WO2015185304A1 - Getriebe zur bedarfsweisen aufteilung eines antriebsdrehmoments - Google Patents

Getriebe zur bedarfsweisen aufteilung eines antriebsdrehmoments Download PDF

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WO2015185304A1
WO2015185304A1 PCT/EP2015/059675 EP2015059675W WO2015185304A1 WO 2015185304 A1 WO2015185304 A1 WO 2015185304A1 EP 2015059675 W EP2015059675 W EP 2015059675W WO 2015185304 A1 WO2015185304 A1 WO 2015185304A1
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drive
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Wolfram Hasewend
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Magna Powertrain GmbH and Co KG
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    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H48/00—Differential gearings
    • F16H48/36—Differential gearings characterised by intentionally generating speed difference between outputs
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
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    • F16H2048/364—Differential gearings characterised by intentionally generating speed difference between outputs using electric or hydraulic motors
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/60—Other road transportation technologies with climate change mitigation effect
    • Y02T10/62—Hybrid vehicles

Definitions

  • the present invention relates to a transmission for on-demand division of a drive torque between a first and a second shaft or axle of a vehicle, such as a right- and left-side half-wave or even, for example, a front and a rear axle of the vehicle.
  • Such transmissions for dividing a drive torque as required between two axles or half-shafts of a vehicle are generally known and usually use at least one friction clutch, by means of which the drive torque between the two shafts in the sense of a Torque vectoring can be divided.
  • friction clutches offer limited variability in torque distribution and also have limited accuracy or dynamics in adjusting the desired torque distribution.
  • the construction cost is not insignificant.
  • the benefits of such torque vectoring systems, especially in the low-speed range are hardly noticeable. Rather, in such systems usually tow losses, which represent consumption and emission-increasing sources of losses.
  • torque vectoring systems are limited to certain driving situations in which the demand distribution of the drive torque between two shafts is to be carried out, without it being possible to switch one of the two shafts without torque or disconnect it from the drive if required. as may be the case in less demanding driving situations, for example.
  • the invention is therefore an object of the invention to provide a transmission for on-demand division of a drive torque between a first and a second axle or shaft of a vehicle, which does not require lossy friction clutches to split the drive torque and which can be adapted in particular to less demanding driving situations, which do not require a distribution of the drive torque.
  • the transmission according to the invention comprises:
  • a first drive shaft which is preferably associated with an electric motor
  • a first output shaft which is preferably associated with a first vehicle shaft (or vehicle axle);
  • a second output shaft which is preferably associated with a second vehicle shaft (or vehicle axle);
  • a superposition gear having an input member driven by the first drive shaft, a first output member, and a second output member;
  • the first output element of the differential balancing drive (preferably non-rotatably) drivingly connected (or connectable) to the first output shaft of the transmission;
  • the second output element of the differential balancing drive (preferably non-rotatably) drivingly connected (or connectable) to the second output shaft of the transmission; wherein the first output element of the superposition gear is drivingly connected or connectable to the first output shaft of the transmission and / or the first output element of the differential compensation;
  • the differential compensation of the transmission according to the invention serves as it were as a (preferably effective in the transverse direction) central differential with which the drive torque of an internal combustion engine can be transferred to the same proportions, preferably equal to the speed of the two shafts or axles of the vehicle on the same.
  • the superposition gear serves as a summing gear, with which an additional (accelerating or decelerating) torque in the sense of torque vectoring can be imposed on one of the two shafts or axles, depending on the direction of rotation of the electric motor, whereas the drive torque of the other shaft or axle is influenced by a corresponding inverse torque by the differential action of the differential compensation.
  • a transmission branch is formed by the superposition gear of the transmission according to the invention, which allows an electromotive change in the pre-set by the differential balancing torque distribution.
  • an additional driving torque is superimposed on the preset torque distribution by means of the electric motor, wherein, due to the drive-effective connection of the two output elements of the superposition gear with the first output shaft of the transmission or the first output element of the differential compensation on the one hand and with the input element of Aus stressessdiffe- rentials on the other hand of the electric motor applied drive torque can be supported.
  • the rotation of the input element of the differential compensation with the current rotational speed thus serves as a reference point for the torque transmission to the first output element of the differential compensation or to the first output shaft of the transmission.
  • an additional torque can be applied to one of the two shafts or axles of the vehicle (in particular via the first output shaft of the transmission), the differential action of the differential compensating also influencing the other of the two shafts or axles.
  • a further advantage is that the electric motor is also superior in terms of its positioning capability, ie the ability to set a desired torque quickly and precisely, compared to conventional realizations using friction clutches.
  • a “non-rotatable” connection denotes a torsionally rigid connection.
  • the transmission (and in particular the superposition gear) is designed so that at the same speed of the first output element and the second output element of Ausrete- rentials, and / or at the same speed of the first output shaft and the second output shaft of the transmission, the input element of the superposition gearbox stands still.
  • the transmission is configured (and optionally adapted to the other components of the drive train of the vehicle with the translations provided therein) that at the same speed of the two shafts or axles of the vehicle, the superposition gear has a zero speed, ie the Electric motor associated input element of the superposition gearbox stands still.
  • the superposition gearing is preferably designed such that the first output element and the second output element of the superposition gearing are driven relative to one another in opposite directions by rotational movement of the input element.
  • This can be achieved in a simple manner that the first output shaft of the transmission (or the first output element of the differential compensation) and the input element of the differential compensation of the electric motor are always driven in opposite directions.
  • the transmission ie the superposition gear, the differential gear and intermediate transmission gear such as offset drives
  • the transmission may be designed so that upon rotation of the input member of the superposition gear, the first output shaft of the transmission and / or the first output element of the differential compensation on the one hand and the input element the differential compensation on the other hand are driven in opposite directions.
  • the transmission has a second drive shaft, which is preferably driven by an internal combustion engine, wherein the input element of the differential compensation is drive-connected or connected to the second drive shaft.
  • the transmission can thus be considered as a totaling as a whole, since both the drive rotary torque of the internal combustion engine and that of the electric motor drive the input element of the differential compensation.
  • a vehicle can be driven, for example, in driving situations with low acceleration demand, such as during a highway drive or a drive overland purely using the electric motor of the transmission, for which according to another embodiment, a first torque transmitting device such as a dog clutch is provided by means Of which the second drive shaft can be detachably connected to the input element of the differential compensation or decoupled from this.
  • a first torque transmitting device such as a dog clutch
  • the transmission according to the invention has a second torque transmission device, by means of which the first output element of the superposition gear can be drive-connected to the first output shaft of the transmission.
  • the second torque transmission device can in this case a first switching position in which it determines the first output element of the superposition gear stationary, in particular on a housing element, and have a second switching position, in which they drive the first output element of the superposition gear with the first output shaft of the transmission and / or first output element of the differential balancing connects, wherein the second torque transmitting device preferably further comprises a third switching position in which the first output element of the superposition gear is freely rotatable.
  • the first output element of the superposition gear drive connected to the first output shaft of the transmission and / or the first output element of the differential compensation, to which the second Drehmomentübertragungsvor- direction must be brought to its second switching position so is the above described basic configuration of the transmission, in which accelerated by means of the electric motor, one of the two axes for purposes of torque vectoring and the other axis can be braked by the differential action of the differential compensation.
  • the superposition gear acts as a pure translation stage, by means of which the drive torque of the electric motor is transmitted only via the second output element of the superposition gearing on the input element of the differential compensation. If in this case the second drive shaft of the transmission is connected to the input element of the differential compensation by means of the first torque transmission device, then the transmission acts as a summing gear, as has been explained above.
  • the transmission comprises a third torque transmission device, which connects a first switching position in which it connects the input element of the superposition gear for common rotation with the second output element of the superposition and a second switching position, in which the input element of the superposition gear is freely rotatable by the electric motor.
  • the third torque transmission device further comprises a third switching position in which it fixes the input element of the superposition gear stationary, in particular on a housing element.
  • the second torque transmission device is to be converted into its third switching position, in which the first output element of the superposition gear is freely rotatable.
  • the third torque transmission device for realizing the second electric gear stage is to be converted into its first switching position, in which it connects the input element of the superposition gear for common rotation with the second output element of the superposition gear, so that it is locked and the drive torque of the electric motor via the second output element of the superposition gear is transmitted without translation through the superposition gear to the input element of the axle differential.
  • the second and third torque transmitting device By means of the second and third torque transmitting device thus two different speed or translated electrical gear stages can be switched, in which the two gears are in a ratio resulting from the translation of the superposition gear.
  • the transmission acts as a summing gear or as a purely electrical gear.
  • the differential compensation is designed as a cone differential; however, the equalizing differential may equally be designed, for example, as a ball differential.
  • the differential compensation in the formation of the differential compensation as a conical differential of the internal combustion engine drives via the second drive shaft to the differential wheels bearing carrier of the conical differential, whereas the two output elements of the differential compensation rotatably connected to the bevel gears of the differential compensation, which mesh with the differential gears.
  • the differential instead of forming the differential as bevel or ball differential, it would also be possible to form the differential as a planetary gear, as in a further embodiment of the superposition gear, which preferably as hohlradloses planetary gear with pairs of intermeshing planet gears, which in turn each with an associated Combing sun gear, is formed.
  • the superposition gear may be formed as a planetary gear with pairs of meshing planetary gears, which are supported by a common planetary carrier, which forms the second output element of the superimposition gearbox.
  • one of the two planet gears meshes with a sun gear of the superposition gear, which is driven by the electric motor, whereas the other planet gear meshes with another sun gear of the superposition gear, which is rotatably connected to the first output element of the superposition gear.
  • the drive-effective connections between the two output elements of the superposition gear and the first output shaft of the transmission or the input element of the axle differential may be formed by belt or chain drives;
  • spur gear can be used, by means of which the torque transmission between the two output elements of the superposition gear and the first output shaft of the transmission or the input element of the differential compensation takes place.
  • the differential compensation is located outside of a housing of the transmission, in which the electric motor and the superposition gear are housed.
  • the electric motor is preferably designed as a hollow shaft motor whose rotor surrounds the first drive shaft of the transmission.
  • This embodiment offers the advantage that a drive train of a vehicle already has an axle differential has, can be converted to a transmission according to the invention, since for this purpose only the driven by the internal combustion engine input element of the axle differential with the second output element of the superposition gearbox must be drivingly coupled, which for example via a
  • Serration connection can be made, which couples the input element of the axle differential with a driven gear of an offset drive, which provides a translation between the second output element of the superposition gear and the input element of the axle differential.
  • all components except the existing axle differential of the transmission can be located within a transmission housing, so that it can be kept as an attachment unit, by means of which a conventional drive train can be converted to the transmission according to the invention.
  • the input element of the differential compensation may comprise a drive gear meshing both with a gear driven by the second output element of the superposition gear and with a gear which is drivable by the internal combustion engine via the second drive shaft.
  • the invention also relates to a transmission of the type described, which is designed as an axle differential for an axle of a vehicle and having said electric motor, wherein the first drive shaft is drivingly connected or connectable to the electric motor, the first output shaft with a left or right Half shaft of the vehicle axle is connected or connectable, and the second output shaft is connected to a right or left half-wave of the vehicle axle or connectable.
  • the axle differential comprises a second drive shaft which is operatively connectable to an internal combustion engine of the vehicle, wherein the input element of the differential compensation is drivingly connected or connectable to the second drive shaft.
  • FIG. 1 shows a schematic representation of a transmission according to the invention according to a first embodiment in a torque vectoring mode; shows the transmission of the first embodiment with decoupled internal combustion engine in a torque vectoring mode; the transmission of the first embodiment is shown in a summing mode in a first electric transmission stage; shows the transmission of the first embodiment in a purely electric first gear stage; the transmission of the first embodiment shows in a summing mode in a second electric gear stage; shows the transmission of the first embodiment in a purely electric second transmission stage; shows the transmission of the first embodiment in a locked state; shows the transmission of the first embodiment in a tow lossless configuration; shows a schematic representation of a transmission according to the invention according to a second embodiment in a torque vectoring mode, wherein the transmission has only an electric drive; shows the transmission of the second embodiment in a first electric transmission stage; shows the transmission of the second embodiment in a second electric gear stage; shows the transmission of the second embodiment in a tow lossless configuration; shows a schematic representation of a transmission according to
  • Fig. 17 shows the transmission of the fourth embodiment in a summing mode in a first electric gear stage
  • Fig. 18 shows the transmission of the fourth embodiment in a summing mode in a second electric gear stage.
  • Fig. 1 shows a basic configuration of the transmission 10 according to the invention, from which all other embodiments can be derived, which is why in the description of the further embodiments according to FIGS. 2 to 18 only the essential distinguishing features compared to the basic configuration is discussed. It should be noted, however, that not all of the couplings K1 to K3 explained below are required.
  • the transmission 10 shown schematically in FIG. 1 may be provided, for example, as an axle differential on the rear axle of a vehicle.
  • the transmission 10 has a transmission housing 12 and has a first drive shaft 14, a second drive shaft 16, a first output shaft 18 and a second output shaft 20.
  • the first drive shaft 14 is here associated with an electric motor 22, through which the first drive shaft 14 can be acted upon by a drive torque.
  • the second drive shaft 1 6 is associated with an internal combustion engine, not shown here, of which the second drive shaft 1 6 (not shown), for example, via a facing in the vehicle longitudinal direction propeller shaft can also be acted upon with a drive torque.
  • the first output shaft 18 of the transmission 10 is drivably coupled to a first shaft of the vehicle, which may be, for example, a left half-wave of the rear axle of the vehicle.
  • the second drive shaft 20 of the transmission 10 with a second shaft of the vehicle coupled, which may be, for example, a right half-wave of the rear axle of the vehicle.
  • the two output shafts 18, 20 are aligned in the vehicle transverse direction.
  • the vehicle shafts driven by the two output shafts 18, 20 do not necessarily have to be right and left half shafts of the vehicle; Rather, it is also possible, for example, to drive a front and a rear axle of the vehicle via the two output shafts 18, 20 of the transmission 10, as a result of which four-wheel drive can be realized.
  • the transmission 10 is configured as a longitudinal differential, wherein the two output shafts 18, 20 are aligned in the vehicle longitudinal direction and may be connected, for example via cardan shafts with respective axle differentials.
  • the transmission 10 further comprises a compensating differential 24 embodied here, for example, as a conical differential, as well as a superimposition gearbox 26 designed as an epicyclic gearing.
  • the compensating differential 24 comprises an input element 28 in the form of a carrier carrying differential gears 30 which are formed as bevel gears.
  • the input element 28 of the compensation differential 24 can be driven by the internal combustion engine via the second drive shaft 16, as will be explained below.
  • the differential compensation 24 comprises a first output element 32 in the form of a bevel gear and a second output element 34 in the form of a bevel gear, wherein the two bevel gears mesh with the differential gears 30, so that by means of the differential compensation 24, a drive torque transmitted thereto independent of speed to equal proportions can be transmitted to the two output elements 32, 34 in the form of the two bevel gears.
  • the superposition gearing 26 also comprises an input element 36 in the form of a first sun gear, which can be driven by the electric motor 22 via the first drive shaft 14.
  • the superposition gearing 26 also comprises a first gangselement 38 in the form of a second sun gear and a second output element 42 in the form of a planet carrier.
  • the first sun gear which acts as an input element 36, meshes with a first planetary gear 44, which is rotatably mounted on the planet carrier 42.
  • This first planetary gear 44 meshes in turn with a second planetary gear 46, which is also mounted on the planetary carrier 42 and meshing with the first output member 38 is engaged, which is formed as a second sun gear.
  • the superposition gearing 26 thus likewise forms a (in this case asymmetrical) differential gear, since a drive torque introduced via the input element 36 is distributed to the first output element 38 and the second output element 42.
  • the superposition gearing 26 could alternatively also be formed by a different planetary gear differential, for example with a ring gear.
  • the first output element 32 of the differential compensation 24 in the illustrated embodiment of the transmission 10 in the form of the first bevel gear rotatably connected to the first output shaft 18 of the transmission 10 is connected.
  • the second output element 34 of the differential compensation 24 in the form of the second bevel gear is non-rotatably connected to the second output shaft 20 of the transmission 10.
  • the differential gear 24 and the superposition gear 26 via two offset drives 48, 50 drivingly coupled together, which are formed here by two spur gear in the form of two mutually meshing spur gears.
  • the offset drives 48, 50 also be formed for example by belt or chain drives.
  • the first offset drive 48 thus a first transmission track is formed, via which the first output element 38 of the superposition gear 26 drive effective with the first output shaft 18 of the transmission 10 and the first output element 32 of the differential compensation 24 can be connected, which takes place by engagement of a dog clutch, which is referred to here as a second torque transmitting device K2, which will be discussed in more detail later.
  • the translation of the two offset drives 48, 50 and the gear ratio of the superposition gear 26 are designed in the transmission 10 according to the invention so that the input element 36 of the superposition gear 24 is stationary (zero speed), when both output shafts 18, 20 rotate at the same speed.
  • first offset drive 48 first offset drive 48
  • second offset drive 50 second offset drive 50
  • the effective within the superposition gearing 26 gear ratios here: between the input member 36, the first planetary gear 44, the second planetary gear 46 and the second output element 42
  • the superposition gearing 26 is designed such that, by a rotational movement of the input element 36, the first output element 38 and the second output element Gangselement 42 of the superposition gear 26 are driven to opposite rotational movements relative to each other (differential action).
  • the drive torque of the electric motor 22 can be transmitted to the input element 28 of the differential compensation 24, which is likewise driven by the internal combustion engine via the second drive shaft 1 6.
  • the input element 28 in the form of the carrier of the differential compensation 24 is surrounded by a basket 25 mounted on the housing 12, which is driven by a bevel gear 31 from the second drive shaft 1 6.
  • the torque transmission from the basket 25 to the input element 28 of the differential compensation 24 takes place here via a first torque transmission device K1 in the form of a dog clutch, by means of which a drive-effective connection between the second drive shaft 1 6 and the input element 28 of the differential compensation 24 can be produced, including the basket 25 in the left position of the first torque transmitting device K1 rotatably connected to the input member 28 is connected.
  • the transmission 10 has a third torque transfer device K3 likewise in the form of a dog clutch, which has three shift positions, which will be discussed in more detail below.
  • the input element 36 in the form of the first sun gear of the Overhead gear 26 driven by the electric motor 22 in a first direction of rotation.
  • the torque of the electric motor 22 is in this case transmitted via the first offset drive 48 to the first output shaft 18 of the transmission 10, provided that the second Drehmomentübertragungsvorrich- K2 is in its switching position shown in Fig. 1, in which it connects the first output element 38 of the superposition gearing 26 drive-effective with the first output shaft 18 of the transmission 10 and the first output element 32 of the differential compensation 24.
  • the electric motor 22 can in this case be supported via the superimposition gearing 26 and the second offset drive 50 on the input element 28 of the compensation differential 24, ie the rotation of the input element 28 of the compensation differential 24 with the current rotational speed (average rotational speed of the two output shafts 18, 20) serves as the reference point for the torque transmission to the first output shaft 1 8 of the transmission 10th
  • the torque transmitted via the first offset drive 48 to the first output shaft 18 is transmitted to the second output shaft 20 by the differential action of the compensation differential 24 with a negative sign or opposite sense of rotation.
  • the first output shaft 18 can be accelerated relative to the second output shaft 20 in terms of torque vectoring and the second output shaft 20 can be decelerated accordingly. If, on the other hand, it is desired to decelerate the first output shaft 18 and to accelerate the second output shaft 20, then only the electric motor 22 is to be driven in an opposite direction for this purpose.
  • the additional torque which can be impressed on the respective shaft 18, 20 by means of the electric motor 22, regardless of the vehicle speed.
  • the electric motor 22 can thus be designed purely on the basis of the desired maximum differential rotational speed between the two output shafts 18, 20 and the differential torque. It can be seen from FIG. 1 that the torque transmission devices K1, K2 and K3 are not required for the realization of the illustrated torque vectoring mode alone.
  • the basket 25 could also be permanently connected non-rotatably to the input element 28 of the differential differential 24, and the first output element 38 of the superposition gearing 26 could be permanently connected to the first output shaft 18 of the transmission 10 and the first output element 32 of the differential differential 24, respectively.
  • the first torque transmitting mechanism K1 was engaged to transmit the driving torque of the internal combustion engine from the basket 25 to the carrier of the differential differential 24 serving as the input member 28.
  • the drive torque of the internal combustion engine transmitted in this way to the two output shafts 18, 20 can thus be modified by the electric motor 22 in accordance with the previously described torque vectoring in order, for example, to drive the outside wheel more strongly than the inside wheel during cornering.
  • the internal combustion engine can also be decoupled from the transmission 10 by means of the first torque transmission device K1 ("disconnect"), so that the two output shafts 18, 20 are driven solely by the electric motor 22.
  • the first torque transmission device K1 "disconnect"
  • the internal combustion engine can also be decoupled from the transmission 10 by means of the first torque transfer device K1 can thus be switched to a purely electric drive of the two output shafts 18, 20, for example, the one vehicle axle is driven by the internal combustion engine, whereas the two half-waves of the other vehicle axle in Shape of the two output shafts 18, 20 are driven by the electric motor 22 with the possibility of a torque vectoring.
  • the transmission 10 is in a summing mode in which an additional drive torque is superimposed on the drive torque of the engine by the electric motor 22 ("e-push / e-pull").
  • the first output element 38 of the superposition gearing 26 is fixed to the housing with the aid of the second torque transmission device K2.
  • the drive torque of the electric motor 22, translated slowly by the superposition gear 26 is transmitted by means of the second offset drive 50 to the input element 28 of the differential gear 24, where it is superimposed on the drive torque of the internal combustion engine.
  • the transmission 10 can be operated in a purely electrical mode by the electric motor 22 in a first purely electrical gear stage.
  • the second torque transmission device K2 In contrast to FIG. 3, in the summation mode of the transmission 10 shown in FIG. 5, the second torque transmission device K2 is in a neutral position, in which the first output element 38 of the superimposition gearing 26 is freely rotatable.
  • the third torque transmitting device K3 in its first switching position, in which it connects the input member 36 of the superposition gearing 26 for common rotation with the second output element 42 of the superposition gearing 26.
  • the superposition gear 26 is thus locked, so that the drive torque of the electric motor 22 is transmitted without translation through the superposition gear 26 via the second offset drive 50 to the input element 28 of the differential compensation 24, where it is superimposed on the drive torque of the engine.
  • the first torque transmission device K1 shown in FIG. 6 can again be disengaged, so that the two output shafts 18, 20 are driven purely electrically by the electric motor 22.
  • the basket 25 is rotatably coupled to the input element 28 of the compensation differential 24 by means of the first torque transmission device K1.
  • the second torque transmission device K2 is in its second switching position, in which it connects the first output element 38 of the superposition gearing 26 with the first output shaft 18 of the transmission 10 in an effective manner.
  • the third torque transmission device K3 must be converted into its third switching position, in which the input element 36 of the superposition gear 26 is fixed in place.
  • the gear 1 0 thus has no rotational degree of freedom between the first drive shaft 14 on the one hand and the second drive shaft 1 6 and the two output shafts 18, 20 on the other hand, so that a vehicle equipped with the transmission 10 vehicle can not roll away unintentionally.
  • FIG. 8 shows the transmission 10 in a drag-loss-free configuration, in which the three torque transmission devices K1, K2 and K3 are each in a neutral position, so that no torque transmission is possible over them. In this way, drag and rolling friction losses within the transmission 10 can be reduced, as may be desirable, for example, when the vehicle is to be driven solely using the internal combustion engine.
  • the transmission 10 shown in FIG. 9 differs from that of FIG. 1 only in that the transmission has no second output shaft through which the two output shafts 1 6, 18 can be driven by means of an internal combustion engine.
  • This transmission 10 can be used in particular as a purely electrical vehicle axle. Otherwise, the switching position of the transmission 10 shown in FIG. 9 and its mode of operation correspond to the torque vectoring operating mode described with reference to FIG. 1, for which reason reference is made in this regard to the corresponding explanations for FIG.
  • the transmission 10 explained with reference to FIG. 9 again has a drag-loss-free configuration in which the two torque-transmitting devices K2 and K3 are in their neutral position so that no torques can be transmitted.
  • the differential 24 is located outside the housing 12 of the transmission 10, in which the electric motor 22 and the superposition gear 26 are housed.
  • the electric motor 22 is designed as a hollow shaft motor, which surrounds the first drive shaft 14 coaxially.
  • the first drive shaft 14 is formed as a hollow shaft, so that through this the first output shaft 18 of the transmission 10 can extend therethrough.
  • the input member 36 of the superposition gear 26 is in turn driven via the first drive shaft 14 of the electric motor 22, via a third offset drive 52, which in turn is formed here as a spur gear.
  • the first output element 38 of the superposition gearing 26 in the form of the second sun gear is in turn connected via a first offset drive 48 to the first output shaft 14 of the transmission 10 or the first output element 32 of the differential compensation 24 and
  • the second output element 42 of the superposition gear 26 in the form of the carrier is connected via a second offset drive 50 with the input element 28 in the form of the carrier of the differential compensation 24.
  • the carrier is connected via a serration 60 with the output gear 58 of the second offset drive 50, whereby the second offset drive 50 can be easily attached to the differential compensation 24 subsequently to the drive train of a vehicle, which already has an axle differential, to an inventive To be able to convert transmissions.
  • the input element 28 of the differential compensation 24 here has a drive wheel 54 embodied as a spur wheel, via which the input element 28 can in turn be driven by an internal combustion engine.
  • the transmission 10 in FIG. 14 is in its summing mode in a first electric gear stage, to which the first one
  • Output member 38 of the superposition gear 26 has been fixedly connected to the transmission housing 12 using the second torque transmitting device K2.
  • the transmission 10 is also in a summing mode, but here the superposition gearing 26 is locked by means of the third torque transmission device K3 and the second torque transmission device K2 is in a neutral position, so that the drive torque from the electric motor 22 without Translation through the superposition gear 26 via the two offset drives 48, 52 can be transmitted to the input element 28 of the differential compensation 24, which corresponds to the type of summation mode described with reference to FIG. 5.
  • the drive torque of the internal combustion engine is in turn transmitted to the input element 28 of the compensation differential 24 via a drive wheel 54 provided on the input element 28 of the compensation differential.
  • This drive gear 54 meshes equally with a bes driven by the second output element 42 of the Matterlagerungsgetrie- 26 gear 56, so that in turn by this drive gear 54 and the gear 56, a second offset drive 50 is formed, via which the drive torque from the electric motor 22 of the second Output element 42 of the superposition gear 26 can be transmitted to the input element 28 of the differential compensation 24.
  • the first output element 38 of the superposition gearing 26 is in turn drivingly connected to the first output shaft 18 of the transmission 10 via a first offset drive 48 or releasably connectable by means of a second torque transmission device K2, so that the transmission 10 described with reference to FIGS structurally different from that of FIG. 1; In functional and kinematic respect, however, the transmission 10 of FIG.
  • FIG. 16 again corresponds to that of FIG. 1, which is why reference is again made to the corresponding explanations regarding FIG. 1 with regard to the torque vectoring function shown in FIG.
  • the transmission in FIG. 17 is in its summing mode in a first electric gear stage, for which purpose the first output element 38 of the superposition gear 26 has been fixedly connected to the gearbox 12 using the second torque transmission device K2.
  • the transmission 10 is also in a summing mode, but here the superposition gearing 26 is locked by means of the third torque transfer device K3 and the second torque transfer device K2 is in a neutral position, so that the drive torque from the electric motor 22 without Translation through the superposition gear 26 via the two offset drives 48, 52 can be transmitted to the input element 28 of the differential compensation 24, which corresponds to the type of summation mode described with reference to FIG. 5.

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Abstract

Ein Getriebe zur bedarfsweisen Aufteilung eines Antriebsdrehmoments zwischen einer ersten und einer zweiten Welle oder Achse eines Fahrzeugs umfasst eine erste Antriebswelle (14), eine erste Abtriebswelle (18) und eine zweite Abtriebswelle (20) sowie ein Ausgleichsdifferential (24) mit einem Eingangselement (28), einem ersten Ausgangselement (32) und einem zweiten Ausgangselement (34) sowie ein Überlagerungsgetriebe (26) mit einem von der ersten Antriebswelle angetriebenen Eingangselement (36), einem ersten Ausgangselement (38) und einem zweiten Ausgangselement (42). Das erste Ausgangselement des Ausgleichsdifferentials ist antriebswirksam mit der ersten Abtriebswelle des Getriebes verbunden oder verbindbar, wohingegen das zweite Ausgangselement des Ausgleichsdifferentials antriebswirksam mit der zweiten Abtriebswelle des Getriebes verbunden oder verbindbar ist. Das erste Ausgangselement des Überlagerungsgetriebes ist antriebswirksam mit der ersten Abtriebswelle verbunden, wohingegen das zweite Ausgangselement des Überlagerungsgetriebes antriebswirksam mit dem Eingangselement des Ausgleichsdifferentials verbunden ist.

Description

GETRIEBE ZUR BEDARFSWEISEN AUFTEILUNG
EINES ANTRIEBSDREHMOMENTS
Die vorliegende Erfindung betrifft ein Getriebe zur bedarfsweisen Aufteilung eines Antriebsdrehmoments zwischen einer ersten und einer zweiten Welle oder Achse eines Fahrzeugs, wie beispielsweise einer rechts- und linksseitigen Halbwelle oder aber auch beispielsweise einer Vorder- und einer Hinterachse des Fahrzeugs.
Derartige Getriebe zur bedarfsweisen Aufteilung eines Antriebsdrehmoments zwischen zwei Achsen oder Halbwellen eines Fahrzeugs sind grundsätzlich bekannt und bedienen sich üblicherweise zumindest einer Reibkupplung, mittels derer der Antriebsdrehmoment zwischen den beiden Wellen im Sinne eines Tor- que-Vectoring aufgeteilt werden kann. Derartige Reibkupplungen bieten jedoch eine begrenzte Variabilität bei der Drehmomentverteilung und weisen außerdem eine begrenzte Genauigkeit bzw. Dynamik bei der Einstellung der gewünschten Drehmomentverteilung auf. Ferner ist bei derartigen Systemen auch der Bauaufwand nicht unwesentlich. Des Weiteren kommt hinzu, dass der Nutzen derartiger Torque-Vectoring-Systeme insbesondere im niedrigen Geschwindigkeitsbereich kaum in Erscheinung tritt. Vielmehr überwiegen bei derartigen Systemen in aller Regel Schleppverluste, die Verbrauchs- und emissionserhöhende Verlustquellen darstellen.
Des Weiteren beschränken sich derartige Torque-Vectoring-Systeme auf gewisse Fahrsituationen, in denen die bedarfsweise Aufteilung des Antriebsdrehmoments zwischen zwei Wellen vorzunehmen ist, ohne dass es möglich wäre, bei Bedarf eine der beiden Wellen drehmomentfrei zu schalten bzw. vom Antrieb abzukop- peln, wie dies beispielsweise in weniger anspruchsvollen Fahrsituationen der Fall sein kann.
Der Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, ein Getriebe zur bedarfsweisen Aufteilung eines Antriebsdrehmoments zwischen einer ersten und einer zweiten Achse oder Welle eines Fahrzeugs zu schaffen, welches zur Aufteilung des Antriebsdrehmoments ohne verlustbehaftete Reibkupplungen auskommt und welches sich insbesondere auch an weniger anspruchsvolle Fahrsituationen anpassen lässt, die keine Aufteilung des Antriebsdrehmoments erfordern.
Diese Aufgabe wird durch ein Getriebe mit den Merkmalen des Anspruchs 1 gelöst.
Das erfindungsgemäße Getriebe umfasst:
eine erste Antriebswelle, die vorzugsweise einem Elektromotor zugeordnet ist; eine erste Abtriebswelle, die vorzugsweise einer ersten Fahrzeugwelle (oder Fahrzeugachse) zugeordnet ist;
eine zweite Abtriebswelle, die vorzugsweise einer zweiten Fahrzeugwelle (oder Fahrzeugachse) zugeordnet ist;
ein Ausgleichsdifferential mit einem Eingangselement, einem ersten Ausgangselement und einem zweiten Ausgangselement; und
ein Überlagerungsgetriebe mit einem von der ersten Antriebswelle angetriebenen Eingangselement, einem ersten Ausgangselement und einem zweiten Ausgangselement;
wobei das erste Ausgangselement des Ausgleichsdifferentials antriebswirksam (vorzugsweise drehfest) mit der ersten Abtriebswelle des Getriebes verbunden (oder verbindbar) ist;
wobei das zweite Ausgangselement des Ausgleichsdifferentials antriebswirksam (vorzugsweise drehfest) mit der zweiten Abtriebswelle des Getriebes verbunden (oder verbindbar) ist; wobei das erste Ausgangselement des Überlagerungsgetriebes antriebswirksam mit der ersten Abtriebswelle des Getriebes und/oder dem ersten Ausgangselement des Ausgleichsdifferentials verbunden oder verbindbar ist; und
wobei das zweite Ausgangselement des Überlagerungsgetriebes antriebswirksam mit dem Eingangselement des Ausgleichsdifferentials verbunden oder verbindbar ist.
Das Ausgleichsdifferential des erfindungsgemäßen Getriebes dient dabei gewissermaßen als ein (vorzugsweise in Querrichtung wirksames) Zentraldifferential, mit dem das Antriebsdrehmoment eines Verbrennungsmotors vorzugsweise zu gleichen Anteilen unabhängig von der Drehzahl der beiden Wellen oder Achsen des Fahrzeugs auf dieselben übertragen werden kann. Demgegenüber dient das Überlagerungsgetriebe als Summiergetriebe, mit dem sich in Abhängigkeit der Drehrichtung des Elektromotors auf eine der beiden Wellen oder Achsen ein zu- sätzliches (beschleunigendes oder abbremsendes) Drehmoment im Sinne eines Torque-Vectoring aufprägen lässt, wohingegen das Antriebsdrehmoment der anderen Welle oder Achse um ein entsprechendes inverses Drehmoment durch die Differentialwirkung des Ausgleichsdifferentials beeinflusst wird. Zur Realisierung der gewünschten Drehmomentverteilung zwischen den beiden Wellen oder Achsen werden somit keine Reibkupplungen benötigt; vielmehr wird durch das Überlagerungsgetriebe des erfindungsgemäßen Getriebes ein Getriebezweig gebildet, der der eine elektromotorische Veränderung der durch das Ausgleichsdifferential voreingestellten Drehmomentverteilung ermöglicht. Hierzu wird der voreingestellten Drehmomentverteilung mittels des Elektromotors ein zusätzliches Antriebsdrehmoment überlagert, wobei aufgrund der antriebswirksamen Verbindung der beiden Ausgangselemente des Überlagerungsgetriebes mit der ersten Abtriebswelle des Getriebes bzw. dem ersten Ausgangselement des Ausgleichsdifferentials einerseits und mit dem Eingangselement des Ausgleichsdiffe- rentials andererseits das von dem Elektromotor aufgebrachte Antriebsdrehmo- ment abgestützt werden kann. Die Rotation des Eingangselements des Ausgleichsdifferentials mit der aktuellen Drehgeschwindigkeit (mittlere Drehgeschwindigkeit der beiden Ausgangselemente des Ausgleichsdifferentials) dient somit als Bezugspunkt für die Drehmomentübertragung auf das erste Ausgangselement des Ausgleichsdifferentials bzw. auf die erste Abtriebswelle des Getriebes. In Abhängigkeit von der Drehrichtung des Elektromotors kann einer der beiden Wellen oder Achsen des Fahrzeugs ein zusätzliches Drehmoment aufgeprägt werden (insbesondere über die erste Abtriebswelle des Getriebes), wobei durch die Differentialwirkung des Ausgleichsdifferentials auch die andere der beiden Wellen oder Ach- sen beeinflusst wird.
Als weiterer Vorteil kommt ferner hinzu, dass der Elektromotor auch hinsichtlich seines Stellvermögens, also der Fähigkeit, ein gewünschtes Drehmoment schnell und präzise einzustellen, gegenüber herkömmlichen Realisierungen unter Ver- wendung von Reibkupplungen überlegen ist.
Im Zusammenhang mit der Erfindung sei noch angemerkt, dass eine "drehfeste" Verbindung eine drehstarre Verbindung bezeichnet. Eine "antriebswirksame" Verbindung bezeichnet eine (direkte oder indirekte) Verbindung zwischen zwei dreh- baren Elementen, die in einer festen Drehbeziehung zueinander stehen (d.h. in einem vorbestimmten Übersetzungsverhältnis zueinander, mit i = 1 oder i 1 ), einschließlich einer drehfesten Beziehung. Wenn ein Element mit einem anderen Element "verbindbar" oder "koppelbar" ist, bezeichnet dies eine Verbindung, die optional auch eine trennbare Verbindung sein kann (beispielsweise eine indirekte Verbindung zwischen den beiden Elementen über eine Kupplung).
Im Folgenden wird nun auf vorteilhafte Ausführungsformen des erfindungsgemäßen Getriebes eingegangen, wobei sich weitere vorteilhafte Ausführungsformen auch aus den Unteransprüchen, der Figurenbeschreibung sowie den Zeichnungen ergeben können. Gemäß einer vorteilhaften Ausführungsform ist das Getriebe (und insbesondere das Überlagerungsgetriebe) dazu ausgelegt, dass bei gleicher Drehzahl des ersten Ausgangselements und des zweiten Ausgangselements des Ausgleichsdiffe- rentials, und/oder bei gleicher Drehzahl der ersten Abtriebswelle und der zweiten Abtriebswelle des Getriebes, das Eingangselement des Überlagerungsgetriebes still steht. Mit anderen Worten ist bei dieser Ausführungsform das Getriebe derart konfiguriert (und gegebenenfalls an die weiteren Komponenten des Antriebsstrangs des Fahrzeugs mit den dort vorgesehenen Übersetzungen angepasst), dass bei gleicher Drehzahl der beiden Wellen oder Achsen des Fahrzeugs das Überlagerungsgetriebe eine Nulldrehzahl besitzt, d.h. das dem Elektromotor zugeordnete Eingangselement des Überlagerungsgetriebes steht still.
Somit kann in Abhängigkeit von der Drehrichtung des Elektromotors einer der beiden Wellen oder Achsen ein zusätzliches Drehmoment aufgeprägt werden, und zwar unabhängig von der Drehzahl bzw. der Drehgeschwindigkeit der beiden Wellen oder Achsen. Die Auslegung des Elektromotors ist somit von der Maximaldrehzahl der beiden Achsen bzw. der Fahrzeuggeschwindigkeit unabhängig; vielmehr kann der Elektromotor aufgrund der Tatsache, dass er stillsteht, wenn sich beide Wellen oder Achsen gleich schnell drehen, rein auf Grundlage der gewünschten maximalen Differenzdrehzahl zwischen den beiden Wellen oder Achsen und des Differenzmoments ausgelegt werden. Die Wirkung des Elektromotors zur Drehmomentaufteilung ist somit unabhängig von der Fahrzeuggeschwindigkeit, so dass der Elektromotor nicht unnötig groß dimensioniert werden muss. Allein durch die Wahl der Drehrichtung des Elektromotors kann gesteuert werden, ob der ersten Abtriebswelle des Getriebes ein beschleunigendes oder ein abbremsendes Drehmoment aufgeprägt wird.
Hierzu können insbesondere das zwischen dem ersten Ausgangselement des Ausgleichsdifferentials (bzw. der ersten Abtriebswelle des Getriebes) und dem ersten Ausgangselement des Überlagerungsgetriebes wirksame Übersetzungsverhältnis, ferner das zwischen dem Eingangselement des Ausgleichsdifferentials und dem zweiten Ausgangselement des Überlagerungsgetriebes wirksame Übersetzungsverhältnis, und die innerhalb des Überlagerungsgetriebes wirksamen Übersetzungsverhältnisse derart aneinander angepasst sein, dass bei gleicher Drehzahl des ersten Ausgangselements und des zweiten Ausgangselements des Ausgleichsdifferentials und/oder bei gleicher Drehzahl der ersten Abtriebswelle und der zweiten Abtriebswelle des Getriebes das Eingangselement des Überlagerungsgetriebes still steht.
Gemäß einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform ist das Überlagerungsgetriebe vorzugsweise dazu ausgelegt, dass durch eine Drehbewegung des Eingangselements das erste Ausgangselement und das zweite Ausgangselement des Überlagerungsgetriebes zu gegensinnigen Drehbewegungen relativ zueinander angetrieben werden. Hierdurch kann auf einfache Weise erreicht werden, dass die erste Abtriebswelle des Getriebes (bzw. das erste Ausgangselement des Ausgleichsdifferentials) und das Eingangselement des Ausgleichsdifferentials von dem Elektromotor stets gegensinnig angetrieben werden. Insbesondere kann das Getriebe (also das Überlagerungsgetriebe, das Ausgleichsdifferential sowie da- zwischen liegende Übersetzungsgetriebe wie beispielsweise Versatztriebe) dazu ausgelegt sein, dass bei einer Drehbewegung des Eingangselements des Überlagerungsgetriebes die erste Abtriebswelle des Getriebes und/oder das erste Ausgangselement des Ausgleichsdifferentials einerseits und das Eingangselement des Ausgleichsdifferentials andererseits gegensinnig angetrieben werden.
Gemäß einer Ausführungsform weist das Getriebe eine zweite Antriebswelle auf, die vorzugsweise von einem Verbrennungsmotor angetrieben wird, wobei das Eingangselement des Ausgleichsdifferentials antriebswirksam mit der zweiten Antriebswelle verbindbar oder verbunden ist. Das Getriebe kann somit in seiner Gesamtheit als Summiergetriebe betrachtet werden, da sowohl das Antriebsdreh- moment des Verbrennungsmotors als auch das des Elektromotors das Eingangselement des Ausgleichsdifferentials antreiben.
Mittels des erfindungsgemäßen Getriebes kann ein Fahrzeug beispielsweise in Fahrsituationen mit geringem Beschleunigungsbedarf, wie beispielsweise während einer Autobahnfahrt oder einer Fahrt über Land rein unter Verwendung des Elektromotors des Getriebes angetrieben werden, wozu gemäß einer weiteren Ausführungsform eine erste Drehmomentübertragungsvorrichtung wie beispielsweise eine Klauenkupplung vorgesehen ist, mittels derer die zweite Antriebswelle lösbar mit dem Eingangselement des Ausgleichsdifferentials verbunden bzw. von diesem abgekoppelt werden kann.
Gemäß einer weiteren Ausführungsform verfügt das erfindungsgemäße Getriebe über eine zweite Drehmomentübertragungsvorrichtung, mittels derer das erste Ausgangselement des Überlagerungsgetriebes antriebswirksam mit der ersten Abtriebswelle des Getriebes verbunden werden kann. Die zweite Drehmomentübertragungsvorrichtung kann dabei eine erste Schaltstellung, in der sie das erste Ausgangselement des Überlagerungsgetriebes stationär, insbesondere an einem Gehäuseelement, festlegt und eine zweite Schaltstellung aufweisen, in der sie das erste Ausgangselement des Überlagerungsgetriebes antriebswirksam mit der ersten Abtriebswelle des Getriebes und/oder dem ersten Ausgangselement des Ausgleichsdifferentials verbindet, wobei die zweite Drehmomentübertragungsvorrichtung vorzugsweise ferner eine dritte Schaltstellung aufweist, in der das erste Ausgangselement des Überlagerungsgetriebes frei drehbar ist.
Wird beispielsweise mittels der zweiten Drehmomentübertragungsvorrichtung das erste Ausgangselement des Überlagerungsgetriebes antriebswirksam mit der ersten Abtriebswelle des Getriebes und/oder dem ersten Ausgangselement des Ausgleichsdifferentials verbunden, wozu die zweite Drehmomentübertragungsvor- richtung in ihre zweite Schaltstellung gebracht werden muss, so liegt die zuvor beschriebene Grundkonfiguration des Getriebes vor, in der mit Hilfe des Elektromotors eine der beiden Achsen zu Zwecken des Torque-Vectoring beschleunigt und die andere Achse durch die Differentialwirkung des Ausgleichsdifferentials gebremst werden kann. Wird hingegen mittels der dritten Drehmomentübertra- gungsvorrichtung beispielsweise das erste Ausgangselement des Überlagerungsgetriebes stationär an einem Gehäuseelement festgelegt, so wirkt das Überlagerungsgetriebe als reine Übersetzungsstufe, mittels derer das Antriebsdrehmoment des Elektromotors nur über das zweite Ausgangselement des Überlagerungsgetriebes auf das Eingangselement des Ausgleichsdifferentials übertragen wird. Ist hierbei die zweite Antriebswelle des Getriebes mittels der ersten Drehmomentübertragungsvorrichtung mit dem Eingangselement des Ausgleichsdifferentials verbunden, so wirkt das Getriebe als Summiergetriebe, wie dies zuvor erläutert wurde. Ist hingegen die zweite Antriebswelle durch die erste Drehmomentübertragungsvorrichtung von dem Eingangselement des Ausgleichsdifferentials entkop- pelt, so kann das Fahrzeug rein unter Verwendung des Elektromotors in einer ersten elektrischen Getriebestufe angetrieben werden, sofern das erste Ausgangselement des Überlagerungsgetriebes mittels der zweiten Drehmomentübertragungsvorrichtung an beispielweise einem Gehäuseelement festgelegt wurde. Um zusätzlich zu dieser ersten elektrischen Getriebestufe eine zweite elektrische Getriebestufe schalten zu können, umfasst das Getriebe gemäß einer weiteren Ausführungsform eine dritte Drehmomentübertragungsvorrichtung, die eine erste Schaltstellung, in der sie das Eingangselement des Überlagerungsgetriebes zur gemeinsamen Drehung mit dem zweiten Ausgangselement des Überlagerungsge- triebes verbindet und eine zweite Schaltstellung aufweist, in der das Eingangselement des Überlagerungsgetriebes durch den Elektromotor frei drehbar ist. Vorzugsweise weist die dritte Drehmomentübertragungsvorrichtung ferner eine dritte Schaltstellung auf, in der sie das Eingangselement des Überlagerungsgetriebes stationär, insbesondere an einem Gehäuseelement, festlegt. Im Unterschied zu der zuvor beschriebenen ersten elektrischen Getriebestufe ist zur Realisierung der zweiten elektrischen Getriebestufe die zweite Drehmomentübertragungsvorrichtung in ihre dritte Schaltstellung zu überführen, in der das erste Ausgangselement des Überlagerungsgetriebes frei drehbar ist. Demgegen- über ist die dritte Drehmomentübertragungsvorrichtung zur Realisierung der zweiten elektrischen Getriebestufe in ihre erste Schaltstellung zu überführen, in der sie das Eingangselement des Überlagerungsgetriebes zur gemeinsamen Drehung mit dem zweiten Ausgangselement des Überlagerungsgetriebes verbindet, so dass dieses gesperrt ist und das Antriebsdrehmoment des Elektromotors über das zweite Ausgangselement des Überlagerungsgetriebes ohne Übersetzung durch das Überlagerungsgetriebe auf das Eingangselement des Achsdifferentials übertragen wird.
Mittels der zweiten und dritten Drehmomentübertragungsvorrichtung können somit zwei unterschiedlich schnelle bzw. übersetzte elektrische Getriebestufen geschaltet werden, bei denen die beiden Gänge in einem aus der Übersetzung des Überlagerungsgetriebes sich ergebenden Verhältnis stehen. Je nachdem, ob dabei die erste Drehmomentübertragungsvorrichtung eingerückt ist oder nicht, wirkt das Getriebe dabei als Summiergetriebe oder als rein elektrische Getriebestufe.
Gemäß einer weiteren Ausführungsform ist es vorgesehen, dass das Ausgleichsdifferential als Kegeldifferential ausgebildet ist; gleichermaßen kann das Ausgleichsdifferential jedoch auch beispielsweise als Kugeldifferential ausgebildet sein. Bei der Ausbildung des Ausgleichsdifferentials als Kegeldifferential treibt der Verbrennungsmotor über die zweite Antriebswelle den die Ausgleichsräder tragenden Träger des Kegeldifferentials an, wohingegen die beiden Ausgangselemente des Ausgleichsdifferentials drehfest mit den Kegelrädern des Ausgleichsdifferentials, die mit den Ausgleichsrädern kämmen, verbunden sind. Anstelle das Ausgleichsdifferential als Kegelrad- oder Kugeldifferential auszubilden, wäre es ebenfalls möglich, das Ausgleichsdifferential als Umlaufrädergetriebe auszubilden, wie dies gemäß einer weiteren Ausführungsform auf das Überlagerungsgetriebe zutrifft, welches vorzugsweise als hohlradloses Planetengetriebe mit Paaren von miteinander kämmenden Planetenrädern, die ihrerseits jeweils mit einem zugeordneten Sonnenrad kämmen, ausgebildet ist. Beispielsweise kann das Überlagerungsgetriebe als Umlaufrädergetriebe mit Paaren von miteinander kämmenden Planetenrädern ausgebildet sein, die von einem gemeinsamen Planetenträger getragen werden, der das zweite Ausgangselement des Überlage- rungsgetriebes bildet. Hierbei kämmt eines der beiden Planetenräder mit einem Sonnenrad des Überlagerungsgetriebes, das vom Elektromotor angetrieben wird, wohingegen das andere Planetenrad mit einem anderen Sonnenrad des Überlagerungsgetriebes kämmt, das drehfest mit dem ersten Ausgangselement des Überlagerungsgetriebes verbunden ist.
Zwar können die antriebswirksamen Verbindungen zwischen den beiden Ausgangselementen des Überlagerungsgetriebes und der ersten Abtriebswelle des Getriebes bzw. dem Eingangselement des Achsdifferentials durch Riemen- oder Kettentriebe gebildet sein; gemäß einer weiteren Ausführungsform können hierzu jedoch auch beispielsweise Stirnradgetriebe zum Einsatz kommen, mittels derer die Drehmomentübertragung zwischen den beiden Ausgangselementen des Überlagerungsgetriebes und der ersten Abtriebswelle des Getriebes bzw. dem Eingangselement des Ausgleichsdifferentials erfolgt. Gemäß noch einer weiteren Ausführungsform ist es vorgesehen, dass sich das Ausgleichsdifferential außerhalb eines Gehäuses des Getriebes befindet, in dem der Elektromotor und das Überlagerungsgetriebe untergebracht sind. Hierbei ist der Elektromotor vorzugsweise als Hohlwellenmotor ausgebildet, dessen Rotor die erste Antriebswelle des Getriebes umgibt. Diese Ausführungsform bietet den Vor- teil, dass ein Antriebsstrang eines Fahrzeugs, der bereits über ein Achsdifferential verfügt, zu einem erfindungsgemäßen Getriebe umgerüstet werden kann, da hierzu lediglich das vom Verbrennungsmotor angetriebene Eingangselement des Achsdifferentials mit dem zweiten Ausgangselement des Überlagerungsgetriebes antriebswirksam gekoppelt werden muss, was beispielsweise über eine
Kerbzahnverbindung erfolgen kann, die das Eingangselement des Achsdifferentials mit einem Abtriebszahnrad eines Versatztriebs koppelt, der eine Übersetzung zwischen dem zweiten Ausgangselement des Überlagerungsgetriebes und dem Eingangselement des Achsdifferentials bereitstellt. Hierbei können sich sämtliche Komponenten außer dem bereits vorhandenen Achsdifferential des Getriebes innerhalb eines Getriebegehäuses befinden, so dass dieses als Anbaueinheit vorgehalten werden kann, mittels derer ein herkömmlicher Antriebsstrang zu dem erfindungsgemäßen Getriebe umgerüstet werden kann.
Gemäß noch einer weiteren Ausführungsform kann das Eingangselement des Ausgleichsdifferentials ein Antriebszahnrad aufweisen, das sowohl mit einem von dem zweiten Ausgangselement des Überlagerungsgetriebes angetriebenen Zahnrad als auch einem Zahnrad kämmt, das von dem Verbrennungsmotor über die zweite Antriebswelle antreibbar ist. Die Erfindung bezieht sich auch auf ein Getriebe der erläuterten Art, das als ein Achsdifferential für eine Achse eines Fahrzeugs ausgebildet ist und den genannten Elektromotor aufweist, wobei die erste Antriebswelle mit dem Elektromotor antriebswirksam verbunden oder verbindbar ist, die erste Abtriebswelle mit einer linken oder rechten Halbwelle der Fahrzeugachse verbunden oder verbindbar ist, und die zweite Abtriebswelle mit einer rechten oder linken Halbwelle der Fahrzeugachse verbunden oder verbindbar ist. Vorzugsweise umfasst das Achsdifferential eine zweite Antriebswelle, die mit einem Verbrennungsmotor des Fahrzeugs antriebswirksam verbindbar ist, wobei das Eingangselement des Ausgleichsdifferentials antriebswirksam mit der zweiten Antriebswelle verbunden oder verbindbar ist. Im Folgenden wird die Erfindung nun rein exemplarisch unter Bezugnahme auf die beigefügten Figuren erläutert, wobei: eine schematische Darstellung eins erfindungsgemäßen Getriebes gemäß einer ersten Ausführungsform in einer Tor- que-Vectoring-Betriebsart zeigt; das Getriebe der ersten Ausführungsform mit abgekoppeltem Verbrennungsmotor in einer Torque-Vectoring-Betriebsart zeigt; das Getriebe der ersten Ausführungsform in einer Summierbetriebsart in einer ersten elektrischen Getriebestufe zeigt; das Getriebe der ersten Ausführungsform in einer rein elektrischen ersten Getriebestufe zeigt; das Getriebe der ersten Ausführungsform in einer Summierbetriebsart in einer zweiten elektrischen Getriebestufe zeigt; das Getriebe der ersten Ausführungsform in einer rein elektrischen zweiten Getriebestufe zeigt; das Getriebe der ersten Ausführungsform in einem gesperrten Zustand zeigt; das Getriebe der ersten Ausführungsform in einer schlepp- verlustfreien Konfiguration zeigt; eine schematische Darstellung eines erfindungsgemäßen Getriebes gemäß einer zweiten Ausführungsform in einer Torque-Vectoring-Betriebsart zeigt, wobei das Getriebe nur über einen elektrischen Antrieb verfügt; das Getriebe der zweiten Ausführungsform in einer ersten elektrischen Getriebestufe zeigt; das Getriebe der zweiten Ausführungsform in einer zweiten elektrischen Getriebestufe zeigt; das Getriebe der zweiten Ausführungsform in einer schlepp- verlustfreien Konfiguration zeigt; eine schematische Darstellung eines erfindungsgemäßen Getriebes gemäß einer dritten Ausführungsform in einer Torque-Vectoring-Betriebsart zeigt; das Getriebe der dritten Ausführungsform in einer Summierbetriebsart in einer ersten elektrischen Getriebestufe zeigt; das Getriebe der dritten Ausführungsform in einer Summierbetriebsart in einer zweiten elektrischen Getriebestufe zeigt; Fig. 1 6 eine schematische Darstellung eines erfindungsgemäßen
Getriebes gemäß einer vierten Ausführungsform in einer Torque-Vectoring-Betriebsart zeigt; Fig. 17 das Getriebe der vierten Ausführungsform in einer Summierbetriebsart in einer ersten elektrischen Getriebestufe zeigt; und
Fig. 18 das Getriebe der vierten Ausführungsform in einer Summierbetriebsart in einer zweiten elektrischen Getriebestufe zeigt.
Die Fig. 1 zeigt eine Grundkonfiguration des erfindungsgemäßen Getriebes 10, aus der sich alle weiteren Ausführungsformen ableiten lassen, weshalb bei der Beschreibung der weiteren Ausführungsformen gemäß den Fig. 2 bis 18 lediglich auf die wesentlichen Unterscheidungsmerkmale gegenüber der Grundkonfiguration eingegangen wird. Es sei jedoch angemerkt, dass nicht sämtliche der nachfolgend erläuterten Kupplungen K1 bis K3 benötigt werden.
Das in der Fig. 1 schematisch dargestellte Getriebe 10 kann beispielsweise als Achsdifferential an der Hinterachse eines Fahrzeugs vorgesehen sein. Das Getriebe 10 weist ein Getriebegehäuse 12 auf und verfügt über eine erste Antriebs- welle14, eine zweite Antriebswelle 1 6, eine erste Abtriebswelle 18 und eine zweite Abtriebswelle 20. Die erste Antriebswelle 14 ist hier einem Elektromotor 22 zugeordnet, durch die die erste Antriebswelle 14 mit einem Antriebsdrehmoment beaufschlagt werden kann. Die zweite Antriebswelle 1 6 ist einem hier nicht dargestellten Verbrennungsmotor zugeordnet, von dem die zweite Antriebswelle 1 6 beispielsweise über eine in Fahrzeuglängsrichtung ausgerichtete Kardanwelle (nicht dargestellt) ebenfalls mit einem Antriebsdrehmoment beaufschlagt werden kann.
Die erste Abtriebswelle 18 des Getriebes 10 ist antriebswirksam mit einer ersten Welle des Fahrzeugs koppelbar, bei der es beispielsweise um eine linke Halbwelle der Hinterachse des Fahrzeugs handeln kann. Gleichermaßen ist die zweite Ab- triebswelle 20 des Getriebes 10 mit einer zweiten Welle des Fahrzeugs koppelbar, bei der es sich beispielsweise um eine rechte Halbwelle der Hinterachse des Fahrzeugs handeln kann. In einer derartigen Konfiguration sind die beiden Abtriebswellen 18, 20 in Fahrzeugquerrichtung ausgerichtet. Bei den von den beiden Abtriebswellen 18, 20 angetriebenen Fahrzeugwellen muss es sich jedoch nicht zwangsweise um rechte und linke Halbwellen des Fahrzeugs handeln; vielmehr lassen sich über die beiden Abtriebswellen 18, 20 des Getriebes 10 auch beispielsweise eine Vorder- und eine Hinterachse des Fahrzeugs antreiben, wodurch sich ein Allradantrieb realisieren lässt. In diesem Fall ist das Getriebe 10 als ein Längsdifferential konfiguriert, wobei die beiden Abtriebswellen 18, 20 in Fahrzeuglängsrichtung ausgerichtet sind und beispielsweise über Kardanwellen mit jeweiligen Achsdifferentialen verbunden sein können.
Das Getriebe 10 umfasst ferner ein hier beispielsweise als Kegeldifferential aus- gebildetes Ausgleichsdifferential 24 sowie ein beispielsweise als Umlaufrädergetriebe ausgebildetes Überlagerungsgetriebe 26. Das Ausgleichsdifferential 24 umfasst ein Eingangselement 28 in Form eines Trägers, der Ausgleichsräder 30 trägt, die als Kegelräder ausgebildet sind. Das Eingangselement 28 des Ausgleichsdifferentials 24 ist über die zweite Antriebswelle 1 6 von dem Verbren- nungsmotor antreibbar, wie nachfolgend noch erläutert wird. Ferner umfasst das Ausgleichsdifferential 24 ein erstes Ausgangselement 32 in Form eines Kegelrads sowie ein zweites Ausgangselement 34 ebenfalls in Form eines Kegelrads, wobei die beiden Kegelräder mit den Ausgleichsrädern 30 kämmen, so dass mittels des Ausgleichsdifferentials 24 ein darauf übertragenes Antriebsdrehmoment drehzahl- unabhängig zu gleichen Anteilen auf die beiden Ausgangselemente 32, 34 in Form der beiden Kegelräder übertragen werden kann.
Auch das Überlagerungsgetriebe 26 umfasst ein Eingangselement 36 in Form eines ersten Sonnenrads, das über die erste Antriebswelle 14 von dem Elektromo- tor 22 antreibbar ist. Das Überlagerungsgetriebe 26 umfasst auch ein erstes Aus- gangselement 38 in Form eines zweiten Sonnenrads sowie ein zweites Ausgangselement 42 in Form eines Planetenträgers. Das erste Sonnenrad, das als Eingangselement 36 fungiert, kämmt mit einem ersten Planetenrad 44, das drehbar an dem Planetenträger 42 gelagert ist. Dieses erste Planetenrad 44 kämmt seinerseits wiederum mit einem zweiten Planetenrad 46, das ebenfalls an dem Planetenträger 42 gelagert ist und kämmend mit dem ersten Ausgangselement 38 in Eingriff steht, das als zweites Sonnenrad ausgebildet ist. Auch wenn es hier nicht dargestellt ist, sind an dem Planetenträger 42 weitere Paare miteinander kämmender Planetenräder 44, 46 gelagert, wie dies üblicherweise bei einem der- artigen hohlradlosen Umlaufrädergetriebe der Fall ist. Das Überlagerungsgetriebe 26 bildet somit ebenfalls ein (hier asymmetrisches) Differentialgetriebe, da ein über das Eingangselement 36 eingeleitetes Antriebsdrehmoment auf das erste Ausgangselement 38 und das zweite Ausgangselement 42 verteilt wird. Das Überlagerungsgetriebe 26 könnte alternativ auch durch ein andersartiges Planetenrad- differential gebildet sein, beispielsweise mit einem Hohlrad.
Wie der Fig. 1 ferner entnommen werden kann, ist bei der dargestellten Ausführungsform des Getriebes 10 das erste Ausgangselement 32 des Ausgleichsdifferentials 24 in Form des ersten Kegelrads drehfest mit der ersten Abtriebswelle 18 des Getriebes 10 verbunden. In entsprechender Weise ist das zweite Ausgangselement 34 des Ausgleichsdifferentials 24 in Form des zweiten Kegelrads drehfest mit der zweiten Abtriebswelle 20 des Getriebes 10 verbunden.
Des Weiteren sind das Ausgleichsdifferential 24 und das Überlagerungsgetriebe 26 über zwei Versatztriebe 48, 50 antriebswirksam miteinander gekoppelt, die hier durch zwei Stirnradgetriebe in Form jeweils zweier miteinander kämmender Stirnräder gebildet werden. Alternativ hierzu können die Versatztriebe 48, 50 jedoch auch beispielsweise durch Riemen- oder Kettentriebe gebildet werden. Durch den ersten Versatztrieb 48 wird somit eine erste Getriebespur gebildet, über die das erste Ausgangselement 38 des Überlagerungsgetriebes 26 antriebswirksam mit der ersten Abtriebswelle 18 des Getriebes 10 bzw. dem ersten Ausgangselement 32 des Ausgleichsdifferentials 24 verbunden werden kann, was durch Einrückung einer Klauenkupplung erfolgt, die hier als zweite Drehmomentübertragungsvorrichtung K2 bezeichnet wird, worauf später noch genauer eingegangen wird. Demge- genüber ist das zweite Ausgangselement 42 des Ausgleichsdifferentials 26 über die zweite Getriebespur in Form des zweiten Versatztriebs 50 antriebswirksam mit dem Eingangselement 28 des Ausgleichsdifferentials 24 in Form dessen Trägers antriebswirksam verbunden. Die Übersetzung der beiden Versatztriebe 48, 50 und das Übersetzungsverhältnis des Überlagerungsgetriebes 26 sind bei dem erfindungsgemäßen Getriebe 10 so ausgelegt, dass das Eingangselement 36 des Überlagerungsgetriebes 24 stillsteht (Nulldrehzahl), wenn sich beide Abtriebswellen 18, 20 gleich schnell drehen. Noch allgemeiner formuliert sind das zwischen dem ersten Ausgangselement 32 des Ausgleichsdifferentials 24 (bzw. der ersten Abtriebswelle 18) und dem ersten Ausgangselement 38 des Überlagerungsgetriebes 26 wirksame Übersetzungsverhältnis (hier: erster Versatztrieb 48), ferner das zwischen dem Eingangselement 28 des Ausgleichsdifferentials 24 und dem zweiten Ausgangselement 42 des Überlagerungsgetriebes 26 wirksame Übersetzungsverhältnis (hier: zweiter Versatztrieb 50), und die innerhalb des Überlagerungsgetriebes 26 wirksamen Übersetzungsverhältnisse (hier: zwischen dem Eingangselement 36, dem ersten Planetenrad 44, dem zweiten Planetenrad 46 und dem zweiten Ausgangselement 42) derart aneinander angepasst, dass bei gleicher Drehzahl des ersten Aus- gangselements 32 und des Eingangselements 28 des Ausgleichsdifferentials 24 und/oder bei gleicher Drehzahl der beiden Abtriebswellen 18, 20 des Getriebes 10 das Eingangselement 36 des Überlagerungsgetriebes 26 still steht. Zugleich ist das Überlagerungsgetriebe 26 dazu ausgelegt, dass durch eine Drehbewegung des Eingangselements 36 das erste Ausgangselement 38 und das zweite Aus- gangselement 42 des Überlagerungsgetriebes 26 zu gegensinnigen Drehbewegungen relativ zueinander angetrieben werden (Differentialwirkung).
Über den zweiten Versatztrieb 50 kann das Antriebsdrehmoment des Elektromo- tors 22 auf das Eingangselement 28 des Ausgleichsdifferentials 24 übertragen werden, welches gleichermaßen vom Verbrennungsmotor über die zweite Antriebswelle 1 6 angetrieben wird. Hierzu ist das Eingangselement 28 in Form des Trägers des Ausgleichsdifferentials 24 von einem am Gehäuse 12 gelagerten Korb 25 umgeben, der über ein Kegelrad-Winkelgetriebe 31 von der zweiten An- triebswelle 1 6 angetrieben wird. Die Drehmomentübertragung von dem Korb 25 auf das Eingangselement 28 des Ausgleichsdifferentials 24 erfolgt hierbei über eine erste Drehmomentübertragungsvorrichtung K1 in Form einer Klauenkupplung, mittels derer eine antriebswirksame Verbindung zwischen der zweiten Antriebswelle 1 6 und dem Eingangselement 28 des Ausgleichsdifferentials 24 herge- stellt werden kann, wozu der Korb 25 in der linken Stellung der ersten Drehmomentübertragungsvorrichtung K1 drehfest mit dem Eingangselement 28 verbunden wird.
Darüber hinaus verfügt das Getriebe 10 über eine dritte Drehmomentübertra- gungsvorrichtung K3 ebenfalls in Form einer Klauenkupplung, die drei Schaltstellungen aufweist, worauf nachfolgend noch genauer eingegangen wird.
Ist es nun erwünscht, einer der beiden Abtriebswellen 18, 20 ein zusätzliches Antriebsdrehmoment und hierdurch indirekt (aufgrund der Wechselwirkung über das Ausgleichsdifferential 24) der anderen Abtriebswelle 20, 18 ein entsprechendes Bremsmoment aufzuprägen, so wird hierzu das Eingangselement 36 in Form des ersten Sonnenrads des Überlagerungsgetriebes 26 von dem Elektromotor 22 in einer ersten Drehrichtung angetrieben. Das Drehmoment des Elektromotors 22 wird hierbei über den ersten Versatztrieb 48 auf die erste Abtriebswelle 18 des Getriebes 10 übertragen, sofern sich die zweite Drehmomentübertragungsvorrich- tung K2 in ihrer in Fig. 1 gezeigten Schaltstellung befindet, in der sie das erste Ausgangselement 38 des Überlagerungsgetriebes 26 antriebswirksam mit der ersten Abtriebswelle 18 des Getriebes 10 bzw. dem ersten Ausgangselement 32 des Ausgleichsdifferentials 24 verbindet. Der Elektromotor 22 kann sich hierbei über das Überlagerungsgetriebe 26 und den zweiten Versatztrieb 50 an dem Eingangselement 28 des Ausgleichsdifferentials 24 abstützen, d.h. die Rotation des Eingangselements 28 des Ausgleichsdifferentials 24 mit der aktuellen Drehzahl (mittlere Drehzahl der beiden Abtriebswellen 18, 20) dient als Bezugspunkt für die Drehmomentübertragung auf die erste Abtriebswelle 1 8 des Getriebes 10.
Das über den ersten Versatztrieb 48 auf die erste Abtriebswelle 18 übertragene Drehmoment wird durch die Differentialwirkung des Ausgleichsdifferentials 24 mit negativem Vorzeichen bzw. entgegengesetztem Drehsinn auf die zweite Abtriebswelle 20 übertragen. Somit kann beispielsweise die erste Abtriebswelle 18 im Sinne eines Torque-Vectoring relativ zu der zweiten Abtriebswelle 20 beschleunigt und die zweite Abtriebswelle 20 entsprechend abgebremst werden. Ist es hingegen erwünscht, die erste Abtriebswelle 18 abzubremsen und die zweite Abtriebswelle 20 zu beschleunigen, so ist hierzu lediglich der Elektromotor 22 in einer entgegengesetzten Richtung anzutreiben.
Aufgrund der erläuterten Voreinstellung einer Nulldrehzahl des Eingangselements des Überlagerungsgetriebes 26 (vom Elektromotor 22 angetriebene erste Antriebswelle 14) lässt sich somit unabhängig von der Drehzahl der beiden Abtriebswellen 18, 20 bzw. der Grundgeschwindigkeit des Fahrzeugs eine Torque- Vectoring-Funktion realisieren, wobei das Zusatzdrehmoment, das der jeweiligen Welle 18, 20 mit Hilfe des Elektromotors 22 aufgeprägt werden kann, unabhängig von der Fahrzeuggeschwindigkeit ist. Der Elektromotor 22 kann somit rein auf Basis der gewünschten maximalen Differenzdrehzahl zwischen den beiden Abtriebswellen 18, 20 und des Differenzmoments ausgelegt werden. Anhand von Fig. 1 ist ersichtlich, dass zur Verwirklichung allein der erläuterten Torque-Vectoring-Betriebsart die Drehmomentübertragungsvorrichtungen K1 , K2 und K3 nicht erforderlich sind. Stattdessen könnte der Korb 25 auch permanent mit dem Eingangselement 28 des Ausgleichsdifferentials 24 drehfest verbunden sein, und das erste Ausgangselement 38 des Überlagerungsgetriebes 26 könnte permanent mit der ersten Abtriebswelle 18 des Getriebes 10 bzw. dem ersten Ausgangselement 32 des Ausgleichsdifferentials 24 antriebswirksam verbunden sein. Bei der zuvor unter Bezugnahme auf die Fig. 1 beschriebenen Torque-Vectoring- Betriebsart war der erste Drehmomentübertragungsmechanismus K1 eingerückt, um das Antriebsdrehmoment des Verbrennungsmotors von dem Korb 25 auf den als Eingangselement 28 dienenden Träger des Ausgleichsdifferentials 24 übertragen zu können. Das auf diese Weise auf die beiden Abtriebswellen 18, 20 über- tragene Antriebsdrehmoment des Verbrennungsmotors lässt sich somit entsprechend dem zuvor beschriebenen Torque-Vectoring durch den Elektromotor 22 modifizieren, um beispielsweise bei einer Kurvenfahrt das kurvenäußere Rad stärker als das kurveninnere Rad anzutreiben. Gemäß der Darstellung der Fig. 2 kann jedoch der Verbrennungsmotor auch mittels der ersten Drehmomentübertragungsvorrichtung K1 von dem Getriebe 10 abgekoppelt werden ("disconnect"), so dass die beiden Abtriebswellen 18, 20 allein von dem Elektromotor 22 angetrieben werden. Durch Abkopplung des Verbrennungsmotors von dem Getriebe 10 mittels der ersten Drehmomentübertra- gungsvorrichtung K1 kann somit auf einen rein elektrischen Antrieb der beiden Abtriebswellen 18, 20 umgeschaltet werden, wobei beispielsweise die eine Fahrzeugachse durch den Verbrennungsmotor angetrieben wird, wohingegen die beiden Halbwellen der anderen Fahrzeugachse in Form der beiden Abtriebswellen 18, 20 durch den Elektromotor 22 mit der Möglichkeit eines Torque-Vectoring angetrieben werden. Gemäß Fig. 3 befindet sich das Getriebe 10 in einer Summierbetriebsart, in der dem Antriebsdrehmoment des Verbrennungsmotors ein zusätzliches Antriebsdrehmoment durch den Elektromotors 22 überlagert wird ("e-push/e-pull"). Hierzu wird das erste Ausgangselement 38 des Überlagerungsgetriebes 26 mit Hilfe der zweiten Drehmomentübertragungsvorrichtung K2 gehäusefest festgelegt. In diesem Falle wird das Antriebsdrehmoment des Elektromotors 22, ins Langsame übersetzt durch das Überlagerungsgetriebe 26, mittels des zweiten Versatztriebs 50 auf das Eingangselement 28 des Ausgleichsdifferentials 24 übertragen, wo es dem Antriebsdrehmoment des Verbrennungsmotors überlagert wird.
Wird bei festgelegtem erstem Ausgangselement 38 des Überlagerungsgetriebes 26 gemäß Fig. 3 zusätzlich die erste Drehmomentübertragungsvorrichtung K1 ausgerückt, kann gemäß Fig. 4 das Getriebe 10 in einer rein elektrischen Be- triebsart durch den Elektromotor 22 in einer ersten rein elektrischen Getriebestufe betrieben werden.
Im Unterschied zur Fig. 3 befindet sich bei der in der Fig. 5 dargestellten Summierbetriebsart des Getriebes 10 die zweite Drehmomentübertragungsvorrichtung K2 in einer Neutralstellung, in der das erste Ausgangselement 38 des Überlagerungsgetriebes 26 frei drehbar ist. Demgegenüber befindet sich jedoch die dritte Drehmomentübertragungsvorrichtung K3 in ihrer ersten Schaltstellung, in der sie das Eingangselement 36 des Überlagerungsgetriebes 26 zur gemeinsamen Drehung mit dem zweiten Ausgangselement 42 des Überlagerungsgetriebes 26 ver- bindet. Das Überlagerungsgetriebe 26 ist somit verblockt, so dass das Antriebsdrehmoment des Elektromotors 22 ohne Übersetzung durch das Überlagerungsgetriebe 26 über den zweiten Versatztrieb 50 auf das Eingangselement 28 des Ausgleichsdifferentials 24 übertragen wird, wo es dem Antriebsdrehmoment des Verbrennungsmotors überlagert wird. Um eine zweite, rein elektrische Getriebestufe realisieren zu können, kann die erste Drehmomentübertragungsvorrichtung K1 gemäß Fig. 6 wiederum ausgerückt werden, so dass die beiden Abtriebswellen 18, 20 rein elektrisch durch den Elektromotor 22 angetrieben werden.
Um mit Hilfe des erfindungsgemäßen Getriebes 10 gemäß Fig. 7 die Funktion einer Parkbremse realisieren zu können, wird mittels der ersten Drehmomentübertragungsvorrichtung K1 der Korb 25 drehfest mit dem Eingangselement 28 des Ausgleichsdifferentials 24 gekoppelt. Zusätzlich ist dafür zu sorgen, dass sich die zweite Drehmomentübertragungsvorrichtung K2 in ihrer zweiten Schaltstellung befindet, in der sie das erste Ausgangselement 38 des Überlagerungsgetriebes 26 antriebswirksam mit der ersten Abtriebswelle 18 des Getriebes 10 verbindet. Ferner muss die dritte Drehmomentübertragungsvorrichtung K3 in ihre dritte Schaltstellung überführt werden, in der das Eingangselement 36 des Überlagerungsge- triebes 26 stationär festgelegt ist. Das Getriebe 1 0 weist somit keinen Drehfreiheitsgrad zwischen der ersten Antriebswelle 14 einerseits und der zweiten Antriebswelle 1 6 sowie den beiden Abtriebswellen 18, 20 andererseits auf, so dass ein mit dem Getriebe 10 ausgestattetes Fahrzeug nicht unbeabsichtigt wegrollen kann.
Die Fig. 8 zeigt das Getriebe 10 in einer schleppverlustfreien Konfiguration, in der die drei Drehmomentübertragungsvorrichtungen K1 , K2 und K3 sich jeweils in einer Neutralstellung befinden, so dass über diese keine Drehmomentübertragung möglich ist. Auf diese Weise lassen sich Schlepp- und Rollreibverluste innerhalb des Getriebes 10 reduzieren, wie dies beispielsweise dann wünschenswert sein kann, wenn das Fahrzeug allein unter Verwendung des Verbrennungsmotors angetrieben werden soll.
Das in Fig. 9 gezeigte Getriebe 10 unterscheidet sich von dem der Fig. 1 lediglich dadurch, dass das Getriebe keine zweite Abtriebswelle aufweist, über die die beiden Abtriebswellen 1 6, 18 mittels eines Verbrennungsmotors angetrieben werden können. Dieses Getriebe 10 kann insbesondere als rein elektrische Fahrzeugachse genutzt werden. Ansonsten entspricht die in der Fig. 9 dargestellte Schaltstellung des Getriebes 10 sowie dessen Funktionsweise der unter Bezug- nähme auf die Fig. 1 beschriebenen Torque-Vectoring-Betriebsart, weshalb diesbezüglich auf die entsprechenden Ausführungen zur Fig. 1 verwiesen wird.
Gemäß den Fig. 10 und 1 1 befindet sich das zu Fig. 9 erläuterte Getriebe 10 entsprechend den Fig. 4 und 6 in einer rein elektrischen Betriebsart mit zwei unter- schiedlichen Getriebestufen. Dementsprechend wird auf die entsprechenden Ausführungen zu den Fig. 4 und 6 verwiesen.
Gemäß Fig. 12 weist das zu Fig. 9 erläuterte Getriebe 10 wiederum eine schlepp- verlustfreie Konfiguration auf, in der sich die beiden Drehmomentübertragungsvor- richtungen K2 und K3 in ihrer Neutralstellung befinden, um keine Drehmomente übertragen zu können.
Bei der in Fig. 13 dargestellten Ausführungsform befindet sich das Ausgleichsdifferential 24 außerhalb des Gehäuses 12 des Getriebes 10, in dem der Elektromotor 22 und das Überlagerungsgetriebe 26 untergebracht sind. Bei dieser Ausführungsform ist der Elektromotor 22 als Hohlwellenmotor ausgebildet, der die erste Antriebswelle 14 koaxial umgibt. Hierbei ist die erste Antriebswelle 14 als Hohlwelle ausgebildet, so dass sich durch diese die erste Abtriebswelle 18 des Getriebes 10 hindurch erstrecken kann.
Auch hier wird das Eingangselement 36 des Überlagerungsgetriebes 26 wiederum über die erste Antriebswelle 14 von dem Elektromotor 22 angetrieben, und zwar über einen dritten Versatztrieb 52, der hier wiederum als Stirnradgetriebe ausgebildet ist. Wie bei der Ausführungsform der Fig. 1 ist auch hier wiederum das erste Ausgangselement 38 des Überlagerungsgetriebes 26 in Form des zweiten Sonnenrads über einen ersten Versatztrieb 48 mit der ersten Abtriebswelle 14 des Getriebes 10 bzw. dem ersten Ausgangselement 32 des Ausgleichsdifferentials 24 ver- bunden und auch das zweite Ausgangselement 42 des Überlagerungsgetriebes 26 in Form des Trägers ist über einen zweiten Versatztrieb 50 mit dem Eingangselement 28 in Form des Trägers des Ausgleichsdifferentials 24 verbunden. Insbesondere ist hierbei der Träger über eine Kerbzahnverbindung 60 mit dem Abtriebszahnrad 58 des zweiten Versatztriebs 50 verbunden, wodurch der zweite Versatztrieb 50 leicht an das Ausgleichsdifferentials 24 nachträglich angebaut werden kann, um den Antriebsstrang eines Fahrzeugs, der bereits über ein Achsdifferential verfügt, zu einem erfindungsgemäßen Getriebe umrüsten zu können.
Des Weiteren verfügt das Eingangselement 28 des Ausgleichsdifferentials 24 hier über ein als Stirnrad ausgebildetes Antriebsrad 54, über das das Eingangselement 28 wiederum von einem Verbrennungsmotor angetrieben werden kann.
Insofern unterscheidet sich zwar die konstruktive Ausbildung des Getriebes 10 gemäß der Fig. 13 von der der Fig. 1 ; in funktionaler und kinematischer Hinsicht entspricht das Getriebe 10 der Fig. 13 jedoch dem der Fig. 1 , weshalb hinsichtlich der Torque-Vectoring-Funktion wiederum auf die entsprechenden Ausführungen zur Fig. 1 verwiesen wird.
Im Unterschied zur Fig. 13 befindet sich das Getriebe 10 in der Fig. 14 in seiner Summierbetriebsart in einer ersten elektrischen Getriebestufe, wozu das erste
Ausgangselement 38 des Überlagerungsgetriebes 26 unter Verwendung der zweiten Drehmomentübertragungsvorrichtung K2 fest mit dem Getriebegehäuse 12 verbunden wurde. In der Fig. 15 befindet sich das Getriebe 10 ebenfalls in einer Summierbetriebsart, wobei hier jedoch das Überlagerungsgetriebe 26 mittels der dritten Drehmomentübertragungsvorrichtung K3 gesperrt ist und sich die zweite Drehmomentübertragungsvorrichtung K2 in einer Neutralstellung befindet, so dass das Antriebsdreh- moment von dem Elektromotor 22 ohne Übersetzung durch das Überlagerungsgetriebe 26 über die beiden Versatztriebe 48, 52 auf das Eingangselement 28 des Ausgleichsdifferentials 24 übertragen werden kann, was der Art nach der unter Bezugnahme auf die Fig. 5 beschriebenen Summierbetriebsart entspricht. Auch bei der Ausführungsform gemäß Fig. 1 6 wird das Antriebsdrehmoment des Verbrennungsmotors wiederum über ein am Eingangselement 28 des Ausgleichsdifferentials vorgesehenes Antriebsrad 54 auf das Eingangselement 28 des Ausgleichsdifferentials 24 übertragen. Dieses Antriebszahnrad 54 kämmt gleichermaßen mit einem von dem zweiten Ausgangselement 42 des Überlagerungsgetrie- bes 26 angetriebenen Zahnrad 56, so dass durch dieses Antriebszahnrad 54 und das Zahnrad 56 wiederum ein zweiter Versatztrieb 50 gebildet wird, über den das Antriebsdrehmoment von dem Elektromotor 22 von dem zweiten Ausgangselement 42 des Überlagerungsgetriebes 26 auf das Eingangselement 28 des Ausgleichsdifferentials 24 übertragen werden kann. Das erste Ausgangselement 38 des Überlagerungsgetriebes 26 ist wiederum über einen ersten Versatztrieb 48 antriebswirksam mit der ersten Abtriebswelle 18 des Getriebes 10 verbunden bzw. mittels einer zweiten Drehmomentübertragungsvorrichtung K2 lösbar verbindbar, so dass sich auch das unter Bezugnahme auf die Fig. 1 6 beschriebene Getriebe 10 in konstruktiver Hinsicht von dem der Fig. 1 unterscheidet; in funktionaler und kinematischer Hinsicht entspricht das Getriebe 10 der Fig. 16 jedoch wiederum dem der Fig. 1 , weshalb bezüglich der in der Fig. 1 6 dargestellten Torque- Vectoring-Funktion wiederum auf die entsprechenden Ausführungen zur Fig. 1 verwiesen wird. Im Unterschied zur Fig. 1 6 befindet sich das Getriebe in der Fig. 17 in seiner Summierbetriebsart in einer ersten elektrischen Getriebestufe, wozu das erste Ausgangselement 38 des Überlagerungsgetriebes 26 unter Verwendung der zweiten Drehmomentübertragungsvorrichtung K2 fest mit dem Getriebegehäuse 12 verbunden wurde.
In der Fig. 18 befindet sich das Getriebe 10 ebenfalls in einer Summierbetriebsart, wobei hier jedoch das Überlagerungsgetriebe 26 mittels der dritten Drehmomentübertragungsvorrichtung K3 gesperrt ist und sich die zweite Drehmomentübertra- gungsvorrichtung K2 in einer Neutralstellung befindet, so dass das Antriebsdrehmoment von dem Elektromotor 22 ohne Übersetzung durch das Überlagerungsgetriebe 26 über die beiden Versatztriebe 48, 52 auf das Eingangselement 28 des Ausgleichsdifferentials 24 übertragen werden kann, was der Art nach der unter Bezugnahme auf die Fig. 5 beschriebenen Summierbetriebsart entspricht.
Bezuqszeichenliste
10 Getriebe
12 Getriebegehäuse
14 erste Antriebswelle
1 6 zweite Antriebswelle
18 erste Abtriebswelle
20 zweite Abtriebswelle
22 Elektromotor
24 Ausgleichsdifferential
25 Korb
26 Überlagerungsgetriebe
28 Eingangselement von 24
30 Ausgleichsräder
31 Kegelrad-Winkelgetriebe
32 erstes Ausgangselement von 24
34 zweites Ausgangselement von 24
36 Eingangselement von 26
38 erstes Ausgangselement von 26
42 zweites Ausgangselement von 26
44 erstes Planetenrad
46 zweites Planetenrad
48 erster Versatztrieb
50 zweiter Versatztrieb
52 dritter Versatztrieb
54 Antriebsrad
56 Zahnrad
58 Abtriebszahnrad
60 Kerbzahnverbindung erste Drehmomentübertragungsvorrichtung zweite Drehmomentübertragungsvorrichtung dritte Drehmomentübertragungsvorrichtung

Claims

Patentansprüche
Getriebe (10) zur bedarfsweisen Aufteilung eines Antriebsdrehmoments zwischen einer ersten und einer zweiten Welle oder Achse eines Fahrzeugs, umfassend:
eine erste Antriebswelle (14), die vorzugsweise einem Elektromotor (22) zugeordnet ist;
eine erste Abtriebswelle (18), die vorzugsweise einer ersten Fahrzeugwelle zugeordnet ist;
eine zweite Abtriebswelle (20), die vorzugsweise einer zweiten Fahrzeugwelle zugeordnet ist;
ein Ausgleichsdifferential (24) mit einem Eingangselement (28), einem ersten Ausgangselement (32) und einem zweiten Ausgangselement (34); und
ein Überlagerungsgetriebe (26) mit einem von der ersten Antriebswelle (14) angetriebenen Eingangselement (36), einem ersten Ausgangselement (38) und einem zweiten Ausgangselement (42);
wobei das erste Ausgangselement (32) des Ausgleichsdifferentials (24) antriebswirksam mit der ersten Abtriebswelle (18) des Getriebes (10) verbunden oder verbindbar ist;
wobei das zweite Ausgangselement (34) des Ausgleichsdifferentials (24) antriebswirksam mit der zweiten Abtriebswelle (20) des Getriebes (10) verbunden oder verbindbar ist;
wobei das erste Ausgangselement (38) des Überlagerungsgetriebes (26) antriebswirksam mit der ersten Abtriebswelle (18) des Getriebes (10) und/oder dem ersten Ausgangselement (32) des Ausgleichsdifferentials (24) verbunden oder verbindbar ist; und wobei das zweite Ausgangselement (42) des Überlagerungsgetriebes (26) antriebswirksam mit dem Eingangselement (28) des Ausgleichsdifferentials (24) verbunden oder verbindbar ist.
Getriebe nach Anspruch 1 ,
dadurch g e k e n n z e i c h n e t , dass
das Getriebe (10) dazu ausgelegt ist, dass bei gleicher Drehzahl des ersten Ausgangselements (32) und des zweiten Ausgangselements (34) des Ausgleichsdifferentials (24) und/oder bei gleicher Drehzahl der ersten Abtriebswelle (18) und der zweiten Abtriebswelle (20) des Getriebes (10) das Eingangselement (36) des Überlagerungsgetriebes (26) still steht.
Getriebe nach Anspruch 1 oder 2,
dadurch g e k e n n z e i c h n e t , dass
das Überlagerungsgetriebe (26) dazu ausgelegt ist, dass durch eine Drehbewegung des Eingangselements (36) das erste Ausgangselement (38) und das zweite Ausgangselement (42) des Überlagerungsgetriebes (26) zu gegensinnigen Drehbewegungen relativ zueinander angetrieben werden.
Getriebe nach zumindest einem der vorstehenden Ansprüche,
dadurch g e k e n n z e i c h n e t , dass
eine zweite Antriebswelle (16) vorgesehen ist, die vorzugsweise einem Verbrennungsmotor zugeordnet ist, wobei das Eingangselement (28) des Ausgleichsdifferentials (24) antriebswirksam mit der zweiten Antriebswelle (16) verbunden oder verbindbar ist.
Getriebe nach Anspruch 4,
dadurch g e k e n n z e i c h n e t , dass
eine erste Drehmomentübertragungsvorrichtung (K1) vorgesehen ist, mittels derer die zweite Antriebswelle (16) antriebswirksam mit dem Eingangselement (28) des Ausgleichsdifferential (24) verbindbar ist
Getriebe nach zumindest einem der vorstehenden Ansprüche,
dadurch g e k e n n z e i c h n e t , dass
eine zweite Drehmomentübertragungsvorrichtung (K2) vorgesehen ist, mittels derer das erste Ausgangselement (38) des Überlagerungsgetriebes (26) antriebswirksam mit der ersten Abtriebswelle (18) des Getriebes (10) verbindbar ist.
Getriebe nach Anspruch 6,
dadurch g e k e n n z e i c h n e t , dass
die zweite Drehmomentübertragungsvorrichtung (K2) eine erste Schaltstellung, in der sie das erste Ausgangselement (38) des Überlagerungsgetriebes (26) stationär, insbesondere an einem Gehäuseelement (12), festlegt, und eine zweite Schaltstellung aufweist, in der sie das erste Ausgangselement (38) des Überlagerungsgetriebes (26) antriebswirksam mit der ersten Abtriebswelle (18) des Getriebes (10) und/oder dem ersten Ausgangselement (32) des Ausgleichsdifferentials (24) verbindet.
Getriebe nach Anspruch 7,
dadurch g e k e n n z e i c h n e t , dass
die zweite Drehmomentübertragungsvorrichtung (K2) ferner eine dritte Schaltstellung aufweist, in der das erste Ausgangselement (38) des Überlagerungsgetriebes (26) frei drehbar ist.
9. Getriebe nach zumindest einem der vorstehenden Ansprüche,
dadurch g e k e n n z e i c h n e t , dass
eine dritte Drehmomentübertragungsvorrichtung (K3) vorgesehen ist, die eine erste Schaltstellung, in der sie das Eingangselement (36) des Überla- gerungsgetriebes (26) zur gemeinsamen Drehung mit dem zweiten Ausgangselement (42) des Überlagerungsgetriebes (26) verbindet, und eine zweite Schaltstellung aufweist, in der das Eingangselement (36) des Überlagerungsgetriebes (26) durch den Elektromotor (22) frei drehbar ist.
10. Getriebe nach Anspruch 9,
dadurch g e k e n n z e i c h n e t , dass
die dritte Drehmomentübertragungsvorrichtung (K3) ferner eine dritte Schaltstellung aufweist, in der das Eingangselement (36) des Überlagerungsgetriebes (26) stationär, insbesondere an einem Gehäuseelement (12), festlegbar ist.
11. Getriebe nach zumindest einem der vorstehenden Ansprüche,
dadurch g e k e n n z e i c h n e t , dass
das Ausgleichsdifferential (24) als Kegelrad-Differentialgetriebe ausgebildet ist.
Getriebe nach zumindest einem der vorstehenden Ansprüche,
dadurch g e k e n n z e i c h n e t , dass
das Überlagerungsgetriebe (26) als Umlaufrädergetriebe, insbesondere als hohlradloses Planetengetriebe mit Paaren von miteinander kämmenden Planetenrädern (44, 46) ausgebildet ist.
Getriebe nach zumindest einem der vorstehenden Ansprüche,
dadurch g e k e n n z e i c h n e t , dass
das erste Ausgangselement (38) des Überlagerungsgetriebes (26) mittelbar über einen ersten Versatztrieb (48) mit der ersten Abtriebswelle (18) und/oder dem ersten Ausgangselement (32) des Ausgleichsdifferentials (24) verbunden oder verbindbar ist.
Getriebe nach zumindest einem der vorstehenden Ansprüche,
dadurch g e k e n n z e i c h n e t , dass
das zweite Ausgangselement (42) des Überlagerungsgetriebes (26) mit dem Eingangselement (28) des Ausgleichsdifferentials (24) über einen zweiten Versatztrieb (50) antriebswirksam gekoppelt ist.
15. Getriebe nach zumindest einem der vorstehenden Ansprüche,
dadurch g e k e n n z e i c h n e t , dass
sich das Ausgleichsdifferential (24) außerhalb eines Gehäuses (12) des Getriebes (10) befindet, in dem der Elektromotor (22) und das Überlagerungsgetriebe (26) untergebracht sind.
Getriebe nach zumindest einem der vorstehenden Ansprüche,
dadurch g e k e n n z e i c h n e t , dass
dass das Eingangselement (28) des Ausgleichsdifferentials (24) ein Antriebszahnrad (54) aufweist, das sowohl mit einem von dem zweiten Ausgangselement (42) des Überlagerungsgetriebes (26) angetrieben Zahnrad (56) als auch mit einem Zahnrad kämmt, dass von der zweiten Antriebswelle (16) antreibbar ist.
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