WO2018046058A1 - Hybridantriebsstrang mit zwischengang - Google Patents

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    • F16H2003/0931—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion without gears having orbital motion exclusively or essentially with continuously meshing gears, that can be disengaged from their shafts characterised by the disposition of the gears with two or more countershafts each countershaft having an output gear meshing with a single common gear on the output shaft
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Definitions

  • the present invention relates to a hybrid powertrain having a preferably direct combustion engine directly driven / driven first part of the drive train and a preferably directly driven by electric motor / driven second part powertrain, wherein the first part of the drive train includes a first gear and the second part of a drive train trained as a planetary gear
  • the second transmission includes, wherein torque of the first part of the drive train, either via the first gear or a frictionally engageable with the first part of the drive train intermediate gear on a driven shaft gear, ie, a torque transmitting connected to an output shaft gear, transferable, and wherein torque of second partial drive train via a Planetenträ- ger of the planetary gear and the intermediate gear to the output shaft gear is transferable.
  • the hybrid powertrain disclosed herein includes an internal combustion engine and an electric machine connected to power electronics and an electrical energy store that are connectable to an output shaft to transmit torque.
  • the hybrid powertrain is characterized in that an output shaft of the internal combustion engine and an output shaft of the electric machine respectively carry a plurality of output shaft pinions each meshing with a collecting shaft pinion of a first collecting shaft spaced apart from the output shafts and coupled to the output shaft, wherein output shaft pinions and / or Sammelwellenritzel by switchable form-locking clutches are individually connectable to the respective associated shaft, the output shaft of the internal combustion engine is rigid, without a positive or non-positive coupling, connected to the internal combustion engine.
  • DE 10 2014 222 587 A1 discloses a hybrid powertrain for a motor vehicle with an internal combustion engine and connected to a power electronics and an electrical energy storage, a stator and a rotor having an electric machine, the torque transmitting connectable to an output shaft, wherein the internal combustion engine with a coupled to one or more drive shaft pinion supporting internal combustion engine drive shaft, the rotor of the electric machine via a planetary gear set comprising a sun gear, a web and a ring gear, one element acts as an input element and another element as an output element of the planetary gear set, with a one or more drive shaft pinions carrying the electric machine drive shaft is coupled, wherein the rotor by means of a switchable clutch is selectively connectable either with the input member or the output member of the planetary gear set, the electric machine drive shaft and the engine input shaft by means of a switchable mainshaft coupling are connected to each other, at least one drive shaft pinion of the engine drive shaft with a corresponding Sammelwellenritzel a torque transmit
  • mainshaft clutch is formed as a controllable multi-plate clutch and the internal combustion engine is coupled via a freewheel with the engine drive shaft.
  • hybrid drive trains are known, for example, from DE 10 2012 016 988 A1, US 2014/0352491 A1 and US 2015/0298535 A1.
  • the hybrid drive trains of the prior art have the disadvantage that they require a relatively large amount of space, especially in the wheel-side part of the drive train.
  • the object of the invention is to avoid or at least mitigate the disadvantages of the prior art, and in particular to provide significantly more space for the electric motor in the wheel-side space, in which further non-coaxial to the drive shaft arranged shafts and their gears are moved into the bell room that which requires a particularly short construction part of the transmission.
  • the object of the invention is achieved in a generic hybrid powertrain, that a geometrical arrangement of the planetary gear is selected so that the torque generated by electric motor via a ring gear of the planetary gear can be fed / fed to the second part of the drive train.
  • first partial drive train and the second partial drive train can be connected to one another in a friction-transmissibly torque-transmitting manner and this friction clutch is arranged spatially between the planetary gear (12) and the first partial drive train (2).
  • This is particularly relevant for the "generator mode" of the electric motor, since the torque generated by the combustion engine can be supplied to the electric motor and the latter converts the mechanical energy thus supplied into electrical energy, which is stored in a battery.
  • the first transmission is designed as a gear-step transmission, which has gears which are arranged at least in a first (tooth) gear plane and a second (tooth) gear plane.
  • the translation of the idler gear is in the ratio jump from the first gear plane to the second gear plane and this jump is divided into two translation jumps. It has proved to be advantageous if the first gear plane corresponds to the gears 1 and 2, the second gear plane corresponds to the gears 4 and 5 and the intermediate wheel forms a third gear plane and the gear 3 corresponds. Moreover, it is advantageous if the first transmission has at least two shiftable ratios on a first countershaft and at least two shiftable ratios on a second countershaft.
  • the waves are arranged so that an angle between the first countershaft and the second countershaft seen from an input shaft of the first partial drive train from 85 ° to 87 °, an angle between the first countershaft and The second countershaft seen from the output shaft is 61 ° to 63 °, an angle between the input shaft and the output shaft from the countershaft seen from 102 ° to 1 12 ° and the center of the intermediate on the side of the connecting line between the input shaft and the Output shaft is located on which the countershaft is located with the first gear.
  • the torque transmission of the electric motor, or the electric machine / the electric drive, used on the output shaft planetary gear is at least partially in the interior of the rotor of the electric drive.
  • the ratio of the idler gear is sufficiently large, so that a purely electric starting and reversing is possible, and sufficiently small, so that the electric motor at speeds up to about 100 km / h can fill a traction gap in a switching operation of the internal combustion engine.
  • the present invention also includes a method for changing gear from the second gear (gear 2) to the intermediate gear (gear 3) of a hybrid powertrain according to the invention, comprising the following steps: reducing a torque generated by combustion engine torque while increasing the torque generated by the electric motor ; Laying out a sliding sleeve from the second gear when the sliding sleeve is traction free; Reduction (control) of the speed of the internal combustion engine in the direction of the target speed of the third gear; and engaging a (friction) clutch in the torque flow of the idler and possibly a clutch on the internal combustion engine, wherein thereafter, depending on the battery condition, the complete or partial reversal of the sequence and torque direction of step 1 is performed.
  • the invention consists in that the hybrid drive train is constructed such that an increased installation space can be made available for the electric machine by enlarging the installation space on a wheel side or tire side of the transmission.
  • at least a first and a second wheel plane are used for at least four translations.
  • An intermediate gear ratio is provided via an intermediate gear in a transmission plane of a differential of the hybrid vehicle.
  • the insects are used for both the electrical see and for the hybrid drive mode of the hybrid vehicle.
  • an electric machine via a planetary gear is connected to the intermediate.
  • the electric machine is connected to an internal gear of the planetary gear and a planetary carrier of the planetary gear with the intermediate gear.
  • a first separating clutch is provided between the internal combustion engine and a drive shaft.
  • a second separating clutch is provided between the internal combustion engine and the intermediate wheel as an alternative or in addition to the first separating clutch.
  • the invention comprises a hybrid transmission in which a plurality of gear trains combine on the large final drive wheel on the differential.
  • the internal combustion engine driven partial drive train is located as an axially very short gear on the engine side of the final drive level and has next to the input shaft (with gears), two more waves (with switchable gears) and an intermediate, so that there are in total three with the differential meshing gears.
  • the two gear levels of the internal combustion engine driven partial drive train combing space-saving three gears (namely that of the input shaft, and the countershafts) with each other and thus give four translations, with a jump from one gear level to the other gear level is unfavorably large.
  • this largest gear jump is increased to such an extent (for example to 2 to 2.5) that a further gear ratio fills the gear gap as an intermediate passage, whereby two acceptable gear jumps (eg 1, 4 to 1, 6, root 2 to 2.5) arise.
  • the intermediate gear is realized via the additional gear wheel (intermediate gear) in the final drive gear plane and is, for example, the third gear (gear 3), while the above-mentioned four gear ratios form gears 1, 2, 4 and 5.
  • the electric motor driven partial drive train occupies together with the electric motor or the electric machine, the axially longer space on the tire side of the final drive plane and includes a possibly switchable planetary stage and a connecting element to over the o.g. Intermediate gear and the intermediate gear to interact with the differential in operative connection.
  • this intermediate gear is the third gear, and thus from the view of the internal combustion engine there are still two lower and at least two higher gear ratios.
  • the translation is large enough so that the electric motor together with the planetary stage together generates a tensile force sufficient for electromotive starting and reversing (typically 2500Nm axle torque).
  • the translation is also small enough so that the electric motor with the planetary stage together at vehicle speeds up to about 100km / h has not yet reached its speed limit and thus can fill a traction gap in any gear changes of the engine.
  • the wheel-side arranged electrical machine is arranged coaxially to the crankshaft, preferably as an inner rotor. Coaxial with the idler is possible but limits the performance of the electric machine since its outer diameter must not interfere with the differential and side shafts and also with the countershafts.
  • FIG. 1 shows an illustration of the logical structure of a hybrid powertrain according to the invention
  • Figure 2 is a schematic representation of the spatial arrangement of the waves contained in the hybrid powertrain.
  • FIG. 3 is a circuit diagram and gears of the hybrid powertrain
  • FIG. 4 is a schematic representation of the geometric structure of the hybrid powertrain in a first exemplary embodiment
  • FIG. 5 shows a first exemplary embodiment and positioning of a friction clutch
  • Fig. 8 shows a first exemplary arrangement of the planetary gear in which the sun is connectable to the housing
  • FIG 9 shows a second exemplary embodiment of the planetary gear in which the planetary gear set is blockable.
  • FIG. 10 shows an exemplary embodiment of the planetary gear set in which the torque generated by an electric motor is transmitted from a ring gear to a (planetary) carrier;
  • Fig. 1 1 an exemplary embodiment in which the planetary gear set is locked and transmits the electric motor torque generated directly to the carrier;
  • 12 shows a possible exemplary embodiment for coupling the internal combustion engine to an input shaft of a first partial drive train;
  • FIG. 13 shows a first exemplary embodiment of the gear arrangement of a first gear plane
  • 16 shows an exemplary embodiment of the gear arrangement of the entire first partial drive train and the output shaft; 17 shows a first exemplary embodiment of the bearing of the intermediate wheel;
  • FIG. 18 shows a second exemplary embodiment of the mounting of the intermediate wheel
  • Fig. 20 is a flow chart for the gear shift from gear 2 to gear 3;
  • FIG. 22 is a flowchart for controlling an engine start during a clean
  • FIG. 23 shows a flow chart of the individual steps for the engine start from the flowchart from FIG. 22.
  • FIG. 1 shows an overview view of a hybrid drive train 1 in the form of a logical structure, which is constructed from two partial drive trains 2, 3, which in each case can be connected in a torque-transmitting manner to an output shaft gearwheel 4.
  • the output shaft gear 4 is designed in the form of a so-called final drive wheel 5, which is fastened to a differential 6.
  • the partial powertrain 2 may also be referred to as the first partial drivetrain 2 and is driven by an internal combustion engine 8 in the exemplary embodiment shown in FIG.
  • This first partial drivetrain 2 is considered to be a very short gear on one side of the final drive plane, i.
  • the gears are in this case in two (tooth) gear planes, a first gear plane 9 and a second gear plane 10, arranged, wherein a gear plane, the gears 1 and 2 are assigned and the other gear plane, the gears 4 and 5 are assigned.
  • the partial drive train 3, which may also be referred to as the second partial drive train 3, is driven by an electric machine 11, such as an electric motor, and includes a planetary gear 12.
  • This second partial drive train 3 lies on the other side of the final drive plane, which may also be referred to as tire side 13.
  • the side of the final drive level on which the first partial drive train 2 is located can also be referred to as the engine side 14. net.
  • the second part of the drive train 3 is connected via an intermediate 15, which is arranged in a third gear plane 16, with the output shaft gear 4 torque transmitting connectable.
  • the plane in which the planetary gear 12 is arranged is also referred to as planetary plane 17.
  • the internal combustion engine 8 is connected in the exemplary embodiment of the hybrid powertrain 1 illustrated here to the first partial drive train 2 via a coupling 18.
  • the internal combustion engine 8 can also be connected directly to an input shaft 19 (see FIG. 4) of the first partial drive train 2.
  • the first part of the drive train 2 via a coupling 20 with the intermediate gear 15 and thus with the output shaft gear 4 torque transmitting connectable.
  • Fig. 2 shows a spatial arrangement of the shafts of the hybrid powertrain 1, wherein small black circles mark the contact points of the gears on which the torque transmission takes place from one shaft to the other.
  • FIG. 3 shows a circuit diagram of the hybrid powertrain 1.
  • the position of shift sleeves S which are arranged on countershafts 23, 24 (see FIG. 4) between the first gear plane 9 and the second gear plane 10 and by a shift to left or right either with the associated gear of the first gear plane 9 and the second gear plane 10 is connected to transmit torque. If the sliding sleeve S is not in engagement with any of the gears, it is in the so-called neutral position N.
  • SIN4 designates that sliding sleeve which is arranged on the first countershaft 23 and realizes by displacement either the transmission of the first gear (first gear plane 9) or the translation of the fourth gear (second gear plane 10).
  • SI N4 with none of the in the first or second wheel plane 9, 10 is engaged, it is in the neutral position N.
  • S2N5 in Fig. 3 denotes the sliding sleeve, which is disposed on the second countershaft 24 and realized analogously to the sliding sleeve SIN4 either the second gear (first gear plane 9) or the fifth gear (second gear plane 10).
  • the shift sleeve S2N5 can assume a neutral position N, in which they neither with a gear in the first gear plane 9 still with a gear in the second gear plane 10 is engaged.
  • any design and type of actuation is conceivable for the switching elements, in particular axially short designs.
  • the circuit diagram in Fig. 3 also indicates whether a clutch 20 (K in Fig. 3), which is arranged between the first part of the drive train 2 and the second part of the drive train 3, and preferably is designed as a friction clutch, for example.
  • a clutch 20 K in Fig. 3
  • a torque is transmitted through the clutch 20 by frictional engagement (indicated by "1" in FIG. 3) or not (indicated by "0" in FIG. 3).
  • the position of a shift sleeve SHNL is also indicated, which switches the gear ratio of the planetary gear 12.
  • “L”, “H” and “N” designate three ways of using the electric motor, where “L” is a low speed and a high speed Translation, “H” corresponds to a high speed at which the planetary gear set is locked (ie, the ratio of the torque coming from the electric motor to the second drive train 3 is equal to 1) and where “N” means that the electric motor is not is used.
  • the circuit of the two purely electrical translations SHNL is advantageously arranged at least partly within the rotor of the electric machine 11 by frictional or positive-locking components on the tire side 13 of the transmission.
  • This circuit is actuated by a housing-fixed, preferably electromechanical, actuator.
  • the first partial driveline 2 in the exemplary embodiment shown herein includes the input shaft 19 on which two gears 21, 22 are arranged as fixed gears (ie, gears fixedly connected to the input shaft 19) and having different diameters , and the first countershaft 23 and the second countershaft 24, on each of which two gears 25, 26 and 27, 28 with different diameters as loose wheels (ie, the wheels are arranged by means of a sleeve on the respective countershaft 23, 24, a torque transmission is by an engaging a sliding sleeve, which is not shown here, with the respective idler gear realized) are arranged.
  • the gears 21, 25 and 27, the first gear plane 9 and the gears 22, 26 and 28, the second gear plane 10 from.
  • the second partial drive train 2 comprises the planetary gear 12, which has a ring gear 31, planet gears 32 and a sun shaft 33 with a sun gear 34.
  • a planetary carrier 35 is partially designed as a clutch 20 and has a gearwheel 44 on its axial end remote from the planet wheels 32, which gear engages with the intermediate gear 15.
  • the planetary gear 12 transmits the torque coming from the electric machine 1 1 via the ring gear 31, the planet gears 32 and the planet carrier 35 to the intermediate gear 15, which meshes with the output shaft gear 4.
  • the sun shaft 33 (and thus the sun gear 34) is formed in this embodiment as a fixed element and is supported via a support member 36 in a housing 37.
  • the support element 36 may in this case, for example, be designed as a shift sleeve SHNL with the three positions "H", "N", "L” (see also FIG.
  • H corresponding to a shift position in which the planetary gearset is locked (see FIG 1 1), whereby the ratio of the planetary gear 12 is equal to 1, N corresponds to an idling position in which the torque of the electric motor is not transmitted, and L corresponds to a position which realizes a high gear ratio L is preferably selected at low speeds, H is more likely to be used at high speeds
  • the support member 36 may have only the two switch positions "N" and "L" (N as overspeed protection) and in a reduced form as a switchable brake or as a permanent case support of the sun (preferably at low translating
  • the support element 36 and, if appropriate, the actuation for this purpose is advantageously on the tire side 13 of the hybrid drive strand 1 (in this illustration on the far right).
  • the coupling 20 can, as shown here, be placed in the wheel-side space or optionally also in the combustion engine side space. In any case, the clutch 20 is on the left side of the planetary gear 12 and the planetary plane 17th
  • the planetary gear 12 is advantageously disposed within a rotor (not shown) of the electric machine 1 1, but may alternatively, if sufficient space in the wheel-side space is available, also be arranged axially adjacent to the electric machine 1 1.
  • the Fign. 5-7 show different exemplary embodiments of the clutch 20.
  • the clutch 20 is designed as a friction clutch, for example in the form of a multi-disc clutch, and is located in the wheel-side installation space in FIGS. 5 and 6 and in FIG .7 in the internal combustion engine side. If the clutch 20 is arranged in the wheel-side space, it is advantageously completely (see FIG. 5), but at least partially (see FIG. 6) within a rotor (not explicitly shown here) of the electric machine 11. In this case, it can, for example, be close to the construction site or in the component network to the planetary carrier 35 of the planetary gear 12 may be formed. In the embodiments, as shown in FIGS.
  • the clutch 20 is located between the third gear plane 16 and the planetary plane 17, whereas in the embodiment shown in FIG. 7, it is between the second gear plane 10 and the third gear plane 16 is arranged. As an alternative to FIG. 7, the clutch 20 may be placed on the engine side 14 in the third wheel plane 16.
  • the coupling 20 is advantageous to arrange the coupling 20 within the rotor (not shown) of the electric machine 1 1.
  • an embodiment of the clutch 20 axially adjacent to the electric machine 11 is also possible.
  • the clutch 20 is connected via a hollow shaft to the gear 3 (the intermediate gear).
  • the clutch 20 is a dry or wet multi-plate clutch.
  • the actuation of the clutch 20 preferably takes place electromechanically, for example, with an electromotively driven lever, an electromotively driven pull / push rod, or by the electric motor actuating a possibly nonlinearly translated rotary or translatory mechanism and an axial bearing.
  • the actuation can also be carried out hydraulically via a slave cylinder with a pressure control valve or via rotating or stationary pressure chambers with axial bearing.
  • a hydrostatic-electric motor (electro-hydraulic) actuator such as, for example, an electric motor-driven hydraulic pump or piston with thrust bearing).
  • the components of the actuation are arranged geometrically at least partially within the electrical machine 11.
  • the Fign. 8 and 9 show exemplary embodiments of the support element 36 in the form of a switchable brake 38 (FIG. 8) or a circuit 39 (FIG. 9).
  • the support element 36 is advantageous with respect to the transmission housing 37 separable. As a result, the electric machine 1 1 can be protected from high speeds at high vehicle speeds.
  • 8 shows the support element 36, which is designed as the switchable brake 38, in which a stationary sliding sleeve 40 can be pushed to the right on a (possibly synchronized) switching teeth 46, whereby the sun shaft 33 (and thus the sun gear 34) is fixed.
  • the (re) circuit 39 is implemented between a support function, as shown in FIG. 8 (connected to the housing, corresponds to the right position of the sliding sleeve 40 in FIG. 9), and a so-called blocking function (corresponds to the left in FIG Position of the sliding sleeve 46), in which the support member 36 is connected to the ring gear 31, whereby the ratio of the planetary gear 12 is equal to 1.
  • Fig. 9 shows a rotating with the sun shaft 33 sliding sleeve 40, which can be pushed to the right (possibly synchronized) on a stationary toothing (analogous to the brake 38).
  • the sliding sleeve 40 (possibly synchronized) can be pushed to the left in a rotating with the ring gear 31 switching teeth, whereby the planetary gear set blocked.
  • the sliding sleeve 40 is actuated, for example, by a shift fork or by a thrust bearing bearing.
  • the actuator for this purpose is preferably electromechanical or hydrostatic and is located on the transmission housing 37.
  • the Fign. 10 and 1 1 show exemplary embodiments of the planetary gear 12.
  • the wheel side arranged planetary gear 12 advantageously causes a translation of the electromotive torque of 1, 5 to 2.2, depending on the size of the electric machine 1 1, which, for example.
  • a (powerful) elec- romotors can be formed, which together with the ratio between the idler 15 and the differential 6 gives a total ratio of 6, 1 to 9.
  • the planetary gear 12 is connected in such a way that the sun 33, 34 (e.g., switchable) is braked (see Fig. 10), the ring gear 31 is driven by the electric machine 1 1 and the planetary carrier 35 is connected to the intermediate gear 15.
  • the ring gear 31 advantageously forms a radially nested assembly with the rotor (not shown) of the electric machine 1 1.
  • the planetary gear 12 may also have a number of teeth of the sun gear 34 of FIG. 56, a number of teeth of the ring gear 31 of FIG. 84, and a number of teeth of the planetary gears 32 of FIG. 14, also having a plurality of (small) planets distributed around the circumference.
  • Fig. 1 1 shows the planetary gear 12 in which, as already described in Fig. 9, blocked state in which the torque of the electric machine 1 1 directly (translation equal to 1) to the planetary carrier 35 and thus to the intermediate wheel 15, is transmitted.
  • FIG. 12 shows a possible exemplary embodiment for coupling the internal combustion engine 8 to the first partial drive train 2.
  • the connection of the input shaft 19 to the internal combustion engine 8 takes place via a conventional torsional vibration damper 41, for example in the form of a flywheel or a dual mass flywheel.
  • a conventional torsional vibration damper 41 for example in the form of a flywheel or a dual mass flywheel.
  • Between the torsional vibration damper 41 and the input shaft 19 may advantageously be placed further components, possibly also in serial or parallel combination.
  • Such components include, for example, a freewheel for a sailing function, a switchable freewheel with actuator, a friction clutch with actuator, a dog clutch with actuator, a "flexplate” (converter driver plate) for the isolation of axial / bending movements, a pulley with belt drive and / or a starter ring, possibly connected by freewheel (“PES").
  • clutch 18 is shown, which is designed here as a friction clutch, for example.
  • a bearing 42 and a housing wall of a housing 43 can be pulled under the gear 21 of the input shaft 19.
  • use of the space under the gear 21 of the input shaft 19 is advantageous, for example for a freewheel or for dog clutches.
  • the Fign. 13 to 15 show exemplary embodiments of the wheel assembly on the engine side 14.
  • the gears of the internal combustion engine side drive train 2 are, as already explained, arranged in three wheel planes 9, 10 and 16.
  • the first gear plane 9 which can spatially also exchange the space with the second gear plane 10 seen from the internal combustion engine 8 (as can be seen, for example, in FIG. 4)
  • a large fixed gear corresponding to the gear 22 in FIG. 4
  • the input shaft 19 is arranged, with the two idler gears (corresponding to the gears 26 and 28 in Fig. 4) on the countershafts 23, 24 mesh.
  • a small fixed gear corresponding to the gear 21 in FIG.
  • Fig. 16 shows an enlarged view of Fig.
  • the position of the waves or the shape of the rectangle forming therefrom is defined by three of four angles ⁇ , ⁇ , ⁇ , ⁇ at the respective corners A, B, C; D of the rectangle writable, the fourth results automatically.
  • a length specification for example a distance e between the input shaft 19 and the differential 6 or a distance c from the input shaft 19 to the countershaft 23, then the axial positions of the input shaft 19, the countershaft 23, the countershaft 24 and the differential. 6 determined relative to each other.
  • the aforementioned axis positions of the input shaft 19, the countershafts 23, 24 and the differential 6 are then determined absolutely.
  • the orientation of the quadrilateral advantageously provides (due to ground clearance) a gradient of 10 ° between the input shaft 19 and the differential 6.
  • the position of the intermediate wheel 15 has two further degrees of freedom which can be described, for example, relative to the input shaft 19.
  • the center E of the intermediate wheel 15 is preferably placed above (to countershaft 23) of the connection e between the input shaft 19 and the differential 6. As a result, a collision of the intermediate gear 15 with the gear 30 of the countershaft 24 is avoided.
  • the translation of the countershaft 23 to the differential 6 for example, about 4.2 to 4.4 (eg 74/17, 71/16, 67/16 or similar), the translation of the countershaft 24 to the differential 6, for example, about 3, 7 (eg 74/20, 71/19, 67/18 or similar) and the ratio of the input shaft 19 to the differential 6 (via the intermediate gear 15), for example, about 4, 1 (eg 74/18, 71/17, 67 / 16 or similar).
  • the ratio of the input shaft 19 to the countershaft 23 is, for example, approximately 2.1 (eg 58/28, 59/28 or similar), and between the input shaft 19 and the countershaft 24 is approximately 1.64, for example (eg 46/28 or similar).
  • the switching units (not shown in the figure, correspond to the shift sleeves with the designations SI N4, S2N5 in Fig. 3) of the first wheel plane 9 and the second Radebe- ne 10 are located on the countershafts 23 and 24.
  • This may be pure sliding sleeves (jaw circuits) or synchronized switching units or other frictional and / or combined form-fitting switching elements act.
  • the Fign. 17 to 19 show exemplary embodiments for a bearing of the intermediate gear 15.
  • the idler gear 15 can, as shown in FIG. 19, possibly also be a very short intermediate shaft 45.
  • the bearing of the intermediate wheel 15 or a component bearing the bearing may be arranged on the tire side 13 of the intermediate gear 15, whereby the engine side 14 of the hybrid drive train 1 becomes particularly short.
  • the bearing of the intermediate gear 15 may also be arranged distributed on the engine side 14 between the second gear plane 10 and the third gear plane 16 or on both sides.
  • FIG. 20 shows a flow chart or flowchart for illustrating a procedure for a gear change from gear 2 to gear 3.
  • Gear 2 is realized here in the second gear plane 10 by means of a positively implemented / realized gear ratio, whereas gear 3 via the clutch 20 and the idler 15 is frictionally realized or implemented.
  • step S1 the torque of the internal combustion engine 8 is reduced, at the same time the torque of the electric machine 1 1 is increased.
  • the sliding sleeve which is in engagement with the gear for gear 2, is traction-free, this is designed, ie, the torque-transmitting connection with the gear 2 corresponding gear is released (step S2).
  • step S3 the rotational speed of the internal combustion engine 8, advantageously by means of a control, is reduced in the direction of the target rotational speed of the gear 3.
  • step S4 the engagement of the clutch 20 of the gear 3 and possibly also of the clutch 18 takes place on the internal combustion engine 8 (step S4).
  • step S5 a complete or partial reversal of step S1 can optionally take place.
  • the gear change operation shown in Fig. 20 is a gear shift from a positive gear to a frictional (intermediate) gear and does not necessarily have to correspond to a change from gear 2 to gear 3, but may also be dependent on the position of the intermediate gear For example, be a gear change from gear 3 to gear 4, wherein gear 4 then corresponds to the frictional intermediate passage.
  • a positive gear here describes a gear in which the torque transmission is realized via a positive connection
  • a frictional gear describes a gear in which the torque transmission is realized via a frictional engagement.
  • Fig. 21 shows a flow chart for describing the course of a gear change from gear 4 to gear 5, wherein in these two gears, the translation is realized in each case form-fitting / implemented.
  • a first step V1 analogously to step S1 in FIG. 20, the torque of the internal combustion engine 8 is reduced and at the same time the torque of the electric machine 11 is increased.
  • the sliding sleeve which is in mesh with gear 4, designed and in addition, if present, the clutch disengaged 18 (step V2), whereby the engine 8 is disconnected from the input shaft 19 and no more torque from the engine 8 to the input shaft 19th is transmitted.
  • step V3 is the reduction (for example, with the aid of a regulation) of the rotational speed of the internal combustion engine 8 in the direction of the target speed of the gear 5.
  • step V4 the engagement of the clutch 18.
  • step V5 the complete or partial reversal of step V1 may optionally take place.
  • the gear change process shown in FIG. 21 is a gear change from a positive gear to another positive gear.
  • the gears 4 and 5 are to be regarded as exemplary and the process or the process can, for example, on the gear change process from gear 1 to gear 2 o. be applied.
  • Fig. 22 is a flow chart explaining the starting of the engine 8 during a purely electric driving
  • Fig. 23 shows in detail the steps for starting the engine 8.
  • the starting point of this flow is a purely electric driving (step Z1), that is to say Differential 6 transmitted torque is generated exclusively by the electric machine 1 1. If the battery level is low or the speed is high (YES in step Z2 in FIG. 22), the engine 8 is started (step Z3). Subsequently, the drive continues with the internal combustion engine 8 or in hybrid mode in third gear (step Z4). Other gear changes are situation-dependent and depend on the speed and / or the pedal position (step Z5).
  • step Z1 the driving purely electrically driven is continued (step Z1).
  • step Z3 the sub-steps shown in Fig. 23 are passed through.
  • step Z31 the torque of the electric machine 1 1 is increased by the value of the friction torque of the clutch 20.
  • step Z32 the engine 8 is activated (injection, ignition, etc.), as soon as its speed, for example, 300 U / min. exceeds (step Z32).
  • step Z33 the clutch 20 of the gear 3 is disengaged and at the same time the torque of the electric machine 1 1 is reduced (inversion of step Z31).
  • step Z34 the clutch 20 of the gear 3 is engaged and at the same time the torque of the electric machine 1 1 by the value of the friction torque of the clutch 20 is reduced (step Z34).
  • step Z34 the torque of the electric machine 11 is finally reduced by the value of the torque of the internal combustion engine 8 (down to the negative) in step Z35.

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Abstract

Die Erfindung betrifft einen Hybridantriebsstrang (1), mit einem verbrennungskraftmotorisch antreibbaren ersten Teil-Antriebsstrang (2) und einem elektromotorisch antreibbaren zweiten Teil-Antriebsstrang (3), wobei der erste Teil-Antriebsstrang (2) ein erstes Getriebe beinhaltet und der zweite Teil-Antriebsstrang (3) ein als ein Planetengetriebe (12) ausgebildetes zweites Getriebe beinhaltet, wobei Drehmoment des ersten Teil-Antriebsstrangs (2) entweder über das erste Getriebe oder über ein mit dem ersten Teil-Antriebsstrang (2) reibkuppelbares Zwischenrad (15) auf ein Abtriebswellen-Zahnrad (4) übertragbar ist und wobei Drehmoment des zweiten Teil-Antriebsstrangs (3) über einen Planetenträger (35) des Planetengetriebes (12) und das Zwischenrad (15) auf das Abtriebswellen-Zahnrad (4) übertragbar ist, wobei eine geometrische Anordnung des Planetengetriebes (12) so gewählt ist, dass das elektromotorisch erzeugte Drehmoment über ein Hohlrad (31) des Planetengetriebes (12) zuführbar ist.

Description

Hybridantriebsstranq mit Zwischengang
Die vorliegende Erfindung betrifft einen Hybridantriebsstrang mit einem vorzugsweise verbrennungskraftmotorisch direkt antreibbaren / angetriebenen ersten Teil- Antriebsstrang und einem vorzugsweise elektromotorisch direkt antreibbaren / angetriebenen zweiten Teil-Antriebsstrang, wobei der erste Teil-Antriebsstrang ein erstes Getriebe beinhaltet und der zweite Teilantriebsstrang ein als ein Planetengetriebe ausgebildetes zweites Getriebe beinhaltet, wobei Drehmoment des ersten Teil- Antriebsstrangs entweder über das erste Getriebe oder über ein mit dem ersten Teil- Antriebsstrang reibkuppelbares Zwischenrad auf ein Abtriebswellen-Zahnrad, d.h., ein mit einer Abtriebswelle drehmomentübertragend verbundenes Zahnrad, übertragbar ist, und wobei Drehmoment des zweiten Teil-Antriebsstrangs über einen Planetenträ- ger des Planetengetriebes und das Zwischenrad auf das Abtriebswellen-Zahnrad übertragbar ist.
Aus der WO 2014/006016 A1 ist ein Hybridantriebsstrang für ein Kraftfahrzeug, ein Hybridfahrzeug und Verwendung desselben bekannt. Der hierin offenbarte Hybridan- triebsstrang umfasst eine Verbrennungskraftmaschine und eine mit einer Leistungselektronik und einem elektrischen Energiespeicher verbundene elektrische Maschine, die drehmomentübertragend mit einer Abtriebswelle verbindbar sind. Der Hybridantriebsstrang zeichnet sich dadurch aus, dass eine Ausgangswelle der Verbrennungskraftmaschine und eine Ausgangswelle der elektrischen Maschine jeweils eine Mehr- zahl von Ausgangswellenritzeln tragen, die jeweils mit einem Sammelwellenritzel einer beabstandet von den Ausgangswellen angeordneten und mit der Abtriebswelle gekoppelten ersten Sammelwelle kämmen, wobei Ausgangswellenritzel und/oder Sammelwellenritzel durch schaltbare Formschlusskupplungen einzeln mit der jeweils zugeordneten Welle verbindbar sind, wobei die Ausgangswelle der Verbrennungskraft- maschine starr, ohne eine form- oder kraftschlüssige Kupplung, mit der Verbrennungskraftmaschine verbunden ist. Die DE 10 2014 222 587 A1 offenbart einen Hybridantriebsstrang für ein Kraftfahrzeug mit einer Verbrennungskraftmaschine und einer mit einer Leistungselektronik und einem elektrischen Energiespeicher verbundenen, einen Stator und einen Rotor aufweisenden, elektrischen Maschine, die drehmomentübertragend mit einer Abtriebswelle verbindbar sind, wobei die Verbrennungskraftmaschine mit einer ein oder mehrere Antriebswellenritzel tragenden Verbrennungsmotorantriebswelle gekoppelt ist, der Rotor der elektrischen Maschine über ein Planetensatz, umfassend ein Sonnenrad, einen Steg und ein Hohlrad, von denen ein Element als Eingangselement und ein anderes Element als Ausgangselement des Planetensatzes wirkt, mit einer ein oder mehrere Antriebswellenritzel tragenden Elektromaschinen-Antriebswelle gekoppelt ist, wobei der Rotor mittels einer schaltbaren Kupplung wahlweise entweder mit dem Eingangselement oder dem Ausgangselement des Planetensatzes verbindbar ist, die Elektromaschinen-Antriebswelle und die Verbrennungsmotor-Antriebswelle mittels einer schaltbaren Hauptwellenkupplung miteinander verbindbar sind, wenigstens ein Antriebswellenritzel der Verbrennungsmotor-Antriebswelle mit einem korrespondierenden Sammelwellenritzel einer drehmomentübertragend mit der Abtriebswelle gekoppelten ersten Sammelwelle eine schaltbar drehmomentübertragende Ritzelpaarung bildet und wenigstens ein Antriebswellenritzel der Elektromaschinen- Antriebswelle mit einem korrespondierenden Sammelwellenritzel einer drehmomen- tübertragend mit der Abtriebswelle gekoppelten Sammelwelle eine drehmomentübertragende Ritzelpaarung bildet.
Ferner ist offenbart, dass die Hauptwellenkupplung als eine steuerbare Lamellenkupplung ausgebildet ist und die Verbrennungskraftmaschine über einen Freilauf mit der Verbrennungsmotor-Antriebswelle gekoppelt ist.
Weitere Hybridantriebsstränge sind bspw. aus der DE 10 2012 016 988 A1 , der US 2014/0352491 A1 sowie der US 2015/0298535 A1 bekannt. Die Hybridantriebsstränge aus dem Stand der Technik weisen den Nachteil auf, dass sie relativ viel Bauraum benötigen, insbesondere im radseitig gelegenen Teil des Antriebsstrangs. Aufgabe der Erfindung ist es, die Nachteile aus dem Stand der Technik zu vermeiden oder wenigstens zu mildern, und insbesondere im radseitigen Bauraum deutlich mehr Platz für den Elektromotor bereitzustellen, in dem weitere nichtkoaxial zur Antriebswelle angeordnete Wellen und deren Zahnräder in den Glockenbauraum verlegt wer- den, was ein besonders kurzbauenden Getriebeteil erfordert.
Die Aufgabe der Erfindung wird bei einem gattungsgemäßen Hybridantriebsstrang dadurch gelöst, dass eine geometrische Anordnung des Planetengetriebes so gewählt ist, dass das elektromotorisch erzeugte Drehmoment über ein Hohlrad des Planeten- getriebes dem zweiten Teil-Antriebsstrang zuführbar / zugeführt wird.
Vorteilhafte Ausführungsformen sind in den Unteransprüchen beansprucht und werden nachfolgend erläutert. So ist es von Vorteil, wenn der erste Teil-Antriebsstrang und der zweite Teil- Antriebsstrang reibkuppelbar drehmomentübertragend miteinander verbindbar sind und diese Reibkupplung räumlich zwischen dem Planetengetriebe (12) und dem ersten Teil-Antriebsstrang (2) angeordnet ist. Dies ist insbesondere für den„Generator- Betrieb" des Elektromotors relevant, da so dem Elektromotor das verbrennungskraft- motorisch erzeugte Drehmoment zugeführt werden kann und dieser die ihm so zugeführte mechanische Energie in elektrische Energie umwandelt, welche in einer Batterie gespeichert wird.
Ferner hat es sich als vorteilhaft erwiesen, wenn das erste Getriebe als ein Zahnrad- Stufengetriebe ausgebildet ist, welches Zahnräder besitzt, die wenigstens in einer ersten (Zahn-) Radebene und einer zweiten (Zahn-) Radebene angeordnet sind.
Für die Bauraumeinsparung ist es von Vorteil, wenn die Übersetzung des Zwischenrads (zahlenmäßig) im Übersetzungssprung von der ersten Radebene zur zweiten Radebene liegt und diesen Sprung in zwei Übersetzungssprünge aufteilt. Hierbei hat es sich als vorteilhaft herausgestellt, wenn die erste Radebene den Gängen 1 und 2 entspricht, die zweite Radebene den Gängen 4 und 5 entspricht und das Zwischenrad eine dritte Radebene bildet und dem Gang 3 entspricht. Darüber hinaus ist es von Vorteil, wenn das erste Getriebe mindestens zwei schaltbare Übersetzungen auf eine erste Vorgelegewelle und mindestens zwei schaltbare Übersetzungen auf eine zweite Vorgelegewelle aufweist.
Hierfür hat es sich als vorteilhaft herausgestellt, wenn die Wellen so angeordnet sind, dass ein Winkel zwischen der ersten Vorgelegewelle und der zweiten Vorgelegewelle von einer Eingangswelle des ersten Teil-Antriebsstrangs aus gesehen 85° bis 87° beträgt, ein Winkel zwischen der ersten Vorgelegewelle und der zweiten Vorgelegewelle von der Abtriebswelle aus gesehen 61 ° bis 63° beträgt, ein Winkel zwischen der Eingangswelle und der Abtriebswelle von den Vorgelegewellen aus gesehen 102° bis 1 12° beträgt und der Mittelpunkt des Zwischenrads auf derjenigen Seite der Verbindungslinie zwischen der Eingangswelle und der Abtriebswelle liegt, auf der diejenige Vorgelegewelle mit dem ersten Gang liegt.
Ebenfalls von Vorteil ist es, wenn das zur Drehmomentübertragung von dem Elektro- motor, bzw. der elektrischem Maschine / des elektrischen Antriebs, auf die Abtriebswelle benutzte Planetengetriebe sich zumindest teilweise im Inneren des Rotors des elektrischen Antriebs befindet.
Für die Übersetzung des elektromotorisch erzeugten Drehmoments hat es sich als vorteilhaft herausgestellt, wenn diese umschaltbar ist, indem die Sonne des Planetensatzes umschaltbar wahlweise mit dem Gehäuse oder mit einem anderen Anschluss des Planetensatzes verbindbar ist.
Vorteilhafterweise ist die Übersetzung des Zwischenrads ausreichend groß, damit ein rein elektrisches Anfahren und Rückwärtsfahren möglich ist, und ausreichend klein, damit der Elektromotor bei Geschwindigkeiten bis etwa 100 km/h eine Zugkraftlücke bei einem Schaltvorgang des Verbrennungsmotors auffüllen kann. Ferner umfasst die vorliegende Erfindung auch ein Verfahren bzw. eine Funktionsweise zum Gangwechsel von dem zweiten Gang (Gang 2) zu dem Zwischengang (Gang 3) eines erfindungsgemäßen Hybridantriebsstrangs, mit den folgenden Verfahrensschritten: Reduzierung eines verbrennungskraftmotorisch erzeugten Drehmoments bei gleichzeitiger Erhöhung des elektromotorisch erzeugten Drehmoments; Auslegen einer Schiebemuffe aus dem zweiten Gang, wenn die Schiebemuffe zugkraftfrei ist; Reduzierung (Regelung) der Drehzahl der Verbrennungskraftmaschine in Richtung der Zieldrehzahl des dritten Gangs; und Einrücken einer (Reib-)Kupplung im Momenten- fluss des Zwischenrads und ggf. einer Kupplung an der Verbrennungskraftmaschine, wobei danach je nach Batteriezustand, die vollständige oder teilweise Umkehrung der Abfolge und Drehmomentrichtung des Schrittes 1 durchgeführt wird.
Mit anderen Worten besteht die Erfindung darin, dass der Hybridantriebsstrang so aufgebaut ist, dass für die elektrische Maschine ein vergrößerter Bauraum zur Verfü- gung gestellt werden kann, indem der Bauraum auf einer Radseite bzw. Reifenseite des Getriebes vergrößert wird. Hierzu werden zumindest eine erste und eine zweite Radebene für zumindest vier Übersetzungen verwendet. Ein Zwischenübersetzungsverhältnis ist über ein Zwischenrad in einer Getriebeebene eines Differenzials des Hybridfahrzeugs vorgesehen. Das Zwischenradverhältnis wird sowohl für den elektri- sehen als auch für den Hybridantriebsmodus des Hybridfahrzeugs verwendet. Hierfür ist eine elektrische Maschine über ein Planetengetriebe mit dem Zwischenrad verbunden. Die elektrische Maschine ist mit einem inneren Zahnrad des Planetengetriebes und einem Planetenträger des Planetengetriebes mit dem Zwischenzahnrad verbunden. Vorzugsweise ist eine erste Trennkupplung zwischen dem Verbrennungsmotor und einer Antriebswelle vorgesehen. Weiter vorzugsweise, ist alternativ oder zusätzlich zu der ersten Trennkupplung eine zweite Trennkupplung zwischen dem Verbrennungsmotor und dem Zwischenrad vorgesehen.
Man kann auch sagen, dass die Erfindung ein Hybridgetriebe umfasst, in dem sich mehrere Übersetzungsstränge auf dem großen Final-Drive-Rad am Differenzial vereinen. Hierbei ist der verbrennungsmotorisch angetriebene Teil-Antriebsstrang als axial sehr kurzes Getriebe auf der Verbrennungsmotorseite der Final-Drive-Ebene angesiedelt und weist neben der Eingangswelle (mit Zahnrädern) zwei weitere Wellen (mit schaltbaren Zahnrädern) sowie ein Zwischenrad auf, so dass es in Summe drei mit dem Differenzial kämmende Verzahnungen gibt. In den zwei Zahnradebenen des verbrennungsmotorisch angetriebenen Teil-Antriebsstrangs kämmen bauraumsparend jeweils drei Zahnräder (nämlich das der Eingangswelle, und die der Vorgelegewellen) miteinander und ergeben so vier Übersetzungen, wobei ein Sprung von einer Zahnradebene zur anderen Zahnradebene ungünstig groß ist. In dem erfindungsgemäßen Hybridgetriebe wird dieser größte Gangsprung soweit vergrößert (z. B. auf 2 bis 2,5), dass eine weitere Übersetzung als Zwischengang die Ganglücke füllt, wodurch zwei akzeptable Gangsprünge (z.B. 1 ,4 bis 1 ,6, Wurzel 2 bis 2,5) entstehen. Der Zwi- schengang wird hierbei über das weitere Zahnrad (Zwischenrad) in der Final-Drive- Radebene realisiert und ist bspw. der dritte Gang (Gang 3), während die o.g. vier Übersetzungen die Gänge 1 , 2, 4 und 5 bilden.
Der elektromotorisch angetriebene Teil-Antriebsstrang nimmt zusammen mit dem Elektromotor bzw. der elektrische Maschine den axial längeren Bauraum auf der Reifenseite der Final-Drive-Ebene ein und beinhaltet eine ggf. schaltbare Planetenstufe sowie ein Verbindungselement, um über das o.g. Zwischenrad und die Zwischenübersetzung mit dem Differenzial in Wirkverbindung zu treten. Hierfür ist es vorteilhaft, wenn dieser Zwischengang der dritte Gang ist, und somit aus verbrennungsmotori- scher Sicht noch zwei niedrigere sowie mind. zwei höhere Übersetzungsstufen gibt. Dadurch ist die Übersetzung groß genug, damit der Elektromotor mit der Planetenstufe zusammen eine Zugkraft erzeugt, die zum elektromotorischen Anfahren und Rückwärtsfahren ausreicht (typischerweise 2500Nm Achsmoment). Gleichzeitig ist die Übersetzung jedoch auch klein genug, damit der Elektromotor mit der Planetenstufe zusammen bei Fahrzeuggeschwindigkeiten bis ca. 100km/h noch nicht seine Drehzahlgrenze erreicht und somit bei etwaigen Gangwechseln des Verbrennungsmotors eine Zugkraft-Lücke auffüllen kann.
Hierfür hat es sich als vorteilhaft herausgestellt, wenn die radseitig angeordnete elekt- rische Maschine koaxial zur Kurbelwelle, bevorzugt als Innenläufer angeordnet ist. Eine Koaxialität zum Zwischenrad ist möglich, begrenzt jedoch die Leistung der elektrischen Maschine, da deren Außendurchmesser nicht mit dem Differential und den Seitenwellen und auch nicht mit den Vorgelegewellen kollidieren darf. Die Erfindung wird nachfolgend mit Hilfe von Figuren näher erläutert, in denen unterschiedliche Ausführungsformen dargestellt sind. Es zeigen:
Fig. 1 eine Abbildung der logischen Struktur eines erfindungsgemäßen Hybridantriebsstrangs;
Fig. 2 eine schematische Darstellung der räumlichen Anordnung der in dem Hybridantriebsstrang enthaltenen Wellen;
Fig. 3 ein Schaltschema und Gänge bzw. Fahrmodi des Hybridantriebsstrangs;
Fig. 4 eine schematische Darstellung der geometrischen Struktur des Hybridantriebsstrangs in einer ersten beispielhaften Ausführungsform;
Fig. 5 eine erste beispielhafte Ausführungsform und Positionierung einer Reibkupplung;
Fig. 6 eine zweite beispielhafte Ausführungsform und Positionierung der Reibkupplung;
Fig. 7 eine dritte beispielhafte Ausführungsform und Positionierung der Reibkupplung;
Fig. 8 eine erste beispielhafte Anordnung des Planetengetriebes, in der die Sonne mit dem Gehäuse verbindbar ist;
Fig. 9 eine zweite beispielhafte Ausführungsform des Planetengetriebes, in der der Planetensatz verblockbar ist;
Fig. 10 eine beispielhafte Ausführungsform des Planetensatzes, bei der das elektromotorisch erzeugte Drehmoment von einem Hohlrad auf einen (Planeten-) Träger übertragen wird; Fig. 1 1 eine beispielhafte Ausführungsform, in der der Planetensatz verblockt ist und das elektromotorisch erzeugte Drehmoment direkt auf den Träger überträgt; Fig. 12 eine mögliche beispielhafte Ausführungsform zur Ankopplung der Verbrennungskraftmaschine an eine Eingangswelle eines ersten Teil-Antriebsstrangs;
Fig. 13 eine erste beispielhafte Ausführungsform der Zahnradanordnung einer ersten Radebene;
Fig. 14 eine beispielhafte Ausführungsform der Zahnradanordnung einer zweiten Radebene;
Fig. 15 eine beispielhafte Ausführungsform der Zahnradanordnung einer dritten Rad- ebene;
Fig. 16 eine beispielhafte Ausführungsform der Zahnradanordnung des gesamten ersten Teil-Antriebsstrangs und der Abtriebswelle; Fig. 17 eine erste beispielhafte Ausführungsform der Lagerung des Zwischenrads;
Fig. 18 eine zweite beispielhafte Ausführungsform der Lagerung des Zwischenrads;
Fig. 19 eine dritte beispielhafte Ausführungsform der Lagerung des Zwischenrads;
Fig. 20 ein Ablaufdiagramm für den Gangwechsel von Gang 2 zu Gand 3;
. 21 ein Ablaufdiagramm für den Gangwechsel von Gang 4 zu Gang 5; Fig. 22 ein Ablaufdiagramm zur Steuerung eines Motorstarts während einer rein
elektrischen Fahrt; und Fig. 23 Ein Ablaufdiagramm der einzelnen Schritte für den Motorstart aus dem Ablaufdiagramm aus Fig. 22.
Die Figuren sind lediglich schematischer Natur und dienen nur dem Verständnis der Erfindung. Die gleichen Elemente sind mit denselben Bezugszeichen versehen.
Merkmale der einzelnen Ausführungsbeispiele können auch in anderen Ausführungsbeispielen realisiert werden. Sie sind also untereinander austauschbar. Fig. 1 zeigt eine Übersichtsansicht eines Hybridantriebsstrangs 1 in Form einer logischen Struktur, welcher aus zwei Teil-Antriebssträngen 2, 3 aufgebaut ist, welche jeweils mit einem Abtriebswellen-Zahnrad 4 drehmomentübertragend verbindbar sind. In der hier gezeigten beispielhaften Ausführungsform ist das Abtriebswellen-Zahnrad 4 in Form eines so genannten Final-Drive-Rads 5 ausgebildet, welches an einem Dif- ferenzial 6 befestigt ist. Über das Differenzial 6 wird das dort ankommende Drehmoment auf Räder 7 aufgeteilt und übertragen. Der Teil-Antriebsstrang 2 kann auch als erster Teil-Antriebsstrang 2 bezeichnet werden und wird in der in Fig. 1 gezeigten beispielhaften Ausführungsform von einem Verbrennungsmotor 8 angetrieben. Dieser erste Teil-Antriebsstrang 2 ist als sehr kurzes Getriebe auf der einen Seite der Final-Drive-Ebene, d.h. die Ebene, die durch die Positionierung des Final-Drive-Rads definiert ist, angeordnet und weist mehrere Zahnräder auf (siehe nachfolgende Beschreibung), mit denen vier verschiedene Übersetzungen realisiert werden können. Die Zahnräder sind hierbei in zwei (Zahn-) Radebenen, einer ersten Radebene 9 und einer zweiten Radebene 10, angeordnet, wobei einer Radebene die Gänge 1 und 2 zugeordnet sind und der anderen Radebene die Gänge 4 und 5 zugeordnet sind.
Der Teil-Antriebsstrang 3, der auch als zweiter Teil-Antriebsstrang 3 bezeichnet werden kann, wird über eine elektrische Maschine 1 1 , wie bspw. ein Elektromotor, ange- trieben und beinhaltet ein Planetengetriebe 12. Dieser zweite Teil-Antriebsstrang 3 liegt auf der anderen Seite der Final-Drive-Ebene, welche auch als Reifenseite 13 bezeichnet werden kann. Die Seite der Final-Drive-Ebene, auf der der erste Teil- Antriebsstrang 2 angesiedelt ist, kann auch als Verbrennungsmotorseite 14 bezeich- net werden. Der zweite Teil-Antriebsstrang 3 ist über ein Zwischenrad 15, welches in einer dritten Radebene 16 angeordnet ist, mit dem Abtriebswellen-Zahnrad 4 drehmomentübertragend verbindbar. Die Ebene, in der das Planetengetriebe 12 angeordnet ist, wird auch als Planetenebene 17 bezeichnet.
Der Verbrennungsmotor 8 ist in der hier abgebildeten beispielhaften Ausführungsform des Hybridantriebsstrangs 1 mit dem ersten Teil-Antriebsstrang 2 über eine Kupplung 18 verbunden. Alternativ kann der Verbrennungsmotor 8 auch direkt mit einer Eingangswelle 19 (siehe Fig. 4) des ersten Teil-Antriebsstrangs 2 verbunden sein. Weiter ist der erste Teil-Antriebsstrang 2 über eine Kupplung 20 mit dem Zwischenrad 15 und somit mit dem Abtriebswellen-Zahnrad 4 drehmomentübertragend verbindbar.
Fig. 2 zeigt eine räumliche Anordnung der Wellen des Hybridantriebsstrangs 1 , wobei kleine schwarze Kreise die Berührungspunkte der Zahnräder markieren, an denen die Drehmomentübertragung von einer Welle auf die andere stattfindet.
Fig. 3 zeigt ein Schaltschema des Hybridantriebsstrangs 1 . Hierbei wird für jeden Gang, der mit dem Hybridantriebsstrang 1 realisiert werden kann, die Position von Schaltmuffen S, die auf Vorgelegewellen 23, 24 (siehe Fig. 4) zwischen der ersten Radebene 9 und der zweiten Radebene 10 angeordnet sind und durch ein Verschieben nach links bzw. nach rechts entweder mit dem zugehörigen Zahnrad der ersten Radebene 9 bzw. der zweiten Radebene 10 drehmomentübertragend verbindbar ist. Ist sich die Schiebemuffe S mit keinem der Zahnräder in Eingriff, befindet sie sich in der sogenannten neutralen Position N.
In Fig. 3 bezeichnet SIN4 diejenige Schiebemuffe, die auf der ersten Vorgelegewelle 23 angeordnet ist und durch Verschieben entweder die Übersetzung des ersten Gangs (erste Radebene 9) oder die Übersetzung des vierten Gangs (zweite Radebene 10) realisiert. Wenn sich die Schiebemuffe SI N4 mit keinem der sich in der ersten oder zweiten Radebene 9, 10 in Eingriff ist, befindet sie sich in der neutralen Stellung N. S2N5 bezeichnet in Fig. 3 diejenige Schiebemuffe, die auf der zweiten Vorgelegewelle 24 angeordnet ist und analog zur Schiebemuffe SIN4 entweder den zweiten Gang (erste Radebene 9) oder den fünften Gang (zweite Radebene 10) realisiert. Auch die Schaltmuffe S2N5 kann eine neutrale Stellung N einnehmen, in der sie weder mit einem Zahnrad in der ersten Radebene 9 noch mit einem Zahnrad in der zweiten Radebene 10 in Eingriff ist. Allgemein ist für die Schaltelemente jede Bauform und Betätigungsart denkbar, insbesondere axial kurzbauende Ausführungen.
Neben der Position der Schiebemuffen S1 N4, S2N5 gibt das Schaltschema in Fig. 3 auch an, ob eine Kupplung 20 (K in Fig. 3), welche zwischen dem ersten Teil- Antriebsstrang 2 und dem zweiten Teil-Antriebsstrang 3 angeordnet ist und vorzugsweise als eine Reibkupplung, bspw. in Form einer Lamellenkupplung, ausgebildet ist, zu Drehmomentübertragung genutzt wird, d.h. in diesem Fall, dass durch Reibschluss ein Drehmoment über die Kupplung 20 übertragen wird (in Fig. 3 mit„1 " angegeben) oder nicht (in Fig. 3 mit„0" angegeben). Darüber hinaus wird auch die Position einer Schaltmuffe SHNL angegeben, welche die Übersetzung des Planetengetriebes 12 umschaltet.„L",„H" und„N" bezeichnet hierbei drei Möglichkeiten, den Elektromotor zu verwenden, wobei„L" eine niedrigen Geschwindigkeit und einer hohen Übersetzung entspricht,„H" einer hohen Geschwindigkeit entspricht, bei der der Planetensatz verblockt ist (d.h., die Übersetzung des von dem Elektromotor kommenden Drehmoments auf den zweiten Teil-Antriebsstrang 3 ist gleich 1 ) und wobei„N" bedeutet, dass der Elektromotor nicht eingesetzt wird.
Die Schaltung der beiden rein elektrischen Übersetzungen SHNL wird durch reib- oder formschlüssige Bauelemente auf der Reifenseite 13 des Getriebes, vorteilhaft zumin- dest zum Teil innerhalb des Rotors der elektrischen Maschine 1 1 angeordnet. Diese Schaltung wird durch einen gehäusefesten, vorzugsweise elektromechanischen, Aktor betätigt.
Diese Bedeutung ist auch auf die Indizes bei den verschiedenen Gängen übertragbar. Daher gibt es für jeden der Gänge ICE1 bis ICE5 (ICE =„Internal Combustlon Engine"; Verbrennungsmotor) jeweils drei kombinierbare Möglichkeiten, den Elektromotor zu verwenden. Das Rückwärtsfahren (Gang„R" in Fig. 3) sowie das Anfahren („EH" in Fig. 3) werden rein elektrisch (E =„Electric"; EM =„Electric Motor"; elektrisch bzw. Elektromotor) realisiert.
Außerdem sind in Fig. 3 auch die den jeweiligen Gängen entsprechenden Überset- Zungsverhältnisse des Verbrennungsmotors 8 (Übersetzungsverhältnis ICE) und des Elektromotors 1 1 (Übersetzungsverhältnis EM) angegeben.
Fig. 4 zeigt eine beispielhafte geometrische Struktur des Hybridantriebsstrangs 1 . Der erste Teil-Antriebsstrang 2 umfasst in der hier gezeigten beispielhaften Ausführungs- form die Eingangswelle 19, auf welcher zwei Zahnräder 21 , 22 als Festräder (d.h., Zahnräder, die mit der Eingangswelle 19 fest verbunden sind) angeordnet sind, und die unterschiedliche Durchmesser aufweisen, und die erste Vorgelegewelle 23 und die zweite Vorgelegewelle 24, auf denen jeweils zwei Zahnräder 25, 26 bzw. 27, 28 mit unterschiedlichen Durchmessern als Losräder (d.h., die Räder sind mittels einer Hülse auf der jeweiligen Vorgelegewelle 23, 24 angeordnet, eine Drehmomentübertragung ist durch ein in Eingriff bringen einer Schiebemuffe, die hier nicht gezeigt ist, mit dem jeweiligen Losrad realisierbar) angeordnet sind. Hierbei bilden die Zahnräder 21 , 25 und 27 die erste Radebene 9 und die Zahnräder 22, 26 und 28 die zweite Radebene 10 aus. Jede der Vorgelegewellen 23, 24 weist an einem Ende ein Zahnrad 29 bzw. 30 auf, welches mit dem Abtriebswellen-Zahnrad 4 in Eingriff ist. Der Eingriff des Zahnrads 29 mit dem Abtriebswellen-Zahnrad 4 wird in dieser Figur durch einen gestrichelten Pfeil dargestellt. Der zweite Teil-Antriebsstrang 2 umfasst das Planetengetriebe 12, welches ein Hohlrad 31 , Planetenräder 32 und eine Sonnenwelle 33 mit einem Sonnenrad 34 aufweist. Ein Planetenträger 35 ist hierbei teilweise als eine Kupp- lung 20 ausgebildet und weist an seinem den Planetenrädern 32 abgewandten axialen Ende ein Zahnrad 44 auf, welches mit dem Zwischenrad 15 in Eingriff ist. Somit überträgt das Planetengetriebe 12 das von der elektrischen Maschine 1 1 kommende Drehmoment über das Hohlrad 31 , die Planetenräder 32 und den Planetenträger 35 auf das Zwischenrad 15, welches mit dem Abtriebswellen-Zahnrad 4 kämmt. Die Son- nenwelle 33 (und somit das Sonnenrad 34) ist in dieser Ausführungsform als ein feststehendes Element ausgebildet und ist über ein Abstützelement 36 in einem Gehäuse 37 abgestützt. Das Abstützelement 36 kann hierbei bspw. als Schaltmuffe SHNL mit den drei Stellungen„H",„N",„L" (siehe auch Fig. 3) ausgeführt sein, wobei H einer Schaltstellung entspricht, in der der Planetensatz verblockt ist (siehe Fig. 1 1 ), wodurch die Übersetzung des Planetengetriebes 12 gleich 1 ist; N einer Leerlaufstellung entspricht, in der das Drehmoment des Elektromotors nicht übertragen wird, und L einer Stellung entspricht, welche eine hohe Übersetzung realisiert. L wird vorzugsweise bei niedrigen Geschwindigkeiten gewählt, wohingegen H eher bei hohen Geschwindigkeiten eingesetzt wird. Alternativ kann das Abstützelement 36 auch nur die zwei Schaltstellungen„N" und„L" (N als Überdrehschutz) und in einer reduzierten Form als schaltbare Bremse oder als permanente Gehäuseabstützung der Sonne (vorzugsweise bei gering übersetzendem Planetensatz) ausgeführt sein. Das Abstützelement 36 und ggf. die Aktuierung dazu wird vorteilhaft an der Reifenseite 13 des Hybridantriebsstrangs 1 platziert (in dieser Abbildung ganz rechts).
Die Kupplung 20 kann, wie hier dargestellt, im radseitigen Bauraum platziert werden oder wahlweise auch im verbrennungsmotorseitigen Bauraum. In jedem Fall befindet sich die Kupplung 20 linksseitig des Planetengetriebes 12 bzw. der Planetenebene 17.
Das Planetengetriebe 12 ist vorteilhaft innerhalb eines Rotors (nicht gezeigt) der elektrischen Maschine 1 1 angeordnet, kann jedoch alternativ, sofern ausreichend Platz im radseitigen Bauraum vorhanden ist, auch axial neben der elektrischen Maschine 1 1 angeordnet werden.
Die Fign. 5 bis 7 zeigen unterschiedliche beispielhafte Ausführungsformen der Kupplung 20. So ist die Kupplung 20 in den hier gezeigten Ausführungsbeispielen als eine Reibkupplung, bspw. in Form einer Lamellenkupplung, ausgebildet und befindet sich in Fig. 5 und Fig. 6 im radseitigen Bauraum und in Fig. 7 im verbrennungsmotorseiti- gen Bauraum. Sofern die Kupplung 20 im radseitigen Bauraum angeordnet ist, befindet sie sich vorteilhafterweise ganz (siehe Fig. 5), jedoch zumindest teilweise (siehe Fig. 6) innerhalb eines Rotors (hier nicht explizit gezeigt) der elektrischen Maschine 1 1 . Hierbei kann sie bspw. in baulicher Nähe oder im Bauteilverbund zum Planeten- träger 35 des Planetengetriebes 12 ausgebildet sein. In den Ausführungsformen, wie in Fig. 5 und Fig. 6 gezeigt, befindet sich die Kupplung 20 zwischen der dritten Radebene 16 und der Planetenebene 17, wohingegen sie in der in Fig. 7 gezeigten Ausführungsform zwischen der zweiten Radebene 10 und der dritten Radebene 16 ange- ordnet ist. Alternativ zu Fig. 7 kann die Kupplung 20 auf der Verbrennungsmotorseite 14 in der dritten Radebene 16 platziert werden.
Aus Bauraumgründen ist es vorteilhaft, die Kupplung 20 innerhalb des Rotors (nicht dargestellt) der elektrischen Maschine 1 1 anzuordnen. Bei ausreichend Platz im rad- seifigen Bauraum ist jedoch auch eine Ausführung der Kupplung 20 axial neben der elektrischen Maschine 1 1 möglich. Bei der Anordnung der Kupplung 20 auf der Reifenseite 13 ist die Kupplung 20 über eine Hohlwelle mit dem Gang 3 (dem Zwischengang) verbunden. Besonders vorteilhaft handelt es sich bei der Kupplung 20 um eine trockene oder nasse Lamellenkupplung.
Die Aktuierung der Kupplung 20 erfolgt vorzugsweise elektromechanisch bspw. mit einem elektromotorisch angetriebenen Hebel, einer elektromotorisch angetriebenen Zug- / Druckstange oder indem der Elektromotor eine ggf. nichtlinear übersetzte rota- tive oder translatorische Mechanik und ein Axiallager betätigt. Alternativ kann die Ak- tuierung auch hydraulisch über einen Nehmerzylinder mit einem Drucksteuerventil oder über rotierende oder stehende Druckkammern mit Axiallager erfolgen. Auch denkbar ist ein hydrostatisch-elektromotorischer (elektrohydraulischer) Aktor, wie bspw. eine elektromotorisch angetriebene Hydraulikpumpe oder -kolben mit Axiallager). Die Komponenten der Aktuierung sind geometrisch zumindest teilweise inner- halb der elektrischen Maschine 1 1 angeordnet.
Die Fign. 8 und 9 zeigen beispielhafte Ausführungsformen des Abstützelements 36 in Form einer schaltbaren Bremse 38 (Fig. 8) oder einer Schaltung 39 (Fig. 9). Das Abstützelement 36 ist gegenüber dem Getriebegehäuse 37 vorteilhaft trennbar. Dadurch kann die elektrische Maschine 1 1 bei hohen Fahrzeuggeschwindigkeiten vor hohen Drehzahlen geschützt werden. Fig. 8 zeigt hierbei das Abstützelement 36, welches als die schaltbare Bremse 38 ausgebildet ist, bei der eine stehende Schiebemuffe 40 nach rechts auf eine (ggf. synchronisierte) Schaltverzahnung 46 geschoben werden kann, wodurch die Sonnenwelle 33 (und somit das Sonnenrad 34) feststeht.
Besonders vorteilhaft ist es, wenn die Sonnenwelle 33 jedoch nicht nur trennbar son- dem umschaltbar ist (siehe Fig. 9). Die (Um-) Schaltung 39 erfolgt zwischen einer Abstützfunktion, wie in Fig. 8 realisiert (mit dem Gehäuse verbunden; entspricht in Fig. 9 der rechten Position der Schiebemuffe 40), und einer so genannten Verblockungsfunktion (entspricht in Fig. 9 der linken Position der Schiebemuffe 46), in der das Abstützelement 36 mit dem Hohlrad 31 verbunden wird, wodurch die Übersetzung des Planetengetriebes 12 gleich 1 ist.
Hierdurch wird nicht nur die elektrische Maschine 1 1 durch Abtrennung vor hohen Drehzahlen geschützt, sondern sie kann auch bei hoher Fahrzeuggeschwindigkeit noch Zugkraft oder Schubkraft entfalten. Die in Fig. 9 gezeigte Ausführungsform zeigt eine mit der Sonnenwelle 33 drehende Schiebemuffe 40, welche nach rechts (ggf. synchronisiert) auf eine stehende Verzahnung (analog zur Bremse 38) geschoben werden kann. Alternativ kann die Schiebemuffe 40 (ggf. synchronisiert) nach links in eine mit dem Hohlrad 31 drehende Schaltverzahnung geschoben werden, wodurch der Planetensatz verblockt. Das bedeutet, dass keine Relativbewegung zwischen dem Hohlrad 31 , den Planetenrädern 32 und der Sonnenwelle 33 bzw. dem Sonnenrad 34 stattfindet und das von der elektrischen Maschine 1 1 kommende bzw. gestellte bzw. erzeugte Drehmoment direkt über den Planetenträger 35 auf das Abtriebswellen- Zahnrad 4 übertragen wird. Die Schiebemuffe 40 wird bspw. durch eine Schaltgabel oder durch ein Axialbewegungen übertragendes Lager betätigt. Der Aktor hierfür ist bevorzugt elektromecha- nisch oder hydrostatisch und befindet sich am Getriebegehäuse 37.
Die Fign. 10 und 1 1 zeigen beispielhafte Ausführungsformen des Planetengetriebes 12. Das radseitig angeordnete Planetengetriebe 12 bewirkt vorteilhafterweise eine Übersetzung des elektromotorischen Drehmomentes von 1 ,5 bis 2,2, je nach Größe der elektrischen Maschine 1 1 , welche bspw. in Form eines (leistungsfähigen) Elekt- romotors ausgebildet sein kann, was zusammen mit der Übersetzung zwischen dem Zwischenrad 15 und dem Differenzial 6 eine Gesamtübersetzung von 6, 1 bis 9 ergibt.
Das Planetengetriebe 12 ist dazu derart verschaltet, dass die Sonne 33, 34 (z.B. schaltbar) festgebremst wird (siehe Fig. 10), das Hohlrad 31 von der elektrischen Maschine 1 1 angetrieben wird und der Planetenträger 35 mit dem Zwischenrad 15 verbunden wird. Hierbei bildet das Hohlrad 31 vorteilhafterweise eine radial geschachtelte Baueinheit mit dem Rotor (nicht dargestellt) der elektrischen Maschine 1 1 aus. In dieser Verschaltung weist das Planetengetriebe 12, das die gewünschte Übersetzung bewirkt, z.B. folgende Charakteristiken / Werte auf: Zähnezahl des Sonnenrads 34 = 70, Zähnezahl des Hohlrads 31 = 1 10; Zähnezahl der Planetenräder 32 = 20, wobei mehrere (kleine) Planeten 32 am Umfang verteilt sind. Alternativ kann das Planetengetriebe 12 auch eine Zähnezahl des Sonnenrads 34 von 56, eine Zähnezahl des Hohlrads 31 von 84, und eine Zähnezahl der Planetenräder 32 von 14 aufweisen, wobei ebenfalls mehrere (kleine) Planeten am Umfang verteilt sind.
Fig. 1 1 zeigt das Planetengetriebe 12 in dem, wie in Fig. 9 bereits beschriebenen, verblockten Zustand, in dem das Drehmoment der elektrischen Maschine 1 1 direkt (Übersetzung gleich 1 ) zum Planetenträger 35 und somit auf das Zwischenrad 15, übertragen wird.
Fig. 12 zeigt eine mögliche beispielhafte Ausführungsform zur Ankopplung des Verbrennungsmotors 8 an den ersten Teil-Antriebsstrang 2. Hierbei erfolgt die Verbin- dung der Eingangswelle 19 mit dem Verbrennungsmotor 8 über einen, an sich bekannten Drehschwingungsdämpfer 41 , bspw. in Form eines Schwungrades oder eines Zweimassenschwungrades. Zwischen dem Drehschwingungsdämpfer 41 und der Eingangswelle 19 können vorteilhafterweise weitere Bauelemente platziert sein, ggf. auch in serieller oder paralleler Kombination. Zu solchen Bauelementen zählen bspw. ein Freilauf für eine Segelfunktion, ein schaltbarer Freilauf mit Aktor, eine Reibkupplung mit Aktor, eine Klauenkupplung mit Aktor, eine„Flexplate" (Wandlermitnehmerscheibe) zur Isolation von Axial- / Biegebewegungen, eine Riemenscheibe mit Riementrieb und/oder ein Starterkranz, ggf. per Freilauf angebunden ("PES"). In Fig. 12 ist eine Ausführungsform mit der aus den vorigen Figuren bereits bekannten Kupplung 18 gezeigt, welche hier als Reibkupplung, bspw. in Form einer Lamellenkupplung ausgebildet ist. Um Bauraum für die Betätigung der Kupplung 18 zu schaf- fen, kann ein Lager 42 und eine Gehäusewand eines Gehäuses 43 unter das Zahnrad 21 der Eingangswelle 19 gezogen werden. Auch bei anderen Varianten zur Ankopp- lung des Verbrennungsmotors 8 an die Eingangswelle 19 ist eine Nutzung des Bauraums unter dem Zahnrad 21 der Eingangswelle 19 vorteilhaft, z.B. für einen Freilauf oder auch für Klauenkupplungen.
Die Fign. 13 bis 15 zeigen beispielhafte Ausführungsformen der Räderanordnung auf der Verbrennungsmotorseite 14. Die Zahnräder des verbrennungsmotorseitigen Teil- Antriebsstrangs 2 sind, wie bereits erläutert, in drei Radebenen 9, 10 und 16 angeordnet. In der ersten Radebene 9, die räumlich auch den Platz mit der zweiten Radebene 10 vom Verbrennungsmotor 8 her gesehen tauschen kann (wie bspw. in Fig.4 zu erkennen), ist ein großes Festrad (entspricht dem Zahnrad 22 in Fig. 4) auf der Eingangswelle 19 angeordnet, mit dem zwei Losräder (entsprechen den Zahnrädern 26 und 28 in Fig. 4) auf den Vorgelegewellen 23, 24 kämmen. In der zweiten Radebene 10 (siehe Fig. 14) ist ein kleines Festrad (welches dem Zahnrad 21 in Fig. 4 ent- spricht) auf der Eingangswelle 19 angeordnet, das mit zwei großen Losrädern (welche den Zahrädern 25 und 27 in Fig. 4 entsprechen) auf den Vorgelegewellen 23 bzw. 24 kämmt. Die Zahnräder 25 und 27 der Vorgelegewellen 23, 24 kommen sich in Fig. 14 sehr nah, kollidieren jedoch nicht. Fig. 15 zeigt die Wellenanordnung in der dritten Radebene 16, in der sich das große Abtriebswellen-Zahnrad 4 des Differenzials 6 befindet und mit drei kleinen Zahnrädern (entsprechen den Zahnrädern 29, 30 und 15 in Fig. 4) kämmt, wobei eines mit der Vorgelegewelle 23, eines mit der Vorgelegewelle 24 fest verbunden ist, und das dritte Zahnrad dem Zwischenrad 15 entspricht, welches mit einem kleinen Losrad 44 auf der Eingangswelle 19 kämmt. Fig. 16 zeigt eine vergrößerte Darstellung der Fig. 15, um die Lage der Wellen 19, 23, 24, 15 und 6 bzw. die Form des sich daraus bildenden Vierecks zu verdeutlichen, mit dem die Anordnung der Wellen zueinander beschreibbar ist. Die Lage der Wellen bzw. die Form des sich daraus bildenden Vierecks ist durch drei von vier Winkeln α, ß, γ, δ an den jeweiligen Ecken A, B, C; D des Vierecks beschreibbar, der vierte ergibt sich automatisch. Zusammen mit einer Längenangabe, z.B. einem Abstand e zwischen der Eingangswelle 19 und dem Differenzial 6 oder einem Abstand c von der Eingangswelle 19 zur Vorgelegewelle 23, sind dann die Achs- Positionen der Eingangswelle 19, der Vorgelegewelle 23, der Vorgelegewelle 24 und des Differenzials 6 relativ zueinander bestimmt. Zusammen mit einem Nullpunkt, z.B. der Mittelpunkt D der Eingangswelle 19, und einer absoluten Orientierung, z.B. dem Gefälle der Eingangswelle 19 zum Differenzial 6 hin, sind die genannten Achspositionen der Eingangswelle 19, der Vorgelegewellen 23, 24 und des Differenzials 6 dann absolut bestimmt.
Die Innenwinkel des sich durch die Lage der Wellen ergebenden Vierecks weisen hierbei vorteilhafterweise folgende Werte auf: an der Eingangswelle 19, a=86° (85° bis 87°); an der Vorgelegewelle 23, ß=103° (102° bis 104°); an der Vorgelegewelle 24, γ=109° (108° bis 1 10°); und am Differenzial 6, Δ=62° (61 ° bis 63°). Die Abstände a bis e welche den Seitenkantenlängen des Vierecks bzw. einer anderen Verbindungslinienlänge zweier Ecken des Vierecks entspricht, weisen für einen Personenkraftwagen mit Front-Quer-Getriebe vorteilhafterweise folgende Werte auf: c=106 mm (zwischen der Eingangswelle 19 und der Vorgelegewelle 23), d=91 mm (zwischen der Eingangswelle 19 und der Vorgelegewelle 24), a=129 mm (zwischen der Vorgelegewelle 23 und dem Differenzial 6), b=133 mm (zwischen der Vorgelegewelle 24 und dem Differenzial 6) und e=184 mm (zwischen der Eingangswelle 19 und dem Differenzial 6). Die Orientierung des Vierecks sieht hierbei vorteilhafterweise (wegen Bodenfreiheit) ein Gefälle von 10° zwischen der Eingangswelle 19 und dem Differenzial 6 vor.
Die Position des Zwischenrades 15 besitzt zwei weitere Freiheitsgrade, die z.B. relativ zur Eingangswelle 19 beschreibbar sind. Das Zentrum E des Zwischenrades 15 wird bevorzugt oberhalb (zur Vorgelegewelle 23 hin) der Verbindung e zwischen der Eingangswelle 19 und dem Differenzial 6 platziert. Dadurch wird eine Kollision des Zwischenrades 15 mit dem Zahnrad 30 der Vorgelegewelle 24 vermieden. Nachfolgend werden Beispiele für Übersetzungen der verschiedenen Wellen des ersten Teil-Antriebsstrangs 2 aufgeführt.
So beträgt die Übersetzung der Vorgelegewelle 23 zum Differenzial 6 bspw. etwa 4,2 bis 4,4 (z.B. 74/17, 71/16, 67/16 oder ähnlich), die Übersetzung der Vorgelegewelle 24 zum Differenzial 6 bspw. etwa 3,7 (z.B. 74/20, 71/19, 67/18 oder ähnlich) und die Übersetzung der Eingangswelle 19 zum Differenzial 6 (über das Zwischenrad 15) bspw. etwa 4, 1 (z.B. 74/18, 71/17, 67/16 oder ähnlich).
In der ersten Radebene 9 beträgt die Übersetzung der Eingangswelle 19 zur Vorgele- gewelle 23 bspw. etwa 2, 1 (z.B. 58/28, 59/28 oder ähnlich), und zwischen der Eingangswelle 19 und der Vorgelegewelle 24 bspw. etwa 1 ,64 (z.B. 46/28 oder ähnlich).
In der zweiten Radebene 10 beträgt die Übersetzung der Eingangswelle 19 zur Vorgelegewelle 23 bspw. etwa 0,63 ins Schnelle (z.B. 32/51 , 34/51 oder ähnlich) und zwi- sehen der Eingangswelle 19 und der Vorgelegewelle 24 bspw. etwa 0,41 ins Schnelle (z.B. 21/51 oder ähnlich).
Die Schalteinheiten (in den Fign. nicht gezeigt, entsprechen den Schaltmuffen mit den Bezeichnungen SI N4, S2N5 in Fig. 3) der ersten Radebene 9 und der zweiten Radebe- ne 10 befinden sich auf den Vorgelegewellen 23 und 24. Es kann sich hierbei um reine Schiebemuffen (Klauenschaltungen) oder synchronisierte Schalteinheiten oder andere reibschlüssige und/oder kombiniert formschlüssige Schaltelemente handeln.
Die Fign. 17 bis 19 zeigen beispielhafte Ausführungsformen für eine Lagerung des Zwischenrades 15. Hierbei trägt die Gehäusewand des Gehäuses 43, welche das/die Lager des Zwischenrads 15 trägt, vorteilhafterweise in direkter Nähe auch die Lager des Zahnrades 44, welches über die Kupplung 20 mit der Eingangswelle 19 verbindbar ist, und/oder auch Lagerungen der elektrischen Maschine 1 1 (siehe Fig. 17) oder der Eingangswelle 19 (siehe Fig. 18 und Fig. 19). Das Zwischenrad 15 kann, wie in Fig. 19 gezeigt, ggf. auch eine sehr kurze Zwischenwelle 45 sein. Hierbei kann die Lagerung des Zwischenrades 15 bzw. ein das Lager tragende Bauteil (z.B. die Gehäusewand 43 oder ein Blechträger) auf der Reifenseite 13 des Zwischenrades 15 angeordnet sein, wodurch die Verbrennungsmotorseite 14 des Hybridantriebsstrangs 1 besonders kurz wird. Alternativ kann die Lagerung des Zwischenrades 15 auch auf der Verbrennungsmotorseite 14 zwischen der zweiten Radebene 10 und der dritten Radebene 16 oder auch auf beide Seiten verteilt angeordnet sein. Fig. 20 zeigt ein Flussdiagramm bzw. Ablaufdiagramm zur Darstellung eines Ablaufs für einen Gangwechsel vom Gang 2 zu Gang 3. Der Gang 2 wird hierbei in der zweiten Radebene 10 mittels einer formschlüssig umgesetzten / realisierten Übersetzung realisiert, wohingegen der Gang 3 über die Kupplung 20 und das Zwischenrad 15 reibschlüssig realisiert bzw. umgesetzt wird. In einem ersten Schritt S1 wird das Drehmoment des Verbrennungsmotors 8 reduziert, wobei gleichzeitig das Drehmoment der elektrischen Maschine 1 1 erhöht wird. Sobald die Schiebemuffe, welche mit dem Zahnrad für Gang 2 in Eingriff ist, zugkraftfrei ist, wird diese ausgelegt, d.h., die drehmomentübertragende Verbindung mit dem dem Gang 2 entsprechenden Zahnrad wird gelöst (Schritt S2). Anschließend wird im Schritt S3 die Drehzahl des Verbren- nungsmotors 8, vorteilhafterweise mit Hilfe einer Regelung, in Richtung der Zieldrehzahl des Gangs 3 reduziert. Anschließend erfolgt das Einrücken der Kupplung 20 des Gangs 3 und ggf. auch der Kupplung 18 am Verbrennungsmotor 8 (Schritt S4). Abschließend kann optional, je nach Batteriezustand eine vollständige oder teilweise Umkehrung von Schritt S1 erfolgen (Schritt S5).
Bei dem in Fig. 20 gezeigten Gangwechselvorgang handelt es sich um einen Gangwechsel von einem formschlüssigen Gang zu einem reibschlüssigen (Zwischen-) Gang und muss nicht zwingenderweise einem Wechsel von Gang 2 zu Gang 3 entsprechen, sondern kann auch, abhängig von der Position des Zwischengangs, bspw. ein Gangwechsel von Gang 3 zu Gang 4 sein, wobei Gang 4 dann dem reibschlüssigen Zwischengang entspricht. Ein formschlüssiger Gang beschreibt hierbei einen Gang, bei dem die Drehmomentübertragung über einen Formschluss realisiert wird, wohingegen ein reibschlüssiger Gang einen Gang beschreibt, bei dem die Drehmomentübertragung über einen Reibschluss realisiert wird.
Fig. 21 zeigt ein Flussdiagramm zur Beschreibung des Ablaufs eines Gangwechsels von Gang 4 zu Gang 5, wobei bei diesen beiden Gängen die Übersetzung jeweils formschlüssig realisiert / umgesetzt wird. In einem ersten Schritt V1 wird, analog zum Schritt S1 in Fig. 20, das Drehmoment des Verbrennungsmotors 8 reduziert und gleichzeitig das Drehmoment der elektrischen Maschine 1 1 erhöht. Anschließend wird die Schiebemuffe, welche mit Gang 4 in Eingriff ist, ausgelegt und zusätzlich, falls vorhanden, die Kupplung 18 ausgerückt (Schritt V2), wodurch der Verbrennungsmotor 8 von der Eingangswelle 19 getrennt wird und kein Drehmoment mehr vom Verbrennungsmotor 8 auf die Eingangswelle 19 übertragen wird.
Als nächster Schritt (Schritt V3) erfolgt die Reduzierung (bspw. mit Hilfe einer Rege- lung) der Drehzahl des Verbrennungsmotors 8 in Richtung der Zieldrehzahl des Ganges 5. Sobald sich dieser angenähert wird, erfolgt die Synchronisation und das Einlegen des fünften Ganges und ggf. anschließend das Einrücken der Kupplung 18 (Schritt V4). Dadurch wird wieder Drehmoment vom Verbrennungsmotor 8 auf die Eingangswelle 19 übertragen. Abschließend kann optional, je nach Batteriezustand die vollständige oder teilweise Umkehrung von Schritt V1 erfolgen (Schritt V5).
Bei dem in Fig. 21 gezeigten Gangwechselvorgang handelt es sich um einen Gangwechsel von einem formschlüssigen Gang zu einem anderen formschlüssigen Gang. Die Gänge 4 und 5 sind hierbei als beispielhaft anzusehen und das Verfahren bzw. der Vorgang kann bspw. auch auf den Gangwechselvorgang von Gang 1 zu Gang 2 o.ä. angewendet werden.
Fig. 22 zeigt ein Flussdiagramm, welches das Starten des Verbrennungsmotors 8 während einer rein elektrisch angetriebenen Fahrt erläutert und Fig. 23 detailliert die Schritte zum Starten des Verbrennungsmotors 8. Ausgangspunkt dieses Flussdiagramms ist eine rein elektrische Fahrt (Schritt Z1 ), d.h. das auf das Differenzial 6 übertragene Drehmoment wird ausschließlich von der elektrischen Maschine 1 1 erzeugt. Ist der Batteriestand gering oder die Geschwindigkeit hoch (JA in Schritt Z2 in Fig. 22) wird der Verbrennungsmotor 8 gestartet (Schritt Z3). Anschließend erfolgt die Weiterfahrt mit dem Verbrennungsmotor 8 oder im Hybridmodus im dritten Gang (Schritt Z4). Weitere Gangwechsel sind situationsabhängig und hängen von der Geschwindigkeit und/oder der Pedalstellung ab (Schritt Z5).
Ist jedoch weder der Fall eines geringen Batteriestandes noch einer hohen Geschwindigkeit gegeben (NEIN in Schritt Z2 in Fig. 22) wird die rein elektrisch angetriebene Fahrt fortgesetzt (Schritt Z1 ). Für den Fall, dass der Verbrennungsmotor 8 bei Schritt Z3 gestartet wird, werden die in Fig. 23 gezeigten Teilschritte durchlaufen. Zum Starten des Verbrennungsmotors 8 wird zunächst die Kupplung 20 des Gangs 3 eingerückt und gleichzeitig das Drehmoment der elektrischen Maschine 1 1 um den Wert des Reibmoments der Kupplung 20 erhöht (Schritt Z31 ). Anschließend wird der Verbrennungsmotor 8 aktiviert (Einspritz-, Zündprozesse, etc.), sobald dessen Drehzahl bspw. 300 U/min. überschreitet (Schritt Z32). In dem nachfolgenden Schritt Z33 wird die Kupplung 20 des Gangs 3 ausgerückt und gleichzeitig das Drehmoment der elektrischen Maschine 1 1 reduziert (Umkehrung von Schritt Z31 ). Sobald die Drehzahl des Verbrennungsmotors 8 oberhalb der Drehzahl in Gang 3 liegt, wird die Kupplung 20 des Gangs 3 eingerückt und gleichzeitig das Drehmoment der elektrischen Maschine 1 1 um den Wert des Reibmoments der Kupplung 20 reduziert (Schritt Z34). Sobald der Schlupf an der Kupplung 20 verschwindet, wird abschließend in Schritt Z35 das Drehmoment der elektrischen Maschine 1 1 um den Wert des Drehmoments des Verbrennungsmotors 8 (bis ins Negative) reduziert.
Bezugszeichenliste Hybridantriebsstrang
erster Teil-Antriebsstrang
zweiter Teil-Antriebsstrang
Abtriebswellen-Zahnrad
Final-Drive-Rad
Differenzial
Rad
Verbrennungsmotor
erste Radebene
zweite Radebene
elektrische Maschine
Planetengetriebe
Reifenseite
Verbrennungsmotorseite
Zwischenrad
dritte Radebene
Planetenebene
Kupplung
Eingangswelle
Kupplung
Zahnrad
Zahnrad
erste Vorgelegewelle
zweite Vorgelegewelle
Zahnrad
Zahnrad
Zahnrad
Zahnrad
Zahnrad
Zahnrad
Hohlrad 32 Planetenrad
33 Sonnenwelle
34 Sonnenrad
35 Planetenträger
36 Abstützelement
37 Gehäuse
38 Bremse
39 Umschaltung
40 Schiebemuffe
41 Drehschwingungsdämpfer
42 Lager
43 Gehäuse
44 Zahnrad
45 Zwischenwelle
46 Schaltverzahnung a, ß, Y, Δ Winkel
a, b, c, d, e Abstand
A, B, C, D Eckpunkte des Vierecks
E Mittelpunkt des Zwischenrads

Claims

Patentansprüche
1 . Hybridantriebsstrang (1 ), mit
einem verbrennungskraftmotorisch antreibbaren ersten Teil-Antriebsstrang (2) und
einem elektromotorisch antreibbaren zweiten Teil-Antriebsstrang (3), wobei der erste Teil-Antriebsstrang (2) ein erstes Getriebe beinhaltet und der zweite Teil-Antriebsstrang (3) ein als ein Planetengetriebe (12) ausgebildetes zweites Getriebe beinhaltet,
Drehmoment des ersten Teil-Antriebsstrangs (2) entweder über das erste Getriebe oder über ein mit dem ersten Teil-Antriebsstrang (2) reibkuppelbares Zwischenrad (15) auf ein Abtriebswellen-Zahnrad (4) übertragbar ist und
Drehmoment des zweiten Teil-Antriebsstrangs (3) über einen Planetenträger (35) des Planetengetriebes (12) und das Zwischenrad (15) auf das Abtriebswellen- Zahnrad (4) übertragbar ist,
dadurch gekennzeichnet, dass
eine geometrische Anordnung des Planetengetriebes (12) so gewählt ist, dass das elektromotorisch erzeugte Drehmoment über ein Hohlrad (31 ) des Planetengetriebes (12) zuführbar ist.
2. Hybridantriebsstrang (1 ) gemäß Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass der erste Teil-Antriebsstrang (2) und der zweite Teil-Antriebsstrang (3) reibkuppelbar drehmomentübertragend miteinander verbindbar sind und diese Reibkupplung räumlich zwischen dem Planetengetriebe (12) und dem ersten Teil- Antriebsstrang (2) angeordnet ist.
3. Hybridantriebsstrang (1 ) gemäß Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass das erste Getriebe als ein Zahnradstufengetriebe ausgebildet ist, welches Zahnräder (21 , 22, 25, 26, 27, 28) besitzt, die wenigstens in einer ersten Radebene (9) und einer zweiten Radebene (10) angeordnet sind.
4. Hybridantriebsstrang (1 ) gemäß Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass eine Übersetzung des Zwischenrads (15) einen Übersetzungssprung von der ersten Radebene (9) zu der zweiten Radebene (10) in zwei Übersetzungssprünge aufteilt.
5. Hybridantriebsstrang (1 ) gemäß Anspruch 3 oder 4, dadurch gekennzeichnet, dass die erste Radebene (9) den Gängen 1 und 2 entspricht, die zweite Radebene (10) den Gängen 4 und 5 entspricht und das Zwischenrad (15) eine dritte Radebene (16) bildet und dem Gang 3 entspricht.
6. Hybridantriebsstrang (1 ) gemäß einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass das erste Getriebe mindestens zwei schaltbare Übersetzungen auf eine erste Vorgelegewelle (23) und mindestens zwei schaltbare Übersetzungen auf eine zweite Vorgelewelle (24) aufweist.
7. Hybridantriebsstrang (1 ) gemäß Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass von einer Eingangswelle (19) des ersten Teil-Antriebsstrangs (2) aus gesehen ein Winkel zwischen der ersten Vorgelegewelle (23) und der zweiten Vorgelegewelle (24) 85° bis 87° beträgt und von der Abtriebswelle aus gesehen ein Winkel zwischen der ersten Vorgelegewelle (23) und der zweiten Vorgelegewelle (24) 61 ° bis 63° beträgt und von den Vorgelegewellen (23, 24) aus gesehen ein Winkel zwischen der Eingangswelle (19) und der Abtriebswelle 102° bis 1 12° beträgt und der Mittelpunkt (E) des Zwischenrads (15) auf derjenigen Seite der Verbindungslinie (e) zwischen der Eingangswelle (19) und der Abtriebswelle liegt, auf der diejenige Vorgelegewelle (23) mit dem ersten Gang liegt.
8. Hybridantriebsstrang (1 ) gemäß einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass das zur Drehmomentübertragung von der elektrischen Maschine (1 1 ) auf die Abtriebswelle genutzte Planetengetriebe (12) sich zumindest teilweise im Inneren eines Rotors der elektrischen Maschine (1 1 ) befindet.
9. Hybridantriebsstrang (1 ) gemäß einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Übersetzung des elektromotorisch erzeugten Drehmoments umschaltbar ist, indem die Sonne (34) des Planetengetriebes (12) umschaltbar mit einem Gehäuse (37) oder mit einem anderen Anschluss des Planetengetriebes (12) verbindbar ist. Hybridantriebsstrang (1 ) gemäß einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass zum Gangwechsel von einem zweiten Gang zu einem dritten Gang
ein verbrennungskraftmotorisch erzeugtes Drehmoment bei gleichzeitiger Erhöhung des elektromotorisch erzeugten Drehmoments reduziert wird;
eine Schiebemuffe aus dem zweiten Gang umgelegt wird, wenn die Schiebemuffe zugkraftfrei ist;
die Drehzahl einer Verbrennungskraftmaschine (8) in Richtung der Zieldrehzahl des dritten Gangs reduziert wird; und eineReibkupplung im Momentenfluss des Zwischenrades (15) eingerückt wird.
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