DE10218356A1

DE10218356A1 - Gear box arrangement for motor vehicles with two subsequent transmission areas, one formed by power branching, and the second one formed by power division, with changes taking place during synchronous ratios

Info

Publication number: DE10218356A1
Application number: DE2002118356
Authority: DE
Inventors: Steffen Henzler
Original assignee: DaimlerChrysler AG
Current assignee: Mercedes Benz Group AG
Priority date: 2002-04-25
Filing date: 2002-04-25
Publication date: 2003-11-06

Abstract

The arrangement incorporates a pick-off gear (11-1) formed as a coupling gear with at least four gear members (12,14-17). An output-sided gear member (15) to form a transmission area for forward travel with high overall transmission, and a similar gear member (16) for a subsequent transmission area for forward travel with lower overall transmission, are selectively connected to the take-off shaft (8) via a switching part (K1,2). A significant constant ratio between take-off shaft RPM and gear member ratio, is set for each transmission area. Partial transmissions of toroidal drive (9), reversing gear (10), and pick-off gear are adjusted to each other and the significant ratios.

Description

Die Erfindung betrifft eine Wechselgetriebeanordnung nach dem Oberbegriff von Patentanspruch 1. The invention relates to a transmission arrangement according to the The preamble of claim 1.

Bei einer bekannten Wechselgetriebeanordnung der gattungsgemäßen Art (US 6,213,907 B1) sind im Kraftfluß zwischen einer Eingangswelle und einer koaxialen Ausgangswelle unter koaxialer Ausrichtung ihrer Zentralachsen zur Eingangswelle ein nach dem Zwei-Kammer-Prinzip ausgebildetes stufenloses Toroidgetriebe, ein räumlich zwischen den Getriebekammern des Toroidgetriebes untergebrachtes Planetenräder-Umkehrgetriebe sowie ein Planetenräder- Summengetriebe vorgesehen, wobei das letztere an dem der Ausgangswelle zugekehrten Getriebeende des Toroidgetriebes angeordnet ist. Das gleichen Drehsinn zwischen den abtriebsseitigen Zentralrädern des Toridgetriebes einerseits und der Eingangswelle andererseits herstellende Umkehrgetriebe weist einen mit den abtriebsseitigen Zentralrädern drehfest verbundenen Planetenträger auf, an welchem aus miteinander kämmenden Einzelplaneten bestehende Doppelplaneten gelagert sind. Ein mit den radial innen angeordneten Einzelplaneten der Doppelplaneten kämmendes inneres Zentralrad ist durch eine als Hohlwelle ausgebildete und von der Eingangswelle durchsetzte konzentrische Zwischenwelle - wie auch die Eingangswelle selbst - mit dem jeweils zugehörigen eingangsseitigen Getriebeglied des Summengetriebes verbunden, dessen ausgangsseitiges Getriebeglied mit der Ausgangswelle in Antriebsverbindung bringbar ist. Ein mit den radial außen angeordneten Einzelplaneten der Doppelplaneten des Umkehrgetriebes kämmendes äußeres Zentralrad ist an einem trommelförmigen axialen Gehäuseeinsatz undrehbar festgelegt, welcher konzentrisch zur Eingangswelle angeordnet und mit seinem einen Stirnende an einer radialen Abschlußwand eines die einzelnen Getriebekomponenten der Wechselgetriebeanordnung aufnehmenden Getriebegehäuses bewegungsfest eingespannt ist. Bei dieser bekannten Wechselgetriebeanordnung sind die Teilübersetzungen von Umkehr- und Summengetriebe so aufeinander abgestimmt, daß durch eine bestimmte Teilübersetzung des Toroidgetriebes die bekannte geared-neutral-condition realisiert ist, bei welcher die Drehzahl der Ausgangswelle Null ist, wenn letztere antriebsmäßig mit der mit positiven Drehzahlen größer Null drehenden Eingangswelle verbundenen ist. Durch die Ausbildung des Summengetriebes als ein einfaches dreigliedriges Planetengetriebe ist jedoch insgesamt nur ein einziger Übersetzungsbereich für die Getriebegesamtübersetzung gegeben. In a known change gear arrangement of generic type (US 6,213,907 B1) are in the power flow between an input shaft and a coaxial output shaft with coaxial alignment of their central axes to Input shaft designed according to the two-chamber principle stepless toroidal transmission, a spatially between the Gearboxes housed in the toroidal transmission Planetary gear reversing gear and a Planetenräder- Summed gear provided, the latter on the Output shaft facing transmission end of the toroidal transmission is arranged. The same sense of rotation between the output side central wheels of the Toridgetriebes one hand and the input shaft, on the other hand, producing reversing gears has a rotationally fixed to the output side central wheels connected planet carrier, on which from each other combing single planets existing double planets stored are. One with the radially inwardly arranged individual planets of Double planet intermeshing central central wheel is by one as Hollow shaft trained and penetrated by the input shaft concentric intermediate shaft - as well as the input shaft itself - With the respective associated input-side gear member connected to the summation gear whose output side Gear member with the output shaft in drive connection can be brought. One with the radially outside Double planets of reversing gearbox intermeshing outer central wheel is connected to a drum-shaped axial Housing insert non-rotatably fixed, which concentric to Input shaft arranged and with its one front end a radial end wall of the individual Receive transmission components of the transmission assembly Transmission housing is immovably clamped. At this known transmission arrangement are the partial translations of reversing and summation gear coordinated so that by a certain partial translation of the toroidal transmission the known geared neutral condition is realized in which the speed of the output shaft is zero, if the latter drivingly with the positive speeds greater than zero rotating input shaft is connected. Through the training of the total transmission as a simple tripartite However, planetary gear is only a single total Transmission range for the transmission total transmission given.

Aus der EP 1 026 424 A2 ist eine gattungsfremde Wechselgetriebeanordnung bekannt, bei welcher im Kraftfluß zwischen einer Eingangswelle und einer koaxialen Ausgangswelle unter koaxialer Ausrichtung ihrer Zentralachsen zur Eingangswelle ein nach dem Zwei-Kammer-Prinzip ausgebildetes stufenloses Toroidgetriebe, ein als Koppelgetriebe ausgebildetes Planetenräder-Summengetriebe und ein Planetenräder-Umkehrgetriebe angeordnet sind. Im Toroidgetriebe sind die beiden axial zwischen den beiden antriebsseitigen toroidalen Zentralrädern angeordneten abtriebsseitigen toroidalen Zentralräder durch eine als Hohlwelle ausgebildete und von der Eingangswelle durchsetzte Zwischenwelle mit dem einen eingangsseitigen Getriebeglied des Summengetriebes in Form eines inneren Zentralrades drehfest verbunden. Das Summengetriebe weist einen Planetenträger auf, an welchem Doppel-Planeten gelagert sind, die jeweils aus miteinander kämmenden längeren Haupt-Planetenrädern und kürzeren Neben- Planetenrädern bestehen. Die Haupt-Planetenräder sind jeweils als Stufenplanet ausgebildet, mit dessem die größere Zähnezahl aufweisenden Zahnkranz sowohl das eingangsseitige innere Zentralrad als auch das Neben-Planetenrad kämmen. Der Planetenträger des Summengetriebes, welcher ein zweites eingangsseitiges Getriebeglied bildet, ist sowohl mit der mit dem einen antriebsseitigen toroidalen Zentralrad unmittelbar gekuppelten Eingangswelle wie auch mit dem zweiten antriebsseitigen toroidalen Zentralrad jeweils unmittelbar und drehfest verbunden. Das Summengetriebe weist zwei ausgangsseitige Getriebeglieder auf, und zwar ein mit den Neben-Planetenrädern kämmendes äußeres Zentralrad - welches durch eine zugehörige Schaltkupplung über den Planetenträger des Umkehrgetriebes mit der Ausgangswelle kuppelbar ist - und ein jeweils mit dem die kleinere Zähnezahl aufweisenden Zahnkranz der Haupt-Planetenräder kämmendes inneres Zentralrad, das durch eine zugehörige Schaltkupplung mit einem inneren Zentralrad des Umkehrgetriebes kuppelbar ist. An dem Planetenträger des Umkehrgetriebes sind aus miteinander kämmenden Einzel-Planeten bestehende Doppel-Planeten gelagert, von denen die radial inneren Einzel-Planeten mit dem inneren Zentralrad und die radial äußeren Einzel-Planeten mit einem durch eine zugehörige Schaltbremse undrehbar festlegbaren äußeren Zentralrad kämmen. Die Ausgangswelle ist - wie ausgeführt - mit dem Planetenträger des Umkehrgetriebes drehfest verbunden. Bei dieser bekannten Wechselgetriebeanordnung sind aufgrund der beiden wahlweise in Wirkung bringbaren ausgangsseitigen Getriebeglieder des Summengetriebes zwei Übersetzungsbereiche für Vorwärtsfahrt und aufgrund der Ausbildung des Summengetriebes als Überlagerungsgetriebe in dem Übersetzungsbereich mit höheren Gesamtübersetzungen die bekannte geared-neutral-condition realisiert, die wegen der hierbei stillstehenden Ausgangswelle eine Umlaufleistung zwischen Summengetriebe und Toroidgetriebe voraussetzt. From EP 1 026 424 A2 is a non-generic Change gear arrangement known in which in the power flow between an input shaft and a coaxial output shaft with coaxial alignment of their central axes to Input shaft designed according to the two-chamber principle stepless Toroidgetriebe, as coupling mechanism trained planet gears summation gear and a Planet gears reversing gear are arranged. In the toroidal gearbox the two are axially between the two drive-side toroidal central gears arranged output side toroidal central gears by a trained as a hollow shaft and penetrated by the input shaft intermediate shaft with the an input-side gear member of the summation gear in Form of an inner central wheel rotatably connected. The Total transmission has a planet carrier on which Double planets are stored, each made up of each other meshing longer main planetary gears and shorter secondary gears Planet gears exist. The main planet gears are each designed as Stufenplanet, with which the larger number of teeth having gear ring both the input side inner Combine central wheel and the sub-planet gear. Of the Planet carrier of the summation gear, which a second Input-side gear member is formed, both with the the one drive-side toroidal central wheel immediately coupled input shaft as well as the second drive-side toroidal central gear each directly and rotatably connected. The summation gear has two on the output side gear members on, and one with the Side-planet wheels meshing outer central wheel - which by an associated clutch via the planet carrier of the reverse gear to the output shaft is coupled - and one with each having the smaller number of teeth Sprocket of main planetary gears meshing inner central wheel, by an associated clutch with an inner Central gear of the reverse gear can be coupled. To the Planet carriers of the reverse gear are out of each other Combing single planet existing double planets stored, of which the radially inner single planets with the inner Central wheel and the radially outer single planets with a can be fixed non-rotatably by an associated switching brake comb the outer central wheel. The output shaft is - like executed - with the planet carrier of the reverse gear rotatably connected. In this known Change gear arrangement are due to the two optional in Effect of the output side gear members of the Total transmission two translation ranges for forward drive and due to the formation of the summation gear as Superposition gear in the translation area with higher Overall translations the known geared-neutral condition realized, because of the hereby stationary output shaft a circulating power between the sum of gear and Toroidgetriebe presupposes.

Die bekannten Wechselgetriebeanordnungen mit nur einem Übersetzungsbereich weisen bei grundsätzlich koaxialer Anordnung ihrer Getriebekomponenten insbesondere bei einer Realisierung der geared-neutral-condition bereichsweit einen vergleichsweise niedrigen Gesamtwirkungsgrad auf. Dies ist insbesondere auf die Umlaufleistung zurückzuführen, welche dazu führt, daß die über das Toroidgetriebe fließende Leistung größer als die Getriebeeingangsleistung wird. The known transmission arrangements with only one Translation range are basically coaxial Arrangement of their transmission components, especially in a Realization of the geared-neutral-condition range one comparatively low overall efficiency. This is attributable in particular to the circulation capacity, which in addition results in the power flowing through the toroidal transmission greater than the transmission input power is.

Die bekannten Wechselgetriebeanordnungen mit zwei Übersetzungsbereichen weisen bei grundsätzlich koaxialer Anordnung ihrer Getriebekomponenten einen im zweiten Übersetzungsbereich vergleichsweise niedrigen Wirkungsgrad auf, der insbesondere durch den zur Drehrichtungsumkehr erforderlichen Einsatz eines dem Summengetriebe im Kraftfluß nachgeordneten Umkehrgetriebes in Doppel-Planetenräder- Ausführung bedingt ist. The known transmission arrangements with two Translation areas are basically coaxial Arrangement of their transmission components one in the second Translation range comparatively low efficiency, in particular by the direction of rotation reversal Required use of the summation gear in the power flow Subordinate reverse gear in double planet gears Execution is conditional.

Die bekannten Wechselgetriebeanordnungen mit zwei Übersetzungsbereichen und einer baulich zu Ein- und Ausgangswelle parallel angeordneten Vorgelegewelle, durch welche das Toroidgetriebe wirkungsmäßig mit der Ausgangswelle in Antriebsverbindung bringbar ist, und bei denen der zweite Übersetzungsbereich mit Leistungsteilung oder Umlaufleistung ausgelegt ist, weisen insbesondere im zweiten Übersetzungsbereich den angestrebten hohen Wirkungsgrad auf. Wegen der Vorgelegewelle ergibt sich jedoch in Bezug auf die Drehachse der Ein- oder Ausgangswelle in den axialen und radialen Richtungen ein größerer Bauraum, so daß eine solche Wechselgetriebeanordnung in einem normalen Fahrzeug nicht unterzubringen ist sowie hinsichtlich Gewicht und Kosten erhebliche Nachteile gegenüber herkömmlichen, serienmäßig eingesetzten Automatikgetrieben aufweist. The known transmission arrangements with two Translation areas and a structural to Ein- and Output shaft parallel countershaft, through which the Toroidgetriebe operatively connected to the output shaft can be brought into drive connection, and in which the second Transmission range with power division or circulating power is designed, in particular in the second Translation range the desired high efficiency. Because of the countershaft arises, however, in relation to the Rotary axis of the input or output shaft in the axial and radial directions a larger space, so that such Change gear assembly in a normal vehicle not as well as in terms of weight and costs significant disadvantages compared to conventional, standard having used automatic transmissions.

Die der vorliegenden Erfindung zugrunde liegende Aufgabe ist im wesentlichen in der Schaffung einer Wechselgetriebeanordnung zu sehen, die eine große Getriebespreizung und einen bereichsweit hohen Getriebewirkungsgrad aufweist und sich hinsichtlich Bauraum und Gewicht an heutigen Stufen-Automatikgetrieben orientiert. The object underlying the present invention is in essential in the creation of a manual transmission arrangement see who has a large gear spread and an area wide has high transmission efficiency and in terms Space and weight on today's stepped automatic transmissions oriented.

Ausgehend von einer gattungsgemäßen Wechselgetriebeanordnung ist die erläuterte Aufgabe gemäß der Erfindung durch die kennzeichnenden Merkmale von Patentanspruch 1 in vorteilhafter Weise gelöst. Starting from a generic transmission arrangement is the explained object according to the invention by the characterizing features of claim 1 in an advantageous Way solved.

Bei der Wechselgetriebeanordnung nach der Erfindung wird der eine von zwei aneinander anschließenden Übersetzungsbereichen unter Leistungsverzweigung und der andere unter Leistungsteilung gebildet, wobei eine Schaltung zum Wechsel von dem einen auf den anderen dieser beiden Übersetzungsbereiche immer bei synchronen Drehzahlen am Schaltmittel (Kupplung oder Bremse) des neuen Übersetzungsbereiches durchgeführt werden kann. Dies gilt sowohl für eine erste Variante der Wechselgetriebeanordnung nach der Erfindung, bei der das signifikante Drehzahlverhältnis des dem neuen Übersetzungsbereich zugehörigen ausgangsseitigen Getriebegliedes des Summengetriebes nach einem der Patentansprüche 2 bis 13 gleich 1 festgelegt ist, das ausgangsseitige Getriebeglied mit der Ausgangswelle bei dieser Variante also drehfest kuppelbar ist, als auch für eine zweite Variante der Wechselgetriebeanordnung nach der Erfindung, bei der das signifikante Drehzahlverhältnis des dem neuen Übersetzungsbereich zugehörigen ausgangsseitigen Getriebegliedes des Summengetriebes nach einem der Patentansprüche 14 bis 21 ungleich 1, bei höheren Gesamtübersetzungen naturgemäß kleiner 1, festgelegt ist - das ausgangsseitige Getriebeglied mit der Ausgangswelle bei dieser Variante also durch eine Nachschalt-Getriebekomponente in Antriebsverbindung bringbar ist. In beiden Fällen tritt bei der Umschaltung kein Übersetzungssprung auf, das Toroidgetriebe verharrt in dem vorbestimmten Grenzwert seiner Teilübersetzung. In the transmission gear assembly according to the invention, the one of two adjoining translation areas under power split and the other under Power division formed, with a circuit for the change of one on the other of these two translation areas always at synchronous speeds at the switching means (clutch or Brake) of the new gear range can. This applies to both a first variant of Change gear arrangement according to the invention, in which the significant speed ratio of the new Translation area associated output side Gear member of the summation gear to one of Claims 2 to 13 is set equal to 1, the Output side gear member with the output shaft at this Variant so rotatable coupled, as well as for a second Variant of the change gear arrangement according to the invention, in the the significant speed ratio of the new Translation area associated output side Gear member of the summation gear to one of Claims 14 to 21 not equal to 1, at higher Overall translations, of course, less than 1, is fixed - the Output side gear member with the output shaft at this Variant thus by a secondary transmission component in Drive connection can be brought. In both cases occurs in the Switchover no translation jump on, the toroidal transmission remains in the predetermined limit of its partial translation.

Der eine der beiden auf diese Weise benachbarten Übersetzungsbereiche ist - wie ausgeführt - unter Leistungsteilung gebildet, d. h., mit gleichgerichtetem Leistungsfluß in den beiden Leistungspfaden, von denen der direkte Leistungspfad von der Eingangswelle über den Planetenträger des Summengetriebes, also unter Umgehung des Toroidgetriebes, "direkt" zu dem in diesem Übersetzungsbereich wirksamen Ausgangsglied des Summengetriebes führt, während der variable andere Leistungspfad von der Eingangswelle über das Toroidgetriebe und das letzterem zugehörige Eingangsglied des Summengetriebes zum wirksamen Ausgangsglied führt. Der angrenzend benachbarte andere Übersetzungsbereich ist unter Auftreten von Umlaufleistung durch Leistungsverzweigung gebildet, wobei ein effektiver Anteil der über die Eingangswelle zum Summengetriebe geführten Getriebeeingangsleistung über das in diesem Übersetzungsbereich wirksame Ausgangsglied zur Ausgangswelle fließt, während über das dem abtriebsseitigen Zentralrad des Toroidgetriebes zugeordnete Eingangsglied des Summengetriebes in Reaktion ein ineffektiver Restanteil der Getriebeeingangsleistung über das Toroidgetriebe zurück zur Eingangswelle fließt, wobei sich der Richtungssinn dieser Umlaufleistung auch abhängig von der momentanen Teilübersetzung des Toroidgetriebes ändern kann. Die Wechselgetriebeanordnungen nach der Erfindung können mithin für den Anfahrzustand entweder mit der geared-neutral-condition ausgelegt oder mit einem gesonderten herkömmlichen Anfahraggregat wie Wandler, Schlupfkupplung und dgl. kombiniert sein. The one of the two adjacent in this way Translation areas is - as stated - under Power division formed, d. h., with rectified Power flow in the two power paths, of which the direct power path from the input shaft over the Planet carrier of the summation gear, so bypassing the Toroidal gear, "directly" to that in this translation area effective output member of the summation gear leads, while the variable other power path from the input shaft over the Toroidgetriebe and the latter associated input member of the Totaling gear leads to the effective output member. Of the adjacent adjacent other translation area is under Occurrence of circulating power due to power split formed, with an effective share of over the Input shaft led to the summation gear Transmission input power over that in this gear range effective output member flows to the output shaft while over that the output side central wheel of the toroidal transmission assigned input member of the summation gear in response Ineffective residual portion of the transmission input power over the Toroidal transmission flows back to the input shaft, with the Direction of this circulation capacity also depends on the current partial ratio of the toroidal transmission can change. The Wechselgetriebeanordnungen according to the invention can therefore for the starting state either with the geared neutral condition designed or with a separate conventional Anfahraggregat such as torque converter, slip clutch and the like. Combined his.

Bei einer vorteilhaften Ausführungsform der ersten Variante der Wechselgetriebeanordnung nach der Erfindung ist gemäß Patentanspruch 3 ein zusätzlicher dritter Übersetzungsbereich für Vorwärts- und/oder Rückwärtsfahrt mit höheren Gesamtübersetzungen unter Vermittlung eines zusätzlichen inneren Zentralrades ermöglicht. In an advantageous embodiment of the first variant of Change gear arrangement according to the invention is according to Claim 3, an additional third translation area for forward and / or reverse with higher Overall translations with the mediation of an additional inner central wheel allows.

Es stehen mithin grundsätzlich zwei Übersetzungsbereiche für Vorwärtsfahrt zur Verfügung, welche bei der ersten Variante der Wechselgetriebeanordnung nach der Erfindung bei der maximalen overdrive-Teilübersetzung des Toroidgetriebes gemäß Patentanspruch 4 und bei zweiten Variante der Wechselgetriebeanordnung nach der Erfindung bei der minimalen underdrive-Teilübersetzung des Toroidgetriebes gemäß Patentanspruch 16 aneinander anschließen. There are therefore basically two translation areas for Forward drive available, which in the first variant of Change gear arrangement according to the invention at the maximum overdrive partial ratio of the toroidal transmission according to Claim 4 and in the second variant of Change gear arrangement according to the invention at the minimum underdrive partial ratio of the toroidal transmission according to Claim 16 connect to each other.

Bei einer im Zusammenhang sowohl mit der ersten als auch mit der zweiten Variante vorteilhaften Ausführungsform der Wechselgetriebeanordnung nach der Erfindung gemäß Patentanspruch 5 weist das Summengetriebe miteinander kämmende Haupt- und Nebenplaneten auf, wobei in weiterer Ausgestaltung dieser Ausführungsform zur Anpassung an die erste Variante nach den Patentansprüchen 6 und 7 die den angrenzend benachbarten Übersetzungsbereichen zugehörigen beiden Ausgangsglieder als äußere Zentralräder ausgebildet sind, von denen eines mit den Haupt-Planeten und das andere mit den Neben-Planeten kämmt. In one related to both the first and with the second variant advantageous embodiment of the Change gear arrangement according to the invention according to Claim 5, the summation gear meshing with each other Main and Nebenplaneten on, in another embodiment this embodiment for adaptation to the first variant according to to the claims 6 and 7 adjacent to the adjacent Translation ranges associated with both output elements as outer central gears are formed, one of which with the Main planet and the other with the sub-planet meshes.

Die Ausführungsform der Wechselgetriebeanordnung nach der Erfindung mit einem dritten Übersetzungsbereich kann durch eine ein Planetenräder-Umkehrgetriebe im Kraftfluß in Reihe enthaltende mittelbare Antriebsverbindung zwischen dem mit den Haupt-Planeten kämmenden inneren Zentralrad und der Ausgangswelle realisiert sein, wenn der dritte Übersetzungsbereich nicht allein für Rückwärtsfahrt nutzbar sein soll und deswegen eine bessere Anpassung möglichst unter Vermeidung eines Übersetzungssprunges in Bezug auf einen angrenzend benachbarten Übersetzungsbereich für Vorwärtsfahrt angestrebt wird. In besonders vorteilhafter Weise kann der Übergang zwischen diesen beiden letztgenannten Übersetzungsbereichen nach dem Prinzip der zweiten Variante der Wechselgetriebeanordnung nach der Erfindung gemäß Patentanspruch 16 ausgelegt sein. The embodiment of the transmission arrangement according to Invention with a third translation range can by a a planetary gears reversing gear in power flow in series containing indirect drive connection between the with the Main planet meshing inner central wheel and the Output shaft be realized when the third Translation area can not only be used for reversing should be and therefore a better adaptation as possible under Avoiding a leap in translation in relation to a adjacent adjacent translation area for forward drive is sought. In a particularly advantageous manner, the Transition between these last two Translation ranges according to the principle of the second variant of Change gear arrangement according to the invention according to Claim 16 be designed.

Bei vorteilhaften Weiterbildungen derjenigen Ausführungsform der Wechselgetriebeanordnung nach der Erfindung, bei welcher das Summengetriebe miteinander kämmende Haupt- und Nebenplanetenräder aufweist, sind gemäß einem der Patentansprüche 8 bis 10 die Haupt-Planetenräder als Stufenplaneten ausgebildet sowie das eingangseitige Zentralrad des variablen Leistungspfades und die ausgangsseitigen Zentralräder zur Bildung der Übersetzungsbereiche in Bezug auf ihren Kämmeingriff den beiden Zahnkränzen unterschiedlicher Zähnezahl der Stufenplaneten in vorteilhafter Weise zugeordnet. In advantageous developments of that embodiment the transmission assembly according to the invention, in which the summation gear meshing main and Having secondary planetary gears are, according to one of Claims 8 to 10, the main planet gears as Stepped planets trained as well as the input side central wheel of the variable power path and the output side Central wheels related to the formation of the translation ranges their combing the two sprockets different Number of teeth assigned to the stepped planet in an advantageous manner.

Die Ausführungsform der Wechselgetriebeanordnung nach der Erfindung mit einem dritten Übersetzungsbereich kann bei einer vorteilhafteen Ausgestaltung gemäß Patentanspruch 11 oder 12 durch eine unmittelbare Antriebsverbindung zwischen dem mit den Haupt-Planeten kämmenden inneren Zentralrad und der Ausgangswelle realisiert sein, wenn dieser Übersetzungsbereich dem Rückwärtsfahrbetrieb vorbehalten bleiben soll und es mithin auf einen stufenlosen Übergang zum benachbarten Übersetzungsbereich für Vorwärtsfahrt nicht unbedingt ankommt. The embodiment of the transmission arrangement according to Invention with a third translation range can at a advantageous embodiment according to claim 11 or 12 by an immediate drive connection between the with the Main planet meshing inner central wheel and the Output shaft be realized when this translation area should remain reserved for the reverse operation and therefore on a stepless transition to the neighboring Translation range for forward drive does not necessarily arrive.

Bei einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform der ersten Variante der Wechselgetriebeanordnung nach der Erfindung ist eine Auslegung mit zwei aneinander anschließenden Übersetzungsbereichen für Vorwärtsfahrt und einem vom Toroidgetriebe abhängigen Übersetzungsbereich ausschließlich für Rückwärtsfahrt Gegenstand von Patentanspruch 13. Bei dieser Ausführungsform ist in Vereinfachung des getrieblichen Aufwandes auf ein gesondertes drittes Ausgangsglied im Summengetriebe für den dritten Übersetzungsbereich verzichtet und statt dessen eines der einem Übersetzungsbereich für Vorwärtsfahrt zugehörigen Ausgangsglieder zusätzlich verwendet. In a further advantageous embodiment of the first Variant of the transmission arrangement according to the invention a design with two adjoining ones Translation ranges for forward travel and one of the Toroidal transmission dependent translation range exclusively for reversing the subject matter of claim 13. In this Embodiment is in simplification of the geared Expenditure on a separate third output member in Sum gear for the third gear range omitted and instead one of a translation area for Forward travel associated output elements additionally used.

Bei einer insbesondere im Zusammenhang mit der ersten Variante vorteilhaften Ausführungsform der Wechselgetriebeanordnung nach der Erfindung ist eine Auslegung mit zwei aneinander anschließenden Übersetzungsbereichen für Vorwärtsfahrt und einer vom Toroidgetriebe unabhängigen Gesamtübersetzung für Rückwärtsfahrt Gegenstand von Patentanspruch 22. Da es sich in diesem Falle quasi um eine konstante Rückwärtsgang-Übersetzung handelt, bietet sich hier die Kombination mit einem herkömmlichen Anfahraggregat an, das in den Übersetzungsbereichen für Vorwärtsfahrt auch überbrückt sein kann. In a particular in connection with the first variant advantageous embodiment of the transmission arrangement according to The invention is a design with two together subsequent translation areas for forward travel and a Toroid transmission independent overall translation for Backward travel Subject of claim 22. As it is in This case is almost a constant reverse gear ratio is the combination with one conventional starting unit, which in the Translation ranges for forward drive also be bridged can.

Bei der zweiten Variante der Wechselgetriebeanordnung nach der Erfindung gemäß einem der Patentansprüche 14 bis 16 grenzen, wie oben ausgeführt, ein Übersetzungsbereich für höhere Gesamtübersetzungen und ein Übersetzungsbereich für niedrigere Gesamtübersetzungen bei der minimalen underdrive- Teilübersetzung des Toroidgetriebes aneinander an, daher kann ein mehr oder weniger breiter Bereichsanteil mit höheren Gesamtübersetzungen im negativen Übersetzungsbereich liegen, also für Rückwärtsfahrt nutzbar sein. Im geared-neutral-Punkt der Teilübersetzung des Toroidgetriebes kann dann sowohl vorwärts wie rückwärts ohne Verwendung eines herkömmlichen Anfahraggregates angefahren werden. In the second variant of the transmission arrangement according to the Bordering invention according to one of the claims 14 to 16, as stated above, a translation range for higher Total translations and a translation area for lower Total translations at the minimum underdrive Partial translation of the toroidal gear to each other, therefore can a more or less wide range share with higher Total translations are in the negative translation range, So be usable for reverse. In the geared neutral point the partial ratio of the toroidal transmission can then both forward and backward without using a conventional one Starting units are approached.

Bei einer vorteilhaften Ausführungsform der zweiten Variante der Wechselgetriebeanordnung nach der Erfindung ist die Festlegung des signifikanten Drehzahlverhältnisses des Übersetzungsbereiches mit höheren Gesamtübersetzungen unter Vermittlung eines dem Summengetriebe gemäß Patentanspruch 17 im Kraftfluß nachgeordneten Planetenräder-Umkehrgetriebes realisiert. In an advantageous embodiment of the second variant the change gear arrangement according to the invention is the Determination of the significant speed ratio of the Translation area with higher total translations under Mediation of the summation gear according to claim 17 in Power flow downstream planetary gears reverse gear realized.

Zwei die wahlweise Einschaltung des gemäß Patentanspruch 17 dem Summengetriebe nachgeordneten Umkehrgetriebes in den Kraftfluß betreffende vorteilhafte Varianten dieser Ausführungsform der Wechselgetriebeanordnung nach der zweiten Erfindung sind Gegenstand der Patentansprüche 18 und 19. Two the optional activation of the according to claim 17 the Total gear downstream reverse gear in the power flow relevant advantageous variants of this embodiment of the Change gear arrangement according to the second invention are The subject matter of claims 18 and 19.

Bei weiteren vorteilhaften Ausführungsformen der zweiten Variante der Wechselgetriebeanordnung nach der Erfindung gemäß den Patentansprüchen 20 und 21 sind die Haupt-Planetenräder als Stufenplaneten ausgebildet; das ausgangsseitige Getriebeglied zur Bildung des Übersetzungsbereiches mit höheren Gesamtübersetzungen kämmt in Form eines inneren Zentralrades jeweils mit dem größeren Zahnkranz der Stufenplaneten, während das ausgangsseitige Getriebeglied zur Bildung des Übersetzungsbereiches mit niedrigeren Gesamtübersetzungen in Form eines äußeren Zentralrades mit den Neben-Planeten kämmt. Die Neben-Planeten ihrerseits kämmen jeweils mit dem kleineren Zahnkranz der Stufenplaneten. In further advantageous embodiments of the second Variant of the transmission arrangement according to the invention according to to the claims 20 and 21, the main planet gears as Stepped planets trained; the output side gear member for forming the translation range with higher Overall translations mesh in the form of an inner central wheel each with the larger sprocket of the stepped planets while the output side gear member to form the Translation area with lower overall translations in The shape of an outer central wheel meshes with the sub-planets. The minor planets in turn mesh with the smaller one Ring gear of the stepped planet.

Eine Veringerung des baulichen Aufwandes und eine Verbesserung des Wirkungsgrades hinsichtlich des Umkehrgetriebes, welches im Kraftfluß zwischen dem Toroidgetriebe und dem Summengetriebe angeordnet ist und gleichen Drehsinn für die beiden eingangsseitigen Getriebeglieder des Summengetriebes herstellt, sind für beide Varianten der Wechselgetriebeanordnung nach der Erfindung gleichermaßen durch die Maßnahmen nach einem oder beiden der Patentansprüche 23 und 24 erreicht. A reduction of the construction costs and an improvement the efficiency with respect to the reverse gear, which in Power flow between the toroidal transmission and the summation gear is arranged and the same sense of rotation for the two produces input-side gear elements of the summation gearbox, are for both variants of the transmission arrangement after the Invention equally by the measures according to one or both of claims 23 and 24 achieved.

Die Erfindung ist nachstehend anhand von mehreren in der Zeichnung schematisch dargestellten Ausführungsformen näher beschrieben. In der Zeichnung bedeuten The invention is described below with reference to several in the Drawing schematically illustrated embodiments in more detail described. In the drawing mean

Fig. 1 eine erste Variante der Wechselgetriebeanordnung nach der Erfindung in einer ersten Ausführungsform, Fig. 1 shows a first variant of the change gear arrangement of the invention in a first embodiment;

Fig. 1a ein Diagramm zur Darstellung der drei Übersetzungsbereiche, welche bei der Ausführungsform der Wechselgetriebeanordnung nach der Erfindung gemäß Fig. 1 realisiert sind, bei dem über dem Reziprokwert der Gesamtübersetzung i_G der Reziprokwert der Teilübersetzung i_V des Toroidgetriebes aufgetragen ist, . 1a is a diagram illustrating the three transmission areas which are realized in the embodiment of the change gear arrangement of the invention according to Fig. 1, wherein the toroidal transmission is plotted Fig on the reciprocal of the total transmission ratio i _{G is} the reciprocal of the partial translation i _V,

Fig. 1b einen tabellarischen Schaltplan für das in den drei Übersetzungsbereichen der Ausführungsform der Wechselgetriebeanordnung nach der Erfindung gemäß Fig. 1 jeweils wirksam eingeschaltete Schaltmittel, FIG. 1b is a tabular diagram for each effectively turned on in the three translation areas of the embodiment of the change gear arrangement of the invention according to FIG. 1 switching means,

Fig. 2 die erste Variante der Wechselgetriebeanordnung nach der Erfindung in einer zweiten Ausführungsform, Fig. 2 shows the first variant of the change gear arrangement of the invention in a second embodiment,

Fig. 2a ein Diagramm zur Darstellung der beiden Übersetzungsbereiche, welche bei der Ausführungsform der Wechselgetriebeanordnung nach der Erfindung gemäß Fig. 2 realisiert sind, bei dem über dem Reziprokwert der Gesamtübersetzung i_G der Reziprokwert der Teilübersetzung i_V des Toroidgetriebes aufgetragen ist, . 2a is a diagram showing the two transmission areas which are realized in the embodiment of the change gear arrangement of the invention according to FIG. 2, wherein the toroidal transmission is plotted Fig on the reciprocal of the total transmission ratio i _{G is} the reciprocal of the partial translation i _V,

Fig. 2b einen tabellarischen Schaltplan für das in den beiden Übersetzungsbereichen der Ausführungsform der Wechselgetriebeanordnung nach der Erfindung gemäß Fig. 2 jeweils wirksam eingeschaltete Schaltmittel, FIG. 2b shows a tabular diagram for each effectively turned on in the two transmission ranges, the embodiment of the change gear arrangement of the invention according to FIG. 2 switching means,

Fig. 3 die erste Variante der Wechselgetriebeanordnung nach der Erfindung in einer dritten Ausführungsform, bei welcher der Übergang zu einem angrenzenden dritten Übersetzungsbereich nach der zweiten Variante der Wechselgetriebeanordnung nach der Erfindung ausgelegt ist, Fig. 3 shows the first variant of the change gear arrangement of the invention in a third embodiment in which the transition to an adjacent third gear region after the second variation of the change gear arrangement is designed according to the invention,

Fig. 3a ein Diagramm zur Darstellung der drei Übersetzungsbereiche, welche bei der Ausführungsform der Wechselgetriebeanordnung nach der Erfindung gemäß Fig. 3 realisiert sind, bei dem über dem Reziprokwert der Gesamtübersetzung i_G der Reziprokwert der Teilübersetzung i_V des Toroidgetriebes aufgetragen ist, . 3a is a diagram showing the three transmission areas which are realized in the embodiment of the change gear arrangement of the invention according to FIG. 3, wherein the toroidal transmission is plotted Fig on the reciprocal of the total transmission ratio i _{G is} the reciprocal of the partial translation i _V,

Fig. 3b einen tabellarischen Schaltplan für das in den drei Übersetzungsbereichen der Ausführungsform der Wechselgetriebeanordnung nach der Erfindung gemäß Fig. 3 jeweils wirksam eingeschaltete Schaltmittel, FIG. 3b is a tabular diagram for the translation in the three areas of the embodiment of the change gear arrangement of the invention according to FIG 3 are each effectively switched switching means.,

Fig. 4 die erste Variante der Wechselgetriebeanordnung nach der Erfindung in einer vierten Ausführungsform, bei welcher der Übergang zu einem angrenzenden dritten Übersetzungsbereich nach der zweiten Variante der Wechselgetriebeanordnung nach der Erfindung ausgelegt ist, Fig. 4 shows the first variant of the change gear arrangement of the invention in a fourth embodiment in which the transition to an adjacent third gear region after the second variation of the change gear arrangement is designed according to the invention,

Fig. 4a ein Diagramm zur Darstellung der drei Übersetzungsbereiche, welche bei der Ausführungsform der Wechselgetriebeanordnung nach der Erfindung gemäß Fig. 4 realisiert sind, bei dem über dem Reziprokwert der Gesamtübersetzung i_G der Reziprokwert der Teilübersetzung i_V des Toroidgetriebes aufgetragen ist, . 4a is a diagram illustrating the three transmission areas which are realized in the embodiment of the change gear arrangement of the invention according to FIG. 4, wherein the toroidal transmission is plotted Fig on the reciprocal of the total transmission ratio i _{G is} the reciprocal of the partial translation i _V,

Fig. 4b einen tabellarischen Schaltplan für das in den drei Übersetzungsbereichen der Ausführungsform der Wechselgetriebeanordnung nach der Erfindung gemäß Fig. 4 jeweils wirksam eingeschaltete Schaltmittel, FIG. 4b is a tabular diagram for each effectively turned on in the three translation areas of the embodiment of the change gear arrangement of the invention of FIG. 4 switch means,

Fig. 5 die erste Variante der Wechselgetriebeanordnung nach der Erfindung in einer fünften Ausführungsform, Fig. 5 shows the first variant of the change gear arrangement of the invention in a fifth embodiment,

Fig. 5a ein Diagramm zur Darstellung der drei Übersetzungsbereiche, welche bei der Ausführungsform der Wechselgetriebeanordnung nach der Erfindung gemäß Fig. 5 realisiert sind, bei dem über dem Reziprokwert der Gesamtübersetzung i_G der Reziprokwert der Teilübersetzung i_V des Toroidgetriebes aufgetragen ist, . 5a is a diagram showing the three transmission areas which are realized in the embodiment of the change gear arrangement of the invention according to FIG. 5, wherein the toroidal transmission is plotted Fig on the reciprocal of the total transmission ratio i _{G is} the reciprocal of the partial translation i _V,

Fig. 5b einen tabellarischen Schaltplan für das in den drei Übersetzungsbereichen der Ausführungsform der Wechselgetriebeanordnung nach der Erfindung gemäß Fig. 5 jeweils wirksam eingeschaltete Schaltmittel, Fig. 5b is a tabular diagram for the translation in the three areas of the embodiment of the change gear arrangement of the invention according to FIG. Each effectively switched switching means 5

Fig. 6 eine zweite Variante der Wechselgetriebeanordnung nach der Erfindung, Fig. 6 shows a second variant of the change gear arrangement of the invention,

Fig. 6a ein Diagramm zur Darstellung der beiden Übersetzungsbereiche, welche bei der zweiten Variante der Wechselgetriebeanordnung nach Erfindung gemäß Fig. 6 realisiert sind, bei dem über dem Reziprokwert der Gesamtübersetzung i_G der Reziprokwert der Teilübersetzung i_V des Toroidgetriebes aufgetragen ist, und Fig. 6a is a diagram showing the two translation ranges, which are realized in the second variant of the transmission arrangement according to the invention shown in FIG. 6, in which over the reciprocal of the total ratio i _G, the reciprocal of the partial ratio i _{V of} the toroidal transmission is plotted, and

Fig. 6b einen tabellarischen Schaltplan für das in den beiden Übersetzungsbereichen der zweiten Variante der Wechselgetriebeanordnung nach der Erfindung gemäß Fig. 6 jeweils wirksam eingeschaltete Schaltmittel. Fig. 6b is a tabular circuit diagram for the in the two translation regions of the second variant of the transmission assembly according to the invention according to FIG. 6 respectively switched on switching means.

Den Wechselgetriebeanordnungen der Fig. 1 bis 6 sind folgende Ausgestaltungen gemeinsam:
Im Kraftfluß zwischen einer Eingangswelle 7 und einer koaxialen Ausgangswelle 8 sind unter koaxialer Ausrichtung ihrer Zentralachsen zur Eingangswelle 7 ein nach dem Zwei-Kammer- Prinzip ausgebildetes Toroidgetriebe 9, ein axial zwischen den Getriebekammern 26 und 27 des letzteren angeordnetes Planetenräder-Umkehrgetriebe 9 und ein Planetenräder- Summengetriebe 11-1 in Fig. 1 bis 11-6 in Fig. 6 angeordnet. Die Eingangswelle 7 ist sowohl mit dem antriebsseitigen toroidalen Zentralrad 9an der benachbarten Getriebekammer 26 als auch mit einem Planetenträger 12 des Summengetriebes 11-1 bis 11-6 drehfest verbunden. An dem mit dem antriebsseitigen toroidalen Zentralrad 9an der benachbarten Getriebekammer 27 drehfest verbundenen Planetenträger 12 sind miteinander kämmende Haupt- und Neben-Planetenräder 18 und 19 gelagert. Das jeweilige antriebsseitige Zentralrad 9an einer Getriebekammer 26 oder 27 steht über planetenradartige, jedoch nicht umlaufende Zwischenräder 13 mit einem zugehörigen abtriebsseitigen toroidalen Zentralrad 9ab in Reibkontakt, welches mit einem inneren Zentralrad 10a des Umkehrgetriebes 10 drehfest verbunden ist. Die Zwischenräder 13 sind an einer Abstützeinrichtung 28 schwenkbar gelagert, die in den jeweiligen Zwischenraum zwischen den Zentralrädern 9an und 9ab der Getriebekammern 26 und 27 hineinragt und gegenüber einem Getriebegehäuse 31 undrehbar festgelegt ist. An der Abstützeinrichtung 28 ist das eine Wellenende einer als Hohlwelle ausgebildeten und von der Eingangswelle 7 oder einer zu letzterer drehfesten, koaxialen Zwischenwelle durchsetzten Statorwelle 25 undrehbar festgelegt, welche mit einem Planetenträger 10R des Umkehrgetriebes 10 drehfest verbunden ist. An dem Planetenträger 10R sind einfache Planetenräder 29 gelagert, welche sowohl mit dem inneren Zentralrad 10a als auch mit einem äußeren Zentralrad 10b kämmen, welches über eine zur Eingangswelle 7 konzentrische hohle Zwischenwelle 30 mit einem inneren Zentralrad 14 des Summengetriebes 11-1 bis 11-6 drehfest verbunden ist, welches mit den Haupt-Planeten 18 kämmt. Mit den Neben-Planeten 19 kämmt ein äußeres Zentralrad 15, welches durch eine Schaltkupplung K1 (Fig. 1, 2 u. 5) bzw. K2 (Fig. 3, 4 u. 6) mit der Ausgangswelle 8 kuppelbar ist. The change gear arrangements of FIGS. 1 to 6 have the following configurations in common:
In the power flow between an input shaft 7 and a coaxial output shaft 8 are under coaxial alignment of their central axes to the input shaft 7 formed on the two-chamber principle toroidal 9 , an axially between the gear chambers 26 and 27 of the latter arranged planetary gears 9 and a planetary gears - Summengetriebe 11-1 in Fig. 1 to 11-6 arranged in Fig. 6. The input shaft 7 is rotatably connected both to the drive-side toroidal central gear 9 on the adjacent gear chamber 26 and to a planet carrier 12 of the summation gear 11-1 to 11-6 . At the drive-side toroidal central gear 9 rotatably connected to the adjacent transmission chamber 27 planet carrier 12 are meshing main and secondary planet gears 18 and 19 mounted. The respective drive-side central gear 9 to a gear chamber 26 or 27 is on planetenradartige, but not rotating idler gears 13 with an associated output side toroidal central gear 9 in frictional contact, which is rotatably connected to an inner central gear 10 a of the reverse gear 10 . The intermediate wheels 13 are pivotally mounted on a support means 28 which projects into the respective space between the central wheels 9 and 9 from the gear chambers 26 and 27 and is fixed non-rotatably relative to a transmission housing 31 . On the supporting means 28 is a shaft end formed of a hollow shaft and of the input shaft 7 or penetrated to the latter rotationally fixed coaxial intermediate shaft stator 25 fixed non-rotatably, which is rotatably connected with a planet carrier 10 R of the gearbox 10th On the planet carrier 10 R simple planet gears 29 are mounted, which mesh with both the inner central wheel 10 a and 10 b with an outer central wheel, which has a concentric to the input shaft 7 hollow intermediate shaft 30 with an inner central gear 14 of the summation gear 11-1 11-6 is rotatably connected, which meshes with the main planetary 18 . The outer planetary gear 19 meshes with an outer central gear 15 , which can be coupled to the output shaft 8 through a clutch K1 ( FIGS. 1, 2 and 5) or K2 ( FIGS. 3, 4 and 6).

Dem äußeren Zentralrad 15 ist mithin bei jeweils eingerückter Schaltkupplung ein signifikantes Drehzahlverhältnis zwischen der Drehzahl der Ausgangswelle 8 und der Drehzahl des äußeren Zentralrades 15 gleich 1 zugeordnet. The outer central wheel 15 is therefore associated with each engaged clutch a significant speed ratio between the speed of the output shaft 8 and the speed of the outer central wheel 15 equal to 1.

Bei den Wechselgetriebeanordnungen der Fig. 1 bis 5 kämmt mit den Haupt-Planeten 18 des jeweiligen Summengetriebes 11-1 bis 11-5 ein äußeres Zentralrad 16, welches durch eine Schaltkupplung K2 (Fig. 1, 2 u. 5) bzw. K3 (Fig. 3 u. 4) mit der Ausgangswelle 8 kuppelbar ist. In the change gear transmission arrangements of FIGS. 1 to 5 main planet 18 is meshed with the sum of the respective gear 11-1 to 11-5 an external central 16, which through a clutch K2 (Fig. 1, 2 u. 5) and K3 ( can be coupled to the output shaft 8 Fig. 3 u. 4).

Dem äußeren Zentralrad 16 ist mithin bei jeweils eingerückter Schaltkupplung ein signifikantes Drehzahlverhältnis zwischen der Drehzahl der Ausgangswelle 8 und der Drehzahl des äußeren Zentralrades 16 gleich 1 zugeordnet. The outer central wheel 16 is therefore associated with a respectively engaged clutch a significant speed ratio between the speed of the output shaft 8 and the speed of the outer central wheel 16 equal to 1.

Bei den Wechselgetriebeanordnungen der Fig. 1, 3, 4 u. 6 kämmt mit den Haupt-Planeten 18 des jeweiligen Summengetriebes 11-1 bzw. 11-3 bzw. 11-4 bzw. 11-6 ein inneres Zentralrad 17, welches unter Vermittlung einer Schaltkupplung KR in Fig. 1 bzw. einer Schaltbremse B1 in Fig. 3 u. 6 bzw. einer Schaltkupplung K1 in Fig. 4 mit der Ausgangswelle 8 in Antriebsverbindung bringbar ist. In the change gear arrangements of Fig. 1, 3, 4 u. 6 meshes with the main planet 18 of the respective summation gear 11-1 or 11-3 or 11-4 or 11-6, an inner central wheel 17 , which by switching a clutch KR in Fig. 1 and a shift brake B1 in Fig. 3 u. 6 or a clutch K1 in Fig. 4 can be brought into drive connection with the output shaft 8 .

Das innere Zentralrad 17 ist mit der Ausgangswelle 8 bei der Wechselgetriebeanordnung der Fig. 1 durch die Schaltkupplung KR direkt kuppelbar. Hier ist dem inneren Zentralrad 17 mithin bei jeweils eingerückter Schaltkupplung ein signifikantes Drehzahlverhältnis zwischen der Drehzahl der Ausgangswelle 8 und der Drehzahl des inneren Zentralrades 17 gleich 1 zugeordnet. The inner central gear 17 is directly coupled to the output shaft 8 in the AC transmission assembly of FIG. 1 by the clutch KR. Here, the inner central gear 17 is therefore associated with a respectively engaged clutch a significant speed ratio between the speed of the output shaft 8 and the speed of the inner central wheel 17 equal to 1.

Das innere Zentralrad 17 ist dagegen bei den Wechselgetriebeanordnungen der Fig. 3, 4 u. 6 unter Einsatz eines im Kraftfluß ihm nachgeordneten Planetenräder- Umkehrgetriebes 20 mit der Ausgangswelle 8 in Antriebsverbindung bringbar. Dem inneren Zentralrad 17 ist daher in diesem Falle bei jeweils eingerückter Schaltkupplung ein signifikantes Drehzahlverhältnis zwischen der Drehzahl der Ausgangswelle 8 und der Drehzahl des inneren Zentralrades 17 kleiner 1 zugeordnet. The inner central wheel 17 is, however, in the change gear arrangements of Fig. 3, 4 u. 6 can be brought into drive connection with the output shaft 8 by using a planetary gear reverse gear 20 arranged downstream of it in the power flow. The inner central gear 17 is therefore assigned a significant speed ratio between the rotational speed of the output shaft 8 and the rotational speed of the inner central wheel 17 is smaller in this case at each engaged clutch.

Das Umkehrgetriebe 20 weist einen Doppel-Planeten 20DP lagernden Planetenträger 20b auf, welcher mit der Ausgangswelle 8 drehfest verbunden ist. Der Planetenträger 20b ist bei den Wechselgetriebeanordnungen der Fig. 3 und 4 mit den Schaltkupplungen K2 und K3, dagegen bei der Wechselgetriebeanordnung der Fig. 6 nur mit der Schaltkupplung K2 verbunden. Die Doppel-Planeten 20DP bestehen aus miteinanser kämmenden Einzel-Planeten, von denen der innere mit einem inneren Zentralrad 20a und der äußere mit einem äußeren Zentralrad 20R kämmt. Das äußere Zentralrad 20R ist jeweils gegenüber dem Getriebegehäuse 31 bei den Wechselgetriebeanordnungen der Fig. 3 und 6 durch die Schaltbremse B1 festbremsbar, dagegen bei der Wechselgetriebeanordnung der Fig. 4 unmittelbar undrehbar festgelegt. Das äußere Zentralrad 20R legt durch seinen festgebremsten Zustand den gegenläufigen Drehsinn des inneren Zentralrades 20a gegenüber dem Planetenträger 20b fest. Das innere Zentralrad 20a ist durch eine Zwischenwelle 21 mit dem inneren Zentralrad 17 des Summengetriebes 11-3 bzw. 11-4 bzw. 11-6 bei den Wechselgetriebeanordnungen der Fig. 3 und 6 ständig, dagegen bei der Wechselgetriebeanordnung der Fig. 4 über die Schaltkupplung K1 wahlweise drehfest verbunden. The reverse gear 20 has a double planet 20 DP superimposed planet carrier 20 b, which is rotatably connected to the output shaft 8 . The planet carrier 20 b is connected to the transmission clutches of FIGS. 3 and 4 with the clutches K2 and K3, whereas in the change gear arrangement of FIG. 6 only with the clutch K2. The double planets 20 DP consist of miteinanser meshing individual planets, of which the inner with an inner central wheel 20 a and the outer with an outer central wheel 20 R combs. The outer central wheel 20 R is each braked against the transmission housing 31 in the transmission arrangements of FIGS . 3 and 6 by the switching brake B1, however, set in the change gear arrangement of FIG. 4 directly undriven. The outer central wheel 20 R sets by its festgebremsten state the opposite sense of rotation of the inner central wheel 20 a against the planet carrier 20 b fixed. The inner central wheel 20 a is by an intermediate shaft 21 with the inner central gear 17 of the summation gear 11-3 and 11-4 and 11-6 in the transmission gear assemblies of FIGS . 3 and 6 constantly, however, in the change gear assembly of FIG the clutch K1 selectively rotatably connected.

Bei den Wechselgetriebeanordnungen der Fig. 2 und 5 ist ein Planetenräder-Umkehrgetriebe 22 vorgesehen, das einen Doppel- Planeten 22DP lagernden Planetenträger 22b aufweist, welcher mit der Ausgangswelle 8 und den zugehörigen Kupplungshälften der Schaltkupplungen K1 und K2 jeweils drehfest verbunden ist. Die Doppel-Planeten 22DP bestehen aus miteinander kämmenden Einzel-Planeten, von denen der innere mit dem inneren Zentralrad 22a und der äußere mit einem äußeren Zentralrad 22R kämmt. Das äußere Zentralrad 22R legt durch seinen mittels einer Schaltbremse BR herstellbaren festgebremsten Zustand gegenüber dem Getriebegehäuse 31 den gegenläufigen Drehsinn des inneren Zentralrades 22a gegenüber dem Planetenträger 22b fest. In the change gear transmission arrangements of FIGS. 2 and 5 is a planet gears reverse gear 22 is provided, which has a double planet 22 DP stored planet carrier 22 has b, which is connected to the output shaft 8 and the associated coupling halves of clutches K1 and K2 are each rotatably connected. The double planets 22 DP consist of intermeshing individual planets, of which the inner with the inner central wheel 22 a and the outer with an outer central wheel 22 R meshes. The outer central wheel 22 R sets by its producible by a brake BR braked state relative to the gear housing 31, the opposite direction of rotation of the inner central wheel 22 a relative to the planet carrier 22 b.

Das innere Zentralrad 22a des Umkehrgetriebes 22 ist bei der Wechselgetriebeanordnung der Fig. 2 mit der Eingangswelle 7 oder einer zur Eingangswelle 7 drehfesten und koaxialen Zwischenwelle - dagegen bei der Wechselgetriebeanordnung der Fig. 5 mit dem äußeren Zentralrad 15 des Summengetriebes 11-5 jeweils drehfest verbunden. The inner central gear 22 a of the reverse gear 22 is in the change gear arrangement of Fig. 2 with the input shaft 7 or a non-rotatable to the input shaft 7 and coaxial intermediate shaft - against rotation in the change gear arrangement of FIG. 5 with the outer central wheel 15 of the summation gear 11-5 respectively connected.

Bei allen Wechselgetriebeanordnungen der Fig. 1 bis 6 sind die Haupt-Planeten 18 als Stufenplaneten mit einem Zahnkranz 23 größerer Zähnezahl und einem Zahnkranz 24 kleinerer Zähnezahl ausgebildet, wobei das eingangsseitige innere Zentralrad 14 des betreffenden Summengetriebes 11-1 bis 11-6 mit dem kleineren Zahnkranz 24 kämmt. In all the change gear arrangements of Figs. 1 to 6, the main planets 18 are formed as stepped planets with a ring gear 23 larger number of teeth and a ring gear 24 smaller number of teeth, wherein the input-side inner central wheel 14 of the respective summation gear 11-1 to 11-6 with the smaller Ring gear 24 meshes.

Während bei den Wechselgetriebeanordnungen der Fig. 1 bis 5 das ausgangsseitige äußere Zentralrad 16 mit dem kleinen Zahnkranz 24 und die Neben-Planeten 19 mit dem größeren Zahnkranz 23 kämmen, steht bei der Wechselgetriebeanordnung von Fig. 6 der Neben-Planet 19 mit dem kleineren Zahnkranz 24 im Kämmeingriff. While in the change gear arrangements of FIGS. 1 to 5, the output side outer central gear 16 mesh with the small ring gear 24 and the sub-planetary gear 19 with the larger ring gear 23 is in the change gear assembly of Fig. 6, the sub-planetary 19 with the smaller sprocket 24 in mesh.

Das dritte ausgangsseitige Getriebeglied des jeweiligen Summengetriebes 11-3 bzw. 11-4 bzw. 11-6 in Form des inneren Zentralrades 17 kämmt bei den Wechselgetriebeanordnungen der Fig. 3, 4 und 6 mit dem größeren Zahnkranz 23. The third output-side gear member of the respective summation gear 11-3 or 11-4 or 11-6 in the form of the inner central wheel 17 meshes with the change gear arrangements of Fig. 3, 4 and 6 with the larger sprocket 23rd

Alternativ zu der vorstehend beschriebenen Zuordnung der Neben- Planeten 19 könnten diese auch bei allen Wechselgetriebeanordnungen der Fig. 1 bis 5 jeweils mit dem kleineren Zahnkranz 24 und bei der Wechselgetriebeanordnung der Fig. 6 mit dem größeren Zahnkranz 23 der Haupt-Planeten 18 im Kämmeingriff stehen, wobei dann die äußeren Zentralräder 16 der Wechselgetriebeanordnungen der Fig. 1 bis 5 in ihrem Kämmeingriff jeweils dem größeren Zahnkranz 23 zugeordnet wären. Diese alternativen Zuordnungen führen zu einer Änderung der Standgetriebeübersetzung im Summengetriebe und können je nach Ausführungsform der Wechselgetriebeanordnung eine Verringerung des über das Toroidgetriebe fließenden Leistungsanteiles bewirken. Alternatively to the above-described assignment of the secondary planet 19 could this also all change gear transmission arrangements of FIGS. 1 to 5 each having the smaller sprocket 24 and at the change gear arrangement of Fig. 6 with the larger sprocket 23 of the main planet 18 are in mesh , in which case the outer central wheels 16 of the change gear arrangements of FIGS . 1 to 5 would be associated with the larger sprocket 23 in their meshing engagement. These alternative assignments lead to a change in the stationary gear ratio in the summation gearbox and, depending on the embodiment of the change gear arrangement, can bring about a reduction in the proportion of power flowing through the toroidal transmission.

Bei den Wechselgetriebeanordnungen der Fig. 1, 2 und 5 ist der Eingangswelle 7 ein Anfahraggregat 32 in Form eines hydrodynamischen Drehmomentwandlers mit Überbrückungskupplung im Kraftfluß vorgeschaltet. In the change gear transmission arrangements of FIGS. 1, 2 and 5 of the input shaft is connected upstream of a 7 Anfahraggregat 32 in the form of a hydrodynamic torque converter with lock-up clutch in the power flow.

Bei der Wechselgetriebeanordnung der Fig. 1 sind das mit den Neben-Planeten 19 kämmende äußere Zentralrad 15 unter Vermittlung der Schaltkupplung K1 zur Bildung des ersten Übersetzungsbereiches ÜB1 für Vorwärtsfahrt mit höheren Gesamtübersetzungen i_G, das mit den Haupt-Planeten 18 kämmende äußere Zentralrad 16 unter Vermittlung der Schaltkupplung K2 zur Bildung des Übersetzungsbereiches UB2 für Vorwärtsfahrt mit niedrigeren Gesamtübersetzungen i_G und das mit den Haupt- Planeten 18 kämmende innere Zentralrad 17 unter Vermittlung der Schaltkupplung KR zur Bildung des Übersetzungsbereiches ÜBR für Rückwärtsfahrt verwendet. In the change gear arrangement of Fig. 1, are connected to the sub-planet 19 meshing outer central 15 through the intermediary of the switching clutch K1 for forming the first gear range ÜB1 for forward drive with higher overall transmission ratios i _G, which meshes with the main planet 18 outer central 16 under Mediation of the clutch K2 to form the translation range UB2 for forward drive with lower overall ratios i _G and the meshing with the main planetary 18 inner central wheel 17 used through the switching clutch KR to form the transmission range UBR for reverse drive.

Der Übersetzungsbereich ÜB1 ist mit Leistungsteilung ausgelegt, d. h., der über den direkten Pfad von der Eingangswelle 7 über den Planetenträger 12 zum ausgangsseitigen äußeren Zentralrad 15 fließende Leistungsanteil und der über den variablen Pfad von der Eingangswelle 7 über das Toroidgetriebe 9 zum äußeren Zentralrad 15 fließende Leistungsanteil sind gleichgerichtet. Der Übersetzungsbereich ÜB2, welcher gemäß der ersten Variante bei der maximalen overdrive-Teilübersetzung i_V an den Übersetzungsbereich ÜB1 angrenzt, ist mit Leistungsverzweigung ausgelegt, d. h., es tritt eine Umlaufleistung auf, indem die Eingangsleistung von der Eingangswelle 7 zum Summengetriebe 11-1 geführt und dort verzweigt wird, wobei ein Leistungsanteil zum äußeren Zentralrad 16 fließt und der verbleibende andere Leistungsanteil in Reaktion durch das innere Zentralrad 14 über das Toroidgetriebe 9 zur Eingangswelle 7 zurückgeführt wird. Der über das Toroidgetriebe 9 fließende Leistungsanteil ist gering. The transmission range ÜB1 is designed with power division, ie, the power component flowing via the direct path from the input shaft 7 via the planet carrier 12 to the output-side outer central gear 15 and the power component flowing via the variable path from the input shaft 7 via the toroidal transmission 9 to the outer central gear 15 are rectified. The transmission range UB2, which according to the first variant at the maximum overdrive partial ratio i _V adjacent to the transmission range ÜB1 is designed with power split, ie, there is a circulating power by the input power from the input shaft 7 to the summation gear 11-1 out and There is branched, with a proportion of power to the outer central wheel 16 flows and the remaining other power component is returned in response to the inner central gear 14 via the toroidal 9 to the input shaft 7 . The power component flowing through the toroidal transmission 9 is low.

Der Übersetzungsbereich ÜBR für Rückwärtsfahrt ist ebenfalls mit Leistungsverzweigung ausgelegt, d. h., es tritt eine Umlaufleistung auf, wobei die Eingangsleistung von der Eingangswelle 7 zum Summengetriebe 11-1 geführt und dort verzweigt wird, indem ein Leistungsanteil zum ausgangsseitigen inneren Zentralrad 17 fließt und der verbleibende andere Leistungsanteil in Reaktion durch das innere Zentralrad 14 über das Toroidgetriebe 9 zur Eingangswelle 7 zurückgeführt wird. Bei Rückwärtsfahrt ist somit die Leistungsflußrichtung mit der im Übersetzungsbereich ÜB2 identisch. Bei einer definierten Teilübersetzung des Toroidgetriebes 9 (geared-neutral- condition) stehen das innere Zentrarad 17 und somit auch die Ausgangswelle 8 still. Für Rückwärtsfahrt ist das Anfahraggregat 32 daher nicht zwingend erforderlich. The reverse gear ratio range UBR is also power split, that is, a revolving power occurs, and the input power is fed from the input shaft 7 to the summation gear 11-1 and branched there by flowing a power portion to the output side inner central gear 17 and the remaining one Power component is returned in response by the inner central gear 14 via the toroidal transmission 9 to the input shaft 7 . When reversing, the power flow direction is thus identical to that in the transmission range ÜB2. With a defined partial ratio of the toroidal transmission 9 (geared-neutral-condition), the inner centrarad 17 and thus also the output shaft 8 stand still. For reversing the starting unit 32 is therefore not mandatory.

Die Wechselgetriebeanordnung der Fig. 2 unterscheidet sich von derjenigen der Fig. 1 lediglich durch die Bildung der Übersetzung für die Rückwärtsfahrt. Für diesen Zweck ist bei der Ausführungsform der Fig. 2 das Planetenräder- Umkehrgetriebe 22 vorgesehen, dessen Planetenträger 22b durch die Schaltkupplung K1 mit dem äußeren Zentralrad 15 des Summengetriebes 11-2 zur Bildung des Übersetzungsbereiches ÜB1 für Vorwärtsfahrt mit höheren Gesamtübersetzungen 15 sowie durch die Schaltkupplung K2 mit dem äußeren Zentralrad 16 zur Bildung des Übersetzungsbereiches ÜB2 für Vorwärtsfahrt mit niedrigeren Gesamtübersetzungen i_G sowie drehfest mit der Ausgangswelle 8 verbunden ist. Das äußere Zentralrad 22R legt durch seinen mittels einer Schaltbremse BR herstellbaren festgebremsten Zustand den gegenläufigen Drehsinn zwischen dem Planetenträger 22b und dem mit der Eingangswelle 7 drehfest verbundenen inneren Zentralrad 22a fest. Die auf diese Weise gebildete Rückwärtsgang-Übersetzung ist vom Toroidgetriebe 9 unabhängig und daher nicht Gegenstand des Diagrammes der Fig. 2a, aus dem jedoch ersichtlich ist, daß die Übersetzungsbereiche ÜB1 und ÜB2 gemäß der ersten Variante bei der maximalen overdrive-Teilübersetzung i_V des Toroidgetriebes 9 aneinander anschließen. The change gear arrangement of Fig. 2 differs from that of Fig. 1 only by the formation of the translation for the reverse drive. For this purpose, in the embodiment 2, the Planetenräder- reversing gear 22 is the Fig. Provided, the planet carrier 22 b by the switching clutch K1 with the outer central wheel 15 of the sum gear 11-2 for forming the ratio range ÜB1 for forward drive with higher overall transmission ratios 15 and by the Clutch K2 with the outer central wheel 16 to form the transmission range ÜB2 for forward drive with lower overall ratios i _G and rotationally fixed to the output shaft 8 is connected. The outer central wheel 22 R sets by its producible by a brake BR braked state the opposite direction of rotation between the planet carrier 22 b and the input shaft 7 rotatably connected inner central gear 22 a fixed. The reverse gear ratio formed in this way is independent of the toroidal transmission 9 and therefore not the subject of the diagram of Fig. 2a, but it can be seen that the transmission ranges ÜB1 and ÜB2 according to the first variant in the maximum overdrive partial ratio i _{V of} the toroidal transmission 9 connect to each other.

Im Übrigen sind die beiden Wechselgetriebeanordnungen der Fig. 1 und 2 identisch; für übereinstimmende Merkmale oder Funktionen sind gleiche Bezugszahlen bzw. -angaben verwendet, so daß auf die diesbezügliche Figurenbeschreibung zur Fig. 1 verwiesen werden kann. Incidentally, the two change gear arrangements of Figures 1 and 2 are identical. for matching features or functions the same reference numerals or data are used, so that reference may be made to the relevant description of the figures for Fig. 1.

Bei der Wechselgetriebeanordnung der Fig. 3 werden das äußere Zentralrad 15 unter Vermittlung der Schaltkupplung K2 zur Bildung des Übersetzungsbereiches ÜB2 für Vorwärtsfahrt mit mittleren Gesamtübersetzungen i_G und das äußere Zentralrad 16 unter Vermittlung der Schaltkupplung K3 zur Bildung des Übersetzungsbereiches ÜB3 für Vorwärtsfahrt mit niedrigeren Gesamtübersetzungen i_G verwendet, wobei der Übergang zwischen diesen beiden Übersetzungsbereichen entsprechend Fig. 3a gemäß der ersten Variante bei der maximalen overdrive-Teilübersetzung i_V ausgelegt ist. In the change gear arrangement of Fig. 3, the outer central wheel 15 are provided through the clutch K2 to form the transmission range ÜB2 for forward travel with average total ratios i _G and the outer central wheel 16 through the switching clutch K3 to form the transmission range ÜB3 for forward travel with lower overall ratios i _{G is} used, wherein the transition between these two translation ranges according to Fig. 3a according to the first variant in the maximum overdrive partial translation i _{V is} designed.

Das dritte ausgangsseitige Getriebeglied des Summengetriebes 11-3 in Form des inneren Zentralrades 17 in Verbindung mit dem Umkehrgetriebe 20 ist unter Vermittlung der Schaltbremse B1 zur Bildung eines Übersetzungsbereiches ÜB1 für Vorwärts- und Rückwärtsfahrt mit höheren Gesamtübersetzungen i_G verwendet, der an den Übersetzungsbereich ÜB2 entsprechend Fig. 3a bei der minimalen underdrive-Teilübersetzung i_V des Toroidgetriebes 9 gemäß der zweiten Variante angrenzt. The third output-side gear member of the summation gear 11-3 in the form of the inner central wheel 17 in conjunction with the reverse gear 20 is used to give a transmission range ÜB1 for forward and reverse travel with higher total ratios i _G , which corresponds to the transmission range ÜB2, by switching brake B1 Fig. 3a at the minimum underdrive partial ratio i _{V of} the toroidal transmission 9 according to the second variant adjacent.

Ein konventionelles Anfahraggregat wird aufgrund der gearedneutral-condition im Übersetzungsbereich ÜB1 nicht benötigt. Der Übersetzungsbereich ÜB1 ist mit Umlaufleistung, d. h., mit Leistungsverzweigung ausgelegt. Die Eingangsleistung wird von der Eingangswelle 7 zum Summengetriebe 11-3 geführt und dort verzweigt. Ein Leistungsanteil fließt über das innere Zentralrad 17 und das Umkehrgetriebe 20 zur Ausgangswelle 8, während der andere Leistungsanteil in Reaktion von dem inneren Zentralrad 14 über das Toroidgetriebe 9 zurück zur Eingangswelle 7 fließt. Bei Rückwärtsfahrt ist diese Umlaufleistung umgekehrt gerichtet. A conventional starting unit is not required due to the geared-neutral condition in the transmission range ÜB1. The transmission range ÜB1 is designed with circulating power, ie with power split. The input power is fed from the input shaft 7 to the summation gear 11-3 and branched there. A power component flows via the inner central gear 17 and the reverse gear 20 to the output shaft 8 , while the other power component flows in response from the inner central gear 14 via the toroidal 9 back to the input shaft 7 . When reversing this circulation capacity is reversed.

Der Übersetzungsbereich ÜB2 ist mit Leistungsteilung ausgelegt, d. h., der über den direkten Pfad von der Eingangswelle 7 über den Planetenträger 12 zum äußeren Zentralrad 15 fließende Leistungsanteil und der über den variablen Pfad von der Eingangswelle 7 über das Toroidgetriebe 9 zum äußeren Zentralrad 15 fließende Leistungsanteil sind gleichgerichtet. Der Übersetzungsbereich ÜB3 ist wie der Übersetzungsbereich ÜB1 mit Leistungsverzweigung ausgelegt, wobei der über das Toroidgetriebe 9 fließende Leistungsanteil jedoch gering ist. The ratio range UEB2 is designed with power division, that is, the current flowing power portion and on the toroidal 9 flowing through the variable path from the input shaft 7 to the outer central wheel 15 power component are the direct path from the input shaft 7 via the planet carrier 12 to the outer central wheel 15 rectified. The transmission range ÜB3 is designed like the power split transmission range ÜB1, but the power component flowing through the toroidal transmission 9 is small.

Die Wechselgetriebeanordnung der Fig. 4 stimmt bis auf die Art des Schaltmittels, in diesem Falle eine Schaltkupplung K1, zur Bildung des Übersetzungsbereiches ÜB1 mit der Wechselgetriebeanordnung der Fig. 3, bei der zu diesem Zweck die Schaltbremse B1 verwendet ist, in Getriebeaufbau und Funktion überein, so daß auf die diesbezügliche Figurenbeschreibung zur Fig. 3 verwiesen werden kann. The change gear arrangement of Fig. 4 is true to the nature of the switching means, in this case a clutch K1, to form the transmission range ÜB1 with the change gear arrangement of FIG. 3, in which for this purpose the switching brake B1 is used, in gear structure and function match , so that reference can be made to the related description of the figures for Fig. 3.

Die Wechselgetriebeanordung der Fig. 5 unterscheidet sich von derjenigen der Fig. 1 lediglich durch die Bildung des Übersetzungsbereiches ÜBR für Rückwärtsfahrt und durch die hierfür gewählten getrieblichen Mittel. Letztere sehen die Verwendung des Umkehrgetriebes 22 und zusätzlich auch des äußeren Zentralrades 15 vor, wobei dieser Ausgang des Summengetriebes 11-5 dann durch die Schaltbremse BR in den Kraftfluß zur Ausgangswelle 8 eingeschaltet wird. Ein Anfahraggregat 32 ist erforderlich, weil weder dieser Übersetzungsbereich ÜBR noch der benachbarte, nach der ersten Variante bei der maximalen overdrive-Teilübersetzung i_V an den Übersetzungsbereich ÜB2 angrenzende Übersetzungsbereich ÜB1 mit der geared-neutral-condition ausgelegt sind. The Wechselgetriebeanordung of Fig. 5 differs from that of Fig. 1 only by the formation of the transmission range UBR for reverse drive and by the gear means selected for this purpose. The latter provide for the use of the reverse gear 22 and in addition also the outer central wheel 15 , wherein this output of the summation gear 11-5 is then turned on by the switching brake BR in the power flow to the output shaft 8 . A starting unit 32 is required because neither this translation range ÜBR nor the adjacent, according to the first variant in the maximum overdrive partial ratio i _V to the translation range ÜB2 adjacent transmission range ÜB1 are designed with the geared neutral condition.

Im Übrigen stimmen beide Wechselgetriebeanordnungen überein, so daß auf die diesbezügliche Figurenbeschreibung zur Fig. 1 verwiesen werden kann. Incidentally, both change gear arrangements are identical, so that reference can be made to the related description of the figures for FIG. 1.

Bei der Wechselgetriebeanordnung der Fig. 6 werden das dritte ausgangsseitige Getriebeglied des Summengetriebes 11-6 in Form des inneren Zentralrades 17 und das im Kraftfluß nachgeordnete Umkehrgetriebe 20 unter Vermittlung der Schaltbremse B1 zur Bildung des Übersetzungsbereiches ÜB1 und das äußere Zentralrad 15 unter Vermittlung der Schaltkupplung K2 zur Bildung des Übersetzungsbereiches ÜB2 verwendet, wobei der Übergang zwischen diesen entsprechend Fig. 6a gemäß der zweiten Variante bei der minimalen underdrive-Teilübersetzung i_V ausgelegt ist. Der Übersetzungsbereich ÜB1 ist mit Leistungsverzweigung ausgelegt, so daß eine Umlaufleistung auftritt und die geared-neutral-condition realisierbar ist, wodurch die Ausgangswelle 8 positive oder negative Drehzahlen aufweisen bzw. stillstehen kann. Der Übersetzungsbereich ÜB2 ist mit Leistungsteilung ausgelegt, d. h., der Leistungsfluß über den direkten Pfad und der Leistungsfluß über den variablen Pfad sind gleichgerichtet. In the change gear arrangement of Fig. 6, the third output-side transmission member of the summation gear 11-6 in the form of the inner central wheel 17 and the downstream in the force flow reversing gear 20 through the intermediary of the switching brake B1 for forming the ratio range ÜB1 and the outer central wheel 15 through the intermediary of the switching clutch K2 used to form the translation range ÜB2, wherein the transition between these according to FIG. 6a according to the second variant in the minimum underdrive partial translation i _{V is} designed. The transmission range UB1 is designed with power split, so that a rotational performance occurs and the geared-neutral condition is feasible, whereby the output shaft 8 can have positive or negative rotational speeds or stand still. The translation range ÜB2 is designed with power sharing, ie the power flow over the direct path and the power flow over the variable path are rectified.

Als Alternative zur Schaltbremse BR können das äußere Zentralrad 20R permanent undrehbar festgelegt und die inneren Zentralräder 17 und 20a durch eine Schaltkupplung KR verbunden sein. As an alternative to the switching brake BR, the outer central wheel 20 R can be permanently fixed non-rotatably and the inner central wheels 17 and 20 a to be connected by a clutch KR.

Claims

1. A transmission arrangement for vehicles, having an input and an output shaft (7 and 8), a in its partial ratio between a maximum limit (maximum) and a minimum limit (lowest value) continuously variable toroidal transmission ( 9 ), a planetary gear reverse gear ( 10) and a planet gears sum gear (11-1 to 11-6), b when the reverse gear (10) is a reaction gear element (10 R) through its locked-rotor condition necessarily opposite rotational sense to the other two transmission members (10 a, 10 relative) determines to each other and a drive-side, to the input shaft ( 7 ) rotatably mounted toroidal central ( 9 on) of the toroidal transmission ( 9 ) with a gear member (planet carrier 12 ) of the summation gear ( 11-1 to 11-6 ) and one with the drive side toroidal central wheel ( 9 on) via at least one planetary wheel-like, but not rotating intermediate wheel ( 13 ) in frictional contact driven output side gate oidales Zentralrad ( 9 ab) of the toroidal transmission ( 9 ) with one ( 10 a) of the two set in opposite directions gear members ( 10 a, 10 b) of the reverse gear ( 10 ) are respectively in drive connection, and in which the other ( 10 b) of the two settable under counter-rotation transmission members (10 a, 10 b) of the gearbox (10) on the one hand and the output shaft (8) on the other hand, respectively with one (14 or 16) of the other gear elements (14 to 17) of the summation gear (11-1 to 11-6 ) are in drive connection or can be brought, characterized in that the summation gear ( 11-1 to 11-6 ) as a coupling mechanism with at least four gear members (12 u. 14 to 17), that an output-side gear member (15 in Fig. 1 or Fig. 2 or Fig. 5 or 17 in Fig. 3 or Fig. 4 or Fig. 6) of the summation gear ( 11-1 to 11- 6 ) for forming a transmission range (UB1) for forward travel with higher overall ratios (i _G ) and an output - side gear member (16 in FIG. 1 or FIG. 2 or FIG. 5 or 15 in FIG. 3 or FIG. 4 or FIG. 6) of the summation gear ( 11-1 to 11-6 ) for forming a subsequent gear range (ÜB2) for forward travel with lower overall ratios (i _G ) optionally by a respective associated switching means (for ÜB1: K1 in Fig. 1 or Fig. 2 or Fig. 4 or Fig. 5 or B1 in Fig. 3 or Fig. 6, for ÜB2: K2) are in drive connection with the output shaft ( 8 ) that for each gear ratio (ÜB1 and ÜB2) a significant constant speed ratio between the speed of the output shaft ( 8 ) and the speed of the jew Expressed transmission range (ÜB1 or ÜB2) used output side gear member of the summation gear ( 11-1 to 11-6 ) is determined that the partial translations of toroidal ( 9 ), reverse gear ( 10 ) and summation gear (11- 1 to 11-6) so matched to each other and to the significant speed ratios, that when switching from a currently effective transmission range (z. B. ÜB2) to a subsequent new transmission range (ÜB1) in the engaged state of the current transmission range (ÜB2) associated switching means (K2) the ratio between the speed of the input shaft ( 7 ) and the speed of the new transmission range (ÜB1) associated output side Gear member (15 in Fig. 1 or Fig. 2 or Fig. 5, 17 in Fig. 3 or Fig. 4 or Fig. 6) equal to the significant speed ratio of the output gear member (15 in Fig. 1) associated with the new gear range (ÜB1) or Fig. 2 or Fig. 5; 17 in Fig. 3 or Fig. 4 or Fig. 6).

2. Change gear arrangement according to claim 1, characterized in that two adjoining transmission ranges (ÜB1 and ÜB2 in Fig. 1a or Fig. 2a or Fig. 5a or ÜB2 u ÜB3 in Fig. 3a or Fig. 4a) are provided, in which the respective significant speed ratio of the associated output-side gear member (central wheel 15 and 16 ) is set equal to 1.

3. A transmission arrangement according to claim 1 or 2, characterized in that two on both sides of a middle third transmission range (ÜB2 in Fig. 3a or Fig. 4a) with average total translations (i _G ) subsequent translation ranges (ÜB1 u ÜB3) are provided that the significant speed ratio of the transmission range (ÜB1) with relatively higher overall ratios ( 10 ) associated output-side gear member (central wheel 17 ) is less than 1 and the respective significant speed ratio of the other two output-side gear members (central gears 15 and 16) is set equal to 1.

4. Change gear arrangement according to one of the claims 1 to 3, characterized in that the minimum limit (lowest value) of the partial ratio (i _V ) of the toroidal transmission ( 9 ) is set for the switching, if the respective significant speed ratio of the translation areas involved in the switching (UB1 and UB2 in Fig. 1a or Fig. 2a or Fig. 5a or ÜB2 and UB3 in Fig. 3a or Fig. 4a) associated output-side gear members (central wheels 15 and 16) is set equal to 1.

5. A transmission arrangement according to claim 1, in particular according to one of the claims 2 to 4, characterized in that the summation gear ( 11-1 to 11-6 ) meshing main and auxiliary planetary (18 and 19) and at least three central wheels (14, 15 and 16 in Fig. 1 to Fig. 5 or 14, 15 and 17 in Fig. 6), and that of the central wheels, an inner central wheel ( 14 ) meshes with both the main planets ( 18 ) and with the other ( 10 b) of the two under opposite direction of rotation set gear members ( 10 a, 10 b) of the reverse gear ( 10 ) is rotatably connected.

6. Change gear arrangement according to one of the claims 1 to 5, characterized in that at the formation of the gear range (ÜB1 in Fig. 1a, 2a and 5a, ÜB2 in Fig. 3a, 4a) for forward travel with higher overall ratios (in) involved output side gear member of the summation gear ( 11-1 to 11-5 ) is formed as an outer central wheel ( 15 ) which meshes with the subordinate planet ( 19 ).

7. A transmission arrangement according to one of the claims 1 to 6, characterized in that the output-side transmission member of the transmission system involved in the formation of the transmission range (ÜB2 in Fig. 1a, 2a and 5a, ÜB3 in Fig. 3a, 4a) for forward travel with lower overall ratios Summed gear ( 11-1 to 11-5 ) is formed as an outer central wheel ( 16 ) which meshes with the main planet ( 18 ).

8. Change gear arrangement according to claim 5, in particular according to claim 6 or 7, characterized in that the main planet ( 18 ) are formed as stepped planets with two sprockets (23 u 24) of different numbers of teeth and with the other ( 10 b) of the two below opposite rotational sense settable gear members (10 a, 10 b) of the gearbox (10) rotatably connected to inner central (14) each meshing with the smaller gear rim (24).

9. change gear arrangement according to claim 8, characterized in that the secondary planet ( 19 ) each mesh with the larger sprocket ( 23 ).

10. A transmission arrangement according to claim 8 or 9, characterized in that an at the formation of the transmission range (ÜB2 in Fig. 1a, 2a and 5a, ÜB3 in Fig. 3a, 4a) for forward travel with lower overall ratios (i _G ) involved outer Central wheel ( 16 ) in each case with the smaller sprocket ( 24 ) meshes.

11. A transmission arrangement according to one of the claims 1 to 10, characterized in that a to the formation of a partially usable transmission range (ÜBR in Fig. 1) for forward and / or reverse with higher overall ratios (i _G ), which is theoretically in the minimum limit value of the partial ratio (i _V ) of the toroidal transmission ( 9 ) to the ratio range (UB2) for forward travel with lower overall ratios (i _G ), participating output-side gear member (inner central gear 17 ) with the output shaft ( 8 ) by an associated clutch ( KR) can be brought directly into drive connection.

12. Change gear arrangement according to claim 11, characterized in that the formation of a only partially usable transmission range (ÜBR in Fig. 1) involved output-side gear member is formed both in the form of an inner central wheel ( 17 ) and in each case with the larger sprocket ( 23 ) of the main planet ( 18 ) meshes.

13. Change gear arrangement according to one of the claims 1 to 12, characterized in that for forming a gear ratio (ÜBR in Fig. 5) with higher overall ratios (i _G ) exclusively for reverse driving a planetary gears reverse gear (22 in Fig. 5) in the power flow is between summation gear (11-5) and output shaft (8) can be switched, wherein a reaction gear element (22 R) through its locked-rotor condition the counter-rotation of the other two transmission members (22 a, 22 b) defining relative to one another, and in that the at Formation of the transmission range (ÜB1 in Fig. 5a) for forward drive with higher overall ratios (i _G ) involved output-side gear member (outer central wheel 15 ) of the summation gear ( 11-5 ) with one ( 22 a) of the two setable in opposite directions gear members ( 22 a , 22 b) of the reverse gear ( 22 ) is in drive connection or can be brought.

14. Change gear arrangement according to one of the claims 1, 5 and 8, characterized in that two adjoining transmission ranges (ÜB1 u. ÜB2 in Fig. 3a or Fig. 4a or Fig. 6a) are provided, in which the significant speed ratio of the one Compound range (ÜB1) associated output-side gear member (central wheel 17 ) is not equal to 1 and the significant speed ratio of the other transmission range (ÜB2) associated output-side gear member (central wheel 15 ) is set equal to 1.

15. Change gear arrangement according to claim 14, characterized in that the significant speed ratio is not equal to 1 of the transmission range (ÜB1) with higher overall ratios (i _G ) associated output-side gear member (central wheel 17 ) is set smaller than 1.

16. A transmission arrangement according to claim 14 or 15, characterized in that the maximum limit (maximum value) of the partial ratio (i _V ) of the toroidal transmission ( 9 ) is set for the switching when the significant speed ratio of a (central 17 ) of the two translation ranges ( ÜB1 and ÜB2 in Fig. 3a or Fig. 4a or Fig. 6a) associated output-side gear members (central wheels 15 and 17) is set smaller than 1.

17. Change gear arrangement according to one of the claims 14 to 16, characterized in that at the formation of the transmission range (ÜB1) for forward and / or reverse with higher overall ratios involved output side gear member (inner central wheel 17 in Fig. 3 or Fig. 4 or Fig. 6) of the summation gear ( 11-3 or 11-4 or 11-6 ) with the output shaft ( 8 ) by means of a power flow downstream planetary gears-reverse gear ( 20 ) in such a way in drive connection ( 21 ) can be brought that the absolute Direction of rotation of the output shaft ( 8 ) relative to the absolute direction of rotation of the participating output-side gear member (inner central gear 17 ) in the torque transmitting state (engaged shift brake B1 or clutch K1) of the drive connection ( 21 ) is reversed.

18. Change gear arrangement according to claim 17, characterized in that the planetary gears reversing gear ( 20 ) in the drive connection ( 21 ) between the output side gear member (inner central gear 17 ) and the output shaft ( 8 ) by an engageable and disengageable shift brake (B1) switched on is, by which the by its festgebremsten state the opposite sense of rotation defining reaction gear member ( 20 R) of the reverse gear ( 20 ) is non-rotatably fixed.

19. A change gear arrangement according to claim 17, characterized in that the planetary gears reversing gear ( 20 ) in the drive connection ( 21 ) between the output side gear member (inner central gear 17 ) and the output shaft ( 8 ) by an on and disengageable clutch (K1) switched on is, by means of which the output-side gear element (inner central wheel 17) (a 20) of the two can be brought into mutually opposite sense of rotation transmission members (20, 20 b a) of the gearbox (20) is coupled with a.

20. Change gear arrangement according to one of the claims 14 to 19, characterized in that the involved in the formation of the transmission range (ÜB1) for forward travel with higher overall ratios output side gear member as a respectively with the larger sprocket ( 23 ) of the main planet ( 18 ) meshing inner central wheel ( 17 ) and the output-side gear member involved in the formation of the subsequent gear range (UB2) for forward travel with lower overall gear ratios (i _G ) are formed as an outer central gear ( 15 ) meshing with the subplanes ( 19 ).

21. Change gear arrangement according to one of the claims 14 to 20, characterized in that the secondary planet ( 19 ) each mesh with the smaller sprocket ( 24 ) of the main planet ( 18 ).

22. Change gear arrangement according to one of the claims 1 to 10 and 14 to 21, characterized in that for forming one of the toroidal transmission ( 9 ) independent higher overall ratio exclusively for reversing (ÜBR * in Fig. 2a), a planetary gears reversing gear (22 in FIG . is switched 2) in the power flow between the summation gear (11-2) and output shaft (8), wherein a reaction gear element (22 R) through its locked-rotor condition the counter-rotation of the other two transmission members (22 a, 22 b relative) to each other defines as well as input and output shaft (7 and 8) in each case with one of the under counter-rotating direction geared gear members ( 22 a, 22 b) are in drive connection or can be brought.

23, change-gear transmission assembly according to the preamble of patent claim 1, particularly according to one of claims 1 to 22, characterized in that the in the power flow between the output-side central gear (9 b) of the toroidal transmission (9) and the associated input-side transmission member (inner central wheel 14) of the Compression gear ( 11-1 to 11-6 ) arranged reversing gear ( 10 ) has a non-rotating stator shaft designed as a hollow shaft ( 25 ), which is arranged both coaxially to the input shaft ( 7 ) and the reaction gear member ( 10 R) of the reverse gear ( 10 ) an axially between the two central wheels ( 9 a, 9 from) a gear chamber ( 26 ) of the toroidal transmission ( 9 ) arranged, non-rotatably defined support means ( 28 ) connects.

24. Change gear arrangement according to claim 23, characterized in that the reaction gear member of the reverse gear ( 10 ) as a planet carrier ( 10 R) is formed on which, each with an inner and outer central wheel (10a and 10b) meshing planet gears ( 29 ) are mounted.