DE1131106B - Kraftfahrzeuggetriebe - Google Patents

Kraftfahrzeuggetriebe

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DE1131106B
DE1131106B DEB56508A DEB0056508A DE1131106B DE 1131106 B DE1131106 B DE 1131106B DE B56508 A DEB56508 A DE B56508A DE B0056508 A DEB0056508 A DE B0056508A DE 1131106 B DE1131106 B DE 1131106B
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DE
Germany
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blades
stator
torque
torque converter
speed
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Pending
Application number
DEB56508A
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English (en)
Inventor
Anthony C Mamo
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Borg Warner Corp
Original Assignee
Borg Warner Corp
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Publication date
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Pending legal-status Critical Current

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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H47/00—Combinations of mechanical gearing with fluid clutches or fluid gearing
    • F16H47/06—Combinations of mechanical gearing with fluid clutches or fluid gearing the fluid gearing being of the hydrokinetic type
    • F16H47/08—Combinations of mechanical gearing with fluid clutches or fluid gearing the fluid gearing being of the hydrokinetic type the mechanical gearing being of the type with members having orbital motion

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  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Control Of Fluid Gearings (AREA)

Description

  • Kraftfahrzeuggetriebe Die Erfindung betrifft Kraftfahrzeuggetriebe mit einem hydrodynamischen Drehmomentenwandler und einem diesem nachgeschalteten Planetengetriebesatz, wobei der Drehmomentenwandler ein mit der treibenden Welle verbundenes Pumpenrad, ein mit zwei Schaufelreihen versehenes Turbinenrad, ein mit zwei Schaufelreihen versehenes erstes Leitrad, dessen Schaufelreihen beiderseits der zweiten Schaufelreihe des Turbinenrades angeordnet sind, sowie ein zweites Leitrad umfaßt, während der Planetengetriebesatz aus zwei Eingangsgliedern und einem mit der getriebenen Welle verbundenen Ausgangsglied besteht Es sind schon Kraftfahrzeuggetriebe mit einem hydrodynamischen Drehmomentenwandler bekanntgeworden, bei denen während des Beschleunigungsvorganges verschiedene Kupplungen und Bremsen betätigt werden, um verschiedene Antriebsverhältnisse bis zum Verhältnis 1:1 herzustellen. Dieses letztere Antriebsverhältnis wird jedoch direkt von der Brennkraftmaschine abgegeben, ohne über den Drehmomentenwandler zu laufen. Dadurch ist ein stufenlos regelbares Drehzahlverhältnis nicht erreichbar, und mit dem Augenblick, wo das Leitrad sich zu drehen beginnt, findet keine weitere Drehmomentwandlung statt.
  • Es ist weiterhin ein hydrodynamischer Drehmomentenwandler bekannt, der aus einem Pumpenrad, einem aus mehreren Turbinenschaufeln bestehendes Turbinenrad, einem aus zwei Schaufelreihen gebildeten ersten Leitrad und einem zweiten Leitrad besteht. Dabei ist zwischen den ersten und zweiten Turbinenschaufeln die erste Schaufelreihe des ersten Leitrades angeordnet, und die zweite Schaufelreihe des ersten Leitrades liegt zwischen den zweiten Turbinenschaufeln und dem zweiten Leitrad. Ein Planetenrädergetriebe ist diesem hydrodynamischen Drehmomentenwandler nicht nachgeschaltet.
  • Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein Kraftfahrzeuggetriebe mit einem hydrodynamischen Drehmomentenwandler und einem diesem nachgeschalteten Planetengetriebe zu schaffen, bei dem der Drehmomentenwandler imAnfahren bei einem Drehzahlverhältnis im Bereich 0 ein verhältnismäßig hohes Drehmomentenverhältnis in der Größenordnung von 3,5 besitzt und ferner einen verhältnismäßig hochliegenden Kupplungspunkt bei einem Drehzahlverhältnis von etwa über 0,9 hat, wobei das Leitrad des hydrodynamischen Drehmomentenwandlers beginnt, in Vorwärtsrichtung zu laufen.
  • Diese Aufgaben löst die Erfindung dadurch, daß das Turbinenrad mit dem ersten Eingangsglied des Planetengetriebesatzes verbunden ist und das erste Leitrad mit dem zweiten Eingangsglied des Planetengetriebesatzes verbindbar ist, wobei gemäß einer besonders vorteilhaften Ausführungsform der Erfindung das erste Leitrad mit dem als zweites Eingangsglied dienenden Sonnenrad des Planetengetriebesatzes mittels einer Reibungskupplung verbindbar und eine auf das Sonnenrad wirkende Reibungsbremse vorgesehen ist.
  • Mit dem Kraftfahrzeuggetriebe nach der Erfindung kann trotz einer verhältnismäßig hohen Drehmomentenübersetzungsverhältnisses beim Anfahren eine ansteigende sogenannte k-Kurve an Stelle einer abfallenden k-Kurve im gesamten Drehzahlbereich erreicht werden. Der k-Wert stellt den Quotienten aus Eingangsdrehzahl des Drehmomentenwandlers und der Quadratwurzel des Eingangsdrehmoments dar. Durch eine solche verbesserte Form der k-Kurve wird der hydrodynamische Drehmomentenwandler und damit auch das Kraftfahrzeuggetriebe, dessen Bestandteil der Drehmomentenwandler ist, besser den Eigenschaften der üblichen Kraftfahrzeugbrennkraftmaschinen angepaßt. Diese Brennkraftmaschinen haben eine Drehmomentenkurve, welche bei mittleren Motordrehzahlen zu einem hohen Wert ansteigt. Die Motordrehzahlen können so über längere Zeitabschnitte während der Beschleunigung des Fahrzeugs im Bereich der hohen Drehmomente gehalten werden.
  • Außerdem tritt trotz des hohen Drehmomentenverhältnisses des hydrodynamischen Drehmomentenwandlers beim Anfahren in seinem Kupplungsbereich nur ein geringer Schlupf auf. Eine weitere zweckmäßige Ausführungsform des Kraftfahrzeuggetriebes nach der Erfindung ergibt sich dadurch, daß die Schaufeln- des ersten Leitrades und der Turbine so ausgebildet sind, daß die zweite Schaufelreihe des ersten Leitrades bestrebt ist, in Vorwärtsrichtung schneller zu laufen als die erste Schaufelreihe des ersten Leitrades.
  • Weitere zweckmäßige Ausführungsformen der Erfindung sind dadurch gekennzeichnet, daß die auf das erste Leitrad wirkende Einwegbremsvorrichtung wahlweise betätigbar ist und daß in an sich bekannter Weise eine auf das Turbinenrad und den als erstes Eingangsglied dienenden Planetenräderträger des Planetengetriebesatzes wirkende Reibungsbremse vorgesehen ist.
  • In den Zeichnungen sind Ausführungsbeispiele des Kraftfahrzeuggetriebes nach der Erfindung dargestellt, die in der nachfolgenden Beschreibung näher erläutert werden. Es zeigt Fig. 1 einen Längsschnitt durch ein Kraftfahrzeuggetriebe nach der Erfindung, Fig. 2 eine schematische Darstellung des Getriebes der Fig. 1; Fig.3 eine Übersichtstafel als Zusammenstellung der verschiedenen für die Herstellung der Antriebsgänge durch das Getriebe einzuschaltenden Schaltmittel, Fig. 4 Schnittdarstellungen der verschiedenen Schaufeln des hydrodynamischen Drehmomentenwandlers des Getriebes an der Innen- und an der Außenkante und an der mittleren Strömungslinie, Fig.5 eine Darstellung der Schaufeln an ihrer mittleren Strömungslinie, wobei die während eines Leistungsbereiches auftretenden Strömungsvektoren eingezeichnet sind, Fig. 6 eine der Fig. 5 ähnliche Darstellung mit den bei höheren Betriebsdrehzahlen im Leistungsbereich auftretenden Strömungsvektoren, Fig. 7 eine der Fig. 6 ähnliche Darstellung mit den in einem Antriebsbereich auftretenden Strömungsvektoren, Fig. 8 eine der Fig. 6 ähnliche Darstellung mit den beim Rückwärtsantrieb auftretenden Strömungsvektoren, Fig. 9 eine grafische Darstellung des k-Wertes und des Drehmomentenverhältnisses des hydrodynamischen Drehmomentenwandlers, Fig.10 : eine grafische Darstellung der Drehmomentenkurve und des k-Wertes einer Rrennkraftmaschine, die zusammen mit dem Getriebe nach der Erfindung benutzt werden kann, Fig.11 eine grafische Darstellung des k-Wertes und des Drehmomentenverhältnisses des Getriebes in einem Antriebsbereich, Fig. 12 eine schematische Darstellung einer abge= wandelten Ausführungsform des Kraftfahrzeuggetriebes nach der Erfindung; Fig. 13 einen teilweisen Längsschnitt durch die Ausführungsform des Kraftfahrzeuggetriebes nach Fig.12. Fig. 14 :eine übersichtsdarstellung der verschiedenen Antriebsmöglichkeiten der Ausführungsforrn des Getriebes nach der Fig. 12 unter Benutzung der verschiedenen Schaltmittel, Fig. 15 eine schematische Darstellung einer weiteren abgewandelten Ausführungsform: des. Kraftfahrzeuggetriebes nach der Erfindung, Fig. 16 einen teilweisen Längsschnitt durch die in Fig. 15 dargestellte Ausführungsforen des Getriebes, Fig. 17 eine schematische Darstellung des hydrodynamischen Drehmomentenwandlers des Getriebes mit den Radien der verschiedenen Schaufelelemente, Fig. 18 eine grafische Darstellung der Beziehung zwischen Ausgangsdrehmoment und Ausgangsleistung für irgendeine gegebene Drehzahl des hydrodynamischen Drehmomentenwandlers, wobei gleichzeitig eine dem Stand der Technik entnommene Kurve eingetragen ist.
  • In den Zeichnungen bezeichnen gleiche Bezugszeichen auch gleiche Teile.
  • Das in den Fig. 1 und 2 der Zeichnungen dargestellte Kraftfahrzeuggetriebe enthält eine Antriebswelle 10; eine Abtriebsweile 11, Zwischenwellen 12, 13 und 14, einen hydrodynamischen Drehmomentenwandler 15, einen Planetengetriebesatz 16, Reibungsbremsen 17, 18 und 19, eine Reibungskupplung 20 und Einwegbremsvorrichtungen 21 und 22. Die Antriebswelle 10 wird von der nicht dargestellten Brennkraftmaschine des Fahrzeuges angetrieben, und die Abtriebswelle 11 treibt die hinteren, angetriebenen Räder des Fahrzeuges über die übliche Kardanwelle und das Differential, die hier nicht dargestellt sind.
  • Der hydrodynamische Drehmomentenwandler 15 enthält ein Pumpenrad 23, ein Turbinenrad 24, ein erstes Leitrad 25 und ein zweites Leitrad 26. Das Pumpenrad 23 besteht aus einer äußeren Wandlerschale 27, welche reit der Antriebswelle 10 verbunden ist, den Schaufeln 28 und einem inneren Kernabschnitt 29. Das Turbinenrad 24 besteht aus einer äußeren Schale 30, die fest mit der Zwischenwelle 12 verbunden ist, einem ersten oder äußeren Satz von Turbinenschaufeln 31, einem inneren Kernabschnitt 32, der mit den Turbinenschaufeln 31 fest verbunden ist, einem zweiten oder inneren Satz von Turbinenschaufeln 33, welche in der Schale 30 befestigt sind, und einem inneren Kernabschnitt 34, welcher fest mit den Turbinenschaufeln 33 verbunden ist. Das erste Leitrad 25 hat eine erste oder äußere Schaufelreihe 35 und eine zweite oder innere Schaufelreihe 36. Die Schaufelreihen 35 und 36 sind fest mit einem inneren Kernabschnitt 37 verbunden, und die zweite Schaufelreihe 36 sitzt an einer Nabe 38, welche auf der Zwischenwelle 13 aufgekeilt ist. Das zweite Leitrad 26 besitzt Schaufeln 39, einen inneren Kernabschnitt 40, welcher mit den Schaufeln 39 fest verbunden ist, und eine Nabe 41, welche zusammenhängend mit den Schaufeln 39 ausgebildet und auf die Zwischenwelle 14 aufgekeilt ist. Der hydrodynamische Drehmomentenwandler 15 ist mit Flüssigkeit gefüllt. Die Flüssigkeit bildet gewöhnlich innerhalb der Schalen 27 und 30 das durch den Pfeil A angedeutete, in einer allgemeinen kreisförmigen Richtung verlaufende Strömungstoroid. Die Schalen 27 und 30 und die Naben 38 und 41 liegen in bezog auf diese Bewegung der Flüssigkeit außen, während die Kernabschnitte 29, 32, 34, 37 und 40 gegenüber dem Strömungstoroid innenliegen.
  • Das Pumpenrad 23; das Türbinenrad 24, das erste Leitrad 25 und das zweite Leitrad 26 laufen alle um die Längsachse der Zwischenwelle 12 herum. In Bezug auf diese Mittelachse liegen die ersten Turbinenschaufeln 31 am weitesten nach außen, während die zweite Schaufelreihe 36 des ersten Leitrades und die Schaufeln 39 des zweiten Leitrades innen gelegen sind. Die erste Schaufelreihe 35 und die zweiten Turbinenschaufeln 33 sind dazwischen angeordnet, während die Schaufeln des Pumpenrades vom inneren Teil des Flüssigkeitskreislaufes bis zum äußeren Abschnitt reichen. Bei der durch den Pfeil A angegebenen Strömung läuft die Flüssigkeit von den Schaufeln 28 nach außen und nacheinander durch die ersten Turbinenschaufeln 31, die erste Schaufelreihe 35, die zweiten Turbinenschaufeln 33, die zweite Schaufelreihe 36 und die Schaufeln 39 des zweiten Leitrades zurück zu den Schaufeln 28 des Pumpenrades.
  • Der Planetengetriebesatz 16 besitzt ein Sonnenrad 42, ein Ringrad 43, einen Satz Planetenräder 44, von denen jedes mit dem Sonnenrad 42 im Eingriff steht, einen Satz von Planetenrädern 45, von denen jedes mit einem der Planetenräder 44 und dem Ringrad 43 im Eingriff steht, und einen Planetenräderträger 46 für die Planetenräder. Das Ringrad 43 ist drehfest mit der Abtriebswelle 11 verbunden, und der Planetenträger 46 ist auf der Zwischenwelle 12 befestigt. Das Sonnenrad 42 ist drehbar auf der Zwischenwelle 12 angeordnet.
  • Die Reibungsbremse 1.9 besitzt eine Bremstrommel 47, welche einen Teil des Planetenräderträgers.46 bildet, und ein Bremsband 48, welches mit der Brem,strommel47 zusammenarbeitet. Das Bremsband 48 kann auf der Bremstrommel 47 mittels irgendeines Stellmotors 49 angezogen werden. Der letztere kann z. B. einen von einem Strömungsmittel beaufschlagten Kolben 50 enthalten, welcher in einem Zylinderghäuse 51 verschiebbar angeordnet ist. Der Kolben 50 wirkt gegen die Kraft der Federn 52 und 53, welche zwischen dem Kolben und einer Federhalterung 54 angeordnet sind, welch letztere an dem Zylinder 51 befestigt ist.
  • Die Reibungsbremse 18 besitzt eine Bremstrommel 55, welche mit dem Sonnenrad 42 drehfest verbunden ist, und ein Bremsband 56, welches sich um den äußeren Umfang der Bremstrommel 55 legen kann. Die Reibungsbremse 18 kann durch einen ähnlichen, mit Flüssigkeitdruck betriebenen Stellmotor betätigt werden wie die Reibungsbremse 19.
  • Die Reibungsbremse 17 enthält eine Bremstrommel 57, mit der ein Bremsband 58 in Eingriff gebracht werden kann. Die Reibungsbremse 17 kann ebenfalls durch einen dem Stellmotor ähnlichen Stellmotor 49 betätigt werden. Die Reibungsbremse 17 ist mit der Einwegbremsvorrichtung 22 verbunden, die ihrerseits mit der Zwischenwelle 13 verbunden ist. Die Einwegbremsvorrichtung 22 kann in irgendeiner bekannten Bauweise ausgeführt sein und enthält in der Darstellung kippbare Mitnehmer 59, welche zwischen inneren und äußeren Laufflächen 60 und 61 angeordnet sind und mit diesen in Eingriff treten. Die Lauffläche 60 ist drehfest mit der Zwischenwelle 13 verbunden und die äußere Lauffläche 61 drehbar auf der Lauffläche 60 angeordnet, wobei die Bremstrommel 57 auf der Lauffläche 61 aufgekeilt ist. Die kippbaren Mitnehmen 59 sind zwischen den Laufflächen 60 und 61 so angeordnet, daß die Mitnehmer die innere Lauffläche 60 an einer Rückwärtsdrehung hindern, d. h. an einer Drehung, welche entgegengesetzt zu der der Antriebswelle 10 verläuft und die durch den Pfeil 62 angedeutet ist. Die Mitnehmer 59 lassen jedoch eine freie Drehung der Lauffläche 60 in Vorwärtsdrehrichtung zu.
  • Die Reibungskupplung 20 enthält einen Satz Reibscheiben 63; welche in der Bremstrommel 55 mit einer Keilverzahnung angeordnet sind, und einen Satz dazwischengreifender Reibscheiben 64, welche mit einer Keilverzahnung auf einer Blechschale 65 befestigt sind, die mittels Nieten 66 drehfest mit der inneren Lauffläche 60 verbunden ist. Eine Halteplatte 67 ist in der Bremstrommel 55 befestigt, und ferner ist in der Bremstrommel auf der anderen Seite der aufeinandergeschichteten Reibscheiben 63 und 64 ein durch Flüssigkeitsdruck betätigter Kolben 68 verschiebbar angeordnet. Eine Tellerfeder 69 ist drehfest mit Bezug auf die Nabe des Sonnenrades 42 und wirkt auf den Kolben 68, um ihn in die Lösestellung der Reibungskupplung zurückzudrücken. Eine unter Druck stehende Flüssigkeit kann über irgendwelche Zuführungen hinter den Kolben 68 in einen Hohlraum 70 eingelassen werden, und ein Rückschlagventil 71 ist in Verbindung mit dem Hohlraum 70 vorgesehen, um den Flüssigkeitsdruck im Hohlraum 70 zu entlasten, wenn über die Zuführungen keine Flüssigkeit zugeführt wird.
  • Die Einwegbremsvorrichtung 21 ist ebenfalls in üblicher Art ausgebildet und mit kippbaren Mitnehmern 72 versehen, welche zwischen einer inneren Lauffläche 73, welche auf der Zwischenwelle 14 vorgesehen ist, und einer äußeren Lauffläche 74 angeordnet sind. Die Lauffläche 74 ist mit dem feststehenden Getriebegehäuse 75 verbunden. Die Mitnehmer 72 sind zwischen den Laufflächen 73 und 74 so angeordnet, daß die Zwischenwelle 14 an einer Rückwärtsdrehung gehindert wird, sich jedoch in Vorwärtsdrehrichtung frei drehen kann. Der Flüssigkeitsdruck zur Betätigung der Reibungsbremsen 17, 18 und 19 und der Reibungskupplung 20 kann über irgendeine Hydraulikanlage zugeführt und geregelt werden. Diese Anlage kann eine Pumpe 76 enthalten, welche von der Abtriebswelle 11 des Kraftfahrzeuggetriebes angetrieben wird, und ferner eine Pumpe 77, die von der Antriebswelle 10 über die Wandlerschale 27 und eine Hohlwelle 78 angetrieben wird. Die Hydraulikanlage kann ferner ein Entlastungsventil 79 enthalten, das zur Entlastung von übermäßigen Drücken im hydrodynamischen Drehmomentenwandler 15 dient.
  • Die im hydrodynamischen Drehmomentenwandler 15 verwendeten Schaufeln werden an Hand der Fig. 4 jetzt ausführlich erläutert. Im Mittelabschnitt dieser Figur sind Schnittdarstellungen der Schaufeln entlang einer mittleren Strömungslinie dargestellt. Die mittlere Strömungslinie ist auf den Schaufeln diejenige Linie, bei der angenähert zur Innenseite wie zur Außenseite der Linie, d. h. von der Linie aus zu den inneren Kernabschnitten 29, 32, 34, 37 und 40 und zu den äußeren Teilen, nämlich den Schalen 27 und 30 und den Naben 38 und 41, die gleiche Strömungsfläche liegt. Auf der linken Seite dieser Figur sind die Schaufeln an ihren inneren Enden, d. h. an den Kernabschnitten 29, 32, 34, 37 und 40; im Schnitt dargestellt. Auf der rechten Seite der Figur sind diese Schaufeln an ihren äußeren Kanten, nämlich entlang den Schalen 27 und 30 und den Naben 38 und 41, geschnitten.
  • Die Schaufeln 28 des Pumpenrades haben Einlaßenden 80 und Auslaßenden 81. Gleichfalls haben die ersten Turbinenschaufeln 31 entsprechende Einlaß-und Auslaßenden 82 und 83. Die erste Schaufelreihe 35 des ersten Leitrades hat Einlaß- und Auslaßenden 84 bzw. 85. Die zweiten Turbinenschaufeln 33 haben Einlaß- und Auslaßenden 86- bzw. 87. Die zweite Schaufelreihe 36 des ersten Leitrades hat Einlaß-und Auslaßenden 88 bzw. 89. Schließlich besitzen die Schaufeln 39 des zweiten Leitrades 26 Einlaß-und Auslaßenden 90 bzw. 91.
  • Die an den Schaufelenden an der mittleren Strömungslinie der Schaufeln. auftretenden Winkel werden für die Schaufeln 28 am Einlaß- bzw. Auslaßende 80 bzw. 81 mit a1 bzw. bi bezeichnet. In ähnlicher Weise gelten die Bezeichnungen ci bzw. di für die ersten Turbinenschaufeln 31, ei bzw. f l für die erste Schaufelreihe 35 des ersten Leitrades, g, bzw. hi für die zweiten Turbinenschaufeln 33, il bzw. j, für die zweite Schaufelreihe 36 des ersten Leitrades und k. bzw. h für die Schaufeln 39 des zweiten Leitrades.
  • Wie im folgenden erläutert werden wird, überträgt das erste Leitrad 25 einen wesentlichen Anteil des Drehmomentes, welches vom Turbinenrad 24 bei gleichförmigen Betriebsbedingungen übertragen wird. Beispielsweise übertägt bei einem speziellen Planetengetriebesatz 16 mit einem Übertragungsverhältnis von 1,46, wobei die Teile des Planetengetriebesatzes 16 alle zusammen mit etwa der gleichen Drehzahl umlaufen, das erste Leitrad 25 31,5% des Drehmomentes, während das Turbinenrad 24 die übrigen 68,50/a überträgt.
  • Die oben angegebenen Winkelbereiche der Turbinenschaufeln 31 und 33 und der Leitschaufelreihen 35 und 36, insbesondere die der Auslaßwinkel, sind zur Herbeiführung dieser Drehmomentenaufteilung wichtig. In diesem Zusammenhang ist weiter zu beachten, daß die ersten Turbinenschaufeln 31 im wesentlichen im äußeren Abschnitt des toroidalen Flüssigkeitskreislaufes liegen, wobei die zweiten Turbinenschaufeln 33 nur durch die verhältnismäßig schmale Leitschaufelreihe 35 von den ersten Turbinenschaufeln 31 getrennt liegen.
  • Im Betrieb liefert das Kraftfahrzeuggetriebe nach der Erfindung zwei Vorwärtsgänge, und zwar einen Antriebsbereich, in welchem das Getriebe überwiegend betrieben wird, und einen Leistungsbereich, in welchem bei gewissen Fahrzeuggeschwindigkeiten eine größere Beschleunigung erzielt wird. Ferner ist ein Rückwärtsgang vorgesehen, und außerdem liefert das Getriebe drei Verzögerungsstufen, in welchen die Drehung der Abtriebswelle 11 des Kraftfahrzeuggetriebes in Vorwärtsrichtung verlangsamt wird. Als erstes wird der Antrieb im Leistungsbereich beschrieben.
  • Aus der Übersicht der Fig. 3 geht hervor, daß für diesen Gang die beiden Reibungsbremsen 17 und 18 eingeschaltet werden. Die Reibungsbremse 18 wirkt auf das Sonnenrad 42: und hindert es daran, sich zu drehen. Die Reibungsbremse 17 wirkt über die Einwegbremsvorrichtung 22, um das erste Leitrad 25 gegen Rückwärtsumlauf zu halten. Unter diesen Bedingungen verursacht das Pumpenrad, welches von der Antriebswelle 10 angetrieben wird, in dem hydrodynamischen Drehmomentenwandler 15 eine toriodale Bewegung der Flüssigkeit in der durch den Pfeil A angezeigten Richtung, und die die Schaufeln des Turbinenrades 24 beaufschlagende Flüssigkeit treibt das Turbinenrad 24 mit einem gegenüber dem Drehmoment der Antriebswelle 10 erhöhten Drehmoment, so daß das Turbinenrad 24 den Planetengetriebesatz 16 über die Zwischenwelle 12 mit diesem erhöhten Drehmoment antreibt. Das erste Leitrad 25 und das zweite Leitrad 26 sind im Anfang beide stationär. Das erste Leitrad 25 wird gegen ein Umlaufen in Rückwärtsrichtung durch die Reibungsbremse 17 und die Einwegbremsvorrichtung 22 gehalten, während das zweite Leitrad 26 gegen ein Rückwärtsumlaufen durch die Einwegbremsvorrichtung 21 gesichert ist. Der Planetengetriebesatz 16 arbeitet so, daß das Ringrad 43 und die Abtriebswelle 11 mit einer bestimmten Drehzahlübersetzung ins Langsame gegenüber der Zwischenwelle 12 gleichmäßig angetrieben werden, wobei der Planetenräderträger 46 drehfest mit der Zwischenwelle 12 verbunden ist, Das Sonnenrad 42 ist durch die Reibungsbremse 18 gegen Drehung festgehalten. Das Ringrad läuft mit einer vorher festgelegten Drehzahlübersetzung ins Langsame und Drehmomentenübersetzung im Sinne einer Verstärkung, welche sich aus der Zahl der Zähne der im Planetengetriebesatz 16 vorhandenen Zahnräder ergeben. Die Drehzahlübersetzung ins Langsame wird dadurch veranlaßt, daß der Planetengetriebesatz 16 zwei miteinander kämmende Planetenräder 44 und 45 in Antriebsverbindung zwischen dem Sonnenrad 42 und dem Ringrad 43 zwischengeschaltet hat. Der Planetengetriebesatz 16 kann so gebaut sein, daß die Übersetzung beispielsweise den Wert 1,46 hat, d. h. der Träger 46 macht 1,46 Umdrehungen während jeder einzelnen Umdrehung des Ringrades 43 und der Abtriebswelle 11.
  • Die zwischen der Antriebswelle 10 und der Zwischenwelle 11 erreichte Drehmomentenerhöhung besteht daher aus der von dem Planetengetriebesatz 16 gelieferten Drehmomentenvervielfachung, welche sich noch um den Faktor erhöht, um den das Drehmoment von dem hydrodynamischen Drehmomentenwandler 15 vervielfacht wird, wobei der Drehmomentenwändler 15 in Reihe mit dem Planetengetriebesatz 16 geschaltet ist. Anfangs liefert der hydrodynamische Drehmomentenwandler 15 zwischen der Antriebswelle 10 und der Zwischenwelle 12 eine verhältnismäßig hohe Drehmomentenvervielfachung, die beispeilsweise in der Größenordnung von 3,5:1 liegt. Bei zunehmender Drehzahl der Zwischenwelle 12 und der Abtriebswelle 11 nimmt die über den hydrodynamischen Drehmomentenwandler 15 gelieferte Drehmomentenwandlung allmählich ab. Bei dieser Zunahme der Drehzahl der Zwischenwelle 12 und der Abtriebswelle 11 und der allmählichen Abnahme der Drehrnomentenwandlung durch den hydrodynamischen Drehmomentenwandler 15 beginnt zunächst das erste Leitrad 25 in Vorwärtsrichtung zu drehen, wobei sich die Einwegbremsvorrichtung 22 löst. Anschließend löst sich die Einwegbremsvorrichtung 21, so daß das zweite Leitrad 26 ebenfalls in Vorwärtsrichtung dreht. Sobald das zweite Leitrad 26 ,seine Drehung in Vorwärtsrichtung beginnt, ist der sogenannte Kupplungspunkt des hydrodynamischen Drehmomentenwandlers 15 erreicht. Das Pumpenrad 23 und das Turbinenrad 24 laufen dann mit nur geringem Schlupf, und der Drehmomentenwandler 15 arbeitet dadurch als eine einfache, zweiteilige Flüssigkeitskupplung, ohne eine Drehmomentenvervielfachung zu liefern. In diesem Zeitpunkt wird die ganze Drehmomentenvervielfachung zwischen der Antriebswelle 10 und der Abtriebswelle 11 von dem Planetengetriebesatz 16 geliefert, welcher so wirkt, daß die Abtriebswelle 11 mit gleichmäßiger Drehmomentenvervielfältigung gegenüber der Zwischenwelle 12 angetrieben wird. Die Art des Flüssigkeitsumlaufes im hydrodynamischen Drehmomentenwandler 15 während des Leistungsbereiches wird im folgenden erläutert. Die antreibende Brennkraftmaschine ist über die Antriebswelle 10 und die Wandlerschale 27 mit dem Pumpenrad 23 verbunden, so daß das Pumpenrad 23 und die zugehörigen Schaufeln 28 in der von dem Pfeil 100 in der Fig. 5 angezeigten Richtung angetrieben werden und damit die Flüssigkeit zwingen, sich zwischen den Schaufeln 28 in der vom Pfeil A bezeichneten Richtung zu bewegen. Die entgegengesetzte oder Rückwärtsdrehrichtung ist in der folgenden Beschreibung durch den Pfeil 101 bezeichnet. Anfangs, bevor sich die Zwischenwelle 12 bewegt, welche in diesem Zustand die alleinige Ausgangswelle des hydrodynamischen Drehmomentenwandlers 15 darstellt, verläßt die Flüssigkeit die Auslaßenden 81 der Schaufeln 28 in der durch den Vektor 102 angegebenen Richtung. In diesem Zeitpunkt ist die durch die Bewegung der Flüssigkeit in der Wandlerschale 27 verursachte Kraft in der durch den Pfeil 101 angegebenen Rückwärtsrichtung auf das zweite Leitrad 26 gerichtet, welches gegen Rückwärtsdrehung, d. h. gegen eine Drehung entgegengesetzt zu der durch den Pfei162 bezeichneten Drehrichtung, durch die Einwegbremsvorrichtung 21 gehalten wird. Die auf das erste Leitrad 25 auf Grund der Bewegung der Flüssigkeit in der Wandlerschale 27 wirkende Kraft ist ebenfalls in Rückwärtsdrehrichtung gerichtet, wobei das erste Leitrad gegen Rückwärtsdrehung durch die Reibungsbremse 17 und die mit dieser in Reihe liegende Einwegbremsvorrichtung 22 gesichert ist. Soweit die Zwischenwelle 12 noch nicht gedreht wird, ist das Turbinenrad 24 zu diesem Zeitpunkt ebenfalls stationär.
  • Die Schaufeln 28 liegen genau radial, und auf Grund der Bewegung der Schaufeln in der Richtung des Pfeils 100 liegt der Vektor 102 in der positiven oder Vorwärtsdrehrichtung. Die an den Auslaßenden 81 der Schaufeln 28 in der Richtung 102 austretende Flüssigkeit beaufschlagt die ersten Turbinenschaufeln 31, deren Einlaßenden 82 sich nahezu in der gleichen Richtung wie der Vektor 102 erstrecken, so daß an diesen Punkten nur geringe Stoßverluste auftreten. Da das Turbinenrad 24 noch stillsteht, kann sie nur die Reibungsenergie der aus den Schaufeln 28 austretenden Flüssigkeit aufnehmen, und da ferner die ersten Turbinenschaufeln 31 mit ihren Eintrittsenden 82 nahezu parallel zu dem Vektor 102 und mit ihren Auslaßenden 83 in Rückwärts- oder negativer Drehrichtung 101 liegen, wird die auf die ersten Turbinenschaufeln 31 in Vorwärtsdrehrichtung 102 auftreffende Flüssigkeit in Rückwärtsdrehrichtung umgelenkt, wie durch den Vektor 103 dargestellt ist.
  • Die an den Auslaßenden 83 der ersten Turbinenschaufeln 31 austretende Flüssigkeit trifft auf die Einlaßenden 84 der ersten Schaufelreihe 35 des ersten Leitrades 25. Die Schaufelreihe 35 erstreckt sich allgemein in Vorwärtsdrehrichtung, so daß ihre Ausgangsenden 85 nur einen verhältnismäßig kleinen Winkelf 1, f 2 und f 3 mit der Vorwärtsdrehrichtung 100 einschließen. Das erste Leitrad 25 steht ebenfalls durch die Wirkung der Reibungsbremse 17 und der Einwegbremsvorrichtung 22 still. Die erste Schaufel- i reihe 35 kann deshalb ebenfalls nur Reibungsenergie aus der Flüssigkeit aufnehmen, und die erste Schaufelreihe 35 bewirkt eine Umleitung der aus ihr austretenden Flüssigkeit in die durch den Vektor 104 angezeigte Richtung.
  • Anschließend daran liegen die zweiten Turbinenschaufeln 33, welche über die Schale 30 mit den ersten Turbinenschaufeln 31 verbunden sind, im Flüssigkeitskreislauf. Diese zweiten Turbinenschaufeln sind anfangs zusammen mit den ersten Turbinenschaufeln 31 ebenfalls in Ruhe. Die zweiten Turbinenschaufeln 33 sind an ihren Eingangsenden nahezu in der gleichen Richtung wie der Vektor 104 ausgerichtet, jedoch in Rückwärtsdrehrichtung gebogen, so daß ihre Auslaßenden 87 nach rückwärts gerichtet sind'. Die zweiten Turbinenschaufeln 33 bewirken in diesem Fall ebenfalls eine Umlenkung der Flüssigkeit, so daß diese aus den zweiten Turbinenschaufeln 33 in der durch den Vektor 105 angezeigten Richtung austritt.
  • Im Flüssigkeitskreis schließt sich daran die zweite Schaufelreihe 36 des ersten Leitrades, an, deren Eingangsenden 88 sich vorwärts nahezu in gleicher Richtung wie der Vektor 105 erstrecken. Ihre Auslaßenden 89 sind ebenfalls nach vorn gerichtet, wobei sie jedoch mit der Vorwärtsdrehrichtung 100 nahezu einen rechten Winkel j1 einschließen. Die zweite Schaufelreihe 36 ist mit der ersten Schaufelreihe 35 verbunden und ebenfalls feststehend; sie leiten die Flüssigkeit in die durch den Vektor 106 angezeigte Richtung um.
  • Die Einlaßenden 90 der Schaufeln 39 des zweiten Leitrades 26 verlaufen nahezu in gleicher Richtung wie der Vektor 106. Die Auslaßenden 91 der Schaufeln 39 erstrecken sich in Vorwärtsdrehrichtung mit verhältnismäßig kleinen Winkeln 1i bis 1" gegenüber der Vorwärtsdrehrichtung 100 des Pumpenrades 23. Die aus. der zweiten Schaufelreihe 36 austretende Flüssigkeit wird durch das zweite Leitrad 26 daher so umgelenkt, daß sie dieses Leitrad in einer durch den Vektor 107 angezeigten Richtung verläßt, die eine erheblich größere Komponente in Vorwärtsdrehrichtung besitzt und also mehr der Vorwärtsdrehrichtung 100 als der Vektor 106 entspricht. Die in der Flüssigkeit nach Beendigung des vollständigen gerade beschriebenen Umlaufs übrigbleibende Energie ist durch die Komponente 108 des Vektors 107 dargestellt, welche in Vorwärtsdrehrichtung parallel zum Richtungsvektor 100 legt. Das durch den Vektor 108 dargestellte Drehmoment der aus den Schaufeln 39 austretenden und in die Schaufeln 28 des Pumpenrades eintretenden Flüssigkeit tritt zu der Energie hinzu, welche von dem Pumpenrad geliefert wird, und schafft damit in dem hydrodynamischen Dreh-. momentenwandler die Drehmomentenvervielfachung.
  • Die erste und die zweite Schaufelreihe 35 und 36 bewirken ebenfalls eine Umlenkung der Flüssigkeit in Vorwärtsdrehrichtung mit einer in Richtung des Vektors 100 verlaufenden Komponente, so daß sie für eine verstärkte Drehmomentenvervielfachung im Drehmornentenwandler sorgen. Alle diese Schaufeln verleihen der Flüssigkeit jeweils in Vorwärtsdrehrichtung eine größere Komponente, als die Flüssigkeit beim Eintritt in die Schaufeln besessen hat, so daß die auf die Schaufeln wirkende Kraft in Rückwärtsdrehrichtung verläuft und versucht, das erste Leitrad 25 und das zweite Leitrad 26 zurückzubewegen, während die Einwegbremsvorrichtungen 21 und 22 wirken.
  • Die die ersten und zweiten Turbinenschaufeln 31 und 33 beaufschlagende und durch die Vektoren 102 und 104 dargestellte Flüssigkeit geht im wesentlichen in Vorwärtsdrehrichtung, da sie eine wesentliche Komponente parallel zum Vektor 100 besitzt. Die aus den Turbinenschaufeln 31 und 33 austretende Flüssigkeit hat eine wesentliche Komponente in der entgegengesetzten Drehrichtung, wie aus den Vektoren 103 und 105 hervorgeht. Daher wirkt auf die ersten und zweiten Turbinenschaufeln 31 und 33 eine erhebliche Kraft, welche darauf abzielt, das Turbinenrad 24 und die Zwischenwelle 12 in Vorwärtsdrehrichtung anzutreiben.
  • Im Leistungsbereich treibt der Planetengetriebe-Satz 16 die Abtriebswelle 11 mit einer konstanten Drehmomentenübersetzung gegenüber der Zwischenwelle 12 an. Wenn das von der Abtriebswelle 11 angetriebene Fahrzeug anfängt, sich mit der Zwischenwelle 12 und dem Turbinenrad 24 zu bewegen, ändert sich die Richtung der Flüssigkeitsströmung innerhalb des Drehmomentenwandlers. Die aus dem Pumpenrad austretende Flüssigkeit geht mehr in die Vorwärtsdrehrichtung über und nähert sich der Richtung des Vektors 109; welcher die Richtung der aus dem Pumpenrad austretenden Flüssigkeitsströmung angibt, sobald der Drehmomentenwandler schließlich den Kupplungszustand erreicht hat, d. h. nachdem im Drehmomentenwandler 15 keine Drehmomentenwandlung mehr stattfindet und der Drehmomentenwandler als Flüssigkeitskupplung arbeitet, wobei sowohl das erste Leitrad 25 als auch das zweite Leitrad 26 frei in der Flüssigkeitsströmung mitlaufen, während die Einwegbremsvorrichtungen 21 und 22 in diesem Zeitpunkt gelöst sind. Gleichfalls ist die aus den Turbinenschaufeln 31 und 33 und den Schaufelreihen 35 und 36 austretende Flüssigkeit mit zunehmender Drehzahl des Turbinenrades 24 stärker in Vorwärtsdrehrichtung ausgerichtet und nähert sich den Richtungen an, welche für die Schaufeln 31, 35, 33 und 36 durch die Vektoren 110, 111, 112 und 113 entsprechend dargestellt ist. Diese Vektoren gelten für den eben erwähnten Kupplungszustand des Drehmomentenwandlers 15. Die aus dem zweiten Leitrad 26 austretende Flüssigkeit ändert ihre Richtung bis zum Kupplungspunkt nicht wesentlich, wobei nach Erreichen dieses Punktes das zweite Leitrad 26 sich von seiner Einwegbremsvorrichtung 21 löst und in Vorwärtsdrehrichtung frei mitläuft. Obwohl die aus den Schaufeln 39 austretende Flüssigkeit ihre Richtung ändert, bleibt das zweite Lenkrad 26 infolgedessen nach Überschreiten des Kupplungspunktes im wesentlichen ohne Einftuß auf die Arbeit des Drehmomentenwandlers und läuft einfach mit: Beim Übergang des hydrodynamischen Drehmomentenwandlers aus den Anfahrbedingungen zum Kupplungszustand nimmt die Strömungsgeschwindigkeit ab. Mit anderen Worten nimmt die Umlaufgeschwindigkeit in der durch die Vektoren angezeigten Richtung ab, wenn der Drehmomentenwandler 15 sich dem Kupplungszustand nähert. Mit zunehmender Drehzahl des Turbinenrades 24 nimmt die Drehmomentenwandlung des Drehmomentenwandlers 15 allmählich ab, wie im folgenden noch unter Bezug auf die grafische Darstellung erläutert werden wird. Die Richtungsänderungen der aus den verschiedenen Schaufeln austretenden Flüssigkeit zwischen den durch die Vektoren 101 bis 111 angezeigten Richtungen verlaufen allmählich in einer stufenlos regelbaren Weise. Das an dem Turbinenrad 24 und der Zwischenwelle 12 auftretende Ausgangsdrehmoment ist stets gleich dem an der Antriebswelle 10 vorhandenen Eingangsdrehmoment des Rückwirkungsdrehmomentes am ersten Leitrad 25, welches von der Einwegbremsvorrichtung 22 und der Reibungsbremse 17 aufgenommen wird, zuzüglich des Drehmomentes am zweiten Leitrad 26, welches von der Einwegbremsvorrichtung 21 aufgenommen wird. Die Fig. 5 zeigt in diesem Zusammenhang, daß die erste und zweite Schaufelreihe 35 und 36 und die Leitschaufeln 39 unter den Anfahrbedingungen von der Flüssigkeit mit einer erheblichen, in Richtung des Vektors 101 verlaufenden Rückwärtskomponente beaufschlagt werden, welche auf sie eine erhebliche Kraft in Rückwärtsdrehrichtung 101 ausübt. In diesem Zeitpunkt ist deshalb das Reaktionsdrehmoment am größten, und die Drehmomentenwandlung, d. h. das an dem Turbinenrad 24 für irgendein vorgegebenes Eingangsdrehmoment an der Antriebswelle 10 vorhandene Drehmoment, erreicht ebenfalls einen Höchstwert. Auf Grund der Winkeländerungen der aus den Turbinenschaufeln 31 und 33 und der zweiten Schaufelreihe 36 austretenden Flüssigkeit beaufschlagt die Flüssigkeit bei steigender Drehzahl des Turbinenrades 24 nicht mehr mit einer so großen Kraft in Richtung 101 wie vorher. Daher verringert sich die Reaktion auf das erste Leitrad 25 und das zweite Leitrad 26, und die Drehmomentenwandlung nimmt ebenfalls dementsprechend ab. Dieser Wechsel in der Drehmomentenwandlung geht sehr allmählich und stufenlos veränderbar vor sich. Gegebenenfalls ist die Kraft der aus der ersten und zweiten Schaufelreihe 35 und 36 des ersten Leitrades austretenden Flüssigkeit in der Vorwärtsdrehrichtung 100 genügend groß, so daß an irgendeinem Punkt, beispielsweise bei einem Drehzahlverhältnis von 0,64 das erste Leitrad 25 in Vorwärtsdrehrichtung zu drehen beginnt. Infolgedessen ist die Kraft der Flüssigkeit nach Verlassen der zweiten Schaufelreihe 36 in Vorwärtsdrehrichtung ebenfalls im Hinblick auf die Anstellwinkel der Schaufeln 39 des zweiten Leitrades ausreichend, so daß auch das zweite Leitrad in Vorwärtsdrehrichtung zu laufen beginnt. Der hydrodynamische Drehmomentenwandler 15 hat daher an diesem Punkt den sogenannten Kupplungspunkt erreicht. Anschließend arbeitet der Drehmomentenwandler 15 als eine Flüssigkeitskupplung, und das zu diesem Zeitpunkt auf die Zwischenwelle 12 wirkende Drehmoment ist im wesentlichen das gleiche wie das an der Antriebswelle 10 vorhandene Eingangsdrehmoment.
  • Bei einer gewissen Drehzahl der Zwischenwelle 12, welche sich entsprechend dem Eingangsdrehmoment an der Antriebswelle 10 ändert, wird die Flüssigkeit aus den Schaufeln 28; 31, 35, 33 und 36 in der durch die Vektoren 114, 115, 116, 117 und 118 dargestellten Richtung austreten. In diesem Zeitpunkt hat die von der Flüssigkeit auf das erste Leitrad ausgeübte Kraft ihre Richtung allmählich so geändert, daß sie an Stelle einer geringen Komponente in Rückwärtsdrehrichtung 101 eine geringe Komponente in Vorwärtsdrehrichtung 100 besitzt. Darauf beginnt das erste Leitrad, sich von der Einwegbremsvorrichtung 22 zu lösen und sich in Verbindung damit in Vorwärtsdrehrichtung 62 zu drehen.
  • Die von der Flüssigkeit auf das erste Leitrad 25 ausgeübte Kraft ist die Summe der auf die beiden Schaufelreihen 35 und 36 wirkenden Kräfte, da diese beiden Schaufelreihen miteinander verbunden sind. Die auf die Schaufelreihen 35 und 36 einwirkende Flüssigkeit hängt nicht allein von dem Austrittswinkel beim übergang aus den ersten Turbinenschaufeln 31 zu der ersten Schaufelreihe 35 und von den zweiten Turbinenschaufeln 33 zu der zweiten Schaufelreihe 36 ab, sondern auch von der Differenz zwischen den Einlaß- und Auslaßwinkeln e und f an der ersten Schaufelreihe des ersten Leitrades und dem Unterschied zwischen den Einlaß- und Auslaßwinkeln i und j an dessen zweiter Schaufelreihe und der anschließenden Umlenkung der Flüssigkeit in die positive Drehrichtung 100 ab. Bei Betrachtung der Größe des Drehmomentes, welches auf das erste Leitrad entweder in Vorwärts- oder in Rückwärtsdrehrichtung wirkt, ist zu beachten, daß die erste Schaufelreihe 35 in einem größeren Radius von der Achse der Zwischenwelle 12 angeordnet ist als die zweite Schaufelreihe 36. Daher erzeugt die gleiche Flüssigkeitskraft an der außen gelegenen Schaufelreihe 35 ein größeres Drehmoment am Leitrad 25 als die gleiche Flüssigkeitskraft, welche die innen gelegene Schaufelreihe 36 beaufschlagt. Die Auslaßwinkel der Schaufelreihen 35 und 36 beeinflussen ebenfalls das auf das erste Leitrad 25 wirkende Drehmoment. Je mehr sich die Schaufelreihen 35 und 36 in Vorwärtsdrehrichtung 100 erstrecken, um so größer wird im allgemeinen das auf die Leitschaufeln in Rückwärtsdrehrichtung 101 wirkende Drehmoment sein, wenn das erste Leitrad 25 feststeht. Dieselben Betrachtungen gelten auch für die Turbinenschaufeln 31 und 33. Je weiter die Turbinenschaufeln 31 und 33 von der Achse der Zwischenwelle 12 entfernt liegen und je mehr sie gekrümmt sind und sich ihre Auslaßenden 83 und 87 in Rückwärtsdrehrichtung 101 erstrecken, desto größer ist das am Turbinenrad 24 vorhandene Drehmoment. Dementsprechend sind die Austrittswinkel d, f, h und j für die Bestimmung des am Turbinenrad 24 und dem ersten Leitrad 25 vorhandenen Drehmomentes von Bedeutung, während die Eintrittswinkel c, e, g und i keinen großen Einfluß auf das an diesen Teilen vorhandene Drehmoment besitzen, sich jedoch wesentlich auf die Stoßverluste auswirken, welche die Flüssigkeit bei Beaufschlagung der Schaufeln 31, 35, 33 und 36 erleidet. Sie sollten deshalb vorzugsweise in dem angegebenen Bereich bleiben, um die Verluste gering zu halten.
  • In der Fig. 9 veranschaulicht die Kurve 119, wie das Drehmomentenverhältnis im Wandler bis zu einem Punkt 120 abnimmt, nach dessen Erreichung sich das erste Leitrad 25 von seiner Einwegbremsvorrichtung 22 löst und in Vorwärtsdrehrichtung zu laufen beginnt. Das Drehmomentenverhältnis fällt bei zunehmendem Drehzahlverhältnis, welches durch den Quotienten aus der Drehzahl der Zwischenwelle 12 und der Drehzahl der Antriebswelle 10 gebildet wird, ziemlich steil ab, bis der Punkt 120 bei einem Drehmomentenverhältnis von 1,2 erreicht wird. Daran anschließend wird der Abfall der Kurve 119 weit weniger steil. Auf dem Abschnitt der Kurve 119 von dem Punkt 120 bei einem Drehzahlverhältnis von 0,63 bis zur Erreichung eines Drehmomentenverhältnisses von 1,0 läuft das erste Leitrad 25 in Vorwärtsdrehrichtung mit etwas geringerer Drehgeschwindigkeit als das Turbinenrad 24.
  • Gegebenenfalls erreicht das Turbinenrad 24 eine Drehzahl, bei der sich das zweite Leitrad 26 von seiner Einwegbremsvorrichtung 21 löst und frei in Vorwärtsdrehrichtung zu drehen beginnt. Damit ist der sogenannte Kupplungspunkt des Drehmomentenwandlers erreicht. In diesem Zeitpunkt besitzt die aus den verschiedenen Schaufeln 28, 31, 35, 33 und 36 austretende Flüssigkeit eine größere Komponente in Vorwärtsdrehrichtung als vorher, wobei die Austrittswinkel für diese Schaufeln entsprechend durch die Vektoren 12, 122, 123, 124 und 125 in der Fig. 5 dargestellt werden. Grundsätzlich arbeiten Drehmomentenwandler in der Weise, daß, falls der einem Umlenkrad, hier dem zweiten Leitrad, unmittelbar vorhergehende Schaufelkranz mit einer solchen Geschwindigkeit umläuft, daß die Austrittswinkel der Flüssigkeit dieses Schaufelkranzes gleich den Austrittswinkeln des Leitrades sind, der Drehmomentenwandler seinen Kupplungspunkt erreicht hat, jenseits dessen das Leitrad frei umläuft und keine weitere Drehmomentenvervielfachung hervorruft. Die zu dieser Zeit aus der zweiten Schaufelreihe 36 austretende Flüssigkeit hat die durch den Vektor 125 angegebene Richtung, welche näherungsweise dem Austrittswinkel l des zweiten Leitrades entspricht. Daher erreicht in diesem Zeitpunkt das Leitrad 26 den Freilaufzustand, in welchem im wesentlichen auf das Leitrad weder Kräfte in Vorwärts- noch in Rückwärtsdrehrichtung wirken. Daher wirken bei Drehzahlen des Turbinenrades 24 oberhalb dieses Punktes auf die Schaufeln 39 des zweiten Leitrades Flüssigkeitskräfte in der Vorwärtsdrehrichtung, und das zweite Leitrad löst sich von seiner Einwegbremsvorrichtung 21. Der Punkt, bei dem sich das zweite Leitrad von der Einwegbremsvorrichtung 21 löst, ist in der Darstellung der Fig. 9 durch den Punkt 126 wiedergegeben, welcher sich bei einem Drehmomentenverhältnis von 1,0 und einem Drehzahlverhältnis von 0,9 bei dem hier betrachteten Drehmomentenwandler findet.
  • Die Rolle des ersten Leitrades 25 bei der Verlegung des Kupplungspunktes 126 von einem Punkt mit einem niedrigeren Drehzahlverhältnis, welches eintreten würde, falls sich die Kurve des Drehmomentenverhältnisses nicht jenseits des Punktes 120 verflachte, wird jetzt unter Bezug auf die Flüssigkeitsströmung über die verschiedenen Schaufeln des Drehmomentenwandlers 15 erläutert. Es wird angenommen, daß sich das Turbinenrad 24 mit einer gewissen Geschwindigkeit dreht, die durch den Vektor 127 in der Fig. 6 wiedergegeben wird und so bemessen ist, daß das erste Leitrad 25 in Vorwärtsdrehrichtung mit etwas geringerer Drehzahl als die des Turbinenrades mitläuft, wobei die Drehzahl des Leitrades von dem Vektor 128 dargestellt wird. Unter diesen Bedingungen ist die aus den ersten Turbinenschaufeln 31. austretende Flüssigkeit in die von dem Vektor dargestellte Richtung gerichtet, die etwa dem Auslaßwinkel f der ersten Schaufelreihe 35 des ersten Leitrades entspricht. Falls daher die Schaufelreihe 35 als getrennt von der Schaufelreihe 36 betrachtet ist, würde sich das Leitrad 25 im Gleichgewicht befinden und sich gerade eben von seiner Einwegbremsvorrichtung 22 zur Drehung in Vorwärtsdrehrichtung 100 lösen. Bei diesem Gleichgewichtszustand der Schaufelreihe 35 verläßt die Flüssigkeit jedoch die zweiten Turbinenschaufeln 33 in der durch den Vektor 130 dargestellten Richtung, so daß die Flüssigkeit die Rückseiten der zweiten Schaufelreihe 36 beaufschlagt und das erste Leitrad 25 in Vorwärtsdrehrichtung 100 antreibt. Daher dreht sich das Leitrad 25 in Vorwärtsdrehrichtung 100, wobei die zweite Schaufelreihe 36 die erste Schaufelreihe 35 mitzieht. Unter diesen Bedingungen beaufschlagt die aus den zweiten Turbinenschaufeln 33 in der durch den Vektor 130 angegebenen Richtung austretende Flüssigkeit die Rückseiten der zweiten Schaufelreihe 36 in der Weise, daß die Schaufelreihe 36 die aus ihnen austretende Flüssigkeit in eine stärker nach rückwärts gerichtete, durch den Vektor 133 dargestellte Richtung umlenkt. Der Widerstand gegen diese Änderung der Strömungsrichtung wird von der ersten Schaufelreihe 35 geliefert, welche dazu neigt, bei einer Geschwindigkeit von Null im Gleichgewicht zu sein. Durch die Umlenkung der aus den zweiten Turbinenschaufeln 33 austretenden Flüssigkeit aus der Richtung 130 in die Richtung 131 nimmt die zweite Schaufelreihe 36 eine Energiemenge auf, welche für diesen Richtungswechsel erforderlich ist. Die aus der zweiten Schaufelreihe 36 in der Richtung 131 austretende Flüssigkeit beaufschlagt die vordere, konkave Seite der Schaufeln 39 des zweiten Leitrades, wodurch diese die Flüssigkeit so umlenken, daß sie diese Schaufeln mit einer gegenüber ihrem Eintritt vergrößerten Vorwärtskomponente verlassen. Daher bleibt das zweite Leitrad 26 ortsfest und bewirkt eine Fortsetzung der Drehmomentenvervielfachung im Drehmomentenwandler 15.
  • Unter diesen Bedingungen ändert die erste Schaufelreihe 35, welche dabei von der zweiten Schaufelreihe 36 angetrieben wird, die Flüssigkeitsrichtung aus, der Richtung 129, mit der die Flüssigkeit die ersten Turbinenschaufeln 31 verläßt, in die durch den Vektor 132 dargestellte Richtung, mit der sie aus der ersten Schaufelreihe 35 austritt. Bei dieser Richtungsänderung wird auf die zweiten Turbinenschaufeln 33 Energie übertragen, welche dem Vektor 133 entspricht, der die Komponente in der Vorwärtsdrehrichtung von der Differenz der Vektoren 132 und 129 ist. Da das Turbinenrad 24 mit der Zwischenwelle 12; der Ausgangswelle des Drehmomentenwandlers 15 verbunden ist, wird dieses erhöhte Drehmoment von der Zwischenwelle 12 übertragen, so daß das Drehmomentenverhältnis des Drehmomentenwandlers nicht mehr im gleich - starken Maße entsprechend dem steilen Winkel der Kurve 119 vor dem Punkt 120 abnimmt, sondern sich allmählicher angleicht, wie es durch die Kurve zwischen den Punkten 120 und 126 dargestellt wird. Der Kupplungspunkt 126 wird dadurch bis zu einem Drehzahlverhältnis von 0,91 gegenüber einem Verhältnis 0,7 hinausgeschoben, welches dem Anfangsabschnitt der Kurve 119 vor dem Punkt 120 entsprechen würde.
  • Die erste Schaufelreihe 35 des ersten Leitrades ist so gewählt, daß sie bei jeder vorgegebenen Drehzahl des Turbinenrades 24 zu einer langsameren Drehung in Vorwärtsrichtung neigt als die zweite Schaufelreihe 36. Die zweite Schaufelreihe 36 neigt deshalb dazu, die Richtung der durch diese Schaufelreihe hindurchgehenden Flüssigkeit von beispielsweise dem Winkel m des Vektors 130 am Ausgang der zweiten Turbinenschaufeln in den Winkeln n zu ändern, der einer stärkeren Rückwärtsdrehrichtung entspricht. Mit anderen Worten sucht die zweite Schaufelreihe 36 für irgendeine toroidale Flüssigkeitsströmung im Drehmomentenwandler 15 die Flüssigkeit in Rückwärts- oder negativer Drehrichtung umzulenken. Die für diese Umlenkung der Flüssigkeit verbrauchte Energie wirkt für alle Zustände, in denen das erste Leitrad 25 vorwärts mitläuft (für Drehzahlverhältnisse über 0,64 sowohl als auch über dem in Fig. 9 dargestellten Kupplungspunkt 126) in der Weise, daß das durch den Vektor 133 dargestellte Flüssigkeitsmoment auf die zweiten Turbinenschaufeln 33 zur Übertragung auf die Zwischenwelle 12 zurückwirkt. Soweit die Strömungsrichtung durch die zweite Schaufelreihe 36 des ersten Leitrades von dem Winkel m in den Winkel n übergeführt worden ist, ist der Kupplungspunkt 126 des hydrodynamischen Drehmomentenwandlers hinausgeschoben und tritt erst bei einem höheren Drehzahlverhältnis im Vergleich zu einer Anordnung ohne das erste Leitrad 25 ein. Diese Arbeitsweise ist auf die Winkel der ersten und zweiten Schaufelreihe 35 und 36 und die Winkel der Turbinenschaufeln 31 und 33 zurückzuführen, so daß das erste Leitrad 15 bei irgendeiner gegebenen Drehzahl des Turbinenrandes oberhalb des Punktes 120 mit einer etwas geringeren Drehzahl als das Turbinenrad umläuft. Gegebenenfalls wird eine Turbinenraddrehzahl erreicht, bei der die aus der zweiten Schaufelreihe 36 austretende Flüssigkeit die gleiche Richtung entsprechend dem Auslaßwinkel L des zweiten Leitrades 26 hat. Zu diesem Zeitpunkt wird der Kupplungspunkt 126 erreicht, von dem ab keine weitere Drehmomentenwandlung stattfindet. Nach Erreichen des Kupplungspunktes und dem freien Mitlaufen des zweiten Leitrades 26 kann das letztere nicht mehr merklich die Richtung der Flüssigkeitsströmung, welche durch die Schaufeln 39 hindurchgeht, verändern oder beeinflussen.
  • Falls der hydrodynamischeDrehrnomentenwandler oberhalb des Punktes 126, d. h. mit einem über dem Wert 0,91 liegenden Drehzahlverhältnis arbeitet, erhöht das erste Leitrad die Drehmomentenaufnahmefähigkeit und trägt zur Stabilisierung des Kupplungsbereiches in der folgenden Weise merklich bei: Für irgendeine gegebene Pumpenraddrehzahl läßt sich das Moment der aus dem Pumpenrad austretenden Flüssigkeit durch den Vektor 134 darstellen. Die zweite Schaufelreihe 36 des ersten Leitrades. sucht stets die Richtung der aus diesen Schaufeln austretenden Flüssigkeit in negativer Richtung zu ändern. Gleichfalls ändert sich die Richtung der in das Pumpenrad von dem Einlaßende 80 her eintretenden Flüssigkeit in entsprechender Weise von der durch den Vektor 135 angezeigten Richtung, falls die zweite Schaufelreihe 36 nicht vorhanden wäre, in die durch den Vektor 136 dargestellte Richtung bei Einschaltung der zweiten Schaufelreihe 36 in den Kreislauf. Diese Richtungsänderung der in das Pumpenrad eintretenden Flüssigkeit tritt auf, ob das zweite Leitrad 26 stillsteht oder frei umläuft. Es tritt jedoch nur so lange ein, wie das erste Leitrad 25 völlig frei läuft, d. h. für das in der Fig. 4 ausgeführte Beispiel bei einem Drehzahlverhältnis über 0,64. Das Moment der aus den Schaufeln 28 des Pumpenrades austretenden Flüssigkeit wird durch die Horizontalkomponente 137 des Vektors 134 dargestellt und die Horizontalkomponenten 138 und 139 entsprechend den in der Drehrichtung wirkenden Kräften als Folge der in das Pumpenrad 23 unter den Richtungen 135 bzw. 136 eintretenden Flüssigkeit. Das Drehmoment am Pumpenrad, welches durch den Vektor 137 abzüglich des Vektors 139 ausgeübt wird, ist größer als die Differenz aus dem Vektor 137 und 138. Daher ist das Drehmoment am Pumpenrad mit dem im Kreislauf vorhandenen und wirkenden ersten Leitrad 25 größer als ohne dieses Leitrad. Diese Wirkung ist darauf zurückzuführen, daß auf Grund des im Kreislauf vorhandenen ersten Leitrades die Horizontalkomponente 139 der in das. Pumpenrad eintretenden Flüssigkeit kleiner ist, während die Horizontalkomponente 138 kleiner wäre, falls das Leitrad 25 fehlte. Dabei ist zu beachten, daß das an irgendeinem Teil des Drehmomentenwandlers wirkende Drehmoment stets gleich dem Moment der Flüssigkeit ist, welche die betrachtete Stufe verläßt, abzüglich des Momentes der in dieselbe Stufe eintretenden Flüssigkeit.
  • Fig. 9 zeigt außerdem die Kurve 140 eines Drehmomentenverhältnisses in einem bekannten, aus drei Elementen bestehenden Drehmomentenwandler, der beim Anfahren nahezu das gleiche Drehmomentenverhältnis wie der hier beschriebene Drehmomentenwandler mit dem zusätzlichen ersten Leitrad 25 aufweist. Die Kurve 140 erreicht das Drehmomentenverhältnis 1,0 an einem Punkt 141 bei einem Drehzahlverhältnis von 0,78 im Gegensatz zu dem Kupplungspunkt des Drehmomentenwandlers nach der Erfindung bei einem Drehzahlverhältnis von 0,91. Der Vergleich zeigt, daß der Kupplungspunkt des neuen Drehmomentenwandlers erheblich hinausgeschoben ist.
  • Außer dem Drehmomentenverhältnis. des hydrodynamischen Drehmamentenwandlers bildet der sogenannte k-Wert einen weiteren wichtigen Faktor des Drehmomentenwandlers. Der k-Wert läßt sich als Koeffizient aus der Eingangsdrehzahl und der Quadratwurzel des Eingangsdrehmoments erklären. Die Änderung des k-Wertes im Drehmomentenwandler 15 wird in der Fig. 9 durch die Kurve 142 dargestellt. Daraus geht hervor, daß die Kurve des k-Wertes bei zunehmendem Drehzahlverhältnis langsam ansteigt, bis der Punkt 120 erreicht wird, von dem ab das erste Leitrad 25 seine Vorwärtsdrehung beginnt. Jenseits dieses Punktes ist eine merkliche Verflachung der k-Wert-Kurve vorhanden; über diesem besonderen Bereich des Drehzahlverhältnisses ist der Kupplungspunkt in der bereits erläuterten Weise verschoben. Schließlich steigt die k-Wert-Kurve bei einem Drehzahlverhältnis, von etwa 0,9 plötzlich steil an. Die entsprechende k-Wert-Kurve für den erwähnten bekannten Drehmomentenwandler wird von der Kurve 143 wiedergegeben. Die Kurve 143 fällt zunächst vom Drehzahlverhältnis 0 bis zum Verhältniswert 0,5 und steigt anschließend bei einem Drehzahlverhältnis von 0,7 wieder an, erreicht jedoch nicht den Drehzahlverhältniswert 0,96, welchen die k-Wert-Kurve des Drehmomentenwandlers nach der Erfindung erreicht. Der Unterschied zwischen einem Drehzahlverhältnis von 1:1 und den Höchstdrehzahlverhältnissen, welche durch die jeweiligen k-Wert-Kurven erreicht werden, gibt das Ausmaß des Schlupfes bei den beiden verglichenen Drehmomentenwandlern wieder. Auf Grund der zwei Anstiege der k-Wert-Kurve des Drehmomentenwandlers nach der Erfindung ergibt sich ein Buckel in der Umgebung des Punktes 120 und kein Durchhängen der Kurve wie bei den bekannten dreiteiligen Drehmomentenwandlern.
  • Für die günstigste Leistung wird die k-Wert-Kurve näherungsweise auf dieAusgangsdrehmomentenkurve der Brennkraftmaschine des Fahrzeuges abgestimmt, mit dem zusammen das Kraftfahrzeuggetriebe benutzt werden soll. Die Fig. 10 zeigt eine solche Motordrehmomentenkurve 144 in Abhängigkeit von der Motordrehzahl. Bei der für die Zusammenstellung der Kurve 144 gewählten Brennkraftmaschine steigt das Ausgangsdrehmoment ziemlich steil von einer Motordrehzahl von 800 UpM bis zu einem Höchstwert von etwa 2400 UpM an. Anschließend nimmt das Ausgangsdrehmoment ab, bis die höchste Motordrehzahl von 440 UpM erreicht ist. Die Fig. 10 zeigt auch die k-Wert-Kurve 145 für die Brennkraftmaschine. Bei 2400 UpM erreicht diese Kurve einen Wert von etwa 136. Aus der Fig. 9 geht hervor, daß der Buckel der k-Wert-Kurve 142 für den Drehmomentenwandler 15 beim Punkt 120 bei einem k-Wert von etwa 120 auftrat. Bei der Kurve 145 der Fig. 10 würde das einer Drehzahl von 2100 UpM der angeschlossenen Brennkraftmaschine entsprechen. Unter Bezug auf die Kurve 144 entspricht dieser Motordrehzahl ein Motorabgabedrehmoment von etwa 52 mkg, was dem höchsten Drehmoment der Brennkraftmaschine von etwa 52,5 mkg sehr nahe kommt. Der Punkt 120 der k-Wert-Kurve entspricht daher im wesentlichen dem Höchstwert des Motorabgabemomentes.
  • Dieses Zusammentreffen zwischen dem k-Wert am Punkt 120 und dem nahezu höchsten Abgabedrehmoment der Brennkraftmaschine sowie die besondere Form der k-Wert-Kurve für den Drehmomentenwandler nach der Erfindung zwischen einem Drehzahlverhältnis von 0 und 0,64, wobei die k-Wert-Kurve zunächst geringfügig und anschließend stärker ansteigt, ermöglicht es, daß die Brennkraftmaschine mit dem Antreiben des Fahrzeuges nahezu in seinem höchsten Drehmomentenbereich bei etwa 1680 UpM beginnt und sehr schnell auf 2100 UpM ansteigt, was dem Höchstdrehmoment noch näher liegt. Während dieser Zeit ist auf Grund des abgeflachten Anfangsabschnittes der k-Wert-Kurve 142 die Brennkraftmaschine gezwungen, während eines ziemlich ausgedehnten Geschwindigkeitsbereiches des Fahrzeuges im Bereich seines höchsten Abgabedrehmomentes zu bleiben, so daß an das Kraftfahrzeuggetriebe nach der Erfindung über einen weiten Geschwindigkeitsbereich Höchstdrehmomente abgegeben werden. Die besondere Form der k-Wert-Kurve 142 ist auf die gleichen Gründe zurückzuführen, welche die Verschiebung des Kupplungspunktes verursachen, nämlich in der Beziehung der Winkel zwischen der ersten und zweiten Schaufelreihe 35 und 36 des ersten Leitrades und den ersten und zweiten Turbinenschaufeln 31 und 33, wodurch sich jenseits des Punktes 1.20 die zweite Schaufelreihe 36 mit etwas geringerer Geschwindigkeit vorwärts dreht, als sie ihr durch die aus den zweiten Turbinenschaufeln 33 austretende Flüssigkeit mitgeteilt wird. Falls also die zweite Schaufelreihe 36 nicht in dem Kreis vorgesehen wäre, würde die in das Pumpenrad oder in das zweite Leitrad eintretende Flüssigkeit, je nachdem, ob der Drehmomentenwandler jenseits oder vor dem Kupplungspunkt 126 arbeitet, mit stärkerer Vorwärtskomponente aufgenommen, so daß die zweite Schaufelreihe 36 jenseits des Punktes 120 stets die Flüssigkeit mit einer stärkeren Rückwärtskomponente umlenkt. Diese Rückwärtskomponente geht in eine Richtung, welche das zweite Leitrad 26 im Vergleich zur Entwicklung des Wandlerdrehzahlverhältnisses über einen längeren Zeitabschnitt stationär zu halten sucht. Daraus ergibt sich, daß das am Pumpenrad jenseits des Kupplungspunktes, d. h. vom Punkt 126 bis zu einem Drehzahlverhältnis von 1,0 wirkende Drehmoment stärker negativ gerichtet ist, als es sonst der Fall wäre, wodurch das Pumpenrad gezwungen wird, für eine gegebene Motordrehzahl ein größeres Drehmoment zu verarbeiten. Dies schließt ferner ein, daß der Schlupf verringert und der Wirkungsgrad im Kupplungsbereich vergrößert ist.
  • Ein weiterer Wert zur Beurteilung des Drehmomentenwandlers nach der Erfindung wie auch zur Beurteilung anderer Drehmomentenwandler ist die »Spannweite« des Drehmomentenwandlers, die sich aus der Differenz zwischen den k-Werten am Kupplungspunkt des Drehmomentenwandiers und beim Anfahren ergibt. Im Fall des bekannten dreiteiligen Drehmomentenwandlers, der durch die Kurve 143 in der Fig. 9 wiedergegeben wird, hat der k-Wert am Kupplungspunkt bei einem Drehzahlverhältnis von 0,79 den Wert von 146; für den gleichen hydrodynamischen Drehmomentenwandler ist der k-Wert beim Anfahren 159. Durch Abziehen von 159 und 146 ergibt sich die »Spannweite« von --13. Diese negative Spannweite ist typisch für einen bekannten dreiteiligen hydrodynamischen Drehmomentenwandler mit hohem Wandlungsverhältnis. Im Gegensatz zu dieser negativen Spannweite steht die positive Spannweite des hydrodynamischen Drehmomentenwandlers nach der Erfindung. Dieser hat am Kupplungspunkt einen k-Wert von etwa 142, w'a'hrend der k-Wert beim Anfahren etwa 97 beträgt, so däß sich eine positive Spannweite von 45 ergibt. Eine negative Spannweite ist bei einem Drehmomentenwandler mit einer übermäßig hohen Anfahrdrehzahl und einer schlechten Kupplung des Drehmomentenwandlers an die Brennkraftmaschine verbunden. Dagegen ergibt die langsam ansteigende k-Wert-Kurve 142, welche sich nach Erreichen des Punktes 120 abflacht, eine geringere Anfahrdrehzahl sowie einen Anschluß an dieDrehzahlkurve derBrennkraftmaschine imBereich ihres Höchstwertes während eines längeren Zeitabschnittes, über den das Fahrzeug beschleunigt wird.
  • Der Wirkungsgrad des hydrodynamischen Drehmomentenwandlers nach der Erfindung wird durch die Kurve 146 in der Fig. 9 wiedergegeben und dem Wirkungsgrad eines gewöhnlichen dreiteiligen Drehmomentenwandlers gegenübergestellt, der aus der Kurve 147 hervorgeht. Der Wirkungsgrad des Drehmomentenwandlers gemäß der Erfindung ist bei den höheren Drehzahlverhältnissen entschieden höher und steigt auf etwa 970/9 als Höchstwert an, ist jedoch in der Umgebung des Drehverhältniswertes von 0,64 niedriger, bei dem das erste Leitrad 25 seine Vorwärtsdrehung beginnt. Da sich der Betrieb des Fahrzeuges überwiegend in den höheren Drehzahlverhältnissen abspielt, ergibt sich damit eine erhebliche Ersparnis an Treibstoff.
  • Die Schaufeln 148 des Pumpenrades (s. Fig. 4) entsprechen etwa den in einem üblichen dreiteiligen Drehmomentenwandler verwendeten Schaufeln; die Eigenschaften eines solchen sind in der Fig. 9 durch die Kurven 140, 143, 1.47 erläutert worden, wobei selbstverständlich in diesen bekannten Drehmomentenwandlern das erste Leitrad 25 fehlt. Die Schaufel 148 ist rückwärts gebogen. Diese Rückwärtsbiegung wird zum Erreichen eines vergleichsweise hohen Anfahrdrehmomentenverhältnisses verwendet; wie jedoch aus der Fig. 9 hervorgeht, geht dieses verhältnismäßig hohe Drehmomentenverhältnis durch die Rückwärtsbiegung der Schaufeln 148 auf Kosten der durchhängenden k-Wert-Kurve 143, der hohen Anfahrdrehzahl und des verhältnismäßig schlechten Wirkungsgrades im Kupplungsbereich; der Kupplungspunkt tritt unterhalb eines Drehzahlverhältnisses von 0,8 anstatt oberhalb von 0,9 wie bei dem erfindungsgemäßen Drehmomentenwandler ein. Zusätzlich ist bei dem dreiteiligen Drehmomentenwandler der Schlupf ziemlich groß, und der Wirkungsgrad ist niedrig. DerDrehmomentenwandlerdesKraftfahrzeuggetriebes nach der Erfindung mit dem mitlaufenden ersten Leitrad hat trotz seiner genau radial verlaufenden Schaufeln 28 geringeren Schlupf, einen höheren Wirkungsgrad, eine niedrige Anfahrdrehzahl, eine ansteigende k-Wert-Kurve und einen hinausgeschobenen Kupplungspunkt, was auf die Wirkung des ersten Leitrades 25 zurückzuführen ist.
  • Wie bereits erläutert wurde, wird der Antriebsbereich dadurch eingeschaltet, daß die Reibungsbremse 17 angezogen bleibt und die Reibungskupplung 20 an Stelle der Reibungsbremse 18 eingerückt wird. Die Reibungskupplung 20 verbindet das Sonnenrad 42 mit der Einwegbremsvorrichtung 22, so daß anfangs bei Drehungsbeginn derAbtriebswelle 11 die Reibungsbremse 17 und die Einwegbremsvorrichtung 22 die Reaktion sowohl des Sonnenrades 42 als auch des ersten Leitrades 25 aufnehmen. Die von dem Kraftfahrzeuggetriebe zwischen der Antriebs- und der Abtriebswelle 10 bzw.11 hergestellte gesamte Drehmomentenvervielfachung ist in diesem Zeitpunkt die gleiche wie im Leistungsbereich, da in diesem Falle sowohl der hydrodynamische Drehmomentenwandler 15 als auch der Planetengetriebesatz 16 das Drehmoment übersetzen. Für das Kraftfahrzeuggetriebe, dessen charakteristische Kurven in der Fig. 9 dargestellt worden sind, ist für den Planetengetriebesatz 16 ein Getriebeverhältnis von 1,46 gewählt worden. Es hat sich nämlich herausgestellt, daß es mit einem solchen Planetengetriebesatz möglich ist, näherungsweise das gleiche Drehmomentenverhältnis auf die Abtriebswelle 11 durch Benutzung des hydrodynamischen Drehmomentenwandlers 15 und des einzigen Planetengetriebesatzes 16 zu liefern, wie sonst mit einem bekannten Drehmomentenwandler, welcher ein 2:1-Drehmomentenübersetzungsverhältnis hat, und mit einem Getriebe, welches niedrige, mittlere und hohe Drehzahlverhältnisse liefert, im Gegensatz zu den zwei Verhältnissen, nämlich mittlere Drehzahl und die Drehzahl im festgelegten Zustand, welche von dem Planetengetriebesataz 16 geliefert werden.
  • Beim Ansteigen der Drehzahl des Turbinenrades 24 sucht die Flüssigkeit im Drehmomentenwandler 15 gegebenenfalls das erste Leitrad 25 in Vorwärtsdrehrichtung zu drehen. Im Antriebsbereich ist das erste Leitrad 25 über die Reibungskupplung 20 unmittelbar mit dem Sonnenrad 42 verbunden, an welchem auf Grund der Rückwirkung des Planetengetriebesatzes 16 ein Rückwärtsdrehmoment vorhanden ist. Das rückwärts gerichtete Reaktionsdrehmoment vom Sonnenrad 42 ist anfangs größer als das durch die Flüssigkeit im Drehmomentenwandler 15 verursachte positive Drehmoment am ersten Leitrad 25. Das erste Leitrad 25 beginnt daher seine Vorwärtsdrehung nicht bei dergleichen niedrigeren Drehzahlen des Turbinenrades 24 wie im Leistungsbereich. Falls das positive Drehmoment am ersten Leitrad 25 auf Grund der im Drehmomentenwandler 15 umlaufenden Flüssigkeit größer als das Reaktionsdrehmoment am Sonnenrad 42 wird, werden dadurch sowohl das erste Leitrad 25 als auch das Sonnenrad 42, welche über die Reibungskupplung 20 unmittelbar verbunden sind, veranlaßt, ihre Drehung in Vorwärtsrichtung zu beginnen und sich von der Einwegbremsvorrichtung 22 zu lösen. Bei weiterer Drehzahlerhöhung des Turbinenrades 24 nimmt die Geschwindigkeit des ersten Leitrades 25 im größeren Maße als die des Turbinenrades zu, so daß gegebenenfalls das erste Leitrad 25 nahezu die gleiche Drehzahl erreicht wie das Turbinenrad 24. Da das erste Leitrad 25 mit dem Sonnenrad 42 und das Turbinenrad 24 mit dem Planentenradträger 46 verbunden ist, ist in diesem Zeitpunkt der Planentengetriebesatz 16 in einem 1:1-Verhältnis verblockt, so daß sich seine Teile nahezu mit gleicher Drehzahl drehen.
  • Um diesen Betriebszustand der Verblockung des Planetengetriebesatzes zu erreichen, muß die Drehmomentenaufteilung zwischen dem ersten Leitrad 25 und dem Turbinenrad 24 im gleichen Verhältnis wie die zwischen dem Planetenräderträger 46 und dem Sonnenrad 42 im im wesentlichen verblockten Zustand des Planetengetriebesatzes 16 vor sich gehen. Bei dem bereits erwähnten besonderen Planetengetriebesatz ist das Verhältnis zwischen dem Drehmoment am Panetenräderträger 46 und am Sonnenrad 42 im verblockten Zustand 68,5: 31,5. Das erste Leitrad 25 muß daher bei hohen Drehzahlen des Turbinenrades 24 so bemessen sein, daß es 31,5 % des Drehmomentes imVergleich zu 68,5"/a des. Drehmomentes des Turbinenrades 24 übertragen kann. Die Anstellwinkel der ersten Schaufelreihe 35 und der zweiten Schaufelreihe 36 des ersten Leitrades 25 werden vorzugsweise deshalb so gewählt, daß die Schaufeln ihren höchsten Wirkungsgrad dann erreichen, wenn sie an der vollständig freien Drehung durch die gerade erwähnten 31,5 "/a des Drehmomentes gehindert werden. Die Schaufeln 31, 35, 33 und 36 sind so ausgeführt, daß die Aufteilung des Drehmomentes in 31,5 und 68,5"/o bei einem vorher festgelegten, hohen Drehzahlverhältnis, wie etwa einem Drehzahlverhältnis von 0,98, eintritt.
  • Im Antriebsbereich hat bis zu einer vorher festgelegten Fahrgeschwindigkeit das erste Leitrad 25 etwa die gleiche Wirkung wie im Leistungsbereich. Bis das erste Leitrad 25 beginnt, das Sonnenrad 42 anzutreiben, arbeiten der Drehmomentenwandler 15 und derPlanetengetriebesatz 16 in genau der gleichen Weise wie im Leistungsbereich. Wenn daran anschließend das erste Leitrad 25 anzutreiben beginnt, dreht es sich unter diesen Bedingungen mit einer geringeren Geschwindigkeit als im anderen Fall, da jetzt zusätzlich zu den hydrodynamischen Kräften auch das vom Sonnenrad 42 stammende negative Drehmoment auf dem ersten Leitrad 25 lastet. Auf Grund dieser langsameren Drehung des ersten Leitrades 25 hat die durch die Schaufelreihen 35 und 36 hindurchgehende Flüssigkeit eine stärkere Rückwärtskomponente als in dem Fall, in welchem das erste Leitrad 25 ohne ,ein vom Sonnenrad 42 stammendes negatives Drehmoment frei drehen konnte. Die Richtung der aus der zweiten Schaufelreihe 36 austretenden Flüssigkeit ist (s. Fig. 7) durch den Vektor 149 angegeben, und der Vektor 150 zeigt die Richtung der aus der ersten Schaufelreihe 35 austretenden Flüssigkeit an. Der Unterschied in den Energieinhalten in der Drehrichtung 100 zwischen dem Vektor 150 und dem Vektor 129 a, welcher der vom Auslaßende 83 zum Einlaßende 85 verschobene Vektor 129 ist, wird durch die Größe 151 dargestellt, welche der Energie entspricht, die von dem ersten Leitrad 25 auf das Sonnenrad 42 übertragen wird. Der Vektor 151 und damit auch die auf das Sonnenrad übertragene Energie wächst allmählich mit steigender Turbinendrehzahl, bis die Drehmomentenaufteilung das bereits erwähnte 31,5: 68,5-Verhältnis erreicht.
  • Wie bereits in Verbindung mit dem Leistungsbereich besprochen wurde, ist die Drehmomentenaufnahmefähigkeit des Pumpenrades 23 um so größer, je mehr die aus der zweiten Schaufelreihe 36 austretende Flüssigkeit rückwärts gerichtet ist. Der gleiche Grundsatz gilt auch im Antriebsbereich. Da die langsamere Drehung des ersten Leitrades 25 die Richtung der aus der Schaufelreihe 36 austretenden Flüssigkeit in die durch den Vektor 149 dargestellte Richtung geändert hat, kann das Pumpenrad deshalb ein größeres Drehmoment übertragen, als sonst möglich wäre. Das führt zu einer engeren und wirksameren Kupplung, wobei der Kupplungspunkt bei einem höheren Drehzahlverhältnis höher ist. Das Drehmoment ist an jedem Teil des Drehmomentenwandlers und in diesem Falle besonders am Pumpenrad dem Moment der das Pumpenrad verlassenden Flüssigkeit abzüglich des Momentes der eintretenden Flüssigkeit verhältnisgleich, wobei das Moment der eintretenden Flüssigkeit durch die Umlenkung der Flüssigkeit beim Austritt aus der zweiten Schaufelreihe 36 in die Richtung 149 mit einer stärkeren Rückwärtsneigung verringert ist.
  • Fig. 11 zeigt, daß das erste Leitrad 25 im wesentlichen den gleichen Einfluß auf den k-Wert wie im Leistungsbereich hat. Die k-Wert-Kurve dieser Figur ist mit 152 bezeichnet. Die k-Wert-Kurve beginnt beim Drehzahlverhältnis 0 im gleichen Wert wie im Leistungsbereich, jedoch steigt der k-Wert im Antriebsbereich in etwas stärkerem Maße bis auf 130 beim Drehzahlverhältnis 0,57 an. Dieser etwas stärkere Anstieg geht auf den Einfluß des Planetengetriebesatzes 16 zurück. Im Vergleich mit dem entsprechenden Anstieg des k-Wertes im Leistungsbereich ist hervorzuheben, daß der k-Wert im Leistungsbereich bei 97 anfängt, aber bei einem Drehzahlverhältnis von 0,57 nur bis auf einen Zahlenwert von 114 angestiegen ist. In der Fig. 11 flacht sich nach Erreichen des Drehzahlverhältnisses von 0,57 die k-Wert-Kurve zunächst ab, bevor sie daran anschließend sehr schnell auf einen Höchstwert bei einem Drehzahlverhältnis von 0,98 ansteigt.
  • Bei einem k-Wert von 130 und Drehzahlverhältnis von 0,57 im Punkt 153 der Fig. 11 ist die Brennkraftmaschinendrehzahl 2300 UpM, d. h. unter Bezug auf die Fig.10 im Drehmomentenspitzenbereich. Die Eigenschaft des k-Wertes, bei dem Punkt 153 einen stärionären Wert zu haben, der sich auf dem anschließenden Abschnitt fortsetzt, ermöglicht es, an die Brennkraftmaschine in ihrem höchsten Drehmomentenbereich anzuschließen. Während also das Fahrzeug an Geschwindigkeit gewinnt, bleibt die Motordrehzahl im Bereich von 2300 UpM, so daß die Brennkraftmaschine weiterhin ein hohes Drehmoment liefert, anstatt der geringeren Werte beiderseits des Spitzenbereiches, und sich eine bessere Beschleunigung des Fahrzeuges ergibt. Durch die vernünftige Benutzung des Planetengetriebesatzes 16 mit dem geeigneten Drehzahlverhältnis sind damit der Planetengetriebesatz und der hydrodynamische Drehmomentenwandler so verbunden, daß die Masse des Anstiegs des k-Wertes von einer gewissen Anfahrdrehzahl bis zu den Motordrehzahlen im Drehmomentenspitzenbereieh des Motors erhöht ist, wobei von diesem Punkt 153 ab die k-Wert-Kurve abgeflacht ist, so daß die Brennkraftmaschine viel länger in diesem Bereich des höchsten Drehmomentes bleibt, als sonst möglich wäre.
  • Das Drehmomentenverhältnis des Antriebsbereiches ist in der Fig. 11 durch die Kurve 154 dargestellt, welche beim Anfahren von einem Wert von etwa 4,1 ausgeht und bis zu einem Punkt 155 bei einem Geschwindigkeitsverhältnis von 0,56 abnimmt. Daran anschließend nimmt das Drehmomentenverhältnis in wesentlich geringerem Maße ab, bis der Punkt 156 erreicht wird, wonach das Drehmomentenverhältnis etwa 1 bleibt.
  • Der Wirkungsgrad im Antriebsbereich wird durch die Kurve 157 in der Fig. 11 dargestellt. Diese Kurve steigt bei einem Drehzahlverhältnis von 0,4 auf einen ziemlich hohen Wert an und fällt auf einen verhältnismäßig niedrigen Wert von 65111o im Punkt 158 bei einem Drehzahlverhältnis von 0,55 ab. Danach steigt der Wirkungsgrad nach einem geringfügigen Abknicken im Punkt 159 auf den verhältnismäßig hohen Wert von 96°/a an. Das in Verbindung mit den Punkten 155 und 158 auftretende Drehzahlverhältnis von 0,54 ist dasjenige, bei welchem das erste Leitrad 25 durch die im Drehmomentenwandler umlaufende Flüssigkeit ein ausreichendes Drehmoment empfängt, so däß es gerade beginnt, das Sonnenrad 42 anzutreiben und sich von der Einwegbremsvorrichtung 22 zu lösen. Wenn die Drehzahl des Turbinenrades 24 zunimmt, so daß die Drehzahl der Abtriebswelle 11 sich derjenigen der Antriebswelle 10 nähert, verringert sich das Drehmomentenverhältnis und nimmt vom Punkt 155 im verringerten Maße bis zum Punkt 156 ab, in welchem sich das zweite Leitrad 26 auf Grund der Flüssigkeit, welche die Rückseiten der Schaufeln 39 beaufschlagt, von der Einwegbremsvorrichtung 21 löst. Daran anschließend bleibt das Drehmomentenverhättnis bei 1.
  • Die zwischen dem Turbinenrad 24 und dem ersten Leitrad 25 auftretende Drehmomentenaufteilung von 31,5 und 68,5% wird nicht nur durch Verwendung geeigneter Auslaßwinkel für die Schaufeln dieser Teile erreicht, sondern ist auch darauf zurückzuführen, daß die ersten Turbinenschaufeln 31 in der Nähe des äußersten Abschnittes des Flüssigkeitskreislaufes angeordnet sind, gemessen von der Achsmittellinie der Zwischenwelle 12 aus, während die erste Schaufelreihe 35 im Anschluß an die ersten Turbinenschaufeln angeordnet ist. Hinzu kommt, daß die zweiten Turbinenschaufeln 33 von derAchsmittellinie die Zwischenwelle 12 weiter abgelegen sind als die Schaufelreihe 36. Je weiter auswärts im Flüssigkeitskreislauf, gemessen von der Achse der Zwischenwelle 12 aus, die Schafeln gelegen sind, desto größer ist das an den Schaufeln vorhandene Drehmoment. i Daher sind die Turbinenschaufeln 31 und 33 im Verhältnis zu den entsprechenden Schaufelreihen 35 und 36 so weit nach außen angeordnet, wie erwünscht ist, daß das Turbinenrad 24 im geschlossenen Zustand des Planetengetriebesatzes 16 ein größeres Drehmoment als das erste Leitrad 25 liefert.
  • Aus der Fig.9 und den darin eingezeichneten k-Wert-Kurven 142 und 143 geht hervor, daß die Anfahrdrehzahl bei einem Drehzahlverhältnis 0 bei dem hydrodynamischen Drehmomentenwandler nach der Erfindung merklich geringer als für den vergleichbaren dreiteiligen Drehmomentenwandler ist. Bekanntlich sind die Anfahrdrehzahlen den k-Werten proportional. Bei den betrachteten beiden Drehmomentenwandlern ist die Anfahrdrehzahl des bekannten dreiteiligen Drehmomentenwandlers 64% höher als bei dem Drehmomentenwandler des Kraftfahrzeuggetrieben nach der Erfindung. Mit anderen Worten wird die gleiche Brennkraftmaschine mit dem Drehmomentenwandler nach der Erfindung bei 1750 UpM beispielsweise anfahren, während sie bei dem bekannten dreiteiligen Drehmomentenwandler bis auf 2872 UpM beschleunigt werden müßte. Dieses errechnet sich unter derAnnahme, daß die beiden Drehmomentenwandler von der gleichen Größe und die übrigen Bedingungen die gleichen sind. Hieraus ergibt sich ein besonderer Vorzug in Anbetracht der Tatsache, daß für Personenkraftwagen eine verhältnismäßig niedrige Anfahrdrehzahl wegen des sonst eintretenden unangenehm starken Geräusches, dem starken Treibstoffverbrauch und der erheblichen Abnutzung der bewegten Teile erwünscht ist.
  • Sowohl im Leistungsbereich, wenn das Sonnenrad 42 festgehalten wird, als auch im Antriebsbereich, wenn das erste Leitrad 25 das Sonnenrad antreibt, ist es in der Verbindung zwischen dem hydrodynamischen Drehmomentenwandler 15 mit dem Planetengetriebesatz 16 erwünscht, daß der k-Wert vom Drehzahlverhältnis 0 bis zu einem mittleren Drehzahlverhältnis langsam ansteigt und dann für einen weiteren Anstieg des Drehzahlverhältnisses auf gleicher Höhe bleibt, bis zuletzt im Bereich eines Drehzahlverhältnisses von 0,9 bis 1,0 ein letzter steiler Anstieg eintritt, damit der hohe Drehmomentenbereich einer üblichen Fahrzeugbrennkraftmaschine, der nach Fig. 10 bei mittlerer Motordrehzahl am größten ist, über einen längeren Zeitabschnitt für die Beschleunigung des Fahrzeuges ausgenutzt werden kann. Diese Änderung des k-Wertes im Verhältnis zum Drehzahlverhältnis ergibt sich sowohl im Leistungsbereich als auch im Antriebsbereich des Betriebes, wie aus den Kurven 142 und 152 hervorgeht. Dabei ist eine negative Spannweite bzw. eine nach unten durchhängende k-Wert-Kurve, wie sie durch die Kurve 143 für einen zum Stand der Technik gehörenden Drehmomentenwandler wiedergegeben ist, vermieden worden, da sie zu entgegengesetzten Ergebnissen führt. Entsprechend der Fig. 9 ist die Spannweite des bekannten dreiteiligen Drehmomentenwandlers -13, während der nach der Erfindung ausgebildete Drehmomentenwandler eine Spannweite von ±44 aufweist.
  • Das erste Leitrad 25 hat in dem dargestellten Drehmomentenwandler, wie bereits erwähnt, auch die Wirkung, den Kupplungspunkt hinauszuschieben. In der Fig. 9 liegt der Kupplungspunkt 126 beträchtlich höher als der für den dreiteiligen Drehmomentenwandler geltende Kupplungspunkt 141. In dem Drehmomentenwandler nach der Erfindung findet die Drehmomentenwandlung daher in einem weiteren Bereich als in dem üblichen dreiteiligen Drehmomentenwandler statt. Die Auswirkung, die die Verschiebung des Kupplungspunktes im Hinblick auf das an der Abtriebswelle 11 wirkende Drehmoment besitzt, wird besonders dann beträchtlich, wenn die Tatsache berücksichtigt wird, daß in dem dreiteiligen Drehmomentenwandler die Motordrehzahl am Kupplungspunkt 126 beträchtlich erhöht ist und die Kurve 142 des k-Wertes von ihrem Ausgang beim Drehzahlverhältnis 0 bis zu dem Wert am Kupplungspunkt merklich angestiegen ist.
  • Der Kupplungspunkt 156 ist im Antriebsbereich, obwohl er nicht den hohen Wert des Drehzahlverhältnisses wie im Leistungsbereich erreicht, auf einem hohen Wert in bezug auf die Fahrgeschwindigkeit.
  • Die Fig. 9 zeigt auch, daß der hydrodynamische Drehmomentenwandler nach der Erfindung mit wesentlich besseren Wirkungsgraden als der übliche dreiteilige Drehmomentenwandler arbeitet, wie ein Vergleich der Kurven 146 und 147 zeigt.
  • Die Fig. 18 zeigt die Beziehung zwischen der abgegebenen Leistung in PS und dem Ausgangsdrehmoment des hydrodynamischen Drehmomentenwandlers 15 im Verhältnis zum Drehzahlverhältnis Ferner zeigt die Figur die entsprechenden Werte für einen bekannten dreiteiligen Drehmomentenwandler mit hohem Drehmomentenverhältnis. Die Ausgangsleistung des Drehmomentenwandlers 15 wird von der Kurve A und die des bekannten Drehmomentenwandlers von der Kurve B dargestellt. Das Ausgangsdrehmoment des Drehmomentenwandlers 15 gibt die Kurve C und das des bekannten Drehmomentenwandlers die Kurve D wieder. Dabei besitzen beide Drehmomentenwandler den gleichen Durchmesser, und ihre Pumpenräder werden mit der gleichen Drehzahl angetrieben. Die von der Kurve A dargestellte Ausgangsleistung in PS des Drehmomentenwandlers 15 liegt im gesamten Bereich des Drehzahlverhältnisses über den Werten der Leistungskurve B des bekannten Drehmomentenwandlers. Ferner ist auch das Ausgangsdrehmoment für den Drehmomentenwandler 15, wie die Kurve C zeigt, im gesamten Bereich größer als das Ausgangsdrehmoment des bekannten Drehmomentenwandlers, welches die Kurve B wiedergibt. Die Fig. 9 zeigt, daß bei einem Drehzahlverhältnis von 0,65 der Wirkungsgrad des bekannten Drehmomentenwandlers, dargestellt durch die Kurve 147, größer als der durch die Kurve 146 wiedergegebene Wirkungsgrad des Drehmomentenwandlers 15 ist. Die Fig. 18 zeigt jedoch unabhängig von dieser Tatsache, daß selbst bei Zubilligung eines Wirkungsgrades von 100% bei einem Drehzahlverhältnis von 0,65, dargestellt durch den Punkt b in Fig. 18, der Drehmomentenwandler 15 immer noch in diesem Bereich mehr Leistung liefert als der zum Vergleich herangezogene hydrodynamische Drehmomentenwandler. Ebenso hat beim Ausgangsdrehmoment, selbst wenn der zum Vergleich herangezogene Drehmomentenwandler beim Drehzahlverhältnis von 0,65 einen Wirkungsgrad von 100 % hätte, der durch den Punkt a in Fig. 18 dargestellt würde, der Drehmomentenwandler 15 trotzdem eine größere Ausbeute als der bekannte Drehmomentenwandler. Der Schlupf ist bei dem Drehmomentenwandler nach der Erfindung unter Straßenbelastung merklich geringer, wie aus den Drehzahlverhältnissen bei den höchsten Werten des Faktors hervorgeht.
  • Obwohl nach der Fig. 9 die Drehmomentenverhältnisse des bekannten Wandlers und des Wandlers nach der Erfindung beim Anfahren etwa gleich zu sein scheinen, liegt trotzdem auf Grund der sehr verschiedenen Werte des k-Faktors in dem Anfahrbereich die Motordrehzahl für den bekannten dreiteiligen Drehmomentenwandler bei höheren Werten und verursacht damit mehr Geräusch, erhöhten Treibstoffverbrauch und stärkere Abnutzung als der Drehmomentenwandler nach der Erfindung. Da es mit diesem möglich ist, an die Brennkraftmaschine in einem höheren Drehmomentenbereich über einen längeren Zeitabschnitt während des Ansteigens des Drehzahlverhältnisses anzuschließen, würde das gleiche Fahrzeug, welches mit dem nach der Erfindung hergestellten Drehmomentenwandler 15 an Stelle eines üblichen dreiteiligen Drehmomentenwandlers ausgerüstet wäre, in der Lage sein, aus dem Stillstand bis zu irgendeiner bestimmten Geschwindigkeit in wesentlich geringerer Zeit zu beschleunigen.
  • Der hydrodynamische Drehmomentenwandler 15 liefert ein verhältnismäßig hohes Drehmomentenverhältnis und gleichzeitig einen ausgedehnten Kupplungsbereich und bei hohen Drehzahlverhältnissen hohe Wirkungsgrade, da das Turbinenrad 24 zwei Turbinenschaufeln 31 und 33 besitzt, so daß damit tatsächlich zwei Turbinen zur Verfügung stehen und das erste Leitrad 25, welches unterteilt und anfangs durch die Einwegbremsvorrichtung 22 festgehalten ist, damit zwei umlenkende Schaufelreihen zusätzlich zum den Flüssigkeitsstrom umlenkenden zweiten Leitrad 26 liefert. In Anbetracht dessen, daß der Drehmomentenwandler 15 mit derartig guten Wirkungsgraden arbeitet, ist es nicht erforderlich, für den gewöhnlichen Antrieb des Fahrzeugs irgendeine parallel zum Drehmomentenwandler zu verwendende Kupplung vorzusehen.
  • Eine plötzliche Verzögerung der Brennkraftmaschine, beispielsweise bei plötzlichem Loslassen des Gashebels, führt in diesem Fall nicht zu einer plötzlichen negativen Beschleunigung der Abtriebswelle 11, die von dem Fahrzeuginsassen als Verzögerungsdruck empfunden werden würde. Das ist auf die Tatsache zurückzuführen, daß irgendwelche negative Energie, die von der Abtriebswelle 11 durch den Planetengetriebesatz 16 läuft, nur dazu führt, daß sich das erste Leitrad 25 von der Einwegbremsvorrichtung 22 löst und in Vorwärtsdrehrichtung dreht. Weiter kann durch das Kraftfahrzeuggetriebe die Abtriebswelle 11 stoßfrei angetrieben werden, wenn ein übergang von dem Zustand, in welchem das erste Leitrad 25 in Vorwärtsdrehrichtung dreht, zu dem Zustand stattfindet, in welchem es sich auf der Einwegbremsvorrichtung 22 abstützt. Dies Verhalten ist auf die Tatsache zurückzuführen, daß das erste Leitrad 25 von der Vorwärtsdrehung zur negativen Drehung an einem Punkt übergeht, an welchem auf das erste Leitrad 25 von der Flüssigkeit innerhalb des Drehmomentenwandlers 15 das Drehmoment 0 ausgeübt wird; deshalb ist das auf die Einwegbremsvorrichtung 22 wirkende Drehmoment, wenn diese zum Eingreifen kommt, gleich 0 und wächst allmählich, wenn die Drehzahl des Pumpenrades 23 sich erhöht und der Gashebel betätigt wird. Der Übergang vom Antriebsbereich zum Leistungsbereich geht ebenfalls sehr glatt und stoßfrei vor sich. Falls der Wechsel ausgeführt wird, während das Drehmoment von der Brennkraftmaschine groß ist oder die Geschwindigkeit des Fahrzeuges niedrig ist, liegen das erste Leitrad 25 und das Sonnenrad 42 fest und wirken auf die Einwegbremvorrichtung 22 zurück, so daß unter diesen Bedingungen ein Wechsel nicht festgestellt werden kann, wenn das Sonnenrad 42 anstatt von der Einwegbremsvorrichtung 22 und der Reibungsbremse 17 einfach durch die Reibungsbremse 18 gehalten wird.
  • Falls der Übergang bei höheren Geschwindigkeiten oder geringerer Drehmomentenabgabe der Brennkraftmaschine ausgeführt wird, geht er ebenfalls noch sehr glatt vonstatten. Es ist zu beachten, daß die Reibungskupplung 20 kurzfristig im Anschluß an die Einleitung des Wechsels im Antrieb im Eingriff bleiben kann und daß das Bremsband 56 sich für die Drehung der Bremstrommel 55 in Vorwärtsdrehrichtung 62 abwickelt, während sie sich bei einer auf die Bremstrommel 55 in Rückwärtsdrehrichtung wirkenden Kraft aufwickelt. Damit ist gemeint, daß das Bremsband 56 versucht, die Bremstrommel 55 mit einer größeren Kraft zu halten, falls die Bremstrommel 55 in Rückwärtsdrehrichtung sich zu drehen versucht, jedoch mit geringerer Kraft, falls die Bremstrommel 55 in Vorwärtsrichung sich zu drehen versucht. Unmittelbar vor dem Übergang aus dem Antriebs- zum Leistungsbereich läuft das erste Leitrad 25 unter diesen Bedingungen mit einer Drehzahl vorwärts, welche sich der des Turbinenrades 24 nähert, so daß bei Einschaltung der Reibungsbremse 18 diese sofort auf den Planetengetriebesatz 16 zu wirken beginnt. Der Wechsel in der Drehzahl des ersten Leitrades 25 von der Vorwärtsdrehung mit näherungsweise gleicher Drehzahl wie das Turbinenrad 24 auf die Drehzahl 0 wird jedoch im Flüssigkeitskreislauf des hydrodynamischen Drehmomentenwandlers aufgenommen, wodurch das Anziehen der Reibungsbremse 18, besonders da sie unter diesen Bedingungen in der Abwicklungsrichtung arbeitet, sehr sanft und allmählich geschieht. Sobald die Reibungsbremse 18 voll angezogen ist und das erste Leitrad 25 die Drehzahl 0 hat, wird die Reibungskupplung 20 gelöst, und anschließend wird ein auf das erste Leitrad 25 wirkendes negatives Drehmoment von der Einwegbremsvorrichtung 22 aufgenommen, während, wenn die Motordrehzahl verhältnismäßig niedrig oder die Fahrzeuggeschwindigkeit verhältnismäßig hoch ist, das erste Leitrad 25 auf der Einwegbremsvorrichtung 22 freilaufen kann. Bei Lösen der Reibungskupplung 20 übernimmt die Reibungsbremse 18 nur die Reaktionskraft am Sonnenrad 42, unabhängig, ob in Rückwärtsdrehrichtung für den Antrieb von der Antriebswelle 10 zur Abtriebswelle 11 oder in Vorwärtsdrehrichtung, falls das Fahrzeug gegen die Brennkraftmaschine freiläuft. Da das erste Leitrad 25 bei Ausführung des Überganges in Vorwärtsdrehrichtung dreht, ist es nicht erforderlich, vorzusehen, daß die Brennkraftmaschine zeitweilig ihre Drehzahl erhöht oder Zwischengas gegeben wird wie in dem Falle, in dem ein Herabschalten mit einem gewöhnlichen Getriebe ausgeführt wird, in welchem es erforderlich ist, einen drehenden Teil in Eingriff zu bringen, während praktisch gleichzeitig zur Ausführung des Wechsels ein anderer drehender Teil freigegeben wird. Der verhältnismäßig schwierige zeitliche Abstimmung und die Übergangsprobleme treten beim rechtzeitigen Einschalten und Lösen der beiden Schaltmittel nicht auf.
  • Vorzugsweise besteht zwischen den verschiedenen Abmessungen der hydrodynamischen Drehmomentenwandlerteile, d. h. den Winkeln der Schaufeln, den Radien der Schaufeln gegen die Achse der Zwischenwelle 12 und den Flächen der Schaufeln einerseits und den Abmessungen der Zahnräder des Planetengetriebesatzes 16 andererseits bestimmte Beziehungen, wodurch sich ein bestimmtes übersetzungsverhältnis ergibt. Diese Beziehungen besteben, um stufenlos regelbar die Drehmomentenvervielfachung der abgestimmten Zahnräder des Planetengetriebesatzes 16 bei einem bestimmten Drehzahlverhältnis im_ Antriebsbereich ein- oder auszuschalten.
  • Der Drehmomentenwandler ist vorzugsweise so bemessen, daß er den höchsten Wirkungsgrad bei einem hohen Drehzahlverhältnis des Kraftfahrzeuggetriebes als Ganzes, d. h. des Drehmomentenwandlers und des Planetengetriebesatzes zusammen z. B. bei einem Drehzahlverhältnis von 0,98, erhält.
  • Die Drehmomentenaufteilung zwischen den ersten und zweiten Turbinenschaufeln und dem ersten und zweiten Leitrad nimmt den für den Planetengetriebesatz 16 erforderlichen Wert an, um unter Annahme eines Eingangsdrehmomentes von 1 ein Ausgangsdrehmoment von 1 übertragen zu können. Zu beachten ist, daß während der gesamten Weiterleitung von Drehzahlverhältnissen zwischen den Antriebs-und Abtriebswellen 10 und 11. weder Bänder noch Kupplungen oder Ventile verstellt zu werden brauchen; ein äußerer Regler ist für die Steuerung ebenfalls nicht erforderlich. Während jedes unter gleichbleibender Geschwindigkeit ablaufenden Betriebes gehen der Drehmomentenwandler und der Planetengetriebesatz als Ganzes in den Zustand des besten Wirkungsgrades über.
  • Das Kraftfahrzeuggetriebe nach der Erfindung liefert drei verschiedene Stufen der Verzögerung, d. h. Gänge, in denen die Drehung der Abtriebswelle 11 verzögert wird, so daß die Vorwärtsbewegung des Fahrzeuges verzögert wird. Der zweite Verzögerungsgang wird jetzt im Hinblick darauf beschrieben, daß er dem Leistungsgang und besonders den Anfangsphasen des Leistungsganges ähnlich ist, in denen die Reibungskupplung 20 vorzugsweise für eine kurze Zeit im Eingriff gehalten wird, um den Übergang vom Antriebsbereich zum Leistungsbereich herzustellen. Wie die Fig. 3 zeigt, sind für diesen Verzögerungsgang die beiden Reibungsbremsen 17 und 18 zusätzlich zu der Reibungskupplung 20 eingeschaltet. Die Reibungsbremse 18 und die Reibungskupplung 20 wirken zusammen, um das erste Leitrad 25 an einer Drehung in beiden Richtungen zu hindern, und die Reibungsbremse 18 sichert das Sonnenrad 42 gegen Drehung. Bei einer bestimmten Verzögerung des Fahrzeugs wird das Ringrad 43 zu einem Eingangsteil und treibt den Planetenräderträger 46 vorwärts, der seinerseits das Turbinenrad 24 in dieser Richtung antreibt. Das Turbinenrad 24 erzeugt einen Druck, so daß die Flüssigkeit durch den Drehmomentenwandler im Uhrzeigersinn, entgegengesetzt zum Pfeil A, umläuft. In diesem Fall beaufschlagt die aus den zweiten Turbinenschaufeln austretende Flüssigkeit die erste Schaufelreihe 35 des ersten Leitrades, welche feststeht. Durch die Beaufschlagung der beiden Schaufelreihen 35 und 36 absorbiert die Flüssigkeit nahezu 65 % der Energie; die anderen 35 % werden von den ersten Turbinenschaufeln 31 unmittelbar auf das Pumpenrad 23 und von da in die Brennkraftmaschine übertragen. Die übliche Brennkraftmaschinenreibung wird damit also ausgenutzt zusätzlich zu der verzögernden Wirkung des ersten Leitrades 25 auf die Drehung der Abtriebswelle 11 und die Bewegung des Fahrzeugs. Auf Grund dessen, daß das erste Leitrad 25 einen derartig großen Anteil der Energie von der Abtriebswelle 11 aufnimmt, kann dieser Verzögerungsgang selbst bei verhältnismäßig großen Fahrzeuggeschwindigkeiten verwendet werden.
  • Im Rückwärtsgang werden die Reibungsbremse 19 und die Reibungskupplung 20 eingeschaltet. Die Reibungsbremse 19 hält den Planetenräderträger 46 fest und über diesen das damit verbundene Turbinenrad 24. Das Rückwärtsdrehmoment wird von dem Leitrad geliefert, welches von der Flüssigkeit des Drehmomentenwandlers 15 rückwärts getrieben wird, und die Turbinenschaufeln 31 und 33 bewirken dabei eine Umlenkung der Flüssigkeit, so daß das erste Leitrad 25 in Rückwärtsdrehrichtung gedrängt wird. Da die Reibungsbremse 17 gelöst ist, dreht sich das erste Leitrad 25 rückwärts; sein Drehmoment wird durch die Zwischenwelle 13 und die Reibungskupplung 20 auf das Sonnenrad 42 übertragen. Da zwischen dem Sonnenrad 42 und dem Ringrad 43 zwei Sätze von Planetenrädern 44 und 45 vorhanden sind, wird das Ringrad 43 ebenfalls in Rückwärtsdrehrichtung, jedoch mit verringerter Drehzahl im Vergleich zum Sonnenrad 42 angetrieben.
  • In der Fig. 8 zeigt der Vektor 160 für den Rückwärtsgang die Richtung der aus den Schaufeln 28 des Pumpenrades austretenden Flüssigkeit an, welche die ersten Turbinenschaufeln 31 beaufschlagt. Das Turbinenrad 24 ist stationär, und die ersten Turbinenschaufeln 31 lenken daher die Flüssigkeit rückwärts, wie durch den Pfeil 161 angezeigt wird. Die aus den ersten Turbinenschaufeln 31 austretende Flüssigkeit trifft auf die erste Schaufelreihe 35 des ersten Leitrades und sucht das erste Leitrad 25 rückwärts zu treiben; die Flüssigkeit verläßt die erste Schaufelreihe 35 in der durch den Vektor 162 angezeigten Richtung. Die Flüssigkeit trifft dann auf die zweiten Turbinenschaufeln 33, und diese, die wieder stationär sind, lenken die Flüssigkeit so um, daß sie die zweiten Schaufeln 33 in der durch den Vektor 163 dargestellten Rückwärtsdrehrichtung verläßt. Die Flüssigkeit beaufschlagt dann die zweite Schaufelreihe 36 und sucht auch damit das erste Leitrad 25 in Rückwärtsrichtung anzutreiben, so daß das Drehmoment am ersten Leitrad 25 die Summe der Drehmomente an den beiden Schaufelreihen 35 und 36 ist.
  • Wenn das Fahrzeug seine Geschwindigkeit im Rückwärtsgang erhöht, dreht sich der Vektor der aus der ersten Schaufelreihe 35 austretenden Flüssigkeit allmählich im Gegenzeigersinn, wie in der Fig.8 dargestellt ist, so daß die Flüssigkeit gegebenenfalls die Schaufelreihe 35 in der durch den Vektor 164 dargestellten Richtung verläßt.
  • Auf die zweiten Turbinenschaufeln 33 wirkt daher eine kleinere Komponente der Flüssigkeitskraft. Die von der Flüssigkeit auf diese Turbinenschaufeln 33 ausgeübte Kraft nimmt also ab, und das Turbinenrad 24 übernimmt somit eine verringerte Reaktionskraft von der Flüssigkeit. In Übereinstimmung mit bekannten Grundsätzen für den Betrieb von hydrodynamischen Drehmomentenwandlern nimmt die Drehmomentenwandlung entsprechend ab, falls die Reaktionswirkung an den Reaktionsteilen sich verringert. Daher nähert sich das Drehmoment am ersten Leitrad 25 dem Wert 0. Der Zustand der Umlenkung der Strömungsrichtung durch die erste Schaufelreihe 35 dauert an, bis die Drehzahl des ersten Leitrades 25 in Rückwärtsdrehrichtung der Geschwindigkeit der Flüssigkeit entspricht, die aus den Turbinenschaufeln 31 und 33 austritt. Das Drehmoment am ersten Leitrad 25 nähert sich dem Wert 0, wenn die Drehzahl dieses Leitrades 25 näherungsweise die gleiche wie die Drehzahl des Pumpenrades 23 ist, die Drehung jedoch entgegengesetzt verläuft. über dem gesamten Betriebsbereich des Rückwärtsganges bleibt das zweite Leitrad 26 fest stehen.
  • In vorteilhafter Weise liefert das Kraftfahrzeuggetriebe im Rückwärtsgang einen steigenden k-Wert, so daß bei zunehmender Fahrgeschwindigkeit im Rückwärtsgang die Drehzahl der Brennkraftmaschine sich erhöht. Entgegengesetzte Verhältnisse würden eintreten, falls das Kraftfahrzeuggetriebe eine durchhängende k-Wert-Kurve hätte, was bedeutet, daß bei Erhöhung der Fahrgeschwindigkeit die Brennkraftmaschine sich tatsächlich verlangsamte, eine für den Fahrer unerwünschte Erscheinung.
  • Der erste Verzögerungsgang, der ein ziemlich hohes Ausmaß von Verzögerung für das Fahrzeug bringt, wird, wie aus Fig. 3 ersichtlich, durch Einschalten derselben beiden Schaltmittel wie für den Rückwärtsgang hergestellt, nämlich der Reibungskupplung 20 und der Reibungsbremse 19. Bei dieser Verzögerung ist das Turbinenrad 24 stationär, und das erste Leitrad 25 arbeitet dann als Pumpenrad, wodurch eine toroidale Flüssigkeitsströmung in dem Drehmomentenwandler 15 in Uhrzeigerrichtung verursacht wird, d. h. entgegengesetzt zum Pfeil A. Das erste Leitrad 25 wird über den Planetengetriebesatz 16 von der Abtriebswelle 11 angetrieben, wobei das Sonnenrad 42 und das erste Leitrad 25 in bezug auf die Abtriebswelle 11 mit einer überdrehzahl gedreht werden. Bei diesem Betriebszustand erzeugt eine COffnung der Drosselklappe mittels der Schaufeln 28 des Pumpenrades einen Flüssigkeitsdruck, der dem Flüssigkeitsdruck von dem ersten Leitrad 25 entgegenwirkt. Damit werden die zur Drehmomentaufnahme führenden Eigenschaften des Drehmomentenwandlers so beschränkt, daß die Verzögerung in dem gewünschten Ausmaß gesteuert werden kann.
  • Die erste Verzögerungsstufe kann während ziemlich hoher Fahrgeschwindigkeit des Fahrzeuges in Vorwärtsdrehrichtung hergestellt werden. Ein sehr hoher Anteil der das Fahrzeug verzögernden Energie etwa in der Größenordnung von 85% wird innerhalb des Drehmomentenwandlers 15 anstatt in gleitenden Kupplungen oder Bremsen absorbiert. Die Aufnahmefähigkeit des Drehmomentenwandlers ist für diesen Zweck so groß, daß selbst auf sehr steilen Abfahrten das Kraftfahrzeuggetriebe eine sehr erhebliche Verzögerung des Fahrzeugs bewirkt. Da die Energie anstatt von mechanischen Teilen, wie Reibungsbremsen und Kupplungen; von dem Drehmomentenwandler 15 aufgenommen wird, kann dieser Verzögerungsgang über einen erheblichen Zeitabschnitt, beispielsweise bei Paßabfahrten im Gebirge, eingeschaltet bleiben, ohne daß es zu störenden Überhitzungen irgendwelcher Getriebeteile kommt. Da die Energie hydrodynamisch absorbiert wird, wird ferner jeglicher Bruch von Getriebeteilen ausgeschlossen, auch falls der Verzögerungsgang bei verhältnismäßig hohen Vorwärtsgeschwindigkeiten eingeschaltet wird. Weiter ist dieser Verzögerungsgang selbst dann wirksam, wenn die Brennkraftmaschine gleichzeitig außer Betrieb ist. Das ist auf die Tatsache zurückzuführen, daß die meiste Energie während dieses Betriebszustandes im Drehmomentenwandler 15 absorbiert wird, anstatt auf die Brennkraftmaschine übertragen zu werden.
  • Die Fig. 3 zeigt, daß bei der dritten Verzögerungsstufe nur die Reibungsbremse 18 eingeschaltet wird. Dieser Zustand entspricht dem Leistungsbereich in den Zeitabschnitten, in denen die Einwegbremsvorrichtung 22 auf Grund der Vorwärtsdrehung des ersten Leitrades 25 außer Eingriff tritt. Das Sonnenrad 42 wird festgehalten; das Ringrad 43 bildet den Eingangsteil, wenn z. B. das Fahrzeug einen Abhang hinunterfährt. Der Planetenräderträger 46, der mit dem Turbinenrad 24 verbunden ist, überdreht das Ringrad 43 nur um einen gewissen Betrag, etwa bei dem bereits erwähnten Planetengetriebesatz um 40 °/o-. Das Turbinenrad 24 dreht sich daher im Vergleich zur Drehzahl des Ringrades in diesem Maße schneller. Die durch diese Drehung des Turbinenrades verursachte Strömungsenergie, welche eine im Uhrzeigersinn und entgegengesetzt zu den Pfeilen A gerichtete toroidale Strömung hervorruft, wird unmittelbar auf das Pumpenrad 23 übertragen, welches seinerseits die Brennkraftmaschine antreibt und damit die Motorreibung zur Energieabsorption für die Bergverzögerung ausnutzt. Diese Verzögerungsstufe ist die schwächste der drei für Talfahrten vorgesehenen Verzögerungsstufen.
  • Die in den Fig. 12, 13 und 14 dargestellte Ausführungsform der Erfmdung stimmt im wesentlichen mit der in den Fig. 1 und 2 dargestellten überein, mit der Ausnahme allerdings, daß eine zusätzliche Einwegbremsvorrichtung 170 hinzugefügt worden ist. Die Einwegbremsvorrichtung 170 besitzt eine Mehrzahl von kippbaren Mitnehmern 171, welche zwischen einer äußeren, innerhalb der Bremstrommel 55 befestigten Lauffläche 172 und der äußeren Lauffläche 61 der Einwegbremsvorrichtung 21 angeordnet sind. Die Reibungsbremse 17 wirkt wie im ersten Ausführungsbeispiel auf die äußere Lauffläche 61.
  • Nach der Fig. 14 können die Bedingungen für den Rückwärtsgang, für den Antriebsbereich, für einen langsamen Bereich, der mit »Handschaltung« bezeichnet ist, und für die zweite Verzögerungsstufe durch die gleichen Schaltmittel hergestellt werden, wie sie in der Fig. 3 für die erste Ausführungsform der Erfindung dargestellt sind. Außerdem liefert die Ausführungsform nach den Fig. 12 und 13, wie aus der Fig. 14 hervorgeht, einen zusätzlichen Freilaufantrieb mit geringer Geschwindigkeit, bei welchem nur die Reibungsbremse 17 eingeschaltet ist und von dem aus ein Übergang in den Antriebsbereich einfach und allein durch das Einschalten der Reibungskupplung 20 hergestellt werden kann.
  • Die eingeschaltete Reibungsbremse 17 wirkt wie vorher über die Einwegbremsvorrichtung 22 auf das erste Leitrad 25. Die Reibungsbremse 17 bewirkt aber auch eine Bremsung des Sonnenrades 42 mittels der Einwegbremsvorrichtung 170 und der Bremstrommel 55. Um deshalb die Abtriebswelle 11 mit geringer Geschwindigkeit anzutreiben, ist eine Einschaltung der Reibungsbremse 18 nicht erforderlich, um das Sonnenrad 42 gegen Rückwärtsdrehung auf Grund der von dem Planetengetriebesatz 16 stammenden Reaktionskraft zu sichern. Der Kraftfluß von der Antriebswelle 10 zur Abtriebswelle 11 ist beim Antrieb mit geringer Geschwindigkeit daher der gleiche, wie er in Verbindung mit der ersten Ausführungsform bereits beschrieben wurde. Für den Übergang in den Antriebsbereich wird einfach die Leitungskupplung 20 eingeschaltet, durch die ein Freilauf in der Einwegbremsvorrichtung 170 herbeigeführt wird, wonach die Kraftübertragung im Antriebsbereich die gleiche ist, wie sie bereits für die erste Ausführungsform beschrieben worden ist. Da es für einen Übergang vom Leistungsbereich oder vom langsamen Gang zum Antriebsbereich nicht erforderlich ist, die Reibungsbremse 18 zu lösen und nahezu gleichzeitig die Reibungskupplung 20 einzuschalten, ist der Übergang äußerst glatt. Falls für die Ausführungsform nach den Fig. 12 und 13 der gleiche Leistungsbereich, wie im ersten Ausführungsbeispiel vorhanden, gewünscht wird, kann die Reibungsbremse 18 zusammen mit der Reibungsbremse 17 eingeschaltet werden, so daß der Antrieb weniger Freilaufeigenschaften hat, als wenn nur die Reibungsbremse 17 eingeschaltet ist.
  • Die in den Fig. 15 und 16 dargestellte Ausführungsform der Erfindung ist der in den Fig. 12 und 13 gezeigten mit der Ausnahme ähnlich, daß die Verbindungen der Einwegbremsvorrichtung 170 geringfügig abgeändert sind. In der Ausführungsform der Fig. 15 und 16 wird für die Einwegbremsvorrichtung 22 eine veränderte äußere Lauffläche 173 verwendet, die gleichzeitig als innere Lauffläche für die Einwegbremsvorrichtung 170 dient. Eine äußere Lauffläche 174 der Einwegbremsvorrichtung 170 ist in einer abgewandelten Bremstrommel175 der Reibungsbremse 17 befestigt. Das erste Leitrad 25 wird in der Ausführungsform der Fig. 15 und 16 durch die beiden Einwegbremsvorrichtungen 170 und 22 gebremst, und die Einwegbremsvorrichtung 170 wirkt über die in der Bremstrommel 55 festgekeilte Lauffläche 173 auf das Sonnenrad 42.
  • Bei der Ausführungsform der Fig.15 und 16 lassen sich die gleichen Betriebsbedingungen wie bei der nach den Fig. 12 und 13 herstellen, die in der Fig. 14 übersichtsweise dargestellt sind.

Claims (5)

  1. PATENTANSPRÜCHE: 1. Kraftfahrzeuggetriebe mit einem hydrodynamischen Drehmomentenwandler und einem diesem nachgeschalteten Planetengetriebesatz, wobei der Drehmomentenwandler ein mit der treibenden Welle verbundenes Pumpenrad, ein mit zwei Schaufelreihen versehenes Turbinenrad, ein mit zwei Schaufelreihen versehenes erstes Leitrad, dessen Schaufelreihen beiderseits der zweiten Schaufelreihe des Turbinenrades angeordnet sind, sowie ein zweites Leitrad umfaßt, während der Planetengetriebesatz aus zwei Eingangsgliedern und einem mit der getriebenen Welle verbundenen Ausgangsglied besteht, dadurch gekennzeichnet, daß das Turbinenrad (24) mit dem ersten Eingangsglied des Planetengetriebesatzes (16) verbunden ist und das erste Leitrad (25) mit dem zweiten Eingangsglied des Planetengetriebesatzes (16) verbindbar ist.
  2. 2. Kraftfahrzeuggetriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß das erste Leitrad (25) mit dem als zweites Eingangsglied dienenden Sonnenrad (42) des Planetengetriebesatzes (16) mittels einer Reibungskupplung (20) verbindbar und eine auf das Sonnenrad (42) wirkende Reibungsbremse (18) vorgesehen ist.
  3. 3. Kraftfahrzeuggetriebe nach den Ansprüchen 1 und 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Schaufeln des ersten Leitrades (25) und des Turbinenrades (24) so ausgebildet sind, daß die zweite Schaufelreihe des ersten Leitrades (25) bestrebt ist, in Vorwärtsrichtung schneller zu laufen als die erste Schaufelreihe des ersten Leitrades.
  4. 4. Kraftfahrzeuggetriebe, bei dem sowohl auf das erste als auf das zweite Leitrad je eine Einwegbremsvorrichtung einwirkt, nach den Ansprüchen 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß die auf das erste Leitrad (25) wirkende Einwegbremsvorrichtung (22) wahlweise betätigbar ist.
  5. 5. Kraftfahrzeuggetriebe nach den Ansprüchen 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß in an sich bekannter Weise eine auf das Turbinenrad (24) und den als erstes Eingangsglied dieenden Planetenräderträger (46) des Planetengetriebesatzes (16) wirkende Reibungsbremse (19) vorgesehen ist. In Betracht gezogene Druckschriften: USA.-Patentschriften Nr. 2 456 328, 2 682 786, 2762198.
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