汽车下坡时，驱动轮可以通过行星齿轮机构，反向带动发动机。利用发动机怠速运转阻力，实现发动机制动。二档多片离合器和制动器同时作用。小太阳轮依然是驱动件，大太阳轮被制动。由于大太阳轮被制动，长行星齿轮只能在行星架的顺时针转动的基础上实现顺时针转动。最后带动齿圈旋转。齿圈带动输出轴旋转。其转动方向与发动机方向样，输出轴是减速运动。这是档的输出轴转速比档高，这是由于齿圈转动的同时由长行星齿轮的自转和行星架的公转共同带动。三档多片离合器共同工作，此时为直接档，传动比为倒档此时多片离合器和制动器共同作用。大太阳轮作为驱动件，行星架被制动。动力由输出轴传给大太阳轮顺时针旋转，并带动长行星齿轮逆时针旋转，由于此时行星架制动所以长行星齿轮只能带动齿圈逆时针旋转，实现倒档。变速器原理图目前自动变速器所采用的行星齿轮机构主要有两种形式组成即辛普森式和拉维纳式。拉维纳式行星齿轮机构由双排的行星齿轮构成。具有大小两个太阳轮三个长行星齿轮和三个短行星齿轮并共用同个行星架。仅有个齿圈并和输出轴连接。即两行星轮共用个支架，它由双排的行星齿轮构成。具有大小两个太阳轮三个长行星齿轮和三个短行星齿轮并共用同个行星架。仅有个齿圈并和输出轴连接。它与辛普森式自动变速器不同在于，辛普森式自动变速器由两排行星架构成，两个行星齿轮公用个太阳轮。其前后齿圈链接为个整体。前行星齿轮和后齿圈组件连接。为满足设计要求，变速器结构紧凑，适合轻型微型车使用，本设计采用拉维纳式。拉维纳式原理气路原理如图所示。图工作原理示意图.长行星齿轮．齿圈.行星架.短行星齿轮.小太阳轮大太阳轮.为号离合器其中为号制动器为单向各档位工作情况分析表表档位驱动件制动件输出件工作元件档小太阳轮行星架齿圈二档小太阳轮大太阳轮齿圈三档大小太阳轮无齿圈档大太阳轮行星架齿圈.三速自动变速器的设计三速自动变速器设计参数整备质量发动机最大功率.最大扭矩最低转速发动机最高转速高车速最大爬坡度轮胎型号主减速器传动比.各档位传动比计算设定长行星轮齿数为,齿圈齿数为，短行星齿轮齿数为，小太阳轮齿数为，大太阳轮齿数为。档传动比的计算由于档时行星架被固定，故该轮系为定轴轮系，动力由小太阳轮传递给短行星轮。短行星齿轮传递给长行星轮。长行星齿轮传递给齿圈。此时大太阳轮处于空转，因此得出二档传动比计算此时大太阳被制动，大太阳轮在自转的同时给小太阳轮个力矩。因此对于后排行星轮短行星轮得传动比得出在二档传动比的计算时长行星齿轮将来自短行星齿轮的转速传给齿圈。对于前排行星轮长行星轮由于大太阳轮被制动,故自转转速综合以上三式得出三档直接档传动比的计算由于行星齿轮副被锁止，该系统成为个整体在转动，因此倒档传动比的计算行星架被制动，该轮系为定轴轮系，倒档工作时动力由大太阳轮传递给长行星齿轮，此时传动比最高车速的验算达到最高车速时，变速器处于最高档即直接档变速器的传动比为为发动机最高转速主减速器传动比.轮胎半径.最高车速为所以满足要求齿轮齿数的确定传动系最大传动比确定综合汽车的最大爬坡度，最低车速，加速时间和附着条件等要求做出计算设计式中整车重力汽车频率取.汽车最大爬坡度轮胎半径.大传动比满足汽车的最小传动比汽车的最小传动比影响汽车的驾驶性能最小传动比过小，汽车在重负荷下工作加速性不好出现噪声振动。最小传动比过大，燃油经济型差，发动机噪声大。在汽车的最小传动比传动比不同的情况下汽车的功率如图所示图不同最小传动比时汽车的功率图各档传动比的分配变速器中各档传动比按等比级数分配关系实际高档的利用率远大于低档，因此等比级数关系到高档位的性能及变速器的使用性能。等比级数传动比的分配对于发动机有很多优点，在发动机工作范围都相同的时候，加速时便于操作各档位工作所对应的发动机功率都比较大，有利于汽车的动力性。图为些常见的发动机传动比的比值，根据此图可以对传动比的比值选取进行参考。图常见轿车传动比比值如图所示上诉常见车型均为轿车类型其传动比应比乘用车小。因而选取时应选取较大值。在爬坡度的选择时货车在各种路况下行驶般最大传动比在即。而越野车要在坏路或无路情况下行驶。爬坡度对于越野车是个重要指标，它的最大爬坡度可达到即左右。在爬坡度的选取时乘用车在之间选择。今年来由于道路环境的改善而且乘用车的应用广泛，所以爬坡度的选取应接近货车。考虑到汽车在平坦路面上行驶时的燃油经济性，变速器最高档位选为直接档传动比为，此时汽车的动力性和燃油经济性由发动机及驱动桥主减速比决定。变速器低档档的传动比决定了汽车的最大爬坡度。因此选择最低档传动比时，应根据汽车的最大爬坡度驱动轮与路面附着力汽车的最低稳定车速，以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等综合考虑。为了满足汽车的足够的爬坡度。良好的附着力及可靠的工作。综合以上因素选定自动变速器各档传动比为将所选择的传动比带入式子经计算得出齿圈齿数为大太阳轮齿数为小太阳轮齿数为根据短行星齿轮同太阳轮啮合，而长行星齿轮与短行星齿轮啮合，而长行星齿轮又与齿圈啮合，其中太阳轮齿圈为同心圆设齿圈直径为，太阳轮直径，为短行星轮直径为。位置关系如图所示图行星齿轮位置关系行星架短行星齿轮长行星齿轮齿圈太阳轮根据大太阳轮行星排同心如图求出长行星轮齿数由于验证大太阳轮所在行星排的邻接条件必须保证相邻两行星轮不产生碰撞，即保证行星轮之间有定的空隙。两相邻行星轮的齿顶圆半径和小于其中心距的半。图行星轮位置关系取符合条件小结变速器齿轮变速系统采取拉维纳式典型行星齿轮结构。确定了个档位的元件控制关系。在考虑燃油经济型，最大爬坡度等汽车性能指标后选取了变速器最佳传动比。并且根据传动比可以进行下章的相关计算.第章各齿轮元件参数的确定及校核.齿轮材料的选择原则满足工作条件的选择不同工作条件，对齿轮传动有不同要求，故对齿轮要求亦有不同要求。但是对于般动力传输齿轮要求其材料具有足够的强度和耐磨性。，而且齿面硬，齿芯软。合理选择材料配对如对硬度不大于的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且两轮硬度差在左右。而在三速自动变速器中，由于大小太阳轮不直接啮合，而是由长短行星齿轮过渡后结合，所以大小太阳轮及行星齿轮可选取相同材料。考虑加工工艺及热处理工艺变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值.时渗碳层深度.时渗碳层深度时渗碳层深度表面硬度芯部硬度。为满足设计要求，变速器结构紧凑，适合轻型微型车使用，优化选取齿轮材料为行星齿轮各元件计算齿圈受力及运算齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了齿轮的刚度。为此能减少进入啮合和退出啮合时的运动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声。压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。试验证明对于斜齿轮，压力角为时强度最高。因此对于乘用车为加大重合度降低噪声应取，等小些的压力角，实际上，因国家规定标准压力角为因此变速器普遍采用压力角为斜齿轮在变速器中得到广泛应用，选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作噪声，齿轮强度和轴向力的影响。在齿轮选择大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳，噪声降低。试验还证明随着螺旋角的增大，齿轮的强度也相应提高。不过当螺旋角过大抗弯强度骤然降低。因此从提高低档齿轮的抗弯强度出发，并且不希望过大的螺旋角，以取为宜。齿轮模数是个重要参数，并且影响它的选取因素很多，为了增加齿轮的齿数，同时增加齿宽和重合度，并减少噪声，并且减小变速器质量应选取较小的模数。因此为满足设计要求，变速器结构紧凑，适合轻型微型车使用，此次模数选取.齿圈在工作时起到传递动力的作用。齿圈作为输出件，动力通过长行星齿轮传递。因为齿圈与长行星齿轮内啮合，所以齿圈的旋转方向与长行星齿轮相同。当输入轴的旋转方向与齿圈相同则为前进挡。相反为倒档，齿圈的直径和壁厚的比值较大，容易产生变形，所以在加工过程中需要采用回火，材料为。经过手册查阅得出齿圈的法面模数螺旋角压力角端面模数根据分度圆圆关系公式可知齿顶圆直径齿根圆直径式中齿顶圆直径齿根圆直径斜齿轮法面参数表斜齿圆柱齿轮的参数及几何尺寸的计算公式名称符号计算公式齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径注表中取，取，取.齿宽为常啮合齿轮系数取为,取轮齿接触应力计算.式中法面内基圆切向力端面分度圆切向力计算载荷.节圆半径.齿轮材料的实际宽度钢材取主齿轮节点处齿廓曲率半径．弯曲应力计算.式中圆周力，计算载荷，.应力集中系数，直齿轮取.，斜齿轮取.齿轮接触实际宽度，斜齿轮用代替法面周节，齿形系数，由图重合度系数，取小太阳轮受力及计算小太阳轮在低速档即档工作时起到动力输入作用。输入轴将动力输入，此时离合器工作输入轴的动力传递给小太阳轮。小太阳轮与轴通过花键连接。小太阳轮的材料为。