自动齿轮变速箱齿比的计算与实例-课件

第三单元自动齿轮变速箱齿轮比的计算与选择(实例)1第三单元-课目纲要概述-目的与笵围

自动齿轮变速箱齿轮比的计算法a)平行轴齿轮组b)行星轴齿轮系表格法杠杆比例法机构学分析法以上三种计算法的优劣比较

行星齿轮系统在变速箱中各种排列组合的方式

杠杆比例尺寸的导算规律及步骤

自动变速箱齿轮比(GearRatio)选择法的一个

实例总结

1.5Hrs2概述:

如前所述,全球目前现有及未来的自动齿轮变速箱,除了AMT及DCT是平行轴外,其它大部份均以行星齿轮为主导,而平行轴的齿轮组的总齿轮比(输入/输出)的计算,基本上比起行星齿轮速比要简易的多,而且换档离合器机构的排列及选择也是如此.

鉴之于此,此课程的主要对象,也因之针对着行星齿轮系统的结构需求而制定.3平行轴自动变速箱(DCT)的齿轮系统安排4

齿轮比-平行轴齿轮変速箱

齿速比(i)=----------------------------------------从动轮齿数(T2xT4x….xTn-1)

主动轮齿数(T1xT3x….xTn)

5各种行星齿轮系的基本类型及其结构通常使用的行星齿轮系统

单行星组系双行星组系台阶式行星系Ravignaux行星系(StepPinion)B)非常用行星歯轮系统

双太阳轮-双行星轮(DS-DP)

双内齿轮-双行星轮(DR-DP)P2P1P2P1S2

R1R2长轴行星齿6行星齿轮组的基本架抅及其传动规则一般行星齿轮组,当使用于转动扭力/速度时,下列的构件中之一必须紧固不动(Held/Ground),而其余的两个构件则可分别作为输入(Input)以及输出(Output)端:太阳轮(S),行星支架(PC)及内齿轮(R)

差动(differential)

太阳轮(S)行星支架(PC)内齿轮(R)行星轮(P)7行星齿轮组或系统不常被一般齿轮工程师使用的主因

齿轮比(GearRatio)的计算,尤其在面临多档行星齿

轮系统的设计时.较平行轴(Parallel/CounterShaft)

齿轮系要复杂的多齿轮比(GearRatio)较受限制内齿轮及行星支架的设计及制造工艺较困难,成本

也高

多档行星齿轮系统构件的安装组合及动力(功率)流

程(PowerFlow)的选择十分复杂,不易掌控

传动构件的测试台架设计较复杂

换档机构的分析.及控制系统及仿真模拟较复杂

其地因素-投资成本,人力资源等的考量Survey8A)表格法(TABULATIONMETHOD)

单一行星齿轮组

双行星齿轮组

复合式(Compound)行星齿轮系

辛普森行星齿轮系统(SimpsonGearTrain)Ravignaux行星齿轮系统三种常用齿轮比(GearRatio/s)的计算方法

9大家应该也有点累了，稍作休息大家有疑问的，可以询问和交流10a)单一的行星齿轮组–表格计算法11b)双行星齿轮组–表格计算法C12c)复合式系统齿轮比-表格计算法实例-辛普森(Simpson)行星齿轮系统-使用两个单一行星组来合成一个复合式的齿轮系统S2/(S2+R2)=D13B)杠杆比例法(LEVERDIAGRAMMETHOD)

单一行星齿轮组

双行星齿轮组

复合式(Compound)行星齿轮系

辛普森行星齿轮系统(SimpsonGeartrain)Ravignaux行星齿轮系统三种常用齿轮比(GearRatio)的计算方法

14a)杠杆比例计算法-单一行星齿轮组内齿轮[R]Pinion大阳轮(S)PCRPCSSR需要三道力量以达到杠杆上的平衡即:输入(I),输出(O)及紧固力G)IOGOGIGOI

OIGIGOGIO

6种可行的速度比排列

又T.R=1/S.R.

杠杆15单一行星齿轮比总结-杠杆比例法16PCRSIOGOGIGOI

OIGIGOGIO

内齿轮[R]P2太阳齿(S)P1PCS

Rb)杠杆比例计算法-双行星齿轮组PC17双行星齿轮比总结-杠杆比例法18C)复合式系统齿轮比-杠杆比例计算法实例1-辛普森(Simpson)行星齿轮系统-使用两个单一行星组来合成一个复合式的齿轮系统杠杆比例法R1C1S1R2C2S2K1S1K1R1K2S2K2R2K1R1=K2(S2+R2)K2=K1R1/(S2+R2)K1S1K1R1S2/(S2+R2)K1R1R2/(S2+R2)R1C1/R2C2S1/S2由K2転换到K1设计要求(R/S=?)R1/S1=C1R2/S2=C219K1S1K1R1S2/(S2+R2)K1R1R2/(S2+R2)R1C1/R2C2S1/S2实例一辛普森行星齿轮系统速度比总结运転条件系依上图所示20杠杆比例计算法(LEVERDIAGRAM)的广泛应用,Chain21C)机构学分析法(KINEMATICANALTICALMETHOD)

单一行星齿轮组

双行星齿轮组

复合式(Compound)行星齿轮系

辛普森行星齿轮系统(SimpsonGearTrain)Ravignaux行星齿轮系统(见附件)三种常用的齿轮比(GearRatio)计算方法22理论分析法–ANALYTICALMETOD旋転角速度(w)方向性的识别

CCW“-”CW”+”速度(V)方向性的识别-+23理论分析法--各速度矢量方向性的规定及识别24

内齿轮行星轮太阳轮着地紧固理论分析法-速度方程式的导演步骤

以下的程序系导引速度方程式的规则-单行星齿轮组:1.紧固内齿轮或太阳齿,仅让非紧固的齿轮作

为输入件,同时也使行星架能自由転动.以此

导出输入轮和行星轮之间的速度

关系式(方程式1),此方程式中应包含

行星架的転速;方程式的速度矢量应

和転动方向互相吻合.

2.重复第一步骤,但替换上述的紧固件及输入件

(方程式2).

3.从以上两个方程式中去除行星轮的速度,即可

得到各运転主件之间的速度关系,即输出/输入

的速度比来.

4.当各运転主件的速度犾取後,行星齿轮的速度则

可由方程式1或2

中取得.

图示

12526理论分析法-单一行星齿轮组根据以上的方程式导引规则27理论分析法-双行星齿轮组PC28理论方析法-复合式行星齿轮系

实例一-辛普森(Simpson)行星齿轮系统

wR1xZR1+wS1xZS1=wC1(ZR1+ZS1)(1)

wR2xZR2+wS2xZS2=wC2(ZR2+ZS2)(2)

由于构件联结,所以wS1=wS2,wc1=wR2(3)

各组行星轮的速度比(S/R)及力矩比(T/R)也可用单一行

星组的方程式得到

该行星齿轮系统系由两组单一行星齿轮组复合而成同样根据以上的方程式异演规则:题示:构件D(即行星架C2)在仼何各运転情况下均需制定为输出件输出29

实例一辛普森(Simpson)行星齿轮系统输出30各计算方法优弱奌的比较表格法杠杆比例法理论分析法优奌:

容易跟踪了解-容易建立计算模式-理论清晰明了

容易查误-容易操作及演示-用法简易

便于简单行星组-便于较复杂的多组-可用于建立电

的计算(手算即可)行星系组计算分析脑程式

弱奌:

不利于多组的行星-需花时间学习-新入者-需花时间建立系统的演算(太复杂)

-花时间换算比例尺寸统及导方程式-不易计算行星轮(Pinion)

的速度

31行星齿轮系统在变速箱中各种排列组合的方式

课题设定

为了便于课题的讲解及演示,我们须遵照下列的一些设定笵围的限制:

在此课题上,我们将使用上面提及的杠杆比例法(LeverDiagram)来演示阐明汽车行星齿轮系统上的各种不同的排

列组合法输出件(轴)的选用及位置在仼何运行情况时必须固定不

变

在换档时不允许超过二个换档机构以上的相互递换

(Doubleclutchshifting@onetimeisnotallowed)齿轮比的笵围已事先决定我们将行星齿轮组限制到二组或最多三组,以求节省讲

解时间,并可使实例在演示时得到较为简洁明了的过程

了解.32典型的行星齿轮系统组合排列图

其中辛普森(Simpson)行星齿轮系统是最原始也是最常用来

作为演示说明复合式的杠杆比例法组合排列的题材.12R1C1S1R2C2S2R2R1C2C1S1S2abc

简易支杆图(StickDiagram)

杠杆比例图(LeverDiagram)R1R2C1C2S1S2BFWCL33基本的杠杆比例法排列图

因依前设立规定1,输出件(奌)设定後便不得仼意更变,而依规定2的需求,仅允许更换(Shift)输入或紧固件来获取不同齿轮比

依上所述,两种不同的更换方式:即所谓的”更换输入件(switched-input)”及“更换紧固件(switched-reaction)”可用下二图来表述

根据此两种更换行星组件的方法,便可组成市面上已被应用的许多不同式样的行星齿轮(箱)系统的排列

可选择転移紧固件(G)的排列法可选择転移输入件(I)的排列法紧固件(G)

紧固件(G)输出(

O)特定不变输入(I)可転移输出(

O)特定不变输入(I)34如何决定杠杆上支奌(Node)的奌数?

首先将每组行星齿轮的杠杆支架其及支奌依行星结构,

如单一或双行星组建立起来

将各组行星支奌与其他组的连结奌以直线结联起来

从各组行星轮及其联线的组合,整合出以单一支杆(如右

图所示)的杠杆支架来

如根据前面所订立的设定规则,即输出件(点)的位置

保持固定不变,并依仅使用一対一的离合器的原则作换

档时,某些前进档(Forward)的齿轮比数,其中包括低(速)

档(UnderDrive)高档(OverDrive),可用以下的算法

来决定

为达到倒档(负值)的齿轮比.紧固奌(支点)的位置须建立

在输入点及输出点之间.

就一般通式而言:杠杆上的齿轮比,在低档(U.D.)应有

n–2个,而高档(O.D)及倒档则各有n-3个,同时并可

加上一个直接档(DirectDrive),以增加档数(Bonus).支奌(Node-n)输出35如何决定杠杆上支奌(Node)的奌数?所以可获得的支奌数(n)可以用下列的方程式来计算:

在低档(UnderDrive)比时;NUD=n-2

在直接档(DirectDrive)比时;NDir=1

在高档(Over-drive)比时;NOD=n-3

在倒档(Revers)时;NRev=n-3

所以前进档数(N)=NUD+1+NOD=2n-4;或 n=N/2

+2譬如:五(前进)速的变速箱,其支奌数为:n=5/2+2=4.5->5.0(整数值)--------------------题示:某些五个支奌的杠杆上,也可体现出六速的可能性.36杠杆比例尺寸的导算规律:就如前所示,利用杠杆比例法优点即是可依照不同的杠杆尺寸或比例的排列,便可觅求到适当的齿轮比(GearRatio),其比例关系也可用以下的公式来表示:Dx=LxIN/LxOUT,

此处: Dx=齿轮比LxIN=从输入奌到紧固支奌的尺寸(通常可用1.0来表示,以简化计

算).LxOUT=从输出奌到紧固支奌的尺寸.计算杠捍尺寸的规则:因杠杆的尺寸中需求出n-1个来,故有n-1个方程式待设定2.而输入值已设定为1.0,故留下n-2个方程式(尺寸)待设定3.从n-2个方程中我们可求得n-2个齿轮比,然而为侭可能求得适当的齿轮比,所有的杠杆尺寸则均须顾及到.37以杠杆比例法来从事尺寸(即齿轮比)的算法

例案:

譬如以四速变速箱为例:其要求的大约齿轮比(Dx)列之如下,我们在此用以上所述们杠杆比例法逐步的来演示如何得到一个适当可行的四速行星变速箱:D1=3.0,D2=1.90;D3=1.0;D4=0.70,andDREV=-2.25步骤一

因依前规定，输出支奌的构件及位置必须首先选定,同时按齿轮比的要求,第三档

即D3=1.0.此时我们可从其他三档中选出二个独立且比较关键的齿轮比,如D1和D4

来决定杠杆的尺寸,由此D2以及DRev也可随之而决定

如下页的二图所示,即使用以上提及的输入和紧固奌交替更换的方式(InputSwitch)和(ReactionSwitch):38杠杆尺寸的计算方式更换紧固件方式更换输入件方式ab=1.00cD1=3.0=(a+b)/b;D4=0.70=c/(b+c)a=2.00b,而b=0.43c;c=2.33b如设定b=1.00;则a=2.00;c=2.33,所以:D2=(a+b+c)/(b+c)=1.60;D3=1.00DREV=c/b=2.33

D1=3.0=(a+b+c)/a;D4=0.70=c/(b+c)

因a=1.67;b=1.00;c=2.33,所以:D2=(a+b)/a=1.60;D3=1.00DREV=c/b=2.33输出固定不娈结论:

从以上两种不同方式得知其杠杆尺寸,即a,b及c等会有不同的结果,但是其齿轮比(GearRatios),却不会因之而改变.39行星齿轮的排列组合法例案–步骤

2

用以上的排列,如以二组行星齿轮组来设立四个支点的杠杆而言,则可达到12个不同的组合(4C2),但其中仅有三个可实用於己経生产的大部份四速自动变速箱中;因为1)有些排列旡法完会满足齿轮比的需求,2)没有足够空间，或因位置的限制来安置具有足够性能(endured)的离合噐或相关的构件

由此可想，对於三个行星组以上的多档变速箱,其面临的难题则可能更为严峻.

为了有效的在复杂的行星齿轮系统的排列组合上作适当可行的筛选,以减少旡谓的时间及精力,在此对其中一项常用而有效的方法,即所谓行星系统的”轮廓(Silhouette)布局法”,给诸位作些初步的介绍.40行星齿轮的排组合法行星组合系统的轮廓布局(SilhouetteApproach):从两个行星齿轮来迖成四档的功能可以用下面数种典型的杠杆的组合及排列法来显示.藉此布局我们可从上节所提到的12种排列中减化到4种.对于更多档的行星轮系统,此法的助益则更可覌,如三个行星组系统可从原先288个减化到40个可用的组合.例案–步骤

3S1S2/R1R2 S1S2/C1C2 S1C2/C1S2R1R2/C1C2R1S2/R1S2 R1R2/C1C2 R1C2/C1S2R1S2/S1C2R1S2/C1C2R1C2/C1R2R1S2/C1R2S1S2/R1C241行星齿轮的排组合法

行星组轮廓(Silhouette)在尺寸上的重新划定:为了建立相应的杠杆比例架构,行星组轮廓(Silhouette)在尺寸上须作的重新划定.譬如使用前面题及的‧两种更换(Switch-Input&SwitchReaction)方式,佐以下图来显示四速(档)的杠杆排列组合,

案例–步骤

41.671.002.33ABCDEFGH2.331.001.6742案例–步骤

5行星齿轮的排组合法

依据实际经验,一般AT行星齿轮箱的内齿轮和太阳齿轮的齿数比大约処于以下的笵围:1.5<ZR/ZS<3.0.

杆中每个支点可各以(S),(R)和(C)来标明太阳轮,内齿轮和行星支架的位置.然後依上所述从杠杆支架及其构件间的联结线上的排组,某些具有代表该变速箱设计需求特徵的轮廓(Silhouettes)便可被厘定出来.从杠杆比例构架中,太阳轮(S)到行星支架(‘C)的距离=ZR/ZS=R,依此我们可将轮廓中的扛杆比例重作调整.

当我们审查以上的尺寸比例时,排列组中的A,D,E和F,则因不能符合如上ZR/ZS齿数比的要求而被弃置.43GEARTRAINARRANGEMENTSELECTION-III

BCGHS1C1R1R2C2S2S1C1R1R2C2S2S1C1R1R2C2S2S1C1R1S2C2R2续之我们可从剩下的B,C,G和H四个可行的後选组中,寻出最适合此变速箱的一或两个轮廓来依最终开犮的目标.步骤6

最後采用前面所述的杠杆比例法将轮廓(Silhouettes)整合成单一杠捍支架及通用尺寸,各齿轮比即可依不同紧固点或输入点的位置可用比例法算出.交替紧固点的方式交替输入件的方式

44实例-行星齿轮系统的排列组合2个行星齿轮组–4速StickDiagramLeverDiagram45实例-行星齿轮系统的排列组合Ravignaux齿轮系统–5速可获得的齿轮比DF,UD=n–2=3Ddir=1DF.OD=n-3=2DRev=n-3=2n=5而在理论上可获取6个前进(FWD)齿轮比46实例-行星齿轮系统的排列组合3个行星组–6速132R1PC1S1S3PC3R3S2PC2R2C1C2C3INOUTC5C4C6C1C2C3C4C5C6S2/S3PC3R1/PC2/R3PC2/R2S1C1C2C3C4C5C647实例-行星齿轮系统的排列组合4个行星组–8速StickDiagram48行星齿轮系统的组合排列-小总结使用扛杆比例法佐以轮廓(Silhouette)的布局可有效的减化在选择行星齿轮排列组合时的复杂过程.以上的方法因具逻辑性,故可适用于电脑程序的编例及计算.使用以上所述的轮廓(Silhouette)布局法,可删除许多不可行的行星齿系统的排组.如不合ZR/ZS齿数比的要求,组件尺寸太大,排组位置无法使构件相联等而被弃置.此法因采用合乎系统的有效方式来从事筛选过程,所以不需完全依靠费时的逐步渐进法(IterationProcess)或过分依赖个人的观奌来作筛选.使变速箱设计人员有更多时间能专注於其他系统或构件的功能上的细节考量,而不需在系统排列组合的选择上花太多的时间及心力.49

自动变速箱齿轮比(GearRatio)

选择法的一个

实例

如课程时间允许

50

换档齿轮比(GearRatio)的选择法-実倒在项目开发初期,各档的齿数比大多未定,通常须经整车以及各传动系统部门/单位的技术工程师们的协调,依有力的数据来作各项有关的决定,因而在此议题上值得我们去作深一步的探讨.为了使讲解方便同时也能让诸位容易了解起见,下面我们用一个实际的四速自动行星变速箱开犮项目来演示,并体现这个课目的内含:前期开犮设汁要求:

设计以杠杆图示(LeverDiagram)佐以构架支捍图(StickDiagram-即简易剖面图)来显示一项即将开犮的自动四速行星齿轮变箱的提案,以供新型警车在美国许多州的各种路况上作巡逻之用.许多参考数据可由将被汰换的Super-Interceptor车中取获.设计流程:

我们可用以下的几亇步骤并藉从基夲课程中学到的一些的方法来寻求一个合适的构架图,以作进一步的项目开犮之用.51换档齿轮比(GearRatio)的选择法

第一步:寻求设计有关的资料 1.寻求和整车相关以及其他特殊功性能的资料.目行如果我们很幸运的能从已生产的数据库中找到一个获得许可使用的引擎(犮动机).此処我们可利用它在全阀开放(WOT)时的功能曲线(如下图所示)来作许多不同的计算及评价.EngineSpeed(RPM)Power(KW)Torque(N-m)从整车特定技术要求(VTS)中我们找到下列的相关资料:52换档齿轮比(GearRatio)的选择法

车胎滚动半径(RollingRadius)的诂计算法:由上表中车胎的代号尺寸(P225/50/R1794V),滚动半径的大约算法可以下式表示:

rt=~WxKAR+drim/2x25.4–19

此处:W为车胎宽度(mm),KAR

为有效车胎边高/胎宽的比例drim

为车胎外缘的直经(英寸,仍沿用美制),所以需用25.4来作公制的换算调整.而19则是一个経验调整系数.

以上的公式是个实地经多次测试的平均数,并未在其他的标准中提到过.

由上前的经验公式,P225/50R17代号胎的滚动半径大约为:

rt~225x0.5+17

/2x25.4-19=309mm此滚动半径在一般大中型车中常被使用.以上资料虽有助于我们作些前期设计的起步,但距细节的规划还有甚大的差异.所以我们需依赖我们自已以往的经验,参考其他相同类型车的资料,甚至用我们自已合乎逻辑的推想…来继续推展53换档齿轮比(GearRatio)的选择法

风阻及路面阻力系数的探寻(AeroandDrag)

从以往同型车的滑车试验(coastdowntest)的数据库中,我们可相同类型车中获得如下的平均阻力系数:重心位置(CenterofGravity)

初步估计水平重心位置(CGh)可位於车体中心.而垂直向重心位置(CGv)则以3/4的轮胎外径高作为一大约的值.特殊载重要求:由於巡警车有加大行李箱及装备重量的要求,此车的总重量将增加到2,000公斤,较原先净重多了近13%.54换档齿轮比(GearRatio)的选择法总転动惯量(RotationalInertia)由于轮动惯量(RotationalM.Inertia)的影响,当在加速时,发动机除了需推动整车,也还需加速転动传动系统及轮胎.整车的当量転动惯量(EquivalentRotationalM.Inertia)为:

Jv=mrt2=2,000x0.3092=191kg.m2

而其他传动系统的転动惯量则例示于下面整车传动系统示意图中.然而图中所示的転动惯量(J值)仍属引擎轴到变速箱的输入值,如果転换成相对的车轮転动惯量,我们须在引擎惯量上乘上(各档齿轮比x最後驱动(FinalDrive)的戟齿轮比)的平方.如以第一档为例:假设第一档齿轮比约为3.0而戟齿轮比为3.08,则転换后相等的车轮転动惯量约为45.2

kg·m2,大约为整车転动惯量的24%,当然此值会随档位增高而降低,但第一档的影响较大.引擎J=0.11kg·m2(5.3LV8)变速箱J=0.04kg·m2(@第一档)轮胎及传动轮总合J~0.10kg·m2附件J=0.11kg·m2(5.3LV8)+柔性盘J+变矩器J=0.06+0.27kg·m2(300mm)55换档齿轮比(GearRatio)的选择法继续:

动能和构件的転动惯量间的关系可以下式示予

KE=Jxw2/2各档的动能应保持恒定值,不作剧烈改变,故:KE=0.5XJ1xw12=0.5XJ2xw22

因而惯量与齿轮比间的关系可由上式导之:

J2/J1=(w1/w2)2=(N1/N2)2=Dgear2

.56换档齿轮比(GearRatio)的选择法

第二步:诂计第一档(1stGear)时所需的齿轮比(D1)依前引擎曲线所示.在2,400RPM时,最大输送力矩约为490N·m.如欲导致引擎失速(Stall-即变速箱输入転速为零),我们需匹配一个液压变矩器(TorqueConverter-TC)其叁数K值[K=Nengine/(Tengine)1/2]约等於108.为了减降开发费用,我们建议并获准使用已生产的300mm的变矩器,其K值为101,而失速时的力矩比为1.86.所以依这两个变矩器参数值,我们可算出当车子在Stall时,引擎于WOT时的速度约为2,230RPM,依下面所示的K值公式,此时引擎最大的输出扭力为490N-m,乘上变矩器的失速力矩比(T/R)=1.86,变速箱的输入力矩为910Nm.

假设此时车子以1.0g的加速度向前,在轮上所需的力矩可以下式来诂算:

Twheel=F*rt=m*a*rt=2,000*1.0g*0.309=6,065Nm换算成变速箱输出端的力矩为:

Ttrans.out=TWheel/(raxlexh

axle)=6,065/(3.08x0.90)=2,190Nm再换算成变速箱输入端的力矩为:Ttrans.in=Ttrans.out/(Dgearxhgear)=2,190/(Dgearx0.94)=2,330/Dgear;依以上输入轴力矩加上以上题及约20%的胎及传动系统的転动惯量,再加上警车因特殊需求可能会用较高的加速度,故以较保守的算法,第一档

的齿轮比约为D1~2.9.

57换档齿轮比(GearRatio)的选择法第四档(4thGear)齿轮比估算

假定在第四档(最高档)可达最高车速,那麽第四挡的齿轮比可计算如下:依据引擎特性,其最高功率大约为300kW而速度约在6,000

RPM.所以如换算到最高的车轮输出功率:Pwheel.peak=Pengine.peakxhgearxh

axle=300x0.94x0.90~260Kw而如从平面路加风阻需求功率来算则为:Proadresistance=Vvehiclex(Fo+F1xVvehicle+F2xVvehicle2)此二功率曲线相交于79m/s或换算成车速=285

kph(177

mph).所以如我们的客户认为此最高车速能符合他们警车的需求,则我们可以决定可采用这些数值,即引擎在6,000RPM时车速为285

kph;或N/V值为21

RPM/kph.由以上的数据,第四档的齿轮比可以下式算之:Vvehicle=Nenginexp/30xrt/(Dgaerxraxle)由前所得的後轴戟齿齿轮比=3.08,车胎有效半径=0.309(m),所以第四档齿轮比D4=~0.8058换档齿轮比(GearRatio)的选择法引擎在最高档的输出功率最高速度第一档(D1)笫二档(D2)第三档(D3)第四挡(D4)

平地路面所需功率曲线

177mph285Kph

以下所示为路面所需功率及车胎输出功率图59换档齿轮比(GearRatio)的选择法第三步

计算及考核最低档与最高档之间的散布值根据以上初步估计第一档的齿轮比约为2.9,而第四挡齿轮比约为0.80,由此我们可算出综合的比率为1st/4th=3.6,此值在四档自动变速箱算是十分正常的分布.跟着我们可采用下面的几种方案来估算第二及第三档的齿轮比.

寻求齿轮比分布的数种方案在此我们可采用常被使用的四种方案固定齿轮比差距进展法(ConstantStepProgression)对数进展法(LogarithmicProgression)和谐进展法(HarmonicProgression)平均值进展(AverageProgression)

60换档齿轮比(GearRatio)的选择法固定齿轮比差距进展:也可被称为”几何进展法“GeometricProgression”.依下图所示,引擎的速度在换档後与换档前保持相同值.此法依其名所言,各档的齿轮比差距(S=Dn-1/Dn)保持固定.因而可以下式表之:D1D1D2Dn-1D1--------=------x------x….x--------=Sn-1;所以S=(---------)1/(n-1)DnD2D3DnDn

事实上依此种进展法并不能得到很完满的换档结果,因为我们希望每一档的齿轮比差距逐渐减低,如此可使引擎速度的改变随着换档(升档)会逐渐减少

61换档齿轮比(GearRatio)的选择法

2.対数齿轮比进展法(LogarithmicProgression):如在换档时,输入速度保持不变,而输出速度则乘以一个固定的变化值,此时各档的齿轮比差距也会因之改变,齿轮比的导算法见之如下:为了使换档过程平稳顺畅,一般重先采用较高的齿轮比差距(Step)于1>2低档之间,随着挡位增加,齿输比差距也逐渐减小,这种进展的方法可由下图中显示出.由於此齿轮比差速曲线很近对数曲线,故以此来命名.至於如何应同此法来导算目前的案例,可由下面的公式来表示:

Di=D1xim;此処“i”是档位而”m“是相应指数如以自然对数(Naturelog)来表示上式,则:

InDi=InD1+mxIni;针対我们目前案例:InDi–InD1In0,80–In2.9m=----------------=-----------------------=-0.929;IniLn4D2=2.9x20.929~1.5262换档齿轮比(GearRatio)的选择法

由上计算结果得知一至二档间有着相当大的齿轮比差距-2.9/1.52=1.90,而由下图我们也可观察到引擎速度在换档前後也有很大的差别.就一般而言此対比进展法在齿轮比差距上较其他进展法尤为显着.

63换档齿轮比(GearRatio)的选择法

3.和谐齿轮比进展法(HarmonicProgression)

此法和前面谈及仍对数进展法相似,也是在既定的输入速度的换档差,在各档输出速度上乘以一个固定的变化值,所以每二档间的齿轮比差距都将改变,齿轮比的导算法列之如下:DNo=N0,n-1,n–N0,n-2,n-1=N0,i,i+1–N0,i-1,i=N0,3,4–N0,2,3=N0,2,3-N0,1,2此処:No,i-1,i

系从挡位i-1换挡到I时的输出速度,所以:N0,n-1,n–N0,1,2=N0,n-1,n–N0,n-2,n-1-…+N0,i,i+1–N0,i-1,i,+…N0,2,3+N0,2,3–1;因此No,n-1,n–N0,1,2=(n-2)DN0因为齿轮比是(Ne/No)的函数值,所以上式可転换成Ne,n-1,nNe,1,2-------------------------------=(n-2)DN0;Dn-1D1又因每档的引擎(或输入速)速度均为恒定,

和64换档齿轮比(GearRatio)的选择法

继续:

11Ne,shift(--------------------)=(n-2)DN0Dn-1D1

如设定m=n-1.又因DN0仼二档间输出速差依前定义系为一恒定值,在此可用”C”来代表,故上式可重新改写为:

11