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WO2009086846A1 - Antriebssystem mit 8-gang-getriebe - Google Patents

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WO2009086846A1
WO2009086846A1 PCT/EP2008/000069 EP2008000069W WO2009086846A1 WO 2009086846 A1 WO2009086846 A1 WO 2009086846A1 EP 2008000069 W EP2008000069 W EP 2008000069W WO 2009086846 A1 WO2009086846 A1 WO 2009086846A1
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WO
WIPO (PCT)
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gear
drive system
input shaft
shaft
transfer case
Prior art date
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Ceased
Application number
PCT/EP2008/000069
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English (en)
French (fr)
Inventor
Peter Janssen
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
FEV Europe GmbH
Original Assignee
FEV Motorentechnik GmbH and Co KG
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
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Priority to CN200880124555.XA priority patent/CN101918738B/zh
Priority to US12/811,426 priority patent/US8360913B2/en
Priority to DE112008003123T priority patent/DE112008003123A5/de
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    • Y10T74/19—Gearing
    • Y10T74/19614—Disconnecting means

Definitions

  • the invention relates to a drive system with an 8-speed transmission for a motor vehicle with a drive machine, in particular an internal combustion engine.
  • Gearboxes with an increasing number of gear ratios are required on the one hand by increasing maximum speeds of vehicles, on the other hand by the demand for low consumption, which require operating the engine at all speeds with fuel-efficient speeds and loads.
  • the present invention seeks to provide a transmission with 8-gears that is characterized by a simple and compact design with a limited number of switching elements.
  • the solution consists in a drive system with an 8-speed transmission for a motor vehicle with a prime mover, in particular an internal combustion engine comprising a transfer case drivingly connected to the drive machine with three mutually coupled rotating members, and two two-speed transmission, wherein a first of the links of the transfer case is drivingly connected to the internal combustion engine and the two other members of the transfer case are each connected to an input shaft of one of the two two-speed transmission and wherein between two of the members of the transfer case, a switchable lock-up clutch is provided and wherein each one output member of each of the two Zweigangteilgetriebe is constantly connected to a driven gear or an output shaft of the drive system drivingly connected.
  • the transfer case is a planetary gear, which includes a sun gear, a planetary carrier with at least one planetary gear and a ring gear as mutually coupled rotating members.
  • the switchable bridging or blocking clutch is typically arranged between the sun gear and the planet carrier. If the lock-up or lock-up clutch is closed, the transfer case acts as a rigid drive-through, while with the lock-up clutch or lock-up clutch open, a compensation movement takes place in the transfer case. This can be considered as a translation stage, if one of the links of the differential gear is set.
  • each gear change gear with switching wheels with an input shaft and a parallel output shaft and two firmly connected to one of the shafts gears and two individually connected to the other of the shafts gears represent.
  • transmissions of this type two gear ratios can be displayed in the usual way.
  • the two-speed transmission are each switchable planetary gear with the sun gear members, planet carrier with at least one planetary gear and ring gear, wherein one of the members with an input shaft, one of the members with an output shaft and the third of the members with an against standing part detectable brake disc / brake basket is connected, and wherein between two of the members of the planetary gear, a switchable lock-up clutch is provided.
  • the planetary gear is a ratio stage between the input and the output shaft. If the lock-up clutch is closed and the brake is opened, the result is a rigid passage from the input shaft on the output shaft. Upon opening of both said components, lock-up clutch and brake, the connection between the input shaft and output shaft is decoupled in the torque flow.
  • one of the input shafts an inner shaft and the other of the input shaft is a coaxial hollow shaft.
  • the output shafts can span different levels with the input shafts after the first approach (gearwheel gearbox). According to the second approach (planetary gear), the output shafts are both coaxial with the input shafts.
  • the drive system of the type described above can be supplemented to a hybrid drive system with an auxiliary drive machine.
  • This auxiliary drive machine can be coupled in particular with one of the links of the transfer case, or with one of the input shafts of the partial transmission.
  • the additional drive machine be a ring-shaped electric motor, which is connected to the ring gear.
  • the additional drive machine can be dispensed with a separating clutch between the engine and input shaft to the transfer case.
  • the known options for operating the vehicle equipped with it such as purely electric starting and driving, energy recuperation (conversion of kinetic vehicle energy into electrical energy), Vorsynchron are the drive shafts before switching, traction free shifting, starting the engine with the auxiliary drive machine in Vehicle standstill or during electric driving.
  • Figure 1 shows the transmission diagram of a hybrid drive system according to the invention in a first embodiment in neutral position
  • FIG. 2 shows the transmission diagram according to FIG. 1 in first gear (actual gear);
  • FIG. 3 shows the transmission diagram according to FIG. 1 in second gear (2nd gear);
  • FIG. 4 shows the transmission diagram according to FIG. 1 in third gear (3rd gear);
  • Figure 5 shows the transmission scheme of Figure 1 in fourth gear (4th gear);
  • FIG. 6 shows the transmission diagram according to FIG. 1 in fifth gear (5th gear);
  • FIG. 7 shows the transmission diagram according to FIG. 1 in sixth gear (6th gear);
  • FIG. 8 shows the transmission diagram according to FIG. 1 in seventh gear (7th gear);
  • Figure 9 shows the transmission diagram of Figure 1 in reverse gear (reverse gear);
  • Figure 10 shows the transmission diagram of a hybrid drive system according to the invention in a second embodiment in neutral position
  • FIG. 11 shows the transmission diagram according to FIG. 10 in first gear (actual gear);
  • FIG. 12 shows the transmission diagram according to FIG. 10 in second gear (2nd gear);
  • FIG. 13 shows the transmission diagram according to FIG. 10 in third gear (3rd gear);
  • FIG. 14 shows the transmission diagram according to FIG. 10 in fourth gear (4th gear);
  • FIG. 15 shows the transmission diagram according to FIG. 10 in fifth gear (5th gear);
  • FIG. 16 shows the transmission diagram according to FIG. 10 in sixth gear (6th gear);
  • FIG. 17 shows the transmission diagram according to FIG. 10 in seventh gear (7th gear);
  • FIG. 18 shows the transmission diagram according to FIG. 10 in the eighth gear (8th gear);
  • FIG. 1 shows the transmission diagram of a drive system according to the invention as a hybrid drive system in a first embodiment.
  • the following description of Figure 1 applies in principle also for the figures 2 to 9, which represent different switching states of the transmission diagram of Figure 1.
  • the drive system comprises a main drive machine 11, here in the form of an internal combustion engine (ICE: internal combustion engine), a transfer case 12, here in the form of a lockable planetary gear, as well as two 2-speed sub-transmission 17,18, here in the form of 2-speed stepped transmissions.
  • the planetary gear 12 includes as members a sun gear 13 which is rotatably connected to the crankshaft of the engine 11, a planet carrier 14 with planetary gears 15 and a ring gear 16.
  • the ring gear 16 is rotatably connected to an input shaft 20 of the first gear 17, which is a hollow shaft is executed.
  • the planet carrier 14 is rotatably connected to an input shaft 28 of the second partial transmission 18, which is designed here as a coaxial with the input shaft 20 arranged inner shaft.
  • planetary gear 12 may occur any other distribution or differential gear.
  • a lock-up clutch 19 (LU: lock-up) is arranged in the transfer case 12, which can couple the sun gear 13 with the planet carrier 14, so the crankshaft of the engine 11 with the input shaft 28 of the second sub-transmission.
  • the ring gear 16 as a third member of the transfer case 12 is coupled to an auxiliary drive machine 41, which is here in the form of an annular electric machine (EM: electrical machine).
  • EM annular electric machine
  • the first partial transmission 17 comprises in addition to the input shaft 20 which carries two fixed wheels 22, 23, an output shaft 21 which carries two switching wheels 24, 25 (loose wheels), which can be selectively coupled by a switching unit 26 with the output shaft 21.
  • the switching unit may comprise a fixed wheel connected to the output shaft and a sliding sleeve by means of which the loose wheels may be selectively coupled to said fixed wheel.
  • the second partial transmission 18 comprises in addition to the input shaft 28 which carries two fixed wheels 30, 31, an output shaft 29, on which two switching wheels 32, 33 (loose wheels) are arranged, which can be selectively coupled by a switching unit 34 with the output shaft 29.
  • the switching unit may comprise a fixed wheel connected to the output shaft and a sliding sleeve by means of which the loose wheels may be selectively coupled to said fixed wheel.
  • the output shaft 29 of the second partial transmission 18 further carries an output gear 36, which also meshes with the output gear 39 on the output shaft 40 (output).
  • eight different switching states are shown, four of which are shown by opening the lock-up clutch 19 (open) and four by closing the lock-up clutch 19 (closed).
  • the transfer case maintains its distribution function, while in the second case it forms a rigid bridge from the input side to the interconnected parts of the output side (planet carrier and ring gear).
  • the boost function of the hybrid drive system is shown, ie the auxiliary drive machine 41 is additionally output torque to the drive shaft 40 (Ab).
  • FIG 3 the switching state of the second gear is shown, in which the lock-up clutch 19 is open.
  • the shift sleeve of the switching unit 26 in the first partial transmission 17 is shifted to the right, so that the ratchet wheel 25 is connected to the output shaft 21 of the first partial transmission 17, and the shift sleeve of the switching unit 34 in the second partial transmission 18 is shifted to the right, so that deviating from the first Gear in the second gear now the ratchet wheel 33 is connected to the output shaft 29 of the second sub-transmission 18.
  • Torque is thus passed from the prime mover 11 via the sun gear 13 and the planet carrier 14 to the input shaft 28 and the gear pair 31, 33 on the output shaft 29 of the second sub-transmission 18, while of the auxiliary drive machine 41 with the ring gear 16, the input shaft 20 and the gear pair 23, 25, the output shaft 21 of the first gear 17 is applied with torque.
  • the compensating movement of the differential gear determines here according to the speed ratio between the gears 23 and 31st
  • Torque is thus passed from the prime mover 11 via the sun gear 13 and the planet carrier 14 to the input shaft 28 and the gear pair 30, 32 on the output shaft 29 of the second gear 18, while from the auxiliary drive machine 41 with the ring gear 16, the input shaft 20 and over the gear pair 22, 24, the output shaft 21 of the first sub-transmission is applied with torque.
  • the compensatory movement of the differential gear 12 is determined here according to the speed ratio between the gears 11 and 30th
  • FIG. 9 shows the switching state of a reverse gear, with the locking Clutch 19 is open (open).
  • the shift sleeve of the switching unit 26 is shifted to the left, so that the ratchet wheel 24 is connected to the output shaft 21 of the first partial transmission 17, and the shift sleeve of the switching unit 34 is shifted to the right, so that the ratchet 33 with the output shaft 29 of the second partial transmission 18th connected is.
  • Torque is fed from the engine 11 via the sun gear 13 and the planet carrier 14 to the input shaft 28 and the gear pair 31, 33 on the output shaft 29 of the second gear 18, while the auxiliary drive machine 41 with the ring gear 16, the input shaft 20 and on the Gear pair 22, 24, the output shaft 21 of the first gear 17 is applied with torque.
  • the direction of rotation of the auxiliary drive machine 41 (electric machine) is here to reverse and to select the speed ratio between auxiliary drive machine and main drive machine 11 (internal combustion engine) so that when the direction of rotation is unchanged the internal combustion engine and the direction of rotation of the main drive machine is reversed. While maintaining the direction of rotation of the auxiliary drive machine we can represent an eighth gear.
  • FIG. 10 shows the transmission diagram of a drive system according to the invention as a hybrid drive system in a second embodiment.
  • the following description of FIG. 10 also applies in principle to FIGS. 11 to 18, which represent different switching states of the transmission diagram according to FIG.
  • the drive system comprises a main drive machine 11, here in the form of an internal combustion engine (ICE: internal combustion engine), a transfer case 12, here in the form of a lockable planetary gear, as well as two 2-speed partial transmission 17,18 here in the form of special planetary gears.
  • the planetary gear 12 includes as members a sun gear 13 which is rotatably connected to the crankshaft of the engine 11, a planet carrier 14 with planetary gears 15 and a ring gear 16.
  • the ring gear 16 is rotatably connected to an input shaft 20 of the first gear 17, which is a hollow shaft is executed.
  • the planet carrier 14 is rotatably connected to an input shaft 28 of the second partial transmission 18, which is designed here as a coaxial with the input shaft 20 arranged inner shaft.
  • a blocking clutch 19 (C1) is arranged in the transfer case 12, which can couple the sun gear 13 with the planet carrier 14, so the crankshaft of the engine 11 with the input shaft 28 of the second partial transmission.
  • the ring gear 16 as a third member of the transfer case 12 is coupled to an auxiliary drive machine 41, which is here in the form of an annular electric machine (EM: electrical machine).
  • EM annular electric machine
  • the first partial transmission 17, which is driven by the input shaft 20 designed as a hollow shaft, is a planetary gear, which comprises as members a sun gear 43, a planetary carrier 44 with planetary gears 45 and a ring gear 46. While the sun gear 43 is connected to the input shaft 20, the ring gear 46 is connected to a likewise designed as a hollow shaft output shaft 21, on which an output gear 35 is seated. This meshes with a driven gear 38 on an output shaft 40 (output).
  • the second part of transmission 18 is also designed as a planetary gear and includes as members a sun gear 48, a planet carrier 49 with planetary gears 50 and a ring gear 51.
  • the sun gear 48 is connected to the input shaft 28, the ring gear 51 with an output shaft 29, which is formed as a hollow shaft is and carries a friendshiprad 36. This meshes with a further output gear 39 on the output shaft 40th
  • a brake 47 (B1) is provided on the first partial transmission 17 which can decelerate the planet carrier 44 relative to a fixed part 53 in order to support it and thus represent a transmission stage between the sun gear 43 and the ring gear 46.
  • a clutch 55 (C2) is provided in the first partial transmission 17, which can firmly connect the planet carrier 44 with the ring gear 46 and thus the planetary gear locks, so that a direct translation from the sun gear 43 to the ring gear 46, i. from the input shaft 20 to the output shaft 21 takes place.
  • a brake 52 is provided on the second partial transmission 18, which can brake the planet carrier 49 with respect to a fixed part 54 in order to support it and thus provide a transmission step between the separate transmission part.
  • NEN 48 and the ring gear 51 represent.
  • a clutch 56 (C3) is provided in the second partial transmission 18, which can firmly connect the planetary carrier 49 with the ring gear 51 and thus the planetary gear interlocks, so that a direct translation of the sun gear 48 to the ring gear 51, ie from the input shaft 28 on the output shaft 29 takes place.
  • FIG. 12 shows the switching state for the second gear.
  • the blocking clutch 19 of the transfer case 12 is open.
  • the main drive machine 11 transmits torque via the sun gear 13 and the planet carrier 14 to the input shaft 28 of the subtransmission 18 and torque from the auxiliary drive machine 41 via the ring gear 16 to the drive shaft 20 of the subtransmission 17.
  • Brake 52 open (open) and the lock-up clutch 56 closed (closed), so that the input shaft 28 is firmly locked to the output shaft 29, which carries the output gear 36.
  • the brake 47 is closed (closed) and the lock-up clutch open (open), so that the output shaft 21 is driven with a ratio in relation to the input shaft 20 and also the output gear 35.
  • the speed ratio of the output wheels 36, 35 determined The balancing movement in the transfer case 12. Both output wheels 35, 36 introduce torque into the output shaft 40 a.
  • FIG. 14 shows the switching state of the fourth gear.
  • the blocking clutch 19 of the transfer case 12 is closed.
  • the transfer case acts as a rigid drive and drives the input shaft 20 and the input shaft 28 at the same speed.
  • the partial transmission 17 is released by the lock-up clutch 55 as well as the brake 47 are opened (open / open).
  • the output gear 35 on the output shaft 21 can thus rotate freely. Therefore, torque is transmitted from both the main drive machine 11 and the auxiliary drive machine 41 exclusively via the input shaft 28 to the second sub-transmission
  • the partial transmission 18 thus acts as a direct drive, so that the Ninweile 29 is driven with the output gear 36 at the same speed as the input shaft 28. Only the output gear 36 introduces torque into the output gear 39 of the output shaft 40.
  • FIG. 15 shows the switching state of the fifth gear.
  • the transfer case 12 acts as a rigid drive and drives the input shaft 20 and the input shaft 28 at the same speed. For this reason, the partial transmission 17 is released by the lock-up clutch 55 as well as the brake 47 are opened (open / open). The output gear 35 on the output shaft 21 can thus rotate freely. Torque is therefore brought from both the main drive machine 11 and the auxiliary drive machine 41 exclusively via the input shaft 28 to the second partial transmission 18, on which the lock-up clutch 56 is open (open) and the brake 52 is closed (closed).
  • the partial transmission 18 thus acts as a reduction stage, so that the output shaft 29 is driven with the output gear 36 at a reduced speed with respect to the input shaft 28. Only the output gear 36 introduces torque into the output gear 38 of the output shaft 40.
  • FIG. 16 shows the switching state of the sixth gear.
  • the blocking clutch 19 of the transfer case 12 is closed.
  • the transfer case 12 acts as a rigid drive and drives the input shaft 20 and the input shaft 28th at the same speed.
  • the partial transmission 18 is released by the lock-up clutch 56 as well as the brake 52 are opened (open / open).
  • the output gear 36 on the output shaft 29 can thus rotate freely. Torque is therefore brought from both the main drive machine 11 and the auxiliary drive machine 41 exclusively via the input shaft 20 to the first partial transmission 17, on which the brake 47 is open (open) and the lock-up clutch closed (closed).
  • the partial transmission 17 thus acts as a direct drive, so that the output shaft 21 is driven with the output gear 35 at the same speed as the input shaft 20. Only the output gear 35 introduces torque into the output gear 38 of the output shaft 40.
  • FIG. 18 shows the switching state of the eighth gear.
  • the blocking clutch 19 of the transfer case 12 is open.
  • the main drive machine 11 transmits torque via the sun gear 13 and the planetary carrier 14 to the input shaft 28 of the subtransmission 18 and torque from the auxiliary drive machine 41 via the ring gear 16 to the input shaft 20 of the subtransmission 17.
  • the brake 52 is opened (open ) and the lock-up clutch 56 is closed (closed), so that the input shaft 28 is firmly locked to the output shaft 29, which drives the output gear 36.
  • the Locking clutch 55 closed (closed) and the brake 47 open (open) so that the output shaft 21 is driven at the same speed as the input shaft 20 and also the output gear 35.
  • the speed ratio of the output wheels 36, 35 determines the compensating movement in the transfer case 12th Both output gears 35, 36 introduce torque into the output shaft 40.
  • the direction of rotation of the auxiliary drive machine 41 can also be reversed here.

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Abstract

Antriebssystem mit einem 8-Gang-Getriebe für ein Kraftfahrzeug mit einer Antriebsmaschine (11), insbesondere einem Verbrennungsmotor, umfassend ein mit der Antriebsmaschine (11) antriebsmäßig verbundenes Verteilergetriebe (12) mit drei Gliedern, sowie zwei Zweigangteilgetriebe (17, 18), wobei ein erstes der Glieder des Verteilergetriebes (12) mit dem Verbrennungsmotor (11) antriebsmäßig verbunden ist und die beiden anderen Glieder des Verteilergetriebes (12) jeweils mit einer Eingangswelle (20, 28) eines der beiden Zweigangteilgetriebe (17, 18) verbunden sind und wobei zwischen zweien der Glieder des Verteilergetriebes (12) eine schaltbare Überbrückungskupplung (19) vorgesehen ist und wobei jeweils ein Ausgangselement jedes der beiden Zweigangteilgetriebe (17, 18) ständig mir einem Abtriebsrad (38, 39) oder einer Ausgangswelle (40) antriebsmäßig verbunden ist.

Description

Antriebssystem mit 8-Gang-Getriebe
Beschreibung
Die Erfindung betrifft ein Antriebssystem mit einem 8-Gang-Getriebe für ein Kraftfahrzeug mit einer Antriebsmaschine, insbesondere einem Verbrennungsmotor. Getriebe mit einer zunehmenden Anzahl von Gangstufen werden einerseits durch zunehmende Höchstgeschwindigkeiten von Fahrzeugen erforderlich, andererseits durch die Forderung nach günstigen Verbrauchen, die es erfordern, den Verbrennungsmotor bei allen Fahrgeschwindigkeiten mit verbrauchsgünstigen Drehzahlen und Lasten zu betreiben.
Neben den vorgenannten Forderungen besteht der Wunsch nach erhöhtem Fahrkomfort, der sich mit Schaltvorgängen ohne Zugkraftunterbrechung erzielen läßt, die typischerweise von Doppelkupplungsgetrieben ermöglicht werden können.
Hiervon ausgehend liegt der vorliegenden Erfindung die Aufgabe zugrunde, ein Getriebe mit 8-Gängen bereitzustellen, daß sich durch eine einfache und kompakte Bauweise mit einer begrenzten Zahl von Schaltelementen auszeichnet.
Die Lösung besteht in einem Antriebssystem mit einem 8-Gang-Getriebe für ein Kraftfahrzeug mit einer Antriebsmaschine, insbesondere einem Verbrennungsmotor, umfassend ein mit der Antriebsmaschine antriebsmäßig verbundenes Verteilergetriebe mit drei untereinander gekoppelten drehenden Gliedern, sowie zwei Zweigangteilgetriebe, wobei ein erstes der Glieder des Verteilergetriebes mit dem Verbrennungsmotor antriebsmäßig verbunden ist und die beiden anderen Glieder des Verteilergetriebes jeweils mit einer Eingangswelle eines der beiden Zweigangteilgetriebe verbunden sind und wobei zwischen zweien der Glieder des Verteilergetriebes eine schaltbare Überbrückungskupplung vorgesehen ist und wobei jeweils ein Ausgangselement jedes der beiden Zweigangteilgetriebe ständig mir einem Abtriebsrad oder einer Ausgangswelle des Antriebssystems antriebsmäßig verbunden ist.
Im Hinblick auf eine kurze und einfache Bauweise wird insbesondere vorgeschlagen, daß das Verteilergetriebe ein Planetengetriebe ist, das als untereinander gekoppelte drehende Glieder ein Sonnerad, einen Planetenträger mit zumindest einem Planetenrad und ein Hohlrad umfaßt. Die schaltbare Überbrückungs- bzw. Sperrkupplung ist hierbei typischerweise zwischen Sonnenrad und Planetenträger angeordnet. Wird die Überbrückungs- bzw. Sperrkupplung geschlossen, so wirkt das Verteilergetriebe als starrer Durchtrieb, während bei geöffneter Überbrückungs- bzw. Sperrkupplung eine Ausgleichsbewegung im Verteilergetriebe stattfindet. Dieses kann dabei als Übersetzungsstufe betrachtet werden, wenn eines der Glieder des Ausgleichsgetriebes festgesetzt wird.
Für die Ausgestaltung der beiden Teilgetriebe werden nachfolgend zwei Vorschläge gemacht, die sich beide durch eine einfache und kurze Bauweise auszeichnen.
Nach einem ersten Ansatz ist vorgesehen, daß die Zweigangteilgetriebe jeweils Gangschaltgetriebe mit Schalträdern mit einer Eingangswelle und mit einer dazu parallelen Ausgangswelle und zwei jeweils mit einer der Wellen fest verbundenen Zahnrädern und zwei mit jeweils der anderen der Wellen einzeln schaltbar verbundenen Zahnrädern darstellen. Mit Getrieben dieser Art können in gewohnter Weise zwei Übersetzungsstufen dargestellt werden. Daneben ist es möglich, ein Schaltelement für die schaltbaren Zahnräder in eine Neutralstellung zu bringen, um den Drehmomentfluß zwischen der Eingangswelle und der Ausgangswelle zu unterbrechen.
Hiermit ergibt sich die Möglichkeit eines Zugkraftunterbrechungsfreien Schaltens in allen Gängen, wobei die schaltbare Überbrückungskupplung in Eingriff klommt. Des weiteren ist beim Hochschalten in einen Teil der Gänge eine begrenzte Zugkraftunterstützung durch freiwerdende Massenträgheitsmomente gewährleistet. Nach einem zweiten Ansatz wird vorgeschlagen, daß die Zweigangteilgetriebe jeweils schaltbare Planetengetriebe mit den Gliedern Sonnenrad, Planetenträger mit zumindest einem Planetenrad und Hohlrad sind, wobei eines der Glieder mit einer Eingangswelle, eines der Glieder mit einer Ausgangswelle und das dritte der Glieder mit einer gegen ein stehendes Teil feststellbaren Bremsscheibe/ Bremskorb verbunden ist, und wobei zwischen zweien der Glieder des Planetengetriebes eine schaltbare Überbrückungskupplung vorgesehen ist. Wird die Überbrückungs- bzw. Sperrkupplung geöffnet und die Bremse geschlossen, so stellt das Planetengetriebe eine Übersetzungsstufe zwischen der Eingangs- und der Ausgangswelle dar. Wird die Überbrückungs- bzw. Sperrkupplung geschlossen und die Bremse geöffnet, so ergibt sich ein starrer Durchtritt von der Eingangswelle auf die Ausgangswelle. Bei einem Öffnen beider der genannten Komponenten, Überbrückungs- bzw. Sperrkupplung und Bremse wird die Verbindung zwischen Eingangswelle und Ausgangswelle im Drehmomentfluß entkoppelt.
Da hierbei ausschließlich Lastschaltkupplungen verwendet werden und in jedem Gang höchstens zwei Schaltelemente im Eingriff sind, ist ein zugkraftunterbre- chungsfreies Schalten hier ebenfalls möglich.
Für beide vorgesehenen Ansätze ist es günstig, wenn eine der Eingangswellen eine Innenwelle und die andere der Eingangswelle eine dazu koaxiale Hohlwelle ist.
Die Ausgangswellen können nach dem ersten Ansatz (Schalträdergetriebe) verschiedene Ebenen mit den Eingangswellen aufspannen. Gemäß dem zweiten Ansatz (Planetengetriebe) sind die Ausgangswellen beide koaxial zu den Eingangswellen.
In einer günstigen Weiterbildung kann das Antriebssystem der vorstehend beschriebenen Art zu einem Hybridantriebssystem mit einer Zusatzantriebsmaschine ergänzt werden. Diese Zusatzantriebsmaschine kann insbesondere mit einem der Glieder des Verteilergetriebes gekoppelt werden, bzw. mit einer der Eingangswellen der Teilgetriebe.
Bei einem als Planetengetriebe ausgeführten Verteilergetriebe kann die Zusatzan- triebsmaschine ein ringförmig ausgebildeter Elektromotor sein, der mit dem Hohlrad verbunden ist. In einem derartigen Hybridantriebssystem kann auf eine Trennkupplung zwischen Verbrennungsmotor und Eingangswelle zum Verteilergetriebe verzichtet werden.
Mit der Ergänzung zum Hybridantriebssystem ergeben sich die bekannten Optionen zum Betrieb des damit ausgerüsteten Fahrzeugs wie rein elektrisches Anfahren und Fahren, Energierekuperation (Umwandlung kinetischer Fahrzeugenergie in elektrische Energie), Vorsynchronisieren der Antriebswellen vor dem Schalten, zugkraftfreies Schalten, Anlassen des Verbrennungsmotors mit der Zusatzantriebsmaschine im Fahrzeugstillstand oder während des elektrischen Fahrens.
Weitere günstige Ausgestaltungen finden sich in den Unteransprüchen, auf die hier inhaltlich Bezug genommen wird.
Die verschiedenen Betriebszustände des Antriebssystems werden besser verständlich anhand der nachfolgenden Zeichnungsbeschreibung.
Zwei bevorzugte Ausführungsbeispiele der Erfindung sind in den Zeichnungen dargestellt und werden nachstehend beschrieben. Hierin zeigen
Figur 1 das Getriebeschema eines erfindungsgemäßen Hybridantriebssystems in einer ersten Ausführung in Neutralstellung;
Figur 2 das Getriebeschema nach Figur 1 im ersten Gang (Ist gear);
Figur 3 das Getriebeschema nach Figur 1 im zweiten Gang (2nd gear);
Figur 4 das Getriebeschema nach Figur 1 im dritten Gang (3rd gear);
Figur 5 das Getriebeschema nach Figur 1 im vierten Gang (4th gear);
Figur 6 das Getriebeschema nach Figur 1 im fünften Gang (5th gear); Figur 7 das Getriebeschema nach Figur 1 im sechsten Gang (6th gear);
Figur 8 das Getriebeschema nach Figur 1 im siebten Gang (7th gear);
Figur 9 das Getriebeschema nach Figur 1 im Rückwärtsgang Gang (Reverse gear);
Figur 10 das Getriebeschema eines erfindungsgemäßen Hybridantriebssystems in einer zweiten Ausführung in Neutralstellung;
Figur 11 das Getriebeschema nach Figur 10 im ersten Gang (Ist gear);
Figur 12 das Getriebeschema nach Figur 10 im zweiten Gang (2nd gear);
Figur 13 das Getriebeschema nach Figur 10 im dritten Gang (3rd gear);
Figur 14 das Getriebeschema nach Figur 10 im vierten Gang (4th gear);
Figur 15 das Getriebeschema nach Figur 10 im fünften Gang (5th gear);
Figur 16 das Getriebeschema nach Figur 10 im sechsten Gang (6th gear);
Figur 17 das Getriebeschema nach Figur 10 im siebten Gang (7th gear);
Figur 18 das Getriebeschema nach Figur 10 im achten Gang (8th gear);
In Figur 1 ist das Getriebeschema einen erfindungsgemäßen Antriebssystems als Hybridantriebssystem in einer ersten Ausführung dargestellt. Die nachfolgende Beschreibung der Figur 1 gilt grundsätzlich ebenfalls für die Figuren 2 bis 9, die unterschiedliche Schaltzustände des Getriebeschemas nach Figur 1 darstellen.
Das Antriebssystem umfaßt eine Hauptantriebsmaschine 11 , hier in Form eines Verbrennungsmotors (ICE: internal combustion engine), ein Verteilergetriebe 12, hier in Form eines sperrbaren Planetengetriebes, sowie zwei 2-Gang-Teilgetriebe 17,18, hier jeweils in Form von 2-Gang-Stufenschaltgetrieben. Das Planetengetriebe 12 umfaßt als Glieder ein Sonnenrad 13, das mit der Kurbelwelle der Antriebsmaschine 11 drehfest verbunden ist, einen Planetenträger 14 mit Planetenrädern 15 sowie ein Hohlrad 16. Das Hohlrad 16 ist mit einer Eingangswelle 20 des ersten Teilgetriebes 17 drehfest verbunden, die als Hohlwelle ausgeführt ist. Der Planetenträger 14 ist mit einer Eingangswelle 28 des zweiten Teilgetriebes 18 drehfest verbunden, die hier als koaxial zur Eingangswelle 20 angeordnete Innenwelle ausgeführt ist.
Anstelle des Planetengetriebes 12 kann jedes andere Verteiler- bzw. Differentialgetriebe treten. Erfindungsgemäß ist im Verteilergetriebe 12 eine Sperrkupplung 19 (LU: lock-up) angeordnet, die das Sonnenrad 13 mit dem Planetenträger 14 koppeln kann, also die Kurbelwelle des Verbrennungsmotors 11 mit der Eingangswelle 28 des zweiten Teilgetriebes. Das Hohlrad 16 als drittes Glied des Verteilergetriebes 12 ist mit einer Zusatzantriebsmaschine 41 gekoppelt, die hier in Form einer ringförmigen elektrischen Maschine (EM: electrical machine ) ausgebildet ist.
Das erste Teilgetriebe 17 umfaßt neben der Eingangswelle 20, die zwei Festräder 22, 23 trägt, eine Ausgangswelle 21 , die zwei Schalträder 24, 25 (Losräder) trägt, die von einer Schalteinheit 26 wahlweise mit der Ausgangswelle 21 gekoppelt werden können. Die Schalteinheit kann ein mit der Ausgangswelle verbundenes Festrad und eine Schaltmuffe umfassen, mittels der die Losräder wahlweise mit dem genannten Festrad gekoppelt werden können. Auf der Ausgangswelle 21 findet sich weiter ein Ausgangsrad 35, das mit einem Abtriebsrad 39 auf einer Abtriebswelle 40 kämmt. Das zweite Teilgetriebe 18 umfaßt neben der Eingangswelle 28, die zwei Festräder 30, 31 trägt, eine Ausgangswelle 29, auf der zwei Schalträder 32, 33 (Losräder) angeordnet sind, die von einer Schalteinheit 34 wahlweise mit der Ausgangswelle 29 gekoppelt werden können. Die Schalteinheit kann ein mit der Ausgangswelle verbundenes Festrad und eine Schaltmuffe umfassen, mittels der die Losräder wahlweise mit dem genannten Festrad gekoppelt werden können. Die Ausgangswelle 29 des zweiten Teilgetriebes 18 trägt weiter ein Ausgangsrad 36, das gleichfalls mit dem Abtriebsrad 39 auf der Abtriebswelle 40 (Output) kämmt. In den nachfolgenden Darstellungen sind acht verschiedene Schaltzustände gezeigt, von denen vier durch Öffnen der Sperrkupplung 19 (open) und vier durch Schließen der Sperrkupplung 19 (closed) dargestellt werden. Im ersten Fall wahrt das Verteilergetriebe seine Verteilerfunktion, während es im zweiten Fall eine starre Überbrückung von der Eingangsseite zu den miteinander verblockten Teilen der Ausgangsseite (Planetenträger und Hohlrad) bildet. In allen Schaltstellungen ist die Boost-Funktion des Hybridantriebssystems dargestellt, d.h. von der Zusatzantriebsmaschine 41 wird zusätzlich Drehmoment an die Antriebswelle 40 (Ab) abgegeben.
In Figur 2 ist der Schaltzustand des ersten Ganges dargestellt, bei dem die Sperrkupplung 19 offen (open) ist. Im ersten Teilgetriebe 17 ist die Schaltmuffe der Schalteinheit 26 nach rechts verschoben zum Koppeln des Schaltrades 25 mit der Ausgangswelle 21. Im zweiten Teilgetriebe 18 ist die Schaltmuffe der Schalteinheit 34 nach links verschoben zum Koppeln des Schaltrades 32 mit der Ausgangswelle 29. Über das Sonnenrad 13 und den Planetenträger 14 wird Drehmoment vom Verbrennungsmotor 11 über die Eingangswelle 28 und die Räderpaarung 30, 32 auf die Ausgangswelle 29 geleitet. Über das Hohlrad 16 wird Drehmoment von der Zusatzantriebsmaschine 41 und die Eingangswelle 20 und die Räderpaarung 23, 25 auf die Ausgangswelle 21 geleitet. Beide Ausgangswellen 20, 28 leiten somit Drehmoment in die Abtriebswelle 40 ein. Die Ausgleichsbewegung des Verteilergetriebes 12 wird bestimmt durch das Drehzahlverhältnis zwischen den Zahnrädern 23, 30, da die Ausgangsräder 35, 36 bei gleicher Größe drehzahlgleich sind.
In Figur 3 ist der Schaltzustand des zweiten Ganges dargestellt, bei dem die Sperrkupplung 19 offen (open) ist. Die Schaltmuffe der Schalteinheit 26 im ersten Teilgetriebe 17 ist nach rechts verschoben, so daß das Schaltrad 25 mit der Ausgangswelle 21 des ersten Teilgetriebes 17 verbunden ist, und die Schaltmuffe der Schalteinheit 34 im zweiten Teilgetriebe 18 ist nach rechts verschoben, so daß abweichend vom ersten Gang im zweiten Gang nunmehr das Schaltrad 33 mit der Ausgangswelle 29 des zweiten Teilgetriebes 18 verbunden ist. Drehmoment wird somit von der Antriebsmaschine 11 über das Sonnenrad 13 und den Planetenträger 14 auf die Eingangswelle 28 und über die Zahnradpaarung 31 , 33 auf die Ausgangswelle 29 des zweiten Teilgetriebes 18 geleitet, während von der Zusatzantriebsmaschine 41 mit dem Hohlrad 16 die Eingangswelle 20 und über die Zahnradpaarung 23, 25 die Ausgangswelle 21 des ersten Teilgetriebes 17 mit Drehmoment beaufschlagt wird. Die Ausgleichsbewegung des Ausgleichsgetriebes bestimmt sich hier nach dem Drehzahlverhältnis zwischen den Zahnrädern 23 und 31.
In Figur 4 ist der Schaltzustand des dritten Ganges dargestellt, bei dem die Sperrkupplung 19 geschlossen ist (closed). Da am Verteilergetriebe 12 nunmehr keine Ausgleichsbewegungen stattfinden können, kann nur eines der Teilgetriebe in Anspruch genommen werden, nämlich hier das erste Teilgetriebe 17, während das zweite Teilgetriebe 18 durch Verschieben der Schaltmuffe der Schalteinheit 34 in die Neutralstellung abgekoppelt wird. Drehmoment wird somit ausschließlich über das als starre Einheit anzusehende Verteilergetriebe 12 in die Eingangswelle 20 eingeleitet, wobei sowohl die Hauptantriebsmaschine 11 als auch die Zusatzantriebsmaschine 41 Drehmoment abgeben kann. Die Schaltmuffe der Schalteinheit 26 des ersten Teilgetriebes ist nach rechts verschoben, so daß die Räderpaarung 23, 25 des Teilgetriebes 17 in Wirkung ist.
In Figur 5 ist der Schaltzustand des vierten Ganges dargestellt, bei dem die Sperrkupplung 19 geschlossen ist (closed). Da am Verteilergetriebe 12 hiermit keine Ausgleichsbewegungen stattfinden können, kann nur eines der Teilgetriebe in Anspruch genommen werden, nämlich hier das zweite Teilgetriebe 18, während das erste Teilgetriebe 17 durch Verschieben der Schaltmuffe der Schalteinheit 26 in die Neutralstellung abgekoppelt wird. Drehmoment wird somit ausschließlich über das als starre Einheit anzusehende Verteilergetriebe 12 in die Eingangswelle 28 eingeleitet, wobei sowohl die Hauptantriebsmaschine 11 als auch die Zusatzantriebsmaschine 21 Drehmoment abgeben kann. Die Schaltmuffe der Schalteinheit 34 ist nach rechts verschoben, so daß die Räderpaarung 31 , 33 des Teilgetriebes 18 in Wirkung ist.
In Figur 6 ist der Schaltzustand des fünften Ganges dargestellt, bei dem die Sperrkupplung 19 geschlossen ist (closed). Da am Verteilergetriebe 12 dadurch keine Ausgleichsbewegungen stattfinden können, kann nur eines der Teilgetriebe in Anspruch genommen werden, nämlich hier das zweite Teilgetriebe 18, während das erste Teilgetriebe 17 durch Verschieben der Schaltmuffe der Schalteinheit 26 in die Neutralstellung abgekoppelt wird. Drehmoment wird somit ausschließlich über das als starre Einheit anzusehende Verteilergetriebe 12 in die Eingangswelle 28 eingeleitet, wobei sowohl die Hauptantriebsmaschine 11 als auch die Zusatzantriebsmaschine 21 Drehmoment abgeben kann. Die Schaltmuffe der Schalteinheit 34 ist nach links verschoben, so daß die Räderpaarung 30, 32 des Teilgetriebes 18 in Wirkung ist.
In Figur 7 ist der Schaltzustand des sechsten Ganges dargestellt, bei dem die Sperrkupplung 19 geschlossen ist (closed). Da am Verteilergetriebe wieder keine Ausgleichsbewegungen stattfinden können, kann nur eines der Teilgetriebe in Anspruch genommen werden, nämlich hier das erste Teilgetriebe 17, während das zweite Teilgetriebe 18 durch Verschieben der Schaltmuffe der Schalteinheit 34 in die Neutralstellung abgekoppelt wird. Drehmoment wird somit ausschließlich über das als starre Einheit anzusehende Verteilergetriebe 12 in die Eingangswelle 20 eingeleitet, wobei sowohl die Hauptantriebsmaschine 11 als auch die Zusatzantriebsmaschine 21 Drehmoment abgeben kann. Die Schaltmuffe der Schalteinheit 26 ist nach links verschoben, so daß die Räderpaarung 22, 24 des Teilgetriebes 17 in Wirkung ist.
In Figur 8 ist der Schaltzustand des siebten Ganges dargestellt, wobei die Sperrkupplung 19 offen (open) ist. Die Schaltmuffe der Schalteinheit 26 ist nach links verschoben, so daß das Schaltrad 24 mit der Ausgangswelle 21 des ersten Teilgetriebes 17 verbunden ist, und die Schaltmuffe der Schalteinheit 34 ist nach links verschoben, so daß das Schaltrad 32 mit der Ausgangswelle 29 der zweiten Teilgetriebes verbunden ist. Drehmoment wird somit von der Antriebsmaschine 11 über das Sonnenrad 13 und den Planetenträger 14 auf die Eingangswelle 28 und über die Zahnradpaarung 30, 32 auf die Ausgangswelle 29 des zweiten Teilgetriebes 18 geleitet, während von der Zusatzantriebsmaschine 41 mit dem Hohlrad 16 die Eingangswelle 20 und über die Zahnradpaarung 22, 24 die Ausgangswelle 21 des ersten Teilgetriebes mit Drehmoment beaufschlagt wird. Die Ausgleichsbewegung des Ausgleichsgetriebes 12 bestimmt sich hier nach dem Drehzahlverhältnis zwischen den Zahnrädern 11 und 30.
In Figur 9 ist der Schaltzustand eines Rückwärtsganges dargestellt, wobei die Sperr- kupplung 19 offen ist (open). Die Schaltmuffe der Schalteinheit 26 ist nach links verschoben, so daß das Schaltrad 24 mit der Ausgangswelle 21 des ersten Teilgetriebes 17 verbunden ist, und die Schaltmuffe der Schalteinheit 34 ist nach rechts verschoben, so daß das Schaltrad 33 mit der Ausgangswelle 29 des zweiten Teilgetriebe 18 verbunden ist. Drehmoment wird von der Antriebsmaschine 11 über das Sonnenrad 13 und den Planetenträger 14 auf die Eingangswelle 28 und über die Zahnradpaarung 31 , 33 auf die Ausgangswelle 29 des zweiten Teilgetriebes 18 geleitet, während von der Zusatzantriebsmaschine 41 mit dem Hohlrad 16 die Eingangswelle 20 und über die Zahnradpaarung 22, 24 die Ausgangswelle 21 des ersten Teilgetriebes 17 mit Drehmoment beaufschlagt wird. Die Ausgleichsbewegung des Ausgleichsgetriebes bestimmt sich hier nach dem Drehzahlverhältnis zwischen den Zahnrädern der Festräder 22 und 31. Die Drehrichtung der Zusatzantriebsmaschine 41 (elektrischen Maschine) ist hierbei umzukehren und das Drehzahlverhältnis zwischen Zusatzantriebsmaschine und Hauptantriebsmaschine 11 (Verbrennungsmotor) so zu wählen, daß bei unveränderter Drehrichtung des Verbrennungsmotors auch die Drehrichtung der Hauptantriebsmaschine umgekehrt wird. Bei Beibehaltung der Drehrichtung der Zusatzantriebsmaschine wir ein achter Gang darstellbar.
In Figur 10 ist das Getriebeschema eines erfindungsgemäßen Antriebssystems als Hybridantriebssystem in einer zweiten Ausführung dargestellt. Die nachfolgende Beschreibung der Figur 10 gilt grundsätzlich auch für die Figuren 11 bis 18, die unterschiedliche Schaltzustände des Getriebeschemas nach Figur 10 darstellen. Das Antriebssystem umfaßt eine Hauptantriebsmaschine 11 , hier in Form eines Verbrennungsmotors (ICE: internal combustion engine), ein Verteilergetriebe 12, hier in Form eines sperrbaren Planetengetriebes, sowie zwei 2-Gang Teilgetriebe 17,18 hier jeweils in Form von speziellen Planetengetrieben. Das Planetengetriebe 12 umfaßt als Glieder ein Sonnenrad 13, das mit der Kurbelwelle der Antriebsmaschine 11 drehfest verbunden ist, einen Planetenträger 14 mit Planetenrädern 15 sowie ein Hohlrad 16. Das Hohlrad 16 ist mit einer Eingangswelle 20 des ersten Teilgetriebes 17 drehfest verbunden, die als Hohlwelle ausgeführt ist. Der Planetenträger 14 ist mit einer Eingangswelle 28 des zweiten Teilgetriebes 18 drehfest verbunden, die hier als koaxial zur Eingangswelle 20 angeordnete Innenwelle ausgeführt ist. Anstelle des Planetengetriebes 12 kann jedes andere Verteiler- bzw. Differentialgetriebe treten. Erfindungsgemäß ist im Verteilergetriebe 12 eine Sperrkupplung 19 (C1) angeordnet, die das Sonnenrad 13 mit dem Planetenträger 14 koppeln kann, also die Kurbelwelle des Verbrennungsmotors 11 mit der Eingangswelle 28 des zweiten Teilgetriebes. Das Hohlrad 16 als drittes Glied des Verteilergetriebes 12 ist mit einer Zusatzantriebsmaschine 41 gekoppelt, die hier in Form einer ringförmigen elektrischen Maschine (EM: electrical machine) ausgebildet ist.
Das erste Teilgetriebe 17, das von der als Hohlwelle ausgebildeten Eingangswelle 20 angetrieben wird, ist ein Planetengetriebe, das als Glieder ein Sonnenrad 43, einen Planetenträger 44 mit Planetenrädern 45 und ein Hohlrad 46 umfaßt. Während das Sonnenrad 43 mit der Eingangswelle 20 verbunden ist, ist das Hohlrad 46 mit einer ebenfalls als Hohlwelle ausgebildeten Ausgangswelle 21 verbunden, auf der ein Ausgangsrad 35 sitzt. Dieses kämmt mit einem Abtriebsrad 38 auf einer Abtriebswelle 40 (Output). Das zweite Teilgetriebe 18 ist ebenfalls als Planetengetriebe ausgebildet und umfaßt als Glieder ein Sonnenrad 48, einen Planetenträger 49 mit Planetenrädern 50 und ein Hohlrad 51. Das Sonnenrad 48 ist mit der Eingangswelle 28 verbunden, das Hohlrad 51 mit einer Ausgangswelle 29, die als Hohlwelle ausgebildet ist und ein Ausgangsrad 36 trägt. Dieses kämmt mit einem weiteren Abtriebsrad 39 auf der Abtriebswelle 40.
In erfindungsgemäßer Gestaltung ist am ersten Teilgetriebe 17 eine Bremse 47 (B1) vorgesehen, die den Planetenträger 44 gegenüber einem festen Teil 53 abbremsen kann, um diesen abzustützen und somit eine Übersetzungsstufe zwischen dem Sonnenrad 43 und dem Hohlrad 46 darzustellen. Weiterhin ist im ersten Teilgetriebe 17 eine Kupplung 55 (C2) vorgesehen, die den Planetenträger 44 mit dem Hohlrad 46 fest verbinden kann und damit das Planetengetriebe verblockt, so daß eine direkte Übersetzung vom Sonnenrad 43 auf das Hohlrad 46, d.h. von der Eingangswelle 20 auf die Ausgangswelle 21 erfolgt.
In erfindungsgemäßer Gestaltung ist am zweiten Teilgetriebe 18 eine Bremse 52 vorgesehen, die den Planetenträger 49 gegenüber einem festen Teil 54 abbremsen kann, um diesen abzustützen und somit eine Übersetzungsstufe zwischen dem Son- nenrad 48 und dem Hohlrad 51 darzustellen. Weiterhin ist im zweiten Teilgetriebe 18 eine Kupplung 56 (C3) vorgesehen, die den Planetenträger 49 mit dem Hohlrad 51 fest verbinden kann und damit das Planetengetriebe verblockt, so daß eine direkte Übersetzung vom Sonnenrad 48 auf das Hohlrad 51 , d.h. von der Eingangswelle 28 auf die Ausgangswelle 29 erfolgt.
In den nachfolgenden Figuren sind acht verschiedene Schaltzustände des zuvor beschriebenen Getriebes dargestellt, in denen in vier Fällen die Sperrkupplung 19 (C1) geöffnet (open) ist und das Verteilergetriebe 12 somit eine Ausgleichsfunktion erfüllen kann, und in denen in vier anderen Fällen die Sperrkupplung 19 des Verteilergetriebes 12 geschlossen ist (closed), so daß das Verteilergetriebe 12 als reiner Durchtrieb wirkt. Während bei der ersten Schaltstellung Drehmoment über beide Teilgetriebe 17, 18 geleitet werden kann, ist es bei der zweiten Schaltstellung erforderlich, jeweils eines der Teilgetriebe 17, 18 freizuschalten. Für die beiden Teilgetriebe 17,18 gilt, daß sie jeweils eine Übersetzungsstufe bilden, wenn die jeweilige Sperrkupplung 55, 56 geöffnet ist (open) und der Planetenträger 44, 49 durch die geschlossene Bremse 47, 52 (closed) sich am festen Teil 53, 54 abstützt und daß sie als starrer Durchtrieb wirken, wenn die jeweilige Sperrkupplung 55, 56 geschlossen wird (closed), wobei die jeweilige Bremse 47, 52 des Planetenträgers 44, 49 geöffnet werden muß (open).
Für den Fall, daß ein Teilgetriebe freigeschaltet werden soll, d.h. drehmomentfrei bleiben muß, sind sowohl die Sperrkupplung 55, 56 als auch die Bremse 47, 52 zu öffnen.
In Figur 11 ist der Schaltzustand für den ersten Gang dargestellt, wobei die Sperrkupplung 19 des Verteilergetriebes 12 geöffnet ist (open). Drehmoment wird von der Hauptantriebsmaschine 11 über das Sonnenrad 13 und den Planetenträger 14 auf die Eingangswelle 28 des zweiten Teilgetriebes 18 geleitet, das bei geöffneter Sperrkupplung 56 (open) und geschlossener Bremse 52 (closed) als Getriebestufe wirkt und die Ausgangswelle 29 und das Ausgangsrad 36 mit einer ersten Drehzahl antreibt, während weiterhin Drehmoment von der Zusatzantriebsmaschine 41 über das Hohlrad 16 auf die Eingangswelle 20 des ersten Teilgetriebes 17 geleitet wird, an welchem ebenfalls die Sperrkupplung 55 geöffnet (open) und die Bremse 47 geschlossen ist (closed), so daß auch das Teilgetriebe 17 als Untersetzungsstufe wirkt und die Ausgangswelle 21 und damit das Ausgangsrad 35 mit einer zweiten Drehzahl antriebt. Das Drehzahlverhältnis der Ausgangsräder 35, 36 bestimmt die Ausgleichsbewegung des Verteilergetriebes 12, da die Abtriebsräder 38, 39 drehzahlgleich sind.
In Figur 12 ist der Schaltzustand für den zweiten Gang dargestellt. Die Sperrkupplung 19 des Verteilergetriebes 12 ist geöffnet (open). Von der Hauptantriebsmaschi- ne 11 wird Drehmoment über das Sonnenrad 13 und den Planetenträger 14 auf die Eingangswelle 28 des Teilgetriebes 18 übertragen und von der Hilfsantriebsmaschi- ne 41 Drehmoment über das Hohlrad 16 auf die Antriebswelle 20 des Teilgetriebes 17. Am zweiten Teilgetriebe 18 ist die Bremse 52 geöffnet (open) und die Sperrkupplung 56 geschlossen (closed), so daß die Eingangswelle 28 mit der Ausgangswelle 29 fest verblockt ist, die das Ausgangsrad 36 trägt. An dem ersten Teilgetriebe 17 ist die Bremse 47 geschlossen (closed) und die Sperrkupplung offen (open), so daß die Ausgangswelle 21 mit einer Übersetzung im Verhältnis zur Eingangswelle 20 angetrieben wird und ebenso das Ausgangsrad 35. Das Drehzahlverhältnis der Ausgangsräder 36, 35 bestimmt die Ausgleichsbewegung im Verteilergetriebe 12. Beide Ausgangsräder 35, 36 leiten Drehmoment in die Abtriebswelle 40 ein.
In Figur 13 ist der Schaltzustand des dritten Ganges dargestellt. Die Sperrkupplung 19 des Verteilergetriebes 12 ist geschlossen (closed). Das Verteilergetriebe wirkt als starrer Durchtrieb und treibt die Eingangswelle 20 und die Eingangswelle 28 mit gleicher Drehzahl an. Aus diesem Grund wird das Teilgetriebe 18 freigeschaltet, indem die Sperrkupplung 56 ebenso wie die Bremse 52 geöffnet werden (open/open). Das Ausgangsrad 36 auf der Ausgangswelle 29 kann somit frei drehen. Drehmoment wird daher sowohl von der Hauptantriebsmaschine 11 als auch von der Zusatzantriebsmaschine 41 ausschließlich über die Eingangswelle 20 auf das erste Teilgetriebe 17 gebracht, an dem die Sperrkupplung 55 geöffnet ist (open) und die Bremse 47 geschlossen (closed). Das Teilgetriebe 17 wirkt somit als Untersetzungstufe, so daß die Ausgangswelle 21 mit dem Ausgangsrad 35 mit einer untersetzten Drehzahl gegenüber der Eingangwelle 20 angetrieben wird. Ausschließlich das Ausgangsrad 35 lei- tet Drehmoment in das Abtriebsrad 38 der Abtriebswelle 40 ein.
In Figur 14 ist der Schaltzustand des vierten Ganges dargestellt. Die Sperrkupplung 19 des Verteilergetriebes 12 ist geschlossen (closed). Das Verteilergetriebe wirkt als starrer Durchtrieb und treibt die Eingangswelle 20 und die Eingangswelle 28 mit gleicher Drehzahl an. Aus diesem Grund wird das Teilgetriebe 17 freigeschaltet, indem die Sperrkupplung 55 ebenso wie die Bremse 47 geöffnet werden (open/open). Das Ausgangsrad 35 auf der Ausgangswelle 21 kann somit frei drehen. Drehmoment wird daher sowohl von der Hauptantriebsmaschine 11 als auch von der Zusatzantriebsmaschine 41 ausschließlich über die Eingangswelle 28 auf das zweite Teilgetriebe
18 gebracht, an dem die Bremse 52 geöffnet ist (open) und die Sperrkupplung geschlossen (closed). Das Teilgetriebe 18 wirkt somit als direkter Durchtrieb, so daß die Ausgangsweile 29 mit dem Ausgangsrad 36 mit der gleichen Drehzahl wie die Eingangwelle 28 angetrieben wird. Ausschließlich das Ausgangsrad 36 leitet Drehmoment in das Abtriebsrad 39 der Abtriebswelle 40 ein.
In Figur 15 ist der Schaltzustand des fünften Ganges dargestellt. Die Sperrkupplung
19 des Verteilergetriebes 12 ist geschlossen (closed). Das Verteilergetriebe 12 wirkt als starrer Durchtrieb und treibt die Eingangswelle 20 und die Eingangswelle 28 mit gleicher Drehzahl an. Aus diesem Grund wird das Teilgetriebe 17 freigeschaltet, indem die Sperrkupplung 55 ebenso wie die Bremse 47 geöffnet werden (open/open). Das Ausgangsrad 35 auf der Ausgangswelle 21 kann somit frei drehen. Drehmoment wird daher sowohl von der Hauptantriebsmaschine 11 als auch von der Zusatzantriebsmaschine 41 ausschließlich über die Eingangswelle 28 auf das zweite Teilgetriebe 18 gebracht, an dem die Sperrkupplung 56 geöffnet ist (open) und die Bremse 52 geschlossen (closed). Das Teilgetriebe 18 wirkt somit als Untersetzungstufe, so daß die Ausgangswelle 29 mit dem Ausgangsrad 36 mit einer untersetzten Drehzahl gegenüber der Eingangwelle 28 angetrieben wird. Ausschließlich das Ausgangsrad 36 leitet Drehmoment in das Abtriebsrad 38 der Abtriebswelle 40 ein.
In Figur 16 ist der Schaltzustand des sechsten Ganges dargestellt. Die Sperrkupplung 19 des Verteilergetriebes 12 ist geschlossen (closed). Das Verteilergetriebe 12 wirkt als starrer Durchtrieb und treibt die Eingangswelle 20 und die Eingangswelle 28 mit gleicher Drehzahl an. Aus diesem Grund wird das Teilgetriebe 18 freigeschaltet, indem die Sperrkupplung 56 ebenso wie die Bremse 52 geöffnet werden (open/open). Das Ausgangsrad 36 auf der Ausgangswelle 29 kann somit frei drehen. Drehmoment wird daher sowohl von der Hauptantriebsmaschine 11 als auch von der Zusatzantriebsmaschine 41 ausschließlich über die Eingangswelle 20 auf das erste Teilgetriebe 17 gebracht, an dem die Bremse 47 geöffnet ist (open) und die Sperrkupplung geschlossen (closed). Das Teilgetriebe 17 wirkt somit als direkter Durchtrieb, so daß die Ausgangswelle 21 mit dem Ausgangsrad 35 mit der gleichen Drehzahl wie die Eingangwelle 20 angetrieben wird. Ausschließlich das Ausgangsrad 35 leitet Drehmoment in das Abtriebsrad 38 der Abtriebswelle 40 ein.
In Figur 17 ist der Schaltzustand des siebten Ganges dargestellt. Die Sperrkupplung 19 des Verteilergetriebes 12 ist geöffnet (open). Von der Hauptantriebsmaschine 11 wird Drehmoment über das Sonnenrad 13 und den Planetenträger 14 auf die Eingangswelle 28 des Teilgetriebes 18 übertragen und von der Zusatzantriebsmaschine 41 Drehmoment über das Hohlrad 16 auf die Eingangswelle 20 des Teilgetriebes 17. Am Teilgetriebe 17 ist die Bremse 47 geöffnet (open) und die Sperrkupplung 55 geschlossen (closed), so daß die Eingangswelle 20 mit der Ausgangswelle 21 fest verblockt ist, die das Ausgangsrad 35 antriebt. An dem zweiten Teilgetriebe 18 ist die Bremse 52 geschlossen (closed) und die Sperrkupplung 56 offen (open), so daß die Ausgangswelle 29 mit einer Übersetzung im Verhältnis zur Eingangswelle 28 angetrieben wird und ebenso das Ausgangsrad 36. Das Drehzahlverhältnis der Ausgangsräder 36, 35 bestimmt die Ausgleichsbewegung im Verteilergetriebe 12. Beide Ausgangsräder 35, 36 leiten Drehmoment in die Abtriebswelle 40 ein.
In Figur 18 ist der Schaltzustand des achten Ganges dargestellt. Die Sperrkupplung 19 des Verteilergetriebes 12 ist geöffnet (open). Von der Hauptantriebsmaschine 11 wird Drehmoment über das Sonnenrad 13 und den Planetenträger 14 auf die Eingangswelle 28 des Teilgetriebes 18 übertragen und von der Zusatzantriebsmaschine 41 Drehmoment über das Hohlrad 16 auf die Eingangswelle 20 des Teilgetriebes 17. Am Teilgetriebe 18 ist die Bremse 52 geöffnet (open) und die Sperrkupplung 56 geschlossen (closed), so daß die Eingangswelle 28 mit der Ausgangswelle 29 fest verblockt ist, die das Ausgangsrad 36 antreibt. An dem ersten Teilgetriebe 17 ist die Sperrkupplung 55 geschlossen (closed) und die Bremse 47 offen (open), so daß die Ausgangswelle 21 mit der gleichen Drehzahl wie die Eingangswelle 20 angetrieben wird und ebenso das Ausgangsrad 35. Das Drehzahlverhältnis der Ausgangsräder 36, 35 bestimmt die Ausgleichsbewegung im Verteilergetriebe 12. Beide Abtriebsräder 35, 36 leiten Drehmoment in die Abtriebswelle 40 ein.
Zur Darstellung eines Rückwärtsganges kann auch hier die Drehrichtung der Zusatzantriebsmaschine 41 umgekehrt werden.
Bezugszeichenliste
11 Antriebsmaschine (Verbrennungsmotor)
12 Planetengetriebe
13 Sonnenrad
14 Planetenträger
15 Planetenrad
16 Hohlrad
17 Zweigangteilgetriebe
18 Zweigangteilgetriebe
19 Überbrückungskupplung 0 Eingangswelle (17) 1 Ausgangswelle (17) 2 Eingangsrad 3 Eingangsrad 4 Ausgangsrad 5 Ausgangsrad 6 Schalteinheit 7 Ausgangsrad 8 Eingangswelle (18) 9 Ausgangswelle (18) 0 Eingangsrad 1 Eingangsrad 2 Ausgangsrad 3 Ausgangsrad 4 Schalteinheit 5 Ausgangsrad (i) 6 Ausgangsrad (II) Abtriebsrad
Abtriebswelle
Sekundärmaschine
Sonnenrad
Planetenträger
Planetenrad
Hohlrad
Bremse
Sonnenrad
Planetenträger
Planetenrad
Hohlrad
Bremse festes Teil (17) festes Teil (18)
Überbrückungskupplung (17)
Überbrückungskupplung (18)

Claims

Patentansprüche
1. Antriebssystem mit einem 8-Gang-Getriebe für ein Kraftfahrzeug mit einer Antriebsmaschine (11), insbesondere einem Verbrennungsmotor, umfassend ein mit der Antriebsmaschine (11 ) antriebsmäßig verbundenes Verteilergetriebe (12) mit drei Gliedern, sowie zwei Zweigangteilgetriebe (17, 18), wobei ein erstes der Glieder des Verteilergetriebes (12) mit dem Verbrennungsmotor (11) antriebsmäßig verbunden ist und die beiden anderen Glieder des Verteilergetriebes (12) jeweils mit einer Eingangswelle (20, 28) eines der beiden Zweigangteilgetriebe (17, 18) verbunden sind und wobei zwischen zweien der Glieder des Verteilergetriebes (12) eine schaltbare Überbrückungs- kupplung (19) vorgesehen ist und wobei jeweils ein Ausgangselement jedes der beiden Zweigangteilgetriebe (17, 18) ständig mir einem Abtriebsrad (38, 39) oder einer Ausgangswelle (40) antriebsmäßig verbunden ist.
2. Antriebssystem nach Anspruch 1 ,
dadurch gekennzeichnet,
daß die Antriebsmaschine (11) und das erste Glied des Verteilergethebes (12) ständig antriebsmäßig verbunden sind und eines der beiden anderen Glieder des Verteilergetriebes (12) mit einem Sekundärantriebsmotor (21) antriebsmäßig verbunden ist (Hybridantriebssystem).
3. Antriebssystem nach einem der Ansprüche 1 oder 2,
dadurch gekennzeichnet,
daß das Verteilergetriebe (12) ein Planetengetriebe ist, das als Glieder ein Sonnenrad (13), einen Planetenträger (14) mit zumindest einem Planetenrad (15) und ein Hohlrad (16) umfaßt.
4. Antriebssystem nach Anspruch 3,
dadurch gekennzeichnet,
daß die Antriebsmaschine (11) mit dem Sonnenrad (22) des Planetengetriebes (12), der Planetenträger (23) mit einer Eingangswelle des einen Zweigangteil- getriebes (18) und das Hohlrad (25) mit einer Eingangswelle des anderen Zweigangteilgetriebes (17) verbunden ist.
5. Antriebssystem nach einem der Ansprüche 1 bis 4,
dadurch gekennzeichnet,
daß die eine der Eingangswellen (28) eine Innenwelle und die andere der Eingangwellen (20) eine dazu koaxiale Hohlwelle ist.
6. Antriebssystem nach einem der Ansprüche 1 bis 5,
dadurch gekennzeichnet,
daß die Antriebsmaschine (11) ein Verbrennungsmotor ist.
7. Antriebssystem nach einem der Ansprüche 1 bis 6,
dadurch gekennzeichnet,
daß die Sekundärantriebsmaschine (41) ein Elekrtomotor ist.
8. Antriebssystem nach einem der Ansprüche 1 bis 7,
dadurch gekennzeichnet,
daß das erste Zweigangteilgetriebe (17) ein Gangschaltgetriebe mit einer Eingangswelle (20) und mit einer dazu parallelen Ausgangswelle (21), zwei jeweils mit einer der Wellen fest verbunden Zahnrädern (22, 23) und zwei mit jeweils der anderen der Wellen einzeln schaltbar verbundenen Zahnrädern (24, 25) darstellt.
9. Antriebssystem nach einem der Ansprüche 1 bis 8,
dadurch gekennzeichnet,
daß das zweite Zweigangteilgetriebe (18) ein Gangschaltgetriebe mit einer Eingangswelle (28) und einer dazu parallelen Ausgangswelle (29), zwei jeweils mit einer der Wellen fest verbunden Zahnrädern (30, 31) und zwei mit jeweils der anderen der Wellen einzeln schaltbar verbundenen Zahnrädern (32, 33) darstellt.
10. Antriebssystem nach einem der Ansprüche 1 bis 7,
dadurch gekennzeichnet,
daß das erste Zweigangteilgetriebe (17) ein Planetengetriebe mit den Gliedern Sonnenrad (43), Planetenträger (44) mit zumindest einem Planetenrad (45) und Hohlrad (46) ist, wobei eines der Glieder mit einer Eingangswelle (20), eines der Glieder mit einer Ausgangswelle (21 ) und das dritte der Glieder mit einer gegen ein stehendes Teil (53) feststellbaren Bremsscheibe/ Bremskorb (47) verbunden ist, wobei zwischen zweien der Glieder des Planetengetriebes eine schaltbare Überbrückungskupplung (55) vorgesehen ist.
11. Antriebssystem nach einem der Ansprüche 1 bis 7 oder 10,
dadurch gekennzeichnet,
daß das zweite Zweigangteilgetriebe (18) ein Planetengetriebe mit den Gliedern Sonnenrad (48), Planetenträger (49) mit zumindest einem Planetenrad (50) und Hohlrad (51) ist, wobei eines der Glieder mit einer Eingangswelle (28), eines der Glieder mit der einer Ausgangswelle (29) und das dritte der Glieder mit einer gegen ein stehendes Teil (54) feststellbaren Bremsscheibe/ Bremskorb (52) verbunden ist, wobei zwischen zweien der Glieder des Planetengetriebes eine schaltbare Überbrückungskupplung (56) vorgesehen ist.
12. Antriebssystem nach einem der Ansprüche 10 oder 11 ,
dadurch gekennzeichnet,
daß die Eingangswelle (20, 28) mit dem Sonnenrad (43, 48) und die Ausgangwelle (21 , 29) mit dem Hohlrad (46, 51) verbunden ist.
13. Antriebssystem nach einem der Ansprüche 10 bis 12,
dadurch gekennzeichnet,
daß die eine der Eingangswellen (28) eine Innenwelle und die andere der Eingangswellen (20) eine dazu koaxiale Hohlwelle ist.
14. Antriebssystem nach einem der Ansprüche 12 bis 13,
dadurch gekennzeichnet,
daß die Ausgangswellen (21 , 29) der Planetengetriebe jeweils über eine gesonderte Getriebestufe (35, 38; 36, 39) in festem Übersetzungsverhältnis mit einer Ausgangswelle (40) verbunden sind.
15. Antriebssystem nach einem der Ansprüche 3 bis 14,
dadurch gekennzeichnet,
daß zwischen der Antriebsmaschine (11) und dem ersten Glied des Planetengetriebes (12) eine Anfahrkupplung vorgesehen ist.
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