电子产品世界商用车AMT电磁式中间轴制动器的设计Design of AMT electromagnetic counter shaft brake for commercial vehicle 林 洋1，龙永红1，王建忠2
（1.湖南工业大学交通工程学院；2.株洲齿轮有限责任公司技术中心，湖南 株洲 412000）
摘 要：针对商用车AMT气动式中间轴制动器难以精确控制和冲击较大的问题，本文通过对中间轴制动器基本参数的选取与计算，设计了一种新型电磁式中间轴制动器。此设计控制精度高、适应性强，一定程度上减小了齿间冲击。
关键词：AMT；中间轴制动器；冲击
0 引言
电控机械式自动变速器（Automated Manual Transmission， AMT）是在传统平行轴式手动变速器和干式离合器的基础上，加装电控执行机构和传感器构成的，其具有手动变速器传动效率高、制造成本低等优点，而且AMT 制造相对简单、生产继承性好，所以具有广阔的产业化前景，尤其是在重型商用车领域[1-3]。
对于带有同步器的机械式自动变速箱，同步转速通过同步器实现，而不带同步器的变速器，采用滑动齿套换挡，升挡时需要将输入轴转速降到合理范围内，才能较平顺的进齿啮合、实现换挡[4]。而使用中间轴制动器可快速准确的降低输入轴转速。国内外采用的中间轴制动器多为气动控制，不仅需要整车提供清洁气源，而且由于气体的可压缩性，导致制动过程不易精确控制，冲击较大[5]。 本文针对上述问题，通过对中间轴制动器进行参数计算，设计一种新型的电磁式中间轴制动器总成。
中间轴制动器的摩擦片通过花键与变速器中间轴连接在一起，随中间轴一同旋转，钢片与制动器底座固定在一起。制动器工作时，电磁阀控制高压气体进入制动器气缸，活塞在高压气的作用下向前运动，挤压钢片，使钢片与摩擦片之间发生滑摩产生摩擦阻力矩，即制动力矩，从而降低中间轴转速。当中间轴转速降至目标转速，气缸内的高压气体经电磁阀排出，活塞在回位弹簧的作用下回到初始位置，钢片与摩擦片间的滑摩解除，制动器停止工作。油泵为制动器提供冷却油。
图１ 中间轴制动器原理图
2 参数计算
２．１ 同步所需理论力矩计算
２．１．１ 转动惯量计算
由于制动器是在变速箱摘空挡后工作，所以它的工作对象包括：发动机及其飞轮、变速箱一轴及其附属零件、中间轴及其附属零件、二轴上的惰轮、倒挡轴附属零件以及其自身的转动惯量。首先将上述各部分的转动惯量转换到安装制动器侧的中间轴上，然后再转换到制动器上。
设计应用
esign & Application
D
1）分离离合器换挡
分离离合器换挡时，制动器工作需要克服的转动惯
量及已知条件如下：
输入轴（Input Shaft ）及其附属零件的转动惯量及
其齿数
I I =×7.7110 kgm −3
2
Z I =48
中间轴（Counter Shaft ）及其附属零件的转动惯量及其齿数
I C1=×6.7210 kgm −22 I C2=×7.1710 kgm −22 Z CI =69
主轴（Main Shaft ）上的惰性齿轮及其附属零件的转动惯量、齿数及其对应中间轴齿轮（Counter Shaft Gear
）的齿数。
图２ ＡＭＴ结构示意图
I M1=×2.6510 kgm −22 Z M1=62 Z C1=27I M2
=×2.0110 kgm −22 Z M2=60 Z C2=35I M3
=×1.2110 kgm −22 Z M3=56 Z C3=44I M4
=×8.9110 kgm −32 Z M4=58 Z C4=62倒挡中间齿轮（Reverse Idler Gear ）及其附属零件的转动惯
量及其齿数
I R =×410 kgm −32 Z IR =27 Z CR =17
制动器的转动惯量、齿数及其对应主轴齿轮（Counter Shaft Gear ）的齿数
I Z =×4.93810 kgm −32 Z IZ =31 Z CZ =47离合器从动盘的转动惯量0.12 kgm 2安装制动器侧中间轴上的当量转动惯量I I I I I I I I 1A B C D E F C2=++++++=0.34 kgm 2
I I A I ==×Z Z CI
I
1.1110 kgm −22
I I I I I B B1B2B3B4=+++=×4.2210 kgm −22
I I Bi Mi
=Z Z Mi
Ci I I C R
==×2510 kgm Z Z CR
IR
−32I I D C1
==×6.7210 kgm −22I I E Z ==×Z Z CZ
IZ 7.48710 kgm −32
I F ==0.120.173 kgm Z Z CI
I
2
制动器上的当量转动惯量
I I ==1
Z Z CZ
IZ
0.23 kgm 22）不分离离合器换挡
不分离离合器换挡时，制动器工作需要克服的转动惯量及已知条件如下：
输入轴（Input Shaft ）及其附属零件的转动惯量和齿数
I I =×7.7110 kgm −32 Z I =48
中间轴（Counter Shaft ）及其附属零件的转动惯量及其齿数
多功能写字台I C1=×6.7210 kgm −22 I C2=×7.1710 kgm −22 Z CI =69
主轴（Main Shaft ）上的惰性齿轮及其附属零件的
转动惯量、齿数及其对应中间轴齿轮（Counter Shaft Gear ）的齿数
I M1=×2.6510 kgm −22 Z M1=62 Z C1=27I M2
=×2.0110 kgm −22 Z M2=60 Z C2=35I M3
=×1.2110 kgm −22 Z M3=56 Z C3=44I M4
=×8.9110 kgm −32 Z M4=58 Z C4=62倒挡中间齿轮（Reverse Idler Gear ）及其附属零件的转动惯量及其齿数
I R =×410 kgm −32 Z IR =27 Z CR =17
制动器的转动惯量、齿数及其对应主轴齿轮（Counter Shaft Gear ）的齿数
I Z =×4.93810 kgm −32 Z IZ =31 Z CZ =47发动机、飞轮及离合器的转动惯量为3.63 kgm 2安装制动器侧中间轴的当量转动惯量：
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输入轴（Input Shaft ）相对于安装制动器侧中间轴的当量转动惯量
I I A I ==×Z Z CI
I
1.1110 kgm −22
主轴（Main Shaft ）上各惰性齿轮相对于安装制动器侧中间轴的当量转动惯量
I I I I I B B1B2B3B4=+++=×4.2210 kgm
−2
2
I I Bi Mi
=Z Z Mi
Ci 倒挡中间齿轮（Reverse Idler Gear ）相对于安装制动器侧中间轴的当量转动惯量
I I C R
==×2510 kgm Z Z CR
IR
−32未安装制动器侧中间轴相对于安装制动器侧中间轴的当量转动惯量
I I D C1
==×6.7210 kgm −22制动器轴相对于安装制动器侧中间轴的当量转动惯量
I I E Z ==×Z Z CZ
IZ
7.48710 kgm −32
发动机、飞轮及离合器的当量转动惯量
I F ==3.63 5.22 kgm Z Z CI
I
2
由于制动器是在摘完挡后工作，所以副箱内零部件的转动惯量不计。
安装制动器侧中间轴的总当量转动惯量I I I I I I I I 1A B C D E F C2=++++++=5.44 kgm 2
中间轴制动器上得当量转动惯量
I ==5.44 3.58 kgm Z Z CZ
IZ
2
２．１．２ 所需力矩计算
表１ 挡位传动比
挡位
12345678910传动比14.73118.1764.463.32.461.831.341
设换挡前车速为u a ，发动机转速为n ea ，传动比为i ga ，中间轴制动器齿轮转速为n ca ；换挡后车速为u b ，发动机转速为n eb ，传动比为i gb ，中间轴制动器齿轮转速为n cb 。
u a =0.377
i r ga 0
n i ea u b =0.377
i r gb 0
n i eb 根据汽车在换挡前后车速近似不变的原则，即u u a b =可得
n eb =
i i gb ga
n ea
则中间轴制动器齿轮转速
n ca =
4837
6931
××n ea
n n n cb eb ea
==4847484769316931××××i i gb
ga
换挡前后的转速差
Δ1n n n n =−=
−cb ca ea 48476931××
i i gb ga Δ1ω==−2πΔ2π484760606931n ××n ea
i i gb ga 由于离合器在换挡时不分离，并且已摘空挡，所以
近似刚性联接，中间轴转速变化近似匀减速，角加速度
α=
ΔΔωt
则制动力矩M J =α
设Δ10.26=
立德树人立教圆梦
−≈i i gb ga
，则M J
n =2π48471
606931Δ××t
ea Δ
根据10TA 变速箱的换挡时间，取制动器的工作时间Δ0.5t =。
根据经验以及变速箱所匹配的发动机6DN1的万有特性曲线，取n ea =1100
。
图３ 发动机万有特性曲线图
设计应用
esign & Application
D
发动机工作转速范围为0~1900 r/min ，要求的最大
制动力矩：
磷酸盐缓冲液分离离合器：M max ≈⋅24.2 N m 不分离离合器：M max ≈⋅390 N m 取储备系数βmd =1.3制动器的额定工作扭矩为
M e ≈⋅507 N m
２．２ 中间轴制动器所需力矩计算２．２．１ 电磁部分的力与力矩计算
（1）电磁吸力
F B
=2S µ0
2
B ≈
µ20δ
NI S ——磁场有效气隙面积；
µ0——真空磁导率，µ0=×4π10 H/m −7；N ——电磁铁线圈总匝数；I ——激磁电流；
δ——工作气隙。（2）摩擦锥面产生的力矩
M =
sin FfR
α
污秽等级F ——作用在摩擦锥面上的轴向力；
f ——工作锥面间的摩擦系数；R ——摩擦锥面的平均半径；
陪考老师意外上哈佛α——摩擦锥面的半锥角。
２．２．２ 压紧部分的力与力矩计算
（1）压紧力
F
F 1 F 2
β
图４ 压紧部分受力分析图
根据压紧部分的实际测绘结果可得
k F F ===tan /1/22.5
β21F 2=
3M R 1
F F k
F 122==/22.5k ——压盘滚道斜率；β——压盘滚道坡度角；M ——摩擦锥面产生的力矩；
F 1——轴向压紧力；F 2——周向分力；R 1——钢球的作用半径。
（2）摩擦力矩
T fFZR =c F F =31
东台市安丰中学f ——摩擦系数；F ——工作压力；Z ——摩擦面数；R c ——摩擦片的平均摩擦半径。
综合以上公式可得中间轴制动器的工作力矩公式
T ==
367.5ZR S Rf N I ZR S Rf N I 24sin 24sin c c R k R 11µµδαδα
0022222222
综上所述，本设计是将克服通电后摩擦锥面所产生的力矩使锥盘转动的周向力F 2通过压盘滚道的坡度放大，从而产生一个较大的轴向压力F 1压紧摩擦片产生降速用的摩擦力矩，这压紧过程中回位弹簧变形产生的弹力忽略不计。
3 设计方案
本方案中间轴制动器由电磁铁控制制动器工作，采用随动式压盘结构，在电磁铁通电时，产生制动作用；电磁铁断电时，解除制动作用；易于精确控制。另外，将冷却油泵与制动器集成为一个总成，系统集成度高、适应性强，提高了装配维修方便性。以下是本方案的设计结构图。
在图5中，具体对应关系为：1-制动器壳体；2-轴总成；3-制动器齿轮；4-圆锥滚子轴承；5-固定齿座；6-摩擦片（5个）；7-钢片（4个）；8-齿轮泵外转子；9-齿轮泵内转子；10-小垫片；11-推力轴承；
12-泵盖：13-碟形弹簧（2个）；14-随动压盘；15-钢球（3个）；16-限位压盘；17-吸盘；18-限位环；19-推力轴承 （2个）；20-大垫片；21-电磁铁；22-电磁铁开关。
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图５ 电磁式中间轴制动器总成结构示意图
图６ 随动压盘结构示意图
图７ 限位压盘结构示意图
4 结论
本文通过对中间轴制动器参数的选取与计算，设计了一种新型的电磁式中间轴制动器。此设计为后续中间轴制动器控制策略的开发奠定基础，也更好地推进AMT 整机的设计与开发。
参考文献：
[1] 王建忠.商用车机械式自动变速器控制策略关键技术研究[D].长春：吉林大学,2014.
[2] 王巍巍，郭彦颖，杨俊英，等.商用车AMT变速器中间轴制动器的优化设计[A].中国汽车工程学会.面向未来的汽车与交通——2013中国汽车工程学会年会论文集精选[C].中国汽车工程学会：中国汽车工程学会,2013:4.
[3] 杨俊英.重型商用车AMT换挡转速同步控制技术研究[D].长春：吉林大学,2008.
[4] 贾奉桥，刘海鸥，沈文臣，等.基于中间轴制动器AMT换挡品质控制[J].液压与气动,2016(10):86-91.
[5] 李惠军，邱辉鹏，李晓亮.电控机械式自动变速器制动装置研究[J].汽车工程师,2011(06):47-48.
（上接第２９页）
4 结语
本文介绍了小电流接地系统发生单相接地故障时，线电压却依然对称，不影响对用户的连续供电，系统可运行1~2 h ，从而大大提高了供电可靠性的优点。同时也存在因非故障的两相对地电压升高1.732倍，可能引 起非故障相绝缘的薄弱环节被击穿，发展成为相间短路的缺点。案例一就是典型的单相接地故障发展成两相短路的事件。由于故障电流信号太小、干扰大、信噪比小、随机因素影响的不确定、电容电流波形的不稳定，传统的小电流选线装置在应用中的误判率较高。案例二介绍了电能质量表，可以准确地监测记录到(10~20) ms 的不完全弧光接地故障，抓住萌芽状态的潜在故障信息，同时具备扰动源方向判定专利技术，根据干扰方向指示，从而大大缩小故障排查的范围，在工程应用中具有很大的价值。
