車輛工程畢業(yè)設計（論文）車用盤式電磁制動器設計【單獨論文不含圖】

《車輛工程畢業(yè)設計（論文）車用盤式電磁制動器設計【單獨論文不含圖】》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《車輛工程畢業(yè)設計（論文）車用盤式電磁制動器設計【單獨論文不含圖】（50頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 本科學生畢業(yè)設計 車用盤式電磁制動器設計 院系名稱： 汽車與交通工程學院 專業(yè)班級： 車輛工程 學生姓名： 指導教師： 職 稱： 副教授 The Graduation Design for Bachelor's Degree The design of electromagnetic vehicle disc brake

2、 Candidate： Specialty：Vehicle Engineering Class：B07-1 Supervisor：Associate Prof. Heilongjiang Institute of Technology 摘 要 車輛制動系統(tǒng)在車輛的安全方面就起著決定性作用。汽車的制動系統(tǒng)種類很多，傳統(tǒng)的制動系統(tǒng)結構型式主要有機械式、氣動式、液壓式、氣液混合式。液壓制動技術是如今最成熟、最經(jīng)濟的制動技術，并應用在當前絕大多數(shù)乘用車上。 目前，汽車所用制動器幾乎都是摩擦式的，可分為鼓式和盤式兩大類。

3、盤式制動器的主要優(yōu)點是在高速剎車時能迅速制動，散熱效果優(yōu)于鼓式剎車,制動效能的恒定性好,便于安裝像ABS那樣的高級電子設備。 盤式電磁制動器是一種以電控制的摩擦型制動器，目前主要應用于拖車尤其是房車制動上，但是隨著汽車的發(fā)展，高動力性能的汽車技術的突破，汽車制動系統(tǒng)也將發(fā)生變化，而電磁制動器則是利用電磁阻力的原理將汽車動能轉(zhuǎn)化為熱量消耗實現(xiàn)制動，電磁制動器的安全性，靈活性，簡單性，可操作性，將會是汽車制動系統(tǒng)的發(fā)展方向，由于盤式電磁制動器的控制原理，結構與技術成熟的液壓盤式制動器相似，所以加工技術方便，通過對盤式電磁制動器的設計與計算可以得到滿足汽車制動時候的制動效果，從而實現(xiàn)汽車的安全制

4、動。 但是目前國內(nèi)研究仍處于起步階段，對電磁制動器的設計與研究停留在房車和拖車上，對于微型汽車的電磁制動器的設計研究較少，本文提出一種微型汽車電磁制動器方案，以電磁鐵作為動力源，通過機械增力機構將電磁力放大并推動摩擦襯塊產(chǎn)生制動,以達到制動目的，并對設計的電磁制動器進行仿真分析。 單獨論文不含圖，加153893706 關鍵詞：電磁制動器；電磁體；盤式制動器；制動系統(tǒng)；增力機構；  ABSTRACT The vehicle braking system in vehicle security to play a decisive role. Many diffe

5、rent 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. Curre

6、ntly, 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.

7、 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 elec

8、tromagnetic 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 electroma

9、gnetic 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

10、 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

11、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;

12、 Braking systems; Force amplifier III 目 錄 摘 要 I ABSTRACT II 第1章 緒論 1 1.1 課題背景及目的 1 1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 2 1.3 設計應解決的難點 4 第2章 制動器主要參數(shù)的設計計算 5 2.1基本參數(shù)的確定 5 2.2制動距離的計算 5 2.3制動力矩的計算 6 2.4盤式制動器的主要參數(shù)選擇 7 2.4.1制動盤直徑D 7 2.4.2制動盤厚度h 7 2.4.4摩擦襯塊工作面積A 8 2.5制動襯塊上壓緊力的計算 8 2

13、.6液壓缸的設計計算 8 2.7本章小結 9 第3章 制動器主要零件的結構設計 10 3.1制動盤的結構設計 10 3.2制動鉗的結構設計 10 3.3制動襯塊的結構設計 11 3.4摩擦材料的選擇 11 3.5盤式制動器工作間隙的調(diào)整 12 3.6本章小結 13 第4章 增力機構的設計與計算 14 4.1機械增力機構的設計 14 4.2增力機構的自由度分析 15 4.3受力分析計算 16 4.4增力機構主要構件尺寸的確定 17 4.5增力機構的Ansys分析 18 4.5.1長臂連桿的靜力分析 18 4.5.2短臂連桿的靜力分析 20 4.5.3增力機構的模

14、態(tài)分析 22 4.6本章小結 25 第5章 電磁體的設計計算 26 5.1磁通勢的計算 27 5.2鐵芯截面積的計算 27 5.3電磁鐵長度的計算 28 5.4銜鐵厚度的確定 28 5.5確定線圈截面積Sq及線圈槽寬 28 5.6線圈導線直徑的確定 29 5.7線圈匝數(shù)的確定 29 5.8本章小結 30 第6章 電磁制動器的仿真分析 31 6.1MATLAB軟件概論 31 6.2汽車系統(tǒng)模型的建立 32 6.3仿真分析 33 6.4本章小結 36 結 論 38 參考文獻 39 致 謝 40 附錄 A 41 附錄 B 44

15、 第1章 緒 論 1.1 課題背景及目的 汽車制動系統(tǒng)是用于使行駛中的汽車減速或停車，使下坡行駛的汽車車速保持穩(wěn)定以及使停駛的汽車在原地（包括在斜坡上）駐留不動的機構。汽車制動系統(tǒng)直接影響著汽車行駛的安全性和停車的可靠性，汽車制動系統(tǒng)的工作可靠性顯得日益重要。也只有制動性能良好，制動系統(tǒng)工作可靠的汽車，才能充分發(fā)揮出其動力性能。汽車制動系統(tǒng)依操縱和驅(qū)動制動力源的不同，有四種基本組合的方式即：機械式、氣壓式、液壓式和電氣式。其中電氣式汽車制動系統(tǒng)又可分為電磁式、電動式和電液式。氣壓式機構復雜，有氣泵、氣筒、制動閥、制動氣室及管路等一整套設備，制動系統(tǒng)不論是否制動，氣泵都要

16、隨發(fā)動機運轉(zhuǎn)，消耗發(fā)動機的動力，若汽車停放的時間較長，管路密封不嚴，重新開動還要重啟，這就增加了不必要的消耗。液壓式所需的操縱力大，若要求制動力矩較大時，需要增力，不但要增加結構復雜程度，有的還消耗發(fā)動機的動力。機械式大多用在拖拉機及拖車上，它所需要的制動力大，制動強度低，左右制動不容易調(diào)整同步。這三種形式的制動機構都存在著不同程度的反應時間慢的缺點。 機械式多用于汽車的駐車制動系統(tǒng)：氣壓式和液壓式以及這兩種方式的結合，目前在汽車行車制動中占主導地位，電氣式的突出優(yōu)點在于: （1）結構簡單，使用、安裝、維護方便。 （2）可靠性高。用電纜代替管路，可方便地通過增加冗余電路來達到提高汽車制動

17、系統(tǒng)可靠性的目的。用電氣式取代液壓式，防止液壓的氣阻現(xiàn)象，增加了汽車制動系統(tǒng)的可靠性。 （3）集成方便。未來汽車上的電子裝置將越來越多。電控轉(zhuǎn)向、ABS、電子驅(qū)動控制、主動懸架、電子穩(wěn)定裝置都非常容易與電氣制動系統(tǒng)集成在一起。電子控制器可根據(jù)需要設計不同回路的控制器，對汽車實施單回路、雙回路和多回路制動，也可對某個車輪單獨制動。 （4）易實現(xiàn)ABS。ABS控制計算機發(fā)車的電信號不用經(jīng)過電子—液壓，再液壓—機械的復雜轉(zhuǎn)換，提高了控制動作的準確性和可靠性。 （5）代表制動器的發(fā)展趨勢。電磁制動系統(tǒng)出了具有一般電制動系統(tǒng)的優(yōu)點外，還有其他的一些特點：與現(xiàn)有汽車制動系統(tǒng)兼容性好，安裝、拆卸方便；

18、沒有液壓油的污染問題，有利于環(huán)保。所以它適合作為汽車的制動系統(tǒng)。 電磁制動器系統(tǒng)是一個全新的系統(tǒng)，為將來的汽車智能控制提供條件。汽車電磁制動系統(tǒng)取代了傳統(tǒng)的液壓制動機構，不再使用液壓油，減少了液壓燃油的危險，提高了安全性，也減輕了汽車的質(zhì)量；電磁制動系統(tǒng)中采用了轉(zhuǎn)速反饋控制系統(tǒng)，顯著改善了制動力矩和防滑性能，縮短了制動距離，提高了輪胎和制動裝置的使用壽命。而且，電磁制動系統(tǒng)的制動效率優(yōu)于液壓系統(tǒng)。電磁制動系統(tǒng)將是機動車制動系統(tǒng)發(fā)展的新方向。 現(xiàn)在汽車工業(yè)已全球化，自主研發(fā)性能優(yōu)越、可靠性高、成本低的汽車電磁制動器，將使我國的汽車電磁制動器產(chǎn)業(yè)拋棄高價購買國外技術，擁有自己的先進技術，大大提

19、高中國汽車業(yè)在全球的市場競爭力。因此，研發(fā)具有自主知識產(chǎn)權的汽車電磁制動器，對趕超國際先進水平，提高我國汽車制動產(chǎn)品的市場競爭力具有現(xiàn)實意義。同時，汽車電磁制動器的普遍應用將會帶來巨大的經(jīng)濟和社會效益。 電磁制動器作為一種新型制動器。它主要通過控制器發(fā)出的制動信號以電流的形式通過電磁體，利用改變通入電磁體的電流來改變制動器的制動力。由于電磁制動器具有與傳統(tǒng)制動器的不同特點和要求，它涉及到對電磁制動器的性能、環(huán)境及材料等諸多因素的綜合分析和比較，本文根據(jù)電磁制動器的特點和要求，以制動器功能為目標，設計一種電磁制動器，為開發(fā)和研制電磁制動器提供理論基礎。 1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 汽車

20、制動系統(tǒng)在汽車的安全方面扮演至關重要的角色。早期的制動控制操縱一組簡單的機械裝置向制動器施加作用力,那時的汽車比較小，速度較低，機械制動雖已滿足需要，但隨著汽車自身質(zhì)量的增加,開始出現(xiàn)真空助力裝置。1932年生產(chǎn)的質(zhì)量為2860kg的凱迪拉克V16車四輪采用直徑419.1mm的鼓式制動器，并有制動踏板控制的真空助力裝置。美國林肯汽車公司也于1932年推出V12汽車，該車采用通過四根軟索控制真空加力器的鼓式制動器。隨著科學技術及汽車工業(yè)的發(fā)展，汽車制動有了新突破。液壓制動是繼機械制動的又一重大革新。Duesenberg Eight車率先使用了液壓制動器?？巳R斯勒的四輪液壓制動器于1924年問世，

21、美國通用和福特公司分別于1934年和1939年采用了液壓制動技術。到20世紀50年代，液壓動力制動器才成為現(xiàn)實。在液壓鼓式制動器出現(xiàn)若干年后，人們又發(fā)現(xiàn)了液壓鉗盤式制動器。由液壓控制，主要部件有制動盤、分泵、制動鉗、油管等。制動盤用合金鋼制造并固定在車輪上，隨車輪轉(zhuǎn)動。分泵固定在制動器的底板上固定不動。制動卡鉗上的兩個摩擦片分別裝在制動器兩側(cè)。20世紀80年代后期，隨著電子技術的發(fā)展，世界汽車技術領域最顯著的成就是ABS的實用與推廣。ABS集微電子技術、精密加工技術、液壓控制技術為一體，是機電一體化的高技術產(chǎn)品。它的安裝大大提高了汽車的主動安全性和操縱性。防抱死裝置一般包括三部分：傳感器、控制

22、器與壓力調(diào)節(jié)器。傳感器接受運動參數(shù)給控制裝置?？刂蒲b置進行計算并與規(guī)定的數(shù)值進行比較后，給壓力調(diào)節(jié)器發(fā)出指令。規(guī)模集成電路和超大規(guī)模集成電路的出現(xiàn)，以及電子信息處理技術的高速發(fā)展，ABS已成為性能可靠、成本日趨下降的具有廣泛應用前景的成熟產(chǎn)品。 隨著人們對制動性能要求的不斷提高，ABS、牽引力控制系統(tǒng)、電子穩(wěn)定性控制程序、主動碰撞技術等功能融入制動系統(tǒng)中，越來越多的附加機構安裝在制動系統(tǒng)上，使得制動系統(tǒng)更加復雜，也增加了液壓管路泄漏的隱患以及裝配維修的難度。因此結構更簡捷，功能更可靠的汽車制動系統(tǒng)呼之欲出。 電磁制動器系統(tǒng)是一個全新的系統(tǒng)，為將來的汽車智能控制提供條件。電磁制動控制因其巨大

23、的優(yōu)越性，必將取代傳統(tǒng)的以液壓為主的制動控制系統(tǒng)。其主要包括以下部分： （1）電磁制動器 其結構和液壓制動器基本相似，有盤式和鼓式兩種；電磁制動器是電磁制動系統(tǒng)的關鍵部分，正是由于它的加入，使得制動系統(tǒng)節(jié)省了很多液壓管路和液壓油，減少了污染漏油等。電磁制動器的控制單元（ECU）接收制動器踏板發(fā)出的信號，控制制動器制動；接收駐車制動信號，控制駐車制動；接收車輪傳感器信號，識別車輪是否抱死、打滑等，控制車輪制動力，實現(xiàn)防抱死和驅(qū)動防滑。由于各種控制系統(tǒng)如衛(wèi)星定位、導航系統(tǒng)，自動變速系統(tǒng)，無極轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，懸架系統(tǒng)等的控制系統(tǒng)與制動控制系統(tǒng)高度集成，所以ECU還得兼顧這些系統(tǒng)的控制。 （2）車速

24、傳感器 準確、可靠、及時地獲得車輪的速度。 （3）線束 給系統(tǒng)傳遞能源和電控制信號。 （4）電源 為整個電控制系統(tǒng)提供能源，也可以與其他系統(tǒng)共用。 從結構上可以看出這種電磁制動系統(tǒng)具有其他傳動制動系統(tǒng)無法比擬的優(yōu)點： （1）整個汽車制動系統(tǒng)結構簡單，省去了傳統(tǒng)汽車制動系統(tǒng)中的制動油箱、制動主缸，助力裝置、液壓閥、復雜的管路系統(tǒng)等部件，使整車質(zhì)量降低。 （2）制動響應時間短，提高了制動性能。 （3）無制動液，維護簡單。 （4）系統(tǒng)總成制造、裝配、測試簡單快捷，制動分總成為模塊化結構。 （5）采用電線連接，系統(tǒng)耐久性能好。 （6）易于改進，稍加改進就可以增加各種電

25、控制功能。 對于汽車電磁制動器的最早研究和應用都是拖掛車上的汽車電磁制動器。早在1942年，美國的EMPIRE公司就申請了主要用于拖車的汽車電磁制動器的結構專利。國外著名汽車制造商和專業(yè)制動器生產(chǎn)企業(yè)在這方面也表現(xiàn)得十分活躍。隨后半個多世紀，國外的電氣汽車制動系統(tǒng)研發(fā)工作開展迅速深入，其中用電磁力驅(qū)動的汽車電磁制動器已經(jīng)進入實用狀態(tài)，但這種汽車電磁制動器大部分都應用于拖車的制動系統(tǒng)中。同時各國都對汽車電磁制動器進行不斷改進，主要表現(xiàn)在電磁體和控制器兩部分。而對控制器的改進主要集中在拖掛車中主車與拖車的制動力匹配上。近幾年，國外的汽車電磁制動器的發(fā)展較緩慢，基本保持了20世紀的形式，只是在此基

26、礎上不斷完善，努力使汽車電磁制動器能夠適應普遍汽車的行車制動。為使汽車電磁制動器能在汽車上廣泛應用，需研究電磁體的特性、制動器的性能及電磁制動器控制器的控制策略。國外廠商在近幾年內(nèi)開始研制具有ABS功能的汽車電磁制動器控件器。國內(nèi)汽車電磁制動器的研究起步遠遠落后于國外。近幾年國內(nèi)部分學者開始致力于這方面的研究，其中江蘇大學在這方面的研究較為突出。另外，有些汽車配件企業(yè)和一些中外合資企業(yè)涉及汽車電磁制動器及其零部件的制造，但基本上都是采用國外的商業(yè)成品技術。 國內(nèi)關于汽車電磁制動器的專利申請保護內(nèi)容，基本上跟國外50年前的技術相同，與目前國際同類技術相差甚遠。所以自20世紀90年代，尤其是加入

27、WTO后，我國汽車工業(yè)才得以突飛猛進的發(fā)展，人們生活水平隨著經(jīng)濟建設的發(fā)展不斷得到提高，人均擁有汽車量大大增加，而城市用汽車的數(shù)量更是與日俱增，為此研究適用于城市工況的汽車電磁制動器應運而生。其次，汽車電磁制動器的制動力是電磁鐵的線圈通電后產(chǎn)生的，由于不再靠液壓油產(chǎn)生制動力，因此不再適用液壓油，也節(jié)省了液壓制動管路，取而代之的是線束，這一變革使得電磁制動器更易于與ABS等汽車上的電子裝置集成，且相對于制動主缸、液壓閥及制動管路，線束的維修與更換都要簡單得多。另外，由于使用線束代替機械液壓制動裝置及制動管路，也減少了制動時的非線性和制動力矩相對于制動力的遲滯效應，因此汽車電磁制動器代替液壓制動器

28、將成為必然。 1.3 設計應解決的難點 （1）電磁制動器的結構設計； （2）制動器參數(shù)的設計計算； （3）增力機構的設計計算，實現(xiàn)制動力的放大與傳遞； （4）電磁體的設計計算； （5）電磁制動器的仿真分析。 第2章 制動器主要參數(shù)的設計計算 2.1基本參數(shù)的確定 已知汽車質(zhì)量：1100kg；車輪滾動半徑：286mm。 根據(jù)GB\7258-2004《機動車運行安全技術條件》中所規(guī)定的，乘用車制動規(guī)范對制動器制動性的要求，汽車在制動過程中，制動初速度為50km/h時，汽車制動距離不得大于22m。 2.2制動距離的計算 分析制動距離是，需

29、要對制動距離過程有一個全面的了解。圖2.1是駕駛員在接受緊急制動信號后，制動壓力、汽車制動減速度與制動時間的關系曲線。 圖2.1汽車制動過程 駕駛員接到緊急停車信號時，并沒有立即行動,而要經(jīng)過后才意識到應進行緊急制動，并移動右腳，再經(jīng)過后才踩著制動踏板。從a點到b點所經(jīng)過的時間稱為駕駛員反映時間。一般為0.31.0s之間。在b點以后，隨著駕駛員踩踏板的動作，制動壓力迅速增大，至d點到達最大值。不過由于制動襯塊與制動盤之間存在間隙，所以要經(jīng)過，即至c點，制動力才起作用，使汽車開始產(chǎn)生減速度。由c點到e點是制動器制動力增長過程所需的時間?？偡Q為制動器的作用時間。制動器作用時間一方

30、面取決于駕駛員踩踏板的速度，另外更重要的是受制動系統(tǒng)結構形式的影響。一般為0.20.9s之間。由e到f為持續(xù)制動時間，其減速度基本不變。到f點式駕駛員松開踏板，但制動力的消除還需要一段時間。從制動的全過程來看，總共包括駕駛員見到信號后作出行動反映、制動器起作用、持續(xù)制動和放松制動器四個階段。一般所指制動距離是開始踩著制動踏板到完全停車的距離。故總的制動距離為： （2.1） 式中： ——制動系統(tǒng)反應時間，取； ——制動作用時間，??； ——制動初速度，； ——制動加速度，取路面附著系數(shù)為0.75，則。 故總的制動距離為 因此設計滿足G

31、B\7258-2004《機動車運行安全技術條件》中關于制動器制動性能的規(guī)定。 從式中可以看出，決定汽車制動距離的主要因素是：制動器起作用的時間、最大制動減速度、附著力以及起始制動車速。附著力越大、起始制動車速越低，制動距離越短。 2.3制動力矩的計算 車輪滾動周長： (2.2) 在制動距離內(nèi)車輪轉(zhuǎn)過的圈數(shù)： （2.3） 制動過程中車輪轉(zhuǎn)過總的角度： = （2.4） 車子的總動能為： （2.5） 制動力分配

32、系數(shù)： （2.6） 式中： ——前軸車輪的制動器制動力； ——后軸車輪的制動器制動力 ——汽車總制動器制動力。 通常，轎車的值取0.560.66，取每個前輪要分擔的動能為: （2.7） 每個后輪要分擔的動能為: （2.8） 則每個前輪所需總制動力矩為: （2.9） 每個后輪所需總制動力矩為: （2.10） 后輪制動器制動負荷較小，所以電磁盤式制動器的設計以制動負荷較大的前制動器設計為例。

33、 2.4盤式制動器的主要參數(shù)選擇 2.4.1制動盤直徑D 制動盤直徑D應盡量取大些，這樣制動盤的有效半徑增大，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。制動盤直徑受輪輞直徑的限制。通常，制動盤的直徑為輪輞直徑的70%79%。查閱輪胎規(guī)格，滾動半徑為286mm的輪胎，輪輞尺寸為14inch，1mm，則輪輞直徑為355.6mm，制動盤直徑，取。 2.4.2制動盤厚度h 制動盤的厚度對制動盤的質(zhì)量和溫升有影響。為使質(zhì)量小些，厚度不宜太大，為了減少溫升，厚度又不宜過小。通常實心制動盤厚度可取10mm20mm；具有通風孔道的制動盤多采用20mm30mm。本設計選用厚度為22mm的具有

34、通風孔道的制動盤。 2.4.3摩擦襯塊內(nèi)半徑R1和外半徑R2 制動襯塊由摩擦塊和金屬背板構成，兩者直接牢固地壓嵌或粘合在一起，輕型汽車摩擦塊厚度在7.5mm16mm之間，取厚度為10mm襯塊的外半徑與內(nèi)半徑之比不大于1.5。若比值偏大，摩擦襯塊外緣內(nèi)緣速度相差較大，磨損不均勻，接觸面積將減小，導致制動力矩變化大。選取襯塊內(nèi)半徑,外半徑，選取襯塊圓心角為80。 2.4.4摩擦襯塊工作面積A （2.11） 在確定盤式制動器制動襯塊的工作面積時，根據(jù)制動襯快單位面積占有的汽車質(zhì)量，推薦在1.6～3.5kg/cm范圍內(nèi)選取。 （2.12

35、） 求得單位襯塊面積占有汽車質(zhì)量，符合設計要求。 2.5制動襯塊上壓緊力的計算 單側(cè)制動襯塊作用于制動盤上的制動力矩為： （2.13） 壓緊力： （2.14） 式中： ——摩擦襯塊與制動盤之間單位面積上的壓力； ——摩擦片摩擦系數(shù)，取。 2.6液壓缸的設計計算 制動器工作時，內(nèi)側(cè)制動襯塊與外側(cè)制動襯塊，同時壓靠在制動盤兩側(cè)，使制動盤停止轉(zhuǎn)動。在電磁制動器中，為了使經(jīng)增力機構放大的電磁力，能夠順利地作用在制動盤兩側(cè)，在設計中，

36、選用液壓缸，液壓缸兩側(cè)油壓相等，在制動過程中液壓缸只起到傳力作用。汽車制動時，在油壓的作用下，活塞推動內(nèi)側(cè)制動襯塊壓靠到制動盤上，而反作用力則推動制動鉗體連同固定與其上的外側(cè)制動襯塊壓想制動盤的另一側(cè)，直到制動盤兩側(cè)的制動襯塊受力均等為止。 液壓缸的工作容積： （2.15） 式中： l——制動間隙； d——制動鉗體中活塞的直徑，取d=33mm。 液壓缸直徑應在GB 7524—87標準規(guī)定的尺寸中選取，選取液壓缸直徑為16mm則液壓缸活塞行程： 2.7本章

37、小結 本章確定了制動器的基本參數(shù)，首先選取制動力分配系數(shù)，然后進一步確定制動器的制動力矩，確定了盤式制動器主要參數(shù)包括制動盤直徑、制動盤厚度、摩擦襯塊內(nèi)半徑外半徑、摩擦塊工作面積，制動間隙。 第3章 制動器主要零件的結構設計 3.1制動盤的結構設計 制動盤一般用珠光體灰鑄鐵制成，或用添加Cr，Ni等的合金鑄鐵制成。其結構形狀有平板形（用于全盤式制動器）和禮帽形（用于鉗盤式制動器）兩種。禮帽形制動盤的圓柱部分長度取決于布置尺寸。 制動盤在工作時不僅承受著制動襯塊作用的法向力和切向力，而且承受著熱載荷。為了改善冷卻效果，鉗盤式制動器的制動盤有的

38、鑄成中間有徑向通風槽的雙層盤，這樣可大大地增加散熱面積，降低溫升約20%30%，但盤的整體厚度較厚。國產(chǎn)引進車型—奧迪、桑塔納2000、富康（AL，GL型）轎車和切諾基吉普車均采用帶有通風槽的制動盤，其厚度在20mm22.5mm之間。而一般不帶通風槽的轎車制動盤，其厚度約在10mm13mm之間。 制動盤的工作表面應光潔平整，制造時應嚴格控制表面的跳動量、兩側(cè)表面的平行度（厚度差）及制動盤的不平衡量。有的文獻認為：制動盤兩側(cè)表面不平行度不應大于0.008mm；盤的表面擺差不應大與0.1mm；制動盤表面粗糙度不應大于0.06mm。 在本設計中采用帶有通風槽的禮帽形制動盤。 3.2制動鉗的結構

39、設計 按照制動鉗的結構形式，可分為固定鉗式和浮動鉗式兩種。 固定式制動鉗體固定在轉(zhuǎn)向節(jié)或橋殼上，在制動鉗體上有兩個液壓油缸，其中各裝有一個活塞。當壓力油液進入兩個油缸活塞外腔時，推動兩個活塞向內(nèi)將位于制動盤兩側(cè)的制動塊總成壓緊到制動盤上，從而將車輪制動。當放松制動踏板時，回位彈簧將兩側(cè)制動襯塊總成及活塞推離制動盤。 浮動鉗式的制動鉗體是浮動的。其浮動方式有兩種，一種是制動鉗體可作平行滑動，另一種的制動鉗體可繞一支撐銷擺動。故有滑動鉗式與擺動鉗式之分。但它們的制動油缸都是單側(cè)的，且與油缸同側(cè)的制動襯塊總成為活動的，而另一側(cè)的制動襯塊總成則固定在鉗體上。制動時在油液壓力作用下，活塞推動該側(cè)活

40、動的制動襯塊總成壓靠到制動盤，而反作用力則推動制動鉗體連同固定于其上的制動襯塊總成壓向制動盤的另一側(cè)，直到兩側(cè)的制動襯塊總成的受力均等為止。對擺動式制動鉗來說，鉗體不是滑動而是在與制動盤垂直的平面內(nèi)擺動。這就要求制動摩擦襯塊為楔形的，摩擦表面對其背面的傾斜率為左右。 制動鉗由可鍛鑄鐵KTH370-12或球墨鑄鐵QT400-18制造，也有用輕合金制造的，例如用鋁合金壓鑄?？勺龀烧w的，也可以做成兩半并由螺栓連接。其外緣留有開口，以便不必拆下制動鉗便可檢查或更換制動襯塊。制動鉗體應有高的強度和剛度。一般多在鉗體中加工出制動油缸，也有將單獨制造的油缸裝嵌入鉗體中的。鉗盤式制動器油缸直徑比鼓式制動器

41、中的輪缸大得多，日本轎車鉗盤式制動器油缸的直徑最大可達68.1mm（單缸）或45.4mm（雙缸），客車和貨車可達82.5mm（單缸）或79.4mm（雙缸）。為了減少傳給制動液的熱量，多將杯形活塞的開口端頂靠制動襯塊的背板。有的將活塞開口端部切成階梯狀，形成兩個相對且在同一平面內(nèi)的小半圓環(huán)形端面?；钊设T鋁合金制造或由鋼制造。為了提高其耐磨損性能，活塞的工作表面進行鍍鉻處理。當制動鉗體由鋁合金制造時，減少傳動給制動液的熱量則成為必須解決的問題。為此，應減小活塞與制動襯塊背板的接觸面積，有時，也可采用非金屬活塞。 制動鉗在汽車上的安裝位置可在車軸的恰恰前方或后方。制動鉗位于車方軸前可避免輪胎甩出

42、來的泥、水進入制動鉗，位于車軸后方則可減小制動時輪轂軸承的合成載荷。在設計中采用整體的單缸浮動式制動鉗。 3.3制動襯塊的結構設計 制動襯塊由背板和摩擦襯塊構成，兩者直接牢固地壓嵌或鉚接或粘接在一起。襯塊多為扇形，也有舉行、正方形或長圓形的?；钊麘軌鹤”M量多的制動襯塊面積，以免襯塊發(fā)生卷角而一起尖叫聲。制動塊背板由鋼板制成。為了避免制動時產(chǎn)生的熱量傳給制動鉗而引起制動液氣化和減小制動噪聲，可在摩擦襯塊與背板之間或在背板后粘（或噴涂）一層隔熱減振墊（膠）。由于單位壓力大和工作溫度高等原因，摩擦襯塊的磨損較快，因此其厚度較大。據(jù)統(tǒng)計，日本轎車和輕型汽車摩擦襯塊的厚度在7.5mm16mm之間，

43、中、重型汽車的摩擦襯塊的厚度在14mm22mm之間。一些盤式制動器裝有摩擦襯塊磨損達到極限時的報警裝置，以便能及時更換制動襯塊。設計中的制動襯塊厚度為15mm，背板與摩擦襯片粘接在一起。 3.4摩擦材料的選擇 制動摩擦材料應具有高而穩(wěn)定的摩擦系數(shù)，抗熱衰退性能要好，不應在溫升到某一數(shù)值后摩擦系數(shù)突然急劇下降，材料應有好的耐磨性，低的吸水（油、制動液）率，低的壓縮率、低的熱傳導率（要求制動襯塊在的加熱板上作用30min后，背板的溫度不超過）和低的熱膨脹率，高的抗壓、抗拉、抗剪切、抗彎曲性能和耐沖擊性能；制動時應不產(chǎn)生噪聲、不產(chǎn)生不良氣味，應盡量采用污染小和對人體無害的摩擦材料。 當前，在制

44、動器中廣泛采用這模壓材料，它是以石棉纖維為主并與樹脂粘結劑、調(diào)整摩擦性能的填充劑（由無機粉粒及橡膠、聚合樹脂等配成）與噪聲消除劑（主要成分為石墨）等混合后，在高溫下模壓成型的。模壓材料的撓性較差，故應按襯片或襯塊規(guī)格模壓，其優(yōu)點是可以選用各種不同的聚合樹脂配料，使襯片或襯塊具有不同的摩擦性能及其它性能。 另一種為編織材料，它是用長纖維石棉與銅絲或鋅絲的合絲編織的布，浸以樹脂結合劑經(jīng)干燥后輥壓制成。其撓性好，剪切后可以直接鉚到任何半徑的制動蹄或制動帶上。在溫度下，它具有較高的摩擦系數(shù)（），沖擊強度比模壓材料高45倍。但其耐熱性差，在以上即不能承受較高的單位壓力，磨損加快。因此，這種材料僅適用于

45、中型以下的汽車的鼓式制動器，尤其是帶式中央制動器。 無石棉摩擦材料是以多種金屬、有機、無機材料的纖維或粉末代替石棉作為增強材料，其他成分和制造方法與石棉模壓摩擦材料大致相同。若金屬纖維（多為鋼纖維）和粉末的含量在40%以上，則稱為半金屬摩擦材料，這種材料在美、歐各國廣泛用于轎車的盤式制動器上，已成為制動摩擦材料的主流。 粉末冶金摩擦材料是以銅粉或鐵粉為主要成分（占總質(zhì)量的60%80%），摻上石墨粉、陶瓷粉等非金屬粉末作為摩擦系數(shù)調(diào)整劑，用粉末冶金方法制成。其抗熱衰退和抗水衰退性能好，但造價高，適用于高性能轎車和行駛條件惡劣的貨車等制動器負荷重的汽車。 各種摩擦材料摩擦系數(shù)的穩(wěn)定值約為0.

46、30.5，少數(shù)可達0.7.設計計算制動器時一般取。選用摩擦材料時應考慮到：通常，摩擦系數(shù)愈高的材料其耐磨性愈差。設計中選擇摩擦材料為無石棉摩擦材料，取。 3.5盤式制動器工作間隙的調(diào)整 制動盤與摩擦襯塊之間在未制動的狀態(tài)下應有一定的工作間隙，以保證制動盤能自由轉(zhuǎn)動。此間隙的存在會導致踏板或手柄的行程損失，因而間隙量應盡量小。鉗盤式制動器不僅制動間隙?。▎蝹?cè)0.05mm0.15mm），而且制動盤受熱膨脹后對軸向間隙幾乎沒有影響，所以一般都采用一次調(diào)準式間隙自調(diào)裝置。最簡單且常用的結構是在缸體和活塞之間裝一個兼起復位和間隙自調(diào)作用的帶有斜角的橡膠密封圈，制動時密封圈的刃邊是在活塞給予的摩擦力的

47、作用下產(chǎn)生彈性變形，與極限摩擦力對應的密封圈變形量即等于設定的制動間隙。當摩擦襯塊磨損而導致所需的活塞行程增大時，在密封圈達到極限變形之后，活塞與密封圈之間這一不可恢復的相對位移便補償了這一過量間隙。解除制動后活塞在彈力作用下退回，直到密封圈的變形完全消失為止，這時摩擦襯塊與制動盤之間重新恢復到設定間隙。 重型車輛的多片全盤式制動器也有采用這種自調(diào)方式的，只是必須增加密封圈數(shù)，以保證足以保持活塞在不制動位置時的摩擦力。如果盤式制動器的設定間隙較大，使用密封圈的方法便不可靠，應采用專門的間隙調(diào)整裝置。 考慮到以后摩擦襯塊的磨損，系統(tǒng)間隙，再加上摩擦襯塊的壓縮變形，為使電磁鐵銜鐵的行程有一定的

48、余地，設計中取最大值0.15mm，則兩片摩擦塊總行程為0.3mm。 3.6本章小結 本章詳細介紹了電磁盤式制動器各零件的類型、結構及制造材料。確定了制動器的工作間隙。對制動器的構造及設計有了清晰的認識。為電磁制動器的設計提供了理論基礎。 第4章 增力機構的設計與計算 4.1機械增力機構的設計 對依靠電磁力制動的制動器而言，最簡單的做法就是用電磁鐵去直接推動摩擦襯塊，從而達到制動的目的，但是計算的結果表明制動過程中需要大的電磁力來推動摩擦襯塊。電磁鐵產(chǎn)生的電磁力大小與其尺寸正相關，這樣會使設計出的電

49、磁鐵尺寸過大，可能導致無法安裝使用，而且增加材耗，自身質(zhì)量過大，導線耗電功率增大。所以，為盡量減小其尺寸要采取使用增力傳動機構的措施。常見的直線傳動機構有連桿機構和凸輪機構。連桿機構是由剛性連桿或桿件通過剛性運動副相互連接而成的機械傳動裝置；凸輪機構是由凸輪、從動件或從動系統(tǒng)、機架等組成，凸輪通過直接接觸將預定的運動傳給從動件。在很多情況下，凸輪機構所實現(xiàn)的運動也可以由連桿機構來實現(xiàn)。比較二者的優(yōu)缺點，采用連桿力傳動機構。如表4.1。 表4.1凸輪機構與連桿機構的比較 凸輪機構 連桿機構 能實現(xiàn)所要求的大量輸入、輸出運動 只能實現(xiàn)要求的有限輸入、輸出運動 設計相對簡單 設計相對困

50、難 體積小、結構緊湊 占據(jù)的空間較大 凸輪廓線的制造精度對輸出動態(tài)響應的影響較大 輕微的制造誤差對輸出動態(tài)響應的影響很小 制造費用較昂貴 制造費用較便宜 易于達到動平衡 動平衡的分析困難而復雜 易發(fā)生表面磨損 鉸鏈的磨損較輕 圖4.1 鉸桿機構簡圖 本文設計使用的是一種鉸桿增力機構。如圖4.1所示。 它的主體部分是一個曲柄滑塊機構，曲柄的一端與機架鉸接，另一端連接連桿。為施加的源動力，作用在曲柄和連桿的鉸接點上；為增力機構的輸出力。 4.2增力機構的自由度分析 任一作平面運動的構件具有三個自由度，當與另一構件組成運動副后，它們之間的相對運動就受到了約束，相應地

51、自由度也隨之減少。在平面運動鏈中，每個低副將引入兩個約束而減少兩個自由度，每個高副則引入一個約束而失去一個自由度。若機構中的活動構件數(shù)目為，低副數(shù)目為，高副數(shù)目為，則機構的自由度為： （4.1） 圖4.2 增力機構方案一 在方案一中，構件數(shù)，由于全部為低副，則，，則機構的自由度： 由于自由度為零，方案一中的機構將不能自由運動。 圖4.3增力機構方案二 在方案二中，在施力點和銜鐵之間添加一個連桿，則構件數(shù)，, ，則機構的自由度： 說明此時該機構運動規(guī)律唯一，即方案二可行，設計正確合理。 4.3受力分析計算 圖4.4增

52、力機構受力分析圖 增力機構受力分析如圖4.4所示， 圖中： ——電磁鐵電磁力； ——連桿的支反力； ——連桿的支反力，由于兩鉸桿等臂對稱，可得：； ——連桿和連桿分別與水平方向的夾角； ——二力桿上的平衡力 ； ——力在Y軸方向上的分力； ——力在X軸方向上的分力。 對三桿鉸接點處進行受力分析，作用在此點的力有三個: , ,。列出此點的力平衡方程，在X軸方向上: （4.2） 在Y軸方向上: （4.3） 由，可得： (4.4)

53、 （4.5） 則增力機構的增力系數(shù)為： (4.6) 由式（4.6）可見，在一定程度上增力機構的增力比與角度成線性關系。 4.4增力機構主要構件尺寸的確定 由前面的計算可知，增力比在小范圍內(nèi)與角度成線性關系。為了既獲得較大的增力比，又使滑塊達到要求的最大位移，取，則。經(jīng)試算和核算，確定構件與尺寸。 最大滑塊行程： （4.7） 最大銜鐵行程： （4.8） 式中： ——長臂連桿長度； ——短臂連桿長

54、度。 其中，的值很小，可忽略不計，則最大銜鐵行程： （4.9） 選取，，夾角從10減小到0相應銜鐵的行程空間為8.67mm，滑塊最大行程為1.52mm。當滑塊達到工作位移1.3mm時，此時，夾角=3.8,銜鐵下降距離為5.36mm。此時，銜鐵距鐵芯的距離為8.67-5.36=3.31mm，為了消除銜鐵在制動末與磁扼的撞擊，取3.4mm，可以保證銜鐵最終與磁扼不會接觸。則分別按初始和制動末的增力比，所需電磁力如表4.2所示。 表4.2 制動前后的增力比與電磁力 增力比 所需電磁力（N） 平均電磁

55、力（N） 制動初始 2.84 1075.29 740.42 制動末 7.53 405.55 4.5增力機構的Ansys分析 有限元分析技術已經(jīng)發(fā)展成為計算機輔助分析CAE的核心。用CAE方法可以減少或避免物理測試過程，通過計算機模擬最惡劣載荷和工況下零件或結構的工作情況，準確地計算其應力應變，使產(chǎn)品在設計階段就能夠?qū)ζ鋽?shù)學模型的各項性能進行評估，及早發(fā)現(xiàn)設計上存在的問題，從而大大縮短設計開發(fā)周期。 采用有限元分析技術及其優(yōu)化技術，能夠改進結構設計參數(shù)，使其在滿足強度和剛度的情況下具有最合理的結構。在應用于新產(chǎn)品開發(fā)和老產(chǎn)品改造方面，能夠提供對其強度、應力分布狀況的分析，利用

56、優(yōu)化設計方法對其進行形狀和結構優(yōu)化設計，從而在設計上提供技術支持和理論指導。 Ansys是一個應用廣泛的通用的有限元工程分析軟件，它具有多種多樣的分析能力，包括簡單線性靜態(tài)分析和復雜非線性動態(tài)分析?？捎脕砬蠼Y構、流體、電力、電磁場及碰撞等問題的解答。它包含了預處理、解題程序以及后處理和優(yōu)化等模塊，將有限元分析、計算機圖形學和優(yōu)化技術相結合，已成為解決現(xiàn)代工程學問題必不可少的有力工具。下面對增力機構的主要件進行分析。 4.5.1長臂連桿的靜力分析 結構靜力分析是計算結構在固定比變的載荷作用下的響應，它不考慮慣性和阻尼的影響，如結構受隨時間變化的載荷時的情況。但是，靜力分析可以計算那些固定不

57、變的慣性載荷對結構的影響如重力和離心力，以及那些可以近似為等價靜力的隨時間變化載荷。當慣性和阻尼對結構分析的影響并不明顯時靜力分析尤其適用。對長臂連桿進行靜力分析，步驟如下： 1)建模。桿件厚度為6mm，兩端孔半徑4mm，外圓半徑為8mm，兩圓孔的中心距為50mm。如圖4.5所示。 2)定義單元類型。 在結構分析中，常用的三維實體單元有SOLID45，SOLID73，SOLID95，SOLIDl85等。在此分析中采用Brick 10nodel87單元。 3)定義材料屬性。指定鋼材的彈性模量為210E3，泊松比取0.28。 4)劃分網(wǎng)格。采用SmartSize中的Level6來智能劃分

58、。得到圖4.6。 5)定義約束和施加載荷。因為受力后的連桿為二力桿件，所承受的是3014.76N的拉力。故將與支座孔鉸接的受壓力側(cè)孔面完全(All DOF)約束，將載荷40N/mm2施加在短臂連桿另一圓孔的孔面上。 圖4.5 長臂連桿建模 6）求解后，可得構件變形圖，構件等效應力圖，由圖可知短臂連桿最大形變?yōu)?.005292mm，構件上最大應力值為106.263MPa，小于材料許用應力113MPa，由此可見桿件滿足力學要求。如圖4.7、圖4.8所示。 圖4.6 長臂連桿網(wǎng)格劃分

59、 圖4.7 長臂連桿變形圖 圖4.8 長臂連桿等效應力圖 4.5.2短臂連桿的靜力分析 對短臂連桿進行靜力分析，步驟如下： 1）建模。桿件厚度為6mm，兩端孔半徑4mm，外圓半徑為8mm，兩圓孔的中心距為35mm。如圖4.9所示。 2)定義單元類型。在此分析中采用Brick 10nodel87單元。 3)定義材料屬性。指定鋼材的彈性模量為210E3，泊松比取0.28。 4)劃分網(wǎng)格。采用SmartSize中的Level6來智能劃分。得到圖4.10。 5)定義約束和施加載荷。短臂連桿所承受的是740.42N的拉力。故將與支座孔鉸接的受壓力側(cè)孔面完全(All DOF)

60、約束，將載荷9.83N/mm2施加在短臂連桿另一圓孔的孔面上。 圖4.9 短臂連桿建模 圖4.10 短臂連桿網(wǎng)格劃分 6）求解后，可得構件變形圖，構件等效應力圖，由圖可知短臂連桿最大形變?yōu)?.001455mm。相應的應力分布如圖所示，可知其最大應力為24.283MPa，小于材料的許用應力113MPa，由此可見桿件滿足力學要求。如圖4.11、圖4.12所示。 圖4.11 短臂連桿變形圖 圖4.12 短臂連桿等效應力圖 4.5.3增力機構的模態(tài)分析 模態(tài)分析是用來確定機構的振動特性的一種技術，這些振動特性包括：固有頻率、振型、振

61、型參與系數(shù)（即在特定方向上某個振型在多大程度上參與了振動）等。模態(tài)分析是所有動態(tài)分析類型的最基礎的內(nèi)容。現(xiàn)對增力機構進行模態(tài)分析，步驟如下： 1） 建立模型，如圖4.13所示； 圖4.13 增力機構建模 2）定義單元類型。在此分析中2個長臂連桿及短臂連桿均采用Brick 8nodel87單元，轉(zhuǎn)動銷及螺母采用Brick 10node92單元。 3)定義材料屬性。指定轉(zhuǎn)動銷及螺母的彈性模量為2E11，泊松比取0.3,，材料密度為7850其他零件的彈性模量為2.1E11，泊松比為0.28，材料密度為7800。 4）網(wǎng)格劃分。采用SmartSize中的Level6來智能劃分各個零件。如

62、圖3.14。 圖4.14 增力機構網(wǎng)格劃分 4)進行模態(tài)分析的求解設置。在求解類型對話框中選擇模態(tài)分析Modal選項。設置提取模態(tài)階數(shù)為6，擴展模態(tài)階數(shù)為6。 5）施加約束。在長臂連桿的孔面上施加全約束（ALL DOF）；在另一長臂連桿空面上施加約束UZ、UY；在短臂連桿的孔面上施加約束UX、UZ。 6）進行求解。求解所得增力機構頻率如表4.3所示。增利機構各階的振型圖，如圖4.15圖4.20所示。 表4.3 模態(tài)分析求解結果 頻率次序 1 2 3 4 5 6 頻率(HZ) 2.3058 2.8506 6.3016 6.9508 10.122 11.5

63、25 圖4.15 第一階振型圖 圖4.16 第二階振型圖 圖4.17 第三階振型圖 圖4.18 第四階振型圖 圖4.19 第五階振型圖 圖4.20 第六階振型圖 從表中可知，在制動過程中增力機構的6階固有頻率。做模態(tài)分析的目的在于運用制動器時避開汽車發(fā)動機的震動頻率，以免發(fā)生共振，產(chǎn)生共振載荷，造成零件損壞。以確保制動器在安全可靠的環(huán)境下工作。 4.6本章小結 本章對電磁制動器的增力機構設計進行了計算，選取了鉸桿機構作為增力機構，對機構的自由度進行分析，確定了增力機構的組成，分析了增力機構的工作過程，確定了電磁制動器工作所需的電磁力的大小。并對設計

64、的增力機構進行Ansys分析，確定了機構的可靠性。 第5章 電磁體的設計計算 電磁鐵是一種通電以后對鐵磁物質(zhì)產(chǎn)生吸力，吧電磁能轉(zhuǎn)換為機械能的電器。它的應用范圍極廣，許多自動化電器和自控、遙控中操縱各種氣閥、油閥的電磁閥，都是以電磁機構為主體構成的；在一般工程技術領域內(nèi)，如起重吊車上的制動電磁鐵、起重各種鋼鐵的起重電磁鐵、電力傳動中的電磁離合器等，都是電磁鐵醫(yī)用的例子。利用電磁吸力可以代替笨重的體力勞動，使勞動強度減輕、生產(chǎn)效率和產(chǎn)品質(zhì)量提高，因此在技術革新中也常常用到電磁鐵。 設計要求:該電磁鐵為直流電磁鐵，能產(chǎn)生740.42N的吸力，

65、工作電壓12V。選擇設計的電磁鐵為U型直流電磁鐵。為使電磁鐵能快速響應，磁性材料應有較好的低場磁性能。為降低電磁鐵中渦流的影響，應采用電阻率大的磁性材料綜合考慮，選用灰鑄鐵作為電磁鐵磁性材料。 在電磁鐵的設計計算時，作如下假設: 1)磁通在鐵芯上是均勻分布的； 2)漏磁通是從鐵芯表面垂直漏出； 3)電磁鐵行程足夠短，計算空氣隙磁導時忽略其邊緣擴散漏磁通； 4)磁路是線性的，即有如圖5.1磁化曲線。 B-磁感應強度，H-磁場強度 圖5.1 磁化曲線 5.1磁通勢的計算 初步計算可利用式(4.1)、（4.2)計算磁通勢： =(1.1～1.2)

66、 (5.1) (5.2) 式中： ——勵磁電流； ——線圈匝數(shù)； ——氣隙消耗安匝； ——等效氣隙磁感應強度； ——氣隙長度。 ——真空磁導率， 在本文的設計計算中，選取 對其合理選擇非常重要。取得太小，則鐵芯和線圈的尺寸都會過大，很不經(jīng)濟；反之，若取得過大，則鐵芯將趨于飽和，致使磁壓降和所需磁勢都要增大，從而增大了線圈得尺寸和線圈的能量損耗，同樣不經(jīng)濟。通常鐵芯的磁感應強度總是取其所用磁性材料的磁化曲線膝點附近的數(shù)值。在打開位置，由于存在漏磁，氣隙磁感應強度總是比鐵芯內(nèi)的磁感應強度小，所選的必須小于上述膝點附近的值。在初算中，對于短行程電磁鐵值可取6000～8000GS，對于短時工作制或反復工作制的電磁鐵，可以取大一些，以提高材料利用率。取 =10000GS=1T。電磁鐵的銜鐵在運動末與磁鐵極面間的空氣隙由前計算取3.4mm。則磁路中總的空氣氣隙為6.8mm。 5.2鐵芯截面積的計算 根據(jù)電磁鐵吸力計算公式： （5.3） 可得，鐵芯截面積 鐵芯截面積可根據(jù)圓的面積公式求得：