辛普森式四档行星齿轮机构的传动路线分析.docx

辛普森式四档行星齿轮机构的传动路线分析.docx

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辛普森式四档行星齿轮机构的传动路线分析

这种四档变速器是在不改变原辛普森式三档行星齿轮变速器的主要构造和大局部零部件的情况下，另外再增加一个单排行星齿轮机构和相应的换档执行元件来产生超速档。

这个单排行星齿轮机构称为超速行星排，它装在行星齿轮变速器的前端，如图9．16所示。

其行星架是主动件，与变速器输入轴连接；齿圈那么作为被动件，与后面的双排辛普森行星齿轮机构连接。

超速行星排的工作由直接多片离合器CO和超速制动器BO来控制，直接多片离合器CO用于将超速行星排的太阳轮和行星架连接，超速排的制动器BO用于固定超速行星排的太阳轮。

根据行星齿轮变速器的变速原理，当制动器BO放松、直接多片离合器CO接合时，超速行星排处于直接传动状态，其传动比为1。

当超速制动器BO制动、直接离合器CO放松时，超速行星排处于增速传动状态，其传动比小于1。

l〕l档

把预选杆置于D位置，C2后多片离合器作用把输入动力传给前齿圈，F1单向离合器作用，使后行星架固定不动。

辛普森1档的动力流分析比较困难，因为在该档位前后行星排可通过两个构件相互间连接。

其输入动力经C2后多片离合器传给前齿圈，使其顺时针旋转。

前齿圈又带动前行星轮顺时针转动，由于前行星轮既可带动前行星架顺时针转动〔输出轴的转动〕，又可带动太阳轮边时针转动，因此前齿圈的转速通过前行星轮被分解成两条传动路线，其中前星行架和太阳轮的转动方向比较明确，但前行星架和太阳轮转速如何分配呢？

由于后排行星架被FI单向离合器固定，因此后排行星齿轮机构具有确定传动比，且是减速机构，另外后排行星齿轮机构通过后齿圈输出，它的输出转速和转动方向应该和前行星架保持一致，因为前行星架和后齿圈为同一构件。

根据这两个条件，就可以确定前行星架和太阳轮之间的转速分配，显然太阳轮的转速比前行星架快得多。

太阳轮逆时针的旋转带动后行星轮顺时针转动，行星轮再带动后齿圈顺时针转动，由于后齿圈顺时针转动时，会给后行星架施加一个逆时针的力矩，通过F1单向离合器将后行星架固定。

后排行星齿轮机构的传动比是后齿圈和太阳轮齿数之比，但辛普森机构1档传动比要大得多，计算也更复杂且有确定的传动比。

辛普森机构的1档具有汽车滑行功能，当驱动轮的转速超过了发动机的转速之后，来自驱动轮的逆向动力通过后齿圈和前行星架输入机构，使后行星架顺时针旋转，脱离F1单向离合器锁止，实现了汽车滑行。

当驱动轮转速低于发动机时，单向离合器重新锁止，变速器恢复驱动状态。

假设要在1档实现发动机制动，那么需要把预选杆置于L或1位置，此时后行星架被B2后制动带固定，驱动轮逆向传入的动力通过变速器将发动机转速提高，从而消耗动力使驱动轮转速迅速下降，实现发动机制动。

2〕2档

C2后多片离合器和B1前制动带同时作用。

此时涡轮输出轴经C2后多片离合器和前齿圈连接，同时太阳轮组件被B2后制动带固定。

其动力经输入轴传给前齿圈，使之作顺时针旋转，由于太阳轮被固定，因此前行星轮在前齿圈带动下，既有自转，又随行星架公转，行星轮和行星架都是顺时针转动，行星架最后带动输出轴顺时针旋转。

2档传动比取决于行星架当量齿数和前齿圈齿数之比，它是一种传动比大于1的减速运动。

2档的传动比仅仅和前排行星齿轮机构有关。

另外当输出轴转动时，同时会带动后齿圈顺时针转动，后太阳轮已被固定，此时后行星轮和后行星架都顺时针空转F1单向离合器处于释放状态。

在上述的辛普森机构的2档工作状态下〔预选杆置于D位〕，来自驱动轮的逆向传入变速器的动力，可以直接传至发动机，实现发动机制动。

3〕3档

C1前多片离合器和C2后多片离合器同时作用。

C1前多片离合器的接合把动力传至太阳轮，C2后多片离合器的接合把动力传至前齿圈。

根据上述行星齿轮机构特征：

任意两元件同速同方向旋转即为直接档，那么机构锁成一整体。

在3档状态，前齿圈和太阳轮均有一样旋转方向和速度。

从另外角度分析，当来自C2后多片离合器的动力传至前齿圈，再由前齿圈带动太阳轮逆时针转动，而来自C1前多片离合器的动力直接传给太阳轮，使之顺时针转动，因此同一个太阳轮不可能出现两个转动方向，只能相互间锁止成一整体。

当机构整体顺时针转动时，n单向离合器和后行星架处于释放状态。

3档是直接档，它的传动比是1：

1。

在3档状态下，只存在发动机制动的功能，而不存在汽车滑行的作用。

当行星齿轮变速器处于1档、2档、3档或倒档时，超速行星排中的超速制动器BO放松，直接多片离合器CO接合，使超速行星排处于传动比为1的直接传动状态，而后半局部的双排行星齿轮机构各换档执行元件的工作和原辛普森式三档行星齿轮变速器在1档、2档、3档及倒档的工作完全一样。

来自变矩器的发动机动力经超速行星排直接传给后半部的双排行星齿轮机构，此时行星齿轮变速器的传动比完全由后半部的双排行星齿轮机构及相应的换档执行元件来控制。

当行星齿轮变速器处于超速档时，后半部的双排行星齿轮机构保持在3档的工作状态，其传动比为二；而在超速行星排中，由于超速制动器BO产生制动，直接多片离合器CO放松，使超速行星排处于增速传动状态，其传动比小于1〔该传动比即为该行星齿轮变速器在超速档时的传动比〕。

由于直接多片离会器CO在自动变速器处于超速档之外的任一档位〔包括停车档、空档和倒档〕都处于接合状态，因此当发动机刚起动而油泵尚未建立起正常的油压时，直接离合器CO就已处于半接合状态，这样容易使其摩擦片因打滑而加剧磨损。

为了防止出现这种情况，在与直接离会器CO并列的位置上布置了一个直接单向超越离合器FO，使超速行星排的行星架能在逆时针方向上对太阳轮产生锁止作用。

在发动机刚起动并带动自动变速器输入轴转动时，它就让超速行星排的太阳轮和行星架锁止为一个整体，防止直接离合器CO的摩擦片在半接合状态下打滑。

直接单向超越离合器FO的另一个作用是改善由3档升至超速档的换档平顺性。

在3档升至超速档换档过程中，为了防止超速制动器BO和直接离合器CO同时接合，造成超速行星排各根本元件之间的运动干预，必须在直接多片离合器CO完全释放后再让超速制动器BO接合。

这样，有可能因直接多片离合器CO释放后，超速制动器BO来不及接合，使行星齿轮变速器出现打滑现象。

直接单向超越离合器FO可以在直接离合器CO已释放，而超速制动器BO尚未完全接合时，代替直接离合器CO的工作，将超速行星排太阳轮和行星架锁止在一起，防止超速行星排出现打滑现象，并在超速制动器BO接合后又能及时脱离锁止，让超速行星排顺利进入超速档工作状态。

由三个行星排组成的辛普森式四档行星齿轮变速器各换档执行元件在不同档位的工作情况见表9．4。

这种型式的四档行星齿轮变速器可以使原辛普森式三档行星齿轮变速器的大局部零部件都得到利用有利于减少生产投资，降低本钱。

目前大局部轿车都采用这种型式的四档自动变速器，特别是日本丰田公司的四档自动变速器。

有些车型的这种自动变速器将超速行星排设置在原辛普森式三档行星齿轮变速器的后端，其工作原理是一样的。

在图9.16所示的辛普森四档变速器机构中，对原辛普森三档的机构已作了改进，新增了一个制动器B1和一个单向离合器F2。

对原辛普森三档的机构进展改进出于以下两点考虑：

①从2档换至3档存在运动干预；

②要求辛普森机构2档存在两种状态，即汽车滑行和发动机制动。

原辛普森式三档行星齿轮变速器〔参见图9．15〕由二档换至3档时，一方面2档制动器B1要释放，另一方面执行元件的工作交替应及时准确，太快或太慢都会影响换档质量和变速器的使用寿命。

例如，假设二档制动器B1释放后，倒档及高档离合器C1来不及接合，会使行星齿轮变速器出现打滑现象，使发动机出现空转，并出现换档冲击；假设二档制动器B1未完全释放，倒档及高档离合器C1便过早接合，那么行星齿轮机构各独立元件之间会产生运动干预。

迫使换档执行元件打滑，加剧摩擦片或制动箍带的磨损。

为了防止出现上述情况，改善2-3档的换档平顺性，可在前后太阳轮组件和2档制动器B1之间串联一个单向超越离合器F2，称为2档单向超越离合器，如图9．17所示。

其内圈和前后太阳轮组件连接，外圈和2档制动器B1连接，在逆时针方向对前后太阳轮组件具有锁止作用。

当行星齿轮变速器处于2档时，前进离合器C2和2档制动器B1仍同时工作。

汽车加速时，前后太阳轮组件的受力方向为逆时针方向，由于2档单向超越离合器F2的外圈被2档制动器B1固定，因此前后太阳轮朝逆时针方向的旋转趋势被2档制动器B1及2档单向超越离合器F1锁止，2档得以实现。

当行星齿轮变速器由2档换至3档时，即使倒档及直接档离合器C1在2档制动器B1释放之前就已接合，但由于倒档及直接档离合器C1接合之后，前后太阳轮组件的受力方向改变为顺时针方向，而在顺时针方向上2档单向离合器F2对前后太阳轮组件没有锁止作用，前后太阳轮组件仍可以向顺时针方向旋转，因此使换档得以顺利进展。

增加了2档单向离合器之后，假设汽车在行星齿轮变速器处于2档时松开油门踏板减速或下坡，那么在汽车惯性的作用下，驱动轮将通过变速器输出轴逆向带动行星齿轮机构的前行星架和后齿圈组件以较高的转速旋转。

由于此时发动机处于怠速运转状态，和输入轴连接的前齿圈转速较低，前行星轮在前行星架的带动下朝顺时针方向作公转的同时，对前太阳轮组件产生一个顺时针方向的力矩，而太阳轮在顺时针方向旋转时，2档单向离合器F2对前后太阳轮组件没有锁止作用，因此即使2档制动器B1仍处于制动状态，前后太阳轮组件还是可以朝顺时针方向自由旋转。

这样，在辛普森式行星齿轮机构的四个独立元件中有两个处于自由状态，从而使该行星齿轮机构失去传递动力的能力，驱动轮和发动机脱离连接关系，不能产生发动机制动作用。

为了在需要时让2档也能产生发动机制动作用，必须在前后太阳轮组件和变速器壳体之间另外再设置一个制动器B3。

制动器B3在2档是否工作，是由预选杆手柄的位置决定的，当手柄位于前进档位置〔D〕6寸，制动器B3不工作；当操纵手柄位于前进低档位〔2或S〕而行星齿轮变速器处于2档时，制动器B3工作。

这样不管汽车加速或减速，前后太阳轮组件都被该制动器固定，此时的2档在汽车松开油门踏板、减速或下坡时能产生发动机制动作用。

目前大多数轿车自动变速器已采用这种构造。

自动变速器由于构造类型较多，而且较为复杂，除了机械系统之外，还有十分复杂的液压系统和电控系统，因此产生故障的原因是多方面的，其中掌握每一个变速器的每一个档位的传动路线是诊断故障的主线，变速执行元件的作用或释放都是为传动路线效劳的。

多片离合器、制动箍带以及单向、超越式离合器都是比较容易损坏的机械部件，一旦变速执行元件失去功能，就可能影响档位的传动路线。

由于每一个变速器中的复合行星齿轮机构不同，因此变速执行元件对传动路线的影响也不同。

自动变速器中的液压系统主要是为变速执行元件中的多片离合器和伺服油缸效劳的，使它们作用或释放。

影响多片离合器或伺服油缸正常工作的最主要的因素是主回路油压。

而影响主回路油压的因素很多，但关键是油泵的密封件磨损，调压阀卡滞或磨损以及液压回路的内部泄漏等。

自动变速器的电子传感器主要收集换档信息和改善换档品质，以及监控报警信息，如果这些变速器的耳目发生损坏，那么ECU无法执行正确的程序，无法正确地处理信息。

自动变速器电控系统的执行元件主要指各种控制阀的电磁线圈，线圈的开路或短路以及电阻值发生变化是经常出现的故障，它直接影响电磁阀的工作。

总之，由于影响自动变速器故障的因素很多，在诊断过程中要比较充分地加以考虑，可以采用比较法和筛选法，逐一加以判断。

下面所列的故障及原因，具有典型性。

1．自动变速器油温过高

原因：

油底壳中液面位置过低；长期处于大扭矩，大负载下工作浓车辆长期处于等待状态时，制动踏板没有释放〔变矩器中的液体严重“剪切〞〕；主回路油压偏低，多片离合器、制动箍带或变矩器锁止离合器〔TCC〕处于打滑状态；油冷却器管路或单向阀污垢堵塞。

2．换档过程有明显冲击

原因：

多片离合器或制动箍带因磨损而产生比较大的间隙，“飞车〞或“丢速〞引起换档冲击烽擦副的外表状态已变化；储能器活塞卡滞，峰值油压无法衰减；调压阀阀体卡滞。

3．液控自动变速器的换档点不准确

低档换高档时车速提前的原因：

节气门开度阀联动的钢绳索调整过松，使开度阀弹簧预紧力偏小；真空压力调制器滑阀发卡；调速阀滑阀发卡。

低档换高档时车速延迟的原因：

主回路油压偏高；节气门开度阀联动的钢绳索调整过紧，使开度阀弹簧预紧力偏大；调速阀单向阀座泄漏；真空压力调制器的真空管破裂或滑间发卡；换档阀滑阀发卡。

4．电控自动变速器的换档点不准确

原因：

换档规律开关选择不正确或损坏aCU控制程序有故障；节气门位置传感器和车速传感器有故障或连接导线松脱。

换档电磁阀线圈故障或滑阀发卡。

5．主回路油压偏低

原因：

液面高度偏低或滤清器堵塞；油泵磨损泄漏；液压回路中的密封环、单向阀座。

活塞以及滑阀磨损、发卡引起泄漏；上、下阔板连接螺栓松动；节气门开度阀联动钢绳索调节过松；真空压力调制器滑阀发卡；调压阀滑阀发卡；预紧弹簧断裂或升压阀发卡；压力控制电磁阀故障。

6．换档错位或输出轴不转

原因：

手动阀位置调整不准确或滑阀磨损泄漏；换档电磁阀线圈故障或换档阀发卡；ECU电源处于失电状态；主回路油压偏低，多片离合器或制动箍带打滑；单向或超越式离合器损坏；多片离合器活塞、伺服油缸活塞以及换档阀发卡，使它们无法作用或释放。

7．低速时动力明显缺乏〔失速试验时，发动机转速偏高〕

原因：

变矩器中的导轮单向离合器已无法锁止，两个旋转方向均可自由转动；主回路油压偏低，多片离合器或制动箍带打滑。

8．高速时动力缺乏

原因：

变矩器中的导轮单向离合器两个旋转方向均锁止；变矩器锁止离合器无法锁止或存在明显的滑转现象。

9．冷车时工作正常，热车时工作失常

原因：

油底壳垃圾过多，工作时间长，引起进油滤清器堵塞；停车时，沉积物下落又恢复正常。

10．发动机起步颤抖或熄火

原因：

变矩器锁止离合器活塞烧结，已无法别离；变矩器锁止阀发卡。

11．变矩器锁止离合器作用时明显冲击

原因：

锁止离合器扭振弹簧已损坏；占空比电磁间不起作用。