DE102004048696B4

DE102004048696B4 - Siebenganggetriebe

Info

Publication number: DE102004048696B4
Application number: DE102004048696A
Authority: DE
Inventors: Scott H. Ypsilanti Wittkopp
Original assignee: Motors Liquidation Co
Current assignee: Motors Liquidation Co
Priority date: 2003-10-08
Filing date: 2004-10-06
Publication date: 2007-02-22
Anticipated expiration: 2024-10-07
Also published as: DE102004048696A1; US6910986B2; US20050079945A1

Abstract

Siebenganggetriebe, umfassend:
eine Antriebswelle (17),
eine Abtriebswelle (19),
eine Planetenradanordnung (18) mit einem ersten, einem zweiten und einem dritten Planetenradsatz (20, 30, 40), wobei jeder Planetenradsatz ein Hohlrad (24, 34, 44), ein Sonnenrad (22, 32, 42) und eine Planetenträgeranordnung (26, 36, 46) aufweist,
wobei die Antriebswelle (17) kontinuierlich mit dem Sonnenrad (32) des zweiten Planetenradsatzes (30) verbunden ist, und die Abtriebswelle (19) kontinuierlich mit der Planetenträgeranordnung (46) des dritten Planetenradsatzes (40) verbunden ist,
ein erstes Verbindungselement (70), das das Hohlrad (24) des ersten Planetenradsatzes (20) kontinuierlich mit der Planetenträgeranordnung (46) des dritten Planetenradsatzes (40) verbindet,
ein zweites Verbindungselement (72), das die Planetenträgeranordnung (26) des ersten Planetenradsatzes (20) kontinuierlich mit dem Hohlrad (34) des zweiten Planetenradsatzes (30) verbindet,
ein drittes Verbindungselement (74), das die Planetenträgeranordnung (36) des zweiten Planetenradsatzes (30) kontinuierlich mit dem Hohlrad (44) des dritten Planetenradsatzes (40) verbindet,
eine erste Bremse...

Description

Die vorliegende Erfindung betrifft ein Getriebe mit drei Planetenradsätzen, die durch sechs Drehmomentübertragungsmechanismen gesteuert werden, um sieben Vorwärts-Drehzahlverhältnisse und ein Rückwärts-Drehzahlverhältnis bereitzustellen.
Pkw umfassen einen Antriebsstrang, der aus einem Motor, einem Mehrganggetriebe und einem Differential oder Achsantrieb besteht. Das Mehrganggetriebe erhöht den Gesamtbetriebsbereich des Fahrzeugs, indem es zulässt, dass der Motor mehrfach über seinen Drehmomentbereich hinweg arbeiten kann. Die Anzahl von Vorwärts-Drehzahlverhältnissen, die mit dem Getriebe verfügbar sind, bestimmt die Häufigkeit, wie oft der Motordrehmomentbereich durchlaufen werden kann. Frühe Automatikgetriebe wiesen zwei Drehzahlbereiche auf. Dies begrenzte den Gesamtdrehzahlbereich des Fahrzeugs stark und erforderte daher einen relativ großen Motor, der einen weiten Drehzahl- und Drehmomentbereich erzeugen konnte. Dies führte dazu, dass der Motor während der Fahrt an einem spezifischen Kraftstoffverbrauchspunkt arbeitete, der nicht der Punkt mit dem besten Wirkungsgrad war. Daher waren handgeschaltete Getriebe mit Vorgelegewelle am beliebtesten.
Mit dem Aufkommen von Drei- und Viergang-Automatikgetrieben nahm die Beliebtheit des automatisch schaltenden Getriebes (Planetenradgetriebes) bei den Autofahrern zu. Diese Getriebe verbesser ten die Arbeitsleistung und die Kraftstoffwirtschaftlichkeit des Fahrzeugs. Die erhöhte Anzahl von Übersetzungen reduziert die Stufengröße zwischen den Übersetzungsverhältnissen und verbessert daher die Schaltqualität des Getriebes, indem die Gangwechsel bei normaler Fahrzeugbeschleunigung für den Fahrer im Wesentlichen nicht wahrnehmbar gemacht werden.

Es ist vorgeschlagen worden, die Anzahl von Vorwärts-Drehzahlverhältnissen auf sechs oder mehr zu erhöhen. Sechsganggetriebe sind in den U.S.-Patenten Nr. 4,070,927, das für Polak am 31. Januar 1978 erteilt wurde; 6,071,208 A, das für Koivunen am 6. Juni 2000 erteilt wurde; 5,106,352 A, das für Lepelletier am 21. April 1992 erteilt wurde; und 5,599,251 A, das für Beim & McCarrick am 4. Februar 1997 erteilt wurde, offenbart.

Sechsganggetriebe bieten mehrere Vorteile gegenüber Vier- und Fünfganggetrieben, die eine verbesserte Fahrzeugbeschleunigung und eine verbesserte Kraftstoffwirtschaftlichkeit umfassen. Während viele Lkw Lastschaltgetriebe mit sechs oder mehr Vorwärtsübersetzungen anwenden, werden aufgrund der Größe und Komplexität dieser Getriebe Pkw noch mit Drei- und Viergang-Automatikgetrieben und relativ wenigen Fünf- oder Sechsgangeinrichtungen hergestellt. Das Getriebe von Polak bietet sechs Vorwärtsübersetzungen mit drei Planetenradsätzen, zwei Kupplungen und drei Bremsen. Die Patente von Koivunen und Beim benutzen sechs Drehmomentübertragungseinrichtungen, die vier Bremsen und zwei Kupplungen umfassen, um sechs Vorwärts-Drehzahlverhältnisse und ein Rückwärts-Drehzahlverhältnis herzustellen. Das Patent von Lepelletier wendet drei Planetenradsätze, drei Kupplungen und zwei Brem sen an, um sechs Vorwärtsübersetzungen bereitzustellen. Einer der Planetenradsätze wird derart positioniert und betrieben, dass zwei Antriebselemente mit fester Drehzahl für die verbleibenden beiden Planetenradsätze hergestellt werden.

Siebenganggetriebe sind in der nachveröffentlichten DE 103 33 433 A1 , U.S. 2003/0054917 A1, U.S. 4,709,594 (Maeda), U.S. 6,053,839 A (Baldwin et al.), und U.S. 6,083,135 A (Baldwin et al.) offenbart. Sieben- und Achtganggetriebe bieten weitere Verbesserungen in Bezug auf Beschleunigung und Kraftstoffwirtschaftlichkeit gegenüber Sechsganggetrieben. Jedoch ist die Entwicklung von Sieben- und Achtganggetrieben ähnlich wie bei den oben diskutierten Sechsganggetrieben wegen der Komplexität, Größe und Kosten nicht weiter durchgeführt worden.

Es ist die Aufgabe der vorliegenden Erfindung ein verbessertes Siebenganggetriebe vorzusehen.

Die Lösung dieser Aufgabe erfolgt durch die Merkmale des unabhängigen Anspruchs.

Es ist überraschenderweise entdeckt worden, dass ein existierendes Getriebe für einen Vorderradantrieb der General Motors Corporation/Ford Motor Company, nämlich das "X22F", welches ein Sechsganggetriebe ist, in ein Siebenganggetriebe umgewandelt werden kann, indem lediglich eine einzige Kupplung hinzugefügt wird. Die resultierenden Übersetzungsverhältnisse und Übersetzungsverhältnisstufen für den Rückwärtsgang und sieben Vorwärtsgänge erfüllen die Entwurfskriterien.

Das Siebenganggetriebe umfasst eine Antriebswelle, eine Abtriebswelle, und eine Planetenradanordnung mit einem ersten, einem zweiten und einem dritten Planetenradsatz, wobei jeder Planetenradsatz ein Hohlrad, ein Sonnenrad und eine Planetenträgeranordnung aufweist. Die Antriebswelle steht kontinuierlich mit dem Sonnenrad des zweiten Planetenradsatzes in Verbindung, und die Abtriebswelle steht kontinuier lich mit der Planetenträgeranordnung des dritten Planetenradsatzes in Verbindung.

Ein erstes Verbindungselement verbindet das Hohlrad des ersten Planetenradsatzes kontinuierlich mit der Planetenträgeranordnung des dritten Planetenradsatzes. Ein zweites Verbindungselement verbindet die Planetenträgeranordnung des ersten Planetenradsatzes kontinuierlich mit dem Hohlrad des zweiten Planetenradsatzes. Ein drittes Verbindungselement verbindet die Planetenträgeranordnung des zweiten Planetenradsatzes kontinuierlich mit dem Hohlrad des dritten Planetenradsatzes.

Eine erste Bremse verbindet das Getriebegehäuse selektiv mit der Planetenträgeranordnung des ersten Planetenradsatzes. Eine zweite Bremse verbindet das Getriebegehäuse selektiv mit dem Sonnenrad des ersten Planetenradsatzes. Eine dritte Bremse verbindet das Getriebegehäuse selektiv mit dem Sonnenrad des dritten Planetenradsatzes.

Eine erste Kupplung verbindet das Sonnenrad des ersten Planetenradsatzes selektiv mit dem Sonnenrad des zweiten Planetenradsatzes. Eine zweite Kupplung verbindet die Planetenträgeranordnung des ersten Planetenradsatzes selektiv mit dem Sonnenrad des zweiten Planetenradsatzes. Eine dritte Kupplung verbindet das Sonnenrad des zweiten Planetenradsatzes selektiv mit dem Sonnenrad des dritten Planetenradsatzes.

Die erste, die zweite und die dritte Bremse sowie die erste, die zweite und die dritte Kupplung stehen in Kombinationen von jeweils zweien in Eingriff, um sieben Vorwärts-Drehzahlverhältnisse und ein Rück wärts-Drehzahlverhältnis zwischen der Antriebswelle und der Abtriebswelle herzustellen.

Die Erfindung wird im Folgenden beispielhaft anhand der Zeichnungen beschrieben; in diesen zeigt:
1 ein Hebeldiagramm eines erfindungsgemäßen Getriebes;
2 ein Stick-Diagramm, das dem Hebeldiagramm von 1 entspricht;
3a eine Hohlrad/Sonnenrad-Übersetzungsverhältnistabelle;
3b eine Tabelle fester Verbindungen; und
3c eine Schaltzustandstabelle.
In 2 ist ein schematisches Diagramm oder Stick-Diagramm für ein erfindungsgemäßes Getriebe gezeigt, das dem Hebeldiagramm von 1 und den verschiedenen Tabellen der 3a–3c entspricht.
Wie es in 2 gezeigt ist, umfasst ein Antriebsstrang 10 einen herkömmlichen Motor samt Drehmomentwandler 12, ein Planetengetriebe 14 und einen herkömmlichen Achsantriebsmechanismus 16.
Das Planetengetriebe 14 umfasst eine Antriebswelle 17, die kontinuierlich mit dem Motor samt Drehmomentwandler 12 verbunden ist, eine Planetenradanordnung 18 und eine Abtriebswelle 19, die kontinuierlich mit dem Achsantriebsmechanismus 16 verbunden ist. Die Planetenradanordnung 18 umfasst drei Planetenradsätze 20, 30 und 40, von links nach rechts in 2 betrachtet.
Der Planetenradsatz 20 umfasst ein Sonnenrad 22, ein Hohlrad 24 und eine Planetenträgeranordnung 26. Die Planetenträgeranordnung 26 umfasst mehrere Planetenräder 27, die drehbar an einem Träger 29 montiert und in kämmender Beziehung mit sowohl dem Sonnenrad 22 als auch dem Hohlrad 24 angeordnet sind.
Der Planetenradsatz 30 umfasst ein Sonnenrad 32, ein Hohlrad 34 und eine Planetenträgeranordnung 36. Die Planetenträgeranordnung 36 umfasst mehrere Planetenräder 37, die drehbar an einem Träger 39 montiert und in kämmender Beziehung mit sowohl dem Sonnenrad 32 als auch dem Hohlrad 34 angeordnet sind.
Der Planetenradsatz 40 umfasst ein Sonnenrad 42, ein Hohlrad 44 und eine Planetenträgeranordnung 46. Die Planetenträgeranordnung 46 umfasst mehrere Planetenräder 47, die drehbar an einem Träger 49 montiert und in kämmender Beziehung mit dem sowohl dem Sonnenrad 42 als auch dem Hohlrad 44 angeordnet sind.
Die Planetenradanordnung 18 umfasst auch sechs Drehmomentübertragungsmechanismen 50, 52, 54, 56, 58, 59 mit einem optionalen Freilaufrad 61. Die Drehmomentübertragungsmechanismen 50, 52 und 58 sind feststehende Drehmomentübertragungsmechanismen, die üblicherweise Bremsen oder Reaktionskupplungen genannt werden. Die Drehmomentübertragungsmechanismen 54, 56 und 59 sind rotierende Drehmomentübertragungsmechanismen, die üblicherweise Kupplungen genannt werden.
Die Antriebswelle 17 ist kontinuierlich mit dem Sonnenrad 32 verbunden, und die Abtriebswelle 19 ist kontinuierlich mit der Planetenträgeranordnung 46 verbunden. Ein erstes Verbindungselement 70 verbindet das Hohlrad 24 kontinuierlich mit der Planetenträgeranordnung 46. Ein zweites Verbindungselement 72 verbindet die Planetenträgeranordnung 26 kontinuierlich mit dem Hohlrad 34. Ein drittes Verbindungselement 74 verbindet die Planetenträgeranordnung 36 kontinuierlich mit dem Hohlrad 44.
Wie es in den beigefügten Ansprüchen benutzt wird, ist der Planetenradsatz 20 der erste Planetenradsatz, der Planetenradsatz 30 ist der zweite Planetenradsatz, und der Planetenradsatz 40 ist der dritte Planetenradsatz. Ebenso ist die Bremse 50 die erste Bremse, die Bremse 52 ist die zweite Bremse und die Bremse 58 ist die dritte Bremse. Darüber hinaus ist die Kupplung 54 die erste Kupplung, und die Kupplung 56 ist die zweite Kupplung, und die Kupplung 59 ist die dritte Kupplung.
Die Planetenträgeranordnung 26 ist selektiv mit dem Getriebegehäuse 60 über die Bremse 50 verbindbar. Das Sonnenrad 22 ist selektiv mit dem Getriebegehäuse 60 über die Bremse 52 verbindbar. Das Sonnenrad 22 ist selektiv mit dem Sonnenrad 32 durch die Kupplung 54 verbindbar. Die Planetenträgeranordnung 26 ist selektiv mit dem Sonnen rad 32 über die Kupplung 56 verbindbar. Das Sonnenrad 42 ist selektiv mit dem Getriebegehäuse 60 über die Bremse 58 verbindbar. Das Sonnenrad 32 ist selektiv mit dem Sonnenrad 42 über die Kupplung 59 verbindbar.
Wie es in der Schaltzustandstabelle von 3c gezeigt ist, werden die Drehmomentübertragungsmechanismen 50, 52, 54, 56, 58, 59 selektiv in Kombinationen von jeweils zweien in Eingriff gebracht, um sieben Vorwärts-Drehzahlverhältnisse und ein Rückwärts-Drehzahlverhältnis bereitzustellen. Es ist auch anzumerken, dass in der Schaltzustandstabelle die Bremse 50 während des neutralen Zustandes in Eingriff bleibt, wodurch der Gangwechsel zwischen Vorwärts und Rückwärts vereinfacht wird.
Um das Rückwärts-Drehzahlverhältnis herzustellen, werden die Bremse 50 und die Kupplung 54 in Eingriff gebracht. Das Übersetzungsverhältnis des Rückwärts-Drehzahlverhältnisses beträgt –3,500, wie es in der Schaltzustandstabelle von 3c angegeben ist.
Das erste Vorwärts-Drehzahlverhältnis wird mit dem Eingriff der Bremsen 50, 58 hergestellt. Das Übersetzungsverhältnis des ersten Vorwärts-Drehzahlverhältnisses beträgt 5,417, wie es in der Schaltzustandstabelle von 3c angegeben ist.
Das zweite Vorwärts-Drehzahlverhältnis wird mit dem Eingriff der Bremsen 52, 58 hergestellt. Das Übersetzungsverhältnis des zweiten Vorwärts-Drehzahlverhältnisses beträgt 3,278, wie es in der Schaltzustandstabelle von 3c angegeben ist.
Das dritte Vorwärts-Drehzahlverhältnis wird mit dem Eingriff der Kupplung 54 und der Bremse 58 hergestellt. Das Übersetzungsverhältnis des dritten Vorwärts-Drehzahlverhältnisses beträgt 2,034, wie es in der Schaltzustandstabelle von 3c angegeben ist.
Das vierte Vorwärts-Drehzahlverhältnis wird mit dem Eingriff der Kupplung 56 und der Bremse 58 hergestellt. Das Übersetzungsverhältnis des vierten Vorwärts-Drehzahlverhältnisses beträgt 1,444, wie es in der Schaltzustandstabelle von 3c angegeben ist.
Das fünfte Vorwärts-Drehzahlverhältnis wird mit dem Eingriff der Bremse 52 und der Kupplung 59 hergestellt. Das Übersetzungsverhältnis des fünften Vorwärts-Drehzahlverhältnisses beträgt 1,229, wie es in der Schaltzustandstabelle von 3c angegeben ist.
Das sechste Vorwärts-Drehzahlverhältnis wird mit dem Eingriff der Kupplungen 56 und 59 hergestellt. Das Übersetzungsverhältnis des sechsten Vorwärts-Drehzahlverhältnisses beträgt 1, wie es in der Schaltzustandstabelle von 3c angegeben ist.
Das siebte Vorwärts-Drehzahlverhältnis wird mit dem Eingriff der Bremse 52 und der Kupplung 56 hergestellt. Das Übersetzungsverhältnis des siebten Vorwärts-Drehzahlverhältnisses beträgt 0,778, wie es in der Schaltzustandstabelle von 3c angegeben ist.
Wie es oben ausgeführt wurde, sind die Schaltzustände für die Drehmomentübertragungsmechanismen in der Schaltzustandstabelle von 3c gezeigt. Diese Tabelle liefert auch ein Beispiel von Drehzahlverhältnissen, die unter Verwendung der Hohlrad/Sonnenrad-Zähneverhältnisse verfügbar sind, die beispielhaft in der Tabelle von 3a angegeben sind. Der R1/S1-Wert ist das Zähneverhältnis des Planetenradsatzes 20; der R2/S2-Wert ist das Zähneverhältnis des Planetenradsatzes 30; und der R3/S3-Wert ist das Zähneverhältnis des Planetenradsatzes 40. Die Schaltzustandstabelle von 3c beschreibt auch die Übersetzungsverhältnisstufen, die unter Verwendung der angegebenen beispielhaften Zähneverhältnisse erzielbar sind. Beispielsweise beträgt die Übersetzungsverhältnisstufe zwischen dem ersten und dem zweiten Vorwärts-Übersetzungsverhältnis 1,65, während das Übersetzungsverhältnisstufe zwischen dem Rückwärts-Übersetzungsverhältnis und dem ersten Vorwärts-Übersetzungsverhältnis –0,65 beträgt. Es kann aus der Schaltzustandstabelle von 3c auch leicht festgestellt werden, dass alle Vorwärts-Übersetzungsverhältniswechsel mit einer einzigen Stufe von der Art mit einem einzigen Übergang sind, mit der Ausnahme des Gangwechsels zwischen dem vierten und dem fünften Gang.
Es ist anzumerken, dass zu Packungszwecken die zusätzliche Kupplung 59 radial innen von der Bremse 58 angeordnet ist, um den erwünschten Kraftfluss zu erzielen. Die Kupplung 59 weist ein Gehäuse auf, das als Nabe für die Bremse 58 wirkt. Das Freilaufrad 61 ist optional.

Claims

Siebenganggetriebe, umfassend: eine Antriebswelle (17), eine Abtriebswelle (19), eine Planetenradanordnung (18) mit einem ersten, einem zweiten und einem dritten Planetenradsatz (20, 30, 40), wobei jeder Planetenradsatz ein Hohlrad (24, 34, 44), ein Sonnenrad (22, 32, 42) und eine Planetenträgeranordnung (26, 36, 46) aufweist, wobei die Antriebswelle (17) kontinuierlich mit dem Sonnenrad (32) des zweiten Planetenradsatzes (30) verbunden ist, und die Abtriebswelle (19) kontinuierlich mit der Planetenträgeranordnung (46) des dritten Planetenradsatzes (40) verbunden ist, ein erstes Verbindungselement (70), das das Hohlrad (24) des ersten Planetenradsatzes (20) kontinuierlich mit der Planetenträgeranordnung (46) des dritten Planetenradsatzes (40) verbindet, ein zweites Verbindungselement (72), das die Planetenträgeranordnung (26) des ersten Planetenradsatzes (20) kontinuierlich mit dem Hohlrad (34) des zweiten Planetenradsatzes (30) verbindet, ein drittes Verbindungselement (74), das die Planetenträgeranordnung (36) des zweiten Planetenradsatzes (30) kontinuierlich mit dem Hohlrad (44) des dritten Planetenradsatzes (40) verbindet, eine erste Bremse (50), die ein Getriebegehäuse (60) selektiv mit der Planetenträgeranordnung (26) des ersten Planetenradsatzes (20) verbindet, eine zweite Bremse (52), die das Getriebegehäuse (60) selektiv mit dem Sonnenrad (22) des ersten Planetenradsatzes (20) verbindet, eine dritte Bremse (58), die das Getriebegehäuse (60) selektiv mit dem Sonnenrad (42) des dritten Planetenradsatzes (40) verbindet, eine erste Kupplung (54), die das Sonnenrad (22) des ersten Planetenradsatzes (20) selektiv mit dem Sonnenrad (32) des zweiten Planetenradsatzes (30) verbindet, eine zweite Kupplung (56), die die Planetenträgeranordnung (26) des ersten Planetenradsatzes (20) selektiv mit dem Sonnenrad (32) des zweiten Planetenradsatzes (30) verbindet, eine dritte Kupplung (59), die das Sonnenrad (32) des zweiten Planetenradsatzes (30) selektiv mit dem Sonnenrad (42) des dritten Planetenradsatzes (40) verbindet, und wobei die erste, die zweite und die dritte Bremse (50, 52, 58) sowie die erste, die zweite und die dritte Kupplung (54, 56, 59) in Kombinationen von jeweils zweien in Eingriff stehen, um sieben Vorwärts-Drehzahlverhältnisse und ein Rückwärts-Drehzahlverhältnis zwischen der Antriebswelle (17) und der Abtriebswelle (19) herzustellen.
Siebenganggetriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der erste, der zweite und der dritte Planetenradsatz (20, 30, 40) einfache Planetenradsätze sind.
Siebenganggetriebe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die dritte Kupplung (59) radial innen von der dritten Bremse (58) angeordnet ist.
Siebenganggetriebe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Übersetzungsverhältnisstufen für aufeinander folgende Schaltwechsel zwischen dem ersten Gang und dem siebten Gang jeweils zwischen ungefähr 1,1 und 1,7 liegen.
Siebenganggetriebe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass ein siebtes Drehzahlverhältnis der sieben Vorwärts-Drehzahlverhältnisse ein Overdrive-Übersetzungsverhältnis ist.