自动齿轮变速箱齿比的计算与实例
齿比计算!
齿比计算！配比技巧！最后最重要！齿轮比计算所谓的齿轮比，就是以前齿盘的齿数除以后飞轮的齿数，所得到的数值就等于齿轮比，假设前齿盘齿数为44，后飞轮齿数为11，那踩踏的齿轮比就为44/11=4，所得到的数字4就是目前所踩踏的齿轮比。
若以纯粹的理论计算，当用44齿盘踩踏一圈，将带动后面11齿的后飞轮旋转四圈，若再乘以后轮(26寸)的轮径，便可以发现，踩踏一圈，车子就可以前进8.3公尺(26*2.54*3.14*4=829，大约等于8.3公尺)。
不过齿轮比4，并不算轻的齿轮比，需要相当的腿力才能踩动，而且大齿轮比，容易耗损链条，齿盘，飞轮甚至是变速器的寿命。
变速自行车是单速上发展来的,一般牙盘有两片，三片的，也有单片的。
飞轮有5、6、7、8、9、10片的，现在已有11片的。
目前山地车最常见的变速系统为前3速配后8速或9速，共24或27段变速即通常所说的几速车。
前齿盘的齿片规格多为22，32，42或22,32,44,而后面飞轮的规格则为飞轮为11-13-15-17-20-23-26-30，9速的为11、13、15、17、20、23、26、30、34）。
而车友们也可以数数看爱车的齿数各为多少，不过各位车友仔细来算算这其中的齿轮比，您会发现有些齿轮比是相当接近，一台27段变速的登山车，实际上可能只有20段左右的变速而已，所以变速时要有些技巧，若是变到相同的齿轮比，那就丧失变速的功效。
下面来看看一般27段变速的各段速度的齿轮比：当在骑乘爬坡时，若想要从大齿盘降低为中齿盘，又不希望突然将蹬踏频率提高太多，可在降低齿盘后，将后飞轮顺势变重两片，这样会得到比原来轻一点的齿轮比，又不会让蹬踏频率一下拉高太多，导致车友们踩得太急，呼吸与节奏都失去平衡。
山地车骑乘除了机械上的齿轮比运用之外，当然要靠骑乘者的腿部配合了，而两者结合起来就是蹬踏频率的概念，而适当的蹬踏频率也是重要关键之一。
蹬踏频率的计算方式就是以10秒钟为一个单位,计算在10秒钟以内,一只脚踩踏了几圈,所得的权数再乘以六便得到自己每分钟的蹬踏频率了。
各种齿轮系传动比的计算
各种齿轮系传动比的计算齿轮传动是常见的机械传动形式之一，通过不同齿数的齿轮之间的啮合，实现输出轴的转速和转矩的传递。
传动比是指输入轴和输出轴的转速之比，常用于计算机械系统的传动效率和输出速度。
齿轮传动比的计算需要确定输入轴和输出轴的齿轮齿数，并根据齿数的关系得出传动比。
以下是常见的四种齿轮传动形式及其传动比的计算方法：1.平行轴齿轮传动平行轴齿轮传动是最常见的传动形式，通过两个平行轴上的啮合齿轮实现转速的传递。
传动比计算公式如下：传动比=输出齿轮齿数/输入齿轮齿数例如，如果输入齿轮齿数为20，输出齿轮齿数为40，则传动比为40/20=22.穿轴齿轮传动穿轴齿轮传动是指两个轴不平行的齿轮传动形式，通过一个或多个齿轮对实现转速的传递。
传动比计算公式如下：传动比=输出齿轮齿数之积/输入齿轮齿数之积例如，如果输入轴上的齿轮齿数为20和30，输出轴上的齿轮齿数为40和60，则传动比为(40*60)/(20*30)=43.内外啮合齿轮传动内外啮合齿轮传动是指一个齿轮位于另一个齿轮的内部并与其啮合的传动形式，通过齿轮的运动将旋转轴方向转换为轴线的转速和转矩。
传动比计算公式如下：传动比=1/(输入齿轮齿数/输出齿轮齿数)例如，如果输入齿轮齿数为40，输出齿轮齿数为20，则传动比为1/(40/20)=0.54.斜齿轮传动斜齿轮传动是通过斜齿轮的啮合实现转速传递的传动形式，常用于垂直传动和传递大转矩的场合。
传动比计算公式如下：传动比=输出齿轮齿数/输入齿轮齿数*齿数系数齿数系数是考虑斜齿轮齿面压力角的修正系数。
以上是常见齿轮传动形式的传动比计算方法，根据实际情况选择适合的传动形式，并根据齿轮齿数和齿数系数计算传动比。
对于复杂的齿轮系统，可以通过级联多个传动，将多个传动比相乘来得到整个系统的传动比。
可以通过合理的设计和计算，实现满足机械系统性能要求的传动比。
自动变速器行星齿轮机构的速比计算
大于后太阳轮输入的速比， 即： α２＝（ １１４＋８６） ／８６＝２．２７９ α１＝（ ４２＋８６） ／８６＝１．４８８ 简单地说， 这种结构的 １ 档速比
大于 ２， ２ 档速比小于 ２。 ②奔驰 ７ 档变速器与拉维奈
ＡＧ４ 变速器相比， 两者都是通过长行 星齿轮输入， 但一个在上、方向相反， 一个在下。
６．作者应对所投稿件负责， 避免抄袭和一稿多投， 稿 件 发 生 版权纠纷等问题， 责任由作者自负。
汽车维修编辑部
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４７ 汽车维修 ２００８．４
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超速档为后齿圈转速低于前齿
档位
拉维奈部分
Ｋ１
Ｂ１
Ｂ３
速比
Ｋ２
１档
○ ２．２７９
双齿圈输入部分
Ｋ３
Ｂ２
ＢＲ
○○
总速比 速比
１．９２１ ４．３７７
圈（ ６ 档、７ 档） ， 先在后排中两元件输 入， 由于齿圈降速， 由后排方程可知， 后太阳轮必须提高转速。进而， 前排
２档
○
变速器齿轮的设计计算
变速器齿轮的设计计算：校核Z 1 Z 2齿面接触疲劳强:计算公式： []2312121t d kT u E H d u dH Z Z Z kT u u εψψσ+≥⎛⎫+ ⎪ ⎪⎝⎭：确定计算参数： 6519.5510 1.3410p T n =⨯=⨯按齿数: Z 1= 19 Z 1= 78查图6—15（机械设计）得εa1=0.475 εa2=0.78 则εa=εa1+εa2=0.475+0.78=1.225 因为是直齿轮βε=0 故r ε=αε=1.255查表6—7（机械设计）KA Ft/b>100N/mm 则 Ka=1.1 据表6—6 （机械设计）因为中等冲击单缸内燃机K A=2 据表6—9（机械设计）不对称布置 取齿宽系数d ϕ=0.8 据图6—11（机械设计）查得βk =1.12 选k vt=1.1由式K=K A K V KaK B =2.0×1×1.12×1.1=2.464 据表6—8（机械设计）查得Z E =189.8mpa 据表6—10(机械设计）查得齿轮接触疲劳强度HLim σ=1500 计算应力循环次数：N 1=60N 1 r t h =60*2000×1×10×260×8=24×108 N 2=N 1/U=24×108/4.10=6.08×108查图6—24（机械设计）得Z N1=0.96 Z N2=1 取安全系数S H =1 查图6—24（机械设计）得 工作硬化系数：Z W =1 许用接触应力：[σ]H1= σHLim Z N1 Z W1 / S H =1500 × 0.96=1440 [σ]H2= σHLim Z N2 Z W 2/ S H =1500 ×1=1500取最小值[σ]H1 代入 查图6—16（机械设计）得 εZ =0.96计算： []2312121t d kT u E H d u dH Z Z Z kT u u εψψσ+≥⎛⎫+ ⎪ ⎪⎝⎭=235)144096.0*5.2*8.189(10.4*8.010.5*10*34.1*464.2*2=46.83mm 校核齿根弯曲疲劳强度：计算公式：σF =m bd KT 112 Y Fa *Y Sa *εY ≤[σ]F 查图6—20（机械设计）得Y Fa1=2.7 Y Fa2=2.25 查图6—21（机械设计）得Y Sa1=1.55 Y Sa2=1.74 据表6—10（机lim F σ=920 取S F =1.25 Y X =1 查图6—25(机械设计）得 Y N1=0.9 Y N2=0.93。
自动变速器传动比的计算方法
图 7 4 挡动力传递路线
由上述计算实例可知 ,混合行星齿轮机构的传 动比计算需根据具体情况具体分析 ,但计算方法基 本相同 。即根据固定元件的转速为零 、相互连接的
(下转第 13 页)
2 单排单级行星齿轮机构传动比的计算
最简单的行星齿轮机构由一个太阳轮 (亦称中 心轮) 、一个内齿圈和一个带行星轮的行星架组成 , 称之为单排单级行星排 (如图 1 所示) 。由于单排行 星齿轮机构具有 2 个自由度 ,即需对太阳轮 、齿圈和 行星架三者之一施加制动 (使其转速为零) 或约束 (使其以某一固定的转速旋转) ,以获得某一所需的 传动比 ;如果将三者中的任何两个连接为一体 ,则整 个行星齿轮机构以同一速度旋转 。
为行星架假想齿数 。
下面就汽车自动变速器中单排单级行星齿轮机
构的几种运动状态进行分析 。
1) 太阳轮固定 ( n心 = 0) 、行星架驱动 、内齿圈输 出时 ,将 n心 = 0 代入式 (1) 、(2) ,则其传动比 i = n架 / n圈 = Z圈 / ( Z心 + Z圈 ) , 传动比小于 1 , 即为同向增速
iR = n后心 / n前架 = n后心 / n后圈 = - Z后圈 / Z后心 =
- 98/ 37 = - 2. 648 648 6
件被同时驱动 ,则整个行星齿轮机构以一个整体同 向等速旋转 , 为直接传动挡 , 即后排齿圈/ 前排行星 架同向等速输出 , i3 = 1 。因动力传动过程没有单向 离合器参与 ,故发动机制动 (见图 6) 。
图 6 3 挡动力传递路线
6) 4 挡时 , 3 、4 挡离合器接合 , 驱动后排行星 架/ 前排齿圈 。同时 2 、4 挡制动带工作 ,固定后排太 阳轮 ,则后排齿圈/ 前排行星架同向增速输出 。因动 力传动过程没有单向离合器参与 ,故发动机制动 (见 图 7) ,即 n后心 = 0 ,代入式 (4) ,得 :
变速器传动比的计算方法及其原理
变速器传动比的计算方法及其原理传动比是指变速器输出轴的转速与输入轴的转速之比，是汽车变速器的重要性能指标。
它决定了汽车在不同速度下的运行状态和动力输出情况。
为了实现高效、平稳的行驶，驾驶员需要了解变速器传动比的计算方法及其原理。
本文将介绍变速器传动比的计算方法和相关原理。
一、传动比的定义传动比是通过变速器来调节输出轴转速与输入轴转速之间的比值。
以手动变速器为例，传动比由使用者通过操纵换挡杆控制。
不同挡位会导致不同的传动比，进而实现不同的车速。
二、传动比的计算方法传动比的计算方法根据变速器的设计和构造不同而异。
下面将介绍两种常见的传动比计算方法。
1. 简单计算法对于一些简单的变速器结构，可以通过输出轴转速与输入轴转速之比直接计算传动比。
传动比 = 输出轴转速 / 输入轴转速例如，一台汽车变速器的输出轴转速为4000转/分钟，输入轴转速为2000转/分钟，则传动比为：传动比 = 4000 / 2000 = 22. 齿轮比法对于复杂的齿轮传动系统，传动比的计算可以通过齿轮比来实现。
变速器中齿轮的设计决定了传动比的变化。
传动比 = Z2 / Z1其中，Z2为输出轴上的齿轮的齿数，Z1为输入轴上的齿轮的齿数。
例如，一台汽车变速器的输出轴上的齿轮齿数为30，输入轴上的齿轮齿数为15，则传动比为：传动比 = 30 / 15 = 2三、传动比的原理传动比的原理是通过不同齿轮组合或输入输出轴间的直接比例关系实现的。
1. 齿轮传动原理在齿轮传动中，通过不同大小的齿轮组合来改变传动比。
齿轮的齿数与直径成反比，因此齿轮半径越大，齿数越小，传动比越大。
2. 偏心齿轮原理在偏心齿轮传动中，通过离心力的作用，使齿轮在轴上产生偏心运动，从而改变传动比。
通过调整齿轮的偏心程度，可以实现不同的传动比。
3. 液力变速器原理在液力变速器中，通过油流的流动和涡轮的转动来改变传动比。
液力变速器根据需要自动调整液压传动比，从而实现平稳的变速。
传动比计算举例范文
传动比计算举例范文
传动比是指在机械装置中，输出轴和输入轴之间的角速度比值，用于
衡量装置的扭矩放大或减小情况。
传动比计算的基本原理是根据轴上连续
的齿轮、皮带、链条等传动装置，通过计算齿轮关系或被动轮的齿数比、
牵引辊的直径比等，得到输出轴和输入轴之间的速度比或直径比来计算。
下面我将以两个实际例子来说明传动比的计算方法。
案例一：齿轮传动
假设有一组带动齿轮装置，输入轴上有一个齿轮A，输出轴上有一个
齿轮B。
已知齿轮A的齿数为20，齿轮B的齿数为40。
求传动比。
根据齿轮的传动原理，可以得知输出轴与输入轴之间的传动比为齿轮
B的齿数与齿轮A的齿数的比值，即40/20=2
因此，传动比为2:1，即输出轴每转动2圈，输入轴转动1圈。
案例二：皮带传动
假设有一组带动皮带装置，输入轴上有一个驱动轮，其直径为10cm，输出轴上有一个被动轮，其直径为20cm。
求传动比。
根据皮带传动的原理，可以得知输出轴与输入轴之间的传动比为被动
轮的直径与驱动轮的直径的比值，即20cm/10cm = 2
因此，传动比为2:1，即输出轴每转动2圈，输入轴转动1圈。
从以上两个实例可以看出，传动比是通过输入轴与输出轴上的传动装
置的几何关系得出的，不同的传动装置有不同的计算方法。
在实际应用中，可根据传动装置的类型选择相应的计算方法进行传动比的计算。
自动变速器行星齿轮机构的速比计算
４５ 汽车维修 ２００８．６
系列讲座 ＡＵＴＯＭＯＢＩＬＥ ＭＡＩＮＴＥＮＡＮＣＥ
Ｎ１１＋α１Ｎ１２ －（ １＋α１） Ｎ１３＝０ Ｎ３１＋０－（ １＋α３） Ｎ３３＝０ 因 为 Ｎ１１＝－ Ｎ３１， 可 将 两 方 程 合 并 为单列方程： α１Ｎ１２－（ １＋α１） Ｎ１３＝（ １＋α３） Ｎ３３ α１Ｎ１２ ＝（ １ ＋α１） Ｎ１３ －（ １ ＋α３） Ｎ３３ ＝ （ α１＋α３＋２） Ｎ３３ Ｎ１２＝（ α１＋α３ ＋２） ／α１Ｎ３３ 以 此 类 推 ， 如 果 Ｎ１１＝－ ３Ｎ３１， 则 此 时 的 速 比 为（ α１＋３α３＋４） ／α１Ｎ３３； 如 果 Ｎ１１＝－ ４Ｎ３１， 则 此 时 的 速 比 为（ α１＋４α３＋ ５） ／α１Ｎ３３。 由此可见， １ 档速比是随着泵轮 和涡轮的转速差变化的， 它们的差别 越大， １ 档速比的分子值越大， １ 档速 比 也 就 越 大 。当 泵 轮 与 涡 轮 转 速 相 等 时 ， １ 档 速 比 为（ α１＋α３＋２） ／α１， 用 α１＝ α３＝２ 代入， １ 档速比为（２＋２＋２）÷２＝３。 ２） ２ 档 该变速器从 ２ 档开始只使用前 半部分， 变矩器及后半部分不参与工 作。２ 档时是离合器 Ｃ１ 工作， 使第一 排齿圈主动； 制动器 Ｂ０ 工作， 使第一 排太阳轮制动， 第一排行星架输出。 代入方程： Ｎ１１＋α１Ｎ１２－（ １＋α１） Ｎ１３＝０ 式 中 Ｎ１１＝０、Ｎ１２ 主 动 、Ｎ１３ 输 出 ， 解得： Ｎ１２＝（ １＋α１） ／α１Ｎ１３ 用 α１＝２ 代 入 ， ２ 档 速 比 为（ １＋２） ÷２＝１．５。 ３） ３ 档 离合器 Ｃ２ 工作， 使 第 二 排 齿 圈 和第一排行星架直接为主动， 第一排 行星架直接带动输出轴输出动力， 其 传动比等于 １。 ４） ４ 档 离合器 Ｃ３ 工作， 使 第 二 排 行 星 架为主动， 制动器 Ｂ０ 工作， 使第 一 排 、第 二 排 太 阳 轮 制 动 ， 第 二 排 齿 圈 和 第 一 排 行 星 架 直 接 为 输 出 。代 入 方 程： Ｎ２１＋α２Ｎ２２－（ １＋α２） Ｎ２３＝０ 式 中 Ｎ２１＝０、Ｎ２３ 主 动 、Ｎ２２ 输 出 ， 解得： Ｎ２３＝α２（／ １＋α２） Ｎ２２
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RING = 1 Sun =0 Carrier
S/P
b) 双行星齿轮组 – 表格计算法
构件
行星速度比(相対行星支架)
S
C
R
P1
P2
= P1 – C
= P2 - C
1
0
S/R
- S /P1
S / P2
対以上每个行格乘以 “ R / S ” 值
- S / P1
S / P2
R/S
0
1
- R / P1
R / P2
- R / P1
R / P2
対以上每个行格 加以 “- 1” 值
R/P - RS / (P (R + S))
RS/(P(R+S)
0
1
轮入(I) 紧固(G)
(R+S)/R
(S-P) / P
S/P
单一行星齿轮比计算总结表
输出(O)
轮出 /输入 速度比
行星齿速度比(相対行星支架)
Sun = 1 Carrier=0 Ring
- S/R
-S/P
SUN = 1 Ring =0 Carrier
対以上每个行格加 以 “ - 1 ” 值
0
-R/(R-S)
-1 - (R(S+P1) /(P1(R-S)) R(S-P2) / (P2(R-S)) - RS / (P1(R-S)) RS / (P2(R-S))
対以上每个行格乘以 “ – (R - S) / R ” 值
0
1
(R-S) /R
(S+P1) / P1
C
(R-S) / S
-1
0
Байду номын сангаас
- (R + P1) / P1
(R - P2) / P2
対以上每个行格乘以 “ S / (R - S) ” 值
- (R + P1 ) / P1
(R - P2) / P2
1
- S /(R-S)
0
- S (R+P1)/(P1(R-S)) S(R-P2)/(P2(R-S)) - RS / (P1 (R - S)) RS / (P2 (R-S))
程(Power Flow)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
Survey
三种常用齿轮比(Gear Ratio/s)的计算方法
A) 表格法(TABULATION METHOD)
a) 单一行星齿轮组 b) 双行星齿轮组 c) 复合式(Compound) 行星齿轮系
长轴行星齿
单行星组系 双行星组系 B) 非常用行星歯轮系统
台阶式行星系 (Step Pinion)
Ravignaux 行星系
R2
P2
P1
S2
R1
P2
P1
S1
双太阳轮- 双行星轮 (DS-DP)
双内齿轮- 双行星轮 (DR-DP)
行星齿轮组的基本架抅及其传动规则
行星轮 (P)
行星支架(PC)
太阳轮 (S)
平行轴自动变速箱(DCT)的齿轮系统安排
齿轮比 - 平行轴齿轮変速箱
齿速比(i)= --从---动---轮---齿---数---(-T--2--x--T--4--x--…--.-x-T--n---1-)主动轮齿数 (T1 x T3 x….xTn)
各种行星齿轮系的基本类型及其结构
A) 通常使用的行星齿轮系统
内齿轮 (R)
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)
行星齿轮组或系统不常被一般齿轮工程师使用的主因
-(S-P2) / P2
(S+P1) / P1
-(S-P2) / P2
输入(I) 紧固(G) Sun = 1 Carrier=0
双行星齿轮比计算总结表
输出端(O) 速度比
行星1速度比 (相対行星支架)
Ring
S/R
-S / P1
SUN = 1 Ring =0 Carrier
-S / (R-S)
- RS / (P1 (R - S))
➢ 总结
1.5 Hrs
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.
• 辛普森行星齿轮系统(Simpson Gear Train) • Ravignaux 行星齿轮系统
a) 单一的行星齿轮组 – 表格计算法
构件(齿轮比)
S
C
R
P
行星轮速 (= P- C)
(相讨干行星支架速度)
1
-R/S
0
-S/R
-S / P
対以上每个行格乘以 “- R/S” 值
0
1
R/P
対以上每个行格 加以 “- 1” 值
自动齿轮变速箱齿轮比的 计算与选择(实例)
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(Gear Ratio) 选择法的一个 实例
S/(R+S)
R/P
RING = 1 Sun =0 Carrier
R/(R+S)
R/P
RING = 1 Carrier=0
Sun
- R/S
- RS /(P(R+S))
Carrier= 1 Sun =0
Ring
(R+S)/R
RS / (P(R+S))
Carrier= 1 Ring =0
Sun
(R+S)/S
-S/P R/P
-(R+S) /S
1
0
-1
0
(R - P) / P
対以上每个行格乘以 “ –S / (R+S)” 值
S / (R+S)
0
- S / (R - P) / ( P (R + S))
対以上每个行格加 以 “- 1” 值
-R/(R+S)
-1
-R (S-P) / (P (R+S))
対以上每个行格乘以 “ – (R+S) / R ” 值
❖ 齿轮比 (Gear Ratio)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/Counter Shaft) 齿轮系要复杂的多
❖ 齿轮比(Gear Ratio)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