本发明涉及机械变速传动技术领域，具体涉及一种六挡行星自动变速器。
背景技术：
传动系统是车辆的基本组成部分之一，用来传递发动机功率，且在直线行驶时能按要求改变车辆的速度和牵引力，传动系统还要实现车辆的倒车和停车等。变速器是传动系统中很重要的一部分。目前，主流的公路车辆用七档行星自动变速器一挡、二挡的速比间比较大，反映在输出转速上就是输出转速波动比较大，不能对低转速工况作更精细的调节，工作机在运行过程中容易产生换档冲击、工作不平稳等现象，即导致从一档升到二档或从二档降至一档时会存在极大的换挡顿挫，严重影响舒适性和燃油经济性。如美国ALLISON公司生产的HT750DRD液力变速器的行星齿轮传动机构的五个档位的速比为i1＝7.97、i2＝3.19、i3＝2.07、i4＝1.4、i5＝1，其中一档速比与二档速比相差较大，不利于一些需要经常在高转速和低转速之间切换的工作机的作业。
技术实现要素：
本发明旨在提供一种传动比均匀，性能优异，可满足重型轮式车辆的使用要求的六挡行星自动变速器，以解决现有技术中所存在的技术问题。
本发明是通过如下技术方案予以实现的：
一种六挡行星自动变速器，包括第一行星排、第二行星排、第三行星排和第四行星排四个行星排，所述第一行星排包括第一太阳轮、第一齿圈、第一行星架，所述第二行星排包括第二太阳轮、第二齿圈、第二行星架，所述第三行星排包括第三太阳轮、第三齿圈、第三行星架，所述第四行星排包括第四太阳轮、第四齿圈、第四行星架；
分别与输入轴和输出轴相连的输入构件和输出构件；
第一传动构件、第二传动构件、第三传动构件、第四传动构件和第五传动构件五个传动构件；
第一制动器、第二制动器、第三制动器和第四制动器四个制动器；
第一离合器和第二离合器两个离合器；
所述输入构件连接第一太阳轮、第一离合器的外毂和第二离合器的外毂；所述输出构件连接第四行星架和第三行星架；所述第一传动构件连接的第一齿圈和第一制动器的内毂；所述第二传动构件连接的第一行星架、第二齿圈和第二制动器的内毂；所述第三传动构件连接第二行星架、第三齿圈、第二离合器的内毂和第三制动器的内毂；所述第四传动构件连接第四齿圈和第四制动器的内毂；所述第五传动构件连接第二太阳轮、第三太阳轮、第四太阳轮和第一离合器的内毂。
所述第一行星排、第二行星排、第三行星排和第四行星排内的行星齿轮个数均为单星行星排。
所述第一行星排、第二行星排、第三行星排和第四行星排的k值均为1.5～3.5。
本发明的有益效果是：
与现有技术相比，本发明提供的六挡行星自动变速器，采用四个行星排、四个制动器和二个离合器的方案实现六个前进档和一个倒退挡；第三行星架与第四行星架连成一体的传动结构形式，使整机结构更紧凑的情况下可实现六个前进档和一个倒档的动力输出；四个行星排均为单星简单行星排，四个行星排的k值在1.5～3.5范围内，便于实现变速箱整体结构的紧凑性，减少了变速箱的体积和重量，进而实现轻量化；且具有传动比均匀、性能优异等优点。
附图说明
图1是本发明的结构示意图；
图中：1-输入构件，2-输出构件，3-第一传动构件，4-第二传动构件，5-第三传动构件，6-第四传动构件，7-第五传动构件，P1-第一行星排，P2-第二行星排，P3-第三行星排，P4-第四行星排，T1-第一太阳轮，T2-第二太阳轮，T3-第三太阳轮，T4-第四太阳轮，Q1-第一齿圈，Q2-第二齿圈，Q3-第三齿圈，Q4-第四齿圈，J1-第一行星架，J2-第二行星架，J3-第三行星架，J4-第四行星架，M1-第一制动器，M2-第二制动器，M3-第三制动器，M4-第四制动器，C1-第一离合器，C2-第二离合器。
具体实施方式
以下结合附图及实施例对本发明的技术方案作进一步说明，但所要求的保护范围并不局限于所述；
如图1所示，本发明提供的六挡行星自动变速器，包括第一行星排P1、第二行星排P2、第三行星排P3和第四行星排P4四个行星排，所述第一行星排P1包括第一太阳轮T1、第一齿圈Q1、第一行星架J1，所述第二行星排P2包括第二太阳轮T2、第二齿圈Q2、第二行星架J2，所述第三行星排P3包括第三太阳轮T3、第三齿圈Q3、第三行星架J3，所述第四行星排P4包括第四太阳轮T4、第四齿圈Q4、第四行星架J4；
分别与输入轴和输出轴相连的输入构件1和输出构件2；
第一传动构件3、第二传动构件4、第三传动构件5、第四传动构件6和第五传动构件7五个传动构件；
第一制动器Z1、第二制动器Z2、第三制动器Z3和第四制动器Z4四个制动器；
第一离合器C1和第二离合器C2两个离合器；
所述输入构件1连接第一太阳轮T1、第一离合器C1的外毂和第二离合器C2的外毂；所述输出构件2连接第四行星架J4和第三行星架J3；所述第一传动构件3连接的第一齿圈Q1和第一制动器M1的内毂；所述第二传动构件4连接的第一行星架J1、第二齿圈Q2和第二制动器M2的内毂；所述第三传动构件5连接第二行星架J2、第三齿圈Q3、第二离合器C2的内毂和第三制动器M3的内毂；所述第四传动构件6连接第四齿圈Q4和第四制动器M4的内毂；所述第五传动构件7连接第二太阳轮T2、第三太阳轮T3、第四太阳轮T4和第一离合器C1的内毂。
所述第一行星排P1、第二行星排P2、第三行星排P3和第四行星排P4内的行星齿轮个数均为单星行星排，能简化变速箱结构，减轻重量，实现轻量化要求。
所述第一行星排P1、第二行星排P2、第三行星排P3和第四行星排P4的k值均为1.5～3.5，便于实现变速箱整体结构的紧凑性，减少了变速箱的体积和重量，进而实现轻量化。
实施例：本方案的行星自动变速器适用于公路车辆。其中各行星排按顺序排列，各个行星排之间利用传动构件连接，输入轴与输入构件1相连，一般为液力变矩器的涡轮轴，用于将发动机的动力经液力变矩器传至变速器。输出轴与输出构件2连接，通过分动器或差速器将动力传至前、后桥或左、右驱动轮。该变速器相对于旋转中心是完全对称的，图1中省略了旋转中心的下半部分，以下描述时不再作说明。
第一行星排P1包括第一太阳轮T1、第一齿圈Q1和第一行星架J1三个旋转件，第一太阳轮T1与输入构件1连接以输入动力，可通过第一制动器M1制动，第一齿圈Q1以使第一行星架J1作为中间输出件将输入构件1的转速进行减速输出。
第二行星排P2包括第二太阳轮T2、第二齿圈Q2和第二行星架J2三个旋转件，可在减速档通过第二制动器M2第二制动齿圈Q2以使第二行星架J2作为中间输出件将第二太阳轮T2的转速进行减速输出。，或在增速档通过第三制动器M3制动第二行星架J2以使第二太阳轮T2作为中间输出件将第二齿圈Q2的转速在倒档时进行增速输出。
第三行星排P3包括第三太阳轮T3、第三齿圈Q3和第三行星架J3三个旋转件，可通过第三制动器M3制动第三齿圈Q3以使第三行星架J3作为输出件将第三太阳轮T3的转速进行减速输出，或将第三齿圈Q3和第三太阳轮T3的转速通过第四行星架J4作为中间输出件进行减速输出。
第四行星排P4包括第四太阳轮T4、第四齿圈Q4和第四行星架J4三个旋转件，可通过第四制动器M4制动第四齿圈Q4以使第四行星架J4作为输出件将第四太阳轮T4的转速进行减速输出。
第一制动器M1用于制动第一传动构件3，第二制动器M2用于制动第二传动构件4，第三制动器M3用于制动第三传动构件5，第四制动器M4用于制动第四传动构件6。第一离合器C1用于连接输入构件1和第五传动构件7，第二离合器C2用于连接输入构件1和第三传动构件5。制动器和离合器均为多片式摩擦操纵件，利用液压油驱动活塞进行加压。各档的操纵方案实现如表1所示：
表1：七档自动变速器实现方式及相应传动比、间比示意表
表中“о”表示操纵件结合。
下面参照图1和表1对本发明的实例进行详细说明，需说明的是，本文所述之传动比是指输入轴转速与输出轴转速之比，行星排k值是指行星排的齿圈齿数与太阳轮齿数之比。
当第一离合器C1和第四制动器M4结合时，第五传动构件7与作为输入轴的输入构件1整体旋转，第四传动构件6制动，实现一档“1st”。
当第一离合器C1和第三制动器M3结合时，第五传动构件7与作为输入轴的输入构件1整体旋转，第三传动构件5制动，实现比一档“1st”传动比小的二档“2nd”。
当第一离合器C1和第二制动器M2结合时，第五传动构件7与作为输入轴的输入构件1整体旋转，第二传动构件4制动，实现比二档“2nd”传动比小的三档“3rd”。
当第一离合器C1和第一制动器M1结合时，第五传动构件7与作为输入轴的输入构件1整体旋转，第一传动构件3制动，实现比三档“3rd”传动比小的四档“4th”。
当第一离合器C1和第二离合器C2结合时，第三传动构件5和第五传动构件7同时与作为输入轴的输入构件1整体旋转，实现比四档“4th”传动比小的五档“5th”。
当第二离合器C2和第一制动器M1结合时，第三传动构件5与作为输入轴的输入构件1整体旋转，第一传动构件3制动，实现比五档“5th”传动比小的六档“6th”。
当第一制动器M1和第三制动器M3结合时，第一传动构件3和第三传动构件5制动，实现倒档“R”。
各档传动比由四个行星排的k值决定。例如，k1≈1.712、k2≈1.983、k3≈2.236和k4≈3.5时，即可得到表1所示的各档传动比，相邻档位传动比的间比在1.5～3.5之间，获得了整体性能较优的传动比特性。
上述实施例仅为本发明的一个较佳实施例，并于用于限定本发明的保护范围，凡在本发明的技术方案基础上所做出的变形、修饰或等同替换等，均应落入本发明的保护范围。