文献翻译
一个1024N／cm2压力（1482psi）的制动管路需要产生制动使车辆减速0.99必要的力量，将通过大量的计算。当助推器工作时，1482 psi的制动管路压力只能产生于直径小于1cm的主缸里。这个损耗会被后续计算到。
1.轴承间隙
2.制动管路的膨胀
3.制动胶管的膨胀
4.主缸
5.卡钳变形
由于双前卡钳变形的体积损失是
类似的计算两后轮卡钳的后制动管路压力是453N／cm2（655psi）。
6.衬垫的压缩量
前：
后：
7.制动液压缩
主动制动液量
流体压缩量的计算是在294K的条件下进行的，其中
由于管路压力前后的差异，计算流体损失时，因为比例被忽略了所以
流体压缩。
8. 制动系统中的残余空气
空气的残余量为2，该卡钳的空气残余点数在5以上。残留的空气存在大气压力，必须考虑如果空气中没有温度升高发生，然后没有空气量的增加的这种情况。因为这些冷制动器计算时，空气的残余量为2。所有的个体都有体积损失，在制动管压力总体积损失Vt是为1024（1482psi）。
踏板行程的需要产生一个1024 N /平方厘米的压力来满足不同用户，使得制动液能提供足够的主缸活塞行程来确保制动管路压力。
踏板行程在外面的部分，根据第一章的规定，指出踏板行程不应超过冷制动器75至90毫米（3至3.5英寸）或约60％出最大为150毫米（6英寸）。制动系统应与26.99毫米下一个更大的主缸被重新设计（1-1/16）。踏板行程增加9.42厘米（3.71英寸），而不是10.54厘米（4.16英寸）。根据具有可接受的踏板力的制动管路压力，真空助力器已被用来产生1482磅的压力。升压比将需要基于例5-5。
例5-2：例5_1的车辆有0.191厘米（0.075英寸）因故障修复左前轮轴承间隙。计算在该前端管路主缸的活塞底所产生的制动管路压力。
主缸具有下列的尺寸和体积：
直径25.4毫米（1英寸），前活塞行程119毫米（0.748英寸），后活塞行程13毫米（0.512英寸）。由于推杆发挥和补偿端口，唯一有效的前活塞行程为17mm（0.67英寸）。制动系统的体积要求分成两类，分别是使用前的任何制动管路压力生产制动液的组件，和那些与产生制动管路压力的组件。
零压力量：
左前轮卡钳的部分根据零压力量的要求：
右前轮卡钳的部分根据零压力量的要求：
在前面的管路的所有额外残余空气是
（见点13，空气或气体中的制动系统）。
所需的总零压力的流体体积6.67立方厘米（0.407立方英寸）。
可用于制动管路压力产液量的前制动器是
在前面的管路需要作为制动管路压力的函数的加压的制动流体体积
254厘米（100英寸）的制动管路：
102厘米（40英寸）的软管长度：
主缸（25.4毫米或1英寸的直径）：
弹性变形量：
垫压缩量：
在444k时，164立方厘米（10立方英寸）制动液压缩量：
活塞（数据可能显示在对组合活塞829 N /平方厘米（1200磅），3立方厘米（0.2英寸3）
制动管路的压力）：
前制动管路产生的最大制动管路压力是由主缸与前制动系统体积要求压力增大的体积所决定的，即1.94立方厘米（0.118英寸3）。加上所有的起作用所得的结果。
前缸活塞见底时前回路制动管路压力为
从失败的分析表明，前制动主缸最低会产生280牛/平方厘米（407磅）的制动压力。280N /平方厘米（407磅）所产生的加速度用0.28g带入等式计算。 （5-3）当驾驶员增加踏板力后，制动管路压力会增加，从而实现了减速。在第7章所讨论的数据（制动力图表）可被用来计算该后制动器对于相关附着系数下的制动力。
5.5 液压制动系统的动态响应
5.5.1 基本介绍
液压制动系统的动态响应的详细分析是一项复杂的任务。它涉及到几个微分方程通过电脑的部分进行分析计算来解决。为要达到有效的结论，几个输入参数必须对于所考虑的特定制动系统来测量(参考5.17,5.18,5.19)。
通常，液压制动系统的响应特性，使得时间的输入和输出变量之间的滞后是非常小的，并且通常小于0.1到0.2秒。随着越来越多地使用ABS制动和电子稳定性控制系统（ESC），液压制动系统和独立制动器组件的动态响应变得越来越重要。一个完整的制动系统的动态响应是由准静态分量和瞬变分量的部分组成。瞬态问题的是，与快速变化的系统变量有关，如以下快速踏板力的输入。准静态行为与缓慢变化的变量，如在衬里和转子之间的摩擦系数的变化，会与车辆的减速期间在车轮速度的降低相关联。
5.5.2 制动液粘度
在一个典型的制动系统中，主要动态元素是制动管路和真空助力器。制动流体从主缸到车轮缸的流动，它是与流体粘度，流动截面积，并且制动器线的长度相关函数。确定流量要根据电容，电阻，和制动管路。电容元件占流体的可压缩性和壁顺应性，而电阻元件引入由于层流或紊流，即摩擦效应的压力损失。惯性效应与制动管路中的流体的质量有关。随着流体粘度增加，会增加制动力从踩下制动踏板到制动器起作用的时间间隔。同样，也会增加制动器的释放时间。
在大多数车辆，由于主缸的位置短会使得左前的管道比右前的短。因为在前面的电路管长度的差异，左前制动器会比右前制动先制动。在通常的低粘度水平的差异是不明显的。然而，与降低环境温度的粘度增加，流向每个前制动器的速度会变得不同，左右两边制动力不平衡是有可能存在的。
制动不平衡的程度是由踏板力的原因，即，力施加到流体的速率的影响。随着流体粘度增加，流体所需要的时间增加，从制动主缸到油管由于流速较慢，导致制动器施加的时间较长。由于粘度的影响响应速度慢，会影响车轮的防抱死制动系统（ABS）和ESC的性能。
5.5.3 刹车踏板联动
制动踏板和连杆的连接在一个完整的制动系统的动态响应中影响是很小的。操作者的重量和脚腿部的惯性将极大地影响该踏板的动态响应。
5.5.4 真空助力器
真空助力器在液压制动系统的响应滞后这方面有显著帮助。助力器包括若干组件，如活塞，阀，弹簧和推杆，所有这些都必须包括在描述助力器动态行为的数学表达式中。另外，某些假设必须作出简化，在真空环境和压力室中的压力参考的热力学关系。测定国内乘用车的真空助力器的瞬态响应，并在图中示出。如图5-22所示。5-22揭示了，缓慢对制动踏板施加力时，结果是一样的。当快速踩下制动踏板时在制动管路中的响应会比缓慢踩下时显著滞后。
只有当快速制动踏板力超过1023N（2301B）时，才不会和主缸所产生的与之相关联制动踏板力达到相同的水平。通常，在快速制动时助力器响应的滞后是类似于驾驶员的踏板与发动机的踏板响应断开，即没有功率提升。
5.5.5 总泵
主缸的动力是与这些完整的制动系统相比相对微不足道。主要的原因是在小块的活塞和高刚度的汽缸。通过力学的基本原理的应用，主缸的动力学的微分方程可以导出。在一般情况下，方程描述的主缸室的输出流量和作用在腔室中的制动管路压力。
5.5.6 制动管路
在过去，液压制动线路已经由描述在该行中的流体的纵向振动的波方程进行分析。在过去，液压制动线路已经在描述流体的纵向振动的波方程中进行分析。对于小直径的液压管线中，已经发现，制动流体的粘度对响应时间显著效果。分析和测试数据表明，该制动管路显著有助于完整制动系统的响应滞后现象。
5.5.7 车轮制动
车轮制动器的动态行为可以通过使用几个模型，如热模型，摩擦系数模型，静态性能模型，和动态性能模型进行分析。静态性能子模型预测的制动转矩作为制动管路压力以及转子之间的摩擦系数的函数。子模型的制动力矩是基于相似的公式表达式（5-2），但不包括轮胎半径。动态性能子模型通过处理制动器作为质量 - 弹簧 - 阻尼系统计算一个动态制动扭矩。如第3章中讨论，热子模型考虑了制动作为判断刹车温度的能量转换和散热装置。摩擦材料子模型认为衬里和转子之间的摩擦系数是随时间变化的。在车轮制动器的动态性能的研究结果表明，传统的车轮制动器是高度敏感的制动系统部件。此外，值得注意的是不可能存在于一个制动器的设计类型下。
5.5.8 液压增压系统
没有加器液压升压系统通常比那些真空辅助制动器表现出更快的响应特性，因为它们不被真空助力器的响应滞后的限制。
制动器设计和安全
因为他们没有蓄电池,操作必须从零开始增加压力,这导致响应延迟。
有蓄电池的增压系统对增压有帮助。5 - 8所示,液压助力器有助于提高其性能。制动响应时间测试在四轮盘式制动器的车辆上进行(参考5.20)。测量制动系统的瞬时响应如图5-23所示。踏板力,主缸输出压力,和后方卡钳轮缸压力与时间的函数。曲线显示,在踏板力开始0.06秒后，制动主缸才开始有压力显示。压力达到1034 N /厘米(1500 psi)时。主缸平均制动管路压力滞后小于大约0.04到0.05 s。相应的后刹车制动管路压力滞后只有大约0.015秒。
图5-23。测量菲亚特主缸和液压助力器系统的瞬时响应。
后部卡钳制动管路压力的瞬时响应特性示如图。5-24所示。踏板力效应和主缸/升压特性，本实验不考虑其影响。图5-24揭示了后制动主缸压力响应不明显放缓的/增压系统。旋转轮(地面)停止大约0.06秒后，后卡钳制动管路压力开始上升。
第六章
空气制动系统的分析
6.1基本概念
空气制动，动力制动系统使用压缩空气作为能源介质。制动踏板作用力仅用于调制施加到制动室的空气压力。制动系统必须有一个双重空气制动系统,以便在一个电路出现故障时,具有紧急制动功能。虽然所述能量源是压缩空气，能量从制动室的摩擦表面的传输涉及推杆，杠杆臂，凸轮，和辊子，或楔块。在空气在液压制动器的情况下，空气压力被转换成液压，其用于压在鼓上。所有空气制动系统有某些共通的组件。卡车、拖拉机和拖车存在直接的差异。差异还存在于某些设计细节，比如空气罐，盘与鼓式制动器，和S-凸轮随楔的数量。在某些情况下,两个空气槽会结合成一个更大的空气罐。此外，由于客户偏好，在使用阀门方面会有微小变化。驾驶室（倾斜驾驶室）的对流的设计细节也有所差异。
基本的拖拉机拖车系统运行如下:压缩机从两个空气泵抽空气，即一前一后的两个空气泵。压缩机从两个空气泵抽空气:弹簧制动器的空气泵和主空气泵。双重空气制动系统是由司机控制的双制动阀门。当制动释放阀,所有制动室通过各自的快速释放阀排气。
当前面的制动管路失败时,立即止回阀前端电路保护后面的电路,继续正常运转。会安装一个类似的保护装置在发生后制动电路故障。如果拖拉机后方系统失效，因为双止回阀的存在,空气提供给拖拉机和拖车刹车弹簧和拖车刹车制动力。如果自动刹车将空气压力低于大约40 psi，两个前后制动系统不可用。
制动器设计和安全
一些车辆还配有弹簧制动控制阀。电路发生故障时，允许操作员调节制动阀的弹簧。调节后弹簧制动器的制动能力,相当于约60 psi制动管路压力。在紧急的情况下，弹簧制动控制阀也无需激活按钮控制阀，并且弹簧制动可以正常应用和释放。在拖车完全分离时,会自动应用拖车刹车。
6.2 基础制动器
6.2.1 S-凸轮制动器
在北美，鼓式制动器主要运用于中型和重型货车,拖拉机和拖车。超过90%的重型车辆使用凸轮制动器,或在一个较小的程度上,它是楔形设计驱动的基础在某些情况下，平面凸轮制动器主要在前轴使用。
凸轮制动器采用了领从蹄的设计。蹄被制造成S形，因此，被命名为S型凸轮制动器。典型S型凸轮制动器设计用于拖车车轴。如图6-11所示。这种设计的主要部分是领蹄（上）和从蹄（底部），自动调整臂，空气制动气室。
图6 - 1。S-凸轮与刹车自动间隙调整器（罗克韦尔国际）
旋转凸轮将滚筒和领从蹄分开。对领蹄的力小于从蹄的力，因此两者的几乎均匀的磨损，领从蹄的寿命基本相同。这也是该标准的领从蹄式制动器系数方程必须对于s凸轮制动器进行修正的原因。小号凸轮制动器很简单，坚固耐用。他们可以很容易检查和维护。其主要缺点是在制动力会衰减，在有限的制动环境，需要调整。机械效率大约是65%-70%。（参考文献6.1,6.2,6.1,6.2,6.5）。
当调整正处于一个临界水平，往往不是由操作者，热膨胀鼓和制动片衰减可能会导致货车制动无效。热条件不必涉及与卡车的广泛下坡操作相关联的过度制动的温度。在高速80或97公里/小时（50或60英里）行驶，会导致制动失灵。足够的推杆行程可以通过自动间隙保证。自动调整臂是标准设备在所有货车和拖车上运用。自动调整臂所需要的安全运行要通过FMVSS121适当的检查和维护。
图6 - 2。自动调节-行程传感器（
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