电磁振动器

电磁振动器（精选九篇）

电磁振动器 篇1

关键词：排种器,电磁振动,参数,数学模型

0 引言

电磁振动排种器(下面简称排种器)结构简单,排种性能较好,不伤种,被较多地用于水稻播种机上。一直以来,排种器参数的设计较多地采用试验方法进行,或不考虑后振动盘系统和主振动排种盘系统的相互影响,把排种器等价成单自由度振动系统进行研究[1,2]。但后振动盘系统和主振动盘系统组成的排种器是一个较复杂的振动系统,后振动盘系统的弹簧刚度、质量和连接弹簧的刚度对排种盘的运动速度及排种速度有较大影响。因此,为了明确后振动盘系统、连接弹簧和主振动盘系统振动参数对排种器运动速度的影响,进一步提高排种器系统设计的可靠性及排种性能,本文考虑后振动盘系统与连接弹簧的影响,对排种器系统进行解析研究。同时,结合种子在排种盘上的运动分析,给出排种器的运动数学模型及振动参数的设计方法。

1 排种器结构及工作原理

1.1 结构

排种器主要由主振动排种盘系统(排种盘、分流盘、主振板弹簧)、后振动盘系统(振动后板、振动筛、后板弹簧)、连接弹簧和电磁铁组成,如图1所示。电磁铁外接能产生交变电流的控制装置。

1.2 工作原理

当电磁铁加上具有一定频率的交变电流时,电磁铁产生交变的电磁力作用于排种盘,由于排种盘和振动后板由弹簧片支撑,且排种盘和振动后板由连接弹簧连接,使得排种盘和振动后板产生振动,而振动后板和振动筛通过连接圆柱连接,振动筛也产生振动。振动筛和排种盘的振动,使得来自于种子箱—漏斗的种子被振落到排种盘后端V型槽上。同时,由于排种盘具有水平和垂直方向的振动,使排种盘后端的种子在排种盘的V型槽中形成种子流并向前运动,当种子运动到分流盘分流孔时,架空的种子被振落,落入集种器回收,其余的种子在振动作用下继续向前运动,当种子到达分流盘出口时,落入接种器[3]。

1.排种盘 2.分流盘 3.接种器 4.集种器 5.主振板弹簧 6.电磁铁 7.连接弹簧 8.连接钢板 9.后板弹簧 10.振动后板 11.连接圆柱12.振动筛 13.漏斗

2 系统数学模型的建立

2.1 排种器数学模型

排种器是一个多自由度的振动系统,但系统振动时,主振动排种盘系统的质心在垂直于K1弹簧片方向的位移S1和后振动盘系统的质心在垂直于K2弹簧片方向的位移S2较小。弹簧片倾角θ1和θ2变化很小,且主振动排种盘系统和后振动盘系统绕其质心的转角位移很小,为了便于分析,把θ1和θ2视为常量,且略去绕质心转动的影响,把排种器简化成一个二自由度线性振动系统。其中,主振动排种盘系统简化成4根弹簧片(总的弹簧刚度系数为K1)支持一质量块m1,质心在前后两弹簧片的中点;后振动盘系统简化成4根弹簧片(总弹簧刚度系数为K2)支持一质量块m2(包括种子压在振动筛上的质量),质心在前后两弹簧片的中点。由连接弹簧(1/4圆弧板型弹簧)连接两分系统构成排种器振动系统,其力学模型如图2所示。

本文采用Lagrange方程建立系统运动方程。由图2可知, 1/4圆板型弹簧两端相对的水平位移和垂直位移为

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1/4圆板型弹簧的势能为

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式中 E—弹性模量;

I—惯性矩。

M(α)=P1R(1-sinα)-P2Rcosα (3)

式中 P1—1/4圆板型弹簧在水平方向的受力;

P2—1/4圆板型弹簧在垂直方向的受力;

R—1/4圆板型弹簧的半径。

由材料力学可知

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由式(1)、式(3)和式(4)合解得

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由式(2)、式(3)和式(5)合解得1/4圆板型弹簧的势能为

U1=aS12-bS1S2+cS22 (6)

式中,a=K3a1,B=K3b1,c=K3c1。

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系统的动能undefined

系统的势能undefined

由Lagrange方程得系统的微分方程得

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式中,A=(K1+2a) ,B=(K2+2c)。

解式(7)得

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式中,△=(A-m1ω2)(B-m2ω2)-b2

令△=0,解得系统的固有角频率为

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系统的固有频率为

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令M1=S10/(F/K1) ,M2=S20/(F/K1) ,ω12=K1/m1, d1=K3/K1, d2=K2/K1,μ=m2/m1,r=ω/ω1,由式(9)得

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2.2 种子运动的数学模型

排种盘的工作是把来自种子箱的种子形成种子流,且以一定速度排出,满足排种量的要求。种子在排种盘上产生抛掷运动,排种的均匀性较差,因此排种盘应使种子在其上面作滑移运动,达到均匀排种的目的。种子在排种盘上运动的力学模型如图3所示。

根据相关的文献[4],由图3得种子m的运动方程式及y方向排种盘对m的支持力为

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式中 G=mg;

f ′=μ1Ny (正向滑移取正号,反向滑移取负号);

μ—动摩擦系数。

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当种子m相对排种盘出现滑移时,由式(12)和式(13)合解,得种子正向相对滑移速度为

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式中 φ=ωt;

φ0′—动态摩擦角,φ0′=tg-1μ1;

φk′—正向滑始角,undefined

φ0—最大摩擦角,φ0=tg-1μ10;

k′=ω2S10/g。

同理,得反向相对滑移速度为

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式中 φq′—反向滑始角,undefined。

由式(14)和式(15)求得正反向种子m的平均滑移速度(一个振动周期内的平均速度)为

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式中 φm′—实际正向滑止角;

φe′—实际反向滑止角。

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式中 θk—正向滑动角;

θq—反向滑动角。

种子相对排种盘的平均运动速度(排出速度)为

ν=νk+νq (20)

3 系统参数分析

利用Mathcad软件,由数学模型式(11)作系统振动放大因子M1和M2曲线,如图4所示。作图时,取θ1=62°,θ2=66°。图4表明,排种器频率比r位于两共振频率中间为好。r位于两共振频率中间,排种盘较易获得较大的振幅,有利于满足排种量的要求;同时,振动筛可获得适当的振动量,有利于把种子箱的种子振落到排种盘的V型槽上,种子不易于堵塞。为了以较小的能量获得较大的振动量,且排种盘工作较稳定,取排种器系统的激振频率f=(0.8～0.9)fn2[5]。

由图4(a)和图4(b)的1,2,3曲线可知:当d1增大时,两共振频率中间相应的M1变小,M2变化不大。这表明:d1大不易获得大的排种速度;但d1过小,M2过小,振动筛的振动量相对过小,不利于种子箱的种子振落到排种盘的V型槽上,种子易于堵塞,且两共振频率中间间隔过小,振动不稳定。因此,取d1=0.13～0.23为好。

由图4(c)和图4(d)的1,2,3曲线可知:当d2增大时,两共振频率的间隔变得较小,系统易进入共振,排种器工作不稳定;但d2过小,M2过小。因此,取d2=0.2～0.6为好。

由图4(e)和图4(f)的1,2,3曲线可知:当μ减小时,两共振频率的间隔变得较小,系统易进入共振,排种器工作不稳定,且M2过大,振动筛振动量相对过大,从振动筛振落到排种盘V型槽上的种子过多,不利于均匀排种;但μ过大时,M2过小。因此,取μ=1.5左右为好。

确定排种器系统的参数为:d1=0.23,d2=0.61,μ=1.43,K1=57 600N/m,m1=1.87kg,θ1=62°,θ2=66°,系统固有频率fn2=35Hz。当激振力力幅F=10N、激振频率f=31.5Hz时,由数学模型得排种盘的水平速度v1=44mm/s、振动筛的水平速度v2=12mm/s、种子的排出速度v=25mm/s(μ1=0.3 ,μ10=0.35),能较好地满足农艺技术对排种的要求。

4 结语

电磁振动排种器系统参数d1=0.13～0.23,d2=0.2～0.6,μ=1.5左右时,系统振动较稳定,排种盘易获得较大的振动量,满足排种量的要求;且振动筛的振动量较适当,种子不易于堵塞,排种均匀性好。

参考文献

[1]张学义,侯经浩.电磁振动排种器的试验研究[J].农业机械学报,1992(1):22-27.

[2]张学义.电磁振动排种器弹性系统的实验研究[J].山东工程学院学报,1992(1):39-44.

[3]杨坚,韦林,覃振友,等.2BD-8自走型分流式小型水稻直播机[J].农业机械学报,1998(4):176-179.

[4]闻邦椿,刘凤翘.振动机械的理论及应用[M].北京:机械工业出版社,1982.

安装电磁振动给料机的方法 篇2

2、给料机安装时一般要整机安装，安装后的给料机周围要有一定的空间，使给料机处于自由状态，

3、安装后的给料机要横向水平，以免给料机工作时物料向一侧偏移。

4、给料机的电气控制系统，220V或380V电源接闸刀，闸刀再接电磁振动给料机控制箱输入端，输出端接给料机。并进行接地保护。

电磁振动器 篇3

摘要： 针对永磁电磁混合磁浮列车静浮实验中遇到的车轨耦合振动问题，首先建立考虑轨道弹性的系统数学模型，分析产生振动的原因，提出了通过设置非线性饱和环节、动态调整饱和阈值来抑制车轨耦合振动的新方法。系统在平衡点附近时通过调整饱和阈值来改变控制输出的幅值特性，逐步消除引起共振的能量，从而达到抑制振动的目的，系统在偏离平衡点时，快速释放饱和环节，进而提升控制器的调节能力和抗干扰能力。

关键词： 车轨耦合振动； 振动抑制； 永磁电磁混合型磁悬浮； 非线性饱和

中图分类号： U211.5； TB535文献标志码： A文章编号： 10044523（2016）04064907

DOI：10.16385/j.cnki.issn.10044523.2016.04.012

引言

车轨共振问题一直是困扰磁悬浮列车技术继续向前发展的重大问题，磁悬浮列车的车轨共振现象一直存在并且不可忽视。日本HSST04低速磁浮列车试验过程中就曾因弹性轨道发生车轨共振现象[1]；德国TR04高速运行时也出现过车体结构振动、钢梁上车轨共振和车体摆动现象[2]；美国AMT磁浮列车在Old Dominion University试验过程中也出现了剧烈的车轨共振[3]；上海TR08系统为避免轨道振动现象，采用了增加轨道阻尼、限制车辆在钢梁轨道的静浮时间、限制车辆通过道岔的最低速度（最低20 km/h）等一系列措施[4]。彭晓军[5]通过设计陷波滤波器来解决车轨耦合振动问题，但也只是针对固定频率来设计滤波器，不能适应各种轨道模态。张志洲[6]设计了全程快速间隙微分器来抑制磁浮列车的车轨耦合振动，在库内钢梁上取得了较好的效果；但是磁浮列车在库外悬臂梁上静止悬浮或低速运行时，悬浮稳定性受到影响。本文以现有的PEMS型磁悬浮单转向架单点系统以及轨道为研究对象，提出新的抑制磁浮列车车轨共振的方法，适用于轨道上任何位置，并保证悬浮稳定性不受到影响。

1混合悬浮系统建模分析

图1所示为考虑弹性轨道的单点混合悬浮控制系统的示意图。实际中，空气弹簧以上的负载在轨道上面，是压缩弹簧的，这里为了方便分析，将负载和空气弹簧画在下面。图中zcgq为混合磁铁垂向位移；x为水平方向相对轨道左端的距离；zG为轨道垂向位移；lG为梁的跨度；m1为单点磁铁质量；m2为负载质量；Sair为磁铁和轨道之间所夹气隙的面积。

Abstract： Tracks coupling vibration in PEMS may occur in static suspension test. In this paper， the model of PEMS considering elastic track is established firstly， and the causes of tracks coupling vibration are analyzed in detail. A new method of suppressing tracks coupling vibration is put forward by setting up nonlinear saturation and adjusting the saturation threshold dynamically. The nonlinear saturation with adjustable threshold is applied to vary the output amplitude characteristic near the equilibrium point of the system， and the energy that causes resonance is gradually eliminated to achieve the purpose of restraining tracks coupling vibration. When the system deviates from the equilibrium point， the saturation is quickly released to avoid the impact for the regulating ability and antiinterference ability of the controller.

电磁振动控制设计现状分析 篇4

1 电磁振动应用现状

机械是大生产背景下的支柱, 作为现代工业快速发展的基础, 其自动化程度以及工作稳定性和可靠性影响着工业生产实际, 电磁振动系统引入机械结构中, 实现了机电一体化的产业服务, 现行的传统的电磁振动台控制系统、基于直接数字频率合成 (DDS) 技术的多通道电磁振动台控制器、基于脉冲电源驱动下的电磁振动控制系统等。现行的电磁式振动系统分为电磁式振动和电动式振动系统, 电磁式振动系统主要由电磁铁芯、电磁线圈、衔铁和弹簧等组成, 电磁铁芯常常与机体, 即槽体, 相固结在一起, 铁芯与绕线线圈固定在一起, 形成永磁环;而对于电动式振动控制系统, 直接由直流电磁激磁线圈、中心部位磁极、以及可动线圈组成, 电动式振动控制系统简单, 但是输出功率较小, 带动同等负载的情况下, 电动式振动系统机构要比电磁式振动系统大好几倍, 可能几十倍, 电动式振动控制系统采用直流电激磁线圈, 电动式振动器广泛的应用与电磁振动试验台中, 电磁式振动控制台则广泛的应用与实际生产中。

电磁振动机械按照电磁激振力以及发展阶段主要分为以下几类情形:对于交流激磁线圈的电磁振动机而言, 电磁铁铁芯漏磁很小, 振动控制系统中电路中电阻较小, 主要为谐波形式的线性电振机, 因此, 分为半波整流电振机、全波整流电振机等;对于可控性半波整流电振机而言, 电磁力采用非谐波波形的线性电动机, 电磁振动系统中漏磁较小, 电路中的电阻阻值必须考虑, 形成半波整流电振机, 因此, 也被称为半波整流或可控半波整流的降频电磁振动机。对于非线性电磁振动机器而言, 电磁力表现形式为拟线性或者为非线性状态, 使得电振机响应速度为非线性振动, 其中漏磁不能忽略, 控制系统输出响应通过电感来进行调整, 因此, 也被称为电感式非线性电磁振动机。对于压缩橡胶弹簧电振机本身而言, 电磁振动系统表示为非线性特性, 电磁力此时为弹性负载力, 弹性力分为拟线性和非线性特性力, 电振机包括剪切橡胶弹簧电振机以及压缩橡胶弹簧电振机和两侧受压的半弹簧电振机。对于带有冲击作用的电振机本身而言, 电磁振动机系统采用冲击振动远离进行工作, 现有的主要有冲击式电磁振动落砂机等。各种电磁振动机依据不同的应用场合采用不同的电磁控制方式, 控制方式多体现在电磁力的控制上, 现行应用较成熟的成品数电磁振动给料机构, 该机构能够实现电磁振动下的物料输送的自动化, 设备的精巧化以及成本低廉, 使得相比较于传统的上料机构, 设备简单可靠, 稳定性高, 自动化程度高等优点。

就电磁振动给料机而言, 该设备采用交流电磁激磁线圈, 采用交流电形式, 设备可以很小, 或者采用半波整流供电, 振动频率可以达到每分钟三千多次;电磁振动给料机构具有体积小、重量较轻、噪音低、稳定性高、性能可靠、节能高效等一些列优点, 电磁振动输送机能够将颗粒状及粉末物料由料仓均匀连续的送入到收料装置中, 从而实现系统的快速响应等, 电磁振动机构采用机械振动力学相关原理, 实行相关的运动动力学性能, 能够在低临界状态下, 通过亚共振状态进行机构控制, 从而很大程度上减小了能量的耗散。在国内, 电磁振动给料机构, 一般采用控制系统输出振幅来实现给料量, 使用皮带运输物料, 振动方法采用可控硅整流器调节振幅, 简单易于实现自动控制, 部分企业采用电子秤或者核子秤进行物料的称重, 通过开环控制以及普通的PID比例积分微分控制器进行控制, 达到给料机构的定量输出。电磁振动机的控制系统设计多采用不同的电磁力控制形式, 不同的控制方式, 对物料重量方面的自动化控制等方面着手, 现行的电磁振动机较好的适应当前国内工业发展需要。

2 结语

本文全面而系统的分析电磁振动控制设计现状, 电磁振动控制系统广泛应用在工业生产中, 一方面是电磁振动系统的灵活性、稳定性、快捷性;一方面是电磁振动系统能够适应复杂的外界环境, 工作安全可靠, 结构较简单, 通用性较好, 目前电磁振动在给料机领域中应用技术较成熟, 其他的优化控制的电磁振动系统也出入不断深化的阶段, 电磁振动控制系统现已经广泛应用在国防建设、汽车电子、航空航天等行业, 传统的电磁振动台控制系统不能满足日益化生产的需要, 传统的振动机动力耗散巨大, 设备笨重, 难以达到自动化程度的目的, 基于直接数字频率合成技术的多通道电磁振动台控制器以及基于脉冲电源驱动下的电磁振动控制系统等逐渐的取代传统的控制系统, 电磁振动设备可用于发现早期故障, 能够较好的模拟实际工况, 电磁振动设备应用面广, 适应性强, 可靠性高, 控制设备简单易操作, 性能稳定, 电磁振动控制广泛应用给料机。电磁振动给料机从20世纪60年代至今, 通过响应的技术改进以及设备的更新, 现已高效的应用在工业给料、送料、传动系统控制方面, 电磁振动给料机构通用性较好, 能够适应高温低温等环境, 电磁振动机控制系统发展前景不容忽视。

参考文献

[1]刘杰.机电一体化技术基础与产品设计[M].冶金工业出版社, 2003.

[2]闻邦春.振动机械的理论及应用[M].机械工业出版社, 1992.

[3]王运池.国内振动给料设备的现状与发展[J].煤质技术, 2003 (7) :29-31.

[4]骆有东.电磁振动给料器的性能及控制研究[J].包装工程, 2005 (26) :54-61.

电磁振动筛的维修与保养 篇5

1 整体筛子不工作

此时整体筛子不工作, 断开面板开关, 检查电源是否有220 V正常的交流电压, 检查断路器是否正常, 然后检查第15个继电器是否正常, 一般情况下是断路器和面板开关接触不好。

2 整体筛子有一路或几路不工作

应处理方法是用万用表测量电源相线与该路可控硅阳极之间的电阻, 正常整体筛子有一路或几路不工作的小于1Ω。如果电路不通, 应检查保险丝、电流表、电磁线圈, 看其是否处于开路状态。然后检查可控硅控制柜到电磁线圈的输出线是否开路, 控制柜调节电位器是否开路或者处于最小状态。

3 整体控制柜的一路或几路不工作

报警灯亮, 检查此路的保险丝是否断, 可控硅是否破损或者短路, 电磁振线圈是否烧坏。

4 电路中某一路的电流不稳定或者偏小

在保障电磁振线圈调节正常的情况下, 检查此路可控硅和接线排是否接触不好, 控制柜上的调节电位器或者限幅电位器是否接触不良。实际操作中与可控硅电参数变化有很大关系。

5 某一路有金属撞击声

此时应检查电磁线圈的气隙是否正常。一般属电流过大导致, 电流过大时适当调节限幅电位器, 最大不大于2.5 A~3.0 A。还要仔细调节电磁铁与衔铁板面平行, 然后检查电磁线圈衔铁、振动臂有无松动。

6 不强振或者振动幅度不大

出现不强振时, 检查电脑板输出端二极管是否被击穿, 14路输出有一路二极管击穿, 就可造成整体筛子不强振。另外, 也应检查电脑面板上的两个调节旋把是否调节到位, 是否开路。振动幅度不大, 则应检查筛子上的振动被是否磨损, 振动臂是否卡死, 转动轴是否断裂, 电磁振荡器上下磁铁是否平衡。以振动被的磨损为常见。

电磁制动器节能措施的研究 篇6

电梯用电磁制动器是电梯运行的重要安全保证装置, 电梯曳引机、电机运行的必须的组成。它是在电梯断电时释放吸力, 使顶起曳引机或电机抱闸的推杆缩回, 抱闸依靠弹簧力将曳引机或电机运转轮抱死, 起到制动作用。传统的电磁制动器在工作过程中线圈始终通有额定电流, 由于电磁制动器启动后只要不断电, 一直处于维持磁路过饱和状态, 不仅造成浪费大量的电能, 降低电磁制动器的使用寿命, 而且温升高, 势必减小制动力, 造成恶性循环。

由于电磁制动器在启动时需要功率大, 而小功率就可以维持, 因此采取功率转换的方法, 实现合理分配功率, 节省能源, 降低温升提高制动力是改进电磁制动器的关键措施。

1 节能措施的分析

当前电磁制动器的节能措施基本有三种, 全波半波整流改变电压, 两端线圈并联串联改变阻值, 采用电子电路给出启动电压和维持电压。

1.1 全波半波整流

电磁制动器的可靠性是极其重要的保证条件, 因此其电路要求简单, 应用的电子元件要少, 可靠性要高。电磁制动器一般要求直流供电, 所以采用全波整流启动, 半波整流维持。

根据不采用滤波的全波整流后的电压为整流前电压的0.9, 半波整流为整流前的0.45。启动电压220V×0.9=198V

维持电压220V×0.45=99V

设线圈阻值为R

1.2 线圈并联和串联

对于双端双推电磁制动器, 两端线圈的阻值不仅相同, 而且各项参数及结构都一致。采用继电器实现启动时并联, 维持时串联。

并联电阻串联电阻RW2=2R

1.3 采用电子电路方法

采用电子电路, 按设定值启动时给出启动电压, 维持时给出维持电压。由于采用较多的电子元件, 在可靠性和成本上可能存在不足, 很少见到应用。

2 启动力和维持力

启动力是在电磁制动器设计时给定的设计指标, 是在制动器处于全行程状态下通电时在电磁力作用下产生的推力, 也就是磁阻最大状态所需推开电梯抱闸臂的力FQ。维持力是行程为0状态下通电磁阻最小时需要维持推开抱闸的力FW。当然这两种力都要保证在规定电压波动情况下均应满足要求。

由电器学可知, 在忽略铁心磁阻的影响和漏磁作用, 电磁铁吸力的公式为

从上式中可见电磁铁吸力F与工作气隙即行程δ的平方成反比。

当δ→0时F→∽

维持力是铁心已吸合, 其力应趋于无限大, 需要很小的功率便可以保证维持力。由于铁心面不平, 或有灰尘, 油渍, 水汽等相当气隙, 不能完全吸合, 并且由于电梯的抱闸臂在压力弹簧力的作用下还需支撑力, 所以维持时仍需具有一定的维持功率。

3 维持功率

电磁制动器启动时工作气隙, 即行程最大, 磁路磁阻最大激磁电流大部分消耗在工作气隙。而维持工作气隙理论上可视为0, 激磁电流完全消耗在导磁体上, 小电流可以将制动器维持。

初始位置电磁吸力

吸合后电磁吸力

以某电磁制动器试验, 直流110V启动, 降低电压直至25V仍可维持。

从理论分析和实践证明, 启动功率远远大于维持功率。

4 启动电压

采用全波半波整流和两端线圈并联和串联只是能将功率降为启动时的¼, 仍未达到完全节能的目的。采用电子电路的方法能够达到目的, 但是却很少见, 因为电磁制动器要有具有高可靠性, 控制电路用的零件越少越可靠。

电磁制动器的设计过程比较复杂, 影响因素很多, 而需选择的参数也多, 因此设计的结果与实际效果并不一样, 因此要直接设计组合线圈比较困难。采用常规的方法按要求设计出两端分别供电的电磁制动器, 这样供电电压V, 制动力F, 线圈阻值R, 行程δ, 整体结构等全部确定。以此为基础, 改变线圈。

直流供电电压为VQ, 即启动电压, 线圈阻值为RQ, 在工作条件下启动, 然后降低电压至VW, 满足维持电压的要求, 并测出电流IW

求出PW后, 求出在PW功率下, 将电压改为VQ时所需的电阻RW。

5 线圈绕组的组合

将线圈单绕组改为双绕组, 总圈数不变。双绕组L1, L2。L1线径大于L2线

L1为主绕组, 粗线径绕在里端, 发热小, 便于降低温升, L2为副绕组, 为细线径, 绕在外面, 便于散热。粗细线径配合, 便于调整阻值。调整L1, L2的阻值, 使其在并联时为RQ, 串联时为RW。

在维持时满足维持功率PW, 节省能源, 降低温升。温升低, 又提高了制动力。

6 具体案例

在供电电路中采用时间继电器KT。将两端线圈L11、L12;L21、L22分别接入时间继电器KT, 如图1。L11的A1接1, B1接10, L12的C1接9, D1接2。L21的A2接4, B2接11;C2接12, D2接3。9、10、11、12为动触点。时间继电器KT通电1、9相连, 2、10相连;3、11相连, 4、12相连。两端的两线圈分别并联启动 (图1) , 每端启动功率为PQ。延时后时间继电器KT断电, 9、5相连, 10、6相连;11、7相连12、8相连, 两端线圈分别串联维持 (图2) , 每端维持功率为PW。

设置时间继电器通电时间大于制动器启动到维持时间后断电。时间继电器将两线圈上的两绕组分别由并联转换为串联。

7 结论

采用本文的节能方案, 使电磁制动器在维持时所消耗的功率为真正维持所需的功率, 小于一般的节能维持功率为启动功率的四分之一, 达到了能源的合理运用, 优化了设计, 降低温升, 提高电磁制动器的质量和可靠性。

摘要：本文提出由实验确定启动功率和维持功率, 在一端线圈采用粗细线双绕组, 通过调整线圈阻值, 使其并联时功率为启动功率, 串联时为维持功率, 通过时间继电器进行转换, 达到合理利用能源。

关键词：电磁制动器,启动功率,维持功率,节能,绕组

参考文献

[1]张尊睦, 黄开胜, 郑鑫, 卓亮.电梯用电磁制动器的分析与设计微电机[J].微机电, 2012, 45 (7) .

[2]董圣英.电磁制动器节能控制电路设计低压电器[J].低压电器, 2011 (11) .

[3]肖天来.低电阻率小升阻比PTCR应用研究[J].武汉理工大学学报, 2003, 25 (8) .

电磁振动给料器给料速度的研究 篇7

斗式电磁振动给料器是电子、轻工行业小尺寸元件整列定向的常见设备,广泛应用于自动装配、自动加工和自动包装的各类机械上,具有结构简单、能耗小、可靠性好、速度调节方便和不损伤零件的优点。但是由于输送的物料品种不同,需要每次对给料器进行调整,由于缺乏理论指导,目前常用不变频的情况下调整电压来试验,因物料质量不同,常常造成了给料器工作点(近共振点)的偏离,调整电磁振动给料器的效果不理想[1]。

本研究讨论通过调整振幅来达到调整电磁振动给料器输送速度的方法。

1 电磁振动给料器的组成及给料原理

斗式电磁振动给料器可以看成是二自由度二质体的强迫振动系统,由料斗、主振弹簧、电磁铁线圈、衔铁、托板、减振弹簧和底座组成,其结构如图1所示。料斗(1)的内壁带螺旋槽,底部呈锥型,料斗的下部通过托板(7)与4组主振弹簧(2)相联,主振弹簧的下部联接在底盘(5)上,托板底下面中部,固定着衔铁(8),电磁铁的铁芯和线圈(6)安装在底盘中间,底盘下面安装减振橡胶垫(4)。其工作原理是:利用铁芯和衔铁之间的脉冲电磁力,驱动主振弹簧沿圆周切线方向向斜下方运动,同时主振弹簧储存势能。当磁力消失后,主振弹簧释放能量,使料斗沿切线方向向斜上方运动。如此反复,料斗不断沿主振弹簧切线方向作往返运动。因物料和料槽之间摩擦力的变化,使料斗中物料沿周边的螺旋滑道运动实现给料[2,3]。

1—料斗;2—主振板弹簧;3—罩壳;4—橡胶弹簧垫;5—底座;6—磁铁线圈;7—托板;8—衔铁

2 电磁振动给料器的力学模型

根据机械振动理论,其振动方程为[4,5]:

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式中:m—料斗质量,r—阻尼因数,k—弹簧系数,S—料斗位移,Fa—基本电磁力,3Fa/2—平均电磁力,只引起系统的静变形。

二次谐波力产生的变形远小于一次谐波力产生的变形。为简化计算,本研究忽略二次谐波力的影响,所以系统的振幅取决于一次谐波力。求得料斗位移为:

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其中:

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式中:b—阻尼比,b=r/(2mω0);ω0—系统固有频率,undefined;z—频率比,工作频率ω与系统固有频率ω0之比。

由此可知,振幅的大小除了与料斗重量、激振力、主振弹簧的刚度和阻尼系数有关,振幅与频率比z的取值有很大关系。由式(2)可知,z值越趋近1,振幅越大。

当z=ω/ω0=1,即共振状态时,该系统对阻尼变化十分敏感,而引起料斗振幅不稳定,所以一般不采用。

若z<1,即亚共振状态,这时往料斗加料后,阻尼增大,输送速度降低;但阻尼增大,使系统固有频率减小,z0更接近于1,于是又使振幅增大,起着互相补偿的作用,系统能稳定工作。

如果z>1,即过共振区状态,加料后因阻尼增加而使振幅陡降,影响料斗工作的稳定性。综上所述,电磁振动给料器应在亚共振状态下工作,通常取频率比z=0.85～0.95。

3 振幅对物料输送方式的影响

根据料斗的位移公式(2),可导出料斗工作面的速度和加速度公式[6]:

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本研究把加速度分解为平行料斗工作面和垂直工作面的两个分量ax和ay:

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式中:β—振动方向角。

物料在料斗中的受力情况如图2所示,首先假设物料对料道作相对运动,在x方向和y方向的相对位移为Δx和Δy,相对速度为undefined和undefined,相对加速度为undefined和undefined,这时物料颗粒沿x方向的惯性力和重力分力之和F为:

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y的正压力Fn为:

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式中:m—物料质量,α—料斗料槽倾角。

1—物料;2—料槽;3—板簧

工件在料槽上作连续滑移时,物料与料斗工作面始终保持接触,正压力Fn≥0,相对加速度undefined。此时工作面对物料的静摩擦力为:

F0=∓f0Fn (7)

式中:f0—静摩擦系数,负号—正向滑移,正号—反向滑移。

物料在位移S逐渐增大的半周期,即电磁力消失、弹簧力释放时,由于y方向正压力Fn增大,产生的静摩擦力也增大,这是物料在振幅较小时随料斗一起振动,不产生相对滑移,振幅较大时产生反向滑移;在位移S逐渐减小的半个周期,即电磁力克服弹簧力使料斗向下运动时,由于Fn减小导致静摩擦力减小,在振幅很小时也不会产生相对滑移,振幅较大时产生正向滑移,振幅很大时物料产生腾空,即出现抛掷现象。位移S为正值且弹簧力释放时物料的受力情况如图2所示,若位移S为负值且弹簧力释放时物料的受力情况与图2相比,只是位移S和惯性力ma方向相反,此时由于惯性力方向为正,物料更难出现反向滑移。当位移为正值且在电磁力作用下位移S逐渐减小时,物料的受力情况与图2相比,只有静摩擦力F0方向相反;当位移为负值且在电磁力作用下位移S逐渐减小时,物料的受力情况与图2相比,位移S、惯性力ma和静摩擦力F0反向,这时由于惯性力为正,正向滑移最容易发生这个阶段。

在滑移运动开始的瞬时,undefined、undefined,所以:

F+F0=0 (8)

将式(4～6)代入式(8),图2中已经考虑到惯性力与重力的x方向分力同向,可得到:

mω2Acosβsin(ωt+θ)+mgsinα±f0(-mω2Asinβsin(ωt+θ)+mgcosα)=0

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其中:

f0=tgμ0

式中:μ0—静摩擦角。

可得:

正向滑移时:

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反向滑移时:

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要使式(9、10)有解,必须使其绝对值不大于1,由此求出:

满足正向滑移条件的振幅:

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满足反向滑移的条件振幅:

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当A继续增大,若超过另一临界值A3时,物料的运动方式将改变,产生抛掷运动。抛掷运动由于料道向右下方运动时,工件突然离开料道,这时Fn=0,因抛掷开始的瞬时,undefined,由式(6)得:

mgcosα-mω2A3sin(ωt+θ)sinβ=0

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4 平均给料速度

按照振幅的大小,物料与料槽之间的相对运动有4种可能[7]:

(1)当A

(2)当A1

当物料开始正向滑移后,其运动方程为:

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把式(6)代入上式得到:

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设物料在料斗开始正向滑移的时间为t′,相位角为φ′k,正向滑移终了时间t″,相位角为φ′m。

本研究将ax、ay代入上式,求得相对速度:

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其中:

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物料开始滑移的瞬时,物料对料道的相对加速度undefined,又因为物料处于滑移状态,物料始终与料道接触,undefined。此时物料惯性力与重力x方向的分力之和等于物料与料道之间的静摩擦力。由式(9)可求得:

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正向滑移经过一段时间,到φ=φ′m时,速度undefined,由式(16)知:

[cosφ′k-cosφ′m-sinφk(φ′m-φ′K)]=0 (18)

由此可求出正向滑移终止瞬时的相位角φ′m,同理求出反向滑移终止瞬时的相位角φ′e。

正向滑移相对速度对时间积分,可得到相对位移Δx,进而可求得平均速度vk:

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(3)当A2

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其中:

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(4)当A>A3时,物料出现抛掷现象,为求出抛掷运动的平均速度,先要计算出抛掷开始和结束时的瞬时相位角。

当物料出现抛掷运动的瞬时,沿y方向的相对加速度undefined,正压力Fn=0,由式(13)求得抛掷开始的瞬时相位角:

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抛掷运动开始后,正压力Fn=0,由式(6)得:

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对上式两次积分,得:

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当Δy重新等于0时,抛掷运动结束,由上式解得φ即是抛掷结束时的瞬时相位角φ′M。

由式(5)知,工件沿工作面方向的运动方程为:

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对undefined积分两次,可求出抛掷运动的相对位移,进而得到平均速度:

undefinedαtgβ) (25)

不同振幅下的平均速度曲线如图3所示,振幅小于A1时,物料随料斗来回振动,不产生相对滑移,速度为0;振幅在A1和A2之间时,物料只有正向滑移,滑移速度vk随着振幅的增大而增大,而且曲线较陡,滑移速度的增幅较大,是选择输送速度的理想区域[8,9],振幅在A2和A3之间时,物料既有正向滑移,也有反向滑移,其中vk为正向滑移平均速度,vq为反向滑移平均速度,物料滑移的平均速度曲线为两者之差,也随振幅的增大而增大;反向滑移是没有意义的,但随着振幅的增大,正向、反向速度同时增大,其平均速度增幅不大,而消耗功率和物料对料槽的磨损却大大增加,故通常不采用;当振幅大于A3时,物料出现抛掷状态,vd 为抛掷状态下的平均速度曲线,因此时还存在滑移现象,实际物料的平均输送速度为v′d。

5 结束语

物料运动状态的选择,除了考虑给料速度和给料精度外,还要结合物料的性质(易碎性、粘性、密度、摩擦系数和粒度等)[10]。

对于易碎性物料,应采用滑移运动的工作方式,物料作滑移运动时,始终与料斗工作面保持接触,不产生相互冲击,噪声低;但工作面容易磨损,这种工作方式下要获得较高的输送速度,必须采用较大的振幅,但要避免出现反向滑移,因此选择振幅时要靠近满足反向滑移的条件振幅,但不宜大于该振幅,这种输送方式有利于物料的整列定向,对于需要定向的物料,这种输送方式尤为适合。

采用抛掷运动可以得到高的输送速度,但在振幅较小时,抛掷运动的幅度不大,此时滑移运动占输送速度的比重很大,故常采用大振幅振动,对构件的强度要求较高,多用于不需要整列定向物料输送。

综上所述,对于给定的物料和输送设备,可以利用该方法选择合理的输送方式,求出最佳的振幅和最大输送速度,从而为给料器调整提供了理论依据。

参考文献

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一种汽车盘式电磁制动器的研制 篇8

汽车盘式电磁制动器作为一种新型的制动装置, 电磁力以其迅速、可靠的潜在优势引起了汽车行业各研究人员的关注, 是制动技术的一次新的革命。电磁制动系统是使用电子装置的电磁制动机构, 当驾驶员踩下制动踏板时, 电磁铁的线圈通电, 推动摩擦片工作, 从而产生制动力。目前, 学术界已经成功研制了鼓式电磁制动器, 但鼓式电磁制动器在制动过程中存在散热困难等因素, 研究人员逐渐趋向于盘式电磁制动器的研究[1]。

汽车盘式电磁制动器在基于传统液压盘式制动器的基础上以全新的设计思想对增力机构、电磁铁内外铁芯和衔铁等进行设计, 借助AutoCAD、Solidworks软件建立模型, 并进行增力机构应力及制动力分析。本研究通过增力机构将电磁力放大4倍来满足汽车制动所需的制动力。在制动过程中, 通过控制电磁线圈的电流来控制制动力, 保证汽车在不同路况的制动可靠性。相对于鼓式电磁制动器, 盘式电磁制动器有以下优点: (1) 盘式电磁制动器远比鼓式的散热好, 制动性能稳定; (2) 由于鼓式制动器电磁铁芯的尺寸受到限制, 产生的电磁力也会受到影响, 而盘式制动器的空间相对宽松, 电磁铁尺寸可适当增大以提高电磁力; (3) 盘式制动器的增力效果好。

汽车盘式电磁制动器作为新的前沿制动技术, 具有控制方便、结构简单等优点, 没有传统液压系统的液压油燃烧和油路泄漏的危险, 提高了制动安全性[2]。由于它采用电磁机构代替传统的液压制动机构, 减轻了车辆自身的重量。盘式电磁制动系统采用了反馈控制系统, 缩短了制动反应时间与制动距离, 改善了制动力矩和防滑性能, 提高了行驶安全性。基于以上优势, 盘式电磁制动器将广泛用于汽车制动系统中[3]。

本研究开展盘式电磁制动器增力机构建模和应力仿真分析, 提出一种以电磁铁作为动力源, 通过增力机构把电磁力放大到预期制动力推动摩擦片工作而实现汽车制动的方法。

1 盘式电磁制动器结构

盘式电磁制动器样机如图1所示。

该盘式电磁制动器的设计适用于小型车 (发动机排量不大于1.5 L) , 以威志1.5 L三厢标准型版2009款作为设计依据, 制动器安装在原来液压制动器的位置。电磁制动器主要由制动钳、活塞、增力机构、电磁铁内外铁芯、衔铁和励磁线圈等组成。电磁线圈采用12 V直流车载电源供电, 以电磁铁所产生的电磁力为动力源, 通过增力机构把电磁力放大后, 再推动摩擦片工作以实现车轮制动。本研究根据使用需求和空间限制, 采用短行程盘式电磁铁, 其特点是铁芯柱特别大, 可以在非常短的行程内获得极大的电磁吸力, 而且充分利用了空间, 具有节能、噪音小等特点。短行程盘式直流电磁铁内外铁芯与衔铁均采用20#钢加工, 保证最大磁导率并最大限度减小电磁铁体积, 电磁线圈采用线径为1.16 mm的漆包线绕制1 290匝, 其余工艺均按照标准电磁铁制造工艺[4]。

电磁铁的衔铁与增力机构相连, 增力机构为杠杆增力机构 (如图2所示) , 增力比为1∶4, 增力前、后杠杆变化角度为2°, 传动效率较高。衔铁顶端与增力机构相连, 通过活塞推动内侧摩擦块, 衔铁的导向部分嵌入导向槽, 制动时衔铁向里运动带动钳体向内拉, 使增力机构向外顶出。同时, 外摩擦片的钳体与衔铁外侧固连同时向里运动, 使内外摩擦片几乎同时压到制动盘上, 并且两侧制动力相等。

摩擦衬块与制动盘之间的间隙在0.05 mm～0.15 mm之间[5]。为弥补摩擦衬块使用以后的磨损, 笔者设计了一个间隙补偿装置。

2 盘式电磁制动器的控制原理

当汽车需要制动的时候, 驾驶员踩下制动踏板, 踏板与电位器联动, 通过改变踏板行程来改变电位器的电阻, 从而改变通过电磁线圈电流的大小。电磁铁的吸力与通过电磁线圈电流的平方成正比关系, 通过控制电磁线圈的电流从而可控制制动力的大小。在制动的过程中, 为防止车轮抱死, 系统还设置了防抱死控制电路。电磁制动控制单元监测轮速传感器传来的车轮转速信号并对其进行分析对比, 当监测到车轮将被抱死的时候, 电磁制动系统将以脉冲电流的方式控制制动力的大小, 防止车轮抱死, 保证行驶安全[6], 其控制电路如图3所示。

间隙补偿装置的工作原理:当摩擦片磨损后导致制动工作时衔铁与电磁铁外铁芯的距离不断减少直至相碰, 为了保证外铁芯和衔铁不相碰并且工作可靠, 应使其最小距离S�0.03 mm, 当S=0.03 mm时控制外铁芯后移。为实现摩擦片的磨损间隙补充, 本研究将在外铁芯和衔铁之间安装导电金属块 (触点) , 当外铁芯和衔铁之间的距离为S=0.03 mm时, 两导电金属接触并接通间隙补偿控制电路, 使伺服电机带动螺栓齿轮固连体转动, 最终转化为与螺栓齿轮固连体螺纹连接的外铁芯的水平移动。当外铁芯与衔铁的距离增加到0.08 mm时两金属块再次分开, 这样使电磁铁和衔铁的距离总保持在0.03 mm～0.08 mm范围内, 从而实现摩擦片间隙补偿。

Ⅰ—与制动踏板连接的电位计;Ⅱ—电磁铁;Ⅲ—防抱死电路;Ⅴ—放大驱动电路

间隙补偿控制电路示意图如图4所示。

3 盘式电磁制动的特点

由于该盘式电磁制动器采用特殊的动力源, 具有许多传统液压气压制动器没有的新优点:

(1) 盘式电磁制动器具有响应迅速的特点, 省掉了大量液压管路及液压元件, 执行机构只需要克服机构阻力和线圈电感即可动作。吸合过程主要分两个阶段, 从线圈得到电压起到电流按指数曲线增至吸合电流为止的过程。在此过程中衔铁尚未运动, 其经历时间称为吸合触动时间, 记为txc;进入第2阶段后, 吸力大于反力, 衔铁开始运动。

本研究将从衔铁开始运动到衔铁止动所需要的时间定义为吸合运动时间, 记为txy。两个过程的计算公式为[7]:

式中:L—电感, H;Fz—释放阻力, N;Iw—稳态电流值, A。

吸合过程所用总的时间txh=txc+txy=0.015 7+0.003 9=0.019 6 s。理论分析结果表明, 吸合时间符合中华人民共和国国家标准GB7258-2004《机动车运行安全技术条件》[8]中的规定, 且制动协调时间对于液压制动的汽车不应大于0.35 s[9]。而电磁制动的制动响应协调时间远小于液压制动时间, 具有明显的优势。

(2) 电磁制动的汽车易于实现集成化管理, 制动力大小控制方便、可靠。电磁制动控制系统要实现的功能就是根据制动踏板位移传感器的信号, 控制制动器电磁线圈的电流, 从而控制制动力的大小。制动器控制电路还应该根据轮速传感器的信号判别车轮制动时是否抱死, 从而启动脉冲防抱死系统控制车轮在峰值附着系数下制动。该设计采用制动踏板位置传感器 (电位计) 、单片机、场效应管、555时基集成电路等实现上述功能。

电磁制动由于具备响应迅速和易于集成化控制的优势, 可用于远距离控制制动, 同时也易于各种辅助系统的集成。电磁制动器易于集成控制的特点也符合汽车电子化的发展方向。

(3) 电磁制动系统成本比液压制动系统低廉, 省去了大量的液压管路及液压元件, 减少了管路故障的风险, 便于维护;同时也大大减轻了汽车的重量, 提高了安全性和燃油经济性。

4 盘式电磁制动器的性能分析

(1) 电磁制动器所产生的制动力大小是否满足制动要求是衡量制动器性能的重要指标。要达到预期制动效果, 施加在摩擦片上的压紧力应达到2 400 N, 通过增力机构参数推算出电磁铁产生的电磁吸力应达到780 N。实验证明在增力机构正常工作情况下, 只要保证电磁铁吸力足够 (即达到780 N) , 便可以保证最后的制动力。本研究使用电子万能力学试验机对电磁铁的吸力进行测试试验, 测试时电磁铁的电源为直流12 V, 与车载电源一致。在实验过程中, 笔者动态改变衔铁与铁芯的距离从而测出一系列的电磁力数值。

实验结果如图5所示。

如图5所示, 力与位移的关系基本符合盘式电磁铁吸力特性随间隙变化的规律, 中间的突变点是由于实验时衔铁的支力点不平衡, 在改变距离时没有达到平稳变化所致。

此外, 还要分析其电流、踏板位移和制动力之间的关系:

式中:I—电磁铁线圈电流, A;W—电磁铁线圈有效匝数;μ0—真空磁导率, N A2;Sz—铁芯正对面积, m2;δz—总气隙, m。

根据上述公式计算得出它们的关系如图6所示[10]。

由于电磁线圈缠绕工艺等原因, 试验电磁铁在一定点的电磁力数值均小于理论值, 变化趋势符合电磁铁的特性曲线。当通入12 V的电压时, 再在増力机构放大4倍的情况下, 最大作用力在制动盘上达到3 206 N, 平均值约为2 990 N, 最大试验数据基本能达到设计要求。

该设计要求在额定气隙宽度下电磁铁能得到与制动踏板行程基本成线性关系的电磁吸力:

式中:K—比例系数;I—线圈电流, A。

而在衔铁初始位置则只要能产生足以克服阻力 (主要是复位弹簧弹力及系统摩擦力, 忽略摩擦力得kx0/2) 的电磁力即可, 初始力为:

进入制动持续期, 电磁力大小与踏板相对初始行程的增加值Δλ成正比 (F=K1Δλ) , 由下式得:

式中:F0—电磁吸力, N;m—衔铁和增力机构归算质量;txh—总时间, s;txc—触动时间, s;K1—比例系数。

电流大小Y和踏板行程相对于初值的增量X所呈现的关系为y=1+x的近似线性关系 (如图6所示) 。

(2) 电磁制动器要满足基本的零件强度要求。本研究通过软件分析, 整个制动过程中机械增力机构中零件所承受的最大剪应力为3 180 N, 笔者使用Solidworks的COSMOSXpress插件对销、撬杆、中心架、撬杆支架进行应力分析, 根据各零件指定设计参数计算, 零件材料采用45号钢可以满足要求, 得到最低安全系数分别为:6.592 36、1.327 68、28.113 4、1.543 92 (安全系数大于1.3, 则零件强度合格) , 以上零件设计符合安全要求。

(3) 电磁制动器制动时性能的热效应 (热稳定性) 的评定。电磁铁在工作过程中, 因电流流过线圈会产生损耗, 转化为热能, 一部分散失到周围介质中去, 另一部分使线圈本身温度升高。当电磁铁线圈的温度上升到一定程度时, 会加速绝缘老化, 直接影响其使用寿命和相关设备的安全, 因此预测电磁铁的温升具有重要意义。通过温升预测也可以验证电磁铁的结构参数是否设计合理。实验证明制动器连续工作0.5 h, 制动器散热良好, 线圈温升在允许范围内。在行车过程中的工况也不是连续制动, 所以实际温升应该比实验温升低。

测试基本条件为:环境温度22℃, 通过持续电流为最大电流I=6.26 A (达到最大电磁力的理论电流为6.5 A) , 线圈常温电阻为3.24Ω, 总散热面积为340.08 cm2。

牛顿温升公式为:

式中:P—输入线圈的发热功率, W;KT—综合散热系数, W/cm2⋅℃;S—线圈有效散热面积, cm2;θ—线圈的温升, ℃;Δθ/Δt—线圈温度的变化率;θn—线圈稳定状态下的温升, ℃。

另外, 根据牛顿温升公式算得最终的理论温升为149.3℃。

制动器连续工作0.5 h, 实验测试电磁铁温升情况如表1所示。

5 结束语

本研究所设计电磁铁的电磁力在设计点均小于理论电磁力, 当通入13 V左右的电压 (发动机工作时的电源电压) 时, 在气隙小于2 mm的情况下能获得较为平稳的制动力, 作用在制动盘上的最大夹紧力为3 206 N, 平均值约2 990 N。

实验结果表明, 衔铁及增力机构能够完成预定运动要求, 能迅速制动车轮, 实现制动功能。在555无稳态工作模式下能完成防抱死制动功能, 制动反应时间明显优于液压制动。

线圈在进行了0.5 h的连续试验后温度为85℃左右, 小于所用的聚酯漆包线的温升要求, 电磁体散热状况良好。

经过对样机进行系统试验, 实验结果表明该电磁制动器的总体设计方案可行, 电磁力及增力机构能够完成预定制动要求, 满足节能减排的环保要求。但是, 在制动器防水方面还没有考虑周全, 此外, 其尺寸还是偏大, 制动力的大小还只能适应小型汽车制动。将该电磁制动器实际应用到车上还有一定距离, 有待于进一步完善研究。

致谢

本文在撰写过程中得到同事的帮助、部门领导的悉心指导并提出许多宝贵的意见和建议, 同时也得到《机电工程》专家们的大力支持和帮助, 提出有建设性的修改意见。在此, 全体作者向以上帮助过我们的所有人员表示衷心地感谢。

摘要：为解决目前汽车液压制动系统存在结构复杂、质量大、能源消耗大等问题, 将电磁制动技术应用到汽车制动系统中。开展了盘式电磁制动器增力机构建模和应力仿真分析, 建立了制动踏板行程与电流大小以及制动力之间的对应关系, 提出了以电磁铁作为动力源, 通过增力机构把电磁力放大到预期制动力推动摩擦片工作而实现汽车制动的方法;在理论分析和试验的基础上对电磁力控制、汽车防抱死性能、制动热稳定性等多方面进行了评价;对实体模型的制动稳定性、电磁力随衔铁与铁芯之间距离的变化关系、电磁线圈通电电流与踏板行程之间的变化关系等进行了试验。试验结果表明:电磁铁力达到780 N, 制动系统反应时间为0.019 6 s, 均符合汽车制动要求;电磁制动系统相比液压制动系统具有反应迅速、结构简单以及更易于集成化和远程控制等特点。

关键词：制动系统,盘式电磁制动器,增力机构,电磁力,制动试验

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电磁振动给料器隔振弹簧的设计计算 篇9

电磁振动给料器设置在便于安装与维护的可移动台车上,主要是由入口补偿器、料槽、隔振弹簧、激振器、台车、出口补偿器及控制系统组成。电磁振动给料器入口与平板闸门连接,出口通过中间溜槽与旋转密封阀连接,将冷却到180℃以下的焦炭,连续不断地从干熄炉向外排出。

2电磁振动给料器的隔振弹簧

电磁振动给料器的隔振弹簧除了支承振动机体外,还起到减小传给基础的动载荷的作用。所谓隔振,就是将给料器用刚度较小的弹簧(即隔振弹簧)悬吊或支承起来,以减小传给基础的动载荷。电磁振动给料器的隔振弹簧前面2个、后面2个,左右对称分布,支承在台车上。一般情况下,如果不对给料器采取适当的隔振或平衡措施,就会将很大的动载荷传给基础,使地基和建筑物产生有害的振动,严重情况下,会影响设备的投产使用。

3隔振弹簧的计算

下面以首山干熄焦系统的电磁振动给料器为例,介绍隔振弹簧的计算。

3.1弹簧总刚度

将电磁振动给料器的运动简化为单质体的垂直振动,所以:

式中:Z0为工作频率与隔振系统固有频率比值,简称频率比。

一般情况下,电磁振动给料器的频率比在2~10范围内选取。根据经验,为获得较好的减振效果,本次计算选Z0=8。

代入式(1)得:η=1/64。

当频率比选定后,隔振弹簧的总刚度计算公式为:

式中:m为振动质量;ω工作频率,单位为s-1,此电磁振动给料器的工作频率为(2π×33)s-1。

振动质量计算公式为

式中:mp为料槽与激振器总质量,mp=1500+680=2180 kg;km为物料结合系数,由抛掷指数D和振动方向角δ可查表得km=0.18;mm为给料器上的料重,通过计算mm=1282 kg。

代入式(3),得m=2410.8 kg。

3.2前、后弹簧刚度及受力

电磁振动给料器的力学模型如图2所示。

图2中,R前、R后分别为前后弹簧的受力;k前、k后分别为前后弹簧的刚度;a、b为前后弹簧到振动给料器重心的距离。

根据图2,得出以下方程:

得k前=638.5 k N/m,k后=980.9 k N/m。

式中:R为静止状态下弹簧受的合力,R=mp+mm=(2180+1282)×9.8=34 k N。

解式(6),得R前=13.4 k N,R后=20.6 k N。

因前后弹簧各2根,所以单根前弹簧刚度及受力分别为:k1=k前/2=319.3 k N/m,R1=R前/2=6.7 k N。

单根后弹簧刚度及受力分别为:k2=k后/2=490.5 k N/m,R2=R后/2=10.3 k N。

3.3前弹簧的计算

4)弹簧工作图。根据以上计算结果,绘制前弹簧工作图(如图3)。

3.4后弹簧的计算

同前弹簧的计算过程,得出后弹簧的工作图(如图4)。

4结语

隔振弹簧对于电磁振动给料器来说是易损件,因高频振动易疲劳失效。经用户使用验证,此规格的弹簧寿命可达1a以上,隔振效果与日本进口电磁振动给料器效果相当,完全达到了设计要求。同时对提高电磁振动给料器的整机使用性能,取代进口产品,起到了重要作用。

参考文献

[1]机械设计手册联合编写组,机械设计手册:中册[M].2版.北京:化学工业出版社,1982.