制动系统设计
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制动系统设计
第七章 制动系统匹配与设计
第七章 制动系统设计
制动系是汽车的一个重要的组成部分。它直接影 响汽车的行驶安全性。为了保证汽车有良好的制动效 能，应该合理地确定汽车的制动性能及制动系结构。
7.1 制动动力学
7.1.1 稳定状态下的加速和制动
加速力和制动力通过轮胎和地表的接触面从车辆
传送到路面。惯性力作用于车辆的重心，引起一阵颠
对于制动过程，fV 和 fh 是负的。如果要求两轴上
的抓力相等，这种相等使 fV＝fh＝ax/g，理想的制动
力分配是：
FXV max[g(l lv ) axh]/(gl)
（7.4）
FXh max[glv axh]/(gl)
（7.5）
这是一个抛物线 Fxh(Fxv)和参数 ax 的参数表现。在
已知制动总泵的参数如下：
总泵缸径
22.22mm
总泵压力
87.7Kgf
10
(1) 来自百度文库式制动器的制动力矩计算 (a) 基本参数
缸径 摩擦块面积 摩擦块厚度 摩擦块有效厚度 有效半径 制动盘厚度
51.1mm 35.9cm2 10mm 9mm 97.7mm 12mm
(b) 计算依据
假定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，则制动器的制动力矩为：
M 2 fF0R
式中 f ——摩擦系数； F0 ——单侧制动块对制动盘的压紧力； R ——作用半径
(c) 计算结果
11
下面为盘式制动器的制动力矩与摩擦系数之间的 关系曲线。
7.2、制动系统设计与匹配的总布置设计硬点或输入参 数
新车型总体设计时能够基本估算如下基本设计参
数, 这些参数作为制动系统的匹配和优化设计的输入
参数.
已知参数
A 车型
B 车型
轴距（mm）
1840
2450
整车整备质量（Kg） 830
922
满载质量（Kg）
1410
1502
空载时质心距前轴中心 864.6
图 7.2 半挂车的刹车过程
情况（c）使用一个后轴限压阀，情况（d）使用减 压阀。那些负载变化巨大的车辆，比如说卡车，或火 车站货车及很多前轮驱动车，都有减压阀，并且带有 一个可变的突变点，具体要看静止时的轴上负载（所 谓的“制动力调节器”）。
在一辆双轴车上，轮子在制动中的负载只取决于减
4
速度，而不取决于设定的制动力分配。但这对于有三 个或以上轴的车辆来说并不适用。例如拖车，图 7.2， 高度协调了拖车接点的 hk,h1 和 h2,拖拉机和拖车的 重心，设定的制动力分配决定了连接力 Fxk 和 F2k， 从而决定了各轴上力的分布。 这里建立的制定过程等式仍然有效，对于加速，加速 度为正值。
(1) 车型 B 的 I 曲线
下图为车型 B 空载和满载时候的 I 曲线 F2 （N）
8
F1
(2) 车型 A 的 I 曲线 下图分别为车型 A 空载、满载的 I 曲线 F2 （N）
9
F1
7.4、前、后轮制动器制动力矩的确定
7.4.1 车型 B 制动器的制动力矩计算
车型 B 所采用的为：前面为盘式制动器，后面为 鼓式制动器。下面就两种制动器分别进行制动力矩的 计算。
图 7.1 的右半部分，显示了一辆普通载人汽车的理想
制动力分配。实践中，向两边分配制动力通常被选用
来防止过早的过度制动，或是由刹车片摩擦偏差而引
起的后轮所死，因为后轮锁死后将几乎无法抓地，车
3
辆将会失去控制。然而防抱死刹车系统将会减轻这个 问题。
当然，每一个负载状态都有它各自的理想制动力分 配。如果所有负载状态都必须由一个固定的分配去应 对，那么最重要的条件往往就是空车载司机的情况。 虽然，固定的分配在更多负载时无法实现最优化的制 动力分配，b 线显示了当后轴的制动力未超过理想值 直到最大减速度为 0.8g 时的制动力分配情况。弯曲 的分配曲线可通过如下方法应用。
L
Ga
m
du dt
hg
式中 Fz2 ——地面对后轮的法向反作用力； a ——汽车质心至前轴中心线的距离。 则可求得地面法向反作用力为
Fz 2
G L
a
hg g
du dt
Fz1
G L
b
hg g
du dt
（7.3.1）
(2) 前、后制动器制动力分配曲线
在任何附着系数的路面上，前、后车轮同时抱死的 条件是：前、后轮制动器制动力之和等于附着力；并 且前、后轮制动器制动力分别等于各自的附着力，即：
F1 F 2 G
7
F1 Fz1
F 2 Fz2
消去变量 ，得
F 2
1G [
2 hg
b
4hgL G
F1
Gb (
hg
2 F1 )]
7.3.2 计算算例与计算结果
（7.3.2）
由上述结果可以分别得出车型 A 和车型 B 的前、 后车轮同时抱死时前、后制动器制动力的关系曲线 ——理想的前、后轮制动器制动力分配曲线，简称 I 曲线。
簸。在这个过程中当刹车时，前后轮的负载各自增加
或减少；而当加速时，情况正好相反。制动和加速的
过程只能通过纵向的加速度 ax 加以区分。下面，我们 先来分析一辆双轴汽车的制动过程。
最终产生结果的前后轮负载 FZV 和 FZh ，在制动过 程中，图 7.1 随着静止平衡和制动减速的条件而变为：
FZV mg l lV l max h l
hg
Fz1
Fz2
图 7.3.1
由图 7.3.1，对后轮接地点取力矩得
Fz1L
Gb
m
du dt
hg
6
式中：
Fz1 ——地面对前轮的法向反作用力； G ——汽车重力；
b ——汽车质心至后轴中心线的距离；
m ——汽车质量；
hg ——汽车质心高度； du ——汽车减速度。
dt
对前轮接地点取力矩，得
Fz 2
1242
线的距离（mm）
空载时质心高度（mm） 500
500
5
满载时质心距前轴中心 978.7 线的距离（mm） 满载时质心高度（mm） 730
1462 730
7.3、理想的前、后制动器制动力分配曲线
7.3.1 基本理论 (1) 地面对前、后车轮的法向反作用力
在分析前、后轮制动器制动力分配比例以前，首 先了解地面作用于前、后车轮的法向反作用力。
（7.1a）
FZh mg lV l max h l
（7.1b）
设作用于前后轴的摩擦系数分别为 fV 和 fh,那么
制动力为：
FXV FZV fV
FXh FZh fh
（7.2a） （7.2b）
图 7.1 双轴汽车的刹车过程
它们的总和便是作用于车辆上的减速力。
FXV FXh max
（7.3）
第七章 制动系统匹配与设计
第七章 制动系统设计
制动系是汽车的一个重要的组成部分。它直接影 响汽车的行驶安全性。为了保证汽车有良好的制动效 能，应该合理地确定汽车的制动性能及制动系结构。
7.1 制动动力学
7.1.1 稳定状态下的加速和制动
加速力和制动力通过轮胎和地表的接触面从车辆
传送到路面。惯性力作用于车辆的重心，引起一阵颠
对于制动过程，fV 和 fh 是负的。如果要求两轴上
的抓力相等，这种相等使 fV＝fh＝ax/g，理想的制动
力分配是：
FXV max[g(l lv ) axh]/(gl)
（7.4）
FXh max[glv axh]/(gl)
（7.5）
这是一个抛物线 Fxh(Fxv)和参数 ax 的参数表现。在
已知制动总泵的参数如下：
总泵缸径
22.22mm
总泵压力
87.7Kgf
10
(1) 来自百度文库式制动器的制动力矩计算 (a) 基本参数
缸径 摩擦块面积 摩擦块厚度 摩擦块有效厚度 有效半径 制动盘厚度
51.1mm 35.9cm2 10mm 9mm 97.7mm 12mm
(b) 计算依据
假定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，则制动器的制动力矩为：
M 2 fF0R
式中 f ——摩擦系数； F0 ——单侧制动块对制动盘的压紧力； R ——作用半径
(c) 计算结果
11
下面为盘式制动器的制动力矩与摩擦系数之间的 关系曲线。
7.2、制动系统设计与匹配的总布置设计硬点或输入参 数
新车型总体设计时能够基本估算如下基本设计参
数, 这些参数作为制动系统的匹配和优化设计的输入
参数.
已知参数
A 车型
B 车型
轴距（mm）
1840
2450
整车整备质量（Kg） 830
922
满载质量（Kg）
1410
1502
空载时质心距前轴中心 864.6
图 7.2 半挂车的刹车过程
情况（c）使用一个后轴限压阀，情况（d）使用减 压阀。那些负载变化巨大的车辆，比如说卡车，或火 车站货车及很多前轮驱动车，都有减压阀，并且带有 一个可变的突变点，具体要看静止时的轴上负载（所 谓的“制动力调节器”）。
在一辆双轴车上，轮子在制动中的负载只取决于减
4
速度，而不取决于设定的制动力分配。但这对于有三 个或以上轴的车辆来说并不适用。例如拖车，图 7.2， 高度协调了拖车接点的 hk,h1 和 h2,拖拉机和拖车的 重心，设定的制动力分配决定了连接力 Fxk 和 F2k， 从而决定了各轴上力的分布。 这里建立的制定过程等式仍然有效，对于加速，加速 度为正值。
(1) 车型 B 的 I 曲线
下图为车型 B 空载和满载时候的 I 曲线 F2 （N）
8
F1
(2) 车型 A 的 I 曲线 下图分别为车型 A 空载、满载的 I 曲线 F2 （N）
9
F1
7.4、前、后轮制动器制动力矩的确定
7.4.1 车型 B 制动器的制动力矩计算
车型 B 所采用的为：前面为盘式制动器，后面为 鼓式制动器。下面就两种制动器分别进行制动力矩的 计算。
图 7.1 的右半部分，显示了一辆普通载人汽车的理想
制动力分配。实践中，向两边分配制动力通常被选用
来防止过早的过度制动，或是由刹车片摩擦偏差而引
起的后轮所死，因为后轮锁死后将几乎无法抓地，车
3
辆将会失去控制。然而防抱死刹车系统将会减轻这个 问题。
当然，每一个负载状态都有它各自的理想制动力分 配。如果所有负载状态都必须由一个固定的分配去应 对，那么最重要的条件往往就是空车载司机的情况。 虽然，固定的分配在更多负载时无法实现最优化的制 动力分配，b 线显示了当后轴的制动力未超过理想值 直到最大减速度为 0.8g 时的制动力分配情况。弯曲 的分配曲线可通过如下方法应用。
L
Ga
m
du dt
hg
式中 Fz2 ——地面对后轮的法向反作用力； a ——汽车质心至前轴中心线的距离。 则可求得地面法向反作用力为
Fz 2
G L
a
hg g
du dt
Fz1
G L
b
hg g
du dt
（7.3.1）
(2) 前、后制动器制动力分配曲线
在任何附着系数的路面上，前、后车轮同时抱死的 条件是：前、后轮制动器制动力之和等于附着力；并 且前、后轮制动器制动力分别等于各自的附着力，即：
F1 F 2 G
7
F1 Fz1
F 2 Fz2
消去变量 ，得
F 2
1G [
2 hg
b
4hgL G
F1
Gb (
hg
2 F1 )]
7.3.2 计算算例与计算结果
（7.3.2）
由上述结果可以分别得出车型 A 和车型 B 的前、 后车轮同时抱死时前、后制动器制动力的关系曲线 ——理想的前、后轮制动器制动力分配曲线，简称 I 曲线。
簸。在这个过程中当刹车时，前后轮的负载各自增加
或减少；而当加速时，情况正好相反。制动和加速的
过程只能通过纵向的加速度 ax 加以区分。下面，我们 先来分析一辆双轴汽车的制动过程。
最终产生结果的前后轮负载 FZV 和 FZh ，在制动过 程中，图 7.1 随着静止平衡和制动减速的条件而变为：
FZV mg l lV l max h l
hg
Fz1
Fz2
图 7.3.1
由图 7.3.1，对后轮接地点取力矩得
Fz1L
Gb
m
du dt
hg
6
式中：
Fz1 ——地面对前轮的法向反作用力； G ——汽车重力；
b ——汽车质心至后轴中心线的距离；
m ——汽车质量；
hg ——汽车质心高度； du ——汽车减速度。
dt
对前轮接地点取力矩，得
Fz 2
1242
线的距离（mm）
空载时质心高度（mm） 500
500
5
满载时质心距前轴中心 978.7 线的距离（mm） 满载时质心高度（mm） 730
1462 730
7.3、理想的前、后制动器制动力分配曲线
7.3.1 基本理论 (1) 地面对前、后车轮的法向反作用力
在分析前、后轮制动器制动力分配比例以前，首 先了解地面作用于前、后车轮的法向反作用力。
（7.1a）
FZh mg lV l max h l
（7.1b）
设作用于前后轴的摩擦系数分别为 fV 和 fh,那么
制动力为：
FXV FZV fV
FXh FZh fh
（7.2a） （7.2b）
图 7.1 双轴汽车的刹车过程
它们的总和便是作用于车辆上的减速力。
FXV FXh max
（7.3）