在乘用车中，可动力换挡多挡变速器能够达到8个挡位，有采用前横置布置方式的(前置前驱动)，也有采用直列布置方式的(后置后驱动)，这类自动变速器大多采用行星齿轮机构。但是，采用正齿轮也能够获得与行星齿轮变速器相同的传动比，在这类采用正齿轮的变速器中，有的所有挡位换挡都采用滑动换挡元件，有的使用双离合器装置用于动力换挡而用齿型离合器做换挡准备。很多自动变速器使用一个附加的启动装置用于车辆的起步，这种启动装置通常采用液力变矩器。
德国专利DE 10 2005 002 337 A1描述了这样一种可动力换挡多挡变速器。根据该专利，变速器所有的齿轮组由4个行星排组成，4个行星排被同轴布置在仅一个轴系上，每个行星排由3个元件组成。这4个行星排的某些元件被固定连接在一起，有些元件则可以通过摩擦离合器连接在一起，也有些元件可以通过摩擦制动器连接到变速器箱体上。该变速器只用5个换挡元件就可以实现挡间比非常好的8个前进挡和一个倒挡。另外，其还有一个优点是在每个挡位五个换挡元件中的3个换挡元件必须结合。这就意味着，在每个挡位，五个换挡元件中只有2个换挡元件是滑转的。因此，与每个挡位有3个或更多个滑转换挡元件的变速器相比，其由于滑转引起的损失要少。
多个行星排同轴布置在仅一根轴系上的布置方式存在的缺点是：在变速器的某些部位处，多达5根轴套在一起运转。这使轴承的布置更加复杂。另外，在某些方案中，需要长的空心轴长距离来连接变速器中的零件。另外，它还有一个缺点，根据专利中的描述，没有一个变速器方案可以在有相对旋转的零件之间，只通过一个油路传送就可以从变速器箱体对所有的离合器进行充油，至少有一个离合器的充油必须通过两个这样的油路传送，这意味着需要穿过另外一根轴。
4个行星排同轴布置使变速器设计得细长。这种设计对于直列应用(发动机前置，后轮驱动布置方式)而言是优点。但是市场上多数的变速器是前横置动力传动系统(前置前轮驱动布置方式)，这种传动系统需要的是输入和输出非常靠近、轴向尺寸小的变速器，以便使输出轴可以驱动一个差速器，使其能够布置在靠近车辆中心线处。
在上述专利中，有一个具有8个前进挡，最低挡与最高挡传动比的比值第6挡是直接挡、挡间传动比非常好的实施方案。分析该变速器方案可以看出，通过适当设计，能够找到可以实现这一挡间传动比非常好的行星排的固定传动比。但是，要获得挡间传动比与此方案差别较大的变速器方案，行星排的固定传动比要么太大，要么太小，这使变速器的设计非常困难。
为了降低燃油消耗，越来越多的动力传动系统中集成了电机和蓄电池。借助于电机和蓄电池，能源管理系统可以使内燃机工作在高效率区，或者在不需要内燃机工作时关闭内燃机。通过助推、纯电动驱动和制动能量回收，这种混合动力传动系统还可以节省更多的能源。为降低电机系统的工作负荷，以便采用小的电机就能够获得很好的效果，需要把电机连接到动力传动系统中的最佳位置。在DE 10 2005 002 337 A1专利主张中，只有可以直接连接到变速器箱体的轴才是电机与变速器的最佳连接位置，而在该专利申请描述的变速器结构中，电机不能连接到最适合其连接的轴上去。
本专利技术领域的另外一个可动力换挡多挡变速器专利DE 10 2004 001 278 A1申请描述的是一个双离合器变速器。在该变速器中，只采用正齿轮作为传动元件来获得传动比。每个挡位都使用其自己的正齿轮。采用这样的布置方式，当然可以使变速器获得每个需要的传动比系列方案，但是，如果要获得8个前进挡，该方案需要许多对齿轮副。行星齿轮中力矩的传递可以分成几个功率流，正齿轮由于没有功率分流，所以比行星齿轮的力矩容量要低很多。这就是为什么在高扭矩输入时，双离合器变速器比前面叙述的行星齿轮可动力换挡多挡变速器需要更大的空间。
在这样的双离合器变速器中，功率分流只发生在转换双离合器装置中的两个摩擦离合器时。这意味着，只有一个离合器滑动。这种情况对于提高传动效率是优点。两个离合器中的每一个离合器驱动变速器中的一组齿轮。采用如下方式实现换挡：当一个挡位正常换到另外一个挡位时，双离合器在这两组齿轮之间实现转换，下一个挡位的那组齿轮通过所谓的预备换挡进入工作状态(通常通过带同步器的齿式离合器来实现，因为齿式离合器需要的空间小，而且具有低的牵引功率损失)。因此，这种变速器除了需要双离合器系统外，每个挡位还需要增加带同步器的齿式离合器。对于具有8个前进挡和1个倒挡的变速器而言，该变速器换挡元件的费用和只需要5个换挡元件就可以实现所有挡位换挡的行星齿轮可动力换挡多挡变速器相比，相似或要更高。
另外，在双离合器变速器中，只有换挡发生在从一组齿轮到另一组齿轮时，才可以实现动力换挡。如果换挡是在同一组齿轮中实现，需要力矩中断。
对于前横置应用，要获得轴向长度短的变速器，双离合器变速器被分离成4根轴系。
荷兰专利WO 2005/050060 A1也描述了一种本发明相同领域的可动力换挡多挡变速器。该变速器使用正齿轮，也使用行星齿轮来实现传动比。该变速器只有3根轴系，通过正齿轮连接到一起。2根轴系上布置有行星齿轮和换挡元件，实现至少3个挡位，第三根轴系同轴布置着输入轴和输出轴。整个变速器分成3根轴系布置，使变速器长度短，这对于前横置应用来说明显是优点。
在每个挡位，动力只从输入轴的轴系流到输出轴和另外一根轴系，每种情况转换，可以实现3个挡位。在这样的轴系中要实现3个挡位，最少需要2个双行星排和3个换挡元件。在该变速器种，全部4个行星排和6个换挡元件，加上用于连接轴系的一些正齿轮，只能实现6个挡位。与前面描述的齿轮结构相比，该变速器要付出的代价太高。
在本技术领域中变速器所涉及的轴系指：相同轴线的轴及设置在所述轴上的部件组成一个轴系。

本发明要解决的技术问题是克服上述缺点，提供一种可动力换挡多挡变速器。该变速器可实现较多的前进挡和最少1个倒挡的动力换挡；使用尽可能少的换挡元件，以便满足总体空间小和获得高效率的需求；通过把齿轮结构分解在几个轴系上，使变速器获得小的长度；而且变速器仍能适合标准的直列应用和多轴驱动车辆应用；另外，该发明的齿轮结构能调整成很多不同的传动比和挡间传动比系列；且能连接一个电机到最适合电机连接的轴上去。
为解决上述问题，本发明采用的技术方案是：可动力换挡多挡变速器，包括若干个齿轮传动和若干个换挡元件，其特征如下：所述变速器包括两个平行的轴系，所述两个平行的轴系包括3个行星排，每个轴系包含至少一个行星排，每个行星排包括一个太阳轮、一个齿圈和一个带有若干个行星齿轮的行星架，两个轴系上设有3对正齿轮，两个轴系通过3对正齿轮连接在一起。行星排被布置在两个轴系上，不仅可以获得短的变速器长度，而且可以使整体设计得更加紧凑。另外，每根轴系上至少有一个行星排，可以实现功率分流。输入轴和输出轴平行布置的方式特别适合于前置前驱动的车辆。把两个轴系连接到一起的3对正齿轮和3个行星排能够实现8个或更多个前进挡和至少1个倒挡。在大多数挡位，需要通过变速器传递的功率被分解到了3对正齿轮上，每对正齿轮只需要传递一部分功率。因此能够使元件尺寸变小，使变速器整体更加紧凑。
第一轴系包括输入轴，第二轴系包括输出轴。输入轴和输出轴平行布置方式特别有利于前置前驱的车辆。
以下是3对正齿轮与轴连接的优化方案，第一轴系包括一个可绕其轴线转动的第3轴，第二轴系包括一个可绕其轴线转动的第6轴，第1对正齿轮分别设置在第3轴和第6轴上，第3轴和第6轴通过第1对正齿轮传动连接。
第一轴系包括一个可绕其轴线转动的第4轴，第二轴系包括一个可绕其轴线转动的第7轴，第2对正齿轮分别设置在第4轴和第7轴上，第4轴和第7轴通过第2对正齿轮传动连接。
第一轴系包括一个可绕其轴线转动的第5轴，第二轴系包括一个可绕其轴线转动的第8轴，第3对正齿轮分别设置在第5轴和第8轴上，第5轴和第8轴通过第3对正齿轮传动连接。
以下是3个行星排与轴连接的优化方案，可动力换挡多挡变速器包括一个第1行星排，该行星排通过一个固定传动比连接输入轴、第3轴和第4轴。
可动力换挡多挡变速器包括一个第2行星排，该行星排通过一个固定传动比连接第8轴、第9轴和第11轴。
可动力换挡多挡变速器包括一个第3行星排，该行星排通过一个固定传动比连接第8轴、第10轴和输出轴。
以下是3个行星排的具体优化方案，第1行星排包括一个连接到第3轴的第1太阳轮、一个连接到第4轴的第1齿圈和一个适合连接到输入轴的第1行星架。
第2行星排包括一个连接到第11轴的第2太阳轮、一个连接到第8轴的第2齿圈和一个连接到第9轴的第2行星架。
第3行星排有一个连接到第8轴的第3太阳轮、一个连接到第10轴的第3齿圈和一个连接到输出轴的第3行星架。
行星排结构紧凑，由一个太阳轮，一个齿圈和一个带有几个单行星齿轮的行星架构成，其固定传动比是负的(i0＝(nSo-nPt)/(nHo-nPt))，并被称为“负传动”。它们也可以被相同功能的其它结构替代，如“正传动”。
因此，本发明的齿轮结构会因齿轮和连接齿轮的轴的变化而有多种变化的技术方案，基于本发明而获得的其它齿轮结构方案均在本发明的权利主张内。
以下是换挡元件与轴之间连接的优化方案，可动力换挡多挡变速器包括一个第1制动器，当制动器处于制动状态时，第3轴、第1对正齿轮和第6轴组成的齿轮传动链与变速器箱体连接。通过这一制动器的作用，不管齿轮传动链中的那个元件被制动，整个齿轮传动链将被连接到变速器箱体上，以达到制动的功能和目的。
变速器可以增加一个制动器，当该制动器处于制动状态时，第9轴与变速器箱体连接，并可获得第2个倒挡。
可动力换挡多挡变速器包括一个第1离合器，该第1离合器设置在输入轴与第5轴之间。
可动力换挡多挡变速器包括一个第2离合器，该第2离合器设置在第7轴和第11轴之间。
第9轴固定连接到输出轴。
作为第2离合器的另一种优化方案，该可动力换挡多挡变速器可以选择一个离合器，利用该离合器可以把第9轴连接到输出轴上。该离合器可以取代第2离合器用于该变速器的一些特定的应用中，在这种情况下，第7轴被连接到第11轴上。
可动力换挡多挡变速器包括一个第3离合器，第4轴通过第3离合器连接到第5轴。
可动力换挡多挡变速器有一个第4离合器，第6轴和第10轴通过该离合器连接。
作为第3离合器的另一种优化方案，该可动力换挡多挡变速器可以选择一个离合器，第7轴通过该离合器连接到第8轴。
通过前述的4个离合器和第1个制动器，可以获得8个前进挡和一个倒挡。离合器在变速器内连接或切断功率流通道，因此离合器可以作用在功率流通道里的每一个点上。
基于该发明公开的技术方案，本领域的技术人员不经过创造性的劳动就可以进行等同的变化因而获得其它的技术方案，该变化的技术方案仍在本发明的保护范围之内。
上述技术方案的进一步改进，轴系中的其中任何一个轴都可以与电机连接，作为一种优选的方案，电机与第5轴或第8轴连接。作为一种最佳方案，电机与第4轴或第7轴连接。因为这些轴在低挡位时对输入轴有比较高的传动比，这些优化选择的轴更适合连接电机，从而能够获得混合传动变速器。这样，一个小的电机就可以有足够的力矩用于快速启动内燃机。同时，这些轴同样对输出轴有比较高的传动比，使连接到它们上的电机可以高效地帮助正常的驱动工作。
变速器与发动机通过离合器或变矩器连接。当车辆纯电动驱动时，可以通过该离合器断开可动力换挡多挡变速器与内燃机的连接。这样，就可以关闭内燃机，也不需要拖动内燃机。
输入轴沿整个第一轴系的轴线延长，其两端支撑在变速器箱体上。输入轴扩展贯穿整个第一轴系，输入轴的两端都可以直接连接到变速器箱体上。在这种情况下，输入轴的两端都可以与内燃机或电机连接。这一技术方案使本发明的变速器可以有大量的不同应用设计方案。
输出轴沿整个第二个轴系的轴线延长，其两端支撑在变速器箱体上。输出轴扩展贯穿整个第二个轴系，输出轴的两端都可以直接连接到变速器箱体上。在这种情况下，输出轴两端法兰都可以与电机连接。这一技术方案使本发明的变速器可以有大量的不同应用设计方案。
本发明采用以上技术方案，具有以下优点：
(1)3个行星排被布置在两个轴系上不仅可以获得短的变速器长度，而且可以使整体设计得更加紧凑。另外，每个轴系上至少有一个行星排，可以实现功率分流。输入轴和输出轴平行布置的方式特别适合于前置前驱动的车辆。
(2)把两个轴系连接到一起的3对正齿轮和3个行星排能够实现8个或更多个前进挡和至少1个倒挡。在大多数挡位，需要通过变速器传递的功率被分解到了3对正齿轮上，每对正齿轮只需要传递一部分功率。因此能够使元件尺寸变小，使变速器整体更加紧凑。
(3)轴系中的其中任何一个轴都可以与电机连接，并可提供多个优选的轴用于电机与变速器连接，从而获得混合动力传动系统。由于这些优选的轴在低挡位时对输入轴有比较高的传动比，因此，一个小的电机就可以有足够的力矩用于快速启动内燃机。同时，这些轴对输出轴也有比较高的传动比，使连接到它们上的电机可以高效地帮助正常的驱动工作。
(4)变速器与发动机通过离合器或变矩器连接。当车辆纯电动驱动时，可以通过该离合器断开可动力换挡多挡变速器与内燃机的连接。这样，就可以关闭内燃机，也不需要拖动内燃机。
(5)输入轴沿整个第一轴系的轴线延长，其两端支撑在变速器箱体上。输入轴扩展贯穿整个第一轴系，输入轴的两端都可以直接连接到变速器箱体上。在这种情况下，输入轴的两端都可以与内燃机或电机连接。这一技术方案使本发明的变速器可以有大量的不同应用设计方案。
(6)输出轴沿整个第二轴系的轴线延长，其两端支撑在变速器箱体上。输出轴扩展贯穿整个第二轴系，输出轴的两端都可以直接连接到变速器箱体上。在这种情况下，输出轴两端法兰都可以与电机连接。这一技术方案使本发明的变速器可以有大量的不同应用设计方案。
下面结合附图和实施例对本发明作进一步说明。

附图1是本发明实施方式1中变速器的结构示意图；
附图2是本发明实施方式2中变速器的结构示意图；
附图3是本发明实施方式3中变速器的结构示意图；
附图4是本发明实施方式的换挡逻辑图；
附图5是本发明实施方式可实现的传动比和挡间传动比；
附图6是本发明实施方式4中变速器的结构示意图；
附图7是本发明实施方式5中变速器的结构示意图。
元件目录
  标号   名称   WS1   第一轴系   WS2   第二轴系   1   输入轴   2   输出轴   3   第3轴   4   第4轴   5   第5轴   6   第6轴   7   第7轴   8   第8轴   9   第9轴   10   第10轴   11   第11轴   12   变速器箱体   PG1   第1行星排，固定传动比为i01   PG2   第2行星排，固定传动比为i02   PG3   第3行星排，固定传动比为i03   SG3、SG6   正齿轮SG3、正齿轮SG6组成第1对正齿轮，传动比为i36   SG4、SG7   正齿轮SG4、正齿轮SG7组成第2对正齿轮，传动比为i47

实施例1，如图1所示，可动力换挡多挡变速器，包括两个平行设置的轴系，输入轴输入端an通过一个离合器KV连接到第一轴系WS1的输入轴1，第二轴系WS2的输出轴输出端ab通过另外的齿轮副驱动差速器，第一轴系WS1包括输入轴1、第3轴3、第4轴4、第5轴5，第二轴系WS2包括输出轴2、第6轴6、第7轴7、第8轴8、第9轴9、第10轴10、第11轴11，第3轴3设置有正齿轮SG3、第1太阳轮So1、第1制动器B1，第4轴4设置有正齿轮SG4、第1齿圈Ho1、第3离合器K3，第5轴5设置有正齿轮SG5，第6轴6设置有正齿轮SG6、第4离合器K4，第7轴7设置有正齿轮SG7、第2离合器K2，第8轴8设置有第3太阳轮So3、正齿轮SG8、第2齿圈Ho2，第9轴9设置有第2行星架Pt2并固定在输出轴2上，第10轴10设置有第3齿圈Ho3，第11轴11设置有第2太阳轮So2，第一轴系WS1、第二轴系WS2通过3对相互啮合的正齿轮连接到一起，第1对正齿轮包括正齿轮SG3、正齿轮SG6，传动比为i36，正齿轮SG3设置在第3轴3上，正齿轮SG6设置在第6轴6上，第2对正齿轮包括正齿轮SG4、正齿轮SG7，传动比为i47，正齿轮SG4设置在第4轴4上，正齿轮SG7设置在第7轴7上，第3对正齿轮包括正齿轮SG5、正齿轮SG8，传动比为i58，正齿轮SG5设置在第5轴5上，正齿轮SG8设置在第8轴8上。上述方案，本变速器有4个自由度。要获得确定的运动学关系，也即所有轴之间有确定的速比，需要消除3个自由度。通过使用换挡元件把轴和轴之间，或轴和变速器箱体12之间连接在一起，可以消除自由度。这意味着，在每个挡位，必须确定3个换挡元件并把其闭合。对于变速器不同的挡位，需要3个换挡元件的不同组合，并把其闭合。根据组合的数学原理，对于8个前进挡和1个倒挡，至少需要5个换挡元件。
在第一轴系WS1上设置有第1行星排PG1，该行星排为三轴行星排，包括第3轴3上的第1太阳轮So1、第4轴4上的第1齿圈Ho1和输入轴1上的第1行星架Pt1，它把输入轴1、第3轴和第4轴通过固定传动比i01＝(n3-n1)/(n4-n1)连接起来。
在第二轴系WS2上设置有第2行星排PG2和第3行星排PG3，该行星排为三轴行星排，第2行星排PG2包括第11轴11上的第2太阳轮So2、第8轴8上的第2齿圈Ho2和第9轴9上的第2行星架Pt2，第2行星排PG2通过固定传动比i02＝(n11-n9)/(n8-n9)连接第11轴11、第8轴8和第9轴9，第3行星排PG3包括第8轴8上的第3太阳轮So3、第10轴10上的第3齿圈Ho3和输出轴2上的第3行星架Pt3，第3行星排PG3通过固定传动比i03＝(n8-n2)/(n10-n2)连接第8轴8、第10轴10和输出轴2。
可动力换挡多挡变速器有5个换挡元件，包括一个第1制动器B1、第1离合器K1、第2离合器K2、第3离合器K3、第4离合器K4，当第1制动器B1处于制动状态时，第3轴3、正齿轮SG3、正齿轮SG6和第6轴6组成的齿轮传动链与变速器箱体12连接。
第1离合器K1设置在输入轴1与第5轴5之间，第1离合器K1可以把输入轴1连接到第5轴5上，第2离合器K2设置在第7轴7和第11轴11之间，第2离合器K2可以把第7轴7连接到第11轴11上，第4轴4通过第3离合器K3连接到第5轴5上，第6轴6和第10轴10通过第4离合器K4连接。
实施例2，如图2所示，可动力换挡多挡变速器，包括两个平行设置的轴系，输入轴输入端an通过一个离合器KV连接到第一轴系WS1的输入轴1，第二轴系WS2的输出轴输出端ab通过另外的齿轮副驱动差速器，第一轴系WS1包括输入轴1、第3轴3、第4轴4、第5轴5，第二轴系WS2包括输出轴2、第6轴6、第7轴7、第8轴8、第9轴9、第10轴10、第11轴11，第3轴3设置有正齿轮SG3、第1太阳轮So1、第1制动器B1，第4轴4设置有正齿轮SG4、第1齿圈Ho1、第3离合器K3，第5轴5设置有正齿轮SG5，第6轴6设置有正齿轮SG6、第4离合器K4，第7轴7设置有正齿轮SG7，第8轴8设置有第3太阳轮So3、正齿轮SG8、第2齿圈Ho2，第9轴9设置有第2行星架Pt2，第10轴10设置有第3齿圈Ho3，第11轴11设置有第2太阳轮So2并与第7轴7固定连接在一起，第一轴系WS1、第二轴系WS2通过3对相互啮合的正齿轮连接到一起，第1对正齿轮包括正齿轮SG3、正齿轮SG6，传动比为i36，正齿轮SG3设置在第3轴3上，正齿轮SG6设置在第6轴6上，第2对正齿轮包括正齿轮SG4、正齿轮SG7，传动比为i47，正齿轮SG4设置在第4轴4上，正齿轮SG7设置在第7轴7上，第3对正齿轮包括正齿轮SG5、正齿轮SG8，传动比为i58，正齿轮SG5设置在第5轴5上，正齿轮SG8设置在第8轴8上，用上述方案，本变速器有4个自由度。要获得确定的运动学关系，也即所有轴之间有确定的速比，需要消除3个自由度。通过使用换挡元件把轴和轴之间，或轴和变速器箱体12之间连接在一起，可以消除自由度。这意味着，在每个挡位，必须确定3个换挡元件并把其闭合。对于变速器不同的挡位，需要3个换挡元件的不同组合，并把其闭合。根据组合的数学原理，对于8个前进挡和1个倒挡，至少需要5个换挡元件。
在第一轴系WS1上设置有第1行星排PG1，该行星排为三轴行星排，包括第3轴3上的第1太阳轮So1、第4轴4上的第1齿圈Ho1和输入轴1上的第1行星架Pt1，它把输入轴1、第3轴和第4轴通过固定传动比i01＝(n3-n1)/(n4-n1)连接起来。
在第二轴系WS2上设置有第2行星排PG2和第3行星排PG3，该行星排为三轴行星排，第2行星排PG2包括第11轴11上的第2太阳轮So2、第8轴8上的第2齿圈Ho2和第9轴9上的第2行星架Pt2，第2行星排PG2通过固定传动比i02＝(n11-n9)/(n8-n9)连接第11轴11、第8轴8和第9轴9，第3行星排PG3包括第8轴8上的第3太阳轮So3、第10轴10上的第3齿圈Ho3和输出轴2上的第3行星架Pt3，第3行星排PG3通过固定传动比i03＝(n8-n2)/(n10-n2)连接第8轴8、第10轴10和输出轴2。
可动力换挡多挡变速器有5个换挡元件，包括一个第1制动器B1、第1离合器K1、离合器K2°、第3离合器K3、第4离合器K4，当第1制动器B1处于制动状态时，第3轴3、正齿轮SG3、正齿轮SG6和第6轴6组成的齿轮传动链与变速器箱体12连接。
第1离合器K1设置在输入轴1与第5轴5之间，第1离合器K1可以把输入轴1连接到第5轴5上，离合器K2°设置在第9轴9和输出轴2之间，第9轴9通过离合器K2°连接到输出轴2上，第4轴4通过第3离合器K3连接到第5轴5上，第6轴6和第10轴10通过第4离合器K4连接。
实施例2中，所有换挡元件都靠近变速箱箱体，方便控制，从而，降低这些换挡元件对辅助能量的要求，提高变速器的效率。
实施例3，如图3所示，可动力换挡多挡变速器，包括两个平行设置的轴系，输入轴输入端an通过一个离合器KV连接到第一轴系WS1的输入轴1，第二轴系WS2的输出轴输出端ab通过另外的齿轮副驱动差速器，第一轴系WS1包括输入轴1、第3轴3、第4轴4、第5轴5，第二轴系WS2包括输出轴2、第6轴6、第7轴7、第8轴8、第9轴9、第10轴10、第11轴11，第3轴3设置有正齿轮SG3、第1太阳轮So1、第1制动器B1，第4轴4设置有正齿轮SG4、第1齿圈Ho1，第5轴5设置有正齿轮SG5，第6轴6设置有正齿轮SG6、第4离合器K4，第7轴7设置有正齿轮SG7，第8轴8设置有第3太阳轮So3、正齿轮SG8、第2齿圈Ho2、离合器K3°，第9轴9设置有第2行星架Pt2并固定在输出轴2上，第10轴10设置有第3齿圈Ho3，第11轴11设置有第2太阳轮So2、第2离合器K2，第一轴系WS1、第二轴系WS2通过3对相互啮合的正齿轮连接到一起，第1对正齿轮包括正齿轮SG3、正齿轮SG6，传动比为i36，正齿轮SG3设置在第3轴3上，正齿轮SG6设置在第6轴6上，第2对正齿轮包括正齿轮SG4、正齿轮SG7，传动比为i47，正齿轮SG4设置在第4轴4上，正齿轮SG7设置在第7轴7上，第3对正齿轮包括正齿轮SG5、正齿轮SG8，传动比为i58，正齿轮SG5设置在第5轴5上，正齿轮SG8设置在第8轴8上，用上述方案，本变速器有4个自由度。要获得确定的运动学关系，也即所有轴之间有确定的速比，需要消除3个自由度。通过使用换挡元件把轴和轴之间，或轴和变速器箱体12之间连接在一起，可以消除自由度。这意味着，在每个挡位，必须确定3个换挡元件并把其闭合。对于变速器不同的挡位，需要3个换挡元件的不同组合，并把其闭合。根据组合的数学原理，对于8个前进挡和1个倒挡，至少需要5个换挡元件。
在第一轴系WS1上设置有第1行星排PG1，该行星排为三轴行星排，包括第3轴3上的第1太阳轮So1、第4轴4上的第1齿圈Ho1和输入轴1上的第1行星架Pt1，它把输入轴1、第3轴和第4轴通过固定传动比i01＝(n3-n1)/(n4-n1)连接起来。
在第二轴系WS2上设置有第2行星排PG2和第3行星排PG3，该行星排为三轴行星排，第2行星排PG2包括第11轴11上的第2太阳轮So2、第8轴8上的第2齿圈Ho2和第9轴9上的第2行星架Pt2，第2行星排PG2通过固定传动比i02＝(n11-n9)/(n8-n9)连接第11轴11、第8轴8和第9轴9，第3行星排PG3包括第8轴8上的第3太阳轮So3、第10轴10上的第3齿圈Ho3和输出轴2上的第3行星架Pt3，第3行星排PG3通过固定传动比i03＝(n8-n2)/(n10-n2)连接第8轴8、第10轴10和输出轴2。
可动力换挡多挡变速器有5个换挡元件，包括一个第1制动器B1、第1离合器K1、第2离合器K2、离合器K3°、第4离合器K4，当第1制动器B1处于制动状态时，第3轴3、正齿轮SG3、正齿轮SG6和第6轴6组成的齿轮传动链与变速器箱体12连接。
第1离合器K1设置在输入轴1与第5轴5之间，第1离合器K1可以把输入轴1连接到第5轴5上，第2离合器K2设置在第7轴7和第11轴11之间，第2离合器K2可以把第7轴7连接到第11轴11上，第7轴7通过离合器K3°连接到第8轴8上，第6轴6和第10轴10通过第4离合器K4连接。
如图4所示，换挡逻辑图显示了使用这些换挡元件的不同组合如何实现1个倒挡和8个前进挡换挡，其中阴影部分为接合的换挡元件，空白部分为打开的换挡元件。在每一个挡位，5个换挡元件中的3个闭合。这意味着在工作点上只有2个实际没有负载的换挡元件有相对运动发生，由于存在牵引力矩，会产生某些损失。在空挡换挡位置，只有2个离合器是闭合的。一旦第1制动器B1打开，就不能定义确定的运动学关系。闭合第1制动器B1，车辆挡位会从空挡NR到倒挡起步。用同样的方法，车辆挡位可以从空挡N1到第1前进挡或者从空挡N2到第2前进挡起步。在这样的起步过程中，用来换挡的换挡元件必须承受大量的滑磨功率和热量。由于制动器比离合器更容易把热量带出到变速器箱体，所以，制动器被用作起步元件具有一定的优点。
当然，该可动力换挡多挡变速器也可以采用附加的起动装置如起动离合器或液力变矩器的组合来起步。
根据图4，换挡逻辑清楚表明，本可动力换挡多挡变速器可以通过简单换挡逻辑实现从一个挡位换到下一个挡位或者再下一个挡位。简单换挡逻辑是指变速器换挡时，只需要打开一个换挡元件，闭合另外一个换挡元件，就可以实现从一个挡位换到另外一个挡位。通过简单换挡逻辑，本可动力换挡多挡变速器还可以实现更多挡位差之间的换挡，例如，可以实现5挡-1挡、7挡-1挡、6挡-3挡、8挡-4挡之间的换挡。这种换挡逻辑非常必要，特别是在快速换到低速时。在本可动力换挡多挡变速器中，只有在特殊情况下，换挡才需要2个换挡元件打开和2个其他换挡元件闭合。简单换挡可以比其他换挡控制得更快和更精确。
如图5所示，为可实现的传动比和挡间传动比表，其中iG为变速器传动比，为相邻两挡之间传动比的比值。该表说明，本可动力换挡多挡变速器可以获得很宽的传动比范围。特别是实施例1中的情况，本表给出了行星排的固定传动比，正齿轮传动比和整个变速器的传动比，它们的挡间比和8个前进挡总的传动比范围。在这些例子中，第6挡的传动比大约是1。第2和第3行星排的固定传动比相同。倒挡传动比的绝对值应该和第2前进挡的传动比的值几乎相同。
从该表中可以看出，可以很容易地设计3对正齿轮和3个行星排的传动比。通过这6个传动比的调整，可动力换挡多挡变速器可以获得大量不同的传动比应用方案。如果需要全部传动比增大或减少x倍，通过全部正齿轮的传动比改变同样的倍数就可以很容易地实现。因此，可以确信，根据实施例1的应用情况，目前乘用车应用所需要的几乎所有的传动比范围都可以实现。
根据现有技术状态、换挡逻辑和全部齿轮传动比，可以计算出变速器全部元件在全转速下的载荷。通过分析，可以看出在全部功率传递中，在全转速范围内，从输入轴1到输出轴2，根据本发明的所有变速器方案都不存在功率从第二轴系WS2反传递到第一轴系WS1的现象。在倒挡和第1、第2前进挡，功率仅通过一对正齿轮从第一轴系WS1传递到第二轴系WS2。在其他所有挡位，功率通过2对或3对正齿轮传递。在使用时间较多的挡位，3对正齿轮都处在低载荷状态。因此，它们可以设计的结构紧凑。
实施例4，如图6所示，为实施例1中可动力换挡多挡变速器的另一种应用情况，称之为混合动力传动方案。电机EM通过一个附加的正齿轮被连接到第4轴4上。在这种情况下，电机EM被布置成与两个轴系都平行。
在倒挡和在第1和第2前进挡，第4轴4和第7轴7比输入轴转速快。这意味着它们与输出轴2之间有高的传动比。电机EM被连接到这里，车辆可以被纯电动驱动和加速。通过一个附加的离合器KV，内燃机可以断开与变速器的连接。由于从电机EM到输入轴1之间的高传动比，电机EM只需要小的力矩就可以通过离合器KV加速或重新启动内燃机。
在超速传动时，第4轴4和第7轴7比输入轴1转速快。因此，即使是低的发动机转速，一个小的电机EM也可以获得高的功率。所以，通过助推和制动能回收，具有很大的潜力来降低燃油消耗。
实施例4中的电机EM也可以布置成与第4轴4和第7轴7同轴线连接。
实施例5，如图7所示，可动力换挡多挡变速器，包括两个平行设置的轴系，第一轴系WS1包括输入轴1、第3轴3、第4轴4、第5轴5，第二轴系WS2包括输出轴2、第6轴6、第7轴7、第8轴8、第9轴9、第10轴10、第11轴11，第3轴3设置有正齿轮SG3、第1太阳轮So1、第1制动器B1，第4轴4设置有正齿轮SG4、第1齿圈Ho1、第3离合器K3，第5轴5设置有正齿轮SG5，第6轴6设置有正齿轮SG6、第4离合器K4，第7轴7设置有正齿轮SG7、第2离合器K2，第8轴8设置有第3太阳轮So3、正齿轮SG8、第2齿圈Ho2，第9轴9设置有第2行星架Pt2并固定在输出轴2上，第10轴10设置有第3齿圈Ho3，第11轴11设置有第2太阳轮So2，第一轴系WS1、第二轴系WS2通过3对相互啮合的正齿轮连接到一起，第1对正齿轮包括正齿轮SG3、正齿轮SG6，传动比为i36，正齿轮SG3设置在第3轴3上，正齿轮SG6设置在第6轴6上，第2对正齿轮包括正齿轮SG4、正齿轮SG7，传动比为i47，正齿轮SG4设置在第4轴4上，正齿轮SG7设置在第7轴7上，第3对正齿轮包括正齿轮SG5、正齿轮SG8，传动比为i58，正齿轮SG5设置在第5轴5上，正齿轮SG8设置在第8轴8上。用上述方案，本变速器有4个自由度。要获得确定的运动学关系，也即所有轴之间有确定的速比，需要消除3个自由度。通过使用换挡元件把轴和轴之间，或轴和变速器箱体12之间连接在一起，可以消除自由度。这意味着，在每个挡位，必须确定3个换挡元件并把其闭合。对于变速器不同的挡位，需要3个换挡元件的不同组合，并把其闭合。根据组合的数学原理，对于8个前进挡和1个倒挡，至少需要5个换挡元件。
在第一轴系WS1上设置有第1行星排PG1，该行星排为三轴行星排，包括第3轴3上的第1太阳轮So1、第4轴4上的第1齿圈Ho1和输入轴1上的第1行星架Pt1，它把输入轴1、第3轴和第4轴通过固定传动比i01＝(n3-n1)/(n4-n1)连接起来。
在第二轴系WS2上设置有第2行星排PG2和第3行星排PG3，该行星排为三轴行星排，第2行星排PG2包括第11轴11上的第2太阳轮So2、第8轴8上的第2齿圈Ho2和第9轴9上的第2行星架Pt2，第2行星排PG2通过固定传动比i02＝(n11-n9)/(n8-n9)连接第11轴11、第8轴8和第9轴9，第3行星排PG3包括第8轴8上的第3太阳轮So3、第10轴10上的第3齿圈Ho3和输出轴2上的第3行星架Pt3，第3行星排PG3通过固定传动比i03＝(nS-n2)/(n10-n2)连接第8轴8、第10轴10和输出轴2。
可动力换挡多挡变速器有5个换挡元件，包括一个第1制动器B1、第1离合器K1、第2离合器K2、第3离合器K3、第4离合器K4，当第1制动器B1处于制动状态时，第3轴3、正齿轮SG3、正齿轮SG6和第6轴6组成的齿轮传动链与变速器箱体12连接。
第1离合器K1设置在输入轴1与第5轴5之间，第1离合器K1可以把输入轴1连接到第5轴5上，第2离合器K2设置在第7轴7和第11轴11之间，第2离合器K2可以把第7轴7连接到第11轴11上，第4轴4通过第3离合器K3连接到第5轴5上，第6轴6和第10轴10通过第4离合器K4连接。
输入轴1沿整个第一轴系WS1延长，它的输入轴前端1a和输入轴后端1b用来连接内燃机或电机、液力泵或其他附加系统。输入轴输入端an通过一个离合器KV连接到第一轴系WS1的输入轴1，离合器KV位于输入轴1的右端。输出轴2沿整个第二个轴系WS2延长，它的输出轴前端2a和输出轴后端2b用来连接其他辅助系统。这种设计可以用于带有两个驱动轴的车辆。
同样实施例3、实施例4、实施例5也可以采用输入轴1沿整个第一轴系WS1延长，输出轴2沿整个第二轴系WS2延长的方式。
根据实施例1到实施例5，通过在可动力换挡多挡变速器中增加附加换挡元件，可以获得更多的挡位。如：实施例2中，附加一个制动器，该制动器把第9轴9连接到变速器箱体12上，通过这种改进，可以另外再实现一个倒挡。在实施例1、3、4、5中，附加一个制动器，该制动器把第6轴6连接到变速器箱体12上。增加更多的制动器连接第4轴4或第7轴7、第5轴5或第8轴8、第10轴10或第11轴11可以获得更多的挡位。
总之，根据本发明的技术方案，本领域的技术人员不经过创造性的劳动就可以进行等同的变化因而获得其它的技术方案，这些变化的技术方案仍在本发明的保护范围之内。