EP2979006A1 - Getriebe für ein kraftfahrzeug - Google Patents

Getriebe für ein kraftfahrzeug

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Publication number
EP2979006A1
EP2979006A1 EP14708513.8A EP14708513A EP2979006A1 EP 2979006 A1 EP2979006 A1 EP 2979006A1 EP 14708513 A EP14708513 A EP 14708513A EP 2979006 A1 EP2979006 A1 EP 2979006A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
clutch
brake
closed
planetary gear
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Withdrawn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
EP14708513.8A
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 EP2979006A1 publication Critical patent/EP2979006A1/de
Withdrawn legal-status Critical Current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
    • 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
    • F16H—GEARING
    • F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
    • 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
    • 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
    • F16H2200/0069—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of forward speeds the gear ratios comprising ten 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
    • 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
    • F16H2200/203—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
    • F16H—GEARING
    • 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 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.
  • 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.
  • 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 state, a relative movement between two components permits or represents a connection for transmitting 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 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.
  • 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.
  • the switching elements are selectively, ie individually and as needed operable, whereby different gears can be realized by different ratios between the drive shaft and the output shaft.
  • 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 can be designed such that for a change of a Switching state of the switching elements energy, but not for maintaining the switching state itself is needed.
  • 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 at different geometric Position the same connection or binding of interfaces is ensured without intersecting individual fasteners or waves.
  • 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 drive shaft via the first clutch to the sun gear of the second planetary gear set is connectable or the planet carrier of the first planetary gear set via the first clutch to the ring gear of the second planetary gear set or the planet carrier of the second planetary gear set is via the first clutch to the ring gear of the third planetary gear set connectable or the sun gear of the third planetary gear set is connectable via the first clutch to the planet carrier of the fourth planetary gear set and to the ring gear of the first planetary gear set or the planet carrier of the third planetary gear set is connectable via the first clutch to the output shaft.
  • six switching elements are arranged, wherein either three clutches and three brakes or four clutches and two brakes are arranged. This allows sufficient flexibility of the transmission in terms the coupling of various elements of the transmission to represent different gear ratios.
  • the sun gear of the fourth planetary gear set is connectable to the housing via the third brake and the planet carrier of the fourth planetary gear set is connected to the ring gear of the first planetary gear set and the ring gear of the fourth planetary gear set is connected to the output shaft.
  • This allows on the one hand a central fixing of the fourth planetary gear set via the third brake with the housing as needed and a connection of the output shaft via the fourth planetary with the first planetary gear, which further increases the flexibility of the transmission with respect to the representation of different gear ratios.
  • the sun gear of the fourth planetary gear set is connected to the housing and the ring gear of the first planetary gear set is connectable via the fourth clutch to the planet carrier of the fourth planetary gear set and the ring gear of the fourth planetary gear set is connected to the output shaft.
  • This allows for a central fixing of the fourth planetary gear set via the sun gear to the housing.
  • the first planetary gear set can be coupled in an extremely flexible manner with the fourth planetary gear set or further with the output shaft.
  • 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
  • 4 shows a transmission according to a third embodiment of the present invention
  • 5 shows a transmission according to a fourth embodiment of the present invention
  • FIG. 10 shows a transmission according to a ninth embodiment of the present invention.
  • Fig. 1 1 shows a transmission according to a tenth embodiment of the present invention
  • FIG. 12 shows a transmission according to an eleventh embodiment of the present invention
  • FIG. 15 shows a transmission according to a fourteenth embodiment of the present invention
  • FIG. Fig. 1 6 shows a transmission according to a fifteenth embodiment of the present invention
  • Fig. 17 shows a transmission according to a sixteenth embodiment of the present invention as well
  • Fig. 18 shows a transmission according to a seventeenth 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 multistage transmission 1 has six shift elements in the form of three clutches K1, K2, K3 and three brakes B1, B2, B3.
  • the drive side can be coupled or connected to the output side of the transmission 1 for transmitting power and torques.
  • 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 clutch, when actuated, transmits power and torque from the drive shaft ANW to the first shaft W1.
  • the second clutch K2 When the second clutch K2 is closed, power is transmitted from the drive shaft ANW to the second shaft W2, and when the third clutch K3 is closed, power and torque are transmitted from the drive shaft ANW to the third shaft W3.
  • the transmission 1 further four planetary gear sets GP1, GP2, GP3 and GP4 and six waves W1, W2, W3, W4, W5 and W6 are arranged.
  • 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 aforementioned 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 cooperates to transmit power and torques.
  • 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 sun gear 102 of the second planetary gear set GP2 for transmitting power and torques.
  • the second shaft W2 connects the second clutch K2 to the ring gear 132 of the second planetary gearset GP2 and to the bridge 121 of the first planetary gearset GP1. This can be coupled to the housing G by means of the second brake B2 and the second shaft W2.
  • the third shaft W3 connects the third clutch K3 with the sun gear 101 of the first planetary gear set GP1.
  • the fourth shaft W4 connects the web 122 of the second planetary gear set GP2 with the ring gear 133 of the third planetary gear set GP3.
  • the fifth shaft W5 connects the ring gear 131 of the first planetary gear set GP1 with the sun gear 103 of the third planetary gear set GP3 and with the web 124 of the fourth planetary gear set GP4.
  • the sixth shaft W6 allows the sun gear 104 of the fourth planetary gear set GP4 to be connected to the housing G by means of a third brake B3.
  • the third shaft W3 can be coupled to the housing G via the first brake B1.
  • the output shaft AW is connected to the web 123 of the third planetary gear set GP3 and to the ring gear 134 of the fourth planetary gear set 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.
  • downwards are first the nine forward gear stages, designated by the reference symbols V1 to V9, and a reverse gear stage, designated by R.
  • an additional illustration of a forward gear stage is shown, designated by the reference character VZ.
  • Horizontal the respective switching elements are shown, wherein first the three brakes B1, B2, B3 and then the three clutches K1, K2 and K3 are shown.
  • the respective gear ratio / ratio i and the corresponding gear jump / step ⁇ between two successive gears / ratios is shown.
  • the respective gear jump is shown in the switching matrix between each two adjacent gears / gears.
  • the additional representation of the further forward gear VZ only the translation is specified.
  • the entries released in the switching matrix that is to say, for example, in the forward gear stage V1 in the first brake B1, in the third brake B3 and in the second clutch K2, indicate that the corresponding switching element or the brake or the clutch is open, i. that the switching element in this case transmits no forces or no torque from the connected to the switching element or connected to this respective shafts 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 K1 and K3. Unless otherwise described, the switching elements B1, B2, K1, K2, K3, K4 are open.
  • the gear ratio i is 5.831.
  • the gear ratio i is 3.834.
  • the gear ratio i is 1, 474.
  • the gear ratio i is 1, 131.
  • the gear ratio i is 0.601.
  • the gear ratio i is -2.945.
  • the brake B1 and the clutches K1, K2 are closed.
  • the gear ratio i is 0.918.
  • the gear gap ⁇ between the first forward gear V1 and the second forward gear V2 is 1, 521, between the second forward gear V2 and the third forward gear V3 1, 356th
  • the gear gap ⁇ between the third forward speed V3 and the fourth forward speed V4 is 1, 468, between the fourth forward speed V4 and the fifth forward speed V5 1, 306.
  • the gear gap ⁇ between the fifth forward speed V5 and the sixth forward speed V6 is 1, 304, between the sixth forward speed V6 and the seventh forward speed V7 1, 131.
  • the gear jump ⁇ between the seventh forward speed V7 and the eighth forward speed V8 is 1, 325, between the eighth forward speed V8 and the ninth forward speed V9 1, 256.
  • the total jump is 9.703.
  • 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.
  • four positions A, B, C and D 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 of the second planetary gear GP2, the clutch K2 and the web 121 of the first planetary gearset GP1 on the second shaft W2.
  • the second alternative position B for the first clutch K1 is located between the web 122 of the second planetary gear set GP2 and the ring gear 133 of the third planetary gear set GP3 on the fourth shaft W4.
  • the third alternative position C 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 land 124 of the fourth planetary gear set GP4 and the ring gear 131 of the first planetary gear set GP1.
  • the fourth alternative position D for the first clutch K1 is located between the web 123 of the third planetary GP3 and the portion of the output shaft AW, which connects the ring gear 134 of the fourth planetary GP4 with the output shaft AW.
  • FIG. 4 shows two alternative positions E, F for the third brake B3, in which the third brake B3 can be arranged to have the same effect as the position according to FIG.
  • the first alternative position E for the third brake B3 is located between the bridge 124 of the fourth planetary gear set GP4 and the section of the fifth wave W5, which connects the sun gear 103 of the third planetary gear set GP3 and the ring gear 131 of the first planetary gear set GP1.
  • the second alternative position F for the third brake B3 is located between the ring gear 134 of the fourth planetary gear set GP4 and the portion of the output shaft AW, which connects the web 123 of the third planetary GP3 with the output shaft AW.
  • the sun gear 102 of the second planetary GP2 is directly connected to the drive shaft ANW.
  • the third brake B3 acts, when it is located at the alternative positions E and F, in the sense of a (fourth) clutch, since the third brake B3 no longer interacts directly with the housing G.
  • the name as a third brake is still maintained in the other figures.
  • 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 now denoted by reference symbol K1 ', is arranged at the first alternative position A according to FIG.
  • the first clutch K1 ' is on the second shaft W2 on the one hand between the portion of the second shaft W2, which the
  • Bridge 121 of the first planetary gear set GP1 connects to the second brake B2 and the ring gear 132 of the second planetary GP2 arranged and on the other hand via the second clutch K2 and the second shaft W2 with the drive shaft AW can be coupled.
  • the sun gear 102 of the second planetary GP2 is directly connected to the drive shaft ANW.
  • 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 now denoted by reference symbol K1 ", on the second alternative
  • Position B arranged in FIG. 3.
  • the first clutch K1 "is now on the fourth Shaft W4 between the web 122 of the second planetary GP2 and the ring gear 133 of the third planetary GP3 arranged, ie involved in the force and torque flux between the web 122 of the second planetary GP2 and the ring gear 133 of the third planetary GP3.
  • the first wave W1 is omitted.
  • Fig. 7 shows a transmission according to a sixth embodiment of the present invention.
  • a transmission 1 according to FIG. 1 is shown substantially. 1, in the case of the transmission 1 according to FIG. 7, the first clutch K1, here denoted by reference symbol K1 "', is arranged at the third alternative position C according to FIG the sun gear 103 of the third planetary gear set GP3 with the portion of the fifth shaft W5, which connects the web 124 of the fourth planetary gear set GP4 with the ring gear 131 of the first planetary gear set GP1.
  • the first wave W1 is omitted.
  • Fig. 8 shows a transmission according to a seventh 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 ""
  • the first clutch K1 "" is thus between the web 123 of the third planetary GP3 and the portion of the output shaft AW, which connects the ring gear 134 of the fourth planetary gear set GP4 with the output shaft AW arranged.
  • the first wave W1 is omitted.
  • Fig. 9 shows a transmission according to an eighth embodiment of the present invention.
  • FIG. 9 essentially shows a transmission 1 according to FIG. 1.
  • the transmission 1 according to FIG. 9 is the third one Brake B3, designated here by reference symbol B3 ', is now arranged at the first alternative position E according to FIG. 4.
  • the third brake B3 ' is thus disposed between the land 124 of the fourth planetary gear set GP4 and the portion of the fifth shaft W5 connecting the sun gear 103 of the third planetary gear set GP3 and the ring gear 131 of the first planetary gear set GP1.
  • the sun gear 104 of the fourth planetary gear set GP4 is now firmly connected to the housing G.
  • FIG. 10 shows a transmission according to a ninth embodiment of the present invention.
  • FIG. 10 essentially shows a transmission 1 according to FIG. 1.
  • the first clutch K1 designated here by reference symbol K1 '
  • the third brake B3 is arranged at the first alternative position E according to FIG. 4 or according to FIG. 9, designated here by reference symbol B3 '.
  • the first wave W1 is omitted.
  • Fig. 11 shows a transmission according to a tenth embodiment of the present invention.
  • a transmission 1 according to FIG. 1 is shown substantially.
  • the first clutch K1 designated here by reference symbol K1 "
  • the third brake B3 designated here by reference symbol B3 '
  • the first wave W1 is omitted.
  • Fig. 12 shows a transmission according to an eleventh embodiment of the present invention.
  • FIG. 12 essentially shows a transmission 1 according to FIG. 1.
  • the transmission 1 according to FIG. 12 is the first
  • Clutch K1 here denoted by reference K1 "', at the third alternative Position C according to FIG. 3 or according to FIG. 7 and the third brake B3, designated here by reference symbol B3 ", is arranged at the first alternative position E according to FIG. 4 or according to FIG. 9.
  • the first shaft W1 is omitted .
  • Fig. 13 shows a transmission according to a twelfth embodiment of the present invention.
  • FIG. 13 essentially shows a transmission 1 according to FIG. 1.
  • the first clutch K1 designated here by reference symbol K1 ""
  • the fourth alternative position D according to FIG. 3 or according to FIG. 8 and the third brake B3, designated here by reference symbol B3 ⁇ is arranged at the first alternative position E according to FIG. 4 or according to FIG. 9.
  • the first wave W1 is omitted.
  • Fig. 14 shows a transmission according to a thirteenth embodiment of the present invention.
  • a transmission 1 according to FIG. 1 is shown substantially.
  • the third brake B3 here designated by reference symbol B3 ", is arranged at the second alternative position F according to Fig. 4.
  • the third brake B3 is thus between the ring gear 104 of the fourth planetary gear set GP4 and the portion of the output shaft AW, which is connected to the web 123 of the third planetary gear set GP3 arranged.
  • Fig. 15 shows a transmission according to a fourteenth embodiment of the present invention.
  • a transmission 1 according to FIG. 1 is shown substantially.
  • the first clutch K1 designated here by reference symbol K1 '
  • the third brake B3 designated here by reference symbol B3 "
  • Fig. 4 and FIG. 14 arranged.
  • the first wave W1 is omitted.
  • Fig. 1 shows a transmission according to a fifteenth embodiment of the present invention.
  • a transmission 1 according to FIG. 1 is shown substantially.
  • the first clutch K1 designated here by reference symbol K1 "
  • the third one Brake B3 designated here by reference symbol B3 "
  • the first wave W1 is omitted.
  • Fig. 17 shows a transmission according to a sixteenth 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 "'
  • K1 the first clutch K1
  • the third alternative position C according to FIG. 3 or according to FIG. 7
  • the third one Brake B3 designated here by reference symbol B3 "
  • the first wave W1 is omitted.
  • Fig. 18 shows a transmission according to a seventeenth embodiment of the present invention.
  • FIG. 18 essentially shows a transmission 1 according to FIG. 1.
  • the first clutch K1 designated here by reference symbol K1 "
  • the fourth alternative position D is arranged at the fourth alternative position D according to FIG. 3 or according to FIG. 8
  • the third one Brake B3, designated here by reference symbol B3 " is arranged at the second alternative position F according to FIG. 4 or according to FIG. 14.
  • the transmission 1 comprises four planetary gear sets GP1, GP2, GP3, GP4, six switching elements B1, B2, B3, K1, K2, K3, wherein the
  • Switching elements in the form of at least three clutches and at least two brake sen are formed. 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 eight shafts W1 to W6, an electric machine or other power / power source 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 second brake B2 and the first clutch K1 can be designed as a form-fitting, in particular as claw switching elements, 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 provides good gearing efficiencies and a very good accessibility of all switching elements, in particular for their maintenance.

Landscapes

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

Abstract

Die Erfindung betrifft ein Getriebe, insbesondere Mehrstufengetriebe, 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 sechs Schaltelemente in Form von zumindest drei Kupplungen und zumindest zwei Bremsen, wobei die Antriebswelle über die zweite Kupplung mit dem Planetenträger des ersten Planetenradsatzes und der Planetenträger des ersten Planetenradsatzes mit der zweiten Bremse und die Antriebswelle über die dritte Kupplung mit der ersten Bremse und die Antriebswelle über die dritte Kupplung mit dem Sonnenrad des ersten Planetenradsatzes verbindbar ist.

Description

Getriebe für ein Kraftfahrzeug
Die Erfindung betrifft ein Getriebe, insbesondere Mehrstufengetriebe, 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 sechs Schaltelemente in Form von zumindest drei 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 Verzah- nungswirkungsgrade 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 Mehrstufengetriebe, 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 sechs Schaltelemente in Form von zumindest drei Kupplungen und zumindest zwei Bremsen, dadurch, dass die Antriebswelle über die zweite Kupplung mit dem Planetenträger des ersten Planetenradsatzes und der Planetenträger des ersten Planetenradsatzes mit der zweiten Bremse und die Antriebswelle über die dritte Kupplung mit der ersten Bremse und die Antriebswelle über die dritte Kupplung mit dem Sonnenrad des ersten Planetenradsatzes 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 bis 7, mit drei Bremsen und drei Kupplungen, dadurch, dass ein erster Gang mittels offener erster Bremse, geschlossener zweiter Bremse, offener dritter Bremse, geschlossener erster Kupplung, offener zweiter Kupplung und geschlossener dritter Kupplung gebildet wird, und dass ein zweiter Gang mittels geschlossener erster Bremse, geschlossener zweiter Bremse, offener dritter Bremse, geschlossener erster Kupplung, offener zweiter Kupplung und offener dritter Kupplung gebildet wird, und dass ein dritter Gang mittels offener erster Bremse, geschlossener zweiter Bremse, geschlossener dritter Bremse, geschlossener erster Kupplung, offener zweiter Kupplung und offener dritter Kupplung gebildet wird, und dass ein vierter Gang mittels geschlossener erster Bremse, offener zweiter Bremse, geschlossener dritter Bremse, geschlossener erster Kupplung, offener zweiter Kupplung und offener dritter Kupplung gebildet wird und dass ein fünfter Gang mittels offener erster Bremse, offener zweiter Bremse, geschlossener dritter Bremse, geschlossener erster Kupplung, offener zweiter Kupplung und geschlossener dritter Kupplung gebildet wird, und dass ein sechster Gang mittels offener erster Bremse, offener zweiter Bremse, geschlossener dritter Bremse, geschlossener erster Kupplung, geschlossener zweiter Kupplung und offener dritter Kupplung gebildet wird, und dass ein siebter Gang mittels offener erster Bremse, offener zweiter Bremse, offener dritter Bremse, geschlossener erster Kupplung, geschlossener zweiter Kupplung und geschlossener dritter Kupplung gebildet wird, und dass ein achter Gang mittels offener erster Bremse, offener zweiter Bremse, geschlossener dritter Bremse, offener erster Kupplung, geschlossener zweiter Kupplung und geschlossener dritter Kupplung gebildet wird, und dass ein neunter Gang mittels geschlossener erster Bremse, offener zweiter Bremse, offener dritter Bremse, offener erster Kupplung, geschlossener zweiter Kupplung und offener dritter Kupplung gebildet wird und dass ein Rückwärtsgang mittels offener erster Bremse, geschlossener zweiter Bremse, geschlossener dritter Bremse, offener erster Kupplung, offener zweiter Kupplung und geschlossener dritter 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 Drehmo- menten 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 dreh feste 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 Betätigungszustand, 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 realisierbar 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 Sonnenrad des zweiten Planetenradsatzes verbindbar oder der Planetenträger des ersten Planetenradsatzes ist über die erste Kupplung mit dem Hohlrad des zweiten Planetenradsatzes verbindbar oder der Planetenträger des zweiten Planetenradsatzes ist über die erste Kupplung mit dem Hohlrad des dritten Planetenradsatzes verbindbar oder das Sonnenrad des dritten Planetenradsatzes ist über die erste Kupplung mit dem Planetenträger des vierten Planetenradsatzes und mit dem Hohlrad des ersten Planetenradsatzes verbindbar oder der Planetenträger des dritten Planetenradsatzes ist über die erste Kupplung mit der Abtriebswelle verbindbar. Auf diese Weise ist zum einen eine direkte Kraft- und Drehmomentübertragung von der Antriebswelle auf das zentrale Sonnenrad des zweiten Planetenradsatzes möglich und/oder die Flexibilität des Getriebes hinsichtlich der Darstellung verschiedener Gangstufen wird erhöht, da mittels der ersten Kupplung je nach Bedarf die Antriebswelle mit einem der Planetenradsätze, zwei Planetenradsätze oder ein Planetenradsatz und die Abtriebswelle miteinander verbindbar sind.
Vorteilhafterweise sind sechs Schaltelemente angeordnet, wobei entweder drei Kupplungen und drei Bremsen oder vier Kupplungen und zwei Bremsen angeordnet sind. Dies ermöglicht eine ausreichende Flexibilität des Getriebes hinsichtlich der Kopplung verschiedener Elemente des Getriebes zur Darstellung verschiedener Gangstufen.
Zweckmäßigerweise ist das Sonnenrad des vierten Planetenradsatzes über die dritte Bremse mit dem Gehäuse verbindbar und der Planetenträger des vierten Planetenradsatzes ist mit dem Hohlrad des ersten Planetenradsatzes verbunden und das Hohlrad des vierten Planetenradsatzes ist mit der Abtriebswelle verbunden. Dies ermöglicht zum einen eine zentrale Festlegung des vierten Planetenradsatzes über die dritte Bremse mit dem Gehäuse je nach Bedarf sowie eine Verbindung der Abtriebswelle über den vierten Planetenradsatz mit dem ersten Planetenradsatz, was die Flexibilität des Getriebes hinsichtlich der Darstellung verschiedener Gangstufen noch weiter erhöht.
Vorteilhafterweise ist das Sonnenrad des vierten Planetenradsatzes mit dem Gehäuse verbunden und das Hohlrad des ersten Planetenradsatzes ist über die vierte Kupplung mit dem Planetenträger des vierten Planetenradsatzes verbindbar und das Hohlrad des vierten Planetenradsatzes ist mit der Abtriebswelle verbunden. Dies ermöglicht zum einen eine zentrale Festlegung des vierten Planetenradsatzes über das Sonnenrad mit dem Gehäuse. Darüber hinaus kann in äußerst flexibler Weise der erste Planetenradsatz mit dem vierten Planetenradsatz bzw. weiter mit der Abtriebswelle gekoppelt werden.
Zweckmäßigerweise ist das Hohlrad des vierten Planetenradsatzes über die vierte Kupplung mit der Abtriebswelle verbindbar und der Planetenträger des vierten Planetenradsatzes ist mit dem Hohlrad des ersten Planetenradsatzes verbunden und das Sonnenrad des vierten Planetenradsatzes ist mit dem Gehäuse verbunden. Damit kann in flexibler Weise der vierte Planetenradsatz mit der Abtriebswelle je nach Bedarf gekoppelt werden. Darüber hinaus ist der vierte Planetenradsatz zentral über das Sonnenrad mit dem Gehäuse fest verbunden und der zu An- und Abtriebswelle jeweils nächst benachbarte Planetenradsatz (erster und vierte Planetenradsatz) sind direkt miteinander verbunden.
Zweckmäßigerweise wird ein zusätzlicher Gang mittels geschlossener erster
Bremse, offener zweiter Bremse, offener dritter Bremse, geschlossener erster Kupp- lung, geschlossener zweiter Kupplung und offener dritter Kupplung gebildet. Damit wird die Flexibilität des Getriebes hinsichtlich des Einsatzes in verschiedenen Fahrzeugen noch weiter erhöht. Gleichzeitig ist eine noch feinere Getriebeabstufung durch die zusätzliche Gangstufe möglich.
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;
Fig. 9 ein Getriebe gemäß einer achten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung;
Fig. 10 ein Getriebe gemäß einer neunten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung;
Fig. 1 1 ein Getriebe gemäß einer zehnten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung;
Fig. 12 ein Getriebe gemäß einer elften Ausführungsform der vorliegenden Erfindung;
Fig. 13 ein Getriebe gemäß einer zwölften Ausführungsform der vorliegenden Erfindung;
Fig. 14 ein Getriebe gemäß einer dreizehnten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung;
Fig. 15 ein Getriebe gemäß einer vierzehnten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung; Fig. 1 6 ein Getriebe gemäß einer fünfzehnten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung;
Fig. 17 ein Getriebe gemäß einer sechzehnten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung sowie
Fig. 18 ein Getriebe gemäß einer siebzehnten 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 dreier Kupplungen K1 , K2, K3 sowie dreier Bremsen B1 , B2, B3 auf. Mittels der drei Kupplungen K1 , K2, K3 kann die Antriebsseite mit der Abtriebsseite des Getriebes 1 zur Übertragung von Kraft und Drehmomenten 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 Kupplung 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 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 und 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 das Sonnenrad 102 des zweiten Planetenradsatzes GP2 zur Übertragung von Kraft und Drehmomenten. Die zweite Welle W2 verbindet die zweite Kupplung K2 mit dem Hohlrad 132 des zweiten Planetenradsatzes GP2 und mit dem Steg 121 des ersten Planetenradsatzes GP1 . Dieser kann mittels der zweiten Bremse B2 und der zweiten Welle W2 mit dem Gehäuse G gekoppelt werden. Die dritte Welle W3 verbindet die dritte Kupplung K3 mit dem Sonnenrad 101 des ersten Planetenradsatzes GP1 . Die vierte Welle W4 verbindet den Steg 122 des zweiten Planetenradsatzes GP2 mit dem Hohlrad 133 des dritten Planetenradsatzes GP3. Die fünfte Welle W5 verbindet das Hohlrad 131 des ersten Planetenradsatzes GP1 mit dem Sonnenrad 103 des dritten Planetenradsatzes GP3 und mit dem Steg 124 des vierten Planetenradsatzes GP4. Die sechste Welle W6 ermöglicht eine Verbindung des Sonnenrades 104 des vierten Planetenradsatzes GP4 mittels einer dritten Bremse B3 mit dem Gehäuse G. Die dritte Welle W3 ist über die erste Bremse B1 mit dem Gehäuse G koppelbar. Die Abtriebswelle AW ist mit dem Steg 123 des dritten Planetenradsatzes GP3 und mit dem Hohlrad 134 des vierten Planetenradsatzes GP4 verbunden.
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 sind hierzu nach unten sind zunächst die neun Vorwärtsgangstufen, bezeichnet mit den Bezugszeichen V1 bis V9 dargestellt, sowie eine Rückwärtsgangstufe, bezeichnet mit R. Des Weiteren ist eine zusätzliche Darstellung einer Vorwärtsgangstufe dargestellt, bezeichnet mit Bezugszeichen VZ. Waagerecht sind die jeweiligen Schaltelemente dargestellt, wobei zunächst die drei Bremsen B1 , B2, B3 und anschließend die drei Kupplungen K1 , K2 und K3 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 jeweils zwischen zwei benachbarten Gängen/Gangstufen dargestellt. Bei der zusätzlichen Darstellung des weiteren Vorwärtsganges VZ ist nur die Übersetzung angegeben.
Die in der Schaltmatrix freigelassenen Einträge, also beispielsweise bei der Vorwärtsgangstufe V1 bei der ersten Bremse B1 , bei der dritten Bremse B3 sowie der zweiten Kupplung K2 zeigen an, dass das entsprechende Schaltelement bzw. die Bremse 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 den Kupplungen K1 und K3. 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 K1 und K3 geschlossen. Das Übersetzungsverhältnis i beträgt 5,831 . Um den zweiten Vorwärtsgang V2 darzustellen, sind die Bremsen B1 , B2 sowie die Kupplung K1 geschlossen. Das Übersetzungsverhältnis i beträgt 3,834.
Um den dritten Vorwärtsgang V3 darzustellen, sind die Bremsen B2, B3 sowie die Kupplung K1 geschlossen. Das Übersetzungsverhältnis i beträgt 2,827. Um den vierten Vorwärtsgang V4 darzustellen, sind die Bremsen B1 , B3 sowie die Kupplung K1 geschlossen. Das Übersetzungsverhältnis i beträgt 1 ,926.
Um den fünften Vorwärtsgang V5 darzustellen, sind die dritte Bremse B3 sowie die Kupplungen K1 und K3 geschlossen. Das Übersetzungsverhältnis i beträgt 1 ,474. Um den sechsten Vorwärtsgang V6 darzustellen, sind die dritte Bremse B3 sowie die Kupplungen K1 und K2 geschlossen. Das Übersetzungsverhältnis i beträgt 1 ,131 .
Um den siebten Vorwärtsgang V7 darzustellen, sind sämtliche Bremsen B1 , B2, B3 geöffnet und sämtliche Kupplungen K1 , K2, K3 geschlossen. Das Übersetzungsverhältnis i beträgt 1 ,000. Um den achten Vorwärtsgang V8 darzustellen, sind die dritte Bremse B3 sowie die Kupplungen K2 und K3 geschlossen. Das Übersetzungsverhältnis i beträgt 0,755.
Um den neunten Vorwärtsgang V9 darzustellen, sind die erste Bremse B1 und die dritte Bremse B3 sowie die zweite Kupplung K2 geschlossen. Das Übersetzungsverhältnis i beträgt 0,601 . Um den Rückwärtsgang R darzustellen, sind die Bremsen B2, B3 sowie die Kupplung K3 geschlossen. Das Übersetzungsverhältnis i beträgt -2,945. Um den zusätzlichen Vorwärtsgang VZ darzustellen, sind die Bremse B1 sowie die Kupplungen K1 , K2 geschlossen. Das Übersetzungsverhältnis i beträgt 0,918.
Der Gangsprung φ zwischen dem ersten Vorwärtsgang V1 und dem zweiten Vorwärtsgang V2 beträgt 1 ,521 , zwischen dem zweiten Vorwärtsgang V2 und dem dritten Vorwärtsgang V3 1 ,356. Der Gangsprung φ zwischen dem dritten Vorwärtsgang V3 und dem vierten Vorwärtsgang V4 beträgt 1 ,468, zwischen dem vierten Vorwärtsgang V4 und dem fünften Vorwärtsgang V5 1 ,306. Der Gangsprung φ zwischen dem fünften Vorwärtsgang V5 und dem sechsten Vorwärtsgang V6 beträgt 1 ,304, zwischen dem sechsten Vorwärtsgang V6 und dem siebten Vorwärtsgang V7 1 ,131 . Der Gangsprung φ zwischen dem siebten Vorwärtsgang V7 und dem achten Vorwärtsgang V8 beträgt 1 ,325, zwischen dem achten Vorwärtsgang V8 und dem neunten Vorwärtsgang V9 1 ,256. Der gesamte Gangsprung beträgt 9,703. Der erste Planetenradsatz GP1 weist dabei eine Standübersetzung von i0 = -3,900, der zweite Planetenradsatz GP2 eine Standübersetzung
von i0 = -1 ,500, der dritte Planetenradsatz GP3 eine Standübersetzung i0 = -1 ,873 sowie der vierte Planetenradsatz GP4 eine Standübersetzung von i0 = -3,082 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 vier Positionen A, B, C und D 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 des zweiten Planetengetriebes GP2, der Kupplung K2 und dem Steg 121 des ersten Planetenradsatzes GP1 auf der zweiten Welle W2. Die zweite alternative Position B für die erste Kupplung K1 befindet sich zwischen dem Steg 122 des zweiten Planetenradsatzes GP2 und dem Hohlrad 133 des dritten Planetenradsatzes GP3 auf der vierten Welle W4.
Die dritte alternative Position C 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 124 des vierten Planetenradsatzes GP4 und das Hohlrad 131 des ersten Planetenradsatzes GP1 verbindet. Die vierte alternative Position D für die erste Kupplung K1 befindet sich zwischen dem Steg 123 des dritten Planetenradsatzes GP3 und dem Abschnitt der Abtriebswelle AW, welcher das Hohlrad 134 des vierten Planetenradsatzes GP4 mit der Abtriebswelle AW 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 sind zwei alternative Positionen E, F für die dritte Bremse B3 zu sehen, bei denen die dritte Bremse B3 wirkungsgleich zu der Position gemäß Fig. 1 angeordnet werden kann. Die erste alternative Position E für die dritte Bremse B3 befindet sich zwischen dem Steg 124 des vierten Planetenradsatzes GP4 und dem Abschnitt der fünften Welle W5, welcher das Sonnenrad 103 des dritten Planetenradsatzes GP3 und das Hohlrad 131 des ersten Planetenradsatzes GP1 verbindet. Die zweite alternative Position F für die dritte Bremse B3 befindet sich zwischen dem Hohlrad 134 des vierten Planetenradsatzes GP4 und dem Abschnitt des Abtriebswelle AW, welcher den Steg 123 des dritten Planetenradsatzes GP3 mit der Abtriebswelle AW verbindet. Das Sonnenrad 102 des zweiten Planetenradsatzes GP2 ist direkt mit der Antriebswelle ANW verbunden. Die dritte Bremse B3 wirkt, wenn sie an den alternativen Positionen E und F angeordnet ist, im Sinne einer (vierten) Kupplung, da die dritte Bremse B3 nicht mehr mit dem Gehäuse G direkt zusammenwirkt. Die Bezeichnung als dritte Bremse wird in den weiteren Figuren trotzdem beibehalten.
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 , nun mit Bezugszeichen K1 ' bezeichnet, an der ersten alternativen Position A gemäß Fig. 3 angeordnet. Die erste Kupplung K1 ' ist auf der zweiten Welle W2 einerseits zwischen dem Abschnitt der zweiten Welle W2, welcher den
Steg 121 des ersten Planetenradsatzes GP1 mit der zweiten Bremse B2 verbindet und dem Hohlrad 132 des zweiten Planetenradsatzes GP2 angeordnet und ist andererseits über die zweite Kupplung K2 und die zweite Welle W2 mit der Antriebswelle AW koppelbar. Das Sonnenrad 102 des zweiten Planetenradsatzes GP2 ist direkt mit der Antriebswelle ANW verbunden.
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 , nun mit Bezugszeichen K1 " bezeichnet, an der zweiten alternativen
Position B gemäß Fig. 3 angeordnet. Die erste Kupplung K1 " ist nun auf der vierten Welle W4 zwischen dem Steg 122 des zweiten Planetenradsatzes GP2 und dem Hohlrad 133 des dritten Planetenradsatzes GP3 angeordnet, d.h. in den Kraft- und Drehmomentfluss zwischen dem Steg 122 des zweiten Planetenradsatzes GP2 und dem Hohlrad 133 des dritten Planetenradsatzes GP3 eingebunden. Die erste Welle W1 ist entfallen.
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 erste Kupplung K1 , hier bezeichnet mit Bezugszeichen K1 "', an der dritten alternativen Position C gemäß Fig. 3 angeordnet. Die erste Kupplung K1 "' koppelt somit das Sonnenrad 103 des dritten Planetenradsatzes GP3 mit dem Abschnitt der fünften Welle W5, der den Steg 124 des vierten Planetenradsatzes GP4 mit dem Hohlrad 131 des ersten Planetenradsatzes GP1 verbindet. Die erste Welle W1 ist entfallen.
Fig. 8 zeigt ein Getriebe gemäß einer siebten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung.
In Fig. 8 ist im Wesentlichen ein Getriebe 1 gemäß Fig. 1 gezeigt. Im Unterschied zum Getriebe 1 gemäß Fig. 1 ist beim Getriebe 1 gemäß Fig. 8 die erste Kupplung K1 , hier bezeichnet mit Bezugszeichen K1 "", an der vierten alternativen Position D gemäß Fig. 3 angeordnet. Die erste Kupplung K1 "" ist somit zwischen dem Steg 123 des dritten Planetenradsatzes GP3 und dem Abschnitt der Abtriebswelle AW, welcher das Hohlrad 134 des vierten Planetenradsatzes GP4 mit der Abtriebswelle AW verbindet, angeordnet. Die erste Welle W1 ist entfallen.
Fig. 9 zeigt ein Getriebe gemäß einer achten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung.
In Fig. 9 ist im Wesentlichen ein Getriebe 1 gemäß Fig. 1 gezeigt. Im Unterschied zum Getriebe 1 gemäß Fig. 1 ist beim Getriebe 1 gemäß Fig. 9 die dritte Bremse B3, hier bezeichnet mit Bezugszeichen B3', nun an der ersten alternativen Position E gemäß Fig. 4 angeordnet. Die dritte Bremse B3' ist somit zwischen dem Steg 124 des vierten Planetenradsatzes GP4 und dem Abschnitt der fünften Welle W5, der das Sonnenrad 103 des dritten Planetenradsatzes GP3 und das Hohlrad 131 des ersten Planetenradsatzes GP1 verbindet, angeordnet. Das Sonnenrad 104 des vierten Planetenradsatzes GP4 ist nun fest mit dem Gehäuse G verbunden.
Fig. 10 zeigt ein Getriebe gemäß einer neunten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung.
In Fig. 10 ist im Wesentlichen ein Getriebe 1 gemäß Fig. 1 gezeigt. Im Unterschied zum Getriebe 1 gemäß Fig. 1 ist beim Getriebe 1 gemäß Fig. 10 die erste Kupplung K1 , hier bezeichnet mit Bezugszeichen K1 ' an der ersten alternativen Position A gemäß Fig. 3 bzw. gemäß Fig. 5 angeordnet und die dritte Bremse B3 ist an der ersten alternativen Position E gemäß Fig. 4 bzw. gemäß Fig. 9 angeordnet, hier bezeichnet mit Bezugszeichen B3'. Die erste Welle W1 ist entfallen.
Fig. 1 1 zeigt ein Getriebe gemäß einer zehnten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung.
In Fig. 1 1 ist im Wesentlichen ein Getriebe 1 gemäß Fig. 1 gezeigt. Im Unterschied zum Getriebe 1 gemäß Fig. 1 ist beim Getriebe 1 gemäß Fig. 1 1 die erste Kupplung K1 , hier bezeichnet mit Bezugszeichen K1 " an der zweiten alternativen Position B gemäß Fig. 3 bzw. gemäß Fig. 6 angeordnet und die dritte Bremse B3, hier bezeichnet mit Bezugszeichen B3' an der ersten alternativen Position E gemäß Fig. 4 bzw. gemäß Fig. 9 angeordnet. Die erste Welle W1 ist entfallen.
Fig. 12 zeigt ein Getriebe gemäß einer elften Ausführungsform der vorliegenden Erfindung.
In Fig. 12 ist im Wesentlichen ein Getriebe 1 gemäß Fig. 1 gezeigt. Im Unterschied zum Getriebe 1 gemäß Fig. 1 ist beim Getriebe 1 gemäß Fig. 12 die erste
Kupplung K1 , hier bezeichnet mit Bezugszeichen K1 "', an der dritten alternativen Position C gemäß Fig. 3 bzw. gemäß Fig. 7 und die dritte Bremse B3, hier bezeichnet mit Bezugszeichen B3"\ ist an der ersten alternativen Position E gemäß Fig. 4 bzw. gemäß Fig. 9 angeordnet. Die erste Welle W1 ist entfallen.
Fig. 13 zeigt ein Getriebe gemäß einer zwölften Ausführungsform der vorliegenden Erfindung.
In Fig. 13 ist im Wesentlichen ein Getriebe 1 gemäß Fig. 1 gezeigt. Im Unterschied zum Getriebe 1 gemäß Fig. 1 ist beim Getriebe 1 gemäß Fig. 13 die erste Kupplung K1 , hier bezeichnet mit Bezugszeichen K1 "", an der vierten alternativen Position D gemäß Fig. 3 bzw. gemäß Fig. 8 und die dritte Bremse B3, hier bezeichnet mit Bezugszeichen B3\ ist an der ersten alternativen Position E gemäß Fig. 4 bzw. gemäß Fig. 9 angeordnet. Die erste Welle W1 ist entfallen.
Fig. 14 zeigt ein Getriebe gemäß einer dreizehnten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung.
In Fig. 14 ist im Wesentlichen ein Getriebe 1 gemäß Fig. 1 gezeigt. Im Unterschied zum Getriebe 1 gemäß Fig. 1 ist beim Getriebe 1 gemäß Fig. 14 die dritte Bremse B3, hier bezeichnet mit Bezugszeichen B3", an der zweiten alternativen Position F gemäß Fig. 4 angeordnet. Die dritte Bremse B3 ist somit zwischen dem Hohlrad 104 des vierten Planetenradsatzes GP4 und dem Abschnitt der Abtriebswelle AW, welcher mit dem Steg 123 des dritten Planetenradsatzes GP3 verbunden ist, angeordnet.
Fig. 15 zeigt ein Getriebe gemäß einer vierzehnten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung.
In Fig. 15 ist im Wesentlichen ein Getriebe 1 gemäß Fig. 1 gezeigt. Im Unterschied zum Getriebe 1 gemäß Fig. 1 ist beim Getriebe 1 gemäß Fig. 15 die erste Kupplung K1 , hier bezeichnet mit Bezugszeichen K1 ', an der ersten alternativen Position A gemäß Fig. 3 bzw. gemäß Fig. 5 angeordnet und die dritte Bremse B3, hier bezeichnet mit Bezugszeichen B3", ist an der zweiten alternativen Position F gemäß
Fig. 4 bzw. gemäß Fig. 14 angeordnet. Die erste Welle W1 ist entfallen. Fig. 1 6 zeigt ein Getriebe gemäß einer fünfzehnten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung.
In Fig. 1 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. 1 6 die erste Kupplung K1 , hier bezeichnet mit Bezugszeichen K1 ", an der zweiten alternativen Position B gemäß Fig. 3 bzw. gemäß Fig. 6 angeordnet und die dritte Bremse B3, hier bezeichnet mit Bezugszeichen B3", ist an der zweiten alternativen Position F gemäß Fig. 4 bzw. gemäß Fig. 14 angeordnet. Die erste Welle W1 ist entfallen.
Fig. 17 zeigt ein Getriebe gemäß einer sechzehnten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung.
In Fig. 17 ist im Wesentlichen ein Getriebe 1 gemäß Fig. 1 gezeigt. Im Unterschied zum Getriebe 1 gemäß Fig. 1 ist beim Getriebe 1 gemäß Fig. 17 die erste Kupplung K1 , hier bezeichnet mit Bezugszeichen K1 "', an der dritten alternativen Position C gemäß Fig. 3 bzw. gemäß Fig. 7 angeordnet und die dritte Bremse B3, hier bezeichnet mit Bezugszeichen B3", ist an der zweiten alternativen Position F gemäß Fig. 4 bzw. gemäß Fig. 14 angeordnet. Die erste Welle W1 ist entfallen.
Fig. 18 zeigt ein Getriebe gemäß einer siebzehnten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung.
In Fig. 18 ist im Wesentlichen ein Getriebe 1 gemäß Fig. 1 gezeigt. Im Unterschied zum Getriebe 1 gemäß Fig. 1 ist beim Getriebe 1 gemäß Fig. 18 die erste Kupplung K1 , hier bezeichnet mit Bezugszeichen K1 "", an der vierten alternativen Position D gemäß Fig. 3 bzw. gemäß Fig. 8 angeordnet und die dritte Bremse B3, hier bezeichnet mit Bezugszeichen B3", ist an der zweiten alternativen Position F gemäß Fig. 4 bzw. gemäß Fig. 14 angeordnet.
Insgesamt umfasst das Getriebe 1 gemäß der Fig. 1 bis 18 vier Planetenradsätze GP1 , GP2, GP3, GP4, sechs Schaltelemente B1 , B2, B3, K1 , K2, K3, wobei die
Schaltelemente in Form von zumindest drei Kupplungen und zumindest zwei Brem- sen 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 acht Wellen W1 bis W6 kann eine elektrische Maschine oder sonstige Kraft-/Leistungsquelle 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 o- der auch in Front-/Querbauweise in ein Kraftfahrzeug eingebaut werden. Als Schaltelemente sind reib- und/oder formschlüssige Schaltelemente möglich. Insbesondere die zweite Bremse B2 und die erste Kupplung K1 können als formschlüssige, insbesondere als Klauenschaltelemente 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 Erfindung 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, B1 , B2, B3, K1 ', K1 ", K1 "', K1 "", Β3', B3" 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, B3, Β3', B3" Bremse
K1, K2, K3, K1', K1", K1'", K1 Kupplung
G Gehäuse
V1, V2, V3, V4, V5, V6, V7,
V8, V9, VZ Vorwärtsgang
R Rückwärtsgang
W1, W2, W3, W4, W5, W6 Welle
I Übersetzung/Ratio
Φ Gangsprung/Step
A, B, C, D Position Kupplung
Position Bremse

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 sechs Schaltelemente (K1 , K2, K3, B1 , B2, B3) in Form von zumindest drei Kupplungen (K1 , K2, K3) und zumindest zwei Bremsen (B1 , B2), dadurch gekennzeichnet, dass die Antriebswelle (ANW) über die zweite Kupplung (K2) mit dem Planetenträger (121 ) des ersten Planetenradsatzes (GP3) und der Planetenträger (121 ) des ersten Planetenradsatzes (GP1 ) mit der zweiten Bremse (B2) und die Antriebswelle (ANW) über die dritte Kupplung (K3) mit der ersten Bremse (B1 ) und die Antriebswelle (ANW) über die dritte Kupplung (K3) mit dem Sonnenrad (101 ) des ersten Planetenradsatzes (GP1 ) 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 Sonnenrad (102) des zweiten Planetenradsatzes (GP2) verbindbar ist oder der Planetenträger (121 ) des ersten Planetenradsatzes (GP1 ) über die erste Kupplung (K1 ) mit dem Hohlrad (132) des zweiten Planetenradsatzes (GP2) verbindbar ist oder der Planetenträger (122) des zweiten Planetenradsatzes (GP2) über die erste Kupplung (K1 ) mit dem Hohlrad (133) des dritten Planetenradsatzes (GP3) verbindbar ist oder das Sonnenrad (103) des dritten Planetenradsatzes (GP3) über die erste Kupplung (K1 ) mit dem Planetenträger (124) des vierten Planetenradsatzes (GP4) und mit dem Hohlrad (101 ) des ersten Planetenradsatzes (GP1 ) verbindbar ist oder der Planetenträger (123) des dritten Planetenradsatzes (GP3) über die erste Kupplung (K1 ) mit der Abtriebswelle (AW) verbindbar ist.
4. Getriebe gemäß einem der Ansprüche 1 -3, dadurch gekennzeichnet, dass sechs Schalteiemente angeordnet sind, wobei entweder drei Kupplungen (K1 , K2, K3) und drei Bremsen (B1 , B2, B3) oder vier Kupplungen (K1 , K2, K3, B3'; K1 , K2, K3, B3") und zwei Bremsen (B1 , B2) angeordnet sind.
5. Getriebe gemäß einem der Ansprüche 1 -4, dadurch gekennzeichnet, dass das Sonnenrad (104) des vierten Planetenradsatzes (GP4) über die dritte Bremse (B3) mit dem Gehäuse (G) verbindbar ist und der Planetenträger (124) des vierten Planetenradsatzes (GP4) mit dem Hohlrad (131 ) des ersten Planetenradsatzes (GP1 ) verbunden ist und das Hohlrad (134) des vierten Planetenradsatzes (GP4) mit der Abtriebswelle (AW) verbunden ist.
6. Getriebe gemäß einem der Ansprüche 1 -5, dadurch gekennzeichnet, dass das Sonnenrad (104) des vierten Planentenradsatzes (GP4) mit dem Gehäuse (G) verbunden ist und das Hohlrad (131 ) des ersten Planetenradsatzes (GP1 ) über die vierte Kupplung (Β3'; B3") mit dem Planetenträger (124) des vierten Planetenradsatzes (GP4) verbindbar ist und das Hohlrad (134) des vierten Planetenradsatzes (GP4) mit der Abtriebswelle (AW) verbunden ist.
7. Getriebe gemäß einem der Ansprüche 1 -6, dadurch gekennzeichnet, dass das Hohlrad (134) des vierten Planetenradsatzes (GP4) über die vierte Kupplung (Β3'; B3") mit der Abtriebswelle (AW) verbindbar ist und der Planetenträger (124) des vierten Planetenradsatzes (GP4) mit dem Hohlrad (131 ) des ersten Planetenradsatzes (GP1 ) verbunden ist und das Sonnenrad (104) des vierten Planetenradsatzes (GP4) mit dem Gehäuse (G) verbunden ist.
8. Verfahren zum Betreiben eines Getriebes (1 ), insbesondere gemäß einem der Ansprüche 1 -7, mit drei Bremsen (B1 , B2, B3) und drei Kupplungen (K1 , K2, K3), dadurch gekennzeichnet, dass
ein erster Gang (V1 ) mittels offener erster Bremse (B1 ), geschlossener zweiter Bremse (B2), offener dritter Bremse (B3), geschlossener erster Kupplung (K1 ), offener zweiter Kupplung (K2) und geschlossener dritter Kupplung (K3) gebildet wird, und dass ein zweiter Gang (V2) mittels geschlossener erster Bremse (B1 ), geschlossener zweiter Bremse (B2), offener dritter Bremse (B3), geschlossener erster Kupplung (K1 ), offener zweiter Kupplung (K2) und offener dritter Kupplung (K3) gebildet wird, und dass
ein dritter Gang (V3) mittels offener erster Bremse (B1 ), geschlossener zweiter Bremse (B2), geschlossener dritter Bremse (B3), geschlossener erster Kupplung (K1 ), offener zweiter Kupplung (K2) und offener dritter Kupplung (K3) gebildet wird, und dass
ein vierter Gang (V4) mittels geschlossener erster Bremse (B1 ), offener zweiter Bremse (B2), geschlossener dritter Bremse (B3), geschlossener erster Kupplung (K1 ), offener zweiter Kupplung (K2) und offener dritter Kupplung (K3) gebildet wird und dass
ein fünfter Gang (V5) mittels offener erster Bremse (B1 ), offener zweiter Bremse (B2), geschlossener dritter Bremse (B3), geschlossener erster Kupplung (K1 ), offener zweiter Kupplung (K2) und geschlossener dritter Kupplung (K3) gebildet wird, und dass
ein sechster Gang (V6) mittels offener erster Bremse (B1 ), offener zweiter Bremse (B2), geschlossener dritter Bremse (B3), geschlossener erster Kupplung (K1 ), geschlossener zweiter Kupplung (K2) und offener dritter Kupplung (K3) gebildet wird, und dass
ein siebter Gang (V7) mittels offener erster Bremse (B1 ), offener zweiter Bremse (B2), offener dritter Bremse (B3), geschlossener erster Kupplung (K1 ), geschlossener zweiter Kupplung (K2) und geschlossener dritter Kupplung (K3) gebildet wird, und dass
ein achter Gang (V8) mittels offener erster Bremse (B1 ), offener zweiter Bremse (B2), geschlossener dritter Bremse (B3), offener erster Kupplung (K1 ), geschlossener zweiter Kupplung (K2) und geschlossener dritter Kupplung (K3) gebildet wird, und dass
ein neunter Gang (V9) mittels geschlossener erster Bremse (B1 ), offener zweiter Bremse (B2), offener dritter Bremse (B3), offener erster Kupplung (K1 ), geschlossener zweiter Kupplung (K2) und offener dritter Kupplung (K3) gebildet wird und dass ein Rückwärtsgang (R) mittels offener erster Bremse (B1 ), geschlossener zweiter Bremse (B2), geschlossener dritter Bremse (B3), offener erster Kupp- lung (K1 ), offener zweiter Kupplung (K2) und geschlossener dritter Kupplung (K3) gebildet wird.
9. Verfahren nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass ein zusätzlicher Gang (VZ) mittels geschlossener erster Bremse (B1 ), offener zweiter Bremse (B2), offener dritter Bremse (B3), geschlossener erster Kupplung (K1 ), geschlossener zweiter Kupplung (K2) und offener dritter Kupplung (K3) gebildet wird.
10. Kraftfahrzeug, insbesondere ein Personen- oder ein Lastkraftwagen, mit einem Getriebe (1 ) gemäß einem der Ansprüche 1 -7.
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