WO2002038988A1 - Elektromotorstellglied für getriebe - Google Patents

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WO2002038988A1
WO2002038988A1 PCT/DE2001/004134 DE0104134W WO0238988A1 WO 2002038988 A1 WO2002038988 A1 WO 2002038988A1 DE 0104134 W DE0104134 W DE 0104134W WO 0238988 A1 WO0238988 A1 WO 0238988A1
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WO
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electric motor
gear
shift drum
actuator according
motor actuator
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PCT/DE2001/004134
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English (en)
French (fr)
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John Mills
Bernard Boll
Geir Huseby
Gunter Hirt
Viggo Norum
Jan Oyen
Lars Lein
Nigel Barnes
Simon Ronne
Original Assignee
Luk Lamellen Und Kupplungsbau Beteiligungs Kg
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Priority claimed from GB0117563A external-priority patent/GB2377733A/en
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    • 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
    • F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
    • F16H61/26—Generation or transmission of movements for final actuating mechanisms
    • F16H61/28—Generation or transmission of movements for final actuating mechanisms with at least one movement of the final actuating mechanism being caused by a non-mechanical force, e.g. power-assisted
    • F16H61/32—Electric motors actuators or related electrical control means therefor
    • 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
    • F16H63/00—Control outputs from the control unit to change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion or to other devices than the final output mechanism
    • F16H63/02—Final output mechanisms therefor; Actuating means for the final output mechanisms
    • F16H63/08—Multiple final output mechanisms being moved by a single common final actuating mechanism
    • F16H63/16—Multiple final output mechanisms being moved by a single common final actuating mechanism the final output mechanisms being successively actuated by progressive movement of the final actuating mechanism
    • F16H63/18—Multiple final output mechanisms being moved by a single common final actuating mechanism the final output mechanisms being successively actuated by progressive movement of the final actuating mechanism the final actuating mechanism comprising cams
    • 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
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    • F16H49/001—Wave gearings, e.g. harmonic drive transmissions
    • 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
    • Y10T—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER US CLASSIFICATION
    • Y10T74/00—Machine element or mechanism
    • Y10T74/19—Gearing
    • Y10T74/19219—Interchangeably locked
    • Y10T74/19251—Control mechanism
    • Y10T74/19279—Cam operated

Definitions

  • the present invention relates to shift actuators and in particular to electric motor actuators for controlling a gear shift mechanism of an automatic transmission system of a motor vehicle.
  • Electric motor actuators used to control the gear shift mechanisms of automatic transmission systems typically use a worm and worm gear drive mechanism to reduce high gear ratios, such as disclosed in GB 2325036, GB 2313885 and GB 2309761, the disclosure of which is incorporated by reference, and the content of which is expressly cited in the disclosure of the present application in order to convert the drive of the electric motor at high speed and relatively low torque into a relatively high torque at low speed, which is necessary for actuating a gear shift mechanism.
  • the drive ratios of such mechanisms are usually on the order of 40: 1 to 60: 1.
  • the worm gear drives used hitherto have the disadvantage that they are relatively large and present serious difficulties with regard to the installation restrictions which exist in automatic transmission systems for motor vehicles.
  • Such gears are also known from EP 0 * 654 624.
  • These transmissions according to EP 0 654 624 have an electric motor as drive, which is arranged outside the transmission and drives the shift drum for changing gear by means of gearwheels.
  • This space requirement increases even more if two or more are used so-called shift drums, for example, clutches of transmissions are also to be actuated. This actuation is advantageous, for example, in double clutch transmissions or powershift transmissions with power shift clutches.
  • the object of the present invention is to provide a transmission and an actuating device which, compared to the prior art, requires little installation space and is nevertheless simple and inexpensive to produce.
  • An advantageous embodiment of the present invention uses a high gear ratio concentric construction drive with a shift drum to provide a compact electric motor shift actuator.
  • an electric motor actuator for controlling a gear selection mechanism of a motor vehicle includes a fastener by which the actuator can be mounted with respect to a support member, a shift drum which is mounted for rotation relative to the fastener, an electric motor which is coaxially mounted within the shift drum, the electric motor having a stator that is non-rotatably mounted with respect to the fastener, and a rotor, the rotor drivingly connected to the shift drum for rotation therewith by a harmonic drive, the harmonic drive being one Includes shaft generator mounted on the rotor for rotation therewith.
  • annular spline gear that is non-rotatably mounted with respect to the fastener concentric with the shaft generator, and a flexible spline gear that is disposed between the shaft generator and the annular spline gear, the flexible spline gear drivingly connected to the shift drum, the flexible Spline gear has fewer splines than the ring-shaped spline gear and the shaft generator is shaped such that it angularly spaced the splines of the flexible spline gear with the splines of the ring-shaped spline gear . Places engages, between these points the wedges of the flexible spline gear are separated from the wedges of the annular spline gear.
  • harmonic drive in the sense of the present invention is to be understood in the present application as a so-called “harmonic drive”, as is known, for example, from DE 199 27 957 and therein is referred to as a shaft gear device.
  • reduction gears such as differential gears, planetary gears and the like can advantageously be used.
  • the electric motor and the harmonic drive mechanism are arranged coaxially within the shift drum, whereby a compact actuator is obtained.
  • the drive ratio of the harmonic drive depends on the difference in the number of wedges between the ring-shaped spline gear and the flexible spline gear:
  • n the difference in the number of splines between the ring-shaped spline gear and the flexible spline gear
  • N the number of splines on the flexible spline gear; the negative value indicates that the rotation of the switching drum takes place in the opposite direction to the direction of rotation of the rotor.
  • the drive ratio is on the order of --- 40: 1 to -60: 1.
  • the ring-shaped spline gear has 102 splines and the flexible spline gear has 100 splines, resulting in a ratio of -50: 1.
  • the electric motor shift drum actuators of the present invention are individually formed so that they can be attached to the transmission housing in a suitable position, for example, to actuate the gear selector mechanism.
  • double shift drum actuators provide.
  • the shift drum actuators of the present invention may preferably be arranged in a transmission housing of a motor vehicle.
  • an electric motor actuator for controlling a clutch or gear selection mechanism or a brake of a motor vehicle contains an electric motor, an output shaft of the electric motor and a rotary drive mechanism, comprising; a sun gear which is fixed to the output shaft of the electric motor for rotation therewith, an annular planet gear carrier which is mounted for rotation coaxially with the output shaft of the electric motor, a row of planet gears which are mounted in an angularly spaced relationship symmetrically to the planet carrier , the planet gears engaging first and second inner sprockets, one of the inner sprockets being fixed and the other inner sprocket being formed on an output member, the output member being fixed for rotation coaxially with the output shaft, the number of teeth on the first inner Sprocket differs from the number of teeth on the second inner sprocket to provide the required drive ratio.
  • each planet gear is in the form of a double pinion, the planet gear defining a primary pinion that engages the sun gear and the first inner ring gear, and a secondary pinion that engages the second inner ring gear.
  • the primary pinion engages the inner ring gear that is formed on the output element, and the secondary pinion engages in the fixed inner ring gear.
  • the drive ratio is:
  • Ni the number of teeth on the fixed inner ring gear
  • N 2 the number of teeth on the second inner ring gear
  • N 3 the number of teeth on the secondary pinion of the planet gear
  • N 4 the number of teeth on the primary pinion of the planet gear
  • N5 the number of teeth on the sun gear
  • N 2 2N 4 + N 5 .
  • N 3 , N 4 and N must therefore be selected so that the required drive ratio is provided, which is usually from 40: 1 to 60: 1. Since the sun gear and the primary and secondary pinions of the planet gears are essentially the same size, a difference in the number of teeth of 10% between N 3 and N results in a drive ratio of the order of 50: 1.
  • the primary pinion engages in the fixed inner ring gear and the secondary pinion engages in the inner ring gear which is formed on the output element.
  • the drive ratio is:
  • N 3 + N 4 + N 5 N 3 + N 4 + N 5 . Consequently, the values N 3 , N 4 and N 5 must be selected again so that the required drive ratio is provided, which is usually 40: 1 to 60: 1.
  • the planet gears and individual pinions are mounted on axes that are oblique to the axes of the first and second inner ring gears, so that the planet gears at one end engage the inner ring gear with fewer teeth on a smaller diameter stand; and at the other end are engaged with the inner ring gear with more teeth on a larger diameter.
  • the drive ratio is:
  • Ni the number of teeth on the fixed inner ring gear
  • N 2 the number of teeth on the second inner ring gear
  • N 5 the number of teeth on the sun gear
  • the values Ni, N 2 and N5 can be selected to provide the required drive ratio, which is usually 40: 1 to 60: 1.
  • the drive used in the present invention is particularly advantageous for use with shift drums disclosed, for example, in GB2308874 and GB2311829, the disclosures of which are incorporated by reference and the contents of which are expressly cited in the disclosure of the present application, wherein the electric motor and the drive mechanism can be mounted coaxially within the shift drum.
  • the drive mechanism described above can alternatively be linear Actuators are used, for example ball and spindle actuators or rack and pinion mechanisms. ,
  • FIG. 1 schematically shows a cross section of a harmonic drive mechanism of the type used in the electric motor switching actuators of the present invention.
  • FIG. 2 shows schematically the relative positions of the components of the harmonic drive during a rotation
  • FIG. 3 shows a side section of a shift drum actuator according to the present invention
  • FIG. 4 shows a side section of a double shift drum actuator according to the present invention
  • FIG. 5 schematically shows a drive mechanism which is used in clutch, brake or shift actuators according to the present invention
  • FIG. 6 schematically shows an alternative drive mechanism which is used in clutch, brake or shift actuators according to the present invention
  • FIG. 7 shows a side section of a shift drum actuator according to the present invention
  • FIG. 9 shows a side section of a rack and pinion actuator according to the present invention.
  • Figure 10 shows a side section of a dual shift drum actuator in accordance with the present invention
  • Figure 11 is a side section of an alternative double shift drum actuator according to the present invention.
  • FIG. 12 a shift drum with an integrated motor
  • FIG. 13 shows a schematic view of a shift drum according to the invention
  • Figure 14 is a schematic view of a shift drum according to the invention.
  • FIG. 15 shows an arrangement of two shift drums, for example for a double clutch transmission
  • a harmonic drive 10 used in the electric motor actuator of the present invention includes a shaft generator 12 mounted on an output shaft 14 of an electric motor, the shaft generator being keyed to the shaft 14 for rotation therewith.
  • the shaft generator 12 has an elliptical shape with a thin, flexible, continuous roller bearing 18, which is on its outer. Scope is arranged.
  • a flexible spline gear 20 is mounted on the outer track of the roller bearing 18, the flexible spline gear 20 comprising a thin flexible endless belt with axially extending splines 22 on its outer surface.
  • An annular spline gear 24 is non-rotatably mounted concentrically with the shaft generator 12 / flexible spline gear 20 arrangement.
  • the annular spline gear 24 has a series of axially extending splines 26 on its inner circumference.
  • the annular spline gear 24 has an inner diameter that is equal to the major axis of the elliptical shaft generator 12 / roller bearing 18 / flexible spline gear 20 assembly so that the splines 22 of the flexible spline gear 20 fit into the splines 26 of the annular spline gear 24 at diametrically opposite positions on the Intervene main axis of the shaft generator 12.
  • the secondary axis of the shaft generator 12 is such that the wedges 22 of the flexible wedge gear 20 are radially separated from the wedges 26 of the ring-shaped wedge gear 24 on the secondary axis of the shaft generator 12.
  • the wedges 26 on the ring-shaped spline gear 24 have a shape corresponding to the wedges 22 of the flexible spline gear 20, fewer splines 22, 26 being provided on the flexible spline gear 20 than on the ring-shaped spline gear 24.
  • the shaft generator 12 Upon rotation of the output shaft 14, the shaft generator 12 is rotatably driven so that the point at which the flexible spline gear 20 meshes with the ring-shaped spline gear 24 moves around the ring-shaped spline gear 24. Due to the different number of wedges 22 and 26, the engagement between the wedges 22 and 26 as the contact point moves around the ring-shaped spline gear 24 causes the flexible spline gear 20 to move in the opposite direction relative to the ring-shaped spline gear 24.
  • the flexible spline gear 20 has moved counterclockwise by one half of a spline with respect to the annular spline gear 24 .
  • the flexible spline gear 20 has moved counterclockwise with respect to the annular spline gear 24; and as shown in FIG. 2d, after a rotation of 360 ° of the shaft generator 12, the flexible spline gear 20 has moved two splines counterclockwise with respect to the ring-shaped spline gear 24.
  • the harmonic drive 10 described above consequently has a drive ratio
  • n the difference in the number of wedges 22 and 26.
  • N the number of splines 22 on the flexible spline gear 20.
  • the drive ratio is -50: 1 with the negative value indicating that the drive is reversed. That is, for every 50 revolutions of the electric motor 16 clockwise, the flexible spline gear 20 rotates 1 revolution counterclockwise.
  • a contactless electric motor 16 is mounted in a cylindrical motor housing 32.
  • a radially outwardly directed flange structure 34 at one end of the motor housing 32 is designed to be fastened to, for example, a gear housing by suitable means, for example by screwing.
  • An output shaft 14 of the electric motor 16 extends coaxially to the motor housing at the other end 36 thereof.
  • a switching drum 40 is mounted on the motor housing 32 by roller bearings 46.
  • An elliptical shaft generator 12 is mounted on the output shaft 14 between the motor 16 and a closed end 44 of the shift drum 40.
  • a flexible roller bearing 18 is mounted on the shaft generator 12 and a flexible spline gear 20 is mounted on the roller bearing 18.
  • the flexible spline gear 20 is cup-shaped, with a flexible ring-shaped part 50 with axial wedges 22 on its outer circumference, the ring-shaped part 50 being mounted on the roller bearing 18, and with a hub structure 52, which is at the closed end 44 of the shift drum 40 is attached by screws or the like.
  • a flexible cylindrical web part 54 extends coaxially to the output shaft 14 and connects the ring-shaped part 50 and the hub structure 52 of the flexible spline gear 20.
  • a fixed annular spline gear 24 is integrally formed with the motor housing 32 concentric with the shaft generator 12 and the annular part 50 of the flexible spline gear 20 mounted thereon.
  • the ring-shaped wedge gear 24 can. be appropriately attached to the motor housing.
  • the ring-shaped spline gear 24 has splines 26 on its inner circumference.
  • first and second shift drums 200, 202 are rotatably mounted coaxially to one another on a shaft 204.
  • the shaft 204 is mounted at one end in a pin structure 206, which is provided in the transmission housing 208, and the other end of the shaft 204 is connected to a clutch housing 210 attached by nuts 212 and 214.
  • the outer ends of the switching drums 200, 202 are closed and mounted on the shaft 204 by sealed roller bearings 216.
  • the inner ends of the switching drums 200, 202 are mounted by roller bearings 220 on an annular element 218, which is non-rotatably fastened in the middle of the shaft 204. Seals 222 are provided between an inner diameter of the switching drums 200, 202 and an outer diameter of the annular element 218.
  • Permanent magnet electric motors 230 are mounted on the shaft 204, the motors 230 being arranged coaxially inside the switching drums 200, 202 and next to their closed outer ends.
  • the motors 230 include an annular stator 232 that is non-rotatably mounted on the shaft 204 and a rotor 234 that is rotatably mounted on the stator 232 through sealed roller bearings 236.
  • Elliptical wave generators 238 are attached to the inner ends of rotors 234 for rotation therewith.
  • a flexible spline gear 240 is mounted coaxially with each of the electric motors 230 between a roller bearing 242 mounted on the outer periphery of the shaft generator 238 and the inner diameter of the annular member 218.
  • the outer periphery of the flexible spline gear 240 and the inner diameter of the annular element 218 are provided with wedges which mesh with one another on the main axis of the shaft generator 238.
  • the flexible spline gear 240 has fewer splines than the annular member 218.
  • the flexible spur gear 240 has a flexible web part 244, which extends coaxially to the electric motor 230 to the closed end of the shift drum 200, 202 and ends in a hub structure 246.
  • the hub structure 246 is defined by a radially inward flange structure 248 and a reduced diameter cylindrical portion 250 that extends from the inner periphery of the flange structure 248 to the closed end of the shift drum 200, 202.
  • An elastomeric bushing 252 is mounted under compression between the outer diameter of the cylindrical portion 250 of the hub structure 246 and the inner diameter of the shift drum 200, 202 to driveably connect the flexible spline gear 240 to the shift drum 200, 202 with axial and radial elasticity.
  • An axial groove 254 is provided in the shaft 204 which can serve as a line for the electrical connections to the motors 230 and also as a key which prevents rotation of the shaft 204, the annular element 218 and the stators 232.
  • Position sensors 256 are provided on each of the switching drums 200, 202 for measuring the angular movement of the switching drums 200, 202.
  • the dual shift drum assemblies described with reference to Figure 4 are particularly suitable for dual clutch transmission systems of the type disclosed in co-pending UK patent applications GB 0028310 and GB 0103312 where, for example, shift drum 200 may be arranged to be the same Gears R; 1, 3, 5, controls together with one clutch, and the shift drum 202 is arranged so that it controls the gears 2, 4, 6, together with the other clutch.
  • an electric motor 310 has a motor flange 312 with three holes 314 which are arranged in lugs 316 which are angularly spaced apart, through which the motor 310 can be screwed, for example, to a transmission housing of a motor vehicle.
  • An output shaft 318 of the electric motor 310 extends through the motor flange 312.
  • a sun gear 320 is on the. Output shaft 318 of an electric motor 314 fixed for rotation with the output shaft 318.
  • the sun gear 320 has N 5 teeth.
  • a planet carrier 322 is arranged coaxially with the output shaft 318, the planet carrier 322 being axially between the sun gear 320 and the outer surface of the motor flange 312 is arranged.
  • Three planet gears 324 are rotatable on the planet carrier
  • Each planet gear 324 includes a double pinion having a primary pinion 326 that engages the sun gear 320 and a secondary pinion 328.
  • the primary and secondary pinions 326, 328 are rotatably mounted with respect to each other.
  • the primary pinion 326 has N teeth
  • the secondary pinion 328 has N 3 teeth.
  • the primary pinion 326 engages in a fixed inner ring gear 334 which is formed on an annular flange 332 which extends from the outer surface of the motor flange 312 coaxially to the output shaft 318 and radially outward from the planet carrier 322.
  • the fixed inner ring gear 330 has Ni teeth, equal to N 3 + N + N 5 .
  • the primary pinion 326 also meshes with an internal gear 334 which is formed by an output element 36 which is mounted for coaxial rotation with the output shaft 318.
  • the inner ring gear 334 has N 2 teeth, equal to 2xN 4 + N 5 .
  • the drive ratio i for the previously described gear mechanism is:
  • N 3 , N and N5 are chosen so that a suitable gear ratio
  • drive ratios can be on the order of
  • 50: 1 can be achieved if the sun gear 320 and the primary and secondary pinions 326, 328 are of the same size, if the number of teeth of the primary and secondary pinions 326 and 328 differs by approximately 10%. Changing the size of the sun gear has less effect on the drive ratio. However, a lesser or greater difference in the number of teeth on the primary and secondary pinions 326, 328 can be compensated for by relatively significant changes in the number of teeth on the sun gear 320. Table 1
  • the primary pinion 326 engages in the fixed inner ring gear 330 and the secondary pinion 328 engages in the inner ring gear 334 on the output element 336.
  • the drive ratio i for this gear mechanism is:
  • N 3 , N and N 5 are again chosen so that a suitable one Gear ratio is provided, which is preferably in the order of 40: 1 to 60: 1. Examples are given in Table 2 below:
  • FIG. 7 shows a shift drum arrangement for a gear shift mechanism of a motor vehicle, in which the drive mechanism described above is used.
  • the electric motor 310 is mounted in a cylindrical housing 340, the motor 310 being attached to an inner flange 342, which is arranged next to one end 344 of the housing 340.
  • An outer flange 345 at the other end of the housing 340 is formed to be attached to, for example, a gear housing.
  • the fixed inner ring gear 330 is provided at the end 344 of the housing 340.
  • the sun gear 320 is mounted on the output shaft 318 of the electric motor 310.
  • the planet carrier 322 is arranged coaxially with the output shaft 318, axially between the sun gear 320 and the inner flange structure 342.
  • Three planet gears 324 are rotatably mounted on the planet carrier 322, the primary pinions 326 of the planet gears 324 meshing with the sun gear 320 and an inner ring gear 334 formed on the inner diameter of a shift drum 350.
  • the secondary pinions 328 of the planet gears 324 engage in a fixed inner ring gear 330, which is formed on the inner diameter of the housing 340, next to the end 344 thereof.
  • the shift drum 350 is rotatably attached to the outer diameter of the cylindrical housing 340 by roller bearings 352.
  • the end of the shift drum 350 which is distant from the flange 346 of the housing 340, is closed, the closed end of the shift drum 350 being rotatably attached to the output shaft 318 of the electric motor 310 by roller bearings 354.
  • the sun gear 320 drives the planet gears 324 so that they roll around the fixed inner ring gear 330.
  • the engagement of the primary pinion 326 with the inner ring gear 334 rotates the shift drum 350, the drive ratio typically being on the order of 40: 1 to 60: 1.
  • the linear actuator shown in Figure 8 can usually be used to control the movement of a piston of a hydraulic master cylinder of the type disclosed in GB2325036, GB2313885 and GB2309761, whereby a clutch slave cylinder has hydraulic pressure to control engagement and disengaging a clutch is supplied.
  • linear actuators of this type can be used to control the engagement and disengagement of a clutch, or the selection of a gear ratio via a suitable mechanical connection mechanism or cable drive.
  • the output member 336 of the orbital drive mechanism is rotatably mounted on the annular flange 332 by roller bearings 362 and on the output shaft 318 by roller bearings 364.
  • End 366 of output member 336 remote from motor 310, defines the internally threaded portion of a ball screw actuator 368.
  • An externally threaded portion 370 of ball screw actuator 368 is mounted coaxially with the inner portion 366 in the threaded structure defined by the inner and outer portions 366, 370, one row of balls 372 is interposed.
  • the outer part 370 of the ball screw actuator 368 has a plunger structure 374 which extends through an end wall 376 of the housing 378, the plunger structure 374 being axially movable to the housing 378 but limited in rotation with respect thereto.
  • the plunger structure 374 which can be connected directly or indirectly to the piston of a hydraulic master cylinder, is axially moved by the rotation of the output element 336 when it is driven by the electric motor 310.
  • a balance spring 380 acts between the output member 336 and the outer part 370 of the ball screw actuator 368, which presses the outer part 370 to the end wall 376 of the housing 378.
  • the balance spring 380 thus works against the load exerted by the clutch spring.
  • the balance spring 380 is arranged to be compressed when the clutch is fully engaged and the ball screw actuator 368 is at a limit on its movement away from the closed end of the housing 378.
  • the load applied by the balance spring 380 therefore assists the electric motor 310 when the ball screw actuator 368 is driven to release the clutch. In this way, a smaller electric motor 310 can be used than would be required without a compensation spring 380.
  • Figure 9 shows a rack and pinion actuator, similar to the actuator shown in Figure 8, with the output member 336 defining a pinion 390 which engages a rod 392 which extends transversely in the housing 394.
  • a first shift drum 400 is closed at one end and rotatably fastened to a first cylindrical motor housing 402 coaxially thereto by roller bearings 404.
  • a you device 406 is provided between the inner diameter of the switching drum 400 and the outer diameter of the housing 402 next to the open end of the switching drum 400.
  • a second shift drum 410 is rotatably mounted on a second cylindrical motor housing 412 in a manner similar to the first shift drum 400.
  • the first and second motor housings 402, 412 are designed such that they are fastened coaxially to one another, for example on a gear housing 420 and the other on a clutch housing 422, so that the double drum arrangement is located inside the gear housing defined in between.
  • the adjacent closed ends of the switching drums 400, 410 are provided with a sleeve 424 and a pin 426, respectively, the pin 426 engaging in the sleeve 424 when the first and second switching drums 410, 410 are joined coaxially to one another, with a roller bearing 428 is provided in between.
  • An axial roller bearing 429 is also provided between adjacent end surfaces of the first and second shift drums 400, 410.
  • Electric motors 430 are mounted in the motor housings 402, 412 coaxially with them.
  • Electric motor 430 has an output shaft 432 on which a sun gear 434 is mounted for rotation therewith.
  • a planet carrier 436 surrounds each of the output shafts 432 and carries three planet gears 438, the planet gears 438 being evenly spaced around the planet carrier 436.
  • the planet gears 438 are in the form of double pinions, with a primary pinion 440 and a secondary pinion 442, the primary and secondary pinions 440, 442 having different numbers of teeth.
  • the primary pinions 440 of the planet gears 438 engage the sun gears 434 and a fixed inner ring gear 444, which is formed on the inner diameter of the motor housing 402, 412.
  • the secondary pinions 442 of the planet gears 438 engage in an inner ring gear 446, which is formed on an output ring gear 448.
  • the output sprockets 448 are drivingly connected to the shift drums 400, 410 by elastic bushings 450, which are arranged under radial compression between the output sprockets 448 and the corresponding shift drums 400, 410.
  • the elastic bushes 450 thus ensure radial elasticity between the switching drums 400, 410 and the rotary drive mechanisms.
  • Thrust bearings 452 are provided between the output sprockets 448 and the ends of the associated motor housings 402, 412, and a compression spring 454 acts between the closed end of the shift drum 400 and the associated output sprocket 448 to axially load the thrust bearings 452.
  • the double shift drum arrangement described above provides a compact arrangement that can be arranged in the transmission between the transmission housing and the clutch housing of a motor vehicle.
  • the electric motors and drive mechanisms are sealed off from the transmission oil by seals 406.
  • position sensors can be arranged in the double switching drum mechanism for measuring the angular movement between the motor housings 402, 412 and the switching drums 400, 410.
  • first and second shift drums 500 502 are rotatably mounted coaxially to one another on a shaft 504.
  • the shaft 504 is mounted at one end in a pin structure 506 provided in the transmission housing 508, and the other end of the shaft 504 is fixed to a clutch housing 510 by nuts 512 and 514.
  • the outer ends of the switching drums 500, 502 are closed and mounted on the shaft 504 by sealed roller bearings 516.
  • the inner ends of the switching drums 500, 502 are mounted by roller bearings 520 to an annular member 518 that is non-rotatably mounted in the center of the shaft 504, with seals 522 between an inner diameter of the switching drum 500, 502 and an outer diameter of the annular member 518 are provided.
  • Permanent magnet electric motors 530 are mounted on shaft 504, the motors
  • Motors 530 are arranged inside the switching drums 500, 502, coaxial to and next to their outer ends.
  • Motors 530 include an annular stator 532 that is non-rotatably mounted on shaft 504 and a rotor 534 that is rotatably mounted on stator 532 through sealed roller bearings 536.
  • Annular sun gears 538 are attached to the inner ends of rotors 534 for rotation therewith.
  • a planet carrier 540 is mounted coaxially to each of the sun gears 538, each of the planet carriers 540 carrying four planet gears 542, the planet gears 542 being evenly spaced around the planet carrier 540.
  • the axes of the planet gears 542 are inclined to the axis of the shaft 504 so that the planet carrier 540 rotates about the shaft 504, the outer ends of the planet gears 542 describing a larger diameter than the inner ends.
  • the teeth on the sun gear are inclined and mesh with those of the planet gears 542.
  • the planet gears 542 also engage an inner ring gear 544 formed on an inner diameter of the annular member 518; and an inner ring gear 546 defined by an output ring gear 548, the teeth on the inner ring gears 544 and 546 being inclined similarly to those of the planet gears 542.
  • the outer ring gears 544 and 546 are axially spaced so that the planet gears 542 engage the inner ring gear 244 on a smaller diameter than the ring gear 546, the ring gear 544 having fewer teeth than the ring gear 546.
  • the driven ring gear 548 is through driving an elastic bushing 550 to the shift drum 500, 502, which is mounted under compression between an inner diameter of the shift drum 500, 502 and an outer diameter of the driven ring gear 548 to provide elasticity in the drive mechanism.
  • An axial groove 552 is provided in shaft 504 which. can serve as a line for the electrical connections to the motors 530 and also as a wedge that prevents rotation of the shaft 504, the annular element 518 and the stators 532. • Similar to the previous exemplary embodiments, position sensors can also be provided in the double switching drum mechanism for measuring the angular movement of the switching drums 500, 502.
  • the drive ratio of this drive mechanism is:
  • ⁇ 1 the number of teeth on the fixed inner ring gear 544
  • the number of teeth N. on the fixed inner ring gear 544 is 60
  • the number of teeth N 2 on the inner ring gear 546 on the driven ring gear 548 is 65
  • the number of teeth N 5 on the sun gear 538 is 20, which gives a drive ratio of 52: 1 becomes.
  • the double shift drum arrangements which have been described with reference to FIGS. 10 and 11 are particularly suitable for double clutch transmission systems of that type. suitable, which are disclosed in co-pending UK patent applications GB0028310 and GB 0103312, the disclosures of which are incorporated by reference and the contents of which are expressly cited in the disclosure of the present application, for example, where the shift drum 500 may be arranged to be the same Shifting gears 1, 3, 5, R controls together with one clutch, and shift drum 510 is arranged to control shifting of gears 2, 4, 6 together with the other clutch.
  • the output member of the drive mechanism may define the male screw part of the ball screw and not the female screw part.
  • the shift drum 601 shown in FIG. 12 has a drive motor 602, such as an electric motor, which is at least partially arranged in a recess 604 and a reduction gear 603 which is at least partially accommodated in a recess 604.
  • the recess 604 of the shift drum is formed by the shift drum 601 in that the shift drum 601 is hollow-cylindrical at least over part of its axial extent.
  • the shift drum is made at least in that part of the axial extent of a cylindrical casing 605 which has grooves 606 and / or projections that are to upon rotation of the shift drum 'to actuate its axis of rotation an element of the transmission or a clutch with gear elements in operative connection.
  • the shift drum has a radially inwardly pointing neck 607, which serves to receive a bearing 608.
  • the bearing 608 is introduced into the central opening 609 of the neck 607.
  • the bearing 8 serves both as a radial bearing and as a thrust bearing.
  • the drive motor 602 is fastened in a rotationally fixed manner on one of its parts, such as, for example, on its housing 602a with a component of the transmission 610, such as the housing of the vehicle transmission.
  • a part 602b protrudes through the opening 609 of the neck of the switching roller 601.
  • the motor is fastened to the housing of the transmission.
  • the shift drum with its cylindrical part 605 is rotatably supported by means of the bearing 608.
  • the shift drum 601 is driven by the electric motor 602, which drives the cylinder 605 of the shift drum with its motor output shaft 611 via an intermediate reduction gear 603.
  • the shaft 611 of the motor is coupled to a part of the transmission.
  • the reduction gear 603 is designed as a so-called harmonic drive gear, which has become known, for example, from DE 199 27 957 and is referred to in this publication as a shaft gear device.
  • the motor and its shaft 611 are connected to the shaft generator 640 in a rotationally fixed manner by means of a positive connection, such as a plug connection.
  • the outer rigid gear and the inner deformable gear have a difference in the number of teeth of, for example, two for a given number of teeth of the deformable gear of, for example, one hundred and the rigid gear of one hundred and two, so there is a reduction of 50 :1.
  • the shaft gear device essentially consists of an advantageously fixed, ring-shaped, rigid gear 620 with internal teeth 621, for example a cup-shaped, deformable gear 630 with external teeth 631 and a shaft generator 640, which has a non-circular cross-section.
  • the rotation of the shaft generator 640 causes the deformable gear to rotate, although there is no positive or frictional connection between the shaft generator and the deformable gear, but rather there is generally a bearing between these elements.
  • the mode of operation of the shaft gear device reference is made to DE 199 27 957 and EP 0 501 522, the content of which hereby expressly belongs to the disclosure content of the present application documents.
  • the deformable gearwheel 630 is pulled radially inward in the axial direction and has a radially oriented collar 632 and is connected there in a rotationally fixed manner to a drive plate 650 by means of the fastening means 651.
  • Positive connections such as screws, rivets or other positive connections, can be provided as the fastening means.
  • the drive plate 6 . 50 is connected in a rotationally fixed manner radially on the inside to the deformable gearwheel and radially on the outside to the cylinder 605 of the shift drum, so that a drive connection is created.
  • the drive plate 650 can be designed as a rigid element or can be provided with an elasticity so that there can be a relative rotation between the radially inner fastening points for fastening with the deformable gearwheel and the radially outer connecting points with the cylinder.
  • the drive plate can be constructed, for example, in several parts by at least two coaxially arranged disks and can be provided with at least one intermediate energy store, such as rubber or spring.
  • one of the discs can be connected to the deformable gear and another disc to the cylinder of the shift drum.
  • the power or torque transmission then takes place with the interposition of the elastic elements from the deformable gear to the cylinder 605 of the shift drum 601.
  • the rigid gear 620 is preferably arranged in a rotationally fixed manner with a housing part of the transmission.
  • a bearing 660 is arranged between the rigid gear 620 and the rotatably arranged cylinder 605 of the shift drum 601 and can act as both a radial bearing and an axial bearing.
  • the bearing 660 has an axial leg and a radial leg.
  • the bearings can be designed as plain bearings or as roller bearings.
  • FIG. 13 shows an exemplary embodiment of a shift drum 700 for actuating transmission shifting elements of a vehicle transmission, for example for changing gear, the arrangement of the components of the shift drum 700 being shown only schematically.
  • 701 denotes the cylinder of the shift drum 700, which rotates in a receptacle 712 of the transmission housing 710 of the vehicle transmission by means of a bearing 711 is stored.
  • the recording is a protruding in the axial direction of the roller
  • the electric motor 720 is received in a receptacle of the hollow cylindrical cylinder 701, wherein it is connected at one end to a fastening plate 721, which in turn can be connected to the housing 710.
  • the fastening plate 721 protrudes in the radial direction with respect to the cylinder 701 and can, for example, be screwed to the housing 710, so that the motor is attached to the housing in a rotationally fixed manner.
  • the motor 720 drives a transmission element of a reduction gear 730 with its output shaft 722.
  • the output element of the transmission 730 is operatively connected to a drive element 740 and drives the hollow cylindrical shift drum 701.
  • a shaft is also articulated on the shift drum, which shaft can control a sensor which can detect the angular position of the shift drum, for example.
  • This sensor linkage on the axial face of the shift drum is optional.
  • a sensor can also be integrated in the electric motor, which detects the angular position of the shift drum, such as an incremental angle encoder.
  • FIG. 14 shows an exemplary embodiment of a shift drum 800 for actuating transmission shift elements of a vehicle transmission, for example for changing gear, the arrangement of the components of the shift drum 800 being shown only schematically.
  • 801 denotes the cylinder of the shift drum 800, which is rotatably mounted in a receptacle 812 of the transmission housing 810 of the vehicle transmission by means of a bearing 811.
  • the receptacle is an extension projecting in the axial direction of the roller, which receives the bearing.
  • the electric motor 820 is arranged in a receptacle of the transmission housing and fastened to it by means of the fastening means 821.
  • the electric motor 820 is not arranged inside the shift drum, but the motor and shift drum are arranged coaxially but one after the other.
  • the motor 820 drives a gear element of a reduction gear 830 with its output shaft 822.
  • the output element of the transmission 830 is operatively connected to a drive element of the shift drum and drives the cylindrical shift drum 801.
  • the shift drum can be made particularly slim so that the electric motor is arranged in series. This is particularly advantageous in certain installation space situations, with at least the reduction gear being at least partially se is arranged in a receptacle of the roller. Between the output element of the
  • Transmission 830 and the shift drum 801 an elastic element can be interposed, which allows a relative rotation of the shift drum and transmission output element in the force or torque flow.
  • FIG. 15 shows an arrangement 900 according to the invention of two shift drums 901, 902, for example for a double clutch transmission, in which there are two transmission strands, each with switchable gear ratios, and which can be actuated or shifted automatically.
  • the two shift drums are actuated by means of the electric motors 903 and 904, the details of the respective drive arrangements of the electric motors and shift drums being shown in FIG. 12.
  • the two shift drums 901 and 902 are arranged in such a way that their end faces are opposite one another and their gear sides are facing away from one another.
  • the electric motors 903 and 904 are held in a rotationally fixed manner between the electric motors by means of the receptacle 910 and the rigid gearwheels 911 and 912 are accommodated in a manner fixed to the housing.
  • the two rollers 901 and 902 are rotatably mounted and can independently control two actuation mechanisms of a vehicle transmission. It is advantageous in the embodiment of FIG. 15 that the two shift drums are arranged coaxially and the electric motors are at least partially accommodated within the drums 901 and 902 in order to save installation space.

Abstract

Die Erfindung betrifft ein Getriebe und eine Getriebebetätigungseinrichtung insbesondere für eine Automatisierung der Getriebeübersetzungsänderung. Der Gegenstand des unabhängigen Anspruchs (1) betrifft eine Getriebetätigungseinrichtung wobei der Elektromotor innerhalb der Schalttromel eingebaut ist, um Raum zu gewinen. Der Gegenstand des unabhängigen Anspruchs (6) und (18) betrifft ein anderes Problem und zwar eine hohe Übersetzung bei der Ansteuerung der Schaltgabeln zu gewährleisten. Dieses Problem wird in Anspruch (6) mit einem "Harmonic drive" und in Anspruch (18) mit einem "Wolfrom Getriebe" gelöst.

Description

Getriebe
Die vorliegende Erfindung betrifft Schaltstellglieder und insbesondere Elektromotorstell- glieder zur Steuerung eines Gangschaltmechanismus eines automatischen Getriebesystems eines Motorfahrzeuges.
Elektromotorstellglieder, die zur Steuerung der Gangschaltmechanismen automatischer Getriebesysteme verwendet werden, verwenden für gewöhnlich einen Schnecken- und Schneckenradantriebsmechanismus, zur Verringerung eines hohen Übersetzungsverhältnisses, wie zum Beispiel in GB 2325036, GB 2313885 und GB 2309761 offenbart ist, auf deren Offenbarung explizit Bezug genommen wird und deren Inhalt ausdrücklich in der • Offenbarung der vorliegenden Anmeldung zitiert wird, um den Antrieb des Elektromotors bei hoher Drehzahl und relativ geringem Drehmoment in ein relativ hohes Drehmoment bei geringer Drehzahl umzusetzen, das zur Betätigung eines Gangschaltmechanismus erforderlich ist. Für gewöhnlich sind die Antriebsverhältnisse solcher Mechanismen in der Größenordnung von 40 : 1 bis 60 : 1.
Die bisher verwendeten Schneckenradantriebe haben den Nachteil, dass sie relativ groß sind und ernsthafte Schwierigkeiten in bezug auf Einbaueinschränkungen bereiten, die bei automatischen Getriebesystemen für Motorfahrzeuge vorliegen.
Ferner bereitet die Verwendung solcher Elektromotorstellglieder mit Schalttrommeln, wie zum Beispiel in GB 2308874 und GB 2311829 offenbart ist, auf deren Offenbarung explizit Bezug genommen wird und deren Inhalt ausdrücklich in der Offenbarung der vorliegenden Anmeldung zitiert wird, besondere Schwierigkeiten in diesem Zusammenhang.
Solche Getriebe sind weiterhin durch die EP 0*654 624 bekannt geworden. Diese Getriebe gemäß EP 0 654 624 weisen als Antrieb einen Elektromotor auf, der außerhalb des Ge- triebes angeordnet ist und mittels Zahnradstufen die Schalt-walze zum Gangwechsel antreibt. dassDieser Bauraumbedarf erhöht sich noch, wenn mittels zweier oder mehrerer sogenannter Schaltwalzen beispielsweise auch Kupplungen von Getrieben betätigt werden sollen. Diese Betätigung ist beispielsweise bei Doppelkupplungsgetrieben oder Lastschaltgetrieben mit Lastschaltkupplungen vorteilhaft.
Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es, ein Getriebe und eine Betätigungseinrichtung zu schaffen, die gegenüber dem Stand der Technik einen geringen Bauraumbedarf aufweist und dennoch einfach und günstig herstellbar ist.
Ein vorteilhaftes Ausgestellungsbeispiel der vorliegenden Erfindung verwendet einen An- trieb mit hohem Übersetzungsverhältnis konzentrischer- Konstruktion mit einer Schalttrommel, um ein kompaktes Elektromotor-Schaltstellglied bereitzustellen.
Gemäß einem Aspekt der vorliegenden Erfindung enthält ein Elektromotorstellglied zur Steuerung eines Gangwählmechanismus eines Motorfahrzeuges ein Befestigungs- element, durch welches das Stellglied in bezug auf ein Trägerelement montiert werden kann, eine Schalttrommel, die zur Drehung relativ zu dem Befestigungselement montiert ist, einen Elektromotor, der koaxial innerhalb der Schalttrommel montiert ist, wobei der Elektromotor einen Stator aufweist, der nicht drehbar in bezug auf das Befestigungselement montiert ist, sowie einen Rotor, wobei der Rotor antreibend mit der Schalttrommel zur Drehung mit dieser durch einen Oberwellenantrieb verbunden ist, wobei der Oberwellenantrieb einen Wellengenerator umfasst, der an dem Rotor zur Drehung mit diesem montiert ist, . ein ringförmiges Keilzahnrad, das nicht drehbar in bezug auf das Befestigungselement konzentrisch zu dem Wellengenerator montiert ist, und ein flexibles Keilzahnrad, das zwischen dem Wellengenerator und dem ringförmigen Keilzahnrad ange- ordnet ist, wobei das flexible Keilzahnrad antreibend mit der Schalttrommel verbunden ist, das flexible Keilzahnrad weniger Keile als das ringförmige Keilzahnrad aufweist und der Wellengenerator so geformt ist, dass er die Keile des flexiblen Keilzahnrades mit den Keilen des ringförmigen Keilzahnrades an winkelig beabstandeten. Stellen in Eingriff bringt, wobei zwischen diesen Stellen die Keile des flexiblen Keilzahnrades von den Keilen des ringförmigen Keilzahnrades getrennt sind. Der Oberwellenantrieb im Sinne der vorliegenden Erfindung ist in der vorliegenden Anmeldung als sogenanntes „Harmonic-Drive" zu verstehen, wie es beispielsweise durch die DE 199 27 957 bekannt geworden und darin als Wellengetriebeeinrichtung bezeichnet ist. Weiterhin können in vorteilhafterweise Untersetzungsgetriebe wie beispielsweise Differenzgetriebe, Planetengetriebe und dergleichen eingesetzt werden.
In dem zuvor beschriebenen Stellglied sind der Elektromotor und der Oberwellenantriebsmechanismus koaxial innerhalb der Schalttrommel angeordnet, wodurch ein kompaktes Stellglied erhalten wird. Das Antriebsverhältnis des Oberwellenantriebs hängt von dem Unterschied in der Anzahl von Keilen zwischen dem ringförmigen Keilzahnrad und dem flexiblen Keilzahnrad ab:
d.h., das Antriebsverhältnis i = _ —
N
wobei n = der Unterschied in der Anzahl von Keilen zwischen dem ringförmigen Keilzahnrad und dem flexiblen Keilzahnrad;
N = die Anzahl von Keilen an dem flexiblen Keilzahnrad; wobei der negative Wert angibt, dass die Drehung der Schalttrommel in die entgegengesetzte Richtung zu der Drehrichtung des Rotors stattfindet.
Vorzugsweise ist das Antriebsverhältnis in der Größenordnung von ---40 : 1 bis - 60 : 1. In einem typischen Beispiel hat das ringförmige Keilzahnrad 102 Keile und das flexible Keilzahnrad 100 Keile, wodurch ein Verhältnis von -50 : 1 erhalten wird.
Gemäß einem Ausführungsbeispiel der Erfindung sind die Elektromotorschalttrommelstellglieder der vorliegenden Erfindung einzeln ausgebildet, so dass sie in einer geeigneten Position zum Beispiel an dem Getriebegehäuse befestigt werden können, um den Gangwähimechanismus zu betätigen. Insbesondere zur Verwendung bei Doppel- kupplungsgetriebesystemen jener Art, die in den gleichzeitig anhängigen UK Patentan- meidungen GB 0028310 und GB 0103312 offenbart sind, auf deren Offenbarungen explizit Bezug genommen wird und deren Inhalt ausdrücklich in der Offenbarung der vorliegenden Anmeldung zitiert wird, ist es jedoch vorteilhaft, Doppelschalttrommelstellglieder bereitzustellen. Ferner können die Schalttrommelstellglieder der vorliegenden Erfindung vorzugsweise in einem Getriebegehäuse eines Motorfahrzeuges angeordnet sein.
Gemäß einem weiteren Aspekt der vorliegenden Erfindung enthält ein Elektromotorstell- glied zur Steuerung eines Kupplungs- oder Gangwähl echanismus oder einer Bremse eines Motorfahrzeuges einen Elektromotor, eine Abtriebswelie des Elektromotors und einen Umlaufantriebsmechanismus, umfassend; ein Sonnenrad, das an der Abtriebswelle des Elektromotors zur Drehung mit dieser befestigt ist, einen ringförmigen Planetenradträ- ger, der zur Drehung koaxial zur Abtriebswelle des Elektromotors montiert ist, eine Reihe von Planetenrädern, die in einem winkelig beabstandeten Verhältnis symmetrisch zu dem Planetenträger montiert ist, wobei die Planetenräder in erste und zweite innere Zahnkränze eingreifen, wobei einer der inneren Zahnkränze feststehend ist und der andere innere Zahnkranz an einem Ausgangselement gebildet ist, wobei das Ausgangselement zur Drehung koaxial zur Abtriebswelle befestigt ist, wobei die Anzahl von Zähnen an dem ersten inneren Zahnkranz sich von der Anzahl von Zähnen an dem zweiten inneren Zahnkranz unterscheidet, um das erforderliche Antriebsverhältnis bereitzustellen.
Gemäß einem bevorzugten Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung weist jedes Planetenrad die Form eines Doppelritzels auf, wobei das Planetenrad ein primäres Ritzel definiert, das in das Sonnenrad und den ersten inneren Zahnkranz eingreift, sowie ein sekundäres Ritzel, das in den zweiten inneren Zahnkranz eingreift. In einer Version dieses Ausführungsbeispiels greift das primäre Ritzel in den inneren Zahnkranz, der an dem Ausgangselement ausgebildet ist, und das sekundäre Ritzel greift in den feststehenden inneren Zahnkranz. Bei dem zuvor beschriebenen Antriebsmechanismus ist das Antriebs- Verhältnis:
^ l + N.N N.Ns l - N.N N.N,
wobei Ni = die Anzahl von Zähnen an dem feststehenden inneren Zahnkranz; N2 = die Anzahl von Zähnen an dem zweiten inneren Zahnkranz;
N3= die Anzahl von Zähnen an dem sekundären Ritzel des Planetenrades;
N4 = die Anzahl von Zähnen an dem primären Ritzel des Planetenrades; und
N5 = die Anzahl von Zähnen an dem Sonnenrad;
und
Figure imgf000007_0001
N2 =2N4 + N5.
Die Werte N3, N4 und N müssen folglich so gewählt werden, dass das erforderliche An- triebsverhältnis bereitgestellt wird, das für gewöhnlich von 40:1 bis 60:1 beträgt. Da das Sonnenrad und das primäre und sekundäre Ritzel der Planetenräder im wesentlichen gleich groß sind, ergibt ein Unterschied in der Anzahl von Zähnen von 10% zwischen N3 und N ein Antriebsverhältnis in der Größenordnung von 50:1.
Gemäß einer alternativen Version dieses Ausführungsbeispiels greift das primäre Ritzel in den feststehenden inneren Zahnkranz und das sekundäre Ritzel greift in den inneren Zahnkranz, der an dem Ausgangselement ausgebildet ist. Bei diesem Antriebsmechanismus ist das Antriebsverhältnis:
1 = 1 + N, /N5 -
- N_N4 /NZN3
und
Figure imgf000007_0002
N2 = N3 + N4 + N5. Folglich müssen die Werte N3, N4 und N5 wieder so gewählt werden, dass das erforderiiche Antriebsverhältnis bereitgestellt wird, das für gewöhnlich 40:1 bis 60:1 beträgt.
Gemäß einem weiteren Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung sind die Planetenräder und einzelnen Ritzel auf Achsen montiert, die zu den Achsen der ersten und zweiten inneren Zahnkränze schräg verlaufen, so dass die Planetenräder an einem Ende mit dem inneren Zahnkranz mit weniger Zähnen auf einem kleineren Durchmesser in Eingriff stehen; und an dem anderen Ende mit dem inneren Zahnkränz mit mehr Zähnen auf einem größeren Durchmesser in Eingriff stehen.
Bei diesem Ausführungsbeispiel ist das Antriebsverhältnis:
. _ 1+ Nl /N5
wobei Ni = die Anzahl von Zähnen an dem feststehenden inneren Zahnkranz N2 = die Anzahl von Zähnen an dem zweiten inneren Zahnkranz; und N5 = die Anzahl von Zähnen an dem Sonnenrad;
Wie bei den zuvor beschriebenen Ausführungsbeispielen können die Werte Ni, N2 und N5 so gewählt werden, dass das erforderliche Antriebsverhältnis bereitgestellt wird, das für gewöhnlich 40:1 bis 60:1 beträgt.
Der Antrieb, der in der vorliegenden Erfindung verwendet wird, ist insbesondere zur Verwendung mit Schalttrommeln vorteilhaft, die zum Beispiel in GB2308874 und GB2311829 offenbart sind, auf deren Offenbarungen explizit Bezug genommen wird und deren Inhalt ausdrücklich in der Offenbarung der vorliegenden Anmeldung zitiert wird, wobei der Elektromotor und der Antriebsmechanismus koaxial innerhalb der Schalttrommel montiert sein können. Der zuvor beschriebene Antriebsmechanismus kann als Alternative mit linearen Stellgliedern verwendet werden, zum Beispiel Kugel- und Spindelstellgliedern oder Zahnstangenmechanismen. .
Dies wird gemäß des Anspruches 1 gelöst. Vorteilhafte Ausführungsvarianten ergeben sich aus den Unteransprüchen.
Die vorliegende Erfindung wird im folgenden anhand von Figuren von Ausführungsbeispielen näher erläutert. Dabei zeigen :
Figur 1 schematisch einen Querschnitt eines Oberwellenantriebsmechanismus jener Art zeigt, die in den Elektromotorschaltstellgliedern der vorliegenden Erfindung verwendet wird,
Figur 2 schematisch die relativen Positionen der Komponenten des Oberwellenan- triebs während einer Drehung zeigt,
Figur 3 einen seitlichen Schnitt eines Schalttrommelstellgliedes gemäß der vorliegenden Erfindung zeigt,
Figur 4 einen seitlichen Schnitt eines Doppelschalttrommelstellgliedes gemäß der vorliegenden Erfindung,
Figur 5 schematisch einen Antriebsmechanismus der in Kupplungs-, Brems- oder Schaltstellgliedern gemäß der vorliegenden Erfindung verwendet wird,
Figur 6 .schematisch einen alternativen Antriebsmechanismus der in Kupplungs-, Brems- oder Schaltstellgliedern gemäß der vorliegenden Erfindung verwendet wird, Figur 7 einen seitlichen Schnitt eines Schalttrommelstellgliedes gemäß der vorliegenden Erfindung,
Figur 8 einen seitlichen Schnitt eines Kugel- und Spindelstellgliedes gemäß der vor- liegenden Erfindung,
Figur 9 einen seitlichen Schnitt eines Zahnstangenstellgliedes gemäß der vorliegenden Erfindung,
Figur 10 einen seitlichen Schnitt eines Doppelschalttrommelstellgliedes gemäß der vorliegenden Erfindung zeigt;
Figur 11 einen seitlichen Schnitt eines alternativen Doppelschalttrorpmelstellgliedes gemäß der vorliegenden Erfindung.
Figur 12 eine Schaltwalze mit integriertem Motor,
Figur 13 eine schematische Ansicht einer erfindungsgemäßen Schaltwalze,
Figur 14 eine schematische Ansicht einer erfindungsgemäßen Schaltwalze und
Figur 15 eine Anordnung zweier Schaltwalzen beispielsweise für ein Doppelkupplungsgetriebe,
Wie in Figur 1 dargestellt, umfasst ein Oberwellenantrieb 10, der in dem Elektromotorstellglied der vorliegenden Erfindung verwendet wird, einen Wellengenerator 12, der an einer Abtriebswelle 14 eines Elektromotors montiert ist, wobei der Wellengeneratör mit der Welle 14 zur Drehung mit dieser verkeilt ist. Der Wellengenerator 12 hat eine elliptische Form mit einem dünnen, flexiblen, durchgehenden Rollenlager 18, das an seinem äußeren. Umfang angeordnet ist. Ein flexibles Keilzahnrad 20 ist an der äußeren Bahn des Rollenlagers 18 montiert, wobei das flexible Keilzahnrad 20 ein dünnes flexibles Endlosband mit axial, verlaufenden Keilen 22 an seiner äußeren Oberfläche umfasst.
Ein ringförmiges Keilzahnrad 24 ist nicht drehbar konzentrisch zu der Anordnung aus Wellengenerator 12 / flexiblem Keilzahnrad 20 montiert. Das, ringförmige Keilzahnrad 24 weist eine Reihe axial verlaufender Keile 26 an seinem inneren Umfang auf. Das ringförmige Keilzahnrad 24 hat einen Innendurchmesser, der gleich der Hauptachse der Anordnung aus elliptischem Wellengenerator 12 / Rollenlager 18 / flexiblem Keilzahnrad 20 ist, so dass die Keile 22 des flexiblen Keilzahnrades 20 in die Keile 26 des ringförmigen Keilzahnrades 24 an diametral gegenüberliegenden Positionen auf der Hauptachse des Wellengenerators 12 eingreifen.
Die Nebenachse des Wellengenerators 12 ist derart, dass die Keile 22 des flexiblen Keil- Zahnrades 20 radial von den Keilen 26 des ringförmigen Keilzahnrades 24 auf der Nebenachse des Wellengenerators 12 getrennt sind.
Die Keile 26 an dem ringförmigen Keilzahnräd 24 weisen eine entsprechende Form zu den Keilen 22 des flexiblen Keilzahnrades 20 auf, wobei an dem flexiblen Keilzahnrad 20 weniger Keile 22, 26 vorgesehen sind als auf dem ringförmigen Keilzahnrad 24.
Bei Drehung der Abtriebswelle 14 wird der Wellengenerator 12 drehend angetrieben, so dass der Punkt, an dem das flexible Keilzahnrad 20 mit dem ringförmigen Keilzahnrad 24 in Eingriff steht, sich um das ringförmige Keilzahnrad 24 bewegt. Aufgrund der unter- schiedlichen Anzähl an Keilen 22 und 26 bewirkt der Eingriff zwischen den Keilen 22 und 26, während sich der Kontaktpunkt um das ringförmige Keilzahnrad 24 bewegt, dass sich das flexible Keilzahnrad 20 relativ zu dem ringförmigen Keilzahnrad 24 in die entgegengesetzte Richtung bewegt.
Wie zum Beispiel in den Figuren 2a bis 2d für eine Drehung des Wellengenerators 12 im Uhrzeigersinn dargestellt ist; wenn sich der Wellengenerator um 90° gedreht hat, wie in Figur 2b dargestellt ist, hat sich das flexible Keilzahnrad 20 um ein Viertel des Unter- schiedes in der Anzahl von Keilen 22, 26 an dem flexiblen Keilzahnrad 20 und dem ringförmigen Keilzahnrad 24 gegen den Uhrzeigersinn bewegt. Wenn zum Beispiel die Anzahl von Keilen 26 an dem ringförmigen Keilzahnrad 24 102 beträgt und die Anzahl von Keilen 22 an dem flexiblen Keilzahnrad 100 ist, hat sich das flexible Keilzahnrad 20 in bezug auf das ringförmige Keilzahnrad 24 um eine Hälfte eines Keils gegen den Uhrzeigersinn bewegt. Wie in Figur 2c dargestellt, hat sich auf gleiche Weise nach einer Drehung von 180° des Wellengenerators 12 das flexible Keilzahnrad 20 in bezug auf das ringförmige Keilzahnrad 24 um einen Keil gegen den Uhrzeigersinn bewegt; und wie in Figur 2d dargestellt, hat sich nach einer Drehung von 360° des Wellengenerators 12 das flexible Keil- zahnrad 20 in bezug auf das ringförmige Keilzahnrad 24 zwei Keile gegen den Uhrzeigersinn bewegt.
Der zuvor beschriebene Oberwellenantrieb 10 hat folglich ein Antriebsverhältnis
- n i = ■
wobei n = der Unterschied in der Anzahl von Keilen 22 und 26; und
N = die Anzahl von Keilen 22 an dem flexiblen Keilzahnrad 20.
In dem oben angeführten Beispiel ist folglich das Antriebsverhältnis -50 : 1 , wobei der negative Wert angibt, dass der Antrieb umgekehrt ist. Das heißt, pro 50 Umdrehungen des Elektromotors 16 im Uhrzeigersinn dreht das flexible Keilzahnrad 20 1 Umdrehung gegen den Uhrzeigersinn.
Wie in Figur 3 dargestellt, ist ein kontaktfreier Elektromotor 16 in einem zylindrischen Motorgehäuse 32 montiert. Eine radial nach außen gerichtete Flanschstruktur 34 an einem Ende des Motorgehäuses 32 ist dazu ausgebildet, durch geeignete Mittel, zum Beispiel durch Verschrauben, an zum Beispiel einem Getriebegehäuse befestigt zu werden. Eine Abtriebswelle 14 des Elektromotors 16 verläuft koaxial zu dem Motorgehäuse zu dessen anderem Ende 36. Eine Schalttrommel 40 ist an dem Motorgehäuse 32 durch Rollenlager 46 montiert.
Ein elliptischer Wellengenerator 12 ist an der Abtriebswelle 14 zwischen dem Motor 16 und einem geschlossenen Ende 44 der Schalttrommel 40 montiert. Ein flexibles Rollenlager 18 ist an dem Wellengenerator 12 montiert und ein flexibles Keilzahnrad 20 ist an dem Rollenlager 18 montiert. Das flexible Keilzahnrad 20 ist becherförmig, mit einem flexiblen ringförmigen Teil 50 mit axialen Keilen 22 an seinem äußeren Umfang, wobei der ringför- mige Teil 50 an dem Rollenlager 18 montiert ist, und mit einer Nabenstruktur 52, die an dem geschlossenen Ende 44 der Schalttrommel 40 durch Schrauben oder ähnliches befestigt ist. Ein flexibler zylindrischer Stegteil 54 erstreckt sich koaxial zur Abtriebswelle 14 und verbindet den ringförmigen Teil 50 und die Nabenstruktur 52 des flexiblen Keilzahnrades 20.
Ein feststehendes ringförmiges Keilzahnrad 24 ist einstückig mit dem Motorgehäuse 32 konzentrisch zu dem Wellengenerator 12 und dem ringförmigen Teil 50 des darauf montierten flexiblen Keilzahnrades 20 ausgebildet. Als Alternative kann das ringförmige Keii- zahnrad 24 auf. geeignete Weise an dem Motorgehäuse befestigt sein. Das ringförmige Keilzahnrad 24 hat an seinem inneren Umfang Keile 26.
Mit dem Elektromotorschalttrommelstellglied, das in Figur 3 dargestellt ist, treibt, wenn der Elektromotor 16 erregt ist, die Drehung der Abtriebswelle 14 das flexible Keilzahnrad 20 und die daran befestigte Schalttrommel 40 in die entgegengesetzte Richtung an, wobei das Antriebsverhältnis, das von dem Unterschied in der Anzahl von Keilen 22, 26 an dem flexiblen Keilzahnrad 20 und dem feststehenden ringförmigen Keilzahnrad 24 abhängig ist, für gewöhnlich -40 : 1 bis -60 : 1 beträgt.
In dem in Figur 4 dargestellten Doppelschalttrommelstellglied sind erste und zweite Schalttrommeln 200, 202 drehbar koaxial zueinander auf einer Welle 204 montiert. Die Welle 204 ist an einem Ende in einer Zapfenstruktur 206 montiert, die in dem Getriebegehäuse 208 vorgesehen ist, und das andere Ende der Welle 204 ist an einem Kupplungs- gehäuse 210 durch Muttern 212 und 214 befestigt. Die äußeren Enden der Schalttrommeln 200, 202 sind geschlossen und an der Welle 204 durch abgedichtete Rollenlager 216 montiert. Die inneren Enden der Schälttrommeln 200, 202 sind durch Rollenlager 220 an einem ringförmigen Element 218 montiert, das nichtdrehend in der Mitte der Welle 204 befestigt ist. Dichtungen 222 sind zwischen einem Innendurchmesser der Schalttrommeln 200, 202 und einem Außendurchmesser des ringförmigen Elements 218 vorgesehen.
Permanentmagnet-Elektromotoren 230 sind an der Welle 204 montiert, wobei die Motoren 230 im Inneren der Schalttrommeln 200, 202, koaxial und neben deren geschlossenen äußeren Enden, angeordnet sind. Die Motoren 230 umfassen einen ringförmigen Stator 232, der nichtdrehend an der Welle 204 montiert ist, und einen Rotor 234, der drehend an dem Stator 232 durch abgedichtete Rollenlager 236 montiert ist. Elliptische Wellengeneratoren 238 sind an den inneren Enden der Rotoren 234 zur Drehung mit diesen befestigt.
Ein flexibles Keilzahnrad 240 ist koaxial zu jedem der Elektromotoren 230 zwischen einem Rollenlager 242, das an dem äußeren Umfang des Wellengenerators 238 montiert ist, und dem Innendurchmesser des ringförmigen Elements 218 montiert. Der äußere Umfang des flexiblen Keilzahnrades 240 und der Innendurchmesser des ringförmigen Elements 218 sind mit Keilen versehen, die auf der Hauptachse des Wellengenerators 238 ineinander- greifen. Das flexible Keilzahnrad 240 hat weniger Keile als das ringförmige Element 218.
Das flexible Keilzahnrad 240 hat einen flexiblen Stegteil 244, der sich koaxial zu dem E- lektromotor 230 zu dem geschlossenen Ende der Schalttrommel 200, 202 erstreckt und in einer Nabenstruktur 246 endet. Die Nabenstruktur 246 ist durch eine radial nach innen gerichtete Flanschstruktur 248 und einen zylindrischen Teil 250 mit verringertem Durchmesser definiert, der sich von dem inneren Umfang der Flanschstruktur 248 zu dem geschlossenen Ende der Schalttrommel 200, 202 erstreckt. Eine elastomere Buchse 252 ist unter Kompression zwischen dem äußeren Durchmesser des zylindrischen Teils 250 der Nabenstruktur 246 und dem Innendurchmesser der Schalttrommel 200, 202 montiert, um das flexible Keilzahnrad 240 antreibend mit der Schalttrommel 200, 202 mit axialer und radialer Elastizität zu verbinden. Eine axiale Nut 254 ist in der Welle 204 vorgesehen, die als Leitung für die elektrischen Verbindungen zu den Motoren 230 und auch als Keil dienen kann, der eine Drehung der Welle 204, des ringförmigen Elements 218 und der Statoren 232 verhindert.
Positionssensoren 256 sind an jeder der Schalttrommeln 200, 202 zur Messung der Winkelbewegung der Schalttrommeln 200, 202 vorgesehen.
Wenn bei dem mit Bezugnahme auf Figur 4 beschriebenen, Stellglied die Elektromotoren 230 erregt sind, bewirkt die Drehung der Wellengeneratoren 238, dass sich der Punkt, an dem die Keile des flexiblen Keilzahnrades 240 und des ringförmigen Elements 218 ineinandergreifen, im Kreis bewegt. Aufgrund des Unterschiedes in der Anzahl von Keilen des flexiblen Keilzahnrades 240 und des ringförmigen Elements 218 bewirkt dies eine Drehung des flexiblen Keilzahnrades 240, wodurch die Schalttrommel 200, 202 angetrieben ■ wird.
Die Doppelschalttrommelanordnungen, die mit Bezugnahme auf Figur 4 beschrieben wurden, sind besonders für Doppelkupplungsgetriebesysteme jener Art geeignet, die in den gleichzeitig anhängigen, UK Patentanmeldungen GB 0028310 und GB 0103312 offenbart sind, wo zum Beispiel die Schalttrommel 200 so angeordnet sein kann, dass sie die Gän- ge R; 1 , 3, 5, gemeinsam mit einer Kupplung steuert, und die Schalttrommel 202 so angeordnet ist, dass sie die Gänge 2, 4, 6, gemeinsam mit der anderen Kupplung steuert. Wie in Figur 5 dargestellt, hat ein Elektromotor 310 einen Motorflansch 312 mit drei Löchern 314, die in Nasen 316 angeordnet sind, die winkelig voneinander beabstandet sind, durch welche der Motor 310 zum Beispiel mit einem Getriebegehäuse eines Motorfahr- zeuges verschraubt werden kann. Eine Abtriebswelle 318 des Elektromotors 310 erstreckt sich durch den Motorflansch 312.
Ein Sonnenrad 320 ist an der. Abtriebswelle 318 eines Elektromotors 314 zur Drehung mit der Abtriebswelle 318 befestigt. Das Sonnenrad 320 hat N5 Zähne.
Ein Planetenträger 322 ist koaxial zu der Abtriebswelle 318 angeordnet, wobei der Planetenträger 322 axial zwischen dem Sonnenrad 320 und der Außenfläche des Motor- flansches 312 angeordnet ist. Drei Planetenräder 324 sind drehbar an dem Planetenträger
322 befestigt, wobei die Planetenräder 324 in gleichen Winkeln um den Planetenträger 322 beabstandet sind. Jedes Planetenrad 324 umfasst ein Doppelritzel mit einem, primären Ritzel 326, das in das Sonnenrad 320 eingreift, und einem sekundären Ritzel 328. Das primäre und sekundäre Ritzel 326, 328 sind drehbar in bezug zueinander befestigt. Das primäre Ritzel 326 hat N Zähne, das sekundäre Ritzel 328 hat N3 Zähne.
Das primäre Ritzel 326 greift in einen feststehenden inneren Zahnkranz 334, das an einem ringförmigen Flansch 332 ausgebildet ist, der sich von der Außenfläche des Motor- flansches 312 koaxial zu der Abtriebswelle 318 und radial von dem Planetenträger 322 nach außen erstreckt. Der feststehende innere Zahnkranz 330 hat Ni Zähne, gleich N3+N +N5.
Das primäre Ritzel 326 greift auch in ein inneres Zahnrad 334, das durch ein Ausgangs- element 36 gebildet wird, das zur koaxialen Drehung zur Abtriebswelle 318 montiert ist. Der innere Zahnkranz 334 hat N2 Zähne, gleich 2xN4 + N5. Das Antriebsverhältnis i für den zuvor beschriebenen Getriebemechanismus ist:
^ l + N.N N.N, l - N_N4 /N2N3
Die Werte für N3, N und N5 sind so gewählt, dass ein passendes Übersetzungsverhältnis
•erhalten wird, das vorzugsweise in der Größenordnung von 40:1 bis 60:1 ist. Wie in der folgenden Tabelle 1 angegeben, können Antriebsverhältnisse in der Größenordnung von
50:1 erreicht werden, wenn das Sonnenrad 320 und das primäre und sekundäre Ritzel 326, 328 von gleicher Größe sind, wenn sich die Anzahl von Zähnen des primären und sekundären Ritzels 326 und 328 um etwa 10% unterscheidet. Eine Änderung der Größe des Sonnenrades hat eine geringere Auswirkung auf das Antriebsverhältnis. Ein geringe- rer.oder größerer Unterschied in der Anzahl von Zähnen an dem primären und sekundären Ritzel 326, 328 kann jedoch durch relativ signifikante Änderungen in der Anzahl von Zähnen an dem Sonnenrad 320 ausgeglichen werden. Tabelle 1
Figure imgf000017_0001
* . ein negativer Wert gibt die Drehung des Ausgangselementes in die entgegengesetzte Richtung zur Motorwelle an.
In einem alternativen Antriebsmechanismus, der in Figur 6 dargestellt ist, greift das primäre Ritzel 326 in den feststehenden inneren Zahnkranz 330 und das sekundäre Ritzel 328 greift in den inneren Zahnkranz 334 am Ausgangselement 336.
Das Antriebsverhältnis i für diesen Getriebemechanismus ist :
1 + N N. ι =-
1 - N1N4 /N2N3
Die Werte von N3, N und N5 werden wieder so gewählt, dass ein passendes Übersetzungsverhältnis bereitgestellt wird, das vorzugsweise in der Größenordnung 40:1 bis 60:1 ist. Beispiele sind in der folgenden Tabelle 2 angeführt:
Tabelle 2
Figure imgf000018_0001
* ein negativer Wert gibt die Drehung des Ausgangselementes in die entgegengesetzte Richtung zur Motorwelle an.
Figur 7 zeigt eine Schalttrommelanordnung für einen Gangschaltmechanismus eines Mo- torfahrzeuges, in welcher der zuvor beschriebene Antriebsmechanismus verwendet wird. Der Elektromotor 310 ist in einem zylindrischen Gehäuse 340 montiert, wobei der Motor 310 an einem inneren Flansch 342 befestigt ist, der neben einem Ende 344 des Gehäuses 340 angeordnet ist. Ein äußerer Flansch 345 an dem anderen Ende des Gehäuses 340 ist so ausgebildet, dass er zum Beispiel an einem Getriebegehäuse- befestigt wird. Der feststehende innere Zahnkranz 330 ist an dem Ende 344 des Gehäuses 340 vorgesehen.
Das Sonnenrad 320 ist an der Abtriebswelle 318 des Elektromotors 310 montiert. Der Planetenträger 322 ist koaxial zu der Abtriebswelle 318, axial zwischen dem Sonnenrad 320 und der Innenflanschstruktur 342 angeordnet. Drei Planetenräder 324 sind drehbar an dem Planetenträger 322 montiert, wobei die primären Ritzel 326 der Planetenräder 324 in das Sonnenrad 320 und in einen inneren Zahnkranz 334 eingreifen, der an dem Innendurchmesser einer Schalttrommel 350 ausgebildet ist. Die sekundären Ritzel 328 der Planetenräder 324 greifen in einen feststehenden inneren Zahnkranz 330, der an dem Innendurchmesser des Gehäuses 340, neben dessen Ende 344, ausgebildet ist.
Die Schalttrommel 350 ist durch Rollenlager 352 an dem Außendurchmesser des zylindri- sehen Gehäuses 340 drehbar befestigt. Das Ende der Schalttrommel 350, das von dem Flansch 346 des Gehäuses 340 entfernt ist, ist geschlossen, wobei das geschlossene Ende der Schalttrommel 350 drehbar an der Abtriebswelle 318 des Elektromotors 310 durch Rollenlager 354 befestigt ist.
Wenn der Elektromotor 310 die Welle 318 antreibt, treibt das Sonnenrad 320 die Planetenräder 324 an, so dass sie um den feststehenden inneren Zahnkranz 330 rollen. Der Eingriff des primären Ritzels 326 in den inneren Zahnkranz 334 versetzt die Schalttrommel 350 in Drehung, wobei das Antriebsverhältnis für gewöhnlich in der Größenordnung von 40:1 bis 60:1 ist.
Der lineare Antrieb, der in Figur 8 dargestellt ist, kann für gewöhnlich zur Steuerung der Bewegung eines Kolbens eines Hydraulik-Hauptzylinders jener Art verwendet werden, die in GB2325036, GB2313885 und GB2309761 offenbart ist, wodurch einem Kupplungs- nehmerzylinder hydraulischer Druck zur Steuerung des Einrückens und Ausrückens einer Kupplung zugeführt wird. Als Alternative können lineare Stellglieder dieser Art zur Steuerung des Einrückens und Ausrückens einer Kupplung verwendet werden, oder der Wahl eines Übersetzungsverhältnisses über einen geeigneten mechanischen Verbindungsmechanismus oder Kabelantrieb.
Bei dem linearen Stellglied, das in Figur 8 dargestellt ist, ist das Ausgangselement 336 des Umlaufantriebsmechanismus durch Rollenlager 362 drehbar an dem ringförmigen Flansch 332 montiert, und durch Rollenlager 364 an der Abtriebswelle 318. Das vom Motor 310 entfernte Ende 366 des Ausgangselements 336 definiert den Innengewindeteil eines Kugelumlaufspindelstellgliedes 368. Ein Außengewindeteil 370 des Kugelumlaufspindelstellgliedes 368 ist koaxial zu dem Innenteil 366 in der Gewindestruktur montiert, die durch das Innen- und Außenteil 366, 370 definiert ist, wobei eine Reihe von Kugeln 372 dazwischen angeordnet ist. Das Außenteil 370 des Kugelumlaufspindelstellgliedes 368 weist eine Plungerkolbenstruktur 374 auf, die sich durch eine Endwand 376 des Gehäuses 378 erstreckt, wobei die Plungerkolbenstruktur 374 axial zu dem Gehäuse 378 bewegbar ist, aber in einer Drehung in bezug auf dieses eingeschränkt ist. Die Plun- gerkolbenstruktur 374, die direkt oder indirekt an den Kolben eines Hydraulik- Hauptzylinders angeschlossen sein kann, wird dabei axial durch die Drehung des Ausgangselements 336 bewegt, wenn dieses von dem Elektromotor 310 angetrieben wird.
Eine Ausgleichsfeder 380 wirkt zwischen dem Ausgangselement 336 und dem Außenteil 370 des Kugelumlaufspindelstellgliedes 368, die das Außenteil 370 zu der Endwand 376 des Gehäuses 378 presst. Die Ausgleichsfeder 380 arbeitet somit gegen die Last, die von der Kupplungsfeder ausgeübt wird. Für gewöhnlich ist die Ausgleichsfeder 380 so angeordnet, dass sie zusammengepresst ist, wenn die Kupplung vollständig eingerückt ist und sich das Kugelumlaufspindelstellglied 368 an einer Grenze seiner Bewegung weg von dem geschlossenen Ende des Gehäuses 378 befindet. Die Last, die durch die Ausgleichsfeder 380 ausgeübt wird, unterstützt daher den Elektromotor 310, wenn das Kugelumlaufspindelstellglied 368 zur Lösung der Kupplung angetrieben wird. Auf diese Weise kann ein kleinerer Elektromotor 310 verwendet werden als ohne Ausgleichsfeder 380 erforderlich wäre.
Figur 9 zeigt ein Zahnstangenantriebsstellglied, ähnlich dem in Figur 8 dargestellten Stellglied, wobei das Ausgangselement 336 ein Ritzel 390 definiert, das in eine Stange 392 eingreift, die sich quer in dem Gehäuse 394 erstreckt.
Bei der Doppelschalttrommelanordnung, die in Figur 10 dargestellt ist, ist eine erste Schalttrommel 400 an einem Ende geschlossen und drehbar an einem ersten zylindrischen Motorgehäuse 402 koaxial zu diesem durch Rollenlager 404 befestigt. Eine Dich- tung 406 ist zwischen dem Innendurchmesser der Schalttrommel 400 und dem Außendurchmesser des Gehäuses 402 neben dem offenen Ende der Schalttrommel 400 vorgesehen.
Eine zweite Schalttrommel 410 ist drehbar an einem zweiten zylindrischen Motorgehäuse 412 auf ähnliche Weise wie die erste Schalttrommel 400 montiert.
Das erste und zweite Motorgehäuse 402, 412 sind so ausgebildet, dass sie koaxial zueinander, eines zum Beispiel an einem Getriebegehäuse 420 und das andere zum Beispiel an einem Kupplungsgehäuse 422 befestigt sind, so dass sich die Doppeltrommelanordnung im Inneren des dazwischen definierten Getriebegehäuses befindet.
Die benachbarten geschlossenen Enden der Schalttrommeln 400, 410 sind mit einer Muffe 424 bzw. einem Zapfen 426 versehen, wobei der Zapfen 426 in die Muffe 424 ein- greift, wenn die erste und zweite Schalttrommel 410, 410 koaxial zueinander zusammengefügt werden, wobei ein Rollenlager 428 dazwischen vorgesehen ist. Ein axiales Rollenlager 429 ist auch zwischen benachbarten Endflächen der ersten und zweiten Schalttrommel 400, 410 vorgesehen.
Elektromotoren 430 sind in den Motorgehäusen 402, 412 koaxial zu diesen montiert. Jeder. Elektromotor 430 hat eine Abtriebswelle 432, auf welcher ein Sonnenrad 434 zur Drehung mit dieser montiert ist. Ein Planetenträger 436 umgibt jede der Abtriebswellen 432 und trägt drei Planetenräder 438, wobei die Planetenräder 438 gleichmäßig um den Planetenträger 436 beabstandet sind. Die Planetenräder 438 weisen die Form von Doppel rit- zel auf, mit einem primären Ritzel 440 und einem sekundären Ritzel 442, wobei das primäre und sekundäre Ritzel 440, 442 unterschiedliche Anzahlen von Zähnen haben.
Die primären Ritzel 440 der Planetenräder 438 greifen in die Sonnenräder 434 und in einen festen inneren Zahnkranz 444, der an dem Innendurchmesser des Motorgehäuses 402, 412 ausgebildet ist. Die sekundären Ritzel 442 der Planetenräder 438 greifen in einen inneren Zahnkranz 446, der an einem Abtriebszahnkranz 448 ausgebildet ist. Die Abtriebszahnkränze 448 sind antreibend mit den Schalttrommeln 400, 410 durch elastische Buchsen 450 verbunden, die unter radialer Kompression zwischen den Abtriebszahnkränzen 448 und den entsprechenden Schalttrommeln 400, 410 angeordnet sind. Die elastischen Buchsen 450 sorgen somit für eine radiale Elastizität zwischen den Schalt- trommeln 400, 410 und den Umlaufantriebsmechanismen.
Axiallager 452 sind zwischen den Abtriebszahnkränzen 448 und den Enden der zugehörigen Motorgehäuse 402, 412 vorgesehen, und eine Druckfeder 454 wirkt zwischen dem geschlossenen Ende der Schalttrommel 400 und dem zugehörigen Abtriebszahnkranz 448, um die Axiallager 452 axial zu belasten.
Die zuvor beschriebene Doppelschalttrommelanordnung stellt eine kompakte Anordnung bereit, die in dem Getriebe zwischen dem Getriebegehäuse und dem Kupplungsgehäuse eines Motorfahrzeuges angeordnet werden kann. Die Elektromotoren und Antriebsme- chanismen sind durch Dichtungen 406 von dem Getriebeöl abgedichtet.
Des weiteren können Positionssensoren in dem Doppelschalttrommelmechanis-mus zur Messung der Winkelbewegung zwischen den Motorgehäusen 402, 412 und den Schalttrommeln 400, 410 angeordnet sein.
Beim dem in Figur 11 dargestellten Doppelschalttrommelstellglied sind erste und zweite Schalttrommel 500 502 drehbar koaxial zueinander auf einer Welle 504 montiert. Die Welle 504 ist an einem Ende in einer Zapfenstruktur 506 montiert, die in dem Getriebegehäuse 508 vorgesehen ist, und das andere Ende der Welle 504 ist an einem Kupplungs- gehäuse 510 durch Muttern 512 und 514 befestigt. Die äußeren Enden der Schalttrommeln 500, 502 sind geschlossen und an der Welle 504 durch abgedichtete Rollenlager 516 montiert. Die inneren Enden der Schalttrommeln 500, 502 sind durch Rollenlager 520 an einem ringförmigen Element 518 montiert, das nichtdrehend in der Mitte der Welle 504 befestigt ist, wobei Dichtungen 522 zwischen einem Innendurchmesser der Schalttrom- mein 500, 502 und einem Außendurchmesser des ringförmigen Elements 518 vorgesehen sind. Permanentmagnet-Elektromotoren 530 sind an der Welle 504 montiert, wobei die Motoren
530 im Inneren der Schalttrommeln 500, 502, koaxial zu und neben deren äußeren Enden, angeordnet sind. Die Motoren 530 umfassen einen ringförmigen Stator 532, der nichtdrehend an der Welle 504 montiert ist, und einen Rotor 534, der drehend an dem Stator 532 durch abgedichtete Rollenlager 536 montiert ist. Ringförmige Sonnenräder 538 sind an den inneren Enden der Rotoren 534 zur Drehung mit diesen befestigt.
Ein Planetenträger 540 ist koaxial zu jedem der Sonnenräder 538 montiert, wobei jeder der Planetenträger 540 vier Planetenräder 542 trägt, wobei die Planetenräder 542 gleich- mäßig um den Planetenträger 540 beabstandet sind. Die Achsen der Planetenräder 542 sind zu der Achse der Welle 504 geneigt, so dass der Planetenträger 540 um die Welle 504 dreht, wobei die äußeren Enden der Planetenräder 542 einen größeren Durchmesser beschreiben als die inneren Enden. Die Zähne am Sonnenrad sind ähnlich wie jene der Planetenräder 542 geneigt und greifen in diese ein.
Die Planetenräder 542 greifen auch in einen inneren Zahnkranz 544, der an einem Innendurchmesser des ringförmigen Elements 518 ausgebildet ist; und einen inneren Zahnkranz 546, der durch einen Abtriebszahnkranz 548 definiert ist, wobei die Zähne auf den inneren Zahnkränzen 544 und 546 ähnlich wie jene der Planetenräder 542 geneigt sind. Die äußeren Zahnkränze 544 und 546 sind axial beabstandet, so dass die Planetenräder 542 mit dem inneren Zahnkranz 244 auf einem kleineren Durchmesser in Eingriff gelangen als mit dem Zahnkranz 546, wobei der Zahnkranz 544 weniger Zähne aufweist als der Zahnkranz 546. Der Abtriebszahnkranz 548 ist durch eine elastische Buchse 550 antreibend mit der Schalttrommel 500, 502 verbunden, die unter Kompression zwischen einem Innendurchmesser der Schalttrommel 500, 502 und einem Außendurchmesser des Abtriebszahnkranzes 548 montiert ist, um in dem Antriebsmechanismus Elastizität bereitzustellen.
Eine axiale Nut 552 ist in der Welle 504 vorgesehen, die. als Leitung für die elektrischen Verbindungen zu den Motoren 530 und auch als Keil dienen kann, der eine Drehung der Welle 504, des ringförmigen Elements 518 und der Statoren 532 verhindert. • Ähnlich wie in den vorangegangenen Ausführungsbeispielen können des weiteren Positionssensoren in dem Doppelschalttrommel mechanismus zur Messung der Winkelbewegung der Schalttrommeln 500, 502 vorgesehen sein.
Wenn bei dem mit Bezugnahme auf Figur 11 beschriebenen Stellglied die Elektromotoren 530 erregt sind, bewirkt die Drehung der Sonnenräder 538, dass die Planetenräder 542 um den feststehenden inneren Zahnkranz 544 rollen. Aufgrund des Unterschiedes in der Anzahl von Zähnen des inneren Zahnkranzes 544 und 546 bewirkt dies wiederum eine Drehung des Abtriebszahnkranzes und der daran befestigten Schalttrommel 500, 502.
Das- Antriebsverhältnis dieses Antriebsmechanismus ist:
Antriebsverhältnis
Figure imgf000024_0001
wobei: Ν1 = die Anzahl von Zähnen an dem feststehenden inneren Zahnkranz 544;
N2 = die Anzahl von Zähnen an dem inneren Zahnkranz 546 an dem Abtriebszahnkranz 548; und N5 = die Anzahl von Zähnen an dem Sonnenrad 538.
In einem typischen Beispiel ist die Anzahl von Zähnen N. an dem feststehenden inneren Zahnkranz 544 gleich 60, die Anzahl von Zähnen N2 an dem inneren Zahnkranz 546 an dem Abtriebszahnkranz 548 gleich 65,- und die Anzahl von Zähnen N5 an dem Sonnenrad 538 gleich 20, wodurch ein Antriebsverhältnis von 52:1 erhalten wird.
Die Doppelschalttrommelanordnungen, die mit Bezugnahme auf die Figuren 10 und 11 beschrieben wurden, sind besonders für Doppelkupplungsgetriebesysteme jener Art ge- eignet, die in den gleichzeitig anhängigen UK Patentanmeldungen GB0028310 und GB 0103312 offenbart sind, auf deren Offenbarungen explizit Bezug genommen wird und deren Inhalt ausdrücklich in der Offenbarung der vorliegenden Anmeldung zitiert wird, wo zum Beispiel die Schalttrommel 500 so angeordnet sein kann, dass sie die Schaltung der Gänge 1 , 3, 5, R gemeinsam mit einer Kupplung steuert, und die Schalttrommel 510 so angeordnet ist, dass sie die Schaltung der Gänge 2, 4, 6, gemeinsam mit der anderen Kupplung steuert.
Es können verschiedene Modifizierungen durchgeführt werden, ohne von der Erfindung Abstand zu nehmen. Zum Beispiel kann in bezug auf das Kugelumlaufspindelstellglied, das mit Bezugnahme auf Figur 8 beschrieben wurde, das Ausgangselement des Antriebsmechanismus das Außengewindeteil der Kugelumlaufspindel und nicht das Innengewindeteil definieren.
Die in Figur 12 dargestellte Schaltwalze 601 weist einen zumindest teilweise in einer Ausnehmung 604 angeordneten Antriebsmotor 602, wie Elektromotor, und ein zumindest teilweise in einer Ausnehmung 604 aufgenommenes Untersetzungsgetriebe 603 auf. Die Ausnehmung 604 der Schaltwalze wird durch die Schaltwalze 601 dadurch gebildet, dass die Schaltwalze 601 zumindest über einen Teil ihrer axialen Erstreckung hohlzylindrisch ausgebildet ist. Die Schaltwalze besteht zumindest in diesem Teil der axialen Erstreckung aus einem Zylindermantel 605, der Nuten 606 und/oder Vorsprünge aufweist, die mit Getriebeelementen in Wirkverbindung stehen um bei Verdrehung der Schaltwalze um ihre Drehachse ein Element des Getriebes oder einer Kupplung'zu betätigen.
An einem Endbereich "des Zylindermantels weist die Schaltwalze einen nach radial innen weisenden Hals 607 auf, welcher zur Aufnahme eines Lagers 608 dient. Dabei ist das Lager 608 in die zentrale Öffnung 609 des Halses 607 eingebracht. Das Lager 8 dient sowohl als Radiallager als auch als Axiallager.
Der Antriebsmotor 602 ist an einem seiner Teile, wie beispielsweise an seinem Gehäuse 602a mit einem Bauteil des Getriebes 610, wie dem Gehäuse des Fahrzeuggetriebes drehfest befestigt. Dazu ragt ein Teil 602b durch die Öffnung 609 des Halses der Schalt- walze 601. Mittels des heraus ragenden Teiles 602b wird der Motor mit dem Gehäuse des Getriebes befestigt.
Da der Motor drehfest mit dem Getriebegehäuse oder allgemein mit seinem Befesti- gungspunkt ist, ist die Schaltwalze mit ihrem zylindrischen Teil 605 drehbar mittels des Lagers 608 gelagert.
Zum Antrieb der Schaltwalze 601 dient der Elektromotor 602, der mit seiner Motorabtriebswelle 611 über ein zwischengeschaltetes Untersetzungsgetriebe 603 den Zylinder 605 der Schaltwalze antreibt. Dazu ist die Welle 611 des Motors mit einem Teil des Getriebes gekoppelt. Das Untersetzungsgetriebe 603 ist in dem Ausführungsbeispiel als sogenanntes Harmonic-Drive-Getriebe ausgeführt, das beispielsweise durch die DE 199 27 957 bekannt geworden ist und in dieser Offenlegungsschrift als Wellengetriebeeinrichtung bezeichnet ist. Bei Verwendung des Getriebes als Wellengetriebeeinrichtung ist der Motor mit seiner Welle 611 mittels einer formschlüssigen Verbindung, wie beispielsweise einer Steckverbindung, mit dem Wellengenerator 640 drehfest verbunden. Bei der Wellengetriebeeinrichtung hat das äußere starre Zahnrad und das innere verformbare Zahnrad einen Unterschied in der Zähnezahl von beispielsweise zwei bei einer gegebenen Anzahl von Zähnen des verformbaren Zahnrades von beispielsweise einhundert und des starren Zahnrades von einhundert und zwei, es ergibt sich also eine Untersetzung von 50:1.
Die Wellengetriebeeinrichtung besteht im wesentlichen aus einem vorteilhaft feststehenden, ringförmigen, starren Zahnrad 620 mit Innenverzahnung 621 , einem beispielsweise topfförmigen, verformbaren Zahnrad 630 mit Außenverzahnung 631 und einem Wellenge- nerator 640, welcher einen nicht kreisrunden Querschnitt aufweist. Durch die Verdrehung des Wellengenerators 640 wird bewirkt, dass sich das verformbare Zahnrad verdreht, obwohl zwischen dem Wellengenerator und dem verformbaren Zahnrad kein Form- oder Reibschluss vorliegt, vielmehr in der Regel eine Lagerung zwischen diesen Elementen vorliegt. Hinsichtlich der Funktionsweise der Wellengetriebeeinrichtung sei auf die DE 199 27 957 und auf die EP 0 501 522 verwiesen, deren Inhalt hiermit ausdrücklich zum Offenbarungsgehalt der vorliegenden Anmeldungsunterlagen gehört. Das verformbare Zahnrad 630 ist in axialer Richtung nach radial innen gezogen und weist einen radial ausgerichteten Kragen 632 auf und ist dort mit einer Antriebsplatte 650 mittels der Befestigungsmittel 651 mit dieser drehfest verbunden. Als Befestigungsmittel können formschlüssige Verbindungen, wie beispielsweise Schrauben, Niete oder andere form- schlüssige Verbindungen vorgesehen sein.
Die Antriebsplatte 6.50 ist radial innen mit dem verformbaren Zahnrad drehfest verbunden und radial außen mit dem Zylinder 605 der Schaltwalze, so dass dadurch eine Antriebsverbindung entsteht. Die Antriebsplatte 650 kann als starres Element ausgebildet sein, oder mit einer Elastizität versehen sein, so dass es zu einer Relatiwerdrehung zwischen den radial innen liegenden Befestigungspunkten zur Befestigung mit den verformbaren Zahnrad und den radial äußeren Verbindungspunkten mit dem Zylinder kommen kann. Dazu kann die Antriebsplatte beispielsweise mehrteilig durch zumindest zwei koaxial angeordneten Scheiben aufgebaut sein und mit zumindest einem zwischengeschalteten Kraftspeicher, wie Gummi oder Feder, versehen sein. In diesem Ausführungsbeispiel kann eine der Scheiben mit dem verformbaren Zahnrad verbunden sein und eine andere Scheibe mit dem Zylinder der Schaltwalze. Die Kraft- oder Drehmomentübertragung erfolgt dann unter Zwischenschaltung der elastischen Elemente von dem verformbaren Zahnrad zu dem Zylinder 605 der Schaltwalze 601.
Das starre Zahnrad 620 ist vorzugsweise mit einem Gehäuseteil des Getriebes drehfest angeordnet. Zwischen dem starren Zahnrad 620 und dem drehbar angeordneten Zylinder 605 der Schaltwalze 601 ist eine Lagerung 660 angeordnet, die sowohl als Radiallager als auch als Axiallager wirken kann. Dazu weist das Lager 660 einen axialen Schenkel und einen radialen Schenkel auf. Die, Lager können als Gleitlager oder als Wälzlager ausgebildet sein.
Die Figur 13 zeigt ein Ausführungsbeispiel einer Schaltwalze 700 zur Betätigung von Getriebeschaltelementen eines Fahrzeuggetriebes beispielsweise zum Gangwechsel, wobei lediglich schematisch die Anordnung der Komponenten der Schaltwalze 700 dargestellt ist. Mit 701 ist der Zylinder der Schaltwalze 700 bezeichnet, der in einer Aufnahme 712 des Getriebegehäuses 710 des Fahrzeuggetriebes mittels einer Lagerung 711 drehbar gelagert ist. Die Aufnahme ist dabei ein in axialer Richtung der Walze hervorstehender
Ansatz, der die Lagerung aufnimmt. Der Elektromotor 720 ist in einer Aufnahme des hohl- zylindrischen Zylinders 701 aufgenommen, wobei er an seinem einen Ende mit einer Befestigungsplatte 721 verbunden ist, die wiederum mit dem Gehäuse 710 verbindbar ist. Die Befestigungsplatte 721 steht dazu in radialer Richtung gegenüber dem Zylinder 701 hervor und kann beispielsweise mit dem Gehäuse 710 verschraubt werden, so dass der Motor gegenüber dem Gehäuse drehfest angebracht ist. Der Motor 720 treibt mit seiner Abtriebswelle 722 ein Getriebeelement eines Untersetzungsgetriebes 730 an. Das Abtriebselement des Getriebes 730 steht mit einem Antriebselementes 740 in Wirkverbin- düng und treibt die hohizylindrische Schaltwalze 701 an. An der Schaltwalze ist weiterhin eine Welle angelenkt, die einen Sensor ansteuern kann, welcher beispielsweise die Winkelstellung der Schaltwalze detektieren kann. Diese Sensoranlenkung an der axialen Stirnseite der Schaltwalze ist optional. Auch kann ein Sensor in dem Elektromotor integriert sein, welcher die Winkelstellung der Schaltwalze detektiert, wie beispielsweise ein inkrementeller Winkelgeber.
Die Figur 14 zeigt ein Ausführungsbeispiel einer Schaltwalze 800 zur Betätigung von Getriebeschaltelementen eines Fahrzeuggetriebes beispielsweise zum Gangwechsel, wobei lediglich schematisch die Anordnung der Komponenten der Schaltwalze 800 dargestellt ist. Mit 801 ist der Zylinder der -Schaltwalze 800 bezeichnet, der in einer Aufnahme 812 des Getriebegehäuses 810 des Fahrzeuggetriebes mittels einer Lagerung 811 drehbar gelagert ist. Die Aufnahme ist dabei ein in axialer Richtung der Walze hervorstehender Ansatz, der die Lagerung aufnimmt. Der Elektromotor 820 ist in einer Aufnahme des Getriebegehäuses angeordnet und mittels der Befestigungsmittel 821 an diesem befestigt. In diesem Ausführungsbeispiel ist der Elektromotor 820 nicht innerhalb der Schaltwalze angeordnet, sondern Motor und Schaltwalze sind koaxial aber nacheinander angeordnet. Der Motor 820 treibt mit seiner Abtriebswelle 822 ein Getriebeelement eines Untersetzungsgetriebes 830 an. Das Abtriebselement des Getriebes 830 steht mit einem Antriebselementes der Schaltwalze in Wirkverbindung und treibt die zylindrische Schaltwalze 801 an. Bei der Ausführung der Figur 14 kann die Schaltwalze besonders schlank ausgeführt sein, dass der Elektromotor seriell angeordnet ist. Dies ist bei gewissen Bauraumsituationen besonders vorteilhaft, wobei zumindest das Untersetzungsgetriebe zumindest teilwei- se in einer Aufnahme der Walze angeordnet ist. Zwischen dem Ausgangselement des
Getriebes 830 und der Schaltwalze 801 kann ein elastisches Element zwischengeschaltet sein, welches im Kraft- oder Drehmomentfluss eine Relatiwerdrehung von Schaltwalze und Getriebeausgangselement erlaubt.
Die Figur 15 zeigt eine erfindungsgemäße Anordnung 900 zweier Schaltwalzen 901 , 902 beispielsweise für ein Doppelkupplungsgetriebe, bei welchem zwei Getriebestränge mit jeweils schaltbaren Übersetzungsverhältnissen vorliegen, und die automatisiert betätigbar oder schaltbar sind. Die beiden Schaltwalzen werden mittels der Elektromotoren 903 und 904 betätigt, wobei die Details der jeweiligen Antriebsanordnungen der Elektromotoren und Schaltwalzen aus Figur 12 entnehmbar sind. Die beiden Schaltwalzen 901 und 902 sind derart angeordnet, dass ihre Stirnseiten sich gegenüberliegen und ihre Getriebeseiten einander abgewandt sind. Die Elektromotoren 903 und 904 sind mittels der Aufnahme 910 zwischen den Elektromotoren drehfest gehalten und die starren Zahnräder 911 und 912 sind gehäusefest aufgenommen. Somit sind die beiden Walzen 901 und 902 drehbar gelagert und können unabhängig voneinander zwei Betätigungsmechanismen eines Fahrzeuggetriebes ansteuern. Vorteilhaft bei der Ausführungsform der Figur 15 ist, dass die beiden Schaltwalzen koaxial angeordnet sind und die Elektromotoren innerhalb der Walzen 901 und 902 zumindest teilweise aufgenommen sind um Bauraum einzusparen.
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 offenbarte Merkmalskombination zu beanspruchen.
In Unteransprüchen verwendete Rückbeziehungen weisen auf die weitere Ausbildung des Gegenstandes des Hauptanspruches durch die Merkmale des jeweiligen Unteranspruches hin; sie sind nicht als ein Verzicht auf die Erzielung eines selbständigen, gegenständlichen Schutzes für die Merkmalskombinationen der rückbezogenen Unteransprüche zu verstehen. Da die Gegenstände der Unteransprüche im Hinblick auf den Stand der Technik am Prioritätstag eigene und unabhängige Erfindungen bilden können, behält die Anmelderin sich vor, sie zum Gegenstand unabhängiger Ansprüche oder Teilungserklärungen zu machen. Sie können weiterhin auch selbständige Erfindungen enthalten, die eine von den Ge- genständen der vorhergehenden Unteransprüche unabhängige Gestaltung aufweisen.
Die Ausführungsbeispiele sind nicht als Einschränkung der Erfindung zu verstehen. Vielmehr sind im Rahmen der vorliegenden Offenbarung 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 Ausführungsformen sowie den Ansprüchen beschriebenen und in den Zeichnungen enthaltenen Merkmalen bzw. Elementen oder Verfahrensschritten für den Fachmann im Hinblick auf die Lösung der Aufgabe entnehmbar sind und durch kombinierbare Merkmale zu einem neuen Gegens- tand oder zu neuen Verfahrensschritten bzw. Verfahrensschrittfolgen führen, auch soweit sie Herstell-, Prüf- und Arbeitsverfahren betreffen.

Claims

Patentansprüche
1. Getriebe mit einer Getriebebetätigungseinrichtung mit einer Schaltwalze (601) und ei- nem Antriebsmotor (602) der Schaitwalze, wobei die Schaltwalze mit Getriebebetätigungselementen, wie Schaltgabeln, vorzugsweise an ihrem Außenumfang in Wirkverbindung steht, wobei die Schaltwalze verdrehbar angeordnet ist und durch die Verdrehung der Schaltwalze Übersetzungen des Getriebes schaltbar sind, dadurch ge-
. kennzeichnet, dass der Antriebsmotor (602) zumindest teilweise innerhalb einer Aus- nehmung (604) der Schaltwalze aufgenommen ist.
2. Getriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der Antriebsmotor (602) ein Elektromotor ist.
3. Getriebe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Antriebsmotor (602) vorzugsweise mit seinem Gehäuse (602a) an einem Teil eines Getriebegehäuses (610) drehfest angeordnet ist.
4. Getriebe nach einem vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Antriebsmotor (602) mittels eines zwischengeschalteten Untersetzungsgetriebes (603) die Schaltwalze antreibt.
5. Getriebe nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass das Untersetzungsgetriebe (603) zumindest teilweise innerhalb einer Ausnehmung (604) der Schaltwalze aufge- nommen ist.
6. Elektromotorstellglied zur Steuerung eines Betätigungsmechanismus eines Getriebes für ein Motorfahrzeug; enthaltend ein Befestigungselement (34), durch welches das Stellglied in bezug auf ein Trägerelement montiert werden kann, eine Schalttrommel (40), die zur Drehung relativ zu dem Befestigungselement montiert ist, einen Elektromotor (16), der koaxial innerhalb der Schalttrommel (40) montiert ist, wobei der Elektromotor einen Stator aufweist, der nicht drehbar in bezug auf das Befestigungselement montiert ist, sowie einen Rotor, wobei der Rotor antreibend mit der Schalttrommel zur Drehung mit dieser durch einen Oberwellenantrieb (10) verbunden ist, wobei der Oberwellenantrieb einen Wellengenerator (12) umfasst, der an 5 dem Rotor zur Drehung mit diesem montiert ist, ein ringförmiges Keilzahnrad (24), das nicht drehbar in bezug auf das Befestigungselement (34) konzentrisch zu dem Wellengenerator montiert ist, und ein flexibles Keilzahnrad (20), das zwischen dem Wellengenerator und dem ringförmigen Keilzahnrad angeordnet ist, wobei das fle- ■ xible Keilzahnrad antreibend mit der Schalttrommel verbunden ist, das flexible Keil- 0 zahnrad weniger Keile (22) als das ringförmige Keilzahnrad aufweist und der Wellengenerator so geformt ist, dass er die Keile des flexiblen Keilzahnrades mit den Keilen (26) des ringförmigen Keilzahnrades an winkelig beabstandeten Stellen in Eingriff bringt, wobei zwischen diesen Stellen die Keile des flexiblen Keilzahnrades von den Keilen des ringförmigen Keilzahnrades getrennt sind.
15
7. Elektromotorstellglied nach Anspruch 6 wobei der Betätigungsmechanismus ein Antriebsverhältnis von -40 : 1 bis -60 : 1 hat.
8. Elektromotorstellglied nach Anspruch 6 oder 7, wobei der Wellengenerator (12) eine 0 elliptische Konstruktion hat, wobei das flexible Keilzahnrad (20) mit dem ringförmigen Keilzahnrad (24) an diametral gegenüberliegenden Stellen an der Hauptachse des Wellengenerators in Eingriff steht.
9. Elektromotorstellglied nach einem der Ansprüche 6 bis 8, wobei das flexible Keil- 15 zahnrad (20) becherförmig ist, mit einem ringförmigen Teil (24) mit Keilen (22) an seinem äußeren Umfang, einer Nabenstruktur (52) und einem flexiblen zylindrischen Stegteil (54), das den ringförmigen Teil mit der Nabenstruktur verbindet, wobei das flexible Keilzahnrad durch die Nabenstruktur an der Schalttrommel (40) befestigt ist. '
J0 ■ ■ .
10. Elektromotorstellglied nach Anspruch 9, wobei die Nabenstruktur (54) an der
Schalttrommel (40) durch Schrauben oder ähnliche Befestigungsmittel befestigt ist.
11. Elektromotorstellglied nach Anspruch 9, wobei die Nabenstruktur (54) elastisch an der Schalttrommel (40) befestigt ist.
12. Elektromotorstellglied nach Anspruch 9, wobei die Nabenstruktur (54) an der Schalttrommel (40) durch eine elastische Buchse befestigt ist, wobei die elastische Buchse unter Kompression zwischen gegenüberliegenden U mf an gsf lachen der Na- benstruktur und der Schalttrommel montiert ist.
13. Elektromotorstellglied nach einem der Ansprüche 6-12, wobei der Elektromotor (16) im Inneren eines zylindrischen Motorgehäuses (32) montiert ist, wobei das zylindrische Gehäuse (32) das ringförmige Keilzahnrad (24) definiert, wobei die Schalt- trommel (40) drehbar an einem Außendurchmesser des zylindrischen Gehäuses montiert ist.
14. Elektromotorstellglied nach einem der Ansprüche 6 bis 12, wobei zwei Elektromotorschalttrommelanordnungen (200, 202) koaxial zueinander auf einer Mittelwelle (204) montiert sind.
15. Elektromotorstellglied nach Anspruch 14, wobei in der Mittelwelle (204) eine axiale Ausnehm'ung (254) vorgesehen ist.
16. Elektromotorstellglied nach Anspruch 14 oder 15, wobei ein Stator (232) des Motors (230) an der Mittelwelle (204) befestigt ist und ein Rotor (234) radial außerhalb des Stators drehend montiert ist.
17. Elektromotorstellglied nach einem der Ansprüche, wobei die Schalttrommel/Motor- Anordnung zur Anordnung in einem Getriebegehäuse ausgebildet ist.
18. Elektromotorstellglied zur Steuerung eines Kupplungs- oder Gangbetätigungsme- - chanismus oder einer Bremse eines Motorfahrzeuges; enthaltend einen Elektromotor (310), eine Abtriebswelle (318) des Elektromotors und einen Antriebsmech.anis- mus, umfassend; ein Sonnenrad (320), das an der Abtriebswelle des Elektromotors zur Drehung mit dieser befestigt ist, einen ringförmigen Planetenradträger (322), der zur Drehung koaxial zur Abtriebswelle des Elektromotors montiert ist, eine Reihe von Planetenrädern (324), die in einem winkelig beabstandeten Verhältnis symmetrisch zu dem Planetenträger montiert ist, wobei die Planetenräder in erste und zweite innere Zahnkränze (330, 334) eingreifen, wobei einer der inneren Zahnkränze (330) feststehend ist und der andere innere Zahnkranz (334) an einem Ausgangselement (336) gebildet ist, wobei das Ausgangselement zur Drehung ko- axial zur Abtriebswelle (318) befestigt ist, wobei die Anzahl von Zähnen an dem ersten inneren Zahnkranz sich von der Anzahl von Zähnen an dem zweiten inneren Zahnkranz unterscheidet, um das erforderliche Antriebsverhältnis bereitzustellen.
19. Elektromotorstellglied nach Anspruch 18, wobei der Antriebsmechanismus ein Än- triebsverhältnis von 40:1 bis 60:1 hat.
20. Elektromotorstellglied nach Anspruch 18 oder 19, wobei jedes Planetenrad (324) die Form eines Doppelritzels aufweist, wobei das Planetenrad ein primäres Ritzel (326) definiert, das in das Sonnenrad (320) und den ersten inneren Zahnkranz (334) ein- greift, und ein sekundäres Ritzel (328), das in den zweiten inneren Zahnkranz (330) eingreift.
21. Elektrombtorstellglied nach Anspruch 20, wobei das primäre Ritzel (326) in den inneren Zahnkranz (334) eingreift, der an dem Ausgangselement (336) gebildet ist, und das sekundäre Ritzel (328) in den feststehenden inneren Zahnkranz (330) eingreift.
22. Elektromotorstellglied nach Anspruch 20, wobei das primäre Ritzel (326) in den feststehenden inneren Zahnkranz (330) eingreift, und das sekundäre Ritzel (328) in den inneren Zahnkranz (334) eingreift, der an dem Ausgangselement (336) gebildet ist.
23. Elektromotorstellglied nach einem der Ansprüche 20 bis 22, wobei das Sonnenrad (320) und das erste und zweite Ritzel (326, 328) der Planetenräder (324) von. gleicher Größe sind, wobei sich die Anzahl von Zähnen an dem primären Ritzel von der Anzahl von Zähnen an dem sekundären Ritzel um etwa 10% unterscheidet.
24. Elektromotorstellglied nach Anspruch 18 oder 19, wobei die Planetenräder (542) einzelne Ritzel sind, die auf Achsen montiert sind, die zu den Achsen der ersten und zweiten inneren Zahnkränze (544, 546) schräg verlaufen, so dass die Planetenräder an einem Ende mit dem inneren Zahnkranz (.544), der weniger Zähne aufweist, auf einem kleinerem Durchmesser in Eingriff stehen, und an dem anderen Ende mit dem inneren Zahnkranz (546) mit mehr Zähnen, auf einem größeren Durchmesser.
25. Elektromotorstellglied nach einem der Ansprüche, 18 bis 24, wobei das Ausgangselement (336) eine Schalttrommel ist, die zur Steuerung der Bewegung eines Gangschaltmechanismus ausgebildet ist.
26. Elektromotorstellglied nach Anspruch 25, wobei der Elektromotor (310) im Inneren eines zylindrischen Gehäuses (340) montiert ist, wobei das zylindrische Gehäuse den feststehenden inneren Zahnkranz (330) definiert, wobei die Schalttrommel (350) drehbar an dem Außendurchmesser des zylindrischen Gehäuses montiert ist, wobei der relativ drehbare innere Zahnkranz (334) an einem Innendurchmesser der
Schalttrommel vorgesehen ist.
27. Elektromotorstellglied nach Anspruch 26, wobei der feststehende innere Zahnkranz (444) durch das zylindrische Gehäuse (402, 412) definiert ist, der relativ drehbare innere Zahnkranz (446) durch einen Abtriebszahnkranz (448) definiert ist, der Abtriebszahnkranz (448) nachgiebig an der Schalttrommel (400, 410) befestigt ist.
28. Elektromotorstellglied nach Anspruch 27, wobei eine elastomere Buchse (450) unter radialer Kompression zwischen einem Außendurchmesser des Abtriebszahnkranzes (448) und einem Innendurchmesser der Schalttrommel (400, 410) angeordnet ist.
29. Elektrόmotorstellglied nach einem der Ansprüche 26 bis 28, wobei Dichtungsmittel (406) zwischen einem Außendurchmesser des zylindrischen Gehäuses (402, 412) und einem Innendurchmesser der Schalttrommel (400, 410) vorgesehen sind.
30. Elektromotorstellglied nach einem der Ansprüche 27 bis 29, wobei zwei Schalttrommel/Motor-Anordnungen (400, 410) koaxial zueinander montiert sind.
31. Elektromotorstellglied nach Anspruch 30, wobei eine Zapfenstruktur (426) an einer Schalttrommel (410) mit einer Muffenstruktur (424) an der anderen Schalttrommel (400) in Eingriff steht.
32. Elektromotorstellglied nach Anspruch 31 , wobei axiale Lager (452) zwischen den Schalttrommeln (400, 410) vorgesehen sind.
33. Elektromotorstellglied nach Anspruch 32, wobei Mittel (454) zur elastischen Belastung der axialen Lager (452) vorgesehen sind.
34. Elektromotorstellglied nach Anspruch 30, wobei zwei Elektromotorschalttrommel- Anordnungen (500, 502) koaxial zueinander auf einer Mittelwelle (504) montiert sind.
35. Elektromotorstellglied nach Anspruch 34, wobei eine axiale Ausnehmung (552) in der Mittelwelle (504) vorgesehen ist.
36. Elektromotorstellglied nach Anspruch 34 oder 35, wobei ein Stator (532) des Motors (530) an der Mittelwelle (504) befestigt ist, während ein Rotor (534) drehbar radial außerhalb des Stators montiert ist.
37. Elektromotorstellglied nach den Ansprüchen 26 bis 36, wobei die Schalttrommel/Motor-Anordnung zur Anordnung in einem Getriebegehäuse ausgebildet ist.
38. Elektromotorstellglied nach einem der Ansprüche 18 bis 24, wobei das Ausgangselement (336) ein Spindelstellglied (368) antreibt.
39. Elektromotorstellglied nach Anspruch 38, wobei das Ausgangselement (336) ein Kugelumlaufspindelstellglied (368) antreibt, wobei das Kugelumlaufspindelstellglied ein Innen- und ein Außengewindeteil (366, 370) umfasst, wobei eine Reihe von Kugeln (372) in der dazwischen definierten Gewindestruktur angeordnet ist, wobei das Ausgangselement eines der Gewindeteile des Kugelumlaufspindelstellgliedes definiert, während das andere Gewindeteil des Kugelumlaufspindelstellgliedes axial bewegbar, aber in der Drehung in bezug auf das Ausgangselement eingeschränkt ist.
40. Elektromotorstellglied nach Anspruch 38 oder 39, wobei eine Ausgleichsfeder (380) zwischen dem Innen- und Außengewindeteil (366, 370) des Spindelstellgliedes (368) vorgesehen ist.
41. Elektromotorstellglied nach einem der Ansprüche 18 bis 24, wobei das Ausgangselement (336) einen Zahnstangenmechanismus antreibt.
42. Elektromotorstellglied nach Anspruch 41 , wobei das Ausgangselement (336) ein Ritzel (390) definiert, wobei das Ritzel mit einer Stange (392) in Eingriff steht, die quer zu der Drehachse des Ritzels montiert ist.
43. Elektromotorstellglied, im wesentlichen wie hierin mit Bezugnahme auf Figuren 1 bis 7 der Zeichnungen beschrieben und in diesen dargestellt ist.
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