WO2015131897A1 - Mehrgängiges planetengetriebesystem als komponente des antriebsstrangs eines kraftfahrzeuges - Google Patents

Mehrgängiges planetengetriebesystem als komponente des antriebsstrangs eines kraftfahrzeuges Download PDF

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Definitions

  • Multi-speed planetary gear system as a component of the drive train of a motor vehicle
  • the invention is directed to a switchable operable in different gear ratios planetary gear system, according to the preamble of claim 1, and the preamble of claim. 9
  • DE 2006 002 537 B4 discloses a planetary gear system that appears to be generic.
  • this known planetary gear system is a first coupling means via which a first sun gear with a power input is coupled in the vicinity of this first sun gear on the side of the power input.
  • the first sun gear is coupled via a hollow shaft with a second sun gear.
  • a shaft journal is guided through which a second coupling device is permanently coupled to the power input.
  • This second coupling device is located on a side facing away from the power input side of the second sun gear and allows a coupling of the second planet carrier to those guided through the hollow shaft through journals.
  • a planetary gear system in which a first, a second and a third planetary gear stage is provided.
  • the first planetary gear stage and the second planetary gear stage each have a sun gear.
  • the two sun wheels are connected to each other in a rotationally fixed manner.
  • the kinematic coupling of the first two stages is changeable.
  • the two first stages are coupled via two power outputs to the third gear stage, wherein one of these two power outputs is formed by a shaft journal which is rotationally rigidly coupled to the two aforementioned sun gears of the first and the second gear stage.
  • the kinematic coupling of the third gear stage with the two power outputs of the first stage pair can be determined.
  • the invention has for its object to provide a planetary gear system, which is characterized by a robust and cost-effective construction and provides a high mechanical efficiency.
  • the planetary gear system according to the invention consists essentially of a modified Simpson planetary gear set.
  • This planetary gear set can be realized by two largely identical planetary stages, two clutches and two braking devices.
  • the Simpson planetary gear set according to the invention is connected in such a way that, as mentioned, four largely harmoniously stepped forward gears with a spread of more than 4.5 can be represented.
  • either the double sun or the carrier is driven per gear.
  • the brake devices are preferably designed in such a way that the sun wheel pair can be fixed in a stationary manner via a first brake device, and via a second brake device Braking device, the ring gear is stationary fixed.
  • the braking devices can be designed as friction-braking braking devices that can be actuated electromechanically, purely solid-mechanical, or hydraulically. It is possible to design those brake devices which are predominantly open or closed in terms of time in such a way that the less frequently required state is actively brought about and then the predominantly required state is present in the passive state. Furthermore, the braking devices can also be designed so that they remain self-locking in the respectively controlled state and change the state only by temporary control.
  • these can also be designed as positively acting brakes, in particular locking, pawl, claw or other locking mechanisms. It is also possible to design one or both brake devices so that they initially bring about a frictional locking state and then caused by other institutions a positive locking.
  • the planetary gear system forms part of a hybrid drive system.
  • the sun gear pair is kinematically coupled to an electric motor and driven by this electric motor.
  • This electric motor can be designed so that it has a rotor which is arranged coaxially to a transmission axis defined by the pair of sun gear and coupled torsionally rigidly with this pair of sun gears.
  • the rotor can be designed here as an internal rotor with a relatively large rotor diameter.
  • the corresponding stator may then be stationarily connected to or incorporated into a housing of the transmission system.
  • the rotor is also possible to design the rotor as a so-called external rotor, in which case the stator is arranged coaxially to an input shaft representing the power input within the rotor.
  • the rotor may in particular be designed as a rotor equipped with permanent magnets.
  • the electric motor as a whole is preferably designed in such a way that it can be operated both as a drive and as a generator. The operation of this electric motor via a power level which is controlled by an electronic control device and thereby takes into account complex control concepts.
  • the planetary gear system according to the invention is preferably further designed such that the first gear stage and the second gear stage each have identical planetary gear sets in radial section with respect to the tooth geometry, the planets can be made from forged, pressed or sintered preforms.
  • the planetary gear sets can be designed so that the planets are geometrically identical.
  • the sun gear pair can be manufactured by an integral part, for example, as a continuous toothed pin.
  • the Sonneradstand is rigidly connected to a carrier leading to the second coupling means, in particular integrally formed therewith.
  • the pair of sun gears preferably sits on a hollow shaft through which a shaft journal is passed, which connects the first planetary carrier with the first coupling device.
  • the power output can also be axially between the two planetary gear stages or between the planetary gear pair and the electric motor. It is also possible to arrange the power output on the head side, in front of the pair of planetary gear stages.
  • FIGS. 1 a to 1 e show schematics for illustrating the
  • Planetary gear system according to a second embodiment of the invention with integrated electric motor, as well as to illustrate the possibility here in conjunction with the electric motor and the coupling devices to form assemblies;
  • FIGS. 3a to 3d show schematics for illustrating the
  • FIG. 4 shows a schematic illustration for illustrating the
  • FIGS. 7a, 7b and 7c show three schematics for illustrating a third, fourth and fifth variant of the planetary gear system according to the invention, wherein the electric motor is arranged on a side of the transmission remote from the power input and the sequence of gear stages along the transmission axis is also "reversed";
  • FIGS. 8a, 8b and 8c three further schematics to
  • Planetary gear system wherein in the sixth and seventh variant of each of the electric motor is disposed on a side facing away from the power input side of the transmission.
  • FIG. 1 a shows a planetary gear system according to the invention.
  • This comprises a first planetary gear stage P1 which has a first sun gear S1, a first planetary gear set PA1, a first planet carrier C1 and a first ring gear H1.
  • the planetary gear system includes a second planetary gear P2, a second Sun S2, a second planetary gear arrangement PA2, a second planet carrier C2 and a second ring gear H2, as well as a first power input IN, and a power output OUT.
  • the first sun gear S1 and the second sun gear S2 are arranged coaxially with each other and coupled torsionally rigidly with each other.
  • the power output OUT is non-rotatably coupled to the first planet carrier C1 and to the second ring gear H2. This means that just those first planetary carrier C1 and the second ring gear H2 are permanently coupled to each other in a torsionally rigid manner, ie rotate together.
  • the second planet carrier C2 can be coupled via a first coupling device K1 to the first power input IN switchable.
  • the sun gear pair S1 S2 consisting of the first and the second sun gear S1, S2 can likewise be coupled to the first power input IN via a second clutch device K2.
  • the coupling devices K1, K2 can in this case be designed as a so-called double clutch.
  • a first brake device B1 is provided, wherein the sun gear pair S1 S2 can be fixed in a stationary manner via this first brake device B1.
  • a second brake device B2 is provided, via which second brake device B2, the first ring gear H1 is stationary fixable.
  • the first gear stage P1 and the second gear stage P2 shown here each have identical planetary gear sets PA1, PA2 in radial section with respect to the tooth geometry.
  • the sun gears S1, S2 are here also designed similar. From this particularly advantageous concept, however, at least slightly deviating from the realization of deviating transmission ratios.
  • the sun gear pair S1 S2 is seated on a hollow shaft HW1. About this hollow shaft HW1 the pair of sun gears is coupled to a clutch disc CS1.
  • the clutch disc CS1 can be coupled via the second clutch device K2 to the power input IN and via the first brake device B1 to the transmission housing not shown here.
  • a shaft journal HW2 as such connects the carrier C2 of the second planetary gear stage P2 with a clutch disc CS2 which forms part of the first clutch device K1.
  • the shaft journal HW2 is rotatably mounted in the hollow shaft HW1 easily.
  • An advantageous radial bearing of the hollow shaft HW1 can also be achieved via the shaft journal HW2 by, for example, supporting or centering the shaft journal HW2 in the transmission housing or in the input shaft IN and / or the output shaft OUT.
  • FIGS. 1 b to 1 e different operating modes of the transmission system according to FIG. 1 a are illustrated.
  • the components shown somewhat thickened in this illustration are active here, i. they carry a torque, or they support this. Even if gaps can still be seen in the illustrations in the thickened clutches K1, K2 and brakes B1, B2, these bodies are nevertheless considered closed, ie. to be considered as transmitting torque.
  • FIG. 1 a Insofar as not all of the mentioned reference numbers have been entered in the subsequently discussed FIGS. 1 b to 1 e for reasons of space, reference is made to the representation according to FIG. 1 a.
  • the second clutch device K2 is opened and the second brake device B2 continues to be closed.
  • the first clutch device K1 is closed.
  • the torque applied to the input IN is transmitted via the first clutch device K1 and the shaft journal HW2 to the second planet carrier C2.
  • the second sun gear S2 becomes driven over the first sun gear S1.
  • the first ring gear H1 is fixed stationarily via the second brake device B2.
  • the first planetary gear PA1 in turn rotates in the first ring gear H1 and thus drives the first planetary carrier C1 and the second ring gear H2 rigidly coupled thereto.
  • FIGS. 2a and 2b now show a drive assembly (also referred to below as "E-Simpson gearbox") which includes the planetary gear system according to FIGS.
  • the rotor EM of an electric motor which is otherwise not further illustrated, is coupled in a torsionally rigid manner to the shaft system HW 1 carrying the double sun S1 S2.
  • a drive torque can be introduced in accordance with the power supply to the electric motor in the shaft system HW1, or tapped as a generator.
  • the rotor EM is arranged coaxially with respect to a transmission axis X1 defined by the sun gear pair S1 S2 and is coupled in a torsionally rigid manner to the sun gear pair S1 S2.
  • the electric motor EM can be operated as a generator as part of a vehicle thrust operation, and possibly also in other operating conditions.
  • the rotor EM is arranged coaxially with the input shaft IN and permanently connected to the shaft HW1 driving the double sun S1 S2.
  • the first gear stage P1 and the second gear stage P2 are arranged axially successively along the transmission axis X1 and the rotor EM of the electric motor is located on the side of the power input IN.
  • the electric motor together with the first clutch device K1, the second clutch device K2, the input shaft IN and the first brake device B1 form a module referred to as a so-called hybrid head which frontally adjoins one of the two gear stages P1, P2 and the second Braking device B2 comprehensive planetary gear assembly is attached.
  • the transmission shafts HW1 and HW2 are in this case designed as split and joined via a spline shafts.
  • the dashed frame indicates a possible dry space, the components of which, depending on the structural design, need not be surrounded by oil and consequently may have advantageous properties, such as low drag torques.
  • the input shaft IN of the planetary gear system is driven by an internal combustion engine, not shown here, possibly with the interposition of a converter. Instead of an internal combustion engine, the drive of the input shaft IN can also be accomplished via a further electric motor.
  • the transmission system according to the invention is also suitable for the realization of a purely electric drive system.
  • FIGS. 3a to 3d further illustrate the mode of operation of the drive system according to FIG. 2a.
  • the components thickened in this representation are performance-leading, the components shown in a somewhat thinner manner are not relevant for the power transfer in this switching state. Even if similar to the series of figures according to the figures 1 b to 1 e in the presentation in these components are still shown column, these are as far as they are shown thickened are closed. Insofar as not all of the referenced reference signs are entered in FIGS. 3a to 3d discussed below for reasons of space, reference is made to the representation according to FIG. 2a.
  • the second clutch device K2 and the second brake device B2 are closed.
  • the torque applied to the input IN is transmitted to the transmission shaft HW1 via the second clutch device K2.
  • the driving torque generated by the rotor EM of the electric motor is transmitted to the transmission shaft HW1.
  • the gear shaft drives the Clarradpar S1 S2 under the effect of this applied summation moment.
  • the second sun gear S2 remains load-free, as carried out with respect to Figure 1 b, the shaft journal HW2 rotates freely.
  • the first ring gear H1 is fixed stationarily via the second brake device B2.
  • the first planetary gear PA1 rolls in the first ring gear and thus drives the first planet carrier C1.
  • the second clutch device K2 is opened and the second brake device B2 is still closed.
  • the first clutch device K1 is closed.
  • the torque applied to the input IN is transmitted to the second planet carrier C2 via the first clutch device K1 and the shaft journal WH2.
  • the second sun gear S2 is driven via the first sun gear S1.
  • the first ring gear H1 is fixed stationarily via the second brake device B2, and the first brake device B1 is opened.
  • the first planetary gear PA1 in turn rotates in the first ring gear H1 and thus drives the first planetary carrier C1 and the second ring gear H2 rigidly coupled thereto.
  • the first clutch device K1 and the second clutch device K2 are closed.
  • the brake devices B1 and B2 are opened.
  • the torque applied to the input IN is transmitted via both coupling devices K1, K2 to the sun gear pair S1 S2 and the second planet carrier C2.
  • the Clarradstand is also driven by the rotor EM.
  • the clutch K1 transmits in this state, an increased torque.
  • the rotor EM can now boost with the same translation or recuperation or move the load / load point.
  • the gear change in the switching state of the fourth gear shown in Figure 3d can be done with the use of kinetic energy instead of friction energy loss.
  • the first clutch device K1 is closed and the second clutch device K2 is opened.
  • the brake devices B1 is closed and the brake device B2 is open.
  • the torque applied to the input IN is transmitted to the second planet carrier C2 via the first clutch devices K1.
  • the second sun gear S2 is fixed stationary via the first brake device B1 and the electric motor is passive, i. There is no electromotive assistance in this switching state.
  • the second planet PA2, which rolls on the second sun gear S2, in this case drives the second ring gear H2. This results in a ratio between the input IN and the output OUT of i 0.66, that is to say a so-called overdrive ratio, also with a high system efficiency.
  • FIG. 4 illustrates a switching state for a special or additional gear with reference to the system according to FIG. 2b.
  • the clutches K1, K2 and the first brake device B1 are open.
  • This system condition enables an electromotive starting gear with high mechanical efficiency, i. low friction losses within the transmission, since the electric motor can start from a standstill out.
  • a simple and comfortable transition / supplementation by the internal combustion engine is made possible by coupling the second clutch device K2 (slipping).
  • a moment equilibrium can be established on the planet PA2 via the electric motor EM, and in this case the engine speed can be continuously adjusted between the 2nd and 5th gear (beyond the 4th gear!).
  • the e-machine EM can do so be operated that this translation dependent electrical power generated / consumed.
  • the E-Simpson transmission allows the operation of a corresponding motor vehicle in an upper E-CVT gear range involving the thickened components.
  • the e-machine must establish a torque equilibrium on the planet and can adjust the speed of the combustion engine infinitely between the 2nd and the 5th gear (beyond the 4th gear). From the torque and the adjustable speed of the electric motor results in a power flow, which is to be understood either as a boost (when the electric motor outputs power simultaneously with the engine) or as a generation / operating point shift (if the electric motor part of the converted into electricity from the combustor), or as recuperation (when the electric motor generates electricity while the internal combustion engine is also braking).
  • FIG 6a is shown in the form of a simplified diagram, as in the transmission according to the invention on the variable-ratio coupling of the internal combustion engine and the permanent coupling of the rotor of the electric motor to the double sun a special control strategy can be implemented. So there is full freedom of the torque control of the electric motor, but with fixed (positive) speed. It can therefore be boosted, for example, when the driver wants to accelerate (recognizable by the accelerator pedal that has traveled a long way), as the electric motor gives off a positive torque. Likewise, if the driver decelerates (recognizable by brake pedal operation or empty gas), recuperation is possible. A load point shift can be performed in "torque direction".
  • the hybrid combination engine and electric motor can be understood as a drive with a pedal-dependent torque (speed) map, which feels for the driver like a "combustion engine with more reserves".
  • speed pedal-dependent torque
  • the torque control in that in steady state conditions the torque balance on the planet must be maintained. However, this balance can be maintained at different speeds, so here is a degree of freedom.
  • this degree of freedom is used to set at least the sign of the electric motor as a function of the accelerator pedal position. This determines which direction an electrical power flow has. It is particularly advantageous to set the sign and the speed in such a way that it results in a given ratio (burner to output speed) as a function of the accelerator pedal position, because the driver intuitively finds this to be correct.
  • a positive speed of the electric motor is set.
  • the positive e-motor speed also causes an increase in the speed of the internal combustion engine, so that it can deliver more power, and a switch back is easier.
  • the situation corresponds to a boost plus stepless downshift, so it goes beyond a pure boost function comfortable and beneficial.
  • FIG. 6c illustrates an operating situation for a driver's desire for constant driving (recognizable by the mean positions of the accelerator pedal).
  • a negative speed of the electric motor is set.
  • the negative e-motor speed causes a reduction in the speed of the internal combustion engine, so that it can be operated at a more fuel-efficient operating point (both in terms of speed and torque).
  • the situation corresponds to an upshift, thus providing the driver with an advantage in terms of acoustics (lower engine speed) and reduced fuel consumption.
  • the speed of the electric motor is either set to zero (transmission brake) or negatively adjusted, in which case the resulting negative moment has a recuperating effect.
  • a fixed speed of zero of the electric motor causes a speed increase of Internal combustion engine, so that its braking performance increases.
  • the situation corresponds to a recuperation plus downshift, thus providing the driver with increased brake assistance.
  • the "E-Simpson transmission" according to the invention also makes it possible to use the E-CVT gear range in a special situation, namely in the presence of a permanent creep readiness (idle position at standstill) with a weakly charged battery Output torque of the electric motor operated as a generator, so the battery is charged:
  • the clutch K1 is engaged to a maximum torque of approx. 50-150 Nm, whereby the electric motor (depending on the ratio of the effective planetary stage) is accelerated to 2 to 5 times the engine idling speed while the internal combustion engine remains in idle speed control ,
  • a regenerative load torque of 20-50 Nm is built up on the electric motor EM, e.g. preferably speed progressive.
  • the internal combustion engine is loaded with a (translated by the planetary gear set) translated torque, which is at or just below the clutch torque.
  • the planetary gearset produces a positive support torque at its ring gear, which is e.g. 40-100 Nm and is a comfortable, not with coupling friction losses associated creep.
  • the switching elements of the 2nd gear are preferred to operate (clutch K1 remains actuated, brake on the ring gear is in addition to operate, one of the two elements is slipping operation) , And the electric motor of generation (negative moment) on drive (positive moment, power output) to redirect.
  • FIG. 7 a shows a further variant of a planetary gear system according to the invention with an integrated electromotive drive.
  • This in turn comprises a first planetary gear stage P1 which has a first sun gear S1, a first planetary arrangement PA1, a first planet carrier C1 and a first ring gear H1.
  • the planetary gear system comprises a second planetary gear stage P2 which has a second sun gear S2, a second planetary gear set PA2, a second planet carrier C2 and a second ring gear H2, as well as a first power input IN, and a power output OUT.
  • the first sun gear S1 and the second sun gear S2 are arranged coaxially with each other and coupled torsionally rigidly with each other.
  • the power output OUT is non-rotatably coupled to the first planet carrier C1 and to the second ring gear H2. This means that just those first planetary carrier C1 and the second ring gear H2 are permanently coupled to each other in a torsionally rigid manner, ie rotate together.
  • the second planet carrier C2 can be coupled via a first coupling device K1 to the first power input IN switchable.
  • the sun gear pair S1 S2 consisting of the first and the second sun gear S1, S2 can likewise be coupled to the first power input IN via a second clutch device K2.
  • the coupling devices K1, K2 can in this case be designed as a so-called double clutch.
  • a first brake device B1 is provided, wherein the sun gear pair S1 S2 can be fixed in a stationary manner via this first brake device B1.
  • a second brake device B2 is provided, wherein the first ring gear H1 can be fixed in a stationary manner via this second brake device B2.
  • the sun gear pair S1 S2 is permanently coupled via a gear shaft HW1 to the rotor EM of an electric motor, which is otherwise not shown.
  • the provided for deriving the drive power from the transmission system output OUT is located in an intermediate region between the first gear stage P1 and the rotor EM of the electric motor.
  • This variant is particularly suitable for installation in a motor vehicle with a transverse engine. In this case, an axle differential can be directly driven via the output OUT.
  • the electric motor EM and the first brake device B1 can be combined to form an assembly which can be attached laterally to those the planetary gear stages P1, P2 comprehensive assembly and thus subsequently for Maintenance work is advantageously accessible and interchangeable.
  • the two coupling devices K1, K2 can also be combined to form an assembly that can be attached laterally to those the two planetary gear stages P1, P2 comprehensive assembly.
  • the dashed frame indicates possible dry spaces whose components do not have to be surrounded by oil, depending on the structural design, and consequently can have advantageous properties such as low drag torques with simultaneously high useful friction values.
  • the output OUT is connected in a region lying axially between the two planetary gear sets P1, P2 to a hollow shaft section which couples the second ring gear H2 and the first carrier C1 in a torsionally rigid manner.
  • FIG. 7c shows a further variant of the drive system according to the invention.
  • the comments on FIG. 7a also apply to a large extent analogously.
  • the output OUT is located in an area lying axially between the two coupling devices K1, K2 and the two planetary gear stages P1, P2.
  • the dashed lines in this illustration again indicate possible dry spaces, the components of which, depending on the design, need not be surrounded by oil and consequently may have advantageous properties, such as low drag torques and simultaneously high useful friction values.
  • the power output OUT is here designed as a spur gear which is torsionally rigidly coupled to the second ring gear H2 and the first planet carrier C1.
  • those shaft sections are passed, which connect the first clutch device K1 with the second planet carrier C2 and the second clutch device K2 with the two sun gears S1, S2.
  • These shaft sections are preferably designed to be pluggable so that the left in this illustration, surrounded by the frame shown in dashed lines module can be added axially to the planetary gear assembly P1 P2.
  • the in this Representation of the right dashed line frame surrounded assembly is also preferably pluggable attachable to the planetary gear assembly.
  • FIG. 8a shows a further embodiment of an E-Simpson transmission according to the invention based on the previously described variant according to FIG. 7a.
  • This includes, in the same way as the previously described designs, a first planetary gear stage P1 which has a first sun gear S1, a first planetary gear set PA1, a first planet carrier C1 and a first ring gear H1.
  • the planetary gear system comprises a second planetary gear stage P2 having a second sun gear S2, a second planetary gear arrangement PA2, a second planet carrier C2 and a second ring gear H2, as well as a first power input IN, and a power output OUT.
  • the first sun gear S1 and the second sun gear S2 are arranged coaxially with each other and coupled torsionally rigidly with each other.
  • the power output OUT is non-rotatably coupled to the first planet carrier C1 and to the second ring gear H2. This means that just those first planetary carrier C1 and the second ring gear H2 are permanently coupled to each other in a torsionally rigid manner, ie rotate together.
  • the second planet carrier C2 can be coupled via a first coupling device K1 to the first power input IN switchable.
  • the sun gear pair S1 S2 consisting of the first and the second sun gear S1, S2 can likewise be coupled to the first power input IN via a second clutch device K2.
  • the coupling devices K1, K2 can in this case be designed as a so-called double clutch.
  • a first brake device B1 is provided, wherein the sun gear pair S1 S2 can be fixed in a stationary manner via this first brake device B1.
  • a second brake device B2 is provided, wherein the first ring gear H1 can be fixed in a stationary manner via this second brake device B2.
  • the dashed frames indicate possible dry spaces whose components do not have to be surrounded by oil, depending on the structural design, and consequently can have advantageous properties such as low drag torques with simultaneously high useful friction values.
  • the variant according to FIG. 8a is characterized in that a third clutch device K3 is provided by way of which the first ring gear H1 can be selectively coupled to the transmission input IN. This third clutch device K3 extends the gear range and offers other special operating options of the transmission.
  • the output OUT provided for deriving the drive power from the transmission system is located in an intermediate region between the first gear stage P1 and the rotor EM of the electric motor.
  • This variant is thus in turn suitable in particular for installation in a motor vehicle with a transversely arranged internal combustion engine.
  • an axle differential can be driven directly via the output OUT.
  • the electric motor EM and the first brake device B1 can in turn be combined to form an assembly which can be attached laterally to those assembly comprising the planetary gear stages and thus subsequently advantageously accessible and interchangeable for maintenance work.
  • connection between the third clutch device K3 and the first ring gear can be accomplished by a pot member, via which the two clutches K1, K2 and the two planetary gear stages P1, P2 can be combined to form an assembly, which is then inserted into a corresponding gear housing.
  • the illustration according to FIG. 8b shows a further variant of an embodiment of an E-Simpson transmission according to the invention based on the design of FIG. 7a described above. This includes, in the same way as the previously described embodiments, a first planetary gear stage P1 which has a first sun gear S1, a first planetary gear set PA1, a first planet carrier C1 and a first ring gear H1.
  • the planetary gear system comprises a second planetary gear stage P2 having a second sun gear S2, a second planetary gear arrangement PA2, a second planet carrier C2 and a second ring gear H2, as well as a first power input IN, and a power output OUT.
  • the first sun gear S1 and the second sun gear S2 are arranged coaxially with each other and coupled torsionally rigid with each other.
  • the power output OUT is non-rotatably coupled to the first planet carrier C1 and to the second ring gear H2. This means that just those first planetary carrier C1 and the second ring gear H2 are permanently coupled to each other in a torsionally rigid manner, ie rotate together.
  • the second planet carrier C2 can be coupled via a first coupling device K1 to the first power input IN switchable.
  • the sun gear pair S1 S2 consisting of the first and the second sun gear S1, S2 can likewise be coupled to the first power input IN via a second clutch device K2.
  • the coupling devices K1, K2 can in this case be designed as a so-called double clutch.
  • a first brake device B1 is provided, wherein the sun gear pair S1 S2 can be fixed in a stationary manner via this first brake device B1.
  • a second brake device B2 is provided, wherein the first ring gear H1 can be fixed in a stationary manner via this second brake device B2.
  • the variant according to FIG. 8b is characterized in that a third braking device B3 is provided via which the second planet carrier C2 can be fixed selectively in a stationary manner.
  • the output OUT provided for deriving the drive power from the transmission system is located in an intermediate region between the first gear stage P1 and the rotor EM of the electric motor.
  • This variant is thus in turn suitable in particular for installation in a motor vehicle with a transversely arranged internal combustion engine.
  • an axle differential can be driven directly via the output OUT.
  • FIG. 8c shows a further embodiment of an E-Simpson transmission according to the invention. This includes, in the same way as the two previously described embodiments, a first planetary gear stage P1 which has a first sun gear S1, a first planetary gear set PA1, a first planet carrier C1 and a first ring gear H1.
  • the planetary gear system comprises a second planetary gear stage P2 having a second sun gear S2, a second planetary gear arrangement PA2, a second planet carrier C2 and a second ring gear H2, as well as a first power input IN, and a power output OUT.
  • the first sun gear S1 and the second sun gear S2 are arranged coaxially with each other and coupled torsionally rigidly with each other.
  • the power output OUT is non-rotatably coupled to the first planet carrier C1 and to the second ring gear H2.
  • the second planet carrier C2 can be coupled via a first coupling device K1 to the first power input IN switchable.
  • the sun gear pair S1 S2 consisting of the first and the second sun gear S1, S2 can likewise be coupled to the first power input IN via a second clutch device K2.
  • the coupling devices K1, K2 can in this case be designed as a so-called double clutch.
  • the clutch device KS additionally provided in the illustrated transmission system extends the transmission spectrum.
  • the electric motor can be used via K1 when the KS is open.
  • the system also allows the electric motor to be switched from the fast sun shaft (KS to, K2 up) to the slower input shaft (KS to, K2 to) in 2nd gear, which simplifies gear changes.
  • 1-2 gear change electric engine remains unchanged and can improve comfort
  • 2nd gear electric machine itself is switched, and in 2-3-gear change, the electric motor runs back in sync with the engine.

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Abstract

Die Erfindung bezieht sich auf ein Planetengetriebesystem, mit einer ersten Planetengetriebestufe, die ein erstes Sonnenrad, eine erste Planetenanordnung, einen ersten Planetenträger und ein erstes Hohlrad aufweist, einer zweiten Planetengetriebestufe, die ein zweites Sonnenrad, eine zweite Planetenanordnung, einen zweiten Planetenträger und ein zweites Hohlrad aufweist, einem ersten Leistungseingang, und einem Leistungsausgang, wobei das erste Sonnenrad und das zweite Sonnenrad zueinander gleichachsig angeordnet und miteinander über eine Hohlwelle drehfest gekoppelt sind, der Leistungsausgang drehfest mit dem ersten Planetenträger und mit dem zweiten Hohlrad gekoppelt ist, der zweite Planetenträger über eine erste Kupplungseinrichtung mit dem ersten Leistungseingang schaltbar koppelbar ist, und das aus dem ersten und dem zweiten Sonnenrad bestehende Radpaar über eine zweite Kupplungseinrichtung ebenfalls schaltbar mit dem ersten Leistungseingang koppelbar ist.

Description

Bezeichnung der Erfindung
Mehrgängiges Planetengetriebesystem als Komponente des Antriebsstrangs eines Kraftfahrzeuges
Beschreibung
Gebiet der Erfindung
Die Erfindung richtet sich auf ein schaltbar in unterschiedlichen Übersetzungsverhältnissen betreibbares Planetengetriebesystem, gemäß dem Oberbegriff von Patentanspruch 1 , sowie dem Oberbegriff von Patentanspruch 9.
Aus DE 2006 002 537 B4 ist ein als gattungsgemäß erscheinendes Planetengetriebesystem bekannt. Bei diesem bekannten Planetengetriebesystem befindet sich eine erste Kupplungseinrichtung über welche ein erstes Sonnenrad mit einem Leistungseingang koppelbar ist in Nachbarschaft zu diesem ersten Sonnenrad auf der Seite des Leistungseingangs. Das erste Sonnenrad ist über eine Hohlwelle mit einem zweiten Sonnenrad gekoppelt. Durch diese Hohlwelle ist ein Wellenzapfen hindurch geführt über welchen eine zweite Kupplungseinrichtung permanent mit dem Leistungseingang gekoppelt ist. Diese zweite Kupplungseinrichtung befindet sich auf einer dem Leistungseingang abgewandten Seite des zweiten Sonnenrades und ermöglicht eine Ankoppelung des zweiten Planetenträgers an jenen durch die Hohlwelle hindurch geführten Wellenzapfen.
Aus DE 33 412 17 A1 ist ein Planetengetriebesystem bekannt, bei welchem eine erste, eine zweite und eine dritte Planetengetriebestufe vorgesehen ist. Die erste Planetengetriebestufe und die zweite Planetengetriebestufe weisen jeweils ein Sonnenrad auf. Die beiden Sonneräder sind miteinander drehfest verbunden. Über Kupplungseinrichtungen ist die kinematische Koppelung der ersten beiden Stufen veränderbar. Die beiden ersten Stufen sind über zwei Leistungsausgänge mit der dritten Getriebestufe gekoppelt, wobei einer dieser beiden Leistungsausgänge durch einen Wellenzapfen gebildet ist, der drehstarr mit den beiden vorgenannten Sonnenrädern der ersten und der zweiten Getriebestufe gekoppelt ist. Über weitere Kupplungseinrichtungen ist die kinematische Kopplung der dritten Getriebestufe mit den beiden Leistungsausgängen des ersten Stufenpaares festlegbar.
Aufgabe der Erfindung
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein Planetengetriebesystem zu schaffen, das sich durch einen robusten und kostengünstig realisierbaren Aufbau auszeichnet und einen hohen mechanischen Wirkungsgrad bietet. Erfindungsgemäße Lösung
Die vorangehend genannte Aufgabe wird erfindungsgemäß gelöst durch ein Planetengetriebesystem mit den in Patentanspruch 1 angegebenen Merkmalen. Alternativ hierzu wird diese Aufgabe ebenfalls erfindungsgemäß auch gelöst durch en Planetengetriebesystem mit den in Patentanspruch 9 angegebenen Merkmalen.
Dadurch wird es auf vorteilhafte Weise möglich, ein Planetengetriebesystem für ein Kraftfahrzeug zu schaffen, bei welchem über die beiden Planetengetriebestufen wenigstens vier zumindest weitgehend harmonisch gestufte Vorwärtsgänge realisierbar sind. Das erfindungsgemäße Planetengetriebesystem besteht im Kern aus einem modifizierten Simpson-Planetensatz. Dieser Planetensatz kann durch zwei weitgehend identische Planetenstufen, zwei Kupplungen und zwei Bremseinrichtungen realisiert werden. Der Simpson-Planetensatz ist erfindungsgemäß derart verschaltet, dass wie angesprochen vier weitgehend harmonisch gestufte Vorwärtsgänge mit einer Spreizung von über 4,5 darstellbar sind. Bei dem erfindungsgemäßen Planetengetriebesystem wird dabei je Gang entweder die Doppelsonne oder der Träger angetrieben.
Die Bremseinrichtungen sind vorzugsweise derart gestaltet, dass über eine erste Bremseinrichtung das Sonnenradpaar stationär festlegbar ist, und über eine zweite Bremseinrichtung das Hohlrad stationär festlegbar ist. Die Bremseinrichtungen können als reibschlüssig bremsende Bremseinrichtungen ausgelegt sein, die z.B. elektromechanisch, rein festkörpermechanisch, oder auch hydraulisch betätigt werden können. Es ist möglich, jene Bremseinrichtungen die zeitlich überwiegend geöffnet oder geschlossen sind so auszulegen, dass der zeitlich seltener erforderliche Zustand aktiv herbeigeführt wird und in passivem Zustand dann der überwiegend benötigte Zustand vorliegt. Weiterhin können die Bremseinrichtungen auch so ausgelegt sein, dass diese selbstsichernd in dem jeweils angesteuerten Zustand verharren und nur durch temporäre Ansteuerung den Zustand wechseln. Alternativ zu reibschlüssig das Sonnenradpaar oder den Planetenträger selektiv festlegenden Bremsen können diese auch als formschlüssig agierende Bremsen, insbesondere Rast-, Klinken-, Klauen- oder anderweitige Sperrmechaniken ausgelegt sein. Es ist auch möglich, eine oder beide Bremseinrichtungen so auszulegen dass diese zunächst reibschlüssig einen Sperrzustand herbeiführen und dann durch weitere Organe eine formschlüssige Sperrung veranlasst wird.
Gemäß einem besonderen Aspekt der vorliegenden Erfindung bildet das Planetengetriebesystem Bestandteil eines Hybridantriebssystems. Hierzu wird gemäß einer besonders bevorzugten Ausführungsform der Erfindung das Sonnenradpaar mit einem Elektromotor kinematisch gekoppelt und durch diesen Elektromotor angetrieben. Dieser Elektromotor kann dabei so gestaltet werden, dass dieser einen Rotor aufweist, der zu einer durch das Sonnenradpaar definierten Getriebeachse gleichachsig angeordnet und drehstarr mit diesem Sonnenradpaar gekoppelt ist. Der Rotor kann hierbei als Innenläufer mit einem relativ großen Läuferdurchmesser ausgeführt sein. Der entsprechende Stator kann dann stationär mit einem Gehäuse des Getriebesystems verbunden, oder in dieses eingefügt sein. Es ist auch möglich, den Rotor als sog. Außenläufer auszubilden, wobei dann der Stator koaxial zu einer den Leistungseingang darstellenden Eingangswelle innerhalb des Rotors angeordnet ist. Der Rotor kann insbesondere als mit Permanentmagneten bestückter Rotor ausgeführt sein. Weiterhin ist der Elektromotor insgesamt vorzugsweise derart ausgebildet, dass dieser sowohl als Antrieb, als auch als Generator betreibbar ist. Der Betrieb dieses Elektromotors erfolgt über eine Leistungsstufe die über eine elektronische Steuereinrichtung angesteuert wird und dabei komplexe Steuerkonzepte berücksichtigt. Das erfindungsgemäße Planetengetriebesystem ist vorzugsweise weiterhin derart gestaltet, dass die erste Getriebestufe und die zweite Getriebestufe jeweils hinsichtlich der Zahngeometrie im Radialschnitt identische Planetensätze aufweisen, die Planeten können hierzu aus geschmiedeten, gepressten oder gesinterten Vorkörpern gefertigt werden. Insbesondere können die Planetensätze so gestaltet werden, dass die Planeten geometrisch identisch sind. Das Sonnenradpaar kann durch ein Integralteil beispielsweise als durchgängig verzahnter Zapfen gefertigt werden. Das Sonneradpaar ist starr mit einem zur zweiten Kupplungseinrichtung führenden Träger verbunden, insbesondere integral mit diesem ausgebildet. Weiterhin sitzt das Sonnenradpaar vorzugsweise auf einer Hohlwelle durch welche ein Wellenzapfen hindurchgeführt ist, welcher den ersten Planetenträger mit der ersten Kupplungseinrichtung verbindet.
Das erfindungsgemäße Planetengetriebesystem ist weiterhin vorzugsweise so aufgebaut, dass die erste Getriebestufe und die zweite Getriebestufe entlang der Getriebeachse axial abfolgend angeordnet sind und sich dabei der Elektromotor auf der Seite des Leistungseingangs befindet. Insbesondere bei dieser Gestaltung wird es möglich, ein den Leistungseingang darstellendes Getriebebauteil, den Elektromotor und die erste und die zweite Kupplungseinrichtung zu einer Getriebebaugruppe zusammenzufassen die dann mit einer die beiden Planetengetriebestufen umfassenden Baugruppe zusammengefügt werden kann. Jene den Elektromotor umfassende Baugruppe kann weiterhin konstruktiv so gestaltet werden, dass in die vorgenante Baugruppe auch wenigstens eine der Bremseinrichtungen, insbesondere jene zur Festlegung des Sonnenradpaares vorgesehene Bremseinrichtung mit eingebunden ist.
Alternativ zu der oben beschriebenen Ausführungsform bei welcher der Elektromotor kopfseitig angeordnet ist, ist es auch möglich, das Getriebesystem so zu gestalten, dass die erste Getriebestufe und die zweite Getriebestufe entlang der Getriebeachse axial abfolgend angeordnet sind und sich der Elektromotor auf der gegenüberliegenden Seite befindet. Auch bei dieser Variante kann der Motor mit einer der Bremseinrichtungen zu einer Baugruppe zusammengefasst werden.
Weiterhin kann sich der Leistungsausgang auch axial zwischen den beiden Planetengetriebestufen oder auch zwischen dem Planetengetriebestufenpaar und dem Elektromotor befinden. Ebenso ist es möglich, den Leistungsausgang kopfseitig, vor dem Planetengetriebestufenpaar anzuordnen.
Kurzbeschreibung der Figuren
Weitere Einzelheiten und Merkmale der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung in Verbindung mit der Zeichnung. Es zeigt/zeigen:
Figuren 1 a bis 1e Schemadarstellungen zur Veranschaulichung des
Aufbaus und der Funktionsweise des erfindungsgemäßen Planetengetriebesystems gemäß einer ersten bevorzugten Ausführungsform der Erfindung, insbesondere in unterschiedlichen Schaltzuständen;
Figuren 2a und 2b Schemadarstellungen zur Veranschaulichung des
Aufbaus eines erfindungsgemäßen
Planetengetriebesystems gemäß einer zweiten Ausführungsform der Erfindung mit integriertem Elektromotor, sowie zur Veranschaulichung der Möglichkeit hier im Zusammenspiel mit dem Elektromotor und den Kupplungseinrichtungen Baugruppen zu bilden;
Figuren 3a bis 3d Schemadarstellungen zur Veranschaulichung der
Funktionsweise des erfindungsgemäßen
Planetengetriebesystems gemäß der zweiten Ausführungsform des Planetengetriebesystems in unterschiedlichen Schaltzuständen;
Figur 4 eine Schemadarstellung zur Veranschaulichung der
Funktionsweise des erfindungsgemäßen
Planetengetriebesystems gemäß der zweiten Ausführungsform des Planetengetriebesystems unter Nutzung von Zusatzgängen; eine Schemadarstellung zur Veranschaulichung der
Funktionsweise des erfindungsgemäßen
Planetengetriebesystems gemäß der zweiten Ausführungsform des Planetengetriebesystems bei Betrieb im sog. E-CVT-Gang; mehrere Grafiken zur vertieften Erläuterung des Betriebs des erfindungsgemäßen
Planetengetriebesystems im E-CVT-Gang;
Figuren 7a, 7b und 7c drei Schemadarstellungen zur Veranschaulichung einer dritten, vierten und fünften Variante des erfindungsgemäßen Planetengetriebesystems wobei jeweils der Elektromotor auf einer dem Leistungseingang abgewandten Seite des Getriebes angeordnet ist und zudem die Abfolge der Getriebestufen entlang der Getriebeachse„vertauscht" ist;
Figuren 8a, 8b und 8c drei weitere Schemadarstellungen zur
Veranschaulichung einer sechsten, siebten und achten Variante des erfindungsgemäßen
Planetengetriebesystems wobei bei der sechsten und siebten Variante jeweils der Elektromotor auf einer dem Leistungseingang abgewandten Seite des Getriebes angeordnet ist.
Ausführliche Beschreibung der Figuren
Die Darstellung nach Figur 1 a zeigt ein erfindungsgemäßes Planetengetriebesystem. Dieses umfasst eine erste Planetengetriebestufe P1 die ein erstes Sonnenrad S1 , eine erste Planetenanordnung PA1 , einen ersten Planetenträger C1 und ein erstes Hohlrad H1 aufweist. Weiterhin umfasst das Planetengetriebesystem eine zweite Planetengetriebestufe P2 die ein zweites Sonnenrad S2, eine zweite Planetenanordnung PA2, einen zweiten Planetenträger C2 und ein zweites Hohlrad H2 aufweist, sowie auch einen ersten Leistungseingang IN, und einen Leistungsausgang OUT. Das erste Sonnenrad S1 und das zweite Sonnenrad S2 sind zueinander gleichachsig angeordnet und miteinander drehstarr gekoppelt. Der Leistungsausgang OUT ist drehfest mit dem ersten Planetenträger C1 und mit dem zweiten Hohlrad H2 gekoppelt. Dies bedeutet, dass eben auch jener erste Planetenträger C1 und das zweite Hohlrad H2 permanent drehstarr miteinander gekoppelt sind, also gemeinsam rotieren.
Der zweite Planetenträger C2 ist über eine erste Kupplungseinrichtung K1 mit dem ersten Leistungseingang IN schaltbar koppelbar. Zudem ist das aus dem ersten und dem zweiten Sonnenrad S1 , S2 bestehende Sonnenradpaar S1 S2 über eine zweite Kupplungseinrichtung K2 ebenfalls schaltbar mit dem ersten Leistungseingang IN koppelbar. Die Kupplungseinrichtungen K1 , K2 können hierbei als sog. Doppelkupplung ausgebildet sein.
Weiterhin ist erfindungsgemäß eine erste Bremseinrichtung B1 vorgesehen, wobei über diese erste Bremseinrichtung B1 das Sonnenradpaar S1 S2 stationär festlegbar ist. Zudem ist eine zweite Bremseinrichtung B2 vorgesehen, wobei über diese zweite Bremseinrichtung B2 das erste Hohlrad H1 stationär festlegbar ist.
Die hier dargestellte erste Getriebestufe P1 und die zweite Getriebestufe P2 weisen jeweils hinsichtlich der Zahngeometrie im Radialschnitt identische Planetensätze PA1 , PA2 auf. Die Sonnenräder S1 , S2 sind hierbei ebenfalls gleichartig gestaltet. Von diesem besonders vorteilhaften Konzept kann jedoch zur Realisierung abweichender Übersetzungsverhältnisse auch zumindest geringfügig abgewichen werden.
Das Sonnenradpaar S1 S2 sitzt auf einer Hohlwelle HW1 . Über diese Hohlwelle HW1 ist das Sonnenradpaar mit einer Kupplungsscheibe CS1 gekoppelt. Die Kupplungsscheibe CS1 ist über die zweite Kupplungseinrichtung K2 mit dem Leistungseingang IN und über die erste Bremseinrichtung B1 mit dem hier nicht weiter dargestellten Getriebegehäuse koppelbar. Innerhalb der Hohlwelle HW1 verläuft ein Wellenzapfen HW2 der als solcher den Träger C2 der zweiten Planetengetriebestufe P2 mit einer Kupplungsscheibe CS2 verbindet die Bestandteil der ersten Kupplungseinrichtung K1 bildet. Der Wellenzapfen HW2 ist in der Hohlwelle HW1 leichtgängig drehbar gelagert. Über den Wellenzapfen HW2 kann auch eine vorteilhafte radiale Lagerung der Hohlwelle HW1 erreicht werden indem z.B. der Wellenzapfen HW2 im Getriebegehäuse oder in der Eingangswelle IN und/oder der Ausgangswelle OUT gelagert oder zentriert wird.
In den Darstellungen nach den Figuren 1 b bis 1 e sind nunmehr verschiedene Betriebsmodi des Getriebesystems nach Figur 1 a veranschaulicht. Die dargestellten Schaltzustände bewirken hier Gesamtübersetzungen von i = 3, i = 1 ,66, i = 1 und i = 0,66. Die in diesen Darstellung etwas verdickt gezeigten Komponenten sind hierbei aktiv, d.h. sie führen ein Drehmoment, oder sie stützen dieses ab. Auch wenn in den Darstellungen in den verdickt dargestellten Kupplungen K1 , K2 und Bremsen B1 , B2 noch Spalte erkennbar sind, so sind diese Organe doch als geschlossen, d.h. als drehmomentenübertragend zu betrachten. Soweit in den nachfolgend abgehandelten Figuren 1 b bis 1 e aus Platzgründen nicht sämtliche angesprochene Bezugszeichen eingetragen sind, wird auf die Darstellung nach Figur 1 a verwiesen. Bei dem in Figur 1 b dargestellten Schaltzustand ist die zweite Kupplungseinrichtung K2 und die zweite Bremseinrichtung B2 geschlossen. Das am Eingang IN anliegende Drehmoment wird über die zweite Kupplungseinrichtung K2 auf das Sonnenradpaar S1 S2 übertragen. Das zweite Sonnenrad S2 bleibt dabei lastfrei, da der Wellenzapfen HW2 frei dreht. Das erste Hohlrad H1 ist über die zweite Bremseinrichtung B2 stationär festgelegt. Somit wälzt das erste Planetenrad PA1 in dem ersten Hohlrad H1 ab und treibt damit den ersten Planetenträger C1 . Dieser ist starr mit dem Ausgang OUT verbunden, so dass dieser damit ebenfalls rotiert. Hierbei ergibt sich eine Übersetzung zwischen dem Eingang IN und dem Ausgang OUT von i = 3.
Bei dem in Figur 1 c dargestellten Schaltzustand ist die zweite Kupplungseinrichtung K2 geöffnet und die zweite Bremseinrichtung B2 weiterhin geschlossen. Zudem ist die erste Kupplungseinrichtung K1 geschlossen. Das am Eingang IN anliegende Drehmoment wird über die erste Kupplungseinrichtung K1 und den Wellenzapfen HW2 auf den zweiten Planetenträger C2 übertragen. Das zweite Sonnenrad S2 wird über das erste Sonnenrad S1 getrieben. Das erste Hohlrad H1 ist über die zweite Bremseinrichtung B2 stationär festgelegt. Somit wälzt das erste Planetenrad PA1 wiederum in dem ersten Hohlrad H1 ab und treibt damit den ersten Planetenträger C1 und das starr mit diesem gekoppelte zweite Hohlrad H2. Diese beiden Komponenten sind starr mit dem Ausgang OUT verbunden, so dass dieser wiederum entsprechend rotiert. Hierbei ergibt sich eine Übersetzung zwischen dem Eingang IN und dem Ausgang OUT von i = 1 ,66.
Bei dem in Figur 1 d dargestellten Schaltzustand sind die erste Kupplungseinrichtung K1 und die zweite Kupplungseinrichtung K2 geschlossen. Die Bremseinrichtungen B1 und B2 sind geöffnet. Das am Eingang IN anliegende Drehmoment wird über beide Kupplungseinrichtungen K1 , K2 auf das Sonnenradpaar S1 S2 und den zweiten Planetenträger C2 übertragen. Hierbei wird letztlich das zweite Planetenrad PA2 auf dem zweiten Planetenträger C2 blockiert und nimmt das zweite Hohlrad H2 ohne darin abzuwälzen mit. Hierbei ergibt sich eine Übersetzung zwischen dem Eingang IN und dem Ausgang OUT von i = 1 bei einem extrem hohen Systemwirkungsgrad.
Bei dem in Figur 1 e dargestellten Schaltzustand ist die erste Kupplungseinrichtung K1 geschlossen und die zweite Kupplungseinrichtung K2 geöffnet. Die Bremseinrichtung B1 ist geschlossen und die Bremseinrichtung B2 ist geöffnet. Das am Eingang IN anliegende Drehmoment wird über die erste Kupplungseinrichtungen K1 auf den zweiten Planetenträger C2 übertragen. Das zweite Sonnenrad S2 ist über die erste Bremseinrichtung B1 stationär festgelegt. Der auf dem zweiten Sonnenrad S2 abwälzende zweite Planet PA2 treibt hierbei das zweite Hohlrad H2 an. Hierbei ergibt sich eine Übersetzung zwischen dem Eingang IN und dem Ausgang OUT von i = 0,66 also eine sog. Overdrive Übersetzung, ebenfalls bei einem extrem hohen Systemwirkungsgrad. In den Figuren 2a und 2b ist nunmehr eine unter Einschluss des Planetengetriebesystems nach den Figuren 1 a bis 1 e gebildete Antriebsbaugruppe (nachfolgend auch als „E-Simpson-Getriebe" bezeichnet) für den Antriebsstrang eines Kraftfahrzeuges mit einem Hybridantrieb, dargestellt. Die in den beiden Darstellungen gezeigten Systeme sind hinsichtlich der kinematischen Koppelung ihrer Komponenten identisch und unterscheiden sich nur hinsichtlich der Zuordnung der Bremseinrichtungen zu einer einen Elektromotor umfassenden Baugruppe. Auf diese Unterschiede wird weiter unten noch näher eingegangen werden.
Bei dem in den beiden Figuren 2a und 2b dargestellten Hybridantriebssystem ist an das die Doppelsonne S1 S2 tragende Wellensystem HW1 der Rotor EM eines ansonsten nicht weiter dargestellten Elektromotors drehstarr angekoppelt. Hinsichtlich der Funktionsweise des Getriebesystems wird zunächst auf die Ausführungen zu den Figuren 1 a bis 1 e verwiesen. Über den Rotor EM kann entsprechend der Leistungszufuhr zu dem Elektromotor in das Wellensystem HW1 ein Antriebsdrehmoment eingeleitet, oder generatorisch abgegriffen werden. Der Rotor EM ist zu einer durch das Sonnenradpaar S1 S2 definierten Getriebeachse X1 gleichachsig angeordnet und drehstarr mit dem Sonnenradpaar S1 S2 gekoppelt. Zudem kann der Elektromotor EM im Rahmen eines Fahrzeugschubbetriebs, sowie ggf. auch bei anderweitigen Betriebszuständen als Generator betrieben werden. Der Rotor EM ist koaxial zur Eingangswelle IN angeordnet und permanent mit der die Doppelsonne S1 S2 treibenden Welle HW1 verbunden. Die erste Getriebestufe P1 und die zweite Getriebestufe P2 sind entlang der Getriebeachse X1 axial abfolgend angeordnet und der Rotor EM des Elektromotors befindet sich auf der Seite des Leistungseingangs IN.
Bei der Ausführungsform nach Figur 2a bildet der Elektromotor gemeinsam mit der ersten Kupplungseinrichtung K1 , der zweiten Kupplungseinrichtung K2, der Eingangswelle IN und der ersten Bremseinrichtung B1 eine als sog. Hybridkopf bezeichnete Baugruppe die frontal an eine die beiden Getriebestufen P1 , P2, sowie die zweite Bremseinrichtung B2 umfassende Planetengetriebebaugruppe angesetzt ist. Die Getriebewellen HW1 und HW2 sind hierbei als geteilte und über eine Steckverzahnung gefügte Wellen ausgeführt. Der gestrichelte Rahmen deutet einen möglichen Trockenraum an, dessen Komponenten je nach konstruktiver Gestaltung nicht von Öl umgeben sein müssen und demzufolge vorteilhafte Eigenschaften wie geringe Schleppmomente aufweisen können.
Bei der Ausführungsform nach Figur 2b bildet der Elektromotor gemeinsam mit der ersten Kupplungseinrichtung K1 , der zweiten Kupplungseinrichtung K2, und der Eingangswelle IN jene als Hybridkopf bezeichnete Baugruppe die wiederum frontal an eine die beiden Getriebestufen P1 , P2 umfassende Planetengetriebebaugruppe angesetzt ist. Bei dieser Variante sind nunmehr beide Bremseinrichtungen B1 , B2 in die Planetengetriebebaugruppe eingebunden und ermöglichen hierbei ein selektives Arretieren der Doppelsonne S1 S2 bzw. des ersten Hohlrades H 1. Auch hier sind die Getriebewellen HW1 und HW2 als geteilte und über eine nicht weiter dargestellte Steckverzahnung gefügte Wellen ausgeführt. Auch hier besteht die Option, einen Trockenraum auszubilden, um die daraus resultierenden Vorteile wie geringe Schleppmomente oder hohe Reibwerte zu nutzen.
Die Eingangswelle IN des Planetengetriebesystems wird über eine hier nicht weiter dargestellte Brennkraftmaschine, ggf. unter Zwischenschaltung eines Wandler angetrieben. Anstelle einer Brennkraftmaschine kann der Antrieb der Eingangswelle IN auch über einen weiteren Elektromotor bewerkstelligt werden. Das erfindungsgemäße Getriebesystem eignet sich insoweit auch zur Realisierung eines rein elektrischen Antriebssystems.
In den Figuren 3a bis 3d ist die Funktionsweise des Antriebssystems nach Figur 2a weiter veranschaulicht. Die in dieser Darstellung verdickt dargestellten Komponenten sind leistungsführend, die etwas dünner dargestellten Komponenten sind für den Leistungstransfer in diesem Schaltzustand nicht relevant. Auch wenn ähnlich zur Figurenserie Nach den Figuren 1 b bis 1 e in der Darstellung in diesen Komponenten noch Spalte dargestellt sind, sind diese soweit sie verdickt dargestellt sind geschlossen. Soweit in den nachfolgend abgehandelten Figuren 3a bis 3d aus Platzgründen nicht sämtliche angesprochene Bezugszeichen eingetragen sind wird auf die Darstellung nach Figur 2a verwiesen.
Bei dem in Figur 3a dargestellten Schaltzustand sind die zweite Kupplungseinrichtung K2 und die zweite Bremseinrichtung B2 geschlossen. Das am Eingang IN anliegende Drehmoment wird über die zweite Kupplungseinrichtung K2 auf die Getriebewelle HW1 übertragen. Auch das durch den Rotor EM des Elektromotors generierte Antriebsdrehmoment wird auf die Getriebewelle HW1 übertragen. Die Getriebewelle treibt unter Wirkung des an dieser anliegenden Summenmomentes das Sonnenradpaar S1 S2 an. Das zweite Sonnenrad S2 bleibt dabei lastfrei, da wie bezüglich Figur 1 b ausgeführt der Wellenzapfen HW2 frei dreht. Das erste Hohlrad H1 ist über die zweite Bremseinrichtung B2 stationär festgelegt. Somit wälzt das erste Planetenrad PA1 in dem ersten Hohlrad ab und treibt damit den ersten Planetenträger C1 . Dieser ist starr mit dem Ausgang OUT verbunden, so dass dieser damit ebenfalls rotiert. Hierbei ergibt sich eine Übersetzung zwischen dem Eingang IN und dem Ausgang OUT von i = 3. Der Rotor kann mit gleicher Übersetzung zuboosten oder Rekuperieren oder den Lad- en/Lastpunkt verschieben. Bei einem Wechsel des Getriebeschaltzustands in den in Figur 3b dargestellten Schaltzustand des sog. 2. Ganges bleibt der Rotor EM weiterhin an das Sonnenradpaar S1 S2 angebunden.
Bei dem in Figur 3b dargestellten Schaltzustand ist die zweite Kupplungseinrichtung K2 geöffnet und die zweite Bremseinrichtung B2 weiterhin geschlossen. Zudem ist die erste Kupplungseinrichtung K1 geschlossen. Das am Eingang IN anliegende Drehmoment wird über die erste Kupplungseinrichtung K1 und den Wellenzapfen WH2 auf den zweiten Planetenträger C2 übertragen. Das zweite Sonnenrad S2 wird über das erste Sonnenrad S1 getrieben. Das erste Hohlrad H1 ist über die zweite Bremseinrichtung B2 stationär festgelegt, die erste Bremseinrichtung B1 ist geöffnet. Somit wälzt das erste Planetenrad PA1 wiederum in dem ersten Hohlrad H1 ab und treibt damit den ersten Planetenträger C1 und das starr mit diesem gekoppelte zweite Hohlrad H2. Diese beiden Komponenten sind starr mit dem Ausgang OUT verbunden, so dass dieser wiederum entsprechend rotiert. Hierbei ergibt sich eine Übersetzung zwischen dem Eingang IN und dem Ausgang OUT von i = 1 ,66. In diesem Gang findet eine Leistungsverzweigung und Leistungszusammenführung statt. Weiterhin kann der Rotor EM mit der Übersetzung i = 3 (höher als die Brennkraftmaschine) zuboosten oder Rekuperieren oder den Laden/Lastpunkt verschieben. Bei einem Wechsel in den in Figur 3c dargestellten Schaltzustand des 3. Ganges erfolgt ein relativ hoher Drehzahlsprung des Rotors EM, bei dem eine el. Schwungenergienutzung des Rotors EM erfolgen kann.
Bei dem in Figur 3c dargestellten Schaltzustand sind die erste Kupplungseinrichtung K1 und die zweite Kupplungseinrichtung K2 geschlossen. Die Bremseinrichtungen B1 und B2 sind geöffnet. Das am Eingang IN anliegende Drehmoment wird über beide Kupplungseinrichtungen K1 , K2 auf das Sonnenradpaar S1 S2 und den zweiten Planetenträger C2 übertragen. Zudem wird das Sonnenradpaar auch durch den Rotor EM getrieben. Hierbei wird das zweite Planetenrad PA2 auf dem zweiten Planetenträger C2 blockiert und nimmt das zweite Hohlrad H2 ohne darin abzuwälzen mit. Hierbei ergibt sich eine Übersetzung zwischen dem Eingang IN und dem Ausgang OUT von i = 1 bei einem hohen Systemwirkungsgrad. Die Kupplung K1 überträgt in diesem Zustand ein erhöhtes Moment. Der Rotor EM kann nunmehr mit gleicher Übersetzung zuboosten oder Rekuperieren oder den Laden/Lastpunkt verschieben. Der Gangwechsel in den in Figur 3d dargestellten Schaltzustand des 4. Ganges kann mit Schwungenergienutzung anstatt Reibenergieverlust erfolgen.
Bei dem in Figur 3d dargestellten Schaltzustand des 4. Ganges ist die erste Kupplungseinrichtung K1 geschlossen und die zweite Kupplungseinrichtung K2 geöffnet. Die Bremseinrichtungen B1 ist geschlossen und die Bremseinrichtung B2 ist geöffnet. Das am Eingang IN anliegende Drehmoment wird über die erste Kupplungseinrichtungen K1 den zweiten Planetenträger C2 übertragen. Das zweite Sonnenrad S2 ist über die erste Bremseinrichtung B1 stationär festgelegt und der Elektromotor ist passiv, d.h. es gibt in diesem Schaltzustand keine elektromotorische Unterstützung. Der auf dem zweiten Sonnenrad S2 abwälzende zweite Planet PA2 treibt hierbei das zweite Hohlrad H2 an. Hierbei ergibt sich eine Übersetzung zwischen dem Eingang IN und dem Ausgang OUT von i = 0,66 also eine sog. Over- drive Übersetzung, ebenfalls bei einem hohen Systemwirkungsgrad.
In Figur 4 ist unter Bezugnahme auf das System nach Figur 2b ein Schaltzustand für einen Sonder- oder Zusatzgang veranschaulicht. Die Kupplungen K1 , K2 und die erste Bremseinrichtung B1 sind geöffnet. Dieser Systemzustand ermöglicht einen elektromotorischen Anfahrgang mit hohem mechanischen Wirkungsgrad, d.h. geringen Reibverlusten innerhalb des Getriebes, da der Elektromotor aus dem Stillstand heraus anfahren kann. Weiterhin wird in dieser Schaltstellung ein einfacher und komfortabler Übergang/Ergänzung durch den Verbrennungsmotor ermöglicht, indem die zweite Kupplungseinrichtung K2 (schlupfend) zugekuppelt wird. Bei einem Gangwechsel von 1 nach 2 bleibt die E-Maschine zum Antrieb unverändert angekoppelt, d.h. kann verbessernd eingesetzt werden (Komfort oder Reibenergie). Weiterhin besteht die Möglichkeit in dieser Schaltstellung einen rein elektrischen Rückwärtsgang mit hoher Systemübersetzung (i = 3) zu realisieren.
Bei dem in Figur 5 dargestellten Schaltzustand des Systems nach Figur 2b, kann über den Elektromotor EM ein Momentengleichgewicht am Planeten PA2 hergestellt werden, und hierbei die Motordrehzahl stufenlos zwischen dem 2. und 5. Gang (jenseits des 4. Ganges !) eingestellt werden. Die E-Maschine EM kann dabei so betrieben werden, dass diese übersetzungsabhängig elektrische Leistung erzeugt/verbraucht.
Im 5. Gang geht nur Boost oder Rekuperation. Im 4. Gang erfolgt kein Leistungsfluss (nEM = 0). Im 3. Gang besteht die Möglichkeit einer Ladefunktion (Zugkraftverlust im Zug), oder Zufüttern im Schub, sonst OD-Verst.
Das E-Simpson-Getriebe ermöglicht den Betrieb eines entsprechenden Kraftfahrzeuges in einem oberen E-CVT-Gangbereich, bei dem die verdickt dargestellten Komponenten involviert sind. Die E-Maschine muss ein Momentengleichgewicht am Planeten herstellen und kann dabei die Verbrennerdrehzahl stufenlos zwischen dem 2. und dem 5. Gang (jenseits des 4. Ganges) einstellen. Aus dem Drehmoment und der einstellbaren Drehzahl der E- Maschine ergibt sich ein Leistungsfluss, der entweder als Boost zu verstehen ist (wenn die E-Maschine gleichzeitig mit dem Verbrennungsmotor Leistung abgibt) oder als Generation/Arbeitspunktverschiebung (wenn die E-Maschine einen Teil der vom Verbrenner abgegebenen Leistung in Strom umwandelt), oder als Rekuperation (wenn die E-Maschine Strom erzeugt, während auch der Verbrennungsmotor bremst).
In Figur 6a ist in Form eines vereinfachten Diagramms dargestellt, wie bei dem erfindungsgemäßen Getriebe über die übersetzungsvariable Ankoppelung der Brennkraftmaschine und die permanente Ankoppelung des Rotors des Elektromotors an die Doppelsonne eine besondere Ansteuerstrategie umsetzbar ist. So besteht volle Freiheit der Drehmoment-Ansteuerung der E-Maschine, bei allerdings fest gegebener (positiver) Drehzahl. Es kann demnach z.B. bei Beschleunigungswunsch des Fahrers (erkennbar an weit durchgetretenem Gaspedal) geboostet werden, indem der E-Motor ein positives Moment abgibt. Genauso kann bei Verlangsamungswunsch des Fahrers (erkennbar an Bremspedalbetätigung oder Leergas) rekuperiert werden. Eine Lastpunktverschiebung kann in "Momentenrichtung" durchgeführt werden. Die hybride Kombination aus Verbrennungsmotor und Elektromotor kann verstanden werden wie ein Antrieb mit einem pedalabhängigen Moment(Drehzahl)-Kennfeld, das sich für den Fahrer anfühlt wie ein "Verbrennungsmotor mit mehr Reserven". Wie in Verbindung mit dem Diagramm nach Figur 6b erkennbar, besteht bei dem erfindungsgemäßen Getriebe eine gewisse Einschränkung hinsichtlich der Drehmoment-Ansteuerung, dahingehend, dass in Stationärzuständen das Momentengleichgewicht am Planeten eingehalten werden muss. Dieses Gleichgewicht kann allerdings bei unterschiedlichen Drehzahlen eingehalten werden, sodass hier ein Freiheitsgrad entsteht. Erfindungsgemäß wird dieser Freiheitsgrad dazu genutzt, mindestens das Vorzeichen des Elektromotors in Abhängigkeit der Gaspedalstellung einzustellen. Dadurch wird festgelegt, welche Richtung ein elektrischer Leistungsfluss aufweist. Besonders vorteilhaft ist es, Vorzeichen und Drehzahl derart einzustellen, dass sich daraus eine vorgegebene Übersetzung (Verbrenner zu Abtriebsdrehzahl) in Abhängigkeit der Gaspedalstellung ergibt, weil dies der Fahrer intuitiv als zutreffend empfindet.
Bei einem Beschleunigungswunsch des Fahrers (erkennbar an weit betätigtem Gaspedal) wird eine positive Drehzahl des E-Motors eingestellt. Die positive E- Motor-Drehzahl bewirkt gleichzeitig eine Erhöhung der Drehzahl des Verbrennungsmotors, so dass er mehr Leistung abgeben kann, und eine Rückschaltung einfacher möglich ist. Die Situation entspricht einem Boost plus stufenloser Rückschaltung, geht also über eine reine Boostfunktion komfortabel und vorteilhaft hinaus.
In Figur 6c ist eine Betriebssituation für einen Konstantfahrtwunsch des Fahrers (erkennbar an mittleren Stellungen des Gaspedals) veranschaulicht. Hier wird eine negative Drehzahl des E-Motors eingestellt. Gleichzeitig bewirkt die negative E- Motor-Drehzahl eine Reduktion der Drehzahl des Verbrennungsmotors, so dass er bei einem verbrauchsgünstigeren Betriebspunkt (sowohl bezüglich Drehzahl als auch Moment) betrieben werden kann. Die Situation entspricht einer-Hochschaltung, liefert dem Fahrer also einen Vorteil bei der Akustik (niedrigere Motordrehzahl) und reduzierter Verbrauch.
Bei einem Verlangsamungswunsch des Fahrers (erkennbar an Bremspedalbetätigung oder nahezu Leergas) wird die Drehzahl des E-Motors entweder zu Null festgesetzt (Getriebebremse) oder negativ eingeregelt, in welchen Fall das sich ergebende negative Moment rekuperierend wirkt. Gleichzeitig bewirkt eine zu Null festgesetzte Drehzahl des E-Motors eine Drehzahlerhöhung des Verbrennungsmotors, so dass seine Bremsleistung steigt. Die Situation entspricht einer Rekuperation plus Rückschaltung, liefert dem Fahrer also eine erhöhte Bremsunterstützung. Das erfindungsgemäße „E-Simpson-Getriebe" erlaubt zudem, den E-CVT- Gangbereich in einer Sondersituation zu nutzen, nämlich bei Vorliegen einer Dauerkriechbereitschaft (Leergasstellung im Stillstand) bei schwach geladener Batterie. Mit den folgenden erfindungsgemäßen Betriebsverfahren wird bei gleichzeitigem Erzeugen eines geringen Abtriebsmomentes der Elektromotor generatorisch betrieben, also die Batterie geladen:
- Die Kupplung K1 wird auf ein Maximalmoment von ca. 50-150 Nm eingerückt, wodurch der Elektromotor (je nach Übersetzung der wirksamen Planetenstufe) auf die 2- bis 5-fache Motor-Leerlaufdrehzahl beschleunigt wird, während der Verbren- nungsmotor in Leerlaufdrehzahlregelung verharrt.
- Danach bzw. zeitlich überschneidend mit dem Einrückvorgang der Kupplung K1 wird am Elektromotor EM ein generatorisches Lastmoment von 20-50Nm aufgebaut, z.B. bevorzugt drehzahlprogressiv. Dadurch wird der Verbrennungsmotor mit einem (durch den Planetensatz) übersetzten Moment belastet, welches an oder knapp unter dem Kupplungsmoment liegt. Der Planetensatz erzeugt hierbei an seinem Hohlrad ein positives Abstützmoment, welches z.B. ca. 40-100 Nm beträgt und ein komfortables, nicht mit Kupplungs-Reibverlusten verbundenes Kriechmoment ist.
- Im Falle, dass das Fahrzeug sich infolge des Kriechmomentes in Bewegung setzt, reduziert sich die Drehzahl am Elektromotor im Gegenzug leicht. Es kann dann ggf. auch das Drehmoment reduziert werden, damit die Fahrgeschwindigkeit eine typische Kriechgeschwindigkeit (z.B. 6 km/h) nicht überschreitet.
- Im Falle, dass der Fahrer einen Beschleunigungswunsch anzeigt (erkennbar z.B. an Gaspedalbetätigung), sind bevorzugt die Schaltelemente des 2. Ganges zu betätigen (Kupplung K1 bleibt betätigt, Bremse am Hohlrad ist zusätzlich zu betätigen, eines der beiden Elemente ist schlupfend zu betreiben), und der Elektromotor von Generation (negatives Moment) auf Antrieb (positives Moment, Leistungsabgabe) umzusteuern.
In Figur 7a ist eine weitere Variante eines erfindungsgemäßen Planetengetriebesystems mit integriertem elektromotorischem Antrieb dargestellt. Dieses umfasst wiederum eine erste Planetengetriebestufe P1 die ein erstes Sonnenrad S1 , eine erste Planetenanordnung PA1 , einen ersten Planetenträger C1 und ein erstes Hohlrad H1 aufweist. Weiterhin umfasst das Planetengetriebesystem eine zweite Planetengetriebestufe P2 die ein zweites Sonnenrad S2, eine zweite Planetenanordnung PA2, einen zweiten Planetenträger C2 und ein zweites Hohlrad H2 aufweist, sowie auch einen ersten Leistungseingang IN, und einen Leistungsausgang OUT. Das erste Sonnenrad S1 und das zweite Sonnenrad S2 sind zueinander gleichachsig angeordnet und miteinander drehstarr gekoppelt. Der Leistungsausgang OUT ist drehfest mit dem ersten Planetenträger C1 und mit dem zweiten Hohlrad H2 gekoppelt. Dies bedeutet, dass eben auch jener erste Planetenträger C1 und das zweite Hohlrad H2 permanent drehstarr miteinander gekoppelt sind, also gemeinsam rotieren.
Der zweite Planetenträger C2 ist über eine erste Kupplungseinrichtung K1 mit dem ersten Leistungseingang IN schaltbar koppelbar. Zudem ist das aus dem ersten und dem zweiten Sonnenrad S1 , S2 bestehende Sonnenradpaar S1 S2 über eine zweite Kupplungseinrichtung K2 ebenfalls schaltbar mit dem ersten Leistungseingang IN koppelbar. Die Kupplungseinrichtungen K1 , K2 können hierbei als sog. Doppelkupplung ausgebildet sein. Weiterhin ist erfindungsgemäß eine erste Bremseinrichtung B1 vorgesehen, wobei über diese erste Bremseinrichtung B1 das Sonnenradpaar S1 S2 stationär festlegbar ist. Zudem ist eine zweite Bremseinrichtung B2 vorgesehen wobei über diese zweite Bremseinrichtung B2 das erste Hohlrad H1 stationär festlegbar ist. Das Sonnenradpaar S1 S2 ist über eine Getriebewelle HW1 mit dem Rotor EM eines ansonsten nicht weiter dargestellten Elektromotors permanent gekoppelt. Der zur Ableitung der Antriebsleistung aus dem Getriebesystem vorgesehene Ausgang OUT befindet sich in einem Zwischenbereich zwischen der ersten Getriebestufe P1 und dem Rotor EM des Elektromotors. Diese Variante eignet sich insbesondere für den Einbau in einem Kraftfahrzeug mit einer quer angeordneten Brennkraftmaschine. Über den Ausgang OUT kann hierbei direkt ein Achsdifferential angetrieben werden.
Der Elektromotor EM und die erste Bremseinrichtung B1 können zu einer Baugruppe zusammengefasst werden die seitlich an jene die Planetengetriebestufen P1 , P2 umfassende Baugruppe angesetzt werden kann und damit nachträglich für Wartungsarbeiten vorteilhaft zugänglich und austauschbar ist. Die beiden Kupplungseinrichtungen K1 , K2 können ebenfalls zu einer Baugruppe zusammengefasst werden, die seitlich an jene die beiden Planetengetriebestufen P1 , P2 umfassende Baugruppe angesetzt werden kann. Der gestrichelten Rahmen deutet mögliche Trockenräume an, deren Komponenten je nach konstruktiver Gestaltung nicht von Öl umgeben sein müssen und demzufolge vorteilhafte Eigenschaften wie geringe Schleppmomente bei gleichzeitig hohen Nutzreibwerten aufweisen können. Für die in Figur 7b dargestellte Variante eines erfindungemäßen Antriebssystems gelten die Ausführungen zu Figur 7a weitgehend sinngemäß. Abweichend von der Variante nach Figur 7a ist hier der Ausgang OUT in einem axial zwischen den beiden Planetengetriebestufen P1 , P2 liegenden Bereich an einen Hohlwellenabschnitt angebunden welcher das zweite Hohlrad H2 und den ersten Träger C1 drehstarr koppelt.
Die Darstellung nach Figur 7c zeigt eine weitere Variante des erfindungsgemäßen Antriebssystems. Für diese Variante gelten ebenfalls die Ausführungen zu Figur 7a weitgehend sinngemäß. Abweichend von der Variante nach Figur 7a und auch abweichend von der Variante nach Figur 7b befindet sich hier der Ausgang OUT in einem axial zwischen den beiden Kupplungseinrichtungen K1 , K2 sowie den beiden Planetengetriebestufen P1 , P2 liegenden Bereich. Die in dieser Darstellung wiederum gestrichelten Rahmen deuten mögliche Trockenräume an, deren Komponenten je nach konstruktiver Gestaltung nicht von Öl umgeben sein müssen und demzufolge vorteilhafte Eigenschaften wie geringe Schleppmomente bei gleichzeitig hohen Nutzreibwerten aufweisen können. Der Leistungsausgang OUT ist hier als Stirnrad ausgeführt das drehstarr mit dem zweiten Hohlrad H2 und dem ersten Planetenträger C1 gekoppelt ist. Durch den Leistungsausgang OUT sind koaxial jene Wellenabschnitte hindurchgeführt, welche die erste Kupplungseinrichtung K1 mit dem zweiten Planetenträger C2 bzw. die zweite Kupplungseinrichtung K2 mit den beiden Sonnenrädern S1 , S2 verbinden. Diese Wellenabschnitte sind vorzugsweise derart steckbar ausgeführt, dass das in dieser Darstellung linke, von dem in Strichlinien dargestellten Rahmen umgebene Modul axial an die Planetengetriebebaugruppe P1 P2 angefügt werden kann. Die in dieser Darstellung von dem rechten Strichlinien-Rahmen umgebene Baugruppe ist ebenfalls vorzugsweise steckbar an die Planetengetriebebaugruppe anfügbar.
Die Darstellung nach Figur 8a zeigt eine weitere, auf der vorangehend beschriebenen Variante nach Figur 7a basierende Ausführungsform eines erfindungsgemäßen E-Simpson-Getriebes. Dieses umfasst in gleicher weise wie die vorangehend beschriebenen Bauformen eine erste Planetengetriebestufe P1 die ein erstes Sonnenrad S1 , eine erste Planetenanordnung PA1 , einen ersten Planetenträger C1 und ein erstes Hohlrad H1 aufweist. Weiterhin umfasst das Planetengetriebesystem eine zweite Planetengetriebestufe P2 die ein zweites Sonnenrad S2, eine zweite Planetenanordnung PA2, einen zweiten Planetenträger C2 und ein zweites Hohlrad H2 aufweist, sowie auch einen ersten Leistungseingang IN, und einem Leistungsausgang OUT. Das erste Sonnenrad S1 und das zweite Sonnenrad S2 sind zueinander gleichachsig angeordnet und miteinander drehstarr gekoppelt. Der Leistungsausgang OUT ist drehfest mit dem ersten Planetenträger C1 und mit dem zweiten Hohlrad H2 gekoppelt. Dies bedeutet, dass eben auch jener erste Planetenträger C1 und das zweite Hohlrad H2 permanent drehstarr miteinander gekoppelt sind, also gemeinsam rotieren. Der zweite Planetenträger C2 ist über eine erste Kupplungseinrichtung K1 mit dem ersten Leistungseingang IN schaltbar koppelbar. Zudem ist das aus dem ersten und dem zweiten Sonnenrad S1 , S2 bestehende Sonnenradpaar S1 S2 über eine zweite Kupplungseinrichtung K2 ebenfalls schaltbar mit dem ersten Leistungseingang IN koppelbar. Die Kupplungseinrichtungen K1 , K2 können hierbei als sog. Doppelkupplung ausgebildet sein.
Weiterhin ist erfindungsgemäß eine erste Bremseinrichtung B1 vorgesehen, wobei über diese erste Bremseinrichtung B1 das Sonnenradpaar S1 S2 stationär festlegbar ist. Zudem ist eine zweite Bremseinrichtung B2 vorgesehen wobei über diese zweite Bremseinrichtung B2 das erste Hohlrad H1 stationär festlegbar ist. Die gestrichelten Rahmen deuten mögliche Trockenräume an, deren Komponenten je nach konstruktiver Gestaltung nicht von Öl umgeben sein müssen und demzufolge vorteilhafte Eigenschaften wie geringe Schleppmomente bei gleichzeitig hohen Nutzreibwerten aufweisen können. Die Variante nach Figur 8a zeichnet sich dadurch aus, dass eine dritte Kupplungseinrichtung K3 vorgesehen ist über welche das erste Hohlrad H1 selektiv mit dem Getriebeeingang IN koppelbar ist. Diese dritte Kupplungseinrichtung K3 erweitert das Gangspektrum und bietet weitere besondere Betriebsmöglichkeiten des Getriebes. Wie bei der Variante nach Figur 7a befindet sich der zur Ableitung der Antriebsleistung aus dem Getriebesystem vorgesehene Ausgang OUT in einem Zwischenbereich zwischen der ersten Getriebestufe P1 und dem Rotor EM des Elektromotors. Diese Variante eignet sich damit wiederum insbesondere für den Einbau in einem Kraftfahrzeug mit einer quer angeordneten Brennkraftmaschine. Über den Ausgang OUT kann hierbei wiederum direkt ein Achsdifferential angetrieben werden.
Der Elektromotor EM und die erste Bremseinrichtung B1 können wiederum zu einer Baugruppe zusammengefasst werden die seitlich an jene die Planetengetriebestufen umfassende Baugruppe angesetzt werden kann und damit nachträglich für Wartungsarbeiten vorteilhaft zugänglich und austauschbar ist.
Die Verbindung zwischen der dritten Kupplungseinrichtung K3 und dem ersten Hohlrad kann durch ein Topfbauteil bewerkstelligt werden, über welches die beiden Kupplungen K1 , K2 und auch die beiden Planetengetriebestufen P1 , P2 zu einer Baugruppe zusammengefasst werden können, die dann in ein entsprechendes Getriebegehäuse eingesetzt wird. Die Darstellung nach Figur 8b zeigt eine nochmals weitere Variante einer auf der vorangehend beschriebenen Gestaltung nach Figur 7a basierenden Ausführungsform eines erfindungsgemäßen E-Simpson Getriebes. Dieses umfasst in gleicher Weise wie die vorangehend beschriebenen Bauformen eine erste Planetengetriebestufe P1 die ein erstes Sonnenrad S1 , eine erste Planetenanordnung PA1 , einen ersten Planetenträger C1 und ein erstes Hohlrad H1 aufweist. Weiterhin umfasst das Planetengetriebesystem eine zweite Planetengetriebestufe P2 die ein zweites Sonnenrad S2, eine zweite Planetenanordnung PA2, einen zweiten Planetenträger C2 und ein zweites Hohlrad H2 aufweist, sowie auch einen ersten Leistungseingang IN, und einem Leistungsausgang OUT. Das erste Sonnenrad S1 und das zweite Sonnenrad S2 sind zueinander gleichachsig angeordnet und miteinander drehstarr gekoppelt. Der Leistungsausgang OUT ist drehfest mit dem ersten Planetenträger C1 und mit dem zweiten Hohlrad H2 gekoppelt. Dies bedeutet, dass eben auch jener erste Planetenträger C1 und das zweite Hohlrad H2 permanent drehstarr miteinander gekoppelt sind, also gemeinsam rotieren.
Der zweite Planetenträger C2 ist über eine erste Kupplungseinrichtung K1 mit dem ersten Leistungseingang IN schaltbar koppelbar. Zudem ist das aus dem ersten und dem zweiten Sonnenrad S1 , S2 bestehende Sonnenradpaar S1 S2 über eine zweite Kupplungseinrichtung K2 ebenfalls schaltbar mit dem ersten Leistungseingang IN koppelbar. Die Kupplungseinrichtungen K1 , K2 können hierbei als sog. Doppelkupplung ausgebildet sein.
Weiterhin ist erfindungsgemäß eine erste Bremseinrichtung B1 vorgesehen, wobei über diese erste Bremseinrichtung B1 das Sonnenradpaar S1 S2 stationär festlegbar ist. Zudem ist eine zweite Bremseinrichtung B2 vorgesehen wobei über diese zweite Bremseinrichtung B2 das erste Hohlrad H1 stationär festlegbar ist.
Die Variante nach Figur 8b zeichnet sich dadurch aus, dass eine dritte Bremseinrichtung B3 vorgesehen ist über welche der zweite Planetenträger C2 selektiv stationär festlegbar ist. Diese dritte Bremseinrichtung B3 erweitert das Gangspektrum um einen Rückwärtsgang der z.B. das Übersetzungsverhältnis i = -2 bietet, sowie ggf. um einen Parksperrfunktion. Wie bei der Variante nach Figur 7a befindet sich der zur Ableitung der Antriebsleistung aus dem Getriebesystem vorgesehene Ausgang OUT in einem Zwischenbereich zwischen der ersten Getriebestufe P1 und dem Rotor EM des Elektromotors. Diese Variante eignet sich damit wiederum insbesondere für den Einbau in einem Kraftfahrzeug mit einer quer angeordneten Brennkraftmaschine. Über den Ausgang OUT kann hierbei wiederum direkt ein Achsdifferential angetrieben werden.
Der Elektromotor EM und die erste Bremseinrichtung B1 können wiederum zu einer Baugruppe zusammengefasst werden die seitlich an jene die Planetengetriebestufen umfassende Baugruppe angesetzt werden kann und damit nachträglich für Wartungsarbeiten vorteilhaft zugänglich und austauschbar ist. Die Darstellung nach Figur 8c zeigt eine weitere, Ausführungsform eines erfindungsgemäßen E-Simpson-Getriebes. Dieses umfasst in gleicher Weise wie die beiden vorangehend beschriebenen Bauformen eine erste Planetengetriebestufe P1 die ein erstes Sonnenrad S1 , eine erste Planetenanordnung PA1 , einen ersten Planetenträger C1 und ein erstes Hohlrad H1 aufweist. Weiterhin umfasst das Planetengetriebesystem eine zweite Planetengetriebestufe P2 die ein zweites Sonnenrad S2, eine zweite Planetenanordnung PA2, einen zweiten Planetenträger C2 und ein zweites Hohlrad H2 aufweist, sowie auch einen ersten Leistungseingang IN, und einem Leistungsausgang OUT. Das erste Sonnenrad S1 und das zweite Sonnenrad S2 sind zueinander gleichachsig angeordnet und miteinander drehstarr gekoppelt. Der Leistungsausgang OUT ist drehfest mit dem ersten Planetenträger C1 und mit dem zweiten Hohlrad H2 gekoppelt.
Der zweite Planetenträger C2 ist über eine erste Kupplungseinrichtung K1 mit dem ersten Leistungseingang IN schaltbar koppelbar. Zudem ist das aus dem ersten und dem zweiten Sonnenrad S1 , S2 bestehende Sonnenradpaar S1 S2 über eine zweite Kupplungseinrichtung K2 ebenfalls schaltbar mit dem ersten Leistungseingang IN koppelbar. Die Kupplungseinrichtungen K1 , K2 können hierbei als sog. Doppelkupplung ausgebildet sein.
Weiterhin ist erfindungsgemäß eine erste Bremseinrichtung B1 vorgesehen, wobei über diese erste Bremseinrichtung B1 das Sonnenradpaar S1 S2 stationär festlegbar ist. Zudem ist eine zweite Bremseinrichtung B2 vorgesehen wobei über diese zweite Bremseinrichtung B2 das erste Hohlrad H1 stationär festlegbar ist. Der gestrichelte Rahmen deutet wiederum einen möglichen Trockenraum an, dessen Komponenten je nach konstruktiver Gestaltung nicht von Öl umgeben sein müssen und demzufolge vorteilhafte Eigenschaften wie geringe Schleppmomente bei gleichzeitig hohen Nutzreibwerten aufweisen können. Die Variante nach Figur 8c zeichnet sich dadurch aus, dass eine weitere Kupplungseinrichtung KS vorgesehen ist über welche die beiden starr gekoppelten Sonnenräder S1 , S2 selektiv mit dem Elektromotor EM und der Kupplungsscheibe der zweiten Kupplungseinrichtung K2 koppelbar ist. Diese weitere Kupplungseinrichtung K3 erweitert das Gangspektrum und bietet insbesondere die in der nachfolgenden Tabelle dargestellten Betriebsmöglichkeiten des Getriebes. Gang K1 K2 KS B1 B2 l_VM l_EM
E 0 0 1 0 1 N 3
1 0 1 1 0 1 3 3
2 1 0 1 0 1 1 .66 3
2mod 1 1 0 0 1 1 .66 1 .66
3 1 1 1 0 0 1 1
4 1 1 0 1 0 0.66 0.66
(4noE) 1 0 1 1 0 0.66 steht
OD 1 0 1 0 0 cvt ·
Die in dem dargestellten Getriebesystem zusätzlich vorgesehene Kupplungseinrich- tung KS erweitert das Gangspektrum. So wird im 4. Gang (wenn B1 betätigt) bei offener KS eine Nutzung der E-Maschine über K1 ermöglicht. Das System erlaubt es auch, im 2. Gang die E-Maschine von der schnellen Sonnenwelle (KS zu, K2 auf) auf die langsamere Eingangswelle (KS auf, K2 zu) umzuschalten, wodurch sich Gangwechsel vereinfachen. Beim 1 -2-Gangwechsel bleibt E-Maschine unverändert und kann den Komfort verbessern, im 2. Gang wird E-Maschine selbst umgeschaltet, und beim 2-3-Gangwechsel läuft die E-Maschine wieder synchron zum Verbrennungsmotor.

Claims

Patentansprüche
1 . Planetengetriebesystem, mit:
- einer ersten Planetengetriebestufe (P1 ) die ein erstes Sonnenrad (S1 ), eine erste Planetenanordnung (PA1 ), einen ersten Planetenträger (C1 ) und ein erstes Hohlrad (H1 ) aufweist,
- einer zweiten Planetengetriebestufe (P2) die ein zweites Sonnenrad (S2), eine zweite Planetenanordnung (PA2), einen zweiten Planetenträger (C2) und ein zweites Hohlrad (H2), aufweist,
- einem ersten Leistungseingang (IN), und
- einem Leistungsausgang (OUT),
wobei
- das erste Sonnenrad (S1 ) und das zweite Sonnenrad (S2) zueinander gleichachsig angeordnet und miteinander über eine Hohlwelle (HW1 ) drehstarr gekoppelt sind,
- der Leistungsausgang (OUT) drehfest mit dem ersten Planetenträger (C1 ) und mit dem zweiten Hohlrad (H2) gekoppelt ist,
- der zweite Planetenträger über eine erste Kupplungseinrichtung mit dem ersten Leistungseingang schaltbar koppelbar ist, und
- das aus dem ersten und dem zweiten Sonnenrad (S1 , S2) bestehende Radpaar über eine zweite Kupplungseinrichtung (K2) ebenfalls schaltbar mit dem ersten Leistungseingang (IN) koppelbar ist,
dadurch gekennzeichnet,
- dass durch die Hohlwelle (HW1 ) ein Wellenzapfen (HW2) hindurchgeführt ist, welcher den zweiten Planetenträger (C2) mit der ersten Kupplungseinrichtung (K1 ) verbindet.
2. Planetengetriebesystem nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass eine erste Bremseinrichtung (B1 ) vorgesehen ist, und dass über diese die erste Bremseinrichtung (B1 ) das Sonnenradpaar (S1 ,S2) stationär festlegbar ist.
3. Planetengetriebesystem nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass eine zweite Bremseinrichtung (B2) vorgesehen ist, und dass über diese das erste Hohlrad (H 1 ) stationär festlegbar ist.
4. Planetengetriebesystem nach wenigstens einem der Ansprüche 1 bis 3 dadurch gekennzeichnet, dass das Sonnenradpaar (S1 S2) mit einem Elektromotor (EM) kinematisch gekoppelt und durch diesen Elektromotor (EM) antreibbar oder abbremsbar ist.
5. Planetengetriebesystem nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass der Elektromotor einen Rotor aufweist, der zu einer durch das Sonnenradpaar (S1 S2) definierten Getriebeachse (X1 ) gleichachsig angeordnet und drehstarr mit diesem Sonnenradpaar (S1 S2) gekoppelt ist.
6. Planetengetriebesystem nach wenigstens einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass die erste Getriebestufe (P1 ) und die zweite Getriebestufe (P2) jeweils hinsichtlich der Zahngeometrie im Radialschnitt identische Planetensätze aufweisen.
7. Planetengetriebesystem nach wenigstens einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass die erste Getriebestufe (P1 ) und die zweite Getriebestufe (P2) entlang der Getriebeachse (X1 ) axial abfolgend angeordnet sind und sich der Elektromotor (EM) auf der Seite des Leistungseingangs (IN) befindet.
8. Planetengetriebesystem nach wenigstens einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass ein den Leistungseingang (IN) darstellendes Getriebebauteil, der Elektromotor (EM) und die erste und die zweite Kupplungseinrichtung (K1 , K2) zu einer Getriebebaugruppe zusammengefasst sind, und dass in die vorgenannte Baugruppe wenigstens eine der Bremseinrichtungen (B1 ,B2) mit eingebunden ist.
9. Planetengetriebesystem, mit:
- einer ersten Planetengetriebestufe (P1 ) die ein erstes Sonnenrad (S1 ), eine erste Planetenanordnung (PA1 ), einen ersten Planetenträger (C1 ) und ein erstes Hohlrad (H1 ) aufweist,
- einer zweiten Planetengetriebestufe (P2) die ein zweites Sonnenrad (S2), eine zweite Planetenanordnung (PA2), einen zweiten Planetenträger (C2) und ein zweites Hohlrad (H2), aufweist,
- einem ersten Leistungseingang (IN), und
- einem Leistungsausgang (OUT),
wobei - das erste Sonnenrad (S1 ) und das zweite Sonnenrad (S2) zueinander gleichachsig angeordnet und miteinander drehstarr gekoppelt sind,
- der Leistungsausgang (OUT) drehfest mit dem ersten Planetenträger (C1 ) und mit dem zweiten Hohlrad (H2) gekoppelt ist,
- der zweite Planetenträger (C2) über eine erste Kupplungseinrichtung (K1 ) mit dem ersten Leistungseingang (IN) schaltbar koppelbar ist, und
- das aus dem ersten und dem zweiten Sonnenrad (S1 , S2) bestehende Radpaar über eine zweite Kupplungseinrichtung (K2) ebenfalls schaltbar mit dem ersten Leistungseingang (IN) koppelbar ist,
- eine erste Bremseinrichtung (B1 ) vorgesehen ist, und über diese erste Bremseinrichtung (B1 ) das Sonnenradpaar (S1 ,S2) stationär festlegbar ist, und das Sonnenradpaar (S1 S2) mit einem Elektromotor (EM) kinematisch gekoppelt und durch diesen Elektromotor (EM) antreibbar oder abbremsbar ist,
dadurch gekennzeichnet,
- dass der Elektromotor EM und die erste Bremseinrichtung B1 zu einer Baugruppe zusammengefasst sind, die seitlich an eine die Planetengetriebestufen P1 , P2 umfassende Baugruppe angesetzt ist.
10. Planetengetriebesystem nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass die erste Getriebestufe (P1 ) und die zweite Getriebestufe (P2) entlang der Getriebeachse (X1 ) axial abfolgend angeordnet sind und sich der Elektromotor (EM) auf der Seite des Leistungsausgangs (OUT) befindet.
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