动力换档变速箱 行星PPT课件

1、制动器第1页/共89页第2页/共89页第3页/共89页第二节 简单行星排（单，双行星排）如图4-17所示，简单行星排是由太阳轮t、齿圈q、行星架j和行星轮x组成。由于行星轮轴线旋转与外界连接困难，故在行星排中只有太阳轮t、齿圈q和行星架j等三个元件能与外界连接，并称之为基本元件。在行星排传递运动过程中，行星轮只起到传递运动的隋轮作用，对传动比无直接关系。（行星轮的转速，受力。）图4-17 简单行星排简图太阳轮t、齿圈q、行星架j行星轮x第4页/共89页第5页/共89页因为：(nt-nj) / (nx-nj) = Zx / Zt ;(nq-nj) / (nx-nj) = Zx / Zq第6页/共

2、89页由行星排转速方程式4-12可见，行星排三个基本元件的转速中仅有两个是独立参数，这表示行星排具有二个自由度。当某一元件固定后，则行星排变成一自由度系统，即可由转速方程式4-12确定另外两元件的转速比（即行星排传动比）。这样，通过将行星排三个基本元件分别作为固定件、主动件或从动件，则可组成八种方案（图4-18）。由式4-12不难求得这些方案的传动比。第7页/共89页直接档八种方案第8页/共89页组成八种方案第9页/共89页第10页/共89页由上述可见，一个简单行星排可以给出八种传动方案，但其传动比数值因受特性参数值的限制，尚不能满足机械的要求，因此，行星变速箱通常是由几个行星排组合而成，以便

3、得到所需的传动比。如；两个行星排；几个行星排组合成变速箱。分析：两个行星排：t1, j1, q1; t2, j2, q2;t1 = t2 ；j1 = q2 ；（两组构件连接）；余下：t1 = ni, j2 = no ;q1制动: nq1 = 0Ni 输入（已知）；总计 1， 2；两个自由度，对应俩方程。（转速方程) 例：第11页/共89页双行星排5种方案第12页/共89页第13页/共89页第三节行星齿轮式变速箱 运动学 动力学分析第14页/共89页第15页/共89页 一 运动分析 （一）第16页/共89页tqjqjtZZnnnntqZZ0)1 (jqtnnn （4-17） (4-19)为行星排

4、特性参数。对于单行星对于双行星为：故对于单行星得三基本元件的转速关系式为：第17页/共89页jqtnnn由以上方程可知，行星排的三个基本元件转速之间有一个转速方程相连系，故为一个二自由度机构。要使此机构中任意二个基本元件间有确定的转速关系，必须再加一个关系式。方程的三个系数之和等于零，故 为其解，即任意两个转速相等时第三个转速亦必和其他两个转速相等，整个行星排成一体转动。（结构上形成一体的为一个旋转构件）（直接档）第18页/共89页（二）复杂行星排运动分析- 各构件t， j， q的转速及转动比第19页/共89页倒4档第20页/共89页1 转矩分析（动力学）各构件t， j， q的转矩不考虑摩擦，

5、等速运动时，行星排中行星轮对太阳轮、齿圈、行星架作用的转矩称为理论内转矩，由行星排三转矩之和等于零，得： 得单行星行星排理论内转矩关系式：对双行星可用类似方法求得理论内转矩关系式： 0qtjTTT)1 (tqtjTTTT)1 (jqtTTT) 1(jqtTTT （4-20）（4-21）（4-22）二 动力学第21页/共89页第22页/共89页2。行星传动的能量损失传动效率注：（诸上册165-168）行星传动中，（1）牵连运动没有齿轮啮合摩檫功率损失； （2）相对运动中通过齿轮传递，有损失。 （3）固定件无能量损失，所以分别考虑t，j，q固定时，。 则：构件 t， q ，j 上的扭矩低于无损失情

6、况。 分析已证实， 计及损失与未考虑时，构件 t， q ，j 扭矩表达式相同。有表可查第23页/共89页在行星齿轮式变速箱中，当相邻两行星排彼此只有一个基本元件相连，则可把它分成两组行星机构，如图4-19，整个变速箱即可看作由这些组成部分串联而成。图4-19即为由一个行星排组成的行星机构和由三个行星排组成的行星机构串联而成。分析时，可先将各组成分开单独进行，然后再串联起来考虑第四节变速箱分析（多行星排分析） (1组成分析 ;2自由度分析;3挡位数分析 ; 4变速箱传动比分析 ；5扭矩分析；6 循环功率) 1组成分析 以图4-19为例图4-19第24页/共89页图4-20第25页/共89页 2

7、自由度分析行星齿轮变速箱中，结构上形成一体的为一个旋转构件，如图4-19后组成中第一行星排的行星架、第二行星排的齿圈和第三行星排的太阳轮组成一个旋转构件。每一旋转构件仅有一个自由度，而每一行星排有一个转速方程，故每组行星机构的自由度为： y = 旋转构件数 m 一 行星排数 n 。例如上图后组成的自由度： Y= 5 - 3 = 2。(旋转构件m=5,即： 。括弧内为一个旋转构件。 3个转速方程，n=3)2, , 11, 122(),(),( ,ttjjtqjqqRRR)2, , 11, 122(),(),( ,ttjjtqjqqRRR1 2 R第26页/共89页3. 挡位数分析 （旋转构件是

8、j , q , t ; 制动器; 闭锁离合器的总称。）机构有确定运动的条件是只有一个自由度，用制动器制动一个旋转构件或用离合器连接两个旋转构件都能使机构减少一个自由度。如图4-19后组成的自由度为2，有4个操纵件(三个制动器和一个闭锁离合器)，操纵一个操纵件就可得一传动比，故可有4个传动比。前组成的自由度亦为2，有2个操纵件故可得2个传动比。因此，整个变速箱可能实现24=8个挡位(传动比)。对于二自由度的变速箱，由上式知行星排数n=m - 2，而在m(=5)个旋转构件中除去输入、输出构件外，可供制动操纵的旋转构件数b=m-2=n(3)。所以对于二自由度变速箱，有几个排行星排就可以布置几个制动操

9、纵件(操纵件=行星排=3; 3个传动比不等于l的挡位)，亦即得到几个传动比不等于l的挡位。(等于1的挡位由一个闭锁离合器实现，结合时，3个排刚性联在一起)挡位数 = 制动操纵件数 + 闭锁离合器数第27页/共89页4（变速箱）传动比分析 方法：基于（1）操纵一个操纵件就可得一个传动比， （2）运动特性方程转速分析目的是求各挡的传动比和各旋转构件在不同挡位时的转速。求各基本元件的转速 列出n个转速方程(以单行星为例)， 设变速箱有n个行星排共3n个基本元件。0)1 (jqtnnn 方程组中符号下标1、2、n表示第几排行星排。 列出连接方程（约束条件或约束方程）)2, , 11, 122(),()

10、,( ,ttjjtqjqqRRR挡位数 =传动比 = 制动操纵件数 + 闭锁离合器数第28页/共89页图4-20)2, , 11, 122(),(),( ,ttjjtqjqqRRR式2 代入式1中，求解得到：各挡的传动比和各旋转构件的转速。（1）（2）第29页/共89页第30页/共89页自由度分析:前排：4 排 X 3 - 6 个 连接条件（ ）- 4 （4个排） = 2 个自由度。后排： 1 个自由度。 所以 3 个自由度。( 1 排 X 3 - 1个连接条件- 4个排= 1个自由度)第31页/共89页第32页/共89页第33页/共89页第34页/共89页第35页/共89页第36页/共89页

11、第37页/共89页第38页/共89页第39页/共89页5.扭矩分析（如给出输入扭矩） 方法 （1）列出各排扭矩方程； （2）列出扭矩连接方程； （3）求解例题：制动 T2, T5时T2T5结构特点：前排：制动T2时，仅2排传动力。后排：制动T5时，4，5 排共同传动力。第40页/共89页公式1中M上标 A 表示：考虑效率时工况第41页/共89页制动T5时第42页/共89页第43页/共89页6.循环功率第44页/共89页第45页/共89页循环功率 Nu 的产生： 单排：Mu = Mq，nu = nq； 双排： Mu = Mq1 = Mt2， nu = nq1 = Mt2计算 ： Nu = Mu

12、. nu ;第46页/共89页第47页/共89页第48页/共89页第49页/共89页第50页/共89页第51页/共89页第52页/共89页第53页/共89页第54页/共89页第55页/共89页第56页/共89页摩檫离合器动力换挡变速箱的缺点就在于它的功率损失。两套行星齿轮输出四个速度，也就需要四个离合器。名义上，有两个离合器要分离，但这会造成部分磨擦损耗。在复杂的行星变速箱上，这些损耗，再加上那些因大量齿轮空转而造成的损耗，还是比较大的。第57页/共89页第五节结构设计（1）齿轮传动设计；（2）。构件支撑及浮动件。(3）。行星架；行星轮。(4）。箱的润滑油第58页/共89页1齿轮传动设计（1）

13、 m，Dq第59页/共89页第60页/共89页 相邻条件 最小齿数 齿轮的变位（2）配齿条件第61页/共89页第62页/共89页第63页/共89页 相邻条件为保证相邻行星轮齿顶不干涉并减少搅油损失，一般使齿顶之间的问隙大于58mm。第64页/共89页 最小齿数 当小于3时，行星排中太阳轮齿数最小。 当大于3时，行星排中行星轮齿数最小。 最小齿数应避免根切并考虑轴和轴承的布置。一般行星轮最小齿数不小于1417，太阳轮考虑到轴的尺寸最小齿数应取得更多一些。 齿轮的变位 为了凑传动比(n值)、避免根切和提高齿轮强度，可采用变位齿轮 第65页/共89页2。构件支撑及浮动件。3。行星架；行星轮。4。箱的

14、润滑油第66页/共89页附件：齿轮变位系数的选择原则 采用变位齿轮的原因：1）配凑中心距；2）提高齿轮的强度和使用寿命；3）降低齿轮的啮合噪声。变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数之和等于零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度接近的程度。角度变位系数之和不等于零。角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用得较多。 变位系数的选择原则 ：1）对于高挡齿轮，应按保证最大接触强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数。2）对于低挡齿轮，为提高小齿轮的齿根强度，应根据危险断面齿厚相等的条件来选择大、小齿轮的变位系数。 3）总变位系数

15、越小，齿轮齿根抗弯强度越低。但易于吸收冲击振动，噪声要小一些。为了降低噪声，对于变速器中除去一、二挡以外的其它各挡齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。一般情况下，随着挡位的降低，总变位系数应该逐挡增大。一、二挡和倒挡齿轮，应该选用较大的值。 第67页/共89页第六节1，2， 3，4，5，6，7第68页/共89页1，2，3，4，5，6，7第69页/共89页第70页/共89页方案1：5个排。方案2：4个排和1个离合器前F，R后排1，2，3档第71页/共89页1，第72页/共89页第73页/共89页第74页/共89页附件第75页/共89页附件第76页/共89页第77页/共89页第78页/共89页第

16、79页/共89页第80页/共89页第81页/共89页第七节结构设计第82页/共89页（油路系统） ；第83页/共89页行星齿轮变速器的换档执行元件包括换挡离合器、换挡制动器和单向离器。换挡离合器为湿式多片离合器，当液压使活塞把主动片和从动片压紧时，离合器接合；当工作液从活塞缸排出时，回位弹簧使活塞后退，使离合器分离。 换挡制动器通常有两种形式：一种是湿式多片制动器，其结构与湿式多片离合器基本相同，不同之处是制动器用于连接转动件和变速器壳体，使转动件不能转动。换挡制动器的另一形式是外束式带式制动器。 行星齿轮变速器的单向离合器与液力变矩器中的单向离合器结构相同。第84页/共89页 液力机械传动式

17、自动变速器的控制 液压自动操纵系统通常由供油、手动选挡、参数调节、换挡时刻控制、换档品质控制等部分组成。 供油部分根据节气门开度和选挡杆位置的变化，将油泵输出油压调节至规定值，形成稳定的工作液压。 在液控液动自动变速器中，参数调节部分主要有节气门压力调节阀（简称节气门阀）和速控调压阀（又称调速器）。节气门压力调节阀使输出液压的大小能够反映节气门开度；速控调压阀使输出液压的大小能够反映车速的大小。 换挡时刻控制部分用于转换通向各换挡执行机构（离合器和制动器）的油路，从而实现换挡控制。 锁定信号阀受电磁阀的控制，使液力变矩器内的锁止离合器适时地接合与分离。 换挡品质控制部分的作用是使换挡过程更加平

18、稳柔和。第85页/共89页现代自动变速器采用电液一体化的设计，其实不单变速器是这样，现在很多自动化设计都是采用的电液一体化设计。所谓电液一体化，就是指用电子方式控制液压油路。这样就省去了各种复杂的液压控制阀和控制管路，直接用电磁阀取代液压阀。电磁阀最大的好处就是布置方便，可靠性和响应速度高。我们完全可以想象，是布置复杂的液压回路容易一些还是布置电线容易一些？答案当然是后者。电液一体化变速控制，除了上述优点以外，还有一个很大的好处就是控制方法更加智能化。因为电磁阀是直接与行车电脑相连的，电脑可以很容易的根据汽车的各种状态调整控制方式。不象纯液压控制那样，控制模式是固定不变的。所以在很多配备了电液

19、一体化式的自动变速器的车上，有经济模式，运动模式，雪地模式可供选择。在经济模式下，电脑控制变速器在低转速换挡达到省油的目的；在运动模式下电脑控制变速器在高转速换挡发挥发动机的动力性能；在雪地模式下，电脑控制自动变速器直接用2挡起步，避免因轮胎打滑而失控。所以，这种电液控制的自动变速器给人的感觉就是非常智能化，非常听话。而这所有的控制模式只需要修改电脑程序就能实现，硬件方面不需要做任何改动，所以成本比传统自动变速器更低，性能却更高。第86页/共89页当然，在使用自动变速器时也有很多有别与手动变速器的地方。首先，自动变速器和手动变速器都有空挡（也就是N挡）。但自动变速器的N挡与手动变速器的N挡是完全不一样的。手动变速器挂入N挡以后，同步器将齿轮与轴的动力分开，完全切断的动力传输；自动变速器挂N挡以后，动力并没有分开，而是解除了所有离合器和制动器对行星齿轮的约束，行星齿轮全