专利名称：一种多挡位变速器的制作方法
技术领域：
本发明涉及变速器领域，尤其涉及一种多挡位变速器。
背景技术：
汽车在行驶过程中，如起步、加速、上坡等情况，经常需要利用到变速器进行换挡变速，以满足汽车在不同载荷和不同车速的行驶需要。在现有技术中，常用的变速器为平行轴式齿轮传动结构，如图I所示，包括动カ输入轴101和动カ输出轴102，且动カ输入轴101与动カ输出轴102相互平行，两个轴上设有多个互相啮合的齿轮对，每对啮合的齿轮形成ー个挡位。图I中共设有四对啮合的齿轮(11-11'、12-12'、13-13'、14_14')，所以该变速器有四个挡位。动カ输入轴101上的齿轮称为主动挡轮，动カ输出轴102上的齿轮称为从动挡轮，相互啮合的主动挡轮与从动挡 轮构成一对啮合的齿轮。其中挡位之间设置有同步器或离合器(未图示)，当汽车需要换挡时，通过控制相应同步器或离合器与相应挡位的齿轮结合或分离来完成换挡工作。如果需要使上述结构的变速器提供更多的挡位，则需要在动カ输入轴和动カ输出轴的轴向方向上增加更多的齿轮对，增加的齿轮对数越多增加的挡位就越多，但存在的问题是齿轮对数的増加导致变速器的体积较大，质量较重，从而导致变速器的制造成本较高；同时由于变速器内空间有限，因此可增加的挡位数也有限。
发明内容
本发明的实施例提供一种多挡位变速器，解决了现有采用平行轴式齿轮传动结构的变速器中，由于挡位增加导致的变速器体积增加较多的问题。为达到上述目的，本发明的实施例采用如下技术方案一种多挡位变速器，包括相互平行的动カ输入轴、中间轴和动カ输出轴，所述中间轴和所述动カ输出轴上设有多个相互啮合的齿轮对；所述动カ输入轴驱动行星系齿轮组，所述动カ输入轴连接动力源；所述行星系齿轮组通过动カ传递单元将所述行星系齿轮组中至少两个组件输出的动カ独立地传递至所述中间轴。其中，所述行星系齿轮组包括齿圈以及设在行星架上的与所述齿圈啮合的行星轮，所述行星轮与太阳轮啮合。进ー步地，所述动カ输入轴连接所述行星系齿轮组的齿圈；所述太阳轮固定；所述动カ传递单元为双离合器；所述双离合器中行星架离合器的动カ输入端连接所述行星架；所述双离合器中齿圈离合器的动カ输入端连接所述齿圈；所述中间轴与所述动カ输入轴共线，且所述中间轴为嵌套轴或实心轴；所述双离合器的动カ输出端连接所述中间轴。其中，所述中间轴为嵌套轴，包括固定轴和包围所述固定轴的空心轴，且所述双离合器的动カ输出端连接所述空心轴，所述太阳轮刚性连接所述固定轴。进ー步地，所述动カ输入轴连接所述行星系齿轮组的太阳轮，所述中间轴为实心轴，且所述动カ传递单元包括平行于所述中间轴和所述动カ输出轴的过渡齿轮轴；设在所述过渡齿轮轴上的过渡齿轮；与所述行星架连接的行星架制动器；太阳轮离合器；与所述齿圈连接的过渡齿圈；所述太阳轮离合器的动カ输入端连接所述动カ输入轴；所述太阳轮离合器的动カ输出端连接所述中间轴；所述过渡齿轮为双联齿轮，其中的第一过渡齿轮与所述过渡齿圈啮合，第二过渡齿轮与所述多个齿轮对中一个齿轮对的位于所述中间轴上的齿轮啮合。本发明实施例提供的多挡位变速器，在现有的平行轴式齿轮传动结构的基础上增设了体积较小的行星系齿轮组及动カ传递单元，使得由行星系齿轮组中至少两个组件输出的动カ能独立地传递至中间轴；当行星系齿轮组中有η个组件输出的动カ独立地传递至中间轴时，中间轴具有η种不同的动力，通过设置在中间轴与动カ输出轴上的m个齿轮对的变换，动カ输出轴上可获得n*m种不同的动カ输出，即n*m种不同的挡位。由此可见，在获得更多挡位的前提下，減少增设组件的个数，从而可避免变速器体积增加较多。
图I为现有技术中平行式齿轮传动结构变速器的示意图；图2为本发明实施例提供的一种多挡位变速器的示意图；图3为本发明实施例提供的另ー种多挡位变速器的示意图；图4为图3所示的多挡位变速器的一种变形例的示意图；图5为图3所示的多挡位变速器传动路线的示意图；图6为本发明实施例提供的又一种多挡位变速器的示意图；图7为图6所示的多挡位变速器传动路线的示意图。
具体实施例方式下面结合附图对本发明实施例提供的多挡位变速器进行详细描述。图2示出了本发明多挡位变速器的一个实施例，包括相互平行的动カ输入轴21、中间轴22和动カ输出轴23，所述中间轴22和所述动カ输出轴23上设有多个相互啮合的齿轮对(A-A' ,B-B/ ,C-C1，D-D');所述动カ输入轴21驱动行星系齿轮组24，所述动カ输入轴21连接动力源(图I中未示出)；所述行星系齿轮组24通过动カ传递单元25将所述行星系齿轮组24中至少两个组件输出的动カ独立地传递至所述中间轴22。具体来说，行星系齿轮组24通常如图2所示，至少包括ー个太阳轮241、一个行星轮242、一个行星架243及一个齿圈244，其中，所述太阳轮241与设在行星架243上的行星轮242啮合，行星轮242与齿圈244啮合。当汽车行驶时，动カ源传递至动カ输入轴21的动カ经过太阳轮241、行星轮242、行星架243及齿圈244的变换后分别输出不同的动力，这些输出的动カ会通过动カ传递单元25独立地传递至中间轴22，例如，太阳轮241输出的动力传递至中间轴22，或者连接行星轮242的行星架243输出的动カ传递至中间轴22，或者齿圈244输出的动カ传递至中间轴22。当然，上述的行星系齿轮组24的结构并不限于此，本领域技术人员所知的其它结构的行星系齿轮组也能用于本发明。本发明实施例提供的多挡位变速器，在现有的平行轴式齿轮传动结构的基础上增设了体积较小的行星系齿轮组及动カ传递单元，使得由行星系齿轮组中至少两个组件输出的动カ能独立地传递至中间轴；当行星系齿轮组中有η个组件输出的动カ独立地传递至中间轴时，中间轴具有η种不同的动力，通过设置在中间轴与动カ输出轴上的m个齿轮对的变换，动カ输出轴上可获得n*m种不同的动カ输出，即n*m种不同的挡位。由此可见，在获得更多挡位的前提下，本发明实施例提供的多挡位变速器相比于现有结构减少了增设组件的个数，从而可避免变速器体积增加较多。图3示出了本发明多挡位变速器的另ー种具体的实施例，图3与图2中相同的组件具有相同的附图标记，其中，所述动カ输入轴21连接所述行星系齿轮组24的齿圈244 ；所述太阳轮241固定；所述动カ传递单元25为双离合器31，所述双离合器31包括行星架离合器311和齿圈离合器312 ;所述行星架离合器311的动カ输入端连接所述行星架243 ；所述齿圈离合器312的动カ输入端连接所述齿圈244 ;所述中间轴22与所述动カ输入轴21共线，且所述中间轴22为嵌套轴或实心轴；所述双离合器31的动カ输出端连接所述中间轴22。。图3所示的中间轴22可以为嵌套轴，其包括固定轴221和包围所述固定轴221的 空心轴222，且所述双离合器31的动カ输出端连接所述空心轴222，所述动カ输入轴21连接所述行星系齿轮组24的齿圈244 ;所述太阳轮241刚性连接所述固定轴221。如图4所示，中间轴22也可以为实心轴，此时，动カ输入轴21与中间轴22共线，需要说明的是，图4与图3相同的组件具有相同的附图标记。图5示出了图3的多挡位变速器的两种传动路线，包括齿圈传动路线和行星架传动路线。路线ー齿圈传动路线动カ源提供动カ输入，传递至行星系齿轮组，行星系齿轮组通过齿圈输出动力至中间轴，中间轴通过啮合的齿轮对及同步器传递动カ至动カ输出轴，最后动カ从变速器输出。路线ニ 行星架传动路线动カ源提供动カ输入，传递至行星系齿轮组，行星系齿轮组通过行星架输出动力至中间轴，中间轴通过啮合的齿轮对及同步器传递动カ至动カ输出轴，最后动カ从变速器输出。下面以图3所示的多挡位变速器为例说明其在汽车行驶时的工作过程。首先由动カ源驱动动力输入轴21转动,动カ输入轴21带动行星系齿轮组24的齿圈244转动，然后齿圈244通过双离合器31带动中间轴22转动，最后由中间轴22通过相应挡位的啮合的齿轮对及同步器带动动カ输出轴23转动。具体地，当传递路线为路线ー的齿圈传动路线吋，即双离合器31的齿圈离合器312结合，行星系齿轮组24的齿圈244通过齿圈离合器312驱动中间轴22的空心轴222转动，空心轴222和动カ输出轴23上设有四个啮合的齿轮对(A-A'，B_B' ,C-C1，D_D')，每个齿轮对为ー个挡位，即形成四个挡位，其中齿轮对A-A'为ー挡位，齿轮对B-B'为ニ挡位，齿轮对C-Ci为三挡位，齿轮对D-Di为四挡位，挡位之间设有可用于切换挡位的同步器或离合器(未图示)，如相应同步器与相邻挡位的结合吋，空心轴222通过该相应挡位的齿轮带动所述动カ输出轴23转动并输出动力。当传递路线为路线ニ的行星架传动路线时，即双离合器31的行星架离合器311结合，行星系齿轮组的齿圈244通过行星轮242带动行星架243转动，行星架243通过行星架离合器311带动中间轴22的空心轴222转动，空心轴222通过相应挡位的齿轮对带动所述动カ输出轴23转动并输出动力。在此，图3中行星系齿轮组有但不限于两个组件的动カ输出(行星架和齿圈)。以下结合每个挡位的エ况，分析图3所示实施例的多挡位变速器的动カ输出，即多挡位变速器的速比。エ况ーー挡位假设该挡位速比为il，齿圈244齿数为r，太阳轮241齿数为S，当由齿圈244传递动カ至一挡位时，变速器速比为I = l*il。当由行星架243传递动力至一挡位时，变速器速比为I = (r+s)/r*il = (l+s/r)*il，其中 I < (l+s/r) < 2。 由上述分析可知，变速器有il和(l+s/r)*il共两个速比。エ况ニ ニ挡位假设该挡位速比为i2。当由齿圈244传递动力至ニ挡位时，变速器速比为I = l*i2。当由行星架243传递动カ至ニ挡位时，变速器速比为I = (r+s)/r*i2 = (l+s/r)*i2,其中 I < (l+s/r) < 2。由上述分析可知，变速器有i2和(l+s/r)*i2共两个速比。エ况三三挡位假设该挡位速比为i3。当由齿圈244传递动力至ニ挡位时，变速器速比为I = l*i3。当由行星架243传递动力至ニ挡位时，变速器速比为I = (r+s)/r*i3 = (l+s/r)*i3,其中 I < (l+s/r) < 2。由上述可知，变速器有i3和(l+s/r) *i3共两个速比。以此类推，エ况四四挡位假设该挡位速比为i4，变速器则有i4和(l+s/r)*i4共两个速比。由此可知，依据本实施例的结构，每ー挡位都可以形成两个速比，即平行轴式齿轮传动结构上有四个挡位时，图3所示实施例的多挡位变速器则有2*4 = 8，共八个速比，即获得了两倍挡位数的动カ输出。由于在现有的平行轴式齿轮传动结构的基础上增设了体积较小的行星系齿轮组和包括双离合器的动カ传递单元，使得由行星系齿轮组中两个组件输出的动カ能通过动カ传递单元独立地传递至中间轴，从而获得两倍于齿轮对数的挡位个数，因此，能在获得更多挡位的前提下，減少增设组件的个数，从而可避免变速器体积增加较多。图6示出了本发明多挡位变速器的另ー种具体的实施例，其中，图6与图3中相同的组件具有相同的附图标记。该实施例中，动カ输入轴21连接所述行星系齿轮组24的太阳轮241，中间轴22为实心轴，且动力传递单元包括平行于所述中间轴22和所述动カ输出轴23的过渡齿轮轴61 ;设在所述过渡齿轮轴61上的过渡齿轮；与所述行星架243连接的行星架制动器62 ;太阳轮离合器63 ;与所述齿圈244连接的过渡齿圈64 ;所述太阳轮离合器63的动カ输入端连接所述动カ输入轴21 ;所述太阳轮离合器63的动カ输出端连接所述中间轴22 ;所述过渡齿轮为双联齿轮，其中的第一过渡齿轮611与所述过渡齿圈64啮合，第二过渡齿轮612与所述多个齿轮对(A-A'，B-B' ,C-C1，D_D')中齿轮对A-A'的位于所述中间轴22上的齿轮A啮合。当然，第二过渡齿轮612可根据需要与齿轮A、齿轮B、齿轮C、齿轮D中的任何ー个
ロ四合。图7示出了图6的多挡位变速器的两种传动路线，包括过渡齿圈传动路线和太阳轮传动路线路线ー过渡齿圈传动路线动カ源提供动カ输入，传递至行星系齿轮组，行星架制动器工作使行星系齿轮组的齿圈带动过渡齿圈转动，过渡齿圈通过双联齿轮传递动カ至中间轴，中间轴通过啮合的 齿轮对传递动力至动カ输出轴，最后动カ从变速器输出。路线ニ 太阳轮传动路线动カ源提供动カ输入，传递至行星系齿轮组，太阳轮离合器工作(结合)，由行星系齿轮组的太阳轮输出动カ至中间轴，中间轴通过啮合的齿轮对及同步器传递动カ至动カ输出轴，最后动カ从变速器输出。下面以图6所示的多挡位变速器为例说明其在汽车行驶时的工作过程。首先由动カ源驱动动力输入轴21转动,动カ输入轴21带动行星系齿轮组24的太阳轮241转动，当动カ传递路线为路线一的过渡齿圈传动路线吋，即行星架制动器243结合，行星架243固定不动，由太阳轮241通过行星架243上行星轮带动齿圈244转动，齿圈244带动过渡齿圈64转动，过渡齿圈64带动第一过渡齿轮611转动，第一过渡齿轮611带动同轴的第二过渡齿轮612转动，第二过渡齿轮612通过与其啮合的齿轮A带动中间轴22转动，中间轴22和动カ输出轴23上设有四个啮合的齿轮对(A-A' ,B-Bi ,C-C1，D_D')，每个齿轮对为ー个挡位，即形成四个挡位，其中齿轮对A-A'为ー挡位，齿轮对B-B'为ニ挡位，齿轮对C-Ci为三挡位，齿轮对D-Di为四挡位，挡位之间设有可用于切换挡位的同步器或离合器(未图示)。如果相应同步器与相邻挡位的结合时，并由中间轴22通过相应挡位的啮合的齿轮对带动动力输出轴23输出动力。当动カ传递路线为路线ニ的太阳轮传动路线吋，即太阳轮离合器63结合，由太阳轮241通过太阳轮离合器63将动カ传递给中间轴22，并由中间轴22通过相应挡位的啮合的齿轮对驱带动动カ输出轴23输出动力。在此，图6中行星系齿轮组有但不限于两个组件的动カ输出(齿圈和太阳轮)。以下结合每个挡位的エ况，分析图6所示实施例中多挡位变速器的动カ输出，SP多挡位变速器的速比。エ况一ー挡位假设该挡位速比为il,第一过渡齿轮速比为xl,第二过渡齿轮速比为x2,齿圈244齿数为r,太阳轮241齿数为S。当动カ传动路线为太阳轮传动路线时,变速器速比为I = l*il ;当动カ传动路线为齿圈传动路线时，变速器速比为I = r/s*xl*x2*il，其中I く r/s。由上述分析可知，变速器有il和r/s*xl*x2*il共两个速比。エ况ニ ニ挡位
假设该挡位速比为i2，当动カ传动路线为太阳轮传动路线时，变速器速比为1 =l*i2 ;当动カ传动路线为齿圈传动路线时，变速器速比为I = r/s*xl*x2*i2,其中 I < r/s。由上述分析可知，变速器有i2和r/s*xl*x2*i2共两个速比。エ况三三挡位假设该挡位速比为i3，当由齿圈244传递动力至三挡位时，变速器速比为1 =l*i3 ;当由行星架243传递动力至三挡位时，变速器速比为I = r/s*xl*x2*i3,其中 I < r/s。 由上述分析可知，变速器有i3和r/s*xl*x2*i3共两个速比。以此类推，同图3所示的实施例相同，当在四挡位的エ况下时，变速器也可以有两个速比。由此可知，依据图6所示实施例的结构，每ー挡位都可以形成两个速比，即平行轴式上有四个挡位时，则变速器将有2*4 = 8，共八个速比输出，即获得了两倍挡位数的动カ输出。由于在现有的平行轴式齿轮传动结构的基础上增设了体积较小的行星系齿轮组和包括太阳轮离合器、行星架制动器的动カ传递单元，使得由行星系齿轮组中两个组件输出的动カ能够通过动カ传递单元独立地传递至中间轴，从而获得两倍于齿轮对数的挡位个数，同时，双联齿轮的速比可以调整，进而在此基础上还可以扩大行星系输出端的速比范围，因此，能在获得更多挡位而避免变速器体积增加过多的同时，满足更广泛的设计需求。需要说明的是，平行轴式齿轮传动结构上的挡位数不受图中所示的限制。动カ源可以为发动机动力源或电机动力源。本发明实施例提供的多挡位变速器主要用于汽车中。以上所述，仅为本发明的具体实施方式
，但本发明的保护范围并不局限于此，任何熟悉本技术领域的技术人员在本发明揭露的技术范围内，可轻易想到变化或替换，都应涵盖在本发明的保护范围之内。因此，本发明的保护范围应所述以权利要求的保护范围为准。
权利要求
1.一种多挡位变速器，其特征在于，包括相互平行的动力输入轴、中间轴和动力输出轴，所述中间轴和所述动力输出轴上设有多个相互啮合的齿轮对；所述动力输入轴驱动行星系齿轮组，所述动力输入轴连接动力源；所述行星系齿轮组通过动力传递单元将所述行星系齿轮组中至少两个组件输出的动力独立地传递至所述中间轴。
2.根据权利要求I所述的多挡位变速器，其特征在于，所述行星系齿轮组包括齿圈以及设在行星架上的与所述齿圈啮合的行星轮，所述行星轮与太阳轮啮合。
3.根据权利要求2所述的多挡位变速器，其特征在于，所述动力输入轴连接所述行星系齿轮组的齿圈；所述太阳轮固定； 所述动力传递单元为双离合器； 所述双离合器中行星架离合器的动力输入端连接所述行星架；所述双离合器中齿圈离合器的动力输入端连接所述齿圈； 所述中间轴与所述动力输入轴共线，且所述中间轴为嵌套轴或实心轴； 所述双离合器的动力输出端连接所述中间轴。
4.根据权利要求3所述的多挡位变速器，其特征在于，所述中间轴为嵌套轴，包括固定轴和包围所述固定轴的空心轴，且所述双离合器的动力输出端连接所述空心轴，所述太阳轮刚性连接所述固定轴。
5.根据权利要求2所述的多挡位变速器，其特征在于，所述动力输入轴连接所述行星系齿轮组的太阳轮，所述中间轴为实心轴，且所述动力传递单元包括 平行于所述中间轴和所述动力输出轴的过渡齿轮轴；设在所述过渡齿轮轴上的过渡齿轮；与所述行星架连接的行星架制动器；太阳轮离合器；与所述齿圈连接的过渡齿圈； 所述太阳轮离合器的动力输入端连接所述动力输入轴； 所述太阳轮离合器的动力输出端连接所述中间轴； 所述过渡齿轮为双联齿轮，其中的第一过渡齿轮与所述过渡齿圈啮合，第二过渡齿轮与所述多个齿轮对中一个齿轮对的位于所述中间轴上的齿轮啮合。
全文摘要
本发明公开了一种多挡位变速器，涉及变速器领域，为避免体积增加较多的基础上提供更多的挡位而发明。所述多挡位变速器，包括相互平行的动力输入轴、中间轴和动力输出轴，所述中间轴和所述动力输出轴上设有多个相互啮合的齿轮对；所述动力输入轴驱动行星系齿轮组，所述动力输入轴连接动力源；所述行星系齿轮组通过动力传递单元将所述行星系齿轮组中至少两个组件输出的动力独立地传递至所述中间轴。本发明用于汽车换挡。
文档编号F16H3/76GK102853038SQ20121022618
公开日2013年1月2日 申请日期2012年6月29日 优先权日2012年6月29日
发明者张力久, 李少华, 杨飞, 岳路峰, 张志达 申请人:长城汽车股份有限公司