CN1934373A - 车辆用行星齿轮式多级变速器 - Google Patents

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Abstract

本发明提供了一种小尺寸的车辆行星齿轮式多级变速器，其能用于FF车辆或RR车辆两者，能实现正向的七个或更多齿轮变换以允许提供较大的齿轮速比宽度范围。变速器(10)包含三组行星齿轮装置、四个离合器(C)和两个制动器(B)。布置在第一齿轮变换部分(14)和第二齿轮变换部分(16)之间的输出齿轮(19)与布置在可以绕与第一轴(12c)平行的第二轴(20c)旋转的副轴(20)上的驱动齿轮(22)啮合，以形成副齿轮副(21)，并且布置第四离合器(C4)使得能够抑制其轴向齿轮的增加。由此能够减小获得的用于FF车辆和RR车辆的变速器(10)的尺寸。

Description

车辆用行星齿轮式多级变速器
技术领域
本发明涉及布置在诸如汽车之类的车辆的发动机和驱动轮之间的车辆用行星齿轮式分档变速器。
背景技术
对于车辆来说，广泛使用行星齿轮式分档变速器，行星齿轮式分档变速器使用多个行星齿轮组和诸如离合器和制动器之类的用于连接行星齿轮组的元件的耦合装置，用于选择性地建立多种预定的速比或齿轮位置。专利文献1公开了一种分档变速器的示例，其是用于发动机前置前轮驱动车辆(以下称作“FF”车辆)或发动机后置后轮驱动车辆(以下称作“RR”车辆)的自动变速器的形式。该自动变速器使用三个行星齿轮组以提供六个正向驱动的齿轮位置。
[专利文献1]JP-2000-161450A
[专利文献2]JP-2001-182785A
[专利文献3]JP-2002-323098A
发明内容
用于FF车辆或RR车辆的分档变速器是所谓的横向安装式，其安装在车辆上使得分档变速器的轴向平行于车辆的宽度方向或轮轴。一般来说，与其整体长度不受车辆的宽度尺寸限制的纵向安装式分档变速器相比，横向安装式的分档变速器在其整个长度上具有相对较大的限制。另一方面，以下这些是有必要的：上述的行星齿轮式分档变速器在构造上较简单，尺寸较小并具有大量的齿轮位置和较宽范围的速比。进一步需要的是增加分档变速器的齿轮位置的数量，用于满足较高水平的需求，诸如平稳换档特性、车辆的高燃油经济性以及车辆的较高可驾驶性，同时具有适于车辆的特定运行条件的驱动力。
但是，专利文献1未提出用于实现具有七个或更多正向驱动齿轮位置的分档变速器，以作为用于FF车辆或RR车辆并需要在构造上比纵向安装式分档变速器更加紧凑的分档变速器的技术。
考虑到上述的背景技术而完成了本发明，因此本发明的目的是提供一种小尺寸的车辆行星齿轮式分档变速器，其能够提供七个或更多正向驱动齿轮位置，用于获得较宽范围的速比，并且其横向地安装在FF车辆或RR车辆上。
就是说，根据权利要求1的本发明提供了一种车辆行星齿轮式分档变速器，包括与第一轴共轴布置的第一变速部分和第二变速部分，并且其中通过驱动动力源绕所述第一轴旋转的输入旋转构件的转动通过所述第一变速部分传递至所述第二变速部分，并且绕所述第一轴旋转的输出旋转构件的转动被传递至车辆的驱动轮，其特征在于包括：(a)第一变速部分，所述第一变速部分包括双小齿轮式第一行星齿轮组，所述第一行星齿轮组具有第一行星架、第一齿圈和第一太阳轮，所述第一行星架连接至所述输入旋转构件和第一中间输出路径，所述第一齿圈连接至第二中间输出路径，所述第二中间输出路径的转动相对于所述输入旋转构件的转动以比所述第一中间输出路径高的速比被减速，所述第一太阳轮固定至静止构件；(b)第二变速部分，所述第二变速部分包括第二行星齿轮组和第三行星齿轮组，所述第二行星齿轮组和所述第三行星齿轮组中的每个具有太阳轮、行星架和齿圈，并且所述第二变速部分具有四个旋转元件，所述四个旋转元件中的每个是通过从所述第二和第三行星齿轮组的所述太阳轮、所述行星架和所述齿圈中选择的一个构件或多个连接构件的组合来设置的，所述四个旋转元件具有沿着共线图中的四条直线所示出各自的转速，所述四条直线在从所述共线图的相对端中的一端朝向另一端的方向上布置，所述第一旋转元件通过第四离合器选择性地连接至所述第一中间输出路径，通过第三离合器选择性地连接至所述第二中间输出路径，并通过第一制动器选择性地固定至所述静止构件，所述第二旋转元件通过第二离合器选择性地连接至所述第一中间输出路径，并通过第二制动器选择性地固定至所述静止构件，所述第三旋转元件固定至所述输出旋转构件，并且所述第四旋转元件通过第一离合器选择性地连接至所述第二中间输出路径；和(c)动力传递构件，所述动力传递构件绕平行于所述第一轴的第二轴可旋转地布置，并可操作地连接至所述输出旋转构件，用于将所述输出旋转构件的转动传递至所述驱动轮，所述车辆行星齿轮式分档变速器安装在车辆上，使得所述第一轴和所述第二轴平行于车辆的宽度方向。
在存在具有两个中间输出路径(具有各自不同的速比)的第一变速部分、包括两个行星齿轮组的第二变速部分、以及四个离合器和两个制动器的情况下，上述的本发明的分档变速器具有能够提供较宽范围速比的七个或更多正向驱动齿轮位置。此外，动力传递构件绕与第一轴平行的第二轴可旋转地布置，并可操作地连接至输出旋转构件，用于将输出旋转构件的转动传递至驱动轮。由此，以较小的尺寸构造了变速器，并且变速器安装在FF车辆或RR车辆上，使得第一轴和第二轴平行于车辆的宽度方向。
根据权利要求2中所限定的本发明的优选方式，提供了一种车辆行星齿轮式分档变速器，包括与第一轴共轴布置的第一变速部分和第二变速部分，并且其中通过驱动动力源绕所述第一轴旋转的输入旋转构件的转动通过所述第一变速部分传递至所述第二变速部分，并且绕所述第一轴旋转的输出旋转构件的转动被传递至车辆的驱动轮，其特征在于包括：(a)第一变速部分，所述第一变速部分包括双小齿轮式第一行星齿轮组，所述第一行星齿轮组具有第一行星架、第一齿圈和第一太阳轮，所述第一行星架连接至所述输入旋转构件和第一中间输出路径，所述第一齿圈连接至第二中间输出路径，所述第二中间输出路径的转动相对于所述输入旋转构件以比所述第一中间输出路径高的速比被减速，所述第一太阳轮固定至静止构件；(b)第二变速部分，所述第二变速部分包括单小齿轮式第二行星齿轮组和双小齿轮式第三行星齿轮组，所述第二行星齿轮组具有第二太阳轮、第二行星架和第二齿圈，所述第三行星齿轮组具有第三太阳轮、第三行星架和第三齿圈，所述第一太阳轮通过第四离合器选择性地连接至所述第一中间输出路径，通过第三离合器选择性地连接至所述第二中间输出路径，并通过第一制动器选择性地固定至所述静止构件，由共用的构件构成的所述第二行星架和所述第三行星架通过第二离合器选择性地连接至所述第一中间输出路径，并通过第二制动器选择性地固定至所述静止构件，所述第二齿圈和所述第三齿圈由共用构件构成并固定到所述输出旋转构件，并且所述第三太阳轮通过第一离合器选择性地连接至所述第二中间输出路径；和(c)动力传递构件，所述动力传递构件绕平行于所述第一轴的第二轴可旋转地布置，并可操作地连接至所述输出旋转构件，用于将所述输出旋转构件的转动传递至所述驱动轮，所述车辆行星齿轮式分档变速器安装在车辆上，使得所述第一轴和所述第二轴平行于车辆的宽度方向。
在存在具有两个中间输出路径(具有各自不同的速比)的第一变速部分、包括两个行星齿轮组的第二变速部分、以及四个离合器和两个制动器的情况下，根据本发明的上述优选方法的分档变速器可以具有能够提供较宽范围速比的七个或更多正向驱动齿轮位置。此外，动力传递构件绕与第一轴平行的第二轴可旋转地布置，并可操作地连接至输出旋转构件，用于将输出旋转构件的转动传递至驱动轮。由此，以较小的尺寸构造了变速器，并且变速器安装在FF车辆或RR车辆上，使得第一轴和第二轴平行于车辆的宽度方向。
根据权利要求3中限定的本发明的优选方式，所述车辆行星齿轮式分档变速器具有从以下中选择的多个齿轮位置：(a)第一齿轮位置，其是通过将所述第一离合器和所述第二制动器或单向离合器配合而建立的，并具有最高的速比；(b)第二齿轮位置，其是通过将所述第一离合器和所述第一制动器配合而建立的，且其速比低于所述第一齿轮位置的速比；(c)第三齿轮位置，其是通过将所述第一离合器和所述第三离合器配合而建立的，且其速比低于所述第二齿轮位置的速比；(d)第四齿轮位置，其是通过将所述第一离合器和所述第四离合器配合而建立的，且其速比低于所述第三齿轮位置的速比；(e)第五齿轮位置，其是通过将所述第一离合器和所述第二离合器配合而建立的，且其速比低于所述第四齿轮位置的速比；(f)第六齿轮位置，其是通过将所述第二离合器和所述第四离合器配合而建立的，且其速比低于所述第五齿轮位置的速比；(g)第七齿轮位置，其是通过将所述第二离合器和所述第三离合器配合而建立的，且其速比低于所述第六齿轮位置的速比；和(h)第八齿轮位置，其是通过将所述第二离合器和所述第一制动器配合而建立的，且其速比低于所述第七齿轮位置的速比。根据本发明的此种形式的车辆行星齿轮式分档变速器可以具有七个或更多正向驱动齿轮位置，例如由第一至第八齿轮位置构成的八个齿轮位置，或者从第一至第八齿轮位置中选择的七个齿轮位置。
根据权利要求4中所限定的本发明的优选方式，所述第一行星齿轮组、所述第二行星齿轮组和所述第三行星齿轮组以此描述的顺序与所述第一轴共轴布置，并且所述第四离合器布置在所述第一行星齿轮组的远离所述第二行星齿轮组的一侧上，并连接至所述第一行星架。根据本发明的此种形式的车辆行星齿轮式分档变速器(其具有七个或更多正向驱动齿轮位置)可以尺寸较小，并可以适当地横向安装在FF车辆或RR车辆上。
根据权利要求5中所限定的本发明的优选方式，所述车辆行星齿轮式分档变速器包含油泵，所述油泵布置在所述第一行星齿轮组的远离所述第二行星齿轮组的一侧上，并通过所述驱动动力源旋转以供应用于配合所述离合器和所述制动器的工作油，并且所述第四离合器布置在所述第一行星齿轮组和所述油泵之间的空间中。根据本发明的此种形式的车辆行星齿轮式分档变速器(其具有七个或更多正向驱动齿轮位置)可以尺寸较小，并可以适当地横向安装在FF车辆或RR车辆上。
根据权利要求6中所限定的本发明的优选方式，所述第一行星齿轮组的所述第一太阳轮固定到其上的所述静止构件具有圆筒形状，并布置在所述输入旋转构件的径向外侧，并且，所述第四离合器布置在所述静止构件中径向靠外的空间中。根据本发明的此种形式的车辆行星齿轮式分档变速器(其具有七个或更多正向驱动齿轮位置)可以尺寸较小，并可以适当地横向安装在FF车辆或RR车辆上。
根据权利要求7中所限定的本发明的优选方式，用于对所述第四离合器的摩擦构件施加力使其彼此抵靠以配合所述第四离合器的第四离合器活塞布置在所述摩擦构件的远离所述第一行星齿轮组的一侧上。在本发明的此种形式中，第四离合器可以布置为靠近第一行星齿轮组。
根据权利要求8中所限定的本发明的优选方式，所述第四离合器活塞布置在所述第四离合器的摩擦构件的位于所述油泵侧的一侧上。在本发明的此种方式中，第四离合器可以布置为靠近第一行星齿轮组。
根据权利要求9中所限定的本发明的优选方式，为所述第四离合器活塞设置离心压力补偿油室。所述离心压力补偿油室形成在位于所述第四离合器的摩擦构件的径向内侧的空间中。在本发明的此种形式中，可以减小分档变速器的轴向尺寸。
根据权利要求10中所限定的本发明的优选方式，所述第三离合器具有布置在所述第一齿圈的径向外侧的摩擦构件，并且所述第四离合器的第四缸布置在位于第三离合器活塞的径向内侧的空间中，设置所述第三离合器活塞用于对所述第三离合器的摩擦构件施加力使其彼此抵靠以配合所述第三离合器，并在所述第三离合器活塞和所述第四缸之间设置油密封。在本发明的此种形式中，第三离合器活塞和布置在位于第三离合器活塞的径向内侧的空间中的第四缸协作以在它们之间界定用于第三离合器活塞的离心压力补偿油室。在此布置中，可以减小车辆行星齿轮式分档变速器的轴向尺寸。
根据权利要求11中所限定的本发明的优选方式，用于操作所述第三离合器活塞的油室形成于所述第三离合器的第三离合器鼓和所述第三离合器活塞之间。在本发明的此种形式中，可以对第三离合器活塞提供较大的直径，其中第三离合器活塞用于对布置在第一齿圈的径向外侧的第三离合器的摩擦构件施加力以配合第三离合器，由此可以对第三离合器活塞提供接触液压的较大表面积用于操作第三离合器活塞。此布置使得车辆行星齿轮式分档变速器可以尺寸较小并适当地横向安装在FF车辆或RR车辆上，而不减小作用在第三离合器活塞上的力，同时不减小第三离合器的转矩能力。
根据权利要求12中所限定的本发明的优选方式，所述输出旋转构件以与所述第一轴共轴的方式布置在所述第一变速部分和所述第二变速部分之间。根据本发明此种方式的车辆行星齿轮式分档变速器适当地横向安装在FF车辆或RR车辆上。
根据权利要求13中所限定的本发明的优选方式，所述第二行星齿轮组和所述第三行星齿轮组构成拉威挪(Ravigneaux)式行星齿轮传动系。在本发明的此种方式中，可以减小构成第二和第三行星齿轮组的部件的需要的数量。此外，可以减小行星齿轮式分档变速器的轴向尺寸。
根据权利要求14中所限定的本发明的优选方式，所述第三行星齿轮组是双小齿轮式的。在本发明的此种方式中，拉威挪式行星齿轮传动系是由第三行星齿轮组和第二行星齿轮组构成的。
附图说明
图1的示意图用于说明根据本发明一个实施例的车辆行星车轮式分档变速器的主要部件。
图2是变速器的位于四个离合器附近的部分A的局剖视图，部分A由图1中的单点划线表示。
图3的视图示出图1的实施例的车辆行星齿轮式分档变速器的齿轮位置和用于建立齿轮位置的液压操作摩擦耦合装置的操作状态之间的关系；和
图4的共线图(collinear chart)用于说明图1的实施例的车辆行星齿轮式分档变速器的操作。
具体实施方式
参考附图，以下将详细描述本发明的实施例。
图1的示意图用于说明适于用作车辆自动变速器的车辆行星齿轮式分档变速器(以下称作“变速器”)10的布置。如图1所示，变速器10具有呈变速箱(以下称作“箱”)11的形式的静止构件，变速箱11中布置有通过箱11可旋转地支撑并且布置为彼此平行的三个轴。三个轴由以下组成：输入旋转构件，其是具有旋转的第一轴12c的输入轴12的形式；副轴20，其具有旋转的第二轴20c；和具有旋转的第三轴30c的轴，第三轴30c与左、右轴31以及旋转的第一、第二轴12c、20c平行。变速器10适于用作安装在FF车辆或RR车辆上的所谓横向安装式分档变速器，使得上述三个轴平行于车辆的宽度方向，即平行于轴31。
与第一轴12c共轴布置的是：转矩变换器8，转矩变换器8装备有锁止离合器并连接至输入轴12；第一变速部分14，其主要由第一行星齿轮组15构成；第二变速部分16，其主要由第二行星齿轮组17和第三行星齿轮组18构成；以及呈布置在第一变速部分14和第二变速部分16之间的输出齿轮19的形式的输出旋转构件。在副轴20上，布置有呈驱动齿轮22、差速器驱动小齿轮24的形式的动力传递构件，使得驱动齿轮22和差速器驱动小齿轮24可以绕第二轴20c旋转。驱动齿轮22具有比输出齿轮19大的直径，与输出齿轮19啮合并与输出齿轮19协作以构成副齿轮副21。差速器驱动小齿轮24具有比驱动齿轮22小的直径。在与第三轴30c共轴的情况下，锥齿轮式差动齿轮装置32连接至轴31。差动齿轮装置32设置有差速器齿圈34，差速器齿圈34与差速器驱动小齿轮24啮合，并具有比差速器驱动小齿轮24大的直径，并且差速器齿圈固定到差速器箱33并可以绕第三轴30c旋转。
如上所述构造的变速器10布置在呈发动机6的形式的车辆驱动动力源和驱动轮36之间。发动机6是诸如汽油发动机或柴油发动机之类的内燃机。发动机6的输出通过变速器10传递到左、右驱动轮36。详细描述，发动机6的输出通过连接至发动机6的曲轴7的转矩变换器8传递至输入轴12，使得输入轴12由发动机6绕第一轴12c旋转，输入轴12的转动通过第一变速部分14和第二变速部分16传递至可以绕第一轴12c旋转的输出齿轮19。输出齿轮19的传递到差动齿轮装置32的转动通过驱动齿轮22、差速器驱动小齿轮24和差速器齿圈34减速，转动运动通过驱动齿轮22、差速器驱动小齿轮24和差速器齿圈34传递到差动齿轮装置32。差动齿轮装置32的转动传递到轴32，并传递到左、右驱动轮36。由此，左、由驱动轮36通过发动机6旋转。
第一变速部分14由双小齿轮式的第一行星齿轮组15构成。该第一行星齿轮组15具有太阳轮S1、多个第一行星齿轮P1的多个彼此啮合对和支撑第一行星齿轮P1的第一行星架CA1，使得第一行星齿轮P1可以绕其轴旋转，并使得每对第一行星齿轮P1可以绕第一行星齿轮组15的轴旋转。第一行星齿轮组15还具有通过第一行星齿轮P1与第一太阳轮S1啮合的第一齿圈R1，并具有例如大约0.463的齿轮速比ρ1。第一行星架CA1通过构成第一中间输出路径的传递构件M1连接至输出轴12。输出轴12的转动从传递构件M1以1.0的速比传递到第二变速部分16。第一太阳轮S1一体地固定到箱11，使得第一太阳轮S1不能相对于箱11旋转。第一齿圈R1连接传递构件M2，传递构件M2构成第二中间输出路径，并且其转动相对于输出轴12的转动被减速。由此，第一变速部分14的输出通过第一中间输出路径和第二中间输出路径传递至第二变速部分16，其中第二中间输出路径具有比第一中间输出路径高的速比，并且其将通过第一中间输出路径传递的转动减速。上述的速比是用输入构件的转速除以输出构件的转速得到的值。
换言之，第一变速部分14布置为将起输入旋转构件作用的输入轴12的转动通过两个输出路径传递到第二输出部分16，两个输出路径具有各自不同的速比并构成由传递构件M1设置的第一中间输出路径和由传递构件M2设置的第二中间输出路径。在此实施例中，第一中间输出路径可以大致包括连接到例如第一行星架CA1和输入轴12的构件，而第二中间输出路径可以大致包括连接到例如第一齿圈R1的构件。第一和第二中间路径起中间输出构件或传递构件的作用。
第二变速部分16由单小齿轮式的第二行星齿轮组17和双小齿轮式的第三行星齿轮组18构成。第二行星齿轮组17具有第二太阳轮S2、第二行星齿轮P2、和支撑第二行星齿轮P2的行星架CA2，使得第二行星齿轮P2可以绕其轴并可以绕第二行星齿轮组17的轴旋转。第二行星齿轮组17还具有通过第二行星齿轮P2与第二太阳轮S2啮合的第二齿圈R2和例如大约0.463的齿轮速比ρ2。此第三行星齿轮组18具有第三太阳轮S3、第三行星齿轮P3的多个彼此啮合的对和支撑第三行星齿轮P3的第三行星架CA3，使得每个第三行星齿轮P3可以绕第三行星齿轮组18的轴旋转。第三行星齿轮组18还具有通过第三行星齿轮P3与第三太阳轮S3啮合的第三齿圈R3，并具有例如大约0.415的齿轮速比ρ3。齿轮速比ρ1由ZS1/ZR1表示，并且齿轮速比ρ2由ZS2/ZR2表示，而齿轮速比ρ3由ZS3/ZR3表示，其中ZS1、ZR1、ZS2、ZR2、ZS3和ZR3分别表示第一太阳轮S1的齿数、第一齿圈R1的齿数、第二太阳轮S2的齿数、第二齿圈R2的齿数、第三太阳轮S3的齿数和第三齿圈R3的齿数。第二行星齿轮组17的第二行星架CA2和第三行星齿轮组18的第三行星架CA3彼此一体地形成，并且第二行星齿轮组17的第二齿圈R2和第三行星齿轮组18的第三齿圈R3彼此一体地形成。此外，第二行星齿轮P2运行一对彼此啮合的第三行星齿轮P3。由此，第二和第三行星齿轮组17、18协作构成拉威挪(Ravigneaux)式行星齿轮传动系。
第二变速部分16的第二太阳轮S2通过第四离合器C4选择性地连接至与第一中间输出路径对应的第一行星架CA1，通过第三离合器C3选择性地连接至与第二中间输出路径对应的第一齿圈R1，并通过第一制动器B1选择性地固定至箱11。彼此一体形成的第二行星架CA2和第三行星架CA3通过第二离合器C2选择性地连接至与第一中间输出路径对应的输入轴12，并通过第二制动器B2选择性地固定至箱11。彼此一体形成的第二齿圈R2和第三齿圈R3固定至输出齿轮19，并且第三太阳轮S3通过第一离合器C1选择性地连接至与第二中间输出路径对应的第一齿圈R1。单向离合器F1布置为与第二制动器B2平行，并且仅在驱动轮36由发动机6的驱动力驱动的车辆的动力打开运行中自动地啮合，使得在车辆的动力打开运行中，第二行星架CA2和第三行星架CA3通过处于啮合状态的单向离合器F1连接至箱11。
第一离合器C1、第二离合器C2、第三离合器C3、第一制动器B1和第二制动器B2是广泛用于传统的车辆自动变速器的液压操作的摩擦耦合装置。这些摩擦耦合装置中的每个都是湿式多片离合器，这些湿式多片离合器具有多个摩擦板，这些摩擦板彼此重叠并且通过液压致动器彼此压紧，或者这些湿式多片离合器具有带式制动器，带式制动器具有缠绕在转鼓的外周表面上并在一端处由液压制动器拉紧的一个或两个带。摩擦耦合装置被布置为选择性地连接两个构件，其中摩擦耦合装置位于这两个构件之间。
本实施例的变速器与专利文献1中所公开的自动变速器的不同在于第一行星齿轮组15是双小齿轮式的而不是单小齿轮式的，并且设置了第四离合器C4，使得本变速器具有七个或更多正向齿轮位置。设置有附加的第四离合器C4的行星齿轮组和液压操作的摩擦耦合装置相对于彼此适当地布置和定位，使得变速器10用作用于FF车辆或RR车辆的分档变速器，其中车辆的宽度尺寸限制了变速器10的轴向尺寸。下面将描述变速器10的布置，具体地，第四离合器C4相对于相关构件的位置布置。
参考图2的局剖视图，示出了变速器10的由图1的单点划线所示的部分A，其中定位了第四离合器C4和第四离合器C4附近的构件。图1的部分A外部的构件(图2中未示出)包括转矩变换器8、发动机6等(它们布置在图2的右侧上)、和输出齿轮19、第二行星齿轮组17、第三行星齿轮组18、第二离合器C2、第一制动器、单向离合器F1等(它们布置在图2的左侧上)，它们处于如图1所示的彼此连接的状态。就是说，第一行星齿轮组15、第二行星齿轮组17和第三行星齿轮组18以描述的顺序布置，并与第一轴12c共轴，并且输出齿轮19布置在第一行星齿轮组15和第二行星齿轮组17之间的空间中，也就是在第一变速部分14和第二变速部分16之间的空间中。在本实施例中，图2中所示的右侧和左侧分别指前侧和后侧。
如图2所示，箱11具有开口11a，第一离合器C1、第三离合器C3和第一制动器B1布置在第一行星齿轮组15的径向外侧，而第四离合器C4在第一行星齿轮组15的前侧上布置在输入轴12(第一轴12c)上，也就是在第一行星齿轮组15的相对轴向侧中远离第二行星齿轮组17的一侧上。箱盖13布置在输入轴12(第一轴12c)的位于发动机6侧的轴向部分上，即第一行星齿轮组15的轴向相对侧中远离第二行星齿轮组17的一侧上，使得箱盖13通过螺钉固定至箱11，以封闭开口11a的开口端。就是说，第四离合器C4布置在第一行星齿轮组15和箱盖13之间的空间中，使得第四离合器C4位于第一行星齿轮组15附近。箱11后侧上设置有通过螺钉固定到那里的支撑壁11b，用于支撑输出齿轮19。
箱11具有圆筒形的壁部11c，壁部11c具有其上形成有花键齿11d的内周表面。输入轴12由彼此花键配合的前部12a和后部12b构成，并具有用于输送工作油至离合器的油通道12e。输入轴12在其后部还具有形成为从其外周表面延伸的凸缘12d。用于啮合离合器和制动器的工作油通过油泵38供应，油泵38包括：泵体38a，其是箱盖13的径向中心部分；泵盖38b，其通过螺钉固定至泵体38a；和布置在形成于泵体38a中的泵室中的内齿轮38d和外齿轮38e。内齿轮38d通过发动机6旋转以输送工作油。泵盖38b形成有朝向第一行星齿轮组15延伸的泵盖凸起38c。
在第一行星齿轮组15中，第一太阳轮S1花键配合至静止构件的后端部，该静止构件是固定地配合在泵盖凸起38c的内周表面中的套轴40的形式，并且第一行星架CA1固定至凸缘12d。第一齿圈R1由凸缘FR1支撑，使得第一齿圈R1相对于凸缘12d和前部12a可旋转，但是相对于凸缘12d和前部12a不能沿着第一轴12c移动。上述的套轴40具有圆筒形状，并布置在输入轴12的径向外侧，使得输入轴12可以绕第一轴12c旋转。
在第三离合器C3中，第三离合器鼓50通过传递构件53连接至第二太阳轮S2，并由泵盖凸起38c的外周表面支撑在其径向内侧端部处，使得离合器鼓50相对于泵盖凸起38c可旋转。第三离合器鼓50设置有花键配合到其圆筒部分的内周表面的环形摩擦构件50a，使得环形摩擦构件50a布置在第一齿圈R1的径向外侧。另一方面，第一齿圈R1设置有花键配合到其外周表面的环形摩擦构件50b，使得环形摩擦构件50a和环形摩擦构件50b交替布置。在第三离合器鼓内，布置第三离合器活塞51，使得第三离合器活塞51在第三离合器鼓50内可滑动地移动，以强迫摩擦构件50a和摩擦构件50b彼此抵靠，用于啮合第三离合器C3。此外，第三离合器鼓50和第三离合器活塞51协作以在其中界定油室52，油室52中供应有工作油，用于对第三离合器活塞51施加力。
在第一离合器C1中，第一离合器鼓54布置在第三离合器鼓50的径向内侧，并由传递构件53可旋转地支撑，并连接至传递构件55，传递构件55连接至第三太阳轮S3。第一离合器鼓54设置有花键配合至其圆筒部分的内周表面的环形摩擦构件54a，使得环形摩擦构件54a布置在第三离合器C3的摩擦构件50a、50b的后侧上的空间中。如在第三离合器C3中，第一齿圈R1设置有花键配合到其外周表面的多个环形摩擦构件54b，使得环形摩擦构件54a和环形摩擦构件54b交替布置。第一离合器活塞56布置在第一离合器鼓54中，使得第一离合器活塞56在第一离合器鼓54和传递构件55内可滑动地移动，以强迫摩擦构件54a和摩擦构件54b彼此抵靠，用于啮合第一离合器C1。此外，传递构件55和第一离合器鼓54协作以在其中限定油室57，油室57中供应有工作油，用于对第一离合器活塞56施加力，并且第一离合器活塞56与复位弹簧座58a协作，以在其中界定油密的离心压力补偿油室58，用于产生作用在这样的方向上的推力，该方向与油室57中产生的离心液压所产生的推力作用在第一离合器活塞56上的方向相反，使得由离心液压产生的推力被由离心压力补偿油室58产生的推力抵消。复位弹簧59布置在离心压力补偿油室58中。
第一制动器B1是由液压致动器(未示出)操作的带式制动器，以使第三离合器鼓50变紧。
如上所述安装在输入轴12上的第四离合器C4布置在套轴40的径向外侧。第四离合器C4具有第四离合器缸60，第四离合器缸60布置在第三离合器活塞51的径向外侧，并在其径向内侧端部处焊接到第三离合器鼓50。第四离合器缸60设置有花键配合到其圆筒部分的内周表面的环形摩擦构件61。第四离合器C4还具有第四离合器毂62，第四离合器毂62布置在第四离合器缸60的圆筒部分的径向内侧，并在其后端处焊接至第一行星架CA1。第四离合器毂62设置有花键配合至其圆筒部分的外周表面的多个环形摩擦构件63，使得环形摩擦构件61和环形摩擦构件63交替布置。第四离合器活塞65布置在第四离合器缸61内，在摩擦构件61、63的相对侧中远离第一行星齿轮组15的一侧上，使得第四离合器活塞65在第四离合器缸60内可滑动地移动，用于强迫摩擦构件61和摩擦构件63彼此抵靠，以啮合第四离合器C4。换言之，第四离合器活塞65布置在摩擦构件61、63的位于箱盖13(油泵38)侧上的一侧上。第四离合器缸60和四离合器活塞65彼此协作以在其中界定油室66，油室66在第四离合器毂62的径向内侧，第四离合器毂62布置在摩擦构件61、63的径向内侧。设置油室66以对第四离合器活塞65施加力。此外，第四离合器活塞65与复位弹簧座68协作以在其中界定油密的离心压力补偿油室67，用于产生作用在这样的方向上的推力，该方向与油室66中产生的离心液压所产生的推力作用在第四离合器活塞65上的方向相反，使得由离心液压产生的推力被由离心压力补偿油室67产生的推力抵消。复位弹簧69布置在离心压力补偿油室67中。离心压力补偿油室67布置在第四离合器毂62的径向内侧，并在第一轴12c的方向上与第四离合器毂62重叠。
在如上定位的第四离合器C4中，在第四离合器缸60和第三离合器活塞51之间设置油密封72，使得第四离合器缸60与第三离合器活塞51协作以在它们之间局部地限定油密的离心压力补偿油室70，油室70用于产生作用在这样的方向上的推力，该方向与油室52中产生的离心液压所产生的推力作用在第三离合器活塞51上的方向相反，使得由离心液压所产生的推力被由离心压力补偿油室70所产生的推力抵消。
诸如油室52和油室66之类的油室通过穿过输入轴12形成的油通道12e供应有工作油。工作油通过穿过泵盖38b形成的油通道38f从离心压力补偿油室70排放，并且工作油通过油通道38b或穿过复位弹簧座68形成的油通道(未示出)从离心压力补偿油室67排放。
通过第一离合器C1、第二离合器C2、第三离合器C3、第四离合器C4、第一制动器B1和第二制动器B2中选择的两个装置的同时啮合的动作，上述构造的变速器10被切换至第一齿轮位置(第一速度位置)至第八齿轮位置(第八速度位置)、第一反向驱动齿轮位置(第一反向驱动速度位置)和第二反向驱动齿轮位置(第二反向驱动速度位置)中选择的一个，如图3的啮合状态表中所示。上述位置具有以几何级数变化的各个速比γ(输入轴速NIN/输出齿轮速度NOUT)。
详细描述，通过第一离合器C1和第二制动器B2的啮合作用以将第三太阳轮S3和第一齿圈R1彼此连接，并将第二行星架CA2和第三行星架CA3固定至箱11，建立具有例如4.495的最高速比γ1的第一齿轮位置。在通过发动机进行车辆的动力开动运行中选择第一齿轮位置时，替代第二制动器B2，单向离合器F1被自动啮合。在车辆的滑行中第二制动器B2被啮合以施加发动机制动至车辆，其中反向驱动力从驱动轮36传递至发动机。
通过第一离合器C1和第一制动器B1的啮合作用以将第三太阳轮S3和第一齿圈R1彼此连接，并将第二太阳轮S2固定至箱11，建立具有例如2.697的速比γ2的第二齿轮位置(速比γ2低于第一齿轮位置的速比)。
通过第一离合器C1和第三离合器C3的啮合作用以将第三太阳轮S3和第一齿圈R1彼此连接，并将第二太阳轮S2和第一齿圈R1彼此连接，建立具有例如1.864的速比γ3的第三齿轮位置(速比γ3低于第二齿轮位置的速比)。
通过第一离合器C1和第四离合器C4的啮合作用以将第三太阳轮S3和第一齿圈R1彼此连接，并将第二太阳轮S2和第一行星架CA1彼此连接，建立具有例如1.471的速比γ4的第四齿轮位置(速比γ4低于第三齿轮位置的速比)。
通过第一离合器C1和第二离合器C2的啮合作用以将第三太阳轮S3和第一齿圈R1彼此连接，并将第二行星架CA2和第三行星架CA3连接至输入轴12，建立具有例如1.238的速比γ5的第五齿轮位置(速比γ5低于第四齿轮位置的速比)。
通过第二离合器C2和第四离合器C4的啮合作用以将第二行星架CA2和第三行星架CA3连接至输入轴12，并将第二太阳轮S2和第一行星架CA1彼此连接，建立具有例如1.000的速比γ6的第六齿轮位置(速比γ6低于第五齿轮位置的速比)。
通过第二离合器C2和第三离合器C3的啮合作用以将第二行星架CA2和第三行星架CA3连接至输入轴12，并将第二太阳轮S2和第一齿圈R1彼此连接，建立具有例如0.823的速比γ7的第七齿轮位置(速比γ7低于第六齿轮位置的速比)。
通过第二离合器C2和第一制动器B1的啮合作用以将第二行星架CA2和第三行星架CA3连接至输入轴12，并将第二太阳轮S2固定至箱11，建立具有例如0.683的速比γ8的第八齿轮位置(速比γ8低于第七齿轮位置的速比)。
通过第三离合器C3和第二制动器B2的啮合作用以将第二太阳轮S2和第一齿圈R1彼此连接，并将第二行星架CA2和第三行星架CA3彼此连接，建立具有例如4.022的速比γR1的第一反向驱动齿轮位置(速比γR1在第一和第二齿轮位置的速比之间)。
通过第四离合器C4和第二制动器B2的啮合作用以将第二太阳轮S2和第一行星架CA1彼此连接，并将第二行星架CA2和第三行星架CA3彼此连接，建立具有例如2.158的速比γR2的第二反向驱动齿轮位置(速比γR2在第二和第三齿轮位置的速比之间)。第一行星齿轮组15的齿轮速比ρ1、第二行星齿轮组17的齿轮速比ρ2和第三行星齿轮组18的齿轮速比ρ3被确定为使得齿轮位置具有上述的速比。
在变速器10中，第一齿轮位置的速比γ1与第二齿轮位置的速比γ2的比例(＝γ1/γ2)是1.667，第二齿轮位置的速比γ2与第三齿轮位置的速比γ3的比例(＝γ2/γ3)是1.447。此外，第三齿轮位置的速比γ3与第四齿轮位置的速比γ4的比例(＝γ3/γ4)是1.267，而第四齿轮位置的速比γ4与第五齿轮位置的速比γ5的比例(＝γ4/γ5)是1.188。第五齿轮位置的速比γ5与第六齿轮位置的速比γ6的比例(＝γ5/γ6)是1.238，而第六齿轮位置的速比γ6与第七齿轮位置的速比γ7的比例(＝γ6/γ7)是1.215。第七齿轮位置的速比γ7与第八齿轮位置的速比γ8的比例(＝γ7/γ8)是1.205。由此，第一至第八齿轮位置的速比以几何级数变化。变速器10具有6.578的相当宽范围的速比范围(＝γ1/γ8)，该范围是第一齿轮位置的速比γ1与第八齿轮位置的速比γ8的比率。
图4的共线图用直线示出了在各个齿轮位置下，变速器10的各个元件的转速。图4的共线图是由水平轴和竖直轴选定的二维坐标***，其中沿着水平轴取行星齿轮组15、17、18的齿轮速比ρ，而沿着竖直轴取元件的相对转速。共线图中三条水平线中最低的水平线X1表示速度“0”，位于水平线X1上方的水平线X2表示速度“1.0”，也就是第一中间输出路径的转速。位于水平线X1和水平线X2之间的线XG表示第二中间输出路径的转速NG，根据第一行星齿轮组15的齿轮速比ρ1，转速NG被形成为低于第一中间输出路径的转速，即表示速度“0.537”。
从共线图的左侧观察时，共线图中的竖直线分别表示第一变速部分14的第一太阳轮S1、第一齿圈R1和第一行星架CA1。三条竖直线中相邻的线之间的距离是通过第一行星齿轮组15的齿轮速比ρ1来确定的。从共线图的左侧观察时，共线图中的四条竖直线Y1至Y4分别表示呈第二太阳轮S2的形式的第一旋转元件RE1、呈彼此固定的第二和第三行星架CA2和CA3的形式的第二旋转元件RE2、呈彼此固定的第二和第三齿圈R2、R3的形式的第三旋转元件RE3、和呈第三太阳轮S3的形式的第四旋转元件。竖直线Y1-Y4中相邻的线之间的距离由第二行星齿轮的齿轮速比ρ2和第三行星齿轮的齿轮速比ρ3来确定。在共线图的竖直线之间的关系中，太阳轮和行星架之间的距离对应于“1”，而行星架和齿圈之间的距离对应于行星齿轮组的齿轮速比ρ。在图4所示的第一变速部分14中，与呈第一太阳轮S1和第一行星架CA1的形式的旋转元件相对应的竖直线之间的距离对应于“1”。在第二变速部分16中，竖直线Y1和Y2之间的距离对应于“1”，而其它竖直线之间的距离是基于竖直线之间的上述关系来确定的。如上所述，第二变速部分16具有呈第一旋转元件RE1、第二旋转元件RE2、第三旋转元件RE3和第四旋转元件RE4的形式的四个旋转元件，四个旋转元件以从共线图的一端(左端)朝向共线图的另一端(右端)观察时，以描述的顺序布置在共线图中。这些旋转元件中的每个是通过从以下元件中的一个元件或多个连接的元件的组合来提供的：第二太阳轮S2、第二行星齿轮组17的第二行星架CA2和第二齿圈R2、和第三太阳轮S3、第三行星齿轮组18的第三行星架CA3和第三太阳轮R3。
参考图4的共线图，变速器10的第一变速部分14被布置为使得第一行星架CA1(其是第一行星齿轮组15的三个旋转元件中的一个)通过传递构件M1固定到输入轴12，而第一太阳轮S1(其是三个旋转元件中的另一个)不旋转地固定到箱11，而第一齿圈R1(其是三个旋转元件中剩余的一个)固定到传递构件M2，使得输入轴12的转动通过第一中间输出路径和第二中间输出路径传递到第二变速部分16，其中第二中间输出路径的转动相对于第一中间输出路径的转动被减速。
此外，第二变速部分16被布置为使得第一旋转元件RE1(S2)通过第四离合器C4选择性地连接至与第一中间输出路径对应的第一行星架CA1，通过第三离合器C3选择性地连接至与第二中间输出路径对应的第一齿圈R1，并通过第一制动器B1选择性地固定至箱11，而第二旋转元件RE2(CA2，CA2)通过第二离合器C2选择性地连接至与第一中间轴对应的输入轴12，并通过第二制动器B2选择性地固定至箱11。此外，第二旋转元件RE3(R2，R3)固定到输出齿轮19，而第四旋转元件RE4(S3)通过第一离合器C1选择性地连接至与第二中间输出路径对应的第一齿圈R1。
在图4的共线图所示的第一齿轮位置中，第四旋转元件RE4通过第一离合器C1的啮合作用连接至与第二中间输出路径对应的传递构件M2，并具有转速Nc，而第二旋转元件RE2通过第二制动器B2的啮合作用固定至箱11，并具有转速0。在第一齿轮位置中，输出齿轮19的转速由竖直线Y3和直线之间的交点(1st)表示，该直线连接竖直线Y4和水平线XG之间的交点与竖直线Y2和水平线X1之间的交点。
在第二齿轮位置中，第四旋转元件RE4通过第一离合器C1的啮合作用连接至传递构件M2，并具有转速Nc，而第一旋转元件RE1通过第一制动器B1的啮合作用固定至箱11，并具有转速0。在第二齿轮位置中，输出齿轮19的转速由竖直线Y3和直线之间的交点(2nd)表示，该直线连接竖直线Y4和水平线XG之间的交点与竖直线Y1和水平线X1之间的交点。
在第三齿轮位置中，第四旋转元件RE4通过第一离合器C1的啮合作用连接至传递构件M2，并具有转速Nc，而第一旋转元件RE1通过第三离合器C3的啮合作用连接至传递构件M2，并具有转速Nc。在第三齿轮位置中，输出齿轮19的转速由竖直线Y3和直线之间的交点(3rd)表示，该直线连接竖直线Y4和水平线XG之间的交点与竖直线Y1和水平线XG之间的交点。
在第四齿轮位置中，第四旋转元件RE4通过第一离合器C1的啮合作用连接至传递构件M2，并具有转速Nc，而第一旋转元件RE1通过第四离合器C4的啮合作用连接至与第一中间输出路径对应的传递构件M1，并具有转速1.0。在第四齿轮位置中，输出齿轮19的转速由竖直线Y3和直线之间的交点(4th)表示，该直线连接竖直线Y4和水平线XG之间的交点与竖直线Y1和水平线X2之间的交点。
在第五齿轮位置中，第四旋转元件RE4通过第一离合器C1的啮合作用连接至传递构件M2，并具有转速Nc，而第二旋转元件RE2通过第二离合器C2的啮合作用连接至传递构件M2，并具有转速1.0。在第五齿轮位置中，输出齿轮19的转速由竖直线Y3和直线之间的交点(5th)表示，该直线连接竖直线Y4和水平线XG之间的交点与竖直线Y2和水平线X2之间的交点。
在第六齿轮位置中，第二旋转元件RE2通过第二离合器C2的啮合作用连接至传递构件M1，并具有转速1.0，而第一旋转元件RE1通过第四离合器C4的啮合作用连接至传递构件M1，并具有转速1.0。在第六齿轮位置中，输出齿轮19的转速由竖直线Y3和直线之间的交点(6th)表示，该直线连接竖直线Y2和水平线X2之间的交点与竖直线Y1和水平线X2之间的交点。
在第七齿轮位置中，第二旋转元件RE2通过第二离合器C2的啮合作用连接，并具有转速1.0，而第一旋转元件RE1通过第三离合器C3的啮合作用连接，并具有转速Nc。在第七齿轮位置中，输出齿轮19的转速由竖直线Y3和直线之间的交点(7th)表示，该直线连接竖直线Y2和水平线X2之间的交点与竖直线Y1和水平线XG之间的交点。
在第八齿轮位置中，第二旋转元件RE2通过第二离合器C2的啮合作用连接，并具有转速1.0，而第一旋转元件RE1通过第一制动器B1的啮合作用固定至箱，并具有转速0。在第八齿轮位置中，输出齿轮19的转速由竖直线Y3和直线之间的交点(8th)表示，该直线连接竖直线Y2和水平线X2之间的交点与竖直线Y1和水平线X1之间的交点。
在第一反向驱动齿轮位置中，第一旋转元件RE1通过第三离合器C3的啮合作用连接至传递构件M3，并具有转速Nc，而第二旋转元件RE2通过第二制动器B2的啮合作用固定至箱11，并具有转速0。在第一反向驱动齿轮位置中，输出齿轮19的负转速由竖直线Y3和直线之间的交点(Rev1)表示，该直线连接竖直线Y1和水平线XG之间的交点与竖直线Y2和水平线X1之间的交点。
在第二反向驱动齿轮位置中，第一旋转元件RE1通过第四离合器C4的啮合作用连接至传递构件M1，并具有转速1.0，而第二旋转元件RE2通过第二制动器B2的啮合作用固定至箱11，并具有转速0。在第二反向驱动齿轮位置中，输出齿轮19的负转速由竖直线Y3和直线之间的交点(Rev2)表示，该直线连接竖直线Y1和水平线X2之间的交点与竖直线Y2和水平线X1之间的交点。
如上所述，在存在以第一行星齿轮组15、第二行星齿轮组17和第三行星齿轮18的形式的三个行星齿轮组、和三个离合器C以及两个制动器B的情况下，本实施例的变速器10具有八个正向驱动的齿轮位置，它们具有相对宽的速比范围6.578。此外，副齿轮副21由输出齿轮19和驱动齿轮22构成，其中输出齿轮19布置在第一变速部分14和第二变速部分16之间，驱动齿轮22安装在绕平行于第一轴12c的第二轴20c可旋转的副轴20上并保持与输出齿轮19啮合。由此，以相对小的齿轮构造了变速器10，并且变速器10安装在FF车辆或RR车辆上，使得第一轴12c和第二轴20c平行于车辆的宽度方向。
在本实施例中，锥齿轮式差动齿轮装置32与第三轴30c共轴布置，使得副轴20的转动通过差速器传动小齿轮24传递至差动齿轮装置32，其中差速器传动小齿轮24具有比驱动齿轮22小的直径并安装在副轴20上，并且差速器齿圈34与差速器驱动小齿轮24啮合。发动机6的转动通过多个减速装置传递至驱动轮36，所述多个减速装置包括副齿轮副21、差速器驱动小齿轮和差速器齿圈34。由此，相对于发动机输出减小了变速器10的需要的容积，由此可以容易地使变速器10制造得紧凑。
此外，根据本实施例的变速器10设置有第四离合器C4以提供八个正向驱动齿轮位置。第四离合器C4布置在第一行星齿轮组15的远离第二行星齿轮组17的一侧上，即布置在第一行星齿轮组15和箱盖13(油泵38)之间的空间中，使得第四离合器C4位于第一行星齿轮组15附近，并连接至第一行星架CA1。此外，复位弹簧座68布置在第四离合器C4的摩擦构件61和摩擦构件63的径向内侧，并且第四离合器活塞65布置在复位弹簧座68和摩擦构件61、63的远离第一行星齿轮组15的一侧上。复位弹簧座68和第四离合器活塞65彼此协作以在它们之间界定离心压力补偿油室67，使得离心压力补偿油室67形成于第四离合器毂62的径向内侧，并在第一轴12c的方向上重叠第四离合器毂62。不像其中离心压力补偿油室67在第一轴12c的方向上与第四离合器毂62间隔布置的情况，本布置有效地减小了变速器10的轴向尺寸的增加量(具体地是第一轴12c方向上的尺寸)，并减小了变速器10的尺寸，允许变速器10安装在FF车辆或RR车辆上。此外，布置在摩擦构件61、63的远离第一行星齿轮组15的一侧上的第四离合器活塞65允许第四离合器C4布置在第一行星齿轮组15附近。此外，第四离合器缸60的直径小于第三离合器活塞51的直径。
本实施例还布置为使得第四离合器缸60布置在径向上位于第三离合器活塞51的圆筒部分的内侧的空间中，并使得在第四离合器缸60和第三离合器活塞51之间设置油密封72，使得第四离合器缸60和第三离合器活塞51协作以局部界定离心压力补偿油室70。不像其中离心压力补偿油室70独立于第四离合器缸60界定的布置，本布置有效地减小了变速器10的轴向尺寸的增加量(具体地是第一轴12c方向上的尺寸)，并减小了变速器10的尺寸，允许变速器10安装在FF车辆或RR车辆上。
本实施例还布置为使得第三离合器C3的第三离合器鼓50和第三离合器活塞51协作以界定用于操作第三离合器活塞51的油室52。第三离合器活塞51具有足够大的表面积，其接收能够使第三离合器C3提供转矩能力的压力或液压。就是说，接收输入轴12的被减速的转动的第三离合器C3需要提供比第二离合器C2和第四离合器C4大的转矩能力，该较大的转矩能力是通过第三离合器活塞51的相对大的压力接收表面积来提供的。
第三离合器C3的需要的转矩能力(大致等于第一离合器C1的转矩能力，第一离合器C1也接收输入轴12的被减速的转动)是通过第三离合器活塞51的足够大的压力接收表面积来提供的，使得具有八个正向驱动齿轮位置的分档变速器10可以设置有第四离合器C4，同时确保第一离合器C1和第三离合器C3之间的转矩能力的良好平衡。
本实施例还布置为使得第一反向驱动齿轮位置是通过第三离合器C3和第二制动器B2之间的啮合作用来建立的，而第二反向驱动齿轮位置是通过第四离合器C4和第二制动器B2之间的啮合作用来建立的，使得变速器具有两个反向驱动齿轮位置和八个正向驱动齿轮位置。
本实施例还布置为使得单小齿轮式第二行星齿轮组17和双小齿轮式第三行星齿轮组18构成拉威挪式行星齿轮传动系，使得可以减小变速器10的轴向尺寸，具体地，第一轴12c方向上的尺寸。
尽管参考附图详细描述了本发明的实施例，但是应当理解本实施例可以以其它方式来实现。
上述实施例的分档变速器10具有八个正向驱动齿轮位置，但是本发明可以应用到具有从第一至第八齿轮位置中选择的多个齿轮位置的变速器。例如，本发明可以应用到具有七个齿轮位置的分档变速器，该七个齿轮位置是第一至第八齿轮位置中除了一个之外的其它所有齿轮位置，例如第一至第七齿轮位置或者第二至第八齿轮位置。
此外，设置在图示的实施例中的副齿轮副21可以用输出旋转构件(以与第一轴12c共轴布置的链轮形式)、动力传递构件(以与第二轴20c共轴布置的链轮形式)和能够连接那些链轮的链来替换，使得输出齿轮19的转动通过链轮和链传递到左、右驱动轮36。此外，副齿轮副21可以用带轮和带来替换，而不是用链轮和链。此外，链轮形式的输出旋转构件可以通过代替差速器齿圈34的另一个链轮以及连接两个链轮的链可操作地连接至差速齿轮装置32，使得输出旋转构件的转动通过上述的另一个链轮和链传递至驱动轮36。
在图示的实施例中，输出齿轮19设置在第一变速部分14和第二变速部分16之间。但是，输出齿轮19不必设置在第一变速部分14和第二变速部分16之间。例如，输出齿轮19可以设置在第二变速部分16的远离第一变速部分14的一侧上。
尽管在图示实施例的变速器10中，发动机6和转矩变换器8通过曲轴7彼此连接，但是发动机6和转矩变换器8可以通过齿轮或带彼此可操作地连接，并且不必彼此共轴布置。此外，发动机6可以用其它的驱动动力源(例如电动机)来替换。
变速器10中的第二行星齿轮P2可以具有两个轴部，这两个轴部分别对应于第二和第三行星齿轮组17、18并具有各自不同的直径(不同的齿数)。尽管第二和第三行星齿轮组17、18构成拉威挪式行星齿轮传动系，但是第二齿圈R2和第三齿圈R3不必由共同的构件来设置。
在图示实施例的变速器10中，单向离合器F1设置为与第二制动器B2平行。但是，可以不必设置单向离合器F1。在没有单向离合器F1的情况下，在车辆的动力开动运行中以及在车辆的滑行中，通过第一离合器C1和第二制动器B2之间的啮合作用建立第一齿轮位置。此外，单向离合器可以与第一离合器C1至第四离合器C4、以及第一和第二制动器B1和B2中的任何一个串行或并行布置，以辅助换档控制。此外，第一至第四离合器C1-C4和第一和第二制动器B1、B2中的任一个可以用单向离合器来替换。还在这种情况下，可以换档变速器。
尽管以布置在发动机6和输入轴12之间的转矩变换器8的形式的流体操作动力传递装置设置有锁止离合器，但是可以不必设置锁止离合器。此外，转矩变换器8可以用流体耦合、粉末式电磁离合器或多片或单片液压离合器来替换。
在图示实施例的共线图中，竖直线Y1至Y4以从左侧向右侧描述的顺序来布置，但是竖直线Y1至Y4可以以从右侧向左侧描述的顺序来布置。尽管对应于转速1的水平线X2位于对应于转速0的水平线X1之上，但是水平线X2可以位于水平线X1之下。
应当理解仅为了说明的目的描述了本发明的一个实施例，并且本发明可以以对本领域技术人员来说显而易见的各种其它变化和改进来实现。
权利要求书
(按照条约第19条的修改)
2.一种车辆行星齿轮式分档变速器，包括与第一轴共轴布置的第一变速部分和第二变速部分，并且其中通过驱动动力源绕所述第一轴旋转的输入旋转构件的转动通过第一中间输出路径和第二中间输出路径从所述第一变速部分传递至所述第二变速部分，所述第二中间输出路径的转动相对于所述输入旋转构件以比所述第一中间输出路径高的速比被减速，并且绕所述第一轴旋转的输出旋转构件的转动被传递至车辆的驱动轮，其特征在于包括：
第一变速部分，所述第一变速部分包括又小齿轮式第一行星齿轮组，所述第一行星齿轮组具有第一行星架、第一齿圈和第一太阳轮，所述第一行星架连接至所述输入旋转构件和所述第一中间输出路径，所述第一齿圈连接至所述第二中间输出路径，所述第一太阳轮固定至静止构件；
第二变速部分，所述第二变速部分包括单小齿轮式第二行星齿轮组和又小齿轮式第三行星齿轮组，所述第二行星齿轮组具有第二太阳轮、第二行星架和第二齿圈，所述第三行星齿轮组具有第三太阳轮、第三行星架和第三齿圈，所述第一太阳轮通过第四离合器选择性地连接至所述第一中间输出路径，通过第三离合器选择性地连接至所述第二中间输出路径，并通过第一制动器选择性地固定至所述静止构件，由共用的构件构成的所述第二行星架和所述第三行星架通过第二离合器选择性地连接至所述第一中间输出路径，并通过第二制动器选择性地固定至所述静止构件，所述第二齿圈和所述第三齿圈由共用构件构成并固定到所述输出旋转构件，并且所述第三太阳轮通过第一离合器选择性地连接至所述第二中间输出路径；和
动力传递构件，所述动力传递构件绕平行于所述第一轴的第二轴可旋转地布置，并可操作地连接至所述输出旋转构件，用于将所述输出旋转构件的转动传递至所述驱动轮，
所述车辆行星齿轮式分档变速器在车辆上安装使得所述第一轴和所述第二轴平行于车辆的宽度方向。
3.根据权利要求2所述的车辆行星齿轮式分档变速器，其具有从以下中选择的多个齿轮位置：
第一齿轮位置，其是通过将所述第一离合器和所述第二制动器或单向离合器配合而建立的，并具有最高的速比；
第二齿轮位置，其是通过将所述第一离合器和所述第一制动器配合而建立的，且其速比低于所述第一齿轮位置的速比；
第三齿轮位置，其是通过将所述第一离合器和所述第三离合器配合而建立的，且其速比低于所述第二齿轮位置的速比；
第四齿轮位置，其是通过将所述第一离合器和所述第四离合器配合而建立的，且其速比低于所述第三齿轮位置的速比；
第五齿轮位置，其是通过将所述第一离合器和所述第二离合器配合而建立的，且其速比低于所述第四齿轮位置的速比；
第六齿轮位置，其是通过将所述第二离合器和所述第四离合器配合而建立的，且其速比低于所述第五齿轮位置的速比；
第七齿轮位置，其是通过将所述第二离合器和所述第三离合器配合而建立的，且其速比低于所述第六齿轮位置的速比；和
第八齿轮位置，其是通过将所述第二离合器和所述第一制动器配合而建立的，且其速比低于所述第七齿轮位置的速比。
4.一种车辆行星齿轮式分档变速器，包括与第一轴共轴布置的第一变速部分和第二变速部分，并且其中通过驱动动力源绕所述第一轴旋转的输入旋转构件的转动通过第一中间输出路径和第二中间输出路径从所述第一变速部分传递至所述第二变速部分，所述第二中间输出路径的转动相对于所述输入旋转构件以比所述第一中间输出路径高的速比被减速，并且绕所述第一轴旋转的输出旋转构件的转动被传递至车辆的驱动轮，其特征在于包括：
第一变速部分，所述第一变速部分包括又小齿轮式第一行星齿轮组，所述第一行星齿轮组具有第一行星架、第一齿圈和第一太阳轮，所述第一行星架连接至所述输入旋转构件和所述第一中间输出路径，所述第一齿圈连接至所述第二中间输出路径，所述第一太阳轮固定至静止构件；
第二变速部分，所述第二变速部分包括第二行星齿轮组和第三行星齿轮组，所述第二行星齿轮组和所述第三行星齿轮组中的每个具有太阳轮、行星架和齿圈，并且所述第二变速部分具有四个旋转元件，所述四个旋转元件中的每个是通过从所述第二和第三行星齿轮组的所述太阳轮、所述行星架和所述齿圈中选择的一个构件或多个连接构件的组合来设置的，所述四个旋转元件具有沿着共线图中的各四条直线所示出的各自的转速，在所述共线图中所述四条直线在从所述共线图的相对端中的一端朝向另一端的方向上布置，所述第一旋转元件通过第四离合器选择性地连接至所述第一中间输出路径，通过第三离合器选择性地连接至所述第二中间输出路径，并通过第一制动器选择性地固定至所述静止构件，所述第二旋转元件通过第二离合器选择性地连接至所述第一中间输出路径，并通过第二制动器选择性地固定至所述静止构件，所述第三旋转元件固定至所述输出旋转构件，并且所述第四旋转元件通过第一离合器选择性地连接至所述第二中间输出路径；和
动力传递构件，所述动力传递构件绕平行于所述第一轴的第二轴可旋转地布置，并可操作地连接至所述输出旋转构件，用于将所述输出旋转构件的转动传递至所述驱动轮，
所述车辆行星齿轮式分档变速器在车辆上安装使得所述第一轴和所述第二轴平行于车辆的宽度方向，
所述第一行星齿轮组、所述第二行星齿轮组和所述第三行星齿轮组以此描述的顺序与所述第一轴共轴布置，
所述第四离合器布置在所述第一行星齿轮组的远离所述第二行星齿轮组的一侧上，并连接至所述第一行星架。
5.根据权利要求4所述的车辆行星齿轮式分档变速器，包括油泵，所述油泵布置在所述第一行星齿轮组的远离所述第二行星齿轮组的一侧上，并通过所述驱动动力源旋转以供应用于配合所述离合器和所述制动器的工作油，
并且其中，所述第四离合器布置在所述第一行星齿轮组和所述油泵之间的空间中。
6.根据权利要求4或5所述的车辆行星齿轮式分档变速器，其中，所述第一行星齿轮组的所述第一太阳轮固定到其上的所述静止构件具有圆筒形状，并布置在所述输入旋转构件的径向外侧，
并且其中，所述第四离合器布置在所述静止构件中径向靠外的空间中。
7.根据权利要求4-6中任一项所述的车辆行星齿轮式分档变速器，其中，用于对所述第四离合器的摩擦构件施加力使其彼此抵靠以配合所述第四离合器的第四离合器活塞布置在所述摩擦构件的远离所述第一行星齿轮组的一侧上。
8.根据权利要求7所述的车辆行星齿轮式分档变速器，其中，所述第四离合器活塞布置在所述第四离合器的摩擦构件的位于所述油泵侧的一侧上。
9.根据权利要求7或8所述的车辆行星齿轮式分档变速器，其中，为所述第四离合器活塞设置离心压力补偿油室，所述离心压力补偿油室形成在位于所述第四离合器的摩擦构件的径向内侧的空间中。
10.根据权利要求4-9中任一项所述的车辆行星齿轮式分档变速器，其中，所述第三离合器具有布置在所述第一齿圈的径向外侧的摩擦构件，并且所述第四离合器的第四缸布置在位于第三离合器活塞的径向内侧的空间中，设置所述第三离合器活塞用于对所述第三离合器的摩擦构件施加力使其彼此抵靠以配合所述第三离合器，并在所述第三离合器活塞和所述第四缸之间设置油密封。
11.根据权利要求10所述的车辆行星齿轮式分档变速器，其中，用于操作所述第三离合器活塞的油室形成于所述第三离合器的第三离合器鼓和所述第三离合器活塞之间。
12.根据权利要求2或3所述的车辆行星齿轮式分档变速器，其中，所述输出旋转构件以与所述第一轴共轴的方式布置在所述第一变速部分和所述第二变速部分之间。
13.根据权利要求2或3所述的车辆行星齿轮式分档变速器，其中，所述第二行星齿轮组和所述第三行星齿轮组构成拉威挪式行星齿轮传动系。
15.根据权利要求7或8所述的车辆行星齿轮式分档变速器，其中，用于压所述第四离合器活塞的油室形成在位于所述第四离合器的摩擦构件的径向内侧的空间中。
16.根据权利要求9所述的车辆行星齿轮式分档变速器，其中，所述离心压力补偿油室形成于复位弹簧座和所述第四离合器活塞之间。
17.根据权利要求9或16所述的车辆行星齿轮式分档变速器，其中，工作油通过穿过油泵盖形成的油通道从所述离心压力补偿油室排放。
18.根据权利要求4-17中任一项所述的车辆行星齿轮式分档变速器，其中所述输出旋转构件以与所述第一轴共轴的方式布置在所述第一变速部分和所述第二变速部分之间。
19.根据权利要求4-18中任一项所述的车辆行星齿轮式分档变速器，其中所述第二行星齿轮组和所述第三行星齿轮组构成拉威挪式行星齿轮传动系。
20.根据权利要求4-19中任一项所述的车辆行星齿轮式分档变速器，其中所述第三行星齿轮组是又小齿轮式的。
21.根据权利要求4-20中任一项所述的车辆行星齿轮式分档变速器，其中所述第二行星齿轮组是单小齿轮式的行星齿轮组，其具有第二太阳轮、第二行星架和第二齿圈，
所述第三行星齿轮组是又小齿轮式的行星齿轮组，其具有第三太阳轮、第三行星架和第三齿圈，
所述第一太阳轮通过所述第四离合器选择性地连接至所述第一中间输出路径，通过所述第三离合器选择性地连接至所述第二中间输出路径，并通过所述第一制动器选择性地固定至所述静止构件，由共用的构件构成的所述第二行星架和所述第三行星架通过所述第二离合器选择性地连接至所述第一中间输出路径，并通过所述第二制动器选择性地固定至所述静止构件，所述第二齿圈和所述第三齿圈由共用构件构成并固定到所述输出旋转构件，并且所述第三太阳轮通过所述第一离合器选择性地连接至所述第二中间输出路径。
22.根据权利要求4-21中任一项所述的车辆行星齿轮式分档变速器，其具有从以下中选择的多个齿轮位置：
第一齿轮位置，其是通过将所述第一离合器和所述第二制动器或单向离合器配合而建立的，并具有最高的速比；
第二齿轮位置，其是通过将所述第一离合器和所述第一制动器配合而建立的，且其速比低于所述第一齿轮位置的速比；
第三齿轮位置，其是通过将所述第一离合器和所述第三离合器配合而建立的，且其速比低于所述第二齿轮位置的速比；
第四齿轮位置，其是通过将所述第一离合器和所述第四离合器配合而建立的，且其速比低于所述第三齿轮位置的速比；
第五齿轮位置，其是通过将所述第一离合器和所述第二离合器配合而建立的，且其速比低于所述第四齿轮位置的速比；
第六齿轮位置，其是通过将所述第二离合器和所述第四离合器配合而建立的，且其速比低于所述第五齿轮位置的速比；
第七齿轮位置，其是通过将所述第二离合器和所述第三离合器配合而建立的，且其速比低于所述第六齿轮位置的速比；和
第八齿轮位置，其是通过将所述第二离合器和所述第一制动器配合而建立的，且其速比低于所述第七齿轮位置的速比。

Claims (14)

1.一种车辆行星齿轮式分档变速器，包括与第一轴共轴布置的第一变速部分和第二变速部分，并且其中通过驱动动力源绕所述第一轴旋转的输入旋转构件的转动通过所述第一变速部分传递至所述第二变速部分，并且绕所述第一轴旋转的输出旋转构件的转动被传递至车辆的驱动轮，其特征在于包括：
第一变速部分，所述第一变速部分包括双小齿轮式第一行星齿轮组，所述第一行星齿轮组具有第一行星架、第一齿圈和第一太阳轮，所述第一行星架连接至所述输入旋转构件和第一中间输出路径，所述第一齿圈连接至第二中间输出路径，所述第二中间输出路径的转动相对于所述输入旋转构件的转动以比所述第一中间输出路径高的速比被减速，所述第一太阳轮固定至静止构件；
第二变速部分，所述第二变速部分包括第二行星齿轮组和第三行星齿轮组，所述第二行星齿轮组和所述第三行星齿轮组中的每个都具有太阳轮、行星架和齿圈，并且所述第二变速部分具有四个旋转元件，所述四个旋转元件中的每个都是通过从所述第二和第三行星齿轮组的所述太阳轮、所述行星架和所述齿圈中选择的一个构件或多个连接构件的组合来设置的，所述四个旋转元件具有分别沿着共线图中的四条直线所表示的各自的转速，在所述共线图中所述四条直线在从所述共线图的相对端中的一端朝向另一端的方向上布置，所述第一旋转元件通过第四离合器选择性地连接至所述第一中间输出路径，通过第三离合器选择性地连接至所述第二中间输出路径，并通过第一制动器选择性地固定至所述静止构件，所述第二旋转元件通过第二离合器选择性地连接至所述第一中间输出路径，并通过第二制动器选择性地固定至所述静止构件，所述第三旋转元件固定至所述输出旋转构件，并且所述第四旋转元件通过第一离合器选择性地连接至所述第二中间输出路径；和
动力传递构件，所述动力传递构件绕平行于所述第一轴的第二轴可旋转地布置，并可操作地连接至所述输出旋转构件，用于将所述输出旋转构件的转动传递至所述驱动轮，
所述车辆行星齿轮式分档变速器在车辆上安装使得所述第一轴和所述第二轴平行于车辆的宽度方向。
2.一种车辆行星齿轮式分档变速器，包括与第一轴共轴布置的第一变速部分和第二变速部分，并且其中通过驱动动力源绕所述第一轴旋转的输入旋转构件的转动通过所述第一变速部分传递至所述第二变速部分，并且绕所述第一轴旋转的输出旋转构件的转动被传递至车辆的驱动轮，其特征在于包括：
第一变速部分，所述第一变速部分包括双小齿轮式第一行星齿轮组，所述第一行星齿轮组具有第一行星架、第一齿圈和第一太阳轮，所述第一行星架连接至所述输入旋转构件和第一中间输出路径，所述第一齿圈连接至第二中间输出路径，所述第二中间输出路径的转动相对于所述输入旋转构件的转动以比所述第一中间输出路径高的速比被减速，所述第一太阳轮固定至静止构件；
第二变速部分，所述第二变速部分包括单小齿轮式第二行星齿轮组和双小齿轮式第三行星齿轮组，所述第二行星齿轮组具有第二太阳轮、第二行星架和第二齿圈，所述第三行星齿轮组具有第三太阳轮、第三行星架和第三齿圈，所述第一太阳轮通过第四离合器选择性地连接至所述第一中间输出路径，通过第三离合器选择性地连接至所述第二中间输出路径，并通过第一制动器选择性地固定至所述静止构件，由共用的构件构成的所述第二行星架和所述第三行星架通过第二离合器选择性地连接至所述第一中间输出路径，并通过第二制动器选择性地固定至所述静止构件，所述第二齿圈和所述第三齿圈由共用构件构成并固定到所述输出旋转构件，并且所述第三太阳轮通过第一离合器选择性地连接至所述第二中间输出路径；和
动力传递构件，所述动力传递构件绕平行于所述第一轴的第二轴可旋转地布置，并可操作地连接至所述输出旋转构件，用于将所述输出旋转构件的转动传递至所述驱动轮，
所述车辆行星齿轮式分档变速器在车辆上安装使得所述第一轴和所述第二轴平行于车辆的宽度方向。
3.根据权利要求1或2所述的车辆行星齿轮式分档变速器，其具有从以下中选择的多个齿轮位置：
第一齿轮位置，其是通过将所述第一离合器和所述第二制动器或单向离合器配合而建立的，并具有最高的速比；
第二齿轮位置，其是通过将所述第一离合器和所述第一制动器配合而建立的，且其速比低于所述第一齿轮位置的速比；
第三齿轮位置，其是通过将所述第一离合器和所述第三离合器配合而建立的，且其速比低于所述第二齿轮位置的速比；
第四齿轮位置，其是通过将所述第一离合器和所述第四离合器配合而建立的，且其速比低于所述第三齿轮位置的速比；
第五齿轮位置，其是通过将所述第一离合器和所述第二离合器配合而建立的，且其速比低于所述第四齿轮位置的速比；
第六齿轮位置，其是通过将所述第二离合器和所述第四离合器配合而建立的，且其速比低于所述第五齿轮位置的速比；
第七齿轮位置，其是通过将所述第二离合器和所述第三离合器配合而建立的，且其速比低于所述第六齿轮位置的速比；和
第八齿轮位置，其是通过将所述第二离合器和所述第一制动器配合而建立的，且其速比低于所述第七齿轮位置的速比。
4.根据权利要求1-3中任一项所述的车辆行星齿轮式分档变速器，其中，所述第一行星齿轮组、所述第二行星齿轮组和所述第三行星齿轮组以此描述的顺序与所述第一轴共轴布置，
并且其中，所述第四离合器布置在所述第一行星齿轮组的远离所述第二行星齿轮组的一侧上，并连接至所述第一行星架。
5.根据权利要求4所述的车辆行星齿轮式分档变速器，包括油泵，所述油泵布置在所述第一行星齿轮组的远离所述第二行星齿轮组的一侧上，并通过所述驱动动力源旋转以供应用于配合所述离合器和所述制动器的工作油，
并且其中，所述第四离合器布置在所述第一行星齿轮组和所述油泵之间的空间中。
6.根据权利要求4或5所述的车辆行星齿轮式分档变速器，其中，所述第一行星齿轮组的所述第一太阳轮固定到其上的所述静止构件具有圆筒形状，并布置在所述输入旋转构件的径向外侧，
并且其中，所述第四离合器布置在所述静止构件中径向靠外的空间中。
7.根据权利要求4-6中任一项所述的车辆行星齿轮式分档变速器，其中，用于对所述第四离合器的摩擦构件施加力使其彼此抵靠以配合所述第四离合器的第四离合器活塞布置在所述摩擦构件的远离所述第一行星齿轮组的一侧上。
8.根据权利要求5-7中任一项所述的车辆行星齿轮式分档变速器，其中，所述第四离合器活塞布置在所述第四离合器的摩擦构件的位于所述油泵侧的一侧上。
9.根据权利要求4-8中任一项所述的车辆行星齿轮式分档变速器，其中，为所述第四离合器活塞设置离心压力补偿油室，所述离心压力补偿油室形成在位于所述第四离合器的摩擦构件的径向内侧的空间中。
10.根据权利要求4-9中任一项所述的车辆行星齿轮式分档变速器，其中，所述第三离合器具有布置在所述第一齿圈的径向外侧的摩擦构件，并且所述第四离合器的第四缸布置在位于第三离合器活塞的径向内侧的空间中，设置所述第三离合器活塞用于对所述第三离合器的摩擦构件施加力使其彼此抵靠以配合所述第三离合器，并在所述第三离合器活塞和所述第四缸之间设置油密封。
11.根据权利要求4-10中任一项所述的车辆行星齿轮式分档变速器，其中，用于操作所述第三离合器活塞的油室形成于所述第三离合器的第三离合器鼓和所述第三离合器活塞之间。
12.根据权利要求1-11中任一项所述的车辆行星齿轮式分档变速器，其中，所述输出旋转构件以与所述第一轴共轴的方式布置在所述第一变速部分和所述第二变速部分之间。
13.根据权利要求1-12中任一项所述的车辆行星齿轮式分档变速器，其中，所述第二行星齿轮组和所述第三行星齿轮组构成拉威挪式行星齿轮传动系。
14.根据权利要求1和3-13中任一项所述的车辆行星齿轮式分档变速器，其中，所述第三行星齿轮组是双小齿轮式的。
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