文献翻译
BF是制动因素。
举个例子，前轮盘式制动器的制动因素BF=0.7，活塞或衬垫最小移动行程是0.7mm（0.7/25=0.028in.）。如果主缸体积部分给两个前轮盘式制动器提供的制动液容量足以使每个衬垫在主缸底部移动0.7毫米，那么在正常的工作条件下制动踏板的行程不会过长。
浮动式盘式制动器的设计只有一个活塞。单个的活塞行程相对于钻孔外壳必须是安全量的两倍或是1.4mm（0.055in）。
5.4.3 制动液容量详解
5.4.3.1主缸容量分析
由主缸输送的制动流体量必须足够大，使得所有使用流体的制动元件正常工作，并且使得在0.9到1g的冷态制动减速度下踏板行程不超过约8.89cm（3.5in.）。（见第一章）
在助力器失效的情况下，制动性能满足的必要条件取决于主缸横截面的尺寸大小。
为实现与给定的踏板力的规定的减速所需的制动主缸横截面积通过结合公式（5-1），（5-3），和（5-11）并且忽略推出力计算得出的:
此时 =踏板力，N/(1b)
=踏板杠杆比
=拐点压力，N/ (psi)
=轮缸效率
=踏板杠杆效率
主缸活塞行程由
其中=最大可用踏板行程，cm（in.）
主缸体积是通过结合公式（5-22）和（5-23）得到的:
制动流体量由公式（5-24）所确定，或直接从给定车辆的实际主缸中测量，但必须覆盖整个制动系统所有的流量用户。
图5-19.德科莫莱恩”快速调整式“主缸（本迪克斯）
（A）制动器应用
（B）回程-制动液从活塞背部流入压力室
图5-20.主密封工作-制动泵
如图5-19所示的快速调整主缸和过去在一些车辆上使用的需要额外容量的分析，因为在低压约69 N /（100psi）时，主缸的低压腔室中提供了大量的流体以迅速对制动盘加以保护。主缸的底座和主活塞的表面之间的区域是低压室。当施加制动时，主活塞开始移动到孔中，以及围绕活塞体的体积开始减小，从而导致在主活塞背后的流体的压力增加。当快速调整阀关闭储存器时，流体被直接从主活塞前面的初级密封压进到主回路。在约48至69 N /（70至100psi）的压力下，快速调整阀打开，缓解低压室。对于更高的制动管路压力，主缸作为正常的双或串联的主缸，与每个回路产生相同的压力。快速调整室通常供应给有较大的制动液量的回路，在大多数情况下，前轮低阻力的盘式制动器需要的较大体积的制动液。
5.4.3.2单元件流体要求
因此，单个流体体积与踏板行程损失涉及下面讨论的因素。与各制动器组件相关联的单独的流体体积被计算为一个制动管路压力，这将在车辆满载且踏板行程不超过8.89cm（3.5in.）的情况下产生0.9g的减速度。
1.制动盘垫片间隙
移动制动盘垫片所需的流体体积是根据轴向跳动或盘式制动器间隙和卡钳的横截面面积计算得到的。在该部分的踏板应用中，只产生微小的制动管路压力。盘式制动器和几乎所有的鼓式制动器都是通过自我调节，使间隙稍微达到预测的最小值。
盘式制动器制动盘过多的轴向跳动会引起垫片增高和随着制动器的回位，卡钳活塞被推回。垫和制动盘之间的总间隙可能比从主缸流进该回路的工作流体大。由于流体绕开储存器到制动系统的主密封件，适当的，即快速的制动泵通常会导致制动踏板上升，如图5-20所示。在某些情况下，过度的前端摆振或严重的急转弯和松动或磨损的悬架部件可能会导致卡钳活塞被推回，会导致制动器由于制动踏板行程过长而失效。当事故车辆进行检查时，制动盘过大的轴向跳动不会被观察到，在真实事故的情况下，常常剩下许多不为人知的原因。见例5-2为一个实际的案例分析，一个松动的前轴承引起的局部制动失效。
在调查使用了整体盘式驻车制动器的四轮盘式制动器的车辆事故中，使用驻车制动器应用来调整伺服制动垫，驻车制动不应在检查期间应用，因为关键证据可能被破坏。
2.制动管路扩展
金属制动管路基本上是一个长圆柱体。当使用一个压力缸的基本方程时，制动管路的体积增加量由
确定
此时D=管道的外直径,cm（in.）
E=管道材料的弹性模量，N/ (psi)
L=制动线的长度,cm (in.)
Pt=制动管路压力, N/ (psi)
T=管道壁厚, cm (in.)
对制动管路D= 0.475 cm（0.187 in.), t = 0.0686 cm（0.027 in.), and E = 20.6 times; 106 N/cm（30 times; 106 psi), Eq.（5-25）产生的标准化制动线量损失系数，有
对于特定的制动管路长度L和一定的制动管路压力P的特定车辆，由于制动管路扩展导致的体积损耗是由
确定的。
3.制动软管的扩展
制动软管的扩展已经被测量。在现今车辆上使用的制动软管扩展的典型值由
和
计算得出。
此时=制动软管的长度，cm（in.）
4.主缸损失
良好的机械状态的主缸容积损失与主缸直径大小变化一般，正如这里（参考文献1.3）：
容积损失由=*Pt，cmsup3;（insup3;.） (5-29)
确定的。
此时=特定的主缸容积损失， cm3/N/cm2，（in.sup3;/psi）
5.卡钳变形
卡钳变形难以准确测量，因为剩余的容积内的空气和试验流体被压缩，并且导致更多的小的流体损失。此外，不同厚度的设计使得它不可能为所有的应用程序规定的一个系数。然而，“钢”垫流体压缩测试的进行显示一个固定卡钳设计的卡钳量损失可近似由
确定。
Kc的值是卡钳活塞直径的函数。 对于（在1.5和2.36）38到60mm之间的直径，Kc由（Ref1.3）确定：
此时=轮缸直径, cm(in.)
= 卡钳量损失, cm3 (in.3)
对于直径为60mm（2.36in.）的卡钳，卡钳里的残留空气量大约为0.72（0.044），或对于一个直径为38毫米（1.5英）的卡钳，残余空气量为0.31（0.019）。
6.制动片压缩
对于盘式制动器，垫压缩在选择适当的材料中是一个重要的因素。对于盘式制动器不得有不当的操作噪音，一定程度的压缩性和阻尼是极其重要的（参考.5.14）·
对于盘式制动片，体积损失VP由于压缩是由 (参考1.3):
=4Sigma;)i , (5_32)
确定的。
此时=轮缸区域，
=制动蹄压缩性，cm/(N/cm2) (in./psi)
i=制动特性
=制动管路压力，N/（psi）
对于盘式制动片，一个比较良好的阻尼垫材料产生正常的压缩系数CS = to cm/(N/cm2)（3至7in./psi）（冷）制动温度，Cs =15 至 /（N/）（4至9 in./psi），约672 K的热制动制动盘温度（750°F）和大约380度（225°F）的垫板温度。
例如，对于使用四轮盘式制动系统的乘用车而言，具有5.71和3.81cm（2.25和1.5in.）的前后轮热态制动器的轮缸直径和620 N /的制动管路压力（900psi），方程（5-32）产生的最大体积损失VP由衬垫压缩
得到。
随着一种紧凑型轿车的主缸的典型尺寸为2.22到2.54cm（7/8in.），流体体积约为11.5（0.7）。仅仅3.02（0.186）的衬垫压缩损失可能在踏板行程损失中占近30％。在踏板行程损失的情况下，主体制动片必须与原始设备衬垫进行比较，尤其是涉及到较高的制动温度时。
7.制动鼓变形
由于机械制动鼓变形，液压制动液量损失由（参考文献1.3）：
=) ， （5-33）
和 =(20-30) cm/N
[=(35-53) in./1b]
此时=轮缸区域，
8.鼓式制动器制动蹄与衬压缩
包括应用机理的两个制动蹄所产生的制动液体积损失是由
计算的。
此时d=制动鼓直径, cm(in.)
W=制动蹄宽度, cm(in.)
9.热膨胀鼓
由于所述制动鼓因为温度而膨胀的原因导致的制动流体量是由
计算的。
此时=轮缸区域，
=制动鼓温度，K（F）
=铸铁制动鼓材料的热膨胀系数=11* cm/cm K[6.55* in. /in. F]
10.鼓式制动器液压空气
由于空气夹杂导致的制动液体积损失大约是（参考1.3）
=0.035，
[=0.014,] (5-36)
11.制动蹄/制动鼓间隙
事故车辆的检查通常会发现任何异常情况。制动鼓与制动蹄-圆直径确定真实的衬里间隙。应当指出，一些液压鼓式制动器利用轮缸活塞制动时，会使这个活塞在衬片过度磨损的情况下停止推压。当这种情况发生时，制动蹄不工作或者仅制动鼓受到部分按压力而不产生足够的制动转矩。虽然因为制动管路压力变高，踏板可能感到紧固，但制动效果可能会显著降低。
制动器的制动液量由于制动器的制动蹄和制动鼓之间的间隙，具有良好的自动调节性能
12.制动液压缩
当制动液的温度和制动管路压力增加时，因为制动流体的压缩所造成的体积损失可能对踏板行程有显著的效果。因为常规制动液以聚乙二醇醚，矿物油，和硅氧烷为基础，所以根据温度变化不同干燥，气密的制动液的可压缩系数的测量值示于图5-21。图5-21的检查结果显示，常规制动液的压缩系数会翻一番，当制动液温度从294升高到477 K（70至400°F）时。以有机硅为基础的制动液具有最高的压缩率。
图5-21. 没有气体含量的干式制动器流体压缩系数
制动液压缩而产生的体积损失是制动过程中，制动系统的活动容积受到压力的作用。
该活动容积量由
（5-38）
确定。
此时=轮缸区域，
I=制动特性
=新制动蹄流体量，
W=制动蹄的行程磨损，cm(in.）
由于流体压缩导致的容积损失计算
(5-39)
此时= 制动液压缩系数，
例如，对于四轮盘式制动器的车辆有
该活动容积有公式(5-38)计算得到:
在620 N /（900psi）制动管路压力下的容积损失由公式(5-39)确定lt;
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