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气压制动是应用最多的动力制动之一。主要优点：操纵轻便，工作可靠，不易出故障，维护保养方便；其气源除供制动用外，还可以供其他装置使用。缺点：必须有空气压缩机、贮气筒、制动阀等装置，使结构复杂、笨重、成本高；管路中压力的建立和测撤除都较慢；管路工作压力低；制动气室排气时有很大的噪音。气压制动在总质量8t以上的商用车上得到广泛的使用。
伺服制动的制动能源是人力和发动机并用。正常情况下，其输出工作压力主要由动力伺服系统产生；在伺服系统失效时，还可以全靠人力驱动液压系统，以产生一定程度的制动力。排量1.6L以上的乘用车到各种商用车，都广泛采用伺服制动。
按伺服力源不同，伺服制动有真空伺服制动、空气伺服制动和液体伺服制动三类。这里不多做介绍
7.2 分路系统
为了提高制动工作的可靠性，应采用分路系统，即全车的所有行车制动器的液压或气压管路分为两个或更多的互相独立的回路，其中一个回路失效后，仍可利用其他完好的回路起制动作用。
双轴汽车的双回路制动系统有以下常见的五种分路形式：
2、 一轴对一轴（II）型，如图a所示，前轴制动器与后桥制动器各用一个回路。
图a II型分路
3、 交叉（X）型，如图b所示，前轴的一侧车轮制动器与后桥的对侧车轮制动器同属一个回路。
图b X型分路
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4、 一轴对半轴（HI）型，如图c所示，两侧前制动器的半数轮缸和全部后制动器轮缸属于一个回路，其余的前轮缸则属于另一个回路。
图c HI型分路
4）半轴一轮对半轴一轮（LL）型，如图d所示，两个回路分别对两侧前轮制动器的半数轮缸和一个后轮制动器起作用。
图d LL型分路
5）双半轴对双半轴（HH）型，如图e所示，每个回路均只对每个前、后制动器的半数轮缸起作用。这种型式的双回路系统的制功效能最好。
图e HH型分路
II型的管路布置较为简单，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。目前在各类汽车特别是商用车上用得最广泛。对于这种形式，若后轮制动回路失效，则一旦前轮抱死即极易丧失转弯制动能力。对于采用前轮驱动因而前制动器强于后制动器的乘用车，当前制动回路失效而单用后桥制动时，制动力将严重不足（小于正常情况下的一半），并且，若后桥负荷小于前轴负荷，则踏板力过大时易使后桥车轮抱死而导致汽车侧滑。
X型的结构也很简单。直行制动时任一回路失效，剩余的总制动力都能保持正常
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值的50%。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。但是，一旦某一管路损坏造成制动力不对称，此时前轮将朝制动力大的一边绕主销转动，使汽车失去方向稳定性。因此，这种方案适用于主销偏移距为负值(达20 mm)的汽车上。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。
HI、LL、HH型的织构均较复杂。LL型与HH型在任一回路失效时，前、后制动力的比值均与正常情况下相同，且剩余的总制动力可达到正常值的50％左右。HI型单用一轴半回路时剩余制动力较大，但此时与LL型一样，紧急制动情况下后轮极容易先抱死。
综合以上各个管路的优缺点最终选择X型管路。
7.3 液压制动驱动机构的设计计算
7.3.1 制动轮缸直径的确定
一、盘式制动器
制动轮缸对制动块施加的张开力F0与轮缸直径d和制动管路压力p的关系为 d张开力 F0?17666.6N
?4F0/(?p) （7-1）
制动管路压力一般不超过10～12MPa，对盘式制动器可更高。故取p?15MPa。 d?4?17666.6?0.04m?40mm 63.14?15?10 轮缸直径d应在标准规定的尺寸系列中选取（HG2865-1997),具体为19mm、22mm、24mm、25mm、28mm、30mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm、50mm、55mm。因此取前轮制动轮缸直径为40mm.
二、鼓式制动器
由制动轮缸对制动块施加的张开力F0与轮缸直径d和制动管路压力p的关系，且取制动管路压力p?10MPa
d?23269?0.02041m?20.41mm 63.14?10?10轮缸直径d应在标准规定的尺寸系列中选取（HG2865-1997),具体为16mm、19mm、22mm、24mm、25mm、28mm、30mm、32mm 、35mm、38mm、40mm、45mm、50mm、55mm。因此取前轮制动轮缸直径为22mm.
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7.3.2 制动主缸直径的确定 第i个轮缸的工作容积为： Vi??d?41ni2?i （7-2）
式中，di为第i个轮缸活塞的直径；n为轮缸中活塞的数目；?i为第i个轮缸活
塞在完全制动时的行程，初步设计时，对鼓式制动器可取2.0-2.5mm.此处对盘式制动器、鼓式制动器均取??2mm. 盘式制动器，前轮轮缸的工作容积为V前??4?11402?23?2512mm
鼓式制动器，后轮轮缸的工作容积为V后?m1??411222?2?759.88mm3
所有轮缸的总工作容积为V??V,式中，m为轮缸数目。制动主缸应有
i的工作容积为V0?V?V?,式中V?为制动软管的变形容积。在初步设计时，制动
主缸的工作容积可为：对于乘用车V0?1.1V;对于商用车V0?1.3V。此处取V0?1.1V。
32V前?V后）?2(2512?759.88)?6543.76mm轮缸的总工作容积 V?（(7-3) 3制动主缸应有的工作容积 V0?V?V??1.1V?7198.14mm (7-4)
主缸活塞行程S0和活塞直径d0为
? VO?d02S0
4一般S0=（0.8～1.2）do。此处取S0=do。
?所以 VO?d03
4 d0?34V0??20.93mm
主缸的直径do应符合QC/T311-1999中规定的尺寸系列，具体为19mm、22mm、28mm、32mm、35mm、38mm、40mm、45mm。所以取得d0?22mm。 主缸的直径 d0?22mm 主缸活塞行程S0?22 mm
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7.3.3制动踏板力Fp和制动踏板工作行程Sp 制动踏板力Fp为：
Fp??11?1??d02p()? (7-5) ?4ip??ip???
式中，d0为制动主缸活塞直径；p为制动管路的液压；ip为探班机构的传动比；?为踏板机构及液压主缸的机械效率，可取?=0.82～0.86.此处取ip=5，?=0.86.
πp?d02?4?ip??真空助力比F0?ip??1 ，助力器效率系数?1一般取0.90~0.95，这里取
0.95
先取 踏板力F0=350N
π15?22?22?0.86?3.99ip??4故 350?5?0.95
制动踏板力应满足以下要求；最大踏板力一般为500N（乘用车）或700N（商用车）。设计时，制动踏板力可在200N～350N的范围内选取。
Fp??11?1?π1112d02p()???(0.022)?107????221.45N?500N
?4ip??ip?450.863.99符合设计要求。
制动踏板工作行程Sp为
Sp?ip?(S0??m1??m2) (7-6) 式中，?m1为主缸中推杆与活塞间的间隙，一般取1.5mm～2mm;?m2为主缸活塞空行程，主缸活塞由不工作时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。
制动器调整正常时的踏板工作行程Sp,在只应占计及制动衬块的容许磨损量的踏板行程的40%～60%。
为了避免空气侵入制动管路，在计算制动主缸活塞回位弹簧时，应保证踏
板放开后，制动管路中仍保持0.05～0.14MPa的残余压力。
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