第八章
制动系设计
第八章 制动系设计
§ 8-1概述
§ 8-2制动器的结构方案分析
§ 8-3制动器主要参数的确定
§ 8-4制动器的设计与计算
§ 8-5制动驱动机构
§ 8-6制动力调节机构
§ 8-7 制动器的主要结构元件
§ 8-1概述
功用,
使汽车以适当的减速度降速行驶直至停车 ;
在下坡行驶时使汽车保持适当的稳定车速 ;
使汽车可靠地停在原地或坡道上。
行车制动装置
驻车制动装置
应急制动装置
辅助制动装置
汽车制动系统图组
制动系应满足如下要求：
1）足够的制动能力 。
2）工作可靠 。
3）不应当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）热稳定性良好 。
6）操纵轻便，并具有良好的随动性 。
7）噪声尽可能小。
8）作用滞后性应尽可能短
9）摩擦衬片（块）应有足够的使用寿命
10）调整间隙工作容易
11）报警装置
§ 8-2制动器的结构方案分析
摩擦式
液力式 -----缓速器
电磁式
磨擦副结构
鼓式
盘式
带式 -----中央制动器
分领从蹄式、双领蹄式、双向双领蹄式、双从蹄式、单向增力式、双
向增力式等几种
一、鼓式制动器
主要区别：
① 蹄片固定支点的数量和位置不同 ;
② 张开装置的形式与数量不同 ;
③ 制动时两块蹄片之间有无相互作用。
制动器效能,制动器在单位输入压力或力的作用
下所输出的力或力矩。
制动器效能因数,在制动鼓或制动盘的作用半径 R
上所得到摩擦力（ Mμ/R）与输入力 F0之比,
RFMK 0??
RF
MK
0
??
制动器效能的稳定性, 效能因数 K对摩擦因数 f
的敏感性（ dK/df）。
1.领从蹄式
每块蹄片都有自己的固定支点，而且两固定支点位于两蹄的同一端 。
凸轮或楔块式
张开装置,
活塞轮缸（液压驱动）
平衡凸块式
楔块式
平衡式
非平衡式
制动器的效能和效能稳定性，在各式制动器中居中游 ;两蹄衬片磨损不均
匀，寿命不同。
2.双领蹄式
两块蹄片各有自己的固定支点，而且两固定支点位于两蹄的不同端。
每块蹄片有各自独立的张开装置，且位于与固定支点相对应的一方。
制动器的制动效能相当高 ; 倒车制动时，制动效能明显下降 ; 两蹄片
磨损均匀，寿命相同 ; 结构略显复杂。
3.双向双领蹄式
两蹄片浮动，始终为领蹄。
制动效能相当高，而且不变，磨损均匀，寿命相同。
4.双从蹄式
两块蹄片各有自己的固定支点，而且两固定支点位于两蹄的不同端。
制动器效能稳定性最好，但制动器效能最低。
5.单向增力式
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
制动器效能很高，制动器效能稳定性相当差
6.双向增力式
制动器效能很高，制动器效能稳定性比较差
两蹄片端部各有一个制动时不同时使用的共用支点，支点下
方有张开装置，两蹄片下方经推杆连接成一体
二、盘式制动器
钳盘式 (点盘式制动器 )
全盘式 (离合器式制动器 )
固定钳式
滑动钳式
摆动钳式
浮动钳式
盘式制动器有如下优点：
热稳定性好；水稳定性好；制动力矩与汽车运动方向无关；易于构成双
回路制动系；尺寸小、质量小、散热良好；衬块磨损均匀；更换衬块容易；
缩短了制动协调时间；易于实现间隙自动调整。
§ 8-3制动器主要参数的确定
一、鼓式制动器主要参数的确定
1.制动鼓内径 D
轿车,D/Dr=0.64~0.74
货车,D/Dr=0.70~0.83
ZBT24 005-89,制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸
系列,
2.摩擦衬片宽度 b和包角 β
包角一般不宜大于 120° 。
制动衬片宽度尺寸系列见 ZB T24 005-89。
3.摩擦衬片起始角 β0
4.制动器中心到张开力 F0作用线的距离 e
使距离 e（图 8-7）尽可能大,初步设计时可暂定 e=0.8R左右。
5.制动蹄支承点位置坐标 a和 c
使 a尽可能大而 c尽可能小。初步设计时，也可暂定 a=0.8R左右。
二、盘式制动器主要参数的确定
1.制动盘直径 D
通常选择为轮辋直径 70%~79%
2.制动盘厚度 h
实心制动盘厚度可取为 10~20mm;
通风式制动盘厚度取为 20~50mm;
采用较多的是 20~30mm
3.摩擦衬块外半径 R2与内半径 R1
外半径 R2与内半径 R1（图 8-11）的比值不大于 1.5
4.制动衬块面积 A
1.6~3.5kg/cm2
§ 8-4制动器的设计与计算
一、鼓式制动器的设计计算
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对于紧蹄的径向变形 δ1和压力 p1为：
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11m a x11
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a
两个自由度的紧蹄摩擦衬片的径向变形规律,
1.压力沿衬片长度方向的分布规律
一个自由度的紧蹄摩擦衬片的径向变形规律
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表面的径向变形和压力为,
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新蹄片压力沿摩擦衬片长度的分布符合正弦曲线规律
2.计算蹄片上的制动力矩
法向力
制动力矩
对于紧蹄
对于松蹄
液力驱动
自锁条件
领蹄表面的最大压力
不会自锁
二、盘式制动器的设计计算
单侧制动块加于制动盘的制动力矩
单侧衬块加于制动盘的总摩擦力
有效半径
m值一般不应小于 0.65。
平面度允差为 0.012mm，表面粗糙度为 Ra0.7~1.3μm，两摩擦表面
的平行度不应大于 0.05mm，制动盘的端面圆跳动不应大于 0.03mm。
三、衬片磨损特性的计算
摩擦衬片（衬块）的磨损受温度、摩擦力、滑磨速度、制动鼓（制动盘）的
材质及加工情况，以及衬片（衬块）本身材质等许多因素的影响，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。
双轴汽车的单个前轮及后轮制动器的比能量耗散率
鼓式制动器的比能量耗散率以不大于 1.8W/mm2为宜，计算时取减速度
j=0.6g。制动初速度 υ1：轿车用 100km/h（ 27.8m/s）；总质量 3.5t以下的货
车用 80km/h（ 22.2m/s）；总质量 3.5t以上的货车用 65km/h（ 18m/s）。
轿车的盘式制动器在同上的 υ1和 j的条件下，比能量耗散率应不大于
6.0W/mm2。
比摩擦力 f0
每单位衬片（衬块）摩擦面积的制动器摩擦力
在 j=0.6g时，鼓式制动器的比摩擦力 f0以不大于 0.48N/mm2为宜。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（设摩擦因
数 f=0.3~0.35）。
四、前、后轮制动器制动力矩的确定
首先选定同步附着系数 φ0，
计算前、后轮制动力矩的比值
根据汽车满载在柏油、混凝土路面上紧急制动到前轮抱死拖滑，计算出前
轮制动器的量大制动力矩 Mμ1max；
再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 Mμ2max。
五、应急制动和驻车制动所需的制动力矩
1.应急制动
应急制动时，后轮一般都将抱死滑移
前桥制动力
后桥制动力
2.驻车制动
上坡停驻时后桥附着力
下坡停驻时后桥附着力
汽车可能停驻的极限上坡路倾角
汽车可能停驻的极限下坡路倾角
§ 8-5制动驱动机构
一、制动驱动机构的形式
简单制动
动力制动
伺服制动
制动力源
机械式：
液压式：
机械效率低，传动比小，润滑点多
结构简单，成本低，工作可靠（故障少），
应用于中、小型汽车的驻车制动装置中
作用滞后时间较短（ 0.1~0.3s）；工作压
力高（可 10~20MPa），结构简单，质量
小；机械效率较高
气压制动：
全液压动力制动 闭式（常压式）
开式（常流式）
操纵轻便、工作可靠、不易出故障、维
修保养方便
结构复杂、笨重、成本高；作用滞后时
间较长（ 0.3~0.9s）；簧下质量大；噪
声大。
真空伺服制动
空气伺服制动
液压伺服制动
0.05~0.07MPa
0.6~0.7MPa
二、分路系统
全车的所有行车制动器的液压或气压管路分为两个或多的互相独立的回路，其
中一个回路失效后，仍可利用其它完好的回路起制动作用。
三、液压制动驱动机构的设计计算
1.制动轮缸直径 d的确定
2.制动主缸直径 d0的确定
3.制动踏板力 Fp
第 i个轮缸的工作容积
所有轮缸的总工作容积
初步设计时
主缸活塞行程 S0和活塞直径 d0
一般
要求：最大踏板力一般为 500N（轿车）或 700N（货车）。
4.制动踏板工作行程
踏板行程（计入衬片或衬块的允许磨损量）对轿车最大应大于
100~150mm，对货车不大于 180mm。
§ 8-6制动力调节机构
一、限压阀
限压阀适用于轴距短且质心高，从而制动时轴荷转移较多的轻型汽车，
特别是轻型和微型轿车。
二、制动防抱死机构（ ABS）
基本功能, 感知制动轮每一瞬时的运动状态，相应地调节制动器制动力矩
的大小，避免出现车轮的抱死现象。
它可使汽车在制动时维持方向稳定性和缩短制动距离，有效地提高行车安
全性。
滑动率 S
ABS系统控制方法目前主要有逻辑门限值控制方法和现代控制方法两种，
目的是在各种工况下制动时都可获得最佳的滑动率 S，由此可获得最短的制动距
离。
§ 8-7 制动器的主要结构元件
一、制动鼓
二、制动蹄
制动鼓应当有足够的强度、刚度
和热容量，与摩擦衬片材料相配合，
又应当有较高的摩擦因数。
轿车和轻型货车的制动蹄广泛采用 T形钢辗压
或用钢板焊接制成；重型货车的制动蹄则多用铸
铁或铸钢铸成，断面有工字形、山字形和 Ⅱ 字形
几种 。制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车为
3~5mm，货车约为 5~8mm。
制动蹄和摩擦片可以铆接，也可以粘接。
铸造式：
组合式：质量小，工作面耐磨，并有较高的摩擦因数
多选用灰铸造铁，
具有机械加工容易、耐磨热
容量大等优点
轿车壁厚取为 7~12mm，货车
取为 13~18mm。
三、摩擦衬片（衬块）
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）摩擦衬块的热传导率应控制在一定范围。
石棉摩阻材料：
半金属摩阻材料：
金属摩阻材料：
制造容易、成本低、不易刮伤对偶；
耐热性能差，随着温度升高而摩擦因数降低、
磨耗增高和对环境污染
较高的耐热性和耐磨性，没有石棉粉尘公害
由增强材料（石棉及其它纤维）、粘结剂、摩擦性能
调节剂组成
由金属纤维、粘结剂和摩擦性能调节剂组成
粉末冶金无机质
耐热性好、摩擦性能稳定
制造工艺复杂、成本高、容易产生噪声和刮伤对偶
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
隙所需的活塞设定行程 △ 。
四、制动鼓（盘）与衬片（块）之间的间隙自动调整装置
间隙过大
产生制动作用的时间增长；
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
盘式制动器
鼓制动器
阶跃式自调装置 (适用于双向增力式制动器 )
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制动系设计
第八章 制动系设计
§ 8-1概述
§ 8-2制动器的结构方案分析
§ 8-3制动器主要参数的确定
§ 8-4制动器的设计与计算
§ 8-5制动驱动机构
§ 8-6制动力调节机构
§ 8-7 制动器的主要结构元件
§ 8-1概述
功用,
使汽车以适当的减速度降速行驶直至停车 ;
在下坡行驶时使汽车保持适当的稳定车速 ;
使汽车可靠地停在原地或坡道上。
行车制动装置
驻车制动装置
应急制动装置
辅助制动装置
汽车制动系统图组
制动系应满足如下要求：
1）足够的制动能力 。
2）工作可靠 。
3）不应当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）热稳定性良好 。
6）操纵轻便，并具有良好的随动性 。
7）噪声尽可能小。
8）作用滞后性应尽可能短
9）摩擦衬片（块）应有足够的使用寿命
10）调整间隙工作容易
11）报警装置
§ 8-2制动器的结构方案分析
摩擦式
液力式 -----缓速器
电磁式
磨擦副结构
鼓式
盘式
带式 -----中央制动器
分领从蹄式、双领蹄式、双向双领蹄式、双从蹄式、单向增力式、双
向增力式等几种
一、鼓式制动器
主要区别：
① 蹄片固定支点的数量和位置不同 ;
② 张开装置的形式与数量不同 ;
③ 制动时两块蹄片之间有无相互作用。
制动器效能,制动器在单位输入压力或力的作用
下所输出的力或力矩。
制动器效能因数,在制动鼓或制动盘的作用半径 R
上所得到摩擦力（ Mμ/R）与输入力 F0之比,
RFMK 0??
RF
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制动器效能的稳定性, 效能因数 K对摩擦因数 f
的敏感性（ dK/df）。
1.领从蹄式
每块蹄片都有自己的固定支点，而且两固定支点位于两蹄的同一端 。
凸轮或楔块式
张开装置,
活塞轮缸（液压驱动）
平衡凸块式
楔块式
平衡式
非平衡式
制动器的效能和效能稳定性，在各式制动器中居中游 ;两蹄衬片磨损不均
匀，寿命不同。
2.双领蹄式
两块蹄片各有自己的固定支点，而且两固定支点位于两蹄的不同端。
每块蹄片有各自独立的张开装置，且位于与固定支点相对应的一方。
制动器的制动效能相当高 ; 倒车制动时，制动效能明显下降 ; 两蹄片
磨损均匀，寿命相同 ; 结构略显复杂。
3.双向双领蹄式
两蹄片浮动，始终为领蹄。
制动效能相当高，而且不变，磨损均匀，寿命相同。
4.双从蹄式
两块蹄片各有自己的固定支点，而且两固定支点位于两蹄的不同端。
制动器效能稳定性最好，但制动器效能最低。
5.单向增力式
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
制动器效能很高，制动器效能稳定性相当差
6.双向增力式
制动器效能很高，制动器效能稳定性比较差
两蹄片端部各有一个制动时不同时使用的共用支点，支点下
方有张开装置，两蹄片下方经推杆连接成一体
二、盘式制动器
钳盘式 (点盘式制动器 )
全盘式 (离合器式制动器 )
固定钳式
滑动钳式
摆动钳式
浮动钳式
盘式制动器有如下优点：
热稳定性好；水稳定性好；制动力矩与汽车运动方向无关；易于构成双
回路制动系；尺寸小、质量小、散热良好；衬块磨损均匀；更换衬块容易；
缩短了制动协调时间；易于实现间隙自动调整。
§ 8-3制动器主要参数的确定
一、鼓式制动器主要参数的确定
1.制动鼓内径 D
轿车,D/Dr=0.64~0.74
货车,D/Dr=0.70~0.83
ZBT24 005-89,制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸
系列,
2.摩擦衬片宽度 b和包角 β
包角一般不宜大于 120° 。
制动衬片宽度尺寸系列见 ZB T24 005-89。
3.摩擦衬片起始角 β0
4.制动器中心到张开力 F0作用线的距离 e
使距离 e（图 8-7）尽可能大,初步设计时可暂定 e=0.8R左右。
5.制动蹄支承点位置坐标 a和 c
使 a尽可能大而 c尽可能小。初步设计时，也可暂定 a=0.8R左右。
二、盘式制动器主要参数的确定
1.制动盘直径 D
通常选择为轮辋直径 70%~79%
2.制动盘厚度 h
实心制动盘厚度可取为 10~20mm;
通风式制动盘厚度取为 20~50mm;
采用较多的是 20~30mm
3.摩擦衬块外半径 R2与内半径 R1
外半径 R2与内半径 R1（图 8-11）的比值不大于 1.5
4.制动衬块面积 A
1.6~3.5kg/cm2
§ 8-4制动器的设计与计算
一、鼓式制动器的设计计算
111111 c o s?? BBCB ???
对于紧蹄的径向变形 δ1和压力 p1为：
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11m a x11
11m a x11
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两个自由度的紧蹄摩擦衬片的径向变形规律,
1.压力沿衬片长度方向的分布规律
一个自由度的紧蹄摩擦衬片的径向变形规律
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表面的径向变形和压力为,
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新蹄片压力沿摩擦衬片长度的分布符合正弦曲线规律
2.计算蹄片上的制动力矩
法向力
制动力矩
对于紧蹄
对于松蹄
液力驱动
自锁条件
领蹄表面的最大压力
不会自锁
二、盘式制动器的设计计算
单侧制动块加于制动盘的制动力矩
单侧衬块加于制动盘的总摩擦力
有效半径
m值一般不应小于 0.65。
平面度允差为 0.012mm，表面粗糙度为 Ra0.7~1.3μm，两摩擦表面
的平行度不应大于 0.05mm，制动盘的端面圆跳动不应大于 0.03mm。
三、衬片磨损特性的计算
摩擦衬片（衬块）的磨损受温度、摩擦力、滑磨速度、制动鼓（制动盘）的
材质及加工情况，以及衬片（衬块）本身材质等许多因素的影响，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。
双轴汽车的单个前轮及后轮制动器的比能量耗散率
鼓式制动器的比能量耗散率以不大于 1.8W/mm2为宜，计算时取减速度
j=0.6g。制动初速度 υ1：轿车用 100km/h（ 27.8m/s）；总质量 3.5t以下的货
车用 80km/h（ 22.2m/s）；总质量 3.5t以上的货车用 65km/h（ 18m/s）。
轿车的盘式制动器在同上的 υ1和 j的条件下，比能量耗散率应不大于
6.0W/mm2。
比摩擦力 f0
每单位衬片（衬块）摩擦面积的制动器摩擦力
在 j=0.6g时，鼓式制动器的比摩擦力 f0以不大于 0.48N/mm2为宜。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（设摩擦因
数 f=0.3~0.35）。
四、前、后轮制动器制动力矩的确定
首先选定同步附着系数 φ0，
计算前、后轮制动力矩的比值
根据汽车满载在柏油、混凝土路面上紧急制动到前轮抱死拖滑，计算出前
轮制动器的量大制动力矩 Mμ1max；
再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 Mμ2max。
五、应急制动和驻车制动所需的制动力矩
1.应急制动
应急制动时，后轮一般都将抱死滑移
前桥制动力
后桥制动力
2.驻车制动
上坡停驻时后桥附着力
下坡停驻时后桥附着力
汽车可能停驻的极限上坡路倾角
汽车可能停驻的极限下坡路倾角
§ 8-5制动驱动机构
一、制动驱动机构的形式
简单制动
动力制动
伺服制动
制动力源
机械式：
液压式：
机械效率低，传动比小，润滑点多
结构简单，成本低，工作可靠（故障少），
应用于中、小型汽车的驻车制动装置中
作用滞后时间较短（ 0.1~0.3s）；工作压
力高（可 10~20MPa），结构简单，质量
小；机械效率较高
气压制动：
全液压动力制动 闭式（常压式）
开式（常流式）
操纵轻便、工作可靠、不易出故障、维
修保养方便
结构复杂、笨重、成本高；作用滞后时
间较长（ 0.3~0.9s）；簧下质量大；噪
声大。
真空伺服制动
空气伺服制动
液压伺服制动
0.05~0.07MPa
0.6~0.7MPa
二、分路系统
全车的所有行车制动器的液压或气压管路分为两个或多的互相独立的回路，其
中一个回路失效后，仍可利用其它完好的回路起制动作用。
三、液压制动驱动机构的设计计算
1.制动轮缸直径 d的确定
2.制动主缸直径 d0的确定
3.制动踏板力 Fp
第 i个轮缸的工作容积
所有轮缸的总工作容积
初步设计时
主缸活塞行程 S0和活塞直径 d0
一般
要求：最大踏板力一般为 500N（轿车）或 700N（货车）。
4.制动踏板工作行程
踏板行程（计入衬片或衬块的允许磨损量）对轿车最大应大于
100~150mm，对货车不大于 180mm。
§ 8-6制动力调节机构
一、限压阀
限压阀适用于轴距短且质心高，从而制动时轴荷转移较多的轻型汽车，
特别是轻型和微型轿车。
二、制动防抱死机构（ ABS）
基本功能, 感知制动轮每一瞬时的运动状态，相应地调节制动器制动力矩
的大小，避免出现车轮的抱死现象。
它可使汽车在制动时维持方向稳定性和缩短制动距离，有效地提高行车安
全性。
滑动率 S
ABS系统控制方法目前主要有逻辑门限值控制方法和现代控制方法两种，
目的是在各种工况下制动时都可获得最佳的滑动率 S，由此可获得最短的制动距
离。
§ 8-7 制动器的主要结构元件
一、制动鼓
二、制动蹄
制动鼓应当有足够的强度、刚度
和热容量，与摩擦衬片材料相配合，
又应当有较高的摩擦因数。
轿车和轻型货车的制动蹄广泛采用 T形钢辗压
或用钢板焊接制成；重型货车的制动蹄则多用铸
铁或铸钢铸成，断面有工字形、山字形和 Ⅱ 字形
几种 。制动蹄腹板和翼缘的厚度，轿车为
3~5mm，货车约为 5~8mm。
制动蹄和摩擦片可以铆接，也可以粘接。
铸造式：
组合式：质量小，工作面耐磨，并有较高的摩擦因数
多选用灰铸造铁，
具有机械加工容易、耐磨热
容量大等优点
轿车壁厚取为 7~12mm，货车
取为 13~18mm。
三、摩擦衬片（衬块）
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）摩擦衬块的热传导率应控制在一定范围。
石棉摩阻材料：
半金属摩阻材料：
金属摩阻材料：
制造容易、成本低、不易刮伤对偶；
耐热性能差，随着温度升高而摩擦因数降低、
磨耗增高和对环境污染
较高的耐热性和耐磨性，没有石棉粉尘公害
由增强材料（石棉及其它纤维）、粘结剂、摩擦性能
调节剂组成
由金属纤维、粘结剂和摩擦性能调节剂组成
粉末冶金无机质
耐热性好、摩擦性能稳定
制造工艺复杂、成本高、容易产生噪声和刮伤对偶
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
隙所需的活塞设定行程 △ 。
四、制动鼓（盘）与衬片（块）之间的间隙自动调整装置
间隙过大
产生制动作用的时间增长；
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
盘式制动器
鼓制动器
阶跃式自调装置 (适用于双向增力式制动器 )
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