WO2022156944A1 - Antriebsstrang für ein kraftfahrzeug - Google Patents

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WO2022156944A1
WO2022156944A1 PCT/EP2021/083452 EP2021083452W WO2022156944A1 WO 2022156944 A1 WO2022156944 A1 WO 2022156944A1 EP 2021083452 W EP2021083452 W EP 2021083452W WO 2022156944 A1 WO2022156944 A1 WO 2022156944A1
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gear
planetary gear
differential
output shaft
bevel gear
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Stefan Beck
Matthias Reisch
Dominik Sandhaas
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Zf Friedrichshafen Ag
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Definitions

  • the invention relates to a drive train for a motor vehicle and a motor vehicle with at least one such drive train.
  • DE 10 2011 079 975 A1 discloses a drive device for a motor vehicle, comprising an epicyclic housing and a differential gear, which is designed as a spur gear differential.
  • a first spur gear accommodated therein and a second spur gear accommodated therein are arranged in the epicyclic housing.
  • a planetary gear stage is provided, which is kinematically coupled to the planetary gear housing and has a sun gear, planetary gears and a ring gear, the planetary gears of the planetary gear stage being stepped and each forming a first planetary spur gear section and a second planetary spur gear section arranged coaxially and axially offset with respect to this.
  • the first planetary spur gear section meshes with the sun gear and the second planetary spur gear section meshes with the ring gear, with the planetary gears rotating together with the epicyclic housing.
  • the object of the present invention is to provide a drive train for a motor vehicle with a drive power deflection which implements both torque conversion and torque distribution.
  • the object is solved by the subject matter of the independent patent claim.
  • Advantageous embodiments are the subject matter of the dependent claims, the following description and the figures.
  • a drive train according to the invention for a motor vehicle comprises an internal combustion engine and a transmission operatively connected thereto, the internal combustion engine and the transmission being set up to be aligned essentially parallel to a vehicle longitudinal axis, the transmission being operatively connected at least indirectly via a bevel gear to an integral differential, which is formed with two planetary gear sets, each planetary gear set being drivingly connected at least indirectly to a respective output shaft, wherein by means of the first planetary gear set, a first output torque can be transmitted to the second output shaft, with a supporting torque of the first planetary gear set being convertible in the second planetary gear set in such a way that a second output torque corresponding to the first output torque can be transmitted to the first output shaft, with a bevel gear of the bevel gear set being connected to an output shaft of the gear set is drivingly connected, and wherein the differential, the respective output shaft and a standing with the bevel gear in meshing ring gear of the bevel gear are set up to be arranged coaxially to an output axle of the motor vehicle
  • the sums of the two wheel torques are not combined or combined to form a common axle torque in one component.
  • the drive power coming from the bevel gear is divided up in the differential and passed on to the output shafts according to the design of the planetary gear sets.
  • the components of the integral differential can be designed to be slimmer due to the respective, comparatively small torque. Torque is increased and drive power is divided by means of the differential. Furthermore, there is a weight saving.
  • An integral differential is to be understood as meaning a differential with two planetary gear sets, the first planetary gear set being drivingly connected to the first input shaft of the differential and to the second planetary gear set.
  • the first planetary gear set is drivingly connected to the second output shaft and the second planetary gear set is drivingly connected to the first output shaft.
  • the second planetary gear set is supported at least indirectly on a stationary housing of the differential or on the chassis of the motor vehicle.
  • the differential does not have any gearing rotating in the block or rotating without rolling motion at identical output speeds of the output shafts. differently says that regardless of the output speeds of the output shafts, there is always a relative movement of the components of the respective planetary gear set that are in mesh with one another.
  • the transmission is set up to forward drive power from the internal combustion engine to the bevel gear with a transmission ratio.
  • the transmission is set up to provide several different transmission ratios between the output shaft of the internal combustion engine or the input shaft of the transmission that is operatively connected thereto and an output shaft of the transmission.
  • the transmission has at least one shifting element in order to shift between the various gear ratios or translations as desired, either manually or at least partially automatically.
  • the input shaft and the output shaft of the transmission are preferably arranged coaxially with one another. A staggered or parallel arrangement is also conceivable.
  • the output shaft of the internal combustion engine can be connected in one piece to the input shaft of the transmission, with both the output shaft and the input shaft thus lying on a common axis, which are aligned essentially parallel to the longitudinal axis of the vehicle and thus essentially transversely to the output axis of the motor vehicle.
  • the output shaft is connected to the input shaft in a rotationally fixed manner.
  • the bevel gear which includes the bevel gear and the ring gear, is set up to deflect a drive power coming from the gear, preferably with a transmission ratio, to an input shaft of the differential.
  • the bevel gear is set up in particular to carry out a drive power deflection, preferably by 90°. Consequently, the drive power of the internal combustion engine is deflected at the bevel gear and diverted to the respective output shaft arranged essentially transversely thereto.
  • Both the bevel gear, which is also called the pinion or bevel pinion, and the ring gear are each integral and/or non-rotatably connected to an input or output shaft of the bevel gear, with the input shaft of the bevel gear acting as a drive the output shaft of the transmission and the output shaft of the bevel gear are drivingly connected to the input shaft of the differential.
  • the bevel gear or the input shaft of the bevel gear is arranged coaxially with the output shaft of the gear. It can be connected to it in one piece.
  • the output shaft of the transmission is non-rotatably connected to the bevel gear or to the input shaft of the bevel gear.
  • the bevel gear can also be arranged essentially parallel to the output shaft of the transmission.
  • the output shaft of the transmission is preferably connected in a drivingly effective manner to an input shaft of the bevel gear transmission via a cardan shaft.
  • This compensates for inaccuracies in assembly as well as tolerances and spring deflections in order to arrange the bevel gear perpendicularly or at right angles to the output axis and to the ring gear of the bevel gear and to drive it in rotation.
  • Torque transmission is consequently also realized in a kinked shaft train by means of the cardan shaft.
  • the articulated shaft can be designed, for example, as a cardan shaft with one or two universal joints.
  • An active connection or a drive-effective connection is to be understood as meaning that two elements are connected directly, that is to say directly, to one another, or are connected to one another indirectly via at least one further element arranged in between.
  • additional shafts and/or gears can be effectively arranged between two shafts.
  • the term “at least indirectly” is also to be understood as meaning that two components are (actively) connected to one another via at least one further component that is arranged between the two components or are directly and thus directly connected to one another. Consequently, further components can be arranged between the shafts or gears, which are operatively connected to the shaft or the gear.
  • At least one electrical machine is preferably arranged in the power flow between the internal combustion engine and the transmission.
  • the respective electric The machine is preferably connected to an accumulator for the electrical supply.
  • the respective electrical machine can preferably be controlled or regulated by power electronics.
  • the respective electrical machine has a housing-fixed stator and a rotatably arranged rotor with a rotor shaft, wherein the respective rotor shaft can be connected in one or more parts to the output shaft of the internal combustion engine and/or the input shaft of the transmission. Consequently, the respective electrical machine can be arranged coaxially to the input shaft of the transmission. Alternatively, the respective electrical machine can be drivingly connected to the input shaft of the transmission via at least one transmission stage. As a result, axial installation space can be saved if the respective electrical machine is arranged parallel to the input shaft of the transmission and thus essentially next to the internal combustion engine and/or the transmission. Furthermore, the electrical machine can also be operatively connected to an output shaft of the transmission or an input shaft of the bevel gear directly or, for example, via at least one further transmission stage.
  • At least one clutch unit is preferably arranged in the power flow between the internal combustion engine and the transmission.
  • the clutch unit can be switched at least between a closed state and an open state in order to decouple the internal combustion engine from the output. When open, no drive power is transmitted to the gearbox. If at least one electrical machine is provided and this is connected to the output, only the respective electrical machine transmits drive power at least indirectly via the transmission and the bevel gear to the differential, so that the motor vehicle can be driven purely electrically at least temporarily. Conversely, when the clutch device is closed, a hybridized drive of the motor vehicle can take place, with both the internal combustion engine and the respective electric machine transmitting drive power at least indirectly via the transmission, the bevel gear and the differential to the respective output shaft.
  • At least one torsional damper can also be arranged in the power flow between the internal combustion engine and the transmission. Both torque peaks of the internal combustion engine and rough running of the output shaft of the internal combustion engine are absorbed by means of the torsional damper.
  • the differential and the bevel gear are preferably arranged in a common housing. This saves installation space for the drive train, in particular transversely to the longitudinal direction of the vehicle or along the output axis.
  • the housing comprises at least three housing parts.
  • a first housing part serves as the main housing during assembly, into which the essential components of the differential and the bevel gear are inserted, with the second housing part and the third housing part preferably being designed either individually or together as a cover in order to close the housing.
  • the second and third housing parts support the assembly of the planetary gear sets or the bevel gear and the input shaft of the bevel gear formed thereon.
  • the second and third housing parts are designed to close an assembly opening for assembly of the differential or the bevel gear.
  • the differential is preferably designed as a planetary gear, with the differential having an input shaft and two output shafts. Each output shaft is at least indirectly connected to at least one respective wheel attached to the output axle of the motor vehicle.
  • the two planetary gear sets of the integral differential can be designed and arranged in any way in relation to one another in order to achieve a desired transmission ratio.
  • the planetary gear sets are effectively connected to one another via a coupling shaft or a coupling wheel.
  • the two planetary gear sets are preferably arranged axially next to one another.
  • the two planetary gear sets are arranged radially one above the other.
  • Each planetary gear set consists of a sun gear, a ring gear and a planetary carrier with a plurality of planetary gears rotatably arranged thereon, the planetary gears meshing with both the sun gear and the ring gear.
  • the integral differential consisting of the two planetary gear sets, has a housing support on its second planetary gear set, ie the transmission or differential gear set.
  • the first planetary gear set has no housing support.
  • the differential has a connection fixed to the housing in order to support an acting torque on the housing or on the chassis of the motor vehicle.
  • An arrangement lying radially one above the other is to be understood as meaning that the planetary gear sets lie essentially on a common plane which runs perpendicularly to the respective output shaft or to the output axis of the motor vehicle.
  • the gearbox or the bevel gear is subjected to comparatively little load, because the torque increase only takes place in the differential by means of the two planetary gear sets arranged in it.
  • a further aspect of the invention is accordingly that the ring gear has a first outer diameter which is smaller than a second outer diameter of the differential.
  • the ring gear is formed with a smaller outer diameter than the outer diameter of the differential. Consequently, the ring gear can be designed to be relatively slim and space-saving compared to conventional designs, for example in commercial vehicles. As a result, more ground clearance is in turn gained on the motor vehicle.
  • an outer diameter of the differential means, in particular, the outer diameter of the first and second To understand ring gear of the first or second planetary gear set.
  • a torque conversion or increase as well as a torque distribution to the respective output shaft can thus be realized by means of the differential.
  • the ring gear of the bevel gear is formed or connected in one piece with a first sun gear of the first planetary gear set. This saves axial installation space for the bevel gear and the differential along the output axis, with the ring gear and the first planetary gear set of the differential thus being arranged directly axially next to one another.
  • One of the two output shafts is preferably passed through the differential and the ring gear. This means that one of the output shafts is routed “inline”, so to speak, through the differential and the ring gear of the bevel gear and is rotatably mounted in order to transmit drive power to the respective wheel from the differential.
  • a motor vehicle according to the invention comprises at least one drive train of the type described above.
  • the motor vehicle is preferably a motor vehicle, in particular an automobile (e.g. a passenger car weighing less than 3.5 t), bus or truck (bus, truck or commercial vehicle, e.g., with a weight of more than 3.5 t).
  • the motor vehicle can also have at least one electric machine, so that the motor vehicle is designed as a hybrid vehicle.
  • the motor vehicle comprises at least two axles, at least one of the axles, preferably all axles of the motor vehicle being drivingly connected at least indirectly to the drive train or to the transmission output shaft of the transmission device. It is also conceivable to provide such a drive train for each axle.
  • FIG. 1 shows a highly schematic plan view of a motor vehicle with a drive train according to the invention according to a first embodiment
  • FIG. 2 shows a highly schematic illustration of the drive train according to the invention as shown in FIG. 1,
  • FIG. 3 shows a highly schematic representation of the drive train according to the invention according to a second embodiment
  • FIG. 5 shows a highly schematic illustration of the drive train according to a fourth embodiment of the invention.
  • FIG. 6 shows a schematic sectional view of a differential and a bevel gear of the drive train according to the invention.
  • FIG. 1 shows a motor vehicle 1 according to the invention with two axles 20a, 20b, a drive train 11 according to the invention being arranged in a drivingly effective manner on the first axle 20a.
  • the drive train 11 is operatively connected to two output shafts 5a, 5b of the first axle 20a, at each end of which a wheel 21 is connected in order to drive the motor vehicle 1.
  • the first axis 20a thus forms an output axis 6.
  • the drive train 11 comprises an internal combustion engine 2 with an output shaft 22 , the output shaft 22 being integrally connected to an input shaft 23 of a transmission 4 which is operatively connected to the internal combustion engine 2 .
  • the transmission 4 in turn has an output shaft 9 which is arranged coaxially to its input shaft 23 and which transmits drive power from the combustion engine 2 to a bevel gear 8 .
  • the output shaft 9 is connected to an input shaft 15 of the bevel gear 8 .
  • the internal combustion engine 2, the transmission 4, the bevel gear 8 and the shafts 9, 15, 22, 23 arranged between them in the power flow are arranged coaxially to a longitudinal axis L of the vehicle in the present case. An arrangement parallel to the longitudinal axis L of the vehicle is also conceivable, depending on the installation space available on the motor vehicle 1 and the requirements and design of the drive train 11 .
  • the bevel gear 8 is set up to deflect the drive power coming from the internal combustion engine 2 and introduced via the gear 4 into the bevel gear 8 by 90° and then into an integral differential 7, which in turn divides the deflected drive power in a suitable manner and into the two Output shafts 5a, 5b forwards.
  • the structure of the drive train 11 in particular the structure of the bevel gear 8 and the differential 7 , is described in more detail in FIGS. 2 to 6 .
  • the bevel gear 8 has, on the one hand, a bevel gear 8a designed as a pinion, which in the present case is connected in one piece to the input shaft 15 of the bevel gear 8 .
  • a multi-part non-rotatable connection is also conceivable.
  • a cardan shaft 14 is arranged between the input shaft 15 and the output shaft 9 of the transmission 4 in order to compensate for a structurally intended misalignment, tolerances, elastic deformations, e.g 8a or the input shaft 15 of the bevel gear 8 to ensure.
  • the articulated shaft 14 is effectively connected to the output shaft 9 of the gear 4 or the input shaft 15 of the bevel gear 8 via a respective joint 14a, 14b.
  • the bevel gear 8 has a ring gear 8b, the axis of rotation of which is aligned at right angles to the longitudinal axis L of the vehicle and coaxially to the output axis 6 or to the output shafts 5a, 5b.
  • the differential 7 is designed as an integral differential with two planetary gear sets 13a, 13b, the two planetary gear sets 13a, 13b being arranged either axially next to one another or radially one above the other, depending on the requirements of the differential 7, in particular the translation to be achieved.
  • a first output torque can be transmitted to the second output shaft 5b by means of the first planetary gear set 13a.
  • a supporting torque of the first planetary gear set 13a acting opposite to the first output torque is transmitted to the second planetary gear set 13b and can be converted in the second planetary gear set 13b in such a way that a second output torque corresponding to the first output torque can be transmitted to the first output shaft 5a.
  • the differential 7 is designed as a planetary gear.
  • the output on the integral differential 7 takes place via the two output shafts 5a, 5b.
  • the first output shaft 5a extends away from the differential 7, the second output shaft 5b passing in the opposite direction through the first sun gear 16a of the first planetary gear set 13a and the ring gear 8b and is rotatably mounted to.
  • the second output shaft 5b extends away from the differential 7, with the first output shaft 5a passing in the opposite direction through the first sun gear 16a of the first planetary gear set 13a and the ring gear 8b and being rotatably mounted thereto.
  • ring gear 8b of bevel gear 8 is integrally connected to a first sun gear 16a of first planetary gear set 13a, so that ring gear 8b and first planetary gear set 13a are arranged axially directly adjacent to one another.
  • the two planetary gear sets 13a, 13b are arranged axially side by side and designed as minus planetary gear sets, the first planetary gear set 13a being connected via a coupling shaft 24 to the second planetary gear set 13b is.
  • the power transmission from the first planetary gear set 13a to the second planetary gear set 13b takes place via a first ring gear 17a of the first planetary gear set 13a.
  • the first ring gear 17a is non-rotatably connected to the coupling shaft 24, which in turn is non-rotatably connected to a second sun gear 16b of the second planetary gear set 13b.
  • a plurality of first planetary gears 18a are arranged spatially between the first sun gear 16a and the first ring gear 17a, which in the present case are arranged rotatably on a first planetary carrier 19a which is non-rotatably connected to the second output shaft 5b. Furthermore, a plurality of second planetary gears 18b are spatially arranged between the second sun gear 16b and a second ring gear 17b of the second planetary gear set 13b, which in this case are arranged rotatably on a second planetary carrier 19b fixed to the housing.
  • the first output to the first output shaft 5a takes place via the second ring gear 17b connected to it in a torque-proof manner, whereas the second output to the second output shaft 5b takes place via the first planetary carrier 19a connected to it in a torque-proof manner.
  • the drive train 11 according to FIG. 3 differs from the drive train 11 according to FIG. 2 essentially in that an electric machine 3 and a clutch unit 10 are arranged in the power flow between the internal combustion engine 2 and the transmission 4, with the electric machine 3 downstream of the clutch unit 10 is arranged.
  • the mechanical and electrical power of the internal combustion engine 2 or the electrical machine 3 can thus be used in parallel and thus in a hybridized manner to drive the motor vehicle 1 .
  • the electrical machine 3 is supplied with electrical energy by an accumulator--not shown here. Furthermore, the electrical machine 3 is connected to power electronics for open-loop and closed-loop control (not shown here). By energizing the electrical machine 3, a drive power, in particular a drive torque and a drive speed, is transmitted to a rotor shaft—not shown here. In the present case, the rotor shaft is connected in one piece to the input shaft 23 of the transmission 4 . A multi-part, but non-rotatable connection between the rotor shaft and the input shaft 23 is also conceivable.
  • the internal combustion engine 2 can be decoupled from the output via the clutch unit 10, so that the motor vehicle 1 can be driven purely electrically, at least temporarily, depending on the situation and/or operating state.
  • the clutch unit 10 when the clutch unit 10 is in the open state, only the electric machine 3 generates a drive power, which is introduced into the transmission 4 .
  • the clutch unit 10 When the clutch unit 10 is in a closed state, the drive power is generated partly by the internal combustion engine 2 and partly by the electric machine 3 and summed up at the transmission 4 .
  • the electric machine 3 and the clutch unit 10 are arranged coaxially on the output shaft 22 of the internal combustion engine 2 or on the input shaft 23 of the transmission 4 .
  • the electrical machine 3 it is also conceivable for the electrical machine 3 to be coupled in a drive-effective manner to the output shaft 22 or the input shaft 23 via at least one transmission step (not shown here), as a result of which axial installation space is saved.
  • the electric machine 3 is arranged parallel to the output shaft 22 or to the input shaft 23 .
  • a further difference from the embodiment according to FIG. 2 is that the two planetary gear sets 13a, 13b of the differential 7 are arranged radially one above the other, as a result of which additional axial space is saved on the output axle.
  • the planetary gear sets 13a, 13b lie in a common plane perpendicular to the output shafts 5a, 5b or to the output axle 6. Consequently, the differential 7 is designed here in a radially nested design.
  • the ring gear 8b is also connected here in a rotationally fixed manner to a first sun gear 16a of the first planetary gear set 13a.
  • the power transmission from the first planetary gear set 13a to the second planetary gear set 13b takes place via a first ring gear 17a of the first planetary gear set 13a.
  • the first ring gear 17a is presently designed as a coupling shaft 24 or coupling gear, which is also the second sun gear 16b of the second planetary gearset 13b.
  • a plurality of first planet gears 18a are arranged spatially between the first sun gear 16a and the first ring gear 17a, which in the present case can be rotated on a rotatably mounted first th planet carrier 19a are arranged.
  • a plurality of second planetary gears 18b are arranged spatially between the second sun gear 16b and a second ring gear 17b of the second planetary gearset 13b, which in the present case are arranged rotatably on a second planetary carrier 19b fixed to the housing.
  • the first output to the first output shaft 5a takes place via the second ring gear 17b connected to it in a torque-proof manner
  • the second output to the second output shaft 5b takes place via the first planetary carrier 19a connected to it in a torque-proof manner.
  • the third exemplary embodiment according to FIG. 4 is designed essentially identically to the first exemplary embodiment according to FIG. A major difference is in the design of the differential 7, in particular in the design of the two planetary gear sets 13a, 13b.
  • the ring gear 8b is also in this embodiment non-rotatably connected to the first sun gear 16a of the first planetary gear set 13a.
  • the power is transmitted from the first planetary gear set 13a to the second planetary gear set 13b via the coupling shaft 24, which is non-rotatably connected to the first planet carrier 19a of the first planetary gear set 13a and non-rotatably to the second ring gear 17b of the second planetary gear set 13b.
  • the differential 7 is connected to the housing via the second planet carrier 19b.
  • the first output to the first output shaft 5a takes place via the first ring gear 17a connected to it in a torque-proof manner, whereas the second output to the second output shaft 5b takes place via the second sun gear 16a connected to it in a torque-proof manner.
  • the present differential 7 has a reversal of direction of rotation between the ring gear 8b and the output shafts 5a, 5b. Therefore, there is another difference from the embodiment of FIG. 2 is that the ring gear 8b is arranged or connected on the other side of the bevel gear 8a, so that the ring gear 8b is in a rotates in the opposite direction of rotation to FIG. 2 in order to eliminate or compensate for the reversal of the direction of rotation of the differential 7 .
  • the exemplary embodiment shown in FIG. 5 is also designed essentially identically to the exemplary embodiment according to FIG. 2, the main difference being the alternative design of the integral differential 7 .
  • ring gear 8b is connected in a rotationally fixed manner to first ring gear 17a of first planetary gear set 13a.
  • the power is transmitted from the first planetary gear set 13a to the second planetary gear set 13b via the coupling shaft 24, which is non-rotatably connected to the first sun gear 16a on the one hand and to the second sun gear 16b on the other hand.
  • the differential 7 is fixed to the housing via the second planet carrier 19b, which is thus arranged in a rotationally fixed manner.
  • the first output to the first output shaft 5a takes place via the second ring gear 17b connected to it in a torque-proof manner, whereas the second output to the second output shaft 5b takes place via the first planetary carrier 19a connected to it in a torque-proof manner.
  • Fig. 6 shows a sectional view through the differential 7 and the bevel gear 8 based on the embodiment of Fig. 2.
  • the differential 7 and the bevel gear 8 are arranged in a common housing 12, with the housing 12 consisting of three housing parts 12a, 12b , 12c composed.
  • the first housing part 12a serves as the main housing into which the two planetary gear sets 13a, 13b of the differential 7 and the bevel and ring gear 8a, 8b of the bevel gear 8 are inserted during assembly.
  • the second housing part 12b closes an assembly opening--not visible here--through which the components of the differential 7 are inserted into the main housing or the first housing part 12a.
  • the third housing part 12c closes an assembly opening—also not visible here—through which the components of the bevel gear 8 are inserted.
  • the second and third housing parts 12b, 12c presently serve as the cover or closure parts of the main housing.
  • the ring gear 8b has a first outer diameter D1, which is smaller than a second outer diameter D2 of the differential 7.
  • the first outer diameter D1 is the widest point of the ring gear 8b
  • the second outside diameter D2 is measured at the widest point of the differential 7, presently at the outside diameter of the first ring gear 17a. If the second ring gear 17b has a larger outside diameter, this dimension is decisive for the second outside diameter D2.
  • Fig. 6 also shows that the bevel gear 8a has a larger outer diameter D3 than the first bearing element 25, which rotatably supports the bevel gear 8a and is designed as a cylindrical roller bearing inserted or installed in the first housing part 12a in an opposite mounting direction R1, contrary to the usual mounting direction.
  • the advantage here consists essentially in the fact that higher torques can be transmitted by means of a comparatively large bevel gear 8a. In the present case there is also a transmission ratio of approximately 1:1 between the bevel gear 8a and the ring gear 8b.
  • the second planet carrier 19b of the second planetary gear set 13b has an external toothing 26 which engages in an internal toothing 27 formed on the second housing part 12b in order to support the second planetary gear set on the housing 12, in this case on the second housing part 12b.
  • the toothings 26, 27 which mesh with one another are driving toothings which, on the one hand, are easy to assemble and, on the other hand, enable high torque transmission in comparison, for example, to a screw connection.
  • the second planet carrier 19b comes to rest axially on the first housing part 12a and is supported in the opposite axial direction via a retaining ring 28 on the second housing part 12b.
  • the safety ring 28 axially forwards the second planet carrier 19b and prevents axial movement of the same.
  • the second planetary carrier 19b is supported on the second housing part 12b via a spacer ring (not shown here) and/or that the second planetary carrier 19b and the two housing parts 12a, 12b are designed to fit precisely in order to avoid additional components.
  • one advantage of such a driving toothing is that torsional vibrations can be diverted from the system into the housing via the toothing. Consequently, the toothings 26, 27 which mesh with one another between the second planet carrier 19b and the second housing part 12b have acoustic advantages.
  • Fig. 6 also shows that the second output shaft 5b is guided through a large part of the housing 12 and partially engages in the first output shaft 5a, which is arranged coaxially thereto and is here partially hollow, and via a second bearing element 29, in this case designed as a needle bearing, relative to the first Output shaft 5a is rotatably mounted.
  • the first output shaft 5a is mounted relative to the second housing part 12b via a third and fourth bearing element 30, 31, with the second output shaft 5b being rotatably mounted via the second bearing element 29 and a fifth bearing element 32 relative to the first output shaft 5a or the first housing part 12a is.
  • the second bearing element 29 is arranged radially inside the fourth bearing element 31 in order to realize a stable and secure bearing of the output shafts 5a, 5b.
  • Such an arrangement and design of the second output shaft 5b enables the second sun gear 16b of the second planetary gear set 13b and the ring gear 8b to be rotatably supported relative to the second output shaft 5b, represented here by additional needle bearings 34 or the like (not shown in detail).
  • axial bearings 33 are provided, which ensure that the output shafts 5a, 5b are held in their axial position relative to each other, to the housing 12 and to the components of the planetary gear sets 13a, 13b
  • an electric machine 3 and/or a clutch unit 10 are provided, which is arranged in a drivingly active manner in the power flow between the internal combustion engine 2 and the transmission 4 .
  • the electric machine 3 in the power flow between the transmission 4 and the bevel gear 8 and thus in a drivingly effective manner on the transmission output side.
  • the electric machine 3 can use a translation that has already been generated by the transmission 4 .
  • the ring gear 8b can be arranged on either side of the bevel gear 8a.

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Abstract

Die Erfindung betrifft einen Antriebsstrang (11) für ein Kraftfahrzeug (1), umfassend eine Brennkraftmaschine (2) und ein damit wirkverbundenes Getriebe (4), wobei die Brennkraftmaschine (2) und das Getriebe (4) dazu eingerichtet sind, im Wesentlichen parallel zu einer Fahrzeuglängsachse (L) ausgerichtet zu sein, wobei das Getriebe (4) zumindest mittelbar über ein Kegelradgetriebe (8) mit einem integralen Differential (7) wirkverbunden ist, das mit zwei Planetenradsätzen (13a, 13b) ausgebildet ist, wobei jeder Planetenradsatz (13a, 13b) zumindest mittelbar mit einer jeweiligen Abtriebswelle (5a, 5b) antriebswirksam verbunden ist, wobei mittels des ersten Planetenradsatzes (13a) ein erstes Abtriebsmoment auf die zweite Abtriebswelle (5b) übertragbar ist, wobei ein Abstützmoment des ersten Planetenradsatzes (13a) im zweiten Planetenradsatz (13b) derart wandelbar ist, dass ein dem ersten Abtriebsmoment entsprechendes zweites Abtriebsmoment auf die erste Abtriebswelle (5a) übertragbar ist, wobei ein Kegelrad (8a) des Kegelradgetriebes (8) mit einer Ausgangswelle (9) des Getriebes (4) antriebswirksam verbunden ist, wobei das Differential (7), die jeweilige Abtriebswelle (5a, 5b) und ein mit dem Kegelrad (8a) in Zahneingriff stehendes Tellerrad (8b) des Kegelradgetriebes (8) dazu eingerichtet sind, koaxial zu einer Abtriebsachse (6) des Kraftfahrzeugs (1) angeordnet zu sein. Ferner betrifft die Erfindung ein Kraftfahrzeug (1) mit wenigstens einem solchen Antriebsstrang (1a).

Description

ANTRIEBSSTRANG FÜR EIN KRAFTFAHRZEUG
Die Erfindung betrifft einen Antriebsstrang für ein Kraftfahrzeug sowie ein Kraftfahrzeug mit mindestens einem solchen Antriebsstrang.
Aus der DE 10 2011 079 975 A1 geht eine Antriebseinrichtung für ein Kraftfahrzeug hervor, umfassend ein Umlaufgehäuse und ein Differentialgetriebe, das als Stirnraddifferential ausgebildet ist. Im Umlaufgehäuse ist ein darin aufgenommenes erstes Stirnrad und ein darin aufgenommenes zweites Stirnrad angeordnet. Des Weiteren ist eine Planetengetriebestufe vorgesehen, die mit dem Umlaufgehäuse kinematisch gekoppelt ist und ein Sonnenrad, Planetenräder und ein Hohlrad aufweist, wobei die Planetenräder der Planetengetriebestufe gestuft ausgebildet sind und jeweils einen ersten Planetenstirnradabschnitt und einen gleichachsig und axial zu diesem versetzt angeordneten zweiten Planetenstirnradabschnitt bilden. Der erste Planetenstirnradabschnitt steht mit dem Sonnenrad und der zweite Planentenstirnradabschnitt mit dem Hohlrad in Eingriff, wobei die Planetenräder gemeinsam mit dem Umlaufgehäuse umlaufen.
Die Aufgabe der vorliegenden Erfindung besteht darin, einen Antriebsstrang für ein Kraftfahrzeug mit einer Antriebsleistungsumlenkung bereitzustellen, welcher sowohl eine Drehmomentwandlung als auch eine Drehmomentverteilung realisiert. Die Aufgabe wird gelöst durch die Gegenstände des unabhängigen Patentanspruchs. Vorteilhafte Ausführungsformen sind Gegenstand der Unteransprüche, der folgenden Beschreibung sowie der Figuren.
Ein erfindungsgemäßer Antriebsstrang für ein Kraftfahrzeug umfasst eine Brennkraftmaschine und ein damit wirkverbundenes Getriebe, wobei die Brennkraftmaschine und das Getriebe dazu eingerichtet sind, im Wesentlichen parallel zu einer Fahrzeuglängsachse ausgerichtet zu sein, wobei das Getriebe zumindest mittelbar über ein Kegelradgetriebe mit einem integralen Differential wirkverbunden ist, das mit zwei Planetenradsätzen ausgebildet ist, wobei jeder Planetenradsatz zumindest mittelbar mit einer jeweiligen Abtriebswelle antriebswirksam verbunden ist, wobei mittels des ersten Planetenradsatzes ein erstes Abtriebsmoment auf die zweite Abtriebswelle übertragbar ist, wobei ein Abstützmoment des ersten Planetenradsatzes im zweiten Planetenradsatz derart wandelbar ist, dass ein dem ersten Abtriebsmoment entsprechendes zweites Abtriebsmoment auf die erste Abtriebswelle übertragbar ist, wobei ein Kegelrad des Kegelradgetriebes mit einer Ausgangswelle des Getriebes antriebswirksam verbunden ist, und wobei das Differential, die jeweilige Abtriebswelle und ein mit dem Kegelrad in Zahneingriff stehendes Tellerrad des Kegelradgetriebes dazu eingerichtet sind, koaxial zu einer Abtriebsachse des Kraftfahrzeugs angeordnet zu sein. Mit anderen Worten werden die Summen beider Radmomente nicht zu einem gemeinsamen Achsmoment in einem Bauteil vereint bzw. zusammengefasst. Vielmehr wird die aus dem Kegelradgetriebe kommende Antriebsleistung im Differential aufgeteilt und entsprechend der Ausbildung der Planetenradsätze in die Abtriebswellen weitergeleitet. Damit können die Bauteile des integralen Differentials aufgrund des jeweiligen, vergleichsweise kleinen Drehmoments schlanker ausgebildet werden. Mittels des Differentials erfolgen eine Drehmomenterhöhung sowie eine Aufteilung einer Antriebsleistung. Des Weiteren erfolgt eine Gewichtseinsparung.
Unter einem integralen Differential ist ein Differential mit zwei Planetenradsätzen zu verstehen, wobei der erste Planetenradsatz mit der ersten Eingangswelle des Differentials sowie mit dem zweiten Planetenradsatz antriebswirksam verbunden ist. Der erste Planetenradsatz ist mit der zweiten Abtriebswelle und der zweite Planetenradsatz ist mit der ersten Abtriebswelle antriebswirksam verbunden. Der zweite Planetenradsatz ist zumindest mittelbar an einem ortsfesten Gehäuse des Differentials o- der am Fahrwerk des Kraftfahrzeugs abgestützt. Mittels eines solchen integralen Differentials ist das Eingangsmoment der ersten Eingangswelle des Differentials wandelbar und in einem definierten Verhältnis auf die beiden Abtriebswellen aufteilbar bzw. übertragbar. Vorzugsweise wird das Eingangsmoment zu je 50%, das heißt hälftig auf die Abtriebswellen übertragen. Somit weist das Differential kein Bauteil auf, an dem die Summe der beiden Abtriebsmoment anliegt. Darüber hinaus weist das Differential bei identischen Abtriebsdrehzahlen der Abtriebswellen keine im Block umlaufenden bzw. ohne Wälzbewegung umlaufenden Verzahnungen auf. Anders ge- sagt erfolgt unabhängig der Abtriebsdrehzahlen der Abtriebswellen stets eine Relativbewegung der miteinander in Zahneingriff stehenden Bauteile des jeweiligen Planetenradsatzes.
Das Getriebe ist dazu eingerichtet, eine Antriebsleistung der Brenn Kraftmaschine mit einem Übersetzungsverhältnis an das Kegelradgetriebe weiterzuleiten. Insbesondere ist das Getriebe dazu eingerichtet, mehrere verschiedene Übersetzungsverhältnisse zwischen der Ausgangswelle der Brennkraftmaschine bzw. der damit wirkverbunde- nen Eingangswelle des Getriebes und einer Ausgangswelle des Getriebes bereitzustellen. In diesem Fall weist das Getriebe wengistens ein Schaltelement auf, um zwischen den verschiedenen Übersetzungsverhältnissen bzw. Übersetzungen beliebig manuell oder wenigstens teilweise automatisch zu schalten. Die Eingangswelle und die Ausgangswelle des Getriebes sind bevorzugt koaxial zueinander angeordnet. Auch eine versetzte bzw. parallele Anordnung ist denkbar.
Die Ausgangswelle der Brennkraftmaschine kann einteilig mit der Eingangswelle des Getriebes verbunden sein, wobei sowohl die Ausgangswelle als auch die Eingangswelle somit auf einer gemeinsamen Achse liegen, die im Wesentlichen parallel zur Fahrzeuglängsachse und damit im Wesentlichen quer zur Abtriebsachse des Kraftfahrzeugs ausgerichtet sind. Bei einer mehrteiligen und koaxialen Ausbildung ist die Ausgangswelle drehfest mit der Eingangswelle verbunden.
Das Kegelradgetriebe, welches das Kegelrad sowie das Tellerrad umfasst, ist dazu eingerichtet, eine aus dem Getriebe kommende Antriebsleistung, vorzugsweise mit einem Übersetzungsverhältnis auf eine Eingangswelle des Differentials umzulenken. Das Kegelradgetriebe ist insbesondere dazu eingerichtet, eine Antriebsleistungsumlenkung vorzugsweise um 90° durchzuführen. Mithin wird die Antriebsleistung der Brennkraftmaschine am Kegelradgetriebe umgelenkt und auf die jeweilige im Wesentlichen quer dazu angeordnete Abtriebswelle umgeleitet. Sowohl das Kegelrad, das auch Ritzel oder Kegelritzel genannt wird, als auch das Tellerrad sind jeweils einteilig und/oder drehfest mit einer Eingangs- bzw. Ausgangswelle des Kegelradgetriebes verbunden, wobei die Eingangswelle des Kegelradgetriebes antriebswirksam mit der Ausgangswelle des Getriebes und die Ausgangswelle des Kegelradgetriebes antriebswirksam mit der Eingangswelle des Differentials verbunden sind. Das Kegelrad bzw. die Eingangswelle des Kegelradgetriebes ist nach einem Ausführungsbeispiel koaxial zur Ausgangswelle des Getriebes angeordnet. Es kann dabei einteilig damit verbunden sein. Bei einer mehrteiligen Ausbildung ist die Ausgangswelle des Getriebes drehfest mit dem Kegelrad oder mit der Eingangswelle des Kegelradgetriebes verbunden.
Alternativ kann das Kegelrad auch im Wesentlichen parallel zur Ausgangswelle des Getriebes angeordnet sein. In diesem Sinn ist die Ausgangswelle des Getriebes vorzugsweise über eine Gelenkwelle mit einer Eingangswelle des Kegelradgetriebes antriebswirksam verbunden. Dadurch werden Ungenauigkeiten in der Montage sowie Toleranzen und Federwege ausgeglichen, um das Kegelrad senkrecht bzw. rechtwinklig zur Abtriebsachse sowie zum Tellerrad des Kegelradgetriebes anzuordnen und drehanzutreiben. Mittels der Gelenkwelle wird folglich eine Drehmomentübertragung auch in einem geknickten Wellenstrang realisiert. Die Gelenkwelle kann beispielsweise als Kardanwelle mit einem oder zwei Kreuzgelenken ausgebildet sein.
Unter einer Wirkverbindung oder einer antriebswirksamen Verbindung ist zu verstehen, dass zwei Elemente unmittelbar, also direkt miteinander verbunden sind, oder mittelbar über mindestens ein weiteres dazwischen angeordnetes Element miteinander verbunden sind. Beispielsweise können zwischen zwei Wellen weitere Wellen und/oder Zahnräder wirksam angeordnet sein. Unter dem Begriff „zumindest mittelbar“ ist zudem zu verstehen, dass zwei Bauteile über mindestens ein weiteres Bauteil, das zwischen den beiden Bauteilen angeordnet ist, miteinander (wirk-)verbunden sind oder direkt und somit unmittelbar miteinander verbunden sind. Mithin können zwischen Wellen oder Zahnrädern noch weitere Bauteile angeordnet sein, die mit der Welle bzw. dem Zahnrad wirkverbunden sind.
Vorzugsweise ist im Leistungsfluss zwischen der Brennkraftmaschine und dem Getriebe mindestens eine elektrische Maschine angeordnet. Die jeweilige elektrische Maschine ist zur elektrischen Versorgung bevorzugt mit einem Akkumulator verbunden. Ferner bevorzugt ist die jeweilige elektrische Maschine von einer Leistungselektronik steuer- bzw. regelbar.
Die jeweilige elektrische Maschine weist einen gehäusefesten Stator und einen drehbar dazu angeordneten Rotor mit einer Rotorwelle auf, wobei die jeweilige Rotorwelle ein- oder mehrteilig mit der Ausgangswelle der Brennkraftmaschine und/oder der Eingangswelle des Getriebes verbunden sein kann. Mithin kann die jeweilige elektrische Maschine koaxial zur Eingangswelle des Getriebes angeordnet sein. Alternativ kann die jeweilige elektrische Maschine über zumindest eine Übersetzungsstufe mit der Eingangswelle des Getriebes antriebswirksam verbunden sein. Dadurch kann axialer Bauraum eingespart werden, wenn die jeweilige elektrische Maschine parallel zur Eingangswelle des Getriebes und somit im Wesentlichen neben der Brennkraftmaschine und/oder dem Getriebe angeordnet ist. Ferner kann die elektrische Maschine auch mit einer Ausgangswelle des Getriebes oder einer Eingangswelle des Kegelradgetriebes direkt oder beispielsweise über mindestens eine weitere Übersetzungsstufe wirkverbunden sein.
Bevorzugt ist im Leistungsfluss zwischen der Brennkraftmaschine und dem Getriebe mindestens eine Kupplungseinheit angeordnet. Die Kupplungseinheit ist dabei wenigstens zwischen einem geschlossenen Zustand und einem geöffneten Zustand schaltbar, um die Brennkraftmaschine vom Abtrieb zu entkoppeln. Im geöffneten Zustand wird keine Antriebsleistung auf das Getriebe übertragen. Sofern mindestens eine elektrische Maschine vorgesehen ist und diese mit dem Abtrieb verbunden ist, überträgt nur die jeweilige elektrische Maschine eine Antriebsleistung zumindest mittelbar über das Getriebe und das Kegelradgetriebe auf das Differential, sodass das Kraftfahrzeug zumindest temporär rein elektrisch antreibbar ist. Im geschlossenen Zustand der Kupplungseinrichtung kann im Umkehrschluss ein hybridisierter Antrieb des Kraftfahrzeugs erfolgen, wobei sowohl die Brennkraftmaschine ais auch die jeweilige elektrische Maschine eine Antriebsleistung zumindest mittelbar über das Getriebe, das Kegelradgetriebe und das Differential auf die jeweilige Abtriebswelle übertragen. Ferner ist denkbar, im Leistungsfluss zwischen der jeweiligen elektrischen Maschine und dem Getriebe eine Kupplungseinheit vorzusehen, um auch die jeweilige elektrischen Maschine vom Abtrieb zu entkoppeln und damit das Kraftfahrzeug rein mechanisch, das heißt mittels der Brennkraftmaschine anzutreiben. Mithin kann der Antrieb des Kraftfahrzeugs je nach Anforderung entweder nur mittels der Brennkraftmaschine oder nur mittels der jeweiligen elektrischen Maschine erfolgen, wobei auch ein gemeinsamer, hybridisierter Antrieb des Kraftfahrzeugs möglich ist.
Im Leistungsfluss zwischen der Brennkraftmaschine und dem Getriebe kann außerdem mindestens ein Torsionsdämpfer angeordnet sein. Mittels des Torsionsdämpfers werden sowohl Drehmomentspitzen der Brennkraftmaschine als auch Laufunruhen der Ausgangswelle der Brennkraftmaschine abgefangen.
Vorzugsweise sind das Differential und das Kegelradgetriebe in einem gemeinsamen Gehäuse angeordnet. Dadurch wird Bauraum des Antriebsstranges insbesondere quer zur Fahrzeuglängsrichtung bzw. entlang der Abtriebsachse eingespart.
Nach einem Ausführungsbeispiel umfasst das Gehäuse zumindest drei Gehäuseteile. Dabei dient ein erstes Gehäuseteil während der Montage als Hauptgehäuse, in das die Wesentlichen Bauteile des Differentials und des Kegelradgetriebes eingesetzt werden, wobei die das zweite Gehäuseteil und das dritte Gehäuseteil bevorzugt jeweils oder gemeinsam als Deckel ausgebildet sind, um das Gehäuse zu verschließen. Des Weiteren unterstützen das zweite bzw. dritte Gehäuseteil die Montage der Planetenradsätze bzw. des Kegelrades sowie der daran angeformten Eingangswelle des Kegelradgetriebes. Anders gesagt sind das zweite und dritte Gehäuseteil dazu eingerichtet, eine Montageöffnung zur Montage des Differentials bzw. des Kegelradgetriebes zu verschließen.
Das Differential ist vorzugsweise als Planetengetriebe ausgebildet, wobei das Differential eine Eingangswelle und zwei Abtriebswellen aufweist. Jede Abtriebswelle ist zumindest mittelbar mit wenigstens einem jeweiligen an der Abtriebsachse des Kraftfahrzeugs befestigten Rad verbunden. Mittels des Differentials werden zum einen ein Drehmoment erhöht und zum anderen die Antriebsleistung auf die beiden Abtriebswellen übertragen.
Die beiden Planetenradsätze des integralen Differentials können beliebig ausgestaltet und zueinander angeordnet sein, um ein gewünschtes Übersetzungsverhältnis zu realisieren. Die Planeten radsätze sind über eine Koppelwelle oder ein Koppelrad antriebswirksam miteinander verbunden. Vorzugsweise sind die beiden Planetenradsätze axial nebeneinander angeordnet. Alternativ sind die beiden Planetenradsätze radial übereinander angeordnet. Jeder Planetenradsatz besteht aus einem Sonnenrad, einem Hohlrad sowie einem Planetenträger mit mehreren drehbar daran angeordneten Planetenrädern, wobei die Planetenräder sowohl mit dem Sonnenrad als auch mit dem Hohlrad in Zahneingriff stehen. Das integrale Differential, bestehend aus den beiden Planeten radsätzen weist an seinem zweiten Planetenradsatz, das heißt dem Übersetzung- oder Ausgleichsradsatz, eine Gehäuseabstützung auf. Der erste Planetenradsatz hat demgegenüber keine Gehäuseabstützung. Somit weist das Differential eine gehäusefeste Anbindung auf, um ein wirkendes Drehmoment am Gehäuse oder am Fahrwerk des Kraftfahrzeugs abzustützen. Unter einer radial übereinander liegenden Anordnung ist zu verstehen, dass die Planetenradsätze im Wesentlichen auf einer gemeinsamen Ebene liegen, die senkrecht zur jeweiligen Abtriebswelle bzw. zur Abtriebsachse des Kraftfahrzeugs verläuft.
Da das (integrale) Differential im Leistungsfluss hinter dem Getriebe und dem Kegelradgetriebe angeordnet ist, wird das Getriebe bzw. das Kegelradgetriebe vergleichsweise gering belastet, denn die Drehmomenterhöhung erfolgt erst im Differential mittels den zwei darin angeordneten Planetenradsätzen. Ein weiterer Aspekt der Erfindung ist demnach, dass das Tellerrad einen ersten Außendurchmesser aufweist, der kleiner ausgebildet ist, als ein zweiter Außendurchmesser des Differentials. Mit anderen Worten ist das Tellerrad mit einem geringeren Außendurchmesser ausgebildet als der Außendurchmesser des Differentials. Mithin kann das Tellerrad im Vergleich zu üblichen Ausführungen beispielsweise in Nutzfahrzeugen relativ schlank und platzsparend ausgebildet werden. Dadurch wird wiederum mehr Bodenfreiheit am Kraftfahrzeug gewonnen. Unter einem Außendurchmesser des Differentials ist in diesem Zusammenhang insbesondere der Außendurchmesser des ersten und zweiten Hohlrades des ersten bzw. zweiten Planetenradsatzes zu verstehen. Mittels des Differentials ist somit eine Drehmomentwandlung bzw. -erhöhung sowie eine Drehmomentverteilung auf die jeweilige Abtriebswelle realisierbar.
Bevorzugt ist das Tellerrad des Kegelradgetriebes einteilig mit einem ersten Sonnenrad des ersten Planetenradsatzes ausgebildet bzw. verbunden. Dadurch wird axialer Bauraum des Kegelradgetriebes und des Differentials entlang der Abtriebsachse eingespart, wobei das Tellerrad und der erste Planetenradsatz des Differentials somit direkt axial nebeneinander angeordnet sind.
Eine der beiden Abtriebswellen ist bevorzugt durch das Differential und das Tellerrad hindurchgeführt. Damit ist eine der Abtriebswellen sozusagen „inline“ durch das Differential und das Tellerrad des Kegelradgetriebes hindurchgeführt und drehbar dazu gelagert, um ausgehend vom Differential eine Antriebsleistung auf das jeweilige Rad zu übertragen.
Ein erfindungsgemäßes Kraftfahrzeug umfasst wenigstens einen Antriebsstrang gemäß der vorher beschriebenen Art. Bei dem Kraftfahrzeug handelt es sich vorzugsweise um ein Kraftfahrzeug, insbesondere ein Automobil (z.B. ein Personenkraftfahrwagen mit einem Gewicht von weniger als 3,5 t), Bus oder Lastkraftwagen (Bus, Lastkraftwagen oder Nutzfahrzeug z. B. mit einem Gewicht von über 3,5 t). Das Kraftfahrzeug kann ferner wenigstens eine elektrische Maschine aufweisen, sodass das Kraftfahrzeug als Hybridfahrzeug ausgebildet ist. Das Kraftfahrzeug umfasst wenigstens zwei Achsen, wobei wenigstens eine der Achsen, vorzugsweise alle Achsen des Kraftfahrzeugs zumindest mittelbar mit dem Antriebsstrang bzw. mit der Getriebeausgangswelle der Getriebeeinrichtung antriebswirksam verbunden sind. Es ist auch denkbar, für jede Achse einen solchen Antriebsstrang vorzusehen.
Die obigen Definitionen sowie Ausführungen zu technischen Effekten, Vorteilen und vorteilhaften Ausführungsformen des erfindungsgemäßen Antriebsstranges gelten sinngemäß ebenfalls für das erfindungsgemäße Kraftfahrzeug. Im Folgenden werden Ausführungsbeispiele der Erfindung anhand der schematischen Zeichnungen näher erläutert, wobei gleiche oder ähnliche Elemente mit dem gleichen Bezugszeichen versehen sind. Hierbei zeigt
Fig. 1 eine stark schematische Draufsicht auf ein Kraftfahrzeug mit einem erfindungsgemäßen Antriebsstrang gemäß einer ersten Ausführungsform,
Fig. 2 eine stark schematische Darstellung des erfindungsgemäßen Antriebsstranges gemäß Fig. 1 ,
Fig. 3 eine stark schematische Darstellung des erfindungsgemäßen Antriebsstranges gemäß einer zweiten Ausführungsform,
Fig. 4 eine stark schematische Darstellung des erfindungsgemäßen Antriebsstranges gemäß einer dritten Ausführungsform,
Fig. 5 eine stark schematische Darstellung des erfindungsgemäßen Antriebsstranges gemäß einer vierten Ausführungsform, und
Fig. 6 eine schematische Schnittdarstellung eines Differentials und eines Kegelradgetriebes des erfindungsgemäßen Antriebsstranges.
Gemäß Fig. 1 ist ein erfindungsgemäßes Kraftfahrzeug 1 mit zwei Achsen 20a, 20b dargestellt, wobei an der ersten Achse 20a ein erfindungsgemäßer Antriebsstrang 11 antriebswirksam angeordnet ist. Der Antriebsstrang 11 ist mit zwei Abtriebswellen 5a, 5b der ersten Achse 20a wirkverbunden, an deren Enden jeweils ein Rad 21 angeschlossen ist, um das Kraftfahrzeug 1 anzutreiben. Somit bildet die erste Achse 20a eine Abtriebsachse 6.
Der Antriebsstrang 11 umfasst eine Brennkraftmaschine 2 mit einer Ausgangswelle 22, wobei die Ausgangswelle 22 einteilig mit einer Eingangswelle 23 eines mit der Brennkraftmaschine 2 antriebswirksam verbundenen Getriebes 4 verbunden ist. Das Getriebe 4 weist wiederum eine koaxial zu dessen Eingangswelle 23 angeordnete Ausgangswelle 9 auf, die eine Antriebsleistung der B renn kraftmasch ine 2 auf ein Kegelradgetriebe 8 überträgt. Dazu ist die Ausgangswelle 9 mit einer Eingangswelle 15 des Kegelradgetriebes 8 verbunden. Die Brennkraftmaschine 2, das Getriebe 4, das Kegelradgetriebe 8 sowie die im Leistungsfluss dazwischen angeordneten Wellen 9, 15, 22, 23 sind vorliegend koaxial zu einer Fahrzeuglängsachse L angeordnet. Eine parallele Anordnung zur Fahrzeuglängsachse L ist je nach vorhandenem Bauraum am Kraftfahrzeug 1 sowie Anforderungen und Ausbildung des Antriebsstranges 11 ebenfalls denkbar.
Das Kegelradgetriebe 8 ist dazu eingerichtet, die von der Brennkraftmaschine 2 kommende und über das Getriebe 4 in das Kegelradgetriebe 8 eingeleitete Antriebsleistung um 90° umzulenken und anschließend in ein integrales Differential 7 einzuleiten, das die umgelenkte Antriebsleistung wiederum in geeigneter Weise aufteilt und in die beiden Abtriebswellen 5a, 5b weiterleitet. Der Aufbau des Antriebsstranges 11 , insbesondere der Aufbau des Kegelradgetriebes 8 sowie des Differentials 7 wird in Fig. 2 bis Fig. 6 näher beschrieben.
Fig. 2 bis Fig. 5 zeigen den Antriebsstrang 11 in verschiedenen Ausführungsformen, wobei der Anschluss des Getriebes 4 an das Kegelradgetriebe 8, das Kegelradgetriebe 8 selbst, sowie das Differential 7 detailliert dargestellt sind. Das Kegelradgetriebe 8 weist zum einen ein als Ritzel ausgebildetes Kegelrad 8a auf, das vorliegend einteilig mit der Eingangswelle 15 des Kegelradgetriebes 8 verbunden ist. Auch eine mehrteilige drehfeste Verbindung ist denkbar. Zwischen der Eingangswelle 15 und der Ausgangswelle 9 des Getriebes 4 ist ferner eine Gelenkwelle 14 angeordnet, um eine konstruktiv vorgesehene Schiefstellung, Toleranzen, elastische Verformungen, z.B. Federwege, und/oder Unwucht der Ausgangswelle 9 des Getriebes 4 auszugleichen und dadurch eine uneingeschränkte Rotation des Kegelrades 8a bzw. der Eingangswelle 15 des Kegelradgetriebes 8 zu gewährleisten. Vorliegend ist die Gelenkwelle 14 über ein jeweiliges Gelenk 14a, 14b mit der Ausgangswelle 9 des Getriebes 4 bzw. der Eingangswelle 15 des Kegelradgetriebes 8 wirksam verbunden. Des Weiteren weist das Kegelradgetriebe 8 ein Tellerrad 8b auf, dessen Rotationsachse zum einen rechtwinklig zur Fahrzeuglängsachse L sowie koaxial zur Abtriebsachse 6 bzw. zu den Abtriebswellen 5a, 5b ausgerichtet ist.
Das Differential 7 ist als integrales Differential mit zwei Planetenradsätzen 13a, 13b ausgebildet, wobei die beiden Planetenradsätze 13a, 13b je nach Anforderung an das Differential 7, insbesondere an die zu realisierende Übersetzung entweder axial nebeneinander oder radial übereinander geschachtelt angeordnet sind. Mittels des ersten Planetenradsatzes ist 13a ein erstes Abtriebsmoment auf die zweite Abtriebswelle 5b übertragbar. Ein dem ersten Abtriebsmoment entgegengesetzt wirkendes Abstützmoment des ersten Planetenradsatzes 13a wird auf den zweiten Planetenradsatz 13b übertragen und ist im zweiten Planeten radsatz 13b derart wandelbar, dass ein dem ersten Abtriebsmoment entsprechendes zweites Abtriebsmoment auf die erste Abtriebswelle 5a übertragbar ist. Anders gesagt ist das Differential 7 als Planetengetriebe ausgebildet. Der Abtrieb am integralen Differential 7 erfolgt über die zwei Abtriebswellen 5a, 5b. Nach Fig. 2, Fig. 3 und Fig. 5 erstreckt sich die erste Abtriebswelle 5a vom Differential 7 weg, wobei die zweite Abtriebswelle 5b in die entgegengesetzte Richtung durch das erste Sonnenrad 16a des ersten Planeten radsat- zes 13a und das Tellerrad 8b hindurchgeführt und drehbar dazu gelagert ist. Nach Fig. 4 erstreckt sich demgegenüber die zweite Abtriebswelle 5b vom Differential 7 weg, wobei die erste Abtriebswelle 5a in die entgegengesetzte Richtung durch das erste Sonnenrad 16a des ersten Planetenradsatzes 13a und das Tellerrad 8b hindurchgeführt und drehbar dazu gelagert ist.
Gemäß Fig. 2 bis Fig. 4 ist das Tellerrad 8b des Kegelradgetriebes 8 einteilig mit einem ersten Sonnenrad 16a des ersten Planetenradsatzes 13a verbunden, sodass das Tellerrad 8b sowie der erste Planetenradsatz 13a axial direkt benachbart zueinander angeordnet sind.
Nach Fig. 2 sind die beiden Planetenradsätze 13a, 13b axial nebeneinander angeordnet und als Minus-Planetenradsätze ausgebildet, wobei der erste Planetenradsatz 13a über eine Koppelwelle 24 mit dem zweiten Planeten radsatz 13b verbunden ist. Die Leistungsübertragung vom ersten Planeten radsatz 13a auf den zweiten Planetenradsatz 13b erfolgt über ein erstes Hohlrad 17a des ersten Planetenradsatzes 13a. Das erste Hohlrad 17a ist drehfest mit der Koppelwelle 24 verbunden, das wiederum mit einem zweiten Sonnenrad 16b des zweiten Planeten radsatzes 13b drehfest verbunden ist. Räumlich zwischen dem ersten Sonnenrad 16a und dem ersten Hohlrad 17a sind eine Mehrzahl von ersten Planetenrädern 18a angeordnet, die vorliegend drehbar auf einem drehfest mit der zweiten Abtriebswelle 5b verbundenen ersten Planetenträger 19a angeordnet sind. Ferner sind räumlich zwischen dem zweiten Sonnenrad 16b und einem zweiten Hohlrad 17b des zweiten Planeten radsatzes 13b eine Mehrzahl von zweiten Planetenrädern 18b angeordnet, die vorliegend drehbar auf einem gehäusefesten zweiten Planetenträger 19b angeordnet sind. Der erste Abtrieb auf die erste Abtriebswelle 5a erfolgt über das drehfest damit verbundene zweite Hohlrad 17b, wohingegen der zweite Abtrieb auf die zweite Abtriebswelle 5b über den drehfest damit verbundenen ersten Planetenträger 19a erfolgt.
Der Antriebsstrang 11 gemäß Fig. 3 unterscheidet sich zum Antriebsstrang 11 nach Fig. 2 im Wesentlichen dadurch, dass im Leistungsfluss zwischen der Brennkraftmaschine 2 und dem Getriebe 4 eine elektrische Maschine 3 sowie eine Kupplungseinheit 10 angeordnet sind, wobei die elektrische Maschine 3 leistungsflussabwärts der Kupplungseinheit 10 angeordnet ist. Damit können die mechanische und elektrische Leistung der Brennkraftmaschine 2 bzw. der elektrischen Maschine 3 parallel und somit hybridisiert für den Antrieb des Kraftfahrzeugs 1 genutzt werden.
Die elektrische Maschine 3 wird durch einen - hier nicht gezeigten - Akkumulator mit elektrischer Energie versorgt. Ferner ist die elektrische Maschine 3 mit einer - hier nicht gezeigten - Leistungselektronik zur Steuerung und Regelung verbunden. Durch Bestromung der elektrischen Maschine 3 wird eine Antriebsleistung, insbesondere ein Antriebsmoment und eine Antriebsdrehzahl auf eine - hier nicht gezeigte - Rotorwelle übertragen. Die Rotorwelle ist vorliegend einteilig mit der Eingangswelle 23 des Getriebes 4 verbunden. Auch eine mehrteilige, jedoch drehfeste Verbindung zwischen der Rotorwelle und der Eingangswelle 23 ist denkbar. Die Brennkraftmaschine 2 ist je nach Betriebszustand des Antriebsstranges 11 bzw. der momentanen Fahrsituation des Kraftfahrzeugs 1 über die Kupplungseinheit 10 vom Abtrieb entkoppelbar, sodass das Kraftfahrzeug 1 situations- und/oder betriebszustandsabhängig wenigstens temporär rein elektrisch antreibbar ist. Anders gesagt erzeugt im geöffneten Zustand der Kupplungseinheit 10 ausschließlich die elektrische Maschine 3 eine Antriebsleistung, die in das Getriebe 4 eingeleitet wird. In einem geschlossenen Zustand der Kupplungseinheit 10 wird die Antriebsleistung teilweise von der Brennkraftmaschine 2 und teilweise von der elektrischen Maschine 3 erzeugt und am Getriebe 4 summiert. Vorliegend sind die elektrische Maschine 3 sowie die Kupplungseinheit 10 koaxial auf der Ausgangswelle 22 der Brennkraftmaschine 2 bzw. auf der Eingangswelle 23 des Getriebes 4 angeordnet. Es ist ferner denkbar, die elektrische Maschine 3 über mindestens eine - hier nicht gezeigte - Übersetzungsstufe mit der Ausgangswelle 22 bzw. der Eingangswelle 23 antriebswirksam zu koppeln, wodurch axialer Bauraum gespart wird. In diesem Fall ist die elektrische Maschine 3 parallel zur Ausgangswelle 22 bzw. zur Eingangswelle 23 angeordnet.
Ein weiterer Unterschied zur Ausführungsform nach Fig. 2 besteht darin, dass die beiden Planetenradsätze 13a, 13b des Differentials 7 radial übereinander angeordnet sind, wodurch zusätzlich axialer Bauraum auf der Abtriebsachse eingespart wird. Anders gesagt liegen die Planetenradsätze 13a, 13b in einer gemeinsamen Ebene senkrecht zu den Abtriebswellen 5a, 5b bzw. zur Abtriebsachse 6. Mithin ist das Differential 7 vorliegend in radial geschachtelter Bauweise ausgeführt.
Das Tellerrad 8b ist hier ebenfalls drehfest mit einem ersten Sonnenrad 16a des ersten Planetenradsatzes 13a verbunden. Die Leistungsübertragung vom ersten Planetenradsatz 13a auf den zweiten Planetenradsatz 13b erfolgt über ein erstes Hohlrad 17a des ersten Planetenradsatzes 13a. Das erste Hohlrad 17a ist vorliegend als Koppelwelle 24 bzw. Koppelrad ausgebildet, welches gleichzeitig das zweite Sonnenrad 16b des zweiten Planeten radsatzes 13b ist. Räumlich zwischen dem ersten Sonnenrad 16a und dem ersten Hohlrad 17a sind eine Mehrzahl von ersten Planetenrädern 18a angeordnet, die vorliegend drehbar auf einem drehbar gelagerten ers- ten Planetenträger 19a angeordnet sind. Ferner sind auf der gleichen Ebene und radial außerhalb des ersten Planetenradsatzes 13a räumlich zwischen dem zweiten Sonnenrad 16b und einem zweiten Hohlrad 17b des zweiten Planetenradsatzes 13b eine Mehrzahl von zweiten Planetenrädern 18b angeordnet, die vorliegend drehbar auf einem gehäusefesten zweiten Planetenträger 19b angeordnet sind. Der erste Abtrieb auf die erste Abtriebswelle 5a erfolgt über das drehfest damit verbundene zweite Hohlrad 17b, wohingegen der zweite Abtrieb auf die zweite Abtriebswelle 5b über den drehfest damit verbundenen ersten Planetenträger 19a erfolgt.
Mittels eines derartig ausgebildeten Differentials 7 gemäß den Ausführungsformen nach Fig. 2 und Fig. 3 sind Übersetzungen zwischen i = 5 und i = 10 realisierbar.
Das dritte Ausführungsbeispiel nach Fig. 4 ist im Wesentlichen identisch zum ersten Ausführungsbeispiel nach Fig. 2 ausgeführt. Ein wesentlicher Unterschied besteht in der Ausbildung des Differentials 7, insbesondere in der Ausbildung der beiden Planetenradsätze 13a, 13b.
Das Tellerrad 8b ist auch in diesem Ausführungsbeispiel drehfest mit dem ersten Sonnenrad 16a des ersten P Ian etenrad satzes 13a verbunden. Die Leistungsübertragung vom ersten Planetenradsatz 13a auf den zweiten Planetenradsatz 13b erfolgt über die Koppelwelle 24, die sowohl drehfest mit dem ersten Planetenträger 19a des ersten Planetenradsatzes 13a als auch drehfest mit dem zweiten Hohlrad 17b des zweiten Planetenradsatzes 13b verbunden ist. Das Differential 7 ist über den zweiten Planetenträger 19b gehäusefest angebunden. Der erste Abtrieb auf die erste Abtriebswelle 5a erfolgt über das drehfest damit verbundene erste Hohlrad 17a, wohingegen der zweite Abtrieb auf die zweite Abtriebswelle 5b über das drehfest damit verbundenen zweite Sonnenrad 16a erfolgt. Mittels eines derartig ausgebildeten Differentials 7 sind Übersetzungen zwischen i = -3 und i = -8 realisierbar.
Das vorliegende Differential 7 weist eine Drehrichtungsumkehr zwischen dem Tellerrad 8b und den Abtriebswellen 5a, 5b auf. Daher besteht ein weiterer Unterschied zur Ausführungsform nach Fig. 2 darin, dass das Tellerrad 8b auf der anderen Seite des Kegelrades 8a angeordnet bzw. angebunden ist, sodass das Tellerrad 8b in eine zu Fig. 2 entgegengesetzte Drehrichtung rotiert, um die Drehrichtungsumkehr des Differentials 7 zu eliminieren bzw. auszugleichen.
Das in Fig. 5 gezeigte Ausführungsbeispiel ist ebenfalls im Wesentlichen identisch zum Ausführungsbeispiel nach Fig. 2 ausgebildet, wobei der wesentliche Unterschied in der alternativen Ausgestaltung des integralen Differentials 7 besteht. Mittels des vorliegenden Differentials 7 sind Übersetzungen zwischen i = 2,5 und i = 3,5 realisierbar.
Vorliegend ist das Tellerrad 8b drehfest mit dem ersten Hohlrad 17a des ersten Planetenradsatzes 13a verbunden. Die Leistungsübertragung vom ersten Planetenradsatz 13a auf den zweiten Planetenradsatz 13b erfolgt über die Koppelwelle 24, die einerseits drehfest mit dem ersten Sonnenrad 16a und andererseits drehfest mit dem zweiten Sonnenrad 16b verbunden ist. Die gehäusefeste Anbindung des Differentials 7 erfolgt über den zweiten Planetenträger 19b, welcher somit drehfest angeordnet ist. Der erste Abtrieb auf die erste Abtriebswelle 5a erfolgt über das drehfest damit verbundene zweite Hohlrad 17b, wohingegen der zweite Abtrieb auf die zweite Abtriebswelle 5b über den drehfest damit verbundenen ersten Planetenträger 19a erfolgt.
Fig. 6 zeigt eine Schnittdarstellung durch das Differential 7 und das Kegelradgetriebe 8 basierend auf dem Ausführungsbeispiel nach Fig. 2. Vorliegend sind das Differential 7 und das Kegelradgetriebe 8 in einem gemeinsamen Gehäuse 12 angeordnet, wobei sich das Gehäuse 12 aus drei Gehäuseteilen 12a, 12b, 12c zusammensetzt. Das erste Gehäuseteil 12a dient als Hauptgehäuse, in welches die beiden Planetenradsätze 13a, 13b des Differentials 7 und das Kegel- und Tellerrad 8a, 8b des Kegelradgetriebes 8 während der Montage eingesetzt werden. Das zweite Gehäuseteil 12b verschließt eine - hier nicht sichtbare - Montageöffnung, durch die die Bauteile des Differentials 7 in das Hauptgehäuse bzw. das erste Gehäuseteil 12a eingesetzt werden. Das dritte Gehäuseteil 12c verschließt demgegenüber eine - hier ebenfalls nicht sichtbare - Montageöffnung, durch die die Bauteile des Kegelradgetriebes 8 eingesetzt werden. Somit dienen das zweite und dritte Gehäuseteil 12b, 12c vorliegend als Deckel oder Verschlussteile des Hauptgehäuses. In Fig. 6 ist deutlich zu sehen und mittels Pfeilen dargestellt, dass das Tellerrad 8b einen ersten Außendurchmesser D1 aufweist, der kleiner ausgebildet ist als ein zweiter Außendurchmesser D2 des Differentials 7. Der erste Außendurchmesser D1 ist die breiteste Stelle des Tellerrades 8b, wobei der zweite Außendurchmesser D2 an der breitesten Stelle des Differentials 7, vorliegend am Außendurchmesser des ersten Hohlrades 17a gemessen wird. Weist das zweite Hohlrad 17b einen größeren Außendurchmesser auf, ist dieses Maß für den zweiten Außendurchmesser D2 maßgeblich. Diese Merkmale treffen auch auf alle Ausführungsbeispiele gemäß Fig. 2 bis Fig. 5 zu, wodurch das Kraftfahrzeug mehr Bodenfreiheit erhält.
Fig. 6 zeigt ferner, dass das Kegelrad 8a einen größeren Außendurchmesser D3 aufweist als das das Kegelrad 8a drehbar lagernde und als Zylinderrollenlager ausgebildete erste Lagerelement 25. Dadurch ändert sich eine Montagerichtung des ersten Lagerelements 25 sowie des Kegelrades 8a, und zwar wird das Kegelrad 8a entgegen der üblichen Montagerichtung in eine entgegengesetzte Montagerichtung R1 in das erste Gehäuseteil 12a eingesetzt bzw. eingebaut. Der Vorteil besteht dabei im Wesentlichen darin, dass mittels eines vergleichsweise groß ausgebildeten Kegelrades 8a höhere Drehmomente übertragen werden können. Vorliegend liegt zwischen dem Kegelrad 8a und dem Tellerrad 8b ferner ein Übersetzungsverhältnis von etwa 1 :1 vor.
Der zweite Planetenträger 19b des zweiten Planeten radsatzes 13b weist eine Außenverzahnung 26 auf, die in eine am zweiten Gehäuseteil 12b ausgebildeten Innenverzahnung 27 eingrifft, um den zweiten Planetenradsatz am Gehäuse 12, vorliegend am zweiten Gehäuseteil 12b abzustützen. Es handelt sich bei den miteinander in Zahneingriff stehenden Verzahnungen 26, 27 um eine Mitnahmeverzahnung, die zum einen einfach zu montieren ist und zum anderen eine im Vergleich beispielsweise zu einer Schraubverbindung hohe Drehmomentübertragung ermöglicht. Der zweite Planetenträger 19b kommt gemäß Fig. 6 axial am ersten Gehäuseteil 12a zur Anlage und stützt sich in der entgegengesetzten axialen Richtung über einen Sicherungsring 28 am zweiten Gehäuseteil 12b ab. Anders gesagt spannt der Sicherungs- ring 28 den zweiten Planetenträger 19b axial vor und verhindert eine axiale Bewegung desselben. Alternativ ist denkbar, dass sich der zweite Planetenträger 19b über einen - hier nicht gezeigten - Distanzring am zweiten Gehäuseteil 12b abstützt und/oder dass der zweite Planetenträger 19b und die beiden Gehäuseteile 12a, 12b passgenau ausgebildet sind, um zusätzliche Bauteile zu vermeiden. Ein Vorteil einer solchen Mitnahmeverzahnung ist neben der hohen Drehmomentübertragung, dass über die Verzahnung Drehschwingungen aus dem System in das Gehäuse abgeleitet werden können. Mithin haben die miteinander in Zahneingriff stehenden Verzahnungen 26, 27 zwischen dem zweiten Planetenträger 19b und dem zweiten Gehäuseteil 12b akustische Vorteile.
Aus Fig. 6 geht außerdem hervor, dass die zweite Abtriebswelle 5b durch einen Großteil des Gehäuses 12 hindurchgeführt ist und teilweise in die koaxial dazu angeordnete und hier abschnittsweise hohl ausgebildete erste Abtriebswelle 5a eingreift sowie über ein vorliegend als Nadellager ausgebildetes zweites Lagerelement 29 relativ zur ersten Abtriebswelle 5a drehbar gelagert ist. Die erste Abtriebswelle 5a ist vorliegend über ein drittes und viertes Lagerelement 30, 31 gegenüber dem zweiten Gehäuseteil 12b gelagert, wobei die zweite Abtrieswelle 5b über das zweite Lagerelement 29 und ein fünftes Lagerelement 32 gegenüber der ersten Abtriebswelle 5a bzw. dem ersten Gehäuseteil 12a drehbar gelagert ist. Das zweite Lagerelement 29 ist radial innerhalb des vierten Lagerelements 31 angeordnet, um eine stabile und sichere Lagerung der Abtrieswellen 5a, 5b zu realisieren. Eine derartige Anordnung und Ausbildung der zweiten Abtriebswelle 5b ermöglicht eine drehbare Lagerung des zweiten Sonnenrades 16b des zweiten Planeten radsatzes 13b sowie des Tellerrades 8b gegenüber der zweiten Abtriebswelle 5b, hier dargestellt durch weitere - nicht näher gezeigte - Nadellager 34 oder dergleichen. Des Weiteren sind Axiallager 33 vorgesehen, die sicherstellen, dass die Abtriebswellen 5a, 5b in ihrer axialen Position zueinander, zum Gehäuse 12 sowie zu den Bauteilen der Planetenradsätze 13a, 13b gehalten werden
Die Erfindung ist nicht ausschließlich auf die vorliegenden Ausführungsformen beschränkt. Vielmehr sind die Ausführungsformen in beliebiger Weise miteinander kombinierbar. So kann beispielsweise in den Ausführungsbeispielen nach Fig. 2, Fig. 4 und Fig. 5 ebenfalls eine elektrische Maschine 3 und/oder eine Kupplungseinheit 10 vorgesehen werden, die im Leistungsfluss zwischen der Brennkraftmaschine 2 und dem Getriebe 4 antriebswirksam angeordnet ist. Des Weiteren ist denkbar, die elektrische Maschine 3 jeweils im Leistungsfluss zwischen dem Getriebe 4 und dem Kegelradgetriebe 8 und somit getriebeausgangsseitig antriebswirksam anzuordnen. Dadurch kann die elektrische Maschine 3 eine bereits durch das Getriebe 4 erzeugte Übersetzung nutzen. Ferner kann das Tellerrad 8b auf einer beliebigen Seite des Kegelrades 8a angeordnet werden.
Bezugszeichen Kraftfahrzeug Antriebsstrang Elektrische Maschine Getriebe a Erste Abtriebswelle b Zweite Abtriebswelle Abtriebsachse Differential Kegelradgetriebe a Kegelrad b Tellerrad Ausgangswelle des Getriebes 0 Kupplungseinheit 1 Antriebsstrang 2 Gehäuse 2a Erstes Gehäuseteil 2b Zweites Gehäuseteil 2c Drittes Gehäuseteil 3a Erster Planetenradsatz 3b Zweiter Planetenradsatz 4 Gelenkwelle 4a Erstes Gelenk der Gelenkwelle 4b Zweites Gelenk der Gelenkwelle 5 Eingangswelle des Kegelradgetriebes 6a Erstes Sonnenrad des ersten Planetenradsatzes6b Zweites Sonnenrad des zweiten Planetenradsatzes7a Erstes Hohlrad des ersten Planetenradsatzes 7b Zweites Hohlrad des zweiten Planetenradsatzes8a Erstes Planetenrad des ersten Planeten radsatzes8b Zweites Planetenrad des zweiten Planetenradsatzes 9a Erster Planetenträger des ersten Planetenradsatzes 19b Zweiter Planetenträger des zweiten Planetenradsatzes
20a Erste Achse
20b Zweite Achse
21 Rad
22 Ausgangswelle der Brenn Kraftmaschine
23 Eingangswelle des Getriebes
24 Koppelwelle
25 Erstes Lagerelement
26 Außenverzahnung des zweiten Planetenträgers
27 Innenverzahnung am ersten Gehäuseteil
28 Sicherungsring
29 Zweites Lagerelement
30 Drittes Lagerelement
31 Viertes Lagerelement
32 Fünftes Lagerelement
33 Axiallager
34 Nadellager
D1 Erster Außendurchmesser des Tellerrades
D2 Zweiter Außendurchmesser des Differentials
L Fahrzeuglängsachse
R1 Montagerichtung des Kegelrades

Claims

Patentansprüche
1. Antriebsstrang (11 ) für ein Kraftfahrzeug (1 ), umfassend eine Brennkraftmaschine (2) und ein damit wirkverbundenes Getriebe (4), wobei die Brennkraftmaschine (2) und das Getriebe (4) dazu eingerichtet sind, im Wesentlichen parallel zu einer Fahrzeuglängsachse (L) ausgerichtet zu sein, wobei das Getriebe (4) zumindest mittelbar über ein Kegelradgetriebe (8) mit einem integralen Differential (7) wirk- verbunden ist, das mit zwei Planetenradsätzen (13a, 13b) ausgebildet ist, wobei jeder Planetenradsatz (13a, 13b) zumindest mittelbar mit einer jeweiligen Abtriebswelle (5a, 5b) antriebswirksam verbunden ist, wobei mittels des ersten Planetenradsatzes (13a) ein erstes Abtriebsmoment auf die zweite Abtriebswelle (5b) übertragbar ist, wobei ein Abstützmoment des ersten Planetenradsatzes (13a) im zweiten Planetenradsatz (13b) derart wandelbar ist, dass ein dem ersten Abtriebsmoment entsprechendes zweites Abtriebsmoment auf die erste Abtriebswelle (5a) übertragbar ist, wobei ein Kegelrad (8a) des Kegelradgetriebes (8) mit einer Ausgangswelle (9) des Getriebes (4) antriebswirksam verbunden ist, und wobei das Differential (7), die jeweilige Abtriebswelle (5a, 5b) und ein mit dem Kegelrad (8a) in Zahneingriff stehendes Tellerrad (8b) des Kegelradgetriebes (8) dazu eingerichtet sind, koaxial zu einer Abtriebsachse (6) des Kraftfahrzeugs (1 ) angeordnet zu sein.
2. Antriebsstrang (11 ) nach Anspruch 1 , wobei im Leistungsfluss zwischen der Brennkraftmaschine (2) und dem Getriebe (4) mindestens eine elektrische Maschine (3) angeordnet ist.
3. Antriebsstrang (11 ) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei im Leistungsfluss zwischen der Brennkraftmaschine (2) und dem Getriebe (4) mindestens eine Kupplungseinheit (10) angeordnet ist.
4. Antriebsstrang (11 ) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei das Differential (7) und das Kegelradgetriebe (8) in einem gemeinsamen Gehäuse (12) angeordnet sind.
5. Antriebsstrang (11 ) nach Anspruch 4, wobei das Gehäuse (12) zumindest drei Gehäuseteile (12a, 12b, 12c) umfasst.
6. Antriebsstrang (11 ) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei das Tellerrad (8b) einen ersten Außendurchmesser (D1 ) aufweist, der kleiner ausgebildet ist als ein zweiter Außendurchmesser (D2) des Differentials (7).
7. Antriebsstrang (11 ) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei die beiden Planetenradsätze (13a, 13b) axial nebeneinander angeordnet sind.
8. Antriebsstrang (11 ) nach einem der Ansprüche 1 bis 5, wobei die beiden Planetenradsätze (13a, 13b) radial übereinander angeordnet sind.
9. Antriebsstrang (11 ) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei das Tellerrad (8b) des Kegelradgetriebes (8) einteilig mit einem ersten Sonnenrad (16a) des ersten Planetenradsatzes (13a) ausgebildet ist.
10. Antriebsstrang (11 ) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei eine der Abtriebswellen (5a, 5b) durch das Differential (7) und das Tellerrad (8b) hindurchgeführt ist.
11 . Antriebsstrang (11 ) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei die Ausgangswelle (9) des Getriebes (4) über eine Gelenkwelle (14) mit einer Eingangswelle (15) des Kegelradgetriebes (8) antriebswirksam verbunden ist.
12. Kraftfahrzeug (1 ), umfassend wenigstens einen Antriebsstrang (11 ) nach einem der Ansprüche 1 bis 11.
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