WO2004038257A1 - Leistungsverzweigtes getriebe mit stufenlos verstellbarer übersetzung - Google Patents

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WO2004038257A1
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power
split transmission
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Christian Lauinger
Martin Vornehm
Peter Tenberge
Andreas Englisch
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Luk Lamellen Und Kupplungsbau Beteiligungs Kg
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    • Y10T74/19219—Interchangeably locked
    • Y10T74/19223—Disconnectable counter shaft

Definitions

  • the invention relates to a power-split transmission with a continuously variable translation.
  • the variator can be designed in a manner known per se in the form of a conical pulley belt transmission with two pairs of conical pulleys around which a belt means, for example a link chain, rotates.
  • the gear ratio is adjusted by changing the distance between the discs of the conical disc pairs in opposite directions.
  • the variator can also be designed, for example, in a manner known per se as a friction gear, in which the effective radius on which wheels or disks or other rolling elements roll on one another is changed.
  • a summing gear which is generally on the output side of the power split transmission, i. H. arranged behind the variator, brings the two branches together on the output shaft.
  • the transmission range of the variator is traversed in opposite directions in the power-branched and non-power-branched region, so that the transmission enables a wider spread than the variator.
  • the summing gear can either be designed as a simple planetary gear or as a planetary coupling gear consisting of two planetary planes.
  • the invention has for its object to provide a transmission with continuously variable translation, which has both a high ratio spread and a high torque transmission capacity. This task is solved with a power-split transmission with continuously variable transmission, which contains:
  • an input-side transfer case with a non-rotatably connected with an input shaft or via a starting clutch with an input shaft, a variator, an output shaft and two clutches, wherein the input gear of the coupling gear is in rotational engagement with an input shaft of the variator, an output gear of the coupling gear in rotary engagement with a functionally parallel to the variator arranged intermediate shaft, which is in rotary engagement with an output shaft of the variator, the intermediate shaft can be brought into rotary engagement with the output shaft via a first clutch and the input shaft can be brought into rotary engagement with the output shaft via a second clutch.
  • the transmission according to the invention is a three-shaft transmission which is operated continuously in a power split, as a result of which both the torque transmission capacity and the gear ratio spread are increased.
  • the transfer case is advantageously designed as a simple planetary gear or a planetary coupling gear, which consists of two planetary planes.
  • the transfer case is a simple planetary gear.
  • the drive shaft is rotatably connected to a planet carrier, the planet gears of which are in rotational engagement with a sun gear which is in rotational engagement with the intermediate shaft, and in rotational engagement with a ring gear which is rotatably connected to the input shaft of the variator.
  • the transfer case is a coupling planetary gear, which consists of two coupled planetary gears.
  • the drive shaft is connected in a rotationally fixed manner to a planet carrier, the planet gears of which are in rotational engagement with a sun gear which is in rotational engagement with the intermediate shaft, and in rotational engagement with a ring gear which is connected in a rotationally fixed manner to a second planet carrier, the planet gears in rotational engagement with the Sun gear and with another ring gear, which is rotatably connected to the input shaft of the variator.
  • the transfer case being designed as a coupling gear
  • the drive shaft is connected in a rotationally fixed manner to a planet carrier, the planet gears of which are in rotational engagement with a sun gear and a ring gear, the sun gear being connected in a rotationally fixed manner to the input shaft of the variator, and that Ring gear is rotatably connected to another planet carrier, the planet gears are in rotational engagement with the sun gear and another ring gear which is in rotational engagement with the intermediate shaft.
  • the output shaft of the variator is connected to a reverse wheel in a rotationally fixed manner via a reverse drive clutch.
  • the ratios between the individual wheels of the transmission are advantageously selected such that when the range is changed by actuating the first and second clutch, the jumps in the dynamic powers of a first and a second pair of conical disks of the variator are minimal.
  • FIG. 1 is a block diagram of an embodiment of a transmission according to the invention, wherein the transfer case can be designed as a simple planetary gear or as a coupling planetary gear,
  • 1a is a block diagram of an embodiment of a transmission according to the invention, the transfer case being designed as a simple planetary gear,
  • FIG. 1a shows a simplified diagram of the transmission according to FIG. 1a
  • FIG. 3 shows the circuit diagram of the transmission according to FIG. 1a
  • FIG. 4 shows possible diagrams of transmissions according to the invention with a transfer case designed as a simple planetary gear
  • FIG. 5 shows the overall gear ratio as a function of the variator gear ratio for variants 1, 4 and 5 according to FIG. 4,
  • Fig. 9 is a block diagram of an embodiment of a transmission according to the invention, wherein the transfer case is designed as a coupling planetary gear and
  • Fig. 10 is a block diagram of another modified variant of the transmission, the transfer case is also designed as a planetary coupling gear.
  • 11 shows a diagram of a chain load as a function of different parameter sets for a transmission with simple planetary transmission according to variant 4 of FIG. 4,
  • FIG. 12 shows a diagram of the overall efficiency as a function of the overall ratio for a transmission with simple planetary transmission with different parameter sets of variant 4 according to FIG. 4,
  • FIG. 13 shows a diagram of a chain load as a function of various parameter sets for a transmission with a coupling planetary transmission according to FIG. 10.
  • crankshaft 2 of an internal combustion engine is connected via a starting clutch 4 to the drive shaft 6 of a power-split transmission, generally designated 8, the output shaft of which is designated 10.
  • the arrows on the crankshaft 2 and the output shaft 10 denote the direction of torque flow through the transmission when the internal combustion engine (not shown) drives.
  • the transmission 8 contains a coupling gear 12 and a variator 14 with a first pair of conical disks 16 and a second pair of conical disks 18.
  • the construction of the variator is known per se.
  • the first pair of conical disks is rotatably connected to an input shaft 20 of the variator.
  • the second pair of conical disks 18 is rotatably connected to an output shaft 22 of the variator.
  • the drive shaft 6 serves as an input shaft for the transfer case 12, which is shown in greater detail in FIGS. 1a, 9 and 10.
  • the intermediate shaft 32 is connected in a rotationally fixed manner via a clutch K1 to a clutch wheel 38, which meshes with an output gear 40, which rotates with the output shaft 10 is connected.
  • the input shaft 20 can be connected in a rotationally fixed manner to the output shaft 10 via a coupling K2.
  • the output shaft 22 of the variator is non-rotatably connected via a clutch KR to a reverse wheel 42, which is provided for a reverse drive of the vehicle in a manner known per se.
  • the described by the individual elements of the Transmission effects caused by gearboxes are each designated with i and an associated index.
  • FIG. 1a shows an embodiment of a transfer case 12 as a single planetary gear 12 '. is.
  • the drive shaft 6 is rotatably connected to the carrier 24 of the transfer case 12.
  • the planet gears 26 mounted on the carrier 24 mesh with the internal toothing of a ring gear 28 which is connected in a rotationally fixed manner to the input shaft 20.
  • the planet gears 26 further mesh with a first toothing of a sun gear 30, which in the example shown forms the output gear of the transfer case and meshes with an idler gear 34 connected to an intermediate shaft 32 in a rotationally fixed manner.
  • the intermediate shaft 32 is arranged functionally parallel to the variator 14.
  • the intermediate gear 34 meshes with a gear 36 connected in a rotationally fixed manner to the output shaft 22.
  • Figure 1 b shows a transmission with a transfer case 112, which is formed from two coupled planetary gears 112a and 112b.
  • the sun gear 130b of the planetary gear 112b and that of the carrier 124a of the planetary gear 112a are connected to the input shaft 106.
  • the carrier 124b of the planetary gear 112b is rotatably mounted on the input shaft 106 and is connected to the shaft 122 of the disk set 116 via an idler gear 160 mounted on the intermediate shaft 132.
  • the gear ratio ii2 is set between the idler gear 130 and the shaft 122 and the gear ratio i1 between the carrier 124b and the idler gear 160.
  • the ring gear 128a of the planetary gear 112a is coupled to the carrier 124b of the planetary gear 122b and forms the transmission i3.
  • the ring gear 128b of the planetary gear 112b is coupled to the intermediate shaft 132 and the sun gear 130a of the planetary gear 112a is coupled to the shaft 120 of the first disk set 114.
  • the shaft 120 can be coupled to the intermediate shaft 132 by means of a clutch K1, forming a ratio i4.
  • Fig. 2 shows the transmission of FIG. 1a in a simplified circuit diagram, where T denotes the planet carrier, H the ring gear and S the sun gear.
  • Fig. 3 gives the circuit diagram of the transmission of FIG. 1.
  • clutch KR is closed and clutches K1 and K2 are open.
  • clutch KR In the area of high translations, i.e. H. at low vehicle speeds (drive-low), clutch KR is open, clutch K2 is open and clutch K1 is closed.
  • the output on the output shaft 10 thus takes place via the intermediate shaft 32.
  • the transmission is operated in a power-split manner both at high gear ratio and at low gear ratio. H. only a part of the total transmitted torque is transmitted via the variator 14. As a result, the load on the variator 14 and on the chain revolving around the two conical disk pairs 16 and 18 can be reduced, so that higher torques are possible compared to conventional transmissions.
  • the third column (Low MSSI / MM O range indicates the ratio of the torque of the first pair of disks 16 to that of the drive shaft 6 when the transmission is in the low range.
  • the fourth column (High M SS I / M O range gives this Ratio of the torque of the first pair of disks 16 or the input shaft 20 of the variator to that of the drive shaft 6 when the transmission is in the high range.
  • the fixed translations ii and i 3 (see FIG. 1) are initially assumed to be identical, all the translations are defined with these specifications.
  • i 0 the ratio of the speeds of the input shaft 10 and the drive shaft 6 is fixed in the low range. If you restrict yourself to negative booth ratios with values between -1.5 to -2.5 due to the installation space, variants 2, 3 and 6 are omitted because the torque ratio mentioned is significantly greater than 1 and there is therefore a risk of high chain damage.
  • FIG. 5 shows the total translation i tot (ordinate) depending on the variator translation (abscissa) for variants 1, 4 and 5.
  • the left diagram shows variant 1
  • the middle diagram shows variant 4
  • the right diagram shows variant 5.
  • the linear part of the curves in FIG. 5 is also not a straight line of origin in this region (low region) because of the power split.
  • the power split in both driving ranges makes it possible to bring the maximum and minimum values of the speeds of the two pairs of disks or the input shaft 20 and output shaft 22 of the variator to a similar level.
  • the contact pressure of the belt can also be reduced to the extent that the torque to be transmitted by the variator is reduced. As a result, the loads on the weighing joints and the tensions in the plates of the rotating plate chain are reduced, which increases the chain service life.
  • variant No. 4 can be particularly advantageous with regard to any chain damage that may occur and the resulting chain service life.
  • the load B is an example of this the chain for the variant 4 with a fixed stand translation -1.5 of the transfer case as a simple planetary gear 12 '(see Fig. 1a) for different parameter sets 1- 5 of the design shown.
  • FIG. 12 shows the curve of the overall efficiency over the overall transmission corresponding to parameter set 3, starting from the overdrive OD to the underdrive UD. It is clear that parameter set No. 3 has the most balanced curve and is also very advantageous from this point of view.
  • a characteristic feature of power-split transmissions is the change in the dynamic power of inertial masses arranged in the drive train at the change of range, which result from the different accelerations of the inertial masses in the two driving ranges.
  • Individual transfer Settlements i can influence the course of the translation and thus the change in the dynamic power components at the point of change.
  • ⁇ SS1 n Mot X 'Var X Wvar)
  • n SS2 n Mot ⁇ f (' Var) -
  • n ot is the speed of the motor or the drive shaft 6
  • i va r is the variator ratio
  • f (i va r) is a function of the variator ratio
  • a special feature of the present transmission with power split in the low and high range is the dependency of the speed of disc set 1, nssi, on the variator ratio i var .
  • the function f (i var ) depends on the respective variant (FIG. 4). In addition to the variator translation, the function f depends on the individual translations i.
  • the dynamic powers Pdyn.ssi and P dn , ss 2 can be calculated for the disk pairs 16 and 18, the equations for example for variant 4 of FIG.
  • Another aspect is the occurrence of large Pdyn values on the first pair of disks 16 or second pair of disks 18 in the different driving ranges.
  • One advantage of the present gear structure is that the Pdyn discontinuity at the range change point is less pronounced than in other structures.
  • the acceleration process of one set of disks is ended when the range changes, or even vice versa, but at the same time an acceleration process of the other set of disks is started or a braking process is reversed into an acceleration process. Both actions together lead to a steady flow of power from the transmission input to the transmission output, that is, to a more comfortable change of range.
  • FIG. 8 shows the situation using the example of a kickdown downshift, which is carried out in a customer-relevant cycle, for a variant 4 transmission in FIG. 4.
  • the courses of nMot are shown. iv ar , i ⁇ es, Pdyn, ssi and P dyn , ss2, where time runs from left to right on the abscissa.
  • the discontinuities in Pdyn. ssi and Pdyn, ss2 during range switching can be clearly seen. These discontinuities can be reduced by suitable design. It can also be seen that the discontinuities have different directions, so that they partially compensate.
  • the power-split transmission according to the invention with continuously variable transmission which works with three shafts and works with a power split in two switchable forward ranges with the aid of a transfer gear upstream of the variator, is not limited to the use of a simple planetary gear as a transfer gear described with reference to FIGS. 1 and 4.
  • FIG. 9 shows a further embodiment of a transfer case in a simplified representation compared to FIG. 1, only the deviations from the embodiment according to FIG. 1 being explained below.
  • the drive shaft 6 is initially connected in a rotationally fixed manner to the planet carrier 50 of a first planetary stage, similar to the embodiment according to FIG. 1, the planet gears 52 of which mesh with a first external toothing of a sun gear 54 and the internal toothing of a ring gear 56 which rotatably or is integrally connected to the planet carrier 58 of another planetary stage.
  • the planet gears 60 of the further planet carrier 58 mesh with a further external toothing of the sun gear 54 which can be the same or different than the first external toothing and further mesh with the internal toothing of one Ring gear 62, which is rotatably connected to the input shaft 20.
  • a further external toothing of the sun gear 54 meshes with the intermediate gear 34 which, as in FIG. 1, is connected to the intermediate shaft 32 in a rotationally fixed manner.
  • FIG. 10 shows an embodiment of a transfer case with two planetary stages which is modified compared to FIG. 9.
  • the drive shaft 6 is connected non-rotatably or in one piece to a planet carrier 70, the planet gears 72 of which mesh with a first external toothing of a sun gear 74 and with the internal toothing of a ring gear 76 which rotatably or integrally with a further planet carrier 78 connected is.
  • the planet gears 80 of the further planet carrier 78 mesh with a further external toothing of the sun gear 74, which is non-rotatably or integrally connected to the input shaft 20.
  • the planet gears 80 further mesh with the internal toothing of a ring gear 82 which is formed with an external toothing which is in meshing engagement with the intermediate gear 34.
  • FIG. 13 shows a load B of the chain for a transmission using a coupling transmission 112, as is shown in the exemplary embodiment shown in FIG. 1b.
  • the axle ratio i (axle) is 3.775. This results in a variator spread between 2.308 and 0.433.
  • the resulting load on the chain results in the lowest load for parameter set 4, which is based on these values.
  • the other parameter sets can also be advantageous for corresponding design examples.

Abstract

Ein leistungsverzweigtes Getriebe mit stufenlos verstellbarer Übersetzung enthält ein eingangsseitiges Verteilergetriebe (12) mit einem drehfest mit einer Antriebswelle (6) verbundenen Eingangsrad (24; 50; 70), einen Variator (14), eine Abtriebswelle (10) und zwei Kupplungen K1, K2 wobei das Eingangsrad des Verteilergetriebes über wenigstens ein Rad des Verteilergetriebes in Dreheingriff mit einer Eingangswelle (20) des Variators ist, ein Ausgangsrad (30; 54; 82) des Verteilergetriebes in Dreheingriff mit einer funktionsmässig parallel zum Variator angeordneten Zwischenwelle (32) ist, die in Dreheingriff mit einer Ausgangswelle des Variators ist, die Zwischenwelle (32) über eine erste Kupplung K1 in Dreheingriff mit der Abtriebswelle (10) bringbar ist und die Eingangswelle (20) über eine zweite Kupplung K2 in Dreheingriff mit der Abtriebswelle (10) bringbar ist.

Description

Leistungsverzweigtes Getriebe mit stufenlos verstellbarer Übersetzung
Die Erfindung betrifft ein leistungsverzweigtes Getriebe mit stufenlos verstellbarer Übersetzung.
Getriebe mit stufenlos verstellbarer Übersetzung erfreuen sich in Personenkraftwagen nicht nur wegen des mit ihnen möglichen Fahrkomforts, sondern auch wegen möglicher Verbrauchsminderungen steigender Beliebtheit. Ihr Leistungsvermögen ist im Allgemä- nen durch das Drehmomentübertragungsvermögen und den Übersetzungsspreizungs- bereich des Variators begrenzt. Der Variator kann in an sich bekannter Weise in Form eines Kegelscheibenumschlingungsgetriebes mit zwei Kegelscheibenpaaren ausgebildet sein, um die ein Umschlingungsmittel, beispielsweise eine Laschenkette, umläuft. Die Übersetzungsverstellung erfolgt durch gegensinnige Veränderung des Abstandes zwischen den Scheiben der Kegelscheibenpaare. Der Variator kann beispielsweise auch in an sich bekannter Weise als Reibradgetriebe ausgebildet sein, bei dem der wirksame Radius, auf dem Räder bzw. Scheiben oder sonstige Wälzkörper aufeinander abrollen, verändert wird.
Bekannt ist, den Spreizungsbereich solcher Getriebe mit kontinuierlich verstellbarer Ü- bersetzung dadurch zu vergrößern, dass mit Leistungsverzweigung gearbeitet wird, wobei in einem leistungsverzweigten Bereich die Drehmomentübertragung sowohl über den Variator als auch über eine parallel zum Variator angeordnete Festübersetzung erfolgt und im nicht verzweigten Bereich die Drehmomentübertragung nur über den Variator erfolgt. Ein Summiergetriebe, das im Allgemeinen an der Abtriebsseite des leistungsver- zweigten Getriebes, d. h. hinter dem Variator, angeordnet ist, führt die beiden Zweige auf die Abtriebswelle zusammen. Der Übersetzungsbereich des Variators wird im leistungsverzweigten und nicht-leistungsverzweigten Bereich gegensinnig durchfahren, sodass das Getriebe eine gegenüber dem Variator vergrößerte Spreizung ermöglicht. Das Summiergetriebe kann entweder als einfaches Planetengetriebe oder als ein Planeten- koppelgetriebe, das aus zwei Planetenebenen besteht, ausgeführt sein.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein Getriebe mit stufenlos verstellbarer Übersetzung zu schaffen, das sowohl eine hohe Übersetzungsspreizung als auch ein hohes Drehmomentübertragungsvermögen aufweist. Diese Aufgabe wird mit einem leistungsverzweigten Getriebe mit stufenlos verstellbarer Übersetzung gelöst, das enthält:
ein eingangsseitiges Verteilergetriebe mit einem drehfest mit einer Antriebswelle oder über eine Anfahrkupplung mit einer Antriebswelle verbundenen Eingangsrad, einen Variator, eine Abtriebswelle und zwei Kupplungen, wobei das Eingangsrad des Koppelgetriebes in Dreheingriff mit einer Eingangswelle des Variators ist, ein Ausgangsrad des Koppelgetriebes in Dreheingriff mit einer funktionsmäßig parallel zum Variator angeordneten Zwischenwelle ist, die in Dreheingriff mit einer Ausgangswelle des Variators ist, die Zwischenwelle über eine erste Kupplung in Dreheingriff mit der Abtriebswelle bringbar ist und die Eingangswelle über eine zweite Kupplung in Dreheingriff mit der Abtriebswelle bringbar ist.
Bei dem erfindungsgemäßen Getriebe handelt es sich um ein Dreiwellengetriebe, das ständig in Leistungsverzweigung betrieben wird, wodurch sowohl das Drehmomentübertragungsvermögen als auch die Übersetzungsspreizung vergrößert werden.
Vorteilhaft ist das Verteilergetriebe als ein einfaches Planetengetriebe oder ein Plane- tenkoppelgetriebe, das aus zwei Planetenebenen besteht, ausgeführt.
Wegen der bereits oben erwähnten ständigen Leistungsverzweigung, und des damit verbundenen ständigen Wälzens des Verteilergetriebes ist es von Vorteil, das Einfachplanetengetriebe oder das Planetenkoppelgetriebe mit negativen Standüberset- zungen auszuführen. Dadurch kann die entstehende Wälzleistung, welche den Wirkungsgrad reduziert und demzufolge immer einen erhöhten Kraftstoffverbrauch zur Folge hat, minimiert werden. Insbesondere ausBauraumgründen kann die Standübersetzungen des Einfachplanetengetriebes auf Übersetzungen von -1.5 bis etwa -2.5 eingegrenzt sein. Bei einer bevorzugten Ausführungsform ist das Verteilergetriebe ein Einfachplanetengetriebe. Dabei ist die Antriebswelle drehfest mit einem Planetenträger verbunden, dessen Planetenräder in Dreheingriff mit einem Sonnenrad sind, das in Dreheingriff mit der Zwischenwelle ist, und in Dreheingriff mit einem Hohlrad sind, das drehfest mit der Eingangswelle des Variators verbunden ist.
In einer weiteren bevorzugten Ausführungsform des erfindungsgemäßen leistungsverzweigten Getriebes ist das Verteilergetriebe ein Koppelplanetengetriebe, das aus zwei gekoppelten Planetengetrieben besteht. Dabei ist die Antriebswelle drehfest mit einem Planetenträger verbunden, dessen Planetenräder in Dreheingriff mit einem Sonnenrad sind, das in Dreheingriff mit der Zwischenwelle ist, und in Dreheingriff mit einem Hohlrad sind, das drehfest mit einem zweiten Planetenträger verbunden ist, dessen Planetenräder in Dreheingriff mit dem Sonnenrad und mit einem weiteren Hohlrad sind, das drehfest mit der Eingangswelle des Variators verbunden ist.
Bei einer weiteren Ausführungsform des leistungsverzweigten Getriebes, wobei das Verteilergetriebe als Koppelgetriebe ausgeführt ist, ist die Antriebswelle drehfest mit einem Planetenträger verbunden, dessen Planetenräder in Dreheingriff mit einem Sonnenrad und einem Hohlrad sind, wobei das Sonnenrad drehfest mit der Eingangswelle des Variators verbunden ist und das Hohlrad drehfest mit einem weiteren Planetenträger verbunden ist, dessen Planetenräder in Dreheingriff mit dem Sonnenrad und einem weiteren Hohlrad sind, das in Dreheingriff mit der Zwischenwelle ist.
Zur Realisierung eines Rückwärtsganges ist die Ausgangswelle des Variators über eine Rückwärtsfahrkupplung drehfest mit einem Rückwärtsrad verbunden.
Um komfortmindernde Rucke beim Umschalten zwischen den beiden Leistungsverzweigen zu mindern, sind die Übersetzungen zwischen den einzelnen Rädern des Ge- triebes vorteilhaft derart gewählt, dass bei der durch Betätigen der ersten und zweiten Kupplung erfolgenden Bereichsumschaltung die Sprünge der dynamischen Leistungen eines ersten und eines zweiten Kegelscheibenpaares des Variators minimal sind. Mit dem erfindungsgemäßen leistungsverzweigten Getriebe werden komfortablen automatischen Getrieben mit stufenlos veränderbarer Übersetzung neue Einsatzfelder auch für Motoren mit höherem Drehmoment, beispielsweise im Bereich von 500 Nm und darüber erschlossen.
Die Erfindung wird im Folgenden anhand schematischer Zeichnungen beispielsweise und in weiteren Einzelheiten erläutert.
In den Zeichnungen stellen dar:
Fig. 1 ein Blockschaltbild einer Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Getriebes, wobei das Verteilergetriebe als Einfachplanetengetriebe oder als Koppelplanetengetriebe ausgeführt sein kann,
Fig. 1a ein Blockschaltbild einer Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Getriebes, wobei das Verteilergetriebe als Einfachplanetengetriebe ausgeführt ist,
Fig. 2 ein vereinfachtes Schema des Getriebes gemäß Fig. 1a,
Fig. 3 das Schaltschema des Getriebes gemäß Fig.1a,
Fig. 4 mögliche Schemata von erfindungsgemäßen Getrieben mit als Einfachplanetengetriebe ausgeführtem Verteilergetriebe, Fig. 5 die Gesamtübersetzung in Abhängigkeit von der Variatorübersetzung für die Varianten Nr. 1 , 4 und 5 gemäß Fig.4,
Fig. 6 die auf die Motordrehzahl normierten Drehzahlen der Kegelscheibenpaare abhängig von der Gesamtübersetzung für die Variante 1 der Fig.4,
Fig. 7 das auf das Motormoment normierte wirksame Moment am Kegelschei- benpaar 1 in Abhängigkeit von der Gesamtübersetzung für die Variante 1 der Fig.4,
Fig. 8 die Zeitabhängigkeit der Variatorübersetzung (iVar), der Gesamtübersetzung (iGes), der Motordrehzahl (nMot) und der durch die Massenträgheitsmomente bedingten dynamischen Leistungen von Scheibensatz 1 und Scheibensatz 2 (PdynSSI und PdynSS2) während einer Kickdown-Rückschaltung mit Bereichsum- Schaltung der Variante 1 gemäß Fig.4,
Fig. 9 ein Blockschaltbild einer Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Getriebes, wobei das Verteilergetriebe als Koppelplanetengetriebe ausgeführt ist und
Fig. 10 ein Blockschaltbild einer weiteren abgeänderten Variante des Getriebes, wobei das Verteilergetriebe ebenfalls als Planetenkoppelgetriebe ausgeführt ist. Fig. 11 ein Diagramm einer Kettenbelastung in Abhängigkeit verschiedener Parametersätze für ein Getriebe mit Einfachplanetengetriebe nach Variante 4 der Figur 4,
Figur 12 ein Diagramm des Gesamtwirkungsgrads in Abhängigkeit von der Ge- samtübersetzung für ein Getriebe mit Einfachplanetengetriebe mit unterschiedlichen Parametersätzen der Variante 4 gemäß Figur 4,
Figur 13 ein Diagramm einer Kettenbelastung in Abhängigkeit verschiedener Parametersätze für ein Getriebe mit Koppelplanetengetriebe gemäß der Figur 10.
Gemäß Fig. 1 ist eine Kurbelwelle 2 eines nicht dargestellten Verbrennungsmotors über eine Anfahrkupplung 4 mit der Antriebswelle 6 eines insgesamt mit 8 bezeichneten leistungsverzweigten Getriebes verbunden, dessen Abtriebswelle mit 10 bezeichnet ist. Die Pfeile an der Kurbelwelle 2 und der Abtriebswelle 10 bezeichnen die Drehmomentflussrichtung durch das Getriebe, wenn die nicht dargestellte Brennkraftma- schine antreibt.
Das Getriebe 8 enthält ein Koppelgetriebe 12 und einen Variator 14 mit einem ersten Kegelscheibenpaar 16 und einem zweiten Kegelscheibenpaar 18. Der Variator ist in seinem Aufbau an sich bekannt. Das erste Kegelscheibenpaar ist mit einer Eingangs- welle 20 des Variators drehfest verbunden. Das zweiten Kegelscheibenpaar 18 ist mit einer Ausgangswelle 22 des Variators drehfest verbunden.
Die Antriebswelle 6 dient als Eingangswelle für das Verteilergetriebe 12, das in den Figuren 1a, 9 und 10 näher dargestellt Ausgangsseitig ist die Zwischenwelle 32 über eine Kupplung K1 drehfest mit einem Kupplungsrad 38 verbunden, das mit einem Abtriebsrad 40 kämmt, das drehfest mit der Abtriebswelle 10 verbunden ist.
Die Eingangswelle 20 ist über eine Kupplung K2 drehfest mit der Abtriebswelle 10 verbindbar.
Die Ausgangswelle 22 des Variators ist über eine Kupplung KR drehfest mit einem Rückwärtsrad 42 verbunden, das für einen Rückwärtsantrieb des Fahrzeugs in an sich bekannter Weise vorgesehen ist. Die durch die einzelnen Elemente des geschilderten Getriebes bewirkten Übersetzungen sind jeweils mit i und einem zugehörigen Index bezeichnet.
Figur 1a zeigt ein Ausführungsbeispiel eines Verteilergetriebes 12 als Einplanetenge- triebe 12'. ist. Hierbei ist die Antriebswelle 6 drehfest mit dem Träger 24 des Verteilergetriebes 12 verbunden. Die an dem Träger 24 gelagerten Planetenräder 26 kämmen mit der Innenverzahnung eines Hohlrades 28, das drehfest mit der Eingangswelle 20 verbunden ist.
Die Planetenräder 26 kämmen weiter mit einer ersten Verzahnung eines Sonnenrades 30, das im dargestellten Beispiel das Ausgangsrad des Verteilergetriebes bildet und mit einem drehfest mit einer Zwischenwelle 32 verbundenen Zwischenrad 34 kämmt. Die Zwischenwelle 32 ist funktional parallel zum Variator 14 angeordnet. Das Zwischenrad 34 kämmt mit einem drehfest mit der Ausgangswelle 22 verbundenen Rad 36.
Figur 1 b zeigt ein Getriebe mit einem Verteilergetriebe 112, das aus zwei gekoppelten Planetengetrieben 112a und 112b gebildet ist. Dabei sind das Sonnenrad 130b des Planetengetriebes 112b und das der Träger 124a des Planetengetriebes 112a mit der Eingangswelle 106 verbunden. Der Träger 124b des Planetengetriebes 112b ist verdrehbar auf der Eingangswelle 106 gelagert und über ein auf der Zwischenwelle 132 gelagertes Losrad 160 mit dem Welle 122 des Scheibensatzes 116 verbunden. Zwischen dem Losrad 130 und der Welle 122 wird die Übersetzung ii2 und zwischen dem Träger 124b und dem Losrad 160 die Übersetzung i1 eingestellt. Das Hohlrad 128a des Planetengetriebes 112a ist mit dem Träger 124b des Planetengetriebes122b gekoppelt und bildet die Übersetzung i3 aus. Das Hohlrad 128b des Planetengetriebes 112b ist mit der Zwischenwelle 132 und das Sonnenrad 130a des Planetengetriebes 112a ist mit der Welle 120 des ersten Scheibensatzes 114 gekoppelt. Die Welle 120 ist mittels einer Kupplung K1 mit der Zwischenwelle 132 unter Ausbildung einer Übersetzung i4 koppelbar.
Fig. 2 stellt das Getriebe gemäß Fig. 1a in einem vereinfachten Schaltschema dar, wobei T den Planetenträger, H das Hohlrad und S das Sonnenrad bezeichnet. Fig. 3 gibt das Schaltschema des Getriebes gemäß Fig. 1 an. Für Rückwärtsfahrt (R) ist die Kupplung KR geschlossen, und die Kupplungen K1 und K2 sind offen.
Im Neutralgang (N) sind alle Kupplungen offen.
Im Bereich hoher Übersetzungen, d. h. niedriger Fahrzeuggeschwindigkeiten (Drive- Low) ist die Kupplung KR offen, die Kupplung K2 offen und die Kupplung K1 geschlossen. Der Abtrieb auf die Abtriebswelle 10 erfolgt somit über die Zwischenwelle 32.
Im Bereich niedriger Übersetzungen bzw. hoher Fahrgeschwindigkeiten (D-High) ist nur die Kupplung K2 geschlossen.
Wie ersichtlich, wird das Getriebe sowohl bei hoher Übersetzung als auch bei niedriger Übersetzung leistungsverzweigt betrieben, d. h. nur ein Teil des gesamten übertragenen Drehmoments wird über den Variator 14 übertragen. Dadurch kann die Belastung des Variators 14 sowie der um die beiden Kegelscheibenpaare 16 und 18 umlaufenden Kette vermindert werden, sodass gegenüber herkömmlichen Getrieben hö- here Drehmomente möglich sind.
Fig. 4 zeigt anhand der Schemata in der Spalte Getriebekonfiguration, dass je nach Anbindung der Elemente des einfachen Planetengetriebes gemäß Fig. 1 sechs unterschiedliche Varianten möglich sind.
Die dritte Spalte (Bereich Low MSSI/MMO gibt das Verhältnis des Moments des ersten Scheibenpaars 16 zu der der Antriebswelle 6 an, wenn sich das Getriebe im Low- Bereich befindet. Die vierte Spalte (Bereich High MSSI/M O gibt das Verhältnis des Moments des ersten Scheibenpaars 16 bzw. der Eingangswelle 20 des Variators zu der der Antriebswelle 6 an, wenn sich das Getriebe im High-Bereich befindet.
Für die Auslegung des Getriebes bzw. der sechs Getriebekonfigurationen wird die Standübersetzung io und das auf das Motormoment normierte Moment am ersten Kegelscheibenpaar 16 im Bereich High, jedoch unmittelbar am Umschaltpunkt zwischen den beiden Bereichen vorgegeben. Wenn zur Vereinfachung die Festübersetzungen ii und i3 (siehe Fig. 1) zunächst identisch angenommen werden, sind mit diesen Vorgaben alle Übersetzungen festgelegt. Durch die Vorgabe von i0 ist das Verhältnis der Drehzahlen der Eingangswelle 10 und der Antriebswelle 6 im Bereich Low festgelegt. Wenn man sich bauraumbedingt auf negative Standübersetzungen mit Werten zwischen -1,5 bis -2,5 beschränkt, entfallen die Varianten 2, 3 und 6, weil das genannte Momentenverhältnis deutlich größer als 1 ist und dadurch die Gefahr hoher Kettenschädigung besteht.
In Fig. 5 ist für die Varianten 1 , 4 und 5 die Gesamtübersetzung iges (Ordinate) abhängig von der Variatorübersetzung (Abszisse) dargestellt. Das linke Diagramm zeigt die Variante 1, das mittlere Diagramm die Variante 4 und das rechte Diagramm die Variante 5. Wie ersichtlich sind die Verläufe für die Varianten 4 und 5 identisch. Der Bereichswechsel erfolgt bei allen Varianten etwa bei ivar = 0,4, jedoch bei der Variante 1 bei einer niedrigeren Gesamtübersetzung. Der lineare Teil der Kurven der Fig. 5 ist wegen der Leistungsverzweigung auch in diesem Bereich (Low-Bereich) keine Ursprungsgerade. Durch die Leistungsverzweigung in beiden Fahrbereichen ist es möglich, die Maximal- und Minimalwerte der Drehzahlen der beiden Scheibenpaare bzw. der Eingangswelle 20 und Ausgangswelle 22 des Variators auf ähnliches Niveau zu bringen.
Dies ist in Fig. 6 für die Variante 1 dargestellt wobei die Ordinate jeweils das Verhältnis zwischen der Drehzahl eines Scheibenpaars und der Drehzahl der Antriebswelle 6 angibt und die Abszisse die Gesamtübersetzung iges angibt. Die durchgehende Kurve gibt die Verhältnisse für das erste Scheibenpaar 16, die gestrichelte Kurve für das Scheibenpaar 18. Die Minimal- und Maximalwerte variieren im dargestellten Beispiel zwischen etwa der halben und etwa dem 1 ,5-fachen der Motordrehzahl. Das zweite Scheibenpaar 18 kann dadurch, insbesondere am Bereichswechselpunkt, an dem kleinste Variatorübersetzungen erreicht werden, auf ein deutlich geringeres Drehzahl- niveau gebracht werden, wodurch die Kettenschädigung aufgrund der verminderten Fliehkräfte und der geringeren dynamischen Effekte deutlich vermindert werden. Dies ist vor allem im Hinblick auf moderne Motoren, die höhere Maximaldrehzahlen haben, wichtig. Ein weiterer Vorteil der geringeren Drehzahlen liegt darin, dass bei einigen der Varianten der Fig. 4 auf eine Fliehölkompensation verzichtet werden kann und somit ein Kostenvorteil erreicht wird.
Fig. 7 zeigt für die Variante 1 das am ersten Scheibenpaar 16 wirksame Moment, bezogen auf das vom Motor her wirkende Moment (Ordinate) abhängig von der Gesamtübersetzung (Abszisse). Wie ersichtlich, ist das durch die Leistungsverzweigung in beiden Fahrbereichen am ersten Scheibenpaar wirksame Moment nur in einem engen Übersetzungsbereich um den Bereichswechselpunkt herum größer als das Motormoment. Dadurch ergeben sich zahlreiche weitere Vorteile:
Die Anpresskraft des Umschlingungsmittels kann in dem Maß wie das vom Variator zu übertragende Moment reduziert wird, ebenfalls gesenkt werden. Dadurch sind die Belastungen der Wiegegelenke und die Spannungen in den Laschen der umlaufenden Laschenkette reduziert, wodurch die Kettenlebensdauer erhöht ist.
Durch das niedrigere Momentenniveau ist eine verminderte Anpressung möglich, wodurch sowohl der unmittelbare Reibkontakt zwischen der Kette und den Kegelflächen vermindert ist, als auch die auf die Verstellscheibe aufzubringenden Anpressdrucke verringert werden. Dies bedingt einen verminderten Energieverbrauch des Va- riators sowie der Anpresshydraulik und senkt den Kraftstoffverbrauch.
Hohe Momente an den Kegelscheibenpaaren stellen hohe Anforderungen an die Festigkeit der Wellen. Durch das reduzierte Momentenniveau werden diese Anforderungen vermindert, sodass weitere Spreizungserhöhungen möglich sind.
Eine Analyse der sechs in Fig. 5 gezeigten Getriebekonfigurationen haben gezeigt, dass in bezug auf eine gegebenenfalls auftretende Kettenschädigung und einer sich daraus ergebenden Lebensdauer der Kette die Variante Nr. 4 besonders vorteilhaft sein kann.. In Fig. 11 ist hierzu beispielhaft die Belastung B der Kette für die Variante 4 bei fester Stand Übersetzung -1.5 des Verteilergetriebes als Einfachplanetengetriebe 12' (siehe Fig. 1a) für verschiedene Parametersätze 1- 5 der Auslegung gezeigt. Die minimale Kettenschädigung wird mit einer Auslegung gemäß Parametersatz -Nr. 3 erreicht. Diesem entsprechen die folgenden Übersetzungswerte: Standübersetzung io=- 1.5, Festübersetzungen i1=i3=-1.414, i2 = -1.871 sowie die Achsübersetzung iAchse = 3.623. Von diesem Parametersatz abweichende Auslegungen für die Übersetzungen führen gemäß Fig. 11 immer zu einer Erhöhung der Kettenbelastung. Dieser Parametersatz ist daher besonders vorteilhaft. Für spezielle Abstimmungen des Getriebes können jedoch auch Parametersätze mit höheren Belastungen vorteilhaft sein, wie sie beispielsweise in den ParametersätzenAuslegungen zu Belastungen zwischen etwa 2.5 und 3.0 möglich, sofern das maximale Motormoment entsprechend angepasst wird.
Die Figur 12 zeigt die für den Parametersatz 3 entsprechende Kurve des Gesamtwir- kungsgrads über der Gesamtübersetzung beginnend vom Overdrive OD zum Un- derdrive UD. Es wird deutlich, dass der Parametersatz Nr. 3 die ausgeglichenste Kurve aufweist und aus dieser Sicht ebenfalls sehr vorteilhaft ist.
Experimentelle und theoretische Untersuchungen haben weitergezeigt, dass für die zeitliche Änderung der Variatorübersetzung, für die die Beziehung
di Var di Var di Ges dt di Ges dt
gilt, wobei dices t die Soll-Gesamtgetriebeübersetzung darstellt, mit den in Fig. 4 dar- gestellten Getriebekonfigurationen gegenüber anderen leistungsverzweigten Getrieben, bei denen das Planetengetriebe bzw. das Planetenkoppelgetriebe beispielsweise hinter dem Variator angeordnet ist, Verbesserungen erzielbar sind.
Ein wichtiger Aspekt bei leistungsverzweigten Getrieben liegt in dem Komfort der Be- reichsumschaltung, die im Synchronpunkt (gleiche Gesamtübersetzungen bei geschlossener Kupplung K1 und bei geöffneter Kupplung K2 sowie bei geöffneter Kupplung K1 und geschlossener Kupplung K2) erfolgt. Die Umschaltung der Kupplungen darf möglichst nicht spürbar sein. Ein charakteristisches Merkmal leistungsverzweigter Getriebe ist die Änderung der dynamischen Leistung von im Triebstrang angeordne- ten Trägheitsmassen am Bereichswechsel, die sich aus den unterschiedlichen Beschleunigungen der Trägheitsmassen in den beiden Fahrbereichen ergeben. Bereits durch eine geschickte Wahl und Auslegung der Gesamtgetriebestruktur (Einzelüber- Setzungen i) kann Einfluss auf den Übersetzungsverlauf und damit die Änderung der dynamischen Leistungsanteile am Bereichswechselpunkt genommen werden.
Für die vorliegenden Getriebestrukturen sind die Drehzahlen des ersten Scheibenpaars 16 (SS1) und des zweiten Scheibenpaars 18 (SS2) gegeben durch die Gleichungen:
πSS1 = nMot X 'Var X Wvar ) nSS2 = nMot χ f('Var) -
wobei n ot die Drehzahl des Motors bzw. die Antriebswelle 6 ist, ivar die Variatorübersetzung ist und f(ivar) eine Funktion der Variatorübersetzung ist.
Eine Besonderheit der vorliegenden Getriebe mit Leistungsverzweigung im Low- und High-Bereich ist die Abhängigkeit der Drehzahl von Scheibensatz 1, nssi, von der Variatorübersetzung ivar. Die Funktion f(ivar) hängt von der jeweiligen Variante (Fig. 4) ab. Neben der Variatorübersetzung hängt die Funktion f von den einzelnen Übersetzungen i ab.
Mit den Gleichungen für nssi und nss2 können die dynamischen Leistungen Pdyn.ssi und Pd n,ss2 für die Scheibenpaare 16 und 18 berechnet werden, wobei beispielsweise für die Variante 4 der Fig.4 die Gleichungen
dn Mot dyn ,SS 1 Θ SS 1 n Mot ' Vαr f iivαr ) dt
Figure imgf000013_0001
2 dnMot dyn,SS2 ~ ^SS2 ' nMot ' J lVαr ) dt df diVαr diGes
Figure imgf000013_0002
dϊvαr diGes dt gelten, wobei Θssi und Θss2 die Massenträgheitsmomente von Scheibenpaar 16 und Scheibenpaar 18 darstellen. Die unterschiedlichen Übersetzungsverläufe ivar(iGes) im High- und Low-Bereich und die Unstetigkeiten in der Ableitung divar/diGes am Bereichswechselpunkt sind dafür verantwortlich, dass sowohl Pdyn, ssi, als auch P n, ss2 am Bereichswechselpunkt Sprünge aufweisen. Die Sprunghöhe kann unmittelbar mit Hilfe der obigen Formeln angegeben werden. Bis auf dnMot dt und diGes t (die fahrzeugspezifisch festgelegt sind) sind alle anderen Größen abhängig vom Getriebeschema und dessen Auslegung. Ziel ist, das Gesamtgetriebe und die Auslegung derart zu wählen, dass die Sprunghöhen am Bereichswechsel punkt minimal sind, wobei dies selbstverständlich mit anderen Zielen, wie der Forderung nach minimaler Kettenschädigung vereinbar sein muss.
Ein weiterer Aspekt ist das Auftreten großer Pdyn-Werte am ersten Scheibenpaar 16 oder zweiten Scheibenpaar 18 in den unterschiedlichen Fahrbereichen. Ein Vorteil der vorliegenden Getriebestruktur liegt darin, dass die Pdyn-Unstetigkeit am Bereichswechselpunkt weniger ausgeprägt ist, als in anderen Strukturen. Bei der erfindungsgemäßen Struktur wird beim Bereichswechsel der Beschleunigungsvorgang eines Scheibensatzes zwar beendet oder sogar umgekehrt, allerdings wird gleichzeitig beim Bereichswechsel ein Beschleunigungsvorgang des anderen Scheibensatzes begon- nen, bzw. ein Abbremsvorgang in einen Beschleunigungsvorgang umgekehrt. Beide Aktionen zusammen führen zu einem stetigeren Leistungsfluß vom Getriebeeingang zum Getriebeausgang, also zu einem komfortableren Bereichswechsel.
Fig. 8 zeigt die Verhältnisse am Beispiel einer Kickdown-Rückschaltung, die in einem kundenrelevanten Zyklus durchgeführt wird, für ein Getriebe der Variante 4 der Fig. 4. Dargestellt sind die Verläufe von nMot. ivar, iβes, Pdyn, ssi und Pdyn, ss2, wobei die Zeit von links nach rechts auf der Abszisse läuft. Die Unstetigkeiten in Pdyn. ssi und Pdyn, ss2 bei der Bereichsumschaltung sind deutlich zu erkennen. Durch geeignete Auslegung lassen sich diese Unstetigkeiten vermindern. Außerdem ist ersichtlich, dass die Unstetig- keiten unterschiedliche Richtungen haben, sodass sie sich zum Teil kompensieren.
Eine Analyse zeigt, dass durch geeignete Wahl der Drehmassen, d.h. der Massen- Trägheitsmomente die Sprunghöhe derart verändert werden kann, dass die Summe der dynamische Leistung beider Scheibensätze zusammen stetig verläuft. Dadurch ist sogar eine Erhöhung der Kompensation bis hin zu einer vollständigen Kompensation konstruktiv realisierbar. Bei dem hier dargestellten Getriebe ist es vorteilhaft, die Drehmasse des Scheibensatzes 1 etwa doppelt so groß zu machen wie die Drehmasse des Scheibensatzes 2.
Anhand von Fig. 1 können die konstruktiven Möglichkeiten aufgezeigt werden, um diese Bedingung zu realisieren. Vorteilhaft wäre z.B. ein kleines Schwungrad auf der ersten Scheibensatz-Welle 20 vorzusehen. Ebenso vorteilhaft ist es, an der zweiten Scheibensatz-Welle 22 durch eine Hohlwelle oder durch radial klein konstruierte hydrau- lische Kammern 18 dessen Massen-Trägheitsmoment zu reduzieren. Ebenso vorteilhaft wäre es, die Kupplung K1 nicht in der Nähe der Zahnrades 38 zu plazieren, sondern in der Nähe des Zahnrades 34, d.h. möglichst nahe am zweiten Scheibensatz 22, damit möglichst wenig Drehmasse der Zwischenwelle 32 als dem zweiten Scheibensatz 22 zugehörig betrachtet werden muss. Gleiches gilt für die Kupplung KR.
Das erfindungsgemäße leistungsverzweigte Getriebe mit stufenlos verstellbarer Übersetzung, das mit drei Wellen arbeitet und mit Hilfe eines dem Variator vorgeschalteten Verteilergetriebes in zwei umschaltbaren Vorwärts bereichen ständig leistungsverzweigt arbeitet, ist nicht auf die anhand der Figuren 1 und 4 geschilderte Verwendung eines Einfachplanetengetriebes als Verteilergetriebe beschränkt.
Fig. 9 zeigt in einer gegenüber Fig. 1 vereinfachten Darstellung eine weitere Ausführungsform eines Verteilergetriebes, wobei im Folgenden nur die Abweichungen gegenüber der Ausführungsform gemäß Fig. 1 erläutert werden.
Gemäß Fig. 9 ist die Antriebswelle 6 zunächst ähnlich wie bei der Ausführungsform gemäß Fig. 1 mit dem Planetenträger 50 einer ersten Planetenstufe drehfest verbunden, dessen Planetenräder 52 mit einer ersten Außenverzahnung eines Sonnenrades 54 und der Innenverzahnung eines Hohlrades 56 kämmen, das drehfest bzw. integral mit dem Planetenträger 58 einerweiteren Planetenstufe verbunden ist.
Die Planetenräder 60 des weiteren Planetenträgers 58 kämmen mit einer weiteren Außenverzahnung des Sonnenrades 54 die gleich oder unterschiedlich der ersten Außenverzahnung sein kann und kämmen weiter mit der Innenverzahnung eines Hohlrades 62, das drehfest mit der Eingangswelle 20 verbunden ist. Eine weitere Außenverzahnung des Sonnenrades 54 kämmt mit dem Zwischenrad 34, das, wie in Fig. 1 drehfest mit der Zwischenwelle 32 verbunden ist.
Fig. 10 zeigt eine gegenüber Fig. 9 abgeänderte Ausführungsform eines Verteilergetriebes mit zwei Planetenstufen.
Bei der Ausführungsform gemäß Fig. 10 ist die Antriebswelle 6 drehfest bzw. einteilig mit einem Planetenträger 70 verbunden, dessen Planetenräder 72 mit einer ersten Außenverzahnung eines Sonnenrades 74 und mit der Innenverzahnung eines Hohlrades 76 kämmen, das drehfest bzw. einteilig mit einem weiteren Planetenträger 78 verbunden ist. Die Planetenräder 80 des weiteren Planetenträgers 78 kämmen mit einer weiteren Außenverzahnung des Sonnenrades 74, das drehfest bzw. einteilig mit der Eingangswelle 20 verbunden ist. Die Planetenräder 80 kämmen weiter mit der In- nenverzahnung eines Hohlrades 82, das mit einer Außenverzahnung ausgebildet ist, die in Zahneingriff mit dem Zwischenrad 34 ist.
Figur 13 zeigt eine Belastung B der Kette für ein Getriebe unter Verwendung eines Koppelgetriebes 112, wie es in dem in Figur 1b gezeigten Ausführungsbeispiel gezeigt ist. Die Standübersetzungen der beiden Planetengetriebe 112a, 112b wurde dabei auf 2,5 festgelegt, für das Produkt aus den Festübersetzungen i1 und i2 ergibt sich i1*i2=0,849, für das Produkt der Festübersetzungen i3 und i4 ergibt sich i3*i4=2,070. Die Achsübersetzung i(Achse) beträgt 3,775. Daraus ergibt sich eine Variatorsprei- zung zwischen 2,308 und 0.433. Die daraus resultierende Belastung der Kette ergibt für den Parametersatz 4, dem diese Werte zugrunde liegen, die geringste Belastung. Auch die übrigen Parametersätze können für entsprechende Ausgestaltungsbeispiele vorteilhaft sein.
Es versteht sich, dass die beschriebenen Ausführungsformen nur beispielhaft sind und weitere Varianten von Koppelgetrieben mit einem Variator zur Darstellung eines erfindungsgemäßen Dreiwellengetriebes zusammenfügbar sind.

Claims

Patentansprüche
1. Leistungsverzweigtes Getriebe mit stufenlos verstellbarer Übersetzung, enthaltend
- ein eingangsseitiges Verteilergetriebe (12) mit einem drehfest mit einer Antriebs- welle (6) verbundenen Eingangsrad (24; 50; 70),
- einen Variator (14),
- eine Abtriebswelle (10) und
- zwei Kupplungen K1 , K2 wobei
- das Eingangsrad des Koppelgetriebes über wenigstens ein Rad des Vereilergetriebes in Dreheingriff mit einer Eingangswelle (20) des Variators ist,
- ein Ausgangsrad (30; 54; 82) des Verteilergetriebes in Dreheingriff mit einer funktionsmäßig parallel zum Variator angeordneten Zwischenwelle (32) ist, die in Dreheingriff mit einer Ausgangswelle des Variators ist,
- die Zwischenwelle (32) über eine erste Kupplung K1 in Dreheingriff mit der Ab- triebswelle (10) bringbar ist und
- die Eingangswelle (20) über eine zweite Kupplung K2 in Dreheingriff mit der Abtriebswelle (10) bringbar ist.
2. Leistungsverzweigtes Getriebe nach Anspruch 1, wobei das Verteilergetriebe (12) ein Einfachplanetengetriebe ist.
3. Leistungsverzweigtes Getriebe nach Anspruch 1 oder 2, wobei das Verteil ergetriebe (12) ein Einfach planetengetriebe ist.
4. Leistungsverzweigtes Getriebe nach Anspruch 1 oder 2, wobei die Antriebswelle (6) drehfest mit einem Planetenträger (50) verbunden ist, dessen Planetenräder (52) in Dreheingriff mit einem Sonnenrad (54) sind, das in Dreheingriff mit der Zwischenwelle (32) ist, und in Dreheingriff mit einem Hohlrad (56) sind, das drehfest mit einem zweiten Planetenträger (58) verbunden ist, dessen Planetenräder (60) in Dreheingriff mit dem Sonnenrad (54) und mit einem weiteren Hohlrad (62) sind, das drehfest mit der Eingangswelle (20) des Variators verbunden ist.
5. Leistungsverzweigtes Getriebe nach Anspruch 1 oder 2, wobei die Antriebswelle (6) drehfest mit einem Planetenträger (70) verbunden ist, dessen Planetenräder (72) in Dreheingriff mit einem Sonnenrad (74) und einem Hohlrad (76) sind, wobei das Sonnenrad (74) drehfest mit der Eingangswelle (6) des Variators (14) verbunden ist und das Hohlrad (76) drehfest mit einem weiteren Planetenträger (78) verbunden ist, dessen Planetenräder (80) in Dreheingriff mit dem Sonnenrad (74) und einem weiteren Hohlrad (82) sind, das in Dreheingriff mit der Zwischenwelle (32) ist.
6. Leistungsverzweigtes Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 5, wobei die Ausgangswelle (22) des Variators (14) über eine Rückwärtsfahrkupplung KR drehfest mit einem Rückwärtsrad (42) koppelbar ist.
7. Leistungsverzweigtes Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 6, wobei die Übersetzungen zwischen den einzelnen Rädern des Getriebes derart gewählt sind, dass bei der durch Betätigen der ersten und zweiten Kupplung erfolgenden Bereichsum- schaltung die Sprünge der dynamischen Leistungen eines ersten und eines zweiten Kegelscheibenpaares des Variators minimal sind.
8. Leistungsverzweigtes Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass eine die Leistungsaufnahme bei Übersetzungsveränderung bestimmende Drehmasse derart erhöht wird, dass ein Sprung der gesamten Leistungsauf- nähme am Bereichswechsel punkt vernachlässigbar ist.
9. Leistungsverzweigtes Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass eine die Leistungsaufnahme bei Übersetzungsveränderung bestimmende Drehmasse derart reduziert wird, dass am Bereichswechselpunkt kein Sprung der gesamten Leistungsaufnahme entsteht.
10. Leistungsverzweigtes Getriebe nach Anspruch 8 oder 9, dadurch gekennzeichnet, dass die Reduktion resp. Erhöhung von Drehmassen dadurch erreicht wird, dass der Einbauort der Bereichskupplungen derart gewählt wird, dass dadurch möglichst viel Drehmasse abgekoppelt resp. zugekoppelt wird.
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