WO2005033555A1 - Getriebe zum verteilen eines antriebsmomentes auf zwei abtriebswellen - Google Patents

Getriebe zum verteilen eines antriebsmomentes auf zwei abtriebswellen Download PDF

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WO2005033555A1
WO2005033555A1 PCT/EP2004/010796 EP2004010796W WO2005033555A1 WO 2005033555 A1 WO2005033555 A1 WO 2005033555A1 EP 2004010796 W EP2004010796 W EP 2004010796W WO 2005033555 A1 WO2005033555 A1 WO 2005033555A1
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WO
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planetary gear
transmission
shaft
shafts
gear set
Prior art date
Application number
PCT/EP2004/010796
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English (en)
French (fr)
Inventor
Horst RÖGNER
Gerhard Gumpoltsberger
Original Assignee
Zf Friedrichshafen Ag
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Publication date
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    • B60—VEHICLES IN GENERAL
    • B60K—ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PROPULSION UNITS OR OF TRANSMISSIONS IN VEHICLES; ARRANGEMENT OR MOUNTING OF PLURAL DIVERSE PRIME-MOVERS IN VEHICLES; AUXILIARY DRIVES FOR VEHICLES; INSTRUMENTATION OR DASHBOARDS FOR VEHICLES; ARRANGEMENTS IN CONNECTION WITH COOLING, AIR INTAKE, GAS EXHAUST OR FUEL SUPPLY OF PROPULSION UNITS IN VEHICLES
    • B60K17/00—Arrangement or mounting of transmissions in vehicles
    • B60K17/34—Arrangement or mounting of transmissions in vehicles for driving both front and rear wheels, e.g. four wheel drive vehicles
    • B60K17/344—Arrangement or mounting of transmissions in vehicles for driving both front and rear wheels, e.g. four wheel drive vehicles having a transfer gear
    • B60K17/346—Arrangement or mounting of transmissions in vehicles for driving both front and rear wheels, e.g. four wheel drive vehicles having a transfer gear the transfer gear being a differential gear
    • B60K17/3462—Arrangement or mounting of transmissions in vehicles for driving both front and rear wheels, e.g. four wheel drive vehicles having a transfer gear the transfer gear being a differential gear with means for changing distribution of torque between front and rear wheels
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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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
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F16H—GEARING
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    • F16H48/20—Arrangements for suppressing or influencing the differential action, e.g. locking devices
    • F16H2048/204—Control of arrangements for suppressing differential actions

Definitions

  • Gearbox for distributing drive torque to two output shafts
  • the invention relates to a transmission for distributing a drive torque to two output shafts with a three-shaft planetary gear set.
  • a vehicle with a four-wheel drive in which a front intermediate wheel differential gear between the front drive axles, a rear intermediate gear differential gear between the rear drive axles and an intermediate axis differential gear between the front and rear drive axles is provided.
  • the vehicle is designed with a transmission which is arranged transversely to the vehicle with its output shaft.
  • the interaxle differential gearbox comprises two planetary gear groups, which are attached to one of the front drive axles and are operatively connected with clutches, so that the planetary gear groups can optionally be brought into an operating position.
  • the disadvantage here is that the degree of distribution of the drive torque between the front and rear drive axles of the vehicle, depending on the planetary gear set engaged in the power flow of the drive train of the vehicle, can only be varied between two values which are set by alternately switching the planetary gear groups.
  • a power transmission system for a four-wheel-drive vehicle in which the degree of distribution of the drive torque between the front and rear wheels of the vehicle can be varied, is known from DE 37 06 506 AI.
  • the drive energy of a prime mover is transmitted to a transmission via a clutch, an input shaft and further via a planet carrier of a first planetary gear.
  • the torque is transmitted to the front wheels via a sun gear, a front drive shaft, a front differential and a planet carrier of the second planetary gear.
  • signals are generated by a control unit that a maximum clutch oil pressure is supplied to a first clutch and no oil pressure is supplied to a second clutch. In this operating state, a sun gear and a ring gear of the second planetary gear are coupled to one another, and that
  • Torque is transmitted to the rear wheels of the vehicle.
  • a speed difference between the front and rear wheels is absorbed when the planet gears of the first planetary gear move around the sun gear in the ring gear.
  • the planetary gear arrangement which consists of the two planetary gears, works as a central differential, and the vehicle is operated in a continuous four-wheel drive mode with a central differential.
  • the drive torque acts on the front and rear wheels via the sun gear of the first planetary gear or the ring gear of the first planetary gear, the drive torque is distributed according to the difference between the gear ratios of the sun gear and the ring gear of the first planetary gear. This is the proportion of the torque that is on the front wheels are transmitted, less than the proportion of the torque that is applied to the rear wheels.
  • Sun gear and the ring gear of the first planetary gear are coupled together.
  • the front and rear drive shafts are connected directly to one another, and the speed of the front wheels and that of the rear wheels are essentially the same.
  • a system for distributing a drive torque of an all-wheel drive vehicle is known from EP 0 424 054 A2.
  • the transmission input torque is distributed to two output shafts via a central differential with three interlinked planet bodies and corresponding sun gears.
  • a clutch device is provided which comprises three hydraulically actuatable friction clutches, two of the clutches being provided for changing the degree of distribution of the drive torque between the drive axles of the vehicle.
  • a third The frictional multi-plate clutch of the clutch device is operatively connected to the differential in such a way that operation of the differential can be influenced as a function of the transmission capacity of the third multi-plate clutch.
  • WO 02/09966 AI discloses a transmission for an egg-wheel-driven vehicle, in which an input shaft is connected to a planetary gear set.
  • the planetary gear set is designed here as a three-shaft planetary gear set, with a ring gear being operatively connected to the input shaft, a sun gear having a first output shaft and the planet carrier being connected to a planetary gear system and to a further output shaft of the transmission.
  • the planetary gear system has three sun gears and three planet gears each meshing with a sun gear, which are designed integrally with one another and have a common planet carrier.
  • the planet carrier of the planetary gear system and a sun gear of the planetary gear system are each operatively connected to a brake, the brakes being connected to a power source and operated independently of one another and controlled by an electronic control unit.
  • a large number of sensors are connected to the electronic control unit, the signals of which are received by the electronic control unit and converted into a corresponding control signal for the two clutches.
  • the output speed and the torque which is fed to the front axle, the output speed of the planetary gear system and the torque which is fed to the rear axle are set.
  • these all-wheel distributor systems known from the prior art have the disadvantage that a variable distribution of the torque can only be carried out to a limited extent and that they are of complex construction. Due to the complex designs, the all-wheel distributor systems have large external dimensions, which leads to a large space requirement.
  • the known four-wheel distributor systems are disadvantageously characterized by a high weight and high manufacturing costs.
  • the present invention is therefore based on the object of providing a structurally simple and inexpensive to produce gear, by means of which a degree of distribution of a drive torque between two output shafts can be varied as required.
  • this object is achieved with a transmission according to the features of patent claim 1.
  • a transmission according to the invention for distributing a drive torque to at least two output shafts with a three-shaft planetary gear set, in which an activatable operative connection is provided between two shafts of the planetary gear set, via which a degree of distribution of the drive torque between the two output shafts can be varied in the connected state is, a variable division of a drive torque over several drive axles of a vehicle can be carried out with little design effort.
  • variable distribution of the drive torque with a three-shaft planetary gear set and two connectable connections between each because two shafts of the planetary gear set are carried out.
  • degree of distribution of the drive torque between the drive axles can be varied with a few gear components and a structurally simple transfer gear, so that the gear according to the invention can be designed with a small space requirement.
  • the transmission according to the invention reduces the total weight and the manufacturing costs compared to the solutions known from the prior art, which advantageously also reduces the fuel consumption of an all-wheel drive vehicle.
  • the transmission according to the invention is preferably a transmission for longitudinal distribution of the drive torque of a drive machine to a front and a rear axle, which is integrated in a main transmission or is designed as a so-called hang-on solution of a main transmission.
  • a driving situation-dependent, variable torque assignment to the drive axles of a vehicle can be carried out, so that the driving stability is generally improved.
  • a translation device designed as a gear set, planet gear set or spur gear set with a suitable translation is assigned to a longitudinal differential, such as a planetary gear set.
  • the active connection that can be activated is activated or switched on via frictional switching elements, such as brakes or clutches, or by additional drives, such as an electrical machine.
  • a superimposition can be set in the power flow of the transmission, with which a degree of distribution of the drive torque between drive axles of a vehicle can be varied as required based on a basic distribution of the drive torque of the non-superimposed longitudinal differential.
  • the basic distribution of the drive torque is present.
  • This basic distribution can be a distribution of the drive torque of 30% on the front axle and 70% on the rear axle. Any other basic distributions can of course also be provided, a basic distribution preferably being such that the main part of the drive torque is directed to one of the axles, i. H. the front or the rear axle.
  • the activatable operative connection which can be provided between the drive shaft and one of the two output shafts of the transmission and which is implemented with a translation device that has a fixed translation, as well as with a device for engaging, ie a frictional shift element or a drive machine the possibility of increasing the torque value supplied to a vehicle axle in a simple manner in comparison to a set value supplied before the active connection is activated.
  • the activatable operative connection can be designed with a single or several spur gear stages as well as a separating friction clutch, possibly for an axis offset to the front axle necessary spur gear stages can be combined with the spur gears, which are used to influence the degree of distribution of the torque between the output shafts of the transmission.
  • the translation of the transmission device is selected such that a certain sign of the differential speed is set in the clutch, which leads to a desired increase in the respective output shaft of the Gear supplied torque leads.
  • the activatable operative connection can be designed with a planetary gear, a frictional brake or an electrical machine being arranged on the then free shaft of the planetary gear.
  • the connection of the planetary gear is to be selected such that the free shaft of the planetary gear leads to the corresponding torque sign when braking torque is applied.
  • Fig.l 'Atzes are provided a highly schematic representation of he ⁇ inventive transmission, wherein an activatable operative connection and a connection to minimize a differential rotational speed see be- two shafts of the planetary gear;
  • FIG. 2 shows a highly schematic illustration of a second exemplary embodiment of a transmission according to the invention, the activatable operative connection and the connection for minimizing the speed between the shafts connected thereby being provided in each case between different shafts of the planetary gear set;
  • FIG. 3 shows a further, highly schematic representation of a third embodiment of the transmission according to the invention, the activatable operative connection being connectable via a clutch;
  • FIG. 4 shows a highly schematic representation of the transmission according to the invention, the activatable operative connection and the connection for reducing the differential speed running parallel to one another;
  • 5 shows a first gear diagram of a transmission according to the invention, the operative connection and the connection being provided to minimize the differential speed between the same shafts of the planetary gear set; 6 shows a second wheel diagram of a transmission according to the invention;
  • FIG. 7 shows a third wheel diagram of a transmission according to the invention, a translation device of the activatable operative connection, which is implemented with a planetary transmission, being in operative connection with an electric motor; 8 shows a fourth gear diagram of a transmission according to the invention, the translation device of the activatable operative connection being designed with a spur gear stage; 9 shows a highly schematic representation of a transmission according to the invention, the transmission device of the activatable operative connection having two transmission stages; 10 shows a wheel diagram of the transmission shown schematically in FIG. 9; and
  • FIG. 11 shows a further gear diagram of a transmission according to the invention, a translation device of the activatable operative connection having a spur gear stage being arranged on the transmission input side and being connected to a ring gear of the planetary gear set in the connected state.
  • the 1 shows a highly schematic representation of a transmission 1 for distributing a drive torque to two output shafts 2, 3, the first output shaft 2 is connected to a front axle of a vehicle and the second output shaft 3 is connected to a rear axle of the vehicle.
  • the drive torque is introduced into the transmission 1 via a drive shaft 4, which is connected to a transmission output shaft of a main transmission of a drive train of the vehicle, not shown.
  • the main gear is intended to represent different gear ratios and can be any gear known per se.
  • the transmission 1 in the present case comprises a three-shaft planetary gear set 5, a first shaft 11 of the planetary gear set 5 being connected to the drive shaft 4, a second shaft 12 of the planetary gear set 5 being connected to the first output shaft 2 and a third shaft 13 of the planetary gear set 5 being connected to the second output shaft 3 ,
  • an activatable operative connection 6 is provided between the drive shaft 4 and the first output shaft 2, which has a translation device 7 and a frictional switching element 8, via which the operative connection 6 can be activated.
  • a transmission capability of the frictional shift element 8, which is designed here as a multi-disc brake, is increased and is braked against a component 19 of the transmission 1 which is fixed to the housing.
  • the frictional shift element 8 is connected to a free shaft of the transmission device 7, which is designed with a planetary gear, and, depending on its transmission capability, introduces a braking torque into the planetary gear 7 as required.
  • the introduction of the braking torque into the planetary gear 7 leads to one of the transmission tion of the planetary gear 7 corresponding change in the speeds of the drive shaft 4 connected to each other via the activatable operative connection 6 and the first output shaft 2, so that a degree of distribution of the drive torque of the drive shaft 4 between the two output shafts 2 and 3 is changed.
  • connection 9 can be established between the first output shaft 2 and the second output shaft 3, by means of which a differential speed between the two output shafts 2, 3 can be minimized.
  • the connection 9 can be switched into the force flow of the transmission 1 with a further frictional shift element 10, which is designed here as a multi-plate clutch. This means that when the additional shift element 10 is open, the maximum possible differential speed is present between the two output shafts 2 and 3.
  • the two output shafts 2 and 3 are increasingly connected to one another and the respectively faster shaft of the two output shafts 2, 3 is affected by the respective slower wave braked.
  • the slower shaft of the two connected output shafts 2 and 3 is accelerated by the faster shaft until the two output shafts 2 and 3 are in the synchronous state of the wide Ren frictional switching element 10 have the same speed.
  • the degree of distribution between the front axle connected to the first output shaft 2 and the rear axle connected to the second output shaft 3 is changed on the basis of the above-mentioned basic degree of distribution, which is dependent on the translation of the planetary gear set 5 , the two output shafts 2 and 3 in the synchronous state of the further switching element 10 each being supplied with the proportion of the drive torque which results from the respective coefficient of friction on the wheel.
  • This can result in degrees of distribution of the drive torque between the front and rear axles between 100: 0 and 0: 100.
  • the translation of the translation device 7 of the activatable operative connection 6 is specified in the present case such that when the operative connection 6 is activated in the
  • a faster rotating shaft of the planetary gear set 5 can each be accelerated by a slower rotating shaft of the planetary gear set 5 connected via the operative connection 6.
  • connection 9 between the two output shafts 2 and 3 of the transmission 1 means that the further switching element 10 of the connection 9 can be dimensioned smaller than when the connection between the drive shaft 4 and one of the two output shafts 2 or 3 of the transmission 1 is arranged ,
  • FIG 3 shows a third exemplary embodiment of a transmission 1 according to the invention, in which the transmission device 7 is designed with a spur gear stage and in which the activatable operative connection 6 can be switched into the power flow of the transmission 1 via a frictional shift element 8 designed as a multi-plate clutch, the operative connection 6 being arranged between the drive shaft 4 and the first output shaft 2 or the front axle connected to it.
  • connection 9 is arranged between the two output shafts 2 and 3 and via the further frictional shift element 10 in the manner described above to minimize the differential speed between the two output shafts 2 and 3 and to set a desired degree of distribution of the drive torque between the two output axes in the Power flow of the transmission 1 can be switched on, the planetary gear set 5 being blocked in the synchronous state of the further frictional shifting element 10,
  • the spur gear stage of the transmission device 7 or its transmission is designed such that the first output shaft 2 also experiences an acceleration torque from the drive shaft ⁇ when the first output shaft 2 has a higher speed than the drive shaft 4.
  • FIG. 4 A fourth embodiment of a transmission 1 according to the invention is shown in FIG. 4, wherein the activatable operative connection 6 is carried out in the same manner as in the embodiment of the transmission 1 according to FIG. 3.
  • the activatable operative connection 6 is provided in the transmission 1 according to FIG. 4, however, like the connection 9 between the two output axes 2 and 3.
  • FIGS. 5 to 11 several gear schemes of different embodiments of a transmission 1 according to the invention are shown, in particular the planetary gear set 5 and the respective connection of the shafts 11, 12, 13 of the planetary gear set 5 with the two output shafts 2 and 3 of the transmission 1 is shown in more detail.
  • the first shaft 11 of the planetary gear set 5 is in each case as a ring gear
  • the second shaft 12 of the planetary gear set 5 as Planet carrier
  • the third shaft 13 of the Planetenradsat ⁇ zes 5 designed as a sun gear.
  • the wheel diagram according to FIG. 5 essentially corresponds to the schematic representation of the transmission 1 according to FIG.
  • a ring gear 15 of the planetary gear of the transmission device 7 is operatively connected via planet 16 to the sun gear of the planetary gear of the translation device 7. Furthermore, the ring gear 15 of the planetary gear of the transmission device 7 is rotatably connected to the ring gear 11 of the planetary gear set 5 and is thus operatively connected to the second output shaft 3.
  • a planet carrier 17 of the planetary gear of the transmission device 7 is connected to the sun gear 13 of the planetary gear set 5 and the front axle 2.
  • connection 9 is provided between the sun gear 13 and the ring gear 11 of the planetary gear set 5, so that the planetary gear set 5 is blocked with synchronous or closed further frictional shifting element 10 and distributes the drive torque of the input shaft 4 to the first output shaft 2 and to the second output shaft 3 which, in this operating state of the frictional shift element 10, rotate at the same speed.
  • the change also leads to changes in the rotational speeds of the sun gear 13 connected to the planet carrier 17 or the ring gear 15 or the ring gear 11 of the planetary gear set 5, which in turn leads to a change in the degree of distribution of the drive torque between the two output shafts 2 and 3.
  • Fig. 6 shows a further gear diagram of the transmission 1, which differs from the gear diagram according to FIG. 5 in that the planet carrier 17 of the planetary gear 7 with the ring gear 11 of the planetary gear set 5 and that the ring gear 15 of the planetary gear 7 with the sun gear 13 of the Planetary gear set 5 is connected.
  • the activatable operative connection 6 and the connection 9 are each provided between the two output shafts 2 and 3 of the planetary gear set 5 and can be activated or activated in the same way as described for FIG. 2.
  • the gear diagram of the transmission 1 according to the invention shown in FIG. 7 corresponds to the gear diagram shown in FIG. 5, the sun gear 14 of the planetary gear 7 being operatively connected to an electrical machine 18.
  • the electrical machine 18 is designed as a torque source, from which either a braking torque or a drive torque can be applied to the sun gear 14 of the planetary gear 7, depending on the mode of operation of the electrical machine 18.
  • the electrical machine 18 is operated either as a generator or as a motor.
  • the transmission device 7 is connected to the one with the frictional connection
  • Switching element 8 switchable spur gear stage executed, which establishes an operative connection between the second output shaft 3 and the first output shaft 2 and thus between the front axle and the rear axle of a vehicle.
  • a drive torque introduced into the transmission 1 via the drive shaft 4 is first guided to the sun gear 13 of the planet gear set 5 via the planet carrier 12 and planet gears 20 of the planet gear set 5. From there, the drive torque is guided to a first gear 21 and a second gear 22 meshing therewith.
  • the second gear wheel 22 is connected in a rotationally fixed manner to a countershaft 23, which can be connected via the frictional shift element 8 to an idler gear 24 rotatably mounted on the countershaft 23.
  • Starting from the second gear 22 is of the supplied ers ⁇ th output shaft 2. Part of the drive torque to a third gear 25 rotatably connected to the first output shaft 2 is connected, out.
  • the drive torque introduced into the planetary gear set 5 via the planet carrier 12 of the planetary gear set 5 is guided via the planetary gears 20 of the planetary gear set 5 onto the ring gear 11 of the planetary gear set 5 and from there directly onto the second output shaft 3.
  • FIG. 9 shows a further exemplary embodiment of a transmission 1 according to the invention, shown in a highly schematic form
  • FIG. 10 shows a wheel diagram corresponding to the transmission shown in FIG. 9.
  • the activatable operative connection 6 or its translation device 7 is here with two translation stages 7A and 7B executed.
  • the design of the translation device 7 with the two translation stages 7A and 7B offers the possibility of presenting the translation device 7 with a larger translation with the smallest possible component dimensions. To ask what is not feasible with a single Thussstu ⁇ fe to this extent.
  • FIG. 11 another gear diagram of a transmission 1 according to the invention is shown, in which the activatable operative connection 6 between the ring gear 11 of the planetary gear set 5, which is connected to the second output shaft 3 and thus to the rear axle of a vehicle, and the first output shaft 2 or the front axle of a vehicle is formed.
  • the translation device 7 is designed with a spur gear stage, an idler gear 24 rotatably mounted on the drive shaft 4 being connectable to the ring gear 11 of the planetary gear set 5 via the shift element 8 designed as a multi-plate clutch.
  • connection 9 for minimizing a differential speed between shafts of the planetary gear set 5 is provided in the present case between the ring gear 11 and the sun gear 13 of the planetary gear set 5.
  • the two output shafts 2 and 3 are driven by the drive shaft 4 at the same speed, since the planetary gear set 5 is blocked.

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Abstract

Es wird ein Getriebe (1) zum Verteilen eines Antriebsmoments auf zwei Abtriebswellen (2, 3) mit einem dreiwelligen Planetenradsatz (5) beschrieben. Zwischen zwei Wellen des Planetenradsatzes (5) ist eine mit einer Übersetzungseinrichtung (7) ausgeführte aktivierbare Wirkverbindung (6) vorgesehen, über die in aktiviertem Zustand eine Differenzdrehzahl zwischen den Wellen des Planetenradsatzes vergrösserbar ist. Zusätzlich ist ein Verteilungsgrad des Abtriebsmomentes zwischen den beiden Abtriebswellen (2, 3) durch Aktivieren der Wirkverbindung (6) variierbar.

Description

Getriebe zum Verteilen eines Antriebsmomentes auf zwei Abtriebswellen
Die Erfindung betrifft ein Getriebe zum Verteilen eines Antriebsmomentes auf zwei Abtriebswellen mit einem dreiwelligen Planentenradsatz.
Aus der DE 37 14 334 AI ist ein Fahrzeug mit einem Vierradantrieb bekannt, bei dem ein vorderes Zwischenrad- Differenzialgetriebe zwischen vorderen Antriebsachsen, ein hinteres Zwischenrad-Differenzialgetriebe zwischen hinteren Antriebsachsen und ein Zwischenachsen-Differenzialgetriebe zwischen den vorderen und hinteren Antriebsachsen vorgesehen ist. Darüber hinaus ist das Fahrzeug mit einem Getriebe ausgeführt, welches mit seiner Abtriebswelle quer zum Fahrzeug angeordnet ist. Das Zwischenachsen-Differenzialgetrie- be umfasst zwei Planetenradgruppen, welche auf einer der vorderen Antriebsachsen angebracht und mit Kupplungen in Wirkverbindungen stehen, so dass die Planetenradgruppen wahlweise in eine Betriebsstellung gebracht werden können.
Nachteilig dabei ist jedoch, dass der Verteilungsgrad des Antriebsmomentes zwischen den vorderen und hinteren Antriebsachsen des Fahrzeuges in Abhängigkeit des jeweils in dem Kraftfluss des Antriebsstranges des Fahrzeuges zugeschalteten Planetenradsatzes lediglich zwischen zwei Werten variierbar ist, die durch wechselseitiges Schalten der Planetenradgruppen eingestellt werden.
Ein Kraftübertragungssystem für ein vierrad-getriebe- nes Fahrzeug, bei dem der Verteilungsgrad des Antriebsmomentes zwischen den Vorder- und Hinterrädern des Fahrzeuges variierbar ist, ist aus der DE 37 06 506 AI bekannt. Die Antriebsenergie einer Antriebsmaschine wird hier einem Getriebe über eine Kupplung, eine Eingangswelle und weiterhin über einen Planetenradträger eines ersten Plane- tengetriebes übertragen. Das Drehmoment wird auf die Vorderräder über ein Sonnenrad, eine Vorderantriebswelle, ein Vorderdifferenzial und einen Planetenradträger des zweiten Planetengetriebes übertragen. Wenn das Kraftfahrzeug bei niedriger oder mittlerer Geschwindigkeit betrieben wird, was den am häufigsten auftretenden Fahrbedingungen entspricht, werden von einer Steuereinheit Signale erzeugt, dass einer ersten Kupplung ein maximaler Öldruck und einer zweiten Kupplung kein Öldruck zugeführt wird. In diesem Betriebszustand sind ein Sonnenrad und ein Hohlrad des zweiten Planetengetriebes miteinander gekoppelt, und das
Drehmoment wird auf die Hinterräder des Fahrzeuges übertragen.
Eine Geschwindigkeitsdifferenz zwischen den Vorder- und Hinterrädern wird aufgefangen, wenn die Planetenräder des ersten Planetengetriebes um das Sonnenrad im Hohlrad wandern. In diesem Fall arbeitet die Planetengetriebeanordnung, welche aus den beiden Planetengetrieben besteht, als zentrales Differenzial, und das Fahrzeug wird in einem kon- tinuierlichen Allradbetrieb mit zentralem Differenzial betrieben. Nachdem auf die Vorder- und Hinterräder ein Antriebsmoment über das Sonnenrad des ersten Planetengetriebes bzw. das Hohlrad des ersten Planetengetriebes wirkt, wird das Antriebsmoment entsprechend dem Unterschied zwi- sehen den Getriebe-Übersetzungsverhältnissen des Sonnenrades und des Hohlrades des ersten Planetengetriebes verteilt. Dadurch ist der Anteil des Drehmomentes, welcher auf die Vorderräder übertragen wird, kleiner als der Anteil des Drehmomentes, der auf die Hinterräder geführt wird.
Wenn der Öldruck auf die erste Kupplung abgesenkt und gleichzeitig der Öldruck auf die zweite Kupplung angehoben wird, wird das von der ersten Kupplung übertragene Drehmoment reduziert, während gleichzeitig das von der zweiten Kupplung übertragene Drehmoment steigt. Nachdem somit das Antriebsmoment zusätzlich auf eine Vorderantriebswelle über die zweite Kupplung übertragen wird, steigt das auf die Vorderräder wirkende Antriebsmoment. Demzufolge wird gleichzeitig das auf die Hinterräder übertragene Antriebsmoment abgesenkt. Wenn das Kraftfahrzeug auf unebenem Gelände betrieben wird, wird vorgeschlagen, beide Kupplungen mit ihrem maximalen Öldruck zu beaufschlagen, so dass das
Sonnenrad und das Hohlrad des ersten Planetengetriebes miteinander gekoppelt sind. In diesem Betriebszustand des ersten Planetengetriebes werden die Vorder- und die HinterAntriebswelle direkt miteinander verbunden, und die Dreh- zahl der Vorderräder sowie die der Hinterräder ist im Wesentlichen gleich.
Des Weiteren ist ein System zum Verteilen eines Antriebsmomentes eines allradgetriebenen Fahrzeuges aus der EP 0 424 054 A2 bekannt. Dabei wird das Getriebeeingangsmoment über ein zentrales Differenzial mit drei miteinander gekoppelten Planetenkörpern und jeweils damit korrespondierenden Sonnenrädern auf zwei Abtriebswellen verteilt. Darüber hinaus ist eine Kupplungseinrichtung vorgesehen, wel- ehe drei hydraulisch betätigbare reibschlüssige Kupplungen umfasst, wobei zwei der Kupplungen zum Verändern des Verteilungsgrades des Antriebsmomentes zwischen den Antriebsachsen des Fahrzeuges vorgesehen sind. Eine dritte reibschlüssige Lamellenkupplung der Kupplungseinrichtung steht mit dem Differenzial derart in Wirkverbindung, dass ein Betrieb des Differenzials in Abhängigkeit einer Übertragungsfähigkeit der dritten Lamellenkupplung beeinfluss- bar ist.
Die WO 02/09966 AI offenbart ein Getriebe für ein ierrad-getriebenes Fahrzeug, bei dem eine Eingangswelle mit einem Planetenradsatz verbunden ist. Der Planetenrad- satz ist hier als dreiwelliger Planetenradsatz ausgeführt, wobei ein Hohlrad mit der Eingangswelle, ein Sonnenrad mit einer ersten Abtriebswelle und der Planetenträger mit einem Planetengetriebesystem sowie mit einer weiteren Abtriebswelle des Getriebes wirkverbunden ist. Das Planetengetrie- besystem weist drei Sonnenräder und drei jeweils mit einem Sonnenrad kämmende Planetenräder auf, die integral miteinander ausgeführt sind und einen gemeinsamen Planetenträger aufweisen. Der Planetenträger des Planetengetriebesystems und ein Sonnenrad des Planetengetriebesystems stehen je- weils mit einer Bremse in Wirkverbindung, wobei die Bremsen mit einer Kraftquelle in Verbindung stehen und die unabhängig voneinander betrieben und von einem elektronischen Steuergerät angesteuert werden. Mit dem elektronischen Steuergerät sind eine Vielzahl von Sensoren verbunden, de- ren Signale von dem elektronischen Steuergerät empfangen und in ein entsprechendes Steuersignal für die beiden Kupplungen umgewandelt werden. In Abhängigkeit der Ansteuerung der beiden Kupplungen wird die Ausgangsdrehzahl sowie das Drehmoment, welches auf die Vorderachse geführt wird, und die Abtriebsdrehzahl des Planetengetriebesystems sowie das Drehmoment, welches auf die Hinterachse geführt wird, eingestellt. Diese aus dem Stand der Technik bekannten Allradverteilersystemen haben jedoch den Nachteil, dass eine variable Verteilung des Drehmomentes nur bedingt durchführbar ist und dass sie konstruktiv aufwändig gestaltet sind. Aufgrund der aufwändigen Ausführungen weisen die Allradverteilersysteme große äußere Abmessungen auf, was zu einem großen Bauraumbedarf führt. Darüber hinaus sind die bekannten Allradverteilersysteme nachteilhafterweise durch ein hohes Eigengewicht sowie hohe Herstellkosten gekennzeichnet.
Der vorliegenden Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, ein konstruktiv einfaches sowie kostengünstig herstellbares Getriebe zur Verfügung zu stellen, mittels welchem ein Verteilungsgrad eines Antriebsmomentes zwischen zwei Abtriebswellen bedarfsgerecht variierbar ist.
Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe mit einem Getriebe gemäß den Merkmalen des Patentanspruches 1 gelöst. Mit dem erfindungsgemäßen Getriebe zum Verteilen eines Antriebsmomentes auf wenigstens zwei Abtriebswellen mit einem dreiwelligen Planetenradsatz, bei dem zwischen zwei Wellen des Planetenradsatzes eine mit einer Übersetzungseinrichtung ausgeführte aktivierbare WirkVerbindung vorge- sehen ist, über welche ein Verteilungsgrad des Antriebsmomentes zwischen den beiden Abtriebswellen in zugeschaltetem Zustand variierbar ist, ist ein variable Aufteilung eines Antriebsmomentes auf mehrere Antriebsachse eines Fahrzeuges mit einem geringen konstruktiven Aufwand durchführbar.
Dies wird dadurch erreicht, dass die variable Aufteilung des Antriebsmomentes mit einem dreiwelligen Planetenradsatz und zwei zuschaltbaren Verbindungen zwischen je- weils zwei Wellen des Planetenradsatzes durchgeführt wird. D. h., dass der Verteilungsgrad des Antriebsmomentes zwischen den Antriebsachsen mit wenigen Getriebebauteilen und einem konstruktiv einfach ausgeführten Verteilergetriebe variierbar ist, so dass das Getriebe nach der Erfindung mit einem geringen Bauraumbedarf ausgeführt werden kann.
Des Weiteren sind durch den einfachen konstruktiven Aufbau des erfindungsgemäßen Getriebes das Gesamtgewicht sowie die Herstellkosten gegenüber den aus dem Stand der Technik bekannten Lösungen reduziert, wodurch sich insbesondere auch der Kraftstoffverbrauch eines Allradfahrzeuges vorteilhafterweise verringert. Bei dem erfindungsgemäßen Getriebe handelt es sich vorzugsweise um ein Getriebe zur Längsverteilung des Antriebsmomentes einer Antriebsmaschine zu einer Vorder- und einer Hinterachse, welches in ein Hauptgetriebe integriert ist oder als eine sogenannte Hang-On-Lösung eines Hauptge- triebes ausgeführt ist. Mit dem erfindungsgemäßen Getriebe ist eine fahrsituationsabhängige, variable Momentenzuordnung zu den Antriebsachsen eines Fahrzeuges durchführbar, so dass die Fahrstabilität allgemein verbessert wird. Dazu wird einem Längsdifferenzial, wie einem Planetenradsatz, eine als Radsatz, Planetenrad- oder Stirnradsatz ausgeführte Übersetzungseinrichtung mit einer geeigneten Übersetzung zugeordnet. Die aktivierbare Wirkverbindung wird über reibschlüssige Schaltelemente, wie Bremsen oder Kupplungen, oder durch Zusatzantriebe, wie beispielsweise eine elektrische Maschine, aktiviert bzw. zugeschaltet. Im aktivierten Zu- stand der Wirkverbindung ist im Kraftfluss des Getriebes eine Überlagerung einstellbar, mit der ein Verteilungsgrad des Antriebsmomentes zwischen Antriebsachsen eines Fahrzeugs ausgehend von einer Grundverteilung des Antriebsmo- mentes des nicht überlagerten Längsdifferenzials in gewünschter Art und Weise bedarfsgerecht variiert werden kann.
Dabei liegt bei deaktivierter Wirkverbindung und bei offener Verbindung zur Minimierung einer Differenzdrehzahl zwischen zwei Wellen eines Planetenradsatzes die Grundverteilung des Antriebsmomentes vor. Diese Grundverteilung kann eine Verteilung des Antriebsmomentes von 30 % auf die Vorderachse und von 70 % auf die Hinterachse sein. Selbst- verständlich können auch andere beliebige Grundverteilungen vorgesehen sein, wobei eine Grundverteilung vorzugsweise derart ist, dass der Hauptteil des Antriebsmomentes an eine der Achsen, d. h. die Vorder- oder die Hinterachse, geleitet wird.
Die aktivierbare Wirkverbindung, die zwischen der Antriebswelle und einer der beiden Abtriebswellen des Getriebes vorgesehen sein kann und die mit einer Übersetzungseinrichtung, die eine fest eingestellte Übersetzung aufweist, sowie mit einer Einrichtung zum Zuschalten, d. h. einem reibschlüssigen Schaltelement oder einer Antriebsmaschine, ausgeführt ist, bietet die Möglichkeit der Erhöhung des einer Fahrzeugachse zugeführten Drehmomentwertes im Vergleich zu einem vor dem Aktivieren der Wirkverbindung zuge- führten eingestellten Wertes auf einfache Art und Weise. Die aktivierbare Wirkverbindung kann mit einer einzigen oder mehreren Stirnradstufen sowie einer trennenden reibschlüssigen Kupplung ausgeführt sein, wobei eventuell für einen Achsversatz zur Vorderachse notwendige Stirnradstufen mit den Stirnrädern, welche für die Beeinflussung des Ver¬ teilungsgrades des Drehmomentes zwischen den Abtriebswellen des Getriebes verwendet werden, kombiniert sein können.
Für die Variabilität des Verteilungsgrades des An- triebsmomentes zwischen den Abtriebsachsen des Getriebe ist es vorteilhaft, wenn die Übersetzung der Übersetzungseinrichtung derart gewählt ist, dass sich in der Kupplung ein bestimmtes Vorzeichen der Differenzdrehzahl einstellt, die zu einer gewünschten Erhöhung des der jeweils betreffenden Abtriebswelle des Getriebes zugeführten Drehmomentes führt.
Darüber hinaus kann die aktivierbare Wirkverbindung mit einem Planetengetriebe ausgeführt sein, wobei auf der dann bestehenden freien Welle des Planetengetriebes eine reibschlüssige Bremse oder eine elektrische Maschine angeordnet ist. Um den Verteilungsgrad des Antriebsmomentes zwischen den Abtriebswellen und somit den Antriebsachsen des Fahrzeugs variieren zu können, ist die Anbindung des Planetengetriebes derart zu wählen, dass die freie Welle des Planetengetriebes bei einem Aufbringen eines Bremsmoments zu dem entsprechenden Momentvorzeichen führt. Weitere Vorteile und vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung ergeben sich aus den Patentansprüchen und den unter Bezugnahme auf die Zeichnung prinzipmäßig beschriebenen Ausführungsbeispielen, bei welchen zur Verbesserung der Übersichtlichkeit für bau- und funktionsgleiche Bauteile die selben Bezugszeichen verwendet werden.
Es zeigt: Fig.l eine stark schematisierte Darstellung des er¬ findungsgemäßen Getriebes, wobei eine aktivierbare Wirkverbindung sowie eine Verbindung zur Minimierung einer Differenzdrehzahl zwi- sehen zwei Wellen des Planetenrads'atzes vorgesehen sind;
Fig.2 eine stark schematisierte Darstellung eines zweiten Ausführungsbeispieles eines erfin- dungsgemäßen Getriebes, wobei die aktivierbare Wirkverbindung und die Verbindung zur Minimierung der Drehzahl zwischen den dadurch verbundenen Wellen jeweils zwischen verschiedenen Wellen des Planetenradsatzes vorgesehen ist;
Fig.3 eine weitere stark schematisierte Darstellung einer dritten Ausführungsform des erfindungsgemäßen Getriebes, wobei die aktivierbare Wirkverbindung über eine Kupplung zuschaltbar ist;
Fig.4 eine stark schematisierte Darstellung des erfindungsgemäßen Getriebes, wobei die aktivierbare Wirkverbindung und die Verbindung zur Re- duzierung der Differenzdrehzahl parallel zueinander verlaufen;
Fig.5 ein erstes Räderschema eines Getriebes nach der Erfindung, wobei die Wirkverbindung und die Verbindung zum Minimieren der Differenzdrehzahl zwischen den selben Wellen des Planetenradsatzes vorgesehen sind; Fig.6 ein zweites Räderschema eines Getriebes nach der Erfindung;
Fig.7 ein drittes Räderschema eines Getriebes gemäß der Erfindung, wobei eine mit einem Planetengetriebe ausgeführte Übersetzungseinrichtung der aktivierbaren Wirkverbindung mit einem E- lektromotor in Wirkverbindung steht; Fig.8 ein viertes Räderschema eines Getriebes nach der Erfindung, wobei die Übersetzungseinrichtung der aktivierbaren Wirkverbindung mit einer Stirnradstufe ausgeführt ist; Fig.9 eine stark schematisierte Darstellung eines Getriebes nach der Erfindung, wobei die Übersetzungseinrichtung der aktivierbaren Wirkverbindung zwei Übersetzungsstufen aufweist; Fig.10 ein Räderschema des in Fig. 9 schematisiert dargestellten Getriebes; und
Fig.11 ein weiteres Räderschema eines erfindungsgemäßen Getriebes, wobei eine mit einer Stirnrad- stufe ausgeführte Übersetzungseinrichtung der aktivierbaren Wirkverbindung getriebeeingangs- seitig angeordnet und in zugeschalteten Zustand mit einem Hohlrad des Planetenradsatzes verbunden ist.
Fig. 1 zeigt eine stark schematisierte Darstellung eines Getriebes 1 zum Verteilen eines Antriebsmoments auf zwei Abtriebswellen 2, 3, wobei die erste Abtriebswelle 2 mit einer Vorderachse eines Fahrzeuges und die zweite Abtriebswelle 3 mit einer Hinterachse des Fahrzeuges verbunden ist. Das Antriebsmoment wird über eine Antriebswelle 4, welche mit einer nicht näher dargestellten Getriebeausgangswelle eines Hauptgetriebes eines Antriebsstranges des Fahrzeuges verbunden ist, in das Getriebe 1 eingeleitet. Das Hauptgetriebe ist zur Darstellung verschiedener Übersetzungen vorgesehen und kann jedes an sich bekannte Getriebe sein.
Das Getriebe 1 umfasst vorliegend einen dreiwelligen Planetenradsatz 5, wobei eine erste Welle 11 des Planentenradsatzes 5 mit der Antriebswelle 4, eine zweite Welle 12 des Planetenradsatzes 5 mit der ersten Abtriebswelle 2 und eine dritte Welle 13 des Planetenradsatzes 5 mit der zweiten Abtriebswelle 3 verbunden ist.
Des Weiteren ist zwischen der Antriebswelle 4 und der ersten Abtriebswelle 2 eine aktivierbare Wirkverbindung 6 vorgesehen, welche eine Übersetzungseinrichtung 7 und ein reibschlüssiges Schaltelement 8, über welches die Wirkverbindung 6 aktivierbar ist, aufweist. Zum Aktivieren der Wirkverbindung 6 wird eine Übertragungsfähigkeit des vorliegend als Lamellenbremse ausgeführten reibschlüssigen Schaltelementes 8 angehoben, die gegen ein gehäusefestes Bauteil 19 des Getriebes 1 abgebremst wird.
Das reibschlüssige Schaltelement 8 ist mit einer freien Welle der mit einem Planentengetriebe ausgeführten Über- setzungseinrichtung 7 verbunden und leitet in Abhängigkeit ihrer Übertragungsfähigkeit bedarfsweise ein Bremsmoment in das Planetengetriebe 7 ein. Die Einleitung des Bremsmomentes in das Planetengetriebe 7 führt zu einer der Überset- zung des Planetengetriebes 7 entsprechenden Veränderung der Drehzahlen der über die aktivierbare Wirkverbindung 6 miteinander verbundenen Antriebswelle 4 und der ersten Abtriebswelle 2, so dass ein Verteilungsgrad des Antriebsmo- mentes der Antriebswelle 4 zwischen den beiden Abtriebswellen 2 und 3 verändert wird.
Vorliegend wird bei deaktivierter bzw. geöffneter Wirkverbindung 6 der Vorderachse 30% und der Hinterachse 70% des Antriebsmomentes zugeführt.
Weiterhin ist zwischen der ersten Abtriebswelle 2 und der zweiten Abtriebswelle 3 eine Verbindung 9 herstellbar, mittels welcher eine Differenzdrehzahl zwischen den beiden Abtriebswellen 2, 3 minimierbar ist. Dazu ist die Verbindung 9 mit einem weiteren reibschlüssigen Schaltelement 10, das vorliegend als Lamellenkupplung ausgeführt ist, in den Kraftfluss des Getriebes 1 zuschaltbar. Das bedeutet, dass bei geöffnetem weiteren Schaltelement 10 zwischen den bei- den Abtriebswellen 2 und 3 die maximal mögliche Differenzdrehzahl vorliegt.
Wird die Übertragungsfähigkeit des weiteren Schaltelementes 10 durch eine entsprechende Ansteuerung, beispiels- weise hydraulisch, mechanisch oder elektrisch, angehoben, werden die beiden Abtriebswellen 2 und 3 in zunehmendem Maße miteinander verbunden und die jeweils schnellere Welle der beiden Abtriebswellen 2, 3 wird von der jeweils langsameren Welle abgebremst. Andererseits wird die langsamere Welle der beiden miteinander verbundenen Abtriebswellen 2 und 3 von der schnelleren Welle beschleunigt, bis die beiden Abtriebswelle 2 und 3 in synchronem Zustand des Weite- ren reibschlüssigen Schaltelementes 10 die gleiche Drehzahl aufweisen.
Ab dem Zeitpunkt, zu dem die Verbindung 9 zugeschaltet wird, wird der Verteilungsgrad zwischen der mit der ersten Abtriebswelle 2 verbundenen Vorderachse und der mit der zweiten Abtriebswelle 3 verbundenen Hinterachse ausgehend von dem vorgenannten und in Abhängigkeit der Übersetzung des Planetenradsatzes 5 stehenden Grundverteilungsgrad ver- ändert, wobei den beiden Abtriebswellen 2 und 3 in synchronem Zustand des weiteren Schaltelementes 10 jeweils der Anteil des Antriebsmomentes zugeführt wird, der sich aus den jeweiligen Reibwertverhältnissen am Rad ergibt. Dabei können sich Verteilungsgrade des Antriebsmomentes zwischen der Vorder- und der Hinterachse zwischen 100:0 und 0:100 ergeben.
Die Übersetzung der Übersetzungseinrichtung 7 der aktivierbaren Wirkverbindung 6 ist vorliegend derart vorgege- ben, dass in aktiviertem Zustand der Wirkverbindung 6 im
Gegensatz zu der Verbindung 9 eine schneller drehende Welle des Planetenradsatzes 5 jeweils von einer über die Wirkverbindung 6 in Verbindung stehenden langsamer drehenden Welle des Planetenradsatzes 5 beschleunigt werden kann.
Bezug nehmend auf Fig. 1 bedeutet das, dass die Abtriebswelle 2 von der Antriebswelle 4 bei aktivierter Wirkverbindung 6 auch dann mit einem Beschleunigungsmoment beaufschlagt wird, wenn die Antriebswelle 4 eine geringere Drehzahl als die erste Abtriebswelle 2 aufweist.
Damit wird vorteilhafterweise erreicht, dass das Getriebe in einem sogenannten Drei-Quadranten-Betrieb betrie- ben werden kann und ein Bereich, innerhalb dessen der Ver¬ teilungsgrad des Antriebsmomentes zwischen den beiden Abtriebswellen 2 und 3 einstellbar ist, größer ist als bei Getrieben, mit welchen lediglich ein 2-Quadranten-Betrieb durchführbar ist.
Nachfolgend sind verschiedene Ausführungsvarianten eines erfindungsgemäßen Getriebes beschrieben, wobei für funktionsgleiche Bauelemente jeweils gleiche Bezugszeichen verwendet werden.
Bezug nehmend auf Fig. 2 ist ein zweites Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäß ausgestalteten Getriebes 1 stark schematisiert dargestellt. Dabei ist die aktivierbare Wirkverbindung 6 und die Verbindung 9 jeweils zwischen den beiden Abtriebswellen 2 und 3 vorgesehen. Die Anordnung der Verbindung 9 zwischen den beiden Abtriebswellen 2 und 3 des Getriebes 1 führt dazu, dass das weitere Schaltelement 10 der Verbindung 9 kleiner dimensionierbar ist als bei einer Anordnung der Verbindung zwischen der Antriebswelle 4 und einer der beiden Abtriebswellen 2 oder 3 des Getriebes 1.
Fig. 3 zeigt ein drittes Ausführungsbeispiel eines Getriebes 1 gemäß der Erfindung, bei dem die Übersetzungsein- richtung 7 mit einer Stirnradstufe ausgeführt ist und bei der die aktivierbare Wirkverbindung 6 über ein als Lamellenkupplung ausgeführtes reibschlüssiges Schaltelement 8 in den Kraftfluss des Getriebes 1 zuschaltbar ist, wobei die Wirkverbindung 6 zwischen der Antriebswelle 4 und der ers- ten Abtriebswelle 2 bzw. der damit verbundenen Vorderachse angeordnet ist. Die Verbindung 9 ist zwischen den beiden Abtriebswellen 2 und 3 angeordnet und über das weitere reibschlüssige Schaltelement 10 in der vorbeschriebenen Art und Weise zum Minimieren der Differenzdrehzahl zwischen den beiden Abtriebswellen 2 und 3 sowie zum Einstellen eines gewünschter Verteilungsgrades des Antriebsmomentes zwischen den beiden Abtriebsachsen in den Kraftfluss des Getriebes 1 zuschaltbar, wobei in synchronem Zustand des weiteren reibschlüssigen Schaltelementes 10 der Planetenradsatz 5 verblockt ist,
Die Stirnradstufe der Übersetzungseinrichtung 7 bzw. deren Übersetzung ist vorliegend derart ausgeführt, dass die erste Abtriebswelle 2 auch dann von der Antriebswelle <■ ein Beschleunigungsmoment erfährt, wenn die erste Abtriebs- welle 2 eine höhere Drehzahl als die Antriebswelle 4 aufweist.
Eine vierte Ausführungsform eines Getriebes 1 nach dei Erfindung ist in Fig. 4 dargestellt, wobei die aktivierbarc Wirkverbindung 6 in der gleichen Art und Weise wie bei dem Ausführungsbeispiel des Getriebes 1 gemäß Fig. 3 ausgeführt ist. Die aktivierbare Wirkverbindung 6 ist bei dem Getriebe 1 gemäß Fig. 4 jedoch wie die Verbindung 9 zwischen den beiden Abtriebsachsen 2 und 3 vorgesehen.
Bezug nehmend auf Fig. 5 bis Fig. 11 sind mehrere Räderschemata verschiedener Ausführungsformen eines Getriebes 1 gemäß der Erfindung dargestellt, wobei insbesondere der Planetenradsatz 5 und die jeweilige Verbindung der Wellen 11, 12, 13 des Planetenradsatzes 5 mit den beiden Abtriebs- wellen 2 und 3 des Getriebes 1 näher gezeigt wird. Dabei ist die erste Welle 11 des Planetenradsatzes 5 jeweils als Hohlrad, die zweite Welle 12 des Planetenradsatzes 5 als Planetenträger und die dritte Welle 13 des Planetenradsat¬ zes 5 als Sonnenrad ausgeführt.
Das Räderschema gemäß Fig. 5 entspricht im wesentli- chen der schematischen Darstellung des Getriebes 1 gemäß
Fig. 2, bei welchem sowohl die aktivierbare Wirkverbindung
6 als auch die Verbindung 9 zwischen den beiden Abtriebswellen 2 und 3 angeordnet ist. Die Übersetzungseinrichtung
7 ist vorliegend mit einem Planetengetriebe ausgeführt, dessen Sonnenrad 14 mit dem als Lamellenbremse ausgeführten reibschlüssigen Schaltelement 8 verbunden ist. Ein Hohlrad 15 des Planetengetriebes der Übersetzungseinrichtung 7 steht über Planeten 16 mit dem Sonnenrad des Planetengetriebes der Übersetzungseinrichtung 7 in Wirkverbindung. Des Weiteren ist das Hohlrad 15 des Planetengetriebes der Übersetzungseinrichtung 7 mit dem Hohlrad 11 des Planetenradsatzes 5 drehfest verbunden und steht damit mit der zweiten Abtriebswelle 3 in Wirkverbindung. Ein Planetenträger 17 des Planetengetriebes der Übersetzungseinrichtung 7 ist mit dem Sonnenrad 13 des Planetenradsatzes 5 und der Vorderachse 2 verbunden.
Die Verbindung 9 ist zwischen dem Sonnenrad 13 und dem Hohlrad 11 des Planetenradsatzes 5 vorgesehen, so dass der Planetenradsatz 5 bei synchronem oder geschlossenem weiteren reibschlüssigen Schaltelement 10 verblockt ist und das Antriebsmoment der Antriebswelle 4 auf die erste Abtriebswelle 2 sowie auf die zweite Abtriebswelle 3 verteilt wird, welche in diesem Betriebszustand des reibschlüssigen Schaltelements 10 mit gleicher Drehzahl drehen.
In geöffnetem Zustand des reibschlüssigen Schaltelementes 8 ist die Wirkverbindung 6 deaktiviert. Dadurch wer- den die jeweils über das Sonnenrad 13 und das Hohlrad 11 des Planetenradsatzes 5 in das Planetengetriebe der Übersetzungseinrichtung 7 eingeleiteten Drehmomente im Planetengetriebe aufsummiert und auf die frei umlaufende Welle bzw. das Sonnenrad 14 des Planetengetriebes 7 weitergeleitet, ohne dass ein Drehzahlausgleich bzw. eine Änderung der Drehzahlen der beiden Wellen 11 und 13 des Planetenradsatzes 5 erfolgt, da ein entsprechendes Gegenmoment fehlt. Wird die Übertragungsfähigkeit des reibschlüssigen Schaltele entes 8 erhöht, wird an dem Sonnenrad 14 der Übersetzungseinrichtung 7 ein in Abhängigkeit der Übertragungsfähigkeit des Schaltelementes 8 stehendes Abstützmoment in das Planetengetriebe 7 geleitet, wodurch sich auf- grund der Übersetzung des Planetengetriebes 7 die Drehzahlen des Planetenträgers 17 und des Hohlrades 15 des Planetengetriebes 7 verändern. Die Veränderung führt ebenfalls zu Veränderungen der Drehzahlen des mit dem Planetenträger 17 bzw. dem Hohlrad 15 verbundenen Sonnenrades 13 bzw. des Hohlrades 11 des Planetenradsatzes 5, was wiederum zu einer Veränderung des Verteilungsgrades des Antriebsmomentes zwischen den beiden Abtriebswellen 2 und 3 führt.
Fig. 6 zeigt ein weiteres Räderschema des Getriebes 1, welches sich von dem Räderschema gemäß Fig. 5 dahingehend unterscheidet, dass der Planetenträger 17 des Planetengetriebes 7 mit dem Hohlrad 11 des Planetenradsatzes 5 und dass das Hohlrad 15 des Planetengetriebes 7 mit dem Sonnenrad 13 des Planetenradsatzes 5 verbunden ist. Die aktivier- bare Wirkverbindung 6 sowie die Verbindung 9 sind jeweils zwischen den beiden Abtriebswellen 2 und 3 des Planetenradsatzes 5 vorgesehen und in der gleichen Art und Weise wie zu Fig. 2 beschrieben aktivierbar bzw. zuschaltbar. Das in Fig. 7 dargestellte Räderschema des Getriebes 1 nach der Erfindung entspricht dem in Fig. 5 dargestellten Räderschema, wobei das Sonnenrad 14 des Planetengetriebes 7 mit einer elektrischen Maschine 18 wirkverbunden ist. Die elektrische Maschine 18 ist als eine Momentenquelle ausgeführt, von welcher auf das Sonnenrad 14 des Planetengetriebes 7 in Abhängigkeit der Betriebsweise der elektrischen Maschine 18 entweder ein Bremsmoment oder ein Antriebsmo- ment aufbringbar ist. Dabei wird die elektrische Maschine 18 entweder generatorisch oder motorisch betrieben.
Bei dem in Fig. 8 dargestellten Räderschema eines erfindungsgemäß ausgeführten Getriebes 1 ist die Überset- zungseinrichtung 7 mit einer über das reibschlüssige
Schaltelement 8 zuschaltbaren Stirnradstufe ausgeführt, welche eine Wirkverbindung zwischen der zweiten Abtriebswelle 3 und der ersten Abtriebswelle 2 und somit zwischen der Vorderachse und der Hinterachse eines Fahrzeuges her- stellt.
Ein über die Antriebswelle 4 in das Getriebe 1 eingeleitetes Antriebsmoment wird über den Planetenträger 12 und Planetenräder 20 des Planetenradsatzes 5 zunächst auf das Sonnenrad 13 des Planetenradsatzes 5 geführt. Von dort aus wird das Antriebsmoment auf ein erstes Zahnrad 21 und ein damit kämmendes zweites Zahnrad 22 geführt. Das zweite Zahnrad 22 ist drehfest mit einer Vorgelegewelle 23 verbunden, welche über das reibschlüssige Schaltelement 8 mit einem auf der Vorgelegewelle 23 drehbar gelagerten Losrad 24 verbindbar ist. Ausgehend von dem zweiten Zahnrad 22 wird der der ers¬ ten Abtriebswelle 2 zuzuführende Teil des Antriebsmomentes auf ein drittes Zahnrad 25, welches drehfest mit der ersten Abtriebswelle 2 verbunden ist, geführt.
Des Weiteren wird das über den Planetenträger 12 des Planetenradsatzes 5 in den Planetenradsatz 5 eingeleitete Antriebsmoment über die Planetenräder 20 des Planetenradsatzes 5 auf das Hohlrad 11 des Planetenradsatzes 5 und von dort direkt auf die zweite Abtriebswelle 3 geführt.
Wenn das reibschlüssige Schaltelement 8 zum Aktivieren der Wirkverbindung 6 angesteuert und eine Übertragungsfä- higkeit des Schaltelementes 8 derart eingestellt wird, dass über das Schaltelement 8 ein Drehmoment übertragbar ist, wird das Losrad 24 mit der Vorgelegewelle 23 verbunden. In diesem Betriebszustand des Getriebes 1 wird ein Teil des zuvor auf die zweite Abtriebswelle 3 geführten Antriebsmomentes nun zu der Vorderachse 2 geführt, wobei die Größe dieses Anteils des Antriebsmomentes von der Übertragungsfä- higkeit des Schaltelementes 8 sowie der Übersetzung der Übersetzungseinrichtung 7 bzw. deren Stirnradstufe abhängt.
Fig. 9 zeigt ein weiteres Ausführungsbeispiel eines stark schematisiert dargestellten erfindungsgemäßen Getriebes 1, und Fig. 10 stellt ein mit dem in Fig. 9 dargestellten Getriebe korrespondierendes Räderschema dar. Die aktivierbare Wirkverbindung 6 bzw. deren Übersetzungseinrichtung 7 ist hier mit zwei Übersetzungsstufen 7A und 7B aus- geführt. Die Ausgestaltung der Übersetzungseinrichtung 7 mit den beiden Übersetzungsstufen 7A und 7B bietet die Möglichkeit, die Übersetzungseinrichtung 7 mit einer größeren Übersetzung bei möglichst geringen Bauteilabmessungen dar- stellen zu können, was mit einer einzelnen Übersetzungsstu¬ fe in diesem Maße nicht durchführbar ist.
Bezug nehmend auf Fig. 11 ist ein weiteres Räderschema eines erfindungsgemäßen Getriebes 1 dargestellt, bei dem die aktivierbare Wirkverbindung 6 zwischen dem Hohlrad 11 des Planetenradsatzes 5, welches mit der zweiten Abtriebswelle 3 und damit mit der Hinterachse eines Fahrzeuges verbunden ist, und der ersten Abtriebswelle 2 bzw. der Vorder- achse eines Fahrzeuges ausgebildet ist. Die Übersetzungseinrichtung 7 ist vorliegend mit einer Stirnradstufe ausgeführt, wobei ein auf der Antriebswelle 4 drehbar gelagertes Losrad 24 über das als Lamellenkupplung ausgeführte Schaltelement 8 mit dem Hohlrad 11 des Planetenradsatzes 5 ver- bindbar ist.
Die Verbindung 9 zum Minimieren einer Differenzdrehzahl zwischen Wellen des Planetenradsatzes 5 ist vorliegend zwischen dem Hohlrad 11 und dem Sonnenrad 13 des Planeten- radsatzes 5 vorgesehen. Das bedeutet, dass bei einer entsprechend vorliegenden Übertragungsfähigkeit des weiteren Schaltelementes 10 eine Verbindung zwischen der zweiten Abtriebswelle 3 und der ersten Abtriebswelle 2 vorliegt, die zu einer Reduzierung einer Differenzdrehzahl zwischen den beiden Abtriebswellen 2 und 3 des Getriebes 1 führt. In synchronem Zustand des weiteren Schaltelementes 10 werden die beiden Abtriebswellen 2 und 3 mit der gleichen Drehzahl von der Antriebswelle 4 angetrieben, da der Planetenradsatz 5 verblockt ist. Bezugszeichen
1 Getriebe 2 Abtriebswelle, Vorderachse 3 Abtriebwelle, Hinterachse 4 Antriebswelle 5 Planetenradsatz 6 aktivierbare Wirkverbindung 7 Übersetzungseinrichtung, Planetengetriebe 7A, 7B Übersetzungsstufe 8 reibschlüssiges Schaltelement 9 Verbindung 10 weiteres reibschlüssiges Schaltelement 11 erste Welle, Hohlrad des Planetenradsatzes 12 zweite Welle, Planetenträger des Planetenradsatzes 13 dritte Welle, Sonnenrad des Planetenradsatzes 14 Sonnenrad der Übersetzungseinrichtung 15 Hohlrad der Übersetzungseinrichtung 16 Planetenräder der Übersetzungseinrichtung 17 Planetenräder der Übersetzungseinrichtung 18 elektrische Maschine 19 gehäusefestes Bauteil 20 Planetenräder des Planetenradsatzes 21 erstes Zahnrad 22 zweites Zahnrad 23 Vorgelegewelle 24 Losrad 25 drittes Zahnrad

Claims

P a t e n t a n s p r ü c h e
1. Getriebe (1) zum Verteilen eines Antriebsmoments auf zwei Abtriebswellen (2, 3) mit einem dreiwelligen Planetenradsatz (5) , wobei zwischen zwei Wellen des Planetenradsatzes (5) eine mit einer Übersetzungseinrichtung (7) ausgeführte aktivierbare Wirkverbindung (6) vorgesehen ist, über welche in aktiviertem Zustand eine Differenzdrehzahl zwischen den beiden Wellen des Planetenradsatzes (5) veränderbar ist, und wobei ein Verteilungsgrad des Abtriebsmomentes zwischen den beiden Abtriebswellen (2, 3) durch Aktivieren der Wirkverbindung (6) variierbar ist.
2. Getriebe nach Anspruch 1, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , dass zwischen zwei Wellen des Planetenradsatzes (5) eine Verbindung (9) herstellbar ist, mittels welcher eine Differenzdrehzahl zwischen diesen Wellen mi- nierbar ist, wobei ein Verteilungsgrad des Antriebsmoments zwischen den beiden Abtriebswellen (2, 3) durch Herstellen der Verbindung (9) variierbar ist.
3. Getriebe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , dass die Wirkverbindung (6) über ein reibschlüssiges Schaltelement (8) zuschaltbar ist, wobei ein über die aktivierbare Wirkverbindung (6) führbarer Anteil des Antriebsmoments in Abhängigkeit einer Übertragungsfähigkeit des Schaltelementes (8) steht.
4. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , dass das Schaltelement (8) als Kupplung ausgeführt ist.
5. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , dass das Schaltelement (8) als Bremse ausgeführt ist.
6. Getriebe nach Anspruch 1, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , dass die Wirkverbindung (6) über eine elektrische Maschine (18) zuschaltbar ist, wobei ein über die aktivierbare Wirkverbindung (6) führbarer Anteil des Antriebsmoments in Abhängigkeit eines von der Antriebsma- schine (18) aktuell abgebbaren Drehmoments steht.
7. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , dass die Übersetzungseinrichtung (7) der aktivierbaren Wirkverbindung (6) wenigs- tens eine Stirnradstufe (7A, 7B) aufweist.
8. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , dass die Übersetzungseinrichtung (7) der zuschaltbaren Wirkverbindung (6) ein Pla- netengetriebe aufweist.
9. Getriebe nach Anspruch 8, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , dass jeweils eine Welle des Planetengetriebes der Übersetzungseinrichtung (7) mit einer der über die Wirkverbindung (6) verbindbaren Wellen des Planetenradsatzes (5) verbunden ist und eine freie Welle des Planetengetriebes der Übersetzungseinrichtung (7) mit dem Schaltelement (8) in Wirkverbindung steht.
10. Getriebe nach Anspruch 8, dadurch g e e n z e i c h n e t , dass jeweils eine Welle des Planetengetriebes der Übersetzungseinrichtung (7) mit einer der über die Wirkverbindung (6) verbindbaren Wellen des Planetenrad- satzes (5) verbunden ist und eine freie Welle des Planetengetriebes der Übersetzungseinrichtung (7) mit der elektrischen Maschine (18) wirkverbunden ist.
11. Getriebe nach einem der Ansprüche 2 bis 10, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , dass die über die Wirkverbindung (6) verbindbaren Wellen des Planetenradsatzes (5) und die miteinander über die Verbindung (9) verbindbaren Wellen des Planetenradsatzes (5) identisch sind.
12. Getriebe nach einem der Ansprüche 2 bis 10, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , dass eine erste Welle des Planetenradsatzes (5) über die Wirkverbindung (6) mit einer zweiten Welle des Planetenradsatzes (5) verbindbar ist und die erste Welle des Planetenradsatzes (5) über die Verbindung (9) zum Minimieren der Differenzdrehzahl mit einer dritten Welle des Plantetenradsatzes verbindbar ist.
PCT/EP2004/010796 2003-09-30 2004-09-25 Getriebe zum verteilen eines antriebsmomentes auf zwei abtriebswellen WO2005033555A1 (de)

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