WO2000013927A2 - Wirkverbindung zwischen antriebsstrang und elektromaschine mit mehreren sich selbstättig einstellenden übersetzungstufen - Google Patents

Wirkverbindung zwischen antriebsstrang und elektromaschine mit mehreren sich selbstättig einstellenden übersetzungstufen Download PDF

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Wolfgang Reik
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    • B60K—ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PROPULSION UNITS OR OF TRANSMISSIONS IN VEHICLES; ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PLURAL DIVERSE PRIME-MOVERS IN VEHICLES; AUXILIARY DRIVES FOR VEHICLES; INSTRUMENTATION OR DASHBOARDS FOR VEHICLES; ARRANGEMENTS IN CONNECTION WITH COOLING, AIR INTAKE, GAS EXHAUST OR FUEL SUPPLY OF PROPULSION UNITS IN VEHICLES
    • B60K6/00—Arrangement or mounting of plural diverse prime-movers for mutual or common propulsion, e.g. hybrid propulsion systems comprising electric motors and internal combustion engines ; Control systems therefor, i.e. systems controlling two or more prime movers, or controlling one of these prime movers and any of the transmission, drive or drive units Informative references: mechanical gearings with secondary electric drive F16H3/72; arrangements for handling mechanical energy structurally associated with the dynamo-electric machine H02K7/00; machines comprising structurally interrelated motor and generator parts H02K51/00; dynamo-electric machines not otherwise provided for in H02K see H02K99/00
    • B60K6/20—Arrangement or mounting of plural diverse prime-movers for mutual or common propulsion, e.g. hybrid propulsion systems comprising electric motors and internal combustion engines ; Control systems therefor, i.e. systems controlling two or more prime movers, or controlling one of these prime movers and any of the transmission, drive or drive units Informative references: mechanical gearings with secondary electric drive F16H3/72; arrangements for handling mechanical energy structurally associated with the dynamo-electric machine H02K7/00; machines comprising structurally interrelated motor and generator parts H02K51/00; dynamo-electric machines not otherwise provided for in H02K see H02K99/00 the prime-movers consisting of electric motors and internal combustion engines, e.g. HEVs
    • B60K6/22—Arrangement or mounting of plural diverse prime-movers for mutual or common propulsion, e.g. hybrid propulsion systems comprising electric motors and internal combustion engines ; Control systems therefor, i.e. systems controlling two or more prime movers, or controlling one of these prime movers and any of the transmission, drive or drive units Informative references: mechanical gearings with secondary electric drive F16H3/72; arrangements for handling mechanical energy structurally associated with the dynamo-electric machine H02K7/00; machines comprising structurally interrelated motor and generator parts H02K51/00; dynamo-electric machines not otherwise provided for in H02K see H02K99/00 the prime-movers consisting of electric motors and internal combustion engines, e.g. HEVs characterised by apparatus, components or means specially adapted for HEVs
    • B60K6/26—Arrangement or mounting of plural diverse prime-movers for mutual or common propulsion, e.g. hybrid propulsion systems comprising electric motors and internal combustion engines ; Control systems therefor, i.e. systems controlling two or more prime movers, or controlling one of these prime movers and any of the transmission, drive or drive units Informative references: mechanical gearings with secondary electric drive F16H3/72; arrangements for handling mechanical energy structurally associated with the dynamo-electric machine H02K7/00; machines comprising structurally interrelated motor and generator parts H02K51/00; dynamo-electric machines not otherwise provided for in H02K see H02K99/00 the prime-movers consisting of electric motors and internal combustion engines, e.g. HEVs characterised by apparatus, components or means specially adapted for HEVs characterised by the motors or the generators
    • B60K2006/268—Electric drive motor starts the engine, i.e. used as starter motor
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60W—CONJOINT CONTROL OF VEHICLE SUB-UNITS OF DIFFERENT TYPE OR DIFFERENT FUNCTION; CONTROL SYSTEMS SPECIALLY ADAPTED FOR HYBRID VEHICLES; ROAD VEHICLE DRIVE CONTROL SYSTEMS FOR PURPOSES NOT RELATED TO THE CONTROL OF A PARTICULAR SUB-UNIT
    • B60W20/00—Control systems specially adapted for hybrid vehicles
    • 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
    • F16H3/46—Gearings having only two central gears, connected by orbital gears
    • F16H3/48—Gearings having only two central gears, connected by orbital gears with single orbital gears or pairs of rigidly-connected orbital gears
    • F16H3/52—Gearings having only two central gears, connected by orbital gears with single orbital gears or pairs of rigidly-connected orbital gears comprising orbital spur gears
    • F16H3/54—Gearings having only two central gears, connected by orbital gears with single orbital gears or pairs of rigidly-connected orbital gears comprising orbital spur gears one of the central gears being internally toothed and the other externally toothed
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/60—Other road transportation technologies with climate change mitigation effect
    • Y02T10/62—Hybrid vehicles
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y10—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC
    • Y10S—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y10S903/00—Hybrid electric vehicles, HEVS
    • Y10S903/902—Prime movers comprising electrical and internal combustion motors
    • Y10S903/903—Prime movers comprising electrical and internal combustion motors having energy storing means, e.g. battery, capacitor
    • Y10S903/904—Component specially adapted for hev
    • Y10S903/909—Gearing
    • Y10S903/91—Orbital, e.g. planetary gears

Definitions

  • the invention relates to a drive train, in particular for motor vehicles, comprising a drive unit, such as an internal combustion engine, with a drive shaft, an output unit with an input shaft, such as a transmission with a transmission input shaft, and with at least one electrical machine that is operatively connected to the drive train and with at least one in the power flow Coupling arranged between the drive shaft and the input shaft of the output unit, which enables coupling and uncoupling operations of the drive unit from the output unit.
  • a drive unit such as an internal combustion engine
  • an output unit with an input shaft, such as a transmission with a transmission input shaft
  • at least one electrical machine that is operatively connected to the drive train and with at least one in the power flow Coupling arranged between the drive shaft and the input shaft of the output unit, which enables coupling and uncoupling operations of the drive unit from the output unit.
  • Devices of this type are used as hybrid drives with an electric motor and an internal combustion engine from DE-OS 32 30 121 or as internal combustion engines
  • the electrical machine is arranged either coaxially about the axis of rotation of the internal combustion engine - as known, for example, from DE-OS 33 35 923 - or parallel to its axis of rotation
  • the operative connection which can be a belt drive, a friction wheel arrangement, a pair of gearwheels or the like, is usually translated so that the electrical machine rotates faster than the drive unit, for example one
  • Machine is operated as a power generator, it is advantageous to use the electrical machine
  • Donor and control means increase weight and costs.
  • the object of the invention is therefore a drive train of the type described
  • the object is achieved in that a drive train, in particular for
  • a drive unit such as an internal combustion engine
  • the operative connection between the electrical machine and the drive train being at least two, dependent on an operating mode of the electrical machine that is subdivided at least into the starting and operating phases, automatically
  • Asynchronous or reluctance principle and the like can be advantageously arranged on a shaft different from the output shaft, which is in particular parallel to the output shaft of the drive unit, which can be an internal combustion engine, turbine or the like. It can furthermore be advantageous to have the operative connection between the electrical machine and the drive shaft between the drive unit and the output unit or on top of it
  • the active connection can be made by a pair of transmission disks, which over a
  • the transmission pulleys known per se and the belt means can be a belt, or conical pulley pairs can be provided in a particularly advantageous manner, especially for large torque transmissions.
  • the active connection can consist of at least one
  • Pair of interlocking gears or friction wheels may be formed, including one
  • a drive train according to the invention can be used in a suitable manner
  • the electrical machine is used at least as a starter, however
  • the performance characteristics of the electrical machine can be designed so that it can be operated not only as a generator and starter, but also
  • a speed change gearbox for example, can be used as the output unit
  • the electrical machine can be any electrical machine.
  • Couplings can be uncoupled from both the drive and the output unit
  • a flywheel can be associated.
  • it is advantageous to equip the operative connection between the drive unit and the electrical machine with a transmission which allows a better adaptation of the working speeds of the electrical machine to the efficiency in relation to the various requirements, and the changeover from one gear ratio to one to control others automatically through the transmission itself, it may be advantageous to provide a plurality of gear ratios.
  • a simplified exemplary embodiment with only two gear stages can be particularly advantageous due to the low construction costs. For this, when using the electrical
  • Machine as a starter generator, that is to say as a device that starts the drive unit and can generate electrical energy, a first transmission stage for the starting process and a second for the process for generating the electrical energy — the actual operating mode.
  • the first gear ratio transforms the speed of the electrical machine to slower speeds
  • the second gear stage during the operating mode causes a gear to be slowed down so that the speed of the drive shaft is less than or equal to the shaft of the electrical machine
  • the gear ratio of the electrical machine to the drive unit can be in the range between 1: 2 and 2: 1.
  • the operative connection can advantageously be designed in such a way that no translation is effective in this stage.
  • the translation range can be between 3: 2 and 7: 1 can be particularly advantageous.
  • it can be advantageous to provide a constantly predetermined transmission ratio, for example in a range from 3: 2 to 5: 1, which reduces the motor speed compared to the electrical machine, so that the motor speed compared to the speed of the electrical machine by the corresponding transmission factor is reduced. This constant translation can then be superimposed on the two translation levels.
  • Gearboxes of all kinds for example stationary or epicyclic gearboxes, can advantageously be provided for the setting of the variable transmission ratios;
  • the operative connection can be formed from belt drives, gearwheel pairs, friction gear pairs, chain drives and the like, the active connection advantageously being formed by at least one gearwheel pair when the gearbox is stationary can be.
  • the gear ratios take place via a combination of clutches and freewheels that unlock or block certain gear combinations or force paths in the gearbox, the clutches, which close or open depending on the place of use with increasing speed, not being actuated from the outside but by centrifugal forces and can be disengaged.
  • An embodiment with an electromagnetic clutch, which is controlled by speed-dependent electrical signals generated by the starter generator, is also advantageous. For example, a combination of two freewheels or one Clutch and one freewheel or two clutches two different
  • the gear can in particular by the direction from which the torque with
  • first gear ratio is overrun when the torque from the drive unit
  • a ring gear exist, the ring gear being firmly connected to the housing
  • the webs are also non-rotatable with the shaft of the electrical machine
  • Gear ratio a freewheel or a clutch is arranged.
  • the axially displaceable ring gear can in particular by a
  • Helical teeth of the planetary gears are controlled so that at one
  • Drive unit can the axial ring gear along the helical toothing in the direction of
  • Forming the positive or frictional connection can to the
  • Means formed side surfaces of the ring gear such as a
  • Friction linings can be arranged, the friction surfaces on the ring gear or on the web
  • the inner circumference of the ring gear engages, which creates a positive connection and
  • Torque direction is reversed.
  • Scope of distributed body can be provided, for example, spherical shape
  • ring gear side may have or be rounded pins, the edges of the ring gear side
  • Recesses can be rounded axially and radially. Another advantage is the balls
  • a gear can be made from one pair of gears per
  • the transmission disks can each have a separate belt means on the drive shaft and the shaft of the electrical machine
  • the spatial arrangement of the gearbox can be coaxial for reasons of space
  • arranged electrical machines take place radially within the rotor, being made of
  • the stator the ring gear fixed to the housing can be formed. Furthermore, electrical
  • Transmission elements for example transmission disks, friction disks or
  • Has gears the arrangement radially within these transmission elements
  • the housing of the electrical machine can be.
  • the housing of the electrical machine can be arranged
  • pulley be the ring gear for the gearbox and the
  • Transmission elements can form the fixed translation separately.
  • a further embodiment of the inventive concept provides for the use of a damping device and / or a damper between the electrical machine and the drive unit, which can be arranged between the drive unit and the electrical machine and in a particularly advantageous manner between the transmission and the drive unit.
  • These are known components that are designed for use in the subject matter of the invention.
  • the transmission when the transmission is arranged on the axis of the electrical machine, they can be accommodated radially inside the rotor, or when the transmission is mounted either on the drive unit or on the electrical machine radially inside the components that form the operative connection, that is to say, for example, radially inside transmission disks or gears.
  • the gears can be attached to the housing of the electrical machine or to the drive unit by means of their housing. Furthermore, it can be particularly advantageous, in particular if the drive unit or the electrical machine provides fastening means
  • the housing around the fastening axis for example the
  • Shape of the space can also be advantageous depending.
  • This type of transmission is statically indefinite and can be provided according to the inventive consideration that the housing is rotatably mounted on the drive shaft, the housing having a lever arm in the direction of the belt, on which a belt tensioner is arranged.
  • the housing can be supported on this as a function of the moment applied to the belt and thus ensures a torque-dependent tension of the belt, which advantageously has a basic tension.
  • It can be particularly advantageous to provide the bearing of the gear housing and / or the transmission disk by means of roller bearings or the like at the same axial height of the belt, that is to say in the belt plane, since the bending forces on the bearings are thereby negligible and the service life of the bearings can be extended.
  • the other embodiments - can be a simple design of the bearing, for example as a plain bearing, by using Kunststoffofflager ⁇ or the like, for the translation stage to start the lifting unit, since this process is comparatively short compared to the generator operation and therefore
  • a further design option for a statically indeterminate bearing can be the separation of the transmission disk axis and the drive axis, both being connected to one another in a force-locking manner, for example by a pair of gearwheels.
  • the gear housing can be rotatably mounted on both axes and the gear can be built around the drive shaft.
  • the distance d between the transmission disk axis and the axis of the drive shaft can be chosen so small that, taking into account a safety factor, the transmission disk axis is prevented from making a full revolution - slipping through.
  • the upper, selectable distance d is primarily determined by the dimensions, so that a distance d with the condition 20cm>d> 1cm is particularly advantageous. In this embodiment, advantageously
  • gear transmissions can also be statically indefinite
  • the essential components of the drive train can also be advantageous,
  • Parts such as housing, cover and / or flanges, stamped, pressed
  • the rotor of the electric machine with its mass
  • a torsional vibration damping device can advantageously be switched into the power flow between the drive shaft and the rotor of the electric machine, so that it is largely isolated from torsional vibrations and / or the torsional load on the drive shaft in the event of torsional vibrations can be reduced by the existing rotor mass through the decoupling.
  • a flywheel that is optimized with regard to the required mass, and can be rotated relative to one another and thus produce a known dual-mass swing effect with the aforementioned positive properties, the resonance speed of the drive train turning up to a range below the Lee rl and thus outside the driving range
  • damper can be relocated. It may also be advantageous to use the damper only in a section of the operating range of the drive train, for example at a predetermined transmission ratio between the drive shaft and the rotor and / or during a specific one. Operating mode, for example while driving and not during
  • the rotor mass can also be used as a damper mass.
  • Lubricants such as oil or grease can be filled and the components underneath
  • Permanent lubrication can be operated. It can be an advantage here
  • Gear ratios for example, due to the shifting force of helical gears
  • Another alternative is the active switching of the transmission from the outside,
  • gear clutches for example by using gear clutches, magnetic brakes, by, for example, dog clutches actuated with magnetic switches and / or by means of
  • Actuators of actuated friction clutches are braked and / or connected so that different gear ratios can be achieved by combining the operating states.
  • Corresponding synchronization means such as locking rings and the like can be used, which enable differential speed-dependent switching and / or the electric machine can be used to set the synchronization speeds by active control.
  • the power consumption of the electric machine can be reduced, for example, before switching from a translation to high-speed, that is to say from a high speed of the electric machine to a lower speed, so that during the synchronization process it forms the faster rotating component of the form-locking of the new translation Components of the gearbox can bring to approximately the same speed.
  • the power of the electric machine and thus its speed can be regulated up, for example by briefly switching on consumption, before switching over to a slow ratio, so that the differential speed of the two is minimized by means of a form-fitting component by reducing the expected Drag torque of
  • the jump in power required for synchronization by the electric machine which can be in the range from one to several kW, results from the synchronization torque with the associated synchronization speed. Since, by definition, the speeds of the components causing the translation stage approach each other during synchronization, the jump in performance at the start of synchronization is at a maximum. In a synchronization time predetermined by the design of the clutch and switching elements, the moment is determined by the inertia of the mass to be accelerated and by the change in the angular velocity, which is a function of the transmission ratio.
  • the level of the supporting power of the electric machine can vary
  • Boost pressure is built up so that the increased acceleration at the end of
  • inventive idea is the feeding of mechanical energy into the
  • the drive shaft of the drive unit rotates like an internal combustion engine, for example
  • Valve operations can be realized.
  • Water pumps can be operated in a map-controlled manner with an electric drive, so that they work with minimal losses when required.
  • a comfortable gear ratio setting can be implemented via a continuously variable transmission (CVT, power-split hybrid transmission), stepped automatic transmissions or automated manual gearboxes, whereby the gear ratio setting can be carried out for the purpose of lower towing power depending on the gear ratio of the electric machine and the resulting optimal operating point (operating speed) , the determination of the optimal translation taking into account both
  • Sizes can be done in one control unit. - Reduction of the towing power in overrun phases by switching off or restricting the power consumption of auxiliary units and consumers, provided that they do not serve driving safety or a loss of comfort immediately
  • the internal combustion engine can be operated under higher medium pressures with lower specific fuel consumption during its operating phases.
  • recuperation power For a drive train with a starter generator and an internal combustion engine in which these units cannot be decoupled from one another by means of a clutch, for example for cost reasons, it can be advantageous to use the recuperation power
  • auxiliary units independent of the internal combustion engine, for example an oil and / or water pump and / or at least not in the overrun mode from the internal combustion engine
  • Heaters, air conditioning or the like It can be advantageous here to reduce the losses due to leaks and charge changes by forced opening of the valves in overrun mode by means of electromechanical, electromagnetic, hydraulic or pneumatic, in principle also by means of a mechanical actuator for actuating the valve train, at least in overrun mode. Throttle losses can be reduced by opening the throttle valve with an automatic throttle valve actuator such as "E-Gas".
  • the friction power of electrically operated ancillary units can be operated with low losses in overrun mode by means of a map-controlled mode of operation, and the frictional power of the valve train can be dispensed with when switched off in overrun mode.
  • the towing power usually increases with increasing engine speed
  • gearbox for example a CVT-automated manual gearbox, stepped automatic gearbox or a power-split hybrid gearbox in the direction
  • the translation can take place in coordination with the optimized operating point of the electric machine and both parameters by means of a corresponding control with regard to the economic
  • central communication system for example CAN bus are controlled, wherein
  • the electricity consumers are prioritized and switched on and off
  • Figure 2 shows a section of an inventive, on the shaft of
  • Run free Figure 3 shows a section of an inventive, on the shaft of
  • Figure 4 shows a section of an inventive, on the crankshaft
  • FIG. 5 shows a section of a transmission according to the invention, arranged on the drive shaft, with an axially displaceable ring gear,
  • Figure 6 shows a section of an inventive, on the drive shaft
  • Figure 7 is a sketchy view of a pair of transmission discs
  • Figure 8 shows a section of an inventive, on the crankshaft
  • FIG. 9 shows a schematic diagram of a spur gear transmission according to the invention, mounted on the crankshaft, with a transmission disk on the drive shaft side and axially offset from the drive shaft,
  • FIGS. 10 to 17 further configuration and arrangement options for objects designed according to the invention.
  • FIG. 18 shows an embodiment with external locking of the gear ratios
  • Figure 19 shows another embodiment with one on the drive shaft
  • Figure 20 shows an embodiment with a concentric around the
  • FIG. 21 shows a detail from the arrangement shown in FIG. 20,
  • Figures 22 and 23 exemplary embodiments of an integrated in a transmission
  • FIGS. 24a-24c method for controlling an electric machine during the
  • FIGS. 1 a - d show different possible arrangements of a drive train 1, 1 ', 1 ", 1'” with a drive unit 2, 2 ', 2 ", 2'", for example an internal combustion engine, with a drive shaft 3, 3 ', 3 " , 3 '”which by means of a coupling 4, 4', 4", 4 '"with the input shaft 5, 5', 5", 5 '"of an output unit 6, 6', 6",
  • a transmission such as transmission, stepwise automatic transmission or continuously variable transmission (CVT) can be coupled.
  • CVT continuously variable transmission
  • the operative connection 7 between the clutch 4 and the drive unit 2 is arranged around the drive shaft 3 and transmits the torque present from the drive unit 2 via the gear 9 to the electric machine 8 and vice versa when the electric machine 8 delivers the torque.
  • the gear 9 is arranged on the drive shaft 3 and the operative connection 7 is connected in a rotationally locking manner directly to the shaft 8a of the electrical machine 8.
  • the electrical machine 8 is connected directly by means of the attachment 8b to the drive unit 2 or another fixed component of the motor vehicle, not shown, in which the drive train 1 is installed.
  • the active connection 7 can be configured as a belt drive with belts and the associated pulleys, as a drive with conical pulley wheels and a belt means, for example a chain, or as a friction or gear transmission or the like.
  • the transmission 9 can be fastened in a manner not shown to the electrical machine 8 or to the housing of the drive unit 2 or any other fixed component of the motor vehicle or as a non-statically defined transmission
  • FIG. 1b shows a drive train 1 'which is identical to the drive train 1 except for the following differences: the electric machine 7 is in it
  • Embodiment arranged at the end of the drive shaft 3 'opposite the output unit 6' by means of the operative connection 7 '.
  • the self-switching transmission 9 ' is accommodated on the drive shaft 3' and cannot be in one Embodiment shown also about the axis of the electrical machine 8 '
  • FIG. 1c carries the electrical machine 8 "in
  • FIG. 1 d shows an exemplary embodiment whose self-shifting transmission 9 "'
  • Gearbox 9 "'around the input shaft 5'” or around the shaft of the electrical machine 8 “'.
  • active connection 7' is recommended here - in addition to the
  • Electric machine can be uncoupled from the internal combustion engine by means of a clutch
  • Transmission can be friction and / or form-fit clutches.
  • Gear 109 which as a planetary gear with a
  • Planet set 114 is supported by a web 117 with one of the number of planet gears
  • Planet gears are stored.
  • the web 117 faces the receptacle
  • Bearing provided two roller bearings 119 axially spaced by a spacer ring 119a, each secured on both sides by a locking ring 119b, 119c
  • the flange part 117b of the web 117 is the first freewheel 120 on its outer circumference
  • Circlip 121 b is secured against axial misalignment.
  • Diameter of the pulley 121 of the second freewheel 122 added and directly
  • the housing 115 of the gear 109 is supplemented by the web 117, so that the planetary gear set 114 and the roller bearings 119 can be greased in an enclosed space or run in an oil bath, the gap between the web 117, housing 115 and shaft 112 through the Seals 124, 124, 125 are sealed.
  • a mounting flange or mounting bracket 126 is screwed, riveted or welded to the electrical machine with the housing 115, by means of which the gear 109 is connected to the electrical machine and centered by means of recesses 126a made radially on the outside.
  • the second freewheel 122 is overrun and the torque is guided from the shaft 112 via the planetary gear set 114 to the web 117 and from there via the freewheel 120 into the pulley 121 for transmission to the drive shaft .
  • This results in a slow translation which allows the electric machine to start the drive unit at high speed and a correspondingly reduced torque.
  • a slow translation can also be carried out by selecting the pulley diameter.
  • the torque from the pulley 121 is introduced directly via the freewheel 122 into the shaft 112 of the electrical machine and this is driven without transmission, which can generate electricity in this operating mode.
  • the freewheel 120 is overrun.
  • FIG. 3 shows, with the gear 209, a modification of the gear 109 using a clutch 220, which is controlled via an electromagnet 227, instead of the first freewheel 120 in FIG. 2.
  • the electromagnet 227 is surrounded by an annular core 229, which is connected in a rotationally fixed manner to the housing 215 and has a plug connection 228 on its outer circumference, which connects the electromagnet 227 to an external power source and a control line, which, for example, depends on the electromagnet 227 the current direction on the electrical machine closes and opens, supplies.
  • the core 229 is rotatably mounted on a coupling flange 231 by means of the bearing 231, which is secured on both sides with the locking rings 230a, 230b against axial displacement.
  • the coupling flange 231 is centered on the shaft 212 and by means of a key, not shown, which fits into a groove 212a of the shaft 212
  • a radially aligned part of the coupling flange 231 forms the pressure plate
  • the pressure plate 233 is during the engagement process
  • the pressure plate is not on when the electromagnet 227 is switched off
  • the pressure plate 233 is by means of an
  • Flange part 213a is provided with a ring gear 213b which is connected to the planetary gear set
  • the axial height of the planetary gear set 214 widens and forms the housing 215 radially
  • the pulley 221 is by means of the bearing 219 and the freewheel 222 which axially
  • the locking rings 221 b, 221c is also secured on the shaft 212.
  • the housing is against the shaft 212 and against the pulley 221 medium
  • the torque arriving from the drive unit is generated via the freewheel 222
  • FIG. 4 is a partial view of an exemplary embodiment relating to a transmission 309 with an automatic setting of two gear ratios depending on
  • An annular, axially extending flange 331 of the transmission 309 is connected by means of a flange on its inner circumference in the central region between the two axial ends on the drive shaft 303 of the drive unit by means of the screw 303a, the torsional strength between the flange 331 and the drive shaft 303 is produced via the toothing 303b.
  • a first annular section 331b of the flange is axially aligned via the drive shaft 303 and a second section 331c is axially opposed to the drive shaft 303,
  • a flange part 321a is provided which, with a disk part 321 running radially outwards, receives an annular disk-shaped part 321d in the area of its outer circumference by means of recesses distributed over the circumference and the rivets 321c, the part radially outside with an axially opposite Drive shaft 303 integrally formed, annular projection 321 e receives the pulley ring 321f for receiving the belt by means of the weld 321g.
  • the flange 321a and the annular disk-shaped part 321d can also be made in one piece.
  • a further flange part 335 is arranged and centered on the freewheel 322b, on the roller bearing 319 and on the outer circumference of the flange part 321a, which is approximately uniform on the face side with the flange part 321a circumferentially distributed screws 335a.
  • protruding shoulder 335 is a roller bearing on the outer circumference of the flange part 335
  • a cover plate 315a is provided on the end face, which by means of
  • Screws 315b distributed over the circumference on a radially outwardly extending
  • a stop for the pulley 334 formed from an annular disc
  • Reinforcing ring 334 is formed, wherein the three parts are welded together
  • the transmission 309 functions in such a way that, during a starting process of the drive unit, a torque is fed in by the electrical machine from the pulleys of the electrical machine to the two belts and acts on the two drive pulley-side pulleys 321, 334 with torque.
  • the pulley 321, with its larger diameter than the pulley 334 assumes a larger transmission ratio of the electrical machine's speeds to slow if the same diameter of the pulleys of the electrical machine is assumed.
  • the torque is directed to the flange 331 and then to the drive shaft 303 via the flange parts 321b, 321a, the freewheels 322a, 322b being closed and the freewheels 320a, 320b being overrun.
  • the freewheels 322a, 322b are overrun and the freewheels 320a, 320b are closed, so that the torque coming from the drive shaft 303 via the flange 331, the freewheels 320a, 320b onto the housing 315 and from there is transferred to the pulley 334.
  • the smaller diameter of the pulley 334 provides higher speeds to the electrical machine compared to the pulley 321, the diameter ratios of the pulleys of the pairs of pulleys being taken into account when determining the gear ratios, both of which
  • FIG. 5 shows an exemplary embodiment of a transmission 409 according to the invention
  • Sun gear 413 is tightened through.
  • Housing 415 is on housing 402
  • extending leg 437a is in a corresponding recess of the housing
  • the housing 415 is welded from the housing parts 415a, 415b, 415c - however, like the other components, it can also be made of one piece using reshaping techniques
  • Rings 419a which is secured by means of a locking ring 419b against axial displacement
  • the contour of the housing 415 is formed on the roller bearing 419 following a minimized gap 441, the pulley cage 442 consisting of
  • the L-shaped flange 442a carries the welded to it on the outer periphery of the radially outward flange part
  • Pulley 421 which is designed as an annular component. Following the pulley 421, an intermediate ring 443 is axially welded to it, to which the pulley part 444 is screwed by means of the screws 444a.
  • the disk part 444 has on its inner circumference a reinforcement 444b on both sides in the axial direction, into which threaded bores distributed over the circumference for screwing the
  • Sun gear 413 which for this purpose has a radially outwardly directed flange 413a with the corresponding bolt circle for receiving the screws 413b, thereby creating a rotationally fixed connection and seal between the
  • the web 417 of the planetary gear 409a receives the planet gears 414 by means of the axes 418 and the interposed slide bearings 414a, 414b and is on an axially aligned projection 438a of the carrier flange 438 arranged on the drive shaft 403 by means of the axially through the radially projecting shoulder 438b and through the Circlip 436a axially fixed roller bearing 436 rotatable stored.
  • a positive connection to the damping device 439 is provided on the outer circumference of the web 417 by means of the toothing 446.
  • the torque is transmitted from the pulley 421 to the sun gear 413 via the pulley part 444.
  • the sun gear 413 drives the - preferably three - planet gears 413 via the helical teeth 413e.
  • the web 417 is blocked by the drive shaft 403 via the damping device 439, so that the helical toothing 416a, the pitch of which is selected so that the ring gear 416 with a smaller than the opposing force of the drive shaft 403 axially and against that for controlling the
  • the ring gear 416 is firmly connected to the housing 415, so that the drive shaft with the corresponding translation of the planetary gear 409a via the path of the toothing 446 in the Input part 447 with loading devices for the energy storage 448 for
  • Output part 438c in the for receiving and loading the energy storage
  • Pockets 438d are formed, whereby input part 447 and output part 438c
  • Rotation irregularities are relatively rotatable against each other. From the exit part
  • the torque is transmitted to the drive shaft 403 via the carrier flange 438
  • a pocket 440b for receiving and loading at least one
  • Lift mechanism 440c which extends at least partially over the circumference and against
  • input part 438d is relatively rotatable, is embossed.
  • Form-locking with the web 417 are claws on the end facing this 416c provided which engage in corresponding window-shaped recesses 417b of the web 417.
  • a locking ring 450 is provided, which is connected to the ring gear 416 via a conical frictional connection on its outer circumference and with one radially inwardly directed nose 450a is suspended at its inner diameter in a corresponding groove of the web 417 with play.
  • Ring gear 416 is blocked with the web and torque flow is without
  • a centrifugal force device consisting of balls, ring segments or pins 452 distributed in the recesses 451 on the outer circumference of the web 416, which engage under centrifugal force in corresponding recesses 453 in the ring gear and, at higher speeds, the web 416 and ring gear 417 are firmly connected to one another . If the drive unit comes to a standstill during a new starting process, the balls 452 can be pushed into the recesses 449 again with almost no force. At the end of the process, the edges of the recesses 449, 453 can be shaped accordingly,
  • correspondingly tapering profiles can be provided in the axial and circumferential directions, or the balls can be pressed back by small springs.
  • FIG. 6 shows a partial view of a transmission 509 corresponding to the functioning and structure of the embodiment of the transmission 409 in FIG. 5, with the different features described below.
  • the gear 509 is not screwed to the housing 515 on the drive unit,
  • Housing 515 by means of a radially extending, along which through the not
  • indicated - belt 555 supports, causing a change in the housing of the
  • the drive unit is omitted and the transmission 509 without further changes in the design
  • the drive unit can be used. To do this is on the radially outside
  • Bearing 556b receives a tensioning roller 557 which is rotatable relative to the shaft 556a.
  • tensioning roller 557 is supported with one to the adjacent one
  • the lever 554 is connected to the housing 515 by means of one at its end,
  • Ring 554a formed axially in the direction of housing 515 with internal teeth
  • Preloading the belt 555 ensures that it functions properly.
  • FIG. 7 shows an exemplary embodiment of a belt drive 759 in a sketchy manner.
  • a force accumulator 761 is fastened to the lever 754 connected to the transmission housing 715 and connects the two tensioning rollers 757a, 757b directly to one another, the force accumulator 761 exerting a tensile force on both tensioning rollers 757a, 757b. Runs between the tension rollers 757a, 757b and the energy accumulator 761
  • the exemplary embodiment of a transmission 809 in FIG. 8 has two different ones
  • the pulley 821 is radially inward from the belt surface
  • the gear 813 is
  • the gear 813 is with one
  • toothed another gear 866 which compensates for the distance d and for the
  • planet gears 814 are arranged and the housing 815,
  • Housing 815 is axially fixed and sealed
  • Carrier flange 838 on the one hand and on an axially formed projection 866a of the
  • Sun gear 866 which in turn by means of two on the outer circumference of an L-shaped
  • the axis 803 rotates and rotates the sun gear 866 as a result of the freewheel 820 closing in this direction, the freewheel 822 being overrun.
  • the torque is transmitted to the gear 813 and forwarded to the pulley 821 for driving the electrical machine.
  • the belt pulley axis 865 rotates about the axis 803a of the drive shaft 803 until the support torque is held up by the tensioning belt.
  • the distance of the axis offset between the axles 803a, 865 is large enough that for a given tension of the belt, depending on its frictional forces on the friction surface 821a, the axis 865 does not slip and an entire revolution about the axis 803a executes what can be excluded at distances d> 10mm under normal conditions.
  • the upper value for the distance d is specified by the installation dimensions of the 809 gearbox and should not exceed 250mm.
  • the gear 809 rotates about the axis 803a until the necessary supporting torque is reached on the opposite side of the belt.
  • the torque is then transmitted from the gear 813 to the sun gear 866, which drives the planet gears 814 when the freewheel 820 is open, and with the resulting reduction in speed, the torque is transmitted to the drive shaft 803 via the web 817 and via the closed freewheel 822 via the carrier flange 838 directed to start the drive unit.
  • the first gearwheels 967a, 968a of the gearwheel pairs 967, 968 are arranged in a rotationally fixed manner on the pulley axis 965, the second gearwheels 967b, 968b are mounted on the freewheels 920, 922 which are arranged opposite one another with respect to the rollover direction and which are arranged on the drive shaft 903.
  • the housing 915 surrounds the gear 909 and is mounted on the axles 903 by means of the roller bearings 936a, 936b.
  • Housing of the drive unit can be omitted.
  • the gear 1009 shown in section in FIG. 10 is directly from a
  • the connecting part is 1038 for this
  • this connection is made via a positive connection
  • Screw connection 1003a for axial fixation Screw connection 1003a for axial fixation.
  • the transmission 1009 has a housing 1010, which the different
  • Gear elements such as in particular the ring gear 1016, the planet gears 1014, the
  • the housing 1010 is rotatably supported relative to the connecting part 1038, and
  • roller bearing 1019 which comprises a ball bearing.
  • annular member 1020 which is angular in cross-section
  • the housing part - 1020 carries profiles 1022, preferably for an endless one
  • Transmission means such as a toothed belt in particular.
  • the exemplary embodiments are the profiles 1022 directly from the housing component
  • the planetary gear 1009 has helical gears
  • the ring gear 1016 is axially displaceable in the housing 1010
  • the ring gear 1010 is opposite the sun gear 1018
  • the connecting part 1038 is also directly the ball bearing of the bearing 1019
  • the housing part 1020 forming a pulley is over here
  • Screw connections 1023 firmly connected to the planet carrier 1017. That axially
  • relocatable ring gear 1016 is connected to a ball ramp mechanism 1024 with a
  • the ring-shaped component 125 is above the bearing 1027
  • the annular component 1025 forms an axial one radially inside
  • Friction areas 1030 of clutch disc 1029 are axially displaceable to a limited extent.
  • the friction areas 1030 could also be membrane-like
  • Clutch disc 1029 is part of a brake or clutch unit 1031,
  • the ring gear 1016 is axially displaceable, so that it is due to the
  • Torque transmission direction to the right or to the left are shifted axially
  • the ring gear 1016 is rotatably fixed to the housing 1010 via a clutch 1033
  • the clutch 1033 is axial Claw coupling formed, the claws in the circumferential direction
  • the configuration of the profiles forming the dog clutch 1033 can also be dependent on the torque transmission direction exerted on the ring gear 1016
  • the housing 1010 and the ring gear 1016 acts like a freewheel, whereas in the
  • Clutch 1033 is thus the ring gear 1016 at least in one direction of relative rotation
  • the transmission is preferably 1009
  • Gear 1009 electrical machine coupled via shaft 1012 as a generator
  • the transmission 1009 further includes a locking ring 1034, which is at least a certain one
  • Helical gearing of the gears 1014, 1016, 1018 is preferably such
  • drive-connected drive motor - such as in particular internal combustion engine
  • Planetary gear 1009 is locked. In this state, the ring-shaped component 1025 and the clutch disc 1029 connected to it run along empty. The about the
  • Ramp mechanism 1024 must therefore intercept or support a moment that
  • the ramp mechanism 1024 is such trained that he moves the ring gear 1016 during the braking process by means of the clutch assembly 1031 from the left position against the force of the energy storage 1026 first axially to the right and then positioned or held relative to the component 1025. This means that the clutch 1033 is released, which provides the transmission function of the transmission 1009.
  • the ring gear 1016 can be accelerated due to the torque in the belt drive and at the same time be displaced towards the left by the axially active energy store 1026, so that after at least approximately synchronization between the speed of the ring gear 1016 and the planet carrier 1017 is present, the clutch is closed again and the transmission function of the transmission 1009 can thus be bridged.
  • the transmission ratio when the transmission 1009 is released can advantageously be of the order of magnitude
  • 1, 5 to 5 are, preferably in the order of 2 to 4.
  • the clutch unit or the brake 1031 is advantageous
  • the shaft 1012 is preferably connected directly to the rotor of the electrical machine or carries this rotor.
  • Generator machine 1100 also has a pulley 1122 with profiles 1122a.
  • the pulley 1122 forms part of a housing 1110 in which a planetary gear 1109a is accommodated.
  • the planetary gear 1109a has a connecting part 1138 which is fixedly connected to the shaft 1112 of the electrical machine in a manner similar to the part 1038 to the shaft 1012.
  • the connecting part 1038 designed as a sleeve carries a sun gear 1118, which is formed here in one piece with the part 1138.
  • the planet carrier 1117 is also integrally formed with the pulley 1122 here.
  • the ring gear 1116 which is rotatably mounted in the housing 1110, is connected to a clutch disc 1129, which is a component of a clutch unit 1131, which can be switched as a function of certain operating states of the internal combustion engine of a motor vehicle, which is drivingly connected to the pulley 1122.
  • the clutch unit 1131 can be formed by an electromagnetic clutch or brake, or have one.
  • the toothing of the transmission having at least the ring gear 1116, the sun gear 1118 and the planet gears 1114
  • 1109a is preferably designed as straight toothing.
  • the pulley 1122 is rotatably supported relative to the connecting part 1138 via a freewheel 1133.
  • the freewheel 1133 essentially takes over the function of the clutch 1033 according to FIG. 10.
  • the clutch 1131 When starting, the clutch 1131 is closed, whereby the ring gear 1116 is held non-rotatably. By braking the clutch disc 1129, the higher transmission ratio of the gear 1109a is achieved.
  • the gear 1109a is constructed such that when the ring gear 1116 is braked, the freewheel 1133 which is effectively arranged between the sun gear 1118 and the planet carrier 1117 is overhauled when the electrical machine connected to the shaft 1112 is operated as a starter for the internal combustion engine. As soon as the internal combustion engine starts and has a corresponding speed, the direction of torque transmission is reversed. So that means that then the electrical connected to the shaft 1112
  • Freewheel function of the freewheel 1133 is effective.
  • the pulley 1222 is with the
  • Planet carrier 1217 and the shaft 1212 connected to the sun gear 1218 That includes the planet gears 1214, the planet carrier 1217 and the sun gear 1218
  • Planetary gear has a helical toothing, via which the ring gear 1216 at a
  • the ring gear 1216 is axially displaceable relative to a component 1238 which has a
  • Brake 1231 can be held against rotation, which in a similar way as
  • the brake 1031 acts.
  • the gears of the planetary gear set 1214, 1216, 1218 are helically toothed.
  • Helix angle ' is chosen so that the ring gear 1216 by the in the range of
  • form-fitting 1233 for example via shepherd's teeth, claws etc. and / or
  • component 1238 is held in a rotationally fixed manner by brake 1231,
  • Ring gear 1216 um This will push it to the right and against it
  • standing component 1238 is interrupted and another connection is created
  • the transmission 1200 also has a centrifugal clutch 1236
  • Centrifugal force elements 1237 which radially inwards over at least one Energy storage 1238 be pushed. This can be done via the centrifugal clutch 1236
  • the gear 1200 shown in Figures 12 and 13 has a similar one
  • this embodiment provide a damper and / or an absorber.
  • the damper or the absorber can, as known per se, in
  • the pulley provided on the internal combustion engine side can be integrated.
  • FIG. 14 shows another arrangement option for an electric starter
  • Drive train 1301 has a drive unit 1302, for example one
  • Inertia 1310 can be coupled.
  • the rotatable flywheel 1310 is
  • 1304a is, for example, to DE-OS 29 17 138, DE-OS 29 31 513 and DE-
  • the electrical machine 1308 is via a belt or
  • this gear 1309 is preferably arranged coaxially with the shaft of the rotor of the electrical machine 1308.
  • the transmission 1309 can correspond to one of the
  • FIG. 15 shows a drive train 1 ′′ of FIG. 1c that is similar
  • CVT continuously adjustable translation
  • Gear ratio change 1406 takes place - in a manner known per se -
  • the belt means 1452 are frictionally received and the conical disks of the conical disk pairs axially against each other by means of
  • Barrel diameter of the belt means the desired translation between
  • the power flow between the internal combustion engine 1402 and the transmission 1406 is the
  • crankshaft 1402a of the internal combustion engine 1402 This represents the axial extension of the crankshaft 1402a of the internal combustion engine 1402 and between the two shafts
  • Clutch bell can be arranged as a dry clutch or can also be designed as a wet clutch when accommodated in the gear housing.
  • Torsional vibration damper may be equipped or as part of a split
  • Flywheel mass part can be formed, with relative rotation of the two
  • the operating states are at least the starting process of the internal combustion engine 1402,
  • clutch 1404 is preferably opened - with clutch 1404 closed
  • controllable combustion chamber valves 1402b that are targeted and independent of them
  • valve 1402b is opened first
  • Valves 1402b closed and " carried out. During the recuperation, the
  • valves 1402b for example individual cylinders, the compression of which by opening the valves 1402b
  • FIGS. 16 and 17 show the embodiment 1401 in FIG. 15 similar
  • the clutch 1504, 1604 is in the power flow between the drive unit 1502, 1602 and
  • Internal combustion engine 1502, 1602 is possible from the remaining drive train and thus recuperated regardless of the drag torque of the internal combustion engine 1502, 1602
  • Clutch 1504a, 1604a a direct start and with the clutch open and open
  • Clutch 1504a, 1604a a pulse start possible, after accelerating the
  • Drive unit 1502, 1602 can be advantageous when opening clutch 1504, 1604, the drive unit automatically closing again when clutch 1504, 1604 is closed
  • the flywheel mass of the rotor 1508a, 1608a can during
  • Underdrive can be set so that a high delay with a
  • This energy can be adjusted using the appropriate setting Gear ratio 1406, 1506, 1606 to be given to the wheels.
  • Electric machine 1508 and the transmission 1506, 1606 can be arranged.
  • Couplings 1504, 1604, 1504a, 1604a can be dry or wet versions
  • Gear 409 of Figure 5 is similar. However, while in transmission 401
  • centrifugal lock mechanism the adjustment of the translation into
  • the locking device 1680 is composed of an externally controllable electromagnet 1681 and of units distributed over the circumference, each consisting of a plunger 1682, a pulling wedge 1683 and a locking means such as a ball 1685, the electromagnet 1681 axially counteracting the pulling wedges 1683 of an axially active energy store 1684, which is suspended on the inner circumference of an axial shoulder 1613f of the sun gear 1613.
  • the locking balls 1685 lock the axial position of the ring gear 1616 by forming an axial positive engagement between the ring gear 1616 and the axial shoulder 1613f.
  • the pulling wedges 1683 are moved radially by the pulling wedges 1683 during their actuation by the electromagnet 1681 from the shoulder 1613f into circumferential grooves 1686a, 1686b assigned to the two transmission stages, the pulling wedges 1683 having a corresponding ramp geometry 1683a for this purpose.
  • the locking balls 1685 are moved back radially inward when the electromagnets 1681 are energized and therefore move the pulling wedges against the axial action of the energy store 1684, in that the ring gear 1616 is displaced by the electric machine and the profile of the grooves 1686a or, if appropriate, the balls 1685 radially inwards in that in this position
  • Ring gear 1616 can be changed quickly via the helical toothing 1616a because
  • Locking balls 1685 prevent this. Only after energizing the
  • Electromagnets 1681 give the pulling wedges 1683 the axial movement of the ring gear
  • the ring gear 1616 by moving the balls 1685 radially inwards.
  • the ring gear 1616 by moving the balls 1685 radially inwards.
  • Gearbox 409 is similar to FIG. 5 and is particularly efficient
  • the stationary housing 1715 which is fastened to the housing (not shown) of the drive unit by means of the indicated holder 1702, with respect to its housing
  • a torque reversal causes an axial displacement due to the helical toothing 1716a of the ring gear 1716 away from the drive shaft 1702, the positive locking of the ring gear 1716 to the housing 1715 being released, while via the toothing 1717a the ring gear with the web 1717 via a radially outwardly extending flange 1717b is connected, which has an axial extension 1717c on its outer circumference, at its transition to the radial flange 1717 the damper 1739 and
  • damper 1740 is received on its inner circumference.
  • the damper 1739 is therefore no longer in the power flow between the planetary gear set and the Drive shaft as in Figure 5 but between the web 1717 and ring gear 1716th
  • centrifugal force segments 1752 which depend on the centrifugal force on the outside
  • the energy store 1752b is arranged radially over the circumference
  • Centrifugal force segments 1752 and thus a release of the locking of the ring gear 1716.
  • FIG. 20 shows a section from a drive train in which the transmission 1809
  • the gear 1809 is on the gear - not shown - for operation
  • the one consisting of the electrical machine 1808 and the gear 1809
  • Starter generator unit 1801a is completely assembled on the housing 1802a
  • Stator 1808c positioned to each other and the web 1817 of the transmission 1809
  • closure cap 1813b can be closed with a closure cap 1813b.
  • the mounting adapter 1802b is made from a sheet metal part
  • an axial extension 1802e is provided in the area of the inner circumference of the sheet metal part 1802b.
  • aligned bolts 1802f are provided for the rotational connection of the transmission housing 1815 to the housing of the 1802a of the drive unit 1802, which in
  • Sheet metal part 1802a is on the housing 1802a of the drive unit 1802 by means of the
  • Scope of distributed fasteners 1802c such as screws or rivets axially
  • the gear 1809 arranged radially inside the rotor functions in a similar manner
  • Ring gear 1816 which uses a helical toothing 1816a between this and the
  • Planetary gear set 1814 is axially displaced and thus by means of the toothings 1815a,
  • Sun gear 1813 injected torque is introduced to the web 1817, which thus starts the drive unit 1802 by rotating the drive shaft 1803 by means of a translation into slow.
  • the ring gear 1861 experiences an axial force component via the helical toothing 1816a, which causes its axial displacement and an associated separation of the positive engagement of the toothing 1815 with the housing 1815 and to form a positive connection by means of the toothing 1817a with the input part 1848a of the torsional vibration damper 1848, the output part 1848b of which is rotatably connected to the rotor 1808b and the sun gear 1813, the input part 1848a and output part 1848b being rotatable relative to one another against the effect of the energy storage devices 1848c arranged over the circumference, so that with the interposition of the damper 1848, the rotor 1808b or the sun gear 1813 is connected directly to the web 1817 and thus to the drive shaft 1803 and the second gear ratio is switched with a 1: 1 ratio d.
  • the ring gear 1816 is braked against the web 1817, so that the ring gears of the planetary gear set 1814 mesh with the ring gear 1816 with a slightly rotating ring gear 1816 is avoided without axial displacement of the ring gear 1816.
  • the ring gear 1816b of the ring gear 1816 is axially clamped with — preferably three — spring segments 1816c distributed over the circumference, which by means of tongues 1816d protruding radially inward engage in openings 1817c that are recessed radially inward, and thus with a relative movement of the ring gear 1816 build up a frictional moment between them in relation to the web 1817 in the circumferential direction and thus increase the axial force component.
  • the spring segments 1816c in conjunction with the openings 1817c serve to synchronize the toothing 1817a. This function is shown in more detail in FIG. 21, the one
  • Section of the ring gear 1816b of the ring gear 1816 shows on which the spring clip. 1816c is attached to its inner circumference and sides and is in frictional contact with the tongue 1816h.
  • the radially inward tongue 1816c! engages in the recess 1817c, which is made on the outer circumference of the web 1817.
  • the design of the recess 1817c is designed such that the tongue 1816d and thus the ring gear 1816b with the ring gear 1816 can be displaced in a first section 1817c 'relative to the web 1817 up to a stop 1817c ". This corresponds to the axial displacement of the ring gear 1816 when turning the torque from slow to fast with one Separation of the positive connection between the stationary carrier 1815 and the ring gear
  • the stop 1817c "prevents the axial movement of the ring gear 1816 in front of the
  • Tongue 1816d due to a slightly faster web 1817 in
  • Form fit of the toothing 1817a can be formed. Another change of
  • Torque direction causes the tongue 1816d to move in the opening
  • a synchronization can also be provided for the toothing 1815a
  • distributed centrifugal force segments 1852 which are embedded radially in the ring gear 1816 and through radially outer openings in the ring gear under the influence of the Fiiehkraft radially deflected radially up to a - not shown stop - and with toothing 1817a closed with the ring gear 1816 form an axial positive connection with the free end of an axial projection 1848d attached to the damper 1848 and thus counteract the ring gear 1816 when the torque direction changes Hold the axial force component caused by the helical toothing 1816a in the position to form the rapid step-up ratio until the speed drops and the energy stores (not shown in detail) (see 1752b in FIG.
  • Locking device 1680 in Figure 18 can cause.
  • Starter generator unit 1801a result from FIG. 20, the diameter of which essentially depends on the electric machine 1808 and the power requirement thereof
  • the transmission 1809 arranged as a planetary gear, which may be, however, configured as a stationary gear or friction gear, wherein in both cases the switching of the gear stages, which can 'be carried out electromagnetically, electromagnetic, hydraulic, pneumatic or the like, from the outside , for example by pressing built-in Clutches and / or brakes, possibly with an appropriate arrangement
  • Epicyclic gear 1809 in such a way that the web 1817 with the drive shaft like
  • the web 1817 is as
  • Double bearing to reduce the wobbling movements of the two on top of each other
  • the housing 1815 meets in
  • the filled chamber 1885 is limited.
  • the chamber 1885 is also radial
  • the carrier 1815 and the ring gear 1816 are advantageously formed from sheet metal parts, the ring gear 1816 being provided on one of its inner circumference
  • Annular surface 1816e receives the helical gear ring 1816f, which with this
  • the means provided for reducing torsional vibrations 1848, 1839 are in the
  • Gear 1809 effective in both gear stages can be in An exemplary embodiment, not shown, may also be provided at the other end of the drive shaft 1803.
  • the damper 1848 is only switched on in the high gear ratio when the toothing 1817a is closed and has a friction device 1840, consisting of the friction disk 1840a and the axially effective friction disk 1840a against the, between the input part 1848a and the flange part 1813c connected to the sun gear 1813c Flange part 1813c axially bracing energy store 1840b.
  • the damper 1848 can be designed by means of the flywheel mass of the rotor 1808b and a mass possibly arranged downstream of the energy stores 1848c, for example arranged at the other end of the drive shaft 1803, in such a way that a two-mass flywheel effect
  • the flywheels can be optimized from this point of view and from the point of view of minimizing the total flywheel mass
  • Rotor mass also represents a flywheel mass on the drive side and thus the actual flywheel on the gearbox side can be correspondingly small and therefore space can be saved at this point. For example, at
  • the electric machine 1808 may be advantageous to use as an "electric flywheel", for example by operating the drive unit at slow speeds
  • FIG. 2 schematically shows an exemplary embodiment of a drive train 2001 with
  • Gear housing 2006a can be arranged and the power transmission by means of 2009
  • the active connection 2009 can be a self-switching
  • Gearbox or a fixed translation.
  • the internal combustion engine 2002 is by means of the crankshaft
  • Transmission input shaft 2005a connected.
  • the transmission input shaft 2005a is with the Primary shaft 2005 can be connected using a 2004 coupling.
  • the primary shaft 2005 rotatably receives the first pulley set 2050 of the belt transmission 2006, which is non-positively connected by means of the belt means 2052 to the second pulley set 2051 rotatably mounted on the secondary shaft 2053.
  • the function of a CVT is known per se and is explained in more detail, for example, in DE 195 44 644.
  • the secondary shaft 2053 can be decoupled from that with the differential 2059 and the subsequent drive means 2060 by a second clutch 2057.
  • the clutches 2004, 2057 can be friction clutches, preferably multi-plate clutches running in an oil bath.
  • a reversing device (not shown) is also provided in the drive train 2001.
  • the electric machine 2008 is provided at the end of the transmission input shaft 2005 opposite the internal combustion engine 2002.
  • This arrangement is particularly advantageous for arrangements with a front transverse or longitudinal installation of the internal combustion engine 2002 without a cardan shaft to the rear wheels.
  • the transmission input shaft 2005 can be extended and led out of the housing 2006a in a sealed manner by means of a shaft sealing ring.
  • Electric machine 2008 is then either taken up directly coaxially on the transmission input shaft 2005, the stator preferably being connected in a rotationally fixed manner to the housing 2006a and the rotor non-rotatably connected to the transmission input shaft 2005 or, as shown, axially parallel with the interposition of a
  • Transmission means for example a spur gear or one Belt transmission 2009, the pulley sets 2009a, 2009b the
  • variable translation setting this setting from the outside
  • control unit for example by means of a control unit or automatically, for example by means of
  • arranged electric machine 2008 can be provided, allows a speed adjustment of the electric machine 2008 to the speed range of the
  • Transmission input shaft 2005 in particular the reduced size
  • FIG. 23 schematically shows an exemplary embodiment of a drive train 2101 which
  • the electric machine 2108 is axially between the clutch 2104 and the
  • Disc set 2150 arranged coaxially or - as shown - axially parallel. It can
  • a common interface for example a common connector for supplying the gear components and the electric machine can be advantageous.
  • Figures 24a to 24c show a graphic comparison of the temporal
  • FIG. 24a shows the torque curve M as a function of time t for a motor vehicle without recuperation, in which the internal combustion engine decelerates the motor vehicle via its thrust torque M (thrust) (engine brake).
  • M thrust torque
  • the driver initiates a power request, for example via an accelerator pedal actuation, and the internal combustion engine changes almost smoothly to the train operation until the speed at point II is increased to such an extent that the motor vehicle along the thrust torque M (thrust) (engine brake).
  • Full load characteristic III can be moved.
  • FIG. 24 b shows the push / pull behavior of a motor vehicle with a method for recuperation according to the prior art. The dependence of the on
  • a jerk occurs in the vehicle in the time interval between points la and Ib, which means that the vehicle is first
  • Electric machine can contribute, or if there is an existing drive clutch
  • Embodiment - as shown in the diagram of Figure 24c - builds the
  • Point Ib the internal combustion engine has started and builds up a torque M (BKM) by means of an increase in speed, which at point II changes into the full load curve III.
  • the start of the internal combustion engine can be, at least on the continuous torque
  • Snapshot -M (gen), for example at the earliest at point II, at which the
  • the internal combustion engine can be used without additional torque on the
  • the electric machine can at least in

Abstract

Die Erfindung betrifft einen Antriebsstrang, insbesondere für Kraftfahrzeuge, umfassend eine Antriebseinheit mit einer Antriebswelle, eine Abtriebseinheit sowie eine in Wirkverbindung mit diesen stehende elektrische Maschine. Aufgabe der Erfindung ist, einen Antriebsstrang der beschriebenen Art derartig zu gestalten, dass eine Wirkverbindung zwischen elektrischer Maschine und der Antriebseinheit mit einer kostengüngstigeren und einfacher handhabbaren Umschaltung der Übersetzung möglich ist. Die Aufgabe wird dadurch gelöst, dass ein Antriebsstrang vorgeschlagen wird, der eine Antriebseinheit (2) wie eine Brennkraftmaschine, eine Antriebswelle (3) sowie zumindest eine mit dem Antriebsstrang in Wirkverbindung stehende elektrische Maschine (8), die zumindest als Motor und als Generator eingesetzt wird, umfasst, wobei die Wirkverbindung (7, 9) zwischen der elektrischen Maschine und dem Antriebsstrang zumindest zwei, von einem zumindest in Start- und Betriebsphase untergliederten Betriebsmodus der elektrischen Maschine abhängige, sich selbsttätig einstellende Übersetzungsstufen aufweist.

Description

Antriebsstrang
Die Erfindung betrifft einen Antriebsstrang, insbesondere für Kraftfahrzeuge, umfassend eine Antriebseinheit, wie Brennkraftmaschine, mit einer Antriebswelle, einer Abtriebseinheit mit einer Eingangswelle, wie Getriebe mit Getriebeeingangswelle, sowie mit zumindest einer mit dem Antriebsstrang in Wirkverbindung stehenden elektrischen Maschine und mit mindestens einer im Kraftfluß zwischen der Antriebswelle und der Eingangswelle der Abtriebseinheit angeordneten Kupplung, die An- und Abkuppelvorgänge der Antriebseinheit von der Abtriebseinheit ermöglicht.
Derartige Einrichtungen sind als Hybridantriebe mit einem Elektromotor und einem Verbrennungsmotor aus der DE-OS 32 30 121 oder als Verbrennungsmotoren mit
Startergenerator aus der DE-PS 41 12215 bekannt.
Die Anordnung der elektrischen Maschine erfolgt je nach Anforderung entweder koaxial um die Rotationsachse der Brennkraftmaschine - wie beispielsweise aus der DE- OS 33 35 923 bekannt - oder bezüglich ihrer Rotationsachse parallel zur
Rotationsachse der Brennkraftmaschine wie aus der FR-OS 81 19324 hervorgeht.
Um während des Startvorgangs das begrenzte Drehmoment der elektrischen Maschine besser nutzen zu können, wird in der Regel die Wirkverbindung, die ein Riementrieb, eine Reibradanordnung, ein Zahnradpaar oder ähnliches sein kann, so übersetzt, daß die elektrische Maschine schneller dreht als die Antriebseinheit, beispielsweise eine
Brennkraftmaschine. Sobald die Brennkraftmaschine in Betrieb ist und die elektrische
Maschine als Stromgenerator betrieben wird, ist es vorteilhaft, die elektrische Maschine
zur Verbesserung ihres Wirkungsgrades bei idealer Übersetzung zu betreiben, was
den Einsatz eines Getriebes erforderlich macht.
Hierzu wird in der DE-PS 41 12 215 eine Anordnung mit einem Planetengetriebe
vorgeschlagen, wobei die Übersetzung von außen durch eine von einem zusätzlich
benötigten Einspurmotor geschaltete Kupplung angesteuert wird, wodurch zusätzliche
Geber- und Steuermittel das Gewicht und Kosten erhöhen.
Aufgabe der Erfindung ist daher, einen Antriebsstrang der beschriebenen Art derartig
zu verbessern, daß eine Wirkverbindung zwischen elektrischer Maschine und der
Antriebseinheit mit einer kostengünstigeren und einfacher handhabbaren Umschaltung
der Übersetzung, eine Verlängerung der Lebensdauer der Wirkverbindung sowie eine
einfache Montage an das Gehäuse der Antriebseinheit, die möglichst ohne
Veränderung desselben erfolgen kann, vorgesehen ist.
Die Aufgabe wird dadurch gelöst, daß ein Antriebsstrang, insbesondere für
Kraftfahrzeuge, vorgeschlagen wird, der eine Antriebseinheit, wie Brennkraftmaschine,
eine Antriebswelle sowie zumindest eine mit dem Antriebsstrang in Wirkverbindung
stehende elektrischen Maschine, die zumindest als Motor und als Generator eingesetzt wird, umfaßt, wobei die Wirkverbindung zwischen der elektrischen Maschine und dem Antriebsstrang zumindest zwei, von einem zumindest in Start- und Betriebsphase untergliederten Betriebsmodus der elektrischen Maschine abhängige, sich selbsttätig
einstellende Übersetzungsstufen aufweist.
Die elektrische Maschine nach dem erfinderischen Gedanken, die nach dem Synchron-
, Asynchron- oder Reluktanzprinzip und dergleichen betrieben werden kann, kann vorteilhafterweise auf einer von der Abtriebswelle verschiedenen Welle, die insbesondere parallel zur Abtriebswelle der Antriebseinheit, die eine Brennkraftmaschine, Turbine oder dergleichen sein kann, angeordnet sein. Dabei kann es weiterhin vorteilhaft sein, die Wirkverbindung zwischen elektrischer Maschine und Antriebswelle zwischen Antriebseinheit und Abtriebseinheit oder am dazu
entgegengesetzten Ende der Antriebswelle, an dem gewöhnlicherweise Nebenaggregate angetrieben werden, vorzusehen, wobei auch ein einziger Riementrieb für mehrere Nebenaggregate unter Einbeziehung der elektrischen
Maschine vorteilhaft sein kann.
Die Wirkverbindung kann durch ein Paar von Transmissionsscheiben, die über ein
Umschlingungsmittel reibschlüssig miteinander verbunden sind, gebildet werden. Dabei können die Transmissionsscheiben an sich bekannte Riemenscheiben und das Umschlingungsmittel ein Riemen sein oder es können in besonders vorteilhafter Weise insbesondere für große Momentübertragungen Kegelscheibenpaare vorgesehen sein, wobei als Umschlingungsmittel eine Kette den Reibschluß zwischen beiden Kegelscheibenrädern bildet. Weiterhin kann die Wirkverbindung aus zumindest einem
Paar ineinandergreifender Zahnräder oder Reibräder gebildet sein, wobei auch eine
Wirkverbindung vorteilhaft sein kann, bei der für jede Übersetzungsstufe ein separates
Zahnradpaar oder ein separates Transmissionsscheibenpaar mit dem dazugehörigen
Umschlingungsmittel vorgesehen ist.
Ein erfindungsgemäßer Antriebsstrang kann in geeigneter Weise so eingesetzt
werden, daß die elektrische Maschine zumindest als Anlasser genutzt wird, jedoch
vorteilhafterweise weitere Nutzungen vorgesehen sein können. Hierzu kann
beispielsweise die Leistungscharakteristik der elektrischen Maschine so ausgelegt sein, daß sie nicht nur als Generator und Anlasser betreibbar ist sondern auch
Drehmoment in die Abtriebseinheit einleiten kann, gegebenenfalls bis zum
ausschließlichen Betrieb des Fahrzeugs mit der elektrischen Maschine.
Als Abtriebseinheit kann beispielsweise ein Geschwindigkeitswechselgetriebe
vorgesehen sein, das zumindest durch eine Schaltkupplung von der Antriebseinheit
abkoppelbar ist, wobei die elektrische Maschine vorteilhafterweise in Wirkverbindung
mit der Antriebseinheit von der Abtriebseinheit abkoppelbar ist, jedoch gegebenenfalls
auch eine Wirkverbindung mit dem Geschwindigkeitswechselgetriebe vorgesehen sein
kann, wobei die Antriebseinheit von elektrischer Maschine und Getriebe abkoppelbar sein kann. Insbesondere sind derartige Anordnungen denkbar, wenn die elektrische
Maschine und/oder deren Getriebe zur verbesserten Nutzung ihres Wirkungsgrads
räumlich und/oder funktionell im Getriebe untergebracht werden sollen, wobei
Startvorgänge vorteilhafterweise in einem Leerlauf des
Geschwindigkeitswechselgetriebes stattfinden können. Die elektrische Maschine kann
hierzu koaxial um die Getriebeeingangswelle oder um eine eigen Welle, die in
Wirkverbindung mit dieser steht, angeordnet sein. Wird im weiteren von einer
Wirkverbindung zwischen Antriebseinheit und elektrischer Maschine gesprochen, so ist
implizit auch die Wirkverbindung zwischen der Abtriebseinheit in Form der in Wirkung
mit der elektrischen Maschine tretenden Getriebeeingangswelle und der elektrischen
Maschine dieses Ausführungsbeispiels mit einzubeziehen.
Weiterhin kann es vorteilhaft sein, die elektrische Maschine zwischen zwei schaltbaren
Kupplungen sowohl vom Antriebs- als auch von der Abtriebseinheit abkoppelbar
anzuordnen, um den Schwung-Nutz-Effekt bei frei rotierender elektrischer Maschine
zur Gewinnung von elektrischer Energie und/oder zur Erhaltung eines für einen
Impulsstart der Antriebseinheit notwendigen Drehimpulses zu nutzen, wobei der
elektrischen Maschine eine auf der Antriebswelle angeordneten Schwungmasse,
beispielsweise ein Schwungrad, beigeordnet sein kann. Nach dem erfinderischen Gedanken ist es vorteilhaft, die Wirkverbindung zwischen der Antriebseinheit und der elektrischen Maschine mit einem Getriebe auszustatten, das eine bessere Anpassung der Arbeitsdrehzahlen der elektrischen Maschine an den Wirkungsgrad bei den verschiedenen Anforderungen an diese erlaubt, und die Umschaltung von einer Übersetzungsstufe zu einer anderen selbsttätig durch das Getriebe selbst zu steuern, wobei es vorteilhaft sein kann, eine Vielzahl von Übersetzungsstufen vorzusehen. Insbesondere kann jedoch ein vereinfachtes Ausführungsbeispiel mit lediglich zwei Getriebestufen durch den geringen Bauaufwand besonders vorteilhaft sein. Hierzu wird bei einer Verwendung der elektrischen
Maschine als Startergenerator, also als Einrichtung, die die Antriebseinheit anwirft und elektrische Energie erzeugen kann, eine erstes Übersetzungsstufe für den Startvorgang und eine zweite für den Vorgang zur Erzeugung der elektrischen Energie - dem eigentlichen Betriebsmodus - vorgesehen. Die erste Übersetzungsstufe transformiert die Drehzahl der elektrischen Maschine zu langsameren Drehzahlen der
Abtriebswelle, so daß an ihr ein höheres Drehmoment und somit das nötige Startmoment erzielt werden kann. Die zweite Übersetzungsstufe während des Betriebsmodus bewirkt eine Übersetzung ins Langsame, so daß die Drehzahl der Antriebswelle gegenüber der Welle der elektrischen Maschine kleiner oder gleich wird,
das heiß, das Übersetzungsverhältnis von elektrischer Maschine zu Antriebseinheit kann im Bereich zwischen 1 :2 und 2:1 liegen. Vorteilhafterweise kann die Wirkverbindung so ausgelegt werden, daß in dieser Stufe keine Übersetzung wirksam ist. Für die erste Übersetzungsstufe kann der Bereich der Übersetzung zwischen 3:2 und 7:1 besonders vorteilhaft sein. Gegebenenfalls kann es von Vorteil sein, ein konstant vorgegebenes Übersetzungsverhältnis, beispielsweise in einem Bereich von 3:2 bis 5:1 , vorzusehen, das die Motordrehzahl gegenüber der elektrischen Maschine untersetzt, so daß die Motordrehzahl gegenüber der Drehzahl der elektrischen Maschine um den entsprechenden Übersetzungsfaktor verringert ist. Diese konstante Übersetzung kann dann den beiden Übersetzungsstufen überlagert sein.
Für die Einstellungen der variablen Übersetzungsstufen können Getriebe aller Art, beispielsweise stehende oder Umlaufgetriebe in vorteilhafter Weise vorgesehen werden, die Wirkverbindung kann aus Riementrieben, Zahnradpaaren, Reibradpaaren, Kettentrieben und dergleichen gebildet werden, wobei vorteilhafterweise bei einem stehenden Getriebe die Wirkverbindung durch zumindest ein Zahnradpaar gebildet sein kann.
Die Steuerung. der Übersetzungen erfolgt über eine Kombination von Kupplungen und Freiläufen, die in dem Getriebe bestimmte Zahnradkombinationen bzw. Kraftwege freischalten beziehungsweise blockieren, wobei die Kupplungen, die sich je nach Einsatzort bei steigender Drehzahl schließen oder öffnen, nicht von außen angesteuert werden sondern durch Fliehkräfte ein- und ausgerückt werden können. Auch ein Ausführungsbeispiel mit einer elektromagnetischen Kupplung, die durch drehzahlabhängige vom Startergenerator erzeugte elektrische Signale gesteuert wird, ist vorteilhaft. So kann beispielsweise eine Kombination von zwei Freiläufen oder einer Kupplung und einem Freilauf oder zwei Kupplungen zwei verschiedene
Übersetzungsstufen schalten.
Das Getriebe kann insbesondere durch die Richtung, aus der das Drehmoment mit
einer sich ändernden Drehzahl auf das Getriebe einwirkt, nämlich beim Startvorgang
von der elektrischen Maschine und während des Betriebs von der Antriebseinheit,
seine Übersetzung dadurch anpassen, daß beispielsweise der Freilauf für die zweite
Übersetzungsstufe überrollt wird, wenn das Drehmoment von der elektrischen
Maschine während des Startvorgangs eingeleitet wird und ein zweiter Freilauf für die
erste Übersetzungsstufe überrollt wird, wenn das Drehmoment von der Antriebseinheit
während des Betriebs eingeleitet wird.
Ein vorteilhaftes Getriebe nach dem erfinderischen Gedanken kann beispielsweise aus
einem Planetengetriebe mit einem Sonnenrad, zumindest einem Planetenrad und
einem Hohlrad. bestehen, wobei das Hohlrad mit dem Gehäuse fest verbunden sein
kann. Die Stege sind gleichfalls mit der Welle der elektrischen Maschine drehfest
verbunden, wobei im Kraftfluß zwischen den Stegen und der elektrischen Maschine
und den Planeten rädern und der elektrischen Maschine jeweils für eine
Übersetzungsstufe ein Freilauf oder eine Kupplung angeordnet ist.
Eine weitere erfinderische Ausgestaltung eines Planetengetriebes sieht ein axial
verschiebbares Hohlrad vor, das die erste Übersetzungsstufe durch Hemmung des desselben durch Anbindung an das Gehäuse, wobei der Kraftfluß vom mit der
elektrischen Maschine fest verbundenen Sonnenrad über die Planetenräder auf den
Steg zum Antriebselement übertragen und damit ein Übersetzung ins Langsame
bewirkt werden kann und eine zweite Übersetzungsstufe durch die Anbindung an den
mit der Antriebswelle verbundenen Steg, wobei hier die Übersetzung 1 :1 beträgt,
vorsehen kann. Das axial verschiebbare Hohlrad kann insbesondere durch eine
Schrägverzahnung der Planetenzahnräder angesteuert werden, so daß bei einem
Momentenfluß von der elektrischen Maschine zur Antriebseinheit über das anliegende
Moment das axiale Hohlrad in Richtung Gehäuse verschoben wird und mit diesem einen Formschluß und/oder Reibschluß bilden kann. Kommt das Drehmoment von der
Antriebseinheit kann das axiale Hohlrad entlang der Schrägverzahnung in Richtung der
den Form- und/oder Reibschluß bildenden Fläche des Steges verlagert werden. Zur
Bildung des Form- beziehungsweise Reibschlusses können hierzu an den
Kontaktflächen des Steges und Gehäuses komplementär zu den entsprechend an den
Seitenflächen des Hohlrads ausgebildete Mittel, wie beispielsweise eine
Hirtverzahnung, Klauen oder Nocken vorgesehen sein. Unterstützend oder für sich
allein können auch Mittel wie Reibflächen mit entsprechend dazu korrespondierenden
Reibbelägen angeordnet sein, wobei die Reibflächen am Hohlrad oder am Steg
beziehungsweise am Gehäuse angebracht sein können.
Weiterhin vorteilhaft für einen boost-Betrieb der elektrischen Maschine, das heißt einer
Unterstützung der Antriebseinheit durch elektrische Maschine bei der Fortbewegung des Fahrzeugs, bei der sich während eines den Momentenflusses von der elektrische Maschine in Richtung Abtriebseinheit die Übersetzung nicht wie beim Startvorgang
ändern soll, ist die Arretierung der ersten Übersetzungsstufe insbesondere bei
Drehzahlen, die höher als die während des Startvorgangs sind. Hierzu kann
vorgesehen werden, daß zumindest ein am Außenumfang des Stegs in einer
Ausnehmung untergebrachter Körper bei höheren Drehzahlen mittels der dann
anwachsenden Fliehkraft in eine entsprechend ausgenommene Bohrung am
Innenumfang des Hohlrads eingreift, wodurch ein Formschluß entsteht und die
Übersetzungsstufe gesperrt wird, obwohl sich durch den boost-Betrieb die
Drehmomentrichtung umgekehrt wird. Vorteilhafterweise kann ein Vielzahl über den
Umfang verteilter Körper vorgesehen werden, die beispielsweise Kugelgestalt
aufweisen oder gerundete Stifte sein können, wobei die Kanten der hohlradseitigen
Ausnehmungen axial und radial verrundet sein können. Vorteilhaft ist auch, die Kugeln
mit'einer, auf den Bedarf eingestellten Federkraft entgegen der Fliehkraft abzustützen.
In derselben Weise kann ein Getriebe aus jeweils einem Zahnradpaar pro
Übersetzungsstufe aufgebaut werden, wobei die Zahnradpaare durch Zuordnung der
entsprechenden Freiläufe und Kupplungen angesteuert werden. So sind beispielsweise
bei zwei Übersetzungsstufen pro Übersetzungsstufe eine Kupplung oder ein Freilauf
vorzusehen. Weiterhin kann nach dem erfinderischen Gedanken ein Ausführungsmuster vorteilhaft
sein, das axial beabstandet zwei Transmissionsscheibenpaare mit unterschiedlichen
Transmissionsscheibendurchmessern zur Einstellung von zwei Übersetzungsstufen
aufweist, wobei die Transmissionsscheiben jeweils ein separates Umschlingungsmittel aufweisen können, auf der Antriebswelle und der Welle der elektrischen Maschine
gelagert sind und pro Transmissionsscheibenpaar ein Freilauf vorgesehen ist und
wobei die beiden Freiläufe einander bezüglich ihrer Überroll richtung entgegengesetzt
sind.
Die räumliche Anordnung des Getriebes kann aus Platzgründen bei koaxial
angeordneten elektrischen Maschinen radial innerhalb des Rotors erfolgen, wobei aus
dem Stator das gehäusefeste Hohlrad gebildet sein kann. Weiterhin ist bei elektrischen
Maschinen mit einer von der Abtriebswelle der Antriebsmaschine verschiedenen An-
beziehungsweise Abtriebswelle mit einer Wirkverbindung, die zwei scheibenförmige
Übertragungselemente, beispielsweise Transmissionsscheiben, Reibscheiben oder
Zahnräder aufweist, die Anordnung radial innerhalb dieser Übertragungselemente,
wahlweise auf der Seite der Antriebseinheit oder auf der elektrischen Maschine
vorteilhaft, wodurch elektrische Maschinen mit kleinem Durchmesser hergestellt
werden können. Das Gehäuse der elektrischen Maschine kann bei einer Anordnung
des Getriebes radial innerhalb der auf der Seite der elektrischen Maschine
vorgesehenen Riemenscheibe gleichzeitig das Hohlrad für das Getriebe sein und die
Übertragungselemente können separat die feste Übersetzung bilden. Eine weitere Ausgestaltung des erfinderischen Gedankens sieht die Verwendung einer Dämpfungseinrichtung und/oder eines Tilgers vor zwischen der elektrischen Maschine und der Antriebseinheit vor, wobei diese zwischen Antriebseinheit und elektrischer Maschine und in besonders vorteilhafter Weise zwischen dem Getriebe und der Antriebseinheit angeordnet werden können. Dabei handelt sich um an sich bekannte Bauteile, die zum Einsatz in dem Erfindungsgegenstand erfindungsgemäß ausgestaltet werden. So können sie beispielsweise bei der Anordnung des Getriebes auf der Achse der elektrischen Maschine radial innerhalb des Rotors untergebracht werden oder bei einer Anbringung des Getriebes wahlweise an der Antriebseinheit oder an der elektrischen Maschine radial innerhalb der die Wirkverbindung bildenden Bauteile, also beispielsweise radial innerhalb von Transmissionsscheiben oder Zahnrädern.
Die Getriebe sind nach dem erfinderischen Gedanken mittels ihrem Gehäuse am Gehäuse der elektrischen Maschine oder an der Antriebseinheit befestigbar. Weiterhin kann es besonders von Vorteil sein, insbesondere wenn auf die Bereitstellung von Befestigungsmitteln seitens der Antriebseinheit oder der elektrischen Maschine
verzichtet werden soll, das Gehäuse um die Befestigungsachse, beispielsweise die
Antriebswelle oder die Welle der elektrischen Maschine, verdrehbar zu lagern. Im folgenden wird beispielhaft die Lagerung auf der Antriebswelle erläutert, implizit ist darin auch die jeweilige Lagerung auf der Welle der elektrischen Maschine einzubeziehen und kann von den Umständen der Applikation insbesondere von der
Gestalt des Bauraums abhängig ebenfalls vorteilhaft sein.
Diese Art Getriebe ist statisch unbestimmt und kann nach der erfinderischen Überlegung so vorgesehen sein, daß das Gehäuse auf der Antriebswelle verdrehbar gelagert ist, wobei das Gehäuse einen Hebelarm in Richtung Umschlingungsmittel aufweist, an dem ein Umschlingungsmittelspanner angeordnet ist. Auf diese kann sich das Gehäuse in Abhängigkeit von dem auf dem Umschlingungsmittel anliegenden Moment abstützen und sorgt dadurch für eine momentenabhängige Spannung des Umschlingungsmittels, wobei die vorteilhafterweise eine Grundspannung aufweist. Besonders vorteilhaft kann es sein, die Lagerung des Getriebegehäuses und/oder der Transmissionsscheibe mittels Wälzlager oder dergleichen in gleicher axialer Höhe des Umschlingungsmittels, also in der Umschlingungsmittelebene vorzusehen, da dadurch die Biegekräfte auf die Lager vernachlässigbar sind und die Lebensdauer der Lager verlängert werden kann. Für eine kostenoptimierte Produktion des Getriebes - auch in
den anderen Ausführungsbeispielen - kann eine einfache Ausgestaltung der Lager, beispielsweise als Gleitlagerung, durch die Verwendung von Kunstofflagerπ oder dergleichen, für die Übersetzungsstufe zum Starten der Anthebseinheit, da dieser Vorgang vergleichsweise kurz gegenüber dem Generatorbetrieb ist und daher
verschleißmäßig weniger ins Gewicht fällt. Eine weitere Ausgestaltungsmöglichkeit eines statisch unbestimmten Lagers kann die Trennung der Transmissionsscheibenachse und der Antriebsachse sein, wobei beide miteinander kraftschlüssig, beispielsweise durch ein Zahnradpaar, verbunden sind. Hierzu kann das Getriebegehäuse auf beiden Achsen verdrehbar gelagert und das Getriebe um die Antriebswelle aufgebaut sein. Bei einer Beaufschlagung des Getriebes mit Drehmoment weicht die Transmissionsscheibe um den Drehpunkt der Antriebswelle aus, wird jedoch von der Spannung des Umschlingungsmittels abgestützt. Der Abstand d zwischen der Transmissionsscheibenachse und der Achse der Antriebswelle ist dabei so klein wählbar, daß unter Berücksichtigung eines Sicherheitsfaktors die Transmissionsscheibenachse an einer vollen Umdrehung - einem Durchschlüpfen - gehindert wird. Der obere, wählbare Abstand d wird in erster Linie durch die Baumaße vorgegeben, so daß eine Abstand d mit der Bedingung 20cm > d > 1cm besonders vorteilhaft ist. In diesem Ausführungsbeispiel können vorteilhafterweise
Planetengetriebe - auch mit oben beschriebenem axial verschiebbarem Hohlrad -
verwendet werden.
Nach dem erfinderischen Gedanken können auch Zahnradgetriebe statisch unbestimmt
ausgestaltet werden, wobei beispielsweise zwei Zahnradpaare für zwei Übersetzungsstufen so angeordnet werden, daß zwei Zahnräder mittels einander bezüglich der Überrollrichtung entgegengesetzten Freiläufen auf der Antriebswelle gelagert sein können und die dazu korrespondierenden Zahnräder kraftschlüssig mit der Transmissionsscheibe, die wiederum mit Achsversatz zur Antriebswelle angeordnet ist, verbunden werden. Auch hier stützt sich die Transmissionsscheibe gegen das
Umschlingungsmittel ab.
Vorteilhaft kann weiterhin sein, die wesentlichen Bauteile des Antriebsstrangs,
beispielsweise das Getriebe und/oder die Zahnräder des Getriebes aus Metall
und/oder Kunststoff oder einer Kombination aus beiden, zu fertigen. Weiterhin können
Teile, wie beispielsweise Gehäuse, Deckel und/oder Flansche, gestanzt, gepreßt
und/oder tiefgezogen sein. Desweiteren kann es vorteilhaft sein, nach Anfordemis der Fertigungsbedingungen Schrauben, Nieten, Verschweißungen und/oder
Verstemmungen als Verbindungsmittel einzusetzen.
Nach dem erfinderischen Gedanken kann es besonders vorteilhaft sein, die
Elektromaschine auf der Seite der Antriebswelle um diese koaxial anzuordnen, die
ursprünglich als Riemenscheibenseite vorgesehen war. Die Anordnung der
Elektromaschine auf dieser dem Geschwindigkeits-wechselgetriebe abgewandten
Seite der Antriebswelle bietet in Verbindung mit entsprechenden Ausgestaltungsformen
generell Vorteile gegenüber achsparallelen Anordnungen auf dieser Seite und/oder
koaxialen Anordnungen der Elektromaschine axial zwischen der Antriebseinheit und
dem Getriebe.
So kann beispielsweise der Rotor der Elektromaschine mit dem seiner Masse
folgenden Trägheitsmoment die Schwungradfunktion wahrnehmen, so daß das getriebeseitig angeordnete Schwungrad beispielsweise bei einem Schaltgetriebe bis auf die Kupplungsreibflächen entfallen kann, wobei ein im Antriebsstrang wirksamer Tilger im Bereich der Elektromaschine oder am getriebeseitigen Ende der Antriebswelle vorgesehen sein kann. Eine Torsionsschwingungsdämpfungseinrichtung kann vorteilhafterweise in den Kraftfluß zwischen die Antriebswelle und den Rotor der Elektromaschine geschaltet werden, so daß dieser weitgehend von Torsionsschwingungen isoliert wird und/oder die Torsionsbelastung der Antriebswelle bei Torsionsschwingungen durch die vorhandene Rotormasse durch die Entkoppelung reduziert werden kann. Dabei kann es besonders vorteilhaft sein, den Torsionschwingungsdämpfer auf eine überkritische Schwingungsisolation auszulegen, indem in Umfangsrichtung wirksame Energiespeicher zum einen von der Rotormasse als Sekundärmasse und von einer direkt der Antriebswelle zugeordneten Masse,
beispielsweise einem bezüglich der erforderlichen Masse optimierten Schwungrad, beaufschlagt werden und dabei relativ gegeneinander verdrehbar sind und damit einen an sich bekannten Zweimassenschwungeffekt mit den zuvor genannten positiven Eigenschaften bewirken, wobei die Resonanzdrehzahl des Antriebsstrangs in einen Bereich unterhalb der Lee rl aufdrehzahl und damit außerhalb des Fahrbereichs
verlagert werden kann. Vorteilhaft kann es ebenfalls sein, den Dämpfer nur in einem Ausschnitt des Betriebsbereich des Antriebsstrangs beispielsweise bei einer vorgegebenen Übersetzungsstufe zwischen Antriebswelle und Rotor und/oder während eines bestimmten. Betriebsmodus, beispielsweise im Fahrbetrieb und nicht während
des Starts der Antriebseinheit durch die Elektromaschine zu betreiben. Weiterhin kann es vorteilhaft sein, einen Kurbelwellentilger parallel zum Dämpfer zu
betreiben. Außerdem kann die Rotormasse in einem anderen Ausführungsbeispiel als Tilgermasse eingesetzt werden. Dabei kann die Drehsteifigkeit und die Dämpfung der
Verbindung zwischen dem Rotor und Antriebswelle auf die jeweilige Eigenfrequenz der
Antriebswelle abgestimmt werden.
Es kann weiterhin von Vorteil sein, ein Getriebe zwischen dem Rotor und der
Antriebswelle in Baueinheit mit einem Kurbelwellentilger und einem
Torsionsschwingungsdämpfer vorzusehen, wobei die Baueinheit teilweise mit
Schmiermittel wie Öl oder Fett befüllt sein kann und die Bestandteile unter
Dauerschmierung betrieben werden können. Dabei kann es von Vorteil sein, die
Getriebeverzahnungen von den Torsionsschwingungen zu einer Verwirklichung eines
geräuscharmen Betriebs und Funktion über die Lebensdauer des Fahrzeugs zu
realisieren.
Ein Getriebe zwischen dem Rotor und der Antriebswelle mit zumindest zwei
Getriebestufen kann in der erfindungsgemäßen Ausführung selbsttätig zwischen den
Übersetzungsstufen beispielsweise durch die Verschiebekraft schrägverzahnter
Gangräder, durch Fliehkraftverstellung, durch Freiläufe und dergleichen geschaltet
werden. Eine weitere Alternative ist die aktive Umschaltung des Getriebes von außen,
indem beispielsweise die Gangräder mittels Magnetkupplungen, Magnetbremsen, durch beispielsweise mit Magnetschaltern betätigte Klauenkupplungen und/oder mittels
Aktoren betätigter Reibkupplungen gebremst und/oder verbunden werden, so daß durch die Kombination der Betriebszustände verschiedene Übersetzungsstufen realisiert werden können.
Zur Synchronisation der selbsttätigen oder von außen bewirkten Schaltvorgänge
können entsprechende Synchronisationsmittel wie Sperringe und dergleichen eingesetzt werden, die ein differenzdrehzalabhängiges Schalten ermöglichen und/oder die Elektromaschine kann durch aktive Ansteuerung zur Einstellung der Synchronisationsdrehzahlen eingesetzt werden. Hierzu kann die Elektromaschine beispielsweise vor dem Umschalten von einer Übersetzung ins Schnelle, das heißt von einer hohen Drehzahl der Elektromaschine zu einer niedrigeren Drehzahl, in ihrer Leistungsaufnahme heruntergeregelt werden, so daß sie während des Syήchronisationsvorgangs das schneller drehende Bauteil der den Formschluß der neuen Übersetzung bildenden Bauteile des Getriebes auf annähernd gleiche Drehzahl bringen kann. In derselben Weise kann vor dem Umschalten auf eine Übersetzung ins Langsame die Leistung der Elektromaschine und damit deren Drehzahl beispielsweise durch kurzzeitiges Zuschalten von Verbrauchen hochgeregelt werden, so daß die Differenzdrehzahl der beiden die neue Übersetzungsstufe mittels eines Formschluß bildenden Bauteile minimiert wird, indem das zu erwartende Schleppmoment der
niedriger drehenden Elektromaschine kompensiert wird oder indem die Elektromaschine kurzzeitig als Antrieb auf das langsamer drehende Bauteil beschleunigend wirkt.
Der für die Synchronisation durch die Elektromaschine erforderliche Leistungssprung, der im Bereich von einem bis mehreren kW liegen kann, ergibt sich aus dem Synchronisationsmoment mit der zugehörigen Synchronisationsdrehzahl. Da sich beim Synchronisieren die Drehzahlen der die Übersetzungsstufe bewirkenden Bauteile definitionsgemäß annähern, ist der Leistungssprung beim Beginn der Synchronisation maximal. In einer durch die Bauart der Kupplungs- und Schaltelemente vorgegebenen Synchronisationszeit liegt das Moment durch die Massenträgheit der zu beschleunigenden Masse und durch die Änderung der Winkelgeschwindigkeit, die eine Funktion der Übersetzung des Getriebes ist, fest.
Die Höhe der unterstützend wirkenden Leistung der Elektromaschine kann von ihrem
jeweiligen Betriebszustand abhängen. Liefert diese beispielsweise maximale Leistung, kann sie grundsätzlich nicht ihr Generatormoment erhöhen. In diesem Fall kann es vorteilhaft sein, dies durch ein Senken der Generatorleistung, beispielsweise durch Abschalten verschiedener Verbraucher oder der Versorgung durch die Batterie vor dem Schaltvorgang zu bewirken. Die Elektromaschine wird also künstlich in die Lage versetzt, beim Synchronisieren schlagartig ein hohes Moment aufbringen zu können, wobei die Bordnetzspannung über der Ladespannung gehalten werden kann, um andere elektrische Verbraucher in ihrer Leistungsfähigkeit nicht einzuschränken. Ein weicher Synchronisationsvorgang kann insbesondere dadurch erreicht werden,
daß zur Bildung des Formschlusses der beiden die Übersetzungsstufe bildenden
Bauteile die Synchronisationsdrehzahl mittels der Elektromaschine mit einem möglichst niedrigen Gradienten angefahren wird.
Dies kann entsprechend beim Wechsel von niedriger auf hohe Drehzahlen der
Elektromaschine gelten, die dabei durch das Zuschalten zusätzlicher Verbraucher
„künstlich" ihr Moment erhöht, um beim Schalten „Last abzuwerfen". Hier kann sogar ein noch größerer Effekt dadurch erzielt werden, daß die Elektromaschine in den
motorischen Betrieb wechselt. Eine höhere Leistungsaufnahme kann auch dadurch
erreicht werden, daß die E-Maschine absichtlich mit schlechterem Wirkungsgrad
betrieben wird.
Um die Schaltvorgänge auch bei schnellen Drehzahländerungen für den Fahrer
möglichst schonend zu gestalten, wird darüber hinaus vorgeschlagen, die
Umschaltdrehzahl während des Betriebes, das heißt im Fahrmodus, zu ändern.
Beispielsweise kann bei Motoren mit Abgasturbolader die Umschaltdrehzahl auf die
Drehzahl legen, bei der durch die kinetische Energie des Abgases nennenswert
Ladedruck aufgebaut wird, so daß die erhöhte Beschleunigung am Ende des
„Turbolochs" für den Umschaltvorgang genutzt und damit die elektrischen Verluste
während der Synchronisation kompensiert werden können. Vorteilhaft für einen Antriebsstrang, insbesondere für den Antriebsstrang nach dem
erfinderischen Gedanken ist die Einspeisung von mechanischer Energie in das
Antriebssystem während Verzögerungsvorgängen, wobei die mechanische Energie
mechanisch, beispielsweise als Rotationsenergie in einem Schwungrad, beispielsweise
in der Rotormasse, gespeichert werden kann und einem anschließenden
Beschleunigungs- oder Startvorgang der Brennkraftmaschine zur Verfügung steht
und/oder mittels einer Konversion in elektrische Energie gespeichert wird. Es wird
vorgeschlagen, für derartige Konzepte, bei denen sich auch in Rekuperationsphasen
die Antriebswelle der Antriebseinheit wie Brennkraftmaschine dreht, beispielsweise
wenn die Elektromaschine nicht mittels einer Kupplung von der Brennkraftmaschine
abkoppelbar ist, Schleppmomente der Antriebseinheit durch folgende, vorteilhafte
Maßnahmen, die einzeln oder in Kombination anwendbar sind, während des
Schubbetriebes zu reduzieren:
Reduzierung der Verluste durch Undichtigkeiten und Ladungswechsel durch
gezwungenes Öffnen der Ventile im Schubbetrieb. Dies kann bei
elektromechanischen, elektromagnetischen, hydraulischen und pneumatischen
Ventilbetätigungen realisiert werden. Prinzipiell kann aber auch der Einsatz eines
mechanischen Stellgliedes vorteilhaft sein. - Reduzierung von Drosselverlusten durch Öffnen der Drosselklappe, beispielsweise mittels vorhandenem Steller bei Fahrzeugen mit „E-Gas".
- Verringerung der Reibleistung von Nebenaggregaten beispielsweise durch den Einsatz riemengetriebener durch elektrische Öl- und Wasserpumpen. Ölpumpe und
Wasserpumpe können bei elektrischem Antrieb kennfeldgesteuert betrieben werden, so daß diese bei Bedarf im Schub mit minimalen Verlusten arbeiten.
- Einsatz eines nicht direkt von der Kurbelwelle angetriebenen Ventiltriebs und dadurch Wegfall von dessen Reibleistung bei Abschaltung im Schubbetrieb.
- Einschränkung der stark mit der Motordrehzahl ansteigenden Schleppleistung durch
eine Übersetzungsverstellung. Beispielsweise kann eine komfortable Übersetzungseinstellung über ein stufenloses Getriebe (CVT, leistungsverzweigte Hybridgetriebe), Stufenautomaten oder automatisierte Handschaltgetriebe realisiert werden, wobei die Übersetzungseinstellung zum Zwecke einer geringeren Schleppleistung in Abhängigkeit von der Übersetzung der Elektromaschine und dem sich daraus ergebenden optimalen Betriebspunkt (Betriebsdrehzahl) erfolgen kann, wobei die Bestimmung der optimalen Übersetzung unter Würdigung beider
Größen in einer Steuereinheit erfolgen kann. - Reduzierung der Schleppleistung in Schubphasen durch Abschalten oder Einschränken der Leistungsaufnahme von Nebeπaggregaten und Verbrauchern, sofern sie nicht der Fahrsicherheit dienen oder eine Komforteinbuße unmittelbar
spürbar wird, beispielsweise elektrische Heizungen, Klimakompressor unddergleichen, dabei kann es vorteilhaft sein, die Verbraucher über eine gemeinsame Schnittstelle (z.B. via CAN) miteinander zu vernetzen, um beispielsweise mittels einer Steuereinheit die Verbraucher gezielt aus- und
einzuschalten. Aus energetischer Sicht kann dabei die Brennkraftmaschine während ihrer Betriebsphasen unter höheren Mitteldrücken mit geringeren spezifischen Kraftstoffverbrauch betrieben werden.
Für einen Antriebsstrang mit einem Startergenerator und einer Brennkraftmaschine, bei dem diese Aggregate, beispielsweise aus Kostengründen nicht mittels einer Kupplung voneinander abkoppelbar sind, kann es vorteilhaft sein, die Rekuperationsleistung
dadurch zu erhöhe, daß das Schleppmoment beziehungsweise die Schleppleistung der Brennkraftmaschine durch zumindest eine oder einer Kombination folgender Merkmale reduziert wird:
- Verringerung der Kompressions- und/oder Expansionsverluste;
- Verringerung der Ladungswechselverluste durch Minimierung der Strömungswiderstände an Steuer- und Drosselorganen im Schubbetrieb;
- Verringerung der Reibleistung durch den Einsatz von der Brennkraftmaschine unabhängiger Nebenaggregate, beispielsweise Öl- und/oder Wasserpumpe und/oder zumindest im Schubbetrieb nicht von der Brennkraftmaschine
angetriebener Ventiltriebe;
Abschalten nicht unbedingt erforderlicher Verbraucher, beispielsweise elektrische
Heizungen, Klimaanlage oder dergleichen. Vorteilhaft kann hierbei die Reduzierung der Verluste durch Undichtigeiten und Ladungswechsel durch gezwungenes Öffnen der Ventile im Schubbetrieb mittels elektromechanisch, elektromagnetisch, hydraulisch oder pneumatisch, prinzipiell auch mittels eines mechanisch Stellglied zur Betätigung des Ventiltriebs zumindest im Schubbetrieb sein. Drosselverluste können durch Öffnen der Drosselklappe mit automatischem Drosselklappensteller wie „E-Gas" gemindert werden. Die Reibleistung elektrisch betriebener Nebenaggregate können im Schubbetrieb mittels einer kennfeldgesteuerten Betriebsweise entsprechend verlustarm betrieben werden, die Reibleistung des Ventiltriebs kann bei Abschaltung im Schubbetrieb entfallen.
Die Schleppleistung steigt in der Regel mit zunehmender Drehzahl der
Brennkraftmaschine an, so daß es vorteilhaft sein kann, im Schubbetrieb die Übersetzung des Getriebes, beispielsweise eines CVT- automatisierten Handschalt- , Stufenautomatikgetriebes oder eines leistungsverzweigten Hybridgetriebes in Richtung
einer großen Übersetzung (overdrive) vorzugeben, wobei die Übersetzung in Abstimmung mit dem optimierten Betriebspunkt der Elektromaschine erfolgen kann und beide Parameter mittels einer entsprechenden Steuerung bezüglich der ökonomisch
besten Übersetzungseinstellung eingestellt werden können. Die Leistungsaufnahme bis hin zur totalen Ausschaltung von Nebenaggregaten und
Verbrauchern, die nicht unmittelbar der Fahrsicherheit dienen oder sich durch eine
unmittelbare Komforteinbuße bemerkbar machen, kann vorteilhafterweise mittels eines
zentralen Kommunikationssystems, beispielsweise CAN-Bus gesteuert werden, wobei
die Stromverbraucher priorisiert geregelt, beziehungsweise ein- und ausgeschaltet
werden können, so daß die Brennkraftmaschine während ihrer Betriebsphasen unter
höheren Mitteldrücken mit geringeren spezifischen Kraftstoffverbräuchen betrieben
werden kann.
Die Erfindung wird anhand der Figuren 1 bis 21 näher erläutert. Dabei zeigen
Figur 1 a - d verschiedene Anordnungsmöglichkeiten eines
erfindungsgemäßen Antriebsstrangs,
Figur 2 einen Ausschnitt eines erfindungsgemäßen, auf der Welle der
elektrischen Maschine angeordneten Getriebes mit zwei
Frei laufen, Figur 3 einen Ausschnitt eines erfindungsgemäßen, auf der Welle der
elektrischen Maschine angeordneten Getriebes mit einem Freilauf
und einer Kupplung,
Figur 4 einen Ausschnitt eines erfindungsgemäßen, auf der Kurbelwelle
gelagerten Getriebes mit zwei Transmissionsscheibenpaaren
unterschiedlichen Durchmessers,
Figur 5 einen Ausschnitt eines erfindungsgemäßen, auf der Antriebswelle angeordneten Getriebes mit einem axial verschiebbaren Hohlrad,
Figur 6 einen Ausschnitt eines erfindungsgemäßen, auf der Antriebswelle
angeordneten, statisch Undefiniert gelagerten Getriebes mit
einem axial verschiebbaren Hohlrad,
Figur 7 eine skizzenhafte Ansicht eines Transmissionsscheibenpaares
mit Spanneinrichtung,
Figur 8 einen Ausschnitt eines erfindungsgemäßen, auf der Kurbelwelle
gelagerten Umlaufgetriebes mit einer antriebswellenseitigen, zur
Antriebswelle achsversetzten Transmissionsscheibe, Figur 9 eine Prinzipskizze eines erfindungsgemäßen, auf der Kurbelwelle gelagerten Stirnradgetriebes mit einer antriebswellenseitigen, zur Antriebswelle achsversetzten Transmissionsscheibe,
Figuren 10 bis 17 weitere Ausgestaltungs- und Anordnungs-möglichkeiten von erfindungsgemäß ausgestalteten Gegenständen,
Figur 18 ein Ausführungsbeispiel mit externer Verriegelung der Übersetzungsstufen,
Figur 19 ein weiteres Ausführungsbeispiel mit einem auf der Antriebswelle
angeordneten Getriebe mit verbessertem Wirkungsgrad,
Figur 20 ein Ausführungsbeispiel mit einer konzentrisch um die
Antriebswelle angeordneten Elektromaschine,
Figur 21 ein Detail aus der in Figur 20 dargestellten Anordnung,
Figur 22 und 23Ausführungsbeispiele einer in ein Getriebe integrierten
Elektromaschine und
Figuren 24a - 24c Verfahren zum Steuern einer Elektromaschine während der
Rekuperation.
Figur 1a - d zeigt verschiedene Anordnungsmöglichkeiten eines erfindungsgemäßen Antriebsstrangs 1 , 1', 1", 1 '" mit einer Antriebseinheit 2, 2', 2", 2'", beispielsweise einem Verbrennungsmotor, mit einer Antriebswelle 3, 3', 3", 3'" die mittels einer Kupplung 4, 4', 4", 4'" mit der Eingangswelle 5, 5', 5", 5'" einer Abtriebseinheit 6, 6', 6",
6"', beispielsweise einem Getriebe wie Schaltgetriebe, automatisches Stufengetriebe oder kontinuierlich verstellbares Getriebe (CVT), koppelbar ist. Mittels einer Wi'rkverbindung 7, 7', 7", 7"', die das anstehende Drehmoment überträgt und einem
selbsttätig in Abhängigkeit von der Drehmomentrichtung schaltenden Getriebe 9, 9', 9", 9"' ist eine elektrische Maschine 8, 8', 8", 8"' in den Ausführungsbeispielen der Figuren 1a - c mit der Antriebswelle 3, 3,' 3" und in dem in Fig. 1c gezeigten Ausführungsbeispiel mit der Eingangswelle 5'" verbunden.
In dem Ausführungsbeispiel der Fig. 1a ist die Wirkverbindung 7 zwischen der Kupplung 4 und der Antriebseinheit 2 um die Antriebswelle 3 angeordnet und überträgt das anstehende Drehmoment von der Antriebseinheit 2 über das Getriebe 9 auf die elektrische Maschine 8 und umgekehrt, wenn die elektrische Maschine 8 das Drehmoment liefert. In einem nicht gezeigten Ausführungsbeispiel ist das Getriebe 9 auf der Antriebswelle 3 angeordnet und die Wirkverbindung7 ist direkt mit der Welle 8a der elektrischen Maschine 8 drehschlüssig verbunden. Die elektrische Maschine 8 ist direkt mittels der Befestigung 8b mit der Antriebseinheit 2 oder einem anderen feststehenden Bauteil des nicht dargestellten Kraftfahrzeugs, in das der Antriebsstrang 1 eingebaut wird, verbunden. Die Wirkverbindung 7 kann als Riementrieb mit Riemen und den dazugehörigen Riemenscheiben, als Antrieb mit Kegelscheibenrädern und einem Umschlingungsmittel, beispielsweise einer Kette oder als Reib- oder Zahnradübertragung oder dergleichen, ausgestaltet sein. Das Getriebe 9 kann in nicht dargestellter Weise an der elektrischen Maschine 8 oder an dem Gehäuse der Antriebseinheit 2 oder einem beliebigen anderen feststehenden Bauteil des Kraftfahrzeugs befestigt sein oder als nicht statisch definiertes Getriebe sich mit
seinem Gehäuse oder einem mittels eines Achsversatzes zwischen Antriebswelle 3 und der Getriebeachse ausgebildeten Hebel an der Wirkverbindung 7 abstützen.
Die Figur 1b zeigt einen mit dem Antriebsstrang 1 bis auf die folgenden Unterschiede identischen Antriebsstrang 1': die elektrische Maschine 7 ist in diesem
Ausführungsbeispiel an der der Abtriebseinheit 6' entgegengesetzten Ende der Antriebswelle 3' mittels der Wirkverbindung 7' angeordnet. Das selbst schaltende Getriebe 9' ist hierzu auf der Antriebswelle 3' untergebracht, kann in einem nicht gezeigten Ausführungsbeispiel auch um die Achse der elektrischen Maschine 8'
vorgesehen sein.
Das in Figur 1c gezeigte Ausführungsbeispiel trägt die elektrische Maschine 8" in
konzentrisch um die Antriebswelle 3" angeordneter Ausführung im Kraftfluß zwischen
Kupplung 4" und Antriebseinheit 2", wobei der Stator 8a" am Gehäuse der
Antriebseinheit befestigt und der Rotor 8b Bestandteil des Getriebes 9" ist, das radial
innerhalb des Rotors 8b" ausgebildet ist, wobei eine Wirkverbindung 7", beispielsweise
über Reib- und/oder Zahnräder mit der
Antriebswelle 3", hergestellt wird.
Es versteht sich, daß eine koaxial um die Antriebswelle 3"" angeordnete elektrische
Maschine 8" auch - wie bereits in der Patentschrift US 4 458 156, die voll inhaltlich in
die vorliegenden Unterlagen aufgenommen ist, offenbart - an dem der Abtriebseinheit
6" gegenüberliegenden Ende der Antriebswelle angeordnet werden kann und
erfindungsgemäß ein entsprechendes Getriebe 9" zur Einstellung der Übersetzung
zwischen der elektrischen Maschine 8" und der Antriebseinheit 2" radial innerhalb des
Außenumfangs des Rotors 8b" aufweist. Der Vorteil liegt in dem Wegfall größerer
Änderungen an der Schnittstelle zwischen Antriebs- und Abtriebseinheit 2", 6",
beispielsweise an der Getriebeglocke. In Figur 1 d ist ein Ausführungsbeispiel gezeigt, dessen selbst schaltendes Getriebe 9"'
in die Abtriebseinheit 6"', beispielsweise einem Geschwindigkeitswechselgetriebe,
integriert ist. Auch hier kann - dem Beispiel der Figuren 1 a und 1 b folgend - das
Getriebe 9"' um die Eingangswelle 5'" oder um die Welle der elektrischen Maschine 8"' angeordnet sein. Ais Wirkverbindung 7'" empfiehlt sich hier - neben den
beschriebenen Beispielen - vorzugsweise ein Zahnradpaar, das insbesondere auch
weitere Übersetzungsfunktionen im Getriebe ausführen kann.
Eine derartige Anordnung kann vorteilhafterweise vorsehen, daß die Elektromaschine direkt auf der Getriebeeingangswelle oder mit dieser über eine Wirkverbindung
kraftschlüssig verbunden sein kann. Dabei kann es besonders vorteilhaft sein, die
Elektromaschine von der Brennkraftmaschine mittels einer Kupplung abkoppelbar
anzuordnen sowie eine weitere Kupplung zwischen dem Getriebe und dem Abtrieb
vorzusehen, wobei die Kupplungen abhängig von der übrigen Ausgestaltung des
Getriebes Reibungs- und/oder Formschlußkupplungen sein können.
In Figur 2 ist in Teilänsicht der oberen Hälfte entlang der Achse 110 der - nicht
dargestellten elektrischen Maschine - ein Ausführungsbeispiel eines
erfindungsgemäßen Getriebes 109 gezeigt, das als Planetengetriebe mit einem auf der
Welle 112 der elektrischen Maschine angeprägten oder aufgeschrumpften Sonnenrad
113, einem Planetensatz 114 und einem am Innenumfang des Getriebegehäuses 115
angeformten oder mit dem Gehäuse 115 fest verbundenen Hohlrad 116 ausgeführt ist. Der Planetensatz 114 wird von einem Steg 117 mit einer der Anzahl der Planetenräder
des Planetensatzes 114 entsprechenden Anzahl von Achsen 118, auf denen die
Planetenräder gelagert sind, aufgenommen. Der Steg 117 weist dabei zur Aufnahme
der Achsen 118 ein sich radial erstreckendes Flanschteil 117a und zur Lagerung auf
der Achse 112 der elektrischen Maschine eine sich axial erstreckende Hülse 117b auf.
In dem gezeigten Ausführungsbeispiel sind zur verdrehbaren und taumelfreien
Lagerung zwei axial durch einen Distanzring 119a beabstandete Wälzlager 119 vorgesehen, die auf beiden Seiten je durch einen Sicherungsring 119b, 119c gesichert
sind. Auf der dem radialen Flanschteil 117a entgegengesetzten Ende des axialen
Fianschteils 117b Stegs 117 ist an dessen Außenumfang der erste Freilauf 120
angeordnet, auf dem die zur elektrischen Maschine gehörige Riemenscheibe121
gelagert ist, wobei der Freilauf 120 gegen eine in der Riemenscheibe 121 als Anschlag
121 a dienende Schulter gepreßt und auf der gegenüberliegenden Seite mit einem
Sicherungsring 121 b gegen axialen Versatz gesichert ist. An der dem Planetensatz 114
abgewandten Seite der Riemenscheibe 121 ist an deren Innenumfang bei verringertem
Durchmesser der Riemenscheibe 121 der zweite Freilauf 122 aufgenommen und direkt
auf der Welle 112 der elektrischen Maschine gelagert, wobei er gegen axialen Versatz
einerseits durch eine in der Welle 112 vorgesehene Schulter 112a und andererseits
durch den Sicherungsring 112b gesichert ist. Die Riemenscheibe 121 ist gegen
Axialversatz durch die Sicherungsringe 121 b, 121c geschützt. Die mit Nuten 121
versehene Reibfläche der Riemenscheibe 121 nimmt den - nicht dargestellten - Riemen auf, der das anstehende Drehmoment von der elektrischen Maschine an eine antriebswellenseitige Riemenscheibe und umgekehrt überträgt.
Das Gehäuse 115 des Getriebes 109 wird durch den Steg 117 ergänzt, so daß der Planetensatz 114 und die Wälzlager 119 in einem abgeschlossenen Raum, gefettet werden oder in einem Ölbad laufen können, wobei die Spalte zwischen Steg 117, Gehäuse 115 und Welle 112 durch die Dichtungen 124, 124, 125 abgedichtet sind.
Mit dem Gehäuse 115 sind der elektrischen Maschine zugekehrt ein Befestigungsflansch oder Befestigungsbügel 126 verschraubt, vernietet oder verschweißt, mit denen das Getriebe 109 mittels radial außen angebrachter Ausnehmungen 126a mit der elektrischen Maschine verbunden und zentriert wird.
Wird von der elektrischen Maschine ein Drehmoment in Richtung Antriebswelle eingespeist, so wird der zweite Freilauf 122 überrollt und das Drehmoment von der Welle 112 über den Planetensatz 114 zum Steg 117 und von dort über den Freilauf 120 in die Riemenscheibe 121 zur Übertragung auf die Antriebswelle geleitet. Daraus resultiert eine Übersetzung ins Langsame, wodurch die elektrische Maschine mit großer Drehzahl und entsprechend verringertem Moment die Antriebseinheit starten kann. Zur Unterstützung dieses Vorgangs kann zusätzlich eine Übersetzung ins Langsame durch die Wahl der Riemenscheibendurchmesser vorgenommen werden. Bei einem Drehmomentfluß von der Antriebseinheit in Richtung elektrischer Maschine
wird das Drehmoment von der Riemenscheibe 121 direkt über den Freilauf 122 in die Welle 112 der elektrischen Maschine eingeleitet und diese ohne Übersetzung angetrieben, die in diesem Betriebsmodus Strom erzeugen kann. Der Freilauf 120 wird dabei überrollt.
Die Figur 3 zeigt mit dem Getriebe 209 eine Abwandlung des Getriebes 109 unter Verwendung einer Kupplung 220, die über einen Elektromagneten 227 angesteuert wird, anstatt des ersten Freilaufs 120 in Figur 2.
Hierzu ist der Elektromagnet 227 mit den einem ringförmigen Kern 229 umgeben, der mit dem Gehäuse 215 drehfest verbunden ist und an seinem Außenumfang eine Steckverbindung 228 aufweist, die den Elektromagneten 227 mit einer externen Stromquelle und einer Steuerleitung, die beispielsweise den Elektromagneten 227 in Abhängigkeit von der Stromrichtung an der elektrischen Maschine schließt und öffnet, versorgt. Der Kern 229 ist mittels des Lagers 231 , das beidseitig mit den Sicherungsringen 230a, 230b gegen axialen Versatz gesichert ist, verdrehbar auf einem Kupplungsflansch 231 gelagert. Der Kupplungsflansch 231 ist auf der Welle 212 zentriert und mittels einer nicht gezeigten Paßfeder, die in eine Nut 212a der Welle 212
der elektrischen Maschine eingreift, drehschlüssig verbunden. Ein radialer ausgerichteter Teil des Kupplungsflansches 231 bildet die Anpreßplatte
231 a der Kupplung 220 und trägt stirnseitig im Bereich des Außenumfangs Klauen
220a die beim Einrücken der Kupplung 220 mit den stirnseitig an der auf der Welle 212
zentrierten Druckplatte 233 vorgesehenen Klauen 220b eine kraftschlüssige
Verzahnung bilden. Die Druckplatte 233 wird während des Einrückvorgangs der
Kupplung 220 bei Betätigung des Elektromagneten axial auf die Anpreßplatte 231 a
zubewegt, wobei währenddessen die Anpreßplatte über den Spalt 227a magnetisiert
wird. Die Druckplatte wird bei Abschalten des Elektromagneten 227 über einen nicht
dargestellten, axial wirkenden Kraftspeicher ausgerückt.
Im weiteren Verlauf des Kraftflusses ist die Druckplatte 233 mittels einer am
Innenumfang einer axial vorstehenden Nase 233a angeprägten Verzahnung 233b axial
verschiebbar und drehschlüssig mit dem Sonnenrad 213 verbunden, das mittels eines
axial ausgerichteten Flanschteils 213a, an dessen Innenumfang ein Wälzlager 212b
angebracht ist, auf der Welle 212 verdrehbar gelagert. Am Außenumfang des
Flanschteils 213a ist ein Zahnkranz 213b vorgesehen, der mit dem Planetensatz
verzahnt ist. Die Achsen 218 für den Planetensatz sind direkt mit der Riemenscheibe
221 verbunden, die somit gleichzeitig den Steg für den Planetensatz 214 bildet. Auf
axialer Höhe des Planetensatzes 214 ist das Gehäuse 215radial aufgeweitet und bildet
mit einer Innenverzahnung 216 das Hohlrad des Getriebes 209. Die Riemenscheibe 221 ist mittels des Lagers 219 und des Freilaufs 222, der axial mit
den Sicherungsringen 221 b, 221c gesichert ist, ebenfalls auf der Welle 212 gelagert.
Das Gehäuse ist gegen die Welle 212 und gegen die Riemenscheibe 221 mittel den
Dichtungen 223, 224, 225 abgedichtet.
Bei geschlossener Kupplung, beispielsweise während des Startvorgangs der
Antriebseinheit, wird der Freilauf 222 überrollt und über das Sonnenrad 213, den
Planetensatz 214 und die Riemenscheibe die Antriebseinheit mit einer ins Langsame
übersetzten Drehzahl von der elektrischen Maschine gestartet. Steigt die Drehzahl der
Antriebseinheit so kann zu einem exakt definierten Zeitpunkt, beispielsweise bei der
Stromumkehr an der elektrischen Maschine die Kupplung 220 ausgerückt werden und
das von der Antriebseinheit ankommende Drehmoment wird über den Freilauf 222
direkt und ohne Übersetzung durch das Getriebe 209 auf die Welle 212 eingespeist
und treibt die elektrische Maschine an.
In Figur 4 ist eine Teilansicht eines Ausführungsbeispiels betreffend ein Getriebe 309 mit einer selbsttätigen Einstellung von zwei Übersetzungsstufen in Abhängigkeit von
der Drehmomentrichtung mit zwei jeweils mit einem Riemen verbundenen
Riemenscheibenpaaren mit unterschiedlicher Übersetzung gezeigt, wobei nur das
Getriebe 309 mit den zu den Riemenscheibenpaaren gehörigen Riemenscheiben 321 ,
334 dargestellt ist. Ein ringförmiger, sich axial erstreckender Flansch 331 des Getriebes 309 ist mittels eines an seinem Innenumfang im mittleren Bereich zwischen beiden axialen Enden radial nach innen gerichteten Flansch auf der Antriebswelle 303 der Antriebseinheit mittels der Schraube 303a verbunden, wobei die Drehfestigkeit zwischen Flansch 331 und Antriebswelle 303 über die Verzahnung 303b hergestellt wird. Ein erstes ringförmiges Teilstück 331b des Flansches ist axial über die Antriebswelle 303 und ein zweites Teilstück 331c ist der Antriebswelle 303 entgegengesetzt axial ausgerichtet ist,
wodurch eine ringförmige Plattform am Außenumfang des Flansches 331 gebildet wird, auf dem die ersten Freiläufe 322a, 322b und das axial zwischen diesen liegende und mittels den Sicherungsringen 319a gegen axialen Versatz gesicherte Wälzlager 319 angeordnet sind. Um den radial über der Antriebswelle 303 auf dem Teilstück 331b
des Flansches 331 angeordneten Freilauf 322a ist ein Flanschteil 321a vorgesehen, das mit einem nach radial außen verlaufenden Scheibenteil 321 im Bereich seines Außenumfangs mittels über den Umfang verteilten Ausnehmungen und den Nieten 321c ein ringscheibenförmiges Teil 321 d aufnimmt, das radial außen mit einem axial entgegen der Antriebswelle 303 angeformten, ringförmigen Ansatz 321 e den Riemenscheibenrrng 321f zur Aufnahme des Riemens mittels der Verschweißung 321g aufnimmt. Der Flansch 321a und das ringscheibenförmige Teil 321 d können auch einstückig ausgeführt sein. Um ein möglichst hohes Drehmoment übertragen zu können, ist auf dem Freilauf 322b, auf dem Wälzlager 319 sowie auf dem Außenumfang des Flanschteils 321a ein weiteres Flanschteil 335 angeordnet und zentriert, das stirnseitig mit dem Flanschteil 321a mittels der annähernd gleichmäßig über den Umfang verteilten Schrauben 335a verbunden ist. An einer radial
abstehenden Schulter 335 ist am Außenumfang des Flanschteils 335 ein Wälzlager
336 angeordnet und durch den Sicherungsring 336a gesichert, auf dem das Gehäuse
315 verdrehbar gelagert ist. Zur Sicherung des Gehäuses gegen axialen Versatz und
zur Abdichtung ist an dessen Stirnseite ein Abdeckblech 315a vorgesehen, das mittels
über den Umfang verteilter Schrauben 315b an einem radial nach außen verlaufenden,
mit entsprechenden Ausnehmungen versehenen Flanschteil 315c des Gehäuses
befestigt ist und das Gehäuse an dem Wälzlager 336 axial mittels einer axial
angeformten Nase 315d positioniert und das Gehäuse 315 gegen das Flanschteil 335
mittels der Dichtung 324 abdichtet. Das Gehäuse folgt zur Optimierung des
Platzbedarfs der radialen Kontur der Fianschteile 335, 331 und ist an seinem von der
Antriebsweile 303 größten Abstand axial eingezogen und bildet einen axial in Richtung
Antriebswelle ausgebildeten Flansch 337, an dessen Außenumfang die Freiläufe 320a,
320b angeordnet sind, die wiederum das Flanschteil 331c des mit der Antriebswelle
303 fest verbundenen Flansches 331 aufnehmen. Mittels einer radial abstehenden
Schulter 315e an der im mittleren axialen Bereichs der Kontur des Gehäuses 315 ist
ein Anschlag für die Riemenscheibe 334 gebildet, die aus einem ringscheibenförmigen
Teil 334a, dem Riemenscheibenring 334b zur Aufnahme des Riemens und einem
Verstärkungsring 334 gebildet ist, wobei die drei Teile jeweils miteinander verschweißt
sind. Das Getriebe 309 funktioniert in der Weise, daß während eines Startvorgangs der Antriebseinheit von der elektrischen Maschine ein Drehmoment von den Riemenscheiben der elektrischen Maschine auf die beiden Riemen eingespeist wird und die beiden antriebswellenseitigen Riemenscheiben 321 , 334 mit Drehmoment beaufschlagt. Die Riemenscheibe 321 mit ihrem gegenüber der Riemenscheibe 334 größeren Durchmesser läßt bei angenommenem gleichen Durchmesser der Riemenscheiben der elektrischen Maschine eine größere Übersetzung der Drehzahlen der elektrischen Maschine ins Langsame zu. Über die Flanschteile 321b, 321a wird das Drehmoment auf den Flansch 331 und dann auf die Antriebswelle 303 geleitet, wobei die Freiläufe 322a, 322b geschlossen sind und die Freilaufe 320a, 320b überrollt werden.
Während des Betriebs der elektrischen Maschine als Stromgenerator werden die Freiläufe 322a, 322b überrollt und die Freiläufe 320a, 320b sind geschlossen, so daß das von der Antriebswelle 303 kommende Drehmoment über den Flansch 331, die Freiläufe 320a, 320b auf das Gehäuse 315 und von dort auf die Riemenscheibe 334 übertragen wird. Der kleinere Durchmesser der Riemenscheibe 334 liefert verglichen mit der Riemenscheibe 321 höhere Drehzahlen an die elektrische Maschine, wobei zur Bestimmung der Übersetzungsverhältnisse die Durchmesserverhältnisse der Riemenscheiben der Riemenscheibenpaare zu berücksichtigen sind, wobei beiden
Übersetzungsstufen eine gleichartige Grundübersetzung zugrunde gelegt sein kann. ln der Figur 5 ist ein Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen Getriebes 409
dargestellt. Es ist mittels eines Trägerflansches 438 auf der Antriebswelle 403 gelagert
und mittels der Schraube 403a, die durch eine kreisförmige Öffnung 413c im
Sonnenrad 413 hindurch angezogen wird. Das Gehäuse 415 ist am Gehäuse 402 der
Antriebseinheit mittels eines im Querschnitt L-förmigen Flanschteils 437 zentriert und
fest mit diesem mittels des Schraubenkreises 402a verbunden. Der sich axial
erstreckende Schenkel 437a wird in eine entsprechende Ausnehmung des Gehäuses
415 gesteckt und mittels einer Verzahnung 437b drehschlüssig mit diesem verbunden.
Das Gehäuse 415 ist aus den Gehäuseteilen 415a, 415b, 415c verschweißt - kann jedoch wie die übrigen Bauteile ebenfalls aus einteiligen mittels Umformungstechniken
hergestellten Teilen hergestellt sein - und schließt eine Kammer 445 ein, in der die
Dämpfungseinrichtung 439 und der Tilger 440 sowie das aus Sonnenrad 413 , den
Plänetenrädern 414 und dem axial verschiebbaren, verdrehbaren Hohlrad 416
bestehende Planetengetriebe 409a untergebracht sind.
Auf dem Außenumfang des Flanschteils 415a ist gegen eine vom Gehäuseteil 415b
und dem Flanschteil 415a radial ausgebildete Schulter 415d ein Wälzlager 419
angeordnet, das axial ohne Spiel an einem verlängerten, am Flanschteil 415a
zentrierten Schenkel eines im Querschnitt U-förmigen zum Wälzlager 419 hin offenen
Rings 419a, der mittels eines Sicherungsrings 419b gegen axialen Versatz gesichert
ist, fixiert ist. Auf dem Wälzlager 419 ist der Kontur des Gehäuses 415 unter Bildung eines minimierten Spalts 441 folgend der Riemenscheibenkäfig 442, bestehend aus
dem L-förmigen Flansch 442, dem Riemenscheibe 421 , dem Zwischenring 443 und dem Scheibenteil 444, verdrehbar zum Gehäuse 415 angeordnet und axial gegen Versatz durch die nach radial innen gerichtete Nase 442b am Fianschteil 442a und den Sicherungsring 419c gesichert. Der L-förmige Flansch 442a trägt am Außenumfang des radial nach außen gerichteten Flanschteils die mit ihm verschweißte
Riemenscheibe 421 , die als ringförmiges Bauteil ausgeführt ist. Im Anschluß an die Riemenscheibe 421 ist mit dieser axial ein Zwischenring 443 verschweißt, mit dem das Scheibenteil 444 mittels den Schrauben 444a verschraubt ist. Das Scheibenteil 444 weist an seinem Innenumfang eine beidseitige Verstärkung 444b in axiale Richtung auf, in die über den Umfang verteilte Gewindebohrungen zur Verschraubung des
Sonnenrads 413 auf, das hierfür einen radial nach außen gerichteten Flansch 413a mit dem entsprechenden Lochkreis zur Aufnahme der Schrauben 413b aufweist, geschnitten sind, wodurch eine drehfeste Verbindung und Abdichtung zwischen dem
Sonnenrad 413 und dem Scheibenteil 444 resultiert.
Der Steg 417 des Planetengetriebes 409a nimmt die Planetenräder 414 mittels der Achsen 418 und den zwischengelegten Gleitlagern 414a, 414b auf und ist auf einem axial ausgerichteten Vorsprung 438a des auf der Antriebswelle 403 angeordneten Trägerflansches 438 mittels des axial durch die radial hervorstehende Schulter 438b und durch den Sicherungsring 436a axial festgelegten Wälzlagers 436 verdrehbar gelagert. Am Außenumfang des Stegs 417 ist mittels der Verzahnung 446 ein Formschluß zu der Dämpfungseinrichtung 439 vorgesehen.
Das Funktionsprinzip des zwei Übersetzungsstufen aufweisenden Getriebes 409 sieht
eine Übersetzung der von der elektrischen Maschine auf die Riemenscheibe 421 übertragenen Drehzahl, beispielsweise während des Startvorgangs ins Langsame vor - bei Zugrundelegung der vorhandenen Geometrie 1 :5. Hierzu wird das Drehmoment von der Riemenscheibe 421 über das Scheibenteil 444 auf das Sonnenrad 413 übertragen. Das Sonnenrad 413 treibt über die Schrägverzahnung 413e die - vorzugsweise drei - Planetenräder 413 an. Der Steg 417 wird durch die Antriebswelle 403 über die Dämpfungseinrichtung 439 geblockt, so daß über die Schrägverzahnung 416a, deren Steigung so gewählt ist, daß das Hohlrad 416 mit einer kleineren als die entgegenhaltende Kraft der Antriebswelle 403 axial und gegen das zur Steuerung des
Lastreibmoments vorgesehene, zwischen dem axial ausgerichteten Flanschteil 417a des Stegs 417 und dem Hohlrad 416 wirksame, dreiteilige Gleitlager 449 mit dem radial wirkenden Federring 449a verschoben wird, das Hohlrad 416 axial von der Antriebswelle 403 weg bewegt und mittels der Klauen 416a, 415d am Hohlrad 416 und am Gehäuse 415 einen Formschluß bildet. Zur Sicherung gegen zu starkes Auslenken des Hohlrads ist an der Stirnseite der Klauen 415d ein Sicherungsring 415e in das Gehäuseteil 415c eingeschnappt. Über den Formschluß ist das Hohlrad 416 fest mit dem Gehäuse 415 verbunden, so daß die Antriebswelle mit der entsprechenden Übersetzung des Planetengetriebes 409a über den Weg der Verzahnung 446 in das Eingangsteil 447 mit Beaufschlagungseinrichtungen für die Kraftspeicher 448 zum
Ausgangsteil 438c, in dem zur Aufnahme und Beaufschlagung der Kraftspeicher
Taschen 438d ausgeformt sind, wodurch Eingangsteil 447 und Ausgangsteil 438c
entgegen der Wirkung des zumindest einen, sich zumindest teilweise über den Umfang
erstreckenden Kraftspeichers 448 zur Dämpfung von im Antriebsstrang auftretenden
Drehungleichförmigkeiten relativ gegeneinander verdrehbar sind. Vom Ausgangsteil
438c wird das Drehmoment über den Trägerflansch 438 an die Antriebswelle 403
weitergeleitet, wodurch die Antriebseinheit mit gegenüber der elektrischen Maschine
verminderter Drehzahl gestartet wird.
Parallel zur Dämpfungseinrichtung 439 ist ein Tilger 440 zur Tilgung von
Drehungleichförmigkeiten mittels eines ringförmigen Masseteils 440, in das zumindest
eine Tasche 440b zur Aufnahme und Beaufschlagung von zumindest einem
Kraftspeicher 440c, der sich zumindest teilweise über den Umfang erstreckt und gegen
dessen Wirkung das Masseteil 440 gegen das mit dem Trägerflansch 438 verbundene,
beispielsweise verschweißte, Eingangsteil 438d relativ verdrehbar ist, eingeprägt ist.
Kehrt sich nach dem Startvorgang das Drehmoment und treibt die Antriebswelle 403
an, so wird der Steg 417 entgegen des Trägheitsmoments der elektrischen Maschine
bewegt und das Hohlrad weicht infoige des über die Schrägverzahnung 416a
anliegende Moments axial in Richtung Antriebswelle aus. Zur Bildung eines
Formschlusses mit dem Steg 417 sind an der diesem zugewandten Stirnseite Klauen 416c vorgesehen, die in entsprechende, fensterförmige Ausnehmungen 417b des Stegs 417 eingreifen.
Zum Schutz der Klauen 416c vor Zerstörung, da die Umschaltung in diesen Formschluß bereits bei laufendem Steg 417 und annähernd stehendem Hohlrad 416 erfolgt, ist ein Sperring 450 vorgesehen, der mit dem Hohlrad 416 über einen konischen Reibschluß an seinem Außenumfang in Verbindung steht und mit einer radial nach innen gerichteten Nase 450a an ihrem Innendurchmesser in eine entsprechende Nut des Stegs 417 mit Spiel eingehängt ist. Bei annähernd gleicher Drehzahl zwischen Hohlrad 416 und Steg 417 greifen - bewirkt durch das an der Schrägverzahnung 416a anliegende Moment - die Zähne der axial ausgerichteten Verzahnung 450b des Sperrings 450 in den Lochkreis 416d des Hohlrads entgegen der Kraft des rücksteilenden, axial wirkenden Kraftspeichers 450c ein und geben
dadurch den Weg für die Ausbildung des Formschlusses zwischen den Klauen 416c, 417b frei. Bei Umkehr des Drehmomentflußes wird die Verzahnung zwischen den Teilen 450b, 416d durch axiale Beabstandung von Sperring 450 und Steg 417 mittels
des Kraftspeichers 450c wieder gelöst.
Nach der Ausbildung des Formschlusses mittels der Klauen 416c und der Ausnehmungen 417b läuft der Steg 417 direkt mit dem Planetensatz um, da das
Hohlrad 416 mit dem Steg verblockt ist und Drehmomentfluß verläuft ohne
Übersetzung über die Achsen 418 und dem Planetensatz 414 zum Sonnenrad 413 und wird von dort über das Scheibenteil 444 zur Riemenscheibe 421 , die über den Riemen die elektrische Maschine speist.
Um die elektrische Maschine als booster, also zur Unterstützung der Antriebseinheit, oder als alleinige Antriebsquelle für das Kraftfahrzeug nutzen zu können, ist es wünschenswert, bei größeren Drehzahlen als die der Startdrehzahl die erneute
Umschaltung auf die Startübersetzung bei Drehmomentfluß von der elektrischen Maschine zu blockieren. Hierzu wird eine Fliehkrafteinrichtung, bestehend aus über den Umfang verteilten, in Ausnehmungen 451 am Außenumfang des Stegs 416 versenkten Kugeln, Ringsegmenten oder Stiften 452, die unter Fliehkraft in entsprechende Ausnehmungen 453 im Hohlrad eingreifen und bei höheren Drehzahlen Steg 416 und Hohlrad 417 fest miteinander verbunden. Kommt die Antriebseinheit zum Stillstand können bei einem erneuten Startvorgang die Kugeln 452 wieder annähernd kräftfrei in die Ausnehmungen 449 gedrängt werden. Zum Ablauf des Vorgangs können die Ränder der Ausnehmungen 449, 453 entsprechend ausgeformt sein,
beispielsweise können in axiale und in Umfangsrichtung entsprechend auslaufende Profile vorgesehen sein oder die Kugeln können über kleine Federn zurück gedrückt werden.
In Figur 6 ist ein der Funktionsweise und dem Aufbau dem Ausführungsbeispiel des Getriebes 409 in Figur 5 entsprechendes Getriebe 509 in Teiiansicht mit den nachfolgend beschriebenen, sich unterscheidenden Merkmalen dargestellt. Das Getriebe 509 ist nicht mit dem Gehäuse 515 an der Antriebseinheit verschraubt,
sondern statisch Undefiniert ausgestaltet, das heißt, daß das Abstützmoment des
Gehäuses 515 mittels eines sich radial erstreckenden, entlang der durch die nicht
dargestellte Riemenscheibe der elektrischen Maschine und die Riemenscheibe 521
aufgespannten Riemenscheibenebene angeordneten Hebels 554 am - hier nur
angedeuteten - Riemen 555 abstützt, wodurch eine Änderung des Gehäuses der
Antriebseinheit entfällt und das Getriebe 509 ohne weitere Änderungen der Bauform
der Antriebseinheit eingesetzt werden kann. Hierzu ist am radial außen befindlichen
Ende des Hebels 554 eine axial verstärkte Durchführung 556 für eine Riemenspanneinrichtung 559 mittels einer Welle 556a vorgesehen, die mittels des
Lagers 556b eine zur Welle 556a verdrehbare Spannrolle 557 aufnimmt. Die
Spannrolle 557 stützt sich je nach Drehmomentrichtung mit einem zum anliegenden
Drehmoment proportionalen Abstützmoment an einer der beiden Riemenseiten des
Riemens 555 ab, so daß der Riemen 555 bei kleinen anliegenden Drehmomenten
weniger belastet und dadurch seine und die Lebensdauer der Lager 519, 558
verlängert wird. Der Hebel 554 ist mit dem Gehäuse 515 mittels eines an seinem Ende,
axial in Richtung Gehäuse 515 angeformten Rings 554a mit einer Innenverzahnung
554b auf einem axialen Vorsprung 515a mit einer Außenverzahnung 515b drehfest und
mittels des Sicherungsrings 515c axial spielfrei verbunden. Zur Verhinderung der
Neigung des Gehäuses 515 aus der Rotationsachse der Antriebseinheit ist dem ersten
Wälzlager 519 zwischen dem mit der Antriebswelle 503 verzahnten Trägerflansch 538 und dem Gehäuse 515 ein weiteres Wälzlager 558 vorgesehen, das das Gehäuse gegen den Riemenscheibenkäfig 543 verdrehbar abstützt. Beide Wälzlager 519, 558 sind zur Vermeidung von belastenden Kippmomenten innerhalb der Riemenscheibenebene RE angeordnet. Nach dem erfinderischen Gedanken können an allen Ausführungsbeispielen weitere Nebenaggregate im Riementrieb eingeschlossen
sein, so daß in diesem Fall auch die Lager dieser durch den optimierten Kippmomentverlauf geschont werden. Eine Vorspannung des Riemens 555 sorgt für dessen einwandfreie Funktion.
In Figuren 7 ist ein Ausführungsbeispiel für einen Riementrieb 759 skizzenhaft dargestellt. Hierbei ist an dem mit dem Getriebegehäuse 715 verbundenen Hebel 754 ein Kraftspeicher 761 befestigt, der beide Spannrollen 757a, 757b miteinander direkt verbindet, wobei der Kraftspeicher 761 auf beide Spannrollen 757a, 757b eine Zugkraft ausübt. Zwischen den Spannrollen 757a, 757b und dem Kraftspeicher 761 verläuft
jeweils ein Teilstrang des Riemens 755, so daß der die beiden Riemenscheiben 762, 721 mit den auf der elektrischen Maschine beziehungsweise auf der Antriebswelle angeordneten Riemenscheibenachsen 703, 762a verbindende Riemen 755 auf beiden Seiten gegen die Kraft des Kraftspeichers 761 vorgespannt wird. Bei Bedarf können in
den Riementrieb 659 sowie in jede weitere Ausführungsform von Wirkverbindungen zwischen Antriebswelle und Welle der elektrischen Maschine zusätzliche Nebenaggregate aufgenommen werden. Das Ausführungsbeispiel eines Getriebes 809 in Figur 8 weist zwei verschiedene
Achsen 803a, 865 der Antriebswelle 803 und der Riemenscheibe 821 mit dem Abstand
d auf. Die Riemenscheibe 821 ist radial nach innen abfolgend aus der Riemenfläche
821 a, einem L-förmigen Flansch 821 b, einem zur Aufnahme des Planetengetriebes
809a auf radialer Höhe der Antriebswelle 803 axial ausgeformten Scheibenteil 821c
sowie einem um die Achse 865 angeordneten Stumpf 821 d mit einer Außenverzahnung
821 e aufgebaut, wobei die Teile untereinander verschweißt sind. Das Zahnrad 813 ist
mittels einer Innenverzahnung 813a drehschlüssig mit dem Stumpf 821 d verbunden
und mittels der Schraube 813b mit diesem verschraubt. Die verdrehbare Lagerung des Zahnrads 813 mittels dem Wälzlager 813c und damit der Riemenscheibe 821 erfolgt
auf dem Gehäuse 815, das das Zahnrad 813 umfangsseitig umgibt, außerdem ist ein
Abdichtung mittels der Dichtung 830 vorgesehen. Das Zahnrad 813 ist mit einem
weiteren Zahnrad 866 verzahnt, das den Abstand d kompensiert und für das um die
Achse 803a der Antriebswelle 803 angeordnete Planetengetriebe 809a das Sonnenrad
bildet, wobei um dieses Sonnenrad 866 die mittels der Achsen 818 auf dem Steg 817
aufgenommenen Planetenräder 814 angeordnet sind und das Gehäuse 815,
bestehend aus den Teilen 815a, 815b, mittels einer Innenverzahnung 816 das Hohlrad
bildet. Das Gehäuse 815 ist mittels den axial festgelegten und abgedichteten
Wälzlagern 819, 836 auf dem mit der Antriebswelle 803 verzahnten und verschraubten
Trägerflansch 838 einerseits und auf einem axial ausgebildeten Vorsprung 866a des
Sonnenrads 866, das seinerseits mittels zwei am Außenumfang eines L-förmigen
Flansches 866b gleichsinnig zur Erhöhung des übertragbaren Drehmoments angeordneten Freiläufen 820, die am Innenumfang eines axialen, von der
Antriebswelle 803 abgewandten Vorsprungs 838a des Trägerflansches 838 angebracht sind, gelagert. Weiterhin ist auf dem Außenumfang des Trägerfiansches 838 über einen zweiten, dreiteiligen Freilauf 822 der Steg 817 gelagert, so daß sich folgenden Funktionsweise des Getriebes 809 ergibt:
Liegt ein Drehmoment an der Antriebswelle 803 an, so dreht sich die Achse 803 und dreht das Sonnenrad 866 infolge des in dieser Richtung schließenden Freilaufs 820, wobei der Freilauf 822 überrollt wird. Das Drehmoment wird auf das Zahnrad 813 übertragen und an die Riemenscheibe 821 zum Antrieb der elektrischen Maschine weitergeleitet. Dabei dreht sich die Riemenscheibenachse 865 so lang um die Achse 803a der Antriebswelle 803 bis das Abstützdrehmoment von dem sich dabei spannenden Riemen entgegengehalten wird. Dabei ist darauf zu achten, daß der Abstand des Achsversatzes zwischen den Achsen 803a, 865 groß genug ist, daß bei einer vorgegeben Spannung des Riemens in Abhängigkeit von dessen Reibkräften an der Reibfläche 821a die Achse 865 nicht durchrutscht und eine ganze Umdrehung um die Achse 803a ausführt, was bei Abständen d > 10mm bei Normalbedingungen ausgeschlossen werden kann. Der obere Wert für den Abstand d ist von den Einbaumaßen des Getriebes 809 vorgegeben und dürfte 250mm nicht überschreiten.
Wird das Drehmoment von der elektrischen Maschine über die Riemenscheibe 821 eingeleitet dreht sich das Getriebe 809 um die Achse 803a bis zum Erreichen des notwendigen Abstützmoments an der gegenüberliegenden Seite des Riemens. Daraufhin wird das Drehmoment vom Zahnrad 813 an das Sonnenrad 866 übertragen, das bei offenem Freilauf 820 die Planetenräder 814 antreibt, und mit der dabei entstehenden Drehzahlminderung wird das Drehmoment über den Steg 817 und über den geschlossenen Freilauf 822 über den Trägerflansch 838 auf die Antriebswelle 803 zum Starten der Antriebseinheit geleitet.
In Figur 9 ist ein Ausführungsbeispiel eines Getriebes 909 mit einem Achsversatz zwischen der Achse der Antriebswelle 903 und der Achse 965 der Riemenscheibe 921 mit zwei Zahnradpaaren 967, 968 und zwei Freiläufen 920, 922 zur Einstellung der selbsttätigen Übersetzung skizzenhaft dargestellt.
Die ersten Zahnräder 967a, 968a der Zahnradpaare 967, 968 sind drehfest auf der Riemenscheibenachse 965 angeordnet, die zweiten Zahnräder 967b, 968b sind auf den einander bezüglich der Überrollrichtung entgegengesetzten Freiläufen 920, 922, die auf der Antriebswelle 903 angeordnet sind, gelagert. Das Gehäuse 915 umgibt das Getriebe 909 und ist auf der Achsen 903 mittels den Wälzlagern 936a, 936b gelagert.
Beim Startvorgang ist der Freilauf 920 geschlossen und der Freilauf 922 wird überrollt, so daß eine Übersetzung der Drehzahl der elektrischen Maschine ins Langsame
erfolgt. Beim Generatorbetrieb ist der Freilauf 922 geschlossen und der Freilauf 920 wird zur Ausbildung einer kleineren Übersetzung überrollt. Wie unter der Figur 8 beschrieben stützt sich das Gehäuse am Riemen ab, so daß eine Montage am
Gehäuse der Antriebseinheit entfallen kann.
Das in Figur 10 im Schnitt dargestellte Getriebe 1009 ist unmittelbar von einer
elektrischen Starter- Generatormaschine getragen. Hierfür ist das Verbindungsteil 1038
in Form einer Hülse 1038 mit der Welle 1012 der nicht näher dargestellten elektrischen
Maschine verbunden. Diese Verbindung erfolgt einerseits über eine formschlüssige
Verbindung 1003d zur Drehmomentübertragung und andererseits mittels einer
Schraubverbindung 1003a zur axialen Fixierung.
Das Getriebe 1009 besitzt ein Gehäuse 1010, welches die verschiedenen
Getriebeelemente wie insbesondere das Hohlrad 1016, die Planetenräder 1014, den
Planetenträger 1017, das Sonnenrad 1018 sowie verschiedene Betätigungs- bzw.
Schaltelemente aufnimmt.
Das Gehäuse 1010 ist gegenüber dem Verbindungsteil 1038 verdrehbar gelagert, und
zwar hier über eine Wälzlagerung 1019, die ein Kugellager umfaßt. Das Gehäuse 1010
umfaßt ein ringförmiges Bauteil 1020, das im Querschnitt winkelförmig ausgebildet ist
und mit einem zweiten Gehäuseteil 1021 , hier mittels Schrauben, fest verbunden ist.
Das Gehäuseteil - 1020 trägt Profilierungen 1022, vorzugsweise für ein endloses
Übertragungsmittel, wie insbesondere einen Zahnriemen. Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel sind die Profilierungen 1022 unmittelbar von dem Gehäusebauteil
1020 gebildet.
Das Planetengetriebe 1009 besitzt mit einer Schrägverzahnung versehene Zahnräder
1014, 1016, 1018. Das Hohlrad 1016 ist axial verschiebbar im Gehäuse 1010
aufgenommen. Weiterhin ist das Hohlrad 1010 gegenüber dem Sonnenrad 1018
verdrehbar gelagert. Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel ist das Sonnenrad
1018 unmittelbar durch das nabenartig ausgebildete Verbindungsteil 1038 gebildet. Auf
dem Verbindungsteil 1038 ist auch unmittelbar das Kugellager der Lagerung 1019
aufgenommen.
Das eine Riemenscheibe bildende Gehäuseteil 1020 ist hier über
Schraubverbindungen 1023 mit dem Planetenträger 1017 fest verbunden. Das axial
verlagerbare Hohlrad 1016 ist über einen Kugelrampenmechanismus 1024 mit einem
sich um die Welle 1012 erstreckenden ringförmigen Bauteil 1025 antriebsmäßig
verbunden. Zwischen dem Hohlrad 1016 und dem ringförmigen Bauteil 1025 ist-ein
Energiespeicher in Form einer Wellfeder axial verspannt. Das ringförmige Bauteil 1025
ist im Gehäuse 1010 - hier an dem Gehäuseteil 1021 - über eine Lagerung 1027
verdrehbar aufgenommen. Über die Lagerung 1027 ist das ringförmige Bauteil 125
gegenüber dem Gehäuse 1010 auch in axialer Richtung festgelegt. Über die Lagerung
1027, welche hier ein Kugellager umfaßt, können Axialkräfte abgefangen werden, die
wie im folgenden noch näher erläutert durch den Kugelrampenmechanismus 1024 erzeugt werden. Das ringförmige Bauteil 1025 bildet radial innen einen axialen
ringförmigen Ansatz 1028, der eine Kupplungsscheibe 1029 trägt. Zumindest die
Reibbereiche 1030 der Kupplungsscheibe 1029 sind begrenzt axial verlagerbar. Bei
dem dargestellten Ausführungsbeispiel ist hierfür zwischen der Kupplungsscheibe
1029 und dem axialen Ansatz 1028 eine Verbindung mittels einer axialen Verzahnung
1031 vorgesehen. Die Reibbereiche 1030 könnten jedoch auch mittels membranartiger
beziehungsweise blattfederartiger Mittel, welche die gewünschte axiale Verlagerung
ermöglichen, mit dem ringförmigen Bauteil 1025 verbunden sein. Die
Kupplungsscheibe 1029 ist Bestandteil eines Brems- bzw. Kupplungsaggregates 1031 ,
das beispielsweise als elektromagnetische Bremse beziehungsweise Kupplung ausgebildet sein kann. In Figur 10 ist ein Elektromagnet schematisch dargestellt und
mit 1032 gekennzeichnet.
Wie bereits erwähnt, ist das Hohlrad 1016 axial verlagerbar, so daß es aufgrund der
Schrägverzahnung des Getriebes 1009 und in Abhängigkeit der
Drehmomentübertragungsrichtung nach rechts oder nach links axial verlagert werden
kann. Die Richtung der axialen Kraftkomponente, welche auf das Hohlrad 1016
einwirkt, ist also abhängig von der Drehmomentübertragungsrichtung, die im Start- und
Generatorbetrieb unterschiedlich ist.
Das Hohlrad 1016 ist mit dem Gehäuse 1010 über eine Kupplung 1033 drehfest
verbindbar. Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel ist die Kupplung 1033 als axiale Klauenkupplung ausgebildet, wobei die Klauen in Umfangsrichtung eine
sägezahnähnliche Ausgestaltung besitzen können. Durch die sägezahnartige
Ausgestaltung der die Klauenkupplung 1033 bildenden Profilierungen kann ebenfalls in Abhängigkeit der auf das Hohlrad 1016 ausgeübten Drehmomentübertragungsrichtung
eine Verschiebekraft auf das Hohlrad 1016 ausgeübt werden. Weiterhin kann dadurch
bewirkt werden, daß die Kupplung 1033 in die eine Relativverdrehrichtung zwischen
dem Gehäuse 1010 und dem Hohlrad 1016 freilaufähnlich wirkt, wohingegen in die
andere Relatiwerdrehrichtung zwischen den entsprechenden Bauteilen eine formschlüssige Übertragung des Drehmomentes erfolgen kann. Bei geschlossener
Kupplung 1033 ist somit das Hohlrad 1016 zumindest in einer Relatiwerdrehrichtung
gegenüber dem Gehäuse 1010 beziehungsweise mit dem Planetenträger 1014
drehfest also antriebsmäßig verbunden, wodurch das Planetengetriebe
kurzgeschlossen wird. Somit ist zwischen der Zwischenwelle 1012 und dem Gehäuse
1010 ein Übersetzungsverhältnis i = 1 vorhanden. Vorzugsweise ist das Getriebe 1009
derart ausgebildet, daß dieses Übersetzungsverhältnis i = 1 bei Betrieb der mit dem
Getriebe 1009 über die Welle 1012 gekoppelte elektrische Maschine als Generator
vorhanden ist, wobei in diesem Betriebszustand die Kupplung 1031 offen ist.
Das Getriebe 1009 umfaßt weiterhin einen Sperring 1034, der zumindest eine gewisse
Synchronisation zwischen dem Hohlrad 1016 und dem Planetenträger 1017 ermöglicht,
bevor die Profilierüngen der Kupplung 1033, welche einerseits vom Hohlrad 1016 und
andererseits vom Planetenträger 1017 getragen werden, in Eingriff bringbar sind. Ein Teil der zur Schließung der Kupplung 1033 erforderlichen Axialkraft kann über den
Energiespeicher beziehungsweise die Wellfeder 1026 aufgebracht werden. Die
Schrägverzahnung der Zahnräder 1014, 1016, 1018 ist vorzugsweise derart
ausgerichtet, daß bei einer Drehmomentübertragung des mit dem Getriebe 1009
antriebsmäßig verbundenen Antriebsmotors - wie insbesondere Brennkraftmaschine
eines Fahrzeuges - auf die elektrische Maschine (das bedeutet also bei
Generatorbetrieb der über die Welle 1012 mit dem Getriebe 1009 verbundenen
elektrischen Maschine) eine zusätzliche Axialkraft auf das Hohlrad 1016 in Richtung
nach links, also in Schließrichtung der Kupplung 1033 erzeugt wird, wodurch das
Planetengetriebe 1009 verriegelt wird. In diesem Zustand läuft das ringförmige Bauteil 1025 sowie die damit verbundene Kupplungsscheibe 1029 leer mit. Die über den
Kugel rampenmechanismus 1024 auf das ringförmige Bauteil 1025 erzeugte Axialkraft
wird durch die Lagerung 1027 axial abgefangen.
Durch Schließen des Kupplungsaggregates beziehungsweise der Bremse 1031 wird
das ringförmige Bauteil 1025 gegen Verdrehung gesichert, so daß bei
Generartorbetrieb der elektrischen Maschine eine Axialkraft durch die
Schrägverzahnung des Getriebes 1009 auf das Hohlrad 1016, welche nach rechts
gerichtet ist, ausgeübt wird. Das Kupplungsaggregat 1031 und der
Rampenmechanismus 1024 müssen somit ein Moment abfangen bzw. abstützen, das
in die entgegengesetzte Richtung gerichtet ist gegenüber der Richtung beim Betrieb
der elektrischen Maschine als Starter. Der Rampenmechanismus 1024 ist derart ausgebildet, daß er das Hohlrad 1016 während des Bremsvorganges mittels des Kupplungsaggregates 1031 aus der linken Position gegen die Kraft des Energiespeichers 1026 zunächst axial nach rechts verschiebt und dann gegenüber dem Bauteil 1025 positioniert beziehungsweise festhält. Das bedeutet also, daß die Kupplung 1033 dadurch freigegeben wird, wodurch die Übersetzungsfunktion des Getriebes 1009 gegeben ist. Durch Öffnen des Kupplungsaggregates 1031 kann das Hohlrad 1016 infolge des anstehenden Drehmomentes im Riementrieb beschleunigt werden und dabei gleichzeitig durch den axial wirksamen Energiespeicher 1026 in Richtung nach links verlagert werden, so daß, nachdem zumindest annähernd eine Synchronisierung zwischen der Drehzahl des Hohlrades 1016 und dem Planetenträger 1017 vorhanden ist, die Kupplung wieder geschlossen und somit die Übersetzungsfunktion des Getriebes 1009 überbrückt werden kann. Somit besitzt das Getriebe 1009 wieder die kleinere Übersetzung i = 1. Die Übersetzung bei freigegebenem Getriebe 1009 kann in vorteilhafter Weise in der Größenordnung von
1 ,5 bis 5 liegen, vorzugsweise in der Größenordnung von 2 bis 4.
Das Kupplungsaggregat beziehungsweise die Bremse 1031 wird in vorteilhafter Weise
durch das hier schematisch dargestellte Gehäuse 1035 der die Welle 1012 aufweisenden elektrischen Starter - Generatormaschine getragen. Die Welle 1012 ist vorzugsweise unmittelbar mit dem Rotor der elektrischen Maschine verbunden beziehungsweise trägt diesen Rotor. Die in Figur 11 dargestellte Ausführungsform einer elektrischen Starter-
Generatormaschine 1100 besitzt ebenfalls eine Riemenscheibe 1122 mit Profilierungen 1122a. Auch bei diesem Ausführungsbeispiel bildet die Riemenscheibe 1122 ein Bestandteil eines Gehäuses 1110, in dem ein Planetengetriebe 1109a aufgenommen ist. Das Planetengetriebe 1109a besitzt ein Verbindungsteil 1138, das mit der Welle 1112 der elektrischen Maschine in ähnlicher Weise wie das Teil 1038 mit der Welle 1012 fest verbunden ist. Das als Hülse ausgebildete Verbindungsteil 1038 trägt ein Sonnenrad 1118, das hier einstückig mit dem Teil 1138 ausgebildet ist. Der Planetenträger 1117 ist hier ebenfalls einstückig mit der Riemenscheibe 1122 ausgebildet. Das im Gehäuse 1110 verdrehbar gelagerte Hohlrad 1116 ist mit einer Kupplungsscheibe 1129 verbunden, die Bestandteil eines Kupplungsaggregates 1131 ist, welche in Abhängigkeit von bestimmten Bethebszuständen der mit der Riemenscheibe 1122 antriebsmäßig verbundenen Brennkraftmaschine eines Kraftfahrzeuges schaltbar ist. In einfacher Weise kann das Kupplungsaggregat 1131 durch eine elektromagnetische Kupplung beziehungsweise Bremse gebildet sein, beziehungsweise eine solche aufweisen. Die Verzahnung des zumindest das Hohlrad 1116, das Sonnenrad 1118 und die Planetenräder 1114 aufweisenden Getriebes
1109a ist vorzugsweise als Geradverzahnung ausgebildet.
Die Riemenscheibe 1122 ist gegenüber dem Verbindungsteil 1138 über einen Freilauf 1133 verdrehbar gelagert. Der Freilauf 1133 übernimmt im wesentlichen die Funktion der Kupplung 1033 gemäß Figur 10. Die Ausführungsform gemäß Figur 11 hat den Vorteil, daß im Getriebe keine Axialkräfte entstehen und kein Rampenmechanismus, wie bei der Ausführungsform gemäß Figur 10 erforderlich ist.
Beim Starten wird die Kupplung 1131 geschlossen, wodurch das Hohlrad 1116 unverdrehbar festgehalten wird. Durch die Abbremsung der Kupplungsscheibe 1129 wird die größere Übersetzung des Getriebes 1109a erzielt. Das Getriebe 1109a ist derart aufgebaut, daß bei abgebremstem Hohlrad 1116 der zwischen dem Sonnenrad 1118 und dem Planetenträger 1117 wirkungsmäßig angeordneter Freilauf 1133 überholt wird bei Betrieb der mit der Welle 1112 verbundenen elektrischen Maschine als Anlasser für die Brennkraftmaschine. Sobald die Brennkraftmaschine anspringt und eine entsprechende Drehzahl besitzt, kehrt sich die Drehmomentübertragungsrichtung um. Das bedeutet also, daß dann die mit der Welle 1112 verbundene elektrische
Maschine von der Brennkraftmaschine angetrieben wird. Wenn in diesem Zustand das Hohlrad 1116 beziehungsweise die Kupplungsscheibe 1129 weiterhin gegen Verdrehung festgehalten wird, ist die größere Übersetzung des Planetengetriebes 1109a für den Generatorbetrieb vorhanden. Wird das Hohlrad 1116 beziehungsweise die Kupplungsscheibe 1129 freigegeben, so können diese sich praktisch frei drehen
und es kann im Generatorbetrieb keine Antriebsleistung von der Riemenscheibe 1122
auf die Welle 1112 mittels der Zahnräder des Planetengetriebes 1109a übertragen werden, wodurch dann der Freilauf 1133 blockiert und die Riemenscheibe 1122 mit der Welle 1112 synchron dreht. Bei abgebremstem Hohlrad 1116 dreht im Generatorbetheb die Welle 1112 schneller als das Bauteil 1122, so daß dann die
Freilauffunktion des Freilaufes 1133 wirksam ist.
Das in Figur 12 und 13 dargestellte Getriebe 1200 für eine elektrische Starter -
Generatormaschine ist in ähnlicher Weise, wie dies in Zusammenhang mit den Figuren
10 und 11 beschrieben wurde, mit der Welle 1212 des Rotors der elektrischen
Maschine antriebsmäßig verbunden. Die Riemenscheibe 1222 ist mit dem
Planetenträger 1217 und die Welle 1212 mit dem Sonnenrad 1218 verbunden. Das die Planetenräder 1214 den Planetenträger 1217 und das Sonnenrad 1218 umfassende
Planetengetriebe besitzt eine Schrägverzahnung, über die das Hohlrad 1216 bei einer
entsprechenden Drehmomentübertragung axial verlagerbar ist, um die verschiedenen
Stufen des Getriebes 1200 in Abhängigkeit der vorhandenen
Drehmomentübertragungsrichtung zu schalten.
Das Hohlrad 1216 ist axial verlagerbar gegenüber einem Bauteil 1238, das über eine
Bremse 1231 gegen Verdrehung festgehalten werden kann, die in ähnlicher Weise wie
die Bremse 1031 wirkt.
Die Zahnräder des Planetensatzes 1214, 1216, 1218 sind schräg verzahnt. Der
Schragungswinkel' ist so gewählt, daß das Hohlrad 1216 durch die im Bereich der
Zähne erzeugten Kräfte in axialer Richtung verschoben werden kann. Treibt die Welle 1212 das Hohlrad 1218 an und wird die Kurbelwelle der Brennkraftmaschine über den
Planetenträger 1217 angetrieben, so wird das Hohlrad 1216 durch die
Schrägverzahnung nach links (Fig. 12) geschoben und stetig an das stehende äußere
Bauteil 1238 gedrückt. Das entstehende Abstützmoment wird an der Kontaktfläche
durch Formschluß 1233, zum Beispiel über Hirtverzahnung, Klauen usw. und/oder
Kraftfluß (Reibung) übertragen. Da das Hohlrad 1216 festgehalten wird, weil in diesem
Betriebszustand das Bauteil 1238 durch die Bremse 1231 drehfest gehalten ist,
entsteht durch diese Anordnung die größte Übersetzung ins Langsame, die den Start
der Brennkraftmaschine über die Scheibe 1222 ermöglicht. Werden die Scheibe 1222
beziehungsweise der Planetenträger 1217 durch die Kurbelwelle und somit die Wellen 1212 durch das Sonnenrad 1218 angetrieben, so kehrt sich die Kraftrichtung am
Hohlrad 1216 um. Dadurch wird es nach rechts geschoben und gegen den
Planetenträger 1217 gedrückt. Die Verbindung zwischen dem Hohlrad 1216 und dem
stehenden Bauteil 1238 wird unterbrochen und es entsteht eine andere Verbindung
durch Kraft und/oder Formschluß 1235 (siehe Figur 13) zwischen dem Planetenträger
1217 und dem Hohlrad 1216. Der Planetensatz wird dadurch verblockt und das
Sonnenrad 1218, der Planetenträger 1217, die Planetenräder 1214 und das Hohlrad
1216 drehen mit der Welle 1212 zusammen als eine starre Einheit. So entsteht eine
direkte Übersetzung von 1 für den Generatorbetrieb.
Das Getriebe 1200 besitzt weiterhin eine Fliehkraftkupplung 1236 mit
Fliehkraftelementen 1237, welche radial nach innen über wenigstens einen Energiespeicher 1238 gedrängt werden. Über die Fliehkraftkupplung 1236 kann das
Getriebe 1200 zusätzlich in Abhängigkeit der Drehzahl der Riemenscheibe 1222
beziehungsweise der Antriebsdrehzahl der Brennkraftmaschine in dem in Figur 13
gezeigten Schaltzustand blockiert werden.
Das in den Figuren 12 und 13 dargestellte Getriebe 1200 hat eine ähnliche
Wirkungsweise und Funktion wie das Getriebe 409 gemäß Figur 5, wobei jedoch die
Ausgestaltung gemäß Figur 12 und 13 keinen Dämpfer beziehungsweise Tilger
aufweist. Für manche Anwendungsfälle kann es jedoch zweckmäßig sein, auch bei
dieser Ausführungsform einen Dämpfer und/oder einen Tilger vorzusehen. Besonders
zweckmäßig kann es jedoch sein, wenn in Verbindung mit einer elektrischen Starter -
Generatormaschine, die ein Getriebe 1200 trägt beziehungsweise aufweist, der
Dämpfer und gegebenenfalls der noch zusätzlich vorhandene Tilger an der Kurbelwelle
der Brennkraftmaschine angeordnet wird bzw. werden, welche das Getriebe 1200
antreibt. Der Dämpfer beziehungsweise der Tilger kann dabei, wie an sich bekannt, in
die brennkraftmaschinenseitig vorgesehene Riemenscheibe integriert sein.
Durch Einsatz der Getriebekonstruktionen gemäß den Figuren 10 bis 13 können auch
Brennkraftmaschinen mit höherem Startmoment angelassen werden. Durch
entsprechende Auslegung des Getriebes können größere Übersetzungen im
Riementrieb gewährleistet werden, und zwar im Sinne einer Demultiplikation der
Drehzahl der elektrischen Maschine, so daß das zum Anlassen der Brennkraftmaschine erforderliche Drehmoment und auch die hierfür erforderliche
Drehzahl bereitgestellt werden kann. Für den Generatorbetrieb ist eine Übersetzung
und zwar im Sinne einer Demultiplikation der auf die Welle der elektrischen Maschine
übertragenen Drehzahl erforderlich. Auch diese niedrigere Drehzahl für den Rotor der
elektrischen Maschine kann durch die erfindungsgemäßen Ausgestaltungen und
Anordnungen eines Getriebes an der elektrischen Starter-Generatormaschine erzielt
werden. Die Anordnung des Getriebes an der Starter-Generatormaschine hat weiterhin
den Vorteil, daß dadurch dieses Getriebe wesentlich kleiner dimensioniert werden
kann.
In Figur 14 ist eine weitere Anordnungsmöglichkeit einer elektrischen Starter-
Generatormaschine 1308 innerhalb eines Antriebsstranges 1301 gezeigt. Der
Antriebsstrang 1301 besitzt eine Antriebseinheit 1302, beispielsweise einen
Verbrennungsmotor, dessen Abtriebswelle 1303 über eine Kupplung 1304 mit einer
Schwungmasse 1310 koppelbar ist. Die verdrehbar gelagerte Schwungmasse 1310 ist
über eine zweite Kupplung 1304a mit der Eingangswelle 1305 einer Abtriebseinheit
1306, beispielsweise einem Getriebe, verbindbar. Bezüglich der möglichen
Ausgestaltung eines derartigen Schwungrades 1310 und der Kupplungen 1304 und
1304a wird beispielsweise auf die DE-OS 29 17 138, die DE-OS 29 31 513 und die DE-
OS 27 48 697 verwiesen. Die elektrische Maschine 1308 ist über einen Riemen- oder
Kettenantrieb oder gegebenenfalls auch über eine Zahnradverbindung mit dem
Schwungrad 1310 antriebsmäßig verbunden. In vorteilhafter Weise kann mit der elektrischen Maschine 1308 ein Übersetzungsgetriebe 1309 verbunden sein, wobei
dieses Getriebe 1309 vorzugsweise koaxial mit der Welle des Rotors der elektrischen Maschine 1308 angeordnet ist. Das Getriebe 1309 kann entsprechend einem der
bereits beschriebenen Getriebe ausgebildet sein, insbesondere eine Ausgestaltung
gemäß den Figuren 2,3,10,11 ,12 und 13 aufweisen.
Die Figur 15 zeigt ein dem Antriebsstrang 1 " der Figur 1c ähnliches
Ausgestaltungsbeispiel eines Antriebsstrangs 1401 , bei dem das
Geschwindigkeitswechselgetriebe 1406 als Umschlingungsmittelgetriebe mit
kontinuierlich einstellbarer Übersetzung (CVT) ausgestaltet ist. Die
Übersetzungsänderung des Getriebes 1406 erfolgt - in an sich bekannter Weise -
mittels zweier auf der Getriebeeingangswelle 1454 und auf der Getriebeabtriebswelle
1453 angeordneter Kegelscheibenpaare 1450, 1451 mit jeweils zwei Kegelscheiben
1450a, 1450b, 1451a, 1451 b, wobei axial zwischen den Kegelscheiben 1450a, 1450b
und 1451a, 1451b das Umschlingungsmittel 1452 reibschlüssig aufgenommen und die Kegelscheiben der Kegelscheibenpaare axial gegeneinander mittels entsprechend
ausgestalteter hydraulischer, mechanischer und/oder elektrischer Verlagerungsmittel
verlagerbar sind und dadurch über einen sich hierdurch einstellenden
Laufdurchmesser des Umschlingungsmittels die gewünschte Übersetzung zwischen
der Brennkraftmaschine 1402 und der Abtriebswelle 1453 des Getriebes 1406
eingestellt werden'kann. lm Kraftfluß zwischen der Brennkraftmaschine 1402 und dem Getriebe 1406 ist die
elektrische Maschine 1408 koaxial um die Getriebeeingangswelle 1454 angeordnet,
wobei diese bis auf fertigungsbedingte Abweichungen die axiale Verlängerung der Kurbelwelle 1402a der Brennkraftmaschine 1402 darstellt und zwischen beiden Wellen
1402a, 1454 eine Anfahrkupplung 1404 vorgesehen ist. Zweckmäßigerweise ist die
Anfahrkupplung 1404 im Kraftfluß zwischen der elektrischen Maschine 1408 und dem
Getriebe 1406 angeordnet, wobei diese außerhalb des Getriebes 1406 in der
Kupplungsglocke als Trockenkupplung angeordnet sein kann oder bei Unterbringung im Getriebegehäuse auch als Naßkupplung ausgeführt sein kann. Die Kupplung 1404
kann zur Dämpfung von Torsionsschwingungen mit einem - hier nicht dargestellten -
Torsionsschwingungsdämpfer ausgestattet sein oder als Teil eines geteilten
Schwungrads ausgebildet sein, wobei der Rotor 1408a der Elektromaschine 1408 als
primäres Schwungmassenteil und die Kupplung 1404 als sekundäres
Schwungmasseteil ausgebildet sein kann, wobei bei Relativverdrehung der beiden
Teile 1408a, 1404 entgegen der Verdrehrichtung - wie an sich bekannt - eine
Dämpfungseinrichtung wirksam ist.
Sofern notwendig ist im Kraftfluß zwischen dem Rotor 1408a und der Kurbelwelle
1402a ein Getriebe 1409 radial innerhalb des Rotoraußenumfangs angeordnet, das in
Abhängigkeit von den Betriebszuständen der Antriebseinrichtung 1401 die geeignete
Übersetzung selbsttätig einstellt. Die Betriebszustände sind zumindest der Startvorgang der Brennkraftmaschine 1402,
bei dem die Kupplung 1404 vorzugsweise geöffnet - bei geschlossener Kupplung 1404
und rollendem Fahrzeug kann eine aus Energieersparnisgründen still gelegte
Brennkraftmaschine 1402 durch kontrolliertes Schließen der Kupplung 1404 mit oder
ohne Unterstützung der Elektromaschine 1408 gestartet werden - und das Getriebe
1409 die Drehzahl der elektrischen Maschine 1408 ins Langsame übersetzt ist, und der
Generatorbetrieb, bei dem die Drehzahl der elektrischen Maschine 1408 nicht oder ins
Schnelle übersetzt ist. Weiterhin ist eine Betriebsweise, bei der beide Motoren -
Brennkraftmaschine 1402 und Elektromaschine 1408 - das Fahrzeug antreiben, sowie ein Impulsstart und/oder Rekuperation möglich, die letztgenannten allerdings nur, wenn
die Brennkraftmaschine 1402 über elektrisch, beispielsweise piezoelektrisch, gezielt
ansteuerbare Brennraumventile 1402b verfügt, die gezielt und unabhängig von deren
Arbeitstakten ansteuerbar sind, so daß das mit der Kompressionsarbeit der
Brennkraftmaschine verbundene Schleppmoment zumindest teilweise aufgehoben
werden kann. . Beim Impulsstart wird zuerst bei geöffneten Ventilen 1402b die
Brennkraftmaschine durch die Elektromaschine 1408 beschleunigt, dann werden die
Ventile 1402b geschlossen, und "durchgeführt. Bei der Rekuperation wird die
elektrische Maschine 1408 zur Verzögerung des Fahrzeugs genutzt, wobei das
Verzögerungsmoment durch die Erzeugung von elektrischer Energie, die in einen nicht
gezeigten elektrischen Speicher geleitet wird, gebildet wird. Die Ventile 1402b der
Brennkraftmaschine werden dabei gezielt zur Verringerung des Schleppmoments der
Brennkraftmaschine geöffnet, so daß gegebenenfalls durch ein Schließen der Ventile, insbesondere bei ausgelasteter Elektromaschine 1408 das Fahrzeug zusätzlich
abgebremst werden kann. Es versteht sich, daß diese Steuerungs- und Regelungsvorgänge von einer - nicht gezeigten - Rechnereinheit übernommen
werden können und daß weiterhin die Treibstoffzufuhr in diesen Betriebszuständen zur
Verringerung des Treibstoffverbrauchs entsprechend geregelt werden, indem
beispielsweise einzelne Zylinder, deren Kompression durch Öffnen der Ventile 1402b
auch im Arbeitstakt geöffnet sind und die daher keine Expansionsarbeit leisten, auch
nicht mit Treibstoff versorgt werden.
Die Figuren 16 und 17 zeigen dem Ausführungsbeispiel 1401 in Figur 15 ähnliche
Ausführungsbeispiele von Antriebsstränge 1501 , 1601 , die im Unterschied zu dem
Antriebsstrang 1401 eine anders ausgestaltete Anordnung der Kupplung 1504, 1604
und eine zusätzliche Kupplung 1504a, 1604a im Kraftfluß zwischen der
Elektromaschine 1508, 1608 und den Antriebsrädern 1560, 1660 aufweist, wobei die
Elektromaschine 1508 des Antriebsstrangs 1501 konzentrisch um die
Getriebeeingangswelle 1554 und die Elektromaschine 1608 parallel zu der
Getriebeeingangswelle 1654 und mit dieser mittels einer Wirkverbindung 1607
kraftschlüssig verbunden angeordnet ist.
Die Kupplung 1504, 1604 ist im Kraftfluß zwischen der Antriebseinheit 1502, 1602 und
der Elektromaschine 1508, 1608 angeordnet, so daß ein Isolierung der
Brennkraftmaschine 1502, 1602 vom übrigen Antriebsstrang möglich ist und damit unabhängig vom Schleppmoment der Brennkraftmaschine 1502, 1602 rekuperiert
werden kann. Weiterhin ist bei geschlossener Kupplung 1504, 1604 und geöffneter
Kupplung 1504a, 1604a ein Direktstart sowie bei geöffneter Kupplung und geöffneter
Kupplung 1504a, 1604a ein Impulsstart möglich, wobei nach dem Beschleunigen der
Elektromaschine 1508, 1608, beziehungsweise deren am Rotor 1508a, 1608a
vorgesehene Masse die Kupplung geschlossen und die Brennkraftmaschine 1502,
1602 gestartet wird. Um die Drehzahl der Brennkraftmaschine 1502, 1602,
insbesondere im Leerlauf bei geöffneter Kupplung 1504, 1604 zu stabilisieren, kann
es vorteilhaft sein, auf der Kurbelwelle 1502a, 1602a eine zusätzliche Schwungmasse
1502c, 1602c vorzusehen, wobei in einigen Anwendungsfällen eine Stillegung der
Antriebseinheit 1502, 1602 bei Öffnen der Kupplung 1504, 1604 vorteilhaft sein kann, wobei die Antriebseinheit beim Schließen der Kupplung 1504, 1604 automatisch wieder
gestartet werden kann. Die Schwungmasse des Rotors 1508a, 1608a kann während
des Rekuperationsvorgangs zusätzlich als mechanischer Energiespeicher dienen. Dies
hat bei Verwendung eines kontinuierlich verstellbaren Getriebes 1406, 1506, 1606 der
Figuren 15 - 17 den Vorteil, daß während der Rekuperation vom Getriebe eine
Übersetzung von den Rädern 1560, 1660 zum Rotor 1508a, 1608a ins Schnelle
(Underdrive) eingestellt werden kann, so daß eine hohe Verzögerung mit einer
schnellen Beschleunigung des Rotors bewirkt werden kann, so daß dieser neben oder
alternativ zur Erzeugung von elektrischer Energie auch mechanische in Form von
Rotationsenergie speichern kann. Bei einer nachfolgenden Beschleunigung des
Fahrzeugs kann diese Energie mittels der entsprechenden Einstellung der Übersetzung des Getriebes 1406, 1506, 1606 an die Räder abgegeben werden. Die
mechanische Rekuperation ist durch Wegfall von Konversionsverlusten energetisch
günstiger.
Es versteht sich, daß die Kupplung 1504a, 1604b auch im Kraftfluß zwischen der
Elektromaschine 1508 und dem Getriebe 1506, 1606 angeordnet werden kann . Die
Kupplungen 1504, 1604, 1504a, 1604a können als Trocken- oder Naßausführung
ausgebildet sein und in das Getriebegehäuse oder in die Kupplungsglocke des Getriebes 1506, 1606 integriert sein. Weiterhin kann das in den Figuren 15 - 17 als
CVT dargestellte Getriebe 1406, 1506, 1606 auch durch ein beliebig anderes Getriebe
wie beispielsweise ein automatisches Stufengetriebe, ein Handschaltgetriebe oder
dergleichen ersetzt werden.
In Figur 18 ist ein Ausführungsbeispiel eines Getriebes 1609 dargestellt, das mit dem
Getriebe 409 der Figur 5 ähnlich ist. Während jedoch im Getriebe 401 ein
fliehkraftgesteuerter Verriegeiungsmechanismus die Einstellung der Übersetzung ins
Schnelle bei aktiver, das heißt antreibender Elektromaschine, beispielsweise im boost-
Betrieb mittels Fliehkraft sichert, ist in dem vorliegenden Ausführungsbeispiel über eine
von außen ansteuerbare Verriegelungseinrichtung 1680 jede der beiden
Übersetzungsstufen verriegelbar. Die Verriegelungseinrichtung 1680 setzt sich aus einem von außen ansteuerbaren Elektromagneten 1681 und aus über den Umfang verteilten Einheiten, bestehend aus je einem Stößel 1682, einem Ziehkeil 1683 und einem Verriegelungsmittel wie Kugel 1685, zusammen, wobei der Elektromagnet 1681 die Ziehkeile 1683 axial gegen die Wirkung eines axial wirksamen Energiespeichers 1684, der am Innenumfang eines axialen Ansatzes 1613f des Sonnenrads 1613 eingehängt ist, verspannt. Die Verriegelungskugeln 1685 verriegeln die axiale Position des Hohlrads 1616, indem sie zwischen dem Hohlrad 1616 und dem axialen Ansatz 1613f einen axialen Formschluß bilden. Hierzu werden sie durch die Ziehkeile 1683 während deren Betätigung durch den Elektromagneten 1681 aus dem Ansatz 1613f radial in umlaufende, den beiden Übersetzungsstufen zugeordnete Rillen 1686a, 1686b verlagert, wobei die Ziehkeile 1683 hierzu eine entsprechende Rampengeometrie 1683a aufweisen. Die Rückverlagerung der Verriegelungskugeln 1685 nach radial innen erfolgt bei bestromtem und daher die Ziehkeile entgegen der axialen Wirkung des Energiespeichers 1684 verlagernden Elektromagneten 1681, indem das Hohlrad 1616 durch die Elektromaschine verlagert wird und das Profil der Rillen 1686a oder gegebenenfalls 1686b die Kugeln 1685 nach radial innen in das in dieser Position
vertiefte Profil 1683a der Ziehkeile 1683 drängen.
Mit Hilfe der Verriegelungseinrichtung 1680 und der - nicht gezeigten - auf das Sonnenrad 1613' über die Keilriemenfläche 1618 drehantreibend wirkenden Elektromaschine können beide Übersetzungszustände verriegelt werden, wobei die Elektromaschine synchronisierend auf die Getriebeschaltungen wirkt. Im in Figur 18
gezeigten Zustand, bei dem über die Verzahnung 1616c das Hohlrad 1616 am
Gehäuse gebremst und damit eine Übersetzung ins Langsame resultiert, kann bei einer Umkehr des Drehmoments, wenn die Brennkraftmaschine gestartet ist und die
Elektromaschine antreibt, die Übersetzung nicht durch eine Axialverlagerung des
Hohlrads 1616 über die Schrägverzahnung 1616a ins Schnelle geändert werden, da
die mit der Rille 1686a des Hohlrads 1616 einen axialen Formschluß bildenden
Verriegelungskugeln 1685 dies verhindern. Erst nach Bestromung des
Elektromagneten 1681 geben die Ziehkeile 1683 die Axialbewegung des Hohlrads
1616 frei, indem die Kugeln 1685 nach radial innen verlagert werden. Das Hohlrad
1616 verlagert sich axial in die gestrichelte Position 1616' und die direkte Übersetzung
des Getriebes ist wirksam. Diese Position kann nun wieder verriegelt werden, indem
die Verriegelungskugeln 1685 durch axiale Verlagerung der Ziehkeile 1683 entgegen
der Wirkung des Energiespeichers 1684 und bewirkt durch die Rampen 1683a radial in
die Rille 1686b verlagert werden. Bei einer Umkehr der Drehmomentrichtung,
beispielsweise im booster-Betrieb oder alleinigem Betrieb des Fahrzeugs durch die
Elektromaschine bleibt die hohe Übersetzungsstufe erhalten.
Das in Figur 19 gezeigte Ausführungsbeispiel eines Getriebes 1709 ist mit dem
Getriebe 409 der Figur 5 ähnlich und ist insbesondere bezüglich des Wirkungsgrads
durch eine Verminderung der Fett- oder Ölscherverluste durch enge Spalte optimiert. Hierzu wird das ortsfeste, mittels dem angedeuteten Halter 1702 an dem - nicht gezeigten - Gehäuse der Antriebseinheit befestigten Gehäuse 1715 bezüglich seines
Bauraums und seiner sich drehenden Teile unter Vermeidung von engen Spalten benachbarter, sich gegeneinader drehenden Flächen optimiert. Dazu ist eine Änderung des Funktionsprinzips - verglichen mit dem Getriebe 409 in Figur 5 - nötig. Die Schrägungsrichtung der Verzahnung 1715a zwischen dem Planetensatz 1714 und dem Hohlrad 1716 wird umgekehrt, so daß das Hohlrad zur Schaltung der Getriebestufe ins Langsame axial in Richtung Halter 1702 verlagert wird und mit dem Gehäuse 1715 mittels 1716c einen Formschluß bildet, wodurch das Drehmoment von der Elektromaschine über die Riemenscheibe 1743, die mit dem Sonnenrad 1713 verbunden ist, kommend über den Planetensatz 1714 zum Steg 1717 und von dort in die mit dem Steg 1717 verbundene Antriebswelle 1703 der Brennkraftmaschine,
beispielsweise zu deren Start eingeleitet wird.
Eine Drehmomentumkehr bewirkt ein axiales Verlagern infolge der Schrägverzahnung 1716a des Hohlrads 1716 von der Antriebswelle 1702 weg, wobei der Formschluß des Hohlrads 1716 zum Gehäuse 1715 aufgehoben wird, während über die Verzahnung 1717a das Hohlrad mit dem Steg 1717 über einen radial nach außen verlaufenden Flansch 1717b verbunden wird, der an seinem Außenumfang eine axiale Ansatz 1717c aufweist, an dessen Übergang zum radialen Flansch 1717 der Dämpfer 1739 und
dessen freiem Ende der Tilger 1740 an dessen Innenumfang aufgenommen sind. Der Dämpfer 1739 ist daher nicht mehr im Kraftfluß zwischen dem Planetensatz und der Antriebswelle wie in Figur 5 sondern zwischen Steg 1717 und Hohlrad 1716
angeordnet und ist nur bei der Übersetzung ins Schnelle wirksam und so während den
extremen Schwingungssituationen während des Starts der Brennkraftmaschine abgekoppelt, wodurch er schwächer ausgelegt werden kann.
Zur Verriegelung des Hohlrads 1716 in der hohen Ubersetzungsstufe dienen die über
den Umfang verteilten und durch über entsprechende, über den Umfang verteilte, in
einem axial ausgebildeten Ansatz 1716d ausgenommene Öffnungen 1716e nach radial
außen in Abhängigkeit von der Fliehkraft greifende Fliehkraftsegmente 1752, die
während der aktiven Ubersetzungsstufe ins Schnelle entgegen der radialen Wirkung
der Energiespeicher 1752b in entsprechend über den Umfang angeordnete radial
erweiterte Schultern 1752a des Dämpfers 1739 einklinken und so bei einer
Drehmomentumkehr bei hohen Drehzahlen, beispielsweise bei einem boost-Vorgang
das Hohlrad in dieser Ubersetzungsstufe verriegeln. Bei Absenken der Drehzahlen
bewirken die radial wirksamen Energiespeicher 1752b ein Ausklinken und der
Fliehkraftsegmente 1752 und damit eine Aufhebung der Verriegelung des Hohlrads 1716.
Mit dieser Anordnung kommt das Getriebe 1709 im wesentlichen ohne dünne Spalte
zwischen verdrehbaren und ortsfesten Teilen und Grenzflächen aus, womit das in den
Raum 1785 eingebrachte Schmiermittel 1785 mit verminderten Scherverlusten belastet
ist und damit der Wirkungsgrad des Getriebes 1709 erhöht wird. Figur 20 zeigt einen Ausschnit aus einem Antriebsstrang, bei dem das Getriebe 1809
radial innerhalb der Elektromaschine 1808 und direkt auf der Antriebswelle wie
Kurbelwelle 1803 der nur teilweise dargestellten Brennkraftmaschine 1802 angeordnet ist. Dabei ist das Getriebe 1809 auf der dem - nicht gezeigten - Getriebe zum Betrieb
des Fahrzeugs abgewandten Seite - , der ursprünglichen Riemenscheibenseite der
Kurbelwelle 1803, angeordnet. Die übrigen Nebenabtriebe wie beispielsweise
Lenkhelfpumpe, Klimaanlage und dergleichen sowie der Ventiltrieb können auf andere
Weise, beispielsweise elektrisch betrieben werden.
Die aus der elektrischen Maschine 1808 und dem Getriebe 1809 bestehende
Startergeneratoreinheit 1801 a wird komplett montiert am Gehäuse 1802a der
Antriebseinheit 1802 angeordnet. Dadurch kann die Elektromaschine 1808 bezüglich
eines Spalts 1808a zwischen Rotor 1808b und Stator 1808c bereits justiert montiert
werden, wobei hierzu der Montageadapter 1802b zugleich das Gehäuse 1815 und den
Stator 1808c zueinander positioniert aufnimmt und der Steg 1817 des Getriebes 1809
zentriert und mittels des einen Formschluß mit der Antriebswelle 1803 bildenden
Axialprofils - hier in Form zumindest eines axial ausgerichteten Bolzens 1803a - auf
dieser drehfest und zentriert aufgenommen wird und mittels der Befestigungsmittel
1802c mit dem Gehäuse 1802a der Antriebseinheit 1802 drehfest verbunden wird,
wobei der Steg 1817 als Eingangsteil des Getriebes 1809 von der Antriebseinheit 1802
her mit einer zentralen Schraube 1803b mit der Antriebswelle 1803 verschraubt und die zentrale Öffnung 1813a im Sonnenrad 1813 zum Durchgriff für das Montagewerkzeug
mit einer Verschlußkappe 1813b verschließbar ist.
In dem gezeigten Beispiel ist der Montageadapter 1802b aus einem Blechformteil
gebildet, das an seinem Außenumfang mittels über den Umfang verteilter, axial
ausgestellter Zungen 1802d den Stator 1808c drehfest und axial fest aufnimmt, wobei
dieser mit den Zungen 1802d beispielsweise verschraubt, verschweißt, vernietet ist. Im
Bereich des Innenumfangs des Blechformteils 1802b ist ein axialer Ansatz 1802e zur
Aufnahme und Lagerung des Gehäuses 1815, radial außerhalb des Ansatzes axial
ausgerichtete Bolzen 1802f zur drehschlüssigen Verbindung des Getriebegehäuses 1815 mit dem Gehäuse der 1802a der Antriebseinheit 1802 vorgesehen, die in
entsprechend ausgestaltete Ausnehmungen 1817a, 1802g axial eingreifen. Das
Blechformteil 1802a ist am Gehäuse 1802a der Antriebseinheit 1802 mittels über den
Umfang verteilter Befestigungsmittel 1802c wie Schrauben oder Hohlnieten axial
gesichert.
Das radial innerhalb des Rotors angeordnete Getriebe 1809 funktioniert in ähnlicher
Weise wie die in den Figuren 5, 18, 19 dargestellten Ausführungsmuster 409, 1609
und 1709 mit einem in Abhängigkeit von der Drehmomentrichtung axial verlagerbaren
Hohlrad 1816, das mittels einer Schrägverzahnung 1816a zwischen diesem und dem
Planetensatz 1814 axial verlagert wird und damit mittels der Verzahnungen 1815a,
1817a die beiden Übersetzungsstufen schaltet, indem mittels der Verzahnung 1815a das Hohlrad 1816 mit dem Gehäuse 1815 drehschlüssig verbunden wird und damit über den Planetensatz 1814 ein vom Rotor 1808b über das Flanschteil 1813c auf das
Sonnenrad 1813 eingespeistes Drehmoment zum Steg 1817 eingeleitet wird, der damit die Antriebseinheit 1802 durch Drehen der Antriebswelle 1803 mittels einer Übersetzung ins Langsame startet.
Bei einem Wechsel der Drehmomentrichtung, beispielsweise bei startender Antriebseinheit 1802 und beginnendem Generatorbetrieb erfährt das Hohlrad 1861 über die Schrägverzahnung 1816a eine axiale Kraftkomponente, die zu dessen axialer Verlagerung und einer damit verbundenen Trennung des Formschlusses der Verzahnung 1815 mit dem Gehäuse 1815 sowie zur Bildung eines Formschlusses mittels der Verzahnung 1817a mit dem Eingangsteil 1848a des Torsionsschwingungsdämpfers 1848, dessen Ausgangsteil 1848b drehfest mit dem Rotor 1808b sowie dem Sonnenrad 1813 verbunden ist, führt, wobei Eingangsteil 1848a und Ausgangsteil 1848b entgegen der Wirkung der über den Umfang angeordneten Energiespeicher 1848c relativ gegeneinander verdrehbar sind, so daß unter Zwischenschaltung des Dämpfers 1848 der Rotor 1808b beziehungsweise das Sonnenrad 1813 direkt mit dem Steg 1817 und damit mit der Antriebswelle 1803 verbunden ist und die zweite Ubersetzungsstufe mit einer 1 :1 -Übersetzung geschaltet wird. Zur Erleichterung des Umschaltvorgangs ist - wie in den übrigen Getrieben 409, 1609, 1709 mit axial verlagerbarem Hohirad ebenfalls vorteilhaft - das Hohlrad 1816 gegen den Steg 1817 gebremst, so daß bei leicht umlaufendem Hohlrad 1816 das Kämmen der Zahnräder des Planetensatzes 1814 mit dem Hohlrad 1816 ohne Axialverlagerung des Hohlrads 1816 vermieden wird. Hierzu ist in diesem Ausführungsbeispiel der Zahnkranz 1816b des Hohlrads 1816 mit - vorzugsweise drei - über den Umfang verteilten Federsegmenten 1816c axial verspannt, die mittels radial nach innen ausgestellter Zungen 1816d in nach radial innen ausgenommene Öffnungen 1817c drehschlüssig eingreifen und damit bei einer Relativbewegung des Hohlrads 1816 gegenüber dem Steg 1817 in Umfangsrichtung ein Reibmoment zwischen diesen aufbauen und damit die axiale Kraftkomponente erhöhen. Desweiteren dienen die Federsegmente 1816c in Verbindung mit den Öffnungen 1817c als Synchronisation der Verzahnung 1817a. Diese Funktion ist in Figur 21 näher dargestellt, die einen
Ausschnitt des Zahnkranzes 1816b des Hohlrads 1816 (Figur 20) zeigt, an dem die Federklammer. 1816c an dessen Innenumfang und dessen Seiten umgreifend angebracht ist und mittels ausgestellter Zungen 1816h in Reibkontakt zu diesem steht. Die nach radial innen ausgestellte Zunge 1816c! greift in die Ausnehmung 1817c, die am Außenumfang des Stegs 1817 angebracht ist, ein. Die Ausbildung der Ausnehmung 1817c ist so gestaltet, daß die Zunge 1816d und damit der Zahnkranz 1816b mit dem Hohlrad 1816 in einem ersten Abschnitt 1817c' relativ gegen den Steg 1817 bis zu einem Anschlag 1817c" verlagerbar ist. Dies entspricht der axialen Verlagerung des Hohlrads 1816 bei einer Drehmomentumkehr vom Langsamen ins Schnelle mit einer Trennung des Formschlusses zwischen dem ortsfestem Träger 1815 und dem Hohlrad
1816. Der Anschlag 1817c" unterbindet die Axialbewegung des Hohlrads 1816 vor der
Bildung des Formschlusses der Verzahnung 1817a zwischen dem Hohlrad 1816 und dem Ausgangsteil des Dämpfers 1848a (Figur 20), bis die Differenzgeschwindigkeit
zwischen dem Zahnkranz 1816a und dem Steg 1817 annähernd null wird, so daß die
Zunge 1816d infolge eines geringfügig schneller drehenden Stegs 1817 in
Umfangsrichtung in den zweiten Abschnitt 1817c'" der Öffnung 1817c verlagert wird
und anschließend über die axiale Kraftkomponente der Schrägverzahnung 1816a die Zunge 1816d und damit das Hohlrad 1816 weiter axial verlagert werden kann und bei
nahezu gleicher Drehzahl der beiden Bauteile 1816, 1848a ein synchronisierter
Formschluß der Verzahnung 1817a gebildet werden kann. Eine erneute Änderung der
Drehmomentrichtung bewirkt bezüglich der Bewegung der Zunge 1816d in der Öffnung
1817c einen umgekehrten Verlauf, diese ist jedoch für die Bewegung der beiden Teile
1848b, 1816 ohne Bedeutung, da in dieser Richtung keine Synchronisationsarbeit zu
leisten ist. Für die Verzahnung 1815a kann ebenfalls eine Synchronisation vorgesehen
sein, unterbleibt aber in dem gezeigten Ausführungsbeispiel der Figur 20, da die
Schaltung in diese Ubersetzungsstufe in der Regel bei sehr kleinen Drehzahlen erfolgt.
Die Verriegelung der schnellen Ubersetzungsstufe des in Figur 20 gezeigten
Ausführungsbeispiels erfolgt mittels - vorzugsweise dreier - über den Umfang
verteilter Fliehkraftsegmente 1852, die radial in das Hohlrad 1816 eingelassen sind und über radial außen vorgesehene Öffnungen im Hohlrad unter Einwirkung der Fiiehkraft radial bis zu einem - nicht näher dargestellten Anschlag - radial ausgelenkt werden und bei mit dem Hohlrad 1816 geschlossener Verzahnung 1817a mit dem freien Ende eines am Dämpfer 1848 angebrachten axialen Ansatzes 1848d einen axialen Formschluß bilden und damit das Hohlrad 1816 bei einem Wechsel der Drehmomentrichtung entgegen der axialen, durch die Schrägverzahnung 1816a bewirkten Kraftkomponente in der Position zur Bildung der schnellen Ubersetzungsstufe halten, bis die Drehzahl absinkt und an den Fliehkraftsegmenten angeordnete radial entgegen der Fliehkraft wirksame - nicht näher dargestellte - Energiespeicher (vergleiche 1752b in Figur 19) die Fliehkraftsegmente 1852 auf einen kleineren Radius zurückbewegen und das Hohlrad 1816 in axiale Richtung freigeben, so daß sich die Übersetzung ins Langsame einstellen kann. Es versteht sich, daß die Verriegelung auch durch andere Mechanismen wie beispielsweise mittels einer
Verriegelungseinrichtung 1680 in der Figur 18 bewirken läßt.
Die Anordnung und Ausgestaltung der einzelnen Bauteile für die
Startergeneratoreinheit 1801a ergeben sich aus der Figur 20, deren Durchmesser im wesentlichen von der Elektromaschine 1808 und deren Leistungsanforderung
vorgegeben ist. Radial innerhalb des Rotors 1808b ist das Getriebe 1809 als Umlaufgetriebe angeordnet, das jedoch auch als Standgetriebe oder Reibradgetriebe ausgestaltet sein kann, wobei in beiden Fällen die Schaltung der Getriebestufen, die elektromagnetisch,' elektromagnetisch, hydraulisch, pneumatisch oder dergleichen erfolgen kann, auch von außen, beispielsweise durch das Betätigen von eingebauten Kupplungen und/oder Bremsen, gegebenenfalls mit einer entsprechende Anordnung
von nötigen Freilaufen erfolgen kann.
Der Aufbau des vorliegenden Ausführungsbeispiels sieht eine Verwendung des
Umlaufgetriebes 1809 in der Weise vor, daß der Steg 1817 mit der Antriebswelle wie
Kurbelwelle 1803 und das Sonnenrad 1813 mit dem Rotor 1808b kraftschlüssig
verbunden ist, während das Hohirad 1816 einen Formschluß mit dem Gehäuse 1815
oder mit dem Sonnenrad 1813 unter Zwischenschaltung des Dämpfers 1848 bildet. Es
versteht sich, daß das Umlaufgetriebe auch in anderen Variationen zur Ausbildung
zumindest zweier Übersetzungsstufen zwischen Antriebswelle 1816 und Rotor 1808b
angeordnet werden kann. In dem gezeigten Ausführungsbeispiel ist der Steg 1817 als
radial mehrstufige Nabe aufgebaut, auf dem axial zwischen der Aufnahme auf der
Antriebswelle 1803 und dem Planetensatz 1814, der vorzugsweise drei Planetenräder
enthält, die im wesentlichen in den Durchmesser des Stegs 1816 integriert sind, die
Lagerung des Gehäuses 1815 mittels eines Lagers 1836 erfolgt, das auch ein
Doppellager zur Verminderung von Taumelbewegungen der beiden aufeinander
gelagerten Teile 1817, 1815 gegeneinander sein kann. Das Gehäuse 1815 erfüllt in
diesem Ausführungsbeispiel mehr die Funktion eines ortsfesten Trägers als eine
Gehäusefunktion, da das von dem Getriebe 1809 aufgespannte Volumen im
wesentlichen durch das mit dem Sonnenrad 1813 verbundene Flanschteil 1813c, dem
als axialer Ansatz ausgebildeten und mit dem Flanschteil 1813c stirnseitig
verschraubten Rotorträger 1813d und dem mit diesem an dessen anderem Ende verbundenen, beispielsweise verschweißten, im Querschnitt L-förmigen Flanschteil
1813e, das mit seinem axial ausgerichteten Schenkel 1813f auf dem Träger 1815
gelagert ist, unter Bildung einer geschlossenen, zumindest teilweise mit Schmiermittel
gefüllten Kammer 1885 eingegrenzt wird. Desweiteren ist die Kammer 1885 radial
zwischen dem Flanschteil 1813e und dem Träger 1815 mittels der Dichtung 1890
sowie zwischen dem Steg 1817 und dem Träger 1815 mittels der Dichtung 1891 nach
außen abgedichtet.
Der Träger 1815 sowie das Hohlrad 1816 sind vorteilhafterweise aus Blechformteilen gebildet , wobei das Hohlrad 1816 an einer an dessen Innenumfang vorgesehenen
Ringfläche 1816e den schrägverzahnten Zahnkranz 1816f aufnimmt, der mit dieser
kraftschlüssig verbunden, beispielsweise verstemmt ist.
Die zur Verminderung von Drehschwingungen vorgesehenen Mittel 1848, 1839 sind im
wesentlichen am Außenumfang des Getriebes 1809 direkt radial innerhalb des Rotors
1808b angeordnet, wobei der Tilger 1839 mit der Tilgermasse 1839a mittels eines
entgegen der Wirkung der in Umfangsrichtung wirksamen Energiespeicher 1839b mit
der Tilgermasse 1838a verbundenen Flanschteils 1739b mittels über den Umfang
abwechselnder Planeten radsteckachsen 1814d und der Steckbolzen 1814e mit dem
Steg 1817 verbunden ist. Dadurch ist der Tilger über den gesamten Arbeistbereich des
Getriebes 1809 in beiden Getriebestufen wirksam. Die Anordnung des Tilgers kann in einem nicht näher dargestellten Ausführungsbeispiel auch am anderen Ende Der Antriebswelle 1803 vorgesehen sein.
Der Dämpfer 1848 wird nur in der schnellen Übersetzung bei geschlossener Verzahnung 1817a zugeschaltet und verfügt über eine zwischen dem Eingangsteil 1848a und dem mit dem Sonnenrad 1813 verbundenen Flanschteil 1813c wirksamen Reibeinrichtung 1840, bestehend aus der Reibscheibe 1840a und dem axial wirksamen, die Reibscheibe 1840a gegen das Flanschteil 1813c axial verspannenden Energiespeicher 1840b. Der Dämpfer 1848 kann mittels der Schwungmasse des Rotors 1808b und einer eventuell den Energiespeichern 1848c im Kraftfluß nachgeordneten, beispielsweise am anderen Ende der Antriebswelle 1803 angeordneten Masse so ausgelegt werden, daß ein Zweimassenschwungeffekt mit
verminderter Resonanzdrehzahl unterhalb der Startdrehzahl resultiert, wobei eine besonders effektive Dämpfung der Torsionsschwingungen, die in erster Linie von der Antriebseinheit 1802 in den Antriebsstrang eingebracht werden, erfolgen kann.
Eine Optimierung der Schwungmassen kann aus diesem Gesichtspunkt und aus dem Blickwinkel der Minimierung der gesamten Schwungmasse erfolgen, wobei die
Rotormasse ebenfalls eine antriebsseitige Schwungmasse darstellt und somit das eigentliche Schwungrad auf der Getriebeseite entsprechend klein ausfallen kann und daher an dieser Stelle Bauraum eingespart werden kann. Beispielsweise kann sich bei
einem Schaltgetriebe die Größe des Schwungrads auf die Kupplungsdruckplatte beschränken, wodurch vermehrt Bauraum für andere System zum Beispiel für
automatische Aktoren der Kupplung und/oder des Getriebes frei wird. Weiterhin kann
es vorteilhaft sein, die elektrische Maschine 1808 als „elektrische Schwungmasse" zu benutzen, indem sie beispielsweise bei langsamen Drehzahlen der Antriebseinheit
1802 zugeschaltet wird und unter anderem auch, um beispielsweise
Torsionsschwingungen durch aktive, diesen entgegenwirkende Beschaltung der
Elektromaschine 1808 zu dämpfen.
Figur 2 zeigt schematisch ein Ausführungsbeispiel eines Antriebsstrangs 2001 mit
einer Brennkraftmaschine 2002, einem Getriebe 2006, das als variables
Umschlingungsmittelgetriebe (CVT) ausgeführt ist, und eine in das Getriebe 2006
bezüglich des Kraftflusses integrierte Elektromaschine 2008, wobei die
Elektromaschine bezüglich ihrer Anordnung im Getriebe 2006 oder außerhalb des
Getriebegehäuses 2006a angeordnet sein kann und die Kraftübertragung 2009 mittels
eines Riemens, Zahnradgetriebes oder bei direkter Aufnahme der Elektromaschine
2008 auf der Primärwelle 2005 mittels einer direkten Anbindung des Läufers 2008b an
die Primärwelle 2005 erfolgen. Die Wirkverbindung 2009 kann ein selbstschaltendes
Getriebe oder eine feste Übersetzung sein.
In dem gezeigten Beispiel ist die Brennkraftmaschine 2002 mittels der Kurbelwelle
2002a, der eine Torsionsschwingungsdämpfer 2039 nachgeordnet sein kann, mit der
Getriebeeingangswelle 2005a verbunden. Die Getriebeeingangswelle 2005a ist mit der Primärwelle 2005 mittels einer Kupplung 2004 verbindbar. Die Primärwelle 2005 nimmt drehfest den ersten Scheibensatz 2050 des Umschlingungsmittelgetriebes 2006 auf, der mittels des Umschlingungsmittels 2052 mit dem zweiten, drehfest auf der Sekundärwelle 2053 aufgenommenen Scheibensatz 2051 kraftschlüssig verbunden ist. Die Funktion eines CVT's ist an sich bekannt und beispielsweise in der DE 195 44 644 näher erläutert. Die Sekundärwelle 2053 ist von der mit dem Differential 2059 und den nachfolgenden Antriebsmitteln 2060 durch eine zweite Kupplung 2057 abkoppelbar. Die Kupplungen 2004, 2057 können Reibungskupplungen, vorzugsweise im Ölbad laufende Lamellenkupplungen sein. In dem Antriebsstrang 2001 ist zudem eine - nicht dargestellte - Reversiereinrichtung vorgesehen.
Im Antriebsstrang 2001 der Figur 22 ist die Elektromaschine 2008 an dem der Brennkraftmaschine 2002 gegenüberliegenden Ende der Getriebeeingangswelle 2005 vorgesehen. Diese Anordnung ist besonders vorteilhaft für Anordnungen mit einem Frontquer- oder Frontlängseinbau der Brennkraftmaschine 2002 ohne Kardanwelle zu den Hinterrädern. Hierzu kann die Getriebeeingangswelle 2005 verlängert und mittels eines Wellendichtrings abgedichtet aus dem Gehäuse 2006a herausgeführt sein. Die
Elektromaschine 2008 wird dann entweder direkt koaxial auf der Getriebeeingangswelle 2005 aufgenommen, wobei der Stator vorzugsweise drehfest mit dem Gehäuse 2006a und der Rotor drehfest mit der Getriebeeingangswelle 2005 verbunden oder - wie gezeigt - achsparallel unter Zwischenschaltung eines
Übertragungsmittels, beispielsweise eines Stirnradgetriebes oder eines Umschlingungsmittelgetriebes 2009, dessen Scheibensätze 2009a, 2009b das
Umschlingungsmittel auf unterschiedlichen Laufdurchmessern führen und damit eine
variable Übersetzung einstellen können, wobei diese Einstellung von außen,
beispielsweise mittels eines Steuergeräts oder selbsttätig, beispielsweise mittels
Fliehkraft erfolgen kann. Die Verwendung eines Zwischengetriebes 2009, das auch
unter entsprechender Anpassung, beispielsweise radial innerhalb des Rotors
kraftschlüssig zwischen Rotor und Getriebeeingangsweile 2005 bei einer koaxial
angeordneten Elektromaschine 2008 vorgesehen sein kann, erlaubt eine Drehzahlanpassung der Elektromaschine 2008 an den Drehzahlbereich der
Getriebeeingangswelle 2005, wobei insbesondere die dadurch verkleinerte Baugröße
zu Kosten- und Gewichtseinsparungen führen kann.
Figur 23 zeigt schematisch ein Ausführungsbeispiel eines Antriebsstrangs 2101 , der
mit dem Antriebsstrangs 2001 der Figur 22 im wesentlichen bis auf nachfolgend
beschriebene Unterschiede identisch ist.
Die Elektromaschine 2108 ist axial zwischen der Kupplung 2104 und dem
Scheibensatz 2150 koaxial oder - wie gezeigt - achsparallel angeordnet. Dabei kann
die Elektromaschine 2108 bei achsparalleler Anordnung innerhalb oder außerhalb des
- nicht dargestellten - Getriebegehäuses angeordnet sein, wobei die Elektromaschine
2108 bei einer Anordnung innerhalb des Getriebes 2109 gegen das Getriebeöl
gekapselt sein kann. Es versteht sich, daß eine Kapselung für alle erfindungsgemäßen, im Getriebe 2109 integrierten Elektromaschinen vorteilhaft sein kann. Eine Verkabelung der Elektromaschine kann in einem zur Steuerung des Getriebes 2109
vorgesehenen Kabelbaum erfolgen, wobei eine gemeinsame Schnittstelle, beispielsweise eine gemeinsame Steckverbindung zur Versorgung der Getriebekomponenten und der Elektromaschine vorteilhaft sein kann.
Die Figuren 24a bis 24c zeigen eine graphische Gegenüberstellung des zeitlichen
Momentenverlauf des Wechsels vom Schubbetrieb bei verzögerndem Kraftfahrzeug in den Zugbetrieb zu einer erneuten Beschleunigung.
Figur 24a gibt den Drehmomentverlauf M in Abhängigkeit von der Zeit t für ein Kraftfahrzeug ohne Rekuperation, bei dem die Brennkraftmaschine über deren Schubmoment M(schub) (Motorbremse) das Kraftfahrzeug verzögert. Am Punkt I wird vom Fahrer eine Leistungsanforderung, beispielsweise über eine Gaspedalbetätigung, eingeleitet und die Brennkraftmaschine wechselt annähernd ruckfrei in den Zugbetrieb, bis die Drehzahl am Punkt II soweit erhöht ist, daß das Kraftfahrzeug entlang der
Vollastkennlinie III bewegt werden kann.
Figur 24b zeigt das Schub-/Zugverhalten eines Kraftfahrzeugs mit einem Verfahren zur Rekuperation nach dem Stand der Technik. Die Abhängigkeit des an den
Antriebsrädern liegenden Moments M in Abhängigkeit von der Zeit t zu Beginn der Darstellung ist durch ein Bremsmoment M(rek) gegeben, das von der Elektromaschine
zur Erzeugung von elektrischer Energie in den Antriebsstrang eingespeist wird. Aus
Wirtschaftlichkeitsgründen ist hier die Brennkraftmaschine abgestellt. Bei einer
Leistungsanforderung durch den Fahrer muß die Brennkraftmaschine am Punkt la
gestartet werden. Dies erfolgt unter Ausnutzung der verbleibenden kinetischen Energie
des Fahrzeugs bei einem Betrieb der Elektromaschine im Generatorbetrieb, der
zusätzlich ein Moment M(gen) benötigt. Dabei entsteht im Fahrzeug im Zeitintervall zwischen Punkt la und Ib zuerst ein Ruck, das heißt, das Fahrzeug wird zuerst
verzögert anstatt beschleunigt und es erfolgt keine spontane Momentenzunahme bis
die Brennkraftmaschine im Punkt Ib gestartet ist und im zeitlichen Verlauf bis zu Punkt
II über eine Drehzahlerhöhung Moment aufbaut und im Bereich III unter Vollast
betrieben wird. Ein derartiges Verhalten wird gegenüber dem Momentenverlauf eines
Fahrzeuges gemäß Figur 24a von einer großen Anzahl von Fahrern als unkomfortabel
und bezüglich einer sicheren Bewegung des Fahrzeugs als untragbar empfunden.
Eine Lösung dieses Problems zeigt ein Verfahren zur Steuerung der Elektromaschine in Figur 24c. Ausgehend vom Bremsmoment M(rek), bei der die Elektromaschine das
Fahrzeug unter Erzeugung von Strom mit dem Moment M(rek) abbremst, wird die
Elektromaschine sofort bei einer Leistungsanforderung durch den Fahrer am Punkt la
in den Antriebsmodus geschaltet und trägt vor dem Start der Brennkraftmaschine ein
Moment M(E) zum Vortrieb des Fahrzeugs bei. Die Brennkraftmaschine wird zwischen
den Punkten la und Ib gestartet, wobei zum Start bei fehlender oder geschlossener Fahrkupplung anteilig die kinetische Energie des Fahrzeugs und das Moment M(E) der
Elektromaschine beitragen kann, oder bei vorhandener Fahrkupplung diese zur
Vermeidung eines Rucks kurzzeitig geöffnet oder schlupfend betrieben wird und die
Elektromaschine die Brennkraftmaschine alleine startet. Nach einem
Ausführungsbeispiel - wie in dem Diagramm der Figur 24c gezeigt - baut die
Elektromaschine sofort nach der Leistungsanforderung des Fahrers Moment M(E) auf
und unterstützt den Vortrieb des Fahrzeugs und den Start der Brennkraftmaschine. Am
Punkt Ib ist die Brennkraftmaschine gestartet und baut mittels einer Drehzahlerhöhung ein Moment M(BKM) auf, die am Punkt II in die Vollastkurve III übergeht.
Die Regelung der Elektromaschine erfolgt nun in der Weise, daß die Summe der
beiden Momente M(E) und M(BKM) vom Zeitpunkt der Leistungsanforderung la bis zum
Übergang in die der Momentenkurve M(BKM) in die Vollastkurve III am Punkt II einen
weichen Übergang, beispielsweise ohne hohe Geschwindigkeitsgradienten und/oder
Gradientennulldurchgänge ergibt. Dies erfolgt dadurch, daß die Elektromaschine zu
Beginn der Leistungsanforderung bevorzugt bis zu einem Punkt Ic, der zeitlich vor der
dem Start der Brennkraftmaschine liegen kann, zumindest auf das Dauerdrehmoment
oder kurzzeitig auch über das Dauerdrehmoment beschleunigt werden kann und nach
dem Punkt Ic wieder mit abnehmender Drehzahl, das heißt Moment M(E) betrieben
wird, wobei der Nulldurchgang und damit der Übergang in den Generatorbetrieb mit der
Momentaufnahme -M(gen), beispielsweise frühestens am Punkt II, erfolgt, bei dem die
Brennkraftmaschine im Vollastbereich III angelangt ist. Es versteht sich, daß die Elektromaschine in dieser Phase auch ausschließlich zum Dämpfen des Anlaßrucks
der Brennkraftmaschine eingesetzt werden kann, ohne zusätzliches Moment auf die
Antriebsmittel zu übertragen. Hierzu kann die Elektromaschine zumindest in
Abhängigkeit von der Getriebeübersetzung, der Drehzahl der Brennkraftmaschine im
Generatorbetrieb bremsend oder im Antriebsmodus beschleunigend wirken.
Die Anmeldungen mit folgenden Aktenzeichen sind voll inhaltlich in die vorliegende
Anmeldung aufgenommen:
DE 198 12 417 DE 198 38 036 DE 198 33 784 DE 199 25 332
DE 199 18 787.
Die mit der Anmeldung eingereichten Patentansprüche sind Formulierungsvorschläge
ohne Präjudiz für die-Erzielung weitergehenden Patentschutzes. Die Anmelderin behält
sich vor, noch weitere, bisher nur in der Beschreibung und/oder Zeichnungen offen-
barte Merkmale zu beanspruchen.
In Unteransprüchen verwendete Rückbeziehungen weisen auf die weitere Ausbildung
des Gegenstandes des Hauptanspruches durch die Merkmale des jeweiligen Unter¬
anspruches hin; sie sind nicht als ein Verzicht auf die Erzielung eines selbsttätigen,
gegenständlichen Schutzes für die Merkmale der rückbezogenen Unteransprüche zu
verstehen. Die Gegenstände dieser Unteransprüche bilden jedoch auch selbsttätige Erfindungen, die eine von den Gegenständen der vorhergehenden Unteransprüche unabhängige
Gestaltung aufweisen.
Die Erfindung ist auch nicht auf die Ausführungsbeispiele der Beschreibung
beschränkt. Vielmehr sind im Rahmen der Erfindung zahlreiche Abänderungen und
Modifikationen möglich, insbesondere solche Varianten, Elemente und Kombinationen
und/oder Materialien, die zum Beispiel durch Kombination oder Abwandlung von
einzelnen in Verbindung mit den in der allgemeinen Beschreibung und Ausführungs¬
formen sowie den Ansprüchen beschriebenen und in den Zeichnungen enthaltenen
Merkmalen bzw. Elementen oder Verfahrensschritten erfinderisch sind und durch kom¬
binierbare Merkmale zu einem neuen Gegenstand oder zu neuen Verfahrensschritten
bzw. Verfahrensschrittfolgen führen, auch soweit sie Herstell-, Prüf- und Arbeitsver-
fahren betreffen.

Claims

Patentansprüche
1. Antriebsstrang, insbesondere für ein Kraftfahrzeug, umfassend eine Antriebseinheit,
wie Brennkraftmaschine, mit einer Antriebswelle sowie mit zumindest einer mit der
Antriebswelle in Wirkverbindung stehenden elektrischen Maschine, die zumindest
als Motor und als Generator eingesetzt wird, dadurch gekennzeichnet, daß die
Wirkverbindung zwischen der elektrischen Maschine und der Antriebswelle
zumindest zwei, von einem zumindest in Start- und Betriebsphase untergliederten
Betriebsmodus der elektrischen Maschine abhängige, sich selbsttätig einstellende
Übersetzungsstufen aufweist.
2. Antriebsstrang, insbesondere nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, daß die
elektrische Maschine in Wirkverbindung zwischen der Antriebswelle der
Antriebseinheit und einer Eingangswelle einer Abtriebseinheit wie einem Getriebe
angeordnet ist, wobei die Abtriebseinheit gegebenenfalls mittels zumindest einer
Kraftübertragungseinheit wie Reibungskupplung, Föttinger-Kupplung,
Drehmomentwandler oder dergleichen von der Antriebseinheit abkoppelbar ist.
3. Antriebsstrang, insbesondere nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, daß die
elektrische Maschine mit dem der Abtriebseinheit abgewandten Ende der
Antriebswelle der Antriebseinheit in Wirkverbindung steht.
4. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß die Rotationsachse der elektrischen Maschine annähernd parallel
zur Rotationsachse der Antriebswelle angeordnet ist.
5. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, daß die
Wirkverbindung aus zumindest einem Paar von Transmissionsscheiben und einem
diese reibschlüssig verbindenden Umschlingungsmittel besteht.
6. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, daß die
Transmissionsscheiben aus Riemenscheiben gebildet werden und das
Umschlingungsmittel ein Riemen ist.
7. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, daß die
'zumindest zwei Transmissionsscheiben aus zumindest zwei Kegelscheibenpaaren
gebildet sind und zwischen den Kegelscheiben der jeweiligen Kegelscheibenpaare
eine Kette als Umschlingungsmittel reibschlüssig geführt ist.
8. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, daß die
Kegelscheibenpaare durch kontinuierliche axiale Verstellbarkeit der Kegelscheiben
der jeweiligen Kegelscheibenpaare über die sich dadurch einstellenden
unterschiedlichen Laufdurchmesser der Kette eine kontinuierliche Einstellung der
Übersetzung zulassen.
9. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, daß die
Wirkverbindung zumindest aus einem Zahnradpaar besteht.
10. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß die elektrische Maschine als Anlasser für die Antriebseinheit
eingesetzt wird.
11. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß die elektrische Maschine zur Fortbewegung des
Kraftfahrzeugs eingesetzt wird.
12. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
'gekennzeichnet, daß während der Startphase der Antriebseinheit die Drehzahl der
elektrischen Maschine größer als die der Antriebseinheit ist.
13. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß die Übersetzung elektrische Maschine zu Antriebseinheit während
der Startphase im Bereich 3:2 und 10:1 liegt.
14. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß die Anpassung der Übersetzungsstufen in Abhängigkeit von der
Drehmomentrichtung erfolgt.
15. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß bei einem Drehmomentfluß von der Antriebseinheit in Richtung
elektrischer Maschine die von der Antriebseinheit her betrachtete Übersetzung kleiner
ist als die besagte Übersetzung bei einem Drehmomentfluß von der elektrischen
Maschine in Richtung Antriebseinheit.
16. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß die Übersetzung elektrische Maschine zu Antriebseinheit im
Generatorbetrieb im Bereich zwischen 2:1 bis 1 :2 liegt.
17. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß zur Bildung der zumindest zwei Übersetzungsstufen der
Wirkverbindung zumindest ein Getriebe zwischen der elektrischen Maschine und der
Antriebseinheit angeordnet ist.
18. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß als das zumindest eine Getriebe ein Planetengetriebe mit
zumindest einem Hohlrad, zumindest einem Sonnenrad und zumindest einem
Planetenrad vorgesehen ist.
19. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß als das zumindest eine Getriebe ein Standgetriebe mit zumindest
zwei Zahnradpaaren vorgesehen ist.
20. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das zumindest eine Getriebe zur Steuerung der
unterschiedlichen Übersetzungen zumindest zwei Kupplungen enthält.
21. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß das zumindest eine Getriebe zur Steuerung der zumindest zwei
Übersetzungen eine Kombination aus zumindest einem Freilauf und zumindest einer
Kupplung enthält.
22. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß das zumindest eine Getriebe zur Steuerung der zumindest zwei
Übersetzungen zumindest zwei Freiläufe enthält.
23. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß zumindest eine der Kupplungen eine Fliehkraftkupplung ist.
24. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß zumindest eine der Kupplungen eine elektromagnetische
Kupplung ist.
25. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß neben dem zumindest einen schaltbaren Getriebe in der
Wirkverbindung zwischen elektrischer Maschine und Antriebseinheit eine fest
eingestellte Übersetzung vorgesehen ist.
26. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß die fest eingestellte Übersetzung Antriebseinheit zu elektrische
Maschine im Bereich von 3:2 bis 5:1 liegt.
27.'Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß die fest eingestellte Übersetzung durch eine Transmission mit
unterschiedlichen Transmissionsscheibendurchmessern gebildet wird.
28. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß die feste Übersetzung durch ein Zahnradpaar gebildet wird.
29. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß das Hohlrad des Planetengetriebes drehfest mit einem
gehäusefesten Bauteil verbunden ist.
30. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß die erste Ubersetzungsstufe durch Antrieb des Sonnenrads durch
die elektrische Maschine und der Abtrieb durch einen das zumindest eine Planetenrad
aufnehmenden Steg erfolgt, wobei im Kraftfluß der ersten Ubersetzungsstufe das
Drehmoment über einen ersten vorgesehenen Freilauf oder eine erste eingerückte
Kupplung übertragen wird und ein zweiter, im Kraftfluß einer zweiten Ubersetzungsstufe
vorgesehener Freilauf überrollt wird oder eine entsprechend vorgesehene zweite
Kupplung ausgerückt ist.
31. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß die zweite Ubersetzungsstufe durch Antrieb des das zumindest
eine Planetenrad aufnehmenden Stegs durch die Antriebseinheit und der Abtrieb über
das Sonnenrad auf die elektrische Maschine erfolgt, wobei der erste Freilauf überrollt
wird oder gegebenenfalls die erste Kupplung ausgerückt ist und der zweite Freilauf
oder gegebenenfalls die zweite Kupplung das von der Antriebseinheit kommende
Drehmoment überträgt.
32. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß die erste Ubersetzungsstufe durch Antrieb eines ersten
Zahnradpaares durch die elektrische Maschine erfolgt, wobei im Kraftfluß der ersten Ubersetzungsstufe das Drehmoment mittels eines ersten Freilaufs oder einer ersten,
eingerückten Kupplung auf ein erstes Zahnrad des ersten Zahnradpaars übertragen
wird und ein zweiter, im Kraftfluß einer zweiten Ubersetzungsstufe vorgesehener
Freilauf überrollt wird oder gegebenenfalls eine zweite entsprechend vorgesehene
Kupplung ausgerückt ist.
33. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß die zweite Ubersetzungsstufe durch Antrieb des zweiten
Zahnradpaars durch die Antriebseinheit erfolgt, wobei der erste Freilauf überrollt wird
oder gegebenenfalls die erste Kupplung ausgerückt ist und der zweite Freilauf oder
'gegebenenfalls die zweite Kupplung das Drehmoment im Kraftfluß der zweiten
Ubersetzungsstufe überträgt.
34. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß der erste Freilauf oder gegebenenfalls die erste Kupplung im
Kraftfluß vor oder hinter den die Übersetzung bestimmenden Bauteilen angeordnet ist.
35. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß der zweite Freilauf oder gegebenenfalls die zweite Kupplung im
Kraftfluß vor oder hinter den die Übersetzung bestimmenden Bauteilen angeordnet ist.
36. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß das Getriebe für die Übersetzung zwischen Antriebseinheit und
elektrischer Maschine auf der Ausgangswelle der Antriebseinheit oder auf der
Eingangswelle der Abtriebseinheit angeordnet ist.
37. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß das Getriebe radial innerhalb eines Rotors der elektrischen
Maschine angeordnet ist.
38.'Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß das Getriebe im wesentlichen radial innerhalb der
Transmissionsscheibe der elektrischen Maschine angeordnet ist.
39. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß das Getriebe im wesentlichen radial innerhalb einer die
Transmission zur elektrischen Maschine bildenden Transmissionsscheibe der
Antriebseinheit angeordnet ist.
40. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß das Getriebe Bestandteil der Abtriebseinheit ist und/oder in deren
Gehäuse untergebracht ist.
41. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß die Antriebswelle der Antriebseinheit und die Welle der
elektrischen Maschine relativ gegeneinander entgegen der Wirkung zumindest eines
Kraftspeichers unter Bildung einer Dämpfungseinrichtung verdrehbar sind.
42. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß im Kraftfluß zwischen Antriebseinheit und elektrischer Maschine
ein Tilger angeordnet ist.
43.'Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß Tilger und/oder Dämpfungseinrichtung radial innerhalb einer
Transmissionsscheibe und/oder des Rotors angeordnet sind.
44. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß Tilger und/oder Dämpfungseinrichtung auf der Antriebswelle
und/oder auf der Welle der elektrischen Maschine angeordnet sind.
45. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß die in Abhängigkeit von der Drehmomentrichtung eingestellten
zwei Übersetzungsstufen mittels eines Planetengetriebes mit schräg verzahnten
Zahnrädern bestehend aus einem axial verschiebbaren und verdrehbaren Hohlrad,
zumindest auf einem mit einem mit der Antriebswelle verbundenen Steg angeordneten
Pianetenrad und einem mit einer zur elektrischen Maschine gehörigen
Transmissionsscheibe verbundenen Sonnenrad eingestellt wird, wobei mittels der
axialen Verschiebbarkeit des Hohlrads eine erste Ubersetzungsstufe durch eine feste
Verbindung des Hohlrads mit einem drehfesten Bauteil und eine zweite
Ubersetzungsstufe durch eine Verbindung des Hohlrads mit dem Steg erfolgt.
46. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß die erste Ubersetzungsstufe bei höheren als der für den
'Startvorgang notwendigen Drehzahlen arretierbar ist.
47. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß die erste Ubersetzungsstufe mittels zumindest eines am
Außenumfang des Stegs untergebrachten Körpers arretiert wird, indem dieser Körper
über Fliehkrafteinwirkung in eine entsprechende Aussparung am Innenumfang des
Hohlrads kraftschlüssig eingreift.
48. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß der zumindest eine Körper Kugelgestalt aufweist.
49. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß das axial verschiebbare Hohlrad beiderseits stirnseitig Mittel zu
einem Formschluß mit einem nicht umlaufenden Bauteil des Antriebsstrangs zu dessen
Hemmung einerseits und mit dem Steg andererseits aufweist.
50. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß die Mittel eine Hirtverzahnung, Klauen und/oder einen Reibschluß
bildende Mittel wie Reibbeläge sind.
51. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß das Gehäuse des Getriebes mit dem Gehäuse der Antriebseinheit
fest verbunden ist.
52. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß das Gehäuse des Getriebes auf der Antriebswelle verdrehbar
gelagert und durch einen an einem am Gehäuse vorgesehenen Hebelarm
angeordneten Umschlingungsmittelspanner abgestützt ist.
53. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß das Gehäuse des Getriebes auf der Welle der elektrischen
Maschine verdrehbar gelagert und durch einen an einem am Gehäuse vorgesehenen Hebelarm angeordneten Umschlingungs-mittelspanner abgestützt ist.
54. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß der Umschlingungsmittelspanner auf eine Grundspannung des
Umschlingungsmittels eingestellt ist und die Spannung des Umschlingungsmittels momentenabhängig erfolgt.
55. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß das Lager für das Getriebegehäuse und/oder das Lager für die
antriebswellenseitige Transmissionsscheibe innerhalb der Umschlingungsmittelebene
angeordnet ist.
56. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß das Lager für das Getriebegehäuse und/oder das Lager für die
auf der Welle der elektrischen Maschine vorgesehene Transmissionsscheibe innerhalb
der Umschlingungsmittelebene angeordnet ist.
57. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß das Gehäuse des Getriebes auf der Antriebswelle und auf einer achsversetzten, antriebswellenseitigen Transmissionsscheibenachse frei drehbar
gelagert ist und das Getriebe mit einem fest mit der Transmissionsscheibenachse
verbundenen Zahnrad einen Kraftschluß bildet und die antriebswellenseitige
Transmissionsscheibe über ein Umschlingungsmittel mit der Transmissionsscheibe der
elektrischen Maschine verbunden ist.
58. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß das Gehäuse des Getriebes auf der Welle der elektrischen
Maschine und auf einer achsversetzten, der elektrischen Maschine zugeordneten
Transmissionsscheibenachse frei drehbar gelagert ist und das Getriebe mit einem fest
mit der Transmissionsscheibenachse verbundenen Zahnrad einen Kraftschluß bildet
und der elektrischen Maschine zugeordnete Transmissionsscheibe über ein
Umschlingungsmittel mit der Transmissionsscheibe der Antriebswelle verbunden ist.
59. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß das Getriebe ein Planetengetriebe ist.
60. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß das Planetengetriebe schräg verzahnte Zahnräder und ein axial
verschiebbares, verdrehbares Hohlrad aufweist, das mittels der axialen Verschiebung
einen Kraftschluß mit dem Steg oder mit dem Gehäuse des Getriebes zur Einstellung
von zwei verschiedenen Übersetzungsstufen herstellt.
61. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß das Gehäuse des aus zwei stirnverzahnten Zahnradpaaren
gebildeten Getriebes mit zwei Übersetzungsstufen mit verdrehbar auf der Antriebswelle
und auf der antriebswellenseitigen Transmissionsscheibenachse gelagert ist, zwei zu
den besagten Zahnradpaaren gehörige Zahnräder drehfest mit der
antriebswellenseitigen, von der Antriebswelle achsversetzt angeordneten
Transmissionsscheibe fest verbunden sind und die beiden übrigen Zahnräder über
einander entgegengesetzte Freiläufe auf der Antriebswelle gelagert sind.
62. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß das Gehäuse des aus zwei stirnverzahnten Zahnradpaaren
gebildeten Getriebes mit zwei Übersetzungsstufen verdrehbar auf der Welle der
elektrischen Maschine und der achsversetzt zu dieser angeordneten
Transmissionsscheibenachse mit einer fest mit der Achse verbundenen
Transmissionsscheibe gelagert ist und zwei zu den besagten Zahnradpaaren gehörige
Zahnräder drehfest mit der Transmissionsscheibe und die beiden übrigen Zahnräder
über einander entgegengesetzte Freiläufe auf der Welle der elektrischen Maschine
gelagert sind.
63. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß der Achsversatz d zwischen der Transmissionsscheibenachse
und der Antriebsachse beziehungsweise der Achse der elektrischen Maschine unter Berücksichtigung eines Sicherheitsfaktors so groß ist, daß die
Transmissionsscheibenachse bei einer Längung des Umschlingungsmittels nicht um die Antriebsachse beziehungsweise um die Achse der elektrischen Maschine umläuft.
64. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß für den Achsversatz d die Bedingung 20cm > d > 1cm gilt.
65. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß die beiden, über die Antriebsrichtung auswählbaren
Übersetzungsstufen durch unterschiedliche Durchmesser zweier
Transmissionsscheibenpaare, die jeweils mit einem Umschlingungsmittel ausgestattet
sind, gebildet werden, wobei jeweils eine erste Transmissionsscheibe der beiden
Transmissionsscheibenpaare mittels einander bezüglich der Überrollrichtung
gegensätzlicher Freiläufe auf der Antriebswelle oder der Welle der elektrischen
Maschine gelagert ist und die jeweils zweite zum entsprechenden
Transmissionsscheibenpaar zugehörige Transmissionsscheibe fest mit der Welle der
elektrischen Maschine beziehungsweise mit der Antriebswelle verbunden ist.
66. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß die Elektromaschine koaxial an der dem Getriebe zum Betrieb des Fahrzeugs entgegen gesetzten Ende der Antriebswelle um diese angeordnet ist, wobei
ein Ausgangsteil des selbsttätig schaltenden Getriebes mit der Antriebswelle und ein
Eingangsteil mit dem Rotor kraftschlüssig verbunden ist.
67. Antriebsstrang, insbesondere nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, daß der Steg eines Umlaufgetriebes mit der Antriebswelle und dessen
Sonnenrad mit dem Rotor der Elektromaschine kraftschlüssig verbunden ist.
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