EP2923114A1 - 9 gang planetengriebe - Google Patents

9 gang planetengriebe

Info

Publication number
EP2923114A1
EP2923114A1 EP13780150.2A EP13780150A EP2923114A1 EP 2923114 A1 EP2923114 A1 EP 2923114A1 EP 13780150 A EP13780150 A EP 13780150A EP 2923114 A1 EP2923114 A1 EP 2923114A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
clutch
planetary gear
gear
closed
gear set
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.)
Withdrawn
Application number
EP13780150.2A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Stefan Beck
Christian Sibla
Wolfgang Rieger
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 EP2923114A1 publication Critical patent/EP2923114A1/de
Withdrawn legal-status Critical Current

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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H3/00—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion
    • F16H3/44—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion using gears having orbital motion
    • F16H3/62—Gearings having three or more central gears
    • F16H3/66—Gearings having three or more central gears composed of a number of gear trains without drive passing from one train to another
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H3/00—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion
    • F16H3/44—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion using gears having orbital motion
    • F16H2003/442—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion using gears having orbital motion comprising two or more sets of orbital gears arranged in a single plane
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
    • F16H2200/0008—Transmissions for multiple ratios specially adapted for front-wheel-driven vehicles
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
    • F16H2200/003—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of forward speeds
    • F16H2200/0065—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of forward speeds the gear ratios comprising nine forward speeds
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
    • F16H2200/20—Transmissions using gears with orbital motion
    • F16H2200/2002—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the number of sets of orbital gears
    • F16H2200/201—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the number of sets of orbital gears with three sets of orbital gears
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
    • F16H2200/20—Transmissions using gears with orbital motion
    • F16H2200/203—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the engaging friction means not of the freewheel type, e.g. friction clutches or brakes
    • F16H2200/2046—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the engaging friction means not of the freewheel type, e.g. friction clutches or brakes with six engaging means
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H2306/00—Shifting

Definitions

  • the present invention relates to a transmission, in particular for use in motor vehicles.
  • the switching elements are, for example, clutches or brakes here.
  • DE 10 2008 032 015 discloses a power shift transmission with ten forward gears and one reverse gear.
  • the powershift transmission on three planetary gear sets, which are interconnected by six torque transmitting devices, two fixed connections and four clutches in different combinations.
  • a torque is introduced via a drive element in the power shift transmission and transmitted taking into account the respective transmission ratio to an output element.
  • the drive element and the output element are arranged coaxially with each other.
  • the present invention has for its object to provide a transmission of the type mentioned, which has low gear jumps at a high gear spread, is simultaneously optimized with respect to the required space and / or has a high efficiency.
  • a gear spread is understood as meaning the quotient of the gear ratio of the lowest gear and the gear ratio of the highest gear, the lowest gear having the highest gear ratio and the highest gear having the lowest gear ratio.
  • a transmission ratio of i ⁇ 1, 0 is a translation into speed, that is, at the transmission output a higher speed is applied than at the transmission input.
  • a transmission input describes a location of a transmission on which torque is introduced from the drive source into the transmission during driving operation.
  • a transmission output is to be understood as a location of the transmission at which the torque, taking into account the corresponding transmission ratios, is introduced, for example, into a transfer case or transmitted to drive shafts of the vehicle.
  • the transmission comprises at least one drive shaft, an output shaft, a housing, a first planetary gear set, a second planetary gear set and a third planetary gear set and six shifting elements.
  • a torque or a rotational movement of a drive source is preferably introduced into the transmission via the drive shaft.
  • a starting element such as a hydrodynamic torque converter or a fluid coupling.
  • a shaft is not to be understood below exclusively as an example cylindrical, rotatably mounted machine element for transmitting torque, but these are also general fasteners to understand that connect individual components or elements together, in particular connecting elements that connect a plurality of elements rotatably together.
  • Two elements are in particular referred to as connected to each other if there is a fixed, in particular rotationally fixed connection between the elements. In particular, such connected elements rotate at the same speed.
  • Two elements will be referred to as connectable if there is a detachable connection between these elements. In particular, such elements rotate at the same speed when the connection is made.
  • the various components and elements of said invention can be connected to one another via a shaft or a connecting element, but also directly, for example by means of a welding, pressing or other connection.
  • the six shifting elements particularly preferably comprise a first brake, a second brake, a first clutch, a second clutch, a third clutch and a fourth clutch.
  • Couplings describe switching elements which, depending on the operating state, allow a relative movement between two components or constitute a connection for transmitting a torque. Under a relative movement, for example, to understand a rotation of two components, wherein the rotational speed of the first component and the rotational speed of the second component differ from each other. In addition, the rotation of only one of the two components is conceivable while the other component is stationary or rotating in the opposite direction.
  • a non-actuated clutch is understood to mean an opened clutch. This means that a relative movement between the two components is possible.
  • the clutch is actuated or closed, the two components accordingly rotate at the same speed in the same direction.
  • a brake is to be understood as a switching element which is connected on one side to a stationary element, for example a housing, and on another side to a rotatable element.
  • a non-actuated brake is understood to mean an opened brake.
  • the rotatable component is freely rotatable, that is to say that the brake preferably has no influence on the rotational speed of the rotatable component.
  • the brake is actuated or closed, the rotational speed of the ro- tierbaren component to a standstill, which means that a firm connection between the rotatable element and the stationary element can be produced.
  • Element and component are to be equated in this context.
  • a planetary gear set includes a sun gear, a planet carrier, and a ring gear. Are rotatably mounted on the planet carrier planetary gears, which mesh with the toothing of the sun gear and / or with the toothing of the ring gear.
  • a minus planetary gearset describes a planetary gear set with a planet carrier on which the planetary gears are rotatably mounted, with a sun gear and with a ring gear, wherein the toothing meshes with at least one of the planet gears both with the toothing of the sun gear and with the toothing of the ring gear whereby the ring gear and the sun gear rotate in opposite directions of rotation when the sun gear rotates when the planet carrier is stationary.
  • a plus planetary gear set differs from the negative planetary gear set just described in that the plus planetary gear set has inner and outer planetary gears rotatably supported on the planetary carrier.
  • the toothing of the inner planet gears meshes on the one hand with the teeth of the sun gear and on the other hand with the teeth of the outer planetary gears.
  • the toothing of the outer planetary gears also meshes with the teeth of the ring gear.
  • the elements of a planetary gear set are understood in particular to mean the sun gear, the ring gear, the planet carrier and the planet wheels of the planetary gear set.
  • the switching elements are selective, ie individually and as needed operable, whereby nine forward gears and one reverse gear can be realized by different gear ratios between the drive shaft and the output shaft. Due to the numerous gears, it is possible to realize a fine gear ratio with a large gear spread and thus, for example, the internal combustion engine in an optimal speed range and thus operate economically. At the same time this contributes to an increase in ride comfort, since the internal combustion engine is preferably operable at a low speed level. Thus, for example, noise emissions are reduced, which arise due to the operation of the internal combustion engine.
  • the drive shaft and the output shaft are mutually axially offset. This leads, for example, to a particularly small axial space requirement of the transmission.
  • the transmission is particularly suitable for use in a vehicle with a front-transverse arrangement of the drive train.
  • the drive source such as an internal combustion engine
  • the drive source is installed transversely to the direction of travel in the vehicle and preferably the wheels of the front axle are driven by the drive source or the transmission.
  • all elements of the first planetary gear set, the second planetary gear set and the third planetary gear set are rotatable.
  • a blocking of the individual elements of the planetary gear sets is exclusively produced by actuation of the respective switching elements.
  • the drive shaft via the second clutch with the ring gear of the second planetary gear set and the sun gear of the third planetary gear set is connectable.
  • the ring gear of the second planetary gear set and the sun gear of the third planetary gear set are also connected to each other.
  • the external teeth of the ring gear of the second planetary gear mesh with the teeth of the planetary gears of the third planetary gear set.
  • the drive shaft is connected via the first clutch to the second brake and the sun gear of the second planetary gear set, wherein the second brake and the sun gear of the second planetary gear set are preferably also connected to each other.
  • the second brake and the sun gear of the second planetary gear set are preferably also connected to each other.
  • the efficiency of the transmission can preferably be increased by requiring energy in the switching elements for changing the switching state, but not for maintaining the switching state itself.
  • switching elements which can be actuated according to demand such as, for example, electromechanical switching elements or electromagnetic switching elements, are particularly suitable here. They are characterized, in particular in comparison to conventionally hydraulically actuated switching elements, by a particularly low and efficient energy requirements, since they are virtually lossless operable.
  • Switching element no further components are arranged, or that the switching elements are particularly preferably arranged on the drive shaft or on the output shaft.
  • the ring gear of the third planetary gear set is connected to the first brake.
  • the transmission has a first spur gear and a second spur gear.
  • the transmission is particularly preferably for use in vehicles with a front-transverse arrangement of the drive train, since a small axial space is claimed by the axially offset arrangement of the drive shaft and the output shaft.
  • this is of particular importance since the available space for the drive source and the transmission is limited in a special way by the vehicle width.
  • the drive source for example an internal combustion engine
  • the wheels of the rear axle can be driven by the drive source or the transmission.
  • a spur gear is a single or multi-stage spur gear with at least two spur gears, which are engaged with each other.
  • the respective parts of the spur gears or the axes of rotation of the shafts and spur gears are arranged parallel to each other.
  • the two front drives are particularly preferably arranged between the first planetary gear set and the second planetary gear set in the order of the first planetary gear set, first spur gear, second spur gear, third planetary gear set.
  • This arrangement ensures a particularly space-saving design, since the individual planetary gear sets and switching elements can be nested well into one another and not intersect the various waves, for example, in the arrangement.
  • the first planetary gear set, the second planetary gear set, and the third planetary gear set are preferably arranged coaxially with the drive shaft.
  • a spur gear of the first spur gear and a spur gear of the second spur gear are arranged coaxially with the drive shaft.
  • the second planetary gear set and the third planetary gear set are axially positioned with respect to the drive shaft such that the third planetary gear set is disposed radially above the second planetary gear set.
  • the arrangement of the third planetary gear set radially above the second planetary gear set is characterized in a special way by a particularly small axial space requirement.
  • the ring gear of the second planetary gear set and the sun gear of the third planetary gear set are interconnected.
  • a one-piece or one-piece design of the sun gear of the third planetary gear and the ring gear of the second planetary gear is conceivable.
  • this case for example, has the ring gear of the second planetary gear in addition to an internal toothing, which meshes with the teeth of the planetary gears of the second planetary gear, via an external toothing, which preferably takes over the function of the teeth of the sun gear of the third planetary gear.
  • the external teeth of the ring gear of the second planetary gear set mesh with the teeth of the planet gears of the third planetary gear set.
  • this arrangement allows to use the outer radius of the ring gear of the third planet carrier simultaneously as a plate carrier, which is for example in engagement with the first brake.
  • first clutch and the second clutch are each connected at one of its sides to the drive shaft. As a result, the first clutch and the second clutch are particularly well accessible from the outside.
  • the first planetary gear set, the second planetary gear set and the third planetary gear set are each designed as a minus planetary gear set.
  • This arrangement proves in a special way as cost-effective implementation possibility. At the same time, this arrangement has a high efficiency with respect to the wheelset, since minus planetary gear sets over positive planetary gear sets have improved efficiency.
  • At least one minus planetary gear set can be converted into a plus planetary gear set. At the same time, however, this requires that the planet carrier and the ring gear connection are exchanged and the amount of stand ratio is increased by the value 1.
  • the state ratio indicates the ratio between the sun and ring gear when the planet carrier is fixed.
  • the drive shaft via the third clutch to the planet carrier of the first planetary gear set is connectable.
  • the sun gear of the first planetary gear set is preferably connected to a second spur gear and the planet carrier of the third planetary gear set.
  • the second spur gear is preferably further connected via the fourth clutch to the output shaft and the planet carrier of the third planetary gear set is further preferably connected to the planet carrier of the second planetary gear set.
  • the ring gear of the first planetary gear set with a first spur gear and the first spur gear is further connected to the output shaft.
  • the drive shaft is connected to the planet carrier of the first planetary gear set. More preferably that is Sun of the first planetary gear set via the third clutch with a second spur gear and the planet carrier of the third planetary gear set connectable.
  • the second spur gear is further preferably connected via the fourth clutch to the output shaft and the planet carrier of the third planetary gear set is further connected to the planet carrier of the second planetary gear set.
  • the ring gear of the first planetary gear set with a first spur gear and the first spur gear is further preferably connected to the output shaft.
  • the drive shaft is connected to the planet carrier of the first planetary gear set.
  • the sun gear of the first planetary gear set is further preferably connected to a second spur gear and the planet carrier of the third planetary gear set, wherein the second spur gear is further preferably connected via the fourth clutch to the output shaft.
  • the planet carrier of the third planetary gear set is connected to the planet carrier of the second planetary gear set.
  • the ring gear of the first planetary gear set is preferably connectable via the third clutch with a first spur gear.
  • the first spur gear is further preferably connected to the output shaft.
  • the drive shaft is connected to the planet carrier of the first gearset.
  • the sun gear of the first planetary gear set is preferably connected to a second spur gear and the planet carrier of the third planetary gear set.
  • the second spur gear is further preferably connected via the fourth clutch to the drive shaft and the planet carrier of the third planetary gear set further preferably connected to the planet carrier of the second planetary gear set.
  • the ring gear of the first planetary gear set is connected to a first spur gear and the first spur gear further connectable via the third clutch to the output shaft.
  • the drive shaft via the third clutch with the planet carrier of the first planetary gear set is connectable. More preferably, the sun gear of the first planetary gear set is connected to the planet carrier of the third planetary gear set. Via the fourth clutch, the sun gear of the first planetary gear set is preferably connected to a second spur gear. bindable, wherein the second spur gear is further preferably connected to the output shaft.
  • the planet carrier of the third planetary gear set is connected to the planet carrier of the second planetary gear set. More preferably, the ring gear of the first planetary gear set is connected to a first spur gear and the first spur gear further connected to the output shaft.
  • the first forward gear is preferably represented by the closed first brake, the closed second clutch and the closed fourth clutch. Due to the closed second brake, the closed second clutch and the closed fourth clutch, the second forward gear is preferably displayed.
  • the third forward gear is preferably represented by the closed first clutch, the closed second clutch and the closed fourth clutch.
  • the fifth forward gear is preferably represented by the closed first clutch, the closed second clutch and the closed third clutch.
  • the seventh forward gear is preferably represented by the closed first brake, the closed second clutch and the closed third clutch. Due to the closed first brake, the closed second brake and the closed third clutch, preferably the eighth forward gear can be displayed.
  • the ninth forward gear is preferably represented by the closed first brake, the closed first clutch and the closed third clutch. Due to the closed first brake, the closed first clutch and the closed fourth clutch, the reverse gear is preferably displayed.
  • the switching elements not mentioned in each case are preferably opened in the corresponding gear.
  • a method of operating a transmission is proposed.
  • at least nine forward gears can be selected so that in each gear each three switching elements are closed and the other switching elements are open.
  • a gear change into an adjacent higher gear or into an adjacent lower gear is preferably realized by closing at least one previously opened and by opening at least one previously closed switching element. This particularly preferably contributes to a reduction of the switching times. Regardless of whether hydraulically, electromechanically or in any other way operable, this leads to a lower energy consumption of the switching elements, which ultimately has an advantageous effect on the consumption of, for example, fuel in an internal combustion engine as a drive source of the vehicle.
  • All switching elements can basically act in each case frictionally or positively.
  • the second clutch and the fourth clutch are particularly preferably designed as form-locking switching elements, in particular as a dog clutch. This leads to a significantly improved efficiency of the transmission and thus to significant fuel consumption advantages, for example in vehicles with internal combustion engine.
  • an electric machine or any other power / drive unit can additionally be arranged on each shaft or each connecting element.
  • a freewheel to the housing or to another shaft can in principle be arranged on each shaft or each connecting element. This results in that the corresponding switching element can be made smaller, since at least part of the torque is absorbed by the freewheel.
  • FIG. 1 shows a schematic view of a first preferred embodiment of a transmission according to the invention
  • FIG. 2 shows a schematic view of a second preferred embodiment of a transmission according to the invention
  • Fig. 3 is a schematic view of a third preferred embodiment of a transmission according to the invention.
  • FIG. 4 shows a schematic view of a fourth preferred embodiment of a transmission according to the invention.
  • FIG. 5 shows a schematic view of a fifth preferred embodiment of a transmission according to the invention.
  • FIGS. 1 to 5 shows an exemplary circuit diagram for a transmission according to FIGS. 1 to 5.
  • Fig. 1 shows a schematic representation of a first preferred embodiment of the transmission, wherein the transmission comprises a first planetary PR1, a second planetary PR2, a third planetary PR3, a first spur ST1, a second spur ST2 and six switching elements.
  • the said elements are all arranged in a housing G.
  • the six switching elements are a first brake B1, a second brake B2, a first clutch K1, a second clutch K2, a third clutch K3 and a fourth clutch K4.
  • the first brake B1 and the second brake B2 are each connected at one side to the housing G.
  • Fig. 1 shows a drive shaft 1 and an output shaft 2, wherein the drive shaft 1 and the output shaft 2 are arranged parallel to each other.
  • the drive shaft 1 On a first side of the drive shaft 1, the drive shaft 1 has a free end. On this first side of the drive shaft 1, a rotational movement or a torque is introduced into the transmission. On one, the first side of the drive shaft 1 opposite side, the drive shaft 1 is connected to the first clutch K1. Spatially between the free end of the drive shaft 1 of the first clutch K1, the third clutch K3, the first planetary gear set PR1, the first spur gear ST1, the second front end drive ST2 and the second clutch K2 arranged in the order mentioned along the drive shaft 1. In addition, located between the second clutch K2 and the first clutch K1 in a spatial arrangement along the drive shaft 1, the second planetary PR2, the third planetary PR3, the first brake B1 and the second brake B2.
  • the third planetary PR3 is arranged radially over the second planetary PR2. This means that the ring gear H2 of the second planetary PR2 is connected to the sun gear S3 of the third planetary PR3. Radially above the third planetary PR3 and the ring gear H3 of the third planetary gear set PR3, the first brake B1 is arranged.
  • the first clutch K1, the first brake B1, the second brake B2, the second clutch K2, the third clutch K3, the first planetary PR1, the second planetary PR2 and the third planetary PR3 are arranged coaxially to the drive shaft 1. At least one spur gear of the first spur gear ST1 and at least one spur gear of the second spur gear ST2 are also arranged coaxially with the drive shaft 1.
  • the output shaft 2 also has a free end on a first side.
  • the free end of the output shaft 2 and the free end of the drive shaft 1 point in the same direction.
  • the first spur gear ST1, the second spur gear ST2 and the fourth clutch K4 are arranged beginning at the free end of the output shaft 2 in the order named.
  • the fourth clutch K4 is arranged coaxially with the output shaft 2.
  • At least one respective spur gear of the first spur gear ST1 and one spur gear of the second spur gear ST2 are also arranged coaxially to the output shaft 2.
  • the drive shaft 1 is connected via the first clutch K1 with a third shaft 3, wherein the third shaft 3 is further connected to the second brake B2 and the sun gear S2 of the second planetary PR2.
  • the third shaft 3 connects the second brake B2 and the sun gear S2 of the second planetary gear set PR2 with each other.
  • the drive shaft 1 via the second clutch K2 with a fourth shaft 4 is connectable, wherein the fourth shaft 4 is further connected to the ring gear H2 of the second planetary PR2 and the sun gear S3 of the third planetary PR3.
  • the drive shaft 1 via the third clutch K3 with a fifth shaft 5 is connectable.
  • the fifth wave 5 is further connected to the planet carrier PT1 of the first planetary PR1.
  • the sun gear S1 of the first planetary gear set PR1 is connected to a seventh shaft 7.
  • the seventh shaft 7 is also connected to the second spur gear ST2 and the planet carrier PT3 of the third planetary PR3.
  • the second spur gear ST2 is further connected to a ninth shaft 9, wherein the ninth shaft 9 can be further connected to the output shaft 2 via the fourth clutch K4.
  • the planet carrier PT3 of the third planetary PR3 is further connected via the seventh shaft 7 with the planet carrier PT2 of the second planetary PR2.
  • the ring gear H1 of the first planetary gear PR1 is connected via a sixth shaft 6 to the first spur gear ST1, wherein the first spur gear ST1 is further connected to the output shaft 2.
  • the ring gear H3 of the third planetary PR3 is connected via an eighth shaft 8 with the first brake B1.
  • the first planetary gearset PR1, the second planetary gearset PR2 and the third planetary gearset PR3 are each designed as a minus planetary gear set. This means that planetary gears of the planet carrier PT1 mesh with the sun gear S1 and the ring gear H1 of the first planetary gear set PR1. The same applies to the second planetary gear set PR2 or the sun gear S2, the planet carrier PT2 and the ring gear H2 of the second planetary PR2 and for the third planetary PR3 and the sun S3, the planet carrier PT3 and the ring gear H3 of the third planetary PR3.
  • the first clutch K1, the third clutch K3 and the fourth clutch K4 are particularly well accessible from the outside in the present embodiment, since no further components and / or connecting elements are arranged between the housing G and said switching elements.
  • Fig. 2 shows a further embodiment of the transmission described in Fig. 1, which is primarily by a different positioning of the third Clutch K3 'differs from the embodiment described in Fig. 1.
  • the third clutch K3 ' is positioned in the present example spatially between the first spur gear ST1 and the second spur gear ST2 in coaxial arrangement with the drive shaft 1.
  • the drive shaft 1 is here directly connected to the planet carrier PT1 of the first planetary PR1.
  • the sun gear S1 of the first planetary gear PR1 is connected to the fifth shaft 5, wherein the fifth shaft 5 via the third clutch K3 'with the seventh shaft 7 is connectable.
  • the seventh shaft 7 further connects the second spur gear ST2 to the planet carrier PT3 of the third planetary gear set PR3.
  • the second spur gear ST2 is further connected to the ninth shaft 9, wherein the ninth shaft 9 via the fourth clutch K4 with the output shaft 2 is connectable.
  • the planet carrier PT3 of the third planetary PR3 is connected via the seventh shaft 7 with the planet carrier PT2 of the second planetary PR2. All other interfaces, connections and arrangements of the individual elements and components correspond to the arrangement described in FIG.
  • FIG. 3 shows a further embodiment of the transmission described in FIG. This differs from the arrangement described in Fig. 1 in that the third clutch K3 "is positioned spatially between the first planetary gear set PR1 and the first spur gear ST1 in coaxial arrangement with the drive shaft 1.
  • the resulting changes in the connections and interfaces The drive shaft 1 is now connected directly to the planet carrier PT1 of the first planetary gearset PR1
  • the ring gear H1 of the first planetary gearset PR1 is connected to the fifth shaft 5, the fifth shaft 5 being connected to the sixth shaft 6 via the third clutch K3 " is connectable.
  • the sixth shaft 6 is further connected to the first spur gear ST1, and the first spur gear ST1 is further connected to the output shaft 2. All other interfaces, connections and arrangements of the individual elements correspond to the arrangement described in FIG.
  • FIG. 4 a further variant of the transmission described in Fig. 1 is shown.
  • An essential difference to the transmission described in Fig. 1 is expressed in the geometric position of the third clutch K3 " ⁇
  • the third clutch K3 '" is arranged coaxially with the output shaft 2 in the present embodiment.
  • the third clutch K3 "of the first spur gear ST1, the second spur gear ST2 and the fourth clutch K4 are arranged in the order just mentioned starting at the free end of the output shaft 2. Due to the arrangement described in FIG deviating positioning of the third clutch K3 '"results in deviations in the interfaces and connections, which are described below.
  • the drive shaft 1 is now connected directly to the planet carrier PT1 of the first planetary PR1.
  • the ring gear H1 of the first planetary gear PR1 is connected via the sixth shaft 6 to the first spur gear ST1, wherein the first spur gear ST1 is further connected to the fifth shaft 5.
  • the fifth shaft 5 can be connected via the third clutch K3 "to the output shaft 2. All other interfaces, connections and arrangements of the individual elements correspond to the arrangement described in FIG.
  • FIG. 5 shows a further embodiment of the transmission described in FIG. 1. This differs from the arrangement described in FIG. 1 in that the fourth clutch K4 'is positioned in a coaxial arrangement with the drive shaft 1 spatially between the second spur gear ST2 and the second clutch K2.
  • the resulting deviations in the interfaces and connections compared to the arrangement described in Fig. 1 are described below.
  • the sun gear S1 of the first planetary gear set PR1 is connected to the seventh shaft 7.
  • the seventh shaft 7 is also connected to the planet carrier PT3 of the third planetary PR3 and connectable via the fourth clutch K4 'with the ninth shaft 9.
  • the ninth shaft 9 is also connected to the second spur gear ST2, wherein the second spur gear ST2 is further connected to the output shaft 2.
  • the planet carrier PT3 of the third planetary PR3 is further connected via the seventh shaft 7 with the planet carrier PT2 of the second planetary PR2. All other interfaces, connections fertilize and arrangements of the individual elements correspond to the arrangement described in Fig. 1.
  • Fig. 6 shows in a table a switching matrix of the transmission according to the invention.
  • An X in the respective field indicates which of the switching elements is closed for the realization of the first to ninth forward gear and the reverse gear.
  • the numbers 4-I, 4-II and 4-III three switching alternatives for the fourth forward gear are specified.
  • the switching states of the alternative embodiments of the third clutch ⁇ 3 ', K3 ", ⁇ 3'” are identical to the switching states of the third clutch K3.
  • the table shows the corresponding gear jumps of the forward gears.
  • a gear jump is the quotient of the translation of the lower forward gear and the adjacent higher forward gear to understand.
  • the transmission spread as quotient of the transmission ratio of the lowest forward speed and the transmission ratio of the highest forward speed is 8.658.

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Abstract

Getriebe, umfassend eine Antriebswelle (1), eine Abtriebswelle (2), ein Gehäuse (G), einen ersten Planetenradsatz (PR1), einen zweiten Planetenradsatz (PR2) und einen dritten Planetenradsatz (PR3), sechs Schaltelemente, umfassend eine erste Bremse (B1), eine zweite Bremse (B2) sowie eine erste Kupplung (K1), eine zweite Kupplung (K2), eine dritte Kupplung (K3, K3', K3'', K3''') und eine vierte Kupplung (K4, K4'), wobei die Schaltelemente selektiv betätigbar sind, wodurch neun Vorwärtsgänge und ein Rückwärtsgang durch unterschiedliche Übersetzungsverhältnisse zwischen der Antriebswelle (1) und der Abtriebswelle (2) realisierbar sind, wobei jeder Planetenradsatz (PR1, PR2, PR3) zumindest ein Sonnenrad (S1, S2, S3), ein Planetenrad, einen Planetenträger (PT1, PT2, PT3) und ein Hohlrad (H1, H2, H3) aufweist, dadurch gekennzeichnet, dass die Antriebswelle (1) und die Abtriebswelle (2) axial versetzt zueinander angeordnet sind und die Antriebswelle (1) über die zweite Kupplung (K2) mit dem Hohlrad (H2) des zweiten Planetenradsatzes (PR2) und dem Sonnenrad (S3) des dritten Planetenradsatzes (PR3) verbindbar ist und die Antriebswelle (1) über die erste Kupplung (K1) mit der zweiten Bremse (B2) und dem Sonnenrad (S2) des zweiten Planetenradsatzes (PR2) verbindbar ist, wobei das Sonnenrad (S2) des zweiten Planetenradsatzes (PR2) und die zweite Bremse (B2) ebenfalls miteinander verbunden sind.

Description

9 GANG PLANETENGRIEBE
Die vorliegende Erfindung betrifft ein Getriebe, insbesondere zur Verwendung in Kraftfahrzeugen.
Ein Getriebe bezeichnet hier insbesondere ein mehrgängiges Getriebe, bei dem eine vordefinierte Anzahl an Gängen, also festen Übersetzungsverhältnissen zwischen Getriebeeingang und Getriebeausgang, durch Schaltelemente automatisch schaltbar ist. Bei den Schaltelementen handelt es sich hier beispielsweise um Kupplungen oder Bremsen.
Die DE 10 2008 032 015 offenbart ein Lastschaltgetriebe mit zehn Vorwärtsgängen und einem Rückwärtsgang. Dabei weist das Lastschaltgetriebe drei Planetenradsätze auf, welche durch sechs Drehmomentübertragungseinrichtungen, davon zwei feste Verbindungen und vier Kupplungen, in verschiedenen Kombinationen miteinander verschaltbar sind. Ein Drehmoment wird über ein Antriebselement in das Lastschaltgetriebe eingeleitet und unter Berücksichtigung des jeweiligen Übersetzungsverhältnisses auf ein Abtriebselement übertragen. Das Antriebselement und das Abtriebselement sind dabei koaxial zueinander angeordnet.
Der vorliegenden Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein Getriebe der eingangs genannten Art vorzuschlagen, welches geringe Gangsprünge bei einer hohen Getriebespreizung aufweist, gleichzeitig bezüglich des benötigten Bauraums optimiert ist und/oder einen hohen Wirkungsgrad aufweist.
Unter einer Getriebespreizung ist der Quotient aus dem Übersetzungsverhältnis des niedrigsten Gangs und dem Übersetzungsverhältnis des höchsten Gangs zu verstehen, wobei der niedrigste Gang das größte Übersetzungsverhältnis und der höchste Gang das geringste Übersetzungsverhältnis aufweist. Bei einem Übersetzungsverhältnis von i < 1 ,0 erfolgt eine Übersetzung ins Schnelle, das heißt, dass an dem Getriebeausgang eine höhere Drehzahl anliegt als an dem Getriebeeingang. Ein Getriebeeingang beschreibt dabei einen Ort eines Getriebes, an dem im Fahrbetrieb ein Drehmoment von der Antriebsquelle in das Getriebe eingeleitet wird. Im Gegensatz dazu ist unter einem Getriebeausgang ein Ort des Getriebes zu verstehen, an welchem das Drehmoment unter Berücksichtigung der entsprechenden Übersetzungsverhältnisse beispielsweise in ein Verteilergetriebe eingeleitet beziehungsweise auf Antriebswellen des Fahrzeugs übertragen wird.
Die Aufgabe wird erfindungsgemäß mit einem Getriebe gemäß dem Patentanspruch 1 gelöst. Weitere Vorteile und vorteilhafte Ausgestaltungen gehen aus den Unteransprüchen hervor.
Das Getriebe umfasst wenigstens eine Antriebswelle, eine Abtriebswelle, ein Gehäuse, einen ersten Planetenradsatz, einen zweiten Planetenradsatz und einen dritten Planetenradsatz sowie sechs Schaltelemente. Über die Antriebswelle wird besonders bevorzugt ein Drehmoment beziehungsweise eine Rotationsbewegung einer Antriebsquelle, beispielsweise eines Verbrennungsmotors, in das Getriebe eingeleitet. In bevorzugter Weise befindet sich zwischen der Antriebsquelle und der Antriebswelle ein Anfahrelement, wie etwa ein hydrodynamischer Drehmomentwandler oder eine Strömungskupplung.
Unter einer Welle ist nachfolgend nicht ausschließlich ein beispielsweise zylindrisches, drehbar gelagertes Maschinenelement zur Übertragung von Drehmomenten zu verstehen, sondern vielmehr sind hierunter auch allgemeine Verbindungselemente zu verstehen, die einzelne Bauteile oder Elemente miteinander verbinden, insbesondere Verbindungselemente, die mehrere Elemente drehfest miteinander verbinden.
Zwei Elemente werden insbesondere als miteinander verbunden bezeichnet, wenn zwischen den Elementen eine feste, insbesondere drehfeste Verbindung besteht. Insbesondere drehen solche verbundenen Elemente mit der gleichen Drehzahl. Zwei Elemente werden im Weiteren als verbindbar bezeichnet, wenn zwischen diesen Elementen eine lösbare Verbindung besteht. Insbesondere drehen solche Elemente mit der gleichen Drehzahl, wenn die Verbindung besteht.
Die verschiedenen Bauteile und Elemente der genannten Erfindung können dabei über eine Welle beziehungsweise ein Verbindungselement, aber auch direkt, beispielsweise mittels einer Schweiß-, Press- oder einer sonstigen Verbindung miteinander verbunden sein.
Die sechs Schaltelemente umfassen besonders bevorzugt eine erste Bremse, eine zweite Bremse, eine erste Kupplung, eine zweite Kupplung, eine dritte Kupplung und eine vierte Kupplung.
Kupplungen beschreiben dabei Schaltelemente, welche, je nach Betätigungszustand, eine Relativbewegung zwischen zwei Bauteilen zulassen oder eine Verbindung zur Übertragung eines Drehmoments darstellen. Unter einer Relativbewegung ist beispielsweise eine Rotation zweier Bauteile zu verstehen, wobei die Drehzahl des ersten Bauteils und die Drehzahl des zweiten Bauteils voneinander abweichen. Darüber hinaus ist auch die Rotation nur eines der beiden Bauteile denkbar, während das andere Bauteil stillsteht oder in entgegengesetzter Richtung rotiert.
Im Folgenden ist unter einer nicht betätigten Kupplung eine geöffnete Kupplung zu verstehen. Dies bedeutet, dass eine Relativbewegung zwischen den beiden Bauteilen möglich ist. Bei betätigter beziehungsweise geschlossener Kupplung rotieren die beiden Bauteile dementsprechend mit gleicher Drehzahl in dieselbe Richtung.
Unter einer Bremse ist ein Schaltelement zu verstehen, welches auf einer Seite mit einem feststehenden Element, beispielsweise einem Gehäuse, und auf einer anderen Seite mit einem rotierbaren Element verbunden ist. Im Folgenden ist unter einer nicht betätigten Bremse eine geöffnete Bremse zu verstehen. Dies bedeutet, dass das rotierbare Bauteil frei rotierbar ist, das heißt, dass die Bremse bevorzugt keinen Einfluss auf die Drehzahl des rotierbaren Bauteils nimmt. Bei betätigter beziehungsweise geschlossener Bremse erfolgt eine Reduzierung der Drehzahl des ro- tierbaren Bauteils bis hin zum Stillstand, das hei ßt, dass eine feste Verbindung zwischen rotierbarem Element und feststehendem Element herstellbar ist. Element und Bauteil sind in diesem Zusammenhang gleichzusetzen.
Grundsätzlich ist auch eine Verwendung von Schaltelementen möglich, die in nicht betätigtem Zustand geschlossen und in betätigtem Zustand geöffnet sind.
Dementsprechend sind die Zuordnungen zwischen Funktion und Schaltzustand der oben beschriebenen Schaltzustände in umgekehrter Weise zu verstehen. Bei den nachfolgenden Ausführungsbeispielen wird zunächst eine Anordnung zugrunde gelegt, in der ein betätigtes Schaltelement geschlossen und ein nicht betätigtes Schaltelement geöffnet ist.
Ein Planetenradsatz umfasst ein Sonnenrad, einen Planetenträger und ein Hohlrad. An dem Planetenträger drehbar gelagert sind Planetenräder, welche mit der Verzahnung des Sonnenrads und/oder mit der Verzahnung des Hohlrads kämmen.
Nachfolgend beschreibt ein Minus-Planetenradsatz einen Planetenradsatz mit einem Planetenträger, an dem die Planetenräder drehbar gelagert sind, mit einem Sonnenrad und mit einem Hohlrad, wobei die Verzahnung zumindest eines der Planetenräder sowohl mit der Verzahnung des Sonnenrads, als auch mit der Verzahnung des Hohlrads kämmt, wodurch das Hohlrad und das Sonnenrad in entgegengesetzte Drehrichtungen rotieren, wenn das Sonnenrad bei feststehendem Planetenträger rotiert.
Ein Plus-Planetenradsatz unterscheidet sich zu dem gerade beschriebenen Minus-Planetenradsatz dahingehend, dass der Plus-Planetenradsatz innere und äußere Planetenräder aufweist, welche drehbar an dem Planetenträger gelagert sind. Die Verzahnung der inneren Planetenräder kämmt dabei einerseits mit der Verzahnung des Sonnenrads und andererseits mit der Verzahnung der äußeren Planetenräder. Die Verzahnung der äußeren Planetenräder kämmt darüber hinaus mit der Verzahnung des Hohlrads. Dies hat zur Folge, dass bei feststehendem Planetenträger das Hohlrad und das Sonnenrad in die gleiche Drehrichtung rotieren. Durch die Verwendung von Planetenradsätzen können besonders kompakte Getriebe realisiert werden, wodurch eine gro ße Freiheit bei der Anordnung des Getriebes in dem Fahrzeug erreicht wird.
Unter den Elementen eines Planetenradsatzes werden insbesondere das Sonnenrad, das Hohlrad, der Planetenträger und die Planetenräder des Planetenradsatzes verstanden.
Besonders bevorzugt sind die Schaltelemente selektiv, also einzeln und bedarfsgerecht betätigbar, wodurch neun Vorwärtsgänge und ein Rückwärtsgang durch unterschiedliche Übersetzungsverhältnisse zwischen der Antriebswelle und der Abtriebswelle realisierbar sind. Aufgrund der zahlreichen Gänge wird es möglich, eine feine Gangabstufung bei einer großen Getriebespreizung zu realisieren und somit beispielsweise den Verbrennungsmotor in einem optimalen Drehzahlbereich und damit wirtschaftlich zu betreiben. Gleichzeitig trägt dies zu einer Erhöhung des Fahrkomforts bei, da der Verbrennungsmotor bevorzugt auf einem niedrigen Drehzahlniveau betreibbar ist. Somit werden beispielsweise auch Lärmemissionen reduziert, welche durch den Betrieb des Verbrennungsmotors entstehen.
Weiter bevorzugt sind die Antriebswelle und die Abtriebswelle zueinander axial versetzt angeordnet. Dies führt beispielsweise zu einem besonders geringen axialen Bauraumbedarf des Getriebes. Dadurch eignet sich das Getriebe in besonders bevorzugter Weise für die Verwendung in einem Fahrzeug mit einer Front-Quer- Anordnung des Antriebsstrangs.
Unter einer Front-Quer-Anordnung des Antriebstrangs ist zu verstehen, dass die Antriebsquelle, beispielsweise ein Verbrennungsmotor, quer zu der Fahrtrichtung in dem Fahrzeug verbaut ist und bevorzugt die Räder der vorderen Achse durch die Antriebsquelle beziehungsweise das Getriebe antreibbar sind.
Besonders bevorzugt sind alle Elemente des ersten Planetenradsatzes, des zweiten Planetenradsatzes und des dritten Planetenradsatzes rotierbar. Dies bedeutet, dass zwischen den Elementen der Planetenradsätze und einem feststehenden Element, beispielsweise dem Gehäuse, keine permanente Verbindung besteht, sondern eine Verbindung selektiv durch Betätigung der Schaltelemente herstellbar ist. Dies trägt ebenfalls vorteilhaft dazu bei, dass mittels einer geringen Anzahl von Planetenradsätzen eine hohe Anzahl an Gängen realisierbar ist. Eine Verblockung der einzelnen Elemente der Planetenradsätze ist dabei ausschließlich über Betätigung der jeweiligen Schaltelemente herstellbar.
Weiter bevorzugt ist die Antriebswelle über die zweite Kupplung mit dem Hohlrad des zweiten Planetenradsatzes und dem Sonnenrad des dritten Planetenradsatzes verbindbar. Dabei sind das Hohlrad des zweiten Planetenradsatzes und das Sonnenrad des dritten Planetenradsatzes ebenfalls miteinander verbunden. In diesem Fall verfügt beispielsweise das Hohlrad des zweiten Planetenradsatzes neben einer inneren Verzahnung, welche mit der Verzahnung der Planetenräder des zweiten Planetenradsatzes kämmt, auch über eine äußere Verzahnung, welche bevorzugt die Funktion der Verzahnung des Sonnenrads des dritten Planetenradsatzes übernimmt. Dabei kämmt die Außenverzahnung des Hohlrads des zweiten Planetenradsatzes mit der Verzahnung der Planetenräder des dritten Planetenradsatzes. Bevorzugt ist die Antriebswelle über die erste Kupplung mit der zweiten Bremse und dem Sonnenrad des zweiten Planetenradsatzes verbunden, wobei die zweite Bremse und das Sonnenrad des zweiten Planetenradsatzes bevorzugt ebenfalls miteinander verbunden sind. Hierdurch wird eine Vielzahl an Freiheitsgraden bezüglich der Planetenradsätze erreicht, so dass eine Vielzahl an Gängen bei Verwendung von vergleichsweise wenigen Schaltelementen und Planetenradsätzen realisierbar ist.
Der Wirkungsgrad des Getriebes kann bevorzugt dadurch erhöht werden, dass bei den Schaltelementen für die Änderung des Schaltzustands, nicht jedoch für das Beibehalten des Schaltzustands selbst Energie benötigt wird. Hier eignen sich in besonderer Weise bedarfsgerecht betätigbare Schaltelemente, wie beispielsweise elektromechanische Schalteiemente oder elektromagnetische Schaltelemente. Sie zeichnen sich, insbesondere im Vergleich zu konventionell hydraulisch betätigbaren Schaltelementen, durch einen besonders geringen und effizienten Energiebedarf aus, da sie nahezu verlustfrei betreibbar sind. Darüber hinaus kann bei der oben genannten Lösung vorteilhaft darauf verzichtet werden, permanent einen Steuerdruck für die Betätigung der beispielsweise konventionell hydraulischen Schaltelemente vorzuhalten, beziehungsweise das Schaltelement im geschalteten Zustand permanent mit dem erforderlichen Hydraulikdruck zu beaufschlagen. Hierdurch können beispielsweise weitere Bauteile wie eine Hydraulikpumpe entfallen, soweit diese ausschließlich der Ansteuerung und Versorgung der konventionell hydraulisch betätigbaren Schaltelemente dienen. Erfolgt die Versorgung weiterer Bauteile mit Schmiermittel nicht über eine separate Schmiermittelpumpe sondern über die gleiche Hydraulikpumpe, so kann diese zumindest kleiner dimensioniert werden. Auch eventuell auftretende Undichtigkeiten an Olübergabestellen des Hydraulikkreislaufs, insbesondere bei rotierenden Bauteilen entfallen. Dies trägt besonders bevorzugt ebenfalls zu einer Effizienzsteigerung des Getriebes in Form eines höheren Wirkungsgrades bei. Bei der Verwendung von bedarfsgerecht betätigbaren Schaltelementen der oben genannten Art ist es besonders vorteilhaft, wenn diese von au ßen gut zugänglich sind. Dies hat unter anderem den Vorteil, dass die benötigte Schaltenergie den Schaltelementen gut zugeführt werden kann. Daher sind die Schaltelemente besonders bevorzugt so angeordnet, dass sie von außen gut zugänglich sind. Von außen gut zugänglich bedeutet im Sinne der Schaltelemente, dass zwischen Gehäuse und
Schaltelement keine weiteren Bauteile angeordnet sind, beziehungsweise, dass die Schaltelemente besonders bevorzugt an der Antriebswelle oder an der Abtriebswelle angeordnet sind.
In einer weiteren bevorzugten Form der Ausgestaltung ist das Hohlrad des dritten Planetenradsatzes mit der ersten Bremse verbunden.
In einer weiteren, besonders bevorzugten Form der Ausgestaltung weist das Getriebe einen ersten Stirntrieb und einen zweiten Stirntrieb auf. Mittels des ersten Stirntriebs und/oder des zweiten Stirntriebs ist, je nach Betätigung der Schaltelemente, ein Drehmoment zwischen der Antriebswelle und der Abtriebswelle übertragbar. Durch diese Anordnung eignet sich das Getriebe besonders bevorzugt für die Verwendung in Fahrzeugen mit einer Front-Quer-Anordnung des Antriebsstrangs, da durch die axial versetzte Anordnung der Antriebswelle und der Abtriebswelle ein geringer axialer Bauraum beansprucht wird. Insbesondere bei Fahrzeugen mit einer Front-Quer-Anordnung des Antriebsstrangs ist dies von besonderer Bedeutung, da der verfügbare Bauraum für die Antriebsquelle und das Getriebe in besonderer Weise durch die Fahrzeugbreite begrenzt wird. Allerdings sind auch weitere Triebstranganordnungen denkbar, beispielsweise bei heckgetriebenen Fahrzeugen und/oder bei Fahrzeugen einer Längs-Anordnung des Antriebsstrangs. Bei einem Fahrzeug mit einer Längs-Anordnung des Antriebsstrangs ist die Antriebsquelle, beispielsweise ein Verbrennungsmotor, bevorzugt längs zu der Fahrtrichtung in dem Fahrzeug verbaut und es sind bevorzugt die Räder der hinteren Achse durch die Antriebsquelle beziehungsweise das Getriebe antreibbar.
Bei einem Stirntrieb handelt es sich um ein ein- oder mehrstufiges Stirnradgetriebe mit mindestens zwei Stirnrädern, welche miteinander in Eingriff stehen. Dabei sind die jeweiligen Weilen der Stirnräder beziehungsweise die Rotationsachsen der Wellen und Stirnräder parallel zueinander angeordnet.
Die beiden Stirntriebe sind in einer weiteren bevorzugten Form der Ausgestaltung in axialer Ausrichtung entlang der Antriebswelle besonders bevorzugt zwischen dem ersten Planetenradsatz und dem zweiten Planetenradsatz in der Reihenfolge erster Planetenradsatz, erster Stirntrieb, zweiter Stirntrieb, dritter Planetenradsatz angeordnet. Diese Anordnung gewährleistet eine besonders platzsparende Ausführung, da die einzelnen Planetenradsätze und Schaltelemente gut ineinander verschachtelt werden können und sich die verschiedenen Wellen beispielsweise bei der Anordnung nicht kreuzen.
Soweit es die Bindbarkeit der Elemente zulässt, ist eine von der gerade beschriebenen Anordnung abweichende geometrische Lage der einzelnen Radsätze, Schaltelemente und Stirntriebe denkbar, soweit der Wechsel der geometrischen Lage der Bauteile entlang der Antriebswelle erfolgt.
Der erste Planetenradsatz, der zweite Planetenradsatz und der dritte Planetenradsatz sind bevorzugt koaxial zu der Antriebswelle angeordnet. Darüber hinaus ist zumindest jeweils ein Stirnrad des ersten Stirntriebs und ein Stirnrad des zweiten Stirntriebs koaxial zu der Antriebswelle angeordnet. Unter der Bindbarkeit ist zu verstehen, dass bei unterschiedlicher geometrischer Lage, also einer von der gerade beschriebenen Anordnung abweichenden Anordnung der Bauteile, die gleiche Anbindung beziehungsweise Verbindung der Schnittstellen gewährleistet ist, ohne dass sich einzelne Verbindungselemente oder Wellen kreuzen.
Auch ist die Verwendung eines Kettentriebs beziehungsweise eines Riementriebs anstelle des ersten Stirntriebs und/oder des zweiten Stirntriebs ist denkbar.
In einer besonders bevorzugten Form der Ausgestaltung sind der zweite Planetenradsatz und der dritte Planetenradsatz in Bezug auf die Antriebswelle axial so positioniert, dass der dritte Planetenradsatz radial über dem zweiten Planetenradsatz angeordnet ist. Die Anordnung des dritten Planetenradsatzes radial über dem zweiten Planetenradsatz zeichnet sich in besonderer Weise durch einen besonders geringen axialen Bauraumbedarf aus. Besonders bevorzugt sind das Hohlrad des zweiten Planetenradsatzes und das Sonnenrad des dritten Planetenradsatzes miteinander verbunden. Alternativ dazu ist auch eine einteilige beziehungsweise einstückige Ausführung des Sonnenrads des dritten Planetenradsatzes und des Hohlrads des zweiten Planetenradsatzes denkbar. In diesem Fall verfügt beispielsweise das Hohlrad des zweiten Planetenradsatzes neben einer inneren Verzahnung, welche mit der Verzahnung der Planetenräder des zweiten Planetenradsatzes kämmt, auch über eine äußere Verzahnung, welche bevorzugt die Funktion der Verzahnung des Sonnenrads des dritten Planetenradsatzes übernimmt. Dabei kämmt dann die Außenverzahnung des Hohlrads des zweiten Planetenradsatzes mit der Verzahnung der Planetenräder des dritten Planetenradsatzes. Darüber hinaus ermöglicht diese Anordnung, den Außenradius des Hohlrades des dritten Planetenträgers gleichzeitig als Lamellenträger zu verwenden, welcher beispielsweise mit der ersten Bremse in Eingriff steht. Dies hat besonders vorteilhaft zur Folge, dass zwischen dem Hohlrad des dritten Planetenradsatzes und der ersten Bremse kein weiteres Verbindungselement benötigt wird, wodurch beispielsweise ein zusätzliches Winkelblech entfallen und somit der Bau räum weiter optimiert werden kann. Darüber hinaus vereinfacht sich der ontageprozess durch den Wegfall von eventuellen Bauteilen. In einer weiteren bevorzugten Ausführungsform sind die erste Kupplung und die zweite Kupplung jeweils an einer ihrer Seiten mit der Antriebswelle verbunden. Hierdurch sind die erste Kupplung und die zweite Kupplung besonders vorteilhaft von außen gut zugänglich.
In einer weiter bevorzugten Variante des Getriebes sind der erste Planetenradsatz, der zweite Planetenradsatz und der dritte Planetenradsatz jeweils als Minus- Planetenradsatz ausgeführt. Diese Anordnung erweist sich in besonderer Weise als kostengünstige Realisierungsmöglichkeit. Gleichzeitig weist diese Anordnung einen hohen Wirkungsgrad bezüglich des Radsatzes auf, da Minus-Planetenradsätze gegenüber Plus-Planetenradsätzen über einen verbesserten Wirkungsgrad verfügen.
Soweit es die Bindbarkeit zulässt, kann als alternative Ausführungsform zumindest ein Minus-Planetenradsatz in einen Plus-Planetenradsatz umgewandelt werden. Dies erfordert jedoch gleichzeitig, dass die Planetenträger- und die Hohlrad- anbindung getauscht und der Betrag der Standübersetzung um den Wert 1 erhöht wird.
Die Standübersetzung gibt dabei das Übersetzungsverhältnis zwischen Sonnenrad und Hohlrad an, wenn der Planetenträger feststeht.
In einer weiter bevorzugten Form der Ausgestaltung ist die Antriebswelle über die dritte Kupplung mit dem Planetenträger des ersten Planetenradsatzes verbindbar. Das Sonnenrad des ersten Planetenradsatzes ist bevorzugt mit einem zweiten Stirntrieb und dem Planetenträger des dritten Planetenradsatzes verbunden. Der zweite Stirntrieb ist bevorzugt weiter über die vierte Kupplung mit der Abtriebswelle verbindbar und der Planetenträger des dritten Planetenradsatzes ist weiter bevorzugt mit dem Planetenträger des zweiten Planetenradsatzes verbunden. Bevorzugt ist das Hohlrad des ersten Planetenradsatzes mit einem ersten Stirntrieb und der erste Stirntrieb weiter mit der Abtriebswelle verbunden.
In einer weiter bevorzugten Ausführungsform ist die Antriebswelle mit dem Planetenträger des ersten Planetenradsatzes verbunden. Weiter bevorzugt ist das Sonnenrad des ersten Planetenradsatzes über die dritte Kupplung mit einem zweiten Stirntrieb und dem Planetenträger des dritten Planetenradsatzes verbindbar. Der zweite Stirntrieb ist weiter bevorzugt über die vierte Kupplung mit der Abtriebswelle verbindbar und der Planetenträger des dritten Planetenradsatzes ist weiter mit dem Planetenträger des zweiten Planetenradsatzes verbunden. Bevorzugt ist das Hohlrad des ersten Planetenradsatzes mit einem ersten Stirntrieb und der erste Stirntrieb weiter bevorzugt mit der Abtriebswelle verbunden.
In einer weiteren bevorzugten Variante des Getriebes ist die Antriebswelle mit dem Planetenträger des ersten Planetenradsatzes verbunden. Das Sonnenrad des ersten Planetenradsatzes ist weiter bevorzugt mit einem zweiten Stirntrieb und dem Planetenträger des dritten Planetenradsatzes verbunden, wobei der zweite Stirntrieb weiter bevorzugt über die vierte Kupplung mit der Abtriebswelle verbindbar ist. Weiter bevorzugt ist der Planetenträger des dritten Planetenradsatzes mit dem Planetenträger des zweiten Planetenradsatzes verbunden. Das Hohlrad des ersten Planetenradsatzes ist bevorzugt über die dritte Kupplung mit einem ersten Stirntrieb verbindbar. Der erste Stirntrieb ist weiter bevorzugt mit der Abtriebswelle verbunden.
In einer weiteren bevorzugten Form der Ausgestaltung ist die Antriebswelle mit dem Planetenträger des ersten Radsatzes verbunden. Das Sonnenrad des ersten Planetenradsatzes ist bevorzugt mit einem zweiten Stirntrieb und dem Planetenträger des dritten Planetenradsatzes verbunden. Der zweite Stirntrieb ist weiter bevorzugt über die vierte Kupplung mit der Antriebswelle verbindbar und der Planetenträger des dritten Planetenradsatzes weiter bevorzugt mit dem Planetenträger des zweiten Planetenradsatzes verbunden. Bevorzugt ist das Hohlrad des ersten Planetenradsatzes mit einem ersten Stirntrieb verbunden und der erste Stirntrieb weiter über die dritte Kupplung mit der Abtriebswelle verbindbar.
In einer weiter bevorzugten Ausführungsform ist die Antriebswelle über die dritte Kupplung mit dem Planetenträger des ersten Planetenradsatzes verbindbar. Weiter bevorzugt ist das Sonnenrad des ersten Planetenradsatzes mit dem Planetenträger des dritten Planetenradsatzes verbunden. Über die vierte Kupplung ist bevorzugt das Sonnenrad des ersten Planetenradsatzes mit einem zweiten Stirntrieb ver- bindbar, wobei der zweite Stirntrieb weiter bevorzugt mit der Abtriebswelle verbunden ist. Bevorzugt ist der Planetenträger des dritten Planetenradsatzes mit dem Planetenträger des zweiten Planetenradsatzes verbunden. Weiter bevorzugt ist das Hohlrad des ersten Planetenradsatzes mit einem ersten Stirntrieb verbunden und der erste Stirntrieb weiter mit der Abtriebswelle verbunden.
In einer besonders bevorzugten Form der Ausgestaltung ist der erste Vorwärtsgang bevorzugt durch die geschlossene erste Bremse, die geschlossene zweite Kupplung und die geschlossene vierte Kupplung darstellbar. Durch die geschlossene zweite Bremse, die geschlossene zweite Kupplung und die geschlossene vierte Kupplung ist der zweite Vorwärtsgang bevorzugt darstellbar. Der dritte Vorwärtsgang ist bevorzugt durch die geschlossene erste Kupplung, die geschlossene zweite Kupplung und die geschlossene vierte Kupplung darstellbar. Durch die geschlossene zweite Kupplung, die geschlossene dritte Kupplung und die geschlossene vierte Kupplung oder durch die geschlossene zweite Bremse, die geschlossene dritte Kupplung und die geschlossene vierte Kupplung oder durch die geschlossene erste Bremse, die geschlossene dritte Kupplung und die geschlossene vierte Kupplung oder durch die geschlossene erste Kupplung, die geschlossene dritte Kupplung und die geschlossene vierte Kupplung ist der vierte Vorwärtsgang bevorzugt darstellbar. Der fünfte Vorwärtsgang ist durch die geschlossene erste Kupplung, die geschlossene zweite Kupplung und die geschlossene dritte Kupplung bevorzugt darstellbar. Durch die geschlossene zweite Bremse, die geschlossene zweite Kupplung und die geschlossene dritte Kupplung ist bevorzugt der sechste Vorwärtsgang darstellbar. Der siebte Vorwärtsgang ist bevorzugt durch die geschlossene erste Bremse, die geschlossene zweite Kupplung und die geschlossene dritte Kupplung darstellbar. Durch die geschlossene erste Bremse, die geschlossene zweite Bremse und die geschlossene dritte Kupplung ist bevorzugt der achte Vorwärtsgang darstellbar. Der neunte Vorwärtsgang ist bevorzugt durch die geschlossene erste Bremse, die geschlossene erste Kupplung und die geschlossene dritte Kupplung darstellbar. Durch die geschlossene erste Bremse, die geschlossene erste Kupplung und die geschlossene vierte Kupplung ist bevorzugt der Rückwärtsgang darstellbar. Die jeweils nicht genannten Schaltelemente sind in dem entsprechenden Gang jeweils bevorzugt geöffnet.
Gemäß einem weiteren Aspekt der vorliegenden Erfindung wird ein Verfahren zum Betreiben eines Getriebes vorgeschlagen. Hierbei können bevorzugt zumindest neun Vorwärtsgänge so ausgewählt werden, dass in jeder Gangstufe jeweils drei Schaltelemente geschlossen und die übrigen Schaltelemente geöffnet sind. Ein Gangwechsel in einen benachbarten höheren Gang oder in einen benachbarten niedrigeren Gang ist bevorzugt jeweils durch Schließen von mindestens einem zuvor geöffneten und durch Öffnen von mindestens einem zuvor geschlossenen Schaltelement realisierbar. Dies trägt besonders bevorzugt zu einer Reduzierung der Schaltzeiten bei. Unabhängig davon, ob hydraulisch, elektromechanisch oder in sonstiger Weise betätigbar, führt dies zu einem geringeren Energiebedarf der Schaltelemente, was sich letztendlich vorteilhaft auf den Verbrauch, beispielsweise von Kraftstoff bei einem Verbrennungsmotor als Antriebsquelle, des Fahrzeugs auswirkt.
Alle Schaltelemente können grundsätzlich jeweils reib- oder formschlüssig wirken. Besonders die zweite Kupplung und die vierte Kupplung sind besonders bevorzugt als formschlüssige Schaltelemente, insbesondere als Klauenkupplung ausgeführt. Dies führt zu einem deutlich verbesserten Wirkungsgrad des Getriebes und damit zu deutlichen Verbrauchsvorteilen bezüglich des Kraftstoffverbrauchs, beispielsweise bei Fahrzeugen mit Verbrennungsmotor.
Auf jeder Welle beziehungsweise jedem Verbindungselement kann prinzipiell zusätzlich eine elektrische Maschine oder eine sonstige K raf t-/Lei stu n gsq u el I e angeordnet werden.
Darüber hinaus kann auf jeder Welle oder jedem Verbindungselement grundsätzlich ein Freilauf zu dem Gehäuse oder zu einer anderen Welle angeordnet werden. Dies führt dazu, dass das entsprechende Schaltelement kleiner dimensioniert werden kann, da zumindest ein Teil des Drehmoments über den Freilauf aufgefangen wird. Die Erfindung wird nachfolgend anhand der beigefügten Figuren beispielhaft näher erläutert. Es zeigen:
Fig. 1 : eine schematische Ansicht einer ersten bevorzugten Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Getriebes;
Fig. 2: eine schematische Ansicht einer zweiten bevorzugten Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Getriebes;
Fig. 3: eine schematische Ansicht einer dritten bevorzugten Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Getriebes;
Fig. 4: eine schematische Ansicht einer vierten bevorzugten Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Getriebes;
Fig. 5: eine schematische Ansicht einer fünften bevorzugten Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Getriebes;
Fig. 6: ein beispielhaftes Schaltschema für ein Getriebe gemäß Fig. 1 bis 5.
Fig. 1 zeigt in einer schematischen Darstellung eine erste bevorzugte Ausführungsform des Getriebes, wobei das Getriebe einen ersten Planetenradsatz PR1 , einen zweiten Planetenradsatz PR2, einen dritten Planetenradsatz PR3, einen ersten Stirntrieb ST1 , einen zweiten Stirntrieb ST2 und sechs Schaltelemente umfasst. Die genannten Elemente sind allesamt in einem Gehäuse G angeordnet. Bei den sechs Schaltelementen handelt es sich um eine erste Bremse B1 , eine zweite Bremse B2, eine erste Kupplung K1 , eine zweite Kupplung K2, eine dritte Kupplung K3 und eine vierte Kupplung K4. Die erste Bremse B1 und die zweite Bremse B2 sind jeweils mit ihrer einen Seite mit dem Gehäuse G verbunden. Weiter zeigt Fig. 1 eine Antriebswelle 1 und eine Abtriebswelle 2, wobei die Antriebswelle 1 und die Abtriebswelle 2 parallel zueinander angeordnet sind. An einer ersten Seite der Antriebswelle 1 verfügt die Antriebswelle 1 über ein freies Ende. Auf dieser ersten Seite der Antriebswelle 1 wird eine Rotationsbewegung beziehungsweise ein Drehmoment in das Getriebe eingeleitet. Auf einer, der ersten Seite der Antriebswelle 1 gegenüberliegenden Seite, ist die Antriebswelle 1 mit der ersten Kupplung K1 verbunden. Räumlich zwischen dem freien Ende der Antriebswelle 1 der ersten Kupplung K1 sind die dritte Kupplung K3, der erste Planetenradsatz PR1 , der erste Stirntrieb ST1 , der zweite Stirn- trieb ST2 und die zweite Kupplung K2 in der genannten Reihenfolge entlang der Antriebswelle 1 angeordnet. Darüber hinaus befinden sich zwischen der zweiten Kupplung K2 und der ersten Kupplung K1 in räumlicher Anordnung entlang der Antriebswelle 1 der zweite Planetenradsatz PR2, der dritte Planetenradsatz PR3, die erste Bremse B1 und die zweite Bremse B2. Der dritte Planetenradsatz PR3 ist dabei radial über dem zweiten Planetenradsatz PR2 angeordnet. Dies bedeutet, dass das Hohlrad H2 des zweiten Planetenradsatzes PR2 mit dem Sonnenrad S3 des dritten Planetenradsatzes PR3 verbunden ist. Radial oberhalb des dritten Planetenradsatzes PR3 beziehungsweise des Hohlrads H3 des dritten Planetenradsatzes PR3 ist die erste Bremse B1 angeordnet. Die erste Kupplung K1 , die erste Bremse B1 , die zweite Bremse B2, die zweite Kupplung K2, die dritte Kupplung K3, der erste Planetenradsatz PR1 , der zweite Planetenradsatz PR2 und der dritte Planetenradsatz PR3 sind dabei koaxial zu der Antriebswelle 1 angeordnet. Zumindest ein Stirnrad des ersten Stirntriebs ST1 und zumindest ein Stirnrad des zweiten Stirntriebs ST2 sind dabei ebenfalls koaxial zu der Antriebswelle 1 angeordnet. Die Abtriebswelle 2 verfügt ebenfalls an einer ersten Seite über ein freies Ende. Das freie Ende der Abtriebswelle 2 und das freie Ende der Antriebswelle 1 zeigen dabei in die gleiche Richtung. Entlang der Abtriebswelle 2 sind der erste Stirntrieb ST1 , der zweite Stirntrieb ST2 und die vierte Kupplung K4 beginnend an dem freien Ende der Abtriebswelle 2 in der genannten Reihenfolge angeordnet. Die vierte Kupplung K4 ist dabei koaxial zu der Abtriebswelle 2 angeordnet. Zumindest jeweils ein Stirnrad des ersten Stirntriebs ST1 und ein Stirnrad des zweiten Stirntriebs ST2 sind ebenfalls koaxial zu der Abtriebswelle 2 angeordnet.
Die Antriebswelle 1 ist über die erste Kupplung K1 mit einer dritten Welle 3 verbindbar, wobei die dritte Welle 3 weiter mit der zweiten Bremse B2 und dem Sonnenrad S2 des zweiten Planetenradsatzes PR2 verbunden ist. Darüber hinaus verbindet die dritte Welle 3 die zweite Bremse B2 und das Sonnenrad S2 des zweiten Planetenradsatzes PR2 miteinander. Weiter ist die Antriebswelle 1 über die zweite Kupplung K2 mit einer vierten Welle 4 verbindbar, wobei die vierte Welle 4 weiter mit dem Hohlrad H2 des zweiten Planetenradsatzes PR2 und dem Sonnenrad S3 des dritten Planetenradsatzes PR3 verbunden ist. Darüber hinaus ist die Antriebswelle 1 über die dritte Kupplung K3 mit einer fünften Welle 5 verbindbar. Die fünfte Welle 5 ist weiter mit dem Planetenträger PT1 des ersten Planetenradsatzes PR1 verbunden. Das Sonnenrad S1 des ersten Planetenradsatzes PR1 ist mit einer siebten Welle 7 verbunden. Die siebte Welle 7 ist darüber hinaus mit dem zweiten Stirntrieb ST2 und dem Planetenträger PT3 des dritten Planetenradsatzes PR3 verbunden. Der zweite Stirntrieb ST2 ist weiter mit einer neunten Welle 9 verbunden, wobei die neunte Welle 9 weiter über die vierte Kupplung K4 mit der Abtriebswelle 2 verbindbar ist. Der Planetenträger PT3 des dritten Planetenradsatzes PR3 ist dabei weiter über die siebte Welle 7 mit dem Planetenträger PT2 des zweiten Planetenradsatzes PR2 verbunden. Das Hohlrad H1 des ersten Planetenradsatzes PR1 ist über eine sechste Welle 6 mit dem ersten Stirntrieb ST1 verbunden, wobei der erste Stirntrieb ST1 weiter mit der Abtriebswelle 2 verbunden ist. Das Hohlrad H3 des dritten Planetenradsatzes PR3 ist über eine achte Welle 8 mit der ersten Bremse B1 verbunden. Über den ersten Stirntrieb ST1 und/oder über den zweiten Stirntrieb ST2 erfolgt eine Übertragung der Rotationsbewegung zwischen der Antriebswelle 1 und der Abtriebswelle 2. Durch die entsprechende Betätigung der Schaltelemente sind verschiedene Übersetzungen zwischen Antriebswelle 1 und Abtriebswelle 2 realisierbar.
Der erste Planetenradsatz PR1 , der zweite Planetenradsatz PR2 und der dritte Planetenradsatz PR3 sind jeweils als Minus-Planetenradsatz ausgelegt. Dies bedeutet, dass Planetenräder des Planetenträgers PT1 mit dem Sonnenrad S1 und dem Hohlrad H1 des ersten Planetenradsatzes PR1 kämmen. Gleiches gilt für den zweiten Planetenradsatz PR2 beziehungsweise das Sonnenrad S2, den Planetenträger PT2 und das Hohlrad H2 des zweiten Planetenradsatzes PR2 sowie für den dritten Planetenradsatz PR3 beziehungsweise das Sonnenrad S3, den Planetenträger PT3 und das Hohlrad H3 des dritten Planetenradsatzes PR3.
Die erste Kupplung K1 , die dritte Kupplung K3 und die vierte Kupplung K4 sind in dem vorliegenden Ausführungsbeispiel von außen besonders gut zugänglich, da zwischen Gehäuse G und den genannten Schaltelementen keine weiteren Bauteile und/oder Verbindungselemente angeordnet sind.
Fig. 2 zeigt eine weitere Ausführungsform des in Fig. 1 beschriebenen Getriebes, welches sich in erster Linie durch eine abweichende Positionierung der dritten Kupplung K3' von der in Fig. 1 beschriebenen Ausführungsform unterscheidet. Die dritte Kupplung K3' ist in dem vorliegenden Beispiel räumlich zwischen dem ersten Stirntrieb ST1 und dem zweiten Stirntrieb ST2 in koaxialer Anordnung zu der Antriebswelle 1 positioniert. Durch die, von der in Fig. 1 beschriebenen Anordnung abweichende Anordnung, ergeben sich Änderungen in den Schnittstellen beziehungsweise Verbindungen der einzelnen Bauteile, welche nachfolgend beschrieben werden. Die Antriebswelle 1 ist hier direkt mit dem Planetenträger PT1 des ersten Planetenradsatzes PR1 verbunden. Das Sonnenrad S1 des ersten Planetenradsatzes PR1 ist mit der fünften Welle 5 verbunden, wobei die fünfte Welle 5 über die dritte Kupplung K3' mit der siebten Welle 7 verbindbar ist. Die siebte Welle 7 verbindet weiter den zweiten Stirntrieb ST2 mit dem Planetenträger PT3 des dritten Planetenradsatzes PR3. Der zweite Stirntrieb ST2 ist weiter mit der neunten Welle 9 verbunden, wobei die neunte Welle 9 über die vierte Kupplung K4 mit der Abtriebswelle 2 verbindbar ist. Der Planetenträger PT3 des dritten Planetenradsatzes PR3 ist über die siebte Welle 7 mit dem Planetenträger PT2 des zweiten Planetenradsatzes PR2 verbunden. Alle weiteren Schnittstellen, Verbindungen und Anordnungen der einzelnen Elemente und Bauteile entsprechen der in Fig. 1 beschriebenen Anordnung.
In Fig. 3 ist eine weitere Ausführungsform des in Fig. 1 beschriebenen Getriebes dargestellt. Diese unterscheidet sich von der in Fig. 1 beschriebenen Anordnung dahingehend, dass die dritte Kupplung K3" räumlich zwischen dem ersten Planetenradsatz PR1 und dem ersten Stirntrieb ST1 in koaxialer Anordnung zu der Antriebswelle 1 positioniert ist. Die daraus resultierenden Änderungen bezüglich der Verbindungen und Schnittstellen werden nachfolgend beschrieben. Die Antriebswelle 1 ist nun direkt mit dem Planetenträger PT1 des ersten Planetenradsatzes PR1 verbunden. Das Hohlrad H1 des ersten Planetenradsatzes PR1 ist mit der fünften Welle 5 verbunden, wobei die fünfte Welle 5 über die dritte Kupplung K3" mit der sechsten Welle 6 verbindbar ist. Die sechste Welle 6 ist weiter mit dem ersten Stirntrieb ST1 verbunden, und der erste Stirntrieb ST1 ist weiter mit der Abtriebswelle 2 verbunden. Alle weiteren Schnittstellen, Verbindungen und Anordnungen der einzelnen Elemente entsprechen der in Fig. 1 beschriebenen Anordnung. In Fig. 4 ist eine weitere Variante des in Fig. 1 beschriebenen Getriebes dargestellt. Ein wesentlicher Unterschied zu dem in Fig. 1 beschriebenen Getriebe äußert sich in der geometrischen Lage der dritten Kupplung K3"\ Die dritte Kupplung K3'" ist in dem vorliegenden Ausführungsbeispiel koaxial zu der Abtriebswelle 2 angeordnet. Dabei sind die dritte Kupplung K3"\ der erste Stirntrieb ST1 , der zweite Stirntrieb ST2 und die vierte Kupplung K4 in der gerade genannten Reihenfolge beginnend an dem freien Ende der Abtriebswelle 2 angeordnet. Bedingt durch die im Vergleich zu der in Fig. 1 beschriebenen Anordnung abweichende Positionierung der dritten Kupplung K3'" ergeben sich Abweichungen bezüglich der Schnittstellen und Verbindungen, welche nachfolgend beschrieben werden. Die Antriebswelle 1 ist nun direkt mit dem Planetenträger PT1 des ersten Planetenradsatzes PR1 verbunden. Das Hohlrad H1 des ersten Planetenradsatzes PR1 ist über die sechste Welle 6 mit dem ersten Stirntrieb ST1 verbunden, wobei der erste Stirntrieb ST1 weiter mit der fünften Welle 5 verbunden ist. Die fünfte Welle 5 ist über die dritte Kupplung K3'" mit der Abtriebswelle 2 verbindbar. Alle weiteren Schnittstellen, Verbindungen und Anordnungen der einzelnen Elemente entsprechen der in Fig. 1 beschriebenen Anordnung.
Fig. 5 zeigt eine weitere Ausführungsform des in Fig. 1 beschriebenen Getriebes. Diese unterscheidet sich von der in Fig. 1 beschriebenen Anordnung dahingehend, dass die vierte Kupplung K4' in koaxialer Anordnung zu der Antriebswelle 1 räumlich zwischen dem zweiten Stirntrieb ST2 und der zweiten Kupplung K2 positioniert ist. Die daraus resultierenden Abweichungen bezüglich der Schnittstellen und Verbindungen im Vergleich zu der in Fig. 1 beschriebenen Anordnung werden nachfolgend beschrieben. Das Sonnenrad S1 des ersten Planetenradsatzes PR1 ist mit der siebten Welle 7 verbunden. Die siebte Welle 7 ist darüber hinaus mit dem Planetenträger PT3 des dritten Planetenradsatzes PR3 verbunden und über die vierte Kupplung K4' mit der neunten Welle 9 verbindbar. Die neunte Welle 9 ist darüber hinaus mit dem zweiten Stirntrieb ST2 verbunden, wobei der zweite Stirntrieb ST2 weiter mit der Abtriebswelle 2 verbunden ist. Der Planetenträger PT3 des dritten Planetenradsatzes PR3 ist weiter über die siebte Welle 7 mit dem Planetenträger PT2 des zweiten Planetenradsatzes PR2 verbunden. Alle weiteren Schnittstellen, Verbin- düngen und Anordnungen der einzelnen Elemente entsprechen der in Fig. 1 beschriebenen Anordnung.
Fig. 6 zeigt in einer Tabelle eine Schaltmatrix des erfindungsgemäßen Getriebes. Über ein X in dem jeweiligen Feld wird kenntlich gemacht, welches der Schaltelemente für die Realisierung des ersten bis neunten Vorwärtsgangs und des Rückwärtsgangs geschlossen ist. Darüber hinaus sind mit den Nummern 4-I, 4-II und 4-III drei Schaltalternativen für den vierten Vorwärtsgang angegeben.
Die Schaltzustände der alternativen Ausführungsformen der dritten Kupplung Κ3', K3", Κ3'" sind mit den Schaltzuständen der dritten Kupplung K3 identisch. Gleiches gilt für die Schaltzustände der alternativen Ausführungsform der vierten Kupplung K4' und die Schaltzustände der vierten Kupplung K4. Das heißt, dass beispielsweise die Schaltzustände der alternativen Ausführungsformen der dritten Kupplung Κ3', K3", Κ3'" in der Tabelle beispielsweise über den Schaltzustand der dritten Kupplung K3 definiert werden.
Weiter ist die Übersetzung des jeweiligen Gangs angegeben, wobei der erste Vorwärtsgang ein Übersetzungsverhältnis von i = 4,348 aufweist, der zweite Vorwärtsgang ein Übersetzungsverhältnis von i = 2,545 aufweist, der dritte Vorwärtsgang ein Übersetzungsverhältnis von i = 1 ,667 aufweist, der vierte Vorwärtsgang ein Übersetzungsverhältnis von i = 1 ,267 aufweist, der fünfte Vorwärtsgang ein Übersetzungsverhältnis von i = 1 ,000 aufweist, der sechste Vorwärtsgang ein Übersetzungsverhältnis von i = 0,813 aufweist, der siebte Vorwärtsgang ein Übersetzungsverhältnis von i = 0,709 aufweist, der achte Vorwärtsgang ein Übersetzungsverhältnis von i = 0,600 aufweist und der neunte Vorwärtsgang ein Übersetzungsverhältnis von i = 0,502 aufweist. Der Rückwärtsgang weist aufgrund der Richtungsumkehr der Drehbewegung ein negatives Übersetzungsverhältnis von i = -3,423 auf. Übersetzung und Übersetzungsverhältnis sind hier gleichbedeutend.
Weiter sind der Tabelle die entsprechenden Gangsprünge der Vorwärtsgänge zu entnehmen. Unter einem Gangsprung ist der Quotient der Übersetzung des niedrigeren Vorwärtsgangs und des benachbarten höheren Vorwärtsgangs zu verstehen. Dabei weist der Gangsprung von dem ersten Vorwärtsgang zu dem zweiten Vorwärtsgang einen Wert von φ = 1 ,709 auf, der Gangsprung von dem zweiten Vorwärtsgang auf den dritten Vorwärtsgang weist einen Wert von φ = 1 ,527 auf, der Gangsprung von dem dritten Vorwärtsgang zu dem vierten Vorwärtsgang weist einen Wert von φ = 1 ,31 6 auf, der Gangsprung von dem vierten Vorwärtsgang zu dem fünften Vorwärtsgang weist einen Wert von φ = 1 ,267 auf, der Gangsprung von dem fünften Vorwärtsgang zu dem sechsten Vorwärtsgang weist einen Wert von φ = 1 ,230 auf, der Gangsprung von dem sechsten Vorwärtsgang zu dem siebten Vorwärtsgang weist einen Wert von φ = 1 ,147 auf, der Gangsprung von dem siebten Vorwärtsgang zu dem achten Vorwärtsgang weist einen Wert von φ = 1 ,181 auf und der Gangsprung von dem achten Vorwärtsgang zu dem neunten Vorwärtsgang weist einen Wert von φ = 1 ,195 auf.
Die Getriebespreizung als Quotient aus dem Übersetzungsverhältnis des niedrigsten Vorwärtsgangs und dem Übersetzungsverhältnis des höchsten Vorwärtsgangs beträgt 8,658.
Bezuqszeichen
1 Antriebswelle
2 Abtriebswelle
3 dritte Welle
4 vierte Welle
5 fünfte Welle
6 sechste Welle
7 siebte Welle
8 achte Welle
9 neunte Welle
B1 erste Bremse
B2 zweite Bremse
G Gehäuse
H1 Hohlrad PR1
H2 Hohlrad PR2
H3 Hohlrad PR3
K1 erste Kupplung
K2 zweite Kupplung
K3, Κ3', K3", Κ3'" dritte Kupplung
K4, K4' vierte Kupplung
PR1 erster Planetenradsatz
PR2 zweiter Planetenradsatz
PR3 dritter Planetenradsatz
ΡΤ1 Planetenträger PR1
ΡΤ2 Planetenträger PR2
ΡΤ3 Planetenträger PR3
S1 Sonnenrad PR1
S2 Sonnenrad PR2
S3 Sonnenrad PR3
ST1 erster Stirntrieb
ST2 zweiter Stirntrieb

Claims

Patentansprüche
1 . Getriebe, umfassend eine Antriebswelle (1 ), eine Abtriebswelle (2), ein Gehäuse (G), einen ersten Planetenradsatz (PR1 ), einen zweiten Planetenradsatz (PR2) und einen dritten Planetenradsatz (PR3), sechs Schaltelemente, umfassend eine erste Bremse (B1 ), eine zweite Bremse (B2) sowie eine erste Kupplung (K1 ), eine zweite Kupplung (K2), eine dritte Kupplung (K3, Κ3', K3", Κ3'") und eine vierte Kupplung (K4, K4'), wobei die Schaltelemente selektiv betätigbar sind, wodurch neun Vorwärtsgänge und ein Rückwärtsgang durch unterschiedliche Übersetzungsverhältnisse zwischen der Antriebswelle (1 ) und der Abtriebswelle (2) realisierbar sind, wobei jeder Planetenradsatz (PR1 , PR2, PR3) zumindest ein Sonnenrad (S1 , S2, S3), ein Planetenrad, einen Planetenträger (PT1 , PT2, PT3) und ein Hohlrad (H1 , H2, H3) aufweist, dadurch gekennzeichnet, dass die Antriebswelle (1 ) und die Abtriebswelle (2) axial versetzt zueinander angeordnet sind und die Antriebswelle (1 ) über die zweite Kupplung (K2) mit dem Hohlrad (H2) des zweiten Planetenradsatzes (PR2) und dem Sonnenrad (S3) des dritten Planetenradsatzes (PR3) verbindbar ist und die Antriebswelle (1 ) über die erste Kupplung (K1 ) mit der zweiten Bremse (B2) und dem Sonnenrad (S2) des zweiten Planetenradsatzes (PR2) verbindbar ist, wobei das Sonnenrad (S2) des zweiten Planetenradsatzes (PR2) und die zweite Bremse (B2) ebenfalls miteinander verbunden sind.
2. Getriebe nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass das Hohlrad (H3) des dritten Planetenradsatzes (PR3) mit der ersten Bremse (B1 ) verbunden ist.
3. Getriebe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass ein Drehmoment über einen ersten Stirntrieb (ST1 ) und/oder über einen zweiten Stirntrieb (ST2) zwischen der Antriebswelle (1 ) und der Abtriebswelle (2) übertragbar ist.
4. Getriebe nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass der erste Stirntrieb (ST1 ) und der zweite Stirntrieb (ST2) in axialer Ausrichtung entlang der Antriebswelle (1 ) zwischen dem ersten Planetenradsatz (PR1 ) und dem zweiten Planetenradsatz (PR2) in der Reihenfolge erster Planetenradsatz (PR1 ), erster Stirntrieb (ST1 ), zweiter Stirntrieb (ST2), zweiter Planetenradsatz (PR2) angeordnet sind.
5. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass der zweite Planetenradsatz (PR2) und der dritte Planetenradsatz (PR3) in Bezug auf die Antriebswelle (1 ) axial so positioniert sind, dass der dritte Planetenradsatz (PR3) radial über dem zweiten Planetenradsatz (PR2) angeordnet ist und das Hohlrad (H2) des zweiten Planetenradsatzes (PR2) mit dem Sonnenrad (S3) des dritten Planetenradsatzes (PR3) verbunden ist.
6. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass die erste Kupplung (K1 ) und die zweite Kupplung (K2) jeweils mit der Antriebswelle (1 ) verbunden sind.
7. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass der erste Planetenradsatz (PR1 ), der zweite Planetenradsatz (PR2) und der dritte Planetenradsatz (PR3) jeweils als Minus-Planetenradsatz ausgeführt sind.
8. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass:
die Antriebswelle (1 ) über die dritte Kupplung (K3) mit dem Planetenträger (PT1 ) des ersten Planetenradsatzes (PR1 ) verbindbar ist; das Sonnenrad (S1 ) des ersten Planetenradsatzes (PR1 ) mit einem zweiten Stirntrieb (ST2) und dem Planetenträger (PT3) des dritten Planetenradsatzes (PR3) verbunden ist, wobei der zweite Stirntrieb (ST2) weiter über die vierte Kupplung (K4) mit der Abtriebswelle (2) verbindbar ist und der Planetenträger (PT3) des dritten Planetenradsatzes (PR3) weiter mit dem Planetenträger (PT2) des zweiten Planetenradsatzes (PR2) verbunden ist;
das Hohlrad (H1 ) des ersten Planetenradsatzes (PR1 ) mit einem ersten Stirntrieb (ST1 ) und der erste Stirntrieb (ST1 ) weiter mit der Abtriebswelle (2) verbunden ist.
9. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass:
die Antriebswelle (1 ) mit dem Planetenträger (PT1 ) des ersten Planetenradsatzes (PR1 ) verbunden ist; das Sonnenrad (S1 ) des ersten Planetenradsatzes (PR1 ) über die dritte Kupplung (Κ3') mit einem zweiten Stirntrieb (ST2) und dem Planetenträger (PT3) des dritten Planetenradsatzes (PR3) verbindbar ist, wobei der zweite Stirntrieb (ST2) weiter über die vierte Kupplung (K4) mit der Abtriebswelle (2) verbindbar ist und der Planetenträger (PT3) des dritten Planetenradsatzes (PR3) weiter mit dem Planetenträger (PT2) des zweiten Planetenradsatzes (PR2) verbunden ist;
das Hohlrad (H1 ) des ersten Planetenradsatzes (PR1 ) mit einem ersten Stirntrieb (ST1 ) und der erste Stirntrieb (ST1 ) weiter mit der Abtriebswelle (2) verbunden ist.
10. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass:
die Antriebswelle (1 ) mit dem Planetenträger (PT1 ) des ersten Planetenradsatzes (PR1 ) verbunden ist;
das Sonnenrad (S1 ) des ersten Planetenradsatzes (PR1 ) mit einem zweiten Stirntrieb (ST2) und dem Planetenträger (PT3) des dritten Planetenradsatzes (PR3) verbunden ist, wobei der zweite Stirntrieb (ST2) weiter über die vierte Kupplung (K4) mit der Abtriebswelle (2) verbindbar ist und der Planetenträger (PT3) des dritten Planetenradsatzes (PR3) weiter mit dem Planetenträger (PT2) des zweiten Planetenradsatzes (PR2) verbunden ist;
das Hohlrad (H1 ) des ersten Planetenradsatzes (PR1 ) über die dritte Kupplung (K3") mit einem ersten Stirntrieb (ST1 ) verbindbar ist und der erste Stirntrieb (ST1 ) weiter mit der Abtriebswelle (2) verbunden ist.
1 1 . Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass:
die Antriebswelle (1 ) mit dem Planetenträger (PT1 ) des ersten Planetenradsatzes (PR1 ) verbunden ist; das Sonnenrad (S1 ) des ersten Planetenradsatzes (PR1 ) mit einem zweiten Stirntrieb (ST2) und dem Planetenträger (PT3) des dritten Planetenradsatzes (PR3) verbunden ist, wobei der zweite Stirntrieb (ST2) weiter über die vierte Kupplung (K4) mit der Abtriebswelle (2) verbindbar ist und der Planetenträger (PT3) des dritten Planetenradsatzes (PR3) weiter mit dem Planetenträger (PT2) des zweiten Planetenradsatzes (PR2) verbunden ist;
das Hohlrad (H1 ) des ersten Planetenradsatzes (PR1 ) mit einem ersten Stirntrieb (ST1 ) verbunden ist und der erste Stirntrieb (ST1 ) weiter über die dritte Kupplung (Κ3"') mit der Abtriebswelle (2) verbindbar ist.
12. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass:
die Antriebswelle (1 ) über die dritte Kupplung (K3) mit dem Planetenträger (PT1 ) des ersten Planetenradsatzes (PR1 ) verbindbar ist; das Sonnenrad (S1 ) des ersten Planetenradsatzes (PR1 ) mit dem Planetenträger (PT3) des dritten Planetenradsatzes (PR3) verbunden ist und über die vierte Kupplung (Κ4') mit einem zweiten Stirntrieb (ST2) verbindbar ist, wobei der Planetenträger (PT3) des dritten Planetenradsatzes (PR3) weiter mit dem Planetenträger (PT2) des zweiten Planetenradsatzes (PR2) verbunden ist und der zweite Stirntrieb (ST2) weiter mit der Abtriebswelle (2) verbunden ist;
das Hohlrad (H1 ) des ersten Planetenradsatzes (PR1 ) mit einem ersten Stirntrieb (ST1 ) verbunden ist und der erste Stirntrieb (ST1 ) weiter mit der Abtriebswelle (2) verbunden ist.
13. Getriebe nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass:
der erste Vorwärtsgang durch die geschlossene erste Bremse (B1 ), die geschlossene zweite Kupplung (K2) und die geschlossene vierte Kupplung (K4, K4') darstellbar ist; der zweite Vorwärtsgang durch die geschlossene zweite Bremse (B2), die geschlossene zweite Kupplung (K2) und die geschlossene vierte Kupplung (K4, K4') darstellbar ist;
der dritte Vorwärtsgang durch die geschlossene erste Kupplung (K1 ), die geschlossene zweite Kupplung (K2) und die geschlossene vierte Kupplung (K4, K4') darstellbar ist;
der vierte Vorwärtsgang durch die geschlossene zweite Kupplung (K2), die geschlossene dritte Kupplung (K3, Κ3', K3", Κ3'") und die geschlossene vierte Kupplung (K4, K4') oder durch die geschlossene zweite Bremse (B2), die geschlossene dritte Kupplung (K3, K3', K3", Κ3'") und die geschlossene vierte Kupplung (K4, K4') oder durch die geschlossene erste Bremse (B1 ), die geschlossene dritte Kupplung (K3, Κ3', K3", Κ3'") und die geschlossene vierte Kupplung (K4, K4') oder durch die geschlossene erste Kupplung (K1 ), die geschlossene dritte Kupplung (K3, Κ3', K3", Κ3'") und die geschlossene vierte Kupplung (K4, K4') darstellbar ist;
der fünfte Vorwärtsgang durch die geschlossene erste Kupplung (K1 ), die geschlossene zweite Kupplung (K2) und die geschlossene dritte Kupplung (K3, Κ3', K3", Κ3'") darstellbar ist;
der sechste Vorwärtsgang durch die geschlossene zweite Bremse (B2), die geschlossene zweite Kupplung (K2) und die geschlossene dritte Kupplung (K3, K3\ K3", K3"') darstellbar ist;
der siebte Vorwärtsgang durch die geschlossene erste Bremse (B1 ), die geschlossene zweite Kupplung (K2) und die geschlossene dritte Kupplung (K3, K3\ K3", K3'") darstellbar ist;
der achte Vorwärtsgang durch die geschlossene erste Bremse (B1 ), die geschlossene zweite Bremse (B2) und die geschlossene dritte Kupplung (K3, Κ3', K3", Κ3'") darstellbar ist;
der neunte Vorwärtsgang durch die geschlossene erste Bremse (B1 ), die geschlossene erste Kupplung (K1 ) und die geschlossene dritte Kupplung (K3, K3\ K3", K3'") darstellbar ist; der Rückwärtsgang durch die geschlossene erste Bremse (B1 ), die geschlossene erste Kupplung (K1 ) und die geschlossene vierte Kupplung (K4, K4') darstellbar ist.
14. Verfahren zum Betreiben eines Getriebes nach einem der vorherigen Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass neun Vorwärtsgänge so ausgewählt werden können, dass in jeder Gangstufe jeweils drei Schaltelemente geschlossen und die übrigen Schaltelemente geöffnet sind, wobei ein Gangwechsel in einen benachbarten höheren Gang oder in einen benachbarten niedrigeren Gang jeweils durch Schließen von mindestens einem zuvor geöffneten und durch Öffnen von mindestens einem zuvor geschlossenen Schaltelement realisierbar ist.
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