CN101113775A - 具有行星齿轮组的多档中间轴变速器 - Google Patents

具有行星齿轮组的多档中间轴变速器 Download PDF

Info

Publication number
CN101113775A
CN101113775A CN200710137077.3A CN200710137077A CN101113775A CN 101113775 A CN101113775 A CN 101113775A CN 200710137077 A CN200710137077 A CN 200710137077A CN 101113775 A CN101113775 A CN 101113775A
Authority
CN
China
Prior art keywords
gear
jack shaft
shaft
speed changer
coplane
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Granted
Application number
CN200710137077.3A
Other languages
English (en)
Other versions
CN101113775B (zh
Inventor
D·L·罗杰斯二世
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Motors Liquidation Co
Original Assignee
Motors Liquidation Co
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Motors Liquidation Co filed Critical Motors Liquidation Co
Publication of CN101113775A publication Critical patent/CN101113775A/zh
Application granted granted Critical
Publication of CN101113775B publication Critical patent/CN101113775B/zh
Active legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H37/00—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00
    • F16H37/02—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings
    • F16H37/04—Combinations of toothed gearings only
    • F16H37/042—Combinations of toothed gearings only change gear transmissions in group arrangement
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
    • F16H2200/003—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of forward speeds
    • F16H2200/0065—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of forward speeds the gear ratios comprising nine forward speeds
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
    • F16H2200/0082—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of reverse speeds
    • F16H2200/0095—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of reverse speeds the gear ratios comprising four reverse speeds
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H3/00—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion
    • F16H3/02—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion without gears having orbital motion
    • F16H3/08—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion without gears having orbital motion exclusively or essentially with continuously meshing gears, that can be disengaged from their shafts
    • F16H3/087—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion without gears having orbital motion exclusively or essentially with continuously meshing gears, that can be disengaged from their shafts characterised by the disposition of the gears
    • F16H3/093—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion without gears having orbital motion exclusively or essentially with continuously meshing gears, that can be disengaged from their shafts characterised by the disposition of the gears with two or more countershafts
    • F16H3/097—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion without gears having orbital motion exclusively or essentially with continuously meshing gears, that can be disengaged from their shafts characterised by the disposition of the gears with two or more countershafts the input and output shafts being aligned on the same axis
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H37/00—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00
    • F16H37/02—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings
    • F16H37/04—Combinations of toothed gearings only
    • F16H37/042—Combinations of toothed gearings only change gear transmissions in group arrangement
    • F16H37/046—Combinations of toothed gearings only change gear transmissions in group arrangement with an additional planetary gear train, e.g. creep gear, overdrive
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y10—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC
    • Y10T—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER US CLASSIFICATION
    • Y10T74/00—Machine element or mechanism
    • Y10T74/19—Gearing
    • Y10T74/19219—Interchangeably locked
    • Y10T74/19223—Disconnectable counter shaft
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y10—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC
    • Y10T—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER US CLASSIFICATION
    • Y10T74/00—Machine element or mechanism
    • Y10T74/19—Gearing
    • Y10T74/19219—Interchangeably locked
    • Y10T74/19233—Plurality of counter shafts

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Structure Of Transmissions (AREA)

Abstract

提供了一种变速器，其将第一和第二中间轴与行星齿轮组结合，并利用第一和第二齿轮组提供变矩比。各中间轴支撑不超过五个共面互相啮合的齿轮组(在大多数实施例中不超过四个共面互相啮合的齿轮组)中的齿轮，从而使中间轴的总长最小。该变速器提供倒档和至少九个前进档，并且只利用八个扭矩传递机构。

Description

具有行星齿轮组的多档中间轴变速器
技术领域
本发明涉及具有第一第二中间轴和行星齿轮组的多档变速器。
背景技术
机动车辆包括由发动机、多档变速器和差速器或主减速器组成的动力系。多档变速器通过允许发动机运行通过扭矩范围多次来增大车辆的总运行范围。变速器中可用的前进档的数目确定了发动机扭矩范围重复的数目。以前自动变速器具有两个档位范围。这严格地限制了车辆的总档位范围，因此需要能够产生宽速度和扭矩范围的较大型发动机。这导致发动机在巡航期间运行于不是最佳效率点的特定燃料消耗点。因此，手动档(中间轴变速器)是最流行的。
随着三档和四档自动变速器的到来，自动档(行星齿轮)变速器在机动车群体中越来越流行。这些变速器改进了车辆的运行性能和燃料经济性。速比数目的增加减小了档位之间的步长，从而通过在正常车辆加速情况下，使操作员基本上无法察觉到档位交换来改进变速器的换档质量。
使用多种不同形式的变速器来实现多级速比，包括手动、自动、双离合器和行星齿轮变速器。例如，典型的多档双离合器变速器使用两个摩擦离合器与几个爪式离合器/同步器的组合通过在实际进行动态换档之前对于下一速比“预先选择”同步器，再在一个摩擦离合器与其它之间交换来实现“起动”或动态换档。这种观念通常使用具有不同专用齿轮对的中间轴齿轮来实现各前进档(除了能够在后轮驱动应用中获得直接驱动档之外)。应用于特定应用的变速器依赖于许多因素，例如所需部件的最小化、封装限制、速比范围和起动所需扭矩。
发明内容
提供了一种中间轴与行星齿轮组组合的变速器来获得九个前进档以及优选地最少一个倒档。该变速器包括可操作地连接到输入元件的主轴以及第一中间轴和第二中间轴，其中各中间轴与所述主轴间隔开并且与所述主轴基本上平行。所述变速器包括形成不同的共面互相啮合的齿轮组的多个齿轮，各齿轮与所述主轴、所述第一中间轴或所述第二中间轴同心。与所述第一中间轴同心的所述齿轮布置在不超过五个(在大多数实施例中不超过四个)共面互相啮合的齿轮组中，与所述第二中间轴平行的所述齿轮布置在不超过四个共面互相啮合的齿轮组中。优选地，所述变速器包括至多五个共面互相啮合的齿轮组。所述变速器只需八个扭矩传递机构以获得九个前进档和至少一个倒档。
在本方面的一方面，所述变速器的特征在于没有双输入或双输出扭矩传递机构，而是利用提供变矩比的第一和第二齿轮组来分别将扭矩传递到所述第一和第二中间轴。所述第一齿轮组至少部分地形成形成第一共面互相啮合的齿轮组，所述第二齿轮组至少部分地形成第二共面互相啮合的齿轮组。这里使用的“齿轮组”为变速器中将扭矩从输入元件传递到中间轴的一组互相啮合的齿轮。通过利用所述第一和第二齿轮组以及行星齿轮组，减小了所述中间轴上所需的齿轮数目，从而使所述中间轴的长度最小。
可通过多种方式提供倒档。例如，所述八个扭矩传递机构之一可为与所述第一中间轴同心并由所述第一中间轴支撑的双向爪形离合器这样的反向扭矩传递机构。所述双向爪形离合器可沿一个方向移动以建立倒档，并可沿相反方向移动以建立前进档。优选地，所述双向爪形离合器封装在所述第一齿轮组与第三共面互相啮合的齿轮组之间，通常与第二共面互相啮合的齿轮组对齐。因为所述第一中间轴上封装所述爪形离合器的轴向空间否则将不被使用，无需为了封装所述双向爪形离合器而增加长度。
可选地，可设置将所述第一或第二共面互相啮合齿轮组的扭矩传递到所述第三共面互相啮合齿轮组的倒档轴。所述倒档轴可包括旋转离合器以建立扭矩传递。在另一可选实施例中，所述旋转离合器可由所述第一中间轴支撑以通过所述倒档轴传递扭矩。
在再一个可选实施例中，所述反向扭矩传递结构可为由所述第一中间轴支撑的旋转离合器，其可选择性地接合以从与所述第一中间轴同心并由所述第一中间轴支撑的第一齿轮传递扭矩到与所述第二中间轴同心并由所述第二中间轴支撑的第二齿轮，其中所述第一和第二齿轮彼此持续地啮合。所述第一和第二中间轴不位于与所述主轴相同的平面内，使得所述第一和第二齿轮互相啮合不受到所述主轴的干涉。这些中间轴至中间轴互相啮合的第一和第二齿轮还可与上述双向爪形离合器一起使用。
优选地，为建立所述前进档，在各所述第一和第二中间轴上只需两个旋转离合器。在一些实施例中，为建立所述倒档，在所述中间轴之一上还需另外的旋转离合器。
在本发明的另一方面，所述扭矩传递机构之一为直驱式扭矩传递机构，其可选择性地接合以将扭矩从所述输入元件直接传递到所述行星齿轮组，从而绕过所述中间轴。
在本发明的再一方面，所述扭矩传递机构之一为锁止离合器，其可选择性地接合以将所述行星齿轮组的任意两个元件连接以共同旋转，从而使得整个所述行星齿轮组以相同的速度旋转(即，锁止所述行星齿轮组)。
在本发明的再一方面，所述扭矩传递机构之一为制动器，其可选择性地接合以将所述行星齿轮组的齿圈元件固定到固定的元件如变速器壳体。所述制动器还可称为接地离合器或固定离合器。
除了其紧凑的设计之外，所述变速器还具有许多其它方面的好处。所述变速器具有足以满足长途运输车辆的起动及低发动机速度公路巡航需求，但是其应用不限于长途运输车辆。最高的三个传动比非常接近，允许在燃料经济性最苛刻时在较高的车速更加精确地调节发动机速度。中间轴与行星齿轮组的结合允许可以改善传统行星式变速器的燃料经济性。宽变矩比范围和较窄的变矩比步长使得在第一档能够锁止相关的液力变矩器以及进行液力变矩器锁止期间的换档。在锁止液力变矩器情况下操作的能力显著地降低了变速器的冷却需求。
结合附图，从下面对实现本发明最佳模式的详细描述能够容易地理解本发明上述特征和优点以及其它特征和优点。
附图说明
图1为根据本发明变速器第一实施例的示意图；
图2为列举了对于图1中变速器各档接合的扭矩传递机构及变矩比的真值表，并且列举了向前变矩比之间的变矩比步长；
图3A和3B为根据本发明变速器第二实施例的示意图，其根据图2的接合策略操作，但是只具有两个倒档，并具有图4中所示的变矩比和变矩比步长；
图4为列举了对于图3A和3B的变速器各档的变矩比和变矩比步长的图表；
图5为根据本发明变速器第三实施例的示意图；
图6为列举了对于图5中变速器各档的接合的扭矩传递机构及变矩比的真值表，并且列举了向前变矩比之间的变矩比步长；
图7为根据图6中真值表的接合策略操作的根据本发明变速器第四实施例的示意图，但是具有由齿轮齿数确定的不同变矩比和变矩比步长；
图8A和8B为根据本发明变速器第五实施例的示意图；
图9为列举了对于图8A和8B的变速器各档的变矩比和变矩比步长的图表，其根据图6的接合策略操作；
图10A和10B为根据图6中真值表的接合策略操作的根据本发明变速器第六实施例的示意图，但是具有由齿轮齿数确定的不同变矩比和变矩比步长；以及
图11A和11B为根据图6中真值表的接合策略操作的根据本发明变速器第七实施例的示意图，但是具有由齿轮齿数确定的不同变矩比和变矩比步长。
具体实施方式
参考附图，其中相同的附图标记指的是相同的部件，图1示出了动力系10，其包括通过液力变矩器16可操作地连接到变速器14的发动机12。液力变矩器16包括与发动机轴20连接以旋转的泵部分18、固定到如变速器外壳或壳体24之类固定元件的导轮部分22、以及涡轮部分26。本领域的普通技术人员应当理解，液力变矩器16为在泵部分18与涡轮部分26之间提供扭矩增大的液力偶合器。涡轮部分26与变速器14的输入元件28连接以旋转。液力变矩器16包括锁止离合器30。当锁止离合器40接合时，动力流从发动机轴20直接与输入元件28相连，绕过泵部分18与涡轮部分26的液力偶合和扭矩增大。
变速器14可操作以在输入元件28与输出元件32之间提供9个前进档和4个倒档。各档对应于图2第一列中各自的“档位”以及图2第二列中所示的相应变矩比，如本领域的技术人员所理解的。
变速器14包括主轴34、第一中间轴36和第二中间轴38。输入元件28与主轴34相连以共同旋转。第一中间轴36和第二中间轴38通常与主轴34平行。变速器14包括多个互相啮合的齿轮，将在本文描述。主轴34具有与其共同旋转且与齿轮42持续互相啮合的齿轮40。齿轮42与第一中间轴36同心且可绕着第一中间轴36旋转。齿轮40与齿轮42称为第一齿轮组，形成第一共面互相啮合的齿轮组。齿轮40、42的共面特征由平面P1A表示。优选地，这里描述的共面互相啮合的齿轮组包括：(i)至少与主轴34同心的齿轮和与中间轴36、38之一同心的齿轮，或者(ii)与倒档轴同心的齿轮，例如关于下面图3B描述的倒档轴164。
主轴34具有与其连接以共同旋转的齿轮44。齿轮44与齿轮46持续地互相啮合，而齿轮46与第二中间轴38连接以共同旋转。这里齿轮44和46称为第二齿轮组，形成第二共面互相啮合的齿轮组，其共面特征由平面P2A表示。
齿轮48与第一中间轴36同心，并且可绕着第一中心轴36旋转。齿轮48与齿轮50持续地互相啮合，而齿轮50与第二中间轴38连接以共同旋转。应当理解，主轴34和中间轴36、38在不同的平面内，为三角形形式，使得齿轮48可持续地与齿轮50互相啮合，而不会与主轴34干涉。这在图1中通过以虚象示出齿轮48的部分来表示其在主轴34的后面。齿轮48与齿轮50形成第三共面互相啮合的齿轮组，其共面特征由平面P3A表示。
双向爪形离合器D支撑在第一中间轴36上。爪形离合器D可沿着第一中间轴36在两个方向移动。爪形离合器D可向左移动连接齿轮42，以使其与第一中间轴36共同旋转。爪形离合器D可向右移动连接齿轮48，以使其与第一中间轴36共同旋转。当爪形离合器D移到左侧时，其部分地建立了前进档，如图2中标记为DF的列中所示。当爪形离合器D移到右侧时，其部分地建立了第一档，如图2中列DR所示。在第一前进档(图2第一列中所示的档位1)中，爪形离合器D可移向左侧或右侧。当爪形离合器D移到左侧时，扭矩从输入元件28沿着第一齿轮组(平面P1A内的齿轮40和42)传递到第一中间轴36。可选择地，当爪形离合器D移到右侧时，扭矩从输入元件28通过第二齿轮组(平面P2A内的齿轮44和46)传递到第二中间轴38，然后通过互相啮合的齿轮50和48传递到第一中间轴36。
优选地，爪形离合器D由独立的致动器(未示出)致动，例如液压控制系统，以便将双向爪形离合器D按所述的移到左侧或右侧。双向爪形离合器D不通过第一中间轴36致动，即不通过移动第一中间轴36来移动。
变速器14其它的部件包括与第二中间轴38同心并且可绕第二中间轴38旋转的齿轮52和54。齿轮52支撑在套轴53上，并与其一起旋转。齿轮54支撑在套轴55上，并与其一起旋转。齿轮52与齿轮56互相啮合，而齿轮56与主轴34同心且可绕主轴34旋转。齿轮54与齿轮58啮合，而齿轮58与主轴34同心且可绕主轴34旋转。齿轮56还与齿轮60啮合，而齿轮60与第一中间轴36同心且可绕第一中间轴36旋转。齿轮60支撑在套轴61上，并与其一起旋转。齿轮62支撑在套轴63上，并与其一起旋转。齿轮58与可绕第一中间轴36旋转的齿轮62互相啮合。齿轮52、56和60形成第四共面互相啮合的齿轮组，其共面特征由平面P4A表示。齿轮54、58和62形成第五共面互相啮合的齿轮组，其共面特征由平面P5A表示。
变速器14还包括行星齿轮组70。行星齿轮组70包括中心齿轮元件72、齿圈元件74和可旋转地支撑多个小齿轮77的行星架元件76。中心齿轮元件72通过套轴80和毂元件82与齿轮56和58持续地连接以随其共同旋转。行星架元件76与输出元件32持续地连接以随其共同旋转。
变速器14包括八个扭矩传递机构。双向爪形离合器D为这八个扭矩传递机构之一。其它七个扭矩传递机构这里称为C1、C2、C3、C4、C5、C6和C7。C1为支撑在第二中间轴38上的旋转离合器，并且可选择性地接合以将齿轮54与第二中间轴38连接以便共同旋转。C2为支撑在第一中间轴36上的旋转离合器，并且可选择性地接合以将齿轮62与第一中间轴36连接以便共同旋转。C3为支撑在第二中间轴38上的旋转离合器，并且可选择性地接合以将齿轮52与第二中间轴38连接以便共同旋转。C4这里称为旁路扭矩传递机构或者离合器，其可选择性地接合以将主轴34与中心齿轮元件72直接连接，绕过第一中间轴36和第二中间轴38。C5为支撑在第一中间轴36上的旋转离合器，并且可选择性地接合以将齿轮60与第一中间轴36连接以便共同旋转。C6为制动器，其可选择性地将齿圈元件74与变速器壳体24接合。C7这里称为锁止扭矩传递机构或者旋转离合器，其可选择性地接合，以便通过套轴80和毂元件82将齿轮56和58与中心齿轮元件72和齿圈元件74都相连以共同旋转来锁定行星齿轮组70，从而使整个行星齿轮组70以与齿轮56和58相同的速度旋转。
参考图2，示出了获得4个倒档和9个前进档的扭矩传递机构的接合策略。如果在档位3之后，离合器C4接合而离合器C3分离，并且离合器C6和双向爪形离合器D保持接合在前进档位置中，那么变速器14可获得10个前进档。这会提供具有图2中档位3与档位4所示数值之间的数值的变矩比。但是在图2的接合策略中，跳过了该可选档位，并且在任意的档位1至4的期间C4不接合。在档位5至9期间应用C7，以通过套轴80和毂元件82将齿轮56和58与齿圈元件74和中心齿轮元件72直接连接来锁上行星齿轮组70。如本领域的技术人员所理解的，当行星齿轮组的任意两个元件相连共同旋转时，整个行星齿轮组都以相同的速度旋转。当应用C7以锁止行星齿轮组70时，离合器C1、C2、C3、C4和C5可按次序有选择地接合，提供另五个档，由图2中档位5至9表示。因此，只使用各中心轴36和38上的两个旋转离合器就可获得9个或10个前进档。每个中间轴离合器被“再利用”以实现十个前进档这使中间轴36和38能够在总长度上更短。双向爪形离合器D可封装在第一平面P1A与第三平面P3A之间否则很可能不使用的空间内，因此不延长第一中间轴36的所需长度。由第一齿轮组与第二齿轮组提供的以及通过行星齿轮组70可得到的速比变化使得只使用四个中间轴离合器就可获得十个前进档。
如图1中所示，第一中间轴36只具有由平面P1A、P3A、P4A和P5A表示的四个共面互相啮合齿轮组中的齿轮。同样，第二中间轴38只包括由平面P2A、P3A、P4A和P5A表示的四个共面互相啮合齿轮组中的齿轮。变速器14只包括由平面P1A、P2A、P3A、P4A和P5A表示的总共五个共面互相啮合齿轮组，加上行星齿轮组70，因此使其紧凑性最大化。
如图2中所示，通过输入元件28与输出元件32之间的变速器14获得数值为8.658的比较高的总变矩比范围(TRC)(即，不包括液力变矩器16的任意变矩比助力效果)。另外，可获得小的变矩比步长，尤其是在较高的变矩比中，以使公路巡航燃料经济性最大化。在第一前进档档位1中可获得高变矩比值，因此提供充足的变矩比范围以便起动，尤其是在商业陆地运输牵引车辆。其变矩比步长足够小，以便(i)在第一档(档位1)期间能够锁止液力变矩器16(通过接合锁止离合器30)和(ii)在较高的档位锁止以锁止换档，这显著地降低了变速器的冷却需求。
图2中所示的变矩比和变矩比步长利用下列齿轮齿数获得：齿轮40具有54齿；齿轮42具有44齿；齿轮44具有48齿；齿轮46具有53齿；齿轮48具有73齿；齿轮50具有72齿；齿轮52具有48齿；齿轮54具有34齿；齿轮56具有50齿；齿轮58具有66齿；齿轮60具有48齿；齿轮62具有34齿；齿轮74具有85齿；中心齿轮72具有35齿。本领域的技术人员应当清楚，产生其它变矩比、变矩比步长和总变矩比范围值的其它齿轮齿数也可在本发明的范围内应用。
参考图3A和3B，示出了具有本发明范围内的变速器114的动力系110。除了倒档L和倒档H分别根据图2中的倒档2和倒档4的接合策略获得，并且爪形离合器D在档位4和9中只需接合在前进方向(DF)中以外，变速器114根据图2的接合策略操作，以获得图4中所输入元件128与输出元件132之间的变矩比和变矩比步长。通过在档位3之后接合C4、分离C3，并且保持C6接合可获得可选的第十前进档。
发动机12通过液力变矩器16由发动机轴20连接到变速器输出元件128。可应用液力变矩器锁止离合器30以将发动机输出轴20与输入元件128直接相连，绕过液力变矩器16的变矩比助力效果。液力变矩器16包括泵部分18、固定到变速器壳体124的导轮部分22和涡轮部分26。液力变矩器16如关于图1所述地操作。
变速器114包括主轴134、第一中间轴136和第二中间轴138。输入元件128与主轴134相连以共同旋转。齿轮140与主轴134相连以共同旋转，并且与齿轮142持续地互相啮合，而齿轮142与第一中间轴136相连以共同旋转。齿轮140和142可称为第一齿轮组，其为第一共面互相啮合的齿轮组，其共面特征由平面P1B表示。
齿轮144与主轴134相连以共同旋转，并且与齿轮146持续地啮合，而齿轮146与第二中间轴138相连以共同旋转。齿轮144和146称为第二齿轮组，其为第二共面互相啮合的齿轮组，其共面特征由平面P2B表示。齿轮152与第二中间轴138同心且可绕第二中间轴138旋转，并与齿轮156互相啮合，而齿轮156与主轴134同心且可绕主轴134旋转。齿轮152支撑在套轴153上，与套轴153一起旋转。齿轮156与齿轮160互相啮合，而齿轮160与第一中间轴136同心且可绕第一中间轴136旋转。齿轮156支撑在套轴180上，与套轴180一起旋转。齿轮152、156和160形成第三共面互相啮合的齿轮组，其共面特征由平面P3B表示。
图3B示出了变速器114的另一部分。变速器114包括倒档轴164，其具有与其相连以随其共同旋转的齿轮165和168。倒档轴164定位成使得齿轮165与齿轮156互相啮合且位于第三平面P3B内，并且使得齿轮168与齿轮167互相啮合，如图3B中所示。齿轮165称为倒档轴的第一齿轮。齿轮167与第一中间轴136同心，并且可绕第一中间轴136旋转。齿轮167和168形成第四共面互相啮合的齿轮组，其共面特征由平面P4B表示。倒档轴164偏离主轴134和第一中间轴136，为简便起见，单独在图3B中示出。
爪形离合器D100为双向爪形离合器，其可向图3A的左侧移动以连接齿轮167，使其与第一中间轴136共同旋转。当移向左侧时，爪形离合器D100根据图6中对于倒档L和倒档H的接合策略部分地建立图4中所示的倒档L和倒档H。爪形离合器100可向右移动以连接齿轮160，使其与套轴161共同旋转。
齿轮154与第二中间轴138同心且可绕第二中间轴138旋转，并持续地与齿轮158互相啮合，而齿轮158与主轴134同心且可绕主轴134旋转。齿轮154支撑在套轴155上，随套筒155一起旋转。齿轮158与齿轮162持续地互相啮合，而齿轮162与第一中间轴136同心且可绕第一中间轴136旋转。齿轮156和158支撑在套轴18上并随套轴180一起旋转。齿轮162支撑在套轴163上，随套轴163一起旋转。齿轮154、158和162形成第五共面互相啮合的齿轮组，其共面特征由平面P5B表示。
变速器114包括行星齿轮组170。行星齿轮组170包括中心齿轮元件172、齿圈元件174和可旋转地支撑多个小齿轮177的行星架元件176，其中小齿轮177布置成与中心齿轮元件172和齿圈元件174都互相啮合。
除了爪形离合器D100之外，变速器114还包括总共八个扭矩传递机构的另外七个扭矩传递机构。离合器C1可选择性地接合以将齿轮154与第二中间轴138连接以便共同旋转。离合器C2可选择性地接合以将齿轮152与第二中间轴138连接以便共同旋转。离合器C3可选择性地接合以将齿轮162与第一中间轴136连接以便共同旋转。离合器C4为旁路离合器，其可选择性地接合以将主轴134与中心齿轮元件172直接连接，绕过中间轴136和138。离合器C5可选择性地接合以将套轴161与第一中间轴136连接以便共同旋转。离合器C6可选择性地接合以将齿圈元件174固定到固定的变速器壳体124。离合器C7可选择性地接合以便通过套轴180和毂元件182将中心齿轮元件172和齿圈元件174与齿轮156和158都相连以共同旋转，由此锁止行星齿轮组170，使得它以及输出元件132以与齿轮156和158相同的速度旋转。
在图3A和3B的齿轮上利用下面的齿数可获得图4的变矩比和变矩比步长：齿轮140具有57齿；齿轮142具有55齿；齿轮144具有41齿；齿轮146具有59齿；齿轮167具有42齿；齿轮168具有47齿；齿轮165具有25齿；齿轮152具有48齿；齿轮156具有52齿；齿轮160具有59齿；齿轮154具有39齿；齿轮158具有59齿；齿轮162具有50齿；齿圈元件174具有85齿；和中心齿轮元件172具有35齿。本领域的技术人员应当清楚，产生其它变矩比、变矩比步长和总变矩比范围值的其它齿轮齿数也可在本发明的范围内应用。
如图3A中所示，各中间轴136和138包括布置在至多四个共面互相啮合齿轮组中的齿轮。第一中间轴136具有由平面P1B、P3B、P4B和P5B表示的四个共面互相啮合齿轮组中的齿轮。第二中间轴138具有由平面P2B、P3B和P5B表示的仅三个共面互相啮合齿轮组中的齿轮。因此，通过利用齿轮140和142的第一齿轮组、齿轮144和146的第二齿轮组以及行星齿轮组170，可使第一中间轴136和第二中间轴138所需的总长度最小。
参考图5，示出了具有本发明范围内的变速器214的动力系210。动力系210包括发动机12，该发动机12具有通过液力变矩器16连接到变速器214输入元件228的发动机轴20。可应用液力变矩器锁止离合器30以将发动机输出轴20与输入元件228直接相连，绕过液力变矩器16的变矩比助力效果。液力变矩器16包括泵部分18、固定到变速器壳体224的导轮部分22和涡轮部分26。液力变矩器16如关于图1所述地操作。
变速器214可操作，以根据本文所述的图6的接合策略，在输入元件228与变速器输出元件232之间提供如图6中真值表列举的变矩比所示的9个前进档和两个倒档。
输入元件228与主轴234相连以共同旋转。变速器214还包括第一中间轴236和第二中间轴238，这两个中间轴都与主轴234间隔开并与其平行。主轴234具有与其相连以共同旋转的齿轮240。齿轮240与齿轮142互相啮合，而齿轮242与第一中间轴236相连以共同旋转。齿轮240和242形成第一共面互相啮合的齿轮组，如平面P1C所示。齿轮240和242可称为第一齿轮组。
齿轮244还与主轴234相连以共同旋转。齿轮244与齿轮246持续地啮合，而齿轮246与第二中间轴238相连以共同旋转。齿轮244还与齿轮267互相啮合，而齿轮267与第一中间轴236同心且可绕第一中间轴236旋转。齿轮244、齿轮246和齿轮247形成第二共面互相啮合的齿轮组，如平面P2C所示。互相啮合的齿轮244、246和247可称为第二齿轮组。
齿轮248与第一中间轴236同心且可绕第一中间轴236旋转。齿轮248与齿轮250持续地互相啮合，而齿轮250支撑在套轴253上，以与第二中间轴238同心且可绕第二中间轴238旋转。中间轴236和238与主轴234布置成三角形形式，允许齿轮248和252互相啮合，而不与主轴234干涉。这在图5中由部分地以虚象显示位于主轴234后面的齿轮248来表示。
作为旋转离合器的反向扭矩传递机构CR与第一中间轴236同心，并支撑在第一中间轴236上以绕其旋转。离合器CR可选择性地接合以将齿轮267与齿轮248相连以便共同旋转。当离合器CR接合时，扭矩可通过第二齿轮组从主轴234传递到齿轮248。齿轮248与齿轮250形成第三共面互相啮合的齿轮组，如平面P3C所示。
变速器214还包括都与第二中间轴238同心且都可绕第二中间轴238旋转的齿轮252和齿轮254。齿轮252与齿轮256持续地互相啮合，而齿轮256与套轴280同心，且支撑在套轴180上以绕着主轴234共同旋转。类似地，齿轮254支撑在套轴255上且与其共同旋转，并且与齿轮258持续地啮合，齿轮258与套轴280同心并支撑在其上以绕主轴234共同旋转。齿轮256也与齿轮260持续地互相啮合，而齿轮260与套轴261同心，且支撑在套轴261上绕着第一中间轴236共同旋转。齿轮258也与齿轮262互相啮合，而齿轮262与套轴263同心，且支撑在套轴263上以绕着第一中间轴236共同旋转。齿轮252、齿轮256和齿轮260形成第四共面互相啮合的齿轮组，其共面特征如平面P4C所示。齿轮254、齿轮258和齿轮262形成第五共面互相啮合的齿轮组，如平面P5C所示。
变速器214还包括行星齿轮组270。行星齿轮组270包括中心齿轮元件272、齿圈元件274和可旋转地支撑多个小齿轮277的行星架元件276。小齿轮277与中心齿轮元件272和齿圈元件274都互相啮合。行星架元件276与输出元件232持续地相连。中心齿轮元件272通过套轴280和毂元件282与齿轮256和齿轮258都相连以共同旋转。
变速器214包括可根据图6真值表中接合策略接合以在输入元件228与输出元件232之间建立8个前进档和2个倒档的八个扭矩传递机构。除了扭矩传递机构离合器CR之外，还包括另七个扭矩传递机构C1、C2、C3、C4、C5、C6和C7。在档位3之后，通过接合C4、分离C3并保持C6接合，可建立可选的第十前进档。
C1为可选择性地接合以将齿轮252与第二中间轴238连接以便共同旋转的旋转离合器。C2为可选择性地接合以将齿轮254与第二中间轴238连接以便共同旋转的旋转离合器。C3为可选择性地接合以将齿轮260与第一中间轴236连接以便共同旋转的旋转离合器。C4为可选择性地接合以将主轴234与中心齿轮元件272连接以便共同旋转，从而绕过中间轴236和238的旋转离合器。C5为可选择性地接合以将齿轮262与第一中间轴236连接以便共同旋转的旋转离合器。扭矩传递机构C6为可选择性地接合以将齿圈元件274固定到变速器壳体224的制动器。C7为可选择性地接合的旋转离合器，以便通过连接套轴280从而将齿轮256和258都连接到齿圈元件274和中心齿轮元件272以锁止行星齿轮组270，使得中心齿轮元件272和齿圈元件274以相同的速度旋转，从而整个行星齿轮组270以及输出元件232以相同的速度旋转。
参考图6，根据其中所示的接合策略可获得9个前进档和2个倒档。这些数量的变矩比值通过下面的齿轮齿数获得：齿轮240具有57齿；齿轮242具有55齿；齿轮246具有59齿；齿轮244具有41齿；齿轮267具有70齿；齿轮250具有72齿；齿轮248具有75齿；齿轮252具有39齿；齿轮256具有59齿；齿轮260具有50齿；齿轮254具有48齿；齿轮258具有52齿；齿轮262具有59齿；齿圈元件274具有85齿；中心齿轮元件272具有35齿。本领域的技术人员应当清楚，产生其它变矩比、变矩比步长和总变矩比范围值的其它齿轮齿数也可在本发明的范围内应用。
中间轴236支撑仅布置在五个共面互相啮合齿轮组内的齿轮，中间轴238支撑仅布置在四个共面互相啮合齿轮组内的齿轮。例如，第一中间轴236支撑仅分别布置在由平面P1C、P2C、P3C、P4C和P5C表示的五个共面互相啮合齿轮组中的齿轮242、267、248、260和262。第二中间轴138支撑仅分别布置在由平面P2C、P3C、P4C和P5C表示的共面互相啮合齿轮组中的齿轮246、250、252和254。通过利用第一齿轮组和第二齿轮组提供变矩比变化，对于支撑在第一中间轴236和第二中间轴238上的各齿轮无需单独的离合器以提供9个前进档和2个倒档。
图7示出了具有本发明范围内的变速器314的动力系310的另一实施例。动力系310包括发动机12，该发动机12具有通过液力变矩器16连接到变速器314输入元件328的发动机轴20。可应用液力变矩锁止离合器30以将发动机输出轴20与输入元件228直接相连，绕过液力变矩器16的变矩比助力效果。液力变矩器16包括泵部分18、固定到变速器壳体124的导轮部分22和涡轮部分26。液力变矩器16如关于图1所述地操作。
输入元件328与主轴334相连。变速器314还包括第一中间轴336和第二中间轴338。这两个中间轴都与主轴334间隔开并基本上与其平行。变速器314可操作，以根据图6真值表中所示相同及这里所述的接合策略在输入元件328与输出元件332之间提供9个前进档(可选第十前进档)和2个倒档，虽然由于这里所述的齿轮齿数不同，所以得到的变矩比也不同。
齿轮340与主轴334相连以共同旋转，并且齿轮340与齿轮342持续地互相啮合，而齿轮342与第一中间轴336相连以共同旋转。齿轮340和342称为第一齿轮组，形成第一共面互相啮合的齿轮组，其共面特征由平面P1D表示。
齿轮344与主轴334相连以共同旋转，并且齿轮344与齿轮346持续地啮合，而齿轮346与第二中间轴338相连以共同旋转。齿轮344和齿轮346称为第二齿轮组，形成第二共面互相啮合的齿轮组，其共面特征由平面P2D表示。
齿轮348由套轴366支撑并随其一起旋转，使得齿轮348与第一中间轴336同心且绕第一中间轴336旋转。齿轮348与齿轮350互相啮合，而齿轮350与第二中间轴338相连以共同旋转。中间轴336和338与主轴334布置成三角形形式，允许齿轮348和350互相啮合，且不与主轴334干涉，如图7中部分地以虚象显示位于主轴334后面的齿轮348所示的。齿轮348与350形成第三共面互相啮合的齿轮组，其共面特征由平面P3D表示。
齿轮352支撑在套轴353上，使得其与第二中间轴338同心且可绕第二中间轴338旋转。齿轮354支撑在套轴355上，使得其与第二中间轴338同心且可绕第二中间轴338旋转。齿轮352与齿轮356持续地啮合，而齿轮356支撑在套轴380上，使得齿轮356与主轴334同心且可绕主轴334旋转。齿轮358也支撑在套轴380上，且与齿轮354持续地啮合。齿轮360支撑在套轴361上，使得其与第一中间轴336同心且可绕第一中间轴336旋转。齿轮360与齿轮356持续地啮合。齿轮352、齿轮356和齿轮360形成第四共面互相啮合的齿轮组，其共面特征由平面P4D表示。齿轮362支撑在套轴363上，使得其与第一中间轴336同心且绕第一中间轴336旋转。齿轮362与齿轮358持续地啮合。齿轮354、齿轮358和齿轮362形成第五共面互相啮合的齿轮组，其共面特征由平面P5D表示。
变速器314还包括行星齿轮组370。行星齿轮组370包括中心齿轮元件372、齿圈元件374和行星架元件376。行星架元件376可旋转地支撑与中心齿轮元件372和齿圈元件374都互相啮合的多个小齿轮377。中心齿轮元件372通过套轴380和毂元件382与齿轮356和齿轮358都相连以共同旋转。行星架元件376与输出元件332持续地相连。
变速器314包括八个扭矩传递机构。这八个扭矩传递机构之一为反向扭矩传递机构CR，其为支撑在套轴361之上，且可选择性地接合以将齿轮348与套轴361相连以便共同旋转的旋转离合器。当CR接合时，扭矩可从平面P3D中的第三组共面互相啮合的齿轮传递到平面P4D中的第四组共面互相啮合的齿轮。旋转离合器CR封装在第一中间轴336上第一组共面互相啮合的齿轮与第四组共面啮合的齿轮之间(即，平面P1D与P4D之间)的空间(该空间否则将为空)内。
除了反向扭矩传递机构CR之外，旋转离合器C1可选择性地接合以将齿轮352和套轴353与第二中间轴338相连以便共同旋转。旋转离合器C2可选择性地接合以将齿轮360和套轴361与第一中间轴336相连以便共同旋转。旋转离合器C3可选择性地接合以将齿轮354和套轴355与第二中间轴338相连以便共同旋转。离合器C4为旁路离合器，其可选择性地接合以将主轴334与中心齿轮元件372直接相连，绕过第一中间轴336和第二中间轴338。离合器C5为旋转离合器，其可选择性地接合以将套轴363和齿轮362与第一中间轴336相连以便共同旋转。扭矩传递机构C6为可选择性地接合以将齿圈元件374与变速器壳体324相连的制动器。旋转离合器C7称为锁止离合器，因为其可选择性地接合以将齿圈元件374与中心齿轮元件372相连以共同旋转，从而使整个行星齿轮组370和输出元件332以与套轴380和齿轮356和358相同的速度旋转。
如上面描述及图7所述，第一中间轴336支撑仅在由平面P1D、P2D、P4D和P5D表示的四个共面互相啮合齿轮组中的齿轮。第二中间轴338支撑仅在由平面P2D、P3D、P4D和P5D表示的四个共面互相啮合齿轮组中的齿轮。通过利用第一齿轮组(齿轮340和342)和第二齿轮组(齿轮344和346)提供变矩比，并通过利用行星齿轮组370，使得由中间轴336和338定位和支撑的离合器和齿轮的数目最少，从而允许中间轴336和338的总长度最小。
参考图8A和8B，示出了本发明范围内的变速器414的另一实施例。动力系410包括发动机12，该发动机12通过发动机轴22和液力变矩器16连接到变速器414的输入元件428。变速器414在输入元件428与输出元件432之间提供了9个前进档(及可选第十前进档)和2个倒档。如这里所述，根据图6的接合策略，但提供了在图9的图表中列举的变矩比和变矩比步长。可应用液力变矩锁止离合器30以将发动机输出轴20与输入元件428直接相连，绕过液力变矩器16的变矩比助力效果。液力变矩器16包括泵部分18、固定到变速器壳体124的导轮部分22和涡轮部分26。液力变矩器16如关于图1所述地操作。
变速器414分别包括主轴434、第一中间轴436和第二中间轴438，这两个中间轴都与主轴434间隔开并基本与其平行。齿轮440支撑在主轴434上以共同旋转，并且齿轮440与齿轮442互相啮合，而齿轮442由第一中间轴436支撑以共同旋转。齿轮440和442形成第一共面互相啮合的齿轮组，其共面特征由平面P1E表示。这里齿轮440和442称为第一齿轮组。齿轮444由主轴434支撑以共同旋转，并且齿轮444与齿轮446互相啮合，而齿轮446由第二中间轴438支撑以共同旋转。齿轮444和齿轮446形成第二共面互相啮合的齿轮组，其共面特征由平面P2E表示。这里齿轮444和齿轮446称为第二齿轮组。
齿轮452由套轴453支撑，使得其与第二中间轴438同心且绕第二中间轴438旋转。齿轮454由套轴455支撑，使得其与第二中间轴438同心且绕第二中间轴438旋转。齿轮452与齿轮456持续地相互啮合，而齿轮456由套轴480支撑，使得其与主轴434同心且绕主轴434旋转。齿轮454与齿轮458持续地互相啮合，而齿轮458也由套轴480支撑以旋转，使得齿轮458与主轴434同心且绕主轴434旋转。齿轮456与齿轮460持续地相互啮合，而齿轮460由套轴461支撑以旋转，使得齿轮460与第一中间轴436同心且绕第一中间轴436旋转。齿轮458与齿轮462持续地相互啮合以旋转，而齿轮462由套轴463支撑以旋转，使得齿轮462与第一中间轴436同心且绕第一中间轴436旋转。齿轮452、456和460部分地形成第三共面互相啮合的齿轮组，其共面特征由平面P3E表示。
套轴466上支撑有另外的齿轮467以旋转，使得齿轮467与第一中间轴436同心且绕第一中间轴436旋转。参考图8B，具有称为倒档轴的轴464的反向齿轮组从主轴434和中间轴436和438偏移开。倒档轴464支撑齿轮468以及齿轮465以共同旋转。倒档轴464定位成使得齿轮468与齿轮467持续地互相啮合，并且齿轮465与齿轮456持续地互相啮合，如图8B中所示。变速器414包括八个扭矩传递机构。这八个扭矩传递机构之一为反向扭矩传递机构CR，其为可选择性地接合以将套轴466和齿轮467与第一中间轴436相连以便共同旋转。当CR接合时，扭矩可从布置在平面P1E中的第一共面互相啮合的齿轮组(即齿轮440和442)，通过齿轮467到支撑在倒档轴464上的齿轮(即齿轮468和465)，传递到布置在平面P3E中的第三共面互相啮合齿轮组中的齿轮456。这样，扭矩可从第一共面互相啮合的齿轮组传递到第三共面互相啮合的齿轮组。齿轮467和齿轮468形成第四共面互相啮合的齿轮组，其共面特征由平面P4E表示。齿轮465部分地形成在平面P3E中对齐的第三共面相互啮合的齿轮组。齿轮454、458和462形成第五共面互相啮合的齿轮组，其共面特征由平面P5E表示。
变速器414还包括行星齿轮组470。行星齿轮组470包括中心齿轮元件472、齿圈元件474和可旋转地支撑与中心齿轮元件472和齿圈元件474都互相啮合的多个小齿轮477的行星架元件476。中心齿轮元件472通过套轴480和毂元件482与齿轮456和齿轮458都相连以共同旋转。行星架元件476与输出元件432持续地相连。
除了反向扭矩传递机构CR之外，变速器414还包括另七个扭矩传递机构。旋转离合器C1支撑在第二中间轴438上，并可选择性地接合以将齿轮452和套轴453与第二中间轴438相连以便共同旋转。另外，旋转离合器C2支撑在第二中间轴438上，并可选择性地接合以将齿轮454和套轴455与第二中间轴438相连以便共同旋转。旋转离合器C5支撑在第一中间轴436上，并可选择性地接合以将齿轮462和套轴463与第一中间轴436相连以便共同旋转。离合器C3支撑在第一中间轴436上，并可选择性地接合以将齿轮460和套轴461与第一中间轴436相连以便共同旋转。旋转离合器C4可称为旁路扭矩传递机构，其可选择性地接合以将主轴434与中心齿轮元件472直接相连，绕过第一中间轴436和第二中间轴438。扭矩传递机构C6为可选择性地接合以将齿圈元件474固定到变速器壳体424的制动器。旋转离合器C7这里称为锁止离合器，因为其可选择性地接合以将中心齿轮元件472与齿圈元件474以及套轴480和齿轮456和454相连以共同旋转。因为齿圈元件474与中心齿轮元件472以相同的速度旋转，所以整个行星齿轮组470以相同的速度旋转，称为“锁止”。因此输出元件432也以与套轴480相同的速度旋转。
如图8A和8B所述及上面描述，第一中间轴436支撑仅在由平面P1E、P3E、P4E和P5E表示的四个共面互相啮合齿轮组中的齿轮。第二中间轴438支撑仅在由平面P2E、P3E和P5E表示的三个共面互相啮合齿轮组中的齿轮。因为第一齿轮组即齿轮440和442与第二齿轮组即齿轮444和446分别用来提供变矩比变化，并且可利用行星齿轮组470提供更多的变矩比范围，所以使得由第一、第二中间轴436和438上所需的离合器和齿轮的数目最少，使中间轴436和438的总长度最小。
图9中所示的变矩比和变矩比步长利用下面的齿轮齿数获得：齿轮440具有57齿；齿轮442具有55齿；齿轮444具有41齿；齿轮446具有59齿；齿轮452具有39齿；齿轮454具有48齿；齿轮456具有59齿；齿轮458具有52齿；齿轮460具有50齿；齿轮462具有59齿；齿轮465具有34齿；齿轮467具有35齿；齿轮468具有45齿；齿圈元件474具有85齿；中心齿轮元件472具有35齿。
参考图10A和10B，示出了具有本发明范围内的变速器514的动力系510的另一实施例。动力系510包括发动机12，该发动机12通过液力变矩器16将发动机轴20连接到变速器514的输入元件528。可应用液力变矩锁止离合器30以将发动机输出轴20与输入元件528直接相连，绕过液力变矩器16的变矩比助力效果。液力变矩器16包括泵部分18、固定到变速器壳体524的导轮部分22和涡轮部分26。液力变矩器16如关于图1所述地操作。变速器514可操作以根据图6及这里所述的接合策略提供9个前进档(及可选第十前进档)和2个倒档，但由于这时提供的齿轮齿数不同，所以提供了不同的变矩比。本领域的技术人员会容易地理解怎样计算使用这里提供的齿轮齿数获得的变矩比和变矩比。
变速器514分别包括主轴534、第一中间轴536和第二中间轴538，这两个中间轴都与主轴534间隔开并且通常与其平行。齿轮540由主轴534支撑以共同旋转，并且齿轮540与齿轮542持续互相啮合，而齿轮542由第一中间轴536支撑以共同旋转。齿轮540和542部分地形成第一共面互相啮合的齿轮组，其共面特征由平面P1F表示。这里齿轮540和542称为第一齿轮组。齿轮544由主轴534支撑以共同旋转。齿轮544与齿轮546持续地互相啮合，而齿轮546由第二中间轴538支撑以共同旋转。这里齿轮544和齿轮546称为第二齿轮组。齿轮544和齿轮546形成第二共面互相啮合的齿轮组，其共面特征由平面P2F表示。齿轮552支撑在套轴553上，使得其与第二中间轴538同心且绕第二中间轴538旋转。齿轮552与齿轮556持续地相互啮合，而齿轮556由套轴580支撑，使得其与主轴534同心且绕主轴534旋转。齿轮556与齿轮560持续地互相啮合，而齿轮560支撑在套轴561上，使得齿轮560与第一中间轴536同心且绕第一中间轴536旋转。齿轮552、齿轮556和齿轮560部分地形成第三共面互相啮合的齿轮组，其共面特征由平面P3F表示。
齿轮554支撑在套轴555上以旋转，使得齿轮554与第二中间轴538同心且绕第一中间轴538旋转。齿轮554与齿轮558持续地互相啮合，而齿轮558由套轴580支撑以共同旋转，使得其与主轴534同心且绕主轴534旋转。齿轮558与齿轮562持续地互相啮合，而齿轮562支撑在套轴563上，使得其与第一中间轴536同心且绕第一中心轴536旋转。齿轮554、齿轮558和齿轮562形成第四共面互相啮合的齿轮组，其共面特征由平面P4F表示。
参考图10B，倒档轴564位于与主轴534和中间轴536和538不同的平面内。倒档轴564具有支撑在其上以共同旋转的齿轮568。齿轮565由套轴566支撑，使得其与倒档轴564同轴且绕倒档轴564旋转。倒档轴564定位成使得齿轮568与齿轮540持续地互相啮合，并且齿轮568为由平面P1F表示共面特征的第一共面互相啮合的齿轮组的一部分。另外，齿轮567与齿轮565持续地互相啮合，并且定位成与齿轮556互相啮合。因此，齿轮565和齿轮567都部分地形成第三共面互相啮合的齿轮组，其共面特征由平面P3F表示。
变速器514包括八个扭矩传递机构，这八个扭矩传递机构包括反向扭矩传递机构CR，其为支撑在套轴566上并可选择性地接合以将齿轮565和套轴566与倒档轴564相连以便共同旋转的旋转离合器。离合器CR的选择性接合使平面P1F中第一共面互相啮合齿轮组的齿轮540的扭矩能够传递到平面P3F中第三共面互相啮合齿轮组的齿轮556。
再参考图10A，变速器514还包括行星齿轮组570。行星齿轮组570包括中心齿轮元件572、齿圈元件574和可旋转地支撑与中心齿轮元件572和齿圈元件574都互相啮合的多个小齿轮577的行星架元件576。中心齿轮元件572通过套轴580和毂元件582与齿轮556和齿轮558都持续相连以共同旋转。行星架元件576与输出元件532持续地相连。
除了反向离合器CR之外，变速器514还包括由第二中间轴538支撑的旋转离合器C1，其可选择性地接合以将齿轮554和套轴555与第二中间轴538相连以便共同旋转。变速器514还包括支撑在第一中间轴536上的旋转离合器C2，其可选择性地接合以将齿轮562和套轴563与第一中间轴536相连以便共同旋转。旋转离合器C3支撑在第二中间轴538上，并可选择性地接合以将齿轮552和套轴553与第二中间轴538相连以便共同旋转。旋转离合器C4这里称为旁路离合器，其可选择性地接合以将主轴534与中心齿轮元件572直接相连，从而分别绕过第一中间轴536和第二中间轴538。旋转离合器C5支撑在第一中间轴536上，并可选择性地接合以将齿轮560和套轴561与第一中间轴536相连以便共同旋转。扭矩传递机构C6为可选择性地接合以将齿圈元件574固定到变速器壳体524的制动器。旋转离合器C7这里称为锁止离合器，因为其可选择性地接合以将中心齿轮元件572和齿圈元件574与齿轮556和554及套轴580相连以共同旋转。因为齿圈元件574与中心齿轮元件572以相同的速度旋转，所以整个行星齿轮组570和输出元件532也以与套轴580相同的速度旋转。
如图10A和10B所述及上面描述，第一中间轴536支撑仅在由平面P1F、P3F和P4F表示的三个共面互相啮合齿轮组中的齿轮。第二中间轴538支撑仅在由平面P2F、P3F和P4F表示的三个共面互相啮合齿轮组中的齿轮。因此，通过利用第一和第二齿轮组，即第一齿轮组(齿轮540和542)与第二齿轮组(齿轮544和546)来提供变矩比变化，并且通过设置行星齿轮组570以提供变矩比变化，在各中间轴536和538上只需两个旋转离合器就可提供9个前进档(及可选第十前进档)和2个倒档。
变速器514根据图6的接合策略操作，但是根据下面的齿轮齿数提供不同的变矩比和变矩比步长：齿轮540具有54齿；齿轮542具有44齿；齿轮544具有48齿；齿轮546具有53齿；齿轮552具有48齿；齿轮556具有50齿；齿轮560具有48齿；齿轮554具有34齿；齿轮558具有66齿；齿轮562具有34齿；齿轮568具有58齿；齿轮565具有34齿；齿轮567为惰轮，可具有任意数目的齿数，不会影响变矩比；齿圈元件574具有85齿；中心齿轮元件572具有35齿。本领域的技术人员应当清楚，产生其它变矩比、变矩比步长和总变矩比范围值的其它齿轮齿数也可在本发明的范围内应用。
图11A和11B示出了本发明范围内的变速器614的另一实施例。动力系610包括发动机12，该发动机12具有通过液力变矩器16连接到变速器614输入元件628的发动机输出轴20。变速器614可操作以根据图6真值表中的接合策略提供至少9个前进档(及可选第十前进档)和2个倒档，但根据下述齿轮齿数具有不同的数值和不同的变矩比步长。可应用液力变矩锁止离合器30以将发动机输出轴20与输入元件628直接相连，绕过液力变矩器16的变矩比助力效果。液力变矩器16包括泵部分18、固定到变速器壳体124的导轮部分22和涡轮部分26。液力变矩器16如关于图1所述地操作。
变速器614分别包括主轴634、第一中间轴636和第二中间轴638，这两个中间轴都与主轴634间隔开并且基本与其平行。齿轮644与主轴634相连以共同旋转，并且齿轮644与齿轮646持续地互相啮合，而齿轮646与第二中间轴638相连以共同旋转。齿轮644和646部分地形成第二共面互相啮合的齿轮组，其共面特征由平面P2G表示。这里齿轮644和646称为第二齿轮组。
齿轮640由主轴634支撑以共同旋转。齿轮640与齿轮642持续地互相啮合，而齿轮642由第一中间轴636支撑以共同旋转。这里齿轮640和齿轮642称为第一齿轮组。齿轮640和齿轮642形成第一共面互相啮合的齿轮组，其共面特征由平面P1G表示。
齿轮652由套轴653支撑，使得其与第二中间轴638同心且绕第二中间轴638旋转。齿轮652与齿轮656持续地相互啮合，而齿轮656由套轴680支撑，使得其与主轴634同心且绕主轴634旋转。齿轮656与齿轮652持续地互相啮合。齿轮656与齿轮660持续地啮合，而齿轮660支撑在套轴661上，使得齿轮660与第一中间轴636同心且绕第一中间轴636旋转。齿轮652、齿轮656和齿轮660部分地形成第三共面互相啮合的齿轮组，其共面特征由平面P3G表示。
齿轮654由套轴655支撑，使得齿轮654与第二中间轴638同心且绕第一中间轴638旋转。齿轮654与齿轮658持续地互相啮合，而齿轮658由套轴680支撑，使得其与主轴634同心且绕主轴634旋转。齿轮658与齿轮662持续地互相啮合，而齿轮662由套轴663支撑，使得其与第一中间轴636同心且绕第一中心轴636旋转。齿轮654、齿轮658和齿轮662形成第四共面互相啮合的齿轮组，其共面特征由平面P4G表示。
参考图11B，变速器614还包括与主轴634和中间轴636和638偏移开的倒档轴664。齿轮668由倒档轴664支撑以共同旋转。倒档轴664定位成使得齿轮668与齿轮646持续地互相啮合，并且部分地形成第二共面互相啮合的齿轮组。齿轮665支撑在套轴666上，使得其与倒档轴664同心且可绕倒档轴664旋转。齿轮665与齿轮656持续地啮合，并部分地形成第三共面互相啮合的齿轮组。
变速器614包括八个扭矩传递机构，这八个扭矩传递机构包括反向扭矩传递机构旋转离合器CR，其可选择性地接合以将齿轮665和套轴666与倒档轴664相连以便共同旋转。离合器CR的接合使第二共面互相啮合齿轮组的齿轮646的扭矩通过倒档轴664和齿轮668和665，能够传递到第三共面互相啮合齿轮组的齿轮656。
参考图11A，变速器614包括行星齿轮组670，该行星齿轮组670具有中心齿轮元件672、齿圈元件674和可旋转地支撑与中心齿轮元件672和齿圈元件674都持续互相啮合的多个小齿轮677的行星架元件676。行星架元件676与输出元件632持续地相连。齿轮656和齿轮658通过套轴680和毂元件682与中心齿轮元件672相连以共同旋转。
除了反向扭矩传递机构离合器CR之外，变速器614还包括由第二中间轴638支撑的旋转离合器C1，其可选择性地接合以将齿轮652和套轴653与第二中间轴638相连以便共同旋转。旋转离合器C2支撑在第一中间轴636上，并可选择性地接合以将齿轮660和套轴661与第一中间轴636相连以便共同旋转。旋转离合器C3支撑在第二中间轴638上，并可选择性地接合以将齿轮654和套轴655与第二中间轴638相连以便共同旋转。旋转离合器C4这里称为旁路离合器，其可选择性地接合以将主轴634与中心齿轮元件672直接相连，从而分别绕过第一中间轴636和第二中间轴638。旋转离合器C5支撑在第一中间轴636上，并可选择性地接合以将齿轮662和套轴663与第一中间轴636相连以便共同旋转。扭矩传递机构C6为可选择性地接合以将齿圈元件674固定到变速器壳体624的制动器。旋转离合器C7这里称为锁止离合器，其可选择性地接合以将齿圈元件674与中心齿轮元件672相连以共同旋转，从而使整个行星齿轮组670和输出元件632以与齿轮656、658和套轴680相同的速度旋转。
如图11A和11B所述及上面描述，第一中间轴636支撑仅在由平面P1G、P3G和P4G表示的三个共面互相啮合齿轮组中的齿轮。第二中间轴638支撑仅在由平面P2G、P3G和P4G表示的三个共面互相啮合齿轮组中的齿轮。通过利用第一齿轮组(齿轮640和642)与第二齿轮组(齿轮644和646)来提供变矩比变化，并且通过设置提供变矩比变化的行星齿轮组670，在各中间轴636和638上只需两个旋转离合器，使中间轴636、638的总长度最小。
图11A和11B的变速器614根据图6真值表的接合策略操作，但是根据下面的齿轮齿数提供了数值不同的变矩比、速比和变矩比步长：齿轮640具有54齿；齿轮642具有44齿；齿轮644具有48齿；齿轮646具有53齿；齿轮652具有34齿；齿轮654具有48齿；齿轮656具有66齿；齿轮658具有50齿；齿轮660具有34齿；齿轮662具有48齿；齿轮668具有48齿；齿轮665具有35齿；齿圈元件674具有85齿；中心齿轮元件672具有35齿。本领域的技术人员应当清楚，产生其它变矩比、变矩比步长和总变矩比范围值的其它齿轮齿数也可在本发明的范围内应用。本文所述的各变速器实施例的特征在于没有双输入离合器和双输出离合器。本领域的技术人员应当容易地理解，“双输入离合器”为传统中间轴变速器中将扭矩交替地传递到两个中间轴的交替性选择性接合离合器。类似地，“双输出离合器”为支撑在传统中间轴变速器两个中间轴上的交替性选择性接合离合器，其交替地接合，以将各中间轴的扭矩传递到输出元件。
尽管已经详细描述了实现本发明的最佳模式，但是本发明所属领域的技术人员应当认识到在所附权利要求的范围内实现本发明的各种可选设计和实施方式。

Claims (19)

1.一种变速器，包括：
输入元件；
输出元件；
主轴，其可操作地与所述输入元件连接；
第一中间轴和第二中间轴，各中间轴与所述主轴间隔开并且与所述主轴基本上平行；
多个齿轮，用于在所述主轴、第一中间轴和第二中间轴之间传递扭矩，并形成不同共面互相啮合的齿轮组；其中各所述中间轴具有不同的与其同心的所述互相啮合的齿轮，并且这些互相啮合的齿轮部分地形成不超过四个所述共面互相啮合的齿轮组；其中所述共面互相啮合的齿轮组包括：
第一齿轮组，形成第一所述共面互相啮合的齿轮组，以将所
述主轴的扭矩传递到所述第一中间轴；以及
第二齿轮组，形成第二所述共面互相啮合的齿轮组，以将所述主轴的扭矩传递到所述第二中间轴；
行星齿轮组，可操作地连接在所述输入元件与所述输出元件之间；其中所有的所述共面互相啮合的齿轮组都在所述输入元件与所述行星齿轮组之间轴向间隔开；以及
八个扭矩传递机构，其选择性地接合以在所述输入元件与所述输出元件之间至少部分地建立至少九个前进档和至少一个倒档。
2.如权利要求1所述的变速器，其中所述多个齿轮包括用来在所述中间轴之间传递扭矩的与所述第一中间轴同心的第一齿轮和与所述第二中间轴同心的第二齿轮；其中所述第一齿轮与第二齿轮至少部分地形成第三所述共面互相啮合的齿轮组；其中所述第一齿轮组与第二齿轮组在所述输入元件与所述第三共面互相啮合的齿轮组之间轴向地间隔开；并且
其中所述八个扭矩传递机构之一为反向扭矩传递机构，其选择性地接合，以通过将扭矩从所述齿轮组之一传递到至少部分地形成所述第三共面互相啮合的齿轮组的所述齿轮之一而至少部分地建立所述倒档。
3.如权利要求2所述的变速器，其中所述反向扭矩传递机构为与所述第一中间轴同心并由所述第一中间轴支撑的双向爪形离合器，其可沿一个方向移动以部分地建立所述倒档，并可沿相反方向移动以至少部分地建立所述九个前进档。
4.如权利要求3所述的变速器，还包括：
倒档轴；
与所述倒档轴相连以共同旋转，并且部分地形成所述第三共面互相啮合的齿轮组的第一齿轮；
与所述倒档轴相连以共同旋转的第二齿轮；
与所述第一中间轴同心并与同所述倒档轴相连以共同旋转的所述第二齿轮互相啮合的另一个齿轮，其中通过接合所述反向扭矩传递机构，可通过所述倒档轴传递扭矩。
5.如权利要求2所述的变速器，其中与所述第一中间轴同心的所述第一齿轮同与所述第二中间轴同心的所述第二齿轮彼此持续地互相啮合。
6.如权利要求2所述的变速器，还包括：
倒档轴，其中所述反向扭矩传递机构为与所述倒档轴同心的旋转离合器；以及
与所述倒档轴同心，并且部分地形成所述第一共面互相啮合的齿轮组和所述第三共面互相啮合的齿轮组的齿轮。
7.如权利要求2所述的变速器，其中所述反向扭矩传递机构为与所述第一中间轴同心的旋转离合器。
8.如权利要求7所述的变速器，还包括：
倒档轴；
第一齿轮，与所述倒档轴相连以共同旋转，并且部分地形成所述第三共面互相啮合的齿轮组；
第二齿轮，与所述倒档轴相连以共同旋转；
与所述第一中间轴同心并与同所述倒档轴相连以共同旋转的所述第二齿轮互相啮合的另一个齿轮；其中通过接合所述反向扭矩传递机构，可通过所述倒档轴传递扭矩。
9.如权利要求1所述的变速器，其中所述变速器的特征在于没有双输入离合器和没有双输出离合器。
10.如权利要求1所述的变速器，其中所述另八个扭矩传递机构包括这样的四个扭矩传递机构，该四个扭矩传递机构每个都为连接到所述中间轴之一并且与该中间轴同心，以及可选择性地接合以将与该中间轴同心的所述齿轮中不同的一个与该中间轴连接以便旋转的旋转离合器。
11.如权利要求1所述的变速器，其中所述另八个扭矩传递机构包括旁路扭矩传递机构，其可选择性地接合以将所述输入元件的扭矩直接传递到所述行星齿轮组，从而绕过所述中间轴。
12.如权利要求1所述的变速器，其中所述行星齿轮组包括齿圈元件、行星架元件和中心齿轮元件；其中所述另八个扭矩传递机构包括制动器，其可选择性地接合以将所述齿圈元件固定到固定元件。
13.如权利要求1所述的变速器，其中所述行星齿轮组包括齿圈元件、行星架元件和中心齿轮元件；其中所述另八个扭矩传递机构包括锁止扭矩传递机构，其可选择性地接合以将所述行星齿轮组的任意两个所述元件连接以便共同旋转。
14.一种变速器，包括：
输入元件；
输出元件；
主轴，其可操作地与所述输入元件连接；
第一中间轴和第二中间轴，各中间轴与所述主轴间隔开并且与所述主轴基本上平行；
多个齿轮，只布置在五个共面互相啮合的齿轮组中，各所述齿轮与所述主轴、所述第一中间轴和所述第二中间轴之一同心；
行星齿轮组，可操作地连接到所述齿轮的至少一部分，并且直接地连接到所述输出元件；以及
八个扭矩传递机构，其选择性地接合以在所述输入元件与所述输出元件之间建立至少九个前进档。
15.如权利要求14所述的变速器，其中所述扭矩传递机构之一为爪形离合器，其可移动以将所述齿轮之一与所述第一中间轴相连以共同旋转，以便部分地建立倒档。
16.如权利要求14所述的变速器，其中所述变速器的特征在于没有单独的倒档轴和没有惰轮。
17.一种变速器，包括：
输入元件；
输出元件；
主轴，其可操作地与所述输入元件连接；
第一中间轴和第二中间轴，各中间轴与所述主轴间隔开并且与所述主轴基本上平行；
多个齿轮，形成不同的共面互相啮合的齿轮组，各所述齿轮与所述主轴、所述第一中间轴和所述第二中间轴之一同心，其中与所述第一中间轴同心的所述齿轮形成不超过四个所述共面互相啮合的齿轮组；其中与所述第二中间轴同心的所述齿轮形成不超过四个所述共面互相啮合的齿轮组；
行星齿轮组，可操作地连接到至少部分所述齿轮，并且直接地连接到所述输出元件；以及
八个扭矩传递机构，其选择性地接合以在所述输入元件与所述输出元件之间建立至少九个前进档。
18.如权利要求17所述的变速器，其中所述八个扭矩传递机构包括四个旋转离合器；其中与所述第一中间轴同心的所述齿轮包括通过所述四个旋转离合器中的两个可选择性地与所述第一中间轴连接以共同旋转的两个齿轮；并且其中与所述第二中间轴同心的所述齿轮包括通过所述四个旋转离合器中的另两个可选择性地与所述第二中间轴连接以共同旋转的两个齿轮。
19.如权利要求18所述的变速器，其中所述八个扭矩传递机构之一为与所述第一中间轴同心的爪形离合器，其可沿一个方向移动以部分地建立倒档，并可沿另一个方向移动以至少部分地建立至少九个前进档；并且其中所述中间轴的特征在于没有任何另外的扭矩传递机构。
CN200710137077.3A 2006-07-24 2007-07-24 具有行星齿轮组的多档中间轴变速器 Active CN101113775B (zh)

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
US11/459400 2006-07-24
US11/459,400 US7470206B2 (en) 2006-07-24 2006-07-24 Multi-speed countershaft transmission with a planetary gear set

Publications (2)

Publication Number Publication Date
CN101113775A true CN101113775A (zh) 2008-01-30
CN101113775B CN101113775B (zh) 2010-09-01

Family

ID=38955053

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CN200710137077.3A Active CN101113775B (zh) 2006-07-24 2007-07-24 具有行星齿轮组的多档中间轴变速器

Country Status (3)

Country Link
US (1) US7470206B2 (zh)
CN (1) CN101113775B (zh)
DE (1) DE102007033727B4 (zh)

Cited By (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN101230899B (zh) * 2007-01-25 2010-10-27 通用汽车公司 带行星齿轮组的多速中间轴变速器和方法
CN102720810A (zh) * 2011-03-30 2012-10-10 比亚迪股份有限公司 自动变速器、包含该自动变速器的车辆及其换挡方法
CN102758885A (zh) * 2011-04-27 2012-10-31 通用汽车环球科技运作有限责任公司 双离合器多速变速器
CN110114595A (zh) * 2016-12-22 2019-08-09 戴姆勒股份公司 组变速器装置
CN111033086A (zh) * 2017-08-16 2020-04-17 戴姆勒股份公司 成组变速器装置
CN111527320A (zh) * 2017-10-26 2020-08-11 舍弗勒技术股份两合公司 用于进行同步的设备和方法

Families Citing this family (34)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102005046894A1 (de) * 2005-09-30 2007-05-03 Zf Friedrichshafen Ag Automatisiertes Kfz-Schaltgetriebe und Verfahren zur Schaltsteuerung eines automatisierten Kfz-Schaltgetriebes
US8051735B2 (en) * 2007-05-17 2011-11-08 Dalmler AG Automated shift transmission
US7846055B2 (en) * 2008-02-08 2010-12-07 Gm Global Technology Operations, Inc. Multi-speed split dual clutch transmission
US7837589B2 (en) * 2008-02-08 2010-11-23 Gm Global Technology Operations, Inc. Multi-speed split dual clutch transmission
US7798931B2 (en) * 2008-02-08 2010-09-21 David Earl Earhart Multi-speed split dual clutch transmission
US8142322B2 (en) 2008-05-01 2012-03-27 Allison Transmission, Inc. Transmission with hydraulically actuated splined clutch
DE102008002750A1 (de) * 2008-06-30 2009-12-31 Zf Friedrichshafen Ag Mehrgruppengetriebe eines Kraftfahrzeuges
US8075437B2 (en) 2008-07-30 2011-12-13 Allison Transmission, Inc. Gear assembly for multi-speed countershaft transmission
US8827858B2 (en) * 2008-07-30 2014-09-09 Allison Transmission, Inc. Gear assembly for multi-speed countershaft transmission
US8439804B2 (en) * 2008-10-28 2013-05-14 Allison Transmission, Inc. Electro-hydraulic control including blocking features for multi-speed automatic transmission
US20100248884A1 (en) * 2009-03-31 2010-09-30 Richard Tremblay Transmission for an Electrically Powered Vehicle
JP4720928B2 (ja) * 2009-03-31 2011-07-13 マツダ株式会社 手動変速機
US8443686B2 (en) * 2009-05-12 2013-05-21 GM Global Technology Operations LLC Seven speed dual clutch transmission
US8313408B1 (en) 2009-08-11 2012-11-20 Hydro-Gear Limited Partnership Drive assembly
RU2010112594A (ru) * 2010-03-31 2011-12-10 Джи Эм Глоубал Текнолоджи Оперейшнз, Инк. (Us) Многоступенчатая трансмиссия (варианты)
CN102207174B (zh) * 2010-03-31 2014-04-09 通用汽车环球科技运作有限责任公司 具有行星和副轴齿轮的多速变速器
FR2965803A1 (fr) * 2010-10-11 2012-04-13 Michel Chenon Cabestan comprenant des moyens d'evaluation de la tension d'un bout enroule autour et des moyens de selection automatique d'au moins une vitesse en fonction de ladite tension.
CN103201539B (zh) 2010-11-12 2015-11-25 艾里逊变速箱公司 自动动力换档变速箱中的双重过渡换档控制
DE102011006083B4 (de) * 2011-03-25 2020-03-12 Zf Friedrichshafen Ag Doppelkupplungsgetriebe
US8668616B2 (en) 2011-04-01 2014-03-11 GM Global Technology Operations LLC Nine speed dual clutch transmission
US8534150B2 (en) 2011-04-27 2013-09-17 GM Global Technology Operations LLC Dual clutch multi-speed transmission
DE102011076390A1 (de) * 2011-05-24 2012-11-29 Zf Friedrichshafen Ag Parallelschaltgetriebe eines Kraftfahrzeuges
JP5095849B1 (ja) * 2011-08-23 2012-12-12 株式会社小松製作所 作業車両用トランスミッション
JP5087162B1 (ja) * 2011-08-30 2012-11-28 株式会社小松製作所 作業車両用トランスミッション
GB201213466D0 (en) 2012-07-27 2012-09-12 Mclaren Automotive Ltd Gearbox
US9022891B2 (en) * 2012-11-08 2015-05-05 Gm Global Technology Operations, Llc Triple clutch multi-speed transmission
RU2581954C1 (ru) * 2014-12-22 2016-04-20 Владимир Александрович Никитин Планетарная коробка передач
US11148820B1 (en) * 2018-02-19 2021-10-19 Parallel Flight Technologies, Inc. System defining a hybrid power unit for thrust generation in an aerial vehicle and method for controlling the same
US20190256202A1 (en) 2018-02-19 2019-08-22 Parallel Flight Technologies, Inc. Method and apparatus for lifting a payload
JP2019158075A (ja) * 2018-03-15 2019-09-19 トヨタ自動車株式会社 自動変速機
CN110873163A (zh) * 2018-08-31 2020-03-10 通用汽车环球科技运作有限责任公司 电动车辆的动力传动系统
DE102019007129B4 (de) 2019-10-14 2021-09-23 Daimler Ag Gruppengetriebevorrichtung, insbesondere Splitgetriebe
EP4267464A1 (en) 2020-12-28 2023-11-01 Parallel Flight Technologies, Inc. System defining a hybrid power unit for thrust generation in an aerial vehicle and method for controlling the same
DE102021212363B3 (de) 2021-11-03 2022-10-20 Zf Friedrichshafen Ag Lastschaltgetriebe eines Kraftfahrzeugs

Family Cites Families (12)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3654822A (en) * 1970-05-01 1972-04-11 White Motor Corp Multiple countershafts transmission
DE2819124A1 (de) * 1978-04-29 1979-11-08 Klaue Hermann Kupplungsschaltgetriebe, insbesondere fuer schwere nutzfahrzeuge
DE2842943A1 (de) * 1978-10-02 1980-04-10 Klaue Hermann Vielstufiges kupplungs-schaltgetriebe, insbesondere fuer nutzfahrzeuge
US4549443A (en) * 1983-12-07 1985-10-29 Twin Disc, Incorporated Multi-speed reversible transmission of countershaft construction
USRE33126E (en) * 1985-10-18 1989-12-12 Gear assisted continuously variable transmission
US5823051A (en) * 1997-05-05 1998-10-20 General Motors Corporation Multi-speed power transmission
DE19741440A1 (de) * 1997-09-19 1999-04-15 Bayerische Motoren Werke Ag Wechselgetriebe
DE19831293A1 (de) * 1998-07-13 2000-01-20 Zahnradfabrik Friedrichshafen Getriebesystem
DE10133629A1 (de) * 2001-07-15 2003-01-30 Richard Boisch Modulare Lastschaltgetriebe
DE10228501B4 (de) * 2002-06-21 2008-10-16 Getrag Innovations Gmbh Automatisches Wechselgetriebe
DE102004046074A1 (de) * 2004-09-23 2006-04-13 Daimlerchrysler Ag Fahrzeuggetriebe mit Vorgelegebauart mit Leistungsverzweigung
US7297085B2 (en) * 2005-10-27 2007-11-20 General Motors Corporation Three mode, multi-speed transmission

Cited By (10)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN101230899B (zh) * 2007-01-25 2010-10-27 通用汽车公司 带行星齿轮组的多速中间轴变速器和方法
CN102720810A (zh) * 2011-03-30 2012-10-10 比亚迪股份有限公司 自动变速器、包含该自动变速器的车辆及其换挡方法
CN102720810B (zh) * 2011-03-30 2016-03-02 比亚迪股份有限公司 自动变速器、包含该自动变速器的车辆及其换挡方法
CN102758885A (zh) * 2011-04-27 2012-10-31 通用汽车环球科技运作有限责任公司 双离合器多速变速器
CN102758885B (zh) * 2011-04-27 2015-06-17 通用汽车环球科技运作有限责任公司 双离合器多速变速器
CN110114595A (zh) * 2016-12-22 2019-08-09 戴姆勒股份公司 组变速器装置
CN110114595B (zh) * 2016-12-22 2022-07-08 戴姆勒卡车股份公司 组变速器装置
CN111033086A (zh) * 2017-08-16 2020-04-17 戴姆勒股份公司 成组变速器装置
CN111527320A (zh) * 2017-10-26 2020-08-11 舍弗勒技术股份两合公司 用于进行同步的设备和方法
CN111527320B (zh) * 2017-10-26 2022-02-22 舍弗勒技术股份两合公司 用于进行同步的设备和方法

Also Published As

Publication number Publication date
US20080045373A1 (en) 2008-02-21
DE102007033727A1 (de) 2008-02-21
DE102007033727B4 (de) 2017-12-28
US7470206B2 (en) 2008-12-30
CN101113775B (zh) 2010-09-01

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CN101113775B (zh) 具有行星齿轮组的多档中间轴变速器
CN101230899B (zh) 带行星齿轮组的多速中间轴变速器和方法
US9546721B2 (en) Transmission for vehicle and method for operation of a transmission
US8647227B2 (en) Planetary gear train of automatic transmission for vehicles
US8556768B2 (en) Planetary gear train of automatic transmission for vehicles
US7850569B2 (en) Gear train of an automatic transmission for a vehicle
US6958028B2 (en) Ranged dual clutch transmission for motor vehicles
US8597152B2 (en) Planetary gear train of automatic transmission for vehicles
US7029416B2 (en) Automatic transmission
CN101545523B (zh) 多速分流式双离合器变速器
CN101504061B (zh) 多级分流式双离合变速器
CN1971086B (zh) 具有高-低输出扭矩传递机构和齿轮组的多级变速器
EP2167843B1 (en) Dual clutch transmission with planetary gearset
CN102168742B (zh) 有两个行星齿轮组和多达十个前进速比的多速行星变速器
US7892135B2 (en) Power train of an automatic transmission for vehicles
CN102192285B (zh) 具有复合和简单行星齿轮组且具有副轴的多速变速器
US8840518B2 (en) Planetary gear train of automatic transmission for vehicles
KR101509733B1 (ko) 차량용 자동변속기의 유성기어트레인
CN102168743A (zh) 带有多达十个前进转速比的多速行星齿轮变速器
CN104696450B (zh) 三离合器多速变速器
KR100878603B1 (ko) 자동변속기의 파워트레인
KR101509735B1 (ko) 차량용 자동변속기의 유성기어트레인
CN109027144B (zh) 一种9挡双离合器自动变速箱
KR101510353B1 (ko) 차량용 자동변속기의 유성기어트레인
KR20150061675A (ko) 차량용 자동변속기의 유성기어트레인

Legal Events

Date Code Title Description
C06 Publication
PB01 Publication
C10 Entry into substantive examination
SE01 Entry into force of request for substantive examination
C14 Grant of patent or utility model
GR01 Patent grant