6万吨油用葵花种植加工建设项目可行性研究报告和6t平衡重式内燃叉车制动系统结构设计

6t内燃平衡重式叉车制动系统设计III引言1第一章绪论……………21.1制动系统概述……………………21.2制动系统的功能………21.3对制动系统的要求………2第二章方案选择…………32.1传动形式…………………32.2制动器选型..……………..….3第三章制动器材料的选择…………63.1制动盘…………………63.2制动钳…………………63.3制动块……………………..73.4摩擦材料………………….73.5制动轮缸…………………83.6制动器间隙的调整方法及相应机构………………….8第四章制动驱动机构的结构形式选择……………104.1制动驱动机构的结构型式选择………104.2真空助力器工作原理………………...…….14第五章总体设计…………………….165.1叉车自重……………….165.2静轴载………………….165.3自重重心……………………165.4自重估算…………………175.5牵引特性………………..175.6制动性能计算…………..…..185.7机动性能计算………………195.8稳定性计算………………20第六章制动器的计算………….226.1制动器因数………….226.2盘式制动器主要参数的确定……..226.3盘式制动器制摩擦衬块的磨损特性计算…………….236.4动力矩的计算……………………..25第七章液压制动驱动机构的设计计算………….287.1制动轮缸直径与工作容积…………..287.2制动主缸直径与工作容积……………297.3制动踏板力与踏板行程………………..30第八章制动主缸及传递单元介绍…………………318.1制动主缸……………..318.2传递单元………………...….32第九章制动性能分析……………..339.1制动性能评价指标…………………….…..339.2制动效能……………339.3制动效能的恒定性…………………….349.4制动时叉车的方向稳定性………………...34第十章手制动系统………………35总结………..38参考文献……………..39致谢40附录41PAGEPAGE77引言本次毕业设计的选题为车辆制动系统，范围主要是针对于叉车进行的制动系统设计。众所周知，一般情况下，制动系统是车辆必不可少系统之一，其性能好坏关乎到车辆的安全性，是设计者及质检部门所应该注意的方面。对于设计者来说，在设计车辆制动系统时，首先必须了解所适用车辆的工作环境及频繁程度，其次必须考虑在车辆上的安装位置及空间，还有就是在满足制动条件下，尽可能使设计符合人机学原理，即在保证安全的同时也要保证其安装的可行性及操作的轻便性和舒适性。本次所设计的是6t内燃平衡重式叉车制动系统，所满足的条件就是：叉车空载时以20km/h的速度行驶其制动距离不大于6m。在设计之前首先先要对叉车有较深入的了解，所以，我在已经学过叉车构造与设计这门课的同时，又查阅了很多书籍及网上的资料。我发现对于很多中小吨位及一些叉车，一般大都采用鼓式制动器，很少采用盘式制动器。但由于盘式制动器相对于鼓式制动器有很多的优点，所以大有取代鼓式制动器的趋势。但由于中小吨位叉车安装尺寸的限制，所以一般采用不了盘式制动器。然而，对于大吨位的叉车完全没有这个限制。所以，这次设计我打算做有关于大吨位叉车盘式制动器的设计。对于车辆来说制动系统大同小异，所以，在设计时，我主要参照了汽车有关制动器的设计。但由于汽车是前后轮均制动，而叉车只是前轮制动。因此二者还是有相当一部分区别的。在设计时，考虑到车辆应该有停车和行车制动系统所以我设计了两套制动系统，且二者相对独立。其中行车制动系统为人力液压式，停车制动系统为机械式。车辆制动器一般都采用摩擦式的类型，即作用在摩擦衬上一挤压力，从而产生摩擦力致使车辆减速从而停止。行车制动系统与停车制动系统所用原理相同，不同的是行车制动系统人作用的力是通过油缸传递的，而停车制动系统是完全通过机械传动的。第1章绪论1.1制动系统概述使车辆强制减速或停止的过程称为制动。其实质是利用制动器的摩擦消耗车辆的动能，使之转化为热量散发掉，从而使车辆的行驶速度降低；当车辆停止后，利用制动器的摩擦力矩使车辆不因外力的作用而自行运动。制动性能是指使行驶中的车辆按要求迅速减速以致停止的能力。制动性能的好坏，对车辆完成作业任务，提高生产率及保证行驶的安全起着很重要的作用。1.2制动系统的功能制动系统是车辆安全行驶的重要装置。它必须具备如下基本功能：在车辆行驶过程中，能以适当的减速度使车辆降速行驶直至停车。在车辆下坡时，为避免车辆在本身重力分力作用下不断加速，应进行制动，使之保持适当的稳定车速。车辆停放时，使车辆在原地可靠地停住。为此，车辆一般均具有两套制动系统：一套为行车制动系统，他用以实现前两项功能。由驾驶员通过制动踏板来操纵，当踏下制动系统时起制动作用，松开制动踏板后，制动作用即行消失，故也称为脚制动系统，此类制动器亦可兼作驻车制动之用。另一套为停车制动系统，它主要用来实现第三项功能，并有助于车辆在坡道上起步，以防止车辆向下滑溜。这套制动系统通常用制动手柄操纵，并锁止在制动位置上，当驾驶员离开车辆后仍能可靠地保持在制动状态，故也称为手制动系统。1.3对制动系统的要求为保证行驶安全，制动系统应满足如下要求：工作可靠，制动器产生的制动力矩应满足车辆对制动性能的要求。叉车空载，车速20km/h,要求制动距离不大于6m。制动平稳，制动力与操纵力成正比，制动时左右制动轮上的制动力矩应平稳增加，且保持相等，放松制动踏板时，制动作用应迅速消失。制动器不自行制动，不抱死，不失灵，制动效果不随温度等环境因素变化。操作轻便，脚踏板力不应超过500N，行程不得大于150mm。维修、调整应便利，特别是摩擦副磨损后，最好能实现自动调整。制动作用滞后时间尽可能短，即从踩下制动踏板到制动器起作用的空行程时间越短越好。由于叉车前、后行驶的时间接近，故要求制动系统保证前行与后行的制动效能基本相同。第2章方案选择2.1传动形式：液力传动2.2制动器选型制动器主要有摩擦式、液力式和电磁式等几种形式。电磁式制动器虽有作用滞后性好、易于连接而且接头可靠等优点，但因成本高，只在一部分总质量较大的商用车上用作车轮制动器或缓速器；液力式制动器一般只作缓速器。目前广泛使用的仍为摩擦式制动器。摩擦式制动器按摩擦副结构形式不同，可分为鼓式，盘式和带式三种。带式制动器只用作中央制动器；鼓式和盘式制动器的结构形式有多种。盘式制动器的制动盘有两个主要部分：轮毂和制动表面。轮毂是安装车轮的部位，内装有轴承。制动表面是制动盘两侧的加工表面。它被加工得很仔细，为制动摩擦块提供摩擦接触面。整个制动盘一般由铸铁铸成。铸铁能提供优良的摩擦面。制动盘装车轮的一侧称为外侧，另一侧朝向车轮中心，称为内侧。盘式制动器的旋转元件是一个垂向安放且以两侧表面为工作面的制动盘，其固定摩擦元件一般是位于制动盘两侧并带有摩擦片的制动块。制动时，当制动盘被两侧的制动块夹紧时，摩擦表面便产生作用于制动盘上的摩擦力矩。盘式制动器一般用于大吨位叉车上。制动盘制动表面的大小由盘的直径决定。大型车需要较多制动功能，它的制动直径达12in或者更大些。较小较轻的车用较小的制动盘。通常，制造商在保持有效的制动性能的情况下，尽可能将零件做的小些，轻些。按轮毂结构分类，制动盘有两种常用型式。带毂的制动盘有个整体式毂。在这种结构中，轮毂与制动盘的其余部分铸成单体件。另一种型式轮毂与盘侧制成两个独立件。轮毂用轴承装到车轴上。车论凸耳螺栓通过轮毂，再通过制动盘毂法兰配装。这种型式制动盘称为无毂制动盘。这种型式的优点是制动盘便宜些。制动面磨损超过加工极限时能很容易更换。制动盘可能是整体式的或者通风的。通风的制动盘在两个制动表面之间铸有冷却叶片。这种结构使制动盘铸件显著的增加了冷却面积。车轮转动时，盘内扇形叶片的旋转增加了空气循环，有效的冷却制动。盘式制动器具有散热快，重量轻，构造简单，调整方便等优点。特别是高负载时耐高温性能好，制动效果稳定，而且不怕泥水侵袭，在冬季和恶劣路况下行车，盘式制动比鼓式制动更容易在较短的时间内令车停下。虽然盘式制动器的制动盘与空气接触的面积很大，但很多时候其散热效果还是不能让人满意，于是有的制动盘上又被开了许多小孔，加速通风散热以提高制动效率，这就是通风盘式制动器。一般来说，尺寸大的制动盘要比尺寸小的制动盘散热效率高，而通风盘则要比实体盘的散热效率高。根据制动盘固定元件的结构形式，盘式制动器可分为钳盘式制动器和全盘式制动器两类。钳盘式制动器钳盘式制动器的固定摩擦元件是制动块，装在与车轴连接且不能绕车轴线旋转的制动钳中。制动衬块与制动盘接触面积很小，在盘上所占的中心角一般仅30o~50o,故盘式制动器又被称为点盘式制动器。全盘式制动器全盘式制动器摩擦副的固定元件和旋转都是圆盘形的，分别称为固定盘和旋转盘。其结构原理和摩擦离合器相似。多片全盘式制动器的各盘都封闭在壳体中，散热条件较差。因此，有些国家正在研制一种强制液冷多片全盘式制动器。这种制动器完全封闭，内腔充满冷却油液。冷却在制动器内受热升温后，被液压泵吸出，而后被压送入发动机水冷系中的热交换器，在此受发动机冷却水的冷却后再流回制动器。钳盘式制动器按制动钳的结构不同，分为以下几种。1.固定钳式制动钳固定安装在车桥上，既不能旋转，也不能沿制动盘轴线方向移动，因而其中必须在制动盘两侧装设制动块促动装置，以便分别将两侧的制动块压向制动盘。这种形式也成为对置活塞式或浮动活塞式。固定钳式制动器存在着以下缺点：1）液压缸较多，使制动钳结构复杂。2）液压缸分置于制动盘两侧，必须用跨越制动的钳内油道或外部油管来连通。这必然使得制动钳的尺寸过大，难以安装车的轮毂内。3）热负荷大时，液压缸和跨越制动盘的油管或油道中的制动液容易受热汽化。4）若要兼用于驻车制动，则必须加装一个机械促动的驻车制动钳。这些缺点使得固定钳式制动器难以适应现代汽车的使用要求，故70年代以来，逐渐让位于浮钳盘式制动器。a)固定钳式b)滑动钳式c)摆动钳式图2.22.浮动钳式（1）滑动钳式制动钳可以相对于制动盘作轴向滑动，其中只有在制动盘的内侧置有液压缸，外侧的制动块固定安装在钳体上。制动时活塞在液压作用下使活动制动压靠到制动盘上，而反作用力则推动制动钳体连同固定制动块压向制动盘的另一侧，直到两制动块受力均等为止。（2）摆动钳式它也是单侧液压缸结构，制动钳体与固定在车轴上的支座铰接。为实现制动，钳体不是滑动而是在与制动盘垂直的平面内摆动。显然，制动块不可能全面而均匀的磨损。为此，有必要经衬块预先作成楔形。在使用过程中，衬块逐渐磨损到各处残存厚度均匀后即应更换。浮钳盘式制动器的制动钳一般设计得可以相对制动盘转向滑动。其中，只在制动盘的内侧设置液压缸，而外侧的制动块则附加装在钳体上。浮动钳式制动器的优点有：1）仅在盘的内侧有液压缸，故轴向尺寸小，制动器能进一步靠近轮毂；2）没有跨越制动噢案的油道或油管，加之液压缸冷却条件好，所以制动液汽化的可能性小；3）成本低4）浮动钳的制动块可兼用于驻车制动。与鼓式制动器相比，盘式制动器有如下优点：热稳定性好。原因是一般无自行增力作用。衬块摩擦表面压力分布较鼓式中的衬片更为均匀。此外，制动鼓在受热膨胀后，工作半径增大，使其只能与蹄中部接触，从而降低了制动效能，这称为机械衰退。制动盘的轴向膨胀极小，径向膨胀根本与性能无关，故无机械衰退问题。因此，前轮采用盘式制动器，汽车制动时不易跑偏。水稳定性好。制动块对盘的单位压力高，易将水挤出，因而浸水后效能降低不多；又由于离心力作用及衬块对盘的擦拭作用，出水后只需经一，二次制动即能恢复正常。鼓式制动器则需经十余次制动方能恢复。制动力矩与车运动方向无关。易于构成双回路制动系，使系统有较高的可靠性和安全性。尺寸小，质量小，散热良好。压力在制动衬块上分布比较均匀，故衬块上磨损也均匀。更换制动块简单容易。衬块与制动盘之间的间隙小（0.05~0.15mm），从而缩短了制动协调时间。易实现间隙自动调整。盘式制动器的主要缺点是：难以实现完全防尘和锈蚀（封闭的多片式全盘式制动器除外）。兼作驻车制动器时，所需附加的手驱动机构比较复杂。在制动驱动机构中必须装用助力器。因为衬块工作面积小，所以磨损快，寿命低，需用高材质的衬块。因此，从结构，散热，技术，成本等多方面考虑，决定采用浮钳盘式制动器。第3章制动器材料的选择3.1制动盘制动盘一般用珠光体铸铁制成，或用添加等的合金铸铁制成。其结构形状有平板形和礼貌形。制动盘在工作时不仅承受着制动块作用的法向力和切向力，而且承受着热负荷。为了改善冷却效果，钳盘式制动器的制动盘有的铸成中间有径向通风槽的双层盘，这样可大大地增加散热面积，降低温升约20%-30%，但盘的整体厚度较厚。制动盘的工作表面应光洁平整，制造时应严格控制表面的跳动量，两侧表面的平行度（厚度差）及制动盘的不平衡量。根据有关文献规定：制动盘两侧表面不平行度不应大于0.008mm,盘的表面摆差不应大于0.1mm；制动盘表面粗糙度不应大于0.06mm。本次设计采用的材料为合金铸铁，结构形状为礼帽形，通风盘。图3.1礼帽形制动盘3.2制动钳制动钳由可锻铸铁KTH370-12或球墨铸铁QT400-18制造，也有用轻合金制造的。例如用铝合金压铸。可做成整体的，也可做成两半并由螺栓连接。其外缘留有开口，以便不必拆下制动钳便可检查或更换制动块。制动钳体应有高的强度和刚度。在钳体中加工出制动油缸。为了减少传给制动液的热量，将活塞的开口端顶靠制动块的背板。活塞由铸铝合金制造，为了提高耐磨损性能，活塞的工作表面进行镀铬处理。为了解决因制动钳体由铝合金制造而减少传给制动液的热量的问题，减小了活塞与制动块背板的接触面积。制动钳在叉车上的安装位置可在车轴的前方或后方。制动钳位于车轴前可避免轮胎甩出来的泥，水进入制动钳，位于车轴后则可减小制动时轮毂轴承的合成载荷。因此本次设计采用可锻铸铁，整体式、镀铬处理。3.3制动块制动块由背板和摩擦衬块构成，两者直接牢固地压嵌或铆接或粘接在一起。衬块多为扇形，也有矩形，正方形或圆形的。活塞应能压住尽量多的制动块面积，以免衬块发生卷角而引起尖叫声。制动块背板由钢板制成。为了避免制动时产生的热量传给制动钳而引起制动液汽化和减小制动噪声，可在摩擦衬块与背板之间或在背板后粘（或喷涂）一层隔热减震垫（胶）。由于单位压力大和工作温度高等原因，摩擦衬块的磨损较快，因此其厚度较大。许多盘式制动器装有衬块磨损达极限时的警报装置，以便及时更换摩擦衬片。本次设计取衬块厚度14mm，3.4摩擦材料制动摩擦材料应具有高而稳定的摩擦系数，抗热衰退性能好，不能在温度升到某一数值后摩擦系数突然急剧下降；材料的耐磨性好，吸水率低，有较高的耐挤压和耐冲击性能；制动时不产生噪声和不良气味，应尽量采用少污染和对人体无害的摩擦材料。以往车轮制动器采用广泛应用的模压材料，它是以石棉纤维为主并与树脂粘结剂、调整摩擦性能的填充剂(由无机粉粒及橡胶、聚合树脂等配成)与噪声消除剂(主要成分为石墨)等混合后，在高温下模压成型的。模压材料的挠性较差，故应按衬片或衬块规格模压，其优点是可以选用各种不同的聚合树脂配料，使衬片或衬块具有不同的摩擦性能和其他性能。表3.4摩擦材料性能对比材料性能有机类无机类制法编制物石棉模压半金属模压金属烧结金属陶瓷烧结硬度软硬硬极硬极硬密度小小中大大承受负荷轻中中-重中-重重摩擦系数中-高低-高低-高低-中低-高摩擦系数稳定性差良良良-优优常温下的耐磨性良良良中中高温下的耐磨性差良良良-优优机械强度中-高低-中低-中高高热传导率低-中低中高高抗振鸣优良中-良差差抗颤振-中-良中--对偶性优良中-良差差价格中-高低-中中-良高高带式中央制动器采用编织材料，它是先用长纤维石棉与铜丝或锌丝的合丝编织成布，再浸以树脂粘合剂经干燥后辊压制成。其挠性好，剪切后可以直接铆到任何半径的制动蹄或制动带上。在100℃～120℃温度下，它具有较高的摩擦系数(=0.4以上)，冲击强度比模压材料高4～5倍。但耐热性差，在200℃～250℃以上即不能承受较高的单位压力，磨损加快。表5-2为不同摩擦材料性能对比。此次设计综合考虑各种材料，采用性能更好、环保效果更好的半金属材料。摩擦系数为f=0.453.5制动轮缸制动轮缸的缸体由灰铸铁HT250制成。其缸筒为通孔，需镗磨。3.6制动器间隙的调整方法及相应机构制动盘与摩擦衬块之间在未制动的状态下应有工作间隙，以保证制动盘能自由转动。一般来说盘式制动器的制动间隙为0.1mm-0.3mm（单侧0.05mm-0.15mm）。此间隙的存在会导致踏板或手柄的行程损失，因而间隙应尽量的小。考虑到制动过程中摩擦副可能产生热变形和机械变形，因此制动器在冷态下的间隙应有试验确定。本设计制动间隙取为0.2mm。另外，制动器在工作过程中会由于摩擦衬块的磨损而使间隙加大，因此制动器必须设有间隙调整机构。当前，盘式制动器的调整机构已自动化。一般都采用一次调准式间隙自调装置。最简单且常用的结构是在缸体和活塞之间装一个兼起复位和间隙自调作用的带有斜角的橡胶密封圈，制动时密封圈的刃边是在活塞给图3.6制动间隙的自调装置1-制动钳体；2-活塞；3-活塞密封圈予的摩擦力的作用下产生弹性变形，与极限摩擦力对应的密封圈变形量即等于设定的制动间隙。当衬块磨损而导致所需的活塞行程增大时，在密封圈达到极限变形之后，活塞可在液压作用下克服密封圈的摩擦力，继续前移到实现完全制动为止。活塞与密封圈之间这一不可恢复的相对位移便补偿了这一过量间隙。解除制动后活塞在弹力作用下退回，直到密封圈的变形完全消失为止，这时摩擦快与制动盘之间重新回复到设定间隙。活塞在嵌体中的密封，通过安放在壳体环槽中的矩形截面密封环来实现。在活塞与壳体孔之间的区域有一个防尘、防潮气的保护帽。为了补偿制动摩擦片和制动盘的摩损，以及轴向误差，保护帽采用波纹管形状。为排除液压系统中的空气，在制动钳体最高处安装了一个排气螺钉。第4章制动驱动机构的结构形式选择4.1制动驱动机构的结构型式选择根据制动力源的不同，制动驱动机构可分为简单制动，动力制动及伺服制动三大类型，而力的传递方式又有机械式，液压式，气压式和气压-液压式的区别，如下表。表4.1制动驱动机构的结构形式制动力源力的传递方式用途型式制动力源工作介质型式工作介质简单制动系（人力制动系）司机体力机械式杆系或钢丝绳仅用于驻车制动液压式制动液部分微型汽车的行车制动动力制动系气压动力制动系发动机动力空气气压式空气中，重型汽车的行车制动气压-液压式空气，制动液液压动力制动系制动液液压式制动液私服制动系真空伺服制动系司机体力与发动机动力空气液压式制动液轿车，微，轻，中型汽车的行车制动气压伺服制动系空气液压伺服制动系制动液（1）简单制动系简单制动系即人力制动系，是靠驾驶员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和液压式两种。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、小吨位叉车的驻车制动装置中。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(0.1～0.3s)，工作压力高(可达10～12MPa)，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。（2）动力制动系动力制动系是以发动机动力形成的气压或液压势能作为汽车制动的全部力源进行制动，而驾驶员作用于制动踏板或手柄上的力仅用于对制动回路中控制元件的操纵。在简单制动系中的踏板力与其行程间的反比例关系在动力制动系中便不复存在，因此，此处的踏板力较小且可有适当的踏板行程。气压制动系是动力制动系最常见的型式，由于可获得较大的制动驱动力且主车与被拖的挂车以及汽车列车之间制动驱动系统的联接装置结构简单、联接和断开都很方便，因此广泛用于总质量为8t以上尤其是15t以上的载货汽车、越野汽车和客车上。但气压制动系必须采用空气压缩机、贮气罐、制动阀等装置，使结构复杂、笨重、轮廓尺寸大、造价高；管路中气压的产生和撤除均较慢，作用滞后时间较长(0.3～0.9s)，因此在制动阀到制动气室和贮气罐的距离较远时有必要加设气动的第二级控制元件——继动阀(即加速阀)以及快放阀；管路工作压力较低(一般为0.5～0.7MPa)，因而制动气室的直径大，只能置于制动器之外，再通过杆件及凸轮或楔块驱动制动蹄，使非簧载质量增大；另外，制动气室排气时也有较大噪声。气顶液式制动系是动力制动系的另一种型式，即利用气压系统作为普通的液压制动系统主缸的驱动力源的一种制动驱动机构。它兼有液压制动和气压制动的主要优点。由于气压系统的管路短，作用滞后时间也较短。显然，其结构复杂、质量大、造价高，故主要用于大吨位叉车上。全液压动力制动系是用发动机驱动油泵产生的液压作为制动力源。有开式(常流式)和闭式(常压式)两种。开式(常流式)系统在不制动时，制动液在无负荷状况下由油泵经制动阀到贮液罐不断地循环流动，制动时则借助于阀的节流而产生所需的液压进入轮缸。闭式回路因平时保持着高液压，故又称常压式。它对制动操纵的反应比开式的快，但对回路的密封要求较高。在油泵出故障时，开式的将立即不起制动作用，而闭式的还有可能利用回路中的蓄能器的液压继续进行若干次制动。全液压动力制动系除具有一般液压制动系统的优点外，还具有操纵轻便、制动能力强、易于采用制动力调节装置和防滑移装置等优点。但结构复杂、精密件多，对系统的密封性要求也较高，故并未得到广泛应用。各种型式的动力制动系在其动力系统失效使回路中的气压或液压达不到正常压力时，制动作用即会全部丧失。（3）伺服制动系伺服制动系是在人力液压制动系中增加由其他能源提供的助力装置，使人力与动力可兼用，即间用人力和发动机动力作为制动能源的制动系。在正常情况下，其输出工作压力主要由动力伺服系统产生，而在动力伺服系统失效时，仍可全由人力驱动液压系统产生一定程度的制动力（即由伺服制动转变为人力制动）。按伺服系统能源的不同，可分为真空伺服制动系、气压伺服制动系和液压伺服制动系。其伺服能源分别为真空能（负气压能），气压能和液压能。真空伺服制动系是利用发动机进气管中节气门后的真空度(负压，一般可达0.05～0.07)作动力源，一般的柴油车若采用真空伺服制动系时，则需有专门的真空源——由发动机驱动的真空泵或喷吸器构成。气压伺服制动系是由发动机驱动的空气压缩机提供压缩空气作为动力源，伺服气压一般可达0.6～0.7。故在输出力相等时，气压伺服气室直径比真空伺服气室直径小得多。且在双回路制动系中，如果伺服系统也是分立式的，则气压伺服比真空伺服更适宜，因此后者难于使各回路真空度均衡。但气压伺服系统的其他组成部分却较真空伺服系统复杂得多。液压伺服制动系一般是由发动机驱动高压油泵产生高压油液，供伺服制动系和动力转向系共同使用。按照助力特点，伺服制动系又可分为助力式和增压式两种。真空助力式（直动式）伺服制动系（如图6.2所示），伺服气室位于制动踏板与制动主缸之间，其控制阀直接由踏板通过推杆操纵。驾驶员通过制动踏板直接控制伺服动力的助力大小，并与之共同推动主缸活塞，使主缸产生更高的液压通向盘式制动器的油缸和鼓式制动器的轮缸。由真空伺服气室、制动主缸和控制阀组成的总成称为真空助力器。图4.1a真空助力式（直动式）伺服制动系回路图1-制动踏板；2-控制阀；3-真空伺服气室；4-制动主缸5-贮液罐6-制动信号号灯液压开关；7—真空管路；8—真空单向阀；9—前盘式制动油缸；图4.1b真空增压式（远动式）伺服制动系回路图1—前轮缸；2—制动踏板；3—制动主缸；4—辅助缸；5—空气滤清器；6—控制阀；7—真空伺服气室；8—发动机进气管；9—真空单向阀；10—真空罐；11—后轮缸；12—安全缸增压式（远动式）伺服制动系的回路如图6.3所示。由真空伺服气室、辅助缸和控制阀组成的真空伺服装置位于制动主缸与制动轮缸之间，驾驶员通过制动踏板推动主缸活塞所产生的液压作用于辅助缸活塞上，同时也驱动控制阀使伺服气室工作。伺服气室的推动力也作用于辅助缸活塞，使后者产生高于主缸压力的工作油液并输往制动轮缸。由真空伺服气室、辅助缸和控制阀等组成的伺服装置称为真空增压器。回路中当通向前轮(或后轮)制动轮缸的管路发生泄漏故障时，则安全缸内的活塞将移位并堵死通往漏油管路的通道。当主缸输出油管发生泄漏故障时，增压式回路中的增压器便无法控制，而助力式的则较为简单可靠。在采用双回路系统时，助力式的一般只需采用一个带双腔主缸的助力器；而增压式的则必须有两个增压器使回路更加复杂，或者仍采用一个增压器，但在通往前、后轮缸的支管路中各装一个安全缸，使回路局部地前、后分路。伺服制动系统中的管路液压与踏板力之间并不存在固有的比例关系，为了使驾驶员在制动时能直接感受到踏板力与制动强度间的比例关系，在系统中装一个控制阀予以保证。本设计中采用如图所示的真空助力式伺服制动制动系。4.2真空助力器工作原理图4.2a真空助力器1.释放状态在此位置，在膜片盘两侧负压相同。压簧克服了作用在控制壳横断面上的大气压力使膜片盘保持在其起始位置。2.部分制动状态在利用制动踏板操纵活塞杆时，分配阀要先断开踏板侧工作室的真空连接。在进一步运动过程中外部空气通道打开，由此在膜片盘前建立起大气压力，于是在助力器的前后室之间形成支持脚力朝串联式制动主缸方向压膜片盘的压差。辅助力是压差和膜片盘平面的产物。通过活塞的向前运动在串联主缸中产生液压。在脚力不变时，串联式制动主缸中的活塞、压杆以及阀活塞向与脚力大小无关的停车位置移动。橡胶反应盘的作用使盘阀活塞靠在分配阀上并停止外部空气的输入。为此达到了所谓的在每次改变踏板力时在膜片盘两侧扩大或缩小压差的“备用状态”。它与踏板力相似提高或降低制动系统的液压，以此调整相应的减速度。阀活塞横截面与橡胶反应盘的比决定了放大系数（输出力与输入力之比）。图4.2b真空助力器3.全制动状态在全制动状态中，踏板侧的工作室至真空室的连接完全关闭，而外部空气通道完全打开。对此作用在膜片盘整个范围内的大气压力使之达到最大可能的辅助力。此状态称为助力器“调制点”。这时只有通过继续提高操纵力才能继续提高串联式制动主缸活塞上的力。4.返回当释放制动踏板时，在两个室中又重新建立起负压，并且压簧使膜片盘和踏板返回到初始位置。第5章总体设计5.1叉车自重参见（1）表5.1和已有同类型数据初选为8300kg。表5.1叉车自重起重量/t12356叉车自重/t2.08.55.2静轴载满载：前桥桥载G应为满载叉车总重量的90%左右，保证平衡重式叉车的纵向静态稳定性。后桥桥载G应为满载叉车总重量的10%左右保证转向所需要的附着力。故满载：前桥桥载G=0.9(6+8.3)t=0.914.3t=12.87t后桥桥载G=0.1(6+8.3)t=0.114.3t=1.43t空载：前桥桥载应为满载叉车总重量的45%左右，保证平衡重式叉车的纵向静态稳定性。后桥桥载应为满载叉车总重量的55%左右，保证叉车的横向稳定性。故空载：前桥桥载=0.456t=2.7t后桥桥载=0.556t=3.3t叉车的前悬距（前轮中心到货叉垂直段前表面）B大约是前轮半径R的1.4倍（统计得来）。由门架构造所决定，变化空间不大。B=1.4R=1.4420mm=588mm5.3自重重心横向：重心应居中，保证严格的对称。纵向：重心距前轮中心的距离L应为轴距L的55%左右。L=0.55L=22500.55=1237.5mm高度：重心越低越好。5.4自重估算图5.4叉车基本假设：L=0.55L=1237.5mmL=0.1L=225B=1.4R=588L=G(L)/(G+Q)-Q(C+B)/(G+Q)。解出G来：G=[0.1L+C+1.4R]Q/[(0.55-0.1)L]=[(C+1.4R)/(0.45L)+0.22]Q=[(600+588)/0.452250+0.22]6=8.31t此为叉车自重估算的经验公式可供设计参考。5.5牵引特性5.5.1发动机功率P=P(净功率)+P(附件功率)==+P=74.9+P取附件功率10%，考虑行驶时液压转向等损耗，再增大15%-20%。=1.1574.91.1=94.74Kw故选取90kW的发动机(朝柴)，额定转速为3000r/min。(2)速比分配取最大转矩约等于额定转矩：==286.5N.m=(G+Q)()==54.26==15.42采用轮边减速2，主传动速比为5。5.5.2轮边减速介绍一般来说，采用轮边减速是为了提高叉车的驱动力，以满足或修正整个传动系统驱动力的匹配。目前采用的轮边减速，就是为满足整个传动系统匹配的需要，而增加的一套降速增扭的齿轮传动装置。从发动机经离合器、变速器和分动器把动力传递到驱动桥的主减速器，再从主减速器的输出端传递到轮边减速器及车轮，以驱动叉车车行驶。在这一过程中，轮边减速的工作原理就是把主减速器传递的转速和扭矩经过其降速增扭后，再传递到车轮，以便使车轮在地面附着力的反作用下，产生较大驱动力。大吨位和某些中吨位叉车的驱动桥采用了轮边减速，其优点是提高总传动比，或减小变速器、主减速器、差速器、半轴的载荷和尺寸。轮边减速多采用行星减速，布置在轮辋内部，其中太阳轮为输入构件，大齿圈固定，行星排为输出构件，速比为3.5-5.5。5.6制动性能计算5.6.1选型1操纵机构一般小吨位叉车和驻车制动系统可采用机械式操纵机构，由拉杆或制动钢丝绳来操作制动器。为布置方便，中小吨位叉车的行车制动系统更多的采用人力液压式操纵机构，由于叉车制动系统的操作频繁，大吨位叉车可采用助力式制动操作系统，如真空助力式，气顶油式，液压助力式等，在这里停车制动系统操纵机构用机械式操纵机构，行车用真空助力式(根据计算结果定)。2制动器若不值允许，大吨位叉车可采用盘式制动器。这里选用浮钳式制动器(前已说明)。5.6.2制动力矩1.要求标准规定：空载叉车以20km/h的车速行驶，制动距离不应大于6m。2.制动减速度由，可求出制动减速度。得3制动力由F=Ma,根据前面估算的叉车质量M可求出制动力F。得F=83002.57=21331N4制动力矩T=Fr,由选定的车轮半径可求出制动力矩T。得T=213310.420.97=8689.4N.m由于存在驾驶员反应、制动产生等滞后时间，和摩擦片的磨损、温度变化、异物进入等情况，留出一定余量，实际的制动力矩应大于上述计算值。故取T=8690N.m.5.7机动性能计算5.7.1选型1机构类型曲柄滑块式横置液压缸转向机构。2操纵方式全液压式转向操作方式。3最大外轮转角sin通常在50-60范围内。4最大内轮转角tan==5.7257,一般为70-80.故所用尺寸符合要求。5.8稳定性计算叉车起重量：6t起升高度：H=3000mm载荷中心距：C=600mm自重：G=8.3t轴距：L=2250mm5.8.1纵向静稳定计算根据平衡重式叉车轴载的基本假设，可认为进行叉车纵向静稳定实验时，满载叉车联合重心位于距前轮中心0.1L处，即l=0.1L。根据平行力系的合成原理可求出满载叉车联合重心的高度为：h=(H+C)根据纵向静稳定性试验的通过要求必须满足相关规定，才能保证其纵向静稳定方面的安全性保证，一般情况下，其有特定的公式可进行相关的计算，计算结果只是一个范围，满足此范围就行。则由相关文献资料得：<=8.82mm5.8.2纵向动稳定<=1.53mm5.8.3横向静稳定=1.0706mm5.8.4横向动稳定=0.9359mm因此，叉车自重重心不应大于935mm。综上叉车自重重心取为930mm。第6章制动器的计算叉车制动时，如果忽略路面对车轮的滚动阻力矩和叉车回转质量的惯性力矩，则任一角速度的车轮，其力矩平衡方程为：式中：——制动器对车轮作用的制动力矩，即制动器的摩擦力矩，其方向与车轮旋转方向相反；——地面作用于车轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，又称为地面制动力，其方向与汽车行驶方向相反；——车轮有效半径。由总体设计计算知：T=8690N.mF=21331N6.1制动器因数制动器因数BF表示制动器的效能，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，用于评价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，即式中：——制动器的摩擦力矩；R——制动鼓或制动盘的作用半径；P——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。对于钳盘式制动器，两侧制动块对制动盘的压紧力均为P，则制动盘在其两侧工作面的作用半径上所受的摩擦力为2P（为盘与制动衬块间的摩擦系数），于是钳盘式制动器的制动器因数为式中：f为摩擦系数，本设计中取f=0.45；则BF=0.96.2盘式制动器主要参数的确定6.2.1制动盘直径D制动盘直径D应尽可能取大些，这是制动盘的有效半径得到增大，可以减小制动钳的夹紧力，降低衬块的单位压力和工作温度，受轮辋直径的限制，制动盘的直径通常选择为70％～79％，而总质量大于总质量大于2t的汽车应取上限。在本设计中：轮辋直径为15in即D=15=381mm则制动盘直径D=0.79381=300.99mm,由《机械设计手册》查得取D=315mm6.2.2制动盘厚度h制动盘厚度h直接影响着制动盘质量和工作时的温升。为使质量不致太大，制动盘厚度又不宜过小。制动盘可以制成实心的，而为了通风散热，又可在制动盘的两工作面之间铸出通风孔道。通常，实心制动盘厚度可取10mm-20mm；具有通风孔道的制动盘的两工作面之间的尺寸，即制动盘的厚度取为20mm-50mm,但多采用20mm-30mm。在本设计中：制动器采用通风盘，取厚度h=30mm；6.2.3摩擦衬块内半径与外半径推荐摩擦衬块外半径与内半径的比值不大于1.5.若此比值偏大，工作时衬块的外缘与内侧圆周速度相差较多，磨损不均匀，接触面积减小，最终将导致制动力矩变化大。在本设计中：取=112mm,=157mm6.2.4摩擦衬块工作面积A钳盘式制动器的摩擦材料要求有较高的耐磨，耐温，耐压的性能，衬块面积可由下式计算：==40cmP——分泵中的油压，单位为N/cm。——分泵活塞面积。单位为cm。[p]——衬块许用压强。单位为N/cm，一般可取[p]=300N/cm。6.3盘式制动器制摩擦衬块的磨损特性计算摩擦衬片(衬块)的磨损，与摩擦副的材质、表面加工情况、温度、压力以及相对滑磨速度等多种因素有关，因此在理论上要精确计算磨损性能是困难的。但试验表明，摩擦表面的温度、压力、摩擦系数和表面状态等是影响磨损的重要因素。叉车的制动过程是将其机械能(动能、势能)的一部分转变为热量而耗散的过程。在制动强度很大的紧急制动过程中，制动器几乎承担了耗散叉车全部动力的任务。此时由于在短时间内热量来不及逸散到大气中，致使制动器温度升高。此即所谓制动器的能量负荷。能量负荷愈大，则衬片(衬块)的磨损愈严重。6.3.1比能量耗散率制动器的能量负荷常以其比能量耗散率作为评价指标。比能量耗散率又称为单位功负荷或能量负荷，它表示单位摩擦面积在单位时间内耗散的能量，其单位为。=式中：——叉车回转质量换算系数；——汽车总质量；——叉车车制动初速度，；计算时取=20km/h——制动减速度，m／s2，计算时取j=a；——制动时间，；A——前、后制动器衬片(衬块)的摩擦面积；在紧急制动到时，并可近似地认为，则有比能量耗散率过高会引起衬片（衬块）的急剧磨损，还可能引起制动鼓或制动盘产生龟裂。推荐：取减速度j=a，制动初速度：叉车用20km/h、鼓式制动器的比能量耗散率以不大于3W/为宜。取同样的和j时，叉车的盘式制动器的比能量耗散率以不大于8.0为宜。符合要求。6.3.2比滑磨功磨损和热的性能指标也可用衬块在制动过程中由最高制动初速度至停车所完成的单位衬块面积的滑磨功，即比滑磨功来衡量：式中：——叉车总质量，kg；——叉车最高制动车速，m/s——车轮制动器各衬块的总摩擦面积，——许用比滑磨功，对叉车取600-800J/cm可求得：，满足要求。6.4动力矩的计算图6.4盘式制动器的计算用图盘式制动器的计算用简图如图所示，假设衬块的摩擦表面与制动盘接触良好，且各处的单位压力分布均匀，则盘式制动器的制动力矩为式中：——摩擦系数，取值0.45；F——单侧制动块对制动盘的压紧力R——作用半径，取为135mm。钳盘式制动器的作用半径计算用图采用常见的扇形摩擦衬块，其径向尺寸不大，取R平均半径或有效半径已足够精确。如图所示，平均半径为式中：，——扇形摩擦衬块的内半径和外半径。（）在任一单元面积RdR上的摩擦力对制动盘中心的力矩为，式中为衬块与制动盘之间的单位面积上的压力，则单侧制动块作用于制动盘上的制动力矩为单侧衬块给予制动盘的总摩擦力为得有效半径为令，则有：=135mm因，，故。当，，。但当m过小，即扇形的径向宽度过大时，陈快摩擦表面在不同半径处的滑磨速度相差太大，磨损将不均匀，因而单位压力分布将不均匀，则上述计算方法失效。本次设计取有效半径为135mm。由上述可求得单侧制动块压紧力第7章液压制动驱动机构的设计计算为了确定制动主缸及制动轮缸的直径，制动踏板与踏板行程，踏板机构传动比，以及说明采用增压或助力装置的必要性，必须进行如下的设计计算。7.1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F与轮缸直径及制动轮缸中的液压P有如下关系：式中：——考虑制动力调节装置作用下的轮缸或管路液压，=8～12MPa。本设计制动轮缸液压取p=8Mpa。对于P因为=2f另外由T。经受力分析可知单侧制动块对制动盘的压紧力N应等于制动轮缸对制动块的作用力F。所以F=，求得F=11964.75N则d=43.64mm.制动管路液压在制动时一般不超过10～12MPa，对盘式制动器可再高些。压力愈高轮缸直径就愈小，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。根据GB7524-87轮缸直径应在标准规定的尺寸系列中选取，轮缸直径的尺寸系列为：14.5，16，17.5，19，22，24，25,28，30，32，35，38，40，45，50，55mm。故在本设计中轮缸直径选为45mm。反算得：p=7.5Mpa一个轮缸的工作容积：式中：d——一个轮缸活塞的直径；n——轮缸的活塞数目；——一个轮缸活塞在完全制动时的行程：在初步设计时，对盘式制动器可取=2～2.5mm。（取=2mm）——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、材料弹性模量及单位压力计算；，——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：式中：m——轮缸数目。在本设计中取m=6；求：全部轮缸的工作容积V=V=19075.5mm7.2制动主缸直径与工作容积主缸的直径应符合系列尺寸，主缸直径的系列尺寸为：14.5，16，17，19，20.5，22，26，28，32，35，38，42，46mm。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。——全部轮缸的总工作容积。在初步设计时，考虑到软管变形，轿车制动主缸的工作容积可取为；V将V=V=19075.5mm代入得：V主缸活塞直径和活塞行程可由下式确定：一般=（0.8～1.2），取=代入上式得：=29.84mm查制动主缸直径标准，在本设计中取=30mm，=30mm7.3制动踏板力与踏板行程制动踏板力的验算公式：式中：——主缸活塞直径；——制动管路的液压；——踏板机构传动比，，一般为2～5；（在本设计中取4）——踏板机构及制动主缸的机械效率，0.85～0.95。取0.95根据上式得：=1394.4>500N所以需要加装助力器式中：I——真空助力比，取4。=1394.4/4=278.9N<500N符合要求。制动踏板的工作行程为：式中：——主缸中推杆与活塞间的间隙；（取=1mm）——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。（取=0.5mm）将上述代入得：x=126mm踏板全行程对轿车不应超过100mm-150mm，对货车不应该超过170mm-180mm，符合设计要求。第8章制动主缸及传递单元介绍8.1制动主缸为了提高叉车的行驶安全性，根据相关要求，一些叉车的行车制动装置均采用了单回路制动系统。叉车制动主缸采用串列双腔制动主缸。如图所示，该主缸相当于两个单腔制动主缸串联在一起而构成。储蓄罐中的油经每一腔的进油螺栓和各自旁通孔、补偿孔流入主缸的前、后腔。在主缸前、后工作腔内产生的油压，分别经各自得出油阀和各自的管路传到前、后制动器的轮缸。主缸不制动时，前、后两工作腔内的活塞头部与皮碗正好位于前、后腔内各自得旁通孔和补偿孔之间。当踩下制动踏板时，踏板传动机构通过制动推杆推动后腔活塞前移，到皮碗掩盖住旁通孔后，此腔油压升高。在液压和后腔弹簧力的作用下，推动前腔活塞前移，前腔压力也随之升高。当继续踩下制动踏板时，前、后腔的液压继续提高，使前、后制动器制动。图8.1制动主缸工作原理图撤出踏板力后，制动踏板机构、主缸前、后腔活塞和轮缸活塞在各自的回位弹簧作用下回位，管路中的制动液在压力作用下推开回油阀流回主缸，于是解除制动。若与前腔连接的制动管路损坏漏油时，则踩下制动踏板时，只有后腔中能建立液压，前腔中无压力。此时在液压差作用下，前腔活塞迅速前移到活塞前端顶到主缸缸体上。此后，后缸工作腔中的液压方能升高到制动所需的值。若与后腔连接的制动管路损坏漏油时，则踩下制动踏板时，起先只有后缸活塞前移，而不能推动前缸活塞，因后缸工作腔中不能建立液压。但在后腔活塞直接顶触前缸活塞时，前缸活塞前移，使前缸工作腔建立必要的液压而制动。由此可见，采用这种主缸的回路液压制动系，当制动系统中任一回路失效时，串联双腔制动主缸的另一腔仍能工作，只是所需踏板行程加大，导致汽车制动距离增长，制动力减小。大大提高了工作的可靠性。8.2传递单元8.2.1制动液在制动系统的液压部分中，制动液是在串联式制动主缸、车轮制动器以及必要时还有制动液压控制单元间传递能量的介质。其任务是在工作温度范围内把液压可靠地传递到制动部件。其附加任务是对密封件、活塞和阀运动体进行润滑和防腐8.2.2制动管路和软管耐高压的制动管管路、制动软管管路和加固的软管管路用作连接制动系统液压部件。对制动管路的主要要求是耐压性，机械承载能力，接收容积小，耐油、燃料、盐水腐蚀以及热稳定性。制动金属管管路用作不活动接点阀间的液压连接。它是由双绕硬焊的钢管组成。为了能抵抗环境影响而对其表面进行镀锌处理并套上塑料管制动软管管路是用作如转向轴、制动钳等活动的、强动态负荷的部件的过度件。它即使在极端条件下也能将制动液压力可靠地传递到制动器。制动软管管路是由一条内软管、一层作为承压的织物和保护外部对承压层影响的外部胶层组成。加固软管管路（挠性管路），其结构类似于在可活动的动态负荷件间的制动管路。它是由用优质钢编织层作为承压的聚四氟乙烯管路和一层其他热塑料性弹性体作为保护层组成。由于它具有一定挠性，所以只用作连接运动小的部件，例如由于制动摩擦片的磨损而出现制动钳上的运动。挠性管路对固体声传递起阻尼作用。第9章制动性能分析叉车的制动性是指叉车在行驶中能利用外力强制地降低车速至停车或下长坡时能维持一定车速的能力。9.1制动性能评价指标叉车制动性能主要由以下三个方面来评价：1）制动效能，即制动距离和制动减速度；2）制动效能的稳定性，即抗衰退性能；3）制动时汽车的方向稳定性，即制动时汽车不发生跑偏、侧滑、以及失去转向能力的性能。9.2制动效能制动效能是指在良好路面上，叉车以一定初速度制动到停车的制动距离或制动时汽车的减速度。制动效能是制动性能中最基本的评价指标。制动距离越小，制动减速度越大，叉车的制动效能就越好。9.2.1制动减速度制动系的作用效果，可以用最大制动减速度及最小制动距离来评价。假设汽车是在水平的，坚硬的道路上行驶，并且不考虑路面附着条件，因此制动力是由制动器产生。此时其中——汽车最大制动力矩——车轮有效半径m——汽车满载质量求得a=2.6m/s>2.57m/s所以符合要求。9.2.2制动距离S制动距离直接影响着汽车的行驶安全，由下式决定：式中：——制动机构滞后时间，即踩下制动踏板克服回位弹簧力并消除制动蹄片制动鼓间的间隙所需时间，s；——制动器制动力增长过程所需时间，s；——制动器的作用时间，一般在0.2-0.9s之间；——制动初速度，。取20km/小时。求得：s=理论符合要求，具体应以实验为准。9.3制动效能的恒定性制动效能的恒定性主要指的是抗热衰性能。叉车在高速行驶或下长坡连续制动时制动效能保持的程度。因为制动过程实际上是把叉车行驶的动能通过制动器吸收转换为热能，所以制动器温度升高后能否保持在冷态时的制动效能，已成为设计制动器时要考虑的一个重要问题。本设计均采用了浮动钳盘式制动器，正是考虑到了其制动效能的恒定因素，尤其是前制动盘选用了通风式的，这大大提高了制动效能的恒定性。9.4制动时叉车的方向稳定性制动过程中叉车维持直线行驶，或按预定弯道行驶的能力称为方向稳定性。影响方向稳定性的包括制动跑偏、后轴侧滑或前轮失去转向能力三种情况。制动时发生跑偏、侧滑或失去转向能力时，叉车将偏离给定的行驶路径。因此，常用制动时叉车按给定路径行驶的能力来评价叉车制动时的方向稳定性，对制动距离和制动减速度两指标测试时都要求了其试验通道的宽度。方向稳定性是从制动跑偏、侧滑以及失去转向能力等方面考验。制动跑偏的原因有两个：1）叉车左右车轮，特别是转向轴左右车轮制动器制动力不相等。2）制动时悬架导向杆系与转向系拉杆在运动学上的不协调（互相干涉）前者是由于制动调整误差造成的，是非系统的。而后者是属于系统性误差。第10章手制动系统叉车制动器按其在叉车上的位置分为车轮制动器和中央制动器，前者安装在车轮处，后者安装在变速器输出端，并用手拉操纵杆进行操纵，故又称为手制动，由于中小吨位叉车的结构紧凑，往往把停车制动附在脚制动上，形成两套操纵系统共用一套制动器的局面，这样做虽然离两套制动系统的要求有一定差距，但由于中小吨位叉车采用刚性连接的传统系统时，确实没法安排中央盘式停车制动器，加上叉车的车速比较低，大家也就这么用着。好在手制动采用机械式制动操作系统，可靠性比较高，能对脚制动的人力液压式制动系统起到一定的备份作用。当布置上允许时则尽可能采用中央盘式停车制动器。由于位于变速器输出端，与驱动车轮之间有驱动桥主传动速比，因此需要的制动力矩比较小，制动操纵力也就比较小。本次设计取实心盘，盘厚为12mm，直径300mm。设计计算图10叉车停在斜坡上设计手刹时应把其在极限位置处进行建模计算，叉车的极限位置是其处在最大爬坡度时，其所应克服的转矩为最大转矩，也就是设计计算所用到的转矩，叉车的最大爬坡度是指其载有额定起重量时，以最低稳定速度（>2km/h）所能爬上的长为规定的最陡坡道的坡度值。典型值为20%。如图所示，当叉车停在斜坡上时，应有沿坡道牵引力F=mgsina。则F=830010sin11.3=16268N若想让叉车停止在此坡道上，则制动器所能提供的制动力矩应能克服其重力沿坡道向下分力所产生的力矩。应有T=Fr。其中r为车轮有效半径则T=162680.420.97=6627.6N.m由前面知，i5=10则安装在减速器末端的中央盘式制动器所需产生的力矩为T=取T=662.8N.m又T=2pr=2P0.4r其中r制动盘半径，取为150mm.P作用在盘上的单侧压紧力。摩擦衬片的摩擦系数，取为0.4.则P=则手刹力F==138N符合要求摩擦块的工作面积：A==9.2cm图10b中央盘式制动器中央盘式制动器的制动原理跟行车盘式制动系统的设计过程大体一样，都是先计算制动力矩，然后根据制动力矩确定作用在盘上的压紧力，再根据压紧力设置合理的省力装置，直至达到要求。不同点就是制动力矩所满足的条件不同，行车制动系统需满足叉车空载以20km/h的速度行驶，制动距离小于6m；停车制动系统要求其处在最大爬坡度时能可靠停住。关于摩擦块面积，二者计算过程及原理完全相同。总结本次设计是我大学四年来最后一次做的设计，相对之前的课程设计来说，用时最长，用心最多的一次设计，在设计过程中我学到了很多知识。这次设计是在开学后做完课程设计后开始的，指导老师为卫良保卫老师。老师给我们布置完设计任务时，告诉我们，前期要大量的搜集资料，完后在开始设计。所以在开始的前两个星期，我一直在搜集资料，包括看教材，到图书馆借阅有关书籍，到网上浏览、下载各种有关资料，搜集完资料后，我就开始整理资料，边整理，边消化。在这过程中我收获很多，首先就是遇到不懂的东西，我可以从横多方面去解决它，比如与同学讨论，上网搜集，上图书馆借阅有关书籍等等。消化完资料，我发现其实行业中关于叉车的资料不是太多，在咨询过老师的意见后，我开始参考汽车制动器的相关算例开始设计。在设计过程中，我发现其实叉车与汽车的制动系统，有些相同有些不相同，所以，必须辩证的对待自己所用到的资料。为了帮助同学更好的做好毕业设计，学校组织同学到工厂去实习，我们到的是上海，带队老师是卫老师，陶老师，渠老师三位老师。我们先后参观了柳工上海叉车厂，上海力至优叉车厂。通过参观，我对叉车有了进一步的了解，在参观过程中，我特别留意了叉车的制动系统。我发现，叉车大部分用的是蹄式制动器，盘式制动器很少发现。但是，一般情况下，对于大吨位的叉车，最好用盘式制动器。所以参观回来后，我对自己所做的设计更为明确，于是我参照柳工上海叉车厂的相关数据，定型后，很快就进行了设计计算。经过一段时间，我很快就算完啦。正赶上中期检查，于是我就汇报了自己的进度。老师在这过程中，给我提出了一些错误和需要注意的地方。下来后，我反复计算，终于更正完毕。算完后，我就开始了画图，在这过程中，我翻阅了很多文献资料，每天不停歇的进行结构的设计及构想，很快就画完了图。在画图过程中，我有加深了对二维画图工具的学习，受益匪浅。回想毕业设计以来所经历的种种，我感慨万千，在自己的日记本上写了很多心得体验，相信这对我以后的发展帮助很大。参考文献[1]陶元芳卫良保叉车构造与设计机械工业出版社2011.7[2]刘希恭译制动技术手册机械工业出版社2011.7[3]成大先机械设计手册第五版[4]陆植叉车设计机械工业出版社1991[5]曹玮汽车底盘设计[6]刘惟信汽车制动系的结构分析与设计计算清华大学出版社2004.1[7]齐晓杰制动系统化学工业出版社2005.5致谢在本次毕业设计过程中，我非常感谢卫良保老师对我从选题，构思到最后完成毕业设计的各个环节给予细心指引与教导,使我得以最终完成毕业设计。在学习中,老师严谨的治学态度、丰富渊博的知识、敏锐的学术思维、精益求精的工作态度以及侮人不倦的师者风范是我终生学习的楷模，导师们的高深精湛的造诣与严谨求实的治学精神，将永远激励着我。在学校中我还得到众多老师的关心支持和帮助。在此，谨向老师们致以衷心的感谢和崇高的敬意！最后，我要向百忙之中抽时间对本文进行审阅，评议和参与本人论文答辩的各位老师表示感谢。附录：TheBrakesThebrakesfunctionbyabsorbinginfrictiontheenergypossessedbythemovingcar.Insodoingtheyconverttheenergyintohear.Therearetowtypesofbrakes,thedrumbrakeandthediscbrake.Eitherorbothtypesmaybefitted.Butwherebothtypesareuseditisusualforthediscbrakestobefittedtothefrontwheels.Inbothdrumanddiscbrakes,ahydraulicsystemappliesthebrakes.Thehydraulicsystemconnectsthebrakepedaltothebrakepartsateachwheel.1、DrumBrakesThedrumbrakeconsistsofapairofsemicircularbrakeshoesmountedonafixedbackplateandsituatedinsideadrum.Thisdrumisfixedtotheroadwheelandrotateswithit.Oneendofeachshoeisonapivotandaspringholdstheotherendincontactwiththepistonofahydrauliccylinder.(Infrontbrakesitisusualtousetwohydrauliccylindersinordertoequalizethepressuresexertedbytheshoes,asshowninFig.7.1)Eachshoeisfacedwithmaterial,knownasbrakelining,whichproduceshighfrictionalresistance.Thehydraulicsystemcomprisesamastercylinderandtheslavecylinderswhicharethecylindersontheroadwheels.Theslavecylindersareconnectedtothemastercylinderbytubingandthewholesystemisfilledwithhydraulicfluid.Apistoninthemastercylinderisconnectedtothebrakepedal,sothatwhenthedriverdepressesthepedalthefluidisforcedouttoeachslavecylinderandoperatestheirpistons.Thefluidpushesthepistonsoutoftheircylinders.They，inturn,pushagainsttheinnerendsofthebrakeshoesandforcethemagainstthedrumsineachwheel.Wesaythatthebrakesareon.Thisfrictionoftheshoesagainstthedrums,whicharefixedtotheroadwheels,slowsdownorstopsthecar.Asthebrakepedalisallowedtocomeup,thehydraulicfluidreturnstoitsoriginalposition,thepistonsretract,andaspringattachedtoeachbrakeshoereturnsitalsotoitsoriginalposition.Freeofthebrakedrum.Nowwesaythatthebrakesareoff.(Fig.7.2)Thebrakesmayalsobeoperatedbymechanicallinkagesfromthefootpedalandhandbrakelever.Commonpracticeistooperatebothfrontandrearbrakeshydraulicallywithasecondarymechanicalsystemoperatingtherearbrakesonlyfromthehandlever.Oneofthegreatadvantagesofhydraulicoperationisthatthesystemisself-balancing,whichmeansthatthesamepressureisautomaticallyproducedatallfourbrakes,whereasmechanicallinkageshavetobeverycarefullyadjustedforbalance.Ofcourse,ifmorepressureisputononeofthebrakesthanontheothersthereisadangerthatthecarwillskid.Themechanicallinkageontherearbrakesisasystemofrodsorcablesconnectingthehandbrakelevertothebrake-shoemechanism,whichworkentirelyindependentlyofthehydraulicsystem.Drumbrakesarepronetoareductioninthebrakingeffort,knownas“fade”,causedbytheoverheatingofthebrakeliningsandthedrum.Fadecanaffectalloronlysomeofthebrakesatatime,butitisnotpermanent,andfullefficiencyreturnsassoonasthebrakeshavecooleddown.However,fadingisunlikelytooccurexceptafterthebrakeshavebeenusedrepeatedlyinslowingthecarfromahighspeedorafterbrakingcontinuouslydownasteephill.Descendingsuchahill,itwouldhavebeenpreferabletouseenginebrakingbychangingdownintoalowergear.Drumbrakescanbemadelesspronetofadebyimprovingthecoolingarrangements,byarrangingformoreairtobedeflectedoverthem,forexample.2DiscBrakesThediscbrakeconsistsofasteeldiscwithfrictionpadsoperatedbys