WO2008148253A1 - Transmission à plusieurs étages - Google Patents

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WO2008148253A1
WO2008148253A1 PCT/CN2007/002159 CN2007002159W WO2008148253A1 WO 2008148253 A1 WO2008148253 A1 WO 2008148253A1 CN 2007002159 W CN2007002159 W CN 2007002159W WO 2008148253 A1 WO2008148253 A1 WO 2008148253A1
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planetary gear
shifting element
gear set
rotating member
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Qingpei Huang
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Qingpei Huang
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Definitions

  • the present invention relates to a multi-speed transmission, and more particularly to an on-board multi-stage automatic transmission having at least five forward speeds.
  • the existing multi-speed transmission with three planetary gear sets can achieve up to five to eight shifts, all of which include six or more shifting components (brakes and clutches), for example: US patent
  • the technical problem to be solved by the present invention is to provide a multi-speed transmission which requires only three sets or equivalent of three sets of planetary gear sets, four to seven shifting elements, and can realize at least five stages, especially seven to twelve.
  • the stepping speed has a larger total gear ratio, and the ratio of the gear ratio between the gears is also reasonable.
  • the switching between adjacent gears only needs to engage and disengage the two shifting components, and the shifting impact is small.
  • a technical solution embodying the present invention is: a multi-speed transmission including an input member, a front shifting portion, a main shifting portion, an output member, and at least three clutch shifting members and at least one brake shifting member, characterized in that:
  • the pre-shifting portion is coupled to the input member and has a first intermediate output path and a second intermediate output path, wherein the first intermediate output path and the second intermediate output path have a fixed ratio of more than one;
  • the main shifting portion is composed of a combined planetary gear set having at least four rotating members, wherein the four rotating members are respectively arranged in a rotational speed collinear diagram as a first rotating member, a second rotating member, and a first a third rotating member, a fifth rotating member;
  • the second rotating member is fixedly coupled to the output member, the first clutch shifting member selectively connecting the first rotating member to the first intermediate output path, and the second clutch shifting member is selectable Thirdly connecting the third rotating component to the second intermediate output path, the third clutch shifting element optionally The fifth rotary member with the first
  • the multi-speed transmission of the present invention further includes a second brake shifting element that selectively connects the third rotating component to the transmission housing.
  • the multi-speed transmission of the present invention further includes a unit that selectively connects the fifth rotating member to the second intermediate output path Four clutch shifting elements.
  • the multi-speed transmission of the present invention further includes a third brake shifting member that selectively connects the fifth rotating member to the transmission housing.
  • the multi-speed transmission main shifting portion of the present invention further includes a fourth rotating member sequentially arranged in the rotational speed collinear chart; the fourth rotating member is coupled to the second intermediate output path through the fifth clutch shifting member.
  • the multi-speed transmission of the present invention further includes a third brake shifting member that selectively connects the fifth rotating member to the transmission housing.
  • the first brake shifting element and the second clutch shifting element establish a third gear position;
  • a second gear shifting element and a fifth clutch shifting element establishing a fifth gear position;
  • a sixth gear position by engaging the second clutch shifting element and the third brake shifting element;
  • a clutch shifting member and a second clutch shifting member to establish a seventh gear position; establishing an eighth gear position by engaging the first clutch shifting member and the third brake shifting member;
  • a ninth gear position is established by the gear member and the fifth clutch shifting member;
  • a tenth gear position is established by engaging the first clutch shifting member and the third clutch shifting member;
  • the multi-speed transmission of the present invention further includes a second brake shifting element that selectively connects the third rotating component to the transmission housing.
  • the multi-speed transmission of the present invention further includes a fourth clutch shifting element that connects the fifth rotating member to the second intermediate output path.
  • the multi-speed transmission constructed by the technical solution of the present invention only needs three sets or equivalents of three sets of planetary gear sets, and only 4 ⁇ 7 shifting elements are required to realize 5 ⁇ : 12-level shifting, thereby reducing the transmission. Volume, weight and manufacturing costs.
  • FIG. 1 is a collinear diagram of the rotational speed of the first embodiment of the present invention
  • FIG. 2 is a configuration diagram of Embodiment 1;
  • Embodiment 3 is a gear shifting and speed ratio table of Embodiment 1;
  • Figure 4 is a configuration diagram of Embodiment 2.
  • Figure 5 is a gear shifting and speed ratio table of the second embodiment
  • Figure 6 is a configuration diagram of Embodiment 3.
  • Figure 8 is a configuration diagram of Embodiment 4.
  • Figure 10 is a collinear diagram of the rotational speed of the embodiment 5 excluding the brake shifting element B3;
  • Figure 11 is a collinear diagram of the rotational speed including the brake shifting element B3 of the embodiment 5;
  • Figure 12 is a configuration diagram of Embodiment 5.
  • Figure 13 is a shifting and shifting ratio table of the fifth embodiment and the fifth embodiment
  • Figure 14 is a configuration diagram of Embodiment 6; '
  • Figure 15 is a gear shifting and speed ratio table of Embodiment 6;
  • Figure 16 is a configuration diagram of Embodiment 7.
  • Figure 17 is a shift position and speed ratio table of the seventh embodiment
  • Figure 18 is a collinear chart of the rotation speed of Embodiment 8.
  • Figure 19 is a configuration diagram of Embodiment 8.
  • collinear diagrams of Fig. 1, Fig. 10, Fig. 11, and Fig. 18 show the rotational speed and gear position switching relationship of each rotating member, and each vertical line respectively identifies the rotational speed of each rotating member, and "2" in the figure indicates the front shifting portion.
  • a collinear chart of 2 "3" in the figure indicates a collinear chart of the rotational speed of the main shifting portion 3
  • the lower horizontal line indicates that the rotational speed is "0”
  • the middle horizontal line indicates the rotational speed of the second intermediate output path PW2
  • the uppermost horizontal line Indicates the rotational speed of the first intermediate output path PW1.
  • the multi-speed transmission of this embodiment has 10 forward speeds and 2 reverse gears.
  • its specific components include: Input member 1, double pinion type (Ravigneaux type) First planetary gear set PG1, both of which are single pinion type (Simpson type) second, third Planetary gear set PG2, PG3, output member 4, first to fourth clutch shifting elements C1, C2, C3, C4 and first to third brake shifting elements Bl, B2, B3o
  • the first planetary gear set PG1 constitutes the front shifting portion 2.
  • the sun gear S1 of the first planetary gear set PG1 is fixedly coupled to the input member 1, and its planetary carrier CA1 is fixedly coupled to the transmission housing 5; its sun gear S1 constitutes the first intermediate output path PW1, its teeth
  • the circle R1 constitutes a second intermediate output path PW2.
  • the second and third planetary gear sets PG2, PG3 are combined to constitute the main shifting portion 3.
  • the ring gear R3 of the third planetary gear set PG3 constitutes a first rotating member RM1
  • the ring gear R2 of the second planetary gear set PG2 is fixedly coupled to the carrier CA3 of the third planetary gear set PG3, and constitutes a second rotating member RM2.
  • the carrier CA2 of the second planetary gear set PG2 constitutes a third rotating member RM3, and the sun gear S2 of the second planetary gear set PG2 is fixedly coupled to the sun gear S3 of the third planetary gear set PG3 and constitutes a fifth rotating member.
  • the ring gear R2 of the planetary gear set PG2 (i.e., the second rotating member RM2) is fixedly coupled to the output member 4, and the first clutch shifting member C1 selectively connects the first rotating member RM1 with the first intermediate output path PW1.
  • the second clutch shifting element C2 selectively connects the third rotating component RM3 with the second intermediate output path PW2, and the third clutch shifting element C3 selectively pairs the fifth rotating component RM5 with the first intermediate output path PW1 Connecting, the first brake shifting element B1 selectively connects the first rotating component RM1 with the transmission housing 5, and the second brake shifting element B2 selectively connects the third rotating component RM3 with the transmission housing 5;
  • the three brake shifting element B3 is coupled to the planet carrier CA1 of the first planetary gear set PG1 and bridged to the transmission housing 5 via the carrier CA1, and optionally the fifth rotating component RM5 is coupled to the transmission housing 5 Connection
  • Engaging the first brake shifting element B1 and the fourth clutch shifting element C4 may establish a first gear position; engaging the first brake shifting element B1 and the third clutch shifting element C3 may establish a second gear position; engaging the first brake The shifting element B1 and the second clutch shifting element C2 can establish a third gear position; engaging the second clutch shifting element C2 and the third clutch shifting element C can establish a fourth gear position; engaging the second clutch shifting element C2 And the fourth clutch shifting element C4 can establish a fifth gear position; engaging the second clutch shifting element C2 and the third brake shifting element B3 can establish a sixth gear position; engaging the first clutch shifting element C1 and the second clutch The shifting element C2 can establish a seventh gear position; engaging the first clutch shifting element C1 and the third brake shifting element B3 can establish an eighth gear position; engaging the first clutch shifting element C1 and the fourth clutch shifting element C4 A ninth gear position may be established; engaging the first clutch shifting element C1 and the third clutch shifting element C3 may establish a tenth gear position; engaging the fourth clutch shifting element C4 and the second
  • Engaging the third clutch shifting element C3 and the second brake shifting element B2 establishes a second reverse gear position.
  • the fourth clutch shifting element C4 and the third clutch shifting element B3 are simultaneously reduced in the above embodiment, only five shifting elements and three gear sets are used, it can be seen from FIG. 3 that the multi-speed transmission will The first gear, the fifth gear, the sixth gear, the eighth gear, the ninth gear, and the first reverse gear are reduced, thereby having five forward gears and one reverse gear.
  • the second clutch shifting element B2 is further reduced, and only the four shifting elements and the three gear sets are used, and the second, third, fourth, seventh and tenth phases are obtained.
  • the file has a total of 5 forward gears.
  • the multi-speed transmission of this embodiment has 10 Yu forward gears and 2 reverse gear shifts.
  • the main difference from the first embodiment is that the connection relationship of the main shifting portions 3 is different.
  • the main shifting portion 3 is composed of a combination of the fourth planetary gear set PG4 and the fifth planetary gear set PG5 which are both the single pinion type; the ring gear R4 and the fifth planetary gear of the fourth planetary gear set PG4.
  • the sun gear S5 of the group PG5 is fixedly coupled to and constitutes the first rotating member RM1, the carrier CA5 of the fifth planetary gear set PG5 constitutes the second rotating member RM2, and the planetary carrier CA4 and the fifth of the fourth planetary gear set PG4
  • the ring gear R of the planetary gear set PG5 is fixedly coupled to constitute the third rotating member RM3, and the sun gear S4 of the fourth planetary gear set PG4 constitutes a fifth rotating member RM5.
  • the carrier CA5 of the fifth planetary gear set PG5 (ie, the second rotating member RM2) is fixedly coupled to the output member 4; first to fourth clutch shifting elements Cl, C2, C3, C4 and first to third The brake is replaced; the connection of the elements B1, B2, and B3 is the same as that of the first embodiment.
  • the multi-speed transmission of this embodiment has 10 forward gears and 2 reverse gears.
  • the main difference from the first embodiment is that the connection relationship of the main shifting portions 3 is different.
  • the sixth planetary gear set PG6 of the single pinion type and the seventh planetary gear set PG7 of the double pinion type are combined to constitute the main shifting portion 3; the ring gear R6 of the sixth planetary gear set PG6 and the first
  • the planetary carrier CA7 of the seven planetary gear set PG7 is fixedly coupled and constitutes a first rotating member RM1, and the ring gear R7 of the seventh planetary gear set PG7 constitutes a second rotating member RM2, and the planetary carrier CA6 of the sixth planetary gear set PG6
  • the sun gear S7 of the seventh planetary gear set PG7 is fixedly coupled to form a third rotating member RM3, the sun gear S6 of the sixth planetary gear set PG6 constitutes the fifth rotating member RM5;
  • the gum R7 of the seventh planetary gear set PG7 (i.e., the second rotating member RM2) is fixedly coupled to the output member 4; the first to fourth clutch shifting members C1, C2, C3, C4 and the first to third brakes are exchanged
  • the connection manner of the gear elements B1, B2, and B3 is the same as that of the first embodiment.
  • the multi-speed transmission of this embodiment has 10 forward gears and 2 reverse gears.
  • its specific group includes: input member 1, front and rear secondary cylindrical shift gear sets STa, STb, and the eighth planetary gear set PG8 of the single pinion type (Simpson type) and The ninth planetary gear set PG9, the output member 4, the first to fourth clutch shifting elements C1, C2, C3, C4 and the first to third brake shifting elements B1, B2, B3.
  • the front and rear secondary cylindrical reduction gear sets STa and STb constitute the front shifting portion 2.
  • the driven gear Sa2 of the front stage spur gear set STa is fixedly coupled to the drive gear Sb1 of the rear stage spur gear set STb; the input member 1 is fixedly coupled to the drive gear Sbl of the rear stage spur gear set STb; the front stage spur gear set STa
  • the drive gear Sal constitutes a first intermediate output path PW1; the driven gear Sb2 of the rear stage spur gear set STb constitutes a second intermediate output path 3 ⁇ 4PW2.
  • the eighth planetary gear set PG8 and the ninth planetary gear set PG9 are combined to constitute the main shifting portion 3.
  • the ring gear R9 of the ninth planetary gear set PG9 constitutes a first rotating member RM1
  • the ring gear R8 of the eighth planetary gear set PG8 constitutes a second rotating member RM2
  • the carrier of the eighth planetary gear set PG8 and the ninth planetary gear The carrier CA9 of the group PG9 is fixedly coupled and constitutes a third rotating member RM3
  • the sun gear S8 of the eighth planetary gear set PG8 is fixedly coupled with the sun gear S9 of the ninth planetary gear set PG9, and constitutes a fifth rotating member.
  • the ring gear R8 of the eighth planetary gear set PG8 (ie, the second rotating member RM2) is fixedly coupled to the output member 4; the first to fourth clutch shifting elements C1, C2, C3, C4 and the first to third brakes are exchanged
  • the connection manner of the gear elements B1, B2, and B3 is the same as that of the first embodiment.
  • the multi-speed transmission of this embodiment has 10 forward speeds and 1 reverse gear.
  • the main difference compared to the first embodiment is that the main shifting portion 3 has one more fourth rotating member RM4, and the second brake shifting member B2 is less.
  • the specific components thereof include: input member 1, double pinion type first planetary gear set PG1, single pinion type tenth, eleventh, twelfth planetary gear set PG10, PG11, PG12, output part 4.
  • Tenth, i-th", the twelfth planetary gear set PG10, PG11, PG12 combination constitutes the main shifting portion 3.
  • the three have a shared planetary carrier CA10, wherein the tenth, eleventh planetary gear set PG10,
  • the PG 11 has a common sun gear S10, and the eleventh and twelfth planetary gear sets PG11 and PG12 have a common tower planetary gear 11 (step type: stepped ⁇ ) having a small diameter portion P11 and a large diameter.
  • the small-diameter portion P11 is meshed with the common sun gear S10
  • the large-diameter portion P12 is meshed with the sun gear S12 and the ring gear R12 of the twelfth planetary gear set PG12
  • the ring gear of the twelfth planetary gear set PG12 R12 constitutes the first rotating member RM1
  • the ring gear R10 of the tenth planetary gear set PG10 constitutes the second rotating member RM2
  • the common planetary carrier CA10 constitutes the third rotating member RM3
  • the shared sun gear S10 constitutes the fourth rotating member RM4
  • the sun gear S12 of the twelve planetary gear set PG12 constitutes a fifth rotating member RM5
  • the planetary gear P10 of the tenth planetary gear set PG10 and the small diameter portion P11 of the tower planetary gear 11 are alternately arranged along the outer circumference of the common sun gear S10,
  • the ring gear R10 of the tenth planetary gear set PG10 (i.e., the second rotating member RM2) is fixedly coupled to the output member 4, and the first clutch shifting member C1 selectively connects the first rotating member RM1 with the first intermediate output path PW1.
  • the second clutch shifting element C2 selectively connects the third rotating component RM3 with the second intermediate output path PW2
  • the fifth clutch shifting element C5 selectively connects the fourth rotating component RM4 with the second intermediate output path PW2 is connected
  • third clutch shifting element C3 selectively connects fifth rotating component RM5 with first intermediate output path PW1
  • third brake shifting element B3 is coupled to planetary carrier CA1 of first planetary gear set PG1 Up and connecting to the transmission housing 5 through the carrier CA1 and optionally connecting the fifth rotating member RM5 with the transmission housing 5, the first brake shifting element B1 optionally sliding the first rotating member RM1 It is connected to the transmission housing 5.
  • the above embodiment has 10 forward gears and 1 reverse gear. If the 8th gear is removed and jumps directly from the 7th gear to the 9th gear, it has 9 forward gears and 1 reverse gear as shown in FIG. Gear shifting.
  • an overdrive smaller than the 10th gear ratio can be established by engaging the third brake shifting member B3 and the fifth clutch shifting member C5.
  • a third brake shifting element B3 is used less than the above embodiment, so that the shifting of the gears of 8 forward gears and 1 reverse gear is performed.
  • the second brake shifting element B2 selectively connects the third rotating component RM3 with the transmission housing 5, and may have 10 forward speeds and 2 reverse files.
  • the engagement mode of the forward gear is unchanged, and the first reverse gear position is established by engaging the fifth clutch shifting element C5 and the second brake shifting element B2; by engaging the third clutch shifting element C3 and the second brake shifting element B2 establishes a second reverse gear position.
  • the multi-speed transmission of this embodiment has 10 forward speeds and 1 reverse gear.
  • the difference between Embodiment 6 and Embodiment 5 lies in the ring gear R1 and the input member of the first planetary gear set PG1. 1 is fixedly connected, and the connection relationship of the main shifting portion 3 is different.
  • the first planetary gear set PG1 constitutes the front shifting portion 2.
  • the ring gear R1 of the first planetary gear set PG1 is fixedly coupled to the input member 1, and its planetary carrier CA1 is fixedly coupled to the transmission housing 5, and its sun gear S1 constitutes a first intermediate output path PW1, its ring gear R1 constitutes the second intermediate output path PW2 0
  • the main shifting portion 3 is constituted by a combination of the thirteenth, fourteenth, and fifteenth planetary gear sets PG13, PG14, and PG15 which are both single pinion type (Simpson type).
  • the thirteenth, fourteenth, fifteenth planetary gear sets PG13, PG14, PG15 have a common planetary carrier CA13, and the fourteenth and fifteenth planetary gear sets PG14 and PG15 have a common ring gear R15, the thirteenth The fourteenth planetary gear set PG13, PG14 has a common tower planetary gear 13 (stepped: stepped pinion) having a large diameter portion P13 and a small diameter portion P14, a large diameter portion P13 and a tenth
  • the sun gear S13 and the ring gear R13 of the three planetary gear set PG13 are meshed, and the small diameter portion P14 is meshed with the common ring gear R15.
  • the ring gear R13 of the thirteenth planetary gear set PG13 constitutes the first rotating member RM1, which is shared.
  • the ring gear R15 constitutes the second rotating member RM2
  • the common carrier CA13 constitutes the third rotating member RM3
  • the sun gear S15 of the planetary gear set PG15 constitutes the fourth rotating member RM4, and the fifteenth planetary gear set PG13
  • the sun gear S13 constitutes a fifth rotating member RM5;
  • the planetary gear P15 of the fifteenth planetary gear set PG15 and the small diameter portion P14 of the tower planetary gear 13 follow the inner circle of the shared ring gear R15 Arranged alternately, the fourteenth, fifteenth planetary gear set PG14, PG15 common space a planetary gear set.
  • a common ring gear R15 (ie, the second rotating member RM2) is fixedly coupled to the output member 4; first, second, third, and fifth clutch shifting elements Cl, C2, C3, C5 and first, first
  • the connection manner of the three brake shifting elements B1, B3 is the same as that of the fifth embodiment.
  • the present embodiment has 10 forward gears and 1 reverse gear. If the 8th gear in FIG. 13 is removed and the 7th gear is directly jumped to the 9th gear, then 9 forward gears and 1 are formed as shown in FIG. The gear position of the reverse gear is switched. In the present embodiment, an overdrive that is smaller than the 10th gear ratio can also be established by engaging the third brake shifting element B3 and the fifth clutch shifting element C5.
  • the multi-speed transmission of this embodiment has eight forward gears and one reverse gear. Its specific structure includes: input member 1, double pinion type first planetary gear set PG1, double pinion type sixteenth planetary gear set PG16, single pinion type seventeenth planetary gear set PG17, output part 4. First, second, third, fifth clutch shifting elements Cl, C2, C3, C4 and a first brake shifting element Bl.
  • the first planetary gear set PG1 constitutes the front shifting portion 2.
  • the carrier CA1 of the first planetary gear set PG1 is fixedly coupled to the input member 1 and constitutes the first intermediate output path PW1;
  • the sun gear SI of the planetary gear set PG1 is fixedly coupled to the transmission housing 5;
  • the ring gear R1 of the first planetary gear set PG1 constitutes a second intermediate output path PW2.
  • the sixteenth and seventeenth planetary gear sets PG16 and PG17 are combined to constitute the main shifting portion 3.
  • the sixteenth and seventeenth planetary gear sets PG16 and PG17 have a common planetary carrier CA16 and a common tower planetary gear 16 (stepped pinion) having a small diameter portion P16 and a large diameter.
  • the small-diameter portion P16 is in mesh with the sun gear S16 of the sixteenth planetary gear set PG16, and the large-diameter portion P17 is meshed with the sun gear S17 and the ring gear R17 of the seventeenth planetary gear set PG17;
  • the ring gear R17 of the planetary gear set PG17 constitutes the first rotating member RM1
  • the common planetary carrier CA16 constitutes the second rotating member RM2
  • the ring gear R16 of the sixteenth planetary gear set PG16 constitutes the third rotating member RM3, the sixteenth planet
  • the sun gear S16 of the gear set PG16 constitutes the fourth rotating member RM4
  • the sun gear S17 of the seventeenth planetary gear set PG17 constitutes the fifth rotating member RM5.
  • the shared carrier CA16 (i.e., the second rotating member RM2) is fixedly coupled to the output member 4, and the first clutch shifting member C1 is coupled to the planetary carrier CA1 of the sixteenth planetary gear set PG1 and passes through the planetary gear.
  • the rack CA1 is bridged to the input member 1 (ie, the first intermediate output path PW1), and optionally connects the first rotating member RM1 with the first intermediate output path P1; second, third, fifth clutch shifting elements
  • the connection manner of C2, .C3, C5 and the first brake shifting element B1 is the same as that of the fifth embodiment.
  • the present embodiment requires only five shifting elements, three planetary gear sets to achieve 8 forward speeds and 1 reverse gear; it is also possible to add a third brake shifting element B3 to selectively set the 17th planetary gear set PG17
  • the sun gear S17 i.e., the fifth rotating member RM5
  • the sun gear S17 is coupled to the transmission housing 5 to form a 10 forward gear and a reverse gear transmission as shown in FIG.
  • the multi-speed transmission of this embodiment has 12 forward speeds and one reverse gear.
  • the main difference compared to the embodiment 5 is that a fourth clutch shifting element C4 is added.
  • the specific components thereof include: input member 1, double pinion type first planetary gear set PG1, single pinion type tenth, eleventh, twelfth planetary gear set PG10, PG11, PG12, output part 4.
  • the first planetary gear set PG1 constitutes the front shifting portion 2, and the tenth, eleventh, and twelfth planetary gear sets PG10, PG11, and PG12 are combined to constitute the main shifting portion 3, and their specific configurations are the same as those of the fifth embodiment. ⁇
  • the ring gear R10 of the tenth planetary gear set PG10 (i.e., the second rotating member RM2) is fixedly coupled to the output member 4, and the first clutch shifting member C1 selectively connects the first rotating member RM1 with the first intermediate output path PW1.
  • the second clutch shifting element C2 selectively connects the third rotating component RM3 Connected to the second intermediate output path PW2
  • the fifth clutch shifting element C5 selectively connects the fourth rotating component RM4 with the second intermediate output path PW2
  • the third clutch shifting element C3 selectively alternates the fifth
  • the component RM5 is coupled to the first intermediate output path PW1
  • the fourth clutch shifting element C4 selectively connects the fifth rotating component RM5 with the second intermediate output path PW2
  • the third brake shifting element B3 is coupled to the first planet
  • the planetary carrier CA1 of the gear set PG1 is bridged to the transmission housing 5 via the carrier CA1, and optionally the fifth rotating member RM5 is coupled to the transmission housing 5, and the first brake shifting element B1 is The first rotating member RM1 is selectively coupled to the transmission housing 5.
  • Engaging the first brake shifting element B1 and the fourth clutch shifting element C4 may establish a first gear position; engaging the first brake shifting element B1 and the fifth clutch shifting element C5 may establish a second gear position; engaging the first brake The shifting element B1 and the third clutch shifting element C3 can establish a third gear position; engaging the first brake shifting element B1 and the second clutch shifting element C2 can establish a fourth gear position; engaging the second clutch shifting element C2 And the third clutch shifting element C3 can establish a fifth gear position; engaging the second clutch shifting element C2 and the fifth clutch shifting element C5 can establish a sixth gear position; engaging the second clutch shifting element C2 and the third brake The shifting element B3 can establish a seventh gear position; engaging the first clutch shifting element C1 and the second clutch shifting element C2 can establish an eighth gear position; engaging the first clutch shifting element C1 and the third brake shifting element B3 A ninth gear position may be established; engaging the first clutch shifting element C1 and the fifth clutch shifting element C5 may establish a tenth gear position; engaging the first clutch shifting element C1 and the
  • Engaging the first clutch shifting element C1 and the third clutch shifting element C3 establishes a twelfth gear position.

Landscapes

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  • General Engineering & Computer Science (AREA)
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Description

多级变速器 技术领域
本发明涉及一种多级变速器，特别是具有至少五个前进档的车载多级自动 变速器。
背景技术
现有的具有三个行星齿轮组的多级变速器最多能实现五〜八级变速，它们 都包括六个或六个以上的换档元件 （制动器和离合器）， 例如： 美国专利
No.7,211,022, No.7，201,698、 中国专利 CN02806105.5等。.而现有的有九级以 上变速的多级变速器则包括四个或四个以上的行星齿轮组和六个或六个以上 换档元件， 如美国专利 No. 7,226,381。九级以上变速的多级变速器由于包括较 多行星齿轮组， 体积和重量较大， 制造成本高， 因此， 尚未普及。
发明内容
本发明要解决的技术问题是提供一种多级变速器，它只需要三组或等价于 三组的行星齿轮组、 四至七个换档元件，可实现至少五级、特别是七〜十二级 的变速， 具有较大的总变速比， 档位之间变速比的比值也较为合理， 同时各相 邻档位之间的切换仅需要接合和分离两个换档元件， 换档冲击小。
实现本发明的技术方案是： 一种多级变速器， 包括输入部件、前置变速部 分、主变速部分、输出部件以及至少三个离合器换档元件和至少一个制动器换 档元件，其特征在于：所述前置变速部分与输入部件连接、并具有旋转的第一 中间输出路径和第二中间输出路径，第一中间输出路径与第二中间输出路径之 间有固定的、且大于一的转速比；所述主变速部分由至少具有四个旋转部件的 组合式行星齿轮组构成，该四个旋转部件按照在转速共线图中表示分别为按顺 序排列的第一旋转部件、第二旋转部件、第三旋转部件、第五旋转部件； 第二 旋转部件与输出部件固定连接，第一离合器换档元件可选择地将第一旋转部件 与第一中间输出路径相连接，第二离合器换档元件可选择地将第三旋转部件与 第二中间输出路径相连接，第三离合器换档元件可选择地将第五旋转部件与第 一中间输出路径相连接;第一制动器换档元件可选择地将第一旋转部件与变速 器壳体相连接。
在上述方案的基础上，本发明的多级变速器还包括可选择地将所述第三旋 转部件与变速器壳体相连接的第二制动器换档元件。或者，本发明的多级变速 器还包括可选择地将所述第五旋转部件与所述第二中间输出路径相连接的第 四离合器换档元件。
在上述方案的基础上，本发明的多级变速器还包括可选择地将所述第五旋 转部件与变速器壳体相连接的第三制动器换档元件。通过接合所述第一制动器 换档元件和所述第四离合器换档元件而建立第一档位;通过接合所述第一制动 器换档元件和所述第三离合器换档元件而建立第二档位;通过接合所述第一制 动器换档元件和所述第二离合器换档元件而建立第三档位;通过接合所述第二 离合器换档元件和所述第三离合器换档元件而建立第四档位;通过接合所述第 二离合器换档元件和所述第四离合器换档元件而建立第五档位;通过接合所述 第二离合器换档元件和所述第三制动器换档元件而建立第六档位; ·通过接合所 述第一离合器换档元件和所述第二离合器换档元件而建立第七档位;通过接合 所述第一离合器换档元件和所述第三制动器换档元件而建立第八档位;通过接 合所述第一离合器换档元件和所述第四离合器换档元件而建立第九档位;通过 接合所述第一离合器换档元件和所述第三离合器换档元件而建立第十档位;通 过接合所述第四离合器换档元件和所述第二制动器换档元件而建立第一倒车 档位;通过接合所述第三离合器换档元件和所述第二制动器换档元件而建立第 二倒车档位。
或者，本发明的多级变速器主变速部分还包括在转速共线图中顺序排列的 第四旋转部件;所述第四旋转部件通过第五离合器换档元件与第二中间输出路 径相连接。
在上述方案的基础上，本发明的多级变速器还包括可选择地将所述第五旋 转部件与变速器壳体相连接的第三制动器换档元件。通过接合所述第一制动器 换档元件和第五离合器换档元件而建立第一档位;通过接合所述第一制动器换 档元件和第三离合器换档元件而建立第二档位;通过接合所述第一制动器换档 元件和第二离合器换档元件而建立第三档位;通过接合所述第二离合器换档元 件和第三离合器换档元件而建立第四档位;通过接合所述第二离合器换档元件 和第五离合器换档元件而建立第五档位;通过接合所述第二离合器换档元件和 第三制动器换档元件而建立第六档位;通过接合所述第一离合器换档元件和第 二离合器换档元件而建立第七档位;通过接合所述第一离合器换档元件和第三 制动器换档元件而建立第八档位；通过接合所述第一离合器换档元件和第五离 合器换档元件而建立第九档位;通过接合所述第一离合器换档元件和第三离合 器换档元件而建立第十档位;通过接合所述第三离合器换档元件和第五离合器 换档元件而建立倒车档位。
在上述方案的基础上，本发明的多级变速器还包括可选择地将所述第三旋 转部件与变速器壳体相连接的第二制动器换档元件。或者，本发明的多级变速 器还包括将所述第五旋转部件与所述第二中间输出路径相连接的第四离合器 换档元件。 本发明技术方案所构造的多级变速器仅需要三组或等价于三组的行星齿 轮组， 仅需 4〜7个换档元件便可实现 5〜： 12级的变速， 从而减小了变速器的体 积、 重量及制造成本。
附图说明
下面结合附图和具体实施例对本发明的多级变速器作进一步的说明； 图 1是本发明实施例 1的转速共线图； .
图 2是实施例 1的构造图；
图 3是实施例 1的档位切换、 变速比表； .
图 4是实施例 2的构造图；
图 5是实施例 2的档位切换、 变速比表；
图 6是实施例 3的构造图；
图 7是实施例 3的档位切换、 变速比表；
图 8是实施例 4的构造图； .
图 9是实施例 4的档位切换、 变速比表；
图 10是实施例 5不包括制动器换档元件 B3的转速共线图；
图 11是实施例 5的包括制动器换档元件 B3的转速共线图；
图 12是实施例 5的构造图；
图 13是实施例 5、 实施例 5的档位切换、 变速比表；
图 14是实施例 6的构造图； '
图 15是实施例 6的档位切换、 变速比表；
图 16是实施例 7的构造图；
图 17是实施例 7的档位切换、 变速比表；
图 18是实施例 8的转速共线图；
图 19是实施例 8的构造图。
具体实施方式
图 1、 图 10、 图 11、 图 18的共线图表示各旋转部件的转速、档位切换关系， 各竖直线分别标识各个旋转部件的转速， 图中的 "2"表示前置变速部分 2的共 线图， 图中的 "3 "表示主变速部分 3的转速共线图， 最下的水平线表示转速为 "0"， 中间的水平线表示第二中间输出路径 PW2的转速，最上的水平线表示第 一中间输出路径 PW1的转速。
实施例 1:
如附图 1〜图 3所示，本实施例的多级变速器具有 10个前进档和 2个倒车档。 如附图 2所示， 它的具体组成包括： 输入部件 1、 双小齿轮型 （Ravigneaux型） 第一行星齿轮组 PG1、 两个均为单小齿轮型 （Simpson型） 的第二、 第三行星 齿轮组 PG2、 PG3、 输出部件 4、 第一至第四离合器换档元件 Cl、 C2、 C3、 C4 和第一至第三制动器换档元件 Bl、 B2、 B3o 第一行星齿轮组 PGl构成前置变速部分 2。 第一行星齿轮组 PG1的太阳齿 轮 S1与输入部件 1固定连接， 它的行星齿轮架 CA1与变速器壳体 5固定地连接； 它的太阳齿轮 S1构成所述第一中间输出路径 PW1， 它的齿圈 R1构成第二中间 输出路径 PW2。
第二、 第三行星齿轮组 PG2、 PG3组合构成主变速部分 3。 第三行星齿轮 组 PG3的齿圈 R3构成第一旋转部件 RM1，第二行星齿轮组 PG2的齿圈 R2与第三 行星齿轮组 PG3的行星齿轮架 CA3固定地连接、并构成第二旋转部件 RM2， 第 二行星齿轮组 PG2的行星齿轮架 CA2构成第三旋转部件 RM3,第二行星齿轮组 PG2的太阳齿轮 S2与第三行星齿轮组 PG3的太阳齿轮 S3固定地连接、并构成第 五旋转部件 RM5。
行星齿轮组 PG2的齿圈 R2 (即第二旋转部件 RM2) 与输出部件 4固定地连 接， 第一离合器换档元件 C1可选择地将第一旋转部件 RM1与第一中间输出路 径 PW1相连接， 第二离合器换档元件 C2可选择地将第三旋转部件 RM3与第二 中间输出路径 PW2相连接， 第三离合器换档元件 C3可选择地将第五旋转部件 RM5与第一中间输出路径 PW1相连接， 第一制动器换档元件 B1可选择地将第 一旋转部件 RM1与变速器壳体 5相连接，第二制动器档元件 B2可选择地将第三 旋转部件 RM3与变速器壳体 5相连接；第三制动器换档元件 B3连接在第一行星 齿轮组 PG1的行星齿轮架 CA1上、 并通过行星齿轮架 CA1桥接于变速器壳体 5、 并可选择地将第五旋转部件 RM5与变速器壳体 5相连接；
为获得较好的变速比特性并容易制造，可以取 P 1=(S1齿数 /R1齿数) =0.5, 9 2= (S2齿数 /R2齿数）和 P 3= (S3齿 ¾/R3齿数）均为 0.23左右， 所得到的档 位切换、 变速比表如附图 3所示。 '
接合第一制动器换档元件 B1和第四离合器换档元件 C4可建立第一档位； 接合第一制动器换档元件 B1和第三离合器换档元件 C3可建立第二档位； 接合第一制动器换档元件 B1和第二离合器换档元件 C2可建立第三档位； 接合第二离合器换档元件 C2和第三离合器换档元件 C可建立第四档位； 接合第二离合器换档元件 C2和第四离合器换档元件 C4可建立第五档位； 接合第二离合器换档元件 C2和第三制动器换档元件 B3可建立第六档位； 接合第一离合器换档元件 C1和第二离合器换档元件 C2可建立第七档位； 接合第一离合器换档元件 C1和第三制动器换档元件 B3可建立第八档位； 接合第一离合器换档元件 C1和第四离合器换档元件 C4可建立第九档位； 接合第一离合器换档元件 C1和第三离合器换档元件 C3可建立第十档位； 接合第四离合器换档元件 C4和第二制动器换档元件 B2可建立第一倒车档 位；
接合第三离合器换档元件 C3和第二制动器换档元件 B2可建立第二倒车档 位。
如果在上述实施例中减少第四离合器换档元件 C4， 仅使用 6个换档元件以 及 3个齿轮组， 根据附图 3可以得出， 该多级变速器将减少第一档、第五档、第 九档以及第一倒车档， 从而具有 7个前进档和 1个后退档。
如果在上述实施例中减少第三离合器换档元件 B3， 仅使用 6个换档元件以 及 3个齿轮组， 根据附图 3可以得出， 该多级变速器将减少第六档、第八档， 从 而具有 8个前进档和 2个后退档。
如果在上述实施例中同时减少第四离合器换档元件 C4和第三离合器换档 元件 B3， 仅使用 5个换档元件以及 3个齿轮组， 根据附图 3可以得出， 该多级变 速器将减少第一档、第五档、第六档、第八档、第九档以及第一倒车档， 从而 具有 5个前进档和 1个后退档。 在此基础上， 进一歩减少第二离合器换档元件 B2， 仅使用 4个换档元件以及 3个齿轮组， 则可获得第二档、 第三档、 第四档、 第七档和第十档共计 5个前进档。
实施例 2:
如附图 4、图 5所示，本实施例的多级变速器具弯 10个俞进档和 2个倒车档。 它与实施例 1的主要区别在于主变速部分 3的连接关系不同。在本实施例中， 由 均为单小齿轮型的第四行星齿轮组 PG4和第五形星齿轮组 PG5组合构成主变 速部分 3 ; 第四行星齿轮组 PG4的齿圈 R4与第五行星齿轮组 PG5的太阳齿轮 S5 固定地连接、 并构成第一旋转部件 RM1 , 第五行星齿轮组 PG5的行星齿轮架 CA5构成第二旋转部件 RM2， 第四行星齿轮组 PG4的行星齿轮架 CA4与第五行 星齿轮组 PG5的齿圈 R 固定地连接、并构成所述第三旋转部件 RM3，第四行星 齿轮组 PG4的太阳齿轮 S4构成第五旋转部件 RM5。
第五行星齿轮组 PG5的行星齿轮架 CA5 (即第二旋转部件 RM2)与输出部 件 4固定地连接； 第一至第四离合器换档元件 Cl、. C2、 C3、 C4和第一至第三 制动器换;^元件 Bl、 B2、 B3的连接方式与实施例 1相同。
为获得较好的变速比特性并容易制造， 可以取 P l= ( SI齿数 /R1齿数）、 4= (S4齿 ¾/R4齿数）和 P 5= 〔S5齿数 /R齿数） 均为 0.5左右， 所得到的档 位切换、 变速比表如附图 5所示。
实施例 3:
如附图 6、图 7所示，本实施例的多级变速器具有 10个前进档和 2个倒车档。 它与实施例 1的主要区别在于主变速部分 3的连接关系不同。在本实施例中， 由 单小齿轮型的第六行星齿轮组 PG6和双小齿轮型的第七形星齿轮组 PG7组合 构成主变速部分 3; 第六行星齿轮组 PG6的齿圈 R6与第七行星齿轮组 PG7的行 星齿轮架 CA7固定地连接、 并构成第一旋转部件 RM1， 第七行星齿轮组 PG7的 齿圈 R7构成第二旋转部件 RM2，第六行星齿轮组 PG6的行星齿轮架 CA6与第七 行星齿轮组 PG7的太阳齿轮 S7固定地连接、并构成第三旋转部件 RM3，第六行 星齿轮组 PG6的太阳齿轮 S6构成所述第五旋转部件 RM5;
第七行星齿轮组 PG7的齿圏 R7 (即第二旋转部件 RM2) 与输出部件 4固定 地连接； 第一至第四离合器换档元件 Cl、 C2、 C3、 C4和第一至第三制动器换 档元件 Bl、 B2、 B3的连接方式与实施例 1相同。
为获得较好的变速比特性并容易制造， 可以取 P l= ( SI齿数 /R1齿数）、 9 6= (S6齿数 /R6齿数）和 P 7= (S7齿数 /R7齿数）均为 0.5左右， 所得到的档 位切换、 变速比表如附图 7所示。
实施例 4:
如附图 8、图 9所示，本实施例的多级变速器具有 10个前进档和 2个倒车档。 如附图 8所示， 它的具体组.成包括： 输入部件 1、 前、 后二级圆柱变速齿轮组 STa、 STb、 均为单小齿轮型（Simpson型） 的第八行星齿轮组 PG8和第九行星 齿轮组 PG9、输出部件 4、第一至第四离合器换档元件 Cl、 C2、 C3、 C4和第一 至第三制动器换档元件 Bl、 B2、 B3。
前、 后二级圆柱减速齿轮组 STa、 STb构成前置变速部分 2。前级圆柱齿轮 组 STa的从动齿轮 Sa2与后级圆柱齿轮组 STb的主动齿轮 Sbl固定地连接； 输入 部件 1与后级圆柱齿轮组 STb的主动齿轮 Sbl固定地连接； 前级圆柱齿轮组 STa 的主动齿轮 Sal构成第一中间输出路径 PW1 ; 后级圆柱齿轮组 STb的从动齿轮 Sb2构成第二中间输出路 ¾PW2。
第八行星齿轮组 PG8和第九行星齿轮组 PG9组合构成主变速部分 3。 第九 行星齿轮组 PG9的齿圈 R9构成第一旋转部件 RM1，第八行星齿轮组 PG8的齿圈 R8构成第二旋转部件 RM2,第八行星齿轮组 PG8的行星齿轮架 CA8与第九行星 齿轮组 PG9的行星齿轮架 CA9固定地连接、并构成第三旋转部件 RM3， 第八行 星齿轮组 PG8的太阳齿轮 S8与第九行星齿轮组 PG9的太阳齿轮 S9固定地连接、 并构成第五旋转部件 RM5。
第八行星齿轮组 PG8的齿圈 R8 (即第二旋转部件 RM2) 与输出部件 4固定 地连接； 第一至第四离合器换档元件 Cl、 C2、 C3、 C4和第一至第三制动器换 档元件 Bl、 B2、 B3的连接方式与实施例 1相同。
为获得较好的变速比特性并容易制造， 可以取 P l=(Sal齿数 X Sbl齿 数) /(Sa2齿数 X Sb2齿数) =0.5， Sal齿数 =Sbl齿数， Sa2齿数 =Sb2齿数， P 8=S8 齿数 /R8齿数 =0.25， P 9=S9齿数 /R9齿数 =0.5， 所得到的档位切换、 变速比表 如附图 9所示。
实施例 5:
如附图 11、 图 12、 图 13所示，.本实施例的多级变速器具有 10个前进档和 1 个倒车档。它与实施例 1相比的主要区别在于主变速部分 3多一个第四旋转部件 RM4, 少'采用了第二制动器换档元件 B2。 它的具体组成包括： 输入部件 1、 双 小齿轮型的第一行星齿轮组 PG1、均为单小齿轮型的第十、第十一、第十二行 星齿轮组 PG10、 PG11、 PG12、 输出部件 4、 第一、 第二、 第三、 第五离合器 换档元件 Cl、 C2、 C3、 C5和第一、 第三制动器换档元件 Bl、 B3。
第十、第 i "一、 第十二行星齿轮组 PG10、 PG11、 PG12组合构成主变速部 分 3。 三者有共用的行星齿轮架 CA10, 其中第十、 第十一行星齿轮组 PG10、 PG11有共用太阳齿轮 S10， 第十一、 第十二行星齿轮组 PG11、 PG12有共用的 塔式行星齿轮 11 (台阶式： stepped ρώίοη), 该塔式行星齿轮 11具有小直径部 分 P11和大直径部分 Ρ12， 小直径部分 P11与共用太阳齿轮 S10相齿合， 大直径 部分 P12与第十二行星齿轮组 PG12的太阳齿轮 S12、 齿圈 R12相齿合； 第十二 行星齿轮组 PG12的齿圈 R12构成第一旋转部件 RM1， 第十行星齿轮组 PG10的 齿圈 R10构成第二旋转部件 RM2， 共用的行星齿轮架 CA10构成第三旋转部件 RM3,共用太阳齿轮 S10构成第四旋转部件 RM4，第十二行星齿轮组 PG12的太 阳齿轮 S12构成第五旋转部件 RM5; 第十行星齿轮组 PG10的行星齿轮 P10与塔 式行星齿轮 11的小直径部分 P11沿共用太阳齿轮 S10的外圆周交错地布置， 从 而第十、 第十一行星齿轮组 PG10、 PG11共同占用一个行星齿轮组的空间。
第十行星齿轮组 PG10的齿圈 R10 (即第二旋转部件 RM2)与输出部件 4固 定地连接， 第一离合器换档元件 C1可选择地将第一旋转部件 RM1与第一中间 输出路径 PW1相连接， 第二离合器换档元件 C2可选择地将第三旋转部件 RM3 与第二中间输出路径 PW2相连接， 第五离合器换档元件 C5可选择地将第四旋 转部件 RM4与第二中间输出路径 PW2相连接， 第三离合器换档元件 C3可选择 地将第五旋转部件 RM5与第一中间输出路径 PW1相连接， 第三制动器换档元 件 B3连接在第一行星齿轮组 PG1的行星齿轮架 CA1上、 并通过该行星齿轮架 CA1桥接于变速器壳体 5、并可选择地将第五旋转部件 RM5与变速器壳体 5相连 接，第一制动器换档元件 B1可选择地将第一旋转部件 RM1与变速器壳体 5相连 接。
为获得较好的变速比特性并容易制造，可以取 P 1=(S1齿数 /R1齿数) =0.5、 P 10= (S10齿数 /R10齿数） =0.5、 P 11= (S11齿数 /R11齿数） =0.5、 Zll= (P11 半径/ P12半径) =0.6， 所得到的档位切换、 变速比表如附图 13所示。
以上实施例具有 10个前进档和 1个倒车档， 如果去除第 8档， 直接由第 7档 跳到第 9档， 则形成如图 15所示的具有 9个前进档和 1个倒车档的档位切换。 在 上述的实施例中， 通过接合第三制动器换档元件 B3和第五离合器换档元件 C5 还可建立一个比第 10档变速比更小的超速档。
如附图 10所示的转速共线图中，比上述实施例少采用了一个第三制动器换 档元件 B3， 因此具有 8个前进档和 1个倒车档的档位切换。
如果在上述实施例中增加一个第二制动器换档元件 B2， 第二制动器换档 元件 B2可选择地将第三旋转部件 RM3与变速器壳体 5相连接，可具有 10个前进 档和 2个倒车档。 前进档位的接合方式不变， 并且通过接合第五离合器换档元 件 C5和第二制动器换档元件 B2建立第一倒车档位； 通过接合第三离合器换档 元件 C3和第二制动器换档元件 B2建立第二倒车档位。
实施例 6:
如附图 14、 附图 15所示， 本实施例的多级变速器具有 10个前进档和 1个倒 车档。实施例 6与实施例 5的区别在于第一行星齿轮组 PG1的齿圈 R1与输入部件 1固定地连接， 以及主变速部分 3的连接关系不同。
第一行星齿轮组 PG1构成前置变速部分 2。 第一行星齿轮组 PG1的齿圈 R1 与输入部件 1固定地连接， 它的行星齿轮架 CA1与变速器壳体 5固定地连接，它 的太阳齿轮 S1构成第一中间输出路径 PW1 , 它的齿圈 R1构成第二中间输出路 径 PW20
在本实施例中， 由均为单小齿轮型 （Simpson型） 的第十三、 第十四、 第 十五行星齿轮组 PG13、 PG14、 PG15组合构成主变速部分 3。第十三、 第十四、 第十五行星齿轮组 PG13、 PG14、 PG15有共用的行星齿轮架 CA13 , 第十四、 第十五行星齿轮组 PG14、 PG15有共用的齿圈 R15， 第十三、 第十四行星齿轮 组 PG13、 PG14有共用的塔式行星齿轮 13 (台阶式： stepped pinion), 该塔式行 星齿轮 13具有大直径部分 P13和小直径部分 P14，大直径部分 P13与第十三行星 齿轮组 PG13的太阳齿轮 S13、 齿圈 R13相齿合， 小直径部分 P14与共用的齿圈 R15相齿合； 第十三行星齿轮组 PG13的齿圈 R13构成第一旋转部件 RM1， 共用 的齿圈 R15构成第二旋转部件 RM2， 共用的行星齿轮架 CA13构成第三旋转部 件 RM3，所述行星齿轮组 PG15的太阳齿轮 S15构成所述第四旋转部件 RM4，第 十五行星齿轮组 PG13的太阳齿轮 S13构成第五旋转部件 RM5;第十五行星齿轮 组 PG15的行星齿轮 P15与塔式行星齿轮 13的小直径部分 P14沿共用的齿圈 R15 的内圆周交错地布置， 使第十四、 第十五行星齿轮组 PG14、 PG15共同占用一 个行星齿轮组的空间。
共用的齿圈 R15 (即第二旋转部件 RM2) 与所述输出部件 4固定地连接； 第一、 第二、 第三、 第五离合器换档元件 Cl、 C2、 C3、 C5和第一、 第三制动 器换档元件 Bl、 B3的连接方式与实施例 5相同。
为获得较好的变速比特性并容易制造，可以取 P ^ (Sl齿 ¾/Rl齿数） =0.5、 P i3= (S13齿数 /R13齿数） =0.5、 P 15= (S15齿 ¾/R15齿数） =0.5、 Z13= (P14 半径/ P13半径） =0.43， 所得到的档位切换、 变速比表如附图 13所示。
本实施方式具有 10个前进档和 1个倒车档，如果去除图 13中的第 8档，直接 由第 7档跳到第 9档，则形成如图 15所示的具有 9个前进档和 1个倒车档的档位切 换。 本实施方式中通过接合第三制动器换档元件 B3和第五离合器换档元件 C5 还可建立一个比第 10档变速比更小的超速档。
实施例 7:
如附图 16、附图 17所示，本实施例的多级变速器具有 8个前进档和 1个倒车 档。 它的具体结构包括： 输入部件 1、 双小齿轮型的第一行星齿轮组 PG1、 双 小齿轮型的第十六行星齿轮组 PG16、 单小齿轮型的第十七行星齿轮组 PG17、 输出部件 4、 第一、 第二、 第三、 第五离合器换档元件 Cl、 C2、 C3、 C4和第 一制动器换档元件 Bl。
第一行星齿轮组 PG1构成前置变速部分 2。 第一行星齿轮组 PG1的行星齿 轮架 CA1与输入部件 1固定地连接、 并构成所述第一中间输出路径 PW1 ; 第一 行星齿轮组 PGl的太阳齿轮 SI与变速器壳体 5固定地连接； 第一行星齿轮组 PG1的齿圈 R1构成第二中间输出路径 PW2。
第十六、 第十七行星齿轮组 PG16、 PG17组合构成主变速部分 3。 第十六、 第十七行星齿轮组 PG16、 PG17有共用的行星齿轮架 CA16和共用的塔式行星齿 轮 16 (台阶式： stepped pinion) , 该塔式行星齿轮 16具有小直径部分 P16和大直 径部分 P17， 小直径部分 P16与第十六行星齿轮组 PG16的太阳齿轮 S16相齿合， 大直径部分 P17与第十七行星齿轮组 PG17的太阳齿轮 S17、 齿圈 R17相齿合； 第十七行星齿轮组 PG17的齿圈 R17构成第一旋转部件 RM1，共用的行星齿轮架 CA16构成第二旋转部件 RM2，第十六行星齿轮组 PG16的齿圈 R16构成第三旋 转部件 RM3, 第十六行星齿轮组 PG16的太阳齿轮 S16构成第四旋转部件 RM4， 第十七行星齿轮组 PG17的太阳齿轮 S17构成第五旋转部件 RM5。
共用的行星齿轮架 CA16(即第二旋转部件 RM2)与输出部件 4固定地连接， 第一离合器换档元件 C1连接在第十六行星齿轮组 PG1的行星齿轮架 CA1上、并 通过该行星齿轮架 CA1桥接于输入部件 1 (即第一中间输出路径 PW1 )、并可选 择地将第一旋转部件 RM1与第一中间输出路径 P 1相连接； 第二、 第三、 第 五离合器换档元件 C2、 .C3、 C5和第一制动器换档元件 B1的连接方式与实施例 5相同。
本实施方式只需五个换档元件、三个行星齿轮组而实现具有 8个前进档和 1 个倒车档； 还可以增加第三制动器换档元件 B3可选择地将第十七行星齿轮组 PG17的太阳齿轮 S17 (即第五旋转部件 RM5 ) 与变速器壳体 5相连接， 从而形 成如图 11所示的具有 10个前进档和 1个倒车档变速器。
为获得较好的变 比特性并容易制造，可以取 P l=(Sl齿数 /R1齿数) =0.5、 P 16= (S16齿数 /R16齿数） =0.33、 P 17= (S17齿数 /R17齿数） =0.25、 Z16= (?16半¾^17半径） =0.79， 所得到的档位切换、 变速比表如附图 17所示。
实施例 8:
如附图 18、 图 19所示， 本实施例的多级变速器具有 12个前进档和 1个倒车 档。 它与实施例 5相比的主要区别在于增加了一个第四离合器换档元件 C4。 它 的具体组成包括： 输入部件 1、 双小齿轮型的第一行星齿轮组 PG1、 均为单小 齿轮型的第十、第十一、 第十二行星齿轮组 PG10、 PG11、 PG12、 输出部件 4、 第一、第二、第三、第四、第五离合器换档元件 Cl、 C2、 C3、 C4、 C5和第一、 第三制动器换档元件 Bl、 B3。
第一行星齿轮组 PGl构成前置变速部分 2， 第十、 第十一、 第十二行星齿 轮组 PG10、 PG11、 PG12组合构成主变速部分 3， 它们的具体结构与实施例 5 相同。 ·
第十行星齿轮组 PG10的齿圈 R10 (即第二旋转部件 RM2)与输出部件 4固 定地连接， 第一离合器换档元件 C1可选择地将第一旋转部件 RM1与第一中间 输出路径 PW1相连接， 第二离合器换档元件 C2可选择地将第三旋转部件 RM3 与第二中间输出路径 PW2相连接， 第五离合器换档元件 C5可选择地将第四旋 转部件 RM4与第二中间输出路径 PW2相连接， 第三离合器换档元件 C3可选择 地将第五旋转部件 RM5与第一中间输出路径 PW1相连接， 第四离合器换档元 件 C4可选择地将第五旋转部件 RM5与第二中间输出路径 PW2相连接， 第三制 动器换档元件 B3连接在第一行星齿轮组 PG1的行星齿轮架 CA1上、并通过该行 星齿轮架 CA1桥接于变速器壳体 5、 并可选择地将第五旋转部件 RM5与变速器 壳体 5相连接，第一制动器换档元件 B1可选择地将第一旋转部件 RM1与变速器 壳体 5相连接。
接合第一制动器换档元件 B1和第四离合器换档元件 C4可建立第一档位； 接合第一制动器换档元件 B1和第五离合器换档元件 C5可建立第二档位； 接合第一制动器换档元件 B1和第三离合器换档元件 C3可建立第三档位； 接合第一制动器换档元件 B1和第二离合器换档元件 C2可建立第四档位； 接合第二离合器换档元件 C2和第三离合器换档元件 C3可建立第五档位； 接合第二离合器换档元件 C2和第五离合器换档元件 C5可建立第六档位； 接合第二离合器换档元件 C2和第三制动器换档元件 B3可建立第七档位； 接合第一离合器换档元件 C1和第二离合器换档元件 C2可建立第八档位； 接合第一离合器换档元件 C1和第三制动器换档元件 B3可建立第九档位； 接合第一离合器换档元件 C1和第五离合器换档元件 C5可建立第十档位;： 接合第一离合器换档元件 C1和第四离合器换档元件 C4可建立第十一档 位；
接合第一离合器换档元件 C1和第三离合器换档元件 C3可建立第十二档 位。

Claims

权利要求书
1、 一种多级变速器， 包括输入部件 （1 )、 前置变速部分（2)、 主变速部 分（3)、 输出部件（4) 以及至少三个离合器换档元件（Cl、 C2、 C3)和至少 一个制动器换档元件 （Bl)， 其特征在于： 所述前置变速部分（2) 与输入部 件 （1 ) '连接、 并具有旋转的第一中间输出路径 （PW1 ) 和第二中间输出路径
(PW2), 第一中间输出路径（PW1 )与第二中间输出路径（PW2)之间有固 定的、 且大于一的转速比； 所述主变速部分（3) 由至少具有四个旋转部件的 组合式行星齿轮组构成， 分别为按顺序排列的第一旋转部件（RM1 )、 第二旋 转部件（RM2)、 第三旋转部件 （RM3)、 第五旋转部件 （RM5) ; 所述第二旋 转部件（RM2)与所述输出部件（4)固定连接，所述第一离合器换档元件（C1 ) 可选择地将第一旋转部件 （RM1 ) 与第一中间输出路径 （PW1 ) 相连接， 所 述第二离合器换档元件 （C2) 可选择地将第三旋转部件 '(RM3) 与第二中间 输出路径 （PW2) 相连接， 所述第三离合器换档元件 （C3) 可选择地将第五 旋转部件 （RM5) 与第一中间输出路径 （PW1 ) 相连接； 所述第一制动器换 档元件 （B1 ) 可选择地将第一旋转部件 （RM1 ) 与变速器壳体（5) 相连接。
2、根据权利要求 1所述的多级变速器，其特征在于： 还包括可选择地将所 述第三旋转部件（ RM3 )与变速器壳体 ( 5 )相连接的第二制动器换档元件 ( B2)。
3、根据权利要求 2所述的多级变速器，其特征在于： 还包括可选择地将所 述第五旋转部件（ RM5 )与变速器壳体 ( 5 )相连接的第三制动器换档元件 ( B3 )。
4、根据权利要求 2所述的多级变速器，其特征在于： 还包括可选择地将所 述第五旋转部件 （RM5 ) 与所述第二中间输出路径 （PW2)相连接的第四离 合器换档元件 （C4)。
5、根据权利要求 3所述的多级变速器，其特征在于： 还包括将可选择地所 述第五旋转部件 （RM5).与所述第二中间输出路径 （PW2) 相连接的第四离 合器换档元件 （C4);
通过接合所述第一制动器换档元件（B1 )和所述第四离合器换档元件 (C4) 而建立第一档位；
通过接合所述第一制动器换档元件（B1 )和所述第三离合器换档元件 (C3 ) 而建立第二档位；
通过接合所述第一制动器换档元件 (B1 )和所述第二离合器换档元件 (C2) •而建立第三档位； '
通过接合所述第二离合器换档元件（C2)和所述第三离合器换档元件 (C3) 而建立第四档位；
通过接合所述第二离合器换档元件（ C2 )和所述第四离合器换档元件 ( C4 ) 而建立第五档位； 通过接合所述第二离合器换档元件（ C2)和所述第三制动器换档元件 (B3 ) 而建立第六档位；
通过接合所述第一离合器换档元件（ C1 )和所述第二离合器换档元件（ C2 ) 而建立第七档位；
通过接合所述第一离合器换档元件（C1)和所述第三制动器换档元件 (B3) 而建立第八档位；
通过接合所述第一离合器换档元件（ C1 )和所述第四离合器换档元件 ( C4 ) 而建立第九档位；、
通过接合所述第一离合器换档元件（ C1 )和所述第三离合器换档元件 ( C3 ) 而建立第十档位； ·
通过接合所述第四离合器换档元件（ C4 )和所述第二制动器换档元件 ( B2 ) 而建立第一倒车档位；
通过接合所述第三离合器换档元件（ C3 )和所述第二制动器换档元件 ( B2 ) 而建立第二倒车档位。
6、根据权利要求 1所述的多级变速器， 其特征在于： 所述主变速部分（3) 还包括按顺序排列的第四旋转部件 （RM4); 所述第四旋转部件（RM4)通过 第五离合器换档元件 （C5) 与第二中间输出路径 (PW2) 相连接。
7、根据权利要求 6所述的多级变速器，其特征在于：还包括可选择地将所 述第五旋转部件 ( RM5 )与变速器壳体 ( 5 )相连接的第三制动器换档元件 ( B3 )； 通过接合所述第一制动器换档元件 （B1 )和第五离合器换档元件 （C5) 而建立第一档位；
通过接合所述第一制动器换档元件 （B1 )和第三离合器换档元件 （C3) 而建立第二档位；
通过接合所述第一制动器换档元件 （B1 )和第二离合器换档元件 （C2) 而建立第三档位；
通过接合所述第二离合器换档元件 （C2)和第三离合器换档元件 （C3) 而建立第四档位；
通过接合所述第二离合器换档元件 （C2)和第五离合器换档元件 （C5) 而建立第五档位；
通过接合所述第二离合器换档元件 （C2)和第三制动器换档元件 （B3) 而建立第六档位；
通过接合所述第一离合器换档元件 （C1 )和第二离合器换档元件 （C2) 而建立第七档位；
通过接合所述第一离合器换档元件 （C1 ) 和第三制动器换档元件 （B3) 而建立第八档位； .
通过接合所述第一离合器换档元件 （C1 ) 和第五离合器换档元件 （C5) 而建立第九档位；
通过接合所述第一离合器换档元件 （C1 )和第三离合器换档元件 （C3) 而建立第十档位；
通过接合所述第三离合器换档元件 （C3)和第五离合器换档元件 （C5) 而建立倒车档位。
8、根据权利要求 7所述的多级变速器， 其特征在于：还包括可选择地将所 述第三旋转部件（RM3)与变速器壳体 (5)相连接的第二制动器换档元件 (B2); 通过接合所述第五离合器换档元件 （C5)和第二制动器换档元件 （B2) 而建立第一倒车档位；
通过接合所述第三离合器换档元件（ C3 )和所述第二制动器换档元件 ( B2 ) 而建立第二倒车档位。
9、根据权利要求 7所述的多级变速器，其特征在于：还包括将所述第五旋 转部件 （RM5 ) 与所述第二中间输出路径 （PW2) 相连接的第四离合器换档 元件 （C4)。
10、根据权利要求 1至 9任一项所述的多级变速器，其特征在于： 所述前置 变速部分（2) 由双小齿轮型的第一行星齿轮组 （PG1 ) 构成； 第一行星齿轮 组 （PG1 ) 的太阳齿轮（S1 )或者齿圈 （R1)与所述输入部件 （1) 固定地连 接， 第一行星齿轮组 （PG1 ) 的行星齿轮架 （CA1 )与变速器壳体（5 ) 固定 地连接， 所述太阳齿轮（S1)构成第一中间输出路径（PW1 )，所述齿圈（R1 ) 构成第二中间输出路径（PW2)。
11、根据权利要求 1至 9任一项所述的多级变速器，其特征在于： 所述前置 变速部分（2) 由双小齿轮型的第一行星齿轮组 （PG1) 构成； 第一行星齿轮 组（PG1 ) 的太阳齿轮 （S1 ) 与变速器壳体（5) 固定地连接； 第一行星齿轮 组（PG1 ) 的行星齿轮架 （CA1) 与所述输入部件 （1 ) 固定地连接、 并构成 所述第一中间输出路径 （PW1 ), 第一行星齿轮组 （PG1 ) 的齿圈 （R1 )构成 第二中间输出路径 （PW2)。
12、根据权利要求 1至 9任一项所述的多级变速器， 其特征在于：所述前置 变速部分（2) 由前、 后二级圆柱变速齿轮组（STa、 STb)构成； 前级圆柱齿 轮组 （STa) 的从动齿轮（Sa2)与后级圆柱齿轮组（STb) 的主动齿轮（Sbl ) 固定连接；前级圆柱齿轮组（STa)的主动齿轮（Sal)与后级圆柱齿轮组（STb) 的从动齿轮 （Sb2) 之间的转速比大于一； 所述输入部件 （1 ) 与前级圆柱齿 轮组 （STa) 或者后级圆柱齿轮组 （STb) 的主动齿轮 （Sal或 Sbl ) 固定地连 接；前级圆柱齿轮组（STa)的主动齿轮（Sal )构成第一中间输出路径（PW1 ) ; 后级圆柱齿轮组' (STb) 的从动齿轮 (Sb2) 构成第二中间.输出路径 （PW2)。
13、根据权利要求 2至 5任一项所述的多级变速器，其特征在于：所述主变 速部分 （3) 由均为单小齿轮型的第二行星齿轮组 （PG2) 和第三行星齿 '轮组
CPG3 )组合构成； 所述第三行星齿轮组（PG3) 的齿圈 （R3)构成所述第一 旋转部件 （RM1 )， 第二行星齿轮组 （PG2) 的齿圈 （R2) 与第三行星齿轮组
CPG3 ) 的行星齿轮架 （CA3) 固定连接、 并构成第二旋转部件 （RM2), 第 二行星齿轮组（PG2) 的行星齿轮架 （CA2)构成所述第三旋转部件（RM3)， 第二行星齿轮组（PG2) 的太阳齿轮 （S2)与第三行星齿轮组（PG3 ) 的太阳 齿轮（S3) 固定连接、 并构成所述第五旋转部件 （RM5)。
14、根据权利要求 2至 5任一项所述的多级变速器，其特征在于：所述主变 速部分 （3) 由均为单小齿轮型的第四行星齿轮组 （PG4) 和第五行星齿轮组
(PG5)组合构成； 所述第四行星齿轮组（PG4) 的齿圈 （R4)与第五行星齿 轮组（PG5) 的太阳齿轮（S5) 固定连接、 并构 ^所述第一旋转部件（RM1 )， 所述第五行星齿轮组 （PG5 ) 的行星齿轮架 （CA5 ) 构成所述第二旋转部件
(RM2), 所述第四行星齿轮组 （PG4) 的行星齿轮架 （CA4)与第五行星齿 轮组. (PG5) 的齿圈 （R5 ) 固定连接、 并构成所述第三旋转部件 （RM3)， 所 述第四行星齿轮组（PG4) 的太阳齿轮（S4)构成所述第五旋转部件（RM5)。
15、根据权利要求 2至 5任一项所述的多级变速器，其特征在于：所述主变 速部分 （3) 由单小齿轮型的第六行星齿轮组 （PG6) 和双小齿轮型的第七行 星齿轮组（PG7)组合构成； 所述第六行星齿轮组（PG6) 的齿圈 （R6)与所 述第七行星齿轮组（PG7) 的行星齿轮架（CA7) 固定连接、 并构成所述第一 旋转部件 （RM1)， 所述第七行星齿轮组（PG7) 的齿圈 （R7)构成所述第二 旋转部件 （RM2)， 所述第六行星齿轮组 （PG6) 的行星齿轮架 （CA6) 与所 述第七行星齿轮组（PG7) 的太阳齿轮（S7) 固定连接、 并构成所述第三旋转 部件 （RM3)， 所述第六行星齿轮组 （PG6) 的太阳齿轮 （S6)构成所述第五 旋转部件（RM5)。
16、根据权利要求 2至 5任一所述的多级变速器，其特征在于： 所述主变速 部分（3)由均为单小齿轮型的第八行星齿轮组（PG8)和第九行星齿轮组（PG9) 组合构成； 所述第九行星齿轮组（PG9)的齿圈（R9)构成所述第一旋转部件
(RM1 ), 所述第八行星齿轮组（PG8) 的齿圈 （R8) 构成所述第二旋转部件 (RM2)， 所述第八行星齿轮组 （PG8) 的行星齿轮架 （CA8)与所述第九行 星齿轮组（PG9) 的行星齿轮架（CA9) 固定连接、 并构成所述第三旋转部件 (RM3 ), 所述第八行星齿轮组 （PG8) 的太阳齿轮 （S8) 与所述第九行星齿 轮组（PG9) 的太阳齿轮（S9) 固定连接、 并构成所述第五旋转部件（RM5)。
17、根据权利要求 6至 9任一所述的多级变速器，其特征在于： 所述主变速 部分（3)由.均为单小齿轮型的第十、第十一、第十二行星齿轮组（PG10、PG11、 PG12)组合构成；所述第十、第十一、第十二行星齿轮组（PG )、 PG11、 PG12) 共用行星齿轮架 （CA10), 所述第十、 第十一行星齿轮组 （PG10、 PG11 ) 共 用太阳齿轮（S10), 所述第十一、 第十二行星齿轮组（PG11、 PG12)共用塔 式行星齿轮（11 )， 所述塔式行星齿轮（11 )具有小直径部分（P11 )和大直径 部分（P12)， 所述小直径部分 （P11 ) 与所述共用太阳齿轮 （S10) 相齿合， 所述大直径部分 (P12)与所述第十二行星齿轮组（PG12)的太阳齿轮（S12)、 齿圈 （R12) 相齿合； 所述第十二行星齿轮组 （PG12) 的齿圈 （R12)构成所 述第一旋转部件 （RM1)， 所述第十行星齿轮组 （PG10) 的齿圈 （R10)构成 所述第二旋转部件（RM2)， 所述共用行星齿轮架（CA10)构成所述第三旋转 部件（RM3)， 所述共用太阳齿轮（S10)构成所述第四旋转部件（RM4)， 所 述第十二行星齿轮组 (PG12)的太阳齿轮 (S12)构成所述第五旋转部件 (RM5)。
18、根据权利要求 6至 9任一所述的多级变速器，其特征在于：所述主变速 部分（3 )由均为单小齿轮型第十三、第十四、第十五行星齿轮组（PG13、PG14、 PG15) 组合构成； 所述第十三、 第十四、 第十五行星齿轮组 （PG13、 PG14、 PG15) 共用行星齿轮架'（CA13)， 所述第十四、 第十五行星齿轮组 （PG14、 PG15)共用齿圈 （R15), 所述第十三、 第十四行星齿轮组（PG13、 PG14)共 用塔式行星齿轮 （13)， 塔式行星齿轮 （13) 具有大直径部分（P13 )和小直 径部分（P14)， 所述大直径部分（P13)与所述第十三行星齿轮组 （PG13) 的 太阳齿轮 （S13)、 齿圈 （R13).相齿合， 所述小直径部分 （P14)与所述共用 齿圈 （R15) 相齿合； 所述第十三行星齿轮组 （PG13) 的齿圈 （R13) 构成所 述第一旋转部件（RM1)，所述共用齿圈（R15)构成所述第二旋转部件（RM2)， 所述共用行星齿轮架（CA13)构成所述第三旋转部件（RM3)， 所述第十五行 星齿轮组 （PG15) 的太阳齿轮 （S15) 构成所述第四旋转部件 （RM4)， 所述 第十三行星齿轮组（PG13)的太阳齿轮（S13)构成所述第五旋转部件（RM5)。
19、根据权利要求 11所述的多级变速器，其特征在于：所¾主变速部分（3 ) 由双小齿轮型的第十六行星齿轮组（PG16)和单小齿轮型的第十七行星齿轮 组（PG17)构成； 所述第十六、 第十七行星齿轮组（PG16、 PG17)共用行星 齿轮架（CA16)和塔式行星齿轮（16)， 所述塔式行星齿轮（16)具有小直径 部分 （P16) 和大直径部分 （P17)， 所述小直径部分（P16) 与所述第十六行 星齿轮组 (PG16)的太阳齿轮 （S16)相齿合， 所述大直径部分 （P17) 与所述 第十七行星齿轮组（PG17) 的太阳齿轮（S17)、 齿圈（R17)相齿合； 所述第 十七行星齿轮组 （PG17) 的齿圈 （R17) 构成所述第一旋转部件 （RM1)， 所 述共用行星齿轮架（CA16)构成所述第二旋转部件（RM2)， 所述第十六行星 齿轮组 （PG16) 的齿圈 '（R16)构成所述第三旋转部件 （RM3)， 所述第十六 行星齿轮组 （PG16) 的太阳齿轮 （S16) 构成所述第四旋转部件 （RM4)， 所 述第十七行星齿轮组 (PG17)的太阳肯轮 (S17)构成所述第五旋转部件 (RM5)。
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