体式的布置如图13)。这种布置方式加工简单，设计难度小，但是相对与整体式，其优化的空间小，零件多，装拆难。如今国内外优秀车队如德国斯图加特车队和鲁设计内容与方通过上述的关于SE一套满足2015年C大赛规则的制动系统。而且在此基础上，还必须对上一届的第五届的制动系统的主要问题如下油门拉线支座位置不合理，车手容易在踩油门的时候产生“打脚”现象制动踏板总成存在较大的轻量化空5完成制动系统布置形式设计，如制动踏板总成的布置和管路的布置等完成制动系统参数的计算，如制动分配比，踏板杠杆比完成制动盘的力学和热力学校遵循汽车设计、构造、理论和机械设计的要求和理符合汽车制造工艺对于零件设计的要借助如Hperoks、CTIA、ANYS等计算机辅助设计软件来进行制动系统的优化和校核。以设计出一套适合AE赛事，易于安装，具有高可靠性，并兼顾轻量6第二章参数计算以及制动器的在参考国内外车队的总布置参数和上一届的性能表现后，第六届的总布置参参数符单整车整备质m车手质m满载重N满载前轴载N满载后轴载N轮L前轴至质心后轴至质心质心高普速附着系1φ-极限附着系-前轮后轮胎车轮（轮辋）半R制动块摩擦0.3-Μ-今年总布置要求总质量对比去年(80k)下降10kg至170kg化要求是制动踏板总成减重10%，并在人机工程上改进上一届油门拉线布置不合理的情况。相对于第五届总布置，第六届总布置的主要区别在于质量和质心高度发生了变化。在利用悬吊法测量第五届实车质心高度后，测得第五届质心高度为250m，故将制动的质心高度的设计目标从去年的280m降低了30mm至250m制动器主要参数的确(1)制动时的受力情况分为了方便计算，现对制动器的符号和参数做出以下规定，见表2-272-2常用符号参参符单NN地面对整车的制动N前轮地面制动力（单轮N后轮地面制动力（单轮N前后制动器总制动N前轮制动器制动N后轮制动器制动N制动时地面对整车提供的最大附着N制动时地面对前轮提供的最大附着力（单N制动时地面对后轮提供的最大附着力（单N制动加制动强z-2-制动受力分析示意(2)制动主要参数的计地面法向对前后轮接触点中心列平衡方程，M0FLGbmduh (2- dt8FLGamduh (2-z dt解Fz

G(bhg•du gG(ahg•du g

（2-(2-z定义 的制动强度，z与du的关系是zgdu，式(2-3)、(2-4)可简化 FG(bzh (2- FG(azh (2-z 当在直线行驶时，在踏板上施加适当的力，四轮将抱死，此时将获得最力b近与动时面供给前态下的Fxb (2-又因

(Mm)

(2-F(Mm)解

(2-g

(2-9FG(bh (2- G(ah (2-z 由式(2-5)、(2-6)可以计算得出，在不同制动强度时的地面对前后轮的法向作用2-3动态轴荷分制动强制动加速度前轮法向反作用力后轮法向反作用力轴荷001制动强度地面支持力制动强度地面支持力从往年的数采可知常用的制动强度是1.1-1.g，由上表可看出，当制动加速度为1.1g轴荷比67.63%.4g时为72.4%。通常制动工况时轴荷发生较大转-5直观地表现出这个现象。剧烈的轴荷转移并不是理想的现象，它会增加制动时的前轴的负载，这对于悬架以及制动踏板总成的强度要求都有提高，减小了的轻量化空间。但而从另一方面看，对于为了加快进入弯道的速度，车手通常会采用大加速度制在车入弯时迟踩刹车将会使圈速提高，而这就要求以更大的加速度制动5]。所以为了能让以最大加速度制动，同时保证制动系统的可靠性，我们就必须设计合理的后动力配，使制动率高。心的下降。由此可见的质心越低，制动时的轴荷转移越小。制动分配理想曲在一定的路面附着系数的情况下，使前后轮同时抱死的制动力分配比，称为理想制动力分配比6]。在制动过，车轮抱死往往会出现三种情况：前轮先抱死；后轮对的。前轴先抱死时，此时前轮失去转向能力，若有一侧向输入作用于后轮，作用于质心的离心力将会与输入力形成一个与车辆横摆角速度相反力矩，使车辆可以保持稳定26态；但若后轮先抱死，则离心力与侧向力产生的力矩与横摆角速度方向相同，容易使27所示。图2-6前轮抱死拖滑示意 图2-7后轮抱死拖滑示意因此一辆必须具有合理的制动力分配系统以满足不同的路面状况时制动力的此的制动系统不允许在行过随着路面状况和车况的改变而改变。所以我们选择了一个折中的方案，即选择一个合适的固定制动力分配比，使在比赛过能达到前轮先抱死或前后轮同时抱随着制动强度的变化，前后载荷会随之变化。因此理想制动力分配比是不断变化的，此时的前、后轮的制动器制动力uf和r的关系曲线我们称之为理想的前、后轮制动器制动力分配曲线，也称为“I曲线”与制动时地面对前、后轮的最大附着力FfFr分别相等。即 (2- 根据受力分析，可FxbFxbf (2- （2-FxbrFz通过式(2-11)、(2-12)、(2-13)、(2-14)、(2-15)、(2-16)可

(2-消去

ba

(2- 1[ b24Lhg (Gb2 (2- 2h 前轴制动力后轴制动力通过式-17)可以得出I曲线，如图-8所示。由图可知理想的前后制动力分配曲线不是线性的，所以固定的制动比不能满足在所有路面附着力情况下都能前后轮同时抱死，所以只有合理的制动力分配比才能保证制动时前后轮同时或者前轮先抱死前轴制动力后轴制动力同步附着2-8I通过线与I曲线的对比可以看出不同的制动力分配比定性关系，前轮制动力与地面对总制动力Fxb的比值，定义为制动力分配系数[6]，=

(2-Fxbf作为自变量，Fxbr作为因变量，那么曲线将是一条过原点的直线，其斜率tan为tan

1- (2-没有倒档，故制动过，前轮的制动力总大于后轮制动力，0.5，故tan1。因此，I曲线必有两个交点，一个是在原点，而另一个交点的状态下的附着系数定义为同步附着系数0。当地面的附着系数等于同步附着系数时，汽车制我们可以通过解析法求同步附着0L0

(2-则=0hg

(2-I曲I曲由式2-22取地面附着系数1.00.525；当1.4时0.724。由此得到第六届的I曲线和线，如图2-9所示。为了降低前轮发生抱死的而失去转向能力的情况发生的概率，I曲线和线应该离得越近越好。由图中可以看出，当以地面附着系数为1.0时计算得到的I曲线比1.4时候的跟接近线，但是当附着系数大于1.0时后轮将据往年数采得到的数据制动强度最大达到1.6g，但这种大加速度制动的情况只出1.1-.4制动力分配比取得过高。而且随着比赛的进行，轮胎的温度不断发生改变，每一段路面先抱死，后轮后抱死即可。在1.1-1.4g制动强度之间I曲线和线相对接近，接下来将用利用附着系数和制动效i (2-i利用附着系数i与趋近于制动强度，则附着条件利用越充分。第六届 2-10利用附着系数与制动强度的关系曲由图2-101.4的时候前后轮同时抱死，而在制动响度小于1.4g时前轮将先抱死，这与我们最初的设计是吻合的。但当制动强度小于1.4g时，前后轮为了达到一定的制动力，后轮的利用附着系数必定小于前轮的利用附着系数，即后轮对地面附着系数的利用不够充分，这就涉及到了制动效制动效Ez b/ (2- h/ f则前轴制动效率

Erz(1-β)a/

(2- h/ r则可得前后制动效率图，如图2-11所示。由图可知，当在 =1.4之前制动效率在60%以上，且都是前轮先抱死。在直线行驶时，当刚踩下制动踏板后制动69%，在i≤1.4时制动效率随着附着系数的增加而增加，当附着系数到达1.4g的时候，制动效率达到100%，轮胎的附着力全部用于制动，轮胎接近抱死。若制动的度继续增加，则会导致的制动效率急剧下降。因此，设计的制动力分配比较为合理若车手可以控制制动强度在1.4附着系数附着系数2-11前、后制动效率通过以上计算可以得出前后制动分配比0.724为合理的设计。故确定本届制动分配比为0.724。与上一届制动分配比对比(0.754)，有明显减少，小强度制动时制通过受力分析可得，前、后主缸的受力分别前主缸：FmfFpU (2- (2-管路压力

前管f

FmfFpU (2- Rmf 后管路：PFmrFpUp(1Ub (2- 前后卡钳压力 nFUUR前卡钳：F f ppb (2- nFU(1U)R后卡钳：F r p (2-前后卡钳产生的制动力

cr

22前卡钳：T2μFRnμFpUpUbRdf

2(2-2R RnμFU(1-U)RR后卡钳：T2μFR=

p dr (2-R cr R地面前后轮制动力前轮:TFRR(bzh) (2- g后轮:TFRR(azh) (2- xbr g根据上一节提到，要使制动器的制动效率达到最大化，并充分利用轮胎的附着系数，在1.4g的制动强度下，前后卡钳所产生的制动力矩必须不小于地面对前后轮的制动力矩，因此前轮：Tf (2-后轮：Tr (2-参量 活塞直重

活塞直 活塞数 重 量量活塞直 活塞数4重活塞直 活塞数2重出于方面和轻量化方面的考虑，最终确定使用ISR22-048作为前轮卡钳，ISR22-049作为后卡钳，前、后主缸则都选择ISR22-010。接下来则要验证这款主缸是否符合于第六届的制动系统的要求。经过对前几届制动系统的总结，发现当杠杆比为序参符单数1踩踏N2踏板-53平衡杆分配-4前轴主缸半m5后轴主缸半m6前轴主缸面积（单边7后轴主缸面积（单边8前轴主缸受N9后轴主缸受N前轴管路压后轴管路压前卡钳活塞m后卡钳活塞m前卡钳活塞 后卡钳活塞 前卡钳单边 后卡钳单边 前卡钳(单边)前卡钳(单边)后卡钳(单边)地面对前轮胎的力矩（单边地面对后轮胎的力矩（单边前制动盘有效半m后制动盘有效半m制动盘摩擦μ- 263.91Nm，后轮制动力矩为Tr100.43Nm。而当踩踏力是238N时前卡钳可产生的力矩为Tcf264.55Nm，后卡钳为Tcr100.56N 计算了制动系统的主要参数并对其合理性进行了论证，通过对地面常用制动强度4数在1.4g以下时始终高于65%1.4g时达到100%IR2-010前卡则分IR2-0482-04当1.4加速度 在比赛过可靠高效地工作。第三章制动系统的设计和优在完成制动系统的参数计算和校核后，将进行制动系统的设计，最重要的就是制动踏板总成的设计。踏板总成设计涉及比较多的知识，包括人机工程，有限元优化和制动踏总成底座的布下面先介绍制动踏板底座的设计。踏板总成底座作为踏板和主缸以及脚支座的载体，需要承受来自车手脚的踩踏力，并承受制动主缸产生的相应的反力，受力较为恶劣。制动踏板总成底座需满足以下条件：可靠地传递踩踏力；能合理地安装主缸；保证可靠性的前提下完成轻量化的目标；具有良好的安装性能；在范围内要满足强度，刚度的要求，不产生过大的变形，以保证车手的脚感和制动系统零部件的安全。在参考了许多国内外优秀车队的制动踏板总成后，发现在总布置参数与我们相近的几只车队的踏板总成中踏板底座和踏板都运用拓扑优化，使轻量化程度大大提高。但是第五届制动踏板总成并没有太大的减重空间，如图31所示。原因是第五届的制动踏板总成底座的结构的设置不合理，人为地去除了制动主缸制动踏板安装孔之间的材料，无法做受力路径的优化。且地面螺栓固定孔的位置布置不合理，距离荷载大的制动踏2014制动踏板总成底 3-12014制动踏板总成底座优第六届的制动踏板总成底座的布置方式将改为下图，如图-2)所示。由图可见，这种布置方式以一块平板作为底座的优化的设计空间，如此布置在拓扑优化时可以通拓扑优化利用有限元分析法和最优化设计理论对零件的传力路径进行优化[7]，以座总成受力。为了计算的简便，先做出以下假只考虑稳态工况，即踩刹车时平稳踩下，平稳释假设踩踏力方向始终恒定系统线性踏板只受x方向(纵向)不受y方向(侧向)的力3-1制动踏板总成底座受力方前主缸前主缸后主缸前后主踏板安xy-z00000在确定踏板总成底座的布置方式并建立模型后，就可以把模型导入Hypmesh进行网格划分,并按照设计要求划分设计区域，然后以上表中的数据作为边界条件施加在模32b所示。a)踏板总成底座建模 图3-2制动踏板总成建模与设计空间的确立往届使用7075铝合金制造制动踏板总成底座，可兼顾可靠性与轻量化。第六届制动系统将继续使用7075来制造制动系统的重要部件。其弹性模量E为72.0GPaλ为0.33，密度ρ为.81k/m3。由于对于底座上的点无法确定其最大位移的极限，故只能将我们的优化目标定位刚度最大，即柔度最小。并设置每次迭代减少的体积不小于总0.3%33所示。 a)底座拓扑优化结果外廓图 b)底座拓扑优化分层应力云图图3-32015制动踏板总成底座拓扑优化结果图观察图3-3的现象，可以作为底座优化的参考。导出此模型后，在CTIA中根据加工的工艺性要求将模型的多余材料的切除和校核。利用CATA依照拓扑优化应力云图建模，如34所示。a)制动踏板总成底座位移云图 图3-52015制动踏板总成底座有限元校核 a)2014制动踏板总成底座等效应力云图b)20143-62014由上图可以得出结论，制动踏板应力最大只有174Mpa，低于7075铝合金的屈服强度505pa2.9。而与上一届制动底座(如图3-6所示)相比，第六届的底座()32所示。3-2第五届、第六届制动踏板总成底座第五第六改变改变重量-最大形变-最大应力-踏板的设计与优件，然后进行优化，在进行校核后确定踏板的原始设计空间，如图3-7所示。 图3-72015制动踏板设计空 图3-82015制动踏板等效应力云因为制动踏板的工况单一，而且是静态加载，故约束的条件相对简单。在将模型导Hperesh划分完设计区域后，以2000N作为边界条件施加在制动踏板脚踏中心处。运用yperork的Otrcue-8连续性好，云图连贯没有出现材料的现象，可以作为制动踏板优化的参CTI进行建模。 2015制动踏板等效应力云 3-92015a)2014制动踏板等效应力云 3-102014制动踏板位移云由图可知制动踏板的最大应力为9.83a，远低于7075铝合金的的屈服强度05pa5.21.2mm(如图10所示)相比没有太大变化。且可以看出第五届的减重是没有用拓扑优化作为参考的，导致第五届制动踏板受力相对集中。以下为本届的制动踏板与第五届制动踏板的33。3-3第五届、第六届制动踏板对第五第六改变改变重量--最大形变最大应力--油门踏板的设油门拉线的布第五届的制动油门拉线(如图311所示)都存在一定的不足，在车手踩油门的时候脚容易与油门拉线支座发的2014年C大赛上，这种不合理的布置对车手开车时的状态造成很大的干扰，很多时候车手踩油门都会受到阻碍，造成加速的延迟，甚至出现过因车手开车时精神高度紧张而踩断油门拉线支座的现象。对踏板总成的可靠性造成了很大影响。因此本届的油门拉线将做出改进，使油门拉线的布置更加合理，解决车手踩油门时“打脚”的问题。这个问9油门踏板的运动范围有限，仅为90°至117°,共

图3-112014油门拉线支座布节气门形成范围要求油门拉线的运动行程至少为36.5mm这两者是的，要使油门拉线的行程达到36.5mm就必须把油门拉线支座中心距离油门踏板转动中心的高度保证在81.4mm。显然如果继续保持如第五届的油门拉线布置方式是无法达到节气门行程要求的同时，又解决“打脚”问题的。所以油门拉线的布置方式必须做出改变。进过参考国内外优秀车队的油门拉线布置方式后（如图-13所示10]），发现这些车队都是通过曲柄连杆机构来解决上述传动比的问题，以将油门拉 图3-13国外车队油门拉线布置形式根据踏板的尺寸，初定a65mme=6mm。利用机械原理知识对曲柄连杆机构求解可得b72.3mm时，滑块的形成36.5mmb65mms395m。以此画出踏板转角和滑块行程的关系图，如图315所示。从图中可以看出，两者间的关系接近线性变，合车对加特的要。油门拉线位移油门拉线位移 踏板角度3-15油门拉线与踏板角度关系油门踏板的建由于油门踏板承受的载荷远远小于制动踏板，油门踏板的建模相对简单，只需满足油门角度限位要求即可。油门拉线的曲柄连杆机构为了兼顾轻量化和刚度决定使用3∅2316所示。3-16连杆实而在滑块导轨方面则用到了国产精密微型直线导轨滑块滑轨MGN7，如图3-17所示3-17国产精密微型直线导轨滑块滑轨最终对油门踏板进行建模，得出油门踏板的模型如图3-18，3-19所示图3-18油门踏 图3-19油门踏板装配的体验。在参考了国内外制动总成脚支撑的布置形式，并征询了车手的意见后，决定使用阶梯式的支撑，如图320所示。制动踏板总成的脚支撑使用了3D打印的技术。3D打印技术是近几年新兴的快速成型技术之一，是一种以数学模型为基础的运用可粘合材料通过逐层搭造的方式构造物体的新技术。常在模具制造、工业设计等领土木工程、以及其他领域都有所应用。不同于使用车床铣床等加工的零件，运用· 图3-21急停快关支也是选用了3D打印的方法进行加工，如图21所示。过去使用钣金工艺进行加工加工3使unetoi》5]的3-2364m，后管路长度为3884mm。前、后左右管路长度分别相等。经过前几节的建模以及优化和布置，再经过装配制动踏板总成的模型就完成了，如图-24所示。最终用CTIA计算得出第六届制动系统踏板总成质量为2.179kg3.181kg减少了31.5% 图3-23制动踏板总成模 图3-24制动管路布Hperwoks的ptistrc功能对制动系统的踏板底座和制动踏板进行了拓扑优化，相对于上一届的制动踏板总成底座质量减少54%至0.188kg，并提高了底座的强度，安全系数从上一届的2.3上升到2.9，踏板总成底座的最大应力降至174.6pa.67m12.88%至0.121kg，同时保证了强度和刚度较上一届无太大变化，安全系数达到5.2。完成了油门踏板建模，利用曲柄连杆机构，改善了上一届油门拉线支座容易被脚踩到的缺陷。完成了管路的布置，运用3D打印技术完成脚支撑的设计与加工。制动踏板总成的总质量较上年下降了31.5%至2.179kg10%届第四章制动盘设计及校制动系统除了制动踏板总成以外，还有包括制动盘。通常的制动盘SE占总赛道比例较多，制动较为频繁，制动盘的温度比较高，容易产生热衰减的现象。为了保证制动效能的恒定性，就要在制动盘上打孔，已达到通风散热的目的，但密集，制动盘的强度就越低。所以为了满足强度和温度的要求，要对制动盘进行制动盘属于簧下质量，簧下质量对稳定性的影响较大，降低簧下质量可以增大的车轮固有频率和阻尼比，使车轮部分的动载荷下降，继而减少转向瞬间的轮荷转移的超调量，对增大抓地力等有非常重要的意义。这也是为什么悬架系统每年都会对立柱进行非常细致的拓扑优化，使用碳纤维悬架，铝合金轮辋等，目的就是制动盘摩擦系数的稳定性，取决于制动盘温度，长距离的制动或者频繁制动，会导致制动盘过热，使制动盘出现热衰减现象。若出现这种情况，将对比赛过精神高度紧张的车手有很大影响。甚至制动盘温度过高会导致制动器温度升高，当温度不断升高与国内外同样使用十寸轮辋的相比(如图-10)（如图-2所示散热孔的分布相对稀疏，这样不利于制动盘的散热和制动盘的轻量化，故决定增加制动盘的打孔密度。在参考了国外相似总布置配置的的制动盘打孔密度后，发现基本所有的制动盘都是打20排左右6到7孔的数量为20排，每排4个孔，建立第六届的盘模型，如图4-3所示。制动盘的热容量与制动盘体积是成正比的，通风盘多散热效果越好且质4-1量越小，但同时强度降低且热容量也就越小，则温度升高则越快12]。制动盘的打孔数存在上限，故制动盘需要通过热力学校核来验证其打孔数的合理性。制动盘的材料决定使用具有较高屈服强度和热力学性能的2Cr113]，成分为马氏体时效钢，俗称不锈钢。 根据制动卡钳的对制动盘的要求(2-4)，取制动盘的5mm，工作面宽度为31，建模如图4-3所示。具体参数见最后图纸。制动盘的力学和热力学校制动盘的力学校项符单·数前卡钳单边N后卡钳单边N制动盘摩擦μ-前卡钳单边摩擦N后卡钳单边摩擦N4-2项 参型 048活塞直 25mm摩擦片型 摩擦片扫掠面 14扫掠高 27适用制动盘半 150-250使用制动盘厚 4.6-5.0 a)2015制动盘等效应力云 4-4制动盘有限元校核由图中可知第六届制动盘的最大应力为178.1pa134.21Ma虽然有增加，但远低于2Cr13热处理后的屈服强度635Mpa，安全系数达到3.5。最大位移只有0.25mm0.594k降至0.550减少了7.4。制动盘热力学分制动盘的热分析已经成为了近几年必不可少的一项制动盘校核。随着比赛的赛道弯道的增多，制动的工况在每圈中的权重越来越大。频繁的制动使制动盘的热载荷越来越大，致使制动盘产生热衰减12]，即制动盘与摩擦片间的摩擦系数由于温度过高而下降。这种情况的出现非常，会导致制动效率下降甚至制动失效。所以对制动盘的热力学校核也非常重要。由于制动过制动盘和摩擦片的产热过程[3]非(1)在制动的过加速度是恒定的，即制动盘处于稳定工况的在温度低于170°C时，摩擦片和制动盘间的摩擦系数保持不变制动盘与摩擦片间的压力分布均制动盘材料的性质为各向同接触面平均温度相等且热流连设T1和T2分别为制动盘接触面和摩擦片接触片的特征温度，q1和q2为其热流密度q为总的摩擦热流密度，则可得出热流分配系

k1c11k2c2

(4-其中k为热传导系数，c为比热容，ρ为密度0vQm )2(0v

)2

(4- 则可得单边前轮的热量（其中s为车轮的滑移率Q'm[(v0)2(vt)2](1s) (4- 将制动盘模型导入ANSYS中，利用前处理模块画好网格,如图4-5接下来，需要确定制动盘热力学校核的边界条件。首先是热流密度计算，由于热分配系数的数值不好确定，摩擦片的成分非常复杂，制动过，一般制动盘吸收090的热量13，故取=8543得，Q'3014W/s。接下来要进行制动盘的热交换系数的计算，如下0.04(/d)Re0 R (4-a

0 0.7(/d)

R雷诺计

计算需要的参数见表4-1

Reuaad/ (4-名符单数密制动盘空气黏μ-空气导热系 制动盘直 在完成了前期工作，就可以进行制动盘的热校核，制动工况设置为制动以初速度为6k5]1.6AYS仿真得出的制动盘温度变化图(如图-7所示)。 c)1.4秒温度云 4-7由图可知，随着时间，制动盘温度先升高，后降低，这是因为在制动过，车速越来越慢，单位时间的产热也随之减小，所以在制动开初始阶段，制动盘温度不断111.16C，参照2Cr3作为材料的制动盘的摩擦系数随温度变化表(见表-15)温弹性模量热膨胀系数（K-摩擦系对制动盘的设计以及力学和热力学的校核。最大应力为178.1Mpa，虽然相对于上一年的134pa略有提高，但是采用具有更好散热性能且屈服强度达到635Mpa的2Cr3作为制动盘的材料后，安全系数达到3.5，最大位移为0.25m满足刚度要求。通过打孔7.4%至.551k析得出，在以初速度36km/h的速度匀速制动直至停止的过，制动盘最高温度为111C第五章FSAE制动系统排空方法的设制动系统工作是依靠系统来实现的，因为液体是不能压缩的，所以它能够切实地传递制动力。由于气体可以被压缩，那么当制动系统中含有气体的时候，那么当驾驶者踩下踏板的时候，这些气体就会被压缩而，管路里产生的压力就非常小，这时所。的制动系统相对与乘用车的制动系统相对简单，过去五届比赛，本校的制动系统的排空都是使用人力踩踏板将制动液通过主缸泵入制动管路直至制动器，以将制动系统管路里的空气排出。这样的方法费时费力，而且排空效果不好。通常暑车期间，都要花费2-40天，对于车手来说由于练车时间短暂，每一天都非常重要，所以设计一种高效的排空法为新代的动统的标一。乘用车排空方许多FSAE赛事的先进技术和方法都是来自乘用车或者其他等级的方程式，故乘外加储液 b)真空乘用车的制动系统利用真空泵作为动力源在制动器的排气孔产生负压，如图51b)所示。另一方面在在制动主缸的外加储液罐(如图-1a)所示)里加入制动液。沿着真空泵，制动卡钳，制动管路，主缸，外加储液罐的顺序产生负压，使制动液不断的AE为制动管路的排空提供动力。制动主缸在不工作时，阀体打开，储液罐和制动管路是5-2和3所示。5-2制动主缸结构示意a）制动主缸工作第一阶 b）制动主缸工作第二阶5-3图5-4针筒式排空装 图5-5制动管路简FSAEFSAE制动系统排空原FSAE的制动系统管路图如图5-5所示。在主缸连接储液瓶(提供制动液)，并在制动卡钳放气螺钉后依次连接储液瓶1，储液瓶2，溢流瓶和真空泵后，得出FSAE制动系统的排空原理图如图5-6所示。图5-6FSAE制动排空原理1中的制动液压入制动管路中，同时将制动管路中多余的空气带出，通过卡钳后连接的储液瓶2，溢212有证在空过套路是全封的能证排的率和果所以用了“蛇胶”5-75-7排空装置的选在完成完成排空系统原理的设计后，接下来将进行零部件的选真空真空泵作为整个排空装置的动力源，其作用非常重要。通常制动系统的沿程阻力为0307pa18]，。根据此数据，在市面上寻找，最终选定：1HN真空泵(如图-8所示)51。5-1真空泵基本参项 参额定电 气速 3.6极限压 2电机功 150进气口连接螺 1/4"加油 150外形尺 重 4 真空管路的选制动液的颜 黄干沸 湿沸 第五届排空实为了验证新的排空装置的可靠性和实用性，决定在第五届上做排空实验时间 年月参与实验人员：、黄增地点：中山卡丁车连接好排空装置，打开放气螺钉。在储液罐中加满新鲜制动液并将储液瓶的进气孔堵住，开启真空泵，至真空泵满负荷工作0秒后，打开储液罐进气孔。直至从制动卡钳排气孔出来的制动液不再有气泡，关闭制动卡钳上的放气螺钉，关闭真空泵。并将卡钳上放气螺钉后的左右排空装置拆卸下来，安装到另外一侧的卡钳上。重复上述步骤,届总时间为41分钟。排空完成后进行制动抱死，抱死情况良好，未出现左右轮抱死不同时的现象，表明左右轮的空气都已完全排空。相对于以往需要2-30小时的人力排空，参照乘用车的排空方法和排空原理，设计出了一套适用于的排空方法，利用真空泵在制动管路中产生的负压和大气压将主缸外加储液瓶中的制动入制动管入大气。在第五届上进行实验，完成排空的时间为41分钟，效率较上一届的人力排结进行了2015年华工第六届制动系统的设计，校核和制造工作。以轻量化为目标，可靠性为前提，利用Hperoks和AYS完成了对制动系统零部件的优化和选定制动系统踏板总成的布置形式为整体式；确定管路布置形式为II型度的对比和对制动效率的校核，确定了制动力分配比为0.724。制动效率当地面附着主缸均选取ISR22-010，前后卡钳则分别选ISR22-048和22-049，选定平衡杆杠杆比为0.57，踏板杠杆比为5。当以1.4g加速度制动时需要238N的踩踏力即可抱死，制2.9174.6Mpa0.46712.8至0.1215.23D打印技术完成脚支撑的设计与加工。制动踏板总成的总质量较上年下降了3.5%至2.179k，10的目标。对制动盘的设计以及力学和热力学的校核。最大应力为178.1pa，远低于2Cr3的屈服强度635pa，安全系数达到3.5，最大位移为0.25mm，满足刚度要求。相对于上一届制动盘，质