WO2014079643A1 - 9-gang-planetengetriebe - Google Patents

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WO2014079643A1
WO2014079643A1 PCT/EP2013/072226 EP2013072226W WO2014079643A1 WO 2014079643 A1 WO2014079643 A1 WO 2014079643A1 EP 2013072226 W EP2013072226 W EP 2013072226W WO 2014079643 A1 WO2014079643 A1 WO 2014079643A1
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WO
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clutch
gear
planetary gear
gear set
closed
Prior art date
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PCT/EP2013/072226
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English (en)
French (fr)
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Stefan Beck
Christian Sibla
Wolfgang Rieger
Original Assignee
Zf Friedrichshafen Ag
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Publication date
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    • 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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    • 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 / or 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 will be referred to as connectable if there is a detachable connection between these elements.
  • such elements rotate at the same speed when the connection is made.
  • 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 rotatable 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 and 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 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 gear set with a planet carrier on which planetary gears are rotatably mounted, with a sun gear and with a ring gear, wherein the toothing of at least one of the planet 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 selective, ie individually and as needed operable, 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 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 are driven by the drive source or the transmission.
  • all elements of the first planetary gear set, the second planetary gear set and the third planetary gear set are rotatable.
  • 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 with the ring gear of the third planetary gear set and with the second brake is connectable.
  • the ring gear of the third planetary gear set and the second brake are also connected to each other.
  • a plurality of degrees of freedom with respect to the planetary gear sets is achieved, so that a plurality of gears when using comparatively few switching elements and planetary gear sets is feasible.
  • a third shaft is arranged coaxially with the drive shaft.
  • 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.
  • the sun gear of the third planetary gear set is connected to the first brake.
  • the transmission has a first spur gear and a second spur gear. At least each of a spur gear of the first spur gear and a spur gear of the second spur gear is arranged coaxially with the drive shaft.
  • a torque between the drive shaft and the output shaft can be transmitted.
  • front drives enables the transmission of torques or rotational movements between the axially offset drive shaft and the output shaft, resulting in a particularly small axial space requirement of the transmission in the vehicle.
  • the drive source for example an internal combustion engine
  • the wheels of the rear axle can be driven by the drive source or the transmission.
  • a spur gear is a single or multi-stage spur gear with at least two spur gears, which are engaged with each other. there the respective shafts or axes of rotation of the spur gears are arranged parallel to each other.
  • the two end drives are positioned in axial alignment along the third shaft, particularly preferably between the first planetary gear set and the third planetary gear set. They are arranged in the order of 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 third wave.
  • the first planetary gear set and the second planetary gear set are axially positioned with respect to the third shaft such that the second planetary gear set is disposed radially above the first planetary gear set.
  • the arrangement of the second planetary gear set radially above the first planetary gear set 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 is also available. tion of the sun gear of the second planetary gear and the ring gear of the first planetary gear conceivable.
  • the ring gear of the first planetary gear has next to an internal toothing, which meshes with the teeth of the planetary gears of the first planetary gear, also via an external toothing, which preferably takes over the function of the toothing of the sun gear of the second planetary gear set.
  • the external teeth of the ring gear of the first planetary gear set meshes with the teeth of the planet gears of the second planetary gear set.
  • the first planetary gear set, the second planetary gear set and the third planetary gear set are each designed as a minus planetary gear set.
  • This arrangement proves on the one hand in a special way as a cost-effective implementation of the wheelset. On the other hand, this arrangement has a high efficiency with respect to the wheelset, since minus planetary gear sets over positive planetary gear sets have improved efficiency.
  • At least one minus planetary gear set can be converted into a plus planetary gear set. At the same time, however, this requires that the planet carrier and the ring gear connection are exchanged and the amount of stand ratio is increased by the value 1.
  • the state ratio indicates the ratio between the sun and ring gear when the planet carrier is fixed.
  • the drive shaft via the first clutch to the planet carrier of the first planetary gear set is connectable. More preferably, the drive shaft via the second clutch to the sun gear of the first planetary gear set is connectable.
  • the drive shaft is further preferably connected via the third clutch with the planet carrier of the second planetary gear set.
  • the ring gear of the second planetary gear set is preferably connected to a first spur gear and the first spur gear is further connected to the Ab lake- connected to the drive shaft.
  • the planet carrier of the third planetary gear set is connected to a second spur gear, the ring gear of the first planetary gear set and the sun gear of the second planetary gear set.
  • the second spur drive is preferably further connectable via the fourth clutch to the output shaft.
  • the first clutch, the second clutch, and the third clutch are positioned side by side and in coaxial relation with the drive shaft and connected to the drive shaft at one side, respectively.
  • the first clutch, the second clutch and the third clutch are positioned between the transmission input and the first planetary gear set along the third shaft in the order of first clutch, second clutch, third clutch.
  • a transmission input describes a location of a transmission on which torque is introduced from the drive source into the transmission during driving operation.
  • a transmission output is to be understood as a location of the transmission on which the torque, taking into account the corresponding transmission ratios, is introduced, for example, into a transfer case or transmitted to the drive shafts of the vehicle.
  • the drive shaft via the first clutch and the second clutch with the planet carrier of the first planetary gear set is connectable. More preferably, the drive shaft is connected to the sun gear of the first planetary gear set.
  • the drive shaft is also preferably connected via the third clutch to the planet carrier of the second planetary gear set. More preferably, the ring gear of the second planetary gear set is connected to a first spur gear and the first spur gear further connected to the output shaft.
  • the planet carrier of the third planetary gear set is particularly preferably connected to a second spur gear, the ring gear of the first planetary gear set and the sun gear of the second planetary gear set. More preferably, the second spur gear is also connectable via the fourth clutch to the output shaft.
  • the drive shaft via the first clutch to the planet carrier of the first Pianetenradsatzes connectable. More preferably, the drive shaft via the second clutch to the sun gear of the first Pianetenradsatzes connectable.
  • the drive shaft is preferably connected to the planet carrier of the second Pianetenradsatzes.
  • the ring gear of the second Pianetenradsatzes via the third clutch with a first spur drive is connectable.
  • the first spur gear is further preferably connected to the output shaft.
  • the planet carrier of the third Pianetenradsatzes is preferably connected to a second spur gear, the ring gear of the first Pianetenradsatzes and the sun gear of the second Pianetenradsatzes. More preferably, the second spur gear is also connectable via the fourth clutch to the output shaft.
  • the drive shaft via the first clutch to the planet carrier of the first Pianetenradsatzes is connectable. More preferably, the drive shaft via the second clutch to the sun gear of the first Pianetenradsatzes connectable.
  • the drive shaft is preferably connected to the planet carrier of the second Pianetenradsatzes. More preferably, the ring gear of the second Pianetenradsatzes is connected to a first spur gear, wherein the first spur gearing is further preferably connected via the third clutch to the output shaft.
  • the planet carrier of the third Pianetenradsatzes is preferably connected to a second spur gear, the ring gear of the first Pianetenradsatzes and the sun gear of the second Pianetenradsatzes. More preferably, the second spur gear via the fourth clutch to the output shaft is connectable.
  • the drive shaft via the first clutch and the second clutch with the planet carrier of the first Pianetenradsatzes is connectable. More preferably, the drive shaft is connected to the sun gear of the first Pianetenradsatzes.
  • the drive shaft is further preferably connected to the planet carrier of the second Pianetenradsatzes.
  • the ring gear of the second Pianetenradsatzes is connectable via the third clutch with a first spur gear, wherein the first spur gear is further preferably connected to the output shaft.
  • the second spur gear is further preferably connected via the fourth clutch to the output shaft.
  • the drive shaft via the first clutch and the second clutch with the planet carrier of the first planetary gear set is connectable. More preferably, the drive shaft is connected to the sun gear of the first planetary gear set. The drive shaft is further preferably connected to the planet carrier of the second planetary gear set. Preferably, the ring gear of the second planetary gear set is connected to a first spur gear, wherein the first spur gear is further preferably connected via the third clutch to the output shaft. More preferably, the planet carrier of the third planetary gear set is connected to a second spur gear, the ring gear of the first planetary gear set and the sun gear of the second planetary gear set. More preferably, the second spur gear via the fourth clutch to the output shaft is connectable.
  • the drive shaft via the first clutch to the planet carrier of the first planetary gear set is connectable. More preferably, the drive shaft via the second clutch to the sun gear of the first planetary gear set is connectable.
  • the drive shaft is preferably connectable via the third clutch with the planet carrier of the second planetary gear set. More preferably, the ring gear of the second planetary gear set is connected to a first spur gear. More preferably, the first spur gear is connected to the output shaft.
  • the planet carrier of the third planetary gear set is preferably connected to the ring gear of the first planetary gear set and the sun gear of the second planetary gear set and preferably connectable via the fourth clutch with a second spur gear.
  • the second spur gear is further connected to the output shaft.
  • the first forward gear can be represented by the closed first brake, the closed second clutch and the closed fourth clutch.
  • the closed first clutch and the closed fourth clutch is preferably the second forward speed representable.
  • the third forward gear is preferably represented by the closed first clutch, the closed second clutch and the closed fourth clutch.
  • the fifth forward gear is preferably represented by the closed first clutch, the closed second clutch and the closed third clutch.
  • the sixth forward gear is preferably displayed.
  • the seventh forward gear is preferably represented by the closed first brake, the closed second clutch and the closed third clutch. Due to the closed first brake, the closed second brake and the closed third clutch, preferably the eighth forward gear can be displayed.
  • the ninth 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 second clutch and the closed fourth clutch, the reverse gear is particularly preferably represented.
  • 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.
  • the remaining switching elements are preferably open.
  • a gear change into an adjacent higher gear or into an adjacent lower gear is preferably realized by closing at least one previously opened and by opening at least 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 another power / power source 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.
  • FIG. 1 shows a schematic view of a first preferred embodiment of a transmission according to the invention
  • FIG. 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
  • 5 shows a schematic view of a fifth preferred embodiment of a transmission according to the invention
  • FIG. 6 shows a schematic view of a sixth preferred embodiment of a transmission according to the invention.
  • Fig. 7 is a schematic view of a seventh preferred embodiment of a transmission according to the invention.
  • 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.
  • the drive shaft 1 can be connected to a third shaft 3 via the first clutch K1.
  • the third shaft 3 is further connected to the planet carrier PT1 of the first planetary gear set PR1, the ring gear H3 of the third planetary gear set PR3 and the second brake B2.
  • the third shaft 3 connects the planetary carrier PT1 of the first planetary gear set PR1, the ring gear H3 of the third planetary gear set PR3 and the second brake B2 with each other.
  • the third shaft 3 is coaxial with the drive shaft.
  • the first clutch K1, the second clutch K2 and the third clutch K3 are arranged coaxially with the third shaft 3 in the order of first clutch K1, second clutch K2, third clutch K3, wherein the first clutch K1 is spaced closer to the free end of the first clutch Drive shaft 1 has as the second clutch K2 and the third Coupling K3. Also disposed coaxially with the third shaft 3 are the first planetary gear set PR1, the second planetary gear set PR2, the third planetary gear set PR3, the first brake B1, and the second brake B2.
  • the second planetary PR2 is disposed radially above the first planetary PR1.
  • the ring gear H1 of the first planetary gear PR1 is therefore connected to the sun gear S2 of the second planetary PR2.
  • the first planetary gear set PR1, the third planetary gear set PR3, the first brake B1 and the second brake B2 are arranged along the third shaft 3 starting from the third clutch K3 in the order of the first planetary gearset PR1, third planetary gear set PR3, first brake B1, second brake B2 , Between the first planetary gearset PR1 and the second planetary gear PR2 and the third planetary PR3 are in the order first planetary PR1 and second planetary PR2, first spur ST1, second spur ST2, third planetary PR3, the first spur ST1 and the second spur gear ST2. At least one respective spur gear of the first spur gear ST1 and the second spur gear ST2 is arranged coaxially with the third shaft 3.
  • the fourth clutch K4 is arranged beginning at the free end of the drive shaft 2.
  • the first spur gear ST1, the second spur gear ST2 and the fourth clutch K4 are arranged in the order just mentioned along the output shaft 2.
  • At least each of a spur gear of the first spur gear ST1 and a spur gear of the second spur gear ST2 is arranged coaxially with the output shaft 2.
  • the drive shaft 1 is further connectable via the second clutch K2 with a fourth shaft 4, wherein the fourth shaft 4 is further connected to the sun gear S1 of the first planetary PR1.
  • the drive shaft 1 is connected to a fifth shaft 5, wherein the fifth shaft 5 is further connected to the planet carrier PT2 of the second planetary PR2.
  • the ring gear H2 of the second planetary PR2 is connected via a sixth shaft 6 with the first spur gear ST1.
  • the first spur gear ST1 is further connected to the output shaft 2.
  • the sun gear S3 of the third planetary gear set PR3 is connected via a seventh shaft 7 to the first brake B1.
  • the planet carrier PT3 of the third planetary PR3 is connected to an eighth shaft 8, wherein the eighth shaft 8 is further connected to the second spur gear ST2, the ring gear H1 of the first planetary PR1 and the sun gear S2 of the second planetary PR2.
  • the eighth shaft 8 connects the just mentioned elements with each other.
  • the second spur gear ST2 is further connected to a ninth shaft 9, wherein the ninth shaft 9 via the fourth clutch K4 with the output shaft 2 is connectable.
  • the first planetary gearset PR1, the second planetary gearset PR2 and the third planetary gearset PR3 are each 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 PR2 and the sun 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.
  • the first spur gear ST1 and the second spur gear ST2 are each designed as single-stage spur gear.
  • Fig. 2 shows a further embodiment of the transmission described in Fig. 1, which differs primarily by a different positioning of the second clutch K2 'of the embodiment described in Fig. 1.
  • the second clutch K2 ' is spatially positioned between the first planetary gear set PR1 and the first spur gear ST1 in coaxial arrangement with the third shaft 3 in the present embodiment. This results in the following changes with respect to the interfaces or connections in the transmission.
  • the drive shaft 1 can be connected to the third shaft 3 via the first clutch K1.
  • the third shaft 3 is also connected to the ring gear H3 of the third planetary gear set PR3 and the second brake B2. Deviating from the arrangement described in Fig.
  • the third shaft 3 is also connected via the second clutch K2 'with the fourth shaft 4, wherein the fourth shaft 4 continues with the Planet carrier PT1 of the first planetary gear set PR1 is connected.
  • a further deviation of the connection of the individual elements of the planetary gear sets PR1, PR2, PR3 is moreover that the drive shaft 1 is now directly connected to the sun gear S1 of the first planetary PR1. All other interfaces and component arrangements are consistent with the arrangement described in FIG.
  • FIG. 3 shows a third variant of the transmission described in FIG. 1.
  • An essential difference from the arrangement described in FIG. 1 is the positioning of the third clutch K3 '.
  • the third clutch K3 ' is arranged coaxially with the third shaft 3 between the first planetary gear set PR1 and the second planetary gear set PR2 and the first spur gear ST1.
  • This has the consequence that the drive shaft 1 is now connected directly to the planet carrier PT2 of the second planetary PR2.
  • the ring gear H2 of the second planetary PR2 is connected to the sixth shaft 6, wherein the sixth shaft 6 is now connected via the third clutch K3 'with the fifth shaft 5.
  • the fifth shaft 5 is further connected to the first spur gear ST1 and the first spur gear ST1 further connected to the output shaft 2. All other connections and interfaces as well as the arrangement of the respective components correspond to the arrangement described in FIG.
  • 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 ", the first spur gear ST1, the second spur gear ST2 and the fourth clutch K4 are arranged in the stated order, starting at the free end of the output shaft 2.
  • the third clutch K3" and the fourth clutch K4 are arranged coaxially with the output shaft 2.
  • At least one spur gear of the first spur gear ST1 and at least one spur gear of the second spur gear ST2 are also arranged coaxially with the output shaft 2.
  • the planetary carrier is eng PT2 of the second planetary PR2 directly connected to the drive shaft 1.
  • the ring gear H2 of the second planetary gear PR2 is connected to the sixth shaft 6, wherein the sixth shaft 6 is further connected to the first spur gear ST1.
  • the first spur gear ST1 is further connected to the fifth shaft 5, which can be connected to the output shaft 2 via the third clutch K3 "All other connections and interfaces as well as the arrangement of the respective components correspond to the arrangement described in FIG.
  • FIG. 5 shows a fifth variant of the transmission described in FIG. 1.
  • This differs from the variant described in Fig. 1 in that the second clutch K2 'and the third clutch K3' spatially between the first planetary PR1 and the second planetary PR2 and the first spur gear ST1 in the order of the first planetary PR1 and second planetary PR2, second clutch K2 ', third clutch K3', first spur gear ST1 coaxial with the third shaft 3 are arranged.
  • the drive shaft 1 can be connected to the third shaft 3 via the first clutch K1.
  • the third shaft 3 is further connected via the second clutch K2 'with the fourth shaft 4, wherein the fourth shaft 4 is further connected to the planet carrier PT1 of the first planetary gear set PR1.
  • the drive shaft 1 is connected to the sun gear S1 of the first planetary gear PR1 and the planet carrier PT2 of the second planetary PR2.
  • the ring gear H2 of the second planetary PR2 is connected to the sixth shaft 6, wherein the sixth shaft 6 via the third clutch K3 'with the fifth shaft 5 is connectable.
  • the fifth shaft 5 is further connected to the first spur gear ST1, and the first spur gear ST1 is further connected to the output shaft 2.
  • the embodiment shown in FIG. 5 results from a combination of the embodiments of the alternative embodiments of the second clutch K2 'and the third clutch K3' described in FIGS. 2 and 3.
  • FIG. 6 shows a further embodiment of the transmission described in FIG. 1.
  • the second clutch K2 ' is spatially arranged between the first plane tenradsatz PR1 and the second planetary PR2 and the first spur gear ST1 in coaxial arrangement with the third shaft 3 is positioned.
  • the third clutch K3 is arranged coaxially with the output shaft 2, wherein the following elements along the output shaft 2, starting at the free end of the output shaft 2, in the order third clutch K3", first spur ST1, second spur ST2, fourth clutch K4 are arranged.
  • the deviations with regard to the interfaces or connections of the individual elements described below result from the aforementioned changes in the positioning of the second clutch K2 'and the third clutch K3.
  • the drive shaft 1 can be connected to the third shaft 3 via the first clutch K1, wherein the third The third shaft 4 is further connectable to the fourth shaft 4 via the second clutch K2 'and the fourth shaft 4 is further connected to the planet carrier PT1 of the first planetary gear set PR1
  • the ring gear H2 of the second planetary gearset PR2 is connected to the sixth shaft 6, the sixth shaft 6 being further connected to the first spur gear ST1 fifth shaft 5 via the third clutch K3 "with the Abt the shaft 2 is connectable. All other connections and interfaces as well as the arrangement of the respective components correspond to the arrangement described in FIG.
  • the embodiment of the transmission shown in FIG. 6 results from a combination of the embodiments of the second clutch K2 'and the third clutch K3 "described in FIGS. 2 and 4.
  • a further embodiment of the transmission described in Fig. 1 is shown. This differs from the arrangement described in FIG. 1 in that the fourth clutch K4 'is positioned spatially between the second spur gear ST2 and the third planetary gear set PR3 in coaxial arrangement with the third shaft 3. Among other things, this leads to the output shaft 2 being free of switching elements. The positioning of the fourth clutch K4 'results in deviations with respect to the interfaces, which will be described below.
  • the planet carrier PT3 of the third planetary gear set PR3 is connected via the eighth shaft 8 to the ring gear H1 of the first planetary gear set PR1 and the sun gear. wheel S2 of the second planetary PR2.
  • the eighth shaft 8 via the fourth clutch K4 'with the ninth shaft 9 connectable.
  • the ninth shaft 9 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 connections and interfaces as well as the arrangement of the respective components correspond to the arrangement described in FIG.
  • Fig. 8 shows in a table a switching matrix of the transmission according to the invention.
  • An X in the respective field of the table 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 embodiment of the second clutch K2 ' are identical to the switching states of the second clutch K2.
  • the same applies to the switching states of the alternative embodiment of the third clutch K3 ', K3 "and the shifting states of the third clutch K3 or the shifting states of the alternative embodiment of the fourth clutch K4' and the shifting states of the fourth clutch K4 alternative embodiments of the third clutch ⁇ 3 ', K3 "in the table are defined in each case via the switching state 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.
  • the transmission spread as quotient of the transmission ratio of the lowest forward speed and the transmission ratio of the highest forward speed is 8.942.

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, K2'), eine dritte Kupplung (K3, K3', K3'') 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 Hohlrad (H3) des dritten Planetenradsatzes (PR3) und mit der zweite Bremse (B2) verbindbar ist, wobei das Hohlrad (H3) des dritten Planetenradsatzes (PR3) und die zweite Bremse (B2) ebenfalls miteinander verbunden sind und eine dritte Welle (3) koaxial zu der Antriebswelle (1) angeordnet ist.

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/oder 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 Verbindung besteht. Insbesondere drehen solche Elemente mit der gleichen Drehzahl, wenn die Verbindung besteht.
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 rotierbaren 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 und 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 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 gelegt, 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 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 Antriebstrangs 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 Planetenradsätze 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 Hohlrad des dritten Planetenradsatzes und mit der zweiten Bremse verbindbar. Weiter bevorzugt sind das Hohlrad des dritten Planetenradsatzes und die zweite 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. Weiter bevorzugt ist eine dritte Welle koaxial zu der Antriebswelle angeordnet.
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 au ßen gut zugänglich sind. Dies hat unter anderem den Vorteil, dass die benötigte Schaltenergie den Schaltelementen gut zugeführt werden kann. Daher sind die Schaltelemente besonders be- vorzugt so angeordnet, dass sie von au ßen gut zugänglich sind. Von au ßen 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.
In einer weiteren bevorzugten Form der Ausgestaltung ist das Sonnenrad des dritten Planetenradsatzes mit der ersten Bremse verbunden.
In einer besonders bevorzugten Form der Ausgestaltung weist das Getriebe einen ersten Stirntrieb und einen zweiten Stirntrieb auf. Zumindest jeweils ein Stirnrad des ersten Stirntriebs und ein Stirnrad des zweiten Stirntriebs ist koaxial zu der Antriebswelle angeordnet. Mittels des ersten Stirntriebs und/oder des zweiten Stirntriebs ist, je nach Betätigung der Schaltelemente, ein Drehmoment zwischen der Antriebswelle und der Abtriebswelle übertragbar. Die Verwendung von Stirntrieben ermöglicht die Übertragung von Drehmomenten beziehungsweise Drehbewegungen zwischen der axial versetzten Antriebswelle und der Abtriebswelle, wodurch ein besonders geringer axialer Bauraumbedarf des Getriebes in dem Fahrzeug resultiert. Insbesondere bei Fahrzeugen mit einer Front-Quer-Anordnung des Antriebsstrangs ist dies von besonderer Bedeutung, da der verfügbare Bauraum in dem Fahrzeug für die Antriebsquelle und das Getriebe in besonderer Weise durch die Fahrzeugbreite begrenzt wird. Allerdings sind auch weitere Triebstranganordnungen denkbar, beispielsweise bei heckgetriebenen Fahrzeugen und/oder bei Fahrzeugen mit einer Längs-Anordnung des Antriebsstrangs.
Bei einem Fahrzeug mit einer Längs-Anordnung des Antriebsstrangs ist die Antriebsquelle, beispielsweise ein Verbrennungsmotor, bevorzugt längs zu der Fahrtrichtung in dem Fahrzeug verbaut und es sind bevorzugt die Räder der hinteren Achse durch die Antriebsquelle beziehungsweise das Getriebe antreibbar.
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 beziehungsweise Rotationsachsen der Stirnräder parallel zueinander angeordnet.
Die beiden Stirntriebe sind in einer weiteren bevorzugten Form der Ausgestaltung in axialer Ausrichtung entlang der dritten Welle besonders bevorzugt zwischen dem ersten Planetenradsatz und dem dritten Planetenradsatz positioniert. Dabei sind sie 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 dritten Welle erfolgt.
Unter der Bindbarkeit ist zu verstehen, dass bei unterschiedlicher geometrischer Lage, also einer von der gerade beschriebenen Anordnung abweichenden Anordnung der Bauteile, die gleiche Anbindung beziehungsweise Verbindung der Schnittstellen gewährleistet ist, ohne dass sich einzelne Verbindungselemente oder Wellen kreuzen.
Auch die Verwendung eines Kettentriebs beziehungsweise eines Riementriebs anstelle des ersten Stirntriebs und/oder des zweiten Stirntriebs ist denkbar.
In einer weiteren bevorzugten Ausführungsform sind der erste Planetenradsatz und der zweite Planetenradsatz in Bezug auf die dritte Welle axial so positioniert, dass der zweite Planetenradsatz radial über dem ersten Planetenradsatz angeordnet ist. Die Anordnung des zweiten Planetenradsatzes radial 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 einstücke Ausfüh- rung des Sonnenrads des zweiten Planetenradsatzes und des Hohlrads 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 des Sonnenrads des zweiten Planetenradsatzes übernimmt. Dabei kämmt dann die Außenverzahnung des Hohlrads des ersten Planetenradsatzes mit der Verzahnung der Planetenräder des zweiten Planetenradsatzes.
In einer weiteren bevorzugten Form der Ausgestaltung sind der erste Planetenradsatz, der zweite Planetenradsatz und der dritte Planetenradsatz jeweils als Minus-Planetenradsatz ausgeführt. Diese Anordnung erweist sich einerseits in besonderer Weise als kostengünstige Realisierungsmöglichkeit des Radsatzes. Andererseits weist diese Anordnung einen hohen Wirkungsgrad bezüglich des Radsatzes auf, da Minus-Planetenradsätze gegenüber Plus-Planetenradsätzen über einen verbesserten Wirkungsgrad verfügen.
Soweit es die Bindbarkeit zulässt, kann als alternative Ausführungsform zumindest ein Minus-Planetenradsatz in einen Plus-Planetenradsatz umgewandelt werden. Dies erfordert jedoch gleichzeitig, dass die Planetenträger- und die Hohlrad- anbindung getauscht und der Betrag der Standübersetzung um den Wert 1 erhöht wird.
Die Standübersetzung gibt dabei das Übersetzungsverhältnis zwischen Sonnenrad und Hohlrad an, wenn der Planetenträger feststeht.
In einer weiteren bevorzugten Form der Ausgestaltung ist die Antriebswelle über die erste Kupplung mit dem Planetenträger des ersten Planetenradsatzes verbindbar. Weiter bevorzugt ist die Antriebswelle über die zweite Kupplung mit dem Sonnenrad des ersten Planetenradsatzes verbindbar. Die Antriebswelle ist weiter bevorzugt über die dritte Kupplung mit dem Planetenträger des zweiten Planetenradsatzes verbindbar. Das Hohlrad des zweiten Planetenradsatzes ist bevorzugt mit einem ersten Stirntrieb verbunden und der erste Stirntrieb ist weiter mit der Ab- triebswelle verbunden. Weiter bevorzugt ist der Planetenträger des dritten Planetenradsatzes mit einem zweiten Stirntrieb, dem Hohlrad des ersten Planetenradsatzes und dem Sonnenrad des zweiten Planetenradsatzes verbunden. Darüber hinaus ist der zweite Stirntrieb bevorzugt weiter über die vierte Kupplung mit der Abtriebswelle verbindbar. In dieser bevorzugten Anordnung sind die erste Kupplung, die zweite Kupplung und die dritte Kupplung nebeneinander und in koaxialer Anordnung zu der Antriebswelle positioniert und jeweils mit der Antriebswelle an einer Seite verbunden. Die erste Kupplung, die zweite Kupplung und die dritte Kupplung sind dabei zwischen Getriebeeingang und erstem Planetenradsatz entlang der dritten Welle in der Reihenfolge erste Kupplung, zweite Kupplung, dritte Kupplung positioniert. Durch diese Anordnung sind die erste Kupplung, die zweite Kupplung und die dritte Kupplung von außen besonders gut zugänglich.
Ein Getriebeeingang beschreibt dabei einen Ort eines Getriebes, an dem im Fahrbetrieb ein Drehmoment von der Antriebsquelle in das Getriebe eingeleitet wird. Im Gegensatz dazu ist unter einem Getriebeausgang ein Ort des Getriebes zu verstehen, an welchem das Drehmoment unter Berücksichtigung der entsprechenden Übersetzungsverhältnisse beispielsweise in ein Verteilergetriebe eingeleitet beziehungsweise auf die Antriebswellen des Fahrzeugs übertragen wird.
In einer weiteren bevorzugten Variante des Getriebes ist die Antriebswelle über die erste Kupplung und die zweite Kupplung mit dem Planetenträger des ersten Planetenradsatzes verbindbar. Weiter bevorzugt ist die Antriebswelle mit dem Sonnenrad des ersten Planetenradsatzes verbunden. Die Antriebswelle ist darüber hinaus bevorzugt über die dritte Kupplung mit dem Planetenträger des zweiten Planetenradsatzes verbunden. Weiter bevorzugt ist das Hohlrad des zweiten Planetenradsatzes mit einem ersten Stirntrieb verbunden und der erste Stirntrieb weiter mit der Abtriebswelle verbunden. Der Planetenträger des dritten Planetenradsatzes ist besonders bevorzugt mit einem zweiten Stirntrieb, dem Hohlrad des ersten Planetenradsatzes und dem Sonnenrad des zweiten Planetenradsatzes verbunden. Weiter bevorzugt ist der zweite Stirntrieb darüber hinaus über die vierte Kupplung mit der Abtriebswelle verbindbar. In einer weiteren bevorzugten Form der Ausgestaltung ist die Antriebswelle über die erste Kupplung mit dem Planetenträger des ersten Pianetenradsatzes verbindbar. Weiter bevorzugt ist die Antriebswelle über die zweite Kupplung mit dem Sonnenrad des ersten Pianetenradsatzes verbindbar. Die Antriebswelle ist bevorzugt mit dem Planetenträger des zweiten Pianetenradsatzes verbunden. Bevorzugt ist das Hohlrad des zweiten Pianetenradsatzes über die dritte Kupplung mit einem ersten Stirntrieb verbindbar. Der erste Stirntrieb ist weiter bevorzugt mit der Abtriebswelle verbunden. Der Planetenträger des dritten Pianetenradsatzes ist bevorzugt mit einem zweiten Stirntrieb, dem Hohlrad des ersten Pianetenradsatzes und dem Sonnenrad des zweiten Pianetenradsatzes verbunden. Weiter bevorzugt ist der zweite Stirntrieb darüber hinaus über die vierte Kupplung mit der Abtriebswelle verbindbar.
In einer weiteren bevorzugten Ausgestaltung des Getriebes ist die Antriebswelle über die erste Kupplung mit dem Planetenträger des ersten Pianetenradsatzes verbindbar. Weiter bevorzugt ist die Antriebswelle über die zweite Kupplung mit dem Sonnenrad des ersten Pianetenradsatzes verbindbar. Die Antriebswelle ist bevorzugt mit dem Planetenträger des zweiten Pianetenradsatzes verbunden. Weiter bevorzugt ist das Hohlrad des zweiten Pianetenradsatzes mit einem ersten Stirntrieb verbunden, wobei der erste Stirntrieb weiter bevorzugt über die dritte Kupplung mit der Abtriebswelle verbindbar ist. Der Planetenträger des dritten Pianetenradsatzes ist bevorzugt mit einem zweiten Stirntrieb, dem Hohlrad des ersten Pianetenradsatzes und dem Sonnenrad des zweiten Pianetenradsatzes verbunden. Weiter bevorzugt ist der zweite Stirntrieb über die vierte Kupplung mit der Abtriebswelle verbindbar.
In einer weiteren bevorzugten Variante des Getriebes ist die Antriebswelle über die erste Kupplung und die zweite Kupplung mit dem Planetenträger des ersten Pianetenradsatzes verbindbar. Weiter bevorzugt ist die Antriebswelle mit dem Sonnenrad des ersten Pianetenradsatzes verbunden. Die Antriebswelle ist weiter bevorzugt mit dem Planetenträger des zweiten Pianetenradsatzes verbunden. Besonders bevorzugt ist das Hohlrad des zweiten Pianetenradsatzes über die dritte Kupplung mit einem ersten Stirntrieb verbindbar, wobei der erste Stirntrieb weiter bevorzugt mit der Abtriebswelle verbunden ist. Weiter bevorzugt ist der Planetenträger des dritten Pianetenradsatzes mit einem zweiten Stirntrieb, dem Hohlrad des ersten Planeten- radsatzes und dem Sonnenrad des zweiten Planetenradsatzes verbunden. Der zweite Stirntrieb ist weiter bevorzugt über die vierte Kupplung mit der Abtriebswelle verbindbar.
In einer weiteren bevorzugten Form der Ausgestaltung ist die Antriebswelle über die erste Kupplung und die zweite Kupplung mit dem Planetenträger des ersten Planetenradsatzes verbindbar. Weiter bevorzugt ist die Antriebswelle mit dem Sonnenrad des ersten Planetenradsatzes verbunden. Die Antriebswelle ist weiter bevorzugt mit dem Planetenträger des zweiten Planetenradsatzes verbunden. Bevorzugt ist das Hohlrad des zweiten Planetenradsatzes mit einem ersten Stirntrieb verbunden, wobei der erste Stirntrieb weiter bevorzugt über die dritte Kupplung mit der Abtriebswelle verbindbar ist. Weiter bevorzugt ist der Planetenträger des dritten Planetenradsatzes mit einem zweiten Stirntrieb, dem Hohlrad des ersten Planetenradsatzes und dem Sonnenrad des zweiten Planetenradsatzes verbunden. Weiter bevorzugt ist der zweite Stirntrieb über die vierte Kupplung mit der Abtriebswelle verbindbar.
In einer weiter bevorzugten Ausgestaltung des Getriebes ist die Antriebswelle über die erste Kupplung mit dem Planetenträger des ersten Planetenradsatzes verbindbar. Weiter bevorzugt ist die Antriebswelle über die zweite Kupplung mit dem Sonnenrad des ersten Planetenradsatzes verbindbar. Die Antriebswelle ist bevorzugt über die dritte Kupplung mit dem Planetenträger des zweiten Planetenradsatzes verbindbar. Weiter bevorzugt ist das Hohlrad des zweiten Planetenradsatzes mit einem ersten Stirntrieb verbunden. Weiter bevorzugt ist der erste Stirntrieb mit der Abtriebswelle verbunden. Der Planetenträger des dritten Planetenradsatzes ist bevorzugt mit dem Hohlrad des ersten Planetenradsatzes und dem Sonnenrad des zweiten Planetenradsatzes verbunden und über die vierte Kupplung bevorzugt mit einem zweiten Stirntrieb verbindbar. Bevorzugt ist der zweite Stirntrieb weiter mit der Abtriebswelle verbunden.
In einer besonders bevorzugten Form der Ausgestaltung ist der erste Vorwärtsgang durch die geschlossene erste Bremse, die geschlossene zweite Kupplung und die geschlossene vierte Kupplung darstellbar. Durch die geschlossene erste Bremse, die geschlossene erste Kupplung und die geschlossenen 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. Durch die geschlossene zweite 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 erste Kupplung, die geschlossene dritte Kupplung und die geschlossene vierte Kupplung ist bevorzugt der vierte Vorwärtsgang darstellbar. Der fünfte Vorwärtsgang ist bevorzugt durch die geschlossene erste Kupplung, die geschlossene zweite Kupplung und die geschlossene dritte Kupplung darstellbar. Durch die geschlossene erste Bremse, die geschlossene erste Kupplung und die geschlossene dritte Kupplung ist bevorzugt der sechste Vorwärtsgang darstellbar. Der siebte Vorwärtsgang ist bevorzugt durch die geschlossene erste Bremse, die geschlossene zweite Kupplung und die geschlossene dritte Kupplung darstellbar. Durch die geschlossene erste Bremse, die geschlossene zweite Bremse und die geschlossene dritte Kupplung ist bevorzugt der achte Vorwärtsgang darstellbar. Der neunte 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 zweite Kupplung und die geschlossene vierte Kupplung ist besonders bevorzugt der Rückwärtsgang darstellbar.
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. Die verbleibenden Schaltelemente sind bevorzugt geöffnet. Ein Gangwechsel in einen benachbarten höheren Gang oder in einen benachbarten niedrigeren Gang ist jeweils bevorzugt durch Schließen von mindestens einem zuvor geöffneten und durch Öffnen von mindestens 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 Ver- brauch, beispielsweise von Kraftstoff bei einem Verbrennungsmotor als Antriebsquelle, des Fahrzeugs auswirkt. Darüber hinaus lassen sich auf diese Weise besonders geringe Schaltzeiten des Getriebes erzielen, was ebenfalls vorteilhaft ist.
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 Kraft-/Leistungsquelle 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.
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: eine schematische Ansicht einer sechsten bevorzugten Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Getriebes;
Fig. 7: eine schematische Ansicht einer siebten bevorzugten Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Getriebes;
Fig. 8: ein beispielhaftes Schaltschema für ein Getriebe gemäß Fig. 1 bis 7.
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. Die Antriebswelle 1 ist über die erste Kupplung K1 mit einer dritten Welle 3 verbindbar. Die dritte Welle 3 ist weiter mit dem Planetenträger PT1 des ersten Planetenradsatzes PR1 , dem Hohlrad H3 des dritten Planetenradsatzes PR3 und der zweiten Bremse B2 verbunden. Darüber hinaus verbindet die dritte Welle 3 den Planetenträger PT1 des ersten Planetenradsatzes PR1 , das Hohlrad H3 des dritten Planetenradsatzes PR3 und die zweite Bremse B2 miteinander. Die dritte Welle 3 verläuft koaxial zu der Antriebswelle 1 . Die erste Kupplung K1 , die zweite Kupplung K2 und die dritte Kupplung K3 sind koaxial zu der dritten Welle 3 in der Reihenfolge erste Kupplung K1 , zweite Kupplung K2, dritte Kupplung K3 angeordnet, wobei die erste Kupplung K1 einen geringeren Abstand zu dem freien Ende der Antriebswelle 1 aufweist als die zweite Kupplung K2 beziehungsweise die dritte Kupplung K3. Ebenfalls koaxial zu der dritten Welle 3 angeordnet sind der erste Planetenradsatz PR1 , der zweite Planetenradsatz PR2, der dritte Planetenradsatz PR3, die erste Bremse B1 und die zweite Bremse B2. Der zweite Planetenradsatz PR2 ist radial über dem ersten Planetenradsatz PR1 angeordnet. Das Hohlrad H1 des ersten Planetenradsatzes PR1 ist daher mit dem Sonnenrad S2 des zweiten Planetenradsatzes PR2 verbunden. Der erste Planetenradsatz PR1 , der dritte Planetenradsatz PR3, die erste Bremse B1 und die zweite Bremse B2 sind entlang der dritten Welle 3 beginnend an der dritten Kupplung K3 in der Reihenfolge erster Planetenradsatz PR1 , dritter Planetenradsatz PR3, erste Bremse B1 , zweite Bremse B2 angeordnet. Zwischen dem ersten Planetenradsatz PR1 beziehungsweise dem zweiten Planetenradsatz PR2 und dem dritten Planetenradsatz PR3 befinden sich in der Reihenfolge erster Planetenradsatz PR1 beziehungsweise zweiter Planetenradsatz PR2, erster Stirntrieb ST1 , zweiter Stirntrieb ST2, dritter Planetenradsatz PR3 der erste Stirntrieb ST1 und der zweite Stirntrieb ST2. Zumindest jeweils ein Stirnrad des ersten Stirntriebs ST1 und des zweiten Stirntriebs ST2 ist koaxial zu der dritten Welle 3 angeordnet. Über den ersten Stirntrieb ST1 und/oder über den zweiten Stirntrieb ST2 erfolgt eine Übertragung von Drehmomenten beziehungsweise Rotationsbewegungen zwischen der Antriebswelle 1 und der Abtriebswelle 2. Die Abtriebswelle 2 verfügt ebenfalls über ein freies Ende. Das freie Ende der Antriebswelle 1 und das freie Ende der Abtriebswelle 2 zeigen dabei in die gleiche Richtung. Koaxial zu der Abtriebswelle 2 ist die vierte Kupplung K4 beginnend an dem freien Ende der Antriebswelle 2 angeordnet. Dabei sind der erste Stirntrieb ST1 , der zweite Stirntrieb ST2 und die vierte Kupplung K4 in der gerade genannten Reihenfolge entlang der Abtriebswelle 2 angeordnet. Zumindest jeweils ein Stirnrad des ersten Stirntriebs ST1 und ein Stirnrad des zweiten Stirntriebs ST2 ist dabei koaxial zu der Abtriebswelle 2 angeordnet. Die Antriebswelle 1 ist weiter über die zweite Kupplung K2 mit einer vierten Welle 4 verbindbar, wobei die vierte Welle 4 weiter mit dem Sonnenrad S1 des ersten Planetenradsatzes PR1 verbunden ist. Über die dritte Kupplung K3 ist die Antriebswelle 1 mit einer fünften Welle 5 verbindbar, wobei die fünfte Welle 5 weiter mit dem Planetenträger PT2 des zweiten Planetenradsatzes PR2 verbunden ist. Das Hohlrad H2 des zweiten Planetenradsatzes PR2 ist über eine sechste Welle 6 mit dem ersten Stirntrieb ST1 verbunden. Der erste Stirntrieb ST1 ist weiter mit der Abtriebswelle 2 verbunden. Das Sonnenrad S3 des dritten Planetenradsatzes PR3 ist über eine siebte Welle 7 mit der ersten Bremse B1 verbunden. Der Planetenträger PT3 des dritten Planetenradsatzes PR3 ist mit einer achten Welle 8 verbunden, wobei die achte Welle 8 weiter mit dem zweiten Stirntrieb ST2, dem Hohlrad H1 des ersten Planetenradsatzes PR1 und dem Sonnenrad S2 des zweiten Planetenradsatzes PR2 verbunden ist. Darüber hinaus verbindet die achte Welle 8 die gerade genannten Elemente untereinander. Der zweite Stirntrieb ST2 ist weiter mit einer neunten Welle 9 verbunden, wobei die neunte Welle 9 über die vierte Kupplung K4 mit der Abtriebswelle 2 verbindbar ist.
Der erste Planetenradsatz PR1 , der zweite Planetenradsatz PR2 und der dritte Planetenradsatz PR3 sind jeweils 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.
Der erste Stirntrieb ST1 und der zweite Stirntrieb ST2 sind jeweils als einstufiges Stirnradgetriebe ausgeführt.
Fig. 2 zeigt eine weitere Ausführungsform des in Fig. 1 beschriebenen Getriebes, welches sich in erster Linie durch eine abweichende Positionierung der zweiten Kupplung K2' von der in Fig. 1 beschriebenen Ausführungsform unterscheidet. Die zweite Kupplung K2' ist in dem vorliegenden Ausführungsbeispiel räumlich zwischen dem ersten Planetenradsatz PR1 und dem ersten Stirntrieb ST1 in koaxialer Anordnung zu der dritten Welle 3 positioniert. Daraus resultieren folgende Änderungen bezüglich der Schnittstellen beziehungsweise Verbindungen in dem Getriebe. Die Antriebswelle 1 ist über die erste Kupplung K1 mit der dritten Welle 3 verbindbar. Die dritte Welle 3 ist darüber hinaus mit dem Hohlrad H3 des dritten Planetenradsatzes PR3 und der zweiten Bremse B2 verbunden. Abweichend zu der in Fig. 1 beschriebenen Anordnung ist die dritte Welle 3 darüber hinaus über die zweite Kupplung K2' mit der vierten Welle 4 verbindbar, wobei die vierte Welle 4 weiter mit dem Planetenträger PT1 des ersten Planetenradsatzes PR1 verbunden ist. Eine weitere Abweichung der Verbindung der einzelnen Elemente der Planetenradsätze PR1 , PR2, PR3 besteht darüber hinaus darin, dass die Antriebswelle 1 nun direkt mit dem Sonnenrad S1 des ersten Planetenradsatzes PR1 verbunden ist. Alle weiteren Schnittstellen und Bauteilanordnungen stimmen mit der in Fig. 1 beschriebenen Anordnung überein.
Fig. 3 zeigt eine dritte Variante des in Fig. 1 beschriebenen Getriebes. Ein wesentlicher Unterschied zu der in Fig. 1 beschriebenen Anordnung besteht in der Positionierung der dritten Kupplung K3'. Die dritte Kupplung K3' ist dabei koaxial zu der dritten Welle 3 zwischen dem ersten Planetenradsatz PR1 beziehungsweise dem zweiten Planetenradsatz PR2 und dem ersten Stirntrieb ST1 angeordnet. Dies hat zur Folge, dass die Antriebswelle 1 nun direkt mit dem Planetenträger PT2 des zweiten Planetenradsatzes PR2 verbunden ist. Das Hohlrad H2 des zweiten Planetenradsatzes PR2 ist mit der sechsten Welle 6 verbunden, wobei die sechste Welle 6 nun über die dritte Kupplung K3' mit der fünften Welle 5 verbindbar ist. Die fünfte Welle 5 ist weiter mit dem ersten Stirntrieb ST1 und der erste Stirntrieb ST1 weiter mit der Abtriebswelle 2 verbunden. Alle weiteren Verbindungen und Schnittstellen sowie die Anordnung der jeweiligen Bauteile 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 dabei koaxial zu der Abtriebswelle 2 angeordnet. Entlang der Abtriebswelle 2 sind, beginnend an dem freien Ende der Abtriebswelle 2, die dritte Kupplung K3", der erste Stirntrieb ST1 , der zweite Stirntrieb ST2 und die vierte Kupplung K4 in der genannten Reihenfolge angeordnet. Die dritte Kupplung K3" und die vierte Kupplung K4 sind dabei koaxial zu der Abtriebswelle 2 angeordnet. Zumindest ein Stirnrad des ersten Stirntriebs ST1 und zumindest ein Stirnrad des zweiten Stirntriebs ST2 sind dabei ebenfalls koaxial zu der Abtriebswelle 2 angeordnet. Im Gegensatz zu der in Fig. 1 beschriebenen Ausführungsform ist hier der Planetenträ- ger PT2 des zweiten Planetenradsatzes PR2 direkt mit der Antriebswelle 1 verbunden. Das Hohlrad H2 des zweiten Planetenradsatzes PR2 ist mit der sechsten Welle 6 verbunden, wobei die sechste Welle 6 weiter mit dem ersten Stirntrieb ST1 verbunden ist. Der erste Stirntrieb ST1 ist weiter mit der fünften Welle 5 verbunden, welche über die dritte Kupplung K3" mit der Abtriebswelle 2 verbindbar ist. Alle weiteren Verbindungen und Schnittstellen sowie die Anordnung der jeweiligen Bauteile entsprechen der in Fig. 1 beschriebenen Anordnung.
Fig. 5 zeigt eine fünfte Variante des in Fig. 1 beschriebenen Getriebes. Diese unterscheidet sich von der in Fig. 1 beschriebenen Variante dahingehend, dass die zweite Kupplung K2' und die dritte Kupplung K3' räumlich zwischen dem ersten Planetenradsatz PR1 beziehungsweise dem zweiten Planetenradsatz PR2 und dem ersten Stirntrieb ST1 in der Reihenfolge erster Planetenradsatz PR1 beziehungsweise zweiter Planetenradsatz PR2, zweite Kupplung K2', dritte Kupplung K3', erster Stirntrieb ST1 koaxial zu der dritten Welle 3 angeordnet sind. Daraus resultieren wie folgt beschriebene Änderungen bezüglich der Schnittstellen beziehungsweise Verbindungen. Die Antriebswelle 1 ist über die erste Kupplung K1 mit der dritten Welle 3 verbindbar. Die dritte Welle 3 ist weiter über die zweite Kupplung K2' mit der vierten Welle 4 verbindbar, wobei die vierte Welle 4 weiter mit dem Planetenträger PT1 des ersten Planetenradsatzes PR1 verbunden ist. Weiter ist die Antriebswelle 1 mit dem Sonnenrad S1 des ersten Planetenradsatzes PR1 und dem Planetenträger PT2 des zweiten Planetenradsatzes PR2 verbunden. Das Hohlrad H2 des zweiten Planetenradsatzes PR2 ist mit der sechsten Welle 6 verbunden, wobei die sechste Welle 6 über die dritte Kupplung K3' mit der fünften Welle 5 verbindbar ist. Die fünfte Welle 5 ist weiterhin mit dem ersten Stirntrieb ST1 verbunden, und der erste Stirntrieb ST1 ist weiter mit der Abtriebswelle 2 verbunden. Die in Fig. 5 gezeigte Ausführungsform ergibt sich aus einer Kombination der in Fig. 2 und Fig. 3 beschriebenen Ausführungsformen der alternativen Ausführungsformen der zweiten Kupplung K2' und der dritten Kupplung K3'.
Fig. 6 zeigt eine weitere Ausführungsform des in Fig. 1 beschriebenen Getriebes. Abweichend von der in Fig. 1 beschriebenen Anordnung ist in dem vorliegenden Ausführungsbeispiel die zweite Kupplung K2' räumlich zwischen dem ersten Plane- tenradsatz PR1 beziehungsweise dem zweiten Planetenradsatz PR2 und dem ersten Stirntrieb ST1 in koaxialer Anordnung zu der dritten Welle 3 positioniert. Darüber hinaus ist die dritte Kupplung K3" koaxial zu der Abtriebswelle 2 angeordnet, wobei folgende Elemente entlang der Abtriebswelle 2, beginnend an dem freien Ende der Abtriebswelle 2, in der Reihenfolge dritte Kupplung K3", erster Stirntrieb ST1 , zweiter Stirntrieb ST2, vierte Kupplung K4 angeordnet sind. Die nachfolgend beschriebenen Abweichungen bezüglich der Schnittstellen beziehungsweise Verbindungen der einzelnen Elemente resultieren aus den genannten Änderungen der Positionierung der zweiten Kupplung K2' und der dritten Kupplung K3". Die Antriebswelle 1 ist über die erste Kupplung K1 mit der dritten Welle 3 verbindbar, wobei die dritte Welle 3 weiter über die zweite Kupplung K2' mit der vierten Welle 4 verbindbar ist und die vierte Welle 4 weiter mit dem Planetenträger PT1 des ersten Planetenradsatzes PR1 verbunden ist. Die Antriebswelle 1 ist weiter mit dem Sonnenrad S1 des ersten Planetenradsatzes PR1 und dem Planetenträger PT2 des zweiten Planetenradsatzes PR2 verbunden. Das Hohlrad H2 des zweiten Planetenradsatzes PR2 ist mit der sechsten Welle 6 verbunden, wobei die sechste Welle 6 weiter mit dem ersten Stirntrieb ST1 verbunden ist. Der erste Stirntrieb ST1 ist weiter mit der fünften Welle 5 verbunden, wobei die fünfte Welle 5 über die dritte Kupplung K3" mit der Abtriebswelle 2 verbindbar ist. Alle weiteren Verbindungen und Schnittstellen sowie die Anordnung der jeweiligen Bauteile entsprechen der in Fig. 1 beschriebenen Anordnung. Die in Fig. 6 gezeigte Ausführungsform des Getriebes ergibt sich aus einer Kombination der in Fig. 2 und Fig. 4 beschriebenen Ausführungsformen der zweiten Kupplung K2' und der dritten Kupplung K3".
In Fig. 7 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' räumlich zwischen dem zweiten Stirntrieb ST2 und dem dritten Planetenradsatz PR3 in koaxialer Anordnung zu der dritten Welle 3 positioniert ist. Dies führt unter anderem dazu, dass die Abtriebswelle 2 frei von Schaltelementen ist. Aus der Positionierung der vierten Kupplung K4' ergeben sich Abweichungen bezüglich der Schnittstellen, welche nachfolgend beschrieben werden. Der Planetenträger PT3 des dritten Planetenradsatzes PR3 ist über die achte Welle 8 mit dem Hohlrad H1 des ersten Planetenradsatzes PR1 und dem Sonnen- rad S2 des zweiten Planetenradsatzes PR2 verbunden. Darüber hinaus ist die achte Welle 8 über die vierte Kupplung K4' mit der neunten Welle 9 verbindbar. Die neunte Welle 9 ist weiter mit dem zweiten Stirntrieb ST2 verbunden, und der zweite Stirntrieb ST2 ist weiter mit der Abtriebswelle 2 verbunden. Alle weiteren Verbindungen und Schnittstellen sowie die Anordnung der jeweiligen Bauteile entsprechen der in Fig. 1 beschriebenen Anordnung.
Fig. 8 zeigt in einer Tabelle eine Schaltmatrix des erfindungsgemäßen Getriebes. Über ein X in dem jeweiligen Feld der Tabelle 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 Ausführungsform der zweiten Kupplung K2' sind mit den Schaltzuständen der zweiten Kupplung K2 identisch. Gleiches gilt für die Schaltzustände der alternativen Ausführungsform der dritten Kupplung K3', K3" und die Schaltzustände der dritten Kupplung K3 beziehungsweise die Schaltzustände der alternativen Ausführungsform der vierten Kupplung K4' und die Schaltzustände der vierten Kupplung K4. Das heißt, dass beispielsweise die Schaltzustände der alternativen Ausführungsformen der dritten Kupplung Κ3', K3" in der Tabelle jeweils 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 = 4,476 aufweist, der zweite Vorwärtsgang ein Übersetzungsverhältnis von i = 2,599 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 ,000 aufweist, der sechste Vorwärtsgang ein Übersetzungsverhältnis von i = 0,807 aufweist, der siebte Vorwärtsgang ein Übersetzungsverhältnis von i = 0,705 aufweist, der achte Vorwärtsgang ein Übersetzungsverhältnis von i = 0,600 aufweist und der neunte Vorwärtsgang ein Übersetzungsverhältnis von i = 0,501 aufweist. Der Rückwärtsgang weist aufgrund der Richtungsumkehr der Drehbewegung ein negatives Übersetzungsverhältnis von i = -3,357 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 Vorwärtsgangs und des benachbarten höheren Vorwärtsgangs zu verstehen. Dabei weist der Gangsprung von dem ersten Vorwärtsgang zu dem zweiten Vorwärtsgang einen Wert von φ = 1 ,722 auf, der Gangsprung von dem zweiten Vorwärtsgang zu dem dritten Vorwärtsgang weist einen Wert von φ = 1 ,559 auf, der Gangsprung von dem dritten Vorwärtsgang zu dem vierten Vorwärtsgang weist einen Wert von φ = 1 ,31 6 auf, der Gangsprung von dem vierten Vorwärtsgang zu dem fünften Vorwärtsgang weist einen Wert von φ = 1 ,267 auf, der Gangsprung von dem fünften Vorwärtsgang zu dem sechsten Vorwärtsgang weist einen Wert von φ = 1 ,239 auf, der Gangsprung von dem sechsten Vorwärtsgang zu dem siebten Vorwärtsgang weist einen Wert von φ = 1 ,145 auf, der Gangsprung von dem siebten Vorwärtsgang zu dem achten Vorwärtsgang weist einen Wert von φ = 1 ,175 auf und der Gangsprung von dem achten Vorwärtsgang zu dem neunten Vorwärtsgang weist einen Wert von φ = 1 ,199 auf.
Die Getriebespreizung als Quotient aus dem Übersetzungsverhältnis des niedrigsten Vorwärtsgangs und dem Übersetzungsverhältnis des höchsten Vorwärtsgangs beträgt 8,942.
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, K2' zweite Kupplung
K3, Κ3', 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, K2'), eine dritte Kupplung (K3, Κ3', K3") 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 Hohlrad (H3) des dritten Planetenradsatzes (PR3) und mit der zweite Bremse (B2) verbindbar ist, wobei das Hohlrad (H3) des dritten Planetenradsatzes (PR3) und die zweite Bremse (B2) ebenfalls miteinander verbunden sind und eine dritte Welle (3) koaxial zu der Antriebswelle (1 ) angeordnet ist.
2. Getriebe nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass das Sonnenrad (S3) des dritten Planetenradsatzes (PR3) mit der ersten Bremse (B1 ) verbunden ist.
3. Getriebe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass ein Drehmoment über einen ersten Stirntrieb (ST1 ) und/oder über einen zweiten Stirntrieb (ST2) zwischen der Antriebswelle (1 ) und der Abtriebswelle (2) übertragbar ist.
4. Getriebe nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass der erste Stirntrieb (ST1 ) und der zweite Stirntrieb (ST2) in axialer Ausrichtung entlang der dritten Welle (3) 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 einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass der erste Planetenradsatz (PR1 ) und der zweite Planetenradsatz (PR2) in Bezug auf die dritte Welle (3) axial so positioniert sind, dass der zweite Planetenradsatz (PR2) radial 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.
6. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass der erste Planetenradsatz (PR1 ), der zweite Planetenradsatz (PR2) und der dritte Planetenradsatz (PR3) jeweils als Minus-Planetenradsatz ausgeführt sind.
7. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass:
die Antriebswelle (1 ) über die erste Kupplung (K1 ) mit dem Planetenträger (PT1 ) des ersten Planetenradsatzes (PR1 ) verbindbar ist; die Antriebswelle (1 ) über die zweite Kupplung (K2) mit dem Sonnenrad (S1 ) des ersten Planetenradsatzes (PR1 ) verbindbar ist;
die Antriebswelle (1 ) über die dritte Kupplung (K3) mit dem Planetenträger (PT2) des zweiten Planetenradsatzes (PR2) verbindbar ist; das Hohlrad (H2) des zweiten Planetenradsatzes (PR2) mit einem ersten Stirntrieb (ST1 ) verbunden ist und der erste Stirntrieb (ST1 ) weiter mit der Abtriebswelle (2) verbunden ist;
der Planetenträger (PT3) des dritten Planetenradsatzes (PR3) mit einem zweiten Stirntrieb (ST2), dem Hohlrad (H1 ) des ersten Planetenradsatzes (PR1 ) und dem Sonnenrad (S2) des zweiten Planetenradsatzes (PR2) verbunden ist, wobei der zweite Stirntrieb (ST2) weiter über die vierte Kupplung (K4) mit der Abtriebswelle (2) verbindbar ist.
8. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass:
die Antriebswelle (1 ) über die erste Kupplung (K1 ) und die zweite Kupplung (Κ2') mit dem Planetenträger (PT1 ) des ersten Planetenradsatzes (PR1 ) verbindbar ist;
die Antriebswelle (1 ) mit dem Sonnenrad (S1 ) des ersten Planetenradsatzes (PR1 ) verbunden ist; die Antriebswelle (1 ) über die dritte Kupplung (K3) mit dem Planetenträger (PT2) des zweiten Planetenradsatzes (PR2) verbunden ist; das Hohlrad (H2) des zweiten Planetenradsatzes (PR2) mit einem ersten Stirntrieb (ST1 ) verbunden ist und der erste Stirntrieb (ST1 ) weiter mit der Abtriebswelle (2) verbunden ist;
der Planetenträger (PT3) des dritten Planetenradsatzes (PR3) mit einem zweiten Stirntrieb (ST2), dem Hohlrad (H1 ) des ersten Planetenradsatzes (PR1 ) und dem Sonnenrad (S2) des zweiten Planetenradsatzes (PR2) verbunden ist, wobei der zweite Stirntrieb (ST2) weiter über die vierte Kupplung (K4) mit der Abtriebswelle (2) verbindbar ist.
9. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass:
die Antriebswelle (1 ) über die erste Kupplung (K1 ) mit dem Planetenträger (PT1 ) des ersten Planetenradsatzes (PR1 ) verbindbar ist; die Antriebswelle (1 ) über die zweite Kupplung (K2) mit dem Sonnenrad (S1 ) des ersten Planetenradsatzes (PR1 ) verbindbar ist; die Antriebswelle (1 ) mit dem Planetenträger (PT2) des zweiten Planetenradsatzes (PR2) verbunden ist;
das Hohlrad (H2) des zweiten Planetenradsatzes (PR2) über die dritte Kupplung (Κ3') mit einem ersten Stirntrieb (ST1 ) verbindbar ist, wobei der erste Stirntrieb (ST1 ) weiter mit der Abtriebswelle (2) verbunden ist;
der Planetenträger (PT3) des dritten Planetenradsatzes (PR3) mit einem zweiten Stirntrieb (ST2), dem Hohlrad (H1 ) des ersten Planetenradsatzes (PR1 ) und dem Sonnenrad (S2) des zweiten Planetenradsatzes (PR2) verbunden ist, wobei der zweite Stirntrieb (ST2) weiter über die vierte Kupplung (K4) mit der Abtriebswelle (2) verbindbar ist.
10. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass:
die Antriebswelle (1 ) über die erste Kupplung (K1 ) mit dem Planetenträger (PT1 ) des ersten Planetenradsatzes (PR1 ) verbindbar ist; die Antriebswelle (1 ) über die zweite Kupplung (K2) mit dem Sonnenrad (S1 ) des ersten Planetenradsatzes (PR1 ) verbindbar ist;
die Antriebswelle (1 ) mit dem Planetenträger (PT2) des zweiten Planetenradsatzes (PR2) verbunden ist;
das Hohlrad (H2) des zweiten Planetenradsatzes (PR2) mit einem ersten Stirntrieb (ST1 ) verbunden ist und der erste Stirntrieb (ST1 ) weiter über die dritte Kupplung (K3") mit der Abtriebswelle (2) verbindbar ist;
der Planetenträger (PT3) des dritten Planetenradsatzes (PR3) mit einem zweiten Stirntrieb (ST2), dem Hohlrad (H1 ) des ersten Planetenradsatzes (PR1 ) und dem Sonnenrad (S2) des zweiten Planetenradsatzes (PR2) verbunden ist, wobei der zweite Stirntrieb (ST2) weiter über die vierte Kupplung (K4) mit der Abtriebswelle (2) verbindbar ist. be nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass:
die Antriebswelle (1 ) über die erste Kupplung (K1 ) und die zweite Kupplung (Κ2') mit dem Planetenträger (PT1 ) des ersten Planetenradsatzes (PR1 ) verbindbar ist;
die Antriebswelle (1 ) mit dem Sonnenrad (S1 ) des ersten Planetenradsatzes (PR1 ) verbunden ist;
die Antriebswelle (1 ) mit dem Planetenträger (PT2) des zweiten Planetenradsatzes (PR2) verbunden ist;
das Hohlrad (H2) des zweiten Planetenradsatzes (PR2) über die dritte Kupplung (Κ3') mit einem ersten Stirntrieb (ST1 ) verbindbar ist, wobei der erste Stirntrieb (ST1 ) weiter mit der Abtriebswelle (2) verbunden ist;
der Planetenträger (PT3) des dritten Planetenradsatzes (PR3) mit einem zweiten Stirntrieb (ST2), dem Hohlrad (H1 ) des ersten Planetenradsatzes (PR1 ) und dem Sonnenrad (S2) des zweiten Planetenradsatzes (PR2) verbunden ist, wobei der zweite Stirntrieb (ST2) weiter über die vierte Kupplung (K4) mit der Abtriebswelle (2) verbindbar ist.
1 2. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass:
die Antriebswelle (1 ) über die erste Kupplung (K1 ) und die zweite Kupplung (Κ2') mit dem Planetenträger (PT1 ) des ersten Planetenradsatzes (PR1 ) verbindbar ist;
die Antriebswelle (1 ) mit dem Sonnenrad (S1 ) des ersten Planetenradsatzes (PR1 ) verbunden ist;
die Antriebswelle (1 ) mit dem Planetenträger (PT2) des zweiten Planetenradsatzes (PR2) verbunden ist;
das Hohlrad (H2) des zweiten Planetenradsatzes (PR2) mit einem ersten Stirntrieb (ST1 ) verbunden ist, wobei der erste Stirntrieb (ST1 ) weiter über die dritte Kupplung (K3") mit der Abtriebswelle (2) verbindbar ist;
der Planetenträger (PT3) des dritten Planetenradsatzes (PR3) mit einem zweiten Stirntrieb (ST2), dem Hohlrad (H1 ) des ersten Planetenradsatzes (PR1 ) und dem Sonnenrad (S2) des zweiten Planetenradsatzes (PR2) verbunden ist, wobei der zweite Stirntrieb (ST2) weiter über die vierte Kupplung (K4) mit der Abtriebswelle (2) verbindbar ist.
13. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass:
die Antriebswelle (1 ) über die erste Kupplung (K1 ) mit dem Planetenträger (PT1 ) des ersten Planetenradsatzes (PR1 ) verbindbar ist; die Antriebswelle (1 ) über die zweite Kupplung (K2) mit dem Sonnenrad (S1 ) des ersten Planetenradsatzes (PR1 ) verbindbar ist; die Antriebswelle (1 ) über die dritte Kupplung (K3) mit dem Planetenträger (PT2) des zweiten Planetenradsatzes (PR2) verbindbar ist; das Hohlrad (H2) des zweiten Planetenradsatzes (PR2) mit einem ersten Stirntrieb (ST1 ) verbunden ist, wobei der erste Stirntrieb (ST1 ) weiter mit der Abtriebswelle (2) verbunden ist;
der Planetenträger (PT3) des dritten Planetenradsatzes (PR3) mit dem Hohlrad (H1 ) des ersten Planetenradsatzes (PR1 ) und dem Sonnenrad (S2) des zweiten Planetenradsatzes (PR2) verbunden ist und über die vierte Kupplung (Κ4') mit einem zweiten Stirntrieb (ST2) verbindbar ist, wobei der zweite Stirntrieb (ST2) weiter mit der Abtriebswelle (2) verbunden ist.
14. Getriebe nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass:
der erste Vorwärtsgang durch die geschlossene erste Bremse (B1 ), die geschlossene zweite Kupplung (K2, K2') und die geschlossene vierte Kupplung (K4, K4') darstellbar ist;
der zweite Vorwärtsgang durch die geschlossene erste Bremse (B1 ), die geschlossene erste Kupplung (K1 ) und die geschlossene vierte Kupplung (K4, K4') darstellbar ist;
der dritte Vorwärtsgang durch die geschlossene erste Kupplung (K1 ), die geschlossene zweite Kupplung (K2, K2') und die geschlossene vierte Kupplung (K4, K4') darstellbar ist;
der vierte Vorwärtsgang durch die geschlossene zweite Kupplung (K2, K2'), die geschlossene dritte Kupplung (K3, Κ3', K3") und die geschlossene vierte Kupplung (K4, K4') oder durch die geschlossene zweite Bremse (B2), die geschlossene dritte Kupplung (K3, K3', K3") und die geschlossene vierte Kupplung (K4, K4') oder durch die geschlossene erste Bremse (B1 ), die geschlossene dritte Kupplung (K3, Κ3', K3") und die geschlossene vierte Kupplung (K4, K4') oder durch die geschlossene erste Kupplung (K1 ), die geschlossene dritte Kupplung (K3, Κ3', K3") und die geschlossene vierte Kupplung (K4, K4') darstellbar ist;
der fünfte Vorwärtsgang durch die geschlossene erste Kupplung (K1 ), die geschlossene zweite Kupplung (K2, K2") und die geschlossene dritte Kupplung (K3, Κ3', K3") darstellbar ist;
der sechste Vorwärtsgang durch die geschlossene erste Bremse (B1 ), die geschlossene erste Kupplung (K1 ) und die geschlossene dritte Kupplung (K3, Κ3', K3") darstellbar ist; der siebte Vorwärtsgang durch die geschlossene erste Bremse (B1 ), die geschlossene zweite Kupplung (K2, K2') und die geschlossene dritte Kupplung (K3, Κ3', K3") darstellbar ist;
der achte Vorwärtsgang durch die geschlossene erste Bremse (B1 ), die geschlossene zweite Bremse (B2) und die geschlossene dritte Kupplung (K3, Κ3', K3") darstellbar ist;
der neunte Vorwärtsgang durch die geschlossene zweite Bremse (B2), die geschlossene zweite Kupplung (K2, K2') und die geschlossene dritte Kupplung (K3, Κ3', K3") darstellbar ist;
der Rückwärtsgang durch die geschlossene zweite Bremse (B2), die geschlossene zweite Kupplung (K2, K2') und die geschlossene vierte Kupplung (K4, K4') darstellbar ist.
15. Verfahren zum Betreiben eines Getriebes nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass neun Vorwärtsgänge so ausgewählt werden können, dass in jeder Gangstufe jeweils drei Schaltelemente geschlossen und die übrigen Schaltelemente geöffnet sind, wobei ein Gangwechsel in einen benachbarten höheren Gang oder in einen benachbarten niedrigeren Gang jeweils durch Schließen von mindestens einem zuvor geöffneten und durch Öffnen von mindestens einem zuvor geschlossenen Schaltelement realisierbar ist.
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