CN101230899A - 带行星齿轮组的多速中间轴变速器和方法 - Google Patents

带行星齿轮组的多速中间轴变速器和方法 Download PDF

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Abstract

本发明提供了带行星齿轮组的多速中间轴变速器和方法。具体而言，本发明提供了一种变速器，其组合了处于中间轴配置的第一轴部件和第二轴部件和行星齿轮组及第一和第二头齿轮组，以提供速度比。各轴部件包括处于不超过四个共面的相互啮合的齿轮组(并且在一些实施例中不超过三个共面的相互啮合的齿轮组)中的齿轮，以及两组径向嵌套的离合器，从而最大限度地减小了轴部件的总长度。至少一个与各轴部件同心的齿轮由位于相邻齿轮上，而非轴部件上的轴承进行支撑，从而最大限度地减小了各轴部件的重量。这种变速器提供了至少七个前进速度比和一个倒档速度比，并利用最多八个扭矩传递机构。本发明还提供了一种减少变速器组件的长度和重量的方法。

Description

带行星齿轮组的多速中间轴变速器和方法
技术领域
本发明涉及一种具有行星齿轮组和处于中间轴配置的第一轴部件和第二轴部件的多速变速器。
背景技术
机动车辆包括由发动机、多速变速器和差速传动装置或主减速器组成的动力系。多速变速器通过允许发动机在其扭矩范围内多次操作而提高了车辆的整个操作范围。变速器中可得到的前进速度比的数量确定了发动机转矩范围重复的次数。早前的自动变速器具有两个速度范围。这严格地限制了车辆的整个速度范围，并因此需要相对较大的发动机，其可产生较宽的速度和扭矩范围。这导致发动机在巡航期间操作在某个比燃料消耗点上，而非最有效点。因此，手动换档(中间轴变速器)是最通用的。
随着三速和四速自动变速器的到来，自动换档(行星齿轮)变速器提高了汽车大众化的普及性。这些变速器改进了车辆的操作性能和燃料经济性。增加自动变速器中的速度比的数量将减少在各个比之间的步长，通过使操作员在正常车辆加速下基本感觉不到速度比替换而改进变速器的换档质量。
各种不同的变速器类型用于传递多个速度比，包括手动、手自一体、双离合器和行星传动变速器。例如，典型的多速双离合变速器使用两个摩擦离合器和几个爪形离合器/同步装置的组合，通过在一个摩擦离合器和另一摩擦离合器之间轮换，以实现″通电″或动态换档，其中同步装置是在实际进行动态换档之前″预选定″用于来临的速度比。这个概念通常使用带不同的专用的齿轮副的中间轴齿轮装置，以取得各前进速度比(除了能够在后轮驱动应用中取得直接驱动比以外)。用于特定应用的变速器可依赖于许多因素，例如所需构件的极小化、封装限制、比覆盖范围和扭矩起动要求。
发明内容
本发明提供了一种多速变速器，其将处于中间轴配置的第一及第二轴部件与行星齿轮组相组合起来，以取得至少七个前进速度比和至少一个倒档速度比。这种变速器包括操作式地连接在变速器输入部件上的主轴，以及操作式地连接在变速器输出部件上的行星齿轮组。
变速器还包括多个齿轮，其形成不同的共面的相互啮合的齿轮组，各齿轮关于主轴，第一轴部件或第二轴部件而同心。变速器优选包括总共不超过五个共面的相互啮合的齿轮组。关于第一轴部件同心的齿轮与不超过四个共面的相互啮合的齿轮组对准；关于第二轴部件同心的齿轮优选与不超过三个共面的相互啮合的齿轮组对准。变速器采用至少七个，但不超过八个扭矩传递机构，以实现前进速度比和倒档速度比。
在本发明的一个方面，关于第一轴部件同心安装的范围齿轮(range gear)各自与主轴上的某齿轮相互啮合，主轴上的该齿轮不与关于第二轴部件同心安装的范围齿轮相互啮合。类似地，关于第二轴部件同心安装的范围齿轮各自与主轴上的某齿轮相互啮合，主轴上的该齿轮不与关于第一轴部件同心安装的范围齿轮相互啮合。换句话说，本发明提供了一种主轴上用于各范围齿轮的″唯一″齿轮，其不可与另一范围齿轮相接合。这种设计允许提高选择变速器传动比时的灵活性。
为了建立前进速度比，在第一及第二轴部件的各个轴部件上只需要两个旋转的离合器。这两个旋转的离合器优选相互嵌套或径向堆叠在另一离合器的内部，并且同心地安装在各轴部件上。这种备选设计允许对各轴部件的总体长度要求极小化。
关于各轴部件同心的至少一个齿轮，其还优选可旋转地由轴承支撑在相邻的齿轮上，而非轴部件上。这种新颖的设计允许各齿轮通过轴而直接连接在离合器上，其需要只携带扭矩负荷(支撑齿轮将所有的轴向负荷传递至地。)因此，传统重型的中间轴被本发明的轴部件替代，从而减少了变速器的总重。
在本发明的另一方面，变速器特征为缺乏双输入或双输出扭矩传递机构，替代采用第一和第二头齿轮组(head gear set)，其提供了传动比，以便分别将扭矩传递至第一轴部件和第二轴部件。第一和第二头齿轮组至少部分地形成第一共面的，相互啮合的齿轮组。本发明所用的″头齿轮组″是一组相互啮合的齿轮，其将扭矩从输入部件传递到变速器的轴部件上。通过利用第一和第二头齿轮组以及行星齿轮组来提供传动比，可减少轴部件上所需要的齿轮数量，因而进一步最大限度地减小了轴部件的总长度。
倒档速度比可以许多方式来提供。例如，其中一个扭矩传递机构可以是倒档扭矩传递机构，其是一种与第一轴部件同心并由第一轴部件支撑的双向爪形离合器。这种双向爪形离合器可在一个方向上移动，以建立倒档速度比，并可在相反方向上移动，以建立前进速度比。这种双向爪形离合器优选封装在变速器的输出端上，通常与第四或第五共面的相互啮合的齿轮组对准。或者，可采用一种″湿式″多片旋转离合器，以提供倒档齿轮装置来替代双向爪形离合器。
在本发明的又一方面，其中一个扭矩传递机构是一种直接驱动扭矩传递机构，其可选择性地接合，以便将扭矩直接从输入部件传递到行星齿轮组，从而绕过轴部件。
在本发明的又一方面，其中一个扭矩传递机构是一种闭锁离合器，其可选择性地接合，以连接行星齿轮组的其中任何两个部件而共同旋转，从而致使整个行星齿轮组以相同速度旋转(即，锁住行星齿轮组)。
在本发明的又一方面，其中一个扭矩传递机构是一种制动器，其可选择性地接合，使行星齿轮组的环形齿轮部件接地至固定部件，例如变速器外壳上。这种制动器还可称为接地离合器或固定离合器。
除了其紧凑设计，变速器还具有许多额外的好处。变速器具有恰当的速度比覆盖范围，以满足长途运输车辆的起动和低发动机速度公路巡航要求，但其用途并不局限于长途运输车辆。此外，最高的三个传动比非常接近，从而允许当燃料经济性是最重要的时，在较高的车辆速度下更精密地调节发动机速度。行星齿轮组和中间轴配置的组合允许在传统的行星齿轮变速器上提高燃料效率。较宽的传动比覆盖范围和相对较小的比阶(ratio step)将可实现锁住第一齿轮中相关联的扭矩变换器，以及在扭矩变换器锁住期间的换档。在扭矩变换器锁定条件下进行操作的能力将显著地减少变速器冷却要求。
本发明还提供了一种减少变速器组件的长度和重量的方法。变速器组件包括主轴部件和一对与主轴部件基本平行，设置成三角形式的副轴部件。变速器组件还包括多个齿轮，其可选择性地与相应的离合器互连起来，以获得多个可选的传动比。该方法包括如下步骤：将至少一些离合器嵌套(或径向堆叠)起来，以足以至少部分地减少组件的长度；将至少一个齿轮支撑在轴承上，而非其中一个副轴部件上，轴承设置在相邻的齿轮或同步器上，允许副轴部件足够短且较轻，以装配在该组件中，并进一步减少组件的长度；并使与其中一个副轴部件同心的各个前进范围齿轮直接与主要轴部件上的齿轮相啮合，该主要轴部件上的齿轮不直接与另一副轴部件同心的另一限制齿轮相啮合，从而允许改进传动比选择的灵活性。
从以下结合附图对实现本发明的优选实施例和最佳模式的详细描述中，将很容易清楚本发明的上述特征和优点以及其它特征和优点。
附图说明
图1A是根据本发明的变速器的第一实施例的示意图；
图1B是真值表，其列出了所接合的扭矩传递机构和针对图1A变速器的各个速度比的扭矩比，并且还列出了扭矩比之间的比阶；
图2A是根据本发明的变速器的第二实施例的示意图，其根据图1B的接合一览表进行操作，但图2B中只显示了九个前进速度比和扭矩比及比阶；
图2B是真值表，其列出了用于图2A变速器的各个速度比的扭矩比和阶比(step ratio)；
图3A是根据本发明的变速器的第三实施例的示意图；
图3B是真值表，其列出了所接合的扭矩传递机构和针对图3A变速器的各个速度比的扭矩比，其具有八个前进速度比；和
图3C是真值表，其列出了所接合的扭矩传递机构和针对图3A变速器的各个速度比的扭矩比，其只有七个前进速度比。
具体实施方式
参照附图，其中在全部这几个视图中用相似的标号表示相似的构件，图1A显示了总体上以10表示的动力系，其包括通过扭矩变换器16而操作式地连接在变速器14上的发动机12。图1A是根据本发明的变速器14的″符号图″或示意图。
扭矩变换器16包括连接成可随发动机轴20一起旋转的泵部分18，接地至固定部件例如变速器外壳或壳体24的定子部分22，和涡轮部分26。本领域中的技术人员应该懂得，扭矩变换器16是一种在泵部分18和涡轮部分26之间提供扭矩倍增的液力联轴器。涡轮部分26经连接用于随变速器14的输入部件28一起旋转。扭矩变换器16包括总体上显示为30的闲锁离合器。当闭锁离合器30结合时，来自发动机轴20的功率流直接与输入部件28相连，绕过泵部分18和涡轮部分26的液力联轴器和扭矩倍增器。
如图1A中所示，变速器14可操作式地在输入部件28和输出部件32之间提供十个前进速度比和至少一个倒档速度比。本领域中的技术人员应该懂得，各速度比与图1B的第一列中所陈述的相应的速度或″速度比″，以及图1B的第二列中所显示的相应的扭矩比相符。
变速器14包括主轴34，第一轴部件36，和第二轴部件38。输入部件28经连接用于随主轴34一起旋转。第一轴部件和第二轴部件36，38设置成通常与主轴34平行，并且位于不同于主轴34的平面上(即，具有成基本三角形式的轴线)，与中间轴变速器同义。
变速器14包括多个相互啮合的齿轮，其将在这里进行描述。主轴34具有经连接用于随其一起旋转的齿轮40。齿轮40持续地与齿轮42相互啮合，齿轮42可选择性地通过离合器C3而与第一轴部件36，或通过离合器C5而与齿轮48相接合，以便一起旋转。齿轮40和42还被称为第一头齿轮组。齿轮40还持续地与齿轮46相互啮合，齿轮46可选择性地通过离合器C1而与齿轮54，或通过离合器C2而与齿轮52相接合，以便一起旋转。齿轮40和46还被称为第二头齿轮组。第一和第二头齿轮组，即齿轮40，42和46，组成了第一共面的相互啮合的齿轮组，其共面的性质由平面P1A表示。通过将齿轮40，42和46所限定的第一和第二头齿轮组设置在单个平面中，最大限度地增加了变速器14的紧凑性。这里所述的共面的相互啮合的齿轮组优选包括至少一个与主轴34同心的齿轮和与其中一个轴部件36，38同心的齿轮。
齿轮48，这里也被称为″范围齿轮″，其安装成与第一轴部件36同心且可围绕其旋转。齿轮48通过直接连接到离合器C5上而由套管轴65驱动。齿轮48持续地与齿轮50相互啮合，其支撑在套管轴80上，并可随套管轴一起旋转，且安装成与主轴34同心。齿轮48和50组成了第二共面的相互啮合的齿轮组，其共面的性质由平面P2A表示。
齿轮62，这里也被称为″范围齿轮″，其安装成与第一轴部件36同心且可围绕其旋转，并且由同步器63支撑。齿轮62与齿轮44相互啮合，其支撑在套管轴80上，并可随套管轴一起旋转，且安装成与主轴34同心。齿轮62和44组成了第三共面的相互啮合的齿轮组，其共面的性质由平面P3A表示。
仍然参看图1A，变速器14的补充构件包括齿轮52和54，这里也被称为″范围齿轮″。齿轮52和54安装成与第二轴部件38同心且可围绕其而旋转。齿轮52通过直接连接到离合器C2上而由套管轴53驱动。齿轮52与齿轮56相互啮合，其支撑在套管轴80上，并可随套管轴一起旋转，且安装成与主轴34同心。齿轮52和56组成了第四共面的相互啮合的齿轮组，其共面的性质由平面P4A表示。
第二轴部件38具有经连接而用于随其一起旋转的齿轮54。齿轮54与齿轮58相互啮合，其支撑在套管轴80上，并可随套管轴一起旋转，且安装成与主轴34同心。齿轮58还通过空转齿轮59而与齿轮60相互啮合，齿轮60与第一轴部件36同轴地安装，并由同步器63支撑。齿轮54，58，59和60组成了第五共面的相互啮合的齿轮组，其共面的性质由平面P5A表示。
如图1A中所示，与第一轴部件36同心的范围齿轮48，62，其优选与可围绕主轴部件34旋转并与之同心的齿轮(50，44，分别)相互啮合，该齿轮不与和第二轴部件38同心的范围齿轮52，54相互啮合(类似于图2A和3A中所示)。换句话说，齿轮50和44分别″专用于″范围齿轮48和62。因此与第一轴部件38同心的范围齿轮52，54，其优选与可围绕主轴部件34旋转并与之同心的齿轮(56，58，分别)相互啮合，该齿轮不与和第一轴部件36同心的范围齿轮48，62相互啮合(类似于图2A和3A中所示)。换句话说，齿轮56和58分别″专用于″范围齿轮52和54。这为变速器14选择齿轮提供了更大的灵活性。
不同于传统的中间轴变速器，图1A中所示的本发明的实施例消除了传统的中间轴，所有齿轮传统上都支撑在中间轴上。变速器14包括齿轮42，46，48和52，其分别由轴承41，51，49和55支撑。即，齿轮42由轴承41支撑，其径向设置在齿轮42的内部，并安装在相邻齿轮48的凸缘部分上，齿轮42和轴承41都与第一轴部件36同心地进行安装。类似地，齿轮48由轴承49支撑，其径向设置在齿轮48的内部，并安装在同步器63上，齿轮48和轴承49都与第一轴部件36同心地进行安装。此外，齿轮46由轴承51支撑，其径向设置在齿轮46的内部，并安装在相邻齿轮52的凸缘部分上，齿轮46和轴承51都与第二轴部件38同心地进行安装。同样，齿轮52由轴承55支撑，其径向设置在齿轮52的内部，并安装在相邻齿轮54的凸缘部分上，齿轮52和轴承55都与第二轴部件36同心地进行安装。在这个示例中，齿轮48，52和54及同步器63替代了传统承载的中间轴，其分别支撑相邻的齿轮42，46，52和48，并且依次将合成的径向和轴向负荷传递给接地。因此，第一轴部件36只需要携带齿轮42，46和62的扭转负荷，并因此可比传统较沉重的中间轴轻。同样的意思，第二轴部件38只需要携带齿轮46，52和54的扭转负荷，并因此可比传统较沉重的中间轴轻。通过用第一轴部件和第二轴部件36，38替代传统较沉重的中间轴，可减少变速器14的毛重量。轴承41，49，51和55优选为圆锥轴承。
仍然参看图1A，双向爪形离合器D由同步器63支撑，并安装成与第一轴部件同心，且可在两个方向上沿着第一轴部件36而移动。爪形离合器D可移动至左边，以连接齿轮62，使其随第一轴部件36一起旋转。爪形离合器D还可移动至右边，以连接齿轮60，使其随第一轴部件36一起旋转。当爪形离合器D移动至左边时，其部分地建立一种前进速度比，如图1B中标有″DF″的列中所示。当爪形离合器D移动至右边时，其部分地建立一种倒档速度比，如图1B中标有″DR″的列中所示。在第一前进速度比(如图1B的第一列中所示)，爪形离合器D可移动至左边(DF)或右边(DR)。当爪形离合器D移动至左边时，通过齿轮62和44可将扭矩从第一轴部件36传递至套管轴80。或者，当爪形离合器D移动至右边时，通过齿轮60和58，经由空转齿轮59可将扭矩从第一轴部件36传递至套管轴80。
爪形离合器D优选是一种手动型式的离合器，其由例如液压控制系统中的独立的促动器(未显示)促动，使双向爪形离合器D如上面论述的那样，从空档位置移动至右边或左边。爪形离合器D在变速器10将去倒档的任何时候都必须处于倒档位置DR；然而，只有当需要传递扭矩时，爪形离合器D才必须接合在前进位置DF(否则其可保持在空档位置，以减少变速器损耗)。双向爪形离合器D不通过第一轴部件36促动，即，不通过移动第一轴部件36而移动。在本发明的精髓和范围内还可设想采用其它离合器(即，湿式多片旋转离合器)来提供倒档齿轮装置。
变速器14还包括图1A中总体上显示为70的行星齿轮组。行星齿轮组70包括太阳齿轮部件72，环形齿轮部件74和托架部件76，其可旋转地支撑多个小齿轮77。太阳齿轮部件72持续地通过套管轴80和轮毂部件82而经连接用于随齿轮44，50，56和58一起旋转。托架部件76持续地经连接而用于随输出部件32一起旋转。
仍然参看图1A，变速器14包括八个扭矩传递机构。双向爪形离合器D是这八个扭矩传递机构的其中一个。其它七个扭矩传递机构在这里被称为C1，C2，C3，C4，C5，C6和C7。
C1是支撑在第二轴部件38上的旋转离合器，并可选择性地接合，以便将扭矩从主轴34沿着第二头齿轮组，P1A中齿轮40和46，以及第二轴部件38而传递至齿轮54。C2是与第二轴部件38同心安装的旋转离合器，并可选择性地接合，以便将扭矩从主轴34沿着第二头齿轮组，P1A中齿轮40和46，以及套管轴53而传递至齿轮54。与传统中间轴变速器中的传统的离合器″并排″或轴向排列相反，C1被称作″嵌套″或径向″堆叠″在C2的内部，如图1A中所示。通过将C1嵌套在变速器14输入端的C2的内部，第二轴部件38和变速器外壳24同传统的中间轴和中间轴变速器相比具有减少的总长度和重量。
C3是支撑在第一轴部件36上的旋转离合器，并可选择性地接合，以便将扭矩从主轴34沿着第一头齿轮组，P1A中齿轮40和42而传递至第一轴部件36中。C5是支撑在第一轴部件36上的旋转离合器，并可选择性地接合，以便将扭矩从主轴34沿着第一头齿轮组，P1A中齿轮40和42而传递至套管轴65中。类似于C1和C2的排列，C3优选径向堆叠(或嵌套)在变速器14输入端的C5的内部，如图1A中所示。通过将C3嵌套在C5的内部，第一轴部件36当与传统的中间轴相比时，具有减少的总长度和重量。
C4在这里被称为旁路扭矩传递机构(bypass torque-transmittingmechanism)或离合器，该旁路扭矩传递机构可选择性地接合，以便将主轴34直接与太阳齿轮部件72相连，从而绕过第一轴部件和第二轴部件36，38。C6是制动器，其可选择性地接合，以便将太阳齿轮部件74与变速器外壳24连接起来。C7在这里被称为闭锁扭矩传递机构或旋转离合器，其可选择性地接合，以锁住行星齿轮组70，从而通过套管轴80和轮毂部件82而连接齿轮44，50，56和58，以便随太阳齿轮72和环形齿轮74一起旋转；因此，整个行星齿轮组70以与齿轮44，50，56和58相同的速度而旋转。本领域中的技术人员应该懂得，当行星齿轮组的任何两个部件经连接用于一起旋转时，整个行星齿轮组就以相同的速度旋转。
参看图1B，其显示了扭矩传递机构C1-C7和D的接合一览表，以取得两个倒档速度比和十个前进速度比。在速度比1至5期间应用C6(即，提供前五个速度比)，其中离合器C1，C2，C3，C4和C5可选择性地按顺序接合。在速度比6至10期间应用C7，其通过经由套管轴80和轮毂部件82将齿轮44，50，56和58直接连接在环形齿轮部件74和太阳齿轮部件72上，而锁住行星齿轮组70。当应用C7来锁住行星齿轮组70时，离合器C1，C2，C3，C4和C5可选择性地按顺序接合，提供补充的五个速度比，如图1B中的速度比6至10所示。各离合器C1-C5″重用于″取得十个前进速度比。这可使轴部件36和38在总长度上变短。
双向爪形离合器D封装在可能未使用的第三和第五平面P3A和P5A之间的空间内，因而不延伸至所要求的第一轴部件36的长度。由第一和第二头齿轮组40，42和46提供，而且通过行星齿轮组70而得到的速度比变化，其利用仅仅位于各轴部件36，38上的两个离合器即可获得十个前进速度比。当以速度比1-4操作时，通过省略5个离合器C1-C5中的其中一个可建立这种相同形式的九个速度的变体(图2A中所示)；当行星齿轮组70被锁定用于速度比5-8时，可应用被除外的离合器来分离来自5-8的任何速度比，因而在锁定行星齿轮组70之后将具有范围5-9。出于燃料经济性的原因，这种形式在分离范围7-8时工作最佳，从而提供在速度比7至8和速度比8至9之间较小的比阶。
如图1A中看出，第一轴部件36只具有四个共面的相互啮合的齿轮组中的齿轮(如平面P1A，P2A，P3A和P5A所示。)第二轴部件38只包括三个共面的相互啮合的齿轮组中的齿轮(如平面P1A，P4A和P5A所示。)变速器14优选只包括由平面P1A至P5A所示的总共五个共面的相互啮合的齿轮组，加上行星齿轮组70，从而最大限度地提高了紧凑性。
如图1B中所示，通过输入部件28和输出部件32之间的变速器14获得相对较高的总的速度比覆盖范围(″TRC″)9.51(即，不包括扭矩变换器16的任何扭矩比增速影响)。另外，获得了小的比阶，特别是在较高的扭矩比下，从最大限度地提高了公路巡航的燃料经济性。在第一前进速度比下获得高的扭矩比值，因而提供了用于起动的恰当的速度比覆盖范围，特别是在商用间断起停的公路长途运输车辆中。比阶足够小，其(i)可在第一速度比期间锁住扭矩变换器16(通过接合闭锁离合器30)，和(ii)在较高的速度比期间锁住换档，其显著地减少了变速器14的冷却需求。
现在参看图2A，其显示了在本发明范围内的具有变速器114的动力系110的另一实施例。图2A是根据本发明的变速器114的″符号图″或示意图。变速器114根据图1B的接合一览表(如上所述)进行操作，以取得如图2B中所示的输入部件128与输出部件132之间的扭矩比和比阶。
发动机12通过发动机轴20，经由扭矩变换器16和输入部件128而连接在变速器114上(见图2A。)扭矩变换器16包括泵部分18，接地至固定部件上的定子部分22，和涡轮部分26，所述固定部件优选为变速器外壳124。可应用扭矩变换器闭锁离合器30，以直接将发动机轴20和输入部件128连接起来，绕过扭矩变换器16的比增大效应。扭矩变换器16的操作如参看图1A所述。
变速器114包括主轴134，第一轴部件136，和第二轴部件138。应该懂得，主轴134和轴部件136，138优选处于不同的平面中，构成基本三角形的形式。第一轴部件和第二轴部件136，138设置成通常与主轴134平行，其意义与中间轴变速器相同。输入部件128经连接而用于随主轴134一起旋转。
变速器114包括多个相互啮合的齿轮，其将在这里进行描述。齿轮140经连接而用于随主轴134一起旋转，并持续地与齿轮142相互啮合，齿轮142可选择性地接合，以通过离合器C3而随第一轴部件136一起旋转，或通过离合器C5而随齿轮148一起旋转。齿轮140和142在这里还被称为第一头齿轮组。齿轮140还持续地与齿轮146相互啮合，齿轮146可选择性地通过离合器C1而与齿轮154，或通过离合器C2而与齿轮152相接合，以便一起旋转。齿轮140和146在这里还被称为第二头齿轮组。由齿轮140，142和146限定的第一和第二头齿轮组，其组成了第一共面的相互啮合的齿轮组，其共面的性质由图2A中的平面P1B表示。通过将第一和第二头齿轮组，齿轮140，142和146设置在单个平面中，最大限度地提高了变速器114的紧凑性。
仍然参看图2A，变速器114的补充构件包括齿轮148和162，这里也被称为″范围齿轮″，其安装成与第一轴部件136同心，并可围绕其旋转。齿轮148通过直接连接到离合器C5上而由套管轴165驱动。齿轮148持续地与齿轮150相互啮合，其支撑在套管轴180上，并可随套管轴一起旋转，且安装成与主轴134同心。齿轮148和150组成了第二共面的相互啮合的齿轮组，其共面的性质由平面P2B表示。
齿轮162支撑在同步器163上，并可随同步器旋转。齿轮162持续地与齿轮144相互啮合，其支撑在套管轴180上，并可随套管轴一起旋转，且安装成与主轴134同心。齿轮162通过经由同步器163连接在离合器C5上而由第一轴部件136驱动。齿轮162和144组成了第三共面的相互啮合的齿轮组，其共面的性质由平面P3B表示。
齿轮152，这里也被称为″范围齿轮″，其安装成与第二轴部件138同心且可围绕其旋转。齿轮152通过直接连接到离合器C2上而由套管轴153驱动。齿轮152持续地与齿轮156相互啮合，其支撑在套管轴180上，并可随套管轴一起旋转，且安装成与主轴134同心。齿轮152和156组成了第四共面的相互啮合的齿轮组，其共面的性质由平面P4B表示。
仍然参看图2A，齿轮154，这里也被称为″范围齿轮″，其支撑在第二轴部件138上，并可随第二轴部件旋转。齿轮154通过直接与离合器C1的连接而由第二轴部件138驱动。齿轮154持续地与齿轮158相互啮合，其支撑在套管轴180上，并可随套管轴一起旋转，且安装成与主轴134同心。齿轮158通过空转齿轮159，还持续地与齿轮160相互啮合，其与第一轴部件136同心，且可围绕其旋转。齿轮154，158，159和160组成了第五共面的相互啮合的齿轮组，其共面的性质由平面P5B表示。
与图1A中所示的第一实施例意义相同，与第一轴部件136同心的范围齿轮148，162，其优选与可围绕主轴部件134旋转，且与该主轴部件同心的齿轮(150，144，分别)相互啮合，该齿轮不与和第二轴部件138同心的范围齿轮152，154相互啮合。类似地，与第二轴部件138同心的各范围齿轮152，154，其优选与可围绕主轴部件134旋转并与之同心的齿轮(156，158，分别)相互啮合，该齿轮不与和第一轴部件136同心的范围齿轮148，162相互啮合。
还类似于图1A的实施例，图2A的变速器114包括由轴承141支撑的齿轮142，其径向设置在齿轮142的内部，并安装在相邻齿轮148的凸缘部分上，齿轮142和轴承141安装成与第一轴部件136同心。类似地，齿轮148由轴承149支撑，其径向设置在齿轮148的内部，并安装在同步器163上，齿轮148和轴承149都与第一轴部件136同心地进行安装。此外，齿轮146由轴承151支撑，其径向设置在齿轮146的内部，并安装在相邻齿轮152的凸缘部分上，齿轮146和轴承151都与第二轴部件138同心地进行安装。同样，齿轮152由轴承155支撑，其径向设置在齿轮152的内部，并安装在相邻齿轮154的凸缘部分上，齿轮152和轴承155都与第二轴部件136同心地进行安装。在这个示例中，齿轮148，152和154及同步器163替代了传统承载的中间轴，其分别支撑相邻的齿轮142，146，152和148，并且依次将合成的径向和轴向负荷传递给接地，其意义与参照图1A所述的构造相同。轴承141，149，151和155优选为圆锥轴承。
再次参看图2A，双向爪形离合器D100由同步器163支撑，并安装成与第一轴部件同心，且可在两个方向上沿着第一轴部件136而移动。爪形离合器D100可移动至左边，以连接齿轮162，使其随第一轴部件136一起旋转。爪形离合器D100可移动至右边，以连接齿轮160，使其随第一轴部件136一起旋转。当爪形离合器D100移动至左边时，其部分地建立一种前进速度比，如图1B中的″DF″列中所示。当爪形离合器D100移动至右边时，其根据图2B的扭矩比，和用于Rev2和Rev1的图1B的接合一览表而部分地建立倒档速度比。爪形离合器D100操作如参看图1A所述。
再次参看图2A，变速器114包括行星齿轮组170。行星齿轮组170包括太阳齿轮部件172，环形齿轮部件174和托架部件176，托架部件176旋转地支撑多个小齿轮177，其设置成与太阳齿轮部件172及环形齿轮部件174两者都啮合的关系。太阳齿轮部件172持续地通过套管轴180和轮毂部件182而经连接用于随齿轮144，150，156和158一起旋转。托架部件176持续地经连接而用于随输出部件132一起旋转。
除了爪形离合器D100以外，变速器114还包括七个补充的扭矩传递机构，C1-C7，从而总共八个扭矩传递机构。离合器C1可选择性地接合，以便将扭矩从主轴134传递到齿轮154，C1操作如参看图1A所述。离合器C2可选择性地接合，以便将扭矩从主轴134传递到齿轮152，C2操作也如参看图1A所述。与图1A中所示的实施例类似，离合器C1径向嵌套在C2的内部，从而最大限度地减小了第二轴部件138的长度。
图2A的离合器C3可选择性地接合，以便将扭矩从主轴134沿着第一头齿轮组，P1B中的齿轮140和142而传递到第一轴部件136中，C3操作如参看图1A所述。离合器C5可选择性地接合，以便将扭矩从主轴134传递到齿轮148，C5操作也如参看图1A所述。与图1A中所示的实施例类似，离合器C3径向嵌套在C5的内部，从而最大限度地减小了第一轴部件136的长度。
再次参看图2A，离合器C4是旁路离合器，其可选择性地接合，以便直接将主轴134太阳齿轮部件172连接起来，从而绕过轴部件136和138。离合器C6是制动器，其可选择性地接合，以便将环形齿轮部件174接地至变速器外壳124。离合器C7可选择性地接合，以便通过套管轴180和轮毂部件182将太阳齿轮部件172和环形齿轮部件174连接起来而随齿轮144，150，156和158一起旋转，锁住行星齿轮组170，使其以及输出部件132在与齿轮144，150，156和158相同的速度下旋转。
如上面所述，用于图2A变速器114的扭矩传递机构C1-C7和D100的接合一览表如图1B中所示，以取得两个倒档速度比和九个前进速度比。如从图2A中看出，与第一轴部件136同心的齿轮设置在不超过四个共面的相互啮合的齿轮组中(如平面P1B，P2b，P3B和P5B所示)。与第二轴部件138同心的齿轮只设置在三个共面的相互啮合的齿轮组中(如平面P1B，P4B和P5B所示。)变速器114优选包括由平面P1B至P5B所示的总共不超过五个共面的相互啮合的齿轮组，加上行星齿轮组170，从而最大限度地提高了紧凑性。
参看图3A，其显示了在本发明范围内的具有变速器214的动力系210的另一实施例。动力系210包括发动机12，其中发动机轴20通过扭矩变换器16而连接在变速器214的输入部件228上。可应用扭矩变换器闭锁离合器30，以直接将发动机输出轴20和输入部件228连接起来，绕过扭矩变换器16的比增大效应。扭矩变换器16包括泵部分18，优选接地至变速器外壳224上的定子部分22，和涡轮部分26。扭矩变换器16的操作如参看图1A所述。
变速器214可操作式地在输入部件228与输出部件232之间提供两个倒档速度比和八个前进速度比(如图3B的扭矩比和接合一览表所示)或七个前进速度比(如图3C的扭矩比和接合一览表所示)。
再次参看图3A，输入部件228经连接而用于随主轴234一起旋转。变速器214还包括第一轴部件236和第二轴部件238，这两者都与主轴234间隔开，并设置成与其基本平行(与图1A的实施例相关联。)
主轴234具有经连接而用于随其一起旋转的齿轮240。齿轮240持续地与齿轮242相互啮合，齿轮242可选择性地通过离合器C3而与齿轮260，或通过离合器C5而与齿轮248相接合，以便一起旋转。齿轮240和242可被称为第一头齿轮组。齿轮240还持续地与齿轮246相互啮合，齿轮246可选择性地通过离合器C1而与齿轮254，或通过离合器C2而与齿轮252相接合，以便一起旋转。相互啮合的齿轮240和246可被称为第二头齿轮组。齿轮240，242和246组成了第一共面的相互啮合的齿轮组，如平面P1C所示。
齿轮248与第一轴部件236同心，并可围绕其旋转。齿轮248通过直接连接到离合器C3上而由套管轴265驱动。齿轮248持续地与齿轮250相互啮合，其支撑在套管轴280上，并可随套管轴一起旋转，且安装成与主轴234同心。齿轮248和250组成了第二共面的相互啮合的齿轮组，其共面的性质由平面P2C表示。
仍然参看图3A，变速器214还包括齿轮252和齿轮254，其都安装成与第二轴部件238同心。齿轮252通过直接连接到离合器C2上而由套管轴253驱动，并可围绕第二轴部件238而旋转。齿轮252持续地与齿轮256相互啮合，其支撑在套管轴280上，并与主轴234同心安装。齿轮252和256组成了第三共面的相互啮合的齿轮组，其共面的性质由平面P3C表示。
齿轮254通过与离合器C1的直接连接而由第二轴部件238驱动。齿轮254持续地与齿轮258相互啮合，其支撑在套管轴280上，并与主轴234同心安装。齿轮258通过空转齿轮259，还持续地与齿轮260相互啮合，其与第一轴部件236同心，并支撑在第一轴部件上，以便共同旋转。齿轮254，258，259和260组成了第四共面的相互啮合的齿轮组，其共面的性质由平面P4C表示。齿轮248，252，和254在这里还可被称为″范围齿轮″。
如图3A中所示，与第一轴部件236同心的范围齿轮248，62，其优选与可围绕主轴部件234旋转并与之同心的齿轮250相互啮合，该齿轮不与和第二轴部件238同心的范围齿轮252，254相互啮合(类似于图1A中所示的实施例。)相应地，与第二轴部件238同心的各范围齿轮252，254，其优选与可围绕主轴部件234旋转并与之同心的齿轮(256，258，分别)相互啮合，该齿轮不与和第一轴部件236同心的范围齿轮248相互啮合。
还类似于图1A和2A的实施例，图3A的变速器214包括由轴承241支撑的齿轮242，该轴承径向设置在齿轮242的内部，并安装在相邻齿轮248的凸缘部分上，齿轮242和轴承241均与第一轴部件236同心地安装。类似地，齿轮248由轴承249支撑，其径向设置在齿轮248的内部，并安装在相邻齿轮260的凸缘部分上，齿轮248和轴承249都与第一轴部件236同心地进行安装。此外，齿轮246由轴承251支撑，其径向设置在齿轮246的内部，并安装在相邻齿轮252的凸缘部分上，齿轮246和轴承251都与第二轴部件238同心地进行安装。同样，齿轮252由轴承255支撑，其径向设置在齿轮252的内部，并安装在相邻齿轮254的凸缘部分上，齿轮252和轴承255都与第二轴部件236同心地进行安装。在这个示例中，齿轮248，252，254和260替代了传统承载的中间轴，其分别支撑相邻的齿轮242，246，252和248，并且依次将合成的径向和轴向负荷传递给接地，其意义与参照图1A和2A所述的构造相同。轴承241，249，251和255优选为圆锥轴承。
再次参看图3A，变速器214还包括行星齿轮组270。行星齿轮组270包括太阳齿轮部件272，环形齿轮部件274和托架部件276，其可旋转地支撑多个小齿轮277。小齿轮277与太阳齿轮部件272及环形齿轮部件274都相互啮合。托架部件276持续与输出部件232相连接。太阳齿轮部件272通过套管轴280和轮毂部件282而连接，以便随齿轮250，256和258一起旋转。
变速器214包括七个扭矩传递机构C1，C2，C3，C4，C5，C6和C7。C1-C7可接合，以便在输入部件228和输出部件232之间建立两个倒档速度比和八个前进速度比(根据图3B的真值表中所陈述的接合一览表)或七个前进速度比(根据图3C的真值表中所陈述的接合一览表)。
C1是旋转离合器，其可选择性地接合，以便连接齿轮254，使其随齿轮246共同旋转，C1操作如参照图1A所述。C2是旋转离合器，其可选择性地接合，以便连接齿轮252，使其随齿轮246共同旋转，C2操作也如参照图1A所述。与图1A中所示的实施例类似，离合器C1径向嵌套在C2的内部。
图3A的C3是旋转离合器，其可选择性地接合，以连接齿轮260，使其随齿轮242共同旋转。在这个实施例中，C3必须处于″接通状态″，允许扭矩通过齿轮242和第一轴部件236而从主轴234传递至齿轮260，以便变速器214提供倒档速度比(如图3B和3C的标有″Rev1″和″Rev2″的列中所示)。C5可选择性地接合，以便连接齿轮248，使其随齿轮242共同旋转，C5操作如参照图1A所述。与图1A中所示的实施例类似，离合器C3径向嵌套在C5的内部。
C4是旁路离合器，其可选择性地接合，以便直接连接主轴234，使其随太阳齿轮部件272共同旋转，因而绕过轴部件236和238。扭矩传递机构C6是制动器，其可选择性地接合，以便将环形齿轮部件274接地至变速器外壳224。旋转离合器C7在这里被称为闭锁离合器，并可选择性地接合，以锁住行星齿轮组270。通过将套筒轴280，和因而齿轮250，256和258连接到环形齿轮部件274和太阳齿轮部件272上，离合器C7造成太阳齿轮部件272和环形齿轮部件274，并因而整个行星齿轮组270以及输出部件232以相同的速度旋转。
如从图3A中可看出，第一轴部件和第二轴部件236，238优选包括设置在不超过三个共面的相互啮合的齿轮组中的齿轮。作为示例，第一轴部件236包括只设置在其中三个共面的相互啮合的齿轮组中的齿轮242，248和260(分别由平面P1C，P2C和P4C所示)。第二轴部件238包括只设置在其中三个共面的相互啮合的齿轮组中的齿轮246，252和254(分别由平面P1C，P3C和P4C所示)。变速器214优选只包括由平面P1C至P5C所示的总共四个共面的相互啮合的齿轮组，加上行星齿轮组270，从而最大限度地提高了紧凑性。另外，因为分别为齿轮240和242，及齿轮240和246的第一和第二头齿轮组，其用于提供速度比变化，并且行星齿轮组270可用于进一步的速度比覆盖范围，所以第一轴部件和第二轴部件236，238上用于提供速度比所需要的构件数量得以最大程度地减小，从而进一步减小轴部件236和238，以及因而变速器214的总长度。
本领域中的技术人员应该明白，在本发明的范围内可使用许多可导致各种扭矩比、比阶和总的速度比覆盖范围值的齿轮齿数-如图1A、2A和3A中所示的实施例。这里所述的各个变速器实施例其特征在于缺乏双输入离合器和双输出离合器。本领域中的技术人员应该容易理解，″双输入离合器″是可两者择一地选择性地接合的离合器，其两者择一地将扭矩传递给传统的中间轴变速器中的两个中间轴。类似地，″双输出离合器″是可两者择一地选择性地接合的离合器，其支撑在传统的中间轴变速器的两个中间轴上，其可两者择一地接合，以便将扭矩从相应的中间轴传递至输出部件。
以下参照图1A中所示的结构所描述的减少变速器组件的长度和重量的方法，其可用于上面图1A至3C中所述的任何相应的实施例。此外，该方法还可应用于其它变速器。变速器组件14包括主轴部件34和一对设置成与主轴部件34a基本平行的三角形式的副轴部件36，38(即，当从变速器末端看去时，这些轴的轴线形成三角形。)变速器组件14还包括多个齿轮，其可选择性地与相应的离合器C1，C2，C3，C5互连起来，以获得多个可选的传动比。该方法包括将至少其中一些离合器C1，C2，C3，C5嵌套(或径向堆叠)起来，其足以至少部分地减少组件14的长度。该方法还包括将至少其中一个与副轴部件36，38同心的齿轮(优选齿轮42，46，48和52)支撑在轴承(41，51，49，和55，分别)上，其设置在相邻的齿轮或同步器(48，52，63，和54，分别)上，而非其中一个副轴部件36，38上，从而允许该副轴部件36和/或38足够短且轻，以装配在变速器组件14中，并进一步减少变速器组件14的长度和重量。另外，该方法包括使与其中一个副轴部件(36或38，分别)同心的各前进范围齿轮(48和62，或52和54)直接与主轴部件(50和44，或56和58，分别地)上的齿轮互连起来，该齿轮不直接与和另一副轴部件(38或36，分别地)同心的另一前进范围齿轮(52和54，或48和62，分别地)互连起来，从而允许改进为变速器组件14选择齿轮(和因而传动比)的灵活性。
虽然已经详细介绍了用于实现本发明的最佳模式，但是与本发明相关领域的技术人员应该懂得在所附权利要求的范围内，可制作各种备选设计和实施例来实施本发明。

Claims (23)

1.一种变速器，包括：
输入部件；
输出部件；
操作式地与所述输入部件相连接的主轴；
第一轴部件和第二轴部件，它们各自与所述主轴间隔开并与之基本上平行；
多个齿轮，所述多个齿轮用于在所述主轴和所述第一轴部件和第二轴部件之间传递扭矩，并形成不同的共面的相互啮合的齿轮组，其中，所述第一轴部件和第二轴部件各自具有与之同心的所述多个齿轮中的不同的几个齿轮，其部分地形成所述共面的相互啮合的齿轮组中的不超过四个齿轮组，其中，所述共面的相互啮合的齿轮组包括：
用于将扭矩从所述主轴传递到所述第一轴部件上的第一头齿轮组；和
用于将扭矩从所述主轴传递到所述第二轴部件上的第二头齿轮组，其中，所述第一和第二头齿轮组形成所述共面的相互啮合的齿轮组中的第一齿轮组；
操作式地连接在所述输入部件和所述输出部件之间的行星齿轮组；其中，所有所述共面的相互啮合的齿轮组在所述输入部件和所述行星齿轮组之间沿轴向间隔开；和
至少七个扭矩传递机构，它们可选择性地接合，以便在所述输入部件和所述输出部件之间建立至少七个前进速度比和至少一个倒档速度比，其中，至少其中一个所述扭矩传递机构沿径向嵌套在至少所述扭矩传递机构的第二扭矩传递机构中。
2.根据权利要求1所述的变速器，其特征在于，所述至少七个扭矩传递机构包括四个扭矩传递机构，所述四个扭矩传递机构各自是与其中一个所述轴部件同心的旋转离合器，其中，所述四个扭矩传递机构的其中两个各径向嵌套在所述四个扭矩传递机构的另两个扭矩传递机构的其中之一中。
3.根据权利要求2所述的变速器，其特征在于，所述多个齿轮包括两个与所述第一轴部件同心的用于在所述第一轴部件和所述主轴之间传递扭矩的齿轮，以及两个与所述第二轴部件同心的用于在所述第二轴部件和所述主轴之间传递扭矩的齿轮；并且
其中，与所述第一轴部件同心的至少其中一个所述齿轮持续地与和所述主轴同心的齿轮相互啮合，所述的和所述主轴同心的齿轮不持续地与所述第二轴部件同心的所述两个齿轮的任一齿轮相互啮合，所述至少一个齿轮至少部分地形成所述共面的相互啮合齿轮组的第二齿轮组；其中，所述第一和第二头齿轮组在所述输入部件和所述第二共面的相互啮合齿轮组之间沿轴向间隔开；并且
其中，与所述第二轴部件同心的至少其中一个所述齿轮持续地与和所述主轴同心的齿轮相互啮合，所述和所述主轴同心的齿轮并不持续地与所述第一轴部件同心的所述两个齿轮的任一齿轮相互啮合，与所述第二轴部件同心的所述至少一个齿轮至少部分地形成了所述共面的相互啮合的齿轮组中的第三齿轮组。
4.根据权利要求3所述的变速器，其特征在于，与所述第一轴部件同心的所述两个齿轮各持续地与和所述主轴同心的齿轮相互啮合，与所述主轴同心的齿轮并不持续地与所述第二轴部件同心的所述两个齿轮的任一齿轮相互啮合。
5.根据权利要求3所述的变速器，其特征在于，与所述第一轴部件同心的至少其中一个所述齿轮由第二齿轮操作式地支撑，而不由所述第一轴部件支撑。
6.根据权利要求5所述的变速器，其特征在于，与所述第二轴部件同心的至少其中一个所述齿轮由第二齿轮操作式地支撑，而不由所述第二轴部件支撑。
7.根据权利要求6所述的变速器，其特征在于，至少其中一个所述扭矩传递机构是与所述第一轴部件同心的双向爪形离合器，其可在一个方向上移动，以便部分地建立所述倒档速度比，并且可在相反方向上移动，以便至少部分地建立所述前进速度比。
8.根据权利要求7所述的变速器，其特征在于，至少其中一个所述扭矩传递机构是旁路扭矩传递机构，所述旁路扭矩传递机构可选择性地接合，以便将扭矩直接从所述输入部件传递到所述行星齿轮组，从而绕过所述轴部件。
9.根据权利要求8所述的变速器，其特征在于，所述行星齿轮组包括环形齿轮部件、托架部件和太阳齿轮部件；其中，所述扭矩传递机构包括制动器，所述制动器可选择性地接合，以便将所述环形齿轮部件接地到固定部件上。
10.根据权利要求8所述的变速器，其特征在于，所述行星齿轮组包括环形齿轮部件、托架部件和太阳齿轮部件；其中，所述扭矩传递机构包括闭锁扭矩传递机构，所述闭锁扭矩传递机构可选择性地接合，以便将所述行星齿轮组的其中任何两个所述部件连接起来而共同旋转。
11.一种变速器，包括：
输入部件；
输出部件；
操作式地连接在所述输入部件上的主轴；
第一轴部件和第二轴部件，它们各自与所述主轴间隔开并与之基本上平行；
设置在不超过五个共面的相互啮合的齿轮组中的多个齿轮，所述齿轮多个各自与所述主轴、所述第一轴部件和所述第二轴部件的其中之一同心；
操作式地连接在至少其中两个所述齿轮上、并直接连接在所述输出部件上的行星齿轮组，其中，所述行星齿轮组包括环形齿轮部件、托架部件和太阳齿轮部件；和
至少七个扭矩传递机构，它们可选择性地接合，从而在所述输入部件和所述输出部件之间建立至少七个前进速度比和至少一个倒档速度比，其中，所述扭矩传递机构包括四个扭矩传递机构，所述四个扭矩传递机构各自是与其中一个所述轴部件同心的旋转离合器，并且所述四个扭矩传递机构的至少其中两个沿径向嵌套在所述四个扭矩传递机构的其它两个扭矩传递机构中。
12.根据权利要求11所述的变速器，其特征在于，所述多个齿轮包括至少两个与所述第一轴部件同心的范围齿轮和至少两个与所述第二轴部件同心的范围齿轮，所述至少两个与所述第二轴部件同心的范围齿轮可各自通过齿轮而与所述主轴相接合，所述齿轮不可与和所述第一轴部件同心的所述范围齿轮相接合。
13.根据权利要求12所述的变速器，其特征在于，所述至少两个与所述第一轴部件同心的范围齿轮可各自通过齿轮而与所述主轴相接合，所述齿轮不可与和所述第二轴部件同心的所述范围齿轮相接合。
14.根据权利要求12所述的变速器，其特征在于，所述多个齿轮包括至少两个与所述第一轴部件同心的齿轮，并且所述至少两个齿轮的其中一个齿轮被操作式地支撑在所述至少两个齿轮的另一齿轮上，而非由所述第一轴部件支撑。
15.根据权利要求14所述的变速器，其特征在于，所述多个齿轮还包括至少两个与所述第二轴部件同心的齿轮，并且所述至少两个齿轮的其中一个齿轮被操作式地支撑在所述至少两个齿轮的另一齿轮上，而非由所述第二轴部件支撑。
16.根据权利要求15所述的变速器，其特征在于，其中一个所述扭矩传递机构是爪形离合器，所述爪形离合器可移动，以便将其中一个所述齿轮与所述第一轴部件连接起来而用于共同旋转，从而部分地建立起所述倒档速度比。
17.根据权利要求15所述的变速器，其特征在于，所述扭矩传递机构包括旁路扭矩传递机构和制动器，所述旁路扭矩传递机构可选择性地接合，以便将扭矩直接从所述输入部件传递到所述行星齿轮组上，从而绕过所述轴部件，所述制动器可选择性地接合，以便将所述环形齿轮部件接地到固定部件上。
18.一种变速器，包括：
输入部件；
输出部件；
操作式地连接在所述输入部件上的主轴；
第一轴部件和第二轴部件，它们各自与所述主轴间隔开并与之基本上平行；
多个齿轮，所述多个齿轮形成不同的共面的相互啮合齿轮组，并且所述多个齿轮各自与所述主轴、所述第一轴部件和所述第二轴部件的其中一个同心，其中，与所述第一轴部件和第二轴部件同心的所述齿轮部分地形成不超过其中五个所述共面的相互啮合的齿轮组；其中，所述多个齿轮包括至少两个与所述第一轴部件同心的齿轮，所述至少两个齿轮的其中一个齿轮操作式地支撑在所述至少两个齿轮的另一齿轮上，而非由所述第一轴部件支撑；
操作式地连接在至少其中两个所述齿轮上、并直接连接在所述输出部件上的行星齿轮组；和
至少七个扭矩传递机构，它们可选择性地接合，以便在所述输入部件和所述输出部件之间建立至少七个前进速度比和至少一个倒档速度比。
19.根据权利要求18所述的变速器，其特征在于，所述多个齿轮还包括至少两个与所述第二轴部件同心的齿轮，其中一个所述齿轮操作式地支撑在所述至少两个齿轮的另一齿轮上，而非由所述第二轴部件支撑。
20.根据权利要求19所述的变速器，其特征在于，所述至少两个与所述第二轴部件同心的齿轮可各自通过齿轮而与所述主轴相接合，所述齿轮不可与和所述第一轴部件同心的齿轮相接合。
21.根据权利要求20所述的变速器，其特征在于，所述至少两个与所述第一轴部件同心的齿轮可各自通过齿轮而与所述主轴相接合，所述齿轮不可与和所述第二轴部件同心的齿轮相接合。
22.根据权利要求20所述的变速器，其特征在于，其中一个所述扭矩传递机构是与所述第一轴部件同心的爪形离合器，所述爪形离合器可在一个方向上移动，以便至少部分地建立倒档速度比，并且可在另一方向上移动，以便至少部分地建立至少七个前进速度比；并且所述轴部件特征在于没有任何额外的扭矩传递机构。
23.一种减少变速器组件的长度和重量的方法，所述变速器组件包括主轴部件和一对设置成与所述主轴部件细长基本平行的三角形构形的副轴部件，以及多个齿轮，所述多个齿轮可选择性地与相应的离合器相互连接，以获得多个可选择的比率，所述方法包括：
将至少一些所述离合器嵌套起来，以便足以至少部分地减少所述组件的长度；
将至少其中一个所述齿轮支撑在设置于相邻齿轮上而非设置于其中一个所述副轴部件上的轴承上，使得所述其中一个所述副轴部件足够地更短且更轻，以便装配在所述组件中，并进一步减少所述组件的长度；和
使与其中一个所述副轴部件同心的各前进范围齿轮直接与所述主轴部件上的齿轮互连起来，所述齿轮并不直接与和所述另一副轴部件同心的另一前进范围齿轮互连，从而允许改进所述比率选择的灵活性。
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Cited By (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN102442207A (zh) * 2010-10-01 2012-05-09 通用汽车环球科技运作有限责任公司 使用发动机起动机马达的双驱动泵系统
CN101749378B (zh) * 2008-12-17 2012-08-29 通用汽车环球科技运作公司 双离合器多速变速器
CN102734399A (zh) * 2011-04-01 2012-10-17 通用汽车环球科技运作有限责任公司 九速双离合变速器
CN103671816A (zh) * 2012-09-05 2014-03-26 株式会社捷太格特 车辆用驱动装置
CN102202927B (zh) * 2008-08-15 2014-11-19 Gkn动力传动系统国际有限责任公司 用于多轴传动机动车的联接组件和驱动系组件
US10550920B2 (en) 2010-12-17 2020-02-04 Dti Group B.V. Transmission system, as well as method for changing a transmission ratio

Families Citing this family (44)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US7597644B2 (en) * 2007-05-21 2009-10-06 Gm Global Technology Operations, Inc. Nine or ten speed split clutch countershaft automatic transmission
DE102007047671A1 (de) * 2007-10-05 2009-04-09 Daimler Ag Doppelkupplungsgetriebevorrichtung
DE102007049260B4 (de) * 2007-10-15 2017-07-27 Zf Friedrichshafen Ag Doppelkupplungsgetriebe
DE102007049268B4 (de) * 2007-10-15 2017-05-18 Zf Friedrichshafen Ag Doppelkupplungsgetriebe
DE102007049266B4 (de) * 2007-10-15 2016-11-17 Zf Friedrichshafen Ag Doppelkupplungsgetriebe
DE102007049270B4 (de) * 2007-10-15 2017-03-02 Zf Friedrichshafen Ag Doppelkupplungsgetriebe
DE102007049263B4 (de) * 2007-10-15 2017-05-18 Zf Friedrichshafen Ag Doppelkupplungsgetriebe
DE102007049271B4 (de) * 2007-10-15 2016-10-20 Zf Friedrichshafen Ag Doppelkupplungsgetriebe
DE102007049264B4 (de) * 2007-10-15 2017-05-11 Zf Friedrichshafen Ag Doppelkupplungsgetriebe
DE102007049267B4 (de) * 2007-10-15 2016-11-17 Zf Friedrichshafen Ag Doppelkupplungsgetriebe
DE102007049269B4 (de) * 2007-10-15 2017-05-18 Zf Friedrichshafen Ag Doppelkupplungsgetriebe
US7846055B2 (en) * 2008-02-08 2010-12-07 Gm Global Technology Operations, Inc. Multi-speed split dual clutch transmission
US8827858B2 (en) 2008-07-30 2014-09-09 Allison Transmission, Inc. Gear assembly for multi-speed countershaft transmission
US8075437B2 (en) * 2008-07-30 2011-12-13 Allison Transmission, Inc. Gear assembly for multi-speed countershaft transmission
DE102009002345B4 (de) * 2009-04-14 2017-05-11 Zf Friedrichshafen Ag Doppelkupplungsgetriebe
DE102009002349B4 (de) * 2009-04-14 2018-03-08 Zf Friedrichshafen Ag Doppelkupplungsgetriebe
DE102009002356B4 (de) * 2009-04-14 2017-07-06 Zf Friedrichshafen Ag Doppelkupplungsgetriebe
DE102009002355B4 (de) * 2009-04-14 2018-05-03 Zf Friedrichshafen Ag Doppelkupplungsgetriebe
DE102009002351B4 (de) * 2009-04-14 2019-10-10 Zf Friedrichshafen Ag Doppelkupplungsgetriebe
DE102009002344B4 (de) * 2009-04-14 2017-08-03 Zf Friedrichshafen Ag Doppelkupplungsgetriebe
DE102009002342B4 (de) * 2009-04-14 2017-08-03 Zf Friedrichshafen Ag Doppelkupplungsgetriebe
DE102009002353B4 (de) * 2009-04-14 2017-10-05 Zf Friedrichshafen Ag Doppelkupplungsgetriebe
DE102009002343B4 (de) * 2009-04-14 2018-01-11 Zf Friedrichshafen Ag Doppelkupplungsgetriebe
DE102009002357B4 (de) * 2009-04-14 2019-06-19 Zf Friedrichshafen Ag Doppelkupplungsgetriebe
DE102009002346B4 (de) * 2009-04-14 2017-05-04 Zf Friedrichshafen Ag Doppelkupplungsgetriebe
DE102009002354B4 (de) * 2009-04-14 2017-09-21 Zf Friedrichshafen Ag Doppelkupplungsgetriebe
DE102009002352B4 (de) * 2009-04-14 2017-07-27 Zf Friedrichshafen Ag Doppelkupplungsgetriebe
US8443686B2 (en) * 2009-05-12 2013-05-21 GM Global Technology Operations LLC Seven speed dual clutch transmission
EP2457000B1 (en) * 2009-07-24 2018-12-19 DTI Group B.V. Transmission module for a vehicle
KR101132454B1 (ko) * 2009-12-14 2012-03-30 강명구 삼중 클러치 변속기의 구동방법
RU2010110530A (ru) * 2010-03-19 2011-09-27 Джи Эм Глоубал Текнолоджи Оперейшнз, Инк. (Us) Коробка передач смешанного типа с планетарным механизмом и промежуточными валами
RU2010112594A (ru) 2010-03-31 2011-12-10 Джи Эм Глоубал Текнолоджи Оперейшнз, Инк. (Us) Многоступенчатая трансмиссия (варианты)
RU2010112592A (ru) * 2010-03-31 2011-12-10 Джи Эм Глоубал Текнолоджи Оперейшнз, Инк. (Us) Многоступенчатая трансмиссия (варианты)
US8474342B2 (en) * 2010-06-28 2013-07-02 Ford Global Technologies, Llc Transmission having a low launch gear
CA2805163A1 (en) 2010-07-20 2012-01-26 Dana Heavy Vehicle Systems Group, Llc Drive axle system having a clutching device
US8951025B2 (en) * 2010-09-30 2015-02-10 Gm Global Technology Operations, Llc Dual drive pump system
US8758181B2 (en) 2011-10-26 2014-06-24 Caterpillar Inc. Continuously variable transmission with nested clutch and planetary output
GB201213466D0 (en) * 2012-07-27 2012-09-12 Mclaren Automotive Ltd Gearbox
DE102012213667A1 (de) * 2012-08-02 2014-02-06 Zf Friedrichshafen Ag Übersetzungsstufe eines Stufengetriebes, sowie Stufengetriebe
DE102013202045A1 (de) * 2013-02-07 2014-08-07 Zf Friedrichshafen Ag Gruppengetriebe eines Kraftfahrzeugs
US9511661B2 (en) 2015-03-12 2016-12-06 Deere & Company Driven wheel unit including an axially compact two-speed planetary gear drive assembly
US9618084B2 (en) 2015-08-25 2017-04-11 Deere & Company Compact planetary arrangement for final drive
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
US10690226B1 (en) * 2018-10-12 2020-06-23 Matthew T. Wanke Vehicle drivetrain system

Family Cites Families (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH06100257B2 (ja) * 1989-09-04 1994-12-12 バンドー化学株式会社 無段変速装置
US5390560A (en) * 1993-02-09 1995-02-21 General Motors Corporation Countershafts power transmission
US5571058A (en) * 1995-08-08 1996-11-05 General Motors Corporation Four-mode, input-split, paralell, hybrid transmission
DE19741440A1 (de) 1997-09-19 1999-04-15 Bayerische Motoren Werke Ag Wechselgetriebe
EP1251300A3 (en) * 2001-04-16 2007-11-14 Fuji Jukogyo Kabushiki Kaisha Hydraulic control system of automated manual transmission
DE10228501B4 (de) 2002-06-21 2008-10-16 Getrag Innovations Gmbh Automatisches Wechselgetriebe
US7070534B2 (en) * 2004-07-29 2006-07-04 General Motors Corporation Power transmission with preselected ratios and a preselected output splitter
US7166049B2 (en) * 2004-12-28 2007-01-23 Agco Gmbh Vehicle drive and a control method for a vehicle drive
US7470206B2 (en) * 2006-07-24 2008-12-30 General Motors Corporation Multi-speed countershaft transmission with a planetary gear set

Cited By (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN102202927B (zh) * 2008-08-15 2014-11-19 Gkn动力传动系统国际有限责任公司 用于多轴传动机动车的联接组件和驱动系组件
CN101749378B (zh) * 2008-12-17 2012-08-29 通用汽车环球科技运作公司 双离合器多速变速器
CN102442207A (zh) * 2010-10-01 2012-05-09 通用汽车环球科技运作有限责任公司 使用发动机起动机马达的双驱动泵系统
US10550920B2 (en) 2010-12-17 2020-02-04 Dti Group B.V. Transmission system, as well as method for changing a transmission ratio
CN102734399A (zh) * 2011-04-01 2012-10-17 通用汽车环球科技运作有限责任公司 九速双离合变速器
CN102734399B (zh) * 2011-04-01 2015-04-01 通用汽车环球科技运作有限责任公司 九速双离合变速器
CN103671816A (zh) * 2012-09-05 2014-03-26 株式会社捷太格特 车辆用驱动装置
CN103671816B (zh) * 2012-09-05 2017-09-01 株式会社捷太格特 车辆用驱动装置

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