复合行星齿轮变速器传动比分析

1、本本科科毕毕业业论论文文 题目名称：题目名称：复合行星齿轮变速器传动比的分析与计算方法的探讨学学 院：院： 专业年级：专业年级： 学生姓名：学生姓名： 班级学号：班级学号： 指导教师：指导教师： 二 xxx 年 六 月 十 日摘要i- -摘要摘要通过实际调研，汽车自动变速器的结构复杂，工作过程难于理解，主要是因为该类型变速器传动比的分析与计算较为复杂。本文从阐述辛普森式和拉维奈尔赫式两大典型行星齿轮机构入手，对行星架与太阳轮和齿圈的三者之间的传动比关系进行了数学推导和论证，使单排行星齿轮机构的传动比计算，转化为一般的定轴轮系计算。其约束行星排仍采用一般的定轴轮系计算方法，然后将设定值和求出值代

2、入动力排，尽而求出复合行星齿轮机构传递动力时所形成的传动比。此种复合式行星齿轮机构传动比的求解方法较用解联立方程组的求解方法，更为简单方便 ，易于掌握。这对迅速掌握该类型变速器结构原理，提高维修能力，具有十分重要的意义。关键词关键词自动变速器；传动比；分析与计算大学本科毕业论文- -iiabstractthrough practical research , for the analysis and calculation of transmission are more complex，the automotives transmission structure is more comple

3、x than others ,and the work processes is difficult to understand .this paper analyze and study the transmission ratio relationship among the planet 、the sun wheel and the ring gear , so that the single-gear ranked the transmission ratio changes into a general round of the axis of calculation . bound

4、ed by its planetary line still use the general calculation methods of the axis calculation methods, and then we can put the setting value and sought value into the power row, finally calculate the transmission ratio when the complex planetary gear mechanism transfers power. its much easier to use th

5、e simultaneous equations to solve such compound planetary gear transmission institutions ratio, and we could understand it easily and conveniently. it makes great significance for me to improve the maintenance capacity, as well as to grasp the principle of this types transmission structure rapidly.k

6、eywords automatic transmission；ratio；analysis and calculation目录i- -目录目录摘要摘要 .iabstract.ii1 绪论绪论.21.1 课题的意义 .21.2 国内外研究概况 .21.3 本课题研究内容 .32 基础知识介绍基础知识介绍.42.1 自动变速器 .42.2 自动变速器的工作过程 .62.3 复合行星齿轮机构的自由度 .73 行星齿轮机构的结构和工作原理行星齿轮机构的结构和工作原理.93.1 行星齿轮机构的组成 .93.2 单排行星齿轮机构的传动比与运动规律 .93.3 辛普森式行星齿轮机构的传动比与运动规律 .10

7、3.4 拉维奈尔赫式行星齿轮机构的传动比与运动规律 .114 速器传动比的典型分析速器传动比的典型分析.134.1 辛普森式行星齿轮变速器传动比分析与计算 .134.2 拉维奈尔赫式行星齿轮变速器传动比分析与计算 .16结论结论.18参考文献参考文献.19致谢致谢.20大学本科毕业论文- -21 绪论绪论1.1 课题的意义课题的意义汽车自动变速器的广泛应用，使汽车具有了更好的驾驶性能。这主要表现在当发动机处于非经济转速区域与处于经济转速区域内运转相比较，其油耗相差近一倍。此外，变速器档位不同，传动效率的高低也有所不同。因此，要让汽车在每一种负载、路况下都能兼顾发动机的最低油耗和变速器的最高效率

8、。依靠自动变速技术，按照预先设定的最佳规律变换档位就能得已实现。自动变速器的应用，使变速器的档位变换既快又平稳，汽车的乘坐舒适性。通过液力传动及微电脑控制换档，消除或降低了动力传递系统中的冲击和动载，使汽车的行驶性能更加良好。在提高车辆安全性上，由于减少了烦琐操作的换档动作，减少了驾驶时注意力的分散，减轻了劳动强度，降低了行车事故，保证了行车安全，提高了平均车速。由于发动机总处于经济转速范围内工作，避开了怠速和高速下运转，使排放的有害气体显著减少，从而降低了排放污染。正式由于自动变速器的诸多优点，使的该类型变速器得以更广泛的应用。但由于自动变速器结构复杂，直观理解性差，也给掌握该类型变速器的正

9、确使用，故障分析与诊断，以及给维修工作增加了很多麻烦。简单快捷掌握自动变速器传动比的计算与分析方法，是熟悉该类型变速器结构原理最行之有效的手段。1.2 国内外研究概况国内外研究概况通过这些天的上网查找和对相关质料与书籍的阅读，对传动比有了一定的了解。无论是在国外还是国内对传动比的计算并没有什么区别基本是一样的。主要有以下几种方法：第一种计算方法-转化机构法基本思想是：根据相对原理，给整个行星齿轮传动比加一个与行星架的加速度大小相等方向相反的公共角速度，而各个构件之间的相对运动关系不变，但行星架就变成不动的构件了，于是，该行星齿轮传动就转化为定轴齿轮传动，这样就可以用定轴齿轮传动比的公式计算了。

10、第二种计算方法-力矩法对于单行星排，mo=-ami，而输入的力矩 mi 一般为已知的,所以只需要求出 mo 便可以求出传动比i。1 绪论3- -如果是n行星排m个构件的；就要列出n个行星排内力矩关系式与m个构件的力矩平衡方程，组成 2n+m个独立的线性方程，就可以解传动比了。第三种反方法-速度图解法（1）找出行星排的等速点和零速点；（2）绘出各个构件的速度三角形。其转速分别用相应角的正切值来表示。最后根据三角形的相关知识，求出传动比。1.3 本课题研究内容本课题研究内容（1）先讲一下单排行星齿轮机构的传动比的计算；（2）再以多排辛普森式行星齿轮机构和拉维奈尔赫式行星齿轮机构为例进一步对传动比的

11、计算进行推导与论证；（3）分析其它复合行星齿轮传动比的计算方法并指出它们的不足，进而提出我的一些想法与见解。这也是我研究的关键问题。大学本科毕业论文- -42 基础知识介绍基础知识介绍2.1 自动变速器自动变速器自动变速器具有操作容易、驾驶舒适、能减少驾驶者疲劳的优点，已成为现代轿车配置的一种发展方向。装有自动变速器的汽车能根据路面状况自动变速变矩，驾驶者可以全神贯注地注视路面交通而不会被换档搞得手忙脚乱。自动变速器的厂牌型号很多，外部形状和内部结构也有所不同，但它们的组成基本相同，都是由液力变矩器和齿轮式自动变速器组合起来的。常见的组成部分有液力变矩器、行星齿轮机构、离合器、制动器、油泵、滤

12、清器、管道、控制阀体、速度调压器等，按照这些部件的功能，可将它们分成液力变矩器、变速齿轮机构、供油系统、自动换档控制系统和换档操纵机构等五大部分。本文主要对液力变矩器和齿轮式自动变速器进行介绍研究。 1、液力变矩器 液力变矩器安装在发动机和变速器之间，以液压油（atf）为工作介质，起传递转矩，变矩，变速及离合的作用。位于自动变速器的最前端，安装在发动机的飞轮上，其作用与采用手动变速器的汽车中的离合器相似。它利用油液循环流动过程中动能的变化将发动机的动力传递自动变速器的输入轴，并能根据汽车行驶阻力的变化，在一定范围内自动地、无级地改变传动比和扭矩比，具有一定的减速增扭功能。液力变矩器不同于液力耦

13、合器的主要特征是它具有固定的导轮。导轮对液体的导流作用使液力变矩器的输出扭矩可高于或低于输入扭矩，因而称为变矩器。输出扭矩与输入扭矩的比值称变矩系数，输出转速为零时的零速变矩系数通常约 26。变矩系数随输出转速的上升而下降。液力变矩器的输入轴与输出轴间靠液体联系，工作构件间没有刚性联接。液力变矩器的特点是：能消除冲击和振动,过载保护性能和起动性能好；输出轴的转速可大于或小于输入轴的转速，两轴的转速差随传递扭矩的大小而不同；有良好的自动变速性能，载荷增大时输出转速自动下降，反之自动上升；保证动力机有稳定的工作区，载荷的瞬态变化基本不会反映到动力机上。液力变矩器在额定工况附近效率较高，最高效率为

14、8592。叶轮是液力变矩器的核心，它的型式和布置位置以及叶片的形状，对变矩器的性能有决定作用。有的液力变矩器有两个以上的涡轮、导轮或泵轮，借以获得不同的性能。最常见的是正转(输出轴和输入轴转向一致)、单级（只有一个涡轮）液力变矩器。兼有变矩器和耦合器性能特点的称为综合式液力变矩器，例如导轮可2 基础知识介绍5- -以固定、也可以随泵轮一起转动的液力变矩器。为使液力变矩器正常工作，避免产生气蚀和保证散热，需要有一定供油压力的辅助供油系统和冷却系统。普通液力变矩器由可转动的泵轮和涡轮，以及固定不动的导轮这三个基本元件组成。汽车所用液力变矩器的工作轮一般都是钢板冲压焊接而成，而工程机械和一些军用车辆

15、所用液力变矩器的工作轮则是用铝合金精密铸造成的。液力变矩器输出转矩与输入转矩之比为变矩系数 k , 液力变矩器涡轮与泵轮转速之比为 ，涡轮输出功率与泵轮输入功率之比 为变矩器效率，泵轮输入转矩为 mb。如图 1 为三元件综合式液力变矩器特性。，k效率图 1 液力变矩器特性依据变矩器特性可知，在转速比 进入耦合工况之前，变矩系数 k 都大于 1。在车辆起步时，一般输出转矩较输入转矩增加23倍。在同类车型中采用自动变速器与手动变速器相比，最低档的传动比要小。 2、变速齿轮机构 自动变速器中的变速齿轮机构所采用的型式有普通齿轮式和行星齿轮式两种。采用普通齿轮式的变速器，由于尺寸较大，最大传动比较小，

16、只有少数车型采用。目前绝大多数轿车自动变速器中的齿轮变速器采用的是行星齿轮式。 变速齿轮机构主要包括行星齿轮机构和换档执行机构两部分。 行星齿轮机构，是自动变速器的重要组成部分之一，主要由于太阳轮（也称中心轮）、内齿圈、行星架和行星齿轮等元件组成。行星齿轮机构是实现变速的机构，速比的改变是通过以不同的元件作主动件和限制不同元件的运动而实现的。在速比改变的过程中，整个行星齿轮组还存在运动，动力传递没有中断，因而实现了动力换档。 换档执行机构主要是用来改变行星齿轮中的主动元件或限制某个元件的运动，改变动力传递的方向和速比，主要由多片式离合器、制动器和单向超越离合器等组成。离合大学本科毕业论文- -

17、6器的作用是把动力传给行星齿轮机构的某个元件使之成为主动件。制动器的作用是将行星齿轮机构中的某个元件抱住，使之不动。单向超越离合器也是行星齿轮变速器的换档元件之一，其作用和多片式离合器及制动器基本相同，也是用于固定或连接几个行星排中的某些太阳轮、行星架、齿圈等基本元件，让行星齿轮变速器组成不同传动比的档位。汽车自动变速器常见的有三种型式：分别是液力自动变速器(at)、机械无级自动变速器(cvt)、电控机械自动变速器(amt)。目前轿车普遍使用的是 at，at 几乎成为自动变速器的代名词。多数电控自动变速器都是由复合式行星齿轮机构组成。一般设置 34 个前进档和 1个倒档。并要求各档的转速比都能

18、使发动机总在一定转速范围内加速，这样才能保证加速过程最快，提高平均行驶速度。即符合：i1/i2=i2/i3=常数考虑到换档过程中，由于空气和道路阻力的作用，在空档的一瞬间车速会下降，所以靠近高档的邻档公比应比靠近低档的小。同时由于受到齿轮结构因素的限制，各档的几何级数也不可避免也要发生一些差异。这也提示我们在分析复合式行星齿轮机构变速器时，过大或过小的传动比不符和有级变速器设计的一般规律，是没有应用价值的。2.2 自动变速器的工作过程自动变速器的工作过程自动变速器之所以能够实现自动换档是因为工作中驾驶员踏下油门的位置或发动机进气歧管的真空度和汽车的行驶速度能指挥自动换档系统工作，自动换档系统中

19、各控制阀不同的工作状态将控制变速齿轮机构中离合器的分离与结合和制动器的制动与释放，并改变变速齿轮机构的动力传递路线，实现变速器档位的变换。 传统的液力自动变速器根据汽车的行驶速度和节气门开度的变化，自动变速档位。其换档控制方式是通过机械方式将车速和节气门开度信号转换成控制油压，并将该油压加到换档阀的两端，以控制换档阀的位置，从而改变换档执行元件（离合器和制动器）的油路。这样，工作液压油进入相应的执行元件，使离合器结合或分离，制动器制动或松开，控制行星齿轮变速器的升档或降档，从而实现自动变速。 电控液力自动变速器是在液力自动变速器基础上增设电子控制系统而形成的。它通过传感器和开关监测汽车和发动机

20、的运行状态，接受驾驶员的指令，并将所获得的信息转换成电信号输入到电控单元。电控单元根据这些信号，通过电磁阀控制液压控制装置的换档阀，使其打开或关闭通往换档离合器和制动器的油路，从而控制换档时刻和档位的变换，以实现自动变速。2 基础知识介绍7- -2.3 复合行星齿轮机构的自由度复合行星齿轮机构的自由度单排单行星齿轮机构如图 2 所示。该机构有 4 个活动构件（太阳轮 1、行星架 2、行星齿轮 3 和齿圈 4，即太阳轮、齿圈、行星架组合件 3 个独立元件组成。即机构自由度：f=3n-2pl-ph =34-24-2 =2式中：n活动机构数 pl低副数 ph 高副数图 2 单排单行星齿轮机构该机构有

21、两个自由度，一般也称差动轮系。如果不对其中一个自由度加以限制或约束，该机构将无法传递动力。由于单排单行星齿轮机构所能提供的变速比十分有限，所以通常在汽车自动变速器中多采用多排行星齿轮机构。辛普森式行星齿轮机构如图 3 所示。该机构特点是前后行星排太阳轮连为一体，称为太阳轮组件 1，前齿圈和后行星架连为一体，称齿圈行星架组件 4。该机构由 6 个活动构件组成。即机构自由度：f=3n-2pl-ph=36-26-4=2大学本科毕业论文- -8图 3 辛普森式行星齿轮机构1前齿圈 2太阳轮组件 3行星齿轮 4后行星架 5前行星架和后齿圈组件该机构经过组合具有 4 个独立构件，2 个自由度。拉维奈尔赫式

22、行星齿轮机构如图 4 所示。该机构特点是前后行星排共用一个齿圈，后排行星轮机构具有双行星轮 4 和 6，长行星轮 4 为前、后行星排共用，行星架 3 也是双行星轮共用。通过组合，机构有 6 个活动构件与 4 个独立元件，分别是前大太阳轮、后小太阳轮、行星架组件和齿圈。该机构也是 2 个自由度。 图 4 拉维奈尔赫式行星齿轮机构1前太阳轮 2后太阳轮 3行星架 4短行星轮 5长行星轮 6齿圈3 行星齿轮机构的结构和工作原理9- -3 行星齿轮机构的结构和工作原理行星齿轮机构的结构和工作原理3.1 行星齿轮机构的组成行星齿轮机构的组成行星齿轮机构有很多不同的类型。其中最为简单的行星齿轮机构是由一个

23、太阳轮、一个齿圈、一个行星架及若干个行星齿轮组成，一般称为单排行星齿轮机构。太阳轮、齿圈和行星架是行星排的三个基本构件，并且它们具有公共的固定轴线。行星齿轮安装与行星架的行星齿轮轴上，与齿圈和太阳轮两者啮合。行星齿轮即可围绕行星齿轮轴旋转，又可在齿圈内行走，围绕太阳轮旋转。按照齿轮的排数不同，行星齿轮机构又分为单排行星齿轮机构和多排行星齿轮机构。汽车自动变速器中的行星齿轮变速器采用的就是多排行星齿轮机构。按照太阳轮和齿圈之间行星齿轮的组数不同，行星齿轮机构又分为单行星排和双行星排。上面所说的全是单行星排，而双行星排在太阳轮和齿圈之间有两组相互啮合的行星齿轮，其中一组行星轮与齿圈啮合，里面的一组

24、行星轮与太阳轮啮合。3.2 单排行星齿轮机构的传动比与运动规律单排行星齿轮机构的传动比与运动规律根据能量守恒定律，由作用在该机构个元件上的力矩和结构参数可以导出表示单排行星齿轮机构一般运动规律的特性方程式； n1+an2-(1+a)n3=0 式 1式中：n1太阳轮转速 n2齿圈转速 n3行星架转速一、传动比的计算当三个独立元件任何一个被锁定时，剩余两个元件一个为动力输入一个为输出。而传动比=n主 /n被 = z被/ z主。由于行星架是一个无齿元件，所以根据方程式1，就可以求出行星架的假想齿数： 即令n2=0 ， n1与n2 必同向旋转 传动比： =或 （） 令n2=0 ， n2与n3 也必同向

25、旋转 传动比：或 （）令 +=az13aaz13aaz1)1 (3 单排行星齿轮机构的行星架假想齿数 ，即为太阳轮齿数 和齿圈齿数 之和。这样当该轮系一元件锁定，其传动比可按定轴轮系求解。使传动比的计算更为简便。大学本科毕业论文- -10二、元件运动规律 该轮系在太阳轮、齿圈和行星架这三个基本构件中，任选两个分别作为主动件和从动件，而另一个元件固定不动，或者让起运动受约束，则机构只有一个自由度，整个轮系以一定的传动比传递动力。（1） 太阳轮固定，齿圈为主动元件，行星架为从动元件。齿圈与行星架的旋转方向相同，而太阳轮是按反时针方向旋转。因n1=0，所以传动比i23=1+32nnaa121zz 由

26、此得到较小的减速比。（2） 齿圈固定，太阳轮为主动元件，行星架为从动元件。太阳轮与行星齿轮的旋转方向相反 。行星轮的这种运动是齿圈按逆时针方向旋转，可是齿圈已经固定住了，行星轮只能在围绕齿圈运动时带动行星架按顺时针方向旋转，与太阳轮的转速相比行星架的转速较低，两者旋转方向相同。因n2=0,所以传动比i13=1+a=1+31nn12zz 因z3 远大于z1 ，故得到较大的减速比。（3） 行星架固定，太阳轮为主动元件，齿圈为从动元件。太阳轮与行星架的旋转方向相反。因行星架被固定，与行星轮内啮合的齿圈按逆时针方向旋转。与太阳轮相比，齿圈的转速低并且旋转方向相反。因n3=0,所以传动比i12=a=21

27、nn12zz 这里，n1与n2符号不同，表示主动轴于从动轴旋转的方向不同，既可得到倒档。（4）太阳轮和齿圈为主动元件，行星架为从动元件。当太阳轮与齿圈以相同的转速、按相同的方向旋转是，行星轮被夹住，不能绕其轴转动。因此，太阳轮、齿圈、行星架和行星轮成为一体，各元件之间没有相对运动，从而形成直接档，既传动比为i=1。（5）当该行星齿轮机构二元件作为动力输出与输入元件，第三元件不是锁定，而是被约束。在一直输入元件的转速和转向时，输出元件的转速和转向，取决于约束元件的转速和转向。起输入与输出的传动比已不再是两元件的齿数之比，而是两元件的转速之比。如果所有元件都不受约束，可以自由转动，则行星齿轮机构失

28、去传动作用，此时相当于空档状态。3.3 辛普森式行星齿轮机构的传动比与运动规律辛普森式行星齿轮机构的传动比与运动规律辛普森式行星齿轮机构如图 3 所示，为双行星排齿轮机构。前后行星排在单独完成3 行星齿轮机构的结构和工作原理11- -动力传递任务时，传动比计算与前面说的单排行星齿轮机构的计算方法是相同的。各元件的转向亦可以用上面的方法进行判断。该机构的特点是：前后两个行星排的太阳轮连为一个整体，称之为太阳轮组件；前排的行星架和后排的齿圈连成一体，称之为前行星架和后齿圈组件，输出轴通常与该组件相连。 当前后行星排联合传递动力时，某行星排的三个独立元件，能形成动力输入、动力输出，第三元件不是锁定，

29、而是被约束。即能以固定传动比转动的行星排，我们称之为动力排。把与动力排中受约束元件和与之连接的另一行星排称约束行星排。 约束行星排的特征是：三个独立元件中，首先必有一个元件与动力排中的约束元件连在一起，另一元件与动力排中的动力输出元件连在一起，剩余的第三元件能被锁定（系统需要去掉一个自由度） 。复合行星齿轮机构才能以固定传动比工作。在求这种复合式行星齿轮机构的传动比时，不再是主被动齿轮的齿数比，而是动力排中的动力输入元件与动力输出元件的转速比。 首先找出约束排中的与动力排相连接的元件，是与动力排中的动力输出元件连接，还是与动力排中的输入元件连接。并设定该元件转速已知，从而确定该元件在约束排中有

30、一元件锁定，求出被约束元件的转速和转向，把求得的结果代入运动规律方程式1，求出动力排中的未知元件的转速，尽而求得复合行星齿轮机构的传动比。此种求解方法，把复合行星齿轮机构同时工作形成的传动比计算，由解联立方程组的方法，简化为一般的等式运算，使复合行星齿轮机构传动比的计算更为直观和简单。3.4 拉维奈尔赫式行星齿轮机构的传动比与运动规律拉维奈尔赫式行星齿轮机构的传动比与运动规律拉维奈尔赫式行星齿轮机构如图4 所示，也是双行星齿轮机构，它的特点是：两行星排具有公共行星架和齿圈，前太阳轮，短行星轮，长行星轮，行星架及齿圈组成一个双行星轮式行星排，后太阳轮，长行星轮，行星架及齿圈组成一个单行星轮式行星

31、排，长行星轮与齿圈都是前后行星排公用的。 依据能力守恒定律，由作用在该机构个元件上的力矩与结构参数导出的单排双行星齿轮机构的一般运动规律的方程式为：n1-an2-(1-a)n3=0式 2式中： n1太阳轮转速 n2齿圈转速 n3行星架转速该机构的后行星排虽然有 5 个活动元件，但是独立的元件还是三个，当这三个独立元件之一被锁定时，剩余的两个元件即为动力输入与输出。传动比i=n主 /n被=z被 /z主 。因为行星架是一个无齿的元件，所以根据方程式 2，可得出行星架的假想齿数：令n2=0，n1与n3 为反向旋转的大学本科毕业论文- -12其传动比：i13=n1 / n3=z3 / z1=（1a）

32、令n1=0，n2与n3为同向旋转的其传动比：i23= =或z2=32nn23zzaa1aaz13令 z2 z1 =z3-=z3aaz13az13azaz133aza13)1 ( z3 z2 = z1双行星轮的行星齿轮机构的行星架的假想齿数为 z3，它等于齿圈齿数 z2减去太阳轮齿数 z1。当该轮系之一元件被锁定时，其传动比也可按照定轴轮系求解。所以行星架假想齿数的已知，为该轮系传动比的计算提供了很大的方便。而该轮系的三个独立元件的运动规律可根据特性运动方程式 2 来确定：（1） 太阳轮被锁定，齿圈为主动元件，行星架为被动元件。齿圈与行星架同向旋转，锁定元件太阳轮承受的转矩方向与齿圈相同。（2）

33、 太阳轮被锁定，行星架为主动元件，齿圈为被动元件。齿圈与行星架同向旋转，锁定元件太阳轮承受的转矩方向与行星架相反。（3） 齿圈被锁定，太阳轮为主动元件，行星架为被动元件。锁定元件齿圈承受的转矩方向与太阳轮相同。（4） 齿圈被锁定，行星架为主动元件，太阳轮为被动元件。锁定元件齿圈承受的转矩方向与行星架相同。（5） 行星架被锁定，太阳轮为主动元件，齿圈为被动元件。锁定元件行星架承受的转矩方向与太阳轮相反。（6） 行星架被锁定，齿圈为主动元件，太阳轮为被动元件。锁定元件行星架承受的转矩方向与齿圈相同。（7） 两元件输入同向相同转速时，三个独立元件一定同向旋转。4 速器传动比的典型分析13- -4 速

34、器传动比的典型分析速器传动比的典型分析4.1 辛普森式行星齿轮变速器传动比分析与计算辛普森式行星齿轮变速器传动比分析与计算自动变速器分解后其简单结构如下所示。四档辛普森式行星齿轮变速器结构简图b0超速档离合器 b12 档制动器 b22档强制动器 c0直接档离合c1前进档离合器 c2倒档及高档离合器 f0直接档单向离合器 f1低挡单向离合器 f22 档单向离合器如图所示,动力经变矩器涡轮输出后,先通过有超速和直接两个状态的单排行星齿轮机构(简称超速排),再通过辛普森齿轮机构,它有 1 档、2 档、3 档(直接档)3 个档位。当变速器处于 1 档、2 档、3 档时,超速排在直接档位置,变速器在 4

35、 档时,超速排在超速档位置,辛普森机构则处于直接档位置,以维持变速器有 4 个档位,且 4 档为超速档。齿轮参数:太阳轮齿数为 26、内齿圈齿数为 58、行星架当量齿数为 84,传动比系数=58/26=2.222。在超速排中,c0使行星架与太阳轮接合,产生直接档;b0使太阳轮制动,行星架输入,齿圈输出。在辛普森机构中,离合器 c1与后齿圈相接、c2与太阳轮相连;制动器 b2能使太阳轮制动、b1能使前行星架制动,自由轮 f1与 b1并联,自由轮 f2与 b3并联,与制动器 b2串联。1)辛普森行星齿轮机构的速比计算 1 档工作时:c1工作,使后排内齿圈为主动件,制动器 b1工作,使前排行星架制动

36、(转速为 0)。正常起步是以自由轮 f1来替代制动器 b1。由于输入元件与制动元件分列在大学本科毕业论文- -14前、后两排,是两排复合运动。根据方程式 2：n11+2.22 n12-3.22n13=0n21+2.22 n22-3.22n23=0因为两太阳轮共体,所以n11= n21用主函数法消元法消去两太阳轮项,上述联立方程简化为:2.22 n12-3.22 n13=2.22 n22-3.22 n23式中: n22为主动件, n13为制动件(转速为 0), n12、n23同为输出件,即n12= n23,代入上式后得:2.22 n12=2.22 n22-3.22 n23移项得:2.22 n22

37、=2.22 n12+3.22 n23n22=(5.442.222)n23=2.45 n23即:i=2.45或用 1、2分别代入简化后的中:1 n12-(1+)1 n13=2 n22-(1+2) n23式中: n22为主动件, n13为制动件, n12、n23同为输出件,代入上式后得:n12=n22-(1+) n23解得: n22=(1+2)n23 2 档工作时:c1继续工作,后齿圈继续为主动件,此时 b2工作,使太阳轮制动(转速为 0)。由于输入元件与制动元件同在后排,是单排行星齿轮机构关系。代入后排方程:n21+2.22 n22-3.22 n23=0式中: n21=0, n22为输入, n2

38、3为输出,代入后得:0+2.22 n22-3.22 n23=0n22=(3.222.22) n23n22=1.45 n23即:i=1.45或采用 系数代入,得:0+n22-(1+) n23=0解得: n22=(1+) n23此时在前排行星齿轮机构中,由于前行星架的自由轮是超越的,而制动器 b1是解除的,允许后排动力传。 3 档工作时:c1继续工作,后齿圈仍为主动件,此时 c2也工作,使太阳轮也成为主4 速器传动比的典型分析15- -动件。在后排行星齿轮机构中,太阳轮、齿圈同为主动,行星架输出直接档速比。3 档属后排单独工作工况,前排行星架解除。代入后排方程:n1+2.22 n2-3.22 n3

39、=0n1= n2= n3=1即:i=1此时,前排行星齿轮机构虽然也同转速旋转,但由于前行星架的无约束,前排是不参与动力传递的,此时前部的超速档行星齿轮机构仍处在直接档位置上保持不变。 4 档工作时:c1、c2均工作,使辛普森齿轮机构处在直接档位置,而前面的超速排行星齿轮改变位置。c0不工作,使行星架与太阳轮脱离,然后 b0工作,使太阳轮制动。代入超速排方程式：n1+2.22 n2-3.22 n3=0n3=(2.223.22)n2=0.689 n2即:i=0.689也就是说,这种辛普森齿轮机构的超速档是由另外添加的超速档行星齿轮机构来完成的,它除了行星齿轮机构外,还须增加离合器 c0、制动器 b

40、0和自由轮 f0。主行星齿轮机构档位工作时,它一直处在直接档;在 3 档、4 档切换时,主行星齿轮机构也应处在直接档。 倒档工作时:前超速排恢复到直接档位置,c2工作,使太阳轮为主动件,此时 b1工作,使前排行星架制动(转速为 0),后排行星机构由于后齿圈的解除,处在不工作状态。代入前排方程:n11+2.22 n12-3.22 n13=0因为n13=0,齿圈输出,所以:n11=-2.22 n12即:i=-2.22从以上各档位的速比计算可知除了 1 档是双排的复合运动外,其它各档仍是单排行星齿轮机构的简单方程计算。在 1 档计算时,又由于是两太阳轮共体,共体消元也较为简单,是几种变速器复合传递运

41、动中最容易计算的一种,但它们的计算方法和步骤是一样的,掌握后对复杂的复合机构计算是有帮助的。大学本科毕业论文- -16由于太阳轮、齿圈以及行星架的虚拟齿数都已经知到了还可以根据齿数比来计算，如：倒档时，主、被动轴能反向旋转，只有前行星架固定，既 n3=0.当其它两元件固定，剩余两元件都同向旋转。当 c2结合，动力输入至太阳轮，前排齿圈输出动力，传动比倒=-z2/z1=-58/26=-2.22 行星架承受的扭矩方向与太阳轮同向。若齿圈被锁定，三元件一同旋转，直至 b0工作。而 b0工作后使太阳轮锁止，行星架带动齿圈工作，其传动比超=z2/z3=0.689,形成该变速器的超速档。而不同档位的前进档

42、可以根据不同输出元件与输入元件齿数的比来计算。4.2 拉维奈尔赫式行星齿轮变速器传动比分析与计算拉维奈尔赫式行星齿轮变速器传动比分析与计算自动变速器分解后其简单结构如下所示。四档拉维奈尔赫式行星齿轮变速器b1倒档及低档制动器 b2高档制动器 f1单向离合器 k1倒档离合器 k2低档离合器 k3高档离合器如图所示, 该机构有两个太阳轮, 齿轮参数为大太阳轮的齿数为 18(前排),小太阳轮的齿数为 14(后排),长行星齿轮的齿数为 10,短行星齿轮的齿数为 9,后齿圈的齿数为38。它取消了前齿圈,合并了两行星架,简化了行星齿轮机构。前太阳轮通过长行星齿轮与后齿圈连接,后太阳轮则需通过短行星齿轮和长

43、行星齿轮的过渡才能与后齿圈接触。1) 拉维奈尔赫式各档位的速比计算 1 档工作时:k1工作,使小太阳轮为主动件,b1工作,使行星架制动。由于行星架固定,行星架上的各齿轮均产生定轴旋转。1 档的传动路线为小太阳轮短行星齿轮长行星齿轮内齿圈，转方向为正反正正,即输入、输出为同方向,成为普通齿轮传动。传动比公式为“速比=被动齿轮齿数/主动齿轮齿数” 。如果是多级传动,则为多级速4 速器传动比的典型分析17- -比相乘。该变速器为三级齿轮传动,则为三级相乘,即:速比=短行星齿轮齿数/小太阳轮齿数长行星齿轮齿数/短行星齿轮齿数内齿圈齿数/长行星齿轮齿数=内齿圈齿数/小太阳轮齿数将各齿轮齿数代入,得:(9/14)(10/9)(38/10)=38/14=2.714即:i=2.714 2 档工作时:k1继续工作,使小太阳轮仍为主动件,动力经小太阳轮短行星齿轮长行星齿轮,作同方向旋转。此时 b2工作,使大太阳轮制动(转速为 0),迫使长行星齿轮绕着大太阳轮旋转,带动行星架、内齿圈也同方向旋转。 3 档工作时:k1 继续工作,使小太阳轮仍为主动,另一个主动件的产生有两种形式,一种是无 od 档,k2工作,使大太阳轮也成为主动件,两个主动件由于齿数不同无法相对转动,使整个行星齿轮机构咬住,齿圈以同步输出(i=1);另一种是有 od 档,除了 k1工作,使小太阳轮为主动件外