周超，劉兵

(浙江農(nóng)林大學(xué)工程學(xué)院，浙江杭州 311300)

0 引言

大學(xué)生方程式比賽于1981年由美國(guó)車輛工程師學(xué)會(huì)創(chuàng)立，被譽(yù)為“學(xué)界的F1方程式比賽”，中國(guó)于2011年舉辦第一屆大學(xué)生方程式大賽。眾所周知，制動(dòng)系統(tǒng)是汽車底盤上的一個(gè)重要系統(tǒng)，直接影響到汽車的行駛安全以及駕駛員的操控感受。隨著汽車工業(yè)的不斷發(fā)展，制動(dòng)系統(tǒng)也不斷出現(xiàn)了新的技術(shù)，比如ABS(Antilock Brake System)防抱死系統(tǒng)、HSA(Hill Start Assist)車輛坡道起步輔助系統(tǒng)等。

文中涉及的題目為FSC方程式賽車制動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)，目的在于設(shè)計(jì)制造出一套在符合大賽規(guī)則的基礎(chǔ)上具有最佳制動(dòng)性能、輕量化、人機(jī)工程的制動(dòng)系統(tǒng)。

1 制動(dòng)系統(tǒng)的主要結(jié)構(gòu)組成

1.1 盤式制動(dòng)器的主要結(jié)構(gòu)

盤式制動(dòng)器主要由以端面為摩擦副的旋轉(zhuǎn)工作的元件——金屬圓盤構(gòu)成，稱之為制動(dòng)盤。摩擦元件通過(guò)輪缸的壓力從兩側(cè)夾緊制動(dòng)盤產(chǎn)生摩擦力從而產(chǎn)生制動(dòng)效果。固定元件通常有較多種結(jié)構(gòu)形式，大體上可將盤式制動(dòng)器分為鉗盤式和全盤式兩類。其組成主要包括制動(dòng)盤和摩擦片[1]。

在鉗盤式制動(dòng)器中，促動(dòng)摩擦片摩擦制動(dòng)盤的裝置叫作卡鉗，安裝在固定元件上，橫跨于制動(dòng)盤兩端，按照卡鉗的結(jié)構(gòu)種類可以分為定鉗盤式和浮鉗盤式兩種[2]。定鉗盤式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)示意圖如圖1所示。

圖1 定鉗盤式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)示意圖

卡鉗被固定在固定元件車橋上，既不能旋轉(zhuǎn)也不能沿制動(dòng)盤軸向移動(dòng)[3]。卡鉗內(nèi)裝有兩個(gè)制動(dòng)輪缸活塞，分別壓住制動(dòng)盤兩側(cè)起摩擦作用的制動(dòng)塊[4]。當(dāng)汽車制動(dòng)時(shí)，駕駛員踩下制動(dòng)踏板使制動(dòng)主缸的制動(dòng)液被壓入制動(dòng)輪缸，制動(dòng)輪缸的液體壓力升高，促使輪缸活塞在液壓作用下壓緊制動(dòng)盤，使摩擦塊與制動(dòng)盤接觸摩擦，產(chǎn)生阻止車輪轉(zhuǎn)動(dòng)的摩擦力矩，實(shí)現(xiàn)制動(dòng)效果[5]。

此種制動(dòng)器結(jié)構(gòu)存在以下缺點(diǎn)：

(1)卡鉗輪缸數(shù)量較多，結(jié)構(gòu)復(fù)雜。且液壓缸橫跨于制動(dòng)盤兩側(cè)，使得制動(dòng)鉗的尺寸過(guò)大，安裝困難。

(2)連續(xù)制動(dòng)時(shí)，外側(cè)液壓缸和跨越制動(dòng)盤的油道中的制動(dòng)液很容易受熱汽化而產(chǎn)生氣泡，使得制動(dòng)失效。

(3)兼顧駐車制動(dòng)時(shí)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)困難。

由于存在以上幾點(diǎn)缺點(diǎn)，定鉗盤式制動(dòng)器很難適應(yīng)現(xiàn)代汽車要求，逐漸被浮鉗盤式制動(dòng)器所取代。浮鉗盤式制動(dòng)器結(jié)構(gòu)示意圖如圖2所示。

圖 2 浮鉗盤式制動(dòng)器結(jié)構(gòu)示意圖

浮鉗盤式制動(dòng)器的制動(dòng)鉗在制動(dòng)過(guò)程是可以浮動(dòng)的，如圖2所示：制動(dòng)時(shí)，人施加的壓力通過(guò)制動(dòng)液施加在輪缸活塞上，使得制動(dòng)塊向右移動(dòng)壓靠在制動(dòng)盤上，此時(shí)制動(dòng)盤也給活塞一個(gè)反向作用力，這時(shí)反作用力使得活塞和卡鉗一同沿導(dǎo)向銷向左移動(dòng)，右側(cè)的制動(dòng)塊隨卡鉗向左移動(dòng)的過(guò)程中也壓靠在制動(dòng)盤上，使得兩個(gè)制動(dòng)塊都夾緊制動(dòng)盤，產(chǎn)生阻止車輪轉(zhuǎn)動(dòng)的摩擦力矩，實(shí)現(xiàn)制動(dòng)。

1.2 鼓式制動(dòng)器的主要結(jié)構(gòu)

鼓式制動(dòng)器主要結(jié)構(gòu)包括制動(dòng)促動(dòng)裝置、制動(dòng)蹄和制動(dòng)鼓。制動(dòng)時(shí)制動(dòng)傳動(dòng)機(jī)構(gòu)使制動(dòng)蹄將制動(dòng)摩擦片壓緊在制動(dòng)鼓內(nèi)側(cè)，產(chǎn)生制動(dòng)力從而使汽車減速或停車。兼作駐車制動(dòng)時(shí)保障汽車停放可靠不能自動(dòng)滑移[6]。鼓式制動(dòng)器的主流結(jié)構(gòu)是內(nèi)張式，其制動(dòng)塊位于制動(dòng)輪內(nèi)側(cè)，在剎車的時(shí)候制動(dòng)塊向外張開，壓緊制動(dòng)鼓的內(nèi)側(cè)產(chǎn)生摩擦力矩，達(dá)到剎車的目的。

按促動(dòng)裝置可分為輪缸制動(dòng)式和凸輪制動(dòng)式，結(jié)構(gòu)如圖3所示：圖3(a)為輪缸式制動(dòng)器,以液壓輪缸作為制動(dòng)蹄促動(dòng)裝置，多為液壓系統(tǒng)所采用;圖3(b)為凸輪式制動(dòng)器,以凸輪作為促動(dòng)裝置，多為氣壓制動(dòng)系統(tǒng)所采用。

按制動(dòng)蹄受力情況不同又可分為領(lǐng)從蹄式、雙領(lǐng)蹄式(單向作用、雙向作用)、雙從蹄式、自增力式(單向作用、雙向作用)等類型,如圖4所示。

圖3 輪缸制動(dòng)式和凸輪制動(dòng)式

圖4 按制動(dòng)蹄受力情況分類示意圖

轎車制動(dòng)鼓上，由于質(zhì)量較輕一般只有一個(gè)輪缸，駕駛員制動(dòng)時(shí)，施加給主缸的壓力通過(guò)制動(dòng)液傳遞到輪缸后，輪缸兩端活塞會(huì)擴(kuò)張頂向左右制動(dòng)蹄的蹄端，此時(shí)兩個(gè)制動(dòng)蹄作用力相等。但由于車輪的旋轉(zhuǎn)作用，制動(dòng)鼓作用于制動(dòng)蹄的壓力左右不對(duì)稱，造成自行增力或自行減力的現(xiàn)象。因此，一般將自行增力的一側(cè)制動(dòng)蹄稱為領(lǐng)蹄，自行減力的一側(cè)制動(dòng)蹄稱為從蹄。一般用于車輛的后輪，便于與駐車制動(dòng)組合在一起。

2 制動(dòng)系統(tǒng)參數(shù)設(shè)計(jì)

根據(jù)方程式賽車的性能要求，作者選取了盤式制動(dòng)系統(tǒng)。

制動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)涉及汽車的安全與操縱性，很多關(guān)鍵的零部件較為復(fù)雜，需要對(duì)制動(dòng)相關(guān)的各種初始參數(shù)進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，從而選擇最適合自己的部件。

確定好需要的各種制動(dòng)零部件之后，設(shè)計(jì)出踏板總成等固定驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)，用以固定主缸并且給予活塞壓力驅(qū)動(dòng)卡鉗輪缸工作。設(shè)計(jì)參數(shù)的確定也可以幫助作者設(shè)計(jì)包括制動(dòng)盤在內(nèi)的一些零部件。在這之后，對(duì)設(shè)計(jì)的零部件進(jìn)行優(yōu)化與加工可行性分析，并且加以修改，完成制動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)。

2.1 同步附著系數(shù)、制動(dòng)強(qiáng)度、賽車前后輪載荷

由于賽車使用的是熱熔胎，參考國(guó)內(nèi)外車隊(duì)計(jì)算參數(shù)，在襄陽(yáng)賽道理想的同步附著系數(shù)為1.4，當(dāng)賽車在這種情況下制動(dòng)時(shí)，假設(shè)制動(dòng)強(qiáng)度為z，4輪都抱死，前后軸的載荷為：

Fz1=G(b+zhg)/L

Fz2=G(a-zhg)/L

(1)

由于前后輪此時(shí)都處于抱死狀態(tài)(不管前后輪哪個(gè)先抱死)，制動(dòng)強(qiáng)度z=φ，即此時(shí)前后輪載荷(地面對(duì)輪胎的法相作用力)為：

Fz1=G(b+φhg)/L

Fz2=G(a-φhg)/L

(2)

其中：Fz1為賽車制動(dòng)時(shí)水平地面對(duì)前軸車輪的法向反力；Fz2為賽車制動(dòng)時(shí)水平地面對(duì)后軸車輪的法向反力；G為賽車所受到的重力。

2.2 制動(dòng)力分配曲線、制動(dòng)力分配系數(shù)

在理想的同步附著系數(shù)情況下，制動(dòng)器制動(dòng)力之和與地面對(duì)輪胎的摩擦力之和相等，即：

Fμ1+Fμ2=φG

(3)

Fμ1=φFz1Fμ2=φFz2

(4)

由上式可得前后輪同時(shí)抱死時(shí):

(5)

消去變量φ后前后車輪制動(dòng)器的制動(dòng)力的函數(shù)關(guān)系：

(6)

由式(6)可以得到賽車在理想情況下前后制動(dòng)器制動(dòng)力分配曲線I曲線，如圖5所示。

圖5 I曲線圖

由圖5可看出前后車輪同時(shí)抱死時(shí)，賽車I曲線的變化趨勢(shì)。實(shí)際來(lái)說(shuō)，賽車前后車輪制動(dòng)器制動(dòng)力通常不能按照I曲線的規(guī)律來(lái)分配。通常是一根車軸的車輪先抱死，另外一根車軸的車輪后抱死。由于設(shè)計(jì)的賽車制動(dòng)系統(tǒng)不會(huì)隨著I曲線的要求來(lái)分配，而是按照一定的比例關(guān)系即制動(dòng)力分配系數(shù)而變化，制動(dòng)力分配系數(shù)β為前輪制動(dòng)力與總制動(dòng)力的比值為：

(7)

式(7)是一條通過(guò)坐標(biāo)原點(diǎn)且斜率為(1-β)/β的直線，簡(jiǎn)稱β線(見(jiàn)圖6)，是汽車實(shí)際前、后制動(dòng)器制動(dòng)力分配線。β線與I曲線交于點(diǎn)B，點(diǎn)B處即為同步附著系數(shù)φ。

圖6 I曲線與β曲線關(guān)系圖

2.3 盤式制動(dòng)器受力分析

為了保證賽車制動(dòng)時(shí)具有良好的制動(dòng)效能和穩(wěn)定性，應(yīng)該按照最大制動(dòng)力來(lái)計(jì)算前后輪制動(dòng)力的大小，在前后輪同時(shí)抱死時(shí)，制動(dòng)器所產(chǎn)生的制動(dòng)力與車輪所受到的制動(dòng)摩擦力大小相等，即為式(4)。

Fμ1為前輪制動(dòng)器產(chǎn)生的制動(dòng)力大小，F(xiàn)μ2為后輪制動(dòng)器產(chǎn)生的制動(dòng)力大小。當(dāng)φ取1.4時(shí)，車輪半徑R=247.65 mm，可以得出前后軸的最大制動(dòng)力矩為:

Tμ1=φFz1R=708.43 N·m

Tμ2=φFz2R=310.89 N·m

車輪受到的制動(dòng)力矩最終要靠制動(dòng)器施加壓力在制動(dòng)盤上依靠摩擦塊對(duì)制動(dòng)盤的摩擦作用而產(chǎn)生?，F(xiàn)代汽車普遍使用的摩擦塊摩擦因數(shù)在0.5左右，這里取μ=0.5。制動(dòng)器因數(shù)BF(Brake Factor)稱為制動(dòng)器效能因數(shù)，代表的是制動(dòng)器的制動(dòng)效能，其實(shí)質(zhì)是制動(dòng)器在單位輸入壓力或力的作用下所能輸出的力或力矩[7]。制動(dòng)器因數(shù)可定義為在制動(dòng)盤的作用半徑上所產(chǎn)生的摩擦力與輸入力之比，即：

(8)

式中:Tf為制動(dòng)器的摩擦力矩;r為制動(dòng)盤的作用半徑;P為兩制動(dòng)塊的壓緊力的平均值。對(duì)于鉗盤式制動(dòng)器,其制動(dòng)器因數(shù)為：

(9)

3 制動(dòng)系統(tǒng)的有限元分析

3.1 制動(dòng)系統(tǒng)驅(qū)動(dòng)部分總布置圖

制動(dòng)系統(tǒng)采用臥式設(shè)計(jì)，杠桿比為5∶1，設(shè)計(jì)的總裝配圖如圖7所示，左側(cè)為制動(dòng)踏板總成，右側(cè)為油門踏板總成。

圖7 總裝配圖

3.2 制動(dòng)系統(tǒng)驅(qū)動(dòng)部分的ANSYS優(yōu)化分析與改進(jìn)

初步設(shè)計(jì)的制動(dòng)踏板為7075鋁合金切削而成，強(qiáng)度高，足夠承受2 000 N的壓力。為了減輕制動(dòng)系統(tǒng)的重力，此次設(shè)計(jì)運(yùn)用ANSYS進(jìn)行了拓?fù)鋬?yōu)化，模擬制動(dòng)踏板受到最大制動(dòng)力情況下的受力情況。加載于制動(dòng)踏板之上后選擇減重15%后分析結(jié)果如圖8所示，用虛線圈住部分為減重后可以去除的部分。

經(jīng)過(guò)多輪的拓?fù)鋬?yōu)化，再減重50%后得到最終設(shè)計(jì)的結(jié)果，利用ANSYS進(jìn)行靜力結(jié)構(gòu)分析的應(yīng)力云圖和形變?cè)茍D如下圖9圖10所示。

圖8 拓?fù)鋬?yōu)化減重分析圖

圖9 應(yīng)力大小云圖

圖10 形變大小云圖

從圖中可以看出制動(dòng)踏板最大應(yīng)力為104.95 MPa，最大形變?yōu)?.76 mm。查閱相關(guān)資料得到為制動(dòng)踏板選用的7075-T6高強(qiáng)度鋁合金的屈服強(qiáng)度為505 MPa，7075鋁合金屬于塑形材料，按照國(guó)家規(guī)定，可以取安全系數(shù)在1.5～2.0內(nèi)，取安全系數(shù)為1.54，計(jì)算得許用應(yīng)力大小[σt]=505 MPa×0.65=328 MPa>104.95 MPa，符合材料許用應(yīng)力大小要求。

4 結(jié)論

根據(jù)方程式賽車要求，選取了盤式制動(dòng)系統(tǒng)，設(shè)計(jì)出了一套具有最佳制動(dòng)性能、輕量化、人機(jī)工程的制動(dòng)系統(tǒng)，應(yīng)用CATIA建立制動(dòng)系統(tǒng)三維模型，并導(dǎo)入到ANSYS中進(jìn)行優(yōu)化分析與改進(jìn)，為方程式賽車制動(dòng)系統(tǒng)的應(yīng)用提供指導(dǎo)。

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