具体实施方式

现在将详细参考本发明的各种实施方案，这些实施方案的示例在附图中示出并描述如下。尽管将结合本发明的示例性实施方案来描述本发明，但是将理解，本说明书并非旨在将本发明限制为那些示例性实施方案。另一方面，本发明旨在不但覆盖本发明的示例性实施方案，而且还覆盖可以被包括在由所附权利要求所限定的本发明的精神和范围之内的各种替代形式、修改形式、等价形式及其它实施方案。

参考图1，根据本发明示例性实施方案的用于车辆的混合式动力传动系的示例性实施方案包括：第一输入轴IN1、第二输入轴IN2、电机输入轴MI、第一输出轴OUT1和第二输出轴OUT2、中央同步单元CS、多对外接齿轮以及可变传动机构；第一输入轴IN1通过第一离合器CL1连接到发动机E；第二输入轴IN2通过第二离合器CL2连接到发动机E并且安装为与第一输入轴IN1同轴；电机输入轴MI安装为与第一输入轴IN1同轴，并且电机M连接到电机输入轴MI；第一输出轴OUT1和第二输出轴OUT2安装为平行于第一输入轴IN1和第二输入轴IN2；中央同步单元CS配置为中断第一输入轴IN1与电机输入轴MI的连接；多对外接齿轮安装在电机输入轴MI与第一输出轴OUT1之间、第一输入轴IN1与第一输出轴OUT1之间、第一输入轴IN1与第二输出轴OUT2之间、第二输入轴IN2与第一输出轴OUT1之间以及第二输入轴IN2与第二输出轴OUT2之间，并且配置为形成用于车辆行驶的一系列传动比；可变传动机构配置为通过利用中央同步单元CS来连续地改变电机输入轴MI的动力并且将改变后的动力传递至第一输出轴OUT1。

也就是说，在本发明的示例性实施方案中，车辆配置为通过从发动机E或电机M传递的动力而利用多对外接齿轮实现第一挡位至第六挡位的一系列传动比。

第一离合器CL1和第二离合器CL2包括形成在一个离合器壳体中的双离合器DCL，第二输入轴IN2是围绕第一输入轴IN1的中空轴，第一输出轴OUT1设置有第一输出齿轮OG1，第二输出轴OUT2设置有第二输出齿轮OG2，并且第一输出齿轮OG1和第二输出齿轮OG2共同与差速器DF的齿圈RG啮合。

也就是说，根据本发明的动力传动系，当第一输入轴IN1和第二输入轴IN2将通过双离合器DCL的第一离合器CL1和第二离合器CL2接收的发动机E的动力传递到第一输出轴OUT1和第二输出轴OUT2时，可以实现第三挡位至第六挡位，当第一输入轴IN1连接到电机输入轴MI并且传递到电机输入轴MI的发动机动力传递到第一输出轴OUT1时，可以实现第一挡位和第二挡位，如上所述实现的挡位的动力可以通过差速器DF提取，并且在换挡操作期间，可以通过将在下面描述的换挡来进行平滑的换挡而没有任何扭矩中断。

此外，因为电机M不通过发动机离合器安装于发动机E中并且因此不安装发动机离合器，所以可以降低车辆的制造成本并减轻重量，因为可以独立于发动机来单独控制电机，所以电机M的控制自由度可以变得更高，并且由于在EV模式下或再生制动期间，可以通过相对较短的动力传递路径来使动力在电机M与驱动轮之间进行传递，因此动力传递效率可以变得更高。

可变传动机构包括：可变驱动齿轮VD、可变从动齿轮VP以及伺服离合器SC；可变驱动齿轮VD可旋转地安装于电机输入轴MI；可变从动齿轮VP安装于第一输出轴OUT1，以与可变驱动齿轮VD啮合；伺服离合器SC配置为通过中央同步单元CS的操作来连续地改变电机输入轴MI与可变驱动齿轮VD之间的摩擦力。

伺服离合器SC为锥形摩擦离合器类型，并且伺服离合器SC的锥形表面CN与可变驱动齿轮VD一体地形成。

当然，可以用作伺服离合器SC的不仅是锥形摩擦离合器，而且有诸如普通平面盘式摩擦离合器的各种摩擦离合器。

中央同步单元包括中央毂部CHB和中央套筒CSB，中央毂部CHB安装于电机输入轴MI；中央套筒CSB配置为沿着其轴向方向而在中央毂部CHB上滑动；并且中央同步单元设置有同步器，当中央套筒CSB移动到其一个轴向侧时，同步器通过同步器的同步而连接到第一输入轴IN1，并且当中央套筒CSB移动到其相反的轴向侧时，中央套筒CSB挤压可变驱动齿轮VD的锥形表面CN。

这里，“轴向方向”表示电机输入轴MI的纵向方向。

参考图1，如中央同步单元CS的左侧所示，安装有第三驱动齿轮DG3，同时其旋转由第一输入轴IN1约束，并且在第三驱动齿轮DG3上一体地设置有可以与中央同步单元CS的中央套筒CSB啮合的离合器齿轮3_CG。

同步器环设置在第三驱动齿轮DG3的离合器齿轮3_CG与中央套筒CSB之间，并且，通过同步啮合式同步器的同步，中央套筒CSB与第三驱动齿轮DG3的离合器齿轮3_CG啮合。

作为参考，可以利用与传统的普通同步啮合式同步器相同类型的同步器环，并且在图1中省略其图示。

同时，伺服离合器SC设置在中央同步单元CS的右侧，中央同步单元CS的中央套筒CSB可以配置为将锥形摩擦环附接到可变驱动齿轮VD的锥形表面CN，另一个锥形表面可以形成在中央套筒CSB的右内侧，使得中央套筒CSB的锥形表面可以直接附接到可变驱动齿轮VD的锥形表面CN。

此外，通过设置操作力增大机构，可以减小驱动中央套筒CSB的致动器的容量并且可以充分确保伺服离合器SC的摩擦力，操作力增大机构通过增大中央套筒CSB与摩擦环之间的中央套筒CSB的轴向操作力而使摩擦环附接到可变驱动齿轮VD的锥形表面CN。

电机输入轴MI与第一输出轴OUT1之间的一对外接齿轮分别用于第一换挡比和第二换挡比，第一输入轴IN1与第一输出轴OUT1之间的一对外接齿轮用于第四换挡比，第一输入轴IN1与第二输出轴OUT2之间的一对外接齿轮用于第六换挡比，其中，第二输入轴IN2与第一输出轴OUT1之间的一对外接齿轮用于第五换挡比，第二输入轴IN2与第二输出轴OUT2之间的一对外接齿轮用于第三换挡比。

也就是说，用于第一换挡比的第一驱动齿轮DG1以及用于第二换挡比的第二驱动齿轮DG2安装于电机输入轴MI，与第一驱动齿轮DG1啮合的第一从动齿轮P1以及与第二驱动齿轮DG2啮合的第二从动齿轮P2安装于第一输出轴OUT1，共同用于第四换挡比和第六换挡比的第三驱动齿轮DG3安装于第一输入轴IN1，共同用于第三换挡比和第五换挡比的第四驱动齿轮DG4安装于第二输入轴IN2，与第三驱动齿轮DG3啮合的第四从动齿轮P4以及与第四驱动齿轮DG4啮合的第五从动齿轮P5安装于第一输出轴OUT1，与第三驱动齿轮DG3啮合的第六从动齿轮P6以及与第四驱动齿轮DG4啮合的第三从动齿轮P3安装于第二输出轴OUT2。

第一驱动齿轮DG1和第二驱动齿轮DG2在电机输入轴MI上安装为使得其旋转受到约束，第三驱动齿轮DG3在第一输入轴IN1上安装为使得其旋转受到约束，第四驱动齿轮DG4在第二输入轴IN2上安装为使得其旋转受到约束，配置为选择性地约束第一从动齿轮P1和第二从动齿轮P2的旋转的第一和第二同步器1&2S以及配置为选择性地约束第四从动齿轮P4和第五从动齿轮P5的旋转的第四和第五同步器4&5S设置于第一输出轴，并且配置为选择性地约束第三从动齿轮P3和第六从动齿轮P6的旋转的第三和第六同步器3&6S设置于第二输出轴OUT2。

这里，第三和第六同步器3&6S以及第四和第五同步器4&5S在毂部的相对两侧上分别设置有同步器环，因此，当套筒与位于毂部的相对两侧的齿轮啮合时，它们可以通过同步而相互平滑地啮合。

配置为通过利用同步器环执行同步的同步器设置在第一和第二同步器1&2S与第一从动齿轮P1之间，牙嵌离合器设置在第一和第二同步器1&2S与第二从动齿轮P2之间，在所述牙嵌离合器中，第一和第二同步器1&2S的套筒1&2_SB与第二从动齿轮的离合器齿轮直接啮合。

也就是说，第一和第二同步器1&2S在靠近第一从动齿轮P1的一侧设置有同步器，但是在靠近第二从动齿轮P2的一侧设置有牙嵌离合器，所述牙嵌离合器不包括同步器环。

此外，如图8所示，相互啮合的第一和第二同步器1&2S的套筒1&2_SB和第二从动齿轮P2的离合器齿轮2_CG的相对的表面可以具有垂直于其轴向方向的平面形状。

第一和第二同步器1&2S的套筒1&2_SB和第二从动齿轮P2的离合器齿轮2_CG的相对的表面具有垂直于其轴向方向的平面形状意味着：如图8的右侧所示，第二从动齿轮P2的离合器齿轮2_CG与套筒1&2_SB的套筒齿轮SG的面向离合器齿轮2_CG的端部形成面向彼此的平面形状(X，Y)。

图8是围绕中心线而沿着毂部1&2_HB的周向方向截取的截面图，在所述中心线处，第一和第二同步器1&2S的毂部1&2_HB和套筒1&2_SB相互花键联接，并且在图8的中间部分示出了毂部1&2_HB和套筒1&2_SB的套筒齿轮SG交替地安装，在图8的右侧示出了第二从动齿轮P2的离合器齿轮2_CG，并且在图8的左侧示出了第一从动齿轮P1的离合器齿轮1_CG和同步器环SR。

如上所述，如图所示，同步器环SR安装在第一从动齿轮P1与毂部1&2_HB之间，第一从动齿轮P1的离合器齿轮1_CG具有如在传统的普通同步啮合式换挡机构中那样朝向套筒齿轮SG轴向倾斜的倒角，并且在套筒齿轮SG中也设置有轴向安装的倒角。

因此，当通过使套筒1&2_SB从对应于毂部1&2_HB的中央部分的空挡状态朝向第一从动齿轮P1滑动而进行换挡时，以与传统已知技术相同的方式进行换挡。

同时，执行使套筒1&2_SB与第二从动齿轮P2啮合的换挡操作的过程与传统技术不同。

首先，在套筒1&2_SB与第二从动齿轮P2接触之前，通过联接伺服离合器SC来执行同步操作。也就是说，因为没有像传统技术中那样设置单独的同步器环，所以不通过同步器环进行同步，但是可变驱动齿轮VD与可变从动齿轮VP的传动比(如将在下文进行描述)略小于第二驱动齿轮DG2与第二从动齿轮P2的传动比，因此，在伺服离合器SC联接时产生了用于同步的时间，并且此后也几乎不会出现相对转速的差异。

当实现了同步时，通过将套筒1&2_SB朝向第二从动齿轮P2推动来实现换挡，然后，套筒齿轮SG和第二从动齿轮P2的离合器齿轮2_CG彼此相遇的情况对应于图9的下侧所示的两种情况。

也就是说，两种情况对应于左边的情况和右边的情况，在左边的情况中，套筒齿轮SG与离合器齿轮2_CG彼此相遇，同时精确地相互交错，以立即相互啮合而不会相互阻挡，从而完成换挡操作，在右边的情况中，平面形状彼此相遇并且相互碰撞。

如图所示，当套筒齿轮SG的平面形状与离合器齿轮2_CG的平面形状彼此相遇并且相互碰撞时，由于如下所述的传动比之间的微小差异，套筒齿轮SG的RPM稍大于离合器齿轮2_CG的RPM，因此，套筒齿轮SG和离合器齿轮2_CG在精确地相互交错的同时相遇，以随着预定时间段的流逝而彼此精确地啮合。

作为参考，为了简单地比较离合器齿轮2_CG的RPM与套筒齿轮SG的RPM，图9通过将离合器齿轮2_CG的RPMω表示为0RPM并且将套筒齿轮SG的RPMω表示为2RPM来示出离合器齿轮2_CG和套筒齿轮SG的相对转速之间的差异。

同时，图9的上侧示出了以传统的普通结构执行换挡操作的三种不同情况，其中，套筒齿轮SG和离合器齿轮2_CG的相对的表面不具有垂直于其轴向方向的平面形状，并且套筒齿轮SG和离合器齿轮2_CG中的每一个具有如在传统的普通同步啮合式换挡机构中那样相对于轴向方向倾斜的倒角。

情况1对应于不接触的情形，并且当按压套筒齿轮SG以与离合器齿轮2_CG啮合时，套筒齿轮SG和离合器齿轮2_CG在精确地相互交错的同时相遇，因此，套筒齿轮SG与离合器齿轮2_CG直接啮合，同时套筒齿轮SG和离合器齿轮2_CG的倒角不相互碰撞，从而完成换挡操作。

情况2对应于向前接触的情形，尽管套筒齿轮SG的倒角在与离合器齿轮2_CG的倒角相遇的同时与离合器齿轮2_CG的倒角接触，但是当两个倒角彼此相遇时所限定的倾角将套筒齿轮SG朝向离合器齿轮2_CG进行按压时，引导套筒齿轮SG的方向分量与套筒齿轮SG的旋转方向一致并且套筒齿轮SG可以容易地插入离合器齿轮2_CG，因此随着时间的流逝完成换挡操作而不会引起任何问题。

然而，情况3对应于反向接触的情形，并且套筒齿轮SG与离合器齿轮2_CG的两个倒角彼此相遇时所限定的倾角与情况2相反，因此，当两个倒角彼此相遇时所限定的倾角将套筒齿轮SG朝向离合器齿轮2_CG进行按压时，引导套筒齿轮SG的方向分量与套筒齿轮SG的旋转方向相反，因此，即使随着时间的流逝也无法实现平滑地啮合。

在这种情况下，可以通过松开伺服离合器SC来使套筒齿轮SG与离合器齿轮2_CG相互联接，以减小套筒齿轮SG的相对旋转力，并且，如果这种状态频繁出现，则当套筒齿轮SG和离合器齿轮2_CG的两个倒角变形、损坏或磨损时，换挡的持久性变差。

在本发明的示例性实施方案中，为了解决当在如上所述的套筒齿轮SG和离合器齿轮2_CG的轴向方向上留下了倾斜的倒角时出现的上述问题，可以通过使套筒齿轮SG和离合器齿轮2_CG的相对的部分的形状为简单的平面形状来解决在两个倒角彼此相遇并相互碰撞时产生噪声、引起损坏和磨损的副作用，并且，尽管套筒齿轮SG和离合器齿轮2_CG相互接触而没有布置成精确地相互交错以使套筒齿轮SG与离合器齿轮2_CG自行恰当地相互啮合，但是即使预定时间段过去后，套筒齿轮SG与离合器齿轮2_CG也可以容易地相互啮合。

作为参考，如图9所示，在车辆的普通变速器中，当离合器齿轮2_CG的RPM与套筒齿轮SG的RPM之间的差值为大约2RPM时，即使套筒齿轮SG和离合器齿轮2_CG没有恰当地布置并且在彼此相遇的同时相互接触，也可以在大约0.2秒内完成换挡，这在换挡的迅速性方面并不是不足的。

可变驱动齿轮VD与可变从动齿轮VP的传动比小于第一驱动齿轮DG1与第一从动齿轮P1的传动比以及第二驱动齿轮DG2与第二从动齿轮P2的传动比。

也就是说，可变驱动齿轮VD与可变从动齿轮VP的传动比略小于第二驱动齿轮DG2与第二从动齿轮P2的传动比。

例如，如果第一驱动齿轮DG1与第一从动齿轮P1的传动比是3.5并且第二驱动齿轮DG2与第二从动齿轮P2的传动比是2.8，则可变驱动齿轮VD与可变从动齿轮VP的传动比设定为大约2.75。

当第一和第二同步器1&2S的套筒1&2_SB从它们与第一从动齿轮P1的离合器齿轮1_CG或第二从动齿轮P2的离合器齿轮2_CG啮合的状态松开到空挡状态时，上述设定使得能够容易地并且平滑地操作套筒1&2_SB。

当第一和第二同步器1&2S的套筒1&2_SB从它们与第一从动齿轮P1的离合器齿轮1_CG或第二从动齿轮P2的离合器齿轮2_CG啮合的状态松开时，如果联接伺服离合器SC以使扭矩通过可变驱动齿轮VD和可变从动齿轮VP传递，则会出现套筒的RPM变成第一从动齿轮P1的离合器齿轮1_CG的RPM或第二从动齿轮P2的离合器齿轮2_CG的RPM的时间点，因此，扭矩不会立即施加到套筒1&2_SB以及离合器齿轮1_CG和2_CG，从而套筒1&2_SB可以在空挡状态下平滑地抽出。

作为参考，通过使可变驱动齿轮VD与可变从动齿轮VP的传动比小于第一驱动齿轮DG1的第一从动齿轮P1与第二驱动齿轮DG2的第二从动齿轮P2的传动比而通过上述操作实现了套筒1&2_SB的平滑的操作，由此，在将电机M的动力连续地施加于电机输入轴MI的情况下，也能够进行平滑的换挡操作。

下文中，将参考图2A至图6C描述第一挡位至第六挡位的顺次的换挡过程。

图2A至图2F示出了第一挡位换挡到第二挡位的过程，图2A示出了发动机的动力通过第一离合器CL1传递到电机输入轴MI并且通过第一驱动齿轮DG1和第一从动齿轮P1换挡到第一挡位动力的状态，以在中央同步单元CS的套筒将第一输入轴IN1连接到电机输入轴MI并且第一和第二同步器1&2S将第一从动齿轮P1连接到第一输出轴OUT1的状态下提取到差速器DF。

如果产生了换挡到第二挡位的指令，那么在电机M被驱动并且电机M形成第一挡位动力之后，如图2C，通过松开第一离合器CL1并分离发动机并且将中央同步单元CS的中央套筒CSB朝向可变驱动齿轮VD移动来使伺服离合器SC产生摩擦力。

当第一和第二同步器1&2S的套筒1&2_SB的转速开始大于第一从动齿轮P1的转速时，如图2D，松开套筒1&2_SB，并且通过将套筒1&2_SB联接到第二从动齿轮P2的离合器齿轮2_CG而形成电机M的第二挡位驱动状态。

因此，即使套筒1&2_SB的套筒齿轮SG与第二从动齿轮P2的离合器齿轮2_CG不立即相互啮合(如上所述)，它们也会在伺服离合器SC的摩擦力进一步增大时立即自行相互啮合，并且在此过程中，因为来自电机M的动力通过可变驱动齿轮VD和可变从动齿轮VP连续地传递到第一输出轴OUT1，因此不会出现扭矩中断。

接下来，如图2E，如果在中央套筒CSB联接到第三驱动齿轮DG3的离合器齿轮3_CG并且第一输入轴IN1连接到电机输入轴MI之后，第一离合器CL1再次联接，则第二挡位驱动状态也通过发动机E的动力形成，并且如图2F，如果解除了电机M的驱动，则形成仅通过发动机E的第二挡位驱动状态。

图3A至图3C示出了第二挡位换挡到第三挡位的过程，如图3A，如果在第二挡位驱动状态下生成了从第二挡位驱动状态换挡到第三挡位的指令，则如图3B，在通过第三和第六同步器3&6S将第三从动齿轮P3连接到第二输出轴OUT2的状态下，通过第二离合器CL2联接的同时松开第一离合器CL1来完成向发动机E的第三挡位驱动状态的换挡(如图3C)。

图4A至图4C示出了第三挡位换挡到第四挡位的过程，如图4A，如果在第三挡位驱动状态下生成了换挡到第四挡位的指令，则如图4B，在通过第四和第五同步器4&5S将第四从动齿轮P4连接到第一输出轴OUT1的状态下，通过第一离合器CL1联接的同时松开第二离合器CL2来完成向发动机E的第四挡位驱动状态的换挡(如图4C)。

图5A至图5E示出了第四挡位换挡到第五挡位的过程，如图5A，如果生成了第四挡位驱动状态换挡到第五挡位的指令，则如图5B，通过驱动电机M，也通过第二驱动齿轮DG2和第二从动齿轮P2来使第四挡位动力传递到第一输出轴OUT1。

此后，如图5C，当通过松开第一离合器CL1而仅由电机M的驱动力来维持第四挡位驱动状态时，通过从第四从动齿轮P4松开第四和第五同步器4&5S来使第五从动齿轮P5连接到第一输出轴OUT1。

此后，如图5D，如果联接了第二离合器CL2，则通过发动机E的动力形成第五挡位驱动状态，并且如图5E，如果不连接电机M，则仅通过发动机E的动力实现第五挡位驱动状态。

在本发明的示例性实施方案中，在从第四挡位换挡到第五挡位期间，第四和第五同步器4&5S从第四从动齿轮P4松开，并且经由空挡状态，第五从动齿轮P5再次连接到第一输出轴OUT1，以上状态的过程导致来自发动机E的动力不传递到驱动轮并被中断的扭矩中断，但是，通过实现由电机M将动力连续地传递到第一输出轴OUT1的状态，可以确保没有扭矩中断的平滑的换挡感。

图6A至图6C示出了第五挡位换挡到第六挡位的过程，如图6A，如果在第五挡位驱动状态下生成了从第五挡位驱动状态换挡到第六挡位的指令，则如图6B，在第六从动齿轮P6通过第三和第六同步器3&6S连接到第二输出轴OUT2之后，通过第一离合器CL1联接的同时松开第二离合器CL2来形成如图6C的第六挡位驱动状态。

同时，图7A至图7D示出了电动车辆模式的第一EV挡位换挡到第二EV挡位的过程，图7A的状态是这样的状态：其中，第一和第二同步器1&2S的套筒1&2_SB与第一从动齿轮P1的离合器齿轮1_CG啮合，并且通过第一驱动齿轮DG1和第一从动齿轮P1将提供给电机输入轴MI的电机M的动力提取到差速器DF。

如果生成了第二EV挡位换挡的指令，则如图7B，电机M的动力也通过可变驱动齿轮VD和可变从动齿轮VP而开始传递到第一输出轴OUT1，同时中央同步单元CS的中央套筒CSB附接到可变驱动齿轮VD，以使伺服离合器SC产生摩擦力。

当第一和第二同步器1&2S的套筒1&2_SB的转速开始大于第一从动齿轮P1的转速时，套筒1&2_SB平滑地松开，并且如图7C，通过将套筒1&2_SB联接到第二从动齿轮P2的离合器齿轮2_CG而形成第二EV挡位驱动状态。

因此，即使套筒1&2_SB的套筒齿轮SG与第二从动齿轮P2的离合器齿轮2_CG不立即相互啮合(如上所述)，它们也会在伺服离合器SC的摩擦力进一步增大时立即自行相互啮合，并且在此过程中，因为来自电机M的动力通过可变驱动齿轮VD和可变从动齿轮VP连续地传递到第一输出轴OUT1，因此不会出现扭矩中断。

接下来，如果通过将中央同步单元CS的中央套筒CSB移动到空挡状态而松开了伺服离合器SC，则如图7D，在仅通过第二驱动齿轮DG2和第二从动齿轮P2将电机M的动力传递至第一输出轴OUT1时，形成第二EV挡位驱动状态。

可以通过使电机M反向旋转而将图7A至图7D的第一EV挡位和第二EV挡位分别操作至倒车挡位。

同时，显而易见的是，对于第一挡位至第六挡位的所有挡位，本发明的混合式动力传动系可以以混合动力模式实现，用于当一起驱动电机M时辅助发动机E的动力，其中，利用发动机E的动力通过第一输出轴OUT1或第二输出轴OUT2提取动力。

为了方便解释和精确限定所附权利要求，术语“上”、“下”、“内”、“外”、“上面”、“下面”、“向上”、“向下”、“前”、“背部”、“后”、“内”、“外”、“向内”、“向外”、“内部的”、“外部的”、“内侧”、“外侧”、“向前”、“向后”用于参考附图中所显示的这些特征的位置来描述示例性实施方案的特征。将进一步理解，术语“连接”或其派生词既表示直接连接又表示间接连接。

此外，术语“固定连接”表示固定连接的构件总是以相同的速度旋转。此外，术语“可选择性地连接”表示：当可选择性地连接的构件不相互接合时，可选择性地连接的构件分开旋转，当可选择性地连接的构件相互接合时，可选择性地连接的构件以相同的速度旋转，并且当可选择性地连接的构件的至少一个是静止构件而其余的可选择性地连接的构件接合到该静止构件时，这些可选择性地连接的构件是静止的。

前面对本发明具体示例性实施方案所呈现的描述是出于说明和描述的目的。前面的描述并不旨在成为穷举的，也并不旨在把本发明限制为所公开的精确形式，显然，根据上述教导，很多改变和变化都是可能的。选择示例性实施方案并进行描述是为了解释本发明的特定原理及其实际应用，以使得本领域的其它技术人员能够实现并利用本发明的各种示例性实施方案及其各种选择形式和修改形式。本发明的范围意在由所附权利要求书及其等价形式所限定。