WO2009127324A2 - Achsantriebsanordnung eines fahrzeugs mit verteilergetriebe - Google Patents

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WO2009127324A2
WO2009127324A2 PCT/EP2009/002366 EP2009002366W WO2009127324A2 WO 2009127324 A2 WO2009127324 A2 WO 2009127324A2 EP 2009002366 W EP2009002366 W EP 2009002366W WO 2009127324 A2 WO2009127324 A2 WO 2009127324A2
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drive arrangement
coupled
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Tomas Semtana
Brian Lee
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Schaeffler Kg
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    • B60K17/34Arrangement or mounting of transmissions in vehicles for driving both front and rear wheels, e.g. four wheel drive vehicles
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    • BPERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60VEHICLES IN GENERAL
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    • B60K23/08Arrangement or mounting of control devices for vehicle transmissions, or parts thereof, not otherwise provided for for changing number of driven wheels, for switching from driving one axle to driving two or more axles
    • B60K23/0808Arrangement or mounting of control devices for vehicle transmissions, or parts thereof, not otherwise provided for for changing number of driven wheels, for switching from driving one axle to driving two or more axles for varying torque distribution between driven axles, e.g. by transfer clutch

Definitions

  • the present invention relates to an axle drive arrangement of a vehicle having a transfer case having the features of the preamble of claim 1.
  • Conventional vehicle drives provide the drive only one of two vehicle axles.
  • One known type provides a longitudinal front mounted engine with driven rear wheels in the vehicle.
  • an output shaft of the driven in the direction of travel behind the engine gearbox with a differential gear on the rear axle produces a drive connection to the driven rear wheels.
  • a transversely mounted in the direction of the front engine and front wheels driven usually forms the drive motor is a unit with the change gear and the differential gear.
  • the final drive to the non-driven axle is usually deactivated as long as it is not needed.
  • the rear differential gear is usually switched off, while the arranged on the front axle transfer case remains switched on and runs along with no load. This leads to losses in preloaded bearings and to churning losses and friction losses of the gear pairs in the transfer case.
  • US Pat. No. 7,309,301 B2 describes a drive arrangement of a vehicle with front engine and permanently driven front wheels and temporarily driven rear wheels, which can be switched on or off by means of a controllable hydraulic clutch to the drive.
  • the hydraulic clutch is associated with a change gear and arranged between a connecting shaft for driving the Schuachsdifferenzgetriebegetriebes and the change gear of the vehicle. If the rear wheels are not provided with a freewheel, rotate the drive shafts and the rotatable parts of the rear axle and the connecting shaft even with non-driven rear axle depending on driving speed with appropriate speeds, which leads to the losses mentioned in the drive train.
  • An object of the present invention is seen to provide a drive arrangement for a vehicle with change gear and with at least temporarily two driven axles available, which can be operated economically and with the least possible losses.
  • the axle drive arrangement serves to transmit a drive force of a drive motor to wheels of a motor vehicle. It comprises a gear change coupled to the drive motor. gearbox having a plurality of shiftable gear ratios, a first differential gear coupled to the gear change transmission and coupled to the wheels of a first axle of the vehicle via two first drive shafts, and a transfer case coupled to the gear change transmission and / or to the first differential gear Connecting shaft is coupled to a second differential gear, which is coupled via two second drive shafts with the wheels of a second axle of the vehicle.
  • the operative connection between the gear change transmission and / or the first differential gear and the transfer case may be disconnected to interrupt a drive force and torque transfer to the second axle wheels.
  • the switchable coupling according to the invention which is arranged between the gear change transmission and / or the first differential gear and the transfer case.
  • the switchable coupling can be interrupted as needed to a non-permanent, but only temporarily driven drive axle, while the other drive axle is permanently coupled by design to the drive motor and the gearbox, typically via a differential gear, for a Speed compensation on the wheels of this axle when cornering. Due to the variable coupling ability of the second drive axle in the immediate vicinity of the gear change transmission, it is possible to prevent the entire sub-line from running along with the second drive axle even if the drive force is only required on one axle. In order to minimize the friction losses of the uncoupled by means of the clutch and not operatively connected in this switching position with the rest of the drive train sub-strand, further clutches are preferably provided in the region of the drive shafts of the second axis.
  • the switchable coupling can be formed, for example, by a multi-disc and / or multi-plate clutch.
  • a coupling has the advantage that a very gentle switching operation can be ensured by a variably adjustable pressure force acting on the discs or slats.
  • a coupling design has the advantage that variable force and torque transmission, i. a stepless adjustability of the transmitted torque is made possible.
  • An advantageous design of the arrangement according to the invention can provide that the switchable clutch is associated with at least one transmission stage of an intermediate gear.
  • This translation stage of the intermediate gear can be formed, for example, by a spur gear.
  • a spur gear can be formed in particular by a so-called.
  • Planetary gear since this has the advantage of a very compact design with high transmittable drive torques.
  • the effective speed differences between the friction pairings of the clutch can be reduced by the clutch associated with the intermediate gear, which reduces the burden on the clutch and its friction losses.
  • the outer disk of the clutch can be rotatably coupled to a ring gear of the intermediate or helical gear.
  • the inner disks of the clutch can be rotatably coupled to a planetary gear carrier of the intermediate or helical gear.
  • an output shaft of the intermediate or helical gear can be rotatably coupled to a sun gear.
  • the ring gear of the intermediate or spur gear forms its drive.
  • the ring gear forming the drive of the intermediate or helical gear can in particular be coupled non-rotatably with an output shaft of the gear change transmission. Depending on the space available, very compact and at the same time very powerful drives can be designed in this way.
  • the ring gear as the drive of Intermediate or helical gear is rotatably coupled to a differential housing of the first differential gear.
  • the differential housing of the first differential gear can be rotatably connected to the differential cage and / or form this.
  • the activation of the clutch can be such that the inner disks and the outer disks are pressed against each other in the axial direction.
  • the inner disk and the outer disk can be pressed against each other by means of a mechanical friction and / or clutch in the axial direction.
  • the mechanical friction and / or clutch comprises a shiftable multi-plate clutch and an axial bias unit. In this way, it can also be ensured that the mechanical friction and / or clutch produces an adjustable slip between the inner disk and the outer disk.
  • the first differential gear can be formed by a spur gear and / or planetary gear.
  • a drive of the first differential gear may be coupled to the ring gear formed by the differential housing and / or rotatably connected thereto.
  • the spur gear and / or planetary gear of the first differential gear may have two parallel planetary gear, each with a sun gear meshing therewith.
  • the sun gears can each be rotatably coupled to the left and right first drive shafts of the first axle of the vehicle.
  • a very compact design can be achieved in that one of the two first drive shafts of the first axis of the vehicle is guided through the hollow output shaft of the intermediate gear.
  • the present invention includes not only the mentioned arrangement, but also any conceivable method for their operation and control.
  • a detailed description of the possibilities for controlling the arrangement according to the invention is omitted here, since the following description of an exemplary embodiment clarifies in detail all operating modes and control variants essential to the invention.
  • the operating modes mentioned in the description of the exemplary embodiment are correspondingly also applicable to modified variants according to the abovementioned embodiments and are not to be regarded as being restricted to the described embodiment.
  • the present invention provides a Ab- / Zuschaltiki for an axle of a motor vehicle, usually for the rear axle of all wheel-driven vehicle, which can be particularly integrated in the Vorderachsdifferenzialgetriebe and thus in the main gearbox (in front engine design).
  • a variable torque control to the rear axle can be made possible. So far, such connectable and disconnectable units were usually arranged near the rear axle, before the rear axle differential, so that only the rear axle differential could be switched off.
  • the present invention enables by the decommissioning of the transfer case and the propeller shaft to the rear differential and the associated efficiency improvement a significant fuel economy.
  • the additional design effort is very low.
  • the unit can be in the main gearbox be integrated, which reduces the assembly costs.
  • the entire arrangement is relatively easy due to its integrated structure.
  • the described unit of spur gear differential, planetary stage and switch unit can be constructed relatively easily modular from specially designed for their purpose and / or from already available, mainly produced by forming and preferably already tested components.
  • gear change transmission which is arranged downstream of the drive motor.
  • a gear change transmission can optionally be a manual, conventional transmission, a known automatic transmission, an automatically shifted transmission or the like.
  • gear change transmission used any type of speed and torque matching gear stage for reducing the relatively high rotational speeds of the drive motor and to increase the drive torque includes.
  • Fig. 1 shows a schematic representation of the components of a drive train of a motor vehicle with two driven axles.
  • FIG. 2 shows a schematic representation of an exemplary embodiment of a transmission arrangement with a switchable transfer case.
  • FIGS. 3 to 10 show diagrammatic representations of different operating states of the shiftable transfer case.
  • FIG. 11 and Fig. 12 show two alternative embodiments of the transfer case.
  • FIG. 13 shows the gear arrangement according to FIG. 2 and its installation position in the drive train of the vehicle.
  • FIG. 1 shows the components of a drive train of a motor vehicle with two driven axles.
  • the axle drive arrangement 10 serves to transmit a drive force of a drive motor 12 to wheels of a merely indicated motor vehicle 8.
  • the drive arrangement 10 comprises a gear change transmission 14 coupled to the drive motor 12 with a plurality of shiftable gear ratios, a first differential gear 16 coupled to the gear shift transmission 14 two first drive shafts 18 are coupled to the wheels 20 of a first axle 22 of the vehicle 8.
  • the first axle 22 of the vehicle 8 is permanently driven and is a driven front axle in the most common front engine design of today's vehicles.
  • the drive arrangement 10 furthermore comprises a transfer case 24 which is coupled to the first differential gear 16 and which is coupled via a connecting shaft 26, a so-called cardan shaft, to a second differential gear 28 via two second drive shafts 30 to the wheels 20 of a second axle 32 of the vehicle 8 is coupled.
  • the operative connection between the first differential gear 16 and the transfer case 24 may be disconnected by means of a shiftable clutch 34 to interrupt drive and torque transmission to the second axle wheels 20.
  • This shiftable clutch 34 is disposed between the first differential gear 16 and the transfer case 24.
  • the drive train to the second, not permanently, but only temporarily driven second drive axle 32 in the present embodiment, the on and off switchable rear axle, be interrupted, while the other front axle 22 by design permanently with the drive motor 12 and the speed change gear 14 is coupled.
  • the intermediate first differential gear 16 ensures a speed compensation on the wheels 22 of this axle 22 when cornering. Due to the variable coupling capability of the second drive axle 32 in the immediate vicinity of the gear change transmission 14, it is possible to be avoided that the entire sub-string to the second drive axle 32 also runs along when the driving force is needed only on the first axis 22.
  • more couplings 36 are preferably provided in the region of the drive shafts 30 of the second axis 32. In this way, the non-driven sub-string comes to rest on the second axis 32 as soon as the clutches 34 and 36 are opened.
  • These additional clutches 36 on the second axle 32 which is only temporarily coupled to the overall drive shaft, may possibly also be formed by freewheel clutches known per se. Alternatively, however, other clutches are possible that provide for an interruption of the operative connection between the second differential gear 28 of the second axis 32 and the respective drive wheels 20.
  • FIG. 2 shows an embodiment of the transmission arrangement with switchable transfer case 24.
  • the first differential gear 16 is formed by a spur gear in the form of a first planetary gear 38.
  • the drive of this first planetary gear 38 via its, formed by a differential case 40 and / or rotatably connected with this ring gear 42.
  • the Stirnrad- and / or planetary gear 38 of the first differential gear 16 two parallel planetary gear stages 44 and 46, each with a so engaged sun gear 48 and 50, respectively.
  • the sun gears 48 and 50 are rotatably coupled respectively to the left and right first drive shafts 18 of the first axle 22 of the vehicle.
  • the differential housing 40 of the first planetary gear 38 of the first differential gear 16 is rotatably connected to the transfer case 24.
  • a very compact design is achieved in that the right of the two first drive shafts 18 of the first axis 22 of the vehicle is guided by a hollow driven output shaft 52 of the transfer case 24.
  • the output shaft 52 is coupled to the connecting shaft 26, which in turn is coupled to the second differential gear 28 (see Fig. 1).
  • the switchable coupling 34 is formed in the exemplary embodiment shown by a multi-disc clutch or multi-disc clutch 54.
  • the thus formed coupling 34 has the advantage that a very gentle switching operation can be made possible by a variably adjustable pressure force acting on the discs or fins 56 and 58 of the multi-plate clutch 54.
  • such a coupling design has the advantage that a variable force and torque transmission, ie, a stepless adjustability of the transmitted torque to the variably driven second axis 32 is made possible.
  • the switchable clutch 34 arranged between the first differential gear 16 and the transfer case 24 is associated with a transmission stage of an intermediate gear 60.
  • This ratio stage of the intermediate gear 60 is formed in the embodiment shown by a spur gear in the form of a second planetary gear 62, which has the advantage of a very compact design.
  • the intermediate gear 60 associated with the shiftable clutch 34 provides for a reduction in the effective speed differences between the friction pairings of the clutch, which reduces the loads on and their friction losses.
  • the outer disks of the multi-plate clutch 56 are rotatably coupled to a ring gear 64 of the second planetary gear 62.
  • the inner disks 58 of the multi-plate clutch 56 are rotatably coupled to a planet 66 of the second planetary gear 62.
  • the output shaft 52 of the intermediate gear 60 is finally rotatably coupled to a sun gear 68 of the second planetary gear 62.
  • the ring gear 64 of the intermediate gear 60 forms the drive.
  • the ring gear 64 which is responsible for driving the intermediate gear 60 is coupled in a rotationally fixed manner to an output of the first planetary gear 38, in the embodiment shown with its differential housing 40.
  • the axial preload unit 70 comprises an additional auxiliary disk clutch 72, an electromagnetically acting feed unit 74 and an axial roller clutch 76 with balls rolling off between ramp disk pairs. If the two ramp discs are assigned.
  • one of the two ramp disks is gradually coupled to the faster rotating housing of the intermediate gear 24 with the aid of the auxiliary disk clutch 72.
  • the ramp disks rotate relative to one another and thus build up an axial force which closes the multi-plate clutch 54 until the planetary carrier 66 and the differential housing 40 of the first planetary gear 38 rotate at the same rotational speed.
  • the sun gear 68 of the intermediate gear 60 and the second planetary gear 62 is synchronized.
  • the suns of the driven wheels move at speeds n Ab tri eb ⁇ ⁇ n, where ⁇ n is the differential speed between the outer and the inner wheel 20 of an axle.
  • the planet carrier 66 rotates together with its planetary gears 78 and the rotatably connected inner disks 58 at half speed around the stationary sun 68.
  • the output torque of the gear change transmission 14 is transmitted only by the first differential gear 16 on the front axle, ie on the first axis 22 .
  • the arrows in Fig. 3 indicate the torque flow from the ring gear 42 of the first planetary gear 38 via the first and second planetary gear stages 44 and 46 and the first and second sun gears 48 and 50 to the left and right first drive shafts 18th
  • the auxiliary disk clutch 72 of the axial preload unit 70 is actuated hydraulically, electromagnetically or mechanically by application of a force F 1 , one of the ramp disks of the roller clutch 76 is coupled to the faster rotating housing of the transfer case 24.
  • the ramp discs rotate relative to each other and thus build up an axial force F 2 (see Fig. 5).
  • This axial force F 2 compresses the disk set of the multi-disk clutch 54 (FIG. 6) until the planet carrier 66 and the ring gear 64 and thus the differential cage rotate at the same rotational speed.
  • the sun gear 68 of the transfer case 24 is synchronized.
  • approximately 90 to 95% of the torque to the transfer case 24 flows through the multi-plate clutch 54 and only about 5 to 10% through the axial biasing unit 70 (see Fig. 7).
  • FIGS. 11 and 12 show two alternative embodiments of the transfer case 24. While FIG. 11 once again illustrates the above-described embodiment in which the auxiliary disk clutch 72 of the multi-disk clutch 54 is connected in parallel, the embodiment according to FIG the position of the Hilfslamel- len clutch 72, here below (in the drawing) of the axial biasing unit 70, ie coaxially located within this.
  • the outer disks 56 of the multi-plate clutch 54 are connected to one of the ramp disks of the roller clutch 76, while the inner disks 58 engage the sun gear 68 of the second planetary gear 62.
  • Such an embodiment can be made more compact in the axial direction and can improve the responsiveness of the switching unit 24, since the connection to the stationary sun 68 is simplified.
  • a disadvantage can be caused by the interrupted axial force flow from the multi-plate clutch 54 through the roller clutch 76 to the auxiliary lamella clutch 72, since the load transmission takes place on two levels. Under certain circumstances it may be necessary to make the auxiliary disk clutch 72 more stable and / or to provide additional axial support for the auxiliary disk clutch 72 and / or the multi-disk clutch 54.
  • FIG. 13 again illustrates the gear arrangement according to FIG. 2 and its installation position in the drive train of the vehicle. It is clear that 38 space for the switchable clutch 34 and the associated transfer case 24 is created by the extremely compact design of the axially very short first differential gear 16 in the form of the first Planetengetrie-.
  • the described unit of Stimraddifferenzial, planetary stage and switch unit can be relatively simple modular from specially designed for their purpose and / or from already available, mainly produced by forming and preferably already tested components constructed.

Abstract

Es ist eine Achsantriebsanordnung (10) zur Übertragung einer Antriebskraft eines Antriebsmotors (12) auf Räder (20) eines Kraftfahrzeugs (8) offenbart, die ein mit dem Antriebsmotor (12) gekoppeltes Gangwechselgetriebe (14) mit mehreren schaltbaren Übersetzungsstufen, ein mit dem Gangwechselgetriebe (14) gekoppeltes erstes Differenzialgetriebe (16), das über zwei erste Antriebswellen (18) mit den Rädern (20) einer ersten Achse (22) des Fahrzeugs (8) gekoppelt ist, und ein mit dem Gangwechselgetriebe (14) und/oder mit dem ersten Differenzialgetriebe (16) gekoppeltes Verteilergetriebe (24) umfasst, das über eine Verbindungswelle (26) mit einem zweiten Differenzialgetriebe (28) gekoppelt ist. Das zweite Differenzialgetriebe (28) ist über zwei zweite Antriebswellen (30) mit den Rädern (20) einer zweiten Achse (32) des Fahrzeugs (8) gekoppelt. Die Wirkverbindung zwischen dem Gangwechselgetriebe (14) und/oder dem ersten Differenzialgetriebe (16) und dem Verteilergetriebe (24) ist zur Unterbrechung einer Antriebskraft- und Drehmomentübertragung an die Räder (20) der zweiten Achse (32) trennbar. Zwischen dem Gangwechselgetriebe (14) und/oder dem ersten Differenzialgetriebe (16) und dem Verteilergetriebe (24) ist eine schaltbare Kupplung (34) angeordnet.

Description

Bezeichnung der Erfindung
Achsantriebsanordnung eines Fahrzeugs mit Verteilergetriebe
Gebiet der Erfindung
Die vorliegende Erfindung betrifft eine Achsantriebsanordnung eines Fahrzeugs mit Verteilergetriebe mit den Merkmalen des Oberbegriffs des Anspruchs 1.
Herkömmliche Fahrzeugantriebe sehen den Antrieb nur einer von zwei Fahrzeugachsen vor. Eine bekannte Bauart sieht einen längs im Fahrzeug eingebauten Frontmotor mit angetriebenen Hinterrädern vor. Hierbei stellt eine Abtriebswelle des in Fahrtrichtung hinter dem Motor angetriebenen Wechselgetriebes mit einem Differenzialgetriebe an der Hinterachse eine Antriebsverbindung zu den angetriebenen Hinterrädern her. Bei einer weit verbreiteten Frontantriebsbauweise ist einem in Fahrtrichtung quer eingebauten Frontmotor und angetriebenen Vorderrädern bildet üblicherweise der Antriebsmotor eine Baueinheit mit dem Wechselgetriebe und dem Differenzialgetriebe.
Neben den erwähnten Bauformen sind zahlreiche Varianten von sog. allradge- triebenen Fahrzeugen bekannt, bei denen alle vier Räder entweder permanent oder temporär angetrieben sein können. Fahrzeuge mit permanentem Allradantrieb weisen meist ein zentrales Verteilergetriebe auf, welches für eine Verteilung des Antriebsmomentes auf die beiden Achsdifferenzialgetriebe sorgt. Bei Fahrzeugen mit temporärem Allradantrieb ist üblicherweise nur eine Achse permanent angetrieben, während der anderen Achse wahlweise ein Antrieb zugeschaltet werden kann. Die permanent angetriebene Achse kann die Vorderachse oder die Hinterachse sein. Bei sehr einfach aufgebauten Antrieben kann das Verteilergetriebe fehlen. Da es hierbei zu ausgeprägten Verspannungen im Antrieb bei Kurvenfahrt aufgrund der an Vorderachse und Hinterachse sowie an linken und rechten Rädern unterschiedlichen Raddrehzahlen kommen kann, eignen sich diese zuschaltbaren Allradantriebe nur für den temporären Einsatz bei langsamer Fahrt abseits von befestigten Wegen und Straßen.
Bei Fahrzeugen mit Verteilergetrieben und temporär zuschaltbarem Allradantrieb wird meist der Achsantrieb zur nicht angetriebenen Achse deaktiviert, so- lange er nicht benötigt wird. Bei bekannten Getriebeanordnungen wird meist das Hinterachsdifferenzialgetriebe abgeschaltet, während das an der Vorderachse angeordnete Verteilergetriebe zugeschaltet bleibt und dabei lastfrei mitläuft. Dies führt zu Verlusten in vorgespannten Lagern und zu Planschverlusten und Reibverlusten der Zahnradpaarungen im Verteilergetriebe.
Die US 7 309 301 B2 beschreibt eine Antriebsanordnung eines Fahrzeugs mit Frontmotor und permanent angetriebenen Vorderrädern und temporär angetriebenen Hinterrädern, die mittels einer steuerbaren hydraulischen Kupplung dem Antrieb zu- oder abgeschaltet werden können. Die hydraulische Kupplung ist einem Wechselgetriebe zugeordnet und zwischen einer Verbindungswelle zum Antrieb des Hinterachsdifferenzialgetriebes und dem Wechselgetriebe des Fahrzeugs angeordnet. Sofern die Hinterräder nicht mit einem Freilauf versehen sind, rotieren die Antriebswellen und die drehbaren Teile des Hinterachsgetriebes sowie die Verbindungswelle auch bei nicht angetriebener Hinterachse je nach Fahrgeschwindigkeit mit entsprechenden Drehzahlen, was zu den erwähnten Verlusten im Antriebsstrang führt.
Eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung wird darin gesehen, eine Antriebsanordnung für ein Fahrzeug mit Wechselgetriebe und mit zumindest temporär zwei angetriebenen Achsen zur Verfügung zu stellen, die wirtschaftlich und mit möglichst wenig Verlusten betrieben werden kann.
Diese Aufgabe wird mit einer Antriebsanordnung eines Fahrzeugs mit schaltbarem Wechselgetriebes und einem Verteilergetriebe dadurch gelöst, dass zwischen dem Wechselgetriebe und dem Verteilergetriebe eine schaltbare Kupplung angeordnet ist. Die erfindungsgemäße Achsantriebsanordnung dient zur Übertragung einer Antriebskraft eines Antriebsmotors auf Räder eines Kraft- fahrzeugs. Sie umfasst ein mit dem Antriebsmotor gekoppeltes Gangwechsel- getriebe mit mehreren schaltbaren Übersetzungsstufen, ein mit dem Gangwechselgetriebe gekoppeltes erstes Differenzialgetriebe, das über zwei erste Antriebswellen mit den Rädern einer ersten Achse des Fahrzeugs gekoppelt ist, und ein mit dem Gangwechselgetriebe und/oder mit dem ersten Differenzi- algetriebe gekoppeltes Verteilergetriebe, das über eine Verbindungswelle mit einem zweiten Differenzialgetriebe gekoppelt ist, das über zwei zweite Antriebswellen mit den Rädern einer zweiten Achse des Fahrzeugs gekoppelt ist. Die Wirkverbindung zwischen dem Gangwechselgetriebe und/oder dem ersten Differenzialgetriebe und dem Verteilergetriebe kann zur Unterbrechung einer Antriebskraft- und Drehmomentübertragung an die Räder der zweiten Achse getrennt werden. Hierzu dient die erfindungsgemäße schaltbare Kupplung, die zwischen dem Gangwechselgetriebe und/oder dem ersten Differenzialgetriebe und dem Verteilergetriebe angeordnet ist.
Durch Betätigung der schaltbaren Kupplung kann je nach Bedarf der Antriebs- sträng zu einer nicht permanent, sondern nur temporär angetriebenen Antriebsachse unterbrochen werden, während die jeweils andere Antriebsachse konstruktionsbedingt permanent mit dem Antriebsmotor und dem Gangwechselgetriebe gekoppelt ist, typischerweise über ein Differenzialgetriebe, das für einen Drehzahlausgleich bei den Rädern dieser Achse bei Kurvenfahrt sorgt. Durch die variable Ankoppelbarkeit der zweiten Antriebsachse in unmittelbarer Nähe des Gangwechselgetriebes kann vermieden werden, dass der gesamte Teilstrang zur zweiten Antriebsachse auch dann mitläuft, wenn die Antriebskraft nur an einer Achse benötigt wird. Um die Reibungsverluste des mittels der Schaltkupplung abgekoppelten und in dieser Schaltstellung nicht mit dem übri- gen Antriebsstrang wirkverbundenen Teilstrangs zu minimieren, sind vorzugsweise weitere Kupplungen im Bereich der Antriebswellen der zweiten Achse vorgesehen. Auf diese Weise kommt der nicht angetriebene Teilstrang zur zweiten Achse zum Stillstand, sobald die Kupplungen geöffnet sind. Diese zusätzlichen Kupplungen an der zweiten, nur temporär mit dem Gesamtantriebs- sträng gekoppelten Achse können ggf. auch durch an sich bekannte Freilaufkupplungen gebildet sein. Alternativ hierzu sind jedoch auch andere Schaltkupplungen möglich, die für eine Unterbrechung der Wirkverbindung zwischen zweitem Differenzialgetriebe der zweiten Achse und den jeweiligen Antriebsrädern sorgen.
Die schaltbare Kupplung kann bspw. durch eine Mehrscheiben- und/oder Lamellenkupplung gebildet sein. Eine solche Kupplung weist den Vorteil auf, dass durch eine variabel einstellbare Druckkraft, die auf die Scheiben oder Lamellen einwirkt, ein sehr sanfter Schaltvorgang gewährleistet werden kann. Darüber hinaus hat eine solche Kupplungsbauart den Vorteil, dass eine variable Kraft- und Drehmomentübertragung, d.h. eine stufenlose Einstellbarkeit des übertragenen Drehmoments ermöglicht ist.
Eine vorteilhafte Bauform der erfindungsgemäßen Anordnung kann vorsehen, dass der schaltbaren Kupplung wenigstens eine Übersetzungsstufe eines Zwischengetriebes zugeordnet ist. Diese die Übersetzungsstufe des Zwischengetriebes kann bspw. durch ein Stirnradgetriebe gebildet sein. Ein solches Stirnradgetriebe kann insbesondere durch ein sog. Planetengetriebe gebildet sein, da dieses den Vorteil einer sehr kompakten Bauweise bei gleichzeitig hohen übertragbaren Antriebsmomenten aufweist. Zudem können durch das dem der Kupplung zugeordnete Zwischengetriebe die effektiven Drehzahldifferenzen zwischen den Reibpaarungen der Kupplung reduziert werden, was die Belastungen für die Kupplung und deren Reibungsverluste vermindert.
In vorteilhafter Bauweise können bspw. die Außenlamellen der Kupplung mit einem Hohlrad des Zwischen- bzw. Stirnradgetriebes drehfest gekoppelt sein. Dem entsprechend können die Innenlamellen der Kupplung mit einem Plane- tenradträger des Zwischen- bzw. Stirnradgetriebes drehfest gekoppelt sein. Zudem kann eine Abtriebswelle des Zwischen- bzw. Stirnradgetriebes mit ei- nem Sonnenrad drehfest gekoppelt sein. Bei dieser Bauweise bildet das Hohlrad des Zwischen- bzw. Stirnradgetriebes dessen Antrieb. Das den Antrieb des Zwischen- bzw. Stirnradgetriebes bildende Hohlrad kann insbesondere mit einer Abtriebswelle des Gangwechselgetriebes drehfest gekoppelt sein. Je nach Platzverhältnissen lassen sich auf diese Weise sehr kompakte und gleichzeitig sehr leistungsfähige Antriebe gestalten. Eine vorteilhafte Integration der Bauteile lässt sich dadurch erreichen, dass das Hohlrad als Antrieb des Zwischen- bzw. Stirnradgetriebes mit einem Differenzialgehäuse des ersten Differenzialgetriebes drehfest gekoppelt ist. Zudem kann das Differenzialgehäuse des ersten Differenzialgetriebes mit dessen Differenzialkorb drehfest verbunden sein und/oder diesen bilden.
Die Ansteuerung der Kupplung kann dergestalt sein, dass die Innenlamellen und die Außenlamellen in axialer Richtung gegeneinander drückbar sind. Gemäß einer vorteilhaften Ausführungsvariante der erfindungsgemäßen Anordnung können die Innenlamellen und die Außenlamellen mittels einer mechanischen Reibungs- und/oder Schaltkupplung in axialer Richtung gegeneinander drückbar sein. Um dies auf baulich einfache und gut steuerbare Weise zu erreichen, kann vorgesehen sein, dass die mechanische Reibungs- und/oder Schaltkupplung eine schaltbare Lamellenkupplung und eine axiale Vorspanneinheit umfasst. Auf diese Weise kann zudem dafür gesorgt werden, dass die mechanische Reibungs- und/oder Schaltkupplung einen einstellbaren Schlupf zwischen den Innenlamellen und den Außenlamellen erzeugt.
Bei aktivierter mechanischer Reibungs- und/oder Schaltkupplung kann ein definierbarer Anteil eines über das Hohlrad in das Zwischengetriebe eingeleiteten Drehmoments über die Innenlamellen auf die Abtriebswelle übertragen werden. Je nach Ansteuerung der Kupplung kann mehr oder weniger Drehmoment übertragen bzw. ein weitgehend vollständiger Kraftschluss zur Erzielung eines Antriebs beider Fahrzeugachsen hergestellt werden.
Gemäß einer weiteren Ausführungsvariante der Erfindung kann das erste Diffe- renzialgetriebe durch ein Stirnrad- und/oder Planetengetriebe gebildet sein. Ein Antrieb des ersten Differenzialgetriebes kann mit dessen, durch das Differenzi- algehäuse gebildete und/oder mit diesem drehfest verbundene Hohlrad gekoppelt sein. Zudem kann das Stirnrad- und/oder Planetengetriebe des ersten Differenzialgetriebes zwei parallele Planetenradstufen mit jeweils einem damit im Eingriff stehenden Sonnenrad aufweisen. Bei dieser Bauweise können die Sonnenräder jeweils mit den linken und rechten ersten Antriebswellen der ers- ten Achse des Fahrzeugs drehfest gekoppelt sein. Eine sehr kompakte Bauweise lässt sich dadurch erreichen, dass eine der beiden ersten Antriebswellen der ersten Achse des Fahrzeugs durch die hohl ausgeführte Abtriebswelle des Zwischengetriebes geführt ist.
Es sei an dieser Stelle betont, dass die vorliegende Erfindung nicht nur die erwähnte Anordnung umfasst, sondern auch jedes denkbare Verfahren zu deren Betrieb und Ansteuerung. Auf eine detaillierte Darstellung der Ansteue- rungsmöglichkeiten der erfindungsgemäßen Anordnung wird an dieser Stelle verzichtet, da die nachfolgende Beschreibung eines Ausführungsbeispiels alle für die Erfindung wesentlichen Betriebsarten und Steuerungsvarianten im De- tail verdeutlicht. Die in der Beschreibung des Ausführungsbeispiels erwähnten Betriebsarten beziehen sind in entsprechender Weise auch auf abgewandelte Varianten gemäß der oben erwähnten Ausführungsformen und sind nicht als auf die beschriebene Ausführungsform beschränkt zu betrachten.
Die vorliegende Erfindung liefert ein Ab-/Zuschalteinheit für eine Achse eines Kraftfahrzeugs, in der Regel für die Hinterachse eines all radgetriebenen Fahrzeugs, die insbesondere im Vorderachsdifferenzialgetriebe und damit im Hauptgetriebe (bei Frontmotorbauweise) integriert sein kann. Mit Hilfe der erfindungsgemäßen Anordnung und deren Steuerung kann eine variable Drehmomentsteuerung zur Hinterachse ermöglicht sein. Bisher waren derartige zu- und abschaltbare Einheiten bisher meist nahe der Hinterachse, vor dem Hin- terachsdifferenzial angeordnet, so dass lediglich das Hinterachsdifferenzial abgeschaltet werden konnte. Ein zwischen Hinterachsdifferenzial und Hauptgetriebe angeordnetes Verteilergetriebe, das meist an der Vorderachse angeordnet ist, sowie eine sog. Kardanwelle zu dessen Antrieb drehen dabei lastfrei mit, was zu Verlusten in vorgespannten Lagern sowie zu Planschverlusten und Reibverlusten der Zahnradpaarungen im Verteilergetriebe führt.
Die vorliegende Erfindung ermöglicht durch die Stilllegung des Verteilergetriebes und der Kardanwelle zum Hinterachsdifferenzial und der damit verbundenen Wirkungsgradverbesserung eine deutliche Kraftstoffersparnis. Dabei ist der konstruktive Zusatzaufwand sehr gering. Die Einheit kann im Hauptgetriebe integriert werden, was die Montagekosten reduziert. Die gesamte Anordnung ist durch ihren integrierten Aufbau relativ leicht.
Die beschriebene Einheit aus Stirnraddifferenzial, Planetenstufe und Zuschalteinheit kann relativ einfach modular aus eigens für ihren Einsatzzweck gestal- teten und/oder aus bereits verfügbaren, vorwiegend umformtechnisch hergestellten und vorzugsweise bereits erprobten Komponenten aufgebaut werden.
Es soll an dieser Stelle erwähnt sein, dass im vorliegenden Zusammenhang generell von einem Gangwechselgetriebe die Rede ist, das dem Antriebsmotor nachgeordnet ist. Ein solches Gangwechselgetriebe kann wahlweise ein hand- geschaltetes, herkömmliches Getriebe, ein an sich bekanntes Automatikgetriebe, ein automatisiert geschaltetes Getriebe o. dgl. sein. Grundsätzlich ist mit der verwendeten Bezeichnung „Gangwechselgetriebe" jede Art von drehzahl- und drehmomentanpassender Übersetzungsstufe zur Reduzierung der relativ hohen Drehzahlen des Antriebsmotors und zur Erhöhung des Antriebsmoments umfasst.
Weitere Merkmale, Ziele und Vorteile der vorliegenden Erfindung gehen aus der nun folgenden detaillierten Beschreibung einer bevorzugten Ausführungsform der Erfindung hervor, die als nicht einschränkendes Beispiel dient und auf die beigefügten Zeichnungen Bezug nimmt. Gleiche Bauteile weisen dabei grundsätzlich gleiche Bezugszeichen auf und werden teilweise nicht mehrfach erläutert.
Fig. 1 zeigt eine schematische Darstellung der Komponenten eines Antriebsstrangs eines Kraftfahrzeugs mit zwei angetriebenen Achsen.
Fig. 2 zeigt eine Schemadarstellung eines Ausführungsbeispiels einer Ge- triebeanordnung mit schaltbarem Verteilergetriebe.
Fig. 3 bis Fig. 10 zeigen in schematischen Darstellungen verschiedene Be- triebszustände des schaltbaren Verteilergetriebes.
Fig. 11 und Fig. 12 zeigen zwei alternative Ausführungsvarianten des Verteilergetriebes. Fig. 13 zeigt die Getriebeanordnung gemäß Fig. 2 und ihre Einbaulage im Antriebsstrang des Fahrzeugs.
Die schematische Darstellung der Fig. 1 zeigt die Komponenten eines Antriebsstrangs eines Kraftfahrzeugs mit zwei angetriebenen Achsen. Die Achs- antriebsanordnung 10 dient zur Übertragung einer Antriebskraft eines Antriebsmotors 12 auf Räder eines lediglich angedeuteten Kraftfahrzeugs 8. Die Antriebsanordnung 10 umfasst ein mit dem Antriebsmotor 12 gekoppeltes Gangwechselgetriebe 14 mit mehreren schaltbaren Übersetzungsstufen, ein mit dem Gangwechselgetriebe 14 gekoppeltes erstes Differenzialgetriebe 16, das über zwei erste Antriebswellen 18 mit den Rädern 20 einer ersten Achse 22 des Fahrzeugs 8 gekoppelt ist. Die erste Achse 22 des Fahrzeugs 8 ist permanent angetrieben und ist bei der am meisten verbreiteten Frontmotorbauweise heutiger Fahrzeuge eine angetriebene Vorderachse. Die Antriebsanordnung 10 umfasst weiterhin ein mit dem ersten Differenzialgetriebe 16 ge- koppeltes Verteilergetriebe 24, das über eine Verbindungswelle 26, eine sog. Kardanwelle, mit einem zweiten Differenzialgetriebe 28 gekoppelt ist, das über zwei zweite Antriebswellen 30 mit den Rädern 20 einer zweiten Achse 32 des Fahrzeugs 8 gekoppelt ist. Die Wirkverbindung zwischen dem ersten Differenzialgetriebe 16 und dem Verteilergetriebe 24 kann zur Unterbrechung einer Antriebskraft- und Drehmomentübertragung an die Räder 20 der zweiten Achse 32 mittels einer schaltbaren Kupplung 34 getrennt werden. Diese schaltbare Kupplung 34 ist zwischen dem ersten Differenzialgetriebe 16 und dem Verteilergetriebe 24 angeordnet.
Durch Betätigung der schaltbaren Kupplung 34 kann je nach Bedarf der An- triebsstrang zur nicht permanent, sondern nur temporär angetriebenen zweiten Antriebsachse 32, im vorliegenden Ausführungsbeispiel die zu- und abschaltbare Hinterachse, unterbrochen werden, während die andere Vorderachse 22 konstruktionsbedingt permanent mit dem Antriebsmotor 12 und dem Gangwechselgetriebe 14 gekoppelt ist. Das zwischengeschaltete erste Differenzial- getriebe 16 sorgt dabei für einen Drehzahlausgleich an den Rädern 22 dieser Achse 22 bei Kurvenfahrt. Durch die variable Ankoppelbarkeit der zweiten Antriebsachse 32 in unmittelbarer Nähe des Gangwechselgetriebes 14 kann ver- mieden werden, dass der gesamte Teilstrang zur zweiten Antriebsachse 32 auch dann mitläuft, wenn die Antriebskraft nur an der ersten Achse 22 benötigt wird. Um die Reibungsverluste des mittels der Schaltkupplung 34 abgekoppelten und in dieser Schaltstellung nicht mit dem übrigen Antriebsstrang wirkver- bundenen Teilstrangs zu minimieren, sind vorzugsweise weitere Kupplungen 36 im Bereich der Antriebswellen 30 der zweiten Achse 32 vorgesehen. Auf diese Weise kommt der nicht angetriebene Teilstrang zur zweiten Achse 32 zum Stillstand, sobald die Kupplungen 34 und 36 geöffnet sind. Diese zusätzlichen Kupplungen 36 an der zweiten, nur temporär mit dem Gesamtantriebs- sträng gekoppelten Achse 32 können ggf. auch durch an sich bekannte Freilaufkupplungen gebildet sein. Alternativ hierzu sind jedoch auch andere Schaltkupplungen möglich, die für eine Unterbrechung der Wirkverbindung zwischen zweitem Differenzialgetriebe 28 der zweiten Achse 32 und den jeweiligen Antriebsrädern 20 sorgen.
Die schematische Darstellung der Fig. 2 zeigt ein Ausführungsbeispiel der Getriebeanordnung mit schaltbarem Verteilergetriebe 24. Dort ist erkennbar, dass das erste Differenzialgetriebe 16 durch ein Stirnradgetriebe in Gestalt eines ersten Planetengetriebes 38 gebildet ist. Der Antrieb dieses ersten Planetengetriebes 38 erfolgt über dessen, durch ein Differenzialgehäuse 40 gebildetes und/oder mit diesem drehfest verbundenes Hohlrad 42. Zudem weist das Stirnrad- und/oder Planetengetriebe 38 des ersten Differenzialgetriebes 16 zwei parallele Planeten radstufen 44 und 46 mit jeweils einem damit im Eingriff stehenden Sonnenrad 48 bzw. 50 auf. Bei dieser Bauweise sind die Sonnenräder 48 und 50 jeweils mit den linken und rechten ersten Antriebswellen 18 der ers- ten Achse 22 des Fahrzeugs drehfest gekoppelt. Wie weiterhin in Fig. 2 verdeutlicht ist, ist das Differenzialgehäuse 40 des ersten Planetengetriebes 38 des ersten Differenzialgetriebes 16 drehfest mit dem Verteilergetriebe 24 verbunden. Eine sehr kompakte Bauweise wird dadurch erreicht, dass die rechte der beiden ersten Antriebswellen 18 der ersten Achse 22 des Fahrzeugs durch eine hohl ausgeführte Abtriebswelle 52 des Verteilergetriebes 24 geführt ist. Die Abtriebswelle 52 ist mit der Verbindungswelle 26 gekoppelt, die wiederum mit dem zweiten Differenzialgetriebe 28 gekoppelt ist (vgl. Fig. 1 ). Die schaltbare Kupplung 34 ist im gezeigten Ausfϋhrungsbeispiel durch eine Mehrscheiben- bzw. Lamellenkupplung 54 gebildet. Die derart ausgebildete Kupplung 34 weist den Vorteil auf, dass durch eine variabel einstellbare Druckkraft, die auf die Scheiben oder Lamellen 56 und 58 der Lamellenkupplung 54 einwirkt, ein sehr sanfter Schaltvorgang ermöglicht werden kann. Darüber hinaus hat eine solche Kupplungsbauart den Vorteil, dass eine variable Kraft- und Drehmomentübertragung, d.h. eine stufenlose Einstellbarkeit des übertragenen Drehmoments zur variabel antreibbaren zweiten Achse 32 ermöglicht ist.
Der zwischen dem ersten Differenzialgetriebe 16 und dem Verteilergetriebe 24 angeordneten schaltbaren Kupplung 34 ist eine Übersetzungsstufe eines Zwischengetriebes 60 zugeordnet. Diese Übersetzungsstufe des Zwischengetriebes 60 ist im gezeigten Ausführungsbeispiel durch ein Stirnradgetriebe in Gestalt eines zweiten Planetengetriebes 62 gebildet, was den Vorteil einer sehr kompakten Bauweise aufweist. Zudem sorgt das der schaltbaren Kupplung 34 zugeordnete Zwischengetriebe 60 für eine Reduzierung der effektiven Drehzahldifferenzen zwischen den Reibpaarungen der Kupplung, was die Belastungen für die und deren Reibungsverluste vermindert.
Die Außenlamellen der Lamellenkupplung 56 sind mit einem Hohlrad 64 des zweiten Planetengetriebes 62 drehfest gekoppelt. Die Innenlamellen 58 der Lamellenkupplung 56 sind mit einem Planetenradträger 66 des zweiten Planetengetriebes 62 drehfest gekoppelt. Die Abtriebswelle 52 des Zwischengetriebes 60 ist schließlich mit einem Sonnenrad 68 des zweiten Planetengetriebes 62 drehfest gekoppelt. Bei dieser Bauweise bildet das Hohlrad 64 des Zwischengetriebes 60 dessen Antrieb. Das für den Antrieb des Zwischengetriebes 60 sorgende Hohlrad 64 ist mit einem Abtrieb des ersten Planetengetriebes 38 drehfest gekoppelt, im gezeigten Ausführungsbeispiel mit dessen Differenzial- gehäuse 40.
Durch eine Ansteuerung der Lamellenkupplung 54 können die Innenlamellen
58 und die Außenlamellen 56 in axialer Richtung gegeneinander gedrückt wer- den, wodurch ein Kraftschluss zwischen Abtrieb des ersten Differenzialgetrie- bes 38 und der Abtriebswelle 52 des Verteilergetriebes 24 hergestellt werden kann. Durch Einstellung der zwischen Innen- und Außenlamellen 58, 56 wirkenden Andrückkraft kann das auf die Abtriebswelle 52 übertragene Drehmoment variiert werden. Gemäß dem dargestellten Ausführungsbeispiel können die Innenlamellen 58 und die Außenlamellen 56 mittels einer axial wirkenden Vorspanneinheit 70 in axialer Richtung gegeneinander gedrückt werden. Die axiale Vorspanneinheit 70 umfasst eine zusätzliche Hilfslamellenkupplung 72, eine elektromagnetisch wirkende Vorschubeinheit 74 sowie eine axiale Rollenkupplung 76 mit zwischen Rampenscheibenpaaren abwälzenden Kugeln. Werden die beiden Rampenscheiben zugeordnet. Wird die Vorschubeinheit 74 hydraulisch, elektromagnetisch oder mechanisch betätigt, wird eine der beiden Rampenscheiben mit Hilfe der Hilfslamellenkupplung 72 allmählich mit dem schneller rotierenden Gehäuse des Zwischengetriebes 24 gekoppelt. Die Rampenscheiben verdrehen sich hierdurch relativ zueinander und bauen damit eine Axialkraft auf, welche die Lamellenkupplung 54 schließt, bis der Planeten- radträger 66 und das Differenzialgehäuse 40 des ersten Planetengetriebes 38 mit gleicher Drehzahl rotieren. Gleichzeitig wird dadurch das Sonnenrad 68 des Zwischengetriebes 60 bzw. des zweiten Planetengetriebes 62 synchronisiert. Am Ende eines solchen Schaltzyklus werden ca. 90 bis 95 % des vom ersten Planetengetriebe 38 übertragenen Drehmoments zum Verteilergetriebe 24 übertragen, während lediglich ein geringer Anteil von ca. 5 bis 10 % des Drehmoments für die Aktivierung der axialen Vorspanneinheit 70 benötigt wird. Bei aktivierter axialer Vorspanneinheit 70 kann somit ein definierbarer Anteil eines über das Hohlrad 42 in das Zwischengetriebe 24 eingeleiteten Drehmoments über die Innenlamellen 56 auf die Abtriebswelle 52 übertragen werden. Je nach Ansteuerung der Kupplung kann mehr oder weniger Drehmoment übertragen bzw. ein weitgehend vollständiger Kraftschluss zur Erzielung eines Antriebs beider Fahrzeugachsen hergestellt werden.
Anhand der schematischen Darstellungen der Figuren 3 bis 10 werden nachfolgend verschiedene Betriebszustände des schaltbaren Verteilergetriebes 24 näher erläutert. Das zwischen den Bauteilen übertragene Drehmoment ist dabei jeweils durch kurze Pfeile angedeutet. Bei abgeschaltetem Hinterachsantrieb, d.h. bei abgeschalteter zweiter Achse 32, steht das Sonnenrad 68 des zweiten Planetengetriebes 62 still, während das Hohlrad 64 zusammen mit dem Gehäuse des Zwischengetriebes 60 und dem Differenzialgehäuse 40 mit den damit drehfest verbundenen Außenlamel- len 56 mit gleicher Drehzahl des Abtriebs nAt>eb rotieren. Diese Neutralstellung kann der Darstellung der Fig. 2 entnommen werden. Bei Kurvenfahrt (vgl. Fig. 3) bewegen sich die Sonnen der Abtriebsräder mit Drehzahlen nAbtrieb ± Δn, wobei Δn die Differenzdrehzahl zwischen dem kurvenäußeren und dem kurveninneren Rad 20 einer Achse ist. Der Planetenradträger 66 rotiert samt seinen Planetenrädern 78 und den drehfest damit verbundenen Innenlamellen 58 mit halber Drehzahl um die still stehende Sonne 68. Das Ausgangsdrehmoment des Gangwechselgetriebes 14 wird lediglich durch das erste Differenzialgetrie- be 16 auf die Vorderachse, d.h. auf die erste Achse 22 übertragen. Die Pfeile in Fig. 3 deuten den Drehmomentfluss vom Hohlrad 42 des ersten Planetenge- triebes 38 über die ersten und zweiten Planeten radstufen 44 und 46 und die ersten und zweiten Sonnenräder 48 und 50 zu den linken und rechten ersten Antriebswellen 18.
Wird entsprechend Fig. 4 die Hilfslamellenkupplung 72 der axialen Vorspanneinheit 70 hydraulisch, elektromagnetisch oder mechanisch durch Beaufschla- gung mit einer Kraft F1 betätigt, so wird eine der Rampenscheiben der Rollenkupplung 76 mit dem schneller rotierenden Gehäuse des Verteilergetriebes 24 gekoppelt. Die Rampenscheiben verdrehen sich relativ zueinander und bauen damit eine Axialkraft F2 auf (vgl. Fig. 5). Diese Axialkraft F2 drückt das Lamellenpaket der Lamellenkupplung 54 zusammen (Fig. 6), bis der Planetenträger 66 und das Hohlrad 64 und damit der Differenzialkorb mit gleicher Drehzahl rotieren. Gleichzeitig wird dabei das Sonnenrad 68 des Verteilergetriebes 24 synchronisiert. Am Ende des Schaltzyklus fließt ca. 90 bis 95 % des Drehmoments zum Verteilergetriebe 24 durch die Lamellenkupplung 54 und lediglich ca. 5 bis 10 % durch die axiale Vorspanneinheit 70 (vgl. Fig. 7).
Die Abschaltung der Einheit wird anhand der Figuren 8 bis 10 in knapper Form erläutert. Soll der Antrieb zum zweiten Differenzialgethebe 28 der zweiten Achse 32 unterbrochen werden, wird zunächst die Hilfslamellenkupplung 72 der axialen Vorspanneinheit 70 geöffnet (vgl. Fig. 8). Da der Rampenwinkel der Rollenkupplung 76 der axialen Vorspanneinheit 70 oberhalb des Selbsthemmungswinkels liegt, verdrehen sich beide Rampenscheiben sofort bis zur Neutralposition. Das Hauptlamellenpaket der Lamellenkupplung 54 wird nicht mehr vorgespannt und beginnt zu schlupfen (vgl. Fig. 9). Am Ende des Abschaltvorgangs rotiert die Zuschalteinheit um die still stehende Sonne 68 des Verteilergetriebes 24 (vgl. Fig. 10).
Die schematischen Darstellungen der Figuren 11 und 12 zeigen zwei alternative Ausführungsvarianten des Verteilergetriebes 24. Während Fig. 11 nochmals die zuvor beschriebene Ausfϋhrungsvariante illustriert, bei der die Hilfslamel- lenkupplung 72 der Lamellenkupplung 54 parallel geschaltet ist, unterscheidet sich die Ausführungsvariante gemäß Fig. 12 durch die Position der Hilfslamel- lenkupplung 72, die sich hier unterhalb (in der Zeichnung) der axialen Vorspanneinheit 70, d.h. koaxial innerhalb zu dieser befindet. Die Außenlamellen 56 der Lamellenkupplung 54 sind mit einer der Rampenscheiben der Rollenkupplung 76 verbunden, während die Innenlamellen 58 zum Sonnenrad 68 des zweiten Planetengetriebes 62 greifen. Eine derartige Ausführung lässt sich in axialer Richtung kompakter gestalten und kann die Reaktionsfähigkeit der Zuschalteinheit 24 verbessern, da die Zuschaltung zur stillstehenden Sonne 68 vereinfacht ist. Ein Nachteil kann jedoch durch den unterbrochenen axialen Kraftfluss von der Lamellenkupplung 54 durch die Rollenkupplung 76 zur Hilfs- lamellenkupplung 72 entstehen, da die Lastübertragung auf zwei Ebenen erfolgt. Unter Umständen kann es notwendig sein, die Hilfslamellenkupplung 72 stabiler auszuführen und/oder für eine zusätzliche axiale Abstützung der Hilfs- lamellenkupplung 72 und/oder der Lamellenkupplung 54 zu sorgen.
Die Schnittansicht der Fig. 13 verdeutlicht nochmals die Getriebeanordnung gemäß Fig. 2 und ihre Einbaulage im Antriebsstrang des Fahrzeugs. Dabei wird deutlich, dass durch die äußerst kompakte Bauform des axial sehr kurz bauenden ersten Differenzialgetriebes 16 in Gestalt des ersten Planetengetrie- bes 38 Platz für die schaltbare Kupplung 34 und das damit verbundene Verteilergetriebe 24 geschaffen wird. Das Getriebegehäuse für das Getriebe 14 und die darin integrierten weiteren Bauteile muss in aller Regel nicht vergrößert werden.
Die beschriebene Einheit aus Stimraddifferenzial, Planetenstufe und Zuschalteinheit kann relativ einfach modular aus eigens für ihren Einsatzzweck gestal- teten und/oder aus bereits verfügbaren, vorwiegend umformtechnisch hergestellten und vorzugsweise bereits erprobten Komponenten aufgebaut werden.
Die Erfindung ist nicht auf die vorstehenden Ausführungsbeispiele beschränkt. Vielmehr ist eine Vielzahl von Varianten und Abwandlungen denkbar, die von dem erfindungsgemäßen Gedanken Gebrauch machen und deshalb ebenfalls in den Schutzbereich fallen.
Bezugszeichenliste
8 Kraftfahrzeug
10 Antriebsanordnung
12 Antriebsmotor
14 Gangwechselgetriebe
16 erstes Differenzialgetriebe
18 erste Antriebswelle
20 Rad
22 erste Achse
24 Verteilergetriebe
26 Verbindungswelle
28 zweites Differenzialgetriebe
30 zweite Antriebswelle
32 zweite Achse
34 schaltbare Kupplung, Schaltkupplung
36 weitere Kupplung
38 erstes Planetengetriebe
40 Differenzialgehäuse
42 Hohlrad
44 erste Planeten radstufe
46 zweite Planetenradstufe
48 erstes Sonnenrad
50 zweites Sonnenrad
52 Abtriebswelle
54 Lamellenkupplung
56 Außenlamellen
58 Innenlamellen
60 Zwischengetriebe
62 zweites Planetengetriebe
64 Hohlrad
66 Planetenradträger
68 Sonnen rad axiale Vorspanneinheit Hilfslamellenkupplung Vorschubeinheit Rollenkupplung

Claims

Patentansprüche
1. Achsantriebsanordnung (10) zur Übertragung einer Antriebskraft eines Antriebsmotors (12) auf Räder (20) eines Kraftfahrzeugs (8), umfassend ein mit dem Antriebsmotor (12) gekoppeltes Gangwechselgetriebe (14) mit mehreren schaltbaren Übersetzungsstufen, ein mit dem Gangwechselgetriebe (14) gekoppeltes erstes Differenzialgetriebe (16), das über zwei erste Antriebswellen (18) mit den Rädern (20) einer ersten Achse (22) des Fahrzeugs (8) gekoppelt ist, und ein mit dem Gangwechselge- triebe (14) und/oder mit dem ersten Differenzialgetriebe (16) gekoppeltes Verteilergetriebe (24), das über eine Verbindungswelle (26) mit einem zweiten Differenzialgetriebe (28) gekoppelt ist, das über zwei zweite Antriebswellen (30) mit den Rädern (20) einer zweiten Achse (32) des Fahrzeugs (8) gekoppelt ist, wobei die Wirkverbindung zwischen dem Gangwechselgetriebe (14) und/oder dem ersten Differenzialgetriebe
(16) und dem Verteilergetriebe (24) zur Unterbrechung einer Antriebskraft- und Drehmomentübertragung an die Räder (20) der zweiten Achse (32) trennbar ist, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen dem Gangwechselgetriebe (14) und/oder dem ersten Differenzialgetriebe (16) und dem Verteilergetriebe (24) eine schaltbare Kupplung (34) angeordnet ist.
2. Antriebsanordnung nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die schaltbare Kupplung (34) durch eine Mehrscheiben- und/oder Lamellenkupplung (54) gebildet ist.
3. Antriebsanordnung nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass der schaltbaren Kupplung (34) wenigstens eine Übersetzungsstufe eines Zwischengetriebes (60) zugeordnet ist.
4. Antriebsanordnung nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Übersetzungsstufe des Zwischengetriebes (60) durch ein Stirnradgetriebe (62) gebildet ist.
5. Antriebsanordnung nach Anspruch 3 oder 4, dadurch gekennzeichnet, dass Außenlamellen (56) der Kupplung (34, 54) mit einem Hohlrad (64) des Zwischen- bzw. Stirnradgetriebes (60, 62) drehfest gekoppelt sind.
6. Antriebsanordnung nach einem der Ansprüche 3 bis 5, dadurch ge- kennzeichnet, dass Innenlamellen (58) der Kupplung (34, 54) mit einem
Planetenradträger (66) des Zwischen- bzw. Stirnradgetriebes (60, 62) drehfest gekoppelt sind.
7. Antriebsanordnung nach einem der Ansprüche 3 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass eine Abtriebswelle (52) des Zwischen- bzw. Stirn- radgetriebes (60, 62) mit einem Sonnenrad (68) drehfest gekoppelt ist.
8. Antriebsanordnung nach einem der Ansprüche 3 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass das Hohlrad (64) des Zwischen- bzw. Stirnradgetriebes (60, 62) dessen Antrieb bildet.
9. Antriebsanordnung nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass das Hohlrad (64) als Antrieb des Zwischen- bzw. Stirnradgetriebes (60,
62) mit einer Abtriebswelle des Gangwechselgetriebes (60) drehfest gekoppelt ist.
10. Antriebsanordnung nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass das Hohlrad (64) als Antrieb des Zwischen- bzw. Stirnradgetriebes (60, 62) mit einem Differenzialgehäuse (40) des ersten Differenzialgetriebes
(16) drehfest gekoppelt ist.
11. Antriebsanordnung nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, dass das Differenzialgehäuse (40) des ersten Differenzialgetriebes (16) mit dessen Differenzialkorb drehfest verbunden ist und/oder diesen bildet.
12. Antriebsanordnung nach einem der Ansprüche 5 oder 11 , dadurch gekennzeichnet, dass die Innenlamellen (58) und die Außenlamellen (56) in axialer Richtung gegeneinander drückbar sind.
13. Antriebsanordnung nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, dass die Innenlamellen (58) und die Außenlamellen (56) mittels einer mechanischen Reibungs- und/oder Schaltkupplung in axialer Richtung gegeneinander drückbar sind.
14. Antriebsanordnung nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, dass die mechanische Reibungs- und/oder Schaltkupplung eine schaltbare Lamellenkupplung (72) und eine axiale Vorspanneinheit (70) umfasst.
15. Antriebsanordnung nach Anspruch 13 oder 14, dadurch gekennzeichnet, dass die mechanische Reibungs- und/oder Schaltkupplung einen einstellbaren Schlupf zwischen Innenlamellen (58) und Außenlamellen
(56) erzeugt.
16. Antriebsanordnung nach einem der Ansprüche 13 bis 15, dadurch gekennzeichnet, dass bei aktivierter mechanischer Reibungs- und/oder Schaltkupplung ein definierbarer Anteil eines über das Hohlrad (64) in das Zwischengetriebe (24) eingeleitetes Drehmoment über die Innenlamellen (58) auf die Abtriebswelle (52) übertragbar ist.
17. Antriebsanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 16, dadurch gekennzeichnet, dass das erste Differenzialgetriebe (16) durch ein Stirnrad- und/oder Planetengetriebe (38) gebildet ist.
18. Antriebsanordnung nach Anspruch 17, dadurch gekennzeichnet, dass ein Antrieb des ersten Differenzialgetriebes (16) mit dessen, durch das Differenzialgehäuse (40) gebildeten und/oder mit diesem drehfest verbundenen Hohlrad (42) gekoppelt ist.
19. Antriebsanordnung nach Anspruch 17 oder 18, dadurch gekennzeich- net, dass das Stirnrad- und/oder Planetengetriebe (38) des ersten Differenzialgetriebes (16) zwei parallele Planeten radstufen (44, 46) mit jeweils einem damit im Eingriff stehenden Sonnenrad (48, 50) aufweist, wobei die Sonnenräder (48, 50) jeweils mit den linken und rechten ers- ten Antriebswellen (18) der ersten Achse (22) des Fahrzeugs (8) drehfest gekoppelt sind.
20. Antriebsanordnung nach einem der Ansprüche 17 bis 19, dadurch gekennzeichnet, dass eine der beiden ersten Antriebswellen (18) der ers- ten Achse (22) des Fahrzeugs (8) durch die hohl ausgeführte Abtriebswelle (52) des Zwischengetriebes (24) geführt ist.
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