CN110249159B - 用于车辆的变速箱 - Google Patents

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Abstract

一种用于车辆的变速箱，包括：分变速箱(15C)、主变速箱(15A)和副变速箱(15B)，所述副变速箱(15B)可切换入到低副挡位和高副挡位；副变速箱(15B)包括：行星轮机构(14)，其具有齿圈(22)、太阳齿轮(18)和行星架(20)，至少一个行星齿轮(24)可旋转地安装在所述行星架上，所述齿圈(22)和太阳齿轮(18)与所述至少一个行星齿轮(24)啮合；变速箱壳体(12)，其围绕行星轮机构(14)；第一轴向可移动耦合套筒(42)，其设置成使行星架(20)与变速箱壳体(12)啮合；和第二轴向可移动耦合套筒(43)，其设置成使齿圈(22)与输出轴(28)啮合，以实现变速箱(2)中的倒挡。主变速箱(15A)中的爬行挡(211)布置成，当副变速箱(15B)切换入到倒挡时，通过变速箱(2)传递扭矩。本发明还涉及包括这种变速箱(2)的车辆(1)。

Description

用于车辆的变速箱
背景技术
本发明涉及根据所附权利要求的用于车辆的变速箱和包括这种变速箱的车辆。
在车辆中，尤其是对于较重的车辆(诸如卡车)，变速箱包括主变速箱并且经常还包括连接到主变速箱的副变速箱。副变速箱使变速箱中的挡位数量加倍。副变速箱经常包括行星轮机构，其具有低挡和高挡，使得所述变速箱可分为低副挡位和高副挡位。在低副挡位中，通过行星轮机构进行降挡，而在高副挡位中，行星轮机构中的传动比为1:1。
副变速箱经常设置在主变速箱和耦合到车辆驱动轮的传动轴之间。副变速箱被容纳在变速箱壳体中并包括耦合到主变速箱的输入轴、输出轴、以及布置在输入轴和输出轴之间的行星轮机构。行星轮机构经常包括三个部件，它们相对于彼此可旋转地布置，即太阳齿轮、带有行星齿轮的行星架和齿圈。通过了解太阳齿轮和齿圈的齿数，可以确定在操作期间三个部件的相对速度。在副变速箱中，太阳齿轮可旋转地连接到输入轴，多个行星齿轮啮合所述太阳齿轮，所述行星齿轮可旋转地安装在行星架上，所述行星架固定地连接到输出轴，并且轴向可移位的齿圈围绕并啮合行星齿轮。
在已知的副变速箱中，通过使齿圈在低副挡位和高副挡位之间轴向移位，获得低副挡位和高副挡位，在低副挡位中齿圈相对于变速箱壳体旋转地锁定，在高副挡位中齿圈相对于变速箱壳体旋转，并且其中齿圈、行星齿轮和太阳齿轮作为共同体旋转。已知的行星轮机构包括两个布置在齿圈的每侧上的耦合环和布置在齿圈的每侧上的两个同步环。
文献WO 0155620公开了一种副变速箱中的行星轮机构中的同步装置。行星轮机构包括太阳齿轮、行星架和齿圈。太阳齿轮可旋转地与输入轴连接并且多个行星齿轮与太阳齿轮啮合，所述行星齿轮可旋转地安装在行星架上，所述行星架连接到输出轴。轴向可移位的齿圈围绕行星齿轮并与所述行星齿轮啮合。通过使齿圈在低副挡位和高副挡位之间轴向移位，获得低挡和高挡。
然而，存在副变速箱，其中由提供有花键的耦合套筒代替同步装置。通过将传动控制为待组装的两个部件之间的同步速度，使得耦合套筒沿着两个部件的轴向移位成为可能，以便连接它们。当应使各部件脱离附接时，控制传动，使得在部件之间发生扭矩平衡，使得耦合套筒不传递扭矩。然后可以沿着各部件移动耦合套筒，以使它们彼此脱离啮合。
文献US6196944示出了一种行星轮机构，所述行星轮机构包括太阳齿轮、带有行星齿轮的行星架和齿圈。太阳齿轮可以在低副挡位中借助于耦合套筒连接到输入轴，并且在高副挡位中从输入轴脱离啮合。在高副挡位中，输入轴借助于相同的耦合套筒连接到行星架。齿圈牢固地连接到变速箱壳体。已知的行星轮机构布置在辅助变速箱中，仅具有两个挡位。
车辆中的传动件中的倒挡经常布置在主变速箱中，然后主变速箱包括当车辆将沿倒退方向驱动时啮合的挡。用于倒挡的齿轮导致主变速箱的延长，并且导致车辆重量的不期望的增加。
文献WO2015/183153A1示出了一种用于车辆的变速箱，所述变速箱包括副变速箱，所述副变速箱设置有作用在副变速箱中的行星轮机构上的第一、第二和第三轴向可移动耦合套筒。取决于耦合套筒的轴向位置，可实现变速箱中的倒挡。
副变速箱的直径、长度和重量必须在合理限制中。如果副变速箱中的行星轮机构的直径太大，则由于车辆的几何和设计限制，变速箱将不适合于车辆。副变速箱内的行星轮机构的直径增大也导致重量增加，这导致车辆的总重量增加。这可导致车辆的燃料消耗增加。
当副变速箱中的行星轮机构设计为具有受限制的直径时，副变速箱中的传动比将被限制为一定量。这可能影响车辆在倒退方向上的驾驶性，这是因为当发动机和变速箱之间的离合器完全啮合时，所述车辆可能无法以足够低的速度沿倒退方向驱动。
由于变速箱必须传递相当量的扭矩，因此可不通过最小化太阳齿轮的直径增加传动比。如果太阳齿轮的直径非常小，则可能无法承受所需的相当量的扭矩。另外，通过使用小的太阳齿轮，由于行星齿轮的直径增大，行星齿轮的直径可能彼此物理接触。
发明内容
需要进一步开发在副变速箱中设置有倒挡的变速箱。还需要开发一种变速箱，其相对于可能的扭矩传递呈现小尺寸。还需要开发一种变速箱，其中变速箱中的所有部件都被有效地利用，从而在换挡时需要低能量。此外，需要开发一种变速箱，其将变速箱中的总部件最小化，以节省制造和维修成本。
因此，本发明的目的是进一步开发一种在副变速箱中设置有倒挡的变速箱。
本发明的另一个目的是提供一种变速箱，其具有与可能的扭矩传递相关的小尺寸。
本发明的另一个目的是提供一种变速箱，所述变速箱使变速箱中的总部件最小化，以节省制造和修理成本。
本发明的另一个目的是提供一种有效地利用所有传动部件的变速箱。
本发明的另一个目的是提供一种换挡需要低能量的变速箱。
通过根据所附权利要求的上述变速箱，实现这些目的。
根据本发明的一个方面，提供了一种用于车辆的变速箱。所述变速箱包括分变速箱、主变速箱和副变速箱，副变速箱可切换入到低副挡位和高副挡位；所述副变速箱包括：行星轮机构，其带有齿圈、太阳齿轮和行星架，至少一个行星齿轮可旋转地安装在所述行星架上，所述齿圈和太阳齿轮与所述至少一个行星齿轮啮合；变速箱壳体，其围绕行星轮机构；第一轴向可移动耦合套筒，其布置成使行星架与变速箱壳体啮合；第二轴向可移动耦合套筒，其布置成使齿圈与输出轴啮合，用于实现变速箱中的倒挡。主变速箱中的爬行挡布置成，当副变速箱切换入到倒挡时，通过变速箱传递扭矩。
当副变速箱中的行星轮机构切换入到倒挡时，车辆可以沿倒退方向驱动。用于当副变速箱切换入到倒挡时通过变速箱传递扭矩的爬行挡的布置便于车辆以足够低的速度沿倒退方向驱动，以使车辆的驾驶员能够控制车辆，即使发动机和变速箱之间的离合器完全啮合。爬行挡的传动比导致副变速箱可具有受限制的直径，而车辆在倒退方向上的驾驶性不会受到不利影响。变速箱的受限制的直径将使变速箱中的总部件最小化，从而节省制造和维修成本。行星轮机构中的太阳齿轮可以具有一直径，所述直径承受所需的相当量的扭矩。因此，不需要通过最小化太阳齿轮的直径来增加副变速箱中的行星轮机构的传动比。
根据本发明的另一方面，爬行挡的传动比在3,1:1-3,9:1的范围中。当爬行挡的传动比在3,1:1-3,9:1的范围中时，车辆可以以足够低的速度沿倒退方向驱动以控制车辆。因此，车辆在倒退方向上的驾驶性是可接受的。可以减少变速箱的总尺寸。另外，不需要通过最小化太阳齿轮的直径来增加副变速箱中的行星轮机构的传动比。
根据本发明的另一方面，爬行挡的传动比在3,4:1-3,6:1的范围中。当爬行挡的传动比在3,4:1-3,6:1的范围中时，车辆可以以足够低的速度沿倒退方向驱动以控制车辆。因此，将改善车辆在倒退方向上的驾驶性。变速箱的总尺寸可以进一步减小。另外，不需要通过最小化太阳齿轮的直径来增加副变速箱中的行星轮机构的传动比。
根据本发明的另一方面，仅当变速箱切换入到倒挡时，以及在向前方向上副变速箱切换入到低副位(而不在高副位)中时，爬行挡被啮合。与在向前方向上驱动车辆时使用的其他挡相比，较少使用倒挡，并且在向前方向上也较少使用爬行挡。另外，由于爬行挡中的高传动比，通过爬行挡传递的扭矩小于通过变速箱中的其他挡传递的扭矩。因此，可以期待爬行挡的受限制的磨损。因此，爬行挡可以设计成使变速箱的总尺寸最小化。
根据本发明的另一方面，行星轮机构设置成具有当切换入到倒挡时在3,1:1-3,9:1范围中的传动比。当行星轮机构的传动比在3,1:1-3,9:1的范围中时，车辆可以以足够低的速度沿倒退方向驱动以控制车辆。因此，车辆在倒退方向上的驾驶性是可接受的。可以减小变速箱的总尺寸。而且，不需要通过最小化太阳齿轮的直径来增加副变速箱中的行星轮机构的传动比。
根据本发明的另一方面，行星轮机构设置成具有当切换入到倒挡时在3,3:1-3,6:1范围中的传动比。当行星轮机构的传动比在3,3:1-3,6:1的范围中时，车辆可以以足够低的速度沿倒退方向驱动以控制车辆。因此，将改善车辆在倒退方向上的驾驶性。变速箱的总尺寸可以进一步减小。另外，不需要通过最小化太阳齿轮的直径来增加副变速箱中的行星轮机构的传动比。
根据本发明的另一方面，分变速箱和主变速箱一起布置成具有最大传动比，所述最大传动比大于当切换入到倒挡时副变速箱中的行星轮机构的传动比。这导致分变速箱和主变速箱一起将具有大的扩展传动比。这样，车辆可以以足够低的速度沿倒退方向驱动以控制车辆。因此，车辆在倒退方向上的驾驶性将非常好。可以减小变速箱的总尺寸，并且不需要通过最小化太阳齿轮的直径来增加副变速箱中的行星轮机构的传动比。扩展传动比的定义是分变速箱和主变速箱的最大公共传动比除以分变速箱和主变速箱的最小公共传动比。
根据本发明的另一方面，爬行挡的爬行齿轮的宽度小于具有第二最大传动比的主变速箱中的挡中的齿轮的宽度。与在向前方向上驾驶车辆时使用的挡相比，较少使用倒挡和爬行挡。此外，由于爬行挡的高传动比，通过爬行挡传递的扭矩小于通过变速箱中的其他挡传递的扭矩。因此，可以预见爬行挡的受限制的磨损。因此，爬行挡的宽度可以设计成小于具有第二最大传动比的主变速箱中的挡中的齿轮的宽度，这是因为爬行挡的磨损可受到限制。这也可以减小变速箱的长度。
根据本发明的另一方面，爬行挡的一个爬行齿轮布置在主变速箱中的主轴上，并且爬行挡的另一个爬行齿轮布置在副轴上。这样，扭矩可以通过变速箱中的爬行挡传递。
根据本发明的另一方面，变速箱布置成具有重叠传动比，所述重叠传动比在低副挡位的至少最高挡和高副挡位的至少最低挡中。所述重叠传动比将增加变速箱中的扩展传动比。这种变速箱使变速箱中的总部件最小化，并有效地利用所有传动部件。
根据本发明的另一方面，变速箱布置成具有重叠传动比，所述重叠传动比在低副挡位中的两个最高挡和高副挡位中的两个最低挡中。低副挡位中的两个最高挡和高副挡位中的两个最低挡中的重叠传动比将增加变速箱中的扩展传动比。这样，车辆可以以足够低的速度沿倒退方向驱动以控制车辆。车辆在倒退方向上的驾驶性非常好。这种变速箱使变速箱中的总部件最小化，并有效地利用所有传动部件。
根据所附权利要求，上述目的还通过包括上述变速箱的车辆实现。
附图说明
下面参考附图描述本发明的优选实施方式，其仅作为示例，其中：
图1示意性地示出了具有根据本发明的变速箱的侧视图中的车辆，
图2示意性地示出了根据本发明的主变速箱和分变速箱的横截面，
图3示意性地示出了根据本发明的在低副挡位中的变速箱的横截面，
图4示意性地示出了根据本发明的在高副挡位中的变速箱的横截面，以及
图5示意性地示出了根据本发明的在倒挡位中的变速箱的横截面。
具体实施方式
图1示意性地示出了侧视图中的车辆1，其设置有动力系3，所述动力系包括根据本发明的变速箱2。动力系3还包括内燃机4、传动轴10和驱动轮8。驱动轮8经由传动轴10耦合到变速箱2。变速箱2包括副变速箱15B，其目的是使挡机会的数量加倍。由变速箱壳体12围绕变速箱2。
图2示出了根据本发明的变速箱2的示意性截面图。变速箱2包括主变速箱15A、分变速箱15C和副变速箱15B。所述副变速箱15B可以切换入到低副挡位、高副挡位和倒挡位，这将在下面更详细地说明。当副变速箱15B切换入到倒挡时，车辆1可以沿倒退方向驱动。分变速箱15C和主变速箱15A一起中的最大传动比可以大于当行星轮机构14切换入到倒挡时副变速箱15B中的行星轮机构14(图3)中的传动比。分变速箱15C和主变速箱15A可以一起布置成具有超过4:1的最大传动比，并且副变速箱15B中的行星轮机构14可以布置成当切换入到倒挡时具有小于4:1的传动比。具有这种分变速箱15C和主变速箱15A中的公共传动比相对于副变速箱15B中的传动比，车辆1可以以足够低的速度沿倒退方向驱动以控制车辆1，即使发动机4和变速箱2之间的离合器11完全啮合。根据本发明，当在副变速箱15B中啮合倒挡时，主变速箱15A中的爬行挡211被啮合。在具有上述传动比的挡处并且离合器11完全啮合，沿倒退方向驱动的车辆1的速度将低于三km/h。
根据图2，主变速箱15A单独可设定为四个不同的传动比。副变速箱15B布置在主变速箱15A的下游。副变速箱15B由变速箱壳体12围绕并且将参考图3-5进一步讨论。在从内燃机4到驱动轮8的扭矩方向上，分变速箱15C位于主变速箱15A的上游。分变速箱15C使主变速箱15A的挡数加倍，以提供变速箱2的更多传动比。
代替可脱离啮合的离合器11，具有第一和第二电机(未示出)的装置可以布置成旋转和制动行星轮机构14(未示出)，布置在动力系3中并且位于变速箱2上游。在这样的布置中，第一电机可以布置在行星轮机构14的太阳齿轮(未示出)处，而第二电机可以布置在行星轮机构14的第一齿圈(未示出)处。第一和第二电机可以是电源或可形成电源的一部分。
关于主变速箱15A，副轴202包括可旋转地固定到副轴202的齿轮203A、204A、205A。例如，齿轮203A代表第二挡，齿轮204A代表第一挡以及齿轮205A代表第三挡。主轴206包括相应的齿轮203B、204B、205B，其相对于主轴206自由旋转，但是可以选择性地锁定以与主轴206一起旋转，以啮合齿轮。例如，通过操纵第一主套筒207(布置成与主轴206一起旋转)，第二主变速箱挡可以被啮合到齿轮203B啮合的位置，即图中的左侧，从而带动齿轮203B旋转主轴206，以及从而也经由齿轮203A将副轴202啮合到主轴206。副轴202和主轴206上的每对齿轮代表一传动比。
第一主变速箱挡可以通过以下方式啮合：使第一主套筒207从齿轮203B脱离啮合，替代地将第二主套筒208移动到图中右侧的位置，其中齿轮204B替代地啮合，从而使得带动齿轮204B旋转主轴206。相应地，第三主变速箱挡可通过以下方式啮合：操纵第二主套筒208到图中左侧的位置，其中齿轮205B代替地啮合，从而将主变速箱15A设定到第三挡。第一至第三挡中的每一个用于由作为一个整体的变速箱2提供的挡总数的多个。例如，主变速箱15A的第一挡将用于变速箱2的第一和第二挡、低和高分、低副，并且也用于第七和第八挡、低和高分、和高副。当副变速箱15B切换入到倒挡时，也可使用分变速箱15C和主变速箱15A中的不同挡。
主变速箱15A中的爬行挡211包括爬行齿轮对211A和211B。爬行齿轮211A布置在副轴202上，并且爬行齿轮211B相对于主轴206可自由旋转，但是可以选择性地锁定以与主轴206一起旋转，以啮合爬行挡211。
此外，关于分变速箱15C，进入挡(incoming gear)17包括：进入齿轮209A(其类似于上述，可旋转地固定到副轴202)，以及相应的进入齿轮209B(其相对于输入轴201可自由旋转，但它可以通过分套筒210(其设置有分同步单元)选择性地锁定以与输入轴201一起旋转)。分套筒210还可用于将变速箱输入轴201直接地连接到齿轮205B。由此进入挡17(其包括齿轮对209A-B)可以与分套筒210一起为主变速箱15A的每个挡分成两部分，提供两个不同的分传动比。
例如，当第一挡被啮合时，分套筒210布置成啮合分齿轮205B。这将导致输入轴201直接地连接到分齿轮205B，其经由分齿轮205A建立在输入轴201和副轴202之间的第一传动比。然而，齿轮205B不连接到主轴206，但副轴202通过齿轮对204A-B并借助于第二主套筒208连接到主轴206。
当第二挡被啮合时，即第一主变速箱挡的高分离，转而利用齿轮对209A-B被啮合，驱动车辆1，导致输入轴201和副轴202之间的第二传动比。根据上述，齿轮204B仍由第二主套筒208啮合，从而延伸每个挡的范围。
可以对主变速箱15A的每个挡执行该分离。然而，当耦合单元210啮合齿轮205B并且第二主套筒208也啮合齿轮205B时，获得通过分变速箱15C和主变速箱15A的1:1的传动比。
根据本发明，当在副变速箱15B中啮合倒挡时，爬行挡211被啮合。当分套筒210也布置成啮合分齿轮205B时，第一倒挡被啮合。这将导致输入轴201直接地连接到分齿轮205B，其经由分齿轮205A建立在输入轴201和副轴202之间的传动比。
主变速箱15A中的爬行挡211布置成，当副变速箱15B切换入到倒挡时，通过变速箱2传递扭矩。因此，当在副变速箱15B中啮合倒挡时，爬行挡211被啮合。由于爬行挡211，车辆1可以以足够低的速度沿倒退方向驱动，以使车辆1的驾驶员能够控制车辆1。
作为示例，爬行挡的传动比在3,1:1-3,9:1的范围中。当爬行挡211的传动比在3,1:1-3,9:1的范围中时，车辆1可以以足够低的速度沿倒退方向驱动以控制车辆1。因此，车辆1在倒退方向上的驾驶性是可接受的。可以减小变速箱2的总尺寸。而且，不需要通过使太阳齿轮18的直径最小化来增加副变速箱15B中的行星轮机构14的传动比。
根据另一示例，爬行挡211的传动比在3,4:1-3,6:1的范围中。当爬行挡211的传动比在3,4:1-3,6:1的范围中时，车辆1可以以足够低的速度沿倒退方向驱动以控制车辆1。因此，将改善车辆1在倒退方向上的驾驶性。变速箱2的总尺寸可以进一步减小。而且，不需要通过使太阳齿轮18的直径最小化来增加副变速箱15B中的行星轮机构14的传动比。
仅当变速箱2切换入到倒挡时，以及在向前方向上副变速箱15B切换入到低副位时，爬行挡211被啮合。与在向前方向上驱动车辆1时使用的其他挡(诸如代表主变速箱15A中的第一挡的齿轮对204A-B)相比，较少使用倒挡，并且在向前方向上也较少使用爬行挡211。而且，由于爬行挡211中的高传动比，通过爬行挡211传递的扭矩小于通过变速箱2中其他挡(诸如齿轮对204A-B)传递的扭矩。因此，爬行齿轮对211A和211B的磨损将受到限制。因此，爬行齿轮211A和211B可以设计成使变速箱2的总尺寸最小化。布置在副轴202上的爬行齿轮211A的宽度wC和布置在主轴206上的爬行齿轮211B的宽度wC小于代表主变速箱15A中第一挡的齿轮对204A-B的宽度W1。因此，主变速箱15A中的齿轮对204A和204B具有在爬行挡211的传动比之后的第二最大传动比。与在向前方向上驾驶车辆1时使用的挡相比，较少使用倒挡。因此，爬行齿轮211A和211B可以设计成具有宽度wC，所述宽度wC小于齿轮对204A-B的宽度W1，齿轮对204A-B在主变速箱15A中具有第二最大传动比，这是因为爬行齿轮211A和211B的磨损可以小于齿轮204A和204B的磨损。爬行齿轮211A和211B的较小宽度wC将使变速箱2的长度更短。
根据图2，爬行挡211布置在主变速箱15A中。然而，也可以将爬行挡211布置在分变速箱15C中，使得爬行齿轮211A布置在输入轴201上，并且爬行齿轮211B布置在副轴202上。
根据本发明的另一方面，行星轮机构14布置成具有在切换入到倒挡时3,1:1-3,9:1的传动比。当行星轮机构14的传动比在3,1:1-3,9:1的范围中时，车辆1可以以足够低的速度沿倒退方向驱动以控制车辆1。因此，车辆1在倒退方向上的驾驶性是可接受的。可以减小变速箱2的总尺寸。而且，不需要通过使太阳齿轮18的直径最小化来增加副变速箱15B中的行星轮机构14的传动比。
根据本发明的另一方面，行星轮机构14布置成具有在切换入到倒挡时在3,3:1-3,6:1范围中的传动比。当行星轮机构14的传动比在3,3:1-3,6:1的范围中时，车辆1可以以足够低的速度沿倒退方向驱动以控制车辆1。因此，可以改善车辆1在倒退方向上的驾驶性。变速箱2的总尺寸可以进一步减小。而且，不需要通过使太阳齿轮18的直径最小化来增加副变速箱15B中的行星轮机构14的传动比。
低副挡位中的两个最高挡和高副挡位中的两个最低挡可以重叠。因此，低副挡位中的两个最高挡可以具有与高副挡位中的两个最低挡基本相同的传动比。然而，低副挡位中的至少最高挡和高副挡位中的至少最低挡应重叠。因此，低副挡位中的至少最高挡应具有与高副挡位中的至少最低挡基本相同的传动比。该重叠传动比将增加变速箱2中的总传动比。这将使变速箱2中的总部件最小化，并且还有效地利用所有传动部件。
分变速箱15C包括进入挡17和分离挡(split gear)19。分离挡19的传动比可大于进入挡17的传动比，使得可以增加变速箱2中的总传动比。作为示例，进入挡17的传动比可以在0,9:1-1,1:1的范围中，也因此分离挡19的传动比可以大于0,9:1-1,1:1。当进入挡17的传动比在0,9:1-1,1:1的范围中时，变速箱2的总传动比可以增加，并且车辆1可以以足够低的速度沿倒退方向驱动，以使车辆1的驾驶员能够控制车辆1。因此，车辆1在倒退方向上的驾驶性是可接受的。可以减小变速箱2的总尺寸。而且，不需要通过最小化太阳齿轮18的直径来增加副变速箱15B中的行星轮机构14的传动比。
根据另一示例，进入挡17的传动比可以在0,95:1-1,05:1的范围中，也因此分离挡19的传动比可以大于0,95:1-1,05:1。当进入挡17的传动比在0,95:1-1,05:1的范围中时，变速箱2的总传动比可以增加，并且车辆1可以以足够低的速度沿倒退方向驱动，以使车辆1的驾驶员能够控制车辆1。因此，可以改善车辆1在倒退方向上的驾驶性。变速箱2的总尺寸可以进一步减小。而且，不需要通过最小化太阳齿轮18的直径来增加副变速箱15B中的行星轮机构14的传动比。
进入挡17的传动比也可以基本为1:1，也因此分离挡19的传动比可以大于1:1。当进入挡17的传动比基本上为1:1时，变速箱2的总传动比可以增加，并且车辆1可以以足够低的速度沿倒退方向驱动，以使车辆1的驾驶员能够控制车辆1。因此，车辆1在倒退方向上的驾驶性将非常好。变速箱2的总尺寸可以进一步减小。而且，不需要通过最小化太阳齿轮18的直径来增加副变速箱15B中的行星轮机构14的传动比。
分变速箱15C和主变速箱15A可以一起布置成具有在5,5-6,3范围中的组合扩展传动比，并且行星轮机构14布置成具有当切换入到倒挡时在3,1:1-3,9:1范围中的传动比。具有分变速箱15C和主变速箱15A中的这种组合扩展传动比以及在副变速箱15B中的这种传动比，车辆1可以以足够低的速度沿倒退方向驱动，以使车辆1的驾驶员可以控制车辆1。因此，车辆1在倒退方向上的驾驶性是可以接受的。可以减小变速箱2的总尺寸。而且，不需要通过最小化太阳齿轮18的直径来增加副变速箱15B中的行星轮机构14的传动比。扩展传动比的定义是分变速箱15C和主变速箱15A的最大组合或公共传动比除以分变速箱15C和主变速箱15A的最小组合或公共传动比。
作为替代方案，分变速箱15C和主变速箱15A可以一起布置成具有在5,7-6,1范围中的组合扩展传动比，并且行星轮机构14布置成具有当切换入到倒挡时在3,3:1-3,6:1范围中的传动比。具有分变速箱15C和主变速箱15A中的这种组合扩展传动比以及副变速箱15B中的这种传动比，车辆1可以以足够低的速度沿倒退方向驱动，以使车辆1的驾驶员可以控制车辆1。因此，将改善车辆1在倒退方向上的驾驶性。变速箱2的总尺寸可以进一步减小。而且，不需要通过最小化太阳齿轮18的直径来增加副变速箱15B中的行星轮机构14的传动比。
从上面可以看出，分变速箱15C和主变速箱15A一起布置成具有最大传动比，所述最大传动比大于当切换入到倒挡时副变速箱15B中的行星轮机构14的传动比。这导致分变速箱15C和主变速箱15A一起将具有大的组合扩展传动比，其总计将超过5。
图3示出了本发明的变速箱2的示意性截面图。变速箱2包括主变速箱15A、分变速箱15C和副变速箱15B。副变速箱15B包括具有低和高挡的行星轮机构14，使得变速箱2的切换能力可以分为低副挡位和高副挡位。在对应于低副挡位的第一挡位中，在行星轮机构14中发生降挡。在高副挡位中，行星轮机构14中的传动比为1:1。在图3中，行星轮机构14切换入到第一挡位，对应于低副挡位。
副变速箱15B容纳在变速箱壳体12中并包括副变速箱输入轴16，其可以是主变速箱15A的主轴26。行星轮机构14包括可相对于彼此旋转的三个主要部件，即太阳齿轮18、行星架20和齿圈22。多个行星齿轮24利用轴承可旋转地布置在行星架20上。在了解太阳齿轮18和齿圈22的齿32的数量的情况下，可以确定三个部件的相对传动比。太阳齿轮18可旋转地连接到输入轴16，并且行星齿轮24啮合太阳齿轮18。齿圈22围绕并啮合行星齿轮24。
第一轴向可移位耦合套筒42布置成在第一挡位中，将传动壳体12与齿圈22连接，并且布置成在第二挡位中，将传动件壳体12与齿圈22断开连接。第一轴向可移动耦合套筒42布置成在第一挡位中，将输入轴16与行星架20断开连接。
第二轴向可移位耦合套筒43布置成在第三挡位中，将齿圈22与变速箱2的输出轴28耦合。输出轴28耦合到车辆1的传动轴10。第一轴向可移位耦合套筒42布置成在对应于倒挡的第三挡位中，将输入轴16从行星架20断开连接，并且代替地布置成将行星架20与变速箱壳体12互相连接。第二轴向可移位耦合套筒43布置成在第一和第二挡位中，将行星架20与输出轴28互相连接。
第一轴向可移位耦合套筒42在内表面上设置有第一花键50，其布置成与布置在齿圈22上以及布置在突起52(其固定地连接到变速箱壳体12)的周边上的相应的第一花键50相互作用。第一轴向可移位耦合套筒42上的第一花键50还布置成与布置在输入轴16上的相应的第一花键50配合。设置在输入轴16上的相应的第一花键50形成在第一链轮46(其安装在用于太阳齿轮18的轴38上)的周边上。第一轴向可移位耦合套筒42上的第一花键50还布置成与布置在行星架20上的相应的第一花键50配合。设置在行星架20上的相应的第一花键50形成在第二链轮44(其安装在行星架20上)的周边上。
第二轴向可移位耦合套筒43在内表面上设置有第二花键51，其布置成与布置在齿圈22、行星架20和输出轴28上的相应的第二花键51配合。布置在行星架20上的相应的第二花键51形成在第三链轮49(其安装在行星架20上)的周边上。设置在输出轴28上的相应的第二花键51形成在第四链轮53(其安装在输出轴28上)的周边上。
通过移位第一耦合套筒42，获得变速箱2中的低挡，使得齿圈22连接到变速箱壳体12。第一和第二耦合套筒42、43的轴向移位设置有可由第一和第二换挡拨叉60、61，所述换挡拨叉设置在对应的耦合套筒42、43中的外侧周缘凹槽62中。第一换挡拨叉60受到第一动力装置66影响，并且第二换挡拨叉61受到第二动力装置67影响。第一和第二动力装置66、67可以是气动或液压缸。换挡拨叉60、61和动力装置66、67在图3中示意性地示出。
优选地，耦合套筒42、43各自具有低的重量，这意味着在换挡时需要较低的能量和力来移动对应的耦合套筒42、43。这允许在变速箱2中的不同挡位之间进行快速换挡。
图4示出了处于第二挡位或高副挡位的副变速箱15B的示意性截面图，其中第一耦合套筒42切换到图4中右侧，用于将输入轴16连接到行星架20。在该位置中，第一耦合套筒42与变速箱壳体12的齿圈22断开连接。从输入轴16到输出轴28的扭矩传动经由输入轴16和行星架20处于高副挡位，并且还进一步经由第二耦合套筒43到输出轴28，使得通过行星轮机构14的传动比变为1:1。作为替代，第二轴向可移动耦合套筒43可布置成在第二挡位中使齿圈22与输出轴28啮合。
在图5中，副变速箱15B已经切换入到第三挡位，即倒挡。第二轴向可移位套筒43布置成在第三挡位中，将齿圈22与输出轴28连接。因此，第二耦合套筒43通过第二换挡拨叉61换挡，使得齿圈22连接到输出轴28。第一耦合套筒42通过第一换挡拨叉60换挡，以将行星架20与变速箱壳体12耦合。行星架20设置有第二链轮44，所述第二链轮布置成借助于第一耦合套筒42连接行星架20与变速箱壳体12。当副变速箱15B被包含在车辆1的传动件3中时，当输入和输出轴16、28静止时(这对应于车辆1的静止操作状态)，执行对应的离合器套筒42、43的移位。为了提供输入轴16的静止位置，车辆1的离合器11转换到断开连接模式。当副变速箱15B在第三挡位中操作时，扭矩从输入轴16传递到太阳齿轮18，并且进一步传递到行星齿轮24，所述行星齿轮将扭矩传递到齿圈22，并且经由第二耦合套筒43进一步传递到输出轴28。当第一耦合套筒42连接行星架20与变速箱壳体12时，行星架20是静止的。
利用上述传动比，副变速箱15B可具有受限制的直径，并且仍然不会对车辆1在倒退方向上的驾驶性产生不利影响。副变速箱15B的受限制的直径将使变速箱2中的整体部件最小化，也因此将节省制造和维修成本。行星轮机构14中的太阳齿轮18可以设置有一直径，所述直径承受所需的相当量的扭矩。因此，不需要通过最小化太阳齿轮18的直径来增加副变速箱15B中的行星轮机构14的传动比。
电子控制单元70耦合到动力系3以实现上述切换。动力系3中的多个未示出的速度传感器可以连接到控制单元70。另外的计算机72也可以连接到控制单元70。控制单元70可以是具有用于此目的的适当软件的计算机。控制单元70和/或计算机72包括计算机程序P，所述计算机程序P可包括控制本发明的变速箱2的路径。程序P可以以可执行的形式或压缩的形式储存在存储器M和/或读/写存储器中。优选地，提供一种计算机程序制品，其包括：储存在计算机可读介质上，或通过计算机可读介质储存的程序代码，用于当所述程序在控制单元70或连接到控制单元70的另外的计算机72上运行时，执行上述切换。所述代码可以是非易失性的，储存在所述计算机可读介质中。
上述指定的部件和特征可以在本发明的框架内在指定的不同实施方式之间组合。

Claims (13)

1.一种用于车辆的变速箱，所述变速箱包括：
分变速箱(15C)，
主变速箱(15A)，和
副变速箱(15B)，其可切换入到低副挡位和高副挡位；
所述副变速箱(15B)包括：
行星轮机构(14)，其具有齿圈(22)、太阳齿轮(18)和行星架(20)，至少一个行星齿轮(24)可旋转地安装在所述行星架上，所述齿圈(22)和太阳齿轮(18)与所述至少一个行星齿轮(24)啮合；
变速箱壳体(12)，其围绕行星轮机构(14)；
第一轴向可移动耦合套筒(42)，其布置成使行星架(20)与变速箱壳体(12)啮合；和
第二轴向可移动耦合套筒(43)，其布置成使齿圈(22)与输出轴(28)啮合，用于实现变速箱(2)中的倒挡，
其特征在于，主变速箱(15A)中的爬行挡(211)布置成，当副变速箱(15B)切换入到倒挡时，所述爬行挡通过变速箱(2)传递扭矩，从而使车辆沿倒退方向驱动。
2.根据权利要求1所述的变速箱，其特征在于，所述爬行挡(211)的传动比在3.1:1-3.9:1的范围中。
3.根据权利要求1所述的变速箱，其特征在于，所述爬行挡(211)的传动比在3.4:1-3.6:1的范围中。
4.根据前述权利要求中任一项所述的变速箱，其特征在于，仅当变速箱(2)切换入到倒挡时，以及在向前方向上当副变速箱(15B)切换入到低副位时，所述爬行挡(211)啮合。
5.根据权利要求1-3中任一项所述的变速箱，其特征在于，行星轮机构(14)布置成当切换入到倒挡时，所述行星轮机构的传动比在3.1:1-3.9:1范围中。
6.根据权利要求1-3中任一项所述的变速箱，其特征在于，行星轮机构(14)布置成当切换入到倒挡时，所述行星轮机构的传动比在3.3:1-3.7:1范围中。
7.根据权利要求1-3中任一项所述的变速箱，其特征在于，分变速箱(15C)和主变速箱(15A)一起布置成具有最大组合传动比，所述最大组合传动比大于当切换入到倒挡时副变速箱(15B)中行星轮机构(14)中的传动比。
8.根据权利要求1-3中任一项所述的变速箱，其特征在于，爬行挡(211)的爬行齿轮(211A，211B)的宽度(wC)小于具有第二最大传动比的主变速箱(15A)中的挡中的齿轮(204A，204B)的宽度(W1)。
9.根据权利要求8所述的变速箱，其特征在于，所述爬行挡(211)的一个爬行齿轮(211A)布置在主变速箱(15A)中的主轴(206)上，并且爬行挡(211)的另一个爬行齿轮(211B)布置在副轴(202)上。
10.根据权利要求8所述的变速箱，其特征在于，所述爬行挡(211)的一个爬行齿轮(211A)布置在分变速箱(15C)中的输入轴(201)上，并且爬行挡(211)的另一个爬行齿轮(211B)布置在副轴(202)上。
11.根据权利要求1-3中任一项所述的变速箱，其特征在于，变速箱(2)布置成具有重叠传动比，所述重叠传动比在低副挡位的至少最高挡和高副挡位的至少最低挡中。
12.根据权利要求11所述的变速箱，其特征在于，变速箱(2)布置成具有重叠传动比，所述重叠传动比在低副挡位中的两个最高挡和高副挡位中的两个最低挡中。
13.一种车辆，其特征在于，所述车辆(1)设置有根据前述权利要求中任一项所述的变速箱(2)。
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