【正文】 時，叉車的盤式制動器的比能量耗散率以不大于 2/W mm 為宜。 符合要求。 比滑磨功 6t 內燃平衡重式叉車制動系統(tǒng)設計 25 磨損和熱的性能指標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 fL 來衡量： 2m a x2aaffmvLLA? ?????? 式中： am —— 叉車總質量， kg； maxav —— 叉車最高制動車速， m/s A? —— 車輪制動器各襯塊的總摩擦面積， 2cm fL????—— 許用比滑磨功，對叉車取 600800J/cm2 可求得： 52083 00222f ?????? ???L，滿足要求。 動力矩的計算 圖 盤式制動器的計算用簡圖如圖所示，假設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 RfTf 0 F12? 式中： f —— 摩擦系數，取值 ； F0 —— 單側制動塊對制動盤的壓緊力 R—— 作用半徑，取為 135mm。 6t 內燃平衡重式叉車制動系統(tǒng)設計 26 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 mR 或有效半徑 eR已足夠精確。如圖所示，平均半徑為 mmRRR 1571122 21 ????? 式中： 1R ， 2R —— 扇形摩擦襯塊的內半徑和外半徑。（ mmRmmR 1 5 71 1 2 21 ?? ； ） 在任一單元面積 RdR ?d 上的摩擦力對制動盤中心的力矩為 ?dRdfqR2 ，式中 q 為襯塊與制動盤之間的單位面積上的壓力，則單側制動塊作用于制動盤上的制動力矩為 ???? )(322 313221 21 RRfqdR df qRT RR ??? ? ?? 單側襯塊給予制動盤的總摩擦力為 ???? )( 212221 RRfqdR df qRfN RR ??? ? ?? 得有效半徑為 )2]()(1[34322 212212121223132 RRRR RRRR RRfNTR fe ????????? 令 mRR?21，則有：me RmmR ])1(1[34 2???=135mm 因 121 ??RRm ， 41)1( 2 ??mm ，故 me RR? 。當 21 RR? ， 1?m ， me RR? 。 但當 m過小 ，即扇形的徑向寬度過大時，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6t 內燃平衡重式叉車制動系統(tǒng)設計 27 效。本次設計取有效半徑為 135mm。 由上述可求得單側制動塊壓緊力 NfRTF 86 9012 f0 ????? 6t 內燃平衡重式叉車制動系統(tǒng)設計 28 第 7 章 液壓制動驅動機構的設計計算 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，必須進行如下的設計計算。 制動輪缸對制動蹄或制動塊的作用力 F0 與輪缸直徑 wd 及制動輪缸中的液壓P 有如下關系： pFdw ?02? 式中： p —— 考慮制動力調節(jié)裝置作用下的輪缸或管路液壓， p = 8～12MPa。本設計制動輪缸液壓取 p=8Mpa。 對于 P 因為 PRTBF f? =2f 另外由 T RFf 0f12? 。經受力分析可知單側制動塊對制動盤的壓緊力 N 應等于制動輪缸對制動塊的作用力 F0 。所以 F0 =fRTf12， 求得 F0 = 則 d1 =. 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 GB752487 輪缸直徑應在標準規(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。 故在本設計中輪缸直徑選為 45mm。 反算得： p= 一個輪缸的工作容積： ?? n dV1214 ??前 式中： d1 —— 一個輪缸活塞的直徑； n—— 輪缸的活塞數目； 6t 內燃平衡重式叉車制動系統(tǒng)設計 29 ? —— 一個輪缸活塞在完全制動時的行程： 4321 ????? ???? 在初步設計時，對盤式制動器可取 ? =2～ 。（取 ? =2mm） 1? —— 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 1? 約等于相應制動蹄中部與制動鼓之間的間隙的 2倍； 2? —— 因摩擦襯片 (襯塊 )變形而引起的輪缸活塞行程，可根據襯片 (襯塊 )的厚度、材料彈性模量及單位壓力計算； 3? ， 4? —— 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： ?? m VV1 1 式中： m—— 輪缸數目。在本設計中取 m=6； 求： 2 ????前V 全部輪缸的工作容積 V=V 6?前 = 主缸的直徑應符合系列尺寸，主缸直徑的系列尺寸為： ， 16， 17， 19， 22， 26， 28， 32， 35， 38， 42， 46mm。 制 動主缸應有的工作容積 VVVm ??? 式中： V? —— 制動軟管在液壓下變形而引起的容積增量。 V —— 全部輪缸的總工作容積。 在初步設計時，考慮到軟管變形，轎車制動主缸的工作容積可取為；V Vm ? 將 V=V 6?前 = 代入得： V mmm ? 主缸活塞直徑 md 和活塞行程 ms 可由下式確定： mmm sdV 24?? 一般 ms =（ ～ ） md ，取 ms = md 代入上式得： md = 查制動主缸直徑標準，在本設計中取 md =30mm， ms =30mm 6t 內燃平衡重式叉車制動系統(tǒng)設計 30 制動踏板力 PF 的驗算公式： ?? 114 2 ?? PmP ipdF 式中： md —— 主缸活塞直徑； p —— 制動管路的液壓； Pi —— 踏板機構傳動比，12rriP? ，一般為 2～ 5；（在本設計中取 4） ? —— 踏板機構及制動主缸的機械效率， ?? ～ 。取 ?? 根據上式得： 662 ?????? ?PF =500N 所以需要加裝助力器 /ppF F I?? 式中： I—— 真空助力比，取 4。 /ppF F I?? =500N 符合要求。 制動踏板的工作行程 px 為： )( 21 mmmpp six ?? ??? 式中： 1m? — — 主缸中推桿與活塞間的間隙；（取 1m? =1mm） 2m? —— 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過的行程。（取 2m? = ） 將上述代入得： x )(4p ??? =126mm 踏板全行程對轎車不應超過 100mm150mm，對貨車不應該超過 170mm180mm，符合設計要求。 6t 內燃平衡重式叉車制動系統(tǒng)設計 31 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，根據相關要求，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，該主缸相當于兩個單腔制動主缸串聯在一起而構成。儲蓄罐中的油經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、后工作腔內產生的油壓，分別經各 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、后兩工作腔內的活塞頭部與皮碗正好位于前、后腔內各自得旁通孔和補償孔之間。 當踩下制動踏板時，踏板傳動機構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。 圖 制動主缸工作原理圖 撤出踏板力后，制動踏板機構、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到主缸缸體上。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。 6t 內燃平衡重式叉車制動系統(tǒng)設計 32 由此可見，采用這種主缸的回路液壓制動系，當制動系統(tǒng)中任一回路失效時，串聯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。 制動 液 在制動系統(tǒng)的液壓部分中，制動液是在串聯式制動主缸、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。其任務是在工作溫度范圍內把液壓可靠地傳遞到制動部件。其附加任務是對密封件、活塞和閥運動體進行潤滑和防腐 制動管路和軟管 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），其結構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制動鉗上的運動。撓性管路對固體聲傳遞起阻尼作用。 6t 內燃平衡重式叉車制動系統(tǒng)設計 33 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 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、側滑、以及失去轉向能力的性能。 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。制動距離 越小，制動減速度越大，叉車的制動效能就越好。 制動減速度 a 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生。此時 /feTamr? 其中 fT —— 汽車最大制動力矩 er —— 車輪有效半徑 m—— 汽車滿載質量 求得 a=。 制動距離 S 制動距離直接影響著汽車的行駛安全，由下式決定： 22113 .6 2 2 5 .9 2t vS t v ma??? ? ? ??????? 式中： 1t —— 制動機構滯后時間，即踩下制動踏板克服回位彈簧力并消除制動6t 內燃平衡重式叉車制動系統(tǒng)設計 34 蹄片制動鼓間的間隙所需時間，