0   引言

電控機械式自動變速器（Automated Manual Transmission，AMT）是在傳統平行軸式手動變速器和干式離合器的基礎上，加裝電控執行機構和傳感器構成的，其具有手動變速器傳動效率高、制造成本低等優點，而且AMT制造相對簡單、生產繼承性好，所以具有廣闊的產業化前景，尤其是在重型商用車領域^[1-3]。

對于帶有同步器的機械式自動變速箱，同步轉速通過同步器實現，而不帶同步器的變速器，采用滑動齒套換擋，升擋時需要將輸入軸轉速降到合理范圍內，才能較平順的進齒嚙合、實現換擋^[4]。而使用中間軸制動器可快速準確的降低輸入軸轉速。國內外采用的中間軸制動器多為氣動控制，不僅需要整車提供清潔氣源，而且由于氣體的可壓縮性，導致制動過程不易精確控制，沖擊較大^[5]。

本文針對上述問題，通過對中間軸制動器進行參數計算，設計一種新型的電磁式中間軸制動器總成。

1   中間軸制動器的工作原理

中間軸制動器的摩擦片通過花鍵與變速器中間軸連接在一起，隨中間軸一同旋轉，鋼片與制動器底座固定在一起。制動器工作時，電磁閥控制高壓氣體進入制動器氣缸，活塞在高壓氣的作用下向前運動，擠壓鋼片，使鋼片與摩擦片之間發生滑摩產生摩擦阻力矩，即制動力矩，從而降低中間軸轉速。當中間軸轉速降至目標轉速，氣缸內的高壓氣體經電磁閥排出，活塞在回位彈簧的作用下回到初始位置，鋼片與摩擦片間的滑摩解除，制動器停止工作。油泵為制動器提供冷卻油。

圖1 中間軸制動器原理圖

2   參數計算

2.1 同步所需理論力矩計算

2.1.1 轉動慣量計算

由于制動器是在變速箱摘空擋后工作，所以它的工作對象包括：發動機及其飛輪、變速箱一軸及其附屬零件、中間軸及其附屬零件、二軸上的惰輪、倒擋軸附屬零件以及其自身的轉動慣量。首先將上述各部分的轉動慣量轉換到安裝制動器側的中間軸上，然后再轉換到制動器上。

1）分離離合器換擋

分離離合器換擋時，制動器工作需要克服的轉動慣量及已知條件如下：輸入軸（Input Shaft）及其附屬零件的轉動慣量及其齒數

I_I = 7.71×10^?3 kgm²   Z_I = 48

中間軸及其附屬零件的轉動慣量及其齒數

IC₁ = 6.72×10^?2 kgm²   IC₂ = 7.17×10^?2 kgm²   Z_CI = 69

主軸上的惰性齒輪及其附屬零件的轉動慣量、齒數及其對應中間軸齒輪的齒數。

圖2 AMT結構示意圖

倒擋中間齒輪及其附屬零件的轉動慣量及其齒數

制動器的轉動慣量、齒數及其對應主軸齒輪的齒數

離合器從動盤的轉動慣量0.12 kgm²

安裝制動器側中間軸上的當量轉動慣量

制動器上的當量轉動慣量

2）不分離離合器換擋

不分離離合器換擋時，制動器工作需要克服的轉動慣量及已知條件如下：

輸入軸及其附屬零件的轉動慣量和齒數

中間軸及其附屬零件的轉動慣量及其齒數

主軸上的惰性齒輪及其附屬零件的轉動慣量、齒數及其對應中間軸齒輪的齒數。

倒擋中間齒輪及其附屬零件的轉動慣量及其齒數

離合器從動盤的轉動慣量0.12 kgm²

安裝制動器側中間軸上的當量轉動慣量

制動器上的當量轉動慣量

2）不分離離合器換擋

不分離離合器換擋時，制動器工作需要克服的轉動

慣量及已知條件如下：

輸入軸及其附屬零件的轉動慣量和齒數

中間軸及其附屬零件的轉動慣量及其齒數

主軸上的惰性齒輪及其附屬零件的轉動慣量、齒數及其對應中間軸齒輪的齒數

倒擋中間齒輪及其附屬零件的轉動慣量及其齒數

制動器的轉動慣量、齒數及其對應主軸齒輪的齒數

發動機、飛輪及離合器的轉動慣量為3.63 kgm²

安裝制動器側中間軸的當量轉動慣量：

輸入軸相對于安裝制動器側中間軸的當量轉動慣量

主軸上各惰性齒輪相對于安裝制動器側中間軸的當量轉動慣量

倒擋中間齒輪相對于安裝制動器側中間軸的當量轉動慣量

發動機、飛輪及離合器的當量轉動慣量

由于制動器是在摘完擋后工作，所以副箱內零部件的轉動慣量不計。

安裝制動器側中間軸的總當量轉動慣量

中間軸制動器上得當量轉動慣量

2.1.2 所需力矩計算

設換擋前車速為_ua，發動機轉速為n_ea，傳動比為i_ga，中間軸制動器齒輪轉速為n_ca；換擋后車速為u_b，發動機轉速為n_eb，傳動比為i_gb，中間軸制動器齒輪轉速為n_cb。

根據汽車在換擋前后車速近似不變的原則，即可得

則中間軸制動器齒輪轉速

換擋前后的轉速差

由于離合器在換擋時不分離，并且已摘空擋，所以近似剛性聯接，中間軸轉速變化近似勻減速，角加速度

則制動力矩

設，則

根據10TA 變速箱的換擋時間，取制動器的工作時間Δt = 0.5。

根據經驗以及變速箱所匹配的發動機6DN1 的萬有特性曲線，取n_ea =1100 。

圖3 發動機萬有特性曲線圖

發動機工作轉速范圍為0 ~ 1900 r/min ，要求的最大制動力矩：

分離離合器：M_max≈24.2 N?m

不分離離合器：M_max≈390 N?m

取儲備系數β_md=1.3

制動器的額定工作扭矩為

M_e≈ 507 N?m

2.2 中間軸制動器所需力矩計算

2.2.1 電磁部分的力與力矩計算

（1）電磁吸力

S ——磁場有效氣隙面積；μ₀——真空磁導率， μ₀ = 4π×10?7 H/m；N ——電磁鐵線圈總匝數；I ——激磁電流；δ ——工作氣隙。

（2）摩擦錐面產生的力矩

2.2.2 壓緊部分的力與力矩計算

（1）壓緊力

根據壓緊部分的實際測繪結果可得

k=tanβ=F₂/ F₁=1/ 22.5

k ——壓盤滾道斜率； β ——壓盤滾道坡度角；M——摩擦錐面產生的力矩；F1 ——軸向壓緊力； F2 ——周向分力； R1 ——鋼球的作用半徑。

（2）摩擦力矩

f ——摩擦系數；F ——工作壓力；Z ——摩擦面數；Rc ——摩擦片的平均摩擦半徑。

綜合以上公式可得中間軸制動器的工作力矩公式

綜上所述，本設計是將克服通電后摩擦錐面所產生的力矩使錐盤轉動的周向力F2 通過壓盤滾道的坡度放大，從而產生一個較大的軸向壓力F1 壓緊摩擦片產生降速用的摩擦力矩，這壓緊過程中回位彈簧變形產生的彈力忽略不計。

3   設計方案

本方案中間軸制動器由電磁鐵控制制動器工作，采用隨動式壓盤結構，在電磁鐵通電時，產生制動作用；電磁鐵斷電時，解除制動作用；易于精確控制。另外，將冷卻油泵與制動器集成為一個總成，系統集成度高、適應性強，提高了裝配維修方便性。以下是本方案的設計結構圖。

在圖5 中，具體對應關系為：1- 制動器殼體；2- 軸總成；3- 制動器齒輪；4- 圓錐滾子軸承；5- 固定齒座；6- 摩擦片（5 個）；7- 鋼片（4 個）；8- 齒輪泵外轉子；9- 齒輪泵內轉子；10- 小墊片；11- 推力軸承；12- 泵蓋：13- 碟形彈簧（2 個）；14- 隨動壓盤；15- 鋼球（3 個）；16- 限位壓盤；17- 吸盤；18- 限位環；19- 推力軸承（2 個）；20- 大墊片；21- 電磁鐵；22- 電磁鐵開關。

圖5 電磁式中間軸制動器總成結構示意圖

圖6 隨動壓盤結構示意圖

圖7 限位壓盤結構示意圖

4   結論

本文通過對中間軸制動器參數的選取與計算，設計了一種新型的電磁式中間軸制動器。此設計為后續中間軸制動器控制策略的開發奠定基礎，也更好地推進AMT 整機的設計與開發。

參考文獻：

[1] 王建忠.商用車機械式自動變速器控制策略關鍵技術研究[D].長春:吉林大學,2014.

[2] 王巍巍,郭彥穎,楊俊英,等.商用車AMT變速器中間軸制動器的優化設計[A].中國汽車工程學會.面向未來的汽車與交通——2013中國汽車工程學會年會論文集精選[C].中國汽車工程學會:中國汽車工程學會,2013:4.

[3] 楊俊英.重型商用車AMT換擋轉速同步控制技術研究[D].長春:吉林大學,2008.

[4] 賈奉橋,劉海鷗,沈文臣,等.基于中間軸制動器AMT換擋品質控制[J].液壓與氣動,2016(10):86-91.

[5] 李惠軍,邱輝鵬,李曉亮.電控機械式自動變速器制動裝置研究[J].汽車工程師,2011(06):47-48.

（本文來源于《電子產品世界》雜志2021年2月期）