货车液压制动驱动设计

1、1 绪论1.1 汽车制动系的概述汽车制动系的功用是强制行驶中的汽车减速或停车、使下坡行驶的汽车的车速保持稳定以及使已停驶的汽车在原地（包括在斜坡上）停止不动的机构。随着高速公路的迅速发展和车速的提高以及车流密度的日益增大，为了保证行车安全，汽车制动系的工作可靠性显得日益重要。也只有制动效能良好、制动系工作可靠的汽车，才能充分发挥汽车的动力性能。1.2 汽车制动系的分类及国内外研究的现状汽车制动系应至少有两套独立的制动装置，即行车制动装置和驻车制动装置；重型汽车或经常在山区行驶的汽车要增设应急制动装置及辅助制动装置；牵引汽车应有自动制动装置。行车制动装置用作强制行驶中的汽车减速或停车，并使汽车在

2、下短坡时保持适当的稳定车速。其驱动机构常采用双回路或多路结构，以保证其工作可靠。应急制动装置用于当行车制动装置意外发生故障而失效时，这时则可利用应急制动装置的机械力源（如强力压缩弹簧）实现汽车制动。应急制动装置不必是独立的制动系统，也可利用行车制动装置或驻车制动装置的某些制动器部件。应急制动装置也不是每车必备，因为普通的手力驻车制动器也可以起到应急制动的作用。任何一套制动装置都是由制动器和制动驱动机构两部分组成。制动器有鼓式与盘式两种。行车制动是用脚踩下制动踏板操纵车轮制动器来制动全部车轮，而驻车制动则多采用手制动杆操纵，且具有专门的中央制动器或利用车轮制动器来进行制动。中央制动器位于变速器之

3、后的传动系中，用于制动变速器第二轴或传动轴。行车制动和驻车制动这两套制动装置必须具有独立的制动驱动机构，而且每车必备。行车制动装置的驱动机构，分液压和气压两种型式。用液压传递操纵力时还应有制动主缸和制动轮缸以及管路；用气压操纵时还应有空气压缩机、气路管道、贮气筒，控制阀和制动气室等。过去，大多数汽车的驻车制动和应急制动都使用中央制动器，其优点是制动位于主减速器之前的变速器第二轴或传动轴的制动力矩较小，容易满足操纵手力小的要求。但在用作应急制动时，往往使传动轴超载。现代汽车由于车速提高，对应急制动的可靠性要求更严，因此，在中、高级轿车和部分总质量在1.5t以下的载货汽车上，多在后轮制动器上附加手

4、操作的机械式驱动机构，使之兼起驻车制动和应急制动的作用，从而取消了中央制动器。重型载货汽车由于采用气压制动，故多对后轮制动器另设独立的由气压控制而以强力弹簧作为制动力源的应急兼驻车制动驱动机构，也不再设置中央制动器。但也有一些重型汽车除了采用上述措施外，还保留了由气压驱动的中央制动器，以便提高制动系的可靠性。1.3 货车液压制动驱动系统设计的目的和意义制动系统是汽车的一个重要组成部分，它直接影响汽车的安全性。随着高速公路的迅速发展和车流密度的日益增大，交通事故也不断增加。据有关资料介绍，在由于车辆本身的问题而造成的交通事故中，制动系统故障引起的事故为总数的45%。可见，制动系统是保证行车安全的

5、极为重要的一个系统。此外，制动系统的好坏还直接影响车辆的平均车速和车辆的运输效率，也就是保证运输经济效益的重要因素。简单制动系即人力制动系，是靠司机作用于制动踏板上或手柄上的力作为制动力源。力的传递方式又有机械式靠杆系或钢丝绳传力，其结构简单，造价低廉，工作可靠，但机械效率低故仅用于中、小型的驻车制动中。液压式简单制动系通常简称为液压制动系，用于行车制动装置。其优点是作用滞后时间短（0.10.3s），工作压力高（可达1012MPa），轮缸尺寸小，可布置在制动器内部作为制动蹄张开机构或制动块压紧机构，使之结构简单、紧凑、质量小、造价低。但其有限的力传动比限制了它在汽车上的使用范围。另外，液压管路

6、在过度受热时会形成气泡而影响传输，使制动效能降低甚至失效。液压式简单制动系曾广泛用于轿车、轻型及以下的货车及部分中型货车上。本次课题的目的就是为了确定制动主缸和轮缸直径、制动踏板上的力、踏板行程、踏板机构传动比以及采用增压或助力装置的必要性。1.4 本课题研究的主要内容本文主要研究的是液压制动驱动系统对汽车的影响。在已经确定了整车结构参数的情况下，对给定车辆的液压制动驱动系统进行设计，分析液压驱动系统变化对汽车制动性能的影响，在此基础上，确定设计的目标函数、设计变量及约束条件，选择适当的计算方法。最后得出最佳的设计参数。2 货车液压制动驱动系统的设计2.1 制动系要求制动系设计应适应有关标准和

7、法规的规定。各项性能指标除应满足设计任务书的规定和国家标准、法规规定的有关要求外，也应考虑销售对象国家和地区的法规和用户要求。具有足够的制动效能，包括行车制动效能和驻车制动效能。行车制动效能是用在一定的制动初速度下或最大踏板力下的制动减速度和制动距离两项指标来评定。欧、美、日等国的有关标准或法规对这两项指标的规定。综合国外有关标准和法规，可以认为：进行制动效能试验时的制动减速度j，载货汽车应为4.45.5相应的最大制动距离货车为0.15+/115,式中第一项为反应距离；第二项为制动距离，的单位为 m；的单位为km/h.工作可靠，汽车至少应有行车制动和驻车制动两套制动装置，且它们的制动驱动机构应

8、是各自独立的。行车制动装置的制动驱动机构至少应有两套独立的管路，当其中一套失效时另一套应保证汽车制动效能不底于正常的30%；驻车 制动装置应采用工作可靠的机械式制动驱动机构。制动效能的热稳定性好。汽车的高速制动、短时间内的频繁重复制动，尤其是下长破时的连续制动，都会引起制动器的温升过快，温度过高特别下长坡时的频繁制动可使制动器摩擦副的温度达3000C4000C 有时甚至高达7000C.此时，制动摩擦副的摩擦系数会急剧减小，使制动效能下降而发生热衰退现象。制动器发生热衰退后，经过散热、降温和一定次数的和缓使用使摩擦表面得到磨合，其制动效能可重复恢复，这称为热恢复。提高摩擦材料的高温摩擦稳定性，增

9、大制动鼓、盘的热容量，改善其散热性或采用强制冷却装置，都是提高抗热衰退的措施。制动效能的水稳定性好。制动器摩擦表面浸水后，会因水的润滑作用使摩擦系数急剧减少而发生所谓的“水衰退”现象。一般规定在出水后反复制动515次，即应恢复其制动效能。良好的摩擦材料吸水率低，其摩擦性能恢复迅速。也应防泥沙、污物等进入制动器工作表面，否则会使制动效能降低并加速磨损。某些越野车为了防止水和泥沙浸入而采用封闭的制动器。制动时的操作稳定性好。即使任何速度制动，汽车都不应当失去操作性和方向稳定性。为此，汽车前、后轮制动器的制动力矩应相同。否则当前轮抱死而侧滑时，将失去操作性；后轮抱死而侧滑甩尾，会失去方向稳定性；当左

10、、右轮的制动力矩差值超过50%时，会发生制动时汽车跑偏。制动踏板和手柄的位置和行程符合人机工程学的要求，即操作方便性好，操作轻便，舒适，能减少疲劳。踏板形成；对货车应不大于160200mm。各国法规规定，制动的最大踏板力一般为150N（轿车）700N（货车）。设计时，紧急制动（约占制动总次数的5%10%）踏板力的选取范围：货车为350550N，采用伺服制动或动力制动装置时取其小值。应急制动时的手柄拉力以不大于400500N为宜。作用滞后的时间要尽可能地短，包括从制动踏板开始动作至达到给定制动效能水平所需的时间（制冻滞后时间）和从放开踏板至完全解除制动的时间（解除制动滞后时间）。制动时不应产生震

11、动和噪音。制动系与悬架、转向装置不产生运动干涉，在车轮跳动或汽车转向时不会引起自行制动。制动系中应有音响或光信号等警报装置以便能及时发现制动驱动机件的故障和功能失效；制动系中也有必要的安全装置，例如一旦主、挂车之间的连接制动管路损坏，应有防止压缩空气继续漏失的装置；在行驶过程中挂车一旦脱挂，亦应有安全装置驱动使驻车制动将其挺驻。全天候使用，气温高时液压制动管路不应有气阻现象；气温低时液压制动管路不应出现结冰。制动系的机件应使用寿命长、制造成本低；对摩擦材料的选择也应考虑到环保要求，应力求减小制动时飞散到大气的有害于人体的石棉纤维。2.2 货车制动系主要参数的确定在此我们选用解放系列长春牌CD1

12、32SC型货车，货车的主要参数为：长宽高（） 5轴 距（） 2800前 轮 距（） 1480后 轮 距（） 1470最小离地间隙（）186整车整备质量（kg）1885最大装载质量（kg）1500前满载轴荷分配（kg）1057后满载轴荷分配（kg）2797最 高 车 速不底于90 汽车总质量（kg）3385 2.3 轴荷分配和质心位置的计算在此需确定个总成、部件的质量和质心位置。对已有产品或样品的总成、部件可直接度量以获取数据，对新设计、尚无实物的可按图纸估算或与类似的实物的质量对比后估算。将各总成、部件的质心和质量值标在总布置草图上并量出各质心；离前轮中心的水平距离和离地高度，则根据力矩平衡原

13、理可算得前后轴的静负荷和，汽车质心离前后轴的位置、及汽车质心高度。质心离前轮中心线的水平距离取1.8，离地高度取0.2。=21325.5N （21）=11847.5N （22）=11847.5+21325.5=33173N （23）=1.8 （24）= （25）=0.2 （26）=1.8+1=2.8 （27） 式中 汽车满载时所受的重力； 汽车轴距，； 重力加速度，。2.2.1 制动力与制动力分配系数 汽车制动时，如果忽略路面对车露的滚动阻力矩和汽车回转质量的惯性力矩，则任一角速度0的车轮，其力矩平衡方程为： （28） =16586.50.47=7795.7 式中 制动器对车轮作用的制动力矩，

14、即制动器的摩擦力矩，其方向与车轮旋转方向反力，Nm ； 地面作用于车轮上的制动力，即地面与车轮之间的摩擦力，又称为地面制动力，其方向与汽车行驶方向反力，N ； 车轮有效半径，m ；选为约为0.47令 （29）并称之为制动器制动力，他是在车轮周缘克服制动器摩擦力矩所需的力，因为又称为制动周缘力。与地面制动力的方向相反，当车轮角速度时，大小亦相等，且仅由制动器结构参数所决定。即取决于制动器的结构型式、尺寸、摩擦副的摩擦系数及车轮有效半径等，并与制动踏板力即制动系的液压或气压成正比。当加大踏板力以加大时，和均随之增大。但地面制动力受着附着条件的限制，其值不可能大于附着力即 （210） 或 （211）

15、式中 轮胎与地面间的附着系数； Z 地面对车轮的法向反力。当制动器制动力和地面制动力达到附着力值时，车轮即被抱死并在地面上滑移。此后制动力矩即表现为静摩擦力矩，而即成为与相平衡以阻止车轮再旋转的周缘力的极限值。当制动到以后，地面制动力达到附着力值后就不在增大，而制动器制动力由于踏板力的增大使摩擦力矩增大而继续上升。 图2.1 制动力与蹋板力FP关系2.4 同步附着系数从汽车诞生至20世纪50年代，道路条件还不是很好，汽车行驶速度也不是很高，后轮抱死侧滑的后果也不是显得像前轮抱死丧失转向能力那样严重，因此往往将值定的较低，即处于常附着系数范围的中间较偏区段。但当今道路条件大为改善，汽车行驶速度也

16、大为提高，因而汽车因制动时后轮先抱死引起的后果十分严重。由于车速高，它不仅会引起侧滑甩尾甚至会调头而丧失操纵稳定性。后轮先抱死的情况是最不希望发生的。因此各类轿车和一般载货汽车的值有增大的趋势满载时的同步附着系数，货车取。当 ,利用率最高。汽车减速度为：=0.59.8=4.9， （212） 即, 制动强度附着系数利用率（或附着力利用率）来表达，可定义为 （214） 式中 汽车总的地面制动力； 汽车所受重力； 制动强度；图2.2 载货汽车的曲线与线根据汽车制动时的整车受力分析，考虑到制动时的轴荷转移，可求得地面对前、后轴车轮的法向反力，为：= （215）= （216） 式中 汽车所受重力； 汽车

17、轴距； 汽车质心离前轴距离； 汽车质心离前轴距离； 汽车质心高度； 重力加速度； 汽车制动减度；汽车总的地面制动力为：Gq=33173=16586.35 （217）式中 前后轴车轮的地面制动力。由以上两式可求得前、后轴车轮附着力为 （218） = （219） =上式表明：汽车在附着系数为任一确定值的路面上制动时，各轴附着力即极限制动力并非为常数，而是制动强度或总制动力的函数。当汽车各车轮制动器的制动力足够时，根据汽车前、后轴的轴荷分配，前、后车轮制动器制动力的分配、道路附着系数和坡度情况等，制动过程可能出现的情况有三种，即：1）前轮先抱死拖滑，然后后轮再抱死拖滑；2）后轮先抱死拖滑，然后前轮再

18、抱死拖滑；3）前、后轮同时抱死拖滑。在以上三种情况中，显然是最后一种情况的附着条件利用得最好。由上式中不难求得在任何附着系数的路面上，前、后车轮同时抱死即前、后轴车轮附着力同时被充分利用的条件是： （220） （221）=0.25=6516.13 （222）=0.75=10070.38 （223）式中 前轴车轮的制动器制动力； 后轴车轮的制动器制动力； 前轴车轮的地面制动力； 后轴车轮的地面制动力； ， 地面对前、后轴车轮的法向反力； 汽车所受重力； ， 汽车质心离前、后轴距离； 汽车质心高度。由上式可知，前后轮同时抱死时，前、后轮制动器的制动力，是的函数。将上式绘成以，为坐标的曲线，即为理想

19、的前、后轮制动器制动力分配曲线，简称I曲线，如图，如果汽车前、后制动器的制动力，能按I曲线的规律分配，则能保证汽车在任何附着系数的路面上制动时，都能是前、后车轮同时抱死。然而，目前大多数两轴汽车尤其是货车的前、后制动器制动力之比为一定值，并以前制动器制动力与汽车总制动器制动力之比来表明分配的比例，称为汽车制动器制动力分配系数：=0.39 （224） 又由于在附着条件所限定的范围内，地面制动力在数值上等于相应的制动周缘力，故又可通称为制动力分配系数。2.5 制动强度和附着系数利用率上面已给出了制动强度和附着系数利用率的定义式，根据所选定的同步附着系数，求得： （225） （226） 进而求得 （

20、227） （228）当时： ， ，故 ，；。当时： 当时可能得到的最大总制动力取决于前轮刚刚首先先抱死的条件，即。由上式得=13009.02 （229） =0.39 （230） =0.98 （231） 当时：=0.6可能得到的最大总制动力取决于后轮刚刚首先抱死的条件，即。由上式得=19685.08 （232）=0.59 （233） =0.99 （234） 对于值恒定的汽车，为使其在常遇到附着系数范围内不致过低，其值总是选得小于可能遇到的最大附着系数。所以在的良好路面上紧急制动时，总是后轮先抱死。2.5.1 制动器最大制动力矩应合理地确定前、后轮制动器的制动力矩，以保证汽车有良好的制动效能和稳定

21、性。最大制动力是在汽车附着质量被完全利用的条件下获得的，这时制动力与地面作用于车轮的法向力，成正比，双轴汽车前、后车轮附着力同时被充分利用或前、后轮同时抱死时的制动力之比为 =0.65 （235）式中 ， 汽车质心离前、后轴距离； 同步附着系数； 汽车质心高度。通常，上式的比值：货车约为0.50.7。制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即 =6516.130.47=3062.58 =10070.380.47=4733.08式中 前轴制动器的制动力，； 后轴制动器的制动力，； 作用于前轴车轮上的地面法向反力； 作用于后轴车轮上的地面法向反力； 车轮有效半径。对于常遇的道路条件较差、

22、车速较低因而选取了较小的同步附着系数值的汽车，为了保证在的良好的路面上（例如）能够制动到后轴和前轴先后抱死滑移（此时制动强度），前、后轴的车轮制动器所能产生的最大制动力矩为 =13032.250.47=3062.58 （236） （237） =对选取较大值的各类汽车，则应从保证汽车制动时的稳定性出发，来确定各轴的最大制动力矩。当时，相应的极限制动强度，故所需的后轴和前轴的最大制动力矩为 （238） = =4733.0 （240） = =3026式中 该车所能遇到的最大附着系数； 制动强度由式 车轮有效半径。一个车轮制动器应有的最大制动力矩为上列公式计算结果的半值。2.5.2 制动器因数制动器因

23、数BF的表达式表示制动器的效能，因此又称为制动器效能因数。其实质是制动器在单位输入压力或力的作用下所能输出的力或力矩，用于评比不同结构型式的制动器的效能。制动器因数可定义为在制动鼓或制动盘的作用半径上所产生的摩擦力与输入力之比。即： （241） =式中 制动器摩擦力矩； 制动鼓或制动盘的作用半径； 输入力，一般取加于两制动蹄的张开力（或加于两制动块的压紧力）的平均值为输入力。对于鼓式制动器，设作用于两蹄的张开力分别为，制动鼓内圆柱面半径即制动鼓工作半径为，两蹄给予制动鼓的摩擦力矩分别为和，则两蹄的效能因数即制动蹄因数分别为： （242） （243）2.5.3 制动器结构参数与摩擦系数(1) 制

24、动鼓直径D或半径R当输入力P一定时，制动鼓的直径愈大，则制动力矩亦愈大，散热性能愈好。但直径D的尺寸受到轮辋内径的限制，而且D的增大也使制动鼓的质量增大，使汽车的非悬架质量增大，而不利于汽车的行驶平顺性。制动鼓与轮辋之间应有相当的间隙，此间隙一般要求不应小于2030mm，以利于散热通风，也可避免由于轮辋过热而损坏轮胎。由此间隙要求及轮辋的尺寸即可求得制动鼓直径D的尺寸。另外，制动鼓直径D与轮辋直径之比的范围为：货车 =0.640.74。(2) 制动蹄摩擦衬片的包角和宽度b摩擦衬片的包角在范围内选择，试验表明，摩擦衬片包角时，磨损最小 ，制动谷温度也最低，且制动效能最高。再减小虽有利于散热，但由

25、于单位压力过高将加速磨损。一般也不大于，因过大不仅不利于散热，而且易使制动作用不平顺，甚至可能发生自锁。摩擦衬片宽度b较大可以降低单位压力、减少磨损，但过大则不易保证与制动鼓全面接触。通常是根据在紧急制动时使其单位压力不超过2.5MPa的条件来选择衬片宽度b的。设计时应尽可量按摩擦片的产品规格选择 b值根据国外统计资料可知，单个鼓式车轮制动器总的衬片摩擦面积随汽车质量的增大而增大，单个摩擦衬片的摩擦面积A又决定于制动鼓半径R、衬片宽度b及包角，即 式中是以弧度（rad）为单位，当A，R，确定后，由上式也可初选衬片宽b的尺寸。制动器各蹄摩擦衬片总摩擦面积愈大，则制动时产生的单位面积正压力愈小，从

26、而磨损亦愈小。(3) 摩擦衬片起始角如图12.1所示。一般好是将衬片布置在制动蹄外缘的中央，并令。有时为了适应单位压力的分布情况，将衬片相对于最大压力点对称布置，以改善制动效能和磨损的均匀性。(4) 张开力P的作用线至制动器中心的距离a在保证制动轮缸或凸轮能够布置于制动鼓内的条件下，应使距离a尽可能地大，以提高其制动效能。初步设计时可暂定a = 0.8R左右。(5)制动蹄支销中心的坐标位置k和c如图12.1所示，制动蹄支销中心的坐标尺寸k应尽可能地小，以使尺寸c尽可能地大，初步设计时可暂定c = 0.8R左右。(6) 摩擦片摩擦系数选择摩擦片时不仅希望其摩擦系数要高些，更要求其热稳定性要好，受

27、温度和压力的影响要小。不能单纯地追求摩擦材料的高摩擦系数，应提高对摩擦系数的稳定性和降低制动器对摩擦系数偏离正常的敏感性的要求，后者对蹄式制动器是非常重要的。各种制动器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值约为1.30.5，少数 可达0.7。一般说来，摩擦系数愈高的材料，其耐用性愈差。所以在制动器设计时并非一定追求高摩擦系数的材料。当前国产的制动摩擦片材料在温度低于时，保持摩擦系数=0.350.40已无大问题。因此，在假设的理想条件下计算制动器的制动力矩，取=0.3可使计算结果接近实际。另外，在选择摩擦系数材料应尽量采用减少污染和对人体无害的材料。2.6制动驱动系统的结构形式选择简单制动系即人力制动系，

28、是靠司机作用于制动踏板上或手柄上的力作为制动力源。力的传递方式又有机械式靠杆系或钢丝绳传力，其结构简单，造价低廉，工作可靠，但机械效率低故仅用于中、小型的驻车制动中。液压式简单制动系通常简称为液压制动系，用于行车制动装置。其优点是作用滞后时间短（0.10.3s），工作压力高（可达1012MPa），轮缸尺寸小，可布置在制动器内部作为制动蹄张开机构或制动块压紧机构，使之结构简单、紧凑、质量小、造价低。但其有限的力传动比限制了它在汽车上的使用范围。另外，液压管路在过度受热时会形成气泡而影响传输，使制动效能降低甚至失效。液压式简单制动系曾广泛用于轿车、轻型及以下的货车及部分中型货车上。2.7 液压制动

29、驱动系统的设计计算为了确定制动主缸和轮缸直径、制动踏板上的力、踏板行程、踏板机构传动比以及采用增压或助力装置的必要性，必须进行如下的设计计算。1）制动轮缸直径与工作容积制动轮缸对制动蹄或制动块的作用力P与轮缸直径及制动轮缸中的液压有如下关系： 轮缸直径的尺寸选取25mm，p选取为9 （31） （32） 求 P=4415.6N式中 考虑制动力调节装置作用下的轮缸或管路液压，。制动管路液压在制动时一般不超过1012，对盘式制动器可再高些。压力愈高钢轮缸直径愈小，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

30、，轮缸直径的尺寸系列为：19，22，24，25，28，30，32，38，40，45，50，55mm.一个轮缸的工作容积： 制动鼓选取2mm （33） 式中 个轮缸活塞的直径； 轮缸的活塞数目；n为2 一个轮缸活塞在完全制动时的行程；在初设计时，.对鼓式制动其可取。 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2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、材料弹性摸量及单位压力计算；， 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 =1962.54=-7850

31、 （34） 式中 轮缸数目。2）制动主缸直径与工作容积 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。 在初步设计时，考虑到软管变形，货车取，式中为全部轮缸的总工作容积。 （35）主缸活塞直径和活塞行程可由下确定：选取 （36） 10205=23.5在表中选取直径为26mm一般 =26mm 主缸的直径应符合系列尺寸，主缸直径的系列尺寸为：19，22，26，28，32，35，38，40，45。根据主缸的行程公式得主缸的液体流量计算公式如下 （37）由上式可求得主缸的流量Q为：= （38） 3） 制动踏板力与踏板行程 制动踏板力可用下式验算 = （39） 式中 主缸活塞直径； 制动管路的液压； 踏板机构传动比，； 踏板机构及制动主缸的机械效率，可取=0.850.95。图2.3 液压制动驱动系统的计算简图通常，汽车液压驱动机构制动轮缸缸径与制动主缸缸径之比=0.91.2，当较小时，其活塞行程及相应的踏板行程便要加大。制动踏板的工作行程为 （310） =8(26+1.5+2) =236mm式中 主缸中推杆与活塞间的间隙,一般取=1.52mm； 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。在确定主缸容积时应考虑到制动器零件的弹性变形和热变形以及用于制动驱动系统信号指示的制动液体积，因此，制动踏板的