557_大学生方程式赛车设计(制动与行走系统设计36张CAD图)
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汽车气候室氢排放系统实验装置模型的测定马丁威廉曼恩,克里斯丁巴赫,菲利普诺瓦克,安德烈菲舍尔 ,马提亚希尔。EMPA,瑞士联邦材料测试与研究实验室,发动机实验室,CH-8600,2006年9月,瑞士 EMPA,瑞士联邦材料测试与研究实验室,空气污染/环境技术实验室,CH-8600,2006年9月,瑞士文章信息文章历史:2007年3月21日 收到;2007年9月28日 收到修改稿(2007年9月28日); 2007年11月26日 在线截止。关键词: 燃料电池 气体燃料 氢 系统排放 测试单元 浓度测量 摘要由于空气质量,温室气体二氧化碳的排放和化石燃料短缺的问题,许多车用气体燃料(天然气、沼气、氢气等)正在研究和开发。汽车必须证明他们的排气排放量和系统的整体排放量(包括运行损耗)仍低于一定的安全范围后才可使用。本文提出一个成本效益即通过监测系统排放的气态氢或其他燃料动力汽车在一个装有空调的底盘测功机测试单元,常用于低环境要求的汽油车废气排放测试。唯一额外需要的设备是一个能感知低浓度气体(如氢气)的传感器。该方法是基于浓度测量和动态质量平衡的模型。实验研究表明,非常低的排放量可以被记录下来。此外,如空气交换率的误差范围和灵敏度可被量化。1。 引言气体燃料车辆越来越常见,这是因为他们相比汽油车和柴油车表现出许多优点 1 。在一些国家,液化石油气的价格显著低于于液体燃料,因为它在炼油工艺中是当成“废物”丢掉的。天然气作为燃料所提供的和废气排放效益要高于汽油和柴油。此外,生物甲烷作为天然气使用显示了一个最高的磁场对 轮的效率和最佳的合作 效率和使生物能源之间的得到最好的平衡以及高效利用废物 1 。 氢作为燃料用于燃料电池和内燃机内,其可能在未来汽车技术发展中起到重要的推进性作用。氢动力汽车的发展也受限于空气质量因素,和其他温室气体的排放及化石燃料供应等问题 2,3 。 所有这些气态燃料都有不同的燃料储存方式,如高压气化,低温液化,金属氢化物或其他的,均在一定压力下操作完成。开发商拥有极大的兴趣,因为制造商和立法者能够监控这些气态燃料系统的真是整体排放情况。这适用于以下两种情况,已停的汽车要改变周围环境和刚启动运行或停止的汽车要改变废气排放 4,5 。所有这些情况都可以在嵌入人工气候室的底盘测功机中模拟。 但是,这需要耗费大的力量去确保气候室的密封性,这样蒸发排放量就可以通过直接检测室内气体浓度的增加量获得。这种测试汽油车蒸发碳氢化合物的排放量的方法必须在6,7密闭的测量室中进行(严格密封)或采用所谓的点光源的测量法。然而棚式方法适用于测试停驻的汽车,运行损耗会产生一些严重的的密封性问题,因此在底盘测功机内需要密封棚。由于氢的特殊性,很难使壳体的严格密封以进行蒸发排放的碳氢化合物的测量。在备选点源上油箱所有潜在的泄漏点需要配备漏斗或通风口保证适当的空气流通,强大的分析仪会收集所有的排放气体,并能测量其浓度。 因此,这种方法需要被扩展延伸以适应各种车辆的需要,并且一个测试系统并不能确保测量的总蒸发排放量的准确性。另外,本文提出的这种测量运行损耗和应用质量平衡法与气候试验的通风设备测量汽车气体燃料的系统排放的方法。它显示了什么样的传感器设备是必要的,源排放量是如何计算的。该方法是通过实验验证的,敏感性分析也提出了进行一定质量的测量时限制条件必须得到满足。 2. 方法论 2.1 质量平衡 这种方法的基本思路是质量守恒。如图1所示气候室内的底盘测功机,导出质量平衡方程(1)。流入和流出室内的气态物质(称之为G)的质量的变化时不同的。假设气体和其他物质之间没有发生化学反应。这是氢气,甲烷和丙烷在室温下浓度低于1ppm的条件8 。 (1)表示室内G气体变化的质量,表示流入室内的G气体的总质量,表示流出室内的G气体的总质量,表示从通风设备中流入室内的G气体质量,流入汽车内G气体的质量。所有变量均为时间函数。大规模的燃气G将流入气候室。因此,通风空气的质量和进入空气中的气体G的浓度需要被测量。进入室内另一部分气体是从汽车里蒸发出来的,这是有利的。不同情况下流入气候室的G气体:预期的空气流通。 泄漏。室门以及渠道电缆和管道不密闭,所以有些漏气。多数人工气候室有微压以确保所有开口空气能流出,由于流入潮湿的空气中,在低温下操作时,会导致危险物冰的形成,另外扰乱室内湿度的控制(图1)。 如果车辆正在运行,并且由一个消耗空气的系统进行驱动(发动机或燃料电池系统),相应的空气供给可以从腔室外部 或腔室内部被使用。由于气体通常被排出室外并在室外测量,后者也是一个流出的气体G的质量平衡的情况。 测量所有的流出位置处的G气体的质量和浓度显然是不可能的,但是这个问题可以通过以下的方法变向解决。 底盘测功器对废气排放测量的车辆配有风扇。连同的通风的空调室,这可能会导致高的湍流,腔内气体G的浓度可以被认为是均匀的。换句话说,混合时间常数在腔必须明显低于空气汇率常数。必须保证气候室内无通风不良的死区。在大多数情况下,底盘测功器是安装在气候室,室内的测功器作为破坏电动机的加强室,是包含在室内的。因此,它必须可使舱内的通风设备打开并增加额外的通风设备。 如果室内的G气体确实是均匀分布的,则这个浓度测量也适用所有的室外测试。只要压力能保持室内外通风稳定,流出室内的气体总质量等于流入室内的气体总质量。因此,这是足以测量流入室内空气质量的。 此外,由于浓度在气候室是均匀的,它需要在同一位置被测量。当然,流入室内的G气体不能直接测量。假设为理想气体,则可能是通过如下确定。任何气体质量是密度和体积的乘积。 (2)所包含的G气体的质量为 (3) 其中是气体G的浓度和密度。由于测量将在气候室内进行并且不持续很久,则可以假定在此期间温度和压力保持稳定,密度不变。因此,可进行足够的空气体积和G气体浓度的测量,以确定其质量流量。 对于室内认为 (4) ch代表气候室。假设流出腔室的空气的流量等于流入腔室内的气体G的流量,并是分布是均匀的,由式(1)-(4)得 (5)因此 (6) 因此,将系统的排放量作为单位时间的流出质量以及知道腔体体积、密度和测量进入腔室的空气的体积流量以及腔内气体G的流量、浓度。可计算出G气体的质量。由于流入和流出的压力和温度都是一样的,流量和密度都可以被认为是相等的。 2.2 测量设备 商业气相色谱仪(还原气体分析仪 (RGA3),微量分析公司,加利福尼亚州,美国)被用来测量气候室内的。该RGA3是超微量气体检测系统,能够监测浓度低至十亿分之一的还原性气体,如。该仪器由一个微处理器控制的气体色谱仪,利用还原性气体的方法检测。 5A分子筛合成空气预处理SOFNOCAT脱除和反应的杂质(额)作为载气。 等分的空气样本被分为超过1毫升的样品,定量环为20毫升/分钟的速率。分离感兴趣的样本组件,在一个等温芯棒加热的色谱柱烤箱中。色谱柱(1S,60/80 mesh;1/830)主要用于去除二氧化碳、水和碳氢化合物。随后和的分离分析柱(分子筛5A,60/80 mesh;1/830)混和进入检测器,包含氧化汞。氧化汞之间(固体)和和合汞蒸汽进行反应,进行定量的方式是通过一个紫外光度计进行的。列需保持在75C;探测器是加热到270C。空中的和样本中确定汞的数量成正比。 在连续观测浓度的实验室内,每2分钟进行一次测试。在每个测试周期的开始和结束的周围空气中的浓度(浓度的流入)需进行30分钟的测试。 通常情况下,浓度是非常均匀的,在短时间内的一个测试周期,并在57694ppb的范围内9。 通过稀释单位(MKAL稀释,测量技术有限公司,哈普施泰特,德国),对两个高浓度的参考气体(50和100.2ppm梅塞尔瑞士,瑞士)进行动态稀释至零空气敏感的范围内。稀释单元间接引用瑞士联邦气流标准进行计量。不同的两个高浓度的混合物重合标准与对方表现出优异的协议NOAA/GDM规模10。的检测限为10ppb和衡量标准的不确定性为5。 2.3 分析方法 正如上一节中所述的低浓度的气体不能在高时间分配率的情况下测量,即在几秒钟内。设备描述表示允许2分钟的采样率。因此方程(6)需要被分解。 离散化最直接,最简单的方法是由最后测量值取代腔室的浓度。对于时间k步结果为 (7) 其中T是采样间隔11。由于这两种环境浓度的气体G和通风气流通常超过一个时间间隔的变化非常少。如果使用上面的开头或结尾的采样值的时间间隔。然而,腔室的浓度有一个变化显着,因此平均浓度是取采样步骤中测量它的任一端的近似值的平均值。质量平衡守恒(8)所以(9) 在数学上更复杂,但也更准确的是通过求解离散差分方程(5)的分析新增一个时间步长,需要一定的假设。 这里是自由输入信号(即 ,)的任意时间的函数。 因此,如果必要的话,它可能会测量在高时间分辨率的通风气流,并利用这段时间进行计算,但通常这种流动是合理的。气体G的环境浓度,通常是恒定的,如果不工作时遭受一个巨大的非均匀气源。 当然是时间的函数及车辆如何发出的气体G是未知的。如果流出的总质量给出,最极端的情况下,如果所有被释放后,立即计算时间间隔的开始或末端(峰值函数,图2 )。“平均”的情况发生,如果车辆不断冒出气体G。在3.2节中,式(5)的方法通过以下三种假设来解决。 在早期峰值的情况下,该解决方案的方程(5)中时间 (10)因此,某一时期排放的G气体质量为(11)在后期峰值的情况下,得(12)(13)通常情况下:(14) (15)式(11),(13)和(15)看起来相当不同,其输出保持相似,只要采样间隔T是比较小的通风时间常数 。 所以,如果两个小的采样间隔和通风,则在此方法中的质量上升。下节给出了具体例子,在这里的不同方法(式(11),(13) 和(15)和不同的采样间隔被应用到相同的测试数据中,向大家介绍了,准确度取决于该系统的不同的参数。 3. 案例分析在这里所描述的试验案例均在气候细胞底盘测功机进行了电子探针。所有的数字值都本测试设备得出。3.1 腔室容积的测定 采用几何手段估计腔室体积是相当困难的,因为车程,通风,单位热交换等都很难形容。因此,测试一个明确的体积的氦,其被释放出来和它的浓度平衡后,外部封闭,内部循环,通过稀释估计腔室体积。每256的标准偏差为8。 3.2 体积流量的识别和验证 在通风的体积流量是不可能直接测量,但随着时间的推移其仍是恒定的,可以通过以下的试验确定。 如上,可计量一定体积的气体如氦注入到单元格(同时通风)。之后,单元格中的混合物氦的浓度将跟随方程(5)或解决方案(10),(12)或(14)中的一个与停驻的汽车。 测量结果如图3所示。减去隐藏的浓度和建设的浓度,浓度直线在2000s处达检测上限。 这条直线的斜率是空气交换率,即。它的倒数是上面讨论的空气交换的时间常数,如果一个腔室容积或通风体积流量是已知的,则其他可以计算出。在此,用给定的腔室容积的体积流0.5605,其标准偏差为0.005。体积流量受环境压力的影响,因此,应该进行蒸发实验以确保准确。此外,如果通风的体积流量通过测量是已知的,类似的测试可用于验证整体模型。 一个已知量的氦(或氢气)就在那一刻被释放并允许在设备中稀释,测量值可通过微积分(式(11),(13)或(15)计算出释放量。这需要反复检验。 3.3 蒸发试验和精度分析 在氢燃料汽车中进行氢系统排放测试。测试显示的测试包括停车时间从1到2523s,然后加速至3842s,另一个停车阶段是7100s(图4)。房地产氢亦进行了系统的发射试验 氢汽车。 这里显示的测试包括一个停车 相从1到2523的小号,然后坐测试3842 s,其中 另一个停车阶段进行监测到7100秒( 图4 )。图4所示的是每间隔2分钟所测量出的氢浓度。在右边则显示出每个时间间隔中汽车的废气排放量。他们是用不同的方法和假设来计算出来的,即(9),(11),(13)和(15)。在给定的用一单缸容积为256m,通风体积流量为0.5605m/s(给定空气交换时间常数为463s或7.72min)和采样速率为2min的条件下,精确结果如下:在粗略计算公式(9)和精确计算公式(15)均假设汽车的废气排放在超过一个采样时间间隔后是恒定的情况下两公式的计算结果的差异小于0.5%。用计算最坏的情况下的方程式(11)和(13)计算出的值,假定短发射峰出现在抽样间隔的开始和末尾,则产生14%和-12%的误差。然而,从整体的质量特性发射曲线(图4中,右)中可以看出,令人难以置信的是汽车尾气排放达到峰值,并且这个峰值恰巧与取样同步。这样,当尾气排放开始或停止时真正的局部准确度可能在-12%和14%间无常的变化。然而整体或综合的排放将在所有可行的情况中显示出一个精度更高的结果。从图4和图5,可以很容易的看出,该车辆在运行时显示出相当小的系统排放量,即每21min的车程的排放量为0.0046g(3842s)。相反当系统停止后却上升显著。在发动机停止后20min(1200s)内最大的气流量可达到4.32mg/min并且之后有所下降。很明显某些系统氢气部分泄露后直到它们用尽了系统才停止。注意,所有的变量,如风流量和环境浓度被认为是在每一个时间步内是恒定的。如果它们缓慢的变化并且它们的值是测量的,则这种方法也可以应用在相同的精确度上。3.4 灵敏度分析对于这种方法的灵敏度测量误差可以由标准误差传播方法来分析【12】。它表明室浓度对测量中的随机误差在一步步的结果中有相当大的影响,产生两个不同的测量值。然而这些误差是当积分发射时补偿所产生的。浓度值的系统性误差,即室温值和外界环境下的值之间的偏差将导致一个优先于积分信号的不正确的线性趋势。这样的趋势可以很容易的被检测到,如果被测试的车辆显示在零排放阶段,如在夜晚静止存放后。或者这种偏置能过通过使用相同传感器对外界的(流入)和燃烧室内的浓度进行测量去减少,这种方法是被推荐的。此外,这种方法是对取样率和换气率的比值的采样。这种灵敏度在下面的例子中由于忽略媒介数据点而被突出。用这种方式,采样率可以很容易的被模拟成为一个2min的多原始采样。可以看出,在表1中通过增加采样时间使理论范围内的不确定性增加。当采样时间达到与空气交换时间常量近似值7.72min,即6或8min时,然后最大的不确定性上升到50%以上,从而单步的值变得有些不可靠了。同时,式(9)简化方法的误差也上升时,采样时间增加。这一发现正好与Shannon信息定理的假设即采样频率应该比最高频率的两倍更高,因此,在这里,采样莹明显快于空气交换率的一半。因此,采样速率2min满足香农定理,作为系统时间常数(空气交换率)是7.72min,这导致上述-12%到14%的准确的。同样,由于在实践中车辆的排放测量抽样是不会发生在一个具有多个峰的峰状的方式,积分精度将大优于最大的局部误差提示。这样在图6中也可以看出,其中的累积氢气排放曲线几乎与四个不同的采样率是相等的。最后的误差相比于2min采样,8min采样误差能低1%。 4. 结论 本文介绍了一个来衡量汽车气体燃料排放系统的方法。该方法是基于试验存储单元中的浓度测量和动态质量平衡计算。每小时排放量低至2克也易于检测。此方法是适用时需满足如下列条件: 测试单元内部通风是良好,室内浓度可以被认为是均匀分布的。 空气交换率至少低于两倍的采样率。准确性随着采样率的上升和空气交换率下降而上升。 必须测量空气交换率和污染气体的流入(环境)浓度。 如果测试单元的空调安装有超压系统,那后者是很易实现的,在空调中所有流入的气体都会通过A/C管。 这种方法已被验证实验证明,它适用于实践并能给出可靠的结果和整体质量界限。许多废气排放实验室的空调房有底盘测功机,随着气态燃料汽车如天然气汽车和燃料电池汽车或其他动力的汽车的数目的增加,这成为了一种衡量气态燃料汽车系统的排放量和运行损失的成本合理的方法。参考文献1 欧洲石油化工协会,欧洲汽车研发委员会,联合研究中心。 欧洲未来汽车燃料和动力系统的显著分析, 2006年5月,第二版http:/ies.jrc.ec.europa.eu/WTW 。 2 罗姆J.汽车和燃料的未来. 能源政策 2006年,34(17):2609-14。 3 叶 S,拉克林 DH,吉文C,盖奇S.氢运输经济、能源使用、空气排放的综合评估。 虚拟目录 电子与电气工程师协会 2006年,94(10):1838-51。 4 Ananthackar V,达菲JJ. 车载燃料电池汽车、太阳能汽车的储氢效率. 2005年;78(5):687-94。 5 张 JS,费舍尔TS,德兰光伏 PV,戈尔JP,玛德沃 I.储氢技术上的回热传导问题 . 热转移反式 美国机械工程师协会 2005,127(12):1391-9。6 布鲁克斯DJ,巴尔杜斯SL,德铬 HL ,高斯RA,舍比RD. 运行损耗测试程序的开发。 美国汽车工程师协会 技术文件辑1992; 9203(22):209-55。 7 冈瑟 M,德瓦德 D,拉潘 M,詹森 T,森哥乐 W,巴尔杜斯S 等人. 车辆运行的蒸发损失排放点源和外壳测量技术. 美国汽车工程师协会特刊 1998年; 1335:131-43。 8 格林伍德NN,恩肖 A,化学元素。 原出版社,2001。 p.56。 9 Steinbacher M,菲舍尔 A,福尔默 MK,布赫曼乙 B, 莱曼 S,Hueglin C.常年观测氢分子()的瑞士郊区站点. 大气环境 2007年; 41:2111-24。10诺维PC,郎PM, 马萨瑞尔 KA,赫斯特DF,迈尔斯R,埃尔金斯 JW.对流层中的氢分子:全球分布和预算.地球物理学报1999;104:30427-44。 11NISE NS。 控制系统工程.纽约:威利; 2006。 12Gertsbakh ,测量理论工程.德国:斯普林格出版社; 2003.p.87ff。 2010智能计算技术与自动化国际会议研究匹配策略和模拟连续可变传输系统的拖拉机徐里有 周之礼 曹青梅 张明珠河南科技大学,洛阳,河南省,中国摘要本文根据发动机测试结果,建立了发动机输出转矩模型和油耗模型。发动机转速特性是在当发动机工作在最优经济模式和满负荷的工况下,表示发动机转速和节流之间的关系。基于以上工作,提出了连续变量传输(HMCVT)系统的匹配策略。根据在不同的野外环境工况,以仿真方法研究了HMCVT系统匹配的策略。这个研究为测定HMCVT系统提供了理论设计基础和控制方法。关键词拖拉机;振动连续变量传输;匹配策略;仿真1. 介绍无级变速传输系统(HMCVT)是一种新型的一个机械传动(MT)联合一个具有一对液压单元液压传动(HST)组成的传动装置。HMCVT通过组合MT和HST有一个连续的变量转移率并在在M1,2状态下达到高的效率。只有当合理匹配HMCVT系统和发动机,HMCVT系统可以发挥其优势。匹配的关键是根据实际的工作条件和发动机特性,发动机通过HMCVT系统调节速度比工作在最佳状态,。拖拉机HMCVT系统速度比的调节可以通过控制位移比的变量液压泵(PV)和固定液压马达(MF)来实现。目前,国内外的连续变量传输系统的研究匹配主要集中在汽车3、4、5),并且这个关于拖拉机研究还没有被报道。拖拉机不仅与汽车在结构有区别,其恶劣的工作条件和频繁的外载荷波动也是与汽车的区别。这些所有的要求速度比改变都是为了以及时适应拖拉机变化的负载和运动阻力,确保动态性能和经济性。本文的目的是为拖拉机解决匹配策略和HMCVT系统的模拟问题,为了拖拉机的控制方法提供理论依据。2. 发动机输出特性A. 发动机输出转矩发动机是一个更复杂的系统,其输出转矩是通过节流阀开放和发动机的转速来改变。基于发动机试验的结果,发动机稳态输出转矩和节气门打开和旋转速度的关系可以使用多项式拟合来建立。发动机输出扭矩和油门开启和旋转速度之间表面关系用多项式拟合能得到图.1。图1发动机输出转矩与节气门打开和旋转速度的关系b .发动机的通用特性发动机功率和燃料消耗之间的关系,可以根据发动机负载的每个转速特性曲线被实现。然后发动机有效燃料消耗和旋转速度和转矩之间的曲面关系可以通过利用曲线插值拟合获得。普遍发动机特性曲线(图2)可以使用发动机的数值模型得到。在图2中,曲线ABC是外部特征曲线;曲线BFS和CGT是速度调节特性曲线,A、B和C三点分别是最大输出功率点。在不同的油门位置,尽管引擎可以工作最大输出功率点,在一些最大输出功率点如点B和C发动机有纯淬装载能力,这很容易导致发动机的熄火。因此,在不同的油门位置,发动机的最大输出功率点应设置为图2的点A,F和G。因此,通常,曲线AFG被称为最佳动力性工作曲线,即D曲线。 如果有相同功率的燃油消耗最小点(图2)是相连的,发动机的最优燃料经济性能工作曲线随着图2中的曲线AST的实现,即E曲线。图2引擎通用特性曲线c .调节功能的发动机转速发动机转速的发动机调节功能是当负载的输出轴改变,车辆传动装置速度比率是为了维护发动机功率的相对价值进行独立烦的控制。如果发动机工作在每个相对功率之间最低燃料消耗的转速,油门开启和转速的关系是转速的最优燃料经济性能。如果发动机的每个相对节流开放工作在最大转矩的旋转速度,,油门的打开和转速的关系是转速的最佳动力性能。发动机转速的调节功能可以拟定为图3。在图3,曲线D和E分别是发动机调节特性曲线的优化功率和最佳燃油经济性能。图3发动机的转速调节特性III.匹配策略的HMCVT系统HMCVT系统的匹配策略如图.4。发动机可以通过HMCVT系统控制发动机油门打开和调节速度比使其工作在最优功率性能工作曲线D或最好的燃料经济性能工作曲线E。在实际的工作,工作重点应该是落在发动机的速度特性曲由最低稳定旋转速度曲线l,外特性曲线w和监管线t的区域。对于HMCVT系统的拖拉机,每点发动机的有效工作范围有一个和拖拉机的驾驶速度相对应的驱动力,其具体表达式给出了公式如下图4匹配的HMCVT系统示意图这里,Fq是拖拉机的动力,kN;Me是发动机吗转矩,Nm;ne是转速的发动机,r / min;rd是驾驶的动态半径wheel,m;i是HMCVT系统的传动比,是HMCVT的系统效率;v是拖拉机速度,km/h;是练习场的跟踪效率,轮式拖拉机=1.通过引用文中的计算方法6,每个发动机的点的有效工作范围都对应拖拉机驱动特性图的(图。4)。图4中,曲线l,w和t”是分别相对应的发动机理想的工作边界曲线l,w和t,h线是拖拉机受地面胶粘剂力的影响可以提供最大驱动力。可以从图4看出,在稳定和优化电力和燃料经济性能条件下,当拖拉机工作在一定的速度,有一个独特的理想的发动机工作曲线对应的拖拉机的工作状态。在发动机的通用特性曲线,每个点工作条件都是明确的。发动机节气门打开,理想的转速和转矩有一一对应的HMCVT系统的速度比。 发动机可以通过控制油门打开发动机和调节HMCVT系统的速度比工作在最优功率性能工作曲线D或最好的燃油经济性性能工作曲线E。根据事先确定发动机的节流开放和输出功率的对应关系,发动机可以通过控制发动机节气门打开和HMCVT系统的调节速度比工作在特定的工作点。可以从图2和图3看出,不管最佳动力性和最佳燃油经济性性能,发动机节气门打开、旋转速度和输出功率有一一对应的关系。在每个发动机节气门打开时,确保拖拉机可以工作用不同的速度,HMCVT系统必须有相对速度比,以保证发动机工作最优工作点。当发动机工作在最优动力性能的传输目标速度比率如图5。当发动机工作在最佳的燃料经济性能时的传输目标速度比率如图6。目标速度比率可以存储在内存单元的控制器内。根据拖拉机实际的工作条件,发动机工作点可以通过控制HMCVT系统的速度比率调节。这样拖拉机可以在这样工作的条件下提供最佳动力性和最佳燃油经济性性能。 图5。目标速度比率的发动机最优功率 图6。目标速度比率的发动机最佳燃油经济性四。仿真分析在拖拉机实际操作中,通常存在两个典型工作条件:一是工作在恒定的拖拉机牵引阻力和发动机可变节流打开条件,另一个是工作动机油门打开发和的拖拉机变量牵引电阻条件。在此基础上,以采取最好的燃料经济性能的发动机为例,仿真系统进行了对HMCVT两个条件的分析:一是拖拉机的牵引阻力是常数和发动机节流阀打开变量,另一个是发动机节流阀打开是常数和拖拉机牵的引阻力是可变的。在这种情况下,发动机的转速可以工作目标工作点,调节HMCVT系统速度的比率。a .常数牵引阻力和可变节流仿真工作条件,拖拉机牵引阻力Ft=40 kn并保持不变,发动机起始节流阀打开a=50%;经过十年,发动机节流阀打开增加到100%;当拖拉机跑到30年,发动机节气门打开减少到70%。仿真结果表现为图7。图7仿真结果曲线恒牵引阻力和可变节流工况可以从图7看出,在t = 10年,发动机节流阀打开突然从50%增加100%,拖拉机是在加速开车期间,发动机可以工作在HMCVT系统新目标旋转速度调节速度比。然后,发动机油门打开保持在100%,拖拉机是在稳定的驾驶周期。在t = 30年,发动机油门打开突然从100%降低到70%,拖拉机是在减速驾驶期间,和发动机也可以工作调节MHCVT系统速度比新目标的旋转速度。在加速度和减速驾驶期间,HMCVT系统有一些时间延迟效应、发动机实际输出扭矩波动的发生。可以从仿真结果曲线看出,当拖拉机牵引阻力的常数和发动机节流阀打开是可变的时,发动机的输出转速和扭矩基本上可以通过调节HMCVT系统的速度比稳定在最佳的燃料经济性能的工作曲线。b常数节流和变量牵引阻力仿真的工作条件是发动机油门打开a=70%,保持不变,拖拉机牵引阻力Ft等于60 kn;开始之后十年,拖拉机牵引阻力减少到30 kn;当拖拉机跑到30年,拖拉机的牵引阻力增加到60 kn。仿真结果表现为图8。图8。仿真结果曲线恒节流和变量牵引可以从图8看出,在t = 10年前,发动机的实际输出转矩之间和拖拉机的牵引抵抗扭矩的平衡可以保持,拖拉机是在稳定的驾驶状态。在t = 10年,拖拉机的牵引抵抗扭矩突然从60kn的减少到30 kn,发动机的转速有增加的趋势。为了保持发动机转速在目标速度旋转,需要增加HMCVT系统的速度比。拖拉机是在加速期,直到开车新的力量平衡点出现。这样,拖拉机在稳定的驾驶周期。在t = 30年代拖拉机牵引阻力突然从30 kn增加到60 kn,拖拉机是在减速驾驶期。在稳定的驾驶期间,随着HMCVT系统速度的比率变化速率是不够的,有一个发动机和目标工作点之间的某些错误的工作点。五结论基于发动机试验结果,发动机输出转矩模型和燃料消耗模型被建立,发动机转速调节的特点被确定。在上述工作的基础上,研究了匹配HMCVT系统的策略。对这个拖拉机两个典型的工作条件进行了分析法。结果表明,匹配策略确定本文是正确的和可行的,合理的匹配引擎和HMCVT系统可以实现。致谢本文的一部分是通过格兰特2010 b460009支持医生科学研究河南省教育部门基金科学和河南大学基金的自然科学与技术的内容。引用1徐里有,周治理,张明珠,等等.设计的流体力学的无级变速传动的拖拉机.交易的中国农机协会.37卷.2006年7月.5 - 8页(在中国)2),Hiroyuki Mitsuya, Keiji Otanl, Tsutomu Ishino,等等.推土机发展振动传输.SAE 94177纸.159 - 168页3张宝生,傅铁军,周云山,等等.匹配的三角皮带式无级变速传动系统与发动机及其控制战略.吉林大学(工程和技术版).2004年1月.65 - 70页 (在中国)4胡建军,秦大同,蜀香港.速度比匹配策略金属v形带式无级变速系统.重庆大学(自然科学版)24卷.6.2001.12.12 - 17页 (在中国)5t . Udaegawa.模拟方法的影响比改变速度的一个金属v形带CVT车辆响应.车辆系统设.、1995.6.35 38页6徐里有.振动特性研究的不断变量传输的拖拉机.博士论文.西安:西安科技大学.2007(在中国)7毕 业 设 计(论 文) 题目大学生方程式赛车设计(制动与行走系统设计)2013年5月30日大学生方程式赛车制动与行走系统设计摘 要Formula SAE自1978年在美国第一次举办以来,现已成为一项顶尖的国际赛事。按比赛规定,赛车必须在加速,制动和操控性能方面表现出色。其中,为保障车辆和驾驶人员的安全,赛车的制动与行走系统设计显得尤为重要。本文主要阐述了Formula SAE赛车的制动与行走系统设计过程。本次设计参照上代及其他参赛团体的赛车,进行了整体优化。本文在分析大赛规则及往届成型赛车的基础上,通过计算分析设计出制动与行走系统的总体方案。其中,制动系统以制动器为核心,设计出制动操纵机构(踏板装置)及制动操纵驱动机构(II型液压双回路)。行走系统以轮胎为核心,依次进行轮辋、轮毂、立柱的设计。本次设计在分析研究国外经典赛车基础上,参照实物及经典模型,利用UG对各零件进行三维建模和装配,利用CAD、CAXA等软件建立模型进行运动干涉分析,保证设计的合理性及优良性。最后,本次设计运用UG等软件,对制动系统中的连接件、紧固件、制动盘、制动踏板、制动油路等和行走系统中的立柱、轮毂、轮辋进行了仿真及有限元分析,并制造出样件,对样件装车试验,取得良好效果。最终本设计的结果,确保了本赛车具有出色的制动性和在极限工况下的安全性。关键词:赛车,制动及行走系统,优化,仿真,有限元分析IICOLLEGE STUDENTSFORMULA RACINGBRAKE AND WALKING SYSTEM DESIGNABSTRACTFormula SAE held in the United States for the first time since 1978, has now become a top international event. The cars design must be in acceleration, braking and handling performance. Among them, in order to guarantee the safety of the vehicle and driver, braking and walking system design is especially important.This article mainly elaborated the Formula SAE racing car brake and walking system design process. Design with reference to the parent group and other participants of the car, on the whole optimization. Based on the analysis of the competition rules and past molding car, on the basis of analysis by calculation braking and walking system overall scheme are given. Among them, the braking system to brake as the core, designed the brake operating mechanism and brake control driving mechanism. Walking system to tire as the core, in turn to carry on the rim, hub, pillar design. Refer to physical objects and the classic case in design process, the parts to make use of UG three-dimensional modeling and assembly, optimize the braking control drive mechanism, using CAD, CAXA, such as motion interference analysis, to ensure the rationality of the design and the optimal benign.Using software such as UG, the design of the braking system of the fittings, fasteners, brake pedal, brake disc and walking system such as columns, in the hub, rim has carried on the simulation and finite element analysis, to ensure that this car has good brake and safety under limit conditions.KEY WORDS:car, brake and walking system, optimization, simulation, finite element analysisIII符 号 说 明 轮缸活塞直径,mm 主缸活塞直径,mm 地面制动力,N 制动踏板力,N 车轮与地面的附着力,N 汽车前轴静负荷,N 汽车后轴静负荷,N 质心高度,mm 轴距,mm 汽车质心离前轴的水平距离,mm 汽车质心离后轴的水平距离,mm 汽车总质量,kg 车轮有效半径,mm 车轮滚动半径,mm 制动器对车轮的制动力矩,Nm 管路液压,MPa 主缸工作容积,mm3 单个轮缸工作容积,mm3 汽车行驶速度m/s 制动踏板行程,mm 地面对前轴的法向反力,N 地面对后轴的法向反力,N 制动力分配系数 同步附着系数 制动轮缸的活塞行程,mm 踏板机构及制动主缸的机械效率IV目 录第一章 概述11.1 大学生方程式赛车简介11.2 制动系统的重要性11.3 行走系统的功用1第二章 制动系设计32.1 制动系应满足的主要要求32.2 制动器的结构型式及选择32.2.1 鼓式制动器42.2.2 盘式制动器52.3 制动系的主要参数及其选择72.3.1 制动力与制动力分配系数72.3.2 同步附着系数102.3.3 制动器最大制动力矩102.3.4 制动器因数112.3.5 制动器的机构参数与摩擦系数11第三章 制动器的设计计算133.1 摩擦衬块磨损特性的计算133.2 制动器的热容量和温升的核算143.3 盘式制动器制动力矩的计算163.4 驻车制动计算17第四章 制动器主要零件的结构设计194.1 制动盘194.2 制动钳194.3 制动块204.4 摩擦材料214.5 制动轮缸214.6 制动器间隙的调整方法及相应机构21第五章 制动驱动机构的结构型式选择及设计计算23V5.1 制动驱动机构的结构型式选择235.2 制动管路的分路系统255.3 液压制动驱动机构的设计计算265.3.1 制动轮缸直径与工作容积265.3.2 制动主缸直径与工作容积275.3.3 制动踏板力与踏板行程285.3.4 制动主缸的形式29第六章 行走系统的设计306.1 汽车行驶系统概述306.1.1 轮胎316.1.2 轮辋316.1.3 轮毂326.1.4 立柱336.2 强度校核346.2.1 制动盘紧固螺栓的校核346.2.2 轮毂螺栓的校核35第七章 结 论37参考文献38致 谢40附 录41VI第一章 概述1.1 大学生方程式赛车简介目前,中国汽车工业已处于大国地位,但还不是强国。从制造业大国迈向产业强国已成为中国汽车人的首要目标,而人才的培养是实现产业强国目标的基础保障之一。大学生方程式赛车活动是以院系的形式组织学生参与赛事,重点培养学生的设计、制造能力、成本控制能力和团队沟通协作能力,使学生能够尽快适应企业需求,为企业挑选优秀适用人才提供平台;同时通过活动创造学术竞争氛围,为院校间提供交流平台,进而推动学科建设的提升。大赛在提高和检验汽车行业院校学生的综合素质,为汽车工业健康、快速和可持续发展积蓄人才,增进产、学、研三方的交流与互动合作等方面具有十分广泛的意义。1.2 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。1.3 行走系统的功用汽车行走系统的功用是:1、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。42第二章 制动系设计2.1 制动系应满足的主要要求设计制动系时应满足的主要要求:1、具有足够的制动效能;2、作可靠;3、在任何速度下制动时,汽车都不应丧失操纵性和方向稳定性 ;4、防止水和污泥进入制动器工作表面; 5、制动能力的热稳定性良好 ;6、操纵轻便,并具有良好的随动性;7、制动时,制动系产生的噪声尽可能小,同时力求减少散发出对人体有害的石棉纤维等物质,以减少公害;8、作用滞后性应尽可能短;9、摩擦衬块应有足够的使用寿命;10、摩擦副磨损后,应有能消除因磨损而产生间隙的机构,且调整间隙工作容易,最好设置自动调整间隙机构;11、当制动驱动装置的任何元件发生故障并使其基本功能遭到破坏时,汽车制动系应有音响或光信号等报警提示。2.2 制动器的结构型式及选择制动器主要有摩擦式、液力式和电磁式等几种形式。电磁式制动器虽有作用滞后性好、易于连接而且接头可靠等优点,但因成本高,只在一部分总质量较大的商用车上用作车轮制动器或缓速器;液力式制动器一般只用作缓速器。目前广泛使用的仍为摩擦式制动器。摩擦式制动器是利用固定元件与旋转元件工作表面间的摩擦而产生制动力矩使汽车减速或停车。其按摩擦副结构形式不同,可分为鼓式、盘式和带式三种。带式制动器只用作中央制动器;鼓式和盘式制动器的结构形式有多种,如下所示:图2-1 制动器类型42.2.1 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。各式鼓式制动器结构简图如下所示:图2-2 鼓式制动器简图4(a)领从蹄式(用凸轮张开);(b)领从蹄式(用制动轮缸张开);(c)双领从蹄式(非双向,平衡式);(d)双向双领从蹄式;(e)单向增力式;(f)双向增力式2.2.2 盘式制动器按摩擦副中固定元件的结构不同,盘式制动器分为钳盘式和全盘式制动器两大类。一、钳盘式钳盘式制动器的固定摩擦原件是制动块,装在与车轴连接且不能绕车轴轴线旋转的制动钳中。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) (2) (3)图2-3 钳盘式制动器的示意图4(1)固定钳式 (2)滑动钳式 (3)摆动钳式1、固定钳式制动钳固定不动,制动盘两侧均有液压缸。制动时仅两侧液压缸中的制动块向盘面移动。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、浮动钳式滑动钳式:制动钳可以相对制动盘作轴向滑动,其中只在制动盘的内侧置有液压缸,外侧的制动块固装在钳体上。具有以下优点:仅在盘的内侧具有液压缸,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。制动钳的安装位置可以在车轴之前或之后。由图2-4可见,制动钳位于车轴后,能使制动时轮毂轴承的合成载荷F减小;制动钳位于车轴前,则可避免轮胎向钳内甩溅污泥。(a) (b)图2-4 制动钳的位置对轮毂轴承载荷的影响4(a)制动钳位于车轴之前;(b)制动钳位于车轴之后1车轮;2制动盘;3轮毂;路面法向反力;制动力;,与的合力及相应的支承反力,制动衬块对制动盘的摩擦力及相应的支承反力;轮毂轴承的径向合力二、全盘式全盘式制动器中摩擦副的旋转原件及固定原件均为圆盘形,制动时各盘摩擦表面全部接触,作用原理如同离合器,故又称离合器式制动器。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。与鼓式制动器比较,盘式制动器有如下优点:1、热稳定性好;2、水稳定性好;3、易于构成双回路制动系统,使系统有较高的可靠性和安全性;4、尺寸小、质量小、散热好;5、压力在制动衬块上分布均匀,故衬块磨损也均匀;6、更换衬块简单容易;7、衬块与制动盘之间的间隙小(0.050.15mm),从而缩短了制动协调时间;8、易于实现间隙自动调整。在本次设计中,我们选择滑动浮钳盘式。2.3 制动系的主要参数及其选择整车参数:汽车轴距:=1680mm车轮滚动半径:=247mm汽车总质量:=302kg 取=10N/kg满载时前轴负荷:N满载时后轴负荷:N满载时质心高度:=300mm质心距前轴的距离:=840mm质心距后轴的距离:=840mm对汽车制动性能有着重要影响的制动系参数有:制动力及其分配系数、同步附着系数、制动强度、附着系数利用率、最大制动力矩与制动器因数等。2.3.1 制动力与制动力分配系数汽车制动时,如果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,则任一角速度的车轮,器力矩平衡方程式为 (2-1)式中,-制动器对车轮作用的制动力矩,即制动器的摩擦力矩,其方向与车轮旋转方向相反,N/m。-地面作用于车轮上的制动力,即地面与轮胎之间的摩擦力,又称为地面制动力,其方向与汽车行驶方向相反,N。-车轮有效半径,m。令 (2-2)并称之为制动器制动力,它是在轮胎周缘克服制动器摩擦力矩所需的力。与地面制动力的方向相反,当车轮角速度时,大小亦相等,且仅由制动器结构参数所决定。即取决于制动器的结构形式、尺寸、摩擦副的摩擦系数及车轮有效半径等,并与制动踏板力即制动系的液压成正比。当加大踏板力以加大时,和均随之增大。但地面制动力受着附着条件的限制,其值不可能大于附着力即 (2-3)或 (2-4)当制动器制动力和地面制动力达到附着力值时,车轮即被抱死并在地面上滑移。此后制动力矩即表现为静摩擦力矩,而即成为与相平衡以阻止车轮再旋转的周缘力的极限值。当制动到以后,地面制动力达到附着力值后就不再增大,而制动器制动力由踏板力的增大使摩擦力矩增大而继续上升(见图2-4)。根据汽车制动时的整车受力分析,考虑到制动时的轴荷移动,可求得地面对前、后轴车轮的法向反力,为: (2-5)汽车总的地面制动力为 (2-6)由以上两式可求得前、后轴车轮附着力为 (2-7)上式表明:汽车在附着系数为任意确定值的路面上制动时,各轴附着力即极限制动力并非为常数,而是制动强度或总制动力的函数。当汽车各车轮制动器的制动力足够时,根据汽车前、后轴的轴荷分配,前、后车轮制动器制动力的分配、道路附着系数和坡度情况等,制动过程可能出现的情况有三种,即:1、前轮先抱死拖滑,然后后轮再抱死拖滑;2、后轮先抱死拖滑,然后前轮再抱死拖滑;3、前、后轮同时抱死拖滑。在以上三种情况中,显然是最后一种情况的附着条件利用的最好。赛事也规定必须前、后轮同时抱死。由式(2-6)(2-7)不难求得在任何附着系数的路面上,前、后车轮同时抱死即前、后轴车轮附着力同时被充分利用的条件是: (2-8)由式(2-8)可知,前、后车轮同时抱死时,前、后轮制动器制动力,是的函数。由式(2-8)中消去,得 (2-9)将上式绘成以,为坐标的曲线,即为理想的前、后轮制动器制动力分配曲线,简称曲线,如图2-5所示。如果汽车前、后制动器的制动力,能按曲线的规律分配,则能保证汽车在任何附着系数的路面上制动时,都能使前、后车轮同时。图2-5 制动力与踏板力的关系4 图2-6 某载货汽车的曲线与线4同步附着系数:线与曲线交点处所对应的路面附着系数。汽车满载时的同步附着系数=1。同步附着系数下,前后轮同时抱死时的制动器制动力: N N制动器制动力分配系数:2.3.2 同步附着系数附着条件的利用情况可用附着系数利用率来表示: (2-10)式中,汽车总的地面制动力;汽车所受重力;制动强度。当时,利用率最高。2.3.3 制动器最大制动力矩应合理地确定前、后轮制动器的制动力矩,以保证汽车良好的制动效能和稳定性。最大的制动力是在汽车附着质量被完全利用的条件下获得的。对于选取较大值得各类汽车,应从保证汽车制动时的稳定性出发,来确定各轴的最大制动力矩。当时,相应的极限制动强度,故所需的前轴和后轴的最大制动力矩为: Nm Nm单个前轮和后轮所需的最大制动力制动力矩为: Nm Nm制动器所能产生的最大制动力矩: Nm 由此可知,该设计能够满足汽车安全制动的要求。2.3.4 制动器因数 (2-11)式中,制动器的摩擦力矩;制动盘的总用半径;输入力,一般取加于两制动块的压紧力的平均值为输入力。对于钳盘式制动器,设两侧制动块对制动盘的压紧力均为,则制动盘在其两侧工作面的作用半径上所受的摩擦力为,此处为盘与制动衬块间的摩擦系数,于是钳盘式制动器的制动器因数为:2.3.5 制动器的机构参数与摩擦系数1、 制动盘的直径当输入力一定时,制动盘的直径越大,则制动力矩亦愈大,散热性能愈好。但直径的尺寸受轮辋内径的限制,而且的增大也使制动盘的质量增大,使汽车非悬挂质量增大,而不利于汽车的行驶平顺性。制动盘与轮辋之间应有相当的间隙,此间隙一般不应小于2030,本次设计根据具体情选 ,以利于散热通风,也可避免轮辋过热而损坏轮胎。一般制动盘直径是轮辋直径的70%79%。二、摩擦片的摩擦系数选择摩擦片时不仅希望其摩擦系数高些,更要求其热稳定性好,受温度和压力的影响小。各种摩擦材料的摩擦系数稳定值约为0.30.5,少数可达0.7。设计计算制动器时一般取0.30.35。一般说来,摩擦系数愈高的材料其耐磨性愈差。本设计选取。三、摩擦衬块的面积由摩擦衬块外半径与内半径的比值不大于1.5。所以取mm、mm。如果比值过大工作时衬块的外缘与内侧圆周速度相差很多,摩擦不均匀,接触面积减小,最后将导致制动力矩变化大。在确定摩擦衬块工作面积时,根据制动衬块单位面积占有的汽车的质量,在1.63.5kg/cm2,取cm2。第三章 制动器的设计计算3.1 摩擦衬块磨损特性的计算摩擦衬块的磨损受温度、摩擦力、滑磨速度、制动盘的材质及加工情况,以及衬块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,汽车制动过程即是汽车的机械能的一部分转变为而耗散的过程。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,实际上热量还来不及逸散到大气中就被制动器所吸收,致使制动盘温度升高。这就是所谓制动器的能量负荷。能量负荷越大,则衬片的磨损越严重。制动器的能量负荷常以比能量耗散率作为评价指标。比能量耗散率又称单位功负荷,它表示单位时间内衬片单位摩擦面积耗散的能量,通常所用的计量单位为W/。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 (3-1)式中,汽车回转质量换算系数; 汽车总质量;,汽车制动初速度和终速度,m/s;计算时轿车取km/h(27.8m/s);制动时间,s;制动减速度,m/s2 ,计算时取;,前、后制动衬块的摩擦面积;制动力分配系数。在紧急制动到时,并可近似地认为,则有 (3-2)根据上述数据计算得到 s W/mm2 W/mm2乘用车的盘式制动器在km/h和的条件下,比能量耗散率应不大于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 (3-3)式中,单个制动器的制动力矩;制动盘有效半径;单个制动器的衬块的摩擦面积,cm2。则盘式制动器的比摩擦力为 N/mm2因此满足要求。3.2 制动器的热容量和温升的核算应核算制动器的热容量和温升是否满足如下条件 (3-4)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、轮辋、制动钳体等)的总质量;制动盘材料的比热容,对铸铁=482J/(kgK),对铝合金=880J/(kgK);与制动盘相连的受热金属件的比热容;制动盘的温升;(一次由km/h到完全停车的强烈制动,温升不应超过15);满载汽车制动时由动能转变的热能,因制动过程迅速,可以认为制动产生的热能全部为前、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 (3-5)式中,汽车制动时的初速度,可取= =144/h=40m/s汽车制动器制动力分配系数,=0.6875求得, J J已知,=0.5kg;=7kgt=15C=15k则每个制动器的热容量: J对于前轴的单个车轮: J对于后轴的单个车轮: 因此,此制动器满足热容量和温升的要求。3.3 盘式制动器制动力矩的计算盘式制动器的计算用简图如图 所示,今假设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 (3-6)式中,摩擦系数;单侧制动块对制动盘的压紧力(见图3-1)作用半径。图3-1 盘式制动器的计算用图4 图3-2 钳盘制动器的作用半径计算用4对于常见的扇形摩擦衬块,如果其径向尺寸不大,则取为平均半径或有效半径已足够精确。如图3-2所示,平均半径为 (3-7) mm式中:,扇形摩擦衬块的内半径和外半径。根据图3-2所示,在任一单元面积上的摩擦力对制动盘中心的力矩为,式中为衬块与制动盘之间的单位面积上的压力,则单侧制动块作用于制动盘上的制动力矩为 (3-8)单侧衬块给制动盘的总摩擦力为 (3-9)得有效半径为 (3-10)令,则有 (3-11)由上述给出的参数可求出将,代入式(3-11)得 mm由上述知: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。则单侧压紧力为 (3-12)式中,考虑制动力调节装置作用下的轮缸或管路液压,取MPa制动轮缸的截面积 m2 (3-13)则 N摩擦衬块的摩擦系数:制动器的最大制动力矩为: Nm3.4 驻车制动计算汽车在上坡路上停驻时的受力简图如下图所示:图3-3 汽车在上坡路上停驻时的受力简图4由上图可得出汽车在上坡停驻时的后轴车轮的附着力为 (3-14)同样可求出汽车下坡时的后轴车轮的附着力为 (3-15)根据后轴车轮附着力与后轴车轮驻车制动的制动力相等的条件可求的汽车在上坡路和下坡路上停驻时的坡度极限倾角,即由 (3-16)求得汽车在上坡时可能停驻的极限上坡倾角为汽车在下坡时可能停驻的极限下坡倾角为一般要求各类汽车的最大停驻坡度不应小于1620。驻车制动器的设计中,在安装制动器的空间、制动驱动力源等条件允许的范围内,应力求后桥上驻车制动力矩接近于所确定的极限值,并保证小坡路上能停驻的坡度不小于法规的规定值。第四章 制动器主要零件的结构设计4.1 制动盘制动盘的结构形状有平板形和礼帽形两种。后一种的圆柱部分长度取决于不支持村。为了改善冷却,有的钳盘式制动器的制动盘铸成中间有径向通风槽的双层盘,可大大增加散热面积,但盘的整体厚度较大。制动盘工作表面的加工精度应达到下述要求:平面度公差为0.012mm,表面粗糙度值为0.71.3m,两摩擦表面的平行度公差不应大于0.05mm,制动盘的端面圆跳动公差不应大于0.03mm。通常制动盘采用摩擦性能良好的珠光体灰铸铁制造。为保证足够的强度和耐磨性能,其牌号不应低于HT250。本设计采用的为摩托车制动盘,参照材料选用40Cr。一、制动盘直径本次设计,所选轮辋直径为13英寸,由汽车设计手册得制动盘直径通常为选择轮辋直径的7079,即231.14mm260.858mm,根据实际情况,本设计选择制动盘直径mm。二、制动盘厚度对制动盘质量和工作温度有影响,为使质量小些,制动盘厚度不宜过大;为了减少温升,制动盘厚度不宜过小,本设计选择mm。4.2 制动钳制动钳由可锻灰铸铁KTH370-12或球墨铸铁QT400-18制造,也有用轻合金制造的,可做成整体的(图4-1),也可做成两半并由螺栓连接。其外缘留有开口,以便不必拆下制动钳便可检查或更换制动块。制动钳体应有高的强度和刚度。一般多在钳体中加工出制动油缸,也有将单独制造的油缸装嵌入钳体中的。为了减少传给制动液的热量,多将杯形活塞的开口端顶靠制动块的背板(图4-1、图4-2)。有的活塞的开口端部切成阶梯状,形成两个相对且在同一个平面内的小半圆环形端面。活塞由铸铝合金或钢制造。为了提高耐磨损性能,活塞的工作表面金星镀铬处理。当制动钳体由铝合金制造时,减少传给制动液的热量成为必须解决的问题。为此,应减小活塞与制动块背板的接触面积,有时也可采用非金属活塞。图4-1 固定钳式盘式制动器的结构图41盘;2制动钳体;3油缸及活塞;4摩擦衬块;5制动块定位销图4-2 浮动钳式盘式制动器的结构总图41制动块;2制动盘;3活塞;4制动钳体4.3 制动块制动块由背板和摩擦衬块构成,两者直接压嵌在一起。衬块多为扇面形,也有矩形、正方形和长圆形的。活塞应能压住尽可能多的制动块面积,以免衬块发生卷角而引起尖叫声。制动块背板由钢板制成。赛车中不需要安装报警装置。4.4 摩擦材料摩擦衬块的材料应满足如下要求:1、具有一定的稳定的摩擦因数;2、具有良好的耐磨性;3、要有尽可能小的压缩率和膨胀率;4、制动时不易产生噪声,对环境无污染;5、应采用对人体无害的摩擦材料;6、有较高的耐挤压强度和冲击强度,以及足够的抗剪切能力;7、应将摩擦衬块的热传导率应控制在一定范围。由金属纤维、粘结剂和摩擦性能调节剂组成的半金属摩阻材料,具有较高的耐热性和耐磨性,特别是因为没有石棉粉尘的公害,近来得到广泛的应用。粉末冶金无机质金属摩阻材料是以铜粉或铁粉为主要成分(占质量的60%80%),加上石墨、陶瓷粉等非金属粉末作为摩擦系数调整剂,用粉末冶金法制成。其抗热衰退性和抗水衰退性能好,但造价高,适用于高性能轿车和行驶条件恶劣的货车等制动器负荷重的汽车。本设计采用半金属摩阻材料。4.5 制动轮缸是液压制动系采用的活塞式制动蹄张开机构,其结构简单,在车轮制动器中布置方便。轮缸的缸体由灰铸铁HT250制造。其缸筒为通孔,需镗磨。活塞由铝合金制造。多数制动轮缸有两个等直径活塞。4.6 制动器间隙的调整方法及相应机构为了保证制动盘在不制动时能自由转动,制动盘与制动衬块之间,必须保持一定的间隙。此间隙量应尽可能小,因为制动系的许多工作性能受次间隙影响而变化。使用中因磨损会增大此间隙,过分大的间隙会带来许多不良的后果:制动器产生制动作用的时间增长;各制动器因磨损不同,间隙不一样大,结果导致各制动器产生制动作用的时间不同,即同步制动性能变坏;增加了压缩空气或制动液的消耗量,并使制动踏板或手柄行程增大。为保证制动盘和制动衬块之间在使用期间始终有初设定的间隙量,要求采用间隙自动调整装置。图4-3 盘式制动器的活塞密封圈4a)制动状态 b)不制动状态1-活塞 2-制动钳 3-密封圈盘式制动器使用最简单的间隙自调方式,是利用制动钳中的橡胶密封圈的极限弹性变形量,来保持制动时为消除设定间隙所需的活塞设定行程(图4-3)。当衬块磨损而导致所需的活塞行程大于时,活塞可在液压作用下克服密封圈的摩擦力,继续前移到实现完全制动为止。活塞与密封圈之间这一不可恢复的相对位移便补偿了过量间隙。若盘式制动器的设定间隙较大,用密封圈便不可靠,而应采用专门的间隙调整装置。图4-4所示为波舍尔(Porshe)乘用车的制动器间隙自调装置。图4-4 盘式制动器的间隙自调装置41-活塞2-制动盘3-挡圈 4-弹簧罩5-摩擦环片6-摩擦销7-隔环8-压缩弹簧9-隔套第五章 制动驱动机构的结构型式选择及设计计算5.1 制动驱动机构的结构型式选择制动驱动机构将来自驾驶员或其他力源的力传给制动器,使之产生制动力矩。根据制动力源的不同,制动驱动机构一般可分为简单制动、动力制动和伺服制动三大类。一、简单制动系简单制动单靠驾驶员施加的踏板力或手柄力作为制动力源,亦称人力制动。其中,又有机械式和液压式两种。机械式完全靠杆系传力,由于机械效率低,传动比小,润滑点多,且难以保证前、后轴制动力的正确比例和左、右轮制动力的均衡,所以在汽车的行车制动装置中已被淘汰。但因其结构简单,成本低,工作可靠(故障少),还广泛地应用于中、小型汽车的行车制动装置中。液压式简单制动(通常简称为液压制动系)用于行车制动装置。液压制动的优点是:作用滞后时间短(0.10.3s),工作压力高(可达1012MPa),因轮缸尺寸小,可以安装在制动器内部,直接作为制动蹄张开机构(或制动块压紧机构),而不需要制动臂等传动件,使之结构简单、质量小;机械效率较高(液压系统有自润滑作用)。液压制动的主要缺点是:过度受热后,部分制动液汽化,在管路中形成气泡,即产生所谓“气阻”,严重影响液压传输,使制动效能降低,甚至完全失效,液压制动曾被广泛应用在乘用车和总质量不大的商用车上。二、动力制动系动力制动即利用由发动机的动力转化而成,并表现为气压或液压形式的势能作为汽车制动的全部力源。驾驶员施加于踏板或手柄上的力,仅用回路中控制元件的操纵。因此,简单制动中的踏板力和踏板行程之间的反比例关系,在动力制动中便不复存在,从而可使踏板力较小,同时又有适当的踏板行程。气压制动是应用最多的动力制动之一。其主要优点是:操纵轻便,工作可靠,不易出故障,维修保养方便;此外,其气源除供制动外,还可用于其他装置使用。其主要缺点是:必须有空气压缩机、储气筒、制动阀等装置,使结构复杂、笨重、成本高;管路中压力的建立和撤出都较慢,即作用滞后时间较长(0.30.9s),因而增加了空驶距离和停车距离,为此,在制动阀到制动气室和储气筒的距离过远的的情况下,有必要加设启动的第二级元件继动阀以及快放阀;管路工作压力低,一般为0.50.7MPa,因而制动气室的直径必须设计的大些。由于主、挂车的摘和挂都很方便,所以汽车列车也多用气压制动。用气压系统作为普通的液压制动系统主缸的驱动力源而构成的气顶液制动,也是动力制动。它兼有液压制动和气压制动的主要优点;因气压系统的管路短,作用滞后时间也较短。但因结构复杂,质量大,成本高,所以主要用在总质量较大的商用车上。全液压动力制动,用发动机驱动油泵产生的液压作为制动力源,有闭式(常压式)与开式(常流式)两种。开式(常流式)系统在不制动时,制动液在无负荷状况下由油泵经制动阀到储液罐不断地循环流动;而在制动时,则借助于阀的节流而产生所需的液压进入轮缸。闭式(常压式)回路因平时保持着高液压,故又称常压式。它对制动操纵的反应比开式的快,但对回路的密封要求较高。当油泵出故障时,开式的将立即补气之动作用,而闭式的还有可能利用回路中的蓄能器的液压继续进行若干次制动。故目前汽车用的全液压动力制动系多用闭式(常压式)的。全液压动力制动系除具有一般液压制动系统的有点外,还具有操纵轻便,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用液压泵和储油罐等优点。但其机构复杂,精密件多,对系统的封闭性要求也较高,故并未得到广泛应用。各种形式的动力制动在动力系统失效时,制动作用即全部丧失。三、伺服制动系伺服制动的制动能源是人力和发动机并用。正常情况下,其输出工作压力主要由动力伺服系统产生;在动力伺服系统失效时,还可以全靠人力驱动液压系统,以产生一定程度的制动力。因此,从排量1.6L以上的乘用车到各种商用车,都广泛采用伺服制动。按伺服力源的不同,伺服制动有真空伺服制动、空气伺服制动和液压伺服制动三类。真空伺服制动系是利用发动机进气管中节气门后的真空度(负压,一般可达0.050.07MPa)作动力源,一般的柴油车若采用真空伺服制动系时,则需有专门的真空源由发动机驱动的真空泵或喷吸器构成。气压伺服制动系是由发动机驱动的空气压缩机提供压缩空气作为动力源,伺服气压一般可达0.60.7MPa。故在输出力相等时,气压伺服气室直径比真空伺服气室直径小得多。且在双回路制动系中,如果伺服系统也是分立式的,则气压伺服比真空伺服更适宜,因此后者难于使各回路真空度均衡。但气压伺服系统的其他组成部分却较真空伺服系统复杂得多。真空私服制动多用于总质量在1.1t1.35t以上的乘用车和载质量在6t以下的商用车,空气伺服制动则广泛用于载质量为612t的商用车,以及少数几种排量在4.0L以上的乘用车上。本设计中采用液压式的动力制动系统来作为制动驱动机构的方案。5.2 制动管路的分路系统根据赛事要求,赛车制动系统采用液压制动。为了提高制动驱动机构的工作可靠性,保证行车安全,驱动机构采用了两套独立的系统,即应是双回路系统。双轴汽车的液压式制动驱动机构的双回路系统有多种形式,其中常见的有五种,分别是II、X、HI、LL、HH型。图5-1 液压回路系统的形式41、一轴对一轴(II)型,如图a所示,前轴制动器与后桥制动器各用一个回路(“II型”是其形象的简称,下同)。2、交叉(X)型,如图b所示,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。3、一轴对半半轴(HI)型,如图c所示,两侧前轴制动器的半数轮缸和全部后制动器的轮缸属于一个回路,其余的前轮缸则属于另一个回路。4、半轴一轮对半轴一轮(LL)型,如图d所示,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。5、双半轴对双半轴(HH)型,如图e所示,每个回路均只对每个前、后制动器的半数轮缸起作用。II型管路的布置较为简单,可与传统的单轮缸盘式制动器配合使用,成本较低,目前在各类汽车特别是商用车上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。X型的结构也很简单,一回路失效时仍能保持50%的制动效能,并且制动力的分配系数和同步附着系数没有变化,保证了制动时与整车负荷的适应性。此时前,后各有一侧车轮有制动作用,使制动力不对称,导致前轮将朝制动起作用车轮的一侧绕主销转动,使汽车失去方向稳定性。因此,采用这种分路方案的汽车,其主销偏移距应取负值(至20mm),这样,不平衡的制动力使车轮反向转动,改善了汽车的方向稳定性,多用于中、小型轿车。HI、LL、HH型的结构均较II型、X型复杂。LL型和HH型在任意回路失效时,前、后制动力比值均与正常情况相同,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。综合上述情况,本设计中选用II型回路系统。5.3 液压制动驱动机构的设计计算5.3.1 制动轮缸直径与工作容积制动轮缸对制动块的作用力P与轮缸直径及制动轮缸中的液压之间有如下关系式: (5-1)式中,考虑制动力调节装置作用下的轮缸或管路液压,一般=8MPa12MPa,但根据赛车具体情况取=6MPa。轮缸直径应在GB 752487标准规定的尺寸系列里选取,轮缸直径的尺寸系列为14.5,16,17.5,19,20.5,22,22.22,23.81,24,25.40,26,28,28.58,30,32,35,38,42,46,50,56mm经过查取取mm。一个轮缸的工作容积 (5-2)式中,一个轮缸活塞的直径;轮缸的活塞数目;轮缸活塞在完全制动时的行程: (5-3)其中,是消除制动块与制动盘间的间隙所需的轮缸活塞行程,取。由于摩擦衬块变形而引起的轮缸活塞行程,取。,是对于鼓式制动器而言的,这里不予考虑。则 mm则单个轮缸的工作容积,n=1 mm3全部轮缸的工作容积,其中:轮缸的数目,则 mm35.3.2 制动主缸直径与工作容积制动主缸的直径应符合GB 752487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 (5-4)式中,制动软管在液压下变形而引起的容积增量。在设计中考虑软管变形,轿车制动主缸的工作容积可取为。则 mm3主缸活塞直径和活塞行程可由下式确定: (5-5)一般;取主缸活塞行程:则 mm3得 mm取 mm所以 mm5.3.3 制动踏板力与踏板行程制动踏板力可用下式验算: (5-6)式中,制动主缸活塞直径;制动管路液压;制动踏板机构传动比,;,见下图5-1;图5-1 液压制动驱动机构计算用简图式中,制动踏板机构及制动主缸的机械效率,可取-;在本设计中取。将踏板的传动比定在6.5,这样从人机工程学的角度可以实现最优化的设计,车手对制动器的操控性最佳,取mm。则 mm制动踏板力为 N制动踏板的工作行程为 (5-7)式中,主缸中推杆与活塞间的间隙;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;则 mm5.3.4 制动主缸的形式图5-2 串联双腔制动主缸内部结构6现代汽车制动主缸的形式有单腔和串联双腔制动主缸,根据大赛要求,每个液压回路必须有其专属的储油罐,因此初步确定采用串联双腔形式的制动主缸,但考虑赛车的总体布局和空间问题,不排除采用并联单腔制动主缸的可能。制动主缸由灰铸铁制造,也可以采用低碳钢冷挤成形;活塞可由灰铸铁、铝合金或中碳钢制造。第六章 行走系统的设计6.1 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17。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41-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、立柱和制动部分。图6-2 赛车行驶系统的组成6.1.1 轮胎鉴于Formula SAE 的赛道特性,赛车在比赛中的速度相对较低,行使时间也比较短。而且参赛赛车的车重也比较轻。由于以上这些原因,希望轮胎能够在尽量短的时间内达到其工作温度,以尽快实现最大抓地力。一般来说只有专业的赛车用热融胎符合这方面的要求。本次设计采用美国Hoosier公司的44150赛道用竞赛级雨胎。6.1.2 轮辋参赛赛车的轮辋选择了铝合金三片式轮毂。三片式轮辋由三个部分组成,外侧轮圈、内侧轮圈和辐板。其结构如图6-3所示。图6-3 三片式轮辋结构选择三片式轮辋的好处在于可以根据需要选择轮辋的偏置值。这里的偏置值的定义为轮辋的安装面到轮胎中心截面的距离,向内为正,向外为副。为了充分利用轮辋内的空间,参赛赛车选择了-46mm 的轮辋偏置。轮辋的外侧轮圈、内侧轮圈为自行设计制造的,材料为T6061-T6铝合金,直径为13英寸,宽度为7英寸,符合Hoosier44150轮胎对轮辋的需要。辐板也是自行设计制造的,材料为T6061-T6铝合金。轮辋为辐板式,采用铸造工艺加工而成,目的是减轻车轮的重量和利于制动毂的散热。中心连接孔的数量为4个,连接孔边缘倒出和轮辋固定螺帽帽檐相同的锥度,外侧的16个安装孔攻有M6内螺纹。装配后的轮辋如图6-4所示。 图6-4 轮辋6.1.3 轮毂赛车的轮毂通常是指固定轮辋和制动系统相关组建的轮胎中心的心轴。图6-5 赛车后轮轮毂赛车对操纵灵活性、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,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设计一个特制的螺母进行防松固定。根据第二代赛车的参赛经历,前轮轮毂轴承内圈卡不住,转向晃动问题严重,这代赛车设计时,前轮轮毂轴承的设计采用了开口螺母压紧轴承内圈的方法。另外,考虑到轮胎的快拆,之前赛车的轮辋用四个圆柱销定位一个大螺母锁紧,但这种方式结构设计繁琐,益处不大,本次设计将4个轮辋螺栓的一端均匀固定在轮毂上,使的轮毂结构简单,质量减轻,轮辋安装方便。图6-6 赛车前轮轮毂6.1.4 立柱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
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