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Die
vorliegende Erfindung betrifft ein Mehrstufengetriebe in Planetenbauweise,
insbesondere ein Automatgetriebe für ein Kraftfahrzeug, nach dem Oberbegriff
des Patentanspruchs 1.
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Automatgetriebe,
insbesondere für
Kraftfahrzeuge, umfassen nach dem Stand der Technik Planetensätze, die
mittels Reibungs- bzw. Schaltelementen, wie etwa Kupplungen und
Bremsen, geschaltet werden und üblicherweise
mit einem einer Schlupfwirkung unterliegenden und wahlweise mit
einer Überbrückungskupplung
versehenen Anfahrelement, wie etwa einem hydrodynamischen Drehmomentwandler,
oder einer Strömungskupplung
verbunden sind.
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Beispielsweise
sind aus der
DE 199
49 507 A1 der Anmelderin Mehrstufen-Automatgetriebe mit bekannt,
bei denen eine mit einer Antriebswelle des Getriebes verbundene,
nicht schaltbare Vorschaltradsatzgruppe vorgesehen ist, beispielsweise
bestehend aus zwei miteinander gekoppelten Planetenradsätzen, die
ausgangsseitig zwei Drehzahlen erzeugt, die neben der Drehzahl der
Antriebswelle wahlweise auf einen auf eine Abtriebswelle des Getriebes
wirkenden, schaltbaren, mehrgliedrigen Hauptplanetenradsatz durch
selektives Schließen der
verwendeten Schaltelemente derart schaltbar sind, dass zum Umschalten
von einem Gang in den jeweils nächstfolgend
höheren
oder nächstfolgend niedrigeren
Gang von den beiden gerade betätigten Schaltelementen
jeweils nur ein Schaltelement geöffnet
und ein zuvor nicht geschlossenes Schaltelement zugeschaltet werden
muss. Dabei sind alle Kupplungen und Bremsen der Getriebe stets
als reibschlüssige
Schaltelemente ausgebildet, wobei die Anzahl der im Getriebe jeweils
vorgesehenen Schaltelemente um den Betrag zwei niedriger ist als
die Anzahl der schaltbaren Vorwärtsgänge und
mindestens sieben Vorwärtsgänge und
zumindest ein Rückwärtsgang schaltbar
sind.
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Mehrere
andere Mehrstufengetriebe sind beispielsweise auch aus der
DE 101 15 995 A1 der Anmelderin
bekannt, bei denen vier schaltbare, miteinander gekoppelte Planetenradsätze und
sechs oder sieben reibschlüssige
Schaltelemente vorgesehen sind, durch deren selektives Schließen eine Drehzahl
einer Antriebswelle des Getriebes derart auf eine Abtriebswelle
des Getriebes übertragbar
ist, dass neun oder elf Vorwärtsgänge und
zumindest ein Rückwärtsgang
schaltbar sind. Je nach Getriebeschema sind in jedem Gang zwei oder
drei Schaltelemente geschlossen, wobei bei einem Wechsel von einem
Gang in den jeweils nächstfolgend
höheren oder
nächstfolgend
niedrigeren Gang zur Vermeidung von Gruppenschaltungen jeweils nur
ein geschlossenes Schaltelement geöffnet und ein zuvor nicht geschlossenes
Schaltelement zugeschaltet wird.
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Weiterhin
sind aus der
DE 101
15 983 A1 der Anmelderin mehrere andere Mehrstufengetriebe
mit sieben bis elf gruppenschaltungsfrei schaltbaren Vorwärtsgängen und
zumindest einem Rückwärtsgang bekannt,
mit einer Antriebswelle und einer Abtriebswelle, mit einem aus einem
Planetenradsatz oder aus zwei miteinander gekoppelten Planetenradsätzen bestehenden
nicht schaltbaren Vorschaltradsatz, mit einem aus zwei miteinander
gekoppelten Planetenradsätzen
bestehenden schaltbaren Hauptradsatz, sowie mit sechs oder sieben
reibschlüssigen
Schaltelementen. Dabei ist der Vorschaltradsatz mit der Antriebswelle
verbunden und erzeugt ausgangsseitig zwei Drehzahlen, die neben
einer Drehzahl der Antriebswelle auf Elemente des Hauptradradsatzes übertragbar
ist.
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Beispielsweise
ist auch aus der
DE
29 36 969 A1 ein Mehrstufen-Automatgetriebe mit vier Planetenradsätzen und
acht reibschlüssigen
Schalt elementen bekannt, bei dem neun Vorwärtsgänge und ein Rückwärtsgang
schaltbar sind.
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Automatisch
schaltbare Fahrzeuggetriebe in Planetenbauweise im Allgemeinen sind
im Stand der Technik also bereits vielfach beschrieben und unterliegen
einer permanenten Weiterentwicklung und Verbesserung. So sollen
diese Getriebe eine ausreichende Anzahl von Vorwärtsgängen sowie zumindest einen
Rückwärtsgang
und eine für
Kraftfahrzeuge gut geeignete Übersetzung
mit ausreichend hoher Gesamtspreizung und günstigen Stufensprüngen aufweisen.
Außerdem
sollen diese Getriebe einen geringen Bauaufwand erfordern und bei
sequentieller Schaltweise sogenannte Gruppenschaltungen möglichst
vermeiden, so dass bei Schaltungen von einem Gang in den nächstmöglich höheren oder
nächstmöglich niedrigeren
jeweils nur ein zuvor geschlossenes Schaltelement geöffnet und
ein zuvor nicht geöffnetes
Schaltelement geschlossen wird. Des weiteren sind die bei Lastschaltungen
eingesetzten Schaltelemente als reibschlüssige Schaltelemente ausgebildet.
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Der
vorliegenden Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein Mehrstufengetriebe
mit großer
Gesamtspreizung der eingangs genannten Art vorzuschlagen, bei dem
einerseits mindestens neun Vorwärtsgänge und
mindestens ein Rückwärtsgang schaltbar
sind, andererseits der Bauaufwand optimiert und der Wirkungsgrad – insbesondere
in den Hauptfahrgängen – hinsichtlich
der Schleppverluste verbessert wird. Außerdem soll das erfindungsgemäße Getriebe für
jegliche Bauweise in ein Fahrzeug geeignet sein.
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Diese
Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die
Merkmale des Patentanspruchs 1 gelöst. Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen
und Weiterbildungen gehen aus den Unteransprüchen hervor.
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Demnach
wird ein erfindungsgemäßes Mehrstufengetriebe
in Planetenbauweise vorgeschlagen, welches eine Antriebswelle, eine
Abtriebswelle, vier Planetenradsätze
und sieben Schaltelemente – umfassend
Bremsen und Kupplungen – aufweist,
welche in einem Getriebegehäuse
angeordnet sind. Erfindungsgemäß sind sechs
der Schaltelemente als reibschlüssige
Schaltelemente (beispielsweise Lamellenkupplungen und Lamellen-
oder Bandbremsen) und eines der Schaltelemente als formschlüssiges Schaltelement
(beispielsweise als synchronisierte oder unsynchronisierte Klauenbremse)
ausgeführt.
Durch selektives Eingreifen der Schaltelemente ist eine Drehzahl
der Antriebswelle über
die Planetenradsätze
derart auf die Abtriebswelle übertragbar,
dass mindestens zehn Vorwärtsgänge und
mindestens ein Rückwärtsgang
schaltbar sind. Somit steht eine für den jeweiligen Einsatzzweck
des Getriebes bzw. des Fahrzeugs ausreichend große Anzahl an Vorwärtsgängen zur
Verfügung.
Gemäß der Erfindung
ist das formschlüssige Schaltelement
im Rückwärtsgang
und in zumindest einem der Vorwärtsgänge beteiligt.
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Gegenüber dem
Stand der Technik ist also zumindest eines der im Rückwärtsgang
geschlossenen reibschlüssigen
Schaltelemente durch ein formschlüssiges Schaltelement ersetzt.
Dieses formschlüssige
Schaltelement ist vorzugsweise auch in einem – nunmehr nicht lastschaltbaren – Overdrive-Vorwärtsgang
des Getriebes geschlossen, weil die Schaltmomente in einem Overdrive-Gang
bekanntlich vergleichsweise niedrig sind und Zugkraftunterbrechungen
bei Schaltung mit niedrigen Schaltmomenten für den Fahrer eher als nicht
störend
empfunden werden. In allen anderen Vorwärtsgängen bleibt die Lastschaltbarkeit
in vorteilhafter Weise erhalten. Im Ergebnis führt diese erfindungsgemäße Substitution
eines reibschlüssigen
Schaltelementes gegen ein formschlüssiges Schaltelement zu einer
signifikanten Verbesserung des Getriebewirkungsgrades im Hauptfahrbereich
des Getriebes bzw. des Fahrzeugs, da ein formschlüssiges Schaltelement
im nicht geschalteten Zustand ein erheblich geringeres Schleppmoment
als ein reibschlüssiges
Schaltelement aufweist. Die mit dieser Substitution verbundene Komforteinbuße ist dabei – wie bereits
ausgeführt – vergleichsweise
gering. Vorzugsweise wird als formschlüssiges Schaltelement eine kostengünstige Klauenkupplung
bzw. Klauenbremse eingesetzt, die sowohl synchronisiert als auch
unsynchronisiert ausgeführt
sein kann.
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In
einer ersten Ausgestaltung hinsichtlich des Getriebeschemas bzw.
der kinematischen Kopplung der Planetenradsatzelemente, Schaltelemente, Antriebswelle
und Abtriebswelle wird erfindungsgemäß vorgeschlagen, dass
- • ein
Sonnenrad des zweiten Planetenradsatzes über das erste Schaltelement
am Getriebegehäuse
festsetzbar ist,
- • ein
Sonnenrad des ersten Planetenradsatzes über das zweite Schaltelement
mit der Antriebswelle verbindbar und über das dritte Schaltelement
am Getriebegehäuse
festsetzbar ist,
- • ein
Hohlrad des zweiten Planetenradsatzes ständig mit einem Steg des ersten
Planetenradsatzes verbunden und über
das vierte Schaltelement am Getriebegehäuse festsetzbar und über das
fünfte
Schaltelement mit der Antriebswelle verbindbar ist,
- • ein
Hohlrad des ersten Planetenradsatzes ständig mit einem Steg des zweiten
Planetenradsatzes und ständig
mit einem Sonnenrad des dritten Planetenradsatzes und ständig mit
einem Sonnenrad des vierten Planetenradsatzes verbunden ist,
- • ein
Hohlrad des dritten Planetenradsatzes über das sechste Schaltelement
am Getriebegehäuse festsetzbar
ist,
- • ein
Steg des vierten Planetenradsatzes über das siebte Schaltelement
mit der Antriebswelle verbindbar ist, und
- • ein
Hohlrad des vierten Planetenradsatzes ständig mit einem Steg des dritten
Planetenradsatzes und der Abtriebswelle verbunden ist.
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Bei
dieser bauteilseitigen Koppelung der Getriebeelemente ist es vorteilhaft,
die vier Planetenradsätze
in einer Reihenfolge „erster,
zweiter, dritter, vierter Planetenradsatz" axial hintereinander anzuordnen, wobei
sich das Getriebekonzept sowohl für eine koaxiale als auch eine
nicht koaxiale Anordnung von Antriebs- und Abtriebswelle eignet.
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In
einer zweiten Ausgestaltung hinsichtlich des Getriebeschemas bzw.
der kinematischen Kopplung der Planetenradsatzelemente, Schaltelemente, Antriebswelle
und Abtriebswelle wird erfindungsgemäß vorgeschlagen, dass
- • der
erste Planetenradsatz zwei axial voneinander getrennte Hohlräder aufweist,
die kinematisch über
mit einem Sonnenrad des ersten Planetenradsatzes kämmende Planetenräder des
ersten Planetenradsatzes miteinander gekoppelt sind,
- • das
erste Hohlrad des ersten Planetenradsatzes ständig mit einem Steg des zweiten
Planetenradsatzes verbunden ist,
- • das
zweite Hohlrad des ersten Planetenradsatzes ständig mit einem Sonnenrad des
dritten Planetenradsatzes und ständig
mit einem Sonnenrad des vierten Planetenradsatzes verbunden ist,
- • ein
Hohlrad des zweiten Planetenradsatzes über das erste Schaltelement
am Getriebegehäuse festsetzbar
ist,
- • ein
Sonnenrad des ersten Planetenradsatzes ständig mit einem Sonnenrad des
zweiten Planetenradsatzes verbunden und über das zweite Schaltelement
mit der Antriebswelle verbindbar und über das dritte Schaltelement
am Getriebegehäuse
festsetzbar ist,
- • ein
Steg des ersten Planetenradsatzes über das vierte Schaltelement
am Getriebegehäuse
festsetzbar und über
das fünfte
Schaltelement mit der Antriebswelle verbindbar ist,
- • ein
Hohlrad des dritten Planetenradsatzes über das sechste Schaltelement
am Getriebegehäuse festsetzbar
ist,
- • ein
Steg des vierten Planetenradsatzes über das siebte Schaltelement
mit der Antriebswelle verbindbar ist, und
- • ein
Hohlrad des vierten Planetenradsatzes ständig mit einem Steg des dritten
Planetenradsatzes und der Abtriebswelle verbunden ist.
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In
einer dritten Ausgestaltung hinsichtlich des Getriebeschemas bzw.
der kinematischen Kopplung der Planetenradsatzelemente, Schaltelemente, Antriebswelle
und Abtriebswelle wird erfindungsgemäß vorgeschlagen, das zuvor
beschriebene zweite Getriebeschema dahingehend zu modifizieren,
dass das erste Schaltelement nunmehr als Kupplung ausgebildet ist
und nunmehr als Schaltelement zwischen dem ersten Hohlrad des ersten
Planetenradsatzes und dem Steg des zweiten Planetenradsatzes vorgesehen
ist, und dass das Hohlrad des zweiten Planetenradsatzes nunmehr
ständig
am Getriebegehäuse festgesetzt
ist. Im Unterschied zum zweiten Ausführungsbeispiel ist also nunmehr
zum einen die zuvor ständige
Verbindung zwischen dem genannten ersten Hohlrad des ersten Planetenradsatzes
und dem genannten Steg des zweiten Planetenradsatzes durch eine
schaltbare Verbindung ersetzt, zum anderen ist die zuvor schaltbare
Verbindung zwischen dem genannten Hohlraddes zweiten Planetenradsatzes
und dem Getriebegehäuse
ersetzt durch eine ständige
Verbindung.
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Bei
der in der zweiten und dritten Ausgestaltung vorgeschlagenen bauteilseitigen
Koppelung der Getriebeelemente ist es vorteilhaft, die vier Planetenradsätze in einer
Reihenfolge „zweiter,
erster, dritter, vierter Planetenradsatz" axial hintereinander anzuordnen, wobei
sich auch diese Getriebekonzepte sowohl für eine koaxiale als auch eine
nicht koaxiale Anordnung von Antriebs- und Abtriebswelle eignen.
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In
allen drei beschriebenen Getriebeschemata weist die Bremse, mittels
der der Steg des ersten Planetenradsatzes am Getriebegehäuse festsetzbar
ist, einen im Vergleich zu den anderen Schaltelementen vergleichsweise
hohen Stützfaktor
auf. Aus diesem Grund bietet es sich auch an, gerade diese Bremse
als formschlüssiges
Schaltelement auszuführen.
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In
einer bevorzugten Ausgestaltung des erfindungsgemäßen Mehrstufengetriebes
sind zehn oder elf Vorwärtsgänge mit
harmonischer Gangabstufung sowie ein Rückwärtsgang schaltbar, wobei in jedem
Gang drei der Schaltelemente geschlossen sind. Hierdurch kann das
formschlüssige
Schaltelement auch zur Realisierung eines lastschaltbaren Vorwärtsgangs
beteiligt sein, wobei in diesem Fall das zugkraftunterbrechungsfreie
Umschalten in diesen Vorwärtsgang
bzw. aus diesem Vorwärtsgang heraus über die
anderen beiden beteiligten reibschlüssigen Schaltelemente sichergestellt
sein muss. Die realisierte Gesamtspreizung des Getriebes ist bei
der Variante mit elf Vorwärtsgängen außerordentlich
groß,
aber auch bei der Variante mit zehn Vorwärtsgängen nur unwesentlich geringer.
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Die
bei allen drei beschriebenen Getriebeschemata vorteilhaft große Gesamtspreizung
des Getriebes in Verbindung mit einem sehr „kurzen" ersten Vorwärtsgang (also sehr großer Anfahrübersetzung)
macht einerseits ein für
ein Geländefahrzeug notwendiges
zusätzliches
Untersetzungsgetriebe überflüssig. Andererseits
erlaubt dieser als so genannter Kriechgang wirkende erster Vorwärtsgang eine
Reduzierung des Antriebsdrehmomentes, was die Stützmomente an den beteiligten
Schaltelementen in vorteilhafter Weise reduziert und hierdurch erlaubt,
die drehzahlmäßig vergleichsweise
hoch belastete Bremse, mittels der ein Zentralrad (in der ersten
erfindungsgemäßen Ausgestaltungsvariante
das Sonnenrad, in der zweiten erfindungsgemäßen Ausgestaltungsvariante
das Hohlrad) des zweiten Planetenradsatzes am Getriebegehäuse festsetzbar
ist, bauteilseitig vergleichsweise klein zu dimensionieren und bei
Bedarf auch räumlich
gesehen radial unterhalb der Bremse anzuordnen, mittels der das
Hohlrad des dritten Planetenradsatzes am Getriebegehäuse festsetzbar
ist.
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Für den Schaltablauf
einer lastschaltbaren Schaltung, an dem das formschlüssige Schaltelement
beteiligt ist, ist es erfindungswesentlich, dass sowohl in dem Ausgangsgang
als auch im Zielgang dieser Schaltung jeweils drei Schaltelemente
geschlossen sind. Erfindungsgemäß gliedert
sich ein Schaltablauf für
eine lastschaltbare Hochschaltung in den Overdrive-Vorwärtsgang,
an dem das formschlüssige
Schaltelement beteiligt ist, aus dem nächstfolgend niedrigeren Vorwärtsgang
heraus in drei Verfahrensschritte: In dem ersten Verfahrensschritt
bleiben alle drei gemäß der Schaltlogik
zuvor geschlossenen reibschlüssigen
Schaltelemente zunächst
geschlossen. In dem anschließenden
zweiten Verfahrensschritt wird das gemäß der Schaltlogik zuvor nicht
geschlossene reibschlüssige
Schaltelement lastlos und ohne Differenzdrehzahl zugeschaltet, wobei
der Kraftschluss des Getriebes nicht unterbrochen wird. In dem anschließenden dritten
Verfahrensschritt wird eine Überschneidungsschaltung durchgeführt, bei
der das für
den Zielgang gemäß Schaltlogik
nicht benötigte
reibschlüssige
Schaltelement geöffnet
und das für
den Zielgang gemäß Schaltlogik
benötigte
reibschlüssige
Schaltelement geschlossen wird. Die Lastübernahme im Verlauf dieses
dritten Verfahrensschritts erfolgt also in bekannter Weise ohne
Zugkraftunterbrechung. Erfindungsgemäß erfolgt der Schaltungsablauf
einer Rückschaltung
von dem Overdrive-Vorwärtsgang,
an dem das formschlüssige
Schaltelement beteiligt ist, in den nächstfolgend niedrigeren Gang
sinngemäß wie der zuvor
beschriebene Schaltungsablauf der Hochschaltung, jedoch in umgekehrter
Reihenfolge, d.h. ebenfalls ohne Zugkraftunterbrechung. Eine Rückschaltung
ausgehend von dem Overdrive-Vorwärtsgang,
an dem das formschlüssige
Schaltelement beteiligt ist, über
mehrere Gangstufen hinweg erfolgt jedoch mit kurzer Zugkraftunterbrechung.
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Hinsichtlich
des Schaltablaufs für
eine Fahrbereichswechselschaltung wird erfindungsgemäß vorgeschlagen,
dass dabei bei einem Wechsel von einer Neutral-Stellung des Getriebes
und/oder einem Vorwärtsgang
in den Rückwärtsgang
zumindest eines der im Rückwärtsgang
geschlossenen reibschlüssigen
Schaltelemente erst nach dem Schließen des im Rückwärtsgang
geschlossenen formschlüssigen
Schaltelementes vollständig
geschlossen wird. Bei einem Wechsel vom Rückwärtsgang in die Neutral-Stellung
und/oder in einen Vorwärtsgang wird
zumindest eines der im Rückwärtsgang
geschlossenen reibschlüssigen
Schaltelemente vor dem Öffnen
des im Rückwärtsgang
geschlossenen formschlüssigen
Schaltelementes geöffnet
oder zumindest in Schlupf gebracht. Hierdurch wird der Schaltkomfort
der entsprechenden Fahrbereichswechselschaltungen stets durch den
Druckverlauf eines reibschlüssigen
Schaltelementes bestimmt.
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Die
Erfindung wird im Folgenden anhand der Zeichnungen nun näher erläutert, wobei
gleiche Bauteile bzw. Bauteile gleicher Funktion auch mit gleichen
Bezugszeichen versehen sind. Es zeigen:
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1 eine
schematische Darstellung einer ersten beispielhaften Ausführungsform
eines erfindungsgemäßen Mehrstufengetriebes;
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2 ein
erstes beispielhaftes Schaltschema für das Mehrstufengetriebe gemäß 1,
bei dem elf Vorwärtsgänge realisierbar
sind;
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3 ein
zweites beispielhaftes Schaltschema für das Mehrstufengetriebe gemäß 1,
bei dem zehn Vorwärtsgänge realisierbar
sind;
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4 eine
beispielhafte Bauteilanordnungsvariante für das Mehrstufengetriebe gemäß 1;
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5 eine
schematische Darstellung einer zweiten beispielhaften Ausführungsform
eines erfindungsgemäßen Mehrstufengetriebes;
und
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6 eine
schematische Darstellung einer dritten beispielhaften Ausführungsform
eines erfindungsgemäßen Mehrstufengetriebes.
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In 1 ist
ein erstes beispielhaftes Mehrstufengetriebe gemäß der Erfindung dargestellt.
Das Getriebe umfasst eine Antriebswelle AN und eine Abtriebswelle
AB und vier Planetenradsätze
RS1, RS2, RS3 und RS4, welche in einem Getriebegehäuse GG angeordnet
sind. Alle vier zur Übertragung
der Drehzahl der Antriebswelle AN auf die Abtriebswelle AB vorgesehenen
Planetenradsätze
RS1, RS2, RS3, RS4 sind hier als so genannte Minus-Planetenradsätze ausgebildet,
jeweils mit einem Hohlrad HO1, HO2, HO3, HO4, jeweils mit einem
Sonnenrad SO1, SO2, SO3, SO4, sowie jeweils mit einem Steg ST1, ST2,
ST3, ST4 mit daran verdrehbar gelagerten Planetenrädern PL1,
PL2, PL3, PL4. Bekanntlich kämmen
die Planetenräder
eines Minus-Planetenradsatzes stets mit Sonnen- und Hohlrad dieses
Planetenradsatzes. Bei der Ausführungsform
gemäß 1 sind
die Planetenradsätze
in der Reihenfolge RS1, RS2, RS3, RS4 hintereinander in axialer
Richtung angeordnet. Antriebswelle AN und Abtriebswelle AB sind
in dem dargestellten Ausführungsbeispiel
beispielhaft koaxial zueinander angeordnet, beispielsweise für ein Kraftfahrzeug
mit so genanntem Standardantrieb, wobei der erste Planetenradsatz
RS1 dem Antrieb des Getriebes zugewandt ist. Aus 1 ist
sofort ersichtlich, dass die Lage von Antrieb und Abtrieb des Getriebes
relativ zueinander ohne besonderen Aufwand modifiziert werden kann,
sodass Antriebswelle AN und Abtriebswelle AB dann beispielsweise
achsparallel oder winklig zueinander verlaufen.
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Beispielhaft
ist zwischen Antriebswelle AN und einem hier nicht näher dargestellten
Antriebsmotor des Getriebes ein hydrodynamischer Drehmomentwandler
mit integrierter Überbrückungskupplung
vorgesehen. Selbstverständlich
kann anstelle eines solchen Drehmomentwandlers auch ein anderes Anfahrelement
vorgesehen sein, beispielsweise eine Reibungskupplung oder eine
Magnetpulverkupplung. Bei Bedarf wird der Fachmann die Antriebswelle
auch direkt oder nur über
einen Torsionsschwingungsdämpfer
mit der Kurbelwelle des Antriebsmotors verbinden, ohne Zwischenschaltung
eines speziellen Anfahrelementes wie im dargestellten Ausführungsbeispiel.
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Wie
aus 1 ersichtlich, sind sieben Schaltelemente, nämlich vier
Bremsen A, C, D, F und drei Kupplungen B, E, G vorgesehen. Alle
drei Kupplung B, E, G sind beispielhaft als Lamellenkupplungen ausgebildet.
Die Bremsen A, C, F sind als reibschlüssige Schaltelemente ausgeführt, hier
beispielhaft als Lamellenbremsen. Die Bremse D hingegen ist als formschlüssiges Schaltelement
ausgebildet, vorzugsweise als synchronisierte Klauenkupplung bzw. Klauenbremse.
Selbstverständlich
kann die Bremse D auch als unsynchronisierte Klauenkupplung bzw. Klauenbremse
ausgeführt
sein. Selbstverständlich können die
reibschlüssigen
Bremsen auch als Bandbremsen ausgebildet sein. Selbstverständlich können alle
reibschlüssigen
Schaltelement beispielsweise auch als Konuskupplungen bzw. Konusbremsen ausgebildet
sein. Mit diesen sieben Schaltelementen A bis G ist ein selektives
gruppenschaltungsfreies Schalten von bis zu elf Vorwärtsgängen und
zumindest ein Rückwärtsgang
realisierbar, was später
anhand 2 noch näher
erklärt
wird.
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Wie
aus 1 ersichtlich, ist die Antriebswelle AN nicht
ständig
mit einem der Planetenradsatzelemente verbunden. Das Sonnenrad SO2
des zweiten Planetenradsatzes RS2 ist über das als reibschlüssige Bremse
ausgebildete erste Schaltelement A am Getriebegehäuse GG festsetzbar.
Das Sonnenrad SO1 des ersten Planetenradsatzes RS1 ist über das
als reibschlüssige
Kupplung ausgebildete zweite Schaltelement B mit der Antriebswelle
AN verbindbar und über
das als reibschlüssige
Bremse ausgebildete dritte Schaltelement C am Getriebegehäuse GG festsetzbar.
Das Hohlrad HO2 des zweiten Planetenradsatzes RS2 ist ständig mit
dem Steg ST1 des ersten Planetenrad satzes RS1 verbunden, über das
als formschlüssige
Bremse ausgebildete vierte Schaltelement D am Getriebegehäuse GG festsetzbar
und über
das als reibschlüssige
Kupplung ausgebildete fünfte
Schaltelement E mit der Antriebswelle AN verbindbar. Das Hohlrad
HO1 des ersten Planetenradsatzes RS1 ist ständig mit dem Steg ST2 des zweiten Planetenradsatzes
RS2 und ständig
mit den Sonnenrädern
SO3, SO4 des dritten und vierten Planetenradsatzes RS3, RS4 verbunden.
Das Hohlrad HO3 des dritten Planetenradsatzes RS3 ist über das
als reibschlüssige
Bremse ausgebildete sechste Schaltelement F am Getriebegehäuse GG festsetzbar.
Der Steg ST4 des vierten Planetenradsatzes RS4 ist über das
als reibschlüssige
Kupplung ausgebildete siebte Schaltelement G mit der Antriebswelle
AN verbindbar. Das Hohlrad HO4 des vierten Planetenradsatzes RS4
ist ständig
mit dem Steg ST3 des dritten Planetenradsatzes RS3 und ständig mit
der Abtriebswelle AB verbunden.
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Die
räumliche
Anordnung der Schaltelemente A bis G innerhalb des Getriebes ist
im Prinzip beliebig und wird nur durch die Abmessungen und die äußere Formgebung
des Getriebegehäuses
GG begrenzt. In dem in 1 dargestellten Ausführungsbeispiel
ist die reibschlüssige
Bremse F, insbesondere ein Lamellenpaket der Bremse F räumlich gesehen
zumindest überwiegend
in einem Bereich radial über
dem dritten Planetenradsatz RS3 angeordnet. Eine zur Vereinfachung
nicht näher
dargestellte Servoeinrichtung zur Betätigung des Lamellenpaketes der
Bremse F kann beispielsweise einfach in dem Getriebegehäuse GG oder
in einem mit dem Getriebegehäuse
verdrehfest verbundenen Außenlamellenträger der
Bremse F integriert sein. Die reibschlüssige Bremse A, insbesondere
ein Lamellenpaket der Bremse A ist räumlich gesehen zumindest überwiegend
in einem Bereich axial zwischen dem zweiten und dritten Planetenradsatz
RS2, RS3 angeordnet, wobei das Lamellenpaket der Bremse A auf einem Durchmesser
größer dem
Außendurchmesser
des zweiten Planetenradsatzes RS2 angeordnet ist, hier beispielhaft
auf einem zumindest annähernd
gleichen Durchmesser wie das Lamellenpaket der Bremse F. Eine zur
Vereinfachung nicht näher
dargestellte Servoeinrichtung zur Betätigung des Lamellenpaketes
der Bremse A kann beispielsweise ebenfalls einfach in dem Getriebegehäuse GG oder
in einem mit dem Getriebegehäuse
GG verdrehfest verbundenen Außenlamellenträger der
Bremse A integriert sein. Beispielsweise kann für die Bremsen A und F auch ein
gemeinsamer Außenlamellenträger vorgesehen sein,
der dann zusammen mit den beiden Lamellenpaketen und den zugeordneten
Servoeinrichtungen eine vormontierbare Baugruppe bilden kann.
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Die
formschlüssige
Bremse D, hier dargestellt als Klauenkupplung bzw. Klauenbremse,
ist räumlich
gesehen hier beispielhaft zumindest überwiegend auf der dem zweiten
Planetenradsatz RS2 abgewandten Seite des ersten Planetenradsatzes RS1
angeordnet, auf einem Durchmesser größer dem Außendurchmesser des ersten Planetenradsatzes
RS1. Es kann aber auch vorgesehen sein, dass die formschlüssige Bremse
D räumlich
gesehen teilweise oder sogar vollständig radial über dem
ersten Planetenradsatz RS1 angeordnet ist.
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Die
reibschlüssigen
Kupplungen B und E sowie die reibschlüssige Bremse C sind räumlich gesehen
auf der dem zweiten Planetenradsatz RS2 abgewandten Seite des ersten
Planetenradsatzes RS1 angeordnet. In dem in 1 dargestellten
Beispiel grenzt die Bremse C unmittelbar axial an die Bremse D auf
deren den Planetenradsätzen
abgewandten bzw. dem Antrieb des Getriebes zugewandten Seite an.
In einer anderen Ausgestaltung kann die Bremse C beispielsweise
auch im Bereich der Stirnwand des Getriebegehäuses GG angeordnet sein, die
auf der dem zweiten bzw. dritten Planetenradsatz RS2 bzw. RS3 gegenüberliegenden
Seite des ersten Planetenradsatzes RS1 angeordnet (und im Beispiel
gemäß 1 dem
Antrieb des Getriebes zugewandt) ist. Eine zur Vereinfachung nicht
näher dargestellte Servoeinrichtung
zur Betätigung
des Lamellenpaketes der Bremse C kann beispielsweise einfach in
dem Getriebegehäuse
GG bzw. der genannten Stirnwand des Getriebegehäuses GG oder in einem mit dem Getriebegehäuse GG verdrehfest
verbundenem Außenlamellenträger der
Bremse C integriert sein. Fertigungstechnisch günstig können die beiden Kupplungen
B und E zu einer Baugruppe zusammengefasst sein, die einen mit der
Antriebswelle AN verbundenen gemeinsamen Lamellenträger, die
Lamellenpakete und die (hier zur Vereinfachung nicht näher dargestellten)
zugeordneten Servoeinrichtungen zur Betätigung der Lamellenpakete beider
Kupplungen B, E beinhaltet. In 1 sind die
Lamellenpakete beider Kupplungen B, E beispielhaft axial nebeneinander
angeordnet, wobei das Lamellenpaket des zweiten Schaltelementes
B näher
am ersten bzw. zweiten Planetenradsatz RS1, RS2 angeordnet ist als
das Lamellenpaket des fünften
Schaltelementes E. In einer anderen Ausgestaltung kann das Lamellenpaket
der Kupplung B beispielsweise aber auch räumlich gesehen zumindest überwiegend
radial über
dem Lamellenpaket der Kupplung E angeordnet sein.
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Weiterhin
ist in dem in 1 dargestellten Ausführungsbeispiel
die reibschlüssige
Kupplung G räumlich
gesehen auf der dem dritten Planetenradsatz RS3 abgewandten Seite
des vierten Planetenradsatzes RS4 angeordnet, axial unmittelbar
angrenzend an den vierten Planetenradsatz RS4. Somit sind Kupplung
B, Kupplung E und Bremse C auf der einen Seite der Planetenradsatzgruppe
angeordnet und die Kupplung G auf der anderen Seite der Planetenradsatzgruppe.
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Selbstverständlich wird
der Fachmann bei Bedarf die räumliche
Lage der Schaltelemente innerhalb des Getriebegehäuses den
jeweiligen Einbaubedingungen des Getriebes im Fahrzeug anpassen. Ebenso
wird der Fachmann bei Bedarf im Getriebe zusätzliche Freiläufe vorsehen,
die dann in Kraftflussrichtung gesehen parallel zu Schaltelementen angeordnet
sind. Ebenso wird der Fachmann das Getriebe bei Bedarf um Differentiale
und/oder einen elektrischen Hilfsantrieb ergänzen.
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In 2 ist
ein erstes beispielhaftes Schaltschema des Mehrstufengetriebes gemäß 1 dargestellt,
bei dem elf Vorwärtsgänge und
ein Rückwärtsgang
realisiert sind. In jedem Gang sind drei Schaltelemente geschlossen.
Dem Schaltschema können
beispielhafte Werte für
die jeweiligen Übersetzungen
i der einzelnen Gangstufen und die daraus zu bestimmenden Stufensprünge ϕ entnommen
werden. Die in 2 dargestellten Übersetzungen
ergeben sich aus den (typischen) Standgetriebeübersetzungen der Planetensätze RS1,
RS2, RS3 und RS4 von minus 2,65, minus 1,95, minus 2,05 und minus 2,30.
Aus 2 wird ersichtlich, dass bei sequentieller Schaltweise
Gruppenschaltungen vermieden werden können, indem zwei benachbarte
Gangstufen zwei Schaltelemente gemeinsam benutzen. Des weiteren
ist der siebte Vorwärtsgang
als Direktgang und der achte bis elfte Vorwärtsgang jeweils als Overdrive-Gang
ausgelegt. 2 ist zudem zu entnehmen, dass
die erfindungsgemäß als formschlüssiges Schaltelement
ausgebildete Bremse D sowohl für den
Rückwärtsgang
als auch im elften und wahlweise auch im zehnten Vorwärtsgang
benötigt
wird. Bedarfsweise kann die Bremse D auch im fünften Vorwärtsgang geschaltet sein, was
später
noch näher
erläutert
wird.
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Der
erste Vorwärtsgang
ergibt sich durch Schließen
der Kupplung B und der Bremsen A und F, der zweite Vorwärtsgang
durch Schließen
der Kupplung E und der Bremsen A und F, der dritte Vorwärtsgang
durch Schließen
der Kupplungen B und E und der Bremse F, sowie der vierte Vorwärtsgang
durch Schließen
der Kupplung E und der Bremsen C und F. Zur Realisierung des fünften Vorwärtsgang
genügt das
Schließen
der Kupplung G und der Bremse. Ferner ergibt sich der sechste Vorwärtsgang
durch Schließen
der Bremse C und der Kupplungen E und G, der siebte Vorwärtsgang
durch Schließen
der Kupplungen B, E und G, der achte Vorwärtsgang durch Schließen der
Bremse A und der Kupplungen E und G, sowie der neunte Vorwärtsgang
durch Schließen
der Bremse A und der Kupplungen B und G. Der zehnte Vorwärtsgang
durch Schließen
der Kupplung G und der Bremsen A und C oder durch Schließen der
Kupplung G und der Bremsen A und D oder durch Schließen der
Kupplung G und der Bremsen C und D. Ferner ergibt sich der elfte
Vorwärtsgang
durch Schließen
der Bremse D und der Kupplungen B und G. Wie aus dem Schaltschema
weiterhin ersichtlich, ergibt sich der Rückwärtsgang durch Schließen der
Bremsen F und D und der Kupplung B.
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Da
der fünfte
Vorwärtsgang
konzeptbedingt schon durch die beiden geschlossenen Schaltelemente
F und G realisiert ist, kann in vorteilhafter Weise einfach ein
weiteres Schaltelement (A, B, C, D oder E) zugeschaltet werden.
In 2 ist diese Möglichkeit
angedeutet durch mehrere Zeilen für die Schaltlogik des fünften Vorwärtsgangs,
wobei die optional geschlossenen Schaltelemente jeweils eingeklammert
markiert sind. Zur Realisierung von gruppenschaltungsfreien Gangwechseln
vom vierten in den fünften
und vom sechsten in den fünften
Vorwärtsgang
kann die im vierten und sechsten Vorwärtsgang benötigte Bremse C im Verlauf der
Schaltung zunächst
geschlossen bleiben. Zur Realisierung von gruppenschaltungsfreien
Gangwechseln vom vierten in den fünften und vom sechsten in den
fünften
Vorwärtsgang
kann aber auch vorgesehen sein, dass die Kupplung E im fünften Vorwärtsgang
geschlossen bleibt.
-
Entsprechend
dem Getriebeschema gemäß 1 und
den dem Schaltschema gemäß 2 zugrunde
liegenden Standgetriebeübersetzungen
der vier Planetenradsätze
RS1, RS2, RS3, RS4 rotiert die Bremse A, mittels der das Sonnenrad
SO2 des zweiten Planetenradsatzes RS2 festsetzbar ist, im nicht
geschalteten Zustand im fünften
Vorwärtsgang mit
vergleichsweise hoher Drehzahl, wenn die Bremse C, mittels der das
Sonnenrad SO1 des ersten Planetenradsatzes RS1 festsetzbar ist,
geschlossen ist. Um nun die Drehzahl an der geöffneten Bremse A zu reduzieren,
bietet sich insbesondere die in 2 im fünften Vorwärtsgang
mit Klammem versehene Kupplung B an, die beispielsweise unmittelbar
nach der Lastschaltung in den fünften
Vorwärtsgang
anstelle der Bremse C geschlossen wird. Eine andere Möglichkeit
zur Drehzahlreduzierung an der geöffneten Bremse A besteht beispielsweise
auch darin, alle auf die beiden Planetenradsätze RS1 und RS2 direkt wirkenden
Schaltelemente A, C, D, B und E zu öffnen, sich die Drehzahlen
an den Elementen der beiden Planetenradsätze RS1 und RS2 selbsttätig einstellen
zu lassen entsprechend der vorliegenden Schleppmomente der nun offenen
Schaltelemente A, C, D, B, E, eine für die Drehzahl der Bremse A
im fünften
Gang repräsentative
Drehzahl zu messen, und die tatsächliche
Drehzahl der Bremse A gegebenenfalls auf einen gewünschten
Sollwert einzuregeln durch gezielten Schlupf vorzugsweise an der
Kupplung B oder der Bremse C.
-
Weiterhin
ermöglicht
die besondere kinematische Kopplung von Antriebswelle, Planetenradsätzen, Schaltelementen
und Abtriebswelle des erfindungsgemäßen Mehrstufengetriebes gemäß 1, dass
die Anzahl der Zugkraftunterbrechungen aller möglichen Hoch- oder Rückschaltungen
in den und aller möglichen
Hoch- oder Rückschalten
aus dem Vorwärtsgang,
an dem das formschlüssige
Schaltelement D beteiligt ist, auf ein Minimum reduzierbar ist. Hierzu
wird erfindungsgemäß vorgeschlagen,
dass beim Umschalten vom neunten in den zehnten Vorwärtsgang
die reibschlüssige
Bremse A geschlossen bleibt und die reibschlüssige Kupplung B geöffnet und
die reibschlüssige
Bremse C geschlossen wird, wobei die reibschlüssige Kupplung G während des gesamten
Umschaltvorgangs vom neunten in den zehnten Vorwärtsgang geschlossen bleibt.
Somit erfolgt diese Hochschaltung vom neunen in den zehnten Vorwärtsgang
also ohne Kraftschlussunterbrechung. Sinngemäß kann auch eine Rückschaltung vom
zehnten in den neunten Vorwärtsgang
zugkraftunterbrechungsfrei erfolgen, indem die im zehnten Vorwärtsgang
geschlossene reibschlüssige
Bremse C geöffnet
und die für
den neunten Vorwärtsgang
benötigte
reibschlüssige
Kupplung B geschlossen wird, wobei die beiden reibschlüssigen Schaltelemente
A und G während
des gesamten Umschaltvorgangs vom zehnten in den neunten Vorwärtsgang
geschlossen bleiben. Erfindungsgemäß wird weiter vorgeschlagen,
dass beim Umschalten vom zehnten in den elften Vorwärtsgang
zunächst
die formschlüssige Bremse
D zusätzlich
zu den bereits geschlossenen Schaltelementen A, C und G zugeschaltet
wird, anschließend
die reibschlüssige
Bremse A geöffnet wird
und anschließend
eine Überschneidungsschaltung
durchgeführt
wird, bei der die reibschlüssige Bremse
C geöffnet
und die reibschlüssige
Kupplung B geschlossen wird. Entsprechend wird beim Umschalten vom
elften in den zehnten Vorwärtsgang
die reibschlüssige
Kupplung B geöffnet
und die reibschlüssige
Bremse C geschlossen, wobei die formschlüssige Bremse D und die reibschlüssige Kupplung
G im Schaltungsverlauf geschlossen bleiben. Sowohl eine Hochschaltung
vom zehnten in den elften Vorwärtsgang
als auch eine Rückschaltung
von dem elften in den zehnten Vorwärtsgang erfolgt also in bekannter
Weise lastschaltbar und ohne Zugkraftunterbrechung durch Öffnen eines
zuvor geschlossenen reibschlüssigen
Schaltelementes und Schließen eines
zuvor offenen reibschlüssigen
Schaltelementes des neuen Gangs, wobei das formschlüssige Schaltelement
D im Schaltungsverlauf weiterhin geschlossen bleibt. Eine sich an
diese Rückschaltung eventuell
anschließende
zweite Rückschaltung
(z.B. vom zehnten in den neunten Vorwärtsgang) erfolgt dann wiederum
mit kurzer Zugkraftunterbrechung.
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Der
Schaltablauf von einer Neutral-Position N in den Rückwärtsgang
R kann erfindungsgemäß wie folgt
erfolgen: Die vorzugsweise als Lamellenkupplung ausgebildete Kupplung
B ist bereits in der Neutral-Position N eingelegt, da sie sowohl
für den ersten
Vorwärtsgang
als auch für
den Rückwärtsgang
R benötigt
wird. Zum Einlegen des Rückwärtsganges
R wird dann zuerst die vorzugsweise als Klauenbremse ausgebildete
formschlüssige
Bremse D und anschließend
die vorzugsweise als Lamellenbremse ausgebildete Bremse F geschlossen,
wodurch die Schaltqualität
durch den Schließvorgang der
Bremse F bestimmt wird. Beim Schalten von einer Vorwärtsfahrt-Position
D bei eingelegtem ersten Vorwärtsgang
in den Rückwärtsgang
R bleibt die Kupplung B geschlossen, wohingegen die reibschlüssigen Bremsen
F und A geöffnet
werden. Da die Bremse F entsprechend der gegebenen Schaltlogik später wieder
zugeschaltet werden muß,
kann auch vorgesehen sein, dass die Bremse F nicht vollständig geöffnet wird,
sondern in einen Schlupfbetrieb gebracht wird. Anschließend wird
zuerst die formschlüssige
Bremse D eingerückt
und danach die reibschlüssige
Bremse F wieder geschlossen. Analog dazu bleibt beim Wechsel von
R nach D die Kupplung B eingelegt, dann wird die reibschlüssige Bremse
F geöffnet
bzw. zumindest in Schlupf gebracht. Anschließend wird die formschlüssige Bremse
D ausgerückt.
Danach werden – entsprechend
der Schaltlogik des ersten Vorwärtsganges – die reibschlüssigen Bremsen
A und F geschlossen, wobei die Schaltqualität wieder durch den Schließvorgang
der Bremse F bestimmt wird. Zweckmäßigerweise erfolgt das Schließen der
Schaltelemente beim Wechsel von N nach D oder von R nach D überlappend
(zeitlich verschachtelt), derart, dass kein Druckeinbruch in der Ölversorgung
auftreten kann. Vorzugsweise kann dies dadurch erreicht werden,
dass beim Schließen unterschiedlich
hohe Fülldrücke vorgesehen
sind, was technisch beispielsweise über die Federsteifigkeiten
der Kolben-Rückholfedern
der betroffenen Schaltelemente abgestimmt werden kann.
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In
einem alternativen Schaltablauf für das Einlegen des Rückwärtsganges
R aus der Neutral-Position N heraus kann auch vorgesehen sein, dass
die Schaltqualität
der Schaltung nicht über
die reibschlüssige
Bremse F, sondern über
die Kupplung B erzielt wird. in diesem Fall ist die vorzugsweise
als Lamellenbremse ausgebildete Bremse F bereits in der Neutral-Position
N eingelegt, da sie sowohl für den
ersten und zweiten Vorwärtsgang
als auch für den
Rückwärtsgang
R benötigt
wird. Zum Einlegen des Rückwärtsganges
R wird dann zuerst die vorzugsweise als Klauenbremse ausgebildete
formschlüssige
Bremse D und anschließend
die Kupplung B geschlossen. Beim Schalten von einer Vorwärtsfahrt-Position
D bei eingelegtem ersten Vorwärtsgang
in den Rückwärtsgang
R bleibt in diesem Fall die reibschlüssige Bremse F geschlossen,
wohingegen die Kupplung B und die reibschlüssige Bremse A geöffnet werden.
Da die Kupplung B entsprechend der gegebenen Schaltlogik später wieder zugeschaltet
werden muss, kann auch vorgesehen sein, dass die Kupplung B nicht
vollständig
geöffnet wird,
sondern in einen Schlupfbetrieb gebracht wird. Anschließend wird
zuerst die formschlüssige
Bremse D eingerückt
und danach die Kupplung B wieder geschlossen. Analog dazu bleibt
bei dem genannten alternativen Schaltablauf beim Wechsel von R nach
D die reibschlüssige
Bremse F eingelegt, wobei zum Einlegen des ersten Vorwärtsgangs
zunächst
die Kupplung B geöffnet
bzw. zumindest in Schlupf gebracht wird, anschließend die
formschlüssige
Bremse D ausgerückt
wird und danach die reibschlüssige Bremse
A und die Kupplung B geschlossen werden. Soll anstelle des ersten
Vorwärtsgangs
direkt vom Rückwärtsgang
R in den zweiten Vorwärtsgang
geschaltet werden, so wird – bei
unverändert
eingelegter Bremse F – nach
dem Öffnen
der Kupplung B und dem Ausrücken
der formschlüssigen
Bremse D die reibschlüssige
Bremse A und die Kupplung E geschlossen, wobei dann die Schaltqualität dieser Schaltung
von R in den zweiten Vorwärtsgang
vorzugsweise durch den Schließvorgang
der Kupplung E bestimmt wird.
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Ausgehend
von der anhand 1 beschriebenen erfindungsgemäßen kinematischen
Koppelung von Antriebswelle AN, Planetenradsätzen RS1 bis RS4, Schaltelementen
A bis G und Abtriebswelle AB besteht die Möglichkeit, durch eine geschickte Auslegung
der Planetenradsätze
RS1 bis RS4 hinsichtlich ihrer Standgetriebeübersetzungen ein Mehrstufengetriebe
mit zehn Vorwärtsgängen in
harmonischer Gangabstufung darzustellen, ohne dass hinsichtlich
der Gesamtspreizung im Vergleich zu 2 besondere
Einbußen
hingenommen werden müssen. In 3 ist
ein entsprechendes zweites beispielhaftes Schaltschema des Mehrstufengetriebes
gemäß 1 dargestellt,
wobei sich die in 3 genannten Werte für Übersetzungen
und Gangsprünge
aus den Standgetriebeübersetzungen
der vier Planetenradsätze
RS1, RS2, RS3 und RS4 von minus 2,20, minus 2,00, minus 1,80 und
minus 1,80 ergeben. Es ist leicht ersichtlich, dass die Schaltlogik
der ersten vier Vorwärtsgänge gemäß 3 identisch
ist zu der Schaltlogik der ersten vier Vorwärtsgänge gemäß 2, und dass
die Schaltlogik des fünften
bis zehnten Vorwärtsgangs
gemäß 3 identisch
ist zur Schaltlogik des sechsten bis elften Vorwärtsgangs gemäß 2.
Auch die Schaltlogik des Rückwärtsgangs
gemäß 3 ist
identisch zu 2. Der für bestimmte Bauteile des Getriebes
drehzahlkritische fünfte
Gang der Variante gemäß 2 wurde
bei der Auslegung der Variante gemäß 3 also einfach übersprungen.
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Ausgehend
von dem Getriebeschema gemäß 1,
der hierdurch erzielten außerordentlich großen Gesamtspreizung
und der großen
Anfahrübersetzung,
ist es in der Praxis möglich,
das maximal zulässige
Getriebeeingangsmoment beim Anfahren des Fahrzeugs mit bekannten
Mitteln zu begrenzen, ohne auf ein hinreichend großes Getriebeabtriebsmoment
beim Anfahren verzichten zu müssen.
Dies wiederum bewirkt in vorteilhafter Weise eine Reduzierung der
Stützmomente
an den jeweils beteiligten Schaltelementen, mit der Folge, dass
die drehzahlmäßig vergleichsweise
hoch belastete Bremse A bauteilseitig vergleichsweise klein dimensioniert
werden kann und räumlich
gesehen auch radial unterhalb der Bremse F angeordnet werden kann.
Eine solche Bauteilanordnung ist in 4 dargestellt.
Wie aus 4 ersichtlich, ist die Bremse
F, insbesondere ein Lamellenpaket oder optional ein Bremsband der Bremse
F – im
Unterschied zu 1 – räumlich gesehen nunmehr zumindest überwiegend
in einem Bereich axial zwischen dem zweiten und dritten Planetenradsatz
RS2, RS3 angeordnet. Die Bremse A, insbesondere ein Lamellenpaket
der Bremse A ist räumlich
gesehen nunmehr zumindest überwiegend radial
unterhalb der Bremse F, insbesondere radial unterhalb des Lamellenpaketes
der Bremse F angeordnet. Die Servoeinrichtungen und Außenlamellenträger beider
Bremsen F, A können
dabei beispielsweise in einer (hier zur Vereinfachung nicht näher dargestellten)
getriebegehäusefesten
Gehäusezwischenwand
integriert sein, die dann axial zwischen dem zweiten und dritten
Planetenradsatz RS2, RS3 nahe dem zweiten Planetenradsatz RS2 angeordnet ist.
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Anhand 5 wird
im Folgenden nun ein zweites beispielhaftes Mehrstufengetriebe gemäß der Erfindung
beschrieben. Das Getriebe umfasst wiederum eine Antriebswelle AN
und eine Abtriebswelle AB und vier Planetenradsätze RS1, RS2, RS3 und RS4,
welche in einem Getriebegehäuse
GG angeordnet sind. Alle vier zur Übertragung der Drehzahl der
Antriebswelle AN auf die Abtriebswelle AB vorgesehenen Planetenradsätze RS1,
RS2, RS3, RS4 sind als Minus-Planetenradsätze ausgebildet. Der zweite,
dritte und vierte Planetenradsatz RS2, RS3, RS4 weisen jeweils ein
Hohlrad HO2, HO3, HO4, jeweils ein Sonnenrad SO2, SO3, SO4, sowie
jeweils einen Steg ST2, ST3, ST4 mit daran verdrehbar gelagerten
Planetenrädern
PL2, PL3, PL4 auf, wobei die Planetenräder PL2, PL3, PL4 jeweils mit
den Sonnenrädern
SO2, SO3, SO4 und Hohlrädern
HO2, HO3, HO4 der jeweiligen Planetenradsätze RS2, RS3, RS4 kämmen. Als
konstruktive Besonderheit weist der erste Planetenradsatz RS1 zwei
axial voneinander getrennte Hohlräder HO11 und HO12, ein Sonnenrad
SO1, sowie einen Steg ST1 mit daran verdrehbar gelagerten Planetenrädern PL1
auf, wobei die Planetenräder
PL1 mit beiden Hohlräder HO11,
HO12 und mit dem (einzigen) Sonnenrad SO1 kämmen. Somit sind die beiden
Hohlräder
HO11, HO12 mechanisch zwar voneinander getrennt, jedoch über den
Steg ST1 kinematisch miteinander wirkverbunden. Bei der Ausführungsform
gemäß 5 sind
die Planetenradsätze
in der Reihenfolge RS2, RS1, RS3, RS4 hintereinander in axialer
Richtung angeordnet. Antriebswelle AN und Abtriebswelle AB sind
in dem dargestellten Ausführungsbeispiel beispielhaft
koaxial zueinander angeordnet, wobei der zweite Planetenradsatz
RS2 dem Antrieb des Getriebes zugewandt ist. Aus 5 ist
sofort ersichtlich, dass die Lage von Antrieb und Abtrieb des Getriebes
relativ zueinander ohne besonderen Aufwand modifiziert werden kann,
sodass Antriebswelle AN und Abtriebswelle AB dann beispielsweise
achsparallel oder winklig zueinander verlaufen.
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Das
Getriebe gemäß 5 weist
sieben Schaltelemente auf, vier Bremsen A, C, D, F und drei Kupplungen
B, E, G. Alle drei Kupplungen B, E, G sind als beispielhaft als
Lamellenkupplungen ausgebildet. Die Bremsen A, C, F sind als reibschlüssige Schaltelemente
ausgeführt,
hier beispielhaft als Lamellenbremsen. Die Bremse D hingegen ist
als formschlüssiges
Schaltelement ausgebildet, vorzugsweise als synchronisierte Klauenkupplung
bzw. Klauenbremse. Selbstverständlich
kann die Bremse D auch als unsynchronisierte Klauenkupplung bzw.
Klauenbremse ausgeführt
sein. Selbstverständlich
können die
reibschlüssigen
Bremsen auch als Bandbremsen ausgebildet sein. Selbstverständlich können alle
reibschlüssigen
Schaltelement beispielsweise auch als Konuskupplungen bzw. Konusbremsen
ausgebildet sein. Mit diesen sieben Schaltelementen A bis G ist ein
selektives gruppenschaltungsfreies Schalten von bis zu elf Vorwärtsgängen und
zumindest ein Rückwärtsgang
realisierbar, was später
noch näher
erklärt wird.
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Kinematisch
sind die Antriebs- und Abtriebswelle AN, AB, die vier Planetenradsätze RS1
bis RS4 und die sieben Schaltelemente A bis G wie folgt miteinander
gekoppelt: Die Antriebswelle AN ist nicht ständig mit einem der Planetenradsatzelemente
verbunden. Das erste Hohlrad HO11 des ersten Planetenradsatzes RS1
ist ständig
mit dem Steg ST2 des zweiten Planetenradsatzes RS2 verbunden. Das zweite
Hohlrad HO12 des ersten Planetenradsatzes RS1 ist ständig mit
den Sonnenrädern
SO3, SO4 des dritten und vierten Planetenradsatzes RS3, RS4. Das Hohlrad
HO2 des zweiten Planetenradsatzes RS2 ist über die reibschlüssige Bremse
A am Getriebegehäuse
GG festsetzbar. Das Sonnenrad SO1 des ersten Planetenradsatzes RS1
ist ständig mit
dem Sonnenrad SO2 des zweiten Planetenradsatzes RS2 verbunden, über die
reibschlüssige
Kupplung B mit der Antriebswelle AN verbindbar und über die
reibschlüssige
Bremse C am Getriebegehäuse
GG festsetzbar. Der Sieg ST1 des ersten Planetenradsatzes RS1 ist über die
formschlüssige
Bremse D am Getriebegehäuse
GG festsetzbar und über
die reibschlüssige
Kupplung E mit der Antriebswelle AN verbindbar. Das Hohlrad HO3
des dritten Planetenradsatzes RS3 ist über die reibschlüssige Bremse
F am Getriebegehäuse
GG festsetzbar. Der Steg ST4 des vierten Planetenradsatzes RS4 ist über die
reibschlüssige Kupplung
G mit der Antriebswelle AN verbindbar. Das Hohlrad HO4 des vierten
Planetenradsatzes RS4 ist ständig
mit dem Steg ST3 des dritten Planetenradsatzes RS3 und der Antriebswelle
AB verbunden.
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Ohne
die Teilung des Hohlrades des ersten Planetenradsatzes RS1 in zwei
axial von einander getrennte Hohlräder HO11, HO12 wäre die Anbindung
des Stegs ST1 des ersten Planetenradsatzes RS1 an die Bremse D technisch
nicht möglich.
So wird hinsichtlich der räumlichen
Anordnung der Schaltelemente A bis G in dem Ausführungsbeispiel gemäß 5 vorgeschlagen,
die erfindungsgemäß formschlüssige Bremse
D – hier
dargestellt als Klauenkupplung bzw. Klauenbremse – in einem
Bereich radial über
dem ersten Planetenradsatz RS1 anzuordnen, wobei der mit dem rotierbaren
Synchronkörper
der Bremse D verbundene Steg ST1 des ersten Planetenradsatzes RS1
in radialer Richtung axial zwischen den beiden Hohlrädern HO11,
HO12 des ersten Planetenradsatzes RS1 hindurchgreift. Weiterhin
wird gemäß 5 vorgeschlagen,
die reibschlüssige
Bremse F, insbesondere ein Lamellenpaket der Bremse F räumlich gesehen
zumindest überwiegend
in einem Bereich radial über
dem dritten Planetenradsatz RS3 anzuordnen, wobei eine (zur Vereinfachung
nicht näher
dargestellte) Servoeinrichtung der Bremse F beispielsweise einfach
in dem Getriebegehäuse
GG oder in einem mit dem Getriebegehäuse verdrehfest verbundenen
Außenlamellenträger der
Bremse F integriert sein kann. Weiterhin wird gemäß 5 vorgeschlagen,
die reibschlüssige Bremse
A, insbesondere ein Lamellenpaket der Bremse A räumlich gesehen zumindest überwiegend in
einem Bereich radial über
dem zweiten Planetenradsatz RS2 anzuordnen, wobei eine (zur Vereinfachung
wiederum nicht näher
dargestellte) Servoeinrichtung der Bremse A beispielsweise einfach
in dem Getriebegehäuse
GG oder in einem mit dem Getriebegehäuse verdrehfest verbundenen
Außenlamellenträger der
Bremse A integriert sein kann.
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Hinsichtlich
der räumlichen
Anordnung der reibschlüssigen
Kupplungen B, E und der reibschlüssige
Bremse C ist in 5 vorgesehen, dass diese drei
Schaltelemente B, E, C auf der Seite des zweiten Planetenradsatzes
RS2 angeordnet sind, die dem ersten Planetenradsatz RS1 gegenüber liegt,
hier also auf der dem Antrieb des Getriebes zugewandten Seite der
Radsatzgruppe. Im dargestellten Ausführungsbeispiel ist die Bremse
C axial neben dem zweiten Planetenradsatz RS2 auf einem Durchmesser größer dem
Außendurchmesser
des zweiten Planetenradsatzes RS2 angeordnet, axial unmittelbar
angrenzend an die Bremse A auf deren den Planetenradsätzen abgewandten
bzw. dem Antrieb des Getriebes zugewandten Seite. Insofern bietet
es sich an, beide Bremsen A und C zu einer vormontierbaren Baugruppe
zusammenzufassen, die im vormontierten Zustand verdrehfest in das
Getriebegehäuse
GG eingesetzt wird, umfassend einen für beide Bremsen A, C gemeinsamen
Außenlamellenträger, die
Lamellenpakete beider Bremsen A, C sowie die diesen Lamellenpaketen
zugeordneten Servoeinrichtungen. In einer anderen Ausgestaltung
kann die Bremse C beispielsweise auch im Bereich der Stirnwand des
Getriebegehäuses
GG angeordnet sein, die auf der dem ersten bzw. dritten Planetenradsatz
RS1 bzw. RS3 gegenüberliegenden
Seite des zweiten Planetenradsatzes RS2 angeordnet (und im dargestellten
Beispiel dem Antrieb des Getriebes zugewandt) ist. Die Servoeinrichtung
der Bremse C kann dann natürlich in
der genannten Stirnwand des Getriebegehäuses GG oder in einem mit dem
Getriebegehäuse
GG verdrehfest verbundenen Außenlamellenträger der Bremse
C oder direkt in dem Getriebegehäuse
integriert sein.
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Ähnlich wie
in 1 können
auch in 5 die beiden Kupplungen B, E
fertigungstechnisch günstig
zu einer Baugruppe zusammengefasst sein, die einen mit der Antriebswelle
AN verbundenen gemeinsamen Lamellenträger, die Lamellenpakete und die
(hier zur Vereinfachung nicht näher
dargestellten) zugeordneten Servoeinrichtungen zur Betätigung der Lamellenpakete
beider Kupplungen B, E aufweist. In 5 sind die
Lamellenpakete beider Kupplungen B, E – wie in 1 – beispielhaft
axial nebeneinander angeordnet, wobei das Lamellenpaket des zweiten Schaltelementes
B näher
am ersten bzw. zweiten Planetenradsatz RS1, RS2 angeordnet ist als
das Lamellenpaket des fünften
Schaltelementes E. Selbstverständlich
kann in einer anderen Ausgestaltung des in 5 dargestellten
Getriebes das Lamellenpaket der Kupplung B beispielsweise auch räumlich gesehen
zumindest überwiegend
radial über
dem Lamellenpaket der Kupplung E angeordnet sein
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Die
räumliche
Anordnung der reibschlüssige Kupplung
G gemäß 5 auf
der dem dritten Planetenradsatz RS3 abgewandten Seite des vierten
Planetenradsatzes RS4, axial unmittelbar angrenzend an den vierten
Planetenradsatz RS4, wurde von 1 übernommen.
-
Selbstverständlich wird
der Fachmann bei Bedarf die räumliche
Lage der Schaltelemente innerhalb des Getriebegehäuses den
jeweiligen Einbaubedingungen des Getriebes im Fahrzeug anpassen. Ebenso
wird der Fachmann bei Bedarf im Getriebe zusätzliche Freiläufe vorsehen,
die dann in Kraftflussrichtung gesehen parallel zu Schaltelementen angeordnet
sind. Ebenso wird der Fachmann das Getriebe bei Bedarf um Differentiale
und/oder einen elektrischen Hilfsantrieb ergänzen.
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Die
zuvor anhand 2 und 3 beschriebenen
Schaltlogik-Varianten
und Schaltabläufe
gelten auch für
das in 5 dargestellte zweite Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen Mehrstufengetriebes.
Sinnvolle Standgetriebeübersetzungen
für die
vier Planetenradsätze
RS1, RS2, RS3 und RS4 zur Erzielung einer möglichst großen Gesamtgetriebeübersetzung
bei harmonischer Gangsabstufung sind beispielsweise minus 2,65,
minus 1,87, minus 2,05 und minus 2,30.
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In 6 ist
ein drittes beispielhaftes Mehrstufengetriebe gemäß der Erfindung
dargestellt, basierend auf dem zweiten beispielhaften Mehrstufengetriebe
gemäß 5.
Die wesentlichen Unterschiede zu 5 bestehen
darin, dass das in Figur als reibschlüssige Bremse ausgebildete erste
Schaltelement A nunmehr ersetzt ist durch eine reibschlüssige Kupplung
A1, dass die in 5 vorgesehene, über die
Bremse A schaltbare Verbindung zwischen dem Hohlrad HO2 des zweiten
Planetenradsatzes RS2 nunmehr ersetzt ist durch eine ständige Verbindung, und
dass die in 5 vorgesehene ständige Verbindung
zwischen dem Steg ST2 des zweiten Planetenradsatzes RS2 und dem
ersten Hohlrad HO11 des ersten Planetenradsatzes RS1 nunmehr ersetzt
ist durch eine über
die Kupplung A1 schaltbare Verbindung. In dem in 6 dargestellten
Ausführungsbeispiel
ist das nunmehr vorzugsweise als Lamellenkupplung ausgebildete erste
Schaltelement A1 räumlich
gesehen in einem Bereich axial zwischen dem ersten und zweiten Planetenradsatz
RS1, RS2 angeordnet. Sinnvolle Standgetriebeübersetzungen für die vier
Planetenradsätze
RS1, RS2, RS3 und RS4 zur Erzielung einer möglichst großen Gesamtgetriebeübersetzung
bei harmonischer Gangsabstufung sind beispielsweise minus 2, 65,
minus 1,87, minus 2,05 und minus 2,30, wie auch bei dem zweiten
erfindungsgemäßen Mehrstufengetriebe
gemäß 5. Die
zuvor anhand 2 und 3 beschriebenen Schaltlogik-Varianten
und Schaltabläufe
gelten sinngemäß auch für das in 6 dargestellte
dritte Ausführungsbeispiel
eines erfindungsgemäßen Mehrstufengetriebes,
wobei lediglich in der Spalte der Schaltlogiktabellen, in der in
den 2 und 3 namentlich die „Bremse
A" eingetragen ist,
nunmehr die „Kupplung
A1" namentlich einzutragen
ist. Im Resultat bewirkt die in 6 dargestellte
Modifikation des Getriebeschemas in Verbindung mit der Schaltlogik gemäß 2 – also in
der Ausführung
als Elfgang-Automatgetriebe – eine
Drehzahlabsenkung an dem nicht geschalteten ersten Schaltelement
A1, wenn gleichzeitig die Bremse C geschlossen ist.
-
Bei
allen dargestellten beispielhaften Ausführungsformen des Mehrstufengetriebes
ist ein Anfahren des Fahrzeugs mit einem in dem Getriebe integrierten
Schaltelement möglich.
Hierbei ist ein Schaltelement besonders geeignet, das im ersten Vorwärtsgang
und im ersten Rückwärtsgang
benötigt wird,
beispielsweise also die Bremse F oder die Kupplung B. Die Wahl der
Bremse F als getriebeintegriertes Anfahrelement ist insofern besonders
günstig,
als dass hiermit ein Anfahren in Vorwärtsfahrtrichtung bis mindestens
im vierten Vorwärtsgang
möglich ist.
-
Auch
können
sich bei gleichem Getriebeschema, je nach Standgetriebeübersetzung
der Planetensätze,
unterschiedliche Gangsprünge
ergeben, so dass eine anwendungs- bzw. fahrzeugspezifische Variation
bzw. Anpassung ermöglicht
wird.
-
Selbstverständlich fällt auch
jede konstruktive Ausbildung, insbesondere jede räumliche
Anordnung der Planetensätze
und der Schaltelemente an sich sowie zueinander und soweit technisch
sinnvoll, unter den Schutzumfang der vorliegenden Ansprüche, ohne
die Funktion des Getriebes, wie sie in den Ansprüchen angegeben ist, zu beeinflussen,
auch wenn diese Ausbildungen nicht explizit in den Figuren oder
in der Beschreibung dargestellt sind. Gleiches gilt natürlich auch
für an
sich bekannte Modifikationen und Ergänzungen des Getriebes wie beispielsweise
die räumliche
Lage von Antrieb und Abtrieb des Getriebes relativ zueinander oder
das Vorsehen von ergänzenden
Freiläufen
oder Differentialen oder einem elektrischen Hilfsantrieb.
-
Abschließend soll
noch ausdrücklich
darauf hingewiesen werden, dass die zur Verdeutlichung der Erfindung
zuvor beschriebenen Getriebeschemata nur als Ausführungsbeispiele
zu verstehen sind. Der Fachmann wird den Erfindungsgedanken, in
einem mehrstufigen Fahrzeug-Automatgetriebe speziell ein Schaltelement
vorzusehen, das sowohl für
einen Rückwärtsgang
als auch für
einen Overdrive-Vorwärtsgang
benötigt
wird und dieses als formschlüssiges
Schaltelement auszubilden, bei Bedarf auch auf andere Getriebeschemata übertragen. Ebenso
wird der Fachmann auch die im Rahmen der Erfindung vorgeschlagenen
Schaltabläufe,
an denen das genannte formschlüssige
Schaltelement beteiligt ist, bei Bedarf sinnvoll auf die Schaltlogik
anderer Mehrstufengetriebe übertragen.
-
- A
- erstes
Schaltelement, (reibschlüssige)
erste Bremse
- A1
- erstes
Schaltelement, (reibschlüssige) Kupplung,
- B
- zweites
Schaltelement, (reibschlüssige) erste
Kupplung
- C
- drittes
Schaltelement, (reibschlüssige) zweite
Bremse
- D
- viertes
Schaltelement, (formschlüssige) vierte
Bremse
- E
- fünftes Schaltelement,
(reibschlüssige) zweite
Kupplung
- F
- sechstes
Schaltelement, (reibschlüssige) dritte
Bremse
- G
- siebtes
Schaltelement, (reibschlüssige) dritte
Kupplung
- AN
- Antriebswelle
- AB
- Abtriebswelle
- GG
- Getriebegehäuse
- RS1
- erster
Planetenradsatz
- HO1
- Hohlrad
des ersten Planetenradsatzes
- HO11
- erstes
Hohlrad des ersten Planetenradsatzes
- HO12
- zweites
Hohlrad des ersten Planetenradsatzes
- SO1
- Sonnenrad
des ersten Planetenradsatzes
- ST1
- Steg
des ersten Planetenradsatzes
- PL1
- Planetenräder des
ersten Planetenradsatzes
- RS2
- zweiter
Planetenradsatz
- HO2
- Hohlrad
des zweiten Planetenradsatzes
- SO2
- Sonnenrad
des zweiten Planetenradsatzes
- ST2
- Steg
des zweiten Planetenradsatzes
- PL2
- Planetenräder des
zweiten Planetenradsatzes
- RS3
- dritter
Planetenradsatz
- HO3
- Hohlrad
des dritten Planetenradsatzes
- SO3
- Sonnenrad
des dritten Planetenradsatzes
- ST3
- Steg
des dritten Planetenradsatzes
- PL3
- Planetenräder des
dritten Planetenradsatzes
- RS4
- vierter
Planetenradsatz
- HO4
- Hohlrad
des vierten Planetenradsatzes
- SO4
- Sonnenrad
des vierten Planetenradsatzes
- ST4
- Steg
des vierten Planetenradsatzes
- PL4
- Planetenräder des
vierten Planetenradsatzes
- i
- Übersetzung
- ϕ
- Stufensprung