【期刊】六档自动变速器设计-中文翻译

附录B:英文文献翻译六档自动变速器设计 本论文的设计目的是提供一个更有效的设计六档自动变速器的方法，该变速器以基本齿轮比和速比方程为基础。首先，提供了八杆二自由度传动比齿轮机构的速比方程，且用它来计算基本齿轮比。接下来，估算给出速比方程的范围，并分成三组，得出所有可能的离合器序列。然后，用一个平面图形来表示每个可能的离合器控制顺序。最后，从三个所需的速比得出所有齿轮的齿数。这篇论文的结果显示，八杆二自由度传动比齿轮机构最多可能达到六级变速，且只有一组速比适用于设计过程。 (DOI： 10.1ll511.3013346）关键词： 自动变速器，行星齿轮机制，Ravigneaux，速度比1， 概述自动变速器是连接在发动机后部且传递发动机能量至驱动轮的装置。汽车发动机的转速在一定范围内时工作在最佳状态，而变速器就是为了保持发动机的转速在该范围内。自动变速器通过啮合与释放离合器来控制行星齿轮的输入级和输出级，以实现一系列的速比。1940 年，Ravigneaux第一次提出七杆二自由度行星齿轮机构和八杆二自由度行星齿轮机构，这些行星齿轮机制称为Ravigneaux传动比齿轮机构。七杆二自由度行星齿轮机构广泛地应用于如福特 ATX、 福特AOD的自动变速器。 1996年，Hsieh和Tsai提出一种基于面向实体理念的方法，通过列举行星齿轮的离合器序列并制成表格来设计周齿轮机构。该方法有效简化了行星齿轮机构离合器序列的合成。 2000年，Hsu和Hsu采用了图形化表示，进行行星齿轮结构的设计。他们开发了七杆二自由度齿轮机构，其中包含有Ravigneaux齿轮机制。 2002年，Hsu提出了用齿轮齿数以及离合器序列和速比来进行行星齿轮机构的设计。 因此，本论文的目的是设计基于八杆二自由度Ravigneaux齿轮机构的自动变速器。2， Ravigneaux型自动变速器图 1 (a) 为Borg-Warner自动变速器，它可提供四个前进档和一个倒档。它包含了七杆二自由度Ravigneaux齿轮机构、 三个旋转离合器 (CI、 C3 和 C4) 和两个带离合器 （B1 和 B4）。Borg-Warner的自动变速器中 齿圈 2 被选为输出级且受离合器的控制。图 1 （b） 显示离合器序列的控制，其中X符号指示对应的离合器处于激活状态。当离合器 Ci和 Bg 接合、 旋转便从转矩转换器通过i传到Ravigneaux齿轮机构。g和齿轮箱接合，在i与o之间的速比（以g 为基准）表示为Ri,go，速比大于第一档和第二档的速度在叫 (UD)，相等于一个第三档的速度称为(DD)，小于超速档速度叫 (OD)。Ravigneaux齿轮机构采用七杆二自由度齿轮机构，包含变速箱 0、 中心轮 1、 齿圈 2、 中心轮3、 支架 4、 行星齿轮 5，和行星齿轮 6.齿轮 1 ，2、 3 和载体 4 被称为同轴的链接所示，因为他们对相同的轴旋转。八杆二自由度齿轮机构传动比，图 2 (b)，所示。它包括变速箱 0、 中心轮 1、 齿圈 2、 中心轮 3、 支架 4、 齿圈 5、 6、 行星齿轮6和行星齿轮 7、 在哪个星球齿轮 6 相连的星齿轮7。齿轮副的行齿轮齿数的设计，最主要的约束如下：(1)只有一个离合器能在加速时使用。(2)考虑到自动变速器行车性能，倒档速度应该设在第一档和第二档速度之间。(3)考虑到环形齿轮和中心轮齿轮比的绝对值，应该比行星齿轮大，行星齿轮齿数应大于等于15，环形齿轮齿数因小于等于150.(4)为了避免强度不够，行星齿轮的角度应小于110，一确保有三种行星齿轮。=cos-1(Z5-Z7)2+(Z2-Z6)2+(Z6+Z7)22(Z5-Z7)(Z2-Z6)+sin-1(Z7Z5-Z7)+sin-1(Z6Z2-Z6) (1)3， 离合器序列设计设计Ravigneaux自动变速器的第一阶段是列出所有接合顺序，具体过程如下：第一步；选择输出轴及所有速比方程: s-Kir+Ki-1c=0 (2) s,r和c分别是中心齿轮,环形齿轮,和支架的角速 率。Ki是基本齿轮率，Ki=-ZrZs。行星齿轮时，Ki= ZrZs。轴的相应速比方程为: Ri,0g=(i-g)(o-g)第二步：将速比分为UD ,三类，并把他们分类整理。基本齿轮比率的范围代入方程式的速度比确定 相应的范围。然后，使用这些速比范围，他们 分为1 SR(UD)，0SR1 (OD），和SR 0 (RD)。如果有两个以上的速度比在任何一组， 他们将依据约束进一步再分为一些可能性，速度比值任何一个分组是按降序排序，然后离合器序列生成。可能的离合器序列结合 UD、DD、OD 和RD得到。对于图2（b）中的Ravigneaux齿轮机构。，有四个基本组成；环形齿轮，行星齿轮，中心轮，行星架。即，（2，6，1，4），（2，6-7，3，4），（5，7，3，4），和（5，7-6，1，4）。但是，只有前三个齿轮运动方程是独立的。这三个方程是； 1-K12+K1-14=0 3-K22+K2-14=0 3-K35+K3-14=0 其中：K1=-Z2/Z1 K2=Z2/Z3 K3=-Z5/Z3 表一 速比方程由于K11.0,K3K2 ,K3K2R2,51,R3,51,R4,51,R1,52,R1,53和R1,54属于UD,R4,52,R2,53,R4,53属于OD，R3,52，R2,54，和R3,54属于RD。 由于仅有一个离合器用于转换，（R2,51,R3,51,R4,51）和（R1,52,R1,53，R1,54）也被分到UD组。（R4,52,R4,53）和（R2,53,R4,53）分到OD组。且R2,51,R3,51,R4,51可以用下式表示；R=K1K3+XK1K3-K2 (6) 由于X越大，R越大，所以R3,51R2,51R4,51。R1,52,R1,53和R1,54可以表示为R=K1K3+XK2+X (7) 由于K1K3K2则X越大，R越小。故 R1,54R1,52R1,53同理， R4,52R4,53, R2,53R4,53得出UD和OD的离合器序列（表二）R3,52，R1,52分别是倒档和第二档速度。考虑到R3,52R1,52，R3,52明显不符合n2nrn1 因此R3,52得不出来。由两种可能的UD，两种RD及两种RD控制顺序（表二）最后得出八种可能的离合器顺序如表3所示；4.旋转离合器和带式离合器的排列 由于相关联系的离合器序列已经合成，旋转离合器和带离合器需要排列以获得自动变速器.在图形化的自动变速器里，同轴链接用环形顶端表示，这是在一个长方形的系统边界位置。在输出端，旋转离合器，带式离合器是由菱形顶点表示，他们在矩形边界上。每个圆周顶点，用虚线连接到相应的边界。由于自动变速器的图可以在一个平面上所以任意两个边不相交。这个图就是二维的自动变速器。例如，如4（a）所示的自动变速器可以表示为如图4（b）所示的平面图形。表3中的4组离合器序列，他们由三组离合器控制。（C1，C2，C4，B2，B3，B4）,(C1，C3，C4，B2，B3，B4)和（C1，C2，C3，C4，B2，B3，B4）。通过图形表示，（C1，C2，C4，B2，B3，B4）按如下步骤设置；)设计机理如表2所示。）带式离合器的连接如图5（b）所示。）自动变速器的设计如图5（c）所示。同样，需建立离合器组(C1, C3, C4, B2, B3, B4) 和 (C1, C2, C3, C4, B2, B3, B4)的图。分别如下图6（a）和7（a）所示，由于他们是平面图形，所以相应的六速自动变速器绘制如图6（b）和7（b）所示。表3中的最后4组，它包含离合器C2, C3, 和 B1，有图8(a) and 8(b)两种可能的图形画法，因为循环顶点1旁是一闭合回路、菱形顶点B1不能够安排到矩形边界的顶部或底部。这说明如果离合器C2, C3, and B1同时存在，相应的图表便不是平面的，这样得出最后四组不可能实现。所以表三中只有前四组能够实现。5. 齿轮齿数的计算离合器序列已经确定，最后一步便是所有齿轮齿数的确定。因为速比方程是基本齿率K2，K3的函数，故可通过n1,n5,n6求出k1,k2,k3.对于表三中第一种顺序，方程可列为；R1,54=(K1K3)/K2=n1 (8)R1,54=(K1K3-K3)/K2=n2 (9)R1,53=(K1K3-K2K3)/(K2-K2K3)=n3 (10)R4,53=K3/(K3-1)=n5 (11) R4,52=K3/(K3-K2)=n6 （12） R2,54=K3/K2=nr （13）由（8）（11）（12）得，n2=n1-n1n6+n6 (14) n3=n1-n1n5+n5 (15) nr=n6/(n6-1) (16) 当n1n5n6 值给出时，k2,k3,n2,n3和nr能用方程（14）-（19）计算出来。表三中前四组的k2,k3,n2,n3和nr见表4。且根据齿轮比k1,k2,k3可以得到两行星齿轮间的角；=cos-1(1-K3K2)2+(1-1K1)2-(1+1K1-K3+1K2)22(1-K3K2)(1-1K1)+sin-1K3+1K3-1+sin-1(K1+1K1-1) 由于n1,n5,n6的值任意给出，由表4和（20）可以检查k1,k2,k3,n2,n3, 和是否合理。例如，当n1,n5,n6取值（3.00,0.750,0.500）和（4.00,0.833,0.565），相应的结果如5（a）和5（b）所示。可知，这组数据不能设计自动变速器。由表5的结果可知，只有第二组符合设计要求，离合器顺序为齿轮的齿数可以分析出来；从方程（14）-（16）z1,z2,z3和z5满足；K1=n1n6-1/n6=-Z2Z1 K2=n5n6-1/n6(n5-1)=Z2Z3 K3=n5/(n5-1)=-Z5/Z3 然后z2,z3,z5满足；Z2=-n1(n6-1)/n6Z1 Z3=-n1(n5-1)/n5Z1 Z5=n1Z1 根据图9中的约束可知；Z6=(Z2-Z1)/2 Z3=n1-n1n6-n6)/2n6Z1 Z7=(Z5-Z3)/2 Z7=n12n5-1)/2n5Z1 由于z1,n1,n5,n6可以根据图9得到，z2,z3,z5,z6,z7可以由（24）-（26），（27a）,（27b）得到。图（10a）（10b）分别显示变速器和相应离合器的原理图，结果显示n1n2=1.579,n2n3=1.267,n3n4=1.500,n4n5=1.333,n5/n6=1.364为109.525，由于n2n3小于等于1.3时，驾驶性能下降，齿轮x和y之间的能量损失系数为；k=(1Zx1/Zy)/5 齿轮副6和2，6和1，7和6，7和5，7和3之间的功率损耗系数表示为1,2,3,4,5通过方程（29）1,2,3,4,5满足：1=1Z6-1Z25=0.004328 2=1Z6+1Z15=0.010795 3=1Z7+1Z65=0.010795 4=1Z7-1Z55=0.003030 5=1Z7+1Z35=0.009091 4， 结论在此论文中，提出了一种根据Ravigneaux齿轮机构设