CVT für höchste Drehmomente

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1 CVT für höchste Drehmomente CVT mit Umschlingungsvariator und Leistungsverzweigung Prof. Dr. P. Tenberge, Dipl.-Ing. J. Sewart, Dipl.-Ing. J. Müller, Chemnitz Kurzfassung Stufenlose Getriebe für höchste Antriebsdrehmomente benötigen entweder ein Umschlingungs- oder ein Traktionsgetriebe mit sehr hoher Drehmomentkapazität oder eine leistungsverzweigende Getriebestruktur, die den stufenlosen Kern entlasten. Bei der Konzeption so einer Getriebestruktur mit einem Umschlingungs-CVT geht es in einem Schwerpunkt um die Art der Leistungsverzweigung, die Anzahl der Fahrbereiche und die Regelung/Steuerung der Fahrbereichswechsel. Für den Variator ist ein spezielles hydraulisches Regelsystem nötig, das in beiden Leistungsflussrichtungen optimale Anpressungen liefert. Für Konzepte mit Anfahren aus geared neutral ist hierfür eine geeignete Anfahrstrategie zu entwerfen. Nicht zuletzt ist die konstruktive Umsetzung des Konzeptes in ein wettbewerbsfähiges Getriebe hinsichtlich Bauraum, Gewicht und Kosten wichtig für seine Marktchancen. CVTs for highest input torques need either a belt or a chain variator or a traction drive with very high torque capacity or they need a power splitting gear structure, that eases the load on the continuously variable core. To outline such a concept a main subject is to evaluate the type of power splitting, the number of driving ranges and the controlling strategy for shifting these ranges. The variator needs a special hydraulic control system, that operates optimal in both directions of power flow. For concepts with starting up the vehicle from geared neutral a suitable driving strategy has to be found. Last but not least the design of the concept to a competitive gearbox regarding size, weight and costs is important for its market chance. 1 Einleitung Stufenlose Fahrzeuggetriebe mit Umschlingungsvariatoren gibt es in Japan und Europa in vielen Serienanwendungen bis zu 2 Nm. Die Stückzahlen dieser Anwendungen steigen

2 CVT für höchste Drehmomente 2 / 22 kontinuierlich, weil die Fahrzeuge mit diesen Getrieben aufgrund stetig verbesserter Betriebsstrategien mittlerweile gute Fahrleistungen bei relativ niedrigem Verbrauch ermöglichen. Außerdem liegen die Aufpreise unter denen von Wandlerautomaten. Die hier verbauten Umschlingungsgetriebe haben Schubgliederbänder oder Wiegedruckstückketten als Umschlingungsmittel. Getriebe mit Wiegedruckstückketten erreichen höhere Drehmomentkapazitäten bis zu 35 Nm. Die in der Kundenakzeptanz, also am Markt sehr erfolgreiche multitronic von Audi [11, 12] ist ein Beispiel dafür. Bild 1 Multitronic -Getriebe von Audi Leider gibt es bislang aber nur wenige dieser CVT-Anwendungen in Fahrzeugen mit Antriebsdrehmomenten bis zu 35 Nm oder mehr. Natürlich kann man auch Umschlingungs- CVT für sehr große Antriebsdrehmomente entwickeln [13]. Deren Achsabstand wird aber dann bei einer angestrebten Übersetzungsspreizung bis zu ϕ=6 so groß (>>17 mm), dass diese Getriebe nur noch schwer in die vorhandenen Bauräume passen. Die großen Scheiben sind jedoch nötig, weil sonst die Kettenbelastungen unter Volllast in

3 CVT für höchste Drehmomente 3 / 22 Anfahrübersetzung mit minimalem Laufradius auf dem Antriebsscheibensatz so groß werden, dass frühzeitige Kettenschädigungen die Getriebelebensdauer begrenzen. Um trotzdem Anwendungen mit hohen Antriebsdrehmomenten bedienen zu können, verbessern die Hersteller der Ketten und Scheibensätze von Umschlingungsgetrieben erst einmal im Detail diese Komponenten sowie die Anpresssysteme und deren hydraulische Versorgung samt der für schnelle Anpressreaktionen nötigen Drehmomentfühler [14, 15, 16]. Dies führt auch zu höheren Wirkungsgraden und geringeren spezifischen Kettenschädigungen, also tendenziell zu höheren Drehmomentkapazitäten. Der grundsätzliche Zusammenhang zwischen dem Lastkollektiv des Fahrzeugs und dem Lastkollektiv des Getriebes ändert sich dadurch jedoch nicht. Deshalb lassen sich mit diesen Detailmaßnahmen drehmomentstarke neue Anwendungen nur schwer oder nur in kleinen Schritten erschließen. Bild 2: Getriebestruktur des Multitronic -CVT von Audi Die Variatorbelastung hängt vom Lastkollektiv des Fahrzeugs und der Getriebestruktur ab. Bei einer Getriebestruktur ohne Leistungsverzweigung mit einem antriebsseitigen und einem

4 CVT für höchste Drehmomente 4 / 22 abtriebsseitigen Scheibensatz, wie dies z.b. bei der multitronic von Audi der Fall ist, wird der Antriebsscheibensatz A bis auf antriebsseitige Schwingungsentkopplungen annähernd proportional zum Lastkollektiv des Verbrennungsmotors VM belastet und der Abtriebsscheibensatz B proportional zum Lastkollektiv des Fahrzeugs. In Getriebestrukturen mit Leistungsverzweigung [6, 14, 15, 16] können die maximalen Drehmoment- und Drehzahlbelastungen an beiden Scheibensätzen eines Variators und damit die maximalen Kettenkräfte aber deutlich kleiner werden. Leistungsverzweigende Getriebestrukturen mit mehreren Fahrbereichen erlauben darüber hinaus die mehrfache Nutzung der Variatorspreizung für die Gesamtspreizung des Getriebes. Dadurch sinkt die Variatorbelastung weiter, aber die Anforderungen an die Verstelldynamik steigen. Mittlerweile gibt es leistungsfähige Rechenprogramme [8, 9, 1,], mit denen man die Kettenbelastungen, den Kettenkraftverlauf, die Scheibendeformationen und die Verluste in den Kontakten Kette-Scheibe abhängig von den Scheiben- und Kettensteifigkeiten, den Reibwerten in den Traktionskontakten und der Variatorgeometrie auch bei Verstellvorgängen gut und schnell berechnen kann. Mit diesen Werkzeugen lässt sich der Einfluss einer höheren Verstelldynamik auf den Wirkungsgrad und auf die höheren Anforderungen an das Verstellsystem quantifizieren. In der folgenden Untersuchung geht es um eine leistungsverzweigende Getriebestruktur mit einem Umschlingungsvariator, die hinsichtlich der Eckbelastungen der Scheibensätze, der Kettenschädigung und damit der Lebensdauer sowie des Wirkungsgrades Vorteile gegenüber dem heutigen Stand der Technik bietet. Weitere wichtige Kriterien bei der Konzeptfindung sind der verfügbare Bauraum und das Getriebegewicht. 2 Getriebestruktur Die Getriebestruktur nach Bild 3 hat eine Antriebswelle, die über einen Schwingungsdämpfer fest mit dem Verbrennungsmotor verbunden ist. Auf dieser Antriebswelle sitzt ein Pumpensystem zur Versorgung der hydraulischen Steuerung und der Schmierung. Die Antriebswelle treibt das Hohlrad eines vierwelligen Überlagerungsgetriebes. Dieses Überlagerungsgetriebe hat einen Aufbau wie der aus Automatikgetrieben bekannte

5 CVT für höchste Drehmomente 5 / 22 Ravigneaux-Planetenradsatz. Er umfasst einen Planetenträger a, in dem vier Sätze von jeweils zwei miteinander kämmenden Planetenräder gelagert sind. Ein Planetenrad kämmt jeweils mit dem Sonnenrad einer Welle b. Das andere Planetenrad kämmt jeweils mit einem Sonnenrad einer Welle c und mit dem Hohlrad an der Antriebswelle an. Die Welle a ist über eine erste Stirnradstufe u mit dem Scheibensatz A des Umschlingungsvariators verbunden. Die Welle b ist über eine zweite Stirnradstufe v mit dem Scheibensatz B des Umschlingungsvariators verbunden. Variator Schwingungsdämpfer Überlagerungsgetriebe Schaltgetriebe mit 2 Gängen Bild 3: Strukturvorschlag für ein leistungsverzweigendes Getriebe mit 4 Fahrbereichen und Umschlingungs-CVT Zwischen dem Überlagerungsgetriebe und der Abtriebswelle ab sitzt ein Schaltgetriebe, über das die Wellen a, b oder c mit dem Abtrieb verbunden werden können. Dafür ist es wichtig,

6 CVT für höchste Drehmomente 6 / 22 eine Getriebestruktur zu finden, bei der die Stegwelle a (Planetenradträger) durch das Planetengetriebe nach innen geführt werden kann. Damit gelingt es, auch die Welle a durch die Wellen c und b hindurch zum Schaltgetriebe zu führen. Das Schaltgetriebe besteht aus einer weiteren, einfachen Planetenradstufe mit einem Sonnenrad 3, einem Hohlrad 4 und einem Planetenträger mit drei Planetenrädern auf der Getriebeabtriebswelle. Die Wellen c= und b=1 lassen sich über die Schaltkupplungen K1 und K2 mit dem Sonnenrad verbinden. Die Welle a=2 ist über die Schaltkupplung K3 mit der Abtriebswelle verbindbar. Das Hohlrad ist über eine Bremse B1 mit dem Getriebegehäuse oder eine Kupplung K4 mit der Abtriebswelle verbindbar. 3 Drehzahlen und Fahrbereiche des Getriebes Stufe 1: So St Ho (Minusgetriebe) Stufe 2: (Plusgetriebe) St Ho So i1 i2 BZ 1 BZ 2 Bild 4: Drehzahlleiterdiagramm des Überlagerungsgetriebes nach Bild 3

7 CVT für höchste Drehmomente 7 / 22 Bild 4 zeigt das Drehzahlleiterdiagramm des vierwelligen Überlagerungsgetriebes neben der Grafik der Getriebestruktur. Auf den Drehzahlleitern werden nach oben die Drehzahlen n... bezogen auf die Antriebsdrehzahl n an angetragen. Die Abstände (a, b, c) der Drehzahlleitern zueinander sind durch die Standübersetzungen bzw. die Zähnezahlen der Räder so bestimmt, dass für einen Betriebszustand (BZ) die Drehzahlen aller vier Wellen auf einer Geraden liegen. Alle Betriebszustandsgeraden gehen dann auch durch den Punkt n an /n an =1. Tafel 1: Übersetzungen der Getriebestufen des Getriebes nach Bild 3 i 1 1 i c a b a zp Ü := 3 i 3 1 i SG zp N := i aa i bb Bild 5 verdeutlicht die Drehzahlen im Überlagerungsgetriebe und die Gesamtübersetzungen i ges =n an /n ab aufgetragen über der Variatorübersetzung. Ein kinematischer Grenz-Betriebszustand (BZ1) dieses Getriebes ist dadurch gekennzeichnet, dass dann alle Wellen des Überlagerungsgetriebes gleich schnell drehen, nämlich so schnell wie die Antriebswelle. In diesem Betriebszustand sind die Verluste in so einem Planetengetriebe minimal. In dem anderen kinematischen Grenz-Betriebszustand (BZ2) des Getriebes dreht die Koppelwelle b maximal schnell (e:1), die Koppelwelle a maximal langsam (f:1) und die Koppelwelle c sogar mit negativer Drehzahl (d:1). Für das hier gewählte Beispiel sind:

8 CVT für höchste Drehmomente 8 / 22 e 2.5 f d.7 Die Übersetzung zwischen den beiden Wellen b und a variiert zwischen den beiden Grenzbetriebszuständen im Bereich iba nb na 1. Das heißt, der zwischen den Wellen a und b wirkende Variator benötigt dafür einen Stellbereich von nur noch ϕv = 4.2. Überlagerungsgetriebe Schaltgetriebe BZ2 1 BZ FB=overdrive 1.5 b a 1 3.FB n... / nan.5.5 c B Koppelgetriebe nab / nan FB 1.FB=g.n. B 1 Variator 1 Variator 1.5 A 1.5 A Variatorübersetzung Variatorübersetzung Bild 5: Drehzahlen und Übersetzungen im Getriebe nach Bild 3

9 CVT für höchste Drehmomente 9 / 22 Die Übersetzungen i aa und i bb der Stirnradstufen zwischen den Koppelwellen a, b und den Scheibensätzen A, B des Variators sind so gewählt, dass die maximalen Variatordrehzahlen an beiden Scheibensätzen nahezu gleich groß sind. Dermaßen ausgeglichene Drehzahlbelastungen an den Scheibensätzen sind nur in leistungsverzweigenden Getriebestrukturen möglich, bei denen ein Scheibensatz des Variators weder auf der Antriebswelle, noch auf der Abtriebswelle sitzt. In einem 1. Fahrbereich wird die Koppelwelle c mit der Umlaufübersetzung i SG vom Sonnenrad zum Planetenträger bei stehendem Hohlrad im Schaltgetriebe zum Abtrieb übersetzt. K1 ist geschlossen. Da die Drehzahl dieser Koppelwelle im Stellbereich durch geht, kann man sie zum Anfahren vorwärts wie rückwärts (geared neutral) und zum Rückwärtsfahren nutzen. Ein extra Rückwärtsgang kann somit entfallen. Im Betriebszustand BZ1 des Überlagerungsgetriebes bei i AB =i V =2.5 haben alle Koppelwellen gleiche Drehzahlen. In diesem Betriebspunkt wird zuerst die schnelle Koppelwelle b über K2 zusätzlich mit dem Sonnenrad des Schaltgetriebes verbunden. Dann werden die Scheibenanpressungen im Variator so umgesteuert, dass sich der Leistungsfluss im Variator umdreht. Bei Kenntnis der Drehmomentbelastungen vor der Schaltung und der Standübersetzungen lassen sich die nötigen Scheibenanpressungen berechnen und einstellen, damit K2 das Drehmoment übernimmt und K1 entlastet wird und geöffnet werden kann. Das Getriebe befindet sich im 2. Fahrbereich. Im 2. Fahrbereich wird die Variatorübersetzung von i V =2.5 (BZ1) nach i V =.488 (BZ2) verstellt. Die Koppelwelle b dreht maximal schnell und die Koppelwelle a extrem langsam wie die Abtriebswelle. Bei einer Umlaufübersetzung i SG im Schaltgetriebe, die dem Stellbereich des Variators entspricht, hat nun die langsame Koppelwelle a die gleiche Drehzahl wie die Abtriebswelle. Koppelwelle a kann nun über K3 mit dem Abtrieb verbunden werden. Im Variator werden wieder die Scheibenanpressungen umgesteuert, um nun K2 zu entlasten und K3 zu belasten. K2 wird dann geöffnet. Der 3. Fahrbereich ist nun aktiv. Um im 3. Fahrbereich die Gesamtübersetzung in Richtung i ges =1 zu verstellen, wird die Variatorübersetzung wieder von i V =.488 (BZ2) nach i V =2.5 (BZ1) verstellt. Abhängig von der Gesamtübersetzung und deren Änderung erkennt die Getriebesteuerung, dass nun ein Wechsel in den 4. Fahrbereich erfolgen soll und bereitet das Schaltgetriebe darauf vor. Im

10 CVT für höchste Drehmomente 1 / 22 Schaltgetriebe wird das Hohlrad vom Getriebegehäuse getrennt und mit dem Planetenträger verbunden. Das Schaltgetriebe läuft somit mit minimalen Verlusten als Block um. Tafel 2: Schaltlogik des Getriebes nach Bild 3 Fahrbereiche B1 Schaltelem ente K1 K2 K3 K4 i ges i V = n A /n B neutral N geared neutral underdrive FB 1 FB 2 FB 3-6,31 1, overdrive FB 4,488 4,23 2,5,488,884 2,5,488 2,5,488 Kupplung bleibt zu, ist aber lastfrei Die Umschaltung von 3. Fahrbereich zum 4. Fahrbereich erfolgt wieder im Betriebszustand BZ1 des Überlagerungsgetriebes mit gleichen Drehzahlen an allen Koppelwellen. Die Koppelwelle b wird mit dem Sonnenrad des Schaltgetriebes verbunden und a anschließend vom Abtrieb getrennt. Die Umsteuerung im Variator erfolgt wie beim Wechsel vom 1. in den 2. Fahrbereich. Bei einer Verstellung im 3. Fahrbereich zur Übersetzung i ges =1 hin wird der Scheibensatz A betragsmäßig beschleunigt und nimmt kinetische Energie auf. Gleichzeitig wird Scheibensatz B betragsmäßig verzögert und gibt kinetische Energie ab. Nach dem Fahrbereichswechsel wird der Variator im 4. Fahrbereich in die andere Richtung verstellt. Dann gibt Scheibensatz A wieder kinetische Energie ab und Scheibensatz B nimmt welche auf. Wenn die Gesamtbilanz der Beschleunigungsleistungen, die in die Drehmassen hinein- bzw. aus ihnen herausfließen, beim Fahrbereichswechsel nicht ist, ändert sich beim Fahrbereichswechsel auch bei konstantem Antriebsdrehmoment die Abtriebsbeschleunigung. In Getriebe-

11 CVT für höchste Drehmomente 11 / 22 strukturen wie der nach Bild 3 mit sich gegenläufig verändernden Drehzahlen der Scheibensätze des Variators ist dieser Effekt aber wesentlich kleiner als in Strukturen mit einem Scheibensatz auf der Antriebswelle [14, 15]. Mit kleinen regelungstechnischen Eingriffen auf das Motordrehmoment kann dieser Effekt dann noch auf nicht mehr spürbare Werte verringert werden. Tabelle 2 verdeutlicht die Schaltlogik und die Übersetzungsbereiche des Getriebes. Fahrbereich 1 dient zum Anfahren und Rückwärtsfahren. Die daran anschließenden Fahrbereiche 2 bis 4 decken einen Stellbereich von ϕ=8,6 ab. Die Schaltelemente K1 bis K4 sind formschlüssige Schaltelemente. Die Bremse B1 kann vorteilhaft auch als reibschlüssiges Schaltelement ausgeführt werden. Das erleichtert das Anfahren aus dem Stillstand und kann mit einer Schlupfregelung auch bei den Fahrbereichswechseln schwingungsdämpfend wirken. Alternativ zu dieser Struktur mit 4 Fahrbereichen gibt es natürlich auch Konzepte mit nur einem, zwei oder drei Fahrbereichen. Der Hauptbetriebsbereich eines Fahrzeuggetriebes liegt im Overdrive mit einer Spreizung von ca. 1,25 bis 1,5 bei heute ausgeführten Getrieben. Dieser overdrive sollte auch in einer leistungsverzweigenden Struktur nur von einem Fahrbereich abgedeckt werden, um unnötig viele Fahrbereichswechsel zu vermeiden. Um den Variator bei Volllastanfahrten nicht zu hoch zu belasten, sollte auch der Anfahrbereich keine zu große Spreizung aufweisen. Denn nur dann kommt das Getriebe mit einem baulich kleinen Variator aus. Diese Analysen der Drehzahlen und die folgenden Analysen der Leistungsflüsse im Getriebe führen letztendlich zu Getriebekonzepten mit drei oder vier Fahrbereichen. In der Struktur nach Bild 3 und mit der Auslegung nach Tafel 1 verdoppelt der 4. Fahrbereich sogar nahezu den Gesamtstellbereich im Vergleich zur 3-Bereichsvariante und kostet nur den Mehraufwand der Zahnkupplung K4. Ein 3-Bereichskonzept dieser Art mit nur einer Getriebeübersetzung im Schaltgetriebe liefert außerdem nur eine minimale Gesamtübersetzung von i ges =1. Wollte man so ein Getriebe in einer Fahrzeuganwendung alternativ zu einem Automatikgetriebe mit Overdrive nutzen, so müsste man auch die Achsübersetzung anpassen. Andere 3-Bereichskonzepte, die auch den Overdrive abdecken würden, erfordern aufwendigere Schaltgetriebe. Das hier favorisierte 4-Bereichskonzept ist einem 3-Bereichskonzept also in vielen Kriterien überlegen. Dies wird auch bei der folgenden Analyse der Bauteilbelastungen noch besonders deutlich.

12 CVT für höchste Drehmomente 12 / 22 4 Drehmomente und Leistungsflüsse im Getriebe Die Drehmomente und Leistungsflüsse im Getriebe sollen hier beispielhaft für eine Oberklasseanwendung mit einem Antriebskennfeld nach Bild 6 dargestellt werden. Der Verbrennungsmotor soll ein maximales Drehmoment von 5 Nm und eine maximale Leistung von 326 PS aufweisen. Für diese Anwendung soll das Getriebe einen Variator mit einem Achsabstand von 18 mm und einer Kettenlänge von 73 mm haben. 6 T n Tmax n Pmax T max Nm P max = P max = 24kW 326PS 4 min 1 min 1 P max kw n Pmax = 548min 1 2 P max. Motordrehmoment [Nm] max. Motorleistung [kw] T max = 5 Nm n Tmax = 428min 1 Bild 6: Volllastkennlinien für eine beispielhafte Anwendung Bild 7 verdeutlicht die Belastungen des Getriebes, insbesondere des Variators, bei einer Volllastbeschleunigung. Dazu wird die Drehzahl des Motors schnell von einer Anfahrdrehzahl von 15/min auf die Drehzahl der Nennleistung gesteigert. Der Motor gibt dabei sein Volllastdrehmoment ab, dass nur beim Anfahren durch eine Traktionskontrolle soweit gesenkt wird, dass das Abtriebsdrehmoment unter dem Haftschlussmoment von in diesem Beispiel T abmax =175 Nm bleibt. Bei der Rückwärtsfahrt wird das Abtriebsdrehmoment auf einen Wert begrenzt, der für eine Steigfähigkeit von p max =55% des voll beladenen Fahrzeugs ausreicht. Die maximale Belastung am Scheibensatz A beträgt ca. 4 Nm. Sie tritt nur beim Volllastanfahren an der Haftschlussgrenze auf. Hier ist auch die von der Kette zu über-

13 CVT für höchste Drehmomente 13 / 22 tragende Umfangskraft mit ca. 74 N maximal. Die maximale Umfangskraft im unverzweigtem multitronic -Getriebe mit einem Laufradius knapp unter 35 mm in Anfahrübersetzung beträgt schon über 1. N beim Volllastanfahren in einer 35 Nm-Anwendung. Drehmomente [Nm] an ab A B Leistungen [kw] B an A Drehzahlen [1/min] B ab A an 15 2 ab Geschwindigkeit [kph] Geschwindigkeit [kph] Geschwindigkeit [kph] Bild 7: Getriebebelastung bei einer Volllastbeschleunigung 8 1 Umfangskraft im Variator [kn] Laufradien im Variator [mm] B A Geschwindigkeit [kph] Geschwindigkeit [kph] Bild 8: Umfangskraft und Laufradien im Variator bei einer Vollastbeschleunigung Beim Anfahren aus geared neutral mit der leistungsverzweigenden Getriebestruktur liegt die Variatorleistung über der effektiven Antriebsleistung. Diese ist jedoch kleiner als die

14 CVT für höchste Drehmomente 14 / 22 maximale Motorleistung, wenn dieser Fahrbereich auf solche Übersetzungen begrenzt ist, bei denen die Traktionskontrolle das Motordrehmoment an der Haftschlussgrenze reduziert. Auch in dieser Hinsicht bietet so ein weit gespreiztes 4-Bereichskonzept Vorteile gegenüber Konzepten mit nur 3 Fahrbereichen. In den Fahrbereichen 2, 3 und 4 fließen nur zwischen 33% und 67% der Motorleistung über den Variator. Der übrige Teil der Antriebsleistung wird nur über die wenigen Zahneingriffe im Überlagerungsgetriebe übertragen. Da auch die Verzahnung des Schaltgetriebes nur in den ersten beiden Fahrbereichen aktiv ist, ergibt sich ein hoher Gesamtwirkungsgrad, der über dem eines unverzweigten Getriebes liegen wird. Hilfreich ist hier auch, dass dieses Getriebe maximal ein reibschlüssiges Schaltelement hat. 1.5 Variatorleistung / Antriebsleistung FB 3. FB 4. FB 1 67% 33% Geschwindigkeit [kph] Bild 9: Relative Variatorbelastung des leistungsverzweigten Getriebes mit 4 Fahrbereichen In den Fahrbereichen 2, 3 und 4 liegen die Kettenbelastungen aufgrund der Leistungsverzweigung so niedrig, dass die Kettenschädigung deutlich geringer als bei einem unverzweigten Getriebe ausfällt. Dies lässt sich entweder für eine höhere Lebensdauer nutzen oder für Gewichtsreduzierungen bei der Kette und den Scheiben. Die maximalen Belastungen im Variator sind an beiden Scheibensätzen nahezu gleich. Dies liegt am Verzweigungskonzept mit dem vierwelligen Überlagerungsgetriebe und den gleichen Übersetzungsspreizungen in den Fahrbereichen 2, 3 und 4.

15 CVT für höchste Drehmomente 15 / 22 5 Konstruktive Gestaltung des Getriebes Die Bilder 1 und 11 zeigen erste konstruktive Skizzen zu so einem stufenlosen Getriebe für eine 5 Nm-Anwendung mit Längseinbau des Getriebes und Hinterachsantrieb. Bei so einer Anordnung ist antriebsseitig der größte Platz im Tunnel. Hier sind die beiden Scheibensätze unterhalb der Antriebswelle so platziert, dass die Kette in allen Betriebszuständen knapp unterhalb der Antriebswelle durchläuft. Die Antriebswelle treibt ein Pumpensystem zur Versorgung der Hydraulik, das im Frontdeckel untergebracht ist. Da dieses Getriebe kein Anfahrelement in Form einer Kupplung oder eines Wandlers hat, fördert die Pumpe sobald der Verbrennungsmotor läuft. Das vierwellige Überlagerungsgetriebe liegt zentral im Getriebe. Es besteht aus dem mit der Antriebswelle an verbundenen Hohlrad, dem Planetenträger a und den beiden Sonnenradwellen b und c. Diese Struktur wurde gewählt, um die Welle a einmal an den Scheibensatz A anbinden zu können, zum anderen aber auch, um die Welle a durch die Wellen b und c hindurch zur Abtriebswelle führen zu können. Die beiden Vorgelegestufen vom Planetenträger a zum Scheibensatz A und vom Sonnenrad b zum Scheibensatz B haben deutlich verschiedene Übersetzung i aa und i bb. Dadurch ergeben sich unterschiedlich große Stirnräder an den Koppelwellen, die mit ihren ineinander verschachtelten Lagerungen sehr kompakt zwischen Überlagerungsgetriebe und Schaltgetriebe sitzen können. Das Getriebegehäuse kann dazu bis zwischen diese Stirnräder gezogen werden. In einem abtriebsseitigen Deckel sitzt die Abtriebswelle, die gleichzeitig Planetenträger der Schaltgetriebestufe ist. Das Hohlrad ist auf der Abtriebswelle gelagert. Es ist über eine Lamellenbremse B1 mit dem Getriebegehäuse oder über eine Zahnkupplung K4 mit dem Abtrieb verbindbar. Die Aktorik dieser Schaltelemente und der Kupplung K3 sitzt in diesem Gehäusedeckel. Die Aktorik der Kupplungen K1 und K2 sitzt vor dem Schaltgetriebe im eingezogenen Getriebegehäuse. Zur Reduzierung der Wellendurchbiegung sind die Wellen beider Scheibensätze dreifach gelagert. Dadurch lassen sich die Scheibendeformationen reduzieren und der Wirkungsgrad

16 CVT für höchste Drehmomente 16 / 22 erhöhen. Das Getriebe hat dafür einen mittleren Deckel, in dem auch das Festlager der Antriebswelle sitzt Scheibensatz A Drucksensor A 125 an ab Pumpe 128 Scheibensatz B Drucksensor B Schaltgetriebe Überlagerungsgetriebe Bild 1: Abgewinkelter Achsschnitt durch einen ersten Getriebeentwurf Beide Scheibensätze haben Drehmomentfühler, die einen drehmomentproportionalen Druck erzeugen. Anders als in bisher ausgeführten Getrieben haben diese Drehmomentfühler einen gehäusefesten, nicht drehenden Kolben. Die Druckkraft wird über ein Axiallager übertragen. Eine Drehdurchführung für den Sensoröldruck kann somit entfallen. Eine variable Steigung der mechanischen Rampe im Drehmomentfühler, wie dies in [18] vorgeschlagen wird, ist hier auch nicht nötig. Die vollvariable Anpressregelung wird in diesem Getriebe durch eine spezielle hydraulische Steuerung erreicht. Deshalb benötigen

17 CVT für höchste Drehmomente 17 / 22 die Scheibensätze auch keine Stufenkolben [16], sondern nur einfache Kolben mit konstantem Querschnitt. In diesem ersten Entwurf hat das Getriebe eine Baulänge von 62 mm, eine größte Breite von 44 mm sowie eine maximale Bauhöhe von weniger als 35 mm A B Bild 11: 44 Anordnung der Getriebewellen in einem Stirnschnitt 6 Hydraulische Steuerung und Regelung des Getriebes In diesem leistungsverzweigenden Getriebe fließt in den Fahrbereichen 1 und 3 die Variatorleistung vom Scheibensatz A zum Scheibensatz B und in den Fahrbereichen 2 und 4 von B nach A. Diesen wechselnden Leistungsflussrichtungen muss die hydraulische Steuerung des Getriebes Rechnung tragen. Bild 12 zeigt einen Hydraulikplan einer für

18 CVT für höchste Drehmomente 18 / 22 dieses Getriebe geeigneten hydraulischen Scheibenanpressung. Eine geregelte Pumpe erzeugt einen konstanten Volumenstrom. Über eine Stromteilerschaltung werden beide Drehmomentfühler unabhängig voneinander mit Öl versorgt und drosseln die Teilvolumenströme auf drehmomentproportionale Werte. Bild 12: Hydraulische Steuerung in einem leistungsverzweigten CVT Getriebe Für eine wirkungsgradoptimale Anpressung wird hier vorgeschlagen, über eine hydraulische Addition aus beiden Drucksignalen einen Systemdruck zu erzeugen, der im gesamten Stellbereich vom Antriebsdrehmoment und der Übersetzung abhängt. Dieser Systemdruck wird dann über einen bekannten Vierkantensteuerschieber auf die Scheibensätze A und B

19 CVT für höchste Drehmomente 19 / 22 verteilt. Über eine mechanische Rückführung einer der Scheibenbewegungen auf den Vierkantensteuerschieber erhält man eine Übersetzungsregelung wie in heute bekannten Steuersystemen. Bei einer gleichwertigen (1:1)-Addition beider Drucksignale zum Systemdruck erhält man unabhängig von der Richtung des Stellleistungsflusses einen für eine wirkungsgradoptimale Anpressung geeigneten Systemdruck. So ein Anpresssystem braucht keine Stufenkolben an den Scheibensätzen [16] oder übersetzungsabhängige Drehmomentfühler [18], die in den Scheibensätzen integriert sein müssen. Die Stabilität der Anfahrregelung und der dabei erreichte Komfort sind entscheidend für den Erfolg so eines geared neutral Getriebes. Als Maß der Dinge für das Anfahrverhalten gilt nach wie vor ein gut ausgelegter hydrodynamischer Wandler. Auf Grund seiner Charakteristik als Strömungsmaschine mit einer quadratisch mit der Drehzahl steigenden Drehmomentaufnahme und einer mit steigender Drehzahlwandlung n Turbine /n Pumpe fallenden Drehmomentwandlung T Turbine /T Pumpe, macht er beim Anfahren alles richtig. Bisherige Drehzahlregelungen in geared neutral - Getrieben konnten dagegen nicht überzeugen. Also liegt das Ziel nahe, diesem Getriebe regelungstechnisch die Anfahrcharakteristik eines Wandlerautomaten zu geben. Abhängig vom Drehzahlverhältnis n c /n an gibt der Regler eine exponentiell mit der Antriebsdrehzahl steigende Sollkurve für das Motordrehmoment vor. Diese entspricht der Pumpenkennlinie des Wandlers. Abhängig von der Fahrpedalstellung öffnet der Regler die Drosselklappe bzw. regelt die Kraftstoffeinspritzung auf diesen Wert hin. Dabei wird aber eine zu jeder Fahrpedalstellung und dieser Sollkurve gehörige Solldrehzahl nicht überschritten. Mit einer zweiten Reglerkurve, die der Drehmomentwandlung im Wandlerautomaten entspricht, erhält man abhängig vom Drehzahlverhältnis n c /n an das Solldrehmoment an der Welle c. Über die Drehmomentbeziehungen im Überlagerungsgetriebe erhält man die Solldrehmomente an den Drehmomentfühlern und die dortigen Solldrücke. Aus der Differenz zwischen dem Istmoment und dem Sollmoment an Welle c lässt sich bei Kenntnis der trägen Massen eine Sollbeschleunigung errechnen. Über den momentanen Drehzahlzustand im Getriebe ergibt sich daraus eine Verstellgeschwindigkeit div/dt am Variator. Der Variator wird nun so verstellt, dass sich diese Drücke tatsächlich einstellen.

20 CVT für höchste Drehmomente 2 / 22 Ist z.b. beim Anfahren das Drehmoment an Welle c zu klein, wird durch Verstellen des Variators der Scheibensatz A beschleunigt und Scheibensatz B verzögert. Bild 4 macht deutlich, dass dadurch Welle c mit allen Abtriebsmassen beschleunigt wird, wodurch das Moment an dieser Welle steigt. Fährt das Fahrzeug z.b. an ein Hindernis, eine Rampe oder eine Bordsteinkante, steigt das Moment an Welle c und in den Drehmomentfühlern steil an. Solange es über dem Sollwert liegt, wird die Variatorübersetzung i V =i AB so weit reduziert bis das Fahrzeug steht. Auf diese Weise lässt sich eine Drehmoment-Anfahrregelung realisieren, die alle Eigenschaften eines Wandlers hat. Dies sind insbesondere das weiche Losrollen in der Ebene, wenn der Fahrer die Bremse löst, oder das automatische Anhalten an einem Hindernis wie einer Bordsteinkante. Auch ein Anfahren aus einem Festbremspunkt wäre auf diese Weise machbar, würde aber natürlich den Variator hoch belasten. Da die oben genannten Kennlinien variabel programmierbar sind, sind mit ein und demselben Getriebe verschiedene Charakteristiken zwischen hartem und weichem Wandler darstellbar. Entscheidend für diese Regelung ist mindestens ein genaues Drehmomentsignal für die Variatorbelastung oder die Belastung an der Koppelwelle c. Auch deshalb sind hier zwei Drehmomentsensoren mit nicht drehendem Kolben im Gehäuse vorteilhaft. Unabhängig von den momentanen Variatorverlusten lassen sich daraus die Drehmomente an den Wellen an und c bestimmen. Das Ergebnis wird nur durch die geringen Verzahnungsverluste verfälscht. Ein einziger Drehmomentsensor auf der Antriebswelle wäre hier nicht ausreichend, da er bei Fahrzeugstillstand in der Ebene ein Signal abgibt, dass zu stark vom momentanen nicht genau bekannten Verlustmoment im Variator überlagert wird. 7 Zusammenfassung Um stufenlose Getriebe für sehr drehmomentstarke Anwendungen zu qualifizieren, sind neue Getriebekonzepte nötig. Leistungsverzweigende Getriebestrukturen stellen hier eine interessante Alternative dar. Im Vergleich zur einer unverzweigten CVT-Getriebestruktur nach Bild 2 benötigt die leistungsverzweigende Getriebestruktur nach Bild 3 nur einen kleinen Variatorstellbereich

21 CVT für höchste Drehmomente 21 / 22 von ϕv=4.2 statt 6. Bei gleicher Drehmomentkapazität kann dann der Variator kleiner werden, oder die Drehmomentkapazität steigt bei gleicher Baugröße. Im Vergleich zu anderen Verzweigungskonzepten bietet die Struktur nach Bild 3 mit dem vierwelligen Überlagerungsgetriebe weitere Vorteile. Beide Scheibensätze sind bzgl. der Drehzahlen und Drehmomente gleichmäßig belastet. Die Scheibensätze können identisch ausgeführt sein. Das Getriebe hat drei stufenlos regelbare Koppelwellen, nämlich eine zum Anfahren aus geared neutral sowie ein langsame Koppelwelle a und eine schnelle Koppelwelle b. Nur mit den Koppelwellen c und b ließe sich ohne weitere Getriebestufen ein 2-Bereichsgetriebe aufbauen. Dies wäre aber nicht für hohe Antriebsdrehmomente geeignet. Deshalb nutzt man diese ersten beiden Fahrbereiche mit einer hohen Schaltgetriebeübersetzung und schließt daran zwei weitere Fahrbereiche über die Koppelwellen a und b ohne Schaltgetriebeübersetzung an. Die 4 Fahrbereiche führen zu einer unendlichen Gesamtspreizung und sogar zur einem Stellbereich von ϕ =8,6 in den Fahrbereich 2 bis 4. Trotzdem sind die Variatorbelastungen gering. Im Mittel fließen nur 5% der Antriebsleistung über den stufenlosen Leistungszweig. Daraus ergibt sich insgesamt eine hohe Drehmomentkapazität für das Gesamtsystem. Als Mehraufwand im Vergleich zur unverzweigten Getriebestruktur ist nur das Schaltgetriebe mit den Fahrbereichsschaltungen zu nennen. Der Aufwand für das antriebsseitige Überlagerungsgetriebe wird durch Wegfall des antriebsseitigen Wendegetriebes mit 2 Schaltelementen kompensiert. Regelungstechnisch sind 3 Fahrbereichsschaltungen und schnellere Variatorverstellungen zu beherrschen. Mit einer Baulänge von ca. 62 mm und der antriebsseitigen Anordnung der Scheibensätze ist eine wettbewerbsfähige Getriebekonstruktion für einen Standardantrieb darstellbar. 8 Literatur [1] Dittrich, O.: Theorie des Umschlingungsgetriebes mit keilförmigen Reibflanken. Diss. TH Karlsruhe, 1953 [2] Schlums, K. D.: Untersuchungen an Umschlingungsgetrieben. Diss. TH Braunschweig, 1959

22 CVT für höchste Drehmomente 22 / 22 [3] Lutz, O.: Zur Theorie des Keilscheiben-Umschlingungsgetriebes. Konstruktion Bd. 12, 196 [4] Gerbert, B. G.: Force and Slip Behaviour in V-Belt Drives. Acta Polytechnica Scandinavica, Mech. Eng. Series No. 67, Helsinki 1972 [5] Tenberge, P.: Wirkungsgrade von Schub- und Zuggliederketten in einstellbaren Umschlingungsgetrieben. Diss. Ruhr-Universität Bochum, 1986 [6] Tenberge, P.: Kraftübertragung in stufenlosen Umschlingungsgetrieben Einfluss von Schlupf und Verstellgeschwindigkeit auf den Wirkungsgrad. VDI-Berichte 127, 1995, [7] Sauer, G.: Grundlagen und Betriebsverhalten eines Zugketten-Umschlingungsgetriebes. Diss. TU München, 1996 [8] Sattler, H.: Stationäres Betriebsverhalten verstellbarer Metallumschlingungsgetriebe. Diss. Uni Hannover, 1999 [9] Sue, A., Dittrich, O., Poll, G.: CVT-Wirkungsgradberechnung aus der Verformung beim Umschlingungstrieb. VDI-Berichte 179, 22, [1] Sue, A.: Betriebsverhalten stufenloser Umschlingungsgetriebe unter Einfluss von Kippspiel und Verformungen. Diss. Uni Hannover, 23 [11] Goppelt, G.: Stufenloses Automatikgetriebe Multitronic von Audi. Automobiltechnische Zeitschrift (ATZ), Heft 2/2 [12] Nowatschin, K., et. al.: multitronic Das neue Automatikgetriebe von Audi. Automobiltechnische Zeitschrift (ATZ), Heft 7-8/2 [13] van Rooij, J., Frank, A.: Development of a 7 Nm Chain-CVT. VDI-Berichte 179, 22, [14] Indlekofer, N., Wagner, U., Fidlin, A.,Teubert, A.: Neueste Ergebnisse der CVT Entwicklung. 7. LuK Kolloquium, 22, [15] Lauinger, C., Vornehm, M., Englisch, A.: Wirkungsgradoptimiertes CVT Anpresssystem. 7. LuK Kolloquium, 22, [16] Englisch, A., Lauinger, C., Vornehm, M., Wagner, U.: 5 Nm CVT LuK Components in Power Split. VDI-Berichte 179, 22, [17] Lauinger, C., Vornehm, M., Englisch, A.: Das 5 Nm CVT. 7. LuK Kolloquium, 22, [18] Englisch, A., Faust, H., Homm, M., Teubert, A., Reuschel, M., Lauinger, C.: Entwicklungspotenziale für stufenlose Getriebe. Automobiltechnische Zeitschrift (ATZ), Heft 7-8/22,