CN103438163B - 一种多速行星齿轮式双离合变速器 - Google Patents

Abstract

本发明公开一种多速行星齿轮式双离合变速器，包括第一离合及对应的第一输入轴，第二离合及对应的第二输入轴，多个同步器，输出轴，所述第一、二输入轴套设设置，还包括第一、第二双排行星轮系，互相啮合的第一齿轮和第二齿轮及第三齿轮和第四齿轮；所述第一、第二双排行星轮系的其中一个双排行星轮系由两排行星排组成，在前行星排中，前太阳轮与后行星架连成一体，通过第一常啮合同步器或离合器与壳体固定；后行星排采用双行星轮结构，前齿圈与后齿圈连成一体，动力可通过第二同步器或第三同步器或离合器经第一后外轴传递到后太阳轮或后齿圈，并由前行星架输出。本发明用极少的齿轮对数实现更多速比档位，减小变速器尺寸，汽车结构布局设计更加灵活。

Description

一种多速行星齿轮式双离合变速器

技术领域

本发明涉及汽车变速器技术领域，具体地说是涉及一种多速行星齿轮式双离合变速器。

背景技术

汽车变速器传动机构按所用轮系型式不同，有轴线连接式变速器(平行轴变速器)和轴线旋转式变速器(行星齿轮变速器)两种。按离合器的数量可以分为单离合变速器和双离合变速器。目前应用的双离合变速器的动力传动机构为平行轴变速器，动力传动分为两条路线，一是奇数档传递路线，二是偶数档传递路线，两条动力传递路线分别通过第一、第二离合器连接第一、第二输入轴，再通过与两输入轴对应的从动轴上的传动齿轮将动力输出，双离合变速器通过两离合器的协调控制和各同步器控制，能够实现在不切断动力的情况下转换传动比，从而缩短换档时间。然而平行轴式双离合变速器必须采用单独的倒档轴及倒档齿轮。当采用一条输出轴时，变速器轴向尺寸大；采用两条输出轴时，变速器径向尺寸大，占用空间大，不利于汽车的结构布局设计。目前应用的双离合变速器前进档最多采用7档，应用最广的是六档，速比变化较大，这样换档时发动机转速变化较大，使汽车的动力性、经济型都不是很理想，平顺性较差。

发明内容

本发明要解决的技术问题是，提供一种通过全新结构的多速行星齿轮式双离合变速器，结构更为紧凑，减小变速器的轴向及径向尺寸，同时前进档位可以更多，以克服现有技术的不足。

为解决上述技术问题，本发明采用的技术方案是：一种多速行星齿轮式双离合变速器，包括第一离合及对应的第一输入轴，第二离合及对应的第二输入轴，多个同步器，输出轴，所述第一、二输入轴套设设置，还包括第一、第二双排行星轮系，互相啮合的第一齿轮和第二齿轮及第三齿轮和第四齿轮；所述第一、第二双排行星轮系的其中一个双排行星轮系由两排行星排组成，在前行星排中，前太阳轮与后行星架连成一体，通过第一常啮合同步器或离合器与壳体固定；后行星排采用双行星轮结构，前齿圈与后齿圈连成一体，动力可通过第二同步器或第三同步器或离合器经第一后外轴传递到后太阳轮或后齿圈，并由前行星架输出。

所述第一、第二双排行星轮系的其中一个双排行星轮系采用拉维娜式齿轮变速机构，小太阳轮与短行星轮啮合并与第二中间轴连接，短行星轮与长行星轮啮合，后行星排的大太阳轮也与长行星轮啮合，大太阳轮与第二外轴连接，前后行星排共用行星架及一个齿圈，行星架与第二中间轴连接，齿圈与第二齿轮连接。

所述第一齿轮与所述第一双排行星轮系的前行星排的行星架连接，所述第二齿轮与所述第二双排行星轮系的前行星排的齿圈连接，所述第三齿轮与所述第一输入轴连接，所述第四齿轮与第二双排行星轮系的第七同步器连接，所述输出轴与所述第二齿轮连接。

所述第一常啮合同步器设在第一双排行星轮系第一前外轴与壳体之间，第二同步器设置在第一双排行星轮系的后齿圈与第三同步器之间，所述第三同步器设置在第一后外轴与第二输入轴之间。

第四同步器设置在第二双排行星轮系的后行星架与第二外轴之间，第五同步器设置在第二双排行星轮系的第二外轴与第二常啮合同步器之间，所述第二常啮合同步器设置在第二双排行星轮系的第二中间轴与第七同步器之间，所述第七同步器设置在第二双排行星轮系的第二中间轴与第四齿轮之间。

所述第一双排行星轮系采用拉维娜式齿轮变速机构，小太阳轮与短行星轮啮合并与第二中间轴连接，短行星轮与长行星轮啮合，后行星排的大太阳轮也与长行星轮啮合，大太阳轮与第二外轴连接，前后行星排共用行星架及一个齿圈，行星架与第二中间轴连接，齿圈与第二齿轮连接，第二常啮合同步器设置在第二中间轴与第二输入轴之间。

第二齿轮与主减速器从动齿轮啮合，主减速器从动齿轮连接差速器。

与现有技术相比，本发明具有以下优点：本发明是在现有的双离合器变速器的基础上，通过采用拉维娜式齿轮变速机构与新型双行星排齿轮变速机构的组合，并配合两个离合器、多个同步器使用，使它既可以达到用极少的齿轮对数实现更多速比档位的目的，又可以实现双离合器变速器的换档性能，且可减小变速器的轴向及径向尺寸，使变速器的尺寸大小得到控制，汽车结构布局设计更加灵活，由于可降低生产成本。同时变速器档位增加，速比变化较小，这样换档时发动机转速变化较小，使汽车的动力性、经济型都比较理想，同时换档平顺性得到提高。

附图说明

图1为本发明双离合变速器第一实施例的动力传动机构示意图；

图2为本发明第二实施例的动力传动机构示意图；

图3为本发明双离合变速器的输出形式变化的结构示意图。

具体实施方式

本发明第一双排行星轮系及第二双排行星轮系采用拉维娜式齿轮变速机构或新型双行星排齿轮变速机构。通过组合可获得多种传动方案。

下面，结合说明书附图和具体实施例，对本发明的技术方案作进一步的说明，应当理解，此处所描述的具体实施例仅仅用以解释本发明，并不构成对本发明的限制。

第一实施例（七档）

参见图1，本发明的双离合器包括双离合组件1(包括第一离合器2与第二离合器3、分别对应两离合的第一输入轴4、第二输入轴5，第一双排行星轮系181、第二双排行星轮系182、输出轴8及多个同步器。第一双排行星轮系与第二双排行星轮系以上下结构布置，第一双排行星轮系采用新型双行星排齿轮变速机构，第二双排行星轮系采用拉维娜式齿轮变速机构，第一双排行星轮系包括第一行星排X1及第二行星排X2，第二双排行星轮系包括第三行星排X3（前行星排）及第四行星排X4（后行星排）。第二输入轴5套设在第一输入轴4外。

第一双排行星轮系的前太阳轮105、后行星架106与第一前外轴115连接，前齿圈103与后齿圈107连接，前行星架102与第一齿轮161连接，后行星排X2采用双行星轮结构形式，外行星轮108和内行星轮109相互啮合，后太阳轮110与第一后外轴114连接。第一后外轴114与第一前外轴115套设在第二输入轴5外。

第二双排行星轮系的前行星排X3采用双行星轮结构形式，小太阳轮133与短行星轮123啮合并与第二中间轴132连接，短行星轮123与长行星轮124啮合，后行星排X4的大太阳轮125也与长行星轮124啮合，大太阳轮125与第二外轴131连接，前后行星排共用行星架121及一个齿圈122，行星架121与第二中间长轴130连接，齿圈122与第二齿轮162连接并通过输出轴8进行动力输出。第二外轴131设在第二中间轴132外。

第一输入轴4另一端连接有第三齿轮163，第三齿轮163与第四齿轮164啮合，第一齿轮161与第二齿轮162啮合，第二齿轮162与输出轴8连接，输出轴8与双离合器组件1在同一侧。

第一常啮合同步器101设在第一双排行星轮系181第一前外轴115与壳体之间，第二同步器（四档同步器112）设置在第一双排行星轮系181的后齿圈107与第三同步器（二、六档同步器113）之间。第三同步器（二、六档同步器113）设置在第一后外轴114与第二输入轴5之间。

第四同步器（一、三档同步器126）设置在行星架121与第二外轴131之间，第五同步器（倒档同步器127）设置在第二外轴131与第二常啮合同步器128之间，第二常啮合同步器128设置在第二中间轴132与第七同步器129之间，第七同步器（五、七档同步器）129之间设置在第二中间长轴130与第四齿轮164之间。

本实施例的双离合变速器可实现七速前进档及一速倒档。第一双排行星轮系181实现二、四、六档位控制。第二双排行星轮系182实现一、三、五、七档及倒档操控。

在各个档位同步器及离合器的动作如下：

空档状态时，如图1所示，第一常啮合同步器101将第一双排行星轮系第一前外轴115与壳体连接在一起固定不动，第二常啮合同步器128将第二双排行星轮系第二中间轴132与第七同步器129连接在一起。一、三档同步器126处于中间位置，四档同步器112和二、六档同步器113及五、七档同步器129及倒档同步器127在右侧处于不接合状态。

一档：一、三档同步器126左移，将第二双排行星轮系182中的行星架121固定不转动，这样第二双排行星轮系182形成约束关系。同时第一离合器2接合。动力经第一离合器2传递给第一输入轴4，第三齿轮163，第四齿轮164，再经第二双排行星轮系182到输出轴8。此时第二离合器3处于分离状态，其余同步器处于空档状态时的位置。

二档：二、六档同步器113左移，将第一后外轴114与第二输入轴5连接，这样第一双排行星轮系181形成约束关系。第一离合器2分离，同时第二离合器3接合，动力经第二离合器2传递给第二输入轴5，经第一双排行星轮系182，第一齿轮161，第二齿轮162，再由输出轴8输出。

三档：一、三档同步器126右移，将第二外轴131连接，从而也将第二双排行星轮系的大太阳轮125连接不动。第二离合器3分离，第一离合器2接合，实现三档动力传递。动力经第一离合器2传递给第一输入轴4，第三齿轮163，第四齿轮164，再经第二双排行星轮系182到输出轴8。

四档：四档同步器112左移，将后齿圈107与二、六档同步器113连接。第一离合器2分离，第二离合器3接合，实现四档动力传递。动力经第二离合器2传递给第二输入轴5，经第一双排行星轮系181，第一齿轮161，第二齿轮162，再由输出轴8输出。

五档：五、七档同步器129左移，将第四齿轮164与第二中间长轴130进行连接。第二离合器3分离，第一离合器2接合，实现五档动力传递。

六档：第一常啮合同步器101右移，二、六档同步器113、四档同步器112同时左移。第一离合器2分离，第二离合器3接合，实现六档档动力传递。动力经第二离合器2传递给第二输入轴5，经第一双排行星轮系181，第一齿轮161，第二齿轮162，再由输出轴8输出。

七档：五、七档同步器129左移，将第四齿轮164与第二中间长轴130进行连接，第二常啮合同步器128右移，同时一、三档同步器126右移，将第二外轴131固定。第二离合器3分离，第一离合器2接合，实现七档动力传递。动力经第一离合器2传递给第一输入轴4，第三齿轮163，第四齿轮164，再经第二双排行星轮系182到输出轴8。

倒档：倒档同步器127左移，将第二外轴131与第二常啮合同步器128连接，一、三档同步器126左移固定行星架121。第二离合器3分离，第一离合器2接合，实现倒档动力传递。动力经第一离合器2传递给第一输入轴4，第三齿轮163，第四齿轮164，再经第二双排行星轮系182到输出轴8。

该发明中的双离合变速器可实现多种档位变换模式：

顺序换档模式：

顺序升档，以一档升到二档为例，换挡指令发出前，变速器处于一挡工作状态。准备实施换挡前需要事先把二、六档同步器113左移将第一后外轴114与第二输入轴5连接，此时第一离合器2和第二离合器3仍旧分别处于接合和分离状态。当控制系统发出换挡指令由一档升到二档时，所有同步器保持状态不动，第一离合器2逐步分离，同时第二离合器3逐步接合，直至第一离合器2完全分离，第二离合器3完全接合，并控制一、三档同步器126回到中间位置，使第二双排行星轮系行星架121不受约束，其余与一档及二档无关的同步器也不动作。其他档位的顺序升档及顺序降档也以同样的方法推知。

跳跃换档模式：

奇数档位换到偶数档位的跳跃升降档，如一档升到四档或七档降到四档等，偶数档位换到奇数档位的跳跃升降档，如二升档到五档或六档降到三等，其换档方式与顺序升档的控制方法一样，可用同样的方法推知。

奇数档位换到奇数档位的跳跃升档，以一档升三档为例，换挡指令发出前，变速器处于一挡工作状态。准备实施换挡前，第一离合器2分离，一、三档同步器126先回到中间位置，再右移将第二双排行星轮系的大太阳轮125连接不动。第一离合器2再接合，完成一档升三档的控制。在此过程中，第二离合器3一直处于分离状态，其余与一档及三档无关的同步器也不动作。奇数档位换到奇数档位的跳跃降档及偶数档位换到偶数档位的跳跃升降档与奇数档位换到奇数档位的跳跃升档控制方法一样，可用同样的方法推知。

各个档位传动比的设置可通过各个行星排的值（等于行星排的的齿圈齿数与太阳轮齿数之比）、第一齿轮161与第二齿轮162的传动比及第三齿轮163与第四齿轮164传动比来设定。例如设第一双排行星轮系包括第一行星排X1及第二行星排X2，第二双排行星轮系包括第三行星排X3及第四行星排X4的值分别为 2.1，2.1，4.4，3.2，1.08，1.25，则获得表1所示的各个档位传动比、比级以及换档执行元件的动作。从数值上看，各档位的传动比、比级恰当合理，得到较好的变速比特性。

表1 换档执行元件的动作表、各档传动比及比级图

○表示离合器接合或同步器动作

第二实施例（六档）

参见图2，在第一实施例的基础上，将第一双排行星轮系与第二双排行星轮系的位置互换，取消五、七档同步器129及第二中间长轴130，将第二常啮合同步器128位置设置在第二中间轴132与第二输入轴5之间，双离合组件1设置在第一双排行星轮系181右侧，输出轴8设置在第一双排行星轮系181上与双离合组件1在同一轴线且在不同侧。第二外轴131套设在第二中间轴132外。第一后外轴114套设在第一前外轴115外。第一输入轴4套设在第二输入轴5外。

根据档位传动比设置需要适当改变第一齿轮161与第二齿轮162、第三齿轮163与第四齿轮164的传动比，以及各个行星排的值。这样第一双排行星轮系181实现一、三、五及倒档，第二双排行星轮系182实现二、四、六档。

由上面的实施例可知，输出轴8与双离合组件1的位置关系可以变化，当输出轴8设置在第二双排行星轮系182上时可以与双离合组件1放在不同侧和同一侧，在不同侧时输出轴8既可与双离合组件1在同一轴线也可在不同轴线，在同一侧时输出轴8只能与双离合组件1在不同轴线。当输出轴8设置在第一双排行星轮系181上时只能在不同侧，但同样输出轴8可与双离合组件1在同一轴线也可在不同轴线。奇数档或偶数档可设置在第一双排行星轮系181也可在第二双排行星轮系182。由此通过排列组合得到10种传动方案，参见表2。

表2 拉维娜式齿轮变速机构与新型双行星排齿轮变速机构组合传动方案

另外，所有传动模式中，双离合组件与输出轴在同一侧的输出形式可以适当变化，参见图3，减小第一齿轮161及第二齿轮162直径，两齿轮与主减速器从动齿轮190直接啮合，并通过差速器191对外输出动力。

Claims (4)

1.一种多速行星齿轮式双离合变速器，包括第一离合及对应的第一输入轴，第二离合及对应的第二输入轴，多个同步器，输出轴，所述第一、二输入轴套设设置，还包括第一、第二双排行星轮系，互相啮合的第一齿轮和第二齿轮及第三齿轮和第四齿轮；其特征在于：所述第一、第二双排行星轮系的其中一个双排行星轮系由两排行星排组成，在前行星排中，前太阳轮与后行星架连成一体，通过第一常啮合同步器或离合器与壳体固定；后行星排采用双行星轮结构，前齿圈与后齿圈连成一体，动力可通过第二同步器或第三同步器或离合器经第一后外轴传递到后太阳轮或后齿圈，并由前行星架输出；所述第一、第二双排行星轮系的其中一个双排行星轮系采用拉维娜式齿轮变速机构，小太阳轮与短行星轮啮合并与第二中间轴连接，短行星轮与长行星轮啮合，后行星排的大太阳轮也与长行星轮啮合，大太阳轮与第二外轴连接，前后行星排共用行星架及一个齿圈，行星架与第二中间长轴连接，齿圈与第二齿轮连接；所述第一齿轮与所述第一双排行星轮系的前行星排的行星架连接，所述第二齿轮与所述第二双排行星轮系的前行星排的齿圈连接，所述第三齿轮与所述第一输入轴连接，所述第四齿轮与第二双排行星轮系的第七同步器连接，所述输出轴与所述第二齿轮连接；所述第一常啮合同步器设在第一双排行星轮系第一前外轴与壳体之间，第二同步器设置在第一双排行星轮系的后齿圈与第三同步器之间，所述第三同步器设置在第一后外轴与第二输入轴之间。

2.根据权利要求1所述的多速行星齿轮式双离合变速器，其特征在于：第四同步器设置在第二双排行星轮系的后行星架与第二外轴之间，第五同步器设置在第二双排行星轮系的第二外轴与第二常啮合同步器之间，所述第二常啮合同步器设置在第二双排行星轮系的第二中间轴与第七同步器之间，所述第七同步器设置在第二双排行星轮系的第二中间长轴与第四齿轮之间。

3.根据权利要求1所述的多速行星齿轮式双离合变速器，其特征在于：所述第一双排行星轮系采用拉维娜式齿轮变速机构，小太阳轮与短行星轮啮合并与第二中间轴连接，短行星轮与长行星轮啮合，后行星排的大太阳轮也与长行星轮啮合，大太阳轮与第二外轴连接，前后行星排共用行星架及一个齿圈，行星架与第二中间轴连接，齿圈与第二齿轮连接，第二常啮合同步器设置在第二中间轴与第二输入轴之间。

4.根据权利要求1至3任一所述的多速行星齿轮式双离合变速器，其特征在于：第二齿轮与主减速器从动齿轮啮合，主减速器从动齿轮连接差速器。