制动器的结构型式及选择

汽车制动系统设计

§0 概述

汽车制动系是用以强制行驶中的汽车减速或停车、使下坡行驶的汽车车速保持稳定以及使已停驶的汽车在原地(包括在斜坡上)驻留不动的机构。随着高速公路的迅速发展和车速的提高以及车流密度的日益增大，为了保证行车安全，汽车制动系的工作可靠性显得日益重要。也只有制动性能良好、制动系工作可靠的汽车，才能充分发挥其动力性能。

汽车制动系至少应有两套独立的制动装置，即行车制动装置和驻车制动装置；重型汽车或经常在山区行驶的汽车要增设应急制动装置及辅助制动装置；牵引汽车应有自动制动装置。

行车制动装置用作强制行驶中的汽车减速或停车，并使汽车在下短坡时保持适当的稳定车速。其驱动机构常采用双回路或多回路结构，以保证其工作可靠。

驻车制动装置用于使汽车可靠而无时间限制地停驻在一定位置甚至斜坡上，它也有助于汽车在坡路上起步。驻车制动装置应采用机械式驱动机构而不用液压或气压式的，以免其产生故障。

应急制动装置用于当行车制动装置意外发生故障而失效时，则可利用应急制动装置的机械力源(如强力压缩弹簧)实现汽车制动。应急制动装置不必是独立的制动系统，它可利用行车制动装置或驻车制动装置的某些制动器件。应急制动装置也不是每车必备，因为普通的手力驻车制动器也可以起应急制动的作用。

辅助制动装置用于山区行驶的汽车上，利用发动机排气制动、电涡流或液力缓速器等辅助制动装置，则可使汽车下长坡时长时间而持续地减低或保持稳定车速并减轻或解除行车制动器的负荷。通常，在总质量为5t以上的客车上和12t以上的载货汽车上装备这种辅助制动减速装置。

自动制动装置用于当挂车与牵引汽车连接的制动管路渗漏或断开时，能使挂车自动制动。

任何一套制动装置均由制动器和制动驱动机构两部分组成。制动器有鼓式与盘式之分。行车制动是用脚踩下制动踏板操纵车轮制动器来制动全部车轮，而驻车制动则多采用手制动杆操纵，且具有专门的中央制动器或利用车轮制动器进行制动。中央制动器位于变速器之后的传动系中，用于制动变速器第二轴或传动轴。行车制动和驻车制动这两套制动装置必须具有独立的制动驱动机构。行车制动装置的驱动机构，分液压和气压两种型式。用液压传递操纵力时还应有制动主缸和制动轮缸以及管路；用气压操纵时还应有空气压缩机、气路管道、贮气筒、控制阀和制动气室等。

过去，大多数汽车的驻车制动和应急制动都使用中央制动器，其优点是制动位于主减速器之前的变速器第二轴或传动轴的制动力矩较小，容易满足操纵手力小的要求。但在用作应急制动时，往往使传动轴超载。现代汽车由于车速提高，对应急制动的可靠性要求更严，因此，在中、高级轿车和部分总质量在1.5t以下的载货汽车上，

多在后轮制动器上附加手操纵的机械式驱动机构，使之兼起驻车制动和应急制动的作用，从而取消了中央制动器。

重型载货汽车由于采用气压制动，故多对后轮制动器另设独立的由气压控制而以强力弹簧作为制动力源的应急兼驻车制动驱动机构，不再设置中央制动器。但也有一些重型汽车除了采用了上述措施外，还保留了由气压驱动的中央制动器，以便提高制动系的可靠性。

制动系应满足如下要求：

(1)能适应有关标准和法规的规定。各项性能指标除应满足设计任务书的规定和国家标准、法规制定的有关要求外，也应考虑销售对象国家和地区的法规和用户要求。 我国的强制性标准是GB12676-1999《汽车制动系结构、性能和试验方法》、GB7258《机动车运行安全技术条件》。

(2)具有足够的制动效能，包括行车制动效能和驻坡制动效能。

行车制动效能是用在一定的制动初速度下或最大踏板力下的制动减速度和制动距离两项指标来评定，它是制动性能最基本的评价指标。表1给出了欧、美、日等国的有关标准或法规对这两项指标的规定。

综合国外有关标准和法规，可以认为：进行制动效能试验时的制动减速度j，轿

车应为5.8～7m/s 2（制动初速度v=80km／h）

；载货汽车应为4.4～5.5m／s 2 (制动初速度见表1)。相应的最大制动距离S T ：轿车为S T =0.1v+v 2/150；货车为S T =0.15v+ v 2

/115，式中第一项为反应距离；第二项为制动距离，S T 单位为m；v单位为km／h。

我国一般要求制动减速度j不小于0.6g(5.88 m／s 2)，其条件如下：轿车制动初速度50～80km/h、踏板力不大于400N；小型客车（9座以下）和轻型货车（总重3.5t 以下）制动初速度50～80km/h、踏板力不大于500N;其它汽车制动初速度30～60km/h、踏板力不大于700N。但实际上踏板力值比法规规定小，要考虑操纵轻便性与同类车

比较来确定。

一般在水平干燥的沥青、混泥土路面上以初速度30km/h制动时，制动距离应保证：对轻型货车和轿车不大于7m，中型货车不大于8m，重型货车不大于12m。

驻坡效能是以汽车在良好路面上能可靠而无时间限制地停驻的最大坡度(%)来衡量。一般对轻型货车应不小于25%，中型货车不小于20%，牵引车不小于12%。驻车制动的手控制力，对于轿车和小型客车不超过400N，其它车不超过600N。

(3)工作可靠。汽车至少应有行车制动和驻车制动两套制动装置，且它们的制动驱动机构应是各自独立的。行车制动装置的制动驱动机构至少应有两套独立的管路，当其中一套失效时，另一套应保证汽车制动效能不低于正常值的30%；驻车制动装置应采用工作可靠的机械式制动驱动机构。

(4)制动效能的热稳定性好。汽车的高速制动、短时间内的频繁重复制动，尤其是下长坡时的连续制动，都会引起制动器的温升过快，温度过高。特别是下长坡时的频繁制动，可使制动器摩擦副的温度达300℃～400℃，有时甚至高达700℃。此时，制动摩擦副的摩擦系数会急剧减小，使制动效能迅速下降而发生热衰退现象。制动器发生热衰退后，经过散热、降温和一定次数的和缓使用使摩擦表面得到磨合，其制动效能可重新恢复，这称为热恢复。提高摩擦材料的高温摩擦稳定性，增大制动鼓、盘的热容量，改善其散热性或采用强制冷却装置，都是提高抗热衰退的措施。

一般要求在初速为最高车速的80%时，以约0.3g的减速度重复进行15～20次制动到初速度的1/2的衰退试验后，其热态制动效能应达到冷态制动效能的80%以上。

(5)制动效能的水稳定性好。制动器摩擦表面浸水后，会因水的润滑作用使摩擦系数急剧减小而发生所谓的“水衰退”现象。一般规定在出水后反复制动5～15次，即应恢复其制动效能。良好的摩擦材料吸水率低，其摩擦性能恢复迅速。也应防止泥沙、污物等进入制动器工作表面，否则会使制动效能降低并加速磨损。某些越野汽车为了防止水和泥沙侵入而采用封闭的制动器。

(6)制动时的操纵稳定性好。即以任何速度制动，汽车都不应当失去操纵性和方向稳定性。一般要求在进行制动效能试验时，车辆的任何部位不得偏出3.7m的试验道。为此，汽车前、后轮制动器的制动力矩应有适当的比例，最好能随各轴间载荷转移情况而变化；同一轴上左、右车轮制动器的制动力矩应相同。否则当前轮抱死而侧滑时，将失去操纵性；后轮抱死而侧滑甩尾，会失去方向稳定性；当左、右轮的制动力矩差值超过15%时，会发生制动时汽车跑偏。

对于汽车列车，除了应保证列车各轴有适当的制动力分配外，也应注意主、挂车之间各轴制动开始起作用的时间，特别是主、挂车之间制动开始时间的协调。

(7)制动踏板和手柄的位置和行程符合人机工程学要求，即操作方便性好，操纵轻便，舒适，能减少疲劳。踏板行程：对轿车应不大于150mm；对货车应不大于170mm，其中考虑了摩擦衬片或衬块的容许磨损量。制动手柄行程应不大于160～200mm。各国法规规定，制动的最大踏板力一般为500N(轿车) ～700N(货车)。设计时，紧急制动(约占制动总次数的5%～10%)踏板力的选取范围：轿车为200～300N；货车为350～550N，采用伺服制动或动力制动装置时取其小值。应急制动时的手柄拉力以不大于

400～500N为宜；驻车制动的手柄拉力应不大于500N(轿车) ～700N(货车)。

(8)作用滞后的时间要尽可能地短，包括从制动踏板开始动作至达到给定制动效能水平所需的时间(制动滞后时间)和从放开踏板至完全解除制动的时间(解除制动滞后时间)。一般要求这个时间尽可能短，对于气制动车辆不得超过0.6s，对于汽车列车不得超过0.8s。

(9)制动时制动系噪声尽可能小，且无异常声响。

(10)与悬架、转向装置不产生运动干涉，在车轮跳动或汽车转向时不会引起自行制动。

(11)制动系中应有音响或光信号等警报装置以便能及时发现制动驱动机件的故障和功能失效；制动系中也应有必要的安全装置，例如一旦主、挂车之间的连接制动管路损坏，应有防止压缩空气继续漏失的装置；在行驶过程中挂车一旦脱挂，亦应有安全装置驱使驻车制动将其停驻。

(12)能全天候使用，气温高时液压制动管路不应有气阻现象；气温低时气制动管路不应出现结冰。

(13)制动系的机件应使用寿命长、制造成本低；对摩擦材料的选择也应考虑到环保要求，应力求减小制动时飞散到大气中的有害于人体的石棉纤维。

汽车制动系设计的程序

1.设计的前提条件

（1）汽车的参数

汽车的满载质量、自重以及满载和空载时的前、后轴负荷及重心高度，还有轴距和轮胎尺寸。

（2）法规适合性

决定制动系统、构造和参数的最低要求是适合指定的法规。

根据上述两项最基本的前提条件，再加上市场的需求、使用条件、竞争性及本公司现生产情况确定设计方向。

2.制动操纵方式和制动系统的确定

（1）研究、确定制动控制采用气压方式还是液压（真空助力、真空增压或油气混合）方式

（2）研究、确定制动系统的构成

①行车制动系统所采用双回路或多回路，应由那些部件构成，这些部件是现有的还是需要选购或新设计，设计制动系统示意图。

②驻车制动采用中央制动器还是作用后轮（机械操纵还是弹簧制动缸）。

③应急制动的操纵是与行车制动或驻车制动结合，还是独立操纵。

④是否需要有辅助制动，采用排气制动、液力缓速器或电涡流缓速器

（3）汽车必需制动力及其前后分配的确定

前提条件一经确定，与前项的系统的研究、确定的同时，研究汽车必需的制动力并把它们适当地分配到前后轴上，确定每个车轮制动器必需的制动力。此外，还应研究、确定汽车必需的驻车制动力和应急制动力。

（4） 确定制动器制动力、摩擦片寿命及构造、参数

制动器必需制动力求出后，考虑摩擦片寿命和由轮胎尺寸等所限制的空间，选定制动器的型式、构造和参数，绘制布置图，进行制动力制动力矩计算、摩擦磨损计算。

（5） 制动器零件设计

零件设计、材料、强度、耐久性及装配性等的研究确定，进行工作图设计。

（6） 制动操纵系统设计

制动系操纵部件（阀类、加力器、制动气室等）的研究、选定或设计，操纵机构设计；

注意性能（操纵力和行程、制动系统静特性和动特性）、强度、耐久性及车辆装配性等。

（7） 管路设计

管路布置、设计。

§1 制动器的结构型式及选择

除了辅助制动装置是利用发动机排气或其他缓速措施对下长坡的汽车进行减缓或稳定车速外，汽车制动器几乎都是机械摩擦式的，即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的。

汽车制动器按其在汽车上的位置分为车轮制动器和中央制动器，前者是安装在车轮处，后者则安装在传动系的某轴上，例如变速器第二轴的后端或传动轴的前端。摩擦式制动器按其旋转元件的形状又可分为鼓式和盘式两大类。

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。内张型鼓式制动器的固定摩擦元件是一对带有摩擦蹄片的制动蹄，后者又安装在制动底板上，而制动底板则又紧固于前梁或后桥壳的突缘上(对车轮制动器)或变速器壳或与其相固定的支架上(对中央制动器)；其旋转摩擦元件为固定在轮毂上或变速器第二轴后端的制动鼓，并利用制动鼓的圆柱内表面与制动蹄摩擦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和制动带摩擦片的内圆弧面作为一对摩擦表面，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某些汽车的中央制动器，现代汽车已很少采用。由于外束型鼓式制动器通常简称为带式制动器，而且在汽车上已很少采用，所以内张型鼓式制动器通常简称为鼓式制动器，而通常所说的鼓式制动器即是指这种内张型鼓式结构。

盘式制动器的旋转元件是一个垂向安放且以两侧面为工作面的制动盘，其固定摩擦元件一般是位于制动盘两侧并带有摩擦片的制动块。当制动盘被两侧的制动块夹紧时，摩擦表面便产生作用于制动盘上的摩擦力矩。盘式制动器常用作轿车的车轮制动器，也可用作各种汽车的中央制动器。

车轮制动器主要用作行车制动装置，有的也兼作驻车制动之用；而中央制动器则仅用于驻车制动，当然也可起应急制动的作用。

鼓式制动器和盘式制动器的结构型式也有多种，其主要结构型式如下表所示.

1.鼓式制动器的结构型式及选择

鼓式制动器可按其制动蹄的受力情况分类(见图1)，它们的制动效能、制动鼓的受力平衡状况以及车轮旋转方向对制动效能的影响均不同。

制动蹄按其张开时的转动方向和制动鼓的旋转方向是否一致，有领蹄和从蹄之分。制动蹄张开的转动方向与制动鼓的旋转方向一致的制动蹄，称为领蹄；反之，则称为从蹄。

鼓式制动器按蹄的属性分为：

(1)领从蹄式制动器

如图1(a)、(b)所示，若图上方的旋向箭头代表汽车前进时制动鼓的旋转方向(制动鼓正向旋转)，则蹄1为领蹄，蹄2为从蹄。汽车倒车时制动鼓的旋转方向改变，变为反向旋转，随之领蹄与从蹄也就相互对调了。这种当制动鼓正、反向旋转时总具有一个领蹄和一个从蹄的内张型鼓式制动器，称为领从蹄式制动器。由图1(a)、(b)可见，领蹄所受的摩擦力使蹄压得更紧，即摩擦力矩具有“增势”作用，故又称为增势蹄；而从蹄所受的摩擦力使蹄有离开制动鼓的趋势，即摩擦力矩具有“减势”作用，故又称为减势蹄。“增势”作用使领蹄所受的法向反力增大，而“减势”作用使从蹄所受的法向反力减小。

对于两蹄的张开力P

1=P

2

=P的领从蹄式制动器结构，如图1(b)所示，两蹄压紧制

动鼓的法向力应相等。但当制动鼓旋转并制动时，领蹄由于摩擦力矩的“增势”作用，使其进一步压紧制动鼓而使其所受的法向反力加大；从蹄由于摩擦力矩的“减势”作用而使其所受的法向反力减小。这样，由于两蹄所受的法向反力不等，不能相互平衡，

其差值要由车轮轮毂轴承承受。这种制动时两蹄法向反力不能相互平衡的制动器也称为非平衡式制动器。液压或楔块驱动的领从蹄式制动器均为非平衡式结构，也叫做简单非平衡式制动器。非平衡式制动器将对轮毂轴承造成附加径向载荷，而且领蹄摩擦衬片表面的单位压力大于从蹄的，磨损较严重。为使衬片寿命均衡，可将从蹄的摩擦衬片包角适当地减小。

对于如图1(a)所示具有定心凸轮张开装置的领从蹄式制动器，在制动时，凸轮机构保证了两蹄等位移，因此作用于两蹄上的法向反力和由此产生的制动力矩应分别

相等，而作用于两蹄的张开力P 1、

P 2则不等，且必然有P 1

领从蹄式制动器的两个蹄常有固定的支点。张开装置有凸轮式(见图1(a)、图2、图3)、楔块式(见图4、图5)、曲柄式(参见图11)和具有两个或四个等直径活塞的制动轮缸式的(见图1(b)、图6、图7)。后者可保证作用在两蹄上的张开力相等并用液压驱动，而凸轮式、楔块式和曲柄式等张开装置则用气压驱动。当张开装置中的制动凸轮和制动楔块都是浮动的时，也能保证两蹄张开力相等，这时的凸轮称为平衡凸轮。也有非平衡式的制动凸轮，其中心是固定的，不能浮动，所以不能保证作用在两蹄上

的张开力相等。

领从蹄式制动器的效能及稳定性均处于中等水平，但由于其在汽车前进和倒车时的制动性能不变，结构简单，造价较低，也便于附装驻车制动机构，故仍广泛用作中、重型载货汽车的前、后轮以及轿车的后轮制动器。

根据支承结构及调整方法的不同，领从蹄鼓式液压驱动的车轮制动器又有不同的结构方案，如图8所示。

(2)双领蹄式制动器

当汽车前进时，若两制动蹄均为领蹄的制动器，称为双领蹄式制动器。但这种制动器在汽车倒车时，两制动蹄又都变为从蹄，因此，它又称为单向双领蹄式制动器。如图1(c)所示，两制动蹄各用一个单活塞制动轮缸推动，两套制动蹄、制动轮缸等机件在制动底板上是以制动底板中心作对称布置的，因此两蹄对鼓作用的合力恰好相互平衡，故属于平衡式制动器。

单向双领蹄式制动器根据其调

整方法的不同，又有多种结构方案，

如图9所示。

双领蹄式制动器有高的正向制

动效能，但倒车时则变为双从蹄式，

使制动效能大降。中级轿车的前制动

器常用这种型式，这是由于这类汽车

前进制动时，前轴的动轴荷及附着力

大于后轴，而倒车时则相反，采用这

种结构作为前轮制动器并与领从蹄式后轮制动器相匹配，则可较容易地获得所希望的前、后轮制动力分配()并使前、后轮制动器的许多零件有相同的尺寸。它不用

于后轮还由于有两个互相成中心对称的制动轮缸，难于附加驻车制动驱动机构。

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(3)双向双领蹄式制动器

当制动鼓正向和反向旋转时两制

动蹄均为领蹄的制动器，称为双向双领

蹄式制动器。如图l(d)及图10、图11

所示。其两蹄的两端均为浮式支承，不

是支承在支承销上，而是支承在两个活

塞制动轮缸的支座上(图l(d)、图10)

或其他张开装置的支座上(图11、图12)。当制动时，油压使两个制动轮缸的两侧活塞(图10)或其他张开装置的两侧(图11、图12)均向外移动，使两制动蹄均压紧在制

动鼓的内圆柱面上。制动鼓靠摩擦力带动两制动蹄转过一小角度，使两制动蹄的转动方向均与制动鼓的旋转方向一致；当制动鼓反向旋转时，其过程类同但方向相反。因此，制动鼓在正向、反向旋转时两制动蹄均为领蹄，故称为双向双领蹄式制动器。它也属于平衡式制动器。由于这种制动器在汽车前进和倒退时的性能不变，故广泛用于中、轻型载货汽车和部分轿车的前、后轮。但用作后轮制动器时，需另设中央制动器。

(4)单向增力式制动器

如图1(e)所示，两蹄下端以顶杆相连接，第二制动蹄支承在其上端制动底板上的支承销上。当汽车前进时，第一制动蹄被单活塞的制动轮缸推压到制动鼓的内圆柱面上。制动鼓靠摩擦力带动第一制动蹄转过一小角度，进而经顶杆推动第二制动蹄也压向制动鼓的工作表面并支承在其上端的支承销上。显然，第一制动蹄为一增势的领蹄，而第二制动蹄不仅是一个增势领蹄，而且经顶杆传给它的推力Q 要比制动轮缸给第一制动蹄的推力P 大很多，使第二制动蹄的制动力矩比第一制动蹄的制动力矩大2～3倍之多。由于制动时两蹄的法向反力不能互相平衡，因此属于一种非平衡式制动器。

虽然这种制动器在汽车前进制动时，其制动效能很高，且高于前述各种制动器，但在倒车制动时，其制动效能却是最低的。因此，仅用于少数轻、中型货车和轿车上作前轮制动器。

(5)双向增力式制动器

如图1(f)所示，将单向增力式制动器的单活塞制动轮缸换以双活塞式制动轮缸，其上端的支承销也作为两蹄可共用的，则成为双向增力式制动器。对双向增力式制动器来说，不论汽车前进制动或倒退制动，该制动器均为增力式制动器。只是当制动鼓正向旋转时，前制动蹄为第一制动蹄，后制动蹄为第二制动蹄；而反向旋转时，第一制动蹄与第二制动蹄正好对调。第一制动蹄是增势领蹄，第二制动蹄不仅是增势领蹄，而且经顶杆传给它的推力Q要比制动轮缸给第一蹄或第二蹄的推力大很多。但制动时作用于第二蹄上端的制动轮缸推力起着减小第二蹄与支承销间压紧力的作用。双向增力式制动器也是属于非平衡式制动器。

图13给出了双向增力式制动器(浮动支承)的几种结构方案，图14给出了双向增力式制动器(固定支点)另外几种结构方案。

双向增力式制动器在高级轿车上用得较多，而且往往将其作为行车制动与驻车制动共用的制动器，但行车制动是由液压通过制动轮缸产生制动蹄的张开力进行制动，而驻车制动则是用制动操纵手柄通过纲索拉绳及杠杆等操纵。另外，它也广泛用于汽车中央制动器，因为驻车制动要求制动器正、反向的制动效能都很高，而且驻车制动若不用于应急制动时不会产生高温，因而热衰退问题并不突出。

上述制动器的特点是用制动器效能、效能稳定性和摩擦衬片磨损均匀程度来评价。增力式制动器效能最高，双领蹄式次之，领从蹄式更次之，还有一种双从蹄式制动器的效能最低，故极少采用。而就工作稳定性来看，名次排列正好与效能排列相反，双从蹄式最好，增力式最差。摩擦系数的变化是影响制动器工作效能稳定性的主要因素。

还应指出，制动器的效能不仅与制动器的结构型式、结构参数和摩擦系数有关，也受到其他有关因素的影响。例如制动蹄摩擦衬片与制动鼓仅在衬片的中部接触时，

输出的制动力矩就小；而在衬片的两端接触时，

输出的制动力矩就大。制动器的效能常以制动

器效能因数或简称为制动器因数BF (brake

factor)来衡量，制动器因数BF 可用下式表达：

BF=(fN 1+fN 2)/P

式中 fN 1，

fN 2：——制动器摩擦副间的摩擦力，见图1；

N 1，N 2：——制动器摩擦副间的法向力，对

平衡式鼓式制动器和盘式制动器：N 1=N 2

f—制动器摩擦副的摩擦系数；

P—鼓式制动器的蹄端作用力(见图1)，盘

式制动器衬块上的作用力。

基本尺寸比例相同的各种内张型鼓式制动

器以及盘式制动器的制动器因数BF 与摩擦系

数f 之间的关系如图15所示。BF 值大，即制

动效能好。在制动过程中由于热衰退，摩擦系

数是会变化的，因此摩擦系数变化时，BF 值变化小的，制动效能稳定性就好。

制动器因数值愈大，摩擦副的接触情况对

制动效能的影响也就愈大。所以，对制动器的

正确调整，对高效能的制动器尤为重要。 2.盘式制动器的结构型式及选择

按摩擦副中的固定摩擦元件的结构，盘式

制动器分为钳盘式和全盘式制动器两大类。钳

盘式制动器(图16)的固定摩擦元件是两块带有

摩擦衬块的制动块，后者装在以螺栓固定于转

向节或桥壳上的制动钳体中。两块制动块之间

有作为旋转元件的制动盘，制动盘是用螺栓固

定于轮毂上。制动块的摩擦衬块与制动盘的接

触面积很小，在盘上所占的中心角一般仅约30°～50°，因此这种盘式制动器又称为点盘式制动器。其结构较简单，质量小，散

热性较好，借助于制动盘的离心力作用易于将

泥水、污物等甩掉，维修也方便。但由于摩擦

衬块的面积较小，单位压力很高，摩擦面的温

度较高，故对摩擦材料的要求较高。

全盘式制动器的固定摩擦元件和旋转元件

均为圆盘形，制动时各盘摩擦表面全部接触。

其工作原理如摩擦离合器，故又称为离合器式

制动器。用得较多的是多片全盘式制动器(见图17)，以便获得较大的制动力。但这种制动器的散热性能较差，故多为油冷式，结构较复杂。

钳盘式制动器按制动钳的结构型式又可分为以下几种：

(1)固定钳式盘式制动器

如图16所示，在制动钳体上有两个液压油缸，其中各装有一个活塞。当压力油液进入两个油缸活塞外腔时，推动两个活塞向内将位于制动盘两侧的制动块总成压紧到制动盘上，从而将车轮制动。当放松制动踏板使油液压力减小时，回位弹簧又将两制动块总成及活塞推离制动盘。这种型式也称为对置活塞式或浮动活塞式。

(2)浮动钳式盘式制动器

浮动钳式盘式制动器的制动钳体是浮动的。其浮动方式有两种，一种是制动钳体可作平行滑动；另一种是制动钳

体可绕一支承销摆动(见图18)。

因而有滑动钳式盘式制动器和摆

动钳式盘式制动器之分。但它们

的制动油缸均为单侧的，且与油

缸同侧的制动块总成是活动的，

而另一侧的制动块总成则固定在

钳体上。制动时在油液压力作用

下，活塞推动活动制动块总成压

靠到制动盘，而反作用力则推动制动钳体连同固定制动块总成压向制动盘的另一侧，直到两制动块总成受力均等为止。对摆动钳式盘式制动器来说，钳体不是滑动而是在与制动盘垂直的平面内摆动。这样就要求制动摩擦衬块应预先做成楔形的(摩擦表面对背面的倾斜角为6°左右)。在使用过程中，摩擦衬块逐渐磨损到各处残存厚度均匀(一般约为l mm)后即应更换。

图19是某汽车的固定钳式盘式制动器的结构图；图20是浮动钳式盘式制动器的

结构图，图中还给出了驻车制动的驱动机构。

固定钳式盘式制动器在汽车上的应用是早于浮动钳式的，其制动钳的刚度好，除活塞和制动块外无其他滑动件，但由于需采用两个油缸分置于制动盘的两侧，使结构

尺寸较大，布置较困难；需两组高精度的液压缸和活塞，成本较高；制动热经制动钳体上的油路传给制动油液，易使其由于温度过高而产生气泡影响制动效果；另外，由于两侧制动块均靠活塞推动，难于兼用于由机械操纵的驻车制动，必须另加装一套驻车制动用的辅助制动钳，或是采用如图21所示

的盘鼓结合式后轮制动器，其中作为驻车用的鼓

式制动器由于直径较小，只能是双向增力式的，

这种“盘中鼓”结构很紧凑，但双向增力式制动

器的调整不方便。

浮动钳式盘式制动器只在制动盘的一侧装

油缸，结构简单，造价低廉，易于布置，结构尺

寸紧凑，可以将制动器进一步移近轮毂，同一组

制动块可兼用于行车和驻车制动。浮动钳由于没

有跨越制动盘的油道或油管，减少了受热机会，

单侧油缸又位于盘的内侧，受车轮遮蔽较少使冷

却条件较好，另外，单侧油缸的活塞比两侧油缸

的活塞要长，也增大了油缸的散热面积，因此制

动液温度比用固定钳时低30℃～50℃，气化的可能性较小。但由于制动钳体是浮动

的，必须设法减少滑动处或摆动中心处的摩擦、磨损和噪声。

与鼓式制动器相比，盘式制动器的优点有：

1)热稳定性较好。这是因为制动盘对摩擦衬块无摩擦增力作用，还因为制动摩擦衬块的尺寸不长，其工作表面的面积仅为制动盘面积的12％～6％，故散热性较好。

2)水稳定性较好。因为制动衬块对盘的单位压力高，易将水挤出，同时在离心力的作用下沾水后也易于甩掉，再加上衬块对盘的擦拭作用，因而，出水后只需经一、二次制动即能恢复正常；而鼓式制动器则需经过十余次制动方能恢复正常制动效能。

3)制动稳定性好。盘式制动器的制动力矩与制动油缸的活塞推力及摩擦系数成线性关系，再加上无自行增势作用，因此在制动过程中制动力矩增长较和缓，与鼓式制动器相比，能保证高的制动稳定性。

4)制动力矩与汽车前进和后退行驶无关。

5)在输出同样大小的制动力矩的条件下，盘式制动器的质量和尺寸比鼓式要小。

6)盘式的摩擦衬块比鼓式的摩擦衬片在磨损后更易更换，结构也较简单，维修保养容易。

7)制动盘与摩擦衬块间的间隙小(0.05～0.15mm)，这就缩短了油缸活塞的操作时间，并使制动驱动机构的力传动比有增大的可能。

8)制动盘的热膨胀不会像制动鼓热膨胀那样引起制动踏板行程损失，这也使间隙自动调整装置的设计可以简化。

9)易于构成多回路制动驱动系统，使系统有较好的可靠性和安全性，以保证汽车在任何车速下各车轮都能均匀一致地平稳制动。

10)能方便地实现制动器磨损报

警(见图22)，以便及时更换摩擦衬

块。

盘式制动器的主要缺点是难以

完全防止尘污和锈蚀(但封闭的多片

全盘式制动器除外)；兼作驻车制动器

时，所需附加的驻车制动驱动机构较

复杂，因此有的汽车采用前轮为盘式

后轮为鼓式的制动系统；另外，由于

无自行增势作用，制动效能较低，中

型轿车采用时需加力装置。

盘式制动器制动钳的布置可以在车轴之前或之后。制动钳位于轴前可避免轮胎向钳内甩溅泥水污物；位于轴后则可减小制动时轮毂轴承径向合力(见图23)。

盘式制动器尤其是浮动钳式

盘式制动器已十分广泛地用于轿

车的前轮。与鼓式后轮制动器配

合，也可使后轮制动器较容易地

附加驻车制动的驱动机构，兼作

驻车制动器之用。有些轿车的前、

后轮都采用盘式制动器，主要是

为了保持制动力分配系数的稳

定。

盘式制动器也开始用于某些

不同等级的客车和载货汽车上。

有些重型载货汽车采用多片全盘

式制动器以获得大的制动力矩，但制动盘的冷却条件差，温升较大。

§2 制动系的主要参数及其选择

制动器设计中需要预先给定的整车参数有：汽车轴距L ；车轮滚动半径r r ，；汽车

空、满载时的总质量，；空、满载时的轴荷分配：前轴负荷，；后轴负

荷，

；空、满载时的质心位置：质心高度，；质心距前轴距离，；质心距后轴距离，等。而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。

'a m a m '1G 1G '2G 2G ''g h g h '1L 1L '

2L 2L 2.1 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ω>0的车轮，其力矩平衡方程为: 0=?e B f r F T (2) 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；

f T B F ——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；

e r ——车轮有效半径，m。 令 e

f f r T F = (3) 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，因此又称为制动周缘力。与地面制动力的方向相反，当车轮角速度f F B F ω>0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型式、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或气压成正比。当加大踏板力以加大，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≤f F f F f T f F B F B F ?F B F ??Z F = (4) 或 (5) ??Z F F B ==max 式中 ?——轮胎与地面间的附着系数；

Z——地面对车轮的法向反力。

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

f F B F ?F

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f T e f f r T F /=B F ω=0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

力由于踏板力的增大使摩擦力矩增大而继

续上升(见24)。

B F ?F f F P F f

T 根据汽车制动时的整车受力分析，考虑到制动时的轴荷转移，可求得地面对前、后轴车轮的法向反力Z 1，Z 2为：

)(21dt du g h L L

G Z g += (12dt du g h L L

G Z g ?=

(6)

式中 G——汽车所受重力； L——汽车轴距；

1L ——汽车质心离前轴距离；

2L ——汽车质心离后轴距离；

——汽车质心高度；

g h g——重力加速度； dt

du -——汽车制动减速度。 汽车总的地面制动力为 Gq dt du g G F F F B B B ==

+=21 (7) 式中 q （gdt

du q =）——制动强度，亦称比减速度或比制动力； 12B F ，——前后轴车轮的地面制动力。

B F 由以上两式可求得前、后轴车轮附着力为

???)()(221g g B qh L L G L h F L L G

F +=+= ???)()(112g g B qh L L

G L h F L L G F ?=?= （8） 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q 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

B F (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得最好。

由式(7)、式(8)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

G F F F F B B f f ?=+=+2121

)/()(//12g g B B f f h L h L F F F F 2121???+== (9)

式中 ——前轴车轮的制动器制动力，111f F 1Z F F B f ?==；

222f F ——后轴车轮的制动器制动力，2Z F F B f ?==；

1212B F ——前轴车轮的地面制动力；

B F ——后轴车轮的地面制动力；

1Z ，——地面对前、后轴车轮的法向反力；

2Z G——汽车重力；

1L ，——汽车质心离前、后轴距离；

2L g h ——汽车质心高度。

由式(9)可知，前、后车轮同时抱死时，前、后轮制动器的制动力，是f F f F ?的

函数。

由式(9)中消去?，得

????????+?+=)2(421112222

f g f g g f F h GL F G L h L h G F (10) 式中 L——汽车的轴距。

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I 曲线，如图25所示。如果汽车前、后制动器的制动力，能按I 曲

线的规律分配，则能保证汽车在任何附着系数1f F 2f F 1f F 2f F ?的路面上制动时，都能使前、后车轮

同时抱死。然而，目前大多数两轴汽车尤其是货车的前、后制动器制动力之比值为一定值，并以前制动与汽车总制动力之比来表明分配的比例，称为汽车制动器制动力分配系数1f F f F β：

2111

f f f f f F F F F F +==β （11）

又由于在附着条件所限定的范围内，地面制动力在数值上等于相应的制动周缘力，故β又可通称为制动力分配系数。

2.2 同步附着系数 式(11) 可表达为 ββ?=112

f f F F (12)

上式在图25中是一条通过坐标原点且斜率为(1-β)/β的直线，它是具有制动器制动力分配系数为β的汽车的实际前、后制动器制动力分配线，简称β线。图中β线

与I 曲线交于B 点，可求出B 点处的附着系

数?=0?,则称β线与I 曲线交点处的附着系

数0?为同步附着系数。

它是汽车制动性能的一个重要参数，由汽车结构参数所决定。同

步附着系数的计算公式是：g

h L L 20?=β? 对于前、后制动器制动力为固定比值的

汽车，只有在附着系数?等于同步附着系数

0?的路面上，前、后车轮制动器才会同时抱

死。当汽车在不同?值的路面上制动时，可能有以下情况：

(1)当?<0?，β线位于I 曲线下方，制动时总是前轮先抱死。它虽是一种稳定工况，但丧失转向能力。

(2)当?>0?，β线位于I 曲线上方，制动时总是后轮先抱死，这时容易发生后轴侧滑使汽车失去方向稳定性。

(3)当?=0?，制动时汽车前、后轮同时抱死，是一种稳定工况，但也失去转向能力。

为了防止汽车的前轮失去转向能力和后轮产生侧滑，希望在制动过程中，在即将出现车轮抱死但尚无任何车轮抱死时的制动减速度，为该车可能产生的最高减速度。分析表明，汽车在同步附着系数0?的路面上制动(前、后车轮同时抱死)时，其制动减速度为du/dt=qg=0?g，即q=0?，q 为制动强度。而在其他附着系数?的路面上制动时，达到前轮或后轮即将抱死时的制动强度q

?

?εq G F B == (13)

式中 ——汽车总的地面制动力；

B F G——汽车所受重力；

q——制动强度。

当?=0?时， q=0?，ε=1,利用率最高。

直至20世纪50年代，当时道路条件还不很好，汽车行驶速度也不很高，后轮抱死侧滑的后果也不显得像前轮抱死丧失转向能力那样严重，因此往往将0?值定得较低，即处于常遇附着系数范围的中间偏低区段。但当今道路条件大为改善，汽车行驶速度也大为提高，因而汽车因制动时后轮先抱死引起的后果十分严重。由于车速高，它不仅会引起侧滑甩尾甚至会调头而丧失操纵稳定性。后轮先抱死的情况是最不希望发生的。因此各类轿车和一般载货汽车的0?值有增大的趋势。

如何选择同步附着系数0?，是采用恒定前后制动力分配比的汽车制动系设计中的一个较重要的问题。在汽车总重和质心位置已定的条件下，0?的数值就决定了前后制动力的分配比。

0?的选择与很多因数有关。首先，所选的0?应使得在常用路面上，附着系数利用率较高。具体而言，若主要是在较好的路面上行驶，则选的0?值可偏高些，反之可偏低些。从紧急制动的观点出发，0?值宜取高些。汽车若常带挂车行驶或常在山区行驶，0?值宜取低些。此外，0?的选择还与汽车的操纵性、稳定性的具体要求有关，与汽车的载荷情况也有关。总之，0?的选择是一个综合性的问题，上述各因数对0?的要求往往是相互矛盾的。因此，不可能选一尽善尽美的0?值，只有根据具体条件的不同，而有不同的侧重点。

根据设计经验，空满载的同步附着系数0

?′和0?应在下列范围内：轿车：0.65～0.80；轻型客车、轻型货车：0.55～0.70；大型客车及中重型货车：0.45～0.65。

现代汽车多装有比例阀或感载比例阀等制动力调节装置，可根据制动强度、载荷等因素来改变前、后制动器制动力的比值，使之接近于理想制动力分配曲线。

为保证汽车制动时的方向稳定性和有足够的附着系数利用率，联合国欧洲经济委员会(ECE)的制动法规规定，在各种载荷情况下，轿车在0.15≤q≤0.8，其他汽车在0.15≤q≤0.3的范围内，前轮均应能先抱死；在车轮尚未抱死的情况下，在0.2≤?≤0.8的范围内，必须满足q≥0.1+0.85(?-0.2)。

2.3 制动强度和附着系数利用率

上面已给出了制动强度q 和附着系数利用率ε的定义式，

如式(7)和式(13)所示。下面再讨论一下当?=0?、?<0?和?>0?时的q 和ε。

根据所定的同步附着系数0?，可以由式（9）及式（11）求得

L

h L g

02?β+= （14） L h L g

011?β?=

? （15） 进而求得