CN113892002A - 变速器和带有变速器的车辆 - Google Patents

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Abstract

本发明涉及一种变速器(G)，该变速器包括输入轴(10)、第一输出轴(11)、第二输出轴(12)、第一行星齿轮组(P1)以及连接到第一行星齿轮组的第二行星齿轮组(P2)，每个行星齿轮组(P1，P2)均包括多个元件(E11，E21，E31，E12，E22，E32)。输入轴(10)、两个输出轴(11，12)、行星齿轮组(P1，P2)以及这些行星齿轮组的元件被布置和设计成使得：‑通过输入轴(10)引入的转矩以限定的比率被转换和分配到两个输出轴(11，12)，并且‑防止总和转矩的产生，其中，‑第一行星齿轮组(P1)的至少一个元件(E31)旋转固定到第二行星齿轮组的另一个元件(E12)，并且‑第二行星齿轮组(P2)的另一元件(E22)固定到不可旋转的元件(GG)。

Description

变速器和带有变速器的车辆
本发明涉及一种变速器，该变速器包括输入轴、第一输出轴、第二输出轴、第一行星齿轮组以及连接到第一行星齿轮组的第二行星齿轮组，其中，行星齿轮组均包括多个元件。本发明涉及一种具有所述类型的变速器的车辆。
这种变速器从现有技术中已知，例如从DE 10 2011 079 975 A1中已知。所述类型的变速器使得作为输出转矩与输入转矩的比率的转矩转换和作为输入速度与输出速度的比率的速度比成为可能。
本发明的目的是提供一种替代的变速器，该变速器尤其具有较短的轴向长度，并且在机械上没那么复杂。
该目的通过具有专利权利要求1的特征的变速器和具有专利权利要求16的特征的车辆来实现。
从已知的变速器出发，变速器的特征在于：输入轴、两个输出轴、行星齿轮组以及行星齿轮组的元件被布置和配置成使得通过输入轴引入的转矩在两个输出轴之间以限定的比率转换和分配，并且防止总和转矩的产生。第一行星齿轮组的至少一个元件连接到第二行星齿轮组的另一个元件，并且第二行星齿轮组的另一元件固定到不可旋转的结构元件。
在本发明的上下文中，“轴”应理解为变速器的可旋转结构件，变速器的相应相关联的部件通过该可旋转结构件联合旋转地彼此连接，或者当对应的换挡元件被致动时，通过该可旋转结构件建立这种连接。在这种情况下，相应的轴可以轴向地或径向地或者同时轴向地和径向地将部件彼此连接。因此，相应的轴还可以作为中间件存在，例如，相应的部件通过该中间件径向地连接。
这些元件特别是太阳齿轮、行星架和环齿轮的形式。
在本发明的上下文中，“轴向”是指在纵向中心轴线的方向上的取向，行星齿轮组沿着该纵向中心轴线布置成相对于彼此同轴。“径向”则应理解为是指在位于所述纵向中心轴线上的轴的直径方向上的取向。
如果元件是固定的，防止了其旋转。变速器的不可旋转的结构元件优选地可以是永久静止的部件，优选地是变速器的壳体、这种壳体的一部分或者以不可旋转的方式连接到所述壳体的结构元件。
与现有技术相比，没有例如在差速器壳处产生总和转矩。防止总和转矩的产生是指旋转结构元件(输入轴、输出轴、行星齿轮组的元件)没有像现有技术中已知的差速器中的情况那样受到作用在两个输出轴上的单独转矩的总和的作用。
变速器可以例如被设计成使得：
输入轴联合旋转地连接到第一行星齿轮组的第一元件；
第一输出轴联合旋转地连接到第一行星齿轮组的第二元件；
其中，第一行星齿轮组的第三元件联合旋转地连接到第二行星齿轮组的第一元件；
其中，第二行星齿轮组的第二元件固定到变速器的不可旋转的结构元件；
第二输出轴联合旋转地连接到第二行星齿轮组的第三元件。
因此，提供了一种变速器，该变速器能够通过单个整体组件实现以前通过两个单独的组件实现的转矩转换和转矩分配这两种功能。因此，本发明构成了一种变速器齿轮装置与差速器组合式变速器，该变速器一方面可以借助于壳体支撑件实现转矩转换，另一方面可以实现对输出轴的转矩分配。术语“整体式差速器”也可以在本上下文中使用。
转矩转换的说明应如下理解：
变速器具有两个输出轴，这两个输出轴的转矩总和(相对于输入转矩)描述了变速器的转换。最初没有限定相应输出轴的速度比。两个输出轴的联轴器(例如通过道路上车辆的车轮)首先产生限定的转速。如果两个输出轴例如在直线向前行进期间以相同的转速旋转，则如现有技术中那样，速度比可以形成为输入转速与两个相同输出转速之一之间的转速度比。在所有其他情况中，不能使用转矩转换/速度比的常见定义来指定变速器的速度比。
两个行星齿轮组可以在轴向上彼此相邻布置。然而，第一行星齿轮组还可以径向地布置在第二行星齿轮组内。后一实施例又被称为行星齿轮组的嵌套布置。
优选的是，第一行星齿轮组和第二行星齿轮组的两个互连元件(也就是说，第一行星齿轮组的第三元件和第二行星齿轮组的第一元件)的齿部形成在同一结构件上。
优选的是，第一行星齿轮组的第三元件上的齿部的齿距和第二行星齿轮组的第一元件上的齿部的齿距相同。相同的齿距允许连接结构件或联接轴不受轴向力，使得可以省略昂贵的轴向轴承。
螺旋齿的齿距或导程应理解为是指沿相关联的旋转轴线测量的轴向路径，该轴向路径对于齿的超出齿轮的实际宽度的假想延续部是必需的，以实现围绕轴线的360°齿环。在螺纹情况下，术语“螺距”通常以类似的方式使用。因此，具有多个齿的螺旋齿轮与多线螺纹相当。在主轴情况下，术语“导程”也常用于对应的尺寸。
优选的是，输入轴连接到驱动机器，特别是电动机器或内燃发动机，用于将转矩引入变速器。在电动机器情况下，优选的是，电动机器的转子联合旋转地连接到输入轴。优选的是，转子通过至少一个速度比级连接到输入轴。
电动机器可以布置成相对于行星齿轮组同轴或者相对于其轴向地平行。在所述第一情况下，电动机器的转子在这种情况下可以直接联合旋转地连接到输入轴，或者通过一个或多个***的速度比级联接到输入轴，其中，速度比级允许具有更高转速和更小转矩的电动机器的更具成本效益的设计。在这种情况下，至少一个速度比级可以被设计为直齿轮级和/或行星级。
相比之下，如果电动机器设置成相对于行星齿轮组轴向地偏移，则因此通过一个或多个***的速度比级和/或牵引机构驱动器实现联接。在这种情况下，一个或多个速度比级还可以具体实现为直齿轮级或行星级。牵引机构驱动器可以是皮带式驱动器或链条式驱动器。
在电动机器同轴布置的情况下，优选的是，第一输出轴被引导穿过电动机器的转子。这使带有电动机器的变速器特别紧凑。
优选的是，第二行星齿轮组的静态传动比根据第一行星齿轮组的静态传动比的倒数减去1被至少近似地计算出，也就是说：
Figure GDA0003393568370000031
在两个行星齿轮组被设计为负行星齿轮组的情况下(例如，根据图2或图3)，此计算规则的效果是，如果忽略传动损失，则输出转矩分别在两个输出轴之间均等分配。这在本发明用于在同一车桥上的两个车轮之间分配转矩时是特别有利的。
如果期望不同的转矩分配，或者如果行星齿轮组设计不同(例如，图4至图9)，则因此可以类似地定义计算规则(图19)。使用“至少近似”措辞是因为，在实际条件下操作期间，两个输出轴的方向上的不对称传动损失可能具有这样的效果，即与计算规则的略微偏差有利于在两个轴处获得相同的输出转矩。使用这种措辞还因为有时不可能在遵守整数个齿和有利的齿数组合的同时严格遵守计算规则，例如在声学要求方面。
在图19中，对于关于权利要求15至20的齿轮组组合，类似地指定了第二行星齿轮组的静态速度比对第一行星齿轮组的静态速度比的相应依赖性的计算规则。如果忽略传动损失，这些均会产生相同大小的输出转矩，并且两个输出轴处的符号相同。
优选的是，第二行星齿轮组的行星轮的数量大于第一行星齿轮组的行星轮的数量。尽管应用了上述计算规则，但是通过这种配置可以实现高传动比，这进而使得特别紧凑且具有成本效益的电动机器成为可能。
优选的是，第二行星齿轮组具有五个、六个、七个或八个行星轮。优选的是，第一行星齿轮组具有三个或四个行星轮。
第二行星齿轮组上的大量或相对大量的行星轮的另外的积极效果是，以这种方式，第二行星齿轮组的太阳齿轮和/或环齿轮可以被制成为具有非常薄的壁，并且因此重量轻、有成本效益并且节省空间。
大量或相对大量的行星轮还允许齿接力更均匀地引入太阳齿轮和/或环齿轮。这使得太阳齿轮和环齿轮的弹性变形较小。
此外，通过第二行星齿轮组上的大量行星轮，可以改进将第一行星齿轮组和第二行星齿轮组连接的轴的安装。因此，这是可能的，因为第二行星齿轮组的行星齿轮被安装成固定到壳体，并且所述轴位于所述行星齿轮的中心。
不言而喻，即使不使用计算规则，第二行星齿轮组的数量也可以大于第一行星齿轮组的数量。
优选的是，驱动机器相对于行进方向横向地安装。优选的是，两个输出轴联合旋转地连接到车辆的车轮。
优选的是，两个输出轴在车辆的不同车桥之间分配引入的转矩。因此，可以实现作为纵向分动箱(又称为纵向分动器)的布置，也就是说，例如在多个车桥之间、特别是在车辆的前车桥与后车桥之间分配引入的转矩的变速器。
在输出轴之间的变速器转矩分配不需要是均匀的。特别是在实施例为纵向分动箱的情况下，可以在一个车桥与另一个车桥之间实现不均匀分配。例如，由输入轴提供的转矩可以被分配成使得60％被引导到后车桥，而40％被引导到前车桥。
两个行星齿轮组都可以被设计为负行星齿轮组或正行星齿轮组。负行星齿轮组和正行星齿轮组的组合也是可能的。
以本领域技术人员原则上已知的方式，负行星齿轮组由太阳齿轮、行星架和环齿轮这些元件组成，其中，行星架以可旋转安装的方式引导至少一个但优选地多个行星齿轮，行星齿轮在各自情况下具体地与太阳齿轮和围绕的环齿轮啮合。
在正行星齿轮组情况下，同样的情况是，存在太阳齿轮、环齿轮和行星架这些元件，其中，行星架引导至少一个行星齿轮副，在行星齿轮副情况下，一个行星齿轮与内部太阳齿轮处于齿啮合接合，并且另一个行星齿轮与围绕的环齿轮处于齿啮合接合，并且这些行星齿轮彼此啮合。
在单独元件的连接是可能的情况下，负行星齿轮组可以被转换成正行星齿轮组，其中，然后，关于负行星齿轮组的实施例，环齿轮和行星架连接必须彼此互换，并且静态传动比的大小必须增加1。相反，如果变速器的元件的连接允许，正行星齿轮组也可能被负行星齿轮组代替。在这种情况下，关于正行星齿轮组，环齿轮和行星架连接则同样必须彼此互换，并且静态传动比必须减少1且符号必须改变。然而，在本发明的上下文中，两个行星齿轮组优选地均被设计为负行星齿轮组。
优选的是，两个行星齿轮组都被设计为负行星齿轮组。这些行星齿轮组具有良好的效率，并且可以彼此轴向相邻布置并且径向地嵌套。
在处于嵌套布置的负行星齿轮组和正行星齿轮组的组合的情况下，优选的是，径向内部行星齿轮组是负行星齿轮组而径向外部行星齿轮组是正行星齿轮组。这里，一方面，保持了容易实现的嵌套能力。此外，在这种情况下，固定环齿轮也提供了如下优点，即正行星齿轮组导致的(通常)相对较差的效率仅影响单个输出轴。
在本发明的上下文中，附加地可以在变速器的上游连接有变速器齿轮装置或多传动比传动装置，优选地为2传动比传动装置。变速器齿轮装置或多传动比传动装置则还可以是变速器的组成部分，并且用于通过例如转换驱动机器的转速并且用转换后的转速驱动输入轴来配置附加速度比。多传动比传动装置或变速器齿轮装置尤其可以是行星传动装置的形式。
变速器的元件可以优选地配置如下：
a)具有两个负行星齿轮组的变速器，其中，
-第一行星齿轮组的第一元件是太阳齿轮，
-第一行星齿轮组的第二元件是行星架，并且
-第一行星齿轮组的第三元件是环齿轮，并且其中
-第二行星齿轮组的第一元件是太阳齿轮，
-第二行星齿轮组的第二元件是行星架，并且
-第二行星齿轮组的第三元件是环齿轮。
此变速器可以被称为具有两个负行星齿轮组的第一构思。
b)具有两个负行星齿轮组的变速器，其中，
-第一行星齿轮组的第一元件是太阳齿轮，
-第一行星齿轮组的第二元件是环齿轮，并且
-第一行星齿轮组的第三元件是行星架，并且其中
-第二行星齿轮组的第一元件是环齿轮，
-第二行星齿轮组的第二元件是行星架，并且
-第二行星齿轮组的第三元件是太阳齿轮。
此变速器可以被称为具有两个负行星齿轮组的第二构思。
c)具有两个负行星齿轮组的变速器，其中，
-第一行星齿轮组的第一元件是环齿轮，
-第一行星齿轮组的第二元件是行星架，并且
-第一行星齿轮组的第三元件是太阳齿轮，并且其中
-第二行星齿轮组的第一元件是太阳齿轮，
-第二行星齿轮组的第二元件是行星架，并且
-第二行星齿轮组的第三元件是环齿轮。
此变速器可以被称为具有两个负行星齿轮组的第五构思。
d)具有一个正行星齿轮组和一个负行星齿轮组的变速器，其中，第二行星齿轮组是负行星齿轮组，其中，
-第一行星齿轮组的第一元件是太阳齿轮，
-第一行星齿轮组的第二元件是环齿轮，并且
-第一行星齿轮组的第三元件是行星架，并且其中
-第二行星齿轮组的第一元件是太阳齿轮，
-第二行星齿轮组的第二元件是行星架，并且
-第二行星齿轮组的第三元件是环齿轮。
此变速器可以说是具有一个正行星齿轮组的第一构思。
e)具有一个正行星齿轮组和一个负行星齿轮组的变速器，其中，第一行星齿轮组是负行星齿轮组，其中，
-第一行星齿轮组的第一元件是太阳齿轮，
-第一行星齿轮组的第二元件是行星架，并且
-第一行星齿轮组的第三元件是环齿轮，并且其中
-第二行星齿轮组的第一元件是太阳齿轮，
-第二行星齿轮组(P2)的第二元件是环齿轮，并且
-第二行星齿轮组的第三元件是行星架。
此变速器可以说是具有一个正行星齿轮组的第一构思。
f)具有两个正行星齿轮组的变速器，其中，
-第一行星齿轮组的第一元件是太阳齿轮，
-第一行星齿轮组的第二元件是环齿轮，并且
-第一行星齿轮组的第三元件是行星架，并且其中
-第二行星齿轮组的第一元件是太阳齿轮，
-第二行星齿轮组的第二元件是环齿轮，并且
-第二行星齿轮组的第三元件是行星架。
此变速器可以说是具有两个正行星齿轮组的第一构思。
变速器特别是用于混合动力或电动车辆的机动车辆传动系的一部分，并且于是被布置在机动车辆的被配置为内燃发动机或电动机器的驱动机器与传动系的另外的部件之间，另外的部件在动力流方向上跟随以驱动机动车辆的车轮。这里，变速器的输入轴优选地联接到内燃发动机的曲轴或电动机器的转子轴。变速器还可以是常规机动车辆的传动系的一部分，也就是说，车辆仅由内燃发动机驱动。
变速器的两个结构元件联合旋转地“连接”或“联接”或者“彼此连接”的说明在本发明的上下文中意味着这些结构元件的永久联接，使得它们不能彼此独立地旋转。在这方面，没有在这些结构元件之间设置换挡元件，这些结构元件可以是行星齿轮组的元件和/或也可以是变速器的轴和/或不可旋转的结构元件，但是对应的结构元件彼此固定联接。两个结构件之间的旋转弹性连接也被理解为旋转地结合。特别地，联合旋转连接还可以包括接头，例如以允许车轮的转向运动或弹簧压缩运动。
根据另一方面，提供了一种用于车辆的传动系，该传动系具有带上述特征的变速器。变速器的优点也对具有所述类型的变速器的传动系有影响。
根据另一方面，提供了一种车辆，该车辆具有传动系，该传动系具有带上述特征的变速器。变速器的优点还对具有所述类型的变速器的车辆有影响。
总的来说，本发明使得可以提供一种变速器和具有所述类型的变速器的车辆，该变速器具有整体设计(也就是说转矩转换和转矩分配)以及紧凑且轴向短的设计(特别是在嵌套布置的情况下)。此外，由于复杂度低，该变速器的特征是效率高和成本低。出现明显更低的齿接力。此外，可以减少卡住的问题。此外，可以实现极低的锁定比。
本发明不限于主权利要求或其从属权利要求的特征的所说明的组合。还有只要各个特征出现在权利要求、本发明的优选实施例的以下描述或直接出现在附图中，就附加地存在将各个特征彼此组合的可能性。权利要求通过使用附图标记提及附图并不是打算限制权利要求的保护范围。
在附图中展示了将在下面讨论的本发明的有利实施例。在附图中：
图1a至图1e示出了机动车辆传动系的示意图；
图2至图5示出了在相应的优选实施例中的相应变速器的示意图，该变速器比如可以用在图1a至图1e的相应机动车辆传动系中；
图6示出了在另一优选实施例中的变速器的示意图，该变速器比如可以用在图1a至图1e的相应机动车辆传动系中；
图7至图9示出了在相应的另一优选实施例中的相应变速器的示意图，该变速器比如可以用在图1a至图1e的相应机动车辆传动系中；
图10至图13示出了在相应的另一优选实施例中的相应变速器的示意图，该变速器比如可以用在图1a至图1e的相应机动车辆传动系中；
图14以截面图示出了根据图3的实施例；
图15至图18示出了本发明的功能原理的示意图；以及
图19示出了各个实施例的静态传动比的概图。
图1a至图1e均示出了乘用机动车辆形式的车辆1000的机动车辆传动系100的变速器G的示意图。
根据图1a的传动系100示出了驱动车辆1000的后车桥A的电动驱动器。传动系包括变速器G，该变速器在两个输出轴11与12之间分配电动机器EM的驱动转矩。变速器G和电动机器被布置在共用壳体中。向前行进方向由箭头99展示。从图1a中还可以看出，变速器G和电动机器EM相对于车辆的行进方向横向地定向。
根据图1b的传动系100示出了驱动车辆1000的后车桥A的内燃发动机驱动器。传动系包括变速器G，该变速器在两个输出轴11与12之间分配内燃发动机VM的驱动转矩，其中，车辆的另一变速器(例如，自动变速器)被布置在变速器G与内燃发动机VM之间。向前行进方向由箭头99展示。从图1b中还可以看出，变速器G和内燃发动机VM相对于车辆的行进方向纵向地定向。
根据图1c的传动系100示出了驱动车辆1000的后车桥A和前车桥B的内燃发动机驱动器。传动系包括变速器G，该变速器在车桥A与车桥B之间分配内燃发动机VM的驱动转矩，其中，车辆的另一变速器(例如，自动变速器)被布置在变速器G与内燃发动机VM之间。于是变速器G可以通过输出轴11连接到后轮车桥A的车桥差速器，并且通过输出轴12连接到前车桥B的车桥差速器。向前行进方向由箭头99展示。从图1c中还可以看出，变速器G和内燃发动机VM相对于车辆的行进方向纵向地定向。
根据图1d的传动系100示出了驱动车辆1000的前车桥B的电动驱动器，也就是说，电动前横向驱动器。传动系包括变速器G，该变速器在两个输出轴11与12之间分配电动机器EM的驱动转矩。变速器G和电动机器被布置在共用壳体中。向前行进方向由箭头99展示。从图1d中还可以看出，变速器G和电动机器EM相对于车辆的行进方向横向地定向。
根据图1e的传动系100示出了驱动车辆1000的后车桥A和前车桥B的电动全轮驱动器。这涉及到被设计为纵向分动器的变速器。传动系包括变速器G，该变速器在两个输出轴11与12之间分配电动机器EM的驱动转矩。输出轴11将转矩传递给前车桥B，而输出轴12将转矩传递给后车桥A。然后相应的转矩又被引入相应的车桥差速器。变速器G和电动机器被布置在共用壳体中。向前行进方向由箭头99展示。从图1e中还可以看出，变速器G和电动机器EM相对于车辆的行进方向横向地定向。
图2示出了第一优选实施例中的变速器G。变速器G包括输入轴10、第一输出轴11、第二输出轴12、第一行星齿轮组P1以及连接到第一行星齿轮组P1的第二行星齿轮组P2。在这种情况中，行星齿轮组P1和P2均被设计为负行星齿轮组。行星齿轮组P1、P2均包括多个元件E11、E21、E31、E12、E22、E32，其中，第一元件E11是太阳齿轮SO1，第二元件E21是行星架PT1，并且第一行星齿轮组P1的第三元件E31是环齿轮HO1。在第二行星齿轮组P2的情况下，第一元件E12是太阳齿轮SO2，第二元件E22是行星齿轮架PT2，并且第三元件E32是环齿轮HO2。行星齿轮架PT1、PT2均支撑多个行星齿轮，这些行星齿轮被展示但未用标记指明。行星齿轮与相应的径向内部太阳齿轮和相应的围绕的环齿轮都啮合。输入轴10、第一输出轴11和第二输出轴12相对于彼此同轴地布置。两个行星齿轮组P1、P2同样相对于彼此同轴地布置。
在本情况下，输入轴10联合旋转地连接到第一元件E11。第一输出轴11联合旋转地连接到第一行星齿轮组的第二元件E21。第二输出轴12联合旋转地连接到第二行星齿轮组的第三元件E32。第一行星齿轮组P1的第三元件E31联合旋转地连接到第二行星齿轮组P2的第一元件E12，而第二行星齿轮组P2的第二元件E22固定到不可旋转的结构元件GG。不可旋转的结构元件GG是变速器G的变速器壳体。
第三元件E31(也就是说第一行星齿轮组P1的环齿轮HO1)和第一元件E12(也就是说第二行星齿轮组的太阳齿轮SO2)形成共用结构件，该共用结构件在本情况下是轴3的形式。
如图2可以看出，输入轴10、第一输出轴11和第二输出轴12相对于彼此同轴地布置。两个行星齿轮组P1、P2同样相对于彼此同轴地布置。根据此实施例，两个行星齿轮组P1、P2被布置成彼此轴向地间隔开。
输入轴10可以连接到驱动机器，并且因此将输入转矩引入变速器G。也就是说，输入轴和输出轴沿相同的方向旋转。通过两个行星齿轮组P1、P2彼此连接以及第二元件E22支撑在壳体GG上，引入的输入转矩可以在两个输出轴11、12之间分配。在这种情况下，变速器不仅执行变速器齿轮装置的功能，而且附加地执行差速齿轮的功能。也就是说，引入的转矩不仅受到速度比的影响，而且还在不同输出轴之间分配。在此实施例中，没有发生旋转方向反转。
图3示出了变速器G的另一优选实施例。与根据图2的实施例相比，根据图3的实施例示出了两个行星齿轮组P1、P2的径向嵌套布置。尽管根据图2的实施例提出了非常径向紧凑的解决方案，但是根据图3的实施例使得非常轴向紧凑的变速器G成为可能。在这种情况下，第一行星齿轮组P1形成径向内部行星齿轮组。第二行星齿轮组P2形成径向外部行星齿轮组。因此，第一行星齿轮组P1径向地位于第二行星齿轮组P2内。在此实施例中，第一行星齿轮组P1的第一环齿轮HO1与第二行星齿轮组的太阳齿轮SO2的连接也被配置为单个结构件，该单个结构件在本情况下同样是轴3的形式。在此实施例中也是同样的情况：没有发生旋转方向反转。
图4示出了另一优选实施例中的变速器G。与图2相比，第一行星齿轮组P1现在被配置为正行星齿轮组。也就是说，第一行星齿轮组的第三元件E31被配置为行星齿轮架，该行星齿轮架联合旋转地连接到第二行星齿轮组的第一元件E12，也就是说太阳齿轮SO2。第二元件E21现在被配置为环齿轮HO1，并且联合旋转地连接到第一输出轴11。第一行星齿轮组的第三元件E31和第二行星齿轮组的第一元件E12进而形成在同一结构件上，该结构件在本情况下是轴3的形式。另外提及了与图2相关的说明。
图5示出了变速器G的另一优选实施例。与根据图2的实施例相比，现在的情况是两个行星齿轮组P1、P2都被配置为正行星齿轮组。因此，第二元件E21被配置为环齿轮HO1，并且联合旋转地连接到第一输出轴11。第三元件E31现在被配置为行星架PT1，并且联合旋转地连接到第一元件E12，也就是说第二行星齿轮组P2的太阳齿轮SO2。第二行星齿轮组P2的第二元件E22现在被配置为环齿轮HO2，并且固定到不可旋转的结构元件GG。相比之下，第二行星齿轮组P2的第三元件E32被配置为行星架PT2，并且联合旋转地连接到第二输出轴12。
因此，在两个行星齿轮组P1、P2情况下，行星架与环齿轮的连接已经互换。另外提及了与图2相关的说明。
图6示出了另一优选实施例中的变速器。与根据图2的实施例相比，第二行星齿轮组P2现在被配置为正行星齿轮组，而第一行星齿轮组P1保持不变。因此，第二行星齿轮组P2的环齿轮HO2固定到壳体GG。此外，行星架PT2联合旋转地连接到第二输出轴12。因此，第二行星齿轮组的行星架与环齿轮的连接已经互换。另外提及了与图2相关的说明。
图7示出了变速器G的另一优选实施例。与根据图6的实施例相比，根据图7的实施例提供了径向嵌套的行星齿轮组P1、P2。径向位于内侧的行星齿轮组是第一行星齿轮组P1。径向位于外侧的行星齿轮组是第二行星齿轮组P2。另外提及了与图6和图2相关的说明。
图8示出了另一优选实施例中的变速器G。此实施例与根据图2的实施例相比具有以下区别。首先，设置了电动机器EM形式的驱动机器。电动机器EM包括固定到壳体的定子S、以及转子R。电动机器EM的转子R联合旋转地连接到第一元件E11，也就是说第一行星齿轮组的太阳齿轮SO1。另一区别在于，第一行星齿轮组的第二元件E21被配置为环齿轮HO1并且联合旋转地连接到第一输出轴11。此外，第一行星齿轮组P1的第三元件E31被配置为行星架PT1并且联合旋转地连接到第二行星齿轮组P2的第一元件E12，该第一元件在本情况下被配置为环齿轮HO2。第二行星齿轮组的第二元件E22此外还被配置为行星架PT2并且固定到壳体GG。因此，第三元件E32被配置为太阳齿轮SO2并且联合旋转地连接到第二输出轴。在此优选实施例中，发生了输入转速的旋转方向反转。在此实施例中，行星齿轮组P1、P2的嵌套是不可能的。
换句话说，转矩继续通过第一行星齿轮组P1的太阳齿轮SO1被引入，而输出通过环齿轮HO1得到保证。与图2中的情况相比，第一行星齿轮组P1的行星架现在联合旋转地连接到第二行星齿轮组的环齿轮HO2。与根据图2的实施例相比，第二行星齿轮组的输出相应地通过太阳齿轮SO2发生。
图9示出了变速器G的另一优选实施例。该实施例相对于根据图2的实施例具有以下区别。首先，设置了电动机器EM形式的驱动机器，该驱动机器具有固定到壳体的定子S、以及转子R。转子R联合旋转地连接到输入轴10，该输入轴进而连接到第一行星齿轮组P1的第一元件E11，该第一元件在本情况下被配置为环齿轮HO1。第一输出轴11在本情况下连接到第一行星齿轮组P1的第二元件E21，该第二元件在本情况下是行星架PT2的形式。第一行星齿轮组P1的第三元件E31在本情况下被配置为太阳齿轮SO1，其联合旋转地连接到第一元件E12，也就是说第二行星齿轮组P2的太阳齿轮SO2。第二行星齿轮组的其他元件保持不变。
与根据图2的实施例相比，在根据图9的实施例中情况是转矩的引入通过第一行星齿轮组P1的环齿轮HO1发生，而第一行星齿轮组P1的输出继续通过行星架PT1实现。与图2相比，两个行星齿轮组P1、P2通过共用太阳齿轮连接，该共用太阳齿轮在本情况下是轴3的形式。
图9a示出了用于图1c的传动系的变速器G的具体实施例。输出12将转矩传递给后车桥A。输出11将转矩传递给前车桥B。如可以清楚地看到的，输出轴11、12相对于彼此轴向平行并且相对于彼此不同轴地布置。第二行星齿轮组P2的第二输出轴12与中间齿轮ZZ啮合，该中间齿轮进而连接到轴，该轴进而将转矩引入后车桥差速器(未展示)。
图10示出了优选实施例中的具有变速器的车辆的传动系100，其中，行星齿轮P3形式的变速器齿轮装置附加地连接在变速器G的上游。
变速器G是根据图3的实施例，在此提及该实施例。行星齿轮组P3被配置为负行星齿轮组，并且具有被配置为太阳齿轮的第一元件E13、被配置为行星架的第二元件E23以及在本情况下被配置为环齿轮HO3的第三元件E33。第三行星齿轮组的第二元件E23联合旋转地连接到变速器G的输入轴10。
此外，换挡元件SE被指配给行星传动装置P3。换挡元件SE被配置成将第三元件E33固定到不可旋转的结构元件GG。此外，换挡元件SE被配置成在第二换挡位置时将第三元件E33连接到第三行星齿轮组的第一元件E13，也就是说使这些元件处于闭锁状态。如果行星齿轮组处于闭锁状态，则无论齿的数量是多少，速度比始终为1。换句话说，行星齿轮组作为一个整体旋转。在第三换挡位置时，第三元件E33不固定到壳体，行星齿轮组P3也不处于闭锁状态。在这种情况下，换挡元件SE目前处于空挡位置。换挡元件SE的第一换挡位置由附图标记G1表示，该附图标记同时表示第一传动比级。第二换挡位置由参考标记G2表示，该参考标记同时表示第二传动比级。行星齿轮组P3的第一元件E13通过输入轴14连接到驱动机器(未展示)。如果换挡元件SE处于其空挡位置，则引入变速器齿轮装置P3的驱动转矩不会被传递到变速器G的输入轴10。
从图10中还可以清楚地看出，变速器齿轮装置P3相对于输入轴10和相对于输出轴11、12同轴地布置。此外，可以清楚地看出第一输出轴11如何被引导穿过设计为中空轴的输入轴10，以及在另一段如何被引导穿过设计为中空轴的另一轴14。两个输出轴11、12均连接到驱动轮20。设置等速接头15以允许车轮运动，比如转向运动和/或弹簧压缩。换挡元件SE在这里被展示为强制接合的双换挡元件。还可以设想单换挡元件，特别是动力换挡元件。
图11示出了在另一优选实施例中具有根据本发明的变速器的车辆的传动系。变速器G是根据图2的优选实施例，提及了该优选实施例。与图10相比，在根据图11的实施例中，没有变速器齿轮装置连接在上游。驱动机器被配置为电动机器EM。电动机器EM具有固定到壳体的定子S、以及转子R。转子R联合旋转地连接到输入轴10。如可以清楚地看到的，电动机器EM相对于输入轴10和相对于输出轴11、12同轴地布置。此外，所述电动机器因此相对于行星齿轮组P1、P2同轴地布置。输入轴10被配置为中空轴，第一输出轴11被引导穿过该中空轴。另外提及了与图10相关的说明。
图12示出了在优选实施例中具有变速器G的另一传动系100。与根据图11的实施例相比，行星齿轮组P1、P2不是彼此轴向相邻布置，而是彼此径向上下布置，也就是说以嵌套的方式布置。因此，变速器G是图3的优选实施例。另外提及了与图11和图3相关的说明。
图13示出了另一优选实施例中的传动系100。此实施例类似于根据图11的实施例，其中，与之相比，电动机器EM相对于变速器G不是同轴地而是轴向平行布置。这里，通过包括第一直齿轮SR1和第二直齿轮SR2的直齿轮级SRS实现连接。在这种情况下，第一直齿轮SR1联合旋转地连接到输入轴10。直齿轮SR1然后与直齿轮SR2处于齿啮合接合，该后一直齿轮联合旋转地位于电动机器EM的输入轴EW上，并且在电动机器EM内产生与电动机器EM的(这里未更详细展示的)转子的连接。
另外，根据图13的实施例对应于根据图11的实施例，使得参考了关于该图给出的描述。
图14示出了根据图3的变速器G的优选实施例的截面图。位于中心的轴是输出轴11。在此图中，输入轴10与P1的太阳齿轮重合，也就是说，换句话说，输入轴10连接到第一行星齿轮组P1的太阳齿轮。第一行星齿轮组P1的太阳齿轮进而与第一行星齿轮组P1的行星齿轮处于齿啮合接合。第一行星齿轮组P1的行星齿轮进而与第一行星齿轮组P1的围绕的环齿轮啮合，其中，环齿轮同时形成第二行星齿轮组P2的太阳齿轮。第二行星齿轮组P2的太阳齿轮进而与第二行星齿轮组P2的行星齿轮处于齿啮合接合。第二行星齿轮组P2的行星齿轮进而与第二行星齿轮组P2的围绕行星齿轮的环齿轮处于齿啮合接合。
如可以清楚地看到的，第二行星齿轮组的行星的数量大于第一行星齿轮组的行星的数量。根据此实施例，第二行星齿轮组P2具有六个行星轮，而第一行星齿轮组P1具有四个行星轮。
通过这种配置可以实现高传动比，这进而使得特别紧凑且具成本效益的电动机器成为可能。
然而，根据计算规则，高传动比使得
Figure GDA0003393568370000141
第二行星齿轮组P2处的静态传动比的大小更小。更小静态传动比进而引起小行星轮直径。小行星轮直径进而影响齿啮合接合，并且减少行星轮轴承的安装空间。
已经发现，相对于第一行星齿轮组，第二行星齿轮组的行星轮数量更高抵消了这种影响。
下面的图15至图17示出了本发明相对于现有技术(比如，DE 10 2011 079 975A1)的力引入和力支撑配置。将现有技术与如尤其图2和图3中所描述的具有两个负行星变速器的优选实施例进行比较。然而，这种考虑还类似地适用于其他实施例。
以下内容总体上适用于图15至图17：
在第一行星齿轮组P1处，输入轴10的转矩被转换成第一输出11的输出转矩。第一行星齿轮组P1的第三元件E31(同时是第二行星齿轮组P2的第一元件E12)被其反作用力矩反向驱动。允许第三元件E31的反向运动，使得一部分机械驱动动力(在横向差动与直线向前行进的情况中优选地为50％)通过第一行星轮组P1被传导到第二行星轮组中。
此外，反向旋转引起关于第一输出11的速度比增加(在固定环齿轮的情况下，静态传动比i0＝-3将仅允许i＝4的速度比)。
在第二行星齿轮组P2中，引入到第一元件(E12)的旋转方向(反向)借助于壳体支撑件(E22)被反转(正向)为第二输出(12)的输出运动。这里，引入到第二行星齿轮组P2的转矩和传导到第二输出(12)的转矩相加，以得到壳体支撑件转矩。这里，第二行星轮组P2仅传递传导到第二输出(12)的那部分机械动力(通常为50％)。仅一部分动力被施加到第二行星齿轮组P2，使得整体效率受到积极影响。
在现有技术中，转矩转换通常借助于壳体支撑件发生。在这种情况下，变速器齿轮装置的反作用力矩直接传导到壳体中，并且不用于产生第二输出转矩。结果是，变速器必须首先针对两个输出轴的总和转矩(通常是转矩的两倍)进行配置。然后需要单独的差动变速器来将这种形式的、在任何位置都不需要的总和转矩再次分成两个输出转矩。
各个图15至图18具体示出了以下内容：
图15示意性地示出了变速器G(右)的第一行星齿轮组P1和现有技术的直齿轮差速器的第一级(左)。从行星齿轮到太阳齿轮的力引入通过3个静态的(也就是说固定的)齿啮合接合点并行发生。到第一输出轴的输出通过太阳齿轮发生。
与之相比，根据优选实施例的力引入通过八个移动的(也就是说旋转的)齿啮合接合点并行发生。太阳齿轮SO1与四个行星齿轮之间存在四个齿啮合接合点。四个另外的齿啮合接合点在相应的行星齿轮与环齿轮HO1(未展示)之间起作用。到第一输出轴11的输出通过行星齿轮架PT1发生。技术效果在于作用在第一行星齿轮组上的齿力明显更小。
图16示意性地示出了变速器G(右)的第二行星齿轮组P2和现有技术的多级行星齿轮的第二级(左)。从行星齿轮到太阳齿轮的力引入通过3个静态的(也就是说固定的)齿啮合接合点并行发生。到第二输出轴的输出通过太阳齿轮发生。
与之相比，根据优选实施例，到第二行星齿轮组P2的力引入通过6个移动的(也就是说旋转的)齿啮合接合点并行发生。六个齿啮合接合点在各自情况下在六个行星齿轮之一与环齿轮HO2之间起作用。未展示承载六个行星齿轮的固定行星架PT2、以及太阳齿轮SO2。到第二输出轴12的输出通过环齿轮HO2发生。技术效果在于作用在第二行星齿轮组上的齿力明显更小，这是因为有效直径更大并且行星轮数量可能更大。
图17示意性地示出了将支撑转矩引入壳体中。在根据现有技术的阶式行星轮(左)的情况下，到固定的环齿轮的力引入通过3个平行的齿啮合接合点发生。
根据优选实施例，到固定行星架PT2的力引入通过12个平行齿啮合接合点发生。六个齿啮合接合点在太阳齿轮SO2与第二行星齿轮组的六个行星齿轮之间起作用。另外六个齿啮合接合点在第二行星齿轮组的每个行星齿轮与环齿轮HO2之间起作用。技术效果在于作用在第二行星架PT2上的齿力明显更小。
图18示出了图15至图17中更详细地展示的原理的另一视图。
根据本发明的齿轮组(右)中的最大转矩对应于单个齿轮的输出转矩。根据物理原理，仅壳体支撑件具有高转矩因数。
根据现有技术的阶式行星轮组(左)由一个输入转矩Man产生全部输出转矩，也就是说两个车轮的总和转矩。差速器将这个高力矩分成两个一半的车轮力矩Man1和Man2。
该图在通过变速器的路径上的大小方面用符号展示了转矩。从这当中未显现旋转方向。
图19给出了各个实施例的静态传动比的计算规则的概图。如果忽略传动损失，这些均会在两个输出轴(11，12)上产生相同大小且符号相同的输出转矩。i01表示第一行星齿轮组P1的静态传动比。i02表示第二行星齿轮组P2的静态传动比。取决于变速器的用途，可以选择具有对应的静态传动比的行星齿轮组配置之一。
已经参考附图和说明书全面描述和说明了本发明。描述和说明应被理解为示例而不是限制性的。本发明不限于所公开的实施例。通过使用本发明并且周密分析附图、公开内容和所附权利要求，其他实施例或变化对于本领域技术人员来说将变得显而易见。
在专利权利要求中，词语“包括”和“具有”不排除另外的要素或步骤的存在。不定冠词“一个(an/a)”不排除复数的存在。单个要素或单个单元可以执行专利权利要求中提到的若干单元的功能。在若干不同的从属专利权利要求中仅仅提到某些措施不应理解为意味着这些措施的组合同样不能被有利地使用。
附图标记
G 变速器
GG 不可旋转的结构元件、壳体
E11 第一行星齿轮组的第一元件
E21 第一行星齿轮组的第二元件
E31 第一行星齿轮组的第三元件
E12 第二行星齿轮组的第一元件
E22 第二行星齿轮组的第二元件
E32 第二行星齿轮组的第三元件
E13 第三行星齿轮组的第一元件
E23 第三行星齿轮组的第二元件
E33 第三行星齿轮组的第三元件
P1 第一行星齿轮组
P2 第二行星齿轮组
P3 第三行星齿轮组
SO 太阳齿轮
PT 行星架
HO 内齿轮
EM 电动机器
S 定子
R 转子
EW 输入轴、电动机器
SRS 直齿轮级
SR1 第一直齿轮
SR2 第二直齿轮
SE 换挡元件
G1 第一换挡位置、第一传动比级
G2 第二换挡位置、第二传动比级
N 空挡位置
VM 内燃发动机
A 车辆后车桥
B 车辆前车桥
3 轴
10 输入轴
11 第一输出轴
12 第二输出轴
15 接头
20 车轮
99 向前行进方向
100 传动系
1000 车辆
i01 第一行星齿轮组的静态传动比
i02 第二行星齿轮组的静态传动比

Claims (25)

1.一种变速器(G)，所述变速器包括输入轴(10)、第一输出轴(11)、第二输出轴(12)、第一行星齿轮组(P1)以及连接到所述第一行星齿轮组的第二行星齿轮组(P2)，其中，所述行星齿轮组(P1，P2)均包括多个元件(E11，E21，E31，E12，E22，E32)，其中，所述输入轴(10)、所述两个输出轴(11，12)、所述行星齿轮组(P1，P2)以及所述行星齿轮组的元件被布置和配置成使得：
-通过所述输入轴(10)引入的转矩在所述两个输出轴(11，12)之间以限定的比率转换和分配，并且
-防止总和转矩的产生，
-其中，所述第一行星齿轮组(P1)的至少一个元件(E31)联合旋转地连接到所述第二行星齿轮组的另一个元件(E12)，并且
-所述第二行星齿轮组(P2)的另一元件(E22)固定到不可旋转的结构元件(GG)。
2.如权利要求1所述的变速器，其中，所述两个行星齿轮组(P1，P2)彼此轴向相邻布置，或者所述第一行星齿轮组(P1)径向地布置在所述第二行星齿轮组(P2)内。
3.如权利要求1或2所述的变速器，其中，所述第一行星齿轮组(P1)和所述第二行星齿轮组(P2)的两个互连的元件(E31，E12)的齿部形成在同一结构件上。
4.如前述权利要求中任一项所述的变速器，其中，所述第一行星齿轮组(P1)的第三元件(E31)上的齿部的齿距和所述第二行星齿轮组(P2)的第一元件(E21)上的齿部的齿距相同。
5.如前述权利要求中任一项所述的变速器，所述变速器附加地具有变速器齿轮装置或多传动比传动装置(P3)，优选地为2传动比传动装置。
6.如前述权利要求中任一项所述的变速器，其中，所述输入轴(10)连接到驱动机器，特别是电动机器(EM)或内燃发动机(VM)，以用于将转矩引入所述变速器(G)。
7.如权利要求6所述的变速器，其中，所述电动机器(EM)相对于所述输入轴(10)同轴地布置，并且优选地，所述第一输出轴(11)被引导穿过所述电动机器(EM)的转子(R)。
8.如权利要求6所述的变速器，其中，所述驱动机器被布置成相对于所述输入轴(10)轴向平行。
9.如前述权利要求中任一项所述的变速器，其中，所述第二行星齿轮组(P2)的静态传动比根据所述第一行星齿轮组(P1)的静态传动比的倒数减1被至少近似地计算出，也就是说
Figure FDA0003315284130000021
10.如权利要求6至9中任一项所述的变速器，其中，所述驱动机器相对于行进方向横向地安装。
11.如前述权利要求中任一项所述的变速器，其中，所述两个输出轴(11，12)联合旋转地连接到车辆(1000)的车轮(20)。
12.如前述权利要求中任一项所述的变速器，其中，所述两个输出轴(11，12)将引入的转矩分配给车辆(1000)的不同的车桥(A，B)。
13.如前述权利要求中任一项所述的变速器，其中，
-所述输入轴(10)联合旋转地连接到所述第一行星齿轮组(P1)的第一元件(E11)，
-所述第一输出轴(11)联合旋转地连接到所述第一行星齿轮组(P1)的第二元件(E21)，
-所述第一行星齿轮组(P1)的第三元件(E31)联合旋转地连接到所述第二行星齿轮组(P2)的第一元件(E12)，
-所述第二行星齿轮组(P2)的第二元件(E22)固定到所述变速器(G)的不可旋转的结构元件(GG)，并且
-所述第二输出轴(12)联合旋转地连接到所述第二行星齿轮组(P2)的第三元件(E32)。
14.如前述权利要求中任一项所述的变速器，其中，所述第一行星齿轮组(P1)是负行星齿轮组或正行星齿轮组，并且其中，所述第二行星齿轮组(P2)同样是负行星齿轮组或正行星齿轮组。
15.如权利要求13所述的变速器，其中，
-所述第一行星齿轮组(P1)的第一元件(E11)是太阳齿轮(SO1)，
-所述第一行星齿轮组(P1)的第二元件(E21)是行星架(PT1)，并且-所述第一行星齿轮组(P1)的第三元件(E31)是环齿轮(HO1)，并且其中，
-所述第二行星齿轮组(P2)的第一元件(E12)是太阳齿轮(SO2)，
-所述第二行星齿轮组(P2)的第二元件(E22)是行星架(PT2)，并且
-所述第二行星齿轮组(P2)的第三元件(E32)是环齿轮(HO2)。(图2、图3)
16.如权利要求13所述的变速器，其中，
-所述第一行星齿轮组(P1)的第一元件(E11)是太阳齿轮(SO1)，
-所述第一行星齿轮组(P1)的第二元件(E21)是环齿轮(HO1)，并且
-所述第一行星齿轮组(P1)的第三元件(E31)是行星架(PT1)，并且其中，
-所述第二行星齿轮组(P2)的第一元件(E12)是环齿轮(HO2)，
-所述第二行星齿轮组(P2)的第二元件(E22)是行星架(PT2)，并且
-所述第二行星齿轮组(P2)的第三元件(E32)是太阳齿轮(SO2)。(图8)
17.如权利要求13所述的变速器，其中，
-所述第一行星齿轮组(P1)的第一元件(E11)是环齿轮，
-所述第一行星齿轮组(P1)的第二元件(E12)是行星架，并且
-所述第一行星齿轮组(P1)的第三元件(E13)是太阳齿轮，并且其中，
-所述第二行星齿轮组(P2)的第一元件(E12)是太阳齿轮(SO2)，
-所述第二行星齿轮组(P2)的第二元件(E22)是行星架(PT2)，并且
-所述第二行星齿轮组(P2)的第三元件(E32)是环齿轮(HO2)。(图9)
18.如权利要求13所述的变速器，其中，
-所述第一行星齿轮组(P1)的第一元件(E11)是太阳齿轮(SO1)，
-所述第一行星齿轮组的第二元件(E21)是环齿轮(HO1)，并且
-所述第一行星齿轮组的第三元件(E31)是行星架(PT1)，并且其中，
-所述第二行星齿轮组的第一元件(E12)是太阳齿轮(SO2)，
-所述第二行星齿轮组的第二元件(E22)是行星架(PT2)，并且
-所述第二行星齿轮组的第三元件(E32)是环齿轮(HO2)。(图4)
19.如权利要求13所述的变速器，其中，
-所述第一行星齿轮组的第一元件(E11)是太阳齿轮(SO1)，
-所述第一行星齿轮组的第二元件(E21)是行星架(PT1)，并且
-所述第一行星齿轮组的第三元件(E31)是环齿轮(HO1)，并且其中，
-所述第二行星齿轮组的第一元件(E12)是太阳齿轮(SO2)，
-所述第二行星齿轮组(P2)的第二元件(E22)是环齿轮(HO2)，并且
-所述第二行星齿轮组的第三元件(E32)是行星架(PT2)。(图6)
20.如权利要求13所述的变速器，其中，
-所述第一行星齿轮组的第一元件(E11)是太阳齿轮(SO1)，
-所述第一行星齿轮组的第二元件(E21)是环齿轮(HO1)，并且
-所述第一行星齿轮组的第三元件(E31)是行星架(PT1)，并且其中，
-所述第二行星齿轮组的第一元件(E12)是太阳齿轮(SO2)，
-所述第二行星齿轮组的第二元件(E22)是环齿轮(HO2)，并且
-所述第二行星齿轮组的第三元件(E31)是行星架(PT2)。(图5)
21.如前述权利要求中任一项所述的变速器，其中，所述第二行星齿轮组的行星轮的数量大于所述第一行星齿轮组的行星轮的数量。
22.如权利要求21所述的变速器，其中，所述第一行星齿轮组的行星轮的数量小于或等于四个。
23.如权利要求21或22所述的变速器，其中，
-所述第一行星齿轮组的行星轮的数量是三个或四个，并且/或者
-所述第二行星齿轮组的行星轮的数量是五个、六个、七个或八个。
24.一种传动系，所述传动系具有如权利要求1至23中任一项所述的变速器。
25.一种车辆，所述车辆具有如权利要求24所述的传动系或如权利要求1至23中任一项所述的变速器。
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