DE69614737T2

DE69614737T2 - Automatisches Getriebe für Fahrzeuge

Info

Publication number: DE69614737T2
Application number: DE1996614737
Authority: DE
Inventors: Masahiro Hayabuchi; Satoru Kasuya; Shoichi Miyagawa; Takashi Morimoto; Shuzo Moroto; Masaaki Nishida; Takao Taniguchi; Minoru Todo; Kazumasa Tsukamoto
Original assignee: Aisin AW Co Ltd
Current assignee: Aisin AW Co Ltd
Priority date: 1995-03-24
Filing date: 1996-03-08
Publication date: 2002-06-27
Anticipated expiration: 2016-03-09
Also published as: EP0733827B1; DE69614737D1; JPH08326850A; JP3648806B2; EP0733827A2; EP0733827A3

Description

Die vorliegende Erfindung betrifft ein automatisches Getriebe für ein Fahrzeug und insbesondere ein automatisches Fahrzeuggetriebe zum Schalten von Leistungstransmissionskanälen durch eine Kupplung, in dem ein Hydraulikservoelement- Abschnitt durch Verwendung eines feststehenden Zylinders nicht- drehbar gemacht wird.
In dem automatischen Getriebe, das an einem Fahrzeug angebracht ist, sind, um mehrere Vorwärts-Übersetzungsstufen herzustellen, mindestens zwei Kupplungen erforderlich, um rotierende Glieder, die mit dem Gangwechsel in Beziehung stehen, zu verbinden, unabhängig von der Konstruktion des Getriebezuges. Im Stand der Technik ist diese Kupplung des automatischen Getriebes die Mehrscheiben-Naßkupplung, in der sowohl die Kupplungsnabe als auch die Kupplungstrommel, welche die Reibscheiben-Abschnitte trägt, zu den rotierenden Gliedern gehören, im Gegensatz zu einer ähnlichen Mehrscheiben-Naßbremse zum Fixieren der Reaktionselemente am Getriebegehäuse oder dergleichen. Es ist daher üblich, daß das Hydraulikservoelement, um den Reibscheiben-Abschnitt in Eingriff zu bringen, ebenfalls mit der Kupplungstrommel integriert ist. Insbesondere wird diese Konstruktion (die als der "Kupplungstrommel-Typ" bezeichnet werden wird) hergestellt, indem die Kupplungstrommel zu einem Zylinder geformt wird und indem ein Kolben verschiebbar in den Zylinder eingefügt wird, um eine Ölkammer durch den Zylinder und den Kolben zu definieren. Die Kupplung dieser Konstruktion wird durch die Technik veranschaulicht, die zum Beispiel in JP- A-52249/1987 offenbart wird.
Im Fall der Kupplungstrommel-Typ-Konstruktion, wie oben beschrieben, wird die Abmessung des Systems durch den Zylinder des Hydraulikservoelements vergrößert. Dies und das Erfordernis von mindestens zwei Kupplungen zur Herstellung mehrerer Vorwärts-Übersetzungsstufen sind Gründe, welche die Größenreduzierung des automatischen Getriebes verhindern.
Andererseits erfahren im automatischen Getriebe die rotierenden Glieder in einer Schaltzeit eine Rotationsveränderung, so daß eine Trägheitskraft (oder ein Trägheitsdrehmoment) durch die Rotationsveränderung und die Masse der rotierenden Glieder entsteht, wobei die Fluktuationen des Ausgangswellen-Drehmoments beeinflußt und dadurch Schaltstöße verursacht werden. Wenn der obenerwähnte Stand der Technik unter diesem Aspekt bewertet wird, besteht diese Technik aus dem Kupplungstrommel- Typ, in dem die Hydraulikservoelemente in den rotierenden Gliedern enthalten sind, so daß die Masse der rotierenden Glieder durch die Hydraulikservoelemente erhöht wird, wobei das Trägheitsdrehmoment erhöht und dadurch die obenerwähnten Schaltstöße vergrößert werden.
Überdies wird, wenn das Hydraulikservoelement aus dem Kupplungstrommel-Typ besteht, wie im Stand der Technik, ein zentrifugaler Öldruck durch die Zentrifugalkraft erzeugt, die auf das Öl im Zylinder wirkt, der Kolben empfängt einen Öldruck, der um den zentrifugalen Öldruck höher als der Ausgangsöldruck ist, der von einem Hydrauliksteuerungssystem kommt, so daß die Öldruckeigenschaften zur Schaltzeit durch den erhöhten Öldruck verschlechtert werden. Insbesondere wirkt der zentrifugale Öldruck dahingehend, daß er das Lösen der Kupplungen zur Lösungszeit beschleunigt und das Eingriffstiming, früher als bei der Anwendungszeit beabsichtigt, beschleunigt. Aus diesen Gründen ist gemäß der obenerwähnten Technik, die in JP-A-52249/ 1987 offenbart wird, eine Ölkammer zum Ausgleichen des zentrifugalen Öldrucks vorgesehen. Jedoch wird diese Bereitstellung der den zentrifugalen Öldruck ausgleichenden Kammer zur Dämpfung der Schaltstöße nicht bevorzugt, da sie zur Zunahme des Gewichts der rotierenden Glieder führt. Die Bereitstellung der den zentrifugalen Öldruck ausgleichenden Kammer birgt ein weiteres Problem, daß nämlich die Abmessung des Systems vergrößert wird.
Es ist daher eine erste Aufgabe der vorliegenden Erfindung, ein automatisches Fahrzeuggetriebe bereitzustellen, das dazu bestimmt ist, das System kompakt zu machen, indem zwei Kupplungs-Hydraulikservoelemente, die erforderlich sind, um mehrere Vorwärts-Übersetzungsstufen herzustellen, in einem Getriebegehäuse angebracht werden, und die den zentrifugalen Öldruck ausgleichende Kammer zu beseitigen, welche die Masse erhöht und die Abmessung der rotierenden Glieder vergrößert, indem der Typ mit feststehendem Zylinder übernommen wird, um das Hydraulikservoelement nicht-drehbar zu machen, um dadurch das Trägheitsdrehmoment zu reduzieren und dementsprechend die Schaltstöße zu dämpfen und die Größe des Systems weiter zu reduzieren.
Als nächstes ist der obenerwähnte Kupplungstrommel-Typ des Stands der Technik insofern vorteilhaft, als keine Unwuchtkraft durch die Kupplungsanwendung erzeugt wird, da eine geschlossene Schleife gebildet wird, in der die Druckkraft des Kolbens und die sich ergebende Reaktion sich gegenseitig in der Kupplungstrommel ausgleichen. Jedoch kann dieser Vorteil im Fall des Typs mit feststehendem Zylinder nicht erzielt werden, in dem das Hydraulikservoelement von der Kupplung getrennt ist. Aus diesem Grund kann die Druckkraft des Hydraulikservoelements der einen Kupplung die andere Kupplung beeinflussen, wenn die Hydraulikservoelemente der beiden Kupplungen aus den feststehenden Zylindern bestehen. In diesem Fall wird die Steuerung zum Zeitpunkt des Schaltens, wenn die eine und die andere Kupplung ineinander greifen, sehr kompliziert.
Daher ist es eine zweite Aufgabe der vorliegenden Erfindung, die komplizierte Steuerung, die andernfalls verursacht werden könnte, wenn die Hydraulikservoelemente der beiden Kupplungen aus den feststehenden Zylindern hergestellt werden, dadurch zu vermeiden, daß die Reaktionsglieder zur Unterstützung der Druckkräfte, welche die einzelnen Kupplungen von den Hydraulikservoelementen aufnehmen, voneinander unabhängig gemacht werden, um zu verhindern, daß sich die Druckkräfte gegenseitig störend beeinflussen.
Als nächstes ist es eine dritte Aufgabe der vorliegenden Erfindung, die obenerwähnte Konstruktion zur Vermeidung der störenden Beeinflussung der Druckkräfte durch einen einfachen Aufbau zu verwirklichen.
Im Fall des Kupplungstrommel-Typ-Zylinders des Stands der Technik werden überdies die Druckkräfte der Hydraulikservoelemente in den Kupplungstrommeln durch die Reaktionen im Gleichgewicht gehalten, um nur die ausgeglichenen Anwendungskräfte auf die Kupplungen anzuwenden, so daß keine Druckkraft, die von außen kommt, auf die Kupplungen ausgeübt wird. Im Fall des sogenannten "feststehenden Zylinders", ist andererseits die nicht ausgeglichene Kraft, welche die Anwendung der Kupplungen begleitet, wirksam, so daß ihre Reaktion durch andere Glieder, wie den Getriebemechanismus, die Eingangswelle und so weiter unterstützt werden muß. Als Ergebnis wirken verschiedene Kräfte, wie die von der spiralverzahnten Konstruktion herrührende Druckkraft, auf die Kupplungen. Da diese Kräfte zur Zeit des Lösens der Kupplungen wirksam sind, werden sich daher die Zwischenräume zwischen den Reibscheiben-Abschnitten der Kupplungen mit den vorhandenen Situationen ändern. Zur Zeit der Anwendung der Kupplungen werden sich die Kupplungsanwendungseigenschaften immer mit der Änderung der Zwischenräume ändern und dadurch zur Verschlechterung der Steuerbarkeit des Öldrucks zur Schaltzeit und der Schaltstöße führen.
Daher ist es eine vierte Aufgabe der vorliegenden Erfindung, die Verschlechterung der Steuerbarkeit des Öldrucks zur Schaltzeit und die Schaltstöße, wie oben beschrieben, zu verhindern, indem bewirkt wird, daß die Rückstellfedern, welche den Kupplungen zugeordnet sind, so wirken, daß sie die Zwischenräume der Kupplungen gegen die Druckkräfte, die von außen kommen, konstant halten.
Im Fall des Typs mit feststehendem Zylinder, in dem die Hydraulikservoelemente von den Kupplungen getrennt sind, werden andererseits die Druckkräfte zur Kupplungsanwendungszeit durch die Druckkräfte der Hydraulikservoelemente hervorgerufen, wie oben beschrieben. Abhängig von dieser Unterstützungsweise können die Druckkräfte die Getriebemechanismen beeinflussen.
Daher ist es eine fünfte Aufgabe der vorliegenden Erfindung, zu verhindern, daß die Druckkräfte der Kolben die Getriebemechanismen beeinflussen, selbst wenn die Hydraulikservoelemente aus dem Typ mit feststehendem Zylinder bestehen.
In der üblichen Kupplung werden überdies die Reaktionen der Kolbenschubkräfte dadurch unterstützt, daß mehrere Trennscheiben abwechselnd in der axialen Richtung zwischen mehreren Reibungsgliedern angeordnet werden, die Paßflächen aufweisen, die an ihre beiden Flächen angeklebt sind, sowie dadurch, daß Druckplatten zwischen den Reibungsgliedern, die an der durch die Kolben zu schiebenden Seite angeordnet sind, und den Kolben angeordnet werden, und dadurch, daß die Reibungsglieder, die an den gegenüberliegenden Endabschnitten angeordnet sind, in Anschlag gegen die Grundplatten gebracht werden. Diese Grundplatten sind durch Sprengringe an den Gliedern (z. B. üblicherweise an den Kupplungstrommeln) auf der Seite befestigt, welche die Trennscheiben hält. Im Fall dieser Konstruktion des Stands der Technik ist ein übermäßiger axialer Raum zur Befestigung der Grundplatten erforderlich, und diese Grundplatten werden in einer einseitig eingespannten Weise nur an ihrer radialen Außenseite gehalten. Folglich muß, damit verhindert werden kann, daß die Grundplatten durch die vom Kolben herrührenden Druckkräfte zu einer Tellerfederform verbogen werden, wodurch der Reibungseingriff zwischen den Reibungsgliedern und den Trennscheiben ungleichmäßig gemacht wird, den Grundplatten unter Vergrößerung des axialen Raums eine beträchtliche Dicke verliehen werden.
Daher ist es eine sechste Aufgabe der vorliegenden Erfindung, die dicken Grundplatten zur Verhinderung der obenerwähnten Verschlechterung der Reibungseigenschaften überflüssig zu machen, indem die die Getriebemechanismen und die Kupplungen in einer antreibenden Weise zu verbindenden Glieder selbst als die Grundplatten genutzt werden, um die Befestigung durch die Sprengringe überflüssig zu machen, und dadurch den axialen Raum dafür zu reduzieren.
Zur Steuerung des automatischen Getriebes ist es allgemein ausgedrückt erwünscht, daß die Drehzahl der Eingangswelle des Getriebes ermittelt werden kann. In dieser Hinsicht wird im Fall des Kupplungstrommel-Typs des Stands der Technik die Eingangsdrehzahl leicht ermittelt, indem der Rotor an dem Außenumfang der Trommel angebracht wird. Im Fall der Anordnung der Hydraulikservoelemente an den beiden Seitenwänden des Getriebegehäuses sind andererseits die Teile, die mit der Eingangswelle verbunden sind, notwendigerweise die Naben, welche die Innenumfänge der Reibscheiben-Abschnitte der Kupplung halten. Als Ergebnis ist es schwierig, die Umdrehungen der Eingangswelle an der Außenumfangsseite der Kupplung anhand der Naben zu ermitteln, die an der Innenumfangsseite der Kupplung angeordnet sind.
Daher ist es eine siebte Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine Konstruktion zu verwirklichen, mit der die Drehzahl der Eingangswelle von der Nabenseite der Kupplung und an der Außenumfangsseite der Kupplung ermittelt werden kann.
Als nächstes ist eine Kupplung erwünscht, bei der die Reibscheiben-Abschnitte beständig mit dem Schmieröl versorgt werden, um die Wärmeerzeugung zu verhindern, gleichgültig ob sie angewendet oder gelöst ist, und um stabile Reibungseigenschaften während der Anwendung und Lösung zu erzielen. Im Kupplungstrommel-Typ des Stands der Technik steht jedoch der größte Teil der Getriebeelemente des Getriebemechanismus bei stehendem Fahrzeug oder in der Übersetzungsstufe, in der die Getriebeelemente nicht beteiligt sind, still, was der Konstruktion zuzuschreiben ist, wonach die Kranzseite mit der Eingangswelle verbunden ist, wohingegen die Nabenseite mit einem der Getriebeelemente verbunden ist. In diesem Zustand behindern die stillstehenden Naben die Zufuhr des Schmieröls von der radialen Innenseite der Naben zu den Reibscheiben-Abschnitten, so daß sie Nachteile bei der obenerwähnten Verhinderung der Wärmeerzeugung und bei der Aufrechterhaltung der stabilen Reibungseigenschaften haben. Diese Probleme werden notwendigerweise verursacht, wenn die Kupplungstrommel mit der Eingangswelle verbunden ist.
Daher ist es eine achte Aufgabe der vorliegenden Erfindung, die Kupplung, welche die Konstruktion des Hydraulikservoelements des Typs mit feststehendem Zylinder aufweist, in die Lage zu versetzen, die Reibscheiben-Abschnitte jederzeit mit dem Schmieröl zu versorgen, indem die Naben mit der Eingangswelle verbunden werden.
Wenn übrigens die Hydraulikservoelemente der beiden Kupplungen im Getriebegehäuse angebracht sind, um den Typ mit feststehendem Zylinder für die Eingangskupplungen herzustellen, wie oben beschrieben, erstreckt sich die Eingangswelle, da sie mit beiden Eingangskupplungen verbunden ist, zu den beiden Endabschnitten des Getriebegehäuses, und der Getriebemechanismus ist zwischen den Eingangskupplungen angeordnet, wodurch folglich eine Konstruktion bereitgestellt wird, bei der es schwierig ist, den Ausgang zu entnehmen.
Daher ist es eine neunte Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine zweckmäßige Entnahmeanordnung für die Schaltausgänge in der obenerwähnten Konstruktion bereitzustellen.
Überdies ist es beim allgemeinen Getriebemechanismus des Stands der Technik üblicherweise erforderlich, drei Kupplungen anzuordnen, um die vier Vorwärtsstufen herzustellen. Die Anordnung so vieler Kupplungen, wodurch die Größe des Systems zunimmt, ist für eine kompakte Ausführung des Getriebes nachteilig.
Daher ist es eine zehnte Aufgabe der vorliegenden Erfindung, das System kompakter zu machen, indem nur zwei Kupplungen, die sich für den Getriebemechanismus eignen, der in die Lage versetzt wird, vier Vorwärts- und eine Rückwärts-Übersetzungsstufe herzustellen, indem die Kupplungen und Bremsen selektiv angewendet und gelöst werden, an der Konstruktion angeordnet werden, die wie der Typ mit feststehendem Zylinder kompakt gemacht wird, indem die Hydraulikservoelemente der obenerwähnten beiden Kupplungen an den beiden Enden des Getriebegehäuses angeordnet werden.
Überdies ist es die elfte bis dreizehnte Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine Vielfalt von modifizierten Konstruktionen des Getriebemechanismus bereitzustellen, um die vier Vorwärtsgänge durch die obenerwähnten beiden Kupplungen herzustellen.
Schließlich ist es eine vierzehnte Aufgabe der vorliegenden Erfindung, einen Getriebemechanismus zum Herstellen von fünf Vorwärtsgängen durch die beiden Kupplungen bereitzustellen, um Aufgaben zu lösen, die zu den obenerwähnten ähnlich sind.
Übrigens gibt es in Verbindung mit der ersten und der zweiten Aufgabe der vorliegenden Erfindung im Stand der Technik die Technik, das Hydraulikservoelement der Kupplung selbst drallfrei zu machen, wie in JP-A-290731/1990 und 285331/1992 offenbart wird. Die erstgenannte wird auf eine Kupplung angewendet, um den Differentialmechanismus und die Ausgangswelle für die Drehmomentverteilung zwischen den Vorder- und Hinterrädern in der zentralen Differentialeinheit zu verbinden, und die letztgenannte wird auf die Kupplung angewendet, um das Antriebsritzel der Leistungsentnahmeeinheit (oder Leistungsabnahmeeinheit) mit der Ausgangswelle zu verbinden. Wenn die Kupplung mit dem nicht-drehbaren Hydraulikservoelement dementsprechend am letzten Ausgangsleistungs-Abnahmeabschnitt angeordnet ist, der keine drastische Rotationsänderung zur Schaltzeit des Getriebemechanismus des automatischen Getriebes aufweist, können die wichtigen Funktionen nicht erzielt werden, wie sie durch die vorliegende Erfindung beabsichtigt werden, um den Schaltstoß sanfter zu gestalten, indem das Trägheitsdrehmoment reduziert wird, und um die Verschlechterung der Öldrucksteuerungseigenschaften infolge des Fehlens des zentrifugalen Öldrucks zu verhindern.
Die obigen Aufgaben werden mit den Merkmalen der Ansprüche gelöst.
Gemäß einer ersten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zur Lösung der obenerwähnten ersten Aufgabe, wird ein automatisches Fahrzeuggetriebe zur Herstellung von mehreren Vorwärts-Übersetzungsstufen bereitgestellt, mit: einem Getriebegehäuse; einer Eingangswelle; einem Getriebemechanismus, der mit der Eingangswelle verbunden ist und mehrere Getriebeelemente aufweist; einer Ausgangswelle, die mit dem Getriebemechanismus verbunden ist; ersten und zweiten Kupplungen, die irgendwelche zwei der Eingangswelle und der Getriebeelemente jeweils in einer antreibenden Weise verbinden; und ersten und zweiten Hydraulikservoelementen zum Einrücken der ersten und zweiten Kupplungen, wenn sie mit einem Öldruck versorgt werden, wobei das Getriebegehäuse den Getriebemechanismus, die ersten und zweiten Kupplungen und die ersten und zweiten Hydraulikservoelemente einschließt und an seinen beiden axialen Endabschnitten jeweils Seitenwände aufweist, wobei die ersten und zweiten Kupplungen über den Getriebemechanismus an beiden axialen Enden des Getriebemechanismus angeordnet sind, und wobei die ersten und zweiten Hydraulikservoelemente jeweils aufweisen: erste und zweite feststehende Zylinder, die so an den jeweiligen Seitenwänden des Getriebegehäuses ausgebildet sind, daß sie einander gegenüberstehen; erste und zweite Kolben, die jeweils verschiebbar in den ersten und zweiten Zylindern angeordnet sind, und jeweils zusammen mit den ersten und zweiten Zylindern mit dem Öldruck zu versorgende Ölkammern definieren; und erste und zweite Lager, die jeweils zwischen den ersten und zweiten Kolben und den ersten und zweiten Kupplungen angeordnet sind, um die relativen Rotationen zwischen jeweils den ersten und zweiten Kolben und den ersten und zweiten Kupplungen zuzulassen und um die Druckkräfte, die von den ersten und zweiten Kolben herrühren, wenn der Öldruck zugeführt wird, jeweils auf die ersten und zweiten Kupplungen zu übertragen.
Gemäß einer zweiten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zur Lösung der obenerwähnten zweiten Aufgabe ist vorgesehen, daß das automatische Fahrzeuggetriebe ferner erste und zweite Reaktionsglieder aufweist zur Übertragung der jeweiligen Druckkräfte jeweils von den ersten und zweiten Hydraulikservoelementen auf das Getriebegehäuse, wobei die ersten und zweiten Reaktionsglieder die Druckkräfte über voneinander unabhängige Kanäle übertragen.
Gemäß einer dritten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zur Lösung der obenerwähnten dritten Aufgabe ist ein automatische Fahrzeuggetriebe bereitgestellt, wobei eines der ersten und zweiten Reaktionsglieder den Getriebemechanismus aufweist, wohingegen das andere die Eingangswelle aufweist.
Gemäß einer vierten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zur Lösung der obenerwähnten vierten Aufgabe ist ein automatische Fahrzeuggetriebe bereitgestellt, wobei die ersten und zweiten Hydraulikservoelemente aufweisen: erste und zweite Rückstellfedern, die die Druckkräfte gegen die Bewegungen der ersten und zweiten Kolben, welche mit der Zufuhr des Öldrucks zu den Ölkammern einhergehen, auf die ersten und zweiten Kolben ausüben; und erste und zweite Druckglieder zwischen jeweils den ersten und zweiten Lagern und den ersten und zweiten Kupplungen, und wobei die ersten und zweiten Rückstellfedern jeweils an die ersten und zweiten Druckglieder und die ersten und zweiten Reaktionsglieder anstoßen.
Gemäß einer fünften Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zur Lösung der obenerwähnten fünften Aufgabe ist ein automatische Fahrzeuggetriebe bereitgestellt, wobei sich die Eingangswelle zwischen beiden Seitenwänden durch den Getriebemechanismus erstreckt, wobei der Getriebemechanismus erste und zweite Flanschabschnitte aufweist, die jeweils benachbart zu den ersten und zweiten Kupplungen angeordnet sind, so daß die Druckkräfte von den ersten und zweiten Kolben jeweils durch die ersten und zweiten Kupplungen darauf übertragen werden, wobei die ersten und zweiten Flanschabschnitte die Druckkräfte jeweils von den ersten und zweiten Kolben auf die Eingangswelle übertragen, und wobei dritte und vierte Lager zum Regeln der axialen Bewegungen der Eingangswelle, welche mit den Druckkräften von den ersten und zweiten Kolben einhergehen, zwischen der Eingangswelle und den einzelnen Seitenwänden angeordnet sind.
Gemäß einer sechsten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zur Lösung der obenerwähnten sechsten Aufgabe wird ein automatisches Fahrzeuggetriebe bereitgestellt, wobei sich die Eingangswelle zwischen beiden Seitenwänden durch den Getriebemechanismus erstreckt, wobei der Getriebemechanismus erste und zweite Flanschabschnitte aufweist, die jeweils benachbart zu den ersten und zweiten Kupplungen angeordnet sind, so daß die Druckkräfte von den ersten und zweiten Kolben jeweils durch die ersten und zweiten Kupplungen darauf übertragen werden, wobei die ersten und zweiten Kupplungen jeweils durch die ersten und zweiten Hydraulikservoelemente betätigt werden, um die Eingangswelle und irgendeines der Getriebeelemente in einer antreibenden Weise zu verbinden, und aufweisen: Naben, die mit der Eingangswelle jeweils durch die ersten und zweiten Flanschabschnitte verbunden sind; und Kränze, die jeweils mit einem der Getriebeelemente in einer angetriebenen Weise verbunden sind, und um die Außenumfänge der Naben über Reibscheiben-Abschnitte angeordnet sind, wobei der Reibscheiben-Abschnitt von mindestens einer der ersten und zweiten Kupplungen aufweist: mehrere Reibungsglieder mit zwei Flächen, auf die Paßflächen angeklebt sind; und mehrere Trennscheiben, die axial abwechselnd mit den Reibungsgliedern angeordnet sind, wobei die Reibungsglieder an ihren Außenumfängen mit den Innenumfängen der Kränze keilverzahnt sind, wobei die Trennscheiben an ihren Innenumfängen mit den Außenumfängen der Naben keilverzahnt sind, wobei mindestens eines der ersten und zweiten Hydraulikservoelemente ein Druckglied aufweist, das am Außenumfang der Nabe zwischen dem ersten oder zweiten Lager des Hydraulikservoelements und der Kupplung keilverzahnt ist, die dem Hydraulikservoelement entspricht, und wobei das Druckglied und die Flanschabschnitte den Reibungsgliedern gegenüberliegen, die jeweils an den beiden Außenenden der Reibungsgliedern angeordnet sind.
Gemäß einer siebten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zur Lösung der obenerwähnten siebten Aufgabe wird ein automatisches Fahrzeuggetriebe bereitgestellt, wobei sich die Eingangswelle zwischen beiden Seitenwänden durch den Getriebemechanismus erstreckt, wobei die ersten und zweiten Kupplungen durch die ersten und zweiten Hydraulikservoelemente betätigt werden, um die Eingangswelle und irgendeines der Getriebeelemente in einer antreibenden Weise zu verbinden, und jeweils aufweisen: Naben, die mit der Eingangswelle verbunden sind; und Kränze, die mit einem der Getriebeelemente in einer angetriebenen Weise verbunden sind und um die Außenumfänge der Naben über Reibscheiben-Abschnitte angeordnet sind, wobei eines der ersten und zweiten Hydraulikservoelemente ein Druckglied zwischen dem ersten oder zweiten Lager des Hydraulikservoelements und der Kupplung aufweist, die zu dem Hydraulikservoelement gehört, und wobei das Druckglied relativ nicht-drehbar und axial verschiebbar mit der Nabe verbunden ist und einen Rotorabschnitt aufweist, der an seinem Umfangsabschnitt mehrere Kerben aufweist, die sich zur radialen Außenseite des Kranzes erstrecken und einem Rotationssensor gegenüberliegen.
Gemäß einer achten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zur Lösung der obenerwähnten achten Aufgabe wird ein automatisches Fahrzeuggetriebe bereitgestellt, wobei die ersten und zweiten Kupplungen durch die ersten und zweiten Hydraulikservoelemente betätigt werden, um die Eingangswelle und irgendeines der Getriebeelemente in einer antreibenden Weise zu verbinden, und jeweils aufweisen: Naben, die mit der Eingangswelle verbunden sind; und Kränze, die mit einem der Getriebeelemente in einer angetriebenen Weise verbunden sind und um die Außenumfänge der Naben quer über die Reibscheiben-Abschnitte angeordnet sind, und wobei die Naben jeweils Öldurchgangskanäle aufweisen, um eine Verbindung zwischen den Innen- und Außenumfängen der Naben bereitzustellen, um das Schmieröl einzuführen, das von ihren radialen Innenseiten den Reibscheiben-Abschnitten zugeführt wird.
Gemäß einer neunten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zur Lösung der obenerwähnten neunten Aufgabe wird ein automatisches Fahrzeuggetriebe bereitgestellt mit einer Vorgelegewelle, die parallel mit der Ausgangswelle angeordnet und mit den Rädern in einer antreibenden Weise verbunden ist; einem Antriebsvorlegerad, das integral mit der Ausgangswelle verbunden ist; und einem angetriebenen Vorlegerad, das mit dem Antriebsvorlegerad ineinandergreift und integral mit der Vorgelegewelle verbunden ist, wobei die ersten und zweiten Kupplungen durch die ersten und zweiten Hydraulikservoelemente betätigt werden, um die Eingangswelle und irgendeines der Reibelemente in einer antreibenden Weise zu verbinden, und wobei das Antriebsvorlegerad zwischen den ersten und zweiten Kupplungen angeordnet ist.
Gemäß einer zehnten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zur Lösung der obenerwähnten zehnten Aufgabe wird ein automatisches Fahrzeuggetriebe bereitgestellt, wobei der Getriebemechanismus aufweist: einen ersten Planetenradsatz mit einem ersten Hohlrad; einem ersten Träger, der drehbar ein erstes Planetenrad trägt, das mit dem ersten Hohlrad ineinandergreift; und einem ersten Sonnenrad, das mit dem ersten Planetenrad ineinandergreift; und einen zweiten Planetenradsatz mit einem zweiten Hohlrad, das mit dem ersten Träger verbunden ist; einem zweiten Träger, der drehbar ein zweites Planetenrad trägt, das mit dem zweiten Hohlrad ineinandergreift und mit dem ersten Hohlrad verbunden ist; und einem zweiten Sonnenrad, das mit dem zweiten Planetenrad ineinandergreift, wobei das erste Hohlrad und der zweite Träger mit der Ausgangswelle verbunden sind, wobei das erste Sonnenrad mit der Eingangswelle durch die erste Kupplung verbunden ist und durch eine erste Bremse am Gehäuse gehalten wird, wobei das zweite Sonnenrad durch eine zweite Bremse am Gehäuse gehalten wird, und wobei der erste Träger und das zweite Hohlrad durch eine dritte Bremse am Gehäuse gehalten werden und mit der Eingangswelle durch die zweite Kupplung verbunden sind.
Gemäß einer elften Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zur Lösung der obenerwähnten elften Aufgabe wird ein automatisches Fahrzeuggetriebe bereitgestellt, wobei der Getriebemechanismus aufweist: einen ersten Planetenradsatz mit einem ersten Hohlrad; einem ersten Träger, der drehbar ein erstes Planetenrad trägt, das mit dem ersten Hohlrad ineinandergreift; und einem ersten Sonnenrad, das mit dem ersten Planetenrad ineinandergreift; und einen zweiten Planetenradsatz mit einem zweiten Hohlrad; einem zweiten Träger, der drehbar ein zweites Planetenrad trägt, das mit dem zweiten Hohlrad ineinandergreift und mit dem ersten Hohlrad verbunden ist; und einem zweiten Sonnenrad, das mit dem zweiten Planetenrad ineinandergreift und mit dem ersten Sonnenrad verbunden ist, wobei das erste Hohlrad und der zweite Träger mit der Ausgangswelle verbunden sind, wobei das erste Sonnenrad und das zweite Sonnenrad mit der Eingangswelle durch die erste Kupplung verbunden sind und durch eine erste Bremse am Gehäuse gehalten werden, wobei das zweite Hohlrad durch eine zweite Bremse am Gehäuse gehalten wird, und wobei der erste Träger durch eine dritte Bremse am Gehäuse gehalten wird und mit der Eingangswelle durch die zweite Kupplung verbunden ist.
Gemäß einer zwölften Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zur Lösung der obenerwähnten zwölften Aufgabe wird ein automatisches Fahrzeuggetriebe bereitgestellt, wobei der Getriebemechanismus aufweist: einen Planetenradsatz mit einem Hohlrad; einem Träger, der drehbar ein erstes Planetenrad, das mit dem Hohlrad ineinandergreift, und ein zweites Planetenrad trägt, das mit dem ersten Planetenrad ineinandergreift; einem ersten Sonnenrad, das mit dem ersten Planetenrad ineinandergreift; und einem zweiten Sonnenrad, das mit dem zweiten Planetenrad ineinandergreift, wobei der Träger mit der Ausgangswelle verbunden ist, wobei das zweite Sonnenrad mit der Eingangswelle durch die erste Kupplung verbunden ist und durch eine erste Bremse am Gehäuse gehalten wird, das erste Sonnenrad durch eine zweite Bremse am Gehäuse gehalten wird, und wobei das Hohlrad durch eine dritte Bremse am Gehäuse gehalten wird und mit der Eingangswelle durch die zweite Kupplung verbunden ist.
Gemäß einer dreizehnten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zur Lösung der obenerwähnten dreizehnten Aufgabe wird ein automatisches Fahrzeuggetriebe bereitgestellt, wobei der Getriebemechanismus aufweist: einen Planetenradsatz mit einem Hohlrad; einem Träger, der drehbar ein erstes Planetenrad, das mit dem Hohlrad ineinandergreift, und ein zweites Planetenrad trägt, das mit dem ersten Planetenrad ineinandergreift; einem ersten Sonnenrad, das mit dem ersten Planetenrad ineinandergreift; und einem zweiten Sonnenrad, das mit dem zweiten Planetenrad ineinandergreift, wobei das Hohlrad mit der Ausgangswelle verbunden ist, wobei das erste Sonnenrad mit der Eingangswelle durch die erste Kupplung verbunden ist und durch eine erste Bremse am Gehäuse gehalten wird, wobei das zweite Sonnenrad durch eine zweite Bremse am Gehäuse gehalten wird, und wobei der Träger durch eine dritte Bremse am Gehäuse gehalten wird und mit der Eingangswelle durch die zweite Kupplung verbunden ist.
Gemäß einer vierzehnten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zur Lösung der obenerwähnten vierzehnten Aufgabe, wird überdies ein automatisches Fahrzeuggetriebe bereitgestellt, wobei der Getriebemechanismus aufweist: einen Planetenradsatz mit einem ersten Hohlrad; einem ersten Träger, der drehbar ein erstes Planetenrad trägt, das mit dem ersten Hohlrad ineinandergreift; einem ersten Sonnenrad, das mit dem ersten Planetenrad ineinandergreift; einem zweiten Hohlrad, das mit dem ersten Träger verbunden ist; einem zweiten Träger, der drehbar ein zweites Planetenrad trägt, das mit dem zweiten Hohlrad ineinandergreift und mit dem ersten Hohlrad verbunden ist; einem zweiten Sonnenrad, das mit dem zweiten Planetenrad ineinandergreift; und einem dritten Sonnenrad, das mit einem dritten Planetenrad ineinandergreift, das durch den ersten Träger getragen wird und relativ nicht-drehbar mit dem ersten Planetenrad verbunden ist und einen kleineren Durchmesser als das erste Planetenrad hat, wobei das erste Hohlrad und der zweite Träger mit der Ausgangswelle verbunden sind, wobei das erste Sonnenrad mit der Eingangswelle durch die erste Kupplung verbunden ist und durch eine erste Bremse am Gehäuse gehalten wird, wobei das zweite Sonnenrad durch eine zweite Bremse am Gehäuse gehalten wird, wobei der erste Träger und das zweite Hohlrad durch eine dritte Bremse am Gehäuse gehalten werden und mit der Eingangswelle durch die zweite Kupplung verbunden sind, und wobei das dritte Sonnenrad durch eine vierte Bremse am Gehäuse gehalten wird.
Gemäß der ersten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung, welche die oben angegebenen Konstruktionen aufweist, sind die ersten und zweiten Kupplungen jeweils quer durch dem Getriebemechanismus zwischen den beiden axialen Enden des Getriebes angeordnet, und die Zylinder der ersten und zweiten Hydraulikservoelemente zum Einrücken dieser Kupplungen sind in den beiden Seitenwänden des Gehäuses ausgebildet, so daß die beiden Seitenwände des Gehäuses effektiv als die Zylinder der ersten und zweiten Hydraulikservoelemente genutzt werden können, um den beiden Hydraulikservoelementen der beiden Kupplungen eine kompakte Konstruktion zu geben, wodurch verhindert wird, daß das System groß bemessen wird. Dank der obenerwähnten Konstruktion der Hydraulikservoelemente zum Einrücken der Kupplungen muß andererseits die den zentrifugalen Öldruck ausgleichende Ölkammer, die sonst die große Abmessung des Systems erfordern würde, im Gegensatz zum Stand der Technik nicht bereitgestellt werden, so daß die Massen der rotierenden Glieder reduziert werden können, um die Schaltstöße sanfter zu machen, die zur Schaltzeit vom Trägheitsdrehmoment herrühren.
Gemäß der zweiten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung wirken überdies die Druckkräfte von den ersten und zweiten Hydraulikservoelementen auf die ersten und zweiten Kupplungen nicht auf die anderen zweiten und ersten Kupplungen, so daß komplizierte Steuerungen der beiden Kupplungen vermieden werden können.
Gemäß der dritten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung können desweiteren die durch die Druckkräfte hervorgerufenen Reaktionen auf die ersten und zweiten Kupplungen durch den einfachen Aufbau unterstützt werden.
Gemäß der vierten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung dienen ferner die Rückstellfedern, die zwischen den Reaktionsgliedern und den Schubgliedern angeordnet sind, zur Zeit der Kupplungslösung dazu, die Zwischenräume der Kupplungen gegen die Druckkräfte von außen konstant zu halten, so daß die Verschlechterung der Steuerbarkeit der Kupplungen und die Schaltstöße auf ein Minimum herabgedrückt werden können.
Gemäß der fünften Ausführungsform der vorliegenden Erfindung wird ferner die Druckkraft vom Kolben des ersten Hydraulikservoelements durch die erste Kupplung auf den ersten Flanschabschnitt und ferner durch die Eingangswelle auf das zweite Hydraulikservoelement übertragen, bis sie auf die Gehäuseseitenwand auf der gegenüberliegenden Seite übertragen wird, da das vierte Lager auf der Seite des zweiten Hydraulikservoelements zwischen der Eingangswelle und der Gehäuseseitenwand angeordnet ist. Andererseits wirkt eine Reaktion in die zur Druckkraft des Kolbens entgegengesetzte Richtung auf die Gehäuseseitenwand auf der Seite des ersten Hydraulikservoelements. Als Ergebnis werden die Druckkraft des Kolbens und die entgegengesetzte Reaktion ausgeglichen, nachdem sie auf die beiden Gehäuseseitenwände, d. h. das Getriebegehäuse übertragen werden. Diese Funktionen können auch für das zweite Hydraulikservoelement erzielt werden. Folglich kann verhindert werden, daß die Druckkräfte von den Kolben den Getriebemechanismus beeinflussen.
Gemäß der sechsten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung sind ferner die Reibungsglieder der Kupplungen mit den Kränzen keilverzahnt, und die Trennscheiben sind mit denselben Naben wie die Druckglieder keilverzahnt. Gleichzeitig wird dafür gesorgt, daß die Druckglieder und die Flanschabschnitte den Reibungsgliedern gegenüberstehen, so daß die axiale Größe verkürzt werden kann, indem die Flanschabschnitte als die Grundplatten genutzt werden, wobei kein spezieller axialer Anschlag benötigt wird. Überdies ist es überflüssig, die Grundplatten dick zu machen, um die Verschlechterung der Reibungseigenschaften zu verhindern.
Gemäß der siebten Ausführungsform der vorliegender Erfindung sind ferner die beiden Hydraulikservoelemente an den beiden Enden des Getriebegehäuses angeordnet, so daß die Umdrehungen der Eingangswelle von den Naben, die an den Innenumfängen der Naben angeordnet sind, so daß sie notwendigerweise mit der Eingangswelle verbunden sind, zu den Außenumfangsseiten der Kupplungen durch die Druckglieder herausgeführt werden können, so daß zu jeder Zeit die Drehzahl der Eingangswelle detektiert wird.
Gemäß der achten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung drehen sich die Naben der Kupplungen zu jeder Zeit zusammen mit der Eingangswelle, so daß das von der radialen Innenseite zuzuführende Öl stabil durch die Zentrifugalkraft über die Öldurchgangskanäle der Naben den Reibscheiben-Abschnitten zugeführt wird, um dadurch die Schmierung zu unterstützen und um die Schmierungseffizienz und die Kühlwirkung zu verbessern.
Gemäß der neunten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung wird ferner der Schaltausgang zur Vorgelegewelle geführt, die parallel zur Eingangswelle angeordnet ist, so daß er zum angetriebenen Vorlegerad ohne jeden störenden Einfluß der Eingangswelle geführt werden kann, trotz der Konstruktion, in der die Eingangskupplungen an den beiden Enden der Eingangswelle angeordnet sind, die sich über die beiden Endabschnitte des Getriebes erstreckt.
Gemäß der zehnten und elften Ausführungsform der vorliegenden Erfindung können ferner die vier Vorwärtsstufen und die eine Rückwärtsstufe durch den Getriebemechanismus hergestellt werden, der nur die beiden Kupplungen aufweist, so daß der Getriebemechanismus mit der kompakten Hydraulikservoelement- Konstruktion in Einklang stehen kann, die das Hydraulikservoelement des Typ mit feststehendem Zylinder verwendet, in dem die beiden Kupplungen an den beiden Enden des Getriebegehäuses angeordnet sind.
Schließlich können gemäß der vierzehnten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung die fünf Vorwärtsstufen und die eine Rückwärtsstufe durch den Getriebemechanismus hergestellt werden, der nur die beiden Kupplungen aufweist, um ein automatisches Getriebe bereitzustellen, das die fünf Vorwärtsstufen bereitstellen kann, selbst wenn die gesamte Konstruktion des obenerwähnten Systems kompakter gemacht wird.
Andere Aufgaben und neuartige Merkmale und Vorteile der vorliegenden Erfindung werden aus der folgenden Beschreibung unter Bezugnahme auf die beigefügten Zeichnungen klar. Es zeigen:
Fig. 1 ein Prinzipschaltbild, das die gesamte Konstruktion eines automatischen Fahrzeuggetriebes gemäß einer ersten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zeigt;
Fig. 2 ein Funktionsdiagramm des obenerwähnten Getriebes;
Fig. 3 einen Schnitt, der einen Abschnitt einer Kupplung und ihres Hydraulikservoelements des automatischen Fahrzeuggetriebes gemäß der ersten Ausführungsform zeigt;
Fig. 4 einen Schnitt, der einen Abschnitt der Kupplung und ihres Hydraulikservoelements des automatischen Fahrzeuggetriebes gemäß der ersten Ausführungsform zeigt;
Fig. 5 ein Prinzipschaltbild, das die Gesamtkonstruktion eines automatischen Fahrzeuggetriebes gemäß einer zweiten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zeigt;
Fig. 6 ein Prinzipschaltbild, das die Gesamtkonstruktion eines automatischen Fahrzeuggetriebes gemäß einer dritten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zeigt;
Fig. 7 ein Prinzipschaltbild, das die Gesamtkonstruktion eines automatischen Fahrzeuggetriebes gemäß einer vierten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zeigt;
Fig. 8 ein Prinzipschaltbild, das die Gesamtkonstruktion eines automatischen Fahrzeuggetriebes gemäß einer fünften Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zeigt;
Fig. 9 ein Prinzipschaltbild, das die Gesamtkonstruktion eines automatischen Fahrzeuggetriebes gemäß einer sechsten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zeigt;
Fig. 10 ein Prinzipschaltbild, das die Gesamtkonstruktion eines automatischen Fahrzeuggetriebes gemäß einer siebten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zeigt;
Fig. 11 ein Prinzipschaltbild, das die Gesamtkonstruktion eines automatischen Fahrzeuggetriebes gemäß einer achten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zeigt;
Fig. 12 ein Prinzipschaltbild, das die Gesamtkonstruktion eines automatischen Fahrzeuggetriebes gemäß einer neunten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zeigt;
Fig. 13 ein Prinzipschaltbild, das die Gesamtkonstruktion eines automatischen Fahrzeuggetriebes gemäß einer zehnten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zeigt;
Fig. 14 ein Funktionsdiagramm des obenerwähnten Getriebes;
Fig. 15 einen Schnitt, der einen Abschnitt einer Kupplung und ihres Hydraulikservoelements des automatischen Fahrzeuggetriebes gemäß der zehnten Ausführungsform zeigt.
Die Ausführungsformen der vorliegenden Erfindung werden unter Bezugnahme auf die beigefügten Zeichnungen beschrieben. Zuerst zeigt Fig. 1 eine erste Ausführungsform, um mit zwei Kupplungen die Getriebemechanismen zu steuern, in denen die Träger und Hohlräder von Planetenrädern direkt miteinander verbunden sind. Die Beschreibung wird mit jener der schematischen Konstruktion begonnen. Wie schematisch gezeigt, ist dieses automatische Getriebe T für ein Fahrzeug so konstruiert, daß es aufweist: ein Getriebegehäuse 10; eine Eingangswelle 14; einen Getriebemechanismus M, der mit der Eingangswelle 14 verbunden ist und mehrere Getriebeelemente aufweist (z. B. Träger oder Hohlräder zum Tragen von Sonnenrädern oder Planetenrädern, wie hierin beschrieben werden wird); eine Ausgangswelle 15, die mit dem Getriebemechanismus M verbunden ist; erste und zweite Kupplungen (C-1 und C-2) zum Verbinden der Eingangswelle 14 und irgendwelcher zwei von mehreren Getriebeelementen, wie einem Sonnenrad 51 und einem Träger C1 in einer antreibenden Weise; und erste und zweite Hydraulikservoelemente 3 und 4, mit denen die ersten und zweiten Kupplungen, wenn sie mit dem Öldruck versorgt werden, in ihre jeweiligen Eingriffe gebracht werden, um dadurch mehrere (z. B. fünf in der vorliegenden Ausführungsform) Vorwärts-Übersetzungsstufen herzustellen.
Das Getriebegehäuse 10 weist an seinen beiden axialen Endabschnitten die Seitenwände 10a und 10b, die den Getriebemechanismus M umhüllen, die ersten und zweiten Kupplungen (C-1 und C-2) und die ersten und zweiten Hydraulikservoelemente 3 und 4 auf. Die ersten und zweiten Kupplungen (C-1 und C-2) sind jeweils an den beiden axialen Enden des Getriebemechanismus M quer durch den Getriebemechanismus M angeordnet. Die ersten und zweiten Hydraulikservoelemente 3 und 4 weisen jeweils auf: erste und zweite Zylinder 3ß und 40 des feststehenden Typs, die so an den jeweiligen Seitenwänden 10a und 10b des Getriebegehäuses 10 ausgebildet sind, daß sie einander gegenüberstehen; erste und zweite Kolben 31?? und 41, die jeweils verschiebbar in diesen Zylindern 30 und 40 angeordnet sind und mit den ersten und zweiten Zylindern 30 bzw. 40 assoziiert sind; um mit dem Öldruck zu versorgende Ölkammern 3C und 4C zu definieren; und erste und zweite Lager 32 und 42, die jeweils zwischen den Kolben 31 und 41 und den ersten und zweiten Kupplungen (C-1 und C- 2) angeordnet sind, um relative Drehungen zwischen den ersten und zweiten Kolben 31 und 41 und den ersten und zweiten Kupplungen (C-1 und C-2) zuzulassen und um die Druckkräfte, wenn der Öldruck zugeführt wird, jeweils von den ersten und zweiten Kolben 31 und 41 auf die ersten und zweiten Kupplungen (C-1 und C-2) zu übertragen.
Wie in detaillierten Schnitten in den Fig. 3 und 4 gezeigt, sind die ersten und zweiten Hydraulikservoelemente 3 und 4 zwischen den ersten und zweiten Lagern 32 und 42 und den ersten und zweiten Kupplungen (C-1 und C-2) ausgestattet mit: Schubgliedern 33 und 34, die mit den Außenumfängen von Naben 53 bzw. 63 keilverzahnt, relativ zueinander nicht-drehbar, jedoch axial verschiebbar sind; und ersten und zweiten Rückstellfedern 58 und 68 zum Ausüben der Schübe gegen die Bewegungen der ersten und zweiten Kolben 31 und 41, wenn der Öldruck den Ölkammern 3C und 4C zugeführt wird, auf die ersten und zweiten Kolben 31 und 41. Die ersten und zweiten Rückstellfedern 58 und 68 stoßen beide an die ersten und zweiten Druckglieder 33 und 43 und erste und zweite Flanschabschnitte 56 und 66 an, die jeweils als Reaktionsglieder dienen.
Die Druckglieder 33 und 43 stehen den Lagern 32 und 42 am Innenumfangsseiten-Abschnitt und den Kupplungen (C-1 und C-2) am Außenumfangsseiten-Abschnitt gegenüber. In der vorliegenden Ausführungsform weisen die Druckglieder 33 und 43 insbesondere Widerlagerabschnitte, die an ihrer radialen Außenseite angeordnet sind, gegen Reibungsglieder 52 und 62 auf, und die Innenumfänge der Widerlagerabschnitte sind so keilverzahnt wie die Trennscheiben 51 und 61 mit den Naben 53 und 63, um sich nicht relativ zueinander zu drehen, sondern in den axialen Richtungen zu gleiten. An der Außenumfangsseite des Widerlagerabschnitts eines der Schubglieder 33 (das in der vorliegenden Ausführungsform zu Hydraulikservoelement 3 gehört) ist überdies ein Rotorabschnitt 39 angeordnet, der so axial ausgedehnt ist, daß er die radiale Außenseite eines Kranzes 54 bedeckt und der mit mehreren Kerben 39a ausgebildet ist, die einem Rotationssensor 7 gegenüberliegen, der am Getriebegehäuse angebracht ist.
Die Eingangswelle 14 erstreckt sich durch den Getriebemechanismus M zwischen beiden Seitenwänden 10a und 10b. Der Getriebemechanismus M weist die ersten und zweiten Flanschabschnitte 56 und 66 auf, die jeweils so benachbart zu den ersten und zweiten Kupplungen (C-1 und C-2) angeordnet sind, daß die Druckkräfte von den ersten und zweiten Kolben 31 und 41 jeweils durch die ersten und zweiten Kupplungen (C-1 und C-2) darauf übertragen werden. Diese Flanschabschnitte 56 und 66 übertragen die Druckkräfte der ersten und zweiten Kolben 31 und 41 jeweils auf die Eingangswelle 14. Folglich stehen den Widerlagerabschnitten der Druckglieder 33 und 34 und den Flanschabschnitten 56 und 66 jeweils solche der Reibungsglieder 52 und 62 gegenüber, die an beiden Außenenden angeordnet sind. Zwischen der Eingangswelle 14 und den jeweiligen Seitenwänden 10a und 10b sind überdies dritte und vierte Lager 59 und 69 zum Regeln der axialen Bewegungen der Eingangswelle 14 angeordnet, die durch die Druckkräfte der ersten und zweiten Kolben 31 und 41 verursacht werden.
Die ersten und zweiten Kupplungen (C-1 und C-2) weisen auf: die Naben 53 und 63, die mit der Eingangswelle 14 durch die ersten und zweiten Flanschabschnitte 56 und 66 verbunden sind; und den ringförmigen Kranz 54 und einen trommelförmigen Kranz 64, die in einer antreibenden Weise mit dem Sonnenrad 51 bzw. dem Träger C1 durch eine Sonnenradwelle 16 bzw. eine Trägerwelle 17 für die jeweiligen Getriebeelemente, d. h. für die erste Kupplung (C-1) und die zweite Kupplung (C-2) verbunden sind, und der ringförmige Kranz 54 und der trommelförmige Kranz 64 an den Außenumfangsseiten der Naben 53 und 63 quer über die Reibscheiben-Abschnitte 50 und 60 angeordnet sind.
Die Reibscheiben-Abschnitte 50 und 60 der ersten und zweiten Kupplungen (C-1 und C-2) weisen auf: eine Mehrzahl von Reibungsgliedern 52 und 62, die Flächen 52a und 62a aufweisen, die auf ihre beiden Flächen aufgetragen sind; und eine Mehrzahl von Trennscheiben 51 und 61, die abwechselnd mit den Reibungsgliedern 52 und 62 in der axialen Richtung angeordnet sind.
Die Reibungsglieder 52 und 62 sind an ihren Außenumfangsseiten mit den Innenumfangsflächen der Kränze 54 und 64 keilverzahnt, und die Trennscheiben 51 und 61 sind an ihren Innenumfangsseiten mit den Außenumfangsflächen der Naben 53 und 63 keilverzahnt überdies weisen diese einzelnen Naben 53 und 63 Öldurchgangskänäle 53a und 63a auf, mit denen Verbindungen zwischen den Innen- und Außenumfangsflächen der Naben 53 und 63 zur Einführung des Schmieröls bereitgestellt werden sollen, das von den radialen Innenseiten der Naben 53 und 63 den Reibscheiben-Abschnitten 50 und 60 zugeführt wird.
Übrigens bezeichnen die Bezugszeichen 14r in den Fig. 3 und 4 einen welleninternen Ölkanal, in dem das Schmieröl von der axialen Seite den einzelnen Abschnitten zugeführt wird, und die Zeichen 10r bezeichnen einen gehäuseinternen Ölkanal, jedoch wird der Ölkanal, mit dem das Arbeitsöl dem Hydraulikservoelement 3 zugeführt wird, nicht gezeigt.
Zurückkehrend zur Fig. 1, weist das automatische Getriebe T auf: eine Vorgelegewelle 22, die parallel zu der Ausgangswelle 15 angeordnet ist und schließlich in einer antreibenden Weise mit den nicht gezeigten Rädern verbunden ist; ein Antriebsvorlegerad 19, das integral mit der Ausgangswelle 15 verbunden ist; und ein angetriebenes Vorlegerad 23, das mit dem Antriebsvorlegerad 19 ineinandergreift und integral mit der Vorgelegewelle 22 verbunden ist. Das Antriebsvorlegerad 19 befindet sich zwischen den ersten und zweiten Kupplungen (C-1 und C-2).
Als nächstes wird die Gesamtkonstruktion des Getriebezuges des automatischen Getriebes T beschrieben. Dieses automatische Getriebe T weist auf: einen Drehmomentwandler 12, der eine Überbrückungskupplung 11 aufweist; drei Stufen Planetenrad- Sätze M1, M2 und M3; Bremsen (B-0L, B-0H, B-1 und B-2); und die obenerwähnten Kupplungen (C-1 und C-2). Die Planetenrads ätze M1 und M3 bestehen aus Sonnenrädern S1 und S3, Hohlrädern R1 und R3, und Trägern C1 und C3, die Planetenräder P1 und P3 tragen, die mit ihnen drehbar ineinandergreifen, und der Planetenradsatz M2 besteht aus einem Sonnenrad S2 und einem Planetenrad P2, das mit dem erstgenannten ineinandergreift und einen kleineren Durchmesser als jenen des obenerwähnten Planetenrades P1 aufweist. Das Planetenrad P2 wird drehbar durch den Träger C1 getragen und ist relativ nicht-drehbar mit dem Planetenrad P1 verbunden. Die jeweiligen Hohlräder R1 und R3 und Träger C3 und C1 der beiden Getriebesätze M1 und M3 sind miteinander verbunden, und das Sonnenrad S1 und der Träger C1 des Getriebesatzes M1 sind als Eingangselemente durch die Kupplungen (C-1 und C- 2) jeweils mit der Eingangswelle 14 verbunden, die zur Turbinenwelle 13 des Drehmomentwandlers 12 führt. Das Hohlrad R1 und der Träger C3, die miteinander verbunden sind, sind durch die Ausgangswelle 15 mit dem Antriebsvorlegerad 19 verbunden, das als ein Ausgangselement dient.
Überdies kann das Sonnenrad S1 des Getriebesatzes M1 am Getriebegehäuse 10 durch die Bremse (B-0L) fixiert werden, und das Sonnenrad S3 des Getriebesatzes M3 kann ebenfalls am Getriebegehäuse 10 durch die Bremse (B-1) fixiert werden. Das Hohlrad R3, das mit dem Träger C1 verbunden ist, kann auch am Getriebegehäuse 10 durch die Bremse (8-2) fixiert werden. In der vorliegenden Ausführungsform ist insbesondere das Sonnenrad 51 mit der Kupplung (C-1) durch die Sonnenradwelle 16 verbunden, die um die Eingangswelle 14 eingebaut ist; der Träger C1 ist mit der Kupplung (C-2) durch die Trägerwelle 17 verbunden, die um die Eingangswelle 14 eingebaut ist; und das Sonnenrad S3 ist mit der Bremse (B-1) durch eine Sonnenradwelle 18 verbunden, die um die Trägerwelle 17 eingebaut ist. Überdies werden die einzelnen Bremsen als Bandbremsen-Konstruktionen ausgebildet, außer der Bremse (B-2), die als eine Naß-Mehrscheiben-Konstruktion ausgebildet ist, obwohl sie nicht darauf begrenzt ist. Übrigens ist das Antriebsvorlegerad 19 dieser Ausführungsform durch ein Vorlegerad 20 mit einer Differentialeinheit 21 verbunden, um ein Getriebe mit einer horizontalen Konstruktion zu konstruieren.
Unter der Steuerung des nicht gezeigten Hydrauliksteuerungssystems führt das so konstruierte Getriebe den Öldruck den Hydraulikservoelementen zu, die den einzelnen Kupplungen und Bremsen entsprechen, um sie (wie durch Kreissymbole angezeigt) anzuwenden und (wie durch Leerstellen angezeigt) zu lösen, um dadurch die einzelnen Übersetzungsstufen herzustellen, die in Fig. 2 tabellarisch aufgeführt sind. Insbesondere wird der erste Gang (1.) hergestellt, wenn die Kupplung (C-1) und die Bremse (B-1) angewendet werden. In dieser Stufe wird die Rotation der Eingangswelle 14 durch die Kupplung (C-1) auf das Sonnenrad S1 übertragen und wird als die Rotation des Trägers C3 abgegeben, der am meisten durch die Fixierung des Sonnenrades S3, wobei die Bremse (B-1) angewendet wird, am Antriebsvorlegerad 19 verzögert wird. Andererseits wird der zweite Gang (2.) hergestellt, wenn die Kupplung (C-2) und die Bremse (B-1) angewendet werden. In dieser Stufe wird der Antrieb, wie er durch die Kupplung (C-2) an die Trägerwelle 17 Übertragen wird und so wie er ist, durch den Träger C1 in das Hohlrad R3 eingeführt, bis er als die Differentialrotation des Trägers C3, der als Beispiel für ein Reaktionselement dient, durch das Sonnenrad 53, das durch die angewendete Bremse (B-1) fixiert ist, an das Antriebsvorlegerad 19 ausgegeben wird. Der dritte Gang (3.) wird durch die direkte Verbindung des ersten Planetengetriebesatzes M1 hergestellt, der durch die Anwendungen der beiden Kupplungen (C-1 und C-2) erzielt wird. In dieser Stufe wird die Rotation der Eingangswelle 14, so wie sie ist, als die Rotation des Trägers C3 an das Antriebsvorlegerad 19 ausgegeben.
Der vierte Gang (4.) durch den Overdrive wird hergestellt, wenn die Kupplung (C-2) und die Bremse (B-0L) zum Fixieren des Sonnenrades S1 angewendet werden. In dieser Stufe wird die Rotation der Eingangswelle 14 als die Rotation des Hohlrades R1, das durch die Umdrehung des Planetenrades P1 bezüglich der Rotation des Trägers C1 beschleunigt wird, vom Träger C3 auf das Antriebsvorlegerad 19 übertragen. Andererseits wird der fünfte Gang hergestellt, wenn die Kupplung (C-2) und die Bremse (B-OH) angewendet werden. In dieser Stufe wird die Rotation der Eingangswelle 14 als Rotation des Hohlrades R1 vom Träger C3 auf das Antriebsvorlegerad 19 übertragen. Das Hohlrad R3 wird durch die Umdrehung des radial kleineren Planetenrades P2, in Reaktion auf das radial größere Sonnenrad S2, mehr beschleunigt als zu der Zeit des Herstellens des vierten Ganges.
Übrigens wird der Rückwärtsgang (R) hergestellt, wenn die Kupplung (C-1) und die Bremse (B-2) angewendet werden. In dieser Stufe wird die Rotation des Hohlrades R1, die vom Antrieb des Sonnenrades 51 durch die Fixierung des Trägers C1 verzögert und umgekehrt wird, durch den Träger C3 vom Antriebsvorlegerad 19 ausgegeben.
Wenn die Ölkammern 3C und 4C aus dem nicht gezeigten gehäuseinternen Ölkanal mit dem Öldruck versorgt werden, werden die Kolben 31 und 41 betätigt. Da die Lager 32 und 42 und die Druckglieder 33 und 43 gemäß der vorliegenden Erfindung zwischen den Kolben 31 und 41 und den Kupplungen (C-1 und C-2) angeordnet sind, können diese Kupplungen (C-1 und C-2) die Druckkräfte vom Kolben 31 und 41 auf die Reibscheiben- Abschnitte 50 und 60 übertragen, während sie die relativen Rotationen zwischen ihnen selbst und den Kolben 31 und 41 zulassen, so daß sie angewendet werden können.
Bei diesen Operationen wird die Druckkraft, die vom Kolben 31 des ersten Hydraulikservoelements 3 herrührt, durch das Lager 32, das Druckglied 33 und den Reibscheiben-Abschnitt 50 der ersten Kupplung (C-1) auf den ersten Flanschabschnitt 56 übertragen, von dem die Druckkraft weiter durch die Eingangswelle 14 auf das zweite Hydraulikservoelement 4 übertragen wird. Diese Druckkraft wird schließlich auf die GehäuseseitenWand 10b auf der gegenüberliegenden Seite übertragen, da das vierte Lager 69 am zweiten Hydraulikservoelement 4 zwischen der Eingangswelle 14 und der Gehäuseseitenwand 10b angeordnet ist. Andererseits wirkt die Reaktion, die zur Druckkraft des Kolbens 31 entgegengesetzt ist, auf die Gehäuseseitenwand 10a, an der das erste Hydraulikservoelement 3 angeordnet ist. Als Ergebnis werden die Druckkraft des Kolbens 31 und die Reaktion in die Rückwärtsrichtung auf beide Gehäuseseitenwände 10a und 10b übertragen, d. h. auf das Getriebegehäuse 10, so daß sie einander ausgleichen können. Diese Funktion wird ebenfalls im zweiten Hydraulikservoelement 4 erzielt. Folglich können die Druckkräfte von den beiden Kolben 31 und 41 daran gehindert werden, auf die Getriebemechanismen einen Einfluß auszuüben. Zusätzlich haben beide Flanschabschnitte 56 und 66 selbst die Funktion von Grundplatten der Kupplungen des Stands der Technik bezüglich der Unterstützung der obenerwähnten Druckkräfte aus, während sie als die Kraftübertragungsglieder zum Verbinden der Eingangswelle 14 mit den Naben 53 und 63 in einer antreibenden Weise wirken.
Folglich werden gemäß der obenerwähnten Ausführungsform die Hydraulikservoelemente 3 und 4 wie oben erwähnt konstruiert, und die Kupplungen (C-1 und C-2) des automatischen Getriebes T werden durch diese Hydraulikservoelemente angewendet (eingerückt). Als Ergebnis kann das System klein gestaltet werden, und die Massen der Sonnenradwelle 16, der Trägerwelle und dergleichen können reduziert werden, um die Schaltstöße sanfter zu machen, die durch das Trägheitsdrehmoment zur Schaltzeit verursacht werden.
Überdies wird, da die Zylinder 31 und 41 im Getriebegehäuse 10 ausgebildet sind, die Zufuhr des Öldrucks zu den Ölkammern 3C und 4C nicht zu Verschlechterungen der Hydrauliksteuerungseigenschaften führen, wie sie sonst zur Schaltzeit durch den Aufbau des zentrifugalen Öldrucks verursacht werden könnten.
Dank der obenerwähnten einfachen Reaktionsunterstützungsstruktur werden überdies die Druckkräfte von den ersten und zweiten Hydraulikservoelementen 3 und 4 auf die ersten und zweiten Kupplungen (C-1 und C-2) nicht auf die anderen zweiten und ersten Kupplungen (C-2 und C-1) ausgeübt, so daß verhindert werden kann, daß die Steuerung dieser beiden Kupplungen kompliziert wird.
Desweiteren dienen die Rückstellfedern 58 und 68, die zwischen den Flanschabschnitten 56 und 66 angeordnet sind und welche die Reaktionsglieder und die Druckglieder 33 und 43 bilden, dazu, den konstanten Zwischenraum zwischen den Reibungsgliedern 51 und 61 der Reibscheiben-Abschnitte 50 und 60 der Kupplungen und den Trennscheiben 52 und 62 gegen die Druckkräfte, die von Außen kommen, wenn die Kupplungen gelöst werden sollen, aufrechtzuerhalten, so daß die Verschlechterung der Steuerbarkeit der Kupplungen und der Schaltstöße auf ein Minimum gesenkt werden kann.
Ferner sind die Reibungsglieder 51 und 61 der Kupplungen (C-1 und C-2) mit den Kränzen 54 und 64 keilverzahnt, und die Trennscheiben 52 und 62 sind mit den Naben 53 und 63 keilverzahnt, die mit den Schubgliedern 33 und 43 gemeinsam genutzt werden. Gleichzeitig wird dafür gesorgt, daß diese Druckglieder 33 und 43 und die Flanschabschnitte 56 und 66 sich einander gegenüberstehen. Als Ergebnis kann die axiale Größe verkürzt werden, indem die Flanschabschnitte 56 und 66 als Grundplatten genutzt werden, die überhaupt keinen speziellen axialen Anschlag benötigen. Zusätzlich ist es überflüssig, die Grundplatten dicker zu machen, um die Verschlechterung der Reibungseigenschaften zu verhindern.
Da ferner beide Hydraulikservoelemente 3 und 4 an den beiden Enden des Getriebegehäuses 10 angeordnet sind, kann die Rotation der Eingangswelle 14 zur Außenumfangsseite der Kupplungen durch die Druckglieder 33 und 43 von den Naben 53 und 63 geführt werden, die notwendigerweise mit der Eingangswelle 14 verbunden sind, die an der Innenumfangsseite der Kupplungen angeordnet ist. Der Weg der Kerben 39a des Rotorabschnitts 39 wird als Impulse durch den Rotationssensor 7 detektiert, so daß die Drehzahl der Eingangswelle 14 zu jeder Zeit detektiert werden kann, unabhängig davon, ob die Kupplung (C-1) angewendet oder gelöst sein könnte.
Ferner drehen sich die Naben 53 und 63 der Kupplungen (C-1 und C-2) immer zusammen mit der Eingangswelle 14, so daß das Öl, das vom welleninternen Ölkanal 14r an der radialen Innenseite zugeführt wird, stabil durch die Zentrifugalkraft über die Öldurchgangskanäle 53a und 63a der Naben 53 und 63 den Reibscheiben-Abschnitten 50 und 60 zugeführt wird, um in Richtung Schmierungsunterstützung zu wirken, und dadurch die Schmierungseffizienz und die Kühlwirkung zu verbessern.
Dank der Konstruktion, in der der Schaltausgang zur Vorgelegewelle 22 geführt wird, die parallel mit der Eingangswelle 14 angeordnet ist, kann ferner der Schaltausgang zum angetriebenen Vorlegerad 23 ohne jede Störung der Eingangswelle 14 geführt werden, trotz der Konstruktion, in der die Eingangskupplungen (C-1 und C-2) an den beiden Enden der Eingangswelle 14 angeordnet sind, die sich über die beiden Endabschnitte des Getriebes T erstreckt.
Da ferner der Getriebemechanismus M die fünf Vorwärtsstufen und eine Rückwärtsstufe mit nur zwei Kupplungen herstellen kann, paßt sie zu der kompakten Hydraulikservoelement-Konstruktion mit den Hydraulikservoelementen des Typs mit feststehendem Zylinder, in dem die beiden Kupplungen an den beiden Enden des Getriebegehäuses 10 angeordnet sind, so daß die gesamte Konstruktion des Systems kompakter gemacht werden kann.
Als nächstes ist Fig. 5 ein Prinzipschaltbild, das ein automatisches Fahrzeuggetriebe T gemäß einer zweiten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zeigt. In dieser Ausführungsform werden vier Vorwärts-Übersetzungsstufen eingestellt, indem der Planetenradsatz M2 der ersten Ausführungsform beseitigt wird. Entsprechend dieser Änderung wird die Bremse (B-0H) zum Bremsen jenes Sonnenrades 52 des Getriebesatzes M2 beseitigt, und die Bremse, die der obenerwähnten Bremse (B-0L) entspricht, wird durch eine Bremse veranschaulicht, wie durch (B- 0) angezeigt. Die restliche Konstruktion ist ähnlich zur obenerwähnten der ersten Ausführungsform, so daß die Beschreibung der Konstruktion der einzelnen Abschnitte weggelassen wird; die entsprechenden Glieder werden durch ähnliche Bezugsziffern oder -Buchstaben bezeichnet.
Bei dieser Konstruktion beträgt die Zahl der Vorwärts-Übersetzungsstufen vier, wie oben beschrieben, und die Situationen des Anwendens/Lösens der Reibungseingriffselemente und der Leistungstransmissionen an den einzelnen Übersetzungsstufen, einschließlich der Rückwärtsstufe sind ähnlich zu den vorhergehenden. Folglich werden die Beschreibungen durch die vorhergehenden der Operationen und durch das Funktionsdiagramm der Fig. 2 ersetzt, so daß die Bremse (B-0L) zur Bremse (B-0) geändert wird. Auch bei dieser Konstruktion sind die zu erhaltenden Effekte ähnlich zu jenen der ersten Ausführungsform.
Als nächstes ist Fig. 6 ein Prinzipschaltbild, das ein automatisches Fahrzeuggetriebe T gemäß einer dritten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zeigt. In dieser Ausführungsform sind die Getriebemechanismen, die im wesentlichen ähnlich zu jenen der zweiten Ausführungsform sind, zusammen mit den beiden Kupplungen (C-1 und C-2) in Längsrichtung bezüglich des Getriebegehäuses umgekehrt angeordnet. Die Beschreibungen der Konstruktionen der einzelnen Abschnitte werden weggelassen; die entsprechenden Glieder werden mit ähnlichen Bezugsziffern und/oder Buchstaben bezeichnet. Selbst bei dieser Konstruktion sind nicht nur die Beziehungen der Operationen und Leistungstransmissionen der einzelnen Reibungseingriffselemente sondern auch die zu erhaltenden Effekte ähnlich zu jenen der zweiten Ausführungsform.
Als nächstes ist Fig. 7 ein Prinzipschaltbild, das ein automatisches Fahrzeuggetriebe T gemäß einer vierten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zeigt. Gemäß dieser Ausführungsform sind die Verbindungsrelationen der Getriebeelemente der beiden Planetenradsätze M1 und M2 bezüglich jenen der vorhergehenden einzelnen Ausführungsformen modifiziert. In dieser Ausführungsform sind die Sonnenräder S1 und S2 direkt miteinander verbunden, und der Träger C3 eines Planetengetriebesatzes und das Hohlrad R1 des anderen sind direkt miteinander verbunden. Auch bei dieser Konstruktion sind die Anlege- und Lösungsbeziehungen der Reibungseingriffselemente und der herzustellenden Übersetzungsstufen absolut identisch mit jenen der vorhergehenden zweiten und dritten Ausführungsform. Im Fall dieser Ausführungsform ist der erste Gang der Abtrieb des Trägers C3 durch den Antrieb des Sonnenrades S3 und die Reaktion des Hohlrades R3; der zweite Gang ist der Abtrieb des Trägers C3 durch den Antrieb des Trägers C1 und die Reaktion des Hohlrades R3; der dritte Gang ist der Abtrieb des Hohlrades R1 durch die direkte Verbindung des Planetengetriebesatzes M1; und der vierte Gang ist der Overdrive-Abtrieb des Hohlrades R1 durch den Antrieb des Trägers C1 und die Reaktion des Sonnenrades S1. Selbst diese Konstruktion kann Effekte erzielen, die ähnlich zu jenen der ersten Ausführungsform sind.
Als nächstes ist Fig. 8 ein Prinzipschaltbild, das ein automatisches Fahrzeuggetriebe T gemäß einer fünften Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zeigt. In dieser Ausführungsform sind die Getriebemechanismen, die im wesentlichen ähnlich zu jenen der vierten Ausführungsform sind, zusammen mit den beiden Kupplungen in Längsrichtung bezüglich des Getriebegehäuses umgekehrt angeordnet. Selbst bei dieser Konstruktion sind die Anlege- und Lösungsbeziehungen und die Leistungstransmissionen der Reibungseingriffselemente absolut identisch mit jenen der obenerwähnten vierten Ausführungsform, um die Effekte zu erzielen, die ähnlich zu jenen der ersten Ausführungsform sind.
Als nächstes ist Fig. 9 ein Prinzipschaltbild, das ein automatisches Fahrzeuggetriebe T gemäß einer sechsten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zeigt. Diese Ausführungsform setzt den Ravignaux-Getriebemechanismus als den Getriebemechanismus M ein, der aufweist: den ersten Planetenradsatz M1, der aus dem Sonnenrad S1, dem Hohlrad R1 und dem Planetenrad P1 besteht, das drehbar durch den Träger C1 gehalten wird und das mit ihnen ineinandergreift; und den zweiten Planetenradsatz M3, der aus dem Sonnenrad S3, dem Hohlrad R1 das mit dem ersten Planetenradsatz M1 gemeinsam genutzt wird, dem Planetenrad P1, das mit dem ersten Planetenradsatz M1 gemeinsam genutzt wird, und dem Planetenrad P3 besteht, das mit dem Planetenrad P1 und dem Sonnenrad S3 ineinandergreift, so daß der Träger C1, der das Planetenrad P1 drehbar trägt, und der Träger C3, der das Planetenrad P3 drehbar trägt, miteinander verbunden sind. überdies ist das Sonnenrad S3 in einer angetriebenen Weise mit der Eingangswelle 14 durch die Kupplung (C-1) verbunden und kann am Gehäuse 10 durch die Bremse (B-0) fixiert werden; das Hohlrad R1 ist in einer angetriebenen Weise mit der Eingangswelle 14 durch die Kupplung (C-2) verbunden; und der Träger C1 ist mit der Ausgangswelle 15 verbunden. Desweiteren kann das Sonnenrad S2 am Gehäuse 10 durch die Bremse (B-1) fixiert werden, und das Hohlrad R1 kann am Gehäuse 10 durch die Bremse (B-2) fixiert werden. Die restliche Konstruktion ist ähnlich zur obenerwähnten der ersten Ausführungsform, so daß die Beschreibung der Konstruktion der einzelnen Abschnitte weggelassen wird; die entsprechenden Glieder werden durch ähnliche Bezugsziffern oder Buchstaben bezeichnet.
Die Beziehungen zwischen den Anwendungen und Lösungen der einzelnen Kupplungen und Bremsen und die herzustellenden Übersetzungsstufen, wenn eine solche Konstruktion genommen wird, sind absolut identisch zu jenen der zweiten Ausführungsfarm und so weiter. Daher wird die folgende Beschreibung auf die Leistungstransmissionen zwischen den einzelnen Getriebeelementen beschränkt. Zur Zeit des ersten Ganges wird der Antrieb des Sonnenrades S3 in den Abtrieb des Trägers C1 durch die Rotationen der Planetenräder P1 und P3 transformiert, die miteinander ineinandergreifen, während das Sonnenrad S1 als das Reaktionselement verwendet wird. Zur Zeit des zweites Gangs wird der Antrieb des Hohlrades R1 in den Abtrieb des Trägers C1 durch die Rotationen der Planetenräder P1 und P3 transformiert, die miteinander ineinandergreifen, während das Sonnenrad 51 als das Reaktionselement verwendet wird. Zur Zeit des dritten Gangs werden die Antriebe des Sonnenrades S3 und des Hohlrades R1 so wie sie sind als der Abtrieb des Trägers C1 verwendet, indem der Planetenradsatz M3 direkt verbunden wird. Zur Zeit des vierten Gangs für die Overdrive-Rotationen wirkt das Sonnenrad S3 als das Reaktionselement gegen den Antrieb des Hohlrades R1, so daß die Rotationen, die durch die Umdrehungen des Planetenrades P1 beschleunigt werden, an den Träger C2 abgegeben werden. Auch mit diesem Getriebemechanismus und den Anordnungen der einzelnen Kupplungen und Bremsen ist es möglich, Effekte bereitzustellen, die ähnlich zu den obenerwähnten der ersten Ausführungsform sind.
Als nächstes ist Fig. 10 ein Prinzipschaltbild, das ein automatisches Fahrzeuggetriebe T gemäß einer siebten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zeigt. In dieser Ausführungsform sind die Antriebs/Abtriebsbeziehungen eines Getriebemechanismus, der im wesentlichen ähnlich zu jenem der sechsten Ausführungsform ist, umgekehrt. Bei dieser Konstruktion wird zur Zeit des ersten Ganges der Antrieb des Sonnenrades S1 in den Abtrieb des Hohlrades R1 durch die Rotationen der Planetenräder P2 und P3 transformiert, die ineinander greifen, während das Sonnenrad S3 als das Reaktionselement verwendet wird; zur Zeit des zweiten Ganges wird der Antrieb des Trägers C1 in den Abtrieb des Hohlrades R1 durch die Rotationen der Planetenräder P1 und P3 transformiert, die ineinander greifen, während das Sonnenrad S3 als das Ausgangselement verwendet wird; und zur Zeit des dritten Ganges werden die Antriebe des Sonnenrades S1 und der Träger C2, so wie sie sind, der Abtrieb des Hohlrades R1, während der erste Planetenradsatz M2 direkt gekoppelt wird. Zur Zeit des vierten Ganges für die Overdrive- Rotationen dient das Sonnenrad S1 als das Reaktionselement gegen den Antrieb des Trägers C1, so daß die Rotationen, die durch die Umdrehungen des Planetenrades F1 beschleunigt werden, zum Hohlrad R1 ausgegeben werden. Auch mit dieser Konstruktion ist es natürlich möglich, Effekte bereitzustellen, die ähnlich zu jenen der obenerwähnten sechsten Ausführungsform sind.
Als nächstes ist Fig. 11 ein Prinzipschaltbild, das ein automatisches Fahrzeuggetriebe T gemäß einer achten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zeigt. In dieser Ausführungsform sind die Getriebemechanismen, die im wesentlichen ähnlich zu jenen der siebten Ausführungsform sind, longitudinal zusammen mit den beiden Kupplungen bezüglich dem Getriebegehäuse umgekehrt. Mit dieser Konstruktion ist es möglich, Effekte und Funktionen bereitzustellen, die ähnlich zu jenen der obenerwähnten siebten Ausführungsform sind.
Als nächstes ist Fig. 11 ein Prinzipschaltbild, das ein automatisches Fahrzeuggetriebe T gemäß einer neunten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zeigt. Diese Ausführungsform setzt den Ravignaux-Getriebemechanismus, der sich von dem der achten Ausführungsform unterscheidet, als den Getriebemechanismus M ein, der aufweist: den ersten Planetenradsatz M1, der aus dem Sonnenrad S1, dem Hohlrad R1 und dem Planetenrad P1 besteht, das drehbar durch den Träger C1 gehalten wird und das mit ihnen ineinandergreift; und den zweiten Planetenradsatz M3, der aus dem Sonnenrad S1 dem Stufenplanetenrad P3, das mit dem Planetenrad P1 und dem Sonnenrad S3 ineinandergreift, und dem Träger C3 besteht, der mit dem das Planetenrad P1 drehbar tragenden Träger C1 verbunden ist, auf dem das Planetenrad P3 drehbar getragen wird. Überdies ist das Sonnenrad S1 in einer angetriebenen Weise mit der Eingangswelle 14 durch die Kupplung (C- 1) verbunden und kann am Gehäuse 10 durch die Bremse (B-0) fixiert werden; der Träger C1 ist in einer angetriebenen Weise mit der Eingangswelle 14 durch die Kupplung (C-2) verbunden; und das Hohlrad R1 ist mit der Ausgangswelle 15 verbunden. Desweiteren kann das Sonnenrad S3 am Gehäuse 10 durch die Bremse (B-1) fixiert werden, und der Träger C1 kann am Gehäuse 10 durch die Bremse (B-2) fixiert werden. Die restliche Konstruktion ist ähnlich zu der obenerwähnten der erste Ausführungsform, so daß die Beschreibung der Konstruktion der einzelnen Abschnitte weggelassen wird, die entsprechenden Glieder werden durch ähnliche Bezugsziffern oder Buchstaben bezeichnet.
Auch mit dieser Konstruktion können die Vorwärts-Übersetzungsstufen vier Gänge annehmen. Die Beziehungen dieser Ausführungsform zwischen Anwendungen und Lösungen der einzelnen Kupplungen und Bremsen und der herzustellenden Übersetzungsstufen sind identisch zu jenen der obenerwähnten zweiten Ausführungsform und so weiter. Im Fall dieser Konstruktion wird zur Zeit des ersten Ganges der Antrieb des Sonnenrades S1 in den Abtrieb des Hohlrades R1 durch die Rotationen der Planetenräder P1 und P3 transformiert, die ineinandergreifen, während das Sonnenrad S3 als das Reaktionselement verwendet wird. Zur Zeit des zweiten Ganges wird der Antrieb des Trägers C1 in den Abtrieb des Hohlrades R1 durch die Rotationen der Planetenräder P1 und P3 transformiert, die ineinandergreifen, während das Sonnenrad S3 als das Reaktionselement verwendet wird. Zur Zeit des dritten Ganges werden die Antriebe des Sonnenrades S1 und des Trägers C1, so wie sie sind, als Abtrieb des Hohlrades R1 verwendet, indem der erste Planetenradsatz M1 direkt verbunden wird. Zur Zeit des vierten Ganges für die Overdrive-Rotationen dient das Sonnenrad S1 als Reaktionselement gegen den Antrieb des Trägers C1, so daß die Rotationen, die durch die Umdrehungen des Planetenrades P1 beschleunigt werden, an das Hohlrad R1 abgegeben werden. Auch wenn diese Konstruktion übernommen wird, ist es möglich, Effekte bereitzustellen, die ähnlich zu jenen der ersten Ausführungsform sind.
Schließlich ist Fig. 13 ein Prinzipschaltbild, das ein automatisches Fahrzeuggetriebe T gemäß einer zehnten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zeigt. Diese Ausführungsform erhält eine Getriebezug-Konstruktion, die im wesentlichen ähnlich zu jener der vorhergehenden ersten Ausführungsform ist, sich jedoch in der reaktionsaufnehmenden Struktur unterscheidet. In dieser Ausführungsform wird die auf die Kupplung (C-1) auszuübende Druckkraft durch eine Mittelstütze 20d getragen, welche die Ausgangswelle 15 schließlich durch ein mehrstufiges Schublager hält, das im Getriebemechanismus M zwischengelegt ist. Der Grund, diese Reaktionsunterstützungs-Konstruktion zu übernehmen, wird im Vergleich mit der ersten Ausführungsform beschrieben. Wenn die Druckkräfte in die beiden Richtungen, die auf die einzelnen Kupplungen (C-1 und C-2) durch die gemeinsame Eingangswelle 14 in der ersten Ausführung sform ausgeübt werden, auf die Gehäuseseitenwände 10a und 10b übertragen werden sollen, lassen sich diese Kupplungen schwer steuern, da die Druckkräfte zur sogenannten "Kupplung-Kupplung-Betriebs"-Zeit, in der eine Kupplung angewendet ist, während die andere gelöst ist (und die in dieser Ausführungsform vom ersten Gang (1.) zum zweiten Gang (2.) oder umgekehrt durchgeführt wird, wie aus Fig. 2 zu entnehmen ist), auf die anderen Kupplungen durch die Eingangswelle 14 Einflüsse ausüben.
In der vorliegenden zehnten Ausführungsform wird daher die auf die Kupplung (C-2) auszuübende Druckkraft ebenfalls durch die Seitenwand 10b des Getriebegehäuses von der Eingangswelle 14 durch den Flanschabschnitt 56 und das Lager 59 getragen, und die auf die Kupplung (C-1) auszuübende Druckkraft wird durch die Mittelstütze 20d, die schließlich die Ausgangswelle 15 unterstützt, durch das angeordnete mehrstufige Schublager getragen, wie in allgemeiner Form in Fig. 13 angezeigt wird.
Im Fall dieser Betriebsart ist die Konstruktion, welche die Kupplung (C-2) betrifft, im wesentlichen ähnlich zu jenen der vorhergehenden einzelnen Ausführungsformen, wie im Detail in Fig. 4 gezeigt wird. Wie im Detail in Fig. 15 gezeigt wird, unterscheidet sich andererseits die Konstruktion, die für die Kupplung (C-1) gewählt wird, geringfügig infolge des Unterschiedes der Art, die Reaktion zu unterstützen. Insbesondere ist der Flanschabschnitt 56 so nicht-drehbar mit der Eingangswelle 14 keilverzahnt, daß er sich in die axialen Richtungen bewegt. Anstelle dessen ist an der Eingangswelle 14 ein Flansch 56A eingebaut, der als ein Reaktionsglied dient, um gegen den Stufenabschnitt der Eingangswelle 14 zu stoßen. Dieser Flansch 56A überträgt die Druckkraft von der Kupplung (C-2), die durch die Eingangswelle 14 aufgenommen wird, auf die Seitenwand 10a durch das Schublager 59, das zwischen dem Flansch 56A und der Seitenwand 10a des Gehäuses 10 angeordnet ist. Andererseits wird die durch die Kupplung (C-1) aufzunehmende Druckkraft nicht auf den obenerwähnten Flansch 56A sondern auf die Sonnenradwelle 16 vom Flanschabschnitt 56 durch ein Schublager 71 übertragen, bis sie schließlich durch die Mittelstütze 10d durch die einzelnen Schublager aufgenommen wird, die im Getriebemechanismus M angeordnet sind, wie in Fig. 13 gezeigt. In dieser Ausführungsform dient daher die Eingangswelle 14 zusammen mit dem Flanschabschnitt 66 des Getriebemechanismus M und dem Flansch 56A als das Reaktionsglied gegen die Kupplung (C-2), und der Getriebemechanismus M dient zusammen mit dem Flanschabschnitt 56 als das Reaktionsglied gegen die Kupplung (C-1). Die restlichen Konstruktionen sind ähnlich zu jenen der obenerwähnten ersten Ausführungsform, und die Beschreibungen der Konstruktionen der einzelnen Abschnitte werden weggelassen, die entsprechenden Glieder werden durch ähnliche Bezugsziffern oder Buchstaben bezeichnet.
Bei dieser Konstruktion sind die einzelnen Übersetzungsstufen ähnlich zu jenen der obenerwähnten ersten Ausführungsform, wie in dem Funktionsdiagramm der Fig. 14 tabellarisch dargestellt ist. Zur obenerwähnten Kupplung-Kupplung-Betriebszeit wird überdies kein Einfluß der Druckkraft auf die anderen Kupplungen über die Eingangswelle 14 ausgeübt. Folglich ist speziell diese Ausführungsform in den machbaren Hydrauliksteuerungen der Kupplungen (C-1 und C-2) vorteilhaft. Die restlichen Effekte sind ähnlich zu jenen der ersten Ausführungsform.
Kurz gesagt, unabhängig davon, welche der Getriebemechanismen M der vorhergehenden Ausführungsformen übernommen werden könnten, wird den Hydraulikservoelementen 3 und 4 der beiden Kupplungen (C-1 und C-2) die Struktur des Typs mit feststehendem Zylinder gegeben, die keine den zentrifugalen Öldruck ausgleichende Kammer benötigt. Die beiden Enden des Getriebemechanismus M, d. h. die Gehäuseseitenwände 10a und 10b sind wie die Zylinder angeordnet, so daß die Kupplungen mit einem kleineren Raum als jenem des gewöhnlichen Kupplungstrommel-Typs konstruiert werden können. Folglich ist es möglich, ein kompaktes und hocheffizientes automatisches Getriebe zu konstruieren. Übrigens ist die Konstruktion mit den Hydraulikservoelementen 3 und 4 an den Gehäuseseitenwänden 10a und 10b auch vorteilhaft, wenn Bandbremsen um die Außenumfangsabschnitte der Planetenräder oder Kupplungen angeordnet sind.
Obwohl die vorliegende Erfindung in Verbindung mit den zehn Ausführungsformen beschrieben worden ist, in denen der Getriebemechanismus auf verschiedene Arten modifiziert wird und in denen die Reaktionsunterstützungskonstruktion teilweise modifiziert wird, sollte sie nicht auf die Getriebemechanismen begrenzt werden, die in den vorhergehenden Ausführungsformen veranschaulicht wurden, sondern sie kann vielfältig in dieser spezifischen Konstruktion innerhalb des Rahmens des Anspruchs modifiziert werden und erweitert auf verschiedene Getriebemechanismen angewendet werden. Obwohl die vorhergehenden einzelnen Ausführungsformen der vorliegenden Erfindung überdies ausschließlich die Fälle veranschaulichen, in denen die Eingangswelle und die Getriebeelemente gegenseitig in antreibender Weise verbunden sind, kann die vorliegende Erfindung natürlich auf Kupplungen angewendet werden, um die Getriebeelemente des Getriebemechanismus miteinander in antreibender Weise zu verbinden.

Claims

1. Automatisches Fahrzeuggetriebe zur Herstellung von mehreren Vorwärts-Übersetzungsstufen, mit einem Getriebegehäuse (10); einer Eingangswelle (14); einem Getriebemechanismus (M), der mit der Eingangswelle (14) verbunden ist und mehrere Getriebeelemente aufweist; einer Ausgangswelle (15) die mit dem Getriebemechanismus (M) verbunden ist; ersten und zweiten Kupplungen (C-1, C-2), die die Eingangswelle (14) und beliebige zwei der Getriebeelemente einzeln in einer antreibenden Weise verbinden; und ersten und zweiten Hydraulikservoelementen (3, 4) zum Einrücken der ersten und zweiten Kupplungen (C-1, C-2), wenn sie mit einem Öldruck versorgt werden,

wobei das Getriebegehäuse (10) den Getriebemechanismus (M), die ersten und zweiten Kupplungen (C-1, C-2) und die ersten und zweiten Hydraulikservoelemente (3, 4) umfaßt und an seinen beiden axialen Endabschnitten einzelne Seitenwände (10a, 10b) aufweist,

wobei die ersten und zweiten Kupplungen (C-1, C-2) in dem Getriebemechanismus (M) an beiden axialen Enden des Getriebemechanismus (M) angeordnet sind, und

wobei die ersten und zweiten Hydraulikservoelemente (3, 4) jeweils aufweisen:

erste und zweite feststehende Zylinder (30, 40), die so an den einzelnen Seitenwänden (10a, 10b) des Getriebegehäuses (10) ausgebildet sind, daß sie einander gegenüberstehen;

erste und zweite Kolben (31, 41) die jeweils verschiebbar in den ersten und zweiten Zylindern (30, 40) angeordnet sind, und jeweils zusammen mit den ersten und zweiten Zylindern (3ß,40) mit Öldruck zu versorgende Ölkammern (3c, 4c) bilden; und

erste und zweite Lager (32, 42), die jeweils zwischen den ersten und zweiten Kolben (31, 41) und den ersten und zweiten Kupplungen (C-1, C-2) angeordnet sind, um Relativdrehbewegungen zwischen dem ersten und dem zweiten Kolben (31, 41) einerseits und der ersten bzw. der zweiten Kupplung (C-1, C-2) andererseits zuzulassen und um die Druckkräfte, die von dem ersten und dem zweiten Kolben (31, 41) erzeugt werden, wenn der Öldruck zugeführt wird, auf die erste bzw. zweite Kupplung (C-1, C-2) zu übertragen.

2. Automatisches Fahrzeuggetriebe nach Anspruch 1, das ferner erste und zweite Reaktionsglieder aufweist zur Übertragung der jeweiligen Druckkräfte jeweils von den ersten und zweiten Hydraulikservoelementen (3, 4) auf das Getriebegehäuse (10), wobei die ersten und zweiten Reaktionsglieder die Druckkräfte auf gegenüberliegende Wände des Getriebegehäuses (10) übertragen, die jeweils den ersten und zweiten Hydraulikservoelementen (3, 4) gegenüberliegen.

3. Automatisches Fahrzeuggetriebe nach Anspruch 2,

wobei das Getriebegehäuse (1ß) eine Mittelwand (Mittelstütze 10d) zwischen den Seitenwänden (10a,10b) aufweist, um die Ausgangswelle (15) zu stützen,

wobei die dem zweiten Hydraulikservoelement (4) zugeordnete Seitenwand (10b) und die Mittelwand (Mittelstütze 10d) dem ersten Hydraulikservoelement (3) gegenüberliegen und die dem ersten Hydraulikservoelement (3) zugeordnete SeitenWand (10a) und die Mittelwand (Mittelstütze 10d) dem zweiten Hydraulikservoelement (4) gegenüberliegen.

4. Automatisches Fahrzeuggetriebe nach Anspruch 2 oder 3, wobei die gegenüberliegenden Wände die Seitenwände (10a, 10b) sind.

5. Automatisches Fahrzeuggetriebe nach einem der Ansprüche 2 bis 4, wobei die ersten und zweiten Reaktionsglieder die Druckkräfte über gemeinsame Verbindungsglieder übertragen.

6. Automatisches Fahrzeuggetriebe nach Anspruch 5, wobei das gemeinsame Verbindungsglied die Eingangswelle (14) ist.

7. Automatisches Fahrzeuggetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 6,

wobei sich die Eingangswelle (14) zwischen beiden Seitenwänden (10c, 20b) durch den Getriebemechanismus (M) erstreckt,

wobei der Getriebemechanismus (M) erste und zweite Flanschabschnitte (56, 66) aufweist, die jeweils benachbart zu den ersten und zweiten Kupplungen (C-1, C-2) angeordnet sind, so daß die Druckkräfte von den ersten und zweiten Kolben (31, 41) jeweils durch die ersten und zweiten Kupplungen (C-1, C-2) darauf übertragen werden,

wobei die ersten und zweiten. Flanschabschnitte (56, 66) die Druckkräfte jeweils von den ersten und zweiten Kolben (31, 41) auf die Eingangswelle (14) übertragen, und

wobei dritte und vierte Lager (59, 69) zum axialen Spielausgleich der Eingangswelle (14) dienen, welche die Druckkräfte von den ersten und zweiten Kolben (31, 41) leiten, zwischen der Eingangswelle (14) und den einzelnen Seitenwänden (10a, 10b) angeordnet sind.

8. Automatisches Fahrzeuggetriebe nach Anspruch 2,

wobei das Getriebegehäuse (10) eine Mittelwand (Mittelstütze 10d) zwischen den Seitenwänden (10a, 10b) aufweist, um die Ausgangswelle (15) zu stützen,

wobei die gegenüberliegende Wand, welche die Druckkraft vom zweiten Hydraulikservoelement (4) überträgt, die Seitenwand (10a) ist, die das erste Hydraulikservoelement (3) bildet, und

wobei die gegenüberliegende Wand, welche die Druckkraft vom ersten Hydraulikservoelement (3) überträgt, die Mittelwand (Mittelstütze 10d) ist.

9. Automatisches Fahrzeuggetriebe nach einem der Ansprüche 2, 3 und 8, wobei die ersten und zweiten Reaktionsgiieder die Druckkräfte über voneinander unabhängige Verbindungsglieder übertragen.

10. Automatisches Fahrzeuggetriebe nach Anspruch 9 oder 10, wobei eines der ersten und zweiten Reaktionsglieder den Getriebemechanismus (M) aufweist, wohingegen das andere die Eingangswelle (14) aufweist.

11. Automatisches Fahrzeuggetriebe nach Anspruch 9,

wobei die ersten und zweiten Hydraulikservoelemente (3, 4) aufweisen: erste und zweite Rückstellfedern (58, 68) zum Ausüben der Druckkräfte auf die ersten und zweiten Kolben (31, 41) gegen die Bewegungen der ersten und zweiten Kolben (31, 41), aufgrund der Zufuhr des Öldrucks zu den Ölkammern (3c, 4c); und erste und zweite Druckglieder (33, 43) zwischen jeweils den ersten und zweiten Lagern (32, 42) und den ersten und zweiten Kupplungen (C-1, C-2), und

wobei die ersten und zweiten Rückstellfedern (58, 68) jeweils an die ersten und zweiten Druckglieder (33, 43) und die ersten und zweiten Reaktionsglieder anstoßen.

12. Automatisches Fahrzeuggetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 6, 8 und 9,

wobei sich die Eingangswelle (14) zwischen beiden Seitenwänden (10a,10b) durch den Getriebemechanismus (M) erstreckt,

wobei die ersten und zweiten Kupplungen (C-1, C-2) jeweils durch die ersten und zweiten Hydraulikservoelemente (3, 4) eingerückt werden, um die Eingangswelle (14) und eines der Getriebeelemente in einer antreibenden Weise anzutreiben, und aufweisen: Naben (53, 63), die mit der Eingangswelle (14) jeweils durch die ersten und zweiten Flanschabschnitte (56, 66) verbunden sind; und Kränze (54, 64) die jeweils mit einem der Getriebeelemente in einer angetriebenen Weise verbunden sind und um die Außenumfänge der Naben (53, 63) über Reibscheiben-Abschnitte (50, 60) angeordnet sind, wobei der Reibscheiben-Abschnitt (50, 60) von mindestens einer der ersten und zweiten Kupplungen (C-1, C-2) aufweist:

mehrere Reibungsglieder (52, 62) mit zwei Flächen, auf die Beläge angebracht sind; und mehrere Trennscheiben (51, 61) die axial abwechselnd mit den Reibungsgliedern (52, 62) angeordnet sind,

wobei die Reibungsglieder (52, 62) an ihren Außenumfängen mit den Innenumfängen der Kränze (54, 64) keilverzahnt sind, wobei die Trennscheiben (51, 61) an ihren Innenumfängen mit den Außenumfängen der Naben (53, 63) keilverzahnt sind, wobei mindestens eines der ersten und zweiten Hydraulikservoelemente (3, 4) ein Druckglied (33, 43) aufweist, das am Außenumfang der Nabe (53, 63) zwischen dem ersten oder zweiten Lager (32, 42) des Hydraulikservoelements und der dem Hydraulikservoelement zugeordneten Kupplung keilverzahnt ist, und

wobei das Druckglied (33, 43) und die Flanschabschnitte (56, 66) Reibungsgliedern (52, 62) gegenüberliegen, die einzeln an den beiden Außenenden der Reibungsglieder (52, 62) angeordnet sind.

13. Automatisches Fahrzeuggetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 6, 8 und 9,

wobei sich die Eingangswelle (14) zwischen beiden Seitenwänden (10a, 10b) durch den Getriebemechanismus (M) erstreckt,

wobei die ersten und zweiten Kupplungen (C-1, C-2) durch die ersten und zweiten Hydraulikservoelemente (3, 4) eingerückt werden, um die Eingangswelle (14) und eines der Getriebeelemente in einer antreibenden Weise anzutreiben, und einzeln aufweisen: Naben (53, 63), die mit der Eingangs- Welle (14) verbunden sind; und Kränze (54, 64) die mit einem der Getriebeelemente in einer angetriebenen Weise verbunden sind und um die Außenumfänge der Naben (53, 63) über Reibscheiben-Abschnitte (50, 60) angeordnet sind,

wobei eines der ersten und zweiten Hydraulikservoelemente (3) ein Druckglied (33) zwischen dem ersten oder zweiten Lager (32) des Hydraulikservoelements (3) und der Kupplung (C-1) aufweist, die dem Hydraulikservoelement (3) entspricht, und

wobei das Druckglied (33) relativ zu der Nabe (53) nicht- drehbar und axial verschiebbar vorgesehen ist und einen Rotorabschnitt (39) aufweist, der an seinem Umfangsabschnitt mehrere Kerben (39a) aufweist, die sich zur radialen Außenseite des Kranzes (54) erstrecken und einem Rotationssensor (7) gegenüberliegen.

14. Automatisches Fahrzeuggetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 5, 8 und 9,

wobei die ersten und zweiten Kupplungen (C-1, C-2) durch die ersten und zweiten Hydraulikservoelemente (3, 4) eingerückt werden, um die Eingangswelle (14) und eines der Getriebeelemente in einer antreibenden Weise anzutreiben, und einzeln aufweisen:

Naben (53, 63), die mit der Eingangswelle (14) verbunden sind; und Kränze (54, 64), die mit einem der Getriebeelemente in einer angetriebenen Weise verbunden sind und um die Außenumfänge der Naben über den Reibscheiben-Abschnitten (50, 60) angeordnet sind, und

wobei die Naben (53, 63) einzeln Öldurchgangskanäle (53a, 63a) aufweisen, um eine Verbindung zwischen den Innen- und Außenumfängen der Naben (53, 63) herzustellen, um das Schmieröl zuzuführen, das von ihren radialen Innenseiten den Reibscheiben-Abschnitten (50, 60) zugeführt wird.

15. Automatisches Fahrzeuggetriebe nach Anspruch 1 oder 2, das ferner aufweist: eine Vorgelegewelle (22), die parallel mit der Ausgangswelle (15) angeordnet und mit den Rädern in einer antreibenden Weise verbunden ist; ein Antriebsvorlegerad (19), das einstückig mit der Ausgangswelle (15) verbunden ist; und ein angetriebenes Vorlegerad (23), das mit dem Antriebsvorlegerad (19) ineinandergreift und einstückig mit der Vorgelegewelle (22) verbunden ist, wobei die ersten und zweiten Kupplungen (C-1, C-2) durch die ersten und zweiten Hydraulikservoelemente (3, 4) eingerückt werden, um jeweils die Eingangswelle (14) und eines der Reibelemente in einer antreibenden Weise zu verbinden, und wobei das Antriebsvorlegerad (19) zwischen den ersten und zweiten Kupplungen (C-1, C-2) angeordnet ist.

16. Automatisches Fahrzeuggetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 15,

wobei der Getriebemechanismus (M) aufweist:

einen ersten Planetenradsatz (M1) mit einem ersten Hohlrad (R1); einem ersten Träger (C1), der drehbar ein erstes Planetenrad (P1) trägt, das mit dem ersten Hohlrad (R1) ineinandergreift; und einem ersten Sonnenrad (S1), das mit dem ersten Planetenrad (P1) ineinandergreift; und

einen zweiten Planetenradsatz (M2) mit einem zweiten Hohlrad (R3), das mit dem ersten Träger (C1) verbunden ist;

einem zweiten Träger (C3), der drehbar ein zweites Planetenrad (P3) trägt, das mit dem zweiten Hohlrad (R3) ineinandergreift und mit dem ersten Hohlrad (R1) verbunden ist;

und einem zweiten Sonnenrad (S3), das mit dem zweiten Planetenrad (P3) ineinandergreift,

wobei das erste Hohlrad (R1) und der zweite Träger (C3) mit der Ausgangswelle (15) verbunden sind,

wobei das erste Sonnenrad (S1) mit der Eingangswelle (14) durch die erste Kupplung (C-1) verbunden ist und durch eine erste Bremse (B-0) am Gehäuse (10) gehalten wird,

wobei das zweite Sonnenrad (53) durch eine zweite Bremse (B-2) am Gehäuse (10) gehalten wird, und

wobei der erste Träger (C1) und das zweite Hohlrad (R3) durch eine dritte Bremse (B-2) am Gehäuse (10) gehalten werden und mit der Eingangswelle (14) durch die zweite Kupplung (C-2) verbunden sind.

17. Automatisches Fahrzeuggetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 25,

wobei der Getriebemechanismus (M) aufweist:

einen ersten Planetenradsatz (M1) mit einem ersten Hohlrad (R1); einem ersten Träger (C1), der drehbar ein erstes Planetenrad (P2) trägt, das mit dem ersten Hohlrad (R1) ineinandergreift; und einem ersten Sonnenrad (S1), das mit dem ersten Planetenrad (P1) ineinandergreift; und

einen zweiten Planetenradsatz (M3) mit einem zweiten Hohlrad (R3); einem zweiten Träger (C3), der drehbar ein zweites Planetenrad (P3) trägt, das mit dem zweiten Hohlrad (R3) ineinandergreift und mit dem ersten Hohlrad (R1) verbunden ist; und einem zweiten Sonnenrad (S3), das mit dem zweiten Planetenrad (P3) ineinandergreift und mit dem ersten Sonnenrad (S2) verbunden ist,

wobei das erste Hohlrad (R1) und der zweite Träger (C3) mit der Ausgangswelle (15) verbunden sind, wobei das erste Sonnenrad (S1) und das zweite Sonnenrad (S3) mit der Eingangswelle (14) durch die erste Kupplung (C-1) verbunden sind und durch eine erste Bremse (B-0) am Gehäuse (10) gehalten werden,

wobei das zweite Hohlrad (R3) durch eine zweite Bremse (B-1) am Gehäuse (10) gehalten wird, und

und wobei der erste Träger (C1) durch eine dritte Bremse (B-2) am Gehäuse (10) gehalten wird und mit der Eingangswelle (14) durch die zweite Kupplung (C-2) verbunden ist.

18. Automatisches Fahrzeuggetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 15,

wobei der Getriebemechanismus (M) aufweist: einen Planetenradsatz mit einem Hohlrad (R1); einem Träger (C1), der drehbar ein erstes Planetenrad (P1), das mit dem Hohlrad (R1) ineinandergreift, und ein zweites Planetenrad (P3) trägt, das mit dem ersten Planetenrad (P1) ineinandergreift; einem ersten Sonnenrad (S1), das mit dem ersten Planetenrad (P1) ineinandergreift; und einem zweiten Sonnenrad (S3), das mit dem zweiten Planetenrad (P3) ineinandergreift,

wobei der Träger (C1) mit der Ausgangswelle (15) verbunden ist,

wobei das zweite Sonnenrad (S3) mit der Eingangswelle (14) durch die erste Kupplung (C-1) verbunden ist und durch eine erste Bremse (B-0) am Gehäuse (10) gehalten wird,

wobei das erste Sonnenrad (S1) durch eine zweite Bremse (B-1) am Gehäuse (10) gehalten wird, und

wobei das Hohlrad (R1) durch eine dritte Bremse (B-2) am Gehäuse (10) gehalten wird und mit der Eingangswelle (14) durch die zweite Kupplung (C-2) verbunden ist.

19. Automatisches Fahrzeuggetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 15,

wobei der Getriebemechanismus (M) aufweist: einen Planetenradsatz mit einem Hohlrad (R1); einem Träger (C1), der drehbar ein erstes Planetenrad (P1), das mit dem Hohlrad (R1) ineinandergreift, und ein zweites Planetenrad (P3) trägt, das mit dem ersten Planetenrad (P1) ineinandergreift; einem ersten Sonnenrad (S1) das mit dem ersten Planetenrad (P2) ineinandergreift; und einem zweiten Sonnenrad (S3), das mit dem zweiten Planetenrad (P3) ineinandergreift,

wobei das Hohlrad (R1) mit der Ausgangswelle (15) verbunden ist,

wobei das zweite Sonnenrad (S3) durch eine zweite Bremse (B-1) am Gehäuse (10) gehalten wird, und

wobei der Träger (C1) durch eine dritte Bremse (B-2) am Gehäuse (10) gehalten wird und mit der Eingangswelle (14) durch die zweite Kupplung (C-2) verbunden ist.

20. Automatisches Fahrzeuggetriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 15,

wobei der Getriebemechanismus (M) aufweist:

einen Planetenradsatz mit einem ersten Hohlrad (R1); einem ersten Träger (C1), der drehbar ein erstes Planetenrad (P1) trägt, das mit dem ersten Hohlrad (R1) ineinandergreift; einem ersten Sonnenrad (S1), das mit dem ersten Planetenrad (P1) ineinandergreift; einem zweiten Hohlrad (R3), das mit dem ersten Träger (C1) verbunden ist; einem zweiten Träger (C3), der drehbar ein zweites Planetenrad (P3) trägt, das mit dem zweiten Hohlrad (R3) ineinandergreift und mit dem ersten Hohlrad (R1) verbunden ist; einem zweiten Sonnenrad (S3), das mit dem zweiten Planetenrad (P3) ineinandergreift; und einem dritten Sonnenrad (S2), das mit einem dritten Planetenrad (P2) ineinandergreift, das durch den ersten Träger (C1) getragen wird und relativ zu dem ersten Planetenrad (P1) nicht-drehbar verbunden ist, mit einem kleineren Durchmesser als jenem des ersten Planetenrades (P1),

wobei das erste Sonnenrad (S1) mit der Eingangswelle (14) durch die erste Kupplung (C-1) verbunden ist und durch eine erste Bremse (B-0L) am Gehäuse (10) gehalten wird, wobei das zweite Sonnenrad (S3) durch eine zweite Bremse (B-1) am Gehäuse (10) gehalten wird,

wobei der erste Träger (C1) und das zweite Hohlrad (R3) durch eine dritte Bremse (B-2) am Gehäuse (10) gehalten werden und mit der Eingangswelle (14) durch die zweite Kupplung (C-2) verbunden sind, und

wobei das dritte Sonnenrad (S2) durch eine vierte Bremse (B-0H) am Gehäuse (10) gehalten wird.