DE69017650T2

DE69017650T2 - Antriebseinheit mit einer quer zur Antriebswelle angeordneten Kurbelwelle.

Info

Publication number: DE69017650T2
Application number: DE69017650T
Authority: DE
Inventors: Donald L Carriere
Original assignee: Ford Werke GmbH
Current assignee: Ford Werke GmbH
Priority date: 1990-01-29
Filing date: 1990-12-14
Publication date: 1995-11-30
Anticipated expiration: 2010-12-15
Also published as: EP0439761A1; EP0439761B1; DE69017650D1; US5125284A; JPH04212627A

Description

Diese Erfindung bezieht sich auf Kraftübertragungsanordnungen für Kraftfahrzeuge mit einer Verbrennungskraftmaschine und einem Mehrgang-Kraftübertragungsmechanismus, bei welchem die Achse der Kurbelwelle der Maschine und die Getriebeachse der Übersetzung mit einer "T"-Gestaltung angeordnet sind.
Bei den Fahrzeugen mit einem Vorderradantrieb ist es allgemein üblich, eine Verbrennungskraftmaschine quer mit Bezug auf die Längsmittelachse des Fahrzeuges innerhalb eines vorderen Maschinen- und Getrieberaumes anzuordnen. Ein Mehrgang-Planetenradgetriebe wird für die Lieferung eines Drehmoments von der Maschine zu Achshalbwellen verwendet, die generell parallel mit Bezug auf die Maschinenachse angeordnet sind. Ein Beispiel einer Anordnung dieser Art ist die in der US-A-4 509 389 beschriebene Transaxle-Baugruppe. Die Transaxle-Baugruppe ist in diesem Fall zur Verwendung mit einer Verbrennungskraftmaschine angepaßt, die in einer sog. Quer- oder "Ost-West"-Richtung innerhalb eines Maschinenraumes für ein Fahrzeug mit einem Vorderradantrieb montiert ist. Die Transaxle-Baugruppe besteht aus einem hydrokinetischen Drehmomentwandler, der konzentrisch mit Bezug auf die Achse der Kurbelwelle der Maschine montiert ist. Das Turbinenrad des hydrokinetischen Drehmomentwandlers ist mit einer Drehmoment-Eingangswelle für eine Mehrgang-Planetenradbaugruppe verbunden, die auf einer Achse angeordnet ist, welche zu der Wellenachse des Turbinenrades beabstandet und parallel ist. Ein Drehmoment-Übertragungsantrieb, der aus einer Baugruppe mit Kette und Kettenrad besteht, ist für eine Übertragung des Drehmoments von der Turbinenradwelle zu der Eingangswelle eines Mehrgang- Getriebesystems angepaßt. Mit Fluiddruck betätigte Kupplungsund Bremsbaugruppen werden für die wahlweise Herstellung der verschiedenen Gänge bei dem Getriebesystem benutzt, um für die Kraftübertragung die Abdeckung eines angemessenen Drehmomentverhältnisses zu erlauben. Eine an der Drehmomentausgangsseite des Getriebes angeordnete Finalantrieb-Baugruppe vervielfacht das Ausgangsdrehmoment des Planetenradgetriebes und liefert es an einen Differentialträger, wobei die Seitenräder des Trägers mit den Achshalbwellen über Universalgelenke verbunden sind.
Ein Beispiel einer Transaxle-Baugruppe mit einer quer angeordneten Maschine ist in der US-A-4 368 649 gezeigt.
Anordnungen dieser Art werden als sog. "U-Antriebe" bezeichnet. Sie sind gewöhnlich bei Fahrzeugen mit einem Vorderradantrieb und mit quer angeordneten Maschinen zu finden, jedoch können sie auch für verschiedene andere Kraftübertragungsanordnungen für Fahrzeuge angepaßt werden, die bei der Automobilindustrie gegenwärtig verwendet werden. Das von der Transaxle-Differentialbaugruppe bei einer Anordnung dieser Art gelieferte Drehmoment kann an eine Drehmomentausgangswelle übertragen werden, die innerhalb des Planetenradgetriebes konzentrisch angeordnet ist. Die Ausgangswelle verläuft in einer Querrichtung zu den Drehmomenteingangsenden jeder der beiden Achshalbwellen für die Antriebsräder.
Ein anderes Beispiel einer bekannten Transaxle- und Maschinen-Baugruppe ist in der US-A-4 607 541 gezeigt, wo ein hydrokinetischer Drehmomentwandler konzentrisch mit Bezug auf das Mehrgang-Planetenradgetriebe auf der Achse der Kurbelwelle der Verbrennungskraftmaschine angeordnet ist. Der Drehmomentausgang von dem Planetenradgetriebe wird an eine angetriebene Welle geliefert, die mit Bezug auf das Planetenradgetriebe koaxial angeordnet ist. Eine Finalantrieb-Baugruppe, die zwischen dem Drehmomentwandler und dem Planetenradgetriebe angeordnet ist, ist für die Lieferung eines Drehmoments an den Träger einer Differentialbaugruppe angepaßt. Achswellen sind mit den Seitenrädern der Differentialbaugruppe verbunden, jedoch sind diese Halbwellen mit Bezug auf das Planetenradgetriebe beabstandet und parallel angeordnet.
Ein Beispiel einer Maschinen- und Transaxle-Baugruppe, bei welcher die antreibenden Achshalbwellen senkrecht mit Bezug auf die Achse der Kurbelwelle der Maschine angeordnet sind, ist in der US-A-4 056 988 gezeigt. In diesem Fall sind die Seitenräder einer Differentialgetriebe-Baugruppe senkrecht mit Bezug auf die Achse des Planetenradgetriebes angeordnet, wobei letzteres von der Achse der Kurbelwelle der Maschine beabstandet und parallel angeordnet ist.
Maschinen- und Transaxle-Baugruppen der in den vorhergehenden Abschnitten beschriebenen Art erfordern einen relativ großen Maschinen- und Transaxleraum in dem Fahrzeug. Dies schränkt die Möglichkeit des Fahrzeugdesigners für die Entwicklung eines optimalen Profils für eine verbesserte Aerodynamik und für ein verringertes Fahrzeuggewicht ein. Um den für die Maschine und die Transaxle- Baugruppe benotigten Raum zu minimieren und so den Raum zu vergrößern, der den Fahrgästen und der Fracht verschrieben wird, wurden Versuche unternommen, die Maschine und das Übersetzungsgetriebe mit der Achse der Kurbelwelle der Maschine generell senkrecht zu der Achse des Getriebes in einer T-Antriebsgestaltung anzuordnen, ohne daß zwischen den Achsen ein beachtlicher Versatz auftritt. Dies erfordert eine direkte Antriebsverbindung zwischen der Kurbelwelle der Maschine und dem Drehmomenteingangsantrieb für das Mehrganggetriebe. Ein Beispiel eines Versuchs für die Entwicklung einer solchen Gestaltung ist in einer Automobilveröffentlichung unter dem Titel "Auto Notizie", veröffentlicht durch Cizeta Moroder Company, Italien, Mai 1989. Diese Veröffentlichung beschreibt eine V-16 Maschine mit zwei unabhängigen Kurbelwellen, die Ende-an-Ende angeordnet sind. Die benachbarten Enden der Kurbelwellen sind mit einem Antriebsrad verbunden, und das Kurbelwellendrehmoment der Maschine wird über ein Leerlaufrad an ein Kegelrad angeliefert, welches als eine Drehmomenteingangswelle für ein Mehrganggetriebe dient, das mit seiner Achse senkrecht mit Bezug auf die Kurbelwellenachse angeordnet ist.
Ein anderes bekanntes Beispiel eines Versuchs für eine Anordnung der Getriebeachse senkrecht mit Bezug auf die Kurbelwellenachse der Maschine ist in der Veröffentlichung der Japanischen Patentanmeldung 56-20861 vom 26. Februar 1981 gezeigt. Diese Veröffentlichung zeigt ein Antriebsrad, das an einem Ende einer Maschinenkurbelwelle angeordnet ist. Das Antriebsrad ist über eine Reibungskupplung mit der Eingangswelle eines Mehrganggetriebes verbunden, welches auf einer Achse parallel zu der Kurbelwellenachse angeordnet ist. Das Mehrganggetriebe ist seinerseits mit einer quer angeordneten Ausgangswelle verbunden, die mit der Drehmomentausgangswelle eines Mehrganggetriebes über ein Drehmomentübertragungsgetriebe im Getriebeeingriff ist.
Eine Anordnung mit einem T-Antrieb mit Querachs-Zahnrädern mit einer Anordnung außerhalb der Maschine ist in der FR-A-933 078 beschrieben. Diese Veröffentlichung beschreibt einen Antrieb mit einer neutralen Kupplung, die an der Drehmomentausgangsseite des Querachsgetriebes in einem Querachsgehäuse angeordnet ist. Die Ausgangsseite der neutralen Kupplung ist mit einer konzentrischen Drehmomenteingangswelle für ein Mehrganggetriebe verbunden. Die Eingangsseite des Getriebes ist mit einer herkömmlichen Antriebswelle für die hinteren Fahrzeugräder verbunden. Diese Anordnung hat einen offensichtlichen Raumnachteil sowohl in der Querrichtung als auch in der Längsrichtung.
Ein anderes Beispiel eines Querachsenantriebs ist in der US-A-1 991 575 gezeigt. In diesem Fall sind rechtwinklige Antriebskegelräder an der Drehmomentausgangsseite einer neutralen Kupplung der Maschine angeordnet. Kein Versuch ist gemacht, eine Querachs-Antriebsverbindung mit einer integrierten Maschinenkurbelwelle und einer Getriebeanordnung bereitzustellen.
Jede dieser bekannten Vorschläge von T-Antrieben ist gekennzeichnet durch eine unerwünschte Komplexität als Folge des zusätzlichen Getriebes, welches für die Übertragung des Drehmoments von der Kurbelwelle an die Eingangsseite des Mehrganggetriebes benötigt wird. Sie sind auch gekennzeichnet durch einen unerwünschten Raumnachteil, der es unmöglich machen würde, eine solche Gestaltungsannäherung bei einer Fahrzeuggestaltung zu verwenden, die ein niedriges Profil bei dem vorderen Maschinenraum benötigt und die weiterhin einen maximalen Fracht- und Fahrgastraum benotigt.
Schließlich ist noch eine Kraftübertragungsanordnung mit einem T-Antrieb bekannt, wie gezeigt in der DE-C-654 326, welche von der Art ist wie bezogen in dem Oberbegriff des Patentanspruches 1 und nur in Verbindung mit einem Hinterradantrieb, wobei die Verbrennungskraftmaschine in einer mittleren Fahrzeugposition zwischen der Vorderachse und der Hinterachse montiert ist und das Mehrganggetriebe hinter den Hinterrädern angeordnet ist. Diese Veröffentlichung beschreibt eine Kraftübertragungsanordnung, bei welcher zwei Kurbelwellenabschnitte Ende-an-Ende angeordnet sind. Jeder Kurbelwellenabschnitt hat ein getrenntes Schwungrad, um die Torsionsschwingungen der Maschinenkurbelwelle zu absorbieren, womit es erforderlich ist, einen großen axialen Zwischenraum zwischen den beiden Kurbelwellen-Kurbelabschnitten nahe der Mitte des Fahrzeuges zu schaffen. Dieser große axiale Zwischenraum wird dabei auch für die Aufnahme eines Kegelantriebsrades zwischen den beiden Kurbelwellen- Schwungradmassen benötigt, die in diesem Fall erforderlich sind, um einen Knotenpunkt an dem inneren Ende jedes Kurbelwellenabschnittes zu schaffen. Während es diese bekannte Kraftübertragungsanordnung daher nicht moglich macht, das Kegelantriebsrad von den äußeren Enden der Kurbelwelle her zusammenzubauen im Hinblick auf ein größeres radiales Ausmaß jedes Schwungrades, muß diese bekannte Anordnung daher so betrachtet werden, daß sie zwei getrennte Verbrennungskraftmaschinen aufweist, deren getrennte Kurbelwellenabschnitte auf einer gemeinsamen Achse sind. Das Schwungrad für einen Kurbelwellenabschnitt bei jeder Gestaltung ist zwischen den Kraftabnahmerädern und diesem Kurbelwellenabschnitt. Das andere Schwungrad ist ähnlich angeordnet zwischen dem anderen Kurbelwellenabschnitt und den Kraftabnahmerädern. Getrennte Endknotenpunkte sind daher mit den beiden Schwungradmassen hergestellt, was ziemlich ähnlich ist zu der bekannten Gestaltung, die durch die Kennlinie (B) in Fig. 7 dargestellt und später im Vergleich mit der Kennlinie (A) erörtert wird, die für eine Kraftübertragungsanordnung mit einem T-Antrieb gemäß der vorliegenden Erfindung repräsentativ ist und gekennzeichnet ist durch die Kennzeichnungsmerkmale des Patentanspruches 1.
Mit Bezug auf die ebenfalls beanspruchte Anpassung der erfindungsgemäßen Kraftübertragungsanordnung mit einem T-Antrieb an ein Fahrzeug mit einem Allradantrieb, wie es noch in größerem Detail beschrieben wird, ist in der GB-A-209 25 33 eine Transaxle-Baugruppe mit einem Drehmomentwandler und einem Mehrganggetriebe auf einer gemeinsamen Achse beschrieben. Das Drehmomentausgangsrad treibt das Drehmomenteingangsritzel für die vorderen Treibräder und ein Zwischenrad für eine Hinterradantriebswelle an. Die Maschinenkurbelwelle ist auf einer Achse montiert, die gemeinsam mit der Achse des Übersetzungsgetriebes ist und mit dem Pumpenrad des Drehmomentwandlers verbunden ist.
Es ist eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine ver- ringerte Maschinenhöhe bereitzustellen und die Einfügung der Getriebe- und Transaxle-Baugruppe in den Fahrgastraum zu reduzieren oder zu eliminieren, um damit den Frachtraum und den Raum für die Fahrgäste des Fahrzeuges zu vergrößern. Es ist auch eine Aufgabe der Erfindung, die Fahrzeuglänge zu verkleinern, während ein hohes Maß an Crash-Vermögen beibehalten wird, vergleichbar mit den existierenden Fahrzeugen mit einer Transaxle- und Maschinenbaugruppe der beschriebenen Art für einen Vorderradantrieb. Obwohl es möglich ist, den Quetschungsabstand bei dem vorderen Aufbau des Fahrzeuges zu verringern als Folge der Raumeinsparungen, die durch die Erfindung verfügbar sind, wird der sog. quetschungsfreie Abstand ebenfalls verkleinert, sodaß die gesamte Crash-Wertigkeit des Fahrzeuges im Vergleich zu den Fahrzeugen mit einer herkömmlichen Transaxle- und Maschinenbaugruppe des U-Antriebstyps keinen Kompromiß erfährt.
Es ist auch eine Aufgabe, ein Kraftübertragungspaket mit einer niedrigeren Maschinenhöhe bereitzustellen, sodaß es möglich wird, das Profil der Motorhaube und der Stirnwand des Fahrzeuges zu verringern und eine größere Design- Flexibilität für den Fahrzeug-Designer zu erlauben. Es ist auch eine Aufgabe, den Raum innerhalb des Maschinenraumes zu verringern, der für die Maschine und die Transaxle- Baugruppe benötigt wird, sodaß es möglich ist, weitere Komponenten für das Fahrzeug zu verpacken, wie bspw. den Bremskraftverstärker, die Lichtmaschine, die Servopumpe und Bauteile der Aufhängung.
Die Maschine- und Getriebe-Baugruppe dieser Erfindung ist unmittelbar anpaßbar entweder für ein Fahrzeug mit Vorderradantrieb oder ein Fahrzeug mit Allradantrieb. Mit geringen Veränderungen kann sie auch bei einem Fahrzeug verwendet werden, welches nur einen Hinterradantrieb hat. Diese Veränderungen der Gestaltung können erhalten werden mit einer vergrößerten Verallgemeinerung bei den Komponenten, wodurch die Komplexität und die Herstellungskosten verringert werden.
Es ist auch eine Aufgabe, eine Transaxle- und Maschinen- Baugruppe mit einer beträchtlichen Gewichtsverringerung für jede beliebige Drehmoment-Übertragungskapazität bereitzustellen. Diese Gewichtsverringerung wird erreicht als Folge der verringerten Außengröße des Fahrzeuges und der verringerten Anzahl von Komponenten innerhalb der eigentlichen Maschine- und Transaxle-Baugruppe unabhängig davon, ob die Anwendung einen Vorderradantrieb, einen Hinterradantrieb oder einen Allradantrieb erfordert.
Die in der vorstehenden Beschreibung erwähnten Vorteile werden erreicht durch eine Anordnung der Achse des Übersetzungsgetriebes und der Achse der Maschinenkurbelwelle zur Ausbildung einer Gestaltung in der Form eines "T".
Diese Gestaltung eines T-Antriebs macht es möglich, eine Zahnradverbindung zwischen der Drehmomenteingangsseite des Mehrgangsgetriebes und der Maschinenkurbelwelle zu schaffen durch die Bereitstellung eines Kegelrades an einer strategischen Position auf der Maschinenkurbelwelle, sodaß es direkt in das Drehmoment-Eingangsritzel für das Getriebe eingreifen kann. Das Drehmoment-Eingangsritzel oder Seitenrad ist so angeordnet, daß es außerhalb der Bahn des Verbindungspleuels des Maschinenkolbens für einen benachbarten Zylinder ist, wenn das Kurbelende des Pleuels in seinem kreisförmigen Muster dreht. Das durch die Kurbelwelle getragene Rad ist weiterhin derart angeordnet, daß es außerhalb des Kolbenmantels verläuft, wenn die benachbarte Kurbel der Kurbelwelle in ihrer unteren Totpunktposition ist. Diese Anordnung ermöglicht die Verwendung eines Kurbelwellenrades und eines Getriebeeingangritzels mit einem relativ großen Teilkreisdurchmesser, wodurch die Zahnbelastung des Rades selbst bei Spitzen-Zünddrehmomenten der Maschine verringert wird. Es wird erreicht, während akzeptable Wälzbahn-Drehzahlen für die Zähne der Zahnräder bereitgestellt werden.
Anders als bei bekannten Gestaltungen ist das Zahnrad auf der Maschinenkurbelwelle strategisch zwischen den Enden der Kurbelwelle positioniert, vorzugsweise nahe ihrer Mittenposition. Die dynamischen Kräfte der Maschine, die an die Kurbelwelle übermittelt werden, und die Belastung, die aus den Zündkräften der Maschine und den Drehmomenten resultiert, haben so eine minimale Wirkung auf die Drehmoment-Übertragungskennlinien und die Zahnbelastung des Zahnrades für das Kurbelwellenrad, welches einen Teil des sog. T-Antriebes bildet. Die Zahndauerhaftigkeit des Zahnrades wird so nicht gegenteilig beeinflußt.
Das Kurbelwellenrad ist auf der Kurbelwelle nahe der Mitte der Kurbelwelle angeordnet. Es ist von der Mitte um ein Maß versetzt, welches etwa gleich dem Teilkreisradius des Drehmoment-Eingangkegelrades für das Getriebe ist, mit welchem es in Eingriff ist. Die Kurbelwelle ist so wirksam in zwei Kurbelwellenabschnitte unterteilt, wobei jeder Abschnitt seine eigene natürliche Torsionsfrequenz hat. Das Kurbelwellenrad ist daher an einem wirksamen Knotenpunkt für die erste natürliche Torsionsfrequenz für jeden Kurbelwellenabschnitt angeordnet. Die erste natürliche Torsionsfrequenz für jeden Kurbelwellenabschnitt ist im wesentlichen höher als die vergleichbare Frequenz, die für eine Kurbelwelle charakteristisch wäre, bei welcher das Kurbelwellenrad an einem beliebigen Kurbelwellenende angeordnet wäre, wie es bei den hier erörterten bekannten Gestaltungen der Fall ist.
Bei einer 3.8 Liter Sechszylinderversion dieses T-Antriebes wurde die erste natürliche Torsionsfrequenz bei etwa 512 Hertz gemessen, wenn kein Kurbelwellendämpfer verwendet wird. Wenn das Kurbelwellenrad an einem Kurbelwellenende montiert wird, dann würde die erste natürliche Torsionsfrequenz bei etwa 328 Hertz bei keinem Kurbelwellendämpfer auftreten. Die Kurbelwelle dieses T-Antriebes ist daher wesentlich steifer als eine ähnliche Kurbelwelle von allen beliebigen Gestaltungen im Stand der Technik.
Durch eine Anordnung des Kurbelwellenrades nahe seiner Mittenposition wird ein wirksamer Knotenpunkt der Mittenposition geschaffen. Dies ist als Folge der Wirkung der Trägheitskraft des Kurbelwellenrades selbst sowie der Rotationsträgheitskraft des Getriebes unter Einschluß des Drehmoment-Eingangskegelritzels, mit welchem das Kurbelwellenrad im Eingriff ist.
Durch eine Positionierung des Kurbelwellenrades und seines zusammenpassenden Getriebe-Drenmomenteingangsritzels oder -seitenrades nahe einer Mittenposition auf der Kurbelwelle ist es moglich, die Maschinenkurbelwelle innerhalb des Maschinenraumes in einer Quer- oder Ost-nach-West-Richtung anzuordnen bei einer Anordnung der Achse der Übersetzung und des Getriebes in einer "Nord-Süd"-Richtung. Die Getriebeund Maschinenbaugruppe befindet sich generell in einer Mittenposition mit Bezug auf die Mittelebene des Fahrzeuges. Jede stirnseitige Kollision des Fahrzeuges, welche die quetschungsfreien Bauelemente des Fahrzeuges einbezieht, wird so nicht Einschieben des Getriebegehäuses in den Raum innerhalb des Fahrgastraumes des Fahrzeuges verursachen, welcher von dem Fahrer des Fahrzeuges und dem Beifahrer auf dem Vordersitz eingenommen wird. Wenn die Getriebebaugruppe als ein Ergebnis eines stirnseitigen Aufpralls verschoben wird, dann findet die Verschiebung generell in der Mittelebene des Fahrzeuges zwischen den Positionen des Fahrers und des Beifahrers statt.
Die strategische Positionierung des Kurbelwellenrades und der zusammenwirkenden Radelemente resultiert in einer Verringerung der Fähigkeit der Baugruppe zur Übertragung eines Radgeräusches in den Fahrgastraum, weil sie von einer großen Metallmasse umgeben ist, die zu einer Isolierung jedes Radgeräusches tendiert.

Kurze Beschreibung der Zeichnungen

Fig. 1a
und 1B zeigen Querschnittansichten einer Mehrgang-Getriebebaugruppe und eines rechtwinkligen Antriebes zur Verwendung bei der Gestaltung eines T-Antriebes mit einer Maschine, nicht gezeigt.
Fig. 1C zeigt eine Querschnitt-Baugruppenansicht eines Teils einer Verbrennungskraftmaschine und eines Teils eines Kegelradantriebs zur Verbindung der Maschinenkurbelwelle mit dem Getriebe und der rechtwinkligen Antriebsbaugruppe wie gezeigt in Fig. 1A.
Fig. 1D ist eine Ubersicht, welche das Muster des Eingriffs und des Lösens der Kupplungen und Bremsen für die Elemente des Planetenradgetriebes der Mehrgang- Planetenradübersetzung zeigt, die einen Teil der Baugruppe des T-Antriebs bildet.
Fig. 2A ist eine Seitenansicht, teilweise im Schnitt, welche die Kurbelwelle einer Sechzylindermaschine und die damit verbundenen Kegelräder eines T-Antriebs zeigt.
Fig. 2B zeigt die Kurbelwelle einer Vierzylindermaschine für eine Maschine, die für eine Verwendung bei einer Baugruppe mit einem T-Antrieb der in den Fig. 1A und 1B dargestellten Art angepaßt ist. In Fig. 2B ist ein Kegelrad gezeigt, das von der Maschinenkurbelwelle nahe einem Kurbelwellenlager getragen ist, und ein Kolben und eine Kolbenstange neben dem Kegelrad. Die Kolbenstange ist in ihrer unteren Totpunktlage gezeigt.
Fig. 2C zeigt eine Schemaansicht der Maschine, in einer Ansicht von unterhalb der Maschine, wobei das Kegelrad der Maschinenkurbelwelle und das zusammenwirkende Kegelrad der Übersetzung in ihren Arbeitspositionen relativ zu den Positionen der benachbarten Zylinder gezeigt sind.
Fig. 3 ist eine Querschnitt-Baugruppenansicht der Baugruppe des T-Antriebs, wobei eine Vorkehrung getroffen ist, um das Drehmoment von einer Turbinenradwelle eines Querachsantriebs zu einer Antriebswelle für eine Hinterrad-Differentialantriebbaugruppe zu liefern, wodurch der T-Antrieb für ein Fahrzeug mit Allradantrieb anpaßbar ist.
Fig. 4A
und 4B zeigen eine Querschnitt-Baugruppenansicht einer abgeänderten Getriebeanordnung für die Lieferung eines Drehmoments von der Turbinenradwelle der Baugruppe mit einem T-Antrieb zu einer Antriebswelle für das Hinterrad-Antriebsdifferential und für eine Versetzen des Vorderrad-Antriebsdifferentialgetriebes für die Bereitstellung einer weiteren Verringerung der axialen Länge der gesamten Baugruppe.
Fig. 5A
und 5B zeigen eine Querschnitt-Baugruppenansicht einer Hinterrad-Antriebsversion der Baugruppe mit einem T-Antrieb, wie dargestellt in den Fig. 1A und 1B, bei welcher jedoch kein Vorderradantrieb eingeschlossen ist.
Fig. 6A
und 6B zeigen schematische Querschnittsansichten, teilweise in Draufsicht, entlang der geometrischen Längsmittellinie eines Fahrzeuges, welches die Baugruppe mit einem T-Antrieb dieser Erfindung aufweist. Die Ansichten zeigen die Verringerung der Größe des Maschinenraums, der für den T-Antrieb benotigt wird, im Vergleich zu der Größe, die für eine Maschine- und Transaxlebaugruppe bei einer gegenwärtigen Fahrzeugproduktion in derselben Größenordnung benötigt wird, sowie die Wirkung, welche die Baugruppe mit einem T-Antrieb auf den Quetschungsabstand während eines stirnseitigen Fahrzeugaufpralls hat.
Fig. 7 ist eine Graphik, welche einen Vergleich des winkelmäßigen Versatzes für die erste natürliche Torsionsfrequenz einer Kurbelwelle mit einem an einem Kurbelwellenende angeordneten Kurbelwellenrad mit dem winkelmäßigen Versatz für die erste natürliche Torsionsfrequenz einer Kurbelwelle mit der Mittenposition des Zahnrades dieser Erfindung zeigt.
In Fig. 1A und 1B bezeichnet die Ziffer 10 das Übersetzungsgetriebegehäuse einer vielgangigen Planetenradübersetzung, wobei letztere generell mit der Bezugsziffer 12 bezeichnet ist. Eine Antriebsachse- und Differentialbaugruppe für die vorderen Treibräder eines Fahrzeuges ist generell mit der Bezugsziffer 14 bezeichnet. Ein hydrokinetischer Drehmomentwandler ist generell bei 16 angedeutet. Er funktioniert als eine hydrokinetische Kupplung zwischen der Maschine und dem Ubersetzungsgetriebe.

Der Drehmomentwandler

Der Drehmomentwandler 16 weist ein beschaufeltes Turbinenrad 18, ein beschaufeltes Turbinenrad 20 und ein beschaufeltes Leitrad 22 auf, die in bekannter Art und Weise in einer torroidalen Fluidströmungsbeziehung angeordnet sind. Das Pumpenrad 20 weist ein Pumpenradgehäuse 24 auf, welches einen Teil des Wandlergehäuses bildet. Das Turbinenrad 18 ist mit einer Turbinenradnabe 26 verbunden, die mit einer Turbinenradwelle 28 verkeilt ist, wobei letztere durch eine stationäre Hohlwelle 30 hindurch verläuft, die mit dem Gehäuse 32 des Drehmomentwandlers verbunden oder einstückig ausgebildet ist. Der Umfang 34 des Wandlergehäuses 32 ist durch Bolzen mit dem Zylinderblock einer Maschine verbunden, die nachfolgend beschrieben wird.
Das Pumpenrad 20 weist eine Nabenhohlwelle 36 auf, die auf der stationären Hohlwelle 30 gelagert ist. Sie ist antriebsmäßig verbunden mit dem Drehmomenteingangsrad einer Zahnradpumpenbaugruppe 38, die für die Lieferung eines Fluiddruckes an die Kupplung- und Bremsservo für das Automatikgetriebe angepaßt ist. Die Pumpenbaugruppe 38 kann eine aus einer Vielzahl von bekannten Verdränger-Getriebepumpenbaugruppen sein. Die Pumpenelemente sind in einem Pumpenhohlraum umschlossen, der durch das Wandlergehäuse und durch eine Pumpenendplatte 40 definiert ist.
Die rechtwinklige Vorderrad-Antrieb- und Differentialbaugruppe ist in einem mittleren Gehäuse 42 angeordnet. Die rechte Seite des Gehäuses 42 ist an der linken Seite des Getriebegehäuses 10 des Planetenradgetriebes befestigt, wie bei 44 in Fig. 1B gezeigt. Das Gehäuse 42 ist zwischen dem Wandlergehäuse 32 und dem Übersetzungsgetriebegehäuse 10 angeordnet. Die Turbinenradwelle 28 verläuft durch das Gehäuse 42 hindurch und ist bei 46 in einer Endwand 48 des Getriebegehäuses 10 gelagert. Das rechte Ende der Turbinenradwelle 28 ist bei 50 mit der Drehmoment-Eingangshohlwelle 52 des Planetenradgetriebes verkeilt. Das rechte Ende der Hohlwelle 52 ist auf einer Stützhülse 54 gelagert, die einen Teil der Endwand 56 des Gehäuses 10 bildet. Für eine nähere Beschreibung des Kupplung- und Bremssystems und des Planetenradgetriebes für die Übersetzung 12 erfolgt eine Bezugnahme auf die US-A-4 509 389. Die Kupplung- und Bremselemente und das Getriebe, wie gezeigt in Fig. 1B, sind jedoch verschoben mit Bezug auf die bekannte Anordnung der Kupplung- und Bremselemente und des Getriebes, obwohl die Betriebsarten der beiden Strukturen ähnlich sind.

Die Planetenrad-Übersetzung

Die Drehmoment-Eingangshohlwelle 52 ist mit der Nabe 58 eines Zylinderkörpers 60 verkeilt, der einen Teil einer mit dem Symbol CL1 bezeichneten Vorwärtskupplung bildet. Die Kupplung CL1 ist eine Vielscheibenkupplung mit Kupplungsscheiben, die an dem äußeren Umfang des Zylinderkörpers 60 verkeilt sind, und begleitende Kupplungsscheiben sind an der Außenspur 62 einer mit dem Symbol OWC1 bezeichnet Uberholkupplung verkeilt. Die Innenspur 64 der Überholkupplung OWC1 ist antriebsmäßig mit einem Drehmomentübertragungsgehäuse 66 verbunden, welches als eine Bremstrommel für ein mit dem Symbol B1 bezeichnetes Overdrive-Reibungsbremsband dient. Das Bremsband B1 umgibt den äußeren Umfang des Drehmomentübertragungsgehäuses 66. Das Gehäuse 66 ist mit einem Drehmomentübertragungsgehäuse 68 verbunden, welches seinerseits an einer Sonnenrad-Hohlwelle 70 für eine Planetenrad-Getriebeeinheit 72 befestigt ist.
Ein Ringkolben 74 ist in dem Ringzylinder 60 angeordnet und wirkt mit dem Zylinder 60 zusammen, um einen Druckhohlraum zu definieren, der bei einer Druckbeaufschlagung eine Kolbenkraft bewirkt, die an die Reibungsscheiben der Kupplung CL1 angelegt wird, wodurch die Drehmoment-Eingangshohlwelle 52 mit der Außenspur 62 der Überholkupplung OWC1 antriebsmäßig verbunden wird.
Das Drehmomentübertragungsantriebsgehäuse 68 ist mit der Innenspur 76 der Überholkupplung OWC2 verbunden. Die Außenspur 78 der Überholkupplung OWC2 ist mit den Reibungskupplungsscheiben der Kupplung CL3 verkeilt, welches eine Direktgang-Kupplung ist. Begleitende Reibungsscheiben für die Direktgang-Kupplung CL3 sind direkt mit einem Kupplungskörper 80 verbunden, der seinerseits mit einem Zwischengang-Servozylinder 82 antriebsmäßig verbunden ist. Der Zylinder 82 umgibt einen Ringkolben 84, der mit dem Zylinder 82 zusammenwirkt, um eine Druckkammer zu definieren, die bei einer Druckbeaufschlagung ein Anlegen der Reibungsscheiben der Zwischengang-Kupplung CL2 bewirkt. Außenverkeilte Scheiben der Kupplung CL2 sind von dem Kupplungszylinder 82 getragen, und innenverkeilte Scheiben der Kupplung CL2 sind mit dem Kupplungskörper 86 verkeilt. Eine Hohlwelle 88 umgibt die Turbinenradwelle 28 und ist bei 90 mit dem Kupplungskörper 86 verkeilt. Die Hohlwelle 88 ist direkt mit einem Träger 92 der Planetenrad-Getriebeeinheit 72 verbunden.
Der Zylinderkörper 82 definiert auch einen Ringzylinder, der einen Teil der Servovorrichtung zur Betätigung der direkten-Kupplung CL3 bildet. Ein Ringzylinder 94, der in den Zylinder für die Kupplung CL3 angeordnet ist, definiert mit diesem Zylinder eine Druckkammer, welche bei Druckbeaufschlagung den Kolben 94 für ein Anlegen der Reibungsscheiben der Kupplung CL3 veranlaßt. Dies stellt eine Antriebsverbindung zwischen der Außenspur 78 der Überholkupplung OWC2 und dem Kupplungskörper 80 her. Andere der Reibscheiben sind mit der Spur 78 der Überholkupplung und mit dem Kupplungskörper 80 verkeilt.
Die Planetenrad-Getriebeeinheit 72 besteht zusätzlich zu dem Sonnenrad 96, welches mit der Sonnenradwelle 70 verbunden ist, aus einem Hohlrad 98 und Planetenrädern 100, die auf dem Träger 92 gelagert sind. Eine zweite einfache Planetenrad-Getriebeeinheit 102 besteht aus einem Hohlrad 104, einem Sonnenrad 106, einem Träger 108 und Planetenrädern 110, die auf dem Träger 108 gelagert sind. Das Sonnenrad 106 ist mit einer Bremstrommel 112 verbunden, um welche herum ein Bremsband B2 für den Betrieb im Langsamgang und im Zwischengang positioniert ist.
Wie angedeutet in Fig. 18 ist der Träger 108 direkt mit dem Hohlrad 98 der Planetenrad-Getriebeeinheit 72 verbunden. Der Träger 108 ist auch direkt mit der Drehmomentausgangswelle 114 verbunden, die auf der Achse der Turbinenradwelle 28 gelagert ist. Der Träger 92 trägt einen Kupplungskörper 116, der Kupplungsscheiben einer Kupplungsscheiben- Baugruppe hat. Diese Kupplungsscheiben und zusammenwirkende feste Reibscheiben, die von dem Getriebegehäuse 10 getragen sind, bilden eine mit dem Symbol CL4 bezeichnete Rückwärtsgang-Bremse. Das Getriebegehäuse 10 definiert auch einen Bremszylinder 118, der einen Kolben 120 der Rückwärtsgang- Bremse aufnimmt. Wenn die durch den Kolben 120 und den Zylinder 118 definierte Druckkammer druckbeaufschlagt ist, dann steht der Kolben 120 im Reibungseingriff mit den Reibscheiben der Rückwärtsgang-Bremse CL4. Wenn die Bremse CL4 betätigt ist, dann sind sowohl der Träger 92 der Planetenrad-Getriebeeinheit 72 wie auch das Hohlrad 104 der Planetenrad-Getriebeeinheit 102 gebremst.
Unter Bezugnahme auf die Fig. 1D kann der Modus der Betätigung der Kupplungen und der Bremsen der Baugruppenansicht der Fig. 1B verstanden werden. Fig. 1D zeigt in Tabellenform die Kupplungen und Bremsen, die bei jedem der angegebenen Gänge betätigt sind. Um bspw. den ersten Gang zu erhalten, wird die Kupplung CL1, welches eine Vorwärtskupplung ist, betätigt.
Wenn die Bremse B2 betätigt wird, dann wirkt das Sonnenrad 106 als ein Reaktionspunkt. Das Sonnenrad 96 wirkt als ein Drehmomenteingangselement, weil es durch das Drehmomentübertragungsgehäuse 68 angetrieben wird, sobald ein Drehmoment an das Gehäuse 68 über die Uberholkupplung OWC1 von der Drehmoment-Eingangskupplungshohlwelle 92 geliefert wird. Wenn ein Bremsen im Schiebebetrieb gewünscht wird, kann die Kupplung CL3 betätigt werden, um eine Übertragung des schiebenden Drehmoments durch die Uberholkupplung OWC2 hindurch zu erlauben.
Um einen Gangwechsel auf den zweiten Gang zu erreichen, bleibt die Bremse B2 betätigt und wird die Kupplung CL2 angelegt, sodaß so eine Drehmomentübertragung von der Drehmoment-Eingangshohlwelle 52 durch die Kupplung CL2 hindurch und durch die Hohlwelle 88 zu dem Träger 92 erlaubt wird. Das Sonnenrad 106 wirkt fortgesetzt als ein Reaktionskörper, während die Überholkupplung OWC1 frei läuft.
Der Overdrive-Betrieb des dritten Ganges wird erreicht durch einen gleichzeitigen Eingriff der Kupplungen CL2 und CL3, während die Kupplung CL1 betätigt bleibt. Alle Planetenrad-Getriebelemente sind so miteinander verriegelt für eine einheitliche Drehung, welche einen 1:1 Direktgang herstellt.
Der Overdrive-Betrieb eines vierten Ganges wird erreicht durch ein Lösen der Kupplung CL1, ein Anlegen der Kupplungen CL2 und CL3 und ein Anlegen des Overdrive-Bremsbandes B1. Wenn der Träger 92 so als ein Drehmomenteingangselement wirkt und das Sonnenrad 96 als ein Reaktionskörper wirkt, dann wird das Hohlrad 98 mit einem Schnellgang angetrieben, sodaß dadurch die Drehmomentausgangswelle 114 einen Schnellgang-Antrieb erfährt.
Der Rückwärtsantrieb wird erhalten durch eine Betätigung der Kupplung CL1, der Rückwärtsgang-Bremse CL4 und der Kupplung CL3. Der Träger 92 wirkt jetzt als ein Reaktionspunkt. Wenn die Kupplung CL3 als eine Drehmomenteingangswelle wirkt, wird dann das Sonnenrad 96 in der Antriebsrichtung angetrieben, jedoch wird das Hohlrad 98 in einer Rückwärtsrichtung angetrieben, sodaß der Träger 108 in einer Rückwärtsrichtung angetrieben wird.

Der rechtwinklige Antrieb

Die Drehmomentausgangswelle 114 ist mit dem Kegelrad 124 verbunden, welches mit dem Kegelrad 126 im Eingriff ist, wobei letzteres als ein Hohlrad für die Differentialbaugruppe 14 wirkt. Das Tellerrad 126 wird von einem Differentialgehäuse 128 getragen, welches seinerseits eine Ritzelwelle 130 trägt. Ritzel 132 und 134 werden innerhalb des Gehäuses 128 getragen und stehen mit den Differential- Seitenrädern 136 und 138 im Zahneingriff. Das Seitenrad 136 ist mit einer Drehmomentausgangswelle 140 verbunden, die durch ein Universalgelenk 182 mit einer Halbwelle verbunden sein kann, die zu einem vorderen Treibrad für das Fahrzeug verläuft. Das Seitenrad 138 ist mit der Ausgangswelle 144 verkeilt, die für eine Verbindung durch eine Universalkupplung 146 mit einer zweiten Halbwelle für das andere vordere Treibrad für das Fahrzeug angepaßt ist. Die Ausgangswelle 140 ist durch ein Kegelrollenlager 148 und durch einen Lagerträger 150 gelagert, der einen Teil des Gehäuses 42 bildet. Ähnlich lagert ein Lager 152 die andere Drehmomentausgangswelle 144 in einem Lagerträger 154, der einen Teil des Gehäuses 42 bildet.
Das äußere Ende der Welle 114 ist in einem Lagerträger 156 gelagert, der ebenfalls einen Teil des Gehäuses 42 bildet.

Die Maschine

In Fig. 1C bezeichnet die Bezugsziffer 158 generell eine Verbrennungskraftmaschine mit einem Zylinderblock 160, in welchem eine Vielzahl von Zylindern gebildet ist, von denen einer mit der Bezugsziffer 162 bezeichnet ist. Ein Zylinderkopf 164 umgibt eine Luft-Brennstoff-Gemisch-Einlaß- und Auslaß-Öffnung-Struktur sowie einen Ventilbetätigungsmechanismus für die Maschine, wie generell bei 166 angedeutet.
Ein Kolben 168 geht in dem Zylinder 162 hin und her. Der Kolben ist in der üblichen Art und Weise mit einer Kolbenstange 170 durch einen Schwingzapfen verbunden. Die Basis der Kolbenstange ist durch ein Verbindungsstangenlager mit einem Lagerabschnitt der Kurbel der Kurbelwelle verbunden, wie es unter Bezugnahme auf die Fig. 2A beschrieben wird. Eine Lagerkappe der Verbindungsstange befestigt die Verbindungsstange an der Verbindungsstangenbasis 174.
Die von der Verbindungsstangenbasis und der Lagerkappe verfolgte Bahn bei der Drehung der Kurbelwelle ist in der generell mit der Bezugsziffer 176 bezeichneten Darstellung mit mehreren Positionen dargestellt.
Ein Kegelrad 178, welches als ein Drehmomenteingangselement für das Pumpenrad des Drehmomentwandlers dient, ist bei 180 mit einer Nabe 182 verkeilt, die ihrerseits mit einer Antriebsplatte 184 für die Drehmomentwandler-Baugruppe antriebsmäßig verbunden ist. Die Nabe 182 ist durch ein Lager 186 in der Lageröffnung gelagert, die in einer Endwand 188 des Zylinderblocks 160 ausgebildet ist.
Das Kegelrad 178 ist mit einer übergreifenden Anordnung zwischen dem Lager 186 und dem zweiten Lager 190 vorgesehen, welches in einem Lagerträger 192 angeordnet ist, der einen Teil des Maschinenzylinderblocks 160 bildet.
Der Mantel 194 des Zylinders 162 ist relativ zu den Radzähnen 196 in einer engen Nähe angeordnet, obwohl eine gegenseitige Störung bei dem Zusammenbau des Rades 178 vermieden wird.
Die Antriebsplatte 184 ist durch Bolzen 198 an dem Außenumfang des Pumpenradgehäuses befestigt. Die Mitte des Pumpenradgehäuses hat eine Pilotnabe 200, die in einer in der Radnabe 182 ausgebildeten Pilotöffnung 202 aufgenommen wird.
Eine flexible Kolbenplatte 204 einer Verriegelungskupplung ist durch Niete 206 an der Turbinenradnabe 26 befestigt. Sie verläuft radial in den Raum innerhalb des Pumpenradgehäuses zwischen der Vorderwand 208 des Pumpenradgehäuses und der äußeren Schaufel 210 des Turbinenrades 18. Wenn der Hohlraum zwischen der flexiblen Kolbenplatte 204 und der Wand 208 mit Druck beaufschlag wird, dann kommt eine Reibungsfläche 212 an dem Außenumfang der Platte 204 außer Eingriff von einer begleitenden Reibungsfläche 214 an der Wand 208. Wenn andererseits der Druck in dieser Druckkammer reduziert wird, dann legt der Druck in dem Toruskreislauf in dem Wandler eine Kupplungsbetätigungskraft an die Kolbenplatte 204 an, wodurch das Turbinenrad 18 mit dem Pumpenradgehäuse verriegelt wird.
Wie aus Fig. 2A zu sehen ist, hat die Kurbelwelle für die Maschine sechs Kurbelabschnitte, je einen für die sechs Zylinder. Diese Kurbelabschnitte sind mit den Bezugsziffern 216, 218, 220, 222, 224 und 226 bezeichnet. Jeder Kurbelabschnitt hat ein Kurbelwellenlager, das an jeder Seite angeordnet ist, wie gezeigt bei 228, 230, 232, 234, 236, 238 und 240. An dem Ort zwischen der Kurbel 218 und der Kurbel 220 ist ein Kegelrad 242 getragen, welches direkt mit der Kurbelwelle verbunden ist generell in der Ebene des Lagers 232. Das Rad 242 hat Kegelradzähne 244, die mit den Kegelradzähnen 196 an dem Kegelrad 178 kämmen, welches vorhergehend unter Bezugnahme auf die Fig. 1B beschrieben wurde. Das Kegelrad 178 dient als ein Drehmomenteingangsrad für das Pumpenradgehäuse des Drehmomentwandlers.
Das Kurbelwellenrad und der Kolben des benachbarten Zylinders sind so dimensioniert, daß deren gegenseitige Beeinflussung vermieden wird, wenn der Kolben in seine untere Totpunktlage bewegt wird. Für diese Darstellung wird Bezug genommen auf die Fig. 2B und 2C die eine Vierzylinder- Version der T-Antriebsbaugruppe zeigen. Eingeschlossen ist eine Darstellung eines Kurbelwellenrades und seiner Position relativ zu dem Kolben der Vierzylindermaschine, wenn der Kolben in seine untere Totpunktlage bewegt ist. Die Gestaltungsüberlegungen bei der Gestaltung des Kolbens und des Rades sind dieselben wie diejenigen Gestaltungsüberlegungen, die zur Vermeidung einer gegenseitigen Beeinflussung zwischen dem Kurbelwellenrad und dem Kolben bei der vorhergehend beschriebenen Sechzylinder-Version nötig wären.
In Fig. 28 sind die Kurbeln der Vierzylinder-Kurbelwelle mit den Ziffern 250, 252, 254 und 256 angegeben. Das bei 258 gezeigte Kurbelwellenrad entspricht dem Kurbelwellenrad 242 der vorhergehend beschriebenen Sechszylindermaschine.
An dem Rad 258 sind Schrägradzähne 260 ausgebildet. Wenn der Kolben 262 der Vierzylindermaschine in seine untere Totgangposition bewegt wird, vermeiden die Radzähne 260 eine Beeinflussung zwischen der unteren Kante des Mantels des Kolbens 262, wie angedeutet.
Der Kolben 262 ist in herkömmlicher Art und Weise durch einen Schwingzapfen mit einer Verbindungsstange 265 verbunden, die an dem Lagerabschnitt der Kurbel 252 in herkömmlicher Art und Weise befestigt ist.
Fig. 2C ist eine Ansicht der Maschine aus der Perspektive eines Punktes in einer Richtung parallel zu der Richtung der Zylinderachsen. Die Position des Kurbelwellenrades 258 ist relativ zu dem Zylinder 264 für den Kolben 262 angeordnet, sodaß eine Beeinflussung zwischen dem Kolben und dem Rad 258 vermieden wird. Das Rad 258 ist mit dem Rad 266 im Eingriff, welches dem Rad 178 entspricht, das mit Bezug auf die Sechszylinder-Kurbelwelle der Fig. 2A beschrieben wurde.
In Fig. 7 ist eine Graphik gezeigt, die für jedes beliebige Maschinendrehmoment die Unterschiede der Kennlinien der Torsionsschwingung für eine Kurbelwelle, bei welcher das Kurbelwellenrad an oder nahe einem Kurbelwellenende montiert ist, und einer Kurbelwelle zeigt, bei welcher das Kurbelwellenrad strategisch an einem Ort nahe einer Mittenposition positioniert ist. In dem Fall einer herkömmlichen Kurbelwelle mit einem an einem Kurbelwellenende montierten Rad ist die Amplitude der Torsionsschwingung bei dem ersten natürlichen Frequenzmodus mit der Linie "B" dargestellt. Der Knotenpunkt an dem Ende der Kurbelwelle ist an dem mit "Knoten B" bezeichneten Punkt gezeigt. Die winkelmäßige Verschiebung an dem anderen Ende ist ein Maximum. Durch eine strategische Anordnung des Rades nahe der Mittenposition wird die winkelmäßige Verschiebung der Kurbelwelle an den Enden stark verringert. Der mit "Knoten A" bezeichnete Punkt bezeichnet den Ort des Rades in der Mittenposition, und die Symbole "A" und "A" bezeichnen die Amplitude der Kurbelwelle an jeder Seite des Knotenpunktes. Aus Fig. 7 ist augenscheinlich, daß die wirksame Steifheit der Kurbelwelle stark vergrößert wird.
Der Knotenpunkt "A" ist von dem tatsächlichen Mittenpunkt der Kurbelwelle um eine Maß gleich dem Teilkreisradius des angetriebenen Kegelrades versetzt, mit welchem das Kegelrad der Kurbelwelle im Eingriff ist. Die Achse des angetriebenen Rades schneidet so die Kurbelwellenachse etwa an dem Mittenpunkt.

Allradantriebe

In Fig. 3 ist eine Abänderung des im vorstehenden Text beschriebenen T-Antriebes gezeigt. Die Ausführungsform weist dieselbe Querachs-Kegelgetriebeanordnung auf, die mit Bezug auf die Sechszylindermaschine beschrieben wurde. Sie weist auch eine ähnliche Getriebestruktur 12 auf, die generell mit Bezug auf die Fig. 1A identifiziert wurde. Die Bezugsziffern, die zur Identifizierung der Getriebestruktur 12 verwendet sind, sind dieselben wie die Bezugsziffern für entsprechende Abschnitte des vorstehend beschriebenen Drehmomentwandlers und des Querachs-Getriebes.
Das Kegelritzel 124, das als ein Drehmomenteingangselement für das Mehrganggetriebe der Übersetzung 12 der Ausführungsform der Fig. 1A dient, ist in gestrichelten Linien angegeben. Das Kegelritzel 124 greift in das Kegelrad 270 ein. Das Rad 270 ist in einem Halbwelle- und Differential-Gehäuse 274 angeordnet, welches dem mit Bezug auf die Fig. 1A beschriebenen Gehäuse 42 entspricht. Eine Differential- Baugruppe 276, welche der Differential-Baugruppe 14 der Ausführungsform der Fig. 1A entspricht, hat eine Halbwelle, die mit einem ihrer Seitenräder verbunden ist, wie bei 278 gezeigt, und eine begleitende Halbwelle 280, die mit dem anderen Seitenrad der Differential-Baugruppe 276 verbunden ist. Jede Halbwelle ist mit einem Treibrad für das Fahrzeug mit Vorderradantrieb verbunden, wie vorhergehend erläutert.
Mit einem Tellerrad 270 ist ein sekundäres Kegelrad 282 verbunden, das mit dem Kegelrad 270 dreht. Die Kegelräder 282 und 270 sind für eine Drehung um eine gemeinsame Achse der Halbwelle 280 als eine einheitliche Baugruppe miteinander verbunden. Das Kegelrad 282 kämmt mit einem Ausgangskegelrad 284, welches in einer Gehäuseverlängerung 286 des Gehäuses 274 mittels Kegelrollenlager 288 gelagert ist. Das Kegelrad 284 ist bei 290 mit einer Drehmomentübertragungswelle 292 verkeilt, die in einer Richtung parallel zu der Richtung der Achse des Getriebes 12 durch den hintersten Ort durch das Getriebe 12 hindurch verläuft, wo es mit einem Drehmomentübertragungsrad 294 verbunden ist, das auf dem Getriebegehäuse gelagert ist.
Das Rad 294 kämmt mit einem Ausgangsrad 296, das drehbar in einem Lagerträger 298 an dem Ende des Getriebes 12 für eine Drehung um die Achse des Getriebes 12 gelagert ist. Es ist für eine Verbindung durch ein Universalgelenk, welches bei 300 teilweise gezeigt ist, mit einem Ende der Antriebswelle angepasst, die in der üblichen Art und Weise zu einer rückwärts montierten Differential- und Achsbaugruppe für die hinteren Treibräder für das Fahrzeug verläuft. Die T-Antriebsbaugruppe der Fig. 3 ist so für einen Allrad-Antriebsbetrieb angepasst. Eine minimale Vergrößerung der Querabmessungen wird benötigt für eine Aufnahme des zusätzlichen Rades 282 und des Ausgangsrades 284. Die Querabmessungen der T-Antriebsbaugruppe selbst können so unmittelbar in einem Kraftübertragungspaket für das Fahrzeug ohne eine unnötige Raumeinbuße angepasst werden.
In Fig. 4A ist noch eine weitere Abänderung der Erfindung gezeigt. Die T-Antriebsbaugruppe ist für ein Fahrzeug mit Allradantrieb anpassbar, jedoch ist eine Vorkehrung getroffen, um die axialen Längsabmessungen der gesamten Baugruppe relativ zu den entsprechenden Axialabmessungen einer Ausführungsform der in Fig. 3 gezeigten Art zu verringern. Bei der Ausführungsform der Fig.4A und 4B ist eine Vorderradantrieb-Halbwelle-Differentialbaugruppe zwischen dem Getriebe und dem Drehmomentwandler an einer Seite des Drehmomentwandlergehäuses angeordnet. Es ist so möglich, eine gegenseitige Beeinflußung zwischen der Differentialbaugruppe des Halbwelle-Vorderradantriebes und dem Drehmomentwandlergehäuse zu vermeiden, da die Baugruppe des Vorderradantrieb-Halbwelle- und Differentialgehäuses gegen die Maschine bewegt ist. Dies wird erreicht durch die Einführung der Drehmomentübertragungsräder 302 und 304 auf der Drehmomentausgangsseite des Getriebes. Das Getriebe kann dasselbe sein wie das mit Bezug auf die Fig. 1A beschriebene Getriebe. Die Bezugsziffer 12 wird so in Fig. 48 zur Bezeichnung des Getriebes wiederholt. Das Wandlergehäuse und die Drehmomentwandler-Baugruppe der Ausführungsform der Fig. 1A können der Ausführungsform der Fig. 4A gemeinsam sein. Die in der Beschreibung dieses Teils der Ausführungsform der Fig. 1A verwendeten Bezugsziffern werden daher bei der Fig. 4A wiederholt.
In Fig. 4A ist das Gehäuse für die Vorderradantrieb-Halbwelle- und Differentialbaugruppe mit der Bezugsziffer 306 bezeichnet. Die Drehmomentübertragungsräder 302 und 304 sind innerhalb des Gehäuses 306 angeordnet. Das Drehmomentübertragungsrad 304 ist antriebsmäßig mit der Drehmomentausgangshohlwelle 114 des Getriebes 12 verbunden. Überspannende Montagelager 308 und 310 stützen das Rad 304. Diese Lager sind durch einen Lagerträger 312 getragen, der einen Teil des Gehäuses 10 für das Getriebe 12 bildet.
Das Rad 304 greift in das Rad 302 antriebsmäßig ein, wobei letzteres direkt mit dem Kegelritzel 314 verbunden ist, welches durch Lager 316 in dem Gehäuse 310 montiert ist. Ein Differentialtellerrad 318 der Vorderradantrieb-Differentialbaugruppe 320 greift in das Ritzel 314 ein. Das Tellerrad 318 ist durch das Differentialgehäuse 322 getragen, in welchem ein Paar Seitenräder 324 und 326 angeordnet ist. Eine erste Ausgangswelle 328, die mit dem Seitenrad 324 verbunden ist, ist mit einer Vorderradantrieb-Halbwelle durch ein Universalgelenk 330 verbunden. Gleichartig ist ein Seitenrad 326 antriebsmäßig mit einer Ausgangswelle 332 verbunden, die ihrerseits durch ein Universalgelenk 334 mit der entsprechenden Halbwelle für den Vorderradantrieb verbunden ist. Die Treibradwelle 322 ist durch ein Lager 336 in dem Gehäuse 306 gelagert, und die Ausgangswelle 328 ist durch ein Lager 338 in dem Gehäuse 306 gelagert.
Das Kegelritzel 314 hat zusätzlich zu dem Lager 316 ein inneres Lager 340, das durch einen Lagerträger getragen ist, der einen Teil des Gehäuses 306 bildet.
Eine Drehmomentübertragungswelle 342 ist mit dem äußeren Ende der Ritzelwelle für das Ritzel 314 verkeilt. Die Welle 342 verläuft zu dem Ende des Getriebes 12, wo sie mit einer Antriebswelle gekuppelt werden kann, die zu dem hinteren Differential für die hinteren Treibräder des Fahrzeuges verläuft. Ein herkommliches Universalgelenk, welches bei 344 teilweise gezeigt ist, kann für die Verbindung der Welle 342 mit der Antriebswelle verwendet werden, die zu der Hinterachse- und Differential-Baugruppe verläuft.
Anders als die Gestaltung der Fig. 1A und 1B besteht die Gestaltung der Ausführungsform der Fig. 4A aus einer Turbinenradwelie in der Ausbildung einer Hülse 346. Durch die Hülse 346 hindurch verläuft eine Pumpenantriebswelle 348. Die Welle 348 verläuft konzentrisch durch das Planetenradgetriebe hindurch sowie durch die Kupplung- und Brems- Struktur des Getriebes 12 hindurch zu einer Verdrängerpumpe 350, die an einer Endplatte 352 angeordnet ist, die an dem Ende des Getriebes 12 befestigt ist. Das Antriebsrad der Pumpe 350 ist durch eine Keilwelle mit dem Ende der Pumpenantriebswelle 348 verbunden. Das linke Ende der Antriebswelle 348 ist für eine direkte Verbindung mit dem Pumpenradgehäuse mittels einer Antriebsverbindung angepasst, die nicht besonders beschrieben und auch in Fig. 4A nicht dargestellt ist.

Hinterradantrieb-Transmission

In Fig. 5A und 5B ist die Version eines Hinterradantriebs einer T-Antriebsbaugruppe gezeigt, die mit Bezug auf die vorhergehenden Figuren beschrieben wurde. Bei der Abänderung der Fig. 5A und 5B ist keine Vorkehrung für eine Vorderradantrieb-Halbwelle- und Differential-Baugruppe getroffen. Das Turbinenraddrehmoment von dem Drehmomentwandler ist direkt an die Drehmomenteingangselemente des Getriebes verteilt, und das angetriebene Element des Getriebes ist verbunden mit einer Getriebeausgangswelle, die in der üblichen Art und Weise mittels eines Universalgelenks mit der Antriebswelle für das Fahrzeug mit dem Rückwärtsantrieb gekuppelt ist.
Der Drehmomentwandler und das Querachsgetriebe, welches das Kurbelwellenrad einschließt, ist mit der in den Fig. 1A und lb gezeigten Ausführungsform gemeinsam. Gemeinsame Teile der beiden Ausführungsformen sind in den Fig. 5A und 5B durch gleiche Bezugsziffern angegeben.
Das in den Fig. 5A und 5B gezeigte Getriebe ist ähnlich dem in Fig. 1A gezeigten Getriebe 12, jedoch wurde es in der Längsrichtung umgekehrt, so daß das Getriebe zu dem hinteren Ende hin angeordnet ist, während die Kupplungen und Bremsen an dem vorderen Ende angeordnet sind.
Die Turbinenradwelle ist bei 354 gezeigt. Das Turbinenraddrehmoment wird von der Turbinenradwelle zu der Drehmomenteingangsseite jeder der Kupplungen CL2 und CL3 geliefert, welches die Zwischengang-Kupplung und die Direktgang- Kupplung sind. Das Muster der Betatigung und des Lösens der Kupplungen und Bremsen ist ähnlich dem in Fig. 1C gezeigten Muster der Betatigung und des Lösens der Kupplungen und Bremsen.
Ein Drehmomentausgangselement des Planetenradgetriebes ist der Träger für die zweite Planetenrad-Getriebeeinheit 356. Der Träger für die Getriebeeinheit 356 ist mit dem Hohlrad R1 der ersten Planetenrad-Getriebeeinheit 358 verbunden.
Die Ausgangswelle für das Getriebe ist mit der Getriebeausgangswelle 360 verbunden und damit einstückig ausgebildet, welche durch das Getriebe-Verlängerungsgehäuse 362 hindurch verläuft.

Übersicht

Aus der vorstehenden Beschreibung der verschiedenen Ausführungsformen der Erfindung ist offensichtlich, daß die T-Antriebsbaugruppe dieser Erfindung an eine Vielzahl von Transmissions-Installationen angepasst werden kann, einschließlich eines Allradantriebes, eines Hinterradantriebes und eines Vorderradantriebes. Dies wird erreicht durch eine gleichzeitige Ermöglichung eines maximalen Ausmaßes an Alternativen des Fahrzeugstylings als Folge der verringerten Raumanforderungen für die Maschine- und Getriebe-Baugruppe. Die Verringerung der Fahrzeuggröße minimiert einen quetschungsfreien Raum an der Stirnseite des Fahrzeuges, verringert das Gewicht und vergrößert stark die Packungsalternativen für verschiedene Fahrzeugzubehöre, die mit der Fahrzeugmaschine verbunden sind. Weiterhin besteht ein geringeres Einschieben der Kraftübertragung in den Fahrgastraum, wodurch die Fracht- und Fahrgast-Raumgröße vergrößert wird.
Die Raddynamik des Kurbelwellen-Kegelrades und des damit kämmenden Querachs-Kegelrades dieses T-Antriebes sind günstig für das Erreichen einer maximalen Getriebedauerhaftigkeit als Folge der verringerten Trägheitskräfte durch die strategische Positionierung des Kurbelwellenrades an einem Knotenpunkt nahe der Mittenposition der Kurbelwelle. Die vergrößerte natürliche Torsionsfrequenz die aus dieser Positionierung resultiert, vergrößert die effektive Torsionssteifigkeit der Kurbelwelle.
Um die Raum sparenden Möglichkeiten für ein Fahrzeug zu illustrieren, welches die T-Antriebsbaugruppe dieser Erfindung verwendet, ist eine schematische Querschnittsansicht eines Kraftfahrzeuges einer mittleren Größe (bspw. ein Taurus-Fahrzeug, hergestellt von der Ford Motor Company) in Fig. 6A gezeigt entlang einer Ebene entsprechend der Mittelebene des Fahrzeuges. Das existierende Fahrzeugprofil für die Stirnseite des Fahrgastraumes ist mit der Kennlinie A gezeigt. Wegen der Verringerung der Höhe der bei der T-Antriebsbaugruppe dieser Erfindung verwendeten Maschine ist es für den Designer möglich, den Umriß der Motorhaube des Fahrezeuges zu erniedrigen, wie es mit der Kennlinie B angedeutet ist. Auch die Fahrzeuglänge kann um das Maß verringert werden, welches durch die Abmessung "C" im Bereich der vorderen Stoßstange angegeben ist. Der obere schraffierte Bereich in Fig. 6A gibt den Bereich der Verringerung des Profils an, welches durch die Kennlinien A und B für die Motorhaube und die Stirnwand des Fahrzeuges definiert ist. Wegen der Verringerung der axialen Länge der T-Antriebsbaugruppe ist es weiterhin möglich, die T-Antriebsbaugruppe in ihre optimale Position zu bewegen, wobei letztere abhängt von den Erfordernissen des besonderen Transmission-Paketes für das Fahrzeug.
Bei dem in Fig. 6A gezeigten Fahrzeug sind die axialen Abmessungen des T-Antriebs so, daß das hintere Ende des Getriebes, welches generell an der Mittelebene des Fahrzeuges angeordnet ist, in den Fahrgastraum des Fahrzeuges um ein minimales Ausmaß vordringen würde, vergleichbar mit Vorderradantrieb-Transaxle-Baugruppen des in der Automobilindustrie jetzt verwendeten herkommlichen Designs. Ein solches Vordringen würde nur auftreten in dem "Tunnel" des Fahrzeuges zwischen dem Fahrer und dem vorderen Beifahrer.
In Fig. 6A ist in Draufsicht eine Schemaansicht einer existierenden 3.8 Liter Sechszylindermaschine gezeigt und deren Anordnung in dem Maschine- und Tansaxle-Raum des Fahrzeuges. Für die Zwecke eines Vergleichs ist ein T- Antrieb der vorliegenden Erfindung gezeigt. Der Umriß des T-Antriebs ist durch den unteren schraffierten Bereich gezeigt.
Die Abmessung D zeigt den zusätzlichen Raum, der für den Quetschungsabstand für einen stirnseitigen Fahrzeugaufprall zur Verfügung steht. Dieser Abstand ist gleich der Abstandsvergrößerung von der Stirnseite des Fahrzeuges zu der Stirnseite der Maschine durch einen Ersatz des T-Antriebs für eine herkömmliche 3.8 Liter Maschine- und Transaxle- Baugruppe. Weiterhin wird ein zusätzlicher Raum an dem hinteren Ende der Maschine verfügbar gemacht durch die Verwendung des vorliegenden T-Antriebs, wie gezeigt in Fig. 6A. Dieser zusätzliche Raum steht noch für eine weitere Vergrößerung des Quetschungsabstandes des Fahrzeuges zur Verfügung oder zur Bereitstellung eines zusätzlichen Raumes zum Verpacken von Zubehörteilen.
Fig. 6A zeigt auch mit schraffiertem Profil das Ausmaß des Eindringens des Übersetzungsgetriebe-Gehäuseteils des T- Antriebs in den Fahrgastraum. Wie früher erläutert ist das Getriebegehäuse in der Mittelebene des Fahrzeuges angeordnet. Bei einem vorderen Aufprall neigt so das Gehäuse des Übersetzungsgetriebes zu einem Eintritt in den Tunnelraum E zwischen dem Fahrer und dem Vordersitz-Beifahrer und weniger zu einem Eindringen in den Beinbereich des Fahrers und des Beifahrers, wie es der Fall bei einer herkömmlichen U- Antriebsanordnung einer Maschine und einer Tansaxle-Baugruppe sein konnte.
In Fig. 6B ist eine Schemaansicht desselben Fahrzeuges wie in Fig. 6A gezeigt, jedoch sind die herkömmliche Maschine- und Transaxle-Baugruppe mit einer voll ausgezogenen Umriß linie in der Quetschposition als Folge eines stirnseitigen Aufpralls gezeigt. Die entsprechende Quetschposition für den T-Antrieb ist mit der schraffierten Profilansicht gezeigt. Für die Zwecke eines Vergleichs der Verbesserung des Quetschungsabstandes mit dieser Fahrzeuganwendung mit einem nicht modifizierten Stirnprofil ist in gestrichelten Umrißlinien die Position des normalen Maschine- und Transaxle-Designs vor dem stirnseitigen Aufprall gezeigt. Der gesamte Quetschungsabstand, der bei einer herkömmlichen Installation zur Verfügung steht, ist mit der Abmessung F angegeben. Wenn der T-Antrieb bei diesem Einbau für eine herkömmliche 3.8 Liter Maschine- und Transaxle-Baugruppe ersetzt wird, dann steht der zusätzliche Quetschungsabstand zur Verfügung, der in Fig. 6D mit der Abmessung D angegeben ist. Der gesamte Quetschungsabstand ist die Summe der Abmessungen F und G. Die Abmessung H zeigt den bedeutsam kürzeren Abstand, den eine herkömmliche Maschine bei einem stirnseitigen Zusammenprall zurücklegen würde, bevor die Transaxle in den Fahrgastraum des Fahrzeuges vorbei an der schraffierten Eindringlinie J eindringen würde.

Claims

1. Kraftübertragungsanordnung mit einem T-Antrieb für ein Fahrzeug mit einer Verbrennungskraftmaschine (158) mit einer Kurbelwelle, die mehrere Kurbelabschnitte (216, 218, 220, 222, 224, 226; 250, 252, 254, 256) und mehrere Lagerabschnitte (228, 230, 232, 234, 236, 238, 240) neben den Kurbelabschnitten für ein Lagern der Kurbelwelle für eine Drehung um eine Achse quer zu der längs verlaufenden geometrischen Mittelebene des Fahrzeuges aufweist, wobei das Fahrzeug wenigstens einen Satz von Treibrädern, insbesondere vorderen Treibrädern, aufweist; bestehend aus

einem Getriebe (12) mit einer Mehrgangübersetzung (72), wobei eine Krafteingangswelle (28; 346) im wesentlichen senkrecht zu der Kurbelwelle angeordnet und antriebsmäßig mit Krafteingangsbereichen der Mehrgangübersetzung (72) verbunden ist sowie eine Kraftausgangswelle (114) antriebsmäßig mit Kraftausgangsbereichen der Mehrgangübersetzung (72) verbunden und für die Übertragung eines Drehmoments zu einem rechtwinkligen Antrieb (14; 276) hin angepaßt ist, der für den Antrieb von zwei Achshalbwellen (140, 144; 328, 332) für die Treibräder angepaßt ist;

einem Querachsgetriebe (124, 126; 124, 270; 178, 242; 258, 266; 302, 304; 314, 318), welches die Kurbelwelle mit der Krafteingangwelle (28; 346) antriebsmäßig verbindet und ein Antriebsrad (242; 258) aufweist, das direkt mit der Kurbelwelle verbunden ist, sowie ein angetriebenes Rad (178; 266), welches mit dem Antriebsrad (242; 258) im Eingriff ist und antriebsmäßig mit der Krafteingangswelle (28; 346) im wesentlichen an der längs verlaufenden geometrischen Mittelebene des Fahrzeuges verbunden ist, wodurch das Antriebsrad (242; 258) neben der axialen Seite von einem der Kurbelabschnitte (220; 252) nahe des Mittenpunktes zwischen den axialen Enden der Kurbelwelle und beabstandet von diesem Mittenpunkt um einen Betrag etwa gleich dem Rollkreisradius des angetriebenen Rades (178; 266) angeordnet ist, wobei das angetriebene Rad (178; 266) für eine Drehung mit einer Drehachse angeordnet ist, welche die Achse der Kurbelwelle unter einem rechten Winkel an dem Mittenpunkt kreuzt; dadurch gekennzeichnet, daß

a) das Antriebsrad (242; 258) direkt neben einer axialen Seiten des einen Kurbelabschnittes (220; 252) angeordnet ist;

b) der Abstand zwischen benachbarten Kurbelzapfen (216, 218, 220, 222, 224, 226; 250, 252, 254, 256) entlang der Achse der Kurbelwelle konstant ist;

c) das angetriebene Rad (178; 266) derart angeordnet ist, daß der Querschnitt des angetriebenen Rades in der Ebene, die seine Drehachse und die Achse der Kurbelwelle enthält, die Bewegungsebene des einen Kurbelabschnittes (220; 252) kreuzt;

d) der Rollkreisradius des Antriebsrades (242; 258) größer ist als der radiale Verlauf der Bewegungsbahn des einen Kurbelabschnittes (220, 252)

2. Kraftübertragungsanordnung mit einem T-Antrieb nach Anspruch 1, bei welchem das Getriebe (12) eine Getriebeachse im wesentlichen an der längs verlaufenden geometrischen Mittelebene des Fahrzeuges aufweist, wobei die Kraftausgangswelle (114) koaxial durch das Getriebe (12) hindurch verläuft und in Richtung gegen das angetriebene Rad (178; 266) und das Getriebe (12) ein Gehäuse (10) aufweist, welches den rechtwinkligen Antrieb (14; 276) einschließt und mit einem gemeinsamen Zylindergehäuse der Verbrennungskraftmaschine (158) verbunden ist, um eine einheitliche Anordnung des T-Antriebs zu bilden.

3. Kraftübertragungsanordnung mit einem T-Antrieb nach Anspruch 1 oder Anspruch 2, bei welcher der rechtwinklige Antrieb (14; 276) eine Differentialgetriebeinheit mit Kardanwelle mit einem Differential-Tellerrad (126; 270; 318) und einem Drehmomentübertragunsrad (124; 302, 304, 314) zwischen dem Differential-Tellerrad (126; 270; 318) und der Kraftausgangswelle (114) aufweist, wobei das Drehmomentübertragungsrad einen Teil des Querachsgetriebes (124, 126; 124, 270; 178, 242; 258, 266; 302, 304; 314, 318) bildet, wodurch die Differentialgetriebeeinheit mit Kardanwelle zu der Kraftausgangswelle (114) querliegend angeordnet ist.

4. Kraftübertragungsanordnung mit einem T-Antrieb nach einem der Ansprdche 1 bis 3, bei welcher das Getriebe (12) ein ein Antriebsdrehmoment an die Treibräder lieferndes Getriebe (282, 284; 302, 304) aufweist, welches mit dem Querachsgetriebe (124, 270; 302, 304, 314, 318) antreibend verbunden ist, wobei eine Treibrad-Antriebswelle (292; 342) an einer Achse verläuft, die von der Kraftausgangwelle (114) beabstandet und zu dieser parallel ist.

5. Kraftübertragungsanordnung mit einem T-Antrieb nach einem der Ansprüche 1 bis 4, bei welcher die mehrfachen Lagerabschnitte (228, 230, 232, 234, 236, 238, 240) einen Lagerabschnitt (228, 240) an jedem Kurbelwellenende und einen Lagerabschnitt (234) nahe einer Mittenposition der Kurbelwelle aufweisen, um dadurch einen Knotenpunkt (A) nahe der Mittenposition für eine Vergrößerung der Torsionssteifheit der Kurbelwelle zu schaffen.

6. Kraftübertragungsanordnung mit einem T-Antrieb nach einem der Ansprüche 1 bis 5, bei welcher das Querachsgetriebe ein Kegelantriebsrad (242; 258) auf der Kurbelwelle in einer Position generell in der Ebene des einen Lagerabschnittes (232) nahe der Mittenposition und ein angetriebenes Kegelrad (178; 266) aufweist, welches mit dem Kegelantriebsrad (242; 258) im Eingriff ist und im wesentlichen rechtwinklig in Bezug auf die Kurbelwelle angeordnet ist.

7. Kraftübertragungsanordnung mit einem T-Antrieb nach einem der Ansprüche 1 bis 6, bei welcher der rechtwinklige Antrieb (14; 276) zwischen der hydrokinetischen Einheit (16) und dem Getriebe (12) angeordnet ist.