自动变速器传动系统教材用

1、自动变速器传动系统自动变速器的传动系统是建立在齿轮传动原理的基础上，可以提供不同的传动比，在整个驱动范围内，使发动机以最佳性能匹配汽车变化的负荷，提高汽车动力性和经济性。目前大多数自动变速器采用行星齿轮机构提供不同的传动比，由电子控制液压系统通过接合和分离换档离合器和制动器自动选择传动比的转换。最简单的单排行星齿轮机构是由一个太阳轮、一个带有多个行星齿轮的行星架和一个齿圈组成的。齿轮一般采用工作平稳的典型斜齿轮。行星齿轮一直是处于常啮合状态，因此，这种结构可使换档迅速、平稳、准确，消除了齿轮换挡冲击或不完全啮合的现象。行星齿轮机构中位于行星齿轮机构中心的是太阳轮，类似太阳位于太阳系的中心，行星

2、齿轮围绕着太阳轮，也类似太阳系中地球及其它行星围绕着太阳。行星齿轮由行星架定位支承，可以在各自独立的轴上转动，并且行星齿轮与太阳轮和齿圈是常啮合的。齿圈位于行星齿轮机构的外层，齿圈是内啮合齿轮，并包围着行星齿轮机构的其它元件。行星齿轮的个数取决于变速器的设计负荷，对于重负荷需要增加行星齿轮的个数，以使工作负荷由更多的轮齿来负担。为便于理解行星齿轮机构的工作，首先要理解齿轮传动的基本原理：小齿轮驱动大齿轮时，输出转速降低而输出转矩增大。大齿轮驱动小齿轮时，输出转速升高而输出转矩减小。两个外齿轮相互啮合时，其转动方向相反。一个外齿轮与个内齿轮相啮合时，其转动方向相同。1 基本行星齿轮排的传动特性公

3、式平面运动的行星齿轮机构有两种基本类型，单行星轮和双行星轮机构，用运动学中的规律研究其传动特性。1.1 刚体绕两个平行轴转动的合成在运动学中，刚体运动的合成，当刚体同时绕两平行轴转动时，刚体的合成运动为绕瞬时轴的转动，绝对角速度等于牵连角速度与相对角速度的代数和，转向与绝对值大的角速度同向。例如，行星齿轮机构中行星轮可以看作在以行星架为参照坐标系中的转动。（图1）图1 单行星轮齿轮排机构行星轮角速度P行星架角速度（牵连角速度）PC行星轮在以行星架为参照坐标系中的相对角速度r由上述转动合成：P=PCr所以：r=PPC为以下实际使用的方便，用转速代替角速度。nS、nR、nPC、为太阳轮、齿圈、行星

4、架转速。行星轮转速 nP = nPCnr行星轮相对转速nr=nPnPC同样，可以得到太阳轮、齿圈的相对转速。太阳轮相对转速nSnPC齿圈相对转速nCnPC在以行星架为参照坐标系中，利用定轴轮系的传动比关系得到传动特性公式。 （Z齿数）nS+nC(1+)nPC0 （齿数比ZCZS）1.2 单行星轮机构传动特性方程行星齿轮机构的最简单型式是单行星轮机构，机构简图如图1所示。设n1、n2、n3分别是元件太阳轮、齿圈和行星架的转速，是齿圈与太阳轮的齿数比（Z2Z1）。利用前述运动学合成原理，以行星架为参照坐标系，由定轴轮系传动比公式，可得到行星轮机构的传动特性方程。从太阳轮到齿圈的传动： n1+n2(

5、1+)n30 （1）1.3 双行星轮机构传动特性方程行星齿轮机构的基本型式还有一种是双行星轮机构，包含有内外两级行星轮，设n1、n2、n3分别是太阳轮、齿圈和行星架的转速，分别是齿圈与太阳轮的齿数比，见图2。图2 双行星轮齿轮排机构同样，利用运动学合成原理，以行星架为参照坐标系，可得到双行星轮机构传动特性方程。从太阳轮到齿圈的传动：n1n2(1)n30 （2）2 自动变速器的传动系统分析方法2.1 单排行星齿轮机构的传动原理行星齿轮机构工作时将太阳轮、齿圈和行星架这三者中的任一元件作为主动件，使它与输入轴联结，将另一元件作为被动件与输出轴联结，再将第三个元件加以约束制动。这样整个行星齿轮机构即

6、以一定的传动比传递动力。nS+nR(1+)nPC 0 （齿数比ZCZS）对于单行星轮机构的工作情形有以下八种：1 太阳轮制动，齿圈主动，行星架被动：为前进降速挡，减速相对较小；nS+nR(1+)nPC 0 nS0nRnPC (1+) 太阳轮制动，行星架主动，齿圈被动：为前进超速挡，增速相对较小；nS+nR(1+)nPC 0 nS0nPCnR (1+) 齿圈制动，太阳轮主动，行星架被动：太阳轮带动行星齿轮沿静止的齿圈旋转，从而带动行星架以较慢的速度同向旋转。为前进降速挡，减速相对较大；nS+nR(1+)nPC 0 nR0nSnPC (1+) 齿圈制动，行星架主动，太阳轮被动：为前进超速挡，增速相

7、对较大；nS+nR(1+)nPC 0 nR0nPCnS 1(1+) 行星架制动，太阳轮主动，齿圈被动：行星架固定，行星齿轮只能自转，太阳轮经行星齿轮带动齿圈旋转输出动力。齿圈的旋转方向与太阳轮相反。为倒挡减速挡；nS+nR(1+)nPC 0 nPC0nSnR 行星架制动，齿圈主动，太阳轮被动：为倒挡超速挡nS+nR(1+)nPC 0 nPC0nRnS 1 直接传动，若三元件中的任两元件被联结在一起，则第三元件必然与这两者以相同的转速、相同的方向转动。nS+nR(1+)nPC 0 nPCnSnS+nR(1+) nS 0 nR(1+) n SnSn S n SnRnPC自由转动 ：若所有元件均不受

8、约束，则行星齿轮机构失去传动作用。此种状态相当于空挡。约束转动（双动力输入）* ：若三元件中给定两元件转速有确定关系，则可确定第三元件的转动。以常见的线性关系为例： 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)若以更一般的情形两转速输入：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)（*约

10、束转动情形是较复杂的传动形式，不列入下面工作表中。但在后面组合机构的传动分析中涉及到。）单排行星齿轮机构的工作情况归纳如表1：表1 单排单行星轮机构传动表同样，对于双行星轮机构的工作情形也有八种，归纳如表2：表2 单排双行星轮机构传动表2.2 双排行星齿轮机构的传动系统单排行星齿轮机构所提供的适用传动比数目有限，为了增加传动比数，需要增加行星齿轮机构的齿轮排数。一般具有三或四个前进档的自动变速器至少需要两排行星齿轮机构。在自动变速器中，两排或多排行星齿轮机构联结在一起，形成组合机构用来提供满足汽车行驶需要的多种传动比。两排组合行星齿轮机构的一半或一部分被称为前行星齿轮机构，而另一部分被称为后行

11、星齿轮机构。前后行星齿轮机构的尺寸或齿轮的齿数可以不同，其尺寸和齿轮的齿数确定了行星齿轮机构所实现的实际传动比。与前述单排齿轮类似，根据其自由度数，把前或后行星齿轮机构的任何一个元件作为主动件，至少再固定一个元件，而另一个元件作为从动件，就可以实现不同的传动比和改变转动方向。一般来说，各个汽车企业采用行星齿轮机构的不同元件作为主动、从动、和固定元件。由同一个生产厂生产的变速器随型号不同，选用哪个元件作为主动、从动和固定元件也不相同。在传动比变换过程中，选择不同主动元件、固定不同元件需要用到换挡执行机构，也可以说换挡执行机构是指在换档时自动变速器中那些用于约束或释放行星齿轮机构某些部件的装置。例

12、如，单向离合器、制动器和多片式离合器。单向离合器是纯机械装置，后二者均为液压控制的机械装置。多数变速器同时使用种以上的执行机构，有些同时使用三种。典型的两排组合行星齿轮机构一般有三种型式。一种是两排行星齿轮机构共用一个太阳轮的辛普森式行星齿轮机构；第二种是拉维挪式行星齿轮机构，它有两个太阳轮，两排行星齿轮而共用一个齿圈；第三种是CRCR型式（交叉型式）。辛普森（Simpson）行星齿轮机构该轮系是美国福特公司工程师辛普森（H.W.Simpson）设计发明的，图3所示，辛普森齿轮机构是由共用一个太阳轮的两组行星齿轮、两个齿圈和两个行星架组成的。其特点是由两个完全相同齿轮参数的行星排组成，齿轮种类

13、少、加工量小、工艺件好、成本低。它是应用最为广泛的一种复合式行星齿轮机构，可以提供三个前进档。辛普森行星齿轮变速器，有四个中心元件：1前后太阳轮组件、2前排齿圈、3前排行星架后齿圈组件、4后排行星架。换挡执行元件有离合器C1、C2，制动器B1、B2，单向离合器F1。前排行星架后齿圈组件为动力输出元件。前后齿轮排参数相同，齿圈齿数为60、太阳轮齿数为27。齿数比60272.22。图3 三档辛普森式变速器表3 三档辛普森式变速器换挡执行元件工作表前行星排： n1+n2（1+）n30 (1) 后行星排： n1+n3（1+）n40 (2) 分析其各档传动路线并计算传动比换挡执行元件的作用：离合器C1选

14、择太阳轮组件为动力输入、C2选择前排齿圈为动力输入，制动器B1固定太阳轮组件、B2固定后排行星架，单向离合器F1单向固定后排行星架。倒挡：C1工作，太阳轮n1为主动轮； B2工作，固定后排行星架n4。传动路线为：输入®n1 ®后排行星轮（通过固定后排行星架n4）®后排齿圈n3®输出设n40，由式(2) i13n1/ n312.22 1挡：C2工作，选择前排齿圈n2为动力输入；单向离合器F1工作，单向固定后排行星架n4。传动路线为双路：输入®前排齿圈n2 ®前排行星轮®前排行星架n3®输出输入®前排齿圈n2

15、 ®前排行星轮®前后排太阳轮组件n1 ®后排行星轮（通过固定后排行星架n4）®后排齿圈n3®输出设n40，由式(1) 、(2) 前排： n1+n2（1+）n30 后排： n1+n30 i23n2/ n3（1+2）/2.452挡：C2工作，选择前排齿圈n2为动力输入；制动器B1工作，固定太阳轮组件n1。传动路线为：输入®前排齿圈n2 ®前排行星轮®前排行星架n3（通过固定太阳轮n1）®输出设n10，由式 (1) i23n2/ n3（1+）/1.45 3挡：C1、C2工作，前后排太阳轮组件n1和前排齿圈n2同

16、步作为输入转动，传动路线为：输入®前后排太阳轮组件n1和前排齿圈n2同步®前排行星架n3®输出设n1n2，由式(1) n2n1n3 直接挡 i131拉维挪（Ravigneanx）行星齿轮机构拉维挪（Ravigneanx）行星齿轮机构是由一个单行星排与一个双行星排组合而成的复合行星机构，如图4所示，共用一个行星架、长行星轮和齿圈，有四个独立元件，其特点是：构成元件少、转速低、结构紧凑、轴向尺寸短、传动比变化范围大。图4 四档拉维挪式变速器表4 四档拉维挪式变速器换挡执行元件工作表拉维挪机构的四个中心元件：1大太阳轮、2共用齿圈、3共用行星架、4小太阳轮。换挡执行元件

17、有离合器C1、C2、C3，制动器B1、B2，单向离合器F1。其作用：离合器C1选择小太阳轮n4为动力输入、C2选择大太阳轮n1为动力输入、C3选择共用行星架n3为动力输入，制动器B1固定大太阳轮、B2固定共用行星架，单向离合器F1单向固定共用行星架。共用齿圈n2为动力输出元件。齿数比12.11、12.71。前行星排： n1+1 n2（1+1）n30 (1) 后行星排： n42 n2（12）n30 (2) 以下分析其各档转动路线并计算传动比倒档：C2工作，大太阳轮n1为主动轮；B2工作，固定共用行星架n3。传动路线为：输入®n1 ®共用长行星轮（通过固定共用行星架n3）

18、74;共用齿圈n2®输出设n30，由式(1) i12n1/ n212.11； 1挡：C1工作，选择小太阳轮n4为主动轮； F1工作，单向固定共用行星架n4。传动路线为：输入®小太阳轮n4 ®后排短行星轮和长行星轮（通过固定共用行星架n3）®共用齿圈n2 ®输出设n30，由式 (2) n42 n20 得： i42n4/ n222.712挡：C1工作，选择小太阳轮n4为主动轮；制动器B1工作，固定大太阳轮n1。传动路线为：输入®小太阳轮n4 ®后排短行星轮®长行星轮（通过固定太阳轮n1）®共用齿圈n2

19、74;输出设n10，由式 (1) 、(2) 得：（1+1）n4（12）1 n2+2（1+1）n2（1+2）n2传动比i42n4 /n2（1+2）/（1+1）1.553挡：C1、C2工作，前后排太阳轮n1和n4同步作为输入转动，传动路线为：输入®前后太阳轮n1和n4同步®共用齿圈n2 ®输出设n1n4，由式由式 (1) 、(2) 得： n1n2n3n4 直接挡传动比i1214挡：C3工作，共用行星架n3为主动轮；制动器B1工作，固定大太阳轮n1。传动路线为：输入®共用行星架n3 ®长行星轮（通过固定太阳轮n1）®共用齿圈n2 ®

20、;输出设n10，由式(1) i32n3/ n21 /（1+1）0.68双排交叉型式（CRCR型）CRCR型结构是指将两组单行星排的行星架和齿圈分别联结的变速器(图5所示)，其特点是变速比大、效率高、元件轴转速低。福特公司与通用公司4T60E应用较多。通用4T60E自动变速器的其动力传递原理和换挡执行元件工作情况如图5所示。图5 通用4T60E自动变速器表5通用4T60E四档自动变速器换挡执行元件工作表4T60E型变速器的行星齿轮机构有四独立元件组成：1前排太阳轮、2前排齿圈与后排行星架组件、3前排行星架与后排齿圈组件、4后排太阳轮。元件2始终为动力输出元件。 则其传动转速特性公式为 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分析其各档转动路线并计算传动比倒档：C3工作，前排太阳轮n1为主动轮， 固定前排行星架与后排齿圈组件n3，传动路线为：输入®n1 ®前排行星轮®n2®输出设n30，由式(1) i12n1/ n212.385； 1挡：C3工作，前排太阳轮n1为主动轮，固定后排太阳轮n4，传动路线为：输入®n1 ®后排行星轮和n3反作用®n2®输出设n40，由式(1)、(2) i12n1/ n2（1+1+2）/2

22、2.9211； 2挡：C1工作，前排行星架与后排齿圈组件n3为主动轮，固定后排太阳轮n4，其传动路线为：输入®前排行星架与后排齿圈组件n3®n2®输出设n40，由式 (2) i32n3/ n2（1+2）/21.568； 3挡：C1、C2工作，前排太阳轮n1和前排行星架与后排齿圈组件n3同步作为输入转动，传动路线为：输入®n3 、n1®n2®输出设n1n3，由式(1) n2n1n3 直接挡 i121； 4挡：C1工作，前排行星架与后排齿圈组件n3为主动轮， 固定前排太阳轮n1，传动路线为：输入®n3 ®n2®

23、;输出设n10，由式(1) i32n3/ n21 /（1+1）0.70463 典型自动变速器的传动系统在汽车经济性和动力性更高水平的要求下，自动变速器也发展到了高挡数的阶段，目前市场中广泛应用5速和6速自动变速器。奔驰722.6系列5速自动变速器722.6自动变速器是电子控制5前进挡2倒挡轿车用自动变速器，用于奔驰多款轿车。该自动变速器行星齿轮机构由三排单级行星齿轮机构组成，分别称为前行星齿轮机构、中间行星齿轮机构及后行星齿轮机构。行星齿轮机构与换挡执行元件示意图如图6所示。由图可知，前行星架与后齿圈为一体；后行星架与中间齿圈为一体；中间行星架是动力输出端。换挡执行元件包括三个离合器K1、K2

24、、K3和三个制动器B1、B2、B3及二个单向离合器F1、F2，不同挡位时各换挡执行元件的状态见表6。图6 奔驰722.6系列5速变速器机构简图表6 奔驰722.6系列5速变速器换挡执行元件工作表各换挡执行元件的作用：离合器K1联接前行星架和前太阳轮K2选择输入中间齿圈和后行星架组件K3联接中间太阳轮和后太阳轮制动器B1固定前太阳轮B2固定中间太阳轮B3固定中间齿圈和后行星架组件单向离合器F1逆时针固定前太阳轮F2相对中间太阳轮逆时针固定后太阳轮在分析变速器的传动是可以将其分为两级传动，第一级是前行星齿轮机构，第二级是中间行星齿轮机构和后行星齿轮机构组成的双排机构。第一级的传动有四种情形：输入轴

25、驱动前齿圈顺时针旋转，前太阳轮有逆时针旋转的趋势，单向离合器F1锁止或制动器B1工作，固定前太阳轮，则前行星架以第一级传动比（减速）将动力传递给后齿圈。双路传动：一路和前一种传动情形相同，减速传动给后齿圈；第二路K2工作，增加输入轴直接驱动中间齿圈。离合器K1工作，联接前太阳轮和前行星架，机构同步输出，传动比为1将动力传递给后齿圈。双路传动：一路和前一种传动情形相同，机构同步以传动比为1将动力传递给后齿圈；第二路K2工作，增加输入轴直接驱动中间齿圈。1=1.6373，2=2.4622，3=1.7939。第一级变速机构的一级传动比（减速）可由公式（1）得：nS+1 nR(1+1)nPC0 （1）

26、nS0iInR/ nPC（1+1） /1 =1.6108各挡传动路线分析和传动比计算：第二级机构的特性方程为n1+2n2(1+2)n30 （2）n4+3n5(1+3)n20 （3）第二级换挡约束有K3联接中间太阳轮和后太阳轮（n1n4）、B2固定中间太阳轮（n10）、B3固定中间齿圈和后行星架组件（n20）R1挡动力传递路线：B1、K3、B3工作，第一级减速单路动力输入第二级。传动比iiIiIIiI n5/ n3R2挡动力传递路线：K1、K3、B3工作1挡动力传递路线：K3、B1、B2工作2挡动力传递路线：K1、K3、B2工作3挡动力传递路线：K1、K2、B2工作4挡动力传递路线：K1、K2、

27、K3工作5挡动力传递路线：K2、K3、B1工作 ZF6速6HP-19A自动变速器图7 ZF6速6HP-19A自动变速器机构简图表7 ZF6速6HP-19A自动变速器换挡执行元件工作表4 奔驰7G-TRONIC型7速自动变速器的传动系统4.1 7G-TRONIC行星齿轮传动系统的结构和传动原理已经应用于奔驰车型的7G-TRONIC 7速自动变速器的传动方案如图所示。图2 7G-TRONIC 7速自动变速器的传动方案、表2 7G-TRONIC 7速自动变速器的传动表7G-TRONIC变速机构分为两级行星齿轮机构，第一级为拉维娜变型行星齿轮机构，双行星轮齿轮排和单行星轮齿轮排的组合，第一级有四个独立

28、元件：共用太阳轮、大齿圈、共用行星架、小齿圈。液力变矩器的动力输入到第一级的小齿圈，共用行星架和第二级中间排齿圈联结为第一级输出并为第二级输入。第二级为约束型辛普森行星齿轮机构，有五个中心元件：中间排太阳轮、中间排齿圈、齿圈行星架组件、末端太阳轮、末端行星架。在离合器K3工作时，前后太阳轮结合，即形成典型辛普森行星齿轮机构。本级末端行星架为动力输出元件。一、二级机构组合为四自由度机构，由换挡执行元件离合器和制动器控制各个档位的传动。换挡执行元件有离合器K1、K2、K3，制动器B1、B2、B3、BR。元件K1、B1、B3是实现第一级到第二级的动力传动比的选择控制，并直接通过中间齿圈输入第二级机构

29、。元件K2时实现对第二级的双路动力输入，同时，也对第二级机构的自由度产生影响，K2工作时第二级自由度为2，不工作自由度为3。元件B2、BR、K3控制第二级的动力传动比。机构为四自由度机构，所以每一档位要有三元件工作才能实现确定的传动。由工作表可知，约束情况有两种：离合器K2不工作，第一级到第二级动力传动直接通过中间齿圈输入第二级，成串联组合机构，也即一路动力联接。第一级由元件K1、B1、B3形成三种传动比输出，第二级离合器K3工作，前后太阳轮结合，形成辛普森机构，元件B2、BR形成两种传动比输出，共组合出R1、R2、1、2、3挡位。离合器K2工作，第一级到第二级动力传动增加一路由齿圈行星架组件

30、输入，成并联组合机构，也即两路动力联接。第一级同样由元件K1、B1、B3形成三种传动比输出，第二级分别由K3和B2选择传动比，组合出4、5、6、7挡位。以下是各挡具体的传动路线。1挡：该挡位是一路动力传动路线：动力输入®第1级小齿圈®第1级行星轮（制动大齿圈）®第1级行星架（减速）®第2级中间齿圈®第2级齿圈行星架组件（联结和制动太阳轮）®第2级末端行星架®动力输出2挡：该挡位是一路动力传动路线：动力输入®第1级小齿圈®第1级行星轮（制动共用太阳轮）®第1级行星架（减速）®第2级中间齿

31、圈®第2级齿圈行星架组件（联结和制动太阳轮）®第2级末端行星架®动力输出3挡：该挡位是一路动力传动路线：动力输入®第1级小齿圈®第1级同步机构（联结共用太阳轮和大齿圈）®第1级行星架（直接）®第2级中间齿圈®第2级齿圈行星架组件（联结和制动太阳轮）®第2级末端行星架®动力输出4挡： 该挡位是双动力传动路线：动力输入®离合器K2（直接）®第2级齿圈行星架组件（制动末端太阳轮）®第2级末端行星架®动力输出动力输入®第1级小齿圈®第1级同步机

32、构（联结共用太阳轮和大齿圈）®第1级行星架（直接）®第2级中间齿圈®第2级齿圈行星架组件（制动末端太阳轮）®第2级末端行星架®动力输出5挡：该挡位是双动力传动路线：动力输入®离合器K2（直接）®第2级齿圈行星架组件（联结两太阳轮）机构同步®第2级末端行星架®动力输出动力输入®第1级小齿圈®第1级同步机构（联结共用太阳轮和大齿圈）®第1级行星架（直接）®第2级中间齿圈®第2级齿圈行星架组件（联结两太阳轮）机构同步®第2级末端行星架®动力输

33、出6挡：该挡位是双动力同步传动路线：动力输入®离合器K2（直接）®第2级齿圈行星架组件（联结两太阳轮）®第2级末端行星架®动力输出动力输入®第1级小齿圈®第1级行星轮（制动共用太阳轮）®第1级行星架（减速）®第2级中间齿圈®第2级齿圈行星架组件（联结太阳轮）®第2级末端行星架®动力输出7挡：该挡位是双动力传动路线：动力输入®离合器K2（直接）®第2级齿圈行星架组件（联结两太阳轮）®第2级末端行星架®动力输出动力输入®第1级小齿圈

34、4;第1级行星轮（制动大齿圈）®第1级行星架（减速）®第2级中间齿圈®第2级齿圈行星架组件（联结太阳轮）®第2级末端行星架®动力输出R1挡：该挡位是一路动力传动路线：动力输入®第1级小齿圈®第1级行星轮（制动大齿圈）®第1级行星架（减速）®第2级中间齿圈®第2级齿圈行星架组件（联结太阳轮和制动齿圈行星架组件）®第2级末端行星架®动力输出R2挡：该挡位是一路动力传动路线：动力输入®第1级小齿圈®第1级行星轮（制动共用太阳轮）®第1级行星架（减速）&

35、#174;第2级中间齿圈®第2级齿圈行星架组件（联结太阳轮和制动齿圈行星架组件）®第2级末端行星架®动力输出4.2 第一级变速机构传动比计算第一级为拉维娜变型行星齿轮机构，双行星轮齿轮排和单行星轮齿轮排的组合，有四个独立元件：共用太阳轮、大齿圈、共用行星架、小齿圈。齿数比1=2.5757，2=2.048。第一级拉维娜变型行星齿轮机构的特性方程：n1+2 n4(1+2)n30 （1） n11 n2(11)n30 （2）三种情形输出：输入元件为小齿圈、输出元件为共用行星架、传动比为n4n3K1：同步输出传动比为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，第一级到第二级动力传动有两种情形：一种是分别以传动比1、1.4883、2.2577单路输入；另一种是双路输入，一路传动比为1直接输入，第二路同样分别以传动比1、1.4883、2.2577输入。4.3 第二级变速机构传动特性方程第二级分两种情形，一种是4挡离合器K3不工作，是五中心元件、三自由度机构；另一种除4挡之外所有挡离合器K3工作，前后太阳轮结合，即形成典型辛普森行星齿轮机构，可作为四元件机构。五元件机构传动

37、特性：中间排太阳轮、中间排齿圈、齿圈行星架组件、末端太阳轮、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）机构传动特性：太阳轮组件、中间排齿圈、齿圈行星架组件、末端行星架。n1+3 n2(1+3 ) n30 （5） n1+4 n3(1+4 ) n40 （6） 4.4 变速器传动比计算传动比由第一级和第二级两级传动比组成，所以，第二级机构在各挡的计算中，以第一级的输出为输入，如是一路动力输入，以第一级传动比乘第二级两级传动比得到最终变速传动比；如是二路动力输入，动力直接输入，第二级传动比计算的传动比即是最终变速传动比。已知3 =

38、2.4738，4 =2.7174。各挡传动比的计算如下：K1：n4n31；B1：n4n31.4883；B3：n4n32.2577；1挡：一路输入，第一级B3工作，第二级B2、K3工作，四元件机构，传动比为2.2577× (n2n4)由方程式（5）、（6）、B2：n10 得：n2n4(1+3) (1+4)43 1.9210 传动比为2.2577× (n2n4)2.2577×1.92104.3372挡：一路输入，第一级B1工作，第二级B2、K3工作，四元件机构，传动比为1.4883× (n2n4)由方程式（5）、（6）、B2：n10 得：n2n4(1+3)

39、(1+4)43 1.9210 传动比为1.4883× (n2n4)1.4883×1.92102.8593挡：一路输入，第一级K1工作，第二级B2、K3工作，四元件机构，传动比为 (n2n4)由方程式（5）、（6）、B2：n10 得：n2n4(1+3) (1+4)43 1.9210 传动比为(n2n4)1.92104挡 ：K2工作、双路输入，第一级K1工作，第二级B2工作，五元件机构，传动比为 (n3n5)由方程式（4）、K1 、K2工作：n2n3 B2：n40 得：n3n5(1+4 )41.368传动比为n3n51.3685挡 ：K2工作、双路输入，第一级K1工作，第二级K

40、3工作，四元件机构，传动比为 (n3n4)由方程式（5）、（6）、K1、K2工作：n2n3 得：n3n41传动比为n3n41（第一级、第二级都为同步转动）6挡：K2工作、双路输入，第一级B1工作，第二级K3工作，四元件机构，传动比为 (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 传动比为n3n40.827挡：K2工作、双路输入，第一级B3工作，第二级K3工作，四元件机构，传动比为 (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 传动比为n3n40.7295R1挡：一路输入，第一级B3工作，第二级BR、K3工作，四元件机构，传动比为2.2577× (n2n4)由方程式（5）、（6）、BR：n30 得：n2n4(1+4 )31.5027 传动比为2.2577× (n2n4)2.2577×1.50273.393R2挡：一路输入，第一级B1工作，第二级BR、K3工作，四元件机构，传动比为1.4883× (n2n4)由方程式（5）、（6）、BR：n30 得：n2n4(1+4 )31.5027 传动比为2.2577× (n

42、2n4)1.4883×1.50272.2375 AA80E型8速自动变速器的传动系统分析在汽车经济性和动力性更高水平的要求下，自动变速器也发展到了高挡数的阶段，目前市场中广泛应用6速自动变速器，而近年来，高端乘用车型中开始发展和应用7速和8速自动变速器。下面对丰田雷克萨斯LS460车型的AA80E型8速自动变速器的行星齿轮变速机构进行分析，介绍计算其各挡传动比的方法，简单讨论其结构参数的确定。5.1 AA80E行星齿轮传动系统的结构和传动原理如图3所示，应用于丰田雷克萨斯的AA80E型8速自动变速器的传动方案。图3 8速自动变速器传动结构图变速机构分为两级行星齿轮机构，液力变矩器的动

43、力输出到第一级的行星架，第一级为基本型双行星轮齿轮排，并且固定太阳轮形成单自由度机构，由齿圈和行星架输出两种转速动力。行星架作为机构的动力输入元件通过离合器C2、C4直接输出动力，而齿圈以本级的减速比通过离合器C1、C3输出动力。第二级为拉维挪型二自由度组合机构，由四中心元件（大太阳轮、小太阳轮、共用齿圈、共用行星架）、长行星齿轮、短行星齿轮组成。长行星齿轮通过两端联结两齿轮排形成组合行星齿轮变速机构。一、二级机构组合为三自由度机构，由换挡执行元件离合器和制动器控制各个档位的传动。离合器C1、C2、C3、C4是实现第一级到第二级的动力传动联接；制动器B1制动大太阳轮、B2和单向离合器F制动共用

44、行星架。由于机构自由度为3，需要有两个约束才能实现确定的传动，所以每一档位要有两个换档元件工作。由表1可知，约束情况有两种：一个离合器和一个制动器工作；两个离合器工作。一个离合器和一个制动器工作：第一级到第二级一个离合器联接传动，即一路动力联接，两级机构动力传动为串联，这样的挡位有1、2、8、R1、R2挡位。两个离合器工作：第一级到第二级两个离合器联接传动，即双路动力联接，两级机构动力传动为并联，这样的挡位有3、4、5、6、7挡位为并联。其中3、6挡位双路同步动力输入，即双输入为同一轴，所以第二级行星齿轮机构为直接挡；其它挡位则是两种转速动力的双路输入。以下是各挡具体的传动路线。1挡：该挡位是

45、一路动力传动路线：动力输入®第1级行星架®第1级齿圈（减速）®第2级后排小太阳轮®第2级内行星轮（制动行星架）®前后排行星轮组件（通过制动共用行星架）®第2级后排齿圈®动力输出2挡：该挡位是一路动力传动路线：动力输入®第1级行星架®第1级齿圈（减速）®第2级后排小太阳轮®第2级内行星轮（制动行星架）®前后排行星轮组件（通过制动前排大太阳轮）®第2级后排齿圈®动力输出3挡：该挡位是双动力同步传动路线：动力输入®第1级行星架®第1级齿圈（减

46、速）®同步输入第2级后排小太阳轮和前排大太阳轮®第2级行星机构®第2级后排齿圈®动力输出4挡： 该挡位是双动力传动路线：动力输入®第1级行星架（直接） ®第2级前排大太阳轮®第2级前后排行星轮组件®第2级后排齿圈®动力输出动力输入®第1级行星架®第1级齿圈（减速）®第2级后排小太阳轮®第2级内行星轮®第2级前后排行星轮组件®第2级后排齿圈®动力输出5挡：该挡位是双动力传动路线：动力输入®第1级行星架（直接） ®第2级

47、共用行星架®第2级前后排行星轮组件®第2级后排齿圈®动力输出动力输入®第1级行星架®第1级齿圈（减速）®第2级后排小太阳轮®第2级内行星轮®第2级前后排行星轮组件®第2级后排齿圈®动力输出6挡：该挡位是双动力同步传动路线：动力输入®第1级行星架（直接）®同步输入第2级前排大太阳轮和共用行星架®第2级行星机构®第2级后排齿圈®动力输出7挡：该挡位是双动力传动路线：动力输入®第1级行星架（直接） ®第2级共用行星架®第2

48、级前后排行星轮组件®第2级后排齿圈®动力输出动力输入®第1级行星架®第1级齿圈（减速）®第2级前排大太阳轮®第2级前后排行星轮组件®第2级后排齿圈®动力输出8挡：该挡位是一路动力传动路线：动力输入®第1级行星架（直接） ®第2级共用行星架®第2级前后排行星轮组件（通过制动前排大太阳轮）®第2级后排齿圈®动力输出R1挡：该挡位是一路动力传动路线：动力输入®第1级行星架®第1级齿圈（减速）®第2级前排大太阳轮®第2级前后排行星轮组

49、件（通过制动共用行星架）®第2级后排齿圈®动力输出R2挡：该挡位是一路动力传动路线：动力输入®第1级行星架（直接）®第2级前排大太阳轮®第2级前后排行星轮组件（通过制动共用行星架）®第2级后排齿圈®动力输出5.2 第一级变速机构传动比计算第一级变速机构是双行星轮机构，由太阳轮1固定形成单自由度机构。齿数比=2.159。行星架3作为直接输入，齿圈2输出，一级传动比可由公式（2）得：n1n2(1)n30 （2）n10齿圈通过离合器C1、C3以一级减速比1.863输出动力，行星架通过离合器C2、C4以传动比1直接输出动力。5.3

50、第二级变速机构传动比计算第二级为拉维挪变型二自由度组合机构，有两个行星齿轮排组合：前排单行星轮齿轮排和后排双行星轮齿轮排，通过前排行星轮和后排的外行星轮联结一体，并共用齿圈和共用行星架来实现前排和后排的组合。组合后的机构参与传动计算的元件有：小太阳轮4、齿圈5、行星架6、大太阳轮7。前排的传动特性：传动特性使用单行星轮机构传动特性中公式，根据前面的编号代入公式（1）得到：n7 +2 n5 (1+2) n60 （3） 后排的传动特性：传动特性使用双行星轮机构传动特性中公式，根据前面的编号代入公式（2）得到：n41 n5(11 ) n60 （4）n4、n5、n6、n7四个变量两个方程形成二自由动机

51、构的传动特性计算模型。5.4 变速器传动比计算四个转速变量n4、n5、n6、n7，两个特性方程，输出元件为n5，加上一个工作元件的约束，形成齐次方程组，可以计算出后一级二自由度组合机构的传动比。根据前一级输出传动比得出变速器的档位传动比。计算只是齐次线性方程组的简单求解，过程如下：传动比由第一级和第二级两级传动比组成，由3.1所述第一级齿圈通过离合器C1、C3输出动力则一级减速比为1.863，第一级行星架通过离合器C2、C4直接输出动力则传动比为1 。所以，第二级机构在各挡的计算中，如果第一级仅有C1、C3参与输出动力，选择该离合器从动元件为输入，计算的传动比乘以第一级减速比1.863得到最终

52、变速传动比；凡有C2、C4参与输出动力，选择该离合器从动元件为输入，计算的传动比即是最终变速传动比。见图3示，中心元件：小太阳轮4、齿圈5、行星架6、大太阳轮7，其中动力输出元件为齿圈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挡：C1输入（小太阳轮4）、B2工作（制动行星架6）。即：传动比为1.863× (n4n5)、n60代入（4）得n41 n50 (n4n5)1 2.467传动比为1.863×(n4n5)1.863×2.4674.5962挡：C1输入（小太阳轮4）

53、、B1工作（制动大太阳轮7）。即：传动比为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 传动比为1.863× (n4n5) 2.7243挡：C1输入（小太阳轮4）、C3输入（大太阳轮7）。即：传动比为1.863× (n4n5)、n4n7第二级为同步双输入，所以 (n4n5)1传动比为1.863。4挡 ：C1输入（小太阳轮4）、C4输入（大太阳轮7）。传动比为(n7n5)、且n4n71.863，第二级为双输入。约束条件代入（4）得：n71

54、.8631 n5(11 ) n60公式（3）n7 +2 n5 (1+2) n60合并得：传动比(n7n5)(1 +2 ) (1+2)1.863(11 ) ) 1.4645挡 ：C1输入（小太阳轮4）、C2输入（行星架6）。后排为双输入。传动比为(n6n5)、而且n4n61.863代入（4）得n61.8631 n5(11 ) n60 合并得：传动比(n6n5) 1.8631(11.863 (11 ) )1.2316挡：C2输入（行星架6）、C4输入（大太阳轮7）。后排为同步双输入。传动比为1。7挡：C2输入（行星架6）、C3输入（大太阳轮7）。后排为双输入。传动比为(n6n5)、且n61.863n7。代入（3）得n61.863+2 n5 (1+2) n60 整理得：传动比(n6n5)1.8632(1.863 (1+2)1)0.8248挡：C2输入（行星架6）、B1工作（大太阳轮7）。即：传动比为(n6n5)、n70代入（3）得2 n5 (1+2) n60 整理得：传动比(n6n5) 2(1+2)0.685R1挡：C3输入（大太阳轮7