WO2014079641A1 - 9-gang planetengetriebe - Google Patents

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WO2014079641A1
WO2014079641A1 PCT/EP2013/072224 EP2013072224W WO2014079641A1 WO 2014079641 A1 WO2014079641 A1 WO 2014079641A1 EP 2013072224 W EP2013072224 W EP 2013072224W WO 2014079641 A1 WO2014079641 A1 WO 2014079641A1
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clutch
gear
closed
planetary gear
gear set
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PCT/EP2013/072224
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French (fr)
Inventor
Stefan Beck
Christian Sibla
Wolfgang Rieger
Original Assignee
Zf Friedrichshafen Ag
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Publication date
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Priority to US14/646,607 priority patent/US9394974B2/en
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    • F16H3/00—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion
    • F16H3/44—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion using gears having orbital motion
    • F16H3/62—Gearings having three or more central gears
    • F16H3/66—Gearings having three or more central gears composed of a number of gear trains without drive passing from one train to another
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    • F16H3/44—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion using gears having orbital motion
    • F16H2003/442—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion using gears having orbital motion comprising two or more sets of orbital gears arranged in a single plane
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    • F16H2200/201—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the number of sets of orbital gears with three sets of orbital gears
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    • F16H2200/2046—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the engaging friction means not of the freewheel type, e.g. friction clutches or brakes with six engaging means

Definitions

  • the present invention relates to a transmission, in particular for use in motor vehicles.
  • the switching elements are, for example, clutches or brakes here.
  • DE 10 2008 032 015 discloses a power shift transmission with ten forward gears and one reverse gear.
  • the powershift transmission on three planetary gear sets, which are interconnected by six torque transmitting devices, two fixed connections and four clutches in different combinations.
  • a torque is introduced via a drive element in the power shift transmission and transmitted taking into account the respective transmission ratio to an output element.
  • the drive element and the output element are arranged coaxially with each other.
  • the present invention has for its object to provide a transmission of the type mentioned, which has low gear jumps at a high gear spread, is simultaneously optimized with respect to the required space and has a high efficiency.
  • a gear spread is understood as meaning the quotient of the gear ratio of the lowest gear and the gear ratio of the highest gear, the lowest gear having the highest gear ratio and the highest gear having the lowest gear ratio.
  • a transmission ratio of i ⁇ 1, 0 is a translation into speed, that is, at the transmission output a higher speed is applied than at the transmission input.
  • the transmission comprises at least one drive shaft, an output shaft, a housing, a first planetary gear set, a second planetary gear set and a third planetary gear set, and six shifting elements.
  • a torque or a rotational movement of a drive source is preferably introduced into the transmission via the drive shaft.
  • a starting element such as a hydrodynamic torque converter or a fluid coupling.
  • a shaft is not to be understood below exclusively as an example cylindrical, rotatably mounted machine element for transmitting torque, but these are also general fasteners to understand that connect individual components or elements together, in particular connecting elements that connect a plurality of elements rotatably together.
  • Two elements are in particular referred to as connected to each other if there is a fixed, in particular rotationally fixed connection between the elements. In particular, such connected elements rotate at the same speed.
  • Two elements are hereinafter referred to as connectable if there is a releasable rotationally fixed connection between these elements.
  • connectable if there is a releasable rotationally fixed connection between these elements.
  • such elements rotate when the connection is at the same speed.
  • the various components and elements of said invention can be connected to one another via a shaft or a connecting element, but also directly, for example by means of a welding, pressing or other connection.
  • the six shifting elements particularly preferably comprise a first brake, a second brake, a first clutch, a second clutch, a third clutch and a fourth clutch.
  • Couplings describe switching elements which, depending on the operating state, allow a relative movement between two components or constitute a connection for transmitting a torque. Under a relative movement, for example, to understand a rotation of two components, wherein the rotational speed of the first component and the rotational speed of the second component differ from each other. In addition, the rotation of only one of the two components is conceivable while the other component is stationary or rotating in the opposite direction.
  • a non-actuated clutch is understood to mean an opened clutch. This means that a relative movement between the two components is possible.
  • the clutch is actuated or closed, the two components accordingly rotate at the same speed in the same direction.
  • a brake is to be understood as a switching element which is connected on one side to a stationary element, for example a housing, and on another side to a rotatable element.
  • a non-actuated brake is understood to mean an opened brake.
  • the rotatable component is in free-running, that is to say that the brake preferably has no influence on the rotational speed of the rotatable component.
  • the brake is actuated or closed, the rotational speed of the rotatable component is reduced to a standstill, that is, a firm connection can be established between the rotatable element and the stationary element. Element and component are to be equated in this context.
  • a planetary gear set includes a sun gear, a planet carrier, and a ring gear.
  • Rotatably mounted on the planet carrier are planetary gears, which mesh with the toothing of the sun gear and / or with the toothing of the ring gear.
  • a minus planetary gearset describes a planetary gearset with a planet carrier on which the planetary gears are rotatably mounted, with a sun gear and with a ring gear, wherein the toothing of at least one of the planetary gears meshes both with the toothing of the sun gear and with the toothing of the ring gear, whereby the ring gear and the sun gear rotate in opposite directions of rotation when the sun gear rotates when the planet carrier is stationary.
  • a plus planetary gear set differs from the negative planetary gear set just described in that the plus planetary gear set has inner and outer planetary gears rotatably supported on the planetary carrier.
  • the toothing of the inner planet gears meshes on the one hand with the teeth of the sun gear and on the other hand with the teeth of the outer planetary gears.
  • the toothing of the outer planetary gears also meshes with the teeth of the ring gear.
  • the elements of a planetary gear set are understood in particular to mean the sun gear, the ring gear, the planet carrier and the planet wheels of the planetary gear set.
  • the switching elements are selectively, so individually and as needed, actuated, whereby nine forward gears and one reverse gear can be realized by different gear ratios between the drive shaft and the output shaft. Due to the numerous gears, it is possible to realize a fine gear ratio with a large gear spread and thus For example, the internal combustion engine in an optimal speed range and thus to operate economically. At the same time this contributes to an increase in ride comfort, since the internal combustion engine is preferably operable at a low speed level. Thus, for example, noise emissions are reduced, which arise due to the operation of the internal combustion engine.
  • the drive shaft and the output shaft are mutually axially offset. This leads, for example, to a particularly small axial space requirement of the transmission.
  • the transmission is particularly suitable for use in a vehicle with a front-transverse arrangement of the drive train.
  • the drive source such as an internal combustion engine
  • the drive source is installed transversely to the direction of travel in the vehicle and preferably the wheels of the front axle by the drive source or the transmission can be driven.
  • all elements of the first planetary gear set, the second planetary gear set and the third planetary gear set are rotatable. This means that there is no permanent connection between the elements of the Pianetenrad accounts and a fixed element, such as the housing, but a connection can be selectively produced by actuation of the switching elements. This also contributes advantageously to the fact that a high number of gears can be realized by means of a small number of planetary gearsets. A blocking of the individual elements of the planetary gear sets is exclusively produced by actuation of the respective switching elements.
  • the drive shaft via the first clutch to the sun gear of the first planetary gear set is connectable. More preferably, the drive shaft via the second clutch with the first brake and the ring gear of the second planetary gear set is connectable. Preferably, the ring gear of the second planetary gear set and the first brake are also connected to each other. As a result, a plurality of degrees of freedom with respect to the planetary gear sets is achieved, so that a variety of gears when using comparatively few switching elements and planetary gear sets can be realized.
  • the efficiency of the transmission can preferably be increased by requiring energy in the switching elements for changing the switching state, but not for maintaining the switching state itself.
  • switching elements which can be actuated according to demand such as electromechanical switching elements or electromagnetic switching elements, are particularly suitable. They are characterized, in particular in comparison to conventionally hydraulically actuated switching elements, by a particularly low and efficient energy requirements, since they are virtually lossless operable.
  • it can advantageously be dispensed with in the above solution, permanently maintain a control pressure for the operation of, for example, conventionally hydraulic switching elements, or to act on the switching element in the switched state permanently with the required hydraulic pressure.
  • Switching element no further components are arranged, or that the switching elements are particularly preferably arranged on the drive shaft or on the output shaft. More preferably, the planet carrier of the second planetary gear set is connected to the planet carrier of the first planetary gear set.
  • the first planetary gear set and the second planetary gear set are axially positioned with respect to the drive shaft such that the second planetary gear set is disposed above the first planetary gear set.
  • the arrangement of the second planetary gear set over the first planetary gear is characterized in a special way by a particularly small axial space requirement.
  • the sun gear of the second planetary gear set and the ring gear of the first planetary gear set are interconnected.
  • a one-piece or one-piece design of the sun gear of the second planetary gear and the ring gear of the first planetary gear is conceivable.
  • the ring gear of the first planetary gear in addition to an internal toothing, which meshes with the teeth of the planet gears of the first planetary gear, via an external toothing, which preferably assumes the function of the teeth of the sun of the second planetary gear set.
  • the external teeth of the ring gear of the first planetary gear meshes with the teeth of the planetary gears of the second planetary gear set.
  • the transmission has a first spur gear and a second spur gear.
  • the transmission is particularly preferably for use in vehicles with a front-transverse arrangement of the drive train, since a small axial space is claimed by the axially offset arrangement of the drive shaft and the output shaft.
  • a spur gear is a single or multi-stage spur gear with at least two spur gears, which are engaged with each other.
  • the respective shafts of the spur gears are arranged parallel to each other.
  • the two front drives are particularly preferably arranged in axial alignment along the drive shaft between the first planetary gear set and the third planetary gear set in the order of the first planetary gear set, first spur gear, second spur gear, third planetary gear set.
  • This arrangement ensures a particularly space-saving design, since the individual planetary gear sets and switching elements can be nested well into one another and the different waves do not intersect, for example, in this arrangement.
  • geometric position of the individual wheelsets, shift elements and front drives is conceivable, as far as the change of the geometric position of the components along the drive shaft.
  • Bindability is understood to mean that, given a different geometric position, that is to say an arrangement of the components deviating from the arrangement just described, the same connection or connection of the interfaces is ensured without individual connecting elements or shafts crossing each other.
  • the first clutch, the second clutch and the third clutch are particularly preferably connected in each case to the drive shaft.
  • the first clutch, the second clutch and the third clutch are easily accessible from the outside in a special way.
  • each of the three planetary gear sets is connectable to the drive shaft at least via the first clutch, the second clutch or the third clutch.
  • each of the planetary gear sets is connectable to at least one element via a coupling with the drive shaft.
  • a direct connection of an element of one of the three planetary gear sets with the drive shaft is conceivable. This means that no switching element is interposed between the drive shaft and an element of one of the three planetary gear sets.
  • the drive shaft via the third clutch to the planet carrier of the third planetary gear set is connectable. More preferably, the planet carrier of the first planetary gear set is connected to a first spur gear and the sun gear of the third planetary gear set. The first spur drive is more preferably connected via the fourth clutch to the output shaft. The ring gear of the third planetary gear set is preferably connected to a second spur gear and the second spur gear to the output shaft.
  • the drive shaft is connected to the planet carrier of the third planetary gear set in the transmission.
  • the planet carrier of the first planetary gear set is preferably connected to a first spur gear and connectable via the third clutch with the sun gear of the third planetary gear set. More preferably, the first spur gear via the fourth clutch to the output shaft is connectable.
  • the ring gear of the third planetary gear set is preferably connected to a second spur gear and the second spur gear preferably connected to the output shaft.
  • the drive shaft is connected to the planet carrier of the third planetary gear set.
  • the planet carrier of the first planetary gear set is provided with a first spur gear and the sun gear. Wheel of the third planetary gear set connected.
  • the first spur drive is more preferably connected via the fourth clutch to the output shaft.
  • the ring gear of the third planetary gear set is preferably connectable via the third clutch with a second spur gear and the second spur gear connected to the output shaft.
  • the drive shaft is connected to the planet carrier of the third planetary gear set.
  • the planet carrier of the first planetary gear set is preferably connected to a first spur gear and the sun gear of the third planetary gear set.
  • the first spur drive is more preferably connected via the fourth clutch to the output shaft.
  • the ring gear of the third planetary gear set is connected to a second spur gear and the second spur gear via the third clutch connected to the output shaft.
  • the drive shaft via the third clutch to the planet carrier of the third planetary gear set is connectable.
  • the planet carrier of the first planetary gear set is preferably connected to the sun gear of the third planetary gear set and connectable via the fourth clutch with a first spur gear.
  • the first spur gear is further preferably connected to the output shaft.
  • the ring gear of the third planetary gear set is preferably connected to a second spur gear and the second spur gear to the output shaft.
  • the first forward gear can be represented by the closed second brake, the closed first clutch and the closed fourth clutch. Due to the closed second brake, the closed second clutch and the closed fourth clutch, the second forward gear is preferably displayed.
  • the third forward gear is preferably represented by the closed first clutch, the closed second clutch and the closed fourth clutch.
  • the fourth forward speed is preferred by the closed first clutch, the closed third clutch and the closed fourth clutch, or by the closed second brake, the closed third clutch and the fourth clutch closed, or by the closed first brake, the closed third clutch and the closed fourth clutch, or by the closed second clutch, the closed one third clutch and the closed fourth clutch representable. Due to the closed first clutch, the closed second clutch and the closed third clutch, the fifth forward gear is preferably presentable.
  • the sixth forward gear is preferably represented by the closed second brake, the closed second clutch and the closed third clutch. Due to the closed second brake, the closed first clutch and the closed third clutch, the seventh forward gear is preferably presentable.
  • the eighth forward gear is preferably represented by the closed first brake, the closed second brake and the closed third clutch. Due to the closed first brake, the closed first clutch and the closed third clutch, the ninth forward gear is preferably presentable.
  • the reverse gear is preferably represented by the closed first brake, the closed first clutch and the closed fourth clutch.
  • the switching elements not mentioned in each case are open in the corresponding gear. Thus, it is possible to change from a forward gear to the next forward gear by merely changing the switching state of two shifting elements. This particularly preferably contributes to a reduction of the switching times. Particularly preferably, the change of the switching state takes place to the effect that at least one previously opened switching element is closed and at least one previously closed switching element is opened.
  • a method of operating a transmission is proposed.
  • at least nine forward gears can preferably be selected so that in each gear each three switching elements are closed simultaneously.
  • a gear change into an adjacent higher gear or into an adjacent lower gear is preferably realized by closing exactly one previously opened and by opening exactly one previously closed switching element.
  • the fourth clutch is particularly preferably designed as a form-locking switching element, in particular as a dog clutch. This leads to a significantly improved efficiency of the transmission and thus to significant fuel consumption advantages, for example in vehicles with internal combustion engine.
  • an electric machine or any other power / drive unit can additionally be arranged on each shaft or each connecting element.
  • a freewheel to the housing or to another shaft can in principle be arranged on each shaft or each connecting element. This results in that the corresponding switching element can be made smaller, since at least part of the torque is absorbed by the freewheel.
  • At least one planetary gear set in the present invention can be designed as a plus planetary gear set, if the connection of the planet carrier and the ring gear of the respective planetary gear set is adjusted accordingly.
  • 1 shows a schematic view of a first preferred embodiment of a transmission according to the invention
  • 2 shows a schematic view of a second preferred embodiment of a transmission according to the invention
  • Fig. 3 is a schematic view of a third preferred embodiment of a transmission according to the invention.
  • FIG. 4 shows a schematic view of a fourth preferred embodiment of a transmission according to the invention.
  • FIG. 5 shows a schematic view of a fifth preferred embodiment of a transmission according to the invention.
  • FIGS. 1 to 5 shows an exemplary circuit diagram for a transmission according to FIGS. 1 to 5.
  • Fig. 1 shows a schematic representation of a first preferred embodiment of the transmission, wherein the transmission comprises a first planetary PR1, a second planetary PR2, a third planetary PR3, a first spur ST1, a second spur ST2 and six switching elements.
  • the said elements are all arranged in a housing G.
  • the six switching elements are a first brake B1, a second brake B2, a first clutch K1, a second clutch K2, a third clutch K3 and a fourth clutch K4.
  • the first brake B ⁇ b> 1 and the second brake B ⁇ b> 2 are fixedly connected to the housing G with their one side, respectively.
  • Fig. 1 shows a drive shaft 1 and an output shaft 2, wherein the drive shaft 1 and the output shaft 2 are arranged parallel to each other.
  • the drive shaft 1 On a first side of the drive shaft 1, the drive shaft 1 has a free end. On this first side of the drive shaft 1, a rotational movement or a torque is introduced into the transmission. On one, the first side of the drive shaft 1 opposite side, the drive shaft 1 is connected to the third clutch K3.
  • the first clutch K1, the second clutch K2, the third clutch K3, the first brake B1 and the second brake B2 are coaxial with the drive shaft 1 starting at the first side of the drive shaft 1 in the order of first clutch K1, second clutch K2, first brake B1, second brake B2, third clutch K3 arranged. Also arranged coaxially to the drive shaft 1 are located in the axial extension between the first brake B1 and the second brake B2, the first planetary gear PR1 and the second planetary PR2.
  • the two te planetary gear set PR2 is arranged above the first planetary gear PR1. This means that the first planetary gearset PR1 and the second planetary gearset PR2 are aligned with each other with respect to the drive shaft 1. Owing to this arrangement of the two planetary gear sets PR1, PR2, the ring gear H1 of the first planetary gearset PR1 and the sun gear S2 of the second planetary gearset PR2 are interconnected. In the axial extent of the drive shaft 1 are also located between the second brake B2 and the third clutch K3, a first spur gear ST1, a second spur gear ST2 and the third planetary PR3 arranged along the drive shaft.
  • the fourth clutch K4 is arranged coaxially with the output shaft 2.
  • the output shaft 2 also has a free end on a first side. On the, the first side of the output shaft 2 opposite side of the output shaft 2, the output shaft 2 is connected to the second spur gear ST2.
  • the drive shaft 1 is further connected via the first clutch K1 with a third shaft 3, wherein the third shaft 3 is further connected to the sun gear S1 of the first planetary gear set PR1.
  • the drive shaft 1 can be further connected to a fourth shaft 4, wherein the fourth shaft 4 further connects the ring gear H2 of the second planetary gear set PR2 with the first brake B1.
  • the drive shaft 1 is connected to a fifth shaft 5, wherein the fifth shaft 5 is further connected to the planet carrier PT3 of the third planetary PR3.
  • a sixth shaft 6 connects the planet carrier PT2 of the second planetary gear set PR2 to the planet carrier PT1 of the first planetary gear set PR1 and the planet carrier PT1 of the first planetary gear set PR1 further to the first front drive ST1 and the sun gear S3 of the third planetary PR3.
  • the first spur gear ST1 is also connected to a ninth shaft 9, wherein the ninth shaft 9 via the fourth clutch K4 with the output shaft 2 is connectable.
  • the ring gear H3 of the third planetary PR3 is connected via an eighth shaft 8 with the second spur gear ST2, wherein the second spur gear ST2 is further connected to the output shaft 2.
  • the ring gear H1 of the first planetary gear set PR1 is connected via a seventh shaft 7 to the second brake B2 or connectable to the housing G via the second brake B2.
  • the free end of the Drive shaft 1 and the free end of the output shaft 2 show in Fig. 1 in the same direction. Via the first spur gear ST1 and / or the second spur gear ST2, a transmission of the rotational movement takes place between the drive shaft 1 and the output shaft 2.
  • the first planetary gearset PR1 is designed as a minus planetary gear set. This means that planetary gears of the planet carrier PT1 mesh with the sun gear S1 and the ring gear H1 of the first planetary gear set PR1. The same applies to the second planetary gear set PR2 or the sun gear S2, the planet carrier PT2 and the ring gear H2 of the second planetary PR2 and for the third planetary PR3 and the sun S3, the planet carrier PT3 and the ring gear H3 of the third planetary PR3.
  • Fig. 2 shows a further embodiment of the transmission described in Fig. 1, which differs primarily by a different positioning of the third clutch K3 'of the embodiment described in Fig. 1.
  • the third clutch K3 ' is arranged in the present embodiment spatially between the second spur gear ST2 and the third planetary PR3 coaxial with the drive shaft 1.
  • This also has the consequence that the planet carrier PT1 of the first planetary gearset PR1 connected to the sixth shaft 6 and the sixth shaft 6 is now connected via the third clutch K3 'to the fifth shaft 5, while the fifth shaft 5 continues to the sun gear S3 of the third planetary gear PR3 is connected.
  • Another deviation from the embodiment described in FIG. 1 is characterized in that the drive shaft 1 is now connected, inter alia, directly to the planet carrier PT3 of the third planetary gearset PR3. All other connections and interfaces, as well as the arrangement of the respective components correspond to the arrangement described in Fig. 1.
  • FIG. 3 shows a third variant of the transmission described in FIG. 1.
  • 1 again consists in the positioning of the third clutch K3 "in the transmission, the third clutch K3" being arranged coaxially with the drive shaft 1 between the second spur gear ST2 and the third planetary gearset PR3.
  • the drive shaft 1 is, as previously in Fig. 2 described, now connected directly to the planet carrier PT3 of the third planetary PR3.
  • Another difference compared to the arrangement described in Fig. 1 is that the ring gear H3 of the third planetary PR3 is now connected to the fifth shaft 5 and the fifth shaft 5 via the third clutch K3 "with the eighth shaft 8 is connectable wherein the eighth shaft 8 is further connected to the second spur gear ST2 and the second spur gear ST2 is further connected to the output shaft 2. All other interfaces, connections and arrangements of the individual elements correspond to the arrangement described in FIG.
  • FIG. 4 a fourth variant of the transmission described in Fig. 1 is shown.
  • the transmission corresponds largely to the embodiment described in Fig. 1.
  • An essential difference to the transmission described in Fig. 1 is expressed in the geometric position of the third clutch K3 " ⁇
  • the third clutch K3 '" is arranged coaxially with the output shaft 2.
  • the third clutch K3 '" is located at the end of the output shaft 2, which is opposite the free end of the output shaft 2.
  • the fourth clutch K4, the first spur gear ST1, the second spur gear ST2 and the third clutch K3'" are starting at The fourth clutch K4, the first spur gear ST1, the second spur gear ST2, the third clutch K3 '"are arranged in the order of the free end of the output shaft 2.
  • the drive shaft 1 is directly connected to the planet carrier PT3 of the third
  • the ring gear H3 of the third planetary gear set PR3 is connected to the second spur gear ST2 via the eighth shaft 8. Further, the second spur gear ST2 is connected to the fifth shaft 5.
  • the fifth shaft 5 is connected via the third clutch K3 ' " the output shaft 2 connectable. All other connections and interfaces correspond to the arrangement described in FIG.
  • FIG. 5 shows a further embodiment of the transmission described in FIG. 1. This differs from the arrangement described in Fig. 1 in that the fourth clutch K4 'is arranged coaxially with the drive shaft 1 between the second brake B2 and the first spur gear ST1. The output shaft 2 is thus free of switching elements. The output shaft 2 is exclusive connected to the first spur gear ST1 and the second spur gear ST2. Furthermore, the deviating arrangement of the fourth clutch K4 'leads to changed interfaces in comparison to the embodiment described in FIG.
  • Fig. 6 shows in a table a switching matrix of the transmission according to the invention.
  • An X in the respective field indicates which of the switching elements is closed for the realization of the first to ninth forward gear and the reverse gear.
  • the numbers 4-I, 4-II and 4-III three switching alternatives for the fourth forward gear are specified.
  • the switching states of the alternative embodiments of the third clutch ⁇ 3 ', K3 ", ⁇ 3'" are identical to the switching states of the third clutch K3.
  • the table shows the corresponding gear jumps of the forward gears.
  • a gear jump is the quotient of the translation of the lower forward gear and the adjacent higher forward gear to understand.

Landscapes

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Abstract

Getriebe, umfassend eine Antriebswelle (1), eine Abtriebswelle (2), ein Gehäuse (G), einen ersten Planetenradsatz (PR1), einen zweiten Planetenradsatz (PR2) und einen dritten Planetenradsatz (PR3), sechs Schaltelemente, umfassend eine erste Bremse (B1), eine zweite Bremse (B2), sowie eine erste Kupplung (K1), eine zweite Kupplung (K2), eine dritte Kupplung (K3, Κ3', K3", Κ3'") und eine vierte Kupplung (K4, K4'), wobei die Schaltelemente selektiv betätigbar sind, wodurch neun Vorwärtsgänge und ein Rückwärtsgang durch unterschiedliche Übersetzungsverhältnisse zwischen der Antriebswelle (1) und der Abtriebswelle (2) realisierbar sind, wobei jeder Planetenradsatz (PR1, PR2, PR3) zumindest ein Sonnenrad (S1, S2, S3), ein Planetenrad, einen Planetenträger (PT1, PT2, PT3) und ein Hohlrad (H1, H2, H3) aufweist, dadurch gekennzeichnet, dass die Antriebswelle (1) und die Abtriebswelle (2) axial versetzt zueinander angeordnet sind und die Antriebswelle (1) über die erste Kupplung (K1) mit dem Sonnenrad (S1) des erste Planetenradsatzes (PR1) und über die zweite Kupplung (K2) mit der ersten Bremse (B1) und dem Hohlrad (H2) des zweiten Planetenradsatzes (PR2) verbindbar ist, wobei das Hohlrad (H2) des zweiten Planetenradsatzes (PR2) und die erste Bremse (B1) ebenfalls miteinander verbunden sind.

Description

9-GANG PLANETENGETRIEBE
Die vorliegende Erfindung betrifft ein Getriebe, insbesondere zur Verwendung in Kraftfahrzeugen.
Ein Getriebe bezeichnet hier insbesondere ein mehrgängiges Getriebe, bei dem eine vordefinierte Anzahl an Gängen, also festen Übersetzungsverhältnissen zwischen Getriebeeingang und Getriebeausgang, durch Schaltelemente automatisch schaltbar ist. Bei den Schaltelementen handelt es sich hier beispielsweise um Kupplungen oder Bremsen.
Die DE 10 2008 032 015 offenbart ein Lastschaltgetriebe mit zehn Vorwärtsgängen und einem Rückwärtsgang. Dabei weist das Lastschaltgetriebe drei Planetenradsätze auf, welche durch sechs Drehmomentübertragungseinrichtungen, davon zwei feste Verbindungen und vier Kupplungen, in verschiedenen Kombinationen miteinander verschaltbar sind. Ein Drehmoment wird über ein Antriebselement in das Lastschaltgetriebe eingeleitet und unter Berücksichtigung des jeweiligen Übersetzungsverhältnisses auf ein Abtriebselement übertragen. Das Antriebselement und das Abtriebselement sind dabei koaxial zueinander angeordnet.
Der vorliegenden Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein Getriebe der eingangs genannten Art vorzuschlagen, welches geringe Gangsprünge bei einer hohen Getriebespreizung aufweist, gleichzeitig bezüglich des benötigten Bauraums optimiert ist und einen hohen Wirkungsgrad aufweist.
Unter einer Getriebespreizung ist der Quotient aus dem Übersetzungsverhältnis des niedrigsten Gangs und dem Übersetzungsverhältnis des höchsten Gangs zu verstehen, wobei der niedrigste Gang das größte Übersetzungsverhältnis und der höchste Gang das geringste Übersetzungsverhältnis aufweist. Bei einem Übersetzungsverhältnis von i < 1 ,0 erfolgt eine Übersetzung ins Schnelle, das heißt, dass an dem Getriebeausgang eine höhere Drehzahl anliegt als an dem Getriebeeingang. Die Aufgabe wird erfindungsgemäß mit einem Getriebe gemäß dem Patentanspruch 1 gelöst. Weitere Vorteile und vorteilhafte Ausgestaltungen gehen aus den Unteransprüchen hervor.
Das Getriebe umfasst wenigstens eine Antriebswelle, eine Abtriebswelle, ein Gehäuse, einen ersten Planetenradsatz, einen zweiten Planetenradsatz und einen dritten Planetenradsatz, sowie sechs Schaltelemente. Über die Antriebswelle wird besonders bevorzugt ein Drehmoment beziehungsweise eine Rotationsbewegung einer Antriebsquelle, beispielsweise eines Verbrennungsmotors, in das Getriebe eingeleitet. In bevorzugter Weise befindet sich zwischen der Antriebsquelle und der Antriebswelle ein Anfahrelement, wie etwa ein hydrodynamischer Drehmomentwandler oder eine Strömungskupplung.
Unter einer Welle ist nachfolgend nicht ausschließlich ein beispielsweise zylindrisches, drehbar gelagertes Maschinenelement zur Übertragung von Drehmomenten zu verstehen, sondern vielmehr sind hierunter auch allgemeine Verbindungselemente zu verstehen, die einzelne Bauteile oder Elemente miteinander verbinden, insbesondere Verbindungselemente, die mehrere Elemente drehfest miteinander verbinden.
Zwei Elemente werden insbesondere als miteinander verbunden bezeichnet, wenn zwischen den Elementen eine feste, insbesondere drehfeste Verbindung besteht. Insbesondere drehen solche verbundenen Elemente mit der gleichen Drehzahl.
Zwei Elemente werden im Weiteren als verbindbar bezeichnet, wenn zwischen diesen Elementen eine lösbare drehfeste Verbindung besteht. Insbesondere drehen solche Elemente, wenn die Verbindung besteht mit der gleichen Drehzahl.
Die verschiedenen Bauteile und Elemente der genannten Erfindung können dabei über eine Welle beziehungsweise ein Verbindungselement, aber auch direkt, beispielsweise mittels einer Schweiß-, Press- oder einer sonstigen Verbindung miteinander verbunden sein. Die sechs Schaltelemente umfassen besonders bevorzugt eine erste Bremse, eine zweite Bremse, eine erste Kupplung, eine zweite Kupplung, eine dritte Kupplung und eine vierte Kupplung.
Kupplungen beschreiben dabei Schaltelemente, welche, je nach Betätigungszustand, eine Relativbewegung zwischen zwei Bauteilen zulassen oder eine Verbindung zur Übertragung eines Drehmoments darstellen. Unter einer Relativbewegung ist beispielsweise eine Rotation zweier Bauteile zu verstehen, wobei die Drehzahl des ersten Bauteils und die Drehzahl des zweiten Bauteils voneinander abweichen. Darüber hinaus ist auch die Rotation nur eines der beiden Bauteile denkbar, während das andere Bauteil stillsteht oder in entgegengesetzter Richtung rotiert.
Im Folgenden ist unter einer nicht betätigten Kupplung eine geöffnete Kupplung zu verstehen. Dies bedeutet, dass eine Relativbewegung zwischen den beiden Bauteilen möglich ist. Bei betätigter beziehungsweise geschlossener Kupplung rotieren die beiden Bauteile dementsprechend mit gleicher Drehzahl in dieselbe Richtung.
Unter einer Bremse ist ein Schaltelement zu verstehen, welches auf einer Seite mit einem feststehenden Element, beispielsweise einem Gehäuse, und auf einer anderen Seite mit einem rotierbaren Element verbunden ist. Im Folgenden ist unter einer nicht betätigten Bremse eine geöffnete Bremse zu verstehen. Dies bedeutet, dass sich das rotierbare Bauteil im Freilauf befindet, das heißt, dass die Bremse bevorzugt keinen Einfluss auf die Drehzahl des rotierbaren Bauteils nimmt. Bei betätigter beziehungsweise geschlossener Bremse erfolgt eine Reduzierung der Drehzahl des rotierbaren Bauteils bis hin zum Stillstand, das heißt, dass eine feste Verbindung zwischen rotierbarem Element und feststehendem Element herstellbar ist. Element und Bauteil sind in diesem Zusammenhang gleichzusetzen.
Grundsätzlich ist auch eine Verwendung von Schaltelementen möglich, die in nicht betätigtem Zustand geschlossen und in betätigtem Zustand geöffnet sind.
Dementsprechend sind die Zuordnungen zwischen Funktion und Schaltzustand der oben beschriebenen Schaltzustände in umgekehrter Weise zu verstehen. Bei den nachfolgenden Ausführungsbeispielen wird zunächst eine Anordnung zugrunde ge- legt, in der ein betätigtes Schaltelement geschlossen und ein nicht betätigtes Schaltelement geöffnet ist.
Ein Planetenradsatz umfasst ein Sonnenrad, einen Planetenträger und ein Hohlrad. An dem Planetenträger drehbar gelagert sind Planetenräder, welche mit der Verzahnung des Sonnenrades und/oder mit der Verzahnung des Hohlrads kämmen. Nachfolgend beschreibt ein Minus-Planetenradsatz einen Planetenradsatz mit einem Planetenträger an dem die Planetenräder drehbar gelagert sind, mit einem Sonnenrad und mit einem Hohlrad, wobei die Verzahnung zumindest eines der Planetenräder sowohl mit der Verzahnung des Sonnenrades, als auch mit der Verzahnung des Hohlrades kämmt, wodurch das Hohlrad und das Sonnenrad in entgegengesetzte Drehrichtungen rotieren, wenn das Sonnenrad bei feststehendem Planetenträger rotiert. Ein Plus-Planetenradsatz unterscheidet sich zu dem gerade beschriebenen Minus-Planetenradsatz dahingehend, dass der Plus-Planetenradsatz innere und äußere Planetenräder aufweist, welche drehbar an dem Planetenträger gelagert sind. Die Verzahnung der inneren Planetenräder kämmt dabei einerseits mit der Verzahnung des Sonnenrads und andererseits mit der Verzahnung der äußeren Planetenräder. Die Verzahnung der äußeren Planetenräder kämmt darüber hinaus mit der Verzahnung des Hohlrades. Dies hat zur Folge, dass bei feststehendem Planetenträger das Hohlrad und das Sonnenrad in die gleiche Drehrichtung rotieren. Durch die Verwendung von Planetenradsätzen können besonders kompakte Getriebe realisiert werden, wodurch eine große Freiheit bei der Anordnung des Getriebes in dem Fahrzeug erreicht wird.
Unter den Elementen eines Planetenradsatzes werden insbesondere das Sonnenrad, das Hohlrad, der Planetenträger und die Planetenräder des Planetenradsatzes verstanden.
Besonders bevorzugt sind die Schaltelemente selektiv, also einzeln und bedarfsgerecht, betätigbar, wodurch neun Vorwärtsgänge und ein Rückwärtsgang durch unterschiedliche Übersetzungsverhältnisse zwischen der Antriebswelle und der Abtriebswelle realisierbar sind. Aufgrund der zahlreichen Gänge wird es möglich, eine feine Gangabstufung bei einer großen Getriebespreizung zu realisieren und somit beispielsweise den Verbrennungsmotor in einem optimalen Drehzahlbereich und damit wirtschaftlich zu betreiben. Gleichzeitig trägt dies zu einer Erhöhung des Fahrkomforts bei, da der Verbrennungsmotor bevorzugt auf einem niedrigen Drehzahlniveau betreibbar ist. Somit werden beispielsweise auch Lärmemissionen reduziert, welche durch den Betrieb des Verbrennungsmotors entstehen.
Weiter bevorzugt sind die Antriebswelle und die Abtriebswelle zueinander axial versetzt angeordnet. Dies führt beispielsweise zu einem besonders geringen axialen Bauraumbedarf des Getriebes. Dadurch eignet sich das Getriebe in besonders bevorzugter Weise für die Verwendung in einem Fahrzeug mit einer Front-Quer- Anordnung des Antriebsstrangs.
Unter einer Front-Quer-Anordnung des Antriebsstrangs ist zu verstehen, dass die Antriebsquelle, beispielsweise ein Verbrennungsmotor, quer zu der Fahrtrichtung in dem Fahrzeug verbaut ist und bevorzugt die Räder der vorderen Achse durch die Antriebsquelle beziehungsweise das Getriebe antreibbar sind.
Besonders bevorzugt sind alle Elemente des ersten Planetenradsatzes, des zweiten Planetenradsatzes und des dritten Planetenradsatzes rotierbar. Dies bedeutet, dass zwischen den Elementen der Pianetenradsätze und einem feststehenden Element, beispielsweise dem Gehäuse, keine permanente Verbindung besteht, sondern eine Verbindung selektiv durch Betätigung der Schaltelemente herstellbar ist. Dies trägt ebenfalls vorteilhaft dazu bei, dass mittels einer geringen Anzahl von Planetenradsätzen eine hohe Anzahl an Gängen realisierbar ist. Eine Verblockung der einzelnen Elemente der Planetenradsätze ist dabei ausschließlich über Betätigung der jeweiligen Schaltelemente herstellbar.
Weiter bevorzugt ist die Antriebswelle über die erste Kupplung mit dem Sonnenrad des ersten Planetenradsatzes verbindbar. Weiter bevorzugt ist die Antriebswelle über die zweite Kupplung mit der ersten Bremse und dem Hohlrad des zweiten Planetenradsatzes verbindbar. Bevorzugt sind das Hohlrad des zweiten Planetenradsatzes und die erste Bremse ebenfalls miteinander verbunden. Hierdurch wird eine Vielzahl an Freiheitsgraden bezüglich der Planetenradsätze erreicht, so dass eine Vielzahl an Gängen bei Verwendung von vergleichsweise wenigen Schaltelementen und Planetenradsätzen realisierbar ist.
Der Wirkungsgrad des Getriebes kann bevorzugt dadurch erhöht werden, dass bei den Schaltelementen für die Änderung des Schaltzustands, nicht jedoch für das Beibehalten des Schaltzustands selbst Energie benötigt wird. Hier eignen sich in besonderer Weise bedarfsgerecht betätigbare Schaltelemente, wie beispielsweise elektromechanische Schaltelemente oder elektromagnetische Schaltelemente. Sie zeichnen sich, insbesondere im Vergleich zu konventionell hydraulisch betätigbaren Schaltelementen, durch einen besonders geringen und effizienten Energiebedarf aus, da sie nahezu verlustfrei betreibbar sind. Darüber hinaus kann bei der oben genannten Lösung vorteilhaft darauf verzichtet werden, permanent einen Steuerdruck für die Betätigung der beispielsweise konventionell hydraulischen Schaltelemente vorzuhalten, beziehungsweise das Schaltelement im geschalteten Zustand permanent mit dem erforderlichen Hydraulikdruck zu beaufschlagen. Hierdurch können beispielsweise weitere Bauteile wie eine Hydraulikpumpe entfallen, soweit diese ausschließlich der Ansteuerung und Versorgung der konventionell hydraulisch betätigbaren Schaltelemente dienen. Erfolgt die Versorgung weiterer Bauteile mit Schmiermittel nicht über eine separate Schmiermittelpumpe sondern über die gleiche Hydraulikpumpe, so kann diese zumindest kleiner dimensioniert werden. Auch eventuell auftretende Undichtigkeiten an Olübergabestellen des Hydraulikkreislaufs, insbesondere bei rotierenden Bauteilen entfallen. Dies trägt besonders bevorzugt ebenfalls zu einer Effizienzsteigerung des Getriebes in Form eines höheren Wirkungsgrades bei. Bei der Verwendung von bedarfsgerecht betätigbaren Schaltelementen der oben genannten Art ist es besonders vorteilhaft, wenn diese von außen gut zugänglich sind. Dies hat unter anderem den Vorteil, dass die benötigte Schaltenergie den Schaltelementen gut zugeführt werden kann. Daher sind die Schaltelemente besonders bevorzugt so angeordnet, dass sie von außen gut zugänglich sind. Von außen gut zugänglich bedeutet im Sinne der Schaltelemente, dass zwischen Gehäuse und
Schaltelement keine weiteren Bauteile angeordnet sind, beziehungsweise, dass die Schaltelemente besonders bevorzugt an der Antriebswelle oder an der Abtriebswelle angeordnet sind. Weiter bevorzugt ist der Planetenträger des zweiten Planetenradsatzes mit dem Planetenträger des ersten Planetenradsatzes verbunden.
In einer weiteren bevorzugten Form der Ausgestaltung sind der erste Planetenradsatz und der zweite Planetenradsatz in Bezug auf die Antriebswelle axial so positioniert, dass der zweite Planetenradsatz über dem ersten Planetenradsatz angeordnet ist. Die Anordnung des zweiten Planetenradsatzes über dem ersten Planetenradsatz zeichnet sich in besonderer Weise durch einen besonders geringen axialen Bauraumbedarf aus. Besonders bevorzugt sind das Sonnenrad des zweiten Planetenradsatzes und das Hohlrad des ersten Planetenradsatzes miteinander verbunden. Alternativ dazu ist auch eine einteilige beziehungsweise einstückige Ausführung des Sonnenrades des zweiten Planetenradsatzes und des Hohlrades des ersten Planetenradsatzes denkbar. In diesem Fall verfügt beispielsweise das Hohlrad des ersten Planetenradsatzes neben einer inneren Verzahnung, welche mit der Verzahnung der Planetenräder des ersten Planetenradsatzes kämmt, auch über eine äußere Verzahnung, welche bevorzugt die Funktion der Verzahnung der Sonne des zweiten Planetenradsatzes übernimmt. Dabei kämmt dann die Außenverzahnung des Hohlrades des ersten Planetenradsatzes mit der Verzahnung der Planetenräder des zweiten Planetenradsatzes.
In einer besonders bevorzugten Form der Ausgestaltung weist das Getriebe einen ersten Stirntrieb und einen zweiten Stirntrieb auf. Mittels des ersten Stirntriebs und des zweiten Stirntriebs ist, je nach Betätigung der Schaltelemente, ein Drehmoment zwischen Antriebswelle und Abtriebswelle übertragbar. Durch diese Anordnung eignet sich das Getriebe besonders bevorzugt für die Verwendung in Fahrzeugen mit einer Front-Quer-Anordnung des Antriebsstrangs, da durch die axial versetzte Anordnung der Antriebswelle und der Abtriebswelle ein geringer axialer Bauraum beansprucht wird. Insbesondere bei Fahrzeugen mit einer Front-Quer-Anordnung des Antriebsstrangs ist dies von besonderer Bedeutung, da der verfügbare Bauraum für die Antriebsquelle und das Getriebe in besonderer Weise durch die Fahrzeugbreite begrenzt wird. Allerdings sind auch weitere Triebstranganordnungen denkbar, beispielsweise bei heckgetriebenen Fahrzeugen. Bei einem Stirntrieb handelt es sich um ein ein- oder mehrstufiges Stirnradgetriebe mit mindestens zwei Stirnrädern, welche miteinander in Eingriff stehen. Dabei sind die jeweiligen Wellen der Stirnräder parallel zueinander angeordnet.
Die beiden Stirntriebe sind in axialer Ausrichtung entlang der Antriebswelle besonders bevorzugt zwischen dem ersten Planetenradsatz und dem dritten Planetenradsatz in der Reihenfolge erster Planetenradsatz, erster Stirntrieb, zweiter Stirntrieb, dritter Planetenradsatz angeordnet. Diese Anordnung gewährleistet eine besonders platzsparende Ausführung, da die einzelnen Planetenradsätze und Schaltelemente gut ineinander verschachtelt werden können und sich die verschiedenen Wellen beispielsweise bei dieser Anordnung nicht kreuzen. Soweit es die Bindbarkeit der Elemente zulässt, ist eine von der gerade beschriebenen Anordnung abweichende geometrische Lage der einzelnen Radsätze, Schaltelemente und Stirntriebe denkbar, soweit der Wechsel der geometrischen Lage der Bauteile entlang der Antriebswelle erfolgt.
Unter der Bindbarkeit ist zu verstehen, dass bei unterschiedlicher geometrischer Lage, also einer von der gerade beschriebenen Anordnung abweichende Anordnung der Bauteile, die gleiche Anbindung beziehungsweise Verbindung der Schnittstellen gewährleistet ist, ohne dass sich einzelne Verbindungselemente oder Wellen kreuzen.
Auch ist die Verwendung eines Kettentriebs beziehungsweise eines Riementriebs anstelle des ersten Stirntriebs und/oder des zweiten Stirntriebs denkbar.
In einer weiteren bevorzugten Ausführungsform sind die erste Kupplung, die zweite Kupplung und die dritte Kupplung besonders bevorzugt jeweils mit der Antriebswelle verbunden. Dies ermöglicht in besonderer Weise, die erste Kupplung, die zweite Kupplung und die dritte Kupplung koaxial zu der Antriebswelle anzuordnen, wobei die Kupplungen besonders bevorzugt nebeneinander positioniert werden können. Hierdurch sind die erste Kupplung, die zweite Kupplung und die dritte Kupplung in besonderer Weise von außen gut zugänglich. Alternativ dazu können eine oder mehrere Kupplungen in einer davon abweichenden geometrischen Lage angeordnet sein.
In einer weiteren bevorzugten Ausführungsform ist jeder der drei Planetenradsätze mit der Antriebswelle zumindest über die erste Kupplung, die zweite Kupplung oder die dritte Kupplung verbindbar. Dies bedeutet, dass jeder der Planetenradsätze zumindest mit einem Element über eine Kupplung mit der Antriebswelle verbindbar ist. Alternativ dazu ist jedoch, je nach geometrischer Lage der Schaltelemente, auch eine direkte Verbindung eines Elements eines der drei Planetenradsätze mit der Antriebswelle denkbar. Dies bedeutet, dass zwischen Antriebswelle und einem Element eines der drei Planetenradsätze kein Schaltelement zwischengeschaltet ist.
In einer weiteren bevorzugten Form der Ausgestaltung ist die Antriebswelle über die dritte Kupplung mit dem Planetenträger des dritten Planetenradsatzes verbindbar. Weiter bevorzugt ist der Planetenträger des ersten Planetenradsatzes mit einem ersten Stirntrieb und dem Sonnenrad des dritten Planetenradsatzes verbunden. Der erste Stirntrieb ist weiter bevorzugt über die vierte Kupplung mit der Abtriebswelle verbindbar. Das Hohlrad des dritten Planetenradsatzes ist bevorzugt mit einem zweiten Stirntrieb und der zweite Stirntrieb mit der Abtriebswelle verbunden.
In einer weiter bevorzugten Ausgestaltung ist in dem Getriebe die Antriebswelle mit dem Planetenträger des dritten Planetenradsatzes verbunden. Der Planetenträger des ersten Planetenradsatzes ist bevorzugt mit einem ersten Stirntrieb verbunden und über die dritte Kupplung mit dem Sonnenrad des dritten Planetenradsatzes verbindbar. Weiter bevorzugt ist der erste Stirntrieb über die vierte Kupplung mit der Abtriebswelle verbindbar. Das Hohlrad des dritten Planetenradsatzes ist bevorzugt mit einem zweiten Stirntrieb und der zweite Stirntrieb bevorzugt mit der Abtriebswelle verbunden.
In einer weiteren Variante des Getriebes ist die Antriebswelle mit dem Planetenträger des dritten Planetenradsatzes verbunden. Weiter bevorzugt ist der Planetenträger des ersten Planetenradsatzes mit einem ersten Stirntrieb und dem Sonnen- rad des dritten Planetenradsatzes verbunden. Der erste Stirntrieb ist weiter bevorzugt über die vierte Kupplung mit der Abtriebswelle verbindbar. Das Hohlrad des dritten Planetenradsatzes ist bevorzugt über die dritte Kupplung mit einem zweiten Stirntrieb verbindbar und der zweite Stirntrieb mit der Abtriebswelle verbunden.
In einer weiteren bevorzugten Form der Ausgestaltung ist die Antriebswelle mit dem Planetenträger des dritten Planetenradsatzes verbunden. Der Planetenträger des ersten Planetenradsatzes ist bevorzugt mit einem ersten Stirntrieb und dem Sonnenrad des dritten Planetenradsatzes verbunden. Der erste Stirntrieb ist weiter bevorzugt über die vierte Kupplung mit der Abtriebswelle verbindbar. Das Hohlrad des dritten Planetenradsatzes ist mit einem zweiten Stirntrieb verbunden und der zweite Stirntrieb über die dritte Kupplung mit der Abtriebswelle verbindbar.
Weiter bevorzugt ist die Antriebswelle über die dritte Kupplung mit dem Planetenträger des dritten Planetenradsatzes verbindbar. Der Planetenträger des ersten Planetenradsatzes ist bevorzugt mit dem Sonnenrad des dritten Planetenradsatzes verbunden und über die vierte Kupplung mit einem ersten Stirntrieb verbindbar. Der erste Stirntrieb ist weiter bevorzugt mit der Abtriebswelle verbunden. Das Hohlrad des dritten Planetenradsatzes ist mit einem zweiten Stirntrieb und der zweite Stirntrieb weiter bevorzugt mit der Abtriebswelle verbunden.
In einer besonders bevorzugten Form der Ausgestaltung ist der erste Vorwärtsgang durch die geschlossene zweite Bremse, die geschlossene erste Kupplung und die geschlossene vierte Kupplung darstellbar. Durch die geschlossene zweite Bremse, die geschlossene zweite Kupplung und die geschlossene vierte Kupplung ist bevorzugt der zweite Vorwärtsgang darstellbar. Der dritte Vorwärtsgang ist bevorzugt durch die geschlossene erste Kupplung, die geschlossene zweite Kupplung und die geschlossene vierte Kupplung darstellbar. Der vierte Vorwärtsgang ist bevorzugt durch die geschlossene erste Kupplung, die geschlossene dritte Kupplung und die geschlossene vierte Kupplung, oder durch die geschlossene zweite Bremse, die geschlossene dritte Kupplung und die geschlossene vierte Kupplung, oder durch die geschlossene erste Bremse, die geschlossene dritte Kupplung und die geschlossene vierte Kupplung, oder durch die geschlossene zweite Kupplung, die geschlossene dritte Kupplung und die geschlossene vierte Kupplung darstellbar. Durch die geschlossene erste Kupplung, die geschlossene zweite Kupplung und die geschlossene dritte Kupplung ist bevorzugt der fünfte Vorwärtsgang darstellbar. Der sechste Vorwärtsgang ist bevorzugt durch die geschlossene zweite Bremse, die geschlossene zweite Kupplung und die geschlossene dritte Kupplung darstellbar. Durch die geschlossene zweite Bremse, die geschlossene erste Kupplung und die geschlossene dritte Kupplung ist bevorzugt der siebte Vorwärtsgang darstellbar. Der achte Vorwärtsgang ist bevorzugt durch die geschlossene erste Bremse, die geschlossene zweite Bremse und die geschlossene dritte Kupplung darstellbar. Durch die geschlossene erste Bremse, die geschlossene erste Kupplung und die geschlossene dritte Kupplung ist bevorzugt der neunte Vorwärtsgang darstellbar. Der Rückwärtsgang ist bevorzugt durch die geschlossene erste Bremse, die geschlossene erste Kupplung und die geschlossene vierte Kupplung darstellbar. Die jeweils nicht genannten Schaltelemente sind in dem entsprechenden Gang jeweils geöffnet. So kann von einem Vorwärtsgang in den nächsten Vorwärtsgang gewechselt werden, indem lediglich der Schaltzustand von zwei Schaltelementen verändert wird. Dies trägt besonders bevorzugt zu einer Reduzierung der Schaltzeiten bei. Insbesondere bevorzugt erfolgt die Änderung des Schaltzustands dahingehend, dass mindestens ein zuvor geöffnetes Schaltelement geschlossen und mindestens ein zuvor geschlossenes Schaltelement geöffnet wird.
Gemäß einem weiteren Aspekt der vorliegenden Erfindung wird ein Verfahren zum Betreiben eines Getriebes vorgeschlagen. Hierbei können zumindest neun Vorwärtsgänge bevorzugt so ausgewählt werden, dass in jeder Gangstufe jeweils drei Schaltelemente gleichzeitig geschlossen sind. Ein Gangwechsel in einen benachbarten höheren Gang oder in einen benachbarten niedrigeren Gang ist jeweils bevorzugt durch Schließen von genau einem zuvor geöffneten und durch Öffnen von genau einem zuvor geschlossenen Schaltelement realisierbar. Unabhängig davon, ob hydraulisch, elektromechanisch oder in sonstiger Weise betätigbar, führt dies zu einem geringeren Energiebedarf der Schaltelemente, was sich letztendlich vorteilhaft auf den Verbrauch, beispielsweise von Kraftstoff bei einem Verbrennungsmotor als Antriebsquelle, des Fahrzeugs auswirkt. Die geometrische Lage der einzelnen Radsätze und Schaltelemente ist frei wählbar, solange es die Bindbarkeit der Elemente zulässt. Dies bedeutet, dass die einzelnen Elemente beliebig in ihrer Lage in dem Gehäuse verschoben werden können, solange sich die einzelnen Verbindungselemente beziehungsweise Wellen nicht kreuzen.
Alle Schaltelemente können grundsätzlich jeweils reib- oder formschlüssig wirken. Die vierte Kupplung ist besonders bevorzugt als formschlüssiges Schaltelement, insbesondere als Klauenkupplung ausgeführt. Dies führt zu einem deutlich verbesserten Wirkungsgrad des Getriebes und damit zu deutlichen Verbrauchsvorteilen bezüglich des Kraftstoffverbrauchs, beispielsweise bei Fahrzeugen mit Verbrennungsmotor.
Auf jeder Welle beziehungsweise jedem Verbindungselement kann prinzipiell zusätzlich eine elektrische Maschine oder eine sonstige K raf t-/Lei stu n gsq u el I e angeordnet werden.
Darüber hinaus kann auf jeder Welle oder jedem Verbindungselement grundsätzlich ein Freilauf zu dem Gehäuse oder zu einer anderen Welle angeordnet werden. Dies führt dazu, dass das entsprechende Schaltelement kleiner dimensioniert werden kann, da zumindest ein Teil des Drehmoments über den Freilauf aufgefangen wird.
Grundsätzlich kann zumindest ein Planetenradsatz in der vorliegenden Erfindung als Plus-Planetenradsatz ausgeführt werden, wenn die Anbindung des Planetenträgers und des Hohlrades des betreffenden Planetenradsatzes entsprechend angepasst wird.
Die Erfindung wird nachfolgend anhand der beigefügten Figuren beispielhaft näher erläutert. Es zeigen:
Fig. 1 : eine schematische Ansicht einer ersten bevorzugten Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Getriebes; Fig. 2: eine schematische Ansicht einer zweiten bevorzugten Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Getriebes;
Fig. 3: eine schematische Ansicht einer dritten bevorzugten Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Getriebes;
Fig. 4: eine schematische Ansicht einer vierten bevorzugten Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Getriebes;
Fig. 5: eine schematische Ansicht einer fünften bevorzugten Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Getriebes;
Fig. 6: ein beispielhaftes Schaltschema für ein Getriebe gemäß Fig. 1 bis 5.
Fig. 1 zeigt in einer schematischen Darstellung eine erste bevorzugte Ausführungsform des Getriebes, wobei das Getriebe einen ersten Planetenradsatz PR1 , einen zweiten Planetenradsatz PR2, einen dritten Planetenradsatz PR3, einen ersten Stirntrieb ST1 , einen zweiten Stirntrieb ST2 und sechs Schaltelemente umfasst. Die genannten Elemente sind allesamt in einem Gehäuse G angeordnet. Bei den sechs Schaltelementen handelt es sich um eine erste Bremse B1 , eine zweite Bremse B2, eine erste Kupplung K1 , eine zweite Kupplung K2, eine dritte Kupplung K3 und eine vierte Kupplung K4. Die erste Bremse B1 und die zweite Bremse B2 sind jeweils mit ihrer einen Seite mit dem Gehäuse G fest verbunden. Weiter zeigt Fig. 1 eine Antriebswelle 1 und eine Abtriebswelle 2, wobei die Antriebswelle 1 und die Abtriebswelle 2 parallel zueinander angeordnet sind. An einer ersten Seite der Antriebswelle 1 verfügt die Antriebswelle 1 über ein freies Ende. Auf dieser ersten Seite der Antriebswelle 1 wird eine Rotationsbewegung beziehungsweise ein Drehmoment in das Getriebe eingeleitet. Auf einer, der ersten Seite der Antriebswelle 1 gegenüberliegenden Seite, ist die Antriebswelle 1 mit der dritten Kupplung K3 verbunden. Die erste Kupplung K1 , die zweite Kupplung K2, die dritte Kupplung K3, die erste Bremse B1 und die zweite Bremse B2 sind dabei koaxial zu der Antriebswelle 1 beginnend an der ersten Seite der Antriebswelle 1 in der Reihenfolge erste Kupplung K1 , zweite Kupplung K2, erste Bremse B1 , zweite Bremse B2, dritte Kupplung K3 angeordnet. Ebenfalls koaxial zu der Antriebswelle 1 angeordnet befinden sich in axialer Ausdehnung zwischen der ersten Bremse B1 und der zweiten Bremse B2 der erste Planetenradsatz PR1 und der zweite Planetenradsatz PR2. Der zwei- te Planetenradsatz PR2 ist dabei über dem ersten Planetenradsatz PR1 angeordnet. Dies bedeutet, dass der erste Planetenradsatz PR1 und der zweiten Planetenradsatzes PR2 in einer Flucht in Bezug auf die Antriebswelle 1 angeordnet sind. Aufgrund dieser Anordnung der beiden Planetenradsätze PR1 , PR2 sind das Hohlrad H1 des ersten Planetenradsatzes PR1 und das Sonnenrad S2 des zweiten Planetenradsatzes PR2 miteinander verbunden. In axialer Ausdehnung der Antriebswelle 1 befinden sich darüber hinaus zwischen der zweiten Bremse B2 und der dritten Kupplung K3 ein erster Stirntrieb ST1 , ein zweiter Stirntrieb ST2 und der dritte Planetenradsatz PR3 in Anordnung entlang der Antriebswelle 1 . Dabei sind die genannten Bauteile in der Reihenfolge zweite Bremse B2, erster Stirntrieb ST1 , zweiter Stirntrieb ST2, dritter Planetenradsatz PR3, dritte Kupplung K3 angeordnet. Die vierte Kupplung K4 ist koaxial zu der Abtriebswelle 2 angeordnet. Die Abtriebswelle 2 verfügt dabei auf einer ersten Seite ebenfalls über ein freies Ende. Auf der, der ersten Seite der Abtriebswelle 2 gegenüberliegenden Seite der Abtriebswelle 2, ist die Abtriebswelle 2 mit dem zweiten Stirntrieb ST2 verbunden. Die Antriebswelle 1 ist weiter über die erste Kupplung K1 mit einer dritten Welle 3 verbindbar, wobei die dritte Welle 3 weiter mit dem Sonnenrad S1 des ersten Planetenradsatzes PR1 verbunden ist. Über die zweite Kupplung K2 ist die Antriebswelle 1 weiter mit einer vierten Welle 4 verbindbar, wobei die vierte Welle 4 weiter das Hohlrad H2 des zweiten Planetenradsatzes PR2 mit der ersten Bremse B1 verbindet. Über die dritte Kupplung K3 ist die Antriebswelle 1 mit einer fünften Welle 5 verbindbar, wobei die fünfte Welle 5 weiter mit dem Planetenträger PT3 des dritten Planetenradsatzes PR3 verbunden ist. Eine sechste Welle 6 verbindet den Planetenträger PT2 des zweiten Planetenradsatzes PR2 mit dem Planetenträger PT1 des ersten Planetenradsatzes PR1 und den Planetenträger PT1 des ersten Planetenradsatzes PR1 weiter mit dem ersten Stirntrieb ST1 und dem Sonnenrad S3 des dritten Planetenradsatzes PR3. Der erste Stirntrieb ST1 ist darüber hinaus mit einer neunten Welle 9 verbunden, wobei die neunte Welle 9 über die vierte Kupplung K4 mit der Abtriebswelle 2 verbindbar ist. Das Hohlrad H3 des dritten Planetenradsatzes PR3 ist über eine achte Welle 8 mit dem zweiten Stirntrieb ST2 verbunden, wobei der zweite Stirntrieb ST2 weiter mit der Abtriebswelle 2 verbunden ist. Das Hohlrad H1 des ersten Planetenradsatzes PR1 ist über eine siebte Welle 7 mit der zweiten Bremse B2 verbunden beziehungsweise über die zweite Bremse B2 mit dem Gehäuse G verbindbar. Das freie Ende der An- triebswelle 1 und das freie Ende der Abtriebswelle 2 zeigen in Fig. 1 in die gleiche Richtung. Über den ersten Stirntrieb ST1 und/oder den zweiten Stirntrieb ST2 erfolgt eine Übertragung der Rotationsbewegung zwischen der Antriebswelle 1 und die Abtriebswelle 2.
Der erste Planetenradsatz PR1 ist als Minus-Planetenradsatz ausgelegt. Dies bedeutet, dass Planetenräder des Planetenträgers PT1 mit dem Sonnenrad S1 und dem Hohlrad H1 des ersten Planetenradsatzes PR1 kämmen. Gleiches gilt für den zweiten Planetenradsatz PR2 beziehungsweise das Sonnenrad S2, den Planetenträger PT2 und das Hohlrad H2 des zweiten Planetenradsatzes PR2 sowie für den dritten Planetenradsatz PR3 beziehungsweise das Sonnenrad S3, den Planetenträger PT3 und das Hohlrad H3 des dritten Planetenradsatzes PR3.
Fig. 2 zeigt eine weitere Ausführungsform des in Fig. 1 beschriebenen Getriebes, welche sich in erster Linie durch eine abweichende Positionierung der dritten Kupplung K3' von der in Fig. 1 beschriebenen Ausführungsform unterscheidet. Die dritte Kupplung K3' ist in dem vorliegenden Ausführungsbeispiel räumlich zwischen dem zweiten Stirntrieb ST2 und dem dritten Planetenradsatz PR3 koaxial zu der Antriebsweile 1 angeordnet. Dies hat ebenfalls zur Folge, dass der Planetenträger PT1 des ersten Planetenradsatzes PR1 mit der sechsten Welle 6 verbunden und die sechste Welle 6 nun über die dritte Kupplung K3' mit der fünften Welle 5 verbindbar ist, während die fünfte Welle 5 weiter mit dem Sonnenrad S3 des dritten Planetenradsatzes PR3 verbunden ist. Eine weitere Abweichung zu der in Fig. 1 beschriebenen Ausführungsform zeichnet sich dadurch aus, dass die Antriebswelle 1 nun unter anderem direkt mit dem Planetenträger PT3 des dritten Planetenradsatzes PR3 verbunden ist. Alle weiteren Verbindungen und Schnittstellen, sowie die Anordnung der jeweiligen Bauteile entsprechen der in Fig. 1 beschriebenen Anordnung.
Fig. 3 zeigt eine dritte Variante des in Fig. 1 beschriebenen Getriebes. Ein wesentlicher Unterschied zu der in Fig. 1 beschriebenen Anordnung besteht erneut in der Positionierung der dritten Kupplung K3" in dem Getriebe. Die dritte Kupplung K3" ist dabei koaxial zu der Antriebswelle 1 zwischen dem zweiten Stirntrieb ST2 und dem dritten Planetenradsatz PR3 angeordnet. Die Antriebswelle 1 ist, wie zuvor in Fig. 2 beschrieben, nun direkt mit dem Planetenträger PT3 des dritten Planetenradsatzes PR3 verbunden. Ein weiterer Unterschied im Vergleich zu der in Fig. 1 beschriebenen Anordnung besteht darin, dass das Hohlrad H3 des dritten Planetenradsatzes PR3 nun mit der fünften Welle 5 verbunden ist und die fünfte Welle 5 über die dritte Kupplung K3" mit der achten Welle 8 verbindbar ist, wobei die achte Welle 8 weiter mit dem zweiten Stirntrieb ST2 und der zweite Stirntrieb ST2 weiter mit der Abtriebswelle 2 verbunden ist. Alle weiteren Schnittstellen, Verbindungen und Anordnungen der einzelnen Elemente entsprechen der in Fig. 1 beschriebenen Anordnung.
In Fig. 4 ist eine vierte Variante des in Fig. 1 beschriebenen Getriebes dargestellt. Das Getriebe entspricht dabei weitgehend der in Fig. 1 beschriebenen Ausführungsform. Ein wesentlicher Unterschied zu dem in Fig. 1 beschriebenen Getriebe äußert sich in der geometrischen Lage der dritten Kupplung K3"\ Die dritte Kupplung K3'" ist koaxial zu der Abtriebswelle 2 angeordnet. Dabei befindet sich die dritte Kupplung K3'" an dem Ende der Abtriebswelle 2, welches dem freien Ende der Abtriebswelle 2 gegenüberliegt. Die vierte Kupplung K4, der erste Stirntrieb ST1 , der zweite Stirntrieb ST2 und die dritte Kupplung K3'" sind dabei beginnend an dem freien Ende der Abtriebswelle 2 in der Reihenfolge vierte Kupplung K4, erster Stirntrieb ST1 , zweiter Stirntrieb ST2, dritte Kupplung K3'" angeordnet. Im Gegensatz zu der in Fig. 1 beschriebenen Ausführungsform ist hier die Antriebswelle 1 direkt mit dem Planetenträger PT3 des dritten Planetenradsatzes PR3 verbunden. Das Hohlrad H3 des dritten Planetenradsatzes PR3 ist über die achte Welle 8 mit dem zweiten Stirntrieb ST2 verbunden. Weiter ist der zweite Stirntrieb ST2 mit der fünften Welle 5 verbunden. Über die dritte Kupplung K3'" ist die fünften Welle 5 mit der Abtriebswelle 2 verbindbar. Alle weiteren Verbindungen und Schnittstellen entsprechen der in Fig. 1 beschriebenen Anordnung.
In Fig. 5 ist eine weitere Ausführungsform des in Fig. 1 beschriebenen Getriebes dargestellt. Diese unterscheidet sich von der in Fig. 1 beschriebenen Anordnung dahingehend, dass die vierte Kupplung K4' koaxial zu der Antriebswelle 1 zwischen der zweiten Bremse B2 und dem ersten Stirntrieb ST1 angeordnet ist. Die Abtriebswelle 2 ist somit frei von Schaltelementen. Die Abtriebswelle 2 ist ausschließlich mit dem ersten Stirntrieb ST1 und dem zweiten Stirntrieb ST2 verbunden. Weiter führt die abweichende Anordnung der vierten Kupplung K4' zu geänderten Schnittstellen im Vergleich zu der in Fig. 1 beschriebenen Ausführungsform. Dies äußert sich darin, dass der Planetenträger PT1 des ersten Planetenradsatzes PR1 über die sechste Welle 6 mit dem Sonnenrad S3 des dritten Planetenradsatzes PR3 verbunden und die sechste Welle 6 über die vierte Kupplung K4' mit der neunten Welle 9 verbindbar ist, wobei die neunte Welle 9 weiter mit dem ersten Stirntrieb ST1 verbunden ist und der erste Stirntrieb ST1 weiter mit der Abtriebswelle 2 verbunden ist. Alle weiteren Verbindungen und Schnittstellen sowie die Anordnung der sonstigen Elemente entsprechen der in Fig. 1 beschriebenen Anordnung.
Fig. 6 zeigt in einer Tabelle eine Schaltmatrix des erfindungsgemäßen Getriebes. Über ein X in dem jeweiligen Feld wird kenntlich gemacht, welches der Schaltelemente für die Realisierung des ersten bis neunten Vorwärtsgangs und des Rückwärtsgangs geschlossen ist. Darüber hinaus sind mit den Nummern 4-I, 4-II und 4-III drei Schaltalternativen für den vierten Vorwärtsgang angegeben.
Die Schaltzustände der alternativen Ausführungsformen der dritten Kupplung Κ3', K3", Κ3'" sind mit den Schaltzuständen der dritten Kupplung K3 identisch. Gleiches gilt für den Schaltzustand der alternativen Ausführungsform der vierten Kupplung K4' und den Schaltzustand der vierten Kupplung K4. Das heißt, dass beispielsweise die Schaltzustände der alternativen Ausführungsformen der dritten Kupplung K3', K3", K3'" in der Tabelle beispielsweise über den Schaltzustand der dritten Kupplung K3 definiert werden.
Weiter ist die Übersetzung des jeweiligen Gangs angegeben, wobei der erste Vorwärtsgang ein Übersetzungsverhältnis von i = 4,516 aufweist, der zweite Vorwärtsgang ein Übersetzungsverhältnis von i = 2,593 aufweist, der dritte Vorwärtsgang ein Übersetzungsverhältnis von i = 1 ,667 aufweist, der vierte Vorwärtsgang ein Übersetzungsverhältnis von i = 1 ,267 aufweist, der fünfte Vorwärtsgang ein Übersetzungsverhältnis von i = 1 ,0 aufweist, der sechste Vorwärtsgang ein Übersetzungsverhältnis von i = 0,808 aufweist, der siebte Vorwärtsgang ein Übersetzungsverhältnis von i = 0,704 aufweist, der achte Vorwärtsgang ein Übersetzungsverhältnis von i = 0,6 aufweist und der neunte Vorwärtsgang ein Übersetzungsverhältnis von i = 0,503 aufweist. Der Rückwärtsgang weist aufgrund der Richtungsumkehr der Drehbewegung ein negatives Übersetzungsverhältnis von i = -3,454 auf. Übersetzung und Übersetzungsverhältnis sind hier gleichbedeutend.
Weiter sind der Tabelle die entsprechenden Gangsprünge der Vorwärtsgänge zu entnehmen. Unter einem Gangsprung ist der Quotient der Übersetzung des niedrigeren Vorwärtsganges und des benachbarten höheren Vorwärtsganges zu verstehen. Dabei weist der Gangsprung von dem ersten Vorwärtsgang zu dem zweiten Vorwärtsgang einen Wert von φ = 1 ,741 auf, der Gangsprung von dem zweiten Vorwärtsgang auf den dritten Vorwärtsgang weist einen Wert von φ = 1 ,556 auf, der Gangsprung von dem dritten Vorwärtsgang auf den vierten Vorwärtsgang weist einen Wert von φ = 1 ,31 6 auf, der Gangsprung von dem vierten Vorwärtsgang auf den fünften Vorwärtsgang weist einen Wert von φ = 1 ,267 auf, der Gangsprung von dem fünften Vorwärtsgang auf den sechsten Vorwärtsgang weist einen Wert von φ = 1 ,238 auf, der Gangsprung von dem sechsten Vorwärtsgang auf den siebten Vorwärtsgang weist einen Wert von φ = 1 ,147 auf, der Gangsprung von dem siebten Vorwärtsgang auf den achten Vorwärtsgang weist einen Wert von φ = 1 ,1 73 auf und der Gangsprung von dem achten Vorwärtsgang auf den neunten Vorwärtsgang weist einen Wert von φ = 1 ,1 93 auf. Die Getriebespreizung als Quotient aus dem niedrigsten Vorwärtsgang und dem höchsten Vorwärtsgang beträgt 8,977.
Bezuqszeichen
1 Antriebswelle
2 Abtriebswelle
3 dritte Welle
4 vierte Welle
5 fünfte Welle
6 sechste Welle
7 siebte Welle
8 achte Welle
9 neunte Welle
B1 erste Bremse
B2 zweite Bremse
G Gehäuse
H1 Hohlrad PR1
H2 Hohlrad PR2
H3 Hohlrad PR3
K1 erste Kupplung
K2 zweite Kupplung
K3, K3\ K3", K3'" dritte Kupplung
K4, K4' vierte Kupplung
PR1 erster Planetenradsatz
PR2 zweiter Planetenradsatz
PR3 dritter Planetenradsatz
PT1 Planetenträger PR1
PT2 Planetenträger PR2
PT3 Planetenträger PR3
S1 Sonnenrad PR1
S2 Sonnenrad PR2
S3 Sonnenrad PR3
ST1 erster Stirntrieb
ST2 zweiter Stirntrieb

Claims

Patentansprüche
1 . Getriebe, umfassend eine Antriebswelle (1 ), eine Abtriebswelle (2), ein Gehäuse (G), einen ersten Planetenradsatz (PR1 ), einen zweiten Planetenradsatz (PR2) und einen dritten Planetenradsatz (PR3), sechs Schaltelemente, umfassend eine erste Bremse (B1 ), eine zweite Bremse (B2), sowie eine erste Kupplung (K1 ), eine zweite Kupplung (K2), eine dritte Kupplung (K3, Κ3', K3", Κ3'") und eine vierte Kupplung (K4, K4'), wobei die Schaltelemente selektiv betätigbar sind, wodurch neun Vorwärtsgänge und ein Rückwärtsgang durch unterschiedliche Übersetzungsverhältnisse zwischen der Antriebswelle (1 ) und der Abtriebswelle (2) realisierbar sind, wobei jeder Planetenradsatz (PR1 , PR2, PR3) zumindest ein Sonnenrad (S1 , S2, S3), ein Planetenrad, einen Planetenträger (PT1 , PT2, PT3) und ein Hohlrad (H1 , H2, H3) aufweist, dadurch gekennzeichnet, dass die Antriebswelle (1 ) und die Abtriebswelle (2) axial versetzt zueinander angeordnet sind und die Antriebswelle (1 ) über die erste Kupplung (K1 ) mit dem Sonnenrad (S1 ) des erste Planetenradsatzes (PR1 ) und über die zweite Kupplung (K2) mit der ersten Bremse (B1 ) und dem Hohlrad (H2) des zweiten Planetenradsatzes (PR2) verbindbar ist, wobei das Hohlrad (H2) des zweiten Planetenradsatzes (PR2) und die erste Bremse (B1 ) ebenfalls miteinander verbunden sind.
2. Getriebe nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass der Planetenträger (PT2) des zweiten Planetenradsatzes (PR2) mit dem Planetenträger (PT1 ) des ersten Planetenradsatzes (PR1 ) verbunden ist.
3. Getriebe nach Anspruch 1 oder Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass der erste Planetenradsatz (PR1 ) und der zweite Planetenradsatz (PR2) in Bezug auf die Antriebswelle (1 ) axial so positioniert sind, dass der zweite Planetenradsatz (PR2) über dem ersten Planetenradsatz (PR1 ) angeordnet ist und das Hohlrad (H1 ) des ersten Planetenradsatzes (PR1 ) mit dem Sonnenrad (S2) des zweiten Planetenradsatzes (PR2) verbunden ist.
4. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass ein erster Stirntrieb (ST1 ) und ein zweiter Stirntrieb (ST2) in axialer Ausrichtung ent- lang der Antriebswelle (1 ) zwischen dem ersten Planetenradsatz (PR1 ) und dem dritten Planetenradsatz (PR3) in der Reihenfolge erster Planetenradsatz (PR1 ), erster Stirntrieb (ST1 ), zweiter Stirntrieb (ST2), dritter Planetenradsatz (PR3) angeordnet sind.
5. Getriebe nach Anspruch I bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass die erste Kupplung (K1 ), die zweite Kupplung (K2) und die dritte Kupplung (K3) jeweils mit der Antriebswelle (1 ) verbunden sind.
6. Getriebe nach Anspruch 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass jeder der Planetenradsätze (PR1 , PR2, PR3) mit der Antriebswelle (1 ) zumindest über die erste Kupplung (K1 ), die zweite Kupplung (K2) oder die dritte Kupplung (K3) verbindbar ist.
7. Getriebe nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass:
die Antriebswelle (1 ) über die dritte Kupplung (K3) mit dem Planetenträger (PT3) des dritten Planetenradsatzes (PR3) verbindbar ist; der Planetenträger (PT1 ) des ersten Planetenradsatzes (PR1 ) mit einem ersten Stirntrieb (ST1 ) und dem Sonnenrad (S3) des dritten Planetenradsatzes (PR3) verbunden ist, wobei der erste Stirntrieb (ST1 ) über die vierte Kupplung (K4) mit der Abtriebswelle (2) verbindbar ist;
das Hohlrad (H3) des dritten Planetenradsatzes (PR3) mit einem zweiten Stirntrieb (ST2) und der zweite Stirntrieb (ST2) mit der Abtriebswelle (2) verbunden ist.
8. Getriebe nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass:
die Antriebswelle (1 ) mit dem Planetenträger (PT3) des dritten Planetenradsatzes (PR3) verbunden ist;
der Planetenträger (PT1 ) des ersten Planetenradsatzes (PR1 ) mit einem ersten Stirntrieb (ST1 ) verbunden und über die dritte Kupplung (Κ3') mit dem Sonnenrad (S3) des dritten Planetenradsat- zes (PR3) verbindbar ist, wobei der erste Stirntrieb (ST1 ) über die vierte Kupplung (K4) mit der Abtriebswelle (2) verbindbar ist; das Hohlrad (H3) des dritten Planetenradsatzes (PR3) mit einem zweiten Stirntrieb (ST2) und der zweite Stirntrieb (ST2) mit der Abtriebswelle (2) verbunden ist.
9. Getriebe nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass:
die Antriebswelle (1 ) mit dem Planetenträger (PT3) des dritten Planetenradsatzes (PR3) verbunden ist;
der Planetenträger (PT1 ) des ersten Planetenradsatzes (PR1 ) mit einem ersten Stirntrieb (ST1 ) und dem Sonnenrad (S3) des dritten Planetenradsatzes (PR3) verbunden ist, wobei der erste Stirntrieb (ST1 ) über die vierte Kupplung (K4) mit der Abtriebswelle (2) verbindbar ist;
das Hohlrad (H3) des dritten Planetenradsatzes (PR3) über die dritte Kupplung (K3") mit einem zweiten Stirntrieb (ST2) verbindbar und der zweite Stirntrieb (ST2) mit der Abtriebswelle (2) verbunden ist.
10. Getriebe nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass:
die Antriebswelle (1 ) mit dem Planetenträger (PT3) des dritten Planetenradsatzes (PR3) verbunden ist;
der Planetenträger (PT1 ) des ersten Planetenradsatzes (PR1 ) mit einem ersten Stirntrieb (ST1 ) und dem Sonnenrad (S3) des dritten Planetenradsatzes (PR3) verbunden ist, wobei der erste Stirntrieb (ST1 ) über die vierte Kupplung (K4) mit der Abtriebswelle (2) verbindbar ist;
das Hohlrad (H3) des dritten Planetenradsatzes (PR3) mit einem zweiten Stirntrieb (ST2) verbunden und der zweite Stirntrieb (ST2) über die dritte Kupplung (Κ3"') mit der Abtriebswelle (2) verbindbar ist.
1 1 . Getriebe nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass:
die Antriebswelle (1 ) über die dritte Kupplung (K3) mit dem Planetenträger (PT3) des dritten Planetenradsatzes (PR3) verbindbar ist; der Planetenträger (PT1 ) des ersten Planetenradsatzes (PR1 ) mit dem Sonnenrad (S3) des dritten Planetenradsatzes (PR3) verbunden und über die vierte Kupplung (Κ4') mit einem ersten Stirntrieb (ST1 ) verbindbar ist, wobei der erste Stirntrieb (ST1 ) mit der Abtriebswelle (2) verbunden ist;
das Hohlrad (H3) des dritten Planetenradsatzes (PR3) mit einem zweiten Stirntrieb (ST2) und der zweite Stirntrieb (ST2) mit der Abtriebswelle (2) verbunden ist.
12. Getriebe nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass:
der erste Vorwärtsgang durch die geschlossene zweite Bremse (B2), die geschlossene erste Kupplung (K1 ) und die geschlossene vierte Kupplung (K4, K4') darstellbar ist;
der zweite Vorwärtsgang durch die geschlossene zweite Bremse (B2), die geschlossene zweite Kupplung (K2) und die geschlossene vierte Kupplung (K4, K4') darstellbar ist;
der dritte Vorwärtsgang durch die geschlossene erste Kupplung (K1 ), die geschlossene zweite Kupplung (K2) und die geschlossene vierte Kupplung (K4, K4') darstellbar ist;
der vierte Vorwärtsgang durch die geschlossene erste Kupplung (K1 ), die geschlossene dritte Kupplung (K3, Κ3', K3", Κ3'") und die geschlossene vierte Kupplung (K4, K4') oder durch die geschlossene zweite Bremse (B2), die geschlossene dritte Kupplung (K3, K3', K3", Κ3'") und die geschlossene vierte Kupplung (K4, K4') oder durch die geschlossene erste Bremse (B1 ), die geschlossene dritte Kupplung (K3, Κ3', K3", Κ3'") und die geschlossene vierte Kupplung (K4, K4') oder durch die geschlossene zweite Kupplung (K2), die geschlossene dritte Kupplung (K3, K3', K3", K3'") und die geschlossene vierte Kupplung (K4, K4') darstellbar ist; der fünfte Vorwärtsgang durch die geschlossene erste Kupplung (K1 ), die geschlossene zweite Kupplung (K2) und die geschlossene dritte Kupplung (K3, Κ3', K3", Κ3'") darstellbar ist; der sechste Vorwärtsgang durch die geschlossene zweite Bremse (B2), die geschlossene zweite Kupplung (K2) und die geschlossene dritte Kupplung (K3, Κ3', K3", Κ3'") darstellbar ist; der siebte Vorwärtsgang durch die geschlossene zweite Bremse (B2), die geschlossene erste Kupplung (K1 ) und die geschlossene dritte Kupplung (K3, Κ3', K3", Κ3'") darstellbar ist;
der achte Vorwärtsgang durch die geschlossene erste Bremse (B1 ), die geschlossene zweite Bremse (B2) und die geschlossene dritte Kupplung (K3, K3\ K3", K3'") darstellbar ist;
der neunte Vorwärtsgang durch die geschlossene erste Bremse (B1 ), die geschlossene erste Kupplung (K1 ) und die geschlossene dritte Kupplung (K3, K3\ K3", K3'") darstellbar ist;
der Rückwärtsgang durch die geschlossene erste Bremse (B1 ), die geschlossene erste Kupplung (K1 ) und die geschlossene vierte Kupplung (K4, K4') darstellbar ist.
13. Verfahren zum Betreiben eines Getriebes nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass zumindest neun Vorwärtsgänge so ausgewählt werden können, dass in jeder Gangstufe jeweils drei Schaltelemente geschlossen sind und ein
Gangwechsel in einen benachbarten höheren Gang oder in einen benachbarten niedrigeren Gang jeweils durch Schließen von genau einem zuvor geöffneten und durch Öffnen von genau einem zuvor geschlossenen Schaltelement realisierbar ist.
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