EP2979003A1 - Getriebe für ein kraftfahrzeug - Google Patents

Getriebe für ein kraftfahrzeug

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Publication number
EP2979003A1
EP2979003A1 EP14706578.3A EP14706578A EP2979003A1 EP 2979003 A1 EP2979003 A1 EP 2979003A1 EP 14706578 A EP14706578 A EP 14706578A EP 2979003 A1 EP2979003 A1 EP 2979003A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
clutch
closed
planetary gear
brake
open
Prior art date
Legal status (The legal status 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 status listed.)
Withdrawn
Application number
EP14706578.3A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Stefan Beck
Christian Sibla
Wolfgang Rieger
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.)
ZF Friedrichshafen AG
Original Assignee
ZF Friedrichshafen AG
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 ZF Friedrichshafen AG filed Critical ZF Friedrichshafen AG
Publication of EP2979003A1 publication Critical patent/EP2979003A1/de
Withdrawn legal-status Critical Current

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    • 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
    • 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
    • F16H2003/445—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion using gears having orbital motion without permanent connection between the input and the set of orbital gears
    • 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
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    • F16H2003/447—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion using gears having orbital motion without permanent connection between the set of orbital gears and the output
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F16H2200/003—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of forward speeds
    • F16H2200/0065—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of forward speeds the gear ratios comprising nine forward speeds
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • 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
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    • F16H2200/203—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the engaging friction means not of the freewheel type, e.g. friction clutches or brakes
    • F16H2200/2046—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the engaging friction means not of the freewheel type, e.g. friction clutches or brakes with six engaging means
    • 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
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    • F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
    • F16H2200/20—Transmissions using gears with orbital motion
    • F16H2200/2097—Transmissions using gears with orbital motion comprising an orbital gear set member permanently connected to the housing, e.g. a sun wheel permanently connected to the housing

Definitions

  • the invention relates to a transmission, in particular multiple clutch transmission, for a motor vehicle, comprising a housing, a drive shaft, an output shaft, at least four planetary gear sets, wherein the Planentenrad arrangements each comprise a sun gear, at least one planet, a planet carrier and a ring gear, and a plurality of switching elements in shape of at least four clutches and at least two brakes.
  • WO 2012/052284 A1 a multistage transmission with six forward gears and one reverse gear is shown, which comprises four planetary gear sets, seven rotatable shafts and five shift elements, wherein the sun gear of the first planetary gear set is connected to the sixth shaft, which via a first brake to the Housing of the transmission can be coupled, wherein the web of the first planetary gear set is connected to the fifth shaft, which is connected to the sun gear of the second planetary gear set and coupled via a second brake to the housing, wherein the drive shaft with the ring gear of the first planetary gear set and the sun gear connected to the third planetary gear set and via a clutch with the connected to the web of the third planetary and the ring gear of the fourth planetary gear seventh shaft is detachably connected, wherein the fourth shaft connected to the ring gear of the third planetary gear set and the web of the second planetary gear set and a third brake is coupled to the housing, wherein the output shaft is connected
  • the disadvantage here is that internal switching elements such as multi-plate clutches or brakes are hydraulically actuated. This hydraulic actuation leads to high hydraulic losses. In order to circumvent these actuation losses, it has been proposed to provide electromechanical or electrohydraulic actuations.
  • the disadvantage here is again that the switching elements before in particular, the couplings are difficult to access, especially when good gear efficiencies and low component loads are sought at low construction costs.
  • An object of the present invention is therefore to provide a transmission for a motor vehicle, which has a good efficiency, low component load and low construction costs. Moreover, it is an object of the present invention to provide a transmission for a motor vehicle, which has good accessibility of its switching elements from the outside. Another object of the present invention is to provide an alternative transmission for a motor vehicle.
  • the present invention solves the problems in a transmission, in particular multiple clutch transmissions, for a motor vehicle, comprising a housing, a drive shaft, an output shaft, at least four planetary gear sets, wherein the planetary gear sets each comprise a sun gear, at least one planet, a planet carrier and a ring gear, and a plurality of switching elements in the form of at least four clutches and at least two brakes, characterized in that the sun gear of the fourth planetary gear set is connected to the housing, the planet carrier of the fourth planetary gear set via the fourth clutch to the output shaft is connectable, the second brake with the sun gear of the first Planetary gear, the first brake is connected to the ring gear of the first planetary gear set and the planet carrier of the first planetary gear set and the first brake via the third clutch to the drive shaft is connectable.
  • the invention solves the tasks also in a motor vehicle, in particular in a passenger or truck with a transmission according to one of claims 1 to 7.
  • the invention also achieves the objects with a method for operating a transmission, in particular according to one of claims 1-7, with two brakes and four clutches, characterized in that a first gear by means of open first brake, closed second brake, open first clutch, closed second Is formed by open first brake, closed second brake, open first clutch, open second clutch, closed third clutch and closed fourth clutch, and that a third gear by means of open first brake, open second brake, open first clutch, closed second clutch, closed third clutch and closed fourth clutch is formed, and that a fourth gear by means of open first brake, open second brake, closed first clutch, closed second clutch, third open Clutch and closed fourth clutch is formed or by means of open first brake, closed second brake, closed first clutch, open second clutch, third open clutch and closed fourth clutch or by means of closed first brake, open second brake, closed ner first clutch, open second clutch, third open clutch and closed fourth clutch or by means of open first brake, open second brake, closed first clutch, open second clutch, closed third clutch and closed fourth clutch is formed, and that a fifth gear
  • a torque or a rotational movement of a drive shaft is preferably introduced into the transmission via the drive shaft.
  • a retraction element such as a hydrodynamic torque converter or a fluid coupling.
  • a shaft is not to be understood below exclusively as an example cylindrical, rotatably mounted machine element for transmitting torque, but these are also general fasteners to understand that connect individual components or elements together, in particular connecting elements that connect a plurality of elements rotatably together.
  • Two elements are referred to in particular as connected to each other, if between the elements a solid, in particular rotationally fixed connection exists. In particular, such connected elements rotate at the same speed.
  • Two elements will be referred to as connectable if there is a detachable connection between these elements.
  • such elements rotate at the same speed when the connection is made.
  • the various components and elements of said invention can be connected to one another via a shaft or a connecting element, but also directly, for example by means of a welding, pressing or other connection.
  • a switching element to understand which, depending on the operating tion state, a relative movement between two components permits or represents a connection for transmitting a torque.
  • a relative movement for example, to understand a rotation of two components, wherein the rotational speed of the first component and the rotational speed of the second component differ from each other.
  • the rotation of only one of the two components is conceivable, while the other component is stationary or rotating in the opposite direction.
  • a non-actuated clutch is understood to mean an opened clutch. This means that a relative movement between the two components is possible.
  • the clutch is actuated or closed, the two components accordingly rotate at the same speed in the same direction.
  • a switching element to understand which is connected on one side with a fixed element, such as a housing, and on another side with a rotatable element.
  • a non-actuated brake is understood to mean an opened brake.
  • the rotating component is freely rotatable, i.e., the brake preferably does not influence the rotational speed of the rotating component.
  • the brake is applied or closed, the rotational speed of the rotatable component is reduced to a standstill, that is, a firm connection can be established between the rotatable element and the stationary element. Element and component are to be equated in this context.
  • a planetary gear set comprises a sun gear, a planet carrier respectively web and a ring gear.
  • Rotatably mounted on the planet carrier respectively web are planet gears or planets, which mesh with the toothing of the sun gear and / or the toothing of the ring gear.
  • a minus planetary gearset describes a planetary gearset with a planet carrier on which the planetary gears are rotatably mounted, with a sun gear and a ring gear, wherein the toothing of at least one of the planet gears meshes both with the toothing of the sun gear and with the toothing of the ring gear, whereby the ring gear and the sun gear rotate in opposite directions of rotation when the sun gear rotates when the planet carrier is stationary.
  • a plus planetary gear set differs from the negative planetary gear set just described in that the plus planetary gear set has inner and outer planetary gears rotatably supported on the planetary carrier.
  • the toothing of the inner planet gears meshes on the one hand with the toothing of the sun gear and on the other hand with the teeth of the outer planetary gears.
  • the toothing of the outer planetary gears also meshes with the teeth of the ring gear.
  • a planetary gear set in particular, the sun gear, the ring gear, the planet carrier respectively web and the planet gears respectively the planet of the planetary gear understood.
  • the switching elements are selectively, ie individually and as required operable, whereby different gears by different gear ratios between the drive shaft and the output shaft reali- are sierbar.
  • the higher the number of gears the finer a gear ratio can be realized at a large transmission spread and thus, for example, an internal combustion engine of a motor vehicle in an optimal speed range and thus be operated as economically as possible.
  • this contributes to an increase in ride comfort, since the internal combustion engine is preferably operable at a low speed level. For example, noise emissions resulting from the operation of the internal combustion engine are also reduced.
  • front-transverse arrangement is to be understood as an arrangement in which the drive shaft, for example an internal combustion engine, is installed transversely to a direction of travel in a motor vehicle and preferably the wheels of a front axle can be driven by the drive shaft or the transmission
  • the switching elements may be designed such that energy is needed for a change of a switching state of the switching elements, but not for maintaining the switching state itself.
  • switching elements which can be actuated as required in a particular manner, such as, for example, electromechanical switching elements or electromagnetic switching elements, are suitable for this purpose. They are characterized, in particular in comparison to conventionally hydraulically actuated switching elements, by a particularly low and efficient energy requirements, since they are virtually lossless operable.
  • it can be advantageously omitted to permanently maintain a control pressure for the operation of, for example, conventionally hydraulic switching elements, or to act on the respective switching element in the switched state permanently with the required hydraulic pressure.
  • other components such as a hydraulic pump can be omitted, as far as they are used exclusively for controlling and supplying the conventionally hydraulically actuated switching elements.
  • This also particularly preferably contributes to an increase in efficiency of the transmission in the form of a higher efficiency.
  • switching elements are particularly well preferably arranged so that they are easily accessible from the outside.
  • Well accessible from the outside means in the sense of the switching elements, the intermediate housing of the transmission and the switching element no further components are arranged, or that the switching elements are particularly preferably arranged on the drive shaft or on the output shaft.
  • bondability is preferably to be understood in the description, in particular in the claims, that in the case of a different geometric position, the same connection or binding of interfaces is ensured without individual connecting elements or waves crossing each other.
  • stand translation is that translation to understand that is realized by the ratio between the sun and ring gear of each planetary gear set when the planet carrier respectively web is fixed.
  • the planetary gear sets in particular geometrically, are arranged behind one another in the transmission. This allows easy manufacture and easier accessibility of the planetary gear sets in the case of maintenance.
  • the drive shaft via the first clutch with the planet carrier of the third planetary gear set is connectable and the sun gear of the third planetary gear set is connected to the planet carrier of the second planetary gear set, the planet carrier of the first planetary gear set and the ring gear of the fourth planetary gear set and the ring gear of the third planetary gear set is connected to the Output shaft connected.
  • the first clutch can thus be transmitted in a flexible manner force and torque from the drive shaft to the third planetary gear and further to all other planetary gear sets on the third planetary gear.
  • the drive shaft is connected to the planet carrier of the third planetary gear set and the ring gear of the third planetary gear set is connected to the planet carrier of the second planetary gearset, the planet carrier of the first planetary gearset and the ring gear of the fourth planetary gearset and the ring gear of the third planetary gearset is via the first clutch with the Output shaft connectable.
  • force and torque can be transmitted from the drive shaft directly to the third planetary gear and this are coupled as needed in a flexible manner with the output shaft.
  • the drive shaft is connected to the planet carrier of the third planetary gear set and the sun gear of the third planetary gear set is connectable via the first clutch to the planet carrier of the second planetary gear set, the planet carrier of the first planetary gear set and the ring gear of the fourth planetary gear set and the ring gear of the third planetary gear set is connected to the Output shaft connected.
  • the planet carrier of the first planetary gear set and the ring gear of the fourth planetary gear set and the ring gear of the third planetary gear set is connected to the Output shaft connected.
  • Other planetary gear sets can be flexibly connected to the third planetary gear set by means of the first clutch.
  • the drive shaft via the second clutch to the sun gear of the second planetary gear set is connectable and the ring gear of the second planetary gear set is connected to the second brake.
  • the drive shaft with the central element in the form of the sun gear of the second planetary gear set is connectable, at the same time the ring gear of the planetary gear in a flexible manner with the housing via the second brake can be coupled.
  • the drive shaft with the sun gear of the second planetary gear set and the ring gear of the second planetary gear set is connectable via the second clutch to the second brake and the sun gear of the first planetary gear set.
  • the advantage here is that force and torque can be transmitted directly from the drive shaft to the second planetary gear.
  • the second planetary gear set can be flexibly connected via the second clutch to the second brake and to the first planetary gear set.
  • FIG. 1 shows a transmission according to a first embodiment of the present invention
  • FIG. 2 shows a shift matrix for a transmission according to the first embodiment of the present invention
  • 3 shows a transmission according to a second embodiment of the present invention
  • 4 shows a transmission according to a third embodiment of the present invention
  • FIG. 8 shows a transmission according to a seventh embodiment of the present invention.
  • Fig. 1 shows a transmission according to a first embodiment of the present invention.
  • reference numeral 1 denotes a multi-stage transmission.
  • the multi-speed transmission 1 has six shift elements in the form of four clutches K1, K2, K3, K4 and two brakes B1, B2.
  • the drive side can be coupled or connected to the output side of the transmission for transmitting power and torques via shafts and / or planetary gear sets.
  • the first clutch K1, the second clutch K2 and the third clutch K3 are connected to the drive shaft ANW on the drive side.
  • the first clutch K1 is further connected to a first shaft W1, so that the first clutch K1 upon actuation transmits force and torque from the drive shaft ANW to the first shaft W1.
  • the general structure of the first planetary gearset GP1, the second planetary gearset GP2, the third planetary gearset GP3 and the fourth planetary gearset GP4 will now be described in the following.
  • the above planetary gear sets GP1, GP2, GP3 and GP4 are constructed in the usual way and each have a central sun gear 101, 102, 103, 104, which with a planet 1 1 1, 1 12, 1 13, 1 14 for the transmission of Force and torque interacts.
  • the planet 1 1 1, 1 12, 1 13, 1 14 is rotatably mounted on a web / planet carrier 121, 122, 123, 124.
  • a ring gear 131, 132, 133, 134 is arranged, in which the respective planet 1 1 1, 1 12, 1 13, 1 14 for the transmission of Force and torque engages.
  • the web or planet carrier 121, 122, 123, 124 is further connected to a respective shaft.
  • the individual reference numerals for sun gear, planet, planet carrier / web and ring gear can be seen in Fig. 1. For clarity, the reference numerals have been omitted in the other figures.
  • the first shaft W1 connects the first clutch K1 and the bridge 123 of the third planetary gear set GP2.
  • the second shaft W2 connects the second clutch K2 with the sun gear 102 of the second planetary gearset GP2.
  • the third shaft W3 connects the third clutch K3 to the ring gear 131 of the first planetary gear set GP1 and can be coupled to the housing G via a brake B1.
  • the fourth shaft W4 connects the sun gear 101 of the first planetary gear set GP1 and the ring gear 132 of the second planetary gear set GP2 and can be coupled to the housing G via a brake B2.
  • the fifth shaft W5 connects the land 121 of the first planetary gear set GP1, the land 122 of the second planetary gear set GP2, the sun gear 103 of the third planetary gear set GP3, and the ring gear 134 of the fourth planetary gear set GP4.
  • the sixth wave W6 is on the one hand rotationally fixed with the housing G, on the other hand connected to the sun gear 104 of the fourth planetary gear set GP4.
  • the output shaft AW is on the one hand connected to the ring gear 133 of the third planetary GP3 on the other hand via a fourth clutch K4 with the web 124 of the fourth planetary GP4.
  • Fig. 2 shows a shift matrix for a transmission according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 shows a switching matrix for a transmission 1 according to FIG. 1.
  • the released in the switching matrix entries so for example in the forward gear V1 in the first brake B1 and the first clutch K1 and the third clutch K3 indicate that the corresponding switching element or the brakes and the clutch is open, ie that the switching element in this case transmits no forces or no torque from the connected to the switching element or connected to this particular waves or elements of the transmission.
  • An entry in the switching matrix provided with a cross designates a correspondingly actuated or closed switching element, that is to say in the switching matrix, for example, in the forward gear stage V1 in the case of the brake B2 and the clutches. gene K2 and K4. Unless otherwise described, the switching elements B1, B2, K1, K2, K3, K4 are open.
  • the gear ratio i is 4.515.
  • the gear ratio i is 2.593.
  • the gear ratio i is 0.704.
  • the gear ratio i is 0.600.
  • the transmission ratio i is 0.503.
  • the gear ratio i is -3.454.
  • the brake B2 and the clutches K1 and K4 are closed.
  • the gear ratio i is 1, 267.
  • the brake B1 and the clutches K1 and K4 are closed.
  • the gear ratio i is 1, 267.
  • the gear ratio i is 1.267.
  • the gear jump ⁇ between the first forward speed V1 and the second forward speed V2 is 1, 741, between the second forward speed V2 and the third forward speed V3 1, 556.
  • the gear gap ⁇ between the third forward gear V3 and the fourth forward gear V4 is 1, 31 6, between the fourth forward gear V4 and the fifth forward gear V5 1, 267th.
  • the first planetary gear set GP1 has a stand translation
  • Fig. 3 shows a transmission according to a second embodiment of the present invention.
  • FIG. 3 a transmission 1 according to FIG. 1 is shown.
  • two alternative positions A, B for the first clutch K1 can be seen, in which the first clutch K1 can be arranged to have the same effect as the position according to FIG.
  • the first alternative position A for the first clutch K1 is located between the ring gear 133 of the third planetary GP3 and the portion of the output shaft AW, which is connected to the fourth clutch K4.
  • the second alternative position B for the first clutch K1 is located between the sun gear 103 of the third planetary gear set GP3 and the portion of the fifth shaft W5, which connects the web 122 of the second planetary gear set GP2 with the ring gear 134 of the fourth planetary gear set GP4.
  • FIG. 4 a transmission 1 according to FIG. 1 is shown. 4, alternative positions C for the second clutch K2 can be seen, in which the second clutch K2 can be arranged to have the same effect as the position according to FIG.
  • the alternative position C for the second clutch K2 is located between the ring gear 132 of the second planetary gear set GP2 and the portion of the fourth shaft W4 which connects the sun gear 101 of the first planetary gear set GP1 to the brake B2.
  • Fig. 5 shows a transmission according to a fourth embodiment of the present invention.
  • a transmission 1 according to FIG. 1 is shown substantially.
  • the first clutch K1 here denoted by reference symbol K1 ', is now arranged at the first alternative position A according to FIG.
  • the first wave W1 is omitted.
  • the drive shaft ANW now interacts directly with the web 123 of the third planetary gear set GP3.
  • Fig. 6 shows a transmission according to a fifth embodiment of the present invention.
  • FIG. 6 essentially shows a transmission 1 according to FIG. 1.
  • the first clutch K1 here denoted by reference symbol K1 "
  • the second alternative K1 Ven position B shown in FIG. 3.
  • the first wave W1 is omitted.
  • the drive shaft ANW interacts directly with the web 123 of the third planetary gear set GP3.
  • Fig. 7 shows a transmission according to a sixth embodiment of the present invention.
  • a transmission 1 according to FIG. 1 is shown substantially.
  • the second clutch K2 here denoted by reference K2
  • the second wave W2 is omitted.
  • the drive shaft ANW interacts directly with the sun gear 102 of the second planetary gear set GP2.
  • Fig. 8 shows a transmission according to a seventh embodiment of the present invention.
  • a transmission 1 according to FIG. 7 is shown substantially.
  • the first clutch K1 here denoted by reference symbol K1 ', is now arranged at the first alternative position A according to FIG.
  • the first wave W1 and the second wave W2 are omitted.
  • the drive shaft ANW now interacts directly with the sun gear 102 of the second planetary gear set GP2 and the web 123 of the third planetary gear set GP3.
  • Fig. 9 shows a transmission according to an eighth embodiment of the present invention.
  • FIG. 9 essentially shows a transmission 1 according to FIG. 7.
  • the first clutch K1 here denoted by reference symbol K1 "
  • the first shaft W1 and the second shaft W2 are omitted - shaft ANW now interacts directly with the sun gear 102 of the second planetary gear set GP2 and the web 123 of the third planetary gear set GP3.
  • the transmission 1 comprises four planetary gear sets GP1, GP2, GP3, GP4, six shift elements B1, B2, K1, K2, K3, K4, the shift elements being in the form of at least four clutches and at least two brakes are. Furthermore, a maximum of a fixed housing coupling is available. Finally, two switching elements to be switched at the same time are arranged.
  • a hydrodynamic torque converter As a starting element for the transmission 1, a hydrodynamic torque converter, a hydrodynamic clutch, an additional starting clutch, an integrated starting clutch or brake and / or an additional electric machine can be arranged. On each of the six shafts W1 to W6, an electric machine or other power / drive unit can be arranged. Moreover, on each of the shafts W1 to W6 or each link, a freewheel may be arranged to the housing G or to another shaft W1, W2, W3, W4, W5, W6.
  • the transmission 1 can preferably be installed in standard drive construction or in front / transverse design in a motor vehicle. As switching elements frictional and / or positive switching elements are possible.
  • the clutch K4 can be designed as a form-fitting, in particular as a claw switching element, which leads to significant fuel consumption advantages of a provided with the transmission motor vehicle with internal combustion engine.
  • the transmission offers a total of at least nine forward gears and at least one reverse gear.
  • the present invention has the advantage that a low construction cost for the transmission is required, which results in lower manufacturing costs and lower weight of the transmission. Furthermore, the transmission offers a good gear ratio, low absolute and relative speeds as well as low planetary gearset and shift element torques. In addition, the present invention offers find good Vernierungs Fischsgrade and a very good accessibility of all switching elements, especially for their maintenance.
  • the geometric position / order of the individual planetary gear sets GP1, GP2, GP3, GP4 and the individual switching elements K1, K2, K3, K4, B1, B2, K1 ', K1 ", K2' taking into account the bondability of the respective transmission elements with each other Individual transmission elements can be moved as desired in their position within the transmission 1.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Structure Of Transmissions (AREA)

Abstract

Die Erfindung betrifft ein Getriebe, insbesondere Mehrfachkupplungsgetriebe, für ein Kraftfahrzeug, umfassend ein Gehäuse, eine Antriebswelle, eine Abtriebswelle, zumindest vier Planetenradsätze, wobei die Planentenradsätze jeweils ein Sonnenrad, zumindest einen Planeten, einen Planetenträger und ein Hohlrad umfassen, sowie mehrere Schaltelemente in Form von zumindest vier Kupplungen und zumindest zwei Bremsen, wobei das Sonnenrad des vierten Planetenradsatzes mit dem Gehäuse verbunden ist, der Planetenträger des vierten Planetenradsatzes über die vierte Kupplung mit der Abtriebswelle verbindbar ist, die zweite Bremse mit dem Sonnenrad des ersten Planetenradsatzes, die erste Bremse mit dem Hohlrad des ersten Planetenradsatzes und dem Planetenträger des ersten Planetenradsatzes verbunden ist und die erste Bremse über die dritte Kupplung mit der Antriebswelle verbindbar ist. Die Erfindung betrifft ebenfalls ein Kraftfahrzeug mit einem Getriebe und ein Verfahren zum Betreiben eines Getriebes.

Description

Getriebe für ein Kraftfahrzeug
Die Erfindung betrifft ein Getriebe, insbesondere Mehrfachkupplungsgetriebe, für ein Kraftfahrzeug, umfassend ein Gehäuse, eine Antriebswelle, eine Abtriebswelle, zumindest vier Planetenradsätze, wobei die Planentenradsätze jeweils ein Sonnenrad, zumindest einen Planeten, einen Planetenträger und ein Hohlrad umfassen, sowie mehrere Schaltelemente in Form von zumindest vier Kupplungen und zumindest zwei Bremsen.
Derartige Getriebe sind beispielsweise aus der WO 2012/052284 A1 bekannt. In der WO 2012/052284 A1 ist ein Mehrstufengetriebe mit sechs Vorwärtsgängen und einem Rückwärtsgang gezeigt, welches vier Planetenradsätze, sieben drehbare Wellen und fünf Schaltelemente umfasst, wobei das Sonnenrad des ersten Planetenradsatzes mit der sechsten Welle verbunden ist, die über eine erste Bremse an das Gehäuse des Getriebes ankoppelbar ist, wobei der Steg des ersten Planetenradsatzes mit der fünften Welle verbunden ist, die mit dem Sonnenrad des zweiten Planetenradsatzes verbunden und über eine zweite Bremse an das Gehäuse ankoppelbar ist, wobei die Antriebswelle mit dem Hohlrad des ersten Planetenradsatzes und dem Sonnenrad des dritten Planetenradsatzes verbunden und über eine Kupplung mit der mit dem Steg des dritten Planetenradsatzes und dem Hohlrad des vierten Planetenradsatzes verbundenen siebten Welle lösbar verbindbar ist, wobei die vierte Welle mit dem Hohlrad des dritten Planetenradsatzes und dem Steg des zweiten Planetenradsatzes verbunden und über eine dritte Bremse an das Gehäuse ankoppelbar ist, wobei die Abtriebswelle mit dem Hohlrad des zweiten Planetenradsatzes und dem Steg des vierten Planetenradsatzes verbunden ist und wobei das Sonnenrad des vierten Planetenradsatzes mit der dritten Welle verbunden ist, die über eine vierte Bremse an das Gehäuse ankoppelbar ist.
Nachteilig dabei ist, dass interne Schaltelemente wie beispielsweise Lamellenkupplungen oder -bremsen hydraulisch betätigt werden. Diese hydraulische Betätigung führt zu hohen hydraulischen Verlusten. Um diese Betätigungsverluste zu umgehen, ist vorgeschlagen worden, elektromechanische oder elektrohydraulische Betätigungen vorzusehen. Nachteilig dabei ist wiederum, dass die Schaltelemente vor allem die Kupplungen schlecht zugänglich sind, insbesondere wenn gute Verzahnungswirkungsgrade und geringe Bauteilbelastungen bei geringem Bauaufwand angestrebt werden.
Eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es daher, ein Getriebe für ein Kraftfahrzeug zur Verfügung zu stellen, welches einen guten Wirkungsgrad, geringe Bauteilbelastung und einen geringen Bauaufwand aufweist. Darüber hinaus ist es eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung, ein Getriebe für ein Kraftfahrzeug bereitzustellen, welches eine gute Zugänglichkeit seiner Schaltelemente von außen aufweist. Eine weitere Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es, ein alternatives Getriebe für ein Kraftfahrzeug anzugeben.
Die vorliegende Erfindung löst die Aufgaben bei einem Getriebe, insbesondere Mehrfachkupplungsgetriebe, für ein Kraftfahrzeug, umfassend ein Gehäuse, eine Antriebswelle, eine Abtriebswelle, zumindest vier Planetenradsätze, wobei die Planentenradsätze jeweils ein Sonnenrad, zumindest einen Planeten, einen Planetenträger und ein Hohlrad umfassen, sowie mehrere Schaltelemente in Form von zumindest vier Kupplungen und zumindest zwei Bremsen, dadurch, dass das Sonnenrad des vierten Planetenradsatzes mit dem Gehäuse verbunden ist, der Planetenträger des vierten Planetenradsatzes über die vierte Kupplung mit der Abtriebswelle verbindbar ist, die zweite Bremse mit dem Sonnenrad des ersten Planetenradsatzes, die erste Bremse mit dem Hohlrad des ersten Planetenradsatzes und dem Planetenträger des ersten Planetenradsatzes verbunden ist und die erste Bremse über die dritte Kupplung mit der Antriebswelle verbindbar ist.
Die Erfindung löst die Aufgaben ebenfalls bei einem Kraftfahrzeug, insbesondere bei einem Personen- oder Lastkraftwagen mit einem Getriebe gemäß einem der Ansprüche 1 bis 7.
Die Erfindung löst die Aufgaben ebenfalls mit einem Verfahren zum Betreiben eines Getriebes, insbesondere gemäß einem der Ansprüche 1 -7, mit zwei Bremsen und vier Kupplungen, dadurch dass ein erster Gang mittels offener erster Bremse, geschlossener zweiter Bremse, offener erster Kupplung, geschlossener zweiter Kupplung, offener dritter Kupplung und geschlossener vierter Kupplung gebildet wird, und dass ein zweiter Gang mittels offener erster Bremse, geschlossener zweiter Bremse, offener erster Kupplung, offener zweiter Kupplung, geschlossener dritter Kupplung und geschlossener vierter Kupplung gebildet wird, und dass ein dritter Gang mittels offener erster Bremse, offener zweiter Bremse, offener erster Kupplung, geschlossener zweiter Kupplung, geschlossener dritter Kupplung und geschlossener vierter Kupplung gebildet wird, und dass ein vierter Gang mittels offener erster Bremse, offener zweiter Bremse, geschlossener erster Kupplung, geschlossener zweiter Kupplung, offener dritter Kupplung und geschlossener vierter Kupplung gebildet wird oder mittels offener erster Bremse, geschlossener zweiter Bremse, geschlossener erster Kupplung, offener zweiter Kupplung, offener dritter Kupplung und geschlossener vierter Kupplung oder mittels geschlossener erster Bremse, offener zweiter Bremse, geschlossener erster Kupplung, offener zweiter Kupplung, offener dritter Kupplung und geschlossener vierter Kupplung oder mittels offener erster Bremse, offener zweiter Bremse, geschlossener erster Kupplung, offener zweiter Kupplung, geschlossener dritter Kupplung und geschlossener vierter Kupplung gebildet wird, und dass ein fünfter Gang mittels offener erster Bremse, offener zweiter Bremse, geschlossener erster Kupplung, geschlossener zweiter Kupplung, geschlossener dritter Kupplung und offener vierter Kupplung gebildet wird, und dass ein sechster Gang mittels offener erster Bremse, geschlossener zweiter Bremse, geschlossener erster Kupplung, offener zweiter Kupplung, geschlossener dritter Kupplung und offener vierter Kupplung gebildet wird, und dass ein siebter Gang mittels offener erster Bremse, geschlossener zweiter Bremse, geschlossener erster Kupplung, geschlossener zweiter Kupplung, offener dritter Kupplung und offener vierter Kupplung gebildet wird, und dass ein achter Gang mittels geschlossener erster Bremse, geschlossener zweiter Bremse, geschlossener erster Kupplung, offener zweiter Kupplung, offener dritter Kupplung und offener vierter Kupplung gebildet wird, und dass ein neunter Gang mittels geschlossener erster Bremse, offener zweiter Bremse, geschlossener erster Kupplung, geschlossener zweiter Kupplung, offener dritter Kupplung und offener vierter Kupplung gebildet wird und dass ein Rückwärtsgang mittels geschlossener erster Bremse, offener zweiter Bremse, offener erster Kupplung, geschlossener zweiter Kupplung, offener dritter Kupplung und geschlossener vierter Kupplung gebildet wird. Einer der damit erzielten Vorteile ist, dass auf diese Weise eine gute Zugänglichkeit sämtlicher Schaltelemente sichergestellt ist. Darüber hinaus ist der Bauaufwand gering, was niedrigere Kosten bzw. Gewicht für das Getriebe bedeutet.
Über die Antriebswelle wird besonders bevorzugt ein Drehmoment bzw. eine Rotationsbewegung einer Antriebswelle, beispielsweise eines Verbrennungsmotors, in das Getriebe eingeleitet. In bevorzugter Weise befindet sich zwischen Antriebswelle und der Abtriebswelle ein Einfahrelement, wie etwa ein hydrodynamischer Drehmomentwandler oder eine Strömungskupplung.
Unter einer Welle ist nachfolgend nicht ausschließlich ein beispielsweise zylindrisches, drehbar gelagertes Maschinenelement zur Übertragung von Drehmomenten zu verstehen, sondern vielmehr sind hierunter auch allgemeine Verbindungselemente zu verstehen, die einzelne Bauteile oder Elemente miteinander verbinden, insbesondere Verbindungselemente, die mehrere Elemente drehfest miteinander verbinden.
Zwei Elemente werden insbesondere als miteinander verbunden bezeichnet, wenn zwischen den Elementen eine feste, insbesondere drehfeste Verbindung, besteht. Insbesondere drehen solche verbundenen Elemente mit der gleichen Drehzahl.
Zwei Elemente werden im Weiteren als verbindbar bezeichnet, wenn zwischen diesen Elementen eine lösbare Verbindung besteht. Insbesondere drehen solche Elemente mit der gleichen Drehzahl, wenn die Verbindung besteht.
Die verschiedenen Bauteile und Elemente der genannten Erfindung können dabei über eine Welle bzw. ein Verbindungselement, aber auch direkt, beispielsweise mittels einer Schweiß-, Press- oder einer sonstigen Verbindung miteinander verbunden sein.
Unter einer Kupplung ist vorzugsweise in der Beschreibung, insbesondere in den Ansprüchen, ein Schaltelement zu verstehen, welches, je nach Betäti- gungszustand, eine Relativbewegung zwischen zwei Bauteilen zulässt oder eine Verbindung zur Übertragung eines Drehmoments darstellt. Unter einer Relativbewegung ist beispielsweise eine Rotation zweier Bauteile zu verstehen, wobei die Drehzahl des ersten Bauteils und die Drehzahl des zweiten Bauteils voneinander abweichen. Darüber hinaus ist auch die Rotation nur eines der beiden Bauteile denkbar, während das andere Bauteil still steht oder in entgegengesetzter Richtung rotiert.
Im Folgenden ist unter einer nicht betätigten Kupplung eine geöffnete Kupplung zu verstehen. Dies bedeutet, dass eine Relativbewegung zwischen den beiden Bauteilen möglich ist. Bei betätigter bzw. geschlossener Kupplung rotieren die beiden Bauteile dementsprechend mit gleicher Drehzahl in dieselbe Richtung.
Unter einer Bremse ist vorzugsweise in der Beschreibung, insbesondere in den Ansprüchen, ein Schaltelement zu verstehen, welches auf einer Seite mit einem feststehenden Element, beispielsweise einem Gehäuse, und auf einer anderen Seite mit einem rotierbaren Element verbunden ist.
Im Folgenden ist unter einer nicht betätigten Bremse eine geöffnete Bremse zu verstehen. Dies bedeutet, dass das rotierende Bauteil frei rotierbar ist, d.h., die Bremse bevorzugt keinen Einfluss auf die Drehzahl des rotierenden Bauteils nimmt. Bei betätigter bzw. geschlossener Bremse erfolgt eine Reduzierung der Drehzahl des rotierbaren Bauteils bis hin zum Stillstand, d.h., dass eine feste Verbindung zwischen rotierbarem Element und feststehendem Element herstellbar ist. Element und Bauteil sind in diesem Zusammenhang gleichzusetzen.
Grundsätzlich ist auch eine Verwendung von Schaltelementen möglich, die im nicht betätigten Zustand geschlossen und im betätigten Zustand geöffnet sind. Dementsprechend sind die Zuordnungen zwischen Funktion und Schaltzustand der oben beschriebenen Schaltzustände in umgekehrter Weise zu verstehen. Bei den nachfolgenden Ausführungsbeispielen anhand der Figuren, wird zunächst eine Anordnung zugrundegelegt, in der ein betätigtes Schaltelement geschlossen und ein nicht betätigtes Schaltelement geöffnet ist. Ein Planetenradsatz umfasst ein Sonnenrad, ein Planetenträger respektive Steg und ein Hohlrad. An dem Planetenträger respektive Steg drehbar gelagert sind Planetenräder oder Planeten, welche mit der Verzahnung des Sonnenrades und/oder der Verzahnung des Hohlrades kämmen.
Nachfolgend beschreibt ein Minus-Planetenradsatz einen Planetenradsatz mit einem Planetenträger, an dem die Planetenräder drehbar gelagert sind, mit einem Sonnenrad und mit einem Hohlrad, wobei die Verzahnung zumindest eines der Planetenräder sowohl mit der Verzahnung des Sonnenrades als auch mit der Verzahnung des Hohlrades kämmt, wodurch das Hohlrad und das Sonnenrad in entgegengesetzte Drehrichtungen rotieren, wenn das Sonnenrad bei feststehendem Planetenträger rotiert.
Ein Plus-Planetenradsatz unterscheidet sich zu dem gerade beschriebenen Minus-Planetenradsatz dahingehend, dass der Plus-Planetenradsatz innere und äußere Planetenräder aufweist, welche drehbar an den Planetenträger gelagert sind. Die Verzahnung der inneren Planetenräder kämmt dabei einerseits mit der Verzahnung des Sonnenrades und andererseits mit der Verzahnung der äußeren Planetenräder. Die Verzahnung der äußeren Planetenräder kämmt darüber hinaus mit der Verzahnung des Hohlrades. Dies hat zur Folge, dass bei feststehendem Planetenträger das Hohlrad und das Sonnenrad in die gleiche Drehrichtung rotieren.
Durch die Verwendung von Planetenradsätzen können besonders kompakte Getriebe realisiert werden, wodurch eine große Freiheit bei der Anordnung des Getriebes in dem Fahrzeug erreicht wird.
Unter den Elementen eines Planetenradsatzes werden insbesondere das Sonnenrad, das Hohlrad, der Planetenträger respektive Steg und die Planetenräder respektive die Planeten des Planetenradsatzes verstanden.
Besonders bevorzugt sind die Schaltelemente selektiv, also einzeln und bedarfsgerecht betätigbar, wodurch unterschiedliche Gänge durch unterschiedliche Übersetzungsverhältnisse zwischen der Antriebswelle und der Abtriebswelle reali- sierbar sind. Je höher die Anzahl der Gänge, desto feiner kann eine Gangabstufung bei einer großen Getriebespreizung realisiert werden und somit kann beispielsweise ein Verbrennungsmotor eines Kraftfahrzeugs in einem optimalen Drehzahlbereich und damit möglichst wirtschaftlich betrieben werden. Gleichzeitig trägt dies zu einer Erhöhung des Fahrkomforts bei, da der Verbrennungsmotor bevorzugt auf einem niedrigen Drehzahlniveau betreibbar ist. So werden beispielsweise auch Lärmemissionen reduziert, welche durch den Betrieb des Verbrennungsmotors entstehen.
Unter dem Begriff „Front-Quer-Anordnung" ist eine Anordnung zu verstehen, bei der die Antriebswelle, beispielsweise ein Verbrennungsmotor, quer zu einer Fahrtrichtung in einem Kraftfahrzeug verbaut ist und bevorzugt die Räder einer vorderen Achse durch die Antriebswelle bzw. das Getriebe antreibbar sind. Weiterhin können die Schaltelemente derart ausgebildet sein, dass für eine Änderung eines Schaltzustandes der Schaltelemente Energie, nicht jedoch für das Beibehalten des Schaltzustandes selbst benötigt wird.
Hierzu eignen sich in besonderer Weise bedarfsgerecht betätigbare Schaltelemente, wie beispielsweise elektromechanische Schaltelemente oder elektromagnetische Schaltelemente. Sie zeichnen sich, insbesondere im Vergleich zu konventionell hydraulisch betätigbaren Schaltelementen, durch einen besonders geringen und effizienten Energiebedarf aus, da sie nahezu verlustfrei betreibbar sind. Darüber hinaus kann in vorteilhafter Weise darauf verzichtet werden, permanent einen Steuerdruck für die Betätigung der beispielsweise konventionell hydraulischen Schaltelemente vorzuhalten, bzw. das jeweilige Schaltelement in geschaltetem Zustand permanent mit dem erforderlichen Hydraulikdruck zu beaufschlagen. Hierdurch können beispielsweise weitere Bauteile wie eine Hydraulikpumpe entfallen, soweit diese ausschließlich der Ansteuerung und Versorgung der konventionell hydraulisch betätigbaren Schaltelemente dienen. Erfolgt die Versorgung weiterer Bauteile mit Schmiermitteln nicht über eine separate Schmiermittelpumpe, sondern über die gleiche Hydraulikpumpe, so kann diese zumindest kleiner dimensioniert werden. Auch eventuell auftretende Undichtigkeiten an Olübergabestellen des Hydraulikkreislaufs, insbesondere bei rotierenden Bauteilen, entfallen. Dies trägt besonders bevorzugt ebenfalls zu einer Effizienzsteigerung des Getriebes in Form eines höheren Wirkungsgrades bei. Bei der Verwendung von bedarfsgerecht betätigbaren Schaltelementen der oben genannten Art ist es besonders vorteilhaft, wenn diese von außen gut zugänglich sind. Dies hat unter anderem den Vorteil, dass die benötigte Schaltenergie den Schaltelementen gut zugeführt werden kann. Daher sind Schaltelemente besonders gut bevorzugt so angeordnet, dass sie von außen gut zugänglich sind. Von außen gut zugänglich bedeutet im Sinne der Schaltelemente, das Zwischengehäuse des Getriebes und dem Schaltelement keine weiteren Bauteile angeordnet sind, bzw. dass die Schaltelemente besonders bevorzugt an der Antriebswelle oder an der Abtriebswelle angeordnet sind.
Unter dem Begriff „Bindbarkeit" ist vorzugsweise in der Beschreibung, insbesondere in den Ansprüchen zu verstehen, dass bei unterschiedlicher geometrischer Lage die gleiche Anbindung bzw. Bindung von Schnittstellen gewährleistet ist, ohne dass sich einzelne Verbindungselemente oder Wellen kreuzen.
Unter dem Begriff „Standübersetzung" ist diejenige Übersetzung zu verstehen, die durch das Übersetzungsverhältnis zwischen Sonnenrad und Hohlrad des jeweiligen Planetenradsatzes realisiert ist, wenn der Planetenträger respektive Steg feststeht.
Weitere vorteilhafte Ausführungsformen, Merkmale und Vorteile der Erfindung sind in den Unteransprüchen beschrieben.
Vorteilhafterweise sind die Planetenradsätze, insbesondere geometrisch, hintereinander im Getriebe angeordnet. Dies ermöglicht eine einfache Herstellung sowie einfachere Zugänglichkeit der Planetenradsätze im Falle einer Wartung.
Zweckmäßigerweise ist die Antriebswelle über die erste Kupplung mit dem Planetenträger des dritten Planetenradsatzes verbindbar und das Sonnenrad des dritten Planetenradsatzes ist mit dem Planetenträger des zweiten Planetenradsatzes, dem Planetenträger des ersten Planetenradsatzes und dem Hohlrad des vierten Planetenradsatzes verbunden und das Hohlrad des dritten Planetenradsatzes ist mit der Abtriebswelle verbunden. Mittels der ersten Kupplung kann somit in flexibler Weise Kraft und Drehmoment von der Antriebswelle auf den dritten Planetenradsatz und weiter auf sämtliche andere Planetenradsätze über den dritten Planetenradsatz übertragen werden.
Vorteilhafterweise ist die Antriebswelle mit dem Planetenträger des dritten Planetenradsatzes verbunden und das Hohlrad des dritten Planetenradsatzes ist mit dem Planetenträger des zweiten Planetenradsatzes, dem Planetenträger des ersten Planetenradsatzes und dem Hohlrad des vierten Planetenradsatzes verbunden und das Hohlrad des dritten Planetenradsatzes ist über die erste Kupplung mit der Abtriebswelle verbindbar. Damit kann beispielsweise Kraft und Drehmoment von der Antriebswelle direkt auf den dritten Planetenradsatz übertragen werden und dieser je nach Bedarf in flexibler Weise mit der Abtriebswelle gekoppelt werden.
Zweckmäßigerweise ist die Antriebswelle mit dem Planetenträger des dritten Planetenradsatzes verbunden und das Sonnenrad des dritten Planetenradsatzes ist über die erste Kupplung mit dem Planetenträger des zweiten Planetenradsatzes, dem Planetenträger des ersten Planetenradsatzes und dem Hohlrad des vierten Planetenradsatzes verbindbar und das Hohlrad des dritten Planetenradsatzes ist mit der Abtriebswelle verbunden. Zum einen kann damit Kraft und Drehmoment direkt von der Antriebswelle auf den dritten Planetenradsatz übertragen werden und weiter auch direkt auf die Abtriebswelle mittels des dritten Planetenradsatzes. Andere Planetenradsätze können mittels der ersten Kupplung an den dritten Planetenradsatz in flexibler Weise angebunden werden.
Vorteilhafterweise ist die Antriebswelle über die zweite Kupplung mit dem Sonnenrad des zweiten Planetenradsatzes verbindbar und das Hohlrad des zweiten Planetenradsatzes ist mit der zweiten Bremse verbunden. Vorteil hierbei ist wiederum, dass die Antriebswelle mit dem zentralen Element in Form des Sonnenrades des zweiten Planetenradsatzes verbindbar ist, gleichzeitig das Hohlrad des Planetenradsatzes in flexibler Weise mit dem Gehäuse über die zweite Bremse koppelbar ist. Zweckmäßigerweise ist die Antriebswelle mit dem Sonnenrad des zweiten Planetenradsatzes und das Hohlrad des zweiten Planetenradsatzes ist über die zweite Kupplung mit der zweiten Bremse und dem Sonnenrad des ersten Planetenradsatzes verbindbar. Vorteil hierbei ist, dass Kraft und Drehmoment direkt von der Antriebswelle auf den zweiten Planetenradsatz übertragen werden kann. Darüber hinaus kann in flexibler Weise der zweite Planetenradsatz über die zweite Kupplung mit der zweiten Bremse und mit dem ersten Planetenradsatz verbunden werden.
Weitere wichtige Merkmale und Vorteile der Erfindung ergeben sich aus den Unteransprüchen, aus den Zeichnungen, und aus dazugehöriger Figurenbeschreibung anhand der Zeichnungen.
Es versteht sich, dass die vorstehend genannten und die nachstehend noch zu erläuternden Merkmale nicht nur in der jeweils angegebenen Kombination, sondern auch in anderen Kombinationen oder in Alleinstellung verwendbar sind, ohne den Rahmen der vorliegenden Erfindung zu verlassen.
Bevorzugte Ausführungen und Ausführungsformen der Erfindung sind in den Zeichnungen dargestellt und werden in der nachfolgenden Beschreibung näher erläutert, wobei sich gleiche Bezugszeichen auf gleiche oder ähnliche oder funktional gleiche Bauteile oder Elemente beziehen.
Dabei zeigen jeweils in schematischer Form
Fig. 1 ein Getriebe gemäß einer ersten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung;
Fig. 2 eine Schaltmatrix für ein Getriebe gemäß der ersten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung;
Fig. 3 ein Getriebe gemäß einer zweiten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung; Fig. 4 ein Getriebe gemäß einer dritten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung;
Fig. 5 ein Getriebe gemäß einer vierten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung;
Fig. 6 ein Getriebe gemäß einer fünften Ausführungsform der vorliegenden Erfindung;
Fig. 7 ein Getriebe gemäß einer sechsten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung;
Fig. 8 ein Getriebe gemäß einer siebten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung; sowie
Fig. 9 ein Getriebe gemäß einer achten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung;
Fig. 1 zeigt ein Getriebe gemäß einer ersten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung.
In Fig. 1 bezeichnet Bezugszeichen 1 ein Mehrstufengetriebe. Das Mehrstufengetriebe 1 weist sechs Schaltelemente in Form von vier Kupplungen K1 , K2, K3, K4 sowie zweier Bremsen B1 , B2 auf. Mittels der vier Kupplungen K1 , K2, K3, K4 kann die Antriebsseite mit der Abtriebsseite des Getriebes zur Übertragung von Kraft und Drehmomenten über Wellen und/oder Planetenradsätze gekoppelt bzw. verbunden werden. Hierzu sind die erste Kupplung K1 , die zweite Kupplung K2 sowie die dritte Kupplung K3 mit der Antriebswelle ANW auf der Antriebsseite verbunden. Die erste Kupplung K1 ist weiterhin mit einer ersten Welle W1 verbunden, so dass die erste Kupplung K1 bei Betätigung Kraft und Drehmoment von der Antriebswelle ANW auf die erste Welle W1 überträgt. Entsprechendes gilt auch für die zweite Kupplung K2 und die dritte Kupplung K3. Bei Schließen der zweiten Kupplung K2 wird Kraft und Drehmoment von der Antriebswelle ANW auf die zweite Welle W2, bei Schließen der dritten Kupplung K3 Kraft und Drehmoment von der Antriebswelle ANW auf die dritte Welle W3 übertragen. Im Getriebe 1 sind weiterhin vier Planetenradsätze GP1 , GP2, GP3, GP4 sowie sechs Wellen W1 , W2, W3, W4, W5 und W6 angeordnet.
Im Folgenden wird nun zunächst der allgemeine Aufbau des ersten Planetenradsatzes GP1 , des zweiten Planetenradsatzes GP2, des dritten Planetenradsatzes GP3 sowie des vierten Planetenradsatzes GP4 beschrieben. Die vorstehend genannten Planetenradsätze GP1 , GP2, GP3 und GP4 sind in üblicher Weise aufgebaut und weisen jeweils ein zentrales Sonnenrad 101 , 102, 103, 104 auf, welches mit einem Planeten 1 1 1 , 1 12, 1 13, 1 14 zur Übertragung von Kraft und Drehmomenten zusammenwirkt. Der Planet 1 1 1 , 1 12, 1 13, 1 14 ist an einem Steg/Planetenträger 121 , 122, 123, 124 drehbar gelagert. Auf der radialen Außenseite des Planeten 1 1 1 , 1 12, 1 13, 1 14 ist ein Hohlrad 131 , 132, 133, 134 angeordnet, in der der jeweilige Planet 1 1 1 , 1 12, 1 13, 1 14 zur Übertragung von Kraft und Drehmomenten eingreift. Der Steg respektive Planetenträger 121 , 122, 123, 124 ist weiterhin jeweils mit einer Welle verbunden. Die einzelnen Bezugszeichen für Sonnenrad, Planet, Planetenträger/Steg und Hohlrad sind in Fig. 1 zu sehen. Der Übersichtlichkeit wegen sind die Bezugszeichen hierfür in den weiteren Figuren weggelassen worden.
Weiter werden nun die sechs verschiedenen Wellen W1 , W2, W3, W4, W5 und W6 beschrieben.
Die erste Welle W1 verbindet die erste Kupplung K1 und den Steg 123 des dritten Planetenradsatzes GP2. Die zweite Welle W2 verbindet die zweite Kupplung K2 mit dem Sonnenrad 102 des zweiten Planetenradsatzes GP2. Die dritte Welle W3 verbindet die dritte Kupplung K3 mit dem Hohlrad 131 des ersten Planetenradsatzes GP1 und ist über eine Bremse B1 mit dem Gehäuse G koppelbar. Die vierte Welle W4 verbindet das Sonnenrad 101 des ersten Planetenradsatzes GP1 und das Hohlrad 132 des zweiten Planetenradsatzes GP2 und ist über eine Bremse B2 mit dem Gehäuse G koppelbar. Die fünfte Welle W5 verbindet den Steg 121 des ersten Planetenradsatzes GP1 , den Steg 122 des zweiten Planetenradsatzes GP2, das Sonnenrad 103 des dritten Planetenradsatzes GP3 und das Hohlrad 134 des vierten Planetenradsatzes GP4. Die sechste Welle W6 ist einerseits drehfest mit dem Ge- häuse G, andererseits mit dem Sonnenrad 104 des vierten Planetenradsatzes GP4 verbunden.
Die Abtriebswelle AW ist einerseits mit dem Hohlrad 133 des dritten Planetenradsatzes GP3 andererseits über eine vierte Kupplung K4 mit dem Steg 124 des vierten Planetenradsatzes GP4 verbindbar.
Fig. 2 zeigt eine Schaltmatrix für ein Getriebe gemäß der ersten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung.
In Fig. 2 ist eine Schaltmatrix für ein Getriebe 1 gemäß Fig. 1 dargestellt.
Senkrecht hierzu nach unten sind zunächst die neun Vorwärtsgangstufen, bezeichnet mit den Bezugszeichen V1 bis V9 dargestellt, sowie eine Rückwärtsgangstufe bezeichnet mit R. Des Weiteren sind drei alternative Darstellungen der vierten Vor- wärtsgangstufe V4 dargestellt, bezeichnet mit dem Bezugszeichen VM1, VM" und VM1". Waagerecht sind die jeweiligen Schaltelemente dargestellt, wobei zunächst die beiden Bremsen B1 , B2 und anschließend die vier Kupplungen K1 , K2, K3 und K4 dargestellt sind. Weiterhin ist das jeweilige Übersetzungsverhältnis/Ratio i sowie der entsprechende Gangsprung/Step φ zwischen zwei aufeinanderfolgenden Gängen/Gangstufen dargestellt. Insoweit ist der jeweilige Gangsprung in der Schaltmatrix zwischen zwei benachbarten Gängen/Gangstufen dargestellt. Bei den alternativen Darstellungen der vierten Vorwärtsgangstufe V4 sind jeweils nur die Übersetzungen angegeben.
Die in der Schaltmatrix freigelassenen Einträge, also beispielsweise bei der Vorwärtsgangstufe V1 bei der ersten Bremse B1 sowie bei der ersten Kupplung K1 und der dritten Kupplung K3 zeigen an, dass das entsprechende Schaltelement bzw. die Bremsen bzw. die Kupplung geöffnet ist, d.h., dass das Schaltelement hierbei keine Kräfte bzw. kein Drehmoment von den an das Schaltelement angeschlossenen oder mit diesem verbundenen jeweiligen Wellen oder Elementen des Getriebes überträgt. Ein mit einem Kreuz versehener Eintrag in der Schaltmatrix bezeichnet ein entsprechend betätigtes bzw. geschlossenes Schaltelement, also in der Schaltmatrix beispielsweise bei der Vorwärtsgangstufe V1 bei der Bremse B2 sowie der Kupplun- gen K2 und K4. Soweit nichts anderes beschrieben, sind die Schaltelemente B1 , B2, K1 , K2, K3, K4 geöffnet.
Um den ersten Vorwärtsgang V1 mittels des Getriebes 1 gemäß Fig. 1 darzustellen, sind die Bremse B2 sowie die Kupplungen K2 und K4 geschlossen. Das Übersetzungsverhältnis i beträgt 4,515. Um den zweiten Vorwärtsgang V2 darzustellen, sind die Bremse B2 sowie die Kupplungen K3 und K4 geschlossen. Das Übersetzungsverhältnis i beträgt 2,593.
Um den dritten Vorwärtsgang V3 darzustellen, sind sämtliche Bremsen geöffnet und die Kupplungen K2, K3 und K4 geschlossen. Das Übersetzungsverhältnis i beträgt 1 ,667. Um den vierten Vorwärtsgang V4 darzustellen, sind sämtliche Bremsen B1 , B2 geöffnet und die Kupplungen K1 , K2 und K4 geschlossen. Das Übersetzungsverhältnis i beträgt 1 ,267.
Um den fünften Vorwärtsgang V5 darzustellen, sind sämtliche Bremsen geöffnet und die Kupplungen K1 , K2, K3 geschlossen. Das Übersetzungsverhältnis i beträgt 1 ,000. Um den sechsten Vorwärtsgang V6 darzustellen, sind die Bremsen B2 sowie die Kupplungen K1 und K3 geschlossen. Das Übersetzungsverhältnis i beträgt 0,808.
Um den siebten Vorwärtsgang V7 darzustellen, sind die Bremse B2 sowie die Kupplungen K1 und K2 geschlossen. Das Übersetzungsverhältnis i beträgt 0,704. Um den achten Vorwärtsgang V8 darzustellen, sind sämtliche Bremsen B1 , B2 geschlossen und die Kupplung 1 . Das Übersetzungsverhältnis i beträgt 0,600.
Um den neunten Vorwärtsgang V9 darzustellen, sind die Bremse B1 sowie die Kupplungen K1 und K2 geschlossen. Das Übersetzungsverhältnis i beträgt 0,503. Um den Rückwärtsgang R darzustellen, sind die Bremse B1 sowie die Kupplungen K2 und K4 geschlossen. Das Übersetzungsverhältnis i beträgt -3,454.
Bei der ersten alternativen Darstellung VM1 sind die Bremse B2 sowie die Kupplungen K1 und K4 geschlossen. Das Übersetzungsverhältnis i beträgt 1 ,267. Bei der zweiten alternativen Darstellung VM sind die Bremse B1 sowie die Kupplungen K1 und K4 geschlossen. Das Übersetzungsverhältnis i beträgt 1 ,267. Bei der dritten alternativen Darstellung VM!" sind sämtliche Bremsen geöffnet und die Kupplungen K1 , K3 und K4 geschlossen. Das Übersetzungsverhältnis i beträgt 1 ,267.
Der Gangsprung φ zwischen dem ersten Vorwärtsgang V1 und dem zweiten Vorwärtsgang V2 beträgt 1 ,741 , zwischen dem zweiten Vorwärtsgang V2 und dem dritten Vorwärtsgang V3 1 ,556. Der Gangsprung φ zwischen dem dritten Vorwärtsgang V3 und dem vierten Vorwärtsgang V4 beträgt 1 ,31 6, zwischen dem vierten Vorwärtsgang V4 und dem fünften Vorwärtsgang V5 1 ,267. Der Gangsprung φ zwischen dem fünften Vorwärtsgang V5 und dem sechsten Vorwärtsgang V6
beträgt 1 ,236, zwischen dem sechsten Vorwärtsgang V6 und dem siebten Vorwärtsgang V7 1 ,147. Der Gangsprung φ zwischen dem siebten Vorwärtsgang V7 und dem achten Vorwärtsgang V8 beträgt 1 ,173, zwischen dem achten Vorwärtsgang V8 und dem neunten Vorwärtsgang V9 1 ,193. Der gesamte Gangsprung beträgt 8,977.
Der erste Planetenradsatz GP1 weist dabei eine Standübersetzung
von iO = -1 ,800, der zweite Planetenradsatz GP2 eine Standübersetzung
von iO = -1 ,609, der dritte Planetenradsatz GP3 eine Standübersetzung iO = -1 ,500 sowie der vierte Planetenradsatz GP4 eine Standübersetzung von iO = -1 ,500 auf.
Fig. 3 zeigt ein Getriebe gemäß einer zweiten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung.
In Fig. 3 ist ein Getriebe 1 gemäß Fig. 1 gezeigt. In Fig. 3 sind zwei alternative Positionen A, B für die erste Kupplung K1 zu sehen, bei denen die erste Kupplung K1 wirkungsgleich zu der Position gemäß Fig. 1 angeordnet werden kann.
Die erste alternative Position A für die erste Kupplung K1 befindet sich zwischen dem Hohlrad 133 des dritten Planetenradsatzes GP3 und dem Abschnitt der Abtriebswelle AW, welcher mit der vierten Kupplung K4 verbunden ist. Die zweite alternative Position B für die erste Kupplung K1 befindet sich zwischen dem Sonnenrad 103 des dritten Planetenradsatzes GP3 und dem Abschnitt der fünften Welle W5, welcher den Steg 122 des zweiten Planetenradsatzes GP2 mit dem Hohlrad 134 des vierten Planetenradsatzes GP4 verbindet.
Fig. 4 zeigt ein Getriebe gemäß einer dritten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung.
In Fig. 4 ist ein Getriebe 1 gemäß Fig. 1 gezeigt. In Fig. 4 ist alternative Positionen C für die zweite Kupplung K2 zu sehen, bei denen die zweite Kupplung K2 wirkungsgleich zu der Position gemäß Fig. 1 angeordnet werden kann.
Die alternative Position C für die zweite Kupplung K2 befindet sich zwischen dem Hohlrad 132 des zweiten Planetenradsatzes GP2 und dem Abschnitt der vierten Welle W4, welcher das Sonnenrad 101 des ersten Planetenradsatzes GP1 mit der Bremse B2 verbindet.
Fig. 5 zeigt ein Getriebe gemäß einer vierten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung.
In Fig. 5 ist im Wesentlichen ein Getriebe 1 gemäß Fig. 1 gezeigt. Im Unterschied zum Getriebe 1 gemäß Fig. 1 ist beim Getriebe 1 gemäß Fig. 5 die erste Kupplung K1 , hier bezeichnet mit Bezugszeichen K1 ', nun an der ersten alternativen Position A gemäß Fig. 3 angeordnet. Die erste Welle W1 ist entfallen. Die Antriebswelle ANW wirkt nun direkt mit dem Steg 123 des dritten Planetenradsatzes GP3 zusammen.
Fig. 6 zeigt ein Getriebe gemäß einer fünften Ausführungsform der vorliegenden Erfindung.
In Fig. 6 ist im Wesentlichen ein Getriebe 1 gemäß Fig. 1 gezeigt. Im Unterschied zum Getriebe 1 gemäß Fig. 1 ist beim Getriebe 1 gemäß Fig. 6 die erste Kupplung K1 , hier bezeichnet mit Bezugszeichen K1 ", nun an der zweiten alternati- ven Position B gemäß Fig. 3 angeordnet. Die erste Welle W1 ist entfallen. Die Antriebswelle ANW wirkt direkt mit dem Steg 123 des dritten Planetenradsatzes GP3 zusammen.
Fig. 7 zeigt ein Getriebe gemäß einer sechsten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung.
In Fig. 7 ist im Wesentlichen ein Getriebe 1 gemäß Fig. 1 gezeigt. Im Unterschied zum Getriebe 1 gemäß Fig. 1 ist beim Getriebe 1 gemäß Fig. 7 die zweite Kupplung K2, hier bezeichnet mit Bezugszeichen K2\ nun an der alternativen Position C gemäß Fig. 4 angeordnet. Die zweite Welle W2 ist entfallen. Die Antriebswelle ANW wirkt direkt mit dem Sonnenrad 102 des zweiten Planetenradsatzes GP2 zusammen.
Fig. 8 zeigt ein Getriebe gemäß einer siebten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung.
In Fig. 8 ist im Wesentlichen ein Getriebe 1 gemäß Fig. 7 gezeigt. Im Unterschied zum Getriebe 1 gemäß Fig. 7 ist beim Getriebe 1 gemäß Fig. 8 die erste Kupplung K1 , hier bezeichnet mit Bezugszeichen K1 ', nun an der ersten alternativen Position A gemäß Fig. 3 angeordnet. Die erste Welle W1 und die zweite Welle W2 sind entfallen. Die Antriebswelle ANW wirkt nun direkt mit dem Sonnenrad 102 des zweiten Planetenradsatzes GP2 und dem Steg 123 des dritten Planetenradsatzes GP3 zusammen.
Fig. 9 zeigt ein Getriebe gemäß einer achten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung.
In Fig. 9 ist im Wesentlichen ein Getriebe 1 gemäß Fig. 7 gezeigt. Im Unterschied zum Getriebe 1 gemäß Fig. 7 ist nun die erste Kupplung K1 , hier bezeichnet mit Bezugszeichen K1 ", nun an der zweiten alternativen Position B gemäß Fig. 3 angeordnet. Die erste Welle W1 und die zweite Welle W2 sind entfallen. Die Antriebs- welle ANW wirkt nun direkt mit dem Sonnenrad 102 des zweiten Planetenradsatzes GP2 und dem Steg 123 des dritten Planetenradsatzes GP3 zusammen.
Insgesamt umfasst das Getriebe 1 gemäß der Fig. 1 bis 9 vier Planetenradsätze GP1 , GP2, GP3, GP4, sechs Schaltelemente B1 , B2, K1 , K2, K3, K4, wobei die Schaltelemente in Form von zumindest vier Kupplungen und zumindest zwei Bremsen ausgebildet sind. Des Weiteren ist maximal eine feste Gehäusekopplung vorhanden. Schließlich sind zwei gleichzeitig zu schaltende Schaltelemente angeordnet.
Als Anfahrelement für das Getriebe 1 können ein hydrodynamischer Drehmomentwandler, eine hydrodynamische Kupplung, eine zusätzliche Anfahrkupplung, eine integrierte Anfahrkupplung oder -bremse und/oder eine zusätzliche elektrische Maschine angeordnet werden. Auf jeder der sechs Wellen W1 bis W6 kann eine elektrische Maschine oder sonstige K raf t-/Lei stu n gsq u el I e angeordnet werden. Darüber hinaus kann auf jeder der Wellen W1 bis W6 oder jedem Verbindungselement ein Freilauf zum Gehäuse G oder zu einer anderen Welle W1 , W2, W3, W4, W5, W6 angeordnet werden. Das Getriebe 1 kann bevorzugt in Standardantriebbauweise oder auch in Front-/Querbauweise in ein Kraftfahrzeug eingebaut werden. Als Schaltelemente sind reib- und/oder formschlüssige Schaltelemente möglich. Insbesondere die Kupplung K4 kann als formschlüssiges, insbesondere als Klauenschaltelement ausgeführt werden, was zu deutlichen Verbrauchsvorteilen eines mit dem Getriebe versehenen Kraftfahrzeugs mit Verbrennungsmotor führt.
Das Getriebe bietet insgesamt zumindest neun Vorwärtsgänge und zumindest einen Rückwärtsgang.
Zusammenfassend bietet die vorliegende Erfindung den Vorteil, dass ein geringer Bauaufwand für das Getriebe erforderlich ist, was in niedrigeren Herstellungskosten und niedrigerem Gewicht des Getriebes resultiert. Weiter bietet das Getriebe eine gute Übersetzungsreihe, niedrige Absolut- und Relativdrehzahlen sowie niedrige Planetensatz- und Schaltelementmomente. Darüber hinaus bietet die vorliegende Er- findung gute Verzahnungswirkungsgrade sowie eine sehr gute Erreichbarkeit sämtlicher Schaltelemente, insbesondere zu deren Wartung.
Obwohl die vorliegende Erfindung vorstehend anhand bevorzugter Ausführungsbeispiele beschrieben wurde, ist sie nicht darauf beschränkt, sondern auf vielfältige Weise modifizierbar.
So kann beispielsweise die geometrische Lage/Reihenfolge der einzelnen Planetenradsätze GP1 , GP2, GP3, GP4 und der einzelnen Schaltelemente K1 , K2, K3, K4, B1 , B2, K1 ', K1 ", K2' unter Berücksichtigung der Bindbarkeit der jeweiligen Getriebeelemente untereinander frei gewählt werden. Einzelne Getriebeelemente können so beliebig in ihrer Lage innerhalb des Getriebes 1 verschoben werden.
Weiterhin ist es möglich, unter Berücksichtigung der Bindbarkeit, einzelne oder mehrere als Minus-Planetenradsatz ausgebildete Planetenradsätze in Plus- Planetenradsätze umzuwandeln bei gleichzeitiger Vertauschung von Steg- und Hohl- radanbindung und einer Erhöhung der Standübersetzung um 1 .
Bezuqszeichen
1 Getriebe
GP1 , GP2, GP3, GP4 Planetenradsatz
101, 102, 103, 104 Sonnenrad
111, 112, 113, 114 Planetenrad
121, 122, 123, 124 Steg
131, 132, 133, 134 Hohlrad
ANW Antriebswelle
AW Abtriebswelle
B1, B2 Bremse
K1 , K2, K3, K4, K1 ', K1 ", K2' Kupplung
G Gehäuse
V1, V2, V3, V4, V5, V6. V7,
V8, V9, VM', VM", VM'", Vorwärtsgang
R Rückwärtsgang
W1, W2, W3, W4, W5, W6 Welle
W4" Abschnitt Welle i Übersetzung/Ratio φ Gangsprung/Step
A, B, C Position Kupplung

Claims

Patentansprüche
1 . Getriebe (1 ), insbesondere Mehrstufengetriebe, für ein Kraftfahrzeug, umfassend ein Gehäuse (G), eine Antriebswelle (ANW), eine Abtriebswelle (AW), zumindest vier Planetenradsätze (GP1 , GP2, GP3, GP4), wobei die Planentenradsätze (GP1 , GP2, GP3, GP4) jeweils ein Sonnenrad (101 , 102, 103, 104), zumindest einen Planeten (1 1 1 ,1 12,1 13,1 14), einen Planetenträger (121 , 122, 123, 124) und ein Hohlrad (131 , 132, 133, 134) umfassen, sowie mehrere Schaltelemente (K1 , K2, K3, K4, B1 , B2) in Form von zumindest vier Kupplungen (K1 , K2, K3, K4) und zumindest zwei Bremsen (B1 , B2), dadurch gekennzeichnet, dass das Sonnenrad (104) des vierten Planetenradsatzes (GP4) mit dem Gehäuse (G) verbunden ist, der Planetenträger des vierten Planetenradsatzes (124) über die vierte Kupplung (K4) mit der Abtriebswelle (AW) verbindbar ist, die zweite Bremse (B2) mit dem Sonnenrad (101 ) des ersten Planetenradsatzes (GP2), die erste Bremse (B1 ) mit dem Hohlrad (131 ) des ersten Planetenradsatzes (GP1 ), das Hohlrad (134) des vierten Planetenradsatzes (GP4) mit dem Planetenträger (122) des zweiten Planetenradsatzes (GP2) und dem Planetenträger (121 ) des ersten Planetenradsatzes (GP1 ) verbunden ist und die erste Bremse (B1 ) über die dritte Kupplung (K3) mit der Antriebswelle (ANW) verbindbar ist.
2. Getriebe gemäß Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Planetenradsätze (GP1 , GP2, GP3, GP4), insbesondere geometrisch, hintereinander im Getriebe (1 ) angeordnet sind.
3. Getriebe gemäß einem der Ansprüche 1 -2, dadurch gekennzeichnet, dass die Antriebswelle (ANW) über die erste Kupplung (K1 ) mit dem Planetenträger (123) des dritten Planetenradsatzes (GP3) verbindbar ist und das Sonnenrad (103) des dritten Planetenradsatzes (GP3) mit dem Planetenträger (122) des zweiten Planetenradsatzes (GP2), dem Planetenträger (121 ) des ersten Planetenradsatzes (GP1 ) und dem Hohlrad (134) des vierten Planetenradsatzes (GP4) verbunden ist und das Hohlrad (133) des dritten Planetenradsatzes (GP3) mit der Abtriebswelle (AW) verbunden ist.
4. Getriebe gemäß einem der Ansprüche 1 -3, dadurch gekennzeichnet, dass die Antriebsweile (ANW) mit dem Planetenträger (123) des dritten Planetenradsatzes (GP3) verbunden ist und das Sonnenrad (103) des dritten Planetenradsatzes (GP3) mit dem Planetenträger (122) des zweiten Planetenradsatzes (GP2), dem Planetenträger (121 ) des ersten Planetenradsatzes (GP1 ) und dem Hohlrad (134) des vierten Planetenradsatzes (GP4) verbunden ist und das Hohlrad (133) des dritten Planetenradsatzes (GP3) über die erste Kupplung (K1 ') mit der Abtriebswelle (AW) verbindbar ist.
5. Getriebe gemäß einem der Ansprüche 1 -4, dadurch gekennzeichnet, dass die Antriebswelle (ANW) mit dem Planetenträger (123) des dritten Planetenradsatzes (GP3) verbunden ist und das Sonnenrad (103) des dritten Planetenradsatzes (GP3) über die erste Kupplung (K1 ") mit dem Planetenträger (122) des zweiten Planetenradsatzes (GP2), dem Planetenträger (121 ) des ersten Planetenradsatzes (GP1 ) und dem Hohlrad (134) des vierten Planetenradsatzes (GP4) verbindbar ist und das Hohlrad (133) des dritten Planetenradsatzes (GP3) mit der Abtriebswelle (AW) verbunden ist.
6. Getriebe gemäß einem der Ansprüche 1 -5, dadurch gekennzeichnet, dass die Antriebswelle (ANW) über die zweite Kupplung (K2) mit dem Sonnenrad (102) des zweiten Planetenradsatzes (GP2) verbindbar ist und das Hohlrad (132) des zweiten Planetenradsatzes (GP2) mit der zweiten Bremse (B2) verbunden ist.
7. Getriebe gemäß einem der Ansprüche 1 -6, dadurch gekennzeichnet, dass die Antriebswelle (ANW) mit dem Sonnenrad (102) des zweiten Planetenradsatzes (GP2) verbunden ist und das Hohlrad (132) des zweiten Planetenradsatzes (GP2) über die zweite Kupplung (Κ2') mit der zweiten Bremse (B2) und dem Sonnenrad (101 ) des ersten Planetenradsatzes (GP1 ) verbindbar ist.
8. Verfahren zum Betreiben eines Getriebes (1 ), insbesondere gemäß einem der Ansprüche 1 -7, mit zwei Bremsen (B1 , B2) und vier Kupplungen (K1 , K2, K3, K4), dadurch gekennzeichnet, dass ein erster Gang (V1 ) mittels offener erster Bremse (B1 ), geschlossener zweiter Bremse (B2), offener erster Kupplung (K1 ), geschlossener zweiter Kupplung (K2), offener dritter Kupplung (K3) und geschlossener vierter Kupplung (K4) gebildet wird, und dass
ein zweiter Gang (V2) mittels offener erster Bremse (B1 ), geschlossener zweiter Bremse (B2), offener erster Kupplung (K1 ), offener zweiter Kupplung (K2), geschlossener dritter Kupplung (K3) und geschlossener vierter Kupplung (K4) gebildet wird, und dass
ein dritter Gang (V3) mittels offener erster Bremse (B1 ), offener zweiter Bremse (B2), offener erster Kupplung (K1 ), geschlossener zweiter Kupplung (K2), geschlossener dritter Kupplung (K3) und geschlossener vierter Kupplung (K4) gebildet wird, und dass
ein vierter Gang (V4, VM1, VM11, VMi!l) mittels offener erster Bremse (B1 ), offener zweiter Bremse (B2), geschlossener erster Kupplung (K1 ), geschlossener zweiter Kupplung (K2), offener dritter Kupplung (K3) und geschlossener vierter Kupplung (K4) gebildet wird oder
mittels offener erster Bremse (B1 ), geschlossener zweiter Bremse (B2), geschlossener erster Kupplung (K1 ), offener zweiter Kupplung (K2), offener dritter Kupplung (K3) und geschlossener vierter Kupplung (K4) oder
mittels geschlossener erster Bremse (B1 ), offener zweiter Bremse (B2), geschlossener erster Kupplung (K1 ), offener zweiter Kupplung (K2), offener dritter Kupplung (K3) und geschlossener vierter Kupplung (K4) oder
mittels offener erster Bremse (B1 ), offener zweiter Bremse (B2), geschlossener erster Kupplung (K1 ), offener zweiter Kupplung (K2), geschlossener dritter Kupplung (K3) und geschlossener vierter Kupplung (K4) gebildet wird, und dass
ein fünfter Gang (V5) mittels offener erster Bremse (B1 ), offener zweiter Bremse (B2), geschlossener erster Kupplung (K1 ), geschlossener zweiter Kupplung (K2), geschlossener dritter Kupplung (K3) und offener vierter Kupplung (K4) gebildet wird, und dass
ein sechster Gang (V6) mittels offener erster Bremse (B1 ), geschlossener zweiter Bremse (B2), geschlossener erster Kupplung (K1 ), offener zweiter Kupplung (K2), geschlossener dritter Kupplung (K3) und offener vierter Kupplung (K4) gebildet wird, und dass ein siebter Gang (V7) mittels offener erster Bremse (B1 ), geschlossener zweiter Bremse (B2), geschlossener erster Kupplung (K1 ), geschlossener zweiter Kupplung (K2), offener dritter Kupplung (K3) und offener vierter Kupplung (K4) gebildet wird, und dass
ein achter Gang (V8) mittels geschlossener erster Bremse (B1 ), geschlossener zweiter Bremse (B2), geschlossener erster Kupplung (K1 ), offener zweiter Kupplung (K2), offener dritter Kupplung (K3) und offener vierter Kupplung (K4) gebildet wird, und dass
ein neunter Gang (V9) mittels geschlossener erster Bremse (B1 ), offener zweiter Bremse (B2), geschlossener erster Kupplung (K1 ), geschlossener zweiter Kupplung (K2), offener dritter Kupplung (K3) und offener vierter Kupplung (K4) gebildet wird und dass
ein Rückwärtsgang (R) mittels geschlossener erster Bremse (B1 ), offener zweiter Bremse (B2), offener erster Kupplung (K1 ), geschlossener zweiter Kupplung (K2), offener dritter Kupplung (K3) und geschlossener vierter Kupplung (K4) gebildet wird.
9. Kraftfahrzeug, insbesondere ein Personen- oder ein Lastkraftwagen, mit einem Getriebe (1 ) gemäß einem der Ansprüche 1 -7.
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