汽车制动系统设计

汽车制动系统设计制动系统设计第一节

概述第二节

制动器结构方案分析第三节

制动器主要参数的确定第四节

制动器的设计与计算第五节

制动驱动机构的设计与计算

第六节

制动器的主要结构元件制动系统设计第

一

节概述是一、功用基以适当的减速度降速行驶直至停车下坡行驶时使汽车保持适当的稳定车速出使汽车可靠地停靠在原地或坡道上二、组成昌行车制动：前两项功能墨驻车制动：第三项

功能应急制动：在行车制动发生故障时保证汽车有一定的

制动能力，可兼起驻车制动墨辅助制动：可实现下长坡时，持续减速或保持稳定车

车速，并减轻或解除行车制动装置的负荷基自动制动：可实现当挂车与牵引车连接的制动管路渗

漏或断开时，使汽车自动制动制动系统设计第一节

概述墨三、设计要求是1.足够的制动效能是行车制动能力——用某一制动初速度制动时，制动

距离和减速度两项指标评定。驻坡能力——汽车在良好路面上能可靠的停驻的最

大坡度。参数车型V

km/hjmin

m/s²S

m备注轿车805.8~7ma[t]v1~3.570货车40、50、704.4~5=av+36“×23.5~1250>12

40第一节

概述墨三、设计要求是2.

工作可靠是用双管路，当一套实效，另一套行车制动能力不低于没有失效时的30%。3.用任何速度制动，汽车不应当丧失操纵性和方向稳定性。墨1)

前轮抱死，丧失操纵性，所以要求前后轴制动器的制动力矩有合适的比例，并应能随轴荷转移而变化。墨

2

)

制动时汽车不跑偏。同一轴上左右轮制动力应相同，差值最大不超

过15%。制动系统设计制动系统设计第一节

概述

墨三、设计要求4.防止水、污泥进入制动器工作表面，水与污泥使制动能力下

降，工作面磨损变大。水

→f下降→制动能力下降，称为水衰退。经5~15次制动后应

能恢复正常。5.制动能力的热稳定性良好昌下长坡连续和平缓制动以及频繁重复制动可使温度上升，f

下

降、制动能力下降、称为热衰退。严热稳定性良好，即不易衰退，衰退后能迅速恢复。制动系统设计第

一

节概述墨三、设计要求是6

.

操纵轻便，并且具有良好的随

动

性最大制动踏板力：500(轿车)-700N

(货车)是制动踏板力：200-300N

(轿车);350-550N

(

货

车)墨手柄拉力：在应急制动时不大于400-500N,在驻车

制动时不大于500(轿车)-700N

(货车)墨踏板行程应不大于150-200mm出制动踏板高度及其与加速踏板的相对位置应便于驾

驶员操作鼎制动手柄行程不大于160-200mm制动系统设计第

一

节概述凸

三、设计要求是7.公害小。包括制动时产生的噪声小，减少石

棉纤维的散发量。8.产生制动与解除制动的作用滞后性尽可能短。9

.摩擦衬片(块)

寿命长。是10.摩擦副间隙可调，且调整工作容易进行。凸11.制动驱动机构有故障时，应有报警提示。制动系统设计第二节制动器的结构方案分析墨主要制动形式是电磁式墨作用滞后性好，易于连接而且接头可靠，但成本高，

只在一部分总质量大的商用车上用作车轮制动器或

缓速器是液力式缓速器墨摩擦式墨广泛使用第二节制动器的结构方案分析墨主要制动形式墨摩

擦

式串鼓式墨领从蹄/单向双领蹄/双向双领蹄/双从蹄/单向增

力/双向增力是盘式是钳盘凸固定钳墨

浮动钳：滑动钳/摆动钳全

盘带式制动系统设计第二节制动器的结构方案分析里主要性能指标墨制动器效能是定

义

：制动器在单位输入压力或力的作用下所输出

的力或力矩称为制动器效能。墨用制动器效能因数k

来评比各式制动器的效能。墨制动器效能因数是定义

：在制动鼓或制动盘的作用半径R

上所得到的

摩擦力(Mμ/R)与输入力F0之比，Mμ为制动器输出

的

制动力矩制动系统设计第二节制动器的结构方案分析里主要性能指标墨制动器效能稳定性是定义：指效能因数K

对f的敏感性(dk/df)。墨制动器效能稳定性好，即是指制动器效能对f的变化

敏感性较低。制动系统设计制动系统设计第二节制动器的结构方案分析墨一

、鼓式制动器a)b)

c)e)

1第二节制动器的结构方案分析里一

、鼓式制动器凸1.领从蹄式是无论车轮前进或倒退，都具有一个领蹄和一个从蹄两个蹄各有一个固定支点，而且两固定支点位于两

蹄同一端凸张开装置是凸轮或楔块张开装置，其中平衡凸块式和楔块式

张开装置中的制动凸轮和制动楔块是浮动的，能

保证作用现在两蹄上的张开力相等；非平衡式的制动凸轮之中心是固定的，不能保证作用在两蹄

上的张开力相等凸具有两个活塞的液压缸，可保证张开力相等制动系统设计第二节制动器的结构方案分析里一

、鼓式制动器是1.领从蹄式墨制动效能和效能稳定性，在各式制动器中居中；前进倒退制动效果不变；结构简单，成本低；便于

附装驻车制动装置；易于调整蹄片与制动鼓之间的间隙；墨但两蹄片上单位压力不等，磨损不均匀，寿命不同

墨只有一个轮缸，两蹄必须在同一驱动回路下工作墨在乘用车和总质量小商用车的后轮制动器中，得到广泛应用制动系统设计第二节

制动器的结构方案分析里一

、鼓式制动器是2.单向双领蹄式两块蹄片各有自己的固定点，而且两固定点位于两

蹄的不同端，例如图示中领蹄固定端位于下方，从

蹄固定端位于上方；每块蹄片上有各自独立的张开

装置，且位于与固定支点相对应的一方汽车前进制动时，制动效能相当高；由于有两个轮

缸，可用两个独立回路分别驱动两蹄片；此外还易

于调整蹄片与制动鼓间的间隙；两蹄片上的单位压

力相等，磨损程度相近、寿命相同制动系统设计第二节制动器的结构方案分析里一

、鼓式制动器是2.单向双领蹄式墨但其效能稳定性，仅

强于增力式制动器。当

倒车制动时，由于两蹄片均为从蹄，制动效能棉

线下降墨与领从蹄式相比，由于多了个轮缸，结

构略显复杂串适用于前进制动时前轴动轴荷及附着力大于后轴、且倒车制动时则相反的汽车前轮上墨不用于后轮，还因为两个互相成中心对称的轮缸，

难以附加驻车制动驱动机构制动系统设计第二节制动器的结构方案分析里一

、鼓式制动器是3.双向双领蹄式墨两蹄片浮动

，用各有两个活塞的两轮缸张开蹄片墨无论前进还是倒退，制动时两蹄片均为领蹄，制动

效能高，而且不变是由于内设有两个轮缸，适用于双回路驱动机构昌当一套管路失效后，制动器变为领从蹄式墨两蹄片上单位压力相

等

，磨损程度接近，寿命相同墨但因由两个轮缸，结构复杂

，且蹄片与制动鼓间

隙

调整困难应用较广泛，如用于后轮需要另设中央驻车制动器制动系统设计第二节

制动器的结构方案分析里一

、鼓式制动器是4.双从蹄式出两蹄片各有一个固定支点，且两固定支点位于两蹄片的不同端，并用各有一个活塞的两轮缸展开蹄片

出制动效能稳定性最好，但因制动器效能最低，很少采用制动系统设计第二节

制动器的结构方案分析里一

、鼓式制动器是5.单向增力式画两蹄片只有一个固定支点，两蹄下端经推杆相互连

接成一体，制动器仅有一个轮缸用来产生推力张开

蹄片前进制动时均为领蹄，次领蹄上不存在张开力，二

人且由于领蹄上的摩擦力经过推杆作用到次领蹄，

制动效能居各种制动器之首墨与双向增力式相比，结构简单墨但都是领蹄，制动效能稳定性相当差制动系统设计第二节制动器的结构方案分析里一

、鼓式制动器是5.单向增力式墨倒车制动时，两蹄均为从蹄，制动

效率低墨又因两蹄片上单位压力不等，造成蹄片磨损不均匀、

寿命不等墨只有一个轮缸，不适合双回路驱动机构是又由于两蹄片下部联动，使调整蹄片间隙变得困难昌少数总质量不大的商用车用其作为前轮制动器制动系统设计第二节制动器的结构方案分析里一

、鼓式制动器6

.双向增力式墨两蹄片端部有一个制动时不同使用的共用支点，支

点下方有一轮缸，内装有两个活塞用来同时驱动张

开两蹄片，两蹄片下方经推杆连接成一体墨与单向增力式不同，次领蹄上也作用有来自轮缸活

塞推压的张开力，尽管这个力的作用效果较小，但因次领蹄下端受到来自主领蹄经推杆作用的张开力

很大，结

果次领蹄上的制动力矩能达到主领蹄制动

力矩的2-3倍制动系统设计第二节制动器的结构方案分析里一

、鼓式制动器6

.双向增力式些即使制动驱动机构中采用不同伺服装置，也可以借助很小的踏板力获得很大的制动力矩凸且倒车时制动效果不变出因两蹄片均为领蹄，制动效能稳定性较差；此外两

蹄上单位压力不等，磨损不匀，寿命不同；调整间

隙与单向增力式一样比较困难；只有一个轮缸，不

适用双回路驱动机构制动系统设计制动系统设计第二节

制动器的结构方案分析一

、鼓式制动器型式双从蹄式领从蹄式双领蹄式双向双领蹄式单向增力式双向增力式d)3)b)e)e)f制动器效能①居第四位居第三位居第二位居第二位居第一位居第一位ForiFFaFi.n众

AF₂

F₂FonF₂

o

BFo2简

图特点FoFi

五fFAF₀大众五.

FiFoFofF₂65

她F

FfFF5nFoVFiFo2前进倒退制动效果不同不变不同不变不同不变制动器

效能稳

定性②居第一位居第二位仅强于增力式仅强于增力式差差两蹄片上单位压力相等不等相等相等不等不等磨损均匀不均匀均匀均匀不均匀不均匀轮毂轴承受力不受力受力不受力不受力受力受力结构复杂简单复杂复杂简单复杂调整间隙容易容易容易困难困难困难适用双回路适用不适用适用适用不适用不适用第二节

制动器的结构方案分析一

、鼓式制动器制动系统设计第二节

制动器的结构方案分析二

、盘式制动器1

.盘式制动器结构形式是按摩擦副中固定元件的结构不同，分为钳盘式和全盘式些钳盘式：固定摩擦元件是制动块，装在与车轴连接且不能绕车轴轴线旋

转的制动钳中。制动衬块与制动盘接触面很小(中心角30-50°),也

称点盘式凸全盘式：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，原理类同离合器，又称离合器式制动器凸多片全盘式即可作车轮制动器，也可作缓速器制动系统设计第二节制动器的结构方案分析二、盘式制动器凸1.盘式制动器结构形式固定钳盘式：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，也称对置活塞式或浮动活塞式墨浮动钳盘式墨滑动钳式：制动钳可以相对制动盘作轴向滑动，只在制动盘内侧有液压缸，外侧制动块固定安装在钳体上。制动时活塞在液压作用下使活

动制动块压靠到制动盘，而反作用力则推动制动钳体连同固定制动块

压向制动盘的一侧，直到两侧受力均等为止制动系统设计第二节制动器的结构方案分析二、盘式制动器1

.盘式制动器结构形式

浮动钳盘式摆动钳式：也是单侧液压缸结构，制动钳体与固定于车轴上的支座铰

接。为实现制动，钳体不是滑动而是在与制动盘垂直的平面内摆动。些显然制动块不可能全面而均匀地磨损。为此将衬块预先做成楔形(摩

擦面对背面的倾斜角为6°)。在使用过程中，衬块逐渐磨损到各处

残存厚度均匀，接近1mm后应更换衬块制动系统设计凸

.盘式制动器结构形式型式

固定钳式

浮动钳式简图特点世滑动钳式摆动钳式

制动钳刚度①大适用双回路适用不适用径向尺寸大小轴向尺寸大小布置困难容易制动液气化容易③困难用作驻车制动困难②容易成本高低第二节

制动器的结构方案分析二

、盘式制动器①固定钳不滑动也不

摆动，所以刚度大。②固定钳兼作驻车制

动，必须附设辅助制

动钳或用盘中鼓。③跨越盘的油管或油

道受热机会增多。制动系统设计第二节

制动器的结构方案分析二

、盘式制动器是2.盘式制动器与鼓式制动器比较型式盘式鼓式特点热稳定性①好差水稳定性②好差制动力矩与运动方向无关有关制动系统设计适

用

双

回

路可以一部

分

可以尺寸小大质量小大散热好差压力分布均匀不均匀更换衬块

(

片)容易困难衬

块

(

片

)

磨

损均匀不均匀制

动

协

调时

间

③短长间隙调

整工

作自动调整多

数

人

力

调

整手

制

动

驱

动

机

构复杂困难防尘

、

防锈困难容易衬

块

(

片

)

寿

命低高第二节制动器的结构方案分析二、盘式制动器是2.盘式制动器与鼓式制动器比较制动系统设计制动系统设计第二节

制动器的结构方案分析里二、盘式制动器是2.盘式制动器与鼓式制动器比较①鼓受热膨胀，呈椭圆状，接触不好，制动效能下降，机械衰退。盘无轴向膨胀小，

无机械衰退。昌②

i.

因为块与盘之间单位压力高，将水挤出，所以后制动效能降低得不多。ii.

离心力及衬块对盘的摩擦作用，进水后经1~2次制动可恢复正常，鼓式需经十多次制

动可以恢复。③衬块与制动盘之间的间隙小(0.05~0.15)

mm影响因素D要

求

D

取

值备注制动力矩大M=F,R散热大吸热能力强，散热面积大轮辋内径小要求轮辋内径与鼓的外径之

间有20mm间隙防止烤坏气门嘴粘住内胎增加衬片摩擦面积大减小质量小簧下质量制动鼓刚度小D小，壁厚可以厚些，刚度

大还可以保证加工精度，使用中变形小。第三节

制动器主要参数的确定一鼓式制动器主要参数的确定凸1.制动鼓内

径D制动系统设计第三节

制动器主要参数的确定一

鼓

式

制动器主要参数的确定是1.制动鼓内径D初选D:车型D/D₁备注乘用车0.64~0.74D₁轮辋直径商用车0.70~0.83初选D

后，参照QC/T

309-1999《制动

鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系

列

》选取。制动系统设计第三节

制动器主要参数的确定里一鼓式制动器主要参数的确定2

.摩擦衬片宽度b和包角β

些b选择原则b影响因素要求b取备注增加衬片寿命宽减轻质量窄衬片与鼓接触均匀窄足够的刚度窄b宽时蹄片腹板可以用两条提高刚度制动系统设计第三节

制动器主要参数的确定里一

鼓

式

制动器主要参数的确定2

.摩擦衬片宽度b和包角β是β选择原则β影响因素要求β取备注增加摩擦面积大减少单位压力大增加衬片寿命大散热良好小β=90°~100°散热好，磨损小，制动效能高。制动系统设计第三节

制动器主要参数的确定里一

鼓

式

制动器主要参数的确定2

.摩擦衬片宽度b和包角β凸摩擦衬片面积汽车类别汽车总质量m./t单个制动器总的衬片摩擦面积A/cm²乘用车0.9~1.51.5~2.5100~200200~300商用车1.0~1.51.5~2.52.5~3.5

3.5~7.07.0～12.012.0~17.0120~200150~250(多为150~200)250～400300~650550~1000600~1500(多为600~1200)制动系统设计制动系统设计第三节

制动器主要参数的确定里一

鼓

式

制动器主要参数的确定是3

.

摩擦衬

片起始角β₀是一般将衬片布置在制动蹄的中央，即令凸β₀=90°-

β/2凸有时为适应单位压力分布情况，将衬片相对于最大压力点对称布置，以

改善磨损均匀性和制动效能BoD

βC第三节

制动器主要参数的确定里一鼓式制动器主要参数的确定是4.制动器中心到张开力F₀

作用线的距离eBF

Fo初选时：e=0.4DD

βOe影响因素要求e取备注制动效能大凸轮、轮缸布置小制动系统设计制动系统设计第三节

制动器主要参数的确定里一鼓式制动器主要参数的确定是5.制动蹄支撑点位置坐标a

和ca、C影响因素aC备注制动效能大小两蹄支撑端不干涉小大BFo初选时：a=0.4D

D

β制动系统设计第三节

制动器主要参数的确定二.盘式制动器主要参数的确定1

.

制动盘直径D

D

影响因素要求D取备注轮辋直径小减少制动钳夹紧力大减少衬块单位压力大降低po,寿命提高减少工作温度大初选

D=(70%~79%)Dr(Dr:轮辋直径)第三节

制动器主要参数的确定二.盘式制动器主要参数的确定2.制动盘厚度hh影响因素要求h取备注减小质量小降低工作温度大初选：实心制动盘取10~20mm通风式制动盘取20~50mm

(多用20~30mm)制动系统设计制动系统设计第三节

制动器主要参数的确定二

.盘式制动器主要参数的确定

是3.摩擦衬块外半径R₂

与内半径R₁推荐

R₂/R₁≤1.5R₂/R₁

>1.5时，内外侧圆周速度相差过多，磨损不均匀

→接触面积降低

→制动力距降低、寿命降低。第三节

制动器主要参数的确定二

.

盘式制动器主要参数的确定

是

4

.

制动衬块的扇形夹角θ凸根据合适的盘式制动器制动衬块单位面积，使单位面积占有的汽车质量在1.6~3.5kg/cm2范围内，再根据衬块的内、外半径，计算得到衬块扇形

夹角θ制动系统设计第四节

制动器的设计与计算一、制动器制定力矩的确定

是1

.

行车制动工况首先

选定同步附着系数.并计算出前、后轮制动力矩的比值Mμ1_L₂+ohg起根据汽车满载在沥青、混凝土路面上紧慧制动到前轮抱死拖滑，计算出前轮制动器的最大制动力矩；再凸根据前面已确定的前、后轮制动力矩的比值，计算出后轮制动器的最大

制动力矩制动系统设计第四节

制动器的设计与计算一、制动器制定力矩的确定是2.应急制动工况是应急制动时后轮一般抱死滑移，故后桥制动力墨此时所需的后桥制动力矩制动系统设计第四节

制动器的设计与计算一、制动器制定力矩的确定3

.驻车制动工况上坡停驻时的后桥附着力基下坡停驻时的后桥附着力制动系统设计制动系统设计第四节

制动器的设计与计算一、制动器制定力矩的确定3

.驻车制动工况是极限上坡路倾角凸极限下坡路倾角制动系统设计第四节

制动器的设计与计算二

、鼓

式制动器的设计计算是1.压力沿衬片长度方向的分布规律是两自由度紧蹄摩擦衬片的径向变形规律墨坐标选取：坐标原点取在制动鼓中心○点，y1

坐标轴线取在OA1

方向，

其

中A1

为

蹄片

瞬时转动中

心y1x₁C

叶

B

Y0/A₁E₁EiaiP-B₁o们第四节

制动器的设计与计算二、鼓式制动器的设计计算是1.压力沿衬片长度方向的分布规律是两自由度紧蹄摩擦衬片的径向变形规律是假

设

：出制动鼓和制动蹄是绝对刚性的出摩擦半径与制动鼓半径相同并能全面接触摩擦衬片变形遵从虎克定律制动系统设计制动系统设计第四节

制动器的设计与计算二

、鼓

式制动器的设计计算是1.压力沿衬片长度方向的分布规律画两自由度紧蹄摩擦衬片的径向变形规律墨制动时由于摩擦衬片变形，蹄片一面绕瞬时转动中心转动，一面顺着摩擦力作用的方

向沿支承面移动结果使蹄片中心位于01点，因而未变形的摩擦衬片表面轮廓

(E1E1线),就沿001

方向移动进入制动鼓内y₁对CB

y

一BE₁0A1Eoi第四节

制动器的设计与计算二

、鼓

式制动器的设计计算是1.压力沿衬片长度方向的分布规律是两自由度紧

蹄摩擦衬片的径向变形规律显然表面上各点在这个方向的变形时一样的位于半径

OB1

上的任意点B1的变形就是B1B1’线段墨其径向变形分量是这个线段在半径OB1的延长线上的投影，即为B1C1线段y1不

EB

色

o

ai

0E₁

A¹制动系统设计cB

y

女制动系统设计第四节

制动器的设计与计算二

、鼓

式制动器

的设计计算是1.压力沿衬片长度方向的分布规律是两自由度紧蹄摩擦衬片的径向变形规律故径向变形为：δ=

B1C1=B1B1'cosψ1墨其中ψ1=(φ1+α1)-90°,B1B1’=001=δ1maxα1为任意半径OB1和y1轴之间的夹角，ψ1为半径OB1和最大压力线001之间的夹角，

φ1为x1轴和001之间的夹角v¹C

B

四

B0E₁x₁中₁Pa最A1Eo制动系统设计第四节

制动器的设计与计算二

、鼓

式制动器的设计计算是1.压力沿衬片长度方向的分布规律是两自由度紧

蹄摩擦衬片的

径

向变形规律墨所以紧蹄的径向变形和压力为

：ō≈01maxsin(φ1+α1)p1≈p1maxsin(φ1+α1)y₁x₁

EC

B中₁中₁-B

四E₁0/

a1A₁o制动系统设计第四节

制动器的设计与计算二、鼓

式制动器的设计计算1.压力沿衬片长度方向的分布规律单自由度紧蹄摩擦衬片的径向变形规律严制动时蹄片在张开力与摩擦力作用下，绕支承销A,

转

动dy

角fy1Ci

B₁E¹Bi上a

oA1E1第四节

制动器的设计与计算二、鼓

式制动器的设计计算1.压

力沿衬片长度方向的分布规律单自由度紧蹄摩擦衬片的径向变形规律画衬片表面B1

沿蹄片转动，其切线方向的变形即为线段B1B1'径向变形分量是这个线段在半径OB1方向上的投影B1C1线段fy1C1

B₁EBia

ra

oE₁

中

A₁制动系统设计二、鼓

式制动器的设计计算1

.压力沿衬片长度方向的分布规律单

自由

度紧

蹄摩擦衬片的径向变形规律

墨由于dy很小，可近似认为∠A1B1B1’=90°故有：δ=B1C1=B1B1'siny1=A1B1

siny1

dy

凸考虑到OA1≈0B1=R,

有A1B1/sin

α=R/siny墨

所以表面径向变形和压力为δ₁=R

sina

dy)P₁=P1maxsina)制动系统设计第四节

制动器的设计与计算fv1C

B函

2a

oE₁

A₁第四节

制动器的设计与计算二、鼓式制动器的设计计算是1.压力沿衬片长度方向的分布规律墨两自由度鼎δ=δ1maxsin

(φ₁+α₁)4

P₁=P1maxsin

(φ1+α₁)单自由度四

δ=

Rsin

ady4P₁

=P1maxsinα沿衬片长度方向分布规律符合正弦分布规律制动系统设计第四节

制动器的设计与计算二

、鼓式制动器的设计计算是1.压力沿衬片长度方向的分布规律出压力分布不均匀系数△4△=Pmax/P是式

中

：是Pmax为压力分布不均匀时蹄片上的最大压力些p.

为假想压力分布均匀时的平均压力制动系统设计制动系统设计第四节

制动器的设计与计

算二

、鼓式制动器的设计计算是2.计算蹄片上的制动力矩出在摩擦衬片表面取横向微元面积bRda,

其

中b为摩擦衬片宽度，R

为制

动鼓半径，da

为微转角y1Fdaioxa”6arBa第四节

制动器的设计与计算二

、鼓

式制动器的设计计算是2.计算蹄片上的制动力矩是由鼓作用在微元面积上的法向力为：是

dF1=pbRda=pmaxbRsinada四摩擦力为

：fdF1,f

为摩擦因数，计算时取0.3:v15

daio第制动系统设计x5a”

BfaFika制动系统设计第四节

制动器的设计与计算二

、鼓式制动器的设计计算是2.计算蹄片上的制动力矩是摩擦力产生的制动

力矩

为

：甚

dM=fdF₁

R=PmaxbR2fsinaday1Fdaioxa”6arBa第四节

制动器的设计与计算二

、鼓

式制动器的设计计算是2.计算蹄片上的制动力矩是从α⁶和α

区段上积

分得到

：甚

Mμ=Pmax

bR2f(coaa'-cosa”)y1x6ar

F

daia”

B

oa制动系统设计制动系统设计第四节

制动器的设计与计算二

、鼓式制动器的设计计算是2.计算蹄片上的制动力矩是假设法向压力均匀分布，有：4

dF₁=pbRda4

Mμ=pbR2f(α”-aα')

些不均匀系数甚

△=

pmax/P₁=(a”-α')/(

coaa'-cosa”)制动系统设计第四节

制动器的设计与计算二

、鼓

式制动器的设计计算是2.计算蹄片上的制动力矩甚紧蹄产生的制动

力矩

为：

Mμ=F₁R₁甚式中：F

₁

为紧蹄的法向合力，R₁

为摩擦力fF,的作用半径；Fo

x¹δirri木o丈aoF望aoFiF第四节

制动器的设计与计算二、鼓式制动器的设计计算是2.计算蹄片上的制动力矩墨蹄上的力平衡方程式：∑F=0→Fo1cosao+F'-F1(cos8₁+f

sinδ₁)=0∑M=0→Fo1a-F'C′+fR₁F₁=0riδ1为x1与轴荷力F1作用线之间的夹角；FX

’为支承反力在x1轴上的投

影

；Fo

x1δiFiaooFýao制动系统设计F制动系统设计第四节

制动器的设计与计算二

、鼓

式制动器的设计计算是2.计算蹄片上的制动力矩墨由此得到：

hF₀1F1=['(Coso₁+f

sin⁸i)-fR₁]严对于紧蹄和松蹄，其制动

力矩

分别为Mμt1αFo1Mμt2αFo2制动系统设计第四节

制动器的设计与计算二

、鼓

式制动器的设计计算是2.计算蹄片上的制动力矩墨沿着相应的轴线作用有dFx

和dFy,它们合力为dFaaoy1ao0FFo1x1δfF₁y1aFida|ox16a”BfaFiF心第四节

制动器的设计与计算二、鼓式制动器的设计计算是2.计算蹄片上的制动力矩凸有

：式中：

β

=a”-α'是故制动系统设计第四节

制动器的设计与计算二

、鼓

式制动器的设计计算是2.计算蹄片上的制动力矩是考

虑

到

：=是故

：4R(cosa'-cosa")R₁=

√cos2α′-cos2a")²+(2β-sin2α"+sin2a'²制动系统设计制动系统设计第四节

制动器的设计与计算二、鼓式制动器的设计计算是2.计算蹄片上的制动力矩即

：

cos

2α'-cos

2α8₁=arctan(2β-sin²a"+sin2a4R(cosa′-cosa")R₁=

√

(cos

2a′-cos

2a")²+(2β-sin

2a”+sin

2a')²第四节

制动器的设计与计算二

、鼓

式制动器的设计计算是2.计算蹄片上的制动力矩是制动器上的制动力矩Mμ=Mμt1+Mμtz=Fo₁D₁+F₀₂D₂墨用液力驱动时，F01=F02,则

所

需张开力

为

：是用凸轮张开机构的张开力为：制动系统设计制动系统设计第四节

制动器的设计与计算二

、鼓

式制动器的设计计算是2.计算蹄片上的制动力矩墨领蹄表面最大压力为：Pimax

=bR²(cosa'-cosa

'

os⁸₁+f

sinδi)-fR₁]c₁ChR”F第四节

制动器的设计与计算垩三、盘式制动器的设计计算凸1.盘式制动器制动效能NP制动系统设计了P第四节

制动器的设计与计算墨三、盘式制动器的设计计算是2.制动力矩是假设衬块的摩擦表面全部与制动盘接触，且各处单位压力分布均匀，则制动器制动力矩为

：是Mμ=2fF₀R是式中：f为摩擦因数，F₀

为单侧制动块对制动盘的压紧力，R为作用半径

墨若其径向宽度不是很大，取作用半径R等于平均半径Rm

或有效半径Re,在实际中已经足够精确制动系统设计制动系统设计第四节

制动器的设计与计算墨三、盘式制动器的设计计算是2.制动力矩墨平均半径RmI

Rm=(R1+R2)/2式

中，R1和R2为摩擦衬块扇形表面的内外半径些有效半径Re扇形表面的面积中心至制动盘中心的距离.-3一)制动系统设计第四节

制动器的设计与计算墨三、盘式制动器的设计计算是3.有效半径Re是在摩擦衬块表面取微元面积dR

Rdφ,设摩擦衬块与制动盘之间的单位压力为p,则微元面积上的摩擦力对中心o的力矩为：dMμ=fpR²dRdφ恐RR₁危乌do

o0OL第四节

制动器的设计与计算

墨三、盘式

制动器的设计计算3

.有效半径Re单侧衬块在盘上产生的制动力矩BdRm危乌ROR₁制动系统设计θ0第四节

制动器的设计与计算

墨三、盘式

制动器的设计计算3

.有效半径Re单侧衬块加于制动盘的总摩擦力RdRdφ=fp(R²-R²)θBdR

θOLR₁Rm

0危乌制动系统设计制动系统设计第四节

制动器的设计与计算墨三、盘式制动器的

设计计算3.有效半径Re墨故有∵R₁<R₂∴m<1,∴Re>Rm制动系统设计第四节

制动器的设计与计算墨三、盘式制动器的设计计算4

.

制动盘要求是工作表面的加工精度：平面度公差0.012mm,表面粗糙度Ra

为0.7-1.3μm,

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是通常采用摩擦性能优良的珠光体灰铸铁制造，为保证足够的强度和耐磨性能，不应低于HT250制动系统设计第四节

制动器的设计与计算四、衬片磨损特性计算1.概

述摩擦衬片(衬块)

的磨损受到温度、摩擦力、滑磨速度、制动鼓(盘)

材

质

、加工精度及衬片(衬块)

本身材质等许多因素的影响，因此理论

上计算摩擦性能极为困难是试验表明：影响磨损的最重要因素是摩擦表面的温度和摩擦力第四节

制动器的设计与计算四、衬片磨损特性计算1.

概述是从能量的观点：制动过程就是将汽车的机械能(动能和势能)的一部分

转化为热量而耗散的过程。墨在制动强度很大的紧急制动过程中，制动器几乎承担了全部动能耗散的任

务

。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，致使制动器温度升高。(能量负荷)是能量负荷越大，则衬片(衬块)的摩擦越严重。凸例如盘式制动器的衬块，其单位面积上的能量负荷比鼓式衬片大许多倍，所以制动盘表面温度更高制动系统设计第四节

制动器的设计与计算里四、衬片磨损特性计算2.比能量耗散率e墨定义：在单位时间内单位衬片

(衬块)

摩擦面积所耗散的能量，单位

W/mm²墨比能量耗散率有时也称为单位功负荷，或简称能量负荷制动系统设计制动系统设计第四节

制动器的设计与计算里四、衬片磨损特性计算2.比能量耗散率e

墨双轴汽车式中：ma为汽车总质量，δ为汽车回转质量换算系数

,V1

与v2分别为制动初速

度和终速度，j为制动减速

度，t为制动时间，A1

与A2

分别为前、后制动器衬片

(衬块)摩擦面积，β为制

动力分配系数。第四节

制动器的设计与计算垩四、衬片磨损特性计算2.比能量耗散率e

是双轴汽车墨在紧急制动或停车情况下v2=0,并可认为5=1,有制动系统设计第四节

制动器的设计与计算垩四、衬片磨损

特性计算2

.比能量耗散率e

是计算参数时选取4j=0.6g;些制动初速度v1:

乘用车取100km/h(27.8m/s),3.5t以下的商用车取

80km/h(22.2m/s),3.5t以上的商用车取65km/h(18m/s);是许可值些鼓式制动器e≤1.8

W/mm²盘式制动器e≤6.0

W/mm²制动系统设计第四节

制动器的设计与计算里四、衬片磨损特性计算2

.比能量耗散率e是对于最高车速低于以上规定的制动初速度的汽车，按上述条件计算出的

e值允许略大于1.8W/mm²墨比能量耗散率过高不仅引起衬片(衬块)的加速磨损，而且可能使制动

鼓或制动盘更早发生龟裂制动系统设计第四节

制动器的设计与计算里四、衬片磨损特性计算3.比摩擦力f0是定义：单位衬片(块)摩擦面积占有的制动器摩擦力f₀凸其值越大，磨损越严重凸单个车轮制动器的比摩擦力4f₀=Mμ/RA,Mμ为单个制动器的制动力矩，R

为制动鼓半径(衬块平均半径或有效半径)

,A

为单个制动器的衬片(衬块)

摩擦面积制动系统设计第四节

制动器的设计与计算里四、衬片磨损特性计算3

.比摩擦力f0甚在j=0.6g时

，鼓式制动器[f。]不大于0.48

N/mm²凸与之相应的衬片与制动鼓之间的平均单位压力：pm=f0/f=1.37-1.60N/mm²,

设

f=0.3-0.35制动系统设计制动系统设计第五节

制动驱动机构设计与计算墨一、制动驱动机构的形式是1.分类制

动

驱

动

机

构动力制动

伺

服

制

动室气伺服制动真空伺服制动顶

液

制动开

式

。

常

流

式闭

式

。

常

压

式液压

式机

械式简单制动座

服液

压

制

动压制动第五节

制动驱动机构设计与计算墨一、制动驱动机构的形式是2.结构方案分析是1)简单制动(单靠驾驶员的人力制动)是机械式：完全靠杆系传力，由于其机械效率低，传动比小，润滑点多，且难以保证前后轴制动力

的正确比例和左右车轮的制动力均衡，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，还是广泛地应用于

中小型驻车制动装置中。制动系统设计第五节

制动驱动机构设计与计算墨一

、制动

驱

动机构的形式是2.结构方案分析是1)简单制动(单靠驾驶员的人力制动)墨液压式：用于行车制动装置。其作用滞后时间较而轮缸尺寸小，可安装在制动器内部，直接作为制动蹄的张开机构(或制动衬块的压紧机构),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。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，严重影响液压传输，使制动系效能降低，甚至完全失效。短(0.1-0.3s),工作压力高(10-20MPa),因制动系统设计形式

特点机械式液压式备注效率低高传动比小大润滑点多少结构简单复杂与气压式比液

压式简单工作可靠差汽化、漏油成本低高第五节

制动驱动机构设计与计算墨一、制动驱动机构的形式是2.结构方案分析是1)简单制动(单靠驾驶员的人力制动)制动系统设计保证前、后轴制动力比值困难容易保证左、右轮制动力相等困难容易用于驻车制动可以不可以与气压式比液

压式还有作用

滞后时间短，

工作压力高，

轮缸尺寸小等优点第五节

制动驱动机构设计与计算墨一、制动驱动机构的形式是2.结构方案分析是1)简单制动(单靠驾驶员的人力制动)制动系统设计制动系统设计第五节

制动驱动机构设计与计算

里一、制动驱动机构的形式是2.结构方案分析2)动力制动：利用发动机的动力转化成气压或液压

的势能进行制动。墨驾驶员施加于踏板或手柄上的力，仅用于回路中控

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比例关

系

，在动力传动中不复存在，从而使制动踏板力较

小，又有适当的踏板行程。墨气压制动、气顶液制动、全液压动力制动形式特点简单制动动力制动备注力与行程的

关系反比例没有反比例踏板力大小动力制动的踏板力仅用来操纵控制元件结构简单复杂成本低高第五节

制动驱动机构设计与计算墨一、制动驱动机构的形式是2.结构方案分析是2

)

动

力制动：利

用发动机的动力转化成气压或液压

的势能进行制动。制动系统设计制动系统设计第五节

制动驱动机构设计与计算墨一、制动驱动机构的形式是2.结构方案分析是2)

动力制动——气压制动是操纵轻便，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，还可以供其它装置用昌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

建立和撤除都较慢，即作用滞后时间较长(0.3-0.9s),

因而增加了空驶距离和停车距离第五节

制动驱动机构设计与计算一

、制动驱动机构的形式

是2.结构方案分析2)动力制动——气压制动昌为了在制动阀到制动气室和储气筒的距离过远的情

况下，有必要加设气动的第二级元件继动阀以及快

放筏；管路压力低，一般0.5-0.7MP

a,因

而制动气

室的直径必须设计的大些，且只能置于制动器外部，再通过杆件和凸轮或楔块驱动制动蹄，这就增加了

非簧载质量；制动气室排气有很大噪声。气压制动在总质量8t以上的商用车和客车上得到广

泛应用。品由于主挂车的摘挂都很方便，所以汽车列车也多于

气压制动制动系统设计制动系统设计第五节

制动驱动机构设计与计算墨一、制动驱动机构的形式是2.结构方案分析是2)动力制动——气顶液制动墨它兼有液压制动和气压制动的主要优点；是因气压系统管路短，作用滞后时间较短。墨但因结构复杂、质量大、成本高，

一般用于总质量

较大的商用车中第五节

制动驱动机构设计与计算墨一、制动驱动机构的形式是2.结构方案分析2

)动力制动——全液压制动墨用发动机驱动液压泵产生的液压作为制动力源，有

开式(常流式)和闭式(

常压式)

两

种墨开式系统在不制动时，制动液在无负荷情况下由液

压泵经制动阀到贮液罐不断循环流动；而在制动时，则借助阀的节流作用而产生所需要的液压并传入轮缸制动系统设计第五节

制动驱动机构设计与计算墨一、制动驱动机构的形式是2.结构方案分析2

)动力制动——全液压制动闭式回路因总保持着高液压，对密封的要求较高，但对制动操纵的反应比开式的快。在液压泵出故障

时，开式的将不起制动作用，而闭式的还可以利用

蓄能器的压力继续进行若干次制动全液压制动除了有一般液压制动系的优点外，还有

制动能力强、易于采用制动力调节装置和防滑移装

置，即使产生汽化现象也没有什么影响等好处。但

结构相当复杂

，精密件多，对系统的密封性要求高，

应用不广泛制动系统设计第五节

制动驱动机构设计与计算墨一、制动驱动机构的形式是2.结构方案分析3

)伺服制动：人

力和发动机并用墨正常情况下其输出工作压力主要由伺服系统产生墨在伺服系统失效时，还可以依靠人力驱动液压系统以产生一定程度的制动力是1.6L以上的乘用车及各种商用车，都广泛采用伺服制动凸按伺服源不同，可分为真空伺服、空气伺服制动和液压伺服制动制动系统设计第五节

制动驱动机构设计与计算一、制动驱动机构的形式是2.结构方案分析墨3)

伺服制动真

空伺服与空气伺服的工作原理基本一致，但伺服动力源的相对压力不

同：真空伺服用真空度(负压，0.05-0.07MPa);空气伺服气压能达到

0.5-0.7MPa,故在输出力相同的条件下，空气伺服气室直径比真空的小

得多；但是空气伺服的其他组成部分较真空伺服复杂得多品真空伺服制动多用于总质量在1.1-3.5t以下的乘用车和装载质量在6t以

下的轻中型商用车；空气伺服则广泛应用于装载质量6-12t的商用车，以及少数4.0L以上的高级乘用车中制动系统设计制动系统设计第五节

制动驱动机构设计与计算墨一、制动驱动机构的形式是2.结构方案分析3

)伺服制动形式特点真空伺服空气伺服液压伺服备注真空度(负压)0.05~0.07MPa气压0.6~0.7MPa气室尺寸大小结构简单复杂应用轿、轻、中货车中、重货车第五节

制动驱动机构设计与计算二

、分路系统凸采用分路系统的目的：提高工作可靠性基双轴汽车双回路方案有五种方案Ⅱ

型X

型

HI型

L

L

型

H

H

型简图特点a)

b)

c)

d)

e)制动系统设计第五节

制动驱动机构设计与计算二

、分路系统Ⅱ型(一轴对一轴回路

):

前

轴制动器与后轴制动器各用一个回路X

型(交叉回路):前轴一侧车轮制动器与后桥的对侧车轮制动器同属一个

回路HI型(一轴半回路):两侧前制动器的半数轮缸和全部后制动器轮缸属于

一个回路，其余前轮轮缸属于另一个回路是LL型

(半轴一轮对半轴一轮回路):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HH型(双半轴对双半轴回路):每个回路均只对每个前后轮制动器的半数

轮缸起作用制动系统设计第五节

制动驱动机构设计与计算二

、分路系统是II型简单，可与传统的单轮缸鼓式制动器配合使用，成本较低。但若其后制动回路失效，则一

旦前轮抱死极易丧失转弯制动能力；对

于采用前轮驱动

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轮制动时，制动力将严重不足，并且若后桥负荷小于前轴，则踏板力过大时易使后桥

车轮抱死而汽车侧滑。X

型结构简单。直行制动时任一回路失效，剩余制动力都能保持正常的一半；

但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，丧失稳定性。制动系统设计制动系统设计第五节

制动驱动机构设计与计算二

、分路系统是HH、HI、LL

型结构都比较复杂。

LL、HH

型任一回路失效时

，前

后制动力

比值均与正常情况下相同。LL

和HH型剩余总制动力达到正常的一半左右。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

况下后轮容易先抱死。一套管路失效后制动效果前、后轴制动力比值变不变变不变不变制动力变化发动机前置前

轮驱动汽车，前回路失效，剩余制动力小于正常值一半50%前半回路失效失去不多一轴半回路失效失去的多50%50%对过度、不足转向性的影响无转弯制动会产生过度或不足转向①无转弯制动会产生过度或不足转向无前、后轮抱死情况后轴负荷小的汽车，若前回路失效，后轮易抱死甩尾。后回路失效前轮易抱死前半回路失效，紧急制动，则后轮易抱死甩尾。管路布置简单简单复杂复杂复杂成本低低高高高第五节

制动驱动机构设计与计算二、分路系统制动系统设计第五节

制动驱动机构设计与计算二

、分路系统X型布置时，因为前轮制动力不对称，导致车轮朝力大的方面绕主销转动，

使汽车丧失稳定性。改善方法：用负主销偏移距(20

mm)匹原因：负

主销偏移距结果前轮制动力产生的力矩FB1a/2

使转向轮朝右转，

后轮制动力绕汽车质心转，力矩为FB₂B/4,结果汽车摆正。aMTFB!2制动系统设计手制动系统设计第五节

制动驱动机构设计与计算凸三、液压制动驱动机构的计算是1.制动轮缸直径d的确定墨式中：F0

为张开力，p

为制动管路压力，鼓式一般不

超过10-12MPa,

盘

式可更高(压力越高，对制动软

管及接头的密封性要求越高，但驱动机构越紧凑)d应符合HG2865-1997规定的标准，具体为19、22、24、25、28、30、32、35、38、40、45、50、55制动系统设计第五节

制动驱动机构设计与计算

凸三、液压制动驱动机构的计算是2.制动主缸直径d0的确定是1)轮缸一次制动体积增量Vi墨式中：dij

为第i

个轮缸第j个活塞直径，n

为第i

个轮缸

中活塞的数目，oij

为第i

个轮缸第j个活塞在完全制动

时的行程。甚对于鼓式制动器在初步设计时可取oij=2~2.5mm。制动系统设计第五节

制动驱动机构设计与计算

凸三、液压制动驱动机构的计算是2.制动主缸直径d0的确定2

)全部轮缸总工作容积V是式中：m

为轮缸数目。墨3)制动主缸应有的工作容积Vo=V+V′,V′

为制动软管的变形容积乘用车：Vo=1.1V商用车：Vo

=1.3V第五节

制动驱动机构设计与计算

凸三、液压制动驱动机构的计算是2.制动主缸直径d0的确定4)主缸直径d0

和活塞行程s0一

般S0=(0.8-1.2)d0墨主缸的直径应符合QC/T311-1999

的规定，具体

为19、22、26、28、32、35、38、40、45。制动系统设计制动系统设计第五节

制动驱动机构设计与计算昌三、液压制动驱动机构的计算是3.制

动

踏板

力Fp式中：ip为踏板机构的传动比，η为踏板机构及液压

主缸的机械效率，可取0.82-0.86。墨要求(初选Fp=200~350N)Fpmax

(N)轿车500货车700第五节

制动驱动机构设计与计算

昌三、液压制动驱动机构的计算是4.制动踏板工作行程SpSp=ip(So+δ01+δo2)式中

：

δ01为主缸中推杆与活塞间的间隙，一般取1.5-2.0mm;502

为活塞空行程，即主缸活塞从不工作的极限位置到使其皮碗完全封堵主缸上的旁通孔所经过的行程。车型参数Spmax备注轿车+100~150(40%~60%)pmaxSpmax为衬片(

块

)

磨

损

后的工作行程；Sp为新制动器踏板工作行

程

；货车+180制动系统设计墨四、真空助力器设计计算是1.基本结构带橡胶膜片密封装置的控制活塞1将助力缸分成A、B