WO2021078893A1 - Getriebe, antriebsstrang und fahrzeug mit getriebe - Google Patents

Getriebe, antriebsstrang und fahrzeug mit getriebe Download PDF

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transmission
torque
friction
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Matthias Reisch
Stefan Beck
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Zf Friedrichshafen Ag
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    • F16H3/48—Gearings having only two central gears, connected by orbital gears with single orbital gears or pairs of rigidly-connected orbital gears
    • F16H3/52—Gearings having only two central gears, connected by orbital gears with single orbital gears or pairs of rigidly-connected orbital gears comprising orbital spur gears
    • F16H3/54—Gearings having only two central gears, connected by orbital gears with single orbital gears or pairs of rigidly-connected orbital gears comprising orbital spur gears one of the central gears being internally toothed and the other externally toothed

Definitions

  • the locking effect of a differential can also take place as a function of the speed.
  • a fluid friction clutch so-called viscous coupling
  • the speed difference between an output shaft and the differential cage is often used for this.
  • the principle of the Viscodrive is known, for example, from DE 39 12 304 A1.
  • the object of the invention is in particular to provide a transmission, in particular in the form of an integrated differential, which enables improved traction and improved driving behavior.
  • the non-rotatable component of the transmission can preferably be a permanently stationary component, preferably a housing of the transmission, part of such a housing or a component connected to it in a rotationally test.
  • the teeth of the two interconnected elements of the first and second planetary gear set that is, the third element of the first planetary gear set and the first element of the second planetary gear set, are formed on the same component.
  • the pitch or pitch of a helical toothing is understood to mean the axial travel measured along a corresponding axis of rotation, which is required for a conceptual continuation of a tooth beyond the actual width of the toothed wheel in order to effect a 360 ° wrap of the tooth around the axis.
  • thread pitch is used in an analogous manner.
  • a helically toothed gear with several teeth is thus with a multi-start thread de comparable.
  • spindles the word pitch is also used for the corresponding size.
  • the electric machine can either be arranged coaxially to the planetary gear sets or axially parallel to them.
  • the rotor of the electric machine can either be directly connected to the input shaft in a rotationally fixed manner or coupled to it via one or more intermediate gear ratios, the latter allowing a more favorable design of the electric machine with higher speeds and lower torque.
  • the at least one translation stage can be designed as a spur gear stage and / or as a planetary stage.
  • a coupling takes place via one or more intermediate gear ratios and / or a traction drive.
  • the one or more gear ratios can also be implemented individually either as a spur gear or as a planetary gear.
  • a traction drive can either be a belt drive or a chain drive.
  • the second planetary gear set has five, six, seven or eight planets. It is preferred if the first planetary gear set has three or four planets.
  • the number of planet gears of the second planetary gear set can also be greater than that of the first planetary gear set without using the calculation rule.
  • a longitudinal distributor transmission also called longitudinal distributor
  • a transmission that distributes the introduced torque, for example, to several axles, in particular to a front axle and a rear axle of a vehicle.
  • the third element of the second planetary gear set is a sun gear.
  • This transmission is practically the first concept with a plus planetary gear set.
  • the third element of the first planetary gear set is a ring gear and where it is
  • a transmission is preferred, wherein the pressing force of the friction surfaces is brought about by means of a constant pressing force.
  • a basic locking torque is understood to mean a locking torque which is essentially independent of a transmitted torque and independent of the level of the present differential speed.
  • a vehicle which has a drive train with a transmission with the features described above.
  • the advantages of the transmission also affect a vehicle with such a transmission.
  • FIGS. 2-5 show a schematic view of a respective transmission as it can be used in the motor vehicle drive train from FIG. 1, each in a preferred embodiment;
  • 10-13 a schematic view of a respective transmission, as it can be used in the motor vehicle drive train from FIG. 1, each in a further preferred embodiment;
  • the drive train 100 shows an internal combustion engine drive which drives the rear axle A of the vehicle 1000.
  • the drive train comprises a transmission G, which divides the drive torque of the internal combustion engine VM onto two output shafts 11 and 12, with a further transmission, for example an automatic transmission of the vehicle, being arranged between the transmission G and the internal combustion engine VM.
  • the direction of travel forward is indicated by arrow 99 Darge.
  • the transmission G and the internal combustion engine VM are aligned along the direction of travel of the vehicle.
  • the drive train 100 shows an internal combustion engine drive which drives the rear axle A and the front axle B of the vehicle 1000.
  • the drive train comprises a transmission G, which divides the drive torque of the internal combustion engine VM onto the axes A and B, with a further transmission, for example an automatic transmission, of the vehicle being arranged between the transmission G and the internal combustion engine VM.
  • the transmission G can then be connected to an axle differential of the rear wheel axle A via an output shaft 11 and an axle differential of the front axle B via an output shaft 12.
  • the forward direction of travel is shown by arrow 99.
  • the transmission G and the internal combustion engine VM are aligned along the direction of travel of the vehicle.
  • the drive train 100 according to FIG.
  • FIG. 1d shows an electric drive which drives the front axle B of the vehicle 1000, ie an electric front transverse drive.
  • the drive train comprises a transmission G, which divides the drive torque of the electrical machine EM onto two output shafts 11 and 12.
  • the transmission G and the electric machine are arranged in a common housing. The direction of travel forwards is shown by arrow 99.
  • the transmission G and the electric machine EM are aligned transversely to the direction of travel of the vehicle.
  • the first element E12 is a sun gear S02
  • the second element E22 is a planetary gear carrier PT 2
  • the third element E32 is a ring gear H02.
  • the planetary gear carriers PT1, PT2 each support a plurality of planetary gears, which are shown but not designated.
  • the plane ten wheels mesh on the one hand with the respective, radially inner sun gear and with the respective surrounding ring gear.
  • the input shaft 10 is non-rotatably connected to the first element E11.
  • the first output shaft 11 is non-rotatably connected to the second element E21 of the first planetary gear set.
  • the second output shaft 12 is non-rotatably connected to the third element E32 of the second planetary gear set.
  • the third element E31 that is to say the ring gear H01 of the first planetary gear set P1 and the first element E12, that is to say the sun gear S02 of the second planetary gear set, form a common component that is present as a shaft 3.
  • the input shaft 10, the first output shaft 11 and the second output shaft 12 are arranged coaxially to one another.
  • the two planetary gear sets P1, P2 are also arranged coaxially to one another.
  • the two planetary gear sets P1, P2 are arranged axially spaced from one another.
  • the input shaft 10 can be connected to a prime mover and thus introduce an input torque into the transmission G. That is, input shaft and Output shafts rotate in the same direction.
  • the input torque introduced can be divided between the two output shafts 11, 12.
  • the transmission not only takes on the function of a transmission gear, but also a Differentialge gear. This means that the introduced torque is not only translated, but also distributed to different output shafts. In this embodiment, he does not reverse the direction of rotation.
  • connection of the first ring gear H01 of the first planetary gear set P1 to the sun gear S02 of the second planetary gear set is designed as a single component, which in the present case is also present as a shaft 3. In this embodiment there is also no reversal of the direction of rotation.
  • Fig. 4 shows a transmission G in a further preferred embodiment.
  • the first planetary gear set P1 is now designed as a plus planetary gear set. That is, the third element E31 of the first planetary gear set is designed as a planetary gear carrier, which is non-rotatably connected to the first element E12 of the second planetary gear set, that is to say the sun gear S02.
  • the second element E21 is now designed as a ring gear H01 and is connected non-rotatably to the first output shaft 11.
  • the third element E31 of the first planetary gear set and the first element E12 of the second planetary gear set are in turn formed on the same component, which is present as a shaft 3 in the present case.
  • the rotor R of the electric machine EM is non-rotatably connected to the first element E11, that is to say the sun gear S01 of the first planetary gear set.
  • the second element E21 of the first planetary gear set is designed as a ring gear H01 and is connected to the first output shaft 11 in a rotationally fixed manner.
  • the third element E31 of the first planetary gear set P1 is designed as a planet carrier PT1 and is non-rotatably connected to the first element E12 of the second planetary gear set P2, which in the present case is designed as a ring gear H02.
  • the second element E22 of the second planetary gear set is also designed as a planet carrier PT 2 and fixed to the housing GG.
  • the third element E32 is designed as a sun gear S02 and is non-rotatably connected to the second output shaft.
  • the direction of rotation of the input speed is reversed.
  • a nesting of the planetary gear sets P1, P2 is not possible in this embodiment, please include.
  • the introduction of the torque continues via the sun gear S01 of the first planetary gear set P1, while the output is ensured via the ring gear H01.
  • the planet carrier of the first planetary gear set P1 is now rotatably connected to the ring gear H02 of the second planetary gear set.
  • the output of the second planetary gear set accordingly takes place via the sun gear S02.
  • FIG. 9a shows a specific embodiment of the transmission G for the drive train from FIG. 1c.
  • Output 12 transfers the torque to the rear axle A.
  • Output 11 transfers the torque to the front axle B.
  • Fig. 10 shows a drive train 100 of a vehicle with a transmission in a preferred embodiment, the transmission G being additionally preceded by a transmission gear in the form of a planetary gear P3.
  • the transmission G is the embodiment according to FIG. 3, to which reference is hereby made.
  • the planetary gear set P3 is designed as a minus planetary gear set and has a first element E13, which is designed as a sun wheel, a second element E23, which is designed as a planet carrier and a third element E33, which is designed as a ring gear H03 , on.
  • the second element E23 of the third planetary gear set is non-rotatably connected to the input shaft 10 of the transmission G.
  • a shift element SE is assigned to the planetary gear P3.
  • the switching element SE is set up to fix the third element E33 on the non-rotatable component GG.
  • FIG. 11 shows a drive train of a vehicle with a transmission according to the invention in a further preferred embodiment.
  • the transmission G is the preferred embodiment according to FIG. 2, to which reference is made.
  • the drive machine is designed as an electric machine EM educated.
  • the electric machine EM has a stator S fixed to the housing and a rotor R.
  • the rotor R is connected to the input shaft 10 in a rotationally fixed manner.
  • the electric machine EM is arranged coaxially to the input shaft 10 and to the output shafts 11, 12.
  • it is thus arranged coaxially to the planetary gear sets P1, P2.
  • the input shaft 10 is out as a hollow shaft through which the first output shaft 11 is guided.
  • FIG. 10 is out as a hollow shaft through which the first output shaft 11 is guided.
  • FIG. 13 shows a drive train 100 in a further preferred embodiment.
  • This embodiment is similar to the embodiment according to FIG. 11, but in contrast to this, the electric machine EM is not arranged coaxially, but axially parallel to the transmission G.
  • a connection takes place via a spur gear stage SRS, which is composed of a first spur gear SR1 and a second spur gear SR2.
  • the first spur gear SR1 is connected to the input shaft 10 in a rotationally fixed manner.
  • the spur gear SR1 is then in meshing engagement with the spur gear SR2, which is non-rotatably placed on an input shaft EW of the electric machine EM, which within the electric machine EM connects to the rotor of the electric machine EM - not shown any further here.
  • FIG. 13 corresponds to the embodiment according to FIG. 11, so that reference is made to what has been described in this regard.
  • FIGS. 15 to 17 show the introduction of force and force supports of the invention in comparison to the prior art, such as DE 102011 079, for example 975 A1.
  • the prior art is compared with the preferred embodiment with two Mi nus planetary gears, as described in FIGS. 2 and 3, among other things. However, this consideration also applies to the other forms of execution.
  • a multi-disc clutch 40 with three pairs of friction surfaces is provided instead of the plain bearing.
  • Other numbers of friction surfaces are also conceivable.
  • an odd number of pairs of friction surfaces for example one pair, three pairs, five pairs or seven pairs, is particularly advantageous a bearing can then be dispensed with.
  • An increase in the number of pairs of friction surfaces acting in parallel increases the locking value.
  • the multi-plate clutch 40 is particularly advantageous for sporting demands on the transmission or on the vehicle.
  • the locking torque can also be increased by increasing the friction diameter, i.e. the diameter of the Rei belemente.
  • the curve ramp 50 can also be combined with a cone coupling according to FIG. 23.

Abstract

Die Erfindung betrifft ein Getriebe (G), umfassend eine Eingangswelle (10), eine erste Ausgangswelle (11), eine zweite Ausgangswelle (12), einen ersten Planetenradsatz (P1) sowie einen mit dem ersten Planetenradsatz verbundenen zweiten Planetenradsatz (P2), wobei die Planetenradsätze (P1, P2) jeweils mehrere Elemente (E11, E21, E31, E12, E22, E32) umfassen. Die Eingangswelle (10), die zwei Ausgangswellen (11, 12), die Planetenradsätze (P1, P2) sowie deren Elemente sind derart angeordnet und ausgebildet, dass - ein über die Eingangswelle (10) eingeleitetes Drehmoment gewandelt und in einem definierten Verhältnis auf die zwei Ausgangswellen (11, 12) aufgeteilt wird, und - die Entstehung eines Summendrehmoments verhindert wird, - wobei zumindest ein Element (E31) des ersten Planetenradsatzes (P1) mit einem anderen Element (E12) des zweiten Planetenradsatzes drehfest verbunden ist und - ein weiteres Element (E22) des zweiten Planetenradsatzes (P2) an einem drehfesten Bauelement (GG) festgesetzt ist. Ein Verbindungsmittel (40) ist vorgesehen, das angeordnet und ausgebildet ist, die erste Ausgangswelle (11) und zweite Ausgangswelle (12) passiv und somit ohne Steuergerät und ohne Aktuator derart zu verbinden, dass ein Drehmoment übertragen werden kann.

Description

Getriebe, Antriebsstranq und Fahrzeug mit Getriebe
Die Erfindung betrifft ein Getriebe, insbesondere für ein Kraftfahrzeug. Die Erfindung betrifft zudem einen Antriebsstrang sowie ein Fahrzeug.
Aus dem Stand der Technik sind Getriebe bekannt, bspw. aus der DE 10 2011 079 975 A1 , die eine Drehmomentwandlung als Verhältnis eines Ausgangsdrehmomen tes zu einem Eingangsdrehmoment sowie eine Übersetzung als Verhältnis einer Ein gangsdrehzahl zu einer Ausgangsdrehzahl bereitstellen.
Aus der DE 10 2018 112 880 A1 ist ein Elektrofahrzeug mit einem integrierten Diffe rential bekannt. Das Elektrofahrzeug-Antriebssystem enthält einen Elektromotor, ers te und zweite Planetengetriebe einschließlich Sonnenrad, Planetenträger und Hohl rad-Elementen, erste und zweite Ausgangswellen und ein Gehäuse. Die Elemente des ersten Planetengetriebes sind mit dem Elektromotor, der ersten Abtriebswelle und einem Element des zweiten Planetengetriebes verbunden. Die Elemente des zweiten Planetengetriebes sind mit dem ersten Planetengetriebe, dem Gehäuse und der zweiten Abtriebswelle verbunden. Das erste Planetengetriebe stellt eine Differen tial-Reduktionsvorrichtung und das zweite Planetengetriebe stellt eine Umkehr- und Reduktionsvorrichtung bereit. Optionale Kupplungen können die Funktion eines Schlupfbegrenzungsdifferentials bereitstellen und Drehmoment zu einer Abtriebswel le oder der anderen verteilen.
Ein solches Getriebe, das auch wälzendes Differential genannt wird, bildet kein Summendrehmoment (bspw. an einem Differentialkorb), wie es sonst im Stand der Technik üblich ist. Die Verhinderung der Entstehung eines Summendrehmoments bedeutet, dass an keinem rotierenden Bauelement, wie der Eingangswelle, Aus gangswelle, Elemente der Planetenradsätze die Summe der an den beiden Aus gangswellen anliegenden Einzeldrehmomente anliegt.
Bei einem Kegelraddifferenzial wird die Spreizwirkung der Kegelräder unter Dreh moment dazu genutzt zwischen dem jeweiligen Kegelrad und dem Differentialkorb Reibung zu erzeugen und dadurch eine gewünschte Sperrwirkung zu erzielen. Diese Wirkung kann durch die Verwendung zusätzlicher Reiblamellen verstärkt werden. Sinngemäß werden Reibkräfte, welche abhängig von der Verzahnungskraft sind, auch in Stirnraddifferentialen genutzt um eine drehmomentabhängige Sperrwirkung zu erzielen. Das Prinzip der drehmomentabhängigen Sperrwirkung ist u.a. aus der DE 10 2008 000 444 A1 der Anmelderin bekannt.
Die Sperrwirkung eines Differentials kann auch in Abhängigkeit der Drehzahl erfol gen. So kann bspw. mit einer Flüssigkeitsreibungskupplung, sogenannte Visco- Kupplung, eine differenzdrehzahlabhängige Sperrwirkung erzielt werden. Häufig wird hierfür die Differenzdrehzahl zwischen einer Ausgangswelle und dem Differentialkorb genutzt. Das Prinzip des Viscodrive ist bspw. aus der DE 39 12 304 A1 bekannt.
Sowohl bei Kegelraddifferentialen als auch bei Stirnraddifferentialen ist bekannt, vor gespannte Lagerflächen oder Gleitflächen zur Erzeugung einer Sperrwirkung zu nut zen. Dies ist bspw. aus DE 10 2011 085 119 B3 und DE 10 2015 223 126 A1 be kannt. Die Sperrwirkung ist hierbei unabhängig von der Drehzahl und vom Drehmo ment.
Häufig kommen auch Kombinationen der vorstehend genannten Prinzipien der Sperrwirkung zum Einsatz.
Die Aufgabe der Erfindung besteht insbesondere darin, ein Getriebe, insbesondere in der Form eines integrierten Differentials bereitzustellen, welches eine verbesserte Traktion und ein verbessertes Fahrverhalten ermöglicht. Zudem ist es Aufgabe der Erfindung einen Antriebsstrang mit einem solchen Getriebe sowie ein Kraftfahrzeug bereitzustellen.
Die Aufgabe wird gelöst durch die Merkmale der unabhängigen Ansprüche. Bevor zugte Ausführungsformen ergeben sich aus den abhängigen Ansprüchen.
Die Erfindung geht aus von einem Getriebe umfassend eine Eingangswelle, eine ers te Ausgangswelle, eine zweite Ausgangswelle, einen ersten Planetenradsatz sowie einen mit dem ersten Planetenradsatz verbundenen zweiten Planetenradsatz wobei die Planetenradsätze jeweils mehrere Elemente umfassen, wobei ein an der Ein gangswelle eingeleitetes Drehmoment gewandelt und in einem definierten Verhältnis auf die zwei Ausgangswellen aufgeteilt wird, und die Entstehung eines Summen drehmoments verhindert wird, wobei zumindest ein Element des ersten Planetenrad satzes mit einem anderen Element des zweiten Planetenradsatzes mittels einer Wel le drehfest verbunden ist und ein weiteres Element des zweiten Planeten radsatzes an einem drehfesten Bauelement festgesetzt ist.
Das Getriebe zeichnet sich dadurch aus, dass ein Verbindungsmittel vorgesehen ist, das angeordnet und ausgebildet ist, die erste Ausgangswelle und zweite Ausgangs welle passiv und somit ohne Steuergerät und ohne Aktuator derart zu verbinden, dass ein Drehmoment übertragen werden kann. Anders ausgedrückt können mittels der Erfindung Sperrmomente passiv bereitgestellt werden.
Das Verbindungsmittel ist demnach dazu eingerichtet, ohne Aktuator eine drehmo mentübertragende Verbindung zwischen der ersten und der zweiten Ausgangswelle bereitzustellen. Das heißt, auch ohne Steuergerät und Aktuatorik kann ein Sperrmo ment bewirkt werden.
Diese Verbindung kann reibend und damit insbesondere abhängig von einer An presskraft ausgeführt sein. Die Verbindung kann dämpfend und damit abhängig von einer Differenzdrehzahl ausgeführt sein. Im Falle einer anpresskraftabhängigen Reibverbindung kann diese mit konstanter Anpresskraft, bspw. mittels Vorspannung, oder mit drehmomentabhängiger Anpresskraft ausgeführt sein. Im Falle einer dreh momentabhängigen An presskraft können insbesondere die Axial kräfte einer Schräg verzahnung oder die drehmomentproportionale Axialkraft aus einem Kurvenrampen system genutzt werden.
Die Sperrwirkung des Getriebes wird durch ein Sperrmoment erzeugt, das lastabhängig und/oder differenzdrehzahlabhängig oder unabhängig von Drehzahl und Moment, d.h. voreingestellt, sein kann. Unter einem Sperrwert ist der Quotient aus dem Betrag der Differenz der beiden Ab triebsdrehmomente und der Summe der beiden Abtriebsdrehmomente zu verstehen. D.h. bei einem Sperrwert von 0% haben beide Räder exakt dasselbe Drehmoment. Bei einem Sperrwert von 100% überträgt ein Abtrieb 100% des Drehmomentes, der andere Null.
Der Sperrwert S lässt sich formelmäßig wie folgt definieren: (oder: = 0% ... 100%),
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wobei M(L) einem Drehmoment der ersten Ausgangswelle und M(R) einem Dreh moment der zweiten Ausgangswelle entspricht.
Unter einer „Welle“ ist im Sinne der Erfindung ein rotierbares Bauteil des Getriebes zu verstehen, über welches je zugehörige Komponenten des Getriebes drehfest mit einander verbunden sind oder über das eine derartige Verbindung bei Betätigung eines entsprechenden Schaltelements hergestellt wird. Die jeweilige Welle kann die Komponenten dabei axial oder radial oder auch sowohl axial und radial miteinander verbinden. So kann die jeweilige Welle auch als Zwischenstück vorliegen, über wel ches eine jeweilige Komponente zum Beispiel radial angebunden wird.
Die Elemente liegen insbesondere in der Form Sonnenrad, Planetenträger sowie Hohlrad vor.
Mit „axial“ ist im Sinne der Erfindung eine Orientierung in Richtung einer Längsmittel achse gemeint, entlang welcher die Planetenradsätze koaxial zueinander liegend angeordnet sind. Unter „radial“ ist dann eine Orientierung in Durchmesserrichtung einer Welle zu verstehen, die auf dieser Längsmittelachse liegt.
Ist ein Element festgesetzt, so ist es an einer Drehbewegung gehindert. Bei dem drehfesten Bauelement des Getriebes, kann es sich vorzugsweise um eine perma nent stillstehende Komponente handeln, bevorzugt um ein Gehäuse des Getriebes, einen Teil eines derartigen Gehäuses oder ein damit drehtest verbundenes Bauele ment.
Das Getriebe kann bspw. derart ausgeführt sein, dass die Eingangswelle mit einem ersten Element des ersten Planetenradsatzes dreh test verbunden ist; die erste Ausgangswelle mit einem zweiten Element des ersten Planetenradsat zes drehtest verbunden ist; wobei ein drittes Element des ersten Planetenradsatzes drehtest mit einem ersten Element des zweiten Planetenradsatzes verbunden ist; wobei ein zweites Element des zweiten Planetenradsatzes an einem drehfesten Bauelement des Getriebes festgesetzt ist; die zweite Ausgangswelle mit einem dritten Element des zweiten Planetenradsat zes drehtest verbunden ist.
So wird ein Getriebe bereitgestellt, dass die Funktionen Drehmomentwandlung, Drehmomentverteilung sowie Sperrwirkung durch eine einzige integrale Baugruppe darstellen kann. Bei der Erfindung handelt es sich somit um ein kombiniertes Über- setzungs- und Differentialgetriebe, das sowohl eine Drehmomentwandlung unter Zu hilfenahme einer Gehäuseabstützung, die Drehmomentverteilung auf die Ausgangs wellen, sowie die Erzeugung eines Sperrmoments realisieren kann. Zudem kann die Welle, welche den ersten und zweiten Planetenradsatz verbindet kostengünstig, bau raumoptimiert und verlustarm gelagert werden.
Die Angabe der Drehmomentwandlung ist wie folgt zu verstehen:
Das Getriebe hat zwei Ausgangswellen deren Drehmomentsumme bezogen auf das Eingangsdrehmoment die Wandlung des Getriebes beschreibt. Die Übersetzung der jeweiligen Ausgangswelle ist zunächst nicht definiert. Erst die Kopplung der beiden Ausgangswellen, bspw. über Räder des Fahrzeugs auf einer Fahrbahn, erzeugt defi nierte Drehzahlen. Drehen beide Ausgangswellen mit gleicher Drehzahl, wie bspw. bei einer Geradeausfahrt, so kann, wie beim Stand der Technik, die Übersetzung als Drehzahlverhältnis zwischen Eingangsdrehzahl und einer der beiden identischen Ausgangsdrehzahlen gebildet werden. In allen anderen Fällen ist es nicht möglich mit der gängigen Definition der Übersetzung eine Übersetzung des Getriebes zu be nennen.
Die zwei Planetenradsätze können axial benachbart zueinander angeordnet sein.
Der erste Planetenradsatz kann aber auch radial innerhalb des zweiten Planetenrad satzes angeordnet sein. Man spricht bei letzterer Ausführung auch von einer ge schachtelten Anordnung der Planetenradsätze.
Es ist bevorzugt, wenn Verzahnungen der zwei miteinander verbundenen Elemente des ersten und zweiten Planetenradsatzes, also drittes Element des ersten Plane tensatzes und erstes Element des zweiten Planetensatzes, an demselben Bauteil ausgebildet sind.
Es ist bevorzugt, wenn eine Steigung der Verzahnung am dritten Element des ersten Planetensatzes und am ersten Element des zweiten Planetensatzes eine zumindest ähnliche Größe, vorzugsweise dieselbe Größe, und vorzugsweise dasselbe Vorzei chen aufweisen. Dieselbe Größe und dasselbe Vorzeichen, also eine identische Steigung ermöglichen eine Axialkraftfreiheit des Verbindungsbauteils oder der Kop pelwelle, sodass sich auf eine aufwändige Axiallagerung verzichten lässt. Außerdem wird hierdurch ermöglicht, dass sich die Kräfte aus der Schrägverzahnung auf dem erfindungsgemäßen Verbindungsmittel abstützen ohne hierbei diese Verzahnungs kräfte verlustbehaftet über eine Gehäuselagerung zu leiten. Diese Abstützung auf dem Verbindungsmittel bewirkt wiederum eine Bereitstellung von Aktivierungsenergie und Drehmomentinformation hinsichtlich Größe und Richtung am Verbindungsmittel.
Unter Steigung oder Ganghöhe einer Schrägverzahnung wird der entlang einer zu gehörigen Drehachse gemessene Axialweg verstanden, der bei einer gedanklichen Fortführung eines Zahnes über die eigentliche Breite des Zahnrades hinaus benötigt wird um eine 360°-Umschlingung des Zahnes um die Achse zu bewirken. Bei Ge winden ist in analoger Weise der Begriff Gewindesteigung gebräuchlich. Ein schräg verzahntes Zahnrad mit mehreren Zähnen ist somit mit einem mehrgängigen Gewin- de vergleichbar. Bei Spindeln ist für die entsprechende Größe auch das Wort Gang höhe gebräuchlich.
Es ist bevorzugt, wenn die Eingangswelle zur Einleitung eines Drehmoments in das Getriebe mit einer Antriebsmaschine, insbesondere einer Elektromaschine oder einer Verbrennungskraftmaschine, verbunden ist. Im Falle der Elektromaschine ist es be vorzugt, wenn der Rotor der Elektromaschine drehfest mit der Eingangswelle ver bunden ist. Es ist bevorzugt, wenn der Rotor über mindestens eine Übersetzungsstu fe mit der Eingangswelle in Verbindung steht.
Die Elektromaschine kann entweder koaxial zu den Planetenradsätzen oder achspa- rallel zu diesen liegend angeordnet sein. Im erstgenannten Fall kann der Rotor der Elektromaschine dabei entweder unmittelbar drehfest mit der Eingangswelle verbun den oder aber über eine oder auch mehrere zwischenliegende Übersetzungsstufen mit dieser gekoppelt sein, wobei Letzteres eine günstigere Auslegung der Elektroma schine mit höheren Drehzahlen und geringeren Drehmoment ermöglicht. Die mindes tens eine Übersetzungsstufe kann dabei als Stirnradstufe und/oder als Planetenstufe ausgeführt sein.
Ist die Elektromaschine hingegen achsversetzt zu den Planetenradsätzen vorgese hen, so erfolgt eine Koppelung über eine oder mehrere zwischenliegende Überset zungsstufen und/oder einen Zugmitteltrieb. Die eine oder die mehreren Überset zungsstufen können hierbei auch im Einzelnen entweder als Stirnradstufe oder als Planetenstufe realisiert sein. Bei einem Zugmitteltrieb kann es sich entweder um ei nen Riemen- oder einen Kettentrieb handeln.
Bei koaxialer Anordnung der Elektromaschine ist es bevorzugt, wenn die erste Aus gangswelle hindurch den Rotor der Elektromaschine geführt ist. Dadurch ist das Ge triebe mit Elektromaschine besonders kompakt.
Es ist bevorzugt, wenn sich die Standgetriebeübersetzung des zweiten Planetensat zes zumindest annähernd aus dem Kehrwert der Standgetriebeübersetzung des ers ten Planetensatzes minus 1 berechnet, also: i02 = — - 1. Für den Fall, dass die beiden Planetensätze als Minus-Planetensätze ausgeführt sind (bspw. gern. Fig. 2 oder 3), bewirkt diese Rechen Vorschrift unter Vernachlässi gung von Getriebeverlusten eine jeweils hälftige Aufteilung des Abtriebsdrehmo ments auf die beiden Ausgangswellen. Dies ist insbesondere dann von Vorteil, wenn die Erfindung zur Aufteilung des Drehmomentes auf zwei Räder derselben Achse verwendet wird.
Wird eine andere Drehmomentaufteilung gewünscht oder sind die Planetenradsätze anders ausgeführt (bspw. Fig. 4 bis 9), so kann in sinngemäßer Weise eine Rechen vorschrift definiert werden (Figur 19). Da im Betrieb unter realen Bedingungen die unsymmetrischen Getriebeverluste hin zu den beiden Ausgangswellen dazu führen können, dass ein geringfügiges Abweichen von der Rechenvorschrift vorteilhaft ist um gleiche Abtriebsdrehmomente an beiden Wellen zu erhalten erfolgt die Wortwahl „zumindest annähernd“. Diese Formulierung erfolgt auch deswegen, da eine exakte Einhaltung der Rechenvorschrift unter Einhaltung von ganzzahligen Zähnezahlen und günstigen Zähnezahlkombinationen, z.B. hinsichtlich akustischer Anforderungen, manchmal nicht möglich ist.
Es ist bevorzugt, wenn die Anzahl der Planeten des zweiten Planetenradsatzes grö ßer ist als die Anzahl der Planeten des ersten Planetenradsatzes. Mittels dieser Kon figuration lässt sich trotz Anwendung der vorstehend genannten Rechenvorschrift eine große Getriebeübersetzung realisieren, was wiederum eine besonders kompakt bauende und kostengünstige Elektromaschine ermöglicht.
Bevorzugt ist es, wenn der zweite Planetenradsatz fünf, sechs, sieben oder acht Pla neten aufweist. Bevorzugt ist es, wenn der erste Planetenradsatz drei oder vier Pla neten aufweist.
Ein weiterer positiver Effekt der großen bzw. größeren Planetenzahl am zweiten Pla netenradsatz ist, dass hierdurch das Sonnenrad oder/und Hohlrad des zweiten Pla netenradsatzes sehr dünnwandig und somit leicht, kostengünstig und bauraumgüns tig ausgeführt werden kann. Die große bzw. größere Anzahl der Planeten ermöglicht darüber hinaus eine gleich mäßigere Einleitung der Verzahnungskräfte in das Sonnenrad oder/und das Hohlrad. Hierdurch wird eine geringere elastische Verformung des Sonnenrads bzw. des Hohl rad s bewirkt.
Zudem kann durch eine hohe Anzahl der Planeten am zweiten Planetenradsatz die Lagerung derjenigen Welle verbessert werden, die den ersten und zweiten Planeten radsatz verbindet. Dies ist deswegen möglich, da die Planetenräder des zweiten Pla netenradsatzes gehäusefest gelagert sind und die besagte Welle in diesen zentriert ist.
Selbstverständlich kann auch ohne Anwendung der Rechen Vorschrift die Anzahl der Planetenräder des zweiten Planetenradsatzes größer sein als diejenige des ersten Planetenradsatzes.
Es ist bevorzugt, wenn die Antriebsmaschine quer zu einer Fahrtrichtung eingebaut ist. Es ist bevorzugt, wenn die zwei Ausgangswellen drehfest mit Rädern eines Fahr zeuges verbunden sind.
Es ist bevorzugt, wenn die zwei Ausgangswellen das eingeleitete Drehmoment auf unterschiedliche Achsen eines Fahrzeuges aufteilen. So lässt sich eine Anordnung als Längsverteilergetriebe (auch Längsverteiler genannt) realisieren, also ein Getrie be, das das eingeleitete Drehmoment bspw. auf mehrere Achsen, insbesondere auf eine Vorderachse und auf eine Hinterachse eines Fahrzeugs aufteilt.
Die Drehmomentaufteilung des Getriebes muss nicht gleichmäßig auf die Aus gangswellen erfolgen. Insbesondere bei der Ausführungsform als Längsverteilerge triebe kann eine nicht gleichmäßige Aufteilung zwischen der einen und der anderen Achse erfolgen. Bspw. kann die Aufteilung des von der Eingangswelle bereitgestell ten Drehmoments derart erfolgen, dass 60% auf die Hinterachse und 40% auf die Vorderachse geleitet werden. Die zwei Planetenradsätze können sowohl als ein Minus- oder ein Plus- Planetenradsatz ausgeführt sein. Auch eine Kombination von Minus- und Plusplane tenradsatz ist möglich.
Ein Minus-Planetensatz setzt sich auf dem Fachmann prinzipiell bekannte Art und Weise aus den Elementen Sonnenrad, Planetenträger und Hohlrad zusammen, wo bei der Planetenträger mindestens ein, bevorzugt aber mehrere Planetenräder dreh bar gelagert führt, die im Einzelnen jeweils sowohl mit dem Sonnenrad, als auch dem umliegenden Hohlrad kämmen.
Bei einem Plus-Planetensatz sind ebenfalls die Elemente Sonnenrad, Hohlrad und Planetenträger vorhanden, wobei Letzterer mindestens ein Planetenradpaar führt, bei welchem das eine Planetenrad mit dem innenliegenden Sonnenrad und das an dere Planetenrad mit dem umliegenden Hohlrad im Zahneingriff steht, sowie die Pla netenräder untereinander kämmen.
Wo es eine Anbindung der einzelnen Elemente zulässt, kann ein Minus-Planetensatz in einen Plus-Planetensatz überführt werden, wobei dann gegenüber der Ausführung als Minus-Planetensatz die Hohlrad- und die Planetenträgeranbindung miteinander zu tauschen, sowie der Betrag einer Getriebestandübersetzung um eins zu erhöhen ist. Umgekehrt könnte auch ein Plus-Planetensatz durch einen Minus-Planetensatz ersetzt werden, sofern die Anbindung der Elemente des Getriebes dies ermöglicht. Dabei wären dann im Vergleich zu dem Plus-Planetensatz ebenfalls die Hohlrad- und die Planetenträgeranbindung miteinander zu tauschen, sowie eine Getriebestand übersetzung um eins zu reduzieren und das Vorzeichen zu wechseln. Im Rahmen der Erfindung sind die zwei Planetenradsätze jedoch bevorzugt jeweils als Minus- Planetensatz ausgeführt.
Es ist bevorzugt, wenn beide Planetenradsätze als Minus-Planetenradsätze ausge führt sind. Diese haben einen guten Wirkungsgrad und lassen sich axial nebenei nander anordnen und radial schachteln. Bei einer Kombination von Minus- und Plusplanetenradsatz in einer geschachtelten Anordnung ist es bevorzugt, wenn der radial innere Planetenradsatz ein Minus- Planetenradsatz und der radial äußere Planetenradsatz ein Plus-Planetenradsatz ist. Hierbei bleibt einerseits eine einfach zu realisierende Schachtelbarkeit erhalten. Au ßerdem bietet in diesem Zusammenhang das festgesetzte Hohlrad noch den Vorteil, dass der durch den Plus-Planetenradsatz bewirkte (üblicherweise) schlechtere Wir kungsgrad sich lediglich auf eine einzige Ausgangswelle auswirkt.
Dem Getriebe kann zusätzlich ein Übersetzungsgetriebe oder ein mehrgängiges Ge triebe, vorzugsweise ein 2-Gang-Getriebe vorgeschaltet sein. Dieses Übersetzungs getriebe oder mehrgängige Getriebe kann dann auch Bestandteil des Getriebes sein und dient der Gestaltung einer zusätzlichen Übersetzung indem bspw. die Drehzahl der Antriebsmaschine übersetzt wird und die Eingangswelle mit dieser übersetzten Drehzahl angetrieben wird. Das mehrgängige Getriebe oder Übersetzungsgetriebe kann insbesondere in der Form eines Planetengetriebes vorliegen.
Die Elemente des Getriebes können bevorzugt wie folgt ausgeführt sein: a) Getriebe mit zwei Minus-Planetenradsätzen, wobei es sich bei
- dem ersten Element des ersten Planetenradsatzes um ein Sonnenrad,
- bei dem zweiten Element des ersten Planetenradsatzes um einen Planeten träger und
- bei dem dritten Element des ersten Planetenradsatzes um ein Hohlrad handelt und wobei es sich bei
- dem ersten Element des zweiten Planetenradsatzes um ein Sonnenrad,
- bei dem zweiten Element des zweiten Planetenradsatzes um einen Planeten träger und
- bei dem dritten Element des zweiten Planetenradsatzes um ein Hohlrad han delt.
Dieses Getriebe könnte als ein erstes Konzept mit zwei Minus-Planetenradsätzen bezeichnet werden. b) Getriebe mit zwei Minus-Planetenradsätzen, wobei es sich bei
- dem ersten Element des ersten Planetenradsatzes um ein Sonnenrad,
- bei dem zweiten Element des ersten Planetenradsatzes um ein Hohlrad han delt und
- bei dem dritten Element des ersten Planetenradsatzes um einen Planetenträ ger handelt und wobei es sich bei
- dem ersten Element des zweiten Planetenradsatzes um ein Hohlrad,
- bei dem zweiten Element des zweiten Planetenradsatzes um ein Planetenträ ger und
- bei dem dritten Element des zweiten Planetenradsatzes um ein Sonnenrad handelt.
Dieses Getriebe könnte als ein zweites Konzept mit zwei Minus-Planetenradsätzen bezeichnet werden. c) Getriebe mit zwei Minus-Planetenradsätzen, wobei es sich bei
- dem ersten Element des ersten Planetenradsatzes um ein Hohlrad,
- bei dem zweiten Element des ersten Planetenradsatzes um einen Planeten träger und
- bei dem dritten Element des ersten Planetenradsatzes um ein Sonnenrad handelt und wobei es sich bei
- dem ersten Element des zweiten Planetenradsatzes um ein Sonnenrad,
- bei dem zweiten Element des zweiten Planetenradsatzes um einen Planeten träger und
- bei dem dritten Element des zweiten Planetenradsatzes um ein Hohlrad han delt.
Dieses Getriebe könnte als ein fünftes Konzept mit zwei Minus-Planetenradsätzen bezeichnet werden. d) Getriebe mit einem Plus- und einem Minus-Planetenradsatz, wobei der zweite Planetenradsatz der Minus-Planetenradsatz ist, wobei es sich bei
- dem ersten Element des ersten Planetenradsatzes um ein Sonnenrad, - bei dem zweiten Element des ersten Planetenradsatzes um ein Hohlrad und
- bei dem dritten Element des ersten Planetenradsatzes um einen Planetenträ ger handelt und wobei es sich bei
- dem ersten Element des zweiten Planetenradsatzes um ein Sonnenrad,
- bei dem zweiten Element des zweiten Planetenradsatzes um einen Planeten träger und
- bei dem dritten Element des zweiten Planetenradsatzes um einen Hohlrad handelt.
Bei diesem Getriebe handelt es sich quasi um das erste Konzept mit einem Plus- Planetenradsatz. e) Getriebe mit einem Plus- und einem Minus-Planetenradsatz, wobei der erste Pla netenradsatz der Minus-Planetenradsatz ist, wobei es sich bei
- dem ersten Element des ersten Planetenradsatzes um ein Sonnenrad,
- bei dem zweiten Element des ersten Planetenradsatzes um einen Planeten träger und
- bei dem dritten Element des ersten Planetenradsatzes um ein Hohlrad handelt und wobei es sich bei
- dem ersten Element des zweiten Planetenradsatzes um ein Sonnenrad,
- bei dem zweiten Element des zweiten Planetenradsatzes (P2) um ein Hohlrad und
- bei dem dritten Element des zweiten Planetenradsatzes um einen Planeten träger handelt.
Bei diesem Getriebe handelt es sich quasi um das erste Konzept mit einem Plus- Planetenradsatz. f) Getriebe mit zwei Plus-Planetenradsätzen, wobei es sich bei
- dem ersten Element des ersten Planetenradsatzes um ein Sonnenrad,
- bei dem zweiten Element des ersten Planetenradsatzes um ein Hohlrad und - bei dem dritten Element des ersten Planetenradsatzes um einen Planetenträ ger handelt und wobei es sich bei
- dem ersten Element des zweiten Planetenradsatzes um ein Sonnenrad,
- bei dem zweiten Element des zweiten Planetenradsatzes um einen Hohlrad und
- bei dem dritten Element des zweiten Planetenradsatzes um einen Planeten träger handelt.
Bei diesem Getriebe handelt es sich quasi um das erste Konzept mit zwei Plus- Planetenradsätzen.
Bevorzugt ist ein Getriebe, wobei das Verbindungsmittel Reibflächen aufweist, so- dass eine Verbindung mittels Reibkraft hergestellt werden kann. D.h., zwischen bei den Ausgangswellen sind zumindest zwei korrespondierende Reibflächen angeord net. Bei dem Verbindungsmittel kann es sich insbesondere um eine Lamellenkupp lung handeln.
Die Reibflächen der Lamellenkupplung können eben oder konusförmig ausgeführt sein, wobei die konusförmige Ausführung bei gleicher Reibflächenzahl ein höheres Reibmoment bereitstellt.
Bevorzugt ist ein Getriebe, wobei ein als Reiblamelle oder Reibkonus ausgeführtes Reibelement oder ein an die Reiblamelle oder den Reibkonus angrenzendes Bauteil derart angeordnet und ausgebildet ist, dass ein Axialspiel des zweiten Elements des ersten Planetenradsatzes und/oder des dritten Elements des zweiten Planetenrad satzes und/oder der Eingangswelle eingestellt werden kann. D.h. demnach, dass eines dieser drei Elemente, zwei der Elemente oder drei der dieser Elemente hin sichtlich ihres Axialspiels eingestellt werden können.
Bevorzugt ist ein Getriebe, wobei zumindest eine der Reibflächen Bestandteil des zweiten Elementes des ersten Planetenradsatzes oder des dritten Elementes des zweiten Planetenradsatzes ist. Dies reduziert die Teilevielzahl und dadurch Kosten. Diese Elemente sind bevorzugt relativ groß, schwer und thermisch gut angebunden, sodass in diesem Fall zusätzlich die im Reibelement entstehende Wärme gut gespei chert und/oder abgeführt werden kann.
Bevorzugt ist ein Getriebe, wobei zumindest eine der Reibflächen an einem Bauteil angeordnet ist, welches das Abtriebsdrehmoment zu einer der zwei Ausgangswellen führt. Auch hierdurch werden Teilevielzahl reduziert, wodurch ebenfalls Kosten ge senkt werden können. Zudem können dieselben thermischen Vorteile erzielt werden.
Bevorzugt ist ein Getriebe, wobei
- die Eingangswelle und/oder
- das erste Element des ersten Planetenradsatzes und/oder
- das zweite Element des ersten Planetenradsatzes und/oder
- das dritte Element des zweiten Planetenradsatzes schwimmend gelagert ist.
Insbesondere ist es bevorzugt, wenn die Eingangswelle und das erste Element des ersten Planetenradsatzes schwimmend gelagert sind. Ebenfalls bevorzugt ist es, wenn das zweite Element des ersten Planetenradsatzes und das dritte Element des zweiten Planetenradsatzes schwimmend gelagert sind.
Eine schwimmende Lagerung hat in axialer Richtung einige wenige Zehntelmillimeter Spiel, d.h. die entsprechende Welle ist in axialer Richtung nicht eindeutig festgesetzt oder fixiert. Dies ermöglicht eine einfache Führung der Verzahnungskräfte in Rich tung des Reibelements. Zudem sind schwimmende Lagerungen kostengünstig, wei sen einen geringen Konstruktionsaufwand auf und erlauben im Bereich des Spiels eine Ausdehnung der Welle, bspw. durch Temperatur bedingt.
Bevorzugt ist ein Getriebe, wobei die An presskraft der Reibflächen mittels einer kon stanten An presskraft bewirkt ist.
Bevorzugt ist ein Getriebe, wobei die konstante Anpresskraft mittels einer vorge spannte Feder bewirkt ist. D.h., das übertragbare Drehmoment zwischen beiden Ausgangswellen wird mittels einer Vorspannung von Reibelementen bewirkt. Die vorgespannte Feder kann bspw. als geschlitzte Tellerfeder oder als eine Wellfeder ausgeführt sein.
Bevorzugt ist ein Getriebe, wobei die mittels einer Feder vorgespannten Reibflächen zusätzlich von Axialkräften aus einer Schrägverzahnung des ersten Elements des ersten Planetenradsatzes und/oder des dritten Elements des zweiten Planetenrad satzes beaufschlagt sind. Dies ermöglicht zusätzlich zur durch die Feder verursach ten konstanten Sperrwirkung eine drehmomentabhängige Sperrwirkung unter Ver wendung derselben Reibelemente.
Bevorzugt ist es, wenn ein als Reiblamelle oder Reibkonus ausgeführtes Reibele ment wellenförmig ausgeführt ist. Bei einer wellenförmigen Ausführung wird eine Vorspannung erzeugt, welche über die Reibfläche wirkt. Dadurch kann ein Grund sperrmoment bereitgestellt werden.
Unter einem Grundsperrmoment wird ein Sperrmoment verstanden, welches im We sentlichen unabhängig von einem übertragenen Drehmoment und unabhängig von der Höhe der vorliegenden Differenzdrehzahl vorliegt.
Bevorzugt ist ein Getriebe, wobei die An presskraft der Reibflächen mittels einer drehmomentabhängigen Anpresskraft bewirkt ist. Die An presskraft, die zwischen beiden Ausgangswellen das Drehmoment überträgt, wird durch ein in der Antriebs welle oder in einer der beiden Ausgangswellen wirkendes Drehmoment bereitgestellt.
Bevorzugt ist ein Getriebe, wobei die An presskraft mittels einer Schrägverzahnung bewirkt ist, wobei das Vorzeichen des Schrägungswinkels derart gewählt ist, dass im Zugbetrieb vorwärts (und dadurch auch im Schubbetrieb rückwärts) das erste Ele ment des ersten Planetensatzes und das dritte Element des zweiten Planetenradsat zes gegeneinander wirken. Demnach wirken also die Eingangswelle und die zweite Ausgangswelle gegeneinander. Dadurch ergibt sich an einer Lagerstelle, bspw. an einem Reibelement zwischen den beiden Ausgangswellen eine drehmomentpropor tionale Anpresskraft. Ein Nachteil der bisher ansonsten erwähnten vorteilhaften Lösungen liegt darin, dass die mögliche Axialkraft auf die Kraft der Verzahnung begrenzt ist. Zwar könnten die Schrägungswinkel vergrößert werden, jedoch gibt es bei der Auslegung der Verzah nung weitere Kriterien, die berücksichtigt werden müssten. Zudem wird die Kraft für gewöhnlich in ein Axiallager geleitet, welches in der Regel verlustbehaftet ist. Des Weiteren funktioniert die Axialkraftnutzung aus der Verzahnung nur bei einem einzi gen Drehmomentvorzeichen, d.h. vorliegend im Zugbetrieb.
Diese Nachteile werden dadurch gelöst, dass die An presskraft mittels einer Kurven rampe bewirkt ist. D.h., dass ein Drehmoment über eine Kurve nrampe geleitet wird und dadurch die Anpresskraft für das Reibelement erzeugt wird.
Die Kurven rampe kann insbesondere zwischen
- dem dritten Element des zweiten Planetenradsatzes und der zweiten Aus gangswelle oder zwischen
- dem zweiten Element des ersten Planetenradsatzes und der ersten Aus gangswelle oder zwischen
- der Eingangswelle und dem ersten Element des ersten Planetenradsatzes an geordnet sein.
Eine Kurven rampe hat einen Drehmomenteingang und einen koaxialen Drehmomen tausgang. Die Übertragung dazwischen sieht eine Kurvengeometrie vor, die bewirkt, dass sowohl Eingang als auch Ausgang bei einer Drehmomentübertragung eine drehmomentproportionale Spreizkraft in axialer Richtung erfahren. Bekannt sind sol che Kurvenrampen insbesondere als drehmomentabhängige Anpresseinrichtungen in Stufenlosgetrieben. Die Kurvenrampe kann wälzend, bspw. mit Kugeln, Zylindern oder Kegelrollen oder gleitend ausgeführt sein. Die Spreizwirkung der Kurvenrampe wirkt, im Gegensatz zu einem Spindeltrieb, im Zug- und im Schubbetrieb.
Bevorzugt ist es, wenn die An presskraft der Reibflächen mittels einer differenzdreh zahlabhängigen An presskraft bewirkt ist. Mit der Differenzdrehzahl zwischen den beiden Ausgangswellen wird beispielsweise eine Hydraulikpumpe betrieben welche über einen Hydraulikzylinder die Reibkupplung betätigt. Bevorzugt ist ein Getriebe wobei das Verbindungsmittel eine Flüssigkeitsreibungs kupplung ist. Zwischen den beiden Ausgangswellen wirkt eine dämpfend wirkende Flüssigkeitsreibungskupplung, auch Viskokupplung genannt. Das Sperrmoment steigt bei dieser Variante mit zunehmender Differenzdrehzahl. Somit ist auch hier eine Differenzdrehzahl die Ursache für ein zwischen den beiden Ausgangswellen übertragbares Drehmoment.
Zusammenfassend kann somit festgehalten werden, dass das Verbindungsmittel auf verschiede Art in passiver Weise angesteuert werden kann, nämlich mittels
- Axialkräfte der Schrägverzahnung oder
- mittels einer vorgespannten Kraft oder
- mittels Drehmoment einer Rampe oder
- mittels Differenzdrehzahl zwischen den beiden Ausgangswellen.
Das Getriebe ist insbesondere Teil eines Kraftfahrzeugantriebsstranges für ein Hyb rid- oder Elektrofahrzeug und ist dann zwischen einer als Verbrennungskraftmaschi ne oder als Elektromaschine gestalteten Antriebsmaschine des Kraftfahrzeuges und weiteren, in Kraftflussrichtung zu Antriebsrädern des Kraftfahrzeuges folgenden Komponenten des Antriebsstranges angeordnet. Hierbei ist die Eingangswelle des Getriebes bevorzugt mit einer Kurbelwelle der Verbrennungskraftmaschine oder der Rotorwelle der Elektromaschine gekoppelt. Das Getriebe kann auch Teil eines An triebsstrangs für ein konventionelles Kraftfahrzeug sein, also ein Fahrzeug, das ledig lich durch eine Verbrennungskraftmaschine angetrieben wird.
Dass zwei Bauelemente des Getriebes drehfest „verbunden“ bzw. „gekoppelt“ sind bzw. „miteinander in Verbindung stehen“, meint im Sinne der Erfindung eine perma nente Koppelung dieser Bauelemente, so dass diese nicht unabhängig voneinander rotieren können. Insofern ist zwischen diesen Bauelementen, bei welchen es sich um Elemente der Planetenradsätze und/oder auch Wellen und/oder ein drehfestes Bau element des Getriebes handeln kann, kein Schaltelement vorgesehen, sondern die entsprechenden Bauelemente sind fest miteinander gekoppelt. Auch eine drehelasti sche Verbindung zwischen zwei Bauteilen wird als drehfest verstanden. Insbesonde- re kann eine drehfeste Verbindung auch Gelenke beinhalten, z.B. um eine Lenkbe wegung oder eine Einfederung eines Rades zu ermöglichen.
Nach einem anderen Aspekt wird ein Antriebsstrang für ein Fahrzeug bereitgestellt, das ein Getriebe mit den vorstehend beschriebenen Merkmalen aufweist. Die Vortei le des Getriebes wirken sich auch auf einen Antriebsstrang mit einem solchen Ge triebe aus.
Nach einem weiteren Aspekt wird ein Fahrzeug bereitgestellt, das einen Antriebs strang mit einem Getriebe mit den vorstehend beschriebenen Merkmalen aufweist. Die Vorteile des Getriebes wirken sich auch auf ein Fahrzeug mit einem solchen Ge triebe aus.
Insgesamt lässt sich durch die Erfindung ein Getriebe und ein Fahrzeug mit einem solchen Getriebe bereitstellen, das eine integrale Bauweise, also Drehmomentwand lung und Drehmomentverteilung sowie eine kompakte und axial kurz bauende, ins besondere bei geschachtelter Anordnung, Bauweise aufweist. Zudem zeichnet sich das Getriebe durch einen guten Wirkungsgrad und geringe Kosten durch geringe Komplexität auf. Es treten deutlich geringere Verzahnungskräfte auf. Zudem lässt sich das Problem der Fressproblematik verringern. Weiterhin ist ein konstruktiv frei wählbarer Sperrwert darstellbar ohne dass hierfür eine Aktuatorik erforderlich ist.
Die Erfindung ist nicht auf die angegebene Kombination der Merkmale des Hauptan spruchs oder der hiervon abhängigen Ansprüche beschränkt. Es ergeben sich dar über hinaus Möglichkeiten, einzelne Merkmale, auch soweit sie aus den Ansprüchen, der nachfolgenden Beschreibung bevorzugter Ausführungsformen der Erfindung o- der unmittelbar aus den Zeichnungen hervorgehen, miteinander zu kombinieren. Die Bezugnahme der Ansprüche auf die Zeichnungen durch Verwendung von Bezugs zeichen soll den Schutzumfang der Ansprüche nicht beschränken.
Vorteilhafte Ausführungsformen der Erfindung, die nachfolgend erläutert werden, sind in den Zeichnungen dargestellt. Es zeigt: Fig. 1a-1e eine schematische Ansicht eines Kraftfahrzeugantriebsstranges;
Fig. 2 - 5 eine schematische Ansicht je eines Getriebes, wie es bei dem Kraftfahrzeugantriebsstrang aus Fig. 1 zur Anwendung kommen kann, in je einer bevorzugten Ausführung;
Fig. 6 eine schematische Ansicht eines Getriebes, wie es bei dem Kraftfahrzeugantriebsstrang aus Fig. 1 zur Anwendung kommen kann, in einer weiteren bevorzugten Ausführung;
Fig. 7 - 9 eine schematische Ansicht je eines Getriebes, wie es bei dem Kraftfahrzeugantriebsstrang aus Fig. 1 zur Anwendung kommen kann, in je einer weiteren bevorzugten Ausführung;
Fig. 10-13 eine schematische Ansicht je eines Getriebes, wie es bei dem Kraftfahrzeugantriebsstrang aus Fig. 1 zur Anwendung kommen kann, in je einer weiteren bevorzugten Ausführung;
Fig. 14 die Ausführung gemäß Fig. 3 in einer Schnittansicht;
Fig. 15-18 eine Schematische Darstellung des Funktionsprinzips der Erfin dung;
Fig. 19 eine Übersicht der Standgetriebeübersetzungen der einzelnen Ausführungsformen;
Fig. 20 ein Prinzipbild der Funktionsweise des erfindungsgemäßen Ver bindungsmittels zwischen der ersten und zweiten Ausgangswelle des Getriebes der Fig. 2 bis 19; und
Fig. 21 -25 bevorzugte Ausführungsformen des Verbindungsmittels aus Fig. 20. Fig. 1a bis 1e zeigen jeweils eine schematische Ansicht eines Getriebes G eines Kraftfahrzeugantriebsstranges 100 eines Fahrzeugs 1000, in Form eines PKW.
Der Antriebsstrang 100 gemäß Fig. 1a zeigt einen elektrischen Antrieb der die hinte re Achse A des Fahrzeugs 1000 antreibt. Der Antriebsstrang umfasst ein Getriebe G, welches das Antriebsmoment der Elektromaschine EM auf zwei Ausgangswellen 11 und 12 aufteilt. Das Getriebe G sowie die Elektromaschine sind in einem gemeinsa men Gehäuse angeordnet. Die Fahrtrichtung Vorwärts ist durch den Pfeil 99 darge stellt. Wie zudem in Fig. 1a zu erkennen ist, sind das Getriebe G und die Elektroma schine EM quer zu der Fahrtrichtung des Fahrzeuges ausgerichtet.
Der Antriebsstrang 100 gemäß Fig. 1b zeigt einen verbrennungsmotorischen Antrieb der die hintere Achse A des Fahrzeugs 1000 antreibt. Der Antriebsstrang umfasst ein Getriebe G, welches das Antriebsmoment der Verbrennungskraftmaschine VM auf zwei Ausgangswellen 11 und 12 aufteilt, wobei zwischen Getriebe G und Verbren nungskraftmaschine VM ein weiteres Getriebe, bspw. ein Automatikgetriebe des Fahrzeugs angeordnet ist. Die Fahrtrichtung Vorwärts ist durch den Pfeil 99 darge stellt. Wie zudem in Fig. 1b zu erkennen ist, sind das Getriebe G und die Verbren nungskraftmaschine VM längs zu der Fahrtrichtung des Fahrzeuges ausgerichtet.
Der Antriebsstrang 100 gemäß Fig. 1c zeigt einen verbrennungsmotorischen Antrieb der die hintere Achse A und die vorderer Achse B des Fahrzeugs 1000 antreibt. Der Antriebsstrang umfasst ein Getriebe G, welches das Antriebsmoment der Verbren nungskraftmaschine VM auf die Achsen A und B aufteilt, wobei zwischen Getriebe G und Verbrennungskraftmaschine VM ein weiteres Getriebe, bspw. ein Automatikge triebe, des Fahrzeugs angeordnet ist. Das Getriebe G kann dann über eine Aus gangswelle 11 mit einem Achsdifferential der Hinterradachse A und über eine Aus gangswelle 12 mit einem Achsdifferential der Vorderachse B verbunden sein. Die Fahrtrichtung Vorwärts ist durch den Pfeil 99 dargestellt. Wie zudem in Fig. 1c zu erkennen ist, sind das Getriebe G und die Verbrennungskraftmaschine VM längs zu der Fahrtrichtung des Fahrzeuges ausgerichtet. Der Antriebsstrang 100 gemäß Fig. 1d zeigt einen elektrischen Antrieb der die vorde re Achse B des Fahrzeugs 1000 antreibt, also einen elektrischen Fron-Quer-Antrieb. Der Antriebsstrang umfasst ein Getriebe G, welches das Antriebsmoment der Elekt- romaschine EM auf zwei Ausgangswellen 11 und 12 aufteilt. Das Getriebe G sowie die Elektromaschine sind in einem gemeinsamen Gehäuse angeordnet. Die Fahrt richtung Vorwärts ist durch den Pfeil 99 dargestellt. Wie zudem in Fig. 1d zu erken nen ist, sind das Getriebe G und die Elektromaschine EM quer zu der Fahrtrichtung des Fahrzeuges ausgerichtet.
Der Antriebsstrang 100 gemäß Fig. 1e zeigt einen elektrischen Allrad-Antrieb der die hintere Achse A sowie die vordere Achse B des Fahrzeugs 1000 antreibt. Hierbei handelt es sich um ein als Längsverteiler ausgeführtes Getriebe. Der Antriebsstrang umfasst ein Getriebe G, welches das Antriebsmoment der Elektromaschine EM auf zwei Ausgangswellen 11 und 12 aufteilt. Die Ausgangswelle 11 überträgt das Dreh moment auf die vordere Achse B, während die Ausgangswelle 12 das Drehmoment auf die hintere Achse A überträgt. Die jeweiligen Drehmomente werden dann wiede rum in jeweilige Achsdifferentiale eingeleitet. Das Getriebe G sowie die Elektroma schine sind in einem gemeinsamen Gehäuse angeordnet. Die Fahrtrichtung Vorwärts ist durch den Pfeil 99 dargestellt. Wie zudem in Fig. 1e zu erkennen ist, sind das Ge triebe G und die Elektromaschine EM quer zu der Fahrtrichtung des Fahrzeuges ausgerichtet.
Die nachfolgenden Figuren 2 bis 14 zeigen Getriebe in mehreren bevorzugten Aus führungsformen. Das erfindungsgemäße Verbindungsmittel 40, welches die zwei Ausgangswellen 11, 12 drehfest miteinander verbinden kann, ist in diesen Figuren vorhanden - jedoch nicht dargestellt. Das Verbindungsmittel 40 wird nachfolgend anhand der Figuren 20 bis 25 näher erläutert.
Fig. 2 zeigt ein Getriebe G in einer ersten bevorzugten Ausführungsform. Das Ge triebe G umfasst eine Eingangswelle 10, eine erste Ausgangswelle 11, eine zweite Ausgangswelle 12, einen ersten Planetenradsatz P1 sowie einen mit dem ersten Planetenradsatz P1 verbundenen zweiten Planetenradsatz P2. Die Planetenradsätze P1 und P2 sind vorliegend jeweils als ein Minus-Planetenradsatz ausgebildet. Die Planetenradsätze P1 , P2 umfassen jeweils mehrere Elemente E11 , E21 , E31, E12, E22, E32, wobei es sich bei dem ersten Element E11 um ein Sonnenrad S01 , bei dem zweiten Element E21 um einen Planetenträger PT1 und bei dem dritten Element E31 des ersten Planetenradsatzes P1 um ein Hohlrad H01 handelt. Bei dem zweiten Planetenradsatz P2 handelt es sich bei dem ersten Element E12 um ein Sonnenrad S02, bei dem zweiten Element E22 um einen Planetenradträger PT 2 sowie bei dem dritten Element E32 um ein Hohlrad H02. Die Planetenradträger PT1, PT2 lagern jeweils mehrere Planetenräder, die dargestellt, aber nicht bezeichnet sind. Die Plane tenräder kämmen einerseits mit dem jeweiligen, radial innen liegenden Sonnenrad als auch mit dem jeweiligen, umliegenden Hohlrad.
Die Eingangswelle 10 ist vorliegend mit dem ersten Element E11 drehfest verbun den. Die erste Ausgangswelle 11 ist drehfest mit dem zweiten Element E21 des ers ten Planetenradsatzes drehfest verbunden. Die zweite Ausgangswelle 12 ist drehfest mit dem dritten Element E32 des zweiten Planetenradsatzes drehfest verbunden.
Das dritte Element E31 des ersten Planetenradsatzes P1 ist drehfest mit dem ersten Element E12 des zweiten Planetenradsatzes P2 verbunden, während das zweite Element E22 des zweiten Planetenradsatzes P2 an einem drehfesten Bauelement GG festgesetzt ist. Bei dem drehfesten Bauelement GG handelt es sich um ein Ge triebegehäuse des Getriebes G.
Das dritte Element E31 , also das Hohlrad H01 des ersten Planetenradsatzes P1 und das erste Element E12, also das Sonnenrad S02 des zweiten Planetenradsatzes bilden ein gemeinsames Bauteil, das vorliegend als eine Welle 3 vorliegt.
Wie in Fig. 2 zu erkennen ist, sind die Eingangswelle 10, die erste Ausgangswelle 11 sowie die zweite Ausgangswelle 12 koaxial zueinander angeordnet. Ebenso sind die zwei Planetenradsätze P1 , P2 koaxial zueinander angeordnet. Die zwei Planeten radsätze P1 , P2 sind gemäß dieser Ausführungsform axial beabstandet zueinander angeordnet.
Die Eingangswelle 10 kann mit einer Antriebsmaschine verbunden sein und so ein Eingangsdrehmoment in das Getriebe G einleiten. Das heißt, Eingangswelle und Ausgangswellen drehen in die gleiche Richtung. Durch die Verbindung der zwei Pla netenradsätze P1 , P2 miteinander sowie der Abstützung des zweiten Elements E22 am Gehäuse GG kann das eingeleitete Eingangsdrehmoment auf die zwei Aus gangswellen 11 , 12 aufgeteilt werden. Hierbei übernimmt das Getriebe nicht nur die Funktion eines Übersetzungsgetriebes, sondern zusätzlich auch eines Differentialge triebes. Das heißt, das eingeleitete Drehmoment wird nicht nur übersetzt, sondern auch auf verschiedene Ausgangswellen aufgeteilt. Bei dieser Ausführungsform er folgt keine Drehrichtungsumkehr.
Fig. 3 zeigt eine weitere bevorzugte Ausführungsform des Getriebes G. Im Unter schied zur Ausführung gemäß Fig. 2 zeigt die Ausführung gemäß Fig. 3 eine radial verschachtelte Anordnung der zwei Planetenradsätze P1 , P2. Während die Ausfüh rung gemäß Fig. 2 eine äußerst radial kompakt bauende Lösung vorschlägt, ermög licht die Ausführungsform gemäß Fig. 3 ein äußerst axial kompakt bauendes Getrie be G. Der erste Planetenradsatz P1 bildet hierbei den radial innen liegenden Plane tenradsatz. Der zweite Planetenradsatz P2 bildet den radial außen liegenden Plane tenradsatz. Der erste Planetenradsatz P1 liegt demnach radial innerhalb des zweiten Planetenradsatzes P2. Auch bei dieser Ausführungsform ist die Verbindung des ers ten Hohlrades H01 des ersten Planetenradsatzes P1 mit dem Sonnenrad S02 des zweiten Planetenradsatzes als ein einziges Bauteil ausgebildet, das vorliegend eben falls als eine Welle 3 vorliegt. Bei dieser Ausführungsform erfolgt ebenfalls keine Drehrichtungsumkehr.
Fig. 4 zeigt ein Getriebe G in einer weiteren bevorzugten Ausführungsform. Im Un terschied zu Fig. 2 ist der erste Planetenradsatz P1 nun als ein Plus-Planetenradsatz ausgebildet. Das heißt, das dritte Element E31 des ersten Planetenradsatzes ist als ein Planetenradträger ausgebildet, der drehfest mit dem ersten Element E12 des zweiten Planetenradsatzes, also dem Sonnenrad S02 verbunden ist. Das zweite Element E21 ist nunmehr als ein Hohlrad H01 ausgebildet und drehfest mit der ers ten Ausgangswelle 11 verbunden. Das dritte Element E31 des ersten Planetenrad satzes und das erste Element E12 des zweiten Planetenradsatzes sind wiederum an demselben Bauteil ausgebildet, das vorliegend als eine Welle 3 vorliegt. Im Übrigen wird auf die Ausführungen zu Fig. 2 verwiesen. Fig. 5 zeigt eine weiter bevorzugte Ausführungsform des Getriebes G. Im Unter schied zur Ausführung gemäß Fig. 2 sind nun beide Planetenradsätze P1 , P2 als Plus-Planetenradsätze ausgebildet. So ist das zweite Element E21 als ein Hohlrad H01 ausgebildet und mit der ersten Ausgangswelle 11 drehfest verbunden. Das drit te Element E31 ist nunmehr als ein Planetenträger PT1 ausgebildet und drehfest mit dem ersten Element E12, also dem Sonnenrad S02 des zweiten Planetenradsatzes P2 verbunden. Das zweite Element E22 des zweiten Planetenradsatzes P2 ist nun mehr als das Hohlrad H02 ausgebildet und an dem drehfesten Bauelement GG fest gesetzt. Das dritte Element E32 des zweiten Planetenradsatzes P2 hingegen ist als Planetenträger PT2 ausgebildet und drehfest mit der zweiten Ausgangswelle 12 ver bunden.
Es wurde also bei beiden Planetenradsätzen P1, P2 die Planetenträger- und Hohl radanbindung vertauscht. Im Übrigen wird auf die Ausführungen zu Fig. 2 verwiesen.
Fig. 6 zeigt ein Getriebe in einer weiteren bevorzugten Ausführungsform. Im Unter schied zu der Ausführungsform gemäß Fig. 2 ist nunmehr der zweite Planetenrad satz P2 als ein Plus-Planetenradsatz ausgebildet, während hingegen der erste Pla netenradsatz P1 unverändert bleibt. Somit ist also das Hohlrad H02 des zweiten Planetenradsatzes P2 an dem Gehäuse GG festgesetzt. Zudem ist der Planetenträ ger PT2 mit der zweiten Ausgangswelle 12 drehfest verbunden. Es wurden also die Planetenträger- und Hohlradanbindung des zweiten Planetenradsatzes vertauscht. Im Übrigen wird auf die Ausführungen zu Fig. 2 verwiesen.
Fig. 7 zeigt eine weiter bevorzugte Ausführungsform des Getriebes G. Im Unter schied zu der Ausführungsform gemäß Fig. 6 sieht die Ausführungsform gemäß Fig. 7 radial verschachtelte Planetenradsätze P1 , P2 vor. Der radial innen liegende Pla netenradsatz ist der erste Planetenradsatz P1. Der radial außen liegende Planeten radsatz ist der zweite Planetenradsatz P2. Im Übrigen wird auf die Ausführungen zu Fig. 6 bzw. 2 verwiesen. Fig. 8 zeigt das Getriebe G in einerweiteren bevorzugten Ausführungsform. Diese Ausführungsform weist im Vergleich zur Ausführungsform gemäß Fig. 2 folgende Unterschiede auf. Zum einen ist eine Antriebsmaschine in Form einer Elektromaschi- ne EM vorgesehen. Die Elektromaschine EM umfasst einen gehäusefesten Stator S sowie einen Rotor R. Der Rotor R der Elektromaschine EM ist drehfest mit dem ers ten Element E11 , also dem Sonnenrad S01 des ersten Planetenradsatzes verbun den. Ein weiterer Unterschied liegt darin, dass das zweite Element E21 des ersten Planetenradsatzes als ein Hohlrad H01 ausgebildet ist und drehfest mit der ersten Ausgangswelle 11 verbunden ist. Zudem ist das dritte Element E31 des ersten Pla netenradsatzes P1 als ein Planetenträger PT1 ausgebildet und drehfest mit dem ers ten Element E12 des zweiten Planetenradsatzes P2 verbunden, das vorliegend als ein Hohlrad H02 ausgebildet ist. Das zweite Element E22 des zweiten Planetenrad satzes ist weiterhin als ein Planetenträger PT 2 ausgebildet und an dem Gehäuse GG festgesetzt. Demnach ist das dritte Element E32 als ein Sonnenrad S02 ausgebildet und mit der zweiten Ausgangswelle drehfest verbunden. Bei dieser bevorzugten Aus führungsform erfolgt eine Drehrichtungsumkehr der Eingangsdrehzahl. Eine Ver schachtelung der Planetenradsätze P1 , P2 ist bei dieser Ausführungsform nicht mög lich.
Mit anderen Worten erfolgt die Einleitung des Drehmoments weiterhin über das Son nenrad S01 des ersten Planetenradsatzes P1, während hingegen der Abtrieb über das Hohlrad H01 gewährleistet wird. Anders als bei Fig. 2 ist nunmehr der Planeten träger des ersten Planetenradsatzes P1 drehfest mit dem Hohlrad H02 des zweiten Planetenradsatzes verbunden. Im Unterschied zur Ausführung gemäß Fig. 2 erfolgt der Abtrieb des zweiten Planetenradsatzes demnach über das Sonnenrad S02.
Fig. 9 zeigt eine weitere bevorzugte Ausführungsform des Getriebes G. Die Ausfüh- rungsform weist folgende Unterschiede zu der Ausführungsform gemäß Fig. 2 auf. Zum einen ist eine Antriebsmaschine in Form einer Elektromaschine EM vorgesehen, die einen gehäusefesten Stator S und einen Rotor R aufweist. Der Rotor R ist mit der Eingangswelle 10 drehfest verbunden, welche wiederum mit dem ersten Element E11 , das vorliegend als ein Hohlrad H01 ausgebildet ist, des ersten Planetenradsat zes P1 verbunden. Die erste Ausgangswelle 11 ist vorliegend mit dem zweiten Eie- ment E21, das vorliegend als ein Planetenträger PT2 vorliegt, des ersten Planeten radsatzes P1 verbunden. Das dritte Element E31 des ersten Planetenradsatzes P1 , das vorliegend als ein Sonnenrad S01 ausgebildet ist, ist drehfest mit dem ersten Element E12, also dem Sonnenrad S02 des zweiten Planetenradsatzes P2, verbun den. Die übrigen Elemente des zweiten Planetenradsatzes bleiben unverändert.
Anders als bei der Ausführungsform gemäß Fig. 2 erfolgt bei der Ausführungsform gemäß Fig. 9 die Einleitung des Drehmoments über das Hohlrad H01 des ersten Planetenradsatzes P1 , während der Abtrieb des ersten Planetenradsatzes P1 wei terhin über den Planetenträger PT1 erfolgt. Im Unterschied zur Fig. 2 erfolgt die Ver bindung der beiden Planetenradsätze P1 , P2 über ein gemeinsames Sonnenrad, das vorliegend als eine Welle 3 vorliegt.
Fig. 9a zeigt eine konkrete Ausführungsform des Getriebes G für den Antriebsstrang aus Fig. 1c. Abtrieb 12 überträgt das Drehmoment auf die Hinterachse A. Abtriebe 11 überträgt das Drehmoment auf die Vorderachse B. Wie gut zu erkennen ist, sind die Ausgangswellen 11 ,
12 achsparallel zueinander - und nicht koaxial zueinander - angeordnet. Die zweite Aus gangswelle 12 des zweiten Planetenradsatzes P2 kämmt mit einem Zwischenzahnrad ZZ, welches wiederum mit einer Welle verbunden ist, welche das Drehmoment wiederum in eine nicht dargestelltes Hinterachsdifferential einleitet.
Fig. 10 zeigt einen Antriebsstrang 100 eines Fahrzeugs mit einem Getriebe in einer bevorzugten Ausführungsform, wobei dem Getriebe G zusätzlich ein Übersetzungs getriebe in Form eines Planetengetriebes P3 vorgeschaltet ist.
Bei dem Getriebe G handelt es sich um die Ausführungsform gemäß Fig. 3, auf wel che hiermit verwiesen wird. Der Planetenradsatz P3 ist als ein Minus- Planetenradsatz ausgebildet und weist ein erstes Element E13, das als ein Sonnen rad ausgebildet ist, ein zweites Element E23, das als ein Planetenträger ausgebildet ist sowie ein drittes Element E33, das vorliegend als ein Hohlrad H03 ausgebildet ist, auf. Das zweite Element E23 des dritten Planetenradsatzes ist drehfest mit der Ein gangswelle 10 des Getriebes G verbunden. Des Weiteren ist dem Planetengetriebe P3 ein Schaltelement SE zugeordnet. Das Schaltelement SE ist dazu eingerichtet, das dritte Element E33 an dem drehfesten Bauelement GG festzusetzen. Ferner ist das Schaltelement SE dazu eingerichtet, in einer zweiten Schaltposition das dritte Element E33 mit dem ersten Element E13 des dritten Planetenradsatzes zu verbinden, also zu verblocken. Ist ein Planetenradsatz verblockt, so ist die Übersetzung unabhängig von der Zähnezahl stets 1. Anders ausgedrückt läuft der Planetenradsatz als Block um. In einer dritten Schaltposition ist das dritte Element E33 weder am Gehäuse festgesetzt, noch ist der Planetenradsatz P3 verblockt. Das Schaltelement SE liegt in diesem Fall in einer neutralen Schaltstel lung vor. Die erste Schaltstellung des Schaltelements SE ist mit Bezugszeichen G1 gekennzeichnet, welche zugleich eine erste Gangstufe repräsentiert. Die zweite Schaltstellung ist mit dem Bezugszeichen G2 gekennzeichnet, welche zugleich eine zweite Gangstufe repräsentiert. Das erste Element E13 des Planetenradsatzes P3 ist über eine Eingangswelle 14 mit einer nicht dargestellten Antriebsmaschine verbun den. Ist das Schaltelement SE in seiner Neutralstellung, so wird das in das Überset zungsgetriebe P3 eingeleitete Antriebsmoment nicht auf die Eingangswelle 10 des Getriebes G übertragen.
Wie zudem gut aus Fig. 10 zu entnehmen ist, ist das Übersetzungsgetriebe P3 koa xial zur Eingangswelle 10 und zu den Ausgangswellen 11, 12 angeordnet. Zudem ist gut zu erkennen, wie die erste Ausgangswelle 11 durch die als Hohlwelle ausgeführ te Eingangswelle 10 und im weiteren Verlauf durch die als Hohlwelle ausgeführte weitere Welle 14 geführt ist. Die beiden Ausgangswellen 11, 12 sind jeweils mit ei nem Antriebsrad 20 verbunden. Gleichlaufgelenke 15 sind vorgesehen, um Radbe wegungen wie Lenkbewegung und/oder Einfederung zu ermöglichen. Das Schalt element SE ist hier als formschlüssiges Doppelschaltelement dargestellt. Es sind auch Einzelschaltelemente insbesondere Lastschaltelemente vorstellbar.
Fig. 11 zeigt einen Antriebsstrang eines Fahrzeugs mit einem erfindungsgemäßen Getriebe in einer weiteren bevorzugten Ausführungsform. Bei dem Getriebe G han delt es sich um die bevorzugte Ausführung gemäß Fig. 2, worauf verwiesen wird. Anders als in Fig. 10 ist bei der Ausführungsform gemäß Fig. 11 kein Übersetzungs getriebe vorgeschaltet. Die Antriebsmaschine ist als eine Elektromaschine EM aus- gebildet. Die Elektromaschine EM weist einen gehäusefesten Stator S sowie einen Rotor R auf. Der Rotor R ist drehfest mit der Eingangswelle 10 verbunden. Die Elekt romaschine EM ist, wie gut zu erkennen ist, koaxial zur Eingangswelle 10 und zu den Ausgangswellen 11, 12 angeordnet. Zudem ist sie damit koaxial zu den Planeten radsätzen P1 , P2 angeordnet. Die Eingangswelle 10 ist als eine Hohlwelle ausge führt, durch welche hindurch die erste Ausgangswelle 11 geführt ist. Im Übrigen wird auf die Ausführungen zu Fig. 10 verwiesen.
Fig. 12 zeigt einen weiteren Antriebsstrang 100 mit einem Getriebe G in einer bevor zugten Ausführungsform. Im Unterschied zur Ausführungsform gemäß Fig. 11 sind die Planetenradsätze P1 , P2 nicht axial nebeneinander, sondern radial übereinander, also geschachtelt, angeordnet. Bei dem Getriebe G handelt es sich somit um die be vorzugte Ausführungsform aus Fig. 3. Im Übrigen wird auf die Ausführungen gemäß Fig. 11 und Fig. 3 verwiesen.
Fig. 13 zeigt einen Antriebsstrang 100 in einerweiteren bevorzugten Ausführungs form. Diese Ausführungsform ähnelt der Ausführungsform gemäß Fig. 11 , wobei im Unterschied zu dieser die Elektromaschine EM nicht koaxial, sondern achsparallel zum Getriebe G angeordnet ist. Eine Anbindung erfolgt dabei über eine Stirnradstufe SRS, die sich aus einem ersten Stirnrad SR1 und einem zweiten Stirnrad SR2 zu sammensetzt. Das erste Stirnrad SR1 ist dabei drehfest an der Eingangswelle 10 angebunden. Das Stirnrad SR1 steht dann mit dem Stirnrad SR2 im Zahneingriff, welches drehfest auf einer Eingangswelle EW der Elektromaschine EM platziert ist, die innerhalb der Elektromaschine EM die Anbindung an den - vorliegend nicht wei ter dargestellten - Rotor der Elektromaschine EM herstellt.
Ansonsten entspricht die Ausführung nach Fig. 13 der Ausführungsform nach Fig. 11 , sodass auf das hierzu Beschriebene Bezug genommen wird.
Fig. 14 zeigt die bevorzugte Ausführungsform des Getriebes G gemäß Fig. 3 in einer Schnittansicht. Die im Zentrum liegende Welle ist die Ausgangswelle 11. Die Ein gangswelle 10 fällt in dieser Zeichnung mit dem Sonnenrad von P1 zusammen, d.h. anders ausgedrückt, die Eingangswelle 10 ist mit einem Sonnenrad des ersten Pia- netenradsatzes P1 verbunden. Das Sonnenrad des ersten Planetenradsatzes P1 wiederum steht im Zahneingriff mit Planetenrädern des ersten Planetenradsatzes P1. Die Planetenräder des ersten Planetenradsatzes P1 wiederum kämmen mit dem um liegenden Hohlrad des ersten Planetenradsatzes P1, wobei das Hohlrad zugleich das Sonnenrad des zweiten Planetenradsatzes P2 bildet. Das Sonnenrad des zwei ten Planetenradsatzes P2 wiederum steht im Zahneingriff mit Planetenrädern des zweiten Planetenradsatzes P2. Die Planetenräder des zweiten Planetenradsatzes P2 wiederum stehen im Zahneingriff des die Planetenräder umgebenden Hohlrads des zweiten Planetenradsatzes P2.
Wie gut zu erkennen ist, ist die Anzahl der Planeten des zweiten Planetenradsatzes größer als die Anzahl der Planeten des ersten Planetenradsatzes. Gemäß dieser Ausführung weist der zweite Planetenradsatz P2 sechs während der erste Planeten radsatz P1 hingegen vier Planeten aufweist.
Mittels dieser Konfiguration lässt sich eine große Getriebeübersetzung realisieren, was wiederum eine besonders kompakt bauende und kostengünstige Elektroma- schine ermöglicht.
Eine große Getriebeübersetzung führt jedoch gemäß der Rechenvorschrift
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zu einer betragsmäßig kleineren Standgetriebeübersetzung am zweiten Planeten radsatz P2. Eine kleinere Standgetriebeübersetzung führt wiederum zu einem kleinen Planetendurchmesser. Ein kleiner Planetendurchmesser wiederum verschlechtert den Zahneingriff und reduziert den Einbauraum für die Planetenlager.
Es hat sich herausgestellt, dass eine höhere Planetenanzahl des zweiten Planeten radsatzes im Vergleich zum ersten Planetenradsatz diesem Effekt entgegenwirkt.
Die nachfolgenden Figuren 15 bis 17 zeigen die Krafteinleitung und Kraftabstützun- gen der Erfindung im Vergleich zum Stand der Technik wie bspw. DE 102011 079 975 A1. Dem Stand der Technik wird die bevorzugte Ausführungsform mit zwei Mi nus-Planetengetrieben gegenübergestellt, wie sie u.a. in Fig. 2 und 3 beschrieben wurden. Jedoch gilt diese Betrachtung sinngemäß auch für die übrigen Ausführungs formen.
Für die Figuren 15 bis 17 gilt allgemein:
Am ersten Planetenradsatz P1 wird das Drehmoment der Eingangswelle 10 in das Abtriebsmoment für den ersten Abtrieb 11 gewandelt. Das dritte Element E31 des ersten Planetenradsatzes P1 (welches zugleich das erste Element E12 des zweiten Planetenradsatzes P2 ist) wird durch dessen Reaktionsmoment rückwärts angetrie ben. Die Rückwärtsbewegung des dritten Elementes E31 wird zugelassen, sodass ein Teil der mechanischen Antriebsleistung (vorzugsweise 50% beim Querdifferential und Geradeausfahrt) durch den ersten Planetensatz P1 hindurch in den zweiten Pla netensatz geleitet wird.
Des Weiteren wird durch das Rückwärtsdrehen die Übersetzung zum ersten Abtrieb 11 vergrößert (Standgetriebeübersetzung iO = -3 würde bei festgesetztem Hohlrad nur eine Übersetzung von i = 4 ermöglichen).
Im zweiten Planetensatz P2 wird die am ersten Element E12 eingebrachte Drehrich tung (rückwärts) unter Zuhilfenahme einer Gehäuseabstützung E22 in die Abtriebs bewegung des zweiten Abtriebs 12 umgekehrt (vorwärts). Hierbei summieren sich das in den zweiten Planetensatz P2 eingeleitete Drehmoment und das zum zweiten Abtrieb 12 ausgeleitete Drehmoment zum Gehäusestützmoment auf. Der zweite Pla netensatz P2 überträgt hierbei nur den Teil der mechanischen Leistung, der zum zweiten Abtrieb 12 geleitet wird (typischerweise 50%). Der zweite Planetensatz P2 wird nur mit einem Teil der Leistung beaufschlagt, sodass der Gesamtwirkungsgrad positiv beeinflusst wird.
Beim Stand der Technik erfolgt gewöhnlich eine Drehmomentwandlung unter Zuhil fenahme einer Gehäuseabstützung. Das Reaktionsmoment des Übersetzungsgetrie bes wird dabei direkt ins Gehäuse geleitet und dient nicht der Erzeugung des zweiten Abtriebsmomentes. Das Ergebnis ist, dass man zuerst ein Getriebe für das Sum menmoment der beiden Ausgangswellen auslegen muß (in der Regel doppeltes Drehmoment). Anschließend wird ein separates Differenzialgetriebe benötigt um die ses Summenmoment, welches in dieser Form nirgends benötigt wird, wieder in zwei Abtriebsmomente aufzuteilen.
Die einzelnen Figuren 15 bis 18 zeigen konkret:
Fig. 15 zeigt schematisch den ersten Planetenradsatz P1 des Getriebes G (rechts) und eine erste Stufe des Stirnraddifferentials aus dem Stand der Technik (links). Die Krafteinleitung von den Planetenrädern auf das Sonnenrad erfolgt parallel über 3 stehende, d.h. festgesetzte Zahneingriffe. Der Abtrieb zur ersten Ausgangswelle er folgt über das Sonnenrad.
Die Krafteinleitung gemäß der bevorzugten Ausführungsform erfolgt im Gegensatz dazu parallel über acht bewegte, d.h. drehende Zahneingriffe. Vier Zahneingriffe be stehen zwischen Sonnenrad S01 und vier Planetenrädern. Vier weitere Zahneingriffe wirken zwischen einem jeweiligen Planetenrad und dem nicht dargestellten Hohlrad H01 . Der Abtrieb auf die erste Ausgangswelle 11 erfolgt über den Planetenradträger PT1. Der technische Effekt liegt in den deutlich geringeren Zahnkräften, die am ers ten Planetenradsatz wirken.
Fig. 16 zeigt schematisch den zweiten Planetenradsatz P2 des Getriebes G (rechts) und eine zweite Stufe des Stufenplaneten aus dem Stand der Technik (links). Die Krafteinleitung von den Planetenrädern auf das Sonnenrad erfolgt parallel über 3 stehende, d.h. festgesetzte Zahneingriffe. Der Abtrieb zur zweiten Ausgangswelle erfolgt über das Sonnenrad.
Die Krafteinleitung in den zweiten Planetenradsatz P2 gemäß der bevorzugten Aus führungsform erfolgt im Gegensatz dazu parallel über 6 bewegte, d.h. drehende Zahneingriffe. Die sechs Zahneingriffe wirken jeweils zwischen einem der sechs Pla netenräder und dem Hohlrad H02. Der festgesetzte Planetenträger PT2, der die sechs Planetenräder trägt sowie das Sonnenrad S02 sind nicht dargestellt. Der Ab- trieb auf die zweite Ausgangswelle 12 erfolgt über das Hohlrad H02. Der technische Effekt liegt in den deutlich geringeren Zahnkräften, die wegen des größeren Wirk durchmessers und wegen der größeren möglichen Planetenanzahl am zweiten Pla netenradsatz wirken.
Fig. 17 zeigt schematisch die Einleitung des Stützmoments in das Gehäuse. Die Krafteinleitung beim Stufenplaneten nach dem Stand der Technik (links) erfolgt über 3 parallele Zahneingriffe in ein festgesetztes Hohlrad.
Die Krafteinleitung gemäß der bevorzugten Ausführung erfolgt über 12 parallele Zahneingriffe in den festgesetzten Planetenträger PT2. Sechs Zahneingriffe wirken zwischen dem Sonnenrad S02 und den sechs Planetenrädern des zweiten Plane tenradsatzes. Die sechs anderen Zahneingriffe wirken zwischen einem jeden Plane tenrad des zweiten Planetenradsatzes und dem Hohlrad H02. Der technische Effekt liegt in den deutlich geringeren Zahnkräften, die am zweiten Planetenträger PT2 wir ken.
Fig. 18 zeigt das in den Fig. 15 bis 17 näher dargestellte Prinzip in einer weiteren Ansicht.
Das größte Drehmoment im Radsatz gemäß der Erfindung (rechts) entspricht dem Abtriebsmoment eines einzigen Rades. Einzig die Gehäuseabstützung hat physikali schen Gesetzmäßigkeiten folgend einen hohen Drehmomentfaktor.
Der Stufenplanetensatz nach dem Stand der Technik (links) erzeugt aus einem Ein gangsdrehmoment Man das volle Abtriebsdrehmoment, also das Summendrehmo ment beider Räder. Das Differential teilt dieses hohe Moment in zwei hälftige Rad momente Man1 und Man2.
In der Abbildung sind die betragsmäßigen Drehmomente auf ihrem Weg durchs Ge triebe symbolisch dargestellt. Drehrichtungen gehen daraus nicht hervor. Fig. 19 gibt eine Übersicht der Rechenvorschrift der Standgetriebeübersetzung der einzelnen Ausführungsformen. Diese bewirken jeweils unter Vernachlässigung von Getriebeverlusten ein Abtriebsdrehmoment in gleicher Höhe und mit gleichem Vor zeichen an beiden Ausgangswellen 11, 12. ioi bezeichnet die Standgetriebeüberset zung des ersten Planetenradsatzes P1. io2 bezeichnet die Standgetriebeübersetzung des zweiten Planetenradsatzes P2. Je nach Verwendung des Getriebes kann eine der Planetenradsatz-Konfigurationen mit entsprechender Standgetriebeübersetzung gewählt werden.
Fig 20 zeigt ein Prinzipbild in welchem die grundsätzliche Funktionsweise des erfin dungsgemäßen Verbindungsmittels in einem Getriebe nach einem der Figuren 2 bis 13 erläutert werden soll.
Der in den Figuren 20 bis 25 verwendete Getrieberadsatz entspricht demjenigen Ge trieberadsatz, welcher aus Fig. 3 und 12 bekannt ist. Also derjenigen Ausführungs form bei welcher der erste und zweite Planetenradsatz P1 , P2 radial übereinander angeordnet sind. An dieser Stelle wird darauf hingewiesen, dass das Verbindungs mittel 40, auf das nachfolgend eingegangen wird, zwischen den Abtriebswellen bei einer jeden Ausführungsform der Figuren 2 bis 13 zur Anwendung kommen kann.
Hinsichtlich der konstruktiven Ausführung des in Fig. 20 dargestellten Getriebes G wird auf das zu Fig. 3 Beschriebene verwiesen. Zur Anbindung der Elektromaschine EM an die Eingangswelle 10 wird auf die Ausführung zu Fig. 12 verwiesen.
Ausgehend von der Ausführungsform gern. Fig. 3 bzw. 12 ist zusätzlich ein Verbin dungsmittel 40 vorgesehen, dass die erste Ausgangswelle 11 und die zweite Aus gangswelle 12 im betätigten Zustand drehfest verbinden kann. Das Verbindungsmit tel ist vorliegend beispielhaft als eine Lamellenkupplung ausgeführt.
In diesem Prinzipbild sind die in den Schrägverzahnungen entstehenden Axialkräfte dargestellt. Am dritten Element E32 des zweiten Planetenradsatzes P2, also am Hohlrad H02 wirkt eine Axialkraft F_E32. Am ersten Element E11 des ersten Plane tenradsatzes P1 , also am Sonnenrad SOI , wirkt eine Axialkraft F_E11. Die jeweils zweiten Elemente E21, E22, also die beiden Planetenträger PT1, PT2 sind axial ausgeglichen. Die Welle 3 ist mittels einer geeigneten Steigung der Ver zahnungen an Welle 3 ebenfalls axial ausgeglichen. Somit sind die Axialkräfte F E32 und F_E11 die einzigen an den Planetenradsätzen P1 und P2 wahrnehmbaren Axi- alkräfte. Die Schrägungsrichtungen sind derart gewählt, dass die Pfeilrichtungen dem Zugbetrieb „vorwärts“ entsprechen.
Die im Sonnenrad S01 in der Schrägverzahnung entstehende Axialkraft F_E11 drückt über ein Lager 31 auf den Planetenträger PT1 (Anmerkung: In Fig. 20 sind E21 und PT1 nicht gekennzeichnet) des ersten Planetenradsatzes P1. Die im Hohl rad H02 in der Schrägverzahnung entstehende Axialkraft F E 32 zieht an der Aus gangswelle 12. Die Ausgangswelle 12 stützt sich über das Reibelement 40 an dem Planetenträger PT2 des zweiten Planetenradsatzes P2 ab. Mit anderen Worten heißt das, dass sich die Kräfte F_E11 und F_E32 gegenseitig abstützen. Das heißt, die Kräfte aus den Schrägverzahnungen werden im häufigeren Fall des Zugbetriebes vorwärts nicht über das Getriebegehäuse geleitet.
Somit wird die Axialkraft der Schrägverzahnungen über die Lamellenkupplung 40 übertragen. Dadurch wird im Zugbetrieb vorwärts (und im Schubbetrieb rückwärts) eine lastabhängige, drehmomentproportionale An presskraft der Reibelemente und somit ein lastabhängiges Sperrmoment erzeugt. Der Kraftfluss der durch die Schräg verzahnung entstehenden Axialkräfte wird über die Reibelemente der Lamellenkupp lung 40 geschlossen.
Der Vorteil dieses Prinzips liegt neben der drehmomentproportionalen Sperrwirkung in den geringen Lagerverlusten. Außerdem liegt der Vorteil in einem verbesserten akustischen Verhalten, da die Axialkräfte der Verzahnung und somit auch deren überlagerten Axialschwingungen nicht in das Gehäuse eingeleitet werden.
Das Axiallager 31 ist das einzige Lager welches, unter der Annahme gleich schneller Ausgangswellen, Axialkraft unter Differenzdrehzahl überträgt. Bei einer alternativen Festlagerung sowohl des Rotors R als auch der zweiten Ausgangswelle 12 würden beide Festlager unter Drehzahl Axialkraft zum Gehäuse übertragen. Die Verluste wä ren höher.
Die zum Gehäuse hin dargestellten Lager 41 und 42 werden lediglich im Schubbe trieb vorwärts oder im Zugbetrieb rückwärts mit Axialkräften aus der Verzahnung be aufschlagt. Diese sind vorzugsweise mit Axialspiel verbaut, um eine schwimmende Lagerung zu ermöglichen.
Fig. 21 zeigt eine erste Ausführungsform des Prinzips aus Fig. 20, insbesondere mit einem als Axialgleitlager ausgeführten Reibelement 40. Ein Axialgleitlager kann auch als Lamellenkupplung mit nur einem Reibflächenpaar verstanden werden.
Der Rotor R der Elektromaschine EM ist schwimmend gelagert. Das Sonnenrad S01 ist direkt in die Rotorwelle eingearbeitet. Die Rotorwelle bildet demnach zugleich die Eingangswelle 10. Die Rotorwelle drückt im Zugbetrieb vorwärts über eine Axialein stellscheibe 31 und ein Axialnadellager 32 auf den ersten Planetenträger PT1 des ersten Planetenradsatzes P1 . Die Axialkraft wird über das benachbarte Axialgleitla ger 40 zum Hohlrad H02 weitergeleitet um den Kraftfluss zu schließen. Da das Gleit lager 40 an einer Welle, nämlich der zweiten Ausgangswelle 12 mit einem relativ kleinen Durchmesser angeordnet ist und auch nur ein Reibflächenpaar ohne Konus aufweist, ist das erzeugbare Sperrmoment relativ niedrig. Der Vorteil dieser Lösung liegt im vergleichsweise einfachen Aufbau und in der geringen thermischen Belas tung des Reibelementes 40.
Fig. 22 zeigt eine weitere Ausführungsform des Prinzips aus Fig. 20, insbesondere mit einem als Lamellenkupplung ausgeführten Reibelement 40. Der Vorteil einer La mellenkupplung liegt darin, dass im Vergleich zu einem Gleitlager (Fig. 21 ) ein größe res Sperrmoment erzeugt werden kann.
Gegenüber der Ausführung gemäß Fig. 21 ist anstelle des Gleitlagers eine Lamellen kupplung 40 mit drei Reibflächenpaaren vorgesehen. Es sind auch andere Anzahlen an Reibflächen denkbar. Besonders vorteilhaft ist jedoch eine ungerade Anzahl an Reibflächenpaaren, bspw. ein Paar, drei Paare, fünf Paare oder sieben Paare, da dann auf eine Lagerstelle verzichtet werden kann. Eine Erhöhung der Anzahl parallel wirkender Reibflächenpaare bewirkt eine Erhöhung des Sperrwertes. Die Lamellen kupplung 40 ist insbesondere für sportliche Anforderungen an das Getriebe bzw. an das Fahrzeug von Vorteil. Bei einer Lamellenkupplung kann das Sperrmoment auch dadurch erhöht werden, indem der Reibdurchmesser, also der Durchmesser der Rei belemente erhöht wird.
Fig. 23 zeigt eine Ausführungsform des Getriebes mit einer Konuskupplung als Ver bindungsmittel 40 zwischen der ersten 11 und zweiten Ausgangswelle 12. Diese Ausführungsform ist hinsichtlich des Sperrwerts genauso ausgelegt, wie die Ausfüh- rungsform gemäß Fig. 22. Durch die geringere Anzahl an Reibflächen und Bauteile kann diese Ausführungsform insbesondere kostengünstiger als die Ausführungsform mit Reiblamelle(n) sein. Sie ist jedoch wegen der kleineren Reibfläche bei gleichzeitig höherer Flächenpressung thermisch weniger stark belastbar. Die Reibkonen gemäß Fig. 23 sind einteilig mit der Ausgangswelle 11 bzw. dem ersten Planetenträger PT1 ausgeführt. Sie können jedoch auch mehrteilig ausgeführt sein, d.h. separat gefertigt und beispielsweise über eine Mitnahmeverzahnung mit der ersten Ausgangswelle 11 oder dem ersten Planetenträger PT1 verbunden sein. Einteilige Reibkonen sind preiswerter. Mehrteilige Reibkonen sind in der Regel teurer. Sie ermöglichen jedoch mehr Flexibilität bei der Werkstoffauswahl und sind eher geeignet, eine unerwünsch te Zentrierwirkung im Reibkonus zu verhindern.
Fig. 24 zeigt eine Ausführungsform des Getriebes mit einer vorgespannten Feder 45. Diese Ausführungsform ermöglicht gegenüber der Ausführungsform gemäß Fig. 22 zusätzlich zum drehmomentproportionalen Sperrmoment ein weiteres, fest voreinge stelltes Sperrmoment. Das Verbindungsmittel 40 gemäß Fig. 24 ist wie bei der Aus führungsform gemäß Fig. 22 mit drei Reibflächenpaaren dargestellt. Eine Federvor spannung 45 belastet zwei der drei Reibflächenpaare mit einer überlagerten konstan ten Axialkraft. Es ist bevorzugt eine gerade Anzahl an federbelasteten Reibflächen paaren gewählt, um auf ein Axiallager verzichten zu können. An dieser Stelle wird darauf hingewiesen, dass dies nicht mit Fig. 22 zu verwechseln ist, bei welcher eine ungerade Reibflächenpaaranzahl vorgesehen ist, um auf ein Axiallager verzichten zu können. In der Fig. 24 sind somit die linken beiden Reibflächenpaare federbelastet und zu sätzlich drehmomentabhängig belastet. Das rechte Reibflächenpaar ist nur drehmo mentabhängig belastet. Das Federelement 45 ist als geschlitzte Tellerfeder ausge führt und mit einem Sprengring gesichert.
Der Vorteil der drehmomentunabhängigen Sperrkomponente liegt darin, dass auch dann ein bestimmtes Drehmoment zum haftenden Rad geleitet werden kann, wenn ein Rad keine Haftung aufweist, d.h. die Haftung gleich Null ist. Bei einer rein dreh momentproportionalen Sperrwirkung ist die Sperrwirkung gleich Null wenn eines der Räder in der Luft steht (unter Vernachlässigung von Masseneffekten und Reibung). Das Prinzip der Vorspannung kann auch genutzt werden ohne die Axialkraft aus der Schrägverzahnung über die Reibflächen zu leiten.
Fig. 25 zeigt eine Ausführungsform des Getriebes mit einem Kurven rampenkonzept 50. Die Ausführungsformen der Figuren 20 bis 24 nutzen jeweils die aus einer Schrägverzahnung resultierende Axialkraft um Reibelemente anzupressen und dadurch Reibung zu erzeugen. Der Nachteil dabei ist, dass die mögliche Axialkraft auf die Kraft der Verzahnung begrenzt ist. Zwar könnten die Schrägungswinkel ver größert werden. Jedoch gibt es bei der Auslegung der Verzahnung weitere Kriterien, die berücksichtigt werden müssten. Zudem wird die Kraft in ein Axiallager geleitet, welches in der Regel verlustbehaftet ist. Des Weiteren funktioniert die Axialkraftnut zung aus der Verzahnung nur bei einem einzigen Drehmomentvorzeichen, d.h. vor liegend im Zugbetrieb.
Diese Nachteile werden durch die Ausführungsform gemäß Fig. 25 dadurch gelöst, dass ein Drehmoment über eine Kurvenrampe 50 geleitet wird und dabei die An presskraft für das Reibelement 40 erzeugt wird. In diesem Fall wird das Abtriebs drehmoment des Hohlrades H02 auf dem Weg zur zweiten Ausgangswelle 12 über eine Kurvenrampe 50 geleitet. Die Kurvenrampe 50 erzeugt dabei eine Axial kraft die proportional zum durchgeleiteten Drehmoment wirkt. Diese Axialkraft belastet wiede rum das Reibschaltelement 40, hier als Lamellenschaltelement dargestellt, und er zeugt dabei das drehmomentproportionale Sperrmoment. Der Vorteil der Kurven- rampe liegt darin, dass diese auch im Schubbetrieb funktioniert und die Axialkraft durch Wahl der Steigung der Kurven rampe beliebig eingestellt werden kann. Bei der Kurven rampe 50 können hierbei die Zug- und die Schubflanke identisch ausgeführt werden für identische Sperrwirkung im Zug- und im Schubbetrieb. Die Zug- und die Schubflanke können aber auch unterschiedlich ausgeführt werden für unterschiedli che Sperrwirkungen. Die Kurvenrampe 50 ist in Fig. 25 mit Kugelwälzkörpern ausge führt. Sie könnte aber auch mit Kegel- oder Zylinderrollenwälzkörpern oder gleitend ausgeführt werden.
Alternativ könnte auch das Abtriebsdrehmoment des Planetenträgers PT1 auf dem Weg zur ersten Ausgangswelle 11 genutzt werden, um in einer Kurvenrampe besag te Axialkraft aus dem Drehmoment zu gewinnen.
Zusätzlich kann das Reibelement 40, analog zu Fig. 24, mit einer Feder vorbelastet werden um ein Grundsperrmoment zu erhalten. Die Ausführungsform hat den Vorteil, dass ein relativ hoher Sperrwert erzeugt werden kann. Der Sperrwert ist durch Kur venrampengeometrie, Reibdurchmesser und/oder Reibflächenanzahl einstellbar.
Außerdem ist wegen der parallel wirkenden Reibflächen die flächenspezifische Reib belastung bei Differenzdrehzahl gegenüber der Konusvariante aus Fig. 23 verhält nismäßig niedrig. Die Ausführung nach Fig. 24 ist somit sehr geeignet für sportliche Anforderungen. Selbstverständlich kann die Kurven rampe 50 auch mit einer Konus kupplung gemäß Fig. 23 kombiniert werden.
Die Erfindung wurde anhand der Zeichnungen und der Beschreibung umfassend be schrieben und erklärt. Die Beschreibung und Erklärung sind als Beispiel und nicht einschränkend zu verstehen. Die Erfindung ist nicht auf die offenbarten Ausführungs formen beschränkt. Andere Ausführungsformen oder Variationen ergeben sich für den Fachmann bei der Verwendung der vorliegenden Erfindung sowie bei einer ge nauen Analyse der Zeichnungen, der Offenbarung und der nachfolgenden Patentan sprüche. In den Patentansprüchen schließen die Wörter „umfassen“ und „mit“ nicht das Vor handensein weiterer Elemente oder Schritte aus. Der Undefinierte Artikel „ein“ oder „eine“ schließt nicht das Vorhandensein einer Mehrzahl aus. Ein einzelnes Element oder eine einzelne Einheit kann die Funktionen mehrerer der in den Patentansprü chen genannten Einheiten ausführen. Die bloße Nennung einiger Maßnahmen in mehreren verschiedenen abhängigen Patentansprüchen ist nicht dahingehend zu verstehen, dass eine Kombination dieser Maßnahmen nicht ebenfalls vorteilhaft ver wendet werden kann.
Bezuqszeichen
G Getriebe
GG drehfestes Bauelement, Gehäuse
E11 erstes Element erster Planetenradsatz
E21 zweites Element erster Planetenradsatz
E31 drittes Element erster Planetenradsatz
E12 erstes Element zweiter Planetenradsatz
E22 zweites Element zweiter Planetenradsatz E32 drittes Element zweiter Planetenradsatz
E13 erstes Element dritter Planetenradsatz
E23 zweites Element dritter Planetenradsatz
E33 drittes Element dritter Planetenradsatz
P1 erster Planetenradsatz
P2 zweiter Planetenradsatz
P3 dritter Planetenradsatz
SO Sonnenrad
PT Planetenträger
HO Hohlrad
EM Elektromaschine
S Stator
R Rotor
EW Eingangswelle Elektromaschine
SRS Stirnradstufe
SR1 erstes Stirnrad
SR2 zweites Stirnrad
SE Schaltelement
G1 erste Schaltstellung, erste Gangstufe
G2 zweite Schaltstellung, zweite Gangstufe
N neutrale Position
VM Verbrennungskraftmaschine
A Achse des Fahrzeugs, hinten
B Achse des Fahrzeugs, vorne 3 Welle
10 Eingangswelle
11 erste Ausgangswelle
12 zweite Ausgangswelle
15 Gelenk
20 Räder
31 Lager
40 Verbindungsmittel, Reibkupplung, Lamellenkupplung, Konuskupplung,
Gleitlager
41 Lager
42 Lager
45 Feder
50 Kurvenrampe
99 Fahrtrichtung, vorwärts
10 Antriebsstrang Fahrzeug ioi Standgetriebeübersetzung des ersten Planetenradsatzes
Ϊ02 Standgetriebeübersetzung des zweiten Planetenradsatzes

Claims

Patentansprüche
1. Getriebe (G), umfassend eine Eingangswelle (10), eine erste Ausgangswelle (11), eine zweite Ausgangswelle (12), einen ersten Planetenradsatz (P1) sowie einen mit dem ersten Planetenradsatz verbundenen zweiten Planetenradsatz (P2), wobei die Planetenradsätze (P1 , P2) jeweils mehrere Elemente (E11 , E21, E31 , E12, E22,
E32) umfassen, wobei die Eingangswelle (10), die zwei Ausgangswellen (11 , 12), die Planetenradsätze (P1 , P2) sowie deren Elemente derart angeordnet und ausgebildet sind, dass
- ein über die Eingangswelle (10) eingeleitetes Drehmoment gewandelt und in einem definierten Verhältnis auf die zwei Ausgangswellen (11 , 12) aufgeteilt wird, und
- die Entstehung eines Summendrehmoments verhindert wird,
- wobei zumindest ein Element (E31 ) des ersten Planetenradsatzes (P1 ) mit ei nem anderen Element (E12) des zweiten Planetenradsatzes mittels einer Wel le (3) drehfest verbunden ist und
- ein weiteres Element (E22) des zweiten Planetenradsatzes (P2) an einem drehfesten Bauelement (GG) festgesetzt ist, wobei ein Verbindungsmittel (40) vorgesehen ist, das angeordnet und ausgebildet ist, die erste Ausgangswelle (11 ) und zweite Ausgangswelle (12) passiv und somit ohne Steuergerät und ohne Aktuator derart zu verbinden, dass ein Drehmoment übertra gen werden kann.
2. Getriebe (G) nach Anspruch 1 , wobei die Eingangswelle (10) mit einem ersten Element (E11) des ersten Planetenrad satzes (P1) drehfest verbunden ist; die erste Ausgangswelle (11) mit einem zweiten Element (E21) des ersten Plane tenradsatzes (P1) drehfest verbunden ist; wobei ein drittes Element (E31) des ersten Planetenradsatzes (P1) drehfest mit einem ersten Element (E12) des zweiten Planetenradsatzes (P2) verbunden ist; wobei ein zweites Element (E22) des zweiten Planetenradsatzes (P2) an einem drehfesten Bauelement (GG) des Getriebes (G) festgesetzt ist; die zweite Ausgangswelle (12) mit einem dritten Element (E32) des zweiten Pla netenradsatzes (P2) drehfest verbunden ist.
3. Getriebe (G) nach Anspruch 1 oder 2, wobei die Steigung der Verzahnung des dritten Elementes (E31) des ersten Planeten radsatzes (P1) und die Steigung der Verzahnung des ersten Elementes (E12) des zweiten Planeten radsatzes (P2) eine zumindest ähnliche Größe, vorzugsweise dieselbe Größe, und dasselbe Vorzeichen aufweisen.
4. Getriebe (G) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei das Verbin dungsmittel (40) Reibflächen aufweist, sodass eine Verbindung mittels Reibkraft her gestellt werden kann.
5. Getriebe (G) nach Anspruch 4, wobei es sich bei dem Verbindungsmittel (40) um eine Lamellenkupplung handelt.
6. Getriebe (G) nach einem der Ansprüche nach 4 oder 5, wobei die Reibflächen eben ausgeführt sind.
7. Getriebe (G) nach Anspruch 4 oder 5, wobei die Reibflächen konusförmig ausge führt sind.
8. Getriebe (G) nach einem der Ansprüche 4 bis 7, wobei ein als Reiblamelle oder Reibkonus ausgeführtes Reibelement oder ein an die Reiblamelle oder den Reibko nus angrenzendes Bauteil derart angeordnet und ausgebildet ist, dass ein Axialspiel des zweiten Elements (E21) des ersten Planetenradsatzes (P1) und/oder des dritten Elements (E32) des zweiten Pla netenradsatzes (P2) und/oder der Eingangswelle (10) eingestellt werden kann.
9. Getriebe (G) nach einem der Ansprüche 4 bis 8, wobei zumindest eine der Reib flächen Bestandteil des zweiten Elementes (E21) des ersten Planetenradsatzes (P1) oder des dritten Elementes (E32) des zweiten Planetenradsatzes (P2) ist.
10. Getriebe (G) nach einem der Ansprüche 4 bis 8, wobei zumindest eine der Reib flächen an einem Bauteil angeordnet ist, welches das Abtriebsdrehmoment zu einer der zwei Ausgangswellen (11 , 12) führt.
11. Getriebe (G) nach einem der Ansprüche 1 bis 10, wobei die Eingangswelle (10) und/oder das erste Element (E11) des ersten Planetenradsatzes (P1) schwimmend gelagert ist.
12. Getriebe (G) nach einem der Ansprüche 1 bis 11, wobei das zweite Element (E21) des ersten Planetenradsatzes und/oder das dritte Element (E32) des zweiten Planetenradsatzes schwimmend gelagert ist.
13. Getriebe (G) nach einem der Ansprüche 4 bis 12, wobei die An presskraft der Reibflächen mittels einer konstanten An presskraft bewirkt ist.
14. Getriebe nach Anspruch 13, wobei die konstante Anpresskraft mittels einer vor gespannte Feder bewirkt ist.
15. Getriebe (G) nach Anspruch 14, wobei die vorgespannte Feder als Tellerfeder, insbesondere als geschlitzte Tellerfeder ausgeführt ist.
16. Getriebe nach Anspruch 14, wobei die vorgespannte Feder als eine Wellfeder ausgeführt ist.
17. Getriebe (G) nach einem der Ansprüche 14 bis 16, wobei die federvorgespannten Reibflächen zusätzlich von Axialkräften aus einer Schrägverzahnung des ersten Elements (E11) des ersten Planetenradsatzes (P1) und/oder des dritten Elements (E32) des zweiten Planetenradsatzes (P2) beaufschlagt sind.
18. Getriebe nach Anspruch 14, wobei ein als Reiblamelle oder Reibkonus ausge führtes Reibelement wellenförmig ausgeführt ist.
19. Getriebe (G) nach einem der Ansprüche 4 bis 12, wobei die An presskraft der Reibflächen mittels einer drehmomentabhängigen An presskraft bewirkt ist.
20. Getriebe nach Anspruch 19, wobei die Anpresskraft mittels einer Schrägverzah nung bewirkt ist, wobei das Vorzeichen des Schrägungswinkels derart gewählt ist, dass im Zugbetrieb vorwärts das erste Element (E11) des ersten Planetensatzes (P1) und das dritte Element (E32) des zweiten Planetensatzes (P2) gegeneinander wirken.
21. Getriebe (G) nach Anspruch 4 bis 12, wobei die Anpresskraft mittels einer Kur venrampe bewirkt ist.
22. Getriebe (G) nach Anspruch 21 , wobei die Kurven rampe zwischen dem dritten Element (E32) des zweiten Planetenradsatzes (P2) und der zweiten Ausgangswelle (12) angeordnet ist.
23. Getriebe (G) nach Anspruch 21 , wobei die Kurven rampe zwischen dem zweiten Element (E21) des ersten Planetenradsatzes (P1) und der ersten Ausgangswelle (11) angeordnet ist.
24. Getriebe (G) nach einem der Ansprüche 4 bis 12, wobei die An presskraft der Reibflächen mittels einer differenzdrehzahlabhängigen An presskraft bewirkt ist.
25. Getriebe (G) nach einem der Ansprüche 1 bis 3, wobei das Verbindungsmittel (40) eine Flüssigkeitsreibungskupplung ist.
26. Antriebsstrang mit einem Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 25.
27. Fahrzeug mit einem Antriebsstrang nach Anspruch 26 oder einem Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 25.
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Families Citing this family (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102019205750A1 (de) * 2019-04-23 2020-10-29 Zf Friedrichshafen Ag Getriebe und Fahrzeug mit Getriebe
DE102022201143B4 (de) 2022-02-03 2023-10-05 Zf Friedrichshafen Ag Differentialgetriebe mit drehmomentabhängiger Sperrwirkung für ein Fahrzeug sowie Fahrzeug mit einem solchen Getriebe

Citations (12)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE3912304A1 (de) 1989-04-14 1990-10-25 Viscodrive Gmbh Antriebsanordnung fuer ein kraftfahrzeug
DE102007031735A1 (de) * 2007-07-06 2009-01-08 Schaeffler Kg Stirnraddifferentialgetriebe
DE102008000444A1 (de) 2008-02-29 2009-09-03 Zf Friedrichshafen Ag Ausgleichsgetriebe eines Kraftfahrzeuges
DE102008050059A1 (de) * 2008-10-01 2010-04-08 Schaeffler Kg Stirnraddifferentialgetriebeeinheit
DE202011110104U1 (de) * 2011-10-24 2012-11-15 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Stirnraddifferential
DE102012202470B3 (de) * 2012-02-17 2012-12-06 Zf Friedrichshafen Ag Lamellenschaltelement
DE102011079975A1 (de) 2011-07-28 2013-01-31 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Antriebseinrichtung für ein Kraftfahrzeug
DE102015206139A1 (de) * 2015-04-07 2016-10-13 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Selbstsperrendes Sperrdifferential
DE102015223126A1 (de) 2015-11-24 2017-05-24 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Differentialgetriebe mit reibschlüssig gekoppelten Leistungsausgängen
DE102017124716A1 (de) * 2017-10-23 2018-11-22 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Stirnraddifferential mit axial vorgespanntem Sperrelement
DE102018112880A1 (de) 2017-05-30 2018-12-06 GM Global Technology Operations LLC Elektrischer Fahrantrieb mit kombiniertem Differential- und Untersetzungsgetriebe
DE102017212781A1 (de) * 2017-07-25 2019-01-31 Magna powertrain gmbh & co kg Achsgetriebe

Family Cites Families (13)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP3538958B2 (ja) * 1995-04-19 2004-06-14 アイシン・エィ・ダブリュ株式会社 電気自動車用駆動装置
DE10233110A1 (de) * 2002-07-20 2004-01-29 Zf Friedrichshafen Ag Differential
GB0412736D0 (en) * 2004-06-08 2004-07-07 Ricardo Uk Ltd An electrically driven single speed differential transmission
DE102005049709A1 (de) * 2005-10-18 2007-04-26 Zf Friedrichshafen Ag Allradfahrzeug
DE102011102749B4 (de) * 2011-05-28 2020-11-12 Volkswagen Aktiengesellschaft Getriebeanordnung für ein Kraftfahrzeug
WO2014035868A2 (en) * 2012-08-29 2014-03-06 Eaton Corporation Locking differential having dampening communication spring
DE102013210320A1 (de) * 2013-06-04 2014-12-04 Schaeffler Technologies Gmbh & Co. Kg Umlaufrädergetriebe, insbesondere Achsgetriebe
DE102013218502A1 (de) * 2013-09-16 2015-03-19 Schaeffler Technologies Gmbh & Co. Kg Mittendifferential für ein Kraftfahrzeug
DE102015204200A1 (de) * 2015-03-10 2016-09-15 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Selbstsperrendes Differential
DE102015210932A1 (de) * 2015-06-15 2016-12-15 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Differentialanordnung für ein Kraftfahrzeug
DE102015226685A1 (de) * 2015-12-23 2017-06-29 Zf Friedrichshafen Ag Getriebe für ein Kraftfahrzeug
DE102016215015A1 (de) * 2016-08-11 2018-02-15 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Antriebsanordnung für ein Kraftfahrzeug
DE102019205750A1 (de) * 2019-04-23 2020-10-29 Zf Friedrichshafen Ag Getriebe und Fahrzeug mit Getriebe

Patent Citations (13)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE3912304A1 (de) 1989-04-14 1990-10-25 Viscodrive Gmbh Antriebsanordnung fuer ein kraftfahrzeug
DE102007031735A1 (de) * 2007-07-06 2009-01-08 Schaeffler Kg Stirnraddifferentialgetriebe
DE102008000444A1 (de) 2008-02-29 2009-09-03 Zf Friedrichshafen Ag Ausgleichsgetriebe eines Kraftfahrzeuges
DE102008050059A1 (de) * 2008-10-01 2010-04-08 Schaeffler Kg Stirnraddifferentialgetriebeeinheit
DE102011079975A1 (de) 2011-07-28 2013-01-31 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Antriebseinrichtung für ein Kraftfahrzeug
DE202011110104U1 (de) * 2011-10-24 2012-11-15 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Stirnraddifferential
DE102011085119B3 (de) 2011-10-24 2013-02-28 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Differential, insbesondere Stirnraddifferential
DE102012202470B3 (de) * 2012-02-17 2012-12-06 Zf Friedrichshafen Ag Lamellenschaltelement
DE102015206139A1 (de) * 2015-04-07 2016-10-13 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Selbstsperrendes Sperrdifferential
DE102015223126A1 (de) 2015-11-24 2017-05-24 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Differentialgetriebe mit reibschlüssig gekoppelten Leistungsausgängen
DE102018112880A1 (de) 2017-05-30 2018-12-06 GM Global Technology Operations LLC Elektrischer Fahrantrieb mit kombiniertem Differential- und Untersetzungsgetriebe
DE102017212781A1 (de) * 2017-07-25 2019-01-31 Magna powertrain gmbh & co kg Achsgetriebe
DE102017124716A1 (de) * 2017-10-23 2018-11-22 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Stirnraddifferential mit axial vorgespanntem Sperrelement

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