fsae賽車第六屆制動系統(tǒng)設計

制動系統(tǒng)性能的好壞直接影響的可靠性和穩(wěn)定性。因前幾屆制動系統(tǒng)在人機工程的優(yōu)化和輕量化還有可靠性方面存在不足，故本屆制動系統(tǒng)的設計利用限元707-6606-2鋁合金，并使用3D打印技術。保證了零件強度的同時，使制動系統(tǒng)更為輕質(zhì)，節(jié)約了加工成本詳細論述了第六屆制動系統(tǒng)的設計流程，包括布置，建模，優(yōu)化和校核的過程。完成了制動系統(tǒng)參數(shù)的選定和參數(shù)合理性的驗算。確定前、后制動力分配比為0.7240.567條件，對制動踏板底座和制動踏板進行了拓撲優(yōu)化，重量分別較上年減少了54%和12.88%，至0.188kg和0.121g，強度剛度都略有提高，安全系數(shù)分別達到2.9和5.2。踏板總成總質(zhì)量較之上一屆減少31.5%至.179g10%的目標。運用曲柄連桿機構(gòu)完成了油門拉線布置方式的改進，使油門踏板整體更加符合人2Cr3行了力學和熱力學校核，制動盤安全系數(shù)達到3.536k/h情況下勻速制動至停止過程中，制動盤最高溫度僅為111.16C，滿足制動盤摩擦系數(shù)對溫度的要求。完成了制動設計結(jié)果表明，第六屆的制動系統(tǒng)符合設計目標，即保證可靠性的同時盡可 ；制動系統(tǒng)；拓撲優(yōu)化；人機工程；熱分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 第一章緒 課題研究的目的和意 國內(nèi)外發(fā)展狀況概 FSAE制動系統(tǒng)的概 設計內(nèi)容與方 本章小 第二章參數(shù)計算以及制動器的選 總布置參數(shù)和要 制動器主要參數(shù)的確 制動器選型與校 本章小 第三章制動系統(tǒng)的設計和優(yōu) 制動踏板總成底座的設計與優(yōu) 油門踏板的設 制動踏板總成和管路布 本章小 第四章制動盤設計及校 制動盤的設 制動盤的力學和熱力學校 本章小 第五章FSAE制動系統(tǒng)排空方法的設 乘用車排空方 FSAE排空方法的設 本章小 結(jié) 參考文 致 1第一omulaSAE是由各國的汽車工(A)面向在讀或者畢業(yè)后7個月內(nèi)的大學本科生或者舉辦的大學生方程式比賽。比賽要求在1年的時間內(nèi)通過設計、制造、裝配出一輛在性能各方面有出色的表現(xiàn)并且足夠可靠的，能夠成功完成規(guī)則中所列舉的各種動態(tài)項目的業(yè)余休閑。自比賽創(chuàng)建以來，AE已發(fā)展成為每年在8個國家舉辦共9300多支來自全球各地頂級高校的車隊參與的青年工盛會。目前中國FC活動由各高等院校汽車工程或與汽車相關專業(yè)的在校學生組1型人業(yè)休閑并SC全部或部分賽事環(huán)節(jié)[。課題研究的目的和意華南理工大學方程式隊已經(jīng)參加了5賽事的高校之一。的各系統(tǒng)每一年都在進步，無論是從效率層面，輕量化層面，或者是人機工程方面。在2014年十月在襄陽舉行的第五屆C中，本校的兩部克服重重，最終突破重圍，獲得電車總成績第四，油車總成績第十的成績。而這對六屆的提出更的要，求201賽季的C大賽上取得突破。制動系統(tǒng)設計的關鍵就是提供符合賽道狀況的可靠的制動力，在滿足總布置對制動系統(tǒng)輕量化要求的同時，又符合人機工程的要求。AE制動系統(tǒng)的設計將以機械設計的設計準則，參照國內(nèi)外優(yōu)秀車隊的設計與制造經(jīng)驗，總結(jié)第五屆制動系的點與足做出應改進第屆如11，-2所示。圖1-12014年華南理工大學SPowerV油 1國內(nèi)外發(fā)展狀況概C大學生方程式大賽是一項方程式級別的綜合性比賽。的設計是以滿足賽會規(guī)則手冊為前提的，而規(guī)則設立主要是為了保證車手的安全以及比賽的公平。國內(nèi)外的設計都是從設計流程著手的，從制動系統(tǒng)的布置，參數(shù)的計算，建模，校核，優(yōu)化到制造，裝配和調(diào)試。所有車隊都會根據(jù)上一年的反饋對制動系統(tǒng)進行改進，以提AE的制動系統(tǒng)限于規(guī)則，大多數(shù)使用傳統(tǒng)的機械式液力傳動，這種傳動方式傳動效率與可靠性都較外制動系統(tǒng)的設計流程與設計方法和乘用車的設計流程與設計方法有非常多相似之處，尤其是利用計算機技術方面，在CD與A軟件協(xié)助下，制動用總質(zhì)較，一制系統(tǒng)備助力統(tǒng)且為增車輛的穩(wěn)定性動效而成的屢生，動的熱減應也始起諸國汽車商的相對于乘用車，的總質(zhì)量比較小，所以賽規(guī)要求并不能使用助力裝置。今內(nèi)車已在保制溫度取了較的步，用氣動學在的前和柱上裝導風置在行的過制動與動盤行熱，制動器的摩擦副保持在最佳的工作溫度范圍內(nèi)，提高了制動效能的恒定性，使車手的操控更加得心應手，一定程度上減緩了車手長距離高注意力駕駛時的疲勞。例如在201C(斯圖加特車隊和IT車隊)在零部件的建模中，如制動踏板和制動總成的設計中，設計流程一般都是先確定零件的尺寸和參數(shù)，再建立初步模型，在有限元軟件的指導下進行優(yōu)化，最后進行校核。隨著E賽事的發(fā)展，Oprt的結(jié)構(gòu)拓撲優(yōu)化也廣泛運用于E的上，如圖13所示。RM大學2008年制動踏板，在進行拓撲優(yōu)化之后，制動踏板的減重達到222]。在來自亞哥大學的AE隊伍在2006年的中對懸架的搖臂的優(yōu)化后其質(zhì)量減輕24.%29.7%，上拓撲優(yōu)化的應用是高性和量化一重要發(fā)方向。2 (a)燕山大學踏板總成 (b)理工大學踏板總成圖1-3FSAE制動系統(tǒng)踏板總成常見形式FSAE(1)盤式制動器的結(jié)構(gòu)與動力源：供給調(diào)節(jié)驅(qū)動制動必須的能量，人的肌體也可以作為制動的能量來源控制裝置：產(chǎn)生制動效果和制動動作的部件傳遞裝置：把能量傳到制動輪缸以產(chǎn)生制動力，在中就是制動的執(zhí)行裝置：產(chǎn)生制動力的部件，即制動器力源是由人的肌體提供，也就是踩踏力；控制裝置就是主缸；傳遞裝置是一般是自行設計的制動踏板和用于調(diào)節(jié)前后自動力的平衡桿；執(zhí)行裝置一般是盤式制動器。且規(guī)則也禁用。乘用車常用的電子制動力分配裝置也被規(guī)則，取而代之的是簡單的平衡桿機構(gòu)。由于的輪胎一般使用熱熔胎，一般附著系數(shù)可以達到1.0以上，所以賽轎車。各類乘用車和車使用的摩擦式制動器可基本分為分為鼓式和盤式制動器兩種。優(yōu)越，散熱良好且摩擦均勻，易于裝拆，故本次制動系統(tǒng)的設計選用盤式制動器。盤3定鉗盤式制動滑動鉗盤 (b)擺動鉗盤圖1-4定鉗盤式制動 圖1-5浮動鉗盤式制動浮動鉗盤式制動按照制動鉗不同的運動方式，又可以將其細分為滑動盤式制動器和擺動制動器?；瑒颖P式制動器只在制動盤的一邊裝有促動裝置，并且制動器可以相對與車橋做軸向1(a)15(所示。(2)制動總成的形式與布制動管路布局形由圖可知H型是其中最安全的，因為當其中一條管路破損失效之后，剩余的另一條管路可以繼續(xù)為制動器提供管路壓力，但是機構(gòu)相對復雜，使制動系統(tǒng)的質(zhì)量大大增加，而且增加了制造成本。HL型的安全性僅次于HH型，但因其不對稱的分布，其中一條制動管路失效瞬間車輛可能失去穩(wěn)定。XL型的管路在一邊管路失效后還能I4別與前后主缸相連，前后管路具有相同的管路壓力。如果前制動管路損壞失效，制動I踏板總成形踏板總成的布置方式多種多樣，一般有整體式和分體式。整體式如圖-7。其優(yōu)點是裝拆調(diào)整方便，輕量化空間大，但同時加工難度也比較高，提高了制造成本；分體式的布置如圖13)。這種布置方式加工簡單，設計難度小，但是相對與整體式，其優(yōu)化的空間小，零件多，裝拆難。如今國內(nèi)外優(yōu)秀車隊如德國斯圖加特車隊和魯設計內(nèi)容與方通過上述的關于SE一套滿足2015年C大賽規(guī)則的制動系統(tǒng)。而且在此基礎上，還必須對上一屆的第五屆的制動系統(tǒng)的主要問題如下油門拉線支座位置不合理，車手容易在踩油門的時候產(chǎn)生“打腳”現(xiàn)象制動踏板總成存在較大的輕量化空5完成制動系統(tǒng)布置形式設計，如制動踏板總成的布置和管路的布置等完成制動系統(tǒng)參數(shù)的計算，如制動分配比，踏板杠桿比完成制動盤的力學和熱力學校遵循汽車設計、構(gòu)造、理論和機械設計的要求和理符合汽車制造工藝對于零件設計的要借助如Hperoks、CTIA、ANYS等計算機輔助設計軟件來進行制動系統(tǒng)的優(yōu)化和校核。以設計出一套適合AE賽事，易于安裝，具有高可靠性，并兼顧輕量6第二章參數(shù)計算以及制動器的在參考國內(nèi)外車隊的總布置參數(shù)和上一屆的性能表現(xiàn)后，第六屆的總布置參參數(shù)符單整車整備質(zhì)m車手質(zhì)m滿載重N滿載前軸載N滿載后軸載N輪L前軸至質(zhì)心后軸至質(zhì)心質(zhì)心高普速附著系1φ-極限附著系-前輪后輪胎車輪（輪輞）半R制動塊摩擦0.3-Μ-今年總布置要求總質(zhì)量對比去年(80k)下降10kg至170kg化要求是制動踏板總成減重10%，并在人機工程上改進上一屆油門拉線布置不合理的情況。相對于第五屆總布置，第六屆總布置的主要區(qū)別在于質(zhì)量和質(zhì)心高度發(fā)生了變化。在利用懸吊法測量第五屆實車質(zhì)心高度后，測得第五屆質(zhì)心高度為250m，故將制動的質(zhì)心高度的設計目標從去年的280m降低了30mm至250m制動器主要參數(shù)的確(1)制動時的受力情況分為了方便計算，現(xiàn)對制動器的符號和參數(shù)做出以下規(guī)定，見表2-272-2常用符號參參符單NN地面對整車的制動N前輪地面制動力（單輪N后輪地面制動力（單輪N前后制動器總制動N前輪制動器制動N后輪制動器制動N制動時地面對整車提供的最大附著N制動時地面對前輪提供的最大附著力（單N制動時地面對后輪提供的最大附著力（單N制動加制動強z-2-制動受力分析示意(2)制動主要參數(shù)的計地面法向?qū)η昂筝喗佑|點中心列平衡方程，M0FLGbmduh (2- dt8FLGamduh (2-z dt解Fz

G(bhg?du gG(ahg?du g

（2-(2-z定義 的制動強度，z與du的關系是zgdu，式(2-3)、(2-4)可簡化 FG(bzh (2- FG(azh (2-z 當在直線行駛時，在踏板上施加適當?shù)牧Γ妮唽⒈?，此時將獲得最力b近與動時面供給前態(tài)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)可以計算得出，在不同制動強度時的地面對前后輪的法向作用2-3動態(tài)軸荷分制動強制動加速度前輪法向反作用力后輪法向反作用力軸荷001制動強度地面支持力制動強度地面支持力從往年的數(shù)采可知常用的制動強度是1.1-1.g，由上表可看出，當制動加速度為1.1g軸荷比67.63%.4g時為72.4%。通常制動工況時軸荷發(fā)生較大轉(zhuǎn)-5直觀地表現(xiàn)出這個現(xiàn)象。劇烈的軸荷轉(zhuǎn)移并不是理想的現(xiàn)象，它會增加制動時的前軸的負載，這對于懸架以及制動踏板總成的強度要求都有提高，減小了的輕量化空間。但而從另一方面看，對于為了加快進入彎道的速度，車手通常會采用大加速度制在車入彎時遲踩剎車將會使圈速提高，而這就要求以更大的加速度制動5]。所以為了能讓以最大加速度制動，同時保證制動系統(tǒng)的可靠性，我們就必須設計合理的后動力配，使制動率高。心的下降。由此可見的質(zhì)心越低，制動時的軸荷轉(zhuǎn)移越小。制動分配理想曲在一定的路面附著系數(shù)的情況下，使前后輪同時抱死的制動力分配比，稱為理想制動力分配比6]。在制動過，車輪抱死往往會出現(xiàn)三種情況：前輪先抱死；后輪對的。前軸先抱死時，此時前輪失去轉(zhuǎn)向能力，若有一側(cè)向輸入作用于后輪，作用于質(zhì)心的離心力將會與輸入力形成一個與車輛橫擺角速度相反力矩，使車輛可以保持穩(wěn)定26態(tài)；但若后輪先抱死，則離心力與側(cè)向力產(chǎn)生的力矩與橫擺角速度方向相同，容易使27所示。圖2-6前輪抱死拖滑示意 圖2-7后輪抱死拖滑示意因此一輛必須具有合理的制動力分配系統(tǒng)以滿足不同的路面狀況時制動力的此的制動系統(tǒng)不允許在行過隨著路面狀況和車況的改變而改變。所以我們選擇了一個折中的方案，即選擇一個合適的固定制動力分配比，使在比賽過能達到前輪先抱死或前后輪同時抱隨著制動強度的變化，前后載荷會隨之變化。因此理想制動力分配比是不斷變化的，此時的前、后輪的制動器制動力uf和r的關系曲線我們稱之為理想的前、后輪制動器制動力分配曲線，也稱為“I曲線”與制動時地面對前、后輪的最大附著力FfFr分別相等。即 (2- 根據(jù)受力分析，可FxbFxbf (2- （2-FxbrFz通過式(2-11)、(2-12)、(2-13)、(2-14)、(2-15)、(2-16)可

(2-消去

ba

(2- 1[ b24Lhg (Gb2 (2- 2h 前軸制動力后軸制動力通過式-17)可以得出I曲線，如圖-8所示。由圖可知理想的前后制動力分配曲線不是線性的，所以固定的制動比不能滿足在所有路面附著力情況下都能前后輪同時抱死，所以只有合理的制動力分配比才能保證制動時前后輪同時或者前輪先抱死前軸制動力后軸制動力同步附著2-8I通過線與I曲線的對比可以看出不同的制動力分配比定性關系，前輪制動力與地面對總制動力Fxb的比值，定義為制動力分配系數(shù)[6]，=

(2-Fxbf作為自變量，F(xiàn)xbr作為因變量，那么曲線將是一條過原點的直線，其斜率tan為tan

1- (2-沒有倒檔，故制動過，前輪的制動力總大于后輪制動力，0.5，故tan1。因此，I曲線必有兩個交點，一個是在原點，而另一個交點的狀態(tài)下的附著系數(shù)定義為同步附著系數(shù)0。當?shù)孛娴母街禂?shù)等于同步附著系數(shù)時，汽車制我們可以通過解析法求同步附著0L0

(2-則=0hg

(2-I曲I曲由式2-22取地面附著系數(shù)1.00.525；當1.4時0.724。由此得到第六屆的I曲線和線，如圖2-9所示。為了降低前輪發(fā)生抱死的而失去轉(zhuǎn)向能力的情況發(fā)生的概率，I曲線和線應該離得越近越好。由圖中可以看出，當以地面附著系數(shù)為1.0時計算得到的I曲線比1.4時候的跟接近線，但是當附著系數(shù)大于1.0時后輪將據(jù)往年數(shù)采得到的數(shù)據(jù)制動強度最大達到1.6g，但這種大加速度制動的情況只出1.1-.4制動力分配比取得過高。而且隨著比賽的進行，輪胎的溫度不斷發(fā)生改變，每一段路面先抱死，后輪后抱死即可。在1.1-1.4g制動強度之間I曲線和線相對接近，接下來將用利用附著系數(shù)和制動效i (2-i利用附著系數(shù)i與趨近于制動強度，則附著條件利用越充分。第六屆 2-10利用附著系數(shù)與制動強度的關系曲由圖2-101.4的時候前后輪同時抱死，而在制動響度小于1.4g時前輪將先抱死，這與我們最初的設計是吻合的。但當制動強度小于1.4g時，前后輪為了達到一定的制動力，后輪的利用附著系數(shù)必定小于前輪的利用附著系數(shù)，即后輪對地面附著系數(shù)的利用不夠充分，這就涉及到了制動效制動效Ez b/ (2- h/ f則前軸制動效率

Erz(1-β)a/

(2- h/ r則可得前后制動效率圖，如圖2-11所示。由圖可知，當在 =1.4之前制動效率在60%以上，且都是前輪先抱死。在直線行駛時，當剛踩下制動踏板后制動69%，在i≤1.4時制動效率隨著附著系數(shù)的增加而增加，當附著系數(shù)到達1.4g的時候，制動效率達到100%，輪胎的附著力全部用于制動，輪胎接近抱死。若制動的度繼續(xù)增加，則會導致的制動效率急劇下降。因此，設計的制動力分配比較為合理若車手可以控制制動強度在1.4附著系數(shù)附著系數(shù)2-11前、后制動效率通過以上計算可以得出前后制動分配比0.724為合理的設計。故確定本屆制動分配比為0.724。與上一屆制動分配比對比(0.754)，有明顯減少，小強度制動時制通過受力分析可得，前、后主缸的受力分別前主缸：FmfFpU (2- (2-管路壓力

前管f

FmfFpU (2- Rmf 后管路：PFmrFpUp(1Ub (2- 前后卡鉗壓力 nFUUR前卡鉗：F f ppb (2- nFU(1U)R后卡鉗：F r p (2-前后卡鉗產(chǎn)生的制動力

cr

22前卡鉗：T2μFRnμFpUpUbRdf

2(2-2R RnμFU(1-U)RR后卡鉗：T2μFR=

p dr (2-R cr R地面前后輪制動力前輪:TFRR(bzh) (2- g后輪:TFRR(azh) (2- xbr g根據(jù)上一節(jié)提到，要使制動器的制動效率達到最大化，并充分利用輪胎的附著系數(shù)，在1.4g的制動強度下，前后卡鉗所產(chǎn)生的制動力矩必須不小于地面對前后輪的制動力矩，因此前輪：Tf (2-后輪：Tr (2-參量 活塞直重

活塞直 活塞數(shù) 重 量量活塞直 活塞數(shù)4重活塞直 活塞數(shù)2重出于方面和輕量化方面的考慮，最終確定使用ISR22-048作為前輪卡鉗，ISR22-049作為后卡鉗，前、后主缸則都選擇ISR22-010。接下來則要驗證這款主缸是否符合于第六屆的制動系統(tǒng)的要求。經(jīng)過對前幾屆制動系統(tǒng)的總結(jié)，發(fā)現(xiàn)當杠桿比為序參符單數(shù)1踩踏N2踏板-53平衡桿分配-4前軸主缸半m5后軸主缸半m6前軸主缸面積（單邊7后軸主缸面積（單邊8前軸主缸受N9后軸主缸受N前軸管路壓后軸管路壓前卡鉗活塞m后卡鉗活塞m前卡鉗活塞 后卡鉗活塞 前卡鉗單邊 后卡鉗單邊 前卡鉗(單邊)前卡鉗(單邊)后卡鉗(單邊)地面對前輪胎的力矩（單邊地面對后輪胎的力矩（單邊前制動盤有效半m后制動盤有效半m制動盤摩擦μ- 263.91Nm，后輪制動力矩為Tr100.43Nm。而當踩踏力是238N時前卡鉗可產(chǎn)生的力矩為Tcf264.55Nm，后卡鉗為Tcr100.56N 計算了制動系統(tǒng)的主要參數(shù)并對其合理性進行了論證，通過對地面常用制動強度4數(shù)在1.4g以下時始終高于65%1.4g時達到100%IR2-010前卡則分IR2-0482-04當1.4加速度 在比賽過可靠高效地工作。第三章制動系統(tǒng)的設計和優(yōu)在完成制動系統(tǒng)的參數(shù)計算和校核后，將進行制動系統(tǒng)的設計，最重要的就是制動踏板總成的設計。踏板總成設計涉及比較多的知識，包括人機工程，有限元優(yōu)化和制動踏總成底座的布下面先介紹制動踏板底座的設計。踏板總成底座作為踏板和主缸以及腳支座的載體，需要承受來自車手腳的踩踏力，并承受制動主缸產(chǎn)生的相應的反力，受力較為惡劣。制動踏板總成底座需滿足以下條件：可靠地傳遞踩踏力；能合理地安裝主缸；保證可靠性的前提下完成輕量化的目標；具有良好的安裝性能；在范圍內(nèi)要滿足強度，剛度的要求，不產(chǎn)生過大的變形，以保證車手的腳感和制動系統(tǒng)零部件的安全。在參考了許多國內(nèi)外優(yōu)秀車隊的制動踏板總成后，發(fā)現(xiàn)在總布置參數(shù)與我們相近的幾只車隊的踏板總成中踏板底座和踏板都運用拓撲優(yōu)化，使輕量化程度大大提高。但是第五屆制動踏板總成并沒有太大的減重空間，如圖31所示。原因是第五屆的制動踏板總成底座的結(jié)構(gòu)的設置不合理，人為地去除了制動主缸制動踏板安裝孔之間的材料，無法做受力路徑的優(yōu)化。且地面螺栓固定孔的位置布置不合理，距離荷載大的制動踏2014制動踏板總成底 3-12014制動踏板總成底座優(yōu)第六屆的制動踏板總成底座的布置方式將改為下圖，如圖-2)所示。由圖可見，這種布置方式以一塊平板作為底座的優(yōu)化的設計空間，如此布置在拓撲優(yōu)化時可以通拓撲優(yōu)化利用有限元分析法和最優(yōu)化設計理論對零件的傳力路徑進行優(yōu)化[7]，以座總成受力。為了計算的簡便，先做出以下假只考慮穩(wěn)態(tài)工況，即踩剎車時平穩(wěn)踩下，平穩(wěn)釋假設踩踏力方向始終恒定系統(tǒng)線性踏板只受x方向(縱向)不受y方向(側(cè)向)的力3-1制動踏板總成底座受力方前主缸前主缸后主缸前后主踏板安xy-z00000在確定踏板總成底座的布置方式并建立模型后，就可以把模型導入Hypmesh進行網(wǎng)格劃分,并按照設計要求劃分設計區(qū)域，然后以上表中的數(shù)據(jù)作為邊界條件施加在模32b所示。a)踏板總成底座建模 圖3-2制動踏板總成建模與設計空間的確立往屆使用7075鋁合金制造制動踏板總成底座，可兼顧可靠性與輕量化。第六屆制動系統(tǒng)將繼續(xù)使用7075來制造制動系統(tǒng)的重要部件。其彈性模量E為72.0GPaλ為0.33，密度ρ為.81k/m3。由于對于底座上的點無法確定其最大位移的極限，故只能將我們的優(yōu)化目標定位剛度最大，即柔度最小。并設置每次迭代減少的體積不小于總0.3%33所示。 a)底座拓撲優(yōu)化結(jié)果外廓圖 b)底座拓撲優(yōu)化分層應力云圖圖3-32015制動踏板總成底座拓撲優(yōu)化結(jié)果圖觀察圖3-3的現(xiàn)象，可以作為底座優(yōu)化的參考。導出此模型后，在CTIA中根據(jù)加工的工藝性要求將模型的多余材料的切除和校核。利用CATA依照拓撲優(yōu)化應力云圖建模，如34所示。a)制動踏板總成底座位移云圖 圖3-52015制動踏板總成底座有限元校核 a)2014制動踏板總成底座等效應力云圖b)20143-62014由上圖可以得出結(jié)論，制動踏板應力最大只有174Mpa，低于7075鋁合金的屈服強度505pa2.9。而與上一屆制動底座(如圖3-6所示)相比，第六屆的底座()32所示。3-2第五屆、第六屆制動踏板總成底座第五第六改變改變重量-最大形變-最大應力-踏板的設計與優(yōu)件，然后進行優(yōu)化，在進行校核后確定踏板的原始設計空間，如圖3-7所示。 圖3-72015制動踏板設計空 圖3-82015制動踏板等效應力云因為制動踏板的工況單一，而且是靜態(tài)加載，故約束的條件相對簡單。在將模型導Hperesh劃分完設計區(qū)域后，以2000N作為邊界條件施加在制動踏板腳踏中心處。運用yperork的Otrcue-8連續(xù)性好，云圖連貫沒有出現(xiàn)材料的現(xiàn)象，可以作為制動踏板優(yōu)化的參CTI進行建模。 2015制動踏板等效應力云 3-92015a)2014制動踏板等效應力云 3-102014制動踏板位移云由圖可知制動踏板的最大應力為9.83a，遠低于7075鋁合金的的屈服強度05pa5.21.2mm(如圖10所示)相比沒有太大變化。且可以看出第五屆的減重是沒有用拓撲優(yōu)化作為參考的，導致第五屆制動踏板受力相對集中。以下為本屆的制動踏板與第五屆制動踏板的33。3-3第五屆、第六屆制動踏板對第五第六改變改變重量--最大形變最大應力--油門踏板的設油門拉線的布第五屆的制動油門拉線(如圖311所示)都存在一定的不足，在車手踩油門的時候腳容易與油門拉線支座發(fā)的2014年C大賽上，這種不合理的布置對車手開車時的狀態(tài)造成很大的干擾，很多時候車手踩油門都會受到阻礙，造成加速的延遲，甚至出現(xiàn)過因車手開車時精神高度緊張而踩斷油門拉線支座的現(xiàn)象。對踏板總成的可靠性造成了很大影響。因此本屆的油門拉線將做出改進，使油門拉線的布置更加合理，解決車手踩油門時“打腳”的問題。這個問9油門踏板的運動范圍有限，僅為90°至117°,共

圖3-112014油門拉線支座布節(jié)氣門形成范圍要求油門拉線的運動行程至少為36.5mm這兩者是的，要使油門拉線的行程達到36.5mm就必須把油門拉線支座中心距離油門踏板轉(zhuǎn)動中心的高度保證在81.4mm。顯然如果繼續(xù)保持如第五屆的油門拉線布置方式是無法達到節(jié)氣門行程要求的同時，又解決“打腳”問題的。所以油門拉線的布置方式必須做出改變。進過參考國內(nèi)外優(yōu)秀車隊的油門拉線布置方式后（如圖-13所示10]），發(fā)現(xiàn)這些車隊都是通過曲柄連桿機構(gòu)來解決上述傳動比的問題，以將油門拉 圖3-13國外車隊油門拉線布置形式根據(jù)踏板的尺寸，初定a65mme=6mm。利用機械原理知識對曲柄連桿機構(gòu)求解可得b72.3mm時，滑塊的形成36.5mmb65mms395m。以此畫出踏板轉(zhuǎn)角和滑塊行程的關系圖，如圖315所示。從圖中可以看出，兩者間的關系接近線性變，合車對加特的要。油門拉線位移油門拉線位移 踏板角度3-15油門拉線與踏板角度關系油門踏板的建由于油門踏板承受的載荷遠遠小于制動踏板，油門踏板的建模相對簡單，只需滿足油門角度限位要求即可。油門拉線的曲柄連桿機構(gòu)為了兼顧輕量化和剛度決定使用3?2316所示。3-16連桿實而在滑塊導軌方面則用到了國產(chǎn)精密微型直線導軌滑塊滑軌MGN7，如圖3-17所示3-17國產(chǎn)精密微型直線導軌滑塊滑軌最終對油門踏板進行建模，得出油門踏板的模型如圖3-18，3-19所示圖3-18油門踏 圖3-19油門踏板裝配的體驗。在參考了國內(nèi)外制動總成腳支撐的布置形式，并征詢了車手的意見后，決定使用階梯式的支撐，如圖320所示。制動踏板總成的腳支撐使用了3D打印的技術。3D打印技術是近幾年新興的快速成型技術之一，是一種以數(shù)學模型為基礎的運用可粘合材料通過逐層搭造的方式構(gòu)造物體的新技術。常在模具制造、工業(yè)設計等領土木工程、以及其他領域都有所應用。不同于使用車床銑床等加工的零件，運用· 圖3-21急停快關支也是選用了3D打印的方法進行加工，如圖21所示。過去使用鈑金工藝進行加工加工3使unetoi》5]的3-2364m，后管路長度為3884mm。前、后左右管路長度分別相等。經(jīng)過前幾節(jié)的建模以及優(yōu)化和布置，再經(jīng)過裝配制動踏板總成的模型就完成了，如圖-24所示。最終用CTIA計算得出第六屆制動系統(tǒng)踏板總成質(zhì)量為2.179kg3.181kg減少了31.5% 圖3-23制動踏板總成模 圖3-24制動管路布Hperwoks的ptistrc功能對制動系統(tǒng)的踏板底座和制動踏板進行了拓撲優(yōu)化，相對于上一屆的制動踏板總成底座質(zhì)量減少54%至0.188kg，并提高了底座的強度，安全系數(shù)從上一屆的2.3上升到2.9，踏板總成底座的最大應力降至174.6pa.67m12.88%至0.121kg，同時保證了強度和剛度較上一屆無太大變化，安全系數(shù)達到5.2。完成了油門踏板建模，利用曲柄連桿機構(gòu)，改善了上一屆油門拉線支座容易被腳踩到的缺陷。完成了管路的布置，運用3D打印技術完成腳支撐的設計與加工。制動踏板總成的總質(zhì)量較上年下降了31.5%至2.179kg10%屆第四章制動盤設計及校制動系統(tǒng)除了制動踏板總成以外，還有包括制動盤。通常的制動盤SE占總賽道比例較多，制動較為頻繁，制動盤的溫度比較高，容易產(chǎn)生熱衰減的現(xiàn)象。為了保證制動效能的恒定性，就要在制動盤上打孔，已達到通風散熱的目的，但密集，制動盤的強度就越低。所以為了滿足強度和溫度的要求，要對制動盤進行制動盤屬于簧下質(zhì)量，簧下質(zhì)量對穩(wěn)定性的影響較大，降低簧下質(zhì)量可以增大的車輪固有頻率和阻尼比，使車輪部分的動載荷下降，繼而減少轉(zhuǎn)向瞬間的輪荷轉(zhuǎn)移的超調(diào)量，對增大抓地力等有非常重要的意義。這也是為什么懸架系統(tǒng)每年都會對立柱進行非常細致的拓撲優(yōu)化，使用碳纖維懸架，鋁合金輪輞等，目的就是制動盤摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性，取決于制動盤溫度，長距離的制動或者頻繁制動，會導致制動盤過熱，使制動盤出現(xiàn)熱衰減現(xiàn)象。若出現(xiàn)這種情況，將對比賽過精神高度緊張的車手有很大影響。甚至制動盤溫度過高會導致制動器溫度升高，當溫度不斷升高與國內(nèi)外同樣使用十寸輪輞的相比(如圖-10)（如圖-2所示散熱孔的分布相對稀疏，這樣不利于制動盤的散熱和制動盤的輕量化，故決定增加制動盤的打孔密度。在參考了國外相似總布置配置的的制動盤打孔密度后，發(fā)現(xiàn)基本所有的制動盤都是打20排左右6到7孔的數(shù)量為20排，每排4個孔，建立第六屆的盤模型，如圖4-3所示。制動盤的熱容量與制動盤體積是成正比的，通風盤多散熱效果越好且質(zhì)4-1量越小，但同時強度降低且熱容量也就越小，則溫度升高則越快12]。制動盤的打孔數(shù)存在上限，故制動盤需要通過熱力學校核來驗證其打孔數(shù)的合理性。制動盤的材料決定使用具有較高屈服強度和熱力學性能的2Cr113]，成分為馬氏體時效鋼，俗稱不銹鋼。 根據(jù)制動卡鉗的對制動盤的要求(2-4)，取制動盤的5mm，工作面寬度為31，建模如圖4-3所示。具體參數(shù)見最后圖紙。制動盤的力學和熱力學校制動盤的力學校項符單·數(shù)前卡鉗單邊N后卡鉗單邊N制動盤摩擦μ-前卡鉗單邊摩擦N后卡鉗單邊摩擦N4-2項 參型 048活塞直 25mm摩擦片型 摩擦片掃掠面 14掃掠高 27適用制動盤半 150-250使用制動盤厚 4.6-5.0 a)2015制動盤等效應力云 4-4制動盤有限元校核由圖中可知第六屆制動盤的最大應力為178.1pa134.21Ma雖然有增加，但遠低于2Cr13熱處理后的屈服強度635Mpa，安全系數(shù)達到3.5。最大位移只有0.25mm0.594k降至0.550減少了7.4。制動盤熱力學分制動盤的熱分析已經(jīng)成為了近幾年必不可少的一項制動盤校核。隨著比賽的賽道彎道的增多，制動的工況在每圈中的權重越來越大。頻繁的制動使制動盤的熱載荷越來越大，致使制動盤產(chǎn)生熱衰減12]，即制動盤與摩擦片間的摩擦系數(shù)由于溫度過高而下降。這種情況的出現(xiàn)非常，會導致制動效率下降甚至制動失效。所以對制動盤的熱力學校核也非常重要。由于制動過制動盤和摩擦片的產(chǎn)熱過程[3]非(1)在制動的過加速度是恒定的，即制動盤處于穩(wěn)定工況的在溫度低于170°C時，摩擦片和制動盤間的摩擦系數(shù)保持不變制動盤與摩擦片間的壓力分布均制動盤材料的性質(zhì)為各向同接觸面平均溫度相等且熱流連設T1和T2分別為制動盤接觸面和摩擦片接觸片的特征溫度，q1和q2為其熱流密度q為總的摩擦熱流密度，則可得出熱流分配系

k1c11k2c2

(4-其中k為熱傳導系數(shù)，c為比熱容，ρ為密度0vQm )2(0v

)2

(4- 則可得單邊前輪的熱量（其中s為車輪的滑移率Q'm[(v0)2(vt)2](1s) (4- 將制動盤模型導入ANSYS中，利用前處理模塊畫好網(wǎng)格,如圖4-5接下來，需要確定制動盤熱力學校核的邊界條件。首先是熱流密度計算，由于熱分配系數(shù)的數(shù)值不好確定，摩擦片的成分非常復雜，制動過，一般制動盤吸收090的熱量13，故取=8543得，Q'3014W/s。接下來要進行制動盤的熱交換系數(shù)的計算，如下0.04(/d)Re0 R (4-a

0 0.7(/d)

R雷諾計

計算需要的參數(shù)見表4-1

Reuaad/ (4-名符單數(shù)密制動盤空氣黏μ-空氣導熱系 制動盤直 在完成了前期工作，就可以進行制動盤的熱校核，制動工況設置為制動以初速度為6k5]1.6AYS仿真得出的制動盤溫度變化圖(如圖-7所示)。 c)1.4秒溫度云 4-7由圖可知，隨著時間，制動盤溫度先升高，后降低，這是因為在制動過，車速越來越慢，單位時間的產(chǎn)熱也隨之減小，所以在制動開初始階段，制動盤溫度不斷111.16C，參照2Cr3作為材料的制動盤的摩擦系數(shù)隨溫度變化表(見表-15)溫彈性模量熱膨脹系數(shù)（K-摩擦系對制動盤的設計以及力學和熱力學的校核。最大應力為178.1Mpa，雖然相對于上一年的134pa略有提高，但是采用具有更好散熱性能且屈服強度達到635Mpa的2Cr3作為制動盤的材料后，安全系數(shù)達到3.5，最大位移為0.25m滿足剛度要求。通過打孔7.4%至.551k析得出，在以初速度36km/h的速度勻速制動直至停止的過，制動盤最高溫度為111C第五章FSAE制動系統(tǒng)排空方法的設制動系統(tǒng)工作是依靠系統(tǒng)來實現(xiàn)的，因為液體是不能壓縮的，所以它能夠切實地傳遞制動力。由于氣體可以被壓縮，那么當制動系統(tǒng)中含有氣體的時候，那么當駕駛者踩下踏板的時候，這些氣體就會被壓縮而，管路里產(chǎn)生的壓力就非常小，這時所。的制動系統(tǒng)相對與乘用車的制動系統(tǒng)相對簡單，過去五屆比賽，本校的制動系統(tǒng)的排空都是使用人力踩踏板將制動液通過主缸泵入制動管路直至制動器，以將制動系統(tǒng)管路里的空氣排出。這樣的方法費時費力，而且排空效果不好。通常暑車期間，都要花費2-40天，對于車手來說由于練車時間短暫，每一天都非常重要，所以設計一種高效的排空法為新代的動統(tǒng)的標一。乘用車排空方許多FSAE賽事的先進技術和方法都是來自乘用車或者其他等級的方程式，故乘外加儲液 b)真空乘用車的制動系統(tǒng)利用真空泵作為動力源在制動器的排氣孔產(chǎn)生負壓，如圖51b)所示。另一方面在在制動主缸的外加儲液罐(如圖-1a)所示)里加入制動液。沿著真空泵，制動卡鉗，制動管路，主缸，外加儲液罐的順序產(chǎn)生負壓，使制動液不斷的AE為制動管路的排空提供動力。制動主缸在不工作時，閥體打開，儲液罐和制動管路是5-2和3所示。5-2制動主缸結(jié)構(gòu)示意a）制動主缸工作第一階 b）制動主缸工作第二階5-3圖5-4針筒式排空裝 圖5-5制動管路簡FSAEFSAE制動系統(tǒng)排空原FSAE的制動系統(tǒng)管路圖如圖5-5所示。在主缸連接儲液瓶(提供制動液)，并在制動卡鉗放氣螺釘后依次連接儲液瓶1，儲液瓶2，溢流瓶和真空泵后，得出FSAE制動系統(tǒng)的排空原理圖如圖5-6所示。圖5-6FSAE制動排空原理1中的制動液壓入制動管路中，同時將制動管路中多余的空氣帶出，通過卡鉗后連接的儲液瓶2，溢212有證在空過套路是全封的能證排的率和果所以用了“蛇膠”5-75-7排空裝置的選在完成完成排空系統(tǒng)原理的設計后，接下來將進行零部件的選真空真空泵作為整個排空裝置的動力源，其作用非常重要。通常制動系統(tǒng)的沿程阻力為0307pa18]，。根據(jù)此數(shù)據(jù)，在市面上尋找，最終選定：1HN真空泵(如圖-8所示)51。5-1真空泵基本參項 參額定電 氣速 3.6極限壓 2電機功 150進氣口連接螺 1/4"加油 150外形尺 重 4 真空管路的選制動液的顏 黃干沸 濕沸 第五屆排空實為了驗證新的排空裝置的可靠性和實用性，決定在第五屆上做排空實驗時間 年月參與實驗人員：、黃增地點：中山卡丁車連接好排空裝置，打開放氣螺釘。在儲液罐中加滿新鮮制動液并將儲液瓶的進氣孔堵住，開啟真空泵，至真空泵滿負荷工作0秒后，打開儲液罐進氣孔。直至從制動卡鉗排氣孔出來的制動液不再有氣泡，關閉制動卡鉗上的放氣螺釘，關閉真空泵。并將卡鉗上放氣螺釘后的左右排空裝置拆卸下來，安裝到另外一側(cè)的卡鉗上。重復上述步驟,屆總時間為41分鐘。排空完成后進行制動抱死，抱死情況良好，未出現(xiàn)左右輪抱死不同時的現(xiàn)象，表明左右輪的空氣都已完全排空。相對于以往需要2-30小時的人力排空，參照乘用車的排空方法和排空原理，設計出了一套適用于的排空方法，利用真空泵在制動管路中產(chǎn)生的負壓和大氣壓將主缸外加儲液瓶中的制動入制動管入大氣。在第五屆上進行實驗，完成排空的時間為41分鐘，效率較上一屆的人力排結(jié)進行了2015年華工第六屆制動系統(tǒng)的設計，校核和制造工作。以輕量化為目標，可靠性為前提，利用Hperoks和AYS完成了對制動系統(tǒng)零部件的優(yōu)化和選定制動系統(tǒng)踏板總成的布置形式為整體式；確定管路布置形式為II型度的對比和對制動效率的校核，確定了制動力分配比為0.724。制動效率當?shù)孛娓街鞲拙x取ISR22-010，前后卡鉗則分別選ISR22-048和22-049，選定平衡桿杠桿比為0.57，踏板杠桿比為5。當以1.4g加速度制動時需要238N的踩踏力即可抱死，制2.9174.6Mpa0.46712.8至0.1215.23D打印技術完成腳支撐的設計與加工。制動踏板總成的總質(zhì)量較上年下降了3.5%至2.179k，10的目標。對制動盤的設計以及力學和熱力學的校核。最大應力為178.1pa，遠低于2Cr3的屈服強度635pa，安全系數(shù)達到3.5，最大位移為0.25mm，滿足剛度要求。相對于上一屆制動盤，質(zhì)