WO2018108446A1 - Automatgetriebe - Google Patents

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WO2018108446A1
WO2018108446A1 PCT/EP2017/079551 EP2017079551W WO2018108446A1 WO 2018108446 A1 WO2018108446 A1 WO 2018108446A1 EP 2017079551 W EP2017079551 W EP 2017079551W WO 2018108446 A1 WO2018108446 A1 WO 2018108446A1
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WO
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torque
conducting
gear
planetary gear
planetary
Prior art date
Application number
PCT/EP2017/079551
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English (en)
French (fr)
Inventor
Peter Ziemer
Andreas Beisswenger
Christoph Margraf
Stefan Brom
Kai BORNTRÄGER
Michael Trübenbach
Johannes Glückler
Original Assignee
Zf Friedrichshafen Ag
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Zf Friedrichshafen Ag filed Critical Zf Friedrichshafen Ag
Priority to US16/462,280 priority Critical patent/US11193559B2/en
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    • F16H3/00—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion
    • F16H3/44—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion using gears having orbital motion
    • F16H3/62—Gearings having three or more central gears
    • F16H3/66—Gearings having three or more central gears composed of a number of gear trains without drive passing from one train to another
    • 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
    • F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
    • F16H2200/003—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of forward speeds
    • F16H2200/0069—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of forward speeds the gear ratios comprising ten forward speeds
    • 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
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    • F16H2200/0082—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of reverse speeds
    • F16H2200/0086—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of reverse speeds the gear ratios comprising two reverse speeds
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    • F16H2200/2002—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the number of sets of orbital gears
    • F16H2200/2015—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the number of sets of orbital gears with five sets of orbital gears
    • 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
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    • F16H2200/203—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the engaging friction means not of the freewheel type, e.g. friction clutches or brakes
    • F16H2200/2046—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the engaging friction means not of the freewheel type, e.g. friction clutches or brakes with six engaging means

Definitions

  • the present invention relates to an automatic transmission in planetary design with a plurality of switching elements for switching a plurality of ratios between the drive shaft and the output shaft of the automatic transmission, according to the preamble of patent claim 1.
  • the four planetary gear sets are herein denoted by RS1, RS2, RS3, RS4 and arranged in a transmission housing GG of the automatic transmission in succession in the order "RS1 - RS2 - RS3 - RS4.”
  • Each of these four planetary gear sets RS1, RS2, RS3, RS4 comprises a sun gear, a ring gear and a planet carrier with planetary gear carrier rotatably mounted on this planet carrier that mesh with sun gear and ring gear.
  • the five switching elements are designated in Figure 1 with the letters A to E.
  • the automatic transmission comprises eight rotatable shafts, which are designated in Figure 1 with the numbers 1 to 8.
  • the planetary gear carrier ST2 of the second planetary gear set RS2 forms the first rotatable shaft 1 embodied as the transmission input shaft AN.
  • the planet carrier ST4 of the fourth planetary gear set RS4 forms the second rotary shaft 2 as the transmission output shaft AB.
  • the sun gear SO1 of the first planetary gearset RS1 and the sun gear SO2 of the second planetary gearset RS2 are permanently connected to each other and form the third rotatable shaft 3.
  • the ring gear HO1 of the first planetary gearset RS1 forms the fifth rotatable shaft 5.
  • the ring gear HO3 of the third planetary gearset RS3 and the sun gear SO4 of the fourth planetary gearset RS4 are permanently connected to each other and form the seventh rotatable shaft 7.
  • the planet carrier ST3 of the third planetary gear set RS3 forms the eighth rotary shaft 8.
  • the first switching element A is designed as a brake and arranged in the power flow between the third rotatable shaft 3 and the transmission housing GG.
  • the second switching element B is designed as a brake and arranged in the power flow between the fifth rotatable shaft 5 and the transmission housing GG.
  • the third switching element C is designed as a clutch and arranged in the power flow between the first and sixth rotatable shaft 1, 6.
  • the fourth switching element D is designed as a coupling and in the power flow between the second and eighth rotatable shaft 2, 8 arranged, so that the third planetary gear set RS3 can be brought by closing the fourth switching element D in the power flow of the transmission.
  • the fifth switching element E is designed as a clutch and arranged in the power flow between the sixth and seventh rotatable shaft 6, 7, so that when the fifth switching element E is closed, sun gear SO3, planet carrier ST3 and ring gear HO3 of the third planetary gearset RS3 with the same Rotate speed.
  • the sixth rotatable shaft of the transmission is now formed solely by the sun gear "72" of the fourth planetary gear set "22", so that the fifth shift element "82", which in the power flow between the sun gear "72" of the fourth planetary gear set "22” and the sun “ 52 “of the third planetary gear set” 20 “is arranged in the closed state no longer leads automatically to blocking of the third planetary gear set” 20 ".
  • the fourth and fifth switching element "84", "82” must be closed simultaneously.
  • the present invention has for its object to further develop these known from the prior art automatic transmission, especially in terms of modular application with an adaptable to the particular application high number of gears.
  • the invention is based on an automatic transmission which has a transmission housing, a rotatable transmission input shaft, a rotatable one
  • Transmission output shaft, a first, second, third and fourth planetary gear set each having three elements and a first, second, third, fourth and fifth switching element for switching different ratios between transmission input shaft comprises.
  • the second element of the second planetary gear set forms the transmission input shaft
  • the second element of the fourth planetary gear train forms the transmission output shaft.
  • the first element of the first planetary gear set can be fixed via the first switching element on the transmission housing.
  • the second element of the first planetary gear set and the third element of the fourth planetary gear set are permanently connected to each other.
  • the third element of the first planetary gear set can be fixed via the second switching element on the transmission housing.
  • the first element of the fourth planetary gear set is connectable via the third switching element with the second element of the second planetary gear set.
  • the third element of the second planetary gear set and the first element of the third planetary gear set are constantly connected to each other and connectable via the fifth switching element with the first element of the fourth planetary gear set.
  • one element of the fourth planetary gearset is constantly connected to one element of the third planetary gear set, while another element of the fourth planetary gearset is connected to the other via the fourth shifting element Element of the third planetary gear set is connectable.
  • the automatic transmission additionally comprises a fifth planetary gearset with three elements and additionally a sixth shifting element.
  • the first element of the fifth planetary gear set is constantly connected to the third element of the second planetary gear set, while the third element of the fifth planetary gear set is continuously connected to the first element of the first planetary gear set (RS1).
  • the second element of the fifth planetary gear set is constantly connected to the first element of the second planetary gear set and fixed via the sixth switching element on the transmission housing.
  • element of a planetary gear set is understood to mean a sun gear, a planet carrier or a ring gear of this planetary gear set.
  • the first element of the fourth planetary gear set is continuously connected to the third element of the third planetary gear set, while the second element of the fourth planetary gear set via the fourth switching element with the second element of the third planetary gear set is connectable.
  • the second element of the fourth planetary gear set is continuously connected to the second element of the third planetary gear set, while the first element of the fourth planetary gear set via the fourth switching element with the third element of the third planetary gear set is connectable.
  • Each of the planetary gear sets may be configured as a minus planetary gear set or as a plus planetary gear set.
  • Each planetary gear has a sun gear designed as a first element.
  • Each planetary gear set designed as a minus planetary gear set has a second element configured as a planet carrier and a third element designed as a ring gear, while each planetary gearset designed as a plus planetary gearset has a second element configured as a ring gear and a third element designed as a planetary gear carrier.
  • a minus planetary gear set is known to have a planet carrier with rotatably mounted planetary gears, all of which mesh with the sun gear and ring gear of this planetary gear set.
  • a plus planetary gearset has a known planetary carrier with rotatably mounted inner and outer planetary gears, each of the inner planetary gears meshing with an outer planetary gear and with the sun gear of the plus planetary, while each of the outer planetary gears, each with an inner planetary gear and the ring gear of the positive planetary gear meshes.
  • the automatic transmission according to the invention which is particularly suitable for use in the drive train of a motor vehicle, compared to the generic state of the art on a separate kinematics, using the now six switching elements up to ten forward gears meaningful for practice with translations and for the Practice meaningful gear ratio are switchable.
  • up to two reverse gears are switchable.
  • three of the six shift elements are closed in each gear, with only one of the previously closed shift elements being opened and a previously open shift element being closed when changing from one gear to the following higher or lower gear, so that in the sequential upshift and switching back by one gear so-called group circuits can be avoided.
  • the following shift logic or gear logic can be provided:
  • the second, third and sixth shift element are torque-conducting.
  • the second, fifth and sixth switching element are torque-conducting, alternatively the first, second and third switching element.
  • the first, second and fifth switching element are torque-conducting.
  • the second, third and fifth switching element are torque-conducting.
  • the second, fourth and fifth switching element are torque-conducting.
  • the second, third and fourth switching element are torque-conducting.
  • the third, fourth and fifth switching element are torque-conducting.
  • the third, fourth and fifth switching element are torque-conducting.
  • the third, fourth and fifth switching element are torque-conducting.
  • the first, third and fourth switching element are torque-conducting, alternatively the third, fourth and sixth switching element.
  • the first, fourth and fifth switching element are torque-leading.
  • the fourth, fifth and sixth switching element are torque-conducting.
  • the first reverse gear the first, second and fourth switching element are torque-conducting, while in the second reverse gear, the second, fourth and sixth switching element are torque-conducting.
  • This exemplary switching logic allows a maximum number of gears and a maximum high spread, which is particularly good for a gearbox modular system with variants of different number of gears good prerequisites.
  • the first forward gear as crawler forward gear with very large starting gear ratio
  • the first reverse gear as crawler reverse gear with very large starting gear and these two crawler gears only in certain types of vehicles - for example, commercial vehicle, pick-up or off-road vehicle - to allow on the control side.
  • these crawler gears are only situationally controllable in the transmission, for example in conjunction with a special driver command in an off-road vehicle.
  • the shift logic proposed for a 10-speed automatic transmission results in a variant attractive in spreading and gear grading when the original first forward speed is separated or eliminated as crawler forward speed, and when the original first reverse speed is separated or eliminated as crawler reverse speed .
  • Such a modified shift logic results in an automatic transmission with nine group-shift-free forward gears and a reverse gear, with the option of an additional crawler forward gear and the option of an additional crawler reverse gear.
  • Another option based on the proposed for a 10-speed automatic transmission shifting logic is the saving of the original seventh forward gear, so that such a modified shift logic, an automatic transmission with at least eight group circuit switchable forward gears and at least one reverse gear without sacrificing the spread when the Option to be maintained on the additional crawler forward gear and the additional crawler reverse gear.
  • the here proposed saving the direct gear of the 10-speed automatic transmission will hardly have any effect in view of the still very fine gradation in practice.
  • the automatic transmission according to the invention in a particularly advantageous manner allows modular use in motor vehicles with different number of gears, without having to change the automatic transmission for this purpose constructively.
  • the structural design of the automatic transmission can be varied within wide limits.
  • all planetary gear sets are each low-efficiency designed as minus planetary gear, the planet gears mesh with sun gear and ring gear of this planetary gear set.
  • one or more of the planetary gear sets may each be designed as a plus planetary gear, which allows alternative spatial arrangement of individual switching elements within the transmission housing.
  • the spatial arrangement of the five planetary gear sets in the housing of the automatic transmission it is proposed in one embodiment to arrange the five planetary gear sets coaxially with each other and one behind the other in the axial direction in the defined order "first, fifth, second, third, fourth planetary gear sets.”
  • the first planetary gearset is the planetary gearset of the planetary gearset group facing the drive of the automatic transmission.
  • the switching elements designed as a brake first switching element and designed as a brake additional sixth switching element are arranged on that side of the first planetary gear, which faces away from the fifth planetary gear set.
  • the trained as a brake second switching element is seen in the axial direction preferably arranged in a region radially above the first planetary gear.
  • the third switching element designed as a clutch, the fourth shifting element designed as a clutch and the fifth shifting element designed as a clutch are preferably arranged axially next to one another between the third and fourth planetary gear set, the fifth shifting element adjacent to the third planetary gearset and the fourth shifting element adjacent to the fourth Planetary gear, so that the third switching element between the fourth and fifth switching element is arranged.
  • an automatic transmission according to the invention in particular for passenger cars and light commercial vehicles in practice useful translations with very large overall spread in terms of drivability favorable gear ratio, which has a positive effect on the desired low fuel consumption.
  • the automatic transmission according to the invention is also characterized by a good efficiency.
  • a gethebeexternes starting element can be configured in a conventional manner, for example, as a hydrodynamic torque converter (preferably with lockup clutch), as a so-called dry startup clutch, as a so-called wet startup clutch, as a magnetic powder clutch or centrifugal clutch.
  • the transmission-external starting element can also be arranged downstream of the automatic transmission in the direction of flow of force, in which case the drive shaft of the automatic transmission is permanently rotationally or rotationally connected to the crankshaft of the drive motor.
  • a gear-internal starting element is in particular designed as a brake second switching element, which is in the described transmission design as a 10-speed automatic transmission in the first six forward gears and in two reverse gears torque.
  • the automatic transmission according to the invention is designed such that an adaptability to different drive train configurations is made possible both in the power flow direction as well as in space.
  • different gear jumps result, so that an application- or vehicle-specific variation is made possible.
  • drive and output of the automatic transmission either coaxially or axially parallel to each other.
  • an axle differential and / or a distributor differential can be arranged on the drive side or on the output side of the automatic transmission. It is also possible to provide additional freewheels at any suitable point on the automatic transmission, for example between a shaft and the housing or, if necessary, to connect two shafts.
  • a wear-free brake such as a hydraulic or electric retarder may be arranged, which in particular for use in commercial vehicles of is of particular importance. Also may be provided to drive additional units on each shaft, preferably on the drive shaft or the output shaft, a power take-off.
  • Another advantage of the automatic transmission according to the invention is that it is well suited for use in a hybrid powertrain.
  • an electric machine as a generator and / or as an additional drive machine attachable.
  • such an electric machine is to be coupled directly to the transmission input shaft or directly to the transmission output shaft.
  • the proposed wheelset concept also makes it possible to couple such an electric machine in a structurally simple manner directly to the ninth rotary shaft or directly to the third rotatable shaft, so that the electric machine can then apply support torque in the context of individual gear change circuits.
  • the switching elements used can be designed as a load-shifting clutches or brakes.
  • non-positive clutches or brakes - such as multi-plate clutches, band brakes and / or cone clutches - can be used.
  • positive brakes and / or clutches - such as synchronizers or dog clutches - can be used.
  • Fig. 1 is a schematic representation of the from the prior
  • FIG. 2 is a schematic representation of a first embodiment of an automatic transmission according to the invention
  • 3 shows an exemplary circuit diagram for the automatic transmission according to FIG. 2
  • Fig. 4 is a schematic representation of a second embodiment of an automatic transmission according to the invention.
  • FIG. 2 shows a Radsatzschema a first embodiment of an automatic transmission according to the invention.
  • the transmission GE embodied as an automatic transmission comprises a transmission input shaft AN, a transmission output shaft AB, five planetary gear sets RS1, RS2, RS3, RS4 and RS5 and six shifting elements A, B, C, D, E and F, all in a transmission housing GG of the transmission GE are arranged.
  • the five planetary gear sets RS1, RS2, RS, RS4, RS5 are spatially arranged by way of example coaxially to one another and axially one behind the other, here by way of example in the order "RS1 - RS5 - RS2 - RS3 - RS4", the first planetary gearset RS1 facing a drive of the transmission GE
  • the transmission GE comprises nine rotatable shafts, which are designated by the numbers 1 to 9 in FIG. 2, the first rotatable shaft 1 serving as the transmission input shaft AN while the second rotatable shaft 2 serving as the transmission output shaft AB
  • the gearbox GE can be driven, for example, by an internal combustion engine whose rotatable crankshaft is operatively connected to the transmission input shaft AN of the transmission GE, for example via a starting element designed as a torque converter.
  • a starting element designed as a torque converter.
  • the drive of the transmission GE in Figure 2 is not shown in detail.
  • the person skilled in the art will also provide another starting element, such as a starting clutch.
  • Each of the five planetary gear sets RS1, RS2, RS, RS4, RS5 is low-efficiency as a so-called minus planetary gear set comprising three elements executed.
  • the first planetary gear set RS1 includes as its first element a sun gear SO1, as its second element a Planetenradtrager ST1, as its third element, a ring gear HO1.
  • a sun gear SO1 As its second element a Planetenradtrager ST1, as its third element, a ring gear HO1.
  • the second planetary gearset RS2 includes as its first element a sun gear SO2, as its second element a Planetenradträ- ger ST2, as its third element, a ring gear HO2.
  • the second planetary gearset RS2 as a minus planetary gear planetary gears PL2 are rotatably mounted on the planet ST2, all mesh with sun gear SO2 and ring gear HO2.
  • the third planetary gearset RS3 comprises as its first element a sun gear SO3, as its second element a planet carrier ST3, as its third element a ring gear HO3.
  • Corresponding to the design of the third planetary gear set RS3 as a minus planetary gear set planetary gears PL3 are rotatably mounted on the planet carrier ST3, all of which mesh with sun gear SO3 and ring gear HO3.
  • the fourth planetary gearset RS4 comprises as its first element a sun gear SO4, as its second element a planet carrier ST4, as its third element a ring gear HO4.
  • planetary gears PL4 are rotatably mounted on the planet carrier ST4 and mesh with the sun gear SO4 and the ring gear HO4.
  • the fifth planetary gearset RS5 comprises as its first element a sun gear SO5, as its second element a planet carrier ST5, as its third element a ring gear HO5.
  • the planetary gear ST2 of the second planetary gear set RS2 forms the first rotatable shaft 1 of the transmission GE and thus the transmission input shaft AN.
  • the Planetenradtrager ST4 of the fourth planetary gearset RS4 forms the second rotatable shaft 2 of the transmission GE and thus the transmission output shaft AB.
  • the sun gear SO1 of the first planetary gearset RS1 and the ring gear HO5 of the fifth planetary gearset RS5 are constantly connected to each other and together form the third rotatable shaft 3 of the transmission GE.
  • the Planetenradtrager ST1 of the first planetary gearset RS1 and the ring gear HO4 of the fourth planetary gearset RS4 are constantly connected to each other and together form the fourth rotatable shaft 4 of the transmission GE.
  • the ring gear HO1 of the first planetary gearset RS1 forms the fifth rotatable shaft 5 of the transmission GE.
  • the ring gear HO3 of the third planetary gear set RS3 and the sun gear SO4 of the fourth planetary gear set RS4 are permanently connected to each other and together form the sixth rotatable shaft 6 of the transmission GE.
  • the sun gear SO5 of the fifth planetary gear set RS5, the hooter HO2 of the second planetary gear set RS2 and the sun gear SO3 of the third planetary gear set RS3 are permanently connected to each other and together form the seventh rotary shaft 7 of the transmission GE.
  • the planet carrier ST3 of the third planetary gear set RS3 forms the eighth rotary shaft 8 of the transmission GE.
  • the planet carrier ST5 of the fifth planetary gearset RS5 and the sun gear SO2 of the second planetary gearset RS2 are constantly connected to each other and together form the ninth rotatable shaft 9 of the transmission GE.
  • the first switching element A is designed as a brake and arranged in the power flow between the third rotatable shaft 3 and the gearbox GG, so that when the first switching element A is closed, the Sun gear SO1 of the first planetary gearset RS1 and the ring gear HO5 of the fifth planetary gear set RS5 together are fixed to the transmission housing GG.
  • the second shift element B is designed as a brake and arranged in the power flow between the fifth rotatable shaft 5 and the transmission housing GG, so that when the second shift element B is closed, the ring gear HO1 of the first planetary gear set RS1 is fixed to the transmission housing GG.
  • the third switching element C is designed as a clutch and arranged in the power flow between the first and sixth rotatable shaft 1, 6, so that when the third switching element C is closed, the ring gear HO3 of the third planetary gearset RS3 and the sun gear SO4 of the fourth planetary gearset RS4 together with the planet carrier ST2 of the second planetary gearset RS2 - that is connected to the transmission input shaft AN -.
  • the fourth shift element D is designed as a clutch and arranged in the power flow between the second and eighth rotatable shaft 2, 8, so that when the fourth shift element D is closed, the planet carrier ST3 of the third planetary gearset RS3 with the planet carrier ST4 of the fourth planetary gearset RS4 - So with the transmission output shaft AB - is connected.
  • the fifth shift element E is formed as a clutch and arranged in the power flow between the sixth and seventh rotatable shaft 6, 7, so that when the fifth shift element E is closed, the third planetary RS3 is locked, a state in the sun gear SO3, planet carrier Rotate ST3 and ring gear HO3 at the same speed.
  • the sixth switching element F is designed as a brake and arranged in the power flow between the ninth rotary shaft 9 and the gearbox GG, so that when the sixth switching element F is closed, the sun gear SO2 of the first planetary gear set RS1 and the planet carrier ST5 of the fifth planetary gear set RS5 together are fixed to the transmission housing GG.
  • Switchable is the gear GE via its six switching elements A, B, C, D, E and F, which are all exemplified in Figure 2 as Reibschaltimplantation with fins as friction elements.
  • the spatial arrangement in the transmission housing GG is described in more detail.
  • the spatial arrangement of the five planetary gear sets RS1, RS2, RS3, RS4, RS5 in series one behind the other in the sequence "RS1 RS5 RS2 RS3 RS4" in conjunction with the Radsatzkinematik invention constructively allows the formation of a very compact wheel set assembly comprising the first fifth and second planetary gear set RS1, RS5, RS2 on one side of the connection connecting the planet carrier ST2 of the second planetary gear set RS2 to the transmission input shaft AN, the fifth planetary gear set RS5 constituting the middle planetary gear set of this gear set assembly having a side axially immediately adjacent to On the other side of the connection connecting the planet carrier ST2 of the second planetary gear set RS2 to the transmission input shaft AN, in this case the third planetary gearset RS3 is axially adjacent.
  • the brake B whose inner disk carrier is permanently connected to the ring gear HO1 of the first planetary gear set RS1, is arranged in FIG. 2 with its friction element formed as a disk set radially over the first planetary gear set RS1 on a large diameter in the region of the cylindrical inner wall of the gear housing GG ,
  • the outer disk carrier of the brake B may be integrated in the transmission housing GG.
  • the inner disk carrier of the brake B and the ring gear HO1 of the first planetary gear set RS1 can be designed as a common - preferably one-piece - component. Also advantageous is the very easy accessibility for the hydraulic (or alternatively mechanical or alternatively electrical) actuation of the brake B from the gearbox GG.
  • the servo device provided for actuating the disk set of the brake B can be arranged on or in the transmission housing GG to the left or right of the disk set of the brake B.
  • the brake A whose inner disc carrier is permanently connected to the sun gear HOI of the first planetary gearset RS1 (and the ring gear HO5 of the fifth planetary gearset RS5), is arranged in Figure 2 in the axial direction with its designed as a disk set friction element on that side of the first planetary gearset RS1 , which faces away from the fifth planetary gearset RS5, while a large diameter in the region of the cylindrical inner wall of the transmission housing GG.
  • the outer disk carrier of the brake A may be integrated in the transmission housing GG.
  • the disk set of the brake A is thus arranged adjacent to the disk set of the brake B, preferably on the same diameter, to allow the use of identical parts. Also advantageous is the constructive very easy accessibility for the hydraulic (or alternatively mechanical or alternatively electric) control of the brake A from the gearbox GG ago.
  • the servo device provided for actuating the disk set of the brake A can be arranged on or in the transmission housing GG to the left or right of the disk set of the brake A.
  • the brake F the inner disk carrier is constantly connected to the Planetenradträ- ger ST5 of the fifth planetary gear set RS5 (and the sun gear SO2 of the second planetary gearset RS2), seen in Figure 2 in the axial direction with their designed as a disk set friction on that side of the brake A arranged, which is remote from the fersten planetary gearset RS1, while a large diameter in the region of the cylindrical inner wall of the transmission housing GG.
  • the outer disk carrier of the brake F may be integrated in the transmission housing GG.
  • the disk set of the brake F is thus arranged adjacent to the disk set of the brake A, preferably on the same diameter, to allow the use of identical parts.
  • the servo device provided for actuating the disk set of the brake F can be arranged on or in the transmission housing GG to the left or right of the disk set of the brake F.
  • the brakes A and F seen in the axial direction in a plane that are arranged radially one above the other, in which case the brake F is disposed radially below the brake A.
  • the provided for actuating the brakes A and F servos can be arranged in a structurally simple manner on or in a housing cover which is fixedly connected to the transmission housing GG (and the transmission housing GG here in the direction of drive closes).
  • the three clutches E, C and D are arranged in Figure 2 axially between the third and fourth planetary gearset RS3, RS4.
  • the fourth planetary gear set RS4 limits the transmission GE seen in the direction of the output.
  • the clutches E and C form a clutch assembly with a common outer disc carrier which is constantly connected to the ring gear HO3 of the third planetary gear set RS3 and the sun gear of the fourth planetary gearset RS4. Accordingly, the inner disk carrier of the clutch E is constantly connected to the sun gear SO3 of the third planetary gearset RS3 (and the ring gear HO2 of the second planetary gear set RS2 and the sun gear SO5 of the fifth planetary gearset RS5), while the inner disk carrier of the clutch C is constantly connected to the transmission input shaft AN (and the Planet carrier ST2 of the second planetary gear set RS2) is connected.
  • this clutch assembly is disposed immediately adjacent to the third planetary gear set RS3, the clutch E being located closer to the third planetary gear set RS3 than the clutch C.
  • the inner disk carrier of the clutch C takes both the disk set of the clutch C and that for actuating it lamella lenperes necessary Servoeinhchtung, which allows a structurally simple and low-leakage supply of pressure and lubricant for hydraulic control and cooling of the rotating clutch C from the transmission input shaft AN ago.
  • the inner disk carrier of the clutch E receives both the disk set of the clutch E and the necessary for operating this disk set servo so that the supply of pressure and lubricant for hydraulic control and cooling of the rotating clutch E from the transmission input shaft AN forth on the on the Transmission input shaft AN rotatably mounted hub of the inner disk carrier of the clutch E is possible.
  • the clutch D is disposed immediately adjacent to the fourth planetary gearset RS4, on that side of the fourth planetary gearset RS4, which faces the third planetary gear set RS3.
  • the inner disk carrier of the clutch D is constantly connected to the planet carrier ST3 of the third planetary gearset RS3.
  • the outer disk carrier of the clutch D is constantly connected to the planet carrier ST4 of the fourth planetary gearset RS4.
  • the outer disk carrier of the clutch D and the planet ST4 can be designed as a common component.
  • the outer disk carrier of the clutch D takes both the disk set of the clutch D and the
  • the spatial arrangement of the six shift elements A, B, C, D, E, F within the transmission housing GG is variable within wide limits and is limited only by the dimensions and the outer shape of the transmission housing GG. Accordingly, the component arrangement shown in Figure 2 is expressly as only one to understand numerous possible component arrangement variants. In the same way, the design of the switching elements shown in FIG. 2 as multi-plate clutches or disk brakes is expressly to be understood as merely exemplary. In alternative embodiments, for example, form-locking switchable claw or cone clutch, frictionally engageable band brakes or positively switchable claw or cone brakes can be used.
  • Figure 3 shows an exemplary circuit diagram for the automatic transmission according to Figure 2.
  • In each gear three switching elements are closed, which in the columns of Figure 3, which are assigned to the individual switching elements A, B, C, D, E, F, with " o "is marked.
  • the third switching element C and the fourth switching element D torque carrying, in the seventh forward gear “7", the third switching element C, the fourth e switching element D and the fifth switching element E, in the eighth forward gear "8", the first shift element A, the third shift element C and the fourth shift element D, the ninth forward gear “9", the first shift element A, the fourth shift element D and the fifth shift element E, in the tenth forward gear “10” the fourth shift element D. , the fifth shift element E and the sixth shift element F.
  • the first reverse gear "R1" the first shift element A, the second shift element B and the fourth shift element D are torque carrying, in the second reverse gear "R2" the second shift element B, the fourth shift element D and the sixth switching element F.
  • FIG. 3 also shows an alternative switching element combination "2b" for forming the second forward gear, in which the first, second and third shifting elements A, B, C are torque-conducting Forward gear, in which the third, fourth and sixth switching element are torque-conducting.
  • the switching logic shown in Figure 3 also suggests that in the neutral position "N" preferably the second and sixth switching elements B, F are closed, so that for normal starting only one other switching element must be closed, namely for starting in the second forward gear “2nd "the fifth switching element E and for starting in the second reverse gear” R2 "the fourth switching element D. Also when starting in the neutral position "N" preferably the second and sixth switching elements B, F are closed, so that for normal starting only one other switching element must be closed, namely for starting in the second forward gear “2nd "the fifth switching element E and for starting in the second reverse gear” R2 "the fourth switching element D. Also when starting in the
  • step jumps indicated in FIG. 3 it is also readily apparent from the step jumps indicated in FIG. 3 that, if required, the seventh forward gear "7" designed as a direct gear can be dispensed with without the driver of the motor vehicle being disturbed during normal driving.
  • the transmission scheme shown in Figure 2 can also be displayed with a different spatial arrangement of the five planetary gear sets RS1, RS2, RS3, RS4, RS5, without changing the special kinematics of the transmission.
  • Such can be useful, in particular, if gearbox input shaft AN and gearbox output shaft AB are not to be arranged coaxially with one another in the gearbox GE, as is the case, for example, in a so-called front-transverse installation in the vehicle.
  • each of its planet gears mesh with both the sun gear and the ring gear, while each of its inner planetary gears meshes with one of its outer planet gears and sun gear with each of its outer planetary gears and one of its inner planet gears Planet gears and the ring gear is in meshing engagement.
  • each negative planetary gearset In order to maintain the kinematics of the wheelset system defined in FIG. 2, only the first element of each negative planetary gearset as sun gear, the second element of each negative planetary gear set as planetary gear carrier and the third element of each negative planetary gear set must be formed as a ring gear, while the first Element of each plus planetary gear set as a sun gear, the second element of each plus planetary gear as a ring gear and the third element of each plus planetary gear set must be designed as a planet carrier. All variants generated in this way can be operated with the circuit diagram shown in FIG.
  • Figure 4 shows a Radsatzschema a second embodiment of an automatic transmission according to the invention.
  • the gear train formed as an automatic transmission GE includes a transmission input shaft AN, a transmission output shaft AB, five planetary gear sets RS1, RS2, RS3, RS4 and RS5 and six switching elements A, B, C, D, E and F, all in a transmission housing GG of the transmission GE are arranged.
  • the gear GE includes nine rotatable shafts, which are designated in Figure 4 by the numbers 1 to 9, wherein the first rotatable shaft 1 serves as a transmission input shaft AN, while the second rotatable shaft 2 serves as a transmission output shaft AB.
  • the five planetary gear sets RS1, RS2, RS3, RS4, RS5 are coaxial with each other and in Axially arranged in succession, now in the order defined "RS1 - RS5 - RS3 - RS2 - RS4.”
  • the first planetary gearset RS1 facing the drive of the transmission GE
  • the fourth planetary gearset RS4 is arranged on the output side of the transmission GE.
  • the transmission GE comprises a total of nine rotatable shafts, which are designated in Figure 4 by the numbers 1 to 9, wherein the first rotatable shaft 1 serves as a transmission input shaft AN, while the second rotatable shaft 2 serves as a transmission output shaft AB.
  • the gearbox GE can be driven, for example, by an internal combustion engine, whose rotatable crankshaft is operatively connected, for example via a suitable starting element, to the transmission input shaft AN of the transmission GE.
  • an internal combustion engine whose rotatable crankshaft is operatively connected, for example via a suitable starting element, to the transmission input shaft AN of the transmission GE.
  • the drive of the transmission GE in Figure 4 is not shown in detail.
  • Each of the five planetary gear sets RS1, RS2, RS, RS4, RS5 is low-efficiency as a so-called minus planetary gear set comprising three elements executed.
  • the first element is always formed as a sun gear and designated in Figure 4 with SO1, SO2, SO3, SO4 and SO5, while the second element is always formed as a planet carrier and in Figure 4 with ST1, ST2, ST3, ST4 and ST5 ,
  • the third element is always formed as a ring gear and designated in Figure 4 with HO1, HO2, HO3, HO4 and HO5.
  • the planetary gear carrier ST2 of the second planetary gear set RS2 forms the first rotatable shaft 1 of the transmission GE and thus the transmission input shaft AN.
  • the planet carrier ST3 of the third planetary gear set RS3 and the planet carrier ST4 of the fourth planetary gearset RS4 are constantly connected to each other forms together the second rotatable shaft 2 of the transmission GE and thus the transmission output shaft AB.
  • the sun gear SO1 of the first planetary gearset RS1 and the ring gear HO5 of the fifth planetary gearset RS5 are constantly connected to each other and together form the third rotatable shaft 3 of the transmission GE.
  • the planet carrier ST1 of the first planetary gearset RS1 and the ring gear HO4 of the fourth planetary gearset RS4 are permanently connected to each other and together form the fourth rotatable shaft 4 of the transmission GE.
  • the ring gear HO1 of the first planetary gearset RS1 forms the fifth rotatable shaft 5 of the transmission GE.
  • the sun gear SO4 of the fourth planetary gearset RS4 forms the sixth rotatable shaft 6 of the transmission GE.
  • the sun gear SO5 of the fifth planetary gear set RS5, the hooter HO2 of the second planetary gear set RS2 and the sun gear SO3 of the third planetary gear set RS3 are permanently connected to each other and together form the seventh rotary shaft 7 of the transmission GE.
  • the ring gear HO3 of the third planetary gearset RS3 forms the eighth rotary shaft 8 of the transmission GE.
  • the planet carrier ST5 of the fifth planetary gearset RS5 and the sun gear SO2 of the second planetary gearset RS2 are constantly connected to each other and together form the ninth rotatable shaft 9 of the transmission GE.
  • the first switching element A is designed as a brake and arranged in the power flow between the third rotatable shaft 3 and the gearbox GG, so that when the first switching element A is closed, the Sun gear SO1 of the first planetary gearset RS1 and the ring gear HO5 of the fifth planetary gear set RS5 are fixed together on the transmission housing GG.
  • the second shift element B is designed as a brake and arranged in the power flow between the fifth rotatable shaft 5 and the transmission housing GG, so that when the second shift element B is closed, the ring gear HO1 of the first planetary gear set RS1 is fixed to the transmission housing GG.
  • the third switching element C is designed as a clutch and arranged in the power flow between the first and sixth rotatable shaft 1, 6, so that when the third shift element ment C is closed, the ring gear HO3 of the third planetary gearset RS3 and the sun gear SO4 of the fourth planetary gear set RS4 together with the planet carrier ST2 of the second planetary gear set RS2 - that is connected to the transmission input shaft AN.
  • the fourth shift element D is designed as a clutch and arranged in the power flow between the sixth and eighth rotatable shaft 6, 8, so that when the fourth shift element D is closed, the sun gear SO4 of the fourth planetary gearset RS4 connected to the ring gear HO3 of the third planetary gearset RS3 is.
  • the fifth switching element E is designed as a clutch and arranged in the power flow between the sixth and seventh rotatable shaft 6, 7, so that when the fifth switching element E is closed, the sun gear SO4 of the fourth planetary gearset RS4 with the ring gear HO2 of the second planetary gearset RS2, is connected to the sun gear SO3 of the third planetary gear set RS3 and to the sun gear SO5 of the fifth planetary gear set RS5.
  • the sixth switching element F is designed as a brake and arranged in the power flow between the ninth rotary shaft 9 and the transmission housing GG, so that when the sixth switching element F is closed, the sun gear SO2 of the second planetary gear set RS2 and the planet carrier ST5 of the fifth planetary gear set RS5 together are fixed to the transmission housing GG.
  • Switchable is the gear GE via its six switching elements A, B, C, D, E and F, which are all exemplified in FIG. 4 as friction switching elements with lamellae as friction elements. It can be used for the illustrated in Figure 4 second embodiment of an automatic transmission according to the invention, the same as for the illustrated in Figure 2 first embodiment of an automatic transmission according to the invention, ie the switching logic, which has already been explained in detail with reference to Figure 3.
  • the transmission GE shown in Figure 4 allows a group circuit-free switching of up to ten forward gears and up to two reverse gears, whereas, due to the kinematics modified with respect to FIG. 2, other translations and gear steps may result.
  • the first planetary gear set RS1 is arranged on one of the two end faces - here, for example, the end facing the drive of the transmission GE - of the transmission housing GG, while the fourth planetary gear set RS4 at the other end face - here according to the output of the transmission GE facing end face - of the gear housing GG is arranged.
  • the third planetary gearset RS3 is arranged directly next to the fifth planetary gearset RS5 on its side facing away from the first planetary gearset RS1.
  • the clutch C is spatially arranged in a range axially between the second and fourth planetary gear set RS2, RS4.
  • the outer disk carrier of the clutch C as a section of the sixth rotatable shaft 6 is continuously connected to the sun gear SO4 of the fourth planetary gearset RS4.
  • the inner disk carrier of the clutch C as a portion of the first rotatable shaft 1 is constantly connected to the planet carrier ST2 of the second planetary gearset RS2 and driven by the transmission input shaft AN.
  • the inner disk carrier of the clutch C and the planet ST2 can be designed as a common component.
  • the inner disc carrier of the clutch C takes both the disk set of the clutch C and the necessary for operating this disk set servo on, so that a structurally simple and low leakage supply of pressure and lubricant for hydraulic control and cooling of the rotating clutch C from the transmission input shaft AN ago can be done.
  • the disk set of the clutch D is arranged radially over the third planetary gearset RS3, as seen in the axial direction, in terms of gearbox length.
  • the inner disk carrier of the clutch D is continuously connected as a section of the eighth rotary shaft 8 with the ring gear HO3 of the third planetary gearset RS3.
  • the inner disk carrier of the clutch D and the ring gear HO3 can be designed as a common - preferably one-piece - component.
  • the outer disk carrier of the clutch D is continuously connected as a portion of the sixth rotatable shaft 6 to the sun gear SO4 of the fourth planetary gearset RS4.
  • the outer disk carrier of the clutch D receives both the disk set of the clutch D and the necessary for operating this disk set servo so that a structurally simple and relatively low-leakage supply of pressure and lubricant for hydraulic control and cooling of the rotating clutch D on the on the Transmission input shaft AN and / or the transmission output shaft AB rotatably mounted hub of the outer disk carrier of the clutch D are guided, so either done from the transmission input shaft AN or from the transmission output shaft AB ago.
  • the disk set of the clutch E is arranged radially over the second planetary gearset RS2, as seen in the axial direction, in terms of gearbox length.
  • the inner disk carrier of the clutch E as a section of the seventh rotary shaft 7 with the ring gear HO2 of the second planetary gear set RS2, with the sun gear SO3 of the third planetary gear set RS3 and the sun gear SO5 of the fifth planetary gearset RS5 is constantly connected.
  • the inner disk carrier of the clutch E and the ring gear HO2 can be embodied as a common component, preferably a one-piece component.
  • the outer disk carrier of the clutch E is continuously connected as a portion of the sixth rotatable shaft 6 with the sun gear SO4 of the fourth planetary gearset RS4.
  • the outer disk carrier of the clutch E receives both the disk set of the clutch E and the necessary for operating this disk set servo device, so that a structurally simple and relatively low-leakage supply of pressure and
  • Lubricant for hydraulic control and cooling of the rotating clutch E via the rotatably mounted on the transmission input shaft AN and / or the transmission output shaft AB hub of the outer disk carrier of the clutch E are performed, so either done from the transmission input shaft AN or from the transmission output shaft AB ago.
  • the three clutch C, D, E of the transmission GE thus form a preassembled coupling assembly comprising a common plate carrier, which forms a portion of the sixth rotatable shaft 6, is formed for the three clutches C, D, E as outer disc carrier and at least the disc packs and servo devices of the clutches D and E receives.
  • the spatial arrangement of the six shift elements A, B, C, D, E, F within the transmission housing GG is variable within wide limits and is limited only by the dimensions and the outer shape of the transmission housing GG.
  • the component arrangement shown in Figure 4 is expressly to be understood as just one of many possible component arrangement variants.
  • the embodiment of the switching elements shown in FIG. 4 as multi-plate clutches or disk brakes is expressly to be understood as merely exemplary.
  • form-locking switchable claw or cone clutch, frictionally engageable band brakes or positively switchable claw or cone brakes can be used.
  • the transmission scheme shown in Figure 4 with a different spatial arrangement of the five planetary gear sets RS1, RS2, RS3, RS4, RS5 can be displayed without changing the special kinematics of the transmission.
  • Such may be useful, in particular, if gearbox input shaft AN and gearbox output shaft AB are not to be arranged coaxially relative to one another in the gearbox GE, as is the case for example with a so-called front-transverse installation in the vehicle.
  • each of its planet gears is both with the sun gear and the ring gear meshing with each other, while in a positive planetary gear set, each of its inner planetary gear meshes with one of its outer planet gears and the sun gear, and each of its outer planet gears mesh with one of its inner planet gears and the ring gear.
  • each negative planetary gearset In order to maintain the kinematics of the wheelset system defined in FIG. 4, only the first element of each negative planetary gearset as sun gear, the second element of each negative planetary gear set as planetary gear carrier, and the third element of each negative planetary gearset must be formed as a ring gear Element of each plus planetary gear set as a sun gear, the second element of each plus planetary gear as a ring gear and the third element of each plus planetary gear set must be designed as a planet carrier. As already shown in the embodiment shown in Figure 4, all variants generated in this way can also be operated with the circuit diagram shown in Figure 3, which may result from the modified relative to Figure 2 kinematics other translations and gear jumps.
  • the transmission concept of the invention is also excellent for installation in a hybrid powertrain, especially when a rotatable rotor of an additionally provided for driving electric machine constantly directly with the transmission input shaft AN or constantly directly with the ninth rotary shaft 9 or constantly directly with the third is connected to shaft 3.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
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  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Structure Of Transmissions (AREA)

Abstract

Das Getriebe (GE) weist fünf Planetenradsätze (RS1 bis RS5) auf. Ein zweites Element (ST2) des zweiten Radsatzes (RS2) bildet eine Getriebeeingangswelle (AN), ein zweites Element (ST4) des vierten Planetenradsatzes (RS4) eine Getriebeausgangswelle (AB). Ein erstes Element (SO1) des ersten Radsatzes (RS1 ) ist mit einem dritten Element (HO5) des fünften Radsatzes (RS5) verbunden und über ein erstes Schaltelement (A) festsetzbar. Ein zweites Element (ST1) des ersten Radsatzes (RS1) ist mit einem dritten Element (HO4) des vierten Radsatzes (RS4) verbunden. Ein drittes Element (HO1) des ersten Radsatzes (RS1) ist über ein zweites Schaltelement (B) festsetzbar. Ein erstes Element (SO4) des vierten Radsatzes (RS4) ist über ein drittes Schaltelement (C) mit einem zweiten Element (ST2) des zweiten Radsatzes (RS2) verbindbar. Ein drittes Element (HO2) des zweiten Radsatzes (RS2), ein erstes Element (SO3) des dritten Radsatzes (RS3) und ein erstes Element (SO5) des fünften Radsatzes (RS5) sind miteinander verbunden und über ein fünftes Schaltelement (E) mit dem ersten Element (SO4) des vierten Radsatzes (RS4) verbindbar. Ein Element des vierten Radsatzes (RS4) ist mit einem Element des dritten Radsatzes (RS3) verbunden, während ein anderes Element des vierten Radsatzes (RS4) über ein viertes Schaltelement (D) mit einem anderen Element des dritten Radsatzes (RS3) verbindbar ist. Ein erstes Element (SO2) des zweiten Radsatzes (RS2) ist mit einem zweiten Element (ST5) des fünften Radsatzes (RS5) verbunden und über ein sechstes Schaltelement (F) festsetzbar.

Description

Automatgetriebe
Die vorliegende Erfindung betrifft ein Automatgetriebe in Planetenbauweise mit mehreren Schaltelementen zum Schalten mehrerer Übersetzungen zwischen Antriebswelle und Abtriebswelle des Automatgetriebes, nach dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1.
Automatisch schaltbare Fahrzeuggetriebe in Planetenbauweise sind im Stand der Technik bereits vielfach beschrieben und unterliegen einer permanenten Weiterentwicklung und Verbesserung. So sollen diese Getriebe eine ausreichende Anzahl von Gängen und eine für Kraftfahrzeuge gut geeignete Übersetzung mit hohen Gesamtspreizung, günstigen Stufensprüngen und eine für den Anwendungsfall hinreichend große Anfahrübersetzung aufweisen. Andererseits sollen diese Getriebe einen möglichst geringen Bauaufwand, insbesondere eine geringe Anzahl an Schaltelementen erfordern. Üblicherweise sollen zudem bei sequentieller Schaltweise so genannte Gruppenschaltungen vermieden werden, also bei Schaltungen in den nächstfolgend höheren oder nächstfolgend niedrigeren Gang jeweils nur ein zuvor geschlossenes Schaltelement geöffnet und ein zuvor geöffnetes Schaltelement geschlossen wird.
Aus der DE 10 2005 002 337 A1 ist ein Automatgetriebe mit Antriebswelle, Abtriebswelle, vier einzelnen einfachen Planetenradsätzen und fünf Schaltelementen bekannt, bei dem durch selektives Schließen von jeweils drei dieser fünf Schaltelemente insgesamt acht Vorwärtsgänge gruppenschaltungsfrei schaltbar sind und auch ein Rückwärtsgang schaltbar ist. Figur 1 zeigt eine schematische Darstellung dieses Automatgetriebes. Die vier Planetenradsätze sind hierin mit RS1 , RS2, RS3, RS4 bezeichnet und in einem Getriebegehäuse GG des Automatgetriebe in axialer Richtung gesehen hintereinander in Reihenfolge„RS1 - RS2 - RS3 - RS4" angeordnet. Jeder dieser vier Planetenradsätze RS1 , RS2, RS3, RS4 umfasst ein Sonnenrad, ein Hohlrad und einen Plane- tenradträger mit an diesem Planetenradträger drehbar gelagerten Planetenrä- dem, die mit Sonnenrad und Hohlrad kämmen. Die fünf Schaltelemente sind in Figur 1 mit den Buchstaben A bis E bezeichnet. Insgesamt umfasst das Automatgetriebe acht drehbare Wellen, die in Figur 1 mit den Nummern 1 bis 8 bezeichnet sind.
Hinsichtlich der Kopplung der Planetenradsatzelemente ist hierbei Folgendes vorgesehen: Der Planetenradträger ST2 des zweiten Planetenradsatzes RS2 bildet die als Getriebeeingangswelle AN ausgeführte erste drehbare Welle 1 . Der Planetenradträger ST4 des vierten Planetenradsatzes RS4 bildet die als Getriebeausgangswelle AB zweite drehbare Welle 2. Das Sonnenrad SO1 des ersten Planetenradsatzes RS1 und das Sonnenrad SO2 des zweiten Planetenradsatzes RS2 sind ständig miteinander verbunden und bilden die dritte drehbare Welle 3. Der Planetenradträger ST1 des ersten Planetenradsatzes RS1 und das Hohlrad HO4 des vierten Planetenradsatzes RS4 sind ständig miteinander verbunden und bilden die vierte drehbare Welle 4. Das Hohlrad HO1 des ersten Planetenradsatzes RS1 bildet die fünfte drehbare Welle 5. Das Hohlrad HO3 des dritten Planetenradsatzes RS3 und das Sonnenrad SO4 des vierten Planetenradsatzes RS4 sind ständig miteinander verbunden und bilden die sechste drehbare Welle 6. Das Hohlrad HO2 des zweiten Planetenradsatzes RS2 und das Sonnenrad SO3 des dritten Planetenradsatzes RS3 sind ständig miteinander verbunden und bilden die siebte drehbare Welle 7. Der Planetenradträger ST3 des dritten Planetenradsatzes RS3 bildet die achte drehbare Welle 8.
Hinsichtlich der Anordnung der Schaltelemente im Kraftfluss des Getriebes ist hierbei Folgendes vorgesehen: Das erste Schaltelement A ist als Bremse ausgebildet und im Kraftfluss zwischen der dritten drehbaren Welle 3 und dem Getriebegehäuse GG angeordnet. Das zweite Schaltelement B ist als Bremse ausgebildet und im Kraftfluss zwischen der fünften drehbaren Welle 5 und dem Getriebegehäuse GG angeordnet. Das dritte Schaltelement C ist als Kupplung ausgebildet und im Kraftfluss zwischen der ersten und sechsten drehbaren Welle 1 , 6 angeordnet. Das vierte Schaltelement D ist als Kupplung ausgebildet und im Kraftfluss zwischen der zweiten und achten drehbaren Welle 2, 8 angeordnet, sodass der dritte Planetenradsatz RS3 durch Schließen des vierten Schaltelementes D in den Leistungsfluss des Getriebes bringbar ist. Das fünfte Schaltelement E ist als Kupplung ausgebildet und im Kraftfluss zwischen der sechsten und siebten drehbaren Welle 6, 7 angeordnet, sodass dann, wenn das fünfte Schaltelement E geschlossen ist, Sonnenrad SO3, Planetenrad- träger ST3 und Hohlrad HO3 des dritten Planetenradsatzes RS3 mit gleicher Drehzahl rotieren.
Ein hinsichtlich der Kinematik dieses 8-Gang-Automatgtriebes sehr ähnliches Automatgetriebe ist aus der US 7,699,741 B2 bekannt Der erste Planetenradsatz ist hierin mit„16", der zweite Planetenradsatz mit„18", dritte Planetenradsatz mit„20" und der vierte Planetenradsatz mit„22" bezeichnet, während das erste Schaltelement mit„90" bezeichnet ist, das zweite Schaltelement mit„92", das dritte Schaltelement mit„80", das vierte Schaltelement mit„84" und das fünfte Schaltelement mit„82". Die Unterschiede zur DE 10 2005 002 337 A1 bestehen im Folgenden: Die achte drehbare Welle des Getriebes wird nunmehr von dem Hohlrad„54" des dritten Planetenradsatzes„20" gebildet, sodass das Schaltelement„84", über das der dritte Planetenradsatz„20" in den Leistungsfluss des Getriebes bringbar ist, nunmehr im Kraftluss zwischen dem Hohlrad „54" des dritte Planetenradsatz„20" und dem Sonnenrad„72" des vierten Planetenradsatzes„22" angeordnet ist, während der Planetenradträger„56" des drittes Planetenradsatzes„20" ständig mit dem Planetenradträger„76" des vierten Planetenradsatzes„22" und der Getriebeausgangswelle„14" verbunden ist. Die sechste drehbare Welle des Getriebe wird nunmehr alleine von dem Sonnenrad„72" des vierten Planetenradsatzes„22" gebildet, sodass das fünfte Schaltelement„82", welches im Kraftfluss zwischen dem Sonnenrad„72" des vierten Planetenradsatzes„22" und dem Sonnenrad„52" des dritten Planetenradsatzes„20" angeordnet ist, im geschlossenen Zustand nunmehr nicht mehr automatisch zum Verblocken des dritten Planetenradsatzes„20" führt. Um den dritten Planetenradsatzes„20" zu verblocken, müssen nunmehr das vierte und fünfte Schaltelement„84",„82" gleichzeitig geschlossen sein.
Der vorliegenden Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, diese aus dem Stand der Technik bekannten Automatgetriebe weiterzuentwickeln, insbesondere hinsichtlich modularer Einsatzmöglichkeit mit einer an den jeweiligen Einsatz anpassbaren hohen Gangzahl.
Erfindungsgemäß gelöst wird diese Aufgabe durch ein Automatgetriebe mit den Merkmalen des Patentanspruchs 1 . Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen und Weiterbildungen der Erfindung gehen aus den Unteransprüchen hervor.
Demnach geht die Erfindung aus von einem Automatgetriebe, welches ein Getriebegehäuse, eine drehbare Getriebeeingangswelle, eine drehbare
Getriebeausgangswelle, einen ersten, zweiten, dritten und vierten Planetenradsatz mit jeweils drei Elementen sowie ein erstes, zweites, drittes, viertes und fünftes Schaltelement zum Schalten verschiedener Übersetzungsverhältnisse zwischen Getriebeeingangswelle umfasst. Dabei bildet das zweite Element des zweiten Planetenradsatzes die Getriebeeingangswelle, während das zweite Element des vierten Planetenradsatzes die Getriebeausgangswelle bildet. Das erste Element des ersten Planetenradsatzes ist über das erste Schaltelement am Getriebegehäuse festsetzbar. Das zweite Element des ersten Planetenradsatzes und das dritte Element des vierten Planetenradsatzes sind ständig miteinander verbunden. Das dritte Element des ersten Planetenradsatzes ist über das zweite Schaltelement am Getriebegehäuse festsetzbar. Das erste Element des vierten Planetenradsatzes ist über das dritte Schaltelement mit dem zweiten Element des zweiten Planetenradsatzes verbindbar. Das dritte Element des zweiten Planetenradsatzes und das erste Element des dritten Planetenradsatzes sind ständig miteinander verbunden und über das fünfte Schaltelement mit dem ersten Element des vierten Planetenradsatzes verbindbar. Um zu gewährleisten, dass der dritte Planetenradsatz durch Schließen des vierten Schaltelementes in den Leistungsfluss des Automatgetriebes bringbar ist, ist ein Element des vierten Planetenradsatzes ständig mit einem Element des dritten Planetenradsatzes verbunden, während ein anderes Element des vierten Planetenradsatzes über das vierte Schaltelement mit einem anderen Element des dritten Planetenradsatzes verbindbar ist.
Erfindungsgemäß umfasst das Automatgetriebe zusätzlich einen fünften Planetenradsatz mit drei Elementen und zusätzlich ein sechstes Schaltelement.
Dabei ist das erste Element des fünften Planetenradsatzes ständig mit dem dritten Element des zweiten Planetenradsatzes verbunden ist, während das dritte Element des fünften Planetenradsatzes ständig mit dem ersten Element des ersten Planetenradsatzes (RS1 ) verbunden ist. Außerdem ist dabei das zweite Element des fünften Planetenradsatzes ständig mit dem ersten Element des zweiten Planetenradsatzes verbunden und über das sechste Schaltelement am Getriebegehäuse festsetzbar.
Unter der Formulierung„Element eines Planetenradsatzes" ist ein Sonnenrad, ein Planetenradträger oder ein Hohlrad dieses Planetenradsatzes zu verstehen.
Im Zusammenhang mit der Ankoppelung eines Schaltelementes an einen Planetenradsatz ist unter der Formulierung„ständig verbunden" zu verstehen, dass das Eingangs- oder Ausgangselement des jeweiligen Schaltelementes über eine drehfeste oder drehelastischen Verbindung unmittelbar mit einem der Elemente des jeweiligen Planetenradsatzes verbunden ist, sodass es stets eine feste Drehzahlbeziehung zwischen diesem Planetenradsatzelement und dem Eingangs- bzw. Ausgangselement dieses Schaltelementes gibt.
Im Zusammenhang mit der Ankoppelung eines Schaltelementes an eine Welle ist unter der Formulierung„ständig verbunden" zu verstehen, dass das Eingangs- oder Ausgangselement des jeweiligen Schaltelementes über eine dreh- feste oder drehelastischen Verbindung unmittelbar mit der jeweiligen Welle verbunden ist, sodass es stets eine feste Drehzahlbeziehung zwischen dieser Welle und dem Eingangs- bzw. Ausgangselement dieses Schaltelementes gibt.
Im Zusammenhang mit der Ankoppelung eines Planetenradsatzes an einen anderen Planetenradsatz ist unter der Formulierung„ständig verbunden" zu verstehen, dass eines der Elemente des jeweiligen Planetenradsatzes über eine drehfeste oder drehelastischen Verbindung unmittelbar mit einem der Elemente des jeweiligen anderen Planetenradsatzes verbunden ist, sodass es stets eine feste Drehzahlbeziehung zwischen diesen beiden Planetenradsatze- lementen gibt. Diese ständige Verbindung schließt eine einstückige Konstruktion mit ein, ebenso eine Ausbildung als gemeinsames Bauteil wie beispielsweise eine Planetenradträger-Planetenradträger-Ankoppelung oder eine Hohlrad- Hohlrad-Ankoppelung, bei der beide Hohlräder die gleiche Verzahnungsgeometrie aufweisen.
Im Zusammenhang mit der Ankoppelung eines Planetennadsatzelementes oder eines Schaltelementes an das Gehäuse ist unter der Formulierung„ständig verbunden" zu verstehen, dass das jeweilige Planetenradsatzelement bzw. das Ausgangselement des jeweiligen Schaltelementes eine drehfeste oder drehelastischen Verbindung unmittelbar mit dem Gehäuse verbunden ist, sodass das jeweilige Planetenradsatzelement bzw. das Ausgangselement des jeweiligen Schaltelementes stets stillsteht.
In einer ersten bevorzugten Ausgestaltung der Erfindung ist das erste Element des vierten Planetenradsatzes ständig mit dem dritten Element des dritten Planetenradsatzes verbunden, während das zweite Element des vierten Planetenradsatzes über das vierte Schaltelement mit dem zweiten Element des dritten Planetenradsatzes verbindbar ist. In einer zweiten bevorzugten Ausgestaltung der Erfindung ist das zweite Element des vierten Planetenradsatzes ständig mit dem zweiten Element des dritten Planetenradsatzes verbunden, während das erste Element des vierten Planetenradsatzes über das vierte Schaltelement mit dem dritten Element des dritten Planetenradsatzes verbindbar ist.
Jeder der Planetenradsätze kann als Minus-Planetenradsatz oder als Plus- Planetenradsatz ausgebildet sein. Jeder Planetenradsatz weist ein als Sonnenrad ausgebildetes erstes Element auf. Jeder als Minus-Planetenradsatz ausgebildeter Planetenradsatz weist ein als Planetenradträger ausgebildetes zweites Element und ein als Hohlrad ausgebildetes drittes Element auf, während jeder als Plus-Planetenradsatz ausgebildeter Planetenradsatz ein als Hohlrad ausgebildetes zweites Element und ein als Planetenradträger ausgebildetes drittes Element aufweist. Ein Minus-Planetenradsatz weist bekanntlich einen Planetenradträger mit daran drehbar gelagerten Planetenrädern auf, die alle mit Sonnenrad und Hohlrad dieses Planetenradsatzes kämmen. Ein Plus-Planetenradsatz hingegen weist bekanntlich einen Planetenradträger mit daran drehbar gelagerten inneren und äußeren Planetenrädern auf, wobei jedes der inneren Planetenräder mit jeweils einem äußeren Planetenrad und mit dem Sonnenrad des Plus-Planetenradsatzes kämmt, während jedes deräußeren Planetenräder mit jeweils einem inneren Planetenrad und mit dem Hohlrad des Plus-Planetenradsatzes kämmt.
Damit weist das erfindungsgemäße Automatgetriebe, das sich insbesondere für die Verwendung im Antriebstrang eines Kraftfahrzeugs eignet, gegenüber dem gattungsgemäßen Stand der Technik eine eigenständige Kinematik auf, wobei unter Verwendung der nunmehr sechs Schaltelemente bis zu zehn Vorwärtsgänge mit für die Praxis sinnvollen Übersetzungen und mit für die Praxis sinnvoller Gangabstufung schaltbar sind. Zudem sind bis zu zwei Rückwärtsgänge schaltbar. Vorzugsweise sind bei dem erfindungsgemäßen Automatgetriebe in jedem Gang drei der sechs Schaltelemente geschlossen, wobei bei einem Wechsel von einem Gang in den nachfolgend höheren oder niedrigeren Gang jeweils nur eines der zuvor geschlossenen Schaltelemente geöffnet und ein zuvor offenes Schaltelement geschlossen wird, sodass beim sequenziellen Hoch- und Zurückschalten um jeweils einen Gang so genannte Gruppenschaltungen vermieden werden.
Um mit den sechs Schaltelementen zehn Vorwärtsgänge und zwei Rückwärtsgänge darzustellen, kann folgende Schaltlogik bzw. Ganglogik vorgesehen sein: Im ersten Vorwärtsgang sind das zweite, dritte und sechste Schaltelement drehmomentführend. Im zweiten Vorwärtsgang sind vorzugsweise das zweite, fünfte und sechste Schaltelement drehmomentführend, alternativ das erste, zweite und dritte Schaltelement. Im dritten Vorwärtsgang sind das erste, zweite und fünfte Schaltelement drehmomentführend. Im vierten Vorwärtsgang sind das zweite, dritte und fünfte Schaltelement drehmomentführend. Im fünften Vorwärtsgang sind das zweite, vierte und fünfte Schaltelement drehmomentführend. Im sechsten Vorwärtsgang sind das zweite, dritte und vierte Schaltelement drehmomentführend. Im siebten Vorwärtsgang sind das dritte, vierte und fünfte Schaltelement drehmomentführend. Im achten Vorwärtsgang sind vorzugsweise das erste, dritte und vierte Schaltelement drehmomentführend, alternativ das dritte, vierte und sechste Schaltelement. Im neunten Vorwärtsgang sind das erste, vierte und fünfte Schaltelement drehmomentführend. Im zehnten Vorwärtsgang sind das vierte, fünfte und sechste Schaltelement drehmomentführend. Im ersten Rückwärtsgang sind das erste, zweite und vierte Schaltelement drehmomentführend, während im zweiten Rückwärtsgang das zweite, vierte und sechste Schaltelement drehmomentführend sind.
Diese beispielhafte Schaltlogik ermöglicht eine maximal hohe Anzahl an Gängen und eine maximal hohe Spreizung, was insbesondere für ein Getriebe- Baukastensystem mit Varianten unterschiedlicher Gangzahl gute Vorausset- zungen bietet. In vorteilhafter Weise ist es möglich, den ersten Vorwärtsgang als Crawler-Vorwärtsgang mit sehr großer Anfahrübersetzung und den ersten Rückwärtsgang als Crawler-Rückwärtsgang mit sehr großer Anfahrübersetzung auszulegen und diese beiden Crawler-Gänge nur in bestimmten Fahrzeugtypen - beispielsweise NKW, Pick-Up oder Geländefahrzeug - steuerungsseitig zuzulassen. Alternativ ist es auch möglich, dass diese Crawler-Gänge im Getriebe nur situativ ansteuerbar sind, beispielsweise in Verbindung mit einem speziellen Fahrer-Kommando in einem Geländefahrzeug.
Daher ergibt sich aus der für ein 10-Gang-Automatgetriebe vorgeschlagenen Schaltlogik eine hinsichtlich Spreizung und Gangabstufung attraktive Variante, wenn der ursprüngliche erste Vorwärtsgang als Crawler-Vorwärtsgang separiert oder eliminiert wird, und wenn der ursprüngliche erste Rückwärtsgang als Crawler-Rückwärtsgang separiert oder eliminiert wird. Eine solchermaßen modifizierte Schaltlogik ergibt ein Automatgetriebe mit neun gruppenschaltungs- frei schaltbaren Vorwärtsgängen und einem Rückwärtsgang, mit der Option auf einen zusätzlichen Crawler-Vorwärtsgang und der Option auf einen zusätzlichen Crawler-Rückwärtsgang.
Eine weitere Option auf Basis der für ein 10-Gang-Automatgetriebe vorgeschlagenen Schaltlogik ist die Einsparung des ursprünglichen siebten Vorwärtsgangs, sodass eine solchermaßen modifizierte Schaltlogik ein Automatgetriebe mit zumindest acht gruppenschaltungsfrei schaltbaren Vorwärtsgängen und zumindest einem Rückwärtsgang ergibt, ohne Einbußen bei der Spreizung, wenn die Option auf den zusätzlichen Crawler-Vorwärtsgang und den zusätzlichen Crawler-Rückwärtsgang beibehalten werden. Die hier vorgeschlagene Einsparung des Direktgangs des 10-Gang-Automatgetriebes wird sich angesichts der immer noch sehr feinen Abstufung in der Praxis kaum auswirken.
Aus der Betrachtung der vielfältigen Schaltmöglichkeiten ist ersichtlich, dass das erfindungsgemäße Automatgetriebe in besonders vorteilhafter Weise einen modularen Einsatz in Kraftfahrzeugen mit unterschiedlicher Gangzahl ermöglicht, ohne hierfür das Automatgetriebe konstruktiv verändern zu müssen.
Sofern die erfindungsgemäße Kinematik der Koppelung der fünf Planetenradsätzen untereinander, zu den verschiedenen Schaltelementen, zur Antriebswelle und zur Abtriebswelle beibehalten wird, ist der konstruktive Aufbau des Automatgetriebes in weiten Grenzen variierbar. Vorzugsweise sind alle Planetenradsätze wirkungsgradgünstig jeweils als Minus-Planetenradsatz ausgebildet, dessen Planetenräder mit Sonnenrad und Hohlrad dieses Planetenradsatzes kämmen. Wie bereits eingangs erwähnt, können aber auch einzelne oder mehrere der Planetenradsätze jeweils als Plus-Planetenradsatz ausgebildet sein, was alternative räumliche Anordnung einzelner Schaltelemente innerhalb des Getriebegehäuses ermöglicht.
Hinsichtlich der räumlichen Anordnung der fünf Planetenradsätze im Gehäuse des Automatgetriebes wird in einer Ausgestaltung vorgeschlagen, die fünf Planetenradsätze koaxial zueinander und in axialer Richtung hintereinander in der definierten Reihenfolge„erster, fünfter, zweiter, dritter, vierter Planetenradsatz" anzuordnen. Alle Schaltelemente können in einfacher Weise leckagearm mit dem zur hydraulischen Betätigung erforderlichen Druckmittel versorgen werden. Für eine Anwendung, bei dem Antrieb und Abtrieb des Automatgetriebes koaxial zueinander angeordnet sind, ist es zweckmäßig, dass der erste Planetenradsatz der dem Antrieb des Automatgetriebes zugewandte Planetenradsatz der Planetenradsatzgruppe ist.
Selbstverständlich sind auch andere räumliche Anordnungen der fünf Planetenradsätze im Gehäuse des Automatgetriebes möglich, was auch alternative Anordnungsmöglichkeiten für die Schaltelemente ermöglicht. So wird in einer anderen Ausgestaltung vorgeschlagen, die fünf Planetenradsätze koaxial zueinander und in axialer Richtung hintereinander in der definierten Reihenfolge „erster, fünfter, dritter, zweiter, vierter Planetenradsatz" anzuordnen. Sofern die erfindungsgemäße Kinematik der Koppelung der fünf Planetenradsätzen untereinander, zu den verschiedenen Schaltelementen, zur Antriebswelle und zur Abtriebswelle beibehalten wird, ist auch die räumliche Anordnung der Schaltelemente innerhalb des Getriebegehäuses in weiten Grenzen variierbar.
In einer bevorzugten räumlichen Anordnung der Schaltelemente sind das als Bremse ausgebildete erste Schaltelement und das als Bremse ausgebildete zusätzliche sechste Schaltelement auf derjenigen Seite des ersten Planetenradsatzes angeordnet, die dem fünften Planetenradsatz abgewandt ist. Das als Bremse ausgebildete zweite Schaltelement ist in axialer Richtung gesehen vorzugsweise in einem Bereich radial über dem ersten Planetenradsatz angeordnet. Das als Kupplung ausgebildete dritte Schaltelement, das als Kupplung ausgebildete vierte Schaltelement und das als Kupplung ausgebildete fünfte Schaltelement sind in axialer Richtung gesehen vorzugsweise axial nebeneinander zwischen dem dritten und vierten Planetenradsatz angeordnet, das fünfte Schaltelement benachbart zum dritten Planetenradsatz und das vierte Schaltelement benachbart zum vierten Planetenradsatz, sodass das dritte Schaltelement zwischen dem vierten und fünften Schaltelement angeordnet ist.
Alle vorgeschlagenen Ausführungen und Ausgestaltungen eines Automatgetriebes gemäß der Erfindung weisen insbesondere für Personenkraftwagen und leichte Nutzfahrzeuge in der Praxis brauchbare Übersetzungen mit sehr großer Gesamtspreizung in hinsichtlich der Fahrbarkeit günstiger Gangabstufung auf, was sich auf den angestrebt niedrigen Kraftstoffverbrauch positiv auswirkt. Darüber hinaus zeichnet sich das erfindungsgemäße Automatgetriebe auch durch einen guten Wirkungsgrad aus.
In vorteilhafter Weise ist es mit dem erfindungsgemäßen Automatgetriebe möglich, ein Anfahren des Kraftfahrzeugs sowohl mit einem getriebeexternen Anfahrelement als auch mit einem getriebeinternen Reibschaltelement zu reali- sieren. Ein gethebeexternes Anfahrelement kann in an sich bekannter Weise beispielsweise als hydrodynamischer Drehmomentwandler (vorzugsweise mit Wandlerüberbrückungskupplung), als so genannte trockene Anfahrkupplung, als so genannte nasse Anfahrkupplung, als Magnetpulverkupplung oder als Fliehkraftkupplung ausgebildet sein. Alternativ zur Anordnung eines derartigen Anfahrelement in Kraftflussrichtung zwischen Antriebsmotor und Automatgetriebe kann das getriebeexterne Anfahrelement in Kraftflussrichtung auch hinter dem Automatgetriebe angeordnet sein, wobei in diesem Fall die Antriebswelle des Automatgetriebe ständig verdrehfest oder verdrehelastisch mit der Kurbelwelle des Antriebsmotors verbunden ist. Als getriebeinternes Anfahrelement eignet sich insbesondere das als Bremse ausgebildete zweite Schaltelement, das in der beschriebenen Getriebeausführung als 10-Gang-Automat-getriebe in den ersten sechs Vorwärtsgängen und in beiden Rückwärtsgängen drehmomentführend ist.
Außerdem ist das erfindungsgemäße Automatgetriebe derart konzipiert, dass eine Anpassbarkeit an unterschiedliche Triebstrangausgestaltungen sowohl in Kraftflussrichtung als auch in räumlicher Hinsicht ermöglicht wird. So können sich bei gleichem Getriebeschema, je nach Standgetriebeübersetzung der einzelnen Planetensätze, unterschiedliche Gangsprünge ergeben, so dass eine anwendungs- bzw. fahrzeugspezifische Variation ermöglicht wird. Weiterhin ist es ohne besondere konstruktive Maßnahmen möglich, Antrieb und Abtrieb des Automatgetriebes wahlweise koaxial oder achsparallel zueinander anzuordnen. Auf der Antriebsseite oder auf der Abtriebsseite des Automatgetriebes können ein Achsdifferential und/oder ein Verteilerdifferential angeordnet werden. Es ist zudem möglich, an jeder geeigneten Stelle des Automatgetriebes zusätzliche Freiläufe vorzusehen, beispielsweise zwischen einerWelle und dem Gehäuse oder um zwei Wellen gegebenenfalls zu verbinden. Auch kann auf jeder Welle, bevorzugt auf der Antriebswelle oder auf der Abtriebswelle, eine verschleißfreie Bremse wie beispielsweise einen hydraulischer oder elektrischer Retarder angeordnet sein, welche insbesondere für den Einsatz in Nutzkraftfahrzeugen von besonderer Bedeutung ist. Auch kann zum Antrieb von zusätzlichen Aggregaten auf jeder Welle, bevorzugt auf der Antriebswelle oder der Abtriebswelle, ein Nebenabtrieb vorgesehen sein.
Ein weiterer Vorteil des erfindungsgemäßen Automatgetriebes besteht darin, dass es sich gut für die Verwendung in einem Hybridantriebstrang eignet. So ist prinzipiell an jeder seiner drehbaren Welle zusätzlich eine elektrische Maschine als Generator und/oder als zusätzliche Antriebsmaschine anbringbar. Vorzugsweise ist eine solche Elektromaschine direkt an die Getriebeeingangswelle oder direkt an die Getriebeausgangswelle anzukoppeln. Das vorgeschlagene Radsatzkonzept ermöglicht aber auch, eine solche Elektromaschine in konstruktiv einfacher Weise direkt an die neunte drehbare Welle oder auch direkt an die dritte drehbare Welle anzukoppeln, sodass die Elektromaschine dann auch im Rahmen einzelner Gangwechselschaltungen Stützmoment aufbringen kann.
Die eingesetzten Schaltelemente können als lastschaltende Kupplungen oder Bremsen ausgebildet sein. Insbesondere können kraftschlüssige Kupplungen oder Bremsen - wie beispielsweise Lamellenkupplungen, Bandbremsen und/oder Konuskupplungen - verwendet werden. Als Schaltelemente können aber auch formschlüssige Bremsen und/oder Kupplungen - wie beispielsweise Synchronisierungen oder Klauenkupplungen - eingesetzt werden.
Die Erfindung wird im Folgenden anhand der Zeichnungen beispielhaft näher erläutert. Gleiche bzw. vergleichbare Bauteile sind dabei auch mit gleichen Bezugszeichen versehen. Es zeigen:
Fig. 1 eine schematische Darstellung des aus dem Stand der
Technik bekannte gattungsgemäße Automatgetriebes;
Fig. 2 eine schematische Darstellung eines ersten Ausführungsbeispiels eines erfindungsgemäßen Automatgetriebes; Fig. 3 ein beispielhaftes Schaltschema für das Automatgetriebe gemäß Fig. 2; und
Fig. 4 eine schematische Darstellung eines zweiten Ausführungsbeispiels eines erfindungsgemäßen Automatgetriebe.
Das in Figur 1 dargestellte Radsatzschema des aus dem Stand der Technik bekannten gattungsgemäßen Automatgetriebes wurde im Rahmen der Beschreibungseinleitung bereits ausführlich erläutert.
Figur 2 zeigt ein Radsatzschema eines ersten Ausführungsbeispiels eines erfindungsgemäßen Automatgetriebes. Das als Automatgetriebe ausgebildete Getriebe GE umfasst eine Getriebeeingangswelle AN, eine Getriebeausgangswelle AB, fünf Planetenradsätze RS1 , RS2, RS3, RS4 und RS5 sowie sechs Schaltelemente A, B, C, D, E und F, die alle in einem Getriebegehäuse GG des Getriebes GE angeordnet sind. Die fünf Planetenradsätze RS1 , RS2, RS, RS4, RS5 sind räumlich gesehen beispielhaft koaxial zueinander und axial hintereinander angeordnet, hierbei beispielhaft in Reihenfolge„RS1 - RS5 - RS2 - RS3 - RS4", wobei der erste Planetenradsatz RS1 einem Antrieb des Getriebes GE zugewandt ist. Insgesamt umfasst das Getriebe GE neun drehbare Wellen, die in Figur 2 mit den Ziffern 1 bis 9 bezeichnet sind, wobei erste drehbare Welle 1 als Getriebeeingangswelle AN dient während die zweite drehbare Welle 2 als Getriebeausgangswelle AB dient
Antreibbar ist das Getriebe GE beispielsweise von einem Verbrennungsmotor, dessen drehbare Kurbelwelle beispielsweise über ein als Drehmomentwandler ausgebildetes Anfahrelement mit der Getriebeeingangswelle AN des Getriebes GE wirkverbunden ist. Zur Vereinfachung ist der Antrieb des Getriebes GE in Figur 2 nicht näher dargestellt. Je nach Anwendungsfall wird der Fachmann auch ein anderes Anfahrelement wie beispielsweise eine Anfahrkupplung vorsehen. Jeder der fünf Planetenradsätze RS1 , RS2, RS, RS4, RS5 ist wirkungsgradgünstig als so genannter Minus-Planetenradsatz umfassend drei Elemente ausgeführt. Der erste Planetenradsatz RS1 umfasst als sein erstes Element ein Sonnenrad SO1 , als sein zweites Element einen Planetenradtrager ST1 , als sein drittes Element ein Hohlrad HO1 . Entsprechend der Ausbildung des ersten Planetenradsatzes RS1 als Minus-Planetenradsatz sind am Planetenradtrager ST1 Planetenräder PL1 drehbar gelagert, die alle mit Sonnenrad SO1 und Hohlrad HO1 kämmen. Der zweite Planetenradsatz RS2 umfasst als sein erstes Element ein Sonnenrad SO2, als sein zweites Element einen Planetenradträ- ger ST2, als sein drittes Element ein Hohlrad HO2. Entsprechend der Ausbildung des zweiten Planetenradsatzes RS2 als Minus-Planetenradsatz sind am Planetenradträger ST2 Planetenräder PL2 drehbar gelagert, die alle mit Sonnenrad SO2 und Hohlrad HO2 kämmen. Der dritte Planetenradsatz RS3 umfasst als sein erstes Element ein Sonnenrad SO3, als sein zweites Element einen Planetenradträger ST3, als sein drittes Element ein Hohlrad HO3. Entsprechend der Ausbildung des dritten Planetenradsatzes RS3 als Minus- Planetenradsatz sind am Planetenradträger ST3 Planetenräder PL3 drehbar gelagert, die alle mit Sonnenrad SO3 und Hohlrad HO3 kämmen. Der vierte Planetenradsatz RS4 umfasst als sein erstes Element ein Sonnenrad SO4, als sein zweites Element einen Planetenradträger ST4, als sein drittes Element ein Hohlrad HO4. Entsprechend der Ausbildung des vierten Planetenradsatzes RS4 als Minus-Planetenradsatz sind am Planetenradträger ST4 Planetenräder PL4 drehbar gelagert, die alle mit Sonnenrad SO4 und Hohlrad HO4 kämmen. Der fünfte Planetenradsatz RS5 umfasst als sein erstes Element ein Sonnenrad SO5, als sein zweites Element einen Planetenradträger ST5, als sein drittes Element ein Hohlrad HO5. Entsprechend der Ausbildung des fünften Planetenradsatzes RS5 als Minus-Planetenradsatz sind am Planetenradträger ST5 Planetenräder PL5 drehbar gelagert, die alle mit Sonnenrad SO5 und Hohlrad HO5 kämmen. Hinsichtlich der Kopplung der Planetenradsatzelemente ist hierbei Folgendes vorgesehen: Der Planetenradtrager ST2 des zweiten Planetenradsatzes RS2 bildet die erste drehbare Welle 1 des Getriebes GE und damit die Getriebeeingangswelle AN. Der Planetenradtrager ST4 des vierten Planetenradsatzes RS4 bildet die zweite drehbare Welle 2 des Getriebes GE und damit die Getriebeausgangswelle AB. Das Sonnenrad SO1 des ersten Planetenradsatzes RS1 und das Hohlrad HO5 des fünften Planetenradsatzes RS5 sind ständig miteinander verbunden und bilden zusammen die dritte drehbare Welle 3 des Getriebes GE. Der Planetenradtrager ST1 des ersten Planetenradsatzes RS1 und das Hohlrad HO4 des vierten Planetenradsatzes RS4 sind ständig miteinander verbunden und bilden zusammen die vierte drehbare Welle 4 des Getriebes GE. Das Hohlrad HO1 des ersten Planetenradsatzes RS1 bildet die fünfte drehbare Welle 5 des Getriebes GE. Das Hohlrad HO3 des dritten Planetenradsatzes RS3 und das Sonnenrad SO4 des vierten Planetenradsatzes RS4 sind ständig miteinander verbunden und bilden zusammen die sechste drehbare Welle 6 des Getriebes GE. Das Sonnenrad SO5 des fünften Planetenradsatzes RS5, das Hohrad HO2 des zweiten Planetenradsatzes RS2 und das Sonnenrad SO3 des dritten Planetenradsatzes RS3 sind ständig miteinander verbunden und bilden zusammen die siebte drehbare Welle 7 des Getriebes GE. Der Planetenradträger ST3 des dritten Planetenradsatzes RS3 bildet die achte drehbare Welle 8 des Getriebes GE. Der Planetenradträger ST5 des fünften Planetenradsatzes RS5 und das Sonnenrad SO2 des zweiten Planetenradsatzes RS2 sind ständig miteinander verbunden und bilden zusammen die neunte drehbare Welle 9 des Getriebes GE.
Hinsichtlich der Anordnung der Schaltelemente im Kraftfluss des Getriebes GE ist hierbei Folgendes vorgesehen: Das erste Schaltelement A ist als Bremse ausgebildet und im Kraftfluss zwischen der dritten drehbaren Welle 3 und dem Getriebegehäuse GG angeordnet, sodass dann, wenn das erste Schaltelement A geschlossen ist, das Sonnenrad SO1 des ersten Planetenradsatzes RS1 und das Hohlrad HO5 des fünften Planetenradsatzes RS5 zusammen am Getriebegehäuse GG festgesetzt sind. Das zweite Schaltelement B ist als Bremse ausgebildet und im Kraftfluss zwischen der fünften drehbaren Welle 5 und dem Getriebegehäuse GG angeordnet, sodass dann, wenn das zweite Schaltelement B geschlossen ist, das Hohlrad HO1 des ersten Planetenradsatzes RS1 am Getriebegehäuse GG festgesetzt ist. Das dritte Schaltelement C ist als Kupplung ausgebildet und im Kraftfluss zwischen der ersten und sechsten drehbaren Welle 1 , 6 angeordnet, sodass dann, wenn das dritte Schaltelement C geschlossen ist, das Hohlrad HO3 des dritten Planetenradsatzes RS3 und das Sonnenrad SO4 des vierten Planetenradsatzes RS4 zusammen mit dem Planetenradträger ST2 des zweiten Planetenradsatzes RS2 - also mit der Getriebeeingangswelle AN - verbunden sind. Das vierte Schaltelement D ist als Kupplung ausgebildet und im Kraftfluss zwischen der zweiten und achten drehbaren Welle 2, 8 angeordnet, sodass dann, wenn das vierte Schaltelement D geschlossen ist, der Planetenradträger ST3 des dritten Planetenradsatzes RS3 mit dem Planetenradträger ST4 des vierten Planetenradsatzes RS4 - also mit der Getriebeausgangswelle AB - verbunden ist. Das fünfte Schaltelement E ist als Kupplung ausgebildet und im Kraftfluss zwischen der sechsten und siebten drehbare Welle 6, 7 angeordnet, sodass dann, wenn das fünfte Schaltelement E geschlossen ist, der dritte Planetenradsatz RS3 verblockt ist, ein Zustand, in dem Sonnenrad SO3, Planetenradträger ST3 und Hohlrad HO3 mit gleicher Drehzahl rotieren. Das sechste Schaltelement F ist als Bremse ausgebildet und im Kraftfluss zwischen der neunten drehbaren Welle 9 und dem Getriebegehäuse GG angeordnet, sodass dann, wenn das sechste Schaltelement F geschlossen ist, das Sonnenrad SO2 des ersten Planetenradsatzes RS1 und der Planetenradträger ST5 des fünften Planetenradsatzes RS5 zusammen am Getriebegehäuse GG festgesetzt sind.
Schaltbar ist das Getriebe GE über seine sechs Schaltelemente A, B, C, D, E und F, die in Figur 2 alle beispielhaft als Reibschaltelemente mit Lamellen als Reibelemente ausgebildet sind. Im Folgenden wird näher auf deren räumliche Anordnung im Getriebegehäuse GG eingegangen. Die räumliche Anordnung der fünf Planetenradsätze RS1 , RS2, RS3, RS4, RS5 in Reihe hintereinander in der Abfolge„RS1 -RS5-RS2-RS3-RS4" ermöglicht in Verbindung mit der erfindungsgemäßen Radsatzkinematik konstruktiv die Bildung einer sehr kompakt bauenden Radsatzbaugruppe umfassend den ersten, fünften und zweiten Planetenradsatz RS1 , RS5, RS2 auf einer Seite derjenigen Verbindung, die den Planetenradträger ST2 des zweiten Planetenradsatzes RS2 mit der Getriebeeingangswelle AN verbindet, wobei der fünfte Planetenradsatz RS5 den mittleren Planetenradsatz dieser Radsatzbaugruppe bildet, mit einer Seite axial unmittelbar angrenzend an den ersten Planetenradsatz RS1 und mit seiner anderen Seite axial unmittelbar angrenzend an den zweiten Planetenradsatz RS2. Auf der anderen Seite derjenigen Verbindung, die den Planetenradträger ST2 des zweiten Planetenradsatzes RS2 mit der Getriebeeingangswelle AN verbindet, schließt sich in diesem Fall der dritte Planetenradsatz RS3 axial an.
Die Bremse B, deren Innenlamellenträger ständig mit dem Hohlrad HO1 des ersten Planetenradsatzes RS1 verbunden ist, ist in Figur 2 in axialer Richtung gesehen mit ihrem als Lamellenpaket ausgebildeten Reibelement radial über dem ersten Planetenradsatz RS1 auf großem Durchmesser im Bereich der zylindrischen Innenwand des Getriebegehäuses GG angeordnet. In bekannter Weise kann der Außenlamellenträger der Bremse B im Getriebegehäuse GG integriert sein. In fertigungstechnisch vorteilhafter Weise können der Innenlamellenträger der Bremse B und das Hohlrad HO1 des ersten Planetenradsatzes RS1 als gemeinsames - vorzugsweise einstückiges - Bauteil ausgeführt sein. Vorteilhaft ist auch die konstruktive sehr einfache Zugänglichkeit für die hydraulische (oder alternativ mechanische oder alternativ elektrische) Ansteue- rung der Bremse B vom Getriebegehäuse GG her aus. Entsprechend kann die zur Betätigung des Lamellenpaketes der Bremse B vorgesehene Servoeinrich- tung am oder im Getriebegehäuse GG links oder rechts vom Lamellenpaket der Bremse B angeordnet sein. Die Bremse A, deren Innenlamellenträger ständig mit dem Sonnenrad HOI des ersten Planetenradsatzes RS1 (und dem Hohlrad HO5 des fünften Planetenradsatzes RS5) verbunden ist, ist in Figur 2 in axialer Richtung gesehen mit ihrem als Lamellenpaket ausgebildeten Reibelement auf derjenigen Seite des ersten Planetenradsatzes RS1 angeordnet, die dem fünften Planetenradsatz RS5 abgewandt ist, dabei auf großem Durchmesser im Bereich der zylindrischen Innenwand des Getriebegehäuses GG. In bekannter Weise kann der Außenlamellenträger der Bremse A im Getriebegehäuse GG integriert sein. Das Lamellenpaket der Bremse A ist also benachbart zum Lamellenpaket der Bremse B angeordnet, vorzugsweise auf gleichem Durchmesser, um die Verwendung von Gleichteilen zu ermöglichen. Vorteilhaft ist auch die konstruktive sehr einfache Zugänglichkeit für die hydraulische (oder alternativ mechanische oder alternativ elektrische) Ansteuerung der Bremse A vom Getriebegehäuse GG her aus. Entsprechend kann die zur Betätigung des Lamellenpaketes der Bremse A vorgesehene Servoeinrichtung am oder im Getriebegehäuse GG links oder rechts vom Lamellenpaket der Bremse A angeordnet sein.
Die Bremse F, deren Innenlamellenträger ständig mit dem Planetenradträ- ger ST5 des fünften Planetenradsatzes RS5 (und dem Sonnenrad SO2 des zweiten Planetenradsatzes RS2) verbunden ist, ist in Figur 2 in axialer Richtung gesehen mit ihrem als Lamellenpaket ausgebildeten Reibelement auf der derjenigen Seite der Bremse A angeordnet, die dem fersten Planetenradsatz RS1 abgewandt ist, dabei auf großem Durchmesser im Bereich der zylindrischen Innenwand des Getriebegehäuses GG. In bekannter Weise kann der Außenlamellenträger der Bremse F im Getriebegehäuse GG integriert sein. Das Lamellenpaket der Bremse F ist also benachbart zum Lamellenpaket der Bremse A angeordnet, vorzugsweise auf gleichem Durchmesser, um die Verwendung von Gleichteilen zu ermöglichen. Vorteilhaft ist auch die konstruktive sehr einfache Zugänglichkeit für die hydraulische (oder alternativ mechanische oder alternativ elektrische) Ansteuerung der Bremse F vom Getriebegehäuse GG her aus. Entsprechend kann die zur Betätigung des Lamellenpaketes der Bremse F vorgesehene Servoeinrichtung am oder im Getriebegehäuse GG links oder rechts vom Lamellenpaket der Bremse F angeordnet sein.
Alternativ zu dem in Figur 2 dargestellten Ausführungsbeispiel kann auch vorgesehen sein, dass die Bremsen A und F in axialer Richtung gesehen in einer Ebene, also radial übereinander angeordnet sind, wobei dann die Bremse F radial unterhalb der Bremse A angeordnet ist. Dabei können die zur Betätigung der Bremsen A und F vorgesehenen Servoeinrichtungen in konstruktiv einfacher Weise an oder in einem Gehäusedeckel angeordnet sein, der fest mit dem Getriebegehäuse GG verbunden ist (und das Getriebegehäuse GG hier in Richtung Antrieb abschließt).
Die drei Kupplungen E, C und D sind in Figur 2 axial zwischen dem dritten und vierten Planetenradsatz RS3, RS4 angeordnet. Der vierte Planetenradsatz RS4 begrenzt das Getriebes GE in Richtung Abtrieb gesehen.
Die Kupplungen E und C bilden eine Kupplungsbaugruppe mit einem gemeinsamen Außenlamellenträger, der ständig mit dem Hohlrad HO3 des dritten Planetenradsatzes RS3 und dem Sonnenrad des vierten Planetenradsatzes RS4 verbunden ist. Entsprechend ist der Innenlamellenträger der Kupplung E ständig mit dem Sonnenrad SO3 des dritten Planetenradsatzes RS3 (und dem Hohlrad HO2 des zweiten Planetenradsatzes RS2 und dem Sonnenrad SO5 des fünften Planetenradsatzes RS5) verbunden, während der Innenlamellenträger der Kupplung C ständig mit der Getriebeeingangswelle AN (und dem Planetenradträger ST2 des zweiten Planetenradsatzes RS2) verbunden ist. In axialer Richtung gesehen ist diese Kupplungsbaugruppe unmittelbar neben dem dritten Planetenradsatz RS3 angeordnet, wobei die Kupplung E näher am dritten Planetenradsatz RS3 angeordnet ist als die Kupplung C. Zweckmäßigerweise nimmt der Innenlamellenträger der Kupplung C sowohl das Lamellenpaket der Kupplung C als auch die zum Betätigen dieses Lamel- lenpaketes notwendige Servoeinhchtung auf, was eine konstruktiv einfache und leckagearme Versorgung mit Druck- und Schmiermittel für hydraulische An- steuerung und Kühlung der rotierende Kupplung C von der Getriebeeingangswelle AN her ermöglicht. Zweckmäßigerweise nimmt der Innenlamellenträger der Kupplung E sowohl das Lamellenpaket der Kupplung E als auch die zum Betätigen dieses Lamellenpaketes notwendige Servoeinrichtung auf, sodass die Versorgung mit Druck- und Schmiermittel für hydraulische Ansteuerung und Kühlung der rotierende Kupplung E von der Getriebeeingangswelle AN her über die auf der Getriebeeingangswelle AN drehbar gelagerten Nabe des Innenlamellenträger der Kupplung E möglich ist.
Die Kupplung D ist unmittelbar neben dem vierten Planetenradsatz RS4 angeordnet, auf derjenigen Seite des vierten Planetenradsatzes RS4, die dem dritten Planetenradsatzes RS3 zugewandt ist. Dabei ist der Innenlamellenträger der Kupplung D ständig mit dem Planetenradträger ST3 des dritten Planetenradsatzes RS3 verbunden. Entsprechend ist der Außenlamellenträger der Kupplung D ständig mit dem Planetenradträger ST4 des vierten Planetenradsatzes RS4 verbunden. Zweckmäßigerweise können der Außenlamellenträger der Kupplung D und der Planetenradträger ST4 dabei als gemeinsames Bauteil ausgeführt sein. Zweckmäßigerweise nimmt der Außenlamellenträger der Kupplung D sowohl das Lamellenpaket der Kupplung D als auch die zum
Betätigen dieses Lamellenpaketes notwendige Servoeinrichtung auf, was eine konstruktiv einfache und leckagearme Versorgung mit Druck- und Schmiermittel für hydraulische Ansteuerung und Kühlung der rotierende Kupplung D von der Getriebeausgangswelle AB her ermöglicht.
Unter Beibehaltung der gegebenen Getriebekinematik ist die räumliche Anordnung der sechs Schaltelemente A, B, C, D, E, F innerhalb des Getriebegehäuses GG in weiten Grenzen variabel und wird dabei nur durch die Abmessungen und die äußere Formgebung des Getriebegehäuses GG begrenzt. Entsprechend ist die in Figur 2 dargestellte Bauteilanordnung ausdrücklich als nur eine von zahlreichen möglichen Bauteilanordnungs-Varianten zu verstehen. In gleicher Weise ist auch die in Figur 2 dargestellte Ausbildung der Schaltelemente als Lamellenkupplungen bzw. Lamellenbremsen ausdrücklich als nur beispielhaft zu verstehen. In alternativen Ausgestaltungen können beispielsweise auch formschlüssig schaltbare Klauen- oder Konuskupplung, reibschlüssig schaltbare Bandbremsen oder auch formschlüssig schaltbare Klauen- oder Konusbremsen Verwendung finden.
Wie schon zuvor erwähnt, ist bei dem Getriebe GE gemäß Figur 2 mit den insgesamt sechs Schaltelementen A, B, C, D, E, F ein selektives Schalten von bis zu zehn Vorwärtsgängen und zwei Rückwärtsgängen realisierbar, was nachfolgend anhand der Figur 3 noch näher erläutert wird. So zeigt Figur 3 ein beispielhaftes Schaltschema für das Automatgetriebe gemäß Figur 2. In jedem Gang sind drei Schaltelemente geschlossen, was in den Spalten der Figur 3, die den einzelnen Schaltelementen A, B, C, D, E, F zugeordnet sind, mit„o" gekennzeichnet ist.
Um mit den sechs Schaltelementen A, B, C, D, E, F zehn Vorwärtsgänge und zwei Rückwärtsgänge darzustellen, wird demnach folgende Schaltlogik bzw. Ganglogik vorgeschlagen: Im ersten Vorwärtsgang„1 " sind das zweite Schaltelement B, das dritte Schaltelement C und das sechste Schaltelement F drehmomentführend, im zweiten Vorwärtsgang„2" das zweite Schaltelement B, das fünfte Schaltelement E und das sechste Schaltelement F, im dritten Vorwärtsgang„3" das erste Schaltelement A, das zweite Schaltelement B und das fünfte Schaltelement E, im vierten Vorwärtsgang„4" das zweite Schaltelement B, das dritte Schaltelement C und das fünfte Schaltelement E, im fünften Vorwärtsgang„5" das zweite Schaltelement B, das vierte Schaltelement D und das fünfte Schaltelement E. Im sechsten Vorwärtsgang„6" sind das zweite Schaltelement B, das dritte Schaltelement C und das vierte Schaltelement D drehmomentführend, im siebten Vorwärtsgang„7" das dritte Schaltelement C, das vierte Schaltelement D und das fünfte Schaltelement E, im achten Vorwärts- gang„8" das erste Schaltelement A, das dritte Schaltelement C und das vierte Schaltelement D, im neunten Vorwärtsgang„9" das erste Schaltelement A, das vierte Schaltelement D und das fünfte Schaltelement E, im zehnten Vorwärtsgang„10" das vierte Schaltelement D, das fünfte Schaltelement E und das sechste Schaltelement F. Im ersten Rückwärtsgang„R1 " sind das erste Schaltelement A, das zweite Schaltelement B und das vierte Schaltelement D drehmomentführend, im zweiten Rückwärtsgang„R2" das zweite Schaltelement B, das vierte Schaltelement D und das sechste Schaltelement F.
In Figur 3 ist auch eine alternative Schaltelementkombination„2b" zur Bildung des zweiten Vorwärtsgangs angegeben, bei der das erste, zweite und dritte Schaltelement A, B, C drehmomentführend sind. In Figur 3 ebenfalls angegeben ist eine Schaltelementkombination„8b" zur Bildung des achten Vorwärtsgangs, bei der das dritte, vierte und sechste Schaltelement drehmomentführend sind.
Gemäß der in Figur 3 angegebenen Schaltlogik werden bei sequentieller Schaltweise - also bei Hoch- oder Zurückschalten um jeweils einen Gang - so genannte Gruppenschaltungen vermieden, da zwei in der Schaltlogik benachbarte Gangstufen stets zwei Schaltelemente gemeinsam benutzen.
In Figur 3 sind neben der Schaltlogik auch sinnvoll mögliche Übersetzungen der einzelnen Gänge und deren rechnerische Wirkungsgrad angegeben, sowie die aus diesen Übersetzungen jeweils resultierenden Gangsprünge und Spreizung. Einfach ersichtlich ist deshalb, dass der erste Vorwärtsgang„1 " und der erste Rückwärtsgang„R1 " eine sehr hohe nominale Übersetzung aufweisen, sodass sich der erste Vorwärtsgang„1 " und der erste Rückwärtsgang„R1 " als so genannte Kriechgänge eignen, die im Getriebe nur bei besonderen Bedingungen geschaltet werden brauchen und das normale Anfahren im zweiten Vorwärtsgang„2" bzw. zweiten Rückwärtsgang„R2" erfolgen kann. Entsprechend schlägt die in Figur 3 dargestellten Schaltlogik auch vor, dass in Neutralposition„N" vorzugsweise das zweite und sechste Schaltelement B, F geschlossen sind, sodass zum normalen Anfahren nur noch ein weiteres Schaltelement geschlossen werden muss, nämlich zum Anfahren im zweiten Vorwärtsgang„2" das fünfte Schaltelement E und zum Anfahren im zweiten Rückwärtsgang„R2" das vierte Schaltelement D. Auch beim Anfahren im
Kriechgang„1 " muss nur noch ein weiteres Schaltelement geschlossen werden, nämlich das dritte Schaltelement C. Soll hingegen im Kriechgang„R1 " angefahren werden, muss zuerst das zuvor geschlossene sechste Schaltelement F geöffnet werden, bevor das erste und vierte Schaltelement A, D geschlossen werden. Selbstverständlich kann in einer Alternative auch vorgesehen sein, dass in Neutralposition nur ein einziges Schaltelement - dann vorzugsweise das zweite Schaltelement B - geschlossen ist oder sogar gar keines.
Aus den in Figur 3 angegebenen Gangsprüngen ist auch leicht ersichtlich, dass bei Bedarf auch auf den als Direktgang ausgelegten siebten Vorwärtsgang„7" verzichtet werden kann, ohne dass dies der Fahrer des Kraftfahrzeugs im normalen Fahrbetrieb als störend empfinden wird.
Selbstverständlich ist das in Figur 2 dargestellte Getriebeschema auch mit einer anderen räumlichen Anordnung der fünf Planetenradsätze RS1 , RS2, RS3, RS4, RS5 darstellbar, ohne die spezielle Kinematik des Getriebes zu verändern. Solches kann insbesondere dann sinnvoll sein, wenn bei dem Getriebe GE Getriebeeingangswelle AN und Getriebeausgangswelle AB nicht koaxial zueinander angeordnet sein sollen, wie dies beispielsweise bei einem so genannten Front-Quer-Einbau im Fahrzeug der Fall ist.
Ausgehend von der Erkenntnis, dass es prinzipiell möglich ist, einen so genannten Minus-Planetenradsatz durch einen kinematisch gleichwertigen Plus- Planetenradsatz zu ersetzen, sofern es die Ankopplung von Sonnenrad, Plane- tenradträger und Hohlrad dieses Planetenradsatzes an die andern Planeten- radsätze und die Schaltelemente und gegebenenfalls an das Gehäuse räumlich zulässt, wird der Fachmann bei Bedarf einzelne oder mehrere der in den Figuren dargestellten Minus-Planetenradsätze vier Planeten radsätze durch einen Plus-Planetenradsatz bzw. mehrere Plus-Planetenradsätze ersetzen. Bekanntlich ist bei einem Minus-Planetenradsatz jedes seiner Planetenräder sowohl mit dem Sonnenrad und dem Hohlrad in Zahneingriff, während bei einem Plus- Planetenradsatz jedes seiner inneren Planetenräder mit einem seiner äußeren Planetenräder und dem Sonnenrad in Zahneingriff ist und jedes seiner äußeren Planetenräder mit einem seiner inneren Planetenräder und dem Hohlrad in Zahneingriff ist.
Zur Beibehaltung der in Figur 2 definierten Kinematik des Radsatzsystems muss hierbei lediglich das erste Element jedes Minus-Planetenradsatzes als Sonnenrad, das zweite Element jedes Minus-Planetenradsatzes als Planeten- radträger und das dritte Element jedes Minus-Planetenradsatzes als Hohlrad ausgebildet sein, während das erste Element jedes Plus-Planetenradsatzes als Sonnenrad, das zweite Element jedes Plus-Planetenradsatzes als Hohlrad und das dritte Element jedes Plus-Planetenradsatzes als Planetenradträger ausgebildet sein muss. Alle derartig generierten Varianten können mit dem in Figur 3 dargestellten Schaltschema betrieben werden.
Figur 4 zeigt ein Radsatzschema eines zweiten Ausführungsbeispiels eines erfindungsgemäßen Automatgetriebes. Wiederum umfasst das als Automatgetriebe ausgebildete Getriebe GE eine Getriebeeingangswelle AN, eine Getriebeausgangswelle AB, fünf Planetenradsätze RS1 , RS2, RS3, RS4 und RS5 sowie sechs Schaltelemente A, B, C, D, E und F, die alle in einem Getriebegehäuse GG des Getriebes GE angeordnet sind. Insgesamt umfasst das Getriebe GE neun drehbare Wellen, die in Figur 4 mit den Ziffern 1 bis 9 bezeichnet sind, wobei erste drehbare Welle 1 als Getriebeeingangswelle AN dient, während die zweite drehbare Welle 2 als Getriebeausgangswelle AB dient. Die fünf Planetenradsätze RS1 , RS2, RS3, RS4, RS5 sind koaxial zueinander und in axialer Richtung hintereinander angeordnet, nunmehr in der definierten Reihenfolge„RS1 - RS5 - RS3 - RS2 - RS4". Beispielhaft ist dabei der erste Planetenradsatz RS1 dem Antrieb des Getriebes GE zugewandt, während der vierte Planetenradsatz RS4 auf der Abtriebsseite des Getriebes GE angeordnet ist. Wiederum umfasst das Getriebe GE insgesamt neun drehbare Wellen, die in Figur 4 mit den Ziffern 1 bis 9 bezeichnet sind, wobei erste drehbare Welle 1 als Getriebeeingangswelle AN dient, während die zweite drehbare Welle 2 als Getriebeausgangswelle AB dient.
Antreibbar ist das Getriebe GE beispielsweise von einem Verbrennungsmotor, dessen drehbare Kurbelwelle beispielsweise über ein geeignetes Anfahrelement mit der Getriebeeingangswelle AN des Getriebes GE wirkverbunden ist. Zur Vereinfachung ist der Antrieb des Getriebes GE in Figur 4 jedoch nicht näher dargestellt.
Jeder der fünf Planetenradsätze RS1 , RS2, RS, RS4, RS5 ist wirkungsgradgünstig als so genannter Minus-Planetenradsatz umfassend drei Elemente ausgeführt. Dabei ist das erste Element ist stets als Sonnenrad ausgebildet und in Figur 4 mit SO1 , SO2, SO3, SO4 und SO5 bezeichnet, während das zweite Element stets als Planetenradträger ausgebildet und in Figur 4 mit ST1 , ST2, ST3, ST4 und ST5 bezeichnet ist. Entsprechend ist das dritte Element stets als Hohlrad ausgebildet und in Figur 4 mit HO1 , HO2, HO3, HO4 und HO5 bezeichnet.
Hinsichtlich der Kopplung der Planetenradsatzelemente ist hierbei Folgendes vorgesehen: Der Planetenradträger ST2 des zweiten Planetenradsatzes RS2 bildet die erste drehbare Welle 1 des Getriebes GE und damit die Getriebeeingangswelle AN. Der Planetenradträger ST3 des dritten Planetenradsatzes RS3 und der Planetenradträger ST4 des vierten Planetenradsatzes RS4 sind ständig miteinander verbunden bildet zusammen die zweite drehbare Welle 2 des Getriebes GE und damit die Getriebeausgangswelle AB. Das Sonnenrad SO1 des ersten Planetenradsatzes RS1 und das Hohlrad HO5 des fünften Planetenradsatzes RS5 sind ständig miteinander verbunden und bilden zusammen die dritte drehbare Welle 3 des Getriebes GE. Der Planetenradträger ST1 des ersten Planetenradsatzes RS1 und das Hohlrad HO4 des vierten Planetenradsatzes RS4 sind ständig miteinander verbunden und bilden zusammen die vierte drehbare Welle 4 des Getriebes GE. Das Hohlrad HO1 des ersten Planetenradsatzes RS1 bildet die fünfte drehbare Welle 5 des Getriebes GE. Das Sonnenrad SO4 des vierten Planetenradsatzes RS4 bildet die sechste drehbare Welle 6 des Getriebes GE. Das Sonnenrad SO5 des fünften Planetenradsatzes RS5, das Hohrad HO2 des zweiten Planetenradsatzes RS2 und das Sonnenrad SO3 des dritten Planetenradsatzes RS3 sind ständig miteinander verbunden und bilden zusammen die siebte drehbare Welle 7 des Getriebes GE. Das Hohlrad HO3 des dritten Planetenradsatzes RS3 bildet die achte drehbare Welle 8 des Getriebes GE. Der Planetenradträger ST5 des fünften Planetenradsatzes RS5 und das Sonnenrad SO2 des zweiten Planetenradsatzes RS2 sind ständig miteinander verbunden und bilden zusammen die neunte drehbare Welle 9 des Getriebes GE.
Hinsichtlich der Anordnung der Schaltelemente im Kraftfluss des Getriebes GE ist hierbei Folgendes vorgesehen: Das erste Schaltelement A ist als Bremse ausgebildet und im Kraftfluss zwischen der dritten drehbaren Welle 3 und dem Getriebegehäuse GG angeordnet, sodass dann, wenn das erste Schaltelement A geschlossen ist, das Sonnenrad SO1 des ersten Planetenradsatzes RS1 und das Hohlrad HO5 des fünften Planetenradsatzes RS5 zusammen am Getriebegehäuse GG festgesetzt sind. Das zweite Schaltelement B ist als Bremse ausgebildet und im Kraftfluss zwischen der fünften drehbaren Welle 5 und dem Getriebegehäuse GG angeordnet, sodass dann, wenn das zweite Schaltelement B geschlossen ist, das Hohlrad HO1 des ersten Planetenradsatzes RS1 am Getriebegehäuse GG festgesetzt ist. Das dritte Schaltelement C ist als Kupplung ausgebildet und im Kraftfluss zwischen der ersten und sechsten drehbaren Welle 1 , 6 angeordnet, sodass dann, wenn das dritte Schaltele- ment C geschlossen ist, das Hohlrad HO3 des dritten Planetenradsatzes RS3 und das Sonnenrad SO4 des vierten Planetenradsatzes RS4 zusammen mit dem Planetenradträger ST2 des zweiten Planetenradsatzes RS2 - also mit der Getriebeeingangswelle AN - verbunden sind. Das vierte Schaltelement D ist als Kupplung ausgebildet und im Kraftfluss zwischen der sechsten und achten drehbaren Welle 6, 8 angeordnet, sodass dann, wenn das vierte Schaltelement D geschlossen ist, das Sonnenrad SO4 des vierten Planetenradsatzes RS4 mit dem Hohlrad HO3 des dritten Planetenradsatzes RS3 verbunden ist. Das fünfte Schaltelement E ist als Kupplung ausgebildet und im Kraftfluss zwischen der sechsten und siebten drehbaren Welle 6, 7 angeordnet, sodass dann, wenn das fünfte Schaltelement E geschlossen ist, das Sonnenrad SO4 des vierten Planetenradsatzes RS4 mit dem Hohlrad HO2 des zweiten Planetenradsatzes RS2, mit dem Sonnenrad SO3 des dritten Planetenradsatzes RS3 und mit dem Sonnenrad SO5 des fünften Planetenradsatzes RS5 verbunden ist. Das sechste Schaltelement F ist als Bremse ausgebildet und im Kraftfluss zwischen der neunten drehbaren Welle 9 und dem Getriebegehäuse GG angeordnet, sodass dann, wenn das sechste Schaltelement F geschlossen ist, das Sonnenrad SO2 des zweiten Planetenradsatzes RS2 und der Planetenradträger ST5 des fünften Planetenradsatzes RS5 zusammen am Getriebegehäuse GG festgesetzt sind.
Schaltbar ist das Getriebe GE über seine sechs Schaltelemente A, B, C, D, E und F, die in Figur 4 alle beispielhaft als Reibschaltelemente mit Lamellen als Reibelemente ausgebildet sind. Dabei kann für das in Figur 4 dargestellte zweite Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen Automatgetriebes die gleiche Schaltlogik verwendet werden wie für das in Figur 2 dargestellte erste Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen Automatgetriebes, also die Schaltlogik, die anhand Figur 3 zuvor schon detailliert erläutert wurde. Somit ermöglicht auch das in Figur 4 dargestellte Getriebe GE ein gruppenschaltungsfreies Schalten von bis zu zehn Vorwärtsgängen und bis zu zwei Rückwärtsgängen, wobei sich bedingt durch die gegenüber Figur 2 modifizierte Kinematik andere Übersetzungen und Gangsprünge ergeben können.
Im Folgenden wird noch näher auf den konstruktiven Aufbau des in Figur 4 dargestellten Getriebes GE eingegangen. Die räumliche Anordnung der fünf Planetenradsätze RS1 , RS2, RS3, RS4, RS5 in Reihe hintereinander in der Abfolge„RS1 -RS5-RS3-RS2-RS4" ermöglicht in Verbindung mit der erfindungsgemäßen Radsatzkinematik konstruktiv einen sehr kompakten Getriebeausbau, bei dem der erste, fünfte, dritte und zweite Planetenradsatz RS1 , RS5, RS3, RS2 unmittelbar hintereinander angeordnet sind. Der erste Planetenradsatz RS1 ist dabei an einer der beiden Stirnseiten - hier beispielshaft die dem Antrieb des Getriebes GE zugewandte Stirnseite - des Getriebegehäuses GG angeordnet, während der vierte Planetenradsatz RS4 an der anderen Stirnseite - hier entsprechend die dem Abtrieb des Getriebes GE zugewandte Stirnseite - des Getriebegehäuses GG angeordnet ist.
Die räumliche Anordnung der beiden unmittelbar benachbarten Planetenradsätze RS1 und RS5, der beiden unmittelbar benachbart zum Planetenradsatz RS1 angeordneten beiden Bremsen A und B sowie der unmittelbar benachbart zu Bremse A angeordneten Bremse F sind in Figur 4 unverändert von Figur 2 übernommen, sodass auf deren detaillierte Beschreibung an dieser Stelle verzichtet werden kann.
Wie in Figur 4 weiterhin ersichtlich, ist der dritte Planetenradsatz RS3 unmittelbar neben dem fünften Planetenradsatz RS5 auf dessen dem ersten Planetenradsatz RS1 abgewandten Seite angeordnet. Entsprechend der Radsatzkinematik können die nunmehr axial unmittelbar nebeneinander angeordneten Sonnenräder SO5 und SO3 in fertigungstechnisch günstiger Weise als gemeinsames und vorzugsweise einstückiges Bauteil ausgeführt sein. Die Kupplung C ist räumlich gesehen in einem Bereich axial zwischen dem zweiten und vierten Planetenradsatz RS2, RS4 angeordnet. Dabei ist der Außenlamellentrager der Kupplung C als Abschnitt der sechsten drehbaren Welle 6 ständig mit dem Sonnenrad SO4 des vierten Planetenradsatzes RS4 verbunden. Entsprechend ist der Innenlamellenträger der Kupplung C als Abschnitt der ersten drehbaren Welle 1 ständig mit dem Planetenradträger ST2 des zweiten Planetenradsatzes RS2 verbunden und von der Getriebeeingangswelle AN antreibbar. In fertigungstechnisch vorteilhafter Weise können der Innenlamellenträger der Kupplung C und der Planetenradträger ST2 dabei als gemeinsames Bauteil ausgeführt sein. Zweckmäßigerweise nimmt der Innenlamellenträger der Kupplung C sowohl das Lamellenpaket der Kupplung C als auch die zum Betätigen dieses Lamellenpaketes notwendige Servoeinrichtung auf, sodass eine konstruktiv einfache und leckagearme Versorgung mit Druck- und Schmiermittel für hydraulische Ansteuerung und Kühlung der rotierende Kupplung C von der Getriebeeingangswelle AN her erfolgen kann.
Das Lamellenpaket der Kupplung D ist räumlich gesehen in getriebebaulängen- sparender Weise in axialer Richtung gesehen radial über dem dritten Planetenradsatz RS3 angeordnet. Hierbei ist der Innenlamellenträger der Kupplung D als Abschnitt der achten drehbaren Welle 8 ständig mit dem Hohlrad HO3 des dritten Planetenradsatzes RS3 verbunden. In fertigungstechnisch vorteilhafter Weise können der Innenlamellenträger der Kupplung D und das Hohlrad HO3 dabei als gemeinsames - vorzugsweise einstückiges - Bauteil ausgeführt sein. Der Außenlamellenträger der Kupplung D ist als Abschnitt der sechsten drehbaren Welle 6 ständig mit dem Sonnenrad SO4 des vierten Planetenradsatzes RS4 verbunden. Zweckmäßigerweise nimmt der Außenlamellenträger der Kupplung D sowohl das Lamellenpaket der Kupplung D als auch die zum Betätigen dieses Lamellenpaketes notwendige Servoeinrichtung auf, sodass eine konstruktiv einfache und vergleichsweise leckagearme Versorgung mit Druck- und Schmiermittel für hydraulische Ansteuerung und Kühlung der rotierende Kupplung D über die auf der Getriebeeingangswelle AN und/oder der Getriebe- ausgangswelle AB drehbar gelagerte Nabe des Außenlamellentrager der Kupplung D geführt werden, also wahlweise von der Getriebeeingangswelle AN oder von der Getriebeausgangswelle AB her erfolgen.
Das Lamellenpaket der Kupplung E ist räumlich gesehen in getriebebaulängen- sparender Weise in axialer Richtung gesehen radial über dem zweiten Planetenradsatz RS2 angeordnet. Hierbei ist der Innenlamellentrager der Kupplung E als Abschnitt der siebten drehbaren Welle 7 mit dem Hohlrad HO2 des zweiten Planetenradsatzes RS2, mit dem Sonnenrad SO3 des dritten Planetenradsatzes RS3 und mit dem Sonnenrad SO5 des fünften Planetenradsatzes RS5 ständig verbunden. In fertigungstechnisch vorteilhafter Weise können der In- nenlamellenträger der Kupplung E und das Hohlrad HO2 dabei als gemeinsames - vorzugsweise einstückiges - Bauteil ausgeführt sein. Der Außenlamel- lenträger der Kupplung E ist als Abschnitt der sechsten drehbaren Welle 6 ständig mit dem Sonnenrad SO4 des vierten Planetenradsatzes RS4 verbunden. Zweckmäßigerweise nimmt der Außenlamellenträger der Kupplung E sowohl das Lamellenpaket der Kupplung E als auch die zum Betätigen dieses Lamellenpaketes notwendige Servoeinrichtung auf, sodass eine konstruktiv einfache und vergleichsweise leckagearme Versorgung mit Druck- und
Schmiermittel für hydraulische Ansteuerung und Kühlung der rotierende Kupplung E über die auf der Getriebeeingangswelle AN und/oder der Getriebeausgangswelle AB drehbar gelagerte Nabe des Außenlamellenträger der Kupplung E geführt werden, also wahlweise von der Getriebeeingangswelle AN oder von der Getriebeausgangswelle AB her erfolgen.
In fertigungstechnisch günstiger Weise können die drei Kupplung C, D, E des Getriebes GE somit eine vormontierbare Kupplungsbaugruppe bilden, umfassend einen gemeinsamen Lamellenträger, der einen Abschnitt der sechsten drehbaren Welle 6 bildet, für die drei Kupplungen C, D, E als Außenlamellenträger ausgebildet ist und zumindest die Lamellenpakete und Servoeinrichtun- gen der Kupplungen D und E aufnimmt. Unter Beibehaltung der gegebenen Getriebekinematik ist die räumliche Anordnung der sechs Schaltelemente A, B, C, D, E, F innerhalb des Getriebegehäuses GG in weiten Grenzen variabel und wird dabei nur durch die Abmessungen und die äußere Formgebung des Getriebegehäuses GG begrenzt. Entsprechend ist die in Figur 4 dargestellte Bauteilanordnung ausdrücklich als nur eine von zahlreichen möglichen Bauteilanordnungs-Varianten zu verstehen. In gleicher Weise ist auch die in Figur 4 dargestellte Ausbildung der Schaltelemente als Lamellenkupplungen bzw. Lamellenbremsen ausdrücklich als nur beispielhaft zu verstehen. In alternativen Ausgestaltungen können beispielsweise auch formschlüssig schaltbare Klauen- oder Konuskupplung, reibschlüssig schaltbare Bandbremsen oder auch formschlüssig schaltbare Klauen- oder Konusbremsen Verwendung finden.
Auch ist das in Figur 4 dargestellte Getriebeschema mit einer anderen räumlichen Anordnung der fünf Planetenradsätze RS1 , RS2, RS3, RS4, RS5 darstellbar, ohne die spezielle Kinematik des Getriebes zu verändern. Solches kann insbesondere dann sinnvoll sein, wenn bei dem Getriebe GE Getriebeeingangswelle AN und Getriebeausgangswelle AB nicht koaxial zueinander angeordnet sein sollen, wie dies beispielsweise bei einem so genannten Front-Quer- Einbau im Fahrzeug der Fall ist.
Ausgehend von der Erkenntnis, dass es prinzipiell möglich ist, einen so genannten Minus-Planetenradsatz durch einen kinematisch gleichwertigen Plus- Planetenradsatz zu ersetzen, sofern es die Ankopplung von Sonnenrad, Plane- tenradträger und Hohlrad dieses Planetenradsatzes an die andern Planetenradsätze und die Schaltelemente und gegebenenfalls an das Gehäuse räumlich zulässt, wird der Fachmann bei Bedarf einzelne oder mehrere der in den Figuren dargestellten Minus-Planetenradsätze vier Planeten radsätze durch einen Plus-Planetenradsatz bzw. mehrere Plus-Planetenradsätze ersetzen. Bekanntlich ist bei einem Minus-Planetenradsatz jedes seiner Planetenräder sowohl mit dem Sonnenrad und dem Hohlrad in Zahneingriff, während bei einem Plus- Planetenradsatz jedes seiner inneren Planetenräder mit einem seiner äußeren Planetenräder und dem Sonnenrad in Zahneingriff ist und jedes seiner äußeren Planetenräder mit einem seiner inneren Planetenräder und dem Hohlrad in Zahneingriff ist.
Zur Beibehaltung der in Figur 4 definierten Kinematik des Radsatzsystems muss hierbei lediglich das erste Element jedes Minus-Planetenradsatzes als Sonnenrad, das zweite Element jedes Minus-Planetenradsatzes als Planeten- radträger und das dritte Element jedes Minus-Planetenradsatzes als Hohlrad ausgebildet sein, während das erste Element jedes Plus-Planetenradsatzes als Sonnenrad, das zweite Element jedes Plus-Planetenradsatzes als Hohlrad und das dritte Element jedes Plus-Planetenradsatzes als Planetenradträger ausgebildet sein muss. Wie bereits schon das in Figur 4 dargestellte Ausführungsbeispiel können auch alle derartig generierten Varianten ebenfalls mit dem in Figur 3 dargestellten Schaltschema betrieben werden, wobei sich bedingt durch die gegenüber Figur 2 modifizierte Kinematik andere Übersetzungen und Gangsprünge ergeben können.
Im Übrigen eignet sich das erfindungsgemäße Getriebekonzept auch vorzüglich für den Einbau in einen Hybridantriebstrang, insbesondere dann, wenn ein drehbarer Rotor einer zusätzlich zum Antrieb vorgesehenen Elektromaschine ständig direkt mit der Getriebeeingangswelle AN oder ständig direkt mit der neunten drehbaren Welle 9 oder ständig direkt mit der dritten drehwaren Welle 3 verbunden ist. Bezugszeichen
GE Getriebe
GG Getriebegehäuse
AB Getriebeausgangswelle
AN Getriebeeingangswelle
1 erste drehbare Welle des Getriebes
2 zweite drehbare Welle des Getriebes
3 dritte drehbare Welle des Getriebes
4 vierte drehbare Welle des Getriebes
5 fünfte drehbare Welle des Getriebes
6 sechste drehbare Welle des Getriebes
7 siebte drehbare Welle des Getriebes
8 achte drehbare Welle des Getriebes
9 neunte drehbare Welle des Getriebes
A erstes Schaltelement des Getriebes
B zweites Schaltelement des Getriebes
C drittes Schaltelement des Getriebes
D viertes Schaltelement des Getriebes
E fünftes Schaltelement des Getriebes
F sechstes Schaltelement des Getriebes
RS1 erster Planetenradsatz des Getriebes
SO1 Sonnenrad des ersten Planetenradsatzes
ST1 Planetenradträger des ersten Planetenradsatzes
PL1 Planetenräder des ersten Planetenradsatzes
HO1 Hohlrad des ersten Planetenradsatzes RS2 zweiter Planetenradsatz des Getriebes
502 Sonnenrad des zweiten Planetenradsatzes
ST2 Planetenradtrager des zweiten Planetenradsatzes
PL2 Planetenräder des zweiten Planetenradsatzes
HO2 Hohlrad des zweiten Planetenradsatzes
RS3 dritter Planetenradsatz des Getriebes
503 Sonnenrad des dritten Planetenradsatzes
ST3 Planetenradtrager des dritten Planetenradsatzes
PL3 Planetenräder des dritten Planetenradsatzes
HO3 Hohlrad des dritten Planetenradsatzes
RS4 vierter Planetenradsatz des Getriebes
504 Sonnenrad des vierten Planetenradsatzes
ST4 Planetenradträger des vierten Planetenradsatzes
PL4 Planetenräder des vierten Planetenradsatzes
HO4 Hohlrad des vierten Planetenradsatzes
RS5 fünfter Planetenradsatz des Getriebes
505 Sonnenrad des fünften Planetenradsatzes
ST5 Planetenradträger des fünften Planetenradsatzes
PL5 Planetenräder des fünften Planetenradsatzes
HO5 Hohlrad des fünften Planetenradsatzes

Claims

P a t en t a n s p r ü c h e
1 . Automatgetriebe, umfassend ein Getriebegehäuse (GG), eine drehbare Getriebeeingangswelle (AN), eine drehbare Getriebeausgangswelle (AB), einen ersten, zweiten, dritten und vierten Planetenradsatz (RS1 , RS2, RS3, RS4) mit jeweils drei Elementen (SO1 , SO2, SO3, SO4; ST1 , ST2, ST3, ST4; HO1 , HO2, HO3, HO4), sowie ein erstes, zweites, drittes, viertes und fünftes Schaltelement (A, B, C, D, E) zum Schalten verschiedener Übersetzungsverhältnisse zwischen Getriebeeingangswelle (AN) und Getriebeausgangswelle (AB),
wobei das zweite Element (ST2) des zweiten Planetenradsatzes (RS2) die Getriebeeingangswelle (AN) bildet,
wobei das zweite Element (ST4) des vierten Planetenradsatzes (RS4) die Getriebeausgangswelle (AB) bildet,
wobei das erste Element (SO1 ) des ersten Planetenradsatzes (RS1 ) über das erste Schaltelement (A) am Getriebegehäuse (GG) festsetzbar ist,
wobei das zweite Element (ST1 ) des ersten Planetenradsatzes (RS1 ) und das dritte Element (HO4) des vierten Planetenradsatzes (RS4) ständig miteinander verbunden sind,
wobei das dritte Element (HO1 ) des ersten Planetenradsatzes (RS1 ) über das zweite Schaltelement (B) am Getriebegehäuse (GG) festsetzbar ist,
wobei das erste Element (SO4) des vierten Planetenradsatzes (RS4) über das dritte Schaltelement (C) mit dem zweiten Element (ST2) des zweiten Planetenradsatzes (RS2) verbindbar ist,
wobei das dritte Element (HO2) des zweiten Planetenradsatzes (RS2) und das erste Element (SO3) des dritten Planetenradsatzes (RS3) ständig miteinander verbunden und über das fünfte Schaltelement (E) mit dem ersten Element (SO4) des vierten Planetenradsatzes (RS4) verbindbar sind,
wobei ein Element des vierten Planetenradsatzes (RS4) ständig mit einem Element des dritten Planetenradsatzes (RS3) verbunden ist, während ein anderes Element des vierten Planetenradsatzes (RS4) über das vierte Schaltelement (D) mit einem anderen Element des dritten Planetenradsatzes (RS3) verbindbar ist, sodass der dritte Planetenradsatz (RS3) durch Schließen des vierten Schaltelementes (D) in den Leistungsfluss des Automatgetriebes (GE) bringbar ist,
dadurch gekennzeichnet, dass das Automatgetriebe (GE) einen fünften Planetenradsatz (RS5) mit drei Elementen (SO5, ST5, HO5) umfasst,
wobei das erste Element (SO5) des fünften Planetenradsatzes (RS5) ständig mit dem dritten Element (HO2) des zweiten Planetenradsatzes (RS2) verbunden ist,
wobei das zweite Element (ST5) des fünften Planetenradsatzes (RS5) ständig mit dem ersten Element (SO2) des zweiten Planetenradsatzes (RS2) verbunden und über ein sechstes Schaltelement (F) des Automatgetriebes (GE) am Getriebegehäuse (GG) festsetzbar ist,
und wobei das dritte Element (HO5) des fünften Planetenradsatzes (RS5) ständig mit dem ersten Element (SO1 ) des ersten Planetenradsatzes (RS1 ) verbunden ist.
2. Automatgetriebe nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass das erste Element (SO4) des vierten Planetenradsatzes (RS4) ständig mit dem dritten Element (HO3) des dritten Planetenradsatzes (RS3) verbunden ist, während das zweite Element (ST4) des vierten Planetenradsatzes (RS4) über das vierte Schaltelement (D) mit dem zweiten Element (ST3) des dritten Planetenradsatzes (RS3) verbindbar ist.
3. Automatgetriebe nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass das zweite Element (ST4) des vierten Planetenradsatzes (RS4) ständig mit dem zweiten Element (ST3) des dritten Planetenradsatzes (RS3) verbunden ist, während das erste Element (SO4) des vierten Planetenradsatzes (RS4) über das vierte Schaltelement (D) mit dem dritten Element (HO3) des dritten Planetenradsatzes (RS3) verbindbar ist.
4. Automatgetriebe nach Anspruch 1 , 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, dass jeder Planetenradsatz ein als Sonnenrad (SO1 , SO2, SO3, SO4, SO5) ausgebildetes erstes Element aufweist, und dass jeder als Minus-Planetenradsatz ausgebildeter Planetenradsatz ein als Planetenradträger (ST1 , ST2, ST3, ST4, ST5) ausgebildetes zweites Element und ein als Hohlrad (HO1 , HO2, HO3, HO4, HO5) ausgebildetes drittes Element aufweist, während jeder als Plus- Planetenradsatz ausgebildeter Planetenradsatz ein als Hohlrad ausgebildetes zweites Element und ein als Planetenradträger ausgebildetes drittes Element aufweist.
5. Automatgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass die fünf Planetenradsätze (RS1 , RS2, RS3, RS4, RS5) koaxial zueinander und in axialer Richtung hintereinander in einer Reihenfolge„erster, fünfter, zweiter, dritter, vierter Planetenradsatz" („RS1 , RS5, RS2, RS3, RS4") angeordnet sind.
6. Automatgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass die fünf Planetenradsätze (RS1 , RS2, RS3, RS4, RS5) koaxial zueinander und in axialer Richtung hintereinander in einer Reihenfolge„erster, fünfter, dritter, zweiter, vierter Planetenradsatz" („RS1 , RS5, RS3, RS2, RS4") angeordnet sind.
7. Automatgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass das erste Schaltelement (A) und das sechste Schaltelement (F) auf derjenigen Seite des ersten Planetenradsatzes (RS1 ) angeordnet sind, die dem fünften Planetenradsatz (RS5) abgewandt ist.
8. Automatgetriebe nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass das sechste, erste und zweite Schaltelement (F, A, B) axial nebeneinander auf gleichem Durchmesser angeordnet sind, wobei das erste Schaltelement (A) axial zwischen dem sechsten und zweiten Schaltelement (F, B) angeordnet ist.
9. Automatgetriebe nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass das sechste und erste Schaltelement (F, A) in axialer Richtung gesehen in einer Ebene angeordnet sind, wobei das sechste Schaltelement (F) radial unterhalb des ersten Schaltelementes (A) angeordnet ist.
10. Automatgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass in jedem Gang drei der Schaltelemente geschlossen sind, wobei bei einem Wechsel von einem Gang in den nachfolgend höheren oder niedrigeren Gang jeweils nur eines der zuvor geschlossenen Schaltelemente geöffnet und nur ein zuvor offenes Schaltelement geschlossen wird.
1 1 . Automatgetriebe nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet,
dass in einem ersten Vorwärtsgang das zweite, dritte und sechste Schaltelement (B, C, F) drehmomentführend sind,
dass in einem zweiten Vorwärtsgang entweder das zweite, fünfte und sechste Schaltelement (B, E, F) oder das erste, zweite und dritte Schaltelement (A, B, C) drehmomentführend sind,
dass in einem dritten Vorwärtsgang das erste, zweite und fünfte Schaltelement (A, B, E) drehmomentführend sind,
dass in einem vierten Vorwärtsgang das zweite, dritte und fünfte Schaltelement (B, C, E) drehmomentführend sind,
dass in einem fünften Vorwärtsgang das zweite, vierte und fünfte Schaltelement (B, D, E) drehmomentführend sind,
dass in einem sechsten Vorwärtsgang das zweite, dritte und vierte Schaltelement (B, C, D) drehmomentführend sind,
dass in einem siebten Vorwärtsgang das dritte, vierte und fünfte Schaltelement (C, D, E) drehmomentführend sind,
dass in einem achten Vorwärtsgang entweder das erste, dritte und vierte Schaltelement (A, C, D) oder das dritte, vierte und sechste Schaltelement (C, D, F) drehmomentführend sind, dass in einem neunten Vorwärtsgang das erste, vierte und fünfte Schaltelement (A, D, E) drehmomentführend sind,
dass in einem zehnten Vorwärtsgang das vierte, fünfte und sechste Schaltelement (D, E, F) drehmomentführend sind,
dass in einem ersten Rückwärtsgang das erste, zweite und vierte Schaltelement (A, B, D) drehmomentführend sind,
und dass in einem zweiten Rückwärtsgang das zweite, vierte und sechste Schaltelement (B, D, F) drehmomentführend sind.
12. Automatgetriebe nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet,
dass in einem ersten Vorwärtsgang das zweite, dritte und sechste Schaltelement (B, C, F) drehmomentführend sind,
dass in einem zweiten Vorwärtsgang entweder das zweite, fünfte und sechste Schaltelement (B, E, F) oder das erste, zweite und dritte Schaltelement (A, B, C) drehmomentführend sind,
dass in einem dritten Vorwärtsgang das erste, zweite und fünfte Schaltelement (A, B, E) drehmomentführend sind,
dass in einem vierten Vorwärtsgang das zweite, dritte und fünfte Schaltelement (B, C, E) drehmomentführend sind,
dass in einem fünften Vorwärtsgang das zweite, vierte und fünfte Schaltelement (B, D, E) drehmomentführend sind,
dass in einem sechsten Vorwärtsgang das zweite, dritte und vierte Schaltelement (B, C, D) drehmomentführend sind,
dass in einem siebten Vorwärtsgang entweder das erste, dritte und vierte Schaltelement (A, C, D) oder das dritte, vierte und sechste Schaltelement (C, D, F) drehmomentführend sind,
dass in einem achten Vorwärtsgang das erste, vierte und fünfte Schaltelement (A, D, E) drehmomentführend sind,
dass in einem neunten Vorwärtsgang das vierte, fünfte und sechste Schaltelement (D, E, F) drehmomentführend sind,
dass in einem ersten Rückwärtsgang das erste, zweite und vierte Schaltele- ment (A, B, D) drehmomentführend sind,
und dass in einem zweiten Rückwärtsgang das zweite, vierte und sechste Schaltelement (B, D, F) drehmomentführend sind.
13. Automatgetriebe nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet,
dass in einem ersten Vorwärtsgang entweder das zweite, fünfte und sechste Schaltelement (B, E, F) oder das erste, zweite und dritte Schaltelement
(A, B, C) drehmomentführend sind,
dass in einem zweiten Vorwärtsgang das erste, zweite und fünfte Schaltelement (A, B, E) drehmomentführend sind,
dass in einem dritten Vorwärtsgang das zweite, dritte und fünfte Schaltelement (B, C, E) drehmomentführend sind,
dass in einem vierten Vorwärtsgang das zweite, vierte und fünfte Schaltelement (B, D, E) drehmomentführend sind,
dass in einem fünften Vorwärtsgang das zweite, dritte und vierte Schaltelement (B, C, D) drehmomentführend sind,
dass in einem sechsten Vorwärtsgang das dritte, vierte und fünfte Schaltelement (C, D, E) drehmomentführend sind,
dass in einem siebten Vorwärtsgang entweder das erste, dritte und vierte Schaltelement (A, C, D) oder das dritte, vierte und sechste Schaltelement (C, D, F) drehmomentführend sind,
dass in einem achten Vorwärtsgang das erste, vierte und fünfte Schaltelement (A, D, E) drehmomentführend sind,
dass in einem neunten Vorwärtsgang das vierte, fünfte und sechste Schaltelement (D, E, F) drehmomentführend sind,
und dass in einem Rückwärtsgang das zweite, vierte und sechste Schaltelement (B, D, F) oder das erste, zweite und vierte Schaltelement (A, B, D) drehmomentführend sind.
14. Automatgetriebe nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet,
dass in einem ersten Vorwärtsgang entweder das zweite, fünfte und sechste Schaltelement (B, E, F) oder das erste, zweite und dritte Schaltelement
(A, B, C) drehmomentführend sind,
dass in einem zweiten Vorwärtsgang das erste, zweite und fünfte Schaltelement (A, B, E) drehmomentführend sind,
dass in einem dritten Vorwärtsgang das zweite, dritte und fünfte Schaltelement (B, C, E) drehmomentführend sind,
dass in einem vierten Vorwärtsgang das zweite, vierte und fünfte Schaltelement (B, D, E) drehmomentführend sind,
dass in einem fünften Vorwärtsgang das zweite, dritte und vierte Schaltelement (B, C, D) drehmomentführend sind,
dass in einem sechsten Vorwärtsgang entweder das erste, dritte und vierte Schaltelement (A, C, D) oder das dritte, vierte und sechste Schaltelement (C, D, F) drehmomentführend sind,
dass in einem siebten Vorwärtsgang das erste, vierte und fünfte Schaltelement (A, D, E) drehmomentführend sind,
dass in einem achten Vorwärtsgang das vierte, fünfte und sechste Schaltelement (D, E, F) drehmomentführend sind,
und dass in einem Rückwärtsgang das zweite, vierte und sechste Schaltelement (B, D, F) oder das erste, zweite und vierte Schaltelement (A, B, D) drehmomentführend sind.
15. Automatgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 14, dadurch gekennzeichnet, dass das zweite Schaltelement als getriebeinternes Anfahrelement des Automatgetriebes ausgebildet ist.
16. Automatgetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 15, dadurch gekennzeichnet, dass die Getriebeeingangswelle (AN) oder/und die neunte drehbare Welle (9) oder/und die dritte drehbare Welle (3) oder/und die Getriebeausgangswelle (AB) ständig mit einem drehbaren Rotor einer Elektromaschine verbunden ist.
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