自動變速器傳動系統(tǒng)教材用

1、自動變速器傳動系統(tǒng)自動變速器的傳動系統(tǒng)是建立在齒輪傳動原理的基礎上，可以提供不同的傳動比，在整個驅動范圍內，使發(fā)動機以最佳性能匹配汽車變化的負荷，提高汽車動力性和經濟性。目前大多數(shù)自動變速器采用行星齒輪機構提供不同的傳動比，由電子控制液壓系統(tǒng)通過接合和分離換檔離合器和制動器自動選擇傳動比的轉換。最簡單的單排行星齒輪機構是由一個太陽輪、一個帶有多個行星齒輪的行星架和一個齒圈組成的。齒輪一般采用工作平穩(wěn)的典型斜齒輪。行星齒輪一直是處于常嚙合狀態(tài)，因此，這種結構可使換檔迅速、平穩(wěn)、準確，消除了齒輪換擋沖擊或不完全嚙合的現(xiàn)象。行星齒輪機構中位于行星齒輪機構中心的是太陽輪，類似太陽位于太陽系的中心，行星

2、齒輪圍繞著太陽輪，也類似太陽系中地球及其它行星圍繞著太陽。行星齒輪由行星架定位支承，可以在各自獨立的軸上轉動，并且行星齒輪與太陽輪和齒圈是常嚙合的。齒圈位于行星齒輪機構的外層，齒圈是內嚙合齒輪，并包圍著行星齒輪機構的其它元件。行星齒輪的個數(shù)取決于變速器的設計負荷，對于重負荷需要增加行星齒輪的個數(shù)，以使工作負荷由更多的輪齒來負擔。為便于理解行星齒輪機構的工作，首先要理解齒輪傳動的基本原理：小齒輪驅動大齒輪時，輸出轉速降低而輸出轉矩增大。大齒輪驅動小齒輪時，輸出轉速升高而輸出轉矩減小。兩個外齒輪相互嚙合時，其轉動方向相反。一個外齒輪與個內齒輪相嚙合時，其轉動方向相同。1 基本行星齒輪排的傳動特性公

3、式平面運動的行星齒輪機構有兩種基本類型，單行星輪和雙行星輪機構，用運動學中的規(guī)律研究其傳動特性。1.1 剛體繞兩個平行軸轉動的合成在運動學中，剛體運動的合成，當剛體同時繞兩平行軸轉動時，剛體的合成運動為繞瞬時軸的轉動，絕對角速度等于牽連角速度與相對角速度的代數(shù)和，轉向與絕對值大的角速度同向。例如，行星齒輪機構中行星輪可以看作在以行星架為參照坐標系中的轉動。（圖1）圖1 單行星輪齒輪排機構行星輪角速度P行星架角速度（牽連角速度）PC行星輪在以行星架為參照坐標系中的相對角速度r由上述轉動合成：P=PCr所以：r=PPC為以下實際使用的方便，用轉速代替角速度。nS、nR、nPC、為太陽輪、齒圈、行星

4、架轉速。行星輪轉速 nP = nPCnr行星輪相對轉速nr=nPnPC同樣，可以得到太陽輪、齒圈的相對轉速。太陽輪相對轉速nSnPC齒圈相對轉速nCnPC在以行星架為參照坐標系中，利用定軸輪系的傳動比關系得到傳動特性公式。 （Z齒數(shù)）nS+nC(1+)nPC0 （齒數(shù)比ZCZS）1.2 單行星輪機構傳動特性方程行星齒輪機構的最簡單型式是單行星輪機構，機構簡圖如圖1所示。設n1、n2、n3分別是元件太陽輪、齒圈和行星架的轉速，是齒圈與太陽輪的齒數(shù)比（Z2Z1）。利用前述運動學合成原理，以行星架為參照坐標系，由定軸輪系傳動比公式，可得到行星輪機構的傳動特性方程。從太陽輪到齒圈的傳動： n1+n2(

5、1+)n30 （1）1.3 雙行星輪機構傳動特性方程行星齒輪機構的基本型式還有一種是雙行星輪機構，包含有內外兩級行星輪，設n1、n2、n3分別是太陽輪、齒圈和行星架的轉速，分別是齒圈與太陽輪的齒數(shù)比，見圖2。圖2 雙行星輪齒輪排機構同樣，利用運動學合成原理，以行星架為參照坐標系，可得到雙行星輪機構傳動特性方程。從太陽輪到齒圈的傳動：n1n2(1)n30 （2）2 自動變速器的傳動系統(tǒng)分析方法2.1 單排行星齒輪機構的傳動原理行星齒輪機構工作時將太陽輪、齒圈和行星架這三者中的任一元件作為主動件，使它與輸入軸聯(lián)結，將另一元件作為被動件與輸出軸聯(lián)結，再將第三個元件加以約束制動。這樣整個行星齒輪機構即

6、以一定的傳動比傳遞動力。nS+nR(1+)nPC 0 （齒數(shù)比ZCZS）對于單行星輪機構的工作情形有以下八種：1 太陽輪制動，齒圈主動，行星架被動：為前進降速擋，減速相對較?。籲S+nR(1+)nPC 0 nS0nRnPC (1+) 太陽輪制動，行星架主動，齒圈被動：為前進超速擋，增速相對較?。籲S+nR(1+)nPC 0 nS0nPCnR (1+) 齒圈制動，太陽輪主動，行星架被動：太陽輪帶動行星齒輪沿靜止的齒圈旋轉，從而帶動行星架以較慢的速度同向旋轉。為前進降速擋，減速相對較大；nS+nR(1+)nPC 0 nR0nSnPC (1+) 齒圈制動，行星架主動，太陽輪被動：為前進超速擋，增速相

7、對較大；nS+nR(1+)nPC 0 nR0nPCnS 1(1+) 行星架制動，太陽輪主動，齒圈被動：行星架固定，行星齒輪只能自轉，太陽輪經行星齒輪帶動齒圈旋轉輸出動力。齒圈的旋轉方向與太陽輪相反。為倒擋減速擋；nS+nR(1+)nPC 0 nPC0nSnR 行星架制動，齒圈主動，太陽輪被動：為倒擋超速擋nS+nR(1+)nPC 0 nPC0nRnS 1 直接傳動，若三元件中的任兩元件被聯(lián)結在一起，則第三元件必然與這兩者以相同的轉速、相同的方向轉動。nS+nR(1+)nPC 0 nPCnSnS+nR(1+) nS 0 nR(1+) n SnSn S n SnRnPC自由轉動 ：若所有元件均不受

8、約束，則行星齒輪機構失去傳動作用。此種狀態(tài)相當于空擋。約束轉動（雙動力輸入）* ：若三元件中給定兩元件轉速有確定關系，則可確定第三元件的轉動。以常見的線性關系為例： nSk nR由nS+nR(1+)nPC 0 k nR +nR(1+) nPC 0 ( k +) nR(1+) nPC nRnPC(1+)( k +)n SnPCk (1+)( k +) nSk nPC由nS+nR(1+)nPC 0k nPC +nR(1+) nPC 0nR(1+k) nPnPCnR(1+k)n SnRk(1+k)nRk nPC由nS+nR(1+)nPC 0 nS +k nPC(1+) nPC 0nS(1+k) nP

9、CnPCn S1(1+k)nRn Sk(1+k)若以更一般的情形兩轉速輸入：n1、n2。 nSn1、nRn2由n1+n2(1+)nPC 0 (1+) nPC n1 +n2 nPC ( n1 +n2)(1+)n SnPCn1 (1+)( n1 +n2)nRnPCn2 (1+)( n1 +n2) nRn1、nPCn2由nS+n1(1+)n2 0nS(1+)n2 n1nRn Sn1(1+)n2 n1)nPCn Sn2(1+)n2 n1)nSn1、nPCn2由n1+nR(1+)n2 0 nR (1+)n2n1 nR(1+)n2n1)n SnRn1(1+)n2n1)nPCnRn2(1+)n2n1)（*約

10、束轉動情形是較復雜的傳動形式，不列入下面工作表中。但在后面組合機構的傳動分析中涉及到。）單排行星齒輪機構的工作情況歸納如表1：表1 單排單行星輪機構傳動表同樣，對于雙行星輪機構的工作情形也有八種，歸納如表2：表2 單排雙行星輪機構傳動表2.2 雙排行星齒輪機構的傳動系統(tǒng)單排行星齒輪機構所提供的適用傳動比數(shù)目有限，為了增加傳動比數(shù)，需要增加行星齒輪機構的齒輪排數(shù)。一般具有三或四個前進檔的自動變速器至少需要兩排行星齒輪機構。在自動變速器中，兩排或多排行星齒輪機構聯(lián)結在一起，形成組合機構用來提供滿足汽車行駛需要的多種傳動比。兩排組合行星齒輪機構的一半或一部分被稱為前行星齒輪機構，而另一部分被稱為后行

11、星齒輪機構。前后行星齒輪機構的尺寸或齒輪的齒數(shù)可以不同，其尺寸和齒輪的齒數(shù)確定了行星齒輪機構所實現(xiàn)的實際傳動比。與前述單排齒輪類似，根據(jù)其自由度數(shù)，把前或后行星齒輪機構的任何一個元件作為主動件，至少再固定一個元件，而另一個元件作為從動件，就可以實現(xiàn)不同的傳動比和改變轉動方向。一般來說，各個汽車企業(yè)采用行星齒輪機構的不同元件作為主動、從動、和固定元件。由同一個生產廠生產的變速器隨型號不同，選用哪個元件作為主動、從動和固定元件也不相同。在傳動比變換過程中，選擇不同主動元件、固定不同元件需要用到換擋執(zhí)行機構，也可以說換擋執(zhí)行機構是指在換檔時自動變速器中那些用于約束或釋放行星齒輪機構某些部件的裝置。例

12、如，單向離合器、制動器和多片式離合器。單向離合器是純機械裝置，后二者均為液壓控制的機械裝置。多數(shù)變速器同時使用種以上的執(zhí)行機構，有些同時使用三種。典型的兩排組合行星齒輪機構一般有三種型式。一種是兩排行星齒輪機構共用一個太陽輪的辛普森式行星齒輪機構；第二種是拉維挪式行星齒輪機構，它有兩個太陽輪，兩排行星齒輪而共用一個齒圈；第三種是CRCR型式（交叉型式）。辛普森（Simpson）行星齒輪機構該輪系是美國福特公司工程師辛普森（H.W.Simpson）設計發(fā)明的，圖3所示，辛普森齒輪機構是由共用一個太陽輪的兩組行星齒輪、兩個齒圈和兩個行星架組成的。其特點是由兩個完全相同齒輪參數(shù)的行星排組成，齒輪種類

13、少、加工量小、工藝件好、成本低。它是應用最為廣泛的一種復合式行星齒輪機構，可以提供三個前進檔。辛普森行星齒輪變速器，有四個中心元件：1前后太陽輪組件、2前排齒圈、3前排行星架后齒圈組件、4后排行星架。換擋執(zhí)行元件有離合器C1、C2，制動器B1、B2，單向離合器F1。前排行星架后齒圈組件為動力輸出元件。前后齒輪排參數(shù)相同，齒圈齒數(shù)為60、太陽輪齒數(shù)為27。齒數(shù)比60272.22。圖3 三檔辛普森式變速器表3 三檔辛普森式變速器換擋執(zhí)行元件工作表前行星排： n1+n2（1+）n30 (1) 后行星排： n1+n3（1+）n40 (2) 分析其各檔傳動路線并計算傳動比換擋執(zhí)行元件的作用：離合器C1選

14、擇太陽輪組件為動力輸入、C2選擇前排齒圈為動力輸入，制動器B1固定太陽輪組件、B2固定后排行星架，單向離合器F1單向固定后排行星架。倒擋：C1工作，太陽輪n1為主動輪； B2工作，固定后排行星架n4。傳動路線為：輸入®n1 ®后排行星輪（通過固定后排行星架n4）®后排齒圈n3®輸出設n40，由式(2) i13n1/ n312.22 1擋：C2工作，選擇前排齒圈n2為動力輸入；單向離合器F1工作，單向固定后排行星架n4。傳動路線為雙路：輸入®前排齒圈n2 ®前排行星輪®前排行星架n3®輸出輸入®前排齒圈n2

15、 ®前排行星輪®前后排太陽輪組件n1 ®后排行星輪（通過固定后排行星架n4）®后排齒圈n3®輸出設n40，由式(1) 、(2) 前排： n1+n2（1+）n30 后排： n1+n30 i23n2/ n3（1+2）/2.452擋：C2工作，選擇前排齒圈n2為動力輸入；制動器B1工作，固定太陽輪組件n1。傳動路線為：輸入®前排齒圈n2 ®前排行星輪®前排行星架n3（通過固定太陽輪n1）®輸出設n10，由式 (1) i23n2/ n3（1+）/1.45 3擋：C1、C2工作，前后排太陽輪組件n1和前排齒圈n2同

16、步作為輸入轉動，傳動路線為：輸入®前后排太陽輪組件n1和前排齒圈n2同步®前排行星架n3®輸出設n1n2，由式(1) n2n1n3 直接擋 i131拉維挪（Ravigneanx）行星齒輪機構拉維挪（Ravigneanx）行星齒輪機構是由一個單行星排與一個雙行星排組合而成的復合行星機構，如圖4所示，共用一個行星架、長行星輪和齒圈，有四個獨立元件，其特點是：構成元件少、轉速低、結構緊湊、軸向尺寸短、傳動比變化范圍大。圖4 四檔拉維挪式變速器表4 四檔拉維挪式變速器換擋執(zhí)行元件工作表拉維挪機構的四個中心元件：1大太陽輪、2共用齒圈、3共用行星架、4小太陽輪。換擋執(zhí)行元件

17、有離合器C1、C2、C3，制動器B1、B2，單向離合器F1。其作用：離合器C1選擇小太陽輪n4為動力輸入、C2選擇大太陽輪n1為動力輸入、C3選擇共用行星架n3為動力輸入，制動器B1固定大太陽輪、B2固定共用行星架，單向離合器F1單向固定共用行星架。共用齒圈n2為動力輸出元件。齒數(shù)比12.11、12.71。前行星排： n1+1 n2（1+1）n30 (1) 后行星排： n42 n2（12）n30 (2) 以下分析其各檔轉動路線并計算傳動比倒檔：C2工作，大太陽輪n1為主動輪；B2工作，固定共用行星架n3。傳動路線為：輸入®n1 ®共用長行星輪（通過固定共用行星架n3）

18、74;共用齒圈n2®輸出設n30，由式(1) i12n1/ n212.11； 1擋：C1工作，選擇小太陽輪n4為主動輪； F1工作，單向固定共用行星架n4。傳動路線為：輸入®小太陽輪n4 ®后排短行星輪和長行星輪（通過固定共用行星架n3）®共用齒圈n2 ®輸出設n30，由式 (2) n42 n20 得： i42n4/ n222.712擋：C1工作，選擇小太陽輪n4為主動輪；制動器B1工作，固定大太陽輪n1。傳動路線為：輸入®小太陽輪n4 ®后排短行星輪®長行星輪（通過固定太陽輪n1）®共用齒圈n2

19、74;輸出設n10，由式 (1) 、(2) 得：（1+1）n4（12）1 n2+2（1+1）n2（1+2）n2傳動比i42n4 /n2（1+2）/（1+1）1.553擋：C1、C2工作，前后排太陽輪n1和n4同步作為輸入轉動，傳動路線為：輸入®前后太陽輪n1和n4同步®共用齒圈n2 ®輸出設n1n4，由式由式 (1) 、(2) 得： n1n2n3n4 直接擋傳動比i1214擋：C3工作，共用行星架n3為主動輪；制動器B1工作，固定大太陽輪n1。傳動路線為：輸入®共用行星架n3 ®長行星輪（通過固定太陽輪n1）®共用齒圈n2 ®

20、;輸出設n10，由式(1) i32n3/ n21 /（1+1）0.68雙排交叉型式（CRCR型）CRCR型結構是指將兩組單行星排的行星架和齒圈分別聯(lián)結的變速器(圖5所示)，其特點是變速比大、效率高、元件軸轉速低。福特公司與通用公司4T60E應用較多。通用4T60E自動變速器的其動力傳遞原理和換擋執(zhí)行元件工作情況如圖5所示。圖5 通用4T60E自動變速器表5通用4T60E四檔自動變速器換擋執(zhí)行元件工作表4T60E型變速器的行星齒輪機構有四獨立元件組成：1前排太陽輪、2前排齒圈與后排行星架組件、3前排行星架與后排齒圈組件、4后排太陽輪。元件2始終為動力輸出元件。 則其傳動轉速特性公式為 前行星排：

21、 n1+1 n2（1+1）n30 (1) 后行星排： n4+2 n3（1+2）n20 (2) 已知12.385、21.762分析其各檔轉動路線并計算傳動比倒檔：C3工作，前排太陽輪n1為主動輪， 固定前排行星架與后排齒圈組件n3，傳動路線為：輸入®n1 ®前排行星輪®n2®輸出設n30，由式(1) i12n1/ n212.385； 1擋：C3工作，前排太陽輪n1為主動輪，固定后排太陽輪n4，傳動路線為：輸入®n1 ®后排行星輪和n3反作用®n2®輸出設n40，由式(1)、(2) i12n1/ n2（1+1+2）/2

22、2.9211； 2擋：C1工作，前排行星架與后排齒圈組件n3為主動輪，固定后排太陽輪n4，其傳動路線為：輸入®前排行星架與后排齒圈組件n3®n2®輸出設n40，由式 (2) i32n3/ n2（1+2）/21.568； 3擋：C1、C2工作，前排太陽輪n1和前排行星架與后排齒圈組件n3同步作為輸入轉動，傳動路線為：輸入®n3 、n1®n2®輸出設n1n3，由式(1) n2n1n3 直接擋 i121； 4擋：C1工作，前排行星架與后排齒圈組件n3為主動輪， 固定前排太陽輪n1，傳動路線為：輸入®n3 ®n2®

23、;輸出設n10，由式(1) i32n3/ n21 /（1+1）0.70463 典型自動變速器的傳動系統(tǒng)在汽車經濟性和動力性更高水平的要求下，自動變速器也發(fā)展到了高擋數(shù)的階段，目前市場中廣泛應用5速和6速自動變速器。奔馳722.6系列5速自動變速器722.6自動變速器是電子控制5前進擋2倒擋轎車用自動變速器，用于奔馳多款轎車。該自動變速器行星齒輪機構由三排單級行星齒輪機構組成，分別稱為前行星齒輪機構、中間行星齒輪機構及后行星齒輪機構。行星齒輪機構與換擋執(zhí)行元件示意圖如圖6所示。由圖可知，前行星架與后齒圈為一體；后行星架與中間齒圈為一體；中間行星架是動力輸出端。換擋執(zhí)行元件包括三個離合器K1、K2

24、、K3和三個制動器B1、B2、B3及二個單向離合器F1、F2，不同擋位時各換擋執(zhí)行元件的狀態(tài)見表6。圖6 奔馳722.6系列5速變速器機構簡圖表6 奔馳722.6系列5速變速器換擋執(zhí)行元件工作表各換擋執(zhí)行元件的作用：離合器K1聯(lián)接前行星架和前太陽輪K2選擇輸入中間齒圈和后行星架組件K3聯(lián)接中間太陽輪和后太陽輪制動器B1固定前太陽輪B2固定中間太陽輪B3固定中間齒圈和后行星架組件單向離合器F1逆時針固定前太陽輪F2相對中間太陽輪逆時針固定后太陽輪在分析變速器的傳動是可以將其分為兩級傳動，第一級是前行星齒輪機構，第二級是中間行星齒輪機構和后行星齒輪機構組成的雙排機構。第一級的傳動有四種情形：輸入軸

25、驅動前齒圈順時針旋轉，前太陽輪有逆時針旋轉的趨勢，單向離合器F1鎖止或制動器B1工作，固定前太陽輪，則前行星架以第一級傳動比（減速）將動力傳遞給后齒圈。雙路傳動：一路和前一種傳動情形相同，減速傳動給后齒圈；第二路K2工作，增加輸入軸直接驅動中間齒圈。離合器K1工作，聯(lián)接前太陽輪和前行星架，機構同步輸出，傳動比為1將動力傳遞給后齒圈。雙路傳動：一路和前一種傳動情形相同，機構同步以傳動比為1將動力傳遞給后齒圈；第二路K2工作，增加輸入軸直接驅動中間齒圈。1=1.6373，2=2.4622，3=1.7939。第一級變速機構的一級傳動比（減速）可由公式（1）得：nS+1 nR(1+1)nPC0 （1）

26、nS0iInR/ nPC（1+1） /1 =1.6108各擋傳動路線分析和傳動比計算：第二級機構的特性方程為n1+2n2(1+2)n30 （2）n4+3n5(1+3)n20 （3）第二級換擋約束有K3聯(lián)接中間太陽輪和后太陽輪（n1n4）、B2固定中間太陽輪（n10）、B3固定中間齒圈和后行星架組件（n20）R1擋動力傳遞路線：B1、K3、B3工作，第一級減速單路動力輸入第二級。傳動比iiIiIIiI n5/ n3R2擋動力傳遞路線：K1、K3、B3工作1擋動力傳遞路線：K3、B1、B2工作2擋動力傳遞路線：K1、K3、B2工作3擋動力傳遞路線：K1、K2、B2工作4擋動力傳遞路線：K1、K2、

27、K3工作5擋動力傳遞路線：K2、K3、B1工作 ZF6速6HP-19A自動變速器圖7 ZF6速6HP-19A自動變速器機構簡圖表7 ZF6速6HP-19A自動變速器換擋執(zhí)行元件工作表4 奔馳7G-TRONIC型7速自動變速器的傳動系統(tǒng)4.1 7G-TRONIC行星齒輪傳動系統(tǒng)的結構和傳動原理已經應用于奔馳車型的7G-TRONIC 7速自動變速器的傳動方案如圖所示。圖2 7G-TRONIC 7速自動變速器的傳動方案、表2 7G-TRONIC 7速自動變速器的傳動表7G-TRONIC變速機構分為兩級行星齒輪機構，第一級為拉維娜變型行星齒輪機構，雙行星輪齒輪排和單行星輪齒輪排的組合，第一級有四個獨立

28、元件：共用太陽輪、大齒圈、共用行星架、小齒圈。液力變矩器的動力輸入到第一級的小齒圈，共用行星架和第二級中間排齒圈聯(lián)結為第一級輸出并為第二級輸入。第二級為約束型辛普森行星齒輪機構，有五個中心元件：中間排太陽輪、中間排齒圈、齒圈行星架組件、末端太陽輪、末端行星架。在離合器K3工作時，前后太陽輪結合，即形成典型辛普森行星齒輪機構。本級末端行星架為動力輸出元件。一、二級機構組合為四自由度機構，由換擋執(zhí)行元件離合器和制動器控制各個檔位的傳動。換擋執(zhí)行元件有離合器K1、K2、K3，制動器B1、B2、B3、BR。元件K1、B1、B3是實現(xiàn)第一級到第二級的動力傳動比的選擇控制，并直接通過中間齒圈輸入第二級機構

29、。元件K2時實現(xiàn)對第二級的雙路動力輸入，同時，也對第二級機構的自由度產生影響，K2工作時第二級自由度為2，不工作自由度為3。元件B2、BR、K3控制第二級的動力傳動比。機構為四自由度機構，所以每一檔位要有三元件工作才能實現(xiàn)確定的傳動。由工作表可知，約束情況有兩種：離合器K2不工作，第一級到第二級動力傳動直接通過中間齒圈輸入第二級，成串聯(lián)組合機構，也即一路動力聯(lián)接。第一級由元件K1、B1、B3形成三種傳動比輸出，第二級離合器K3工作，前后太陽輪結合，形成辛普森機構，元件B2、BR形成兩種傳動比輸出，共組合出R1、R2、1、2、3擋位。離合器K2工作，第一級到第二級動力傳動增加一路由齒圈行星架組件

30、輸入，成并聯(lián)組合機構，也即兩路動力聯(lián)接。第一級同樣由元件K1、B1、B3形成三種傳動比輸出，第二級分別由K3和B2選擇傳動比，組合出4、5、6、7擋位。以下是各擋具體的傳動路線。1擋：該擋位是一路動力傳動路線：動力輸入®第1級小齒圈®第1級行星輪（制動大齒圈）®第1級行星架（減速）®第2級中間齒圈®第2級齒圈行星架組件（聯(lián)結和制動太陽輪）®第2級末端行星架®動力輸出2擋：該擋位是一路動力傳動路線：動力輸入®第1級小齒圈®第1級行星輪（制動共用太陽輪）®第1級行星架（減速）®第2級中間齒

31、圈®第2級齒圈行星架組件（聯(lián)結和制動太陽輪）®第2級末端行星架®動力輸出3擋：該擋位是一路動力傳動路線：動力輸入®第1級小齒圈®第1級同步機構（聯(lián)結共用太陽輪和大齒圈）®第1級行星架（直接）®第2級中間齒圈®第2級齒圈行星架組件（聯(lián)結和制動太陽輪）®第2級末端行星架®動力輸出4擋： 該擋位是雙動力傳動路線：動力輸入®離合器K2（直接）®第2級齒圈行星架組件（制動末端太陽輪）®第2級末端行星架®動力輸出動力輸入®第1級小齒圈®第1級同步機

32、構（聯(lián)結共用太陽輪和大齒圈）®第1級行星架（直接）®第2級中間齒圈®第2級齒圈行星架組件（制動末端太陽輪）®第2級末端行星架®動力輸出5擋：該擋位是雙動力傳動路線：動力輸入®離合器K2（直接）®第2級齒圈行星架組件（聯(lián)結兩太陽輪）機構同步®第2級末端行星架®動力輸出動力輸入®第1級小齒圈®第1級同步機構（聯(lián)結共用太陽輪和大齒圈）®第1級行星架（直接）®第2級中間齒圈®第2級齒圈行星架組件（聯(lián)結兩太陽輪）機構同步®第2級末端行星架®動力輸

33、出6擋：該擋位是雙動力同步傳動路線：動力輸入®離合器K2（直接）®第2級齒圈行星架組件（聯(lián)結兩太陽輪）®第2級末端行星架®動力輸出動力輸入®第1級小齒圈®第1級行星輪（制動共用太陽輪）®第1級行星架（減速）®第2級中間齒圈®第2級齒圈行星架組件（聯(lián)結太陽輪）®第2級末端行星架®動力輸出7擋：該擋位是雙動力傳動路線：動力輸入®離合器K2（直接）®第2級齒圈行星架組件（聯(lián)結兩太陽輪）®第2級末端行星架®動力輸出動力輸入®第1級小齒圈

34、4;第1級行星輪（制動大齒圈）®第1級行星架（減速）®第2級中間齒圈®第2級齒圈行星架組件（聯(lián)結太陽輪）®第2級末端行星架®動力輸出R1擋：該擋位是一路動力傳動路線：動力輸入®第1級小齒圈®第1級行星輪（制動大齒圈）®第1級行星架（減速）®第2級中間齒圈®第2級齒圈行星架組件（聯(lián)結太陽輪和制動齒圈行星架組件）®第2級末端行星架®動力輸出R2擋：該擋位是一路動力傳動路線：動力輸入®第1級小齒圈®第1級行星輪（制動共用太陽輪）®第1級行星架（減速）&

35、#174;第2級中間齒圈®第2級齒圈行星架組件（聯(lián)結太陽輪和制動齒圈行星架組件）®第2級末端行星架®動力輸出4.2 第一級變速機構傳動比計算第一級為拉維娜變型行星齒輪機構，雙行星輪齒輪排和單行星輪齒輪排的組合，有四個獨立元件：共用太陽輪、大齒圈、共用行星架、小齒圈。齒數(shù)比1=2.5757，2=2.048。第一級拉維娜變型行星齒輪機構的特性方程：n1+2 n4(1+2)n30 （1） n11 n2(11)n30 （2）三種情形輸出：輸入元件為小齒圈、輸出元件為共用行星架、傳動比為n4n3K1：同步輸出傳動比為n4n31；B1：n1 0 方程式（1）2 n4(1+2)

36、n30 n4n3 (1+2)2 n4n31.4883；B3：n2 0 方程式（1）和（2）(11)n3+2 n4(1+2)n30 n4n3(1+2)2 n4n32.2577；由此可知，第一級到第二級動力傳動有兩種情形：一種是分別以傳動比1、1.4883、2.2577單路輸入；另一種是雙路輸入，一路傳動比為1直接輸入，第二路同樣分別以傳動比1、1.4883、2.2577輸入。4.3 第二級變速機構傳動特性方程第二級分兩種情形，一種是4擋離合器K3不工作，是五中心元件、三自由度機構；另一種除4擋之外所有擋離合器K3工作，前后太陽輪結合，即形成典型辛普森行星齒輪機構，可作為四元件機構。五元件機構傳動

37、特性：中間排太陽輪、中間排齒圈、齒圈行星架組件、末端太陽輪、末端行星架。n1+3 n2(1+3 )n30 （3） n4+4 n3(1+4 )n50 （4） 四元件（辛普森式）機構傳動特性：太陽輪組件、中間排齒圈、齒圈行星架組件、末端行星架。n1+3 n2(1+3 ) n30 （5） n1+4 n3(1+4 ) n40 （6） 4.4 變速器傳動比計算傳動比由第一級和第二級兩級傳動比組成，所以，第二級機構在各擋的計算中，以第一級的輸出為輸入，如是一路動力輸入，以第一級傳動比乘第二級兩級傳動比得到最終變速傳動比；如是二路動力輸入，動力直接輸入，第二級傳動比計算的傳動比即是最終變速傳動比。已知3 =

38、2.4738，4 =2.7174。各擋傳動比的計算如下：K1：n4n31；B1：n4n31.4883；B3：n4n32.2577；1擋：一路輸入，第一級B3工作，第二級B2、K3工作，四元件機構，傳動比為2.2577× (n2n4)由方程式（5）、（6）、B2：n10 得：n2n4(1+3) (1+4)43 1.9210 傳動比為2.2577× (n2n4)2.2577×1.92104.3372擋：一路輸入，第一級B1工作，第二級B2、K3工作，四元件機構，傳動比為1.4883× (n2n4)由方程式（5）、（6）、B2：n10 得：n2n4(1+3)

39、(1+4)43 1.9210 傳動比為1.4883× (n2n4)1.4883×1.92102.8593擋：一路輸入，第一級K1工作，第二級B2、K3工作，四元件機構，傳動比為 (n2n4)由方程式（5）、（6）、B2：n10 得：n2n4(1+3) (1+4)43 1.9210 傳動比為(n2n4)1.92104擋 ：K2工作、雙路輸入，第一級K1工作，第二級B2工作，五元件機構，傳動比為 (n3n5)由方程式（4）、K1 、K2工作：n2n3 B2：n40 得：n3n5(1+4 )41.368傳動比為n3n51.3685擋 ：K2工作、雙路輸入，第一級K1工作，第二級K

40、3工作，四元件機構，傳動比為 (n3n4)由方程式（5）、（6）、K1、K2工作：n2n3 得：n3n41傳動比為n3n41（第一級、第二級都為同步轉動）6擋：K2工作、雙路輸入，第一級B1工作，第二級K3工作，四元件機構，傳動比為 (n3n4)由方程式（5）、（6）、B1、K2工作：n3n21.4883 得：(n3n4)(1+4 )(1+4 )( 1+4+331.4883 ) 0.82 傳動比為n3n40.827擋：K2工作、雙路輸入，第一級B3工作，第二級K3工作，四元件機構，傳動比為 (n3n4)由方程式（5）、（6）、B3、K2工作：n3n22.2577 得：(n3n4)(1+4 )(

41、1+4 )( 1+4+332.2577 ) 0.7295 傳動比為n3n40.7295R1擋：一路輸入，第一級B3工作，第二級BR、K3工作，四元件機構，傳動比為2.2577× (n2n4)由方程式（5）、（6）、BR：n30 得：n2n4(1+4 )31.5027 傳動比為2.2577× (n2n4)2.2577×1.50273.393R2擋：一路輸入，第一級B1工作，第二級BR、K3工作，四元件機構，傳動比為1.4883× (n2n4)由方程式（5）、（6）、BR：n30 得：n2n4(1+4 )31.5027 傳動比為2.2577× (n

42、2n4)1.4883×1.50272.2375 AA80E型8速自動變速器的傳動系統(tǒng)分析在汽車經濟性和動力性更高水平的要求下，自動變速器也發(fā)展到了高擋數(shù)的階段，目前市場中廣泛應用6速自動變速器，而近年來，高端乘用車型中開始發(fā)展和應用7速和8速自動變速器。下面對豐田雷克薩斯LS460車型的AA80E型8速自動變速器的行星齒輪變速機構進行分析，介紹計算其各擋傳動比的方法，簡單討論其結構參數(shù)的確定。5.1 AA80E行星齒輪傳動系統(tǒng)的結構和傳動原理如圖3所示，應用于豐田雷克薩斯的AA80E型8速自動變速器的傳動方案。圖3 8速自動變速器傳動結構圖變速機構分為兩級行星齒輪機構，液力變矩器的動

43、力輸出到第一級的行星架，第一級為基本型雙行星輪齒輪排，并且固定太陽輪形成單自由度機構，由齒圈和行星架輸出兩種轉速動力。行星架作為機構的動力輸入元件通過離合器C2、C4直接輸出動力，而齒圈以本級的減速比通過離合器C1、C3輸出動力。第二級為拉維挪型二自由度組合機構，由四中心元件（大太陽輪、小太陽輪、共用齒圈、共用行星架）、長行星齒輪、短行星齒輪組成。長行星齒輪通過兩端聯(lián)結兩齒輪排形成組合行星齒輪變速機構。一、二級機構組合為三自由度機構，由換擋執(zhí)行元件離合器和制動器控制各個檔位的傳動。離合器C1、C2、C3、C4是實現(xiàn)第一級到第二級的動力傳動聯(lián)接；制動器B1制動大太陽輪、B2和單向離合器F制動共用

44、行星架。由于機構自由度為3，需要有兩個約束才能實現(xiàn)確定的傳動，所以每一檔位要有兩個換檔元件工作。由表1可知，約束情況有兩種：一個離合器和一個制動器工作；兩個離合器工作。一個離合器和一個制動器工作：第一級到第二級一個離合器聯(lián)接傳動，即一路動力聯(lián)接，兩級機構動力傳動為串聯(lián)，這樣的擋位有1、2、8、R1、R2擋位。兩個離合器工作：第一級到第二級兩個離合器聯(lián)接傳動，即雙路動力聯(lián)接，兩級機構動力傳動為并聯(lián)，這樣的擋位有3、4、5、6、7擋位為并聯(lián)。其中3、6擋位雙路同步動力輸入，即雙輸入為同一軸，所以第二級行星齒輪機構為直接擋；其它擋位則是兩種轉速動力的雙路輸入。以下是各擋具體的傳動路線。1擋：該擋位是

45、一路動力傳動路線：動力輸入®第1級行星架®第1級齒圈（減速）®第2級后排小太陽輪®第2級內行星輪（制動行星架）®前后排行星輪組件（通過制動共用行星架）®第2級后排齒圈®動力輸出2擋：該擋位是一路動力傳動路線：動力輸入®第1級行星架®第1級齒圈（減速）®第2級后排小太陽輪®第2級內行星輪（制動行星架）®前后排行星輪組件（通過制動前排大太陽輪）®第2級后排齒圈®動力輸出3擋：該擋位是雙動力同步傳動路線：動力輸入®第1級行星架®第1級齒圈（減

46、速）®同步輸入第2級后排小太陽輪和前排大太陽輪®第2級行星機構®第2級后排齒圈®動力輸出4擋： 該擋位是雙動力傳動路線：動力輸入®第1級行星架（直接） ®第2級前排大太陽輪®第2級前后排行星輪組件®第2級后排齒圈®動力輸出動力輸入®第1級行星架®第1級齒圈（減速）®第2級后排小太陽輪®第2級內行星輪®第2級前后排行星輪組件®第2級后排齒圈®動力輸出5擋：該擋位是雙動力傳動路線：動力輸入®第1級行星架（直接） ®第2級

47、共用行星架®第2級前后排行星輪組件®第2級后排齒圈®動力輸出動力輸入®第1級行星架®第1級齒圈（減速）®第2級后排小太陽輪®第2級內行星輪®第2級前后排行星輪組件®第2級后排齒圈®動力輸出6擋：該擋位是雙動力同步傳動路線：動力輸入®第1級行星架（直接）®同步輸入第2級前排大太陽輪和共用行星架®第2級行星機構®第2級后排齒圈®動力輸出7擋：該擋位是雙動力傳動路線：動力輸入®第1級行星架（直接） ®第2級共用行星架®第2

48、級前后排行星輪組件®第2級后排齒圈®動力輸出動力輸入®第1級行星架®第1級齒圈（減速）®第2級前排大太陽輪®第2級前后排行星輪組件®第2級后排齒圈®動力輸出8擋：該擋位是一路動力傳動路線：動力輸入®第1級行星架（直接） ®第2級共用行星架®第2級前后排行星輪組件（通過制動前排大太陽輪）®第2級后排齒圈®動力輸出R1擋：該擋位是一路動力傳動路線：動力輸入®第1級行星架®第1級齒圈（減速）®第2級前排大太陽輪®第2級前后排行星輪組

49、件（通過制動共用行星架）®第2級后排齒圈®動力輸出R2擋：該擋位是一路動力傳動路線：動力輸入®第1級行星架（直接）®第2級前排大太陽輪®第2級前后排行星輪組件（通過制動共用行星架）®第2級后排齒圈®動力輸出5.2 第一級變速機構傳動比計算第一級變速機構是雙行星輪機構，由太陽輪1固定形成單自由度機構。齒數(shù)比=2.159。行星架3作為直接輸入，齒圈2輸出，一級傳動比可由公式（2）得：n1n2(1)n30 （2）n10齒圈通過離合器C1、C3以一級減速比1.863輸出動力，行星架通過離合器C2、C4以傳動比1直接輸出動力。5.3

50、第二級變速機構傳動比計算第二級為拉維挪變型二自由度組合機構，有兩個行星齒輪排組合：前排單行星輪齒輪排和后排雙行星輪齒輪排，通過前排行星輪和后排的外行星輪聯(lián)結一體，并共用齒圈和共用行星架來實現(xiàn)前排和后排的組合。組合后的機構參與傳動計算的元件有：小太陽輪4、齒圈5、行星架6、大太陽輪7。前排的傳動特性：傳動特性使用單行星輪機構傳動特性中公式，根據(jù)前面的編號代入公式（1）得到：n7 +2 n5 (1+2) n60 （3） 后排的傳動特性：傳動特性使用雙行星輪機構傳動特性中公式，根據(jù)前面的編號代入公式（2）得到：n41 n5(11 ) n60 （4）n4、n5、n6、n7四個變量兩個方程形成二自由動機

51、構的傳動特性計算模型。5.4 變速器傳動比計算四個轉速變量n4、n5、n6、n7，兩個特性方程，輸出元件為n5，加上一個工作元件的約束，形成齊次方程組，可以計算出后一級二自由度組合機構的傳動比。根據(jù)前一級輸出傳動比得出變速器的檔位傳動比。計算只是齊次線性方程組的簡單求解，過程如下：傳動比由第一級和第二級兩級傳動比組成，由3.1所述第一級齒圈通過離合器C1、C3輸出動力則一級減速比為1.863，第一級行星架通過離合器C2、C4直接輸出動力則傳動比為1 。所以，第二級機構在各擋的計算中，如果第一級僅有C1、C3參與輸出動力，選擇該離合器從動元件為輸入，計算的傳動比乘以第一級減速比1.863得到最終

52、變速傳動比；凡有C2、C4參與輸出動力，選擇該離合器從動元件為輸入，計算的傳動比即是最終變速傳動比。見圖3示，中心元件：小太陽輪4、齒圈5、行星架6、大太陽輪7，其中動力輸出元件為齒圈5。特性方程：n7 +2 n5 (1+2) n60 （3） n41 n5(11 ) n60 （4）已知1 =2.467，2 =2.174。1擋：C1輸入（小太陽輪4）、B2工作（制動行星架6）。即：傳動比為1.863× (n4n5)、n60代入（4）得n41 n50 (n4n5)1 2.467傳動比為1.863×(n4n5)1.863×2.4674.5962擋：C1輸入（小太陽輪4）

53、、B1工作（制動大太陽輪7）。即：傳動比為1.863× (n4n5)、n70代入（4）得：2 n5 (1+2) n60由公式（4）n41 n5(11 ) n60合并得：(n4n5) (1 +2)(1+2)1.4622 傳動比為1.863× (n4n5) 2.7243擋：C1輸入（小太陽輪4）、C3輸入（大太陽輪7）。即：傳動比為1.863× (n4n5)、n4n7第二級為同步雙輸入，所以 (n4n5)1傳動比為1.863。4擋 ：C1輸入（小太陽輪4）、C4輸入（大太陽輪7）。傳動比為(n7n5)、且n4n71.863，第二級為雙輸入。約束條件代入（4）得：n71

54、.8631 n5(11 ) n60公式（3）n7 +2 n5 (1+2) n60合并得：傳動比(n7n5)(1 +2 ) (1+2)1.863(11 ) ) 1.4645擋 ：C1輸入（小太陽輪4）、C2輸入（行星架6）。后排為雙輸入。傳動比為(n6n5)、而且n4n61.863代入（4）得n61.8631 n5(11 ) n60 合并得：傳動比(n6n5) 1.8631(11.863 (11 ) )1.2316擋：C2輸入（行星架6）、C4輸入（大太陽輪7）。后排為同步雙輸入。傳動比為1。7擋：C2輸入（行星架6）、C3輸入（大太陽輪7）。后排為雙輸入。傳動比為(n6n5)、且n61.863n7。代入（3）得n61.863+2 n5 (1+2) n60 整理得：傳動比(n6n5)1.8632(1.863 (1+2)1)0.8248擋：C2輸入（行星架6）、B1工作（大太陽輪7）。即：傳動比為(n6n5)、n70代入（3）得2 n5 (1+2) n60 整理得：傳動比(n6n5) 2(1+2)0.685R1擋：C3輸入（大太陽輪7