EP2901044A1 - Getriebe für ein kraftfahrzeug - Google Patents

Getriebe für ein kraftfahrzeug

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Publication number
EP2901044A1
EP2901044A1 EP13745099.5A EP13745099A EP2901044A1 EP 2901044 A1 EP2901044 A1 EP 2901044A1 EP 13745099 A EP13745099 A EP 13745099A EP 2901044 A1 EP2901044 A1 EP 2901044A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
transmission
gear
shaft
switching
countershaft
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Ceased
Application number
EP13745099.5A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Eckhardt Luebke
Johannes Kaltenbach
Bernard Hunold
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
ZF Friedrichshafen AG
Original Assignee
ZF Friedrichshafen AG
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by ZF Friedrichshafen AG filed Critical ZF Friedrichshafen AG
Publication of EP2901044A1 publication Critical patent/EP2901044A1/de
Ceased legal-status Critical Current

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    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
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    • F16H37/02—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings
    • F16H37/04—Combinations of toothed gearings only
    • F16H37/042—Combinations of toothed gearings only change gear transmissions in group arrangement
    • F16H37/046—Combinations of toothed gearings only change gear transmissions in group arrangement with an additional planetary gear train, e.g. creep gear, overdrive
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B60—VEHICLES IN GENERAL
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    • B60K6/00—Arrangement or mounting of plural diverse prime-movers for mutual or common propulsion, e.g. hybrid propulsion systems comprising electric motors and internal combustion engines ; Control systems therefor, i.e. systems controlling two or more prime movers, or controlling one of these prime movers and any of the transmission, drive or drive units Informative references: mechanical gearings with secondary electric drive F16H3/72; arrangements for handling mechanical energy structurally associated with the dynamo-electric machine H02K7/00; machines comprising structurally interrelated motor and generator parts H02K51/00; dynamo-electric machines not otherwise provided for in H02K see H02K99/00
    • B60K6/20—Arrangement or mounting of plural diverse prime-movers for mutual or common propulsion, e.g. hybrid propulsion systems comprising electric motors and internal combustion engines ; Control systems therefor, i.e. systems controlling two or more prime movers, or controlling one of these prime movers and any of the transmission, drive or drive units Informative references: mechanical gearings with secondary electric drive F16H3/72; arrangements for handling mechanical energy structurally associated with the dynamo-electric machine H02K7/00; machines comprising structurally interrelated motor and generator parts H02K51/00; dynamo-electric machines not otherwise provided for in H02K see H02K99/00 the prime-movers consisting of electric motors and internal combustion engines, e.g. HEVs
    • B60K6/42—Arrangement or mounting of plural diverse prime-movers for mutual or common propulsion, e.g. hybrid propulsion systems comprising electric motors and internal combustion engines ; Control systems therefor, i.e. systems controlling two or more prime movers, or controlling one of these prime movers and any of the transmission, drive or drive units Informative references: mechanical gearings with secondary electric drive F16H3/72; arrangements for handling mechanical energy structurally associated with the dynamo-electric machine H02K7/00; machines comprising structurally interrelated motor and generator parts H02K51/00; dynamo-electric machines not otherwise provided for in H02K see H02K99/00 the prime-movers consisting of electric motors and internal combustion engines, e.g. HEVs characterised by the architecture of the hybrid electric vehicle
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    • B60K6/48—Parallel type
    • B60K2006/4825—Electric machine connected or connectable to gearbox input shaft
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    • F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
    • F16H2200/0082—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of reverse speeds
    • F16H2200/0095—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of reverse speeds the gear ratios comprising four reverse speeds
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    • F16H3/006—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion power being selectively transmitted by either one of the parallel flow paths
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/60—Other road transportation technologies with climate change mitigation effect
    • Y02T10/62—Hybrid vehicles

Definitions

  • the invention relates to a transmission, in particular dual-clutch transmission, for a motor vehicle, comprising two partial transmissions, wherein each of the partial transmissions comprises at least one input shaft, and wherein the at least two input shafts are arranged on a drive side of the transmission on an input shaft axis, an output shaft as the output shaft of both partial transmissions an output side of the transmission, a countershaft, wherein the countershaft comprises at least one countershaft, and a planetary gear, which is connectable to the output shaft, wherein at least one of the input shafts via at least one gear plane and / or at least one switching element and connectable via the planetary gear with the output shaft is.
  • Gearboxes for motor vehicles are designed, inter alia, as a so-called dual-clutch transmission, in which an input shaft is assigned to a partial transmission and in which the input shafts of the two partial transmissions can each be connected via an associated power shift element to a drive, for example an internal combustion engine or an electric motor, wherein the two Load switching elements are summarized in the form of a double clutch.
  • the representable about such a gear ratios are then alternately divided between the two partial transmissions, so that, for example, a partial transmission, the odd gears and the corresponding other partial transmission represents the even gears.
  • corresponding switching elements these can be incorporated into the force or torque flux between the drive and output, so that a corresponding desired ratio between the drive and output of the transmission is shown in each case.
  • Such dual-clutch transmissions can in this case also be designed with a countershaft additionally arranged for input and output, so that a compact construction is made possible in the axial direction.
  • the dual-clutch transmission comprises two partial transmissions, each with an input shaft.
  • the two partial transmissions can each be alternately incorporated into a force or torque flow from a drive to an output, wherein the input shaft of the first subtransmission is designed as Geretezentral- and the input shaft of the second subtransmission as a hollow shaft transmission.
  • an output shaft is arranged, which is designed as an output of both partial transmissions, wherein a rotational movement of the drive can be translated over several translation stages to the output, in which the force and torque flow is guided via a countershaft.
  • At least two wheel planes are switched by means of actuation of associated switching elements in the force and torque flux, wherein a plurality of gear ratios can be represented by combining the actuation of the switching elements and the force and torque flow over corresponding wheel plane.
  • a plurality of gear ratios can be represented by combining the actuation of the switching elements and the force and torque flow over corresponding wheel plane.
  • the dual-clutch transmission comprises two input shafts and two to the two input shafts parallel countershafts, wherein the input shafts on gear planes and switching elements are coupled to the countershafts. Furthermore, a switching element is arranged on one of the two countershaft axes, which can couple together two countershafts, each having a gear of different wheel planes. These gears are arranged in wheel planes, which mesh with gears on different input shafts. By means of this switching element, thus, the two input shafts can be indirectly connected to each other or coupled.
  • An object of the present invention is therefore to provide a transmission for a motor vehicle, which has a good load switching capability and a good hybridisability. Moreover, it is an object of the present invention to provide a transmission for a motor vehicle, which is easier and cheaper to produce and at the same time allows reliable transmission of torque between the drive and output. Another object of the present invention is to provide an alternative transmission for a motor vehicle. Furthermore, it is an object of the present invention to provide a transmission with a more easily adaptable gradation of grades available.
  • each of the partial transmissions comprises at least one input shaft and wherein the at least two input shafts are arranged on a drive side of the transmission on an input shaft axis, an output shaft as the output shaft both partial transmissions on an output side of the transmission, a countershaft, wherein the countershaft comprises at least one countershaft, and a planetary gear, which is connectable to the output shaft, wherein at least one of the input shafts via at least one gear plane and / or at least one switching element and via the planetary gear the output shaft is connectable, in that M wheel planes and N Switching devices are arranged, wherein N and M each have a natural number is greater than or equal to two, that the countershaft comprises two countershafts, wherein at least two of the countershafts are respectively arranged on different countershaft axes and that representable by means of M wheel planes and the N switching devices gear ratio
  • the invention also solves the objects in a motor vehicle, in particular a passenger or truck with a transmission according to one of claims 1 to 19.
  • a shift of the planetary gear are fully power-shiftable, that is also a switching by actuation of the switching device for the planetary gear without traction interruption is enabled; the transmission thus has a good load switching capability.
  • Another advantage is that the transmission has a good hybridisability.
  • the transmission offers a more easily adaptable gradation of the different gear ratios of the transmission.
  • wheel stage or “wheel plane” are preferably to be understood in the description, in particular in the claims, essentially two mutually cooperating transmission elements for transmitting torques from the one transmission element to the other transmission element, preferably a sub- or translation for provide in particular with the transmission elements cooperating waves in the transmission.
  • switching element is preferably in the description, in particular in the claims, a device having at least one open and a closed state, wherein in the open state, the device no torque and wherein in the closed state, the device torque between two can transmit with this device or the switching element cooperating devices.
  • switching device is preferably to be understood in the description, in particular in the claims, at least one switching element and at least one switching element actuation device for actuating the at least one switching element.
  • transmission element is preferably to be understood in the description, in particular in the claims, as a device with which force and / or torques are transferable.
  • transmission elements may preferably be wheels, preferably gear wheels, in particular spur gears, bevel gears, worm wheels or the like be educated.
  • Transmission elements are formed in particular in the description, preferably in the claims, in terms of fixed wheels or idler gears. If transmission elements are designed in the sense of loose wheels, these are arranged on a hollow shaft and can be coupled by means of a switching element to a further shaft on the same axis of the transmission.
  • all transmission elements which are arranged on the countershafts designed as a fixed wheels, so rotatably connected to the countershaft.
  • the fixed wheels are gears.
  • all switching devices of the transmission are arranged on the input shaft axis.
  • One of the advantages achieved with this is that no switching elements or switching devices need to be arranged on the at least two countershaft axes so that a simple and reliable power division by means of the countershaft is made possible.
  • At least two shafts of the transmission are arranged coaxially with each other. This reduces the construction space, for example, for the at least two Input shafts.
  • the transmission can thus be used even in cramped conditions in a motor vehicle.
  • the number N is equal to five and / or the number M is equal to seven.
  • At least one of the shafts of the transmission is designed as a solid shaft and another shaft on the same axis as a hollow shaft.
  • the input shaft designed as a hollow shaft can be arranged coaxially and parallel to the input shaft designed as a solid shaft.
  • the transmission has a sun shaft on the input shaft axis, which is coupled on the one hand with one of the input shafts, on the other hand connected to a sun gear of the planetary gear.
  • the flexibility of the transmission is further increased, so that a plurality of gears and gear ratios by means of the transmission can be displayed.
  • a direct transmission of force and torque from one of the input shafts to the planetary gear is possible.
  • At least one wheel plane is designed as a reverse gear.
  • the direction of rotation of the output shaft can be reversed with respect to one of the input shafts, so that a reverse gear for a vehicle can be provided, which increases the flexibility. significantly increased in terms of the use of the transmission in different vehicles.
  • the reverse gear stage is actuated by means of at least one of the N switching devices, wherein the at least one switching device is connected to the sun shaft of the transmission.
  • the reverse gear is arranged with respect to its axial position on the sun shaft on the side adjacent to the drive side of the sun shaft.
  • the reverse gear stage is thus arranged substantially furthest upstream on the sun shaft and can therefore be connected to the sun shaft in a particularly simple manner via the corresponding shifting device.
  • the reverse gear includes at least one reversing element, in particular two rotatably mounted intermediate wheels. Does the reverse gear in particular two rotatably mounted intermediate wheels, respective transmission elements on the countershafts, if they are designed as gears, are made larger than the corresponding transmission element, as if only an intermediate wheel would be provided. This is advantageous from a production point of view.
  • an electric machine is arranged on at least one transmission element of a gear plane and / or on at least one countershaft and / or on at least one of the shafts on the input shaft axis for hybridizing the transmission, in particular by means of an additional switching device and / or a transmission element connected thereto.
  • the transmission can also be used in hybrid vehicles where both an electric machine and an internal combustion engine are to interact with the transmission to transmit power and torque to drive the hybrid vehicle.
  • the connection of the at least one electric machine can be effected on at least one of the input shafts, on the sun shaft or on the output shaft or on at least one of the countershafts.
  • the electric machine can also be connected to a transmission element of one of the wheel planes in the sense of a loose wheel.
  • the corresponding transmission element can thus be coupled by means of a switching element to the respective shaft.
  • a first input shaft can be coupled to a load switching element.
  • a second input shaft which is arranged in particular coaxially to the first input shaft, is directly connected to a rotor of the electric machine for driving it.
  • two parallel power transmission branches can be coupled to one another on the input side.
  • a second connection or Ankoppelkarkeit the electric machine to the transmission is possible by arranging a planetary gear in the transmission:
  • a planetary gear in the transmission:
  • the electric machine engages on the one hand on a second input shaft and on the other hand to the first input shaft of the transmission via a planetary gear.
  • so closed disconnect clutch of the engine is also coupled via the planetary gear to the second input shaft.
  • the planetary gear comprising a planetary gear, a ring gear, planetary gears and a planet carrier, is designed in this way and cooperates with the internal combustion engine and the electric machine so that the planet carrier acts on the second input shaft.
  • a further switching element may be arranged in the form of a bridging switching element, which cooperates with the planetary gear, so that when actuated Göbrückungsschaltelement a rotationally fixed connection between the electric machine, the first input shaft and the second input shaft, whereas not actuated, ie open, bridging switching element, the aforementioned non-rotatable connection between the electric machine and the first and second input shaft does not exist, in particular so there is no speed equality between the two input shafts.
  • a further switching element is arranged between the switching element which serves to connect the internal combustion engine to the first input shaft and bridging switching element, by means of this further switching element, in particular in the form of a double switching element, both the abovementioned first connection possibility and the aforementioned second connection possibility by actuation of the further switching element possible.
  • the electric machine is arranged on one of the input shafts and by means of an additional switching element, the at least two input shafts can be connected to one another.
  • the electric machine is arranged in the sense of a load switching element in the transmission.
  • a motor vehicle, provided with the transmission, also still on the electrical Machine started are no load switching elements, especially in the form of clutches, more necessary in the transmission.
  • the switching device for actuating the planetary gear comprises at least one switching element, wherein by means of the at least one switching element, a ring gear of the planetary gear is connectable to a housing of the transmission.
  • the switching device for actuating the planetary gear comprises two switching elements, wherein by means of one of the switching elements, the ring gear is connectable to a planet carrier of the planetary gear.
  • the advantage here is that it allows a block circulation of the planetary gear.
  • a planet carrier shaft which is connected to the planet carrier of the transmission, designed as an output shaft.
  • a particularly simple arrangement and a simple output by means of the planetary gear in the transmission is possible.
  • the two countershaft axes are arranged coaxially and parallel to the input shaft axis. This reduces the space for countershafts on the at least two countershaft axes and thus also of the corresponding transmission as a whole, so that the transmission can also be used in cramped conditions in a motor vehicle. Likewise, this allows a plurality of countershafts to be provided, which enables a representation of a large number of load-shiftable gears or gear stages by means of the transmission. In addition, higher forces and torques are transferable by means of the transmission.
  • the N switching devices and the M wheel planes and the planetary gear are arranged so that at least nine forward gears and at least four reverse gears are represented by the transmission, which in particular are fully power shiftable.
  • the transmission can provide a sufficient number of powershift forward gears and reverse gears for a variety of vehicles, particularly for both passenger cars and trucks.
  • FIG. 1 shows a transmission according to a first embodiment of the present invention
  • FIG. 2 shows a first shift matrix for a transmission according to the first embodiment of the present invention
  • FIG. 3 shows a transmission according to a second embodiment of the present invention
  • FIG. 4a shows a first shift matrix for a transmission according to the second embodiment of the present invention
  • Fig. 4b shows a second switching matrix for a transmission according to the second
  • FIG. 7 shows a first shift matrix for a transmission according to the fourth embodiment of the present invention.
  • FIG. 8 shows a second shift matrix for a transmission according to the first embodiment of the present invention.
  • Fig. 1 shows a transmission according to a first embodiment of the present invention.
  • reference numeral 1 denotes a transmission in the form of a dual-clutch transmission.
  • the dual-clutch transmission 1 has two powershift elements in the form of clutches K1, K2.
  • the drive side AN can be coupled or connected to the output side AB of the transmission 1 for transmitting power and torques.
  • the first clutch K1 is connected to a first input shaft EW1 and the second clutch K2 is connected to a second input shaft EW2.
  • the first input shaft EW1 is designed as a solid shaft, whereas the second input shaft EW2 is formed as a hollow shaft.
  • the two input shafts EW1, EW2 are coaxial and passive. arranged in parallel to each other.
  • a drive shaft ANW connects the two clutches K1, K2, for example with a motor.
  • the transmission 1 comprises two partial transmissions 2, 3.
  • the first partial transmission 2 can be coupled to the first input shaft EW1
  • the second partial transmission 3 can be coupled to the second input shaft EW2.
  • At least the second gear plane II, the third gear plane III and the fourth gear plane IV are assigned to the first partial transmission 2, whereas at least the first gear plane I is assigned to the second partial transmission 3.
  • the transmission 1 comprises an input shaft axis 4, on which the two input shafts EW1, EW2 are arranged.
  • a sun shaft SW is furthermore arranged downstream of the two input shafts EW1, EW2.
  • the sun shaft SW is further connected to a sun gear 40 of a planetary gear GP.
  • the planetary gear GP is finally coupled or connected to an output shaft AW on the input shaft axis 4.
  • the planetary gear GP further comprises planet wheels 41, which are rotatably mounted on a planet carrier 42 or web 42.
  • a ring gear 43 Next in the radial direction to the outside is a ring gear 43 in which the planet carrier 41, as well as in the sun gear 40, arranged.
  • the planetary carrier 42 of the planetary gear GP is connected to a planet carrier PTW shaft, which is designed as an output shaft AW.
  • the transmission 1 first comprises a first gear plane I, a first switching element S1 1, a second switching element S12, a second gear plane II, a third gear plane III, a third shift element S21, a fourth shift element S22, a fourth gear plane IV, a fifth shift element S31, a sixth gear plane VI in the form of a reverse gear, a sixth shift element S32, a seventh shift element S33, a fifth gear plane V, an eighth shift element S41, a ninth Switching element S51, the planetary gear GP and a tenth switching element S52.
  • Each of the said wheel planes I, IL III, IV, V and VI has transmission elements, in particular in the form of gears, which are each connected to a shaft of the transmission 1.
  • the countershaft 6 comprises a full-wave countershaft VW1a on the first countershaft axis 5a and a solid shaft countershaft VW1b on the second countershaft axis 5b.
  • the sixth gear plane VI each have an intermediate ZR1, ZR2 for reversing the direction of rotation, so that by means of the output shaft AW at the same direction of rotation of the input shafts EW1, EW2 a reverse direction of rotation to provide at least a reverse gear is enabled.
  • the sixth wheel plane VI is thus designed as a reverse gear.
  • the countershaft axis 5a, 5b respectively comprises the first gear plane I, the second gear plane II, the third gear plane III, the fourth gear plane IV, the sixth gear plane VI in the form of the reverse gear and the fifth gear plane V.
  • the first switching element S1 1 is arranged on the input shaft axis 4 and connected on the one hand to the second input shaft EW2, on the other hand with a first hollow shaft H1 and provides upon actuation a connection for transmitting force and torques between the second input shaft EW2 and the first hollow shaft H1 ago.
  • the first hollow shaft H1 is arranged coaxially and parallel to the second input shaft EW2 on the radial outer side.
  • a transmission element is arranged, which cooperates with one transmission element on the two countershafts VW 1 a, VW1 b to form the first gear plane I.
  • the second switching element S12 is arranged on the input shaft axis 4 and on the one hand with the first input shaft EW1, on the other hand connected to a second hollow shaft H2 and, when actuated, establishes a connection for transmitting force and torques between the first input shaft EW1 and the second hollow shaft H2.
  • the second hollow shaft H2 is arranged coaxially and parallel to the first input shaft EW1 on the radial outer side.
  • a transmission element is arranged, which cooperates with in each case one transmission element on the two countershafts VW 1 a, VW1 b to form the second wheel plane II.
  • the first switching element S1 1 and the second switching element S12 are combined in a first switching device SE1 arranged and actuated by means of a common first switching element actuator SB1.
  • the third switching element S21 is arranged on the input shaft axis 4 and connected on the one hand to the first input shaft EW1, on the other hand with a third hollow shaft H3 and, when actuated, establishes a connection for transmitting force and torques between the first input shaft EW1 and the third hollow shaft H3.
  • the third hollow shaft H3 is arranged coaxially and parallel to the first input shaft EW1 on the radial outer side.
  • a transmission element is arranged, which cooperates with a respective transmission element on the two countershafts VW1 a, VW1 b to form the third wheel plane III.
  • the fourth switching element S22 is arranged on the input shaft axis 4 and connected on the one hand to the first input shaft EW1, on the other hand with a fourth hollow shaft H4 and, when actuated, establishes a connection for transmitting force and torques between the first input shaft EW1 and the fourth hollow shaft H4.
  • the fourth hollow shaft H4 is arranged coaxially and parallel to the first input shaft EW1 on the radial outer side.
  • a transmission element is arranged, which cooperates with a respective transmission element on the two countershafts VW 1 a, VW1 b to form the fourth gear plane IV.
  • the third switching element S21 and the fourth switching element S22 are combined in a second switching device SE2 arranged and actuated by means of a common second switching element actuator SB2.
  • the fifth switching element S31 is arranged on the input shaft axis 4 and allows a connection between the first input shaft EW1 and the sun shaft SW, which is also arranged on the input shaft axis 4.
  • the fifth switching element S31 is arranged in a third switching device SE3 and can be actuated by means of a third switching element actuating device SB3.
  • the sixth switching element S32 is arranged on the input shaft axis 4 and connected on the one hand to the sun shaft SW, on the other hand to a fifth hollow shaft H5 and, when actuated, establishes a connection for transmission of force and torque between the sun shaft SW and the fifth hollow shaft H5.
  • the fifth hollow shaft H5 is arranged coaxially and parallel to the sun shaft SW on the radial outer side.
  • a transmission element is arranged, each with an intermediate ZR1, ZR2 between input shaft axis 4 and one of the two countershaft axes 5a, 5b and a respective transmission element on the two countershafts VW 1 a, VW1 b to form the sixth gear plane VI cooperates in the form of the reverse gear.
  • the seventh switching element S33 is arranged on the input shaft axis 4 and connected on the one hand to the sun shaft SW, on the other hand to a sixth hollow shaft H6 and, when actuated, establishes a connection for transmission of force and torques between the sun shaft SW and the sixth hollow shaft H6.
  • the sixth hollow shaft H6 is arranged coaxially and parallel to the sun shaft SW on the radial outer side.
  • a transmission element is arranged, which cooperates with a respective transmission element on the two countershafts VW1 a, VW1 b to form the fifth gear plane V.
  • the sixth switching element S32 and the seventh switching element S33 are arranged in a common fourth switching device SE3a and can be actuated by means of a common fourth switching element confirmation device SB3a.
  • the eighth switching element S41 is arranged on the input shaft axis 4 and connected on the one hand with the sixth hollow shaft H6, on the other hand with a planet carrier PTW shaft on the input shaft axis 4 and further with the planet carrier 42 of the planetary gear GP.
  • the eighth switching element S41 is on actuation a connection for the transmission of force and torques between the sixth hollow shaft H6 and the planet carrier shaft PTW forth.
  • the eighth switching element S41 is arranged in a fifth switching device SE4 and can be actuated by means of a fifth switching element actuating device SB4.
  • the planet carrier PTW shaft is at least partially coaxial and arranged parallel to the sun shaft SW on the radial outer side.
  • the ninth switching element S51 is arranged on the input shaft axis 4 and connected on the one hand with the ring gear 43 of the planetary gear GP, on the other hand with the housing G of the transmission 1 and assigns the ring gear 43 of the transmission 1 against the housing G of the transmission 1 when actuated.
  • the tenth switching element S52 is on the one hand connected to the ring gear 43 of the planetary gear GP, on the other hand to the planet carrier 42 or web of the planetary gear GP and provides upon actuation a rotationally fixed connection between ring gear 43 and planet carrier 42 of the planetary gear GP forth.
  • the ninth switching element S51 and the tenth switching element S52 are arranged in a common sixth switching device SE5 and can be actuated by means of a common sixth switching element actuating device SB5.
  • the switching element actuators SB1, SB2, SB3, SB3a, SB4 and SB5 may be designed as double synchronizers in the case of two switching elements and in the case of a switching element as a single synchronization.
  • the transmission 1 has two input shafts EW1, EW2 on the input shaft axis 4, wherein the first input shaft EW1 is arranged as a solid shaft and the second input shaft EW2 is arranged coaxially and parallel thereto and as a hollow shaft.
  • parallel countershaft axes 5a, 5b each designed as a solid shaft countershaft VW1 a, VW1 b is arranged.
  • a sun shaft SW is arranged on the input shaft axis 4 in addition to the two input shafts EW1, EW2, which is connected to a sun gear 40 of a planetary gear GP.
  • the planetary gear GP is further connected to the output shaft AW, Wel- che also arranged on the input shaft axis 4, connected.
  • a planet carrier shaft PTW of the planetary gear GP connected to a planet carrier 42 is designed as an output shaft AW.
  • the transmission 1 comprises six wheel planes I, II, III, IV, V and VI, wherein the sixth wheel plane Vi is designed as a reverse gear. All wheel planes I to VI are designed in particular as spur gears with discrete ratios. Per gear plane I, II, III, IV, V and VI each three transmission elements, in particular in the form of gears, arranged.
  • the reverse gear stage VI in each case comprises an intermediate gear ZR1, ZR2 between input shaft axis 4 and the two countershaft axes 5a, 5b.
  • a planetary gear GP is arranged between the sun shaft SW and the output shaft AW.
  • FIG. 2 shows a first shift matrix for a transmission according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 shows a switching matrix for a transmission 1 according to FIG. 1.
  • Horizontal columns are shown in each case for a switching element S1 1, S12, S22, S31, S32, S33, S41, S51 and S52 and for the two clutches K1 and K2.
  • Perpendicular to this down are first the ten forward gears, designated by the reference numerals V1 to V10 shown, and four reverse gears designated R1 to R4.
  • the released in the switching matrix entries so for example in the forward gear V1 in the switching elements S1 1, S12, S22, S31, S32, S41 and S52 or in the clutch K2 indicate that the corresponding switching element or the corresponding clutch is open , that is, that the switching element or the clutch in this case no forces or no torque from the connected to the switching element or to the clutch or transmits connected to this or this respective waves.
  • An entry in the switching matrix provided with a dot denotes a correspondingly actuated or closed switching element or clutch, ie in the switching matrix at the forward gear V1 in the clutch K1 and in the shifting elements S21, S33 and S51.
  • the clutch K1 and the shift elements S21 and S33 and S51 are closed.
  • the clutch K2 and the switching elements S12, S33 and S51 are closed.
  • the clutch K1 are closed, as are the switching elements S22, S33 and S51.
  • the clutch K2 are closed and the switching elements S1 1, S33 and S51 are closed.
  • the clutch K1 are closed as well as the switching elements S31 and S51.
  • the clutch K2 are closed, as are the shifting elements S12 and S41.
  • the clutch K1 and the switching elements S22 and S41 and possibly S52 are closed.
  • the clutch K2 and the switching elements S1 1, S41 and possibly S5 are closed.
  • the clutch K1 and the switching elements S31 and S52 are closed.
  • the clutch K2 and the switching elements S1 1, S22, S31 and S52 are closed.
  • the clutch K1 and the switching elements S21, S32 and S51 are closed.
  • the clutch K2 are closed and the shifting elements S12, S32 and S51.
  • the clutch K1 and the switching elements S22, S32 and S51 are closed.
  • the clutch K2 are closed and the switching elements S1 1, S32 and S51.
  • the ninth switching element S51 is actuated, so that the planetary gear GP is switched to "low " , ie "rolling".
  • the fifth forward gear V5 is realized via the translation of the planetary gear GP.
  • the force, torque or power flow through the actuated second switching element S12 via the second gear plane II and the fifth gear plane V.
  • the planetary gear GP is not in this forward gear in the force , Torque or power flow included and can be switched to "high", ie to "block circulation".
  • the higher forward gears V7, V8, V9 and V10 are represented by the fourth gear plane IV and the fifth gear plane V, the first gear plane I and the fifth gear plane V, directly and by means of the first gear plane I and the fourth gear plane IV.
  • ten fully load-shiftable forward gears V1 to V10 and four fully power-shiftable reverse gears R1 to R4 are represented by the gearbox 1 of FIG.
  • Fig. 3 shows a transmission according to a second embodiment of the present invention.
  • a transmission 1 according to FIG. 1 is shown substantially.
  • the tenth shift element S52 is dispensed with in the transmission 1 according to FIG.
  • the ninth switching element S51 is thus arranged as a single switching element in the sixth switching device SE5 and actuated by means of the sixth switching element actuator SB5.
  • the ninth switching element S51 establishes a rotationally fixed connection between the housing G of the transmission 1 and the ring gear 43 of the planetary gear GP. This eliminates the switching element, which allows a block revolution of the planetary gear GP.
  • a tenth forward gear V10 can not be represented by means of the transmission 1 of FIG.
  • FIG. 4 a shows a first shift matrix for a transmission according to the second embodiment of the present invention.
  • FIG. 4 a shows a switching matrix for a transmission 1 according to FIG. 3.
  • the clutches K1, K2 and the switching elements S1 1, S12, S21, S22, S31, S32, S33, S41 and S51 are opened.
  • FIG. 4 b shows a further switching matrix for a transmission 1 according to FIG. 3.
  • the switch matrix of FIG. 4b corresponds to FIG. 4a.
  • the seventh shift element S33 is now also closed.
  • the sun gear 40 and the planet carrier 42 and the web as shown in FIG. 3 are driven at the same speed, which allows a rotational speed block revolution of the planetary gear GP.
  • Fig. 5 shows a transmission according to a third embodiment of the present invention.
  • FIG. 5 essentially shows a transmission 1 according to FIG. 3.
  • the transmission 1 according to FIG. 5 in each case comprises two rotatably connected intermediate wheels ZR1, ZR1 ', ZR2 and ZR2' between the input shaft axis 4 and the two countershaft axes 5a, 5b.
  • the sixth gear plane VI is thus in the transmission 1 of FIG. 5 by the transmission element on the fifth hollow shaft H5, an intermediate ZR1 ', which cooperates with the transmission element on the fifth hollow shaft H5 for transmitting force and torque and one with the shaft of the intermediate gear ZR1 'connected further intermediate gear ZR1, which cooperates with the transmission element on the countershaft axis VW1 a formed.
  • FIG. 6 shows a transmission according to a fourth embodiment of the present invention.
  • FIG. 6 essentially shows a transmission 1 according to FIG. 3.
  • a switching element X is arranged in a seventh switching device SE6 instead of the second clutch K2.
  • the switching element X is connected on the one hand to the first input shaft EW1, on the other hand to the second input shaft EW2 and, when actuated, establishes a connection for transmitting force and torques between the first input shaft EW1 and the second input shaft EW2.
  • an electric machine EM for transmitting power and torques interacts with the second input shaft EW2.
  • the electric machine EM thus serves as a load switching element.
  • the clutch K1 no longer serves as a load switching element, but essentially only as so-called. Disconnect clutch or starting element.
  • the coupling K1 can also be replaced by a fixed connection to the drive shaft ANW.
  • the switching element X makes it possible that even gear stages of the second partial transmission 3, ie in the switching matrices of Fig. 2, 4a, 4b and in the other switching matrices of Figs. 7 and 8, the straight forward gears V2, V4, V6, V8 and V10 and R2 and R4 can be used. If, for example, as shown in the shift matrix of FIG.
  • the transmission 1 is operated in the ninth forward gear V9 (direct gear: direct drive), coupling of the electric machine EM is possible via the shift elements X, S1 1 or S12 the electric machine EM is decoupled by at least one of the switching elements, zero load losses of the electric machine EM are avoided
  • the coupling of the electric machine EM is made possible with three possible and different ratios which are realized via the switching elements X, S1 1 and S12 and corresponding gear planes depending on the electrical power requirement and best operating point, ie the point with the best efficiency of the electric machine EM.
  • FIG. 7 shows a first shift matrix for a transmission according to the fourth embodiment of the present invention.
  • FIG. 7 shows a switching matrix for a transmission 1 according to FIG. 6 and analogous to the switching matrix of FIGS. 2, 4a and 4b.
  • the switching element X is now shown in the switching matrix instead of the clutch K2.
  • the switching matrix of FIG. 7 corresponds to the switching matrix of FIG. 4a.
  • the clutch K1 is actuated at all forward gears V1 to V9 and at all reverse gears R1 to R4.
  • the switching element X is closed like the clutch K2 of FIG. 4a respectively in the straight forward gears V2, V4, V6 and V8 and the straight reverse gears R2 and R4.
  • FIG. 8 shows a further switching matrix for a transmission 1 according to FIG. 1.
  • the first five forward gears V1 to V5 of FIG. 8 correspond to the forward gears V1 to V5 of FIG. 2.
  • the reverse gears R1 to R4 they too
  • the forward gears V8 to V1 1 of FIG. 8 correspond to the forward gears V7 to V10 of FIG. 2.
  • the tenth shifting element S10 is possibly the forward gear V7 of FIG Pressed.
  • the sixth forward gear V6 of Fig. 8 is by means of a closed clutch K1 and closed switching elements S21, S41 and possibly S52 shown.
  • the seventh forward gear V7 is preselected at the upshift starting from the fifth forward gear V5 and the load-shift clutch K2 takes over in this way briefly slipping the load, so that the seventh forward gear V7 briefly acts as a so-called support gear. Subsequently, the sixth forward gear V6 and the clutch K1 is then actuated. In this way, a traction interruption is avoided.
  • the tractive power during the gear shift decreases more rapidly for a short time compared with a usual gear shift, for example, from the first forward speed V1 to the second forward speed V2, or more generally, at the Gears, which are assigned on the one hand adjacent and on the other hand different sub-transmissions.
  • the sixth forward gear V6 After inserting the sixth forward gear V6 in turn is the full tractive force for the sixth forward gear V6 available; during the gear change from the fifth forward gear V5 to the sixth forward gear V6, it temporarily decreases by the gearshift fifth forward gear V5 to seventh forward gear V7.
  • the electric machine EM supports the pulling force during a shift from the fifth forward speed V5 to the sixth forward speed V6 or from the sixth forward speed V6 to the fifth forward speed V5 via the seventh forward speed V7 and the fourth forward speed V4, respectively.
  • the switching elements S1 1 to S52 in the transmission 1 according to FIGS. 1 to 8 may also be referred to as coupling devices and in particular may be designed as synchronizers.
  • the switching devices SE1 to SE6 or the switching element actuators SB1 to SB6 can be configured as double synchronizers in the case of two switching elements or, in the case of a switching element, as a single synchronization.
  • the transmission elements can be formed in particular in the transmission 1 according to FIGS. 1 to 8 both in the sense of a fixed wheel and in the sense of a loose wheel. For example, in transmission 1 according to FIG.
  • transmission elements of all wheel planes on the input shaft axis 4 can be coupled by means of switching elements to the respective input shaft EW1, EW2, ie in the sense of loose wheels for the first or second input shaft EW1, EW2.
  • All transmission elements on the two legewellenachsen 5a, 5b on the countershafts VW 1 a, VW1 b are firmly connected to the respective countershaft VW1 a, VW1 b; They are thus designed in the sense of fixed wheels for the respective countershaft VW1 a, VW1 b.
  • the transmission elements may in particular be in the form of gears, preferably as spur gears, so that the wheel planes I, II, III, IV and V and VI represent spur gears.
  • the spur gears in particular their gears, correspondingly comprise different translations.
  • the present invention provides, inter alia, the advantage that the transmission allows a good power division, in particular allows a two- or multi-countershaft design. Another advantage is that the transmission has a good power shift capability by nine or ten fully powershift forward gears and up to eight reverse gears, which are partially powershifted. Another advantage is that the transmission has a good hybridisability. Another advantage is that with a total of six wheel planes I to VI at least eight reverse gears and at least nine forward gears are provided with only ten switching elements and / or six actuators in the form of switching devices SE1 to SE6 for actuating the ten switching elements S1 1 to S52 , Another advantage is finally that a geometric gradation curve is made possible.
  • the gradation curve for the transmission can be adapted in a simple and reliable manner so that the upper incremental steps lie below the actual geometric increment.
  • the transmission shown in FIGS. 1 to 8 is possible as an embodiment with nine forward gears in Direct Drive and with ten forward gears in overdrive execution. Another advantage is that a wheel plane is directly connectable to the output shaft.
  • VW 1 a. VW1 b countershaft

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Abstract

Die vorliegende Erfindung betrifft Getriebe (1), insbesondere ein Doppelkupplungsgetriebe, für ein Kraftfahrzeug, umfassend zwei Teilgetriebe (2, 3), wobei jedes der Teilgetriebe (2, 3) zumindest eine Eingangswelle (EW1, EW2) umfasst, und wobei die zumindest zwei Eingangswellen (EW1, EW2) auf einer Antriebsseite (AN) des Getriebes (1) auf einer Eingangswellenachse (4) angeordnet sind, eine Ausgangswelle als Abtriebswelle (AW) beider Teilgetriebe (2, 3) auf einer Abtriebsseite (AB) des Getriebes (1), ein Vorgelege (6), sowie ein Planentengetriebe (GP), welches mit der Abtriebswelle (AW) verbindbar ist, wobei M Radebenen (I, II, III, IV, V, VI) und N Schalteinrichtungen (SEI, SE2, SE3, SE3a, SE4, SE5) angeordnet sind, wobei N und M jeweils eine natürliche Zahl grösser oder gleich Zwei ist, wobei das Vorgelege (6) zumindest zwei Vorgelegewellen (VW1 a, VW1 b) umfasst, die jeweils auf unterschiedlichen Vorgelegewellenachsen (5a, 5b) angeordnet sind, wobei die mittels der M Radebenen (I, II, III, IV, V, VI) und der N Schalteinrichtungen (SE1, SE2, SE3, SE3a, SE4, SE5) darstellbaren Gangstufen (V1, V2, V3, V4, V5, V6, V7, V8, V9, V10, Vll, Rl, R2, R3, R4) voll lastschaltbar sind, und wobei eine der N Schalteinrichtungen (SE5) zur Betätigung des Planetengetriebes (GP) vorgesehen ist.

Description

Getriebe für ein Kraftfahrzeug
Die Erfindung betrifft ein Getriebe, insbesondere Doppelkupplungsgetriebe, für ein Kraftfahrzeug, umfassend zwei Teilgetriebe, wobei jedes der Teilgetriebe zumindest eine Eingangswelle umfasst, und wobei die zumindest zwei Eingangswellen auf einer Antriebsseite des Getriebes auf einer Eingangswellenachse angeordnet sind, eine Ausgangswelle als Abtriebswelle beider Teilgetriebe auf einer Abtriebsseite des Getriebes, ein Vorgelege, wobei das Vorgelege zumindest eine Vorgelegewelle umfasst, sowie ein Planentengetriebe, welches mit der Abtriebswelle verbindbar ist, wobei zumindest eine der Eingangswellen über zumindest eine Radebene und/oder zumindest ein Schaltelement und über das Planetengetriebe mit der Abtriebswelle verbindbar ist.
Getriebe für Kraftfahrzeuge werden unter anderem als sogenannte Doppelkupplungsgetriebe ausgeführt, bei welchem jeweils eine Eingangswelle einem Teilgetriebe zugeordnet ist und bei welchem die Eingangswellen der beiden Teilgetriebe über je ein zugehöriges Lastschaltelement mit einem Antrieb, beispielsweise einem Verbrennungsmotor oder einem Elektromotor verbunden werden können, wobei die beiden Lastschaltelemente dabei in Form einer Doppelkupplung zusammengefasst werden. Die über ein solches Getriebe darstellbaren Gangstufen sind dann wechselweise auf die beiden Teilgetriebe aufgeteilt, so dass beispielsweise das eine Teilgetriebe die ungeraden Gänge und das entsprechend andere Teilgetriebe die geraden Gänge darstellt. Es ist weiterhin bekannt, die einzelnen Gangstufen durch eine oder mehrere Radstufen oder -ebenen, die jeweils unterschiedliche Übersetzungsstufen aufweisen, darzustellen. Mittels entsprechender Schaltelemente sind diese in den Kraft- bzw. Drehmomentfluss zwischen Antrieb und Abtrieb einbindbar, so dass eine entsprechende gewünschte Übersetzung zwischen Antrieb und Abtrieb des Getriebes jeweils dargestellt wird.
Durch eine wechselweise Aufteilung der Gänge auf die beiden Teilgetriebe ist es möglich, beim Fahren in einem dem einen Teilgetriebe zugeordneten Gang in dem jeweils anderen Teilgetriebe durch entsprechende Betätigung der Schalteinrichtungen bereits einen darauffolgenden Gang vorzuwählen, wobei ein letztendlicher Wechsel in den darauffolgenden Gang durch Öffnen des Lastschaltelementes des einen Teilgetriebes und ein kurz darauf folgendes Schließen des Lastschaltelementes des anderen Teilgetriebes ermöglicht wird. Auf diese Weise können die Gänge oder Gangstufen des Getriebes unter Last geschaltet werden, was ein Beschleunigungsvermögen des Kraftfahrzeugs aufgrund eines damit im Wesentlichen zug- kraftunterbrechungsfreien Gangwechsels verbessert und komfortablere Schaltvorgänge für einen Fahrzeugführer ermöglicht.
Derartige Doppelkupplungsgetriebe können hierbei auch mit einem zu An- und Abtrieb zusätzlich angeordneten Vorgelege ausgeführt werden, so dass in axialer Richtung ein kompakter Aufbau ermöglicht wird.
Aus der DE 10 2006 054 281 A1 ist ein Getriebe für ein Kraftfahrzeug in Form eines Doppelkupplungsgetriebes bekanntgeworden. Das Doppelkupplungsgetriebe umfasst dabei zwei Teilgetriebe mit jeweils einer Eingangswelle. Durch Verbindung der jeweiligen Eingangswelle über ein jeweiliges Lastschaltelement können die beiden Teilgetriebe jeweils abwechselnd in einen Kraft- oder Drehmomentfluss von einem Antrieb zu einem Abtrieb eingebunden werden, wobei die Eingangswelle des ersten Teilgetriebes als Getriebezentral- und die Eingangswelle des zweiten Teilgetriebes als Getriebehohlwelle ausgeführt ist. Weiterhin ist eine Ausgangswelle angeordnet, die als Abtrieb beider Teilgetriebe ausgebildet ist, wobei eine Drehbewegung des Antriebs über mehrere Übersetzungsstufen auf den Abtrieb übersetzbar ist, in dem der Kraft- und Drehmomentfluss über ein Vorgelege geführt wird. Dabei werden zumindest zwei Radebenen mittels Betätigung zugehöriger Schaltelemente in den Kraft- und Drehmomentfluss geschaltet, wobei durch Kombination der Betätigung der Schaltelemente und dem Kraft- und Drehmomentfluss über entsprechende Radebene mehrere Übersetzungsstufen dargestellt werden können. Ebenso ist auch eine unübersetzte Übertragung der Drehbewegung des Antriebs auf eine Ausgangswelle des Abtriebs durch Betätigung entsprechender Schaltelemente möglich.
Aus der DE 10 2007 049 267 A1 ist ein weiteres Getriebe für ein Kraftfahrzeug in Form eines Doppelkupplungsgetriebes bekanntgeworden. Das Doppelkupplungsgetriebe umfasst dabei zwei Eingangswellen und zwei zu den beiden Eingangswellen parallelen Vorgelegewellen, wobei die Eingangswellen über Radebenen und Schaltelemente mit den Vorgelegewellen koppelbar sind. Weiterhin ist auf einer der beiden Vorgelegewellenachsen ein Schaltelement angeordnet, welches zwei Vorgelegewellen, die jeweils ein Zahnrad von unterschiedlichen Radebenen aufweisen, miteinander koppeln kann. Diese Zahnräder sind in Radebenen angeordnet, welche mit Zahnrädern auf unterschiedlichen Eingangswellen in Eingriff stehen. Mittels dieses Schaltelementes können somit die beiden Eingangswellen indirekt miteinander verbunden respektive gekoppelt werden.
Aus der P CT/EP 2009/008796 ist ein weiteres Doppelkupplungsgetriebe mit Planetengetriebe und einem Vorgelege mit einer Vorgelegewelle bekannt geworden.
Eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es daher, ein Getriebe für ein Kraftfahrzeug zur Verfügung zu stellen, welches eine gute Lastschaltfähigkeit und eine gute Hybridisierfähigkeit aufweist. Darüber hinaus ist es eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung, ein Getriebe für ein Kraftfahrzeug bereitzustellen, welches einfacher und kostengünstiger herstellbar ist und gleichzeitig eine zuverlässige Übertragung von Drehmomenten zwischen Antrieb und Abtrieb ermöglicht. Eine weitere Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es, ein alternatives Getriebe für ein Kraftfahrzeug anzugeben. Weiter ist es eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung, ein Getriebe mit einem leichter anpassbaren Stufungsverlauf von Gangstufen zur Verfügung zu stellen.
Die vorliegende Erfindung löst die Aufgaben bei einem Getriebe, insbesondere Doppelkupplungsgetriebe, für ein Kraftfahrzeug, umfassend zwei Teilgetriebe, wobei jedes der Teilgetriebe zumindest eine Eingangswelle umfasst und wobei die zumindest zwei Eingangswellen auf einer Antriebsseite des Getriebes auf einer Eingangswellenachse angeordnet sind, eine Ausgangswelle als Abtriebswelle beider Teilgetriebe auf einer Abtriebsseite des Getriebes, ein Vorgelege, wobei das Vorgelege zumindest eine Vorgelegewelle umfasst, sowie ein Planentengetriebe, welches mit der Abtriebswelle verbindbar ist, wobei zumindest eine der Eingangswellen über zumindest eine Radebene und/oder zumindest ein Schaltelement und über das Planetengetriebe mit der Abtriebswelle verbindbar ist, dadurch, dass M Radebenen und N Schalteinrichtungen angeordnet sind, wobei N und M jeweils eine natürliche Zahl größer oder gleich Zwei ist, dass das Vorgelege zwei Vorgelegewellen umfasst, wobei zumindest zwei der Vorgelegewellen jeweils auf unterschiedlichen Vorgelegewellenachsen angeordnet sind und dass die mittels der M Radebenen und der N Schalteinrichtungen darstellbaren Gangstufen voll lastschaltbar sind, wobei eine der N Schalteinrichtungen zur Betätigung des Planetengetriebes vorgesehen ist.
Die Erfindung löst die Aufgaben ebenfalls bei einem Kraftfahrzeug, insbesondere ein Personen- oder Lastkraftwagen mit einem Getriebe gemäß einem der Ansprüche 1 bis 19.
Einer der damit erzielten Vorteile ist, dass damit sämtliche Gangstufen inkl. einer Schaltung des Planetengetriebes voll lastschaltbar sind, d.h., dass ebenfalls eine Umschaltung durch Betätigung der Schalteinrichtung für das Planetengetriebe ohne Zugkraftunterbrechung ermöglicht wird; das Getriebe weist somit eine gute Lastschaltfähigkeit auf. Ein weiterer Vorteil ist, dass das Getriebe eine gute Hybridisierfähigkeit aufweist. Darüber hinaus bietet das Getriebe einen leichter anpassbaren Stu- fungsverlauf der verschiedenen Gangstufen des Getriebes.
Unter dem Begriff „Radstufe" oder„Radebene" sind vorzugsweise in der Beschreibung, insbesondere in den Ansprüchen, im Wesentlichen zwei miteinander zusammenwirkende Übertragungselemente zur Übertragung von Drehmomenten von dem einen Übertragungselement auf das andere Übertragungselement zu verstehen, die vorzugsweise eine Unter- oder Übersetzung für insbesondere mit den Übertragungselementen zusammenwirkenden Wellen im Getriebe bereitstellen.
Unter dem Begriff „Schaltelement" ist vorzugsweise in der Beschreibung, insbesondere in den Ansprüchen eine Vorrichtung zu verstehen, die zumindest einen geöffneten und einen geschlossenen Zustand aufweist, wobei im geöffneten Zustand die Vorrichtung kein Drehmoment und wobei im geschlossenen Zustand die Vorrichtung ein Drehmoment zwischen zwei mit dieser Vorrichtung bzw. dem Schaltelement zusammenwirkenden Vorrichtungen übertragen kann. Unter dem Begriff „Schalteinrichtung" ist vorzugsweise in der Beschreibung, insbesondere in den Ansprüchen zumindest ein Schaltelement und zumindest eine Schaltelementbetätigungseinrichtung zur Betätigung des zumindest einen Schaltelementes zu verstehen.
Unter dem Begriff „Übertragungselement" ist vorzugsweise in der Beschreibung, insbesondere in den Ansprüchen eine Vorrichtung zu verstehen, mit der Kraft und/oder Drehmomente übertragbar sind. Übertragungselemente können dabei vorzugsweise als Räder, vorzugsweise als Zahnräder, insbesondere Stirnräder, Kegelräder, Schneckenräder oder dergleichen ausgebildet sein.
Übertragungselemente sind insbesondere in der Beschreibung, vorzugsweise in den Ansprüchen, im Sinne von Festrädern oder von Losrädern ausgebildet. Sind Übertragungselemente im Sinne von Losrädern ausgebildet, sind diese auf einer Hohlwelle angeordnet und mittels eines Schaltelements an eine weitere Welle auf derselben Achse des Getriebes koppelbar.
Weitere vorteilhafte Ausführungsformen, Merkmale und Vorteile der Erfindung sind in den Unteransprüchen beschrieben.
Vorzugsweise sind alle Übertragungselemente, welche auf den Vorgelegewellen angeordnet sind, als Festräder ausgebildet, also drehfest mit der Vorgelegewelle verbunden. Insbesondere handelt es sich bei den festrädern um Zahnräder.
Zweckmäßigerweise sind alle Schalteinrichtungen des Getriebes auf der Eingangswellenachse angeordnet. Einer der damit erzielten Vorteile ist, dass damit auf den zumindest zwei Vorgelegewellenachsen keine Schaltelemente respektive Schalteinrichtungen angeordnet werden müssen, so dass eine einfache und zuverlässige Leistungsteilung mittels des Vorgeleges ermöglicht wird.
Vorteilhafterweise sind zumindest zwei Wellen des Getriebes koaxial zueinander angeordnet. Dies verringert den Bau räum beispielsweise für die zumindest zwei Eingangswellen. Das Getriebe ist damit auch bei beengten Verhältnissen in einem Kraftfahrzeug einsetzbar.
Zweckmäßigerweise ist die Anzahl N gleich Fünf und/oder die Anzahl M gleich Sieben. Sind also N = 5 und/oder M = 7 Schalteinrichtungen bzw. Radebenen angeordnet, sind zumindest mehrere Vorwärtsgänge durch das Getriebe darstellbar, wobei gleichzeitig das Getriebe kompakt ausgeführt werden kann, so dass dieses in einer Vielzahl von Fahrzeugen einsetzbar ist.
Vorteilhafterweise ist zumindest eine der Wellen des Getriebes als Vollwelle und eine andere Welle auf der gleichen Achse als Hohlwelle ausgebildet. Damit ist beispielsweise eine besonders platzsparende Anordnung der beiden Eingangswellen möglich, da die als Hohlwelle ausgebildete Eingangswelle koaxial und parallel zu der als Vollwelle ausgebildeten Eingangswelle angeordnet werden kann. Bei der Ausbildung als Vollwelle oder als Hohlwelle können jeweilige Übertragungselemente, wenn diese fest mit der Vollwelle oder der Hohlwelle verbunden werden sollen, mit der jeweiligen Welle einstückig und damit kostengünstig hergestellt werden. Eine zeitauf- wändige und damit kostenintensive Festlegung von jeweiligen Übertragungselementen an der entsprechenden Welle kann damit entfallen.
Zweckmäßigerweise weist das Getriebe eine Sonnenwelle auf der Eingangswellenachse auf, die einerseits mit einer der Eingangswellen koppelbar, andererseits mit einem Sonnenrad des Planetengetriebes verbunden ist. Auf diese Weise wird die Flexibilität des Getriebes weiter erhöht, so dass eine Vielzahl von Gängen respektive Gangstufen mittels des Getriebes darstellbar ist. Daneben ist eine direkte Übertragung von Kraft und Drehmomenten von einer der Eingangswellen auf das Planetengetriebe möglich.
Vorteilhafterweise ist zumindest eine Radebene als Rückwärtsgangstufe ausgebildet. Mittels der zumindest einen Rückwärtsgangstufe kann die Drehrichtung der Abtriebswelle in Bezug auf eine der Eingangswellen umgekehrt werden, so dass ein Rückwärtsgang für ein Fahrzeug zur Verfügung gestellt werden kann, was die Flexi- bilität hinsichtlich des Einsatzes des Getriebes in verschiedenen Fahrzeugen wesentlich erhöht.
Zweckmäßigerweise ist die Rückwärtsgangstufe mittels zumindest einer der N Schalteinrichtungen betätigbar, wobei die zumindest eine Schalteinrichtung mit der Sonnenwelle des Getriebes verbunden ist. Vorteil hierbei ist, dass damit eine Mehrzahl möglicher Rückwärtsgänge auf einfache Weise durch das Getriebe darstellbar ist. Andererseits ist auf diese Weise auch eine zuverlässige Übertragung von Kraft und Drehmomenten von der Vorgelegewellenachse des Getriebes letztlich auf die Abtriebswelle mittels der Rückwärtsgangstufe möglich.
Vorteilhafterweise ist die Rückwärtsgangstufe hinsichtlich ihrer axialen Position auf der Sonnenwelle auf der zur Antriebsseite benachbarten Seite der Sonnenwelle angeordnet. Einer der damit erzielten Vorteile ist, dass damit die Rückwärtsgangstufe im Wesentlichen am weitesten drehmomentaufwärts auf der Sonnenwelle angeordnet ist und somit besonders einfach über die entsprechende Schalteinrichtung mit der Sonnenwelle verbindbar ist.
Zweckmäßigerweise umfasst die Rückwärtsgangstufe zumindest ein Umkehrelement, insbesondere zwei drehfest angeordnete Zwischenräder. Umfasst die Rückwärtsgangstufe insbesondere zwei drehfest angeordnete Zwischenräder, können jeweilige Übertragungselemente auf den Vorgelegewellen, wenn diese als Zahnräder ausgebildet sind, größer als das entsprechende Übertragungselement ausgebildet werden, als wenn lediglich ein Zwischenrad vorgesehen wäre. Dies ist aus fertigungstechnischer Hinsicht von Vorteil.
Vorteilhafterweise sind mittels des Getriebes zumindest vier, insbesondere acht, Rückwärtsgänge darstellbar und zumindest vier der Rückwärtsgänge voll last- schaltbar. Auf diese Weise wird zusätzlich eine vollständige Lastschaltbarkeit zumindest eines Teils der Rückwärtsgänge neben der vollständigen Lastschaltbarkeit der Vorwärtsgänge durch das Getriebe ermöglicht. Zweckmäßigerweise ist eine elektrische Maschine an zumindest einem Übertragungselement einer Radebene und/oder an zumindest einer Vorgelegewelle und/oder an zumindest einer der Wellen auf der Eingangswellenachse zur Hybridisierung des Getriebes, insbesondere mittels einer zusätzlichen Schalteinrichtung und/oder einem damit verbundenen Übertragungselement, angeordnet.
Einer der erzielten Vorteile ist, dass das Getriebe auch in Hybridfahrzeugen eingesetzt werden kann, bei denen sowohl eine elektrische Maschine als auch ein Verbrennungsmotor mit dem Getriebe zur Übertragung von Kraft und Drehmoment zum Antrieb des Hybridfahrzeugs zusammenwirken sollen. Die Anbindung der zumindest einen elektrischen Maschine kann dabei an zumindest eine der Eingangswellen, an die Sonnenwelle oder an die Abtriebswelle oder an zumindest eine der Vorgelegewellen erfolgen. Die elektrische Maschine kann ebenfalls an ein Übertragungselement einer der Radebenen im Sinne eines Losrades angebunden sein. Das entsprechende Übertragungselement ist also mittels eines Schaltelements an die jeweilige Welle koppelbar.
Es ist ebenso möglich, die elektrische Maschine an ein Übertragungselement im Sinne eines Festrades, also an ein Übertragungselement, welches fest mit einer der Wellen des Getriebes verbunden ist, anzubinden. Dabei ist es insbesondere vorteilhaft, die Anbindung der elektrischen Maschine an das Getriebe mittels zumindest eines Schaltelementes, insbesondere an ein Übertragungselement einer Radebene, vorzunehmen. Der mit dieser ersten Anbindungsmöglichkeit erzielte Vorteil ist, dass damit eine sogenannte Standladefähigkeit und ein elektrisches Fahren ohne
Schleppverluste im Getriebe möglich ist. Hierzu wird auf den Offenbarungsgehalt der DE 10 2010 030 569 A1 durch Verweis explizit Bezug genommen: Dabei ist eine erste Eingangswelle mit einem Lastschaltelement koppelbar. Eine zweite Eingangswelle, welche insbesondere koaxial zur ersten Eingangswelle angeordnet ist, ist direkt mit einem Rotor der elektrischen Maschine zu deren Antrieb verbunden. Hierdurch sind zwei parallele Kraftübertragungszweige eingangsseitig miteinander koppelbar.
Eine zweite Anbindungs- oder Ankoppelmöglichkeit der elektrischen Maschine an das Getriebe ist durch Anordnung eines Planetengetriebes im Getriebe möglich: An eine erste Eingangswelle kann dabei über ein entsprechendes Schaltelement, insbesondere in Form einer Trennkupplung, ein Verbrennungsmotor angekoppelt werden. Die elektrische Maschine greift zum einen an einer zweiten Eingangswelle an und zum anderen an die erste Eingangswelle des Getriebes über ein Planetengetriebe. Bei betätigter, also geschlossener Trennkupplung ist der Verbrennungsmotor ebenfalls über das Planetengetriebe an die zweite Eingangswelle gekoppelt. Das Planetengetriebe, umfassend ein Planetenrad, ein Hohlrad, Planetenräder sowie einen Planetenträger, ist dabei derart ausgebildet und wirkt mit dem Verbrennungsmotor und der elektrischen Maschine derart zusammen, so dass der Planetenträger an der zweiten Eingangswelle angreift. Die elektrische Maschine ist dabei an das Sonnenrad des Planetengetriebes gekoppelt. Darüber hinaus kann ein weiteres Schaltelement in Form eines Überbrückungsschaltelementes angeordnet sein, welches derart mit dem Planetengetriebe zusammenwirkt, so dass bei betätigtem Über- brückungsschaltelement eine drehfeste Verbindung zwischen der elektrischen Maschine, der ersten Eingangswelle und der zweiten Eingangswelle besteht, wohingegen bei nicht betätigtem, also geöffnetem, Überbrückungsschaltelement die vorgenannte drehfeste Verbindung zwischen der elektrischen Maschine und der ersten und zweiten Eingangswelle nicht besteht, insbesondere also keine Drehzahlgleichheit zwischen den beiden Eingangswellen besteht.
Wird zwischen dem Schaltelement, welches zur Anbindung des Verbrennungsmotors an die erste Eingangswelle dient und Überbrückungsschaltelement ein weiteres Schaltelement angeordnet, ist mittels dieses weiteren Schaltelementes, insbesondere in Form eines Doppelschaltelementes, sowohl die vorgenannte erste An- bindungsmöglichkeit als auch die vorgenannte zweite Anbindungsmöglichkeit durch Betätigung des weiteren Schaltelementes möglich.
Vorteilhafterweise ist die elektrische Maschine an einer der Eingangswellen angeordnet und mittels eines zusätzlichen Schaltelements sind die zumindest zwei Eingangswellen miteinander verbindbar. Auf diese Weise ist die elektrische Maschine im Sinne eines Lastschaltelements im Getriebe angeordnet. Wird insbesondere ein Kraftfahrzeug, versehen mit dem Getriebe, auch noch immer über die elektrische Maschine angefahren sind keinerlei Lastschaltelemente, insbesondere in Form von Kupplungen, mehr im Getriebe notwendig.
Zweckmäßigerweise umfasst die Schalteinrichtung zur Betätigung des Planetengetriebes zumindest ein Schaltelement, wobei mittels des zumindest einen Schaltelements ein Hohlrad des Planetengetriebes mit einem Gehäuse des Getriebes verbindbar ist. Einer der damit erzielten Vorteile ist, dass das Hohlrad des Planetengetriebes sowohl drehfest als auch freilaufend gestellt werden kann, was die Anzahl möglicher Gänge respektive Übersetzungsverhältnisse weiter vergrößert.
Vorteilhafterweise umfasst die Schalteinrichtung zur Betätigung des Planetengetriebes zwei Schaltelemente, wobei mittels einem der Schaltelemente das Hohlrad mit einem Planetenträger des Planetengetriebes verbindbar ist. Der Vorteil hierbei ist, dass damit ein Blockumlauf des Planetengetriebes ermöglicht wird.
Zweckmäßigerweise ist eine Planetenträgerwelle, welche mit dem Planetenträger des Getriebes verbunden ist, als Abtriebswelle ausgebildet. Auf diese Weise ist eine besonders einfache Anordnung und ein einfacher Abtrieb mittels des Planetengetriebes im Getriebe möglich.
Vorteilhafterweise sind die zwei Vorgelegewellenachsen koaxial und parallel zur Eingangswellenachse angeordnet. Dies verringert den Bauraum für Vorgelegewellen auf den zumindest zwei Vorgelegewellenachsen und damit auch des entsprechenden Getriebes insgesamt, so dass das Getriebe auch bei beengten Verhältnissen in einem Kraftfahrzeug einsetzbar ist. Ebenso können dadurch mehrere Vorgelegewellen bereitgestellt werden, was eine Darstellung einer Vielzahl von lastschalt- baren Gängen respektive Gangstufen mittels des Getriebes ermöglicht. Daneben sind höhere Kräfte und Drehmomente mittels des Getriebes übertragbar.
Zweckmäßigerweise sind auf den zumindest zwei Vorgelegewellenachsen nur jeweils eine und als Vollwelle ausgebildete Vorgelegewelle angeordnet. Auf diese Weise wird die Leistungsteilung mittels des Getriebes noch weiter vereinfacht, da auf den Vorgelegewellenachsen keinerlei Hohlwellen angeordnet sind. Darüber hinaus kann das Vorgelege kompakt ausgeführt werden trotz zweier Vorgelegerwellenach- sen.
Vorteilhafterweise sind die N Schalteinrichtungen und die M Radebenen und das Planetengetriebe so angeordnet, dass mindestens neun Vorwärtsgängen und mindestens vier Rückwärtsgängen durch das Getriebe darstellbar sind, welche insbesondere voll lastschaltbar sind. Auf diese Weise kann das Getriebe für eine Vielzahl von Fahrzeugen eine ausreichende Anzahl von lastschaltbaren Vorwärtsgänge und Rückwärtsgänge zur Verfügung stellen, insbesondere sowohl für Personenkraftwagen als auch für Lastkraftwagen.
Weitere wichtige Merkmale und Vorteile der Erfindung ergeben sich aus den Unteransprüchen, aus den Zeichnungen, und aus dazugehöriger Figurenbeschreibung anhand der Zeichnungen.
Es versteht sich, dass die vorstehend genannten und die nachstehend noch zu erläuternden Merkmale nicht nur in der jeweils angegebenen Kombination, sondern auch in anderen Kombinationen oder in Alleinstellung verwendbar sind, ohne den Rahmen der vorliegenden Erfindung zu verlassen.
Bevorzugte Ausführungen und Ausführungsformen der Erfindung sind in den Zeichnungen dargestellt und werden in der nachfolgenden Beschreibung näher erläutert, wobei sich gleiche Bezugszeichen auf gleiche oder ähnliche oder funktional gleiche Bauteile oder Elemente beziehen.
Dabei zeigen jeweils in schematischer Form
Fig. 1 ein Getriebe gemäß einer ersten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung;
Fig. 2 eine erste Schaltmatrix für ein Getriebe gemäß der ersten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung; Fig. 3 ein Getriebe gemäß einer zweiten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung;
Fig. 4a eine erste Schaltmatrix für ein Getriebe gemäß der zweiten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung;
Fig. 4b eine zweite Schaltmatrix für ein Getriebe gemäß der zweiten
Ausführungsform der vorliegenden Erfindung;
Fig. 5 ein Getriebe gemäß einer dritten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung;
Fig. 6 ein Getriebe gemäß einer vierten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung;
Fig. 7 eine erste Schaltmatrix für ein Getriebe gemäß der vierten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung; sowie
Fig. 8 eine zweite Schaltmatrix für ein Getriebe gemäß der ersten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung.
Fig. 1 zeigt ein Getriebe gemäß einer ersten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung.
In Fig. 1 bezeichnet Bezugszeichen 1 ein Getriebe in Form eines Doppelkupplungsgetriebes. Das Doppelkupplungsgetriebe 1 weist zwei Lastschaltelemente in Form von Kupplungen K1 , K2 auf. Mittels der Doppelkupplung K1 , K2 kann dabei die Antriebsseite AN mit der Abtriebsseite AB des Getriebes 1 zur Übertragung von Kraft und Drehmomenten gekoppelt bzw. verbunden werden. Hierzu ist die erste Kupplung K1 mit einer ersten Eingangswelle EW1 verbunden und die zweite Kupplung K2 ist mit einer zweiten Eingangswelle EW2 verbunden. Die erste Eingangswelle EW1 ist als Vollwelle ausgebildet, wohingegen die zweite Eingangswelle EW2 als Hohlwelle ausgebildet ist. Die beiden Eingangswellen EW1 , EW2 sind dabei koaxial und pa- rallel zueinander angeordnet. Eine Antriebswelle ANW verbindet die beiden Kupplungen K1 , K2, beispielsweise mit einem Motor.
Weiterhin umfasst das Getriebe 1 zwei Teilgetriebe 2, 3. Das erste Teilgetriebe 2 ist mit der ersten Eingangswelle EW1 koppelbar, das zweite Teilgetriebe 3 ist mit der zweiten Eingangswelle EW2 koppelbar. Dem ersten Teilgetriebe 2 sind dabei zumindest die zweite Radebene II, die dritte Radebene III sowie die vierte Radebene IV zugeordnet, wohingegen dem zweiten Teilgetriebe 3 zumindest die erste Radebene I zugeordnet ist.
Weiter umfasst das Getriebe 1 eine Eingangswellenachse 4, auf der die beiden Eingangswellen EW1 , EW2 angeordnet sind. Auf der Eingangswellenachse 4 ist weiterhin drehmomentabwärts der beiden Eingangswellen EW1 , EW2 eine Sonnenwelle SW angeordnet. Die Sonnenwelle SW ist weiterhin mit einem Sonnenrad 40 eines Planetengetriebes GP verbunden. Das Planetengetriebe GP ist schließlich mit einer Abtriebswelle AW auf der Eingangswellenachse 4 koppelbar bzw. verbunden. Das Planetengetriebe GP umfasst weiter Planetenräder 41 , welche an einem Planetenträger 42 bzw. Steg 42 drehbar gelagert sind. Weiter in radialer Richtung nach außen ist ein Hohlrad 43 in das die Planetenträger 41 , ebenso wie in das Sonnenrad 40 eingreifen, angeordnet. Der Planetenträger 42 des Planetengetriebes GP ist mit einer Planetenträgerwelle PTW, welche als Abtriebswelle AW ausgebildet ist, verbunden.
Drehmoment- und kraftflussabwärts der Antriebsseite AN des Getriebes 1 beginnend von den beiden Kupplungen K1 , K2 umfasst das Getriebe 1 zunächst eine erste Radebene I, ein erstes Schaltelement S1 1 , ein zweites Schaltelement S12, eine zweite Radebene II, eine dritte Radebene III, ein drittes Schaltelement S21 , ein viertes Schaltelement S22, eine vierte Radebene IV, ein fünftes Schaltelement S31 , eine sechste Radebene VI in Form einer Rückwärtsgangfahrstufe, ein sechstes Schalelement S32, ein siebtes Schaltelement S33, eine fünfte Radebene V, ein achtes Schaltelement S41 , ein neuntes Schaltelement S51 , das Planetengetriebe GP sowie ein zehntes Schaltelement S52. Jede der genannten Radebenen I, IL III, IV, V und VI weist Übertragungselemente, insbesondere in Form von Zahnrädern, auf, welche jeweils mit einer Welle des Getriebes 1 verbunden sind.
Jeweils parallel zur Eingangswellenachse 4 sind zwei Vorgelegewellenachsen 5a, 5b für ein Vorgelege 6 angeordnet. Das Vorgelege 6 umfasst eine als Vollwelle ausgebildete Vorgelegewelle VW1 a auf der ersten Vorgelegewellenachse 5a und eine als Vollwelle ausgebildete Vorgelegewelle VW1 b auf der zweiten Vorgelegewellenachse 5b. Zwischen der Eingangswellenachse 4 und jeweils einer der Vorgelegewellenachsen 5a, 5b weist die sechste Radebene VI jeweils ein Zwischenrad ZR1 , ZR2 zur Umkehrung der Drehrichtung auf, so dass mittels der Abtriebswelle AW bei gleicher Drehrichtung einer der Eingangswellen EW1 , EW2 eine umgekehrte Drehrichtung zur Bereitstellung zumindest eines Rückwärtsgangs ermöglicht wird. Die sechste Radebene VI ist somit als Rückwärtsgangstufe ausgebildet.
Beginnend von der Antriebsseite AN umfasst die Vorgelegewellenachse 5a, 5b jeweils die erste Radebene I, die zweite Radebene II, die dritte Radebene III, die vierte Radebene IV, die sechste Radebene VI in Form der Rückwärtsgangstufe sowie die fünfte Radebene V.
Im Folgenden werden nun die zehn Schaltelemente S1 1 , S12, S21 , S22, S31 , S32, S33, S41 , S51 und S52 beschrieben.
Das erste Schaltelement S1 1 ist auf der Eingangswellenachse 4 angeordnet und einerseits mit der zweiten Eingangswelle EW2, andererseits mit einer ersten Hohlwelle H1 verbunden und stellt bei Betätigung eine Verbindung zur Übertragung von Kraft und Drehmomenten zwischen der zweiten Eingangswelle EW2 und der ersten Hohlwelle H1 her. Die erste Hohlwelle H1 ist dabei koaxial und parallel zur zweiten Eingangswelle EW2 auf deren radialer Außenseite angeordnet. Auf der ersten Hohlwelle H1 ist ein Übertragungselement angeordnet, welches mit jeweils einem Übertragungselement auf den beiden Vorgelegewellen VW 1 a, VW1 b zur Bildung der ersten Radebene I zusammenwirkt. Das zweite Schaltelement S12 ist auf der Eingangswellenachse 4 angeordnet und einerseits mit der ersten Eingangswelle EW1 , andererseits mit einer zweiten Hohlwelle H2 verbunden und stellt bei Betätigung eine Verbindung zur Übertragung von Kraft und Drehmomenten zwischen der ersten Eingangswelle EW1 und der zweiten Hohlwelle H2 her. Die zweite Hohlwelle H2 ist dabei koaxial und parallel zur ersten Eingangswelle EW1 auf deren radialer Außenseite angeordnet. Auf der zweiten Hohlwelle H2 ist ein Übertragungselement angeordnet, welches mit jeweils einem Übertragungselement auf den beiden Vorgelegewellen VW 1 a, VW1 b zur Bildung der zweiten Radebene II zusammenwirkt.
Das erste Schaltelement S1 1 und das zweite Schaltelement S12 sind in einer ersten Schalteinrichtung SE1 zusammengefasst angeordnet und mittels einer gemeinsamen ersten Schaltelementbetätigungseinrichtung SB1 betätigbar.
Das dritte Schaltelement S21 ist auf der Eingangswellenachse 4 angeordnet und einerseits mit der ersten Eingangswelle EW1 , andererseits mit einer dritten Hohlwelle H3 verbunden und stellt bei Betätigung eine Verbindung zur Übertragung von Kraft und Drehmomenten zwischen der ersten Eingangswelle EW1 und der dritten Hohlwelle H3 her. Die dritte Hohlwelle H3 ist dabei koaxial und parallel zur ersten Eingangswelle EW1 auf deren radialer Außenseite angeordnet. Auf der dritten Hohlwelle H3 ist ein Übertragungselement angeordnet, welches mit jeweils einem Übertragungselement auf den beiden Vorgelegewellen VW1 a, VW1 b zur Bildung der dritten Radebene III zusammenwirkt. Das vierte Schaltelement S22 ist auf der Eingangswellenachse 4 angeordnet und einerseits mit der ersten Eingangswelle EW1 , andererseits mit einer vierten Hohlwelle H4 verbunden und stellt bei Betätigung eine Verbindung zur Übertragung von Kraft und Drehmomenten zwischen der ersten Eingangswelle EW1 und der vierten Hohlwelle H4 her. Die vierte Hohlwelle H4 ist dabei koaxial und parallel zur ersten Eingangswelle EW1 auf deren radialer Außenseite angeordnet. Auf der vierten Hohlwelle H4 ist ein Übertragungselement angeordnet, welches mit jeweils einem Übertragungselement auf den beiden Vorgelegewellen VW 1 a, VW1 b zur Bildung der vierten Radebene IV zusammenwirkt.
Das dritte Schaltelement S21 und das vierte Schaltelement S22 sind in einer zweiten Schalteinrichtung SE2 zusammengefasst angeordnet und mittels einer gemeinsamen zweiten Schaltelementbetätigungseinrichtung SB2 betätigbar. Das fünfte Schaltelement S31 ist auf der Eingangswellenachse 4 angeordnet und ermöglicht eine Verbindung zwischen der ersten Eingangswelle EW1 und der Sonnenwelle SW, welche ebenfalls auf der Eingangswellenachse 4 angeordnet ist. Das fünfte Schaltelement S31 ist in einer dritten Schalteinrichtung SE3 angeordnet und mittels einer dritten Schaltelementbetätigungseinrichtung SB3 betätigbar.
Das sechste Schaltelement S32 ist auf der Eingangswellenachse 4 angeordnet und einerseits mit der Sonnenwelle SW, andererseits mit einer fünften Hohlwelle H5 verbunden und stellt bei Betätigung eine Verbindung zur Übertragung von Kraft und Drehmoment zwischen der Sonnenwelle SW und der fünften Hohlwelle H5 her. Die fünfte Hohlwelle H5 ist dabei koaxial und parallel zur Sonnenwelle SW auf deren radialen Außenseite angeordnet. Auf der fünften Hohlwelle H5 ist ein Übertragungselement angeordnet, welches mit jeweils einem Zwischenrad ZR1 , ZR2 zwischen Eingangswellenachse 4 und jeweils einer der beiden Vorgelegewellenachsen 5a, 5b und einem jeweiligen Übertragungselement auf den beiden Vorgelegewellen VW 1 a, VW1 b zur Bildung der sechsten Radebene VI in Form der Rückwärtsgangstufe zusammenwirkt. Das siebte Schaltelement S33 ist auf der Eingangswellenachse 4 angeordnet und einerseits mit der Sonnenwelle SW, andererseits mit einer sechsten Hohlwelle H6 verbunden und stellt bei Betätigung eine Verbindung zur Übertragung von Kraft und Drehmomenten zwischen der Sonnenwelle SW und der sechsten Hohlwelle H6 her. Die sechste Hohlwelle H6 ist dabei koaxial und parallel zur Sonnenwelle SW auf deren radialer Außenseite angeordnet. Auf der sechsten Hohlwelle H6 ist ein Übertragungselement angeordnet, welches mit jeweils einem Übertragungselement auf den beiden Vorgelegewellen VW1 a, VW1 b zur Bildung der fünften Radebene V zusammenwirkt. Das sechste Schaltelement S32 und das siebte Schaltelement S33 sind in einer gemeinsamen vierten Schalteinrichtung SE3a zu- sammengefasst angeordnet und mittels einer gemeinsamen vierten Schaltelement- bestätigungseinrichtung SB3a betätigbar.
Das achte Schaltelement S41 ist auf der Eingangswellenachse 4 angeordnet und einerseits mit der sechsten Hohlwelle H6, andererseits mit einer Planetenträgerwelle PTW auf der Eingangswellenachse 4 und weiter mit dem Planetenträger 42 des Planetengetriebes GP verbunden. Das achte Schaltelement S41 stellt bei Betätigung eine Verbindung zur Übertragung von Kraft und Drehmomenten zwischen der sechsten Hohlwelle H6 und der Planetenträgerwelle PTW her. Das achte Schaltelement S41 ist in einer fünften Schalteinrichtung SE4 angeordnet und mittels einer fünften Schaltelementbetätigungseinrichtung SB4 betätigbar. Die Planetenträgerwelle PTW ist dabei zumindest teilweise koaxial und parallel zur Sonnenwelle SW auf deren radialer Außenseite angeordnet.
Das neunte Schaltelement S51 ist auf der Eingangswellenachse 4 angeordnet und einerseits mit dem Hohlrad 43 des Planetengetriebes GP, andererseits mit dem Gehäuse G des Getriebes 1 verbunden und ordnet bei Betätigung das Hohlrad 43 des Getriebes 1 drehfest gegenüber dem Gehäuse G des Getriebes 1 an. Das zehnte Schaltelement S52 ist einerseits mit dem Hohlrad 43 des Planetengetriebes GP, andererseits mit dem Planetenträger 42 bzw. Steg des Planetengetriebes GP verbunden und stellt bei Betätigung eine drehfeste Verbindung zwischen Hohlrad 43 und Planetenträger 42 des Planetengetriebes GP her.
Das neunte Schaltelement S51 und das zehnte Schaltelement S52 sind in einer gemeinsamen sechsten Schalteinrichtung SE5 angeordnet und mittels einer gemeinsamen sechsten Schaltelementbetätigungseinrichtung SB5 betätigbar.
Die Schaltelementbetätigungseinrichtungen SB1 , SB2, SB3, SB3a, SB4 und SB5 können im Falle zweier Schaltelemente als Doppelsynchronisierungen ausgeführt sein und im Fall von einem Schaltelement als Einfachsynchronisierung.
Insgesamt weist das Getriebe 1 gemäß Fig. 1 zwei Eingangswellen EW1 , EW2 auf der Eingangswellenachse 4 auf, wobei die erste Eingangswelle EW1 als Vollwelle und die zweite Eingangswelle EW2 koaxial und parallel zu dieser angeordnet und als Hohlwelle ausgebildet ist. Auf den zur Eingangswellenachse 4 parallelen Vorgelegewellenachsen 5a, 5b ist jeweils eine als Vollwelle ausgebildete Vorgelegewelle VW1 a, VW1 b angeordnet. In Richtung der Abtriebswelle AW ist auf der Eingangswellenachse 4 neben den beiden Eingangswellen EW1 , EW2 eine Sonnenwelle SW angeordnet, welche mit einem Sonnenrad 40 eines Planetengetriebes GP verbunden ist. Das Planetengetriebe GP ist weiterhin mit der Abtriebswelle AW, wel- che ebenfalls auf der Eingangswellenachse 4 angeordnet, verbunden. Eine mit einem Planetenträger 42 verbundene Planetenträgerwelle PTW des Planetengetriebes GP ist dabei als Abtriebswelle AW ausgebildet.
Das Getriebe 1 gemäß Fig. 1 umfasst sechs Radebenen I, II, III, IV, V und VI, wobei die sechste Radebene Vi als Rückwärtsgangstufe ausgebildet ist. Sämtliche Radebenen I bis VI sind insbesondere als Stirnradstufen mit diskreten Übersetzungen ausgebildet. Pro Radebene I, II, III, IV, V und VI sind jeweils drei Übertragungselemente, insbesondere in Form von Zahnrädern, angeordnet. Die Rückwärtsgangstufe VI umfasst dabei jeweils zwischen Eingangswellenachse 4 und den beiden Vorgelegewellenachsen 5a, 5b ein Zwischenrad ZR1 , ZR2. Somit sind insgesamt 20 Übertragungselemente, insbesondere in Form von Zahnrädern, für die Radebenen angeordnet. Darüber hinaus ist zwischen der Sonnenwelle SW und der Abtriebswelle AW ein Planetengetriebe GP angeordnet.
Fig. 2 zeigt eine erste Schaltmatrix für ein Getriebe gemäß der ersten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung.
In Fig. 2 ist eine Schaltmatrix für ein Getriebe 1 gemäß der Fig. 1 dargestellt. Waagerecht sind dabei Spalten für jeweils ein Schaltelement S1 1 , S12, S22, S31 , S32, S33, S41 , S51 und S52 sowie für die beiden Kupplungen K1 und K2 dargestellt. Senkrecht hierzu nach unten sind zunächst die zehn Vorwärtsgänge, bezeichnet mit den Bezugszeichen V1 bis V10 dargestellt, sowie vier Rückwärtsgänge bezeichnet mit R1 bis R4. Die in der Schaltmatrix freigelassenen Einträge, also beispielsweise bei der Vorwärtsgangstufe V1 bei den Schaltelementen S1 1 , S12, S22, S31 , S32, S41 und S52 bzw. bei der Kupplung K2 zeigen an, dass das entsprechende Schaltelement bzw. die entsprechende Kupplung geöffnet ist, d.h., dass das Schaltelement bzw. die Kupplung hierbei keine Kräfte bzw. kein Drehmoment von den an das Schaltelement bzw. an die Kupplung angeschlossenen oder mit diesem bzw. dieser verbundenen jeweiligen Wellen überträgt. Ein mit einem Punkt versehener Eintrag in der Schaltmatrix bezeichnet ein entsprechend betätigtes bzw. geschlossenes Schaltelement bzw. Kupplung, also in der Schaltmatrix bei dem Vorwärtsgang V1 bei der Kupplung K1 sowie bei den Schaltelementen S21 , S33 und S51 . Soweit im Folgen- den nicht anders beschrieben, sind sämtliche Kupplungen K1 , K2 und sämtliche Schaltelemente S1 1 , S12, S21 , S22, S31 , S32, S33, S41 , S51 und S52 jeweils geöffnet. Ist ein Punkt in der Schaltmatrix geklammert, kann das entsprechende Schaltelement zur Darstellung des entsprechenden Ganges betätigt werden, muss jedoch nicht.
Um den ersten Vorwärtsgang V1 mittels des Getriebes 1 gemäß der Fig. 2 darzustellen, sind die Kupplung K1 sowie die Schaltelemente S21 und S33 sowie S51 geschlossen. Um den zweiten Vorwärtsgang V2 darzustellen, sind die Kupplung K2 sowie die Schaltelemente S12, S33 und S51 geschlossen. Um den dritten Vorwärtsgang V3 darzustellen, sind die Kupplung K1 geschlossen, ebenso wie die Schaltelemente S22, S33 und S51 . Um den vierten Vorwärtsgang V4 darzustellen, sind die Kupplung K2 geschlossen und die Schaltelemente S1 1 , S33 und S51 geschlossen. Um den fünften Vorwärtsgang V5 darzustellen, sind die Kupplung K1 geschlossen ebenso wie die Schaltelemente S31 und S51 . Um den sechsten Vorwärtsgang V6 darzustellen, sind die Kupplung K2 geschlossen, ebenso wie die Schaltelemente S12 und S41 .
Um den siebten Vorwärtsgang V7 darzustellen, sind die Kupplung K1 sowie die Schaltelemente S22 und S41 sowie ggf. S52 geschlossen. Um den achten Vorwärtsgang V8 darzustellen, sind die Kupplung K2 sowie die Schaltelemente S1 1 , S41 und ggf. S5 geschlossen. Um den neunten Vorwärtsgang V9 darzustellen, sind die Kupplung K1 sowie die Schaltelemente S31 und S52 geschlossen. Um den zehnten Vorwärtsgang V10 darzustellen, sind die Kupplung K2 sowie die Schaltelemente S1 1 , S22, S31 und S52 geschlossen.
Um den ersten Rückwärtsgang R1 darzustellen, sind die Kupplung K1 sowie die Schaltelemente S21 , S32 und S51 geschlossen. Um den zweiten Rückwärtsgang R2 darzustellen, sind die Kupplung K2 geschlossen und die Schaltelemente S12, S32 und S51 . Um den dritten Rückwärtsgang R3 darzustellen, sind die Kupplung K1 sowie die Schaltelemente S22, S32 und S51 geschlossen. Um den vierten Rückwärtsgang R4 darzustellen, sind die Kupplung K2 geschlossen sowie die Schaltelemente S1 1 , S32 und S51 . Im fünften Vorwärtsgang V5 werden Kraft und Drehmoment direkt von der ersten Eingangswelle EW1 mittels des geschlossenen fünften Schaltelements S31 auf die Sonnenwelle SW übertragen. Das neunte Schaltelement S51 ist dabei betätigt, so dass das Planetengetriebe GP auf „low", also„abwälzend" geschaltet ist. Der fünfte Vorwärtsgang V5 wird dabei über die Übersetzung des Planetengetriebes GP realisiert. Beim sechsten Vorwärtsgang V6 erfolgt der Kraft-, Drehmoment- bzw. der Leistungsfluss durch das betätigte zweite Schaltelement S12 über die zweite Radebene II und die fünfte Radebene V. Durch das betätigte achte Schaltelemente S41 ist das Planetengetriebe GP bei diesem Vorwärtsgang nicht in den Kraft-, Drehmoment- bzw. Leistungsfluss mit einbezogen und kann auf „high", also auf „Blockumlauf" geschaltet werden. Die höheren Vorwärtsgänge V7, V8, V9 und V10 werden durch die vierte Radebene IV und die fünfte Radebene V, die erste Radebene I und die fünfte Radebene V, direkt und mittels der ersten Radebene I und der vierten Radebene IV dargestellt. Insgesamt werden durch die für das Getriebe 1 der Fig. 1 zehn voll lastschaltbare Vorwärtsgänge V1 bis V10 und vier voll lastschaltbare Rückwärtsgänge R1 bis R4 dargestellt.
Fig. 3 zeigt ein Getriebe gemäß einer zweiten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung.
In Fig. 3 ist im Wesentlichen ein Getriebe 1 gemäß Fig. 1 gezeigt. Im Unterschied zum Getriebe 1 gemäß Fig. 1 ist beim Getriebe 1 gemäß Fig. 3 das zehnte Schaltelement S52 entfallen. Das neunte Schaltelement S51 ist somit als einziges Schaltelement in der sechsten Schalteinrichtung SE5 angeordnet und mittels der sechsten Schaltelementbetätigungseinrichtung SB5 betätigbar. Das neunte Schaltelement S51 stellt eine drehfeste Verbindung zwischen Gehäuse G des Getriebes 1 und dem Hohlrad 43 des Planetengetriebes GP her. Damit entfällt das Schaltelement, welches einen Blockumlauf des Planetengetriebes GP ermöglicht. Im Unterschied zum Getriebe 1 gemäß Fig. 1 ist ein zehnter Vorwärtsgang V10 mittels des Getriebes 1 der Fig. 3 nicht darstellbar. Fig. 4a zeigt eine erste Schaltmatrix für ein Getriebe gemäß der zweiten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung.
In Fig. 4a ist eine Schaltmatrix für ein Getriebe 1 gemäß Fig. 3 gezeigt. Sofern nicht ausdrücklich im Folgenden beschrieben sind die Kupplungen K1 , K2 und die Schaltelemente S1 1 , S12, S21 , S22, S31 , S32, S33, S41 und S51 geöffnet.
Um den ersten Vorwärtsgang V1 darzustellen, sind die Kupplung K1 sowie die Schaltelemente S21 , S33 und S51 geschlossen. Um den zweiten Vorwärtsgang V2 darzustellen, sind die Kupplung K2 sowie die Schaltelemente S12, S33 und S51 geschlossen. Um den dritten Vorwärtsgang V3 darzustellen, sind die Kupplung K1 sowie die Schaltelemente S22, S33 und S51 geschlossen. Um den vierten Vorwärtsgang V4 darzustellen, sind die Kupplung K2 sowie die Schaltelemente S1 1 , S33 und S51 geschlossen. Um den fünften Vorwärtsgang V5 darzustellen, sind die Kupplung K1 sowie die Schaltelemente S31 und S51 geschlossen. Um den sechsten Vorwärtsgang V6 darzustellen, sind die Kupplung K2 und die Schaltelemente S12 und S41 geschlossen. Um den siebten Vorwärtsgang V7 darzustellen, sind die Kupplung K1 sowie die Schaltelemente S22 und S41 geschlossen. Um den achten Vorwärtsgang V8 darzustellen, sind die Kupplung K2 sowie die Schaltelemente S1 1 und S41 geschlossen. Um den neunten Vorwärtsgang V9 darzustellen, sind die Kupplung K1 sowie die Schaltelemente S31 , S33 und S41 geschlossen.
Um den ersten Rückwärtsgang R1 darzustellen, sind die Kupplung K1 sowie die Schaltelemente S21 , S32 und S51 geschlossen. Um den zweiten Rückwärtsgang R2 darzustellen, sind die Kupplung K2 sowie die Schaltelemente S12, S32 und S51 geschlossen. Um den dritten Rückwärtsgang R3 darzustellen, sind die Kupplung K1 sowie die Schaltelemente S22, S32 und S51 geschlossen. Um den vierten Rückwärtsgang R4 darzustellen, sind die Kupplung K2 sowie die Schaltelemente S1 1 , S32 und S51 geschlossen.
Mittels der Schaltmatrix gemäß Fig. 4a ergeben sich für das Planetengetriebe GP der Fig. 3 für die Vorwärtsgänge V6 bis V8 zwei drehzahlmäßige Freiheitsgrade, weshalb keine definierte Drehzahl von Sonnenrad bzw. Hohlrad vorliegt. Fig. 4b zeigt eine zweite Schaltmatrix für ein Getriebe gemäß der zweiten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung.
In Fig. 4b ist eine weitere Schaltmatrix für ein Getriebe 1 gemäß der Fig. 3 gezeigt. Im Wesentlichen entspricht die Schaltmatrix der Fig. 4b der Fig. 4a. Im Unterschied zu der Schaltmatrix der Fig. 4a ist bei dem sechsten Vorwärtsgang V6, dem siebten Vorwärtsgang V7 sowie dem achten Vorwärtsgang V8 das siebte Schaltelement S33 nun ebenfalls geschlossen. Hierdurch werden das Sonnenrad 40 sowie der Planetenträger 42 bzw. der Steg gemäß Fig. 3 mit gleicher Drehzahl angetrieben, was einen drehzahlmäßigen Blockumlauf des Planetengetriebes GP ermöglicht.
Fig. 5 zeigt ein Getriebe gemäß einer dritten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung.
In Fig. 5 ist im Wesentlichen ein Getriebe 1 gemäß Fig. 3 gezeigt. Im Unterschied zum Getriebe 1 gemäß der Fig. 3 umfasst das Getriebe 1 gemäß Fig. 5 jeweils zwei drehfest verbundene Zwischenräder ZR1 , ZR1 ', ZR2 und ZR2' zwischen Eingangswellenachse 4 und den beiden Vorgelegewellenachsen 5a, 5b. Die sechste Radebene VI wird somit beim Getriebe 1 gemäß Fig. 5 durch das Übertragungselement auf der fünften Hohlwelle H5, ein Zwischenrad ZR1 ', welches mit dem Übertragungselement auf der fünften Hohlwelle H5 zur Übertragung von Kraft und Drehmomenten zusammenwirkt und einem mit der Welle des Zwischenrades ZR1 ' verbundenen weiteren Zwischenrades ZR1 , das mit dem Übertragungselement auf der Vorgelegewellenachse VW1 a zusammenwirkt, gebildet. Entsprechendes gilt für die zweite Vorgelegewellenachse 5b, die Zwischenräder ZR2, ZR2' und das entsprechende Übertragungselement auf der Vorgelegewellenachse VW1 b. Die sechste Radebene VI in Form der Rückwärtsgangstufe wird somit durch jeweils ein Übertragungselement auf der Vorgelegewellenachse 5a und 5b durch, zwischen Eingangswellenachse 4 und jeweiliger Vorgelegewellenachse 5a, 5b angeordneten Zwischenrädern ZR1 , ZR1 ' bzw. ZR2, ZR2' und durch das Übertragungselement auf der fünften Hohlwelle H5 gebildet. Fig. 6 zeigt ein Getriebe gemäß einer vierten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung.
In Fig. 6 ist im Wesentlichen ein Getriebe 1 gemäß Fig. 3 gezeigt. Im Unterschied zum Getriebe 1 gemäß Fig. 3 ist anstelle der zweiten Kupplung K2 ein Schaltelement X in einer siebten Schalteinrichtung SE6 angeordnet. Das Schaltelement X ist einerseits mit der ersten Eingangswelle EW1 , andererseits mit der zweiten Eingangswelle EW2 verbunden und stellt bei Betätigung eine Verbindung zur Übertragung von Kraft und Drehmomenten zwischen der ersten Eingangswelle EW1 und der zweiten Eingangswelle EW2 her. Weiterhin wirkt eine elektrische Maschine EM zur Übertragung von Kraft und Drehmomenten mit der zweite Eingangswelle EW2 zusammen. Die elektrische Maschine EM dient somit als Lastschaltelement. Die Kupplung K1 dient dabei nicht mehr als Lastschaltelement, sondern im Wesentlichen nur noch als sog. Trennkupplung bzw. Anfahrelement. Wird insbesondere immer über die elektrische Maschine EM angefahren, kann die Kupplung K1 auch durch eine feste Verbindung mit der Antriebswelle ANW ersetzt werden. Das Schaltelement X ermöglicht dabei, dass auch Gangstufen des zweiten Teilgetriebes 3, also in den Schaltmatrizen der Fig. 2, 4a, 4b sowie in den weiteren Schaltmatrizen der Fig. 7 und 8 die geraden Vorwärtsgangstufen V2, V4, V6, V8 und V10 sowie R2 und R4 genutzt werden können. Wird beispielsweise wie in der Schaltmatrix der Fig. 7 gezeigt, das Getriebe 1 im neunten Vorwärtsgang V9 (Direktgang:„Direct-Drive") betrieben, ist eine Ankopplung der elektrischen Maschine EM wahlweise über die Schaltelemente X, S1 1 oder S12 möglich. Wird die elektrische Maschine EM durch zumindest eines der Schaltelemente abgekoppelt, werden Nulllastverluste der elektrischen Maschine EM vermieden. Das Ankoppeln der elektrischen Maschine EM wird mit drei möglichen und verschiedenen Übersetzungen ermöglicht, die über die Schaltelemente X, S1 1 und S12 und entsprechende Radebenen realisiert werden, je nach elektrischem Leistungsbedarf und bestem Betriebspunkt, also dem Punkt mit dem besten Wirkungsgrad der elektrischen Maschine EM.
Selbstverständlich ist neben der Ausführungsform der Fig. 6 auch eine Anbin- dung der elektrischen Maschine an ein Übertragungselement zumindest einer der Radebenen auf der Vorgelegewellenachsen 5a, 5b oder an zumindest einer der Ein- gangswellen EW1 , EW2, der Sonnenwelle SW oder anderer Wellen des Getriebes 1 möglich.
Fig. 7 zeigt eine erste Schaltmatrix für ein Getriebe gemäß der vierten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung.
In Fig. 7 ist eine Schaltmatrix für ein Getriebe 1 gemäß Fig. 6 gezeigt und analog zur Schaltmatrix der Fig. 2, 4a und 4b. Im Unterschied zu den vorgenannten Schaltmatrizen ist nun anstelle der Kupplung K2 das Schaltelement X in der Schaltmatrix gezeigt.
Die Schaltmatrix der Fig. 7 entspricht dabei der Schaltmatrix der Fig. 4a. Im Unterschied zu der Schaltmatrix der Fig. 4a ist in der Schaltmatrix der Fig. 7 die Kupplung K1 bei sämtlichen Vorwärtsgängen V1 bis V9 und bei sämtlichen Rückwärtsgängen R1 bis R4 betätigt. Das Schaltelement X ist dabei wie die Kupplung K2 der Fig. 4a jeweils bei den geraden Vorwärtsgängen V2, V4, V6 und V8 sowie den geraden Rückwärtsgängen R2 und R4 geschlossen.
Insgesamt sind somit neun Vorwärtsgänge V1 bis V9 und mindestens vier Rückwärtsgänge R1 bis R4 mittels der Schaltmatrix der Fig. 7 darstellbar.
Fig. 8 zeigt eine zweite weitere Schaltmatrix für ein Getriebe gemäß der ersten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung.
In Fig. 8 ist eine weitere Schaltmatrix für ein Getriebe 1 gemäß Fig. 1 dargestellt. Die in Fig. 8 dargestellte Schaltmatrix entspricht im Wesentlichen der Schaltmatrix gemäß Fig. 2. Die ersten fünf Vorwärtsgänge V1 bis V5 der Fig. 8 entsprechen den Vorwärtsgängen V1 bis V5 der Fig. 2. Gleiches gilt für die Rückwärtsgänge R1 bis R4: Auch sie entsprechen denen der Fig. 2. Die Vorwärtsgänge V8 bis V1 1 der Fig. 8 entsprechen den Vorwärtsgängen V7 bis V10 der Fig. 2. Im Unterschied zum Vorwärtsgang V7 der Fig. 2 ist beim Vorwärtsgang V7 der Fig. 8 das zehnte Schaltelement S10 ggf. betätigt. Der sechste Vorwärtsgang V6 der Fig. 8 wird mittels einer geschlossenen Kupplung K1 und geschlossenen Schaltelementen S21 , S41 und ggf. S52 dargestellt.
Somit sind mittels der Schaltmatrix der Fig. 8 elf Vorwärtsgänge V1 bis V1 1 und vier Rückwärtsgänge R1 bis R4 darstellbar.
Um eine Lastschaltfähigkeit eines Gangwechsels vom fünften Vorwärtsgang V5 in den sechsten Vorwärtsgang V6 (Zughochschaltung) zu ermöglichen, wird bei der Hochschaltung ausgehend vom fünften Vorwärtsgang V5 der siebte Vorwärtsgang V7 vorgewählt und die lastschaltbare Kupplung K2 übernimmt auf diese Weise kurzzeitig schlupfend die Last, so dass der siebte Vorwärtsgang V7 kurzzeitig als sog. Stützgang wirkt. Anschließend wird dann der sechste Vorwärtsgang V6 und die Kupplung K1 betätigt. Auf diese Weise wird eine Zugkraftunterbrechung vermieden. Da im Allgemeinen der siebte Vorwärtsgang V7 länger übersetzt ist als der als Ziel ausgewählte sechste Vorwärtsgang V6 nimmt die Zugkraft während des Gangwechsels jedoch kurzzeitig stärker ab, verglichen mit einem gewöhnlichen Gangwechsel, beispielsweise vom ersten Vorwärtsgang V1 in den zweiten Vorwärtsgang V2 oder allgemeiner, bei den Gängen, die einerseits benachbart und andererseits verschiedenen Teilgetrieben zugeordnet sind. Nach einem Einlegen des sechsten Vorwärtsgangs V6 steht wiederum die volle Zugkraft für den sechsten Vorwärtsgang V6 zur Verfügung; während des Gangwechsels vom fünften Vorwärtsgang V5 in den sechsten Vorwärtsgang V6 nimmt sie kurzzeitig um den Gangsprung fünfter Vorwärtsgang V5 zu siebtem Vorwärtsgang V7 ab.
Soll vom sechsten Vorwärtsgang V6 wieder in den fünften Vorwärtsgang V5 gewechselt werden, erfolgt ebenfalls eine Stützung mittels der Kupplung K2 über den siebten Vorwärtsgang V7 bei einer Zugrückschaltung. Bei einer lastschaltbaren Schubrückschaltung vom sechsten Vorwärtsgang V6 in den fünften Vorwärtsgang V5 wird ausgehend vom sechsten Vorwärtsgang V6 eine Stützung mittels des vierten Ganges V4 vorgenommen, bevor der fünfte Vorwärtsgang V5 eingelegt wird. Bei einer entsprechenden Schubhochschaltung vom fünften Vorwärtsgang V5 in den sechsten Vorwärtsgang V6 erfolgt ebenfalls eine kurzzeitige Stützung über den vierten Vorwärtsgang V4 analog zur Zugrückschaltung. Auf diese Weise ist es möglich, dass zum einen ein zusätzlicher Vorwärtsgang zur Verfügung gestellt werden kann, so dass bei gleicher Getriebespreizung kleinere Gangstufensprünge bzw. kleinere Gangsprünge ermöglicht werden.
Das in der Schaltmatrix der Fig. 8 beschriebene Schaltprinzip ist ebenfalls auch mit der Ausführungsform der Fig. 6 kombinierbar. Bei der Ausführungsform der Fig. 6 stützt die elektrische Maschine EM die Zugkraft während einer Schaltung vom fünften Vorwärtsgang V5 in den sechsten Vorwärtsgang V6 oder vom sechsten Vorwärtsgang V6 in den fünften Vorwärtsgang V5 über den siebten Vorwärtsgang V7 bzw. den vierten Vorwärtsgang V4.
Alternativ zu dem in Klammern in der Schaltmatrix 8 sowie in den weiteren Schaltmatrizen der Fig. 2, 4a und 4b geschlossenen Schaltelement S52 bezüglich der Vorwärtsgänge V7, V8 (siehe Fig. 2) und den Vorwärtsgängen V6 bis V9 der Fig. 8 kann auch das neunte Schaltelement S51 betätigt werden, so dass das Planetengetriebe GP definierte Drehzahlverhältnisse aufweist. Bei den Vorwärtsgängen V6 bis V9 der Fig. 8 erfolgt der Kraft- bzw. Drehmomentfluss über das achte Schalelement S41 und das jeweils geschlossene neunte Schaltelement S51 oder das zehnte Schaltelement S52 ist lastfrei.
Insgesamt können die Schaltelemente S1 1 bis S52 beim Getriebe 1 gemäß der Fig. 1 bis 8 auch als Koppeleinrichtungen bezeichnet werden und insbesondere als Synchronisierungen ausgebildet sein. Die Schalteinrichtungen SE1 bis SE6 bzw. die Schaltelementbetätigungseinrichtungen SB1 bis SB6 können als Doppelsynchro- nisierungen im Fall zweier Schaltelemente ausgebildet sein oder im Fall von einem Schaltelement als Einfachsynchronisierung. Die Übertragungselemente können insbesondere beim Getriebe 1 gemäß den Fig. 1 bis 8 sowohl im Sinne eines Festrades als auch im Sinne eines Losrades ausgebildet sein. So sind beispielsweise beim Getriebe 1 gemäß Fig. 1 Übertragungselemente sämtlicher Radebenen auf der Eingangswellenachse 4 mittels Schaltelementen an die jeweilige Eingangswelle EW1 , EW2 koppelbar, also im Sinne von Losrädern für die erste bzw. zweite Eingangswelle EW1 , EW2 ausgebildet. Sämtliche Übertragungselemente auf den beiden Vorge- legewellenachsen 5a, 5b auf den Vorgelegewellen VW 1 a, VW1 b sind mit der jeweiligen Vorgelegewelle VW1 a, VW1 b fest verbunden; sie sind somit im Sinne von Festrädern für die jeweilige Vorgelegewelle VW1 a, VW1 b ausgebildet.
Die Übertragungselemente können dabei insbesondere in Form von Zahnrädern, vorzugsweise als Stirnräder, ausgebildet sein, so dass die Radebenen I, II, III, IV und V sowie VI Stirnradstufen darstellen. Zur Bereitstellung verschiedener Vorwärts- und Rückwärtsgänge, also verschiedener Übersetzungen, können die Stirnradstufen, insbesondere deren Zahnräder, dementsprechend unterschiedliche Übersetzungen umfassen.
Zusammenfassend bietet die vorliegende Erfindung unter anderem den Vorteil, dass das Getriebe eine gute Leistungsteilung ermöglicht, insbesondere eine Zwei- oder Mehr-Vorgelegewellenbauweise ermöglicht. Ein weiterer Vorteil ist, dass das Getriebe eine gute Lastschaltfähigkeit durch neun bzw. zehn voll lastschaltbare Vorwärtsgänge und bis zu acht Rückwärtsgänge, die teilweise lastschaltbar sind, aufweist. Ein weiterer Vorteil ist, dass das Getriebe eine gute Hybridisierfähigkeit aufweist. Ein weiterer Vorteil ist, dass bei insgesamt sechs Radebenen I bis VI mindestens acht Rückwärtsgänge und mindestens neun Vorwärtsgänge zur Verfügung gestellt werden, bei lediglich zehn Schaltelementen und/oder sechs Aktuatoren in Form der Schalteinrichtungen SE1 bis SE6 zur Betätigung der zehn Schaltelemente S1 1 bis S52. Ein weiterer Vorteil ist schließlich, dass ein geometrischer Stufungsverlauf ermöglicht wird. Daneben lässt sich der Stufungsverlauf für das Getriebe auf einfache und zuverlässige Weise anpassen, so dass die oberen Stufensprünge unterhalb des eigentlichen geometrischen Stufensprungs liegen. Weiterhin ist das in den Fig. 1 bis 8 gezeigte Getriebe als Ausführungsform mit neun Vorwärtsgängen in Direct-Drive- und mit zehn Vorwärtsgängen in Overdrive-Ausführung möglich. Ein weiterer Vorteil ist, dass eine Radebene direkt mit der Abtriebswelle verbindbar ist.
Obwohl die vorliegende Erfindung vorstehend anhand bevorzugter Ausführungsbeispiele beschrieben wurde, ist sie nicht darauf beschränkt, sondern auf vielfältige Weise modifizierbar. Bezuqszeichen
1 Getriebe
2 erstes Teilgetriebe
3 zweites Teilgetriebe
4 Eingangswellenachse
5a, 5b Vorgelegewellenachse
6 Vorgelege
40 Sonnenrad
41 Planetenrad
42 Planetenträger / Steg
43 Hohlrad
EW1 , EW2 Eingangswelle
VW 1 a. VW1 b Vorgelegewelle
SW Sonnenwelle
PTW Planetenträgerwelle
AW Abtriebswelle
GP Planetengetriebe
G Gehäuse
I, II, III, IV, V, VI Radebene
H1 , H2, H3, H4, H5, H6 Hohlwelle
K1 , K2 erstes/zweites Lastschaltelement
S1 1 , S12, S21 , S22, S31 , S32.
S33, S41 , S51 , S52 Schaltelement
SE1 , SE2, SE3, SE3a, SE4, SE5 Schalteinrichtung
SB1 , SB2, SB3, SB3a, SB4, SB5 Schaltelementbetätigungseinrichtung
ZR1 , ZR2, ZR1 ', ZR2' Zwischenrad
V1 , V2, V3, V4, V5, V6, V7, V8,
V9, V10, V1 1 Vorwärtsgang
R1 , R2, R3, R4, R5, R6, R7, R8 Rückwärtsgang Antriebsseite Abtriebsseite elektrische Maschine

Claims

Patentansprüche
1 . Getriebe (1 ), insbesondere Doppelkupplungsgetriebe, für ein Kraftfahrzeug, umfassend zwei Teilgetriebe (2, 3), wobei jedes der Teilgetriebe (2, 3) zumindest eine Eingangswelle (EW1 , EW2) umfasst, und wobei die zumindest zwei Eingangswellen (EW1 , EW2) auf einer Antriebsseite (AN) des Getriebes (1 ) auf einer Eingangswellenachse (4) angeordnet sind, eine Ausgangswelle als Abtriebswelle (AW) beider Teilgetriebe (2, 3) auf einer Abtriebsseite (AB) des Getriebes (1 ),ein Vorgelege (6), wobei das Vorgelege (6) zumindest eine Vorgelegewelle (VW1 a, VW 1 b) umfasst, sowie ein Planentengetriebe (GP), welches mit der Abtriebswelle (AW) verbindbar ist, wobei zumindest eine der Eingangswellen (EW1 , EW2) über zumindest eine Radebene (I, II, III, IV, V, VI) und/oder zumindest ein Schaltelement (S1 1 , S12, S21 , S22, S31 , S32, S33, S41 , S51 , S52) und über das Planetengetriebe (GP) mit der Abtriebswelle (AW) verbindbar ist, dadurch gekennzeichnet, dass M Radebenen (I, II, II, IV, V, VI) und N Schalteinrichtungen (SE1 , SE2, SE3, SE3a, SE4, SE5) angeordnet sind, wobei N und M jeweils eine natürliche Zahl größer oder gleich Zwei ist, dass das Vorgelege (6) zumindest zwei Vorgelegewellen (VW 1 a, VW1 b) umfasst, wobei zumindest zwei der Vorgelegewellen (VW 1 a, VW 1 b) jeweils auf unterschiedlichen Vorgelegewellenachsen (5a, 5b) angeordnet sind, und dass die mittels der M Radebenen (I, II, III, IV, V, VI) und der N Schalteinrichtungen (SE1 , SE2, SE3, SE3a, SE4, SE5) darstellbaren Gangstufen (V1 , V2, V3, V4, V5, V6, V7, V8, V9, V10, V1 1 , R1 , R2, R3, R4) voll lastschaltbar sind, wobei eine der N Schalteinrichtungen (SE5) zur Betätigung des Planetengetriebes (GP) vorgesehen ist.
2. Getriebe gemäß Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass alle Schalteinrichtungen (SE1 , SE2, SE3, SE3a, SE4, SE5) des Getriebes (1 ) auf der Eingangswellenachse (4) angeordnet sind.
3. Getriebe gemäß einem der Ansprüche 1 -2, dadurch gekennzeichnet, dass zumindest zwei Wellen (EW1 , EW2) des Getriebes (1 ) koaxial zueinander angeordnet sind.
4. Getriebe gemäß einem der Ansprüche 1 -3, dadurch gekennzeichnet, dass die Anzahl N gleich Fünf ist und/oder die Anzahl M gleich Sieben ist.
5. Getriebe gemäß einem der Ansprüche 1 -4, dadurch gekennzeichnet, dass zumindest eine der Wellen (EW1 , EW2) des Getriebes (1 ) als Vollwelle und eine andere Welle auf der gleichen Achse (4) als Hohlwelle ausgebildet ist.
6. Getriebe gemäß einem der Ansprüche 1 -5, dadurch gekennzeichnet, dass das Getriebe (1 ) eine Sonnenwelle (SW) auf der Eingangswellenachse (4) aufweist, die einerseits mit einer der Eingangswellen (EW1 , EW2) koppelbar, anderseits mit einem Sonnenrad (40) des Planetengetriebes (GP) verbunden ist.
7. Getriebe gemäß einem der Ansprüche 1 -6, dadurch gekennzeichnet, dass zumindest eine Radebene (VI) als Rückwärtsgangstufe ausgebildet ist.
8. Getriebe gemäß Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Rückwärtsgangstufe (VI) mittels zumindest einer der N Schalteinrichtungen (SE1 , SE2, SE3, SE3a, SE4, SE5) betätigbar ist, wobei die zumindest eine Schalteinrichtung (SE3a) mit der Sonnenwelle (SW) des Getriebes (1 ) verbunden ist.
9. Getriebe gemäß einem der Ansprüche 7-8, dadurch gekennzeichnet, dass die die Rückwärtsgangstufe (VI) hinsichtlich ihrer axialen Position auf der Sonnenwelle (SW) auf der zur Antriebsseite (AN) benachbarten Seite der Sonnenwelle (SW) angeordnet ist.
10. Getriebe gemäß einem der Ansprüche 7-9, dadurch gekennzeichnet, dass die Rückwärtsgangstufe (VI) zumindest ein Umkehrelement (ZR1 , ZR2; ZR1 ', ZR2', insbesondere zwei drehfest angeordnete Zwischenräder (ZR1 , ZR1 ', ZR2') umfasst.
1 1 . Getriebe gemäß einem der Ansprüche 1 -10, dadurch gekennzeichnet, dass mittels des Getriebes (1 ) zumindest vier, insbesondere acht, Rückwärtsgänge (R1 , R2, R3, R4, R5, R6, R7, R8) darstellbar sind und zumindest vier der Rückwärtsgänge (R1 , R2, R3, R4) voll lastschaltbar sind.
12. Getriebe gemäß einem der Ansprüche 1 -1 1 , dadurch gekennzeichnet, dass eine elektrische Maschine (EM) an zumindest einem Übertragungselement einer Radebene (I, II, III, IV, V, VI) und/oder an zumindest einer Vorgelegewelle (VW1 a, VW1 b) und/oder an zumindest einer der Wellen (EW1 , EW2, SW) auf der Eingangswellenachse (4) zur Hybridisierung des Getriebes (1 ), insbesondere mittels einer zusätzlichen Schalteinrichtung und/oder einem damit verbundenen Übertragungselement angeordnet ist.
13. Getriebe gemäß Anspruch 1 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die elektrische Maschine (EM) an einer (EW2) der Eingangswellen (EW1 , EW2) angeordnet ist und mittels eines zusätzlichen Schaltelementes (X) die zumindest zwei Eingangswellen (EW1 , EW2) miteinander verbindbar sind.
14. Getriebe gemäß einem der Ansprüche 1 -13, dadurch gekennzeichnet, dass die Schalteinrichtung (SE5) zur Betätigung des Planetengetriebes (GP) zumindest ein Schaltelement (S51 , S52) umfasst, wobei mittels des zumindest einen Schaltelementes (S51 ) ein Hohlrad (43) des Planetengetriebes (GP) mit einem Gehäuse (G) des Getriebes (1 ) verbindbar ist.
15. Getriebe gemäß Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, dass die Schalteinrichtung (SE5) zur Betätigung des Planetengetriebes (GP) zwei Schaltelemente (S51 , S52) umfasst, wobei mittels einem der Schaltelemente (S52) das Hohlrad (43) mit einem Planetenträger (42) des Planetengetriebes (GP) verbindbar ist.
1 6. Getriebe gemäß einem der Ansprüche 1 -15, dadurch gekennzeichnet, dass eine Planetenträgerwelle (PTW), welche mit dem Planetenträger (42) des Planetengetriebes (GP) verbunden ist als Abtriebswelle (AW) ausgebildet ist.
17. Getriebe gemäß einem der Ansprüche 1 -1 6, dadurch gekennzeichnet, dass die zwei Vorgelegewellenachsen (5a, 5b) koaxial und parallel zur Eingangswellenachse (4) angeordnet sind.
18. Getriebe gemäß einem der Ansprüche 1 -17, dadurch gekennzeichnet, dass auf den zumindest zwei Vorgelegewellenachsen (5a, 5b) nur jeweils eine und als Vollwelle ausgebildete Vorgelegewelle (VW1 a, VW 1 b) angeordnet sind.
19. Getriebe gemäß einem der Ansprüche 1 -18, dadurch gekennzeichnet, dass die N Schalteinrichtungen (SE1 , SE2, SE3, SE3a, SE4, SE5) und die zumindest zwei Radebenen I, II, III, IV, V, VI), vorzugsweise sechs Radebenen und das Planetengetriebe (GP) so angeordnet sind, dass mindestens neun Vorwärtsgänge (V1 , V2, V3, V4, V5, V6, V7, V8, V9) und mindestens vier Rückwärtsgänge (R1 , R2, R3, R4) durch das Getriebe (1 ) darstellbar sind, welche insbesondere voll lastschaltbar sind.
20. Getriebe (1 ) gemäß einem der Ansprüche 1 -19, dadurch gekennzeichnet, dass die auf den Vorgelegewellen (VW 1 a, VW 1 b) angeordneten Übertragungsmittel als Festräder ausgebildet sind.
21 . Kraftfahrzeug, insbesondere ein Personen- oder ein Lastkraftwagen, mit einem Getriebe (1 ) gemäß einem der Ansprüche 1 -20.
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