CN101451596A - 双模式机电无级变速器 - Google Patents

Abstract

本发明介绍一种双模式机电无级变速器。该变速器包括输入轴，输出轴系，一个至少具有三个同轴转动部件的行星轮系，两台电机，电机控制器和离合器。所述行星轮系至少具有三个分枝；每个分枝对应一个同转的部件。第一分枝与第一电机以固定的速比联接；另一分枝与输入轴以固定速比联接；再一个分枝与输出轴系以固定速比联接；第二电机则以不同的速比与除第一分枝以外的其他两分枝作选择性联接，其中，一个分枝是已与输出轴系联接的分枝。双模式机电无级变速器至少可以有两种动力分流模式，其中包括输出动力分流模式。不同工作模式覆盖不同的速比区域。工作模式切换时，离合器自然同步，变速器各转动部件的转速连续，无动力冲击。此外，该变速器还可以提供至少一个固定的输出、输入速比。

Description

双模式机电无级变速器

技术领域

本发明属于一种新型双模式机电无级变速器。它可广泛应用于各种车辆和动力设备。

背景技术

内燃机都有一定的速度和功率范围，并在其中很小的范围内达到最佳的工作状态。然而，实际路况千变万化，不但表现在驱动轮的速度上同时还表现在驱动轮所要求的扭矩上。因此，内燃机的转速和扭矩，即内燃机的动力状态与驱动轮动力状态之匹配是变速器的首要任务之一。

近年来，机电混合动力技术的诞生为实现内燃机与动力轮之间动力理想匹配开拓了新的途径。在众多的动力总成设计案中，最具代表性的为丰田公司电机无级变速器，简称THS。THS采用了分流原理，将输入动力分为两路。一路经过一个由齿轮轴系构成的机械链，另一路经过有机电组成的电力链。分流装置为一个简单的行星轮系。THS只能工作在一种分流模式下。它具有一个输出、输入速比节点SR；当变速器的输出、输入速比高于此节点时，系统将出现动力内循环，从而降低动力传输效率。这在很大程度上限制了变速器的有效工作速比范围。为了使THS能够应用在动力要求较高的车辆上，对其中电机功率提出了很高的要求。

发明内容

本发明要解决的技术问题是针对上述现有技术的不足，提供一族新型双模式机电无级变速器。它们可以在两种不同的分流模式下工作，有效地克服了动力内循环，具有较高的传动效率，能够在较宽的范围内对输出、输入速比和动力进行连续和独立的调节，从而极大地拓宽变速器的有效速比范围。本发明的有益效果体现在这种新型双模式机电无级变速器降低了对电机的动力要求，变速器结构简单、紧凑，造价低廉；它们能够实现从倒退、停止到前进的不间断的无级变速且无需启动装置，可大幅度地提高整车的燃油效率。

为了实现上述目的，本发明采用如下技术方案：

所述新型双模式机电无级变速器，包括一个齿轮系统，一个输入轴，一个输出轴系，至少一个离合器，两台电机和电机控制器。所述齿轮系统可以是一个的三分枝行星轮系，至少有三个同轴的转动部件。每一个转动件构成该齿轮系统的一个分枝。三分枝齿轮系统，亦称为三轴齿轮系统。它具有两个转动自由度；任意两个分枝的转速可以完全确定该齿轮系统其他分枝的转速。如果将三个分枝的转速以垂直向量的形式表示，并将它们按一定的距离比例平行地排列开来，即构成所谓的转速梯图，如图1所示。各分枝按其在转速梯图中从左到右(或从右到左)的顺序，依次称为三分枝齿轮系统的第一分枝(I)，第二分枝(II)和第三分枝(III)。各分枝转速向量的终点始终落在一条直线上。这条直线称为速度线。三分枝齿轮系统各分枝转速向量之间的关系由其特征参数Ka唯一确定：如果以第三分枝至第二分枝之间的距离为一个度量单位(1)，那么第二分枝至第一分枝之间的距离则为Ka个单位。输入轴，输出轴系以及第一、第二电机与齿轮系统作如下方式的连接：输入轴与齿轮系统的一个分枝联接，具有固定的速比；输出轴系与齿轮系统的另一个分枝联接，具有固定的速比；第一台电机与齿轮系统的再一个分枝联接，具有固定的速比；第二电机则有选择地分别与齿轮系统除联入第一电机的那个分枝以外的其他两个分枝联接，具有至少两个速比。

所述齿轮系统也可以是一个四分枝行星轮系，至少有四个同轴的转动部件。每一个转动件构成该齿轮系统的一个分枝。四分枝齿轮系统也称为四轴齿轮系统。四分枝齿轮系统亦具有两个转动自由度，任意两个分枝的转速可以完全确定该齿轮系统其他分枝的转速。四分枝齿轮系统可以用如图2所示的四分枝转速梯图来表示。同样地，各分枝按其在转速梯图中从左到右(或从右到左)的顺序，依次称为四分枝齿轮系统的第一分枝(I)，第二分枝(II)，第三分枝(III)和第四分枝(IV)。四分枝齿轮系统各分枝转速向量之间的距离关系由其特征参数Ka和Kb唯一确定。这里假定第四分枝至第三分枝之间的距离为一个单位(1)，Ka定义为第三分枝至第二分枝之间的距离；Kb定义为第三分枝至第一分枝之间的距离。输入轴，输出轴系以及第一、第二电机与齿轮系统作如下方式的连接：输入轴与齿轮系统的一个分枝联接，具有固定的速比；输出轴系与齿轮系统的另一个分枝联接，具有固定的速比；第一台电机与齿轮系统的再另外一个分枝联接，具有固定的速比；第二电机则有选择地分别与齿轮系统联入输出轴的那个分枝以及剩下一个分枝相联接，具有至少两个速比。

所述双模式变速器还包括中间轴和离合器。第二电机通过中间轴和安装在中间轴上的离合器有选择性地与齿轮系统的两个不同分枝相联接，实现不同的动力分流模式之间的切换。为了保证变速器动力分流模式切换时，离合器相应接合部件的转速自然同步，第二电机与相联接的各分枝的转速比之间保持特定的比例关系，该比例关系由齿轮系统的特征参数确定。此外，在模式切换点上，第二电机的扭矩为零，因此，离合器不存在扭矩冲击。这使得输入轴、输出轴系以及两台电机等转动部件的转速、扭矩连续，且无动力间断。

所述双模式变速器还可进一步包括制动器。通过制动器和离合器的单独或配合使用，这些双模式变速器除无级变速外，还具有有级变速的功能，提供至少一个固定的变速器输出、输入速比以满足特殊的使用要求。

上述有关本发明的结构特征、特点和性能优势，将在发明书附图中以及下面对具体实施方式的说明中得到更详细和清楚的描述。

附图说明

图1是描述三分枝齿轮系统各同轴转动件之间转速关系的三分枝系统转速梯图；

图2是描述四分枝齿轮系统各同轴转动件之间转速关系的四分枝系统转速梯图；

图3是实施方案1的结构框架示意图；

图4是实施方案2的结构框架示意图；

图5是实施方案2A的结构框架示意图；

图6是实施方案2B的结构框架示意图；

图7是实施方案3的结构框架示意图；

图8是实施方案3A的结构框架示意图；

图9是实施方案4的结构框架示意图；

图10是实施方案4A的结构框架示意图；

图11是实施方案4B的结构框架示意图。

具体实施方式

下面结合附图，进一步详细说明本发明双模式机电无级变速器的具体实施方式，但不用来限制本发明的保护范围。

图3所示的是本发明的实施方案1，双模式机电无级变速器由三分枝齿轮系统，输入轴Input，输出轴系Output，第一、第二离合器CL1，CL2，中间轴CTS以及第一、第二电机EM1，EM2和电机控制器(CTRL，图中未标出)构成。其中，三分枝齿轮系统为一个简单的行星轮系，包括圈轮R、行星轮P，行星轮架C和太阳轮S。圈轮R与行星轮P作内啮合；太阳轮S与行星轮P作外啮合。太阳轮S构成三分枝齿轮系统的第一分枝(I)，行星轮架C构成第二分枝(II)，圈轮R构成第三分枝(III)。三分枝系统的特征参数Ka由圈轮齿数Z_R和太阳轮齿数Z_S唯一确定。输出轴系包括差速器Diff，和第一、第二输出半轴Output_1，Output_2。每台电机分别由定子和转子组成。对于实施方案1所示三分枝系统，其特征参数可表述为：

$K_a=\frac{Z_R}{Z_S}---\left(1\right)$

在实施方案1中，第一电机EM1的转子直接与太阳轮S相接，以固定的速比(1)联入三分枝齿轮系统的第一分枝；输入轴Input通过减震器或过载保护器Dmp与行星轮架C相接，以固定的速比(1)联入三分枝齿轮系统的第二分枝；输出轴系Output经齿轮G1A，G1B和G4A，G4B，通过两级齿轮传动与圈轮R相接，以固定的速比(GR1×GR4)联入三分枝系统的第三分枝；第二电机EM2经齿轮G1A，G1B和G3A，G3B或者齿轮G2A，G2B和G3A，G3B，通过两级齿轮传动分别以速比(GR1×GR3)联入圈轮R，即三分枝系统的第三分枝，或者以速比(GR2×GR3)联入行星轮架C，即三分枝系统的第二分枝。这里GR1，GR2，GR3和GR4表示齿轮的齿数比，分别定义为：

$\mathrm{GR}1=\frac{Z_{G1B}}{Z_{G1A}};$ $\mathrm{GR}2=\frac{Z_{G2B}}{Z_{G2A}};$ $\mathrm{GR}3=\frac{Z_{G3B}}{Z_{G3A}};$ $\mathrm{GR}4=\frac{Z_{G4B}}{Z_{G4A}}---\left(2\right)$

其中Z代表其下角标所指的齿轮的齿数，如Z_G1A代表齿轮G1A的齿数。实施方案1所示变速器的结构及其联接特征可由下式表征：

S(EM1)-C(Input，EM2[CL2])-R(Output，EM2[CL1])

式中每一项代表分枝系统的一个分枝，各项以“—”号分开；总项数表示分枝系统的分枝数，例如，上式中共有三项，表示一个三分枝系统，第一项表示分枝系统的第一分枝，依次类推。每项的符号代表与之相应的转动部件，例如第一项S代表太阳轮；每项后圆括号内所表示的是与此分枝相联接的部件。当该部件通过离合器与此分枝联接时，其后面的方括号内的内容表示相应的离合器。

第一、第二电机EM1，EM2及其控制器之间电气联接，传送动力。当所述双模式电机无级变速器用于混合动力车辆时，系统中还可包括储能器(BT，图中未标出)，用于能量的储存和回收。

当第二电机EM2与圈轮R相联接时，离合器CL1啮合，离合器CL2分离。变速器在所谓的输出动力分流模式下工作。输入动力经过两条通路传送至输出轴系：一路为机械链，经由输入轴Input，行星轮架C，行星轮P，圈轮R，齿轮G1A，G1B，G4A和G4B至输出轴系Output；另一路为电力链，经由输入轴Input，行星轮架C，太阳轮S，第一电机EM1，第二电机EM2，齿轮G3B，G3A，离合器CL1，齿轮G4A，G4B至输出轴系Output。

当第二电机EM2与行星轮架C相联接时，离合器CL2啮合，离合器CL1分离。变速器在输入动力分流模式下工作。输入动力同样经过两条通路传送至输出轴系：一路为机械链，经由输入轴Input，行星轮架C，行星轮P，圈轮R，齿轮G1A，G1B，G4A和G4B至输出轴系Output；另一路为电力链，经由输入轴Input，齿轮G2A，G2B，离合器CL2，齿轮G3A，G3B，第二电机EM2，第一电机EM1，太阳轮S，然后再经过行星轮架C，圈轮R，齿轮G1A，G1B，G4A，G4B至输出轴系Output。

为了表述方便，变速器输出轴系Output转速与输入轴Input转速之比，称为变速器的输出、输入速比，简称输出、输入速比，以SR表示。

实施方案1可提供一个自然速比节点SR0(输出轴系为零速的速比节点)和一个非自然速比节点SR1。在速比节点上，至少有一台电机的转速为零。自然速比节点SR0将整个速区分为前行区和逆行区：高于SR0的为前行区，低于SR0的为逆行区。第一速比节点SR1进一步将前行区划分为低速区和高速区：低于SR1为低速区，高于SR1的为高速区。

在第一速比节点SR1上，当变速器与储能器无净能量交换时，第二电机EM2的扭矩为零。因此，选择SR1作为动力分流模式切换点将有助与减小或避免变速器系统的扭矩冲击。速比节点SR1以下的低速区采用输出动力分流方式；SR1以上的高速区，采用输入动力分流的方式；逆行区可采用纯电力传动。这样，无论是机械链还是电力链，其中传送的动力均小于输入轴传输的动力。双模式变速器在各个速区均无动力内循环，从而有效地拓宽了变速器的有效速比的范围。为保证在模式切换速比SR1上离合器转速同步，各齿轮齿数比之间应满足下列关系：

$\frac{\mathrm{GR}2}{\mathrm{GR}1}=\frac{K_a}{K_a+1}---\left(3\right)$

图3所示双模式无级变速器的工作过程如下：

低速区 在车辆启动前，变速器处于低速区。第二电机EM2通过离合器CL1联入输出轴系。第一电机EM1处于空载运转状态，其转速方向与内燃机输入轴转动方向相同。第二电机EM2处于零转速状态。车辆启动时，电机控制器(CTRL)根据指令，向第二电机EM2提供电力，产生启动扭矩。该扭矩经过G3A，G3B和G4B，G4A两级齿轮放大后传送到输出轴系Output。此时，除少量内耗外，第二电机EM2并不转换能量。由于车辆仍处于静止状态，驱动轮有扭矩要求，但尚无动力要求。驱动轮所需的启动扭矩主要来自第二电机EM2。内燃机此时不提供任何启动扭矩，因此无动力输出。随着电机扭矩的增加，车辆由静到动，向前启步。第二电机EM2随之开始转动。而第一电机EM1的转速则开始逐渐减小以满足车辆增速的需要。此时，第二电机EM2开始消耗电能，并将其转化为驱动所需的机械能。所消耗这部份的电能由第一电机EM1通过电力控制器(CTRL)全部或部分提供。为平衡第一电机EM1的扭矩载荷，内燃机此时提供必要的扭矩。车辆启动后，驱动轮的扭矩由内燃机和第二电机EM2分担，从而使第二电机EM2的扭矩逐渐降低。

随着车辆速度的提高，第二电机EM2的转速不断提高而其扭矩则不断下降。相反，第一电机EM1的转速不断降低，直至减小到零。此时，第一电机EM1到达其速度零点。相应地，变速器到达其非自然速比节点SR1。如果电力链中无净电力的输入或输出，第二电机EM2的扭矩零点将与第一电机EM1的速度零点重合。

高速区 变速器速比节点SR1是低速区和高速区的分界点。在模式切换点上，第二电机EM2扭矩为零，离合器CL1，CL2相应的各转动部件均同步。模式切换时，第二离合器CL2啮合，使第二电机EM2与输入轴耦合。随后，第一离合器CL1开始分离，使第二电机EM2脱离输出轴系。此时，变速器改用输入动力分流的方式，以避免动力内循环的出现。

随着车辆速度的进一步提高，变速器的速比增加，超越速比节点SR1。第一电机EM1的转速由零开始向与内燃机输入轴转向相反的方向回升。第二电机EM2的转速则按固定的速比随内燃机的转速变化。如果电动链无净电力输入或输出，第二电机EM2的扭矩此时应该由零向反方向增加。此时，第二电机EM2起着发电机的作用，向第一电机EM1或系统提供电能。第一电机EM1则起电动机的作用，将电能转换成机械能。

图3所示的变速器可提供至少一个固定输出、输入速比，以满足某些特殊的功能要求。为此，离合器CL1，CL2同时啮合，变速器以机械链传送动力。

实施方案1还可有其他变种。例如，将输入轴与输出轴系的联接位置对换，即输出轴系Output与三分枝齿轮系统的第二分枝C联接，输入轴Input与第三分枝R联接，可构成实施方案1A。实施方案1A的结构和联接特征可由下式表示：

S(EM1)-C(Output，EM2[CL1])-R(Input，EM2[CL2])

与此对应的离合器的同步条件为：

$\frac{\mathrm{GR}2}{\mathrm{GR}1}=1+\frac{1}{K_a}---\left(4\right)$

图4所示的是本发明的实施方案2，它是双模式机电无级变速器第二类实施方案的典型代表。它由四分枝行星轮系，输入轴Input，中间轴CTS，输出轴系Output，第一、第二离合器CL1，CL2，第一、第二电机EM1，EM2以及电机控制器(CTRL，图中未标出)构成。其中，四分枝行星轮系为拉威尼奥(Ravigneaux)行星轮系。它包括大太阳轮S1，小太阳轮S2，长行星轮PL，短行星轮PS，圈轮R和行星轮架C。长行星轮PL分别与圈轮R和大太阳轮S1作内啮合和外啮合；短行星轮PS分别与长行星轮PL和小太阳轮S2作外啮合。小太阳轮S2构成四分枝齿轮系统的第一分枝(I)，圈轮R构成第二分枝(II)，行星轮架C构成第三分枝(III)，大太阳轮S1构成第四分枝(IV)。四分枝系统的特征参数Ka和Kb由圈轮齿数Z_R以及大太阳轮齿数Z_S1和小太阳轮齿数Z_S2唯一确定：

$K_a=\frac{Z_{S1}}{Z_R};$ $K_b=\frac{Z_{S1}}{Z_{S2}}---\left(5\right)$

输出轴系包括差速器Diff，和第一、第二输出半轴Output_1，Output_2。每台电机分别由定子和转子组成。

第一电机EM1的转子直接与小太阳轮S2相接，以固定的速比(GR5＝1)联入四分枝齿轮系统的第一分枝；输出轴系Output通过两级齿轮G1A，G1B和G4A，G4B与圈轮R相接，以固定的速比(GR1×GR4)联入四分枝系统的第二分枝；输入轴Input直接与行星架C相接，以固定的速比(1)联入四分枝齿轮系统的第三分枝；第二电机EM2经齿轮G1A，G1B和G3A，G3B或者齿轮G2A，G2B和G3A，G3B，通过两级齿轮传动，有选择性地分别以速比(GR1×GR3)接入圈轮R，即四分枝系统的第二分枝，或者以速比(GR2×GR3)接入大太阳轮S1，即四分枝系统的第四分枝。这里GR1，GR2，GR3和GR4表示齿轮的齿数比，定义如前所述。实施方案2所示变速器的结构及其联接特征可由下式表征：

S2(EM1)-R(Output，EM2[CL1])-C(Input)-S1(EM2[CL2])

式中项数的含意和各项所表示的内容如前所述。

同样地，第一、第二电机EM1，EM2及其控制器之间电气联接，传送动力。当该变速器用于混合动力车辆时，系统中还可包括一个储能器(BT)，用于能量的储存和回收。

当第二电机EM2与圈轮R相联接时，离合器CL1啮合，离合器CL2分离。变速器在输出动力分流模式下工作。输入动力经过两条通路传送至输出轴系：一路为机械链，经由输入轴Input，行星轮架C，长行星轮PL，圈轮R，齿轮G1A，G1B，G4A和G4B至输出轴系Output；另一路为电力链，经由输入轴Input，行星轮架C，小太阳轮S2，第一电机EM1，第二电机EM2，齿轮G3B，G3A，离合器CL1，齿轮G4A，G4B至输出轴系Output。

当第二电机EM2与大太阳轮S1相联接时，离合器CL2啮合，离合器CL1分离。变速器在复合动力分流模式下工作。输入动力同样经过两条通路传送至输出轴系：一路为机械链，经由输入轴Input，行星轮架C，长行星轮PL，圈轮R，齿轮G1A，G1B，G4A和G4B至输出轴系Output；另一路为电力链，经由输入轴Input，行星轮架C，大太阳轮S1，齿轮G2A，G2B，离合器CL2，齿轮G3A，G3B，第二电机EM2，第一电机EM1，小太阳轮S2，然后再经过大太阳轮S1，圈轮R，齿轮G1A，G1B，G4A，G4B至输出轴系Output。

实施方案2可提供三个输出、输入速比节点，其中包括一个自然速比节点SR0(输出轴系为零速的速比节点)和两个非自然速比节点SR1，SR2。在速比节点上，至少有一台电机的转速为零。自然速比节点SR0将整个速区分为前行区和逆行区；高于SR0的为前行区，低于SR0的为逆行区。第一速比节点SR1进一步将前行区划分为低速区和高速区；低于SR1为低速区，高于SR1的为高速区。

在第一速比节点SR1上，当变速器与储能器无净能量交换时，第二电机EM2的扭矩为零。因此，选择SR1作为动力分流模式切换点将有助与减小或避免变速器系统的扭矩冲击。考虑到电机系统内耗，实际模式切换速比SR将在SR1附近。速比节点SR1以下的低速区采用输出动力分流方式；SR1以上的中、高速区，均采用复合动力分流的方式；逆行区可采用纯电力传动，这样可以有效地避免动力内循环。为保证在模式切换速比SR上离合器转速同步，各齿轮齿数间应满足下列关系：

$\frac{\mathrm{GR}2}{\mathrm{GR}1}=1+\frac{(K_a+1)(1-\mathrm{GR}1\·\mathrm{GR}4\·\mathrm{SR})}{K_a\·\mathrm{GR}1\·\mathrm{GR}4\·\mathrm{SR}}---\left(6a\right)$

式中GR1·GR4·SR为四分枝齿轮系统第二分枝(II)与第三分枝(III)的转速比SRb，即SRb＝GR1·GR4·SR。以SRb代入上式，简化为：

$\frac{\mathrm{GR}2}{\mathrm{GR}1}=1+\frac{(K_a+1)(1-{\mathrm{SR}}_b)}{K_a{\mathrm{SR}}_b}---\left(6b\right)$

当选取第一速比节点SR1作模式切换点时，上式进一步简化为：

$\frac{\mathrm{GR}2}{\mathrm{GR}1}=\frac{K_b+1}{K_b-K_a}---\left(6c\right)$

图4所示的双模式机电无级变速器的功能及工作过程描述如下：

无级变速

低速区 在车辆启动前，变速器设置在低速区。第二电机EM2通过离合器CL1联入输出轴系。第一电机EM1处于空载运转状态，其转速方向与内燃机输入轴转动方向相反。第二电机EM2处于零转速状态。车辆启动时，电机控制器根据接收到的指令，向第二电机EM2提供电力，产生启动扭矩。该扭矩经过G3A，G3B和G4B，G4A两级放大后传送到输出轴系。此时，除少量内耗外，第二电机EM2并不转换能量。由于车辆仍处于静止状态，驱动轮仅有扭矩要求，尚无动力要求。驱动轮所需的启动扭矩主要来自第二电机EM2。内燃机此时不提供任何启动扭矩，因此无动力输出。随着电机扭矩的增加，车辆由静到动，向前启步。第二电机EM2随之开始转动。而第一电机EM1的转速则开始逐渐减小以满足车辆增速的需要。此时，第二电机EM2开始消耗电能，并将其转化为驱动所需的机械能。所消耗这部份的电能由第一电机EM1通过电力控制器CTRL全部或部分提供。为平衡第一电机EM1的扭矩载荷，内燃机此时提供必要的扭矩。车辆启动后，驱动轮的扭矩由内燃机和第二电机EM2分担，从而使第二电机EM2的扭矩逐渐降低。

随着车辆速度的提高，第二电机EM2的转速不断提高而其扭矩则不断下降。相反，第一电机EM1的转速不断降低，直至减小到零。此时，第一电机EM1到达其速度零点。相应地，变速器到达其第一个非自然速比节点SR1。如果电力链中无净电力的输入或输出，第二电机EM2的扭矩零点将与第一电机EM1的速度零点重合。

高速区 第一速比节点SR1是低速区和高速区的分界点。在模式切换点上，第二电机EM2扭矩为零，离合器CL1，CL2相应转动部件转速同步。此时，第二离合器CL2啮合，使第二电机EM2通过两级齿轮G3A，G3B和G2A，G2B与大太阳轮S1耦合。随后，第一离合器CL1开始分离，使第二电机EM2脱离输出轴系。此时，变速器改用复合动力分流的方式。

随着车辆速度的进一步提高，变速器的速比增加，超越第一速比节点SR1。第一电机EM1的转速由零开始向与内燃机输入轴转向相同的方向回升。第二电机EM2的转速则开始下降。如果电动链无净电力输入或输出，第二电机EM2的扭矩此时应该由零向反方向增加。此时，第二电机EM2起着发电机的作用，向第一电机EM1或系统及储能器提供电能。第一电机EM1则起电动机的作用，将电能转换成机械能。

当第二电机EM2的转速随车辆速度的进一步增加而下降至零时，变速器的速比到达其第二个非自然速比节点SR2。在第二速比节点上，电力链传送的动力为零，全部动力由机械链传送。

在第一节速比节点SR1和第二速比节点SR2之间，电力链传送的动力与输入轴输入的动力之比，简称动力分流比PR，取得局部最大值。最大值与四分枝系统特征参数选择有关。假定变速器的最大输入功率为Pin，所选定的电机的最大持续工作功率为Pem。电机最大持续功率与变速器最大输入功率比为PRmax＝Pem/Pin。为了使所选电机与变速器结构合理匹配，从而使变速器在第一、第二速比节点之间能够正常、持续地工作，四分枝齿轮系统特征参数Ka，Kb应满足下式要求：

$\frac{K_b(K_a+1)}{K_b-K_a}\≤{\left(\frac{1+{\mathrm{PR}}_{\max }}{1-{\mathrm{PR}}_{\max }}\right)}^2---\left(7\right)$

在第二速比节点上或节点附近，第一电机EM1的扭矩换向。变速器速比继续增加时，第一电机EM1转速继续上升；而第二电机EM2的转速则由零点开始反方向上升。为避免变速器速比过分高于第二节点SR2时出现动力内循环，可在变速器中加装制动器BR，使其根据需要对大太阳轮S1，即四分枝齿轮系统的第四分枝，实施制动。

逆行区 自然节点SR0＝0以下的速区称为逆行区。逆行区可延用前述低速区的输出动力分流模式传动。第一离合器CL1啮合，第二离合器CL2分离，动力由圈轮R经输出齿轮G1A，G1B和G4A，G4B，通过两级齿轮传动，传送至输出轴系Output。

为了限制电力链的动力分流比PR，避免动力回流或动力内循环，逆行区还可采用纯电力驱动的方式转递动力。为此，第二电机EM2在其控制器(CTRL)的控制下从储能器(BT)中获取电能，经第一、第四两对输出齿轮扭矩放大后，向输出轴系提供驱动扭矩和动力。

实际上，纯电力驱动的方式也可用于前行区。

空挡和泊车

实施方案2可提供包括空挡和泊车在内的实用功能。当离合器CL1，CL2均处于分离状态，并且第一电机EM1设置在关闭或空载状态时，变速器处于空挡状态。

泊车则可通过同时啮合制动器BR以及第一、第二离合器CL1，CL2来完成。如果在大、小太阳轮间，即四分枝系统的第一和第四分枝之间加装第三离合器CL3(如图4)，同时啮合制动器BR和第三离合器CL3，也可完成泊车功能。此外，还可输出轴系上安装专用的泊车制动器(PBR，图中未标出)。

有级变速

本发明实施方案2可提供一至三档有级变速功能，以满足拖挂、爬坡加速等特殊要求。档位如下：

档位之间的变换，通过前述无级变速功能实现。因此，换档时无动力间断。另外，在各档位上，两台电机EM1，EM2均可像机电并联混合动力系统那样为整车系统提供助力或实施动力回收，从而提供整车系统的机动性和动力性。

由于离合器的啮合或分离均在自然转速同步的状态下进行的。因此，该变速器可采用简单啮合式离合器，而无需较为复杂的磨擦式离合器以及与之相配的液力系统。这样可有效地减小变速器的内耗。

离合器CL1，CL2可以整合成一个组合式离合器CL12，安装在中间轴CTS上。该组合离合器有三个啮合工位：单独与齿轮G1B啮合，单独与齿轮G2B啮合，或同时与齿轮G1B和齿轮G2B啮合。同样地，离合器CL3与制动器BR也可以整合成一个组合离合器CLBR，安装在第一分枝，即大太阳轮S1所在的轴上。该离合器有两个啮合工位：与第四分枝，即小太阳轮S1啮合或与固定部件啮合。

其他工作状态

实施方案2还可用于内燃机的点火启动。内燃机的点火启动可由两台电机中的一台电机独立或两台电机配合来完成。例如，当变速器处于空挡时，两台电机可配合启动内燃机。而当变速器处于纯电力驱动时，可用第一电机(EM1)来启动内燃机。

当双模式机电无级变速器配备储能器(BT)时，该无级变速器不但可提供变速功能，还可以提供动力调节功能，实现所谓的混合动力驱动。在机电混合动力驱动工作状态中，两台电机之间所传递的动力(电力)不需保持平衡。一台电机产生的电能可能会多于或少于另一台电机所消耗的电能。此时，一台电机的速度零点不再是另一台电机的扭矩零点。电机扭矩零点所对应的变速器速比的位置发生变化，但电机速度零点所对应的速比节点位置不变。

当电力链与储能器有能量交换时，电机同时承担速度调节和动力调节的任务，因此，电机的额定功率应不小于电力链最大动力分流比与输入轴额定功率的乘积。

图5所示的是实施方案2A，它是实施方案2的简化版。在简化版中，第二电机EM2直接与中间轴CTS相联，省去了齿轮G3A，G3B。第二电机EM2经过一级齿轮G1A，G1B或G2A，G2分别与四分枝齿轮系统的第二分枝(圈轮R)或第四分枝(大太阳轮S1)相联。同时，实施方案2A还省去了制动器BR和第三离合器CL3。

实施方案2A除失去了第二和第三两个固定档位外，其他功能与实施方案2完全相同。

此外，实施方案2还有一些变种。例如，图6所示的是实施方案2B，它是实施方案2的一个变种。在此方案中，四分枝齿轮系统采用了变异的拉威尼奥(Ravigneaux)行星轮系。该行星轮系包括大、小两个圈轮R1，R2，一个长行星轮PL，一个短行星轮PS，一个行星轮架C和一个太阳轮S。其中，长行星轮PL分别与第二圈轮R2和太阳轮S作内啮合和外啮合；短行星轮PS分别与第一圈轮R1和长行星轮PL作内啮合和外啮合。其中，第二圈轮R2构成四分枝系统的第一分枝(I)，行星轮架C构成第二分枝(II)，第一圈轮R1构成第三分枝(III)，太阳轮S构成第四分枝(IV)。四分枝齿轮系统特征参数Ka，Kb与第一、第二圈轮齿数Z_R1，Z_R2和太阳轮的齿数Z_S关系如下：

$K_a=\frac{Z_S}{Z_{R1}-Z_S};$ $K_b=\frac{(Z_{R1}+Z_{R2})Z_S}{(Z_{R1}-Z_S)Z_{R2}}---\left(8\right)$

实施方案2B的结构及联接特征可表述如下：

R2(EM1)-C(Output，EM2[CL1])-R1(Input)-S(EM2[CL2])

式中项数的含意和各项所表示的内容如前所述。

实施方案2B在结构布置上的一个特点是第一、第二电机以及四分枝行星轮系同轴排列。实施方案2B在功能方面与实施方案2A相同。

图7所示的是本发明的实施方案3，它是双模式无级变速器第三类实施方案的典型代表。与实施方案2相比，实施方案3采用四分枝差速行星轮系取代了拉威尼奥行星轮系。该四分枝差速行星轮系包括第一、第二圈轮R1，R2，第一、第二行星轮P1，P2，行星轮架C和太阳轮S。第一圈轮R1与第一行星轮P1啮合；第二圈轮R2与第二行星轮P2啮合；每个第一行星轮P1与一个第二行星轮同轴联接，构成一个行星轮对；太阳轮S与第二行星轮P2啮合。这样，第一圈轮R1构成四分枝系统的第一分枝(I)，第二圈轮R2构成第二分枝(II)，行星轮架C构成第三分枝，太阳轮S构成第四分枝(IV)。四分枝系统的特征参数Ka，Kb由第一、第二圈轮齿数Z_R1，Z_R2，第一、第二行星轮齿数Z_P1，Z_P2和太阳轮齿数Z_S确定：

$K_a=\frac{Z_S}{Z_{R2}};$ $K_b=\frac{Z_{P1}{Z}_S}{Z_{P2}{Z}_{R1}}---\left(9\right)$

第一电机EM1的转子直接与第一圈轮R1相接，以固定的速比(1)联入四分枝齿轮系统的第一分枝；输出轴系Output通过齿轮G1A，G1B(G4A)，G4B与第二圈轮R2相接，以固定的速比(GR1×GR4)联入四分枝系统的第二分枝；输入轴Input直接与行星架C相接，以固定的速比(1)联入四分枝齿轮系统的第三分枝；第二电机EM2通过一级齿轮G1A，G1B或者G2A，G2B分别以不同的速比(GR1)或(GR2)接入第二圈轮R2或太阳轮S，即四分枝系统的第二分枝或第四分枝。这里GR1，GR2和GR4表示齿轮的齿数比，定义如前所述。图7所示实施方案3所代表的变速器的结构及其联接特征可由下式表征：

R1(EM1)-R2(Output，EM2[CL1])-C(Input)-S(EM2[CL2])

式中总项数以及各项的含意如前所述。

与图5所示的实施方案2的简化版(实施方案2A)相比，图7所示的实施方案3除四分枝齿轮系统的结构不同以外，实施方案3还进一步省略了齿轮G4A，将其与G1B合并。动力经过中介轮G1B(G4A)通过一级齿轮传动传送至输出轴系Output。实施方案3与实施方案2A和2B的功能相同。不再复述。

同样地，实施方案3也有变种。图8所示的为实施方案3A，它由实施方案3衍生而来。这里，四分枝差速行星轮系包括第一、第二太阳轮S1，S2，第一、第二行星轮P1，P2，行星轮架C和圈轮R。第一太阳轮S1与第一行星轮P1啮合；第二太阳轮S2与第二行星轮P2啮合；每个第一行星轮P1与一个第二行星轮P2同轴联接，构成行星轮对；圈轮R与第一行星轮P1啮合。这样，四分枝差速行星轮系的圈轮R构成四分枝系统的第一分枝(I)，行星轮架C构成第二分枝(II)，第一太阳轮S1构成第三分枝(III)，第二太阳轮S2构成第四分枝(IV)。四分枝齿轮系统的特征参数Ka，Kb由第一、第二太阳轮齿数Z_S1，Z_S2，第一、第二行星轮齿数Z_P1，Z_P2和圈轮齿数Z_R确定：

$K_a=\frac{Z_{P1}{Z}_{S2}}{Z_{P2}{Z}_{S1}-Z_{P1}{Z}_{S2}};$ $K_b=\frac{Z_{P1}{Z}_{S2}}{Z_{P2}{Z}_{S1}-Z_{P1}{Z}_{S2}}(1+\frac{Z_{S1}}{Z_R})---\left(10\right)$

图8所示实施方案3A所代表的变速器结构及其联接特征可表征为：

R(EM1)-C(Output，EM2[CL1])-S1(Input)-S2(EM2[CL2])

式中总项数以及各项的含意如前所述。

上述第二类和第三类实施方案的一个共同特点在于：四分枝齿轮相同由一个完整的三分枝行星轮系和一个非完整行星轮系通过行星轮耦合(啮合或同轴联接)构成。完整的三分枝行星轮系包括圈轮，行星轮，行星轮架和太阳轮，具有三个同轴转动部件；非完整行星轮系仅包括圈轮，行星轮和行星轮架或者太阳轮，行星轮和行星轮架，只具有两个同轴转动部件。

图9所示的是本发明实施方案4。它是双模式电机无级变速器第四类实施方案的典型代表。与第二和第三类实施方案相比，第四类实施方中，四分枝齿轮系统由两个完整的三分枝行星轮系耦合而成。

例如，实施方案4使用了第一、第二两个完整的简单行星轮系，并采用了两组同类部件耦合的方法构成四分枝行差速星轮系。每个行星轮系包括一个圈轮R1或R2，一组行星轮P1或P2，一个行星轮架C1或C2，和一个太阳轮S1或S2。第一太阳轮S1与第二太阳轮S2相联，构成一个复合部件S1S2；第一行星轮架C1和第二行星轮架C2相联构成公共行星轮架C1C2。这样，第一圈轮R1便构成四分枝齿轮系统的第一分枝(I)，第二圈轮R2构成第二分枝(II)，公共行星轮架C1C2构成第三分枝(III)，第一、第二太阳轮S1S2构成第四分枝(IV)。该四分枝齿轮系统的特征参数Ka，Kb由第一、第二圈轮齿数Z_R1，Z_R2和第一、第二行太阳轮齿数Z_S1，Z_S2确定：

$K_a=\frac{Z_{S2}}{Z_{R2}};$ $K_b=\frac{Z_{S1}}{Z_{R1}}---\left(11\right)$

实施方案4的结构和联接特征可由下式表述：

R1(EM1)-R2(Output，EM2[CL1])-C1C2(Input)-S1S2(EM2[CL2])

式中项数以及各项的含意如前所述。

利用两个三枝行星轮系，对其中两组非同类部件，或一组同类部件和一组非同类部件进行耦合亦可构造出四分枝复合行星轮系统。例如，图10所示的实施方案4A，四分枝复合行星轮系由第一、第二两个简单行星轮系构成，其中第一行星轮架C1和第二行星轮架C2相联，构成公共行星轮架C1C2；第一太阳轮S1和第二圈轮R2相联，构成复合部件S1R2。这样，复合部件S1R2便构成四分枝系统的第一分枝(I)，公共行星轮架C1C2构成第二分枝(II)，第一行星轮系的圈轮R1构成第三分枝(III)，第二行星轮系的太阳轮S2构成第四分枝(IV)。该四分枝系统的特征参数Ka，Kb由第一、第二圈轮齿数Z_R1，Z_R2和第一、第二太阳轮齿数Z_S1，Z_S2确定：

$K_a=\frac{Z_{S1}{Z}_{S2}}{Z_{R1}{Z}_{R2}-Z_{S1}{Z}_{S2}};$ $K_b=\frac{(Z_{R1}+Z_{S1})Z_{S2}}{Z_{R1}{Z}_{R2}-Z_{S1}{Z}_{S2}}---\left(12\right)$

图10所示实施方案4A的结构和联接特征可由下式表述：

S1R2(EM1)-C1C2(Output，EM2[CL12])-R1(Input)-S2(EM2[CL12])

式中项数以及各项的含意如前所述，CL12表述一个组合离合器。

实施方案4A中，第二电机EM2与第一电机EM1以及行星轮系同轴布置。第二电机EM2通过一个组合离合器CL12分别与齿轮G1B和G2B啮合。组合离合器CL12安装在中间轴CTS上，可提供三个啮合工位：即单独与G1B耦合，同时与G1B和G2B耦合以及单独与G2B耦合。通常，组合离合器至少要求能够提供两个啮合工位，分别与G1B和G2B耦合。

图11为实施方案4B。此方案中，四分枝复合行星轮系由第一、第二两个简单行星轮系构成。其中，第一行星轮架C1和第二行星轮系的圈轮R2相联，构成复合部件C1R2；第一太阳轮S1和第二太阳轮S2相联，构成复合部件S1S2。这里，第一行星轮系的圈轮R1构成四分枝系统的第一分枝(I)，复合部件C1R2构成第二分枝(II)，第二行星轮架C2构成第三分枝(III)，复合部件S1S2构成第四分枝(IV)。该四分枝系统的特征参数Ka，Kb由第一、第二圈轮齿数Z_R1，Z_R2和第一、第二轮齿数Z_S1，Z_S2确定：

$K_a=\frac{Z_{S2}}{Z_{R2}};$ $K_b=\frac{Z_{R1}{Z}_{S2}+Z_{R2}{Z}_{S1}+Z_{S1}{Z}_{S2}}{Z_{R1}{Z}_{R2}}---\left(13\right)$

实施方案4B的结构和联接特征可由下式表述：

R1(EM1)-C1R2(Output，EM2[CL1])-C2(Input)-S1S2(EM2[CL2])

式中项数以及各项的含意如前所述。

与前面所述的其他实施方案相比，实施方案4B中，第一电机EM1通过齿轮G5A和G5B以固定的速比GR5联入第一行星轮系的圈轮R1，即四分枝系统的第一分枝。GR5定义如下：

$\mathrm{GR}5=\frac{Z_{G5B}}{Z_{G5A}}---\left(14\right)$

其中Z_G5A，Z_G5B分别为齿轮G5A和G5B的齿数。

另外，实施方案4B中，第一、第二电机以及四分枝行星轮系均不在同一条轴线上。

归纳起来，上述第二类至第四类实施方案的基本特征是构造一个四分枝齿轮系统，并将该四分枝齿轮系统的各分枝与输入轴、输出轴系和两台电机作如下连接：第一电机以固定速比联入第一分枝(或第四分枝)；第二电机以至少两个不同的速比有选择性地分别联入第二分枝(或第三分枝)或第四分枝(或第一分枝)；输入轴以固定速比联入第三枝(或第二枝)；输出轴系则以固定速比联入第二枝(或第三枝)。输入轴直接与四分枝系统相联；第一电机可以直接联接，也可以通过单级齿轮传动与四分枝系统相联；第二电机和输出轴系则通过单级或双级齿轮传动与四分枝系统相联。

所述四分枝齿轮系统的特性由其特征参数Ka，Kb完全确定。Ka，Kb与各齿轮齿数的关系由四分枝齿轮系统具体组建结构决定。

为了使组建出来的四分枝齿轮系统具有实用性，能够用于构造双模式电机无级变速器并满足所需功能特性要求，必须对四分枝系统的特性及其特征参数进行约束。上文中不等式(7)给出了基于电机动力(功率)匹配考虑的约束条件。为此，建议在进行四分枝齿轮系统设计和参数选取时，保证其特征参数满足：

$\frac{K_b(K_a+1)}{K_b-K_a}\≤2.75---\left(15\right)$

另外，从限制电机转速的角度出发，特别是在高速区，建议

$\frac{K_b+1}{\mathrm{GR}5}\≤3---\left(16a\right)$

当第一电机直接联接四分枝系统时，GR5＝1，上式简化为：

Kb≦2     (16b)

利用行星轮系还可构造出其他的四分枝齿轮系统，从而衍生出新的实施方案。这里不再复述。它们都属于本发明的含盖范围。

应该说明的是，本发明说明书中所述的电机为电动机和发电机的统称，它可以是电动机也可以是发动机。

Claims (12)

1.一种双模式变速器，包括一个齿轮系统，一个输入轴，一个输出轴系，第一、第二两台电机和电机控制器，其特征在于：所述齿轮系统至少有三个分枝，具有两个转动自由度，其中任意两个分枝的转速能够完全确定该齿轮系统中其他各个分枝的转速；所述第一电机与齿轮系统的一个分枝联接，具有固定的速比；所述输出轴系与齿轮系统的另一个分枝联接，具有固定的速比；所述输入轴与齿轮系统的再另外一个分枝联接，具有固定的速比；第二电机则有选择地以不同的速比分别与齿轮系统除联入第一电机的那个分枝以外的其他两个分枝相联接，其中包括联入输出轴系的分枝。

2.根据权利要求1所述的双模式变速器，其特征在于：所述齿轮系统为四分枝行星轮系；所述第一电机与四分枝行星轮系的一个分枝联接，具有固定的速比；所述输出轴系与四分枝行星轮系的另一个分枝联接，具有固定的速比；所述输入轴与四分枝行星轮系的再另外一个分枝联接，具有固定的速比；第二电机则有选择地以不同的速比分别与四分枝行星轮系联入输出轴的那个分枝以及最后剩下那个分枝相联接。

3.根据权利要求2所述的双模式变速器，其特征在于：所述电机最大持续功率为Pem，输入轴最大输入功率为Pin；所述四分枝行星轮系第一分枝至第三分枝的距离为Kb个单位，第二分枝至第三分枝的距离为Ka个单位，第三分枝至第四分枝的距离为1个单位；所述四分枝行星轮系的特征参数Ka，Kb满足下列关系：

$\frac{K_b(K_a+1)}{K_b-K_a}\≤{\left(\frac{1+P_{\mathrm{em}}/P_{\mathrm{in}}}{1-P_{\mathrm{em}}/P_{\mathrm{in}}}\right)}^2.$

4.根据权利要求1或2所述的双模式变速器，其特征在于：第二电机以至少两个不同的速比分别与齿轮系统的两个分枝相联接，并且这两个速比之间存在特定的比例关系；该比例关系由齿轮系统的特征参数确定。

5.根据权利要求2所述的双模式变速器，其特征在于：第二电机至少通过一对啮合齿轮G1A，G1B择一联入四分枝行星轮系与输出轴系相联接的那个分枝，其中齿轮G1A与该分枝直接相连；第二电机至少通过另一对啮合齿轮G2A，G2B择一联入四分枝行星轮系的另外一个分枝，其中齿轮G2A与该分枝直接相连；所述四分枝行星轮系第一、第二分枝至第三分枝的距离分别为Kb、Ka个单位；第三分枝至第四分枝的距离为1个单位；所述四分枝齿轮系统的特征参数Ka，Kb与所述两对啮合齿轮的齿数比GR1和GR2之间保持下列关系：

$\frac{\mathrm{GR}2}{\mathrm{GR}1}=\frac{K_b+1}{K_b-K_a};$

$\mathrm{GR}1=\frac{Z_{G1B}}{Z_{G1A}};$

$\mathrm{GR}2=\frac{Z_{G2B}}{Z_{G2A}};$

Z_G1A，Z_G1B，Z_G2A，Z_G2B分别为齿轮G1A，G1B，G2A，G2B的齿数。

6.根据权利要求1或3所述的双模式变速器，其特征在于：所述双模式变速器还包括中间轴和离合器；第二电机通过中间轴和离合器选择性地与齿轮系统两个不同的分枝相联接。

7.根据权利要求3所述的双模式变速器，其特征在于：该变速器包括制动器；通过制动器合离合器的单独或配合使用，可提供至少两个固定的输入、输出速比。

8.根据权利要求1或3所述的双模式变速器，其特征在于：所述变速器包括离合器或制动器；所述离合器或制动器中至少有一个是啮合式的；至少有一个离合器或制动器具有两个或两个以上的工位。

9.根据权利要求2所述的双模式变速器，其特征在于：该变速器包括离合器，制动器和固定部件；第一电机与四分枝行星轮系的第一分枝联接；输出轴系与四分枝行星轮系的第二分枝联接；输入轴与四分枝行星轮系的第三分枝联接；第二电机选择性地与四分枝行星轮系的第二分枝或第四分枝联接；所述四分枝行星轮系的第四分枝，有选择性地与所述固定部件或四分枝行星轮系的其他分枝联接，所述变速器至少可提供三个固定的输出、输入速比。

10.根据权利要求2所述的双模式变速器，其特征在于：所述四分枝行星轮系第一、第二分枝至第三分枝的距离分别为Kb、Ka个单位，第三分枝至第四分枝的距离为1个单位，所述四分枝行星轮系的特征参数Ka，Kb满足下列关系：

$\frac{K_b(K_a+1)}{K_b-K_a}\≤2.75;$

K_b≤2；

第一电机与四分枝行星轮系的第一分枝联接，输出轴系与四分枝行星轮系的第二分枝联接，输入轴与四分枝行星轮系的第三分枝联接，第二电机选择性地与四分枝行星轮系的第二分枝或第四分枝联接；第二电机与相应分枝的联接至少通过一级齿轮传动实现；所述输出轴系包括差速器，输出轴系与四分枝行星轮系相应分枝的联接至少通过一级齿轮传动实现。

11.一种设计、制作和操作权利要求1所述的双模式变速器的方法，其特征是：设计，制作行星轮系统，该行星轮系至少具有四个分枝和四个同轴转动部件，每个分枝对应一个同轴转动部件，所述行星轮系具有两个转动自由度，其中任意两个分枝的转速能够完全确定行星轮系中其他各个分枝的转速，第一分枝至第三分枝的距离为Kb单位，第二分枝至第三分枝的距离为Ka单位，第四分枝至第三分枝为1单位；设计、制作第一、第二两台电机，每台电机的最大持续工作功率不小于Pem；设计、制作输入轴，使其能够传送的最大功率不小于Pin；设计、制作输出轴系；设计、制作离合器，至少具有一个啮合工位；以固定速比联接第一电机与行星轮系的第一分枝，以固定速比联接输出轴系与行星轮系的第二分枝，以固定速比联接输入轴与行星轮系的第三分枝，以两个速比GR×GR1和GR×GR2选择性地分别联接第二电机与行星轮系的第二或第四分枝，其中，GR×GR1为第二分枝与第二电机的转速比，GR×GR2为第四分枝与第二电机的转速比，如此构成双模式无级变速器；所述变速器可提供至少两个不同的工作模式；模式切换由离合器完成，在模式切换点时，离合器自然同步，无速度间断；模式切换点上，行星轮系第二分枝与第三分枝的转速比为SRb；选择行星轮特征参数Ka，Kb使其满足下列关系：

$\frac{(K_a+1)(1-{\mathrm{SR}}_b)}{K_a\·{\mathrm{SR}}_b}+1=\frac{\mathrm{GR}2}{\mathrm{GR}1};$

$\frac{K_b(K_a+1)}{K_b-K_a}\≤{\left(\frac{1+P_{\mathrm{em}}/P_{\mathrm{in}}}{1-P_{\mathrm{em}}/P_{\mathrm{in}}}\right)}^2.$

12.根据权利要求11所述的双模式变速器设计、制作和操作方法，其特征是：设计、制作固定部件和制动器；行星轮系第四分枝可以选择性地通过制动器与固定部件联接，或通过离合器与行星轮系的其他分枝联接，或者选择不与固定部件和其他任何分枝联接；如此构成的变速器具有有级变速和无级变速的功能，并且至少可提供两个以上的固定速比和两个以上的动力分流模式；根据实用需要，确定变速器有级或无级变速的运行方式；速比档位变换或工作模式切换时，设置电机工作状态，监控变速器速比，使得离合器或制动器啮合时，其相关的转动件转速同步，无速度间断和动力间断。

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