CN105443685A - 多挡位自动变速器 - Google Patents

Abstract

一种多挡位自动变速器，包括第一轴系WS1、第二轴系WS2，第一定轴齿轮组TG69、第二定轴齿轮组TG56、第三定轴齿轮组TG17，第一行星齿轮组PG1、第二行星齿轮组PG2、第三行星齿轮组PG3和6个换挡元件即第一制动器B1、第二制动器B2、第一离合器C1、第二离合器C2、第三离合器C3、第四离合器C4；动力从所述第一轴系WS1输入，经第二轴系WS2输出至差速器Diff.，再经差速器两侧输出端output传递至两侧车轮。第一轴系和第二轴系平行布置，特别适用于前置前驱型车辆；结构紧凑，使车辆换挡响应更加迅速，动力性更强可以使车辆具有更优异的驾驶性能和更好的燃油经济性。

Description

多挡位自动变速器

技术领域

本发明提供一种多挡位自动变速器，它涉及一种可动力换挡的多挡位自动变速器，作为一种动力传动装置特别适用于前置前驱型乘用车辆。属于汽车传动系统技术领域。

背景技术

为降低车辆的燃油消耗并提升其驾驶性能，乘用车自动变速器的挡位数在不断增加。在乘用车领域，自动变速器(AT)的布置方式主要分为两种：纵置布置方式(应用于前置后驱型车辆)和横置布置方式(应用于前置前驱型车辆)。纵置式自动变速器的机械零部件为同轴布置。横置式自动变速器的机械零部件采用平行轴式布置方式，并通过主减速齿轮组与差速器相连。同时，多挡位自动变速器多集成液力变矩器用于车辆的起步。

专利CN101021252B描述了这样一种多挡位自动变速器。它采用四个行星排、六个换挡元件，围绕同一旋转轴布置，用于前置后驱型车辆。该变速器用六个换挡元件实现了九个前进挡和一个倒挡。此外，该变速器每个挡位必须闭合两个换挡元件，相邻挡位之间进行切换需要变更一个换挡元件。该多挡变速器的缺点在于：它的每个挡位只有两个换挡元件闭合，其它四个换挡元件打开引起空转损失。此外，它还有一个缺点：根据专利中的描述，对某一换挡元件的充油必须穿过两个相对旋转的轴，这会增加油路设计难度和制造成本。

专利CN104105904A同样描述了一种用于前置后驱型车辆的纵置式多挡位变速器。根据该专利，该多挡变速器采用了四个行星排、六个换挡元件、九根转轴。其中，第四个行星排是双行星排，其自身传动比为正值，传动效率较低。其每个挡位的实现需要闭合四个换挡元件，相邻挡位之间进行切换需要变更一个换挡元件。该专利可以实现九个前进挡和一个倒挡，其中某一挡位有四种不同的换挡元件组合，可以使该挡位与除相邻挡位外的许多其它挡位间的换挡也只需变更一个换挡元件。

多个行星排和换挡元件同轴布置的缺点是：在变速器的某些部位，多根转轴相套在一起旋转，这使得轴承的布置十分复杂。此外，在某些方案中，中心轴的长度较长，尤其是对轴上用于通油的长孔而言，其加工制造具有一定的难度。多个行星排和换挡元件同轴布置使变速器设计的更为细长，这种设计适用于前置后驱型车辆。但市场上多数乘用车辆是前置前驱型，这种车辆对变速器的轴向尺寸要求十分严格，以便在车辆发动机舱内安装下整个动力总成。

中国专利CN101720395B描述了这样一种可动力换挡的多挡位自动变速器。根据该专利，该变速器包括并排设置在一个共用的变速器箱体内的两根轴系、三个定轴齿轮组、三个行星齿轮组和五个换挡元件。该变速器能够实现八个前进挡和一个倒挡，每个挡位闭合三个换挡元件，只有两个打开的换挡元件存在空转损失。通过将各零部件分布在两根平行轴系上，该变速器可以得到较短的轴向长度，特别适用于前置横向布置方式。但是其也适用于纵置式布置方式，尤其是应用于多轴驱动的车辆中。通过调节齿轮组的固有传动比，该结构可以实现总体传动范围7到9之间的变化。中国发明专利CN101720395B对前置横向布置式自动变速器的贡献是毋庸置疑的，它巧妙的结合了行星齿轮组与定轴齿轮组，并将机构零部件分布在两根平行轴系上，缩短了多挡位变速器的轴向长度，使其结构更加紧凑，更易于布置在前置前驱型车辆中。

但是，该结构使用五个换挡元件，最多只能实现八个前进挡，其总体传动范围最大只能到9。为了进一步减少油耗和改善车辆的驾驶性能，自动变速器的总体传动范围需要进一步扩大，同时，需要更多的挡位来减少挡间比，使换挡更加平顺。

发明内容

本发明正是为了顺应上述需求和要求而提出的。本发明所要解决的技术问题是:提供一种用于前置前驱车辆的多挡位自动变速器，使用尽可能少的齿轮组和换挡元件，来保证所述多挡位自动变速器的轴向长度尽可能短、结构紧凑、效率高。同时，所述多挡位自动变速器仍能适合标准的直列应用和多轴驱动车辆的应用。此外，所述多挡位自动变速器可以通过调整齿轮组的固有传动比来实现不同的挡位传动比和挡间比序列，总体传动范围进一步扩大。并且能找到一个连接电机的最合适位置，满足所述多挡位自动变速器对混合动力的要求。

为解决上述问题，本发明所采用的技术方案是：一种多挡位自动变速器，包括设置在一个共用的变速器箱体0内的2根平行轴系(第一轴系WS1、第二轴系WS2)，3个定轴齿轮组(第一定轴齿轮组TG69、第二定轴齿轮组TG56、第三定轴齿轮组TG17)，3个行星齿轮组(第一行星齿轮组PG1、第二行星齿轮组PG2、第三行星齿轮组PG3)和6个换挡元件(第一制动器B1、第二制动器B2、第一离合器C1、第二离合器C2、第三离合器C3、第四离合器C4)。在本技术领域中，具有相同轴线的轴及设置在这些轴上的零部件组成一个轴系。动力从所述第一轴系WS1输入，经第二轴系WS2输出至差速器Diff.，再经差速器两侧输出端output传递至两侧车轮。第一轴系和第二轴系平行布置，特别适用于前置前驱型车辆。

所述第一轴系WS1位于主动侧，包括了第1轴和围绕第1轴旋转的第3轴、第4轴、第5轴、第9轴。第1轴沿整个第一轴系的轴线延长，其两端支撑在所述多挡位自动变速器的箱体0上，在这种情况下，第1轴的两端都可以与内燃机或电机连接，这一技术方案使本发明的多挡位自动变速器可以有大量不同的应用设计方案。第1轴和所述多挡位自动变速器输入轴input之间存在一个用于起步的液力变矩器TC，所述液力变矩器集成了扭转减震器TD和锁止离合器LC。

所述第二轴系WS2位于从动侧，包括了第2轴和围绕第2轴旋转的第6轴、第7轴、第8轴、第10轴。第2轴沿整个第二轴系的轴线延长，其两端支撑在所述多挡位自动变速器的箱体上，在这种情况下，第2轴两端都可以与电机连接，这一技术方案使本发明的多挡位自动变速器可以有大量不同的应用设计方案。第2轴与第11轴组成定轴齿轮组TG211，作为所述多挡位自动变速器的主减速齿轮组。同时，第11轴是所述多挡位自动变速器差速器Diff.的壳体。

所述第一定轴齿轮组TG69，第二定轴齿轮组TG56和第三定轴齿轮组TG17用于连接第一轴系WS1和第二轴系WS2。以左侧为变速输入侧，第一定轴齿轮组TG69、第二定轴齿轮组TG56和第三定轴齿轮组TG17在所述多挡位自动变速器箱体0内从左至右依次排列。其中第一定轴齿轮组TG69位于多挡位自动变速器中间箱体左侧，第二定轴齿轮组TG56位于多挡位自动变速器中间箱体右侧，第三定轴齿轮组TG17位于多挡位自动变速器箱体最右端。

所述第一行星齿轮组PG1位于第一轴系，其被布置在第二定轴齿轮组TG56和第三定轴齿轮组TG17之间。所述第二行星齿轮组PG2和第三行星齿轮组PG3位于第二轴系，第二行星齿轮组PG2布置于第二定轴齿轮组TG56和第三定轴齿轮组TG17之间；以左侧为变速输入侧，第三行星齿轮组PG3布置于第一定轴齿轮组TG69左侧。

所述换挡元件包括湿式多片式离合器、制动器和带式制动器，其中第一制动器B1、第一离合器C1、第二离合器C2和第四离合器C4位于第一轴系WS1上。以左侧为变速输入侧，第一制动器B1和第二离合器C2布置于第一定轴齿轮组TG69左侧，其中第一制动器B1位于第二离合器C2左侧；第四离合器C4介于第一行星齿轮组PG1和第二定轴齿轮组TG56之间；第一离合器C1介于第一行星齿轮组PG1和第三定轴齿轮组TG17之间。第二制动器B2位于第二轴系WS2上，为带式制动器，布置于第三行星齿轮组PG3齿圈的外侧；第三离合器C3同样位于第二轴系WS2上，介于第二行星齿轮组PG2和第二定轴齿轮组TG56之间。

以下是所述多挡位自动变速器三个定轴齿轮组与轴的连接方式。

所述第9轴和第6轴通过第一定轴齿轮组TG69连接，第一定轴齿轮组包括第一主动齿轮和第一从动齿轮，所述第一主动齿轮固定于所述第9轴上，所述第一从动齿轮固定于所述第6轴上。

所述第5轴和第6轴通过第二定轴齿轮组TG56连接，第二定轴齿轮组包括第二主动齿轮和第二从动齿轮，所述第二主动齿轮固定于所述第5轴上，所述第二从动齿轮固定于所述第6轴上。

所述第1轴和第7轴通过第三定轴齿轮组TG17连接，第三定轴齿轮组包括第三主动齿轮和第三从动齿轮，所述第三主动齿轮固定于所述第1轴上，所述第三从动齿轮固定于所述第7轴上。

以下是所述多挡位自动变速器三个行星齿轮组与轴的连接方式。

所述第一行星齿轮组PG1布置在第一轴系上，包括第一太阳轮So1、第一齿圈Ho1和第一行星架Pt1。其中，所述第一太阳轮固定于所述第1轴上，所述第一齿圈固定于所述第4轴上，所述第一行星架固定于所述第3轴上。三者通过所述第一行星齿轮组进行连接，其具有某一固定的传动比。

所述第二行星齿轮组PG2布置在第二轴系上，包括第二太阳轮So2、第二齿圈Ho2和第二行星架Pt2。其中，所述第二太阳轮固定于所述第8轴上，所述第二齿圈固定于所述第2轴上，所述第二行星架固定于所述第7轴上。三者通过所述第二行星齿轮组进行连接，其具有某一固定的传动比。

所述第三行星齿轮组PG3布置在第二轴系上，包括第三太阳轮So3、第三齿圈Ho3和第三行星架Pt3。其中，所述第三太阳轮固定于所述第6轴上，所述第三齿圈固定于所述第10轴上，所述第三行星架固定于所述第2轴上。三者通过所述第三行星齿轮组进行连接，其具有某一固定的传动比。

行星齿轮组结构紧凑，本发明中行星齿轮组全部为有一个太阳轮、一个齿圈和一个带有多个单行星轮的行星架组成，其固有传动比为负值，被称之为“负行星排”。它们也可以被相同功能的其它结构替代，如“正行星排”，其由一个太阳轮、一个齿圈和一个带有多个双行星轮的行星架组成。“正行星排”的固有传动比为正值。

因此，本发明的齿轮结构会因齿轮和连接齿轮的轴的变化而有多种变化的技术方案，基于本发明而获得的其它齿轮结构方案均在本发明的权利主张内。

以下是所述多挡位自动变速器换挡元件与轴的连接方式。

所述第一制动器B1为湿式多片式制动器。其连接所述第3轴之上的第一行星架和所述多挡位自动变速器的箱体(第0轴)。当所述第一制动器闭合时，第3轴处于制动状态，转速为0。

所述第二制动器B2为带式制动器。其连接所述第10轴之上的第三齿圈和所述多挡位自动变速器的箱体(第0轴)。当所述第二制动器闭合时，第10轴处于制动状态，转速为0。

所述第一离合器C1为湿式多片式离合器。其连接所述第3轴之上的第一行星架和第1轴之上的第三主动齿轮。当所述第一离合器闭合时，第1轴和第3轴运动状态相同，具有相同转速。

所述第二离合器C2为湿式多片式离合器。其连接所述第3轴之上的第一行星架和第9轴之上的第一主动齿轮。当所述第二离合器闭合时，第3轴和第9轴运动状态相同，具有相同的转速。

所述第三离合器C3为湿式多片式离合器。其连接所述第8轴之上的第二太阳轮和第6轴之上的第二从动齿轮。当所述第三离合器闭合时，第6轴和第8轴运动状态相同，具有相同的转速。

所述第四离合器C4为湿式多片式离合器。其连接所述第4轴之上的第一齿圈和第5轴之上的第二主动齿轮。当所述第四离合器闭合时，第4轴和第5轴运动状态相同，具有相同的转速。

本发明中的离合器与制动器可以采用除多片式湿式离合器、制动器和带式制动器之外其它形式的换挡元件，其结构方案均在本发明的权利主张内。

通过前述四个离合器和两个制动器，所述多挡位自动变速器可以获得九个前进挡和一个倒挡。通过调整各齿轮组的固有传动比，所述多挡位自动变速器可以实现总体传动范围超过9、甚至10。同时，其具有优异的挡间比序列。

所述多挡位自动变速器每个挡位有三个换挡元件闭合，三个换挡元件打开。在其换挡逻辑中，相邻挡位之间的换挡全部为简单换挡，即在换挡过程中只有一个换挡元件由闭合到打开，另一个换挡元件由打开到闭合。特别的，所述多挡位自动变速器第4挡可以闭合所述制动器B2、所述离合器C3和其它四个换挡元件中的任意一个。根据换挡逻辑，这使得第4挡与其它任意挡位之间的换挡都为简单换挡，从而为跨越多步的直接换挡提供了可能性，使车辆换挡响应更加迅速，动力性更强。除第4挡外，许多其它挡位的多步换挡也为简单换挡，如第2挡和第6挡之间的换挡等。

基于本发明公开的技术方案，本领域的技术人员可以不经过创造性劳动就能进行等同的变化获得其它技术方案，该变化的技术方案仍在本发明的保护范围之内。

所述多挡位自动变速器具有扩展成混合动力自动变速器的能力，这就需要在所述多挡位自动变速器内集成一个电机。在带有液力变矩器TC的多挡位自动变速器中，电机可以取代液力变矩器的位置与多挡位自动变速器输入轴连接。电机和发动机的相对位置决定了其为并联式混合动力结构。电机用于起步及车辆的低速行驶，当车辆需求功率较高或电池组电量不足时，电机通过附加的换挡元件启动发动机。

作为一种优选的方案，在所述多挡位自动变速器中，电机EM取代液力变矩器TC的位置，与第1轴相连。同时，集成一个多片式湿式离合器C0，连接变速器输入轴input与第1轴。当车辆起步或低速行驶时，只有电机驱动整个传动系统，离合器C0打开，这样就可以关闭发动机，也不需要拖动发动机。此时，车辆既可以由电机进行纯电驱动，也可以在制动或滑行工况下通过电机进行能量回收。当车辆需求功率较高或电池组电量不足时，发动机启动，离合器C0闭合，发动机输出动力至整个传动系统。扭转减震器TD布置于所述多挡位自动变速器输入侧，用于减小来自发动机侧的震动。

所述多挡位自动变速器内除第1轴之外的其它任意一根轴也可以与电机连接，并可以提供多根优选的轴使所述多挡位自动变速器与电机相连，从而获得不同的混合动力结构，这些不同的混合动力结构均在本发明的权利主张内。这些优选的轴在低挡位时对输入轴应该有比较高的传动比，这样，一个小的电机便可以有足够的扭矩用于快速启动发动机。同时，这些优选的轴对输出轴也有比较高的传动比，使连接到它们上的电机可以高效的驱动车辆行驶。

本发明采用以上技术方案，具有以下优点：

(1)3个行星齿轮组被布置在两根轴系上不仅可以获得较短的变速器轴向长度，而且可以使变速器整体设计的更加紧凑。另外，每根轴系上至少有一个行星齿轮组，可以实现功率分流。输入轴和输出轴平行布置的方式特别适合于前置前驱车辆。

(2)3个定轴齿轮组连接两根平行轴系。在大多数挡位，需要通过变速器传递的功率被分解到了3个定轴齿轮组上，每个定轴齿轮组只需要传递一部分功率。因此能够使元件尺寸变小，使变速器整体更加紧凑。

(3)所述多挡位自动变速器可以实现9个前进挡和1个倒挡。通过调节各齿轮组的固有传动比，其总体传动范围可以达到9、甚至10之上。这就意味着，采用本发明所述的多挡位自动变速器可以使车辆具有更优异的驾驶性能和更好的燃油经济性。

(4)所述多挡位自动变速器所有相邻挡位之间的换挡为简单换挡。特别的，所述多挡位自动变速器第4挡可以闭合所述制动器B2、所述离合器C3和其它四个换挡元件中的任意一个。根据换挡逻辑，这使得第4挡与其它任意挡位之间的换挡都为简单换挡，从而为跨越多步的直接换挡提供了可能性，使车辆换挡响应更加迅速，动力性更强。

(5)轴系中的任何一根轴都可以与电机连接，并可提供多根优选的轴用于电机和所述多挡位自动变速器连接，从而获得混合动力传动系统。作为一种优选方案，电机可以取代液力变矩器，同时集成一个多片式湿式离合器，从而形成并联式混合动力系统。

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是本发明多挡位自动变速器第一实施例的结构示意图。

图2是本发明多挡位自动变速器第二实施例的结构示意图。

图3是本发明多挡位自动变速器的换挡逻辑图。

图4是本发明多挡位自动变速器第4挡可选择的换挡元件组合。

图5是本发明多挡位自动变速器图1所示实施例两组可实现的各挡传动比、挡间比、总传动范围以及相应的各齿轮组的固有传动比。

图中元件目录

具体实施方式

实施例用于进一步说明本发明的技术构思，而不限制本发明的保护范围。

第一实施例：

如图1所示，一种多挡位自动变速器，可以实现九个前进挡和一个倒挡。包括两个平行设置的轴系WS1和WS2。输入轴input通过带有扭转减震器TD和锁止离合器LC的液力变矩器TC连接到第一轴系WS1的第1轴，第二轴系WS2的第2轴通过主减速齿轮组TG211驱动差速器Diff.,再经差速器两侧输出端output传递至两侧车轮。

第一轴系位于主动测，包括第1轴1、第3轴3、第4轴4、第5轴5、第9轴9。第二轴系位于从动侧，包括第2轴2、第6轴6、第7轴7、第8轴8、第10轴10。

第9轴9和第6轴6通过第一定轴齿轮组TG69连接，第一定轴齿轮组TG69包括第一主动齿轮和第一从动齿轮，第一主动齿轮位于第9轴9上，第一从动齿轮位于第6轴6上。

第5轴5和第6轴6通过第二定轴齿轮组TG56连接，第二定轴齿轮组TG56包括第二主动齿轮和第二从动齿轮，第二主动齿轮位于第5轴5上，第二从动齿轮位于第6轴6上。

第1轴1和第7轴7通过第三定轴齿轮组TG17连接，第三定轴齿轮组TG17包括第三主动齿轮和第三从动齿轮，第三主动齿轮位于第1轴1上，第三从动齿轮位于第7轴7上。

第一行星齿轮组PG1布置在第一轴系上，包括第一太阳轮So1、第一齿圈Ho1和第一行星架Pt1。其中，第一太阳轮固定于第1轴上，第一齿圈固定于第4轴上，第一行星架固定于第3轴上。

第二行星齿轮组PG2布置在第二轴系上，包括第二太阳轮So2、第二齿圈Ho2和第二行星架Pt2。其中，第二太阳轮固定于第8轴上，第二齿圈固定于第2轴上，第二行星架固定于第7轴上。

第三行星齿轮组PG3布置在第二轴系上，包括第三太阳轮So3、第三齿圈Ho3和第三行星架Pt3。其中，第三太阳轮固定于第6轴上，第三齿圈固定于第10轴上，第三行星架固定于第2轴上。

该多挡位自动变速器各元件具有以下固定连接:

第1轴1与液力变矩器TC、第一太阳轮和第三主动齿轮固定相连。

第2轴2与第二齿圈、第三行星架和主减速齿轮组主动齿轮固定相连。

第3轴3与第一行星架固定相连。

第4轴4与第一齿圈固定相连。

第5轴5与第二主动齿轮固定相连。

第6轴6与第一从动齿轮、第二从动齿轮和第三太阳轮固定相连。

第7轴7与第三从动齿轮、第二行星架固定相连。

第8轴8与第二太阳轮固定相连。

第9轴9与第一主动齿轮固定相连。

第10轴10与第三齿圈固定相连。

第11轴11与主减速齿轮组从动齿轮固定相连，同时其为差速器Diff.壳体。

所述多挡位自动变速器的六个换挡元件包括两个制动器和四个离合器，用于动力换挡过程，它们分别是：

用于连接第3轴3和箱体0的制动器B1。

用于连接第10轴10和箱体0的制动器B2。

用于连接第3轴3和第1轴1的离合器C1。

用于连接第3轴3和第9轴9的离合器C2。

用于连接第6轴6和第8轴8的离合器C3。

用于连接第4轴4和第5轴5的离合器C4。

如图3所示，换挡逻辑显示了如何使用这些换挡元件的组合实现一个倒挡和九个前进挡。在换挡逻辑图中，空白表示相应的换挡元件处于打开状态，●表示相应的换挡元件处于闭合状态。对于每个行驶挡位，六个换挡元件中必须有三个闭合，三个打开，这与所述多挡位自动变速器的自由度有关。第一实施例具有四个自由度，要获得确定的运动学关系，即所有轴之间都有确定的比例关系，需要消除三个自由度。通过使用换挡元件把轴和轴、或者轴和变速器箱体之间连接在一起，就可以消除自由度，这就是每个挡位必须有三个换挡元件闭合的原因。

图3所示换挡逻辑中，相邻挡位之间以及很多非相邻挡位之间的换挡都为简单换挡。根据排列组合的数学原理，六个换挡元件中闭合三个存在二十种可能性，而图3所示换挡逻辑只展示了其中的十种组合。根据现有技术，本领域的技术人员可以分辨这些组合中哪些是有用的。

图4展示了可以实现第4挡挡位传动比的换挡元件组合。闭合制动器B2、离合器C3以及其它四个换挡元件中的任意一个都可以确定第4挡的挡位传动比。这使得第4挡与其它任意挡位之间的换挡都为简单换挡。

图5展示了两组第一实施例各个齿轮组的固有传动比，以及与之相对应的各挡传动比、挡间比和总传动范围。就数值而言，这两组齿轮组的固有传动比及其对应的挡位传动比、挡间比和总传动范围是示例性的，通过调整齿轮组的固有传动比可以得到大量不同的传动比应用方案。从图5中可以看出，该实施例可以很容易的设计3个定轴齿轮组和3个行星齿轮组的固有传动比，实现优秀的挡位比、挡间比序列，并得到超过9甚至10的总传动范围。

根据第一实施例技术状态、换挡逻辑和各齿轮组固有传动比，可以计算出所有元件的扭矩载荷和转速，进而可以得到各个挡位下变速器内部的功率流。通过功率传递的路线可以看出，在所有挡位下功率总是从第一轴系流向第二轴系，不存在功率回流的情况。并且在常用挡位下，功率通过两个或三个定轴齿轮组同时传递，所有定轴齿轮组都处在低载荷状态下，因此变速器可以设计的更加紧凑。

第二实施例：

第二实施例如图2所示，为第一实施例多挡位自动变速器的另一种应用情况，称之为混合动力传动方案。第二实施例结构与第一实施例基本相同，不同之处在于用电机E-motor替代了液力变矩器TC。该电机直接与所述多挡位自动变速器的第1轴连接，同时集成一个附加的离合器C0布置于电机内侧。离合器C0用于切断和连接发动机,其两侧分别为输入轴input与第1轴。当车辆起步或低速行驶时，离合器C0打开，只有电机驱动传动系统。当车辆需求功率较高时，例如高速行驶工况，离合器C0闭合连接发动机，使发动机输出的动力通过C0离合器来驱动车辆传动系统。此外，电机可以通过闭合离合器C0来启动发动机，这在今天是可以通过控制技术实现的。

当然，为了降低电机负荷也可以选择其它的转轴与电机相连，例如可以选择在低档时对输入轴有较高传动比的转轴，这样一个小的电机就可以有足够的扭矩用于快速启动发动机。也可以选择对输出轴有较高传动比的转轴，使连接到它们上的电机可以高效的驱动传动系统。图2所示第二实施例只是其中的一种优选方案，其用电机替代液力变矩器的位置，不增加变速器体积，使得该混合动力传动方案结构紧凑、易于实现。

本发明不局限于上述实施例提到的结构和方法，一切本领域的技术人员不经过创造性的劳动就可以进行的等效变换都将落入本发明的保护范围之内。

Claims (1)

1.一种多挡位自动变速器，其特征在于：包括设置在一个共用的变速器箱体0内的2根平行轴系即第一轴系WS1、第一轴系WS2，3个定轴齿轮组即第一定轴齿轮组TG69、第二定轴齿轮组TG56、第三定轴齿轮组TG17，3个行星齿轮组即第一行星齿轮组PG1、第一行星齿轮组PG2、第一行星齿轮组PG3和6个换挡元件即第一制动器B1、第二制动器B2、第一离合器C1、第二离合器C2、第三离合器C3、第四离合器C4；在本技术领域中，具有相同轴线的轴及设置在这些轴上的零部件组成一个轴系；动力从所述第一轴系WS1输入，经第二轴系WS2输出至差速器Diff.，再经差速器两侧输出端output传递至两侧车轮；第一轴系和第二轴系平行布置，特别适用于前置前驱型车辆；

所述第一轴系WS1位于主动侧，包括了第1轴和围绕第1轴旋转的第3轴、第4轴、第5轴、第9轴；第1轴沿整个第一轴系的轴线延长，其两端支撑在所述多挡位自动变速器的箱体0上，在这种情况下，第1轴的两端都与内燃机及电机连接；第1轴和所述多挡位自动变速器输入轴input之间存在一个用于起步的液力变矩器TC，所述液力变矩器集成了扭转减震器TD和锁止离合器LC；

所述第二轴系WS2位于从动侧，包括了第2轴和围绕第2轴旋转的第6轴、第7轴、第8轴、第10轴；第2轴沿整个第二轴系的轴线延长，其两端支撑在所述多挡位自动变速器的箱体上，在这种情况下，第2轴两端都能与电机连接；第2轴与第11轴组成定轴齿轮组TG211，作为所述多挡位自动变速器的主减速齿轮组，同时，第11轴是所述多挡位自动变速器差速器Diff.的壳体；

所述第一定轴齿轮组TG69，第二定轴齿轮组TG56和第三定轴齿轮组TG17用于连接第一轴系WS1和第二轴系WS2；以左侧为变速输入侧，第一定轴齿轮组TG69、第二定轴齿轮组TG56和第三定轴齿轮组TG17在所述多挡位自动变速器箱体0内从左至右依次排列；其中第一定轴齿轮组TG69位于多挡位自动变速器中间箱体左侧，第二定轴齿轮组TG56位于多挡位自动变速器中间箱体右侧，第三定轴齿轮组TG17位于多挡位自动变速器箱体最右端；

所述第一行星齿轮组PG1位于第一轴系，其被布置在第二定轴齿轮组TG56和第三定轴齿轮组TG17之间；所述第二行星齿轮组PG2和第三行星齿轮组PG3位于第二轴系，第二行星齿轮组PG2布置于第二定轴齿轮组TG56和第三定轴齿轮组TG17之间；以左侧为变速输入侧，第三行星齿轮组PG3布置于第一定轴齿轮组TG69左侧；

所述换挡元件包括湿式多片式离合器、制动器和带式制动器，其中第一制动器B1、第一离合器C1、第二离合器C2和第四离合器C4位于第一轴系WS1上；以左侧为变速输入侧，第一制动器B1和第二离合器C2布置于第一定轴齿轮组TG69左侧，其中第一制动器B1位于第二离合器C2左侧；第四离合器C4介于第一行星齿轮组PG1和第二定轴齿轮组TG56之间；第一离合器C1介于第一行星齿轮组PG1和第三定轴齿轮组TG17之间；第二制动器B2位于第二轴系WS2上，为带式制动器，布置于第三行星齿轮组PG3齿圈的外侧；第三离合器C3同样位于第二轴系WS2上，介于第二行星齿轮组PG2和第二定轴齿轮组TG56之间；

以下是所述多挡位自动变速器三个定轴齿轮组与轴的连接方式；

所述第9轴和第6轴通过第一定轴齿轮组TG69连接，第一定轴齿轮组包括第一主动齿轮和第一从动齿轮，所述第一主动齿轮固定于所述第9轴上，所述第一从动齿轮固定于所述第6轴上；

所述第5轴和第6轴通过第二定轴齿轮组TG56连接，第二定轴齿轮组包括第二主动齿轮和第二从动齿轮，所述第二主动齿轮固定于所述第5轴上，所述第二从动齿轮固定于所述第6轴上；

所述第1轴和第7轴通过第三定轴齿轮组TG17连接，第三定轴齿轮组包括第三主动齿轮和第三从动齿轮，所述第三主动齿轮固定于所述第1轴上，所述第三从动齿轮固定于所述第7轴上；

以下是所述多挡位自动变速器三个行星齿轮组与轴的连接方式：

所述第一行星齿轮组PG1布置在第一轴系上，包括第一太阳轮So1、第一齿圈Ho1和第一行星架Pt1；其中，所述第一太阳轮固定于所述第1轴上，所述第一齿圈固定于所述第4轴上，所述第一行星架固定于所述第3轴上；三者通过所述第一行星齿轮组进行连接，其具有某一固定的传动比；

所述第二行星齿轮组PG2布置在第二轴系上，包括第二太阳轮So2、第二齿圈Ho2和第二行星架Pt2；其中，所述第二太阳轮固定于所述第8轴上，所述第二齿圈固定于所述第2轴上，所述第二行星架固定于所述第7轴上；三者通过所述第二行星齿轮组进行连接，其具有固定的传动比；

所述第三行星齿轮组PG3布置在第二轴系上，包括第三太阳轮So3、第三齿圈Ho3和第三行星架Pt3；其中，所述第三太阳轮固定于所述第6轴上，所述第三齿圈固定于所述第10轴上，所述第三行星架固定于所述第2轴上；三者通过所述第三行星齿轮组进行连接，其具有固定的传动比；

本发明中行星齿轮组全部为有一个太阳轮、一个齿圈和一个带有多个单行星轮的行星架组成，其固有传动比为负值，被称之为“负行星排”；它们也能被相同功能的其它结构替代，如“正行星排”，其由一个太阳轮、一个齿圈和一个带有多个双行星轮的行星架组成；“正行星排”的固有传动比为正值；

以下是所述多挡位自动变速器换挡元件与轴的连接方式：

所述第一制动器B1为湿式多片式制动器；其连接所述第3轴之上的第一行星架和所述多挡位自动变速器的箱体即第0轴；当所述第一制动器闭合时，第3轴处于制动状态，转速为0；

所述第二制动器B2为带式制动器；其连接所述第10轴之上的第三齿圈和所述多挡位自动变速器的箱体即第0轴；当所述第二制动器闭合时，第10轴处于制动状态，转速为0；

所述第一离合器C1为湿式多片式离合器；其连接所述第3轴之上的第一行星架和第1轴之上的第三主动齿轮；当所述第一离合器闭合时，第1轴和第3轴运动状态相同，具有相同转速；

所述第二离合器C2为湿式多片式离合器；其连接所述第3轴之上的第一行星架和第9轴之上的第一主动齿轮；当所述第二离合器闭合时，第3轴和第9轴运动状态相同，具有相同的转速；

所述第三离合器C3为湿式多片式离合器；其连接所述第8轴之上的第二太阳轮和第6轴之上的第二从动齿轮；当所述第三离合器闭合时，第6轴和第8轴运动状态相同，具有相同的转速；

所述第四离合器C4为湿式多片式离合器；其连接所述第4轴之上的第一齿圈和第5轴之上的第二主动齿轮；当所述第四离合器闭合时，第4轴和第5轴运动状态相同，具有相同的转速；

本发明中的离合器与制动器采用除多片式湿式离合器、制动器和带式制动器之外其它形式的换挡元件；

通过前述四个离合器和两个制动器，所述多挡位自动变速器能获得九个前进挡和一个倒挡；通过调整各齿轮组的固有传动比，所述多挡位自动变速器能实现总体传动范围超过9、甚至10；同时，其具有优异的挡间比序列；

所述多挡位自动变速器每个挡位有三个换挡元件闭合，三个换挡元件打开；在其换挡逻辑中，相邻挡位之间的换挡全部为简单换挡，即在换挡过程中只有一个换挡元件由闭合到打开，另一个换挡元件由打开到闭合；特别的，所述多挡位自动变速器第4挡能闭合所述制动器B2、所述离合器C3和其它四个换挡元件中的任意一个；根据换挡逻辑，这使得第4挡与其它任意挡位之间的换挡都为简单换挡，从而为跨越多步的直接换挡提供了可能；除第4挡外，许多其它挡位的多步换挡也为简单换挡；

在所述多挡位自动变速器中，电机EM取代液力变矩器TC的位置，与第1轴相连；同时，集成一个多片式湿式离合器C0，连接变速器输入轴input与第1轴；当车辆起步及低速行驶时，只有电机驱动整个传动系统，离合器C0打开，这样就能关闭发动机，也不需要拖动发动机；此时，车辆既由电机进行纯电驱动，也能在制动及滑行工况下通过电机进行能量回收；当车辆需求功率较高及电池组电量不足时，发动机启动，离合器C0闭合，发动机输出动力至整个传动系统；扭转减震器TD布置于所述多挡位自动变速器输入侧，用于减小来自发动机侧的震动；

所述多挡位自动变速器内除第1轴之外的其它任意一根轴也能与电机连接，并提供多根优选的轴使所述多挡位自动变速器与电机相连，从而获得不同的混合动力结构；这些优选的轴在低挡位时对输入轴应该有比较高的传动比，这样，一个小的电机便有足够的扭矩用于快速启动发动机；同时，这些优选的轴对输出轴也有比较高的传动比，使连接到它们上的电机能高效的驱动车辆行驶。