CN104006120A - 一种多挡自动变速器 - Google Patents

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Abstract

一种多挡自动变速器，两个轴系平行布置，三个行星排，第一行星排布置在第一轴系上，第二行星排和第三行星排布置在第二轴系上；三对圆柱齿轮布置在两个轴系上，主动圆柱齿轮布置在第一轴系，被动齿轮布置在第二轴系上；五个换挡元件，将传动机构部件之间接合或分离，第一换挡元件为制动器，布置在第一轴系上，可以将旋转件制动在壳体上，第二换挡元件、第三换挡元件和第五换挡元件为离合器，布置在第一轴系上，第四换挡元件为离合器，布置在第二轴系上；另外还有十一个互联部件，将传动机构部件之间刚性连接在一起，构成一个四自由度的多档位动力换挡传动机构。

Description

一种多挡自动变速器
技术领域
本发明涉及一种汽车自动变速器的传动机构布置方案。
背景技术
    自动变速器按照动力传动系统布置形式分为纵置和横置两种形式，按照齿轮传动机构分为圆柱齿轮传动和行星齿轮传动，一般大多数机构采用的是行星齿轮传动系统；按照轴系数量分为单轴和多轴传动系统，一般单轴传动系统采用行星齿轮系，轴向长度比较长，适合于布置在纵置后驱的汽车动力舱内；而多轴传动系统采用圆柱齿轮与行星齿轮混合传动系统，轴向长度短，适合于布置在横置的汽车动力舱内。随着变速器挡位不断增加，特别是进入到8挡自动变速器时代，需要更多的行星排和换挡元件，若采用单轴传动系统，轴向长度很长，很难布置在横置的动力舱内，所以，双轴圆柱齿轮和行星齿轮混合方案布置的变速器开始出现。
    中国专利申请号为200810084676.8和200810238563.9两个专利，可动力换挡多挡变速器，采用了双轴圆柱齿轮和行星齿轮混合传动系统。在第一轴系上布置了第一行星排和两个离合器，在第二轴系上布置了第二和第三行星排，以及两个离合器。该布置方案中与第三行星排齿圈连接的一对圆柱齿轮，其被动大齿轮尺寸过大，位置正好处于输出轴传动轴头部位置，致使该大齿轮易于与传动轴头部干涉，限制了该对圆柱齿轮传动比变动和调整；再有，该方案中，往往有一对圆柱齿轮位于中间部位，壳体必须有一个中间支撑墙固定轴承支撑这对圆柱齿轮，致使壳体轴向长度增加，成本增大，重量增加；第二行星排框架与第三行星排框架连接，致使挡间传动比分配不合理。
    中国专利申请号200810170012.3、200810168018.7和200810168016.8三个专利，
带有外驱动齿轮组的多级变速器，其中，第二对圆柱齿轮位于中间位置，很难获得支撑。
    中国专利申请号200810168017.2专利，带有外驱动齿轮组的多级变速器，与上述几种专利不同，将第一和第二行星排与两个离合器、一个制动器布置在第一轴系，第二轴系仅仅留有第三行星排和两个离合器，减少了第二轴系的零部件数量。但是，由于三对圆柱齿轮布置在一侧，正好是处于与车身纵梁干涉的部位，即使第二轴系零件减少了，仍然无法减少与纵梁干涉部位的零件；另外，三对圆柱齿轮在一侧，套轴太多，很难实现轴承支撑，而且工艺性差。
发明内容
    为了克服现有双轴行星传动变速器存在的问题，本发明提供了一种变速器的方案，将第二行星排的框架与第三行星排齿圈之间用离合器连接；第二行星排齿圈与第三行星排太阳轮刚性连接；第二轴上的大圆柱齿轮位置变更，使大圆柱齿轮部位外部壳体与传动轴头部不会产生干涉；将布置在中间部位的一对圆柱齿轮改到一侧，依靠壳体支撑，不需要壳体增加一个中间支撑墙，轴向长度缩短，壳体重量减少，成本降低。
    本发明为解决其技术问题所采用的技术方案是：一种多挡自动变速器，两个轴系平行布置，三个行星排，第一行星排布置在第一轴系上，第二行星排和第三行星排布置在第二轴系上；三对圆柱齿轮布置在两个轴系上，主动圆柱齿轮布置在第一轴系，被动齿轮布置在第二轴系上；五个换挡元件，将传动机构部件之间接合或分离，第一换挡元件为制动器，布置在第一轴系上，可以将旋转件制动在壳体上，第二换挡元件、第三换挡元件和第五换挡元件为离合器，布置在第一轴系上，第四换挡元件为离合器，布置在第二轴系上；另外还有十一个互联部件，将传动机构部件之间刚性连接在一起，构成一个四自由度的多档位动力换挡传动机构。
    该发明的一个实施例原理是一款多档位自动变速器，三组行星排的太阳轮、齿圈和框架9个部件，三对圆柱齿轮的主、被动齿轮6个部件，这些部件被5个换挡部件有选择的接合和分离，以及被6个互联部件刚性连接，其所述的部件之间的连接关系符合如下数学关系式：
第一行星排数学关系式是nS1+k1nR1-(k1+1)nC1=0，其中第一行星排太阳轮转速nS1、齿圈转速nR1和框架转速nC1，k1为第一齿圈齿数与太阳轮齿数比值；
第二行星排数学关系式是nS2+k2nR2-(k2+1)nC2=0，其中第二行星排太阳轮转速nS2、齿圈转速nR2和框架转速nC2，k2为第二齿圈齿数与太阳轮齿数比值；
第三行星排数学关系式是nS3+k3nR3-(k3+1)nC3=0，其中第三行星排太阳轮转速nS3、齿圈转速nR3和框架转速nC3，k3为第三齿圈齿数与太阳轮齿数比值；
第一对圆柱齿轮数学关系式是nGA1/nGD1= iG1，其中第一主、被动圆柱齿轮转速nGA1、 nGD1，iG1为第一被动圆柱齿轮齿数与主动圆柱齿轮齿数比值；
第二对圆柱齿轮数学关系式是nGA2/nGD2= iG2，其中第二主、被动圆柱齿轮转速nGA2、 nGD2，iG2为第二被动圆柱齿轮齿数与主动圆柱齿轮齿数比值；
第三对圆柱齿轮数学关系式是nGA3/nGD3= iG3，其中第三主、被动圆柱齿轮转速nGA3、 nGD3，iG3为第三被动圆柱齿轮齿数与主动圆柱齿轮齿数比值；
第一换挡元件C1将第一行星排太阳轮S1与壳体2分离或接合，接合时数学关系式是nS1=0；
第二换挡元件C2 将第一行星排太阳轮S1与第一主动圆柱齿轮GA1分离或接合，接合时数学关系式是nS1= nGA1；
第三换挡元件C3 将第一行星排框架CA1与第三主动圆柱齿轮GA3分离或接合，接合时数学关系式是nCA1= nGA3；
第四换挡元件C4 将第三行星排齿圈R3与第二行星排框架CA2分离或接合，接合时数学关系式是nR3= nCA2；
第五换挡元件C5 将第二主动圆柱齿轮GA2与第三主动圆柱齿轮GA3分离或接合，接合时数学关系式是nGA2= nGA3；
第一互联部件1 将动力源与第一行星排框架CA1刚性连接，数学关系式是n1= nCA1，其中n1是输入轴转速；
第五互联部件5 将第一行星排齿圈R1与第二主动圆柱齿轮GA2刚性连接，数学关系式是nR1= nGA2；
第七互联部件7 将第二行星排齿圈R2与第三被动圆柱齿轮GD3，以及第三行星排太阳轮S3刚性连接，数学关系式是nR2= nGD3= nS3；
第八互联部件8 将第二行星排太阳轮S2与第二被动圆柱齿轮GD2刚性连接，数学关系式是nS2= nGD2；
第十互联部件10 将第三行星排齿圈R3与第一被动圆柱齿轮GD1刚性连接，数学关系式是nR3= nGD1；
第十一互联部件11 将主减速齿轮或其它输出轴与第三行星排框架CA3刚性连接，数学关系式是n11= nCA3，其中n11是输出轴转速；
整个传动机构按照规定的换挡逻辑，在五个换挡元件中，每接合三个换挡元件可以得到一个挡位，解得该挡位输入和输出传动比为：n1/n12=ij，其中ij是第j挡输入与输出传动比。该实施例可以得到至少8个前进挡，1个倒档。
    该发明的另一个实施例原理是一款多档位自动变速器，其第一换挡元件C1位置变更至第一主动圆柱齿轮与第一行星排之间；第二换挡元件C2位置变更至第二轴系上，第一被动圆柱齿轮与第三行星排之间；三组行星排的太阳轮、齿圈和框架9个部件，三对圆柱齿轮的主、被动齿轮6个部件，这些部件被5个换挡部件有选择的接合和分离，以及被7个互联部件刚性连接，其所述的部件之间的连接关系符合如下数学关系式：
第一行星排数学关系式是nS1+k1nR1-(k1+1)nC1=0，其中第一行星排太阳轮转速nS1、齿圈转速nR1和框架转速nC1，k1为第一齿圈齿数与太阳轮齿数比值；
第二行星排数学关系式是nS2+k2nR2-(k2+1)nC2=0，其中第二行星排太阳轮转速nS2、齿圈转速nR2和框架转速nC2，k2为第二齿圈齿数与太阳轮齿数比值；
第三行星排数学关系式是nS3+k3nR3-(k3+1)nC3=0，其中第三行星排太阳轮转速nS3、齿圈转速nR3和框架转速nC3，k3为第三齿圈齿数与太阳轮齿数比值；
第一对圆柱齿轮数学关系式是nGA1/nGD1= iG1，其中第一主、被动圆柱齿轮转速nGA1、 nGD1，iG1为第一被动圆柱齿轮齿数与主动圆柱齿轮齿数比值；
第二对圆柱齿轮数学关系式是nGA2/nGD2= iG2，其中第二主、被动圆柱齿轮转速nGA2、 nGD2，iG2为第二被动圆柱齿轮齿数与主动圆柱齿轮齿数比值；
第三对圆柱齿轮数学关系式是nGA3/nGD3= iG3，其中第三主、被动圆柱齿轮转速nGA3、 nGD3，iG3为第三被动圆柱齿轮齿数与主动圆柱齿轮齿数比值；
第一换挡元件C1将第一行星排太阳轮S1与壳体2分离或接合，接合时数学关系式是nS1=0；
第二换挡元件C2 将第第一被动圆柱齿轮GD1与第三行星排齿圈R3分离或接合，接合时数学关系式是nGD1= nR3；
第三换挡元件C3 将第一行星排框架CA1与第三主动圆柱齿轮GA3分离或接合，接合时数学关系式是nCA1= nGA3；
第四换挡元件C4 将第三行星排齿圈R3与第二行星排框架CA2分离或接合，接合时数学关系式是nR3= nCA2；
第五换挡元件C5 将第二主动圆柱齿轮GA2与第三主动圆柱齿轮GA3分离或接合，接合时数学关系式是nGA2= nGA3；
第一互联部件1 将动力源与第一行星排框架CA1刚性连接，数学关系式是n1= nCA1，其中n1是输入轴转速；
第三互联部件3 将第第一主动圆柱齿轮GA1与第一行星排太阳轮S1刚性连接，数学关系式是nGA1= nS1；
第五互联部件5 将第一行星排齿圈R1与第二主动圆柱齿轮GA2刚性连接，数学关系式是nR1= nGA2；
第七互联部件7 将第二行星排齿圈R2与第三被动圆柱齿轮GD3，以及第三行星排太阳轮S3刚性连接，数学关系式是nR2= nGD3= nS3；
第八互联部件8 将第二行星排太阳轮S2与第二被动圆柱齿轮GD2刚性连接，数学关系式是nS2= nGD2；
第十一互联部件11 将主减速齿轮或其它输出轴与第三行星排框架CA3刚性连接，数学关系式是n11= nCA3，其中n11是输出轴转速；
整个传动机构按照规定的换挡逻辑，在五个换挡元件中，每接合三个换挡元件可以得到一个挡位，解得该挡位输入和输出传动比为：n1/n12=ij，其中ij是第j挡输入与输出传动比。该实施例可以得到至少8个前进挡，1个倒档。
    在本发明的一个方面中，输入轴1可以有选择的分别布置在左侧或者右侧；输出轴11可以有选择的布置在左侧或者右侧，也可以两侧输出，以适应动力总成在整车中的布置。
   本发明的另一个方面中，三组行星排、三对圆柱齿轮和五个换挡元件的位置因为结构布置需要，会适当调整位置，能够产生出多种变化方案。在这些方案中，凡是采用本发明权利要求的部件之间的连接方式或部件连接关系符合本发明所述数学关系式的方案均在本发明权利主张内。
    本发明的另一方面中，第一轴系和第二轴系之间传递扭矩的三对相互啮合的圆柱齿轮可以有选择的更换成链轮和链条传动或其它传动方式，其两个轴系之间的三对传动比关系不变。
    本发明的有益效果是，减小了壳体外形尺寸，易于布置在狭小的动力舱，适应多种车型；中间没有支撑墙，缩短了轴向尺寸，降低了成本。
附图说明
下面结合附图和实施例对本发明进一步说明。
图1是本发明实施方案1中的变速器结构原理图。
图2是本发明实施方案2中的变速器结构原理图。
图3是本发明实施方案中的变速器换挡逻辑图。
图中SC1是第一轴系中心线，SC2是第二轴系中心线，R1、CA1和S1分别是第一行星排太阳轮、齿圈和框架，R2、CA2和S2分别是第二行星排太阳轮、齿圈和框架，R3、CA3和S3分别是第三行星排太阳轮、齿圈和框架，GA1和GD1是第一主动圆柱齿轮和被动圆柱齿轮，GA2和GD21是第二主动圆柱齿轮和被动圆柱齿轮，GA3和GD3是第三主动圆柱齿轮和被动圆柱齿轮，C1、C2、C3、C4和C5分别是第一、二、三、四和五换挡元件，1. 为输入轴，是动力源与第一行星排框架CA1、第三换挡元件C3的互联部件，2.为壳体，3.在图1中是第一换挡元件C1、第二换挡元件C2与太阳轮S1之间的互联部件，在图2中是第一主动圆柱齿轮GA1与离合器C1、第一行星排太阳轮S1的互联部件，4.在图1中是换挡元件C2与圆柱齿轮GA1之间的互联部件，在图2中是第二换挡元件C2与第三行星排齿圈R3、第四换挡元件C4的互联部件，5.为第一行星排齿圈R1、第二主动圆柱齿轮GA2与第五换挡元件C5之间的互联部件，6.为第三主动圆柱齿轮GA3与第三换挡元件C3、第五换挡元件C5之间的互联部件，7.为第三被动圆柱齿轮GD3与第二行星排齿圈、第三行星排太阳轮S3之间的互联部件，8.为第二被动圆柱齿轮GD2与第二行星排太阳轮S2之间的互联部件，9.为第二行星排框架CA2与第四换挡元件C4之间的互联部件，10.在图1中是换挡元件C4与齿圈R3和圆柱齿轮GD1之间的互联部件，在图2中是换挡元件C4与齿圈R3和第二换挡元件C2之间的互联部件，11.输出轴，是主减速齿轮或输出机构与第三行星排框架CA3的互联部件。
具体实施方式
图1是一种多挡自动变速器实施例1，包括两组平行轴系，在轴系上旋转的部件有三组行星排和三对圆柱齿轮传动机构，五个换挡元件，十一个互联部件；第一行星排置于第一轴系中心上，第二行星排和第三行星排置于第二轴系中心，三对圆柱齿轮主动齿轮置于第一轴系中心上，被动齿轮置于第二轴系中心上。第一互联部件1，将动力源与第一行星排框架CA1、第三换挡元件C3连接在一起；第二互联部件2，将第一换挡元件C1与壳体连接在一起；第三互联部件3，将第一换挡元件C1、第二换挡元件C2和第一行星排太阳轮S1连接在一起；第四互联部件4，将第二换挡元件C2与第一主动圆柱齿轮GA1连接在一起；第五互联部件5，将第一行星排齿圈R1与第二主动圆柱齿轮GA2、第五换挡元件C5连接在一起；第六互联部件6，将第三主动圆柱齿轮GA3与第三换挡元件C3、第五换挡元件C5连接在一起；第七互联部件7，将第三被动圆柱齿轮GD3与第二行星排齿圈R2、第三行星排太阳轮S3连接在一起；第八互联部件8，将第二被动圆柱齿轮GD2与第二行星排太阳轮S2连接在一起；第九互联部件9，将第二行星排框架CA2与第四换挡元件C4连接在一起；第十互联部件10，将第三行星排齿圈R3与第一被动圆柱齿轮GD1、第四换挡元件C4连接在一起；第十一互联部件11，将第三行星排框架CA3与输出轴、或者输出齿轮连接在一起。第一换挡元件C1可以有选择的将第一行星排太阳轮S1、第二换挡元件C2与壳体2分离或接合，第二换挡元件C2可以有选择的将第一行星排太阳轮S1、第一换挡元件C1与第一主动圆柱齿轮GA1分离或接合；第三换挡元件C3可以有选择的将输入轴1、第一行星排框架CA1与第三主动圆柱齿轮GA3、第五换挡元件C5分离或接合；第四换挡元件C4可以有选择的将第一被动圆柱齿轮GD1、第三行星排齿圈R3与第二行星排齿圈R2分离或接合；第五换挡元件C5可以有选择的将第二主动圆柱齿轮GA2、第一行星排齿圈R1与第三主动圆柱齿轮GA3、第三换挡元件C3分离或接合。五个换挡元件中，每次接合三个换挡元件构成一个档位，在输入轴和输出轴之间建立起至少八个前进挡、一个倒档的传动比。
图2是另一种多挡自动变速器实施例2，包括两组平行轴系，在轴系上旋转的部件有三组行星排和三对圆柱齿轮传动机构，五个换挡元件，十一个互联部件；第一行星排置于第一轴系中心上，第二行星排和第三行星排置于第二轴系中心，三对圆柱齿轮主动齿轮置于第一轴系中心上，被动齿轮置于第二轴系中心上。第一互联部件1，将动力源与第一行星排框架CA1和第三换挡元件C3连接在一起；第二互联部件2，将第一换挡元件C1与壳体连接在一起；第三互联部件3，将第一换挡元件C1、第一主动圆柱齿轮GA1和第一行星排太阳轮S1连接在一起；第四互联部件4，将第二换挡元件C2与第三行星排齿圈R3、第四换挡元件C4连接在一起；第五互联部件5，将第一行星排齿圈R1与第二主动圆柱齿轮GA2、第五换挡元件C5连接在一起；第六互联部件6，将第三主动圆柱齿轮GA3与第三换挡元件C3、第五换挡元件C5连接在一起；第七互联部件7，将第三被动圆柱齿轮GD3与第二行星排齿圈R2、第三行星排太阳轮S3连接在一起；第八互联部件8，将第二被动圆柱齿轮GD2与第二行星排太阳轮S2连接在一起；第九互联部件9，将第二行星排框架CA2与第四换挡元件C4连接在一起；第十互联部件10，将第一被动圆柱齿轮GD1与第二换挡元件C2连接在一起；第十一互联部件11，将第三行星排框架CA3与输出轴、或者输出齿轮连接在一起。第一换挡元件C1可以有选择的将第一行星排太阳轮S1、第一主动圆柱齿轮GA1与壳体2分离或接合，第二换挡元件C2可以有选择的将第一被动圆柱齿轮GD1与第三行星排齿圈R3、第四换挡元件C4分离或接合；第三换挡元件C3可以有选择的将输入轴1、第一行星排框架CA1与第三主动圆柱齿轮GA3分离或接合；第四换挡元件C4可以有选择的将第二换挡元件C2、第三行星排齿圈R3与第二行星排齿圈R2分离或接合；第五换挡元件C5可以有选择的将第二主动圆柱齿轮GA2、第一行星排齿圈R1与第三主动圆柱齿轮GA3分离或接合。五个换挡元件中，每次接合三个换挡元件构成一个档位，在输入轴和输出轴之间建立起至少八个前进挡、一个倒档的传动比。
所述的实施例1、实施例2和实施例3均按照图4的换挡逻辑表换挡，其中的“0”表示换挡元件接合。

Claims (7)

1.    一种多挡自动变速器，包括两组平行轴系，在轴系上旋转的部件有三组行星排和三对圆柱齿轮传动机构，五个换挡元件，十一个互联部件；第一行星排置于第一轴系中心上，第二行星排和第三行星排置于第二轴系中心，三对圆柱齿轮主动齿轮置于第一轴系中心上，被动齿轮置于第二轴系中心上；第一互联部件[1]，将动力源与第一行星排框架[CA1]、第三换挡元件[C3]连接在一起；第二互联部件[2]，将第一换挡元件[C1]与壳体连接在一起；第三互联部件[3]，将第一换挡元件[C1]、第二换挡元件[C2]和第一行星排太阳轮[S1]连接在一起；第四互联部件[4]，将第二换挡元件[C2]与第一主动圆柱齿轮[GA1]连接在一起；第五互联部件[5]，将第一行星排齿圈[R1]与第二主动圆柱齿轮[GA2]、第五换挡元件[C5]连接在一起；第六互联部件[6]，将第三主动圆柱齿轮[GA3]与第三换挡元件[C3]、第五换挡元件[C5]连接在一起；第七互联部件[7]，将第三被动圆柱齿轮[GD3]与第二行星排齿圈[R2]、第三行星排太阳轮[S3]连接在一起；第八互联部件[8]，将第二被动圆柱齿轮[GD2]与第二行星排太阳轮[S2]连接在一起；第九互联部件[9]，将第二行星排框架[CA2]与第四换挡元件[C4]连接在一起；第十互联部件[10]，将第三行星排齿圈[R3]与第一被动圆柱齿轮[GD1]、第四换挡元件[C4]连接在一起；第十一互联部件[11]，将第三行星排框架[CA3]与输出轴、或者输出齿轮连接在一起；第一换挡元件[C1]可以有选择的将第一行星排太阳轮[S1]、第二换挡元件[C2]与壳体[2]分离或接合，第二换挡元件[C2]可以有选择的将第一行星排太阳轮[S1]、第一换挡元件[C1]与第一主动圆柱齿轮[GA1]分离或接合；第三换挡元件[C3]可以有选择的将输入轴[1]、第一行星排框架[CA1]与第三主动圆柱齿轮[GA3]、第五换挡元件[C5]分离或接合；第四换挡元件[C4]可以有选择的将第一被动圆柱齿轮[GD1]、第三行星排齿圈[R3]与第二行星排齿圈[R2]分离或接合；第五换挡元件[C5]可以有选择的将第二主动圆柱齿轮[GA2]、第一行星排齿圈[R1]与第三主动圆柱齿轮[GA3]、第三换挡元件[C3]分离或接合；五个换挡元件中，每次接合三个换挡元件构成一个档位，在输入轴和输出轴之间建立起至少八个前进挡、一个倒档的传动比。
2.根据权利要求1所述的一种多挡自动变速器，其数学模型特征是：三组行星排的太阳轮、齿圈和框架九个部件，三对圆柱齿轮的主、被动齿轮六个部件，这些部件被五个换挡部件有选择的接合和分离，以及被六个互联部件刚性连接，其所述的部件之间的连接关系符合如下数学关系式：
第一行星排数学关系式是[nS1+k1nR1-(k1+1)nC1=0]，其中第一行星排太阳轮转速[nS1]、齿圈转速[nR1]和框架转速[nC1]，[k1]为第一齿圈齿数与太阳轮齿数比值；
第二行星排数学关系式是[nS2+k2nR2-(k2+1)nC2=0]，其中第二行星排太阳轮转速[nS2]、齿圈转速[nR2]和框架转速[nC2]，[k2]为第二齿圈齿数与太阳轮齿数比值；
第三行星排数学关系式是[nS3+k3nR3-(k3+1)nC3=0]，其中第三行星排太阳轮转速[nS3]、齿圈转速[nR3]和框架转速[nC3]，[k3]为第三齿圈齿数与太阳轮齿数比值；
第一对圆柱齿轮数学关系式是[nGA1/nGD1= iG1]，其中第一主、被动圆柱齿轮转速[nGA1]、 [nGD1]，[iG1]为第一被动圆柱齿轮齿数与主动圆柱齿轮齿数比值；
第二对圆柱齿轮数学关系式是[nGA2/nGD2= iG2]，其中第二主、被动圆柱齿轮转速[nGA2]、 [nGD2]，[iG2]为第二被动圆柱齿轮齿数与主动圆柱齿轮齿数比值；
第三对圆柱齿轮数学关系式是[nGA3/nGD3= iG3]，其中第三主、被动圆柱齿轮转速[nGA3]、 [nGD3]，[iG3]为第三被动圆柱齿轮齿数与主动圆柱齿轮齿数比值；
第一换挡元件[C1]将第一行星排太阳轮[S1]与壳体[2]分离或接合，接合时数学关系式是[nS1=0]；
第二换挡元件[C2 ]将第一行星排太阳轮[S1]与第一主动圆柱齿轮[GA1]分离或接合，接合时数学关系式是[nS1= nGA1]；
第三换挡元件[C3] 将第一行星排框架[CA1]与第三主动圆柱齿轮[GA3]分离或接合，接合时数学关系式是[nCA1= nGA3]；
第四换挡元件[C4] 将第三行星排齿圈[R3]与第二行星排框架[CA2]分离或接合，接合时数学关系式是[nR3= nCA2]；
第五换挡元件[C5] 将第二主动圆柱齿轮[GA2]与第三主动圆柱齿轮[GA3]分离或接合，接合时数学关系式是[nGA2= nGA3]；
第一互联部件[1]将动力源与第一行星排框架[CA1]刚性连接，数学关系式是[n1= nCA1]，其中[n1]是输入轴转速；
第五互联部件[5]将第一行星排齿圈[R1]与第二主动圆柱齿轮[GA2]刚性连接，数学关系式是[nR1= nGA2]；
第七互联部件[7] 将第二行星排齿圈[R2]与第三被动圆柱齿轮[GD3]，以及第三行星排太阳轮[S3]刚性连接，数学关系式是[nR2= nGD3= nS3]；
第八互联部件[8] 将第二行星排太阳轮[S2]与第二被动圆柱齿轮[GD2]刚性连接，数学关系式是[nS2= nGD2]；
第十互联部件[10] 将第三行星排齿圈[R3]与第一被动圆柱齿轮[GD1]刚性连接，数学关系式是[nR3= nGD1]；
第十一互联部件[11] 将主减速齿轮或其它输出轴与第三行星排框架[CA3]刚性连接，数学关系式是[n11= nCA3]，其中[n11]是输出轴转速；
整个传动机构按照规定的换挡逻辑，在五个换挡元件中，每接合三个换挡元件可以得到一个挡位，解得该挡位输入和输出传动比为：[n1/n12=ij]，其中[ij]是第[j]挡输入与输出传动比；该实施例可以得到至少八个前进挡，一个倒档。
3.根据权利要求1所述的一种多挡自动变速器，其变化特征是：包括两组平行轴系，在轴系上旋转的部件有三组行星排和三对圆柱齿轮传动机构，五个换挡元件，十一个互联部件；第一行星排置于第一轴系中心上，第二行星排和第三行星排置于第二轴系中心，三对圆柱齿轮主动齿轮置于第一轴系中心上，被动齿轮置于第二轴系中心上；第一互联部件[1]，将动力源与第一行星排框架[CA1]、第三换挡元件[C3]连接在一起；第二互联部件[2]，将第一换挡元件[C1]与壳体连接在一起；第三互联部件[3]，将第一换挡元件[C1]、第一主动圆柱齿轮[GA1]和第一行星排太阳轮[S1]连接在一起；第四互联部件[4]，将第二换挡元件[C2]与第三行星排齿圈[R3]、第四换挡元件[C4]连接在一起；第五互联部件[5]，将第一行星排齿圈[R1]与第二主动圆柱齿轮[GA2]、第五换挡元件[C5]连接在一起；第六互联部件[6]，将第三主动圆柱齿轮[GA3]与第三换挡元件[C3]、第五换挡元件[C5]连接在一起；第七互联部件[7]，将第三被动圆柱齿轮[GD3]与第二行星排齿圈[R2]、第三行星排太阳轮[S3]连接在一起；第八互联部件[8]，将第二被动圆柱齿轮[GD2]与第二行星排太阳轮[S2]连接在一起；第九互联部件[9]，将第二行星排框架[CA2]与第四换挡元件[C4]连接在一起；第十互联部件[10]，将第一被动圆柱齿轮[GD1]与第二换挡元件[C2]连接在一起；第十一互联部件[11]，将第三行星排框架[CA3]与输出轴、或者输出齿轮连接在一起；第一换挡元件[C1]可以有选择的将第一行星排太阳轮[S1]、第一主动圆柱齿轮[GA1]与壳体[2]分离或接合，第二换挡元件[C2]可以有选择的将第一被动圆柱齿轮[GD1]与第三行星排齿圈[R3]、第四换挡元件[C4]分离或接合；第三换挡元件[C3]可以有选择的将输入轴[1]、第一行星排框架[CA1]与第三主动圆柱齿轮[GA3]、第五换挡元件[C5]分离或接合；第四换挡元件[C4]可以有选择的将第一被动圆柱齿轮[GD1]、第三行星排齿圈[R3]与第二行星排齿圈[R2]分离或接合；第五换挡元件[C5]可以有选择的将第二主动圆柱齿轮[GA2]、第一行星排齿圈[R1]与第三主动圆柱齿轮[GA3]、第三换挡元件[C3]分离或接合；五个换挡元件中，每次接合三个换挡元件构成一个档位，在输入轴和输出轴之间建立起至少八个前进挡、一个倒档的传动比。
4.根据权利要求3所述的一种多挡自动变速器，其数学模型特征变化是：三组行星排的太阳轮、齿圈和框架九个部件，三对圆柱齿轮的主、被动齿轮六个部件，这些部件被五个换挡部件有选择的接合和分离，以及被六个互联部件刚性连接，其所述的部件之间的连接关系符合如下数学关系式：
第一行星排数学关系式是[nS1+k1nR1-(k1+1)nC1=0]，其中第一行星排太阳轮转速[nS1]、齿圈转速[nR1]和框架转速[nC1]，[k1]为第一齿圈齿数与太阳轮齿数比值；
第二行星排数学关系式是[nS2+k2nR2-(k2+1)nC2=0]，其中第二行星排太阳轮转速[nS2]、齿圈转速[nR2]和框架转速[nC2]，[k2]为第二齿圈齿数与太阳轮齿数比值；
第三行星排数学关系式是[nS3+k3nR3-(k3+1)nC3=0]，其中第三行星排太阳轮转速[nS3]、齿圈转速[nR3]和框架转速[nC3]，[k3]为第三齿圈齿数与太阳轮齿数比值；
第一对圆柱齿轮数学关系式是[nGA1/nGD1= iG1]，其中第一主、被动圆柱齿轮转速[nGA1]、 [nGD1]，[iG1]为第一被动圆柱齿轮齿数与主动圆柱齿轮齿数比值；
第二对圆柱齿轮数学关系式是[nGA2/nGD2= iG2]，其中第二主、被动圆柱齿轮转速[nGA2]、 [nGD2]，[iG2]为第二被动圆柱齿轮齿数与主动圆柱齿轮齿数比值；
第三对圆柱齿轮数学关系式是[nGA3/nGD3= iG3]，其中第三主、被动圆柱齿轮转速[nGA3]、 [nGD3]，[iG3]为第三被动圆柱齿轮齿数与主动圆柱齿轮齿数比值；
第一换挡元件[C1]将第一行星排太阳轮[S1]与壳体[2]分离或接合，接合时数学关系式是[nS1=0]；
第二换挡元件[C2] 将第第一被动圆柱齿轮[GD1]与第三行星排齿圈[R3]分离或接合，接合时数学关系式是[nGD1= nR3]；
第三换挡元件[C3] 将第一行星排框架[CA1]与第三主动圆柱齿轮[GA3]分离或接合，接合时数学关系式是[nCA1= nGA3]；
第四换挡元件[C4] 将第三行星排齿圈[R3]与第二行星排框架[CA2]分离或接合，接合时数学关系式是[nR3= nCA2]；
第五换挡元件[C5] 将第二主动圆柱齿轮[GA2]与第三主动圆柱齿轮[GA3]分离或接合，接合时数学关系式是[nGA2= nGA3]；
第一互联部件[1]将动力源与第一行星排框架[CA1]刚性连接，数学关系式是[n1= nCA1]，其中[n1]是输入轴转速；
第三互联部件[3] 将第第一主动圆柱齿轮[GA1]与第一行星排太阳轮[S1]刚性连接，数学关系式是[nGA1= nS1];
第五互联部件[5]将第一行星排齿圈[R1]与第二主动圆柱齿轮[GA2]刚性连接，数学关系式是[nR1= nGA2]；
第七互联部件[7] 将第二行星排齿圈[R2]与第三被动圆柱齿轮[GD3]，以及第三行星排太阳轮[S3]刚性连接，数学关系式是[nR2= nGD3= nS3]；
第八互联部件[8] 将第二行星排太阳轮[S2]与第二被动圆柱齿轮[GD2]刚性连接，数学关系式是[nS2= nGD2]；
第十一互联部件[11] 将主减速齿轮或其它输出轴与第三行星排框架[CA3]刚性连接，数学关系式是[n11= nCA3]，其中[n11]是输出轴转速；
整个传动机构按照规定的换挡逻辑，在五个换挡元件中，每接合三个换挡元件可以得到一个挡位，解得该挡位输入和输出传动比为：[n1/n12=ij]，其中[ij]是第[j]挡输入与输出传动比；该实施例可以得到至少八个前进挡，一个倒档。
5.根据权利要求1和权力要求3所述的一种多挡自动变速器，其特征是：三对圆柱齿轮也可以有选择的采用如链传动机构或带传动机构的传动方式，其数学关系式不变。
6.根据权利要求1和权力要求3所述的多挡自动变速器，其特征是：三个行星排、三对圆柱齿轮、五个换挡元件、多个互联部件，其相互位置和布置可以变更，数学关系不变更。
7.根据权利要求1和权力要求3所述的一种多挡自动变速器，其特征是：五个换挡元件换挡逻辑为：
倒档：[C1]、[C2]、[C4]接合；
一挡：[C1]、[C2]、[C3]接合；
二挡：[C1]、[C2]、[C5]接合；
三挡：[C5]、[C2]、[C3]接合；
四挡：[C5]、[C2]、[C4]接合；
五挡：[C3]、[C2]、[C4]接合；
六挡：[C3]、[C5]、[C4]接合；
七挡：[C3]、[C1]、[C4]接合；
八挡：[C5]、[C1]、[C4]接合。
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* Cited by examiner, † Cited by third party
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