CN104797855A - 10挡行星齿轮变速器 - Google Patents

10挡行星齿轮变速器 Download PDF

Info

Publication number
CN104797855A
CN104797855A CN201380060233.4A CN201380060233A CN104797855A CN 104797855 A CN104797855 A CN 104797855A CN 201380060233 A CN201380060233 A CN 201380060233A CN 104797855 A CN104797855 A CN 104797855A
Authority
CN
China
Prior art keywords
gear
clutch
planet
closed
cylindrical
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Granted
Application number
CN201380060233.4A
Other languages
English (en)
Other versions
CN104797855B (zh
Inventor
S·贝克
C·西布拉
W·里格尔
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 CN104797855A publication Critical patent/CN104797855A/zh
Application granted granted Critical
Publication of CN104797855B publication Critical patent/CN104797855B/zh
Expired - Fee Related 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
    • F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
    • F16H2200/0008—Transmissions for multiple ratios specially adapted for front-wheel-driven vehicles
    • 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
    • F16H2200/0069—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of forward speeds the gear ratios comprising ten 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
    • F16H2200/201—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
    • F16H2200/2046—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the engaging friction means not of the freewheel type, e.g. friction clutches or brakes with six 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
    • F16H2200/2094—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，变速器，包括：驱动轴(1)、从动轴(2)、壳体(G)、第一行星齿轮组(PR1)、第二行星齿轮组(PR2)和第三行星齿轮组(PR3)、六个切换元件，所述切换元件包括第一制动器(B1)、第二制动器(B2)以及第一离合器(K1)、第二离合器(K2)、第三离合器(K3、K3'、K3”、K3”'、K3””、K3)和第四离合器(K4、K4')，所述切换元件能被选择性地操作，由此能通过驱动轴(1)和从动轴(2)之间不同的传动比实现十个前进挡和一个倒挡，每个行星齿轮组(PR1、PR2、PR3)至少包括一个太阳轮(S1、S2、S3)、一个行星齿轮、一个行星架(PT1、PT2、PT3)和一个齿圈(H1、H2、H3)，其特征在于，所述驱动轴(1)和从动轴(2)轴向彼此错开地设置，并且驱动轴(1)能经由第一离合器(K1)与第三行星齿轮组(PR3)的太阳轮(S3)和第二制动器(B2)连接并且能经由第二离合器(K2)与第三行星齿轮组(PR3)的行星架(PT3)连接，第三行星齿轮组(PR3)的行星架(PT3)此外与第一制动器(B1)连接。

Description

10挡行星齿轮变速器
技术领域
本发明涉及一种变速器、尤其是用于机动车的变速器。
背景技术
变速器在此尤其是指多挡变速器，在其中可通过切换元件自动切换预定义数量的挡位、即变速器输入端和变速器输出端之间的固定传动比。切换元件在此例如是离合器和制动器。
DE102008032015公开了一种具有十个前进挡和一个倒挡的动力换挡变速器。该动力换挡变速器在此包括三个行星齿轮组，所述行星齿轮组可通过六个包括两个固定连接装置和四个离合器的转矩传递装置以不同的组合彼此连接。转矩通过驱动元件导入动力换挡变速器中并且在考虑相应传动比的情况下传递到从动元件上。驱动元件和从动元件在此彼此同轴设置。
发明内容
本发明所基于的任务在于提出一种开头所提类型的变速器，该变速器在较大的变速器速比范围的同时具有较小的速比间隔，同时在所需的结构空间方面得以优化和/或具有高的效率。
变速器速比范围可理解为最低挡位的传动比和最高挡位的传动的比值，在此最低挡位具有最大传动比并且最高挡位具有最小传动比。在传动比i<1时进入快速挡，也就是说，在变速器输出端上出现的转速高于变速器输入端上的转速。
根据本发明，该任务借助根据权利要求1的变速器来解决。其它优点和有利方案由从属权利要求给出。
该变速器至少包括一个驱动轴、从动轴、壳体以及六个切换元件。特别优选驱动源、如内燃机的转矩或者说旋转运动通过驱动轴导入变速器中。优选在驱动源和驱动轴之间设有起动元件、如液力变矩器或液力偶合器。
“轴”在下文不仅可理解为例如圆柱形的、可旋转支承的、用于传递转矩的机械元件，更多地也可理解为广义上的连接元件，其将各构件或元件彼此连接，尤其可理解为将多个元件彼此不可相对旋转地连接的连接元件。
当元件之间存在固定的、尤其是不可相对旋转的连接时，尤其是称两个元件为彼此连接。如此连接的元件尤其是以相同转速旋转。
另外，当两个元件之间存在可分离的连接时，称这两个元件为可连接的。当存在连接时，这种元件尤其是以相同转速旋转。
本发明的不同构件和元件在此能经由轴或连接元件、但也可直接地、例如借助焊接连接、压紧连接或其它连接彼此连接。
六个切换元件特别优选包括第一制动器、第二制动器以及第一离合器、第二离合器、第三离合器和第四离合器。
离合器在此表示这样的切换元件，其能够根据操作状态允许两个构件之间的相对运动或形成用于传递转矩的连接。“相对运动”例如可理解为两个构件的旋转，在此第一构件的转速不同于第二构件的转速。另外也可想到两个可旋转构件的仅一个旋转，而另一构件静止或反向旋转。
在下文中“未被操作的离合器”可理解为打开的离合器。这表示，两个构件之间可进行相对运动。在离合器被操作或者说闭合时，两个构件因此以相同转速并且向同一方向旋转。
“制动器”可理解为这样的切换元件，其在一侧与固定的元件、如壳体连接并且在另一侧与可旋转的元件连接。在下文中“未被操作的制动器”可理解为打开的制动器。这表示，可旋转的构件自由转动，也就是说，制动器优选不影响可旋转构件的转速。在制动器被操作或者说闭合时，可旋转构件的转速降低至停止，即在可旋转的元件和固定的元件之间可建立连接。
原则上也可使用这样的切换元件，其在未被操作的状态中闭合并且在被操作的状态中打开。与此相应，功能与上述切换状态之间的关系以相反的方式来理解。下面的实施例首先基于这样的设置，在其中被操作的切换元件闭合并且未被操作的切换元件打开。
此外，变速器包括第一行星齿轮组、第二行星齿轮组和第三行星齿轮组。
行星齿轮组包括太阳轮、行星架和齿圈。在行星架上可旋转地支承有行星齿轮，所述行星齿轮与太阳轮的齿部和/或与齿圈的齿部啮合。
在下面，负传动比行星齿轮组表示这样的行星齿轮组，其包括行星架、太阳轮和齿圈，在行星架上可旋转地支承有行星齿轮，至少一个行星齿轮的齿部不仅与太阳轮的齿部、而且也与齿圈的齿部啮合，由此，当太阳轮在固定的行星架中旋转时，齿圈和太阳轮以相反的旋转方向旋转。
正传动比行星齿轮组与刚刚所描述的负传动比行星齿轮组的区别在于，正传动比行星齿轮组具有内侧和外侧的行星齿轮，它们可旋转地支承在行星架上。内侧行星齿轮的齿部在此一方面与太阳轮的齿部并且另一方面与外侧行星齿轮的齿部啮合。外侧行星齿轮的齿部另外与齿圈的齿部啮合。这导致在固定的行星架中齿圈和太阳轮向相同的旋转方向旋转。
通过使用行星齿轮组可实现特别紧凑的变速器，由此在将变速器设置到车辆中时实现较高的自由度。
“行星齿轮组的元件”尤其是理解为行星齿轮组的太阳轮、齿圈、行星架和行星齿轮。
特别优选切换元件选择性地、即单个或根据需要被操作，由此能通过驱动轴和从动轴之间的不同传动比实现十个前进挡和一个倒挡。基于数量众多的挡位可在较大的变速器速比范围中实现较细的挡位分级并且因此例如使内燃机在最佳的转速范围内并且因此经济地运行。同时这有利于提高行驶舒适性，因为内燃机优选可在较低的转速水平上运行。因此例如也可降低通过内燃机运行产生的噪声排放。
另外优选驱动轴和从动轴轴向彼此错开地设置。这例如可使变速器的轴向结构空间需求特别小。由此该变速器以特别优选的方式适合用于具有前横向布置的传动系的车辆中。
“前横向布置的传动系”可理解为驱动源、如内燃机横向于行驶方向安装在车辆中并且优选前桥车轮可通过驱动源或变速器驱动。
“可连接的”接下来理解成：在两个元件之间可建立可分离的连接。这意味着例如优选通过切换元件根据操作状态在两个元件之间存在不可相对旋转的连接以传递旋转运动，或者这两个元件在旋转方面彼此脱耦。在这种情况下没有传递旋转运动。
与之相反，“连接的”理解成：在两个元件之间存在持久的固定的连接，由此例如可以持久地从一个元件向另外一个元件传递旋转运动。
此外优选驱动轴可经由第一离合器与第三行星齿轮组的太阳轮和与第二制动器连接。此外优选驱动轴可经由第二离合器与第三行星齿轮组的行星架连接，其中第三行星齿轮组的行星架此外可与第一制动器连接。由此在行星齿轮组方面可实现许多的自由度，从而可以在使用相对较少的切换元件和行星齿轮组的情况下实现许多的挡位。
特别优选这三个行星齿轮组从变速器输入端开始以第一行星齿轮组、第二行星齿轮组、第三行星齿轮组的顺序与驱动轴同轴地设置。此外切换元件优选如此设置，使得切换元件可以易于从外部接近并且同时各个不同的切换元件或各行星齿轮组可彼此嵌套。这导致存在较小的构造空间需求。
变速器的效率优选可通过下述方式来提高，即在切换元件中改变切换状态需要能量，而维持切换状态本身则不需要能量。可根据需要操作的切换元件、如机电切换元件或电磁切换元件在此是特别适合的。它们的特征——尤其是与传统的可液压操作的切换元件相比——在于特别低的且高效的能量需求，因为它们可几乎无损耗地运行。另外，在上述解决方案中可特别有利放弃为操作例如传统的液压切换元件持续保持控制压力、例如在切换的状态中持续以所需的液压压力加载切换元件。由此例如可进一步省却其它构件、如液压泵，只要所述构件仅用于传统的可液压操作的切换元件的控制和供应。如未通过单独的润滑剂泵，而是通过相同的液压泵为其它构件供应润滑剂，则至少可将该液压泵的尺寸构造得更小。尤其是也可在旋转的构件中避免液压回路的油转移位置上可能出现的不密封性。这也特别有利于更高效率形式的变速器效益提高。在使用上述类型的可按需要操作的切换元件的情况下特别有利的是，所述切换元件易于从外部接近。这还具有下述优点，易于为切换元件供应所需的切换能量。因此特别优选这样设置切换元件，使得它们易于从外部接近。在切换元件的意义中“易于从外部接近”意味着，在壳体和切换元件之间不设置另外的构件，或切换元件特别优选设置在驱动轴或从动轴上。
变速器输入端在此指变速器这样的位置，在该位置上在行驶运行中转矩从驱动源被导入变速器中。与此相反，变速器输出端可理解为变速器这样的位置，在该位置上转矩在考虑相应传动比的情况下例如被导入分动器中或被传递到车辆的驱动桥上。
在该方案的一种特别优选的实施方式中，变速器包括第一圆柱齿轮传动机构和第二圆柱齿轮传动机构。经由第一圆柱齿轮传动机构和/或第二圆柱齿轮传动机构根据切换元件的操作可在驱动轴和从动轴之间传递转矩。切换元件、圆柱齿轮传动机构和行星齿轮组在此特别优选从变速器输入端开始以第一离合器、第二离合器、第三离合器、第一圆柱齿轮传动机构、第二圆柱齿轮传动机构、第一行星齿轮组、第二行星齿轮组、第三行星齿轮组、第一制动器、第二制动器的顺序沿着驱动轴设置。第四离合器与从动轴同轴地设置在从动轴的与变速器输出端对置的端部上。变速器输出端和变速器输入端在此指向相同方向。通过这种设置，变速器特别优选用于应用在具有前横向布置的传动系的车辆中，因为通过轴向错开设置驱动轴和从动轴，需要小的轴向结构空间。这尤其是在具有前横向布置的传动系的车辆中特别重要，因为车辆中可供用于驱动源和变速器的结构空间尤其受到车辆宽度的限制。但也可想到其它传动系布置、如在后轮驱动的车辆中和/或在具有纵向布置的传动系的车辆中。基于在这种布置中各个行星齿轮组和切换元件可相互良好地嵌套，这有助于实现特别节省空间的实施方式。这种节省空间的实施方式是可实现的，因为例如不同的轴在这种布置中不交叉。
只要各元件的可连接性允许，可想到各齿轮组、切换元件、圆柱齿轮传动机构的不同于刚刚所描述的布置的几何位置，即构件的几何位置沿第三轴交换。第一圆柱齿轮传动机构的至少一个圆柱齿轮和第二圆柱齿轮传动机构的至少一个圆柱齿轮同轴于驱动轴设置。
圆柱齿轮传动机构是单级或多级的、具有至少两个彼此啮合的圆柱齿轮的圆柱齿轮传动机构。在此圆柱齿轮的相应轴或者说旋转轴线彼此平行设置。
“可连接性”可理解为在构件的不同几何位置中、即在不同于刚刚所描述布置的布置中确保接口的相同连接，且各个连接元件或轴不交叉。
也可想到代替第一圆柱齿轮传动机构和/或第二圆柱齿轮传动机构使用例如皮带传动机构的链传动机构。在此在某些情况下需要考虑，与圆柱齿轮传动机构相比在链传动机或皮带传动机构的情况下实现旋转运动的方向反转并且必要时必须被校正，如果这是需要的话。
此外优选，第一行星齿轮组、第二行星齿轮组和第三行星齿轮组分别构造为负传动比行星齿轮组。该设置一方面尤其被证明是齿轮组的低成本实现可能性。另一方面，该设置具有齿轮组方面的高效率。如可连接性允许，作为替换方案，至少一个负传动比行星齿轮组可转变为正传动比行星齿轮组。但这同时要求更换行星架和齿圈连接并且固定传动比的值增加1。
固定传动比在此表示在行星架静止时太阳轮和齿圈之间的传动比。
特别优选第一行星齿轮组、第二行星齿轮组和第三行星齿轮组的所有元件可旋转。这表示，行星齿轮组的元件和固定的元件、如壳体之间不存在永久连接，而是可选择性地通过操作切换元件来建立连接。行星齿轮组的各单个元件的锁止在此可仅仅经由相应的切换元件的操作建立。这也有利于借助较少数量的行星齿轮组来实现较多数量的挡位。
特别优选第一离合器、第二离合器、第三离合器、第一制动器和第二制动器同轴于驱动轴设置。此外优选第四离合器同轴于从动轴设置。通过这种设置，切换元件特别优选可从外部良好接近并且同时各个不同的切换元件或者行星齿轮组可良好地彼此嵌套。这导致需要特别小的构造空间。
在一个另外的优选的实施方式中，第一离合器、第二离合器、第一制动器和第二制动器与驱动轴同轴地设置。第三离合器和第四离合器与从动轴同轴地设置。这种布置也导致特别小的构造空间需求。
在一个另外的优选的实施例中，第一离合器、第二离合器、第三离合器、第四离合器、第一制动器和第二制动器与驱动轴同轴地设置。在此也特别优选所有的切换元件能够易于从外部接近、行星齿轮组的各元件彼此良好地彼此嵌套并且因此也导致小的构造空间需求。
在一个另外的优选的实施方式中，驱动轴能经由第二离合器与第二行星齿轮组的齿圈连接。此外优选，驱动轴能经由第三离合器与第一行星齿轮组的太阳轮连接。第一行星齿轮组的行星架与第一圆柱齿轮传动机构连接，并且第一圆柱齿轮传动机构另外与从动轴连接。此外优选，第二行星齿轮组的行星架与第一行星齿轮组的齿圈连接。优选第二行星齿轮组的太阳轮与第三行星齿轮组的齿圈和第二圆柱齿轮传动机构连接，该第二圆柱齿轮传动机构能经由第四离合器与从动轴连接。
特别优选驱动轴与第一行星齿轮组的太阳轮连接并且能经由第二离合器与第二行星齿轮组的齿圈连接。第一行星齿轮组的行星架优选经由第三离合器与第一圆柱齿轮传动机构连接，此外该第二圆柱齿轮传动机构与从动轴连接。此外优选第二行星齿轮组的行星架与第一行星齿轮组的齿圈连接。优选第二行星齿轮组的太阳轮与第三行星齿轮组的齿圈和第二圆柱齿轮传动机构连接，该第二圆柱齿轮传动机构能经由第四离合器与从动轴连接。
在一个另外的优选的实施方式中，驱动轴与第一行星齿轮组的太阳轮连接并且能经由第二离合器与第二行星齿轮组的齿圈连接。第一行星齿轮组的行星架优选与第一圆柱齿轮传动机构连接，第一圆柱齿轮传动机构经由第三离合器与从动轴连接。此外优选第二行星齿轮组的行星架与第一行星齿轮组的齿圈连接。优选第二行星齿轮组的行星架与第一行星齿轮组的齿圈连接。优选第二行星齿轮组的太阳轮与第三行星齿轮组的齿圈和第二圆柱齿轮传动机构连接，该第二圆柱齿轮传动机构能经由第四离合器与从动轴连接。
在另外一个优选的实施方式中，驱动轴能经由第二离合器与第二行星齿轮组的齿圈连接，并且驱动轴与第一行星齿轮组的太阳轮连接。优选第一行星齿轮组的行星架与第一圆柱齿轮传动机构连接，该第一圆柱齿轮传动机构另外与从动轴连接。第二行星齿轮组的行星架优选经由第三离合器与第一行星齿轮组的齿圈连接。优选第二行星齿轮组的太阳轮与第三行星齿轮组的齿圈和第二圆柱齿轮传动机构连接，该第二圆柱齿轮传动机构能经由第四离合器与从动轴连接。
在另外一个优选的实施方式中，驱动轴能经由第二离合器与第二行星齿轮组的齿圈连接并且驱动轴与第一行星齿轮组的太阳轮连接。此外优选第一行星齿轮组的行星架与第一圆柱齿轮传动机构连接，该第一圆柱齿轮传动机构此外与从动轴连接。第二行星齿轮组的行星架优选与第一行星齿轮组的齿圈连接。此外优选第二行星齿轮组的太阳轮经由第三离合器与第三行星齿轮组的齿圈和第二圆柱齿轮传动机构连接，该第二圆柱齿轮传动机构能经由第四离合器与从动轴连接。
在另外一个优选的实施方式中，驱动轴能经由第二离合器和第三离合器与第二行星齿轮组的齿圈连接。此外优选驱动轴与第一行星齿轮组的太阳轮连接。第一行星齿轮组的行星架优选与第一圆柱齿轮传动机构连接，并且该第一圆柱齿轮传动机构此外与从动轴连接。此外优选第二行星齿轮组的行星架与第一行星齿轮组的齿圈连接。第二行星齿轮组的太阳轮优选与第三行星齿轮组的齿圈和第二圆柱齿轮传动机构连接，该第二圆柱齿轮传动机构能经由第四离合器与从动轴连接。
在另外一个优选的实施方式中，驱动轴能经由第二离合器与第二行星齿轮组的齿圈连接，并且能经由第三离合器与第一行星齿轮组的太阳轮连接。第一行星齿轮组的行星架优选与第一圆柱齿轮传动机构连接，该第一圆柱齿轮传动机构另外与从动轴连接。此外优选第二行星齿轮组的行星架与第一行星齿轮组的齿圈连接。第二行星齿轮组的太阳轮优选与第三行星齿轮组的齿圈连接并且能经由第四离合器与第二圆柱齿轮传动机构连接，该第二圆柱齿轮传动机构另外与从动轴连接。
特别优选第一前进挡能通过闭合的第一制动器、闭合的第一离合器和闭合的第三离合器实现。优选第二前进挡能通过闭合的第一制动器、闭合的第二制动器和闭合的第三离合器实现。优选第三前进挡能通过闭合的第一制动器、闭合的第三离合器和闭合的第四离合器实现。优选第四前进挡能通过闭合的第二制动器、闭合的第三离合器和闭合的第四离合器来实现。优选第五前进挡能通过闭合的第一离合器、闭合的第三离合器和闭合的第四离合器实现。优选第六前进挡能通过闭合的第二离合器、闭合的第三离合器和闭合的第四离合器来实现。优选第七前进挡能通过闭合的第一离合器、闭合的第二离合器和闭合的第三离合器来实现。优选第八前进挡能通过闭合的第二制动器、闭合的第二离合器和闭合的第三离合器实现。优选第九前进挡能通过闭合的第一离合器、闭合的第二离合器和闭合的第四离合器实现。优选第十前进挡能通过闭合的第二制动器、闭合的第二离合器和闭合的第四离合器实现。优选倒挡能通过闭合的第一制动器、闭合的第一离合器和闭合的第四离合器实现。
根据本发明的另一方面提出一种用于运行变速器的方法。在此优选可这样选择至少十个前进挡，使得在每个挡位中分别同时闭合三个切换元件。其余切换元件优选打开。与是否可以液压、机电或其它的方式操作无关，这使得切换元件的能量需求较小，这最终有利地影响车辆的消耗、如在内燃机作为驱动源时的燃料消耗。另外有利的是，通过这种方式可实现特别少的变速器切换时间。分别通过闭合至少一个之前打开的切换元件并且通过打开至少一个之前闭合的切换元件可实现向相邻较高挡位或相邻较低挡位的换挡。
各单个齿轮组和切换元件的几何位置可自由选择，只要各元件的可连接性允许。这意味着这单个元件就其在壳体内的位置可以任意移动，只要各单个元件或轴不相交。这同样也包括：行星齿轮组可以在径向上上下设置或也沿着轴向沿着例如驱动轴依次设置。
所有切换元件原则上可分别摩擦锁合或形锁合地作用。第四离合器特别优选构造为形锁合的切换元件、尤其是牙嵌式离合器。这显著改善了变速器的效率并且因此在燃料消耗方面、例如在具有内燃机的车辆中具有显著的油耗优势。
在每个轴上或每个连接元件上原则上可附加地设置电机或其它动力源/功率源。
另外，原则上可在每个轴或每个连接元件上设置连接壳体或另一轴的单向离合器。这允许相应切换元件的尺寸构造得更小，因为至少部分转矩被单向离合器接收。
附图说明
下面参考附图示例性详述本发明。附图如下：
图1为根据本发明的变速器的第一种优选实施方式的示意图；
图2为根据本发明的变速器的第二种优选实施方式的示意图；
图3为根据本发明的变速器的第三种优选实施方式的示意图；
图4为根据本发明的变速器的第四种优选实施方式的示意图；
图5为根据本发明的变速器的第五种优选实施方式的示意图；
图6为根据本发明的变速器的第六种优选实施方式的示意图；
图7为根据本发明的变速器的第七种优选实施方式的示意图；
图8为根据图1的变速器的示例性换挡图。
具体实施方式
图1以示意图示出变速器的第一种优选实施方式，该变速器包括第一行星齿轮组PR1、第二行星齿轮组PR2和第三行星齿轮组PR3、第一圆柱齿轮传动机构ST1、第二圆柱齿轮传动机构ST2和六个切换元件。所述元件共同设置在一个壳体G中。六个切换元件为第一制动器B1、第二制动器B2、第一离合器K1、第二离合器K2、第三离合器K3和第四离合器K4。第一离合器K1、第二离合器K2、第三离合器K3、第一行星齿轮组PR1、第二行星齿轮组PR2、第二行星齿轮组PR3、第一制动器B1和第二制动器B2以上述顺序同轴于驱动轴1设置。此外在第三离合器K3和第一行星齿轮组PR1之间存在第一圆柱齿轮传动机构ST1和第二圆柱齿轮传动机构ST2，第一圆柱齿轮传动机构ST1和第二圆柱齿轮传动机构ST2的至少各一个圆柱齿轮同轴于驱动轴1设置。与驱动轴1平行地设置从动轴2。驱动轴1在一侧分别与第一离合器K1、第二离合器K2和第三离合器K3连接，而驱动轴1的一个自由端部从壳体G中伸出。从动轴2在一侧与第四离合器K4、第二圆柱齿轮传动机构ST2和第一圆柱齿轮传动机构ST1连接。在从动轴2的与第四离合器K4对置的一侧上，从动轴2以一个自由端部从壳体G中伸出。驱动轴1的自由端部和从动轴2的自由端部在此朝向相同方向。第一圆柱齿轮传动机构ST1、第二圆柱齿轮传动机构ST2和第四离合器K4从从动轴2的自由端部开始以第一圆柱齿轮传动机构ST1、第二圆柱齿轮传动机构ST2、第四离合器K4的顺序沿着从动轴2设置。第一圆柱齿轮传动机构ST1的一个另外的圆柱齿轮和第二圆柱齿轮传动机构ST2的一个另外的圆柱齿轮在此同轴于从动轴2设置。第一制动器B1和第二制动器B2在一侧与G连接。
第一行星齿轮组PR1包括太阳轮S1、行星架PT1和齿圈H1。第二行星齿轮组PR2包括太阳轮S2、行星架PT2和齿圈H2。第三行星齿轮组PR3包括太阳轮S3、行星架PT3和齿圈H3。
驱动轴1可经由第一离合器K1与第三轴3连接，其中第三轴3另外将第二制动器B2与第三行星齿轮组PR3的太阳轮S3连接。此外，驱动轴1能经由第二离合器K2与第四轴4连接，该第四轴4另外将第二行星齿轮组PR2的齿圈H2与第三行星齿轮组PR3的行星架PT3连接。此外该第四轴4将第三行星齿轮组PR3的行星架PT3与第一制动器B1连接。经由第三离合器K3，驱动轴1可与第五轴5连接，该第五轴5又与第一行星齿轮组PR1的太阳轮S1连接。第一行星齿轮组PR1的行星架PT1经由第六轴6与第一圆柱齿轮传动机构ST1连接，该第一圆柱齿轮传动机构ST1另外与从动轴2连接。第二行星齿轮组PR2的行星架PT2经由第八轴8与第一行星齿轮组PR1的齿圈H1连接。第二行星齿轮组PR2的太阳轮S2经由第七轴7与第三行星齿轮组PR3的齿圈H3连接。第七轴7此外将第三行星齿轮组PR3的齿圈H3与第二圆柱齿轮传动机构ST2连接。第二圆柱齿轮传动机构ST2此外与第九轴9连接，第九轴9可经由第四离合器K4与从动轴2连接。
图2示出图1所描述的变速器的另一种实施方式，该实施方式与图1所描述的实施方式的主要区别在于第三离合器K3'在第二圆柱齿轮传动机构ST2和第一行星齿轮组PR1之间同轴于驱动轴1设置。由此在变速器中在接口或连接方面产生下述变化：驱动轴1现在直接与第一行星齿轮组PR1的太阳轮S1连接。第一行星齿轮组PR1的行星架PT1与第五轴5连接，该第五轴5能经由第三离合器K3'与第六轴6连接，第六轴6此外与第一圆柱齿轮传动机构ST1连接。第一圆柱齿轮传动机构ST1此外与从动轴2连接。所有其余的接口和构件布置与图1所描述的布置一致。
图3示出图1所描述的变速器的另一种方案。图3与图1所描述的布置的一个重要区别在于第三离合器K3”的设置和由此形成的不同的接口。接下来描述与图1中描述的布置的不同之处。第三离合器K3”在图3中同轴于从动轴2设置。从从动轴2的由壳体G中伸出的端部开始，第三离合器K3”、第一圆柱齿轮传动机构ST1、第二圆柱齿轮传动机构ST2和第四离合器K4以该顺序设置。与图1中描述的布置相反，在图3中示出的实施方式中驱动轴1直接与第一行星齿轮组PR1的太阳轮S1连接。第一行星齿轮组PR1的行星架PT1虽然如在图1中所示经由第六轴6与第一圆柱齿轮传动机构ST1连接，然而第一圆柱齿轮传动机构ST1现在还与第五轴5连接，该第五轴5可经由第三离合器K3”与从动轴2连接。第一离合器K1、第二离合器K2、第三离合器K3”和第四离合器K4如此设置，使得在上述切换元件和壳体G之间没有其他的轴或连接元件。由此上述切换元件特别易于从外部接近。所有其余的接口和构件布置与图1所描述的布置一致。
图4示意示出图1所描述的变速器的第四种实施方式。在图4中的变速器的该实施方式与图1所描述的实施方式的主要区别在于第三离合器K3”'的布置。下面详细描述由此形成的各单个元件和相应的接口的定位方面的区别。在图4中描述的实施方式中第三离合器K3”'在第二行星齿轮组PR2和第三行星齿轮组PR3之间同轴于驱动轴1地设置。此外驱动轴1现在直接与第一行星齿轮组PR1的太阳轮S1连接。此外，第二行星齿轮组PR2的行星架PT2与第五轴5连接，该第五轴5可经由第三离合器K3”'与第八轴8连接并且第八轴8此外与第一行星齿轮组PR1的齿圈H1连接。在第一离合器K1、第二离合器K2和第四离合器K4之间没有其他的轴或连接元件，由此上述切换元件特别易于从外部接近。所有其余的接口和构件布置与图1所描述的布置一致。
图5示出图1所描述的变速器的第五种实施方式。在图5中的变速器的该实施方式与图1所描述的实施方式的主要区别在于第三离合器K3””的布置。由于第三离合器K3””的不同的设置，一些接口与图1中描述的布置不同，因此接下来阐述区别。第三离合器K3””同轴于驱动轴1地在第二行星齿轮组PR2和第三行星齿轮组PR3之间设置。这此外导致，驱动轴1直接与第一行星齿轮组PR1的太阳轮S1连接。与图1中描述的布置相反，现在第二行星齿轮组PR2的太阳轮S2与第五轴5连接，该第五轴5此外能经由第三离合器K3””与第七轴7连接。第七轴7此外将第三行星齿轮组PR3的齿圈H3与第二圆柱齿轮传动机构ST2连接。第二圆柱齿轮传动机构ST2此外与第九轴9连接，该第九轴9可经由第四离合器K4与从动轴2连接。在图5的变速器示意图中，在第一离合器K1、第二离合器K2、第三离合器K3””和第四离合器K4和壳体G之间没有其他的轴或连接元件，由此上述切换元件特别易于从外部接近。所有其余的接口和构件布置与图1所描述的布置一致。
图6示出图1所描述的变速器的第六种实施方式。在图6中的变速器的该实施方式与图1所描述的实施方式的主要区别在于第三离合器K3””'的定位。由此也形成各单个元件的不同的连接和接口，这接下来详细阐述。第三离合器K3””'同轴于驱动轴1地设置在第一行星齿轮组PR1和第二行星齿轮组PR2之间。驱动轴1此外可经由第二离合器K2与第四轴4连接，该第四轴4此外与第三行星齿轮组PR3的行星架PT3连接。经由第四轴4，第三行星齿轮组PR3的行星架PT3此外与第一制动器B1连接。然而第四轴4不是如图1所示此外与第二行星齿轮组PR2的齿圈H2连接，而是能经由第三离合器K3””'与第五轴5连接。第五轴5此外与第二行星齿轮组PR2的齿圈H2连接。此外驱动轴1直接与第一行星齿轮组PR1的太阳轮S1连接。所有其余的接口和连接以及构件和元件的布置与图1所描述的布置一致。除了第三离合器K3””'之外，所有切换元件在图6中示出的布置如此定位，使得它们从外部易于接近。这意味着在相应的切换元件和壳体G之间没有其他的轴或连接元件。
图7示出图1所描述的变速器的另一种实施方式。该实施方式与图1所描述的布置的区别在于第四离合器K4'的布置。接下来详细阐述在连接或接口方面的不同。在图7中示出的变速器的变型中，第四离合器K4'与驱动轴1同轴地设置在第二圆柱齿轮传动机构ST2和第一行星齿轮组PR1之间。第二行星齿轮组PR2的太阳轮S2此外经由第七轴7与第三行星齿轮组PR3的齿圈H3连接。然而与图1不同，第七轴7现在可经由第四离合器K4'此外与第九轴9连接，第九轴9此外与第二圆柱齿轮传动机构ST2连接并且第二圆柱齿轮传动机构ST2此外与从动轴2连接。所有切换元件如此设置，使得它们从外部易于接近。这意味着在相应的切换元件和壳体G之间没有其他的轴或连接元件。在图7中示出的变速器方案中从动轴2没有切换元件。
图8示出在图1至图7中描述的变速器的换挡图表格。通过表格中相应区中的“X”表示哪些切换元件为实现第一至第十前进挡和倒挡而闭合。另外给出各挡的传动比，其中第一前进挡的传动比为i＝5.444，第二前进挡的传动比为i＝3.845，第三前进挡的传动比为i＝2.979，第四前进挡的传动比为i＝1.947，第五前进挡的传动比为i＝1.442，第六前进挡的传动比为i＝1.101，第七前进挡的传动比为i＝1.0，第八前进挡的传动比为i＝0.929，第九前进挡的传动比为i＝0.761并且第十前进挡的传动比为i＝0.605。倒挡基于旋转方向反转具有负传动比i＝-2.947。速比和传动比在此意义相同。
另外可由表格看出前进挡的相应速比间隔。“速比间隔”可理解为较低的前进挡和相邻较高的前进挡的速比比值。在此从第一前进挡到第二前进挡的速比间隔的值为1.416，从第二前进挡到第三前进挡的速比间隔的值为1.291，从第三前进挡到第四前进挡的速比间隔的值为1.530，从第四前进挡到第五前进挡的速比间隔的值为1.350，从第五前进挡到第六前进挡的速比间隔的值为1.310，从第六前进挡到第七前进挡的速比间隔的值为1.101，从第七前进挡到第八前进挡的速比间隔的值为1.076，从第八前进挡到第九前进挡的速比间隔的值为1.221并且从第九前进挡到第十前进挡的速比间隔的值为1.258。变速器速比范围作为最低前进挡的传动比和最高前进挡的传动比的比值是8.003。
第一前进挡能通过闭合的第一制动器B1、闭合的第一离合器K1和闭合的第三离合器K3实现。第二前进挡能通过闭合的第一制动器B1、闭合的第二制动器B2和闭合的第三离合器K3实现。第三前进挡能通过闭合的第一制动器B1、闭合的第三离合器K3和闭合的第四离合器K4实现。第四前进挡能通过闭合的第二制动器B2、闭合的第三离合器K3和闭合的第四离合器K4来实现。第五前进挡能通过闭合的第一离合器K1、闭合的第三离合器K3和闭合的第四离合器K4实现。第六前进挡能通过闭合的第二离合器K2、闭合的第三离合器K3和闭合的第四离合器K4来实现。第七前进挡能通过闭合的第一离合器K1、闭合的第二离合器K2和闭合的第三离合器K3来实现。第八前进挡能通过闭合的第二制动器B2、闭合的第二离合器K2和闭合的第三离合器K3实现。第九前进挡能通过闭合的第一离合器K1、闭合的第二离合器K2和闭合的第四离合器K4实现。第十前进挡能通过闭合的第二制动器B2、闭合的第二离合器K2和闭合的第四离合器K4实现。倒挡能通过闭合的第一制动器B1、闭合的第一离合器K1和闭合的第四离合器K4实现。
第三离合器K3'、K3”、K3”'、K3””的替换实施方式的切换状态与第三离合器K3的切换状态一致。这也适用于第四离合器K4'的替换实施方式的切换状态和第四离合器K4的切换状态。也就是说，例如第三离合器K3'、K3”、K3”'、K3””的替换实施方式的切换状态在表格中分别通过第三离合器K3的切换状态来定义。
附图标记列表
1          驱动轴
2          从动轴
3          第三轴
4          第四轴
5          第五轴
6          第六轴
7          第七轴
8          第八轴
9          第九轴
B1         第一制动器
B2         第二制动器
G          壳体
H1         PR1的齿圈
H2       PR2的齿圈
H3       PR3的齿圈
K1       第一离合器
K2、K2'  第二离合器
K3、K3'、K3”、K3”'、K3””、K3””' 第三离合器
K4、K4'  第四离合器
PR1      第一行星齿轮组
PR2      第二行星齿轮组
PR3      第三行星齿轮组
PT1      PR1的行星架
PT2      PR2的行星架
PT3      PR3的行星架
S1       PR1的太阳轮
S2       PR2的太阳轮
S3       PR3的太阳轮
ST1      第一圆柱齿轮传动机构
ST2      第二圆柱齿轮传动机构

Claims (14)

1.一种变速器，包括：驱动轴(1)、从动轴(2)、壳体(G)、第一行星齿轮组(PR1)、第二行星齿轮组(PR2)和第三行星齿轮组(PR3)、六个切换元件，所述切换元件包括第一制动器(B1)、第二制动器(B2)以及第一离合器(K1)、第二离合器(K2)、第三离合器(K3、K3'、K3”、K3”'、K3””、K3””')和第四离合器(K4、K4')，所述切换元件能被选择性地操作，由此能通过驱动轴(1)和从动轴(2)之间不同的传动比实现十个前进挡和一个倒挡，每个行星齿轮组(PR1、PR2、PR3)至少包括一个太阳轮(S1、S2、S3)、一个行星齿轮、一个行星架(PT1、PT2、PT3)和一个齿圈(H1、H2、H3)，其特征在于，所述驱动轴(1)和从动轴(2)轴向彼此错开地设置，并且驱动轴(1)能经由第一离合器(K1)与第三行星齿轮组(PR3)的太阳轮(S3)和第二制动器(B2)连接并且能经由第二离合器(K2)与第三行星齿轮组(PR3)的行星架(PT3)连接，第三行星齿轮组(PR3)的行星架(PT3)此外与第一制动器(B1)连接。
2.根据权利要求1所述的变速器，其特征在于，转矩能经由第一圆柱齿轮传动机构(ST1)或第二圆柱齿轮传动机构(ST2)在驱动轴(1)和从动轴(2)之间传递。
3.根据权利要求1或2所述的变速器，其特征在于，第一离合器(K1)、第二离合器(K2)、第三离合器(K3、K3'、K3”、K3”'、K3””、K3””')、第一制动器(B1)和第二制动器(B2)与驱动轴(1)同轴地设置，并且第四离合器(K4、K4')与从动轴(2)同轴地设置。
4.根据权利要求1或2所述的变速器，其特征在于，第一离合器(K1)、第二离合器(K2)、第一制动器(B1)和第二制动器(B2)与驱动轴(1)同轴地设置，并且第三离合器(K3、K3'、K3”、K3”'、K3””、K3””')和第四离合器(K4、K4')与从动轴(2)同轴地设置。
5.根据权利要求1或2所述的变速器，其特征在于，第一离合器(K1)、第二离合器(K2)、第三离合器(K3、K3'、K3”、K3”'、K3””、K3””')、第四离合器(K4、K4')、第一制动器(B1)和第二制动器(B2)与驱动轴(1)同轴地设置。
6.根据权利要求1至3中任一项所述的变速器，其特征在于，
－驱动轴(1)能经由第二离合器(K2)与第二行星齿轮组(PR2)的齿圈(H2)连接，
－驱动轴(1)能经由第三离合器(K3)与第一行星齿轮组(PR1)的太阳轮(S1)连接，
－第一行星齿轮组(PR1)的行星架(PT1)与第一圆柱齿轮传动机构(ST1)连接，并且第一圆柱齿轮传动机构(ST1)另外与从动轴(2)连接，
－第二行星齿轮组(PR2)的行星架(PT2)与第一行星齿轮组(PR1)的齿圈(H1)连接，
－第二行星齿轮组(PR2)的太阳轮(S2)与第三行星齿轮组(PR3)的齿圈(H3)和第二圆柱齿轮传动机构(ST2)连接，该第二圆柱齿轮传动机构(ST2)能经由第四离合器(K4)与从动轴(2)连接。
7.根据权利要求1至3中任一项所述的变速器，其特征在于，
－驱动轴(1)能经由第二离合器(K2)与第二行星齿轮组(PR2)的齿圈(H2)连接，
－驱动轴(1)与第一行星齿轮组(PR1)的太阳轮(S1)连接，
－第一行星齿轮组(PR1)的行星架(PT1)能经由第三离合器(K3')与第一圆柱齿轮传动机构(ST1)连接，该第一圆柱齿轮传动机构(ST1)另外与从动轴(2)连接，
－第二行星齿轮组(PR2)的行星架(PT2)与第一行星齿轮组(PR1)的齿圈(H1)连接，
－第二行星齿轮组(PR2)的太阳轮(S2)与第三行星齿轮组(PR3)的齿圈(H3)和第二圆柱齿轮传动机构(ST2)连接，该第二圆柱齿轮传动机构(ST2)能经由第四离合器(K4)与从动轴(2)连接。
8.根据权利要求1、2和4中任一项所述的变速器，其特征在于，
－驱动轴(1)能经由第二离合器(K2)与第二行星齿轮组(PR2)的齿圈(H2)连接，
－驱动轴(1)与第一行星齿轮组(PR1)的太阳轮(S1)连接，
－第一行星齿轮组(PR1)的行星架(PT1)与第一圆柱齿轮传动机构(ST1)连接，该第一圆柱齿轮传动机构(ST1)能经由第三离合器(K3”)与从动轴(2)连接，
－第二行星齿轮组(PR2)的行星架(PT2)与第一行星齿轮组(PR1)的齿圈(H1)连接，
－第二行星齿轮组(PR2)的太阳轮(S2)与第三行星齿轮组(PR3)的齿圈(H3)和第二圆柱齿轮传动机构(ST2)连接，该第二圆柱齿轮传动机构(ST2)能经由第四离合器(K4)与从动轴(2)连接。
9.根据权利要求1至3中任一项所述的变速器，其特征在于，
－驱动轴(1)能经由第二离合器(K2)与第二行星齿轮组(PR2)的齿圈(H2)连接，
－驱动轴(1)与第一行星齿轮组(PR1)的太阳轮(S1)连接，
－第一行星齿轮组(PR1)的行星架(PT1)与第一圆柱齿轮传动机构(ST1)连接，并且该第一圆柱齿轮传动机构(ST1)另外与从动轴(2)连接，
－第二行星齿轮组(PR2)的行星架(PT2)能经由第三离合器(K3”')与第一行星齿轮组(PR1)的齿圈(H1)连接，
－第二行星齿轮组(PR2)的太阳轮(S2)与第三行星齿轮组(PR3)的齿圈(H3)和第二圆柱齿轮传动机构(ST2)连接，该第二圆柱齿轮传动机构(ST2)能经由第四离合器(K4)与从动轴(2)连接。
10.根据权利要求1至3中任一项所述的变速器，其特征在于，
－驱动轴(1)能经由第二离合器(K2)与第二行星齿轮组(PR2)的齿圈(H2)连接，
－驱动轴(1)与第一行星齿轮组(PR1)的太阳轮(S1)连接，
－第一行星齿轮组(PR1)的行星架(PT1)与第一圆柱齿轮传动机构(ST1)连接，并且该第一圆柱齿轮传动机构(ST1)与从动轴(2)连接，
－第二行星齿轮组(PR2)的行星架(PT2)与第一行星齿轮组(PR1)的齿圈(H1)连接，
－第二行星齿轮组(PR2)的太阳轮(S2)能经由第三离合器(K3””)与第三行星齿轮组(PR3)的齿圈(H3)和第二圆柱齿轮传动机构(ST2)连接，该第二圆柱齿轮传动机构(ST2)能经由第四离合器(K4)与从动轴(2)连接。
11.根据权利要求1至3中任一项所述的变速器，其特征在于，
－驱动轴(1)能经由第二离合器(K2)和第三离合器(K3””')与第二行星齿轮组(PR2)的齿圈(H2)连接，
－驱动轴(1)与第一行星齿轮组(PR1)的太阳轮(S1)连接，
－第一行星齿轮组(PR1)的行星架(PT1)与第一圆柱齿轮传动机构(ST1)连接，并且该第一圆柱齿轮传动机构(ST1)另外与从动轴(2)连接，
－第二行星齿轮组(PR2)的行星架(PT2)与第一行星齿轮组(PR1)的齿圈(H1)连接，
－第二行星齿轮组(PR2)的太阳轮(S2)与第三行星齿轮组(PR3)的齿圈(H3)和第二圆柱齿轮传动机构(ST2)连接，该第二圆柱齿轮传动机构(ST2)能经由第四离合器(K4)与从动轴(2)连接。
12.根据权利要求1、2和5中任一项所述的变速器，其特征在于，
－驱动轴(1)能经由第二离合器(K2)与第二行星齿轮组(PR2)的齿圈(H2)连接，
－驱动轴(1)能经由第三离合器(K3)与第一行星齿轮组(PR1)的太阳轮(S1)连接，
－第一行星齿轮组(PR1)的行星架(PT1)与第一圆柱齿轮传动机构(ST1)连接，该第一圆柱齿轮传动机构(ST1)另外与从动轴(2)连接，
－第二行星齿轮组(PR2)的行星架(PT2)与第一行星齿轮组(PR1)的齿圈(H1)连接，
－第二行星齿轮组(PR2)的太阳轮(S2)与第三行星齿轮组(PR3)的齿圈(H3)连接并且能经由第四离合器(K4')与第二圆柱齿轮传动机构(ST2)连接，该第二圆柱齿轮传动机构(ST2)另外与从动轴(2)连接。
13.根据上述权利要求中任一项所述的变速器，其特征在于，
－第一前进挡能通过闭合的第一制动器(B1)、闭合的第一离合器(K1)和闭合的第三离合器(K3、K3'、K3”、K3”'、K3””、K3””')实现，
－第二前进挡能通过闭合的第一制动器(B1)、闭合的第二制动器(B2)和闭合的第三离合器(K3、K3'、K3”、K3”'、K3””、K3””')实现，
－第三前进挡能通过闭合的第一制动器(B1)、闭合的第三离合器(K3、K3'、K3”；K3”'、K3””、K3””')和闭合的第四离合器(K4、K4')实现，
－第四前进挡能通过闭合的第二制动器(B2)、闭合的第三离合器(K3、K3'、K3”、K3”'、K3””、K3””')和闭合的第四离合器(K4、K4')来实现，
－第五前进挡能通过闭合的第一离合器(K1)、闭合的第三离合器(K3、K3'、K3”、K3”'、K3””、K3””')和闭合的第四离合器(K4、K4')实现，
－第六前进挡能通过闭合的第二离合器(K2)、闭合的第三离合器(K3、K3'、K3”、K3”'、K3””、K3””')和闭合的第四离合器(K4、K4')来实现，
－第七前进挡能通过闭合的第一离合器(K1)、闭合的第二离合器(K2)和闭合的第三离合器(K3、K3'、K3”、K3”'、K3””、K3””')来实现，
－第八前进挡能通过闭合的第二制动器(B2)、闭合的第二离合器(K2)和闭合的第三离合器(K3、K3'、K3”、K3”'、K3””、K3””')实现，
－第九前进挡能通过闭合的第一离合器(K1)、闭合的第二离合器(K2)和闭合的第四离合器(K4、K4')实现，
－第十前进挡能通过闭合的第二制动器(B2)、闭合的第二离合器(K2)和闭合的第四离合器(K4、K4')实现，
－倒挡能通过闭合的第一制动器(B1)、闭合的第一离合器(K1)和闭合的第四离合器(K4、K4')实现。
14.一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，能这样选择十个前进挡，使得在每个挡位中分别闭合三个切换元件并且其余切换元件打开，分别通过闭合至少一个之前打开的切换元件并且通过打开至少一个之前闭合的切换元件能实现向相邻较高挡位或相邻较低挡位的换挡。
CN201380060233.4A 2012-11-21 2013-10-24 10挡行星齿轮变速器 Expired - Fee Related CN104797855B (zh)

Applications Claiming Priority (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE102012221236.1A DE102012221236A1 (de) 2012-11-21 2012-11-21 Getriebe
DE102012221236.1 2012-11-21
PCT/EP2013/072225 WO2014079642A1 (de) 2012-11-21 2013-10-24 10-gang-planetengetriebe

Publications (2)

Publication Number Publication Date
CN104797855A true CN104797855A (zh) 2015-07-22
CN104797855B CN104797855B (zh) 2017-11-28

Family

ID=49485724

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CN201380060233.4A Expired - Fee Related CN104797855B (zh) 2012-11-21 2013-10-24 10挡行星齿轮变速器

Country Status (5)

Country Link
US (1) US9951846B2 (zh)
EP (1) EP2923115A1 (zh)
CN (1) CN104797855B (zh)
DE (1) DE102012221236A1 (zh)
WO (1) WO2014079642A1 (zh)

Families Citing this family (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP6218601B2 (ja) * 2013-12-26 2017-10-25 アイシン・エィ・ダブリュ株式会社 自動変速機の制御装置
JP6983665B2 (ja) 2015-06-12 2021-12-17 グラクソスミスクライン バイオロジカルズ ソシエテ アノニム アデノウイルスポリヌクレオチド及びポリペプチド

Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE10115983A1 (de) * 2001-03-30 2002-10-10 Zahnradfabrik Friedrichshafen Mehrstufengetriebe
US20050272554A1 (en) * 2004-06-04 2005-12-08 Madhusudan Raghavan Wide ratio transmissions with two fixed interconnecting members and at least three clutches
CN101498353A (zh) * 2008-02-01 2009-08-05 通用汽车环球科技运作公司 多速变速器
JP2010060096A (ja) * 2008-09-05 2010-03-18 Honda Motor Co Ltd 自動変速機
CN101871521A (zh) * 2009-02-13 2010-10-27 通用汽车环球科技运作公司 多速变速器
CN101896737A (zh) * 2007-12-14 2010-11-24 腓特烈斯港齿轮工厂股份公司 十挡自动变速器
US20120088626A1 (en) * 2010-10-11 2012-04-12 Gm Global Technology Operations, Inc. Multi-speed transmission with external drive gearsets

Family Cites Families (11)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US6988972B2 (en) * 2004-03-24 2006-01-24 General Motors Corporation Wide ratio transmissions having three planetary gear sets and three brakes
JP4852933B2 (ja) * 2004-12-28 2012-01-11 トヨタ自動車株式会社 車両用多段変速機
US7686732B2 (en) * 2007-02-23 2010-03-30 Gm Global Technology Operations, Inc. Wide ratio transmissions with multiple gear ratios
US7828688B2 (en) 2007-07-09 2010-11-09 Gm Global Technology Operations, Inc. 10-speed transmission
US8157697B2 (en) * 2008-02-21 2012-04-17 GM Global Technology Operations LLC Ten-speed transmission
KR100903340B1 (ko) * 2008-04-24 2009-06-16 현대자동차주식회사 차량용 자동 변속기의 기어 트레인
DE102009023046B4 (de) * 2008-05-30 2016-10-13 Hyundai Motor Company Automatisch schaltbares Getriebe eines Kraftfahrzeuges
US20090305837A1 (en) * 2008-06-09 2009-12-10 Kazuyoshi Hiraiwa Planetary gear type multi-stage transmission
US8353803B2 (en) * 2008-08-07 2013-01-15 Honda Motor Co., Ltd. Automatic transmission
KR101305818B1 (ko) * 2011-09-21 2013-09-06 현대자동차주식회사 차량용 변속기
KR101283035B1 (ko) * 2011-09-21 2013-07-08 현대자동차주식회사 차량용 변속기

Patent Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE10115983A1 (de) * 2001-03-30 2002-10-10 Zahnradfabrik Friedrichshafen Mehrstufengetriebe
US20050272554A1 (en) * 2004-06-04 2005-12-08 Madhusudan Raghavan Wide ratio transmissions with two fixed interconnecting members and at least three clutches
CN101896737A (zh) * 2007-12-14 2010-11-24 腓特烈斯港齿轮工厂股份公司 十挡自动变速器
CN101498353A (zh) * 2008-02-01 2009-08-05 通用汽车环球科技运作公司 多速变速器
JP2010060096A (ja) * 2008-09-05 2010-03-18 Honda Motor Co Ltd 自動変速機
CN101871521A (zh) * 2009-02-13 2010-10-27 通用汽车环球科技运作公司 多速变速器
US20120088626A1 (en) * 2010-10-11 2012-04-12 Gm Global Technology Operations, Inc. Multi-speed transmission with external drive gearsets

Also Published As

Publication number Publication date
WO2014079642A1 (de) 2014-05-30
EP2923115A1 (de) 2015-09-30
DE102012221236A1 (de) 2014-05-22
CN104797855B (zh) 2017-11-28
US9951846B2 (en) 2018-04-24
US20150285341A1 (en) 2015-10-08

Similar Documents

Publication Publication Date Title
KR101683499B1 (ko) 차량용 자동변속기의 유성기어트레인
CN103403392B (zh) 双离合变速器
CN105051416A (zh) 用于机动车的变速器
CN105051417A (zh) 用于机动车的变速器
CN104813070A (zh) 9挡行星齿轮变速器
CN105051418A (zh) 用于机动车的变速器
CN105051414A (zh) 用于机动车的变速器
CN105026794B (zh) 行星结构式多级变速器
CN104797854A (zh) 十挡行星齿轮变速器
CN105051419A (zh) 用于机动车的变速器
CN105393021A (zh) 用于机动车的变速器
CN105051420A (zh) 用于机动车的变速器
CN104968968A (zh) 呈行星结构形式的多级变速器
CN104813068A (zh) 多级变速器
KR101664058B1 (ko) 차량용 자동변속기의 유성기어트레인
KR101664063B1 (ko) 차량용 자동변속기의 유성기어트레인
KR101664062B1 (ko) 차량용 자동변속기의 유성기어트레인
CN104813069A (zh) 九挡变速器
CN104797855A (zh) 10挡行星齿轮变速器
US9394974B2 (en) Transmission for use in motor vehicles
CN105074274B (zh) 呈行星结构形式的多级变速器
CN105008767B (zh) 行星结构式多级变速器
CN104968969A (zh) 呈行星结构形式的多级变速器
US9353834B2 (en) Transmission for a motor vehicle
CN104968971B (zh) 行星结构形式的多级变速器

Legal Events

Date Code Title Description
C06 Publication
PB01 Publication
EXSB Decision made by sipo to initiate substantive examination
SE01 Entry into force of request for substantive examination
GR01 Patent grant
GR01 Patent grant
CF01 Termination of patent right due to non-payment of annual fee

Granted publication date: 20171128

Termination date: 20211024

CF01 Termination of patent right due to non-payment of annual fee