车用六档变速器及其传动系统 【技术领域】
本发明属于汽车技术领域，特别涉及车用变速器，尤其涉及一种车用六档变速器的传动系统，以及包含该传动系统的车用六档变速器。
背景技术
车用变速箱的变速机构由多个行星轮系组成，其接收从液力变矩器传递过来的转速和扭矩，并变换后传送给输出轴。变速器的档数越多，则其速比就可以设计得越理想，车辆也就可以具有更好的燃油经济性和驾驶性能。正因为如此，人们也一直在研究更多档数的车用变速器。
众所周知，在车用变速器中，档位间的转换是由两部分结构配合实现的，一部分是由多个行星轮系组成的变速机构，另一部分是由各离合器、制动器和单项离合器及其伺服系统组成的换挡部件。随着人们对于六档及更多档位变速器的不断研究，带来的问题是摩擦元件的增多，由摩擦损失带来的效率降低也无可避免。同时变速器的体积也随之不断的增大，对于对前舱空间非常紧张的横置前驱式变速器来说，这个问题显的尤为明显。因此，人们一直在研究结构更紧凑、简单，装配方便，动力损失更小的车用变速器。
【发明内容】
本发明的目的是提供一种车用六档变速器的传动系统，以及包含所述传动系统的车用六档变速器，解决目前车用六档变速器的结构不够紧凑、动力传递路线较长、动力损失较大的问题。
为实现上述发明目的，本发明采用如下技术方案：
车用六档变速器的传动系统，包括：动力输入轴、动力输出轴、行星排、壳体和换挡部件，所述动力输入轴、动力输出轴、行星排和换挡部件均设置在所述壳体内，动力输入轴直接或者间接通过换挡部件与行星排动力连接，而行星排的输出端与动力输出轴动力连接；所述换挡部件包括第一离合器、第二离合器、单向离合器、第一制动器、第二制动器和第三制动器；所述行星排包括输入行星轮系、输出行星轮系和反作用行星轮系；所述第一离合器和第二离合器布置在壳体后部；所述动力输入轴通过第一离合器连接反作用行星轮系的太阳轮，还通过第二离合器连接反作用行星轮系的行星架；所述第一离合器还通过第二制动器与壳体连接；所述第二制动器位于第一离合器外围，与第一离合器共用一毂；第一制动器位于输出行星轮系的外围，输出行星轮系通过第一制动器与壳体连接；第三制动器位于反作用行星轮系的外围，反作用行星轮系通过第三制动器与壳体连接；所述单向离合器位于第三制动器的一端，且也与反作用行星轮系连接。
采用本发明技术方案传动系统的车用六档变速器，相比现有技术，由于各换挡部件的合理布置，使车用六档变速器的结构更加紧凑、装配更加方便、动力传递路径更短、动力损失更小。
【附图说明】
图1是现有车用六档变速器传动系统的原理示意图。
图2是本发明具体实施方式车用六档变速器传动系统的原理示意图。
图3是本发明具体实施方式车用六档变速器传动系统的剖视结构示意图。
【具体实施方式】
本发明致力于提供一种性能更加优越的车用六档变速器。现有车用六档变速器传动系统如图1所示。由于车用六档变速器传动系统的技术比较成熟，尤其是动力传递路线的设计非常复杂，而且牵扯太多，因此要想要设计出新的动力传递路线是非常困难的。本具体实施方式所采取的手段是通过优化设计其传动系统，具体通过合理布置离合器毂总成、制动器和单向离合器的位置，使得车用六档变速器的结构更加的紧凑、装配更加简单，动力损失更小。至于传动系统的组成以及各部分之间的连接顺序所决定的动力传递路线基本未作改变。
依据本具体实施方式的车用六档变速器，其传动系统如图2和图3所示，包括：动力输入轴IP、动力输出轴OP、行星排、壳体H、中央支撑CS、换挡部件，以及动力输出连接板17、动力输出主动齿轮G1、双列滚子球轴承及其支架、减速中间轴和差速器等。
所述行星排为变速机构，包括三个行星轮系，分别为输入行星轮系IPG、输出行星轮系OPG和反作用行星轮系RPG。输入行星轮系IPG包括：第一太阳轮S1、第一行星轮P1、第一行星架PC1和第一齿圈R1。输出行星轮系OPG包括：第二太阳轮S2、第二行星轮P2、第二行星架PC2和第二齿圈R2。反作用行星轮系RPG包括：第三太阳轮S3、第三行星轮P3、第三行星架PC3和第三齿圈R3。
所述动力输入轴IP、动力输出轴OP、行星排和换挡部件等均设置在壳体H内。动力输入轴IP穿过行星排并与行星排同轴。动力输入轴IP直接或间接通过换挡部件可控制的切换，而与行星排的相应部分动力连接，而输出行星轮系与动力输出轴OP动力连接。如此，由动力输入轴IP输入的动力，在换挡部件可控制的切换下，经过相应的行星轮系进行变换后，由动力输出轴OP输出。
所述换挡部件包括：两个离合器(分别为第一离合器C1、第二离合器C2)、一个单向离合器OWC和三个制动器(分别为第一制动器B1、第二制动器B2和第三制动器B3)。与现有六档变速器的主要不同之处在于，所述换挡部件全部布置在行星轮系的外围。
其中，第一离合器C1和第二离合器C2共用一毂(如图3中1所示)，布置于壳体H后部，且位于行星排的一端。第一离合器C1和第二离合器C2轴向并排布置，径向基本对齐，其摩擦片组的轴向均靠毂的外部腹板1a定位。动力输入轴IP通过第一离合器C1连接反作用行星轮系RPG的太阳轮(第三太阳轮S3)，还通过第二离合器C2连接输入行星轮系IPG地行星架(第一行星架PC1)。
第一离合器C1的伺服系统2和第二离合器C2的伺服系统4分别布置在其下方的毂的内槽中；且第一离合器C1和第二离合器C2的平衡油腔从毂中腹板1a上的油道1b连通，通过毂中腹板1a上的油道1b排油。
所述中央支撑CS通过键、花键或者销钉等形式与壳体H固接，其轴向与单向离合器OWC一起被一斜卡环固定，因而装配简单方便。
所述第一制动器B1和第三制动器B3的摩擦片组及伺服系统均位于中央支撑CS内，其摩擦片组分别通过中央支撑CS将第二太阳轮S2和第三行星架PC3连接到壳体H上，且第一制动器B1和第三制动器B3分别位于输出行星轮系IPG和反作用行星轮系RPG的外围，从而缩短了动力传递路线。
所述第二制动器B2位于第一离合器C1外围，与第一离合器C1共用一毂1。第二制动器B2的摩擦片组位于第一离合器C1和第二离合器C2的外围，其伺服系统位于壳体H尾部的壁内。
所述单向离合器OWC位于第三制动器B3的一端，位于第二制动器B2和第三制动器B3之间，使得第二制动器B2和第三制动器B3之间的空间得以充分利用，节约了布置空间，使得车用六档变速器的的结构更加紧凑。而且单向离合器OWC固定在壳体H内壁上，并与反作用行星轮系RPG连接，这样，单向离合器OWC就与第三制动器B3共同制动反作用行星轮系。当挂入一档时，第一制动器B1和单向离合器OWC工作，动力从动力输入轴IP输入到输入行星轮系IPG。由于单向离合器OWC的快速响应，反作用行星轮系RPG的行星架(第三行星架PC3)被固定，动力传递到输出行星轮系OPG的齿圈(第二齿圈R2)，由于第二太阳轮S2被固定，动力由第二行星架PC2输出。因此，在一档时第三制动器B3不用工作，使得离合器的控制变得简单、响应迅速，从而使得一档的自动换挡响应时间更短；同时还使得第三制动器B3的使用频次降低，从而提高了车用六档变速器的寿命。
由于各换挡部件的合理布置，使本具体实施方式的车用六档变速器相比现有技术，结构更加紧凑、动力传递路径更短、动力损失更小。而且所述第二行星架PC2还通过一连接板与双列滚子球轴承支撑19的主动齿轮G1相连，连接方式优先选用为端面花键17a，这样使轴向的尺寸缩短，使结构更加紧凑。
以上内容是结合具体的优选实施方式对本发明所作的进一步详细说明，不能认定本发明的具体实施只局限于这些说明。对于本发明所属技术领域的普通技术人员来说，在不脱离本发明构思的前提下，还可以做出若干简单推演或替换，都应当视为属于本发明的保护范围。