WO2015062598A1 - Differentialgetriebe, insbesondere achsgetriebe - Google Patents

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WO2015062598A1
WO2015062598A1 PCT/DE2014/200489 DE2014200489W WO2015062598A1 WO 2015062598 A1 WO2015062598 A1 WO 2015062598A1 DE 2014200489 W DE2014200489 W DE 2014200489W WO 2015062598 A1 WO2015062598 A1 WO 2015062598A1
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gear
planetary
power
sun gear
switching state
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PCT/DE2014/200489
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Franz Kurth
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Schaeffler Technologies AG & Co. KG
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Publication date
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    • F16H2048/106—Differential gearings with gears having orbital motion with orbital spur gears characterised by two sun gears

Definitions

  • the invention is directed to a differential gear, in particular in the configuration of a transaxle for dividing the provided by a drive device and supplied via a power input Ant- riebs intricate to a first and a second power output, wherein within the differential gear, a translation, so that the power tap on the two power outputs on a relative to the input speed at the power input reduced output speed level is done.
  • a planetary gear transmission of the aforementioned type is known.
  • the power split within the transmission is accomplished here by a first planetary stage, which includes a sun gear, a planet carrier equipped with planets and a ring gear.
  • the propulsion power provided by an engine is introduced into the transmission via the sun gear functioning as power input, the power split takes place on the planet carrier and the ring gear.
  • the planet carrier is in this case coupled to a first output shaft.
  • the ring gear is coupled to the sun gear of the second gear stage.
  • the second gear stage comprises a stationary ring gear and a planet carrier equipped with double planets. This planet carrier is coupled to a second output shaft.
  • a planetary gear for branching the voltage applied to a power input drive power to a first and to a second power output, with:
  • a superposition gear stage comprising a first sun gear, a first planetary gear set, a first planetary carrier and a first ring gear, and
  • a reversing gear stage comprising a second sun gear, a second planetary gear set, a second planet carrier and a second ring gear,
  • the superposition gear stage and the reverse gear stage are kinematically coupled, and the epicyclic gear is designed such that it is operable in a first and a second switching state, and
  • the first and the second switching state differ in terms of between the power input and the power outputs resulting total translation.
  • the epicyclic gear is designed such that in the first switching state, a pure differential action is provided without translation.
  • the transmission functions as a so-called rolling differential gear and effects a transmission to the slow, ie an increase of the output torque compared to the output torque in the first operating mode.
  • the transmission is preferably designed so that the switching between see the first and the second switching state takes place by the second planet carrier is coupled either rotationally fixed to the power input or the transmission housing.
  • the transmission here is preferably constructed so that the first sun gear acts as a power input, the first ring gear is rotatably coupled to the second sun gear, the first planet carrier represents the first power output, the second ring gear represents the second power output, and the second planet carrier via a first Clutch device rotationally fixed to the first sun gear or via a second clutch means rotatably coupled to the transmission housing.
  • the coupling devices can be designed as positively coupling coupling devices, or in particular as frictionally coupling coupling devices.
  • the coupling device which is intended to bring about the pure differential operation, as positive coupling coupling and the second coupling device decisive for the transmission mode as frictionally coupling coupling, which possibly also functions as an overload coupling and if it is constructive set maximum torque reaches a sliding state.
  • the transmission according to the invention is preferably constructed so that the partial translation of the superposition gearing and the partial translation of Reverse gear are coordinated so that there is a symmetrical torque distribution on the two power outputs.
  • the first and the second ring gear such that these two gear components have the same number of teeth.
  • the planets of the first and second planetary gear sets can be formed so that they have the same number of teeth.
  • the first sun gear and the second sun gear may also have the same number of teeth.
  • the superposition gearing and the reverse gear are each designed as a spur gear according to a particularly preferred embodiment of the invention and the first and the second sun are arranged coaxially to a transmission axis in axially successive rolling planes.
  • the power tap of the first planetary carrier is preferably accomplished via a shaft journal which is passed coaxially through the first sun gear.
  • the first sun gear can in this case be mounted on the shaft journal via a bearing arrangement, in particular a roller bearing arrangement.
  • the power supply to the first sun gear preferably takes place via an axially offset to the first sun gear, and the same axis to the first sun gear drive wheel, which is designed as a sprocket, bevel or spur gear or as a running disk of a traction mechanism.
  • This drive wheel is preferably either integrally formed with the first sun gear, or coupled thereto via a gear member designed as a hollow shaft journal.
  • the second power output preferably comprises a second output shaft which is non-rotatably connected to the second ring gear.
  • a bearing pin or other bearing support can be provided, via which the second sun can be radially mounted.
  • the second ring gear is also preferably also mounted on a rolling bearing assembly in the transmission housing.
  • the first planetary stage acts as a true planetary gear that accomplishes a power split on the first planet carrier and the first ring gear.
  • the reversing gear stage acts in the case of fixing the second planet carrier on the gear housing as a spur gear reversing gear with a translation effect "slow".
  • the superposition gear stage and the second planetary gear stage can be designed so that they have identical state ratios.
  • the two sun gears, the planetary gears of the two planetary gear sets and possibly also the two ring gears as at least in terms of the corresponding tooth geometries and pitch circle diameter identical components to manufacture.
  • FIG. 1 shows a schematic illustration of a preferred exemplary embodiment of an epicyclic gearbox designed as an axle differential, which can be operated in two different operating modes according to the invention.
  • FIG. 1 shows in the form of a schematic representation of a first embodiment of a planetary gear according to the invention which is designed here as axle drive for a motor vehicle.
  • This planetary gear transmission according to the invention serves for branching the drive power applied to a power input I to a first and to a second power output O1, 02.
  • the epicyclic gearbox comprises a superposition Gear stage G1 comprising a first sun gear S1, a first planetary gear set P1, the first a first planet carrier C1 and a first ring gear H1.
  • the epicyclic gearbox further comprises a reversing gear stage G2 which comprises a second sun gear S2, a second planetary gear set P2, a second planet carrier C2 and a second ring gear H2.
  • the first sun gear S1 acts as a power input, or is coupled to this torsionally rigid.
  • the epicyclic gearbox according to the invention is characterized in that the superposition gear stage G1 and the reversing gear G2 are kinematically coupled, and the epicyclic gear is designed such that it is operable in a first and in a second switching state, wherein the first and the second switching state with respect Distinguish overall ratio between power input I and power outputs 01, 02.
  • the differential gear In the first switching state, a pure differential effect without translation is provided in the transmission shown.
  • the differential gear In the second switching state, the differential gear is operated as a rolling differential gear and causes a translation into slow.
  • the switching between the first and the second switching state takes place in that the second planetary carrier C2 is coupled in a rotationally fixed manner either via the first clutch device K1 to the power input I or via the second clutch device K2 to the gearbox G.
  • the power input I is non-rotatably coupled to the first sun gear S1 of the superposition gear G1.
  • the first ring gear H1 is permanently coupled non-rotatably to the second sun gear S2.
  • the first planet carrier C1 directly drives the first power output 01.
  • the second ring gear H2 directly drives the second power output 02.
  • the switching possibility according to the invention is achieved by the second planetary carrier C2 rotationally fixedly connected to the first sun gear S1 or via a second clutch device K2 via a first clutch device K1 the transmission housing G can be coupled.
  • the first and second clutch devices K1, K2 are shown here as examples of friction clutch coupling plate clutch devices, but may also be designed as positively coupling coupling devices.
  • the partial ratio of the superposition G1 and the partial ratio of the reversing gear G2 are iststinnnt such that a symmetrical torque distribution results on the two power outputs 01, 02.
  • the first and the second ring gear H1, H2 have the same number of teeth.
  • the planets Pi a, P2a of the first and second planetary gear sets P1, P2 also have the same number of teeth.
  • the first sun gear S1 and the second sun gear S2 also have the same number of teeth.
  • the superimposed gear G1 and the reversing gear G2 are each designed as a spur gear, wherein the first and the second sun gear S1, S2 are arranged coaxially to a transmission axis X in axially succeeding rolling planes E1, E2.
  • the power take-off from the first planetary carrier C1 is accomplished via a shaft journal 4, which is passed coaxially through the first sun gear S1.
  • This hollow shaft pin 5 is driven by an input wheel not further shown here.
  • the input gear can be designed as a sprocket and be driven by a drive chain, which as such produces a kinematic connection between the epicyclic gear shown here and a not shown in detail, upstream gearbox, in particular an automatic or manual transmission, or possibly also an electromechanical drive.
  • the first coupling device K1 sits here for example on the hollow shaft journal 5 and allows the coupling of the second planetary carrier C2 to this gear member. Between the first coupling device K1 and the second planet carrier C2, a bell structure C2a is provided, which as such engages over the first ring gear H1.
  • the torque pickup from the first planet carrier C1 is effected by the output shaft OS1 representing the power output 01 being connected to the first planet carrier C1 in an inner region lying between the transmission planes E1, E2.
  • the drive of the second power output 02 takes place by a drive output OS2 representing this power output being coupled to the second ring gear H2.
  • the transmission components shown here only schematically can be supported and centered on one another by numerous bearing points realized in the interior of the transmission.
  • the first sun gear S1 and the output shaft OS1 can be supported against each other radially by a needle bearing.
  • the output shaft OS1 and the structure supporting the first ring gear H1 and the second sun gear S2 can be centered on each other by a bearing, e.g. an end portion of the output shaft OS1 is radially supported via a rolling bearing in which the first ring gear H1 supporting disk body.
  • the second sun gear S2 and the second output shaft OS2 can also be radially supported by a rolling bearing to each other.
  • the unit represents a combination of differential and final drive gear ratio.
  • the differential can be used in the final drive area if an additional gear ratio is temporarily required.
  • the clutch device K1 is closed and the clutch device K2 is opened.
  • the second planetary carrier C2 is torsionally rigidly coupled to the power input I and to the first sun gear S1.
  • the two gear stages G1 and G2 cause the two output shafts OS1, OS2 are rotatably coupled in opposite directions with each other and are taken here with symmetrical torque distribution of the second planetary carrier.
  • the transmission mechanism provided by the two gear stages G1, G2 is thus a pure branching differential without additional translation effect.
  • the first clutch device K1 is opened and the second clutch device K2 is closed.
  • the second planet carrier C2 is now fixed stationary on the transmission housing G.
  • the reversing gear G2 now acts as a spur gear with a translation effect into the slow.
  • the first sun gear S1 engages radially from the inside into the planets Pi a of the first planetary gear set P1.
  • These planets Pi a engage in turn radially from the inside into the first ring gear H1.
  • the first ring gear H1 drives the second sun gear S2.
  • This second sun gear S2 engages radially from the inside into the planets P2a of the second planetary gear set P2.
  • the planets P2a engage radially from the inside into the second ring gear H2. This results again in an oppositely rotatable coupling of the output shafts OS1, OS2, but results in relation to the input I, or the first sun gear 1, a translation effect into the slow while continuing symmetrical torque distribution.

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  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Retarders (AREA)

Abstract

Die Erfindung bezieht sich auf ein Umlaufrädergetriebe zur Verzweigung der an einem Leistungseingang (I) anliegenden Antriebsleistung auf einen ersten und auf einen zweiten Leistungsausgang (O1, 02), mit einer Überlagerungsgetriebestufe (G1), die ein erstes Sonnenrad (S1), einen ersten Planetensatz (P1), einen ersten Planetenträger (C1) und ein erstes Hohlrad (H1) umfasst, und einer Wendegetriebestufe (G2), die ein zweites Sonnenrad (S2), einen zweiten Planetensatz (P2), einen zweiten Planetenträger (C2) und ein zweites Hohlrad (H2) umfasst, wobei die Überlagerungsgetriebestufe und die Wendegetriebestufe kinematisch gekoppelt sind, und das Umlaufrädergetriebe derart ausgebildet ist, dass dieses in einem ersten und einem zweiten Schaltzustand betreibbar ist, und sich der erste und der zweite Schaltzustand hinsichtlich der sich zwischen dem Leistungseingang und den Leistungsausgängen ergebenden Gesamtübersetzung unterscheiden.

Description

Bezeichnung der Erfindung
Differentialgetriebe, insbesondere Achsgetriebe
Beschreibung
Gebiet der Erfindung
Die Erfindung richtet sich auf ein Differentialgetriebe, insbesondere in der Ausgestaltung eines Achsgetriebes zur Aufteilung der seitens einer Antriebseinrichtung bereitgestellten und über einen Leistungseingang zugeführten Ant- riebsleistung auf einen ersten und einen zweiten Leistungsausgang, wobei innerhalb des Differentialgetriebes eine Übersetzung erfolgt, so dass der Leistungsabgriff an den beiden Leistungsausgängen auf einem gegenüber der Antriebsdrehzahl am Leistungseingang reduzierten Ausgangsdrehzahlniveau erfolgt.
Aus US 5,845,732 A ist ein Umlaufrädergetriebe der vorgenannten Art bekannt. Die Leistungsverzweigung innerhalb des Getriebes wird hier durch eine erste Planetenstufe bewerkstelligt, die ein Sonnenrad, einen mit Planeten bestückten Planetenträger und ein Hohlrad umfasst. Die seitens eines Motors bereitges- teilte Antriebsleistung wird über das insoweit als Leistungseingang fungierende Sonnenrad in das Getriebe eingeleitet, die Leistungsverzweigung erfolgt auf den Planetenträger sowie das Hohlrad. Der Planetenträger ist hierbei mit einer ersten Ausgangswelle gekoppelt. Das Hohlrad ist mit dem Sonnenrad der zweiten Getriebestufe gekoppelt. Die zweite Getriebestufe umfasst ein stationäres Hohlrad sowie einen mit Doppelplaneten bestückten Planetenträger. Dieser Planetenträger ist mit einer zweiten Ausgangswelle gekoppelt.
Aufgabe der Erfindung Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein Differentialgetriebe, insbesondere in Form eines Achsgetriebes zu schaffen, das sich durch einen kostengüns- tig realisierbaren und robusten Aufbau auszeichnet und dessen kinematische Wirkung vorteilhaft auf den jeweiligen Betriebszustand eines entsprechenden Kraftfahrzeuges abstimmbar ist. Erfindungsgemäße Lösung
Die vorangehend genannte Aufgabe wird erfindungsgemäß gelöst durch ein Umlaufrädergetriebe zur Verzweigung der an einem Leistungseingang anliegenden Antriebsleistung auf einen ersten und auf einen zweiten Leistungsaus- gang, mit:
- einer Überlagerungsgetriebestufe die ein erstes Sonnenrad, einen ersten Planetensatz, einen ersten Planetenträger und ein erstes Hohlrad umfasst, und
- einer Wendegetriebestufe die ein zweites Sonnenrad, einen zweiten Planetensatz, einen zweiten Planetenträger und ein zweites Hohlrad umfasst,
wobei
- die Überlagerungsgetriebestufe und die Wendegetriebestufe kinematisch gekoppelt sind, und das Umlaufrädergetriebe derart ausgebildet ist, dass dieses in einem ersten und einem zweiten Schaltzustand betreibbar ist, und
- sich der erste und der zweite Schaltzustand hinsichtlich der sich zwischen dem Leistungseingang und den Leistungsausgängen ergebenden Gesamtübersetzung unterscheiden.
Dadurch wird es auf vorteilhafte Weise möglich, ein Achsdifferential zu schaffen, das neben einer symmetrischen Leistungsverzweigung die Abgabe der Antriebsleistung auf beide Ausgangswellen in einem ersten Betriebsmodus sowie bedarfsweise in einem zweiten Betriebsmodus mit einem gegenüber dem ersten Betriebsmodus signifikant erhöhten Ausgangsdrehmoment ermöglicht. Gemäß einer besonders bevorzugten Ausführungsform der Erfindung ist das Umlaufrädergetriebe derart ausgebildet, dass im ersten Schaltzustand eine reine Differentialwirkung ohne Übersetzung bereitgestellt wird. Im zweiten Schaltzustand fungiert das Getriebe als sog. wälzendes Differenti- algetriebe und bewirkt eine Übersetzung ins Langsame, d.h. eine Erhöhung des Ausgangsdrehmomentes gegenüber dem Ausgangsmoment im ersten Betriebsmodus.
Das Getriebe ist vorzugsweise so ausgelegt, dass die Umschaltung zwi- sehen dem ersten und dem zweiten Schaltzustand erfolgt, indem der zweite Planetenträger entweder mit dem Leistungseingang oder dem Getriebegehäuse drehfest gekoppelt wird. Das Getriebe ist hierbei vorzugsweise so aufgebaut, dass das erste Sonnenrad als Leistungseingang fungiert, das erste Hohlrad mit dem zweiten Sonnenrad drehfest gekoppelt ist, der erste Planetenträger den ersten Leistungsausgang darstellt, das zweite Hohlrad den zweiten Leistungsausgang darstellt, und der zweite Planetenträger über eine erste Kupplungseinrichtung drehfest mit dem ersten Sonnenrad oder über eine zweite Kupplungseinrichtung drehfest mit dem Getriebegehäuse koppelbar ist.
Die Kupplungseinrichtungen können als formschlüssig koppelnde Kupplungseinrichtungen, oder insbesondere auch als reibschlüssig koppelnde Kupplungseinrichtungen ausgebildet sein. Es ist insbesondere möglich, die zur Herbeiführung des reinen Differentialbetriebs vorgesehene, den zweiten Planetenträger am Getriebeeingang ankoppelnde Kupplungseinrichtung als formschlüssig koppelnde Kupplung und die zweite für den Übersetzungsmodus maßgebliche Kupplungseinrichtung als reibschlüssig koppelnde Kupplung auszubilden, die ggf. auch als Überlastkupplung fungiert und bei Überschreiten eines konstruktiv festgelegten Maximalmomentes in einen Rutschzustand gelangt.
Das erfindungsgemäße Getriebe ist vorzugsweise so aufgebaut, dass die Teilübersetzung des Überlagerungsgetriebes und die Teilübersetzung des Wendegetriebes derart aufeinander abgestimmt sind, dass sich eine symmetrische Drehmomentenverteilung auf die beiden Leistungsausgänge ergibt. Hierzu ist es möglich, das erste und das zweite Hohlrad so auszubilden, dass diese beiden Getriebekomponenten gleiche Zähnezahlen aufwei- sen. Auch die Planeten der ersten und der zweiten Planetensätze können so ausgebildet werden, dass diese gleiche Zähnezahlen aufweisen. Das erste Sonnenrad und das zweite Sonnenrad können ebenfalls gleiche Zähnezahlen aufweisen. Das Überlagerungsgetriebe und das Wendegetriebe sind gemäß einer besonders bevorzugten Ausführungsform der Erfindung jeweils als Stirnradgetriebe ausgeführt und das erste und das zweite Sonnenrad sind zu einer Getriebeachse gleichachsig in axial abfolgenden Wälzebenen angeordnet. Der Leistungsabgriff von dem ersten Planetenträger wird vorzugsweise über einen Wellenzapfen bewerkstelligt, der durch das erste Sonnenrad koaxial hindurchgeführt ist. Das erste Sonnenrad kann hierbei über eine Lageranordnung, insbesondere eine Wälzlageranordnung auf dem genannten Wellenzapfen gelagert sein. Die Leistungszufuhr zu dem ersten Sonnenrad erfolgt vorzugsweise über ein zum ersten Sonnenrad axial versetztes, und zum ersten Sonnenrad achsgleiches Antriebsrad, das als Kettenrad, Kegelrad oder Stirnrad oder auch als Laufscheibe eines Zugmitteltriebs ausgeführt ist. Dieses Antriebsrad ist vorzugsweise entweder integral mit dem ersten Sonnenrad ausgebil- det, oder mit diesem über ein als Hohlwellenzapfen ausgeführtes Getriebeglied gekoppelt.
Der zweite Leistungsausgang umfasst vorzugsweise eine zweite Abtriebswelle die drehfest an das zweite Hohlrad angebunden ist. Über diese zweite Abtriebswelle kann ein Lagerzapfen oder einen anderweitige Lagerabstützung bereitgestellt werden, über welchen das zweite Sonnenrad radial gelagert werden kann. Das zweite Hohlrad ist vorzugsweise zudem auch über eine Wälzlageranordnung im Getriebegehäuse gelagert. Die erste Planetenstufe fungiert als echtes Umlaufrädergetriebe das eine Leistungsverzweigung auf den ersten Planetenträger und das erste Hohlrad bewerkstelligt. Die Wendegetriebestufe fungiert im Falle der Festlegung des zweiten Planetenträgers am Getriebegehäuse als Stirnrad- Wendegetriebe mit einer Übersetzungswirkung„ins Langsame".
Die Überlagerungsgetriebestufe und die zweite Planetengetriebestufe können derart gestaltet werden, dass diese identische Standübersetzungen aufweisen. Hierbei wird es in vorteilhafter Weise möglich, die beiden Sonnenräder, die Planetenräder der beiden Planetenradsätze und ggf. auch die beiden Hohlräder als zumindest hinsichtlich der entsprechenden Zahngeometrien und Teilkreisdurchmesser baugleiche Komponenten zu fertigen. Kurzbeschreibung der Figuren
Weitere Einzelheiten und Merkmale der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung in Verbindung mit der Zeichnung. Es zeigt: Figur 1 eine Schemadarstellung eines bevorzugten Ausführungsbeispiels eines als Achsdifferentialgetriebe ausgeführten, erfindungsgemäß in zwei unterschiedlichen Betriebsmodi betreibbaren Umlaufrädergetriebes. Ausführliche Beschreibung der Figuren
Die Darstellung nach Figur 1 zeigt in Form einer Schemadarstellung ein erstes Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen Umlaufrädergetriebes das hier als Achsgetriebe für ein Kraftfahrzeug ausgeführt ist. Dieses erfindungsgemä- ße Umlaufrädergetriebe dient der Verzweigung der an einem Leistungseingang I anliegenden Antriebsleistung auf einen ersten und auf einen zweiten Leistungsausgang O1 , 02. Das Umlaufrädergetriebe umfasst eine Überlagerungs- getriebestufe G1 die ein erstes Sonnenrad S1 , einen ersten Planetensatz P1 , ersten einen ersten Planetenträger C1 und ein erstes Hohlrad H1 umfasst.
Das Umlaufrädergetriebe umfasst weiterhin eine Wendegetriebestufe G2 die ein zweites Sonnenrad S2, einen zweiten Planetensatz P2, einen zweiten Planetenträger C2 und ein zweites Hohlrad H2 umfasst. Das erste Sonnenrad S1 fungiert als Leistungseingang, bzw. ist mit diesem drehstarr gekoppelt. Das erfindungsgemäße Umlaufrädergetriebe zeichnet sich dadurch aus, dass die Überlagerungsgetriebestufe G1 und die Wendegetriebestufe G2 kinematisch gekoppelt sind, und das Umlaufrädergetriebe derart ausgebildet ist, dass dieses in einem ersten und in einem zweiten Schaltzustand betreibbar ist, wobei sich der erste und der zweite Schaltzustand hinsichtlich der Gesamtübersetzung zwischen dem Leistungseingang I und den Leistungsausgängen 01 , 02 unterscheiden.
Im ersten Schaltzustand wird bei dem gezeigten Getriebe eine reine Differentialwirkung ohne Übersetzung bereitgestellt. Im zweiten Schaltzustand wird das Differentialgetriebe als wälzendes Differentialgetriebe betrieben und eine Übersetzung ins Langsame bewirkt. Die Umschaltung zwischen dem ersten und dem zweiten Schaltzustand erfolgt indem der zweite Planetenträger C2 entweder übe die erste Kupplungseinrichtung K1 mit dem Leistungseingang I oder über die zweite Kupplungseinrichtung K2 mit dem Getriebegehäuse G drehfest gekoppelt wird. Der Leistungseingang I ist drehfest mit dem ersten Sonnenrad S1 der Überlagerungsgetriebestufe G1 gekoppelt. Das erste Hohlrad H1 ist permanent mit dem zweiten Sonnenrad S2 drehfest gekoppelt. Der erste Planetenträger C1 treibt direkt den ersten Leistungsausgang 01 . Das zweite Hohlrad H2 treibt direkt den zweiten Leistungsausgang 02.
Die erfindungsgemäße Schaltmöglichkeit wird erreicht indem der zweite Planetenträger C2 über einen erste Kupplungseinrichtung K1 drehfest mit dem ersten Sonnenrad S1 oder über eine zweite Kupplungseinrichtung K2 drehfest mit dem Getriebegehäuse G koppelbar ist. Die erste und die zweite Kupplungseinrichtung K1 , K2 sind hier beispielhaft als reibschlüssig koppelnde Lamellen- kupplungseinrichtungen dargestellt, können jedoch auch als formschlüssig koppelnde Kupplungseinrichtungen ausgebildet sein.
Die Teilübersetzung des Überlagerungsgetriebes G1 und die Teilübersetzung des Wendegetriebes G2 sind derart aufeinander abgestinnnnt, dass sich eine symmetrische Drehmomentenverteilung auf die beiden Leistungsausgänge 01 , 02 ergibt.
Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel weisen das erste und das zweite Hohlrad H1 , H2 gleiche Zähnezahlen auf. Die Planeten Pi a, P2a der ersten und der zweiten Planetensätze P1 , P2 weisen ebenfalls gleiche Zähnezahlen auf. Das erste Sonnenrad S1 und das zweite Sonnenrad S2 weisen ebenfalls gleiche Zähnezahlen auf. Das Überlagerungsgetriebe G1 und das Wendegetriebe G2 sind jeweils als Stirnradgetriebe ausgeführt, wobei das erste und das zweite Sonnenrad S1 , S2 zu einer Getriebeachse X gleichachsig in axial abfolgenden Wälzebenen E1 , E2 angeordnet sind. Der Leistungsabgriff von dem ersten Planetenträger C1 wird über einen Wellenzapfen 4 bewerkstelligt, der durch das erste Sonnenrad S1 koaxial hindurchgeführt ist.
Der Antrieb des ersten Sonnenrades S1 erfolgt über einen Hohlwellenzapfen 5. Dieser Hohlwellenzapfen 5 wird über ein hier nicht weiter dargestelltes Eingangsrad angetrieben. Das Eingangsrad kann als Kettenrad ausgeführt sein und über eine Antriebskette angetrieben werden, die als solche eine kinematische Verbindung zwischen dem hier gezeigten Umlaufrädergetriebe und einem nicht näher gezeigten, vorgelagerten Getriebe, insbesondere einem Automatikoder Schaltgetriebe, oder ggf. auch einem elektromechanischen Antrieb herstellt.
Die erste Kupplungseinrichtung K1 sitzt hier beispielhaft auf dem Hohlwellenzapfen 5 und ermöglicht die Ankoppelung des zweiten Planetenträgers C2 an dieses Getriebeglied. Zwischen der ersten Kupplungseinrichtung K1 und dem zweiten Planetenträger C2 ist eine Glockenstruktur C2a vorgesehen, die als solche das erste Hohlrad H1 übergreift. Der Drehmomentenabgriff vom ersten Planetenträger C1 erfolgt indem die den Leistungsausgang 01 darstellende Abtriebswelle OS1 in einem zwischen den Getriebeebenen E1 , E2 liegenden Innenbereich an den ersten Planetenträger C1 angebunden ist.
Der Antrieb des zweiten Leistungsausgangs 02 erfolgt, indem eine diesen Leistungsausgang darstellende Antriebswelle OS2 an das zweite Hohlrad H2 angekoppelt ist. Die hier im Grunde nur schematisch dargestellten Getriebe- komponenten können durch zahlreiche im Inneren des Getriebes realisierte Lagerstellen aneinander abgestützt und zentriert sein. So können beispielsweise das erste Sonnenrad S1 und die Ausgangswelle OS1 gegeneinander radial durch ein Nadellager abgestützt sein. Die Ausgangswelle OS1 und die das erste Hohlrad H1 und das zweite Sonnerad S2 tragende Struktur können über eine Lagerstelle zueinander zentriert werden, indem z.B. ein Endabschnitt der Ausgangswelle OS1 über ein Wälzlager in dem das erste Hohlrad H1 tragenden Scheibenköper radial abgestützt wird. Das zweite Sonnenrad S2 und die zweite Ausgangswelle OS2 können ebenfalls durch ein Wälzlager aneinander radial gestützt werden.
Die Einheit stellt eine Kombination aus Differential und Final-Drive- Übersetzungsstufe dar. Das Differential kann im Bereich des Achsantriebs verwendet, wenn temporär eine zusätzliche Übersetzung gefordert wird. Um das erfindungsgemäße Getriebe im reinen Differentialgetriebemodus ohne zusätzliche Übersetzungswirkung zu betreiben wird die Kupplungseinrichtung K1 geschlossen und die Kupplungseinrichtung K2 geöffnet. In diesem Schaltzustand ist der zweite Planetenträger C2 drehstarr mit dem Leistungseingang I und mit dem ersten Sonnenrad S1 gekoppelt. Die beiden Getriebestufen G1 und G2 bewirken, dass die beiden Ausgangswellen OS1 , OS2 gegensinnig miteinander drehbar gekoppelt sind und hierbei mit symmetrischer Drehmomentenverteilung von dem zweiten Planetenträger mitgenommen werden. Die durch die beiden Getriebestufen G1 , G2 bereitgestellte Getriebemechanik ist damit ein reines Verzweigungsdifferential ohne zusätzliche Übersetzungswirkung.
Um das erfindungsgemäße Getriebe als wälzendes Differential im Hoch- Übersetzungsmodus zu betreiben, wird die erste Kupplungseinrichtung K1 geöffnet und die zweite Kupplungseinrichtung K2 geschlossen. Der zweite Planetenträger C2 ist nunmehr stationär am Getriebegehäuse G festgelegt. Die Wendegetriebestufe G2 fungiert nunmehr als Stirnradstufe mit einer Übersetzungswirkung ins Langsame. Das erste Sonnenrad S1 greift radial von innen her in die Planeten Pi a des ersten Planetensatzes P1 ein. Diese Planeten Pi a greifen wiederum radial von innen her in das erste Hohlrad H1 ein. Das erste Hohlrad H1 treibt das zweite Sonnenrad S2. Dieses zweite Sonnenrad S2 greift radial von innen her in die Planeten P2a des zweiten Planetensatzes P2. Die Planeten P2a greifen radial von innen her in das zweite Hohlrad H2. Es ergibt sich damit wieder eine gegensinnig drehbare Koppelung der Ausgangswellen OS1 , OS2, jedoch ergibt sich gegenüber dem Eingang I, bzw. dem ersten Sonnenrad 1 eine Übersetzungswirkung ins Langsame bei weiterhin symmetrischer Drehmomentenverteilung.

Claims

Patentansprüche
1 . Umlaufrädergetriebe zur Verzweigung der an einem Leistungseingang (I) anliegenden Antriebsleistung auf einen ersten und auf einen zweiten Leis- tungsausgang (01 , 02) , mit:
- einer Überlagerungsgetriebestufe (G1 ) die ein erstes Sonnenrad (S1 ), einen ersten Planetensatz (P1 ), einen ersten Planetenträger (C1 ) und ein erstes Hohlrad (H1 ) umfasst, und
- einer Wendegetriebestufe (G2) die ein zweites Sonnenrad (S2), einen zweiten Planetensatz (P2), einen zweiten Planetenträger (C2) und ein zweites Hohlrad (H2) umfasst,
wobei
- die Überlagerungsgetriebestufe (G1 ) und die Wendegetriebestufe (G2) kinematisch gekoppelt sind, und das Umlaufrädergetriebe derart ausge- bildet ist, dass dieses in einem ersten und einem zweiten Schaltzustand betreibbar ist, und
- sich der erste und der zweite Schaltzustand hinsichtlich der Gesamtübersetzung zwischen dem Leistungseingang (I) und den Leistungsausgängen (01 , 02) unterscheiden.
2. Umlaufrädergetriebe nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass im ersten Schaltzustand eine reine Differentialwirkung ohne Übersetzung bereitgestellt wird.
3. Umlaufrädergetriebe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass im zweiten Schaltzustand das Differentialgetriebe als wälzendes Differentialgetriebe betrieben wird und eine Übersetzung ins Langsame bewirkt.
4. Umlaufrädergetriebe nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Umschaltung zwischen dem ersten und dem zweiten Schaltzustand erfolgt indem der zweite Planetenträger (C2) entweder mit dem Leistungseingang (I) oder dem Getriebegehäuse (G) drehfest gekoppelt wird.
5. Umlaufrädergetriebe nach wenigstens einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass das erste Sonnenrad (S1 ) durch den Leistungseingang (I) getrieben wird, das erste Hohlrad (H1 ) mit dem zweiten Sonnenrad (S2) drehfest gekoppelt ist, der erste Planetenträger (C1 ) den ersten Leistungsausgang (01 ) direkt treibt, das zweite Hohlrad (H2) den zweiten Leistungsausgang (02) direkt treibt, und der zweite Planetenträger (C2) über eine erste Kupplungseinrichtung (K1 ) drehfest mit dem ersten Sonnenrad (S1 ) oder über eine zweite Kupplungseinrichtung (K2) drehfest mit dem Getriebegehäuse (G) koppelbar ist.
6. Umlaufrädergetriebe nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass die erste und/oder die zweite Kupplungseinrichtung (K1 , K2) als formschlüssig koppelnde Kupplungseinrichtungen ausgebildet sind.
7. Umlaufrädergetriebe nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass die erste und/oder die zweite Kupplungseinrichtung (K1 , K2) als reibschlüssig koppelnde Kupplungseinrichtung ausgebildet sind.
8. Umlaufrädergetriebe nach wenigstens einem der Ansprüche 1 bis 7, da- durch gekennzeichnet, dass die Teilübersetzung des Überlagerungsgetriebes (G1 ) und die Teilübersetzung des Wendegetriebes (G2) derart aufeinander abgestimmt sind, dass sich eine symmetrische Drehmomentenverteilung auf die beiden Leistungsausgänge (01 , 02) ergibt.
9. Umlaufrädergetriebe nach wenigstens einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass das erste und das zweite Hohlrad (H1 , H2) gleiche Zähnezahlen aufweisen.
10. Umlaufrädergetriebe nach wenigstens einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass das Überlagerungsgetriebe (G1 ) und das Wendegetriebe (G2) jeweils als Stirnradgetriebe ausgeführt sind und das erste und das zweite Sonnenrad (S1 , S2) zu einer Getriebeachse (X) gleichachsig in axial abfolgenden Wälzebenen (E1 , E2) angeordnet sind.
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