行车制动装置或驻车制动装置的些制动器件。

应急制动装置也不是每车必备的，因为普通的手力驻车制动器也可以起到应计制动的作用。

辅助制动装置用在山区行驶的汽车上，利用发动机排气制动或电涡流制动等的辅助制动装置，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。

国内外研究现状发展趋势制动控制系统的历史最原始的制动控制只是驾驶员操纵组简单的机械装置向制动器施加作用力，这时的车辆的质量比较小，速度比较低，机械制动虽已满足车辆制动的需要，但随着汽车自质量的增加，助力装置对机械制动器来说已显得十分必要。

这时，开始出现真空助力装置。

年生产的质量为的凯迪拉克车四轮采用直径的鼓式制动器，并有制动踏板控制的真空助力装置。

林肯公司也于年推出轿车，该车采用通过四根软索控制真空加力器的鼓式制动器。

随着科学技术的发展及汽车工业的发展，尤其是军用车辆及军用技术的发展，车辆制动有了新的突破，液压制动是继机械制动后的又重大革新。

车率先使用了轿车液压制动器。

克莱斯勒的四轮液压制动器于年问世。

通用和福特分别于年和年采用了液压制动技术。

到世纪年代，液压助力制动器才成为现实。

世纪年代后期，随着电子技术的发展，世界汽车技术领域最显著的成就就是防抱制动系统的实用和推广。

集微电子技术精密加工技术液压控制技术为体，是机电体化的高技术产品。

它的安装大大提高了汽车的主动安全性和操纵性。

防抱装置般包括三部分传感器控制器电子计算机与压力调节器。

传感器接受运动参数，如车轮角速度角加速度车速等传送给控制装置，控制装置进行计算并与规定的数值进行比较后，给压力调节器发出指令。

年，博世公司申请项电液控制的装置专利促进了防抱制动系统在汽车上的应用。

年的福特使用了真空助力的制动器年，克莱斯勒车采用了四轮电子控制的装置。

这些早期的装置性能有限，可靠性不够理想，且成本高。

年，默本茨推出了种性能可靠带有液压助力器的全数字电子系统控制的制动装置。

年美国开发出带有数字显示微处理器复合主缸液压制动助力器电磁阀及执行器体化的防抱装置。

随着大规模集成电路和超大规模集成电路技术的出现，以及电子信息处理技术的高速发展，以成为性能可靠成本日趋下降的具有广泛应用前景的成熟产品。

年的世界年产量已超过万辆份，世界汽车的装用率已超过。

些国家和地区如欧洲日本美国等已制定法规，使成为汽车的标准设备。

二制动控制系统的现状当考虑基本的制动功能量，液压操纵仍然是最可靠最经济的方法。

即使增加了防抱制动功能后，传统的油液制动系统仍然占有优势地位。

但是就复杂性和经济性而言，增加的牵引力控制车辆稳定性控制和些正在考虑用于智能汽车的新技术使基本的制动器显得微不足道。

传统的制动控制系统只做样事情，即均匀分配油液压力。

当制动踏板踏下时，主缸就将等量的油液送到通往每个制动器的管路，并通过个比例阀使前后平衡。

而或其他种制动干预系统则按照每个制动器的需要时对油液压力进行调节。

目前，车辆防抱制动控制系统已发展成为成熟的产品，并在各种车辆上得到了广泛的应用，但是这些产品基本都是基于车轮加减速门限及参考滑移率方法设计的。

方法虽然简单实用，但是其调试比较困难，不同的车辆需要不同的匹配技术，在许多不同的道路上加以验证从理论上来说，整个控制过程车轮滑移率不是保持在最佳滑移率上，并未达到最佳的制动效果。

另外，由于编制逻辑门限有许多局限性，所以近年来在的基础上发展了车辆动力学控制系统。

结合动力学控制的最佳是以滑移率为控制目标的，它是以连续量控制形式，使制动过程中保持最佳的稳定的滑移率，理论上是种理想的控制系统。

滑移率控制的难点在于确定各种路况下的最佳滑移率，另个难点是车辆速度的测量问题，它应是低成本可靠的技术，并最终能发展成为使用的产品。

对以滑移率为目标的而言，控制精度并不是十分突出的问题，并且达到高精度的控制也比较困难因为路面及车辆运动状态的变化很大，多种干扰影响较大，所以重要的问题在于控制的稳定性，即系统鲁棒性，应保持在各种条件下不失控。

防抱系统要求高可靠性，否则会导致人身伤亡及车辆损坏。

因此，发展鲁棒性的控制系统成为关键。

现在，多种鲁棒控制系统应用到的控制逻辑中来。

除传统的逻辑门限方法是以比较为目的外，增益调度控制变结构控制和模糊控制是常用的鲁棒控制系统，是目前所采用的以滑移率为目标的连续控制系统。

模糊控制法是基于经验规则的控制，与系统的模型无关，具有很好的鲁棒性和控制规则的灵活性，但调整控制参数比较困难，无理论而言，基本上是靠试凑的方法。

然而对大多数基于目标值的控制而言，控制规律有定的规律。

另外，也有采用其它的控制方法，如基于状态空门及线性反馈理论的方法，模糊神经网络控制系统等。

各种控制方法并不是单独应用在汽车上，通常是几种控制方法组合起来实施。

如可以将模糊控制和结合起来，兼顾模糊控制的鲁棒性和控制的高精度，能达到很好的控制效果。

车轮的驱动打滑与制动抱死是很类似的问题。

在汽车起动或加速时，因驱动力过大而使驱动轮高速旋转超过摩擦极限而引起打滑。

此时，车轮同样不具有足够的侧向力来保持车辆的稳定，车轮切向力也减少，影响加速性能。

由此的比例关系，为了使驾驶员在制动时能直接感受到踏板力与制动强度间的比例关系，在系统中装个控制阀予以保证。

本设计中采用如图所示的真空助力式伺服制动制动系。

制动管路的多回路系统为了提高制动驱动机构的工作可靠性，保证行车安全，制动驱动机构至少应有两套的系统，即应是双管路的，也就是说应将汽车的全部行车制动器的液压或气压管路分成两个或更多个相互的回路，以便当个回路发生故障失效时，其他完好的回路扔能可靠地工作。

图双轴汽车液压双回路系统的五种分路方案双腔制动主缸双回路系统的个分路双回路系统的另个分路图所示为双轴汽车的液压式制动驱动机构的双回路系统的五种分路方案图。

选择分路方案时，主要是考虑其制动效能的损失程度，制动力的不对称情况和回路系统的复杂程度等。

图为前，后轮制动管路各成的回路系统，即轴对轴的分路型式，简称Ⅱ型。

其特点是管路布置最为简单，可与传统的单轮缸或单制动气室鼓式制动器相配合，成本较低。

这种分路布置方案在各类汽车上均有采用，但在货车上用得最广泛，这分路方案若后轮制动管路失效，则旦前轮制动抱死就会失去转弯制动能力。

对于前轮驱动的轿车，当前轮管路失效而仅由后轮制动时，制动效能将明显降低并小于正常情况下的半，另外，由于后桥负荷小于前轴，则过大的踏板力会使后轮抱死而导致汽车甩尾。

图为前后轮制动管路呈对角连接的两个的回路系统，即前轴的侧车轮制动器与后桥的对侧车轮制动器同属个回路，称交叉型，简称型。

其结构也很简单，回路失效时仍能保持的制动效能，并且制动力的分配系数和同步附着系数没有变化，保证了制动时与整车负荷的适应性。

此时前，后各有侧车轮有制动作用，使制动力不对称，导致前轮将朝制动起作用车轮的侧绕主销转动，使汽车失去方向稳定性。

因此，采用这种分路方案的汽车，其主销偏移距应取负值至，这样，不平衡的制动力使车轮反向转动，改善了汽车的方向稳定性。

多用于中小型轿车。

图的左右前轮制动器的半数轮缸与全部后制动器轮缸构成个的回路而两前制动器的另半数轮缸构成另回路。

可看成是轴半对半个轴的分路型式，简称型。

图的两个的回路分别为两侧前轮制动器的半数轮缸和个后轮制动器所组成，即半个轴与轮对另半个轴与另轮的型式型。

图的两个的回路均由每个前后制动器的半数缸所组成，即前后半个轴对前后半个轴的分路型式，简称型。

这种型式的双回路系统的制动效能最好。

型的结构均较Ⅱ型型复杂，本设计中选用Ⅱ型回路系统。

液压制动驱动机构的设计计算为了确定制动主缸及制动轮缸的直径，制动踏板与踏板行程，踏板机构传动比，以及说明采用增压或助力装置的必要性，必须进行如下的设计计算。

制动缸直径与工作容积制动轮缸对制动蹄或制动块的作用力与轮缸直径及制动轮缸中的液压有如下关系式中考虑制动力调节装置作用下的轮缸或管路液压，。

本设计中取制动管路液压在制动时般不超过，对盘式制动器可再高些。

压力愈高轮缸直径就愈小，但对管路特别是制动软管及管接头则提出了更高的要求，对软管的耐压性强度及接头的密封性的要求就更加严格。

轮缸直径应在标准规定的尺寸系列中选取，轮缸直径的尺寸系列为，。

在本设计中选取轮缸直径为。

个轮缸的工作容积式中个轮缸活塞的直径轮缸的活塞数目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。

取消除制动蹄制动块与制动鼓制动盘间的间隙所需的轮缸活塞行程，对鼓式制动器约等于相应制动蹄中部与制动鼓之间的间隙的倍因摩擦衬片衬块变形而引起的轮缸活塞行程，可根据衬片衬块的厚度材料弹性模量及单位压力计算，鼓式制动器的蹄与鼓之变形而引起的轮缸活塞行程，试验确定。

全部轮缸的总工作容积式中轮缸数目。

在本设计中取将代入得将代入得将代入得制动主缸直径与工作容积主缸的直径应符合系列尺寸，主缸直径的系列尺寸为。

制动主缸应有的工作容积式中制动软管在液压下变形而引起的容积增量。

全部轮缸的总工作容积。

在初步设计时，考虑到软管变形，轿车制动主缸的工作容积可取为货车取。

将代入得主缸活塞直径和活塞行程可由下式确定般，取代入得查制动主缸直径标准，在本设计中取通常，汽车液压驱动机构制动轮缸与制动主缸缸径之比。

在本设计中符合要求。

制动踏板力与踏板行程制动踏板力的验算公式式中主缸活塞直径制动管路的液压踏板机构传动比，，般为在本设计中取，见图踏板机构及制动主缸的机械效率，可取。

取图液压制动驱动机构计算用简图将，代入得踏板力般不应该超过，作用在制动手柄上的力对轿车不应该超过，对货车不应该超过。

在本设计中，符合要求。

制动踏板的工作行程为式中主缸中推杆与活塞间的间隙取主缸活塞空行程，即主缸活塞由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。

取将，代入中得踏板全行程对轿车不应超过，对货车不应该超过，制动手柄行程对轿车不应超过，对货车不应超过。

制动器调整正常时踏板工作行程约为踏板全程的，以便保证制动管路中获得给定的压力。

在本设计中符合设计要求。

结论根据设计要求，为了降低成本和制动效能稳定，本设计前轮采用滑动钳式盘式制动器，后轮采用双向双领蹄制动器。

滑动钳式盘式制动器的结构相比于固定滑动钳式盘式制动器要简单，并且容易加装驻车制动。

双向双领蹄制动器在汽车前进及倒车时的制动性能不变，使得汽车的制动系工作可靠。

经过制动器的计算，各项数据基本符合要求，但是由于给定的同步附着系数过小，制动力分配不是很合理。

汽车制动器设计是个比较复杂的过程，由于时间问题和本人知识有限以及些相关资料的缺乏，本文还存在些问题，仍需做更深入的研究，这也是本人在今后工作上的目标。

参考文献刘惟信编著汽车制动系的结构分析与设计计算北京清华大学出