WO2022167038A1 - Modulares antriebssystem - Google Patents

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WO2022167038A1
WO2022167038A1 PCT/DE2022/100074 DE2022100074W WO2022167038A1 WO 2022167038 A1 WO2022167038 A1 WO 2022167038A1 DE 2022100074 W DE2022100074 W DE 2022100074W WO 2022167038 A1 WO2022167038 A1 WO 2022167038A1
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WO
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shaft
gear
coupling
coupling shaft
wheel axle
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Application number
PCT/DE2022/100074
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English (en)
French (fr)
Inventor
Peter Tenberge
Original Assignee
Entwicklungsgesellschaft für Getriebesysteme mbH
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Publication date
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    • B62M6/55—Rider propelled cycles with auxiliary electric motor power-driven at crank shafts parts
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
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    • B62M6/60—Rider propelled cycles with auxiliary electric motor power-driven at axle parts
    • B62M6/65—Rider propelled cycles with auxiliary electric motor power-driven at axle parts with axle and driving shaft arranged coaxially

Definitions

  • the invention relates to a modular drive system, preferably for partially electrically driven small vehicles, with a pedal unit driven by people using muscle power and a wheel axle unit arranged on a driven vehicle axle or a driven wheel and with a battery as a storage device for electrical energy and a battery connected to it via a DC intermediate circuit Converter system for controlling at least one first electric motor, wherein the pedal unit makes it possible to connect a pedal crankshaft to a first intermediate shaft directly or via a pedal gear system, and wherein the wheel axle unit connects a second intermediate shaft to a wheel axle shaft directly or via a wheel axle gear system, which can be connected directly or via further gear stages, such as e.g., a final drive with a differential that drives the vehicle and wherein the first intermediate shaft and the second intermediate shaft are connected via an intermediate gear.
  • FIGs. 3 to 5 there is shown a pedal unit which connects the pedal crankshaft to the intermediate shaft by means of a pedal gear system.
  • the pedal transmission system has a hollow shaft which is axially displaceably connected to the crankshaft via a splined connection and uses spring force to press a conical disk of a first pair of conical disks against the other conical disk which is non-rotatably connected to the crankshaft.
  • the first intermediate shaft is connected via an intermediate gear in the form of a continuously variable transmission with a V-belt to the second intermediate shaft, which carries a second pair of conical pulleys.
  • the second intermediate shaft with the second pair of conical disks is connected directly to the wheel axle shaft which drives the rear wheel.
  • the belt transmission shown in this old state of the art already enables a stepless adjustment of the translation between the pedal crankshaft and the wheel axle shaft.
  • the pedal crankshafts are usually operated at speeds of 50 rpm to 100 rpm.
  • Small electric motors with continuous and peak power of 250W or 500W only achieve this power from speeds of e.g. 1000 rpm.
  • the wheel axle shafts rotate at speeds of between 190 and 260 rpm at a vehicle speed of 25 km/h.
  • Large translations are therefore necessary between the rotors of the electric motors and the other shafts of the drive system.
  • Gear systems with as few sources of loss as possible, such as bearings and gear meshes, etc., are then advantageous for this.
  • one electric motor acts as a motor and the other as a generator without any support power from the battery.
  • the support power from the battery can be fed into the system via one or the other electric motor.
  • both electric motors could transmit support power to the wheel axle shaft in the main speed range of e.g. 12 km/h to 25 km/h.
  • a solution is to be found for a modular drive system with a continuously variable electric power-split transmission system, in which at least one electric motor is located in the wheel axle unit and can also brake partially electrically there. If the drive system has more than one electric motor, at least two electric motors should transmit support power to the wheel axle shaft of the vehicle in the main speed range. As few gear stages as possible should be installed in the partially electric power path in order to achieve the highest possible efficiency and small size.
  • the pedal unit and the wheel axle unit should have as few individual housing parts and housing covers as possible in order to minimize the housing surfaces to be sealed. And of course the assembly should be easy.
  • the modules of the modular drive system should be as easy as possible to adapt to different Have small vehicles and different load collectives adapted for these small vehicles.
  • the main innovation is that the first electric motor is part of the wheel axle unit and is connected via a first motor gear stage to the first coupling shaft of a four-shaft superimposed gear with kinematic degree of freedom 2, which also has a second coupling shaft, a third coupling shaft and has a fourth coupling shaft, wherein the second coupling shaft is connected to the second intermediate shaft directly or via a further gear stage and wherein the third coupling shaft is connected to the wheel axle shaft and wherein the fourth coupling shaft can be connected via a first freewheel to a support element which in turn is fixed to the vehicle frame is connected, and wherein the first freewheel for the fourth coupling shaft only allows speeds with the sign that have the speeds on the third coupling shaft when driving the small vehicle forwards.
  • a reaction torque is then supported on the fourth coupling shaft via the first one-way clutch relative to the vehicle frame.
  • the first electric motor can also do this independently of the torque on the second intermediate shaft propel the vehicle forward.
  • a further reaction torque is then supported via the first freewheel on the vehicle frame.
  • a driving range with stepless adjustment of the transmission ratio between the second intermediate shaft and the wheel axle shaft follows on from this starting condition for the highest tractive forces on the vehicle.
  • the wheel axle transmission system can then be designed in such a way that, at medium driving speeds, all coupling shafts of the superimposed transmission rotate at the same speed. Then the vehicle is driven partly (35% to 65%) positively from the second intermediate shaft and partly positively from the first electric motor. The proportion of the drive power contributed by the first electric motor then increases at higher driving speeds. Since vehicle power increases with increasing speed, the drive power required at the second intermediate shaft increases only slightly.
  • the four-shaft superimposed gear is constructed as a Ravigneaux planetary gear set with a Rav ring gear on the fourth coupling shaft, a first Rav sun gear on the first coupling shaft, a second Rav sun gear the second coupling shaft and a Rav planetary carrier on the third coupling shaft, the Rav planetary carrier carrying first Rav planetary gears and second Rav planetary gears, of which the second Rav planetary gears are connected simultaneously with the Rav ring gear and the second Rav sun gear and meshing with the first Rav planetary gears, and wherein the first Rav planetary gears are additionally meshed with the first Rav sun gear.
  • the first electric motor drives the first Rav sun wheel via the first motor gear stage and the second intermediate shaft drives the second Rav sun wheel.
  • the two Rav sun gear torques add up to the output torque at the Rav planet carrier, with the exception of small torque losses.
  • This refinement of the superposition gear is particularly advantageous for small vehicles with a driven axle which is connected to the Rav planetary carrier via a differential and a further gear stage.
  • the four-shaft superimposed gear consists of a three-shaft first coupled planetary gear stage with simple planetary gears and a three-shaft second coupled planetary gear stage with simple Planetary gears is constructed, wherein the first coupling planetary gear stage has a first coupling sun gear, which is connected to the second coupling shaft, and has a first coupling planet carrier, which is connected to the third coupling shaft, and has a first coupling ring gear, which is connected to the fourth coupling shaft is connected, and wherein the second coupling planetary gear stage has a second coupling sun gear, which is also connected to the second coupling shaft, and has a second coupling planet carrier, which is also connected to the fourth coupling shaft, and a second coupling cavity wheel which is connected to the first coupling shaft.
  • the fourth coupling shaft can also be connected in a simple manner via the first freewheel to an internal support element, which in turn is firmly connected to the vehicle frame. This is particularly advantageous when the driven wheel sits directly on an external wheel axle shaft that includes the superposition gearing and that is driven by the third coupling shaft on the first coupling planetary carrier.
  • this refinement is further specified in that the two coupling sun gears are parts of a common toothing produced in one process, and that the two coupling ring gears also have the same toothing data.
  • the constructive implementation of this variant is therefore considerably simpler and cheaper than if the two coupling sun gears and the two coupling ring gears each had different toothing geometries.
  • the drive system described in the first four claims already offers stepless translation adjustment between the second intermediate shaft and the wheel axle shaft. However, the first electric motor always draws its power from the battery.
  • a second electric motor is required for power transmission without using a battery, so that an electric power flow between an electric motor in motor mode and an electric motor in generator mode is then possible.
  • the battery can then be reserved for providing assistance or for absorbing braking.
  • the pedal unit has a second electric motor, which acts on the first intermediate shaft via a second motor gear stage.
  • This addition to the pedal unit adds up the power from the pedal crankshaft and the second electric motor on the first intermediate shaft, which is transmitted from there via the intermediate gear to the second intermediate shaft.
  • the second electric motor it is now also possible for the second electric motor to act as a generator and divert part of the pedal crank power and send it to the first electric motor via the converter system. This creates a classic power-split drive system with an electric sub-transmission that also works without a connected battery.
  • the seventh claim provides that the wheel axle unit has a third electric motor which acts on the second intermediate shaft via a third motor gear stage.
  • This connection is physically equivalent to the embodiment of the invention according to the sixth claim.
  • it can be advantageous with regard to installation space and weight to accommodate the electric motor that is additional to the first electric motor in the wheel axle unit.
  • the pedal unit has a second electric motor via a second motor gear stage to the first Intermediate shaft acts and that the wheel axle unit has a third electric motor which acts on the second intermediate shaft via a third motor gear stage.
  • a mechanical intermediate gear between the first and the second intermediate shaft can be dispensed with.
  • the ninth claim provides that the second motor gear stage is a single-stage bevel gear stage with a bevel gear pinion and a bevel gear wheel, the bevel gear pinion being connected to the rotor of the second electric motor and the bevel gear wheel being connected to the first intermediate shaft.
  • the tenth claim provides that the pedal transmission system has a three-shaft drive planetary gear set with a drive planet carrier, which is connected to the pedal crankshaft, with a drive ring gear, which is connected to the housing of the Pedal unit is connected, and with a drive sun wheel, which can be connected via a second freewheel to the first intermediate shaft in such a way that the speed of the drive sun wheel can only be smaller in terms of amount than the speed of the first intermediate shaft.
  • the three-shaft drive planetary gear stage has the advantage that the ring gear connected to the housing of the pedal unit transmits a supporting torque proportional to the pedal crank torque to the housing.
  • the pedal crank torque can thus be determined very easily and very precisely from a load measurement on a non-rotating component.
  • the second freewheel is also important so that the pedal crank does not have to turn when the second electric motor drives the vehicle alone or together with other electric motors in certain operating situations.
  • the invention also relates to solutions that have the same effect as in the prior art.
  • planetary gear stages, spur gear stages or bevel gear stages are provided for the motor gear stages, depending on the space available in the application of this invention.
  • Freewheels can be friction-locking sprags, clamping rollers or form-locking freewheels.
  • Ball bearings for coupled support of radial and axial forces can also be replaced by a combination of a pure radial bearing and an axial bearing.
  • Rolling bearings can be replaced by plain bearings and vice versa.
  • the figures show several exemplary embodiments of the modular drive system according to the invention with one, two or three electric motors and various pedal and wheel axle transmission systems, specifically in arrangement graphics with regard to the physical interaction of the elements, in a basic speed plan for the speed relationships in the superposition gear, in Structural images that explain the type and arrangement of the individual electric motors, gear stages and freewheels, as well as 2D design drafts. show:
  • FIG. 1 shows an arrangement graphic for a basic first embodiment variant of the modular drive system according to the invention with only a first electric motor in the wheel axle unit
  • FIG. 2 shows an expansion of the arrangement graphic according to FIG. 1 by a further electric motor in the pedal unit, which is referred to here as a second electric motor, for a second embodiment variant
  • FIG. 3 shows an expansion of the arrangement graphic according to FIG. 1 by a further electric motor in the wheel axle unit, which is referred to here as a third electric motor, for a third embodiment variant
  • FIG. 4 shows an extension of the arrangement graphic according to FIG. 2 with two electric motors, by the third electric motor in the wheel axle unit, for a fourth embodiment variant
  • FIG. 6 shows a structural diagram for the arrangement graphic according to FIG. 2, which reveals the type and the spatial arrangement of the electric motors and the gear stages and freewheels,
  • FIG. 7 shows a comparable structural image to the arrangement graphic according to FIG. 3,
  • FIG. 8 shows a comparable structural image to the arrangement graphic according to FIG. 4,
  • FIG. 10 shows a 2D construction draft for the embodiment variant according to FIG.
  • Pedal unit 2 including the intermediate gear 15, including the wheel axle unit 7, including the converter system 10 for one or more electric motors, and including the battery 14.
  • the pedal crankshaft 3 is mounted in the pedal unit 2 and can be connected via the pedal gear system 4 to the drive planetary gear set 50 and the second freewheel 27 to the first intermediate shaft with a fixed gear ratio.
  • the first intermediate shaft 5 is connected to the second intermediate shaft 6 via the intermediate gear 15 .
  • the four-shaft superimposed gear 16 is the central functional unit in the wheel axle gear system 8.
  • the superimposed gear 16 couples the first coupling shaft 17, the second coupling shaft 18, the third coupling shaft 19 and the fourth coupling shaft 20.
  • a first electric motor 11 controls a first motor gear stage 21 the speed of the first coupling shaft 17.
  • the second coupling shaft 18 is connected directly or via other gear stages in the wheel axle transmission system 8 to the second intermediate shaft 6.
  • the speed of the second coupling shaft 18 is set via the speed of the pedal crankshaft 3 over several gear stages.
  • the third coupling shaft 19 is connected to the wheel axle shaft 9 and drives the vehicle directly or via additional gear stages, such as a final drive with differential 28.
  • the torque of the fourth coupling shaft 20 can be supported via a first freewheel 26 on a support element 24 which is connected to the vehicle frame 25 .
  • the four-shaft superposition gear 16 has a kinematic degree of freedom 2. This means that the speeds must be specified at two of the four coupling shafts so that the speeds of all four coupling shafts are clearly defined. This is the case, for example, when the speed is specified on the first coupling shaft 17 by the first electric motor 11 and on the second coupling shaft 18 by the pedal crankshaft 3 . However, this is also the case when the speed 0 is specified on the fourth coupling shaft 20 by the first freewheel 26 and on the second coupling shaft 18 by the pedal crankshaft 3 . These speed relationships will be discussed in more detail later.
  • FIG. 2 shows an arrangement diagram of the technical drive elements of a second embodiment variant of the modular drive system 1 according to the invention, which is slightly expanded compared to FIG.
  • the pedal unit 2 now has another electric motor, which is referred to here as the second electric motor 12 and a second motor gear stage 22 acts on the first intermediate shaft 5 .
  • this second electric motor 12 can add a support power to the drive power from the pedal crankshaft 3 .
  • generator operation it could also divert part of the power from the drive power from the pedal crankshaft 3 and send it via the converter system 10 to the first electric motor 11 or else to the battery 14 .
  • FIG. 3 also shows an arrangement diagram of the drive elements of a third embodiment variant of the modular drive system 1 according to the invention, which is slightly expanded compared to FIG.
  • the wheel axle unit 7 now has a further electric motor, which is referred to here as the third electric motor 13 and which acts on the second intermediate shaft 6 via a third motor gear stage 23 .
  • this third electric motor 13 can also contribute to the drive power from the pedal crankshaft 3, which in this case was transmitted from the first intermediate shaft 5 via the intermediate gear 15 to the second intermediate shaft 6 , add a backup power.
  • generator operation however, it could also divert part of the power from the drive power from the pedal crankshaft 3 and send it back via the converter system 10 to the first electric motor 11 or else to the battery 14 .
  • FIG. 4 shows a fourth graphic arrangement of the technical drive elements of a fourth embodiment variant of the modular drive system 1 according to the invention.
  • This embodiment variant has three electric motors, the first electric motor 11, which drives the first coupling shaft 17 in the wheel axle unit 7, the third electric motor 13, which is also located in the wheel axle unit 7 and there, via the third motor gear stage 23 and the second intermediate shaft 6, the second coupling shaft 18 drives and the second electric motor 12, which is located in the pedal unit 2 and is driven there by the pedal crankshaft 3 via the first intermediate shaft 5 and the second motor gear stage 22 and, as a generator, directs the drive power from the pedal crankshaft 3 to the converter system 10, from where it is in from the system control to be defined proportions to the other two electric motors 11 and 13 and the battery 14 is routed.
  • the intermediate gear 15 between the first intermediate shaft 5 and the second intermediate shaft 6 is in this embodiment Essentially, an electric transmission between the second electric motor 12 and the third electric motor 13.
  • Such an embodiment variant is particularly interesting for small vehicles in which the pedal unit 2 and the wheel axle unit 7 are so far apart that a mechanical intermediate transmission 15 is too complex, too large and would be too heavy. This would also be the case, for example, in small vehicles in which several people use several pedal units 2 to drive the vehicle together or alternately.
  • FIG. 1 A so-called speed ladder diagram for the four speeds of the four coupling shafts 17, 18, 19, 20 is shown in FIG.
  • Each coupling shaft has a speed ladder on which the speed of this coupling shaft can be displayed at each operating point, and on all speed ladders with the same scaling.
  • the distances between the speed ladders result from the linear speed relationships between the shafts of the superposition gearing, which result from the ratios of the number of teeth in designs with gear wheels.
  • An essential feature of this invention relates to the speed difference ratios in the four-shaft superposition gear 16. These are determined by the conditions described. This clearly defines which speed ladder is next to which other speed ladder.
  • the speed ladder of the first coupling shaft 17 is on the far left. From left to right then follow the speed ladder of the fourth coupling shaft 20, then the third coupling shaft 19 and on the far right that of the second coupling shaft 18.
  • the operating state 31 is associated with the standstill of the vehicle, ie also with the standstill of the third coupling shaft 19, in which case all other coupling shafts are then also standing still.
  • the pedal crankshaft 3 drives the second coupling shaft 18 at a specific speed via the first intermediate shaft 5, the intermediate gear 15 and the second intermediate shaft 6.
  • the driving resistance wants to brake the vehicle and presses the fourth coupling shaft 20 against the support element 24 via the first freewheel 26.
  • the pedal crankshaft 3 and the first electric motor can then drive the vehicle together and with individual torques with the highest torques on the wheel axle shaft 9.
  • the vehicle In a first driving range between the operating states 31 and 32, the vehicle can thus be driven with the highest torques and constant speed ratios between all coupling shafts, until a target speed is present at the pedal crankshaft 3, for example.
  • a second driving range between operating states 32 and 33 follows the first driving range.
  • the speed at the second coupling shaft 18 increases because most people prefer a speed at the pedal crank 3 that increases slightly with the driving speed.
  • the required ratio control then takes place by controlling the speed of the first electric motor 11, which is connected to the first coupling shaft 17 with a constant ratio of the first motor gear stage 21.
  • the fourth coupling shaft 20 When the fourth coupling shaft 20 is rotating, no torques can be supported there via the first freewheel 26 .
  • the following torque ratios then exist between the other three coupling shafts 17, 18 and 19.
  • the speed ladder between the speed ladder of the first coupling shaft 17 and the second coupling shaft 18 is then the absolute maximum torque is present, which is also referred to as the total torque.
  • the two torques on the first coupling shaft 17 and the second coupling shaft 18 then have the same sign and together balance the torque on the third coupling shaft 19 .
  • the ratio of the two rectified torques on the first coupling shaft 17 and the second coupling shaft 18 then results, with the exception of small torque losses, from the inverse ratio of the absolute value distances of the speed ladder of these coupling shafts 17 and 18 to the speed ladder of the third coupling shaft 19.
  • a Ravigneaux planetary gear set 34 can be designed for such a four-shaft superimposed gear. Then the first coupling shaft 17 would carry a first Rav sun gear 35 and the second coupling shaft 18 a second Rav sun gear, the third coupling shaft 19 a Rav planet carrier and the fourth coupling shaft 20 a Rav ring gear.
  • the Rav planetary carrier 37 carries first Rav planetary gears 38 and second Rav planetary gears 39, of which the first Rav planetary gears 38 mesh with the first Rav sun gear 35 and the second Rav planetary gears 39, and of which the second Rav planetary gears 39 additionally mesh with the second Rav sun gear 36 and the Rav ring gear 40 .
  • This embodiment variant can then also be seen in FIGS. 7, 8 and 10 again.
  • the four-shaft superposition gear 10 can also be constructed from two simple three-shaft coupling planetary gear sets 41 and 45 .
  • the first coupling planetary gear set 41 has a first coupling sun gear 42 on the second Coupling shaft 18 sits, a first coupling planet carrier 43, which is connected to the third coupling shaft 19, and a first coupling ring gear 44, which is connected to the fourth coupling shaft 20.
  • the second coupling planetary gear stage 46 has a second coupling sun gear 46, which also seated on the second coupling shaft 18, a second coupling planet carrier 47 which is connected to the first coupling ring gear 44 and the fourth coupling shaft 20, and a second coupling ring gear 48 which is connected to the first coupling shaft 17.
  • This embodiment variant can then be seen again in FIGS.
  • a modified Ravigneaux planetary gear set with only one sun gear but two ring gears can be used if the distance between the speed ladders of the coupling shafts 17 and 20 is approximately the same as the distance between the speed ladders of the coupling shafts 20 and 19. Then sit the sun gear on the coupling shaft 18, the two ring gears on the coupling shafts 17 and 19 and the planet carrier on the coupling shaft 20.
  • FIG. 6 shows a structural diagram for the arrangement graphic according to FIG. 2, which reveals the type and spatial arrangement of the electric motors and the gear stages and freewheels for the second embodiment variant of the modular drive system 1 according to the invention.
  • the modular drive system 1 consists of a pedal unit 2 and a wheel axle unit 7, which are connected via an intermediate gear 15.
  • the pedal unit 2 connects the pedal crankshaft 3 to the first intermediate shaft 5 via a pedal gear system 4.
  • the wheel axle unit 7 connects the second intermediate shaft 6 to the wheel axle shaft 9 via the wheel axle gear system 8.
  • the intermediate gear 15 connects the first intermediate shaft 5 to the second intermediate shaft 6 and is in this variant realized by a belt transmission.
  • the first electric motor 11 drives the first coupling shaft 17 of the four-shaft superimposed gear 16 in the wheel axle unit 7 via the first motor gear stage 21.
  • the second coupling shaft 18 of the superimposed gear 16 is directly connected to the second intermediate shaft 6 here.
  • the third coupling shaft 19 is fixed to the wheel axle shaft 9 connected, which is designed here as a hollow shaft, the wheel axle unit 7 includes a rotating housing.
  • the fourth coupling shaft 20 is supported here via the first freewheel 26 on the support element 24 which passes completely through the hollow wheel axle shaft 9 and is firmly connected to the vehicle frame 25 on both sides.
  • several components of the wheel axle unit 7 are mounted on this support element 24 .
  • the superposition gear 16 here consists of two coupled three-shaft coupling planetary gear sets 41 and 45 with simple planetary gears.
  • the first coupling planetary gear set 41 has a first coupling sun gear 42, which is connected to the second coupling shaft 18, and a first coupling planet carrier 43, which is connected to the third coupling shaft 19, and a first coupling ring gear 44, which is connected to the fourth Coupling shaft 20 is connected.
  • the second coupling planetary gear stage 45 has a second coupling sun gear 46, which is also connected to the second coupling shaft 18, and a second coupling planet carrier 47, which is also connected to the fourth coupling shaft 20, and a second coupling ring gear 48, which is connected to the first coupling shaft 17 is connected.
  • Such a configuration is particularly advantageous if the two coupling planetary wheel stages have identical stationary ratios, and the two coupling sun wheels 42 and 46 are then also parts of a common gearing produced in one process, and that the two coupling ring gears 44 and 48 also have the same toothing data in cross section.
  • the support element 24 is designed in two parts in this embodiment variant according to FIG. 6 so that it can enclose the stator of the first electric motor 11 from both sides on the outside.
  • the rotor of this first electric motor 11 is mounted in the support element 24 in order to be able to drive a pinion of the first motor gear stage 21 with a very small diameter.
  • the first motor gear stage 21 is designed as a planetary gear stage whose sun gear sits on the rotor shaft of the first electric motor 11, whose ring gear is connected to the first coupling shaft 17 and whose planet carrier sits on the support element 24 and therefore has no speed.
  • the support element 24 thus passes through the motor gear stage 21 . If it is then also possible for the ring gear of the motor gear stage 21 to have the same toothing data in the face section as the second coupling ring gear 48, a very simple and cost-effective design implementation is also possible at this point.
  • the electrical subsystem drives the first coupling shaft 17 with a maximum of 30 Nm.
  • the superposition gear is designed, for example, in such a way that when the first freewheel 26 is open in the second driving range, a drive torque of approx. 47 Nm is required on the second coupling shaft. This then results in an output torque of ⁇ 77 Nm on the wheel axle shaft 9 connected to the third coupling shaft 19 .
  • the reaction torque at the support element 24 would then be 26 Nm.
  • a torque of 30 Nm is transmitted to the first coupling shaft 17 in an exemplary design increased by a factor of 1.67 to the wheel axle shaft.
  • a torque of 47 Nm on the second coupling shaft 18 is transmitted to the wheel axle shaft 9 increased by a factor of 2.67 in this example design. This then results in a very high output torque on the wheel axle shaft of -174 Nm, which is only rarely necessary in extreme driving situations.
  • the reaction torque at the support element 24 is then 123 Nm.
  • the torque on the second coupling shaft 18 arrives there from the pedal unit 2 via the intermediate gear 15 .
  • the pedal unit 2 there is the pedal crank shaft 3, onto which a person applies a pedal crank torque via muscle power.
  • this torque is fed via the three-shaft drive planetary gear set 50 and the second freewheel 27 to the first intermediate shaft 5 and from there into the intermediate gear 15 .
  • the planet carrier of this drive planetary gear set 50 is connected to the pedal crankshaft.
  • the sun gear of this drive planetary gear set 50 acts on the first intermediate shaft 5 via the second freewheel 27 .
  • the pedal unit 2 has a second electric motor 12 which acts on the first intermediate shaft 5 via a second motor gear stage 22 .
  • the rotor of the second electric motor 12 then rotates at almost 1500 rpm.
  • a torque of 33 Nm is required on the first intermediate shaft 5. This could result, for example, from a pedal crank torque of 20 Nm and a torque of 3.85 Nm from the second electric motor 12 each multiplied by the associated translations up to the first intermediate shaft 5 .
  • a measurement of the torque on the pedal crankshaft 3 is necessary for the regulation of such a modular drive system with regard to the drive support from the battery.
  • this torque is advantageously determined via a torque measuring flange 49 at a non-rotating point via the reaction torque on the ring gear of the drive planetary gear set 50 .
  • An exchange of energy and signals between a sensor part fixed to the housing and a sensor part rotating with a shaft can then be omitted.
  • the speed of the crankshaft 3 can be measured in a known manner directly on this shaft or on another rotating shaft that is permanently connected to the crankshaft via a constant transmission.
  • a partially electric braking takes place only via the first electric motor 11 if the connection shafts of the intermediate transmission 15 are to stand still.
  • the second electric motor 12 then holds the first intermediate shaft 5 and then, via the further active chain, also the second coupling shaft 18 and supports the reaction torque resulting from the braking process.
  • a third freewheel between the second coupling shaft 18 and the support element 24 can be advantageously used.
  • FIG. 7 shows a structural diagram for the arrangement graphic according to FIG. 3, which reveals the type and spatial arrangement of the electric motors and the gear stages and freewheels for the third embodiment variant of the modular drive system 1 according to the invention.
  • the modular drive system 1 again consists of a pedal unit 2 and a wheel axle unit 7 as well as an intermediate gear 15.
  • the wheel axle shaft 9 of the wheel axle unit 7 does not directly drive a wheel of the small vehicle, but via a final drive with a differential 28 an axle of the small vehicle.
  • the single-stage final drive causes a speed reversal, which is compensated for by a further gear stage in the intermediate gear 15.
  • a third electric motor 13 acts via a third motor gear stage 23 on the second intermediate shaft 6 and from there on the second coupling shaft 18.
  • the third electric motor 13 here assumes the same physical function as the second electric motor 12 in the second embodiment variant according to FIG. 6. Therefore, the second electric motor 12 and the second motor gear stage 22 in the pedal unit 2 can be omitted here.
  • the pedal unit 2 is otherwise constructed in exactly the same way as in the modular drive system according to FIG.
  • the four-shaft superimposed gear 16 also has the four coupling shafts 17, 18, 19 and 20 in this embodiment variant, which are connected here via a different gear design.
  • a Ravigneaux planetary gear set 34 (Rav planetary gear set) known from the prior art is used. for use, which has a first Rav sun gear 35 on the first coupling shaft 17, a second Rav sun gear 36 on the second coupling shaft 18, a Rav planet carrier 37 on the third coupling shaft 19 and a Rav ring gear 40 on the fourth coupling shaft 20 .
  • the Rav planetary carrier 37 carries first Rav planetary gears 38 and second Rav planetary gears 39.
  • the first Rav planetary gears 38 mesh with the first Rav sun gear 35 and the second Rav planetary gears 39, which in turn are still connected to the Rav ring gear 40 and mesh with the second Rav sun gear 36.
  • the motor gear stages 21 and 23 are designed as simple three-shaft planetary gear stages with planet carriers fixed to the housing. This enables a housing axle 59 fastened to the housing 58 of the wheel axle unit to be guided through the superimposed gear 16 , via which lubricant can be introduced from the housing 58 into the superimposed gear 16 .
  • the ring gears of these planetary gear stages and the associated Rav sun gears 35 and 36 can be stably mounted on this housing axle 59 .
  • the first freewheel 26 is seated between the Rav ring gear 40 and the support element 24, on which bearing forces are also supported and which is connected to the vehicle frame via the transmission housing 58
  • this variant embodiment of the modular drive system is to be used in a vehicle with a low maximum tractive force requirement, then the ring gear 40 and the first freewheel 26 could be omitted.
  • this drive system there is no longer a first driving range for very high tractive forces, but the second driving range would be fully available because in the superimposed gearing designed in this way, the Rav ring gear 40 is only loaded in the first driving range.
  • FIG. 8 shows a structural diagram for the arrangement graphic according to FIG. 4, which reveals the type and the spatial arrangement of the electric motors and the gear stages and freewheels for the fourth embodiment variant of the modular drive system 1 according to the invention.
  • the intermediate gear 15 is here an electric gear between the pedal unit 2 and the wheel axle unit 7.
  • the pedal unit 2 here again has the second electric motor 12 and the second motor gear stage 22 and the wheel axle unit 7 has the third electric motor 13 and the third motor gear stage 23 .
  • the pedal crankshaft 3 drives the first intermediate shaft 5 via the drive planetary gear set 50 and the second freewheel 27 .
  • This drives the second electric motor 12 , which drives the third electric motor 13 via the converter system 10 . From there, the power flows via the third motor gear stage 23 to the second intermediate shaft 6 and then to the second coupling shaft 18.
  • this mainly electric intermediate gear 15 can continuously change the speed ratio between the second and third electric motors 12 and 13, the speed ratio between the pedal crank 3 and the second coupling shaft 18 is also variable. This additional degree of freedom enables even better control of the wheel axle unit with regard to the maximum available output torque, efficiency and driving experience. In particular, the transition between the first and the second driving range can then be regulated even more comfortably.
  • the superimposed gear 16 with the first freewheel 26 can then be used not only for a stepless translation adjustment, but also like a 2-speed gear with fast, steplessly controlled gear changes without an interruption in traction.
  • pedal unit 2 and wheel axle unit 7 also offers more freedom in the geometric assignment of these assemblies in the vehicle frame.
  • pedal units 2 can then also be connected to one wheel axle unit 7 in a very simple manner.
  • FIGS. 9 and 10 also show constructional configurations of the second embodiment variant of the modular drive system 1 according to FIG. 6 and the fourth embodiment variant according to FIG.
  • the housing 54 of the pedal unit 2 has a main part 60 with two chambers 61 and 62 and two covers 63 and 64.
  • the first chamber 61 are the pedal crankshaft 3, the drive planetary gear 50, the torque measuring flange 49, the second freewheel 27 and the first intermediate shaft 5 with the angle gear wheel 57 of the second motor gear stage 22 mounted. Then, this first chamber 61 is closed by a first cover 63 on the torque measuring flange 49 side.
  • the second electric motor 12 together with the interface to the converter and together with the rotor shaft with the bevel gear pinion 56 seated on it are mounted in the second chamber 62 .
  • This second chamber 62 is closed by a second cover 64 .
  • the components of the wheel axle unit 7 are accommodated in the two-part wheel axle shaft 9, which here is shaped like the usual housing components.
  • the first housing-like wheel axle part 67 of the wheel axle shaft 9 is on the side of the first electric motor 11 and has a short design.
  • the second housing-like wheel axle part 68 is on the side of the first motorized gear stage 21 and the superposition gear 16 and is longer here.
  • the wheel of a vehicle can be connected directly to this wheel axle shaft 9, for example via spokes.
  • the pedal unit 2 is identical to the embodiment in Fig. 9 except for the toothed belt wheel or the sprocket as the interface between the first intermediate shaft 5 and the intermediate gear 15.
  • the housing 58 of the wheel axle unit 7 is divided into two.
  • the first housing part 65 of the wheel axle unit 7 encloses the first electric motor 11 and other drive components.
  • the second housing part 66 of the wheel axle unit 7 encloses the third electric motor 13 and other drive components.
  • the final drive with differential 28 that can be seen clearly here is mounted partly in the first housing part 65 of the wheel axle unit 7 and partly in the second housing part 66 of the wheel axle unit 7 .

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Abstract

Modulares Antriebssystem (1), vorzugsweise für teilelektrisch angetriebene Kleinfahrzeuge, mit einer von Personen mit Muskelkraft angetriebenen Pedaleinheit (2) und einer an der angetriebenen Fahrzeugachse oder einem angetriebenen Rad angeordneten Radachseinheit (7) und mit einer Batterie (14) als Speicher elektrischer Energie und einem damit über einen Gleichstromzwischenkreis verbundenen Umrichtersystem (10) zur Ansteuerung mindestens eines ersten Elektromotors (11), wobei die Pedaleinheit (2) eine Tretkurbelwelle (3) direkt oder über eine Pedalgetriebesystem (4) mit einer ersten Zwischenwelle (5) verbindbar macht, und wobei die Radachseinheit (7) eine zweite Zwischenwelle (6) direkt oder über ein Radachsgetriebesystem (8) mit einer Radachswelle (9) verbindet, die das Fahrzeug antriebt, und wobei die erste und die zweite Zwischenwelle (5) und (6) über ein Zwischengetriebe (15) in Verbindung stehen. Der erste Elektromotor (11) ist ein Teil der Radachseinheit (7) und über eine erste Motorgetriebestufe (21) mit der ersten Koppelwelle (17) eines vierwelligen Überlagerungsgetriebes (16) mit kinematischem Freiheitsgrad (2) verbunden, das noch eine zweite, dritte und vierte Koppelwelle (18, 19, 20) aufweist, wobei die zweite Koppelwelle (18) mit der zweiten Zwischenwelle (6) in Verbindung steht und wobei die dritte Koppelwelle (19) mit der Radachswelle (9) verbunden ist und wobei die vierte Koppelwelle (20) über einen ersten Freilauf (26) mit einem am Fahrzeugrahmen (25) befestigten Abstützelement (24) verbindbar ist.

Description

Modulares Antriebssystem
Die Erfindung betrifft ein modulares Antriebssystem, vorzugsweise für teilelektrisch angetriebene Kleinfahrzeuge, mit einer von Personen mit Muskelkraft angetriebenen Pedaleinheit und einer an einer angetriebenen Fahrzeugachse oder einem angetriebenen Rad angeordneten Radachseinheit und mit einer Batterie als Speicher elektrischer Energie und einem damit über einen Gleichstromzwischenkreis verbun- denen Umrichtersystem zur Ansteuerung mindestens eines ersten Elektromotors, wobei die Pedaleinheit eine Tretkurbelwelle direkt oder über ein Pedalgetriebesystem mit einer ersten Zwischenwelle verbindbar macht, und wobei die Radachseinheit eine zweite Zwischenwelle direkt oder über ein Radachsgetriebesystem mit einer Radachswelle verbindet, die direkt oder über weitere Getriebestufen, wie z.B. einen Endantrieb mit Differenzial, das Fahrzeug antreibt, und wobei die erste Zwischenwelle und die zweite Zwischenwelle über ein Zwischengetriebe in Verbindung stehen.
Modulare Antriebssysteme nach diesem Oberbegriff sind in großer Zahl aus dem Stand der Technik bekannt. In der US 425,390 aus 1890 ist schon ein sehr einfaches Äntriebssystem dieser Art für Fahrräder mit angetriebenem Hinterrad beschrieben. In den Fig. 3 bis 5 ist darin eine Pedaleinheit gezeigt, die die Tretkurbelwelle mittels eines Pedalgetriebesystems mit der Zwischenwelle verbindet. Das Pedalgetriebesystem weist eine Hohlwelle auf, die axial verschieblich über eine Keilwellenverbindung mit der Tretkurbelwelle verbunden ist und über Federkraft eine darauf befestigte Kegelscheibe eines ersten Kegelscheibenpaares gegen die andere Kegelscheibe drückt, die drehfest mit der Tretkurbelwelle verbunden ist. Die erste Zwischenwelle ist über ein Zwischen- getriebe in Form einer Umschlingungsgetriebestufe mit einem Keilriemen mit der zweiten Zwischenwelle verbunden, die ein zweites Kegelscheibenpaar trägt. Die zweite Zwischenwelle mit dem zweiten Kegelscheibenpaar ist nach Fig. 6 direkt mit der Radachswelle verbunden, die das Hinterrad antreibt. Das in diesem alten Stand der Technik dargestellte Umschlingungsgetriebe ermöglicht schon eine stufenlose Verstellung der Übersetzung zwischen Tretkurbelwelle und Radachswelle.
In Kleinfahrzeugen, die von Personen mit Muskelkraft angetrieben werden, haben diese Personen sehr individuell bevorzugte Tretkurbelfrequenzen, um abhängig von Fahrwiderstand und Geschwindigkeit die geforderten Leistungen ausdauernd aufbringen zu können. Um diese bevorzugten Tretkurbelfrequenzen möglichst genau mit den verschiedenen Fahrgeschwindigkeiten koppeln zu können, wurden dann bald für solche Kleinfahrzeuge Getriebe mit variablen Übersetzungen in einem größeren Stellbereich nötig. Diese wurden entweder in die Radachseinheit integriert oder in das Zwischengetriebe, das die erste und die zweite Zwischenwelle verbindet. In der DE19720796B4 ist so ein Radachsgetriebesystem mit 14 Gängen beschrieben. In der US 4,121 ,474 ist ein vielgängiges Kettenschaltgetriebe als Zwischengetriebe beschrieben. Aus der DE102010051727A1 ist auch ein Pedalgetriebesystem mit vielen Gängen bekannt.
Seit etwas mehr als zehn Jahren werden in den Antriebssystemen für pedalgetriebene Kleinfahrzeuge elektrische Teilantriebe mit einer Batterie, einem Umrichter und einem Elektromotor verbaut, um die antreibenden Personen bei Steigungsfahrten, bei hohen Beschleunigungen oder beim Transport schwerer Güter zu entlasten. Dazu gibt es mittlerweile Lösungen mit Elektromotoren, die in der Pedaleinheit verbaut sind (DE 102012103355 A1), und auch Lösungen mit Elektromotoren, die in der Radachs- einheit verbaut sind (CN 106100218 A). Ein Elektromotor in der Radachseinheit bietet die Möglichkeit, beim Abbremsen des Fahrzeugs mit einem Teil der Bremsleistung die Batterie zu laden und damit die elektrische Reichweite eines damit angetriebenen Fahrzeugs zu erhöhen.
Bei der Integration von Elektromotoren in die oben beschriebenen modularen Antriebsstränge ist zu beachten, dass die Tretkurbelwellen meist mit Drehzahlen von 50/min bis 100/min betrieben werden. Kleine Elektromotoren mit Dauer- und Spitzenleistungen von 250W bzw. 500W erreichen diese Leistungen erst ab Drehzahlen von z.B. 1000/min. Die Radachswellen drehen je nach Reifengrößen bei einer Fahrzeuggeschwindigkeit von 25 km/h mit Drehzahlen zwischen 190/min und 260/min. Es sind also große Übersetzungen zwischen den Rotoren der Elektromotoren und den anderen Wellen des Antriebssystems nötig. Dafür sind dann Getriebesysteme mit möglichst wenigen Verlustquellen wie Lagerungen und Zahneingriffen, etc. vorteilhaft.
Seit kurzen gibt es auch Vorschläge für solche modularen Antriebssysteme mit zwei Elektromotoren, die über ein mindestens dreiwelliges Überlagerungsgetriebe, meist in Form einer Planetenradstufe oder mehrerer gekoppelter Planetenradstufen, Zusammenwirken und dann ein stufenlos elektrisch leistungsverzweigendes Getriebe bilden. In den Schriften DE102018001795A1, US 9,254,890 B2, WO 2020/240094 A1, DE102018217093A1 sind solche Systeme beschrieben, bei denen diese beiden Elektromotoren Teile der Pedaleinheit sind, in der EP 1642820 B1 ist so ein Antriebssystem mit zwei Elektromotoren beschrieben, die dort als Teile der Radachseinheit sind. Der Vorteil dieser Antriebssysteme mit zwei Elektromotoren liegt darin, dass der elektrische Teilantrieb zum einen die elektrische Unterstützungsfunktion über-nimmt, zum anderen aber auch eine stufenlose Einstellung der Drehzahlübersetzung zwischen Tretkurbelwelle und Radachswelle. Dadurch kann er andere Teile der Getriebesysteme zur Darstellung vieler Getriebeübersetzungen ersetzen. Zwei Elektromotoren im Pedal- oder im Radachsgetriebesystem führen aber zu körperlich großen und schweren Pedaleinheiten bzw. Radachseinheiten. In der Pedaleinheit verbaut dürfen die beiden Elektromotoren zudem derzeit nicht zur Energierekuperation benutzt werden.
In elektrisch leistungsverzweigenden Getrieben der oben beschriebenen Art wirkt ohne Unterstützungsleistung von der Batterie ein Elektromotor als Motor und der andere als Generator. Die Unterstützungsleistung aus der Batterie kann je nach Systemauslegung über den einen oder den anderen Elektromotor ins System eingespeist werden. Für einen optimalen Systemnutzen wäre es hier vorteilhaft, wenn im Hauptgeschwindig- keitsbereich von z.B. 12 km/h bis 25 km/h beide Elektromotoren Unterstützungs- leistung zur Radachswelle übertragen können.
Auf Basis der Würdigung dieses Standes der Technik liegt dieser Erfindung folgende Aufgabenstellung zugrunde. Es soll eine Lösung für ein modulares Antriebssystem mit einem stufenlos elektrisch leistungsverzweigenden Getriebesystem gefunden werden, bei dem mindestens ein Elektromotor in der Radachseinheit sitzt und dort auch teilelektrisch bremsen kann. Wenn das Antriebssystem mehr als einen Elektromotor aufweist, sollen im Hauptgeschwindigkeitsbereich mindestens zwei Elektromotoren Unterstützungsleistung zur Radachswelle des Fahrzeugs übertragen. Im teil- elektrischen Leistungspfad sollen möglichst wenige Getriebestufen verbaut sein, um einen möglichst hohen Wirkungsgrad und eine geringe Baugröße zu erreichen. Die Pedaleinheit und die Radachseinheit sollen möglichst wenige einzelne Gehäuseteile und Gehäusedeckel aufweisen, um die zu dichtenden Gehäuseflächen zu minimieren. Und dabei soll natürlich auch die Montage einfach sein. Außerdem sollen sich die Module des modularen Antriebssystems möglichst einfach an verschiedene Kleinfahrzeuge und unterschiedliche Lastkollektive für diese Kleinfahrzeuge anpassen lassen.
Erfindungsgemäß werden diese Aufgaben nach den kennzeichnenden Teilen der Ansprüche gelöst.
Nach dem Hauptanspruch der Erfindung besteht die Hauptinnovation darin, dass der erste Elektromotor ein Teil der Radachseinheit ist und über eine erste Motorgetriebestufe mit der ersten Koppelwelle eines vierwelligen Überlagerungs- getriebes mit kinematischem Freiheitsgrad 2 verbunden ist, das noch eine zweite Koppelwelle, eine dritte Koppelwelle und eine vierte Koppelwelle aufweist, wobei die zweite Koppelwelle direkt oder über einen weitere Getriebestufe mit der zweiten Zwischenwelle verbunden ist und wobei die dritte Koppelwelle mit der Radachswelle verbunden ist und wobei die vierte Koppelwelle über einen ersten Freilauf mit einem Abstützelement verbindbar ist, das seinerseits fest mit dem Fahrzeugrahmen in Verbindung steht, und wobei der erste Freilauf für die vierte Koppelwelle nur Drehzahlen mit dem Vorzeichen zulässt das die Drehzahlen an der dritten Koppelwelle bei Vorwärtsfahrt des Kleinfahrzeugs aufweisen.
In weiterer Ausgestaltung der Erfindung ist zudem nach dem zweiten Anspruch vorgesehen, dass dass in dem vierwelligen Überlagerungsgetriebe das Verhältnis der Differenz der Drehzahlen der zweiten Koppelwelle und der dritten Koppelwelle zur Differenz der Drehzahlen der vierten Koppelwelle und der dritten Koppelwelle negativ ist und dass das Verhältnis der Differenz der Drehzahlen der zweiten Koppelwelle und der vierten Koppelwelle zur Differenz der Drehzahlen der ersten Koppelwelle und der vierten Koppelwelle ebenfalls negativ ist.
Ein vierwelliges Überlagerungsgetriebe mit kinematischem Freiheitsgrad 2 nach dem ersten Anspruch mit der Detailauslegung nach dem zweiten Anspruch bewirkt vorteilhaft, dass das Fahrzeug auch allein von der zweiten Zwischenwelle aus mit einer mechanischen Übersetzung größer als 1=1 vorwärts angetrieben werden kann. Ein Reaktionsdrehmoment wird dann an der vierten Koppelwelle über den ersten Freilauf gegenüber dem Fahrzeugrahmen abgestützt. Zusätzlich kann dann auch noch der erste Elektromotor unabhängig vom Drehmoment an der zweiten Zwischenwelle das Fahrzeug vorwärts antreiben. Dann wird noch eine weiteres Reaktionsdrehmoment über den ersten Freiiauf am Fahrzeugrahmen abgestützt Dieser Aufbau der Überiagerungsgetriebes im Radachsgetriebesystem ermöglicht somit große Fahrzeug- antriebsdrehmomente bei relativ kleinen Drehmomenten am ersten Elektromotor und an der zweiten Zwischenwelle.
An diesen Anfahrzustand für höchste Zugkräfte am Fahrzeug knüpft ein Fahrbereich mit stufenloser Einstellung der Übersetzung zwischen der zweiten Zwischenwelle und der Radachswelle an. Das Radachsgetriebesystem kann dann so ausgelegt werden, dass bei mittleren Fahrgeschwindigkeiten alle Koppelwellen der Überlagerungs- getriebes gleich schnell drehen. Dann wird das Fahrzeug zu einem Teil (35% bis 65%) positiv von der zweiten Zwischenwelle aus angetrieben und zu dem ergänzenden Teil positiv vom ersten Elektromotor. Zu höheren Fahrgeschwindigkeiten hin steigt dann der Anteil der Antriebsleistung, die der erste Elektromotor beisteuert. Da die Fahrzeugleistung mit zunehmender Geschwindigkeit steigt, steigt die erforderliche Antriebsleistung an der zweiten Zwischenwelle nur noch wenig.
Für eine sehr kompakte Ausgestaltung des Überlagerungsgetriebes ist nach dem dritten Anspruch vorgesehen, dass das vierwellige Überlagerungsgetriebe als Ravigneaux-Planetenradsatz aufgebaut ist mit einem Rav-Hohlrad an der vierten Koppelwelle, einem ersten Rav-Sonnenrad an der ersten Koppelwelle, einem zweiten Rav-Sonnenrad an der zweiten Koppelwelle und einem Rav-Planetenträger an der dritten Koppelwelle, wobei der Rav-Planetenträger erste Rav-Planetenräder und zweite Rav-, Planetenräder trägt, von denen die zweiten Rav-Planetenräder gleichzeitig mit dem Rav-Hohlrad und dem zweiten Rav-Sonnenrad und den ersten Rav- Planetenrädern in Eingriff stehen, und wobei die ersten Rav-Planetenräder zusätzlich noch mit dem ersten Rav-Sonnenrad in Eingriff stehen.
In dieser Auslegung treibt der erste Elektromotor über die erste Motorgetriebestufe das erste Rav-Sonnenrad und die zweite Zwischenwelle das zweite Rav-Sonnenrad. Wenn der erste Freilauf offen ist und das Rav-Hohlrad ohne Drehmoment frei rotiert, addieren sich die beiden Rav-Sonnenraddrehmomente bis auf kleine Verlustdrehmomente zum Abtriebsdrehmoment am Rav-Planetenträger. Diese Ausgestaltung des Überlagerungsgetriebes ist insbesondere für Kleinfahrzeuge mit einer angetriebenen Achse vorteilhaft, die über ein Differenzial und ein weitere Getriebestufe mit dem Rav-Planetenträger verbunden ist.
Wenn nur ein Rad eines Fahrzeugs angetrieben werden soll, ist alternativ dazu nach dem vierten Anspruch eine andere vorteilhafte Ausgestaltung des vierwelligen Überlagerungsgetriebe möglich, bei der das vierwellige Überlagerungsgetriebe aus einer dreiwelligen ersten Koppel-Planetenradstufe mit einfachen Planetenrädern und einer dreiwelligen zweiten Koppel-Planetenradstufe mit einfachen Planetenrädern aufgebaut ist, wobei die erste Koppelplanetenradstufe ein erstes Koppel-Sonnenrad aufweist, das mit der zweiten Koppelwelle verbunden ist, und einen ersten Koppel- Planetenträger aufweist, der mit der dritten Koppelwelle verbunden ist, und ein erstes Koppelhohlrad aufweist, das mit der vierten Koppelwelle verbunden ist, und wobei die zweite Koppel-Planetenradstufe ein zweites Koppel-Sonnenrad aufweist, das ebenfalls mit der zweiten Koppelwelle verbunden ist, und einen zweiten Koppel-Planetenträger aufweist, der ebenfalls mit der vierten Koppelwelle verbunden ist, und ein zweites Koppelhohlrad aufweist, das mit der ersten Koppelwelle verbunden ist.
In dieser Ausführungsvariante des vierwelligen Überlagerungsgetriebes kann die vierte Koppelwelle über den ersten Freilauf auch in einfacher Weise mit einem innenliegenden Abstützelement verbunden werden, das seinerseits fest mit dem Fahrzeugrahmen in Verbindung steht. Das ist dann besonders vorteilhaft, wenn das angetriebene Rad direkt auf einer außen laufenden, das Überlagerungsgetriebe umfassenden Radachswelle sitzt, die von der dritten Koppelwelle am ersten Koppel- Planetenträger angetrieben wird.
Nach dem fünften Anspruch wird diese Ausgestaltung noch weiter dadurch präzisiert, dass die zwei Koppel-Sonnenräder Teile einer gemeinsamen, in einem Prozess hergestellten Verzahnung sind, und dass die beiden Koppelhohlräder ebenfalls gleiche Verzahnungsdaten aufweisen. Die konstruktive Umsetzung dieser Ausführungsvariante wird dadurch erheblich einfacher und kostengünstiger, als wenn die beiden Koppel- Sonnenräder und die beiden Koppel-Hohlräder jeweils unterschiedliche Verzahnungs- geometrien hätten. Das in den ersten vier Ansprüchen beschriebene Antriebssystem bietet bereits eine stufenlose Übersetzungseinstellung zwischen der zweiten Zwischenwelle und der Radachswelle. Der erste Elektromotor bezieht seine Leistung dabei aber immer aus der Batterie.
Für eine Leistungsübertragung ohne Nutzung einer Batterie ist ein zweiter Elektromotor nötig, so dass dann ein elektrischer Leistungsfluss zwischen einem Elektromotor im Motorbetrieb und einem Elektromotor im Generatorbetrieb möglich wird. Die Batterie kann dann für die Bereitstellung einer Unterstützungsleistung oder zur Aufnahme einer Bremsleistung reserviert werden.
Zur Erweiterung des bisher beschriebenen modularen Antriebssystems ist nach dem sechsten Anspruch vorgesehen, dass die Pedaleinheit einen zweiten Elektromotor aufweist, der über eine zweite Motorgetriebestufe auf die erste Zwischenwelle wirkt.
Durch diese Ergänzung der Pedaleinheit summieren sich die Leistungen von der Tretkurbelwelle und vom zweiten Elektromotor auf der ersten Zwischenwelle, die von dort über das Zwischengetriebe zur zweiten Zwischenwelle übertragen wird. In dieser Anordnung ist es nun auch möglich, dass der zweite Elektromotor als Generator wirkt und einen Teil der Tretkurbelleistung abzweigt und über das Umrichtersystem zum ersten Elektromotor schickt. So entsteht ein klassisches leistungsverzweigendes Antriebssystem mit elektrischem Teilgetriebe, das auch ohne angeschlossene Batterie funktioniert.
Als Alternative zum Einbau eines zweiten Elektromotors in die Pedaleinheit ist nach dem siebten Anspruch vorgesehen, dass die Radachseinheit einen dritten Elektromotor aufweist, der über eine dritte Motorgetriebestufe auf die zweite Zwischenwelle wirkt. Diese Anbindung ist physikalisch gleichwertig mit der Ausgestaltung der Erfindung nach dem sechsten Anspruch. Für Fahrzeuge mit einer angetriebenen Achse und damit mehr Platz für die Radachseinheit kann es aber bzgl. Bauraum und Gewicht vorteilhaft sein, den zum ersten Elektromotor zusätzlichen Elektromotor in der Radachseinheit unterzubringen.
Nach dem achten Anspruch ist dann noch vorgesehen, dass die Pedaleinheit einen zweiten Elektromotor aufweist, der über eine zweite Motorgetriebestufe auf die erste Zwischenwelle wirkt und dass die Radachseinheit einen dritten Elektromotor aufweist, der über eine dritte Motorgetriebestufe auf die zweite Zwischenwelie wirkt.
In dieser Ausgestaltungsvariante des modularen Antriebssystems kann man auf ein mechanisches Zwischengetriebe zwischen der ersten und der zweiten Zwischenwelle verzichten. Der zweite Elektromotor an der Pedaleinheit und der dritte Elektromotor an der Radachseinheit bilden zusammen mit dem Umrichtersystem ein stufenlos elektrisches Zwischengetriebe zwischen der ersten und der zweiten Zwischenwelle. So eine Lösung ist insbesondere für solche Kleinfahrzeuge interessant, bei denen mehrere Personen über mehrere Pedaleinheiten das Fahrzeug antreiben oder bei denen die Pedaleinheiten größere Abstände zu der Radachseinheit haben. In solchen Fällen bauen mehrere elektrische Zwischengetriebe kleiner und leichter als mehrere mechanische Zwischengetriebe.
In einem modularen Antriebssystem mit einem zweiten Elektromotor in der Pedaleinheit und einer Radachseinheit in einer der o.a. Ausgestaltungsvarianten ist es sinnvoll, das Pedaigetriebesystem in der Pedaleinheit so auszugestalten, dass der Hauptleistungsfluss über möglichst wenig Getriebestufen führt. In teilelektrisch betriebenen Kleinfahrzeugen überwiegt zunehmend der elektrische Leistungsanteil. Deshalb wäre es vorteilhaft, wenn das Pedalgetriebesystem nur eine Getriebestufe zwischen dem zweiten Elektromotor und der ersten Zwischenwelle aufweist.
Um das zu erreichen, ist nach dem neunten Anspruch vorgesehen, dass die zweite Motorgetriebestufe eine einstufige Winkelgetriebestufe mit einem Winkelgetrieberitzel und einem Winkelgetrieberad ist, wobei das Winkelgetrieberitzel mit dem Rotor des zweiten Elektromotors verbunden ist und wobei das Winkelgetrieberad mit der ersten Zwischenwelle verbunden ist.
Mit so einem Wnkelgetriebe lassen sich leicht Übersetzungen zwischen der Rotorwelle des zweiten Elektromotors und der ersten Zwischenwelle im Bereich i=7 bis i=10 realisieren.
Dann fehlt aber noch eine Übersetzung zwischen der Tretkurbelwelle und der ersten Zwischenwelle, damit bei den bevorzugten Tretkurbelfrequenzen der zweite Elektromotor in einem Drehzahlbereich laufen kann, bei dem er seine Spitzenleistungen erreicht.
Um das zu erreichen, ist nach dem zehnten Anspruch vorgesehen, dass das Pedalgetriebesystem eine dreiwellige Antriebs-Planetenradstufe aufweist mit einem Antriebs-Planetenträger, der mit der Tretkurbelwelle verbunden ist, mit einem Antriebs- Hohlrad, das über einen Drehmoment-Messflansch mit dem Gehäuse der Pedaleinheit verbunden ist, und mit einem Antriebs-Sonnenrad, das über einen zweiten Freilauf mit der ersten Zwischenwelle in der Art verbindbar ist, dass die Drehzahl des Antriebs- Sonnenrades betragsmäßig nur kleiner als die Drehzahl der ersten Zwischenwelle sein kann.
Die dreiwellige Antriebs- Planetenradstufe hat hier den Vorteil, dass das mit dem Gehäuse der Pedaleinheit verbundene Antriebs-Hohlrad ein zum Tretkurbeldreh- moment proportionales Abstützdrehmoment zum Gehäuse überträgt. Das Tretkurbel- drehmoment kann somit aus einer Belastungsmessung an einem nicht rotierenden Bauteil sehr einfach und sehr genau bestimmt werden. Der zweite Freilauf ist aber auch deshalb wichtig, damit die Tretkurbel nicht mitdrehen muss, wenn der zweite Elektromotor in bestimmten Betriebssituationen das Fahrzeug allein oder zusammen mit anderen Elektromotoren treibt.
Die Erfindung ist nicht nur auf die Merkmale ihrer Ansprüche beschränkt. Denkbar und vorgesehen sind auch Kombinationsmöglichkeiten einzelner Anspruchsmerkmale und Kombinationsmöglichkeiten einzelner Anspruchsmerkmale mit dem in den Vorteils- angaben und zu den Ausgestaltungsbeispielen Offenbarten.
Die Erfindung bezieht sich insbesondere auch auf nach dem Stand der Technik gleichwirkende Lösungen. So sind zum Beispiel für die Motorgetriebestufen Planetenradstufen, Stirnradstufen oder Winkelgetriebestufen vorgesehen, je nach verfügbarem Bauraum in der Anwendung dieser Erfindung. Freiläufe können reibschlüssige Klemmkörper-, Klemmrollen- oder auch formschlüssige Freiläufe sein. Kugellager für eine gekoppelte Abstützung von Radial- und Axialkräften sind auch durch eine Kombination eines reinen Radiallagers und eines Axiallagers ersetzbar. Wälzlager sind durch Gleitlager ersetzbar und umgekehrt. In den Figuren sind mehrere Ausführungsbeispiele des erfindungsgemäßen modularen Antriebssystems mit einem, zwei oder drei Elektromotoren und verschiedenen Pedal- und Radachsgetriebesystemen dargestellt, und zwar in Anordnungs-Grafiken bzgl. des physikalischen Zusammenwirkens der Elemente, in einem prinzipiellen Drehzahlplan zu den Drehzahlbeziehungen im Überlagerungsgetriebe, in Strukturbildern, die die Art und Anordnungen der einzelnen Elektromotoren, Getriebestufen und Freiläufe erläutern, sowie in 2D-Konstruktionsentwürfen. Dabei zeigen:
Fig. 1 eine Anordnungsgrafik zu einer grundlegenden ersten Ausführungsvariante des erfindungsgemäßen modularen Antriebssystems mit nur einem ersten Elektromotor in der Radachseinheit,
Fig. 2 eine Erweiterung der Anordnungsgrafik nach Fig. 1 um einen weiteren Elektromotor in der Pedaleinheit, der hier als zweiter Elektromotor bezeichnet ist, für eine zweite Ausführungsvariante,
Fig. 3 eine Erweiterung der Anordnungsgrafik nach Fig. 1 um einen weiteren Elektromotor in der Radachseinheit, der hier als dritter Elektromotor bezeichnet ist, für eine dritte Ausführungsvariante,
Fig. 4 eine Erweiterung der Anordnungsgrafik nach Fig. 2 mit schon zwei Elektromotoren um den dritten Elektromotor in der Radachseinheit, für eine vierte Ausführungsvariante,
Fig. 5 einen Drehzahlplan zur Verdeutlichung der linearen Drehzahlbeziehungen in dem vierwelligen Überlagerungsgetriebe und zur Umsetzung dieser physikalischen Zusammenhänge in zwei konstruktive Detailausführungen für das Überlagerungsgetriebe,
Fig. 6 ein Strukturbild zu der Anordnungsgrafik nach Fig. 2, das die Art und die räumliche Anordnung der Elektromotoren sowie der Getriebestufen und Freiläufe offenbart,
Fig. 7 ein vergleichbares Strukturbild zu der Anordnungsgrafik nach Fig. 3,
Fig. 8 ein vergleichbares Strukturbild zu der Anordnungsgrafik nach Fig. 4,
Fig. 9 ein 2D-Konstruktionsentwurf für die Ausführungsvariante nach Fig. 6,
Fig. 10 ein 2D-Konstruktionsentwurf für die Ausführungsvariante nach Fig. 8.
Fig. 1 zeigt eine Anordnungsgrafik der antriebstechnischen Elemente einer grund- legenden ersten Ausführungsvariante des erfindungsgemäßen modularen Antriebs- systems 1. In der Reihenfolge von oben nach unten sieht man in dieser Figur die Pedaleinheit 2, darunter das Zwischengetriebe 15, darunter die Radachseinheit 7, darunter das Umrichtersystem 10 für einen oder mehrere Elektromotoren und darunter die Batterie 14.
In der Pedaleinheit 2 ist die Tretkurbelwelle 3 gelagert und über das Pedalgetriebe- system 4 mit der Antriebs-Planetenradstufe 50 und dem zweiten Freilauf 27 mit der ersten Zwischenwelle mit einer festen Übersetzung verbindbar. Die erste Zwischenwelle 5 ist über das Zwischengetriebe 15 mit der zweiten Zwischenwelle 6 verbunden. In der Radachseinheit 7 stellt im Radachsgetriebesystem 8 das vierwellige Überlagerungsgetriebe 16 die zentrale Funktionseinheit dar. Das Überlagerungs- getriebe 16 koppelt die erste Koppelwelle 17, die zweite Koppelwelle 18, die dritte Koppelwelle 19 und die vierte Koppelwelle 20. Ein erster Elektromotor 11 regelt über eine erste Motorgetriebestufe 21 die Drehzahl der ersten Koppelwelle 17. Die zweite Koppelwelle 18 ist direkt oder über weitere Getriebestufen im Radachsgetriebe- system 8 mit der zweiten Zwischenwelle 6 verbunden. Somit wird über mehrere Getriebestufen die Drehzahl der zweiten Koppelwelle 18 über die Drehzahl der Tretkurbelwelle 3 festgelegt. Die dritte Koppelwelle 19 ist mit der Radachswelle 9 verbunden und treibt direkt oder über weitere Getriebestufen, wie z.B. einen Endantrieb mit Differenzial 28, das Fahrzeug. Die vierte Koppelwelle 20 kann sich mit seinem Drehmoment über einen ersten Freilauf 26 am einem Abstützelement 24 abstützen, das mit dem Fahrzeugrahmen 25 verbunden ist.
Das vierwellige Überlagerungsgetriebe 16 hat einen kinematischen Freiheitsgrad 2. Das bedeutet, dass an zwei der vier Koppelwellen die Drehzahlen vorgegeben werden müssen, damit die Drehzahlen aller vier Koppelwellen eindeutig definiert sind. Dies ist z.B. bei Vorgabe der Drehzahl an der ersten Koppelwelle 17 durch den ersten Elektromotor 11 und an der zweiten Koppelwelle 18 durch die Tretkurbelwelle 3 der Fall. Dies ist aber auch bei Vorgabe der Drehzahl 0 an der vierten Koppelwelle 20 durch den ersten Freilauf 26 und an der zweiten Koppelwelle 18 durch die Tretkurbelwelle 3 der Fall. Auf diese Drehzahlbeziehungen wird später noch genauer eingegangen.
In Fig. 2 ist eine gegenüber Fig. 1 leicht erweiterte Anordnungsgrafik der antriebs- technischen Elemente einer zweiten Ausführungsvariante des erfindungsgemäßen modularen Antriebssystems 1 gezeigt. Die Pedaleinheit 2 weist nun einen weiteren Elektromotor auf, der hier als zweiter Elektromotor 12 bezeichnet ist und der über eine zweite Motorgetriebestufe 22 auf die erste Zwischenwelle 5 wirkt. Wenn die Tretkurbelwelle 3 das Fahrzeug antreibt und dann auch der zweite Freilauf 27 geschlossen ist, kann dieser zweite Elektromotor 12 zu der Antriebsleistung von der Tretkurbelwelle 3 eine Unterstützungsleistung addieren. Er könnte aber auch in einem generatorischen Betrieb von der Antriebsleistung von der Tretkurbelwelle 3 eine Teilleistung abzweigen und diese über das Umrichtersystem 10 zum ersten Elektromotor 11 oder auch zur Batterie 14 schicken.
In Fig. 3 ist ebenfalls eine gegenüber Fig. 1 leicht erweiterte Anordnungsgrafik der antriebstechnischen Elemente einer dritten Ausführungsvariante des erfindungs- gemäßen modularen Antriebssystems 1 gezeigt. Die Radachseinheit 7 weist nun einen weiteren Elektromotor auf, der hier als dritter Elektromotor 13 bezeichnet ist und der über eine dritte Motorgetriebestufe 23 auf die zweite Zwischenwelle 6 wirkt. Wenn die Tretkurbelwelle 3 das Fahrzeug antreibt und dann auch der zweite Freilauf 27 geschlossen ist, kann auch dieser dritte Elektromotor 13 zu der Antriebsleistung von der Tretkurbelwelle 3, die in diesem Fall von der ersten Zwischenwelle 5 über das Zwischengetriebe 15 zur zweiten Zwischenwelle 6 übertragen wurde, eine Unterstützungsleistung addieren. Er könnte aber auch in einem generatorischen Betrieb von der Antriebsleistung von der Tretkurbelwelle 3 eine Teilleistung abzweigen und diese wieder über das Umrichtersystem 10 zum ersten Elektromotor 11 oder auch zur Batterie 14 schicken.
In Fig. 4 ist dann noch eine vierte Anordnungsgrafik der antriebstechnischen Elemente einer vierten Ausführungsvariante des erfindungsgemäßen modularen Antriebs- systems 1 gezeigt. Diese Ausführungsvariante weist drei Elektromotoren auf, den ersten Elektromotor 11, der in der Radachseinheit 7 die erste Koppelwelle 17 antreibt, den dritten Elektromotor 13, der ebenfalls in der Radachseinheit 7 sitzt und dort über die dritte Motorgetriebestufe 23 und die zweite Zwischenwelle 6 die zweite Koppelwelle 18 antreibt und den zweiten Elektromotor 12, der in der Pedaleinheit 2 sitzt und dort von der Tretkurbelwelle 3 über die erste Zwischenwelle 5 und die zweite Motorgetriebestufe 22 angetrieben wird und generatorisch die Antriebsleistung von der Tretkurbelwelle 3 zum Umrichtersystem 10 leitet, von wo sie in von der Systemregelung zu definierenden Anteilen zu den beiden anderen Elektromotoren 11 und 13 und zur Batterie 14 geleitet wird. Das Zwischengetriebe 15 zwischen der ersten Zwischenwelle 5 und der zweiten Zwischenwelle 6 ist in dieser Ausführungsvariante im Wesentlichen ein elektrisches Getriebe zwischen dem zweiten Elektromotor 12 und dem dritten Elektromotor 13. So eine Ausführungsvariante ist insbesondere für solche Kleinfahrzeuge interessant, bei denen die Pedaleinheit 2 und die Radachseinheit 7 so weit auseinander liegen, dass ein mechanisches Zwischengetriebe 15 zu komplex, zu groß und zu schwer würde. Das wäre zum Beispiel auch in Kleinfahrzeugen der Fall, bei denen mehrere Personen über mehrere Pedaleinheiten 2 das Fahrzeug zusammen oder abwechselnd antreiben.
In Fig. 5 ist ein sogenanntes Drehzahlleiterdiagramm für die vier Drehzahlen der vier Koppelwellen 17, 18, 19, 20 dargestellt. Zu jeder Koppelwelle gehört eine Drehzahl- leiter, auf der nach oben hin die Drehzahl dieser Koppelwelle in jedem Betriebspunkt dargestellt werden kann, und zwar auf allen Drehzahlleitern in der gleichen Skalierung. Die Abstände zwischen den Drehzahlleitern ergeben sich aus den linearen Drehzahlbeziehungen zwischen den Wellen des Überlagerungsgetriebes, die sich bei Ausführungen mit Zahnrädern aus den Zähnezahl-Verhältnissen ergeben.
Ein wesentliches Merkmal dieser Erfindung betrifft die Drehzahldifferenz-Verhältnisse im vierwelligen Überlagerungsgetriebe 16. Diese werden durch die Bedingungen
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beschrieben. Dadurch wird eindeutig definiert, welche Drehzahlleiter neben welcher anderen Drehzahlleiter liegt. In Fig. 5 liegt die Drehzahlleiter der ersten Koppelwelle 17 ganz links. Von links nach rechts folgen dann die Drehzahl leitern der vierten Koppelwelle 20, dann der dritten Koppelwelle 19 und ganz rechts die der zweiten Koppelwelle 18.
In diesem Drehzahlleiterdiagramm sind auch noch drei beispielshafte kinematische Betriebszustände 31 , 32 und 33 durch gestrichelte Linien dargestellt. Für den Betriebszustand 32 ist klar erkennbar, dass die Drehzahldifferenz (n18-n19) > 0 und die Drehzahldifferenz (n20-n19) < 0 ist. Das Verhältnis dieser beiden Drehzahldifferenzen ist dann negativ. Es ist ebenfalls zu erkennen, dass die Drehzahldifferenz (n18-n20) > 0 und die Drehzahldifferenz (n17-n20) < 0 ist. Auch das Verhältnis dieser beiden Drehzahl- differenzen ist dann negativ. Für den Betriebspunkt 33 sind die Vorzeichen der entsprechenden Drehzahldifferenzen genau umgekehrt. Die Verhältnisse dieser Drehzahidifferenzen sind aber auch im Betriebszustand 33 negativ.
Der Betriebszustand 31 gehört zum Stillstand des Fahrzeugs, also auch zum Stillstand der dritten Koppelwelle 19, bei dem dann zusätzlich auch alle anderen Koppelwellen stillstehen.
Im Betriebszustand 32 treibt die Tretkurbelwelle 3 über die erste Zwischenwelle 5, das Zwischengetriebe 15 und die zweite Zwischenwelle 6 die zweite Koppelwelle 18 mit einer bestimmten Drehzahl. Der Fahrwiderstand will das Fahrzeug abbremsen und drückt die vierte Koppelwelle 20 über den ersten Freilauf 26 gegen das Abstützelemente 24. In diesem Betriebszustand gibt es dann eine feste Übersetzung zwischen der zweiten Koppelwelle 18 und der dritten Koppelwelle 19. Es gibt dann aber auch eine feste Übersetzung zwischen der ersten Koppelwelle 17 und der dritten Koppelwelle 19. In diesem Betriebszustand können dann die Tretkurbelwelle 3 und der erste Elektromotor gemeinsam und mit individuellen Drehmomenten das Fahrzeug mit höchsten Drehmomenten an der Radachswelle 9 antreiben. In einem ersten Fahrbereich zwischen den Betriebszuständen 31 und 32 kann man somit das Fahrzeug mit höchsten Drehmomenten und konstanten Drehzahlverhältnissen zwischen allen Koppelwellen antreiben, bis z.B. an der Tretkurbelwelle 3 eine Zieldrehzahl vorliegt.
An den ersten Fahrbereich schließt sich ein zweiter Fahrbereich zwischen den Betriebszuständen 32 und 33 an. Mit steigender Fahrzeuggeschwindigkeit bzw. Dreh- zahl an der dritten Koppelwelle 19 steigt die Drehzahl an der zweiten Koppelwelle 18, weil die meisten Personen eine mit der Fahrgeschwindigkeit leicht ansteigende Drehzahl an der Tretkurbel 3 bevorzugen. Die erforderliche Übersetzungsregelung erfolgt dann durch eine Drehzahlregelung des erstes Elektromotors 11, der mit konstanter Übersetzung der ersten Motorgetriebestufe 21 mit der ersten Koppelwelle 17 in Verbindung steht.
Bei rotierender vierter Koppelwelle 20 können dort über den ersten Freilauf 26 keine Drehmomente abgestützt werden. Zwischen den anderen drei Koppelwellen 17, 18 und 19 liegen dann folgende Drehmomentverhältnisse vor. An der dritten Koppelwelle 19, deren Drehzahlleiter zwischen den Drehzahlleitern der ersten Koppelwelle 17 und der zweiten Koppelwelle 18 liegt, liegt dann das betragsmäßig größte Drehmoment vor, das auch als Summendrehmoment bezeichnet wird. Die beiden Drehmomente an der ersten Koppelwelle 17 und der zweiten Koppelwelle 18 haben dann das gleiche Vorzeichen und stellen zusammen das Drehmoment an der dritten Koppelwelle 19 ins Gleichgewicht. Das Verhältnis der beiden gleichgerichteten Drehmomente an der ersten Koppelwelle 17 und der zweiten Koppelwelle 18 ergibt sich dann bis auf geringe Verlustdrehmomente aus dem umgekehrten Verhältnis der betragsmäßigen Abstände der Drehzahlleitern dieser Koppelwellen 17 und 18 zu der Drehzahlleiter der dritten Koppelwelle 19.
Aus dieser Betrachtung wird klar, dass es eine mittlere Geschwindigkeit gibt, bei der die Antriebsleistung zu 50% über die erste Koppelwelle 17 und zu 50% über die zweite Koppelwelle 18 in das Überlagerungsgetriebe eingespeist wird. Daraus wird dann auch klar, dass es bei allen Ausführungsvarianten mit zwei Elektromotoren viele solcher Betriebspunkte im Hauptnutzungsbereich des Kleinfahrzeugs gibt, bei denen beide Elektromotoren annähernd die gleiche Unterstützungsleistung aus der Batterie zum Abtrieb übertragen können.
In Fig. 5 sind auch noch zwei konstruktive Ausführungsvarianten für das vierwellige Überlagerungsgetriebe erläutert.
Zum Beispiel kann man einen Ravigneaux-Planetenradsatz 34 für so ein vierwelliges Überlagerungsgetriebe auslegen. Dann würde die erste Koppelwelle 17 ein erstes Rav- Sonnenrad 35 tragen und die zweite Koppelwelle 18 ein zweites Rav-Sonnenrad, die dritte Koppelwelle 19 einen Rav-Planetenträger und die vierte Koppelwelle 20 ein Rav- Hohlrad. Der Rav-Planetenträger 37 trägt erste Rav-Planetenräder 38 und zweite Rav- Planetenräder 39, von denen die ersten Rav-Planetenräder 38 mit dem ersten Rav- Sonnenrad 35 und den zweiten Rav-Planetenrädern 39 kämmen und von denen die zweiten Rav-Planetenräder 39 zusätzlich mit dem zweiten Rav-Sonnenrad 36 und dem Rav-Hohlrad 40 kämmen. Diese Ausführungsvariante ist dann auch wieder in den Fig. 7, 8 und 10 zu sehen.
Alternativ dazu kann man das vierwellige Überlagerungsgetriebe 10 auch aus zwei einfachen dreiwelligen Koppel-Planetenradstufen 41 und 45 aufbauen. Die erste Koppel-Planetenradstufe 41 hat ein erstes Koppel-Sonnenrad 42, das auf der zweiten Koppelwelle 18 sitzt, einen ersten Koppel-Planetenträger 43, der mit der dritten Koppelwelle 19 verbunden ist, und ein erstes Koppelhohlrad 44, das mit der vierten Koppelwelle 20 verbunden ist Die zweite Koppel-Planetenradstufe 46 hat ein zweites Koppel-Sonnenrad 46, das auch auf der zweiten Koppelwelle 18 sitzt, einen zweiten Koppel-Planetenträger 47, der mit dem ersten Koppelhohlrad 44 und der vierten Koppelwelle 20 verbunden ist, und ein zweites Koppelhohlrad 48, das mit der ersten Koppelwelle 17 verbunden ist. Diese Ausführungsvariante ist dann wieder in den Fig. 6 und 9 zu sehen.
Für das in Fig. 5 gezeigte Drehzahlleiterdiagramm gibt es je nach den Abständen zwischen den Drehzahlleitern auch noch weitere konstruktive Ausgestaltungen. So kann zum Beispiel ein modifizierter Ravigneaux-Planetenradsatz mit nur einem Sonnenrad, aber zwei Hohlrädern zum Einsatz kommen, wenn der Abstand zwischen den Drehzahlleitern der Koppelwellen 17 und 20 ungefähr so groß ist wie der Abstand zwischen den Drehzahlleitern der Koppelwellen 20 und 19. Dann sitzen das Sonnenrad auf der Koppelwelle 18, die beiden Hohlräder auf den Koppelwellen 17 und 19 und der Planetenträger auf der Koppelwelle 20.
Fig. 6 zeigt ein Strukturbild zu der Anordnungsgrafik nach Fig. 2, das die Art und die räumliche Anordnung der Elektromotoren sowie der Getriebestufen und Freiläufe für die zweite Ausführungsvariante des erfindungsgemäßen modularen Antriebssystems 1 offenbart.
Das modulare Antriebssystem 1 besteht aus einer Pedaleinheit 2 und einer Radachseinheit 7, die über ein Zwischengetriebe 15 verbunden sind. Die Pedaleinheit 2 verbindet die Tretkurbelwelle 3 über ein Pedalgetriebesystem 4 mit der ersten Zwischenwelle 5. Die Radachseinheit 7 verbindet die zweite Zwischenwelle 6 über das Radachsgetriebesystem 8 mit der Radachswelle 9. Das Zwischengetriebe 15 verbindet die erste Zwischenwelle 5 mit der zweiten Zwischenwelle 6 und ist in dieser Ausführungsvariante durch ein Umschlingungsgetriebe realisiert.
Der erste Elektromotor 11 treibt in der Radachseinheit 7 über die erste Motorgetriebe- stufe 21 die erste Koppelwelle 17 des vierwelligen Überlagerungsgetriebes 16. Die zweite Koppelwelle 18 des Überlagerungsgetriebes 16 ist hier direkt mit der zweiten Zwischenwelle 6 verbunden. Die dritte Koppelwelle 19 ist fest mit der Radachswelle 9 verbunden, die hier als Hohlwelle ausgeführt die Radachseinheit 7 wie ein drehendes Gehäuse umfasst. Die vierte Koppelwelle 20 stützt sich hier über den ersten Freilauf 26 an dem Abstützelement 24 ab, das komplett durch die hohle Radachswelle 9 hindurchgeht und auf beiden Seiten fest mit dem Fahrzeugrahmen 25 verbunden ist. Auf diesem Abstützelement 24 sind zudem mehrere Bauteile der Radachseinheit 7 gelagert.
Das Überlagerungsgetriebe 16 besteht hier aus zwei gekoppelten dreiwelligen Koppel- Planetenradstufen 41 und 45 mit einfachen Planetenrädern. Die erste Koppel- Planetenradstufe 41 hat ein erstes Koppel-Sonnenrad 42, das mit der zweiten Koppelwelle 18 verbunden ist, und einen ersten Koppel-Planetenträger 43, der mit der dritten Koppelwelle 19 verbunden ist, und ein erstes Koppelhohlrad 44, das mit der vierten Koppelwelle 20 verbunden ist. Die zweite Koppel-Planetenradstufe 45 hat ein zweites Koppel-Sonnenrad 46, das ebenfalls mit der zweiten Koppelwelle 18 verbunden ist, und einen zweiten Koppel-Planetenträger 47, der ebenfalls mit der vierten Koppelwelle 20 verbunden ist, und ein zweites Koppelhohlrad 48, das mit der ersten Koppelwelle 17 verbunden ist.
Besonders vorteilhaft ist so eine Ausgestaltung, wenn die beiden Koppel-Planeten- radstufen identische Standübersetzungen haben, und dafür dann auch noch die zwei Koppel-Sonnenräder 42 und 46 Teile einer gemeinsamen, in einem Prozess hergestellten Verzahnung sind, und dass die beiden Koppelhohlräder 44 und 48 ebenfalls in Stirnschnitt gleiche Verzahnungsdaten aufweisen.
Das Abstützelement 24 ist in dieser Ausführungsvariante nach Fig. 6 zweigeteilt ausgeführt, damit es den Stator des ersten Elektromotors 11 von beiden Seiten außen umfassen kann. Der Rotor dieses ersten Elektromotors 11 ist in dem Abstützelement 24 gelagert, um ein im Durchmesser sehr kleines Ritzel der ersten Motorgetriebestufe 21 antreiben zu können.
Die erste Motorgetriebestufe 21 ist als eine Planetenradstufe ausgeführt, deren Sonnenrad auf der Rotorwelle des ersten Elektromotors 11 sitzt, deren Hohlrad mit der ersten Koppelwelle 17 verbunden ist und deren Planetenträger auf dem Abstütz- element 24 sitzt und damit keine Drehzahl hat. Das Abstützelement 24 geht somit durch die Motorgetriebestufe 21 hindurch. Wenn es dann noch gelingt, dass das Hohlrad der Motorgetriebestufe 21 im Stirnschnitt die gleichen Verzahnungsdaten hat, wie das zweite Koppelhohlrad 48, ist auch an dieser Stelle eine sehr einfache und kostengünstige konstruktive Umsetzung möglich.
Bei einem Drehmoment von 4 Nm am ersten Elektromotor 11 und einer Übersetzung von i=7,5 in der ersten Motorgetriebestufe 21 treibt das elektrische Teilsystem die erste Koppelwelle 17 mit max. 30 Nm an. Das Überlagerungsgetriebe ist z.B. so ausgelegt, dass dann bei offenem ersten Freilauf 26 im zweiten Fahrbereich an der zweiten Koppelwelle ein Antriebsdrehmoment von ca. 47 Nm nötig ist. Daraus ergibt sich dann an der mit der dritten Koppelwelle 19 verbundenen Radachswelle 9 ein Abtriebs- drehmoment von -77 Nm. Das Reaktionsdrehmoment am Abstützelement 24 wäre dann 26 Nm.
Im ersten Fahrbereich mit geschlossenem ersten Freilauf 26 wir ein Drehmoment von 30 Nm an der ersten Koppelwelle 17 in einer Beispielauslegung mit einem Faktor von 1 ,67 erhöht zur Radachswelle übertragen. Ein Drehmoment von 47 Nm an der zweiten Koppelwelle 18 wird bei dieser Beispielauslegung mit dem Faktor 2,67 erhöht zur Radachswelle 9 übertragen. Das ergibt dann ein sehr großes Abtriebsdrehmoment an der Radachswelle von -174 Nm, das aber nur selten in extremen Fahrsituationen nötig sein wird. Das Reaktionsdrehmoment am Abstützelement 24 beträgt dann 123 Nm.
Das Drehmoment an der zweiten Koppelwelle 18 gelangt von der Pedaleinheit 2 über das Zwischengetriebe 15 dorthin. In der Pedaleinheit 2 gibt es die Tretkurbelwelle 3, auf die eine Person über Muskelkraft ein Tretkurbeldrehmoment aufprägt. Dieses Drehmoment wird in dieser Ausführungsvariante über die dreiwellige Antriebs- Planetenradstufe 50 und den zweiten Freilauf 27 auf die erste Zwischenwelle 5 und von dort in das Zwischengetriebe 15 eingespeist.
Der Planetenträger dieser Antriebs-Planetenradstufe 50 ist mit der Tretkurbelwelle verbunden. Das Sonnenrad dieser Antriebs-Planetenradstufe 50 wirkt über den zweiten Freilauf 27 auf die erste Zwischenwelle 5. Das Hohlrad dieser Antriebs- Planetenradstufe stützt sich über einen Drehmoment-Messflansch 49 am Gehäuse der Pedaleinheit 2 ab. Mit einer Standübersetzung von z.B. i0=-2,5 erhöht die Antriebs- Planetenradstufe eine Tretkurbeldrehzahl von z.B. 60/min um den Faktor 3,5 auf 210/min. Im Zwischengetriebe 15 wird diese Drehzahl z.B. um den Faktor 1 ,42 wieder auf 148/min an der zweiten Zwischenwelle 6 und an der zweiten Koppelwelle 18 reduziert.
Die Pedaleinheit 2 weist einen zweiten Elektromotor 12 auf, der über eine zweite Motorgetriebestufe 22 auf die erste Zwischenweile 5 wirkt. In dieser Ausführungs- variante ist diese Motorgetriebestufe 22 eine Winkelgetriebestufe 55 mit einem Winkelgetrieberitzel 56 und einem Winkelgetrieberad 57 mit einer Übersetzung von z.B. i=7,1. In dem oben angeführten beispielhaften Betriebspunkt dreht dann der Rotor des zweiten Elektromotors 12 mit fast 1500/min.
Um in dieser beispielhaften Auslegung ein Drehmoment von 47 Nm an der zweiten Koppelwelle 18 zu erzeugen, benötigt man ein Drehmoment von 33 Nm an der ersten Zwischenwelle 5. Das könnte sich z.B. aus einem Tretkurbeldrehmoment von 20 Nm und einem Drehmoment von 3,85 Nm vom zweiten Elektromotor 12 jeweils multipliziert mit den zughörigen Übersetzungen bis zur ersten Zwischenwelle 5 zusammensetzen.
Für die Regelung so eines modularen Antriebssystems bzgl. der Antriebsunterstützung aus der Batterie ist eine Messung des Drehmoments an der Tretkurbelwelle 3 erforderlich. In dieser Ausführungsvariante wird dieses Drehmoment in vorteilhafter Weise über einen Drehmoment-Messflansch 49 an einer nicht rotierenden Stelle über das Reaktionsdrehmoment am Hohlrad der Antriebs-Planetenradstufe 50 bestimmt. Ein Austausch von Energie und Signalen zwischen einem gehäusefesten Sensorteil und einem mit einer Welle mitdrehenden Sensorteil kann dann entfallen. Die Drehzahl der Tretkurbelwelle 3 kann in bekannter Weise direkt an dieser Welle oder auch an einer anderen drehenden Welle gemessen werden, die über eine konstante Übersetzung permanent mit der Tretkurbelwelle verbunden ist.
Ein teilelektrisches Bremsen erfolgt in dem modularen Antriebssystem nach Fig. 6 nur über den ersten Elektromotor 11, wenn dabei die Anschlusswellen des Zwischen- getriebes 15 stehen sollen. Der zweite Elektromotor 12 hält dann die erste Zwischenwelle 5 und dann über die weitere Wirkkette auch die zweite Koppelwelle 18 fest und stütz dabei das aus dem Bremsvorgang resultierende Reaktionsdrehmoment ab. Zur Entlastung des zweiten Elektromotors 12 in diesem Betriebszustand wäre auch ein dritter Freilauf zwischen der zweiten Koppelwelle 18 und dem Abstützelement 24 vorteilhaft einsetzbar.
Rein technisch ist es aber auch möglich, mit so einem Antriebssystem in dieser Ausführungsvariante immer dann eine regelbare elektrische Bremswirkung zu erzeugen, wenn der zweite Freilauf 27 in der Pedaleinheit 2 wegen zu geringer Drehmomente an der Tretkurbelwelle 3 öffnet. Solche automatische Bremsregelungen gehören heute schon in zahlreichen E-Fahrzeugen zum Stand der Technik und werden gerne genutzt.
Fig. 7 zeigt ein Strukturbild zu der Anordnungsgrafik nach Fig. 3, das die Art und die räumliche Anordnung der Elektromotoren sowie der Getriebestufen und Freiläufe für die dritte Ausführungsvariante des erfindungsgemäßen modularen Antriebssystems 1 offenbart.
Das modulare Antriebssystem 1 besteht wieder aus einer Pedaleinheit 2 und einer Radachseinheit 7 sowie einem Zwischengetriebe 15. Die Radachswelle 9 der Radachseinheit 7 treibt hier nicht direkt ein Rad des Kleinfahrzeugs, sondern über einen Endantrieb mit einem Differenzial 28 eine Achse des Kleinfahrzeugs. Der einstufige Endantrieb bewirkt eine Drehzahlumkehr, die durch eine weitere Getriebestufe im Zwischengetriebe 15 kompensiert wird.
Ein dritter Elektromotor 13 wirkt in dieser Ausführungsvariante über eine dritte Motor- getriebestufe 23 auf die zweite Zwischenwelle 6 und von dort auf die zweite Koppel- welle 18. Der dritte Elektromotor 13 übernimmt hier die gleiche physikalische Funktion wie der zweite Elektromotor 12 in der zweiten Ausführungsvariante nach Fig. 6. Deshalb können hier in der Pedaleinheit 2 der zweite Elektromotor 12 und die zweite Motorgetriebestufe 22 entfallen. Die Pedaleinheit 2 ist ansonsten genauso aufgebaut wie im modularen Antriebssystem nach Fig. 6, vereinfacht sich aber durch den Wegfall des zweite Elektromotors 12 und der zweiten Motorgetrie be stufe 22 deutlich.
Das vierwellige Überlagerungsgetriebe 16 hat auch in dieser Ausführungsvariante die vier Koppelwellen 17, 18, 19 und 20, die hier aber über eine andere getriebetechnische Ausgestaltung verbunden sind. In dieser Ausführungsvariante kommt ein nach dem Stand der Technik bekannter Ravigneaux-Planetenradsatz 34 (Rav-Planetenradsatz) zur Anwendung, der ein erstes Rav-Sonnenrad 35 an der ersten Koppelwelle 17, ein zweites Rav-Sonnenrad 36 an der zweiten Koppelwelle 18, einen Rav- Planetenträger 37 an der dritten Koppelwelle 19 und ein Rav-Hohlrad 40 an der vierten Koppelwelle 20 aufweist.
Der Rav-Planetenträger 37 trägt erste Rav-Planetenräder 38 und zweite Rav- Planetenräder 39. Die ersten Rav-Planetenräder 38 kämmen mit dem ersten Rav- Sonnenrad 35 und den zweiten Rav-Planetenrädern 39, die ihrerseits noch mit dem Rav-Hohlrad 40 und dem zweite Rav-Sonnenrad 36 kämmen.
Die Motorgetriebestufen 21 und 23 sind in dieser Ausführungsvariante als einfache dreiwellige Planetenradstufen mit gehäusefesten Planetenträgern ausgeführt. Das ermöglicht eine am Gehäuse 58 der Radachseinheit befestigte Gehäuseachse 59 durch das Überlagerungsgetriebe 16 hindurch zu führen, über die vom Gehäuse 58 aus Schmierstoff ins Überlagerungsgetriebe 16 eingebracht werden kann. Außerdem können die Hohlräder dieser Planetenradstufen und die damit verbundenen Rav- Sonnenräder 35 und 36 auf dieser Gehäuseachse 59 stabil gelagert werden.
Der erste Freilauf 26 sitzt in dieser Ausführungsvariante zwischen dem Rav-Hohlrad 40 und dem Abstützelement 24, auf dem sich auch Lagerkräfte abstützen und das über das Getriebegehäuse 58 mit dem Fahrzeugrahmen verbunden ist
Sollte diese Ausführungsvariante des modularen Antriebssystems in einem Fahrzeug mit geringem max. Zugkraftbedarf zur Anwendung kommen, so könnte man das Rav- Hohlrad 40 und den ersten Freilauf 26 entfallen lassen. Dann gibt es in diesem Antriebssystem zwar keinen ersten Fahrbereich für sehr hohe Zugkräfte mehr, der zweite Fahrbereich wäre aber voll umfänglich verfügbar, weil in dem so gestalteten Überlagerungsgetriebe das Rav-Hohlrad 40 ausschließlich im ersten Fahrbereich belastet wird.
Kombiniert man die Radachseinheit 7 aus dem modularen Antriebssystem 1 nach Fig. 6 mit der Pedaleinheit 2 und dem Zwischengetriebe 15 aus dem modularen Antriebssystem 1 nach Fig. 7 dann erhält man eine erste Ausführungsvariante des modulares Antriebssystem 1, das zu der Anordnungsgrafik nach Fig. 1 passt. Auch ohne den zweiten Elektromotor 12 liegt dann ein stufenlos elektrisch leistungsverzweigendes Getriebe vor.
In der Beschreibung des modularen Antriebssystem 1 nach Fig. 6 ist ein Betriebs- zustand erwähnt, beim dem die Tretkurbelwelle 3 mit 60/min rotiert und dann die zweite Koppelwelle 18 mit 148/min. Wenn dann noch das Überlagerungsgetriebe 16 mit gleichen Drehzahlen an allen Koppelwellen umläuft und das angetriebene Rad einen Durchmesser an der Lauffläche von 650 mm aufweist, dann fährt das Fahrzeug mit einer Geschwindigkeit von ca. 18 km/h. In diesem Betriebszustand würde 60% der Antriebsleistung über die Pedaleinheit 2 und die zweite Koppelwelle 18 eingespeist und der erste Elektromotor 12 müsste 40% der Antriebsleistung über die erste Koppelwelle 17 beisteuern, die dann in der ersten Ausführungsvariante nach Fig. 1 komplett aus der Batterie aufgebracht werden müsste. Die elektrische Unterstützungsleistung wäre dann ca. 67% der Antriebsleistung aus der dann nur mit Muskelkraft angetriebenen Pedaleinheit 2. Das ist ein häufig von Nutzern klassischer Antriebe mit elektrischer Unterstützung gewählter Unterstützungsgrad, der sich über die Detailauslegung der Getriebestufen im modularen Antriebssystem 1 variieren lässt. Mit steigenden Fahrgeschwindigkeiten und konstanter Tretkurbel-drehzahl steigt dann automatisch der Unterstützungsgrad, was meistens von den Nutzern auch gewünscht wird. Bei dieser Auslegung und einer Fahrgeschwindigkeit von 25 km/h wäre der Unterstützungsgrad schon auf 130% gestiegen.
Fig. 8 zeigt ein Strukturbild zu der Anordnungsgrafik nach Fig. 4, das die Art und die räumliche Anordnung der Elektromotoren sowie der Getriebestufen und Freiläufe für die vierte Ausführungsvariante des erfindungsgemäßen modularen Antriebssystems 1 offenbart.
In dieser vierten Ausführungsvariante fehlen jetzt viele der vorher gesehenen mechanischen Teile des Zwischengetriebes 15. Das Zwischengetriebe 15 ist hier ein elektrisches Getriebe zwischen der Pedaleinheit 2 und der Radachseinheit 7. Die Pedaleinheit 2 weist hier wieder den zweiten Elektromotor 12 und die zweite Motorgetriebestufe 22 auf und die Radachseinheit 7 weist den dritten Elektromotor 13 und die dritte Motorgetriebestufe 23 auf. Die Tretkurbelwelle 3 treibt in dieser Ausführungsvariante über die Antriebs- Planetenradstufe 50 und den zweiten Freilauf 27 die erste Zwischenwelle 5. Diese treibt den zweiten Elektromotor 12, der über das Umrichtersystem 10 den dritten Elektromotor 13 treibt. Von dort fließt die Leistung über die dritte Motorgetriebestufe 23 zur zweiten Zwischenwelle 6 und dann zur zweiten Koppelwelle 18.
Da dieses hauptsächlich elektrische Zwischengetriebe 15 das Drehzahlverhältnis zwischen dem zweiten und dem dritten Elektromotor 12 und 13 stufenlos verändern kann, ist auch das Drehzahlverhältnis zwischen der Tretkurbel 3 und der zweiten Koppelwelle 18 variabel. Dieser zusätzliche Freiheitsgrad ermöglicht eine noch bessere Regelung der Radachseinheit hinsichtlich max. verfügbarem Abtriebs- drehmoment, Wirkungsgrad und Fahrgefühl. Insbesondere der Übergang zwischen dem ersten und dem zweiten Fahrbereich kann dann noch komfortabler geregelt werden. Das Überlagerungsgetriebe 16 mit dem ersten Freilauf 26 kann dann nicht nur für eine stufenlose Übersetzungsverstellung genutzt werden, sondern wie ein 2-Gang- Getriebe mit schnellem stufenlos geregelten Gangwechsel ohne Zugkraftunter- brechung.
Die elektrische Kopplung zwischen Pedaleinheit 2 und Radachseinheit 7 bietet zudem mehr Freiheiten bei der geometrischen Zuordnung dieser Baugruppen im Fahrzeugrahmen. Außerdem lassen sich dann auch sehr einfach mehrere Pedaleinheiten 2 mit einer Radachseinheit 7 verbinden.
Die Fig. 9 und 10 zeigen noch konstruktive Ausgestaltungen der zweiten Ausführungs- variante des modularen Antriebssystems 1 nach Fig. 6 und der vierten Ausführungs- variante nach Fig. 8.
In Fig. 9 ist die Pedaleinheit 2 in der maximalen Ausbaustufe mit dem zweiten Elektromotor 12, der zweiten Motorgetriebestufe 22 und der ersten Zwischenwelle 5 mit der Schnittstelle zu einem Umschlingungsgetriebe als Zwischengetriebe 15 zu sehen.
Das Gehäuse 54 der Pedaleinheit 2 hat einen Hauptteil 60 mit zwei Kammern 61 und 62 und zwei Deckeln 63 und 64. In die erste Kammer 61 werden die Tretkurbelwelle 3, die Antriebs-Planetenradstufe 50, der Drehmoment-Messflansch 49, der zweite Freilauf 27 und die erste Zwischenwelle 5 mit dem Winkelgetrieberad 57 der zweiten Motorgetriebestufe 22 montiert. Dann wird diese erste Kammer 61 durch einen ersten Deckel 63 auf der Seite des Drehmoment-Messflansches 49 verschlossen. In die zweite Kammer 62 werden der zweite Elektromotor 12 samt Schnittstelle zum Umrichter und samt der Rotorwelle mit dem darauf sitzenden Winkelgetrieberitzel 56 montiert. Diese zweite Kammer 62 wird durch einen zweiten Deckel 64 verschlossen.
Die Bauteile der Radachseinheit 7 werden in dieser Ausführungsvariante in der zwei- geteilten Radachswelle 9 aufgenommen, die hier wie sonst übliche Gehäusebauteile ausgeformt sind. Das erste gehäuseähnliche Radachsteil 67 der Radachswelle 9 liegt auf der Seite des ersten Elektromotors 11 und ist kurz ausgeführt. Das zweite gehäuseähnliche Radachsteil 68 liegt auf der Seite der ersten Motorgetriebestufe 21 und des Überlagerungsgetriebes 16 und ist hier länger ausgeführt. Das Rad eines Fahrzeugs kann direkt, z.B. über Speichen, mit dieser Radachswelle 9 verbunden sein.
Aus Fig. 9 wird nochmals der konstruktive Vorteil deutlich, wenn die beiden Sonnenräder des Überlagerungsgetriebes 16 gleiche Stirnschnittgeometrien aufweisen und wenn dies auch für die beiden Hohlräder des Überlagerungsgetriebes 16 und das Hohlrad der ersten Motorgetriebestufe 21 gilt.
In Fig. 10 ist die Pedaleinheit 2 bis auf das Zahnriemenrad oder das Kettenrad als Schnittstelle zwischen der ersten Zwischenwelle 5 und dem Zwischengetriebe 15 identisch zu der Ausführung in Fig. 9.
Das Gehäuse 58 der Radachseinheit 7 ist zweigeteilt. In dieser Ausführungsvariante umschließt das erste Gehäuseteil 65 der Radachseinheit 7 den ersten Elektromotor 11 und weitere Antriebsbauteile. Das zweite Gehäuseteil 66 der Radachseinheit 7 umschließt den dritten Elektromotor 13 und weitere Antriebsbauteile. Der hier gut zu erkennende Endantrieb mit Differenzial 28 ist zum Teil im ersten Gehäuseteil 65 der Radachseinheit 7 und zum Teil im zweiten Gehäuseteil 66 der Radachseinheit 7 gelagert.
Aus beiden Fig. 9 und 10 wird deutlich, dass die erfindungsgemäßen Ausgestaltungen des modularen Antriebssystem 1 in allen Ausführungsvarianten zu sehr kompakten Konstruktionen führen, bei denen alle Bauteile auf engstem Bauraum mit höchster Packungsdichte bei ausreichenden Lebensdauern Zusammenwirken. Alle Wellen lassen sich statisch bestimmt lagern. Fertigungsbedingte Bauteiltoleranzen können über Einstellsysteme ausgeglichen werden.
Aus Fig. 9 wird nochmals klar, dass die vom ersten Elektromotor 11 in das modulare Antriebssystem 1 eingespeiste Leistung nur über eine einfache Planetenradstufe als erster Motorgetriebestufe 21 zum Überlagerungsgetriebe 16 fließt und dass die vom zweiten Elektromotor 12 eingespeiste Leistung nur über den einen Zahneingriff der als Winkelgetriebestufe 55 ausgeführten zweiten Motorgetriebestufe 22 und ein verlust- armes Umschlingungsgetriebe als Zwischengetriebe 15 zum Überlagerungsgetriebe 16 fließt. Diese Ausgestaltung führt zu maximalen Wirkungsgraden im mechanischen Leistungsstrang für die elektrischen Leistungsanteile.
Aus allen Figuren wird klar, wie man mit den wenigen Varianten des Moduls Pedaleinheit 2 und den wenigen Varianten des Moduls Radachseinheit 7 sowie wenigen Varianten des Modules Zwischengetriebe für viele geometrisch unterschiedliche Kleinfahrzeuge mit darüber hinaus sehr unterschiedlichen Lastkollektiven maßgeschneiderte Antriebssysteme zusammenstellen kann.
Bezugszeichenliste
1 Modulares Antriebssystem
2 Pedaleinheit
3 Tretkurbelwelle
4 Pedalgetriebesystem
5 erste Zwischenwelle
6 zweite Zwischenwelle
7 Radachseinheit
8 Radachsgetriebesystem
9 Radachswelle
10 Umrichtersystem
11 erster Elektromotor
12 zweiter Elektromotor 13 dritter Elektromotor 14 Batterie 15 Zwischengetriebe 16 Überlagerungsgetriebe 17 erste Koppelwelle 18 zweite Koppelwelle 19 dritte Koppelwelle 20 vierte Koppelwelle 21 erste Motorgetriebestufe 22 zweite Motorgetriebestufe 23 dritte Motorgetriebestufe 24 Abstützelement 25 Fahrzeugrahmen 26 erste Freilauf 27 zweiter Freilauf 28 Endantrieb mit Differenzial 29 Drehzahlleiterplan 30 Drehzahlbezugslinie 31 erster Betriebspunkt 32 zweiter Betriebspunkt 33 dritter Betriebspunkt 34 Rav-Planetenradsatz 35 erstes Rav-Sonnenrad 36 zweites Rav-Sonnenrad 37 Rav-Planetenträger 38 erste Rav-Planetenräder 39 zweite Rav-Planetenräder 40 Rav-Hohlrad 41 erste Koppel-Planetenradstufe 42 erstes Koppel-Sonnenrad 43 erster Koppel-Planetenträger 44 erstes Koppel-Hohlrad 45 zweite Koppel-Planetenradstufe 46 zweites Koppel-Sonnenrad 47 zweiter Koppel-Planetenträger 48 zweites Koppel-Hohlrad 49 Drehmoment-Messflansch 50 Antriebs-Planetenradstufe 51 Antriebs-Sonnenrad 52 Antriebs-Planetenträger 53 Antriebs-Hohlrad 54 Gehäuse der Pedaleinheit 55 Winkelgetriebestufe 56 Winkelgetrieberitzel 57 Winkelgetrieberad 58 Gehäuse der Radachseinheit 59 Gehäuseachse 60 Hauptgehäuse Pedaleinheit 61 erste Gehäusekammer 62 zweite Gehäusekammer 63 erster Deckel Pedalgehäuse 64 zweiter Deckel Pedalgehäuse 65 erstes Gehäuseteil der Radachseinheit 66 zweites Gehäuseteil der Radachseinheit 67 erstes gehäuseähnliches Radachsteil 68 zweites gehäuseähnliches Radachsteil

Claims

Patentansprüche:
1. Modulares Antriebssystem (1), vorzugsweise für teilelektrisch angetriebene Kleinfahrzeuge, mit einer von Personen mit Muskelkraft angetriebenen Pedaleinheit (2) und einer an einer angetriebenen Fahrzeugachse oder einem angetriebenen Rad angeordneten Radachseinheit (7) und mit einer Batterie (14) als Speicher elektrischer Energie und einem damit über einen Gleichstromzwischenkreis verbundenen Umrichtersystem (10) zur Ansteuerung mindestens eines ersten Elektromotors (11), wobei die Pedaleinheit (2) eine Tretkurbelwelle (3) direkt oder über eine Pedalgetriebesystem (4) mit einer ersten Zwischenwelle (5) verbindbar macht, und wobei die Radachseinheit (7) eine zweite Zwischenwelle (6) direkt oder über ein Radachsgetriebesystem (8) mit einer Radachswelle (9) verbindet, die direkt oder über weitere Getriebestufen, wie z.B. einen Endantrieb mit Differenzial (28), das Fahrzeug antriebt, und wobei die erste Zwischenwelle (5) und die zweite Zwischenwelle (6) über ein Zwischengetriebe (15) in Verbindung stehen, dadurch gekennzeichnet, dass der erste Elektromotor (11) ein Teil der Radachseinheit (7) ist und über eine erste Motorgetriebestufe (21) mit der ersten Koppelwelle (17) eines vierwelligen Überlagerungsgetriebes (16) mit kinematischem Freiheitsgrad 2 verbunden ist, das noch eine zweite Koppelwelle (18), eine dritte Koppelwelle (19) und eine vierte Koppelwelle (20) aufweist, wobei die zweite Koppelwelle (18) direkt oder über eine weitere Getriebestufe mit der zweiten Zwischenwelle (6) verbunden ist und wobei die dritte Koppelwelle (19) mit der Radachswelle (9) verbunden ist und wobei die vierte Koppelwelle (20) über einen ersten Freilauf (26) mit einem Abstützelement (24) verbindbar ist, das seinerseits fest mit dem Fahrzeugrahmen (25) in Verbindung steht, und wobei der erste Freilauf (26) für die vierte Koppelwelle (20) nur Drehzahlen mit dem Vorzeichen zulässt, das die Drehzahlen an der dritten Koppelwelle (19) bei Vorwärtsfahrt des Kleinfahrzeugs aufweisen.
2. Modulares Antriebssystem (1) nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass in dem vierwelligen Überlagerungsgetriebe (16) das Verhältnis der Differenz der Drehzahlen der zweiten Koppelwelle (18) und der dritten Koppelwelle (19) zur Differenz der Drehzahlen der vierten Koppelwelle (20) und der dritten Koppelwelle (19) negativ ist und dass das Verhältnis der Differenz der Drehzahlen der zweiten Koppelwelle (18) und der vierten Koppelwelle (20) zur Differenz der Drehzahlen der ersten Koppelweile (17) und der vierten Koppelwelle (20) ebenfalls negativ ist.
3. Modulares Antriebssystem (1) nach den Ansprüchen 1 und 2, dadurch gekennzeichnet, dass das vierwellige Überlagerungsgetriebe (16) als Ravigneaux-Planetenradsatz (34) aufgebaut ist mit einem Rav-Hohlrad (40) an der vierten Koppelwelle (20), einem ersten Rav-Sonnenrad (35) an der ersten Koppelwelle (17), einem zweiten Rav- Sonnenrad (36) an der zweiten Koppelwelle (18) und einem Rav-Planetenträger (37) an der dritten Koppelwelle (19), wobei der Rav- Planetenträger (37) erste Rav- Planetenräder (38) und zweite Rav-, Planetenräder (39) trägt, von denen die zweiten Rav-Planetenräder (39) gleichzeitig mit dem Rav-Hohlrad (40) und dem zweiten Rav- Sonnenrad (36) und den ersten Rav-Planetenrädern (38) in Eingriff stehen, und wobei die ersten Rav-Planetenräder (38) zusätzlich noch mit dem ersten Rav-Sonnenrad (35) in Eingriff stehen.
4. Modulares Antriebssystem (1) nach den Ansprüchen 1 und 2, dadurch gekennzeichnet dass das vierwellige Überlagerungsgetriebe (16) aus einer dreiwelligen ersten Koppel- Planetenradstufe (41) mit einfachen Planetenrädern und einer dreiwelligen zweiten Koppel-Planetenradstufe (45) mit einfachen Planetenrädern aufgebaut ist, wobei die erste Koppelplanetenradstufe (41) ein erstes Koppel-Sonnenrad (42) aufweist, das mit der zweiten Koppelwelle (18) verbunden ist, und einen ersten Koppel-Planetenträger (43) aufweist, der mit der dritten Koppelwelle (19) verbunden ist, und ein erstes Koppelhohlrad (44) aufweist, das mit der vierten Koppelwelle (20) verbunden ist, und wobei die zweite Koppel-Planetenradstufe (45) ein zweites Koppel-Sonnenrad (46) aufweist, das ebenfalls mit der zweiten Koppelwelle (18) verbunden ist, und einen zweiten Koppel-Planetenträger (47) aufweist, der ebenfalls mit der vierten Koppelwelle (20) verbunden ist, und ein zweites Koppelhohlrad (48) aufweist, das mit der ersten Koppelwelle (17) verbunden ist.
5. Modulares Antriebssystem (1) nach den Ansprüchen 1 und 2 und 4, dadurch gekennzeichnet, dass die zwei Koppel-Sonnenräder (42 und 46) Teile einer gemeinsamen, in einem Prozess hergestellten Verzahnung sind, und dass die beiden Koppelhohlräder (44 und 48) ebenfalls im Stirnschnitt gleiche Verzahnungsdaten aufweisen.
6. Modulares Antriebssystem (1) nach den Ansprüchen 1 und 2 und einem der Ansprüche 3 oder 4, dadurch gekennzeichnet, dass die Pedaleinheit (2) einen zweiten Elektromotor (12) aufweist, der über eine zweite Motorgetriebestufe (22) auf die erste Zwischenwelle (5) wirkt.
7. Modulares Antriebssystem (1) nach den Ansprüchen 1 und 2 und einem der Ansprüche 3 oder 4, dadurch gekennzeichnet, dass die Radachseinheit (7) einen dritten Elektromotor (13) aufweist, der über eine dritte Motorgetriebestufe (23) auf die zweite Zwischenwelle (6) wirkt.
8. Modulares Antriebssystem (1) nach den Ansprüchen 1 und 2 und einem der Ansprüche 3 oder 4, dadurch gekennzeichnet, dass die Pedaleinheit (2) einen zweiten Elektromotor (12) aufweist, der über eine zweite Motorgetriebestufe (22) auf die erste Zwischenwelle (5) wirkt und dass die Radachseinheit (7) einen dritten Elektromotor (13) aufweist, der über eine dritte Motorgetriebestufe (23) auf die zweite Zwischenwelle (6) wirkt.
9. Modulares Antriebssystem (1) nach den Ansprüchen 1 und 2 und einem der Ansprüche 3 oder 4 und einem der Ansprüche 6 oder 8, dadurch gekennzeichnet, dass die zweite Motorgetriebestufe (22) eine einstufige Winkelgetriebestufe (55) mit einem Winkelgetrieberitzel (56) und einem Winkelgetrieberad (57) ist, wobei das Winkelgetrieberitzel (56) mit dem Rotor des zweiten Elektromotors (12) verbunden ist und wobei das Winkelgetrieberad (57) mit der ersten Zwischenwelle (5) verbunden ist.
10. Modulares Antriebssystem (1) nach den Ansprüchen 1 und 2 und einem der Ansprüche 3 oder 4 und einem der Ansprüche 6 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass das Pedalgetriebesystem (4) eine dreiwellige Antriebs-Planetenradstufe (50) aufweist mit einem Antriebs-Planetenträger (52), der mit der Tretkurbelwelle (3) verbunden ist, mit einem Antriebs-Hohlrad (53), das über einen Drehmoment- Messflansch (49) mit dem Gehäuse (54) der Pedaleinheit (2) verbunden ist, und mit einem Antriebs-Sonnenrad (51), das über einen zweiten Freilauf (27) mit der ersten Zwischenwelle (5) in der Art verbindbar ist, dass die Drehzahl des Antriebs- Sonnenrades (51) betragsmäßig nur kleiner als die Drehzahl der ersten Zwischenwelle (5) sein kann.
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