八挡自动变速器的制作方法

本发明属于汽车传动技术领域，特别是涉及一种八挡自动变速器。

背景技术：

现有技术中，用于汽车的自动变速器(automatictransmission，at)通常包括输入构件、输出构件、行星齿轮组、离合器/制动器以及连接输入构件、输出构件、行星齿轮组与离合器/制动器的传动构件。输入构件通常与集成了闭锁离合器、扭转减振器的起动元件相连，如液力变矩器。由机械原理可知，机构具有确定运动的条件是机构动力源的数量等于机构转速自由度数。由于at是通过不同离合器/制动器的组合接合实现不同挡位，即通过制动器/离合器约束构件自由度，从而达到减少系统自由度目的，最终保证机构具有确定的运动。对于一个系统自由度数为n的单动力源行星变速器，具有确定运动的条件是通过制动器/离合器等操纵元件限制(n-1)个转速自由度。

自动变速器的体积、重量、效率以及承载能力直接与行星齿轮机构有关。行星齿轮组数、离合器/制动器数及传动构件连接情况在一定程度上决定传动方案结构布置的复杂程度。自由度数增多和相邻挡位之间换挡变换的操纵元件数量增多，都将导致hcu/tcu控制难度增大。每个挡位的动力传递路线取决于传动方案，应避免出现内部功率循环、影响各挡位传动效率的情况发生。

伴随汽车排放法规日渐苛刻的要求以及燃油经济性的要求，变速器挡位需求增多。对于行星自动变速器，通过两种途径增加挡位：一是增加行星排(行星齿轮组)数量；二是增加自由度数量(易导致操纵元件增多)。为此，寻求一种行星排和操纵元件数量最佳组合、结构紧凑及传动高效的行星自动变速机构成为各大整车企业或研发机构产品开发的关键。

目前乘用车市场上使用的行星齿轮式8速液力自动变速器主要为zf的8hp八速自动变速器、通用的8l90八速自动变速器、爱信的tr-80sd八速自动变速器及现代的a8l/tr1八速自动变速器。

tr-80sd及a8l/tr1方案均采用拉维娜结构，且tr-80sd方案和a8l/tr1为3自由度系统，采用3离合器两制动器。而8hp和8l90为4自由度系统，也采用3离合器两制动器。

可见，现有的8速液力自动变速器均是采用3离合器与两制动器来实现，都会有两个制动器。制动器最终是通过摩擦钢片齿连接到变速器壳体上，制动器的存在无疑增加了变速器壳体的加工及制造难度。且由于变速器壳体材料一般是铝合金，更多的制动器无疑会很难兼顾变速器壳体的强度和轻量化设计。爱信的tr-80sd方案和现代的a8l/tr1方案采用拉维娜结构，出现双行星轮结构，零部件多且结构复杂，更加不利于轻量化。且由于制动器的存在，在特定挡位下不参与实际传递动力的空转行星齿轮组会产生带排拖曳损耗，降低了系统效率。

技术实现要素：

本发明所要解决的技术问题是：针对现有的8挡自动变速器，由于制动器的存在，增加了变速器壳体的加工及制造难度的问题，提供一种八挡自动变速器。

为解决上述技术问题，本发明实施例提供一种八挡自动变速器，包括：

输入构件；

输出构件；

变速器壳体；

第一行星齿轮组、第二行星齿轮组、第三行星齿轮组及第四行星齿轮组；所述第一行星齿轮组包括第一太阳轮、第一行星轮、第一行星架及第一齿圈；所述第一太阳轮与第一行星轮外啮合传动，所述第一行星轮与第一齿圈内啮合传动，所述第一行星轮旋转支撑在所述第一行星架上；所述第二行星齿轮组包括第二太阳轮、第二行星轮、第二行星架及第二齿圈；所述第二太阳轮与第二行星轮外啮合传动，所述第二行星轮与第二齿圈内啮合传动，所述第二行星轮旋转支撑在所述第二行星架上；所述第三行星齿轮组包括第三太阳轮、第三行星轮、第三行星架及第三齿圈；所述第三太阳轮与第三行星轮外啮合传动，所述第三行星轮与第三齿圈内啮合传动，所述第三行星轮旋转支撑在所述第三行星架上；所述第四行星齿轮组包括第四太阳轮、第四行星轮、第四行星架及第四齿圈；所述第四太阳轮与第四行星轮外啮合传动，所述第四行星轮与第四齿圈内啮合传动，所述第四行星轮旋转支撑在所述第四行星架上；所述第二行星架与输入构件固定相连，所述第一太阳轮与第二太阳轮固定相连，所述第二齿圈与第三太阳轮固定相连，所述第三齿圈与第四太阳轮固定相连，所述第四行星架与输出构件固定相连，所述第一齿圈与变速器壳体固定相连；

第一离合器、第二离合器、第三离合器、第四离合器及第五离合器；

所述第一离合器、第二离合器、第三离合器、第四离合器及第五离合器选择性地接合或分离，以在所述输入构件与输出构件之间产生八个前进挡传动比及一个倒挡传动比。

可选地，所述第三离合器接合时，所述第三行星齿轮组整体回转。

可选地，所述第一行星架与第四齿圈通过所述第一离合器连接，所述第一太阳轮与第一行星架通过所述第二离合器连接，所述第三行星架与第三太阳轮通过所述第三离合器连接，所述第二行星架与第四太阳轮通过所述第四离合器连接，所述第三行星架与第四齿圈通过所述第五离合器连接。

可选地，所述第一行星架与第四齿圈通过所述第一离合器连接，所述第一太阳轮与第一行星架通过所述第二离合器连接，所述第三行星架与第三齿圈通过所述第三离合器连接，所述第二行星架与第四太阳轮通过所述第四离合器连接，所述第三行星架与第四齿圈通过所述第五离合器连接。

可选地，所述第一行星架与第四齿圈通过所述第一离合器连接，所述第一太阳轮与第一行星架通过所述第二离合器连接，所述第三太阳轮与第三齿圈通过所述第三离合器连接，所述第二行星架与第四太阳轮通过所述第四离合器连接，所述第三行星架与第四齿圈通过所述第五离合器连接。

可选地，所述第一行星齿轮组、第二行星齿轮组、第三行星齿轮组及第二行星齿轮组同轴设置。

可选地，通过接合所述第一离合器、第二离合器及第四离合器，分离所述第三离合器及第五离合器，以在所述输入构件与输出构件之间产生1挡传动比；

通过接合所述第一离合器、第二离合器及第三离合器，分离所述第四离合器及第五离合器，以在所述输入构件与输出构件之间产生2挡传动比；

通过接合所述第一离合器、第三离合器及第四离合器，分离所述第二离合器及第五离合器，以在所述输入构件与输出构件之间产生3挡传动比；

通过接合所述第一离合器、第三离合器及第五离合器，分离所述第二离合器及第四离合器，以在所述输入构件与输出构件之间产生4挡传动比；

通过接合所述第一离合器、第四离合器及第五离合器，分离所述第二离合器及第三离合器，以在所述输入构件与输出构件之间产生5挡传动比；

通过接合所述第三离合器、第四离合器及第五离合器，分离所述第一离合器及第二离合器，以在所述输入构件与输出构件之间产生6挡传动比；

通过接合所述第二离合器、第四离合器及第五离合器，分离所述第一离合器及第三离合器，以在所述输入构件与输出构件之间产生7挡传动比；

通过接合所述第二离合器、第三离合器及第五离合器，分离所述第一离合器及第四离合器，以在所述输入构件与输出构件之间产生8挡传动比；

通过接合所述第一离合器、第二离合器及第五离合器，分离所述第三离合器及第四离合器，以在所述输入构件与输出构件之间产生倒挡传动比。

本发明实施例的八挡自动变速器，包含四个行星齿轮组及五个离合器，通过五个离合器选择性地接合或分离，以在输入构件与输出构件之间产生八个前进挡传动比及一个倒挡传动比，即实现了八个前进挡及一个倒挡。该八挡自动变速器，不使用制动器，从而避免了变速器壳体上内齿的加工与制造，降低了变速器壳体的加工及制造难度，有利于变速器壳体的轻量化，从而使整个变速器更为紧凑。并且，第一齿圈与变速器壳体直接连接，避免现有的8at方案换挡过程中制动器对箱体的直接冲击，从而改善变速器壳体的受载情况。

另外，通过采用离合器替代制动器达到增加离合器数量、减少制动器数量(不用制动器)的目的。相对于更多的制动器而言更多的离合器的数量有利于离合器的嵌套设计，从而使得整个变速器更为紧凑。并且，相对于更多的制动器而言更多的离合器数量有利于在特定挡位下切断各行星齿轮组间的连接，使得冗余的行星齿轮组不参与转动，减少拖曳扭矩，减少带排燃油损耗，提高系统效率。

附图说明

图1是本发明第一实施例提供的八挡自动变速器的结构简图；

图2是本发明第一实施例提供的八挡自动变速器1挡动力传递示意图；

图3是本发明第一实施例提供的八挡自动变速器2挡动力传递示意图；

图4是本发明第一实施例提供的八挡自动变速器3挡动力传递示意图；

图5是本发明第一实施例提供的八挡自动变速器4挡动力传递示意图；

图6是本发明第一实施例提供的八挡自动变速器5挡动力传递示意图；

图7是本发明第一实施例提供的八挡自动变速器6挡动力传递示意图；

图8是本发明第一实施例提供的八挡自动变速器7挡动力传递示意图；

图9是本发明第一实施例提供的八挡自动变速器8挡动力传递示意图；

图10是本发明第一实施例提供的八挡自动变速器倒挡动力传递示意图；

图11是本发明第二实施例提供的八挡自动变速器的结构简图；

图12是本发明第三实施例提供的八挡自动变速器的结构简图。

说明书中的附图标记如下：

1、第一太阳轮；2、第一行星轮；3、第一行星架；4、第一齿圈；5、第二太阳轮；6、第二行星轮；7、第二行星架；8、第二齿圈；9、第三太阳轮；10、第三行星轮；11、第三行星架；12、第三齿圈；13、第四太阳轮；14、第四行星轮；15、第四行星架；16、第四齿圈；17、第一离合器；18、第二离合器；19、第三离合器；20、第四离合器；21、第五离合器；22、变速器壳体；23、输入构件；24、输出构件。

具体实施方式

为了使本发明所解决的技术问题、技术方案及有益效果更加清楚明白，以下接合附图及实施例，对本发明进行进一步的详细说明。应当理解，此处所描述的具体实施例仅仅用以解释本发明，并不用于限定本发明。

如图1所示，本发明第一实施例提供的八挡自动变速器，包括输入构件23、输出构件24、变速器壳体22、第一行星齿轮组、第二行星齿轮组、第三行星齿轮组、第四行星齿轮组、第一离合器17、第二离合器18、第三离合器19、第四离合器20及第五离合器21。

本实施例中，如图1所示，每一行星齿轮组均为内外啮合的单星排。具体为：

第一行星齿轮组包括第一太阳轮1、第一行星轮2、第一行星架3及第一齿圈4。所述第一太阳轮1与第一行星轮2外啮合传动，所述第一行星轮2与第一齿圈4内啮合传动，所述第一行星轮2通过滚动或滑动轴承旋转支撑在所述第一行星架3上。

第二行星齿轮组包括第二太阳轮5、第二行星轮6、第二行星架7及第二齿圈8。所述第二太阳轮5与第二行星轮6外啮合传动，所述第二行星轮6与第二齿圈8内啮合传动，所述第二行星轮6通过滚动或滑动轴承旋转支撑在所述第二行星架7上。

第三行星齿轮组包括第三太阳轮9、第三行星轮10、第三行星架11及第三齿圈12。所述第三太阳轮9与第三行星轮10外啮合传动，所述第三行星轮10与第三齿圈12内啮合传动，所述第三行星轮10通过滚动或滑动轴承旋转支撑在所述第三行星架11上。

第四行星齿轮组包括第四太阳轮13、第四行星轮14、第四行星架15及第四齿圈16。所述第四太阳轮13与第四行星轮14外啮合传动，所述第四行星轮14与第四齿圈16内啮合传动，所述第四行星轮14通过滚动或滑动轴承旋转支撑在所述第四行星架15上。

如图1所示，所述第二行星架7与输入构件23固定相连，所述第一太阳轮1与第二太阳轮5固定相连，所述第二齿圈8与第三太阳轮9固定相连，所述第三齿圈12与第四太阳轮13固定相连，所述第四行星架15与输出构件24固定相连，所述第一齿圈4与变速器壳体22固定相连。此处的固定相连，可以是花键连接、焊接或一体形成。

本实施中，如图1所示，所述第一行星架3与第四齿圈16通过所述第一离合器17连接，所述第一太阳轮1与第一行星架3通过所述第二离合器18连接，所述第三行星架11与第三太阳轮9通过所述第三离合器19连接，所述第二行星架7与第四太阳轮13通过所述第四离合器20连接，所述第三行星架11与第四齿圈16通过所述第五离合器21连接。

本实施例中，所述第一离合器17、第二离合器18、第三离合器19、第四离合器20及第五离合器21选择性地接合或分离，以在所述输入构件23与输出构件24之间产生八个前进挡传动比及一个倒挡传动比。

本实施例中，所述第一离合器17、第二离合器18、第三离合器19、第四离合器20及第五离合器21的操纵逻辑(换挡逻辑)参见以下表1：

表1

表1中，标●表示该离合器接合，空白处表示该离合器分离。k1、k2、k3及k4分别为第一行星齿轮组、第二行星齿轮组、第三行星齿轮组及第四行星齿轮组的行星排特征参数，该行星排特征参数等于齿圈与太阳轮的齿数之比。即k1为第一齿圈4与第一太阳轮1的齿数之比，k2为第二齿圈8与第二太阳轮5的齿数之比，k3为第三齿圈12与第三太阳轮9的齿数之比，k4为第四齿圈16与第四太阳轮13的齿数之比。

参见图1-10，在表1的操纵逻辑之下，该八挡自动变速器的动力传递路线具体如下(传递路线上线条加粗处理)。

(1)1挡动力传递路线

如图2所示，仅接合第一离合器17、第二离合器18和第四离合器20，实现1挡，传动比为(1+k4)。第一行星齿轮组整体承受反作用力。因第一齿圈4与变速器壳体22恒定固定连接，故当第一离合器17接合时第一行星齿轮组整体制动。此时，当第二离合器18接合，实现对第四齿圈16的制动。1挡动力传递路线：输入构件23→第二行星架7→第四离合器20→第四太阳轮13→第四行星轮14→第四行星架15→输出构件24。

(2)2挡动力传递路线

如图3所示，仅接合第一离合器17、第二离合器18和第三离合器19，实现2挡，传动比为(k2*(1+k4)/(1+k2))。此时，第一离合器17、第二离合器18的接合使得第二太阳轮5和第四齿圈16实现制动，第三离合器19的接合使得第三行星齿轮组作为一个回转整体参与传动。2挡动力传递路线：输入构件23→第二行星架7→第二行星轮6→第二齿圈8(第二太阳轮5制动使得第一行星齿轮组实现单自由度输出)→第三行星齿轮组回转整体→第四太阳轮13→第四行星轮14→第四行星架15(第四齿圈16制动使得第四行星齿轮组实现单自由度输出)→输出构件24。

(3)3挡动力传递路线

如图4所示，仅接合第一离合器17、第三离合器19和第四离合器20，实现3挡，传动比为((1+k1+k4+k4*k1)/(1+k1+k4))。此时，第三离合器19和第四离合器20的接合使得第二行星齿轮组和第三行星齿轮组作为一个回转整体参与传动。3挡动力传递包含两条路线，路线一：输入构件23→第二行星架7→第二行星齿轮组和第三行星齿轮组回转整体→第四太阳轮13→第四行星轮14→第四行星架15→输出构件24。

(4)4挡动力传递路线

如图5所示，仅接合第一离合器17、第三离合器19和第五离合器21，实现4挡，传动比为((1+k1+k2)/(1+k2))。此时，由于第三离合器19和第五离合器21的接合，使得第三行星齿轮组和第四行星齿轮组作为一个回转整体参与传动。4挡动力传递包含两条路线，路线一：输入构件23→第二行星轮6→第二齿圈8→第三行星齿轮组和第四行星齿轮组回转整体→第四行星架15→输出构件24；路线二：输入构件23→第二行星架7→第二行星轮6→第二太阳轮5→第一太阳轮1→第一行星轮2→第一行星架3→第一离合器17→第三行星齿轮组和第四行星齿轮组回转整体→第四行星架15→输出构件24。

(5)5挡动力传递路线

如图6所示，仅接合第一离合器17、第四离合器20和第五离合器21，此时，第一行星齿轮组、第二行星齿轮组、第三行星齿轮组和第四行星齿轮组均参与动力传递，以此实现5挡，此时，传动比为(1+k4+k1+k4*k1+k2*k4+k2*k3*k4)/(1+k1+k2*k3*k4+k4+k2*k4)。5挡共有4条动力传递路线。路线一：输入构件23→第二行星架7→第四离合器20→第四太阳轮13→第四行星轮14→第四行星架15→输出构件24；路线2：输入构件23→第二行星架7→第四离合器20→第三齿圈12→第三行星轮10→第三行星架11→第五离合器21→第四齿圈16→第四行星轮14→第四行星架15→输出构件24；路线3：输入构件23→第二行星架7→第二行星轮6→第二齿圈8→第三太阳轮9→第三行星轮10→第三行星架11→第五离合器21→第四齿圈16→第四行星轮14→第四行星架15→输出构件24；路线四：输入构件23→第二行星架7→第二行星轮6→第二太阳轮5→第一太阳轮1→第一行星轮2→第一行星架3→第一离合器17→第四齿圈16→第四行星轮14→第四行星架15→输出构件24。反作用力传递路线：第一齿圈4→变速器壳体22。

(6)6挡动力传递路线

如图7所示，仅接合第三离合器19、第四离合器20和第五离合器21，实现6挡，传动比为1。此时，第三离合器19、第四离合器20和第五离合器21的接合使得第二行星齿轮组、第三行星齿轮组及第四行星齿轮组成为单自由度系统，从而使得第二行星齿轮组、第三行星齿轮组及第四行星齿轮组作为一个回转整体参与传动，从而实现直接挡。动力传递路线：输入构件23→第二行星架7→第二行星齿轮组、第三行星齿轮组和第四行星齿轮组回转整体→第四行星架15→输出构件24。

(7)7挡动力传递路线

如图8所示，仅接合第二离合器18、第四离合器20和第五离合器21，实现7挡，传动比为k2*(1+k3)/(k2*k3+1+k2)。在该挡位下第二离合器18的接合使得第二太阳轮5实现制动，在该挡位下共有3条动力传递路线。路线一：输入构件23→第二行星架7→第四离合器20→第四太阳轮13→第四行星轮14→第四行星架15→输出构件24；路线二：输入构件23→第二行星架7→第四离合器20→第三齿圈12→第三行星轮10→第三行星架11→第五离合器21→第四齿圈16→第四行星轮14→第四行星架15→输出构件24；路线三：输入构件23→第二行星架7→第二行星轮6→第二齿圈8→第三太阳轮9→第三行星轮10→第三行星架11→第五离合器21→第四齿圈16→第四行星轮14→第四行星架15→输出构件24。

(8)8挡动力传递路线

如图9所示，仅接合第二离合器18、第三离合器19和第五离合器21，实现8挡，传动比为k2/(1+k2)。该挡位下第二离合器18的接合使得第二太阳轮5实现制动；第三离合器19和第五离合器21的接合使得第三行星齿轮组及第四行星齿轮组构成为单自由度系统，从而使得第三行星齿轮组及第四行星齿轮组作为一个回转整体参与传动。动力传递路线：输入构件23→第二行星架7→第二行星轮6→第二齿圈8→第三行星齿轮组及第四行星齿轮组回转整体→第四行星架15→输出构件24。

(9)倒挡动力传递路线

如图10所示，仅接合第一离合器17、第二离合器18和第三离合器19，实现倒挡，传动比为-k2*(k3*k4-1)/(1+k2)。在该挡位下，第一离合器17、第二离合器18和第三离合器19的接合使得第二太阳轮5、第三行星架11及第四齿圈16实现制动。动力传递路线为：输入构件23→第二行星架7→第二行星轮6→第二齿圈8→第三太阳轮9→第三行星轮10→第三齿圈12→第四太阳轮13→第四行星轮14→第四行星架15→输出构件24(第四齿圈16制动使得第四行星齿轮组实现单自由度输出)。

离合器作用是通过接合或分离实现两构件间的固定连接与分离，常见类型有多片式湿式离合器和牙嵌式离合器(dogclutch)。即，所述第一离合器17、第二离合器18、第三离合器19、第四离合器20及第五离合器21为多片式湿式离合器或牙嵌式离合器。

制动器作用是通过接合或分离实现构件与变速器壳体的相连或分离，以对构件制动或分离。本实施例中，不含制动器。

另外，参见图11，为本发明第二实施例的八挡自动变速器。与第一实施不同之处在于，所述第三行星架11与第三齿圈12通过所述第三离合器19连接，即第三离合器19连接于所述第三行星架11与第三齿圈12之间(第一实施例中，第三离合器19连接于所述第三行星架11与第三太阳轮9之间)。

第二实施例的换挡操纵逻辑与第一实施例相同，即第三离合器19的上述位置改变不影响换挡操纵逻辑。

另外，参见图12，为本发明第三实施例的八挡自动变速器。与第一实施不同之处在于，所述第三太阳轮9与第三齿圈12通过所述第三离合器19连接，即第三离合器19连接于所述第三太阳轮9与第三齿圈12之间(第一实施例中，第三离合器19连接于所述第三行星架11与第三太阳轮9之间)。

第三实施例的换挡操纵逻辑与第一实施例相同，即第三离合器19的上述位置改变不影响换挡操纵逻辑。

上述三个实施例中，由于第三离合器19连接在第三行星齿轮组的三个部件(第三太阳轮9、第三行星架11及第三齿圈12)其中两个之间，因而，在三个实施例中，所述第三离合器19接合时，所述第三行星齿轮组均是整体回转。

另外，上述实施例中，所述第一行星齿轮组、第二行星齿轮组、第三行星齿轮组及第二行星齿轮组同轴设置。

然而，在其它实施例中，也可以使得第三行星齿轮组与第四行星齿轮组径向重叠设置，且第三行星齿轮组与第四行星齿轮组构成的整体结构与第一行星齿轮组及第二行星齿轮组同轴设置。以此，缩短了该八挡变速器的轴向尺寸小，减小了该八挡变速器的体积，可实现该八挡变速器的横置。

本发明实施例的八挡自动变速器，包含四个行星齿轮组及五个离合器，通过五个离合器选择性地接合或分离，以在输入构件与输出构件之间产生八个前进挡传动比及一个倒挡传动比，即实现了八个前进挡及一个倒挡。该八挡自动变速器，不使用制动器，从而避免了变速器壳体上内齿的加工与制造，降低了变速器壳体的加工及制造难度，有利于变速器壳体的轻量化，从而使整个变速器更为紧凑。并且，第一齿圈与变速器壳体直接连接，避免现有的8at方案换挡过程中制动器对箱体的直接冲击，从而改善变速器壳体的受载情况。

另外，通过采用离合器替代制动器达到增加离合器数量、减少制动器数量(不用制动器)的目的。相对于更多的制动器而言更多的离合器的数量有利于离合器的嵌套设计，从而使得整个变速器更为紧凑。并且，相对于更多的制动器而言更多的离合器数量有利于在特定挡位下切断各行星齿轮组间的连接，使得冗余的行星齿轮组不参与转动，减少拖曳扭矩，减少带排燃油损耗，提高系统效率。

以上所述仅为本发明的较佳实施例而已，并不用以限制本发明，凡在本发明的精神和原则之内所作的任何修改、等同替换和改进等，均应包含在本发明的保护范围之内。