【车辆电磁制动器增力机构的设计与计算案例3300字】

车辆电磁制动器增力机构的设计与计算案例目录TOC\o"1-3"\h\u13416车辆电磁制动器增力机构的设计与计算案例 1262901.1机械增力机构的设计 1271411.2增力机构的自由度分析 241951.3受力分析计算 3203411.4增力机构主要构件尺寸的确定 5292291.5增力机构的Ansys分析 6181511.5.1长臂连杆的静力分析 6153641.5.2短臂连杆的静力分析 8176601.5.3增力机构的模态分析 101.1机械增力机构的设计由于直接用电磁机构产生的电磁力去使摩擦衬块移动夹紧制动盘的话很难成功，电磁机构所产生的电磁力远远小于电磁制动器正常工作所需的制动力，如果想要增大电磁力，就要将电磁铁尽可能增大，但是电磁铁过大会不满足机构的安装需求，这样也会增加车辆本身的质量而且用料过大，又不经济，因此在电磁机构和摩擦衬块之间还需插入一个使电磁力得到成倍增加的机构，我们叫他增力机构。我们所学过的直线传动机构有两种类型：一是连杆机构，它主要是由两个以上的有确定相对运动的构件用低副联接所组成的机构；另一种是凸轮机构，由凸轮，从动件和机架三个基本构件组成的高副机构。下表1.1是关于连杆机构和凸轮机构的优缺点对比。图1.1铰杆机构简图经对比，本文决定选用一种连杆机构。如图1.1，。此铰杆机构主要是由一个曲柄滑块以及机架连杆构成。当电磁机构产生出电磁力后，力作用在如图所示位置，使连杆产生位移，从而有力产生作用在滑块上将滑块左右移动，滑块另一端连接管路驱使制动衬块夹紧制动盘达到刹车的作用。1.2增力机构的自由度分析如果一个构件坐平面运动，则它应有3个自由度，如果两个构件连接组成了有一个运动副，那么这个运动副自由度的个数不再是每个构件的自由度叠加出来的，运动副中构件与构件之间相互约束。在一个作平面运动的铰链机构中，每个低副则会减少两个自由度，每个高副会减少一个自由度。如果一个机构中它的可移动构件，低副为个，高副个，则此铰杆机构的F自由度个数为：（1.1）图1.2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1.3增力机构方案二此方案是在在方案二中，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。1.3受力分析计算图1.4增力机构受力分析图增力机构受力分析如图1.4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:（1.2）在Y轴方向上:（1.3）由，可得：(1.4)（1.5）则增力机构的增力系数为：(1.6)由式（1.6）可见，在一定程度上增力机构的增力比与角度成线性关系。1.4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：（1.7）最大衔铁行程：（1.8）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：（1.9）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1.2所示。表1.2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7.53405.551.5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。1.5.1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1.5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Brick10nodel87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1.6。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3011.76N的拉力。故将与支座孔铰接的受压力侧孔面完全(AllDOF)约束，将载荷40QUOTE施加在短臂连杆另一圆孔的孔面上。图1.5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1.7、图1.8所示。图1.6长臂连杆网格划分图1.7长臂连杆变形图图1.8长臂连杆等效应力图1.5.2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1.9所示。2)定义单元类型。在此分析中采用Brick10nodel87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1.10。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(AllDOF)约束，将载荷9.83QUOTE施加在短臂连杆另一圆孔的孔面上。图1.9短臂连杆建模图1.10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21.283MPa，小于材料的许用应力113MPa，由此可见杆件满足力学要求。如图1.11、图1.12所示。图1.11短臂连杆变形图图1.12短臂连杆等效应力图1.5.3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：建立模型，如图1.13所示；图1.13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Brick8nodel87单元，转动销及螺母采用Brick10node92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1.14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（ALLDOF）；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1.3所示。增利机构各阶的振型图，如图1.15图1.20所示。表1.3模态分析求解结果频