CN203248636U - 齿轮式变速器 - Google Patents

Abstract

齿轮式变速器，一种有级的行星齿轮式多档位变速器装置。采用双排同轴行星轮式内啮合行星齿轮系，行星架上安装有多根中间轴，中间轴距离行星架旋转中心轴距各不相等，在每根中心轴上的太阳行星轮-齿圈行星轮组之间，设置一套离合机构，实现多档位变速，一个行星齿轮系即可获得4至8种不同的变速比，而且每增加一排太阳轮或者增加一排内齿圈，变速档位数还可增加一倍。如在内齿圈与变速器体之间设置一个制动器，则可以取代液力变扭器或离合器。该装置既有行星齿轮式变速器空间利用率高、结构紧凑的优点，又有定轴式变速器结构简单、传动效率高的优点。其最显著的有益效果就是尺寸小、重量轻、传动效率高，档位越多效果越显著。

Description

齿轮式变速器

技术领域

本实用新型涉及一种齿轮式变速器装置，特别是一种有级的行星齿轮式多挡位变速器装置。 

背景技术

当前有级的齿轮式多挡位变速器，按齿轮分布结构形式可以分为以下两种。 

1）定轴式：两个互相啮合的齿轮为一组，其中一个为主动轮，另一个为从动轮。多挡变速时，将多个齿轮组布置在两根平行的轴上，各个齿轮组变速比不等。通过一系列离合机构，选择其中一组齿轮作为动力传递路径，以获得多挡位变速传动。这种结构的变速器，齿轮轴均安装在变速器体上，所有轴的轴心位置都是固定的。 

定轴式结构简单，传动效率高，但挡位越多，安装齿轮的轴越长，且需要加装多段轴承，内部空间利用率低，尺寸大，重量重。 

2）行星齿轮式：采用单行星轮内啮合行星齿轮系，单排行星齿轮系包括太阳轮、内齿圈、行星架和行星轮。太阳轮、内齿圈、行星架构成传动基本三元素，该三元素变速比关系为： 

n_s + a * n_r = (1 + a) * n_f

其中：

n_s = 太阳轮转速

n_r = 内齿圈转速

n_f= 行星架转速

  。

任意固定基本三元素中某一元素，剩余二元素之间即可获得一挡固定的变速比。多挡变速时，需要多排这样的行星齿轮系，通过一系列的离合器和制动器，选择不同的动力传递路径组合，以获得多挡位变速传动。 

行星齿轮式单排空间利用率高，结构紧凑，多个行星轮均匀分担动力传递负载，齿轮受力均匀，但从变速比关系式看出，行星轮功能仅为惰轮，对变速比数值没有影响。一排行星齿轮系往往需要5~6个齿轮，可利用的速比却只有1~2个，齿轮利用率不高。挡位较多时，行星齿轮系排数增加，结构非常复杂，挡位越多复杂程度越高，失去了结构紧凑的优势，反而尺寸更大，重量更重，成本高昂。而且不论处于哪个挡位，几乎所有的齿轮都需要参与动力传递，传动损失大。 

另外，变速器实际应用中有空挡（动力传递被间断）运行工况，换挡时也需要在空挡下完成，切入新的挡位后，由于动力源与动力输入轴之间有转速差，需要一个逐渐结合的过程，以避免转速突变造成的冲击。当前背景技术中通常采用的方法是，在动力源与变速器动力输入轴之间增加一个额外的液力变扭器或离合器，占用空间大，增加成本较高。 

发明内容

本实用新型提供一种有级的齿轮式多挡位变速器装置，该装置结构简单而空间利用率高，尺寸小、重量轻，传动效率高，且成本低廉。挡位越多，相对当前背景技术优势越明显。 

本实用新型实现上述目的的技术方案是：采用双排同轴并列布置的行星轮，构建一种新型内啮合行星齿轮系，使用这种双排同轴行星轮式内啮合行星齿轮系，实现多挡位变速，具体实现方法如下。 

主体结构包括变速器体、动力输入轴、动力输出轴、太阳轮、内齿圈、行星架、中间轴、太阳行星轮和齿圈行星轮，太阳轮和行星轮为外齿轮，内齿圈为内齿轮，太阳轮、内齿圈和行星架围绕其旋转中心同轴旋转，中间轴安装在行星架上。 

太阳行星轮和齿圈行星轮并列同轴安装在中间轴，呈双排同轴并列状；太阳轮与内齿圈错开为并列的两排，太阳行星轮与太阳轮同处一排并互相啮合，齿圈行星轮与内齿圈同处一排并互相啮合，构成一副双排同轴行星轮式内啮合行星齿轮系结构。 

太阳行星轮和同一中间轴上的齿圈行星轮齿数之和，等于对应的内齿圈与太阳轮齿数之差。 

太阳轮、内齿圈和行星架三元素之间的变速比关系为： 

n_s + k * n_r = (1 + k) * n_f

其中：

n_s = 太阳轮转速

n_r = 内齿圈转速

n_f= 行星架转速

    。

从以上变速比关系式看出，行星轮齿数对变速比有影响。行星架上围绕旋转中心安装有多根中间轴，每根中间轴对应太阳轮和内齿圈设置有数量相等的太阳行星轮和齿圈行星轮，这些中间轴距离行星架旋转中心的轴距各不相等，对应的太阳行星轮齿数也不相等，对应的齿圈行星轮齿数也各不相等。因此变速比关系式中的速比系数k就不相同，变速比关系也就不相同。 

在内齿圈与太阳轮齿数不变的情况下，太阳行星轮齿数增加或减少，将使齿圈行星轮得到相同齿数的减少或增加，可以得到较为显著的速比系数k变化，较少的齿数变化即可获得较大范围的速比变化。 

轴距不相等的中心轴同时传递动力时，仅可以获得直接挡传动、即三元素之间只能固定等速旋转。要利用轴距不相等带来的各挡不同的变速比，就必须像传统定轴式变速器一样，在每根中心轴上的太阳行星轮-齿圈行星轮组之间，设置一套离合机构，选择其中一根中间轴上的行星轮组作为动力传递路径，其它行星轮组保持空转，不传递动力。在多个离合机构之间切换离合状态，即可选择不同的动力传递路径，获得不同挡位的变速比。 

受太阳轮与内齿圈之间的空间因素制约，一个行星架上至少可以布置4至8根这样的轴距不相等的中间轴，因而一个这样的双排同轴行星轮式内啮合行星齿轮系即可获得4至8种不同的变速比关系（传统内啮合行星齿轮系只有1种变速比关系）。如果对直接挡加以利用，则可以进一步实现n+1挡变速比（n=轴距不相等的中间轴数量）。 

为进一步增加变速挡位，在保持中间轴数量不变的情况下，通过并列增加太阳轮排数和/或增加内齿圈排数，并与之相对应地在中间轴上增加行星轮排数，则可以使变速挡位数大幅扩展，每增加一排太阳轮或者增加一排内齿圈，就可以使变速挡位数增加一倍，而尺寸增加并不显著。 

与传统行星齿轮系一样，需要将太阳轮、内齿圈和行星架基本三元素中任一元素设定为固定静止，或者令其与另一元素有固定的运动关系，才能在剩余二元素之间形成确切的变速比。 

将行星架与变速器体常固定为一体（即定轴）时，离合机构与传统定轴式变速器中采用的离合机构原理相同，动力源与变速器动力输入轴之间也需要像当前背景技术一样，增加一个额外的液力变扭器或离合器，来实现空挡运行和换挡逐渐结合过程，具体离合机构的控制、液力变扭器或离合器结构原理这里不做深入说明。 

前面提到，行星齿轮系在传递动力时，需要将太阳轮、内齿圈和行星架这基本三元素中的一元素加以固定，剩余二元素之间才能获得确切的变速比。利用这一特性，不需要额外的液力变扭器或离合器，就可以实现空挡运行，以及切入新挡位时的逐渐结合过程。 

实现空挡和换挡逐渐结合的技术方案是，在待固定的那个元素与变速器体之间设置一个制动器，制动器释放时，待固定的那个元素处于自由状态，输入与输出之间不能传递动力，变速器处于空挡状态运行。 

在空挡下，变速器可以实现无负载换挡，变速器新的挡位啮合后，制动器对待固定的那个元素进行制动，该元素逐渐减速直至完全停止，变速器则逐渐切入新挡位运行。 

这样，动力源与动力输入轴直接连接，不需额外的液力变扭器或离合器，制动器从释放逐步过渡到完全制动的过程，就是该变速组合从空挡状态逐步过渡到有挡状态的过程。 

液力变扭器和离合器都是在两个旋转运动件之间实现分离与结合，而制动器是在一个旋转运动件和一个固定件之间实现分离与结合，显然制动器比液力变扭器或离合器的结构更简单、成本更低且更易于控制。 

进一步地，如果采用两排内齿圈，将该两排内齿圈均设置为待固定的元素，对应每个内齿圈各设置一个制动器，对这两个待固定的元素分别加以控制，还可以实现连续换挡而动力传递不间断，具体实现方法如下。 

两个制动器均为释放状态时，变速器处于空挡状态。当其中一个制动器制动时，该内齿圈所在的某一个齿圈行星轮参与动力传递，此时另一内齿圈处于自由状态，不参与动力传递，但可以根据工况需要，在无负载下进行换挡，做好准备参与动力传递。需要换挡时，两个制动器同时变换制动状态，进而变换动力传递路径。 

变速器动力传递过程中，任何时候仅有一个为制动状态，另一个必为释放状态。两个制动器交替制动，变速器连续换挡，动力传递不间断。 

然而，采用制动器并取消额外的液力变扭器或离合器后，行星架不能被设置为与变速器常固定为一体，中间轴上的换挡离合机构不得不随着行星架一同旋转，因此离合机构的控制变得困难。本专利通过一组行星齿轮系相位调节装置实现对离合机构的控制，具体实现方法如下。 

相位调节装置由同轴并列的两排行星齿轮系组成，该两排行星齿轮系各自的传动三要素（即太阳轮、齿圈和行星架）之间具有相同的速比关系，它们的太阳轮固定同速旋转，一排行星架连接至变速器行星架，另一排行星架连接至一个控制转子，一排齿圈连接至变速器体保持固定静止，另一排齿圈连接至控制输入部件。 

由于两排行星齿轮系变速比相同，当连接至控制输入部件的齿圈静止时，连接至控制转子的行星架与连接至变速器行星架的行星架保持等速同步旋转，通过调节两排齿圈之间的相位，则可以间接地调节两排行星架、即变速器行星架与控制转子之间的相位。 

在行星架上设置换挡拨叉，在控制转子上设置换挡凹槽。当变速器行星架与控制转子之间的相位改变时，换挡拨叉和换挡凹槽共同配合，将变速器行星架与控制转子之间的相位变化，转化为换挡离合机构的动作。 

前述技术方案描述了空挡和前进挡的原理与控制，倒挡则只需将某一行星轮设置为与相邻的另一个行星轮（此时该行星轮起到惰轮作用）相啮合，通过该互相啮合的行星轮传递的动力旋向相反，因而在没有增加齿轮的情况下，即可以获得倒挡挡位。 

以上所述变速器动力传递只通过一根中间轴，太阳轮和内齿圈需承受较大径向侧推力，如同传统定轴式变速器一样。在变速器太阳轮与内齿圈之间空间足够的前提下，亦可参照传统行星齿轮系，均布2~3个参数完全相同的中间轴及轴上的行星轮，这些参数相同的行星轮共同分担需要传递的动力，并使太阳轮和内齿圈径向侧推力互相抵消。 

综上所述，本专利区别当前公知技术最根本的新颖之处，将传统内啮合行星齿轮系中对变速比不作贡献的行星轮，创造性地改为同轴的两排行星轮，形成新型的双排同轴行星轮式内啮合行星齿轮系结构，使行星轮的齿数与变速比直接关联，并将多组行星轮齿数设置为不相同，因而实现了多挡位变速。 

这种新型的双排同轴行星轮式内啮合行星齿轮系也可以理解为定轴式变速器和传统行星齿轮式变速器的一种巧妙结合。这样的结构既有行星齿轮式变速器空间利用率高、结构紧凑的优点，又有定轴式变速器结构简单、传动效率高的优点。其最显著的有益效果就是尺寸小、重量轻、传动效率高，且成本低廉，挡位越多效果越显著。 

附图说明。

下面结合附图和实施例对本实用新型作进一步说明。 

图1(a)-(c)是传统行星齿轮系种类及其工作原理示意图。 

图2是双排同轴行星轮式内啮合行星齿轮系工作原理示意图。 

图3(a)-(c)是双排同轴行星轮式内啮合行星齿轮系的几种变型示意图。 

图4是第一个实施例的截面构造示意图。 

图5是第二个实施例的截面构造示意图。 

图6是第三个实施例的截面构造示意图。 

图7是第三个实施例的离合机构控制部件沿圆周展开效果示意图。 

图8是第四个实施例的截面构造示意图。 

图9是第四个实施例的离合机构控制部件沿圆周展开结构示意图。 

图10是带有备份中间轴的双排同轴行星轮式内啮合行星齿轮系结构示意图。 

具体实施方式。 

图1是传统行星齿轮系种类及其工作原理示意图，传统行星齿轮系具体细分有以下三种不同的结构形式。 

图1（a）所示为单排单行星轮内啮合式，当前绝大多数行星齿轮系变速器均采用这种结构形式。行星轮（P）的功能为惰轮，齿数对太阳轮（S）、内齿圈（R）和行星架（F）基本三要素之间的变速比没有影响。 

图1（b）所示为单排双行星轮内啮合式，双行星轮（P，P’）串联在同一排内，其功能也均为惰轮，齿数对变速比也没有影响，与单排单行星轮内啮合式效果不同之处是，内齿圈（R）旋转方向相反。 

图1（c）所示为双排同轴行星轮外啮合式，与前述两种内啮合式效果不同之处是，行星轮（P，P’）齿数对变速比有影响，但双排行星轮（P，P’）的齿数必须同步增加或减少，减弱了轴距差异对变速比变化的贡献。若要实现较大变速比变化，则需要加大双排太阳轮（S，S’）齿数的差异，同时还要大幅增加行星轮（P，P’）的齿数差异。这样一来，变速装置尺寸将变得很大，不具实用性。 

图2是本实用新型所采用的双排同轴行星轮式内啮合行星齿轮系工作原理示意图。如图所示，齿轮系包括变速器体（1）、动力输入轴（In）、动力输出轴（Out）、太阳轮（S）、内齿圈（R）、行星架（F）、中间轴（Ox，注：x为数字或字母r，后同）、太阳行星轮（Sx）和齿圈行星轮（Rx）。太阳轮（S）和太阳行星轮（Sx）以实线齿轮标示，内齿圈（R）和齿圈行星轮（Rx）以虚线标示，行星架（F）以粗实线标示。太阳轮（S）和行星轮（Sx，Rx）为外齿轮，内齿圈（R）为内齿轮。太阳轮（S）、内齿圈（R）和行星架（F）围绕其旋转中心（O）同轴旋转，中间轴（Ox）安装于行星架（F）上，轴线与旋转中心（O）平行，太阳行星轮（Sx）和齿圈行星轮（Rx）并列同轴安装在中间轴（Ox）上，呈双排同轴并列状，构成一副双排同轴行星轮式内啮合行星齿轮系。 

太阳轮（S）与内齿圈（R）错开为并列的两排，太阳行星轮（Sx）与太阳轮（S）同处于一排并互相啮合，齿圈行星轮（Rx）与内齿圈（R）同处一排并互相啮合，任一个行星轮（Sx，Rx）不会同时与太阳轮（S）和内齿圈（R）相啮合。 

太阳行星轮（Sx）和同一中间轴（Ox）上的齿圈行星轮（Rx）齿数之和，等于内齿圈（R）与太阳轮（S）齿数之差。同一中间轴（Ox）上的太阳行星轮（Sx）和齿圈行星轮（Rx）同步等速旋转时，太阳轮（S）、内齿圈（R）和行星架（F）三元素之间的变速比关系为： 

n_s + k * n_r = (1 + k) * n_f

其中：

n_s = 太阳轮（S）转速

n_r = 内齿圈（R）转速

n_f= 行星架（F）转速

  。

中间轴（Ox）数量有多根，每根中间轴（Ox）对应太阳轮（S）和内齿圈（R）设置有数量相等的太阳行星轮（Sx）和齿圈行星轮（Rx），这些中间轴（Ox）距离行星架（F）旋转中心（O）的轴距各不相等，对应的太阳行星轮（Sx）齿数也不相等，对应的齿圈行星轮（Rx）齿数也各不相等。因此上式中的速比系数k就不相同，三元素之间的变速比关系也就不相同。 

图2所示的行星齿轮系中，布置有6根中间轴（Ox）及其对应的太阳行星轮（Sx）和齿圈行星轮（Rx）组，6根中间轴（Ox）与旋转中心（O）的轴距各不相等，因此可以获得6挡不同的变速比，其中包括一个倒挡，倒挡实现方法如下。 

设置有倒挡行星轮（Sr或Rr），它既不与太阳轮（S）啮合，也不与内齿圈（R）啮合，而与相邻的另一个行星轮（Sx或Rx，注：此处x不包括字母r）相啮合，通过该倒挡行星轮（Sr或Rr）传递的动力与其它行星轮（Sx，Rx，注：此处x不包括r）旋向相反。 

一排太阳轮（S）与一排内齿圈（R）的变速组合是构成这种双排同轴行星轮式内啮合行星齿轮系的基本要求，在此基础上可以衍生多种变型应用。 

图3展示了是三种典型的变型应用。 

太阳轮（S，S’）的排数和内齿圈（R，R’）的排数均可以多于一排，各排太阳轮（S，S’）的齿数和各排内齿圈（R，R’）的齿数互不相等，与之相对应地在中间轴（Ox）上设置相同排数的行星轮（Sx，Rx）。这样可以大幅扩展变速挡位数，在保持中间轴（Ox）数量不变的情况下，每增加一排太阳轮（S’）或者增加一排内齿圈（R’），变速挡位数即可增加一倍，而尺寸增加并不显著。 

图3（a）所示为一排太阳轮（S）与双排内齿圈（R，R’）的组合，双排内齿圈（R，R’）的齿数互不相等，同一中间轴（O1）上的双排齿圈行星轮（R1，R2）齿数也互不相等，变速挡位数是一排太阳轮（S）与一排内齿圈（R）的组合变速挡位数的二倍。 

图3（b）所示为双排太阳轮（S，S’）与一排内齿圈（R）的组合，双排内齿圈（R，R’）的齿数互不相等，同一中间轴（O1/2）上的双排太阳行星轮（S1，S2）齿数也互不相等，变速挡位数是一排太阳轮（S）与一排内齿圈（R）的组合变速挡位数的二倍。 

图3（c）所示为双排太阳轮（S，S’）与双排内齿圈（R，R’）的组合，双排内齿圈（R，R’）的齿数也互不相等，同一中间轴（O1/2）上的双排太阳行星轮（S1，S2）齿数互不相等，双排齿圈行星轮（R1，R2）齿数也互不相等，变速挡位数是一排太阳轮（S）与一排内齿圈（R）的组合变速挡位数的四倍，排数越多性价比越高。 

基于上述原理，图4~图9给出了四个具体实施例，分别说明如下。 

图4所示为第一个实施例，具有五个前进挡和一个倒挡。 

变速器包括一排太阳轮（S）和一排内齿圈（R），动力输入轴（In）与太阳轮（S）连接，动力输出轴（Out）与内齿圈（R）连接，行星架（F）与变速器体（1）固定为一体。 

行星架（F）上围绕旋转中心布置有六根中间轴（Ox）和对应的太阳行星轮（Sx）和齿圈行星轮（Rx），其中包括五根前进挡中间轴（Ox）和一根倒挡中间轴（Or）。每根前进挡中间轴（Ox）与旋转中心的轴距各不相等。图4所示为五挡和倒挡截面结构原理，其余挡位结构原理与五挡完全一样，这里不重复说明。 

轴距不相等的中间轴（Ox），不能同时传递动力，需要像传统定轴式变速器一样，采取以下技术措施。 

在每根中间轴（Ox）上各设置一套离合机构（Cx），离合机构（Cx）结合时，太阳行星轮（Sx）和齿圈行星轮（Rx）合为一体地同步等速旋转，离合机构（Cx）分离时，太阳行星轮（Sx）和齿圈行星轮（Rx）脱开，各自旋转互不干涉。 

处于结合状态的太阳行星轮（Sx）和齿圈行星轮（Rx）组，为动力传递路径。任何时刻，只有一套离合机构（Cx）处于结合状态并处于动力传递路径中。在多个离合机构（Cx）之间切换离合状态，即可选择不同的动力传递路径，获得不同挡位的变速比。 

离合机构（Cx）的控制方法与当前技术定轴式变速器原理相同，这里不做深入说明。 

如图4所示，五挡中间轴（O5）上并列地装有五挡太阳行星轮（S5）和五挡齿圈行星轮（R5）；倒挡中间轴（Or）上并列地装有倒挡太阳行星轮（Sr）和倒挡齿圈行星轮（Rr），倒挡太阳行星轮（Sr）与相邻的二挡太阳行星轮（S2）啮合。 

五挡中间轴（O5）上设置有五挡离合机构（C5），倒挡中间轴（Or）上设置有倒挡离合机构（Cr）。 

图示五挡离合机构（C5）处于结合状态，倒挡离合机构（Cr）处于分离状态，因此变速器处于第五挡变速状态，其动力传递路径为：动力传动轴（In）→ 太阳轮（S）→ 五挡太阳行星轮（S5）→ 五挡离合机构（C5）→ 五挡中间轴（O5）→ 五挡齿圈行星轮（R5）→ 内齿圈（R）→ 动力输出轴（Out）。 

图5所示为第二个实施例，具有十一个前进挡和一个倒挡，换挡控制为机械式。 

变速器包括两排太阳轮（S，S’）和一排内齿圈（R），该两排太阳轮（S，S’）的齿数互不相等。动力输入轴（In）同时与两排太阳轮（S，S’）连接，动力输出轴（Out）与内齿圈（R）连接，行星架（F）与变速器体（1）固定为一体。 

行星架（F）布置有六根中间轴（Ox），每根中间轴（Ox）上，对应两排太阳轮（S，S’）和一排内齿圈（R）设置有两排太阳行星轮（Sy，Sz，注：y为奇数，z为偶数和字母r，后同）和一排齿圈行星轮（Rx）。 

每根中间轴（Ox）上分别设置有各自的离合机构（Cx），齿圈行星轮（Rx）通过该离合机构（Cx），可以分别与两排太阳行星轮（Sy，Sz）中的任一排保持结合或分离状态，处于结合状态的太阳行星轮（Sy，Sz）-齿圈行星轮（Rx）组，已准备好成为动力传递路径。 

离合机构（Cx）的控制方法，同实施例一，这里不做深入说明。 

六根中间轴（Ox）与旋转中心的轴距各不相等，两排太阳轮（S，S’）的齿数也互不相等，因此对应地可以实现十二个挡位变速比，将其中一个挡位设置为倒挡，共可实现十一个前进挡和一个倒挡。 

图5所示为五挡、六挡、十一挡和倒挡截面结构原理，其余挡位结构原理与五挡和十一挡完全一样，这里不重复说明。 

如图所示，五/十一挡中间轴（O5/11）上并列地装有五挡太阳行星轮（S5）、十一挡太阳行星轮（S11）和五/十一挡齿圈行星轮（R5/11）；六/倒挡中间轴（O6/r）上并列地装有六挡太阳行星轮（S6）、倒挡太阳行星轮（Sr）和六/倒挡齿圈行星轮（R6/r），倒挡太阳行星轮（Sr）与相邻的八挡太阳行星轮（S8）啮合。 

图示五/十一挡离合机构（C5/11）使五挡太阳行星轮（S5）和五/十一挡齿圈行星轮（R5/11）处于结合状态，因此变速器处于第五挡变速状态，其动力传递路径为：动力传动轴（In）→ 太阳轮（S）→ 五挡太阳行星轮（S5）→ 五/十一挡离合机构（C5/11）→ 五/十一挡中间轴（O5/11）→ 五/十一挡齿圈行星轮（R5/11）→ 内齿圈（R）→ 动力输出轴（Out）。 

由此看出，第二个实施例与第一个实施例结构很相似，只是增加了一排太阳轮（S’）和对应的太阳行星轮（Sy，Sz），但因此可以获得多一倍的挡位数。 

图6~图7所示为第三个实施例，具有五个前进挡和一个倒挡。动力源（15）与动力输入轴（In）直接连接，不需额外的液力变扭器或离合器。 

如图6所示，变速器包括一排太阳轮（S）和一排内齿圈（R），动力源（15）直接与动力输入轴（In）连接，动力输入轴（In）与太阳轮（S）连接，动力输出轴（Out）与行星架（F）连接，内齿圈（R）与变速器体（1）之间设置有制动器（B1），制动器（B1）固定于变速器体（1）上，制动面朝向内齿圈（R），制动器（B1）有两种工作状态：释放和制动。 

制动器（B1）释放时，内齿圈（R）可自由转动，不受制动器（B1）限制，太阳轮（S）和行星架（F）之间没有确切变速比，变速器处于空挡状态。 

制动器（B1）制动时，内齿圈（R）受制动器（B1）限制保持固定，太阳轮（S）和行星架（F）之间可以获得确切的变速比，变速器处于有挡状态。 

动力源（15）与动力输入轴（In）直接连接，不需额外的液力变扭器或离合器，制动器（B1）从释放逐步过渡到完全制动的过程，就是变速器从空挡状态逐步过渡到有挡状态的过程，以制动器（B1）取代液力变扭器或离合器，结构更简单且更易于控制。 

中间轴（Ox）、行星轮（Sx，Rx）和离合机构（Cx）的布置与第一个实施例一样，也可以实现五个前进挡和一个倒挡，中间轴（Ox）、行星轮（Sx，Rx）和离合机构（Cx）的布置这里不作重复说明。 

图6所示为三挡和倒挡截面结构，倒挡太阳行星轮（Sr）与相邻的一挡太阳行星轮（S1）啮合。其余挡位结构与三挡结构原理相同，这里不做重复说明。 

图示倒挡离合机构（Cr）使倒挡太阳行星轮（Sr）和倒挡齿圈行星轮（Rr）处于结合状态，因此变速器处于倒挡传动状态，其动力传递路径为：动力源（15）→ 动力传动轴（In）→ 太阳轮（S）→ 一挡太阳行星轮（S1）→ 倒挡太阳行星轮（Sr）→ 倒挡离合机构（Cr）→ 倒挡中间轴（Or）← 倒挡齿圈行星轮（Rr）← 内齿圈（R）← 制动器（B1）← 变速器体（1），最后通过倒挡中间轴（Or）→ 行星架（F）→ 动力输出轴（Out）。 

由于行星架（F）为旋转部件，行星架（F）上的中间轴（Ox）和离合机构（Cx）均随着行星架（F）旋转，离合机构（Cx）需要采用与行星架（F）旋转特性相适应的控制方法。本实施例通过一组行星齿轮系相位调节装置（3，点划线区域内的机构装置）、一个控制转子（13）和一系列拨叉（Lx），来实现对离合机构（Cx）的间接控制。 

如图6所示，相位调节装置（3）由两排行星齿轮系组成，这两排行星齿轮系具有这样的特征：它们同轴并列布置，与变速器动力输出轴（Out）同轴旋转，各自的传动三要素（即太阳轮、齿圈和行星架）之间的速比关系完全相同；两排太阳轮（11，12）互相固定为一体；其中一排行星架（9）与控制转子（13）固定为一体，另一排行星架（10）与变速器动力输出轴（Out）和变速器行星架（F）固定为一体；其中一排齿圈（4）连接至变速器体（1），保持固定静止，另一排齿圈（6）连接至一个控制螺杆（5）。 

控制螺杆（5）静止时，控制齿圈（6）亦静止不转动，控制转子（13）与变速器行星架（F）保持等速同步旋转。控制螺杆（5）转动某一角度后，相应地带动该齿圈（6）也转过一定角度，使两排齿圈（4，6）之间的相位发生变化，控制转子（13）与变速器行星架（F）之间的相位也随之发生变化。 

本实施例对这两排行星齿轮系的特征进一步简化为：两排太阳轮（11，12）合并为同一个齿轮，两排齿圈（4，6）齿数相等，两排行星轮（7，8）齿数也相等，因此该两排行星齿轮系三要素之间具有相同的速比关系。 

控制转子（13）环绕其圆周开有等宽的换挡凹槽（14）。控制转子（13）与离合机构（Cx）之间设置有拨叉（Lx），拨叉（Lx）与离合机构（Cx）一一对应，拨叉（Lx）装在行星架（F）导杆（2）上，导杆（2）与行星架（F）轴向平行，拨叉（Lx）仅可以沿着行星架（F）轴向滑动，拨叉（Lx）一端可滑动地伸入控制转子（13）换挡凹槽（14）中，另一端可滑动地伸入离合机构（Cx）。 

控制转子（13）与变速器行星架（F）之间的相位发生变化时，每个拨叉（Lx）在换挡凹槽（14）和导杆（2）的双重约束下，分别带动各自对应的离合机构（Cx），滑动到分离或结合的位置上。 

图7展示了相位调节装置、控制转子和拨叉组成的离合机构（Cx）控制部件的圆周展开效果，进一步说明了变速器挡位控制的详细过程。 

图中（R）片段所示，控制转子（13）上的换挡凹槽（14）呈波浪形，处于波浪形顶部的倒挡拨叉（Lr）被推向外侧，带动倒挡离合机构（Cr）使之处于结合状态，其余全部拨叉（Lx，注：此处x不包括r ）均处于换挡凹槽（14）波浪形底部，被保持在内侧，对应的离合机构（Cx，注：此处x不包括r ）均处于分离状态。此时变速器处于倒挡挡位。控制转子（13）与变速器行星架（F）保持等速同步旋转。 

图中（F1）片段所示，换挡凹槽（14）将一挡拨叉（L1）推向外侧，其余全部拨叉（Lx，注：此处x不包括1）均被换挡凹槽（14）保持在内侧。此时变速器处于一挡挡位。 

图中（F1-F2）片段所示，控制螺杆（5）转动时，控制转子（13）与变速器行星架（F）之间的相位发生变化，换挡凹槽（14）波浪形顶部正从一挡拨叉（L1）向二挡拨叉（L2）位置过渡。此时，变速器处于换挡衔接过程。 

图中从（F2）片段至（F5）片段，分别为变速器处于二挡至五挡挡位状态示意图。原理与上述（F1）片段相似，这里不做重复说明。 

图8~图9所示为第四个实施例，具有十一个前进挡和一个倒挡。动力源（15）与动力输入轴（In）直接连接，不需额外的液力变扭器或离合器，且可实现换挡衔接动力不间断输出。 

图8所示截面构造，与第三个实施例相似，动力源（15）直接与动力输入轴（In）连接，动力输入轴（In）与太阳轮（S）连接，动力输出轴（Out）与行星架（F）连接。 

变速器包括一排太阳轮（S）和两排内齿圈（R，R’），该两排内齿圈（R，R’）的齿数互不相等，与变速器体（1）之间分别设置有制动器（B1，B2），两排制动器（B1，B2）均固定于变速器体（1）上，制动面均朝向内齿圈（R，R’），每个制动器（B1，B2）分别有两种工作状态：释放和制动。 

行星架（F）上围绕旋转中心布置有六根中间轴（Ox），每根中间轴（Ox）上对应一排太阳轮（S）和两排内齿圈（R，R’），设置有一排太阳行星轮（Sx）和两排齿圈行星轮（Ry，Rz）。 

每根中间轴（Ox）上，对应每排齿圈行星轮（Ry，Rz），分别设置有两个离合机构（Cy，Cz），太阳行星轮（Sx）通过该离合机构（Cy，Cz），可以分别与两排齿圈行星轮（Ry，Rz）中的任一排，同时或单独地保持结合或分离状态，即太阳行星轮（Sx）与两排齿圈行星轮（Ry，Rz）之间可以处于以下四种状态中的任一种：太阳行星轮（Sx）与第一排齿圈行星轮（Ry）为结合状态、与第二排齿圈行星轮（Rz）为分离状态；太阳行星轮（Sx）与第一排齿圈行星轮（Ry）为分离状态、与第二排齿圈行星轮（Rz）为结合状态；太阳行星轮（Sx）与两排齿圈行星轮（Ry，Rz）同时为结合状态；太阳行星轮（Sx）与两排齿圈行星轮（Ry，Rz）同时为分离状态。 

处于结合状态的太阳行星轮（Sx）-齿圈行星轮（Ry，Rz）组，已准备好成为动力传递路径。所有行星轮（Sx，Ry，Rz）中，同一时刻已准备好成为动力传递路径的太阳行星轮（Sx）-齿圈行星轮（Ry，Rz）组最多可有两组，且分别属于两排齿圈行星轮（Ry，Rz），即每一排齿圈行星轮（Ry，Rz）中最多只有一个齿圈行星轮（Ry或Rz）已准备好成为动力传递路径。 

两排制动器（B1，B2）均为释放状态时，两排内齿圈（R，R’）均可自由转动，不受制动器（B1，B2）限制，太阳轮（S）和行星架（F）之间没有确切变速比，变速器处于空挡状态。 

两排制动器（B1，B2）中的一排制动器（例如B1）制动时，对应的内齿圈（R）受该制动器（B1）限制保持固定，该排内齿圈（R）中已准备好成为动力传递路径的齿圈行星轮（Ry）成为当前动力传递路径，另一制动器（B2）处于释放状态，不传递动力，但可以根据工况需要，预先调整其所对应的齿圈行星轮（Rz）离合状态，设定好下一个动力传递路径并待命。 

需要换挡时，两排制动器（B1，B2）同时变换制动状态，进而变换动力传递路径；变速器动力传递过程中，任何时候仅有一排为制动状态，另一排必为释放状态；两排制动器（B1，B2）交替制动，并预先设定好下一个动力传递路径待命，变速器换挡衔接过程动力传递不间断。 

动力源（15）与动力输入轴（In）直接连接，不需额外的液力变扭器或离合器，制动器（B1，B2）从释放逐步过渡到完全制动的过程，就是该变速器从某一个挡位（含空挡）逐步过渡到另一个挡位的过程。 

图9所示为五挡、六挡、十一挡和倒挡截面结构，倒挡太阳行星轮（Sr）与相邻的二挡齿圈行星轮（R2）啮合。其余挡位结构原理与五挡/六挡相同，这里不做重复说明。 

图示五挡离合机构（C5）和六挡离合机构（C6）同时处于结合状态，第一排制动器（B1）制动，对应的内齿圈（R）被固定，第二排制动器（B2）释放，对应的内齿圈（R’）处于自由状态，因此变速器处于五挡传动、六挡待命状态，其动力传递路径为：动力源（15）→ 动力传动轴（In）→ 太阳轮（S）→ 五/六挡太阳行星轮（S5/6）→ 五/六挡中间轴（O5/6）← 五挡离合机构（C5）← 五挡齿圈行星轮（R5）← 内齿圈（R）← 制动器（B1）← 变速器体（1），最后通过五/六挡中间轴（O5/6）→ 行星架（F）→ 动力输出轴（Out）。 

离合机构（Cy，Cz）的控制方法同第三个实施例，相位调节装置（3）、控制转子（13）和拨叉（Lx）的结构原理与第三个实施例完全相同，这里不再重复说明。不同之处仅在于，本实施例设置有两条换挡凹槽（14，14’），分别对应着两排拨叉（Ly，Lz），换挡凹槽（14，14’）的波浪形状也略有不同。 

图9展示了相位调节装置（3）、控制转子（13）和拨叉（Ly，Lz）组成的离合机构（Cy，Cz）控制部件的圆周展开效果，进一步说明了变速器挡位控制的详细过程。 

图中（R/F1）片段所示，控制转子（13）上有两条换挡凹槽（13，13’），各呈波浪形，分别与关联到两排制动器（B1，B2）所对应的拨叉（Ly，Lz）。处于波浪形顶部的一挡拨叉（L1）和倒挡拨叉（Lr）分别被推向外侧，带动一挡离合机构（C1）和倒挡离合机构（Cr）同时处于结合状态，其余全部拨叉（Lx，注：此处x不包括1和r ）均处于换挡凹槽（13，13’）波浪形底部，被保持在内侧，对应的离合机构（Cx，注：此处x不包括1和r）均处于分离状态。控制螺杆（5）不动，则控制转子（13）与变速器行星架（F）保持等速同步旋转。 

此时一挡和倒挡两个挡位已同时准备好成为动力传递路径，变速器挡位由制动器（B1，B2）决定。第一制动器（B1）制动时，变速器为一挡传动，二挡待命，第二制动器（B2）制动时，则变速器为二挡传动，一挡待命。 

图中（F1/F2）片段所示，换挡凹槽（13，13’）将一挡拨叉（L1）和二挡拨叉（L2）分别推向外侧，带动一挡离合机构（C1）和二挡离合机构（C2）同时处于结合状态，其余全部拨叉（Lx，注：此处x不包括1和2）均处于换挡凹槽（13，13’）波浪形底部，被保持在内侧，对应的离合机构（Cx，注：此处x不包括1和2）均处于分离状态。 

此时一挡和二挡两个挡位已同时准备好成为动力传递路径，变速器挡位由制动器（B1，B2）决定。 

假设变速器原来工作于一挡传动，第一排制动器（B1）被制动，第二排制动器（B2）被释放，二挡正待命成为动力传递路径，如果此时需要换挡至二挡，只需对两排制动器（B1，B2）同时变换状态，释放第一排制动器（B1）并对第二排制动器（B2）进行制动，则变速器在动力传递不间断的情况下，变速器实现了从一挡至二挡的顺利衔接。 

图中从（F2/3）片段至（F6/7）片段，分别为变速器处于二挡/三挡、三挡/四挡、四挡/五挡、五挡/六挡、六挡/七挡挡位状态示意图，其余挡位原理相同，这里不再重复说明。任何时刻均有两个挡位同时准备好成为动力传递路径，两排制动器（B1，B2）交替制动，使其中一个挡位成为动力传递路径，并在释放状态的这排齿圈组中，预先设定好下一个动力传递路径待命，变速器换挡衔接过程动力传递不间断。 

前面所述全部实施例，动力传递只通过一根中间轴（Ox），太阳轮（S，S’）和内齿圈（R，R’）承受较大径向侧推力。图10为带有备份中间轴的双排同轴行星轮式内啮合行星齿轮系结构示意图。在空间足够的前提下，同一个行星架（F）上，全部或部分中间轴（Ox）均布设置若干个参数完全相同的备份，该完全相同的参数包括中间轴（Ox，Ox’）与旋转中心（O）之间的轴距、行星轮（Sx，Sx’；Rx，Rx’）的齿数和离合机构（Cx，Cx’）的离合关系。带有备份的中间轴（Ox，Ox’）和行星轮（Sx，Sx’；Rx，Rx’）共同分担需要传递的动力，太阳轮（S，S’）和内齿圈（R，R’）径向侧推力互相抵消。 

如图10示意图所示，行星齿轮系共有六根中间轴（O1，O2，O3，O1’，O2’，O3’），其中三根中间轴（O1，O2，O3）各带有一个备份中间轴（O1’，O2’，O3’），它们与各自的备份中间轴（O1’，O2’，O3’）至旋转中心（O）之间的轴距相等，且围绕旋转中心（O）对称设置，它们的太阳行星轮（S1，S2，S3）齿数与各自的备份太阳行星轮（S1’，S2’，S3’）齿数相等，它们的齿圈行星轮（R1，R2，R3）齿数与各自的备份齿圈行星轮（R1’，R2’，R3’）齿数也相等，它们的离合机构（以C1为例）与各自的备份离合机构（C1’）同时呈分离或结合状态。这样的六根中间轴可以实现三个变速挡位。 

Claims (10)

1.一种齿轮式变速器，包括变速器体（1）、动力输入轴（In）、动力输出轴（Out）、太阳轮（S）、内齿圈（R）、行星架（F）、中间轴（Ox）、太阳行星轮（Sx）和齿圈行星轮（Rx），其特征是：

所述太阳轮（S）和所述行星轮（Sx，Rx）为外齿轮，所述内齿圈（R）为内齿轮，太阳轮（S）、内齿圈（R）和所述行星架（F）围绕其旋转中心（O）同轴旋转，所述中间轴（Ox）安装于行星架（F）上，轴线与旋转中心（O）平行，太阳行星轮（Sx）和齿圈行星轮（Rx）并列同轴安装在中间轴（Ox）上，呈双排同轴并列状，构成一副双排同轴行星轮式内啮合行星齿轮系；

太阳轮（S）与内齿圈（R）错开为并列的两排，太阳行星轮（Sx）与太阳轮（S）同处于一排并互相啮合，齿圈行星轮（Rx）与内齿圈（R）同处一排并互相啮合，任一个行星轮（Sx，Rx）不会同时与太阳轮（S）和内齿圈（R）相啮合；

太阳行星轮（Sx）和同一中间轴（Ox）上的齿圈行星轮（Rx）齿数之和，等于内齿圈（R）与太阳轮（S）齿数之差；

同一中间轴（Ox）上的太阳行星轮（Sx）和齿圈行星轮（Rx）同步等速旋转时，太阳轮（S）、内齿圈（R）和行星架（F）三元素之间的变速比关系为：

          n_s + k * n_r = (1 + k) * n_f

其中：n_s = 太阳轮（S）转速

          n_r = 内齿圈（R）转速

          n_f= 行星架（F）转速 

中间轴（Ox）数量有多根，每根中间轴（Ox）对应太阳轮（S）和内齿圈（R）设置有数量相等的太阳行星轮（Sx）和齿圈行星轮（Rx），这些中间轴（Ox）距离行星架（F）旋转中心（O）的轴距各不相等，对应的太阳行星轮（Sx）齿数也不相等，对应的齿圈行星轮（Rx）齿数也各不相等。

2.根据权利要求1所述的齿轮式变速器，其特征是：

设置有倒挡行星轮（Sr，Rr），它既不与所述太阳轮（S）啮合，也不与所述内齿圈（R）啮合，而与相邻的另一个行星轮（Sx，Rx）相啮合，通过该倒挡行星轮（Sr，Rr）传递的动力与其它行星轮（Sx，Rx）旋向相反。

3.根据权利要求1所述的齿轮式变速器，其特征是：

所述太阳轮（S，S’）的排数和所述内齿圈（R，R’）的排数均可以多于一排，各排太阳轮（S，S’）的齿数和各排内齿圈（R，R’）的齿数互不相等，与之相对应地在所述中间轴（Ox）上设置相同排数的行星轮（Sx，Rx）。

4.根据权利要求1所述的齿轮式变速器，其特征是：

在每根所述中间轴（Ox）上各设置一套离合机构（Cx），离合机构（Cx）结合时，所述太阳行星轮（Sx）和齿圈行星轮（Rx）合为一体地同步等速旋转，离合机构（Cx）分离时，太阳行星轮（Sx）和齿圈行星轮（Rx）脱开，各自旋转互不干涉。

5.根据权利要求3或4所述的齿轮式变速器，其特征是：

所述变速器包括两排所述太阳轮（S，S’）和一排所述内齿圈（R），该两排太阳轮（S，S’）的齿数互不相等；

所述每根中间轴（Ox）上，对应两排太阳轮（S，S’）和一排内齿圈（R）设置有两排太阳行星轮（Sx）和一排齿圈行星轮（Rx）；

每根中间轴（Ox）上分别设置有各自的离合机构（Cx），齿圈行星轮（Rx）通过该离合机构（Cx），可以分别与两排太阳行星轮（Sx）中的任一排保持结合或分离状态，处于结合状态的太阳行星轮（Sx）-齿圈行星轮（Rx）组，已准备好成为动力传递路径。

6.根据权利要求1所述的齿轮式变速器，其特征是：

所述内齿圈（R）与所述变速器体（1）之间设置有制动器（B1），制动器（B1）固定于变速器体（1）上，制动面朝向内齿圈（R），制动器（B1）有两种工作状态：释放和制动；

制动器（B1）释放时，内齿圈（R）可自由转动，不受制动器（B1）限制，所述太阳轮（S）和所述行星架（F）之间没有确切变速比，变速器处于空挡状态；

制动器（B1）制动时，内齿圈（R）受制动器（B1）限制保持固定，太阳轮（S）和行星架（F）之间可以获得确切的变速比，变速器处于有挡状态；

所述动力源（15）与动力输入轴（In）直接连接，不需额外的液力变扭器或离合器，制动器（B1）从释放逐步过渡到完全制动的过程，就是变速器从空挡状态逐步过渡到有挡状态的过程。

7.根据权利要求6所述的齿轮式变速器，其特征是：

所述变速器设置有相位调节装置（3），相位调节装置（3）由两排行星齿轮系组成，这两排行星齿轮系具有这样的特征：它们同轴并列布置，与变速器动力输出轴（Out）同轴旋转，各自的传动三要素即太阳轮、齿圈和行星架之间的速比关系完全相同；两排太阳轮（11，12）互相固定为一体；其中一排行星架（9）与控制转子（13）固定为一体，另一排行星架（10）与变速器动力输出轴（Out）和变速器行星架（F）固定为一体；其中一排齿圈（15）连接至变速器体（1），保持固定静止，另一排齿圈（6）连接至一个控制螺杆（5）；

控制螺杆（5）静止时，控制齿圈（6）亦静止不转动，控制转子（13）与变速器行星架（F）保持等速同步旋转；控制螺杆（5）转动某一角度后，相应地带动该齿圈（6）也转过一定角度，使两排齿圈（4，6）之间的相位发生变化，控制转子（13）与变速器行星架（F）之间的相位也随之发生变化；

控制转子（13）环绕其圆周开有等宽的换挡凹槽（14，14’）；控制转子（13）与离合机构（Cx）之间设置有拨叉（Lx），拨叉（Lx）与离合机构（Cx）一一对应，拨叉（Lx）装在行星架（F）导杆（2）上，导杆（2）与行星架（F）轴向平行，拨叉（Lx）仅可以沿着行星架（F）轴向滑动，拨叉（Lx）一端可滑动地伸入控制转子（13）换挡凹槽（14，14’）中，另一端可滑动地伸入离合机构（Cx）；

控制转子（13）与变速器行星架（F）之间的相位发生变化时，每个拨叉（Lx）在换挡凹槽（14，14’）和导杆（2）的双重约束下，分别带动各自对应的离合机构（Cx），滑动到分离或结合的位置上。

8.根据权利要求6所述的齿轮式变速器，其特征是：

变速器包括一排所述太阳轮（S）和两排所述内齿圈（R，R’），该两排内齿圈（R，R’）的齿数互不相等，与变速器体（1）之间分别设置有所述制动器（B1，B2），两排制动器（B1，B2）均固定于变速器体（1）上，制动面均朝向内齿圈（R），每个制动器（B1，B2）分别有两种工作状态：释放和制动；

所述每根中间轴（Ox）上对应一排太阳轮（S）和两排内齿圈（R，R’），设置有一排太阳行星轮（Sx）和两排齿圈行星轮（Rx）。

9.根据权利要求8所述的齿轮式变速器，其特征是：

所述每根中间轴（Ox）上，对应每排齿圈行星轮（Rx），分别设置有两个离合机构（Cx），所述太阳行星轮（Sx）通过该离合机构（Cx），可以分别与两排所述齿圈行星轮（Rx）中的任一排，同时或单独地保持结合或分离状态，即太阳行星轮（Sx）与两排齿圈行星轮（Rx）之间可以处于以下四种状态中的任一种：太阳行星轮（Sx）与第一排齿圈行星轮（Rx）为结合状态、与第二排齿圈行星轮（Rx）为分离状态；太阳行星轮（Sx）与第一排齿圈行星轮（Rx）为分离状态、与第二排齿圈行星轮（Rx）为结合状态；太阳行星轮（Sx）与两排齿圈行星轮（Rx）同时为结合状态；太阳行星轮（Sx）与两排齿圈行星轮（Rx）同时为分离状态；

处于结合状态的太阳行星轮（Sx）-齿圈行星轮（Rx）组，已准备好成为动力传递路径；

所有行星轮（Sx，Rx）中，同一时刻已准备好成为动力传递路径的太阳行星轮（Sx）-齿圈行星轮（Rx）组最多可有两组，且分别属于两排齿圈行星轮（Rx），即每一排齿圈行星轮（Rx）中最多只有一个齿圈行星轮（Rx）已准备好成为动力传递路径；

两排制动器（B1，B2）均为释放状态时，两排内齿圈（R，R’）均可自由转动，不受制动器（B1，B2）限制，太阳轮（S）和行星架（F）之间没有确切变速比，变速器处于空挡状态；

两排制动器（B1，B2）中的一排制动器制动时，对应的内齿圈（R）受该制动器（B1）限制保持固定，该排内齿圈（R）中已准备好成为动力传递路径的齿圈行星轮（Rx）成为当前动力传递路径，另一制动器（B2）处于释放状态，不传递动力，但可以根据工况需要，预先调整其所对应的齿圈行星轮（Rx）离合状态，设定好下一个动力传递路径并待命；

需要换挡时，两排制动器（B1，B2）同时变换制动状态，进而变换动力传递路径；变速器动力传递过程中，任何时候仅有一排为制动状态，另一排必为释放状态；两排制动器（B1，B2）交替制动，并预先设定好下一个动力传递路径待命，变速器换挡衔接过程动力传递不间断；

动力源（15）与动力输入轴（In）直接连接，不需额外的液力变扭器或离合器，制动器（B1，B2）从释放逐步过渡到完全制动的过程，就是该变速器从某一个挡位逐步过渡到另一个挡位的过程。

10.根据权利要求1所述的齿轮式变速器，其特征是：

同一个所述行星架（F）上，全部或部分所述中间轴（Ox）均布设置若干个参数完全相同的备份，该完全相同的参数包括中间轴（Ox，Ox’）与所述旋转中心（O）之间的轴距、所述行星轮（Sx，Sx’；Rx，Rx’）的齿数和所述离合机构（Cx，Cx’）的离合关系。

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