第五节制动驱动机构
一、制动驱动机构的形式
汽车制动器简单制动单靠驾驶员施加的踏板力或手柄力作为制动力源，故亦称人力制动。其中，又分为机械式和液压式两种。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、右轮制动力的均衡，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)，还广泛地应用于中、小型汽车的驻车制动装置中。
液压式简单制动(通常简称为液压制动)用于行车制动装置。液压制动的优点是：作用滞后时间较短(0．1～0．3s)；工作压力高(可达10—20MPa)，因而轮缸尺寸小，可以安装在制动器内部，直接作为制动蹄的张开机构(或制动块的压紧机构)，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(液压系统有自润滑作用)。液压制动的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。液压制动曾广泛应用在轿车、轻型货车及一部分中型货车上。
动力制动即利用发动机的动力转化而成，并表现为气压或液压形式的势能作为汽车制动的全部力源。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反比例关系，在动力制动中便不复存在，从而可使踏板力较小，同时又有适当的踏板行程。
气压制动是应用最多的动力制动之一。其主要优点为操纵轻便、工作可靠、不易出故障、维修保养方便；此外，其气源除供制动用外，还可以供其它装置使用。其主要缺点是必须有空气压缩机、贮气筒、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，为此在
制动阀到制动气室和贮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(亦称加速阀)以及快放阀；管路工作压力低，一般为0．5～0．7MPa，因而制动气室的直径必须设计得大些，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，这就增加了簧下质量；制动气室排气有很大噪声。气压制动在总质量8t以上的货车和客车上得到广泛应用。由于主、挂车的摘和挂都很方便，所以汽车列车也多用气压制动。
用气压系统作为普通的液压制动系统主缸的驱动力源而构成的气顶液制动，也是动力制动。它兼有液压制动和气压制动的主要优点，因气压系统管路短，作用滞后时间也较短。但因结构复杂、质量大、成本高，所以主要用在重型汽车上。
全液压动力制动，用发动机驱动液压泵产生的液压作为制动力源，有闭式(常压式)与开式(常流式)两种。
开式(常流式)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，则借阀的节流而产生所需的液压并传人轮缸。
闭式回路因平时总保持着高液压，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，开式的即不起制动作用，而闭式的还有可能利用蓄能器的压力继续进行若干次制动。
全液压动力制动除了有一般液压制动系的优点以外，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也较高，目前应用并不广泛。
各种形式的动力制动在动力系统失效时，制动作用即全部丧失。
伺服制动的制动能源是人力和发动机并用。正常情况下其输出工作压力主要由动力伺服系统产生，在伺服系统失效时，还可以全靠人力驱动液压系统以产生一定程度的制动力，因而从中级以上的轿车到重型货车，都广泛采用伺服制动。
按伺服力源不同，伺服制动有真空伺服制动、空气伺服制动和液压伺服制动三类。
真空伺服制动与空气伺服制动的工作原理基本一致，但伺服动力源的
相对压力不同。真空伺服制动的伺服用真空度(负压)一般可达0．05—0．07MPa；空气伺服制动的伺服气压一般能达到0．6～0．7MPa，故在输出力相同的条件下，空气伺服气室直径比真空伺服气室的小得多。但是，空气伺服系统其它组成部分却较真空伺服系统复杂得多。真空伺服制动多用于总质量在1．1～1．35t以上的轿车和装载质量在6t以下的轻、中型货车，空气伺服制动则广泛用于装载质量为6～12t的中、重型货车，以及少数几种高级轿车上。
二、分路系统
为了提高制动工作可靠性，应采用分路系统，即全车的所有行车制动器的液压或气压管路分为两个或更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。
双轴汽车的双回路制动系统有以下常见的五种分路形式：
1)一轴对一轴(Ⅱ)型，如图8—14a所示，前轴制动器与后桥制动器各用一个回路(“Ⅱ型”是其形象的简称，下同)。
2)交叉(X)型，如图8—14b所示，前轴的一侧车轮制动器与后桥的对侧车轮制动器同属一个回路。
3)一轴半对半轴(H1)型，如图8—14c所示，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，其余的前轮缸则属于另一回路。
4)半轴一轮对半轴一轮(LL)型，如图8—14d所示，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。
5)双半轴对双半轴(HH)型，如图8—14e 所示。每个回路均只对每个前、后制动器的半数轮缸起作用。
Ⅱ型的管路布置较为简单，可与传统的单轮缸(或单制动气室)鼓式制动器配合使用，成本较低，目前在各类汽车特别是货车上用得最广泛。这种形式若后制动回路失效，则一旦前轮抱死即极易丧失转弯制动能力。对于采用前轮驱动因而前制动器强于后制动器的轿车，当前制动回路失效而单用后桥制动时，制动力将严重不足(小于正常情况下的一半)，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 型的结构也很简单。直行制动时任一回路失效，剩余总制动力都能保持正常值的50％。但是，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，使汽车丧失稳定性。因此，这种方案适用于主销偏移距为负值(达20mm)的汽车上。这时，不平衡的制动力使车轮反向转动，改善了汽车稳定性。
HI 、HH 、LL 型结构都比较复杂。LL 型和HH 型在任一回路失效时，前、后制动力比值均与正常情况下相同。LL 型和HH 型的剩余总制动力可达正常值的50％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很容易先抱死。
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
制动轮缸对制动蹄(块)施加的张开力Fo 与轮缸直径d 和制动管路压力p 的关系为 )/(40p F d π=
制动智路压力一般不超过10—12MPa ，对盘式制动器可更高。压力越高，对管路(首先是制动软管及管接头)的密封性要求越严格，但驱动机构越紧凑。轮缸直径d 应在标准规定的尺寸系列中选取，详见GB7524—87附录B 表B2。
2．制动主缸直径do 的确定。
第i 个轮缸的工作容积为
i n i i d V δπ∑=124
式中，di 为第i 个轮缸活塞的直径；n 为轮缸中活塞的数目；δi 为第i 个轮缸活塞在完全制动时的行程。
在初步设计时，对鼓式制动器可取δi=2．0～2．5mm 。
所有轮缸的总工作容积为
∑=m
i V V 1式中，m 为轮缸数目。
制动主缸应有的工作容积为
Vo=V+V ’，式中,V ’为制动软管的容积变形。
在初步设计时，制动主缸的工作容积可取为
Vo=1.1V (轿车)
Vo=1.3V (货车)
主缸活塞行程So 和活塞直径do 可用下式确定
02004S d V π
=
一般So=(0.8—1.2)do 。
主缸的直径do 应符合ZB ／TT24008—90中规定的尺寸系列。
3．制动踏板力F 。
制动踏板力Fp 用下式计算 η
π
11420p p i p d F = 式中，ip 为踏板机构传动比；η为踏板机构及液压主缸的机械效率，可取η=0.82～0.86。
制动踏板力应满足以下要求：最大踏板力一般为500N(轿车)或700N(货车)。设计时，制动踏板力可在200～350N 的范围内选取。
4．制动踏板工作行程Sp
Sp=ip(S0+δ0l+δ02)式中，方o ，为主缸中推杆与活塞间的间隙，一般取δ01=1．5～2．0mm ；δ02为主缸活塞空行程，即土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。
制动器调整正常时的踏板工作行程Sp ，只应占计及制动衬片(衬块)的
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