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WO2007014706A1 - Getriebebauenheit, insbesondere mehrbereichsgetriebe - Google Patents

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WO2007014706A1
WO2007014706A1 PCT/EP2006/007472 EP2006007472W WO2007014706A1 WO 2007014706 A1 WO2007014706 A1 WO 2007014706A1 EP 2006007472 W EP2006007472 W EP 2006007472W WO 2007014706 A1 WO2007014706 A1 WO 2007014706A1
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WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
gear
shaft
transmission
superposition
continuously variable
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
PCT/EP2006/007472
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English (en)
French (fr)
Inventor
Dieter Glöckler
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Individual
Original Assignee
Individual
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.)
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Publication date
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Priority claimed from DE200510054720 external-priority patent/DE102005054720A1/de
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Publication of WO2007014706A1 publication Critical patent/WO2007014706A1/de
Priority to US12/024,463 priority Critical patent/US20080194372A1/en
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Priority to US12/616,433 priority patent/US8047944B2/en
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
    • F16H37/06—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts
    • F16H37/08—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing
    • F16H37/0833—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts, i.e. with two or more internal power paths
    • F16H37/084—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts, i.e. with two or more internal power paths at least one power path being a continuously variable transmission, i.e. CVT
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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
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    • F16H2037/0866—Power-split transmissions with distributing differentials, with the output of the CVT connected or connectable to the output shaft
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F16H37/10—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing at both ends of intermediate shafts
    • F16H2037/104—Power-split transmissions with at least one end of a CVT connected or connectable to two or more differentials

Definitions

  • Transmission unit in particular multi-range transmission
  • the invention relates to a transmission unit, in particular a multi-range transmission, in detail with the features of the preamble of claim 1.
  • the embodiment according to the document DE 197 55 612 A1 comprises a transmission input shaft, a coupled to the transmission input shaft and the transmission output shaft continuously variable transmission in the form of a traction mechanism, which has an input and an output, wherein the input is rotatably connected to the transmission input shaft, a fixed Translation stage and a superposition gear with a first input stage, which is rotatably connected to the output of the continuously variable transmission. Further, a second input stage is provided, which is selectively connectable by means of a first clutch via the fixed gear ratio with the transmission input shaft and an output stage which is rotatably coupled to the transmission output shaft.
  • the fixed gear ratio stage on the drive side is rotatably coupled to the transmission input shaft and with respect to the fixed gear stage on the output side, the first clutch arranged such that this selectively connects the second input stage of the superposition gear output side with the fixed transmission gear.
  • Transmission gear is achieved in that a second clutch is provided which selectively connects the first input stage to the output stage of the superposition gear.
  • Torque flow is bridged.
  • Another major problem of power transmission via the continuously variable transmission is that this can only transmit a maximum allowable torque due to appropriate dimensioning, otherwise at very high loads unacceptable slip conditions are observed, which lead to increased wear on the traction device. Due to the direct coupling of the continuously variable transmission to the transmission input but this is always exposed to the conditions provided for this. Ie. the input of the CVT is applied to the speed at the transmission input and thus the prime mover.
  • the gear unit is also designed as a superposition gear unit.
  • This includes a transmission input and a transmission output, also arranged between two transmission input and transmission output and coupled to each other superposition gearbox.
  • Each of the two superposition gear is designed as a three-shaft planetary gear. Both are coupled together to form a four-shaft planetary gear.
  • a continuously variable transmission in the form of a traction mechanism transmission is also interposed.
  • Each planetary gear includes a sun gear, a ring gear, planetary gears and a bridge.
  • the individual waves are formed by the sun gear, ring gear or bridge of the respective superposition gearing.
  • the transmission input is rotatably connected to a first shaft of the first superposition gearing and a first shaft of the second superposition gearing.
  • the transmission output is rotatably connected to a second shaft of the first superposition gear and a second shaft of the second superposition gear.
  • the coupling of the two three-shaft planetary gear to a four-shaft planetary gear takes place by coupling the first and second shafts of the first and second superposition gear.
  • the arrangement of the continuously variable transmission in the form of a traction mechanism is between the third waves of the first and second superposition gear.
  • the term "shaft” is to be understood functionally, whereby under this either the individual elements of the planetary gear - sun gear, ring gear or bridge or with these rotatably coupled elements, for example in the form of waves or hollow shafts, are to be understood. Depending on the operating status, the individual shafts assume the function of inputs and outputs.
  • the first superposition gearing comprises an input and two outputs during power transmission from the transmission input shaft to the transmission output shaft via the continuously variable transmission.
  • the input is formed by the first shaft, while the first output connected to the continuously variable transmission at least indirectly is formed by the third shaft and the second, with the transmission output shaft rotatably coupled output from the second shaft.
  • the second superposition gearing comprises in this operating state an input and an output, wherein the input is also coupled to the transmission input shaft and is formed by the first shaft of the second superposition gearing and the output from the second shaft.
  • the third shaft is connected to the continuously variable transmission. Furthermore, means for changing the transmission ratio are provided on the transmission. In this case, one of the two superimposed gears - first or second superposition gear - pairs meshing planetary gears between the sun and
  • Ring gear on. These are rotatably mounted on the bridge.
  • the pairwise intermeshing planetary gears are also referred to as double-barreled planetary gears. Due to the execution of one of the designed as a planetary gear second superposition gear with pairwise meshing planetary gears, which are also referred to as a double-speed planetary gear, is guaranteed for the portion of the total operating range that the CVT operates at maximum rotational speed, with a change in the transmission ratio to the individual Discs can take place at maximum engine speed, d. H. a NuII- turning is possible and thus with the transmission according to the invention in addition to a geared neutral and a change in direction is to be realized.
  • the double-barreled version has the advantage that, in a conditional by this increase in speed coupled to the continuously variable transmission output, in particular ring gear of this planetary gear according to the design of the other planetary reduction due to the coupled to the continuously variable output of the other planetary gear, in particular Ring gear causes. According to this embodiment, however, it is not possible to let the continuously variable transmission work several times at maximum speed over the entire operating range.
  • a multi-range transmission is previously known from document EP 1 061 287 A2. This is characterized by a three-shaft planetary gear, which over a continuously variable transmission is connectable to the transmission output. Three-shaft planetary gear are always going through parallel, the coupling with the transmission output via different translations, which are realized here via spur gears, which can be coupled via individual coupling devices each with the transmission output.
  • This means that the continuously variable transmission is only followed by a translation stage, which is fixed.
  • this results in that the stepless transmission is still varied by a fixed gear ratio. Depending on the selected output ratio, this leads to individual maximum permissible transmission ranges. This applies analogously also to the embodiment described in the publications DE 887 457 and DE 4308 761.
  • the invention has for its object to provide a multi-range transmission, which provides an improved transmission arrangement in addition to the advantages achieved with the transmission configurations already described, in particular, an operation above zero is possible. Furthermore, the burden of the traction mechanism during operation should be reduced.
  • an embodiment described on the basis of US Pat. No. 6,921,349 B2 with the advantages achieved thereby, is to be provided with an improved gear arrangement, whereby the aforementioned disadvantages of the prior art are overcome.
  • the transmission unit is designed as a multi-range transmission. This includes a transmission input and a transmission output, further arranged between two transmission input and transmission output and coupled to each other
  • Each of the two superposition gear is designed as a three-shaft planetary gear. Between the first Superposition gear and the second superposition gear is a continuously variable transmission in the form of a traction mechanism interposed.
  • Each planetary gear includes a sun gear, a ring gear, planetary gears and a bridge. The individual waves are thereby formed by the sun gear, ring gear or web of the respective superposition gearing or a non-rotatably coupled thereto element.
  • the transmission input is at least indirectly connected to a first shaft of the first superposition gearing, ie connected in a rotationally fixed manner directly or indirectly via further transmission elements.
  • a switchable coupling is provided between the first shaft of the second superposition gearing and a shaft of the first superposition gearing.
  • Transmission output is rotatably connected to a second shaft of the second superposition gearing and rotatably connected to a second shaft of the first superposition gearing via a further switchable clutch.
  • the arrangement of the continuously variable transmission in the form of a traction mechanism is between the third waves of the first and second
  • Superposition gear The term wave is to be understood functionally, these being understood to mean either the individual elements of the planetary gear - sun gear, ring gear or bridge - or with these elements rotatably coupled, for example in the form of waves or hollow shafts.
  • the first superposition gearing comprises an input and two outputs during power transmission from the transmission input shaft to the transmission output shaft via the continuously variable transmission.
  • the input is formed by the first shaft, while the first output is at least indirectly connected to the continuously variable transmission, is formed by the second shaft and the third, rotatably coupled to the transmission output shaft output from the third shaft.
  • the second superposition gearing in this operating state comprises an input and an output, wherein the input is coupled to the third shaft of the first superposition gearing and is formed by the first shaft of the second superposition gearing and the output of the second shaft.
  • the third wave is with the continuously variable transmission connected. Furthermore, means for changing the transmission ratio are provided on the transmission.
  • the clutch engagement can also take place superposed or successively. Preferably, however, this is done without interruption of traction and in synchronicity between the second and third shaft of the superposition gearing, the second clutch is switched.
  • the input of the continuously variable transmission in the form of the traction mechanism is not tied to the speed of the engine, d. H. it exists between the entrance of the
  • the continuously variable transmission operates over the entire operating range with maximum rotational speed at maximum engine speed. Due to the two switchable clutches and their alternate operation, which has a bridging of the second superposition gearing result, changes the continuously variable transmission over the entire operating range considered almost twice in terms of speed, z. In a range of 2000 rpm to 4800 rpm. It is crucial that the clutch change of the second planetary gear takes place without interruption of traction. In this case, the transmission input shaft and the third shaft of the second superposition gearing or the second shaft of the first superposition gearing run synchronously.
  • the solution according to the invention is characterized in that in all operating ranges no direct rotationally fixed coupling between the transmission input shaft and the continuously variable transmission, in particular of the respective acting as an input of the continuously variable transmission disc arrangement exists, but this is realized via a superposition gear.
  • a fixed gear ratio is achieved due to the coupling between superposition gearbox and continuously variable transmission via one stage, but the individual sizes - speed and torque at the input of the continuously variable transmission always depends on the conditions of the first superposition gearing, ie when power transmission via the traction mechanism has Size influences the speed at the transmission output shaft, which in turn exerts a retroactive effect on the first superposition gear and thus the amount of transmittable power through the first superposition gear and the speed of the third shaft of the first superposition gear.
  • the input of the continuously variable transmission is therefore no longer directly tied to the speed at the transmission input and thus coupled with this the prime mover.
  • the speed at the transmission output of the gear unit can be changed by controlling the continuously variable transmission.
  • the proposed switchability of the two clutches a multi-range transmission is realized, which is characterized by the utilization of the transmission range of the continuously variable transmission in each of the individual operating areas. Ie. The stepless transmission is traversed in each operating range in both directions. The overall spread of the transmission thereby increases with the same or smaller dimensioned traction mechanism.
  • gearing arrangements can be generated with eccentric arrangement of transmission input to transmission output or coaxial arrangement.
  • the first waves of the two superposition gearing are each formed by the web of the individual superposition gearing.
  • the second shaft of the first planetary gear is formed by the sun gear and the second shaft of the second planetary gear from the ring gear.
  • the third waves which are at least indirectly coupled to the traction mechanism, are formed by the ring gear of the first planetary gear and the sun gear of the second planetary gear.
  • the multi-range transmission comprises a transmission input and a transmission output, between which a continuously variable transmission and a first three-shaft planetary gear and a second three-shaft planetary gear are arranged. Continuously variable transmission and the planetary gears are arranged in parallel.
  • the first three-shaft planetary gear is designed as a superposition gear, comprising a sun gear, a ring gear, a land and Doppelplanetenrad accounts between ring gear and sun gear, wherein the individual waves are each formed by the sun gear, ring gear or the web or each rotatably connected thereto elements.
  • a first shaft is at least indirectly rotatably coupled to the transmission input.
  • the second shaft and the third shaft are at least indirectly non-rotatable with an input or output of the continuously variable transmission, which in the form of a
  • a switchable clutch is provided Directly between the second shaft of the first superposition gearing and the second shaft of the second superposition gearing.
  • Another switchable clutch is provided between the first shaft of the second superposition gear and the third shaft of the first superposition gear.
  • the second superposition gearing is arranged downstream of the first superposition gearing and via coupling devices This can be coupled.
  • the second superposition gear is also designed as a three-shaft gear, comprising a third shaft which is rotatably connected to the second shaft of the first planetary gear, a second shaft which is rotatably connected to the transmission output and the second switchable coupling with the second shaft of the first A planetary gear rotatably connected and a first shaft which is rotatably connected via a first switchable coupling device with the third shaft of the first planetary gear.
  • the two switchable couplings are optional, d. H. can be switched on its own or together.
  • the circuit may also be made overlapping.
  • the switchable clutches are designed as slip-operable clutches or synchronously shiftable clutches. Depending on the operating range, the individual shafts assume the function of inputs and outputs.
  • the first shaft of the first planetary gear from the ring gear, the second shaft of the sun gear and the third wave of the web formed.
  • the third wave of the second superposition gear is formed by the sun gear, the first wave from the web and the second of the ring gear.
  • the design of ring gear and sun gear of the two planetary gear sets can be arbitrary. However, this is to be considered in the overall design, in particular the connection between the outputs and the continuously variable transmission. Due to the design of the second superposition gearing can the overall spread of the transmission can be influenced. In this case, for example, by varying the sun gear, in particular of its diameter with a constant interpretation of the ring gear, the overall spread of the transmission directly affected. An enlargement causes an increase, a reduction causes a reduction.
  • the design of the first planetary gear set is carried out as a function of the spread on the CVT, ie the design of ring gear and sun takes place in an embodiment according to the first approach, for example, with a to be achieved with the CVT spread of about 2.5 such that the ratio of sun to the ring gear corresponds to the ratios achieved with the CVT. (Waves run synchronously when changing the clutch).
  • the continuously variable transmission can be designed in many forms for both approaches, preferably this is designed as a non-positive tension transmission.
  • This comprises two disk arrangements, a first disk arrangement and a second disk arrangement, wherein the individual disks, preferably at least one for changing the transmission ratio, are displaceable relative to one another.
  • traction means find belts, chains and push belt bands use.
  • the means for controlling the transmission ratio include in
  • a control which changes the transmission ratio on the traction mechanism, in particular by changing the distance of the discs of a disc arrangement to each other. This takes place, for example, as a function of the engine speed, the desired speed at the transmission output shaft of the accelerator pedal position and other influencing variables.
  • the control there are a variety of ways in which conventional can be used.
  • the gear unit according to the invention can also be assigned a starting unit, as already described, for example in the form of a hydrodynamic converter, a hydrodynamic clutch or a mechanical clutch, for example in the form of a wet-running multi-plate clutch, in order not to transfer the full load to the continuously variable transmission in the starting state ,
  • a starting unit for example in the form of a hydrodynamic converter, a hydrodynamic clutch or a mechanical clutch, for example in the form of a wet-running multi-plate clutch
  • the means for equalizing the rotational speed of the traction means to the rotational speed of the transmission input include a, at least indirectly coupled to the transmission input and the traction means non-positively operatively connected transfer member.
  • the traction means is peripherally provided on the outer circumference with a profiling which is in engagement with a complementarily executed profiling on the outer circumference of the transmission member.
  • Another possibility is to perform the traction means as a chain or as a composite with a belt and a chain, in which case the transmission member is formed as a sprocket, d. h., That the execution is carried out continuously by unchanged positioning of the transmission member relative to the traction means.
  • Adjustments of the traction means at changes in the radius of the wheels when adjusting the discs of the continuously variable transmission and synchronous alignment of the rotational speed of the traction means with the rotational speed of the transmission input are compensated by a first approach via a tensioning device, in particular tensioning roller.
  • the tension roller is pivotable relative to the traction means and stored stationary.
  • the transmission member is at least indirectly coupled to the transmission input. This means that the transmission member either rotationally fixed to the transmission input or over more
  • Transmission elements is coupled with this. To ensure a rotation of the transmission member with the same direction as the running direction of the traction means this is either directly rotatably coupled to the drive shaft or the transmission input or other transmission elements such as a spur gear, the number of intermeshing transmission elements is then odd.
  • the transmission elements can also be arranged pivotably with respect to the traction means. These serve then at the same time as a clamping element for the adjustment of the rotational speed to the speed at the transmission input.
  • the gear prevents slippage on the smaller radius of the traction mechanism. The moment is transmitted over large and small running radius, whereby a larger transmission area is achieved.
  • Figure 1 illustrate an inventive embodiment of a
  • FIG 2 illustrates an advantageous development according to Figure 1
  • FIG. 1 illustrates, in a schematically simplified illustration, the basic construction of a transmission assembly 1 designed according to the invention in the form of a superposition gear unit, in particular in the form of a multi-range transmission 2.
  • This comprises a transmission input E and a
  • Transmission output A Transmission input E and transmission output A are arranged eccentrically. The offset is realized via a counter stage 50.
  • the transmission input E is at least indirectly connected to a drive machine, while the output when used in vehicles at least indirectly rotatably coupled to the driven wheels of the vehicle.
  • the power transmission between the input E and the output A takes place in the individual operating ranges, preferably at least two operating ranges, each utilizing two power branches, a first power branch 3 and a second power branch 4.
  • a continuously variable transmission 5 in the form of a Switzerlandstoffgetriebes 6 is provided, wherein acting in at least one operating area as input input 7 of the continuously variable transmission 5 is free of a direct coupling with the transmission input E and thus the coupling with the drive machine.
  • no fixed transmission ratio is provided between the transmission input E and the continuously variable transmission 5.
  • the respective output 8 of the continuously variable transmission 5 is free of a direct coupling with the transmission output A.
  • two superposition gears 9 and 10 are provided between the transmission input E and the transmission output A.
  • the two superimposition gears - first superposition gear 9 and second superposition gear 10 - are designed as a three-shaft planetary gear 11 and 12.
  • Each planetary gear - a first superposition gear 9 forming planetary gear 11 and the second superposition gear 10 forming planetary gear 12 - each comprise a first shaft, a second shaft and a third shaft.
  • the first shaft is denoted by 13, the second shaft by 14 and the third shaft by 15, while designated for the second planetary gear 12, the first shaft 16, the second shaft 17 and the third shaft 18 is.
  • the first shaft 13 of the first planetary gear 11 is rotatably connected to the input E of the gear unit 1 or is formed by this.
  • the second shaft 14 is connectable to the second planetary gear 12 and the third shaft 15 is connected to the continuously variable transmission 5 at least indirectly, preferably via a connecting gear 39, comprising a translation stage 19, connectable.
  • the first shaft 16 is connected to the first planetary gear set 11, in particular the third shaft 15, via which connection the coupling to the transmission input E takes place.
  • the third shaft 18 is rotatably connected to the second shaft 14 of the first planetary gear 11 and at least indirectly connected to the continuously variable transmission 5.
  • the connection is made via a connecting gear 40, comprising a translation stage 20.
  • the translation stages 19 and 20 have a fixed translation.
  • the second shaft 17 is rotatably connected to the output A of the gear unit 1.
  • the first superposition gearing 9 and the second superposition gearing 10 are used alternately as distributor and as summing gear in the individual operating ranges.
  • the second superposition gear 10 is associated with two switchable clutches 21 and 22, which optionally the first shaft 16 to the input E of the gear unit 1 and the third shaft of the first
  • Superimposed 9 connect and a second switchable clutch 22, which connects the third shaft 18 with the output A of the transmission unit 1 and thus the output A with the continuously variable transmission 5 via the second gear stage 20 optional.
  • the individual functions of first shaft, second shaft and third shaft of the individual planetary gear 11, 12 are for the first planetary gear 11 of a web 23, as a first wave, the function of the second shaft 14 for connection to the second superposition gear 10 and over this formed with the output A from the sun gear 25.
  • the third shaft 15 is formed by the ring gear 24.
  • the function of the first shaft 16 of the second superposition gear 10 is from the web 26, the
  • the continuously variable transmission is designed as a traction mechanism 6. This comprises two disc arrangements 33 and 35, which are connected to one another via a traction means 34. Depending on the power transmission direction, the first or second disk arrangement 33, 35 function as an input or output of the continuously variable transmission 5.
  • the mode of operation is as follows, wherein at least two operating ranges can be realized:
  • the first clutch 21 is closed.
  • the first superposition gearing 9 acts as a transfer case and the second superposition gearing 10 acts as a pure summation gearing.
  • the power flow is passed through the first shaft 16 of the second superposition gear 10, wherein by reaction via the first superposition gear 9, the rotational speed at the output A of the gear unit via the third shaft 15 of the first
  • Planetary gear 11 is determined. With this solution, it is thus possible on the one hand to retain the advantageous properties of the arrangement mentioned in document US Pat. No. 6,921,349 B2 and, in addition, to reduce the load on the traction mechanism 6. Although a fixed ratio is achieved due to the coupling between superposition gear 9 and continuously variable transmission 5 via a step 19, but the individual sizes - speed and torque on the continuously variable transmission 5 is always dependent on the ratios of the first superposition gear 9 and the circuit of the individual Clutches 21, 22.
  • the power is transmitted via the first planetary gear 11, in particular the sun gear 25 to the traction mechanism 6, in particular acting in this operating state as input T disc assembly 35, the disc assembly 33 to the hollow shaft 24 and is brought together on the second planetary gear 12.
  • the input of the continuously variable transmission 5 is thus no longer directly coupled to the rotational speed of the drive machine.
  • the speed at the output can be changed by controlling the continuously variable transmission 5.
  • the coupling in each case between the individual disk arrangements 33, 35 of the continuously variable transmission 5 with the superimposed transmissions 9, 10 takes place via the corresponding connection transmissions 39, 40 with fixed transmission stages 19, 20.
  • the means 31 for controlling the transmission ratio 33, 35 themselves comprise on the disk arrangements in embodiments of the
  • Adjustment devices for acting on the individual disks or for their displacement can be operated, for example, electro-hydraulically.
  • a corresponding adjusting device for actively changing the running radius for the traction means are assigned to the other disc assembly 33 or 35, for example, biased spring devices are assigned, the corresponding change in the distance of the individual discs and thus the running radius of the by means of the actuator actively controllable disc assembly 33 and 35 allow automatic adjustment of the contact pressure and thus the adjustment of the impeller.
  • Another possibility is to control both disc arrangements, in this case the disc arrangements 33 and 35.
  • the coupling of the two disc assemblies 33 and 35 and the power transmission takes place via a traction means 34, for example in the form of a belt, a chain or push belt.
  • a second operating range Il the first clutch 21 between the continuously variable transmission and the transmission output A is deactivated and the second clutch 22 is closed.
  • a rotationally fixed connection which is further connected to the second shaft 14 of the first superposition gear 9.
  • ring gear 28 and sun gear 27 of the second superposition gear 10 are rotatably coupled together.
  • the first transmission stage 19 is designed as a spur gear, wherein the first spur gear 29 is formed by the ring gear 24 of the first superposition gearing 9, while the second with this meshing spur gear 30 is connected to the operating in this state of function as the input 7 of the continuously variable transmission shaft 32 or a non-rotatably coupled to the first disc assembly 33 element of the continuously variable transmission 5.
  • the power transmission via the traction means 34 to a second disc assembly 35, which in turn via the second translation stage 20 in the form of a front wheel set 36 is connected to the third shaft 18 of the superposition gear 10.
  • the spur gear 36 also includes here two spur gears, wherein the first spur gear 37 is connected to the second disc assembly 35, while the second spur gear 38 is connected to the third shaft 18 of the second superposition gearing 10. Also in this
  • Functional state is an adjustment of the distance of the discs of the first and second disc assemblies 33 and 35, respectively, to achieve the desired gear ratios.
  • the second superposition gear 10 runs with a ratio of 1: 1.
  • the translation of the overall transmission is mainly determined in this operating range via the continuously variable transmission 5.
  • the gear ratio corresponding to the control of the individual disc assemblies.
  • the possible work area of the continuously variable transmission is used by appropriate adjustment of the discs. This takes place, for example, starting from the coupled with the first superposition gear disc assembly each in the fast and then from fast to slow.
  • the transmission 1 can be coupled via a starting unit to the drive or the drive machine.
  • First superposition gear 9 and second superposition gear 10 are as already described as planetary gears in the form of planetary gears 11 and 12 executed. These each include at least one sun gear 25, a
  • Ring gear 24 and a web 23 and planetary gears are connected to each other via simple planetary gears. This applies analogously to the second planetary gear 12th
  • the continuously variable transmission 5 is also designed as a frictional traction mechanism 6.
  • the traction means 34 is provided on the outer circumference with a profiling, which is an engagement of at least one indirectly rotatably with the transmission input E coupled transmission member 42 with profiling corresponding profiled profiling allowed and thus allows a synchronous approximation of the rotational speed of the traction means 34 to the transmission input E at any gear ratio between transmission input E and transmission output A.
  • This measure has the advantage that with the same dimensioning of the traction mechanism, the multiple power, for example, about three times more power than without this measure can be transmitted. Slip conditions on the traction mechanism are avoided.
  • transmission element 42 find according to the selection of the traction means tooth or sprockets use.
  • the drum length changes are compensated by a, not shown here jig, for example, a tensioner.
  • the gear prevents slippage on the small running radius of the CVT. Both disc arrangements transmit moments (large and small running radius).
  • the transmission member 42 is preferably non-rotatably connected to acting as a drive shaft transmission input E and allows in conjunction with a clamping device synchronous alignment of the rotational speed of the traction means to the speed of the prime mover or the transmission input E. Slipping of the traction device is thereby avoided.
  • Conceivable are also embodiments of the means for coupling the rotational speed of the rotational speed of the drive shaft with a plurality of mutually engaging transmission elements, with a corresponding translation is always to choose, preferably an odd order to the equality of the sense of rotation between the transmission input and running direction of the traction means to ensure. The intervention always takes place continuously.
  • the transmission elements can also create pivotable.
  • FIG. 3 shows, in a schematically simplified representation, the basic structure of a particularly advantageous gear unit 1 designed according to the invention in the form of a superposition gear unit, in particular a multi-range gearbox 2, by means of which a drive above zero is also possible and which is represented by a coaxial arrangement of transmission input E,
  • Transmission output A and the superposition gears 9, 10 is characterized.
  • the transmission input E is at least indirectly connected to a drive machine, while the transmission output A when used in vehicles at least indirectly with the driven wheels of the vehicle is coupled.
  • the power transmission between the transmission input E and the transmission output A takes place in the individual operating areas in each case using two power branches, a first power branch 3 and a second power branch 4.
  • the gear unit 1 further includes a continuously variable transmission 5 in the form of a traction mechanism 6. This includes each an input 7 and an output 8, wherein the term input and output is to be understood functionally and is free from a direct coupling with the transmission input E and thus the coupling with the prime mover. Between the transmission input E and the continuously variable transmission 5 so that no fixed transmission ratio is provided over the entire operating range.
  • the output 8 of the continuously variable transmission is also free of a direct coupling with the transmission output A.
  • a superposition gear 9 is provided between the transmission input E and the transmission output A.
  • This is designed as a three-shaft planetary gear 11.
  • the three-shaft planetary gear comprises a first shaft 13, a second shaft 14 and a third shaft 15.
  • the first shaft 13 is at least indirectly rotatably connected to the input E of the gear unit or is formed by this.
  • the second and the third shaft 14, 15 are at least indirectly connected to the input 7 and the output 8 of the traction mechanism 6.
  • the second shaft 14 is in this case with a first disk arrangement 33, which functions as input 7 or output 8 'depending on the power transmission direction
  • the web 23 is coupled to the second disk assembly 35 via a speed / torque converter or a linkage 39, which is preferably designed in the form of a simple Stirnradsatzes.
  • the spur gear comprises a first spur gear 29 and a second spur gear 30, wherein the first spur gear 29 is rotatably coupled to the web 23 of the three-shaft planetary gear set 11.
  • the second spur gear 30 is non-rotatably connected to the second disc arrangement 35 of the traction mechanism 6.
  • Another connecting gear 40 in the form of a translation stage 20 forming sprocket serves the coupling between the second shaft 14 in the form of the sun gear 25 of the planetary gear 11 with the first disc assembly 33.
  • the two connecting gears 39, 40 in the form of spur gear sets in the described form represents a possible embodiment. Others are also conceivable. However, this embodiment is characterized by the smallest number of components.
  • the two connecting gears 39, 40 each form one Translation stage 19, 20 from the planetary gear 11 to the individual disc assemblies 33 and 35 of the traction mechanism 6.
  • the two gear ratios 19, 20 have a fixed ratio.
  • the planetary gear 11 is constructed such that this pairwise meshing with each other planetary gears 47 and 48 between the sun gear 25 and the ring gear 24, wherein in each case a planetary gear 4T 1 and 4S 1 mesh with each other and form a Planetenradbin 46i. Depending on the selected number n of Planetenradstande these are designated 46 n .
  • the first planetary gear meshes, for example Al ⁇ with the planetary gear 48i of the Planetenradschreibes 46i and with the sun gear 18, while the second planetary gear 48i of the Planetenradbines 46i with the first planetary gear 47i and the ring gear 24 meshes.
  • pairs of meshing planetary gears 47 n and 48 n forming the Planetenradforme 46 n with n ⁇ 1 are preferably designed identical, ie a pair of planetary gear 46 n preferably has a ratio of 1: 1.
  • Other translations are also conceivable, for example from 1: 0.8 to 1: 1, 2. The interpretation of the intended
  • Translation stages 19, 20 between the planetary gear 11 and the continuously variable transmission 5 is carried out according to the maximum permissible speed at the CVT.
  • ratios between the ring gear 24 and the sun gear 25 are selected from 1: 2.5 to 1: 3.5, preferably 1: 3.
  • the third shaft 15 in the form of the web 23 is also at least indirectly rotatably connected to the transmission output A at least.
  • the planetary gear 12 is also designed as a three-shaft planetary gear, comprising a first shaft 16, a second shaft 17 and a third shaft 18. These are via switchable clutches 21 and 22 at least indirectly with the first superposition gear 9 in the form of the planetary gear 11 to form a four-shaft planetary gear connectable.
  • the first shaft 16 is formed by the web 26, the second shaft 17 from the ring gear 28 and the third shaft 18 from the sun gear 27.
  • the second shaft 17 is rotatably connected to the output A.
  • the second shaft 17 is further connected via the coupling device 22 with the continuously variable transmission 5 via the connecting gear 40, further with the second shaft of the first planetary gear 11.
  • Superposition gear 10 is rotatably connected via the further coupling 21 with the third shaft 15 of the planetary gear 11, in particular the web 23.
  • the switchable coupling 21 serves to couple the planetary gear 12 to the first planetary gear 11, in which case a four-shaft planetary gear is formed from the two three-shaft planetary gears 11, 12 with the clutch 21.
  • the shiftable clutch 22 is provided between the second shaft 14 of the first planetary gear 11 and the second shaft 17, which is designed in the form of a ring gear 28 of the planetary gear 12.
  • This switchable coupling 22 allows due to the coupling of the second shaft 14 of the first planetary gear 11 with the third shaft 18 in the form of the sun gear 27 of the planetary gear 12 a rigid coupling between the sun gear 27 and the ring gear 28 of the planetary gear 12, ie between the second and third shaft and thus the connection of the second shaft 14 of the first planetary gear 11 to the rotatably coupled to the transmission output A ring gear 28.
  • the output thus takes place almost directly from the second shaft 14 to the transmission output A without further translation.
  • Both switchable clutches 21 and 22 are selectively operable.
  • the switchable coupling 22 serves the coupling between the transmission output A and the second shaft 14 of the first planetary gear 11 and the further coupling 21 of the rotationally fixed connection of the web 15 via the second planetary gear 12 with the transmission output A.
  • the switchability takes place optionally as needed , In the case of synchronicity between the individual elements of the planetary gear, both are preferably operated in overlapping fashion, so that the second and third shafts 14 and 15 run synchronously.
  • Clutches may be friction clutches. However, synchronously switchable clutches are preferably used.
  • the continuously variable transmission 5 is, as already stated, designed as a traction mechanism, comprising two disc assemblies, a first
  • Disc assembly 33 and a second disc assembly 35 which are coupled via a pulling means 34 with each other in a force-transmitting manner.
  • the first disk arrangement 33 functions as input 7 and the disk arrangement 35 as output 8 or, if the function of the input to the third shaft 15 is assigned, as output 8 ' .
  • the respective other disk arrangement, here the disk arrangement 35 then forms the input T.
  • the transmission input E the first shaft 13 in the form of the ring gear 24 of the planetary gear 11.
  • the power flow is transmitted via the first shaft 13 of the planetary gear 11 to the second shaft 14 in the form of the sun gear 25.
  • the clutch 21 is deactivated and the clutch 22 is activated. Also in this position, the entire operating range of the CVT can be passed twice, i. depending on the position of the discs
  • the means 31 for controlling the gear ratios to the disc assemblies 33, 35 comprise in embodiment as a frictional traction mechanism 6 means for adjusting the two disc assemblies 33 and 35, wherein the distance between the discs of a disc assembly by the driving force to the discs is variable and this size as direct Control variable or a size that at least indirectly characterizing size is used as well as a corresponding adjusting device for varying the driving force, ie adjusting devices for acting on the individual discs or their displacement. These can be operated, for example, electro-hydraulically or otherwise. In this case, either only one disk arrangement 33, 35 can be associated with a corresponding setting device or preferably both. In the former possibility appropriate means for automatic adjustment or adaptation are provided. Another possibility is the control of both disc assemblies 33, 35. Regarding the concrete
  • Execution itself consist of a plurality of already well-known from the prior art possibilities, which will not be discussed here in detail again. This also applies to the method for controlling itself and the determination of the control / regulation and / or reference variables for the operation of the traction mechanism 6 and the integration of this into existing operating concepts. Even with regard to the design of the continuously variable transmission 5 itself many possibilities are conceivable.
  • the coupling of the two disc assemblies 33 and 35 and the power transmission takes place in each case via traction means 34, for example in the form of belts, chains or a push belt, in which case the configuration of the discs with respect to the non-positive and positive force transmission are adjusted accordingly and the disc arrangements to take over the function of takeover elements.
  • the design of the connecting gear 19, 20 is carried out, for example, as follows: for 19: 1: 1 to 0.5: 1 for 20: 1: 2 to 1: 1.
  • means 41 for adjusting the rotational speed of the traction means 34 to the rotational speed of the transmission input E that is provided for the slip-free coupling of the traction means to the rotational speed of the transmission input.
  • These comprise a, at least indirectly coupled to the transmission input E and with the traction means 6 non-positively operatively connected transmission member 42.
  • the traction means 34 is provided on the outer circumference 43 with a profiling 44, which with a complementarily executed profiling 45 on the outer circumference 49 of the transmission member 42 is engaged.
  • traction means 34 run as a chain or as a composite of belt and a chain, in which case the transmission member is formed as a sprocket, that is, the execution continuously by unchanged positioning of the transmission member relative to the traction means 34.
  • Adjustments of the traction means with impeller changes during adjustment of the disks of the continuously variable transmission and synchronous adjustment of the rotational speed of the traction means to the rotational speed of the transmission input are compensated according to a first approach via a tensioning device, in particular tensioning roller. This may be pivotally mounted relative to the traction means stationary.
  • the transmission element is at least indirectly with the
  • Transmission input coupled This means that the transmission member is either non-rotatably connected to the transmission input E or via further transmission elements connected thereto. To ensure a rotation of the transmission member with the same direction as the direction of traction means this is either directly rotatably coupled to the drive shaft or the transmission input or other transmission elements, such as a spur gear, the number of intermeshing transmission elements is then odd.

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Abstract

Die Erfindung betrifft eine Getriebebaueinheit, insbesondere Mehrbereichsgetriebe mit zwei als dreiwellige Planetenradgetriebe ausgeführten Überlagerungsgetrieben, mit einem stufenlosen Getriebe in Form eines Zugmittelgetriebes und Mitteln zu Steuerung des Übersetzungsverhältnisses am Zugmittelgetriebe. Die Erfindung ist gekennzeichnet durch die folgenden Merkmale: die Kopplung zwischen den einzelnen Überlagerungsgetrieben (9, 10) und dem stufenlosen Getriebe (5) erfolgt jeweils über ein Verbindungsgetriebe (39, 40); die zweite Welle (14) des ersten Überlagerungsgetriebes (9) und eine Welle (18) des zweiten Überlagerungsgetriebes (10) sind über eine schaltbare Kupplung (22) mit dem Getriebeausgang (A) wahlweise verbindbar; die zweite Welle (14) des ersten Überlagerungsgetriebes (9) ist mit der dritten Welle (18) des zweiten Überlagerungsgetriebes (10) drehfest verbindbar; die erste Welle (16) des zweiten Überlagerungsgetriebes (10) ist über eine weitere Schaltkupplung (21) mit einer Welle (15) des ersten Überlagerungsgetriebes (9) verbunden.

Description

Getriebebaueinheit, insbesondere Mehrbereichsgetriebe
Die Erfindung betrifft eine Getriebebaueinheit, insbesondere ein Mehrbereichsgetriebe, im einzelnen mit den Merkmalen aus dem Oberbegriff des Anspruches 1.
Getriebeanordnungen in Form von Leistungsverzweigungsgetrieben in Form von Überlagerungsgetrieben sind in einer Vielzahl von Ausführungen bekannt. Stellvertretend wird auf nachfolgende Druckschriften verwiesen:
1. US 6,921,349 B2
2. DE 19755612 A1
3. EP 1061287 A2
4. DE 4308761 A1
5. DE 887457 C
Die Ausführung gemäß der Druckschrift DE 197 55 612 A1 umfasst eine Getriebeeingangswelle, ein mit der Getriebeeingangswelle und mit der Getriebeausgangswelle gekoppeltes stufenloses Übersetzungsgetriebe in Form eines Zugmittelgetriebes, welches einen Eingang und einen Ausgang aufweist, wobei der Eingang mit der Getriebeeingangswelle drehfest verbunden ist, eine feste Übersetzungsstufe sowie ein Überlagerungsgetriebe mit einer ersten Eingangsstufe, welche mit dem Ausgang des stufenlosen Übersetzungsgetriebes drehfest verbunden ist. Ferner ist eine zweite Eingangsstufe vorgesehen, welche wahlweise mittels einer ersten Kupplung über die feste Übersetzungsstufe mit der Getriebeeingangswelle verbindbar ist und eine Ausgangsstufe, welche drehfest mit der Getriebeausgangswelle gekoppelt ist. Hierbei ist die feste Übersetzungsstufe antriebsseitig drehfest mit der Getriebeeingangswelle gekoppelt und bezüglich der festen Übersetzungsstufe abtriebseitig die erste Kupplung derart angeordnet, dass diese wahlweise die zweite Eingangsstufe des Überlagerungsgetriebes abtriebseitig mit dem festen Übersetzungsgetriebe verbindet. Mit dieser Lösung ist es möglich, auf einfache Art und Weise ein betriebssicheres Mehrbereichsgetriebe zur Verfügung zu stellen. Diese Lösung bietet den Vorteil, dass bei einem durch Kombination eines stufenlosen
Übersetzungsgetriebes mit einem Überlagerungsgetriebe geschaffenen Mehrbereichsgetriebe mit einem sogenannten Geared-Neutral Bereich hohe
Eingriffsgeschwindigkeiten im Bereich der ersten Kupplung vermieden werden, da diese an einer Stelle nach einer entsprechenden Übersetzung der hohen Drehzahl der Antriebswelle auf die niedrige Drehzahl durch die feste Übersetzungsstufe angeordnet ist. Dies reduziert den Verschleiß und erhöht die Lebensdauer der ersten Kupplung. Ein wesentlicher Nachteil besteht jedoch in der direkten Kopplung zwischen stufenlosem Getriebe, auch CVT genannt, und Getriebeeingang und damit der Antriebswelle. Das stufenlose Getriebe ist somit immer an die Drehzahl der Antriebsmaschine gekoppelt. Eine Entlastung des Überlagerungsgetriebes in einem Bereich höherer Drehzahlen der Abtriebswelle bzw. niedrigerer Übersetzungsverhältnisse des stufenlosen
Übersetzungsgetriebes wird dadurch erzielt, dass eine zweite Kupplung vorgesehen wird, welche wahlweise die erste Eingangsstufe mit der Ausgangsstufe des Überlagerungsgetriebes verbindet. Dadurch wird eine starre Verbindung zwischen Ausgangswelle des stufenlosen Übersetzungsgetriebes und der Abtriebswelle geschaffen, wodurch das Überlagerungsgetriebe im
Drehmomentenfluss überbrückt ist. Ein weiteres wesentliches Problem der Leistungsübertragung über das stufenlose Übersetzungsgetriebe besteht darin, dass dieses aufgrund entsprechender Dimensionierung nur ein maximal zulässiges Moment übertragen kann, ansonsten sind bei sehr hohen Belastungen unzulässige Schlupfzustände zu beobachten, die zu einem erhöhten Verschleiß am Zugmittel führen. Aufgrund der direkten Kopplung des stufenlosen Getriebes an den Getriebeeingang ist dieser jedoch immer den an diesen vorgesehenen Verhältnissen ausgesetzt. D. h. der Eingang des CVT wird mit der Drehzahl am Getriebeeingang und damit der Antriebsmaschine beaufschlagt.
Aus der Druckschrift US 6,921 ,349 B2 ist eine Getriebebaueinheit vorbekannt, welche hinsichtlich Ihres Aufbaus derart modifiziert wurde, dass die Belastung des Zugmittelgetriebes erheblich reduziert und damit die Übertragbarkeit hoher Leistungen, insbesondere höherer Leistungen als bei einer Ausführung gemäß DE 19755612 A1 über dieses gesichert werden konnte. Bei dieser Ausführung ist die Getriebebaueinheit ebenfalls als Überlagerungsgetriebeeinheit ausgeführt. Diese umfasst einen Getriebeeingang und einen Getriebeausgang, ferner zwei zwischen Getriebeeingang und Getriebeausgang angeordnete und miteinander gekoppelte Überlagerungsgetriebe. Jedes der beiden Überlagerungsgetriebe ist dabei als dreiwelliges Planetengetriebe ausgeführt. Beide sind miteinander zu einem vierwelligen Planetengetriebe gekoppelt. Zwischen dem ersten Überlagerungsgetriebe und dem zweiten Überlagerungsgetriebe ist ferner ein stufenloses Getriebe in Form eines Zugmittelgetriebes zwischengeschaltet. Jedes Planetengetriebe umfasst ein Sonnenrad, ein Hohlrad, Planetenräder und einen Steg. Die einzelnen Wellen werden dabei vom Sonnenrad, Hohlrad oder Steg des jeweiligen Überlagerungsgetriebes gebildet. Der Getriebeeingang ist dabei mit einer ersten Welle des ersten Überlagerungsgetriebes und einer ersten Welle des zweiten Überlagerungsgetriebes drehfest verbunden. Der Getriebeausgang ist mit einer zweiten Welle des ersten Überlagerυngsgetriebes und einer zweiten Welle des zweiten Überlagerungsgetriebes drehfest verbunden. Die Kopplung der beiden dreiwelligen Planetenradgetriebe zu einem vierwelligen Planetenradgetriebe erfolgt dabei durch Kopplung der ersten und zweiten Wellen von ersten und zweiten Überlagerungsgetriebe. Die Anordnung des stufenlosen Getriebes in Form eines Zugmittelgetriebes erfolgt zwischen den dritten Wellen von erstem und zweitem Überlagerungsgetriebe. Der Begriff Welle ist dabei funktional zu verstehen, wobei unter diesem entweder die einzelnen Elemente der Planetengetriebe - Sonnenrad, Hohlrad oder Steg oder die mit diesen drehfest gekoppelten Elemente, beispielsweise in Form von Wellen oder Hohlwellen, zu verstehen sind. Die einzelnen Wellen übernehmen dabei je nach Betriebszustand die Funktion von Eingängen und Ausgängen. So umfasst das erste Überlagerungsgetriebe bei Leistungsübertragung von der Getriebeeingangswelle zur Getriebeausgangswelle über das stufenlose Getriebe einen Eingang und zwei Ausgänge. Der Eingang wird dabei von der ersten Welle gebildet, während der erste Ausgang der mit dem stufenlosen Getriebe wenigstens mittelbar verbunden ist, von der dritten Welle gebildet wird und der zweite, mit der Getriebeausgangswelle drehfest gekoppelte Ausgang von der zweiten Welle. Das zweite Überlagerungsgetriebe umfasst in diesem Betriebszustand einen Eingang und einen Ausgang, wobei der Eingang ebenfalls mit der Getriebeeingangswelle gekoppelt ist und von der ersten Welle des zweiten Überlagerungsgetriebes gebildet wird und der Ausgang von der zweiten Welle. Die dritte Welle ist mit dem stufenlosen Getriebe verbunden. Ferner sind Mittel zur Änderung des Übersetzungsverhältnisses am Getriebe vorgesehen. Dabei weist eines der beiden Überlagerungsgetriebe - erstes oder zweites Überlagerungsgetriebe - paarweise miteinander kämmende Planetenräder zwischen Sonnenrad und
Hohlrad auf. Diese sind am Steg drehbar gelagert. Die paarweise miteinander kämmenden Planetenräder werden auch als doppelläufige Planetenräder bezeichnet. Aufgrund der Ausführung eines der als Planetengetriebe ausgebildeten zweiten Überlagerungsgetriebes mit paarweise miteinander kämmenden Planetenrädern, welche auch als doppelläufige Planetenradgetriebe bezeichnet werden, wird für den Teilbereich des Gesamtbetriebsbereiches garantiert, dass das CVT mit maximaler Umlaufgeschwindigkeit arbeitet, wobei auch ein Wechsel bezüglich des Übersetzungsverhältnisses an den einzelnen Scheiben bei maximaler Motordrehzahl stattfinden kann, d. h. ein über NuII- Drehen möglich ist und somit mit dem erfindungsgemäßen Getriebe neben einem Geared-Neutral auch eine Drehrichtungsänderung zu realisieren ist. Die doppelläufige Ausführung bietet den Vorteil, dass bei einer durch diese bedingte Vergrößerung der Drehzahl am mit dem stufenlosen Getriebe gekoppelten Ausgang, insbesondere Hohlrad dieses Planetengetriebes eine entsprechend der Auslegung des anderen Planetengetriebes bedingte Verringerung am mit dem stufenlosen Getriebe gekoppelten Ausgang des jeweils anderen Planetengetriebes, insbesondere Hohlrad bewirkt. Nach dieser Ausführung ist es jedoch nicht möglich, das stufenlose Getriebe über den gesamten Betriebsbereich mehrere Male mit maximaler Umlaufgeschwindigkeit arbeiten zu lassen.
Ein Mehrbereichsgetriebe ist aus der Druckschrift EP 1 061 287 A2 vorbekannt. Dieses ist durch ein dreiwelliges Planetengetriebe charakterisiert, welches über ein stufenloses Getriebe mit dem Getriebeausgang verbindbar ist. Dreiwellige Planetengetriebe werden dabei immer parallel durchlaufen, wobei die Kopplung mit dem Getriebeausgang über unterschiedliche Übersetzungen erfolgt, die hier über Stirnradstufen realisiert werden, die über einzelne Kupplungseinrichtungen jeweils mit dem Getriebeausgang koppelbar sind. Dies bedeutet, dass dem stufenlosen Getriebe lediglich noch eine Übersetzungsstufe nachgeordnet wird, welche fest ist. Dies führt jedoch dazu, dass die stufenlose Übersetzung immer noch durch ein festes Übersetzungsverhältnis variiert wird. Dies führt je nach gewählter Ausgangsübersetzung zu einzelnen maximal zulässigen Übersetzungsbereichen. Dies gilt in Analogie auch für die in der Druckschrift DE 887 457 und DE 4308 761 beschriebene Ausführung.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein Mehrbereichsgetriebe zu schaffen, welches neben den mit den bereits beschriebenen Getriebekonfigurationen erzielten Vorteilen eine verbesserte Getriebeanordnung zur Verfügung stellt, wobei insbesondere ein Betrieb über Null möglich ist. Ferner soll die Belastung des Zugmittelgetriebes während des Betriebes reduziert werden. Insbesondere ist eine auf der Grundlage der US 6,921 ,349 B2 beschriebenen Ausführung mit den durch diese erzielten Vorteile verbesserte Getriebeanordnung zur Verfügung zu stellen, wobei die genannten Nachteile aus dem Stand der Technik überwunden werden.
Die erfindungsgemäße Lösung ist durch die Merkmale des Anspruchs 1 charakterisiert. Vorteilhafte Ausführungen sind in den Unteransprüchen beschrieben.
Gemäß der erfindungsgemäßen Ausführungsform ist die Getriebebaueinheit als Mehrbereichsgetriebe ausgeführt. Diese umfasst einen Getriebeeingang und einen Getriebeausgang, ferner zwei zwischen Getriebeeingang und Getriebeausgang angeordnete und miteinander gekoppelte
Überlagerungsgetriebe. Jedes der beiden Überlagerungsgetriebe ist dabei als dreiwelliges Planetengetriebe ausgeführt. Zwischen dem ersten Überlagerungsgetriebe und dem zweiten Überlagerungsgetriebe ist ein stufenloses Getriebe in Form eines Zugmittelgetriebes zwischengeschaltet. Jedes Planetengetriebe umfasst ein Sonnenrad, ein Hohlrad, Planetenräder und einen Steg. Die einzelnen Wellen werden dabei vom Sonnenrad, Hohlrad oder Steg des jeweiligen Überlagerungsgetriebes oder einem drehfest mit diesem gekoppelten Element gebildet. Der Getriebeeingang ist mit einer ersten Welle des ersten Überlagerungsgetriebes wenigstens mittelbar, d.h. direkt oder indirekt über weitere Übertragungselemente drehfest verbunden. Erfindungsgemäß ist zwischen der ersten Welle des zweiten Überlagerungsgetriebes und einer Welle des ersten Überlagerungsgetriebes eine schaltbare Kupplung vorgesehen. Der
Getriebeausgang ist mit einer zweiten Welle des zweiten Überlagerungsgetriebes drehfest verbunden und mit einer zweiten Welle des ersten Überlagerungsgetriebes über eine weitere schaltbare Kupplung drehfest verbindbar. Die Anordnung des stufenlosen Getriebes in Form eines Zugmittelgetriebes erfolgt zwischen den dritten Wellen von ersten und zweiten
Überlagerungsgetriebe. Der Begriff Welle ist dabei funktional zu verstehen, wobei unter diesen entweder die einzelnen Elemente der Planetengetriebe - Sonnenrad, Hohlrad oder Steg - oder die mit diesen drehfest gekoppelten Elemente, beispielsweise in Form von Wellen oder Hohlwellen, zu verstehen sind.
Die einzelnen Wellen übernehmen dabei je nach Betriebsbereich die Funktion von Eingängen und Ausgängen. So umfasst das erste Überlagerungsgetriebe bei Leistungsübertragung von der Getriebeeingangswelle zur Getriebeausgangswelle über das stufenlose Getriebe einen Eingang und zwei Ausgänge. Der Eingang wird dabei von der ersten Welle gebildet, während der erste Ausgang der mit dem stufenlosen Getriebe wenigstens mittelbar verbunden ist, von der zweiten Welle gebildet wird und der dritte, mit der Getriebeausgangswelle drehfest gekoppelte Ausgang von der dritten Welle. Das zweite Überlagerungsgetriebe umfasst in diesem Betriebszustand einen Eingang und einen Ausgang, wobei der Eingang mit der dritten Welle des ersten Überlagerungsgetriebes gekoppelt ist und von der ersten Welle des zweiten Überlagerungsgetriebes gebildet wird und der Ausgang von der zweiten Welle. Die dritte Welle ist mit dem stufenlosen Getriebe verbunden. Ferner sind Mittel zur Änderung des Übersetzungsverhältnisses am Getriebe vorgesehen.
Die Kopplung zwischen den Überlagerungsgetrieben und dem stufenlosen Getriebe erfolgt jeweils über Verbindungsgetriebe in Form von
Übersetzungsstufen. Im einfachsten Fall erfolgt diese über einen einfachen Stirnradsatz mit gerader Anzahl von Stirnrädern, wobei das jeweilige Eingangsstirnrad dann direkt vom Ausgang des Überlagerungsgetriebes gebildet werden kann. Beide Kupplungen sind schaltbar, die Leistungsübertragung erfolgt dabei in der Regel zuerst durch Schalten der ersten Kupplung und bei
Synchronität zwischen der ersten Welle des zweiten Überlagerungsgetriebes und der dritten Welle des zweiten Überlagerungsgetriebes bzw. der zweiten Welle des ersten Überlagerungsgetriebes durch das Schalten der zweiten Kupplung und das Lösen der ersten. Der Kupplungseingriff kann dabei je nach Ausführung der Kupplungen auch überlagernd oder nacheinander erfolgen. Vorzugsweise wird dieser jedoch ohne Zugkraftunterbrechung vorgenommen und bei Synchronität zwischen zweiter und dritter Welle des Überlagerungsgetriebes wird die zweite Kupplung geschaltet. Auch bei dieser Ausführung ist der Eingang des stufenlosen Getriebes in Form des Zugmittelgetriebes nicht an die Drehzahl der Antriebsmaschine gebunden, d. h. es besteht zwischen dem Eingang der
Getriebebaueinheit und dem stufenlosen Getriebe keine drehfeste Verbindung. Diese wird lediglich über das erste Überlagerungsgetriebe realisiert. Da dieses zwangsläufig keine Festsetzung einer ihrer Wellen erfahren, ist durch diese kein festes Übersetzungsverhältnis vorgegeben. Das stufenlose Getriebe arbeitet dabei über den gesamten Betriebsbereich mit maximaler Umlaufgeschwindigkeit bei maximaler Motordrehzahl. Durch die beiden schaltbaren Kupplungen und deren wechselweise Betätigung, die eine Überbrückung des zweiten Überlagerungsgetriebes zur Folge hat, wechselt das stufenlose Getriebe über den gesamten Betriebsbereich betrachtet quasi zweimal hinsichtlich der Drehzahl, z. B. in einem Bereich von 2000 U/min bis 4800 U/min. Entscheidend ist, dass der Kupplungswechsel des zweiten Planetengetriebes ohne Zugkraftunterbrechung erfolgt. Dabei laufen die Getriebeeingangswelle und die dritte Welle des zweiten Überlagerungsgetriebes bzw. die zweite Welle des ersten Überlagerungsgetriebes synchron.
Die erfindungsgemäße Lösung ist dadurch charakterisiert, dass in allen Betriebsbereichen keine direkte drehfeste Kopplung zwischen der Getriebeeingangswelle und dem stufenlosen Getriebe, insbesondere der jeweils als Eingang des stufenlosen Getriebes fungierenden Scheibenanordnung existiert, sondern diese über ein Überlagerungsgetriebe realisiert wird. Damit wird zwar aufgrund der Kopplung zwischen Überlagerungsgetriebe und stufenlosem Getriebe über eine Stufe ein festes Übersetzungsverhältnis erzielt, allerdings sind die einzelnen Größen - Drehzahl und Moment am Eingang des stufenlosen Getriebe immer abhängig von den Verhältnissen am ersten Überlagerungsgetriebe, d. h. bei Leistungsübertragung über das Zugmittelgetriebe hat dessen Größe Einfluss auf die Drehzahl an der Getriebeausgangswelle, wobei diese wiederum in Rückwirkung Einfluss auf das erste Überlagerungsgetriebe ausübt und damit die Höhe der übertragbaren Leistung über das erste Überlagerungsgetriebe und die Drehzahl der dritten Welle des ersten Überlagerungsgetriebes. Dadurch wird erreicht, dass unnötig hohe Belastungen des stufenlosen Getriebes bei höheren Drehzahlen vermieden werden. Der Eingang des stufenlosen Getriebes ist somit nicht mehr direkt an die Drehzahl am Getriebeeingang und damit der mit diesem gekoppelten der Antriebsmaschine gebunden. Die Drehzahl am Getriebeausgang der Getriebebaueinheit kann durch Steuerung des stufenlosen Getriebes verändert werden. Durch die vorgesehene Schaltbarkeit der beiden Kupplungen wird ein Mehrbereichsgetriebe realisiert, das durch die Ausnutzung des Übersetzungsbereiches des stufenlosen Getriebes jeweils in den einzelnen Betriebsbereichen charakterisiert ist. D. h. das stufenlose Getriebe wird in jedem Betriebsbereich in beiden Richtungen durchlaufen. Die Gesamtspreizung des Getriebes erhöht sich dadurch bei gleich oder kleiner dimensioniertem Zugmittelgetriebe. Je nach Zuordnung der Funktionen der einzelnen Wellen zu den Elementen der einzelnen Überlagerungsgetriebe können Anordnungen mit exzentrischer Anordnung von Getriebeeingang zu Getriebeausgang oder koaxialer Anordnung erzeugt werden.
Gemäß einer ersten Ausführung werden die ersten Wellen der beiden Überlagerungsgetriebe jeweils vom Steg der einzelnen Überlagerungsgetriebe gebildet. Die zweite Welle des ersten Planetengetriebes wird vom Sonnenrad und die zweite Welle des zweiten Planetengetriebes vom Hohlrad gebildet. Die dritten Wellen, welche wenigstens mittelbar mit dem Zugmittelgetriebe gekoppelt sind, werden vom Hohlrad des ersten Planetengetriebes und dem Sonnenrad des zweiten Planetengetriebes gebildet.
Gemäß einem zweiten Lösungsansatz umfasst das Mehrbereichsgetriebe einen Getriebeeingang und einen Getriebeausgang, zwischen denen ein stufenloses Getriebe und ein erstes dreiwelliges Planetengetriebe sowie ein zweites dreiwelliges Planetengetriebe angeordnet sind. Stufenloses Getriebe und die Planetengetriebe sind parallel angeordnet. Das erste dreiwellige Planetengetriebe ist als Überlagerungsgetriebe ausgeführt, umfassend ein Sonnenrad, ein Hohlrad, einen Steg und Doppelplanetenradsätze zwischen Hohlrad und Sonnenrad, wobei die einzelnen Wellen jeweils vom Sonnenrad, Hohlrad oder dem Steg oder den jeweils mit diesem drehfest verbundenen Elementen gebildet werden. Eine erste Welle ist dabei wenigstens mittelbar drehfest mit dem Getriebeeingang gekoppelt. Die zweite Welle und die dritte Welle sind wenigstens mittelbar drehfest mit einem Eingang oder Ausgang des stufenlosen Getriebes, welches in Form eines
Zugmittelgetriebes vorliegt, verbunden. Direkt zwischen der zweiten Welle des ersten Überlagerungsgetriebes und der zweiten Welle des zweiten Überlagerungsgetriebes ist eine schaltbare Kupplung vorgesehen. Eine weitere schaltbare Kupplung ist zwischen der ersten Welle des zweiten Überlagerungsgetriebes und der dritten Welle des ersten Überlagerungsgetriebes vorgesehen. Das zweite Überlagerungsgetriebe ist dem ersten Überlagerungsgetriebe nachgeordnet und über Kupplungseinrichtungen mit diesem koppelbar. Das zweite Überlagerungsgetriebe ist ebenfalls als Dreiwellengetriebe ausgeführt, umfassend eine dritte Welle, die drehfest mit der zweiten Welle des ersten Planetengetriebes verbunden ist, eine zweite Welle, die drehfest mit dem Getriebeausgang verbunden ist und die über die zweite schaltbare Kupplung mit der zweiten Welle des ersten Planetengetriebes drehfest verbindbar ist und eine erste Welle, die über eine erste schaltbare Kupplungseinrichtung drehfest mit der dritten Welle des ersten Planetengetriebes verbindbar ist.
Die beiden schaltbaren Kupplungen sind wahlweise, d. h. für sich allein oder aber gemeinsam schaltbar. Die Schaltung kann ferner überschneidend erfolgen. Die schaltbaren Kupplungen sind als mit Schlupf betreibbare Kupplungen oder synchron schaltbare Kupplungen ausgeführt. Die einzelnen Wellen übernehmen dabei je nach Betriebsbereich die Funktion von Ein- und Ausgängen.
Erfindungsgemäß wird bei einer Ausführung gemäß dem zweiten Lösungsansatz die erste Welle des ersten Planetengetriebes vom Hohlrad, die zweite Welle vom Sonnenrad und die dritte Welle vom Steg gebildet. Die dritte Welle des zweiten Überlagerungsgetriebes wird vom Sonnenrad, die erste Welle vom Steg und die zweite vom Hohlrad gebildet. Bei Aktivierung der weiteren schaltbaren Kupplung zwischen erster Welle des zweiten Planetengetriebes und dritter Welle des ersten Planetengetriebes werden die beiden Planetengetriebe zu einem vierwelligen Planetengetriebe zusammengeschaltet, d. h. die am Ausgang des ersten Planetengetriebes vorliegende Übersetzung wird noch einmal übersetzt zum Getriebeausgang. Bei Betätigung der anderen schaltbaren Kupplung erfolgt ein Gleichlauf zwischen der ersten Welle und der dritten Welle des zweiten Überlagerungsgetriebes, wodurch eine Übersetzung von 1 : 1 erzielt wird.
Die Auslegung von Hohlrad und Sonnenrad der beiden Planetenradsätze kann beliebig erfolgen. Diese ist jedoch bei der Gesamtauslegung, insbesondere der Verbindung zwischen den Ausgängen und dem stufenlosen Getriebe mit zu berücksichtigen. Durch die Auslegung des zweiten Überlagerungsgetriebes kann die Gesamtspreizung des Getriebes beeinflusst werden. Dabei wird beispielsweise durch Variation des Sonnenrades, insbesondere von dessen Durchmesser bei gleich bleibender Auslegung des Hohlrades die Gesamtspreizung des Getriebes direkt beeinflusst. Eine Vergrößerung bewirkt eine Erhöhung, eine Verkleinerung eine Verringerung. Die Auslegung des ersten Planetenradsatzes erfolgt in Abhängigkeit der Spreizung am CVT, d. h. die Auslegung von Hohlrad und Sonnenrad erfolgt bei einer Ausführung gemäß dem ersten Lösungsansatz beispielsweise bei einer mit dem CVT zu erzielenden Spreizung von ca. 2,5 derart, dass das Verhältnis von Sonnenrad zum Hohlrad den mit dem CVT erzielten Verhältnissen entspricht. (Wellen laufen beim Kupplungswechsel synchron).
Das stufenlose Getriebe kann für beide Lösungsansätze vielgestaltig ausgeführt sein, vorzugsweise ist dieses als kraftschlüssiges Zugmittelgetriebe ausgeführt. Dieses umfasst zwei Scheibenanordnungen, eine erste Scheibenanordnung und eine zweite Scheibenanordnung, wobei die einzelnen Scheiben, vorzugsweise wenigstens eine zur Änderung des Übersetzungsverhältnisses relativ gegeneinander verschiebbar sind. Als Zugmittel finden Riemen, Ketten und Schubgliederbänder Verwendung.
Die Mittel zur Steuerung des Übersetzungsverhältnisses umfassen bei
Ausgestaltung des Zugmittelgetriebes mit zwei Scheibenanordnungen, wobei der Abstand der Scheiben einer Scheibenanordnung durch die Anpresskraft der Scheiben einer Scheibenanordnung variierbar ist, und diese Größe als direkte Steuergröße oder eine diese wenigstens mittelbar charakterisierende Größe verwendet wird, entsprechende Stelleinrichtungen zur Beaufschlagung der einzelnen Scheiben bzw. zu deren Verschiebung. Diese können beispielsweise elektro-hydraulisch betrieben werden. Dabei kann entweder nur einer Scheibenanordnung eine entsprechende Stelleinrichtung zur aktiven Änderung des Laufradius für das Zugmittel zugeordnet werden, wobei der anderen Scheibenanordnung beispielsweise vorgespannte Federeinrichtungen zugeordnet sind, die entsprechend der Änderung des Abstandes der einzelnen Scheiben und damit des Laufradius an der mittels der Stelleinrichtung aktiv ansteuerbaren Scheibenanordnung eine automatische Anpassung der Anpresskraft und damit der Einstellung des Laufradius ermöglichen. Eine andere Möglichkeit besteht in der Ansteuerung beider Scheibenanordnungen. Bezüglich der konkreten Ausführung bestehen eine Mehrzahl von bereits aus dem Stand der Technik bekannten Möglichkeiten, auf welche daher nicht näher eingegangen werden soll.
Die Auslegung der vorgesehenen Übersetzungsstufen zwischen erstem und zweitem Überlagerungsgetriebe und dem stufenlosen Getriebe (CVT) erfolgt entsprechend der maximal zulässigen Drehzahl am CVT.
Für die erfindungsgemäße Lösung wird zusätzlich eine Steuerung vorgesehen, welche das Übersetzungsverhältnis am Zugmittelgetriebe verändert, insbesondere durch Änderung des Abstandes der Scheiben einer Scheibenanordnung zueinander. Diese erfolgt beispielsweise in Abhängigkeit von der Motordrehzahl, der gewünschten Drehzahl an der Getriebeausgangswelle der Gaspedalstellung sowie weiterer Einflussgrößen. Bezüglich der Steuerung bestehen eine Vielzahl von Möglichkeiten, wobei auf herkömmliche zurückgegriffen werden kann.
Zur Drehrichtungsumkehr kann zusätzlich ein Umkehrgetriebe oder eine ent- sprechende Anordnung vorgesehen werden, die eine Umkehr der Drehrichtung der Getriebeeingangswelle ermöglicht. Ferner ist es jedoch möglich, den Spreizungsbereich voll auszunutzen und das zweite Überlagerungsgetriebe über Null zu fahren.
Der erfindungsgemäßen Getriebebaueinheit kann ferner eine Anfahreinheit, wie bereits beschrieben, beispielsweise in Form eines hydrodynamischen Wandlers, einer hydrodynamischen Kupplung oder einer mechanischen Kupplung, beispielsweise in Form einer nasslaufenden Lamellenkupplung zugeordnet werden, um nicht bereits im Anfahrzustand die volle Last auf das stufenlose Getriebe zu übertragen. Gemäß einer besonders vorteilhaften Weiterentwicklung kann sich ergebender Schlupf am stufenlosen Getriebe bei hohen Leistungen durch Mittel zur Angleichung der Umlaufgeschwindigkeit am Zugmittel an die Drehzahl der Antriebswelle verhindert werden. Somit kann noch einmal eine Steigerung der Höhe der übertragbaren Leistung erfolgen.
Die Mittel zur Angleichung der Umlaufgeschwindigkeit des Zugmittels an die Drehzahl des Getriebeeingangs umfassen ein, wenigstens mittelbar mit dem Getriebeeingang gekoppeltes und mit dem Zugmittel kraftschlüssig in Wirkverbindung stehendes Übertragungsglied. Das Zugmittel ist am Außenumfang umlaufend mit einer Profilierung versehen die mit einer dazu komplementär ausgeführten Profilierung am Außenumfang des Übertragungsgliedes in Eingriff steht. Eine andere Möglichkeit besteht darin, das Zugmittel als Kette oder aber als Verbund mit einem Riemen und einer Kette auszuführen, wobei dann das Übertragungsglied als Kettenrad ausgebildet ist, d. h., dass die Ausführung fortlaufend durch unveränderte Positionierung des Übertragungsgliedes gegenüber dem Zugmittel erfolgt. Anpassungen des Zugmittels bei Laufradienänderungen bei Verstellung der Scheiben des stufenlosen Getriebes und synchrone Angleichung der Umlaufgeschwindigkeit des Zugmittels an die Drehzahl des Getriebeeinganges werden über gemäß einem ersten Lösungsansatz über eine Spannvorrichtung, insbesondere Spannrolle ausgeglichen. Die Spannrolle ist dabei verschwenkbar gegenüber dem Zugmittel und ortsfest gelagert. Das Übertragungsglied ist dabei wenigstens mittelbar mit dem Getriebeeingang gekoppelt. Dies bedeutet, dass das Übertragungsglied entweder drehfest mit dem Getriebeeingang oder aber über weitere
Übertragungselemente mit diesem gekoppelt ist. Zur Gewährleistung einer Rotation des Übertragungsgliedes mit gleichem Drehsinn wie die Laufrichtung des Zugmittels ist dieses entweder direkt drehfest mit der Antriebswelle bzw. dem Getriebeeingang gekoppelt oder über weitere Übertragungselemente beispielsweise einen Stirnradsatz, wobei die Anzahl der miteinander kämmenden Übertragungselemente dann ungerade ist. Die Übertragungselemente kann man auch verschwenkbar gegenüber dem Zugmittel anordnen. Diese dienen dann gleichzeitig als Spannelement zur Angleichung der Umlaufgeschwindigkeit an die Drehzahl am Getriebeeingang. Das Zahnrad verhindert den Schlupf auf dem kleineren Laufradius des Zugmittelgetriebes. Das Moment wird über großen und kleinen Laufradius übertragen, wodurch eine größere Übertragungsfläche erreicht wird.
Gemäß einem weiteren Lösungsansatz erfolgt zur straffen und schlupffreien Führung des Zugmittels der Ausgleich der sich bei unterschiedlicher Verstellung der beiden Scheibenanordnungen, d. h. nicht gleichmäßiger Verstellung ergebenden Abweichungen der Zugmittelumlauflänge von der theoretisch in diesem Zustand zur sicheren Übertragung von Drehmoment erforderlichen Länge durch Verschwenkbarkeit der Scheibenanordnungen um das Übertragungsglied. Dabei werden die auf den mit den Scheibenanordnungen drehfest verbundenen Wellen und die auf diesen gelagerten Elemente - Ausgang der ersten festen Übersetzungsstufe und Eingang der zweiten festen Übersetzungsstufe - mit verschwenkt. Durch diese ist der Verschwenkradius festgelegt. Die Verschwenkung erfolgt dabei immer in Richtung bzw. um das Übertragungsglied in Umfangrichtung.
Bei bestimmten Auslegungen des Getriebes ist ein Betrieb über Null möglich. Ansonsten wird zur Drehrichtungsumkehr eine Wendeschaltung vorgesehen.
Die Erfindung wird nachfolgend anhand von Figuren erläutert. Darin ist im einzelnen folgendes dargestellt:
Figur 1 verdeutlichen eine erfindungsgemäße Ausgestaltung einer
Getriebebaueinheit;
Figur 2 verdeutlicht eine vorteilhafte Weiterentwicklung gemäß Figur 1 ;
Figur 3 verdeutlicht eine besonders vorteilhafte Ausführung einer erfindungsgemäßen Lösung in koaxialer Bauweise. Die Figur 1 verdeutlicht in schematisch vereinfachter Darstellung den Grundaufbau einer erfindungsgemäß gestalteten Getriebebaueinheit 1 in Form einer Überlagerungsgetriebeeinheit, insbesondere in Form eines Mehrbereichsgetriebes 2. Diese umfasst einen Getriebeeingang E und einen
Getriebeausgang A. Getriebeeingang E und Getriebeausgang A sind exzentrisch angeordnet. Der Versatz wird über eine Vorgelegestufe 50 realisiert. Der Getriebeeingang E ist wenigstens mittelbar mit einer Antriebsmaschine verbunden, während der Ausgang beim Einsatz in Fahrzeugen wenigstens mittelbar drehfest mit den anzutreibenden Rädern des Fahrzeuges koppelbar ist. Die Leistungsübertragung zwischen dem Eingang E und dem Ausgang A erfolgt in den einzelnen Betriebsbreichen, vorzugsweise wenigstens zwei Betriebsbereichen jeweils unter Ausnutzung zweier Leistungszweige, einem ersten Leistungszweig 3 und einem zweiten Leistungszweig 4. Dabei ist erfindungsgemäß im ersten Leistungszweig 3 ein stufenloses Getriebe 5 in Form eines Zugmittelgetriebes 6 vorgesehen, wobei der in wenigstens einem Betriebsbereich als Eingang fungierende Eingang 7 des stufenlosen Getriebes 5 frei von einer direkten Kopplung mit dem Getriebeeingang E und damit der Kopplung mit der Antriebsmaschine ist. Insbesondere ist zwischen dem Getriebeeingang E und dem stufenlosen Getriebe 5 kein festes Übersetzungsverhältnis vorgesehen. Der jeweilige Ausgang 8 des stufenlosen Getriebes 5 ist frei von einer direkten Kopplung mit dem Getriebeausgang A. Zu diesem Zweck sind zwischen dem Getriebeeingang E und dem Getriebeausgang A zwei Überlagerungsgetriebe 9 und 10 vorgesehen. Die beiden Überlagerungsgetriebe - erstes Überlagerungsgetriebe 9 und zweites Überlagerungsgetriebe 10 - sind als dreiwellige Planetengetriebe 11 und 12 ausgeführt. Jedes Planetengetriebe - ein erstes Überlagerungsgetriebe 9 bildendes Planetengetriebe 11 und das zweite Überlagerungsgetriebe 10 bildende Planetengetriebe 12 - umfassen jeweils eine erste Welle, eine zweite Welle und eine dritte Welle. Für das erste Planetengetriebe 11 ist die erste Welle mit 13, die zweite Welle mit 14 und die dritte Welle mit 15 bezeichnet, während für das zweite Planetengetriebe 12 die erste Welle mit 16, die zweite Welle mit 17 und die dritte Welle mit 18 bezeichnet ist. Die erste Welle 13 des ersten Planetengetriebes 11 ist dabei mit dem Eingang E der Getriebebaueinheit 1 drehfest verbunden bzw. wird von dieser gebildet. Die zweite Welle 14 ist mit dem zweiten Planetengetriebe 12 verbindbar und die dritte Welle 15 ist mit dem stufenlosen Getriebe 5 wenigstens mittelbar, vorzugsweise über ein Verbindungsgetriebe 39, umfassend eine Übersetzungsstufe 19, verbindbar. Dies gilt in Analogie für das zweite Überlagerungsgetriebe 10 in Form des zweiten Planetengetriebes 12. Die erste Welle 16 ist mit dem ersten Planetenradsatz 11 , insbesondere der dritten Welle 15 verbunden, wobei über diese Verbindung die Kopplung mit dem Getriebeeingang E erfolgt. Die dritte Welle 18 ist drehfest mit der zweiten Welle 14 des ersten Planetengetriebes 11 und wenigstens mittelbar mit dem stufenlosen Getriebe 5 verbindbar. Die Verbindung erfolgt über ein Verbindungsgetriebe 40, umfassend eine Übersetzungsstufe 20. Die Übersetzungsstufen 19 und 20 haben dabei eine feste Übersetzung. Die zweite Welle 17 ist mit dem Ausgang A der Getriebebaueinheit 1 drehfest verbunden. Erfindungsgemäß werden das erste Überlagerungsgetriebe 9 und das zweite Überlagerungsgetriebe 10 in den einzelnen Betriebsbereichen wechselweise als Verteiler- und als Summiergetriebe verwendet. Zur Realisierung der Mehrbereichsarbeitsweise sind dem zweiten Überlagerungsgetriebe 10 zwei schaltbare Kupplungen 21 und 22 zugeordnet, die wahlweise die erste Welle 16 mit dem Eingang E der Getriebebaueinheit 1 bzw. der dritten Welle des ersten
Überlagerungsgetriebes 9 verbinden und eine zweite schaltbare Kupplung 22, die wahlweise die dritte Welle 18 mit dem Ausgang A der Getriebebaueinheit 1 und damit den Ausgang A mit dem stufenlosen Getriebe 5 über die zweite Übersetzungsstufe 20 verbindet. Die einzelnen Funktionen von erster Welle, zweiter Welle und dritter Welle der einzelnen Planetengetriebe 11 , 12 werden dabei für das erste Planetengetriebe 11 von einem Steg 23, als erste Welle, die Funktion der zweiten Welle 14 zur Verbindung mit dem zweiten Überlagerungsgetriebe 10 und über dieses mit dem Ausgang A vom Sonnenrad 25 gebildet. Die dritte Welle 15 wird vom Hohlrad 24 gebildet. Die Funktion der ersten Welle 16 des zweiten Überlagerungsgetriebes 10 wird vom Steg 26, die
Funktion der zweiten Welle 17 vom Hohlrad 28 und die Funktion der dritten Welle 18 vom Sonnenrad 27 gebildet. Die erste schaltbare Kupplung 21 dient dabei der Verbindung zwischen dem Steg 26 des zweiten Überlagerungsgetriebes 10 und dem ersten Überlagerungsgetriebe 9, während die zweite schaltbare Kupplung 22 der Kopplung zwischen dem stufenlosen Getriebe 5, insbesondere der zweiten Übersetzungsstufe 20 und dem Ausgang A der Getriebebaueinheit 1 dient. Das stufenlose Getriebe ist als Zugmittelgetriebe 6 ausgebildet. Dieses umfasst zwei Scheibenanordnungen 33 und 35, die über ein Zugmittel 34 miteinander verbunden sind. Je nach Leistungsübertragungsrichtung fungieren die erste oder zweite Scheibenanordnung 33, 35 als Eingang oder Ausgang des stufenlosen Getriebes 5. Die Funktionsweise gestaltet sich wie folgt, wobei zumindest zwei Betriebsbereiche realisiert werden können:
In einem ersten Betriebsbereich wird die erste Kupplung 21 geschlossen. In diesem Fall besteht eine direkte Verbindung zwischen dem ersten Überlagerungsgetriebe 9 und der ersten Welle 16 des zweiten Überlagerungsgetriebes 10. In diesem Fall fungiert das erste Überlagerungsgetriebe 9 als Verteilergetriebe und das zweite Überlagerungsgetriebe 10 als reines Summiergetriebe. Der Leistungsfluss wird über die erste Welle 16 des zweiten Überlagerungsgetriebes 10 geleitet, wobei durch Rückwirkung über das erste Überlagerungsgetriebe 9 die Drehzahl am Ausgang A der Getriebebaueinheit über die dritte Welle 15 des ersten
Planetengetriebes 11 bestimmt wird. Mit dieser Lösung ist es somit möglich, dass zum einen die vorteilhaften Eigenschaften der aus der in Druckschrift US 6,921 ,349 B2 genannten Anordnung beibehalten werden und zusätzlich die Belastung des Zugmittelgetriebes 6 reduziert wird. Dabei wird zwar aufgrund der Kopplung zwischen Überlagerungsgetriebe 9 und stufenlosem Getriebe 5 über eine Stufe 19 ein festes Übersetzungsverhältnis erzielt, allerdings sind die einzelnen Größen - Drehzahl- und Moment am stufenlosen Getriebe 5 immer abhängig von den Verhältnissen am ersten Überlagerungsgetriebe 9 und der Schaltung der einzelnen Kupplungen 21 , 22. Die Leistungsübertragung erfolgt über das erste Planetenradgetriebe 11 , insbesondere das Sonnenrad 25 auf das Zugmittelgetriebe 6, insbesondere die in diesen Betriebszustand als Eingang T fungierende Scheibenanordnung 35, die Scheibenanordnung 33 auf die Hohlwelle 24 und wird am zweiten Planetenradgetriebe 12 zusammengeführt. Dadurch wird erreicht, dass unnötig hohe Belastungen des stufenlosen Getriebes 5 bei höheren Drehzahlen vermieden werden. Der Eingang des stufenlosen Getriebes 5 ist somit nicht mehr direkt an die Drehzahl der Antriebsmaschine gekoppelt. Die Drehzahl am Ausgang kann durch Steuerung des stufenlosen Getriebes 5 verändert werden. Die Kopplung jeweils zwischen den einzelnen Scheibenanordnungen 33, 35 des stufenlosen Getriebes 5 mit den Überlagerungsgetrieben 9, 10 erfolgt über die entsprechenden Verbindungsgetriebe 39, 40 mit festen Übersetzungsstufen 19, 20. Die Mittel 31 zur Steuerung des Übersetzungsverhältnisses 33, 35 selbst an den Scheibenanordnungen umfassen bei Ausgestaltungen des
Zugmittelgetriebes 6 mit zwei Scheibenanordnungen 33, 35, wobei der Abstand der Scheiben einer Scheibenanordnung 33, 35 durch die Anpresskraft der Scheiben variierbar ist und diese Größe als direkte Steuergröße oder eine diese wenigstens mittelbar charakterisierende Größe verwendet wird, eine entsprechende Stelleinrichtung zur Variation der Anpresskraft, d. h.
Stelleinrichtungen zur Beaufschlagung der einzelnen Scheiben bzw. zu deren Verschiebung. Diese können beispielsweise elektro-hydraulisch betrieben werden. Dabei kann entweder nur einer Scheibenanordnung 33 oder 35 eine entsprechende Stelleinrichtung zur aktiven Änderung des Laufradius für das Zugmittel zugeordnet werden, wobei der anderen Scheibenanordnung 33 oder 35 beispielsweise vorgespannte Federeinrichtungen zugeordnet sind, die entsprechende Änderung des Abstandes der einzelnen Scheiben und damit des Laufradius an der mittels der Stelleinrichtung aktiv ansteuerbaren Scheibenanordnung 33 bzw. 35 eine automatische Anpassung der Anpresskraft und damit der Einstellung des Laufrades ermöglichen. Eine andere Möglichkeit besteht in der Ansteuerung beider Scheibenanordnungen, hier die Scheibenanordnungen 33 und 35. Bezüglich der konkreten Ausführung bestehen eine Mehrzahl von bereits aus dem Stand der Technik hinlänglich bekannter Möglichkeiten, auf weiche daher nicht noch einmal eingegangen werden soll. Dies gilt ferner für die Verfahren zur Ansteuerung selbst und die Festlegung der Steuer- Regel- und Führungsgrößen für den Betrieb des Zugmittelgetriebes sowie die Einbindung dessen in bestehende Antriebskonzepte. Bezüglich der Ausführung des stufenlosen Getriebes 5 bestehen eine Vielzahl von Möglichkeiten. Die Kopplung der beiden Scheibenanordnungen 33 und 35 und die Kraftübertragung erfolgt jeweils über ein Zugmittel 34, beispielsweise in Form eines Riemens, einer Kette oder Schubgliederbandes.
In einem zweiten Betriebsbereich Il ist die erste Kupplung 21 zwischen dem stufenlosen Getriebe und dem Getriebeausgang A deaktiviert und die zweite Kupplung 22 geschlossen. In diesem Fall besteht zwischen dem Getriebeausgang A mit der dritten Welle 18 des zweiten Überlagerungsgetriebes 10 und damit dem Ausgang der festen Übersetzungsstufe 20 eine drehfeste Verbindung, wobei diese ferner mit der zweiten Welle 14 des ersten Überlagerungsgetriebes 9 verbunden ist. Dabei sind Hohlrad 28 und Sonnenrad 27 des zweiten Überlagerungsgetriebes 10 drehfest miteinander gekoppelt. Damit wird der Übersetzungsbereich des stufenlosen Getriebes 5 ein weiteres Mal genutzt, um eine höhere Getriebespreizung zu realisieren, wobei die Belastung des stufenlosen Getriebes reduziert wird. Die Leistungsübertragung erfolgt dabei vom Getriebeeingang E über das erste Überlagerungsgetriebe 9 über die erste Übersetzungsstufe 19 auf das stufenlose Getriebe 5. Im dargestellten Fall ist die erste Übersetzungsstufe 19 als Stirnradstufe ausgeführt, wobei das erste Stirnrad 29 vom Hohlrad 24 des ersten Überlagerungsgetriebes 9 gebildet wird, während das zweite mit diesem kämmende Stirnrad 30 mit dem in diesem Funktionszustand als Eingang 7 des stufenlosen Getriebe fungierenden Welle 32 oder einem drehfest mit der ersten Scheibenanordnung 33 gekoppelten Elementes des stufenlosen Getriebes 5 verbunden ist. Die Leistungsübertragung erfolgt über das Zugmittel 34 auf eine zweite Scheibenanordnung 35, die wiederum über die zweite Übersetzungsstufe 20 in Form eines Stirn radsatzes 36 mit der dritten Welle 18 des Überlagerungsgetriebes 10 verbunden ist. Der Stirnradsatz 36 umfasst auch hier zwei Stirnräder, wobei das erste Stirnrad 37 mit der zweiten Scheibenanordnung 35 verbunden ist, während das zweite Stirnrad 38 mit der dritten Welle 18 des zweiten Überlagerungsgetriebes 10 verbunden ist. Auch in diesem
Funktionszustand erfolgt eine Verstellung des Abstandes der Scheiben der ersten und zweiten Scheibenanordnung 33 und 35 jeweils zur Erzielung der gewünschten Übersetzungsverhältnisse.
Durch die Kopplung zwischen Sonnen- und Hohlrad 27 bzw. 28 läuft das zweite Überlagerungsgetriebe 10 mit einer Übersetzung von 1 : 1. Die Übersetzung des Gesamtgetriebes wird in diesem Betriebsbereich hauptsächlich über das stufenlose Getriebe 5 bestimmt. Dabei erfolgt an diesem eine Änderung des Übersetzungsverhältnisses entsprechend der Ansteuerung der einzelnen Scheibenanordnungen. Auch hier wird der mögliche Arbeitsbereich des stufenlosen Getriebes durch entsprechende Verstellung der Scheiben genutzt. Diese erfolgt beispielsweise ausgehend von der mit dem ersten Überlagerungsgetriebe gekoppelten Scheibenanordnung jeweils ins Schnelle und dann von schnell in langsam.
Das Getriebe 1 kann über eine Anfahreinheit an den Antrieb bzw. die Antriebsmaschine angekoppelt werden.
Erstes Überlagerungsgetriebe 9 und zweites Überlagerungsgetriebe 10 sind wie bereits beschrieben als Umlaufrädergetriebe in Form von Planetengetrieben 11 und 12 ausgeführt. Diese umfassen jeweils wenigstens ein Sonnenrad 25, ein
Hohlrad 24 sowie einen Steg 23 und Planetenräder. Dabei sind das Sonnenrad 25 und das Hohlrad 24 über einfache Planetenräder miteinander verbunden. Dies gilt in Analogie auch für das zweite Planetengetriebe 12.
Die Figur 2 verdeutlicht anhand einer Ausführung gemäß Figur 1 eine besonders vorteilhafte Weiterentwicklung der erfindungsgemäß gestalteten Getriebebaueinheit 1 zur Realisierung der Übertragung hoher Momente in Form eines Mehrbereichsgetriebes 2. Der Grundaufbau entspricht dabei dem in der Figur 1 beschriebenen, weshalb für gleiche Elemente die gleichen Bezugszeichen verwendet werden. Das stufenlose Getriebe 5 ist ebenfalls als kraftschlüssiges Zugmittelgetriebe 6 ausgebildet. Erfindungsgemäß ist das Zugmittel 34 am Außenumfang mit einer Profilierung versehen, die einen Eingriff eines wenigstens mittelbar drehfest mit dem Getriebeeingang E gekoppelten Übertragungsgliedes 42 mit entsprechend zur Profilierung komplementär ausgebildeter Profilierung erlaubt und somit eine synchrone Angleichung der Umlaufgeschwindigkeit des Zugmittels 34 an den Getriebeeingang E bei jedem beliebigen Übersetzungsverhältnis zwischen Getriebeeingang E und Getriebeausgang A ermöglicht. Diese Maßnahme bietet den Vorteil, dass bei gleicher Dimensionierung des Zugmittelgetriebes das mehrfache an Leistung, beispielsweise ca. dreimal mehr Leistung als ohne diese Maßnahme übertragen werden kann. Schlupfzustände am Zugmittelgetriebe werden vermieden. Als Übertragungsglied 42 finden entsprechend der Auswahl des Zugmittels Zahnoder Kettenräder Verwendung. Die Drumlängenänderungen werden über eine, hier nicht dargestellte Spannvorrichtung ausgeglichen, beispielsweise eine Spannrolle. Das Zahnrad verhindert den Schlupf auf dem kleinen Laufradius des CVT. Beide Scheibenanordnungen übertragen Momente (großer und kleiner Laufradius).
Das Übertragungsglied 42 ist vorzugsweise drehfest mit dem als Antriebswelle fungierenden Getriebeeingang E verbunden und ermöglicht in Verbindung mit einer Spannvorrichtung eine synchrone Angleichung der Umlaufgeschwindigkeit des Zugmittels an die Drehzahl der Antriebsmaschine bzw. den Getriebeeingang E. Ein Rutschen des Zugmittels wird dadurch vermieden. Denkbar sind jedoch auch Ausführungen der Mittel zur Kopplung der Umlaufgeschwindigkeit an die Drehzahl der Antriebswelle mit einer Mehrzahl von miteinander in Eingriff stehenden Übertragungselementen, wobei immer eine entsprechende Übersetzung zu wählen ist, vorzugsweise eine ungerade, um die Gleichheit des Drehsinns zwischen Getriebeeingang und Laufrichtung des Zugmittels zu gewährleisten. Der Eingriff erfolgt dabei immer fortlaufend. Die Übertragungselemente kann man auch verschwenkbar anlegen. Sie dienen dann gleichzeitig als Spannelement zur Angleichung der Umlaufgeschwindigkeit des Zugmittels an den Getriebeeingang. Die Figur 3 verdeutlicht in schematisch vereinfachter Darstellung den Grundaufbau einer besonders vorteilhaften erfindungsgemäß gestalteten Getriebebaueinheit 1 in Form einer Überlagerungsgetriebeeinheit, insbesondere eines Mehrbereichsgetriebes 2, mittels welchem auch ein Fahren über null möglich ist und das durch eine koaxiale Anordnung von Getriebeeingang E,
Getriebeausgang A und den Überlagerungsgetrieben 9, 10 charakterisiert ist. Der Getriebeeingang E ist wenigstens mittelbar mit einer Antriebsmaschine verbunden, während der Getriebeausgang A beim Einsatz in Fahrzeugen wenigstens mittelbar mit den anzutreibenden Rädern des Fahrzeuges koppelbar ist. Die Leistungsübertragung zwischen dem Getriebeeingang E und dem Getriebeausgang A erfolgt in den einzelnen Betriebsbereichen jeweils unter Ausnutzung zweier Leistungszweige, einem ersten Leistungszweig 3 und einem zweiten Leistungszweig 4. Die Getriebebaueinheit 1 umfasst dazu ferner ein stufenloses Getriebe 5 in Form eines Zugmittelgetriebes 6. Dieses umfasst jeweils einen Eingang 7 und einen Ausgang 8, wobei der Begriff Eingang und Ausgang funktional zu verstehen ist und frei von einer direkten Kopplung mit dem Getriebeeingang E und damit der Kopplung mit der Antriebsmaschine ist. Zwischen dem Getriebeeingang E und dem stufenlosen Getriebe 5 ist damit über dem gesamten Betriebsbereich kein festes Übersetzungsverhältnis vorgesehen. Der Ausgang 8 des stufenlosen Getriebes ist ebenfalls frei von einer direkten Kopplung mit dem Getriebeausgang A. Zu diesem Zweck ist zwischen dem Getriebeeingang E und dem Getriebeausgang A ein Überlagerungsgetriebe 9 vorgesehen. Dieses ist als dreiwelliges Planetengetriebe 11 ausgeführt. Das dreiwellige Planetengetriebe umfasst eine erste Welle 13, eine zweite Welle 14 und eine dritte Welle 15. Die erste Welle 13 ist wenigstens mittelbar mit dem Eingang E der Getriebebaueinheit drehfest verbunden bzw. wird von dieser gebildet. Die zweite und die dritte Welle 14, 15 sind wenigstens mittelbar mit dem Eingang 7 und dem Ausgang 8 des Zugmittelgetriebes 6 verbunden. Die zweite Welle 14 ist dabei mit einer je nach Leistungsübertragungsrichtung als Eingang 7 oder Ausgang 8' fungierenden ersten Scheibenanordnung 33 des
Zugmittelgetriebes 6 verbunden, während die dritte Welle 15 mit einer als Ausgang 8 oder Eingang T -je nach funktionaler Zuordnung - fungierenden zweiten Scheibenanordnung 35 des Zugmittelgetriebes 6 verbunden ist. Die Funktion der einzelnen Scheibenanordnungen 33,35 bzw. die Richtung der Leistungsübertragung über das Zugmittelgetriebe 6 ist veränderbar. Daher wird der Eingang in einem ersten Betriebszustand mit 7 an der ersten Scheibenanordnung 33 und der Ausgang mit 8 an der zweiten Scheibenanordnung 35 bezeichnet, während bei Wechsel der Leistungsübertragungsrichtung der Eingang an der zweiten Scheibenanordnung 35 mit 7' und der Ausgang an der ersten Scheibenanordnung 33 mit 8' gekennzeichnet ist. Die erste Welle 13 des dreiwelligen Planetengetriebes 11 wird dabei vom Hohlrad 24 gebildet, die zweite Welle 14 vom Sonnenrad 25 und die dritte Welle 15 vom Steg 23. Im dargestellten Fall erfolgt die Anordnung zwischen dem Getriebeeingang E und dem Ausgang A, insbesondere zwischen dem Getriebeeingang E und dem Hohlrad 24 koaxial. Der Steg 23 ist dabei mit der zweiten Scheibenanordnung 35 über eine Drehzahl- /Drehmomentwandlungseinrichtung bzw. ein Verbindungsgetriebe 39, das vorzugsweise in Form eines einfachen Stirnradsatzes ausgeführt ist, gekoppelt. Der Stirnradsatz umfasst ein erstes Stirnrad 29 und ein zweites Stirnrad 30, wobei das erste Stirnrad 29 drehfest mit dem Steg 23 des dreiwelligen Planetenradsatzes 11 gekoppelt ist. Das zweite Stirnrad 30 ist drehfest mit der zweiten Scheibenanordnung 35 des Zugmittelgetriebes 6 verbunden. Eine weiteres Verbindungsgetriebe 40 in Form eines eine Übersetzungsstufe 20 bildenden Stirnradsatzes dient der Kopplung zwischen der zweiten Welle 14 in Form des Sonnenrades 25 des Planetengetriebes 11 mit der ersten Scheibenanordnung 33. Auch diese umfasst im einfachsten Fall zwei Stirnräder, ein erstes Stirnrad 37und ein zweites Stirnrad 38, wobei das erste Stirnrad 37 drehfest mit der zweiten Welle 14 in Form des Sonnenrades 18 des Planetengetriebes 11 verbunden ist und mit dem Stirnrad 38, welches drehfest mit der ersten Scheibenanordnung 33 verbunden ist, kämmt. Die Ausführung der beiden Verbindungsgetriebe 39, 40 in Form von Stirnradsätzen in der beschriebenen Form stellt eine mögliche Ausführung dar. Andere sind ebenfalls denkbar. Diese Ausführung ist jedoch durch die geringste Anzahl an Bauteilen charakterisiert. Die beiden Verbindungsgetriebe 39, 40 bilden dabei jeweils eine Übersetzungsstufe 19, 20 vom Planetengetriebe 11 zu den einzelnen Scheibenanordnungen 33 bzw. 35 des Zugmittelgetriebes 6. Die beiden Übersetzungsstufen 19, 20 weisen eine feste Übersetzung auf. Beiden gemeinsam ist die gleiche Anzahl, d.h. je nach Auswahl entweder einer geraden Anzahl von miteinander in Eingriff stehenden Stirnrädern oder aber eine ungerade Anzahl. Es ist somit über diese entweder die gleiche Drehrichtung oder eine Drehrichtungsumkehr gegenüber den mit diesen gekoppelten Wellen des Planetengetriebes 11 erzielbar. Das Überlagerungsgetriebe 9 sowie die mit diesem gekoppelten Eingänge der Verbindungsgetriebe 39, 40 sind koaxial zueinander angeordnet. Die konstruktive Umsetzung erfolgt über Durchführungen und Hohlwellen.
Das Planetengetriebe 11 ist derart aufgebaut, dass dieses jeweils paarweise miteinander kämmende Planetenräder 47 und 48 zwischen dem Sonnenrad 25 und dem Hohlrad 24 umfasst, wobei jeweils ein Planetenrad 4T1 und 4S1 miteinander kämmen und ein Planetenradpaar 46i bilden. Je nach gewählter Anzahl n der Planetenradpaare sind diese mit 46n bezeichnet. Dabei kämmt das erste Planetenrad, beispielhaft Al \ mit dem Planetenrad 48i des Planetenradpaares 46i und mit dem Sonnenrad 18, während das zweite Planetenrad 48i des Planetenradpaares 46i mit dem ersten Planetenrad 47i und dem Hohlrad 24 kämmt. Diese paarweise miteinander kämmenden Planetenräder 47n und 48n unter Bildung der Planetenradpaare 46n mit n ≥ 1 sind vorzugsweise identisch ausgelegt, d.h. ein Planetenradpaar 46n weist vorzugsweise eine Übersetzung von 1:1 auf. Andere Übersetzungen sind ebenfalls denkbar, beispielsweise von 1 :0,8 bis 1 :1 ,2. Die Auslegung der vorgesehenen
Übersetzungsstufen 19, 20 zwischen dem Planetengetriebe 11 und dem stufenlosen Getriebe 5 erfolgt entsprechend der maximal zulässigen Drehzahl am CVT. Bei dem Planetengetriebe 11 werden in Abhängigkeit von der Spreizung des stufenlosen Getriebes Übersetzungen zwischen dem Hohlrad 24 und dem Sonnenrad 25 von 1 :2,5 bis 1 :3,5, vorzugsweise 1 :3, gewählt. Die dritte Welle 15 in Form des Steges 23 ist ferner auch mit dem Getriebeausgang A wenigstens mittelbar drehfest verbindbar. Über den Steg ist damit bei Leistungsübertragung über das Zugmittelgetriebe 6 vom Getriebeeingang E über das Planetengetriebe 11 , das Verbindungsgetriebe 40 auf das Zugmittelgetriebe 6, von der Scheibenanordnung 33 zur Scheibenanordnung 35 eine Kopplung mit dem Getriebeausgang A über das Verbindungsgetriebe 39 gegeben. Bei Leistungsübertragung über das Zugmittelgetriebe 6 in Richtung von der Scheibenanordnung 35 zur ersten Scheibenanordnung 33 erfolgt dabei entweder eine Kopplung mit dem Getriebeausgang A über das Planetengetriebe 11 , insbesondere vom Sonnenrad 25 auf den Steg 23 bzw. durch eine direkte Kopplung bei Drehzahlgleichheit direkt über das Stirnrad 37 des Verbindungsgetriebes 20 wenigstens mittelbar zum Ausgang A über das zweite Überlagerungsgetriebe 10, welches als Planetenradgetriebe 12 ausgeführt ist. Das Planetengetriebe 12 ist dabei ebenfalls als dreiwelliges Planetengetriebe ausgeführt, umfassend eine erste Welle 16, eine zweite Welle 17 und eine dritte Welle 18. Diese sind über schaltbare Kupplungen 21 und 22 wenigstens mittelbar mit dem ersten Überlagerungsgetriebe 9 in Form des Planetengetriebes 11 unter Bildung eines vierwelligen Planetengetriebes verbindbar. Die erste Welle 16 wird vom Steg 26, die zweite Welle 17 vom Hohlrad 28 und die dritte Welle 18 vom Sonnenrad 27 gebildet.
Die zweite Welle 17 ist mit dem Ausgang A drehfest verbunden. Die zweite Welle 17 ist ferner über die Kupplungseinrichtung 22 mit dem stufenlosen Getriebe 5 über das Verbindungsgetriebe 40 verbunden, ferner mit der zweiten Welle des ersten Planetengetriebes 11. Die erste Welle 16 des zweiten
Überlagerungsgetriebes 10 ist über die weitere Kupplung 21 mit der dritten Welle 15 des Planetengetriebes 11 , insbesondere dem Steg 23 drehfest verbindbar. Die schaltbare Kupplung 21 dient der Ankopplung des Planetengetriebes 12 an den ersten Planetenradsatz 11 , wobei in diesem Fall aus den beiden dreiwelligen Planetengetrieben 11 , 12 bei geschalteter Kupplung 21 ein vierwelliges Planetengetriebe gebildet wird. Die schaltbare Kupplung 22 ist zwischen der zweiten Welle 14 des ersten Planetengetriebes 11 und der zweiten Welle 17, welche in Form eines Hohlrades 28 des Planetengetriebes 12 ausgeführt ist, vorgesehen. Diese schaltbare Kupplung 22 ermöglicht aufgrund der Kopplung der zweiten Welle 14 des ersten Planetengetriebes 11 mit der dritten Welle 18 in Form des Sonnenrades 27 des Planetengetriebes 12 eine starre Kopplung zwischen dem Sonnenrad 27 und dem Hohlrad 28 des Planetengetriebes 12, d.h. zwischen der zweiten und der dritten Welle und damit die Anbindung der zweiten Welle 14 des ersten Planetengetriebes 11 an das mit dem Getriebeausgang A drehfest gekoppelte Hohlrad 28. In diesem Fall erfolgt der Abtrieb somit quasi direkt von der zweiten Welle 14 auf den Getriebeausgang A ohne weitere Übersetzung.
Beide schaltbare Kupplungen 21 und 22 sind wahlweise betätigbar. Dabei dient die schaltbare Kupplung 22 der Kopplung zwischen dem Getriebeausgang A und der zweiten Welle 14 des ersten Planetengetriebes 11 und die weitere Kupplung 21 der drehfesten Verbindung des Steges 15 über das zweite Planetengetriebe 12 mit dem Getriebeausgang A. Die Schaltbarkeit erfolgt dabei wahlweise je nach Bedarf. Bei Synchronität zwischen den einzelnen Elementen des Planetengetriebes sind vorzugsweise beide überschneidend betätigt, so dass zweite und dritte Welle 14 und 15 synchron laufen. Bei den schaltbaren
Kupplungen kann es sich um Reibkupplungen handeln. Vorzugsweise finden jedoch synchron schaltbare Kupplungen Verwendung.
Das stufenlose Getriebe 5 ist, wie bereits ausgeführt, als Zugmittelgetriebe ausgebildet, umfassend zwei Scheibenanordnungen, eine erste
Scheibenanordnung 33 und eine zweite Scheibenanordnung 35, welche über ein Zugmittel 34 miteinander in kraftübertragender Weise gekoppelt sind. Je nach Leistungsübertragungsrichtung fungiert die erste Scheibenanordnung 33 als Eingang 7 und die Scheibenanordnung 35 als Ausgang 8 bzw. bei Zuordnung der Funktion des Einganges zur dritten Welle 15 als Ausgang 8'. Im letztgenannten Fall bildet dann die jeweils andere Scheibenanordnung, hier die Scheibenanordnung 35, den Eingang T. In einem ersten Betriebsbereich wird dabei die Kupplung 21 geschlossen. In diesem Fall besteht eine Verbindung zwischen dem Getriebeeingang E, der ersten Welle 13 in Form des Hohlrades 24 des Planetengetriebes 11. Der Leistungsfluss wird dabei über die erste Welle 13 des Planetengetriebes 11 auf die zweite Welle 14 in Form des Sonnenrades 25 übertragen. Über das Verbindungsgetriebe 40 und die über diese gebildete
Übersetzungsstufe 20 wird die Scheibenanordnung 33 angetrieben und über das Zugmittel 34 die Scheibenanordnung 35. Durch Rückwirkung über die Übersetzungsstufe 19, welche vom Verbindungsgetriebe 39 gebildet wird bzw. dessen Ausgang in Form des drehfesten mit dem Steg 23 des Planetengetriebes 11 verbundenen Stirnrades 29 ergibt sich aufgrund der Kopplung über die Kupplung 21 mit dem zweiten Planetengetriebe 12, insbesondere die dort vorliegende Übersetzung die Drehzahl am Ausgang A. Diese kann entsprechend der Verstellung an den einzelnen Scheibenanordnungen 33 und 35 variiert werden. Der Eingang des stufenlosen Getriebes 5 ist somit nicht mehr direkt an die Drehzahl der Antriebsmaschine, d.h. die Drehzahl am Getriebeeingang E gekoppelt. Die Drehzahl am Getriebeausgang A kann durch Steuerung des stufenlosen Getriebes 5 sowie über das Planetengetriebe 12 verändert werden. Die Leistungsübertragungsrichtung wechselt dann beim Kupplungswechsel von den Scheibenanordnungen 33 nach 35 bzw. zu 35 nach 33 bzw. 7 nach 8 bzw. 8 nach 7.
Bei Synchronität zwischen Hohlrad 28 und dem Sonnenrad 27 und damit der mit diesen verbundenen Wellen wird die Kupplung 21 deaktiviert und die Kupplung 22 aktiviert. Auch in dieser Stellung kann der gesamte Betriebsbereich des CVTs zweimal durchlaufen werden, d.h. je nach Stellung der Scheiben der
Scheibenanordnungen 33 und 35 zueinander und Leistungsübertragungsrichtung von 33 nach 35 oder 35 nach 33.
Die Kopplung zwischen den einzelnen Scheibenanordnungen 33 und 35 des stufenlosen Getriebes 5 mit dem Überlagerungsgetriebe 9 in Form des
Planetengetriebes 11 erfolgt, wie bereits ausgeführt, über die Verbindungsgetriebe 39, 40 in Form von Übersetzungsstufen 19, 20, die von Drehzahl- /Drehmomentwandlungseinrichtungen gebildet werden. Die Mittel 31 zur Steuerung der Übersetzungsverhältnisse an den Scheibenanordnungen 33, 35 umfassen bei Ausgestaltung als kraftschlüssiges Zugmittelgetriebe 6 Mittel zur Verstellbarkeit der beiden Scheibenanordnungen 33 und 35, wobei der Abstand der Scheiben einer Scheibenanordnung durch die Antriebskraft an den Scheiben variierbar ist und diese Größe als direkte Steuergröße oder eine diese wenigstens mittelbar charakterisierende Größe verwendet wird sowie eine entsprechende Stelleinrichtung zur Variation der Antriebskraft, d.h. Stelleinrichtungen zur Beaufschlagung der einzelnen Scheiben bzw. zu deren Verschiebung. Diese können beispielsweise elektrohydraulisch oder anderweitig betrieben werden. Dabei kann entweder nur einer Scheibenanordnung 33, 35 eine entsprechende Stelleinrichtung zugeordnet werden oder aber vorzugsweise beiden. Bei der erstgenannten Möglichkeit sind entsprechende Mittel zur automatischen Einstellung bzw. Anpassung vorgesehen. Eine andere Möglichkeit besteht in der Ansteuerung beider Scheibenanordnungen 33, 35. Bezüglich der konkreten
Ausführung selbst bestehen dabei eine Mehrzahl von bereits aus dem Stand der Technik hinlänglich bekannten Möglichkeiten, auf welche hier im einzelnen nicht noch einmal eingegangen werden soll. Dies gilt ferner für die Verfahren zur Ansteuerung selbst und die Festlegung der Steuer-/Regel- und/oder Führungsgrößen für den Betrieb des Zugmittelgetriebes 6 sowie die Einbindung dessen in bestehende Betriebskonzepte. Auch bezüglich der Ausführung des stufenlosen Getriebes 5 sind selbst viele Möglichkeiten denkbar. Die Kopplung der beiden Scheibenanordnungen 33 und 35 und die Kraftübertragung erfolgt dabei jeweils über Zugmittel 34, beispielsweise in Form von Riemen, Ketten oder eines Schubgliederbandes, wobei in diesen Fällen die Ausgestaltung der Scheiben hinsichtlich der kraft- und formschlüssigen Kraftübertragung entsprechend anzupassen sind und die Scheibenanordnungen quasi die Funktion von Mitnahmeelementen übernehmen.
Wie bereits ausgeführt, erfolgt bei Schließen der Kupplung 21 die
Leistungsübertragung vom Getriebeeingang E auf das Planetengetriebe 11 , über das Sonnenrad 25 auf das Verbindungsgetriebe 40 und von diesem auf das Zugmittelgetriebe 6, das Verbindungsgetriebe 39 und über die Rückwirkung, dessen auf das Planetengetriebe 11 , insbesondere den Steg 23 und über das Planetengetriebe 12 zum Getriebeausgang A. Bei Verstellung der Scheibenanordnung dahingehend, dass eine Änderung der Leistungsübertragungsrichtung von der zweiten zur ersten Scheibenanordnung zur Leistungsübertragung von der ersten zur zweiten Scheibenanordnung erfolgt, erfolgt die Leistungsübertragung dann quasi vom Getriebeeingang E, dem Steg 23 über das Verbindungsgetriebe 39 auf die Scheibenanordnung 35, von dieser über das Zugmittel 6 auf die Scheibenanordnung 33, das Verbindungsgetriebe 40 und dann entsprechend der Schaltung der Kupplungen 21 bzw. 22 über das
Planetengetriebe 12 zum Getriebeausgang A. Der gesamte Betriebsbereich des stufenlosen Getriebes wird somit quasi zwei Mal jeweils in unterschiedliche Richtungen durchlaufen. Dabei werden je nach geschalteter Kupplung 21 oder 22 jeweils in den einzelnen Betriebsbereichen, die durch die Schaltung einer Kupplung charakterisiert sind, die Leistungsübertragungsbereiche am
Zugmittelgetriebe in beiden Richtungen durchlaufen, wobei ein Betrieb über Null möglich ist.
Die Auslegung der Verbindungsgetriebe 19, 20 erfolgt dabei beispielsweise wie folgt: für 19: 1 : 1 bis 0,5 : 1 für 20: 1 : 2 bis 1 : 1.
Gemäß einer besonders vorteilhaften Ausgestaltung sind Mittel 41 zur Angleichung der Umlaufgeschwindigkeit des Zugmittels 34 an die Drehzahl des Getriebeeingangs E, d.h. zur schlupffreien Kopplung des Zugmittels an die Drehzahl des Getriebeeinganges vorgesehen. Diese umfassen ein, wenigstens mittelbar mit dem Getriebeeingang E gekoppeltes und mit dem Zugmittel 6 kraftschlüssig in Wirkverbindung stehendes Übertragungsglied 42. Das Zugmittel 34 ist dabei am Außenumfang 43 mit einer Profilierung 44 versehen, die mit einer dazu komplementär ausgeführten Profilierung 45 am Außenumfang 49 des Übertragungsgliedes 42 in Eingriff steht. Eine andere Möglichkeit besteht darin, dass Zugmittel 34 als Kette oder aber als Verbund aus Riemen und einer Kette auszuführen, wobei dann das Übertragungsglied als Kettenrad ausgebildet ist, d.h. dass die Ausführung fortlaufend durch unveränderte Positionierung des Übertragungsgliedes gegenüber dem Zugmittel 34 erfolgt. Anpassungen des Zugmittels bei Laufradänderungen bei Verstellung der Scheiben des stufenlosen Getriebes und synchrone Angleichung der Umlaufgeschwindigkeit des Zugmittels an die Drehzahl des Getriebeeinganges werden gemäß einem ersten Lösungsansatz über eine Spannvorrichtung, insbesondere Spannrolle, ausgeglichen. Diese kann verschwenkbar gegenüber dem Zugmittel ortsfest gelagert sein. Das Übertragungsglied ist dabei wenigstens mittelbar mit dem
Getriebeeingang gekoppelt. Das bedeutet, dass das Übertragungsglied entweder drehfest mit dem Getriebeeingang E oder aber über weitere Übertragungselemente mit diesem verbunden ist. Zur Gewährleistung einer Rotation des Übertragungsgliedes mit gleichem Drehsinn wie die Laufrichtung des Zugmittels ist dieses entweder direkt drehfest mit der Antriebswelle bzw. dem Getriebeeingang gekoppelt oder über weitere Übertragungselemente, beispielsweise ein Stimradsatz, wobei die Anzahl miteinander kämmenden Übertragungselemente dann ungerade ist.
Bezugszeichenliste
1 Getriebebaueinheit
2 Mehrbereichsgetriebe 3 erster Leistungszweig
4 zweiter Leistungszweig
5 stufen loses Getriebe
6 Zugmittelgetriebe
7 Eingang des stufenlosen Getriebes 8 Ausgang des stufenlosen Getriebes
9 erstes Überlagerungsgetriebe
10 zweites Überlagerungsgetriebe
11 dreiwelliges Planetengetriebe
12 dreiwelliges Planetengetriebe 13 erste Welle
14 zweite Welle
15 dritte Welle
16 erste Welle
17 zweite Welle 18 dritte Welle
19 Übersetzungsstufe
20 Übersetzungsstufe
21 erste schaltbare Kupplung
22 zweite schaltbare Kupplung 23 Steg des Planetengetriebes 11
24 Hohlrad des Planetengetriebes 11
25 Sonnenrad des Planetengetriebes 11
26 Steg des Planetengetriebes 12
27 Sonnenrad des Planetengetriebes 12 28 Hohlrad des Planetengetriebes 12
29 erstes Stirnrad
30 zweites Stirnrad 31 Mittel zur Steuerung des Übersetzungsverhältnisses
32 Welle
33 erste Scheibenanordnung
34 Zugmittel
35 zweite Scheibenanordnung
36 Stirnradsatz
37 erstes Stirnrad
38 zweites Stirnrad
39 Verbindungsgetriebe
40 Verbindungsgetriebe
41 Mittel
42 Übertragungsglied
43 Außenumfang Zugmittel
44 Profilierung
45 Profilierung
46.1 , 46. n Planetenradpaare
47 Planetenrad
48 Planetenrad
49 Außenumfang Übertragungsglied
50 Vorgelege
E Eingang
A Ausgang

Claims

Patentansprüche
1. Getriebebaueinheit (1), insbesondere Mehrbereichsgetriebe (2) 1.1 mit einem Getriebeeingang (E) und einem Getriebeausgang (A); 1.2 mit zwei als dreiwellige Planetengetriebe (11 , 12) ausgeführten
Überlagerungsgetrieben (9, 10), umfassend jeweils ein Sonnenrad (25, 27), ein Hohlrad (24, 28), einen Steg (23, 26) und Planetenräder, wobei die einzelnen Wellen jeweils von den Sonnenrädern (25, 27), Hohlrädern (24, 28), Planetenrädern oder Stegen (23, 26) oder den mit diesen drehfest verbundenen Elementen gebildet werden;
1.3 eine erste Welle (13) des ersten Überlagerungsgetriebes (9) ist wenigstens mittelbar drehfest mit dem Getriebeeingang (E) verbunden;
1.4 eine zweite Welle (14) des ersten Überlagerungsgetriebes (9) und eine zweite Welle (17) des zweiten Überlagerungsgetriebes (10) sind wenigstens mittelbar drehfest mit dem Getriebeausgang (A) verbindbar;
1.5 mit einem stufenlosen Getriebe (5) in Form eines Zugmittelgetriebes (6);
1.6 mit Mitteln zu Steuerung des Übersetzungsverhältnisses am Zugmittelgetriebe (6); gekennzeichnet durch die folgenden Merkmale: 1.7 die Kopplung zwischen den einzelnen Überlagerungsgetrieben (9, 10) und dem stufenlosen Getriebe (5) erfolgt jeweils über ein Verbindungsgetriebe (39, 40), umfassend eine Übersetzungsstufe (19, 20), wobei die dritte Welle (15) des ersten Überlagerungsgetriebes (9) über ein erstes Verbindungsgetriebe (39) mit dem stufenlosen Getriebe (5) verbunden ist und die dritte Welle (18) des zweiten Überlagerungsgetriebes (10) über das zweite Verbindungsgetriebe (40) mit dem stufenlosen Getriebe verbunden ist;
1.8 die zweite Welle (14) des ersten Überlagerungsgetriebes (9) und eine Welle (18) des zweiten Überlagerungsgetriebes (10) sind über eine schaltbare Kupplung (22) mit dem Getriebeausgang (A) wahlweise verbindbar;
1.9 die zweite Welle (14) des ersten Überlagerungsgetriebes (9) ist mit der dritten Welle (18) des zweiten Überlagerungsgetriebes (10) drehfest verbindbar;
1.10 die erste Welle (16) des zweiten Überlagerungsgetriebes (10) ist über eine weitere Schaltkupplung (21 ) mit einer Welle (15) des ersten
Überlagerungsgetriebes (9) verbunden.
2. Getriebebaueinheit (1) nach Anspruch 1 , gekennzeichnet durch die folgenden Merkmale: 2.1 der Getriebeeingang und der Getriebeausgang (A) sind exzentrisch angeordnet; 2.2 das erste Planetenradgetriebe (11) ist als Einzelplanetengetriebe mit einzelnen Planetenrädern zwischen Sonnenrad und Hohlrad ausgeführt.
3. Getriebebaueinheit (1) nach Anspruch 2, gekennzeichnet durch die folgenden Merkmale:
3.1 die erste Welle (13) des ersten Überlagerungsgetriebes (9) und die erste Welle (16) des zweiten Überlagerungsgetriebes (10) werden jeweils vom Steg (23) des ersten Planetengetriebes (11) bzw. vom Steg (26) des zweiten Planetengetriebes (12) oder drehfest mit diesen gekoppelten
Elementen gebildet;
3.2 die zweite Welle (14) des ersten Überlagerungsgetriebes (9) wird vom Sonnenrad (25) des ersten Planetengetriebes (11) und die zweite Welle (17) des zweiten Überlagerungsgetriebes (10) wird vom Hohlrad (28) des zweiten Planetengetriebes (12) gebildet;
3.3 die dritte Welle (15) des ersten Überlagerungsgetriebes (9) wird vom Hohlrad (24) des ersten Planetengetriebes (11) und die dritte Welle (18) des zweiten Planetengetriebes (12) wird vom Sonnenrad (27) oder einem drehfest mit diesem gekoppelten Element gebildet; 3.4 die zweite Welle (14) des ersten Überlagerungsgetriebes (9) und die dritte Welle (18) des zweiten Überlagerungsgetriebes (10) sind über eine schaltbare Kupplung (22) mit dem Getriebeausgang (A) wahlweise verbindbar; 3.5 die erste Welle (16) des zweiten Überlagerungsgetriebes (10) ist über die weitere Schaltkupplung (21) mit der dritten Welle (15) des ersten Überlagerungsgetriebes (9) verbindbar.
4. Getriebebaueinheit (1) nach Anspruch 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, dass das einzelne Verbindungsgetriebe (39, 40) von einem Umkehrgetriebe gebildet werden.
5. Getriebebaueinheit (1) nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass das einzelne Verbindungsgetriebe (39, 40) von einer Stirnradstufe gebildet wird, umfassend eine gerade Anzahl von miteinander kämmenden Stirnrädern (29, 30, 37, 38).
6. Getriebebaueinheit (1) nach Anspruch 4 oder 5, dadurch gekennzeichnet, dass eines der miteinander kämmenden Stirnräder (29, 30, 37, 38) der einzelnen Verbindungsgetriebe (39, 40) von der dritten Welle (15) des ersten Überlagerungsgetriebes (9) und/oder der dritten Welle (18) des zweiten Überlagerungsgetriebes (10) gebildet wird bzw. mit diesen eine bauliche Einheit bilden.
7. Getriebebaueinheit (1) nach einem der Ansprüche 2 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass das Sonnenrad (27) des zweiten Überlagerungsgetriebes (10) in Abhängigkeit der zu erzielenden
Gesamtgetriebespreizung angelegt ist.
8. Getriebebaueinheit (1) nach einem der Ansprüche 2 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass das erste Überlagerungsgetriebes (9) mit der Übersetzung des stufenlosen Getriebes (5) ausgelegt wird, die dem theoretisch maximal möglichen Übersetzungsverhältnis am stufenlosen Getriebe entspricht.
9. Getriebebaueinheit (1) nach einem der Ansprüche 2 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass das Sonnenrad (25) des ersten Überlagerungsgetriebes (9) hinsichtlich seiner Dimensionierung durch einen in einem Bereich von einschließlich 2 bis 3, insbesondere 2 bis 2,6 und kleineren Teilkreisdurchmesser als der des Hohlrades (24) des ersten Überlagerungsgetriebes (9) charakterisiert ist.
10. Getriebebaueinheit (1) nach einem der Ansprüche 2 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass das Sonnenrad (27) des zweiten
Überlagerungsgetriebes (10) hinsichtlich seiner Dimensionierung durch einen in einem Bereich von einschließlich 2 bis 3, insbesondere 2 bis 2,6 mal kleineren Teilkreisdurchmesser als der des Hohlrades (28) charakterisiert ist.
11. Getriebebaueinheit (1 ) nach einem der Ansprüche 2 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass das Sonnenrad (25) des ersten Planetengetriebes (11) und das Sonnenrad (27) des zweiten Planetenradgetriebes (12) über eine Hohlwelle miteinander drehfest verbunden sind.
12. Getriebebaueinheit (1) nach einem der Ansprüche 2 bis 11 , gekennzeichnet durch die folgenden Merkmale:
12.1 das erste Stirnrad des ersten Verbindungsgetriebes (39) wird vom Hohlrad
(24) des ersten Überlagerungsgetriebes (9) gebildet; 12.2 das zweite Verbindungsgetriebe (40) wird von einem drehfest mit der dritten Welle (18) gekoppelten Stirnrad (38) und einem weiteren Stirnrad (37), welches mit dem stufenlosen Getriebe (5) drehfest verbunden ist, gebildet.
13. Getriebebaueinheit (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 12, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen der dritten Welle des ersten
Überlagerungsgetriebes (9) und der dritten Welle (18) des zweiten Überlagerungsgetriebes (10) eine Übersetzung von 1 zu 2 bis 3, vorzugsweise 1 zu 2,5 einstellbar ist.
14. Getriebebaueinheit (1) nach Anspruch 1 , gekennzeichnet durch die folgenden Merkmale:
14.1 das als dreiwelliges Planetengetriebe (11) ausgeführte Überlagerungsgetriebe (9), umfasst ein Sonnenrad (25), ein Hohlrad (24) und einen Steg (23), wobei Sonnenrad (25) und Hohlrad (24) über jeweils ein Planetenradpaar (46.1 - 46. n) miteinander gekoppelt sind und die einzelnen Wellen (13, 14, 15) jeweils vom Sonnenrad (25), Hohlrad (24) oder dem Steg (23) oder den mit diesen drehfest verbundenen Elementen gebildet werden;
14.2 das zweite Überlagerungsgetriebe (10) ist dem ersten Überlagerungsgetriebe (9) in axialer Richtung nachgeordnet, umfassend eine erste Welle (16), eine zweite Welle (17) und eine dritte Welle (18), wobei die einzelnen Wellen (16, 17, 18) jeweils vom Sonnenrad (27), Hohlrad (28) und dem Steg (26) oder den mit diesen drehfest verbundenen Elementen des als Planetengetriebe (12) ausgeführten Überlagerungsgetriebes (10) gebildet werden; 14.3 die zweite Welle (17) des zweiten Überlagerungsgetriebes (10) ist drehfest mit dem Getriebeausgang (A) verbunden;
14.4 die erste Welle (16) des zweiten Überlagerungsgetriebes (10) ist drehfest mit der dritten Welle (15) des ersten Planetengetriebes (11) verbindbar;
14.5 die dritte Welle (18) des zweiten Überlagerungsgetriebes (10) ist drehfest mit der zweiten Welle (14) des ersten Überlagerungsgetriebes (9) verbunden;
14.6 die schaltbare Kupplung (22) ist zwischen der zweiten Welle (14) des ersten Planetengetriebes (11) und der zweiten Welle (17) des zweiten Planetengetriebes (12) angeordnet; 14.7 die weitere schaltbare Kupplung (21) ist zwischen der dritten Welle (15) des ersten Planetengetriebes (11) und der ersten Welle (16) des zweiten Überlagerungsgetriebes (10) angeordnet.
15. Getriebebaueinheit (1) nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, dass die erste Welle (13) des ersten Planetengetriebes (11) vom Hohlrad (24), die zweite Welle (14) vom Sonnenrad (25) und die dritte Welle (15) vom Steg (23) gebildet wird.
16. Getriebebaueinheit (1) nach einem der Ansprüche 14 oder 15, dadurch gekennzeichnet, dass die erste Welle (16) des zweiten Überlagerungsgetriebes (10) vom Steg (26), die zweite Welle (17) vom Hohlrad (28) und die dritte Welle (18) vom Sonnenrad (27) gebildet wird.
17. Getriebebaueinheit (1) nach einem der Ansprüche 14 bis 16, dadurch gekennzeichnet, dass der Getriebeeingang (E) und der Getriebeausgang (A) und die beiden Überlagerungsgetriebe (9, 10) koaxial zueinander angeordnet sind.
18. Getriebebaueinheit (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 17, gekennzeichnet durch die folgenden Merkmale:
18.1 das stufenlose Getriebe (5) ist als kraftschlüssiges Zugmittelgetriebe (6) ausgeführt und das Zugmittel (34) wird von einem Riemen, einer Kette oder
Schubgliederband gebildet;
18.2 es sind Mittel (41 ) zur Angleichung der Umlaufgeschwindigkeit des Zugmittels (34) an die Drehzahl des Getriebeeingangs (E) vorgesehen.
19. Getriebebaueinheit (1) nach Anspruch 18, dadurch gekennzeichnet, dass die Mittel (41) zur Angleichung der Umlaufgeschwindigkeit des Zugmittels (34) an die Drehzahl des Getriebeeingangs (E) ein, wenigstens mittelbar mit dem Getriebeeingang (E) gekoppeltes und mit dem Zugmittel (34) kraftschlüssig in Wirkverbindung bringbares Übertragungsglied (42) umfassen.
20. Getriebebaueinheit (1) nach Anspruch 19, dadurch gekennzeichnet, dass das Zugmittel (34) am Außenumfang (43) umlaufend eine Profilierung (44) aufweist, die mit einer dazu komplementär ausgeführten Profilierung (45) am Außenumfang (49) des Übertragungsgliedes (42) in Eingriff bringbar ist.
21. Getriebebaueinheit (1) nach Anspruch 20, dadurch gekennzeichnet, dass das Übertragungsglied (42) parallel zur Getriebeeingangswelle (E) angeordnet ist und zur Aufrechterhaltung der Spannung im Zugmittel (34) ein Verschwenkgetriebe zur Verschwenkung der Scheibenanordnungen (33, 35) des stufenlosen Getriebes (5) und das Übertragungsglied (42) vorgesehen ist.
22. Getriebebaueinheit (1) nach Anspruch 20, dadurch gekennzeichnet, dass das Übertragungsglied (42) parallel zur Getriebeeingangswelle (E) angeordnet ist und dem Zugmittel (34) zur Aufrechterhaltung der Spannung eine verschieb- oder verschwenkbar gelagerte Spannvorrichtung zugeordnet ist.
23. Getriebebaueinheit (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 22, dadurch gekennzeichnet, dass die Mittel zur Steuerung des
Übersetzungsverhältnisses am Zugmittelgetriebe (6) Stellglieder zum Verstellen der Abstände der einzelnen Scheibenanordnungen (33, 35) umfassen.
24. Getriebebaueinheit (1) noch einem der Ansprüche 1 bis 23, dadurch gekennzeichnet, dass der Getriebeeingang (E) mit einer schaltbaren Anfahreinheit verbunden ist.
25. Getriebebaueinheit (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 24, dadurch gekennzeichnet, dass zusätzlich Mittel zur Realisierung einer
Drehrichtungsumkehr vorgesehen sind.
26. Getriebebaueinheit (1) nach Anspruch 25, dadurch gekennzeichnet, dass die Mittel einen Wendeschaltsatz umfassen.
27. Getriebebaueinheit (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 26, dadurch gekennzeichnet, dass die erste und/oder zweite schaltbare Kupplung (21 ,
22) als reibschlüssige oder synchron schaltbare Kupplungen ausgeführt sind.
28. Getriebebaueinheit (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 27, dadurch gekennzeichnet, dass dem Getriebeeingang (E) ein Anfahrelement vorgeschaltet ist.
29. Getriebeanordnung (1) nach Anspruch 28, dadurch gekennzeichnet, dass das Anfahrelement als hydrodynamischer Drehzahl-/Drehmomentwandler oder hydrodynamische Kupplung ausgeführt ist.
30. Getriebeanordnung nach Anspruch 29, dadurch gekennzeichnet, dass dem Anfahrelement eine Überbrückungskupplung zugeordnet ist.
31. Getriebeanordnung (1) nach Anspruch 28, dadurch gekennzeichnet, dass das Anfahrelement als Lamellenkupplung ausgeführt ist.
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