一.自動變速器動力傳遞概述
 自動變速器由液力元件、變速機構、控制系統(tǒng)、主傳動部件等幾大部分組成。變速機構可分為固定平行軸式、行星齒輪式和金屬帶式無級自動變速器（CVT）三種。我國在用的車輛中，大多數自動變速器都采用行星齒輪式變速機構，這也是本文重點分析的對象。行星齒輪機構一般由2個或2個以上行星齒輪組按不同的組合方式構成，其作用是通過對不同部件的驅動或制動，產生不同速比的前進擋、倒擋和空擋。

 換擋執(zhí)行元件的作用是約束行星齒輪機構的某些構件，包括固定并使其轉速為0，或連接某部件使其按某一規(guī)定轉速旋轉。通過適當選擇行星齒輪機構被約束的基本元件和約束方式，就可以得到不同的傳動比，形成不同的擋位。換擋執(zhí)行元件包括離合器、制動器和單向離合器3種不同的元件，離合器的作用是連接或驅動，以將變速機構的輸入軸（主動部件）與行星齒輪機構的某個部件（被動部件）連接在一起，實現(xiàn)動力傳遞。制動器的作用是固定行星齒輪機構中的某基本元件，它工作時將被制動元件與變速器殼體連接在一起，使其固定不能轉動。單向離合器具有單向鎖止的特點，當與之相連接的元件的旋轉趨勢使其受力方向與鎖止方向相同時，該元件被固定（制動）或連接（驅動）；當受力方向與鎖止方向相反時，該元件被釋放（脫離連接）。由此可見，單向離合器在不同的狀態(tài)下具有與離合器、制動器相同的作用。
 由以上介紹可知，掌握不同組合行星齒輪機構的運動規(guī)律是自動變速器故障診斷的基礎。

二.單排單級行星齒輪機構
1．單排單級行星齒輪機構的傳動比
 最簡單的行星齒輪機構由一個太陽輪、一個內齒圈和一個行星架組成，我們稱之為一個單排單級行星排，如圖1所示。由于單排行星齒輪機構具有兩個自由度，為了獲得固定的傳動比，需將太陽輪、齒圈或行星架三者之一制動（轉速為0）或約束（以某一固定的轉速旋轉），以獲得我們所需的傳動比；如果將三者中的任何兩個連接為一體，則整個行星齒輪機構以同一速度旋轉。
 目前，在有關自動變速器的資料中，有關傳動比的計算公式有以下幾個：
 （n1-nH）/（n3-nH）=-Z3/Z1 式（1）
 式中：n1-太陽輪轉速；nH-行星架轉速；n3-內齒圈轉速；Z1-太陽輪齒數；Z3-內齒圈齒數
 n1+αn2-（1+α）n3=0 式（2）
 式中：n1-太陽輪轉速；n2-內齒圈轉速；n3-行星架轉速；α=內齒圈齒數/太陽輪齒數=Z2/Z1
 Z2=Z1+Z3 式（3）
 式中：Z1-太陽輪齒數；Z2-行星架假想齒數；Z3-內齒圈齒數
 下面對這3個公式的原理與推導過程作以介紹，這也是本文后面對不同型號自動變速器速比計算方法的基礎。定軸輪系齒輪傳動比計算公式為i=（-1）m（所有的從動齒輪數乘積）/（所有的主動齒輪數乘積）=（-1）mZn/Z1，它對行星齒輪機構是不適用的。因為在行星齒輪機構中，星輪在自轉的同時，還隨著行星架的轉動而公轉，這使得定軸輪系傳動比的計算方法不再適用。我們可以用“相對速度法”或“轉化機構法”對行星齒輪機構的傳動比進行分析，這一方法的理論依據是“一個機構整體的絕對運動并不影響其內部各構件間的相對運動”，這就好象手表表針的相對運動并不隨著人的行走而變化一樣，這一理論是一位名叫Willes的科學家于1841年提出的。假定給整個行星輪系加上一個繞支點O旋轉的運動（-ω），這個運動的角速度與行星架轉動的角速度（ω）相同，但方向相反，這時行星架靜止不動，使星輪的幾何軸線固定，我們就得到了一個定軸輪系，這樣就能用定軸輪系的方法進行計算了。用轉速n代替角速度ω，不同構件轉化前和轉化后的轉速見表1。
 利用定軸輪系傳動比計算公式有：
 i13H=n1H/n3H=（n1-nH）/（n3-nH）=（-1）1Z2Z3/Z1Z2=-Z3/Z1                                        式（4）
 如果把α=Z2/Z1代入原公式（4）中，可得到式（2）或式（3）。由此可見，這3個公式其實是同一個公式的不同表達方式。
2．單排單級行星齒輪機構行星架的假想齒數
 在式（4）中，假設固定內齒圈，使n3=0，代入式（5）得式（6）：
 n1/nH=（Z1+Z3）/Z1 式（5）
 又：i1H=n1/nH=ZH/Z1 式（6）
 聯(lián)解式（5）、（6）可得出：
 ZH=Z1+Z3
 即“行星架的假想齒數是太陽輪齒數和內齒圈齒數之和”，注意，這一結論只適用于單級行星齒輪機構，在雙級行星齒輪系就不適用了。
3．單排單級行星齒輪機構運動狀態(tài)分析
 （1）太陽輪固定（n1=0），行星架驅動，內齒圈輸出：將n1=0代入式（4），有i=nH/n3=Z3/（Z1+Z3），傳動比小于1，即為同向增速運動。
 （2）太陽輪固定（n1=0），內齒圈驅動，行星架輸出：將n1=0代入式（4），有i=n3/nH=（Z1+Z3）/Z3，傳動比大于1，即為同向減速運動。
 （3）齒圈固定（n3=0），行星架驅動，太陽輪輸出：將n3=0代入式（4），有i=nH/n1=Z1/（Z1+Z3），傳動比小于1，即為同向增速運動。
 （4）齒圈固定（n3=0），太陽輪驅動，行星架輸出：將n3=0代入式（4），有i=n1/nH=（Z1+Z3）/Z1，傳動比大于1，即為同向減速運動。
 （5）行星架固定（nH=0），齒圈驅動，太陽輪輸出：將nH=0代入式（4），有i=n3/n1=-Z1/Z3，傳動比小于1，且為負值，即為反向增速運動。
 （6）行星架固定（nH=0），太陽輪驅動，齒圈輸出：將nH=0代入式（4），有i=n1/n3=-Z3/Z1，傳動比大于1，且為負值，即為反向減速運動。
 現(xiàn)將單排單級行星齒輪機構在不同狀態(tài)下的旋轉速度和方向總結于表2。

三．單排雙級行星齒輪機構
1．單排雙級行星齒輪機構的傳動比
 單排雙級行星齒輪機構與單排單級行星齒輪機構相比，多了一只嚙合齒輪,  如圖2所示。
 同樣根據轉換法，對于多級嚙行星齒輪系，我們通過單排單級行星齒輪機構傳動比的計算公式，可以推出如下公式：
 iGKH=nGH/nKH=（nG-nH）/（nK-nH）=
（-1）m（從G到K所有的從動齒輪數乘積）/（從G到K所有的主動齒輪數乘積），（式中m為從G到K嚙合齒輪的對數） 式（7）
 對于單排雙級行星齒輪機構，m=2，從式（7）我們可以得出單排雙級行星齒輪機構的運動方程式為：
 i13H=n1H/n3H=(nnH)/(n3-nH)=(-1)2Z2Z3/Z1Z2=Z3/Z1 式（8）
2．單排雙級行星齒輪機構行星架的假想齒數
 在式（8）中，假設固定內齒圈，使n3=0，代入式（8）得式（9）：
 n1/nH=（Z3-Z1）/Z1 式（9）
 又：i1H=n1/nH=ZH/Z1 式（10）
 聯(lián)解式（9）、（10）可得出：
 ZH=Z3-Z1
 即單排雙級行星齒輪機構中，行星架的假想齒數是內齒圈齒數減去太陽輪齒數。可見，單排雙級行星齒輪機構的速比計算公式和行星架的假想齒數與單排單級行星齒輪機構是不同的，這一點在本文后面不同車型自動變速器復雜行星齒輪機構傳動比的計算時非常重要。
3.單排雙極行星齒輪機構運動狀態(tài)分析
 對于單排雙級行星齒輪機構，有Z3＞Z1，（Z3-Z1）＜Z3，但（Z3-Z1）與Z1的大小比較不確定，所以在下面的旋轉規(guī)律分析中，有些條件不具備的情況沒有列出增速還是減速。
 （1）太陽輪固定（n1=0），行星架驅動，內齒圈輸出：將n1=0代入式（8），有i=nH/n1=Z1/（Z1-Z1），傳動比大于1且為正，即為同向減速運動。
 （2）太陽輪固定（n1=0），內齒圈驅動，行星架輸出：將n1=0代入式（8），有i=n1/nH=（Z3-Z1）/Z3，傳動比小于1且為正，即為同向增速運動。
 （3）齒圈固定（n3=0），行星架驅動，太陽輪輸出：將n3=0代入式（8），有i=nH/n1=-Z1/（Z3-Z1），傳動比為負，但是大于還是小于1不確定，故為反向運動。
 （4）齒圈固定（n3=0），太陽輪驅動，行星架輸出：將n3=0代入式（8），有i=n1/nH=-（Z3-Z1）/Z1，傳動比為負，但是否大于或小于1不確定，故為反向運動。
 （5）行星架固定（nH=0），齒圈驅動，太陽輪輸出：將nH=0代入式（8），有i=n3/n1=Z1/Z3，傳動比小于1，且為正值，即為同向增速運動。
 （6）行星架固定（nH=0），太陽輪驅動，齒圈輸出：將nH=0代入式（8），有i=n1/n3=Z3/Z1，傳動比大于1，且為正值，即為同向減速運動。
 現(xiàn)將單排雙級行星齒輪機構的旋轉速度和方向總結于表3。對于單排雙級行星齒輪機構，有Z3＞Z1，（Z3-Z1）＜Z3，但（Z3-Z1）與Z1的大小比較不確定，所以在下表的旋轉規(guī)律中，有些條件不具備的情況沒有列出增速還是減速。

               
四．復雜行星齒輪機構
 由以上行星齒輪機構傳動比分析可知，簡單的行星齒輪機構不能滿足汽車行駛時對不同速比的要求，因此在實際應用中常常采用多個單排行星齒輪機構進行串、并聯(lián)或換聯(lián)主從動構件的方法組成更為復雜的行星齒輪機構，來滿足汽車行駛擋位的需要。將兩個單排單級行星齒輪機構組合起來形成的雙排單級行星齒輪機構，稱為辛普森結構；將一個單排單級行星齒輪機構和一個單排雙級行星齒輪機構或由兩個單排雙級行星齒輪機構按特定的方式組合起來，稱為拉維那式行星齒輪機構。以上介紹的是簡單的行星齒輪機構的運動規(guī)律分析及傳動比的計算方法，實際應用的復雜行星齒輪機構將在各車型動力傳遞分析中介紹。