汽车制动力辅助装置性能特点

1.加装制动力辅助调节装置的必要性

前面所讲的前、后制动器制动力分配为固定比值的制动系，虽然可以通过选择较大的同步附着系数φ_O的办法，来保证汽车在相当宽幅的附着系数范围内满足前轮先抱死的要求，但在对地面附着系数的利用方面，除了在靠近φ_O值的少数路面以外，其他路面的附着系数利用率都较低。此外，理想的制动力分配I曲线是因载荷与质心的变化而异，没有实用意义；而实际的制动力分配β线主要是以满足满载时的方向稳定性和附着系数利用率的要求来确定的，这就存在着在不满载和空载的情况下后轮先抱死的概率较大的弊端。这样一来，为了可根据现时的制动强度、载荷变化等因素，来及时改变前、后制动器制动力的分配比值，使之接近于理想制动力分配曲线，满足制动法规的要求，则必须加装比例阀或载荷比例阀等制动力辅助调节装置，借此来调节或限制后轮管路的压力不能高于前轮管路的压力。

安装制动力调节装置的汽车的制动力分配曲线的设计仍然遵循优先方向稳定性、兼顾最短制动距离的原则。但实际的转折点的选择是复杂的，因为前面所讲的I曲线是简单的直线制动工况，而实际的制动工况由于发动机参与制动和转弯制动时带来车轮载荷转移等因素的影响，会使I曲线发生变化。所以，转折点的选择一般低于I曲线，以便给稳定性得到保证留有一定的余地。

在实际的制动中，若要能接近理想的前、后制动力分配比值的要求，则前、后制动管路压力也应相应有理想的分配值。要确保汽车制动时处于稳定工况，关键的措施在于设法限制后轮制动管路压力的提高。因此，制动力调节装置多安装在后轮制动管路中。其作用是：当整个制动管路压力增长到一定程度以后，即自动限止或节制后轮制动管路压力的增长，以减少后轮先抱死的概率，并能在更宽的附着系数范围内提供较高的制动强度和附着系数利用率。

图3-49 不装用制动力调节装置的制动系前、后制动管路压力分配情况

①满载时理想的前、后制动管路压力分配曲线 ②空载时理想的前、后制动管路压力分配曲线 ③实际工况的前、后制动管路压力分配曲线

图3-49为不装用制动力辅助调节装置的制动系前、后轮制动管路压力分配的情况。曲线①为满载时前、后轮制动管路压力分配的理想曲线；曲线②为空载时前、后轮制动管路压力分配的理想曲线；虚线③为实际情况的前、后轮制动管路压力分配曲线，它是一根45°的斜线，表明制动时前、后轮的制动管路压力相等，这样的压力分配不合理。从图上还看出，只有以满载时交点B处的管路压力作制动，才能使前、后轮同时抱死；若以虚线③交点B以上的压力作制动，则使后轮先抱死；若空载时制动，基本都是后轮先抱死。这就说明了不装用制动辅助力调节装置的制动系存在缺陷。

2.各类制动力辅助调节装置的性能特点

通常采用的制动力辅助调节装置有限压阀、比例阀、感载阀和惯性（减速度）阀等。当然，效果最理想的制动力辅助调节装置当属制动防抱死系统（antilock brake system，ABS）。

（1）限压阀 限压阀如图3-50所示。制动系通往后轮制动轮缸的油液压力由限压阀控制。平时，限压阀在弹簧张力的作用下保持开启；制动时，制动液流经前制动管路和由限压阀控制的后轮制动管路，当制动液压力升高到某一定值p_s时，液压克服了限压阀弹簧张力将限压阀关闭，切断主缸通往后轮缸的油路，使后轮缸油液保持这一定值压力p_s（即p₂=p_s），防止后轮抱死；可是继续制动，将使前轮缸压力继续升高，前轮缸始终与主缸保持p₁的压力，这就使前、后制动管路的压力产生了差别。

图3-50 限压阀结构及其制动管路压力分配特性曲线

a）弱制动时阀门打开 b）强制动时阀门关闭 c）管路压力分配特性曲线

加装限压阀所得到的实际前、后制动管路压力分配曲线为图3-50c中的OAB折线。折线中的A点是前、后制动管存在压力差的起始点，称为转折点。p_s称为限压作用（或节压作用）起始点压力。

制动管路压力分配特性p₂=f（p₁）可按F_μ1=k₁p₁和F_μ2=k₂p₂的关系由理想的制动力分配特性F_μ2=f（F_μ1）求得，此处k₁和k₂为比例系数。OK线为不装任何制动力调节装置时的实际制动管路压力分配特性线。

由压力分配特性图可见，采用限压阀后，在理想特性线（曲线②）与实际特性线（OAB）之间的整个影线区域都是前轮先抱死区域，在满载时前轮抱死的区域扩大了。转折点A以后的AB线段越靠近理想特性曲线①，则附着系数利用率越高。因此，限压阀适用于轴距短、质心高、制动时轴荷转移明显的轻型汽车，特别是轻型和微型轿车。

由于这种限压阀的弹簧预紧力为定值，特性转折点——限压作用起始点A的压力p_s也是恒定的。这对于满载理想特性曲线①和空载理想特性曲线②距离很大的货车是不利的，不宜装用这种限压阀。

[实例]图3-51为某一汽车制动系限压阀的制动力分配曲线。在其转折点A以后是后轮液压为定值的一水平线（AB线段），虽然分配线对空载是基本适合的，但仍有一小段属非稳定区，在这区域内仍存在后轮先抱死现象；并且AB线段离满载的I线较远，满载制动时附着系数利用率偏低。

图3-51 装用限压阀的制动力分配曲线

（2）感载限压阀 有的汽车（特别是中、重型货车）在实际装载质量不同时，其总重力和重心位置变化较大，因而满载与空载下的理想制动管路压力分配特性曲线差别也较大。在此情况下，采用一般特性线不变的制动力调节装置已不能保证汽车制动性能符合“法规”的要求，故有必要采用一种压力特性能随汽车实际装载质量而改变的感载阀。

感载限压阀的结构如图3-52所示。感载限压阀的特点在于限压作用起始点压力p_s能随汽车实际装载的变化而自动改变。其结构特点：阀门弹簧为外置的感载弹簧。感载弹簧对阀门的预紧力能随载荷的增减而增减，于是载荷大则感载弹簧对阀门的预紧力大，在来自主缸压力的作用下阀门就晚点关闭，后轮制动管路受控的压力就相对高些。

图3-52 由后悬架变形量控制的感载限压阀结构

a）满载状态 b）轻载状态

感载弹簧作用在阀门上的预紧力大小随推杆的行程而变化，而推杆的行程是通过与汽车实际装载质量有关的后悬架变形量来确定。

对于轴距短而重心高的轻型货车宜用感载限压阀。

图3-53为感载限压阀制动管路压力分配特性曲线。汽车满载时的实际压力特性为折线OA₁B₁，该折线全部在“理想线①”的下方；空载时的实际压力特性为折线OA₂B₂，该折线也全部在“理想线②”的下方。这表明，不管是满载还是空载制动，均为前轮先抱死，汽车方向稳定性得到进一步保障。

（3）比例阀 比例阀的作用是：当前、后制动管路压力p₁与p₂同步增长到某一定值p_s后，即自动对后管路压力p₂的增长加以限制，使p₂的增量小于p₁的增量。其得到的实际前、后制动管路压力分配曲线为OAB折线（如图3-54b所示）。从图3-54b中可见，实际的压力分配曲线——OAB折线与满载的理想①线的交点跨度变大了，而且比较平缓地靠近“线①”，这表明汽车在满载情况下，后轮不先抱死的制动强度范围拓宽了，同时提高了对路面附着系数的利用率。空载情况下，其对路面附着系数的利用率比限压阀也有所提高。

比例阀的结构如图3-54a所示。比例阀的结构特点是采用差压活塞，即活塞上、下承压面面积不相等。比例阀的工作原理是：当主缸工作液压不高时，差压活塞在回位弹簧弹力的作用下回到上限位置，阀门开启，前、后制动管路贯通，p₂=p₁；当主缸液压升高到一定值p_s时，活塞上、下承压面压力差超过了回位弹簧的预紧力，活塞下移，直至触及锥形阀门，关闭去后轮缸的通道。此时比例阀处于平衡状态有p₁=p₂=p_s。特性图中的A点为节压起始点。

图3-53 感载限压阀制动管路压力分配特性曲线

图3-54 比例阀结构及其制动管路压力分配特性线

a）结构示意图 b）压力分配特性曲线

若继续制动，p₁升高，阀门又被打开，当后管路液压p₂增长到一定值时，活塞上、下面压力又达到新的平衡，阀门又被关闭，如此重复。由于活塞上承压面积A₂大于下承压面积A₁，当每次主缸输出压力升高时，为了能保持活塞上、下面压力的平衡，总是存在p₂的增量小于p₁的增量的情形，即Δp₂＜Δp₁。这样，比例阀就起到了后制动管路压力也可以随前制动管路压力的增长而成比例地小有增长的作用。

阀门关闭时差压活塞的力平衡方程为

p₂A₂=p₁A₁+Q

由此可得

式中 p₁——作用端的活塞面积；

p₂——作用端的活塞面积，

Q——活塞回位弹簧的作用力。

这就是比例阀制动管路压力分配特性线AB段的方程。

由于在节压起始点A处有p₁=p₂=p_s，故

[实例]

图3-55为某一汽车制动系比例阀的制动力分配曲线，在其转折点A以后是一条斜线AB，和空载I曲线的交点C为同步附着系数，其值超过了0.82（见欧盟法规），在这样宽范围的附着系数路面均能实现前轮先抱死，确保了稳定性；同时折线OAC比较靠近空载线I曲线，制动效率较高。但是满载时转折点下移会增加与I曲线的距离，使满载时制动效率降低。

图3-55 装用比例阀的制动力分配曲线

图3-56所示为夏利轿车装用的液压比例阀。

（4）感载比例阀

1）由后悬架变形量控制的感载比例阀。由式3-21可推断，若比例阀活塞回位弹簧的弹力受后悬架变形量的控制，便可成为感载比例阀。

图3-57给出一种轿车的感载比例阀及其控制机构。其结构特点是：原比例阀的活塞回位弹簧被外置的感载弹簧联动机构所代替，它对活塞的预紧力由后悬架因载荷变化所产生的变形量来控制。其工作原理是：当汽车载荷增加时，后车轮上缘与车身相靠近，后悬架控制臂便带动摆臂转过一个角度，将感载弹簧进一步压缩，于是联动机构作用在活塞的预紧力便增大。

图3-56 夏利轿车的液压比例阀

图3-57 由后悬架变形量控制的感载比例阀

a）安装简图 b）重载时 c）轻载时

图3-58为感载比例阀制动管路压力分配特性曲线。汽车满载时的实际压力特性为折线OA₁B₁，该折线全部在“理想线1”的下方，说明任何制动强度均能实现前轮先抱死，但在转折点A₁之前的OA₁线段内制动效率不高，而在A₁点以后的A₁B₁线段制动效率较高。空载时的实际压力特性为折线OA₂B₂，该折线也全部在“理想线②”的下方，并且整条折线均靠近“理想线②”，说明任何制动强度均能实现前轮先抱死，并且制动效率较高。

图3-59为装用感载比例阀的制动力分配曲线。满载时，转折点A₁上移与满载的I曲线相靠近，提高了制动效率。不论是满载还是空载的折线，其与理想曲线的交点均较高，能在很宽范围的附着系数路面上实现前轮先抱死，提高了方向稳定性。

图3-58 感载比例阀制动管路压力分配特性曲线

图3-59 装用感载比例阀的制动力分配曲线

2）由后悬架横向稳定杆控制的感载比例阀。下面介绍图3-60所示的感载比例阀。阀内活塞预紧力由连接在后悬架横向稳定杆的感载拉力弹簧来控制。

结构特点及特性曲线：阀体安装在车身上，活塞右端的空腔内放置阀门，弹簧使阀门紧靠阀盖内端。杠杆的一端由感载拉力弹簧与后悬架连接，另一端压在活塞上。满载时，感载比例阀特性线为OA₁B₁，而空载时，感载比例阀的调节作用起始点自动改为A₂，使特性线变为OA₂B₂。但两条特性线的斜率是相等的。这种变化是渐近的，即在实际装载质量为任一值时，都有一条与之相应的特性线，调节作用起始点的控制压力p_s值取决于感载比例阀的活塞弹簧的预紧力。因此，只要使弹簧预紧力随汽车实际载荷的变化而变化，便能实现感载调节。(www.xing528.com)

图3-60 由后悬架横向稳定杆控制的感载比例阀

a）结构示意图 b）制动管路压力特

工作原理（见图3-61）：阀体安装在车身上，活塞右部的空腔内装有阀门。不制动时，在感载拉力弹簧通过杠杆施加推力Q作用下，活塞处于右极限位置，阀门因其杆部顶端触及螺塞而处于开启位置。制动时，来自主缸制动液由进油口A进入，并通过阀门从出油口B输出至后制动管路。此时，输出压力p₂等于输入压力p₁。因活塞右端承压面积大于活塞左端承压面积，故p₁和p₂对活塞的作用力不等，于是活塞不断左移，最后使其上的阀座与阀门接触关闭而达到平衡状态。此后，p₂的增量将小于p₁的增量。

图3-61 由后悬架横向稳定杆控制的感载比例阀的工作原理

a）轻载时 b）重载时

拉力弹簧右端与摇臂相连，而摇臂则夹紧在汽车后悬架的横向稳定杆的中部。当汽车装载量增加时，后悬架载荷也增加，因而后轮上缘向车身移近，后悬架的横向稳定杆便带动摇臂转过一个角度，将弹簧进一步拉伸，作用于活塞上的推力Q便增大，使活塞右移，制动液再由进油口A侧通过阀门流向出油口B侧，使输出压力p₂进一步提高。反之，汽车装载量减小，则推力Q减小，输出压力p₂就减小。这样，调节作用起始点控制压力值p_s就随汽车实际载荷的变化而变化。

[实例]

图3-62为装用于前苏联格斯53货车的感载比例阀。包括感载弹簧控制机构在内的整套制动力调节装置如图2-63所示。感载比例阀的差压活塞由大活塞和小活塞组成，分别装于阀体两端。用钢板冲压而成的传力框架的上、下边分别嵌入大活塞与小活塞外露端的切槽中，用作感载弹簧预紧力的传递。两个扭簧并联组成的感载弹簧，其一端通过杠杆对传力框架施加预紧力Q，另一端则与后悬架相联。由于汽车实际载荷的改变和制动时轴荷的转移所引起的后悬架挠度的改变都将导致扭簧力矩的变化，从而改变对活塞施加的预紧力Q，以达到自动调整节压作用起始点p_s的目的。

图3-62 格斯53货车感载比例阀结构图

图3-63 格斯53货车的感载比例阀装配图

在图示的不工作状态下，球阀开启，因而前、后制动管路相通，因而p₁=p₂。待p₁和p₂同时增长到一定值后，由于差压活塞的作用，造成大活塞上移而球阀关闭。此时压力p₁和р₂的关系可由传力框架平衡条件求得，即

式中 D和d——分别为大活塞和小活塞直径。

（5）惯性阀 惯性阀的作用是，依据汽车的减速度来调节汽车后轮管路的压力。汽车的减速度的大小可由惯性力来反映，结构上一般让汽车减速度达到0.3g时惯性阀即起限压作用。惯性阀也分惯性限压阀和惯性比例阀两类。

1）惯性限压阀。图3-64所示为惯性限压阀的结构及工作原理。惯性限压阀中有一个作为惯性质量的球（简称惯性球）。球的支承面相对于水平面有一定的仰角θ，θ一般为10°～15°。平时，惯性球在自身重力的作用下触及并推开阀门，使主缸与后轮制动管路相通，限压阀不起限压作用。当轻制动时，汽车产生的减速度较小，惯性球向前的惯性力不是以克服球的重力沿支承面向下的分力，阀门仍然保持开启，也依然p₂=p₁。只有当制动油压p₁增高到某一定值p_s时，汽车的减速度才是够大，惯性球向前的惯性力克数了球的重力沿斜面向下的分力，沿斜面向上滚去，阀门恢复关闭，断开液压通路。此后，p₁虽然继续升高，但p₂仍保持为p_s不变，起到了限压作用。

图3-64 惯性限压阀的结构与工作原理

汽车在上坡路上制动时，由于仰角θ增大，惯性球的重力沿支承面的分力也增大，使得惯性阀开始起作用所需要的控制压力p_s值也更高，即所限定的输出压力p₂值更高，这正与汽车上坡时后轮附着力加大相适应。相反，在下坡路上制动时，后轮附着力减小，惯性阀所限定的p₂也正好相应地降低。

2）惯性比例阀。图3-65所示为惯性比例阀的结构及工作原理。其结构特点是：惯性质量球兼作阀门，并且比例阀腔内设置有差压活塞（差径活塞），活塞大直径在p₂一方，小直径在p₁一方。

图3-65 惯性比例阀的结构及工作原理

a）油路开通 b）油路关闭 c）减速度进一步增大

当制动减速度不大时，惯性球（阀门）滚向下方，连同阀针被托盘托住，通向后轮缸油路被开通（如图3-65a），这时p₁=p₂。当减速度增大到某一值后，惯性力使球往前滚，将通向后轮缸的油路关闭（如图3-65b），开始对后油道限压。当减速度进一步增大时（如图3-65c），由于差压活塞效应，后轮制动管路压力的增量小于前轮制动管路压力的增量，如此重复，起到了节压作用。

以上分析表明，若惯性球支承面的仰角θ为一定值时，节压或限压作用起始点压力p_s与汽车总重量G_a成正比，因而惯性阀实质上也是一种感载式限压阀或比例阀。其特点只在于惯性阀是通过汽车减速度而不是通过后悬架挠度的变化来感载，故其结构简单，既可用来调节单个轴上的制动力，也可调节整个汽车的总制动力。某些具有抗点头性能悬架的汽车采用惯性阀作为制动力调节装置可能更为适合。

（6）感载射线比例阀 图3-66为某货车液压制动系中装用的感载射线比例阀（亦称为辐射比例阀）。其结构特点是：阀内设有两个工作缸，分别用作安装传力活塞1和平衡活塞2；两活塞的下部通过平衡杠杆4铰接（这相当于将差径活塞大、小头切开，分别装于工作缸，然后用杆系连接起来）；平衡杠杆受滑动支承5支承，支承5位置的改变可以改变平衡杆左、右段的力臂比；支承点的左、右滑移量由后悬架挠度的变形量来控制。杆件6～9为支承5与后悬架之间的联动机构。两活塞的直径（D、d）、两弹簧的弹力（F₁、F₂）以及平衡杠杆支点的位置是经过精心设计的。

图3-66 货车感载射线比例阀的结构简图及工作原理

1—传力活塞 2—平衡活塞 3—阀门 4—杠杆 5—滑动支承 6～9—杆件

工作原理：不制动时，平衡活塞2在弹簧弹力F₂作用下处于上限位置，将阀门顶开，前、后轮油路贯通。轻微制动时，来自主缸的油压传入后轮缸，前、后制动管路相通，p₁=p₂，但两活塞都受到液压作用力。当制动压力p₁升高到某一定值时，平衡活塞2下降而传力活塞联动上升，以使阀门3到达关闭位置（平衡位置），开始起节压作用。阀门关闭后，若p₁继续升高，则平衡状态被破坏，传力活塞再度下降，并通过平衡杠杆和推杆将平衡活塞推高，再度顶开阀门，使p₂也有所增长，增长到一定程度后，平衡活塞又下降，阀门关闭，达到新的平衡。如此重复，虽然每次结果都是p₂<p₁，但每次的p₂都有所增长，起到了节压作用。

根据阀门关闭时平衡杠杆4的平衡条件——各作用力对支承5取力矩等于零，可得

经整理并忽略数值很小的项目，得

由以上讨论可知，这种比例阀的压力特性线可认为是对应于一系列l_x值的通过坐标原点的射线族，其斜率为

式中 β——压力特性线与代表p₁的横坐标轴的夹角。射线式比例阀由此而得名。

力臂l_x与后悬架挠度有关。当后悬架载荷增大时，通过联动杆系的传动，将活动支承5向右推移，l_x因而增大，于是特性线斜率（β角）也增大；反之，则特性线斜率减小。所以，这种比例阀也是感载式的，全称为感载射线比例阀。

图3-67中，曲线①和②分别为汽车满载和空载时的理想压力特性曲线，相应的实际压力特性线为①′和②′。设计时应使满载和空载时的同步附着系数相同，即φ_O1=φ_O2，并由此来确定斜率tgβ₁和tgβ₂。

图3-68为感载射线比例阀的制动力分配曲线。

图3-67 感载射线比例阀制动管路压力特性

图3-68 感载射线比例阀的制动力分配曲线

图3-69 感载射线比例阀实例

感载射线比例阀的结构实例如图3-69所示。其平衡杠杆支点的移动靠曲柄机构来实现。曲柄轴与其摆臂之间通过作为缓冲器的扭簧传动，以排除汽车行经不平路面时引起的后悬架振动的干扰。

3.制动力调节装置的一些设计原则

制动力调节装置的设计可采用如下三个步骤：

1）确定汽车理想的前、后制动管路压力分配特性曲线。

2）选定最靠近理想特性曲线的最佳调节装置特性线。

3）确定调节装置的结构参数，以保证所选定的调节装置性能的实现。

制动系设置制动力调节装置的目的在于限制或调节后制动管路的压力，不让后轮有抱死的机会。装有制动力调节装置的汽车，其同步附着系数应选取比不装调节装置的汽车低一些，以便调节装置得以充分发挥作用。一般满载汽车可取φ_O=0.4或稍低。这样，满载汽车在φ=0.25～0.30的道路上制动时，其制动力调节装置尚未起控制作用。

采用非感载式的限压阔或比例阀的汽车，其满载和空载理想特性曲线一般应以相互靠近为佳。选择调节装置时应尽可能兼顾满载和空载的要求。图3-54a为非感载比例阀特性的可能选择方案之一。根据A、B两点的坐标即可确定有关的结构参数。

感载比例阀特性的选择可以如图3-70所示。图中的曲线①和②分别表示满载和空载汽车的理想特性。空载和满载时的节压作用起始点A和B最好分别位于理想特性曲线上。选择满载时的节压特性线与满载理想特性曲线的第二交点C时，应能使汽车在满载时尽可能在更宽的附着系数范围内制动时不发生后轮先抱死的情形，同时也要能满足附着系数利用率的要求。通常只根据A、B、C三点坐标值来确定调节装置的结构参数，同时也就确定了空载时的节压特性线AD段的斜率。

图3-70 感载比例阀的设计特性线

[实例]

图3-71为某型轿车装有感载比例阀的附着系数利用率与附着系数的关系曲线。

图3-71 装有感载比例阀时附着系数利用率与附着系数的关系

a）满载 b）空载

在φ＞φ_O的右区，实线为装用感载比例阀的附着系数利用率与附着系数的关系曲线，虚线为不装用任何制动力调节装置的曲线，虽然同为后轮先抱死，但装用感载比例阀的附着系数利用率要高出许多，这跟装用制动力调节装置所选用的同步附着系数φ_O值较低有关。应该指出，在决定不装用制动力调节装置的汽车，其选用的同步附着系数φ_O值比这里所述的值要高得多。