【文章內(nèi)容簡介】 心不應(yīng)大于935mm。綜上叉車自重重心取為930mm。 第6章 制動器的計算 叉車制動時，如果忽略路面對車輪的滾動阻力矩和叉車回轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力矩，則任一角速度的車輪，其力矩平衡方程為： 式中：——制動器對車輪作用的制動力矩，即制動器的摩擦力矩，其方向與車輪旋轉(zhuǎn)方向相反；——地面作用于車輪上的制動力，即地面與輪胎之間的摩擦力，又稱為地面制動力，其方向與汽車行駛方向相反；——車輪有效半徑。由總體設(shè)計計算知： T= F=21331N制動器因數(shù)BF表示制動器的效能，又稱為制動器效能因數(shù)。其實質(zhì)是制動器在單位輸入壓力或力的作用下所能輸出的力或力矩，用于評價不同結(jié)構(gòu)型式的制動器的效能。制動器因數(shù)可定義為在制動鼓或制動盤的作用半徑上所產(chǎn)生的摩擦力與輸入力之比，即 式中：——制動器的摩擦力矩；R——制動鼓或制動盤的作用半徑；P——輸入力，一般取加于兩制動蹄的張開力(或加于兩制動塊的壓緊力)的平均值為輸入力。對于鉗盤式制動器，兩側(cè)制動塊對制動盤的壓緊力均為P，則制動盤在其兩側(cè)工作面的作用半徑上所受的摩擦力為2P（為盤與制動襯塊間的摩擦系數(shù)），于是鉗盤式制動器的制動器因數(shù)為 式中：f為摩擦系數(shù)，本設(shè)計中取f=；則BF=制動盤直徑D應(yīng)盡可能取大些，這是制動盤的有效半徑得到增大，可以減小制動鉗的夾緊力，降低襯塊的單位壓力和工作溫度，受輪輞直徑的限制，制動盤的直徑通常選擇為70％～79％，而總質(zhì)量大于總質(zhì)量大于2t的汽車應(yīng)取上限。在本設(shè)計中：輪輞直徑為15in 即D=15=381mm則制動盤直徑D==,由《機械設(shè)計手冊》查得取D=315mm制動盤厚度h直接影響著制動盤質(zhì)量和工作時的溫升。為使質(zhì)量不致太大，制動盤厚度又不宜過小。制動盤可以制成實心的，而為了通風(fēng)散熱，又可在制動盤的兩工作面之間鑄出通風(fēng)孔道。通常，實心制動盤厚度可取10mm20mm；具有通風(fēng)孔道的制動盤的兩工作面之間的尺寸，即制動盤的厚度取為20mm50mm,但多采用20mm30mm。在本設(shè)計中：制動器采用通風(fēng)盤，取厚度h=30mm；，工作時襯塊的外緣與內(nèi)側(cè)圓周速度相差較多，磨損不均勻，接觸面積減小，最終將導(dǎo)致制動力矩變化大。在本設(shè)計中：取=112mm, =157mm 鉗盤式制動器的摩擦材料要求有較高的耐磨，耐溫，耐壓的性能，襯塊面積可由下式計算：==40cmP——分泵中的油壓，單位為N/cm?！直没钊娣e。單位為cm。[p] ——襯塊許用壓強。單位為N/cm，一般可取[p]=300 N/cm。摩擦襯片(襯塊)的磨損，與摩擦副的材質(zhì)、表面加工情況、溫度、壓力以及相對滑磨速度等多種因素有關(guān)，因此在理論上要精確計算磨損性能是困難的。但試驗表明，摩擦表面的溫度、壓力、摩擦系數(shù)和表面狀態(tài)等是影響磨損的重要因素。叉車的制動過程是將其機械能(動能、勢能)的一部分轉(zhuǎn)變?yōu)闊崃慷纳⒌倪^程。在制動強度很大的緊急制動過程中，制動器幾乎承擔(dān)了耗散叉車全部動力的任務(wù)。此時由于在短時間內(nèi)熱量來不及逸散到大氣中，致使制動器溫度升高。此即所謂制動器的能量負荷。能量負荷愈大，則襯片(襯塊)的磨損愈嚴重。制動器的能量負荷常以其比能量耗散率作為評價指標(biāo)。比能量耗散率又稱為單位功負荷或能量負荷，它表示單位摩擦面積在單位時間內(nèi)耗散的能量，其單位為。=式中：——叉車回轉(zhuǎn)質(zhì)量換算系數(shù)；——汽車總質(zhì)量；——叉車車制動初速度，；計算時取=20km/h——制動減速度，m／s2，計算時取j=a；——制動時間，；A——前、后制動器襯片(襯塊)的摩擦面積；在緊急制動到時，并可近似地認為，則有 比能量耗散率過高會引起襯片（襯塊）的急劇磨損，還可能引起制動鼓或制動盤產(chǎn)生龜裂。推薦：取減速度j=a，制動初速度：叉車用20km/h、鼓式制動器的比能量耗散率以不大于3W/為宜。取同樣的和j時。符合要求。 比滑磨功 磨損和熱的性能指標(biāo)也可用襯塊在制動過程中由最高制動初速度至停車所完成的單位襯塊面積的滑磨功，即比滑磨功來衡量： 式中：——叉車總質(zhì)量，kg； ——叉車最高制動車速，m/s ——車輪制動器各襯塊的總摩擦面積， ——許用比滑磨功，對叉車取600800J/cm可求得：，滿足要求。盤式制動器的計算用簡圖如圖所示，假設(shè)襯塊的摩擦表面與制動盤接觸良好，且各處的單位壓力分布均勻，則盤式制動器的制動力矩為 式中：——摩擦系數(shù)，；F——單側(cè)制動塊對制動盤的壓緊力R——作用半徑，取為135mm。鉗盤式制動器的作用半徑計算用圖采用常見的扇形摩擦襯塊，其徑向尺寸不大，取R平均半徑或有效半徑已足夠精確。如圖所示，平均半徑為 式中：，——扇形摩擦襯塊的內(nèi)半徑和外半徑。（）在任一單元面積RdR上的摩擦力對制動盤中心的力矩為，式中為襯塊與制動盤之間的單位面積上的壓力，則單側(cè)制動塊作用于制動盤上的制動力矩為單側(cè)襯塊給予制動盤的總摩擦力為得有效半徑為令，則有：=135mm 因，故。當(dāng)。但當(dāng)m過小，即扇形的徑向?qū)挾冗^大時，陳快摩擦表面在不同半徑處的滑磨速度相差太大，磨損將不均勻，因而單位壓力分布將不均勻，則上述計算方法失效。本次設(shè)計取有效半徑為135mm。由上述可求得單側(cè)制動塊壓緊力 第7章 液壓制動驅(qū)動機構(gòu)的設(shè)計計算為了確定制動主缸及制動輪缸的直徑，制動踏板與踏板行程，踏板機構(gòu)傳動比，以及說明采用增壓或助力裝置的必要性，必須進行如下的設(shè)計計算。制動輪缸對制動蹄或制動塊的作用力F與輪缸直徑及制動輪缸中的液壓P有如下關(guān)系： 式中：——考慮制動力調(diào)節(jié)裝置作用下的輪缸或管路液壓，= 8～12MPa。本設(shè)計制動輪缸液壓取p=8Mpa。 對于P 因為 =2f 另外由T。經(jīng)受力分析可知單側(cè)制動塊對制動盤的壓緊力N應(yīng)等于制動輪缸對制動塊的作用力F。所以F=，求得F=則d=.制動管路液壓在制動時一般不超過10～12MPa，對盤式制動器可再高些。壓力愈高輪缸直徑就愈小，但對管路特別是制動軟管及管接頭則提出了更高的要求，對軟管的耐壓性、強度及接頭的密封性的要求就更加嚴格。根據(jù)GB752487輪缸直徑應(yīng)在標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的尺寸系列中選取，輪缸直徑的尺寸系列為：，16，19，22，24，25,28，30，32，35，38，40，45，50，55mm。故在本設(shè)計中輪缸直徑選為45mm。反算得：p=一個輪缸的工作容積： 式中：d——一個輪缸活塞的直徑；n——輪缸的活塞數(shù)目；——一個輪缸活塞在完全制動時的行程：在初步設(shè)計時，對盤式制動器可取=2～。（取=2mm）——消除制動蹄(制動塊)與制動鼓(制動盤)間的間隙所需的輪缸活塞行程，對鼓式制動器約等于相應(yīng)制動蹄中部與制動鼓之間的間隙的2倍；——因摩擦襯片(襯塊)變形而引起的輪缸活塞行程，可根據(jù)襯片(襯塊)的厚度、材料彈性模量及單位壓力計算； ，——鼓式制動器的蹄與鼓之變形而引起的輪缸活塞行程，試驗確定。全部輪缸的總工作容積： 式中：m——輪缸數(shù)目。在本設(shè)計中取m=6；求： 全部輪缸的工作容積 V=V=主缸的直徑應(yīng)符合系列尺寸，主缸直徑的系列尺寸為：，16，17，19，22，26，28，32，35，38，42，46mm。制動主缸應(yīng)有的工作容積 式中：——制動軟管在液壓下變形而引起的容積增量。 ——全部輪缸的總工作容積。在初步設(shè)計時，考慮到軟管變形，轎車制動主缸的工作容積可取為；V將V=V=：V 主缸活塞直徑和活塞行程可由下式確定： 一般=（～） ，取=代入上式得：=查制動主缸直徑標(biāo)準(zhǔn)，在本設(shè)計中取=30mm，=30mm制動踏板力的驗算公式： 式中： ——主缸活塞直徑；——制動管路的液壓；——踏板機構(gòu)傳動比，一般為2～5；（在本設(shè)計中取4）——踏板機構(gòu)及制動主缸的機械效率， ～。根據(jù)上式得： =500N所以需要加裝助力器式中： I——真空助力比，取4。=500N符合要求。制動踏板的工作行程為： 式中：——主缸中推桿與活塞間的間隙；（取=1mm）——主缸活塞空行程，即主缸活塞由不工作的極限位置到使其皮碗完全封堵主缸上的旁通孔所經(jīng)過的行程。（取= ）將上述代入得：x =126mm踏板全行程對轎車不應(yīng)超過100mm150mm，對貨車不應(yīng)該超過170mm180mm，符合設(shè)計要求。 第8章 制動主缸及傳遞單元介紹為了提高叉車的行駛安全性，根據(jù)相關(guān)要求，一些叉車的行車制動裝置均采用了單回路制動系統(tǒng)。叉車制動主缸采用串列雙腔制動主缸。如圖所示，該主缸相當(dāng)于兩個單腔制動主缸串聯(lián)在一起而構(gòu)成。儲蓄罐中的油經(jīng)每一腔的進油螺栓和各自旁通孔、補償孔流入主缸的前、后腔。在主缸前、后工作腔內(nèi)產(chǎn)生的油壓，分別經(jīng)各自得出油閥和各自的管路傳到前、后制動器的輪缸。主缸不制動時，前、后兩工作腔內(nèi)的活塞頭部與皮碗正好位于前、后腔內(nèi)各自得旁通孔和補償孔之間。當(dāng)踩下制動踏板時，踏板傳動機構(gòu)通過制動推桿推動后腔活塞前移，到皮碗掩蓋住旁通孔后，此腔油壓升高。在液壓和后腔彈簧力的作用下，推動前腔活塞前移，前腔壓力也隨之升高。當(dāng)繼續(xù)踩下制動踏板時，前、后腔的液壓繼續(xù)提高，使前、后制動器制動。 制動主缸工作原理圖 撤出踏板力后，制動踏板機構(gòu)、主缸前、后腔活塞和輪缸活塞在各自的回位彈簧作用下回位，管路中的制動液在壓力作用下推開回油閥流回主缸，于是解除制動。若與前腔連接的制動管路損壞漏油時，則踩下制動踏板時，只有后腔中能建立液壓，前腔中無壓力。此時在液壓差作用下，前腔活塞迅速前移到活塞前端頂?shù)街鞲赘左w上。此后，后缸工作腔中的液壓方能升高到制動所需的值。若與后腔連接的制動管路損壞漏油時，則踩下制動踏板時，起先只有后缸活塞前移，而不能推動前缸活塞，因后缸工作腔中不能建立液壓。但在后腔活塞直接頂觸前缸活塞時，前缸活塞前移，使前缸工作腔建立必要的液壓而制動。由此可見，采用這種主缸的回路液壓制動系，當(dāng)制動系統(tǒng)中任一回路失效時，串聯(lián)雙腔制動主缸的另一腔仍能工作，只是所需踏板行程加大，導(dǎo)致汽車制動距離增長，制動力減小。大大提高了工作的可靠性。在制動系統(tǒng)的液壓部分中，制動液是在串聯(lián)式制動主缸、車輪制動器以及必要時還有制動液壓控制單元間傳遞能量的介質(zhì)。其任務(wù)是在工作溫度范圍內(nèi)把液壓可靠地傳遞到制動部件。其附加任務(wù)是對密封件、活塞和閥運動體進行潤滑和防腐耐高壓的制動管管路、制動軟管管路和加固的軟管管路用作連接制動系統(tǒng)液壓部件。對制動管路的主要要求是耐壓性，機械承載能力，接收容積小，耐油、燃料、鹽水腐蝕以及熱穩(wěn)定性。制動金屬管管路用作不活動接點閥間的液壓連接。它是由雙繞硬焊的鋼管組成。為了能抵抗環(huán)境影響而對其表面進行鍍鋅處理并套上塑料管制動軟管管路是用作如轉(zhuǎn)向軸、制動鉗等活動的、強動態(tài)負荷的部件的過度件。它即使在極端條件下也能將制動液壓力可靠地傳遞到制動器。制動軟管管路是由一條內(nèi)軟管、一層作為承壓的織物和保護外部對承壓層影響的外部膠層組成。加固軟管管路（撓性管路），其結(jié)構(gòu)類似于在可活動的動態(tài)負荷件間的制動管路。它是由用優(yōu)質(zhì)鋼編織層作為承壓的聚四氟乙烯管路和一層其他熱塑料性彈性體作為保護層組成。由于它具有一定撓性，所以只用作連接運動小的部件，例如由于制動摩擦片的磨損而出現(xiàn)制動鉗上的運動。撓性管路對固體聲傳遞起阻尼作用。 第9章 制動性能分析叉車的制動性是指叉車在行駛中能利用外力強制地降低車速至停車或下長坡時能維持一定車速的能力。 制動性能評價指標(biāo)叉車制動性能主要由以下三個方面來評價：1）制動效能，即制動距離和制動減速度；2）制動效能的穩(wěn)定性，即抗衰退性能；3）制動時汽車的方向穩(wěn)定性，即制動時汽車不發(fā)生跑偏、側(cè)滑、以及失去轉(zhuǎn)向能力的性能。 制動效能制動效能是指在良好路面上，叉車以一定初速度制動到停車的制動距離或制動時汽車的減速度。制動效能是制動性能中最基本的評價指標(biāo)。制動距離越小，制動減速度越大，叉車的制動效能就越好。制動系的作用效果，可以用最大制動減速度及最小制動距離來評價。假設(shè)汽車是在水平的，堅硬的道路上行駛，并且不考慮路面附著條件，因此制動力是由制動器產(chǎn)生。此時 其中——汽車最大制動力矩 ——車輪有效半徑 m——汽車滿載質(zhì)量求得a=。 制動距離S制動距離直接影響著汽車的行駛安全，由下式?jīng)Q定： 式中：——制動機構(gòu)滯后時間，即踩下制動踏板克服回位彈