CN112081884A - 一种基于行星齿轮系的十一挡变速器 - Google Patents

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Abstract

本发明涉及一种变速器，具体涉及一种基于行星齿轮系的十一挡变速器，解决现有的四速和六速变速器在燃油经济性、响应动力性及平稳性等方面均存在局限性的技术问题。本发明基于行星齿轮系的十一挡变速器包括变速器外壳及行星齿轮系，行星齿轮系包括布置在同一个轴系上的四个行星排以及七个换挡组件，四个行星排组件之间通过旋转轴等连接构件形成八个旋转体，换挡组件采用离合器和制动器改变行星齿轮系的自由度，不同组件的结合与分离使得输入轴与输出轴之间可实现不同的速比传递，最终可获得至少十一个前进挡位和至少两个倒挡挡位的换挡速度，具有更优化的速比，显著提高了车辆的动力传递性能和燃油经济性。

Description

一种基于行星齿轮系的十一挡变速器
技术领域
本发明涉及一种变速器，具体涉及一种基于行星齿轮系的十一挡变速器。
背景技术
行星齿轮系是液力自动变速器AT(Automatic Transmission)进行变速的核心机构，其主要由行星排、离合器以及制动器组成，通过控制离合器和制动器，可以使行星排的构件以不同的组合形式互连，从而实现多种传动比的转换。
当变速器具有更多的可选挡位，就可以对其进行更为优化的设计，通过更多挡位、更优化速比的变速器，可使发动机在高效区工作的情况下满足不同车速的需求，从而使得车辆能够具有更加经济的燃油消耗及更好的动力性能。
目前，市场上最为常见的为四速和六速变速器，虽然可在一定程度上实现预期目的。但从技术发展的角度来看，在燃油经济性、响应动力性及平稳性等方面均存在局限性，有待于进行持续的改进和更新设计。
发明内容
本发明的目的是针对现有的四速和六速变速器在燃油经济性、响应动力性及平稳性等方面均存在局限性的技术问题，提出一种基于行星齿轮系的十一挡变速器，该变速器的行星齿轮系可提供至少十一个前进挡位和两个倒挡挡位，显著提高了车辆的动力传递性能和燃油经济性。
为实现上述目的，本发明所采用的技术方案是：
一种基于行星齿轮系的十一挡变速器，包括变速器外壳以及位于变速器外壳内部的行星齿轮系，其特殊之处在于：
所述行星齿轮系包括行星排组件、旋转轴组件及换挡组件；
所述行星排组件包括设置在同一个轴系上的第一行星排PG1、第二行星排PG2、第三行星排PG3以及第四行星排PG4，且均为单排单级行星排；
所述第一行星排PG1包括第一太阳轮S1、第一行星架PC1和第一齿圈A1；
所述第二行星排PG2包括第二太阳轮S2、第二行星架PC2和第二齿圈A2；
所述第三行星排PG3包括第三太阳轮S3、第三行星架PC3和第三齿圈A3；
所述第四行星排PG4包括第四太阳轮S4、第四行星架PC4和第四齿圈A4；
所述旋转轴组件包括输入轴1、第二旋转轴2、第三旋转轴3、第四旋转轴4、第五旋转轴5、第六旋转轴6、输出轴7以及第八旋转轴8；
所述输入轴1、输出轴7与行星排组件形成八个旋转体：
第一旋转体，包括所述输入轴1以及与输入轴1固定连接的第一太阳轮S1；
第二旋转体，包括第二旋转轴2以及与第二旋转轴2固定连接的第一行星架PC1；
第三旋转体，包括第三旋转轴3以及与第三旋转轴3固定连接的第一齿圈A1、第二行星架PC2及第三齿圈A3；
第四旋转体，包括第四旋转轴4以及与第四旋转轴4固定连接的第二齿圈A2；
第五旋转体，包括第五旋转轴5以及与第五旋转轴5固定连接的第三太阳轮S3及第四太阳轮S4；
第六旋转体，包括第六旋转轴6以及与第六旋转轴6固定连接的第三行星架PC3和第四齿圈A4；
第七旋转体，包括输出轴7以及与输出轴7固定连接的第四行星架PC4；
第八旋转体，包括第八旋转轴8以及与第八旋转轴8固定连接的第二太阳轮S2；
所述换挡组件包括第一离合器C1、第二离合器C2、滑套离合器L、第一制动器B1、第二制动器B2、第三制动器B3以及第四制动器B4；
所述第一离合器C1插置于输入轴1与第五旋转轴5之间；
所述第二离合器C2插置于输入轴1与第六旋转轴6之间；
所述第一制动器B1插置于第二旋转轴2与固定件之间；
所述第二制动器B2插置于第四旋转轴4与固定件之间；
所述第三制动器B3插置于第三旋转轴3与固定件之间；
所述第四制动器B4插置于第六旋转轴6与固定件之间；
所述滑套离合器L插置于输入轴1、第二旋转轴2和第八旋转轴8之间；
所述滑套离合器L设置为L进模式，则所述第八旋转轴8与输入轴1连接；所述滑套离合器L设置为L退模式，则所述第八旋转轴8与第二旋转轴2连接。
进一步地，所述第一行星架PC1包括六个第一行星轮P1；所述第二行星架PC2包括四个第二行星轮P2；所述第三行星架PC3包括五个第三行星轮P3；所述第四行星架PC4包括四个第四行星轮P4。
进一步地，所述第一行星排PG1中，第一太阳轮S1齿数为50，第一行星轮P1齿数为51，第一齿圈A1齿数为152；
所述第二行星排PG2中，第二太阳轮S2齿数为90，第二行星轮P2齿数为31，第二齿圈A2齿数为152；
所述第三行星排PG3中，第三太阳轮S3齿数为86，第三行星轮P3齿数为33，第三齿圈A3齿数为152；
所述第四行星排PG4中，第四太阳轮S4齿数为60，第四行星轮P4齿数为46，第四齿圈A4齿数为152。
进一步地，为了节省空间，所述输入轴1的前部为实心轴，中间部分为包容第一离合器C1及第二离合器C2的中空结构，后部为空心轴，这种结构在车辆怠速时，可有效断开动力源，提高变速器的使用寿命；
所述第二旋转轴2、第三旋转轴3、第六旋转轴6以及第八旋转轴8均为空心轴；
所述第四旋转轴4为空心结构；
所述第五旋转轴5及输出轴7均为实心轴。
进一步地，所述固定件为变速器外壳。
进一步地，所述第一离合器C1及第二离合器C2为摩擦离合器；
所述第一制动器B1、第二制动器B2、第三制动器B3及第四制动器B4为摩擦制动器。
进一步地，所述换挡组件通过以下结合方式确定变速器挡位：
前进一挡：所述第一制动器B1、第四制动器B4结合，所述滑套离合器L处于L进模式；
前进二挡：所述第四制动器B4、第一离合器C1结合，所述滑套离合器L处于L进模式；
前进三挡：所述第一制动器B1、第一离合器C1结合，所述滑套离合器L处于L进模式；
前进四挡：所述第三制动器B3、第一离合器C1结合，所述滑套离合器L处于L进模式；
前进五挡：所述第二制动器B2、第一离合器C1结合，所述滑套离合器L处于L退模式；
前进六挡：所述第二制动器B2、第一离合器C1结合，所述滑套离合器L处于L进模式；
前进七挡：所述第一离合器C1、第二离合器C2结合，所述滑套离合器L处于L进模式；
前进八挡：所述第二制动器B2、第二离合器C2结合，所述滑套离合器L处于L进模式；
前进九挡：所述第二制动器B2、第二离合器C2结合，所述滑套离合器L处于L退模式；
前进十挡：所述第三制动器B3、第二离合器C2结合，所述滑套离合器L处于L进模式；
前进十一挡：所述第一制动器B1、第二离合器C2结合，所述滑套离合器L处于L进模式；
倒一挡：所述第二制动器B2、第四制动器B4结合，所述滑套离合器L处于L退模式；
倒二挡：所述第二制动器B2、第四制动器B4结合，所述滑套离合器L处于L进模式；
空挡：所述第四制动器B4结合，所述滑套离合器L处于L进模式。
进一步地，上述基于行星齿轮系的十一挡变速器还包括设置于变速器外壳内部的液力变矩器，所述液力变矩器与所述行星齿轮系传动连接。
本发明的有益效果是：
1)本发明基于行星齿轮系的十一挡变速器的行星齿轮系具有接收动力的输入轴、向外输出动力的输出轴、四个布置在同一个轴系上的行星排以及七个换挡组件，其中，各行星排均设有太阳轮、齿圈和带有若干个行星齿轮的行星架，行星排的组件之间通过旋转轴或其他连接构件相连接，可形成八个旋转体，以实现动力的传递，换挡组件可采用离合器和制动器等扭矩传递装置，通过操作换挡组件可改变行星齿轮系的自由度，不同的换挡组件的结合与分离使得输入轴与输出轴之间可实现不同的速比传递，最终可获得至少十一个可用前进挡位和至少两个可用倒挡挡位，与四速和六速行星齿轮系相比，其具有更多的挡位和更优化的速比，可使发动机在高效区工作的情况下满足不同车速的需求，进而显著提高车辆的动力传递性能和燃油经济性。
2)行星齿轮系采用的四个行星排均为单排单级行星排，结构简单，成本低。
3)行星齿轮系的两个摩擦离合器放置在输入端，当车辆静止，发动机怠速时，可有效断开动力源，提高变速器的使用寿命。
4)本发明的行星齿轮系采用了滑套离合器，安装方便，可靠性高；滑套离合器的L进模式和L退模式，可以形成两套传动路线，结构简单，有效降低了行星齿轮系的体积、重量，降低了成本。
5)本发明基于行星齿轮系的十一挡变速器采用了七个换挡组件，在实际使用中，某一个挡位下都有三个换挡组件同时结合，即有剩余的四个换挡组件没有结合。没有结合的换挡组件越少，系统的拖曳扭矩越小，变速器的传动效率便会上升。当前系统中某一个挡位下仅有四个换挡组件没有结合，能够使变速器传动效率得到提升。
6)当车辆的速度突然降低或是突然升高时，变速器需要迅速切换到适合该车速的挡位，本发明变速器系统的跳挡性能优越，仅通过切换一个换挡组件即可完成换挡操作，如2/3/4/6/7挡之内可以任意跳挡，7/8/10/11挡之内可以任意跳挡，同时具有其它特殊的跳挡设置，换挡方式最为简单，换挡速度快。
7)本发明变速器的行星齿轮系零部件较少，换挡组件充分利用行星排之间的空间，不仅可以获得更短的变速器长度，而且整体设计更加紧凑，可以很好的满足车辆对变速器耐久性、动力传递效率、尺寸、成本等方面的要求。
附图说明
图1为本发明实施例中行星齿轮系的传动路线示意图；
图2为本发明实施例中行星齿轮系的一种特定齿数的应用示意图；
图3为本发明实施例中行星齿轮系的各构件连接原理图；
图4为本发明实施例中行星齿轮系的滑套离合器L进模式各构件连接原理图；
图5为本发明实施例中行星齿轮系的滑套离合器L退模式各构件连接原理图；
图6为本发明实施例中行星齿轮系的滑套离合器L进模式连接原理图对应的杠杆原理图；
图7为本发明实施例中行星齿轮系的滑套离合器L退模式连接原理图对应的杠杆原理图；
图8为本发明实施例中变速器系统3/11挡、4/10挡、5/8/9挡、6/8挡以及6/9挡的跳挡关系示意图。
附图标记说明：
1-输入轴，2-第二旋转轴，3-第三旋转轴，4-第四旋转轴，5-第五旋转轴，6-第六旋转轴，7-输出轴，8-第八旋转轴。
具体实施方式
变速器更多、更优化挡位功能的实现依赖于行星齿轮系，而行星排的组合形式，特别是行星排固连件的选择、动力传动部件的位置设置和布局，使得整体的行星齿轮系具有不同的特性。因此，需要对行星齿轮系进行改进，使其部件更少、挡位更多、效率更高及成本更低，以满足车辆对变速器耐久性、动力传递效率、尺寸等方面的要求。本发明的核心是提供一种基于行星齿轮系的多挡变速器，该行星齿轮系包括四个行星排、八个扭矩传递装置机构或控制单元以及包括离合器和制动器的七个换挡组件，能提供至少十一个前进挡和至少两个倒挡。
为了更清楚地说明本发明的技术方案，下面结合附图和具体实施例对本发明进行详细说明。对于本发明说明书中的解释仅限于实施例方案，并省略不必要的部件描述，同样的构件在不同附图上以相同的标记表示。
图1为本发明所提供行星齿轮系的传动路线简图；图2为本发明所提供行星齿轮系的一种特定齿数下的应用示例简图。
在一种具体实施方式中，本发明提供的行星齿轮系具有设置在同一轴线上的第一行星排PG1、第二行星排PG2、第三行星排PG3及第四行星排PG4，设置在同一轴线上的第一离合器C1、第二离合器C2，以及设置在同一轴线上的第一制动器B1、第二制动器B2、第三制动器B3、第四制动器B4及滑套离合器L。
第一行星排PG1为单排单级行星排，其包括作为该排输入的第一行星架PC1，第一太阳轮S1及第一齿圈A1至少三个构件，第一行星架PC1上的第一行星轮P1为六个行星轮，其中，行星轮的个数与结构强度相关。
第二行星排PG2为单排单级行星排，其包括作为该排输入的第二太阳轮S2和第二行星架PC2，以及第二齿圈A2至少三个构件，第二行星架PC2上的第二行星轮P2的数量为四个。
第三行星排PG3为单排单级行星轮，其包括作为该排输入的第三太阳轮S3和第三行星架PC3，以及第三齿圈A3至少三个构件，第三行星架PC3上的第三行星轮P3的数量为五个。
第四行星排PG4为单排单级行星轮，其包括第四太阳轮S4，第四行星架PC4，以及第四齿圈A4至少三个构件，第四行星架PC4上的第四行星轮P4的数量为四个。
第三行星排PG3与第四行星排PG4之间存在由四个构件形成的两组固连形式，因此在特定阶段可视为一组复合行星齿轮组，作为一体形式进行输出。
还包括八根作为连接构件的旋转轴，上述行星排的组件与旋转轴相连接，并通过旋转轴相互连接，一共可形成八个旋转体：
第一旋转体，由第一旋转轴(即输入轴1)刚性连接第一太阳轮S1构成，两者始终以相同的转速旋转，第一旋转轴被构造为接收液力变矩器扭矩和转速输入的构件。
第二旋转体，由第二旋转轴2和第一行星架PC1连接构成，能够选择性的连接到固定件上，该固定件可以是变速器外壳。
第三旋转体，由第一齿圈A1、第二行星架PC2及第三齿圈A3通过第三旋转轴3的前后两部分连接构成，能够选择性的连接到固定件上。
第四旋转体，由第四旋转轴4和第二齿圈A2连接构成，能够选择性的连接到固定件上。
第五旋转体，由第三太阳轮S3、第四太阳轮S4及第五旋转轴5连接构成，可选择性的连接到第一旋转体上。
第六旋转体，由第三行星架PC3、第六旋转轴6及第四齿圈A4连接构成，能够选择性的连接至固定件或连接到第一旋转体上。
第七旋转体，由第七旋转轴(即输出轴7)和第四行星架PC4连接构成，第七旋转轴被构造为向外输出已转换扭矩和转速的构件。
第八旋转体，由第八旋转轴8和第二太阳轮S2连接构成。
摩擦离合器置于从上述旋转体中选定的旋转体之间，以便进行扭矩与转速的传递。
第一离合器C1设置在第一旋转体与第五旋转体之间。具体地，第一离合器C1插置在第一旋转轴(输入轴1)与第五旋转轴5的前转轴之间，作为选择性的输入元件进行操作。
第一旋转轴(输入轴1)与第一太阳轮S1构成第一旋转体，第一旋转体为动力输入端。
第二离合器C2设置在第一旋转体与第六旋转体之间。具体地，插置在第一旋转轴(输入轴1)的后转轴与第六旋转轴6之间，作为选择性的输入元件进行操作。
C1/C2离合器布置在变速器的输入端，在车辆静止但发动机仍保持怠速的情况下可以有效断开来自发动机的动力，这样变速器内部不会有太多零件随转，不会产生不必要的零件摩擦磨损。
摩擦制动器置于从上述旋转体中选定的旋转体与固定件之间，用来限制其所在行星排的自由度，以便扭矩沿设定路径传递。
第一制动器B1设置在第二旋转与固定件之间。具体地，插置在第二旋转轴2与固定件之间，作为选择性的固定元件进行操作。
第二制动器B2设置在第四旋转体与固定件之间。具体地，插置在第四旋转轴4与固定件之间，作为选择性的固定元件进行操作。
第三制动器B3设置在第三旋转体与固定件之间。具体地，插置在第三旋转轴3与固定件之间，作为选择性的固定元件进行操作。
第四制动器B4设置在第六旋转体与固定件之间。具体地，插置在第六旋转轴6与固定件之间，作为选择性的固定元件进行操作。
滑套离合器L插置于第一旋转体、第二旋转体和第八旋转体之间。滑套离合器L有两种工作模式，L进模式可以将第一太阳轮S1与第二太阳轮S2连接，即第一旋转体与第八旋转体连接；L退模式可以将第一行星架PC1与第二太阳轮S2连接，即第二旋转体与第八旋转体连接。
在第一旋转轴(输入轴1)至第八旋转轴8之中，可作为选择性的输入构件有第五旋转轴5、第六旋转轴6，分别通过第一离合器C1、第二离合器C2，选择性的连接到输入端的第一旋转轴(输入轴1)。
在第一旋转轴(输入轴1)至第八旋转轴8之中，可作为选择性的固定构件有第二旋转轴2、第四旋转轴4、第三旋转轴3、第六旋转轴6，分别通过第一制动器B1、第二制动器B2、第三制动器B3及第四制动器B4，选择性的将相应的旋转体固连到固定件上。
此处采用的滑套离合器L相比于其余摩擦片式的换挡元件更加可靠。摩擦片式的换挡元件是利用摩擦片和对偶片之间的压力产生的摩擦力使二者保持同转速并传递扭矩，而滑套离合器L是使两者刚性连接，并不会产生摩擦片式的换挡元件出现的烧蚀、磨损等情况，极大地提高了使用寿命；而且，滑套离合器L的结构简单，不像摩擦片式的换挡元件是多片式的结构；在安装方面，一组摩擦式离合器往往有多片摩擦片，在安装时需要仔细调整并进行对齿，极大地增加了安装的难度，而使用滑套离合器L则使对齿变得简单。
根据上述连接方式和实际组装的需要，各旋转轴的尺寸和形态将不尽相同。第一旋转体为行星机构的动力输入装置，第一旋转轴(输入轴1)的前半部分和第七旋转轴(输出轴7)可以为实心轴，第一旋转体的中间部分为包容第一离合器C1及第二离合器C2的中空结构，第一旋转体的后部连接第一太阳轮S1，该结构设置成空心轴结构；第二旋转体的第二旋转轴2则为内径比较大的空心轴，第一行星架PC1通过该空心轴与第一制动器B1的运动侧连接；第三旋转轴3为具有直径较大的空心轴，包括前转轴和后转轴，通过前转轴和后转轴分别将第二行星架PC2与第一齿圈A1及第三齿圈A3连接，内部容纳所连接的行星排的组成构件，同时，其也为台阶轴，以适应不同的径向尺寸变化，并可和第三制动器B3的运动侧连接；第四旋转轴4为径向尺寸很大的空心结构，其与第二齿圈A2连接，并与第二制动器B2的运动侧连接；第五旋转轴5为实心轴，其与第三太阳轮S3及第四太阳轮S4连接，并与第一离合器C1的从动侧连接；第六旋转轴6将第三行星架PC3及第四齿圈A4连接，并与第二离合器C2的从动侧连接，并可和第四制动器B4的运动侧连接；第七旋转轴(输出轴7)为实心轴，其与第四行星架PC4连接，并可作为动力输出元件；第八旋转轴与第二太阳轮S2相连接，该轴需要设计为空心轴。
图3为本发明示例性行星齿轮系的各构件的连接原理图。由于滑套离合器L具有L进与L退两种工作状态，故图3所示的连接原理图可以由此分为两种简化连接模式如图4、图5所示，其中，图4为滑套离合器L进模式连接原理图，图5为滑套离合器L退模式连接原理图。
图4、图5中，第一、第二行星排组合成一个复合的行星齿轮组，第一太阳轮S1与第二太阳轮S2由滑套离合器L固连或第一行星架PC1与第二太阳轮S2由滑套离合器L固连，且第一齿圈A1与第二行星架PC2固连，故第一行星排和第二行星排可以组成一个复合的行星齿轮组；第一行星架PC1通过第二旋转轴2与第一制动器B1连接；第二齿圈A2通过第四旋转轴4与第二制动器B2连接；这样的构造结构使得这组复合行星齿轮组在L进与L退模式下可分别输出两种速比，其中有一种完全一致，故第一、第二行星排组合成的复合行星齿轮组可输出三种速比，并通过第三旋转轴3传递给第三齿圈A3。
第三、第四行星排组合成一个复合的行星齿轮组，第三行星架PC3与第四齿圈A4固连，第三太阳轮S3与第四太阳轮固连。第五旋转轴5与第一离合器C1，选择性的与第一旋转轴(输入轴1)连接；第三行星架PC3与第四齿圈A4固连，通过第六旋转轴6与第二离合器C2，与第一旋转轴(输入轴1)选择性连接；第三齿圈A3接受来自第一、第二行星排组成的复合轮系的3个速比的输入，这样第三、第四行星排组成的复合行星齿轮组就具有7个速比的输入；通过相互的组合及第三、第四制动器B3、B4的作用可以输出最少13个速比的能力。总速比数
Figure BDA0002677772830000101
其中有两个速比为倒挡。
表1为本发明示例性行星齿轮系的各挡位与扭矩传递装置的操作表，表格中列出了按照图2所示齿数给出的各挡位的速比及挡位间的级差数值，黑点的表格区代表闭合的换挡组件，空白的表格区代表断开的换挡组件。该表格仅体现示例行星齿轮系情况下的数值，并且每组数值可以进行改变。
表1
Figure BDA0002677772830000111
图6、图7分别为与图4、图5连接原理图对应的杠杆原理图，该图为本行业人员基本的传动路线分析方法示意图。图6所示的L进模式贡献了十一个前进挡及两个倒挡中的D1/D2/D3/D4/D6/D7/D8/D10/D11/R2挡；图7所示的L退模式贡献了十一个前进挡及两个倒挡中的D5/D9/R1挡。
图6、图7中的两条水平线分别表示为：“0”水平线代表速度为零，“1”代表速度为输入转速及其转速与输入轴1相同。水平线上的字符参照图3所示的各构件连接原理图中的名称，其间距为各构件间的齿数及相互间的配比关系来确定，各构件间的直线表示固定连接其相应旋转轴，这种方式为本领域的技术人员常用的速度比较方式。
上述摩擦离合器处于输入为“1”的水平线的相应插置位置上，上述摩擦制动器处于固定的水平线“0”的相应插置位置上；速度传递线将通过起作用的摩擦制动器或离合器，速度传递线最终在输出轴7即第七旋转轴上的数值即为该组扭矩传递装置操作情况下输出的速度相对于输入速度的比值。
本发明在各个挡位下有两个扭矩传递装置同时进行操作，下面将详细描述各个实施方案情况下的本发明的行星齿轮系的每一个换挡速度及各构件的转速情况。
(1)前进一挡
在前进一挡时，操作第一制动器B1、第四制动器B4，滑套离合器L保持L进模式。
第一旋转轴(输入轴1)通过固联第一太阳轮S1与第二太阳轮S2轴，作为速度“1”输入；第二旋转轴2通过第一制动器B1的操作作为固定元件，通过第一行星排PG1的作用形成一个减小速度传递到第三旋转轴3；第六旋转轴6通过第四制动器B4的操作将第三行星架PC3作为固定元件，经由第三旋转轴3传递到第三齿圈A3上的的速度通过第三行星排PG3的作用形成一个第三太阳轮S3的减速，并传递到第四行星排PG4；由于第四齿圈A4在第四制动器B4的作用为固定元件，第三太阳轮S3与第四太阳轮S4固连，从而形成了前进一挡速度线，其与第七旋转轴(输出轴7)的交点D1即为前进一挡速比。
(2)前进二挡
在前进二挡时，松开前进一挡时操作的第一制动器B1，并操作第一离合器C1，滑套离合器L保持L进模式。
第一旋转轴(输入轴1)的转速通过操作第一离合器C1将速度通过第五旋转轴5传递到第四太阳轮S4上，使其作为速度“1”输入；通过操作第四制动器B4将第六旋转轴6作为固定元件，从而形成前进二挡速度线，其与第七旋转轴(输出轴7)的交点D2即为前进二挡速比。
(3)前进三挡
在前进三挡时，松开前进二挡时操作的第四制动器B4，并操作第一摩擦制动B1，滑套离合器L保持L进模式。
第一旋转轴(输入轴1)的转速通过操作第一离合器C1将速度通过第五旋转轴5传递到第三、第四太阳轮S3、S4上，作为速度“1”输入；第一旋转轴(输入轴1)刚性连接第一、第二太阳轮S1、S2上，作为速度“1”输入；通过操作第一制动器B1将第二旋转轴2作为固定元件，从而形成前进三挡速度线，其与第七旋转轴(输出轴7)的交点D3即为前进三挡速比。
(4)前进四挡
在前进四挡时，松开前进三挡时操作的第一制动器B1，并操作第三摩擦制动B3，滑套离合器L保持L进模式。
第一旋转轴(输入轴1)的转速传递通过第一离合器C1传递到第五旋转轴5上，并传递到第三、第四太阳轮S3、S4上，作为速度“1”输入；操作第三制动器B3通过第三旋转轴3的后半部分将第三齿圈A3作为固定元件，这样使得第三行星架PC3以一减少的速度输出；第四太阳轮S4与第三太阳轮S3同一转速；第四齿圈A4与第三行星架PC3同一转速；从而形成前进四挡速度线，其与第七旋转轴(输出轴7)的交点D4即为前进四挡速比。
(5)前进五挡
在前进五挡时，松开前进四挡时操作的第三制动器B3，并操作第二制动器B2，并移动滑套离合器L形成L退模式。
第一旋转轴(输入轴1)的转速通过第一太阳轮S1，作为速度“1”输入；第一旋转轴(输入轴1)的转速通过操作第一离合器C1将速度通过第五旋转轴5传递到第三、第四太阳轮S3、S4上，作为速度“1”输入；通过操作第二制动器B2将第四旋转轴4将第二齿圈A2作为固定元件，这样使得第二行星架PC2以一减少的速度通过第三旋转轴3的后半部分传递到第三齿圈A3上；这样在两个输入构件的速度作用下形成前进五挡速度线，其与第七旋转轴(输出轴7)的交点D5即为前进五挡速比。
(6)前进六挡
在前进六挡时，保持B2、C1的结合不变，将滑套离合器L切换为L进模式。
第一旋转轴(输入轴1)的转速通过固连第一、第二太阳轮S1、S2上，作为速度“1”输入；第一旋转轴(输入轴1)的转速通过操作第一离合器C1将速度通过第五旋转轴5传递到第三、第四太阳轮S3、S4上，作为速度“1”输入；通过操作第二制动器B2将第四旋转轴4将第二齿圈A2作为固定元件，这样使得第二行星架PC2以一减少的速度通过第三旋转轴3的后半部分传递到第三齿圈A3上；这样在两个输入构件的速度作用下形成前进六挡速度线，其与第七旋转轴(输出轴7)的交点D6即为前进六挡速比。
(7)前进七挡
在前进七挡时，松开前进六挡时操作的第二制动器B2，操作第二离合器C2。
第一旋转轴(输入轴1)通过操作第一离合器C1将转速通过第五旋转轴5传递到第三、第四太阳轮S3、S4上；并且操作第二离合器C2将第六旋转轴6与第一旋转轴(输入轴1)直接连接，使得第三行星排PG3、第四行星排PG4变为直接连接状态，第一旋转轴(输入轴1)的速度将直接输出，从而形成前进七挡速度线，其与第七旋转轴(输出轴7)的交点D7即为前进七挡速比。
(8)前进八挡
在前进八挡时，松开前进七挡时操作的第一离合器C1，操作第二制动器B2。
第一旋转轴(输入轴1)的转速传递到第一、第二太阳轮S1、S2，作为速度“1”输入；操作第二制动器B2通过第四旋转轴4将第二齿圈A2作为固定元件，这样使得第二行星架PC2以一减少的速度传递到第三齿圈A3；第一旋转轴(输入轴1)通过操作第二离合器C2将转速通过第六旋转轴6传递到第三行星架PC3及第四齿圈A4；第三、第四太阳轮S3、S4同速转动，这样第三、第四行星排PG3、PG4组成的复合行星齿轮系在两个输入构件的速度作用下形成前进八挡速度线，其与第七旋转轴(输出轴7)的交点D8即为前进八挡速比。
(9)前进九挡
在前进九挡时，保持B2、C2的结合不变，将滑套离合器L切换为L退模式。
第一旋转轴(输入轴1)的转速传递到第一太阳轮S1，作为速度“1”输入；操作第二制动器B2通过第四旋转轴4将第二齿圈A2作为固定元件，这样使得第二行星架PC2以一减少的速度传递到第三齿圈A3；第一旋转轴(输入轴1)通过操作第二离合器C2将转速通过第六旋转轴6传递到第三行星架PC3及第四齿圈A4；第三、第四太阳轮S3、S4同速转动，这样第三、第四行星排PG3、PG4组成的复合行星齿轮系在两个输入构件的速度作用下形成前进九挡速度线，其与第七旋转轴(输出轴7)的交点D9即为前进九挡速比。
(10)前进十挡
在前进十挡时，松开前进九挡时操作的第二制动器B2，操作第三制动器B3，同时将滑套离合器L切换为L进模式。
第一旋转轴(输入轴1)的转速通过操作第二离合器C2，通过第六旋转轴6将转速直接传递到第三行星架PC3及第四齿圈A4，作为速度“1”；第三制动器B3将第三旋转轴3作为固定元件；第三、第四太阳轮S3、S4同速转动，这样第三、第四行星排PG3、PG4组成的复合行星齿轮系在两个输入构件的速度作用下形成前进十挡速度线，其与第七旋转轴(输出轴7)的交点D10即为前进十挡速比。
(11)前进十一挡
在前进十一挡时，松开前进十一挡时操作的第三制动器B3，操作第一制动器B1。
第一旋转轴(输入轴1)的转速通过刚性连接到第一、第二太阳轮S1、S2，作为速度“1”；操作第一制动器B1，通过第二旋转轴2将第一行星架PC1固定；通过第一行星排PG1的作用似的第一行星架A1以一减小的反向转速输出，第一齿圈A1用过第三旋转轴3与第二行星架PC2与第三齿圈A3固连；第一旋转轴(输入轴1)的转速通过操作第二离合器C2，通过第六旋转轴6将转速直接传递到第三行星架PC3及第四齿圈A4，作为速度“1”；第三、第四太阳轮S3、S4同速转动，这样第三、第四行星排PG3、PG4组成的复合行星齿轮系在两个输入构件的速度作用下形成前进十一挡速度线，其与第七旋转轴(输出轴7)的交点D11即为前进十一挡速比。
(12)倒一挡
在倒一挡时，操作第二制动器B2、第四制动器B4，滑套离合器L保持L退模式。
第一旋转轴(输入轴1)的转速通过第一太阳轮S1，作为速度“1”；通过操作第二制动器B2，通过第四旋转轴4将第二齿圈A2固定；通过第二行星排PG2的作用使得第二行星架PC2具有一个减小的转速；第二行星架PC2通过第三旋转轴3的固连将第一、第三齿圈A1、A3固连；通过操作第四制动器B4将第三行星架PC3与第四齿圈A4固定；第三、第四太阳轮S3、S4反向转动，这样第三、第四行星排PG3、PG4组成的复合行星齿轮系在第三齿圈A3为输入构件的速度作用下使第三、第四太阳轮S3、S4以一反向转速，并带动第四行星架PC4及第七旋转轴(输出轴7)输出一反向、减少的转速，形成倒一挡速度线，其与第七旋转轴(输出轴7)的交点R即为倒一挡速比。
(13)倒二挡
在倒二挡时，保持B2、B4不变，滑套离合器L切换L进模式。
第一旋转轴(输入轴1)的转速通过刚性连接到第一、第二太阳轮S1、S2，作为速度“1”；通过操作第二制动器B2，通过第四旋转轴4将第二齿圈A2固定；通过第二行星排PG2的作用使得第二行星架PC2具有一个减小的转速；第二行星架PC2通过第三旋转轴3的固连将第一、第三齿圈A1、A3固连；通过操作第四制动器B4将第三行星架PC3与第四齿圈A4固定；第三、第四太阳轮S3、S4反向转动，这样第三、第四行星排PG3、PG4组成的复合行星齿轮系在第三齿圈A3为输入构件的速度作用下使第三、第四太阳轮S3、S4以一反向转速，并带动第四行星架PC4及第七旋转轴(输出轴7)输出一反向、减少的转速，形成倒二挡速度线，其与第七旋转轴(输出轴7)的交点R即为倒二挡速比。
在空挡时，操作第四制动器B4，滑套离合器L保持L进模式。
上述挡位速度线显示如图6及图7所示，各挡速度线与过各构件名称的竖直线的交点即为该构件在该挡位情况下的转速情况。
需要说明的是，图2仅示例性的给出了一种特定的构造，各构件下面的数字代表该构件在该特定条件下的齿数，该特定齿数不作为本专利的限定条件。
同理，本文的行星齿轮组、前进挡、倒挡、旋转轴、速比、摩擦离合器、摩擦制动器的数目都是示例性的。本领域的技术人员将意识到，本发明不限制于这些示例数值，并且每一组具体的数值可以进行改动。
上述行星齿轮系可提供至少十一个前进挡位和至少两个倒挡速比的变化，因此可以显著提高动力输送效率和燃料经济性，且零部件更少、长度更短、结构更加紧凑、成本更低、性能更加可靠。
本发明提供的自动变速器，包括外壳及设于外壳内部的液力变矩器和行星齿轮系，其中，液力变矩器与行星齿轮系传动连接，行星齿轮系为上文所述的行星齿轮系，其余结构请参考现有技术。
变速器系统采用的七个换挡组件在实际使用中，某一个挡位下都有三个换挡组件同时结合，即有剩余的四个换挡组件没有结合。而没有结合的换挡组件越少，系统的拖曳扭矩越小，变速器的传动效率便会上升。该变速器系统中某一个挡位下仅有四个换挡组件没有结合，能够使变速器传动效率得到提升。
本发明变速器系统的跳挡性能优越，2挡至7挡之内可以任意跳挡，7挡至11挡之内可以任意跳挡，其余特殊跳挡方式见图8。当车辆的速度突然降低或是突然升高时，变速器需要迅速切换到适合该车速的挡位，对本发明来说，合适的跳挡应当是某两个换挡组件保持不变，仅切换一个换挡组件，这样的换挡方式最为简单。该变速器可以在2挡、3挡、4挡、6挡、7挡之内可以任意跳挡，以及7挡、8挡、10挡、11挡之内可以任意跳挡，而且都是仅通过切换一个换挡组件即可完成换挡操作。图8中的其余特殊跳挡方式，也都是通过切换一个换挡组件即可实现跳挡，充分体现本发明具有丰富的跳挡组合。
以上对本发明基于行星齿轮系的十一挡变速器原理及实施方式进行了阐述，实施例的说明只是用于帮助理解本发明的技术方案，非对本发明的限制。应当指出，对于本领域技术人员来说，在不脱离本发明原理的前提下，对说明书及附图内容所作的等效结构变换，均包括在本发明权利要求的保护范围内。

Claims (8)

1.一种基于行星齿轮系的十一挡变速器，包括变速器外壳及位于变速器外壳内部的行星齿轮系，其特征在于：
所述行星齿轮系包括行星排组件、旋转轴组件及换挡组件；
所述行星排组件包括设置在同一个轴系上的第一行星排PG1、第二行星排PG2、第三行星排PG3以及第四行星排PG4，且均为单排单级行星排；
所述第一行星排PG1包括第一太阳轮S1、第一行星架PC1和第一齿圈A1；
所述第二行星排PG2包括第二太阳轮S2、第二行星架PC2和第二齿圈A2；
所述第三行星排PG3包括第三太阳轮S3、第三行星架PC3和第三齿圈A3；
所述第四行星排PG4包括第四太阳轮S4、第四行星架PC4和第四齿圈A4；
所述旋转轴组件包括输入轴(1)、第二旋转轴(2)、第三旋转轴(3)、第四旋转轴(4)、第五旋转轴(5)、第六旋转轴(6)、输出轴(7)以及第八旋转轴(8)；
所述旋转轴组件与行星排组件形成八个旋转体：
第一旋转体，包括所述输入轴(1)以及与输入轴(1)固定连接的第一太阳轮S1；
第二旋转体，包括第二旋转轴(2)以及与第二旋转轴(2)固定连接的第一行星架PC1；
第三旋转体，包括第三旋转轴(3)以及与第三旋转轴(3)固定连接的第一齿圈A1、第二行星架PC2及第三齿圈A3；
第四旋转体，包括第四旋转轴(4)以及与第四旋转轴(4)固定连接的第二齿圈A2；
第五旋转体，包括第五旋转轴(5)以及与第五旋转轴(5)固定连接的第三太阳轮S3及第四太阳轮S4；
第六旋转体，包括第六旋转轴(6)以及与第六旋转轴(6)固定连接的第三行星架PC3和第四齿圈A4；
第七旋转体，包括输出轴(7)以及与输出轴(7)固定连接的第四行星架PC4；
第八旋转体，包括第八旋转轴(8)以及与第八旋转轴(8)固定连接的第二太阳轮S2；
所述换挡组件包括第一离合器C1、第二离合器C2、滑套离合器L、第一制动器B1、第二制动器B2、第三制动器B3以及第四制动器B4；
所述第一离合器C1插置于输入轴(1)与第五旋转轴(5)之间；
所述第二离合器C2插置于输入轴(1)与第六旋转轴(6)之间；
所述第一制动器B1插置于第二旋转轴(2)与固定件之间；
所述第二制动器B2插置于第四旋转轴(4)与固定件之间；
所述第三制动器B3插置于第三旋转轴(3)与固定件之间；
所述第四制动器B4插置于第六旋转轴(6)与固定件之间；
所述滑套离合器L插置于输入轴(1)、第二旋转轴(2)和第八旋转轴(8)之间；
所述滑套离合器L设置为L进模式，则所述第八旋转轴(8)与输入轴(1)连接；所述滑套离合器L设置为L退模式，则所述第八旋转轴(8)与第二旋转轴(2)连接。
2.根据权利要求1所述的一种基于行星齿轮系的十一挡变速器，其特征在于：
所述第一行星架PC1包括六个第一行星轮P1；
所述第二行星架PC2包括四个第二行星轮P2；
所述第三行星架PC3包括五个第三行星轮P3；
所述第四行星架PC4包括四个第四行星轮P4。
3.根据权利要求2所述的一种基于行星齿轮系的十一挡变速器，其特征在于：
所述第一行星排PG1中，第一太阳轮S1齿数为50，第一行星轮P1齿数为51，第一齿圈A1齿数为152；
所述第二行星排PG2中，第二太阳轮S2齿数为90，第二行星轮P2齿数为31，第二齿圈A2齿数为152；
所述第三行星排PG3中，第三太阳轮S3齿数为86，第三行星轮P3齿数为33，第三齿圈A3齿数为152；
所述第四行星排PG4中，第四太阳轮S4齿数为60，第四行星轮P4齿数为46，第四齿圈A4齿数为152。
4.根据权利要求3所述的一种基于行星齿轮系的十一挡变速器，其特征在于：所述输入轴(1)的前部为实心轴，中间部分为包容第一离合器C1及第二离合器C2的中空结构，后部为空心轴；
所述第二旋转轴(2)、第三旋转轴(3)、第六旋转轴(6)以及第八旋转轴(8)均为空心轴；
所述第四旋转轴(4)为空心结构；
所述第五旋转轴(5)及输出轴(7)均为实心轴。
5.根据权利要求4所述的一种基于行星齿轮系的十一挡变速器，其特征在于：所述固定件为变速器外壳。
6.根据权利要求5所述的一种基于行星齿轮系的十一挡变速器，其特征在于：所述第一离合器C1及第二离合器C2均为摩擦离合器；
所述第一制动器B1、第二制动器B2、第三制动器B3及第四制动器B4均为摩擦制动器。
7.根据权利要求1至6任一所述的一种基于行星齿轮系的十一挡变速器，其特征在于，所述换挡组件通过以下结合方式确定变速器挡位：
前进一挡：所述第一制动器B1、第四制动器B4结合，所述滑套离合器L处于L进模式；
前进二挡：所述第四制动器B4、第一离合器C1结合，所述滑套离合器L处于L进模式；
前进三挡：所述第一制动器B1、第一离合器C1结合，所述滑套离合器L处于L进模式；
前进四挡：所述第三制动器B3、第一离合器C1结合，所述滑套离合器L处于L进模式；
前进五挡：所述第二制动器B2、第一离合器C1结合，所述滑套离合器L处于L退模式；
前进六挡：所述第二制动器B2、第一离合器C1结合，所述滑套离合器L处于L进模式；
前进七挡：所述第一离合器C1、第二离合器C2结合，所述滑套离合器L处于L进模式；
前进八挡：所述第二制动器B2、第二离合器C2结合，所述滑套离合器L处于L进模式；
前进九挡：所述第二制动器B2、第二离合器C2结合，所述滑套离合器L处于L退模式；
前进十挡：所述第三制动器B3、第二离合器C2结合，所述滑套离合器L处于L进模式；
前进十一挡：所述第一制动器B1、第二离合器C2结合，所述滑套离合器L处于L进模式；
倒一挡：所述第二制动器B2、第四制动器B4结合，所述滑套离合器L处于L退模式；
倒二挡：所述第二制动器B2、第四制动器B4结合，所述滑套离合器L处于L进模式。
8.根据权利要求7所述的一种基于行星齿轮系的十一挡变速器，其特征在于：还包括设置于变速器外壳内部的液力变矩器，所述液力变矩器与所述行星齿轮系传动连接。
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