CN114407637B - 动力传动系统及车辆 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种动力传动系统及车辆，动力传动系统包括：发动机、第一电动发电机和第二电动发电机；行星轮系，行星轮系包括：太阳轮、行星架以及齿圈，发动机通过第一动力输入轴与行星架连接，第一电动发电机通过第二动力输入轴与太阳轮连接；第三动力输入轴与第二电动发电机连接；齿圈连接轴与齿圈连接；第一中间轴与第三动力输入轴联动，并可选择性地与齿圈连接轴联动；第二中间轴与齿圈连接轴联动；输出轴可选择地与第一中间轴、第二中间轴、齿圈连接轴中的至少一个联动；倒挡轴设置于第一中间轴与齿圈连接轴之间，齿圈连接轴通过倒挡轴可选择性地与第一中间轴联动。根据本发明的动力传动系统的经济性好，传动效率高、动力能力强。

Description

动力传动系统及车辆

技术领域

本发明涉及车辆领域，尤其是涉及一种动力传动系统及车辆。

背景技术

相关技术中，随着油电混动技术的发展，油电混动技术所能应用的领域逐渐增加，虽然应用于轿车的油电混动技术较为成熟，但轿车的载荷轻，应用于轿车的传动系统的挡位无法适应于重载车辆中，特别是，应用于商用车的混合动力传动系统，在换挡时存在动力中断的情况方式，在重载车辆中出现动力中断会严重影响车辆的行驶性能以及安全性，因此，在油电混动技术的大背景下，开发一种适用于重载车辆，同时如何解决换挡过程中动力中断成为了本领域中的技术难题。

采用一个行星齿轮与双电机耦合架构的功率分流混合动力驱动系统在乘用车领域应用广泛，受限于单挡功率分流的驱动能力，对于载荷需求高的较大车型，单挡输入功率分流混动系统有很大的局限性，需要大幅提升双电机的功率及扭矩参数匹配来改善车辆的牵引能力，这样不可避免增加了总成系统的成本。对于经常需要重载、甚至超载需求的商用车型，单挡功率分流混动总成系统将导致车辆油耗增大，车辆的燃油经济性变差。在轻型商用车、越野SUV等领域，混合动力以单电机的P2并联混动架构为主，P2混动系统在城市工况下的节油效果明显低于双电机功率分流及串并混联系统，但P2混动系统持续的爬坡动力性及高速下的燃油经济性更优。

发明内容

本发明旨在至少解决现有技术中存在的技术问题之一。为此，本发明的一个目的在于提出动力传动系统，该动力传动系统的经济性好，传动效率高、动力能力强。

根据本发明的用于车辆的动力传动系统包括：发动机、第一电动发电机和第二电动发电机；行星轮系，所述行星轮系包括：太阳轮、行星架以及齿圈，所述发动机通过第一动力输入轴与所述行星架连接，所述第一电动发电机通过第二动力输入轴与所述太阳轮连接；第三动力输入轴，所述第三动力输入轴与所述第二电动发电机连接；齿圈连接轴，所述齿圈连接轴与所述齿圈连接；第一中间轴，所述第一中间轴与第三动力输入轴联动，并可选择性地与所述齿圈连接轴联动；第二中间轴，所述第二中间轴与所述齿圈连接轴联动；输出轴，所述输出轴可选择地与所述第一中间轴、第二中间轴、齿圈连接轴中的至少一个联动；倒挡轴，所述倒挡轴设置于所述第一中间轴与所述齿圈连接轴之间，所述齿圈连接轴通过所述倒挡轴可选择性地与所述第一中间轴联动。

根据本申请的动力传动系统，利用行星轮系实现了所述发动机与所述第一电动发电机之间的无级调速动力分流，再通过所述第二电动发电机助力实现扭矩放大，在提高齿圈连接轴所输出扭矩的同时，避免了传统的液力变矩器所产生的热量损失，传动效率高；进一步利用在第一中间轴与齿圈连接轴之间所设置的倒挡轴，使动力传动系统在倒挡情况下的所述发动机动力输出进一步得到了提升，使根据本申请的动力传动系统在倒挡状态下具有更有优秀的脱困能力以及动力性能。

根据本发明的一个实施例，所述第一中间轴上设置有第一中间轴第一输入齿轮和第一中间轴第二输入齿轮，所述齿圈连接轴上空套有与所述第一中间轴第二输入齿轮联动的齿圈连接轴倒挡输出齿轮，所述第三动力输入轴上设置有与所述第一中间轴第一输入齿轮啮合的第一输入主动齿轮。

根据本发明的一个实施例，所述倒挡轴上设置有倒挡惰轮，所述倒挡惰轮分别与所述第一中间轴第二输入齿轮和所述齿圈连接轴倒挡输出齿轮啮合。

根据本发明的一个实施例，动力传动系统还包括：第一换挡装置，所述第一换挡装置可选择地将所述第三动力输入轴或所述齿圈连接轴倒挡输出齿轮与所述齿圈连接轴接合。

根据本发明的一个实施例，所述齿圈连接轴上设置有第二输入主动齿轮，所述第二中间轴上设置有第二中间轴输入齿轮，所述第二中间轴输入齿轮与所述第二输入主动齿轮啮合。

根据本发明的一个实施例，动力传动系统还包括：第二换挡装置，所述第二换挡装置可选择地将所述输出轴与所述第二中间轴或所述齿圈连接轴联动。

根据本发明的一个实施例，所述输出轴上空套有输出轴第一输入齿轮，所述第二中间轴上设置有与所述输出轴第一输入齿轮啮合的第二中间轴输出齿轮；所述第二换挡装置可选择地将所述输出轴第一输入齿轮与所述输出轴结合。

根据本发明的一个实施例，所述第一中间轴上与所述输出轴之间通过多对不同速比的齿轮组联动；所述第一中间轴可选择地通过其中一对所述齿轮组输出。

根据本发明的一个实施例，所述输出轴上空套有输出轴第二输入齿轮和输出轴第三输入齿轮，所述第一中间轴上设有与所述输出轴第二输入齿轮啮合的第一中间轴第一输出齿轮以及与所述输出轴第三输入齿轮啮合的第一中间轴第二输出齿轮；动力传动系统还包括：第三换挡装置，所述第三换挡装置可选择地将输出轴第二输入齿轮或输出轴第三输入齿轮与所述输出轴接合。

下面简单描述根据本发明的车辆。

根据本发明的车辆设置有上述实施例中任意一项所述的动力传动系统，由于根据本发明的车辆设置有上述实施例的动力传动系统，因此该车辆的发动机与传动系统的连接简化，无需传统变速箱的离合器，大大提升混动系统的可靠性，取消了离合器带来的售后服务成本，可适用于城市拥堵工况，还可适用于中高速持续驾驶工况大幅提升牵引驱动能力。

本发明的附加方面和优点将在下面的描述中部分给出，部分将从下面的描述中变得明显，或通过本发明的实践了解到。

附图说明

本发明的上述和/或附加的方面和优点从结合下面附图对实施例的描述中将变得明显和容易理解，其中：

图1是根据本发明的一个实施例的同轴布置四挡动力传动系统的结构示意图；

图2是根据本发明的一个实施例的平行布置四挡动力传动系统的结构示意图；

图3是根据本发明的另一个实施例的同轴布置四挡动力传动系统的结构示意图；

图4是根据本发明的另一个实施例的平行布置四挡动力传动系统的结构示意图；

图5是根据本发明的一个实施例的同轴布置六挡动力传动系统的结构示意图；

图6是根据本发明的一个实施例的平行布置六挡动力传动系统的结构示意图；

图7是根据本发明的另一个实施例的同轴布置六挡动力传动系统的结构示意图；

图8是根据本发明的另一个实施例的平行布置六挡动力传动系统的结构示意图。

附图标记：

发动机1、第一动力输入轴10、

第一电动发电机2、第二动力输入轴20、

第二电动发电机3、第三动力输入轴30、第一输入主动齿轮31、

行星轮系4、太阳轮41、行星架42、齿圈43、

齿圈连接轴40、齿圈连接轴倒挡输出齿轮41R、倒挡惰轮42R、倒挡轴80、第二输入主动齿轮81、

第一中间轴50、第一中间轴第一输入齿轮51、第一中间轴第二输入齿轮52R、第一中间轴第一输出齿轮53b、第一中间轴第二输出齿轮53a、

第二中间轴60、第二中间轴输入齿轮61、第二中间轴输出齿轮62a、第二中间轴输出齿轮62b、

输出轴70、输出轴第一输入齿轮72a、输出轴第一输入齿轮72b，输出轴第二输入齿轮71b、输出轴第三输入齿轮71a、

第一换挡装置k1；第二换挡装置k2、第三换挡装置k3、第四换挡装置k4，中转结构20a。

具体实施方式

下面详细描述本发明的实施例，所述实施例的示例在附图中示出，其中自始至终相同或类似的标号表示相同或类似的元件或具有相同或类似功能的元件。下面通过参考附图描述的实施例是示例性的，仅用于解释本发明，而不能理解为对本发明的限制。

相关技术中，随着油电混动技术的发展，油电混动技术所能应用的领域逐渐增加，虽然应用于轿车的油电混动技术较为成熟，但轿车的载荷轻，应用于轿车的传动系统的挡位无法适应于重载车辆中，特别是，应用于商用车的混合动力传动系统，在换挡时存在动力中断的情况方式，在重载车辆中出现动力中断会严重影响车辆的行驶性能以及安全性，因此，在油电混动技术的大背景下，开发一种适用于重载车辆，同时如何解决换挡过程中动力中断成为了本领域中的技术难题。

采用一个行星齿轮与双电机耦合架构的功率分流混合动力驱动系统在乘用车领域应用广泛，受限于单挡功率分流的驱动能力，对于载荷需求高的较大车型，单挡输入功率分流混动系统有很大的局限性，需要大幅提升双电机的功率及扭矩参数匹配来改善车辆的牵引能力，这样不可避免增加了总成系统的成本。对于经常需要重载、甚至超载需求的商用车型，单挡功率分流混动总成系统将导致车辆油耗增大，车辆的燃油经济性变差。在轻型商用车、越野SUV等领域，混合动力以单电机的P2并联混动架构为主，P2混动系统在城市工况下的节油效果明显低于双电机功率分流及串并混联系统，但P2混动系统持续的爬坡动力性及高速下的燃油经济性更优。

下面参考图1-图8描述根据本发明实施例的动力传动系统。

根据本发明的用于车辆的动力传动系统包括：发动机1、第一电动发电机2和第二电动发电机3，发动机1、第一电动发电机2和第二电动发电机3位于同一轴线，且第一电动发电机2的第二动力输入轴20空套于发动机1的第一动力输入轴10的外周；行星轮系4，行星轮系4包括：太阳轮41、行星架42以及齿圈43，发动机1通过第一动力输入轴10与行星架42连接，第一电动发电机2通过第二动力输入轴20与太阳轮41连接；第三动力输入轴30，第三动力输入轴30与第二电动发电机3连接；齿圈连接轴40，齿圈连接轴40与齿圈43连接；第一中间轴50，第一中间轴50与第三动力输入轴30联动，且可选择性地与齿圈连接轴40联动；第二中间轴60，第二中间轴60与齿圈连接轴40联动；输出轴70，输出轴70可选择地与第一中间轴50、第二中间轴60、齿圈连接轴40中的至少一个联动；倒挡轴80，倒挡轴80设置于第一中间轴50与齿圈连接轴40之间，齿圈连接轴40通过倒挡轴80可选择地与第一中间轴50联动。

本申请利用行星轮系4，将发动机1与第一电动发电机2的动力进行耦合，第一电动发电机2作为调速电机，发动机1输出动力时，第一电动发电机2可以进行调速发电，以提高电动机的输出效率，齿圈43最终通过齿圈连接轴40进行输出。同时，车辆可以为无级变速模式，在第一电动发电机2作为调速电机时，齿圈43所输出的动力可以在不同的速率工况下工作，同时，在重载情况下，第二电动发电机3作为电动机与发动机1共同输出，以提高动力传动系统所能输出的动力，提高车辆的脱困能力。

本申请中还设置有倒挡轴80，倒挡轴80设置于齿圈连接轴40与第一中间轴50之间，在进行倒挡时，发动机1被第一电动发电机2分流后的部分动力通过齿圈连接轴40传递至倒挡轴80，再经由倒挡轴80、第一中间轴50传递至输出轴70以实现车辆的倒挡输出。相比较于传统的混动车辆中，为保持动力传动系统的结构简单，并不设置倒挡轴，而是在电动模式下利用电动机进行反向转动实现倒挡，但这种倒挡模式受限于电动机的功率，发动机1无法参与，最终导致车辆的动力不足，车辆难以进行脱困。

根据本申请的动力传动系统，利用行星轮系4实现了所述发动机1与所述第一电动发电机2之间的无级调速动力分流，再通过所述第二电动发电机3助力实现扭矩放大，在提高齿圈连接轴40所输出扭矩的同时，避免了传统的液力变矩器所产生的热量损失，传动效率高；进一步利用在第一中间轴50与齿圈连接轴40之间所设置的倒挡轴，使动力传动系统在倒挡情况下的所述发动机动力输出进一步得到了提升，使根据本申请的动力传动系统在倒挡状态下具有更有优秀的脱困能力以及动力性能。

根据本发明的一个实施例，第一中间轴50上设置有第一中间轴第一输入齿轮51和第一中间轴第二输入齿轮52R，齿圈连接轴40上空套有与第一中间轴第二输入齿轮52R联动的齿圈连接轴倒挡输出齿轮41R，第三动力输入轴30上设置有与第一中间轴第一输入齿轮51啮合的第一输入主动齿轮31。齿圈连接轴40与第一中间轴50之间通过第一中间轴50输入齿轮与第一输入主动齿轮31的啮合进行联动，以第二电动发电机3所输出的动力可以通过第一中间轴50进行输出。

根据本发明的一个实施例，倒挡轴80上设置有倒挡惰轮42R，倒挡惰轮42R分别与所述第一中间轴第二输入齿轮52R和齿圈连接轴倒挡输出齿轮41R啮合。从而使齿圈连接轴40所输出的动力通过倒挡轴80传递至第一中间轴50，以利用第一中间轴50进行输出。

根据本发明的一个实施例，动力传动系统还包括第一换挡装置k1，第一换挡装置k1可选择地将第三动力输入轴30或齿圈连接轴倒挡输出齿轮41R与齿圈连接轴40接合，选择第三动力输入轴30与齿圈连接轴40接合时，可以将第二电动发电机3的动力与齿圈43所输出的动力耦合共同进行输出。而在选择齿圈连接轴倒挡输出齿轮41R与齿圈连接轴40接合时，可以将齿圈连接轴40上的动力通过倒挡轴80上的动力传递至第一中间轴50以进行输出。

根据本发明的一个实施例，齿圈连接轴40上设置有第二输入主动齿轮81，第二中间轴60上设置有第二中间轴输入齿轮61，第二中间轴输入齿轮61与第二输入主动齿轮81啮合。第二中间轴60为齿圈连接轴40的输出设置了不同于第一中间轴50的传动路径，发动机1与第一电动发电机2耦合后的动力可以通过齿圈连接轴40、第一中间轴50或第二中间轴60传输至输出轴70，与此同时，第二电动发电机3可以通过第一中间轴50或第二中间轴60进行动力传输，可以实现在动力换挡切换过程的无动力中断，通过设置第二中间轴60使动力传动系统在进行换挡过程中，利用两个不同的动力源并分别经过第一中间轴50和第二中间轴60进行动力传输，以在其中一个中间轴进行换挡的过程中，利用另一个传动路径进行动力补偿，从而避免了动力传动系统在换挡过程中出现动力中断，提高了动力传动系统的舒适性。

根据本发明的一个实施例，动力传动系统还包括第二换挡装置k2，第二换挡装置k2可选择地将输出轴70与第二中间轴60或齿圈连接轴40联动。在动力传动的过程中，输出轴70可以与齿圈连接轴40进行直连或是通过第二中间轴60连接进行动力传递，进一步丰富了动力的传动路径，使动力传动系统在切换的过程中避免动力中断，丰富了动力传动系统的挡位设置，提高了动力传动系统的调速范围。

根据本发明的一个实施例，输出轴70上空套有输出轴第一输入齿轮72a，第二中间轴60上设置有与输出轴第一输入齿轮72a啮合的第二中间轴输出齿轮62a；第二换挡装置k2可选择地将输出轴第一输入齿轮72a与输出轴70结合。第二中间轴60与输出轴70之间通过输出轴第一输入齿轮72a与第二中间轴输出齿轮62a的啮合进行动力传递，而第二换挡装置k2用于选择输出轴第一输入齿轮72a与输出轴70之间的联动。

根据本发明的一个实施例，第一中间轴50上与输出轴70之间通过多对不同速比的齿轮组联动；第一中间轴50可选择地通过其中一对齿轮组输出。通过设置多对不同速比的齿轮组，以进一步丰富了第一中间轴50与输出轴70之间的传动比，以令动力传动系统可以具有更多的调速范围。

根据本发明的一个实施例，输出轴70上空套有输出轴第二输入齿轮71b和输出轴第三输入齿轮71a，第一中间轴50上设有与输出轴第二输入齿轮71b啮合的第一中间轴第一输出齿轮53b以及与输出轴第三输入齿轮71a啮合的第一中间轴第二输出齿轮53a；动力传动系统还包括：第三换挡装置k3，第三换挡装置k3可选择地将输出轴第二输入齿轮71b或输出轴第三输入齿轮71a与输出轴70接合。在一些实施例中，通过在第一中间轴50上分别设置第一中间轴第一输出齿轮53b和第一中间轴第二输出齿轮53a，以选择第一中间轴50与输出轴70之间不同的传动比，而第三换挡装置k3可以用于选择不同的传动比，执行换挡操作。

如图1、3、5、7所示，在本发明的一些实施例中，所述发动机1、第一电动发电机2和所述第二电动发电机3同轴布置，且第一电动发电机2的第二动力输入轴20空套于所述发动机的第一动力输入轴10的外周。采用空套轴的设置可以充分利用动力传动系统轴向上的空间，提高空间利用率。

如图2、4、6、8所示，根据本发明的一个实施例，发动机1、第一电动发电机2以及第二电动发电机3偏置设置，彼此的输出轴平行，第一电动发电机1与太阳轮41之间通过设置空套于第一动力输入轴10的中转结构20a连接。采用平行偏置的布置方式，也使动力传动系统充分利用径向上的空间，同时避免了空套轴的结构形式，降低了零部件的成本以及动力传动系统的维护难度。

如图3、4、7、8所示，根据本发明的一个实施例，第一中间轴50及第二中间轴60构造为多个且布置于齿圈连接轴40的外周，通过布置多个第一中间轴50及第二中间轴60可以进一步提高动力传动系统所能传输的动力。

如图7和图8所示，根据本发明一个实施例，第二中间轴60上设置有多个第二中间轴输出齿轮，其中包括第二中间轴输出齿轮62a和第二中间轴输出齿轮62b，动力输出轴70上空套有多个输出轴第一输入齿轮，其中包括输出轴第一输入齿轮72a和输出轴第一输入齿轮72b，动力输出轴70上还设置有第四换挡装置k4，第四换挡装置k4用于选择输出轴第一输入齿轮72b与输出轴70接合，增加了第二中间轴60与输出轴70之间的传动比，实现多挡位的动力传动。

如图1所示的实施例中，动力传动系统采用单中间轴结构，双电机同轴设置，具备两挡发动机倒挡及四挡功率分流驱动，适合越野SUV、轻卡及高端性能乘用车。

如图2所示的实施例中，动力传动系统采用单中间轴结构，双电机一级偏置设置，双电机扭矩需求降低，变速箱轴向长度可缩短，具备两挡发动机倒挡及四挡功率分流驱动，适合越野SUV及轻卡。

如图3所示的实施例中，动力传动系统采用双中间轴结构，双电机同轴设置，具备两挡发动机倒挡及四挡功率分流驱动，驱动载荷能力加大，适合越野SUV、中型商用车及工程机械。

如图4所示的实施例中，动力传动系统采用双中间轴结构，双电机偏置设置，具备两挡发动机倒挡及四挡功率分流驱动，驱动载荷能力加大，适合高端越野SUV、中型商用车及工程机械。

如图5所示的实施例中，动力传动系统采用单中间轴结构，双电机同轴设置，具备三挡发动机倒挡及六挡功率分流驱动，适合高端越野SUV及中型商用车。

如图6所示的实施例中，动力传动系统采用单中间轴结构，双电机一级偏置设置，双电机扭矩需求降低，电机成本降低，变速箱轴向长度可缩短，具备三挡发动机倒挡及六挡功率分流驱动，适合高端越野SUV、中型商用车。

如图7所示的实施例中，动力传动系统采用双中间轴结构，双电机同轴设置，具备三挡发动机倒挡及六挡功率分流驱动，抗超载能力强大，适合高端越野SUV、超载中型商用车及工程机械。

如图8所示的实施例中，动力传动系统采用双中间轴结构，双电机一级偏置设置，减小变速箱轴向长度，降低双电机扭矩需求，电机成本降低；具备三挡发动机倒挡及六挡功率分流驱动，抗超载能力强大，适合高端越野SUV、超载中型商用车及工程机械应用。

根据本发明的动力传动系统的挡位变化情况如下表所示。

表1

下面根据表1描述本申请的动力传动系统的动力传递路径。

发动机动力输出的四个挡位：

发动机第一挡位：第一动力输入轴10→行星架42→齿圈43→齿圈连接轴40→第一输入主动齿轮31→第一中间轴第一输入齿轮51→第一中间轴50→第一中间轴第二输出齿轮53a→输出轴第三输入齿轮71a→输出轴70

发动机第二挡位：第一动力输入轴10→行星架42→齿圈43→齿圈连接轴40→第二输入主动齿轮81→第二中间轴输入齿轮61→第二中间轴60→第二中间轴输出齿轮62a→输出轴第一输入齿轮72a→输出轴70

发动机第三挡位：第一动力输入轴10→行星架42→齿圈43→齿圈连接轴40→第一输入主动齿轮31→第一中间轴输入齿轮51→第一中间轴50→第一中间轴第一输出齿轮53b→输出轴第二输入齿轮71b→输出轴70

发动机第四挡位：第一动力输入轴10→行星架42→齿圈43→齿圈连接轴40→输出轴70。

发动机动力输出的两个倒挡位：

发动机第一倒挡位：第一动力输入轴10→行星架42→齿圈43→齿圈连接轴40→齿圈连接轴倒挡输出齿轮41R→倒挡惰轮42R→第一中间轴第二输入齿轮52R→第一中间轴50→第一中间轴第二输出齿轮53a→输出轴第三输入齿轮71a→输出轴70

发动机第二倒挡位：第一动力输入轴10→行星架42→齿圈43→齿圈连接轴40→齿圈连接轴倒挡输出齿轮41R→倒挡惰轮42R→第一中间轴第二输入齿轮52R→第一中间轴50→第一中间轴第一输出齿轮53b→输出轴第二输入齿轮71b→输出轴70

第二电动发电机动力输出四个挡位：

第二电动发电机第一挡位：第三动力输入轴30→第一输入主动齿轮31→第一中间轴输入齿轮51→第一中间轴50→第一中间轴第二输出齿轮53a→输出轴第三输入齿轮72a→输出轴70

第二电动发电机第二挡位：第三动力输入轴30→第二输入主动齿轮81→第二中间轴输入齿轮61→第二中间轴60→第二中间轴输出齿轮62a→输出轴第一输入齿轮72a→输出轴70

第二电动发电机第三挡位：第三动力输入轴30→第一输入主动齿轮31→第一中间轴输入齿轮51→第一中间轴50→第一中间轴第一输出齿轮53b→输出轴第二输入齿轮71b→输出轴70

第二电动发电机第四挡位：第三动力输入轴30→行星架42→齿圈43→齿圈连接轴40→输出轴70。

其中发动机1及第二电动发电机3动力输出都具备4个挡位及空挡，发动机1与第二电动发电机3共享四挡传输路径。

表2

表2为动力传动系统在电动模式。车载动力电池充电状态充足，第一电动发电机2及发动机1停机，第一换挡装置k1及第二换挡装置k2空挡，第三换挡装置k3处于1挡(第三换挡装置k3将输出轴70与输出轴第三输入齿轮71a连接)或2挡(第三换挡装置k3将输出轴70与输出轴第二输入齿轮71b连接)，第二电动发电机3在1挡EV1或2挡EV2纯电驱动，可以覆盖整车全速范围。第一换挡装置k1及第二换挡装置k2空挡，发动机1、第一电动发电机2、行星齿轮4及第二中间轴60及齿轮系都处于静止停机，不产生任何额外损耗。

表3

表3为1挡功率分流eCVT1模式，1挡功率分流eCVT1模式下，第一换挡装置k1将齿圈连接轴40与第一输入主动齿轮31连接，第二换挡装置k2空挡，第三换挡装置k3处于一挡(第三换挡装置k3将输出轴70与输出轴第三输入齿轮71a连接)，第一电动发电机2工作在闭环调速模式下，根据车速，通过调节第一电动发电机2转速，可以将发动机1转速调节到任何一个需要的转速，从而实现及发动机的电子无级调速eCVT控制。发动机1施加扭矩，发动机1部分动力通过发动机第一挡位机械传输路径输出，发动机＝扭矩的机械路径传输按照1挡固定速比输出。

表4

表4为2挡功率分流eCVT2模式，第二换挡装置k2处于二挡(第二换挡装置k2将输出轴70与输出轴第一输入齿轮72a连接),第二换挡装置k1及第二换挡装置k3的挡位状态取决于期望的第二电动发电机3的挡位，第二电动发电机3可自由处于一挡、二挡、三挡或空挡停机；第一电动发电机2工作在闭环调速分流模式，发动机1的部分动力按照固定的2挡速比输出。

表5

表5为3挡功率分流eCVT3模式，第一换挡装置k1闭合第一输入主动齿轮31，第二换挡装置k2空挡，第三换挡装置k3处于三挡(第三换挡装置k3将输出轴70与输出轴第二输入齿轮71b连接)，发动机1及第二电动发电机3同时处于三挡；第一电动发电机2工作在闭环调速分流模式，发动机1的部分动力按照固定的3挡速比输出。

表6

表6为4挡功率分流eCVT4模式，第二换挡装置k1将齿圈连接轴40与输出轴70直接相连；第一电动发电机2工作在闭环调速分流模式，发动机1的部分动力按照固定的4挡速比输出。第二电动发电机3动力按照三挡或四挡固定速比传递到输出轴70或空挡停机。高速巡航模式下，第一电动发电机2可调速至零转速附近，第一电动发电机2对发动机1的分流动力接近为零，除了第一电动发电机2为维持分流平衡扭矩的少量损耗外，发动机1的动力几乎全部直接通过机械传输路径输出到轮边，实现发动机动力的高效输出。而且第二电动发电机3可以脱挡停机，从而实现了发动机1在中高速巡航下的高效直驱效果。

表7

表7为第一倒挡功率分流eCVT1R模式，第一换挡装置k1将齿圈连接轴40与齿圈连接轴倒挡输出齿轮41R连接，第二换挡装置k2空挡，第三换挡装置k3处于一挡(第三换挡装置k3将输出轴70与输出轴第三输入齿轮71a连接)，第一电动发电机2工作在闭环调速分流模式，发动机1部分动力通过发动机第一倒挡挡位机械传输路径输出。发动机动力通过倒挡惰轮42R实现输出反向，发动机1扭矩的机械路径传输按照第一倒挡固定速比输出。

表8

表8为第二倒挡功率分流eCVT2模式，第一换挡装置k1将齿圈连接轴40与齿圈连接轴倒挡输出齿轮41R连接，第二换挡装置k2空挡，第三换挡装置k3处于三挡(第三换挡装置k3将输出轴70与输出轴第二输入齿轮71b连接)，第一电动发电机2工作在闭环调速分流模式，发动机1部分动力通过发动机1第二倒挡挡位机械传输路径输出。发动机动力通过倒挡惰轮42R实现输出反向，发动机1扭矩的机械路径传输按照第二倒挡固定速比输出。

由于除了发动机1在第一或第二倒挡挡位提供驱动牵引力以外，第二电动发电机3在一挡或三挡提供叠加的倒挡驱动助力，从而提升倒挡牵引能力。此外第一电动发电机2同时可调速分流发电，即便是在车载动力电池亏电的情况下，依然可以持续提供第二电动发电机3倒挡驱动需要的电能，发动机1及第二电动发电机3可持续共同倒挡驱动，以满足中高载荷需求的倒挡功能。中轻载荷的倒挡需求，完全可以由第二电动发电机3的纯电驱动来实现。

下面根据关于不同挡位之间的切换过程。

纯电驱动模式与功率分流eCVT模式间的切换：

第二电动发电机3工作在第一电动EV1模式下，第一电动发电机2调速，将齿圈连接轴40转速与第一输入主动齿轮31同步；同步后，第一电动发电机2卸载后，第一换挡装置k1将齿圈连接轴40与第一输入主动齿轮31连接；进挡后，第一电动发电机2调速快速启动发动机1至所需转速，发动机1点火加载，从而平顺地实现EV1切换到功率分流eCVT1模式。反之，发动机1工作在eCVT1驱动模式下，发动机1卸载，第二电动发电机3加载保持驱动，第一电动发电机2退出调速模式卸载，第一换挡装置k1脱挡进入空挡，从而实现eCVT1切换进入EV1模式。

第一电动EV1模式第二动力分流模式eCVT2的切换：

第二电动发电机3工作在第一电动EV1模式下，第一电动发电机2调速将输出轴第一输入齿轮72a转速与输出轴70同步；同步后，第一电动发电机2卸载，第二换挡装置k2将输出轴第一输入齿轮72a与输出轴70连接；进挡后，第一电动发电机2调速快速启动发动机1至所需转速，发动机点火加载，从而平顺地实现EV1切换到功率分流eCVT2模式。发动机1在eCVT2模式下，第二电动发电机3可保留在一挡助力；或在发动机1保持eCVT2驱动下，第二电动发电机3可平顺切换进入二挡或三挡或空挡停机。

反之，发动机1工作在eCVT2驱动模式下，第二电动发电机3提前进入一挡(第一换挡装置k1空挡，第三换挡装置k3将输出轴70与输出轴第三输入齿轮71a连接)，第二电动发电机3加载，发动机1卸载，第一电动发电机2退出调速模式卸载，第二换挡装置k2脱挡进入空挡，从而实现eCVT2平顺切换进入EV1模式。

第二电动EV2模式第三动力分流模式eCVT3的切换：

第二电动发电机3工作在第二电动EV2模式下，第一电动发电机2调速，将齿圈连接轴40转速与第一输入主动齿轮31同步；同步后，第一电动发电机2卸载后，第一换挡装置k1将齿圈连接轴40与第一输入主动齿轮31连接；进挡后，第一电动发电机2调速快速启动发动机1至所需转速，发动机1点火加载，从而平顺地实现EV2切换到功率分流eCVT3模式。反之，发动机1工作在eCVT3驱动模式下，发动机1卸载，第二电动发电机3加载保持驱动，第一电动发电机2退出调速模式卸载，第一换挡装置k1脱挡进入空挡，从而实现eCVT3切换进入EV2模式。

第二电动EV2模式第四动力分流模式eCVT4的切换：

第二电动发电机3工作在第二电动EV2模式下，第一电动发电机2调速将齿圈连接轴40与输出轴70同步；同步后，第一电动发电机2卸载，第二换挡装置k2将齿圈连接轴40与输出轴70连接；进挡后，第一电动发电机2调速快速启动发动机1至所需转速，发动机1点火加载，从而平顺地实现EV2切换到功率分流eCVT4模式。发动机1在eCVT4模式下，第二电动发电机3可保留在三挡助力；或在发动机保持eCVT4驱动下，第二电动发电机3可平顺切换进入四挡助力或空挡停机。

反之，发动机1工作在eCVT4驱动模式下，第二电动发电机3提前进入三挡(第一换挡装置k1空挡，第三换挡装置k3将输出轴70与输出轴第二输入齿轮71b连接)，第二电动发电机3加载，发动机1卸载，第一电动发电机2退出调速模式卸载，第二换挡装置k2脱挡进入空挡，从而实现eCVT4平顺切换进入EV2模式。

功率分流eCVT模式间无动力中断的平顺切换：

从1挡eCVT1模式切换进入eCVT2模式，需要第二电动发电机3保持1挡纯电驱动，发动机1及第一电动发电机2卸载，第一换挡装置k1进入空挡，第一电动发电机2调速同步输出轴第一输入齿轮72a与输出轴70转速，同步后第一电动发电机2卸载，第二换挡装置k2连接输出轴第一输入齿轮72a与输出轴70，第二换挡装置k2进挡后，第一电动发电机2调速快速启动发动机1至设定的优化转速，发动机1加载输出动力，第二电动发电机3降载以满足驱动需求，从而平顺实现eCVT1切换到eCVT2模式。

反之，在eCVT2模式下，第二电动发电机3提前切换进入一挡，提供第二电动发电机3的EV1模式的驱动，实现eCVT2平顺切换进入eCVT1模式。

同样地，通过保持第二电动发电机3的第二电动模式EV2，可以平顺实现eCVT2与eCVT3，eCVT3与eCVT4的相互顺利切换。

根据本发明的上述实施例，发动机1与传动系统的连接简化，无需传统变速箱的离合器，大大提升混动系统的可靠性，取消了离合器带来的售后服务成本。可适用于轻型商用车、皮卡及越野SUV车型，提供四个挡位的功率分流无级调速控制，只要保持第一电动发电机2调速在零转速附近，即可实现四个固定速比的发动机直驱虚拟挡位驱动。

第二电动发电机3提供两个挡位的纯电驱动，第二电动发电机3扭矩需求降低，有利于降低第二电动发电机3的体积及成本。并且，第二电动发电机3在功率分流eCVT2及eCVT4模式下，可脱挡停机，与第二电动发电机3联动的相关所有齿轮传动机构全部静止，只有发动机1、第一电动发电机2、行星齿轮机构4、齿圈连接轴40、第二中间轴60轴齿机构及输出轴联动，从而大降低了传动系统损耗，有利于混动系统提供高效的中速及高速驾驶的发动机直驱功能。该混动系统即可适用于城市拥堵工况，还可适用于中高速持续驾驶工况。特别地，由于4个挡位的eCVT驱动模式，可大幅提升牵引驱动能力，以便满足车辆的重载及越野驱动需求。

表9

/>

上述表1与表9为动力传动系统在不同工况下的动力传动模式，其中，表1为具有四挡的动力传动系统，表9为具有六挡的动力传动系统。

下面简单描述根据本发明的车辆。

根据本发明的车辆设置有上述实施例中任意一项所述的动力传动系统，由于根据本发明的车辆设置有上述实施例的动力传动系统，因此该车辆的发动机与传动系统的连接简化，无需传统变速箱的离合器，大大提升混动系统的可靠性，取消了离合器带来的售后服务成本，可适用于城市拥堵工况，还可适用于中高速持续驾驶工况大幅提升牵引驱动能力。

在本说明书的描述中，参考术语“一个实施例”、“一些实施例”、“示意性实施例”、“示例”、“具体示例”、或“一些示例”等的描述意指结合该实施例或示例描述的具体特征、结构、材料或者特点包含于本发明的至少一个实施例或示例中。在本说明书中，对上述术语的示意性表述不一定指的是相同的实施例或示例。而且，描述的具体特征、结构、材料或者特点可以在任何的一个或多个实施例或示例中以合适的方式结合。

尽管已经示出和描述了本发明的实施例，本领域的普通技术人员可以理解：在不脱离本发明的原理和宗旨的情况下可以对这些实施例进行多种变化、修改、替换和变型，本发明的范围由权利要求及其等同物限定。

Claims (2)

1.一种用于车辆的动力传动系统，其特征在于，包括：

发动机（1）、第一电动发电机（2）和第二电动发电机（3）；

行星轮系（4），所述行星轮系（4）包括：太阳轮（41）、行星架（42）以及齿圈（43），所述发动机（1）通过第一动力输入轴（10）与所述行星架（42）连接，所述第一电动发电机（2）通过第二动力输入轴（20）与所述太阳轮（41）连接；

第三动力输入轴（30），所述第三动力输入轴（30）与所述第二电动发电机（3）连接；

齿圈连接轴（40），所述齿圈连接轴（40）与所述齿圈（43）连接；

第一中间轴（50），所述第一中间轴（50）与第三动力输入轴（30）联动，并可选择性地与所述齿圈连接轴（40）联动；

第二中间轴（60），所述第二中间轴（60）与所述齿圈连接轴（40）联动；

输出轴（70），所述输出轴（70）可选择地与所述第一中间轴（50）、第二中间轴（60）、齿圈连接轴（40）中的至少一个联动；

倒挡轴（80），所述倒挡轴（80）设置于所述第一中间轴（50）与所述齿圈连接轴（40）之间，所述齿圈连接轴（40）通过所述倒挡轴（80）可选择性地与所述第一中间轴（50）联动；其中

所述第一中间轴（50）上设置有第一中间轴第一输入齿轮（51）和第一中间轴第二输入齿轮（52R），所述齿圈连接轴（40）上空套有与所述第一中间轴第二输入齿轮（52R）联动的齿圈连接轴倒挡输出齿轮（41R），所述第三动力输入轴（30）上设置有与所述第一中间轴第一输入齿轮（51）啮合的第一输入主动齿轮（31）；

所述倒挡轴（80）上设置有倒挡惰轮（42R），所述倒挡惰轮（42R）分别与所述第一中间轴第二输入齿轮（52R）和所述齿圈连接轴倒挡输出齿轮（41R）啮合；

所述用于车辆的动力传动系统还包括：

第一换挡装置（k1），所述第一换挡装置（k1）可选择地将所述第三动力输入轴（30）或所述齿圈连接轴倒挡输出齿轮（41R）与所述齿圈连接轴（40）接合；其中

所述齿圈连接轴（40）上设置有第二输入主动齿轮（81），所述第二中间轴（60）上设置有第二中间轴输入齿轮（61），所述第二中间轴输入齿轮（61）与所述第二输入主动齿轮（81）啮合；

所述用于车辆的动力传动系统还包括：

第二换挡装置（k2），所述第二换挡装置（k2）可选择地将所述输出轴（70）与所述第二中间轴（60）或所述齿圈连接轴（40）联动；其中

所述输出轴（70）上空套有输出轴第一输入齿轮（72a），所述第二中间轴（60）上设置有与所述输出轴第一输入齿轮（72a）啮合的第二中间轴输出齿轮（62a）；

所述第二换挡装置（k2）可选择地将所述输出轴第一输入齿轮（72a）与所述输出轴（70）结合；

所述第一中间轴（50）上与所述输出轴（70）之间通过多对不同速比的齿轮组联动；

所述第一中间轴（50）可选择地通过其中一对所述齿轮组输出；

所述输出轴（70）上空套有输出轴第二输入齿轮（71b）和输出轴第三输入齿轮（71a），所述第一中间轴（50）上设有与所述输出轴第二输入齿轮（71b）啮合的第一中间轴第一输出齿轮（53b）以及与所述输出轴第三输入齿轮（71a）啮合的第一中间轴第二输出齿轮（53a）；

所述用于车辆的动力传动系统还包括：

第三换挡装置（k3），所述第三换挡装置（k3）可选择地将输出轴第二输入齿轮（71b）或输出轴第三输入齿轮（71a）与所述输出轴（70）接合。

2.一种车辆，其特征在于，包括权利要求1所述的用于车辆的动力传动系统。