车辆工程毕业设计（论文）车用盘式电磁制动器设计【单独论文不含图】

本科学生毕业设计车用盘式电磁制动器设计 院系名称： 汽车与交通工程学院 专业班级： 车辆工程 学生姓名： 指导教师： 职 称： 副教授 The Graduation Design for Bachelor's Degree The design of electromagnetic vehicle disc brake Candidate： Specialty：Vehicle EngineeringClass：B07-1Supervisor：Associate Prof. Heilongjiang Institute of Technology 摘 要车辆制动系统在车辆的安全方面就起着决定性作用。汽车的制动系统种类很多，传统的制动系统结构型式主要有机械式、气动式、液压式、气液混合式。液压制动技术是如今最成熟、最经济的制动技术，并应用在当前绝大多数乘用车上。目前，汽车所用制动器几乎都是摩擦式的，可分为鼓式和盘式两大类。盘式制动器的主要优点是在高速刹车时能迅速制动，散热效果优于鼓式刹车,制动效能的恒定性好,便于安装像ABS那样的高级电子设备。 盘式电磁制动器是一种以电控制的摩擦型制动器，目前主要应用于拖车尤其是房车制动上，但是随着汽车的发展，高动力性能的汽车技术的突破，汽车制动系统也将发生变化，而电磁制动器则是利用电磁阻力的原理将汽车动能转化为热量消耗实现制动，电磁制动器的安全性，灵活性，简单性，可操作性，将会是汽车制动系统的发展方向，由于盘式电磁制动器的控制原理，结构与技术成熟的液压盘式制动器相似，所以加工技术方便，通过对盘式电磁制动器的设计与计算可以得到满足汽车制动时候的制动效果，从而实现汽车的安全制动。但是目前国内研究仍处于起步阶段，对电磁制动器的设计与研究停留在房车和拖车上，对于微型汽车的电磁制动器的设计研究较少，本文提出一种微型汽车电磁制动器方案，以电磁铁作为动力源，通过机械增力机构将电磁力放大并推动摩擦衬块产生制动,以达到制动目的，并对设计的电磁制动器进行仿真分析。单独论文不含图，加153893706关键词：电磁制动器；电磁体；盘式制动器；制动系统；增力机构；ABSTRACTThe vehicle braking system in vehicle security to play a decisive role. Many different types of vehicle brake system, brake system, the traditional structure of the main types of mechanical, pneumatic, hydraulic, gas-liquid hybrid. Hydraulic brake technology is now the most mature and most economical braking technology, and apply to the current on most passenger cars. Currently, almost all cars use friction brakes, the drum and the disc can be divided into two categories. The main advantage of disc brakes at high speed braking when the brake quickly, heat better than drum brakes, brake performance constant good, easy to install as advanced electronic devices like ABS. Electromagnetic disc brake is a friction-type electronically controlled brakes, currently used in the trailer brake on a particular car, but with the car's development, high dynamic performance breakthrough in automotive technology, automotive braking systems will occur change, while the electromagnetic brake is the principle of electromagnetic resistance to the vehicle kinetic energy into heat consumption to achieve the brake, electromagnetic brake of the security, flexibility, simplicity, operability, will be the development direction of automotive brake systems , due to the electromagnetic brake disc control principle, structure and maturity of the technology similar to hydraulic disc brakes, so the processing technology to facilitate, through the design of the disc brake can be satisfied with the calculation of the braking effect when the vehicle brakes in order to achieve car safety brake. But the current domestic research still in its infancy, the electromagnetic brakedesign and research stay in the car and trailer, the electromagnetic brake for mini-cardesign study less, this paper presents a miniature electromagnetic brakes carprogram, as the power to solenoid source, through the mechanical force amplifier willamplify and promote the electromagnetic force generated friction brake pads, brake in order to achieve the purpose and design simulation and analysis of electromagneticbrake.Key words: Electromagnetic brake; Electromagnet; Disc brakes; Braking systems; Force amplifierIII目 录摘 要IABSTRACTII第1章 绪论11.1 课题背景及目的11.2 国内外研究现状21.3 设计应解决的难点4第2章 制动器主要参数的设计计算52.1基本参数的确定52.2制动距离的计算52.3制动力矩的计算62.4盘式制动器的主要参数选择72.4.1制动盘直径D72.4.2制动盘厚度h72.4.4摩擦衬块工作面积A82.5制动衬块上压紧力的计算82.6液压缸的设计计算82.7本章小结9第3章 制动器主要零件的结构设计103.1制动盘的结构设计103.2制动钳的结构设计103.3制动衬块的结构设计113.4摩擦材料的选择113.5盘式制动器工作间隙的调整123.6本章小结13第4章 增力机构的设计与计算144.1机械增力机构的设计144.2增力机构的自由度分析154.3受力分析计算164.4增力机构主要构件尺寸的确定174.5增力机构的Ansys分析184.5.1长臂连杆的静力分析184.5.2短臂连杆的静力分析204.5.3增力机构的模态分析224.6本章小结25第5章 电磁体的设计计算265.1磁通势的计算275.2铁芯截面积的计算275.3电磁铁长度的计算285.4衔铁厚度的确定285.5确定线圈截面积Sq及线圈槽宽285.6线圈导线直径的确定295.7线圈匝数的确定295.8本章小结30第6章 电磁制动器的仿真分析316.1MATLAB软件概论316.2汽车系统模型的建立326.3仿真分析336.4本章小结36结 论38参考文献39致 谢40附录 A41附录 B44 第1章 绪 论1.1 课题背景及目的汽车制动系统是用于使行驶中的汽车减速或停车，使下坡行驶的汽车车速保持稳定以及使停驶的汽车在原地（包括在斜坡上）驻留不动的机构。汽车制动系统直接影响着汽车行驶的安全性和停车的可靠性，汽车制动系统的工作可靠性显得日益重要。也只有制动性能良好，制动系统工作可靠的汽车，才能充分发挥出其动力性能。汽车制动系统依操纵和驱动制动力源的不同，有四种基本组合的方式即：机械式、气压式、液压式和电气式。其中电气式汽车制动系统又可分为电磁式、电动式和电液式。气压式机构复杂，有气泵、气筒、制动阀、制动气室及管路等一整套设备，制动系统不论是否制动，气泵都要随发动机运转，消耗发动机的动力，若汽车停放的时间较长，管路密封不严，重新开动还要重启，这就增加了不必要的消耗。液压式所需的操纵力大，若要求制动力矩较大时，需要增力，不但要增加结构复杂程度，有的还消耗发动机的动力。机械式大多用在拖拉机及拖车上，它所需要的制动力大，制动强度低，左右制动不容易调整同步。这三种形式的制动机构都存在着不同程度的反应时间慢的缺点。机械式多用于汽车的驻车制动系统：气压式和液压式以及这两种方式的结合，目前在汽车行车制动中占主导地位，电气式的突出优点在于:（1）结构简单，使用、安装、维护方便。（2）可靠性高。用电缆代替管路，可方便地通过增加冗余电路来达到提高汽车制动系统可靠性的目的。用电气式取代液压式，防止液压的气阻现象，增加了汽车制动系统的可靠性。（3）集成方便。未来汽车上的电子装置将越来越多。电控转向、ABS、电子驱动控制、主动悬架、电子稳定装置都非常容易与电气制动系统集成在一起。电子控制器可根据需要设计不同回路的控制器，对汽车实施单回路、双回路和多回路制动，也可对某个车轮单独制动。（4）易实现ABS。ABS控制计算机发车的电信号不用经过电子液压，再液压机械的复杂转换，提高了控制动作的准确性和可靠性。（5）代表制动器的发展趋势。电磁制动系统出了具有一般电制动系统的优点外，还有其他的一些特点：与现有汽车制动系统兼容性好，安装、拆卸方便；没有液压油的污染问题，有利于环保。所以它适合作为汽车的制动系统。电磁制动器系统是一个全新的系统，为将来的汽车智能控制提供条件。汽车电磁制动系统取代了传统的液压制动机构，不再使用液压油，减少了液压燃油的危险，提高了安全性，也减轻了汽车的质量；电磁制动系统中采用了转速反馈控制系统，显著改善了制动力矩和防滑性能，缩短了制动距离，提高了轮胎和制动装置的使用寿命。而且，电磁制动系统的制动效率优于液压系统。电磁制动系统将是机动车制动系统发展的新方向。现在汽车工业已全球化，自主研发性能优越、可靠性高、成本低的汽车电磁制动器，将使我国的汽车电磁制动器产业抛弃高价购买国外技术，拥有自己的先进技术，大大提高中国汽车业在全球的市场竞争力。因此，研发具有自主知识产权的汽车电磁制动器，对赶超国际先进水平，提高我国汽车制动产品的市场竞争力具有现实意义。同时，汽车电磁制动器的普遍应用将会带来巨大的经济和社会效益。电磁制动器作为一种新型制动器。它主要通过控制器发出的制动信号以电流的形式通过电磁体，利用改变通入电磁体的电流来改变制动器的制动力。由于电磁制动器具有与传统制动器的不同特点和要求，它涉及到对电磁制动器的性能、环境及材料等诸多因素的综合分析和比较，本文根据电磁制动器的特点和要求，以制动器功能为目标，设计一种电磁制动器，为开发和研制电磁制动器提供理论基础。1.2 国内外研究现状 汽车制动系统在汽车的安全方面扮演至关重要的角色。早期的制动控制操纵一组简单的机械装置向制动器施加作用力,那时的汽车比较小，速度较低，机械制动虽已满足需要，但随着汽车自身质量的增加,开始出现真空助力装置。1932年生产的质量为2860kg的凯迪拉克V16车四轮采用直径419.1mm的鼓式制动器，并有制动踏板控制的真空助力装置。美国林肯汽车公司也于1932年推出V12汽车，该车采用通过四根软索控制真空加力器的鼓式制动器。随着科学技术及汽车工业的发展，汽车制动有了新突破。液压制动是继机械制动的又一重大革新。Duesenberg Eight车率先使用了液压制动器。克莱斯勒的四轮液压制动器于1924年问世，美国通用和福特公司分别于1934年和1939年采用了液压制动技术。到20世纪50年代，液压动力制动器才成为现实。在液压鼓式制动器出现若干年后，人们又发现了液压钳盘式制动器。由液压控制，主要部件有制动盘、分泵、制动钳、油管等。制动盘用合金钢制造并固定在车轮上，随车轮转动。分泵固定在制动器的底板上固定不动。制动卡钳上的两个摩擦片分别装在制动器两侧。20世纪80年代后期，随着电子技术的发展，世界汽车技术领域最显著的成就是ABS的实用与推广。ABS集微电子技术、精密加工技术、液压控制技术为一体，是机电一体化的高技术产品。它的安装大大提高了汽车的主动安全性和操纵性。防抱死装置一般包括三部分：传感器、控制器与压力调节器。传感器接受运动参数给控制装置。控制装置进行计算并与规定的数值进行比较后，给压力调节器发出指令。规模集成电路和超大规模集成电路的出现，以及电子信息处理技术的高速发展，ABS已成为性能可靠、成本日趋下降的具有广泛应用前景的成熟产品。随着人们对制动性能要求的不断提高，ABS、牵引力控制系统、电子稳定性控制程序、主动碰撞技术等功能融入制动系统中，越来越多的附加机构安装在制动系统上，使得制动系统更加复杂，也增加了液压管路泄漏的隐患以及装配维修的难度。因此结构更简捷，功能更可靠的汽车制动系统呼之欲出。电磁制动器系统是一个全新的系统，为将来的汽车智能控制提供条件。电磁制动控制因其巨大的优越性，必将取代传统的以液压为主的制动控制系统。其主要包括以下部分：（1）电磁制动器 其结构和液压制动器基本相似，有盘式和鼓式两种；电磁制动器是电磁制动系统的关键部分，正是由于它的加入，使得制动系统节省了很多液压管路和液压油，减少了污染漏油等。电磁制动器的控制单元（ECU）接收制动器踏板发出的信号，控制制动器制动；接收驻车制动信号，控制驻车制动；接收车轮传感器信号，识别车轮是否抱死、打滑等，控制车轮制动力，实现防抱死和驱动防滑。由于各种控制系统如卫星定位、导航系统，自动变速系统，无极转向系统，悬架系统等的控制系统与制动控制系统高度集成，所以ECU还得兼顾这些系统的控制。（2）车速传感器 准确、可靠、及时地获得车轮的速度。（3）线束 给系统传递能源和电控制信号。（4）电源 为整个电控制系统提供能源，也可以与其他系统共用。从结构上可以看出这种电磁制动系统具有其他传动制动系统无法比拟的优点：（1）整个汽车制动系统结构简单，省去了传统汽车制动系统中的制动油箱、制动主缸，助力装置、液压阀、复杂的管路系统等部件，使整车质量降低。（2）制动响应时间短，提高了制动性能。（3）无制动液，维护简单。（4）系统总成制造、装配、测试简单快捷，制动分总成为模块化结构。（5）采用电线连接，系统耐久性能好。（6）易于改进，稍加改进就可以增加各种电控制功能。对于汽车电磁制动器的最早研究和应用都是拖挂车上的汽车电磁制动器。早在1942年，美国的EMPIRE公司就申请了主要用于拖车的汽车电磁制动器的结构专利。国外著名汽车制造商和专业制动器生产企业在这方面也表现得十分活跃。随后半个多世纪，国外的电气汽车制动系统研发工作开展迅速深入，其中用电磁力驱动的汽车电磁制动器已经进入实用状态，但这种汽车电磁制动器大部分都应用于拖车的制动系统中。同时各国都对汽车电磁制动器进行不断改进，主要表现在电磁体和控制器两部分。而对控制器的改进主要集中在拖挂车中主车与拖车的制动力匹配上。近几年，国外的汽车电磁制动器的发展较缓慢，基本保持了20世纪的形式，只是在此基础上不断完善，努力使汽车电磁制动器能够适应普遍汽车的行车制动。为使汽车电磁制动器能在汽车上广泛应用，需研究电磁体的特性、制动器的性能及电磁制动器控制器的控制策略。国外厂商在近几年内开始研制具有ABS功能的汽车电磁制动器控件器。国内汽车电磁制动器的研究起步远远落后于国外。近几年国内部分学者开始致力于这方面的研究，其中江苏大学在这方面的研究较为突出。另外，有些汽车配件企业和一些中外合资企业涉及汽车电磁制动器及其零部件的制造，但基本上都是采用国外的商业成品技术。国内关于汽车电磁制动器的专利申请保护内容，基本上跟国外50年前的技术相同，与目前国际同类技术相差甚远。所以自20世纪90年代，尤其是加入WTO后，我国汽车工业才得以突飞猛进的发展，人们生活水平随着经济建设的发展不断得到提高，人均拥有汽车量大大增加，而城市用汽车的数量更是与日俱增，为此研究适用于城市工况的汽车电磁制动器应运而生。其次，汽车电磁制动器的制动力是电磁铁的线圈通电后产生的，由于不再靠液压油产生制动力，因此不再适用液压油，也节省了液压制动管路，取而代之的是线束，这一变革使得电磁制动器更易于与ABS等汽车上的电子装置集成，且相对于制动主缸、液压阀及制动管路，线束的维修与更换都要简单得多。另外，由于使用线束代替机械液压制动装置及制动管路，也减少了制动时的非线性和制动力矩相对于制动力的迟滞效应，因此汽车电磁制动器代替液压制动器将成为必然。1.3 设计应解决的难点（1）电磁制动器的结构设计；（2）制动器参数的设计计算；（3）增力机构的设计计算，实现制动力的放大与传递；（4）电磁体的设计计算；（5）电磁制动器的仿真分析。 第2章 制动器主要参数的设计计算2.1基本参数的确定已知汽车质量：1100kg；车轮滚动半径：286mm。根据GB7258-2004机动车运行安全技术条件中所规定的，乘用车制动规范对制动器制动性的要求，汽车在制动过程中，制动初速度为50km/h时，汽车制动距离不得大于22m。2.2制动距离的计算 分析制动距离是，需要对制动距离过程有一个全面的了解。图2.1是驾驶员在接受紧急制动信号后，制动压力、汽车制动减速度与制动时间的关系曲线。图2.1汽车制动过程 驾驶员接到紧急停车信号时，并没有立即行动,而要经过后才意识到应进行紧急制动，并移动右脚，再经过后才踩着制动踏板。从a点到b点所经过的时间称为驾驶员反映时间。一般为0.31.0s之间。在b点以后，随着驾驶员踩踏板的动作，制动压力迅速增大，至d点到达最大值。不过由于制动衬块与制动盘之间存在间隙，所以要经过，即至c点，制动力才起作用，使汽车开始产生减速度。由c点到e点是制动器制动力增长过程所需的时间。总称为制动器的作用时间。制动器作用时间一方面取决于驾驶员踩踏板的速度，另外更重要的是受制动系统结构形式的影响。一般为0.20.9s之间。由e到f为持续制动时间，其减速度基本不变。到f点式驾驶员松开踏板，但制动力的消除还需要一段时间。从制动的全过程来看，总共包括驾驶员见到信号后作出行动反映、制动器起作用、持续制动和放松制动器四个阶段。一般所指制动距离是开始踩着制动踏板到完全停车的距离。故总的制动距离为： （2.1）式中： 制动系统反应时间，取；制动作用时间，取；制动初速度，；制动加速度，取路面附着系数为0.75，则。故总的制动距离为因此设计满足GB7258-2004机动车运行安全技术条件中关于制动器制动性能的规定。 从式中可以看出，决定汽车制动距离的主要因素是：制动器起作用的时间、最大制动减速度、附着力以及起始制动车速。附着力越大、起始制动车速越低，制动距离越短。2.3制动力矩的计算车轮滚动周长： (2.2) 在制动距离内车轮转过的圈数： （2.3）制动过程中车轮转过总的角度：= （2.4）车子的总动能为： （2.5）制动力分配系数： （2.6）式中： 前轴车轮的制动器制动力；后轴车轮的制动器制动力汽车总制动器制动力。通常，轿车的值取0.560.66，取每个前轮要分担的动能为: （2.7）每个后轮要分担的动能为: （2.8） 则每个前轮所需总制动力矩为: （2.9）每个后轮所需总制动力矩为: （2.10）后轮制动器制动负荷较小，所以电磁盘式制动器的设计以制动负荷较大的前制动器设计为例。2.4盘式制动器的主要参数选择2.4.1制动盘直径D制动盘直径D应尽量取大些，这样制动盘的有效半径增大，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。制动盘直径受轮辋直径的限制。通常，制动盘的直径为轮辋直径的70%79%。查阅轮胎规格，滚动半径为286mm的轮胎，轮辋尺寸为14inch，1mm，则轮辋直径为355.6mm，制动盘直径，取。2.4.2制动盘厚度h制动盘的厚度对制动盘的质量和温升有影响。为使质量小些，厚度不宜太大，为了减少温升，厚度又不宜过小。通常实心制动盘厚度可取10mm20mm；具有通风孔道的制动盘多采用20mm30mm。本设计选用厚度为22mm的具有通风孔道的制动盘。2.4.3摩擦衬块内半径R1和外半径R2制动衬块由摩擦块和金属背板构成，两者直接牢固地压嵌或粘合在一起，轻型汽车摩擦块厚度在7.5mm16mm之间，取厚度为10mm衬块的外半径与内半径之比不大于1.5。若比值偏大，摩擦衬块外缘内缘速度相差较大，磨损不均匀，接触面积将减小，导致制动力矩变化大。选取衬块内半径,外半径，选取衬块圆心角为80。2.4.4摩擦衬块工作面积A （2.11）在确定盘式制动器制动衬块的工作面积时，根据制动衬快单位面积占有的汽车质量，推荐在1.63.5kg/cm范围内选取。 （2.12）求得单位衬块面积占有汽车质量，符合设计要求。2.5制动衬块上压紧力的计算单侧制动衬块作用于制动盘上的制动力矩为： （2.13）压紧力： （2.14）式中： 摩擦衬块与制动盘之间单位面积上的压力；摩擦片摩擦系数，取。 2.6液压缸的设计计算制动器工作时，内侧制动衬块与外侧制动衬块，同时压靠在制动盘两侧，使制动盘停止转动。在电磁制动器中，为了使经增力机构放大的电磁力，能够顺利地作用在制动盘两侧，在设计中，选用液压缸，液压缸两侧油压相等，在制动过程中液压缸只起到传力作用。汽车制动时，在油压的作用下，活塞推动内侧制动衬块压靠到制动盘上，而反作用力则推动制动钳体连同固定与其上的外侧制动衬块压想制动盘的另一侧，直到制动盘两侧的制动衬块受力均等为止。液压缸的工作容积： （2.15）式中： l制动间隙； d制动钳体中活塞的直径，取d=33mm。液压缸直径应在GB 752487标准规定的尺寸中选取，选取液压缸直径为16mm则液压缸活塞行程： 2.7本章小结 本章确定了制动器的基本参数，首先选取制动力分配系数，然后进一步确定制动器的制动力矩，确定了盘式制动器主要参数包括制动盘直径、制动盘厚度、摩擦衬块内半径外半径、摩擦块工作面积，制动间隙。第3章 制动器主要零件的结构设计3.1制动盘的结构设计制动盘一般用珠光体灰铸铁制成，或用添加Cr，Ni等的合金铸铁制成。其结构形状有平板形（用于全盘式制动器）和礼帽形（用于钳盘式制动器）两种。礼帽形制动盘的圆柱部分长度取决于布置尺寸。制动盘在工作时不仅承受着制动衬块作用的法向力和切向力，而且承受着热载荷。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。国产引进车型奥迪、桑塔纳2000、富康（AL，GL型）轿车和切诺基吉普车均采用带有通风槽的制动盘，其厚度在20mm22.5mm之间。而一般不带通风槽的轿车制动盘，其厚度约在10mm13mm之间。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。有的文献认为：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与0.1mm；制动盘表面粗糙度不应大于0.06mm。在本设计中采用带有通风槽的礼帽形制动盘。3.2制动钳的结构设计按照制动钳的结构形式，可分为固定钳式和浮动钳式两种。固定式制动钳体固定在转向节或桥壳上，在制动钳体上有两个液压油缸，其中各装有一个活塞。当压力油液进入两个油缸活塞外腔时，推动两个活塞向内将位于制动盘两侧的制动块总成压紧到制动盘上，从而将车轮制动。当放松制动踏板时，回位弹簧将两侧制动衬块总成及活塞推离制动盘。浮动钳式的制动钳体是浮动的。其浮动方式有两种，一种是制动钳体可作平行滑动，另一种的制动钳体可绕一支撑销摆动。故有滑动钳式与摆动钳式之分。但它们的制动油缸都是单侧的，且与油缸同侧的制动衬块总成为活动的，而另一侧的制动衬块总成则固定在钳体上。制动时在油液压力作用下，活塞推动该侧活动的制动衬块总成压靠到制动盘，而反作用力则推动制动钳体连同固定于其上的制动衬块总成压向制动盘的另一侧，直到两侧的制动衬块总成的受力均等为止。对摆动式制动钳来说，钳体不是滑动而是在与制动盘垂直的平面内摆动。这就要求制动摩擦衬块为楔形的，摩擦表面对其背面的倾斜率为左右。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，也可以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衬块。制动钳体应有高的强度和刚度。一般多在钳体中加工出制动油缸，也有将单独制造的油缸装嵌入钳体中的。钳盘式制动器油缸直径比鼓式制动器中的轮缸大得多，日本轿车钳盘式制动器油缸的直径最大可达68.1mm（单缸）或45.4mm（双缸），客车和货车可达82.5mm（单缸）或79.4mm（双缸）。为了减少传给制动液的热量，多将杯形活塞的开口端顶靠制动衬块的背板。有的将活塞开口端部切成阶梯状，形成两个相对且在同一平面内的小半圆环形端面。活塞由铸铝合金制造或由钢制造。为了提高其耐磨损性能，活塞的工作表面进行镀铬处理。当制动钳体由铝合金制造时，减少传动给制动液的热量则成为必须解决的问题。为此，应减小活塞与制动衬块背板的接触面积，有时，也可采用非金属活塞。制动钳在汽车上的安装位置可在车轴的恰恰前方或后方。制动钳位于车方轴前可避免轮胎甩出来的泥、水进入制动钳，位于车轴后方则可减小制动时轮毂轴承的合成载荷。在设计中采用整体的单缸浮动式制动钳。3.3制动衬块的结构设计制动衬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，也有举行、正方形或长圆形的。活塞应能压住尽量多的制动衬块面积，以免衬块发生卷角而一起尖叫声。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气化和减小制动噪声，可在摩擦衬块与背板之间或在背板后粘（或喷涂）一层隔热减振垫（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。据统计，日本轿车和轻型汽车摩擦衬块的厚度在7.5mm16mm之间，中、重型汽车的摩擦衬块的厚度在14mm22mm之间。一些盘式制动器装有摩擦衬块磨损达到极限时的报警装置，以便能及时更换制动衬块。设计中的制动衬块厚度为15mm，背板与摩擦衬片粘接在一起。3.4摩擦材料的选择制动摩擦材料应具有高而稳定的摩擦系数，抗热衰退性能要好，不应在温升到某一数值后摩擦系数突然急剧下降，材料应有好的耐磨性，低的吸水（油、制动液）率，低的压缩率、低的热传导率（要求制动衬块在的加热板上作用30min后，背板的温度不超过）和低的热膨胀率，高的抗压、抗拉、抗剪切、抗弯曲性能和耐冲击性能；制动时应不产生噪声、不产生不良气味，应尽量采用污染小和对人体无害的摩擦材料。当前，在制动器中广泛采用这模压材料，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及其它性能。另一种为编织材料，它是用长纤维石棉与铜丝或锌丝的合丝编织的布，浸以树脂结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。在温度下，它具有较高的摩擦系数（），冲击强度比模压材料高45倍。但其耐热性差，在以上即不能承受较高的单位压力，磨损加快。因此，这种材料仅适用于中型以下的汽车的鼓式制动器，尤其是带式中央制动器。无石棉摩擦材料是以多种金属、有机、无机材料的纤维或粉末代替石棉作为增强材料，其他成分和制造方法与石棉模压摩擦材料大致相同。若金属纤维（多为钢纤维）和粉末的含量在40%以上，则称为半金属摩擦材料，这种材料在美、欧各国广泛用于轿车的盘式制动器上，已成为制动摩擦材料的主流。粉末冶金摩擦材料是以铜粉或铁粉为主要成分（占总质量的60%80%），掺上石墨粉、陶瓷粉等非金属粉末作为摩擦系数调整剂，用粉末冶金方法制成。其抗热衰退和抗水衰退性能好，但造价高，适用于高性能轿车和行驶条件恶劣的货车等制动器负荷重的汽车。各种摩擦材料摩擦系数的稳定值约为0.30.5，少数可达0.7.设计计算制动器时一般取。选用摩擦材料时应考虑到：通常，摩擦系数愈高的材料其耐磨性愈差。设计中选择摩擦材料为无石棉摩擦材料，取。3.5盘式制动器工作间隙的调整制动盘与摩擦衬块之间在未制动的状态下应有一定的工作间隙，以保证制动盘能自由转动。此间隙的存在会导致踏板或手柄的行程损失，因而间隙量应尽量小。钳盘式制动器不仅制动间隙小（单侧0.05mm0.15mm），而且制动盘受热膨胀后对轴向间隙几乎没有影响，所以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。当摩擦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，这时摩擦衬块与制动盘之间重新恢复到设定间隙。重型车辆的多片全盘式制动器也有采用这种自调方式的，只是必须增加密封圈数，以保证足以保持活塞在不制动位置时的摩擦力。如果盘式制动器的设定间隙较大，使用密封圈的方法便不可靠，应采用专门的间隙调整装置。考虑到以后摩擦衬块的磨损，系统间隙，再加上摩擦衬块的压缩变形，为使电磁铁衔铁的行程有一定的余地，设计中取最大值0.15mm，则两片摩擦块总行程为0.3mm。3.6本章小结本章详细介绍了电磁盘式制动器各零件的类型、结构及制造材料。确定了制动器的工作间隙。对制动器的构造及设计有了清晰的认识。为电磁制动器的设计提供了理论基础。第4章 增力机构的设计与计算4.1机械增力机构的设计对依靠电磁力制动的制动器而言，最简单的做法就是用电磁铁去直接推动摩擦衬块，从而达到制动的目的，但是计算的结果表明制动过程中需要大的电磁力来推动摩擦衬块。电磁铁产生的电磁力大小与其尺寸正相关，这样会使设计出的电磁铁尺寸过大，可能导致无法安装使用，而且增加材耗，自身质量过大，导线耗电功率增大。所以，为尽量减小其尺寸要采取使用增力传动机构的措施。常见的直线传动机构有连杆机构和凸轮机构。连杆机构是由刚性连杆或杆件通过刚性运动副相互连接而成的机械传动装置；凸轮机构是由凸轮、从动件或从动系统、机架等组成，凸轮通过直接接触将预定的运动传给从动件。在很多情况下，凸轮机构所实现的运动也可以由连杆机构来实现。比较二者的优缺点，采用连杆力传动机构。如表4.1。表4.1凸轮机构与连杆机构的比较凸轮机构连杆机构能实现所要求的大量输入、输出运动只能实现要求的有限输入、输出运动设计相对简单设计相对困难体积小、结构紧凑占据的空间较大凸轮廓线的制造精度对输出动态响应的影响较大轻微的制造误差对输出动态响应的影响很小制造费用较昂贵制造费用较便宜易于达到动平衡动平衡的分析困难而复杂易发生表面磨损铰链的磨损较轻图4.1 铰杆机构简图本文设计使用的是一种铰杆增力机构。如图4.1所示。它的主体部分是一个曲柄滑块机构，曲柄的一端与机架铰接，另一端连接连杆。为施加的源动力，作用在曲柄和连杆的铰接点上；为增力机构的输出力。4.2增力机构的自由度分析任一作平面运动的构件具有三个自由度，当与另一构件组成运动副后，它们之间的相对运动就受到了约束，相应地自由度也随之减少。在平面运动链中，每个低副将引入两个约束而减少两个自由度，每个高副则引入一个约束而失去一个自由度。若机构中的活动构件数目为，低副数目为，高副数目为，则机构的自由度为： （4.1）图4.2 增力机构方案一在方案一中，构件数，由于全部为低副，则，则机构的自由度：由于自由度为零，方案一中的机构将不能自由运动。图4.3增力机构方案二在方案二中，在施力点和衔铁之间添加一个连杆，则构件数，, ，则机构的自由度：说明此时该机构运动规律唯一，即方案二可行，设计正确合理。4.3受力分析计算图4.4增力机构受力分析图增力机构受力分析如图4.4所示，图中： 电磁铁电磁力；连杆的支反力；连杆的支反力，由于两铰杆等臂对称，可得：；连杆和连杆分别与水平方向的夹角；二力杆上的平衡力 ；力在Y轴方向上的分力；力在X轴方向上的分力。对三杆铰接点处进行受力分析，作用在此点的力有三个: , ,。列出此点的力平衡方程，在X轴方向上: （4.2）在Y轴方向上: （4.3）由，可得： (4.4) （4.5）则增力机构的增力系数为： (4.6) 由式（4.6）可见，在一定程度上增力机构的增力比与角度成线性关系。4.4增力机构主要构件尺寸的确定由前面的计算可知，增力比在小范围内与角度成线性关系。为了既获得较大的增力比，又使滑块达到要求的最大位移，取，则。经试算和核算，确定构件与尺寸。最大滑块行程： （4.7）最大衔铁行程： （4.8）式中： 长臂连杆长度； 短臂连杆长度。其中，的值很小，可忽略不计，则最大衔铁行程： （4.9）选取，夹角从10减小到0相应衔铁的行程空间为8.67mm，滑块最大行程为1.52mm。当滑块达到工作位移1.3mm时，此时，夹角=3.8,衔铁下降距离为5.36mm。此时，衔铁距铁芯的距离为8.67-5.36=3.31mm，为了消除衔铁在制动末与磁扼的撞击，取3.4mm，可以保证衔铁最终与磁扼不会接触。则分别按初始和制动末的增力比，所需电磁力如表4.2所示。表4.2 制动前后的增力比与电磁力增力比所需电磁力（N） 平均电磁力（N）制动初始2.841075.29740.42制动末7.53405.554.5增力机构的Ansys分析有限元分析技术已经发展成为计算机辅助分析CAE的核心。用CAE方法可以减少或避免物理测试过程，通过计算机模拟最恶劣载荷和工况下零件或结构的工作情况，准确地计算其应力应变，使产品在设计阶段就能够对其数学模型的各项性能进行评估，及早发现设计上存在的问题，从而大大缩短设计开发周期。采用有限元分析技术及其优化技术，能够改进结构设计参数，使其在满足强度和刚度的情况下具有最合理的结构。在应用于新产品开发和老产品改造方面，能够提供对其强度、应力分布状况的分析，利用优化设计方法对其进行形状和结构优化设计，从而在设计上提供技术支持和理论指导。Ansys是一个应用广泛的通用的有限元工程分析软件，它具有多种多样的分析能力，包括简单线性静态分析和复杂非线性动态分析。可用来求结构、流体、电力、电磁场及碰撞等问题的解答。它包含了预处理、解题程序以及后处理和优化等模块，将有限元分析、计算机图形学和优化技术相结合，已成为解决现代工程学问题必不可少的有力工具。下面对增力机构的主要件进行分析。4.5.1长臂连杆的静力分析结构静力分析是计算结构在固定比变的载荷作用下的响应，它不考虑惯性和阻尼的影响，如结构受随时间变化的载荷时的情况。但是，静力分析可以计算那些固定不变的惯性载荷对结构的影响如重力和离心力，以及那些可以近似为等价静力的随时间变化载荷。当惯性和阻尼对结构分析的影响并不明显时静力分析尤其适用。对长臂连杆进行静力分析，步骤如下：1)建模。杆件厚度为6mm，两端孔半径4mm，外圆半径为8mm，两圆孔的中心距为50mm。如图4.5所示。2)定义单元类型。在结构分析中，常用的三维实体单元有SOLID45，SOLID73，SOLID95，SOLIDl85等。在此分析中采用Brick 10nodel87单元。3)定义材料属性。指定钢材的弹性模量为210E3，泊松比取0.28。4)划分网格。采用SmartSize中的Level6来智能划分。得到图4.6。5)定义约束和施加载荷。因为受力后的连杆为二力杆件，所承受的是3014.76N的拉力。故将与支座孔铰接的受压力侧孔面完全(All DOF)约束，将载荷40N/mm2施加在短臂连杆另一圆孔的孔面上。 图4.5 长臂连杆建模6）求解后，可得构件变形图，构件等效应力图，由图可知短臂连杆最大形变为0.005292mm，构件上最大应力值为106.263MPa，小于材料许用应力113MPa，由此可见杆件满足力学要求。如图4.7、图4.8所示。图4.6 长臂连杆网格划分 图4.7 长臂连杆变形图图4.8 长臂连杆等效应力图4.5.2短臂连杆的静力分析 对短臂连杆进行静力分析，步骤如下：1）建模。杆件厚度为6mm，两端孔半径4mm，外圆半径为8mm，两圆孔的中心距为35mm。如图4.9所示。2)定义单元类型。在此分析中采用Brick 10nodel87单元。3)定义材料属性。指定钢材的弹性模量为210E3，泊松比取0.28。4)划分网格。采用SmartSize中的Level6来智能划分。得到图4.10。5)定义约束和施加载荷。短臂连杆所承受的是740.42N的拉力。故将与支座孔铰接的受压力侧孔面完全(All DOF)约束，将载荷9.83N/mm2施加在短臂连杆另一圆孔的孔面上。 图4.9 短臂连杆建模图4.10 短臂连杆网格划分6）求解后，可得构件变形图，构件等效应力图，由图可知短臂连杆最大形变为0.001455mm。相应的应力分布如图所示，可知其最大应力为24.283MPa，小于材料的许用应力113MPa，由此可见杆件满足力学要求。如图4.11、图4.12所示。图4.11 短臂连杆变形图图4.12 短臂连杆等效应力图4.5.3增力机构的模态分析模态分析是用来确定机构的振动特性的一种技术，这些振动特性包括：固有频率、振型、振型参与系数（即在特定方向上某个振型在多大程度上参与了振动）等。模态分析是所有动态分析类型的最基础的内容。现对增力机构进行模态分析，步骤如下：1） 建立模型，如图4.13所示；图4.13 增力机构建模2）定义单元类型。在此分析中2个长臂连杆及短臂连杆均采用Brick 8nodel87单元，转动销及螺母采用Brick 10node92单元。3)定义材料属性。指定转动销及螺母的弹性模量为2E11，泊松比取0.3,，材料密度为7850其他零件的弹性模量为2.1E11，泊松比为0.28，材料密度为7800。4）网格划分。采用SmartSize中的Level6来智能划分各个零件。如图3.14。图4.14 增力机构网格划分4)进行模态分析的求解设置。在求解类型对话框中选择模态分析Modal选项。设置提取模态阶数为6，扩展模态阶数为6。5）施加约束。在长臂连杆的孔面上施加全约束（ALL DOF）；在另一长臂连杆空面上施加约束UZ、UY；在短臂连杆的孔面上施加约束UX、UZ。6）进行求解。求解所得增力机构频率如表4.3所示。增利机构各阶的振型图，如图4.15图4.20所示。表4.3 模态分析求解结果频率次序123456频率(HZ)2.30582.85066.30166.950810.12211.525图4.15 第一阶振型图图4.16 第二阶振型图图4.17 第三阶振型图图4.18 第四阶振型图图4.19 第五阶振型图图4.20 第六阶振型图从表中可知，在制动过程中增力机构的6阶固有频率。做模态分析的目的在于运用制动器时避开汽车发动机的震动频率，以免发生共振，产生共振载荷，造成零件损坏。以确保制动器在安全可靠的环境下工作。4.6本章小结本章对电磁制动器的增力机构设计进行了计算，选取了铰杆机构作为增力机构，对机构的自由度进行分析，确定了增力机构的组成，分析了增力机构的工作过程，确定了电磁制动器工作所需的电磁力的大小。并对设计的增力机构进行Ansys分析，确定了机构的可靠性。第5章 电磁体的设计计算电磁铁是一种通电以后对铁磁物质产生吸力，吧电磁能转换为机械能的电器。它的应用范围极广，许多自动化电器和自控、遥控中操纵各种气阀、油阀的电磁阀，都是以电磁机构为主体构成的；在一般工程技术领域内，如起重吊车上的制动电磁铁、起重各种钢铁的起重电磁铁、电力传动中的电磁离合器等，都是电磁铁医用的例子。利用电磁吸力可以代替笨重的体力劳动，使劳动强度减轻、生产效率和产品质量提高，因此在技术革新中也常常用到电磁铁。设计要求:该电磁铁为直流电磁铁，能产生740.42N的吸力，工作电压12V。选择设计的电磁铁为U型直流电磁铁。为使电磁铁能快速响应，磁性材料应有较好的低场磁性能。为降低电磁铁中涡流的影响，应采用电阻率大的磁性材料综合考虑，选用灰铸铁作为电磁铁磁性材料。在电磁铁的设计计算时，作如下假设:1)磁通在铁芯上是均匀分布的；2)漏磁通是从铁芯表面垂直漏出；3)电磁铁行程足够短，计算空气隙磁导时忽略其边缘扩散漏磁通；4)磁路是线性的，即有如图5.1磁化曲线。B-磁感应强度，H-磁场强度图5.1 磁化曲线5.1磁通势的计算初步计算可利用式(4.1)、（4.2)计算磁通势：=(1.11.2) (5.1) (5.2)式中： 励磁电流；线圈匝数；气隙消耗安匝；等效气隙磁感应强度；气隙长度。真空磁导率，在本文的设计计算中，选取 对其合理选择非常重要。取得太小，则铁芯和线圈的尺寸都会过大，很不经济；反之，若取得过大，则铁芯将趋于饱和，致使磁压降和所需磁势都要增大，从而增大了线圈得尺寸和线圈的能量损耗，同样不经济。通常铁芯的磁感应强度总是取其所用磁性材料的磁化曲线膝点附近的数值。在打开位置，由于存在漏磁，气隙磁感应强度总是比铁芯内的磁感应强度小，所选的必须小于上述膝点附近的值。在初算中，对于短行程电磁铁值可取60008000GS，对于短时工作制或反复工作制的电磁铁，可以取大一些，以提高材料利用率。取 =10000GS=1T。电磁铁的衔铁在运动末与磁铁极面间的空气隙由前计算取3.4mm。则磁路中总的空气气隙为6.8mm。5.2铁芯截面积的计算根据电磁铁吸力计算公式： （5.3）可得，铁芯截面积 铁芯截面积可根据圆的面积公式求得：