CN114026352A - 具有转矩矢量叠加单元的变速器 - Google Patents

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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)和连接到第一行星齿轮组的第二行星齿轮组(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)，并且防止总和转矩的产生。第一行星齿轮组(P1)的至少一个元件(E31)旋转地固定到第二行星齿轮组的另一元件(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至少一个行星式齿轮装置(P3，P4)和两个换挡元件(B1，B2)。行星式齿轮装置(P3，P4)至少具有四个联接轴。至少第一联接轴旋转地固定到连接轴(3)。至少第二联接轴旋转地固定到第一行星齿轮组(P1)的第一输出轴(11)。两个换挡元件(B1，B2)被设计为将至少第三联接轴和第四联接轴固定到旋转固定的部件(GG)。

Description

具有转矩矢量叠加单元的变速器
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。
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DE 10 2018 112 880A1已知一种一体式差速器。
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。
叠加单元由速度比级(例如行星变速器)和可致动的摩擦型换挡元件组成。速度比级将输出轴之一连接到驱动元件(例如从WO 2007/035977 A2和WO 2006/089334 A1中已知的)或连接到相对的输出轴。速度比级的支撑件连接到摩擦型换挡元件。摩擦型换挡元件可以作为制动器相对于壳体被支撑，或者作为离合器相对于内部部件被支撑。驱动转矩在两个输出轴之间的有针对性的再分配是通过摩擦型换挡元件的受控致动来实现的。不利的是，TV变速器中摩擦型换挡元件的致动产生损失，这些损失对变速器的热平衡和车辆的效率这两者具有负面影响。
此外，在已知的TV变速器中，叠加单元是双重实现的。这是因为多片离合器或多片制动器的方向转矩需要叠加单元的双重实现，以便确保对称的TV功能，比如在两个方向上的转矩分配。
本发明的目的是提供一种变速器，特别是具有转矩矢量叠加单元的一体式差速器。本发明的另一目的是提供一种传动系。另一目的是提供一种车辆。
该目的通过权利要求1的特征来实现。此外该目的通过具有权利要求15的特征的传动系和具有权利要求16的特征的车辆来实现。优选的实施例从从属权利要求显现。
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，不能使用速度比的常见定义来指定变速器的速度比。
变速器的第一行星齿轮组和第二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，并且另一个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1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。在所述第一情况下，电动机器的转子在这种情况下可以直接联合旋转地连接到输入轴，或者通过一个或多个插入的速度比级联接到输入轴，其中，速度比级允许具有更高转速和更小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，也就是说：
Figure BDA0003423248890000051
在两个行星齿轮组被设计为负行星齿轮组的情况下(例如，根据图2或图3)，此计算规则的效果是，如果忽略传动损失，则输出转矩分别在两个输出轴之间均等分配。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，使用这种措辞是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。
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传动装置的形式。
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，
-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。
此变速器可以说是具有一个正行星齿轮组的第一构思。
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周转变速器和两个换挡元件。周转变速器具有至少四个联接轴。至少第一联接轴联合旋转地连接到连接轴。至少第二联接轴联合旋转地连接到第一行星齿轮组的第一输出轴。两个换挡元件被配置为将至少第三联接轴和第四联接轴固定到不可旋转的结构元件。
周转变速器应理解为带有四个联接轴的一个或多个行星齿轮组的布置。它同样适用于周转变速器的所有设计变型，这四个联接轴中的第一联接轴联合旋转地连接到连接轴，第二联接轴联合旋转地连接到第一行星齿轮组的第一输出轴，并且第三连接轴和第四连接轴可以通过相应的换挡元件固定到不可旋转的结构元件。
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。
静态传动比可以特别地被选择为使得第三联接轴沿第一方向旋转，并且使得第四联接轴沿相反方向旋转。第三联接轴和第四联接轴可以各自固定到不可旋转的结构元件，且因此通过两个换挡元件彼此独立地防止旋转。因此，有可能的是，根据换挡元件的致动，变速器的输出轴中的一个被制动，且同时相应的另一个输出轴处的转矩增加。
因此优选的是，如果
周转变速器的第一静态传动比使得至少第三联接轴处的转速具有第一符号；
周转变速器的第二静态传动比使得至少第四联接轴处的转速具有与第三联接轴相反的符号，
使得周转变速器的至少第三联接轴具有第一旋转方向，并且周转变速器的至少第四联接轴具有与第一旋转方向相反的第二旋转方向。
换挡元件优选地为离合器的形式、特别是制动器的形式。
静态传动比优选地被选择为使得当车辆直线向前行进时(也就是说，两个输出轴或车辆的车轮以相同的速度旋转)，第三联接轴和第四联接轴具有接近于零的转速，这样导致在相应的换挡元件中非常低的差动转速。然而，差动转速应该是非零的，以便允许甚至将转矩分配到更快旋转的车轮。
转矩矢量叠加单元在构造方面在技术上复杂性低，由此可以降低成本。此外，通过周转变速器与连接轴的连接，可以充分利用这种潜力。向连接轴施加力的潜力在于以下事实：由于不同旋转方向，行星齿轮组可以具有更简单的设计。
此外，转矩矢量叠加单元允许换挡元件中的低差动转速。
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。
优选的是带有转矩矢量叠加单元的变速器，在这种情况下，周转变速器以两个正行星齿轮组的形式提供。这两个正行星齿轮组相对于输出轴同轴地布置。联接轴中的一个联合旋转地连接到连接轴。另一联接轴联合旋转地连接到输出、特别是到第一输出轴。这两个行星齿轮组中的一个的第三联接轴和另一个的第四联接轴联合旋转地连接到两个换挡元件中的相应一个。这两个行星齿轮组通过另一联接轴彼此连接，并且它们特别地通过公共的行星齿轮架彼此连接。
在带有两个正行星齿轮组的变型的第一示例性实施例中，第一联接轴可以是行星架。第二联接轴特别地可以是公共的太阳齿轮。第三联接轴和第四联接轴均可以是环齿轮。在第二示例性实施例中，第一联接轴可以是公共的太阳齿轮。第二联接轴特别地可以是公共的行星架。第三联接轴和第四联接轴均可以是环齿轮。
还优选的是带有转矩矢量叠加单元的变速器，在这种情况下，周转变速器是阶式行星轮构造。阶式行星轮的优点是不需要两个独立的阶式行星轮，但是这些可以简化为三阶式行星轮。
根据需要，一个或多个速度比(例如行星齿轮组和/或直齿轮级的形式的速度比)可以附加地布置在转矩矢量叠加单元与换挡元件之间，以便增加速度比。因此，带有转矩矢量叠加单元的变速器是优选的，其中提供了变速器齿轮装置
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特别是至少一个行星变速器(P5、P6)或直齿轮变速器的形式的变速器齿轮装置，以用于将速度比应用至第三和第四联接轴(W3、W4)的转速。
.特别优选的是，第一变速器齿轮装置布置在第三联接轴与两个换挡元件中的一个之间，并且第二变速器齿轮装置布置在第四联接轴与两个换挡元件中的另一个之间。
如果变速器的输入轴连接到电动机器，如果转矩矢量叠加单元被径向地布置在电动机器的转子内，则是优选的。可替代地，如果转矩矢量叠加单元和电动机器的转子彼此轴向地间隔开，则是优选的。
下面列出了优选的实施例。
a)带有转矩矢量叠加单元的变速器，其中，周转变速器是第三行星齿轮组和第四行星齿轮组的形式，其中，
-第三行星齿轮组和第四行星齿轮组均被配置为正行星齿轮组，
-第三行星齿轮和第四行星齿轮组的太阳齿轮一起形成第二联接轴，
-第三行星齿轮组和第四行星齿轮组的行星架一起形成第一联接轴，
-第三行星齿轮组的环齿轮形成第三联接轴，并且可以通过两个换挡元件中的一个来固定，
-第四行星齿轮组的环齿轮形成第四联接轴、可以通过两个换挡元件中的另一个来固定(图20)。
b)带有转矩矢量叠加单元的变速器，其中，周转变速器是第三行星齿轮组和第四行星齿轮组的形式，其中，
-第三行星齿轮组和第四行星齿轮组被配置为正行星齿轮组，
-第三行星齿轮组和第四行星齿轮组的太阳齿轮一起形成第一联接轴，
-第三行星齿轮组和第四行星齿轮组的行星架一起形成第二联接轴，
-第三行星齿轮组的环齿轮形成第三联接轴，并且可以通过两个换挡元件中的一个来固定，
-第四行星齿轮组的环齿轮形成第四联接轴、可以通过两个换挡元件中的另一个来固定。(图21)
c)带有转矩矢量叠加单元的变速器，其中，周转变速器是带有三个级的阶式构造的正行星齿轮组的形式，其中，
-行星架形成第一联接轴，
-第一级的太阳齿轮形成第二联接轴，
-第二级的太阳齿轮形成第三联接轴，并且可以通过两个换挡元件中的一个来固定，
-第三级的太阳齿轮形成第四联接轴，并且可以通过两个换挡元件中的另一个来固定。(图22)
d)带有转矩矢量叠加单元的变速器，其中，周转变速器是带有三个级的阶式构造的正行星齿轮组的形式，其中，
-行星架形成第一联接轴，
-第一级的环齿轮形成第二联接轴，
-第二级的环齿轮形成第三联接轴，并且可以通过两个换挡元件中的一个来固定，
-第三级的环齿轮形成第四联接轴，并且可以通过两个换挡元件中的另一个来固定。(图23)
e)带有转矩矢量叠加单元的变速器，其中，周转变速器是带有三个级的阶式构造的正行星齿轮组的形式，其中，
-行星架形成第二联接轴，
-第一级的太阳齿轮形成第一联接轴，
-第二级的太阳齿轮形成第三联接轴，并且可以通过两个换挡元件中的一个来固定，
-第三级的太阳齿轮形成第四联接轴，并且可以通过两个换挡元件中的另一个来固定。(图24)
f)带有转矩矢量叠加单元的变速器，周转变速器是带有三级的阶式构造的正行星齿轮组的形式，其中，
-行星架形成第二联接轴，
-第一级的环齿轮形成第一联接轴，
-第二级的环齿轮形成第三联接轴，并且可以通过两个换挡元件中的一个来固定，
-第三级的环齿轮形成第四联接轴，并且可以通过两个换挡元件中的另一个来固定。(图25)
根据本发明的另外两个方面，提供了一种具有如上所述的变速器的传动系、以及一种具有如上所述的变速器的车辆。
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权利要求、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。
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1c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1c中的车辆中使用的变速器；以及
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27示出在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。
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。输出12将转矩传递给后车桥A。输出11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P33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P33。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P33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P33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。另外提及了与图10相关的说明。
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示出了根据图3的变速器G的优选实施例的截面图。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示出了本发明相对于现有技术(比如，DE 10 2011 079 975A1)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11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P1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(11)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(E22)被反转(正向)为第二输出(12)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(12)的转矩相加，以得到壳体支撑件转矩。这里，第二行星齿轮组P2仅传递传导到第二输出(12)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和现有技术的多级行星齿轮的第二级(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Man产生全部输出转矩，也就是说两个车轮的总和转矩。差速器将这个高力矩分成两个一半的车轮力矩Man1和Man2。
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表示第一行星齿轮组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至少一个周转变速器，在本情况下该至少一个周转变速器由两个正行星齿轮组P3、P4形成。此外它还包括两个换挡元件B1、B2，在本情况下这两个换挡元件被配置为制动器。
行星齿轮组P3、P4以本身已知的方式具有多个元件，这些元件在本情况下是太阳齿轮、行星架和环齿轮的形式。第三行星齿轮组P3经由中间轴W5联合旋转地连接到第四行星齿轮组P4，其中，中间轴W5是公共的行星架PT3的组成部分，该行星架形成第一联接轴W1。第一联接轴W1联合旋转地连接到连接轴3。因此，第一联接轴联合旋转地连接到第二行星齿轮组P2的太阳齿轮和第一行星齿轮组P1的环齿轮HO1。
两个行星齿轮组P3、P4具有共同的太阳齿轮SO3，该太阳齿轮在本情况下形成第二联接轴W2。第二联接轴W2联合旋转地连接到第一行星齿轮组P1的第一输出轴11。第三行星齿轮组的环齿轮HO3形成第三联接轴，并且可以通过第一换挡元件，也就是说在本情况下通过第一制动器B1固定到变速器G的不可旋转的结构元件。第四行星齿轮组P4的环齿轮HO4可以通过第二换挡元件固定到相同的不可旋转的结构元件，该第二换挡元件在本情况下是第二制动器B2的形式。
此外变速器G具有电动机器EM形式的驱动机器，该电动机器具有定子S和转子R。电动机器EM相对于输出轴11、12同轴地布置。转子R连接到驱动轴10。从图14中可以清楚地看出，第二行星齿轮组P2的换挡元件B1、B2和行星架PT2固定到与电动机器EM的定子S相同的不可旋转的结构元件。在本情况下，不可旋转的结构元件是变速器G的变速器壳体GG。转矩矢量叠加单元被径向地布置在电动机器EM的转子R内，使得可以最佳地利用可用的安装空间。
周转变速器P3、P4的静态传动比(也就是说，转矩矢量叠加单元的静态传动比)使得在本情况下第三驱动轴处的转速具有大于零的第一符号，并且在第四驱动轴处的转速具有小于零的第二符号。第三轴的符号与第四轴的符号相反。因此，第三行星齿轮组P3的第三驱动轴例如沿第一正方向旋转，而第四行星齿轮组P4的第四驱动轴W4沿相反的负方向旋转。根据制动器B1或B2的致动，两个输出轴中的一个可以被制动，且同时另一个输出轴处的转矩可以增加。当车辆直线向前行进时，也就是说两个输出轴以相同的速度旋转时，第三联接轴W3和第四联接轴W4具有接近零的转速。这样导致换挡元件B1和B2处的转速差非常低。
静态传动比i0的设计示例：
i0_P1＝-3.00、
i0_P2＝-1.33以及
Figure BDA0003423248890000271
将导致第三联接轴W3和第四联接轴W4处的转速为零。例如，两个正行星齿轮组P3、P4的静态传动比于是将例如是：
i0_P3＝+1.83以及
i0_P4＝+1.67。
也就是说，一个静态传动比稍微低于且一个静态传动比稍微高于静态传动比
Figure BDA0003423248890000272
在这种情况下，在存在相同输出转速的情况下，换挡元件将不具有不同的转速。
因此，两个轴W3、W4中的一个正向旋转，而另一个轴反向旋转。这种方法使得有可能使用转矩矢量单元来增加转矩，即使在更快旋转的车轮处亦如此。
图21示出转矩矢量单元的另一优选实施例。与根据图20的实施例相比，第一联接轴W1由两个行星齿轮组P3、P4的公共的太阳齿轮SO3形成。根据该实施例，第二联接轴W2由公共的行星架PT3形成，该行星架连接到第一行星齿轮组P1的第一行星架PT1。另外，根据图21的实施例相当于根据图20的实施例，使得参考了关于该图给出的描述。
静态传动比i0的设计示例：
i0_P1＝-3.00、
i0_P2＝-1.33以及
Figure BDA0003423248890000273
将导致第三联接轴W3和第四联接轴W4处的转速为零。例如，两个正行星齿轮组P3、P4的静态传动比于是将例如是：
I0_P3＝+2.41以及
I0_P4＝+2.25。
因此，两个轴W3、W4中的一个正向旋转，而另一个轴反向旋转。
图22示出转矩矢量单元的另一优选实施例。根据图22的实施例基本上对应于根据图20的实施例，不同之处在于：周转变速器在本情况下被设计为带有多个太阳齿轮连接的阶式行星轮。第一联接轴由行星架PT3形成，该行星架联合旋转地连接到连接轴3。
三个齿轮Z1、Z2、Z3联合旋转地连接到行星架PT3。每个齿轮形成相应的级或传动比级。第一齿轮Z1具有最大的直径并且形成第一传动比级GS。第二齿轮Z2具有比第一齿轮Z1小的直径，并且形成第二传动比级GS。第三齿轮Z3具有比第二齿轮级Z2小的直径，并且形成第三传动比级GS。第一齿轮Z1与第一太阳齿轮SO3-1啮合。该太阳齿轮SO3-1联合旋转地连接到行星架PT1，并且因此形成第二联接轴W2。第二级Z2与第二太阳齿轮SO3-2啮合，该第二太阳齿轮可以通过第一换挡元件B1固定。太阳齿轮SO3-2因此形成第三联接轴。第三级Z3与第三太阳齿轮SO3-3啮合，该第三太阳齿轮可以通过第二换挡元件B2固定。太阳齿轮SO3-3因此形成第四联接轴。
该实施例的具有阶式行星轮的特定优点在于：不需要两个单独的阶式行星轮，但是这些行星轮可以简化为三阶式行星轮，也就是说在本情况下是具有三个太阳齿轮连接的阶式行星轮构造的正行星齿轮组。
另外，根据图22的实施例对应于根据图20或21的实施例，使得参考了关于该图给出的描述。
静态传动比i0的设计示例：
i0_P1＝-3.00、
i0_P2＝-1.33以及
Figure BDA0003423248890000291
将导致第三联接轴W3和第四联接轴W4处的转速为零。
例如，两个正行星齿轮组P3、P4的静态传动比于是将例如是：
i0＝+1.83(SO3-1相对于SO3-3)，以及
i0＝+1.67(SO3-1相对于SO3-2)。
因此，两个轴W3、W4中的一个正向旋转，而另一个轴反向旋转。
图23示出转矩矢量叠加单元的另一优选实施例。该实施例基本上对应于根据图22的实施例，不同之处在于：现在提供了三个环齿轮连接而不是三个太阳齿轮连接。因此，提供了一种带有三个环齿轮连接的阶式行星轮构造的正行星齿轮组。结果，三个级的轴向顺序已经相对于根据图22的实施例颠倒。因此，第一齿轮Z1与第一环齿轮HO3-1啮合，该第一环齿轮联合旋转地连接到行星架PT1。第二联接轴因此在这种情况下由环齿轮HO3-1形成。第二齿轮Z2与第二环齿轮HO3-2啮合，该第二环齿轮可以通过第一换挡元件B1固定。环齿轮HO3-2相应地形成第三联接轴。第三齿轮Z3与环齿轮HO3-3啮合，该环齿轮可以通过第二换挡元件固定。第三环齿轮HO3-3因而形成第四联接轴W4。另外，根据图23的实施例对应于根据图22的实施例，使得参考了关于该图给出的描述。
静态传动比i0的设计示例：
i0_P1＝-3.00、
i0_P2＝-1.33以及
Figure BDA0003423248890000292
将导致第三联接轴W3和第四联接轴W4处的转速为零。
例如，两个正行星齿轮组P3、P4的静态传动比于是将例如是：
i0＝+1.83(HO3-1相对于HO3-2)，以及
i0＝+1.67(HO3-1相对于HO3-2)。
因此，两个轴W3、W4中的一个正向旋转，而另一个轴反向旋转。
图24示出另一优选实施例。这里，根据图24的实施例基本上对应于根据图21的实施例，不同之处在于：周转变速器被设计为带有三个太阳齿轮连接的阶式构造的正行星齿轮组。阶式行星轮的架联合旋转地连接到行星架PT1，并因此形成第二联接轴W2。阶式行星轮具有三个齿轮Z1、Z2、Z3，每个齿轮形成传动比级。第一齿轮具有最大的直径，并且与第一太阳齿轮SO3-1啮合，该第一太阳齿轮联合旋转地连接到连接轴3。太阳齿轮SO3-1因此形成第一联接轴W1。第二齿轮Z2与第二太阳齿轮SO3-2啮合，该第二太阳齿轮可以通过第一换挡元件B1固定。第三齿轮Z3(其直径小于第二齿轮Z2的直径)与第三太阳齿轮SO3-3啮合，该第三太阳齿轮可以通过第二换挡元件B2固定。齿轮Z2具有的直径比齿轮Z1的小。第二太阳齿轮SO3-2因而形成第三联接轴W3。第三太阳齿轮SO3-3形成第四联接轴W4。
静态传动比i0的设计示例：
i0_P1＝-3.00、
i0_P2＝-1.33以及
Figure BDA0003423248890000301
将导致第三联接轴W3和第四联接轴W4处的转速为零。
例如，两个正行星齿轮组P3、P4的静态传动比于是将例如是：
i0＝+2.41(SO3-3相对于SO3-1)，以及
i0＝+2.25(SO3-3相对于SO3-2)。
因此，两个轴W3、W4中的一个正向旋转，而另一个轴反向旋转。
图25示出转矩矢量叠加单元的另一优选实施例。这里，根据图25的实施例基本上对应于根据图24的实施例，不同之处在于：现在提供了三个环齿轮连接而不是三个太阳齿轮连接。结果，齿轮Z1、Z2、Z3与根据图24的实施例的齿轮的轴向顺序不同。齿轮Z1与第一环齿轮HO3-1啮合，该第一环齿轮联合旋转地连接到连接轴3。环齿轮HO3-1因而形成第一联接轴。齿轮Z2与第二环齿轮HO3-2啮合，该第二环齿轮可以通过第一换挡元件B1固定。齿轮Z3与第三环齿轮HO3-3啮合，该第三环齿轮可以通过第二换挡元件B2固定。环齿轮HO3-2形成第三联接轴，而第三环齿轮HO3-3形成第四联接轴。另外，根据图25的实施例相当于根据图24的实施例，使得参考了关于该图给出的描述。
静态传动比i0的设计示例：
i0_P1＝-3.00、
i0_P2＝-1.33以及
Figure BDA0003423248890000311
将导致第三联接轴W3和第四联接轴W4处的转速为零。
例如，两个正行星齿轮组P3、P4的静态传动比于是将例如是：
i0＝+2.41(HO3-1相对于HO3-3)，以及
i0＝+2.25(HO3-1相对于HO3-2)。
因此，两个轴W3、W4中的一个正向旋转，而另一个轴反向旋转。三阶式行星轮组的静态传动比于是将例如是+2.41(HO3-1对HO3-3)和+2.25(HO3-1对HO3-2)。因此，两个轴w3a和w3b中的一个将正向旋转，而另一个将反向旋转。
图26示出转矩矢量叠加单元的另一优选实施例。根据图26的实施例是基于根据图20的实施例，其中额外提供了变速器齿轮装置
Figure BDA0003423248890000312
变速器齿轮装置
Figure BDA0003423248890000321
包括第五行星齿轮组P5和第六行星齿轮组P6。变速器齿轮装置
Figure BDA0003423248890000322
被径向地布置在转子R内。这里，第三联接轴W3(也就是说，在本情况下是环齿轮HO3)连接到第六行星齿轮组的第二元件E26，该第二元件在本情况下被配置为行星架PT6。第四联接轴W4(在本情况下是环齿轮HO4)联合旋转地连接到第五行星齿轮组P5的第二元件E25，该第二元件在本例情况下是行星架PT5的形式。两个行星齿轮组P5、P6各自具有环齿轮HO5、HO6形式的第三元件E35、E36，该第三元件永久地固定到不可旋转的结构元件GG。此外第五行星齿轮组P5具有第一元件E15，该第一元件在本情况下是太阳齿轮SO5的形式，该太阳齿轮可以通过第二换挡元件B2联合旋转地连接到环齿轮HO5。第六行星齿轮组P6具有第一元件E16，该第一元件在本情况下是太阳齿轮SO6的形式，并且可以通过第一换挡元件B1联合旋转地连接到环齿轮HO6。当第一换挡元件B1被致动时，太阳齿轮SO6被固定。当第二换挡元件B2被致动时，太阳齿轮SO5被固定。
图27示出转矩矢量叠加单元的另一优选实施例。与根据图26的实施例相比，变速器齿轮装置
Figure BDA0003423248890000323
被示出为与阶式行星轮构造的正行星齿轮组相结合。除了这个差异外，这个实施例基本上对应于根据图26的实施例。
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、公开内容和所附权利要求的仔细分析，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
P6 第六行星齿轮组
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
Z1 第一齿轮
Z2 第二齿轮
Z3 第三齿轮
Figure BDA0003423248890000341
变速器齿轮装置
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 (16)

1.一种具有转矩矢量叠加单元的变速器，
-所述变速器包括：
ο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，所述行星齿轮组(P1、P2)各自包括多个元件(E11，E21，E31，E12，E22，E32)，其中，所述输入轴(10)、两个输出轴(11，12)、所述行星齿轮组(P1，P2)及其元件被布置和配置为使得：
ο经由所述输入轴(10)引入的转矩被转换并在所述两个输出轴(11，12)上以限定的比率分配，并且防止总和转矩的产生，
ο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的另一元件(E12)，并且
ο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周转变速器(P3，P4)和两个换挡元件(B1，B2)，
ο其中，所述周转变速器(P3，P4)具有至少四个联接轴，
ο其中，至少第一联接轴联合旋转地连接到所述连接轴(3)，
ο其中，至少第二联接轴联合旋转地连接到所述第一行星齿轮组(P1)的第一输出轴(11)，
ο其中，所述两个换挡元件(B1，B2)被配置为将至少第三联接轴和第四联接轴固定到不可旋转的结构元件(GG)。
2.如权利要求1所述的变速器，其中，所述周转变速器(P3，P4)是阶式行星轮构造。
3.如权利要求1所述的变速器，其中，所述周转变速器(P3，P4)被设计为正行星齿轮组，特别地呈两个正行星齿轮组的形式。
4.如前述权利要求中任一项所述的变速器，其中，提供变速器齿轮装置
Figure FDA0003423248880000021
特别是至少一个行星变速器(P5，P6)或直齿轮变速器的形式的变速器齿轮装置，以用于将速度比应用至所述第三联接轴(W3)和/或所述第四联接轴(W4)的转速。
5.如前述权利要求中任一项所述的变速器，其中，所述转矩矢量叠加单元被至少部分径向地布置在电动机器(EM)的转子(R)内，所述电动机器是所述变速器的驱动机器。
6.如权利要求1至4中任一项所述的变速器，其中，所述转矩矢量叠加单元和设置为所述变速器的驱动机器的所述电动机器(EM)的转子(R)被轴向地彼此间隔开。
7.如前述权利要求中任一项所述的变速器，其中，所述换挡元件(B1，B2)被设计为离合器、优选地为制动器。
8.如前述权利要求中任一项所述的变速器，其中，在所述两个输出轴(11，12)处存在相等转速的情况下，
-所述周转变速器(P3，P4)的第一静态传动比使得至少所述第三联接轴(W3)处的转速具有第一符号，
-所述周转变速器(P3，P4)的第二静态传动比使得至少所述第四联接轴(W4)处的转速具有与所述第三联接轴(W3)相反的符号，
-使得所述周转变速器(P3，P4)的至少第三联接轴(W3)具有第一旋转方向，并且所述周转变速器(P3，P4)的至少第四联接轴(W4)具有与所述第一旋转方向相反的第二旋转方向。
9.如前述权利要求中任一项所述的变速器，其中，所述周转变速器是第三行星齿轮组(P3)和第四行星齿轮组(P4)的形式，其中，
-所述第三行星齿轮组(P3)和所述第四行星齿轮组(P4)均被配置为正行星齿轮组，
-所述第三行星齿轮组(P3)和所述第四行星齿轮组(P4)的太阳齿轮(SO3，SO4)一起形成第二联接轴(W2)，
-所述第三行星齿轮组(P3)和所述第四行星齿轮组(P4)的行星架(PT3)一起形成第一联接轴(W1)，
-所述第三行星齿轮组(P3)的环齿轮(HO3)形成第三联接轴(W3)，并且能够通过所述两个换挡元件(B1，B2)中的一个来固定，
-所述第四行星齿轮组(P4)的环齿轮(HO4)形成第四联接轴(W4)，并且能够通过所述两个换挡元件(B2，B1)中的另一个来固定。(图20)
10.如权利要求1至9中任一项所述的变速器，其中，所述周转变速器是第三行星齿轮组(P3)和第四行星齿轮组(P4)的形式，其中，
-所述第三行星齿轮组(P3)和所述第四行星齿轮组(P4)被配置为正行星齿轮组，
-所述第三行星齿轮组(P3)和所述第四行星齿轮组(P4)的太阳齿轮(SO3，SO4)一起形成第一联接轴(W1)，
-所述第三行星齿轮组(P3)和所述第四行星齿轮组(P4)的行星架(PT3)一起形成第二联接轴(W2)，
-所述第三行星齿轮组(P3)的环齿轮(HO3)形成第三联接轴(W3)，并且能够通过所述两个换挡元件(B1，B2)中的一个来固定，
-所述第四行星齿轮组(P4)的环齿轮(HO4)形成第四联接轴(W4)，并且能够通过所述两个换挡元件(B2，B1)中的另一个来固定。(图21)
11.如权利要求1至9中任一项所述的变速器，其中，所述周转变速器是带有三个级的阶式构造的正行星齿轮组的形式，其中，
-行星架(PT3)形成第一联接轴(W1)，
-第一级(1.GS)的太阳齿轮(SO3-1)形成第二联接轴(W2)，
-第二级(2.GS)的太阳齿轮(SO3-2)形成第三联接轴(W3)，并且能够通过所述两个换挡元件(B1，B2)中的一个来固定，
-第三级(3.GS)的太阳齿轮(SO3-3)形成第四联接轴(W4)，并且能够通过所述两个换挡元件(B2，B1)中的另一个来固定。(图22)
12.如权利要求1至9中任一项所述的变速器，其中，所述周转变速器是带有三个级的阶式构造的正行星齿轮组的形式，其中，
-行星架(PT3)形成第一联接轴(W1)，
-第一级(1.GS)的环齿轮(HO3-1)形成第二联接轴(W2)，
-第二级(2.GS)的环齿轮(HO3-2)形成第三联接轴(W3)，并且能够通过所述两个换挡元件(B1，B2)中的一个来固定，
-第三级(3.GS)的环齿轮(HO3-3)形成第四联接轴(W4)，并且能够通过所述两个换挡元件(B2，B1)中的另一个来固定。(图23)
13.如权利要求1至9中任一项所述的变速器，其中，所述周转变速器是带有三个级的阶式构造的正行星齿轮组的形式，其中，
-行星架(PT3)形成第二联接轴(W2)，
-第一级(1.GS)的太阳齿轮(SO3-1)形成第一联接轴(W1)，
-第二级(2.GS)的太阳齿轮形成第三联接轴(W3)，并且能够通过所述两个换挡元件(B1，B2)中的一个来固定，
-第三级(3.GS)的太阳齿轮形成第四联接轴(W4)，并且能够通过所述两个换挡元件(B2，B1)中的另一个来固定。(图24)
14.如权利要求1至9中任一项所述的变速器，其中，所述周转变速器是带有三个级的阶式构造的正行星齿轮组的形式，其中，
-行星架(PT3)形成第二联接轴(W2)，
-第一级(1.GS)的环齿轮(HO3-1)形成第一联接轴(W1)，
-第二级(2.GS)的环齿轮(HO3-2)形成第三联接轴(W3)，并且能够通过所述两个换挡元件(B1，B2)中的一个来固定，
-第三级(3.GS)的环齿轮(HO3-3)形成第四联接轴(W4)，并且能够通过所述两个换挡元件(B2，B1)中的另一个来固定。(图25)
15.一种传动系，所述传动系具有如权利要求1至14中任一项所述的变速器。
16.一种车辆，具有如权利要求1至14中任一项所述的变速器或者具有如权利要求15所述的传动系。
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Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN113892002A (zh) * 2019-04-23 2022-01-04 采埃孚股份公司 变速器和带有变速器的车辆

Families Citing this family (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102019205747A1 (de) * 2019-04-23 2020-10-29 Zf Friedrichshafen Ag Getriebe und Antriebsstrang und Fahrzeug
DE102021208545A1 (de) 2021-08-06 2023-02-09 Zf Friedrichshafen Ag Getriebe für ein Fahrzeug sowie Antriebsstrang mit einem solchen Getriebe
DE102022211903A1 (de) 2022-11-10 2024-05-16 Zf Friedrichshafen Ag Differentialgetriebe für ein Fahrzeug und Antriebseinheit mit einer elektrischen Maschine und einem Differentialgetriebe

Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN101260929A (zh) * 2007-03-06 2008-09-10 丰田自动车株式会社 车辆行星齿轮装置
DE102008029282A1 (de) * 2008-06-19 2009-12-24 Volkswagen Ag Differentialanordnung für ein Kraftfahrzeug
CN101633316A (zh) * 2008-07-22 2010-01-27 三菱自动车工业株式会社 左右驱动力控制系统
CN104074959A (zh) * 2013-03-27 2014-10-01 舍弗勒技术有限两合公司 具有至少两个轴向并排布置的行星齿轮组的行星齿轮变速器
CN106195133A (zh) * 2015-05-26 2016-12-07 波音公司 行星齿轮系统和用于行星齿轮系统的载体
DE102018112880A1 (de) * 2017-05-30 2018-12-06 GM Global Technology Operations LLC Elektrischer Fahrantrieb mit kombiniertem Differential- und Untersetzungsgetriebe

Family Cites Families (12)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US5692987A (en) * 1994-07-05 1997-12-02 Honda Giken Kogyo Kabushiki Kaisha Power transmitting system for vehicle
GB0018509D0 (en) * 2000-07-27 2000-09-13 Ricardo Mtc Limited Vehicle transmission systems
JP4319186B2 (ja) * 2003-06-30 2009-08-26 トヨタ自動車株式会社 ハイブリッド駆動装置及びこれを搭載した自動車
DE102004024086A1 (de) * 2004-05-14 2005-12-08 Audi Ag Antriebsvorrichtung für Kraftfahrzeuge
AT8015U1 (de) * 2005-02-25 2005-12-15 Magna Steyr Fahrzeugtechnik Ag Differentialgetriebeeinheit für kraftfahrzeuge mit aktiver steuerung der antriebskraftverteilung
AT8859U1 (de) * 2005-09-29 2007-01-15 Magna Steyr Fahrzeugtechnik Ag Differentialgetriebeeinheit für kraftfahrzeuge mit aktiver steuerung der antriebskraftverteilung
DE102008056622A1 (de) * 2008-11-10 2010-05-12 Volkswagen Ag Aktive Differentialanordnung für ein Kraftfahrzeug
DE102011079975A1 (de) 2011-07-28 2013-01-31 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Antriebseinrichtung für ein Kraftfahrzeug
DE102013009081B4 (de) * 2013-05-29 2018-09-13 Audi Ag Mittendifferentialgetriebeanordnung für eine Antriebseinrichtung eines Kraftfahrzeugs
DE102013214095A1 (de) * 2013-07-18 2015-01-22 Volkswagen Aktiengesellschaft Antriebsstrang für ein Kraftfahrzeug
DE102017220170B3 (de) * 2017-11-13 2019-03-28 Audi Ag Antriebsvorrichtung für eine Fahrzeugachse eines zweispurigen Fahrzeugs
DE102017220165B4 (de) * 2017-11-13 2019-10-17 Audi Ag Antriebsvorrichtung für eine Fahrzeugachse eines zweispurigen Fahrzeugs

Patent Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN101260929A (zh) * 2007-03-06 2008-09-10 丰田自动车株式会社 车辆行星齿轮装置
DE102008029282A1 (de) * 2008-06-19 2009-12-24 Volkswagen Ag Differentialanordnung für ein Kraftfahrzeug
CN101633316A (zh) * 2008-07-22 2010-01-27 三菱自动车工业株式会社 左右驱动力控制系统
CN104074959A (zh) * 2013-03-27 2014-10-01 舍弗勒技术有限两合公司 具有至少两个轴向并排布置的行星齿轮组的行星齿轮变速器
CN106195133A (zh) * 2015-05-26 2016-12-07 波音公司 行星齿轮系统和用于行星齿轮系统的载体
DE102018112880A1 (de) * 2017-05-30 2018-12-06 GM Global Technology Operations LLC Elektrischer Fahrantrieb mit kombiniertem Differential- und Untersetzungsgetriebe

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN113892002A (zh) * 2019-04-23 2022-01-04 采埃孚股份公司 变速器和带有变速器的车辆

Also Published As

Publication number Publication date
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