DE69005958T2

DE69005958T2 - Quermontiertes automatisches Getriebe für eine Fahrzeugkraftübertragung.

Info

Publication number: DE69005958T2
Application number: DE69005958T
Authority: DE
Inventors: Stanley L Pierce
Original assignee: Ford Werke GmbH
Current assignee: Ford Werke GmbH
Priority date: 1989-09-25
Filing date: 1990-07-12
Publication date: 1994-08-18
Anticipated expiration: 2010-07-13
Also published as: EP0419782A1; DE69005958D1; EP0419782B1; US4978328A

Description

Diese Erfindung bezieht sich auf einen automatischen Fahrzeugantrieb mit einer querorientierten Achsanordnung zur Verwendung zusammen mit einer Brennkraftmaschine.

Hintergrund der Erfindung

Eine Querachse und eine Maschine für ein Kraftfahrzeug werden gewöhnlich in einem gemeinsamen Kraftübertragungspaket zusammengebaut, bei welchem die Achse der Kurbelwelle der Maschine parallel zu der Achse der Ausgangswelle der Querachse verläuft. Die Achse der Kurbelwelle und die Achse der Ausgangswelle der Querachse sind in einem vorderen Kraftübertragungsbereich des Fahrzeuges querorientiert angeordnet. Die Ausgangswelle treibt die lenkbaren Vorderräder des Fahrzeuges über Anordnungen mit Universalgelenken und einer Halbwelle an. Ein typisches Beispiel eines Antriebs dieser Art und in Übereinstimmung mit dem Oberbegriff des Patentanspruches 1 ist in der US-A-4 509 389 beschrieben.
Andere Beispiele von Querachsen dieser Art sind in der US- A-4 607 541 und US-A-4 418 585 gezeigt. Jedes dieser Patente zum Stand der Technik nimmt Bezug auf ein Paar einfacher Planetenradgetriebeeinheiten, die zur Ausbildung eines Verbund-Drehmomentflußweges mit wahlweise betätigbaren Kupplungen und Bremsen zur Etablierung der Antriebs-Drehzahlübersetzungen angeordnet sind. Das planetenradgetriebe der Patente 4 418 585 und 4 509 389 ist wie die Anordnung des Planetenradgetriebes der vorliegenden Erfindung derart angeordnet, daß seine Achse mit der Achse der Ausgangswelle zusammenfällt. Die Mehrgang-Planetenradgetriebeeinheiten des Patents 4 607 541 sind andererseits an einer zu der Achse der Ausgangswelle parallelen Achse angeordnet. Diese parallele Achse fällt mit der Achse des hydrokinetischen Drehmomentwandlers zusammen, die zwischen den Drehmomenteingangselementen des Getriebes und der Maschine angeordnet ist.
Jedes dieser Patente zum Stand der Technik beschreibt eine Querachse, die für die Bereitstellung von vier Vorwärtsgängen und einem einzigen Rückwärtsgang fähig ist. Jedes von diesen beschreibt auch einen hydrokinetischen Drehmomentwandler. Jeder Drehmomentwandler hat eine Verriegelungskupplung für die Schaffung einer mechanischen Antriebsverbindung zwischen dem Pumpenrad und dem Turbinenrad des Wandlers.
Wegen der Einschränkungen, die auf einen durch eine Maschine angetriebenen Fahrzeugantrieb durch die begrenzte Anzahl von verfügbaren Übersetzungen des Planetenradgetriebes auferlegt sind, ist es mit solchen Querachsen mit vier Gängen nicht möglich, das volle Leistungspotential und das volle Potential für wirtschaftliche Gewinne zu erreichen, welche andererseits zur Verfügung stehen würden, wenn für den Antriebsbereich fünf oder mehr Übersetzungen zur Verfügung stehen würden.
Neuere Versuche wurden angestellt, um die vorhandenen Antriebe mit vier Drehzahlübersetzungen für die Bereitstellung von fünf Antriebsübersetzungen bei dem Antrieb eines Kraftfahrzeuges zu modifizieren, jedoch benötigen diese Versuche gewöhnlich die Verwendung eines Hilfsgetriebes an dem Drehmomentausgangsbereich des Grundgetriebes mit den vier Übersetzungen. Sie benötigen auch getrennte Kupplungen und Bremsen für ein Steuern des Antriebsverhältnisses des Hilfsgetriebes.
Solche Modifizierungen von Getriebesystemen mit normal vier Drehzahlübersetzungen haben nur ein begrenztes Potential für eine Verbesserung des Wirkungsgrades und der Funktionsweise, weil sich durch die Verwendung des Planetenrad- Hilfsgetriebes Beschränkungen für die verfügbare Streubreite der Übersetzungen ergeben. Solche Bechränkungen sind durch die Geometrie des Planetenrad-Hilfsgetriebes als solches auferlegt, da der Wechsel des Übersetzungsbereichs, der durch die Hinzufügung der Hilfsgetriebeeinheit verfügbar ist, durch den verfügbaren Bereich der RollkreisdurchmesserÜbersetzungen des Innenrades und des Außenrades des Planetenrad-Hilfsgetriebesystems begrenzt ist. Die Verwendung eines solchen Hilfsgetriebesystems vergrößert auch die Gesamtlänge des Getriebes, sodaß es schwierig wird, das Getriebe in einem kompakten Maschinen- und Getriebebereich unterzubringen. Bei den meisten Fahrzeuganwendungen, insbesondere bei Fahrzeugen mit einem Vorderradantrieb, erfordern die Überlegungen des Stylings Beschränkungen des verfügbaren Raums für das Kraftübertragungspaket.
Neben solchen räumlichen Beschränkungen vergrößert die Verwendung der Hilfsgetriebeeinheit das Gewicht des Getriebes ganz beträchtlich und vergrößert auch die Komplexität der Herstellung und des Zusammenbaus sowie auch die Kosten wegen der zusätzlichen Elemente, die benötigt werden.

Kurze Beschreibung der Erfindung

Die Aufgabe dieser Erfindung besteht in der Bereitstellung von fünf oder mehr Vorwärtsgängen bei einem Antrieb der in den vorstehenden Abschnitten beschriebenen Art, ohne daß dabei die zusätzliche Komplexität, das Gewicht und die Kosten der herkömmlichen Hilfsgetriebeeinheiten in der Kombination mit einem viergängigen Planetenradgrundgetriebe auferlegt werden. Eine weitere Aufgabe ist auch die Bereitstellung eines Getriebes mit fünf oder mehr Vorwärtsgängen bei einem Antrieb der vorbeschriebenen Art, bei welchem die Streubreite der Übersetzung der Vorwärtsgänge präzise abgestimmt werden kann auf eine Übereinstimmung mit dem besonderen Drehzahl-Drehmoment-Verhalten der Brennkraftmaschine, mit welcher die Querachse benutzt wird.
Der Kraftfahrzeugantrieb dieser Erfindung hat Merkmale, die mit der automatischen Viergang-Querachse übereinstimmen, welche in der US-A-4 509 389 beschrieben ist. Er erreicht die volle Funktion und das Wirkungsgrad-Potential einer automatischen Fünfgang-Querachse durch ein geeignetes Modifizieren der Grundstruktur des bekannten Getriebes ohne eine bedeutsame Erhöhung der Komplexität bei der Fertigung, dem Zusammenbau und der Kosten und ohne eine Überschreitung der dimensionalen Vorgaben.
Das Getriebe der US-A-4 509 389 umfaßt einen hydrokinetischen Drehmomentwandler, der auf der Achse der Kurbelwelle der Brennkraftmaschine angeordnet ist. Ein Mehrgang-Nebenradgetriebe ist auf einer beabstandeten parallelen Achse montiert, welche der Achse der Drehmomentausgangswelle entspricht. Das Drehmoment des Turbinenrades des Drehmomentwandlers wird über eine Turbinenradwelle und über ein Antriebskettenrad, welches auf der Achse des Drehmomentwandlers angeordnet ist, an ein angetriebenes Kettenrad geliefert, das auf der Achse der Ausgangswelle angeordnet ist. Die antreibenden und angetriebenen Kettenräder sind antriebsmäßig durch eine Drehmomentübertragungkette verbunden.
Das angetriebene Kettenrad ist über selektiv betätigbare Kupplungen mit den Drehmomenteingangselementen eines Mehrgangplanetenradgetriebes verbunden. Der Drehmomentwandler und das Getriebe sind in einem gemeinsamen Achsgehäuse zusammen mit einem Getriebe-Steuerventilkörper und einer endseitigen Antriebsgetriebeanordnung angeordnet, wobei letztere an dem Drehmomentausgangsende des Mehrganggetriebes angeordnet ist.
Das endseitige Antriebsgetriebe umfaßt ein Planetenradreduktionsgetriebe und einen Differentialgetriebemechanismus, wobei die Drehmomentausgangsseitenräder des Differentialgetriebes mit den Fahrzeugtreibrädern über Halbwellenanordnungen verbunden sind. Ein Seitenrad ist mit einer ersten Universalgelenk-Antriebsverbindung für eine Halbwelle verbunden, und das andere Seitenrad ist durch eine begleitende Universalgelenk-Antriebsverbindung mit der anderen Halbwelle verbunden. Die letztere Verbindung ist durch eine Drehmomentausgangswelle etabliert, die konzentrisch zu dem Planetenradgetriebe und den Kupplungen und Bremsen für das Mehrganggetriebe angeordnet ist.
Der Raum, der normal von der Drehmomentübertragungskette bei einem Getriebe der in der US-A-4 509 389 beschriebenen Art eingenommen werden würde, wird entweder von einem Paar Leerlaufräder mit einem Differential-Rollkreisdurchmesser eingenommen, welche eine Antriebsverbindung zwischen einem durch das Turbinenrad angetriebenen Antriebsrad, welches auf der Wandlerachse angeordnet ist, und einem angetriebenen Rad etabliert, das auf der Ausgangswellenachse angeordnet ist. Die Leerlaufräder mit dem Differential-Rollkreisdurchmesser etablieren einen Übertragungsantrieb mit entweder einem oder mit zwei Antriebsübersetzungen zwischen dem Turbinenrad und dem Eingangselement des Mehrganggetriebes. Entweder das eine oder das andere der beiden Übersetzungsverhältnisse für den Übertragungsantrieb kann durch eine wahlweise betätigbare Reibungskupplung ausgewählt werden, die auch innerhalb des Raumes entsprechend dem Raum angeordnet ist, der normal durch die Übertragungsantriebskette eines Getriebes eingenommen werden würde, wie bspw. desjenigen der US-A-4 509 389.
Es bestehen keine physikalischen Beschränkungen für die Getriebeübersetzung der Drehmomentübertragung, welche durch das Getriebe mit dem Differential-Rollkreisdurchmesser etabliert wird. Dies ist gegensätzlich zu der vorstehend erwähnten versuchten Konstruktionsannäherung, bei welcher eine einfache Planetenradgetriebeeinheit und eine Kupplungsanordnung an dem Ausgangsende des Mehrganggetriebes verwendet werden. Die Querachse dieser Erfindung kann daher eine Anpassung erfahren mit geringfügigen Modifizierungen der Übersetzungen des Rollkreisdurchmessers des Drehmomentübertragungsantriebs, um eine optimale Brennstoffwirtschaftlichkeit der Maschine und eine optimale Funktion und Abstufungsmöglichkeit des Fahrzeugantriebs zu erhalten. Dies wird insbesondere in den folgenden Abschnitten erklärt.

Anpassung der Querachse und der Maschine

Eine geeignete Anpassung der Maschine und der Querachse wie vorbeschrieben wird durch die Verwendung von fünf oder mehr Vorwärtsgängen für einen breiteren Bereich einer Variablen ermöglicht, die nachfolgend als N/V bezogen wird und somit der Maschinendrehzahl geteilt durch die Fahrzeuggeschwindigkeit entspricht. Ein optimales N/V für jede Anordnung einer Maschine und einer Querachse resultiert in einer oPtimalen Abstufung, einem optimalen Brennstoffverbrauch in der Stadt und bei der Überlandfahrt und in einer optimalen Funktion. Wenn sich das N/V erhöht, würde sich bei einem typischen Beispiel die Abstufung bei 105 km/h (65 m.p.h.) vergrößern. Es besteht eine direkte Beziehung zwischen der Abstufung bei 105 km/h (65 m.p.h.) und der N/V-Übersetzung des größten Ganges. Die Beschleunigungsmerkmale, gemessen als die Zeit, die für eine Beschleunigung von 0 - 95 km/h (0 - 60 m.p.h.) benötigt wird, vergrößern sich bei einer Vergrößerung des N/V-Verhältnisses.
Der Wirkungsgrad der Maschine verändert sich mit der mittleren Maschinendrehzahl, und die Veränderung ist eine Umkehrveränderung. Durch einen Wechsel des N/V-Verhältnisses ist es möglich, die Aufwärtsschaltungen und den Verriegelungs-Kupplungspunkt für den Drehmomentwandler zu modifizieren, sodaß die Maschine immer so nahe wie möglich an dem optimalen Wirkungsgradpunkt arbeitet. Während der Fahrt in der Stadt ergeben der Schaltplan und die Verriegelungsstrategie eine Kompensierung für einen Wechsel von N/V. Der mittlere Maschinendrehzahlwechsel ist daher kleiner als die N/VVeränderung. Bei einer Vergrößerung von N/V erhöht sich jedoch die mittlere Maschinendrehzahl, während sich das mittlere Drehmoment erniedrigt, was zu einem höheren bremsspezifischen Brennstoffverbrauchspunkt und einem niedrigeren Maschinenwirkungsgrad während der Stadtfahrt führt. Der Wirkungsgrad der Querachse, der sich von dem Wirkungsgrad der Maschine unterscheidet, verändert sich andererseits jedoch mit dem Verlauf der Zeit über dem Betriebszyklus, während welchem der Wandler verriegelt ist. Der Wirkungsgrad der Querachse verbessert sich daher während der Stadtfahrt bei einer Vergrößerung von N/V. In diesem Fall ist es möglich, den Wandler bei einer niedrigeren Maschinendrehzahl zu verriegeln, ohne daß die Grenze des Durchzugsvermögens der Maschine überschritten wird. Es wird so ein höherer prozentualer Anteil der Zeit des Arbeitszyklus verbraucht, wenn der Wandler verriegelt ist.
Durch ein Anpassen der Rollkreisdurchmesser der Drehmomentübertragungsräder ist es möglich, während der Stadtfahrt zwei gegensätzlich Wirkungsgradwirkungen zu erzielen. Bei einer Vergrößerung von N/V erniedrigt sich der Maschinenwirkungsgrad als Folg einer höheren Betriebsdrehzahl bei einer geringeren Belastung, jedoch vergrößert sich der Wirkungsgrad der Querachse als Folge eines größeren prozentualen Anteils der Betriebszeit, wenn der Wandler verriegelt ist. Der Wirkungsgrad der gesamten Kraftübertragung verbleibt daher relativ konstant bei Veränderungen von N/V.
Während des Betriebs in dem sog. Straßenzyklus, wenn also das Fahrzeug mit etwa 80 km/h (50 m.p.h.) fährt, wird die mittlere Maschinendrehzahl über dem Zyklus durch die Maschinendrehzahl bei 80 km/h (50 m.p.h.) in dem höchsten Gang angenähert, wenn der Wandler verriegelt ist. Die Veränderung des Wirkungsgrades sowohl des Getriebes wie auch der Maschine bei Veränderungen von N/V entspricht umgekehrt der Veränderung der mittleren Maschinendrehzahl, welche ihrerseits dem N/V des höchsten Ganges entspricht. Während sich das N/V des höchsten Ganges vergrößert, verkleinert sich der Wirkungsgrad sowohl der Maschine wie auch der Querachse als Folge der größeren Maschinendrehzahl und der weniger belasteten Betriebsweise. Der Brennstoffverbrauch bei der Überlandfahrt hat daher im allgemeinen eine umgekehrte Beziehung zu dem N/V des höchsten Ranges.
Veränderungen des Rollkreisdurchmessers des Drehmomentübertragungsgetriebes für die Bereitstellung von Veränderungen von N/V können durchgeführt werden, um zu einer Verbesserung des Brennstoffverbrauchs zu führen, jedoch wird dies auf Kosten der Abstufungsmöglichkeit des höchsten Ganges getan.
Diese Erfindung kann ein Muster von Übersetzungen der Abwärtsschaltung bei Abwärtsschaltungen von einem vorhandenen Gang etablieren, welches sich unterscheidet von den Übersetzungen, die für aufeinanderfolgende Aufwärtsschaltungen während einer Beschleunigungsfahrt des Fahrzeuges etabliert wurden. Wenn die Querachse bspw. von dem vierten Gang im Anschluß an eine Beschleunigung des Fahrzeuges während des Beschleunigungsantriebes des Fahrzeuges abwärtsgeschaltet wird, dann kann die Übersetzung der Abwärtsschaltung einen Übersetzungswert beinhalten, der sich von dem dritten Gang unterscheidet, der vorhanden war, kurz bevor die Aufwärtsschaltung in den vierten Gang stattgefunden hat. Diese Konstruktionswahl der Steuerungsstrategie ist als Folge der Aufteilungswirkung der Übersetzung verfügbar, welche durch die Merkmale eines dualen Bereichs des Drehmomentübertragungsantriebs verfügbar ist.

Drehmomentübertragungsantrieb

Diese Erfindung ermöglicht die Berücksichtigung dieser konstruktiven Betrachtungen und ergibt eine Anpassung der Maschine und der Querachse durch eine passende Auswahl der endseitigen Antriebsrollkreisdurchmesser wie vorbeschrieben bei einer Anpassung der Maschine an die Drehachse. Dies wäre nicht möglich mit einer einfachen Plantenrad-Hilfsgetriebeeinheit, die mit einer Reihenanordnung in Bezug auf ein Viergang-Grundgetriebe verwendet wird.
Der Drehmomentübertragungsantrieb dieser Erfindung ist ein einfaches Zweigang-Getriebesystem mit fünf Zahnrädern, von welchen eines mit der Turbinenradwelle verbunden ist und mit einem von zwei Leerlaufrädern im Eingriff ist. Die beiden Leerlaufräder sind ihrerseits im Eingriff mit zwei weiteren Zahnrädern, die auf der Eingangswelle des achsmontierten Getriebes angeordnet sind, wobei eines mit der Eingangswelle über eine Einwegkupplung antriebsmäßig verbunden ist und das andere mit der Eingangswelle über eine gesteuerte, wahlweise betätigbare Reibungskupplung verbunden ist. Es ist möglich, die Übersetzung des Übertragungsantriebs unabhängig von dem Viergang-Hauptgetriebe zu wechseln, sodaß bis zu acht Gänge zur Verfügung stehen, obwohl ein automatisches Aufwärtsschalten nur fünf der acht Übersetzungen einschließen kann.

Kurze Beschreibung der Figuren der Zeichnung

Fig. 1 zeigt schematisch das verbesserte Wandler- und Getriebesystem der Querachse der vorliegenden Erfindung.
Fig. 2 ist eine teilweise Querschnittsansicht einer bevorzugten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung unter Einschluß eines hydrokinetischen Drehmomentwandlers und des Drehmomenteingangsrades eines Drehmomentübertragungsantriebs mit einem dualen Bereich.
Fig. 3 ist eine teilweise Querschnittsansicht, welche im Detail die Elemente eines Drehmomentübertragungsantriebs mit einem dualen Bereich zeigt.
Fig. 4 ist eine teilweise Querschnittsansicht, welche ein Mehrgang-Planetenradgetriebe zeigt, das auf der Achse der Drehmomentausgangswelle angeordnet ist.
Fig. 5 ist eine teilweise Querschnittsansicht, welche die Konstruktion der endseitigen Antriebsgetriebeanordnung zeigt.
Fig. 6 ist ein Schaubild, welche das Muster der Betätigung und des Lösens der Kupplungen und Bremsen für jeden der vier Antriebsübersetzungen sowie auch für den Rückwärtsgang der Getriebestruktur der Fig. 1 bis 5 zeigt.
Fig. 7 ist eine Schemadarstellung einer alternativen Ausführungsform der Querachse der vorliegenden Erfindung.
Fig. 8 ist ein Schaubild zur Darstellung des Musters der Betätigung und des Lösens der Kupplungen und Bremsen für die Ausführungsform der Fig. 7.
Fig. 9 ist eine teilweise Querschnittsansicht der mit einem Fluiddruck betätigten Servovorrichtung für eine Aktivierung und Deaktivierung des Übertragungsantriebes mit zwei Übersetzungsrädern gemäß einer anderen Ausführungsform der vorliegenden Erfindung.

Spezielle Beschreibung der Erfindung

Die Querachse gemäß der vorliegenden Erfindung besteht aus fünf hauptsächlichen Untergruppen. Die erste Untergruppe ist die in Fig. 2 gezeigte Drehmomentwandlergruppe, welche ein Pumpenrad aufweist, das mit einer nicht gezeigten Kurbelwelle einer Maschine antriebsmäßig verbunden ist. Die zweite Untergruppe besteht aus einem Drehmomentübertragungsgetriebe mit einer dualen Übersetzung für ein Verbinden eines Turbinenrades mit den Drehmomenteingangselementen des Mehrganggetriebes. Das Drehmomentübertragungsgetriebe mit einer dualen Übersetzung ist in Fig. 3 gezeigt. Die dritte Untergruppe umfaßt die Kupplungs- und Bremsanordnung der Fig. 4, die für eine Steuerung der Übersetzungsveränderungen des Getriebes benutzt wird. Eine vierte Untergruppe umfaßt zwei einfache Planetenradgetriebeeinheiten, die in Fig. 4 zu sehen sind. Diese werden durch das Kupplungs- und Bremssystem der Fig. 4 gesteuert, um bei der Vorwärtsfahrt vier Gänge sowie einen einzigen Rückwärtsgang zu etablieren. Die fünfte Untergruppe umfaßt ein endseitiges Antriebsgetriebe, welches an dem Drehmomentausgangsende der beiden einfachen Planetenradgetriebeeinheiten angeordnet ist. Dies ist aus Fig. 5 zu ersehen.

Der Drehmomentwandler

In der Fig. 2 ist der Drehmomentwandler allgemein mit der Bezugsziffer 10 bezeichnet. Er umfaßt ein beschaufeltes Pumpenrad 12, ein beschaufeltes Turbinenrad 14 und ein beschaufeltes Leitrad 16. Diese Elemente des Drehmomentwandlers sind in der üblichen Art und Weise in einer toroidalen Fluidströmungsbeziehung angeordnet. Das Pumpenrad ermöglicht ein radiales Herausströmen und das Turbinenrad ist gekennzeichnet durch ein radiales Hineinströmen des Fluids des Toruskreislaufs. Ein beschaufeltes Leitrad, welches zwischen dem Strömungsaustrittsbereich des Turbinenrades und dem Strömungseintrittsbereich des Pumpenrads angeordnet ist, ermöglicht in der üblichen Weise einen Wechsel der tangentialen Ausrichtung des Geschwindigkeitsvektors der Fluidströmung an dem Ausgang des Turbinenrades, bevor das Fluid in den Eingangsbereich des Pumpenrades eintreten kann.
Das Pumpenrad umfaßt ein Pumpenradgehäuse 18, welches das Turbinenrad 14 sowie auch eine den Drehmomentwandler verriegelnde Kupplungsanordnung 20 umgibt. Das Pumpenradgehäuse ist mit einer Reibkupplungsfläche 22 ausgebildet, mit welcher eine ringförmige Kupplungsfläche 24 einer Verriegelungskupplungsplatte 26 in Eingriff kommen kann. Diese Platte ist mittels einer elastischen Dampfungsfederanordnung 28 mit einem Dämpfer 30 verbunden, welch letzterer bei 32 eine Vielkeilverbindung mit einer Turbinenradnabe 34 für das Turbinenrad 14 aufweist.
Die Stirnseite auf der rechten Seite des PumPenradgehäuses 18 ist wie dargestellt mit einer aus einem Anlasserhohlrad und einer Antriebsplatte bestehenden Gruppe 36 verschraubt, welch letztere mit der nicht gezeigten Kurbelwelle einer Brennkraftmaschine verbunden ist.
Das Pumpenrad 12 ist bei 38 auf einer Hohlwellenabstützung 40 des Pumpenrades drehbar gelagert, welche an einer Lagerstützwand 42 befestigt ist, die einen Teil des Gehäuseteils 44 der Querachse des Drehmomentwandlers bildet.
Die Innenspur 46 der Überholkupplung 48 ist mit der Hohlwelle 40 verkeilt. Die Überholkupplung 48 ist in der Nabe des Leitrades 16 angeordnet und zur Verteilung einer hydrokinetischen Drehmomentreaktion an die stationäre Hohlwelle 40 während des Betriebs des Wandlers in dem Modus der Drehmomentvervielfachung angepaßt.
Die Hohlwelle 50 des Turbinenrades ist mit der Nabe 34 des Turbinenrades verkeilt. Sie verläuft durch die stationäre Hohlwelle 40 hindurch und ist durch diese abgestützt.
Ein Drehmomentübertragungsantriebsrad 52 ist bei 54 mit der Hohlwelle 50 verkeilt. Die Nabe 56 des Zahnrades 52 ist auf einer ringförmigen Lagerabstützung 58 gelagert, welche einen Teil der stationären Hohlwelle 40 ausbildet.
Das Zahnrad 52 ist in einem Raum angeordnet, der durch den Gehäusebereich 60 definiert wird, welcher an der bearbeiteten Stirnfläche 62 auf der linken Seite des Gehäusebereichs 44 befestigt ist. Ein Steuerventilkörper in der Ausbildung eines Gußkörpers 62 ist durch Bolzen 64 an der linken Fläche 66 des Gehäusebereichs 60 befestigt. Ein Ventilkörperdeckel 68 umgibt den Ventilkörper 62 und ist an der bearbeiteten Fläche 66 durch Bolzen 70 befestigt.
In dem Ventilkörperdeckel 68 ist ein Pumpengehäuse 72 angeordnet, welches die Elemente 74 einer Verteilungspumpe aufnimmt, welche mit der Pumpenantriebswelle 76 antriebsmäßig verbunden sind, welch letztere sich axial durch die Hohlwelle 50 des Turbinenrades hindurch erstreckt. Das rechte Ende der Welle 76 ist bei 78 mit dem zentralen Nabenbereich des Wandlergehäuses 18 verkeilt.
Ein Drehmomentübertragungsantriebsrad 52 ist im Zahneingriff mit einem ersten Leerlaufrad 80, welches auf einer Stützwelle 82 angeordnet ist, welch letztere in einer Wellenöffnung 84 aufgenommen wird, die in dem Gehäusebereich 60 ausgebildet ist. Das andere Ende der Welle 82 ist durch eine nicht gezeigte Stützwand abgestützt, die einen Teil des Querachsgehäuses ist. Das Leerlaufrad 80 ist auf der Welle 82 durch ein Lager 86 abgestützt. Das Leerlaufrad 80 umfaßt eine Lagerschulter 88, an welcher ein zweites Leerlaufrad 90 gelagert ist. Eine an dem Leerlaufrad 80 ausgebildete Kupplungstrommel 92 trägt innenverkeilte Kupplungsscheiben 94, die mit außenverkeilten Kupplungsscheiben und mit Trennplatten 96 zusammenwirken. Die Platten 96 sind mit dem Innenumfang eines ringförmigen Zylinderkörpers 98 verkeilt.
Der an einer Zylindernabe 100 befestigte Zylinderkörper 98 bildet zusammen mit der Nabe eine ringförmige Kammer 102 aus, in welcher ein Kupplungskolben 104 aufgenomen ist. Der radial äußere Rand und der radial innere Rand des Kolbens 104 sind mit Dichtungen versehen, um eine Arbeitsdruckkammer 106 zu ergeben, die eine Fluidverbindung mit einer Kupplungsversorgungsdrucköffnung 108 in der Nabe 100 hat. Diese öffnung steht in Verbindung mit Innenkanälen in der Stützwelle 82, welche mit dem Steuerventilkörper in Verbindung sind.
Eine Rückholfeder 110 des Kupplungskolbens, die an der Zylindernabe 100 durch einen nicht gezeigten Federhalter verankert ist, drückt den Kolben 104 nach links, um das Lösen der Kupplungsscheiben 94 und 96 zu bewirken und damit das Lösen der Kupplungsverbindung zwischen den Leerlaufrädern 80 und 90. Der Rollkreisdurchmesser des Leerlaufrades 90 ist größer als der Rollkreisdurchmesser des Leerlaufrades 80. Das Leerlaufrad 80 ist im Zahneingriff mit dem angetriebenen Rad 112, und das Leerlaufrad 90 ist im Zahneingriff mit dem angetriebenen Rad 114. Der Rollkreisdurchmesser des Zahnrades 112 ist größer als der Rollkreisdurchmesser des Zahnrades 114.

Kupplungen und Bremsen

Das Zahnrad 112 ist an einer Schulter 116 des Zahnrades 114 abgestützt und eine Überholkupplung 118 ist zwischen der Nabe 116 und dem Zahnrad 112 angeordnet, um einen Einweg- Drehmomentlieferweg zwischen dem Zahnrad 114 und der das Drehmoment liefernden Hohlwelle 120 zu schaffen, welch letztere mit dem Zahnrad 114 verbunden oder damit einstückig ausgebildet ist. Die Hohlwelle 120 ist mit einer Kupplungshülse 122 verkeilt, die mit einem Kupplungszylinder 124 verbunden ist. Der Zylinderkörper 124 nimmt einen Ringkolben 126 auf, der mit dem Zylinder zur Ausbildung einer Kupplungsdruckkanmer 128 zusammenwirkt, die mit Anlieferungskanälen in Verbindung steht, welche in der inneren Hohlwellenanordnung ausgebildet sind. Obwohl die Scheibenkupplungsgruppe 130 Kupplungsscheiben hat, welche durch ein Kupplungselement 132 und den Innenumfang des Kupplungszylinders 124 getragen werden, wenn die Arbeitskammer 128 mit Druck beaufschlagt wird, bewirkt der Kolben 126 eine Erregung der Reibungskupplung 130 und etabliert dadurch eine mechanische Verbindung zwischen dem Kupplungselement 122 und dem Kupplungselement 132, welch letzteres mit der ein Drehmoment liefernden Hohlwelle 134 verkeilt ist.
Der Zylinderkörper 124 definiert auch einen Ringzylinder 136, in welchem ein Ringkolben 138 angeordnet ist. Eine durch den Kolben 138 getragene Druckplatte 140 ist für eine Betätigung einer Mehrscheibenkupplungsgruppe 142 angepaßt, welche außen verkeilte Kupplungsscheiben aufweist, die an dem Innenumfang des Zylinderkörpers 124 befestigt sind, und innen verkeilte Kupplungsscheiben, die an der Außenspur 144 der Überholkupplung 146 befestigt sind. Die Innenspur der Überholkupplung 146 ist durch einen Drehmomentübertragungskörper 148 mit einer Bremstrommel 150 verbunden.
Das Bremsband 152 ist während des Overdrive-Betriebs betätigt, um einen Reaktionspunkt an dem Vorwärtssonnenrad zu bewirken, was nachfolgend noch beschrieben wird.
Die Kupplungshohlwelle 122 ist bei 154 mit einer Zylindernabe 156 für eine Vorwärtskupplung verkeilt, die in der Gesamtheit mit der Bezugsziffer 158 bezeichnet ist. Die Vorwärtskupplung weist auch einen Zylinderkörper 160 auf, der an der Nabe 156 befestigt ist. Sie umfaßt auch außen verkeilte Kupplungsscheiben 162, die durch innere Keile an dem Zylinderkörper 160 getragen werden. Innen verkeilte Kupplungsscheiben für die Vorwärtskupplung 158 sind von der Überholkupplung 164 getragen, deren Innenspur direkt mit der Nabe der Bremstrommel 150 verbunden ist.
Der Zylinderkörper 160 nimmt einen Ringkolben 166 auf und wirkt mit dem Kolben 166 zusammen, um eine Kupplungsdruckkammer 168 zu definieren, die mit den Innenkanälen in Verbindung steht, welche in der Hohlwellenanordnung ausgebildet sind. Wenn die Druckkammer 168 unter Druckbeaufschlagung ist, etabliert der Kolben 166 eine direkte Reibungsantriebsverbindung zwischen der Hohlwelle 120 und der Außenspur 144 der Überholkupplung 146.
Eine Reihe von Kolbenrückholfedern 170 bewirkt ein Lösen der Vorwärtskupplung 158, wenn die Druckkammer 168 drucklos wird.
Die Bremstrommel 150 ist direkt mit der Sonnenrad-Hohlwelle 172 über eine Drehmomentübertragungstrommel 174 verbunden, die über der Direktgangkupplung verläuft, welche teilweise bei 142 gezeigt ist, und der Zwischengangkupplung, die teilweise bei 130 gezeigt ist.

Anordnung des Planetenradgetriebes

Das Plantenradgetriebesystem, welches vier Vorwärtsgänge etabliert, ist in der Gesamtheit mit der Bezugsziffer 176 bezeichnet. Es umfaßt eine erste Planetenradgetriebeeinheit 178 und eine zweite Planetenradgetriebeeinheit 180. Die Getriebeeinheit 178 umfaßt ein Hohlrad 182, ein Sonnerad 184 und Planetenräder 186, die auf einem Träger 188 gelagert sind. Die Räder 186 sind in einem antriebsmäßigen Eingriff mit dem Hohlrad 182 und dem Sonnenrad 184. Der Träger 188 ist mit einem außen verkeilten Bremselement 190 der Rückwärtsgang-Mehrscheibenbremsgruppe 192 verbunden, die von den Fachleuten manchmal auch als Rückwärtskupplung bezeichnet wird.
Die Rückwärtsbremsgruppe 192 umfaßt einen Zylinderkörper 194, der mit einem Ringkolben 196 zusammenwirkt, um eine Druckkammer 198 zu definieren, die unter Druckbeaufschlagung einen Reibungsdrehmomentübertragungsweg von dem Träger 188 zu dem Teil 200 des Planetenradgetriebegehäuses etabliert. Der Zylinderkörper 194 ist direkt an dem stationären Gehäuseteil 200 befestigt. Er trägt außen verkeilte Scheiben, die mit innen verkeilten Scheiben zusammenwirken, welche von dem Trägerelement 190 getragen sind. Rückholfedern 202 holen den Ringkolben 196 in eine unwirksame Position zurück, wenn der Druck in der Kammer 198 aufgehoben wird.
Die Planetenradgetriebeeinheit 180 umfaßt ein Hohlrad 204, ein Sonnenrad 206, Planetenräder 208 und einen Träger 210, welcher die Räder 208 drehbar lagert, die mit dem Sonnerad 206 und mit dem Hohlrad 204 im Zahneingriff sind. Der Träger 210 ist mit dem Hohlrad 182 der Planetenradgetriebeeinheit 178 wie dargestellt verbunden.
Das Sonnenrad 206 ist mit der Nabe der Bremstrommel 212 des Langsam- und Zwischenganges verbunden. Das Bremsband 214 des Langsam- und Zwischenganges umgibt die Trommel 212. Das Band 214 ist bevorzugt ein Mehrfachwicklungsbremsband, welches in der Bremsrichtung selbsterregend ist, sodaß die Bremskapazität während des Betriebs im Langsam- und Zwischengang in der Vorwärtsantriebsrichtung größer ist als die entsprechende Bremskapazität während des Betriebs im Leerlauf.
Eine Lagerstützwand 216 ist an dem Gehäuseteil 200 wie gezeigt befestigt. Sie umfaßt eine Lagerabstützung 218, welche die Bremstrommel 212 und das Sonnenrad 206 drehbar lagert.

Endseitiges Antriebsgetriebe

Eine endseitige Antriebsplanetenradgetriebeeinheit ist bei 220 gezeigt, und eine endseitige Antriebsdifferentialgetriebeeinheit ist bei 222 gezeigt. Die Planetenradgetriebeeinheit 220 umfaßt ein befestigtes Hohlrad 224, welches direkt mit der stationären Lagerstützwand 216 verbunden ist. Sie umfaßt auch ein Drehmomenteingangssonnenrad 226, welches über eine Hohlwelle 228 mit dem Träger 210 verbunden ist. Planetenräder 230 sind auf einem Träger 232 drehbar gelagert und sind im Eingriff mit dem Hohlrad 224 und dem Sonnenrad 226. Der Träger 232 ist mit dem Differentialträger 234 verbunden, welcher Differentialräder 236 und 238 umgibt. Diese Räder sind durch eine Differentialräderwelle 240 abgestützt. Die Differentialräder 238 und 236 sind im Eingriff mit Seitenrädern 242 und 248. Das Seitenrad 242 ist in einer Öffnung 244 in dem Gehäuseteil 200 drehbar gelagert, wobei an dieser Stelle ein geeignetes Schublager vorgesehen ist. Das Seitenrad 242 ist mit der Drehmomenteingangsseite eines ersten Universalgelenks verkeilt, welches bei 249 allgemein gezeigt ist und eine Antriebsverbindung mit einer ersten Halbwelle für die Treibräder ergibt.
Das Seitenrad 248 ist mit einer zentral angeordneten Drehmomentausgangswelle 250 verkeilt, die durch die Planetenradgetriebeeinheiten und durch die Kupplungs- und Bremsgruppe hindurch verläuft. Das entgegengesetzte Ende der Welle 250 ist bei 252 mit der Drehmomenteingangsseite eines zweiten Universalgelenks verkeilt, welches in der Gesamtheit bei 254 gezeigt ist. Dieses schafft eine Antriebsverbindung mit einer zweiten Halbwelle für eines der Treibräder.

Arbeitsweise

Die Arbeitsweise der Getriebegruppe der Fig. 2 bis 5 wird unter Bezugnahme auf das Schemadiagramm der Fig. 1 beschrieben, welches der Gruppenzeichnung der Fig. 2 bis 5 entspricht. Die Elemente, die in der Fig. 1 mit Bezugszeiten bezeichnet sind, sind in der Tabelle der Fig. 6 aufgeführt, welche die Kupplungen und die Bremsen identifiziert, die während des Betriebs in jedem Gang des Antriebsbereichs wie auch bei der Schaltung des Rückwärtsganges betätigt oder gelöst sind. Die Kupplungen und die Bremsen der Fig. 2 sind in der Fig. 6 mit den Symbolen "C1", "C2", "C3", "C4", "C5", "B1" und "B2" bezeichnet. Die letzteren Bezeichnungen entsprechen der Vorwärtskupplung, die in der Fig. 1 teilweise bei 158 gezeigt ist, der Zwischengangkupplung, die in Fig. 1 teilweise bei 130 gezeigt ist, der Direktgangkupplung, die in Fig. 1 teilweise bei 142 gezeigt ist, der Rückwärtskupplung oder -bremse, die in Fig. 1 teilweise bei 192 gezeigt ist, und der Bremse des Langsam- und des Zwischenganges, die in Fig. 1 teilweise bei 214 gezeigt ist.
In Fig. 6 ist mit dem Symbol "X" angegeben, daß die Kupplung oder die Bremse betätigt ist.
Die Fig. 6 zeigt auch die Arbeitsbedingung der Überholkupplung OWC1, OWC2 und OWC3, welche den Überholkupplungen 164, 146 und 118 entsprechen. Das Symbol "X" gibt in diesem Fall an, daß die Überholkupplung ein Drehmoment übermittelt, und das Symbol "O/R" gibt an, daß sie im Überholvorgang begriffen ist.
Die Fig. 6 zeigt sowohl einen Antriebszustand wie auch einen Leerlaufzustand für die Überholkupplungen. Während des Betriebs in dem niedrigsten Gang ist die Kupplung C1 zusammen mit der Bremse B2 betätigt. Das Sonnenrad 206 wirkt daher als ein Reaktionspunkt, während die Überholkupplung C3 für eine Drehmomentlieferung angepaßt ist.
Das Drehmoment des Turbinenrades wird über die von dem Turbinenrad angetriebene Welle 50 und über die Übertragungsräder 52 und 80 an das Ausgangsrad 112 des Übertragungsantriebes geliefert. Das Drehmoment wird über die Hohlwelle 120 und über die betätigte Kupplung C1 sowie die Überholkupplung OWC1 an das Sonnerad 184 geliefert. Eine aufgeteilte Drehmomentlieferung findet dann über die Getriebeeinheiten 178 und 180 statt, während der Träger für die Getriebeeinheit 178 das Sonnenrad für die Getriebeeinheit 180 antreibt. Das Drehmoment für das Hohlrad der Getriebeeinheit 178 vervollständigt das Drehmoment des Trägers der Getriebeeinheit 180. Der Träger für die Getriebeeinheit 180 wirkt als ein Drehmomentausgangskörper, welcher das endseitige Antriebssonnenrad 226 antreibt. Das Sonnenrad 206 wirkt als ein Reaktionspunkt während des Betriebs im Langsamgang.
Der zweite Gang des Vorwärtsantriebsbereichs wird erhalten durch eine Betätigung der Zwischengangkupplung C2, wodurch das Drehmoment der Hohlwelle 120 direkt an den Träger für die Getriebeeinheit 128 geliefert wird und damit nicht unter Vermittlung der Kupplung C1.
Der dritte Gang wird erhalten durch eine Betätigung der Kupplung C5, wodurch die Überholkupplung OWC3 zum Überholen gebracht wird. Die anderen Kupplungs- und Bremselemente für die Getriebeeinheiten 178 und 180 verbleiben in demselben Zustand, der während des Betriebs im zweiten Gang stattgefunden hat.
Die Kupplung C5 bleibt während des Betriebs der beiden nächsten Vorwärtsgänge betätigt; also während des vierten Ganges und während des fünften Ganges. Um die Betätigung des vierten Ganges zu bewirken, wird die Kupplung C3 betätigt und die Bremse B2 gelöst. Das Drehmoment der Hohlwelle 120 wird dann über die Direktgangkupplung C3 und die Überholkupplung OWC2 an das Sonnenrad 184 der Getriebeeinheit 178 geliefert. Da die Kupplung C1 gleichzeitig mit der Betätigung der Kupplung C3 betätigt ist, sind die Elemente der Getriebeeinheiten gegenseitig verriegelt für eine einheitliche Drehung. Die einzige Drehzahlverringerung findet dann bei den Getriebeelementen des Drehmomentübertragungsantriebes statt.
Der Betrieb des fünften Ganges wird durch ein Lösen der Kupplung C1 erreicht, während die Kupplung C2 betätigt bleibt. Gleichzeitig wird die Oberdrivebremse B1 betätigt, sodaß das Sonnenrad 184 als ein Reaktionspunkt wirkt, wenn das Drehmoment an die Getriebeeinheit 178 über den Träger geliefert wird. Das Hohlrad der Einheit 178 erfährt somit einen Overdrive.
Bei der gezeigten Ausführungsform sind sowohl der vierte Gang wie auch der fünfte Gang Oberdrivegänge, obwohl die Drehzahlerhöhung, die für den fünften Overdrivegang erhalten wird, eine Kombination der durch das Drehmomentübertragungsgetriebe entwickelten Drehzahlerhöhung und des Overdriveganges der Getriebeeinheit 178 ist. Wenn ein stetiger Getrieb des Langsamgangbereichs gewünscht wird, kann der Fahrer einen manuellen Langsamgang (ML) wählen. In diesem Fall ist die Kupplung C3 zusammen mit der Kupplung C1 betätigt. In Abhängigkeit davon, ob der manuelle Langsamgang gewünscht wird, kann die Kupplung CS betätigt oder gelöst sein. Eine Drehmomentübertragung in der Rückwärtsrichtung kann durch die Kupplung C3 und die Überholkupplung OWC2 erhalten werden.
Bei einem Arbeitsbeispiel der Erfindung weisen die Übersetzungen die in Fig. 6 für jeden Gang gezeigten Wert auf. Die Übersetzungsstufen oder das Ausmaß des Wechsels ist ebenfalls für jedes Paar von benachbarten Gängen gezeigt. Die Formeln zum Berechnen jedes Ganges sind in dem unteren Teil der Fig. 6 gezeigt zusammen mit einer Formel für den endseitigen Antrieb.
Die Fig. 6 nimmt auch Bezug auf die Gänge, die mit "3L" und "4L" bezeichnet sind. Diese Gänge entsprechen den Gängen 3 und 4, jedoch erfordert die Antriebsbedingung, für welche sie wirksam sind, daß sich der Drehmomentübertragungsantrieb in dem Langsamgang befindet, also dann die Kupplung C5 gelöst ist. Diese Übersetzungen werden bspw. erhalten, wenn die Schaltstrategie getrennte einzelne Übersetzungen für eine Abwärtsschaltung entweder von dem vierten Gang oder von dem dritten Gang erfordert.
Die für die Gänge "3L" und 4L" verfügbaren Übersetzungen sind wie im Falle der anderen Gänge nur für eine besondere Ausführungsform für Zwecke der Darstellung gezeigt.

Alternatives Planetenradgetriebe

In Fig. 7 ist eine Schemaanordnung einer alternativen Ausführungsform der vorliegenden Erfindung gezeigt. Bei der Ausführungsform der Fig. 7 sind einige der Elemente gleich wie bei der Ausführungsform der Fig 1. Diese Elemente sind mit vergleichbaren Bezugsziffern bezeichnet, obwohl in Fig. 7 Strichindizes verwendet sind. Die hauptsächlich unterscheidenden Merkmale der Fig. 7 sind die Anordnungen der Elemente der Planetenradgetriebeeinheiten und der Kupplungen und Bremsen.
In Fig. 7 sind zwei einfache Planetenradgetriebeeinheiten bei 256 und 258 gezeigt. Der Träger 260 der Getriebeeinheit 256 ist mit der Ausgangshohlwelle 228' verbunden so wie auch das Hohlrad 262 der Getriebeeinheit 258.
Das Hohlrad 264 der Getriebeeinheit 256 ist mit dem Träger 266 der Getriebeeinheit 258 verbunden, welch letzerer durch das Bremsband 268 des Langsam- und Rückwärtsganges gebremst wird, welches während des langsamen Drehzahlübersetzungsbetriebes im Rückwärtsgang betätigt ist. Das Bremsband 268 wird durch die Überholbremse oder Kupplung 270 ergänzt, welche eine Reaktionsdrehmomentübertragung an das Getriebegehäuse während des normalen Vorwärtsantriebes bewirkt, wenn das Getriebe mit einem Antriebsdrehmoment betrieben wird.
Die Drehmomenteingangshohlwelle 120 ist für eine Verbindung mit dem Sonnenrad 272 der Getriebeeinheit 258 durch die Rückwärtskupplung CL1 angepaßt, die mit der Bezugsziffer 274 bezeichnet ist. Während des Rückwärtsantriebs ist die Kupplung Cl1 betätigt, sodaß ein Rückwärtsdrehmoment an das Sonnenrad 272 geliefert wird, wodurch das Hohlrad in der Rückwärtsantriebsrichtung angetrieben wird.
Die Drehmomenteingangsholwelle 120 ist für eine Verbindung mit dem Sonnenrad 276 durch Cl4 angepaßt, welche in Fig. 7 mit der Bezugsziffer 278 bezeichnet ist. Diese Kupplung ist während des Betriebs in dem ersten, zweiten und dritten Gang betätigt.
Die Drehmomenteingangshohlwelle 120 ist für eine Verbindung mit einem Hohlrad 264 der Getriebeeinheit 256 über die Kupplung Cl2 angepaßt, welche in Fig. 7 mit der Bezugsziffer 280 bezeichnet ist. Es wird daher ein Drehmoment sowohl an das Hohlrad 264 wie auch an den Träger 266 während des Betriebs im dritten Gang geliefert sowie auch während des Betriebs im vierten Gang.
Um einen Gangwechsel von dem dritten Gang auf den vierten Gang zu bewirken, muß lediglich die Hochbereichskupplung Cl3 betätigt werden. Sowohl im dritten Gang wie auch im vierten Gang drehen daher die Elemente der Planetenradgetriebeeinheiten 256 und 258 einheitlich.
Die Kupplung Cl4 wird gelöst, um einen Wechsel in den fünften Gang zu bewirken, während die Bremse B1 betätigt ist. Das Sonnenrad 272 wirkt so als ein Reaktionspunkt, wenn das Drehmoment an den Träger 266 geliefert wird und so eine schnellere Drehzahl als das Hohlrad 262 erhält. Die Hochbereichskupplung Cl3 bleibt wie im Fall des Betriebs des vierten Ganges betätigt.
Der Träger 266 wirkt als ein Reaktionspunkt während des Betriebs im Rückwärtsgang, wo er durch das Bremsband B2 gebremst wird. Das Drehmoment wird an das Sonnenrad 272 über die Rückwärtskupplung Cl1 geliefert.
Wie im Fall der Ausführungsform der Fig. 1 bis 6 kann das Getriebe der Fig. 7 eine optimale Funktion und Wirtschaftlichkeit bewirken, indem die Übersetzungen des Übertragungsantriebes zusammen mit einer Abstufung passend gemacht werden, um eine wirksame Anpassung zwischen dem Getriebe und der besonderen Brennkraftmaschine zu ergeben, für welche es verwendet wird. Es ergeben sich keine Dimensionsbeschränkungen für die Übersetzungen der Rollkreisdurchmesser der Getriebeelemente des Übertragungsantriebs.

Alternative Ausführungsform der Fig. 9

Die Fig. 9 zeigt eine alternative Ausführungsform für die Kupplungseinrichtung zum Aktivieren und Deaktivieren der Drehmomentübertragungsräder mit einem Differentialrollkreisdurchmesser. Diese Ausführungsform der Fig. 9 besteht aus einem Übertragungsrad 80' mit kleinem Durchmesser, welches dem zuvor beschriebenen Übertragungsrad 80 entspricht, und einem Übertragungsrad 90' mit großem Durchmesser, welches dem vorbeschriebenen Übertragungsrad 90 entspricht. Das Antriebsrad 52' entspricht dem vorstehend beschriebenen Rad 52. Es ist im Eingriff mit dem Rad 80', welches an der Hohlwelle 300 befestigt ist, die ihrerseits durch Kegelrollenschublager 302 und 304 abgestützt ist, die durch einen Kupplungsabstützwellenstumpf 306 abgestützt sind. Ein Ende der Welle 306 ist durch ein Gewindeelement 308 an einer Stützwand 310 des Gehäuses befestigt. Das entgegengesetzte Ende der Stützwelle 306 ist mit einem reduzierten Durchmesser ausgebildet. Sein Ende ist offen, wie bei 312 gezeigt, um einen Adapter aufzunehmen, der eine zweite Lagerstütze an dem Gehäuseteil 316 ergibt.
Eine Kupplungsnabe 318 ist an dem reduzierten Durchmesserbereich des Stützwellenstumpfes 306 drehbar gelagert. Ein Ringzylinder in einer Ausbildung eines Stanzteils 320 wird von der Nabe 318 getragen. Er definiert eine Arbeitsdruckkammer 322. Die Kammer 322 ist zum Teil von einem Ringkolben 324 definiert, der in dem Zylinder 320 aufgenommen ist.
Ein Zahnrad 90' ist an einer Trommel 326 befestigt, die an dem Zylinder 320 befestigt ist. Es ist mit Innenkeilen ausgebildet, die mit Außenkeilen an Kupplungsscheiben 328 zusammenwirken. Innenkeile an begleitenden Kupplungsscheiben 330 wirken mit Außenkeilen an der Hohlwelle 300 zusammen. Ein Kupplungsdruckreaktionsring 332 ist an der Trommel 326 befestigt und durch ein Lager 334 auf der Hohlwelle 300 drehbar gelagert. Die Axialkräfte, die durch den Kupplungsbetätigungsdruck erzeugt werden, werden durch ein Schublager 334 aufgefangen.
Eine Zentrifugaldruckreaktionsplatte 336 ist an der Zylindernabe 318 befestigt und wird durch einen Schnappring 338 axial fest gehalten. Die Platte 336 und der Ringkolben 324 definieren eine Zentrifugaldruckkammer 340, die mit einer Schmierdrucköffnung 342 verbunden ist, welch letztere mit Schmierkanälen in Verbindung ist, die teilweise bei 344 in der Abstützung 306 gezeigt sind.
Eine Vielzahl von Druckfedern 346 ist zwischen dem Kolben 324 und der Platte 336 angeordnet, um die Kupplung normal zu lösen. Wenn die Druckbeaufschlagung der Druckkammer 322 aufgehoben wird, wird der Betätigungsdruck an die Arbeitskammer 322 über Kanäle geliefert, die zum Teil durch die Durcköffnung 348 definiert sind.
Die inneren und äußeren Ränder des Ringkolbens 324 und der Außenrand der innerhalb des Kolbens angeordneten Platte tragen Dichtungen, um einen gesteuerten Druckaufbau an dem Kolben 324 zu erlauben.

Claims

1. Querorientierte Achsanordnung zur Lieferung eines Antriebsdrehmoments an der Kurbelwelle einer Antriebsmaschine zu den Treibrädern eines Fahrzeuges, bestehend aus:

einer hydrokinetischen Einheit (10) mit einem Turbinenrad (14) und einem Pumpenrad (12) , die an einer ersten Achse (50) angeordnet sind, wobei die Kurbelwelle eine mit dieser ersten Achse (50) zusammenfallende Achse hat;

einer Mehrgang-Planetenradgetriebe-Anordnung (176) , die an einer zweiten Achse (250) angeordnet ist, welche zu der ersten Achse (50) parallel beabstandet ist; und

einer ein verhältiges Drehmoment übertragenden Anordnung zur Übertragung eines Drehmoments zwischen den ersten und zweiten Achsen (50, 250);

dadurch gekennzeichnet, daß die ein verhältiges Drehmoment übertragende Anordnung ein Mehrgang-Drehmomentübertragungsgetriebe (52, 80, 90, 112, 114; 52', 80', 90' 112, 114) aufweist, welches zwei drehmomentübertragende Zahnradelemente (80, 90; 80', 90') hat, die an einer dritten Achse (82; 306) angeordnet sind, welche zwischen der ersten und der zweiten Achse (50, 250) in einer parallelen Beziehung angeordnet sind;

wobei die Zahnradelemente (80, 90; 80', 90') unterschiedliche Teilungsdurchmessser haben und zwischen einem Antriebsrad (52; 52') an der ersten Achse (50) und einer angetriebenen Zahnradeinrichtung (112, 114) an der zweiten Achse (250) Mehrfach-Drehmomentflußwege definieren; und

eine wahlweise einrückbare Kupplungseinrichtung (C5) , für eine Aktivierung und Deaktivierung jedes Zahnradelements (80, 90; 80', 90'), wodurch die effektiven querorientierten Gesamtdrehzahlübersetzungen ein Produkt der Übersetzungen sind, welche für die Drehmomentflußwege und das Mehrgang-Drehmomentübertragungsgetriebe (52, 80, 90, 112, 114; 52', 80', 90', 112, 114) etabliert sind.

2. Anordnung nach Anspruch 1, bei welcher die Mehrgang-Planetenradgetriebe-Anordnung (176) eine Drehmomenteingangswelle (120) aufweist, wobei die Zahnradelemente (80, 90) jeweils mit einem angetriebenen Zahnrad (112, 114) des Übertragungsgetriebes antriebsmäßig verbunden sind, und wobei eine Überholkupplungseinrichtung (118) ein angetriebenes Zahnrad (112) mit dem anderen angetriebenen Zahnrad(114) verbindet, um einen Einweg-Drehmomentlieferungsweg zu der Drehmomenteingangswelle (120) zu schaffen.

3. Anordnung nach Anspruch 1 oder Anspruch 2, bei welcher das Antriebszahnrad (52; 52') mit dem Turbinenrad (14) antriebsmäßig verbunden ist.

4. Anordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 3, bei welcher die wahlweise einrückbare Kupplungseinrichtung (C5) ein Drehmomenteingangselement (92, 94) aufweist, welches mit einem Zahnradelement (80) verbunden ist, und ein Drehmomentausgangselement (96, 98) , welches mit dem anderen Zahnradelement (90) verbunden ist, wobei die Überholkupplungseinrichtung (118) für ein Überholen angepasst ist, wenn die selektiv einrückbare Kupplungseinrichtung (C5) aktiviert ist.

5. Anordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 3, bei welcher die wahlweise einrückbare Kupplungseinrichtung eine ringförmige KupPlungsscheibenanordnung mit Drehmomenteingangsscheiben (330) aufweist, welche mit einem Zahnradelement (80') antriebsmäßig verbunden sind, und Drehmomentausgangsscheiben (328), welche mit dem anderen Zahnradelement (90') verbunden sind;

einen ringförmigen Servokolben (324) und einen ringförmigen Servozylinder (320), welcher den ringförmigen Kolben (324) aufnimmt;

wobei der Kolben (324) und der Zylinder (320) eine ringförmige Fluiddruck-Arbeitskammer (322) an einer Seite des Kolbens (324) definieren;

eine Durchgangseinrichtung (348) zum Verteilen von Arbeitsdruck an die Arbeitskammer (322);

eine Einrichtung (336) zur Ausbildung einer Zentrifugal-Druckkammer (340) an der anderen Seite des Kolbens (324); und

eine Schmierfluid-Durchgangseinrichtung (342, 344), welche mit der Zentrifugal-Druckkammer (340) verbunden ist, wodurch die auf den Kolben (324) wirkenden Zentrifugal-Druckkräfte im wesentlichen ausgeglichen sind.