完整版盘式制动器制动计算
《气压盘式制动器制动力矩的计算》
气压盘式制动器制动力矩的计算（Calculation on braking torque of air disc brake ）勇波摘要：气压盘式制动器ADB （air disc brake ）制动力矩的大小，从一开始使用就是争论的焦点。
本文试图从实证研究入手，建立制动力矩的数学模型。
关键词：气压盘式制动器ADB （air disc brake ）；制动力矩——使汽车运动减速或停止的力矩；压力臂——气压盘式制动器中产生增力的杠杆元件；传动比——ADB 增力机构对输入力的放大比例。
参考书目：《最新汽车设计实用手册》 林秉华正文：20世纪90年代，气压盘式制动器ADB （air disc brake ）开始被广泛应用于商用车辆，近几年在国内发展迅速，城市公交客车、中高档客车已经普遍采用ADB 配置。
但各种各样的仿制产品在行业内落地生根的同时，理论上的研究显得比较冷清。
在此，我抛砖引玉，对ADB 产品的传动比和制动力矩的计算方法作一番探讨和归纳。
1.制动力矩在气压盘式制动器中，制动力矩T f 主要来源于压力臂（增力杠杆元件）对气室推力Q 的放大，我们将其称之为传动比K ，经过增力机构放大的正推力为W p ，则W p ＝KQ 。
ηηe e p f KQfR fR W T 22==Q ——气室推力；f ——摩擦块的摩擦系数；R e ——制动半径；η——机械传动效率。
2.制动半径根据右图，在任一单元面积RdR ϕd 上的摩擦力对制动盘中心的力矩为ϕdRd fqR 2，式中q 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： θϕθθ)(3223132221R R fq dRd fqR T R R f-==⎰⎰- 单侧衬块给予制动盘的总摩擦力为：θϕθθ)(212221R R fq dRd fqR fW R R p -==⎰⎰-得有效半径为：)2]()(1[34322212212121223132R R R R R R R R R R fW T R P fe ++-=--⋅== 式中R 1＝134，R 2＝214（考虑到制动盘的倒角）计算得：R e ＝177。
制动器的设计与计算.
第四节 制动器的设计与计算一、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除摩擦衬片因有弹性容易变形外，制动鼓、蹄片和支承也有变形，所以计算法向压力在摩擦衬片上的分布规律比较困难。
通常只考虑衬片径向变形的影响，其它零件变形的影响较小而忽略不计。
制动蹄有一个自由度和两个自由度之分。
首先计算有两个自由度的紧蹄摩擦衬片的径向变形规律。
如图8-8a 所示，将坐标原点取在制动鼓中心O 点。
1y 坐标轴线通过蹄片的瞬时转动中心1A 点。
制动时，由于摩擦衬片变形，蹄片一面绕瞬时转动中心转动，同时还顺着摩擦力作用的方向沿支承面移动。
结果蹄片中心位于1O 点，因而未变形的摩擦衬片的表面轮廓(11E E 线)，就沿1OO 方向移动进入制动鼓内。
显然，表面上所有点在这个方向上的变形是一样的。
位于半径1OB 上的任意点1B 的变形就是11B B '线段，所以同样一些点的径向变形1δ为 111C B =δ≈111cos ψB B '考虑到︒-+=90)(111αϕψ和max 1111δ=='OO B B ，所以对于紧蹄的径向变形1δ和压图8—8 计算摩擦衬片径向变形简图a)有两个自由度的紧蹄 b)有一个自由度的紧蹄力1p 为：⎭⎬⎫+=+=)sin()sin(11max 1111max 11ϕαϕαδδp p (8-1)式中，1α为任意半径1OB 和1y 轴之间的夹角；1ψ为半径1OB 和最大压力线1OO 之间的夹角；1ϕ为1x 轴和最大压力线1OO 之间的夹角。
其次计算有一个自由度的紧蹄摩擦衬片的径向变形规律。
如图8-8b 所示，此时蹄片在张开力和摩擦力作用下，绕支承销1A 转动γd 角。
摩擦衬片表面任意点1B 沿蹄片转动的切线方向的变形就是线段11B B '，其径向变形分量是这个线段在半径1OB 延长线上的投影，即为11C B 线段。
由于γd 很小，可认为︒='∠90111B B A ，故所求摩擦衬片的变形应为 γγγδd B A B B C B 111111111sin sin ='==考虑到1OA ≈R OB =1，那么分析等腰三角形11OB A ，则有γαsin sin 11RB A =，所以表面的径向变形和压力为⎭⎬⎫==αγαδsin sin max 11p p d R (8-2)综上所述可知，新蹄片压力沿摩擦衬片长度的分布符合正弦曲线规律，可用式(8-1)和式(8-2)计算。
盘式制动器制动计算
制动计算制动系统方面的书籍很多，但如果您由于某事需要找到一个特定的公式，你可能很难找到。
本文面将他们聚在一起并作一些的解释。
他们适用于为任何两轴的车辆，但你的责任就是验证它们。
并带着风险使用.....车辆动力学静态车桥负载分配相对重心高度动态车桥负载（两轴车辆）车辆停止制动力车轮抱死制动力矩制动基本原理制动盘的有效半径夹紧力制动系数制动产生系统压力伺服助力踏板力实际的减速度和停止距离制动热制动耗能动能转动能量势能制动功率干式制动盘温升单一停止式温升逐渐停止式温升斜面驻车车桥负荷牵引力电缆操纵制动的损失液压制动器制动液量要求制动基本要求制动片压缩性胶管膨胀钢管膨胀主缸损失制动液压缩性测功机惯性车辆动力学静态车桥负载分配这里： Mf=静态后车桥负载（kg）；M=车辆总质量（kg）；Ψ=静态车桥负载分配系数注：对于满载和空载的车辆的变化往往是不同的。
相对重心高度这里： h=重心到地面的垂直距离（m）；wb=轴距；X=相对重心高度;动态车桥负载（仅适用于两轴车辆）制动过程中车桥负载的变化与哪个车桥制动无关。
它们只依赖于静态负载条件和减速度大小。
这里：a=减速度（g）；M=车辆总质量（kg）；Mfdyn=前桥动态负载（kg）；注：前桥负荷不能大于车辆总质量。
后桥负荷是车辆质量和前桥负荷之间的差值，并不能为负数。
它可能脱离地面。
（摩托车要注意）！车辆停止制动力总制动力可以简单地用牛顿第二定律计算。
这里：BF=总制动力（N）；M=车辆总质量（kg）；a=减速度（g）；g=重力加速度（s/m2）；车轮抱死如果车轮不抱死只能产生制动力，因为轮子滑动摩擦力比滚动摩擦力低得多。
在车轮抱死前特定车轴可能的最大制动力计算公式如下：这里：FA=车桥可能的总制动力（N）；Mwdyn=动态车桥质量（kg）；g=重力加速度（s/m2）；μf=轮胎与地面间摩擦系数；制动力矩决定了哪个车轮需要制动来产生足够的制动力，每个车轮扭矩的要求需要确定。
盘式制动器制动计算
盘式制动器制动计算
1.制动力矩计算
制动力矩是盘式制动器产生制动力的重要指标，是制动器设计的基础
参数。
制动力矩的计算可以通过以下公式进行：
T=Fr*r
其中，T为制动力矩，Fr为制动力，r为制动器半径。
制动力的计算
涉及到车辆的质量、速度和制动时间等因素，常用的计算公式为：Fr=m*a/n
其中，m为车辆的质量，a为减速度，n为制动数（通常取2）。
2.摩擦力计算
Ff=μ*N
其中，Ff为摩擦力，μ为摩擦系数，N为垂直于制动盘方向的力。
摩擦系数是制动材料的重要参数，需要通过试验或参考相关文献进行确定。
3.温升计算
ΔT=Q/(m*Cp)
其中，ΔT为温升，Q为制动器吸收的热量，m为制动器的质量，Cp
为制动器的比热容。
制动器吸收的热量可以通过以下公式计算：Q=Ff*v*t
其中，v为车辆的速度，t为制动时间。
4.设计参数计算
A=T/(μ*p)
其中，A为制动器的有效面积，p为盘式制动器的接触压力。
以上为盘式制动器制动计算的主要内容，通过这些计算，可以得到盘
式制动器的设计参数和性能参数，实现对盘式制动器进行合理设计和选型。
同时，根据实际情况和需求，还需要考虑制动器的热稳定性、耐磨性、抗
褪色性等因素，在设计和选用制动器时综合考虑，以确保制动器的安全可
靠性和使用寿命。
最新鼓改盘制动力计算
制动力计算制动器最大制动力计算制动系统的主要参数见表2。
表2 制动系统的主要参数设在制动踏板上施加的力为F 0时前、后制动器产生的制动力分别为F μ1和F μ2，则前、后制动器制动力与施加在踏板上的力之比为（按F 0=500N 时的助力比计算）： 1）前制动器1)VS (R r1aC1HzRZ1n μhydr μmech l l F F K i A A21011+⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅==ημ=)13.3(38811176.00.4453.2854285.085.00.806.323+⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯ =352）后制动器1)VS (R r2aC2HzRZ2n μhydr μmech l l F F K i A A21022+⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅==ημ=)13.3(38813676.00.4455.1133285.085.00.806.323+⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯ =17由于国家法规规定F 0≤500N ，所以前、后制动器的最大制动力F μ1max 和F μ2max 分别为 F μ1max =500N ·K 1=500N ×35=17500N （1） F μ2max =500N ·K 2=500N ×17=8500N （2）表3 整车参数由汽车理论知识可知，汽车在附着系数为ϕ的道路制动时，当前、后车轮即将抱死时有最大的制动力，这时前、后车轮的制动力等于前、后轴的附着力。
前、后轴的附着力F ϕ1和F ϕ2分别为F ϕ1=F z1ϕ=()ϕϕg h b LG+ （3） F ϕ2=F z2ϕ=()ϕϕg h a LG- （4） 式（3）和式（4）中，F z1—前轴地面法向反力； F z2—后轴地面法向反力；G —汽车重量；a —质心与前轴距离；b —质心与后轴距离； ϕ—路面附着系数； h g —质心高度。
式（3）为一元二次函数，在0＜ϕ＜1时，F ϕ1随ϕ的增大而增大。
因道路（沥青或混凝土）的峰值附着系数一般为0.8～0.9，取ϕ=0.9，作为F ϕ1的最大值。
制动器的设计计算部分
制动器的设计计算部分制动器是用来控制或减速机械设备运动的装置。
它通常由摩擦垫、压力单元、驱动装置和控制装置组成。
制动器的设计计算部分包括静态设计与动态设计两个方面。
静态设计主要涉及计算所需的制动力和摩擦垫的尺寸，而动态设计则涉及制动器在运行期间的热量分布和冷却。
在进行静态设计计算之前，首先需要确定制动器所需的制动力。
制动器的制动力通常由下述式子计算：制动力=需要减速度×机械设备的质量其中，需要减速度是由系统要求或运行条件决定的。
机械设备的质量可以通过实际测量或通过计算机辅助设计软件进行估算。
此外，制动器还需要考虑一些额外的因素，如摩擦系数和安全系数，以确保制动器的可靠性和安全性。
在确定制动力后，需要计算摩擦垫的尺寸。
摩擦垫的尺寸取决于制动器的类型和具体应用。
常见的制动器类型包括盘式制动器和鼓式制动器。
对于盘式制动器，摩擦垫通常由摩擦面的直径和宽度来确定。
对于鼓式制动器，摩擦垫的尺寸通常由鼓面的直径和摩擦面的长度来决定。
与摩擦垫尺寸相关的参数还包括摩擦垫的摩擦系数和最大摩擦温度。
摩擦系数表示摩擦垫在制动时的摩擦性能，其数值通常由摩擦材料的选择决定。
最大摩擦温度是指制动器在运行期间可能达到的最高温度，该温度主要取决于摩擦材料和运行工况。
在动态设计方面，制动器的热量分布和冷却是设计中的重要考虑因素。
当制动器运行一段时间后，摩擦垫会产生大量热量，如果不能及时散热，可能会导致制动性能下降、摩擦垫老化或甚至引发火灾。
因此，制动器的设计需要考虑散热系统，以保持摩擦垫的正常工作温度。
散热系统通常包括散热片或散热鳍片，以增加散热面积，帮助热量的有效传递。
此外，制动器还可以采用风冷式冷却系统，通过引入外部冷气来加速热量的散发。
冷却系统的设计需要考虑风量、风速和冷却材料的选择等因素。
综上所述，制动器的设计计算部分涉及静态设计和动态设计两个方面。
静态设计主要包括计算制动力和摩擦垫尺寸，而动态设计则涉及制动器的热量分布和冷却。
制动器的设计与计算(图片高清)
第四节制动器的设计与计算一、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除摩擦衬片因有弹性容易变形外，制动鼓、蹄片和支承也有变形，所以计算法向压力在摩擦衬片上的分布规律比较困难。
通常只考虑衬片径向变形的影响，其它零件变形的影响较小而忽略不计。
制动蹄有一个自由度和两个自由度之分。
首先计算有两个自由度的紧蹄摩擦衬片的径向变形规律。
如图8—8a所示，将坐标原点取在制动鼓中心O点。
y I坐标轴线通过蹄片的瞬时转动中心A1点。
制动时，由于摩擦衬片变形，蹄片一面绕瞬时转动中心转动，同时还顺着摩擦力作用的方向沿支承面移动。
结果蹄片中心位于O1点，因而未变形的摩擦衬片的表面轮廓(E1E1线)，就沿OO1方向移动进入制动鼓内。
显然，表面上所有点在这个方向上的变形是一样的。
位于半径OB l上的任意点B1的变形就是B1B’1线段，所以同样一些点的径向变形δ1为δ1=B1C1≈B1B’1cosψ1考虑到ψ1≈(φ1+α1—90º)和B1B’1=001=δ1max所以对于紧蹄的径向变形δ1和压力p1为：式中，α1为任意半径OB l和y1轴之间的夹角；Ψl为半径OBi和最大压力线001之间的夹角；φ1为х1轴和最大压力线001之间的夹角。
其次计算有一个自由度的紧蹄摩擦衬片的径向变形规律。
如图8—8b 所示，此时蹄片在张开力和摩擦力作用下，绕支承销A 1转动d γ角。
摩擦衬片表面任意点B l 沿蹄片转动的切线方向的变形就是线段B 1B ’1，其径向变形分量是这个线段在半径OB 1延长线上的投影，即为B 1C 1线段。
由于d γ很小，可认为∠A 1B 1B ’1=90º，故所求摩擦衬片的变形应为δ1=B 1C 1=B 1B’1sin γ1=A 1B 1sin γ1d γ考虑到OA l ～OB 1=R.那么分析等腰三角形A l OB 1，则有A 1月l ／sin α=R ／sin7，所以表面的径向变形和压力为γαδd R sin 1=αsin max 1p p = (8—2)综上所述可知，新蹄片压力沿摩擦衬片长度的分布符合正弦曲线规律，可用式(8—1)和式(8—2)计算。
制动器计算
（1）假设地面的附着系数足够大；（2）蹄、盘正压力的分布状态自行假设（3）工作环境：设定为高温状态（4）制动摩擦系数取值范围：0.25≤f≤0.55参数确定：1.制动盘的直径D根据轮胎规格，此设计选择中级轿车。
由设计手册得制动盘直径D通常为轮辋直径70%~79%，总质量大于2t的汽车应取其上限。
本设计选择为79%。
轮辋名义直径14in=356mm。
所以制动盘直径D=356×75%=2672.制动盘厚度h制动盘的厚度h对制动盘质量和工作温度都有影响。
为使制动盘的质量小些，制动盘的厚度不宜过大；为减小升温，制动盘的厚度不提取的过小。
制动盘可以做成实心的，或者为了散热通风需要在制动盘间铸出通风孔道。
实心通常为10~20mm，本设计选择15mm。
3.摩擦衬块内径R1、外径R2、厚度h'摩擦衬快的外半径R2与内半径R1的比值不大于1.5。
若此比值偏大，工作时摩擦衬块外缘与内缘的圆周速度相差较大，则其磨损就会不均匀，接触面积将减小，最终会导致制动力矩变化大。
制动盘半径R=D/2=133.5mm，所以摩擦衬块外直径R2取132mm，R2/ R1≤1.5。
所以R1≥R2/1.5=88综合考虑，R1取90mm。
由于单位压力大和工作温度高等原因，摩擦衬块的磨损较快，因此其厚度较大。
据统计，日本轿车和轻型汽车摩擦衬块的厚度在7.5mm~16mm之间，根据布置尺寸需要和强度要求，摩擦衬块厚度h'取12mm。
4.摩擦衬块的工作面积A推荐根据制动摩擦衬块单位面积占有的汽车质量在 1.6kg/cm2~3.5kg/cm2范围内选取。
摩擦衬块的工作面积：A=π×（R22- R12）×α/360°根据所需面积，α取60°。
A=π×（1322- 902）×60/360=4879.56mm2（1500×40%×1/2）÷（4879.56×2）=3.07kg/ cm2<3.5 kg/ cm2，符合要求5.摩擦片与制动盘间隙盘式制动器的间隙一般为0.1~0.3（单侧为0.05~0.15）设计中取间隙为0.1mm。
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制动计算制动系统方面的书籍很多，但如果您由于某事需要找到一个特定的公式，你可能很难找到。
本文面将他们聚在一起并作一些的解释。
他们适用于为任何两轴的车辆，但你的责任就是验证它们。
并带着风险使用..…车辆动力学静态车桥负载分配相对重心高度动态车桥负载（两轴车辆）车辆停止制动力车轮抱死制动力矩制动基本原理制动盘的有效半径夹紧力制动系数制动产生系统压力伺服助力踏板力实际的减速度和停止距离制动热制动耗能动能转动能量势能制动功率干式制动盘温升单一停止式温升逐渐停止式温升斜面驻车车桥负荷牵引力电缆操纵制动的损失液压制动器制动液量要求制动基本要求制动片压缩性胶管膨胀钢管膨胀主缸损失制动液压缩性测功机惯性规则，前部和后部制动器之间的分配是确定的。
这可能是通过不同的刹车片大小或更容易使车辆动力学 静态车桥负载分配这里：Mf=静态后车桥负载（kg ）; M 车辆总质量（kg ）; Y =静态车桥负载分配系数 注：对于满载和空载的车辆的变化往往是不同的。
相对重心高度这里：h=重心到地面的垂直距离（ m ； Wb=^距；X=f 对重心高度；动态车桥负载（仅适用于两轴车辆）制动过程中车桥负载的变化与哪个车桥制动无关。
它们只依赖于静态负载条件和减速度 大小。
((l-^h(X.a))AI这里：a=减速度（g ）； M=车辆总质量（kg ）； Mfdyn=前桥动态负载（kg ）； 注：前桥负荷不能大于车辆总质量。
后桥负荷是车辆质量和前桥负荷之间的差值，并不车辆停止 制动力总制动力可以简单地用牛顿第二定律计算。
Mag这里：BF=^制动力（N ）; M 晖辆总质量（kg ）; a=减速度（g ）; g=重力加速度（s/m2）; 车轮抱死 如果车轮不抱死只能产生制动力， 因为轮子滑动摩擦力比滚动摩擦力低得多。
在车轮抱死 前特定车轴可能的最大制动力计算公式如下:F A这里：FA=^桥可能的总制动力 （N ）; Mwdyn 动态车桥质量 （kg ） ; g=重力加速度（s/m2）; 卩f=轮胎与地面间摩擦系数；— 制动力矩决定了哪个车轮需要制动来产生足够的制动力，每个车轮扭矩的要求需要确定。
对于某些能为负数。
它可能脱离地面。
（摩托车要注意）！Br用的阀门以减少执行压力。
B F\v R这里：丁=制动力矩（Nm ； BFw#用于车轮的制动力 （N ）; R=＞态负载下的车轮半径 （m ） r=车轮与制动器间的速比；制动基本原理 市动盘的有效半径一个制动盘（扭矩半径）的有效半径是制动片面积中心。
干式制动盘，假设为:D*dD=制动盘可用的外径（m ）; d=制动盘可用的内径（m ；这里：re=有效半径（m ）; D=制动盘可用的外径（ m ）; d=制动盘可用的内径（ m ； 注：所不同的是，由于全盘式制动器是全表面接触的，但制动片通常不并是一个扇形体， 而两侧是方形的（由于摩擦力的变化，实际上此不同并不是很重要） 夹紧力匚皿n— R *'这里：C=制动夹紧力（N ） ; T=制动力矩（ :Nm ; re=有效半径（m ）;卩f=制动片内衬材料与制动盘材料的摩擦系数；n=摩擦面数目；夹紧负荷被假设等效地作用在所有的摩擦表面。
对于干盘式制动器，是否是滑动式或对置活塞式制动并不重要。
牛顿第三定律表示，每一个力存在一个大小相等，方向相反的反作用力，作用在滑动卡钳的反作用力与对置活塞上的力相同。
制动系数Cb这里：Cb 喇动系数；n=摩擦面数目；卩f=制动片内衬材料与对面材料的摩擦系数; 卩L=在制动器抱死时制动片内衬材料与对面材料的摩擦系数；这里：re=有效半径（m ）; N= 司服摩擦面数目（通常为1 或3);PL tcUl 5 .T E T re这里：L=在制动器抱死时制动片内衬材料与对面材料的摩擦系数; 5 =球坡道倾角；rBT= 球轨道半径（m）; re=有效半径（m）;制动灵敏度高因素的制动对于制造公差和内衬摩擦的变化非常敏感。
化，衡量敏感性是随着内衬摩擦的变制动系数变化量。
它可以计算：这里：Sb=$q动灵敏度；5 =球坡道倾角f=制动片内衬材料与对面材料的摩擦系数；1 L=在制动器抱死时制动片内衬材料与对面材料的摩擦系数；制动产生系统压力压力是所需的夹紧力与活塞面积的作用。
记住对于对置活塞盘式制动器，它的面积只是制这里：p=系统压力（MPa；C=制动夹紧力（N）; A=总的活塞面积（mm2; 伺服助力伺服特点是图形化的定义。
输出将至少有两个斜坡，但也将在底部有一个的死区。
踏板力踏板的比例计算到脚垫的中心。
踏板回位弹簧对于整体的踏板力显著的作用。
特别是在整个行程中。
实际的减速度和停止距离在计算中使用的减速度是一个被称为MFDD（指完全展开的减速）的稳定状态。
假设车辆处于不是制动就是不制动的状态。
在实践中，系统压力的上升与摩擦的产生需要一定的时间。
这并不是司机的反应时间，而是系统的反应时间。
凡计算需要停止的距离或平均停止减速度, 那么这个延时必须考虑。
对于建立超过0.6秒线性计算，就有0.3秒的延迟。
Time (secs)V（（V a ） - OJg ）这里：aave=停止过程平均的减速度（g ）; v=测试速度（m/s ）; a=减速度（MFDD （g ）; g= 重力加速度（s/m2 ）;V*-S .逐謀这里：s=停止距离（m ； v=测试速度（m/s ） ; aave=停止过程平均的减速度（g ） ; g=重力 加速度（s/m2）;下图显示71/320/EEC 和ECE R13的测试要求。
MfDD2SL92何.吋O.Dk ：\ UAIAI ION HAMit(U To制动热 制动耗能在制动过程中，消耗的能量有三个来源，动能，转动能量和势能。
动能 假设停止过程测试速度下降到零，动能为:KE这里：KE=^能（J ）; M=车辆总质量（kg ）; v=测试速度（m/s ）; 转动能量转动能量是指缓慢转动部件所需的能量。
它随着所选的不同类型的车辆和齿轮变化而变化,但是定为动能的3%,是一个合理的假设。
势能势能是在山上停止获得或失去的能量。
I'I、" /2十运rPE讹1 +S ：）这里：PE=^能（J ）; M=车辆总质量（kg ）; g=重力加速度（s/m2）; S=坡度（% （tan 0）; 制动功率 只有当车轴制动（但依然旋转）时，制动系统中能量消散。
在车轮打滑时，有些制动能量 消耗在轮胎上。
ABS 发展的最终目标是处理理想的车轮打滑，但这里假设 能量取决于制动器的数量和每个车轴上的制动比例。
为了计算的功率，我们需要知道的制动时间：〜—这里：t=制动时间（S ）;v=测试速度（m/s ）；a=减速度（MFDD （g ）； g=重力加速度（s/m2）; 功率为：这里：P= 平均功率（W ; E=能量（J ）; t=制动时间（S ）; 这是平均功率，制动开始时的峰值功率为其两倍。
干式制动盘温升这些计算是基于以下参考:Ruldolf Limpert的制动设计与安全第 2版单一停止式温升为了近似制动盘的温升，需要作出能量去处的假设。
最初绝大多数的热出现在制动盘上, 然而，但是它可以迅速被周围元件和气流冷却。
计算假定 80%的热流到制动盘上。
流到一侧制动盘的热通量为:4PJI e - d*)这里：q=热通量（W/m2 ; P= 平均功率（W ； D=制动盘可用的外径（m ） ; d=制动盘可用的 内径（m ）；0 勺：＜3 （ P C k ）（C ） ； q=热通量（W/m2; t=制动时间（S ）; P =制动盘材料密度（kg/m3）; c=制动盘特定热容率 （J/kg/K ）; k=制动盘热导率（W/m/K ） ; Tamb^围温度（C ）； 典型的铸铁数据：P =7250kg/m3; c=500J/kg/K; k=58W/m/K 逐渐停止式温升经过反复制动后的温度上升也可以近似， 虽然存在这么多的变数，但只是使用在基本的优化工作也是被建议的。
「8%。
每次的制动单一停止式温升为:这里：制动盘最高温度P.tP . C. V这里：△ T=每次停止的平均温升（C ）; P= 平均功率（W ） t=制动时间（S ）; P =制动盘材料密度（kg/m3）; c=制动盘特定热容率（J/kg/K ） V=制动器体积（m3）;经过数停止后：{I -世I TJi-• r I 」LP —* *} 七 M {AT}这里：Tfoa=最后的停止后相比于周围温度的温升； N= 亭止次数；h=传热系数（W/C/m2）; A=^动盘表面积（ m2； △ 丁=每次停止的平均温升（C ） ； t= 制动时间（S ）; P =制动盘材料 密度（kg/m3）; c=制动盘特定热容率（J/kg/K ）; V=制动器体积（m3 ;= At (Xf -h ■ S)这里：Rf=前车桥负荷（kg ）;皿=车辆总质量（kg ）; xf= 水平时重心到后桥的水平距离 （m ）h=水平时重心到后桥的垂直距离（ m ）; S=坡度（%） （tan 0） ; wb 辱由距（m ）;后桥负荷是车辆质量和前桥负荷之间的差值。
牵引力如果在斜面上制动轮很轻， jE 么制动前轮胎有可能会打滑。
面临上下山时，通常需要车辆坡路控制，停车时牵引力是:这里：Tfr=需要的牵引力（N ）; M=车辆总质量（kg ）; g=重力加速度（s/m2） ; S=坡度（%(tan 0);只有两轴中的一个轴制动，限制坡度为:Wb （山 +h}AT 斜面驻车 车桥负荷当斜面上停车时，较低处的车桥比其处于水平状态时承受更高的负载。
这里：S=坡度（％（tan 0）;卩f=道路与轮胎间的摩擦系数；xf=水平时重心到后桥的水平距离（m）; wb=^ft距（m）; h=水平时重心到后桥的垂直距离（m）;电缆操纵制动的损失电缆损耗是不可小视的，根据数量和弯曲的角度不同损失也不同。
一个典型的电缆供应商使用以下的计算，计算电缆效率:1000 艮-1000 这里：n =电缆效率;Ba=w曲的角度（°）;液压制动器制动液量要求当提供液压制动时，制动液需要通过管道流动。
如果制动液来源主缸，它只有有限容量。
制制动基本要求制动液需要占用运转间隙。
A・Rc'fl1000这里：Vfl=占用运行间隙所需的的液量（CC）;A=^、的活塞面积（口口2;只。
=运行间隙（mm2;p.(0-007dp-0.2365)这里：Vf2=保持制动室刚度所需的的液量（CC）; p=制动系动压力（MPa；dp=制动活塞直径（mm；制动片压缩性制动片的可压缩性在热和冷条件下变化。
在16MPa的压力下最坏情况的数字是冷压缩 2 % 和热压缩5%。
所需的流体计算公式如下:64000这里：Vf3=由于制动片压缩所需的液量（CC）；C3=^动片压缩性（%）；t=制动片厚度总和（mn）; p=制动系动压力（MPa；dp=制动活塞直径（mr）;胶管膨胀Ct . It - P这里:~Vf4=由于胶管膨胀所需的液量（CC ） ; Ch=W 体膨胀常数对于 SAE J1401 3 / 16 ”橡胶制动软管使用 47.58e-6 cc/（MPa.mm ） 对于SAE J1401 3 / 16 ”不锈钢编织软管使用0.04e-6 cc/（MPa.mm ）对于 SAE100R7软管使用 2.2e-6Xb2+63.7e-6 cc/（MPa.mm ）lh=管长（mm ； p=系统压力（MPa ； b=软管内径（mm ；钢管膨胀钢管膨胀是非常小的，可能没什么兴趣，但是应该指出，它与直径的立方成正比，因此,系统中对于固定的流体体积使用大于必要的管会导致较长的行程， 更重要的是额外的流体压缩损失。