CN105793085A - 变速器、混合动力总成系统和用于电动车辆的动力总成系统 - Google Patents

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Abstract

本发明涉及一种变速器(G)，包括变速器输入轴(GW1)和变速器输出轴(GW2)、主齿轮组(HRS)、副齿轮组(ZRS)和具有转子(R)和定子(S)的电机(EM)，所述变速器(G)在变速器输入轴(GW1)和主齿轮组(HRS)之间具有第一功率路径(L1)和第二功率路径(L2)，主齿轮组(HRS)包括第一和第二行星齿轮组(P1、P2)，所述行星齿轮组总共具有四个按转速顺序称为第一、第二、第三和第四轴的轴(W1、W2、W3、W4)，第一功率路径(L1)能经由第一切换元件(A)与主齿轮组(HRS)的第四轴(W4)连接并且能经由第二切换元件(E)与主齿轮组(HRS)的第二轴(W2)连接，第二功率路径(L2)能经由第三切换元件(B)与主齿轮组(HRS)的第一轴(W1)连接并且能经由第四切换元件(D)与主齿轮组(HRS)的第二轴(W2)连接，主齿轮组(HRS)的第三轴(W3)与变速器输出轴(GW2)连接，副齿轮组(ZRS)包括一个行星齿轮组(P4)，该行星齿轮组具有第一、第二和第三轴(W1P4、W2P4、W3P4)，并且副齿轮组(ZRS)的第一轴(W1P4)与转子(R)持久连接，所述副齿轮组(ZRS)的第二轴(W2P4)与主齿轮组(HRS)的第一或第三轴(W1、W3)持久连接，当副齿轮组(ZRS)的第二轴(W2P4)与主齿轮组(HRS)的第一轴(W1)连接时，副齿轮组(ZRS)的第三轴(W3P4)与主齿轮组(HRS)的第三或第四轴(W3、W4)持久连接，并且当副齿轮组(ZRS)的第二轴(W2P4)与主齿轮组(HRS)的第三轴(W3)连接时，副齿轮组(ZRS)的第三轴(W3P4)与主齿轮组(HRS)的第四轴(W4)持久连接。

Description

变速器、混合动力总成系统和用于电动车辆的动力总成系统
技术领域
本发明涉及一种变速器，包括变速器输入轴和变速器输出轴、主齿轮组、副齿轮组和具有转子和定子的电机，所述变速器在变速器输入轴和主齿轮组之间具有第一功率路径和第二功率路径，主齿轮组包括第一和第二行星齿轮组，所述第一和第二行星齿轮组总共具有四个按转速顺序称为第一、第二、第三和第四轴的轴，第一功率路径能经由第一切换元件与主齿轮组的第四轴连接并且能经由第二切换元件与主齿轮组的第二轴连接，第二功率路径能经由第三切换元件与主齿轮组的第一轴连接并且能经由第四切换元件与主齿轮组的第二轴连接，主齿轮组的第三轴与变速器输出轴连接，副齿轮组包括一个行星齿轮组，该行星齿轮组具有第一、第二和第三轴，并且副齿轮组的第一轴与转子持久连接。本发明还涉及一种包括变速器的机动车动力总成系统。
背景技术
变速器在此尤其是称为多级变速器，在其中，可在变速器输入轴和变速器输出轴之间通过切换元件自动切换预定义的挡位数、即固定的传动比的数量。在特定前提下这种变速器也可在变速器输入轴和变速器输出轴之间具有可变传动比。切换元件在此例如是离合器或制动器。这种变速器主要用于机动车中，以便以适合的方式使驱动单元的转速和扭矩输出性能适应车辆的行驶阻力。
本申请人的专利申请DE102012201377A1描述了一种变速器，包括变速器输入轴和变速器输出轴以及变速器输入轴和主齿轮组之间的两个功率路径，所述主齿轮组具有两个单行星齿轮组，它们包括四个按转速顺序称为第一、第二、第三和第四轴的轴，这四个轴的第三轴与变速器输出轴连接。电机通过一个行星齿轮传动机构连接到主齿轮组的第一轴上。
发明内容
本发明的任务在于改善现有技术中已知的变速器的动力换挡特性。
本发明的另一任务在于改善变速器的应用范围，使得电机能够在任何挡位中用于从变速器输出轴接收或向其发送机械功率。
所述任务通过权利要求1的特征来解决，并且有利方案由从属权利要求、说明书以及附图给出。
变速器至少包括一个变速器输入轴和变速器输出轴、主齿轮组、副齿轮组和具有转子和定子的电机。
主齿轮组包括第一和第二行星齿轮组，所述行星齿轮组总共具有四个按转速顺序称为第一、第二、第三和第四轴的轴。主齿轮组因此构造为双行星架－四轴变速器。副齿轮组包括一个行星齿轮组，该行星齿轮组总共具有三个称为第一、第二和第三轴的轴。副齿轮组的第一轴与转子持久连接。
双行星架－四轴变速器可理解为这样的行星齿轮传动机构，其包括两个通过正好两个联接轴在运动学上耦合的单行星齿轮组并且其四个元件(“轴”)对于其它变速器元件而言可自由接近。联接轴在此被定义为第一单行星齿轮组的一个元件、即太阳轮、行星架或齿圈与第二单行星齿轮组的一个元件、即太阳轮、行星架或齿圈之间的持续机械连接。单行星齿轮组的数量和自由轴的数量不通过变速器的视觉外观、而是通过其运动学定义。在双行星架－四轴变速器的每个挡位中必须闭合变速器的两个与双行星架－四轴变速器的元件连接的切换元件。为了图形显示变速器的运动学通常使用变速器的转速图、如由变速器理论已知的库茨巴赫图(Kutzbachplan)。用于这种双行星架－四轴变速器的已知实施例是所谓的拉威挪齿轮组和所谓的辛普森齿轮组。
缩减的双行星架－四轴变速器是指这样的双行星架－四轴变速器结构形式，在其中省却变速器的一个元件、即太阳轮、行星架或齿圈，因为变速器的另一元件执行其任务，因此无需改变运动学。执行被省却元件功能的元件因此同时构成变速器的联接轴之一。对此已知的实施例是这样的拉威挪齿轮组，其包括两个太阳轮和仅一个齿圈或两个齿圈和仅一个太阳轮。
变速器在变速器输入轴和主齿轮组之间包括两个功率路径。这两个功率路径在此具有相对于变速器输入轴不同的传动比。该不同的传动比通过前置齿轮组实现，所述前置齿轮组构造为行星齿轮组。第一功率路径能经由第一切换元件与主齿轮组的第四轴并且能经由第二切换元件与主齿轮组的第二轴连接。第二功率路径能经由第三切换元件与主齿轮组的第一轴连接并且能经由第四切换元件与主齿轮组的第二轴连接。
根据本发明，副齿轮组的第二轴与主齿轮组的第一或第三轴持久连接。当副齿轮组的第二轴与主齿轮组的第一轴连接时，副齿轮组的第三轴与主齿轮组的第三或第四轴持久连接。当副齿轮组的第二轴与主齿轮组的第三轴连接时，副齿轮组的第三轴与主齿轮组的第四轴持久连接。
在用于机动车中时，变速器输入轴与动力装置的一个轴连接或能经由离合器与之连接，因而动力装置的机械功率可供应给变速器输入轴。动力装置既可构造为内燃机又可构造为电机。变速器输出轴用作用于向机动车车轮传递机械功率的接口。
“轴”在下文不仅可理解为例如圆柱形可旋转支承的、用于传递扭矩的机器元件，而且也可理解为一般连接元件，其将单个构件或元件彼此连接、尤其是将多个元件彼此抗扭连接的连接元件。
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，这些行星齿轮与太阳轮的齿部和/或与齿圈的齿部啮合。下面负传动比齿轮组是指包括行星架、太阳轮和齿圈的行星齿轮组，在行星架上可旋转地支承有行星齿轮，在此至少一个所述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，由此当太阳轮在行星架固定的情况下旋转时，齿圈和太阳轮向相反方向旋转。
行星齿轮组的太阳轮和齿圈也可分为多个区段。例如可想到行星齿轮与两个不相互连接的太阳轮啮合。当然，太阳轮两个区段上的转速比是相同的，仿佛它们彼此连接。
正传动比齿轮组与刚才所描述的负传动比齿轮组的区别在于，正传动比齿轮组包括内侧和外侧行星齿轮，所述行星齿轮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。这导致在行星架固定时太阳轮和齿圈向相同方向旋转。
固定传动比定义在行星架固定时行星齿轮组的太阳轮和齿圈之间的转速比。由于在负传动比齿轮组中太阳轮和齿圈的旋转方向在行星架固定时相反，因此固定传动比在负传动比齿轮组中始终为负值。
在转速图中沿竖直方向示出各轴的转速比。各轴之间的水平距离由各轴之间的传动比产生，因而属于一个特定工作点的各轴转速比和扭矩比能通过一条直线连接。各轴之间的传动比由所参与行星齿轮组的固定传动比产生。转速图例如以库茨巴赫图的形式示出。
四个按转速顺序称为第一、第二、第三和第四轴的轴的特征在于，这些轴的转速按所述顺序线性增大、减小或相等。换言之，第一轴的转速小于等于第二轴的转速。第二轴的转速又小于等于第三轴的转速。第三轴的转速小于等于第四轴的转速。该顺序也是可逆的，因此第四轴具有最大值，而第一轴的转速小于或等于第四轴的转速。在所有四个轴的转速之间始终存在线性关系。
一个或多个轴的转速在此也可是负值或等于零的值。转速顺序因此始终涉及带有符号的转速值，而不是其绝对值。
如行星齿轮组之一的元件、即齿圈、行星架和太阳轮中的两个元件彼此连接，则四个轴的转速相等。
电机至少包括抗扭的定子、可旋转支承的转子并且在马达式运行中用于将电能转换成转速和扭矩形式的机械能并且在发电机运行中将机械能转换成电流和电压形式的电能。
通过切换元件——根据操作状态——允许两个构件之间的相对运动或在两个构件之间建立用于传递扭矩的连接。“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和第二构件的转速互不相同。此外，也可想到两个构件的仅一个旋转，而另一构件静止或向相反方向旋转。切换元件在物体发明中优选构造为牙嵌切换元件，其通过形锁合建立连接。
如两个元件之间存在固定、尤其是抗扭的连接，则这两个元件尤其是称为“彼此连接”的。如此连接的元件以相同转速旋转。本发明的不同构件和元件在此能通过轴或通过闭合的切换元件或连接元件、但也可直接地、例如借助焊接、压紧或其它连接彼此连接。
此外，如果所述元件之间存在可分的抗扭的连接，则这两个元件称为“可连接的”。当连接存在时，所述元件以相同转速旋转。
换挡过程通过闭合一个之前不存在于变速器功率流中的变速器切换元件以及打开一个之前存在于变速器功率流中的变速器切换元件引起。换挡过程也可带负载进行，即不完全取消变速器输入轴和变速器输出轴上的扭矩。这种换挡过程在下面称为动力换挡。在使用牙嵌切换元件时，动力换挡的前提条件是使待分离的切换元件在分离之前进入至少几乎无负载的状态。这样实现几乎无负载的状态，即，使切换元件在很大程度上变为无扭矩的，因而通过该切换元件不传递或仅传递小的扭矩。为此通过电机向与待分离切换元件连接的轴施加扭矩。
通过根据本发明将转子连接到主齿轮组上，使转子与主齿轮组轴的传动比增大。当副齿轮组的第二轴与主齿轮组的第一轴连接时，主齿轮组的第一轴通过根据本发明的连接在转速图中始终位于副齿轮组的第一轴和主齿轮组的第二轴之间。当副齿轮组的第二轴与主齿轮组的第三轴连接时，通过适当选择主齿轮组行星齿轮组的固定传动比也可使主齿轮组的第一轴在转速图中位于副齿轮组的第一轴和主齿轮组的第二轴之间。通过该增大的传动比，在换挡过程中待由转子施加的扭矩减小，由此电机可构造得更小且更轻。因此减小的电机即使在高扭矩下的动力换挡时也可向变速器输入轴施加所需的扭矩，且变速器输出轴上的扭矩不会不希望地大幅降低。此外，例如在变速器用于机动车中时在电机扭矩应传递到变速器输出轴上，以便实现机动车的电动行驶运行时，增大的传动比也是有利的。通过如此增大的传动比机动车即使在电机减小时也可在坡度中起动。此外，增大的传动比在从电机向变速器输入轴传递扭矩时、例如在用于起动与变速器输入轴连接的内燃机时是有利的。在此增大的传动比也允许电机构造得更小且更轻。
此外，通过根据本发明将主齿轮组的轴配置给副齿轮组的第二和第三轴，确保转子即使在主齿轮组轴之一抗扭固定时仍可具有转速。具有转速是电机接收和发送机械功率的前提。由此，电机也可在例如主齿轮组的第一轴抗扭固定或不具有明显转速的挡位中接收或发送机械功率。这在变速器用于机动车中时尤为有利，因为可在变速器的任何挡位中通过电机的发电机式运行回收机动车的动能。此外，如内燃机与变速器输入轴连接，则可在任何挡位中通过电机的马达式或发电机式(M/Rek)运行移动内燃机的负荷点。因此变速器可提高机动车的效率。
优选副齿轮组行星齿轮组的太阳轮是副齿轮组第一轴的组成部分。当副齿轮组的行星齿轮组构造为负传动比齿轮组时，副齿轮组行星齿轮组的行星架是副齿轮组第二轴的组成部分并且副齿轮组行星齿轮组的齿圈是副齿轮组第三轴的组成部分。当副齿轮组的行星齿轮组构造为正传动比齿轮组时，则齿圈和行星架的对应关系互换，使得副齿轮组行星齿轮组的齿圈是副齿轮组第二轴的组成部分并且副齿轮组行星齿轮组的行星架是副齿轮组第三轴的组成部分。由此副齿轮组第二轴的转速始终位于副齿轮组第一轴和第三轴的转速之间，只要副齿轮组行星齿轮组的所述元件不以同一转速旋转。
通过所提供的转子、副齿轮组和主齿轮组之间的多种连接可能性本发明可特别简单地适应不同的变速器方案和可用的安装空间条件。
主齿轮组的第一轴能通过第五切换元件抗扭地固定。主齿轮组的第四轴能通过第六切换元件抗扭地固定。因此，通过第五和第六切换元件可建立与变速器的变速器壳体或变速器的另一抗扭地固定的构件的固定连接。结合第一至第四切换元件的布置，该布置能实现各挡位特别有利的分配。
主齿轮组的四个轴在转速图中的顺序取决于哪些轴配置给主齿轮组第一和第二行星齿轮组的哪些元件以及这四个轴的哪些轴彼此连接。在现有技术中已知用于此的示例，但某些方案特别有利于在变速器中实施。这些方案基于几何形状方面有利的布置、减小的构件负荷以及切换元件改善的可接近性尤为有利。
根据一种特别优选的方案，主齿轮组的第一轴与主齿轮组第一和第二行星齿轮组的太阳轮连接。主齿轮组的第二轴与主齿轮组第二行星齿轮组的行星架连接。主齿轮组的第三轴与主齿轮组第一行星齿轮组的行星架并且与主齿轮组第二行星齿轮组的齿圈连接。主齿轮组的第四轴与主齿轮组第一行星齿轮组的齿圈连接。第一和第二行星齿轮组在此构造为负传动比齿轮组。
为了简化主齿轮组第三轴和变速器输出轴之间的连接，主齿轮组第一行星齿轮组的齿圈分为第一区段和第二区段。两个区段优选具有相同的作用直径，因此相同的行星齿轮组运动学条件作用于两个区段上。两个区段是主齿轮组第四轴的组成部分。第一区段与主齿轮组第四轴的一个区段连接，该区段能经由第六切换元件抗扭地固定。第二区段与主齿轮组第四轴的一个区段连接，该区段能经由第一切换元件与第一功率路径连接。
在主齿轮组第一行星齿轮组的齿圈的两个区段之间主齿轮组第三轴的一个区段径向向外引导。由此，尤其是在变速器输出轴同轴于变速器输入轴时简化了第三轴与变速器输出轴的连接。这在变速器于机动车中作为沿行驶方向纵向设置的动力装置的组成部分时尤为有利。
优选所有六个切换元件构造为牙嵌切换元件，它们通过形锁合建立连接。牙嵌切换元件的特点在于在打开状态中具有可忽略的小损耗功率，由此显著改善了变速器的效率。
通过选择性成对地接合切换元件可实现八个前进挡。第一前进挡通过闭合第三切换元件和第六切换元件形成。第二前进挡通过闭合第四切换元件和第六切换元件形成。第三前进挡通过闭合第三切换元件和第四切换元件形成。第四前进挡通过闭合第四切换元件和第一切换元件形成。第五前进挡通过闭合第三切换元件和第一切换元件形成。第六前进挡通过闭合第二切换元件和第一切换元件形成。第七前进挡通过闭合第三切换元件和第二切换元件形成。第八前进挡通过闭合第五切换元件和第二切换元件形成。
当仅第六切换元件闭合时，在变速器输入轴和变速器输出轴之间不存在连接。但通过电机运行可在电机和变速器输出轴之间传递功率。如此形成一个电动挡位，该挡位也在电机转子反向旋转时也用作倒挡。因此可省却单独的倒挡。
优选变速器可以是机动车混合动力总成系统的组成部分。该混合动力总成系统除了变速器外还包括内燃机。内燃机直接或经由离合器与变速器的变速器输入轴连接或可连接。机动车在此既能通过内燃机也能通过变速器的电机驱动。可选地，变速器为此具有一个附加电机，该附加电机构造用于通过其转子向内燃机曲轴发送扭矩并且由此起动内燃机，其优点在于，内燃机可借助附加电机起动，且不影响同时的电动行驶运行，在电动行驶运行中机动车仅通过变速器的电机驱动。如混合动力总成系统在变速器和内燃机之间具有离合器和附加电机时，则附加电机优选设置在内燃机和离合器之间的功率流中。离合器可具有可变的扭矩传输能力。
电机在此与变流器连接，通过该变流器电机与蓄能器连接。任何形式的蓄能器、尤其是电化学的、静电的、液压和机械的蓄能器都适合于此。
在另一种实施方式中，变速器也可以是电动车辆动力总成系统的组成部分。电动车辆在此仅通过一个或多个电机驱动并且因此不具有内燃机。在此情况下在变速器输入轴上连接牵引电机。通过变速器的不同传动级，牵引电机在此可始终在具有高效率的工作范围中运行，由此改善了整个电动车辆的能源效率。
附图说明
下面参考附图详细说明本发明的实施例。附图如下：
图1示意性示出根据本发明第一种实施方式的变速器；
图2示出根据第一种实施方式的变速器的转速图；
图3示出根据第一和第二种实施方式的变速器的换挡图；
图4示意性示出根据本发明第二种实施方式的变速器；
图5示意性示出根据本发明第三种实施方式的变速器；
图6示出机动车的混合动力总成系统。
具体实施方式
首先要指出，在不同的实施方式中相同部件使用同一附图标记或相同构件名称，其中，在全部说明书中包含的公开内容可以合理地转到具有相同附图标记或相同构件名称的部件上。
图1示意性示出根据本发明第一种实施方式的变速器G。该变速器G包括前置齿轮组VRS、副齿轮组ZRS和主齿轮组HRS。前置齿轮组VRS包括行星齿轮组P3并且副齿轮组ZRS包括行星齿轮组P4，而主齿轮组HRS包括第一行星齿轮组P1和第二行星齿轮组P2。所有行星齿轮组P1、P2、P3、P4构造为负传动比齿轮组。
变速器G的示图基本上示出变速器G的可连接和连接的元件。通过在变速器G示图中所选择的距离不能推导出传动比。
变速器输入轴GW1与前置齿轮组VRS第一行星齿轮组P3的太阳轮So-P3连接，而前置齿轮组VRS第一行星齿轮组P3的齿圈Ho-P3抗扭地与变速器G的变速器壳体GG或与变速器G的另一抗扭地固定的构件连接。如此形成第一和第二功率路径L1、L2，在此不仅能通过第一功率路径L1而且也能通过第二功率路径L2从变速器输入轴GW1向主齿轮组HRS传输功率。第二功率路径L2在此将相对于变速器输入轴GW1转速改变的转速进一步传递到主齿轮组HRS上，其方式是，通过在前置齿轮组VRS第一行星齿轮组P3的太阳轮So-P3和行星架St-P3之间的传动比改变变速器输入轴GW1的转速。第一功率路径L1将变速器输入轴GW1的转速无改变地传输到主齿轮组HRS上。前置齿轮组VRS第一行星齿轮组P3的太阳轮So-P3在此是前置齿轮组VRS第一轴W1VS的组成部分，该第一轴与变速器输入轴GW1连接。前置齿轮组VRS第一行星齿轮组P3的行星架St-P3是前置齿轮组VRS第二轴W2VS的组成部分。其上支撑前置齿轮组VRS第一行星齿轮组P3齿圈Ho-P3的构件在下面被称为前置齿轮组VRS的第三轴W3VS。
主齿轮组HRS第一行星齿轮组P1的太阳轮So-P1和第二行星齿轮组P2的太阳轮So-P2彼此连接并且是主齿轮组HRS第一轴W1的组成部分。主齿轮组HRS第一行星齿轮组P1的行星架St-P1与主齿轮组HRS第二行星齿轮组P2的齿圈Ho-P2连接并且是主齿轮组HRS第三轴W3的组成部分。主齿轮组HRS第一行星齿轮组P1的齿圈Ho-P1构造成两件式的并且因此具有第一区段Ho-P1-1和第二区段Ho-P1-2。两个区段Ho-P1-1、Ho-P1-2是主齿轮组HRS第四轴W4的组成部分。主齿轮组HRS第三轴W3的一个区段延伸在齿圈Ho-P1的两个区段Ho-P1-1、Ho-P1-2之间并且通往变速器输出轴GW2，该变速器输出轴在所示实施方式中同轴于变速器输入轴GW1。主齿轮组HRS第二行星齿轮组P2的行星架St-P2是主齿轮组HRS第二轴W2的组成部分。通过主齿轮组HRS第一和第二行星齿轮组P1、P2各个构件之间的所述布置和连接主齿轮组HRS的第一、第二、第三和第四轴W1、W2、W3、W4在转速图中的设置被确定，在此第一、第二、第三和第四轴W1、W2、W3、W4的顺序相应于其在转速图中的顺序。
第一功率路径L1能经由第一切换元件A与主齿轮组HRS的第四轴W4连接并且能经由第二切换元件E与主齿轮组HRS的第二轴W2连接。第二功率路径L2能经由第三切换元件B与主齿轮组HRS的第一轴W1并且能经由第四切换元件D与主齿轮组HRS的第二轴W2连接。主齿轮组HRS的第一轴W1能通过第五切换元件C与变速器G的变速器壳体GG或与变速器G的另一抗扭构件连接，从而主齿轮组HRS的第一轴W1在第五切换元件C闭合时不能具有转速。主齿轮组HRS的第四轴W4可以同样方式通过第六切换元件F抗扭地固定，其方式是，第四轴W4通过第六切换元件F与变速器壳体GG连接。
每两个切换元件能通过一个双作用切换装置操作。第二和第四切换元件E、D能通过第一切换装置操作。第三和第五切换元件B、C能通过第二切换装置操作。第一和第六切换元件A、F能通过第三切换装置操作。所述三个切换装置的每个在此可具有三种状态。在切换装置的第一切换状态中，配置给该切换装置的第一切换元件处于闭合位置中，而配置给该切换装置的第二切换元件占据打开位置。在切换装置的第二切换状态中，配置给该切换装置的第二切换元件处于闭合位置中，而配置给该切换装置的第一切换元件占据打开位置。在第三切换状态中，配置给该切换装置的两个切换元件占据打开位置。通过主齿轮组HRS的设计和主齿轮组HRS与电机EM的连接，总共六个切换元件A、B、C、D、E、F可仅配置给三个切换装置。切换装置数量的减少有利于降低变速器G的复杂性。
变速器G具有电机EM，其中定子S抗扭地与变速器G的变速器壳体GG或与变速器G的另一抗扭构件连接，因此定子S不能具有转速。可旋转支承的转子R与副齿轮组ZRS行星齿轮组P4的太阳轮So-P4连接。副齿轮组ZRS行星齿轮组P4的太阳轮So-P4在此是副齿轮组ZRS第一轴W1P4的组成部分。副齿轮组ZRS行星齿轮组P4的行星架St-P4是副齿轮组ZRS第二轴W2P4的组成部分并且与主齿轮组HRS的第一轴W1连接。副齿轮组ZRS行星齿轮组P4的齿圈Ho-P4是副齿轮组ZRS第三轴W3P4的组成部分并且与主齿轮组HRS的第三轴W3连接。
图2示出变速器G的转速图，而图3示出变速器G的换挡图。在图2中沿竖直方向示出主齿轮组HRS四个轴W1、W2、W3、W4和转子R的转速与变速器输入轴GW1转速的比值。变速器输入轴GW1上出现的最大转速被标准化为值1。主齿轮组HRS四个轴W1、W2、W3、W4与转子R之间的距离通过主齿轮组HRS第一和第二行星齿轮组P1、P2的固定传动比和副齿轮组ZRS行星齿轮组P4的固定传动比产生。属于一个特定工作点的转速比能通过一条直线连接。
当两个轴彼此连接时，则这两个彼此连接的轴以同一转速旋转。为简明起见，如此连接的轴可在转速图中彼此水平分开地示出，例如为了更好地显示从前置齿轮组VRS经第一或第二功率路径L1、L2到主齿轮组HRS的转速传输。在此在转速图中所选的连接轴之间的水平距离是任意的。当然，与在转速图中所选的水平距离无关，如此连接的轴之间的传动比的值为1。
当一个行星齿轮组的齿圈、行星架和太阳轮这些元件中的两个彼此连接时，则该行星齿轮组的齿圈、行星架和太阳轮以相同转速旋转。在此状态中所述元件之间的传动比的值为1。为简明起见，与这些元件连接的轴在转速图中的水平设置不移动。因此，该状态在转速图中通过水平直线来识别，该直线将所参与的轴彼此连接。
图3示出根据第一种实施方式的变速器G换挡图。通过图3中的换挡图和图2中的转速图清楚地示出变速器G第二种实施方式的作用方式。闭合的切换元件A、B、C、D、E、F在图3中通过圆圈表示。由换挡图可示例性获知各挡位的相应传动比和由此决定的进入下一较高挡位的速比间隔，并且变速器G具有10.1的总速比范围。传动比由行星齿轮组P1、P2、P3、P4的固定传动比产生。在顺序切换方式中可避免双切换或者说成组切换，因为两个相邻挡位共同使用一个切换元件。变速器G的挡位在换挡图的各行中示出。另外在换挡图的一列中说明电机EM在相关挡位中是否能够将机械功率发送到变速器输出轴GW2上或从其接收机械功率。
变速器输入轴GW1和变速器输出轴GW2之间的第一前进挡1VM通过闭合第三切换元件B和第六切换元件F形成，第二前进挡2VM通过闭合第四切换元件D和第六切换元件F形成，第三前进挡3VM通过闭合第三切换元件B和第四切换元件D形成，第四前进挡4VM通过闭合第四切换元件D和第一切换元件A形成，第五前进挡5VM通过闭合第三切换元件B和第一切换元件A形成，第六前进挡6VM通过闭合第二切换元件E和第一切换元件A形成，第七前进挡7VM通过闭合第三切换元件B和第二切换元件E形成并且第八前进挡8VM通过闭合第五切换元件C和第二切换元件E形成。
在电动挡位1EM中扭矩仅通过电机EM传输向变速器输出轴GW2，在此除了第六切换元件F外所有切换元件打开并且因此在变速器输入轴GW1和变速器输出轴GW2之间不存在扭矩传输的连接。电动挡位1EM也用作倒挡，在其中这样控制电机EM，使得转子R具有负转速、即反向旋转。因此可省却单独的倒挡。
在第一和第二起动模式1S、2S中，变速器输入轴GW1被供应扭矩，在此根据第六切换元件F的位置扭矩可仅由电机EM或也可由变速器输出轴GW2传输供应给变速器输入轴GW1。当第六切换元件F闭合并且电机EM不发送扭矩时，则也可仅由变速器输出轴GW2向变速器输入轴GW1供应扭矩。这在变速器G用于机动车中时对于起动连接在变速器输入轴GW1上的内燃机VKM尤为重要。当在此第六切换元件F打开时，则必须通过驻车制动器抗扭地固定变速器输出轴GW2。
下面示例性说明动力换挡过程。在第二前进挡中，主齿轮组HRS的第二和第四轴W2、W4分别构成差动轴，而主齿轮组HRS的第三轴W3构成总和轴。在从第二前进挡2VM向第三前进挡3VM换挡时，第四切换元件D保持闭合。第六切换元件F打开，接着第三切换元件B闭合。当第六切换元件F构造为牙嵌切换元件时，则第六切换元件F必须在打开之前变为基本上无扭矩的，以致第六切换元件F不能或只能传递较小的扭矩。第六切换元件F的负载消除通过电机EM的发电机扭矩来引起。在此保持至少部分之前存在于主齿轮组HRS第三轴W3上的扭矩，由此在变速器输出轴GW2上不会出现完全的扭矩中断。当第六切换元件F打开时，主齿轮组HRS的第二轴W2变为总和轴，而副齿轮组ZRS的第一轴W1P4和主齿轮组HRS的第三轴W3分别构成差动轴。现在通过电机EM施加发电机扭矩，以便在前置齿轮组VRS的第二轴W2VS和主齿轮组HRS的第一轴W1之间实现转速同步。由此可闭合第三切换元件B，并且保持至少部分之前存在于主齿轮组HRS第三轴W3上的扭矩。当第三切换元件B闭合时，主齿轮组HRS的第一轴W1变为差动轴，换挡过程因此结束。由此可确保在换挡过程中维持从变速器输入轴GW1向变速器输出轴GW2的部分功率流。这种作用方式适用于所有实施方式。
图4示意性示出根据本发明第二种实施方式的变速器G。与第一种实施方式不同，副齿轮组ZRS的第三轴W3P4现在不再与主齿轮组HRS的第三轴W3连接。取而代之，副齿轮组ZRS的第三轴W3P4与主齿轮组HRS的第四轴W4连接。在此副齿轮组ZRS的第三轴W3P4与主齿轮组HRS第四轴W4的一个区段连接，该区段与主齿轮组HRS第一行星齿轮组P1齿圈Ho-P1的第一区段Ho-P1-1连接。为了在转子R和主齿轮组HRS的四个轴W1、W2、W3、W4之间实现与变速器G第一种实施方式中相同的传动效果，必须相应调整副齿轮组ZRS行星齿轮组P4的固定传动比。
图5示意性示出根据本发明第三种实施方式的变速器G。与第二种实施方式不同，副齿轮组ZRS的第二轴W2P4现在不再与主齿轮组HRS的第一轴W1连接。取而代之，副齿轮组ZRS的第二轴W2P4与主齿轮组HRS的第三轴W3连接。副齿轮组ZRS的第三轴W3P4与在第二种实施方式中相同与主齿轮组HRS的第四轴W4连接。在第三种实施方式中，当相应选择副齿轮组ZRS的行星齿轮组P4和主齿轮组HRS的两个行星齿轮组P1、P2的固定传动比时，主齿轮组HRS的第一轴W1在转速图中仅位于副齿轮组ZRS的第一轴W1P4和主齿轮组HRS的第二轴W2之间。
图2的转速图和图3的换挡图也适用于第二和第三种实施方式。
图6示意性示出机动车的混合动力总成系统。混合动力总成系统中所包含的变速器G相应于变速器G的第一种实施方式，并且这仅被视为示例性的。附加电机SG的可转动转子R2与变速器输入轴GW1连接，而附加电机SG的定子S2则抗扭地连接到变速器G的变速器壳体GG上或变速器G的另一抗扭的构件上。通过扭振减振器RD，内燃机VKM与变速器输入轴GW1连接。变速器输出轴GW2与轴减速器AG连接。存在于变速器输出轴GW2上的功率从轴减速器AG分配到机动车的车轮W上。在电机EM的马达式运行中，电功率通过逆变器INV供应给定子S。在电机EM的发电机式运行中，定子S向逆变器INV输送电功率。逆变器INV在此将电池BAT的直流电压转换为适合用于电机EM的交流电压，反之亦然。附加电机SG在此也能通过逆变器INV被供应电功率。作为替代方案，附加电机SG也可连接到另一电源、如机动车的低电压车载电网上。
附图标记列表
G变速器
GW1变速器输入轴
GW2变速器输出轴
HRS主齿轮组
ZRS副齿轮组
VRS前置齿轮组
EM电机
R电机转子
S电机定子
SG附加电机
R2附加电机的转子
S2附加电机的定子
RD扭振减振器
VKM内燃机
INV逆变器
BAT电池
P1主齿轮组的第一行星齿轮组
P2主齿轮组的第二行星齿轮组
P3前置齿轮组的行星齿轮组
P4副齿轮组的行星齿轮组
W1主齿轮组的第一轴
W2主齿轮组的第二轴
W3主齿轮组的第三轴
W4主齿轮组的第四轴
W1VS前置齿轮组的第一轴
W2VS前置齿轮组的第二轴
W3VS前置齿轮组的第三轴
W1P4副齿轮组的第一轴
W2P4副齿轮组的第二轴
W3P4副齿轮组的第三轴
A第一切换元件
E第二切换元件
B第三切换元件
D第四切换元件
C第五切换元件
F第六切换元件
So-P1主齿轮组第一行星齿轮组的太阳轮
St-P1主齿轮组第一行星齿轮组的行星架
Ho-P1主齿轮组第一行星齿轮组的齿圈
Ho-P1-1第一区段
Ho-P1-1第二区段
So-P2主齿轮组第二行星齿轮组的太阳轮
St-P2主齿轮组第二行星齿轮组的行星架
Ho-P2主齿轮组第二行星齿轮组的齿圈
So-P3前置齿轮组行星齿轮组的太阳轮
St-P3前置齿轮组行星齿轮组的行星架
Ho-P3前置齿轮组行星齿轮组的齿圈
So-P4副齿轮组行星齿轮组的太阳轮
St-P4副齿轮组行星齿轮组的行星架
Ho-P4副齿轮组行星齿轮组的齿圈
L1第一功率路径
L2第二功率路径
1VM-8VM第一至第八前进挡
1EM电动挡位
1S第一起动模式
2S第二起动模式
AG轴减速器
W车轮

Claims (16)

1.一种变速器(G)，包括变速器输入轴(GW1)和变速器输出轴(GW2)、主齿轮组(HRS)、副齿轮组(ZRS)以及具有转子(R)和定子(S)的电机(EM)，所述变速器(G)在变速器输入轴(GW1)和主齿轮组(HRS)之间具有第一功率路径(L1)和第二功率路径(L2)，主齿轮组(HRS)包括第一和第二行星齿轮组(P1、P2)，所述第一和第二行星齿轮组总共具有四个按转速顺序称为第一、第二、第三和第四轴的轴(W1、W2、W3、W4)，第一功率路径(L1)能经由第一切换元件(A)与主齿轮组(HRS)的第四轴(W4)连接并且能经由第二切换元件(E)与主齿轮组(HRS)的第二轴(W2)连接，第二功率路径(L2)能经由第三切换元件(B)与主齿轮组(HRS)的第一轴(W1)连接并且能经由第四切换元件(D)与主齿轮组(HRS)的第二轴(W2)连接，主齿轮组(HRS)的第三轴(W3)与变速器输出轴(GW2)连接，副齿轮组(ZRS)包括一个行星齿轮组(P4)，该副齿轮组的行星齿轮组具有第一、第二和第三轴(W1P4、W2P4、W3P4)，并且副齿轮组(ZRS)的第一轴(W1P4)与转子(R)持久连接，其特征在于，所述副齿轮组(ZRS)的第二轴(W2P4)与主齿轮组(HRS)的第一或第三轴(W1、W3)持久连接，其中，
－在副齿轮组(ZRS)的第二轴(W2P4)与主齿轮组(HRS)的第一轴(W1)连接的情况下，副齿轮组(ZRS)的第三轴(W3P4)与主齿轮组(HRS)的第三或第四轴(W3、W4)持久连接，并且
－在副齿轮组(ZRS)的第二轴(W2P4)与主齿轮组(HRS)的第三轴(W3)连接的情况下，副齿轮组(ZRS)的第三轴(W3P4)与主齿轮组(HRS)的第四轴(W4)持久连接。
2.根据权利要求1所述的变速器(G)，其特征在于，当副齿轮组(ZRS)的第二轴(W2P4)与主齿轮组(HRS)的第三轴(W3)连接时，副齿轮组(ZRS)行星齿轮组(P4)的固定传动比选择成，使得主齿轮组(HRS)的第一轴(W1)在转速图中位于副齿轮组(ZRS)的第一轴(W1P4)和主齿轮组(HRS)的第二轴(W2)之间。
3.根据权利要求1或2所述的变速器(G)，其特征在于，副齿轮组(ZRS)行星齿轮组(P4)的太阳轮(So-P4)是副齿轮组(ZRS)第一轴(W1P4)的组成部分，并且
－在副齿轮组(ZRS)的行星齿轮组(P4)构造为负传动比齿轮组的情况下，副齿轮组(ZRS)行星齿轮组(P4)的行星架(St-P4)是副齿轮组(ZRS)第二轴(W2P4)的组成部分并且副齿轮组(ZRS)行星齿轮组(P4)的齿圈(Ho-P4)是副齿轮组(ZRS)第三轴(W3P4)的组成部分，并且
－在副齿轮组(ZRS)的行星齿轮组(P4)构造为正传动比齿轮组的情况下，副齿轮组(ZRS)行星齿轮组(P4)的齿圈(Ho-P4)是副齿轮组(ZRS)第二轴(W2P4)的组成部分并且副齿轮组(ZRS)行星齿轮组(P4)的行星架(St-P4)是副齿轮组(ZRS)第三轴(W3P4)的组成部分。
4.根据前述权利要求之一所述的变速器(G)，其特征在于，主齿轮组(HRS)的第一轴(W1)能通过第五切换元件(C)抗扭地固定，并且主齿轮组(HRS)的第四轴(W4)能通过第六切换元件(F)抗扭地固定。
5.根据前述权利要求之一所述的变速器(G)，其特征在于，主齿轮组(HRS)的第一和第二行星齿轮组(P1、P2)构造为负传动比齿轮组，主齿轮组(HRS)的第一轴(W1)与主齿轮组(HRS)第一行星齿轮组(P1)的太阳轮(So-P1)连接并且与主齿轮组(HRS)第二行星齿轮组(P2)的太阳轮(So-P2)连接，主齿轮组(HRS)的第二轴(W2)与主齿轮组(HRS)第二行星齿轮组(P2)的行星架(St-P2)连接，主齿轮组(HRS)的第三轴(W3)与主齿轮组(HRS)第一行星齿轮组(P1)的行星架(St-P1)并且与主齿轮组(HRS)第二行星齿轮组(P2)的齿圈(Ho-P2)连接，并且主齿轮组(HRS)的第四轴(W4)与主齿轮组(HRS)第一行星齿轮组(P1)的齿圈(Ho-P1)连接。
6.根据权利要求5所述的变速器(G)，其特征在于，主齿轮组(HRS)第一行星齿轮组(P1)的齿圈(Ho-P1)包括第一区段(Ho-P1-1)和第二区段(Ho-P1-2)。
7.根据权利要求6所述的变速器(G)，其特征在于，在第一区段(Ho-P1-1)和第二区段(Ho-P1-2)之间设置主齿轮组(HRS)第三轴(W3)的一个区段，由此主齿轮组(HRS)第三轴(W3)的位于第一区段(Ho-P1-1)和第二区段(Ho-P1-2)之间的区段能径向向外引导。
8.根据前述权利要求之一所述的变速器(G)，其特征在于，第一、第二、第三、第四、第五和第六切换元件(A、B、C、D、E、F)构造为牙嵌切换元件。
9.根据前述权利要求之一所述的变速器(G)，其特征在于，通过选择性成对地接合该六个切换元件(A、B、C、D、E)能够实现八个前进挡(1VM-8VM)，第一前进挡(1VM)通过闭合第三切换元件(B)和第六切换元件(F)形成，第二前进挡(2VM)通过闭合第四切换元件(D)和第六切换元件(F)形成，第三前进挡(3VM)通过闭合第三切换元件(B)和第四切换元件(D)形成，第四前进挡(4VM)通过闭合第四切换元件(D)和第一切换元件(A)形成，第五前进挡(5VM)通过闭合第三切换元件(B)和第一切换元件(A)形成，第六前进挡(6VM)通过闭合第二切换元件(E)和第一切换元件(A)形成，第七前进挡(7VM)通过闭合第三切换元件(B)和第二切换元件(E)形成，并且第八前进挡(8VM)通过闭合第五切换元件(C)和第二切换元件(E)形成。
10.根据权利要求1至3之一所述的变速器(G)，其特征在于，副齿轮组(ZRS)的行星齿轮组(P4)以及主齿轮组(HRS)的第一和第二行星齿轮组(P1、P2)构造为负传动比齿轮组，副齿轮组(ZRS)行星齿轮组(P4)的太阳轮(So-P4)是副齿轮组(ZRS)第一轴(W1P4)的组成部分并且与转子(R)连接，副齿轮组(ZRS)行星齿轮组(P4)的行星架(St-P4)与主齿轮组(HRS)第一行星齿轮组(P1)的太阳轮(So-P1)连接并且与主齿轮组(HRS)第二行星齿轮组(P2)的太阳轮(So-P2)连接并且是副齿轮组(ZRS)第二轴(W2P4)的和主齿轮组(HRS)第一轴(W1)的组成部分，副齿轮组(ZRS)行星齿轮组(P4)的齿圈(Ho-P4)与主齿轮组(HRS)第一行星齿轮组(P1)的行星架(St-P1)连接并且与主齿轮组(HRS)第二行星齿轮组(P2)的齿圈(Ho-P2)连接并且是副齿轮组(ZRS)第三轴(W3P4)的、主齿轮组(HRS)第三轴(W3)的和变速器输出轴(GW2)的组成部分，主齿轮组(HRS)第一行星齿轮组(P1)的齿圈(Ho-P1)是主齿轮组(HRS)第四轴(W4)的组成部分并且主齿轮组(HRS)第二行星齿轮组(P2)的行星架(St-P2)是主齿轮组(HRS)第二轴(W2)的组成部分。
11.根据权利要求1至3之一所述的变速器(G)，其特征在于，副齿轮组(ZRS)的行星齿轮组(P4)以及主齿轮组(HRS)的第一和第二行星齿轮组(P1、P2)构造为负传动比齿轮组，副齿轮组(ZRS)行星齿轮组(P4)的太阳轮(So-P4)是副齿轮组(ZRS)第一轴(W1P4)的组成部分并且与转子(R)连接，副齿轮组(ZRS)行星齿轮组(P4)的行星架(St-P4)与主齿轮组(HRS)第一行星齿轮组(P1)的太阳轮(So-P1)连接并且与主齿轮组(HRS)第二行星齿轮组(P2)的太阳轮(So-P2)连接并且是副齿轮组(ZRS)第二轴(W2P4)的和主齿轮组(HRS)第一轴(W1)的组成部分，副齿轮组(ZRS)行星齿轮组(P4)的齿圈(Ho-P4)与主齿轮组(HRS)第一行星齿轮组(P1)的齿圈(Ho-P1)连接并且是副齿轮组(ZRS)第三轴(W3P4)的和主齿轮组(HRS)第四轴(W4)的组成部分，主齿轮组(HRS)第二行星齿轮组(P2)的行星架(St-P2)是主齿轮组(HRS)第二轴(W2)的组成部分，并且主齿轮组(HRS)第一行星齿轮组(P1)的行星架(St-P1)与主齿轮组(HRS)第二行星齿轮组(P2)的齿圈(Ho-P2)连接并且是主齿轮组(HRS)第三轴(W3)的和变速器输出轴(GW2)的组成部分。
12.根据权利要求1至3之一所述的变速器(G)，其特征在于，副齿轮组(ZRS)的行星齿轮组(P4)和主齿轮组(HRS)的第一和第二行星齿轮组(P1、P2)构造为负传动比齿轮组，副齿轮组(ZRS)行星齿轮组(P4)的太阳轮(So-P4)是副齿轮组(ZRS)第一轴(W1P4)的组成部分并且与转子(R)连接，副齿轮组(ZRS)行星齿轮组(P4)的行星架(St-P4)与主齿轮组(HRS)第一行星齿轮组(P1)的行星架(St-P1)并且与主齿轮组(HRS)第二行星齿轮组(P2)的齿圈(Ho-P2)连接并且是副齿轮组(ZRS)第二轴(W2P4)的、主齿轮组(HRS)第三轴(W3)的和变速器输出轴(GW2)的组成部分，副齿轮组(ZRS)行星齿轮组(P4)的齿圈(Ho-P4)与主齿轮组(HRS)第一行星齿轮组(P1)的齿圈(Ho-P1)连接并且是副齿轮组(ZRS)第三轴(W3P4)的和主齿轮组(HRS)第四轴(W4)的组成部分，主齿轮组(HRS)第一行星齿轮组(P1)的太阳轮(So-P1)与主齿轮组(HRS)第二行星齿轮组(P2)的太阳轮(So-P2)连接并且是主齿轮组(HRS)第一轴(W1)的组成部分，并且主齿轮组(HRS)第二行星齿轮组(P2)的行星架(St-P2)是主齿轮组(HRS)第二轴(W2)的组成部分。
13.根据权利要求12所述的变速器(G)，其特征在于，副齿轮组(ZRS)的行星齿轮组(P4)以及主齿轮组(HRS)的第一和第二行星齿轮组(P1、P2)的固定传动比选择成，使得主齿轮组(HRS)的第一轴(W1)在转速图中位于副齿轮组(ZRS)的第一轴(W1P4)和主齿轮组(HRS)的第二轴(W2)之间。
14.一种用于机动车的混合动力总成系统，所述混合动力总成系统包括至少一个内燃机(VKM)，其特征在于，所述混合动力总成系统包括根据权利要求1至13之一所述的变速器(G)。
15.根据权利要求14所述的混合动力总成系统，其特征在于，所述混合动力总成系统包括至少一个与内燃机(VKM)直接连接或通过传动装置连接的附加电机(SG)，该附加电机构造用于起动内燃机(VKM)，该附加电机(SG)的转子(R2)与变速器(G)的变速器输入轴(GW1)连接。
16.一种用于电动车辆的动力总成系统，其特征在于，所述动力总成系统包括根据权利要求1至13之一所述的变速器(G)。
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