CN104728372B - 变速器 - Google Patents

变速器 Download PDF

Info

Publication number
CN104728372B
CN104728372B CN201410737208.1A CN201410737208A CN104728372B CN 104728372 B CN104728372 B CN 104728372B CN 201410737208 A CN201410737208 A CN 201410737208A CN 104728372 B CN104728372 B CN 104728372B
Authority
CN
China
Prior art keywords
axis
gear
speed changer
planetary gear
shifting element
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.)
Active
Application number
CN201410737208.1A
Other languages
English (en)
Other versions
CN104728372A (zh
Inventor
斯特凡·贝克
约翰尼斯·卡尔滕巴赫
乌尔里希·科尔
米夏埃尔·特吕本巴赫
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.)
ZF Friedrichshafen AG
Original Assignee
ZF Friedrichshafen AG
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 ZF Friedrichshafen AG filed Critical ZF Friedrichshafen AG
Publication of CN104728372A publication Critical patent/CN104728372A/zh
Application granted granted Critical
Publication of CN104728372B publication Critical patent/CN104728372B/zh
Active legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

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
    • F16H3/00—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion
    • F16H3/44—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion using gears having orbital motion
    • F16H3/62—Gearings having three or more central gears
    • F16H3/66—Gearings having three or more central gears composed of a number of gear trains without drive passing from one train to another
    • 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
    • F16H3/44—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion using gears having orbital motion
    • F16H3/62—Gearings having three or more central gears
    • F16H3/66—Gearings having three or more central gears composed of a number of gear trains without drive passing from one train to another
    • F16H3/666—Gearings having three or more central gears composed of a number of gear trains without drive passing from one train to another with compound planetary gear units, e.g. two intermeshing orbital gears
    • 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
    • F16H2200/0039—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of forward speeds the gear ratios comprising three 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
    • F16H2200/20—Transmissions using gears with orbital motion
    • F16H2200/2002—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the number of sets of orbital gears
    • F16H2200/2007—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the number of sets of orbital gears with two sets of orbital gears
    • 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
    • F16H2200/20—Transmissions using gears with orbital motion
    • F16H2200/2002—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the number of sets of orbital gears
    • F16H2200/201—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the number of sets of orbital gears with three sets of orbital gears
    • 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
    • F16H2200/20—Transmissions using gears with orbital motion
    • F16H2200/203—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the engaging friction means not of the freewheel type, e.g. friction clutches or brakes
    • F16H2200/2038—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the engaging friction means not of the freewheel type, e.g. friction clutches or brakes with three engaging means
    • 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
    • F16H2200/20—Transmissions using gears with orbital motion
    • F16H2200/203—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the engaging friction means not of the freewheel type, e.g. friction clutches or brakes
    • F16H2200/2064—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the engaging friction means not of the freewheel type, e.g. friction clutches or brakes using at least one positive clutch, e.g. dog clutch
    • 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
    • F16H2200/20—Transmissions using gears with orbital motion
    • F16H2200/2094—Transmissions using gears with orbital motion using positive clutches, e.g. dog clutches

Landscapes

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

Abstract

本发明涉及一种变速器，其包括驱动轴(AN)、输出轴(AB)、壳体(G)、至少两个行星齿轮组(PR1、PR2)以及至少三个换挡元件(A、B、C)，它们的选择性作用促成了在驱动轴(AN)与输出轴(AB)之间的不同的传动比比例，从而能实现至少三个挡，其中，为了构成挡，相应地闭合两个换挡元件并且打开另外的换挡元件。本发明还涉及一种用于运行上述变速器的方法和用于机动车辆的动力总成。

Description

变速器
技术领域
本发明涉及一种变速器，尤其是用于机动车辆的三挡变速器，优选针对在电动车辆的动力总成中的使用或在混合动力车辆的动力总成中的使用。此外，本发明还涉及用于运行这种变速器的方法以及带有这种变速器的动力总成。
背景技术
在此，变速器尤其是多挡变速器，在这种多挡变速器中，能通过换挡元件自动地切换预先限定了数量的挡，也就是说切换变速器输入端和变速器输出端之间的固定传动比。在此，换挡元件例如是离合器和/或制动器。
当前，主要使用单挡变速器(也就是说具有相对于输入端转速降低的输出转速的减速传动级)作为用于电动车辆的驱动系统。然而，在这种构造中，电驱动装置必须覆盖整个的转速范围，由此明显降低了其总效率。此外，能实现的转速范围也是狭窄的。
因此，也已经建议使用双挡变速器作为用于电动车辆的驱动系统。然而迄今为止，该双挡变速器构建为具有滑动套筒的传统的手动换挡变速器。如果使用这种变速器，那么可以将电机设计得更小，由此得到较明显的成本优势。然而，正是这种具有滑动套筒的变速器的结构导致了在换挡期间的牵引力扰动。然而，对于自动的传动系来说，这种牵引力扰动意味着明显的舒适性受损，这在乘坐者方面或者说驾驶员方面是不期望的。
DE 10 2010 024 147 A1公开一种用于在车辆的动力总成中传递驱动力矩的双挡变速器，优选针对在电动车辆的动力总成中的使用或在混合动力车辆中的动力总成中或在混合动力车辆的附加动力总成中的使用，借助该双挡变速器，利用两个自动化的且能调节的离合器能执行没有牵引力中断的换挡或者具有减小了牵引力中断的换挡。
DE 10 2010 061 054 A1公开一种用于混合动力车辆的动力总成，利用该动力总成能实现三种或更多的固定传动比模式，动力总成包括第一和第二马达发电机(Motor-Generator)、两个独立行星齿轮组以及四个转矩传递元件。
发明内容
本发明基于如下任务：建议一种开头所述类型的变速器，其在高的变速器展宽(Getriebespreizung)的情况下具有低的挡间传动比比值，同时在所需的结构空间方面得到优化和/或具有高效率。
变速器展宽理解为最低挡的传动比与最高挡的传动比的商，其中，最低挡具有最大传动比并且最高挡具有最小传动比。在传动比i<1.0的情况下实现加速的传动比，也就是说相比于在变速器输入端，在变速器输出端上出现较高的转速。
根据本发明，该任务通过如下的不同变速器解决，即：
一种变速器，其包括驱动轴、输出轴、壳体、至少两个行星齿轮组以及至少三个换挡元件，它们的选择性作用促成了在驱动轴与输出轴之间的不同的传动比，从而能实现至少三个挡，其中，
第一行星齿轮组的齿圈与驱动轴抗相对扭转地彼此连接并且构成第一轴，
第一行星齿轮组的行星架与输出轴抗相对扭转地彼此连接并且构成第二轴，
第二行星齿轮组的行星架构成第三轴，
第二行星齿轮组的齿圈构成第四轴，并且
第一行星齿轮组的太阳轮与第二行星齿轮组的太阳轮抗相对扭转地彼此连接并且构成第五轴，并且其中，
第一换挡元件布置在变速器的壳体与第三轴之间的传力流中，
第二换挡元件布置在第二轴与第四轴之间的传力流中，并且
第三换挡元件要么布置在第三轴与第四轴之间的传力流中、要么布置在第四轴与第五轴之间的传力流中、要么布置在第三轴与第五轴之间的传力流中。
一种变速器，其包括驱动轴、输出轴、壳体、至少两个行星齿轮组以及至少三个换挡元件，它们的选择性作用促成了在驱动轴与输出轴之间的不同的传动比，从而能实现至少三个挡，其中，
第一行星齿轮组的齿圈与驱动轴抗相对扭转地彼此连接并且构成第一轴，
第二行星齿轮组的行星架与输出轴抗相对扭转地彼此连接并且构成第二轴，
第一行星齿轮组的太阳轮构成第三轴，
第一行星齿轮组的行星架与第二行星齿轮组的齿圈抗相对扭转地彼此连接并且构成第四轴，并且
第二行星齿轮组的太阳轮构成第五轴，并且其中，
第一换挡元件布置在变速器的壳体与第三轴之间的传力流中，
第二换挡元件布置在第三轴与第五轴之间的传力流中，并且
第三换挡元件要么布置在第二轴与第五轴之间的传力流中、要么布置在第四轴与第五轴之间的传力流中、要么布置在第二轴与第四轴之间的传力流中。
一种变速器，其包括驱动轴、输出轴、壳体、至少两个行星齿轮组以及至少三个换挡元件，它们的选择性作用促成了在驱动轴与输出轴之间的不同的传动比，从而能实现至少三个挡，其中，
第一行星齿轮组的齿圈与驱动轴抗相对扭转地彼此连接并且构成第一轴，
第二行星齿轮组的行星架与输出轴抗相对扭转地彼此连接并且构成第二轴，
第二行星齿轮组的太阳轮构成第三轴，
第一行星齿轮组的行星架与第二行星齿轮组的齿圈抗相对扭转地彼此连接并且构成第四轴，并且
第一行星齿轮组的太阳轮构成第五轴，并且其中，
第一换挡元件布置在变速器的壳体与第三轴之间的传力流中，
第二换挡元件布置在第三轴与第五轴之间的传力流中，并且
第三换挡元件要么布置在第一轴与第五轴之间的传力流中、要么布置在第四轴与第五轴之间的传力流中、要么布置在第一轴与第四轴之间的传力流中。
一种变速器，其包括驱动轴、输出轴、壳体、至少两个行星齿轮组以及至少三个换挡元件，它们的选择性作用促成了在驱动轴与输出轴之间的不同的传动比，从而能实现至少三个挡，其中，
第一行星齿轮组的齿圈与驱动轴抗相对扭转地彼此连接并且构成第一轴，
第二行星齿轮组的行星架与输出轴抗相对扭转地彼此连接并且构成第二轴，
第一行星齿轮组的太阳轮与第二行星齿轮组的太阳轮抗相对扭转地彼此连接并且构成第三轴，
第二行星齿轮组的齿圈构成第四轴，并且
第一行星齿轮组的行星架构成第五轴，并且其中，
第一换挡元件布置在变速器的壳体与第三轴之间的传力流中，
第二换挡元件布置在第四轴与第五轴之间的传力流中，并且
第三换挡元件布置在第一轴与第四轴之间的传力流中。
在所有五个建议的解决方案中，根据本发明的变速器具有驱动轴、输出轴、壳体、至少两个行星齿轮组以及至少三个换挡元件，它们的选择性作用促成了在驱动轴与输出轴之间的不同的传动比，从而能实现至少三个挡。
根据本发明，在根据本发明的第一解决方案中规定，第一行星齿轮组的齿圈与驱动轴抗相对扭转地彼此连接并且构成变速器的可转动的第一轴。第一行星齿轮组的行星架与输出轴抗相对扭转地彼此连接并且构成变速器的可转动的第二轴。第二行星齿轮组的行星架构成变速器的可转动的第三轴。第二行星齿轮组的齿圈构成变速器的可转动的第四轴。第一行星齿轮组的太阳轮与第二行星齿轮组的太阳轮抗相对扭转地彼此连接并且构成变速器的可转动的第五轴。
根据本发明，在换挡元件的在变速器的行星齿轮组的不同元件上的接连方面，根据本发明的第一解决方案建议，第一换挡元件布置在变速器的壳体与第三轴之间的传力流中，并且第二换挡元件布置在第二轴与第四轴之间的传力流中。根据本发明，第三换挡元件要么布置在第三轴与第四轴之间的传力流中、要么布置在第四轴与第五轴之间的传力流中、要么布置在第三轴与第五轴之间的传力流中。因此，根据本发明，通过换挡元件在变速器的不同轴上的不同的运动学上的联接得到整个变速器族。
根据本发明，在根据本发明的第二解决方案中规定，第一行星齿轮组的齿圈与驱动轴抗相对扭转地彼此连接并且构成变速器的可转动的第一轴。第二行星齿轮组的行星架与输出轴抗相对扭转地彼此连接并且构成变速器的可转动的第二轴。第一行星齿轮组的太阳轮构成变速器的可转动的第三轴。第一行星齿轮组的行星架与第二行星齿轮组的齿圈抗相对扭转地彼此连接并且构成变速器的可转动的第四轴，并且第二行星齿轮组的太阳轮构成变速器的可转动的第五轴。
根据本发明，在换挡元件的在变速器的行星齿轮组的不同元件上的接连方面，根据本发明的第二解决方案建议，第一换挡元件布置在变速器的壳体与第三轴之间的传力流中，并且第二换挡元件布置在第三轴与第五轴之间的传力流中。根据本发明，第三换挡元件要么布置在第二轴与第五轴之间的传力流中、要么布置在第四轴与第五轴之间的传力流中、要么布置在第二轴与第四轴之间的传力流中。因此，根据本发明，通过换挡元件在变速器的不同轴上的不同的运动学上的联接得到整个变速器族。
根据本发明，在根据本发明的第三解决方案中规定，变速器的驱动轴构成变速器的可转动的第一轴。第二行星齿轮组的行星架与输出轴抗相对扭转地彼此连接并且构成变速器的可转动的第二轴。第一行星齿轮组的太阳轮与第二行星齿轮组的太阳轮抗相对扭转地彼此连接并且构成变速器的可转动的第三轴。第一行星齿轮组的齿圈构成变速器的可转动的第四轴，并且第一行星齿轮组的行星架与第二行星齿轮组的齿圈抗相对扭转地彼此连接并且构成变速器的可转动的第五轴。
根据本发明，在换挡元件的在变速器的行星齿轮组的不同元件上的接连方面，根据本发明的第三解决方案建议，第一换挡元件布置在变速器的壳体与第三轴之间的传力流中，并且第二换挡元件布置在第一轴与第四轴之间的传力流中，并且第三换挡元件布置在第一轴与第五轴之间的传力流中。
根据本发明，在根据本发明的第四解决方案中规定，第一行星齿轮组的齿圈与驱动轴抗相对扭转地彼此连接并且构成变速器的可转动的第一轴。第二行星齿轮组的行星架与输出轴抗相对扭转地彼此连接并且构成变速器的可转动的第二轴。第二行星齿轮组的太阳轮构成变速器的可转动的第三轴。第一行星齿轮组的行星架与第二行星齿轮组的齿圈抗相对扭转地彼此连接并且构成变速器的可转动的第四轴。第一行星齿轮组的太阳轮构成变速器的可转动的第五轴。
根据本发明，在换挡元件的在变速器的行星齿轮组的不同元件上的接连方面，根据本发明的第四解决方案建议，第一换挡元件布置在变速器的壳体与第三轴之间的传力流中，并且第二换挡元件布置在第三轴与第五轴之间的传力流中。根据本发明，第三换挡元件要么布置在第一轴与第五轴之间的传力流中、要么布置在第四轴与第五轴之间的传力流中、要么布置在第一轴与第四轴之间的传力流中。因此，根据本发明，通过换挡元件在变速器的不同轴上的不同的运动学上的联接得到整个变速器族。
根据本发明，在根据本发明的第五解决方案中规定，第一行星齿轮组的齿圈与驱动轴抗相对扭转地彼此连接并且构成变速器的可转动的第一轴。第二行星齿轮组的行星架与输出轴抗相对扭转地彼此连接并且构成变速器的可转动的第二轴。第一行星齿轮组的太阳轮与第二行星齿轮组的太阳轮抗相对扭转地彼此连接并且构成变速器的可转动的第三轴。第二行星齿轮组的齿圈构成变速器的可转动的第四轴，并且第一行星齿轮组的行星架构成变速器的可转动的第五轴。
根据本发明，在换挡元件的在变速器的行星齿轮组的不同元件上的接连方面，根据本发明的第五解决方案建议，第一换挡元件布置在变速器的壳体与第三轴之间的传力流中，第二换挡元件布置在第四轴与第五轴之间的传力流中并且第三换挡元件布置在第一轴与第四轴之间的传力流中。
下面描述本发明的其它特征，这些特征同样适应于根据本发明的所建议的五个解决方案。
行星齿轮组优选构造成负行星齿轮组。负行星齿轮组包括行星齿轮架、太阳轮和齿圈，行星齿轮以能转动的方式支承在行星齿轮架上，至少一个行星齿轮的齿部不仅与太阳轮的齿部而且与齿圈的齿部啮合，由此，当太阳轮在行星齿轮架固定的情况下旋转时，齿圈和太阳轮以相反的方向旋转。
正行星齿轮组与所述的负行星齿轮组的不同之处在于，正行星齿轮组具有内部的和外部的行星齿轮，它们以能转动的方式支承在行星齿轮架上。在此，内部的行星齿轮的齿部一方面与太阳轮的齿部啮合，并且另一方面与外部的行星齿轮的齿部啮合。此外，外部的行星齿轮的齿部与齿圈的齿部啮合。这促成了，在行星齿轮架固定的情况下，齿圈和太阳轮以相同的转动方向旋转。
经证明，根据本发明的变速器的两个行星齿轮组作为负行星齿轮组的构造方案特别适合作为低成本的可实施方案。同时，在齿轮组方面该布置方案具有高效率。只要允许可连接性，则将至少一个负行星齿轮组转换成正行星齿轮组可以作为备选的实施方式。然而这同时需要更换行星齿轮架和齿圈的接连以及将固有传动比的数值提高1。在此，当行星齿轮架固定时，固有传动比给出太阳轮与齿圈之间的传动比比例。
通过使用行星齿轮组可以实现特别紧凑的变速器，由此得到在车辆中这种变速器布置方案情况下的大的自由度。
在两个行星齿轮组在变速器壳体中的空间布置方面，在有利的设计方案中规定，两个行星齿轮组彼此同轴地布置。
各个行星齿轮组以及换挡元件的几何位置是能自由选择的，只要允许元件的可连接性。这意味着，只要各个连接元件或者轴不相交，那么各个元件就可以在其在壳体中的位置中任意移动。这同样也包括：行星齿轮组可以在径向上相叠地或也可以在轴向上沿着例如驱动轴依次地布置。可连接性意味着，在不同的几何位置的情况下，也就是在构件的不同于刚才描述的布置方案的布置方案中保证了衔接部位的相同的连结或者连接，而不使各个连接元件或轴相交。
根据本发明的变速器的换挡元件可以相应地构造为：摩擦锁合的换挡元件，也就是说摩擦锁合的离合器或者摩擦锁合的制动器，例如片式离合器、片式制动器或带式制动器；或形状锁合的换挡元件，也就是说形状锁合的离合器或者形状锁合的制动器，例如异步或同步的牙嵌式离合器或牙嵌式制动器或锥形离合器或者锥形制动器。
此外，换挡元件优选布置成易于从外部接近的。在换挡元件的意义中，易于从外部接近表示，在壳体与换挡元件之间不布置其它构件，或者换挡元件优选是布置在驱动轴上或输出轴上的。
在此，离合器描述为如下的换挡元件，其根据操纵状态允许至少两个构件之间的相对运动，或者表现为用于传递负载或转矩的抗相对转动的连接。相对运动例如理解为离合器的至少两个构件的旋转，其中，第一构件的转速与第二构件的转速彼此不同，也就是说存在转速差。此外，也可以想象仅其中一个构件旋转，而另一个构件静止或者以相反的方向旋转。
在下文中，未被操纵的离合器理解为打开的离合器。这意味着，可以实现两个构件之间的相对运动。相应地，在被操纵或者说闭合的离合器中，两个构件以相同的转速沿同一方向旋转。
制动器理解为如下的换挡元件，其在一侧与固定的元件例如壳体连接，并且在另一侧与能旋转的元件连接。在下文中，未被操纵的制动器理解为打开的制动器。这意味着，能旋转的构件处于空转中，也就是说，制动器优选不影响能旋转的构件的转速。在被操纵的或闭合制动器的情况下实现，使能旋转的构件的转速降低直至静止状态，也就是说能建立两个能旋转的元件与固定的元件之间的连接。
原则上也可以使用在未被操纵的状态下闭合的且在被操纵的状态下打开的换挡元件。相应地，以相反的方式理解上述切换状态中的切换状态与功能之间的配属关系。在下面的实施例中，首先基于如下的布置方案，其中，被操纵的换挡元件是闭合的并且未被操纵的换挡元件是打开的。
在此，换挡元件可以能液力、气动或电机械式操纵地构造。
优选地，第一换挡元件构造为第一制动器，第二换挡元件构造为第一离合器并且将第三换挡元件构造为第二离合器。
尤其是通过根据本发明的变速器能实现三个挡，其中，通过闭合第一和第二换挡元件得到第一挡，通过闭合第一和第三换挡元件得到第二挡，并且通过闭合第二和第三换挡元件得到第三挡。因此，每个挡仅存在一个未操纵或者说打开的换挡元件。
因此，为了构成挡而相应地闭合两个换挡元件并打开另外的换挡元件，其中，到相邻的较高挡的或到相邻的较低挡的挡变换分别通过闭合之前打开的换挡元件并且打开其中一个之前闭合的换挡元件来实现。
依赖于变速器驱动轴的转动方向地，变速器的第一挡、第二挡和第三挡可以是前进挡或倒挡。因此，变速器的挡可以在驱动轴的第一转动方向的情况下作为前进挡使用，而通过驱动轴的与第一转动方向相反的第二转动方向，变速器的挡能表现为倒挡。换挡元件以及换挡元件的切换状态对于前进挡和倒挡来说是相同的。由此可以节省用于倒挡的单独的变速器构件。
在特别有利的实施方式中，根据本发明的变速器的所有换挡元件都构造为摩擦锁合的换挡元件。所有换挡元件作为摩擦锁合的换挡元件的构造方案能够实现根据本发明的变速器的完整的可动力换挡性，其中，完整的可动力换挡性应理解为，确切的说，不仅升挡和降挡，以及相应地不仅在牵引式操作中而且也在推式操作中，至少能以可动力换挡的方式实施连续的挡顺序。
在变速器的另一特别有利的实施方式中，形状锁合地构造了第一换挡元件和第二换挡元件并且仅摩擦锁合地构造了第三换挡元件。由此，相比于将所有的换挡元件都构造为摩擦锁合的换挡元件的实施方案，可以降低换挡元件的结构耗费。在此，摩擦锁合地构造的换挡元件优选是在从第一挡到第二挡的挡变换时待闭合的换挡元件或者是在从第二挡到第一挡的挡变换时待打开的换挡元件，由此能以可动力换挡的方式实施从第一挡到第二挡的牵引式升挡或者从第二挡到第一挡的牵引式降挡。
如果仅第三换挡元件是构造成摩擦锁合的，那么有利的是，将第二挡和第三挡构造为变速器的主行驶挡，因为在第二和第三挡中摩擦锁合的换挡元件是闭合的进而不引起拖拽损耗，这改进了效率。
在本发明的另一设计方案中可以以如下方式选择第一和第二挡的传动比，即，使其覆盖车辆的整个速度范围。然后，将第三挡构造为所谓的超速挡或过速挡，由此，在较高速度时在第三挡中存在较低的转速。由此，在高性能的行驶运行中，能把从第一挡到第二挡的牵引式升挡或者从第二挡到第一挡的牵引式降挡实施为动力换挡。
在改进方案的范围内，可以在变速器的至少一个轴与变速器壳体之间，或者在变速器的至少一个轴与变速器的另一个轴之间布置空转装置。
根据优选的实施方式，可以将行星齿轮组接在变速器之前，该星齿轮组至少包括太阳轮、行星齿轮、行星齿轮架和齿圈。优选的是，将前置的行星齿轮组构造为负行星齿轮组。该行星齿轮组的太阳轮构成变速器的第六轴，该第六轴抗相对扭转地或弹性转动(drehelastisch)地连接或能连接驱动机组的输出轴。齿圈优选构造为抗相对扭转的元件，并且可以例如与变速器的壳体抗相对扭转地连接，或者与变速器壳体一体式地制造。前置的行星齿轮组的行星架优选与后置的变速器的第一轴连接。通过前置的行星齿轮组可以相应提高驱动机组的驱动转矩。在另一实施方式中，前置的行星齿轮组也可以构造为正行星齿轮组。
在有利的改进方案的范围内，根据本发明的变速器可以构造为分组变速器中的主变速器，其中，前置和/或后置地配属给主变速器至少一个其它的传动比级。可以优选把在驱动技术上后置于主变速器的传动比级实施为范围选择挡组，而优选可以把在驱动技术上前置于主变速器的传动比级实施为分裂挡组。通过实施为两级式的分裂挡组(其也可以称为前置组)，在主变速器的传动比级之间的传动比级差大约被减半，并且因此所提供的全部传动比级的数量增加一倍。通过实施为两级式的范围选择挡组(其也可以称为后置组)，整个变速器的展宽明显提高并且所提供的全部传动比级的数量又增加一倍。在此可以将前置或后置的传动比级例如构造为圆柱齿轮对或行星齿轮组。
变速器的驱动轴和输出轴以及变速器驱动装置和变速器输出装置优选彼此同轴地布置。然而，驱动轴和输出轴以及变速器驱动装置和变速器输出装置也可以以如下方式构造，即，它们例如轴平行或彼此成角度地布置。此外可以实现：变速器驱动装置和变速器输出装置布置在变速器壳体的对置的侧上或变速器壳体的相同的侧上。由此变速器可以适配不同的安装情况。
根据本发明的其它观点，可以在变速器的输出侧上或驱动侧上布置轴差速器、分配差速器和/或离合器。
在本发明另一实施方式的范围内，为了驱动附加的机组而可以在变速器的任一个轴上优选在驱动轴或输出轴上设置动力输出装置。
在此，所介绍的变速器的另一优点在于，原则上可以在变速器的任一个轴上附加地布置电机或其它的动力源/功率源。该附加的电机或其它的动力源/功率源可以例如用于对变速器的元件进行同步。
设置用于运行前面已经描述的根据本发明的变速器的根据本发明的方法，用以实现变速器的三个挡，即，分别在每个挡中闭合两个换挡元件并且打开另外的换挡元件。这不依赖于是否能液力、气动、电力机械式或以其它方式进行操纵地促成了换挡元件的小的能量需求，这最终以有利的方式对车辆的消耗产生影响，例如在内燃机作为驱动源的情况下的燃料消耗。到相邻较高挡的或到相邻较低挡的挡变换分别通过闭合之前打开的换挡元件并打开一个之前闭合的换挡元件来实现。
在根据本发明的方法的优选设计方案中，至少把从第一挡到第二挡的牵引式升挡或者从第二挡到第一挡的牵引式降挡实施为动力换挡。在从第一挡到第二挡的牵引式升挡的情况下可以通过在挡变换时待闭合的摩擦锁合的换挡元件以如下方式进行负载承担，即，可以无负载地挂出在挡变换时待打开的、形状锁合地构造的换挡元件。在从第二挡到第一挡的牵引式降挡的情况下可以通过在挡变换时待打开的摩擦锁合的换挡元件以如下形式来维持负载，即，可以无负载地挂入挡变换时待闭合的、形状锁合地构造的换挡元件。
在根据本发明方法的另一设计方案中，当行驶需求从牵引式运行变换为推式运行时，那么从第三挡到第二挡的推式降挡实施为牵引力中断的换挡。
根据本发明的动力总成除了前面描述的根据本发明的变速器以外还至少包括驱动机组，其中，变速器的驱动轴抗相对扭转地或弹性转动地连接或能连接驱动机组的输出轴。
在特别优选的实施方式中，驱动机组构造为电机，其不仅能作为马达也能作为发电机来运行。在特别优选的实施方式中，根据本发明的变速器的第一挡、第二挡和第三挡能依赖于电机的转动方向或变速器驱动轴的转动方向地相应表现为前进挡或倒挡。因此，变速器的挡可以在电机的第一转动方向的情况下作为前进挡使用，而通过电机在与第一转动方向相反的第二转动方向上的驱控，变速器的挡可以作为倒挡使用。换挡元件以及换挡元件的切换状态对于前进挡和倒挡来说是相同的。由此可以节省用于倒挡的单独的变速器构件。这种动力总成特别适合于电动车辆，其中，电机能通过变速器与电动车辆的驱动轮连接。可以在变速器与机动车辆的驱动轮之间布置例如差速器，例如车桥驱动机构。
在另一优选的实施方式中，动力总成构造为混合动力总成，并且除了上面提到的电机以外还具有内燃机。这种动力总成特别适合于混合动力车辆，其中，不仅内燃机而且电机均能通过变速器与混合动力车辆的驱动轮连接。可以以通常的方式在内燃机与变速器之间布置能控制的摩擦离合器，通过该摩擦离合器，内燃机的传动轴可以与变速器的驱动轴连接。摩擦离合器可以作为分离离合器和起动离合器以及在换挡过程中作为同步机构使用。备选地，也可以在内燃机与变速器的驱动轴之间布置液体动力的转矩转换器作为起动元件。此外也可以在机动车的变速器与驱动轮之间布置例如差速器，例如车桥驱动机构。
附图说明
下面借助附图示例性地进一步阐述本发明。其中：
图1示出根据本发明第一解决方案的变速器的第一实施方式的示意性视图；
图2示出根据图1的变速器的第二实施方式的示意性视图；
图3示出根据图1的变速器的第三实施方式的示意性视图；
图4示出根据图1的变速器的第四实施方式的示意性视图；
图5示出根据图1的变速器的第五实施方式的示意性视图；
图6示出根据图1的变速器的另一实施方式的示意性视图；
图7示出根据图1的变速器的示例性换挡图表；
图8示出根据本发明第二解决方案的变速器的第一实施方式的示意性视图；
图9示出根据图8的变速器的第二实施方式的示意性视图；
图10示出根据图8的变速器的第三实施方式的示意性视图；
图11示出根据图8的变速器的第四实施方式的示意性视图；
图12示出根据图8的变速器的第五实施方式的示意性视图；
图13示出根据图8的变速器的另一实施方式的示意性视图；
图14示出根据图8的变速器的示例性换挡图表；
图15示出根据本发明第三解决方案的变速器的第一实施方式的示意性视图；
图16示出根据图15的变速器的第二实施方式的示意性视图；
图17示出根据图15的变速器的第三实施方式的示意性视图；
图18示出根据图15的变速器的第四实施方式的示意性视图；
图19示出根据图15的变速器的另一实施方式的示意性视图；
图20示出根据本发明第四解决方案的变速器的第一实施方式的示意性视图；
图21示出根据图20的变速器的第二实施方式的示意性视图；
图22示出根据图20的变速器的第三实施方式的示意性视图；
图23示出根据图20的变速器的第四实施方式的示意性视图；
图24示出根据本发明第三和第四解决方案的变速器的示例性换挡图表。
具体实施方式
图1示出根据本发明第一解决方案的变速器的第一实施方式的示意图。变速器包括驱动轴AN、输出轴AB、第一行星齿轮组PR1、第二行星齿轮组PR2以及三个换挡元件A、B、C，它们全部布置在变速器的壳体G中。两个行星齿轮组PR1、PR2在该实施例中都构造为单排的负行星齿轮组。用H1和H2表示两个行星齿轮组PR1、PR2的齿圈，用S1和S2表示太阳轮，用P1和P2表示行星齿轮，并且用ST1和ST2表示行星架，所提到的行星齿轮P1、P2以能旋转的方式支承在行星架上。变速器具有五个能转动的轴，用附图标记1至5来表示它们。
在两个行星齿轮组PR1、PR2的各个元件彼此间以及与驱动轴和输出轴AN、AB联接方面，在根据本发明第一解决方案的变速器的情况中如下地设置：第一行星齿轮组PR1的齿圈H1与驱动轴AN抗相对扭转地彼此连接并且构成变速器的可转动的第一轴1。第一行星齿轮组PR1的行星架ST1与输出轴AB抗相对扭转地彼此连接并且构成变速器的可转动的第二轴2。第二行星齿轮组PR2的行星架ST2构成变速器的可转动的第三轴3。第二行星齿轮组PR2的齿圈H2构成变速器的可转动的第四轴4。第一行星齿轮组PR1的太阳轮S1与第二行星齿轮组PR2的太阳轮S2抗相对扭转地彼此连接并且构成变速器的可转动的第五轴5。
在三个换挡元件A、B、C在变速器的如上所述的轴1至5上的联接方面，在根据图1的变速器的情况中如下地设置：换挡元件A布置在变速器的壳体G与第三轴3之间的传力流中，换挡元件B布置在第二轴2与第四轴4之间的传力流中，并且换挡元件C布置在第三轴3与第四轴4之间的传力流中。
在图1所示的实施例中，两个行星齿轮组PR1、PR2同轴地依次布置，其中，第一行星齿轮组PR1是变速器的靠近驱动装置的齿轮组，并且第二行星齿轮组PR2是变速器的靠近输出装置的齿轮组。变速器的驱动轴AN和输出轴AB以及变速器驱动装置和变速器输出装置同样是彼此同轴地布置。变速器驱动装置和变速器输出装置位于变速器的对置的侧上。然而，两个行星齿轮组PR1、PR2的几何位置以及换挡元件A、B、C的空间布置方案是能自由选择的，只要其允许元件的可连接性。
图2和图3各自示出图1所示的变速器的设计方案的另一形式，其中，仅探讨与图1所示的实施方式的不同点。与在图1中所示的实施方式不同的是，在图2的根据本发明的变速器的实施方式中，变速器驱动装置和变速器输出装置在变速器壳体的同一侧并且彼此间成角度地布置，而在图3的根据本发明的变速器的实施方式中，变速器输出装置从空间上看在第一与第二行星齿轮组PR1、PR2之间且相对变速器驱动装置成角度地布置。
从对换挡元件C在切换或闭合状态中闭锁第二行星齿轮组PR2的考虑出发，在接下来的两个针对根据本发明的变速器的两个实施例中示出两个其它可行性，即，借助换挡元件C来闭锁第二行星齿轮组PR2。再次以简化的示意图的方式，图4示出第四实施例并且图5示出第五实施例，这两个实施例以前面借助图1详细阐述的第一实施例为基础。
在图4中示意性示出的变速器示意图与图1中示出的变速器示意图主要不同之处在于，换挡元件C当前布置在第四轴4与第五轴5之间的传力流中。也就是说，换挡元件C当前在切换或闭合状态中将第二行星齿轮组PR2的齿圈H2与太阳轮S2相互连接。与根据图1的变速器的另一不同之处在于换挡元件C的空间布置。在根据图4的变速器中，换挡元件C从空间上看在轴向上布置在第一行星齿轮组PR1与第二行星齿轮组PR2之间的区域中，在此直接与第二行星齿轮组PR2轴向地邻接。
在图5中示意性示出的变速器示意图与图1中示出的变速器主要不同之处在于，起换挡元件C当前布置在第三轴3与第五轴5之间的传力流中。也就是说，换挡元件C当前在切换或闭合状态中将第二行星齿轮组PR2的太阳轮S2与行星架ST2相互连接。与根据图1的变速器的另一不同之处在于换挡元件C的空间布置。在根据图5的变速器中，换挡元件C从空间上看布置在径向上布置在第二行星齿轮组PR2的行星架ST2与太阳轮S2之间的区域中，在此直接与第二行星齿轮组PR2轴向地邻接。
因此，可以依赖于换挡元件C的前面已描述的布置可行性地以三种不同的方式效果相同地闭锁第二行星齿轮组PR2。
在图6中示意性示出的变速器与图1中示出的变速器不同之处在于，第三行星齿轮组PR3是接在变速器之前的。第三行星齿轮组PR3包括太阳轮S3、行星齿轮P3和齿圈H3。太阳轮S3构成第六轴6，该第六轴抗相对扭转地或弹性转动地连接或能连接在这里未示出的驱动机组例如电机的输出轴上。齿圈H3构造为抗相对扭转的元件，并且在此与变速器的壳体G抗相对扭转地连接。第三行星齿轮组PR3的行星架ST3与后置的变速器的驱动轴AN进而也与第一行星齿轮组PR1的齿圈H1抗相对扭转地连接。通过在此构造为负行星齿轮组的前置的行星齿轮组PR3，可以实现提高驱动机组的驱动转矩。
图7以表格示出图1至6的根据本发明的变速器的示例性换挡图表。通过在相应的格中的X来表征换挡元件A、B、C中的哪个为了实现各个挡而被闭合。第一挡能通过闭合的换挡元件A和闭合的换挡元件B来表示。第二挡能通过闭合的换挡元件A和闭合的换挡元件C来表示。第三挡能通过闭合的换挡元件B和闭合的换挡元件C来表示。
此外，在表格中示例性地给出了各个挡的传动比，其中，第一挡具有传动比比例i＝2.0，第二挡具有传动比比例i＝1.385，并且第三挡具有传动比比例i＝1.0。因此也就是说，第三挡可以实施为所谓的直接挡。在这里，传动比和传动比比例是同一含义。
此外，从根据图7的表格中得到挡的相应的挡间传动比比值。挡间传动比比值理解为挡的传动比与下一个较高挡的传动比的商。在此，第一挡相对于第二挡的挡间传动比比值具有的数值，并且第二挡相对于第三挡的挡间传动比比值具有的数值。
图8以示意图示出根据本发明第二解决方案的根据本发明的变速器的第一实施方式。变速器仍包括驱动轴AN、输出轴AB、第一行星齿轮组PR1、第二行星齿轮组PR2以及三个换挡元件A、B、C，它们全部布置在变速器的壳体G中。在这个实施例中，两个行星齿轮组PR1、PR2也构造为单排的负行星齿轮组。用H1和H2表示两个行星齿轮组PR1、PR2的齿圈，用S1和S2表示太阳轮，用P1和P2表示行星齿轮，并且用ST1和ST2表示行星架，所提到的行星齿轮P1、P2以能旋转的方式支承在行星架上。变速器具有五个能转动的轴，用附图标记1至5来表示它们。
在两个行星齿轮组PR1、PR2的各个元件彼此间以及与驱动轴和输出轴AN、AB联接方面，在根据本发明第二解决方案的变速器的情况中如下地设置：第一行星齿轮组PR1的齿圈H1与驱动轴AN抗相对扭转地彼此连接并且构成变速器的可转动的第一轴1。第二行星齿轮组PR2的行星架ST2与输出轴AB抗相对扭转地彼此连接并且构成变速器的可转动的第二轴2。第一行星齿轮组PR1的太阳轮S1构成变速器的可转动的第三轴3。第一行星齿轮组PR1的行星架ST1与第二行星齿轮组PR2的齿圈抗相对扭转地彼此连接并且构成变速器的可转动的第四轴4，并且第二行星齿轮组PR2的太阳轮S2构成变速器的可转动的第五轴5。
在三个换挡元件A、B、C在变速器的如上所述的轴1至5上的联接方面，在根据图8的变速器的情况中如下地设置：换挡元件A布置在变速器的壳体G与第三轴3之间的传力流中，换挡元件B布置在第三轴3与第五轴5之间的传力流中，并且换挡元件C布置在第二轴2与第五轴5之间的传力流中。
在图8所示的实施例中，两个行星齿轮组PR1、PR2同轴地依次布置，其中，第一行星齿轮组PR1是变速器的靠近输出装置的齿轮组，并且第二行星齿轮组PR2是变速器的靠近驱动装置的齿轮组。变速器的驱动轴AN和输出轴AB以及变速器驱动装置和变速器输出装置同样是彼此同轴地布置，其中，驱动轴AN在轴向以及径向方向上完全延伸超过第二行星齿轮组PR2。变速器驱动装置和变速器输出装置位于变速器的对置的侧上。根据图8从轴向方向上看，所有三个换挡元件A、B、C都布置在第一行星齿轮组PR1的背离第二行星齿轮组PR2的那侧上。然而，两个行星齿轮组PR1、PR2的几何位置以及换挡元件A、B、C的空间布置方案是能自由选择的，只要允许元件的可连接性。
图9和图10各自示出图8中所示的变速器的设计方案的另一形式，其中，仅探讨与图8中所示的实施方式的不同点。
与在图8中所示的实施方式不同的是，在图9的根据本发明的变速器的实施方式中，变速器驱动装置和变速器输出装置彼此间成角度地布置，其中，从空间上看变速器驱动装置在轴向上布置在直接邻近于第一行星齿轮组PR1的区域中，并且变速器输出装置在轴向上以直接邻近于第二行星齿轮组PR2的方式布置。在此，第一行星齿轮组PR1是变速器的靠近驱动装置的齿轮组，并且第二行星齿轮组PR2是变速器的靠近输出装置的齿轮组。根据图9从空间上看，换挡元件B布置在两个行星齿轮组PR1、PR2之间的区域中，并且换挡元件C在轴向上布置在行星齿轮组PR2与变速器输出装置之间。
与在图8中所示的实施方式不同的是，在图10的根据本发明的变速器的实施方式中，变速器驱动装置和变速器输出装置彼此间成角度地布置，并且从空间上看变速器输出装置直接邻近于第二行星齿轮组PR2地布置。在此，第一行星齿轮组PR1是变速器的靠近驱动装置的齿轮组，并且第二行星齿轮组PR2是变速器的靠近输出装置的齿轮组。根据图10从轴向方向上看，所有三个换挡元件A、B、C都布置在第二行星齿轮组PR2的背离第一行星齿轮组PR1的那侧上。
从对换挡元件C在切换或闭合状态中闭锁第二行星齿轮组PR2的考虑出发，在接下来的两个根据本发明的变速器的实施例中示出两个其它的可行性，即，借助换挡元件C来闭锁第二行星齿轮组PR2。再次以简化的示意图的方式，图11示出第四实施例并且图12示出第五实施例，这两个实施例都以前面借助图8详细阐述的第一实施例为基础。
在图11中示意性示出的变速器示意图与图8中示出的变速器示意图主要不同之处在于，换挡元件C当前布置在第四轴4与第五轴5之间的传力流中。也就是说，换挡元件C当前在切换或闭合状态中将第二行星齿轮组PR2的齿圈H2与太阳轮S2相互连接。与根据图8的变速器的另一不同之处在于换挡元件C以及换挡元件B的空间布置。在根据图11的变速器中，换挡元件C以及换挡元件B从空间上看在轴向上布置在第一行星齿轮组PR1与第二行星齿轮组PR2之间的区域中。
在图12中示意性示出的变速器示意图与图8中示出的变速器主要不同之处在于，换挡元件C当前布置在第二轴2与第四轴4之间的传力流中。也就是说，换挡元件C当前在切换或闭合状态中将第二行星齿轮组PR2的行星架ST2与齿圈H2相互连接。与根据图8的变速器的另一不同之处在于换挡元件C以及换挡元件B的空间布置。在根据图12的变速器中，换挡元件C从空间上看在径向上布置第二行星齿轮组PR2的行星架ST2与齿圈H2之间的区域中，在此直接与第二行星齿轮组PR2轴向地邻接，并且换挡元件B从空间上看在轴向上布置在第一行星齿轮组PR1与第二行星齿轮组PR2之间的区域中。
因此，可以依赖于换挡元件C的前面已描述的布置可行性地以三种不同的方式效果相同地闭锁第二行星齿轮组PR2。
在图13中示意性示出的变速器与图8中示出的变速器主要不同之处在于，第三行星齿轮组PR3接在变速器之前。第三行星齿轮组PR3包括太阳轮S3、行星齿轮P3和齿圈H3。太阳轮S3构成第六轴6，该第六轴抗相对扭转地或弹性转动地连接与在此未示出的驱动机组例如电机的输出轴连接。齿圈H3构造为抗相对扭转的元件，并且在此与变速器的壳体G抗相对扭转地连接。第三行星齿轮组PR3的行星架ST3与后置的变速器的驱动轴AN进而也与第一行星齿轮组PR1的齿圈H1抗相对扭转地连接。通过在此构造为负行星齿轮组的前置的行星齿轮组PR3，可以实现提高驱动机组的驱动转矩。
图14以表格的形式示出示例性的换挡图表，以及根据图8至13的变速器的示例性的变速器传动比。通过在相应的格中的X来表征换挡元件A、B、C中的哪个为了实现各个挡而被闭合。第一挡能通过闭合的换挡元件A和闭合的换挡元件B来表示。第二挡能通过闭合的换挡元件A和闭合的换挡元件C来表示。第三挡能通过闭合的换挡元件B和闭合的换挡元件C来表示。
此外，在表格中示例性地给出了各个挡的传动比，其中，第一挡具有传动比比例i＝2.0，第二挡具有传动比比例i＝1.410，并且第三挡具有传动比比例i＝1.0。因此也就是说，第三挡可以实施为所谓的直接挡。在这里，传动比和传动比比例是同一含义。
此外，从根据图14的表格中得到挡的相应的挡间传动比比值。挡间传动比比值理解为挡的传动比与下一较高挡的传动比的商。在此，第一挡相对于第二挡的挡间传动比比值具有的数值，并且第二挡相对于第三挡的挡间传动比比值具有的数值。
图15以示意图示出根据本发明第三解决方案的根据本发明的变速器的第一实施方式。变速器包括驱动轴AN、输出轴AB、第一行星齿轮组PR1、第二行星齿轮组PR2以及三个换挡元件A、B、C，它们全部布置在变速器的壳体中。在这个实施例中，两个行星齿轮组PR1、PR2构造为单排的负行星齿轮组。用H1和H2表示两个行星齿轮组PR1、PR2的齿圈，用S1和S2表示太阳轮，用P1和P2表示行星齿轮，并且用ST1和ST2表示行星架，所提到的行星齿轮P1、P2以能旋转的方式支承在行星架上。变速器具有五个能转动的轴，用附图标记1至5来表示它们。
在两个行星齿轮组PR1、PR2的各个元件彼此间以及与驱动轴和输出轴AN、AB联接方面，在根据本发明第三解决方案的变速器的情况中如下地设置：变速器的驱动轴AN构成变速器的可转动的第一轴。第二行星齿轮组PR2的行星架ST2与输出轴AB抗相对扭转地彼此连接并且构成变速器的可转动的第二轴2。第一行星齿轮组PR1的太阳轮S1与第二行星齿轮组PR2的太阳轮S2抗相对扭转地彼此连接并且构成变速器的可转动的第三轴3。第一行星齿轮组PR1的齿圈H1构成变速器的可转动的第四轴4，并且第一行星齿轮组PR1的行星架ST1与第二行星齿轮组PR2的齿圈H2抗相对扭转地彼此连接并且构成变速器的可转动的第五轴5。
在三个换挡元件A、B、C在变速器的如上所述的轴1至5上联接的方面，在根据图15的变速器的情况中如下地设置：换挡元件A布置在变速器的壳体G与第三轴3之间的传力流中，换挡元件B布置在第一轴1与第四轴4之间的传力流中，并且换挡元件C布置在第一轴1与第五轴5之间的传力流中。
在图15所示的实施例中，所有三个换挡元件A、B、C从空间上看都在径向上布置在变速器的壳体G与行星齿轮组PR1、PR2之间的区域中。两个行星齿轮组PR1、PR2同轴地依次布置，其中，第一行星齿轮组PR1是变速器的靠近输出装置的齿轮组，并且第二行星齿轮组是变速器的靠近驱动装置的齿轮组。变速器的驱动轴AN和输出轴AB以及变速器驱动装置和变速器输出装置同样是彼此同轴地布置。变速器驱动装置和变速器输出装置位于变速器的对置的侧上。然而，两个行星齿轮组PR1、PR2的几何位置以及换挡元件A、B、C的空间布置方案是能自由选择的，只要允许元件的可连接性。
图16和图17各自示出图15中所示的变速器的设计方案的另一形式，其中，仅探讨与图15中所示的实施方式的不同点。与在图15中所示的实施方式不同的是，在图16的根据本发明的变速器的实施方式中，变速器驱动装置和变速器输出装置在变速器壳体的同一侧上且彼此间成角度地布置，而在图17的根据本发明的变速器的实施方式中，变速器驱动装置和变速器输出装置彼此间成角度地布置，并且变速器输出装置从空间上看直接邻近于第二行星齿轮组PR2地布置。在此，第一行星齿轮组PR1是变速器的靠近驱动装置的齿轮组，并且第二行星齿轮组PR2是变速器的靠近输出装置的齿轮组。
在图18中示意性示出的变速器与图17中示出的变速器主要不同之处在于，第三行星齿轮组PR3接在变速器之前。第三行星齿轮组PR3包括太阳轮S3、行星齿轮P3和齿圈H3。太阳轮S3构成第六轴6，该第六轴抗相对扭转地或弹性转动地连接或能连接在这里未示出的驱动机组例如电机的输出轴上。齿圈H3构造为抗相对扭转的元件，并且在此与变速器的壳体G抗相对扭转地连接。第三行星齿轮组PR3的行星架ST3与后置的变速器的驱动轴AN抗相对扭转地连接。通过在此构造为负行星齿轮组的前置的行星齿轮组PR3，可以实现提高驱动机组的驱动转矩。
图19以示意图出根据本发明的变速器的另一实施方式。与图15中所示的实施方式不同的是，在图19的根据本发明的变速器的实施方式中，变速器的驱动轴AN与第一行星齿轮组的齿圈H1抗相对扭转地彼此连接并且构成变速器的可转动的第一轴1。第二行星齿轮组PR2的齿圈H2构成变速器的可转动的第四轴4，并且第一行星齿轮组PR1的行星架ST1构成变速器的可转动的第五轴5。
在三个换挡元件A、B、C在变速器的如上所述的轴1至5上联接的方面，在根据图19的变速器的情况中如下地设置：换挡元件A布置在变速器的壳体G与第三轴3之间的传力流中，换挡元件B布置在第四轴4与第五轴5之间的传力流中，并且换挡元件C布置在第一轴1与第四轴4之间的传力流中。从空间上看，换挡元件B在轴向方向上布置在两个行星齿轮PR1、PR2之间。
图20以示意图示出根据本发明第四解决方案的根据本发明的变速器的第一实施方式。变速器包括驱动轴AN、输出轴AB、第一行星齿轮组PR1、第二行星齿轮组PR2以及三个换挡元件A、B、C，它们全部布置在变速器的壳体G中。在这个实施例中，两个行星齿轮组PR1、PR2构造为单排的负行星齿轮组。用H1和H2表示两个行星齿轮组PR1、PR2的齿圈，用S1和S2表示太阳轮，用P1和P2表示行星齿轮，并且用ST1和ST2表示行星架，所提到的行星齿轮P1、P2以能旋转的方式支承在行星架上。变速器具有五个能转动的轴，用附图标记1至5来表示它们。
在两个行星齿轮组PR1、PR2的各个元件彼此间以及与驱动轴和输出轴AN、AB联接的方面，在根据本发明第四解决方案的变速器的情况中如下地设置：变速器的驱动轴AN与第一行星齿轮组PR1的齿圈H1抗相对扭转地连接并且构成变速器的可转动的第一轴1。第二行星齿轮组PR2的行星架ST2与输出轴AB抗相对扭转地彼此连接并且构成变速器的可转动的第二轴2。第二行星齿轮组PR2的太阳轮S2构成变速器的可转动的第三轴3。第一行星齿轮组PR1的行星架ST1与第二行星齿轮组PR2的齿圈H2抗相对扭转地彼此连接并且构成变速器的可转动的第四轴4，并且第一行星齿轮组PR1的太阳轮S1构成变速器的可转动的第五轴5。
在三个换挡元件A、B、C在变速器的如上所述的轴1至5上联接的方面，在根据图20的变速器的情况中如下地设置：换挡元件A布置在变速器的壳体G与第三轴3之间的传力流中，换挡元件B布置在第三轴3与第五轴5之间的传力流中，并且换挡元件C布置在第一轴1与第五轴5之间的传力流中。
在图20所示的实施例中，两个行星齿轮组PR1、PR2同轴地依次布置，其中，第一行星齿轮组PR1是变速器的靠近输出装置的齿轮组，并且第二行星齿轮组PR2是变速器的靠近驱动装置的齿轮组。变速器的驱动轴AN和输出轴AB以及变速器驱动装置和变速器输出装置同样是彼此同轴地布置，其中，驱动轴AN在轴向以及径向方向上完全延伸超过行星齿轮组PR1和PR2。变速器驱动装置和变速器输出装置位于变速器的对置的侧上。根据图20从轴向方向上看，所有三个换挡元件A、B、C都布置在第一行星齿轮组PR1的背离第二行星齿轮组PR2的那侧上。然而，两个行星齿轮组PR1、PR2的几何位置以及换挡元件A、B、C的空间布置方案是能自由选择的，只要允许元件的可连接性。
从对换挡元件C在切换或闭合状态中闭锁第一行星齿轮组PR1的考虑出发，在接下来的两个针对根据本发明的变速器的实施例中示出两个其它的可行性，即，借助换挡元件C来闭锁第一行星齿轮组PR1。再次以简化的示意图的方式，图21示出第二实施例并且图22示出第三实施例，这两个实施例仍以前面借助图20详细阐述的第一实施例为基础。
在图21中示意性示出的变速器示意图与图20中示出的变速器示意图主要不同之处在于，换挡元件C当前布置在第四轴4与第五轴5之间的传力流中。也就是说，换挡元件C当前在切换或闭合状态中将第一行星齿轮组PR1的太阳轮S1与行星架ST1相互连接。
在图22中示意性示出的变速器示意图与图20中示出的变速器主要不同之处在于，换挡元件C当前布置在第一轴1与第四轴4之间的传力流中。也就是说，换挡元件C当前在切换或闭合状态中将第一行星齿轮组PR1的行星架ST1与齿圈H1相互连接。
因此，可以依赖于换挡元件C的前面已描述的布置可行性地以三种不同的方式效果相同地闭锁第一行星齿轮组PR1。
图23示出图20中所示的变速器的设计方案的另一形式，其中，仅探讨与图20中所示的实施方式的不同点。
与在图20中所示的实施方式不同的是，在图23的根据本发明的变速器的实施方式中，变速器驱动装置和变速器输出装置彼此间成角度地布置，并且从空间上看变速器输出装置直接邻近于第二行星齿轮组PR2地布置。在此，第一行星齿轮组PR1是变速器的靠近驱动装置的齿轮组，并且第二行星齿轮组PR2是变速器的靠近输出装置的齿轮组。根据图23从空间上看，换挡元件B布置在两个行星齿轮组PR1、PR2之间的区域中，并且换挡元件C在轴向上布置在行星齿轮组PR1与变速器驱动装置之间。
图24以表格的形式示出针对根据本发明第三和第四解决方案(也就是根据图15至23)的变速器的示例性的换挡图表。通过在相应的格中的X来表征换挡元件A、B、C中的哪个为了实现各个挡而被闭合。第一挡能通过闭合的换挡元件A和闭合的换挡元件B来表示。第二挡能通过闭合的换挡元件A和闭合的换挡元件C来表示。第三挡能通过闭合的换挡元件B和闭合的换挡元件C来表示。
此外，在表格中示例性地给出了各个挡的传动比，其中，第一挡具有传动比比例i＝2.002，第二挡具有传动比比例i＝1.413，并且第三挡具有传动比比例i＝1.0。因此也就是说，第三挡可以实施为所谓的直接挡。在这里，传动比和传动比比例是同一含义。
此外，从根据图24的表格中得到挡的相应的挡间传动比比值。挡间传动比比值理解为挡的传动比与下一较高挡的传动比的商。在此，第一挡相对于第二挡的挡间传动比比值具有的数值，并且第二挡相对于第三挡的挡间传动比比值具有的数值。
下面，描述本发明的其它特征，这些特征也同样适用于上述五个根据本发明的解决方案以及它们的实施方式。
根据图1至24，换挡元件A、B、C如下地构造：换挡元件A作为第一换挡元件构造为第一制动器，换挡元件B作为第二换挡元件构造为第一离合器，并且换挡元件C作为第三换挡元件构造为第二离合器。在所示的实施例中，第一制动器A实施为能形状锁合地(formschlüssig)切换的制动器，第一离合器B实施为能形状锁合地切换的离合器，并且第二离合器C实施为能摩擦锁合地(reibschlüssig)切换的离合器。利用这三个换挡元件A、B、C能实现对三个挡的选择性的切换。
通过换挡元件A、B、C的这种类型的实施方案，相较于将全部换挡元件A、B、C都构造成摩擦锁合的实施方式，可以相应降低结构耗费。有利的是，可以将从第一挡到第二挡的牵引式升挡或者从第二挡到第一挡的牵引式降挡实施为动力换挡，因为在挡变换时待闭合或待打开的离合器C以摩擦锁合的方式构造。
变速器的第一挡主要用于起动，而第二挡和第三挡为变速器的主行驶挡。因为通过换挡元件的这种类型的实施方案摩擦锁合地构造的唯一换挡元件也就是离合器C在第二和第三挡中是闭合的，所以在变速器的主行驶挡中由于摩擦锁合地构造的换挡元件而不会引起拖拽损耗。
第一挡和第二挡的传动比可以优选以如下方式选择，即，传动比覆盖车辆的整个速度范围，由此，在良好的行驶运行中，能总是将从第一到第二挡的作为牵引式升挡的挡变换或者从第二到第一挡的作为牵引式降挡的挡变换实施为动力换挡。然后，第三挡构造为所谓的超速挡，由此，在较高速度时在第三挡中存在较低的转速。这促成了效率的改进以及噪音的降低。
依赖于变速器驱动轴的转动方向，根据本发明的变速器的第一挡、第二挡和第三挡可以是前进挡或倒挡。因此，变速器的挡可以在驱动轴的第一转动方向的情况下作为前进挡使用，而通过驱动轴的与第一转动方向相反的第二转动方向，变速器的挡可以是倒挡。换挡元件A、B、C以及换挡元件A、B、C的切换状态对于前进挡和倒挡来说是相同的。由此可以节省用于倒挡的单独的变速器构件。
下面，针对包括前面所述的根据本发明的变速器的电动车辆或混合动力车辆，示例性地描述在考虑换挡类型(牵引式升挡、牵引式降挡、推式升挡、推式降挡)的情况下的不同的挡变换，此处假设：仅离合器C构造为摩擦锁合的换挡元件并且两个另外的换挡元件A和B构造为形状锁合的换挡元件。
从第一挡到第二挡的牵引式升挡(也就是在正马达力矩时的升挡)能如已提到的那样以可动力换挡的方式执行，因为摩擦锁合地构造了在从第一挡到第二挡的挡变换时待闭合的离合器C。在从第一挡到第二挡的牵引式升挡期间，在闭合的摩擦锁合的离合器C上出现转速差，由此可以通过摩擦锁合的离合器C来进行负载的承担，从而可以无负载地挂出在挡变换时待打开的形状锁合的离合器B。随后进行对新的第二挡上的转速适配并且完全闭合在从第一挡到第二挡的挡变换时待闭合的摩擦锁合的离合器C。因此，以可动力换挡的方式实施了在行驶运行时经常出现的从第一挡到第二挡的牵引式升挡。
从第二挡到第三挡的牵引式升挡实施为牵引力中断的换挡，因为在从第二挡到第三挡的挡变换时待闭合的离合器B是形状锁合地构造的，并且因此，不能通过离合器B进行在转速差下的负载承担。在这里牵引力中断的换挡是被接受的，因为这优选发生在已经是较高的速度并且因此是较小的牵引力的情况下。
从第二挡到第一挡的牵引式降挡(也就是在正马达力矩时的降挡)能以动力换挡的方式执行，因为摩擦锁合地构造了在从第二挡到第一挡的挡变换时待打开的离合器C。在从第二挡到第一挡的牵引式降挡期间，在打开的摩擦锁合的离合器C上出现转速差，由此可以通过摩擦锁合的离合器C首先部分地维持负载，从而可以在转速适配之后以无负载的形式挂入在挡变换时待闭合的形状锁合的离合器B。随后，待打开的离合器C完全打开并且已经挂入的离合器B承担负载。从第二挡到第一挡的牵引式降挡的可动力换挡性是非常有利的，因为可以在低行驶速度的情况下提高牵引力，例如在如下的情况中，即，以其在所谓的角转速之下的转速来运行布置在变速器输入端的电机并且不能提供其全部功率。
从第三挡到第二挡的牵引式降挡实施为牵引力中断的换挡，因为在从第三挡到第二挡的挡变换时待打开的离合器B是形状锁合地构造的，并且因此不能通过离合器B维持在转速差下的负载。在这里牵引力中断的换挡是被接受的，因为这优选仅发生在较高的行驶速度且车辆变慢的情况下。在从第三挡到第二挡的牵引式降挡期间，车辆驾驶员通常仅需要少量的驱动功率，由此存在仅较小的牵引力需求。在以电机作为驱动机组进行驱动时，在所谓的角速度之上的情况下，总是提供全部的驱动功率。因此，当车辆由于上坡而变慢时，只要电机的转速不下降到所谓的角转速之下，那么就提供全部的牵引力。
从第三挡到第二挡的推式降挡(也就是在负马达力矩时的降挡)实施为牵引力中断的换挡，因为摩擦锁合地构造了在从第三挡到第二挡的挡变换时待闭合的制动器A并且因此不能承担在转速差下的负载。然而，在从第三挡到第二挡的推式降挡期间的可动力换挡性是非常有利的，因为在电制动的情况下，也就是在再生(Rekuperieren)期间，车辆变慢并且通过推式降挡又以较高的转速运行电机。通过从第三挡到第二挡的推式降挡避免了电机的转速降到所谓的角转速之下(在这种情况下电机不再能提供全部的功率)，由此以改进的效率来运行电机。如果选择第一和第二挡的传动比使其覆盖车辆的全部速度范围并且第三挡构造为所谓的超速挡，那么在优选的设计方案中规定，当行驶需求从牵引式运行变换为推式运行时，那么就实施从第三挡到第二挡的力中断的换挡。从第三挡到第二挡的牵引力中断的降挡可以隐含在从牵引式运行到推式运行的负载变换中，由此相应改进了行驶舒适度。
从第二挡到第一挡的推式降挡实施为牵引力中断的换挡，因为在从第二挡到第一挡的挡变换时待闭合的离合器B是形状锁合地构造的，并且因此不能通过离合器B进行在转速差下的负载承担。在这里牵引力中断的换挡是被接受的，因为在电制动的情况下，也就是在再生期间，在即将到达该切换点时车辆变得非常缓慢并且出于舒适性原因本来也不会调用电机的全部功率。
从第一挡到第二挡的推式升挡(也就是在负马达力矩时的升挡)实施为牵引力中断的换挡，因为摩擦锁合地构造了在从第一挡到第二挡的挡变换时待打开的离合器B并且因此不能通过离合器B维持在转速差下的负载。在这里牵引力中断的换挡是被接受的，因为从第一挡到第二挡的推式升挡在实际中很少发生，例如，车辆即使在推式力矩的情形下仍加速下坡。
从第二挡到第三挡的推式升挡实施为牵引力中断的换挡，因为摩擦锁合地构造了在从第二挡到第三挡的挡变换时待打开的制动器A并且因此不能通过制动器A维持在转速差下的负载。在这里牵引力中断的换挡是被接受的，因为从第一挡到第二挡的推式升挡在实际中很少发生，例如，车辆即使在推式扭矩的情形下仍加速下坡。
下面示例性地描述可能的换挡流程。在初始状态下变速器处于第一挡并且车辆基于行驶要求通过驱动机组进行加速。如果车辆已经达到了能预先给定的速度或者在变速器的驱动轴上存在能预先给定的转速，那么进行从第一挡到第二挡的牵引式升挡，该牵引式升挡如上面已经提到的那样能作为动力换挡被执行。在第二挡中，车辆通过驱动机组进一步加速。如果车辆已经到达了能预先给定的第二速度或者在变速器的驱动轴上存在能预先给定的第二转速，那么进行从第二挡到第三挡的牵引式升挡，该牵引式升挡如上面已经提到的那样能作为牵引力中断的换挡被执行。在第三挡中，车辆通过驱动机组进一步加速。如果车辆随即通过例如由车辆驾驶员操纵刹车踏板而被制动，那么车辆减速并发生再生。当车辆到达了能预先给定的第三速度或者在变速器的驱动轴上存在能预先给定的第三转速时，触发从第三挡到第二挡的牵引力中断的降挡。当行驶需求从牵引式运行变换到推式运行时，那么可以如上面提到的那样实施该降挡。此外，如果车辆减速，那么当前挂入的第二挡可以保持一直被挂入优选直至几乎静止状态的车辆速度。如果车辆驾驶员重新需要较高的驱动功率，例如操纵行驶踏板，那么进行从第二挡到第一挡的牵引式降挡，该牵引式降挡如上面已经提到的那样能以可动力换挡的方式执行。随后，车辆可以在第一挡中重新被加速。
附图标记列表
AN 驱动轴
AB 输出轴
1 第一轴
2 第二轴
3 第三轴
4 第四轴
5 第五轴
6 第六轴
A 第一换挡元件、第一制动器
B 第二换挡元件、第一离合器
C 第三换挡元件、第二离合器
G 壳体
PR1 第一行星齿轮组
PR2 第二行星齿轮组
PR3 第三行星齿轮组
S1 第一行星齿轮组的太阳轮
S2 第二行星齿轮组的太阳轮
S3 第三行星齿轮组的太阳轮
P1 第一行星齿轮组的行星齿轮
P2 第二行星齿轮组的行星齿轮
P3 第三行星齿轮组的行星齿轮
H1 第一行星齿轮组的齿圈
H2 第二行星齿轮组的齿圈
H3 第三行星齿轮组的齿圈
ST1 第一行星齿轮组的行星架
ST2 第二行星齿轮组的行星架
ST3 第三行星齿轮组的行星架

Claims (15)

1.一种变速器，其包括驱动轴(AN)、输出轴(AB)、壳体(G)、至少两个行星齿轮组(PR1、PR2)以及至少三个换挡元件(A、B、C)，它们的选择性作用促成了在所述驱动轴(AN)与所述输出轴(AB)之间的不同的传动比，从而能实现至少三个挡，其中，
第一行星齿轮组(PR1)的齿圈(H1)与所述驱动轴(AN)抗相对扭转地彼此连接并且构成第一轴(1)，
所述第一行星齿轮组(PR1)的行星架(ST1)与所述输出轴(AB)抗相对扭转地彼此连接并且构成第二轴(2)，
第二行星齿轮组(PR2)的行星架(ST2)构成第三轴(3)，
所述第二行星齿轮组(PR2)的齿圈(H2)构成第四轴(4)，并且
所述第一行星齿轮组(PR1)的太阳轮(S1)与所述第二行星齿轮组(PR2)的太阳轮(S2)抗相对扭转地彼此连接并且构成第五轴(5)，并且其中，
第一换挡元件(A)布置在所述变速器的壳体(G)与所述第三轴(3)之间的传力流中，
第二换挡元件(B)布置在所述第二轴(2)与所述第四轴(4)之间的传力流中，并且
第三换挡元件(C)要么布置在所述第三轴(3)与所述第四轴(4)之间的传力流中、要么布置在所述第四轴(4)与所述第五轴(5)之间的传力流中、要么布置在所述第三轴(3)与所述第五轴(5)之间的传力流中。
2.一种变速器，其包括驱动轴(AN)、输出轴(AB)、壳体(G)、至少两个行星齿轮组(PR1、PR2)以及至少三个换挡元件(A、B、C)，它们的选择性作用促成了在所述驱动轴(AN)与所述输出轴(AB)之间的不同的传动比，从而能实现至少三个挡，其中，
第一行星齿轮组(PR1)的齿圈(H1)与所述驱动轴(AN)抗相对扭转地彼此连接并且构成第一轴(1)，
第二行星齿轮组(PR2)的行星架(ST2)与所述输出轴(AB)抗相对扭转地彼此连接并且构成第二轴(2)，
所述第一行星齿轮组(PR1)的太阳轮(S1)构成第三轴(3)，
所述第一行星齿轮组(PR1)的行星架(ST1)与所述第二行星齿轮组(PR2)的齿圈(H2)抗相对扭转地彼此连接并且构成第四轴(4)，并且
所述第二行星齿轮组(PR2)的太阳轮(S2)构成第五轴(5)，并且其中，
第一换挡元件(A)布置在所述变速器的壳体(G)与所述第三轴(3)之间的传力流中，
第二换挡元件(B)布置在所述第三轴(3)与所述第五轴(5)之间的传力流中，并且
第三换挡元件(C)要么布置在所述第二轴(2)与所述第五轴(5)之间的传力流中、要么布置在所述第四轴(4)与所述第五轴(5)之间的传力流中、要么布置在所述第二轴(2)与所述第四轴(4)之间的传力流中。
3.一种变速器，其包括驱动轴(AN)、输出轴(AB)、壳体(G)、至少两个行星齿轮组(PR1、PR2)以及至少三个换挡元件(A、B、C)，它们的选择性作用促成了在所述驱动轴(AN)与所述输出轴(AB)之间的不同的传动比，从而能实现至少三个挡，其中，
第一行星齿轮组(PR1)的齿圈(H1)与所述驱动轴(AN)抗相对扭转地彼此连接并且构成第一轴(1)，
第二行星齿轮组(PR2)的行星架(ST2)与所述输出轴(AB)抗相对扭转地彼此连接并且构成第二轴(2)，
所述第二行星齿轮组(PR2)的太阳轮(S2)构成第三轴(3)，
所述第一行星齿轮组(PR1)的行星架(ST1)与所述第二行星齿轮组(PR2)的齿圈(H2)抗相对扭转地彼此连接并且构成第四轴(4)，并且
所述第一行星齿轮组(PR1)的太阳轮(S1)构成第五轴(5)，并且其中，
第一换挡元件(A)布置在所述变速器的壳体(G)与所述第三轴(3)之间的传力流中，
第二换挡元件(B)布置在所述第三轴(3)与所述第五轴(5)之间的传力流中，并且
第三换挡元件(C)要么布置在所述第一轴(1)与所述第五轴(5)之间的传力流中、要么布置在所述第四轴(4)与所述第五轴(5)之间的传力流中、要么布置在所述第一轴(1)与所述第四轴(4)之间的传力流中。
4.一种变速器，其包括驱动轴(AN)、输出轴(AB)、壳体(G)、至少两个行星齿轮组(PR1、PR2)以及至少三个换挡元件(A、B、C)，它们的选择性作用促成了在所述驱动轴(AN)与所述输出轴(AB)之间的不同的传动比，从而能实现至少三个挡，其中，
第一行星齿轮组(PR1)的齿圈(H1)与所述驱动轴(AN)抗相对扭转地彼此连接并且构成第一轴(1)，
第二行星齿轮组(PR2)的行星架(ST2)与所述输出轴(AB)抗相对扭转地彼此连接并且构成第二轴(2)，
所述第一行星齿轮组(PR1)的太阳轮(S1)与所述第二行星齿轮组(PR2)的太阳轮(S2)抗相对扭转地彼此连接并且构成第三轴(3)，
所述第二行星齿轮组(PR2)的齿圈(H2)构成第四轴(4)，并且
所述第一行星齿轮组(PR1)的行星架(ST1)构成第五轴(5)，并且其中，
第一换挡元件(A)布置在所述变速器的壳体(G)与所述第三轴(3)之间的传力流中，
第二换挡元件(B)布置在所述第四轴(4)与所述第五轴(5)之间的传力流中，并且
第三换挡元件(C)布置在所述第一轴(1)与所述第四轴(4)之间的传力流中。
5.根据权利要求1至4中任一项所述的变速器，其特征在于，通过闭合所述第一和所述第二换挡元件(A、B)得到第一挡，通过闭合所述第一和所述第三换挡元件(A、C)得到第二挡，并且通过闭合所述第二和所述第三换挡元件(B、C)得到第三挡。
6.根据权利要求1至4中任一项所述的变速器，其特征在于，摩擦锁合地构造所有换挡元件(A、B、C)，或者形状锁合地构造所述第一换挡元件(A)和所述第二换挡元件(B)且摩擦锁合地构造所述第三换挡元件(C)。
7.根据权利要求1至4中任一项所述的变速器，其特征在于，第三行星齿轮组(PR3)置于所述变速器前，其中，所述第三行星齿轮组(PR3)的太阳轮(S3)构成所述变速器的第六轴(6)，所述第三行星齿轮组(PR3)的齿圈(H3)构造为抗相对扭转的元件，并且所述第三行星齿轮组(PR3)的行星架(ST3)与后置的变速器的第一轴(1)抗相对扭转地连接。
8.根据权利要求1至4中任一项所述的变速器，其特征在于，所述变速器构造为分组变速器的主变速器，所述分组变速器包括在驱动技术上置于所述主变速器前的至少一个前置组和/或在驱动技术上置于所述主变速器后的至少一个后置组。
9.一种用于运行根据上述权利要求中任一项所述的变速器的方法，其特征在于，为了构成挡，相应地闭合两个换挡元件并打开另外的换挡元件。
10.根据权利要求9所述的方法，其特征在于，到相邻较高挡的或到相邻较低挡的挡变换分别通过闭合之前打开的换挡元件并打开其中一个之前闭合的换挡元件来实现。
11.根据权利要求9或10所述的方法，其特征在于，至少把从通过闭合所述第一和所述第二换挡元件(A、B)得到的第一挡到通过闭合所述第一和所述第三换挡元件(A、C)得到的第二挡的牵引式升挡以及从所述第二挡到所述第一挡的牵引式降挡实施为动力换挡。
12.根据权利要求9或10所述的方法，其特征在于，当行驶需求从牵引式运行变换为推式运行时，那么就把从通过闭合所述第二和所述第三换挡元件(B、C)得到的第三挡到通过闭合所述第一和所述第三换挡元件(A、C)得到的第二挡的推式降挡实施为牵引力中断的换挡。
13.用于机动车辆的动力总成，其包括至少一个根据权利要求1至8中任一项所述的变速器以及驱动机组，其中，所述变速器的驱动轴(AN)抗相对扭转地或弹性转动地与驱动机组的输出轴连接或能连接。
14.根据权利要求13所述的动力总成，其中，所述驱动机组构造为电机，并且第一挡、第二挡和第三挡能依赖于所述电机的转动方向地分别实现为前进挡或倒挡。
15.根据权利要求14所述的动力总成，其中，所述动力总成构造为混合动力总成并且附加地具有内燃机。
CN201410737208.1A 2013-12-18 2014-12-04 变速器 Active CN104728372B (zh)

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE102013226479.8 2013-12-18
DE102013226479.8A DE102013226479B4 (de) 2013-12-18 2013-12-18 Getriebe

Publications (2)

Publication Number Publication Date
CN104728372A CN104728372A (zh) 2015-06-24
CN104728372B true CN104728372B (zh) 2019-05-28

Family

ID=53192484

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CN201410737208.1A Active CN104728372B (zh) 2013-12-18 2014-12-04 变速器

Country Status (3)

Country Link
US (1) US9435407B2 (zh)
CN (1) CN104728372B (zh)
DE (1) DE102013226479B4 (zh)

Families Citing this family (17)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
GB201504469D0 (en) * 2015-03-17 2015-04-29 Qinetiq Ltd Gearing assembly
CN105546062B (zh) * 2016-01-19 2018-02-13 无锡商业职业技术学院 一种五挡行星齿轮自动变速器
DE102016004373A1 (de) * 2016-04-09 2017-10-12 Daimler Ag Antriebsvorrichtung, insbesondere für ein Elektrofahrzeug
DE102016221122A1 (de) * 2016-10-26 2018-04-26 Zf Friedrichshafen Ag Getriebe für ein Kraftfahrzeug
US10746263B2 (en) * 2016-12-12 2020-08-18 Toyota Motor Engineering & Manufacturing North America, Inc. Automatic transmission with electric synchronization
DE102017006266A1 (de) * 2017-07-01 2019-01-03 Daimler Ag Getriebevorrichtung für einen elektrischen Antrieb eines Kraftfahrzeugs, sowie elektrischer Antrieb für ein Kraftfahrzeug
DE102017011401A1 (de) * 2017-12-11 2019-06-13 Daimler Ag Elektrische Antriebsvorrichtung für ein Kraftfahrzeug
DE102018000186A1 (de) * 2018-01-12 2019-07-18 Daimler Ag Getriebeeinrichtung, insbesondere für ein Kraftfahrzeug
DE102018208583A1 (de) * 2018-05-30 2019-12-05 Robert Bosch Gmbh Lastschaltbares Mehrganggetriebe
CN110657204B (zh) * 2018-06-29 2022-04-15 比亚迪股份有限公司 变速器、动力驱动系统及车辆
DE102019209828A1 (de) * 2019-07-04 2021-01-07 Audi Ag Verfahren zum Betreiben eines PHEV und dafür eingerichtetes Kraftfahrzeug
CN110578774A (zh) * 2019-07-12 2019-12-17 福州锐智新能源科技有限公司 基于辛普森行星轮系和联动执行机构的三档变速器
DE102019119948B4 (de) * 2019-07-24 2023-01-05 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Antriebsvorrichtung für ein Kraftfahrzeug mit Sonnenrad-Hohlrad-Doppelbindung
CN110843490B (zh) * 2019-12-06 2023-11-10 麦格纳动力总成(江西)有限公司 一种两档同轴式电驱动系统
DE102022209060A1 (de) * 2022-08-31 2024-02-29 Zf Friedrichshafen Ag Kraftfahrzeuggetriebe für ein zumindest teilweise elektrisch angetriebenes Kraftfahrzeug
WO2024062733A1 (ja) * 2022-09-22 2024-03-28 ジヤトコ株式会社 ユニット
WO2024062732A1 (ja) * 2022-09-22 2024-03-28 ジヤトコ株式会社 ユニット

Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US4497219A (en) * 1981-08-29 1985-02-05 J. M. Voith Gmbh Planetary gear control system with retarder
DE69609294T2 (de) * 1995-11-23 2001-02-22 Hyundai Motor Co Ltd Getriebe mit Umlaufrädersätzen
CN1786517A (zh) * 2004-12-07 2006-06-14 爱信艾达株式会社 自动变速器

Family Cites Families (11)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE1102571B (de) 1958-04-24 1961-03-16 Zahnradfabrik Friedrichshafen Getriebe, insbesondere fuer Kraftfahrzeuge
GB9017921D0 (en) * 1990-08-15 1990-09-26 Massey Ferguson Services Nv Planetary gear units
JP3892636B2 (ja) * 2000-02-09 2007-03-14 株式会社エクセディ 自動変速装置
DE10302023A1 (de) 2003-01-21 2004-07-29 Zf Friedrichshafen Ag Mehrstufengetriebe
US7192373B2 (en) 2004-11-24 2007-03-20 General Motors Corporation Electrically variable transmission having two planetary gear sets with one fixed interconnection
US7387585B2 (en) * 2006-03-17 2008-06-17 Gm Global Technology Operations, Inc. Electrically variable transmission having three planetary gear sets, two fixed interconnections and a stationary member
JP2009138827A (ja) * 2007-12-05 2009-06-25 Honda Motor Co Ltd 車両用自動変速機
DE102010024147A1 (de) 2009-07-02 2011-01-05 Luk Lamellen Und Kupplungsbau Beteiligungs Kg Zwei-Gang-Getriebe und Verfahren zur Steuerung eines Zwei-Gang-Getriebes
KR101113585B1 (ko) * 2009-11-12 2012-02-22 현대자동차주식회사 하이브리드 차량의 변속기
KR101231400B1 (ko) 2010-08-27 2013-02-07 현대자동차주식회사 하이브리드 차량의 파워트레인
US8897946B2 (en) * 2011-12-14 2014-11-25 Hyundai Motor Company Control method of hybrid vehicle

Patent Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US4497219A (en) * 1981-08-29 1985-02-05 J. M. Voith Gmbh Planetary gear control system with retarder
DE69609294T2 (de) * 1995-11-23 2001-02-22 Hyundai Motor Co Ltd Getriebe mit Umlaufrädersätzen
CN1786517A (zh) * 2004-12-07 2006-06-14 爱信艾达株式会社 自动变速器

Also Published As

Publication number Publication date
US9435407B2 (en) 2016-09-06
DE102013226479A1 (de) 2015-06-18
US20150167789A1 (en) 2015-06-18
CN104728372A (zh) 2015-06-24
DE102013226479B4 (de) 2022-08-18

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CN104728372B (zh) 变速器
CN104728371B (zh) 变速器
CN103958249B (zh) 变速器和具有变速器的驱动系
US9644715B2 (en) Transmission and a method for operating same
CN104540699B (zh) 用于机动车的混合驱动系统、混合式车辆及其用途
CN103221242B (zh) 混合动力驱动装置
US9366321B2 (en) Planetary gear transmission and electric vehicle
CN103210239B (zh) 多速驱动单元
CN209240866U (zh) 混合动力耦合系统及车辆
CN209320674U (zh) 混合动力耦合系统及车辆
KR20100101306A (ko) 하이브리드 차량의 파워트레인
CN108116218B (zh) 基于行星轮系的多档位混联驱动系统
KR101427952B1 (ko) 하이브리드 자동차의 동력전달장치
CN107636350A (zh) 具有变速器输入轴、变速器输出轴和三个行星齿轮组的变速器装置
CN108349365B (zh) 用于混合动力车辆的驱动系统和具有这种驱动系统的动力总成
CN107215197B (zh) 多动力源的多模式耦合传动系统
KR20150003614A (ko) 하이브리드 자동차의 동력전달장치
CN108349370A (zh) 用于混合动力车辆的变速器，带有这种变速器的传动系和用于运行该传动系的方法
CN109538717A (zh) 用于机动车的传动装置
CN107199875A (zh) 一种混合动力车辆传动系统
CN104791433A (zh) 多级变速器
KR101584012B1 (ko) 하이브리드 차량용 파워트레인
CN106585356B (zh) 混合动力装置及其操控方法
CN109866599A (zh) 一种前后驱连续变速混合动力总成
CN109624687A (zh) 一种基于无级变速器的单电机混合动力系统

Legal Events

Date Code Title Description
C06 Publication
PB01 Publication
C10 Entry into substantive examination
SE01 Entry into force of request for substantive examination
GR01 Patent grant
GR01 Patent grant