CN114008354B

CN114008354B - 具有转矩矢量叠加单元的变速器

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Publication number: CN114008354B
Application number: CN202080045450.6A
Authority: CN
Inventors: 斯特凡·贝克; 马蒂亚斯·赖施
Original assignee: ZF Friedrichshafen AG
Current assignee: ZF Friedrichshafen AG
Priority date: 2019-06-28
Filing date: 2020-03-05
Publication date: 2025-05-20
Anticipated expiration: 2040-03-05
Also published as: CN114008354A; DE102019209461A1; US11618318B2; WO2020259874A1; US20220355663A1

Abstract

本发明涉及一种具有转矩矢量叠加单元的变速器。变速器包括输入轴(10)、第一输出轴(11)、第二输出轴(12)、第一行星齿轮组(P1)和第二行星齿轮组(P2)，其中，行星齿轮组(P1，P2)各自包括多个元件(E11，E21，E31，E12，E22，E32)。输入轴(10)、两个输出轴(11，12)、行星齿轮组(P1，P2)及其元件被布置和设计成使得经由输入轴(10)引入的转矩以限定的比率被转换和分配到两个输出轴(11，12)。第一行星齿轮组(P1)的至少一个元件(E31)经由连接轴(3)连接到第二行星齿轮组(P2)的另一元件(E12)，并且第二行星齿轮组(P2)的又一元件(E22)固定到旋转固定的部件(GG)。转矩矢量叠加单元包括第三行星齿轮组(P3)和致动器。第三行星齿轮组(P3)的第一元件(E13)可旋转地固定到连接轴(3)。第三行星齿轮组(P3)的第二元件(E23)连接到电动机器的转子(R)。第三行星齿轮组(P3)的第三元件(E33)旋转地固定到第二行星齿轮组(P1)的元件，该元件进而旋转地固定到第一输出轴(11)。

Description

具有转矩矢量叠加单元的变速器

技术领域

本发明涉及一种具有转矩矢量叠加单元的变速器。本发明还涉及一种传动系和车辆。

背景技术

常规差动变速器通过允许两个驱动轮具有不同转速而使转弯成为可能。变速器将驱动转矩均等地传递至两个车轮(开式差速器)。不利的是，具有较好抓地力的车轮仅具有与位于光滑地面上的车轮或转弯期间轻微负载的车轮一样大的牵引力。差速器锁可以用于增加牵引力和改善驾驶动态，该差速器锁通过摩擦将两个驱动轮部分地连接在一起。利用可调节的差速器锁，开式差速器的转弯能力可以与锁式差速器的改进牵引力相结合。差动变速器也称为差速器或差动补偿变速器。

从现有技术中还知道，将为运动型乘用机动车辆提供具有转矩叠加功能的差动变速器、即所谓的转矩矢量变速器(TV变速器)。这样的TV变速器允许在差动变速器的两个车轮侧输出轴之间进行特定于车轮的转矩分配。这种系统可以在每种驾驶情形下产生期望的转矩，即使当离合器被压下时亦如此，因为它将一侧上的制动转矩作为驱动转矩传递到另一侧。效果基于驱动转矩的受控重新分配，并且也称为“主动偏航控制(AYC)”。

在已知的实施例中，传统的差动补偿变速器(例如锥齿轮差速器或行星差速器)由两个单独的或组合式叠加单元来补充。

发明内容

本发明的目的是提供一种具有转矩矢量叠加单元的替代变速器。

该目的通过根据本发明的具有转矩矢量叠加单元的变速器来实现。

变速器包括输入轴、第一输出轴、第二输出轴、第一行星齿轮组和连接到第一行星齿轮组的第二行星齿轮组。行星齿轮组各自包括多个元件。输入轴、两个输出轴、行星齿轮组及其元件被布置和配置为使得经由输入轴引入的转矩在两个输出轴之间以限定的比率转换和分配，并且防止总和转矩的产生。这里，第一行星齿轮组的至少一个元件联合旋转地连接到第二行星齿轮组的另一元件，并且第二行星齿轮组的又一元件固定到不可旋转的结构元件。

行星齿轮组的元件特别是太阳齿轮、行星架和环齿轮的形式。如果元件是固定的，防止了其旋转。变速器的不可旋转的结构元件优选地可以是永久静止的部件，优选地是变速器的壳体、这种壳体的一部分或者以不可旋转的方式连接到所述壳体的结构元件。

在本发明的上下文中，“轴”应理解为变速器的可旋转结构件，变速器的相应相关联的部件通过该可旋转结构件联合旋转地彼此连接，或者当对应的换挡元件被致动时，通过该可旋转结构件建立这种连接。在这种情况下，相应的轴可以轴向地或径向地或者同时轴向地和径向地将部件彼此连接。因此，相应的轴还可以作为中间件存在，例如，相应的部件通过该中间件径向地连接。术语“轴”不排除待连接的部件可以形成为一个件。

在本发明的上下文中，“轴向”是指在纵向中心轴线的方向上的取向，行星齿轮组沿着该纵向中心轴线布置成相对于彼此同轴。“径向”则应理解为是指在位于所述纵向中心轴线上的轴的直径方向上的取向。

转矩可以经由输入轴引入变速器。可以通过任何驱动源(例如，借助于内燃发动机形式或电动机器形式的驱动机器)实现驱动，转矩可以借助于该驱动被引入变速器。

转矩转换的说明应如下理解：

变速器具有两个输出轴，这两个输出轴的转矩总和(相对于输入转矩)描述了变速器的转换。变速器具有两个输出轴，该两个输出轴的相应速度比最初没有限定。两个输出轴的联轴器(例如通过道路上车辆的车轮)首先产生限定的转速。如果两个输出轴例如在直线向前行进期间以相同的转速旋转，则如现有技术中那样，速度比可以形成为输入转速与两个相同输出转速之一之间的转速度比。在所有其他情况中，不能使用转矩转换/速度比的常见定义来指定变速器的速度比。

变速器的两个行星齿轮组可以被设计为负行星齿轮组或正行星齿轮组。负行星齿轮组和正行星齿轮组的组合也是可能的。

以本领域技术人员原则上已知的方式，负行星齿轮组由太阳齿轮、行星架和环齿轮这些元件组成，其中，行星架以可旋转安装的方式引导至少一个但优选地多个行星齿轮，行星齿轮在各自情况下具体地与太阳齿轮和围绕的环齿轮啮合。

在正行星齿轮组情况下，同样的情况是，存在太阳齿轮、环齿轮和行星架这些元件，其中，行星架引导至少一个行星齿轮副，在行星齿轮副情况下，一个行星齿轮与内部太阳齿轮处于齿啮合接合，并且另一行星齿轮与围绕的环齿轮处于齿啮合接合，并且这些行星齿轮彼此啮合。

在各个元件的连接是可能的情况下，负行星齿轮组可以转换成正行星齿轮组，其中，相对于负行星齿轮组的实施例，环齿轮和行星架连接必须彼此互换，并且静态传动比的大小必须增加一。相反，如果变速器的元件的连接允许，正行星齿轮组也可能被负行星齿轮组代替。在这种情况下，关于正行星齿轮组，环齿轮和行星架连接则同样必须彼此互换，并且静态传动比必须减少一且符号必须改变。在本发明的上下文中，变速器的两个行星齿轮组优选地各自被设计为负行星齿轮组。这些行星齿轮组具有良好的效率，并且可以彼此轴向相邻布置并且径向地嵌套。

然而，第一行星齿轮组可以彼此轴向相邻布置。然而，第一行星齿轮组还可以径向地布置在第二行星齿轮组内。后一实施例又被称为行星齿轮组的嵌套布置。

第一行星齿轮组和第二行星齿轮组的两个互连元件的齿(也就是说，第一行星齿轮组的第三元件和第二行星齿轮组的第一元件的齿)可以形成在相同的结构件上。此外，第一行星齿轮组的第三元件和第二行星齿轮组的第一元件上的齿的间距可以相同。相同的间距允许连接结构件或联接轴不受轴向力，使得可以省略昂贵的轴向轴承。

变速器的输入轴可以连接到驱动机器、特别是电动机器或内燃发动机，以用于将转矩引入变速器。根据示例性实施例，电动机器的转子联合旋转地连接到输入轴。作为对此的替代，在变速器的一种可能的实施例中，转子经由至少一个速度比级连接到输入轴。电动机器可以布置成相对于行星齿轮组同轴或者相对于其轴向地平行。在首先提到的情况下，电动机器的转子在此情况下可以直接联合旋转地连接到输入轴，或经由一个或多个插入的速度比级连接到输入轴，其中后者允许具有更高转速和更低转矩的电动机器的更具成本效益的设计。在这种情况下，至少一个速度比级可以被设计为直齿轮级和/或行星级。

相比之下，如果电动机器设置成相对于行星齿轮组轴向地偏移，则因此通过一个或多个插入的速度比级和/或牵引机构驱动器实现联接。在这种情况下，一个或多个速度比级还可以具体实现为直齿轮级或行星级。牵引机构驱动器可以是皮带式驱动器或链条式驱动器。

在电动机器同轴布置的情况下，特别优选的是，第一输出轴被引导通过电动机器的转子。这使带有电动机器的变速器特别紧凑。

第二行星齿轮组的静态传动比可以至少近似地从第一行星齿轮组的静态传动比的倒数减去1来计算。

此外，变速器是优选的，其中第二行星齿轮组的静态传动比至少近似地从第一行星齿轮组的静态传动比的倒数减去1来计算，也就是说：

在两个行星齿轮组被设计为负行星齿轮组(例如根据图2或图3)的情况下，该计算规则具有的效果是，如果忽略传递损失，则输出转矩将分别在两个输出轴之间均等地分配。这在本发明用于在同一车桥上的两个车轮之间分配转矩时是特别有利的。

如果期望不同的转矩分配，或者如果行星齿轮组设计不同(例如，图4至图9)，则因此可以类似地定义计算规则(图19)。使用“至少近似”措辞是因为，在实际条件下操作期间，两个输出轴的方向上的不对称传动损失可能具有这样的效果，即与计算规则的略微偏差有利于在两个轴处获得相同的输出转矩。此外，使用这种措辞还因为有时不可能在遵守整数齿数和齿数的有利组合的同时确切地遵守计算规则，例如关于声学要求。

在图19中，第二行星齿轮组的静态速度比对第一行星齿轮组的静态速度比的相应依赖性的计算规则针对齿轮组组合关于图4、图5、图6、图8和图9类似地进行说明。如果忽略传动损失，这些均会产生相同大小的输出转矩，并且两个输出轴处的符号相同。

驱动机器可以关于行进方向横向地安装。此外，两个输出轴可以联合旋转地连接到车辆的车轮。

此外，可能的情况是两个输出轴在车辆的不同车桥之间分配引入的转矩。因此，可以实现作为纵向分动箱(又称为纵向分动器)的布置，也就是说，例如在多个车桥之间、特别是在车辆的前车桥与后车桥之间分配引入的转矩的变速器。

在输出轴之间的变速器转矩分配不需要是均匀的。特别是在实施例为纵向分动箱的情况下，可以在一个车桥与另一个车桥之间实现不均匀分配。例如，由输入轴提供的转矩可以被分配成使得60％被引导到后车桥，而40％被引导到前车桥。

已经发现，如果第一行星齿轮组和第二行星齿轮组被设计为负行星齿轮组，则是特别有利的。这些行星齿轮组具有良好的效率，并且可以彼此轴向相邻布置并且径向地嵌套。

在嵌套布置中的负行星齿轮组和正行星齿轮组的组合的情况下，径向内部行星齿轮组可以是负行星齿轮组，且径向外部行星齿轮组可以是正行星齿轮组。这里，一方面，保持了容易实现的嵌套能力。另外，在这种背景下，固定环齿轮还提供了正行星齿轮组导致的(通常)相对差的效率仅影响一个输出轴的优点。

此外，变速器齿轮装置或多传动比传动装置(优选2传动比传动装置)可以连接在变速器的上游。变速器齿轮装置或多传动比传动装置则还可以是变速器的组成部分，并且用于通过例如转换驱动机器的转速并且用转换后的转速驱动输入轴来配置附加速度比。多传动比传动装置或变速器齿轮装置尤其可以是行星变速器的形式。

变速器的元件可以被设计为如下：

a)具有两个负行星齿轮组的变速器，其中，

-第一行星齿轮组的第一元件是太阳齿轮，

-第一行星齿轮组的第二元件是行星架，并且-第一行星齿轮组的第三元件是环齿轮，并且其中-第二行星齿轮组的第一元件是太阳齿轮，

-第二行星齿轮组的第二元件是行星架，并且-第二行星齿轮组的第三元件是环齿轮。

此变速器可以被称为具有两个负行星齿轮组的第一构思。b)具有两个负行星齿轮组的变速器，其中，

-第一行星齿轮组的第一元件是太阳齿轮，

-第一行星齿轮组的第二元件是环齿轮，并且-第一行星齿轮组的第三元件是行星架，并且其中-第二行星齿轮组的第一元件是环齿轮，

-第二行星齿轮组的第二元件是行星架，并且-第二行星齿轮组的第三元件是太阳齿轮。

此变速器可以被称为具有两个负行星齿轮组的第二构思。c)具有两个负行星齿轮组的变速器，其中，

-第一行星齿轮组的第一元件是环齿轮，

-第一行星齿轮组的第二元件是行星架，并且-第一行星齿轮组的第三元件是太阳齿轮，并且其中，-第二行星齿轮组的第一元件是太阳齿轮，

此变速器可以被称为具有两个负行星齿轮组的第五构思。

d)具有一个正行星齿轮组和一个负行星齿轮组的变速器，其中，第二行星齿轮组是负行星齿轮组，其中，

-第一行星齿轮组的第一元件是太阳齿轮，

-第一行星齿轮组的第二元件是环齿轮，并且

-第一行星齿轮组的第三元件是行星架，并且其中

-第二行星齿轮组的第一元件是太阳齿轮，

-第二行星齿轮组的第二元件是行星架，并且

-第二行星齿轮组的第三元件是环齿轮。

此变速器可以说是具有一个正行星齿轮组的第一构思。

e)具有一个正行星齿轮组和一个负行星齿轮组的变速器，其中，第一行星齿轮组是负行星齿轮组，其中，

-第一行星齿轮组的第一元件是太阳齿轮，

-第一行星齿轮组的第二元件是行星架，并且

-第一行星齿轮组的第三元件是环齿轮，并且其中

-第二行星齿轮组的第一元件是太阳齿轮，

-第二行星齿轮组(P2)的第二元件是环齿轮，并且

-第二行星齿轮组的第三元件是行星架。

f)具有两个正行星齿轮组的变速器，其中，

-第一行星齿轮组的第一元件是太阳齿轮，

-第一行星齿轮组的第二元件是环齿轮，并且

-第一行星齿轮组的第三元件是行星架，并且其中

-第二行星齿轮组的第一元件是太阳齿轮，

-第二行星齿轮组的第二元件是环齿轮，并且

-第二行星齿轮组的第三元件是行星架。

此变速器可以说是具有两个正行星齿轮组的第一构思。

转矩矢量叠加单元包括第三行星齿轮组和致动器。这里，第三行星齿轮组的第一元件联合旋转地连接到连接轴。第三行星齿轮组的第二元件连接到致动器的输出元件。第三行星齿轮组的第三元件联合旋转地连接到第一行星齿轮组的第二元件，该第二元件进而联合旋转地连接到第一输出轴。

这种变速器在单个组件中结合了转矩转换和转矩分配这两种功能。可以说，变速器构成组合式变速器齿轮装置和差动变速器，这样一方面可以借助于壳体支撑件实现转矩转换，且另一方面可以实现到输出轴的转矩分配。另外提供了转矩矢量叠加单元。

在本发明的上下文中，变速器或转矩矢量叠加单元的两个结构元件联合旋转地“连接”或“联接”或“彼此连接”的事实是指这些部件的永久联接，使得它们不能彼此独立地旋转。特别地，在这些结构元件之间没有设置换挡元件，这些结构元件可以是行星齿轮组的元件和/或也可以是轴和/或变速器的不可旋转的结构元件，但是相应的结构元件彼此固定地联接。两个结构件之间的旋转弹性连接也被理解为联合或旋转联合。特别地，联合旋转连接还可以包括接头，例如以允许车轮的转向运动或弹簧压缩运动。

转矩矢量叠加单元的致动器具有可旋转的输出元件，该可旋转的输出元件在其进一步的过程中联合旋转地连接到第三行星齿轮组的元件。在本发明的上下文中，致动器的输出元件与转矩矢量叠加单元的变速器齿轮装置的第二元件的“连接”应理解为是指这样的连接，即该连接使得恒定的转速依赖性占优势。致动器例如可以是电动机器或液压马达的形式。与液压马达相比，电动马达具有的优势在于，它们不具有同时运行的液压泵，因此具有较低的停滞损失。此外，电动马达比液压马达更容易控制。

根据转矩方向，转矩矢量叠加单元的致动器可以选择性地将转矩分配至变速器的第一输出轴或第二输出轴。此时指出的是，致动器的转速对于确定哪个输出轴旋转得更快是决定性的。通过选择第三行星齿轮组P3的静态传动比，可以影响致动器转速(在这种情况下，两个输出轴以相同的转速旋转)，并且致动器转速例如设定为零。转矩的符号对于确定哪个输出轴的转矩更大(四象限操作)是决定性的。

第三行星齿轮组的静态传动比可以根据转矩矢量叠加单元的需求来选择。如果所述静态传动比被选择为使得致动器的输出元件在直线向前行进期间停滞，则致动器、特别是电动机器或液压马达可以被设计为具有特别低的功率需求或低消耗。

转矩矢量叠加单元的第三行星齿轮组可以被轴向地布置成邻近第一行星齿轮组，或者被径向地布置在变速器的第一行星齿轮组外部。第三行星齿轮组同样可以被配置为负行星齿轮组。在另一实施例中，第三行星齿轮组可以被配置为正行星齿轮组。此外，第三行星齿轮组可以是阶式行星轮设计，特别是被配置为阶式行星轮设计的正行星齿轮组。

为了增加致动器的输出的转速(致动器转速)的速度比，例如电动机器的转子的转子转速，优选地将至少一个变速器齿轮装置布置在第三行星齿轮组的第二元件与转子之间。特别地，一个或多个行星齿轮组和/或一个或多个直齿轮级可以被认为是变速器齿轮装置。

本发明的一个特别优选的实施例是这样一个实施例，其中两个变速器齿轮装置、特别是两个行星齿轮组形式的变速器齿轮装置被布置在第三行星齿轮组的第二元件与致动器之间、特别是在两个行星齿轮组之间。

具有转矩矢量叠加单元的变速器特别地是用于混合动力车辆或电动车辆的机动车辆传动系的一部分，并且于是被布置在机动车辆的驱动机器与传动系的其他部件之间，该驱动机器被配置为内燃发动机或电动机器，该传动系的其他部件遵循动力流的方向以驱动机动车辆的驱动轮。变速器还可以是常规机动车辆的传动系的一部分，也就是说，车辆仅由内燃发动机驱动。

根据另一方面，提供了一种传动系，该传动系具有上述带有转矩矢量叠加单元的变速器，并且提供了一种具有所述类型的变速器或具有所述类型的传动系的车辆。带有转矩矢量叠加单元的变速器的优点同样适用于传动系、以及具有这种带有转矩矢量叠加单元的变速器的车辆。

本发明不限于主权利要求或其从属权利要求的特征的所说明的组合。还有只要各个特征出现在本发明的优选实施例的以下描述或直接出现在附图中，就附加地存在将各个特征彼此组合的可能性。权利要求通过使用附图标记提及附图并不是打算限制权利要求的保护范围。

附图说明

在附图中展示了将在下面讨论的本发明的有利实施例。在附图中：

图1a至图1e示出车辆的示意图；

图2至图7各自示出示例性变速器的示意图，该变速器可以与图1a至图1e的车辆中的根据本发明的转矩矢量叠加单元一起使用；

图8至图13各自示出示例性传动系的示意图，该传动系具有带有转矩矢量叠加单元的变速器，如可以在图1a至图1e中的车辆中使用的变速器；

图14以截面图示出根据图3的实施例；

图15至图18示出本发明的功能原理的示意图；

图19示出各个实施例的静态传动比的概图；以及

图20至图29示出在本发明的各个优选实施例中具有带有转矩矢量叠加单元的变速器的相应传动系的示意图。

具体实施方式

图1a至图1e各自示出乘用机动车辆形式的车辆1000的机动车辆传动系100的变速器G的示意图，该变速器具有转矩矢量叠加单元，该转矩矢量叠加单元没有更详细地展示。

根据图1a的传动系100示出了驱动车辆1000的后车桥A的电动驱动器。传动系包括变速器G，该变速器在两个输出轴11与12之间分配电动机器EM的驱动转矩。变速器G和电动机器被布置在共用壳体中。向前行进方向由箭头99展示。从图1a中还可以看出，变速器G和电动机器EM相对于车辆的行进方向横向地定向。

根据图1b的传动系100示出了驱动车辆1000的后车桥A的内燃发动机驱动器。传动系包括变速器G，该变速器在两个输出轴11与12之间分配内燃发动机VM的驱动转矩，其中，车辆的另一变速器(例如，自动变速器)被布置在变速器G与内燃发动机VM之间。向前行进方向由箭头99展示。从图1a中还可以看出，变速器G和内燃发动机VM相对于车辆的行进方向纵向地定向。

根据图1c的传动系100示出了驱动车辆1000的后车桥A和前车桥B的内燃发动机驱动器。传动系包括变速器G，该变速器在车桥A与车桥B之间分配内燃发动机VM的驱动转矩，其中，车辆的另一变速器(例如，自动变速器)被布置在变速器G与内燃发动机VM之间。于是变速器G可以通过输出轴11连接到后轮车桥A的车桥差速器，并且通过输出轴12连接到前车桥B的车桥差速器。向前行进方向由箭头99展示。从图1c中还可以看出，变速器G和内燃发动机VM相对于车辆的行进方向纵向地定向。

根据图1d的传动系100示出了驱动车辆1000的前车桥B的电动驱动器，也就是说，电动前横向驱动器。传动系包括变速器G，该变速器在两个输出轴11与12之间分配电动机器EM的驱动转矩。变速器G和电动机器被布置在共用壳体中。向前行进方向由箭头99展示。从图1d中还可以看出，变速器G和电动机器EM相对于车辆的行进方向横向地定向。

根据图1e的传动系100示出了驱动车辆1000的后车桥A和前车桥B的电动全轮驱动器。这涉及到被设计为纵向分动器的变速器。传动系包括变速器G，该变速器在两个输出轴11与12之间分配电动机器EM的驱动转矩。输出轴11将转矩传递给前车桥B，而输出轴12将转矩传递给后车桥A。然后相应的转矩又被引入相应的车桥差速器。变速器G和电动机器被布置在共用壳体中。向前行进方向由箭头99展示。从图1e中还可以看出，变速器G和电动机器EM相对于车辆的行进方向横向地定向。

图2示出第一示例性实施例中的变速器G。变速器G包括输入轴10、第一输出轴11、第二输出轴12、第一行星齿轮组P1以及连接到第一行星齿轮组P1的第二行星齿轮组P2。在这种情况中，行星齿轮组P1和P2均被设计为负行星齿轮组。行星齿轮组P1、P2各自包括多个元件E11、E21、E31、E12、E22、E32，其中第一元件E11是太阳齿轮SO1，第二元件E21是行星架PT1，并且第一行星齿轮组P1的第三元件E31是环齿轮HO1。在第二行星齿轮组P2的情况下，第一元件E12是太阳齿轮SO2，第二元件E22是行星齿轮架PT2，以及第三元件E32是环齿轮HO2。行星齿轮架PT1、PT2各自支撑多个行星齿轮，这些行星齿轮被展示但是未被指定。行星齿轮与相应的径向内太阳齿轮和相应的周围环齿轮啮合。输入轴10、第一输出轴11和第二输出轴12相对于彼此同轴地布置。两个行星齿轮组P1、P2同样相对于彼此同轴地布置。

在本情况下，输入轴10联合旋转地连接到第一元件E11。第一输出轴11联合旋转地连接到第一行星齿轮组的第二元件E21。第二输出轴12联合旋转地连接到第二行星齿轮组的第三元件E32。第一行星齿轮组P1的第三元件E31联合旋转地连接到第二行星齿轮组P2的第一元件E12，而第二行星齿轮组P2的第二元件E22固定到不可旋转的结构元件GG。不可旋转的结构元件GG是变速器G的变速器壳体。

第三元件E31(也就是说，第一行星齿轮组P1的环齿轮HO1)和第一元件E12(也就是说，第二行星齿轮组的太阳齿轮SO2)形成共同的结构件，该结构件在本情况下是连接轴或轴3的形式。

如图2可以看出，输入轴10、第一输出轴11和第二输出轴12相对于彼此同轴地布置。两个行星齿轮组P1、P2同样相对于彼此同轴地布置。根据此实施例，两个行星齿轮组P1、P2被布置成彼此轴向地间隔开。

输入轴10可以连接到驱动机器，并因此将输入转矩引入变速器G。也就是说，输入轴10和输出轴11、12沿相同方向旋转。通过两个行星齿轮组P1、P2彼此连接以及第二元件E22支撑在壳体GG上，引入的输入转矩可以在两个输出轴11、12之间分配。在这种情况下，变速器不仅执行变速器齿轮装置的功能，而且附加地执行差速齿轮的功能。也就是说，引入的转矩不仅受到速度比的影响，而且还在不同输出轴之间分配。在此实施例中，没有发生旋转方向反转。

图3示出变速器G的另一示例性实施例。与根据图2的实施例相比，根据图3的实施例示出两个行星齿轮组P1、P2的径向嵌套布置。尽管根据图2的实施例提出了非常径向紧凑的解决方案，但是根据图3的实施例使得非常轴向紧凑的变速器G成为可能。在这种情况下，第一行星齿轮组P1形成径向内部行星齿轮组。第二行星齿轮组P2形成径向外部行星齿轮组。因此，第一行星齿轮组P1径向地位于第二行星齿轮组P2内。在此实施例中，第一行星齿轮组P1的第一环齿轮HO1与第二行星齿轮组的太阳齿轮SO2的连接也被配置为单个结构件，该单个结构件在本情况下同样是轴3的形式。在此实施例中也是同样的情况：没有发生旋转方向反转。

图4示出另一示例性实施例中的变速器G。与图2相比，第一行星齿轮组P1现在被配置为正行星齿轮组。也就是说，第一行星齿轮组的第三元件E31被配置为行星齿轮架，该行星齿轮架联合旋转地连接到第二行星齿轮组的第一元件E12，也就是说太阳齿轮SO2。第二元件E21现在被配置为环齿轮HO1，并且联合旋转地连接到第一输出轴11。第一行星齿轮组的第三元件E31和第二行星齿轮组的第一元件E12进而形成在同一结构件上，该结构件在本情况下是轴3的形式。另外提及了与图2相关的说明。

图5示出变速器G的另一示例性实施例。与根据图2的实施例相比，现在的情况是两个行星齿轮组P1、P2被配置为正行星齿轮组。因此，第二元件E21被配置为环齿轮HO1，并且联合旋转地连接到第一输出轴11。第三元件E31现在被配置为行星架PT1，并且联合旋转地连接到第一元件E12，也就是说第二行星齿轮组P2的太阳齿轮SO2。第二行星齿轮组P2的第二元件E22现在被配置为环齿轮HO2，并且固定到不可旋转的结构元件GG。相比之下，第二行星齿轮组P2的第三元件E32被配置为行星架PT2，并且联合旋转地连接到第二输出轴12。

因此，在两个行星齿轮组P1、P2情况下，行星架与环齿轮的连接已经互换。另外提及了与图2相关的说明。

图6示出另一示例性实施例中的变速器。与根据图2的实施例相比，第二行星齿轮组P2现在被配置为正行星齿轮组，而第一行星齿轮组P1保持不变。因此，第二行星齿轮组P2的环齿轮HO2固定到壳体GG。此外，行星架PT2联合旋转地连接到第二输出轴12。因此，第二行星齿轮组的行星架与环齿轮的连接已经互换。另外提及了与图2相关的说明。

图7示出变速器G的另一示例性实施例。与根据图6的实施例相比，根据图7的实施例提供径向嵌套行星齿轮组P1、P2。径向位于内侧的行星齿轮组是第一行星齿轮组P1。径向位于外侧的行星齿轮组是第二行星齿轮组P2。另外提及了与图6和图2相关的说明。

图8示出在另一示例性实施例中的变速器G。此实施例与根据图2的实施例相比具有以下区别。首先，设置了电动机器EM形式的驱动机器。电动机器EM包括固定到壳体的定子S、以及转子R。电动机器EM的转子R联合旋转地连接到第一元件E11，也就是说第一行星齿轮组的太阳齿轮SO1。另一区别在于，第一行星齿轮组的第二元件E21被配置为环齿轮HO1并且联合旋转地连接到第一输出轴11。此外，第一行星齿轮组P1的第三元件E31被配置为行星架PT1并且联合旋转地连接到第二行星齿轮组P2的第一元件E12，该第一元件在本情况下被配置为环齿轮HO2。第二行星齿轮组的第二元件E22此外还被配置为行星架PT2并且固定到壳体GG。因此，第三元件E32被配置为太阳齿轮SO2并且联合旋转地连接到第二输出轴。在该示例性实施例中，输入转速的旋转方向发生反转。在此实施例中，行星齿轮组P1、P2的嵌套是不可能的。

换句话说，转矩继续通过第一行星齿轮组P1的太阳齿轮SO1被引入，而输出通过环齿轮HO1得到保证。与图2中的情况相比，第一行星齿轮组P1的行星架现在联合旋转地连接到第二行星齿轮组的环齿轮HO2。与根据图2的实施例相比，第二行星齿轮组的输出相应地通过太阳齿轮SO2发生。

图9示出变速器G的另一示例性实施例。该实施例相对于根据图2的实施例具有以下区别。首先，设置了电动机器EM形式的驱动机器，该驱动机器具有固定到壳体的定子S、以及转子R。转子R联合旋转地连接到输入轴10，该输入轴进而连接到第一行星齿轮组P1的第一元件E11，该第一元件在本情况下被配置为环齿轮HO1。第一输出轴11在本情况下连接到第一行星齿轮组P1的第二元件E21，该第二元件在本情况下是行星架PT2的形式。第一行星齿轮组P1的第三元件E31在本情况下被配置为太阳齿轮SO1，其联合旋转地连接到第一元件E12，也就是说第二行星齿轮组P2的太阳齿轮SO2。第二行星齿轮组的其他元件保持不变。

与根据图2的实施例相比，在根据图9的实施例中情况是转矩的引入通过第一行星齿轮组P1的环齿轮HO1发生，而第一行星齿轮组P1的输出继续通过行星架PT1实现。与图2相比，两个行星齿轮组P1、P2通过共用太阳齿轮连接，该共用太阳齿轮在本情况下是轴3的形式。

图9a示出了用于图1c的传动系的变速器G的具体实施例。第二输出端将转矩传递给后车桥A。第一输出端将转矩传递给前车桥B。如可以清楚地看到的，输出轴11、12相对于彼此轴向平行并且相对于彼此不同轴地布置。第二行星齿轮组P2的第二输出轴12与中间齿轮ZZ啮合，该中间齿轮进而连接到轴，该轴进而将转矩引入后车桥差速器(未展示)。

图10示出了在示例性实施例中具有变速器的车辆的传动系100，其中行星齿轮形式的变速器齿轮装置附加地连接在变速器G的上游。

变速器G是根据图3的实施例，在此提及该实施例。行星齿轮组P33被配置为负行星齿轮组，并且具有被配置为太阳齿轮的第一元件E133、被配置为行星架的第二元件E233、以及在本情况下被配置为环齿轮HO33的第三元件E333。附加行星齿轮组P33的第二元件E233联合旋转地连接到变速器G的输入轴10。

此外，换挡元件SE被指派给行星变速器。换挡元件SE被配置为将第三元件E333固定到不可旋转的结构元件GG。此外，换挡元件SE被配置为在第二换挡位置中将第三元件E333连接到行星齿轮组P33的第一元件E133，也就是说将它们置于闭锁状态。如果行星齿轮组处于闭锁状态，则无论齿的数量是多少，速度比始终为1。换句话说，行星齿轮组作为一个整体旋转。在第三换挡位置中，第三元件E333不固定到壳体，行星齿轮组P33也不处于闭锁状态。在这种情况下，换挡元件SE目前处于空挡位置。换挡元件SE的第一换挡位置由附图标记G1表示，该附图标记同时表示第一传动比级。第二换挡位置由参考标记G2表示，该参考标记同时表示第二传动比级。行星齿轮组P3的第一元件E13通过输入轴14连接到驱动机器(未展示)。如果换挡元件SE处于其空挡位置，则引入变速器齿轮装置的驱动转矩不会传递到变速器G的输入轴10。

从图10中还可以清楚地看出，变速器齿轮装置相对于输入轴10并且相对于输出轴11、12同轴地布置。此外，可以清楚地看出第一输出轴11如何被引导穿过设计为中空轴的输入轴10，以及在另一段如何被引导穿过设计为中空轴的另一轴14。两个输出轴11、12均连接到驱动轮20。设置振动阻尼器15以便吸收车辆的振动。

图11示出在另一示例性实施例中具有变速器的车辆的传动系。变速器G是根据图2的优选实施例，提及了该优选实施例。与图10相比，在根据图11的实施例中，没有变速器齿轮装置连接在上游。驱动机器被配置为电动机器EM。电动机器EM具有固定到壳体的定子S、以及转子R。转子R联合旋转地连接到输入轴10。如可以清楚地看到的，电动机器EM相对于输入轴10和相对于输出轴11、12同轴地布置。此外，所述电动机器因此相对于行星齿轮组P1、P2同轴地布置。输入轴10被配置为中空轴，第一输出轴11被引导穿过该中空轴。另外参考与图10相关的陈述。

图12示出在示例性实施例中具有变速器G的另一传动系100。与根据图11的实施例相比，行星齿轮组P1、P2不是彼此轴向相邻布置，而是彼此径向上下布置，也就是说以嵌套的方式布置。因此，变速器G是图3的优选实施例。另外提及了与图11和图3相关的说明。

图13示出另一示例性实施例中的传动系100。此实施例类似于根据图11的实施例，其中，与之相比，电动机器EM相对于变速器G不是同轴地而是轴向平行布置。这里，通过包括第一直齿轮SR1和第二直齿轮SR2的直齿轮级SRS实现连接。在这种情况下，第一直齿轮SR1联合旋转地连接到输入轴10。直齿轮SR1然后与直齿轮SR2处于齿啮合接合，该后一直齿轮联合旋转地位于电动机器EM的输入轴EW上，并且在电动机器EM内产生与电动机器EM的(这里未更详细展示的)转子的连接。另外，根据图13的实施例对应于根据图11的实施例，使得参考了关于该图给出的描述。

图14以截面图示出根据图3的变速器G的实施例。位于中心的轴是输出轴11。在此图中，输入轴10与P1的太阳齿轮重合，也就是说，换句话说，输入轴10连接到第一行星齿轮组P1的太阳齿轮。第一行星齿轮组P1的太阳齿轮进而与第一行星齿轮组P1的行星齿轮处于齿啮合接合。第一行星齿轮组P1的行星齿轮进而与第一行星齿轮组P1的围绕的环齿轮啮合，其中，环齿轮同时形成第二行星齿轮组P2的太阳齿轮。第二行星齿轮组P2的太阳齿轮进而与第二行星齿轮组P2的行星齿轮处于齿啮合接合。第二行星齿轮组P2的行星齿轮进而与第二行星齿轮组P2的围绕行星齿轮的环齿轮处于齿啮合接合。

下面的图15至图17示出根据本发明的变速器相对于现有技术(比如DE 10 2011079 975 A1)的力引入和力支撑配置。将现有技术与如尤其图2和图3中所描述的具有两个负行星变速器的优选实施例进行比较。然而，这种考虑还类似地适用于其他实施例。

以下内容总体上适用于图15至图17：

在第一行星齿轮组P1处，输入轴10的转矩被转换成第一输出端的输出转矩。第一行星齿轮组P1的第三元件E31(同时是第二行星齿轮组P2的第一元件E12)被其反作用力矩反向驱动。允许第三元件E31的反向运动，使得一部分机械驱动动力(在横向差动与直线向前行进的情况中优选地为50％)通过第一行星轮组被传导到第二行星轮组中。

此外，反向旋转导致相对于第一输出端的速度比增加(在固定环齿轮的情况下，静态传动比i0＝-3将仅允许i＝4的速度比)。

在第二行星齿轮组P2中，引入到第一元件(E12)的旋转方向(反向)借助于壳体支撑件被反转(正向)为第二输出端的输出运动。这里，引入到第二行星齿轮组P2的转矩和传导到第二输出端的转矩相加，以得到壳体支撑件转矩。这里，第二行星轮组仅传递传导到第二输出端的那部分机械动力(通常为50％)。仅一部分动力被施加到第二行星齿轮组P2，使得整体效率受到积极影响。

在现有技术中，转矩转换通常借助于壳体支撑件发生。在这种情况下，变速器齿轮装置的反作用力矩直接传导到壳体中，并且不用于产生第二输出转矩。结果是，变速器必须首先针对两个输出轴的总和转矩(通常是转矩的两倍)进行配置。然后需要单独的差动变速器来将这种形式的、在任何位置都不需要的总和转矩再次分成两个输出转矩。

各个图15至图18具体示出了以下内容：

图15示意性地示出了变速器G(右)的第一行星齿轮组P1和现有技术的直齿轮差速器的第一级(左)。从行星齿轮到太阳齿轮的力引入通过3个静态的(也就是说固定的)齿啮合接合点并行发生。到第一输出轴的输出通过太阳齿轮发生。

与之相比，根据优选实施例的力引入通过八个移动的(也就是说旋转的)齿啮合接合点并行发生。太阳齿轮SO1与四个行星齿轮之间存在四个齿啮合接合点。四个另外的齿啮合接合点在相应的行星齿轮与环齿轮HO1(未展示)之间起作用。到第一输出轴11的输出通过行星齿轮架PT1发生。技术效果在于作用在第一行星齿轮组上的齿力明显更小。

图16示意性地示出了变速器G(右)的第二行星齿轮组P2和现有技术的阶式行星轮的第二级(左)。从行星齿轮到太阳齿轮的力引入通过3个静态的(也就是说固定的)齿啮合接合点并行发生。到第二输出轴的输出通过太阳齿轮发生。

与之相比，根据优选实施例，到第二行星齿轮组P2的力引入通过6个移动的(也就是说旋转的)齿啮合接合点并行发生。六个齿啮合接合点在各自情况下在六个行星齿轮之一与环齿轮HO2之间起作用。未展示承载六个行星齿轮的固定行星架PT2、以及太阳齿轮SO2。到第二输出轴12的输出通过环齿轮HO2发生。技术效果在于作用在第二行星齿轮组上的齿力明显更小，这是因为有效直径更大并且行星轮数量可能更大。

图17示意性地示出了将支撑转矩引入壳体中。在根据现有技术的阶式行星轮(左)的情况下，到固定的环齿轮的力引入通过3个平行的齿啮合接合点发生。

根据优选实施例，到固定行星架PT2的力引入通过12个平行齿啮合接合点发生。六个齿啮合接合点在太阳齿轮SO2与第二行星齿轮组的六个行星齿轮之间起作用。另外六个齿啮合接合点在第二行星齿轮组的每个行星齿轮与环齿轮HO2之间起作用。技术效果在于作用在第二行星架PT2上的齿力明显更小。

图18示出了图15至图17中更详细地展示的原理的另一视图。该图在通过变速器的路径上的大小方面用符号展示了转矩。从这当中未显现旋转方向。

根据现有技术的阶式行星轮组(左)由一个输入转矩M_an产生全部输出转矩，也就是说两个车轮的总和转矩。差速器将这个高转矩划分为两个半车轮转矩M_an1和M_an2。

根据本发明的齿轮组(右)中的最大转矩对应于单个齿轮的输出转矩。根据物理原理，仅壳体支撑件具有高转矩因数。

图19给出了各个实施例的静态传动比的计算规则的概图。如果忽略传递损失，这些均会产生相同大小的输出转矩，并且两个输出轴(11、12)处的符号相同。i₀₁表示第二行星齿轮组P1的静态传动比。i₀₂表示第二行星齿轮组P2的静态传动比。取决于变速器的用途，可以选择具有对应的静态传动比的行星齿轮组配置之一。

图20示出在第一优选实施例中具有带有转矩矢量叠加单元的变速器G的车辆的传动系100。传动系100基于从图10中已知的传动系，其中，与此相反，没有提供附加行星齿轮P33来增加驱动机器的转速。行星齿轮组P1、P2相应地构成两个负行星齿轮组的径向堆叠布置，这同样从图3中已知。这种布置特别地对于提供转矩矢量叠加单元非常适合，因为径向堆叠布置节省轴向安装空间，该轴向安装空间可以用于转矩矢量叠加单元。

转矩矢量叠加单元包括第三行星齿轮组形式的变速器齿轮装置和致动器，该致动器在本情况下被配置为具有定子和转子的电动机器。在下文中，被设置为变速器G的驱动机器的电动机器将被称为第一电动机器EM1，而转矩矢量叠加单元的电动机器将被称为第二电动机器EM2。

在图20中，转矩矢量叠加单元的变速器齿轮装置被设计成具有多个元件的负行星变速器。第三行星齿轮组P3的第一元件E13联合旋转地连接到连接轴3。第三行星齿轮组P3的第二元件E23连接到电动机器EM2的转子R2。第三行星齿轮组P3的第三元件E33联合旋转地连接到第一行星齿轮组P1的元件，所述元件在本情况下被配置为行星架PT1，该行星架进而联合旋转地连接到第一输出轴11。

第一元件E13被配置为太阳齿轮SO3，第二元件E23被配置为行星架PT3，以及第三元件E33被配置为环齿轮HO3。

换句话说，变速器齿轮装置被配置为3轴变速器，其中行星架PT3连接到转子R2，环齿轮HO3联合旋转地连接到第一行星齿轮组P1的第一输出端，并且太阳齿轮SO3联合旋转地连接到连接轴3，即连接到将两个行星齿轮组P1和P2彼此连接的轴3。连接轴3由第一行星齿轮组P1的环齿轮HO1和第二行星齿轮组P2的太阳齿轮SO2形成。

转矩矢量叠加单元(也就是说，第三行星齿轮组P3和第二电动机器EM2)相对于变速器G的两个输出轴11、12同轴地布置。可以清楚地看到，第三行星齿轮组P3被布置成与径向堆叠的行星齿轮组P1、P2轴向间隔开。

在第三行星齿轮组P3与第二电动机器EM2之间，提供了两个可选的变速器齿轮装置P4、P5，在本情况下这两个变速器齿轮装置被设计为负行星变速器。借助于变速器齿轮装置，可以为第三行星变速器提供转子转速的更高速度比。两个行星变速器具有多个元件。第四行星齿轮组的第一元件E14联合旋转地连接到第五行星齿轮组的第二元件E25。第四行星齿轮组P4的第二元件E24联合旋转连接到第三行星齿轮组P3的行星架PT3。第四行星齿轮组的第三元件E34以及同样第五行星齿轮组的第三元件E35是固定的。第五行星齿轮组的第一元件E15连接到转子R2。相应的第一元件被配置为太阳齿轮，相应的第二元件被配置为行星架，以及相应的第三元件被配置为环齿轮。

从图20还可以看出，第二行星齿轮组P2的环齿轮HO4、HO5和行星架被固定到定子S1作为不可旋转的结构元件GG。静态传动比可以例如被配置为如下：

i₀_P1＝-3.00

i₀_P2＝-1.33

i₀_P3＝-1.33

图21示出在第二优选实施例中具有带有转矩矢量叠加单元的变速器G的车辆的传动系100。与图20相比，第三行星齿轮组P3被设计为正行星齿轮组，其中，行星架和环齿轮连接已经互换，并且静态传动比的大小已经增加一。因此实现功能相同的变速器。

因此，第三行星齿轮组P3的第三元件E33是行星架PT3的形式，而第三行星齿轮组P3的第二元件E23是环齿轮HO3的形式。环齿轮HO3联合旋转地连接到第四行星齿轮组的行星架。行星架PT3连接到第一行星齿轮组P2的第一输出端。太阳齿轮SO3仍然连接到连接轴3。这里还应注意的是，两个变速器齿轮装置P4、P5是可选的。静态传动比可以例如被配置为如下：

i₀_P1＝-3.00

i₀_P2＝-1.33

i₀_P3＝+2.33

另外，根据图21的实施例对应于根据图20的实施例，使得参考了关于该图给出的描述。

图22示出在第三优选实施例中具有带有转矩矢量叠加单元的变速器G的车辆的传动系100。与图20相比，第三行星齿轮组P3被设计为正行星齿轮组，其中，元件的连接和所需的静态传动比已经进行了适配。

第三行星齿轮组P3的第三元件E33被配置为太阳齿轮SO3，并且连接到第一输出端。第三行星齿轮组P3的第一元件E13被配置为行星架PT3，并且联合旋转地连接到连接轴3。第三行星齿轮组P3的第二元件E23是环齿轮的形式，并且经由两个可选的变速器齿轮装置P4、P5连接到转子R2。静态传动比可以例如被配置为如下：

i₀_P1＝-3.00

i₀_P2＝-1.33

i₀_P3＝+1.75

另外，根据图22的实施例对应于根据图21或图20的实施例，使得参考了关于该图给出的描述。

图23示出在第四优选实施例中具有带有转矩矢量叠加单元的变速器G的车辆的传动系100。与图22相比，第三行星齿轮组P3被设计为具有阶式行星轮设计的正行星齿轮组。这里，不同尺寸的并且安装在行星架PT3上的两个固定齿轮与相应太阳齿轮进行齿啮合接合。因此，这构成了具有两个太阳齿轮连接的行星级。相对大的第一固定齿轮与第一太阳齿轮SO3a啮合。相对小的第二固定齿轮与第二太阳齿轮SO3b啮合。

第三行星齿轮组P3的第三元件E33被配置为太阳齿轮SO3a，并且连接到第一输出端。第三行星齿轮组P3的第一元件E13被配置为行星架PT3，并且联合旋转地连接到连接轴3。第三行星齿轮组P3的第二元件E23不是环齿轮而是太阳齿轮SO3b的形式，并且经由两个可选的变速器齿轮装置P4、P5连接到转子R2。静态传动比可以例如被配置为如下：

i₀_P1＝-3.00

i₀_P2＝-1.33

i₀_P3＝+1.75

另外，根据图23的实施例对应于根据图21或图20的实施例，使得参考了关于该图给出的描述。

图24示出在第五优选实施例中具有带有转矩矢量叠加单元的变速器G的车辆的传动系100。与图23相比，第三行星齿轮组的连接不是通过两个太阳齿轮实现的，而是通过两个环齿轮HO3a和HO3b实现的。行星级的两个固定齿轮中较小的一个与环齿轮HO3a进行齿啮合接合，而两个固定齿轮中较大的一个与环齿轮HO3b进行齿啮合接合。这也称为带有两个环齿轮连接的行星级。第三行星齿轮组P3的第一元件E13仍然被配置为行星架PT3，并且联合旋转地连接到连接轴3。

第三行星齿轮组P3的第二元件E23是环齿轮HO3a的形式，并且经由两个可选的变速器齿轮装置P4、P5连接到转子R2。第三行星齿轮组P3的第三元件E33因此被配置为环齿轮HO3b，并且连接到输出12。静态传动比可以例如被配置为如下：

i₀_P1＝-3.00

i₀_P2＝-1.33

i₀_P3＝+1.75

另外，根据图24的实施例对应于根据图23的实施例，使得参考了关于该图给出的描述。

图25示出在第五优选实施例中具有带有转矩矢量叠加单元的变速器G的车辆的传动系100。与图21相比，第三个行星齿轮组P3被设计为具有阶式行星轮设计的正行星齿轮组。

这里，不同尺寸的并且安装在行星架PT3上的两个固定齿轮与相应太阳齿轮进行齿啮合接合。因此，这构成了具有两个太阳齿轮连接的行星级。相对小的第一固定齿轮与第一太阳齿轮SO3a啮合。相对大的第二固定齿轮与第二太阳齿轮SO3b啮合。

第三行星齿轮组P3的第三元件E33被配置为行星架PT3并且连接到第二输出端。第三行星齿轮组P3的第一元件E13被配置为太阳齿轮SO3b，并且联合旋转地连接到连接轴3。第三行星齿轮组P3的第二元件E23是太阳齿轮SO3a的形式，并且经由两个可选的变速器齿轮装置P4、P5连接到转子R2。静态传动比可以例如被配置为如下：

i₀_P1＝-3.00

i₀_P2＝-1.33

i₀_P3＝+2.33

另外，根据图25的实施例对应于根据图21或图20的实施例，使得参考了关于该图给出的描述。

图26示出在第六优选实施例中具有带有转矩矢量叠加单元的变速器G的车辆的传动系100。与图25相比，第三行星齿轮组P3的连接不是通过太阳齿轮实现的，而是通过两个环齿轮HO3a和HO3b实现的。这里，不同尺寸的并且安装在行星架PT3上的两个固定齿轮与相应环齿轮进行齿啮合接合。因此，这构成了具有两个环齿轮连接的行星级。相对大的第一固定齿轮与第一环齿轮HO3a啮合。相对小的第二固定齿轮与第二环齿轮HO3b啮合。

第三行星齿轮组P3的第一元件E13被配置为环齿轮HO3a，并且联合旋转地连接到连接轴3。第三行星齿轮组P3的第二元件E23是环齿轮HO3b的形式，并且经由两个可选的变速器齿轮装置P4、P5连接到转子R2。第三行星齿轮组P3的第三元件E33仍然被配置为行星架PT3并且连接到第二输出端。静态传动比可以例如被配置为如下：

i₀_P1＝-3.00

i₀_P2＝-1.33

i₀_P3＝+2.33

另外，根据图26的实施例对应于根据图25的实施例，使得参考了关于该图给出的描述。

根据图20至图26的实施例的转矩矢量叠加单元、或带有转矩矢量叠加单元的变速器G的优点在于紧凑的设计和良好的效率。转矩矢量叠加单元在结构方面在技术上复杂性低，因此成本低。此外，通过行星变速器与连接轴3的连接，可以充分利用这种潜力。

向连接轴3施加力的潜力在于，由于不同旋转方向，行星齿轮组P3可以具有更简单的设计。如果像在现有技术中那样，这在同步运行的两个轴之间进行动作，则花费复杂性会更大。此外，在常规的差速器中，由于差速器箱上的驱动作用，左侧轴和右侧轴通常难以结合。

图27至图29示出基于根据图20的实施例的进一步优选的变体。在这些变体中，第二行星齿轮组P2和第三行星齿轮组P3被径向地布置在第一行星齿轮组P1的外侧。第三行星齿轮组P3被布置成与第二行星齿轮组P2轴向隔开。这里维持连接。同样，可选地提供两个变速器齿轮装置P4、P5。图27至图29的实施例在结构方面比图20至图26的实施例更复杂。

根据图27的变体示出如下的轴向顺序：第二行星齿轮组P2、第三行星齿轮组P3、第二电动机器EM2。

根据图28和图29的变体示出两个行星齿轮组P2、P3互换的轴向顺序。

为此目的，行星架PT3具有外齿(未更详细展示)并且与直齿轮SR3啮合。然而，齿啮合也可以通过行星架上的内齿进行。直齿轮联合旋转地连接到直齿轮SR2_2，其中该连接的一部分通过第二行星齿轮组P2的、被固定到壳体的行星架PT2实现。直齿轮SR2_2进而与直齿轮SRS2_1啮合。两个直齿轮SRS2_1和SRS2_2形成直齿轮级SRS2，并且作为变速器齿轮装置，取代第四行星变速器。直齿轮SRS2_1联合旋转地连接到第五行星变速器的行星架。

在所展示的图20至图29中，变速器齿轮装置P4、P5、SRS2被展示为整合到转子R2中。然而，同样优选的是，将元件彼此轴向相邻地布置。电动机器的轴向平行布置另外是可设想的。图20至图29中的所有解决方案具有共同的事实，即第三变速器齿轮装置首先啮合在第一行星齿轮组P1的输出上，其次啮合在两个行星齿轮组P1和P2之间的连接轴3上。

已经参考附图和说明书全面描述和说明了本发明。描述和说明应被理解为示例而不是限制性的。本发明不限于所公开的实施例。通过本发明的使用以及对附图和公开内容的仔细分析，其他实施例或变型对于本领域技术人员来说将变得显而易见。

在专利权利要求中，词语“包括”和“具有”不排除另外的要素或步骤的存在。不定冠词“一个(an/a)”不排除复数的存在。单个要素或单个单元可以执行专利权利要求中提到的若干单元的功能。在若干不同的从属专利权利要求中仅仅提到某些措施不应理解为意味着这些措施的组合同样不能被有利地使用。

附图标记

G变速器

GG不可旋转的结构元件、壳体

P1 第一行星齿轮组

P2 第二行星齿轮组

P33 附加行星齿轮组

P3 第三行星齿轮组

P4 第四行星齿轮组

P5 第五行星齿轮组

E1(x)第x行星齿轮组的第一元件

E2(x)第x行星齿轮组的第二元件

E3(x)第x行星齿轮组的第三元件

SO(x)第x行星齿轮组的太阳齿轮

PT(x)第x行星齿轮组的行星架

HO(x)第x行星齿轮组的环齿轮

E133附加行星变速器P33的第一元件

E233附加行星变速器P33的第二元件

E333附加行星变速器P33的第三元件

EM/EM1电动机器，第一电动机器

S/S1定子

R/R1转子

EW输入轴、电动机器

EM2 第二电动机器

S2 定子

R2 转子

SRS 直齿轮级

SR1 第一直齿轮

SR2 第二直齿轮

SRS2第二直齿轮级

SRS_1第一直齿轮

SRS_2第二直齿轮

SR3 直齿轮

SE 换挡元件

G1第一换挡位置、第一传动比级

G2第二换挡位置、第二传动比级

N 空挡位置

VM 内燃发动机

A 车辆后车桥

B 车辆前车桥

T变速器、自动变速器

ZZ中间齿轮

3轴、连接轴

10 输入轴

11 第一输出轴

12 第二输出轴

15 阻尼器

20 车轮

99 向前行进方向

100 传动系

1000 车辆

Claims

1.一种具有转矩矢量叠加单元的变速器，

-所述变速器包括：

输入轴(10)、第一输出轴(11)、第二输出轴(12)、第一行星齿轮组(P1)、以及连接到所述第一行星齿轮组的第二行星齿轮组(P2)，其中，所述第一行星齿轮组(P1)和第二行星齿轮组(P2)各自包括多个元件(E11，E21，E31，E12，E22，E32)，其中，所述输入轴(10)、第一输出轴(11)和第二输出轴(12)、所述第一行星齿轮组(P1)和第二行星齿轮组(P2)及其元件被布置和配置为使得：

经由所述输入轴(10)引入的转矩被转换并在第一输出轴(11)和第二输出轴(12)上以限定的比率分配，并且防止总和转矩的产生，

其中，所述第一行星齿轮组(P1)的至少一个元件(E31)经由连接轴(3)联合旋转地连接到所述第二行星齿轮组(P2)的另一元件(E12)，并且

所述第二行星齿轮组(P2)的又一元件(E22)固定到不可旋转的结构元件(GG)；

所述转矩矢量叠加单元包括第三行星齿轮组(P3)和致动器，其中，

所述第三行星齿轮组(P3)的第一元件(E13)联合旋转地连接到所述连接轴(3)，

其中，所述第三行星齿轮组(P3)的第二元件(E23)连接到所述致动器，

所述第三行星齿轮组(P3)的第三元件(E33)联合旋转地连接到所述第一行星齿轮组(P1)的第二元件(E21)，所述第一行星齿轮组的第二元件进而联合旋转地连接到所述第一输出轴(11)。

2.如权利要求1所述的变速器，其中，所述致动器被设计为电动马达或液压马达。

3.如权利要求1或2所述的变速器，其中，所述第三行星齿轮组(P3)被轴向地布置成邻近所述第一行星齿轮组(P1)。

4.如权利要求1或2所述的变速器，其中，所述第三行星齿轮组(P3)被径向地布置在所述第一行星齿轮组(P1)的外侧。

5.如权利要求1至2中任一项所述的变速器，其中，所述第三行星齿轮组(P3)被配置为负行星齿轮组。

6.如权利要求1至2中任一项所述的变速器，其中，所述第三行星齿轮组(P3)被配置为正行星齿轮组。

7.如权利要求1至2中任一项所述的变速器，其中，所述第三行星齿轮组(P3)被配置为阶式行星轮构造。

8.如权利要求1至2中任一项所述的变速器，其中，为将速度比应用于所述致动器的转速，至少一个变速器齿轮装置(P4，P5)布置在所述第三行星齿轮组(P3)的第二元件(E23)与所述致动器之间。

9.如权利要求8所述的变速器，其中，为将速度比应用于致动器转速，两个变速器齿轮装置(P4，P5)布置在所述第三行星齿轮组(P3)的第二元件(E23)与所述致动器之间。

10.一种传动系，具有如权利要求1至9中任一项所述的变速器。

11.一种车辆，具有如权利要求1至9中任一项所述的变速器或者具有如权利要求10所述的传动系。