WO2024099684A1 - Getriebe für einen elektrischen antriebsstrang eines kraftfahrzeugs, elektrischer antriebsstrang sowie kraftfahrzeug - Google Patents

Getriebe für einen elektrischen antriebsstrang eines kraftfahrzeugs, elektrischer antriebsstrang sowie kraftfahrzeug Download PDF

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motor vehicle
cylindrical roller
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Michael Staake
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Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft
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Definitions

  • the invention relates to a transmission for an electric drive train of a motor vehicle, an electric drive train for a motor vehicle and a motor vehicle with an electric drive train.
  • a transmission device in countershaft design with a transmission input central shaft and a transmission input hollow shaft arranged concentrically thereto is known.
  • the transmission device also comprises respective countershafts which are mounted in a housing.
  • the transmission input central shaft is mounted directly in the housing in the area of its end facing away from a drive unit via a first bearing device.
  • the object of the present invention is to provide a solution which enables a particularly efficient and acoustically optimized design of a transmission for an electric drive train of a motor vehicle.
  • the invention relates to a transmission for an electric drive train of a motor vehicle, in particular a motor vehicle, in particular a passenger car.
  • the motor vehicle is designed to be driven by means of the electric drive train using electrical energy.
  • the motor vehicle is therefore an electric vehicle or a hybrid vehicle.
  • the motor vehicle can comprise an electric traction machine as part of the electric drive train, which is designed to provide a torque for driving the motor vehicle.
  • This electric traction machine can be designed to use electrical energy from a battery, in particular a high-voltage storage device of the motor vehicle, to generate the torque.
  • the transmission is provided in order to adapt the torque generated by the electric traction machine to a desired torque and thus convert it into the desired torque.
  • the transmission is in particular a non-switchable transmission.
  • the transmission comprises a transmission input shaft which is designed to be connected in a rotationally fixed manner to a rotor shaft of an electric traction machine. This means that the torque generated by the electric traction machine is transmitted to the transmission input shaft via the rotationally fixed connection of the rotor shaft to the transmission input shaft.
  • the transmission input shaft is assigned to a drive side of the transmission.
  • the transmission further comprises an intermediate shaft which engages with the transmission input shaft. This intermediate shaft is in particular permanently connected to the transmission input shaft in a force-transmitting manner.
  • both the transmission input shaft and the intermediate shaft have respective gears which mesh with each other to transmit the force.
  • the transmission further comprises a transmission output shaft which engages with the intermediate shaft.
  • This transmission output shaft is in particular permanently engaged with the intermediate shaft.
  • both the intermediate shaft and the transmission output shaft can have respective gears which engage with one another for power transmission.
  • the transmission output shaft is assigned to an output side of the transmission.
  • the transmission output shaft can be operatively connected to respective wheels of the motor vehicle and thus provide the torque converted in the transmission for the wheels of the motor vehicle.
  • the transmission thus comprises two gear ratios.
  • the first gear ratio is formed by the engagement between the transmission input shaft and the intermediate shaft and the second gear ratio is formed by the engagement between the intermediate shaft and the transmission output shaft.
  • the transmission further comprises a transmission housing on which the intermediate shaft is rotatably supported via two cylindrical roller bearings at their respective ends and via a four-point bearing.
  • a first cylindrical roller bearing is arranged at a first end of the intermediate shaft and the second cylindrical roller bearing is arranged at an opposite, second end of the intermediate shaft.
  • the four-point bearing is arranged at one of the two ends of the intermediate shaft, in particular axially next to the cylindrical roller bearing assigned to the same end. This means that the four-point bearing is arranged at one of the ends and no four-point bearing is arranged at the other end of the intermediate shaft.
  • a first end of the intermediate shaft is thus supported on the transmission housing via a cylindrical roller bearing and a four-point bearing, whereas the second end of the intermediate shaft is only rotatably supported on the transmission housing via the cylindrical roller bearing.
  • the cylindrical roller bearings serve as respective loose bearings, which enable secure radial support of the intermediate shaft in the transmission housing.
  • the four-point bearing serves as a fixed bearing and enables axial support of the intermediate shaft on the transmission housing.
  • the axial direction and the radial direction each refer to a rotation axis of the respective associated shaft, with the axial direction running parallel to the rotation axis and the radial direction being perpendicular to the rotation axis.
  • the respective shaft is rotated about the associated rotation axis during operation of the motor vehicle.
  • the cylindrical roller bearings serve as radial bearings and the four-point bearing as axial bearings.
  • the cylindrical roller bearings enable a very rigid mounting of the respective shaft (the intermediate shaft or the gearbox output shaft) and thus enable only a very small shift in the tooth engagement between the respective shafts to occur. Since cylindrical roller bearings cannot absorb axial loads, the four-point bearing is also provided as an axial bearing.
  • particularly small cylindrical roller bearings or four-point bearings can be selected for the mounting of the intermediate shaft on the gearbox housing. Because these bearings are particularly small, a particularly space-saving and low-weight mounting of the intermediate shaft is possible, which in turn means that the gearbox can be designed to be particularly compact and particularly light. Furthermore, only very small friction losses occur in the bearings due to their small size.
  • the transmission output shaft is part of a differential.
  • the differential is an epicyclic gear transmission with a drive shaft and two output shafts.
  • the intermediate shaft can engage directly with an epicyclic gear carrier, which can also be referred to as a cage or basket, of the differential.
  • the transmission output shaft can thus be designed as an epicyclic gear carrier or have the epicyclic gear carrier.
  • the torque set by the transmission can be transmitted directly to the respective wheels of the motor vehicle via the differential.
  • the differential enables the wheels of the motor vehicle to rotate at different speeds. This means that several wheels of the motor vehicle can be driven by means of a single electric traction machine.
  • the transmission output shaft can be connected directly to a single wheel of the motor vehicle in a torque-transmitting manner, and a separate electric traction machine and a separate transmission can be provided for each wheel of the motor vehicle.
  • the transmission output shaft as part of the differential, the electric drive train of the vehicle can be made particularly compact and space-saving.
  • the transmission output shaft and the intermediate shaft are each rotatably mounted via two cylindrical roller bearings at their respective ends and via a four-point bearing on the transmission housing. The first and second gear ratios result in relatively high torques in the intermediate shaft and the transmission output shaft.
  • the intermediate shaft has a torque that is more than three times as high as the transmission input shaft
  • the transmission output shaft has a torque that is more than three times as high as the intermediate shaft.
  • the cylindrical roller bearings enable the intermediate shaft and the transmission output shaft to be mounted very rigidly, so that a particularly small shift in the tooth engagement between the transmission input shaft and the intermediate shaft and between the intermediate shaft and the transmission output shaft is achieved. Tilting of the shafts and/or deformation of the shafts can thus be kept particularly low. As a result, the transmission is particularly quiet in operation.
  • the four-point bearing and one of the cylindrical roller bearings are arranged axially directly next to one another and thus form a bearing unit.
  • the respective shaft having this bearing unit can be mounted on the gearbox housing particularly easily, whereby the bearing unit can be attached particularly compactly in the gearbox housing.
  • the bearing unit also enables particularly good stabilization of the respective shaft mounted on the gearbox housing via the bearing unit.
  • the cylindrical roller bearings are arranged axially further out along the intermediate shaft than the four-point bearing. If the transmission output shaft is also rotatably mounted on the transmission housing via two cylindrical roller bearings at its respective ends and via a four-point bearing, the cylindrical roller bearings can also be arranged axially further out along the transmission output shaft than the four-point bearing. In other words, the cylindrical roller bearing is arranged closer to a next end of the intermediate shaft or the transmission output shaft than the Four-point bearings assigned to cylindrical roller bearings. The four-point bearing is thus arranged axially further inwards than the cylindrical roller bearings.
  • the cylindrical roller bearings are arranged axially further outwards and the four-point bearing is arranged axially inwards.
  • the respective cylindrical roller bearings can be designed to be particularly small and the gearbox can be assembled particularly easily.
  • a cover-side cylindrical roller bearing is first positioned and then the four-point bearing is positioned.
  • the respective gears and then the housing-side cylindrical roller bearing are then positioned. This means that particularly compact cylindrical roller bearings can be used.
  • the intermediate shaft and the transmission output shaft are arranged parallel to one another and the four-point bearings are assigned to the same ends of the shafts or different ends of the shafts.
  • both the intermediate shaft and the transmission output shaft are each mounted on the transmission housing at their ends via two cylindrical roller bearings and additionally via a respective four-point bearing.
  • the respective four-point bearings of the intermediate shaft and the transmission output shaft can be arranged axially at respective identical ends and thus on the same side of the transmission, or can be arranged at opposite ends of the intermediate shaft and the transmission output shaft.
  • the intermediate shaft and the transmission output shaft are arranged in particular parallel to one another and each have a first end assigned to the first side and a second end assigned to a second side opposite the first side.
  • the intermediate shaft can have the four-point bearing at its first end, whereas the transmission output shaft has the four-point bearing at its second end.
  • the intermediate shaft has the four-point bearing at its second end, while the gearbox output shaft has the four-point bearing at its first end. If the intermediate shaft and the gearbox output shaft have the four-point bearing at the same end, then the intermediate shaft and the gearbox output shaft can both have the associated four-point bearing at their first end or at their second end. If the four-point bearings on the intermediate shaft and on the gearbox output shaft are arranged on the same side and therefore at the same ends, the gearbox can be installed particularly easily because the fixed bearings are thus arranged on the same side of the gearbox.
  • the respective shafts can be stabilized particularly well if the four-point bearings are arranged particularly close to the gears of the second gear stage.
  • the four-point bearing on the intermediate shaft is arranged closer to the gear that engages with the transmission output shaft than to the gear that engages with the transmission input shaft.
  • the four-point bearing is arranged closer to the gear that engages with the intermediate shaft than to other gears on the transmission output shaft.
  • the four-point bearing can be arranged directly axially next to the gear on the transmission output shaft that engages with the intermediate shaft. This allows the intermediate shaft and the transmission output shaft to be stabilized particularly well in the area in which the shafts are subjected to particularly high stress due to the power transmission from the intermediate shaft to the transmission output shaft.
  • the transmission input shaft is rotatably mounted on the transmission housing via at least one deep groove ball bearing assigned to one of its ends.
  • Deep groove ball bearings are very efficient bearings in which there is particularly little friction.
  • the deep groove ball bearing enables a particularly efficient bearing of the transmission input shaft.
  • This deep groove ball bearing can be arranged at a first end of the transmission input shaft, whereas the other end is connected to the rotor shaft in a rotationally fixed manner.
  • the rotor shaft can in turn be rotatably mounted on the transmission housing via the so-called A-bearing, which is in particular another deep groove ball bearing.
  • the very efficient deep groove ball bearing can be used, as this is sufficient for supporting the transmission input shaft.
  • This deep groove ball bearing is also a particularly cost-effective rolling bearing, which also enables both axial and radial support of the transmission input shaft.
  • the invention further relates to an electric drive train for a motor vehicle, with a transmission as has already been described in connection with the transmission according to the invention.
  • the electric drive train also comprises an electric traction machine, the rotor shaft of which is connected to the transmission input shaft of the transmission in a torque-transmitting manner.
  • the electric traction machine is designed to drive the motor vehicle using the electrical energy from a battery, in particular a high-voltage storage device of the motor vehicle, by transmitting the torque generated by the electric traction machine to at least one wheel of the motor vehicle via the transmission.
  • the electric drive train is thus designed to drive the motor vehicle using electrical energy.
  • the invention further relates to a motor vehicle with an electric drive train as described in connection with the electric drive train.
  • the motor vehicle is an electric vehicle or a hybrid vehicle.
  • FIG. 1 shows a schematic sectional view of a transmission for an electric drive train of a motor vehicle.
  • a transmission 10 for an electric drive train of a motor vehicle in particular a motor vehicle, in particular a passenger car
  • the transmission 10 is designed to transmit a torque generated by an electric traction machine of the motor vehicle and to transmit this converted torque to at least one wheel of the motor vehicle.
  • the transmission 10 is designed to convert the torque received from the electric traction machine in several gear ratios, in this case two gear ratios 28, 30.
  • the transmission 10 comprises a transmission input shaft 12, an intermediate shaft 14 and a transmission output shaft 16.
  • a force in the form of a torque can be introduced into the transmission 10 via the transmission input shaft 12, whereby the force is in turn provided for the respective wheels of the motor vehicle via the transmission output shaft 16.
  • the transmission output shaft 16 is part of a differential.
  • the transmission output shaft 16 has the differential cage 32.
  • the torque introduced into the transmission 10 via the transmission input shaft 12 is set in respective gear ratios 28, 30 via the intermediate shaft 14 on the transmission output shaft 16.
  • the transmission input shaft 12 is connected to a rotor shaft 18 of the electric traction machine in a force-transmitting, in particular rotationally fixed manner.
  • the transmission input shaft 12 has a first pinion 20 on the outside, which engages with a first gear 22 of the intermediate shaft 14 in a force-transmitting manner.
  • the first pinion 20 and the first gear 22 are permanently in engagement with one another.
  • the pinion is the smaller diameter of two meshing gears in a gear transmission.
  • the intermediate shaft 14 has a second pinion 24, which engages, in particular permanently engages, with a second gear 26 of the transmission output shaft 16.
  • the transmission 10 is therefore a non-switchable transmission.
  • the gear ratio of the transmission 10 is therefore fixed. In the electric drive train, the torque or the speed at the wheels is thus set via the torque provided by the electric traction machine or the speed of the rotor shaft 18.
  • the first pinion 20 and the first gear 22 represent a first gear ratio 28, whereas the second pinion 24 and the second gear 26 represent a second gear ratio 30.
  • the transmission input shaft 12 is mounted on a transmission housing of the transmission 10 (not shown in Fig. 1) via respective deep groove ball bearings 34.
  • the Deep groove ball bearings 34 provide both radial and axial support for the transmission input shaft 12.
  • the transmission input shaft 12 is rotatably mounted on the transmission housing via two deep groove ball bearings 34.
  • the transmission input shaft 12 is mounted directly on the transmission housing via a first of the deep groove ball bearings 34 and indirectly on the transmission housing via the rotor shaft 18 via the second deep groove ball bearing 34.
  • the transmission input shaft 12 is inserted into a stub shaft of the rotor shaft 18 and this stub shaft of the rotor shaft 18 is rotatably mounted on the transmission housing via the second deep groove ball bearing 34.
  • This second deep groove ball bearing 34 is a so-called A-bearing.
  • the deep groove ball bearings 34 are particularly efficient bearings, which means that there is particularly little friction in the deep groove ball bearings 34.
  • the first deep groove ball bearing 34 is a so-called C-bearing, which holds the transmission input shaft 12 axially and radially, but has some play.
  • both the intermediate shaft 14 and the transmission output shaft 16 are rotatably mounted on the transmission housing via a first cylindrical roller bearing 36, a second cylindrical roller bearing 38 and a four-point bearing 40.
  • the respective cylindrical roller bearings 36, 38 are arranged axially further out on the respective shaft than the four-point bearing 40 assigned to the same end of the respective shaft.
  • the respective cylindrical roller bearings 36, 38 serve as floating bearings, whereas the four-point bearing 40 serves as a fixed bearing for the respective shaft.
  • the four-point bearing 40 thus serves to axially support the respective shaft, whereas the cylindrical roller bearings 36, 38 serve to radially support the respective shaft.
  • the respective cylindrical roller bearings 36, 38 are assigned to opposite ends of the respective shaft.
  • first cylindrical roller bearing 36 is arranged at a first end of the respective shaft and the second cylindrical roller bearing 38 is arranged at a second end of the respective shaft opposite the first end.
  • the four-point bearing 40 is assigned to one of the ends of the respective shaft. In this case, the four-point bearing 40 is also assigned to the first end of the respective shaft.
  • the four-point bearing 40 forms a bearing unit together with the first cylindrical roller bearing 36. In this bearing unit, the four-point bearing 40 and the first cylindrical roller bearing 36 are arranged directly next to one another in the axial direction. This means that the first cylindrical roller bearing 36 and the four-point bearing 40 can touch one another laterally. As can be seen particularly well in Fig.
  • the transmission input shaft 12, the intermediate shaft 14 and the transmission output shaft 16 are aligned with their respective axes of rotation 42 parallel to one another.
  • the respective bearing units formed from the first cylindrical roller bearing 36 and the four-point bearing 40 are arranged on the same side on both the intermediate shaft 14 and the transmission output shaft 16 and thus on the left in Fig. 1.
  • the bearing units on the intermediate shaft 14 and on the transmission output shaft 16 can be arranged at different ends.
  • the bearing unit can be arranged at the first end of the intermediate shaft 14 and at the second end of the transmission output shaft 16 or vice versa.
  • the arrangement of the bearing units depends on an alignment of the respective shafts or an arrangement of the respective gears or pinions on the shafts.
  • the respective four-point bearings 40 or the respective bearing units are arranged closer to the second gear stage 30 than to the first gear stage 28.
  • the four-point bearing 40 on the intermediate shaft 14 is arranged closer to the second pinion 24 than to the first gear 22.
  • the four-point bearing 40 is arranged in the axial direction on the side of the second pinion 24 facing away from the first gear 22.
  • the four-point bearing 40 is arranged in the axial direction directly next to the second gear 26.
  • the four-point bearing 40 on the transmission output shaft 16 can be arranged radially inside a gear ring of the second gear 26. This means that the four-point bearing 40 is covered or enclosed radially outwardly by a ring gear of the second gear 26, at least in one axial length section.
  • the four-point bearing 40 is thus arranged particularly close to a force introduction point of the transmission output shaft 16, wherein the torque is introduced into the transmission output shaft 16 via the second gear stage 30 via this force introduction point. Since larger torques act in the second gear stage 30 than in the first gear stage 28, the respective associated shaft, in this case the intermediate shaft 14, can be arranged particularly close to the second gear stage 30. or the transmission output shaft 16, can be particularly well stabilized, whereby the risk of tilting of the shafts can be kept particularly low.
  • the respective four-point bearing 40 is fixed to the gearbox housing and serves as a fixed bearing for the respective associated shaft.
  • the gearbox 10 can be installed particularly easily if all fixed bearings and thus all four-point bearings 40 are arranged on the same side of the gearbox 10.
  • the four-point bearing 40 has no or only a very small amount of play, which results in axial fixation of the respective associated shaft.
  • the four-point bearing 40 prevents axial displacement of the associated shaft, whereby the respective four-point bearing 40 can move radially in the gearbox housing.
  • the torque introduced into the gear 10 via the rotor shaft 18 is increased via the respective gear ratios 28, 30, whereby greater forces act in the second gear ratio 30 than in the first gear ratio 28.
  • Particularly strong bearings are therefore advantageous for stabilizing the shafts implementing the second gear ratio 30.
  • the four-point bearing 40 is particularly compact and particularly light and thus has weight and installation space advantages. Since the four-point bearing 40 is not designed to absorb radial forces well, the cylindrical roller bearings 36, 38 are also provided, which have a high radial torque.
  • particularly small bearings can be used, which are designed to be particularly compact and particularly lightweight. Furthermore, these bearings have particularly low friction forces due to their particularly small size.
  • the transmission 10 can have the transmission output shaft 16, which is connected to only one wheel of the motor vehicle in a torque-transmitting manner.
  • the transmission 10 can therefore have a transmission input shaft 12, an intermediate shaft 14 and a transmission output shaft 16 for each wheel of the motor vehicle to be driven, in accordance with the arrangement described.
  • the described transmission 10 is based on the technical need to produce a transmission for an electric drive train that is as efficient and acoustically optimized as possible.
  • Known rolling bearings are either very stiff and thus cause little deformation of the gear shafts and a small shift in the tooth engagement, or they are very efficient.
  • Very stiff bearings such as tapered roller bearings cause little shift in the tooth engagement, but are disadvantageous in terms of efficiency.
  • Very efficient bearings such as pure deep groove ball bearings are very efficient and thus have low loss torques or friction torques, but cause a relatively large deformation and/or tilting of the gear shafts and thus a shift in the tooth engagement. This results in a large, torque-dependent spectrum of a contact pattern and thus acoustic disadvantages.
  • the transmission 10 has a combination of efficient four-point bearings 40 as axial bearings and cylindrical roller bearings 36, 38 as radial bearings.
  • the cylindrical roller bearings 36, 38 result in a very rigid bearing and thus a small displacement of the respective tooth meshes. Since the cylindrical roller bearings 36, 38 cannot absorb axial loads, at least one four-point bearing 40 is also provided as an axial bearing.
  • this bearing concept on the differential, and thus the transmission output shaft 16, as well as on the intermediate shaft 14 and the deep groove ball bearing of the transmission input shaft 12, a very small displacement of the tooth meshes is achieved in both gear ratios 28, 30 of the arrangement shown in Fig. 1.
  • the motor vehicle can in particular have an electric drive with an electric motor, a first gear ratio 28, a second gear ratio 30 and a differential.
  • the motor vehicle can have an electric drive with two electric motors and each with a first gear ratio 28 and a second gear ratio 30 without a differential.
  • the transmission input shaft 12 is supported by deep groove ball bearings 34, whereby the first deep groove ball bearing 34, which is arranged next to the first pinion 20, serves as a fixed bearing.
  • the intermediate shaft 14 is supported by the four-point bearing 40 as a fixed bearing on a transmission cover side of the transmission housing and two cylindrical roller bearings 36, 38 as floating bearings or radial bearings.
  • the transmission output shaft 16 or the differential cage 32 is supported by the four-point bearing 40 as a fixed bearing on the transmission cover side and two cylindrical roller bearings 36, 38 as floating bearings or radial bearings.
  • the respective four-point bearing 40 is in each case in the The gear cover of the gear housing or on the gear shaft is radially exposed.
  • the proposed arrangement achieves a uniform deflection of the respective bearing points and thus a uniform tilting or deformation of the gear shafts and thus a small radial displacement and angular deviation of the meshing gears relative to one another and thus a small deviation in the meshing.
  • the invention shows how a rolling bearing concept with separate radial and axial bearings can be created for a gearbox 10 of an electric drive.

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Abstract

Die Erfindung betrifft ein Getriebe (10) für einen elektrischen Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs, mit einer Getriebeeingangswelle (12), welche dazu eingerichtet ist, drehfest mit einer Rotorwelle (18) einer elektrischen Traktionsmaschine verbunden zu werden, einer mit der Getriebeeingangswelle (12) in Eingriff stehenden Zwischenwelle (14), einer mit der Zwischenwelle (14) in Eingriff stehenden Getriebeabtriebswelle (16), und einem Getriebegehäuse, an welchem die Zwischenwelle (14) und/oder die Getriebeabtriebswelle (16) drehbar über zwei Zylinderrollenlager (36, 38) an ihren jeweiligen Enden und über ein Vierpunktlager (40) gelagert sind.

Description

Getriebe für einen elektrischen Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs, elektrischer Antriebsstrang sowie Kraftfahrzeug
Die Erfindung betrifft ein Getriebe für einen elektrischen Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs, einen elektrischen Antriebsstrang für ein Kraftfahrzeug sowie ein Kraftfahrzeug mit einem elektrischen Antriebsstrang.
Die Verwendung von Getrieben in Antriebssträngen jeweiliger Kraftfahrzeuge zum Einstellen einer Drehzahl beziehungsweise eines Drehmoments ist aus dem Serienfahrzeugbau bereits allgemein bekannt.
Aus der DE 102004 043 386 B4 ist eine Getriebevorrichtung in Vorgelegebauweise mit einer Getriebeeingangszentralwelle und einer konzentrisch dazu angeordneten Getriebeeingangshohlwelle bekannt. Weiterhin umfasst die Getriebevorrichtung jeweilige Vorgelegewellen, welche in einem Gehäuse gelagert sind. Die Getriebeeingangszentralwelle ist im Bereich ihres einem Antriebsaggregat abgewandten Endes über eine erste Lagereinrichtung direkt im Gehäuse gelagert.
Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es, eine Lösung zu schaffen, welche eine besonders effiziente und akustisch optimierte Ausgestaltung eines Getriebes für einen elektrischen Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs ermöglicht.
Diese Aufgabe wird durch die Gegenstände der unabhängigen Patentansprüche gelöst. Weitere mögliche Ausgestaltungen der Erfindung sind in den Unteransprüchen, der Beschreibung und den Figuren offenbart. Merkmale, Vorteile und mögliche Ausgestaltungen, die im Rahmen der Beschreibung für einen der Gegenstände der unabhängigen Ansprüche dargelegt sind, sind zumindest analog als Merkmale, Vorteile und mögliche Ausgestaltungen des jeweiligen Gegenstands der anderen unabhängigen Ansprüche sowie jeder möglichen Kombination der Gegenstände der unabhängigen Ansprüche, gegebenenfalls in Verbindung mit einem oder mehr der Unteransprüche, anzusehen.
Die Erfindung betrifft ein Getriebe für einen elektrischen Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs, insbesondere eines Kraftwagens, insbesondere eines Personenkraftwagens. Das Kraftfahrzeug ist dazu eingerichtet, mittels des elektrischen Antriebsstrangs über elektrische Energie angetrieben zu werden. Somit handelt es sich bei dem Kraftfahrzeug um ein Elektrofahrzeug oder um ein Hybridfahrzeug. Das Kraftfahrzeug kann als Teil des elektrischen Antriebsstrangs eine elektrische Traktionsmaschine umfassen, welche dazu eingerichtet ist, ein Drehmoment für ein Antreiben des Kraftfahrzeugs bereitzustellen. Diese elektrische Traktionsmaschine kann dazu eingerichtet sein, elektrische Energie von einer Batterie, insbesondere einem Hochvoltspeicher des Kraftfahrzeugs zu nutzen, um das Drehmoment zu erzeugen. Um das von der elektrischen Traktionsmaschine erzeugte Drehmoment an ein gewünschtes Drehmoment anzupassen und somit in das gewünschte Drehmoment umzuwandeln, ist das Getriebe vorgesehen. Bei dem Getriebe handelt es sich insbesondere um ein nicht schaltbares Getriebe.
Das Getriebe umfasst eine Getriebeeingangswelle, welche dazu eingerichtet ist, drehfest mit einer Rotorwelle einer elektrischen Traktionsmaschine verbunden zu werden. Das bedeutet, dass das mittels der elektrischen Traktionsmaschine erzeugte Drehmoment über die drehfeste Verbindung der Rotorwelle mit der Getriebeeingangswelle an die Getriebeeingangswelle übertragen wird. Die Getriebeeingangswelle ist einer Antriebsseite des Getriebes zugeordnet. Das Getriebe umfasst des Weiteren eine mit der Getriebeeingangswelle in Eingriff stehende Zwischenwelle. Diese Zwischenwelle ist insbesondere dauerhaft kraftübertragend mit der Getriebeeingangswelle verbunden.
Somit kann das über die Getriebeeingangswelle in das Getriebe eingebrachte Drehmoment von der Getriebeeingangswelle an die Zwischenwelle übertragen werden. Insbesondere weisen sowohl die Getriebeeingangswelle als auch die Zwischenwelle jeweilige Zahnräder auf, welche für das Übertragen der Kraft miteinander in Eingriff stehen. Das Getriebe umfasst des Weiteren eine mit der Zwischenwelle in Eingriff stehende Getriebeabtriebswelle. Diese Getriebeabtriebswelle steht insbesondere dauerhaft mit der Zwischenwelle in Eingriff. Für diesen Eingriff können sowohl die Zwischenwelle als auch die Getriebeabtriebswelle jeweilige Zahnräder aufweisen, welche miteinander für die Kraftübertragung in Eingriff stehen. Die Getriebeabtriebswelle ist einer Abtriebsseite des Getriebes zugeordnet. Die Getriebeabtriebswelle kann mit jeweiligen Rädern des Kraftfahrzeugs wirkverbunden sein und somit das in dem Getriebe umgewandelte Drehmoment für die Räder des Kraftfahrzeugs bereitstellen. Das Getriebe umfasst somit zwei Übersetzungsstufen. Die erste Übersetzungsstufe wird durch den Eingriff zwischen der Getriebeeingangswelle und der Zwischenwelle gebildet und die zweite Übersetzungsstufe wird durch den Eingriff zwischen der Zwischenwelle und der Getriebeabtriebswelle gebildet.
Das Getriebe umfasst des Weiteren ein Getriebegehäuse, an welchem die Zwischenwelle drehbar über zwei Zylinderrollenlager an ihren jeweiligen Enden und über ein Vierpunktlager gelagert ist. Das bedeutet, dass an einem ersten Ende der Zwischenwelle ein erstes Zylinderrollenlager angeordnet ist und an einem gegenüberliegenden, zweiten Ende der Zwischenwelle das zweite Zylinderrollenlager angeordnet ist. Das Vierpunktlager ist an einem der beiden Enden der Zwischenwelle angeordnet, insbesondere axial neben dem demselben Ende zugeordneten Zylinderrollenlager. Das bedeutet, dass an einem der Enden das Vierpunktlager angeordnet ist und an dem anderen Ende der Zwischenwelle kein Vierpunktlager angeordnet ist. Ein erstes Ende der Zwischenwelle ist somit über ein Zylinderrollenlager sowie ein Vierpunktlager am Getriebegehäuse gelagert, wohingegen das zweite Ende der Zwischenwelle lediglich über das Zylinderrollenlager an dem Getriebegehäuse drehbar gelagert ist. Die Zylinderrollenlager dienen als jeweilige Loslager, welche eine sichere radiale Abstützung der Zwischenwelle in dem Getriebegehäuse ermöglichen. Das Vierpunktlager dient als Festlager und ermöglicht eine axiale Abstützung der Zwischenwelle an dem Getriebegehäuse. Die axiale Richtung und die radiale Richtung beziehen sich jeweils auf eine Drehachse der jeweiligen zugeordneten Welle, wobei die axiale Richtung parallel zur Drehachse verläuft und die radiale Richtung senkrecht auf der Drehachse steht. Die jeweilige Welle wird im Betrieb des Kraftfahrzeugs um die zugeordnete Drehachse gedreht. Bei der beschriebenen Anordnung dienen die Zylinderrollenlager als Radiallager und das Vierpunktlager als Axiallager. Die Zylinderrollenlager ermöglichen eine sehr steife Lagerung der jeweiligen Welle (der Zwischenwelle bzw. der Getriebeabtriebswelle) und ermöglichen somit, dass lediglich eine besonders geringe Verlagerung des Zahneingriffs zwischen den jeweiligen Wellen auftritt. Da Zylinderrollenlager keine Axiallasten aufnehmen können, ist als Axiallagerung zusätzlich das Vierpunktlager vorgesehen. Durch das Vorsehen der Kombination aus den beiden Zylinderrollenlagern und dem Vierpunktlager können jeweils besonders klein ausgestaltete Zylinderrollenlager beziehungsweise Vierpunktlager für die Lagerung der Zwischenwelle am Getriebegehäuse gewählt werden. Dadurch, dass diese Lagerungen besonders klein sind, ist eine besonders bauraumsparende und gewichtsarme Lagerung der Zwischenwelle möglich, wodurch das Getriebe wiederum besonders kompakt und besonders leicht ausgestaltet werden kann. Weiterhin treten in den Lagern aufgrund deren geringer Größe lediglich besonders kleine Reibverluste auf.
In einer möglichen Weiterbildung der Erfindung ist es vorgesehen, dass die Getriebeabtriebswelle Teil eines Differentials ist. Bei dem Differential handelt es sich um ein Umlaufrädergetriebe mit einer Antriebswelle und zwei Abtriebswellen. Hierbei kann die Zwischenwelle unmittelbar mit einem Umlaufradträger, welcher auch als Käfig oder Korb bezeichnet werden kann, des Differentials in Eingriff stehen. Die Getriebeabtriebswelle kann somit als Umlaufradträger ausgebildet sein beziehungsweise den Umlaufradträger aufweisen. Über das Differential kann das von dem Getriebe eingestellte Drehmoment unmittelbar auf jeweilige Räder des Kraftfahrzeugs übertragen werden. Hierbei ermöglicht das Differential, dass die Räder des Kraftfahrzeugs sich mit unterschiedlicher Drehzahl drehen können. Hierdurch können mittels einer einzigen elektrischen Traktionsmaschine mehrere Räder des Kraftfahrzeugs angetrieben werden. Alternativ zur Ausgestaltung der Getriebeabtriebswelle als Teil eines Differentials, kann die Getriebeabtriebswelle unmittelbar mit einem einzigen Rad des Kraftfahrzeugs drehmomentübertragend verbunden sein und für jedes Rad des Kraftfahrzeugs können eine separate elektrische Traktionsmaschine sowie ein separates Getriebe vorgesehen sein. Durch die Ausgestaltung der Getriebeabtriebswelle als Teil des Differentials kann der elektrische Antriebsstrang des Kraftfahrzeugs besonders kompakt sowie bauraumsparend ausgebildet werden. In einer weiteren möglichen Ausgestaltung der Erfindung ist es vorgesehen, dass die Getriebeabtriebswelle und die Zwischenwelle jeweils über zwei Zylinderrollenlager an ihren jeweiligen Enden und über ein Vierpunktlager an dem Getriebegehäuse drehbar gelagert sind. Durch die erste und die zweite Übersetzungsstufe resultieren in der Zwischenwelle und der Getriebeabtriebswelle relativ hohe Drehmomente. Beispielsweise liegt auf der Zwischenwelle ein mehr als dreimal so hohes Drehmoment wie auf der Getriebeeingangswelle vor und auf der Getriebeabtriebswelle liegt ein mehr als dreimal so hohes Drehmoment wie auf der Zwischenwelle vor. Es herrschen somit in der Zwischenwelle und der Getriebeabtriebswelle besonders hohe Kräfte, welche über die jeweiligen Lagerungen an dem Getriebegehäuse abgestützt werden sollen. Die Zylinderrollenlager ermöglichen eine sehr steife Lagerung der Zwischenwelle sowie der Getriebeabtriebswelle, sodass eine besonders geringe Verlagerung des Zahneingriffs zwischen der Getriebeeingangswelle und der Zwischenwelle sowie zwischen der Zwischenwelle und der Getriebeabtriebswelle erreicht wird. Somit kann eine Verkippung der Wellen und/oder eine Verformung der Wellen besonders geringgehalten werden. Infolgedessen ist das Getriebe im Betrieb besonders leise.
In einer weiteren möglichen Ausgestaltung der Erfindung ist es vorgesehen, dass das Vierpunktlager und eines der Zylinderrollenlager axial unmittelbar nebeneinander angeordnet sind und hierdurch eine Lagereinheit bilden. Das bedeutet, dass das Vierpunktlager an dem Zylinderrollenlager anliegt, das demselben Ende der jeweiligen Welle zugeordnet ist. Mittels dieser Lagereinheit kann die jeweilige diese Lagereinheit aufweisende Welle besonders einfach an dem Getriebegehäuse gelagert werden, wobei die Lagereinheit besonders kompakt im Getriebegehäuse befestigt werden kann. Die Lagereinheit ermöglicht darüber hinaus eine besonders gute Stabilisierung der jeweiligen über die Lagereinheit an dem Getriebegehäuse gelagerten Welle.
In einer weiteren möglichen Ausgestaltung der Erfindung ist es vorgesehen, dass die Zylinderrollenlager axial entlang der Zwischenwelle weiter außen angeordnet sind als das Vierpunktlager. Sofern die Getriebeabtriebswelle ebenfalls über zwei Zylinderrollenlager an ihren jeweiligen Enden und über ein Vierpunktlager an dem Getriebegehäuse drehbar gelagert ist, können die Zylinderrollenlager ebenfalls axial entlang der Getriebeabtriebswelle weiter außen angeordnet sein als das Vierpunktlager. Mit anderen Worten ist das Zylinderrollenlager näher an einem nächsten Ende der Zwischenwelle beziehungsweise der Getriebeabtriebswelle angeordnet als das diesem Zylinderrollenlager zugeordnete Vierpunktlager. Das Vierpunktlager ist somit axial weiter innen angeordnet als die Zylinderrollenlager. Entlang einer jeweiligen Länge der Zwischenwelle beziehungsweise der Getriebeabtriebswelle sind die Zylinderrollenlager axial weiter außen und das Vierpunktlager axial innen angeordnet. Hierdurch können die jeweiligen Zylinderrollenlager besonders klein ausgestaltet werden und das Getriebe kann besonders einfach montiert werden. Bei einer Montage des Getriebes ist es vorgesehen, dass ausgehend von einem Getriebedeckel zuerst ein deckelseitiges Zylinderrollenlager positioniert wird und dann das Vierpunktlager positioniert wird. Anschließend werden die jeweiligen Zahnräder und dann das gehäuseseitige Zylinderrollenlager positioniert. Hierdurch können besonders kompakte Zylinderrollenlager verwendet werden. Werden das deckelseitige Zylinderrollenlager und das Vierpunktlager andersherum angeordnet und somit in axialer Richtung vertauscht, dann muss eine äußere Lagerlaufbahn dieses Zylinderrollenlagers größer sein als der Außendurchmesser des Vierpunktlagers, damit das Getriebe montiert werden kann und hierbei das Vierpunktlager durch den vormontierten Außenring des Zylinderrollenlagers gefügt werden kann. Das Zylinderrollenlager wäre also deutlich größer als aus Sicht der Belastung erforderlich ist. Darüber hinaus kann bei der beschriebenen Anordnung des Vierpunktlagers axial zwischen den beiden Zylinderrollenlagern ein zusätzlicher Sicherungsring eingespart werden.
In einer weiteren Ausgestaltung der Erfindung ist es vorgesehen, dass die Zwischenwelle und die Getriebeabtriebswelle parallel zueinander angeordnet sind und die Vierpunktlager den gleichen Enden der Wellen oder unterschiedlichen Enden der Wellen zugeordnet sind. Das bedeutet, dass vorgesehen ist, dass sowohl die Zwischenwelle als auch die Getriebeabtriebswelle jeweils an ihren Enden über zwei Zylinderrollenlager und zusätzlich über ein jeweiliges Vierpunktlager an dem Getriebegehäuse gelagert sind. Das bedeutet, dass die jeweiligen Vierpunktlager der Zwischenwelle und der Getriebeabtriebswelle axial an jeweiligen gleichen Enden und somit auf derselben Seite des Getriebes angeordnet sein können, oder an einander gegenüberliegenden Enden der Zwischenwelle und der Getriebeabtriebswelle angeordnet sein können. Die Zwischenwelle und die Getriebeabtriebswelle sind insbesondere parallel zueinander angeordnet und weisen jeweils ein der ersten Seite zugeordnetes erstes Ende sowie ein einer der ersten Seite gegenüberliegenden zweiten Seite zugeordnetes zweites Ende auf. Beispielsweise kann die Zwischenwelle das Vierpunktlager an ihrem ersten Ende aufweisen, wohingegen die Getriebeabtriebswelle das Vierpunktlager an ihrem zweiten Ende aufweist. Alternativ kann die Zwischenwelle das Vierpunktlager an ihrem zweiten Ende aufweisen, während die Getriebeabtriebswelle das Vierpunktlager an ihrem ersten Ende aufweist. Weisen die Zwischenwelle und die Getriebeabtriebswelle das Vierpunktlager am gleichen Ende auf, dann können die Zwischenwelle und die Getriebeabtriebswelle beide jeweils das zugeordnete Vierpunktlager an ihrem ersten Ende oder an ihrem zweiten Ende aufweisen. Bei einer Anordnung der Vierpunktlager auf der Zwischenwelle und auf der Getriebeabtriebswelle auf derselben Seite und somit an den gleichen Enden kann das Getriebe besonders einfach montiert werden, da die Festlager somit auf derselben Seite des Getriebes angeordnet sind.
Insbesondere können die jeweiligen Wellen besonders gut stabilisiert werden, wenn die Vierpunktlager besonders nah an den Zahnrädern der zweiten Übersetzungsstufe angeordnet sind. Das bedeutet, dass das Vierpunktlager auf der Zwischenwelle näher an dem mit der Getriebeabtriebswelle in Eingriff stehenden Zahnrad angeordnet ist als an dem mit der Getriebeeingangswelle in Eingriff stehenden Zahnrad. Auf der Getriebeabtriebswelle ist das Vierpunktlager näher an dem mit der Zwischenwelle in Eingriff stehenden Zahnrad angeordnet, als an sonstigen Zahnrädern der Getriebeabtriebswelle. Insbesondere kann das Vierpunktlager unmittelbar axial neben dem mit der Zwischenwelle in Eingriff stehenden Zahnrad der Getriebeabtriebswelle angeordnet sein. Hierdurch können die Zwischenwelle und die Getriebeabtriebswelle in dem Bereich, in welchem die Wellen aufgrund der Kraftübertragung von der Zwischenwelle auf die Getriebeabtriebswelle besonders stark beansprucht sind, besonders gut stabilisiert werden.
In einer weiteren möglichen Ausgestaltung der Erfindung ist es vorgesehen, dass die Getriebeeingangswelle über wenigstens ein einem ihrer Enden zugeordnetes Rillenkugellager an dem Getriebegehäuse drehbar gelagert ist. Bei Rillenkugellagern handelt es sich um sehr effiziente Lagerungen, in welchen besonders wenig Reibung auftritt. Infolgedessen ermöglicht das Rillenkugellager eine besonders effiziente Lagerung der Getriebeeingangswelle. Dieses Rillenkugellager kann an einem ersten Ende der Getriebeeingangswelle angeordnet sein, wohingegen das andere Ende drehfest mit der Rotorwelle verbunden ist. Die Rotorwelle kann wiederum über das sogenannte A-Lager, bei welchem es sich insbesondere um ein weiteres Rillenkugellager handelt, an dem Getriebegehäuse drehbar gelagert sein. Da in der Getriebeeingangswelle das geringste Drehmoment innerhalb des Getriebes auftritt, kann das sehr effiziente Rillenkugellager verwendet werden, da dieses für die Abstützung der Getriebeeingangswelle ausreichend ist. Bei diesem Rillenkugellager handelt es sich darüber hinaus um ein besonders kostengünstiges Wälzlager, welches zusätzlich sowohl eine axiale als auch eine radiale Abstützung der Getriebeeingangswelle ermöglicht.
Die Erfindung betrifft des Weiteren einen elektrischen Antriebsstrang für ein Kraftfahrzeug, mit einem Getriebe wie es bereits im Zusammenhang mit dem erfindungsgemäßen Getriebe beschrieben worden ist. Weiterhin umfasst der elektrische Antriebsstrang eine elektrische Traktionsmaschine, deren Rotorwelle drehmomentübertragend mit der Getriebeeingangswelle des Getriebes verbunden ist. Die elektrische Traktionsmaschine ist dazu eingerichtet, mittels der elektrischen Energie aus einer Batterie, insbesondere einem Hochvoltspeicher des Kraftfahrzeugs, das Kraftfahrzeug anzutreiben, indem das von der elektrischen Traktionsmaschine erzeugte Drehmoment über das Getriebe an wenigstens ein Rad des Kraftfahrzeugs übertragen wird. Der elektrische Antriebsstrang ist somit dazu eingerichtet, das Kraftfahrzeug mittels elektrischer Energie anzutreiben.
Die Erfindung betrifft des Weiteren ein Kraftfahrzeug mit einem elektrischen Antriebsstrang wie er im Zusammenhang mit dem elektrischen Antriebsstrang beschrieben worden ist. Bei dem Kraftfahrzeug handelt es sich um ein Elektrofahrzeug oder um ein Hybridfahrzeug.
Weitere Merkmale der Erfindung können sich aus den Ansprüchen, den Figuren und der Figurenbeschreibung ergeben. Die vorstehend in der Beschreibung genannten Merkmale und Merkmalskombinationen sowie die nachfolgend in der Figurenbeschreibung und/oder in den Figuren allein gezeigten Merkmale und Merkmalskombinationen sind nicht nur in der jeweils angegebenen Kombination, sondern auch in anderen Kombinationen oder in Alleinstellung verwendbar, ohne den Rahmen der Erfindung zu verlassen.
Die einzige Zeichnung (Fig. 1) zeigt in einer schematischen Schnittansicht ein Getriebe für einen elektrischen Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs.
In Fig. 1 ist ein Getriebe 10 für einen elektrischen Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs, insbesondere eines Kraftwagens, insbesondere eines Personenkraftwagens, gezeigt. Das Getriebe 10 ist dazu eingerichtet, ein von einer elektrischen Traktionsmaschine des Kraftfahrzeugs entgegengenommenes Drehmoment umzuwandeln und dieses umgewandelte Drehmoment wiederum auf wenigstens ein Rad des Kraftfahrzeugs zu übertragen. Das Getriebe 10 ist dazu eingerichtet, das von der elektrischen Traktionsmaschine erhaltene Drehmoment in mehreren Übersetzungsstufen, vorliegend zwei Übersetzungsstufen 28, 30 umzuwandeln.
Das Getriebe 10 umfasst eine Getriebeeingangswelle 12, eine Zwischenwelle 14 sowie eine Getriebeabtriebswelle 16. Über die Getriebeeingangswelle 12 kann eine Kraft in Form eines Drehmoments in das Getriebe 10 eingebracht werden, wobei die Kraft wiederum über die Getriebeabtriebswelle 16 für jeweilige Räder des Kraftfahrzeugs bereitgestellt wird. Vorliegend ist die Getriebeabtriebswelle 16 Teil eines Differentials. Hierfür weist die Getriebeabtriebswelle 16 den Differentialkorb 32 auf. Das über die Getriebeeingangswelle 12 in das Getriebe 10 eingebrachte Drehmoment wird in jeweiligen Übersetzungsstufen 28, 30 über die Zwischenwelle 14 auf die Getriebeabtriebswelle 16 eingestellt. Die Getriebeeingangswelle 12 ist vorliegend mit einer Rotorwelle 18 der elektrischen Traktionsmaschine kraftübertragend, insbesondere drehfest verbunden. Die Getriebeeingangswelle 12 weist außenseitig ein erstes Ritzel 20 auf, welches mit einem ersten Zahnrad 22 der Zwischenwelle 14 kraftübertragend in Eingriff steht. Das erste Ritzel 20 und das erste Zahnrad 22 stehen dauerhaft miteinander in Eingriff. Als Ritzel wird das im Durchmesser kleinere von zwei miteinander in Eingriff stehenden Zahnrädern in einem Zahnradgetriebe bezeichnet. Die Zwischenwelle 14 weist ein zweites Ritzel 24 auf, welches mit einem zweiten Zahnrad 26 der Getriebeabtriebswelle 16 in Eingriff steht, insbesondere dauerhaft in Eingriff steht. Bei dem Getriebe 10 handelt es sich somit um ein nichtschaltbares Getriebe. Das Übersetzungsverhältnis des Getriebes 10 ist somit fest vorgegeben. In dem elektrischen Antriebsstrang wird somit das Drehmoment beziehungsweise die Drehzahl an den Rädern über das von der elektrischen Traktionsmaschine bereitgestellte Drehmoment beziehungsweise die Drehzahl der Rotorwelle 18 eingestellt.
Das erste Ritzel 20 und das erste Zahnrad 22 stellen eine erste Übersetzungsstufe 28 dar, wohingegen das zweite Ritzel 24 und das zweite Zahnrad 26 eine zweite Übersetzungsstufe 30 darstellen.
Die Getriebeeingangswelle 12 ist vorliegend über jeweilige Rillenkugellager 34 an einem in Fig. 1 nicht gezeigten Getriebegehäuse des Getriebes 10 gelagert. Hierbei dienen die Rillenkugellager 34 sowohl einer radialen als auch einer axialen Abstützung der Getriebeeingangswelle 12. Vorliegend ist die Getriebeeingangswelle 12 über zwei Rillenkugellager 34 drehbar am Getriebegehäuse gelagert. Hierbei ist die Getriebeeingangswelle 12 vorliegend über ein erstes der Rillenkugellager 34 unmittelbar an dem Getriebegehäuse gelagert und über das zweite Rillenkugellager 34 mittelbar über die Rotorwelle 18 am Getriebegehäuse gelagert. Hierbei ist die Getriebeeingangswelle 12 in einen Wellenstumpf der Rotorwelle 18 eingesteckt und dieser Wellenstumpf der Rotorwelle 18 ist über das zweite Rillenkugellager 34 drehbar am Getriebegehäuse gelagert. Bei diesem zweiten Rillenkugellager 34 handelt es sich um ein sogenanntes A- Lager. Bei den Rillenkugellagern 34 handelt es sich um besonders effiziente Lager, was bedeutet, dass in den Rillenkugellagern 34 besonders wenig Reibung auftritt. Bei dem ersten Rillenkugellager 34 handelt es sich um ein sogenanntes C-Lager, welches die Getriebeeingangswelle 12 axial und radial hält, jedoch ein Spiel aufweist.
Vorliegend sind sowohl die Zwischenwelle 14 als auch die Getriebeabtriebswelle 16 über ein erstes Zylinderrollenlager 36, ein zweites Zylinderrollenlager 38 sowie ein Vierpunktlager 40 an dem Getriebegehäuse drehbar gelagert. Dabei sind die jeweiligen Zylinderrollenlager 36, 38 auf der jeweiligen Welle axial weiter außen angeordnet als das dem selben Ende der jeweiligen Welle zugeordnete Vierpunktlager 40. Die jeweiligen Zylinderrollenlager 36, 38 dienen als Loslager, wohingegen das Vierpunktlager 40 als Festlager der jeweiligen Welle dient. Das Vierpunktlager 40 dient somit einer axialen Abstützung der jeweiligen Welle, wohingegen die Zylinderrollenlager 36, 38 einer radialen Abstützung der jeweiligen Welle dienen. Die jeweiligen Zylinderrollenlager 36, 38 sind einander gegenüberliegenden Enden der jeweiligen Welle zugeordnet. Das bedeutet, dass das erste Zylinderrollenlager 36 an einem ersten Ende der jeweiligen Welle angeordnet ist und das zweite Zylinderrollenlager 38 an einem dem ersten Ende gegenüberliegenden, zweiten Ende der jeweiligen Welle angeordnet ist. Das Vierpunktlager 40 ist einem der Enden der jeweiligen Welle zugeordnet. Vorliegend ist das Vierpunktlager 40 ebenfalls dem ersten Ende der jeweiligen Welle zugeordnet. Das Vierpunktlager 40 bildet gemeinsam mit dem ersten Zylinderrollenlager 36 eine Lagereinheit. In dieser Lagereinheit sind das Vierpunktlager 40 und das erste Zylinderrollenlager 36 in axialer Richtung unmittelbar nebeneinander angeordnet. Das bedeutet, dass das erste Zylinderrollenlager 36 und das Vierpunktlager 40 einander seitlich berühren können. Wie in Fig. 1 besonders gut erkannt werden kann, sind die Getriebeeingangswelle 12, die Zwischenwelle 14 und die Getriebeabtriebswelle 16 mit ihren jeweiligen Drehachsen 42 parallel zueinander ausgerichtet. Die jeweiligen aus dem ersten Zylinderrollenlager 36 und dem Vierpunktlager 40 gebildeten Lagereinheiten sind vorliegend sowohl an der Zwischenwelle 14 als auch an der Getriebeabtriebswelle 16 auf der gleichen Seite und somit in Fig. 1 links angeordnet. Alternativ ist es möglich, dass die Lagereinheiten an der Zwischenwelle 14 und an der Getriebeabtriebswelle 16 an unterschiedlichen Enden angeordnet sind. Beispielsweise kann die Lagereinheit am ersten Ende der Zwischenwelle 14 und am zweiten Ende der Getriebeabtriebswelle 16 angeordnet sein oder umgekehrt. Insbesondere ist die Anordnung der Lagereinheiten abhängig von einer Ausrichtung der jeweiligen Wellen beziehungsweise einer Anordnung der jeweiligen Zahnräder beziehungsweise Ritzel auf den Wellen.
Um eine Verkippung der Zwischenwelle 14 zu der Getriebeeingangswelle 12 beziehungsweise der Getriebeabtriebswelle 16 zu der Zwischenwelle 14 besonders gering zu halten, ist es vorgesehen, dass die jeweiligen Vierpunktlager 40 beziehungsweise die jeweiligen Lagereinheiten näher an der zweiten Übersetzungsstufe 30 als an der ersten Übersetzungsstufe 28 angeordnet sind. Das bedeutet, dass das Vierpunktlager 40 auf der Zwischenwelle 14 näher an dem zweiten Ritzel 24 angeordnet ist als an dem ersten Zahnrad 22. Hierbei ist das Vierpunktlager 40 vorliegend in axialer Richtung auf der dem ersten Zahnrad 22 abgewandten Seite des zweiten Ritzels 24 angeordnet. Auf der Getriebeabtriebswelle 16 ist das Vierpunktlager 40 in axialer Richtung unmittelbar neben dem zweiten Zahnrad 26 angeordnet. Wie weiterhin in Fig. 1 erkannt werden kann, kann das Vierpunktlager 40 auf der Getriebeabtriebswelle 16 radial innerhalb eines Zahnkranzes des zweiten Zahnrads 26 angeordnet sein. Das bedeutet, dass das Vierpunktlager 40 zumindest in einem axialen Längenabschnitt radial nach außen von einem Zahnkranz des zweiten Zahnrads 26 überdeckt beziehungsweise umschlossen wird. Somit ist das Vierpunktlager 40 besonders nah an einer Krafteinleitungsstelle der Getriebeabtriebswelle 16 angeordnet, wobei über diese Krafteinleitungsstelle das Drehmoment über die zweite Übersetzungsstufe 30 in die Getriebeabtriebswelle 16 eingebracht wird. Da in der zweiten Übersetzungsstufe 30 größere Drehmomente wirken als in der ersten Übersetzungsstufe 28 kann durch eine Anordnung der jeweiligen Vierpunktlager 40 besonders nah an der zweiten Übersetzungsstufe 30 die jeweilige zugeordnete Welle, vorliegend die Zwischenwelle 14 beziehungsweise die Getriebeabtriebswelle 16, besonders gut stabilisiert werden, wodurch eine Verkippungsgefahr der Wellen besonders gering gehalten werden kann.
Das jeweilige Vierpunktlager 40 wird am Getriebegehäuse fixiert und dient als Festlager der jeweiligen zugeordneten Welle. Das Getriebe 10 lässt sich besonders einfach montieren, wenn sämtliche Festlager und somit sämtliche Vierpunktlager 40 an der gleichen Seite des Getriebes 10 angeordnet sind. Das Vierpunktlager 40 weist kein beziehungsweise lediglich ein besonders geringes Spiel auf, wodurch eine axiale Fixierung der jeweiligen zugeordneten Welle erfolgt. Das Vierpunktlager 40 verhindert eine axiale Verschiebung der zugeordneten Welle, wobei das jeweilige Vierpunktlager 40 sich im Getriebegehäuse radial verschieben kann.
Über die jeweiligen Übersetzungsstufen 28, 30 wird das über die Rotorwelle 18 in das Getriebe 10 eingebrachte Drehmoment erhöht, wodurch in der zweiten Übersetzungsstufe 30 größere Kräfte wirken als in der ersten Übersetzungsstufe 28. Es sind somit für das Stabilisieren der die zweite Übersetzungsstufe 30 umsetzenden Wellen besonders feste Lager von Vorteil. Das Vierpunktlager 40 ist besonders kompakt sowie besonders leicht und weist somit Gewichts- und Bauraumvorteile auf. Da das Vierpunktlager 40 nicht dazu eingerichtet ist Radialkräfte gut aufzunehmen, sind zusätzlich die Zylinderrollenlager 36, 38 vorgesehen, welche eine hohe radiale Drehkraft aufweisen. Durch ein Vorsehen der Kombination aus den Zylinderrollenlagern 36, 38 sowie dem Vierpunktlager 40, können jeweils besonders kleine Lager verwendet werden, welche besonders kompakt sowie besonders gewichtsarm ausgestaltet sind. Weiterhin weisen diese Lager aufgrund deren besonders kleiner Größe besonders kleine Reibkräfte auf.
Alternativ zu der Ausgestaltung des Getriebes 10 mit dem Differentialkorb 32 kann das Getriebe 10 die Getriebeabtriebswelle 16 aufweisen, welche lediglich mit einem Rad des Kraftfahrzeugs drehmomentübertragend verbunden ist. Somit kann das Getriebe 10 für jedes anzutreibende Rad des Kraftfahrzeugs eine Getriebeeingangswelle 12, eine Zwischenwelle 14 sowie eine Getriebeabtriebswelle 16 gemäß der beschriebenen Anordnung aufweisen.
Dem beschriebenen Getriebe 10 liegt das technische Bedürfnis zugrunde, ein möglichst effizientes und akustisch optimiertes Getriebe für einen elektrischen Triebstrang herzustellen. Bekannte Wälzlagerungen sind entweder sehr steif und bewirken somit eine geringe Verformung der Getriebewellen und eine geringe Verlagerung des Zahneingriffs, oder sie sind sehr effizient. Sehr steife Lagerungen wie beispielsweise Kegelrollenlagerungen bewirken eine geringe Verlagerung des Zahneingriffs, sind aber nachteilig bezüglich der Effizienz. Sehr effiziente Lagerungen, wie beispielsweise reine Rillenkugellager, sind sehr effizient und weisen somit geringe Verlustmomente beziehungsweise Reibmomente auf, bewirken aber eine relativ große Verformung und/oder Verkippung der Getriebewellen und somit eine Verlagerung des Zahneingriffs. Infolgedessen resultieren ein großes, vom Drehmoment abhängiges Spektrum eines Tragbilds und somit akustische Nachteile.
Das Getriebe 10 weist eine Kombination von effizienten Vierpunktlagern 40 als Axiallager und Zylinderrollenlagern 36, 38 als Radiallagern auf. Die Zylinderrollenlager 36, 38 führen zu einer sehr steifen Lagerung und somit geringen Verlagerung der jeweiligen Zahneingriffe. Da die Zylinderrollenlager 36, 38 keine Axiallasten aufnehmen können, ist als Axiallagerung zusätzlich wenigstens ein Vierpunktlager 40 vorgesehen. In der Kombination dieses Lagerkonzepts auf dem Differential, und somit der Getriebeabtriebswelle 16, sowie auf der Zwischenwelle 14 und der Rillenkugellagerung der Getriebeeingangswelle 12 wird in beiden Übersetzungsstufen 28, 30 der in Fig. 1 dargestellten Anordnung eine sehr geringe Verlagerung der Zahneingriffe erreicht.
Das Kraftfahrzeug kann insbesondere einen elektrischen Antrieb mit einer E-Maschine, einer ersten Übersetzungsstufe 28, einer zweiten Übersetzungsstufe 30 und einem Differential aufweisen. Alternativ kann das Kraftfahrzeug einen elektrischen Antrieb mit zwei E-Maschinen und jeweils einer ersten Übersetzungsstufe 28 und einer zweiten Übersetzungsstufe 30 ohne Differential aufweisen.
Die Getriebeeingangswelle 12 ist mit Rillenkugellagern 34 gelagert, wobei das erste Rillenkugellager 34, welches neben dem ersten Ritzel 20 angeordnet ist, als Festlager dient. Die Zwischenwelle 14 ist mit dem Vierpunktlager 40 als Festlager auf einer Getriebedeckelseite des Getriebegehäuses und zwei Zylinderrollenlagern 36, 38 als Loslagern beziehungsweise Radiallagern gelagert. Die Getriebeabtriebswelle 16 beziehungsweise der Differentialkorb 32 ist mit dem Vierpunktlager 40 als Festlager auf der Getriebedeckelseite und zwei Zylinderrollenlagern 36, 38 als Loslagern beziehungsweise Radiallagern gelagert. Das jeweilige Vierpunktlager 40 ist jeweils im Getriebedeckel des Getriebegehäuses oder auf der Getriebewelle radial freigestellt. Somit wird auf das Vierpunktlager 40 keine Radialkraft übertragen und es dient rein als Axiallager beziehungsweise Festlager. Durch die vorgeschlagene Anordnung ist ein gleichsinniges Einfedern der jeweiligen Lagerstellen und somit eine gleichsinnige Verkippung beziehungsweise Verformung der Getriebewellen und somit eine geringe radiale Verschiebung und Winkelabweichung der im Eingriff befindlichen Zahnräder zueinander und somit eine geringe Abweichung im Zahneingriff erreicht.
Durch die Anordnung der Lagerungen von Stirnrädern im Bauraum beziehungsweise im Getriebe 10, ist eine Zugänglichkeit von Sicherungselementen der Festlager eingeschränkt. Ein Fügen von Standard-Sicherungsringen innerhalb des Getriebes 10 ist am Differential nicht und an der Zwischenwelle 14 nur bedingt möglich. Es kann somit ein Durchbruch im Getriebedeckel im Bereich des Sicherungsrings erzeugt werden, durch welchen der jeweilige Sicherungsring von außen betätigt werden kann. Der Durchbruch kann nach dem Fügen des Sicherungsrings verschlossen werden.
Insgesamt zeigt die Erfindung wie ein Wälzlagerkonzept mit getrennter Radial- und Axiallagerung für ein Getriebe 10 eines elektrischen Antriebs geschaffen werden kann.
Bezugszeichenliste
10 Getriebe
12 Getriebeeingangswelle
14 Zwischenwelle
16 Getriebeabtriebswelle
18 Rotorwelle
20 erstes Ritzel
22 erstes Zahnrad
24 zweites Ritzel
26 zweites Zahnrad
28 erste Übersetzungsstufe
30 zweite Übersetzungsstufe
32 Differentialkorb
34 Rillenkugellager
36 Zylinderrollenlager
38 Zylinderrollenlager
40 Vierpunktlager
42 Drehachse

Claims

Patentansprüche
1. Getriebe (10) für einen elektrischen Antriebsstrang eines Kraftfahrzeugs, mit einer Getriebeeingangswelle (12), welche dazu eingerichtet ist, drehfest mit einer Rotorwelle (18) einer elektrischen Traktionsmaschine verbunden zu werden, einer mit der Getriebeeingangswelle (12) in Eingriff stehenden Zwischenwelle (14), einer mit der Zwischenwelle (14) in Eingriff stehenden Getriebeabtriebswelle (16), und einem Getriebegehäuse, an welchem die Zwischenwelle (14) drehbar über zwei Zylinderrollenlager (36, 38) an ihren jeweiligen Enden und über ein Vierpunktlager (40) gelagert ist.
2. Getriebe (10) nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Getriebeabtriebswelle (16) Teil eines Differentials ist.
3. Getriebe (10) nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Getriebeabtriebswelle (16) und die Zwischenwelle (12) jeweils über zwei Zylinderrollenlager (36, 38) an ihren jeweiligen Enden und über ein Vierpunktlager (40) an dem Getriebegehäuse drehbar gelagert sind.
4. Getriebe (10) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Vierpunktlager (40) und eines der Zylinderrollenlager (36, 38) axial unmittelbar nebeneinander angeordnet sind und hierdurch eine Lagereinheit bilden.
5. Getriebe (10) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Zylinderrollenlager (36, 38) axial entlang der Zwischenwelle (14) weiter außen angeordnet sind als das Vierpunktlager (40). Getriebe (10) nach Anspruch 3 oder nach Anspruch 4 oder 5 in Rückbezug auf Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Zwischenwelle (14) und die Getriebeabtriebswelle (16) parallel zueinander angeordnet sind und die Vierpunktlager (40) den gleichen Enden der Wellen oder unterschiedlichen Enden der Wellen zugeordnet sind. Getriebe (10) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Getriebeeingangswelle (12) über wenigstens ein einem ihrer Enden zugeordnetes Rillenkugellager (34) an dem Getriebegehäuse drehbar gelagert ist. Elektrischer Antriebsstrang für ein Kraftfahrzeug, mit einem Getriebe (10) nach einem der vorhergehenden Ansprüche sowie mit einer elektrischen Traktionsmaschine, deren Rotorwelle (18) drehmomentübertragend mit der Getriebeeingangswelle (12) des Getriebes (10) verbunden ist. Kraftfahrzeug mit einem elektrischen Antriebsstrang nach Anspruch 8.
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