第37章
制动器
制动过程的操作与加速过程的操作相反。在后者，燃料的热能被转换为汽车的动能，而在前者，汽车的动能被转换成热能。同样，正如在驾驶汽车时一样，发动机的扭矩在驱动轮的周围产生牵引力，因此，当施加制动时，在制动鼓处引入的制动扭矩会在制动轮的外围产生负牵引力使其减速。由于加速度可能受驱动轮与地面之间的可用附着力限制，所以减速度可能也受到此限制。即使如此，当从高速制动到停止时，减速度远远大于全油门加速度。因此，制动器消耗的功率以及因此产生的热量也相应地较大。
当车轮或汽车采取制动时，立即在车轮和道路之间引入一个力，使车轮保持转动。在图37.1中，力F与汽车的运动方向相反，从而使车辆减速。减速度与力F成正比，它的极限值取决于车轮和道路之间的法向力，以及摩擦系数或附着力。由于力F没有经过汽车的重心线，所以汽车有转动的趋势，因此其后轮会升入空中。由于汽车的惯性，在汽车重心处产生了一个与力F方向相反的内力F1。惯性力F1的大小等于力F的大小。两个力F和F1构成一对力，它们使后轮有如上所述的上升的趋势。实际上，由于后轮仍然在地面上，所以一对等大反向的力必须作用在车的某处，以此来平衡那一对倾覆力。
前轮与地面之间的垂直力W1加上Q，而后轮与地面之间的垂直力W2减去相等的Q，该正向偶对被自动引入。力 Q和-Q构成一对平衡倾覆力FF1的力。后者的大小是，所以当其他情况相同时，OG越小，倾覆力越小。正向偶合力的大小为QSS，因此轴距SS越大，力Q越小，车轮与地面之间垂直力的变化越小。
下坡时，情况会发生改变。从图37.2中可以看出，垂直力W（汽车的重量）可以被分解为两个分量H1和K。分量K是汽车重量的唯一组成部分，它产生所有车轮与地面间的垂直力，因此，也是产生附着力的唯一组成部分。因此，在坡道上，可用的附着力必然低于水平路面上的附着力。然而，分力H1有使汽车下行的趋势，并且如果汽车仅仅保持静止，则必须通过施加制动器而引入与H 1等大反向的力H.力H和H1构成了一个耦合倾覆力，它通过前轮与地面之间的垂直力的增加L和后轮与地面间垂直力相等的减少量来平衡。
如果不是仅仅保持静止，而是必须减速，则必须进一步采取制动器在车轮与地面之间施加附加力F.然后通过汽车的减速引入相等的惯性力F1。这个惯性力作用在汽车的重心上，并与力F一起构成一个附加的翻转力，这一对力在车轮和地面之间是平衡的。因此，前轮与地面之间的垂直力增加了L Q，并且后轮与地面之间的垂直力减小相同的量。因此，在坡道上，由于两个原因，可能的减速度低于水平路面。首先，车轮和道路之间的最大垂直力从W减小到K，其次分力H1并不能提供附着力，不能用于减速。
如果仅对后轮进行制动，则情况更差，因为产生的附着力仍然会进一步减少L Q.
我们稍微考虑一下就会发现，当汽车向前行驶时会出现相反的情况。然后，前轮和地面之间的垂直力减小，后轮与地面之间的垂直力增加，从附着力的角度看，后轮相比前轮识更好的驱动点。加速上坡时尤其如此。
这种重量分布变化的程度直接取决于减速度的大小，反过来，假设采取制动直到车轮将要打滑，减速度的大小又取决于车轮和道路之间的附着系数。当该系数较低时，最大减速度也较低，重量分布略有改变。在这些条件下，前轮和后轮的相对效率与这些轮子承载的重量的比例（大约）相同，并且如果前轮承载的重量仅占总重量的很小部分，则完全可以完成制动。
然而，现代制动系统的减速度足够高，足以实现所有车轮的制动，这在大多数国家都是有法规要求的。
制动器的两个功能
对机动车辆的制动有两个不同的要求。首先，在紧急情况下，他们必须使车辆在尽可能短的距离内停下来，其次，他们必须能够控制车辆在下坡时维持其原有的运动状态。第一个需求要求制动器可以向制动鼓施加大的制动力矩，而第二个需求是要求制动器可以消散大量的热量而不会大幅度升温。需要指出的是，当汽车在1:30的斜坡上速度下降400码时，必须消散与同一辆汽车以35英里/小时的速度到停止相同的热量。因此，在考虑紧急制动时，散热几乎是无法兼顾的问题，但在下时间下坡时，问题几乎完全是散热问题了。
制动系统
驱动轮可以通过两种方式制动：直接地，通过制动器作用在与其连接的制动鼓上;或间接地，通过制动器作用在变速箱主轴上的制动鼓或斜齿轮上的制动器，或蜗杆，主减速器的轴。
在当今的车辆中，车轮制动器在大多数情况下通常由脚踏板操作来完成车轮制动;他们有时被称为行车制动。后轮上的制动器通常也可以通过手刹来操作，并且主要用于驻车，因此被称为驻车制动器，当然它们也可以用于紧急情况中，所以它们有时被称为紧急制动。
驱动制动器的方法
考虑到手动操作的制动器的难度，制动踏板或操纵杆可以通过机械方式，借助于杆或钢丝绳或通过液压方式（通过管道中的流体）与实际制动器连接来实现助力。然而，在考虑这些连接之前，我们必须处理好制动器本身的问题。
制动器的种类
制动器可分为如下三组，
（1）摩擦式制动器
（2）液压式制动器
（3）电动式制动器
实际上，最后两种类型仅限于重型车辆，不适用于汽车。液压式制动器的原理是，腔室内部有叶轮，该叶轮通过车轮的运动而旋转，如果腔室充满流体，通常是水，则叶轮发生搅动并且动能由此转化为热能从而提供制动力。为了消散热量，水可以通过散热器循环。
该结构有点类似于流体飞轮的结构，并且该结构通常放置在变速箱和螺旋桨轴的前端之间，但它可以与变速箱结合。这种类型的主要缺点是难以精确控制制动力，在车辆高速行驶时可以提供较大的制动力，但在低速行驶时提供的制动力很小，而在车轮不旋转时则不会提供制动力。因此仅用于补充摩擦式制动器，因此这种装置通常被称为减速器而不是制动器。
实际上，电动式制动器是由发动机驱动的发电机，它将动能转化为电流，通过使电流流过电阻而转化为热量。
#39;涡流#39;制动器采用与24.21节中描述的涡流离合器相同的原理。转子联接到车轮上，通常安装在介于变速箱和螺旋桨轴之间的轴上，并且定子安装在车架上。产生的热量主要通过对流消散，可以通过将转子与风扇结合来增强其散热效果。
这种类型的制动器具有与第一类液压式制动器相同的缺点，即它不能在零速下提供任何制动力，并且仅可用于补充摩擦式制动器。目前大量的这种制动器作为减速器使用，并且相当成功。
绝大多数制动器都是摩擦制动器，根据制动构件是鼓还是圆盘，这些制动器可进一步分为：（1）鼓式制动器和（2）盘式制动器。鼓式制动器仍然被广泛使用，其中制动蹄借助于扩展机构与制动鼓的内部接触。外缩式制动器现在仅用于行星齿轮箱。
內胀蹄式刚性制动器的原理如图37.3所示。制动鼓A通过穿过法兰的螺栓固定在车轮的轮毂上（用点划线表示）。后轮制动器如图所示，鼓的内侧是开放的，并且销B伸入其中。该销被装在固定在车桥壳体的杆C上。制动蹄片D和E在销B上自由旋转。它们大致呈半圆形，并且在它们的下端之间是凸轮M，后者与主轴N成一体或固定到主轴N上，可以绕桥壳中的轴Q自由转动。杠杆P被固定在凸轮轴的端部，当该杠杆被连接到其端部的杆拉动时，凸轮轴和凸轮稍微转动，从而移动制动蹄的端部。因此，这些制动蹄被压靠在制动鼓的内侧，从而在制动蹄和制动鼓之间产生摩擦力，来阻止它们之间的相对运动。摩擦力通常可以减慢制动鼓的速度，但它也有使制动蹄与制动鼓一起转动的趋势。后者可以被销B和凸轮M所阻止，销B也因此被称为定位销。摩擦力的大小乘以制动鼓的半径就是使制动鼓停止转动的力矩，即制动力矩。
制动转矩的产生是制动蹄随制动鼓转动所做出的反应，因此这种反应由销B和凸轮M以及最终通过桥壳和阻止桥壳转动的构件来是实现，即扭矩反应系统。大多数现代汽车制动器不具有实际用于固定制动蹄的定位销，取而代之的是简单的支座，由制动蹄腹板的圆形端部起支撑作用，并且通过弹簧保持与其接触，但是在货车中通常为每一个制动蹄提供单独的定位销。如图37.4所示，该图是Kirkstall锻造工程公司的设计。可以看到在A和B上有定位销，并且被固定在制动制动器固定支架的凸臂C上。后者被装配在轴箱端部G上，这其中的关键是防止任何旋转的发生。驱动凸轮D现在呈S形，这提供了比图37.3所示的简单凸轮更大的制动蹄扩展空间和更恒定的杠杆作用。凸轮D与轴固定为一体由滚针轴承支撑，在E处可以看到其中一个。现在，复位弹簧H是单片弹簧，比线圈弹簧更易于拆卸和更换。座椅F通过螺栓被固定在板簧上与支架C形成一体。
上述凸轮膨胀机构结构简单，工作性能也相当令人满意，但在图37.5和37.6中还有其他两个。首先，图37.5用于重型货车，是上述S型凸轮的变体，它实际上是一个双曲柄连杆机构，与普通凸轮相比，它提供了更大的运动同时摩擦力更小;当使用S形凸轮时，摩擦通常会因为在制动蹄端部和凸轮表面采用滚柱轴承而减小。在图37.6的第二个例子中，使用楔形件T并通过杆R朝车辆的中心向内拉以施加制动。 楔块通过滚子运行来减少摩擦，并将柱塞或推杆U和V分开。容纳挺杆的W可以固定到制动器组件的背板上，在这种情况下，楔子施加到制动蹄的力可能不相等，或者它可能会自由滑动，然后力被平衡掉。尽管壳体是通过使楔子自由摆动或侧向滑动来固定的，制动蹄的力仍然可以获得平衡，图37.31给出了后者的一个例子。
块式制动器的基本原理
考虑图37.7所示的简单的制动蹄。驱动力W将在制动蹄和制动鼓之间产生法向力P（该力作用在制动蹄上），并且如果制动鼓如图所示旋转，则该法向力将产生摩擦力。现在，制动鼓在所示的力的作用下与在主轴处作用的力一起处于平衡状态，但后者没有关于主轴的力矩，因此由力P和P引起的顺时针力矩必须由W而产生的逆时针力矩来平衡。因此我们得到了如下关联-
W L = P M P R
所以
现在，作用在制动鼓上的制动力矩完全是由摩擦力引起的，其大小等于，或者用上式代替P，
制动器力矩, Tt =
WLR
M R
如图37.8 所示, 考虑到主轴的力矩平衡
我们可以得到：
WL QR = QM
所以
所以制动力矩的表达式为
T1 =
很显然，其他条件相同时，T1大于Tt 。令 = 0.4, L = 0.15 m, M = 0.075 m, R = 0.1 m ，W = 500 N.
所以
而
因此T1 是Tt.的3.3倍。
t
图37.7所示的制动蹄被称为从蹄，而图37.8所示的制动蹄被称为领蹄。然而，应该清楚的是，在传统制动器中，如果制动鼓的旋转方向相反，则前领蹄将成为后从蹄，反之亦然。
实际的制动蹄的作用方式与上述简单的制动蹄类似，唯一的区别是摩擦力的作用半径大于制动鼓的半径。
然而，在图37.3所示的制动器中，膨胀凸轮不会对制动蹄施加相等的力，但会对后从蹄施加更大的力。以上面假设的数据为基础，假设有1000 N的总驱动力可供使用，那么凸轮将对后从蹄施加767 N的力，对前制动蹄施加233 N的力。总制动转矩为8000 Nm。然而，如果整个1000N仅用于驱动领蹄，那么制动转矩将为17144Nm，即是两倍以上，并且该结果可以通过使两个制动蹄均为领蹄并向每个制动蹄施加500 N的力来实现。
如果驱动机构对制动蹄施加相同的力，那么每个驱动力将是500N，并且由制动蹄产生的总制动转矩将是8571 2608 = 11179Nm。因此，对于给定的驱动力，浮动的或均衡驱动机构将使制动转矩增加，但是其缺点在于，前领蹄的磨损（假设制动蹄具有相同材料的衬里）将是从蹄的3.29倍。带有两个领蹄的制动器不会受到这个缺点的影响，并且可以提供更大的制动力矩。 因此，这种制动器被广泛使用，特别是用于前轮。当使用液压驱动时，使两个制动蹄朝均正向旋转是很简单的事情;制动器的布置如图37.9所示，两个由管道连接的油缸代替一个油缸。当旋转方向相反时，如果两个制动蹄军事从蹄，制动器的性能会比较差。由于这个原因，通常仅在前轮中使用双领蹄式制动器，后轮制动器则是传统的领从蹄式制动器。
当制动器动作是机械制动时，要使两个制动蹄均为领蹄式可不简单，但是Girling开发了一个的相对简单的机构，其原理如图37.10所示。扩展机构不直接作用于制动蹄上，而是作用于制动器上可绕定位销自由旋转的曲柄臂上。如图所示，这个曲柄的另一个臂靠在固定的支座上（如图交叉阴影线所示），并且制动蹄本身可以支撑在该固定支座上，而另一个支撑在顶部。应该清楚的是，假设曲柄的臂长全都相等，则支杆中的力等于驱动力W，并且如图所示，该力将作用于曲柄上;并且底部的曲柄将以力W压在固定支座上，并且固定支座将如图所示以等大反向的反作用力压回曲柄上。因此，每个曲柄上的合力将是如图所示的力R，并且这些力将迫使制动蹄与制动鼓接触。如果制动鼓顺时针转动，则制动蹄将顺时针转动，直至其抵靠在顶部的固定支座处，由此变成领蹄，而如果制动鼓逆时针转动，则制动蹄将逆时针转动并且将抵靠在底部的支座上而再次变成领蹄。因此，通过采用两个制动蹄，我们获得了一种制动器，这种制动器适用于任意方向的旋转，并且只需要一个驱动机构。
