EP0991876A1 - Mehrganggetriebe, insbesondere sechsgang-getriebe - Google Patents

Mehrganggetriebe, insbesondere sechsgang-getriebe

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Publication number
EP0991876A1
EP0991876A1 EP98939525A EP98939525A EP0991876A1 EP 0991876 A1 EP0991876 A1 EP 0991876A1 EP 98939525 A EP98939525 A EP 98939525A EP 98939525 A EP98939525 A EP 98939525A EP 0991876 A1 EP0991876 A1 EP 0991876A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
gear
transmission
planetary gear
mechanical
gear set
Prior art date
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Ceased
Application number
EP98939525A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Enno Stodt
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Voith Turbo GmbH and Co KG
Original Assignee
Voith Turbo GmbH and Co KG
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Voith Turbo GmbH and Co KG filed Critical Voith Turbo GmbH and Co KG
Publication of EP0991876A1 publication Critical patent/EP0991876A1/de
Ceased legal-status Critical Current

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Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H3/00—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion
    • F16H3/44—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion using gears having orbital motion
    • F16H3/62—Gearings having three or more central gears
    • F16H3/66—Gearings having three or more central gears composed of a number of gear trains without drive passing from one train to another
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
    • F16H2200/003—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of forward speeds
    • F16H2200/0052—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of forward speeds the gear ratios comprising six forward speeds
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
    • F16H2200/20—Transmissions using gears with orbital motion
    • F16H2200/2002—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the number of sets of orbital gears
    • F16H2200/2012—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the number of sets of orbital gears with four sets of orbital gears

Definitions

  • Multi-speed transmission especially six-speed transmission
  • the invention relates to a multi-speed transmission, in particular a six-speed transmission, in particular with the features from the preamble of claim 1.
  • Multi-speed transmissions in the form of automatic transmissions are known in a variety of designs. These are mainly based on a mechanical gear part to which a corresponding starting element is assigned. Hydrodynamic converters or hydrodynamic couplings are primarily used as starting elements in vehicle construction. The operating range of the hydrodynamic components is mainly limited to the start-up range. Gearbox versions with power distribution, in which the hydrodynamic component is used for power transmission in the lower gears, are also possible.
  • the converter gearboxes include all gearboxes in which a converter is connected to additional mechanical elements by one
  • the converter can remain filled during operation in the mechanical gear stages, but can also be bridged filled or emptied. If the converter is placed in an external power branch, it is no longer involved in the power transmission in the mechanical gear stages and can remain filled.
  • Differential converter transmissions are transmissions with power split, in which the power flow is divided into a hydrodynamic and a mechanical branch.
  • a planetary gear set usually a differential
  • a torque converter in such a way that one element is connected to the impeller of the converter, the second element of the planetary gear set is connected to the drive shaft and the third element is connected to the output shaft.
  • the hydrodynamically transmitted power component is reduced due to the effect of the differential, while the mechanically transmitted component increases. This leads to a higher overall efficiency for the transmission than with purely hydraulic energy transmission.
  • the hydrodynamic converter is finally bridged automatically and the power is transmitted purely mechanically.
  • a disadvantage of converter transmissions consists essentially in the fact that the area which can be used for driving and which represents a certain transmission ratio can only be achieved with relatively large converter units, which require considerable installation space and are very expensive. All previously known solutions for planetary coupling transmissions for bus transmissions are through
  • the invention was therefore based on the object of further developing a transmission unit of the type mentioned in such a way that the named
  • the hydrodynamic converter is dispensed with in order to implement a multi-speed transmission, the translation that can be achieved with the converter being realized more cost-effectively and with less effort in terms of the required installation space with an additional gear.
  • a further planetary plane is preferably used for this.
  • the start then takes place with a braking device for one of the gear elements of the planetary gear set, preferably the ring gear, the braking device having to be dimensioned as an inch brake.
  • the basis for this is the dynamic viscosity of the oil.
  • the solution according to the invention offers the advantage of simpler control, since no centrifugal forces have to be compensated for.
  • the braking device always works together with the lowest engine speed when starting, which cannot be achieved with a converter. This leads to a reduction in fuel consumption.
  • the gearbox can be adapted in a large area exclusively to different engines and vehicle masses using software.
  • the installation space is reduced in axial length, since large hydrodynamic converters can be dispensed with.
  • the installation length could therefore be shortened for the entire transmission or the transmission could also be designed as a housing variant.
  • the control for the switching devices and the inching device can be installed above in the installed position. This means an easier and cheaper one
  • an inch device preferably in the form of a multi-disc brake device, is used in the transmission, which at the same time
  • Shift brake for first gear and reverse gear is.
  • the outer slats are surrounded by an annulus. This is filled with oil when starting, so that the slats run fully in the oil.
  • the oil emerges from the inside diameter and flows from there into the oil sump.
  • the oil flow into the annulus is controlled by a solenoid valve in the central control block of the gearbox.
  • the torque is only transmitted by the shear force of the oil.
  • the slats do not touch each other. This can be calculated using the formula for the dynamic viscosity of the oil:
  • Oil is switched off and the disks act in the same way as in the other multi-disk brakes in the transmission.
  • the described property of the oil is also used in converter-inch clutches, in large control clutches, in wheel brakes in large construction machines, in VISCO clutches as a differential lock in all-wheel drive vehicles, in vibration dampers, etc.
  • the inching device can also be designed, for example, as described in DE 195 14 276 A1.
  • the disclosure of this document, in particular with regard to the structure and functioning of the device described therein, is hereby fully incorporated into the disclosure content of this application.
  • the multi-speed transmission has at least one transmission input shaft and one transmission output shaft, a first one mechanical transmission part, means for coupling the first mechanical transmission part to the transmission input shaft and a starting element.
  • a second mechanical transmission part is provided. This includes at least one planetary gear stage. A first gear element of the second mechanical gear part is coupled to the first mechanical gear part and the gear output shaft. The starting element is designed as a braking device and is assigned to a further second transmission element of the second mechanical transmission part.
  • the first mechanical transmission part is associated with means for realizing the individual gear stages, which can be actuated in such a way that the ratios in first gear and in reverse can be determined by the second mechanical transmission part.
  • the planetary gear set of the second mechanical gear part comprises at least the following gear elements: a sun gear, a ring gear, a web and planet gears.
  • the first gear element is preferably formed by the sun gear and the second gear element by the web.
  • a third gear element of the second mechanical gear part is connected in a rotationally fixed manner to a first gear part element of the first mechanical gear part.
  • the starting element is preferably designed as an inch brake. However, it is also possible to do this as an inch coupling. Slat-type start-up elements are preferably used.
  • the means for realizing the gear stages are designed in the form of clutch and / or braking devices, preferably in the form of plates.
  • Every variant is conceivable which provides the possibility of connecting the second mechanical transmission part for the starting and reverse gear.
  • a variant with three planetary gear sets is conceivable - a first planetary gear set, a second planetary gear set and a third planetary gear set.
  • Each planetary gear set comprises at least one sun gear, a ring gear, a web and planet gears as gear elements.
  • a first gear element of the first planetary gear set is non-rotatably connected to the gear input shaft.
  • a second gear element of the third planetary gear set is rotatably connected to the gear output shaft.
  • Planetary gear set of the first mechanical transmission part is formed by the sun gear.
  • the wide gear element of the third planetary gear set of the first mechanical gear part is preferably formed by the web.
  • the third gear element of the second mechanical gear part is connected in a rotationally fixed manner to the third gear element of the third planetary gear set of the first mechanical gear part, which is designed as the first gear part element.
  • the third gear element of the third planetary gear set of the first mechanical gear part is formed by the ring gear.
  • the third gear element of the second mechanical gear part is preferably likewise formed by the ring gear thereof.
  • the means for realizing the individual gear stages comprise at least two clutch elements - a first clutch element and a second
  • the first gear elements of the second and third planetary gear sets can be coupled at least indirectly to the gear input shaft by means of the first clutch element.
  • Another second gear element of the second and a third gear element of the third planetary gear set can be coupled to the transmission input shaft by means of the second coupling element.
  • a braking device is assigned to a further third gear element of the first, the second and the third planetary gear set of the first mechanical gear part.
  • the first gear elements of the second and third planetary gear sets of the first mechanical gear part are preferably each formed by the sun gear.
  • the second gear element of the second planetary gear set of the first mechanical gear part is from the web and the third gear elements of the individual planetary gear sets of the first mechanical gear part are each formed by the ring gears.
  • the transmission arrangement according to the invention can be combined with further elements, for example with at least one power take-off for driving further vehicle components, for example a fan, or angular drives.
  • further vehicle components for example a fan, or angular drives.
  • a hydrodynamic retarder in the overall transmission is also conceivable.
  • Fig. 1 shows a schematic simplified representation of the basic structure of a transmission designed according to the invention
  • Fig. 2 illustrates the circuit diagram for an embodiment corresponding to Figure 1;
  • 3a illustrates the drive for the transmission oil pump
  • Fig. 3b illustrates a combination of the transmission with subordinate
  • FIG. 1 schematically illustrates the structure and the mode of operation of a multi-speed transmission 1 designed according to the invention, in particular a six-speed transmission, using a simplified illustration.
  • This comprises a first mechanical transmission part 2 for the representation of five gears and one, this first mechanical transmission part in
  • the transmission also has a transmission input shaft E and a transmission output shaft A.
  • the first mechanical transmission part 2 comprises three planetary gear sets, a first planetary gear set 5 and a second
  • the planetary gear sets 5, 6 and 7 each comprise at least one sun gear, planet gears, a ring gear and a web. These individual planetary gear set components are numbered as follows for the individual planetary gear sets 5 to 7:
  • a permanent mechanical coupling is present between the transmission input shaft E and a first transmission part of the first planetary gear set 5, which is provided by the sun gear 5.1.
  • a first gear element of the planetary gear sets 5, 6 or 7 can be coupled to the gear input shaft E via a switching element K.
  • the transmission input shaft can be coupled to a first transmission element of the second planetary gear set 6 and the third planetary gear set 7 via a first coupling element K1.
  • the first gear elements are from the sun gears 6.1
  • Planetary gear set 6 and 7.1 of the planetary gear set 7 are formed.
  • a second coupling element K2 enables a further second coupling possibility of the transmission input shaft E with a second transmission element of the second planetary gear set 6.
  • This second transmission element is formed by the web 6.3 of the second planetary gear set 6.
  • the individual planetary gear sets 5, 6 and 7 of the first mechanical transmission part 2 are coupled to one another.
  • the web 5.3 of the first planetary gear set 5 is rotatably connected to the ring gear 6.4 of the second planetary gear set 6.
  • Another rotationally fixed connection exists between the web 6.3 of the second planetary gear set 6 and the ring gear 7.4 of the third planetary gear set 7 as well as the sun gears 6.1 of the second planetary gear set 6 and 7.1 of the third planetary gear set 7.
  • This coupling is realized by appropriate connecting elements, preferably in the form of connecting shafts .
  • the sun gears 6.1 and 7.1 of the second planetary gear set 6 and the third planetary gear set 7 are arranged on a first transmission shaft 8 in a rotationally fixed manner.
  • the coupling between the web 6.3 and the ring gear 7.4 of the second and third planetary gear sets 6 and 7 takes place via a connection 9.
  • a further mechanical coupling exists between the web 5.3 of the first planetary gear set 5 and the
  • the transmission input shaft E is continuously coupled to a first transmission element of the first planetary gear set 5.
  • This first gear element is formed by the sun gear 5.1 of the first planetary gear set 5.
  • the transmission input shaft can also be coupled to a first transmission part of the second planetary gear set 6 and the third planetary gear set 7.
  • the coupling of the Transmission input shaft E with a second transmission part of the second planetary gear set 6 takes place via a further second coupling element K2.
  • the second gear element of the second planetary gear set 6 is formed by the web 6.3.
  • the individual planetary gear sets 5, 6 and 7 are furthermore each designated at least one braking element, here for the first planetary gear set 5 with B1, for the second planetary gear set 6 with B2 and for the third planetary gear set 7 with B3.
  • the individual brake elements B1, B2 and B3 are each assigned to the ring gears 5.4, 6.4 and 7.4.
  • the first mechanical transmission part 2 is connected to the transmission output shaft A. This connection is made via the web 7.3 of the third planetary gear set 7.
  • the second mechanical transmission part 3 which is arranged downstream of the first mechanical transmission part 2 and comprises a planetary gear set 4, is also coupled to the transmission output shaft A. This coupling takes place via a sun gear 4.1 of the planetary gear set 4.
  • a mechanical connection between the first mechanical transmission part 2 and the second mechanical transmission part 3 takes place via two couplings 12 and 13, respectively.
  • the first coupling 12 is realized between the web 7.3 of the third planetary gear set and the sun gear 4.1 of the planetary gear set 4, which simultaneously the Coupling of the first mechanical transmission part 2 with the
  • Transmission output shaft A enables.
  • these elements, the web 7.3 and the sun gear 4.1 are arranged on a common transmission shaft 14.
  • Another mechanical coupling 13 exists between the ring gears 4.4 of the planetary gear set 4 and 7.4 of the third planetary gear set 7 of the second mechanical transmission part 2. Die coupling mentioned preferably take place directly.
  • the connecting shaft 14 forms the output shaft A of the transmission 1.
  • the individual switching elements i.e. the clutch and brake elements K1, K2 and B1, B2, B3 and B4 are preferably each designed in a multi-plate design.
  • Other transmission devices are also conceivable.
  • the individual gear stages can be implemented.
  • the additional second mechanical transmission part 3 realizes a further gear which is connected upstream of the other gear stages. Furthermore, the transmission of power in reverse gear also takes place via this.
  • the actuation of the individual switching elements, i.e. the commissioning or the loosening of the individual switching elements is illustrated with the aid of a circuit diagram in FIG. 2.
  • the starting process is implemented by actuating the brake element B4 assigned to the second mechanical transmission part 3.
  • This braking element B4 is also referred to as a so-called starting brake.
  • the web 4.3 of the planetary gear set 4 is braked.
  • Brake element B4 is dimensioned as a so-called inch brake.
  • the inch brake is relatively easy to control because no centrifugal forces have to be compensated.
  • the outer disks of the braking element B4 are surrounded by an annular space, not shown here. This is filled with oil during the start-up process so that the slats run fully in the oil. The oil then emerges from the inside diameter and from there flows into the oil sump.
  • the oil flow into the annulus is controlled, for example, with a solenoid valve in the central control block of the transmission. In the case of flooded fins, the torque M is
  • This starting process is shown as the first gear in the shift pattern.
  • the first clutch element K1 and the fourth brake element B4 are actuated. It is thereby achieved that the transmission input shaft E is in drive connection via the first coupling element K1 with the sun gear 6.1 of the second planetary gear set 6 and the sun gear 7.3 of the third planetary gear set 7. Furthermore, it is
  • the inching function implemented by the fourth braking element B4 enables an optimal starting process. This starting gear is entered in the shift pattern as the first gear.
  • the first clutch element K1 remains activated, the fourth brake element B4 is released and the third brake element B3 is activated.
  • the power transmission takes place from the transmission input shaft via the first clutch element K1, the transmission shaft 8 to the sun gears 6.1 of the second planetary gear set 6 and 7.1 of the third planetary gear set 7.
  • the power transmission in traction mode also takes place via the transmission input shaft E, the first clutch element K1, the transmission shaft 8 to the sun gears 6.1 of the second planetary gear set 6 and 7.1 of the third planetary gear set 7.
  • Planetary gear set 7 has a differential speed, which causes the planet gears meshing with these to also be set in rotation, the web 7.3 being driven.
  • the transmission input shaft E is then coupled to the transmission output shaft A via the web 7.3.
  • the ring gear 5.4 is braked by the first braking element B1, the web 5.3 is driven and, via the coupling 10 with the second planetary gear set 6, the ring gear 6.4 of the second planetary gear set 6, the relative speed between the two, ie between the sun gear 6.1 and the ring gear 6.4 Web 6.3 driven.
  • the power is then further transmitted to the transmission output shaft A, the ring gear 7.4 also being set in rotation, as a result of which
  • the transmission input shaft is coupled to the web 6.3 and thus to the ring gear 7.4 of the third planetary gear set 7.
  • the transmission input shaft E is additionally coupled to the sun gear 7.1 of the planetary gear set 7 via the coupling element K1.
  • the sun gear 5.1 of the first planetary gear set 5 is also in drive connection with the transmission gear shaft E. Due to the
  • the speed of the sun gear 6.1 results from the relative speed.
  • the sun gear 7.1 of the third planetary gear set 7 is also driven via the transmission shaft 8 and, in connection with the rotation of the ring gear 7.4 of the third planetary gear set, thereby enables the drive of the web 7.3 and thus of the transmission output shaft A.
  • the transmission variant described in FIGS. 1 and 2 is only one basic variant of many, the decisive factor being that the inch brake, for example in the form of a multi-disc brake device, is used to implement the starting process.
  • the transmission described here is characterized in that these six forward gears, one reverse gear, only two clutch devices and four
  • the gear arrangement described can be combined with various elements in accordance with the additional tasks to be solved, for example the drive of further units, the implementation of the braking function or the implementation of the power transmission on the axle of a vehicle.
  • Possible basic variants are only a combination of the described transmission with a retarder.
  • a can be selected depending on the installation position of the transmission
  • Angular output corresponding dimensioning and design can be provided.
  • FIGS. 1 and 2 can also be used without a retarder without power take-off or without a retarder with one or more
  • Power take-offs with a power take-off on the left or a power take-off on the right.
  • the design of a power take-off is shown in FIG. 3a.
  • the power take-off is designated 20 and serves to drive the oil pump.
  • FIG. 3b illustrates the provision of an angular output 21, which is coupled to the transmission output shaft A.

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Abstract

Die Erfindung betrifft ein Mehrganggetriebe mit einer Getriebeeingangswelle (e) und einer Getriebeausgangswelle (A), mit einem ersten mechanischen Getriebeteil (2), mit Mitteln zur Koppelung des ersten mechanischen Getriebeteiles mit der Getriebeeingangswelle, mit einem Anfahrelement. Die Erfindung ist gekennzeichnet durch die folgenden Merkmale: mit einem weiteren zweiten mechanischen Getriebeteil (3), umfassend wenigstens eine Planetenradstufe (4), ein erstes Getriebeelement des zweiten mechanischen Getriebeteiles (4.1) ist mit dem ersten mechanischen Getriebeteil und der Getriebeausgangswelle gekoppelt, das Anfahrelement ist als Bremseinrichtung (B4) ausgeführt und einem weiteren zweiten Getriebeelement (4.2) des zweiten mechanischen Getriebeteiles (3) zugeordnet, dem ersten mechanischen Getriebeteil sind Mittel zur Realisierung der einzelnen Gangstufen zugeordnet, welche derart betätigbar sind, dass die Übersetzungen im ersten Gang und im Rückwärtsgang durch den zweiten mechanischen Getriebeteil bestimmbar sind.

Description

Mehrgaπggetriebe, insbesondere Sechsgang-Getriebe
Die Erfindung betrifft ein Mehrganggetriebe, insbesondere ein Sechsgang- Getriebe, im einzelnen mit den Merkmalen aus dem Oberbegriff des Anspruchs 1.
Mehrganggetriebe in Form von Automatgetrieben sind in einer Vielzahl von Ausführungen bekannt. Diese basieren hauptsächlich auf einem mechanischen Getriebeteil, welchem ein entsprechendes Anfahrelement zugeordnet wird. Als Anfahrelemente im Fahrzeugbau finden vor allen Dingen hydrodynamische Wandler oder hydrodynamische Kupplungen Verwendung. Der Betriebsbereich der hydrodynamischen Komponenten ist dabei hauptsächlich auf den Anfahrbereich beschränkt. Getriebeausführungen mit Leistungsaufteilung, bei welchen die hydrodynamische Komponente bei der Leistungsübertragung in den unteren Gängen zum Einsatz kommt, sind ebenfalls möglich.
Automatische Getriebe mit Anfahrelementen in Form von hydrodynamischen Drehzahl/Drehmomentenwandlern sind beispielsweise aus Voith: "Hydrodynamik in der Antriebstechnik", Vereinigte Fachverlage Krausskopf-
Verlag Ingenieur Digest bekannt. Diese sind in sogenannte Wandlergetriebe und Differentialwandlergetriebe unterteilbar.
Zu den Wandlergetrieben werden alle Getriebe gerechnet, bei denen ein Wandler mit zusätzlichen mechanischen Elementen verbunden wird, um eine
Veränderung oder Erweiterung des Betriebsbereiches des Getriebes zu erreichen. Dabei kann der Wandler beim Betrieb in den mechanischen Gangstufen gefüllt bleiben, aber auch gefüllt oder entleert überbrückbar sein. Wird der Wandler in eine äußere Leistungsverzweigung gesetzt, dann ist er in den mechanischen Gangstufen nicht mehr an der Leistungsübertragung beteiligt und kann gefüllt bleiben.
BESTÄTIGUMr GSKOPII Differentialwandlergetriebe sind Getriebe mit Leistungsverzweigung, bei denen der Leistungsfluß in einen hydrodynamischen und einen mechanischen Zweig aufgeteilt ist. Dabei kann zwischen innerer und äußerer Leistungsverzweigung unterschieden werden. Ein Planetensatz, in der Regel ein Differential, kann beispielsweise mit einem Drehmomentwandler in der Weise kombiniert werden, daß ein Element mit dem Pumpenrad des Wandlers, das zweite Element des Planetensatzes mit der Antriebswelle und das dritte Element mit der Abtriebswelle verbunden ist. Mit steigender Abtriebsdrehzahl wird aufgrund der Wirkung des Differentials der hydrodynamisch übertragene Leistungsanteil verringert, während der mechanisch übertragene Anteil zunimmt. Dies führt zu einem höheren Gesamtwirkungsgrad für das Getriebe als bei rein hydraulischer Energieübertragung. Etwa im Betriebspunkt seines besten Wirkungsgrades wird schließlich der hydrodynamische Wandler automatisch überbrückt und die Leistung rein mechanisch übertragen.
Ein Nachteil von Wandlergetrieben besteht im wesentlichen darin, daß der zum Fahren nutzbare Bereich, welcher ein bestimmtes Übersetzungsverhältnis darstellt, nur mit relativ großen Wandlereinheiten, welche erheblichen Bauraum benötigen und sehr teuer sind, erzielt werden kann. Alle bisher bekannten Lösungen für Planeten-Koppelgetriebe für Busgetriebe sind durch
Übersetzungen gekennzeichnet, die einen Drehmomentenwandler als zusätzlichen Gang benötigen. Diese Getriebe sind nicht ohne weiteres zu verwenden, weil der erste Gang immer durch eine einzelne Planetenstufe dargestellt wird, für die die Übersetzung nicht weiter erhöht werden kann. Ein weiterer Nachteil besteht darin, daß der hydrodynamische Wandler nicht selbstregelnd ist. Er muß deshalb an jede Antriebsmaschine durch Änderung der Pumpe und/oder Turbine und des Differentials angepaßt werden.
Der Erfindung lag daher die Aufgabe zugrunde, eine Getriebeeinheit der eingangs genannten Art derart weiter zu entwickeln, daß die genannten
Nachteile vermieden werden. Im einzelnen ist eine konstruktiv einfache, mit geringem steuerungstechnischen Aufwand zu realisierende Lösung zu entwickeln, welche es ermöglicht, daß eine einfache Anpassung an unterschiedliche Anforderungen, insbesondere Antriebsmaschinen, ohne wesentlichen zusätzlichen Aufwand realisiert werden kann.
Die erfindungsgemäße Lösung ist durch die Merkmale des Anspruchs 1 charakterisiert. Vorteilhafte Ausführungen sind in den Unteransprüchen wiedergegeben.
Erfindungsgemäß wird zur Realisierung eines Mehrganggetriebes auf den hydrodynamischen Wandler verzichtet, wobei die mit dem Wandler erzielbare Übersetzung kostengünstiger und mit geringerem Aufwand hinsichtlich des erforderlichen Bauraumes mit einem zusätzlichen Gang realisiert wird. Dies bedeutet, daß der mechanische Getriebeteil um einen zusätzlichen Gang erweitert wird. Vorzugsweise wird dazu eine weitere Planetenebene verwendet. Das Anfahren geschieht dann mit einer Bremseinrichtung für eines der Getriebeelemente des Planetenradsatzes, vorzugsweise des Hohlrades, wobei die Bremseinrichtung als Inch-Bremse dimensioniert sein muß. Die Grundlage dafür bildet die dynamische Viskosität des Öls. Die erfindungsgemäße Lösung bietet den Vorteil einer einfacheren Steuerung, da keine Fliehkräfte zu kompensieren sind. Des weiteren arbeitet die Bremseinrichtung beim Anfahren immer mit der niedrigsten Motordrehzahl zusammen, die mit einem Wandler nicht erzielbar ist. Dies führt zu einer Verringerung des Kraftstoffverbrauches.
Für die konstruktive Ausgestaltung des Getriebes ergeben sich eine Vielzahl von Möglichkeiten. Jedoch ist immer ein mechanischer Getriebeteil, welcher aus einer Vielzahl von Stirnrad- oder Planetenradstufen besteht sowie eine weitere mechanische Getriebestufe, welcher eine Inch-Einrichtung, entweder in Form einer Inch-Bremse oder einer Inch-Kupplung, zugeordnet ist. Der Einsatz einer sogenannten Inch-Bremse oder auch Inch-Kupplung bietet noch einen weiteren Vorteil gegenüber einem hydrodynamischen Wandler, nämlich die Möglichkeit der Fremdsteuerung. Die Inch-Bremse ist vorzugsweise in Lamellenbauart ausgeführt. Das Drehmoment der Inch- Bremse wird mit dem modulierten Öldruck für die Lamellenanapressung gesteuert. Dadurch kann das Getriebe in einem großen Bereich ausschließlich per Software an verschiedene Motoren und Fahrzeuge-Massen angepaßt werden.
Durch Verwendung der Inch-Einrichtung wird der Bauraum in axialer Länge verringert, da auf große hydrodynamische Wandler verzichtet werden kann. Die Einbaulänge könnte daher für das Gesamtgetriebe verkürzt werden oder aber das Getriebe auch als Gehäusevariante ausgeführt sein. Die Steuerung für die Schalteinrichtungen und die Inch-Einrichtung kann oberhalb in Einbaulage angebracht werden. Dies bedeutet eine einfachere und billigere
Ausführung als die bisher bekannte Ausführung bei hydrodynamischen Wandlern mit Ölsumpf.
Zum Anfahren wird eine Inch-Einrichtung, vorzugsweise in Form einer Lamellenbremseinrichtung, im Getriebe benutzt, die gleichzeitig auch
Schaltbremse für den ersten Gang und den Rückwärtsgang ist. Die Außenlamellen sind von einem Ringraum umgeben. Dieser wird beim Anfahren mit Öl gefüllt, so daß die Lamellen voll im Öl laufen. Das Öl tritt am Innendurchmesser aus und fließt von da in den Ölsumpf. Der Ölzufluß in den Ringraum wird mit einem Magnetventil im zentralen Steuerblock des Getriebes gesteuert. Bei gefluteten Lamellen wird das Drehmoment nur von der Scherkraft des Öls übertragen. Die Lamellen berühren sich dabei nicht. Berechenbar ist dies mit der Formel für die dynamische Viskosität des Öls:
Vis = (N x s/m2) oder auch ungekürzt Vis = N x m/ (m/s x m2). Dabei bedeuten:
Vis - die für das Öl und die augenblickliche Temperatur gültige
Viskosität
N (Newton) - die Umfangskraft an den Lamellen m (m) - der Ölspalt zwischen den Lamellen m/s (m/s) - die mittlere Umfangsgeschwindigkeit der Lamellen m2 (m2) - die im Ölspalt benetzte, gesamte Belagoberfläche.
Das Produkt aus N x Rm (Nm) ist dann das Drehmoment, das die Bremse überträgt. Rm gibt den mittleren Lamellenradius an.
Beim Anfahren ist gleich zu Beginn die größte Umfangsgeschwindigkeit vorhanden. Diese wird mit zunehmender Fahrgeschwindigkeit dann immer kleiner, so daß auch der Spalt für konstantes Drehmoment immer kleiner werden muß, bis der Belag die Gegenlamelle berührt. Dann wird das äußere
Öl abgeschaltet und die Lamellen wirken genauso wie in den anderen Lamellenbremsen im Getriebe. Die beschriebene Eigenschaft des Öls wird auch in Wandler-Inch-Kupplungen, in großen Regelkupplungen, in Radbremsen bei großen Baumaschinen, in VISCO-kupplungen als Differentialsperre in Allradfahrzeugen, in Schwingungsdämpfern usw. verwendet.
Die Incheinrichtung kann bspw. auch wie in der DE 195 14 276 A1 beschrieben, ausgeführt sein. Die Offenbarung dieser Druckschrift, insbesondere bezüglich des Aufbaus und der Funktionsweise der dort beschriebenen Einrichtung, wird hiermit voilumfänglich in den Offenbarungsgehalt dieser Anmeldung mit einbezogen.
Im einzelnen weist das Mehrganggetriebe wenigstens eine Getriebeeingangswelle und eine Getriebeausgangswelle, einen ersten mechanischen Getriebeteil, Mittel zur Koppelung des ersten mechanischen Getriebeteiles mit der Getriebeeingangswelle und ein Anfahrelement auf. Erfindungsgemäß ist ein weiterer zweiter mechanischer Getriebeteil vorgesehen. Dieser umfaßt wenigstens eine Planetenradstufe. Ein erstes Getriebeelement des zweiten mechanischen Getriebeteiles ist mit dem ersten mechanischen Getriebeteil und der Getriebeausgangswelle gekoppelt. Das Anfahrelement ist als Bremseinrichtung ausgeführt und einem weiteren zweiten Getriebeelement des zweiten mechanischen Getriebeteiles zugeordnet. Dem ersten mechanischen Getriebeteil sind Mittel zur Realisierung der einzelnen Gangstufen zugeordent, welche derart betätigbar sind, daß die Übersetzungen im ersten Gang und im Rückwärtsgang durch den zweiten mechanischen Getriebeteil bestimmbar sind.
Der Planetenradsatz des zweiten mechanischen Getriebeteiles umfaßt wenigstens die folgenden Getriebeelemente: ein Sonnenrad, ein Hohlrad, einen Steg und Planetenräder. Das erste Getriebelement wird dabei vorzugsweise vom Sonnenrad und das zweite Getriebelement vom Steg gebildet. Ein drittes Getriebeelement des zweiten mechanischen Getriebeteiles ist mit einem ersten Getriebeteilelement des ersten mechanischen Getriebeteiles drehfest verbunden.
Das Anfahrelement ist vorzugsweise als Inchbremse ausgeführt. Es besteht jedoch auch die Möglichkeit, dieses als Inchkupplung auszuführen. Vorzugsweise werden Anfahrelemente in Lamellenbauart verwendet.
Die Mittel zur Realisierung der Gangstufen sind in Form von Kupplungsund/oder Bremseinrichtungen, vorzugsweise in Lamellenbauart ausgeführt.
Für die Ausgestaltung des ersten mechanischen Getriebeteiles stehen eine
Vielzahl von Möglichkeiten zur Auswahl. Im Prinzip ist jede Variante denkbar, welche die Möglichkeit der Vorschaltung des zweiten mechanischen Getriebeteiles für den Anfahr- und Rückwärtsgang bereitstellt. Beispielsweise denkbar ist eine Variante mit drei Planetenradsätzen - einem ersten Planetenradsatz, einem zweiten Planetenradsatz und einem dritten Planetenradsatz. Jeder Planetenradsatz umfaßt als Getriebeelemente wenigstens jeweils ein Sonnenrad, ein Hohlrad, einen Steg und Planetenräder. Ein erstes Getriebeelement des ersten Planetenradsatzes ist drehfest mit der Getriebeeingangswelle verbunden. Ein zweites Getriebeelement des dritten Planetenradsatzes ist drehfest mit der Getriebeausgangswelle verbunden. Das erste Getriebeelement des ersten
Planetenradsatzes des ersten mechanischen Getriebeteiles wird vom Sonnenrad gebildet. Das weite Getriebeelement des dritten Planetenradsatzes des ersten mechanischen Getriebeteiies wird vorzugsweise vom Steg gebildet.
Das dritte Getriebeelement des zweiten mechanischen Getriebeteiles ist mit dem als erstes Getriebeteilelement ausgeführten dritten Getriebeelemeπt des dritten Planetenradsatzes des ersten mechanischen Getriebeteieles drehfest verbunden. Das dritte Getriebeelement des dritten Planetenradsatzes des ersten mechanischen Getriebeteiles wird dabei von dessen Hohlrad gebildet.
Das dritte Getriebelement des zweiten mechanischen Getriebeteiles vwird vorzugsweise ebenfalls von dessen Hohlrad gebildet.
Die Mittel zur Realisierung der einzelnen Gangstufen umfassen wenigstens zwei Kupplungselemente - ein erstes Kupplungselement und ein zweites
Kupplungselement sowie wenigstens drei Bremseinrichtungen - eine erste Bremseinrichtung, eine zweite Bremseinrichtung und eine dritte Bremseinrichtung. Jeweils die ersten Getriebeelemente des zweiten und des dritten Planetenradsatzes sind mittels des ersten Kupplungselementes wenigstens mittelbar mit der Getriebeeingangswelle koppelbar. Ein weiteres zweites Getriebeelement des zweiten und ein drittes Getriebeelement des dritten Planetenradsatzes sind mittels des zweiten Kupplungselementes mit der Getriebeeingangswelle koppelbar. Einem weiteren dritten Getriebeelement des ersten, des zweiten und dritten Planetenradsatzes des ersten mechanischen Getriebeteieles ist jeweils eine Bremseinrichtung zugeordnet. Die ersten Getriebelemente des zweiten und des dritten Planetenradsatzes des ersten mechanischen Getriebeteiles werden vorzugsweise jeweils vom Sonnerad gebildet. Das zweite Getriebeelement des zweiten Planetenradsatzes des ersten mechanischen Getriebeteieles ist vom Steg und die dritten Getriebelemente der einzelnen Planetenradsätze des erten mechanischen Getriebeteiles werden jeweils von den Hohlrädern gebildet.
Die erfindungsgemäße Getriebeanordnung kann mit weiteren Elementen, beispielsweise mit wenigstens einem Nebenabtrieb zum Antrieb weiterer Fahrzeugkomponenten, beispielsweise eines Lüfters, oder Winkeltrieben kombiniert werden. Denkbar ist des weiteren auch der Einsatz eines hydrodynamischen Retarders im Gesamtgetriebe.
Die erfindungsgemäße Lösung ist nachfolgend anhand von Figuren erläutert. Darin ist folgendes dargestellt:
Fig. 1 zeigt in schematisch vereinfachter Darstellung den Grundaufbau eines erfindungsgemäß gestalteten Getriebes;
Fig. 2 verdeutlicht das Schaltschema für eine Ausführung entsprechend der Figur 1 ;
Fig. 3a verdeutlicht den Antrieb für die Getriebeölpumpe;
Fig. 3b verdeutlicht eine Kombination des Getriebes mit nachgeordneten
Winkeltrieb zur Übertragung der Fahrleistung auf die Achse. Figur 1 verdeutlicht schematisch anhand einer vereinfachten Darstellung den Aufbau und die Funktionsweise eines erfindungsgemäß gestalteten Mehrganggetriebes 1 , insbesondere eines Sechsganggetriebes. Dieses umfaßt einen ersten mechanischen Getriebeteil 2 zur Darstellung von fünf Gängen und einen, diesem ersten mechanischen Getriebeteil in
Kraftflußrichtung im Traktionsbetrieb betrachtet nachgeordneten zweiten mechanischen Getriebeteil 3, hier in Form eines Planetenradsatzes 4. Das Getriebe weist ferner eine Getriebeeingangswelle E und eine Getriebeausgangswelle A auf. Der erste mechanische Getriebeteil 2 umfaßt drei Planetenradsätze, einen ersten Planetenradsatz 5, einen zweiten
Planetenradsatz 6 und einen dritten Planetenradsatz 7. Die Planetenradsätze 5, 6 und 7 umfassen jeweils wenigstens ein Sonnenrad, Planetenräder, ein Hohlrad sowie einen Steg. Diese einzelnen Planetenradsatzbestandteile sind für die einzelnen Planetenradsätze 5 bis 7 wie folgt numeriert:
- Sonnenräder 5.1 , 6.1 bzw. 7.1
- Planetenräder 5.2., 6.2 und 7.2
- Steg 5.3, 6.3 bzw. 7.3 und - Hohlrad 5.4, 6.4 bzw. 7.4.
Zwischen der Getriebeeingangswelle E und einem ersten Getriebeteil des ersten Planetenradsatzes 5, welcher vom Sonnenrad 5.1 ist eine ständige mechaniche Kopplung vorhanden. Jeweils ein erstes Getriebelement der Planetenradsätze 5, 6 bzw. 7 ist über ein Schaltelement K mit der Getriebeeingangswelle E koppelbar. Im vorliegenden Fall ist die Getriebeeingangswelle über ein erstes Kupplungselement K1 mit einem ersten Getriebeelement des zweiten Planetenradsatzes 6 und des dritten Planetenradsatzes 7 koppelbar. Die ersten Getriebeelemente werden dabei von den Sonnenrädern 6.1 des
Planetenradsatzes 6 und 7.1 des Planetenradsatzes 7 gebildet. Ein zweites Kupplungselement K2 ermöglicht eine weitere zweite Kopplungsmöglichkeit der Getriebeeingangswelle E mit einem zweiten Getriebeelement des zweiten Planetenradsatzes 6. Dieses zweite Getriebeelement wird dabei vom Steg 6.3 des zweiten Planetenradsatzes 6 gebildet.
Die einzelnen Planetenradsätze 5, 6 bzw. 7 des ersten mechanischen Getriebeteiles 2 sind miteinander gekoppelt. Der Steg 5.3 des ersten Planetenradsatzes 5 ist dabei drehfest mit dem Hohlrad 6.4 des zweiten Planetenradsatzes 6 verbunden. Eine weitere drehfeste Verbindung besteht zwischen dem Steg 6.3 des zweiten Planetenradsatzes 6 und dem Hohlrad 7.4 des dritten Planetenradsatzes 7 sowie den Sonnenrädern 6.1 des zweiten Planetenradsatzes 6 und 7.1 des dritten Planetenradsatzes 7. Diese Kopplung wird durch entsprechende Verbindungselemente, vorzugsweise in Form von Verbindungswellen, realisiert. Dabei sind die Sonnenräder 6.1 und 7.1 des zweiten Planetenradsatzes 6 und des dritten Planetenradsatzes 7 auf einer ersten Übertragungswelle 8 drehfest angeordnet. Die Kopplung zwischen dem Steg 6.3 und dem Hohlrad 7.4 des zweiten und dritten Planetenradsatzes 6 bzw. 7 erfolgt über eine Verbindung 9. Eine weitere mechanische Kopplung besteht zwischen dem Steg 5.3 des ersten Planetenradsatzes 5 und dem
Hohlrad 6.4 des zweiten Planetenradsatzes 6. Diese Kopplung ist über ein Verbindungselement 10 realisiert.
Die Getriebeeingangswelle E ist im dargestellten Fall fortlaufend mit einem ersten Getriebeelement des ersten Planetenradsatzes 5 gekoppelt. Dieses erste Getriebeelement wird dabei vom Sonnenrad 5.1 des ersten Planetenradsatzes 5 gebildet.
Über das erste Kupplungselement K1 ist die Getriebeeingangswelle des weiteren mit jeweils einem ersten Getriebeteil des zweiten Planetenradsatzes 6 und des dritten Planetenradsatzes 7 koppelbar. Die Kopplung der Getriebeeingangswelle E mit einem zweiten Getriebeteil des zweiten Planetenradsatzes 6 erfolgt über ein weiteres zweites Kupplungselement K2. Das zweite Getriebeelement des zweiten Planetenradsatzes 6 wird dabei vom Steg 6.3 gebildet. Den einzelnen Planetenradsätzen 5, 6 bzw. 7 sind des weiteren jeweils wenigstens ein Bremselement, hier für den ersten Planetenradsatz 5 mit B1 , für den zweiten Planetenradsatz 6 mit B2 und für den dritten Planetenradsatz 7 mit B3 bezeichnet. Die einzelnen Bremselemente B1 , B2 und B3 sind dabei jeweils den Hohlrädern 5.4, 6.4 und 7.4 zugeordnet.
Der erste mechanische Getriebeteil 2 ist mit der Getriebeausgangswelle A verbunden. Diese Verbindung erfolgt über den Steg 7.3 des dritten Planetenradsatzes 7.
Das, dem ersten mechanischen Getriebeteil 2 nachgeordnete zweite mechanische Getriebeteil 3, umfassend einen Planetenradsatz 4, ist ebenfalls mit der Getriebeausgangswelle A gekoppelt. Diese Kopplung erfolgt über ein Sonnenrad 4.1 des Planetenradsatzes 4. Dem Planetenradsatz 4 ist des weiteren ein weiteres drittes Bremselement B4, insbesondere dem Steg 4.3, zugeordnet. Eine mechanische Verbindung zwischen dem ersten mechanischen Getriebeteil 2 und dem zweiten mechanischen Getriebeteil 3 erfolgt jeweils über zwei Kopplungen 12 bzw. 13. Die erste Kopplung 12 wird dabei zwischen dem Steg 7.3 des dritten Planetenradsatzes und dem Sonnenrad 4.1 des Planetenradsatzes 4 realisiert, welche gleichzeitig die Kopplung des ersten mechanischen Getriebeteiles 2 mit der
Getriebeausgangswelle A ermöglicht. Zu diesem Zweck sind diese Elemente, der Steg 7.3 und das Sonnenrad 4.1 auf einer gemeinsamen Übertragungswelle 14 angeordnet. Eine weitere mechanische Kopplung 13 besteht zwischen den Hohlrädern 4.4 des Planetenradsatzes 4 und 7.4 des dritten Planetenradsatzes 7 des zweiten mechanischen Getriebeteils 2. Die genannten Kopplung erfolgen dabei vorzugsweise direkt. Die Verbindungswelle 14 bildet die Ausgangswelle A des Getriebes 1.
Die einzelnen Schaltelemente, d.h. die Kupplungs- und Bremselemente K1 , K2 und B1 , B2, B3 und B4 sind vorzugsweise jeweils in Lamellenbauart ausgeführt. Andere Übertragungseinrichtungen sind ebenfalls denkbar.
Durch Ansprechen, d.h. Aktivierung oder Deaktivierung der einzelnen dem ersten mechanischen Getriebeteil 2 zugeordneten Schaltelemente können die einzelnen Gangstufen realisiert werden. Durch den zusätzlichen zweiten mechanischen Getriebeteil 3 wird ein weiterer Gang realisiert, welcher den anderen Gangstufen vorgeschaltet ist. Des weiteren erfolgt über diesen auch die Leistungsübertragung im Rückwärtsgang. Die Betätigung der einzelnen Schaltelemente, d.h. die Inbetriebnahme oder das Lösen der einzelnen Schaltelemente wird anhand eines Schaltplanes in der Figur 2 verdeutlicht.
Der Anfahrvorgang wird dabei durch Betätigung des dem zweiten mechanischen Getriebeteil 3 zugeordneten Bremselementes B4 realisiert. Dieses Bremselement B4 wird auch als sogenannte Anfahrbremse bezeichnet. Dabei wird der Steg 4.3 des Planetenradsatzes 4 abgebremst. Das
Bremselement B4 ist dabei als sogenannte Inch-Bremse dimensioniert. Die Grundlage dafür bildet die dynamische Viskosität des Öls Vis = N x s /m2 oder ungekürzt Vis = N x m /(m2 x m:s). Die Inch-Bremse ist relativ einfach zu steuern, da keine Fliehkräfte zu kompensieren sind. Die Außenlamellen des Bremselementes B4 sind dabei von einem hier nicht dargestellten Ringraum umgeben. Dieser wird während des Anfahrvorganges mit Öl gefüllt, so daß die Lamellen voll im Öl laufen. Das Öl tritt dann am Innendurchmesser aus und fließt von da in den Ölsumpf. Der Ölzufluß in den Ringraum wird beispielsweise mit einem Magnetventil im zentralen Steuerblock des Getriebes gesteuert. Bei gefluteten Lamellen wird das Drehmoment M nur von der
Scherkraft des Öls übertragen. Die Lamellen berühren sich dabei nicht. Die einzelnen Variablen in den genannten Gleichungen haben folgende Bedeutung:
Vis - die für das Öl und die augenblickliche Temperatur günstige Viskosität; N (Newton) - die Umfangskraft an den Lamellen: m (m) - der Ölspalt zwischen den Lamellen: m/s (m/s) - die mittlere Umfangsgeschwindigkeit der Lamellen;
• m2 (m2) - die im Ölspalt benetzte, gesamte Belagoberfläche.
Das Drehmoment, das die Bremseinrichtung B4 überträgt, wird dann wie folgt gebildet: MB4 = N x Rm.
Beim Anfahren ist gleich zu Beginn die größte Umfangsgeschwindigkeit vorhanden. Diese wird mit zunehmender Fahrzeuggeschwindigkeit immer geringer, so daß auch der Spalt für konstantes Drehmoment M immer kleiner werden muß, bis der Belag die Gegenlamelle berührt. Dann wird das äußere Öl abgeschaltet und die Lamellen wirken genauso wie in den anderen Lamellenbremsen B1 , B2 und B3 im Getriebe.
Dieser Anfahrvorgang ist als erster Gang im Schaltschema eingezeichnet. In diesem Fall sind das erste Kupplungselement K1 und das vierte Bremselement B4 betätigt. Dadurch wird erreicht, daß die Getriebeeingangswelle E über das erste Kupplungselement K1 mit dem Sonnenrad 6.1 des zweiten Planetenradsatzes 6 und dem Sonnenrad 7.3 des dritten Planetenradsatzes 7 in Triebverbindung steht. Des weiteren ist die
Getriebeeingangswelle E mit dem Sonnenrad 5.1 des ersten Planetenradsatzes in ständiger Triebverbindung. Durch die vom vierten Bremselement B4 realisierte Inch-Funktion wird ein optimaler Anfahrvorgang ermöglicht. Dieser Anfahrgang ist im Schaltschema als erster Gang eingetragen. Im zweiten Gang bleibt das erste Kupplungselement K1 betätigt, das vierte Bremselement B4 wird gelöst und das dritte Bremselement B3 betätigt. Die Leistungsübertragung erfolgt dabei von der Getriebeeingangswelle über das erste Kupplungselement K1 , die Übertragungswelle 8 auf die Sonπenräder 6.1 des zweiten Planetenradsatzes 6 sowie 7.1 des dritten Planetenradsatzes 7.
Durch Betätigung des dritten Bremselementes B3 wird das Hohlrad 7.4 des dritten Plaπetenradsatzes festgebremst, das Drehmoment wird über den Steg 7.3 auf die Getriebeausgangswelle A übertragen.
Im nachfolgenden dritten Gang wird beim Übergang das dritte Bremselement
B3 gelöst und das zweite Bremselement B2 betätigt, während das erste Kupplungselement K1 in Eingriff bleibt. Die Leistungsübertragung im Traktionsbetrieb erfolgt dabei ebenfalls über die Getriebeeingangswelle E, das erste Kupplungselement K1 , die Übertragungswelle 8 auf die Sonnenräder 6.1 des zweiten Planetenradsatzes 6 und 7.1 des dritten Planetenradsatzes 7.
Durch das Festbremsen des Hohlrades 6.4 des zweiten Planetenradsatzes 6 wird der Steg 6.3 des zweiten Planetenradsatzes 6 angetrieben, wobei über die Kopplung 9 das Hohlrad 7.4 des dritten Planetenradsatzes 7 ebenfalls angetrieben wird. Dadurch ergibt sich zwischen dem Sonnenrad 7.1 des dritten Planetenradsatzes 7 und dem Hohlrad 7.4 des dritten
Planetenradsatzes 7 eine Differenzgeschwindigkeit, welche bewirkt, daß die mit diesen kämmenden Planetenräder ebenfalls in Rotation versetzt werden, wobei der Steg 7.3 angetrieben wird. Über den Steg 7.3 ist die Getriebeeingangswelle E dann mit der Getriebeausgangswelle A gekoppelt.
In den Gängen 1 bis 3 erfolgt eine Übertragung von Leistung auch auf das Sonnenrad 5.1 des ersten Planetenradsatzes 5. Über die Rückkopplung der einzelnen Planetenradsätze 4, 5, 6 und 7 untereinander wird ein geringer Teil der über die Getriebeeingangswelle E übertagenen Leistung am ersten Planetenradsatz 5 verbraucht. Im nachfolgenden vierten Gang ist das zweite Bremselement B2 gelöst und das erste Bremselement B1 betätigt. Die Leistungsübertragung erfolgt im Traktionsbetrieb dann von der Getriebeeingangswelle E über das erste Kupplungselement K1 auf die Sonnenräder 6.1 und 7.1 des zweiten Planetenradsatzes 6 bzw. des dritten Planetenradsatzes 7 sowie über die ständige drehfeste Verbindung der Getriebeeingangswelle E mit dem Sonnerad 5.1 des ersten Planetenradsatzes 5. Da das Hohlrad 5.4 über das erste Bremselement B1 festgebremst ist, wird der Steg 5.3 angetrieben und über die Kopplung 10 mit dem zweiten Planetenradsatz 6 das Hohlrad 6.4 des zweiten Planetenradsatzes 6, wobei durch die Relativgeschwindigkeit zwischen beiden, d.h. zwischen Sonnenrad 6.1 und Hohlrad 6.4, der Steg 6.3 angetrieben. Über den Steg 6.3, welcher über die Kopplung 9 mit dem Hohlrad 7.4 des dritten Planetenradsatzes 7 gekoppelt ist, wird die Leistung dann weiter auf die Getriebeausgangswelle A übertragen, wobei das Hohlrad 7.4 ebenfalls in Rotation versetzt wird, worauf aufgrund der
Relativgeschwindigkeiten zwischen dem Sonnenrad 7.1 und 7.4 des dritten Planetenradsatzes 7 der Steg 7.3 des dritten Planetenradsatzes 7, welcher mit der Getriebeausgangswelle A wenigstens mittelbar koppelbar ist, angetrieben wird.
im anschließenden fünften Gang sind lediglich die beiden Kupplungselemente K1 und K2 betätigt. Sämtliche Bremselemente B1 bis B4 sind gelöst. In diesem Fall erfolgt die Leistungsübertragung im Traktionsbetrieb über mehrere Leistungswege zur Getriebeausgangswelle A. Über das betätigte Kupplungselement K2 wird die Getriebeeingangswelle mit dem Steg 6.3 und damit mit dem Hohlrad 7.4 des dritten Planetenradsatzes 7 gekoppelt. Gleichzeitig wird die Getriebeeingangswelle E zusätzlich über das Kupplungselement K1 mit dem Sonnenrad 7.1 des Planetenradsatzes 7 gekoppelt. Das Sonnenrad 5.1 des ersten Planetenradsatzes 5 steht ebenfalls mit der Getriebeiengangswelle E in Triebverbindung. Aufgrund der
Differenzdrehzahlen zwischen Sonnenrad 7.1 und Hohlrad 7.4 des dritten Planetenradsatzes wird dann der Steg 7.3 und damit die Getriebeausgangswelle A angetrieben.
Im nachfolgenden sechsten Gang wird das erste Kupplungselement K1 gelöst und zusätzlich das Bremselement B1 betätigt. Dies hat zur Folge, daß die
Leistungsübertragung im wesentlichen über den ersten und den zweiten Planetenradsatz 5 bzw. 6 erfolgt. Auch in diesem Fall erfolgt eine Leistungsaufteilung. Ein Teil der über die Getriebeeingangswelle eingespeisten Leistung wird dabei über das betätigte zweite Kupplungselement K2 übertragen. Dabei wird über das Kupplungselement K2 der Steg des zweiten Planetenradsatzes 6 sowie das Hohlrad 7.4 des dritten Planetenradsatzes 7 angetrieben. Des weiteren erfolgt über die fortlaufende Verbindung zwischen dem Sonnenrad 5.1 des ersten Planetenradsatzes 5 ein Antrieb dessen. Durch das Festhalten, d.h. dem Stillstand des Hohlrades 5.4 des ersten Planetenradsatzes 5 wird auch hier Drehmoment auf den Steg 5.3 des ersten Planetenradsatzes übertragen, wobei dieser mit dem Hohlrad 6.4 des zweiten Planetenradsatzes gekoppelt ist. Da über das betätigte Kupplungselement K2 ebenfalls der Steg 6.3 des zweiten Planetenradsatzes 6 und das Hohlrad 7.4 des dritten Planetenradsatzes 7 angetrieben wird, ergibt sich aus der Relativgeschwindigkeit die Drehzahl des Sonnenrades 6.1. Über die Übertragungswelle 8 wird dabei auch das Sonnenrad 7.1 des dritten Planetenradsatzes 7 angetrieben und ermöglicht dadurch im Zusammenhang mit der Rotation des Hohlrades 7.4 des dritten Planetenradsatzes den Antrieb des Steges 7.3 und damit der Getriebeausgangswelle A.
Für den Rückwärtsgang sind lediglich das erste Bremselement B1 und das vierte Bremselement B4 betätigt. Dadurch wird eine Drehrichtungsumkehr der Getriebeausgangswelle A gegenüber dem Traktionsbetrieb bewirkt.
In den einzelnen Gängen wird lediglich die Leistung auf die einzelnen
Planetenradsätze 5, 6, 7 und auch 4 aufgeteilt. Am dritten Planetenradsatz 7 werden dann diese Leistungsanteile wieder zusammengeführt und über den Steg 7.3 des dritten Planetenradsatzes auf die Getriebeausgangswelle A übertragen.
Bei der in der Figur 1 und 2 beschriebenen Getriebevariante handelt es sich lediglich um eine Grundvariante von vielen, entscheidend ist, daß die Inch- Bremse, beispielsweise in Form einer Lamellenbremseinrichtung zur Realisierung des Anfahrvorganges genutzt wird. Das hier beschriebene Getriebe ist dadurch charakterisiert, daß diese sechs Vorwärtsgänge, einen Rückwärtsgang, lediglich zwei Kupplungseinrichtungen und vier
Bremseinrichtungen sowie eine Inch-Bremse zum Anfahren aufweist.
Die beschriebene Getriebeanordnung kann mit verschiedenen Elementen entsprechend der zu lösenden Zusatzaufgaben, beispielsweise der Antrieb weiterer Aggregate, die Realisierung der Bremsfunktion oder die Realisierung der Leistungsübertragung auf die Achse eines Fahrzeuges, kombiniert werden. Mögliche Grundvarianten sind dabei lediglich eine Kombination des beschriebenen Getriebes mit einem Retarder.
Des weiteren besteht die Möglichkeit, einen Nebenabtrieb rechts und/oder einen Nebenabtrieb links und/oder mehrere Nebenabtriebe vorzusehen.
Ebenfalls denkbar ist eine Getriebeausführung mit Retarder frei von einem
Nebenabtrieb.
Zur Übertragung der Fahrleistung von der Getriebeausgangswelle auf die Fahrzeugachse kann entsprechend der Einbaulage des Getriebes ein
Winkelabtrieb entsprechender Dimensionierung und Ausgestaltung vorgesehen werden.
Die in den Figuren 1 und 2 beschriebene Variante kann auch ohne Retarder ohne Nebenabtrieb oder aber ohne Retarder mit einem oder mehrenen
Nebenabtrieben, mit einem Nebenabtrieb links oder einem Nebenabtrieb rechts ausgestaltet werden. Die Ausführungen eines Nebenabtriebes ist in der Figur 3a dargestellt. Der Nebenabtrieb ist dabei mit 20 bezeichnet und dient dem Antrieb der Ölpumpe.
Die Figur 3b verdeutlicht das Vorsehen eines Winkelabtriebes 21 , welcher mit der Getriebeausgangswelle A gekoppelt ist..

Claims

Ansprüche
1. Mehrganggetriebe 1.1 mit einer Getriebeeingangswelle und einer Getriebeausgangswelle;
1.2 mit einem ersten mechanischen Getriebeteil;
1.3 mit Mitteln zur Koppelung des ersten mechanischen Getriebeteiles mit der Getriebeeingangswelle;
1.4 mit einem Anfahrelement; gekennzeichnet durch die folgenden Merkmale:
1.5 mit einem weiteren zweiten mechanischen Getriebeteil, umfassend wenigstens eine Planetenradstufe;
1.6 ein erstes Getriebeelement des zweiten mechanischen Getriebeteiles ist mit dem ersten mechanischen Getriebeteil und der Getriebeausgangswelle gekoppelt;
1.7 das Anfahrelement ist als Bremseinrichtung ausgeführt und einem weiteren zweiten Getriebeelement des zweiten mechanischen Getriebeteiles zugeordnet;
1.8 dem ersten mechanischen Getriebeteil sind Mittel zur Realisierung der einzelnen Gangstufen zugeordent, welche derart betätigbar sind, daß die Übersetzungen im ersten Gang und im Rückwärtsgang durch den zweiten mechanischen Getriebeteil bestimmbar sind.
2. Mehrganggetriebe nach Anspruch 1 , gekennzeichnet durch die folgenden Merkmale: 2.1 der Planetenradsatz des zweiten mechanischen Getriebeteiles umfaßt die folgenden Getriebeelemente: 2.1.1 ein Sonnenrad; 2.1.2 ein Hohlrad;
2.1.3 einen Steg;
2.1.4 Planetenräder ;
2.2 das erste Getriebelement wird vom Sonnenrad gebildet;
2.3 das zweite Getriebelement wird vom Steg gebildet.
3. Mehrganggetriebe nach einem der Ansprüche 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß ein drittes Getriebeelement des zweiten mechanischen Getriebeteiles mit einem ersten Getriebeteilelement des ersten mechanischen Getriebeteiles drehfest verbunden ist.
4. Mehrganggetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß das Anfahrelement als Inchbremseinrichtung ausgeführt ist.
5. Mehrganggetriebe nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Inchbremseinrichtung in Lamellenbauart ausgeführt ist.
6. Mehrganggetriebe nach Anspruch 5, gekennzeichnet durch folgende Merkmale:
6.1 wenigstens die Außenlamelien der Inchbremseinrichtung sind von einem, mit einem Betriebsmittel füllbaren Ringraum umgeben;
6.2 es sind Mittel zur Steuerung des Betriebsmittelzuflusses zum Ringraum vorgesehen.
7. Mehrganggetriebe nach einem der Ansprüche 4 bis 6, gekennzeichnet durch folgende Merkmale:
7.1 der Inchbremseinrichtung ist ein offener Kreislauf zugeordnet;
7.2 der Kreislauf ist mit dem Getriebeölsumpf verbunden.
8. Mehrganggetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Mittel zur Realisierung der Gangstufen in Form von Kupplungs- und/oder Bremeinrichtungen ausgeführt sind.
9. Mehrganggetriebe nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, daß die Kupplungs- und/oder Bremselemente in Lamelleπbauart ausgeführt sind.
10. Mehrganggetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 9, gekennzeichnet durch die folgenden Merkmale: 10.1 der erste mechanische Getriebeteil umfaßt drei Planetenradsätze - einen ersten Planetenradsatz, einen zweiten Planetenradsatz und einen dritten Planetenradsatz; 10.2 jeder Planetenradsatz umfaßt als Getriebeelemente wenigstens jeweils ein Sonnenrad, ein Hohlrad, einen Steg und Planetenräder;
10.3 ein erstes Getriebeelement des ersten Planetenradsatzes ist drehfest mit der Getriebeeingangswelle verbunden;
10.4 ein zweites Getriebeelement des dritten Planetenradsatzes ist drehfest mit der Getriebeausgangswelle verbunden.
11. Mehrganggetriebe nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß das erste Getriebeelement des ersten Planetenradsatzes des ersten mechanischen Getriebeteiles vom Sonnenrad gebildet wird.
12. Mehrganggetriebe nach einem der Ansprüche 10 oder 11 , dadurch gekennzeichnet, daß das zweite Getriebeelement des dritten Planetenradsatzes des ersten mechanischen Getriebeteiles vom Steg gebildet wird.
13. Mehrganggetriebe nach einem der Ansprüche 3 bis 12, dadurch gekennzeichnet, daß das dritte Getriebeelement des zweiten mechanischen Getriebeteiles mit dem als erstes Getriebeteilelement ausgeführten dritten Getriebeelement drehfest verbunden ist.
14. Mehrgangsgetriebe nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, daß das dritte Getriebeelement des dritten Planetenradsatzes des ersten mechanischen Getriebeteiles von dessen Hohlrad gebildet uist.
15. Mehrgangsgetriebe nach einem der Ansprüche 13 oder 14, dadurch gekennzeichnet, daß das dritte Getriebelement des zweiten mechanischen Getriebeteiles von dessen Hohlrad gebildet wird.
16. Mehrganggetriebe nach einem der Ansprüche 9 bis 15, gekennzeichnet durch die folgenden Merkmale:
16.1 die Mittel umfassen wenigstens zwei Kupplungselemente - ein erstes Kupplungselement und ein zweites Kupplungselement sowie wenigstens drei Bremseinrichtungen - eine erste Bremseinrichtung, eine zweite Bremseinrichtung und eine dritte Bremseinrichtung; 16.2 jeweils die ersten Getriebeelemente des zweiten und des dritten
Planetenradsatzes sind mittels des ersten Kupplungselementes wenigstens mittelbar mit der Getriebeeingangswelle koppelbar;
16.3 ein weiteres zweites Getriebeelement des zweiten und ein drittes Getriebeelement des dritten Plaπetenradsatzes sind mittels des zweiten Kupplungselementes mit der Getriebeeingangswelle koppelbar;
16.4 einem weiteren dritten Getriebeelement des ersten, des zweiten und dritten Planetenradsatzes des ersten mechanischen Getriebeteiles ist jeweils eine Bremseinrichtung zugeordnet.
17. Mehrganggetriebe nach Anspuch 16, gekennzeichnet durch die folgenden Merkmale: 17.1 die ersten Getriebelemente des zweiten und des dritten
Planetenradsatzes des ersten mechanischen Getriebeteiles sind jeweils von dessen Sonnenrädern gebildet; 17.2 das zweite Getriebeelement des zweiten Planetenradsatzes des ersten mechanischen Getriebeteiles ist vom Steg gebildet;
17.3 die dritten Getriebelemente der einzelnen Planetenradsätze des ersten mechanischen Getriebeteiles werden jeweils von deren Hohlrädern gebildet.
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