CN110116615B - 一种重型商用汽车用并联混合动力变速器 - Google Patents

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Abstract

本发明提供了一种重型商用汽车用并联混合动力变速器，它包括主箱和副箱，所述主箱的动力输入轴经离合器连接有发动机、动力输出轴延伸至副箱内并作为副箱第一输入轴，所述副箱内还设置有相互平行的副箱输出轴、副箱中间轴和副箱第二输入轴，所述副箱输出轴与副箱第一输入轴的轴线重合，所述副箱第二输入轴的端部连接有电机，所述副箱第一输入轴与副箱输出轴具有三个副箱机械档位耦合，所述副箱第二输入轴与副箱输出轴具有三个副箱电机档位耦合，所述发动机通过主箱和副箱输出或输入动力，所述电机通过副箱输出或输入动力。该变速器具有燃油发动机和电机两个动力源，可保证机械档位换档过程中动力不会发生中断，且易于档位扩展，结构紧凑。

Description

一种重型商用汽车用并联混合动力变速器
技术领域
本发明涉及的是一种用于重型商用汽车、特别是大型客车的并联混合动力变速器，属于变速器技术领域。
背景技术
插电式混合动力系统是目前最具市场潜力的新能源汽车解决方案。针对商用重型汽车，最简单的一种混合动力构型是采用P2构型。在授权公告号为CN1275790C、授权公告日为20060920的中国发明专利中公开了一种动力传动系统，该动力传动系统采用P2构型，在传统机械自动变速(AMT)系统中，于离合器和变速器之间增加一个电机，从而实现并联混合动力的功能。这种采用AMT的P2系统换档过程中存在动力中断，换档品质较差，对于大型客车这类换档品质要求高的重型商用汽车，显然不能满足要求。
为了解决AMT换档动力中断的问题，在授权公告号为CN101743142B、授权公告日为20130717的中国发明专利中公开了一种混合动力系统的操作方法以及具有两辅助齿轮装置的混合动力系统，该系统具有发动机和电机两个动力源，实现了无动力中断换档。但该系统只有八个档位，并且难于扩展，不能应用于多档化的重型商用车。此外该系统中电机传动档位与发动机传动档位相关度较高，电机传动换档频繁，不利于电机的平稳运行。
发明内容
本发明要解决的技术问题，就是针对现有技术所存在的不足，提出一种重型商用汽车用并联混合动力变速器，该变速器具有燃油发动机和电机两个动力源，可保证机械档位换档过程中动力不会发生中断，且易于档位扩展，结构紧凑。
本方案是通过如下技术措施来实现的：一种重型商用汽车用并联混合动力变速器，它包括主箱和副箱，所述主箱的动力输入轴经离合器连接有发动机、动力输出轴延伸至副箱内并作为副箱第一输入轴，所述副箱内还设置有相互平行的副箱输出轴、副箱中间轴和副箱第二输入轴，所述副箱输出轴与副箱第一输入轴的轴线重合，所述副箱第二输入轴的端部连接有电机，所述副箱第一输入轴与副箱输出轴具有三个副箱机械档位耦合，所述副箱第二输入轴与副箱输出轴具有三个副箱电机档位耦合，所述发动机通过主箱和副箱输出或输入动力，所述电机通过副箱输出或输入动力。
优选地，所述主箱有五个主箱档位，所述副箱有三个副箱机械档位和三个副箱电机档位，在发动机的传动路线中，主箱和副箱共同组成5×3结构，可形成十一个机械档位、十三个机械档位或十五个机械档位；
或者所述主箱有六个主箱档位，所述副箱有三个副箱机械档位和三个副箱电机档位，在发动机的传动路线中，主箱和副箱共同组成6×3结构，可形成十四个机械档位、十六个机械档位或十八个机械档位；
或者所述主箱有七个主箱档位，所述副箱有三个副箱机械档位和三个副箱电机档位，在发动机的传动路线中，主箱和副箱共同组成7×3结构，可形成十七个机械档位、十九个机械档位或二十一个机械档位；
优选地，在电机的传动路线中，由副箱提供三个电机档位，其传动比与副箱电机档位相同。
优选地，所述副箱第一输入轴上安装有传动齿轮A；所述副箱输出轴的左端和右端分别安装有传动齿轮B和传动齿轮C，其中，位于左端传动齿轮B左侧的一段副箱输出轴上通过花键连接有同步器A，该同步器A的啮合齿在左滑动行程末端能够与第一输入轴上的传动齿轮A啮合、在右滑动行程末端能够与副箱输出轴左端的传动齿轮B啮合。
优选地，所述副箱第二输入轴的左端和右端分别安装有传动齿轮F和传动齿轮G，位于传动齿轮F和传动齿轮G之间的一段副箱第二输入轴上自左向右依次通过花键连接有两同步器B和同步器C，其中，左侧同步器B的啮合齿在左滑动行程末端能够与副箱第二输入轴左端的传动齿轮F啮合，右侧同步器C的啮合齿在右滑动行程末端能够与副箱第二输入轴右端的传动齿轮G啮合。
优选地，所述副箱中间轴上自左向右依次安装有传动齿轮D、传动齿轮E和双联齿轮，其中，左侧的传动齿轮D可与副箱第一输入轴上的传动齿轮A及副箱第二输入轴左端的传动齿轮F啮合，中间的传动齿轮E可与副箱输出轴左端的传动齿轮B啮合，所述双联齿轮中的左齿轮可与副箱第二输入轴右端的传动齿轮G啮合、右齿轮可与副箱输出轴右端的传动齿轮C啮合。
优选地，所述副箱电机档位分别为一档、二档、三档，其中，一档的传动比为iml＝4.193，二档的传动比为im2＝2.057，三档的传动比为im3＝1.000。
本发明的有益效果：
1.该变速器可实现多种工作模式：并联混合动力模式、纯电驱动模式、制动能量回收模式、发动机起动模式和发电模式，提高了该变速器的实用性，利于插电式混合动力汽车的推广应用；
2.在发动机的传动路线中，可形成十一、十三或十五个机械档位，或者十四、十六或十八个机械档位，或者十七、十九或二十一个机械档位，多档化有利于提高发动机的燃油经济性；
3.与P2构型相比，实现了换档过程中的无动力中断，提高了乘坐舒适性；
4.副变速器齿轮和同步器数量少，结构紧凑，节省了空间，并且降低了成本；
5.机械档位与副箱电机档位具有较大的独立性，有利于提高发动机和电机的效率；
6.采用主、副箱结构，易于档位扩展，适用于多档化重型商用汽车混合动力系统；
7.主箱采用传统机械自动变速器，降低了研发和生产的难度。
由此可见，本发明与现有技术相比，具有突出的实质性特点和显著的进步，其实施的有益效果也是显而易见的。
附图说明
图1为本发明具体实施方式的传动原理示意图。
图2为副箱机械一档且副箱电机一档的动力传递路线示意图。
图3为副箱机械二档且副箱电机二档的动力传递路线示意图。
图4为副箱机械三档且副箱电机三档的动力传递路线示意图。
图5为机械一档至四档的动力传递路线示意图。
图6为机械四档时电机档位从一档升至二档的动力传递路线示意图。
图7为机械四档升至五档的动力传递路线示意图。
图8为机械五档升至六档的动力传递路线示意图。
图9为机械六档升至七档的动力传递路线示意图。
图10为机械七档升至八档的动力传递路线示意图。
图11为机械八档时电机档位从二档升至三档的动力传递路线示意图。
图12为机械八档至十一档的动力传递路线示意图。
图13为发动机静止起动模式的动力传递路线示意图。
图14为发电模式的动力传递路线示意图。
图中，1-发动机，2-电机，3-主箱，30-副箱第一输入轴，31-副箱中间轴，32-副箱第二输入轴，33-副箱输出轴，4-副箱，51-传动齿轮A，52-传动齿轮B，53-传动齿轮C，61-传动齿轮D，62-传动齿轮E，71-传动齿轮F，73-传动齿轮G，63-双联齿轮，81-同步器A，82-同步器B，83-同步器C。
具体实施方式
为能清楚说明本方案的技术特点，下面通过具体实施方式，并结合其附图，对本方案进行阐述。
一种重型商用汽车用并联混合动力变速器，如图1所示，它包括主箱3和副箱4，所述主箱3的动力输入轴经由离合器连接有发动机1、动力输出轴延伸至副箱4内并作为副箱第一输入轴30，所述副箱4内还设置有相互平行的副箱输出轴33、副箱中间轴31和副箱第二输入轴32，所述副箱输出轴33与副箱第一输入轴30的轴线重合，所述副箱第二输入轴32的端部连接有电机2，副箱4中存在两路动力输入：来自主箱3的发动机1和连接在副箱4上的电机2。所述副箱第一输入轴30与副箱输出轴33具有三个副箱机械档位耦合，所述副箱第二输入轴32与副箱输出轴33具有三个副箱电机档位耦合，所述副箱电机档位分别为一档、二档、三档，其中，一档的传动比为iml＝4.193，二档的传动比为im2＝2.057，三档的传动比为im3＝1.000。所述发动机1通过主箱3和副箱4输出或输入动力，所述电机2通过副箱4输出或输入动力。当变速箱进行换档期间，电机2提供动力补充，从而实现车辆的无动力中断换档，电机2能够在车辆起步时驱动车辆，当遇到复杂情况，如爬坡、加速等，电机2能够与发动机1共同驱动车辆，实现并联混合动力驱动模式。所述主箱3可以设置有五个、六个或七个主箱档位：
当主箱3有五个主箱档位时，所述副箱4有三个副箱机械档位和三个副箱电机档位，在机械档位的传动路线中，主箱3和副箱4共同组成5×3结构，可形成十一个机械档位、十三个机械档位或十五个机械档位；
当主箱3有六个主箱档位，所述副箱4有三个副箱机械档位和三个副箱电机档位，在机械档位的传动路线中，主箱3和副箱4共同组成6×3结构，可形成十四个机械档位、十六个机械档位或十八个机械档位；
当主箱3有七个主箱档位，所述副箱4有三个副箱机械档位和三个副箱电机档位，在机械档位的传动路线中，主箱3和副箱4共同组成7×3结构，可形成十七个机械档位、十九个机械档位或二十一个机械档位；
在电机的传动路线中，由副箱提供三个电机档位，其传动比与副箱电机档位相同，即一档的传动比为im1＝4.193，二档的传动比为im2＝2.057，三档的传动比为im3＝1.000。
所述副箱第一输入轴30上安装有传动齿轮A51，所述副箱输出轴33的左端安装有传动齿轮B52、右端安装有传动齿轮C53，位于所述传动齿轮B52左侧的一段副箱输出轴33上通过花键连接有同步器A81，所述同步器A81的啮合齿在左滑动行程末端能够与传动齿轮A51啮合、在右滑动行程末端能够与传动齿轮B52啮合。
所述副箱第二输入轴32的左端安装有传动齿轮F71、右端安装有传动齿轮G73，位于传动齿轮F71和传动齿轮G73之间的一段副箱第二输入轴32上自左向右依次通过花键连接有同步器B82和同步器C83，所述同步器B82的啮合齿在左滑动行程末端能够与传动齿轮F71啮合，所述同步器C83的啮合齿在右滑动行程末端能够与传动齿轮G73啮合。
所述副箱中间轴31上自左向右依次安装有传动齿轮D61、传动齿轮E62和双联齿轮63，所述传动齿轮D61可与传动齿轮A51和传动齿轮F71啮合，所述传动齿轮E62可与传动齿轮B52啮合，所述双联齿轮63中的左齿轮可与传动齿轮G73啮合、右齿轮可与传动齿轮C53啮合。
采用这种结构形式后，该变速器具有两路独立的动力输出路线(发动机1和电机2)，在换档时，其中一路总能保持动力输出。副箱4通过同步器A81、同步器B82、同步器C83结合传动齿轮的不同组合，为发动机1和电机2的动力传递路线分别提供了三个副箱机械档位和三个副箱电机档位。针对每一个副箱机械档位，为发动机驱动提供若干个机械档位，举例说来，如果主箱3采用五档结构，则每一个副箱机械档位最多对应五个机械档位。
图2为副箱机械一档且副箱电机一档的动力传递路线示意图，具体来说，此时同步器A81的啮合齿与传动齿轮B52啮合，同步器B82的啮合齿与传动齿轮F71啮合，同步器C83中位空转，副箱第一输入轴30上的传动齿轮A51与副箱中间轴31上的传动齿轮D61啮合，将主箱3传递来的发动机1的动力传递给副箱中间轴31，再通过传动齿轮E62与传动齿轮B52的啮合使传动齿轮B52通过同步器A81带动副箱输出轴33转动，实现发动机1的动力输出；与此同时，电机2的动力通过同步器B82传递给传动齿轮F71，传动齿轮F71与传动齿轮D61啮合将动力传递给副箱中间轴31，再通过传动齿轮E62与传动齿轮B52的啮合使传动齿轮B52通过同步器A81带动副箱输出轴33转动，实现电机2的动力输出。
图6为副箱机械一档且副箱电机二档的动力传递路线示意图，此时同步器A81的啮合齿与传动齿轮B52啮合，同步器B82中位空转，同步器C83的啮合齿与传动齿轮G73啮合，副箱第一输入轴30上的传动齿轮A51与副箱中间轴31上的传动齿轮D61啮合，将主箱3传递来的发动机1的动力传递给副箱中间轴31，再通过传动齿轮E62与传动齿轮B52的啮合使传动齿轮B52通过同步器A81带动副箱输出轴33转动，实现发动机1的动力输出；与此同时，电机2的动力通过同步器C83传递给传动齿轮G73，传动齿轮G73与双联齿轮63中的左齿轮啮合，双联齿轮63中的右齿轮与传动齿轮C53啮合，传动齿轮C53带动副箱输出轴33转动，实现电机2的动力输出。
图3为副箱机械二档且副箱电机二档的动力传递路线示意图，此时同步器B82的啮合齿与传动齿轮F71啮合，同步器C83的啮合齿与传动齿轮G73啮合，同步器A81中位空转，副箱第一输入轴30上的传动齿轮A51与副箱中间轴31上的传动齿轮D61啮合，将主箱3传递来的发动机1的动力传递给副箱中间轴31，传动齿轮D61与传动齿轮F71啮合使传动齿轮F71通过同步器B82带动副箱第二输入轴32转动，将动力传递给副箱第二输入轴32，副箱第二输入轴32通过同步器C83带动传动齿轮G73同步转动，传动齿轮G73与双联齿轮63中的左齿轮啮合，再通过双联齿轮63中的右齿轮与传动齿轮C53的啮合将动力传递给副箱输出轴33，实现发动机1的动力输出。所述电机2的动力传递给副箱第二输入轴32后，副箱第二输入轴32通过同步器C83带动传动齿轮G73转动，传动齿轮G73与双联齿轮63中的左齿轮啮合，再通过双联齿轮63中的右齿轮与传动齿轮C53的啮合将动力传递给副箱输出轴33，实现电机2的动力输出。
图9为副箱机械三档且副箱电机二档的动力传递路线示意图，此时同步器A81的啮合齿与传动齿轮A51啮合，同步器B82中位空转，同步器C83的啮合齿与传动齿轮G73啮合，通过同步器A81的啮合齿与传动齿轮A51的啮合将主箱3传递来的发动机1的动力直接传递给副箱输出轴33实现发动机1动力的直接输出。所述电机2的动力传递给副箱第二输入轴32后，副箱第二输入轴32通过同步器C83带动传动齿轮G73转动，传动齿轮G73与双联齿轮63中的左齿轮啮合，再通过双联齿轮63中的右齿轮与传动齿轮C53的啮合将动力传递给副箱输出轴33，实现电机2的动力输出。
图4为副箱机械三档且副箱电机三档的动力传递路线示意图，此时同步器A81的啮合齿与传动齿轮A51啮合，同步器B82的啮合齿与传动齿轮F71啮合，同步器C83中位空转，通过同步器A81的啮合齿与传动齿轮A51的啮合将主箱3传递来的发动机1的动力直接传递给副箱输出轴33实现发动机1动力的直接输出，因此，副箱4机械三档的传动比为1，同时，电机2的动力通过同步器B82传递给传动齿轮F71，再通过传动齿轮F71与传动齿轮D61的啮合将电机2的动力传递给副箱中间轴31，再通过传动齿轮D61与传动齿轮A51的啮合将电机2的动力传递给传动齿轮A51，传动齿轮A51通过同步器A81将电机2的动力传递给副箱输出轴33，实现电机2的动力输出，此时，电机2也处于三档，传动比也为1。
综上所述，所述副箱第一输入轴30与副箱输出轴33具有三个副箱机械档位耦合：通过同步器A81实现一个副箱4的直接档(副箱机械三档)耦合；通过齿轮副51/61、62/52及同步器A81实现副箱4的副箱机械一档耦合；通过齿轮副51/61/71、73/63/53及同步器B82和同步器C83实现副箱4的副箱机械二档耦合。
所述副箱第二输入轴32与副箱输出轴33具有三个副箱电机档位耦合：通过齿轮副71/61/62/52及同步器B82和同步器A81实现副箱电机一档耦合；通过齿轮副73/63/53和同步器C83实现副箱电机二档耦合；通过齿轮副71/61/51及同步器B82和同步器A81实现副箱电机三档耦合。
对于图1所示的结构方案，采用不同的主箱3和副箱4的传动比匹配方案，可为发动机传动路线提供不同数量的机械档位：
十一档变速器：主箱3的五个主箱档位的传动比为ib1＝2.057，ib2＝1.595，ib3＝1.279，ib4＝1，ib5＝0.790，副箱4的三个副箱机械档位的传动比为ia1＝4.193，ia2＝2.057，ia3＝1.000，这样可以实现十一个机械档位，i1＝ib1*ia1＝8.624，i2＝ib2*ia1＝6.688，i3＝ib3*ia1＝5.365，i4＝ib4*ia1＝ibl*ia2＝4.193，i5＝ib5*ia1＝ib2*ia2＝3.310，i6＝ib3*ia2＝2.632，i7＝ib4：*ia2＝ib1*ia3＝2.057，i8＝ib5*ia2＝ib2*ia3＝1.595，i9＝ib3*ia3＝1.279，i10＝ib4：*ia3＝1，i11＝ib5*ia3＝0.790与此对应，电机传动路线的三个副箱电机档位(即电机档位)的速比为im1＝4.193，im2＝2.057，im3＝1.000；
十三档变速器：主箱3的五个主箱档位的传动比为ib1，ib2，ib3，ib4，ib5；副箱4的三个副箱机械档位的传动比为ia1，ia2，ia3，这样可以实现十三个机械档位，il＝ibl*ia1，i2＝ib2*ia1，i3＝ib3*ial，i4＝ib4*ia14，i5＝ib5*ial＝ib1*ia2，i6＝ib2*ia2，i7＝ib3*ia2，i8＝ib4*ia2，i9＝ib5*ia2＝ib1*ia3，i10＝ib2*ia3，i11＝ib3*ia3，i12＝ib4：*ia3，i13＝ib5*ia3；与此对应，电机传动路线的三个副箱电机档位的速比为im1，im2，im3。
十五档变速器：主箱3的五个主箱档位的传动比为ib1，ib2，ib3，ib4，ib5；副箱4的三个副箱机械档位的传动比为ia1，ia2，ia3，这样可以实现十五个机械档位i1＝ib1*ia1，i2＝ib2*ia1，i3＝ib3*ia1，i4＝ib4*ia1，i5＝ib5*ia1，i6＝ib1*ia2，i7＝ib2*ia2，i8＝ib3*ia2，i9＝ib4*ia3，i10＝ib5*ia3，i11＝ib1*ia3，i12＝ib2：*ia3，i13＝ib3*ia3，i14＝ib4*ia4，i15＝ib5*ia3；与此对应，电机传动路线的三个副箱电机档位的速比为im1，im2，im3。
下面以十一档变速器为例，具体描述各档位的实现过程。
图5为机械一档至四档的动力传递路线示意图。此时同步器A81右位与传动齿轮B52啮合，同步器B82左位与传动齿轮F71啮合，同步器C83中位空转。发动机1的动力经由离合器、主箱3、副箱4中的传动齿轮A51、传动齿轮D61、传动齿轮E62、传动齿轮B52、同步器A81以及副箱输出轴33输出；电机2的动力经由同步器B82、传动齿轮F71、传动齿轮D61、传动齿轮E62、传动齿轮B52、同步器A81以及副箱输出轴33输出，实现电机一档传动。其中机械档位换档过程在主箱3中完成，其间配合离合器的分离和结合控制，主箱档位由一档升至四档，换档过程中电机档位保持在一档，保证了机械档位换档过程中动力不会发生中断。
图6为机械四档时电机档位从一档升至二档的动力传递路线示意图。此时副箱4中的同步器A81保持右位与传动齿轮B52啮合，机械档位保持在四档，从而保证电机档位变化时动力不发生中断。电机档位从一档换二档的过程中，同步器82从左位啮合转换至中位空转，然后同步器C83从中位移动至右位与传动齿轮G73啮合，此时电机2的动力经由同步器C83、传动齿轮G73、双联齿轮63、传动齿轮C53以及副箱输出轴33输出，从而实现电机二档传动。
图7为机械四档升至五档的动力传递路线示意图。此时同步器A81保持右位与传动齿轮B52啮合，同步器B82中位空转，同步器C83保持右位与传动齿轮G73啮合。发动机1的动力经由离合器、主箱3、副箱中的传动齿轮A51、传动齿轮D61、传动齿轮E62、传动齿轮B52、同步器A81以及副箱输出轴33输出；其中机械档位换档过程在主箱3中完成，其间配合离合器的分离和结合控制，主箱档位由四档升到五档，换档过程中电机档位保持在二档，保证了机械档位换档过程中动力不会发生中断。
图8为机械五档升至六档的动力传递路线示意图。此时同步器A81从右位啮合回到中位空转，同步器B82左位与传动齿轮F71啮合，同步器C83保持右位与传动齿轮G73啮合。发动机1的动力经由离合器、主箱3、副箱4中的传动齿轮A51、传动齿轮D61、传动齿轮F71、同步器B82、副箱第二输入轴32、同步器C83、传动齿轮G73、双联齿轮63、传动齿轮C53以及副箱输出轴33输出；其中机械档位换档过程在主箱3中完成，其间配合离合器的分离和结合控制，主箱档位由五档降到三档，换档过程中电机档位保持在二档，保证了机械档位换档过程中动力不会发生中断。
图9为机械六档升至七档的动力传递路线示意图。此时同步器A81左位与传动齿轮A51啮合，同步器B82从左位啮合回到中位空转，同步器C83保持右位与传动齿轮G73啮合。发动机1的动力经由离合器、主箱3、副箱4中的传动齿轮A51、同步器A81以及副箱输出轴33输出；其中机械档位换档过程在主箱3中完成，其间配合离合器的分离和结合控制，主箱档位由三档降到一档，换档过程中电机档位保持在二档，保证了机械档位换档过程中动力不会发生中断。
图10为机械七档升至八档的动力传递路线示意图。此时同步器A81保持左位与传动齿轮A51啮合，同步器B82保持中位空转，同步器C83保持右位与传动齿轮G73啮合。发动机1的动力经由离合器、主箱3、副箱4中的传动齿轮A51、同步器A81以及副箱输出轴33输出；其中机械档位换档过程在主箱3中完成，其间配合离合器的分离和结合控制，主箱档位由一档升到二档，换档过程中电机档位保持在二档，保证了机械档位换档过程中动力不会发生中断。
图11为机械八档时电机档位从二档升至三档的动力传递路线示意图。此时同步器A81保持左位与传动齿轮A51啮合，机械档位保持在八档，从而保证电机档位变化时动力不发生中断。电机档位从二档换三档的过程中，同步器B82从中位移动到左位与传动齿轮F71啮合，然后同步器C83从右位啮合回到中位空转，此时电机2的动力经由同步器B82、传动齿轮F71、传动齿轮D61、传动齿轮A51、同步器A81及副箱输出轴33输出，从而实现电机三档传动。
图12为机械八档至十一档的动力传递路线示意图。此时同步器A81保持左位与传动齿轮A51啮合，同步器B82保持左位与传动齿轮F71啮合，同步器C83中位空转。发动机1的动力经由离合器、主箱3、副箱4中的传动齿轮A51、同步器A81以及副箱输出轴33输出；电机2的动力经由传动齿轮F71、传动齿轮D61、传动齿轮A51以及副箱输出轴33输出，实现电机三档传动。其中机械档位换档过程在主箱3中完成，其间配合离合器的分离和结合控制，主箱档位由二档升至五档，换档过程中电机档位保持在三档，保证了机械档位换档过程中动力不会发生中断。
上述换档过程仅作为混合动力模式的一种，其中电机一档升至二档时机械档位保持在四档，理论上电机也可在机械一档、二档、三档、五档时换档；电机二档升至三档时也可在机械七档、九档、十档、十一档时换档。副箱机械档位由一档升二档、二档升三档过程中主箱档位可分别选择五档降为三档、四档降为二档或三档降为一档，机械档位、主箱换档、副箱换档以及电机档位换档的不同匹配可组成不同的混合动力模式。
图13为发动机静止起动模式的动力传递路线示意图。起动过程中车辆保持静止。首先断开离合器，同步器A81中位空转，同步器B82左位与传动齿轮F71啮合，同步器C83中位空转；主箱3进入合适的主箱档位；离合器结合。电机2加电，电机驱动力矩经由同步器B82、传动齿轮F71、传动齿轮D61、传动齿轮A51传递到副箱第一输入轴30，经主箱3、离合器进而带动发动机1起动。
发动机行车起动模式：在汽车行进过程中，无论发动机是否工作，机械档位和电机档位均按照相应的控制逻辑进行换挡；当发动机1处于熄火状态时，离合器处于分离状态。在发动机1起动过程中机械档位和电机档位保持不变，结合离合器，电机2的驱动力矩通过副箱4、主箱3经离合器传递到发动机1，起动发动机1。
图14为发电模式的动力传递路线示意图。此时同步器A81中位空转，同步器B82左位与传动齿轮F71啮合，同步器C83中位空转。发动机1的动力经由离合器、主箱3、副箱4中的传动齿轮A51、传动齿轮D61、传动齿轮F71、同步器B82以及副箱第二输入轴32传递到电机2，电机2发电并将其储存于电池中。
纯电动模式：此时发动机1保持熄火状态，机械档位和电机档位均按照相应的控制逻辑进行换挡，离合器处于分离状态。电机2通过副箱4输出动力。
制动能量回收模式：此时发动机1保持熄火状态，电机档位保持不变，主箱档位按照控制逻辑换档，离合器处于分离状态。电机2作为发电机工作在发电模式，产生反向制动力矩。该制动力矩经由副箱电机档位的动力传递路线传递到副箱输出轴33，从而对汽车进行制动。在产生制动力矩的同时，电机2发电并将其储存于电池中，完成制动能量的回收。
本发明中的主箱3采用传统机械自动变速器，通过主箱输入轴、离合器与发动机1连接，所述副箱4可以实现两路动力传递路线：副箱机械传动路线是通过副箱第一输入轴30经过相应的齿轮副及同步器到副箱输出轴33，实现三个副箱机械档位；副箱电机传动路线是从电机2通过副箱第二输入轴32和相应的齿轮副及同步器到副箱输出轴33，实现三个副箱电机档位。所述副箱机械传动路线和副箱电机传动路线部分地公用了副箱4中的齿轮和同步器，减少了副箱齿轮和同步器的数量，利于实现紧凑的结构设计。
本发明采用主箱3和副箱4的结构形式，使混合动力变速器可以实现两路动力传递路线：机械传动路线从发动机1通过离合器、主箱3及所述副箱机械传递路线输出动力；电机传动路线与所述副箱电机传动路线相同。采用所述主副箱结构可方便的扩展机械传动路线的档位，实现多档化配置。
所述副箱机械档位换档和副箱电机档位换档独立完成：副箱部分机械档位换档时，副箱电机档位可以暂不发生变化，由此实现机械档位换档过程中，用电机2提供驱动力，实现无动力中断换档；副箱电机档位换档时，副箱机械档位可以暂不发生变化，由此实现电机档位换档过程中，用发动机1提供驱动力，实现无动力中断换档。
所述发动机1和电机2两种动力源的高效工作区是不同的，发动机1的高效工作区为低速大扭矩区域，相比而言电机2的高效工作区要大的多，主要分布在中速区域，因此发动机1和电机2的动力传递路线需要不同的换档逻辑。所述变速器机械档位和电机档位有较大的独立性：执行多个机械低速档位时，对应地执行副箱一档，可执行电机一档或电机二档；执行多个机械中速档位时，对应地执行副箱二档，执行电机二档；执行多个机械高速档位时，对应地执行副箱三档，可执行电机二档或电机三档。所述机械档位与电机档位的独立性有利于使发动机1和电机2都工作在高效率区域。
本发明中所述左、右是基于图1所示的视图方向而言。
本发明中未经描述的技术特征可以通过现有技术实现，在此不再赘述。本发明并不仅限于上述具体实施方式，本领域普通技术人员在本发明的实质范围内做出的变化、改型、添加或替换，也应属于本发明的保护范围。

Claims (4)

1.一种重型商用汽车用并联混合动力变速器，它包括主箱(3)和副箱(4)，其特征是：所述主箱(3)的动力输入轴经离合器连接有发动机(1)、动力输出轴延伸至副箱(4)内并作为副箱第一输入轴(30)，所述副箱(4)内还设置有相互平行的副箱输出轴(33)、副箱中间轴(31)和副箱第二输入轴(32)，所述副箱输出轴(33)与副箱第一输入轴(30)的轴线重合，所述副箱第二输入轴(32)的端部连接有电机(2)，所述副箱第一输入轴(30)与副箱输出轴(33)具有三个副箱机械档位耦合，所述副箱第二输入轴(32)与副箱输出轴(33)具有三个副箱电机档位耦合，所述发动机(1)通过主箱(3)和副箱(4)输出或输入动力，所述电机(2)通过副箱(4)输出或输入动力；
所述副箱第一输入轴(30)上安装有传动齿轮A(51)，所述副箱输出轴(33)的左端安装有传动齿轮B(52)、右端安装有传动齿轮C(53)，位于所述传动齿轮B(52)左侧的一段副箱输出轴(33)上通过花键连接有同步器A(81)，所述同步器A(81)的啮合齿在左滑动行程末端能够与传动齿轮A(51)啮合、在右滑动行程末端能够与传动齿轮B(52)啮合；
所述副箱第二输入轴(32)的左端安装有传动齿轮F(71)、右端安装有传动齿轮G(73)，位于传动齿轮F(71)和传动齿轮G(73)之间的一段副箱第二输入轴(32)上自左向右依次通过花键连接有同步器B(82)和同步器C(83)，所述同步器B(82)的啮合齿在左滑动行程末端能够与传动齿轮F(71)啮合，所述同步器C(83)的啮合齿在右滑动行程末端能够与传动齿轮G(73)啮合；
所述副箱中间轴(31)上自左向右依次安装有传动齿轮D(61)、传动齿轮E(62)和双联齿轮(63)，所述传动齿轮D(61)可与传动齿轮A(51)和传动齿轮F(71)啮合，所述传动齿轮E(62)可与传动齿轮B(52)啮合，所述双联齿轮(63)中的左齿轮可与传动齿轮G(73)啮合、右齿轮可与传动齿轮C(53)啮合。
2.根据权利要求1所述的重型商用汽车用并联混合动力变速器，其特征是：所述主箱(3)有五个主箱档位，所述副箱(4)有三个副箱机械档位和三个副箱电机档位，在发动机的传动路线中，主箱(3)和副箱(4)共同组成5× 3结构，可形成十一个机械档位、十三个机械档位或十五个机械档位；
或者所述主箱(3)有六个主箱档位，所述副箱(4)有三个副箱机械档位和三个副箱电机档位，在发动机的传动路线中，主箱(3)和副箱(4)共同组成6× 3结构，可形成十四个机械档位、十六个机械档位或十八个机械档位；
或者所述主箱(3)有七个主箱档位，所述副箱(4)有三个副箱机械档位和三个副箱电机档位，在发动机的传动路线中，主箱(3)和副箱(4)共同组成7× 3结构，可形成十七个机械档位、十九个机械档位或二十一个机械档位。
3.根据权利要求2所述的重型商用汽车用并联混合动力变速器，其特征是：在电机的传动路线中，由副箱提供三个电机档位，其传动比与副箱电机档位相同。
4.根据权利要求3所述的重型商用汽车用并联混合动力变速器，其特征是：所述副箱电机档位分别为一档、二档、三档，其中，一档的传动比为im1＝4.193，二档的传动比为im2＝2.057，三档的传动比为im3＝1.000。
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