CN104412006A - 动力换挡多级变速器 - Google Patents

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Abstract

本发明涉及一种用于车辆的行星齿轮结构方式所述的动力换挡多级变速器，该动力换挡多级变速器用于设置在驱动轴(AN)和从动轴(AB)之间，其特征在于，所述多级变速器包括两个平行的轴系(WS1、WS2)、六个切换元件(K1、K2、K3、K4、B1、B2)、至少两个正齿轮级(STS1、STS2)和三个行星齿轮组(P1、P2、P3)，所述行星齿轮组(P1、P2、P3)分别包括一个太阳轮(SO1、SO2、SO3)、一个齿圈(HO1、HO2、HO3)和汇合为一个行星架(ST1、ST2、ST3)的带有多个行星齿轮的行星齿轮架，并且两个轴系(WS1、WS2)能经由所述至少两个正齿轮级(STS1、STS2)彼此连接，通过六个切换元件(K1、K2、K3、K4、B1、B2)的选择性接合可引起驱动轴(AN)和从动轴(AB)之间的不同传动比，从而能实现多个前进挡、尤其是九个前进挡和至少一个倒挡。

Description

动力换挡多级变速器
技术领域
本发明涉及一种用于车辆的行星齿轮结构方式的动力换挡多级变速器，其例如可用作自动变速器。
背景技术
动力换挡多级变速器在车辆传动系中用作行驶变速器。这种多级变速器具有多个变速挡位和多个切换元件。多级变速器为具有至多八个前进挡的轿车具有用于前横向安装方式或纵向安装方式的实施方式。为了产生变速器传动比，存在具有正齿轮级和行星齿轮级的动力换挡变速器。具有行星齿轮级的动力换挡变速器涉及这样的自动变速器，其借助摩擦元件或者说切换元件、如离合器和制动器切换。通常这种多级变速器与起动元件、如液力变矩器或液力偶合器连接。所述起动元件承受打滑作用并且选择性地设有锁止离合器。已知的变速器设计方案具有特定优点和特定缺点，因此其仅对于特定应用很重要。
专利文献US 7,819,772B2公开了一种驱动轴和从动轴之间的动力换挡多级变速器。该多级变速器具有多个变速挡位和多个切换元件。
发明内容
有鉴于此，本发明提供一种根据独立权利要求的改进的用于车辆的、行星齿轮结构方式的动力换挡多级变速器。有利的方案由从属权利要求和下述说明给出。
驱动轴和从动轴之间的行星齿轮结构方式的动力换挡多级变速器、尤其是用于车辆的自动变速器包括两个平行的轴系、六个切换元件、至少两个正齿轮级和三个行星齿轮组，所述行星齿轮组分别包括一个太阳轮、一个齿圈和带有多个行星齿轮的行星齿轮架，行星齿轮架汇合为一个行星架。两个轴系能经由所述至少两个正齿轮级彼此连接。通过六个切换元件的选择性接合可引起驱动轴和从动轴之间的不同传动比。从而能实现多个前进挡、尤其是至少九个前进挡和至少一个倒挡。
车辆可以是机动车、如轿车、载重汽车或其它商用车。车辆可装有内燃机并且同时或替换地装有电动驱动装置、即构造为混合动力车。仅在两个轴系上分布耦合的行星齿轮级实现了短的结构长度，但也导致了复杂的总体布置。
切换元件可根据具体实施方式理解为离合器或制动器。切换元件不仅可构造为摩擦锁合的切换元件而且也可构造为形锁合的切换元件。所使用的切换元件可构造为带负载切换的离合器或带负载切换的制动器。尤其是切换元件可构造为力锁合的离合器或力锁合的制动器、如片式离合器、带式制动器或锥体离合器。另外，切换元件可构造为形锁合的制动器或形锁合的离合器、如同步装置或牙嵌式离合器。可为多级变速器的六个切换元件使用不同类型的切换元件。
对于正齿轮级和行星齿轮组可采用已知的布置。例如多级变速器可具有正好两个、即不多于两个正齿轮级或正好三个、即不多于三个正齿轮级。在行星齿轮组方面多级变速器例如可具有正好三个、即不多于三个行星齿轮组。
对于前横向驱动的车辆，两个轴系的平行设置尤为有利。因此驱动轴和从动轴可彼此平行设置。有利的是，多级变速器具有较短的轴向结构类型，其对于前横向安装方式而言是理想的。另外，多级变速器的特征在于结构耗费小、成本低、重量轻以及良好的传动比系列、低的绝对转速、低的相对转速、低的行星齿轮组力矩及低的切换元件力矩、良好的啮合效率和紧凑的结构类型。
根据一种实施方式，多级变速器为9挡行星齿轮动力换挡变速器。通过齿轮组和切换元件的相应布置多级变速器也可用作前横向***。多级变速器可具有至少九个前进挡。在此可实现具有三个行星齿轮组的多级变速器。
因此，行星齿轮结构方式的动力换挡多级变速器具有至少九个前进挡以及一个倒挡并且具有极为适合于机动车的包括高的速比范围和有利的速比间隔的传动比。变速器可在前进方向上具有高的起动传动比并且具有一个直接挡。在此多级变速器只需少的结构耗费并且尤其是具有切换元件数量少的特征并且在顺序换挡方式中避免了双切换。由此在定义的挡组中切换时可分别仅断开一个之前闭合的切换元件以及闭合一个之前断开的切换元件。
关于多级变速器可实现两种基本的布置，所述布置在下面称为第一种主***和第二种主***。在第一种主***中三个行星齿轮组设置在第一轴系上。在第二主***中三个行星齿轮组的两个设置在第一轴系上并且三个行星齿轮组的一个设置在第二轴系上，在此与第一种主***相比需要一个附加的正齿轮级。
两个主***还可附加地转化为不同的布置变型方案。为此切换元件可在变速器的功率路径中作用相同地设置在功率路径的不同位置上。尤其是为在下面被称为第一和第四切换元件的切换元件实现与多级变速器的不同轴的不同连接可能性。由此可实现整个变速器族。
下面说明第一种主***的实施方式。
在此三个行星齿轮组和驱动轴可设置在两个平行的轴系的第一轴系上。从动轴可设置在两个平行的轴系的第二轴系上。两个平行的轴系能经由两个正齿轮级彼此连接。三个行星齿轮组的第二行星齿轮组的太阳轮能与驱动轴不可相对旋转地彼此连接并且构成第一连接元件。三个行星齿轮组的第一行星齿轮组的太阳轮能与第二行星齿轮组的行星架彼此连接并且构成第二连接元件。三个行星齿轮组的第三行星齿轮组的齿圈能与第二行星齿轮组的行星架不可相对旋转地彼此连接并且构成第三连接元件。第二行星齿轮组的齿圈能与所述至少两个正齿轮级的第二正齿轮级的第一正齿轮彼此连接并且构成第四连接元件。所述至少两个正齿轮级的第一正齿轮级的第一正齿轮能与第一行星齿轮组的齿圈彼此连接并且构成第五连接元件。第一正齿轮级的第二正齿轮能与从动轴彼此连接并且构成第六连接元件。第一行星齿轮组的行星架能与驱动轴彼此连接并且构成第七连接元件。第二正齿轮级的第二正齿轮能与从动轴彼此连接并且构成第八连接元件。六个切换元件的第二切换元件可设置在驱动轴和第三行星齿轮组的行星架之间的动力流中。六个切换元件的第三切换元件可设置在第四连接元件与第三行星齿轮组的行星架之间的动力流中。六个切换元件的第五切换元件可设置在第三行星齿轮组的行星架与变速器壳体之间的动力流中。六个切换元件的第六切换元件可设置在第三行星齿轮组的太阳轮与变速器壳体之间的动力流中。
在动力流中可这样理解，当相应切换元件闭合时，可通过相应切换元件传递动力。相反，当切换元件断开时，则不能通过相应切换元件传递动力，因此动力流中断。
连接元件可理解为轴。根据具体实施方式，连接元件可理解为刚性元件或由至少两个经由离合器耦合的部分元件组成的元件。因此两个借助连接元件连接的元件能够不可相对旋转地彼此连接并且例如构成刚性轴。替换地，连接元件可具有离合器。在多级变速器的每个轴上原则上可设置通向壳体或另一轴的单向离合器。
对于所显示的第一种主***，各个切换元件可设置在功率路径的不同位置上且不改变变速器传动比或换挡图。因此在不同的布置变型方案中变速器中的功率路径可通过离合器、在此即第一和第四切换元件连接或分离，并且这可作用相同地在功率路径的不同位置上进行。于是产生下面所描述的第一种主***的替换实施方式。
在第一种主***的一种实施方式中，第七连接元件可具有六个切换元件的第一切换元件。在此第一切换元件可设置在驱动轴和第一行星齿轮组的行星架之间的动力流中。
在第一种主***的另一种实施方式中，第二连接元件可具有第一切换元件。在此第一切换元件可设置在第二行星齿轮组的行星架和第一行星齿轮组的太阳轮之间的动力流中。
在第一种主***的另一种实施方式中，第五连接元件可具有第一切换元件。在此第一切换元件可设置在第一行星齿轮组的齿圈和第一正齿轮级的第一正齿轮之间的动力流中。
在第一种主***的另一种实施方式中，第六连接元件可具有第一切换元件。在此第一切换元件可设置在第一正齿轮级的第二正齿轮和从动轴之间的动力流中。
下面说明第二种主***的实施方式。
与所显示的第一种主***不同，在第二种主***中，所述行星齿轮组之一可设置在第二轴系上。在此设置在第二轴系上的行星齿轮组至少可以以两种方式在主***固定传动比大小和变速器传动比大小不同的情况下与正齿轮级耦合。
根据第二种主***，两个行星齿轮组和驱动轴可设置在两个平行的轴系的第一轴系上。三个行星齿轮组的第一行星齿轮组和从动轴可设置在两个平行的轴系的第二轴系上。两个平行的轴系能经由三个正齿轮级彼此连接。三个行星齿轮组的第二行星齿轮组的太阳轮能与驱动轴不可相对旋转地彼此连接并且构成第一连接元件。三个行星齿轮组的第三行星齿轮组的齿圈能与第二行星齿轮组的行星架不可相对旋转地彼此连接并且构成第三连接元件。第二行星齿轮组的齿圈能与所述至少两个正齿轮级的第二正齿轮级的第一正齿轮连接并且构成第四连接元件。第二正齿轮级的第二正齿轮能与从动轴连接并且构成第八连接元件。第二行星齿轮组的行星架能与所述至少两个正齿轮级的第四正齿轮级的第一正齿轮不可相对旋转地连接并且构成第九连接元件。从动轴能与第一行星齿轮组的齿圈不可相对旋转地连接并且构成第十连接元件。所述至少两个正齿轮级的第三正齿轮级的第一正齿轮能与驱动轴彼此连接并且构成第十三连接元件。借助六个切换元件的第二切换元件，驱动轴能与第三行星齿轮组的行星架连接。借助六个切换元件的第三切换元件，第三行星齿轮组的行星架可与第二正齿轮级的第一正齿轮和第二行星齿轮组的齿圈的连接体连接。六个切换元件的第五切换元件可设置在第三行星齿轮组的行星架和变速器壳体之间的动力流中。六个切换元件的第六切换元件可设置在第三行星齿轮组的太阳轮和变速器壳体之间的动力流中。第四正齿轮级的第二正齿轮可与第一行星齿轮组的行星架连接并且构成第十一连接元件。第三正齿轮级的第二正齿轮可与第一行星齿轮组的太阳轮连接并且构成第十二连接元件。
作为替换方案，根据第二种主***，两个行星齿轮组和驱动轴可设置在两个平行的轴系的第一轴系上。三个行星齿轮组的第一行星齿轮组和从动轴可设置在两个平行的轴系的第二轴系上。两个平行的轴系能经由三个正齿轮级彼此连接。三个行星齿轮组的第二行星齿轮组的太阳轮可与驱动轴不可相对旋转地彼此连接并且构成第一连接元件。三个行星齿轮组的第三行星齿轮组的齿圈可与第二行星齿轮组的行星架不可相对旋转地彼此连接并且构成第三连接元件。第二行星齿轮组的齿圈可与所述至少两个正齿轮级的第二正齿轮级的第一正齿轮连接并且构成第四连接元件。第二正齿轮级的第二正齿轮可与从动轴连接并且构成第八连接元件。第二行星齿轮组的行星架可与所述至少两个正齿轮级的第四正齿轮级的第一正齿轮不可相对旋转地连接并且构成第九连接元件。从动轴可与第一行星齿轮组的齿圈不可相对旋转地连接并且构成第十连接元件。所述至少两个正齿轮级的第三正齿轮级的第一正齿轮可与驱动轴连接并且构成第十三连接元件。借助六个切换元件的第二切换元件，驱动轴可与第三行星齿轮组的行星架连接。借助六个切换元件的第三切换元件，第三行星齿轮组的行星架可与第二正齿轮级的第一正齿轮和第二行星齿轮组的齿圈的连接体连接。六个切换元件的第五切换元件可设置在第三行星齿轮组的行星架和变速器壳体之间的动力流中。六个切换元件的第六切换元件可设置在第三行星齿轮组的太阳轮和变速器壳体之间的动力流中。第四正齿轮级的第二正齿轮可与第一行星齿轮组的太阳轮连接并且构成第十一连接元件。第三正齿轮级的第二正齿轮可与第一行星齿轮组的行星架连接并且构成第十二连接元件。
相应于第一种主***的显示，通过在功率路径上移动切换元件也为第二种主***形成作用相同的、替换的变型方案。第一切换元件可作用相同地定位在至少五个位置上并且第四切换元件可作用相同地定位在至少两个位置上。
因此，根据第二种主***的一种实施方式，第十三连接元件可具有六个切换元件的第一切换元件。在此第一切换元件设置在驱动轴和第三正齿轮级的第一正齿轮之间的动力流中。
此外，根据第二种主***的另一种实施方式，第十二连接元件可具有六个切换元件的第一切换元件。
此外，根据第二种主***的另一种实施方式，第十一连接元件可具有六个切换元件的第一切换元件。
此外，根据第二种主***的另一种实施方式，第十连接元件可具有六个切换元件的第一切换元件。
此外，根据第二种主***的另一种实施方式，第九连接元件可具有第一切换元件。
此外，根据二种主***的另外的实施方式，第八连接元件可具有六个切换元件的第四切换元件。在此第四切换元件可设置在第二正齿轮级的第二正齿轮和从动轴之间的动力流中。
此外，根据二种主***的另外的实施方式，第四连接元件可具有六个切换元件的第四切换元件。在此第四切换元件可设置在第二行星齿轮组的齿圈与第二正齿轮级的第一正齿轮之间的动力流中。
车辆的混合动力化越来越重要。
根据一种实施方式，可在驱动轴上设置功率源。功率源可以是马达、如电机。功率源可轴向平行于驱动轴设置。在另一种实施例中，功率源可直接设置在驱动轴上。
在此所提出的多级变速器的另一优点在于，可在每个轴上附加地设置电机作为发电机和/或作为附加的驱动机。如已经所描述的，原则上可在每个轴上(在此也称为连接元件)设置电机或其它动力源或功率源。但尤其是对于电机而言连接到驱动轴显得非常重要。电机可直接设置在驱动轴上或轴向平行地经由齿轮对与驱动轴连接。所述方案可用于所有所示的设计方案。
根据所述实施方式，所有三个行星齿轮组示例性地构造为所谓的负传动比行星齿轮组，其相应齿圈在行星架固定时以与太阳轮相反的方向旋转。
在本发明的一种实施方式中，至少一个行星齿轮组可构造为所谓的正传动比行星齿轮组，当所描述的相关行星齿轮组的行星架和齿圈连接互换并且固定传动比调整时。正传动比行星齿轮组是这样的行星齿轮传动机构，其齿圈在行星架固定时以与太阳轮相同的旋转方向旋转。负传动比行星齿轮组具有在行星齿轮架上可旋转支承的行星齿轮，这些行星齿轮与该行星齿轮组的太阳轮和齿圈啮合，使得齿圈在行星齿轮架固定并且太阳轮旋转时以与太阳轮旋转方向相反的方向旋转。正传动比行星齿轮组具有在行星齿轮架上可旋转支承的并且彼此啮合的内侧和外侧的行星齿轮，该行星齿轮组的太阳轮与所述内侧的行星齿轮啮合并且该行星齿轮组的齿圈与所述外侧的行星齿轮啮合，由此齿圈在行星齿轮架固定并且太阳轮旋转时以与太阳轮旋转方向相同的方向旋转。
原则上对于各实施方式适用的是，当行星架和齿圈连接互换并且固定传动比的值增加1时，只要可连接性允许，单个或多个负传动比行星齿轮组可转化为正传动比行星齿轮组。
根据一种实施方式，通过闭合第三、第四和第六切换元件可得到多级变速器的第一前进挡。通过闭合第二、第三和第四切换元件可得到第二前进挡。通过闭合第二、第四和第六切换元件可得到第三前进挡。通过闭合第一、第二和第四切换元件可得到第四前进挡，通过闭合第一、第二和第六切换元件可得到第五前进挡。通过闭合第一、第二和第三切换元件可得到第六前进挡。通过闭合第一、第三和第六切换元件可得到第七前进挡。通过闭合第一、第三和第五切换元件可得到第八前进挡。通过闭合第一、第五和第六切换元件可得到第九前进挡。通过闭合第四、第五和第六切换元件可得到倒挡。
所描述的变速器可包括驱动侧的第一轴系和从动侧的第二轴系。这两个轴系可通过至少两个功率路径连接，所述至少两个正齿轮级可包含在所述功率路径中。当功率路径通过离合器分离时，则这可等值地在该功率路径的任何位置上进行。当功率路径可通过制动器与变速器壳体连接时，则该制动器也可等值地作用于该功率路径的其它位置。可通过不同的行星齿轮变速器结构产生相同的固定传动比，所述行星齿轮变速器结构在本发明的意义中应被视为等值的。
附图说明
下面借助附图举例说明本发明。附图如下：
图1为具有根据本发明一种实施例的动力换挡多级变速器的车辆的示意图；
图2为根据本发明一种实施例的9挡多级变速器的变速器示意图；
图3为根据本发明一种实施例的多级变速器的示例性换挡图；
图4为根据本发明一种实施例的多级变速器的第一种主***的变型方案；
图5至8为根据本发明多种实施例的第一种主***的示意图；
图9为根据本发明一种实施例的第二种主***的视图；
图10为根据本发明一种实施例的多级变速器的第二种主***的变型方案；
图11为根据本发明另一种实施例的第二种主***的变速器示意图；
图12为根据本发明一种实施例的具有功率源的第一种主***的示意图；
图13为根据本发明一种实施例的具有功率源的多级变速器的示意图。
具体实施方式
在下述本发明的优选实施例说明中为不同附图中所示且功能相似的元件使用相同或相似的附图标记，在此避免重复说明这些元件。
下面借助图1概括说明动力换挡多级变速器的应用。接着，图2示出作为本发明的一种实施例的动力换挡多级变速器的第一种主***并且随后借助图4至8说明不同的联接变型方案。在图9至11中示出动力换挡多级变速器的第二主***和其不同的布置和联接变型方案。图12和13示出以第一种主***为例的动力换挡多级变速器的混合动力化。图3示出用于根据本发明的动力换挡多级变速器的换挡图。
图1示出车辆100的示意图，其包括发动机110和根据本发明一种实施例的行星齿轮结构方式的动力换挡多级变速器120。根据该实施例的动力换挡多级变速器120(又称为行星齿轮动力换挡变速器或动力换挡单元)以前横向结构类型安装在车辆100中。发动机110、如内燃机借助驱动轴AN与动力换挡多级变速器120连接。动力换挡多级变速器120的从动轴AB连接动力换挡多级变速器120与车辆100的前桥，以便驱动车辆100。
根据一种实施例，动力换挡多级变速器120包括三个行星齿轮组、两个或三个正齿轮级和六个切换元件(其中四个离合器和两个制动器)，在此两个切换元件要同时切换。动力换挡多级变速器120不具有固定的壳体耦合装置并且可实现九个前进挡和一个倒挡。作为起动元件可使用液力变矩器、液力耦合器、附加的起动离合器、集成的起动离合器或起动制动器、附加的电机或动力穿梭(powershuttle)单元或者说动力逆转(powerreversier)单元。
图2示出根据本发明一种实施例的动力换挡多级变速器120的变速器示意图。该实施例示出多级变速器120的一种被称为第一种主***的实施方式。动力换挡多级变速器120可以是借助图1所示的多级变速器120。根据该实施例的多级变速器120(又称为行星齿轮动力换挡变速器)构造为九挡多级变速器。
多级变速器120包括两个平行的轴系WS1、WS2、六个切换元件K1、K2、K3、K4、B1、B2、两个正齿轮级STS1、STS2和三个行星齿轮组PS1、PS2、PS3，它们全部设置在多级变速器120的壳体GG中。所有三个行星齿轮组PS1、PS2、PS3在该实施例中构造为单级负传动比行星齿轮，其各自的齿圈HO1、HO2、HO3在行星架ST1、ST2、ST3固定时以与太阳轮SO1、SO2、SO3相反的方向旋转。已知，负传动比行星齿轮具有可旋转地支承在行星齿轮架上的行星齿轮，行星齿轮与行星齿轮组的太阳轮和齿圈啮合。三个行星齿轮组PS1、PS2、PS3沿轴向方向以“PS1、PS2、PS3”的顺序同轴相继设置在两个平行的轴系WS1、WS2的第一轴系WS1上。
两个正齿轮级STS1、STS2的第一正齿轮级STS1的第一正齿轮ST1a和两个正齿轮级STS1、STS2的第二正齿轮级STS2的第一正齿轮ST2a同轴相继地在第一轴系WS1上设置在第一行星齿轮组PS1和第二行星齿轮组PS2之间。
驱动轴AN设置在第一轴系WS1上，从动轴AB设置在两个平行的轴系WS1、WS2的第二轴系WS2上。此外，两个轴系WS1、WS2通过两个正齿轮级STS1、STS2彼此连接。
切换元件K1、K2、K3、K4构造为离合器，两个切换元件B1、B2构造为制动器并且在下文部分被如此称呼。通过六个切换元件K1、K2、K3、K4、B1、B2的选择性接合可在驱动轴AN和从动轴AB之间实现不同的传动比。通过这种方式可实现至少九个前进挡和至少一个倒挡。
下面说明三个行星齿轮组PS1、PS2、PS3各元件之间的连接、与两个正齿轮级STS1、STS2以及与驱动轴AN和从动轴AB的连接。
多级变速器120包括至少八个连接元件，其以附图标记1至8表示。连接元件1、2、3、4、5、6、7、8可构造为轴，在此在连接元件1、2、3、4、5、6、7、8内可分别设置一个或多个切换元件，这在下面还将进一步描述。
如图2所示，三个行星齿轮组PS1、PS2、PS3的第二行星齿轮组PS2的太阳轮SO2与驱动轴AN不可相对旋转地彼此连接并且构成第一连接元件1。三个行星齿轮组PS1、PS2、PS3的第一行星齿轮组PS1的太阳轮SO1与第二行星齿轮组PS2的行星架ST2彼此连接并且构成第二连接元件2。三个行星齿轮组PS1、PS2、PS3的第三行星齿轮组PS3的齿圈HO3与第二行星齿轮组PS2的行星架ST2不可相对旋转地彼此连接并且构成第三连接元件3。第二行星齿轮组PS2的齿圈HO2与第二正齿轮级STS2的正齿轮ST2a连接并且构成第四连接元件4。第一正齿轮级STS1的第一正齿轮ST1a与第一行星齿轮组PS1的齿圈HO1连接并且构成第五连接元件5。第一正齿轮级STS1的第二正齿轮ST1b和从动轴AB连接并且构成第六连接元件6。第一行星齿轮组PS1的行星架ST1与驱动轴AN连接并且构成第七连接元件7。第二正齿轮级STS2的第二正齿轮ST2b与从动轴AB连接并且构成第八连接元件8。
第七连接元件7具有六个切换元件K1、K2、K3、K4、B1、B2的第一切换元件K1，并且第一切换元件K1设置在驱动轴AN和第一行星齿轮组PS1的行星架ST1之间的动力流中。六个切换元件K1、K2、K3、K4、B1、B2的第二切换元件K2设置在驱动轴AN和第三行星齿轮组PS3的行星架ST3之间的动力流中。六个切换元件K1、K2、K3、K4、B1、B2的第三切换元件K3设置在第二行星齿轮组PS2的齿圈HO2和第二正齿轮级STS2的正齿轮ST2a的不可相对旋转的连接(部位)与第三行星齿轮组PS3的行星架ST3之间的动力流中。第八连接元件8具有六个切换元件K1、K2、K3、K4、B1、B2的第四切换元件K4，并且第四切换元件K4设置在第二正齿轮级STS2的第二正齿轮ST2b与从动轴AB之间的动力流中。六个切换元件K1、K2、K3、K4、B1、B2的第五切换元件B1设置在第三行星齿轮组PS3的行星架ST3与变速器壳体GG之间的动力流中。六个切换元件K1、K2、K3、K4、B1、B2的第六切换元件B2设置在第三行星齿轮组PS3的太阳轮SO3与变速器壳体GG之间的动力流中。
相应于三个行星齿轮组和两个正齿轮级的两个第一正齿轮的沿轴向方向看按顺序“PS1/ST1a、ST2a、PS2、PS3”的空间布置，多级变速器120的第一连接元件1在部分区段上居中设置在第二连接元件2内。在此第二连接元件2在部分区段上居中设置在第四连接元件4内。另外，具有第一切换元件K1的第七连接元件沿轴向方向完全包围驱动轴AN或者说第一连接元件1。第三连接元件3沿轴向方向完全包围第二切换元件K2。第一正齿轮级的第一正齿轮ST1a沿径向设置在第一行星齿轮组PS1上方。
第五切换元件B1和第六切换元件B2、即两个制动器B1、B2在图2所示实施例中在空间上看在第三行星齿轮组PS3旁沿轴向紧挨地并排设置在顺序“PS1/ST1a、ST2a、PS2、PS3”之外的区域中。在此第五切换元件B1设置在第三行星齿轮组PS3和第六切换元件B2之间。第五和第六切换元件B1、B2与变速器壳体GG连接。在该实施例中第五和第六切换元件B1、B2与第三行星齿轮组PS3的运动学上的连接决定了切换元件B1比切换元件B2更靠近第三行星齿轮组PS3地设置。
图2所示的切换元件B1、B2的空间布置应理解为示例性的。切换元件B1例如也可至少部分沿径向设置在切换元件B2上方。
在图2所示的实施例中，第三切换元件K3沿轴向紧挨第五切换元件B1设置。第二行星齿轮组PS2的齿圈HO2与第三切换元件K3的连接沿轴向方向完全包围第三连接元件3、第二切换元件K2和第三行星齿轮组PS3。两个正齿轮级STS1、STS2的两个第二正齿轮ST1b、ST2b的空间布置沿轴向方向看以“ST1b、ST2b”的形式设置在第二轴系WS2上。第四切换元件K4沿轴向紧挨第二正齿轮级STS2的第二正齿轮ST2b。
前四个切换元件K1、K2、K3、K4、即四个离合器在该实施例中构造为可摩擦锁合切换的片式离合器，但当然也可在另一种实施例中构造为可形锁合切换的牙嵌式离合器或锥体离合器。构造为制动器的切换元件B1、B2在该实施例中构造为可摩擦锁合切换的片式制动器，但也可根据其它实施例构造为可摩擦锁合切换的带式制动器或可形锁合切换的牙嵌式制动器或锥体制动器。
由图2示出的变速器120可导出多种作用相同的变速器变型方案。对于图2所示的主***的离合器K1存在另外三种作用相同的布置可能性，对于离合器K4存在另外一种布置可能性。这在接下来的图4中详细说明。
图3示出根据本发明一种实施例的多级变速器的示例性换挡图。该多级变速器或者说行星齿轮动力换挡变速器可以是前面或下面所描述的多级变速器的一种。
从左向右看图3所示表格的第一列列出挡位，所述挡位分别表示多级变速器的一个挡。在接下来的六列——用于六个例如已经借助图2说明的切换元件——中分别为闭合的切换元件B1、B2、K1、K2、K3、K4在表格中打叉。在此首先列出两个制动器B1和B2并且接着是四个离合器K1、K2、K3、K4。在切换元件B1、B2、K1、K2、K3、K4闭合时通过相应切换元件B1、B2、K1、K2、K3、K4进行力传递。在此相应切换元件B1、B2、K1、K2、K3、K4可构成刚性连接元件。倒数第二列示出示例性的传动比i，接着在最后一列中示出由此产生的速比间隔以“x”表示的闭合的切换元件也可以以英文表述“engaged shifting elements”来表示。对于每个挡所述切换元件B1、B2、K1、K2、K3、K4中的三个打开并且所述切换元件B1、B2、K1、K2、K3、K4中的三个闭合。
在该换挡图中除了换挡逻辑外还给出了各个挡位的相应传动比i和由此可确定的速比间隔所给出的传动比i由三个行星齿轮组PS1、PS2、PS3的(典型的)固定传动比得出，第一行星齿轮组PS1的固定传动比为-1.600、第二行星齿轮组PS2的固定传动比为-1.600并且第三行星齿轮组PS3的固定传动比为-3.642以及第一正齿轮级STS1的固定传动比为1.000并且第二正齿轮级STS2的固定传动比为3.228。正齿轮级的固定传动比在此可在由设计决定的公差范围内变化，且不对变速器传动比造成显著影响。此外，从换挡图中可看出在顺序换挡方式下避免了双切换或者说组切换。两个相邻的挡位共同使用三个必要的切换元件中的两个。第六挡优选构造为直接挡。所给出的传动比和由此导出的参数构成一种优选实施方式。技术人员在此根据对多级变速器的要求也可使用其它值。
如已经例如借助图2说明的，六个切换元件K1、K2、K3、K4、B1、B2包括四个离合器K1、K2、K3、K4和两个制动器B1、B2。在下述说明中为前四个切换元件K1、K2、K3、K4选择名称“离合器K1、K2、K3、K4”并且为第五和第六切换元件B1、B2选择名称“制动器B1、B2”。
通过闭合制动器B2和离合器K3、K4得到第一前进挡，通过闭合离合器K2、K3、K4得到第二前进挡，通过闭合制动器B2和离合器K2、K4得到第三前进挡，通过闭合离合器K1、K2、K4得到第四前进挡，通过闭合制动器B2和离合器K1、K2得到第五前进挡，通过闭合离合器K1、K2、K3得到第六前进挡，通过闭合制动器B2和离合器K1、K3得到第七前进挡，通过闭合制动器B1和两个离合器K1、K3得到第八前进挡，以及通过闭合两个制动器B1、B2和离合器K1得到第九前进挡。由图3中的换挡图还可看出，通过闭合两个制动器B1、B2和离合器K4得到倒挡。
传动比i也可称为“速比(ratio)”。为以挡位1表示的第一挡产生的传动比i为5.531，为以挡位2表示的第二挡产生的传动比i为3.228，为第三挡产生的传动比i为2.232，为第四挡产生的传动比i为1.619，为第五挡产生的传动比i为1.207，为第六挡产生的直接传动比i为1.000，为第七挡产生的传动比i为0.862，为第八挡产生的传动比i为0.722并且为第九挡产生的传动比i为0.615。由换挡图还可看出，为倒挡产生的传动比i为-5.165。因此，从第一挡到第二挡产生的速比间隔(又称为“step”)为1.713，从第二挡到第三挡产生的速比间隔为1.446，从第三挡到第四挡产生的速比间隔为1.379，从第四挡到第五挡产生的速比间隔为1.341，从第五挡到第六挡产生的速比间隔为1.207，从第六挡到第七挡产生的速比间隔为1.160，从第七挡到第八挡产生的速比间隔为1.194，从第八挡到第九挡产生的速比间隔为1.174。因此变速器具有8.993的速比范围。倒挡到第一挡的比例为-0.934，因此极为接近理想值-1。
在第一列中列出的M4'、M4″、M4″'是其它也形成第四挡的切换组合。第一多重挡M4'(Mehrfachgang)通过闭合制动器B1和离合器K1、K4得到，第二多重挡M4″通过闭合离合器K1、K3、K4得到并且第三多重挡M4″'通过闭合制动器B2和离合器K1、K4得到。
根据本发明的一种实施例，可借助集成在变速器中的切换元件起动车辆、如图1所示的车辆。在此第一前进挡和倒挡中的切换元件、如制动器B2或离合器K4尤为适合。有利的是，在第二前进挡中也需要离合器K4。因此，当离合器K4用作集成于变速器中的起动元件时，甚至可在前四个前进挡和倒挡中实现起动。
固定传动比的大小和因此变速器传动比的大小原则上可自由选择。根据一种实施例，主***的用于第一行星齿轮组PS1的优选固定传动比为-1.600，用于第二行星齿轮组PS2的优选固定传动比为-1.600，用于第三行星齿轮组PS3的优选固定传动比为-3.642并且用于正齿轮级STS1(ST1a-ST1b)的优选固定传动比为1.000、用于第二正齿轮级STS2(ST2a-ST2b)的优选固定传动比为3.228，并且对于在图9至11中所示的具有三个正齿轮级的实施方案而言用于第三正齿轮级STS3(ST3a-ST3b)的优选固定传动比为1.000以及用于第四正齿轮级STS4(ST4a-ST4b)的优选固定传动比为1.000。所有在图1和3至13中所示的实施例产生作用相同的变速器方案，其可使用同一换挡图。
接下来，在图4至8中示出图2所示的多级变速器120的可能的联接变型方案。图2所示多级变速器的实施例的切换元件K1、K2、K3、K4、B1、B2的空间布置在多级变速器120内原则上可以是任意的并且仅受到变速器壳体GG的尺寸和外部造型的限制。相应地，在下述附图中示例性示出根据图2的多级变速器120的构件布置变型方案，其中行星齿轮组、正齿轮级、切换元件和轴(或者说连接元件)彼此间的所有运动连接无改变地引用图2。
图4示出已经借助图2说明的多级变速器120第一种主***的根据本发明各种实施例的联接变型方案一览图。
图4所示的变速器示意图相应于图2所示的多级变速器120的变速器示意图，由其可导出多种作用相同的变速器变型方案，其中为第一切换元件K1或者说离合器K1示出另外三种作用相同的布置变型方案并且为第四切换元件K4或者说离合器K4示出另外一种布置变型方案。
离合器K1的三种布置变型方案在图4中以A1、A2、A3表示，离合器K4的布置变型方案以A4表示。
离合器K1的第一种布置变型方案A1在于将离合器K1设置在第一行星齿轮组的太阳轮SO1和第二行星齿轮组PS2的行星架ST2之间的第二连接元件2上。在第一种布置变型方案A1中，第一切换元件K1设置在第二行星齿轮组PS2的行星架ST2和第一行星齿轮组PS1的太阳轮SO1之间的动力流中。
离合器K1的第二种布置变型方案A2在于将离合器K1设置在第一行星齿轮组的齿圈HO1和第一正齿轮级STS1的第一正齿轮ST1a之间的第五连接元件5上。在第二种布置变型方案A2中，第一切换元件K1设置在第一行星齿轮组PS1的齿圈HO1和第一正齿轮级STS1的第一正齿轮ST1a之间的动力流中。
离合器K1的第三种布置变型方案A3在于将离合器K1设置在第一正齿轮级STS1的第二正齿轮ST1b和从动轴AB之间的第六连接元件6上。在第三种布置变型方案A3中，第一切换元件K1设置在第一正齿轮级STS1的第二正齿轮ST1b和从动轴AB之间的动力流中。
在离合器K4的布置变型方案A4中，第四连接元件4具有离合器K4。在离合器K4的布置变型方案A4中，第四切换元件K4设置在第二行星齿轮组PS2的齿圈HO2和第二正齿轮级STS2的第一正齿轮ST2a之间的动力流中。
当离合器K1根据第一种布置变型方案A1设置在第二连接元件2上时，第七连接元件7在驱动轴AN和第一行星齿轮组PS1的行星架ST1之间建立不可相对旋转的连接，并且第一行星齿轮组的太阳轮SO1能经由离合器K1与第二行星齿轮组的行星架ST2耦合。在此图2中公开的离合器K1的位置以及离合器K1的三种布置变型方案A1、A2、A3的位置与图2中公开的离合器K4的位置和离合器K4的布置变型方案A4的位置总共可形成八种组合。在接下来的图5至8中分别示出离合器K1或K4的可能的布置变型方案A1、A2、A3、A4之一。
图5示出已经借助图2说明的多级变速器120第一种主***的另一种实施例的示意图。示出图4中以A1标记的离合器K1的第一种布置变型方案。在此与图4所示的变速器相比，第一正齿轮级STS1轴向移动并且设置在第一行星齿轮组PS1的与第二行星齿轮组PS2相对置的一侧上。
在图5所示的实施例中，第一行星齿轮组PS1的行星架ST1与驱动轴AN或者说与第一连接元件1并且因此与第二行星齿轮组PS2的太阳轮SO2不可相对旋转地连接。第一行星齿轮组PS1的太阳轮SO1能经由离合器K1与第二行星齿轮组PS2的行星架ST2彼此耦合。通过第一正齿轮级STS1的轴向移动，第七连接元件7居中延伸在第五连接元件5内。此外，第一正齿轮级STS1的轴向移动使得在相同的固定传动比下可使用更小的正齿轮和因此平行设置的轴系WS1、WS2彼此更加靠近。与图2相比彼此更加靠近设置的轴系WS1、WS2使得结构类型更为紧凑。在图5所示的实施例中，离合器K4设置在第一正齿轮级STS1的第二正齿轮ST1b和第二正齿轮级STS2的第二正齿轮ST2b之间。
图6示出已经借助图2说明的多级变速器120第一种主***的另一种实施例的示意图。示出在图4中以A2标记的离合器K1的第二种布置变型方案。
在图6所示的实施例中，第一正齿轮级STS1和第四切换元件K4的布置相应于已经在图5中所显示的布置变型方案。驱动轴AN不可相对旋转地与第一行星齿轮组PS1的行星架ST1连接。第一行星齿轮组PS1的太阳轮SO1不可相对旋转地与第二行星齿轮组PS2的行星架ST2连接。第一正齿轮级STS1的第一正齿轮ST1a能经由第一切换元件K1与第一行星齿轮组PS1的齿圈HO1耦合。
图7示出已经借助图2说明的多级变速器120第一种主***的另一种实施例的示意图。示出在图4中以A3标记的离合器K1的第三种布置变型方案。
在图7所示的实施例中，第一正齿轮级STS1的第二正齿轮ST1b能经由离合器K1与从动轴AB耦合。第一正齿轮级STS1和第四离合器K4的布置相应于已经在图5和图6中所显示的布置变型方案。离合器K1和离合器K4并排设置，在此两个离合器K1、K4的联接元件与从动轴AB不可相对旋转地连接。第一正齿轮级STS1的第一正齿轮ST1a不可相对旋转地与第一行星齿轮组PS1的齿圈HO1连接。
图8示出已经借助图2说明的多级变速器120第一种主***的另一种实施例的示意图。示出在图4中以A4标记的离合器K1的第四种布置变型方案。
在图8所示的实施例中，离合器K4设置在第二正齿轮级STS2的第一正齿轮ST2a和第二行星齿轮组PS2的齿圈HO2之间。因此，第二行星齿轮组PS2的齿圈HO2能经由离合器K4与第二正齿轮级STS2的第一正齿轮ST2a耦合。在该布置变型方案中，第二正齿轮级STS2的第二正齿轮ST2b不可相对旋转地与从动轴AB连接。在此未进一步提及的变速器元件和耦合装置相应于图4的显示。
图2和4至8所示的动力换挡多级变速器120可作用相同地通过将第一行星齿轮组PS1布置在从动轴AB上来实现。接下来的图9至11示出根据本发明的在从动轴AB上设有一个行星齿轮组的多级变速器120的两种布置变型方案和可能的替换联接变型方案。这种多级变速器120在下面被称为第二种主***。
图9示出根据本发明一种实施例的动力换挡多级变速器120的变速器示意图。该实施例基于多级变速器120的第二种主***。动力换挡多级变速器120例如可以是借助图1所示的多级变速器120。根据该实施例的多级变速器120(又称为行星齿轮动力换挡变速器)构造为9挡多级变速器。
与图2和4至8所示的多级变速器120实施例相比，图9所示的多级变速器120不具有第一正齿轮级STS1，但为此在已经借助图2说明的第二正齿轮级STS2旁设置两个附加的正齿轮级STS3、STS4。因此代替例如在图2中为第一种主***所示的两个正齿轮级STS1、STS2，现在使用三个正齿轮级STS2、STS3、STS4。在该实施例中第一行星齿轮组PS1定位于从动轴AB上。
图9所示的多级变速器120包括两个平行的轴系WS1、WS2、六个切换元件K1、K2、K3、K4、B1、B2、三个正齿轮级STS2、STS3、STS4和三个行星齿轮组PS1、PS2、PS3，它们全部设置在行星齿轮动力换挡变速器120的壳体GG中。所有三个行星齿轮组PS1、PS2、PS3在该实施例中构造为单级负传动比行星齿轮组，其各自的齿圈HO1、HO2、HO3在行星架ST1、ST2、ST3固定时以与太阳轮SO1、SO2、SO3相反的方向旋转。第二和第三行星齿轮组PS2、PS3沿轴向方向以“PS2、PS3”的顺序同轴相继设置在两个平行的轴系WS1、WS2的第一轴系WS1上。
三个正齿轮级STS2、STS3、STS4的第三正齿轮级STS3的第一正齿轮ST3a、第四正齿轮级STS4的第一正齿轮ST4a和三个正齿轮级STS2、STS3、STS4的第二正齿轮级STS2的第一正齿轮ST2a同轴相继设置在第二行星齿轮组PS2前方的第一轴系WS1上。因此产生“ST3a、ST4a、ST2a、PS2、PS3”的顺序。
驱动轴AN设置在第一轴系WS1上，从动轴AB设置在两个平行的轴系WS1、WS2的第二轴系WS2上。此外，两个轴系WS1、WS2通过三个正齿轮级STS2、STS3、STS4彼此连接。
切换元件K1、K2、K3、K4构造为离合器，两个切换元件B1、B2构造为制动器并且在下文部分被如此称呼。通过六个切换元件K1、K2、K3、K4、B1、B2的选择性接合可在驱动轴AN和从动轴AB之间实现不同的传动比。通过这种方式可实现至少九个前进挡和至少一个倒挡。
下面说明三个行星齿轮组PS1、PS2、PS3各元件彼此间、与三个正齿轮级STS2、STS3、STS4以及与驱动轴AN和从动轴AB的连接。
行星齿轮动力换挡变速器120包括至少九个连接元件，其以附图标记1、3、4、8、9、10、11、12、13表示。连接元件1、3、4、8、9、10、11、12、13可构造为轴，在此在连接元件1、3、4、8、9、10、11、12、13内又可分别设置切换元件、尤其是离合器，这在下面还将详细说明。
如图9所示，三个行星齿轮组PS1、PS2、PS3的第二行星齿轮组PS2的太阳轮SO2与驱动轴AN不可相对旋转地彼此连接并且构成第一连接元件1。三个行星齿轮组PS1、PS2、PS3的第三行星齿轮组PS3的齿圈HO3与第二行星齿轮组PS2的行星架ST2不可相对旋转地彼此连接并且构成第三连接元件3。第二行星齿轮组PS2的齿圈HO2与第二正齿轮级STS2的第一正齿轮ST2a连接并且构成第四连接元件4。第二正齿轮级STS2的第二正齿轮ST2b与从动轴AB连接并且构成第八连接元件8。在第八连接元件8中设置第四切换元件K4。第四正齿轮级STS4的第一正齿轮ST4a不可相对旋转地与第二行星齿轮组PS2的行星架ST2连接并且构成第九连接元件。第一行星齿轮组PS1的齿圈HO1不可相对旋转地与从动轴AB连接并且构成第十连接元件10。第一行星齿轮组PS1的行星架ST1与第四正齿轮级的第二正齿轮ST4b连接并且构成第十一连接元件11。第一行星齿轮组PS1的太阳轮SO1与第三正齿轮级的第二正齿轮ST3b连接并且构成第十二连接元件12。驱动轴AN经由第一切换元件K1、在此为离合器K1与第三正齿轮级STS3的第一正齿轮ST3a连接或者说可连接并且构成第十三连接元件13。
第十三连接元件13具有六个切换元件K1、K2、K3、K4、B1、B2的第一切换元件K1，并且第一切换元件K1设置在驱动轴AN和第三正齿轮级STS3的第一正齿轮ST3a之间的动力流中。六个切换元件K1、K2、K3、K4、B1、B2的第二切换元件K2设置在驱动轴AN和第三行星齿轮组PS3的行星架ST3之间的动力流中。六个切换元件K1、K2、K3、K4、B1、B2的第三切换元件K3设置在第二行星齿轮组PS2的齿圈HO2和第二正齿轮级STS2的第一正齿轮ST2a的第四连接元件4与第三行星齿轮组PS3的行星架ST3之间的动力流中。第八连接元件8具有六个切换元件K1、K2、K3、K4、B1、B2的第四切换元件K4，并且第四切换元件K4设置在第二正齿轮级STS2的第二正齿轮ST2b与从动轴AB之间的动力流中。六个切换元件K1、K2、K3、K4、B1、B2的第五切换元件B1、在此为制动器B1设置在第三行星齿轮组PS3的行星架ST3与变速器壳体GG之间的动力流中。六个切换元件K1、K2、K3、K4、B1、B2的第六切换元件B2设置在第三行星齿轮组PS3的太阳轮SO3与变速器壳体GG之间的动力流中。
为了节省轴向的结构空间，可将一个齿轮组设置在从动轴AB上。对此齿轮组PS1尤其适合。但为此附加地需要一个正齿轮级。在图9至11中示出第二种主***的这种可能性。图9示出在从动轴AB上设有第一行星齿轮组PS1的第二种主***的变速器示意图。在该***中也可实现多种布置变型方案，如图10所示。图11则示出第一行星齿轮组PS1在从动轴AB上的一种替换定位。
图10示出已经借助图9说明的多级变速器120第二种主***的另一种实施例的示意图。在此涉及多级变速器120的与借助图9说明的第二种主***作用相同的联接变型方案。
图10所示的变速器示意图相应于图9所示的多级变速器120的变速器示意图，由其可导出多种作用相同的变速器变型方案，其中为第一切换元件K1或者说离合器K1示出另外四种作用相同的布置变型方案并且为第四切换元件K4或者说离合器K4示出另外一种布置变型方案。离合器K1的四种布置变型方案在图10中以A5、A6、A7、A8表示，离合器K4的布置变型方案以A9表示。
在第一种布置变型方案A5中，离合器K1设置在第三正齿轮级STS3的第二正齿轮ST3b和第一行星齿轮组PS1的太阳轮SO1之间的第十二连接元件12中。
在第二种布置变型方案A6中，离合器K1设置在第一行星齿轮组PS1的齿圈HO1和从动轴AB之间的第十连接元件10中。
在第三种布置变型方案A7中，离合器K1设置在第四正齿轮级STS4的第二正齿轮ST4b和第一行星齿轮组PS1的行星架ST1之间的第十一连接元件11中。
在第四种布置变型方案A8中，离合器K1设置在第四正齿轮级STS4的第一正齿轮ST4a和第二行星齿轮组PS2的行星架ST2之间。
离合器K4除了设置在从动轴AB和第二正齿轮级STS2的第二正齿轮ST2b之间的第八连接元件8中之外还具有另外一种布置变型方案A9，该布置变型方案在很大程度上相应于图4所示的布置变型方案A4。在此离合器K4设置在第二正齿轮级STS2的第一正齿轮ST2a和第二行星齿轮组PS2的齿圈HO2之间的第四连接元件4中。
图10示出离合器K1、K4的十种可能的布置变型方案之一，据此离合器K1的五种布置变型方案的每一种可与离合器K4的两种布置变型方案结合。
因此，图10示出作用相同的变速器变型方案或者说离合器K1、K4的布置变型方案的变速器示意图。如在图2和4至8所示的所有行星齿轮组设置在驱动轴AN上的第一种主***中那样，在从动轴AB上设有一个行星齿轮组的第二种主***中也可实现一系列变速器变型方案。这些变型方案大部分与第一种主***的变速器变型方案一致。但基于离合器K1位置的改变增加了一种附加的布置变型方案。在此也与第一种主***类似离合器K1、K4可设置在其它位置且不改变变速器120的功能。图10中示出这些布置可能性，即为离合器K1给出另外四种布置可能性(A5、A6、A7、A8)，为离合器K4给出另外一种布置可能性(A9)。
图11示出作为根据本发明另一种实施例的第二种主***的多级变速器120的变速器示意图。在此第一行星齿轮级PS1设置在从动轴AB上。
与图9和10所示的实施例相比，行星齿轮组PS1的位置以及第三和第四正齿轮级STS3、STS4的连接改变。第一轴系WS1区域中的所有变速器元件、连接元件、轴、不可相对旋转的连接、切换元件和布置变型方案与图10所示实施例一致。另外，第二轴系WS2上的第八和第十连接元件8、10相应于图10所示的实施例。第十一和第十二连接元件11、12与图10所示实施例相比发生变化。
第十一连接元件11连接第一行星齿轮组PS1的太阳轮SO1与第四正齿轮级STS4的第二正齿轮ST4a。在于图10中被标记为A7的第三种布置变型方案中，离合器K1设置在第十一连接元件11的区域中。
第十二连接元件12连接第三正齿轮级STS3的第二正齿轮ST3b与第一行星齿轮组PS1的齿圈HO1。在于图10中被标记为A5的第一种布置变型方案中，离合器K1设置在第十二连接元件12的区域中。
变速器元件(离合器、齿轮组、正齿轮等)的精确几何位置在此是灵活的，因此只要可连接性允许，各行星齿轮组、正齿轮或离合器可互换或移动。
在图12和13示出根据本发明的多级变速器的混合动力化。原则上可在根据所描述实施例之一的多级变速器的任何轴上设置电机或其它动力源/功率源。
图12示出根据本发明一种实施例的构造为第一种主***的动力换挡多级变速器120的示意图，其具有功率源EM。根据该实施例功率源EM构造为电机EM(又称为电动机)。因此涉及借助电机EM的混合动力化，该电机直接设置在借助图2说明的并且构造为第一主***的多级变速器120的驱动轴AN上。
由图2已知的多级变速器120根据该实施例在驱动轴AN上增加电机EM和附加的离合器K0。在第一轴系WS上，电机EM附加地作为负载源并且离合器K0设置在驱动驱动轴AN的例如在图1中所示的内燃机和电机EM之间。沿轴向方向在第一轴系WS1上离合器K0、电机EM、两个正齿轮级STS1、STS2和三个行星齿轮组PS1、PS2、PS3以“K0、EM、PS1、STS1、STS2、PS2、PS3”的顺序同轴相继地设置。电机EM直接作用于驱动轴AN。所有在图1至11中所显示和所描述的实施例都可混合动力化。电机EM与驱动轴AN的连接构成示例性的实施方案。原则上电机EM或其它动力源或功率源可设置在根据本发明的行星齿轮动力换挡变速器的任何轴上。
如图12所示，当除了电机EM外在如图1所示的内燃机和电机EM之间还设有附加的离合器K0时，所有挡位——如借助图3所说明的——不仅可向前而且也可向后纯电动地行驶。为此通过断开离合器K0使内燃机脱接。
除了图12中所示的借助直接设置在驱动轴AN上的电机EM的混合动力化外，也可想到借助轴向平行于驱动轴AN的电机EM的混合动力化，如图13所示。
图13示出根据本发明一种实施例的具有功率源EM的动力换挡多级变速器120的示意图。功率源EM相应于借助图12说明的实施例构造为电机EM。因此涉及借助电机EM的混合动力化，该电机轴向平行于借助图6说明的多级变速器120的驱动轴AN设置。
电机EM在该实施例中与图12所示的实施例相比并非直接与第一连接元件1不可相对旋转地连接，而是经由第五正齿轮级STS5与第一连接元件耦合。电机EM轴向平行于轴系地设置在第一轴系的与第二轴系相对置的一侧上。行星齿轮组PS1、PS2、PS3和正齿轮级STS1、STS2的布置以及彼此间的连接或者说联接相应于图6所示的本发明实施例。
上面所描述的齿轮组和离合器的布置使得多级变速器根据所描述设计也可用作前横向***。在此多级变速器只需数量较少的行星齿轮组。
所描述的以及在图中所示的实施例仅仅是示例性地选择的。不同的实施例可以完整地或者关于各个特征相互组合。一种实施例也可以通过另外的实施例的特征来补充。如果一种实施例包括第一特征与第二特征之间的“和/或”联结，则可以如此对此进行解读，使得该实施例根据一种实施方式不仅具有第一特征而且具有第二特征并且根据另一种实施方式要么仅具有第一特征要么仅具有第二特征。除了示例性所描述的实施方式和实施例外还存在行星齿轮组和切换元件本身以及相互间的其它空间布置，这不影响所描述的变速器的功能。
在相同的变速器示意图中尤其是可为所有所显示或所描述的变速器族的各实施例根据各个行星齿轮组的固定传动比得到不同的速比间隔，从而能实现应用特定或车辆特定的变型方案。另外，可在多级变速器的每个合适的位置上设置附加的单向离合器，例如在一个轴和壳体之间或者以便将两个轴必要时连接。根据本发明，在驱动侧或在从动侧可设置车轴差速器和/或分配器差速器。根据本发明的多级变速器可相应有利地扩展，例如通过在驱动发动机和变速器之间设置扭转减振器。此外，驱动轴AN可按照需要通过一个离合元件与驱动发动机分开，作为离合元件可使用液力变矩器、液压式离合器、干式起动离合器、湿式起动离合器、磁粉离合器或者离心力离合器。也可将这种起动元件沿动力流方向设置在变速器下游，在这种情况下驱动轴AN与驱动发动机的曲轴固定连接。
除了根据本发明的多级变速器的混合动力化外，在本发明的另一种未示出的实施方式中，可在每个轴上、优选在驱动轴AN或从动轴AB上设置无磨损的制动器、例如液压式或电力式缓行器或类似物，这尤其是对于用在商用车中具有重要意义。此外，为了驱动附加机组可以在每个轴、优选在驱动轴AN或从动轴AB上设置辅助输出装置。
附图标记列表
100   车辆
110   发动机
120   行星齿轮动力换挡变速器
AN    驱动轴
AB    从动轴
WS1   第一轴系
WS2   第二轴系
K1    切换元件、离合器
K2    切换元件、离合器
K3    切换元件、离合器
K4    切换元件、离合器
B1    切换元件、制动器
B2    切换元件、制动器
P1    第一行星齿轮组
P2    第二行星齿轮组
P3    第三行星齿轮组
SO1   太阳轮
SO2   太阳轮
SO3   太阳轮
HO1   齿圈
HO2   齿圈
HO3   齿圈
ST1   行星架
ST2   行星架
ST3   行星架
STS1  第一正齿轮级
STS2  第二正齿轮级
STS3  第三正齿轮级
ST1a  第一正齿轮
ST1b  第二正齿轮
ST2a  第一正齿轮
ST2b  第二正齿轮
ST3a  第一正齿轮
ST3b  第二正齿轮
ST4a  第一正齿轮
ST4b  第二正齿轮
1  第一连接元件
2  第二连接元件
3  第三连接元件
4  第四连接元件
5  第五连接元件
6  第六连接元件
7  第七连接元件
8  第八连接元件
9  第九连接元件
10 第十连接元件
11 第十一连接元件
12 第十二连接元件
13 第十三连接元件
GG  变速器壳体
EM  功率源

Claims (15)

1.一种用于车辆(100)的行星齿轮结构方式的动力换挡多级变速器(120)，该动力换挡多级变速器用于设置在驱动轴(AN)和从动轴(AB)之间，其特征在于，所述多级变速器包括两个平行的轴系(WS1、WS2)、六个切换元件(K1、K2、K3、K4、B1、B2)、至少两个正齿轮级(STS1、STS2)和三个行星齿轮组(P1、P2、P3)，所述行星齿轮组(P1、P2、P3)分别包括一个太阳轮(SO1、SO2、SO3)、一个齿圈(HO1、HO2、HO3)和汇合为一个行星架(ST1、ST2、ST3)的带有多个行星齿轮的行星齿轮架，并且两个轴系(WS1、WS2)能经由所述至少两个正齿轮级(STS1、STS2)彼此连接，通过六个切换元件(K1、K2、K3、K4、B1、B2)的选择性接合能引起在驱动轴(AN)和从动轴(AB)之间的多个不同的传动比，从而能实现多个前进挡、尤其是九个前进挡和至少一个倒挡。
2.根据权利要求1所述的动力换挡多级变速器(120)，其特征在于，所述三个行星齿轮组(P1、P2、P3)和驱动轴(AN)设置在两个平行的轴系(WS1、WS2)的第一轴系(WS1)上，从动轴(AB)设置在两个平行的轴系(WS1、WS2)的第二轴系(WS2)上，两个平行的轴系(WS1、WS2)能经由两个正齿轮级(STS1、STS2)彼此连接，
三个行星齿轮组(PS1、PS2、PS3)的第二行星齿轮组(PS2)的太阳轮(SO2)与驱动轴(AN)不可相对旋转地彼此连接并且构成第一连接元件(1)，三个行星齿轮组(PS1、PS2、PS3)的第一行星齿轮组(PS1)的太阳轮(SO1)与第二行星齿轮组(PS2)的行星架(ST2)彼此连接并且构成第二连接元件(2)，三个行星齿轮组(PS1、PS2、PS3)的第三行星齿轮组(PS3)的齿圈(HO3)与第二行星齿轮组(PS2)的行星架(ST2)不可相对旋转地彼此连接并且构成第三连接元件(3)，第二行星齿轮组(PS2)的齿圈(HO2)与所述至少两个正齿轮级(STS1、STS2)的第二正齿轮级(STS2)的第一正齿轮(ST2a)彼此连接并且构成第四连接元件(4)，所述至少两个正齿轮级(STS1、STS2)的第一正齿轮级(STS1)的第一正齿轮(ST1a)与第一行星齿轮组(PS1)的齿圈(HO1)彼此连接并且构成第五连接元件(5)，第一正齿轮级(STS1)的第二正齿轮(ST1b)与从动轴(AB)连接并且构成第六连接元件(6)，第一行星齿轮组(PS1)的行星架(ST1)与驱动轴(AN)彼此连接并且构成第七连接元件(7)，第二正齿轮级(STS2)的第二正齿轮(ST2b)与从动轴(AB)彼此连接并且构成第八连接元件(8)，
六个切换元件(K1、K2、K3、K4、B1、B2)的第二切换元件(K2)设置在驱动轴(AN)与第三行星齿轮组(PS3)的行星架(ST3)之间的动力流中，六个切换元件(K1、K2、K3、K4、B1、B2)的第三切换元件(K3)设置在第四连接元件(4)与第三行星齿轮组(PS3)的行星架(ST3)之间的动力流中，六个切换元件(K1、K2、K3、K4、B1、B2)的第五切换元件(B1)设置在第三行星齿轮组(PS3)的行星架(ST3)与变速器壳体(GG)之间的动力流中，并且六个切换元件(K1、K2、K3、K4、B1、B2)的第六切换元件(B2)设置在第三行星齿轮组(PS3)的太阳轮(SO3)与变速器壳体(GG)之间的动力流中。
3.根据权利要求2所述的动力换挡多级变速器(120)，其特征在于，第七连接元件(7)具有六个切换元件(K1、K2、K3、K4、B1、B2)的第一切换元件(K1)，该第一切换元件(K1)设置在驱动轴(AN)和第一行星齿轮组(PS1)的行星架(ST1)之间的动力流中。
4.根据权利要求2所述的动力换挡多级变速器(120)，其特征在于，第二连接元件(2)具有第一切换元件(K1)，该第一切换元件(K1)设置在第二行星齿轮组(PS2)的行星架(ST2)和第一行星齿轮组(PS1)的太阳轮(SO1)之间的动力流中。
5.根据权利要求2所述的动力换挡多级变速器(120)，其特征在于，第五连接元件(5)具有第一切换元件(K1)，该第一切换元件(K1)设置在第一行星齿轮组(PS1)的齿圈(HO1)和第一正齿轮级(STS1)的第一正齿轮(ST1a)之间的动力流中。
6.根据权利要求2所述的动力换挡多级变速器(120)，其特征在于，第六连接元件(6)具有第一切换元件(K1)，该第一切换元件(K1)设置在第一正齿轮级(STS1)的第二正齿轮(ST1b)和从动轴(AB)之间的动力流中。
7.根据权利要求1所述的动力换挡多级变速器(120)，其特征在于，两个行星齿轮组(PS2、PS3)和驱动轴(AN)设置在所述两个平行的轴系(WS1、WS2)的第一轴系(WS1)上，三个行星齿轮组(PS1、PS2、PS3)的第一行星齿轮组(PS1)和从动轴(AB)设置在所述两个平行的轴系(WS1、WS2)的第二轴系(WS2)上，这两个平行的轴系(WS1、WS2)能经由三个正齿轮级(STS2、STS3、STS4)彼此连接，
三个行星齿轮组(PS1、PS2、PS3)的第二行星齿轮组(PS)的太阳轮(SO2)与驱动轴(AN)不可相对旋转地彼此连接并且构成第一连接元件(1)，三个行星齿轮组(PS1、PS2、PS3)的第三行星齿轮组(PS3)的齿圈(HO3)与第二行星齿轮组(PS2)的行星架(ST2)不可相对旋转地彼此连接并且构成第三连接元件(3)，第二行星齿轮组(PS2)的齿圈(HO2)与所述至少两个正齿轮级(STS2、STS3、STS4)的第二正齿轮级(STS2)的第一正齿轮(ST2a)连接并且构成第四连接元件(4)，第二正齿轮级(STS2)的第二正齿轮(ST2b)与从动轴(AB)连接并且构成第八连接元件(8)，第二行星齿轮组(PS2)的行星架(ST2)与所述至少两个正齿轮级(STS2、STS3、STS4)的第四正齿轮级(STS4)的第一正齿轮(ST4a)不可相对旋转地连接并且构成第九连接元件(9)，从动轴(AB)与第一行星齿轮组(PS1)的齿圈(HO1)不可相对旋转地连接并且构成第十连接元件(10)，所述至少两个正齿轮级(STS2、STS3、STS4)的第三正齿轮级(STS3)的第一正齿轮(ST3a)与驱动轴连接并且构成第十三连接元件(13)，其中，
借助六个切换元件(K1、K2、K3、K4、B1、B2)的第二切换元件(K2)驱动轴(AN)能与第三行星齿轮组(PS3)的行星架(ST3)连接，借助六个切换元件(K1、K2、K3、K4、B1、B2)的第三切换元件(K3)第三行星齿轮组(PS3)的行星架(ST3)能与第二正齿轮级的第一正齿轮(ST2a)和第二行星齿轮组(PS2)的齿圈(HO2)的连接体连接，六个切换元件(K1、K2、K3、K4、B1、B2)的第五切换元件(B1)设置在第三行星齿轮组(PS3)的行星架(ST3)和变速器壳体(GG)之间的动力流中，并且六个切换元件(K1、K2、K3、K4、B1、B2)的第六切换元件(B2)设置在第三行星齿轮组(PS3)的太阳轮(SO3)和变速器壳体(GG)之间的动力流中，其中，
第四正齿轮级(STS4)的第二正齿轮(ST4b)与第一行星齿轮组(PS1)的行星架(ST1)连接并且构成第十一连接元件(11)，第三正齿轮级(STS3)的第二正齿轮(ST3b)与第一行星齿轮组(PS1)的太阳轮(SO1)连接并且构成第十二连接元件(12)，或者
第四正齿轮级(STS4)的第二正齿轮(ST4b)与第一行星齿轮组(PS1)的太阳轮(SO1)连接并且构成第十一连接元件(11)，第三正齿轮级(STS3)的第二正齿轮(ST3b)与第一行星齿轮组(PS1)的行星架(ST1)连接并且构成第十二连接元件(12)。
8.根据权利要求7所述的动力换挡多级变速器(120)，其特征在于，第十三连接元件(13)具有六个切换元件(K1、K2、K3、K4、B1、B2)的第一切换元件(K1)，该第一切换元件(K1)设置在驱动轴(AN)和第三正齿轮级(STS3)的第一正齿轮(ST3a)之间的动力流中。
9.根据权利要求7所述的动力换挡多级变速器(120)，其特征在于，第十二连接元件(12)具有六个切换元件(K1、K2、K3、K4、B1、B2)的第一切换元件(K1)，或第十一连接元件(11)具有第一切换元件(K1)。
10.根据权利要求7所述的动力换挡多级变速器(120)，其特征在于，第十连接元件(10)具有六个切换元件(K1、K2、K3、K4、B1、B2)的第一切换元件(K1)，或第九连接元件(9)具有第一切换元件(K1)。
11.根据权利要求2至6任一项或权利要求7至10任一项所述的动力换挡多级变速器(120)，其特征在于，第八连接元件(8)具有六个切换元件(K1、K2、K3、K4、B1、B2)的第四切换元件(K4)，该第四切换元件(K4)设置在第二正齿轮级(STS2)的第二正齿轮(ST2b)和从动轴(AB)之间的动力流中。
12.根据权利要求2至6任一项或权利要求7至10任一项所述的动力换挡多级变速器(120)，其特征在于，第四连接元件(4)具有六个切换元件(K1、K2、K3、K4、B1、B2)的第四切换元件(K4)，该第四切换元件(K4)设置在第二行星齿轮组(PS2)的齿圈(HO2)与第二正齿轮级(STS2)的第一正齿轮(ST2a)之间的动力流中。
13.根据上述权利要求任一项所述的动力换挡多级变速器(120)，其特征在于，在驱动轴(AN)上设置功率源(EM)、尤其是电机(EM)。
14.根据上述权利要求任一项所述的动力换挡多级变速器(120)，其特征在于，至少一个行星齿轮组(PS1、PS2、PS3)构造为负传动比行星齿轮组。
15.根据上述权利要求任一项所述的动力换挡多级变速器(120)，其特征在于，通过闭合第三、第四和第六切换元件(K3、K4、B2)得到第一前进挡，通过闭合第二、第三和第四切换元件(K2、K3、K4)得到第二前进挡，通过闭合第二、第四和第六切换元件(K2、K4、B2)得到第三前进挡，通过闭合第一、第二和第四切换元件(K1、K2、K4)得到第四前进挡，通过闭合第一、第二和第六切换元件(K1、K2、B2)得到第五前进挡，通过闭合第一、第二和第三切换元件(K1、K2、K3)得到第六前进挡，通过闭合第一、第三和第六切换元件(K1、K3、B2)得到第七前进挡，通过闭合第一、第三和第五切换元件(K1、K3、B1)得到第八前进挡，通过闭合第一、第五和第六切换元件(K1、B1、B2)得到第九前进挡，并且通过闭合第四、第五和第六切换元件(K4、B1、B2)得到倒挡。
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