自动的变速器传动系统教材用.docx

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自动的变速器传动系统教材用

自动变速器传动系统

自动变速器的传动系统是建立在齿轮传动原理的基础上，可以提供不同的传动比，在整个驱动范围内，使发动机以最佳性能匹配汽车变化的负荷，提高汽车动力性和经济性。

目前大多数自动变速器采用行星齿轮机构提供不同的传动比，由电子控制液压系统通过接合和分离换档离合器和制动器自动选择传动比的转换。

最简单的单排行星齿轮机构是由一个太阳轮、一个带有多个行星齿轮的行星架和一个齿圈组成的。

齿轮一般采用工作平稳的典型斜齿轮。

行星齿轮一直是处于常啮合状态，因此，这种结构可使换档迅速、平稳、准确，消除了齿轮换挡冲击或不完全啮合的现象。

行星齿轮机构中位于行星齿轮机构中心的是太阳轮，类似太阳位于太阳系的中心，行星齿轮围绕着太阳轮，也类似太阳系中地球及其它行星围绕着太阳。

行星齿轮由行星架定位支承，可以在各自独立的轴上转动，并且行星齿轮与太阳轮和齿圈是常啮合的。

齿圈位于行星齿轮机构的外层，齿圈是内啮合齿轮，并包围着行星齿轮机构的其它元件。

行星齿轮的个数取决于变速器的设计负荷，对于重负荷需要增加行星齿轮的个数，以使工作负荷由更多的轮齿来负担。

为便于理解行星齿轮机构的工作，首先要理解齿轮传动的基本原理：

⑴小齿轮驱动大齿轮时，输出转速降低而输出转矩增大。

⑵大齿轮驱动小齿轮时，输出转速升高而输出转矩减小。

⑶两个外齿轮相互啮合时，其转动方向相反。

⑷一个外齿轮与—个内齿轮相啮合时，其转动方向相同。

1基本行星齿轮排的传动特性公式

平面运动的行星齿轮机构有两种基本类型，单行星轮和双行星轮机构，用运动学中的规律研究其传动特性。

1.1刚体绕两个平行轴转动的合成

在运动学中，刚体运动的合成，当刚体同时绕两平行轴转动时，刚体的合成运动为绕瞬时轴的转动，绝对角速度等于牵连角速度与相对角速度的代数和，转向与绝对值大的角速度同向。

例如，行星齿轮机构中行星轮可以看作在以行星架为参照坐标系中的转动。

（图1）

图1单行星轮齿轮排机构

行星轮角速度ωP

行星架角速度（牵连角速度）ωPC

行星轮在以行星架为参照坐标系中的相对角速度ωr

由上述转动合成：

ωP=ωPC＋ωr

所以：

ωr=ωP－ωPC

为以下实际使用的方便，用转速代替角速度。

nS、nR、nPC、为太阳轮、齿圈、行星架转速。

行星轮转速nP=nPC＋nr

行星轮相对转速nr=nP－nPC

同样，可以得到太阳轮、齿圈的相对转速。

太阳轮相对转速nS－nPC

齿圈相对转速nC－nPC

在以行星架为参照坐标系中，利用定轴轮系的传动比关系得到传动特性公式。

（Z—齿数）

nS+αnC－（1+α）nPC＝0（α—齿数比ZC／ZS）

1.2单行星轮机构传动特性方程

行星齿轮机构的最简单型式是单行星轮机构，机构简图如图1所示。

设n1、n2、n3分别是元件太阳轮、齿圈和行星架的转速，α是齿圈与太阳轮的齿数比（Z2／Z1）。

利用前述运动学合成原理，以行星架为参照坐标系，由定轴轮系传动比公式，可得到行星轮机构的传动特性方程。

从太阳轮到齿圈的传动：

n1+αn2－（1+α）n3＝0

（1）

1.3双行星轮机构传动特性方程

行星齿轮机构的基本型式还有一种是双行星轮机构，包含有内外两级行星轮，设n1、n2、n3分别是太阳轮、齿圈和行星架的转速，α分别是齿圈与太阳轮的齿数比，见图2。

图2双行星轮齿轮排机构

同样，利用运动学合成原理，以行星架为参照坐标系，可得到双行星轮机构传动特性方程。

从太阳轮到齿圈的传动：

n1－αn2－（1－α）n3＝0

（2）

2自动变速器的传动系统分析方法

2.1单排行星齿轮机构的传动原理

行星齿轮机构工作时将太阳轮、齿圈和行星架这三者中的任一元件作为主动件，使它与输入轴联结，将另一元件作为被动件与输出轴联结，再将第三个元件加以约束制动。

这样整个行星齿轮机构即以一定的传动比传递动力。

nS+αnR－（1+α）nPC＝0（α—齿数比ZC／ZS）

对于单行星轮机构的工作情形有以下八种：

1太阳轮制动，齿圈主动，行星架被动：

为前进降速挡，减速相对较小；

nS+αnR－（1+α）nPC＝0nS＝0

nR／nPC＝（1+α）／α

⑵太阳轮制动，行星架主动，齿圈被动：

为前进超速挡，增速相对较小；

nS+αnR－（1+α）nPC＝0nS＝0

nPC／nR＝α／（1+α）

⑶齿圈制动，太阳轮主动，行星架被动：

太阳轮带动行星齿轮沿静止的齿圈旋转，从而带动行星架以较慢的速度同向旋转。

为前进降速挡，减速相对较大；

nS+αnR－（1+α）nPC＝0nR＝0

nS／nPC＝（1+α）

⑷齿圈制动，行星架主动，太阳轮被动：

为前进超速挡，增速相对较大；

nS+αnR－（1+α）nPC＝0nR＝0

nPC／nS＝1／（1+α）

⑸行星架制动，太阳轮主动，齿圈被动：

行星架固定，行星齿轮只能自转，太阳轮经行星齿轮带动齿圈旋转输出动力。

齿圈的旋转方向与太阳轮相反。

为倒挡减速挡；

nS+αnR－（1+α）nPC＝0nPC＝0

nS／nR＝－α

⑹行星架制动，齿圈主动，太阳轮被动：

为倒挡超速挡

nS+αnR－（1+α）nPC＝0nPC＝0

nR／nS＝－1／α

⑺直接传动，若三元件中的任两元件被联结在一起，则第三元件必然与这两者以相同的转速、相同的方向转动。

nS+αnR－（1+α）nPC＝0nPC＝nS

nS+αnR－（1+α）nS＝0αnR＝（1+α）nS－nS＝αnSnS＝nR＝nPC

⑻自由转动：

若所有元件均不受约束，则行星齿轮机构失去传动作用。

此种状态相当于空挡。

⑼约束转动（双动力输入）*：

若三元件中给定两元件转速有确定关系，则可确定第三元件的转动。

以常见的线性关系为例：

①nS＝knR

由nS+αnR－（1+α）nPC＝0→knR+αnR－（1+α）nPC＝0→（k+α）nR＝（1+α）nPC

nR／nPC＝（1+α）／（k+α）

nS／nPC＝k（1+α）／（k+α）

②nS＝knPC

由nS+αnR－（1+α）nPC＝0→knPC+αnR－（1+α）nPC＝0→αnR＝（1+α－k）nP

nPC／nR＝α／（1+α－k）

nS／nR＝αk／（1+α－k）

③nR＝knPC

由nS+αnR－（1+α）nPC＝0→nS+αknPC－（1+α）nPC＝0→nS＝（1+α－αk）nPC

nPC／nS＝1／（1+α－αk）

nR／nS＝k／（1+α－αk）

若以更一般的情形两转速输入：

n1、n2。

①nS＝n1、nR＝n2

由n1+αn2－（1+α）nPC＝0→（1+α）nPC＝n1+αn2→nPC＝（n1+αn2）／（1+α）

nS／nPC＝n1（1+α）／（n1+αn2）

nR／nPC＝n2（1+α）／（n1+αn2）

②nR＝n1、nPC＝n2

由nS+αn1－（1+α）n2＝0→nS＝（1+α）n2－αn1

nR／nS＝n1／（（1+α）n2－αn1）

nPC／nS＝n2／（（1+α）n2－αn1）

③nS＝n1、nPC＝n2

由n1+αnR－（1+α）n2＝0→αnR＝（1+α）n2－n1→nR＝（（1+α）n2－n1）／α

nS／nR＝n1α／（（1+α）n2－n1）

nPC／nR＝n2α／（（1+α）n2－n1）

（*约束转动情形是较复杂的传动形式，不列入下面工作表中。

但在后面组合机构的传动分析中涉及到。

）

单排行星齿轮机构的工作情况归纳如表1：

表1单排单行星轮机构传动表

同样，对于双行星轮机构的工作情形也有八种，归纳如表2：

表2单排双行星轮机构传动表

2.2双排行星齿轮机构的传动系统

单排行星齿轮机构所提供的适用传动比数目有限，为了增加传动比数，需要增加行星齿轮机构的齿轮排数。

一般具有三或四个前进档的自动变速器至少需要两排行星齿轮机构。

在自动变速器中，两排或多排行星齿轮机构联结在一起，形成组合机构用来提供满足汽车行驶需要的多种传动比。

两排组合行星齿轮机构的一半或一部分被称为前行星齿轮机构，而另一部分被称为后行星齿轮机构。

前后行星齿轮机构的尺寸或齿轮的齿数可以不同，其尺寸和齿轮的齿数确定了行星齿轮机构所实现的实际传动比。

与前述单排齿轮类似，根据其自由度数，把前或后行星齿轮机构的任何一个元件作为主动件，至少再固定一个元件，而另一个元件作为从动件，就可以实现不同的传动比和改变转动方向。

一般来说，各个汽车企业采用行星齿轮机构的不同元件作为主动、从动、和固定元件。

由同一个生产厂生产的变速器随型号不同，选用哪个元件作为主动、从动和固定元件也不相同。

在传动比变换过程中，选择不同主动元件、固定不同元件需要用到换挡执行机构，也可以说换挡执行机构是指在换档时自动变速器中那些用于约束或释放行星齿轮机构某些部件的装置。

例如，单向离合器、制动器和多片式离合器。

单向离合器是纯机械装置，后二者均为液压控制的机械装置。

多数变速器同时使用—种以上的执行机构，有些同时使用三种。

典型的两排组合行星齿轮机构一般有三种型式。

一种是两排行星齿轮机构共用一个太阳轮的辛普森式行星齿轮机构；第二种是拉维挪式行星齿轮机构，它有两个太阳轮，两排行星齿轮而共用一个齿圈；第三种是CR—CR型式（交叉型式）。

⑴辛普森（Simpson）行星齿轮机构

该轮系是美国福特公司工程师辛普森（H.W.Simpson）设计发明的，图3所示，辛普森齿轮机构是由共用一个太阳轮的两组行星齿轮、两个齿圈和两个行星架组成的。

其特点是由两个完全相同齿轮参数的行星排组成，齿轮种类少、加工量小、工艺件好、成本低。

它是应用最为广泛的一种复合式行星齿轮机构，可以提供三个前进档。

辛普森行星齿轮变速器，有四个中心元件：

1前后太阳轮组件、2前排齿圈、3前排行星架后齿圈组件、4后排行星架。

换挡执行元件有离合器C1、C2，制动器B1、B2，单向离合器F1。

前排行星架后齿圈组件为动力输出元件。

前后齿轮排参数相同，齿圈齿数为60、太阳轮齿数为27。

齿数比α＝60／27＝2.22。

图3三档辛普森式变速器

表3三档辛普森式变速器换挡执行元件工作表

前行星排：

n1+αn2－（1+α）n3＝0

（1）

后行星排：

n1+αn3－（1+α）n4＝0

（2）

分析其各档传动路线并计算传动比

换挡执行元件的作用：

离合器C1—选择太阳轮组件为动力输入、C2—选择前排齿圈为动力输入，制动器B1—固定太阳轮组件、B2—固定后排行星架，单向离合器F1—单向固定后排行星架。

倒挡：

C1工作，太阳轮n1为主动轮；B2工作，固定后排行星架n4。

传动路线为：

输入n1后排行星轮（通过固定后排行星架n4）后排齿圈n3输出

设n4＝0，由式

（2）i13＝n1/n3＝－α1＝－2.22

1挡：

C2工作，选择前排齿圈n2为动力输入；单向离合器F1工作，单向固定后排行星架n4。

传动路线为双路：

输入前排齿圈n2前排行星轮前排行星架n3输出

输入前排齿圈n2前排行星轮前后排太阳轮组件n1后排行星轮（通过固定后排行星架n4）后排齿圈n3输出

设n4＝0，由式

（1）、

（2）

前排：

n1+αn2－（1+α）n3＝0

后排：

n1+αn3＝0

i23＝n2/n3＝（1+2α）/α＝2.45

2挡：

C2工作，选择前排齿圈n2为动力输入；制动器B1工作，固定太阳轮组件n1。

传动路线为：

输入前排齿圈n2前排行星轮前排行星架n3（通过固定太阳轮n1）输出

设n1＝0，由式

（1）i23＝n2/n3＝（1+α）/α＝1.45

3挡：

C1、C2工作，前后排太阳轮组件n1和前排齿圈n2同步作为输入转动，传动路线为：

输入前后排太阳轮组件n1和前排齿圈n2同步前排行星架n3输出

设n1＝n2，由式

（1）n2＝n1＝n3直接挡i13＝1

⑵拉维挪（Ravigneanx）行星齿轮机构

拉维挪（Ravigneanx）行星齿轮机构是由一个单行星排与一个双行星排组合而成的复合行星机构，如图4所示，共用一个行星架、长行星轮和齿圈，有四个独立元件，其特点是：

构成元件少、转速低、结构紧凑、轴向尺寸短、传动比变化范围大。

图4四档拉维挪式变速器

表4四档拉维挪式变速器换挡执行元件工作表

拉维挪机构的四个中心元件：

1大太阳轮、2共用齿圈、3共用行星架、4小太阳轮。

换挡执行元件有离合器C1、C2、C3，制动器B1、B2，单向离合器F1。

其作用：

离合器C1—选择小太阳轮n4为动力输入、C2—选择大太阳轮n1为动力输入、C3—选择共用行星架n3为动力输入，制动器B1—固定大太阳轮、B2—固定共用行星架，单向离合器F1—单向固定共用行星架。

共用齿圈n2为动力输出元件。

齿数比α1＝2.11、α1＝2.71。

前行星排：

n1+α1n2－（1+α1）n3＝0

（1）

后行星排：

n4－α2n2－（1－α2）n3＝0

（2）

以下分析其各档转动路线并计算传动比

倒档：

C2工作，大太阳轮n1为主动轮；B2工作，固定共用行星架n3。

传动路线为：

输入n1共用长行星轮（通过固定共用行星架n3）共用齿圈n2输出

设n3＝0，由式

（1）i12＝n1/n2＝－α1＝－2.11；

1挡：

C1工作，选择小太阳轮n4为主动轮；F1工作，单向固定共用行星架n4。

传动路线为：

输入小太阳轮n4后排短行星轮和长行星轮（通过固定共用行星架n3）共用齿圈n2输出

设n3＝0，由式

（2）n4－α2n2＝0得：

i42＝n4/n2＝α2＝2.71

2挡：

C1工作，选择小太阳轮n4为主动轮；制动器B1工作，固定大太阳轮n1。

传动路线为：

输入小太阳轮n4后排短行星轮长行星轮（通过固定太阳轮n1）共用齿圈n2输出

设n1＝0，由式

（1）、

（2）得：

（1+α1）n4＝（1－α2）α1n2+α2（1+α1）n2＝（α1+α2）n2

传动比i42＝n4/n2＝（α1+α2）/（1+α1）＝1.55

3挡：

C1、C2工作，前后排太阳轮n1和n4同步作为输入转动，传动路线为：

输入前后太阳轮n1和n4同步共用齿圈n2输出

设n1＝n4，由式由式

（1）、

（2）得：

n1＝n2＝n3＝n4直接挡传动比i12＝1

4挡：

C3工作，共用行星架n3为主动轮；制动器B1工作，固定大太阳轮n1。

传动路线为：

输入共用行星架n3长行星轮（通过固定太阳轮n1）共用齿圈n2输出

设n1＝0，由式

（1）i32＝n3/n2＝α1/（1+α1）＝0.68

⑶双排交叉型式（CR—CR型）

CR—CR型结构是指将两组单行星排的行星架和齿圈分别联结的变速器（图5所示），其特点是变速比大、效率高、元件轴转速低。

福特公司与通用公司4T60E应用较多。

通用4T60E自动变速器的其动力传递原理和换挡执行元件工作情况如图5所示。

图5通用4T60E自动变速器

表5通用4T60E四档自动变速器换挡执行元件工作表

4T60E型变速器的行星齿轮机构有四独立元件组成：

1前排太阳轮、2前排齿圈与后排行星架组件、3前排行星架与后排齿圈组件、4后排太阳轮。

元件2始终为动力输出元件。

则其传动转速特性公式为

前行星排：

n1+α1n2－（1+α1）n3＝0

（1）

后行星排：

n4+α2n3－（1+α2）n2＝0

（2）

已知α1＝2.385、α2＝1.762

分析其各档转动路线并计算传动比

倒档：

C3工作，前排太阳轮n1为主动轮，固定前排行星架与后排齿圈组件n3，传动路线为：

输入n1前排行星轮n2输出

设n3＝0，由式

（1）i12＝n1/n2＝－α1＝－2.385；

1挡：

C3工作，前排太阳轮n1为主动轮，固定后排太阳轮n4，传动路线为：

输入n1后排行星轮和n3反作用n2输出

设n4＝0，由式

（1）、

（2）i12＝n1/n2＝（1+α1+α2）/α2＝2.9211；

2挡：

C1工作，前排行星架与后排齿圈组件n3为主动轮，固定后排太阳轮n4，其传动路线为：

输入前排行星架与后排齿圈组件n3n2输出

设n4＝0，由式

（2）i32＝n3/n2＝（1+α2）/α2＝1.568；

3挡：

C1、C2工作，前排太阳轮n1和前排行星架与后排齿圈组件n3同步作为输入转动，传动路线为：

输入n3、n1n2输出

设n1＝n3，由式

（1）n2＝n1＝n3直接挡i12＝1；

4挡：

C1工作，前排行星架与后排齿圈组件n3为主动轮，固定前排太阳轮n1，传动路线为：

输入n3n2输出

设n1＝0，由式

（1）i32＝n3/n2＝α1/（1+α1）＝0.7046

3典型自动变速器的传动系统

在汽车经济性和动力性更高水平的要求下，自动变速器也发展到了高挡数的阶段，目前市场中广泛应用5速和6速自动变速器。

⑴奔驰722.6系列5速自动变速器

722.6自动变速器是电子控制5前进挡2倒挡轿车用自动变速器，用于奔驰多款轿车。

该自动变速器行星齿轮机构由三排单级行星齿轮机构组成，分别称为前行星齿轮机构、中间行星齿轮机构及后行星齿轮机构。

行星齿轮机构与换挡执行元件示意图如图6所示。

由图可知，前行星架与后齿圈为一体；后行星架与中间齿圈为一体；中间行星架是动力输出端。

换挡执行元件包括三个离合器K1、K2、K3和三个制动器B1、B2、B3及二个单向离合器F1、F2，不同挡位时各换挡执行元件的状态见表6。

图6奔驰722.6系列5速变速器机构简图

表6奔驰722.6系列5速变速器换挡执行元件工作表

各换挡执行元件的作用：

离合器

K1—联接前行星架和前太阳轮

K2—选择输入中间齿圈和后行星架组件

K3—联接中间太阳轮和后太阳轮

制动器

B1—固定前太阳轮

B2—固定中间太阳轮

B3—固定中间齿圈和后行星架组件

单向离合器

F1—逆时针固定前太阳轮

F2—相对中间太阳轮逆时针固定后太阳轮

在分析变速器的传动是可以将其分为两级传动，第一级是前行星齿轮机构，第二级是中间行星齿轮机构和后行星齿轮机构组成的双排机构。

第一级的传动有四种情形：

①输入轴驱动前齿圈顺时针旋转，前太阳轮有逆时针旋转的趋势，单向离合器F1锁止或制动器B1工作，固定前太阳轮，则前行星架以第一级传动比（减速）将动力传递给后齿圈。

②双路传动：

一路和前一种传动情形相同，减速传动给后齿圈；第二路K2工作，增加输入轴直接驱动中间齿圈。

③离合器K1工作，联接前太阳轮和前行星架，机构同步输出，传动比为1将动力传递给后齿圈。

④双路传动：

一路和前一种传动情形相同，机构同步以传动比为1将动力传递给后齿圈；第二路K2工作，增加输入轴直接驱动中间齿圈。

α1=1.6373，α2=2.4622，α3=1.7939。

第一级变速机构的一级传动比（减速）可由公式

（1）得：

nS+α1nR－（1+α1）nPC＝0

（1）

nS＝0

iI＝nR/nPC＝（1+α1）/α1=1.6108

各挡传动路线分析和传动比计算：

第二级机构的特性方程为

n1+α2n2－（1+α2）n3＝0

（2）

n4+α3n5－（1+α3）n2＝0（3）

第二级换挡约束有K3—联接中间太阳轮和后太阳轮（n1＝n4）、B2—固定中间太阳轮（n1＝0）、B3—固定中间齿圈和后行星架组件（n2＝0）

R1挡动力传递路线：

B1、K3、B3工作，第一级减速单路动力输入第二级。

传动比i＝iIiII＝iIn5/n3

R2挡动力传递路线：

K1、K3、B3工作

1挡动力传递路线：

K3、B1、B2工作

2挡动力传递路线：

K1、K3、B2工作

3挡动力传递路线：

K1、K2、B2工作

4挡动力传递路线：

K1、K2、K3工作

5挡动力传递路线：

K2、K3、B1工作

⑵ZF6速6HP-19A自动变速器

图7ZF6速6HP-19A自动变速器机构简图

表7ZF6速6HP-19A自动变速器换挡执行元件工作表

4奔驰7G-TRONIC型7速自动变速器的传动系统

4.17G-TRONIC行星齿轮传动系统的结构和传动原理

已经应用于奔驰车型的7G-TRONIC7速自动变速器的传动方案如图所示。

图27G-TRONIC7速自动变速器的传动方案

、

表27G-TRONIC7速自动变速器的传动表

7G-TRONIC变速机构分为两级行星齿轮机构，第一级为拉维娜变型行星齿轮机构，双行星轮齿轮排和单行星轮齿轮排的组合，第一级有四个独立元件：

共用太阳轮、大齿圈、共用行星架、小齿圈。

液力变矩器的动力输入到第一级的小齿圈，共用行星架和第二级中间排齿圈联结为第一级输出并为第二级输入。

第二级为约束型辛普森行星齿轮机构，有五个中心元件：

中间排太阳轮、中间排齿圈、齿圈行星架组件、末端太阳轮、末端行星架。

在离合器K3工作时，前后太阳轮结合，即形成典型辛普森行星齿轮机构。

本级末端行星架为动力输出元件。

一、二级机构组合为四自由度机构，由换挡执行元件离合器和制动器控制各个档位的传动。

换挡执行元件有离合器K1、K2、K3，制动器B1、B2、B3、BR。

元件K1、B1、B3是实现第一级到第二级的动力传动比的选择控制，并直接通过中间齿圈输入第二级机构。

元件K2时实现对第二级的双路动力输入，同时，也对第二级机构的自由度产生影响，K2工作时第二级自由度为2，不工作自由度为3。

元件B2、BR、K3控制第二级的动力传动比。

机构为四自由度机构，所以每一档位要有三元件工作才能实现确定的传动。

由工作表可知，约束情况有两种：

⑴离合器K2不工作，第一级到第二级动力传动直接通过中间齿圈输入第二级，成串联组合机构，也即一路动力联接。

第一级由元件K1、B1、B3形成三种传动比输出，第二级离合器K3工作，前后太阳轮结合，形成辛普森机构，元件B2、BR形成两种传动比输出，共组合出R1、R2、1、2、3挡位。

⑵离合器K2工作，第一级到第二级动力传动增加一路由齿圈行星架组件输入，成并联组合机构，也即两路动力联接。

第一级同样由元件K1、B1、B3形成三种传动比输出，第二级分别由K3和B2选择传动比，组合出4、5、6、7挡位。

以下是各挡具体的传动路线。

1挡：

该挡位是一路动力传动路线：

动力输入第1级小齿圈第1级行星轮（制动大齿圈）第1级行星架（减速）第2级中间齿圈第2级齿圈行星架组件（联结和制动太阳轮）第2级末端行星架动力输出

2挡：

该挡位是一路动力传动路线：

动力输入第1级小齿圈第1级行星轮（制动共用太阳轮）第1级行星架（减速）第2级中间齿圈第2级齿圈行星架组件（联结和制动太阳轮）第2级末端行星架动力输出

3挡：

该挡位是一路动力传动路线：

动力输入第1级小齿圈第1级同步机构（联结共用太阳轮和大齿圈）第1级行星架（直接）第2级中间齿圈第2级齿圈行星架组件（联结和制动太阳轮）第2级末端行星架动力输出

4挡：

该挡位是双动力传动路线：

动力输入离合器K2（直接）第2级齿圈行星架组件（制动末端太阳轮）第2级末端行星架动力输出

动力输入第1级小齿圈第1级同步机构（联结共用太阳轮和大齿圈）第1级行星架（直接）第2级中间齿圈第2级齿圈行星架组件（制动末端太阳轮）第2级末端行星架动力输出

5挡：

该挡位是双动力