DE19522696A1

DE19522696A1 - Kraftübertragungsstrang einer Automatikgetriebeanordnung für ein Kraftfahrzeug

Info

Publication number: DE19522696A1
Application number: DE19522696A
Authority: DE
Inventors: Donghoon Park
Original assignee: Hyundai Motor Co
Current assignee: Hyundai Motor Co
Priority date: 1994-06-23
Filing date: 1995-06-22
Publication date: 1996-01-04
Anticipated expiration: 2015-06-23
Also published as: GB2290588B; FR2721671B1; JPH0861462A; KR100204955B1; FR2721671A1; US5772548A; JP2728644B2; GB9511446D0; KR960000572A; GB2290588A; DE19522696C2

Description

Die Erfindung betrifft einen Kraftübertragungsstrang einer Automatikgetriebeanordnung für ein Kraftfahrzeug und spe zieller betrifft sie einen Kraftübertragungsstrang, der au tomatisch und kontinuierlich Schaltvorgänge in einem Nieder geschwindigkeitsbereich ausführt, bei dem Schaltstöße stark auffallen, um dadurch die Schaltqualität zu verbessern, und der den mechanischen Wirkungsgrad der Kraftübertragung im Hochgeschwindigkeitsbereich verbessert, um dadurch den spe zifischen Kraftstoffverbrauch zu verbessern.

Im allgemeinen umfaßt eine Automatikgetriebeanordnung für ein herkömmliches Kraftfahrzeug eine Getriebesteuereinheit zum automatischen Steuern des Umsetzungsverhältnisses ab hängig vom Fahrzustand des Fahrzeugs.

Die Getriebesteuereinheit steuert das Ein- und Ausrücken verschiedener Kupplungen und Bremsen, die in einem Getriebe strang angeordnet sind, um die Anzahl von Umdrehungen am Ausgang einer Planetengetriebeeinheit einzustellen.

Um einen Getriebestrang zu konzipieren, der vier Vorwärts untersetzungen und eine Rückwärtsuntersetzung ausgeben kann, sind eine zusammengesetzte Planetengetriebeeinheit und mindestens fünf Reibungsteile erforderlich. Die Konzeption eines Getriebestrangs mit guter Schaltqualität sollte eine zusammengesetzte Planetengetriebeeinheit, sieben Reibungs teile und drei Eine-Richtung-Kupplungen aufweisen. Ein der artiger Getriebestrang hat jedoch komplizierten Aufbau und schweres Gewicht.

Da eine herkömmliche Automatikgetriebeanordnung über eine begrenzte Anzahl von Schaltstellungen verfügt, werden unver meidlicherweise Schaltstöße erzeugt und der spezifische Kraftstoffverbrauch und der Energieübertragungswirkungsgrad sind verschlechtert.

Ferner wird im Bereich niedriger Geschwindigkeiten ein Schaltvorgang häufig bei großem Eingangsdrehmoment ausge führt, wodurch häufig Schaltstöße auftreten, und im Bereich hoher Geschwindigkeiten wird der Getriebestrang direkt mit der Eingangseinrichtung verbunden, wodurch der mechanische Wirkungsgrad der Kraftübertragung abnimmt.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, einen Kraftüber tragungsstrang zu schaffen, der im Bereich niedriger Ge schwindigkeiten automatisch und aufeinanderfolgend schaltet, um dadurch Schaltstöße zu minimieren.

Es ist eine andere Aufgabe der Erfindung, einen Kraftüber tragungsstrang zu schaffen, der einen Getriebestrang und die Abtriebsseite eines Motors im Bereich hoher Geschwindigkeit direkt miteinander verbindet, um den mechanischen Wirkungs grad der Kraftübertragung zu maximieren und den spezifischen Kraftstoffverbrauch zu verbessern.

Es ist noch eine andere Aufgabe der Erfindung, einen Kraft übertragungsstrang zu schaffen, der die Anzahl von Eine- Richtung-Kupplungen und Reibungsteilen minimiert, damit er einfach konstruiert werden kann und der Gesamtwirkungsgrad der Übertragung verbessert werden kann.

Diese Aufgaben werden durch die Lehren der unabhängigen An sprüche 1 und 6 gelöst.

Weitere Aufgaben und Vorteile der Erfindung werden aus der folgenden Beschreibung in Verbindung mit den beigefügten Zeichnungen erkennbar, in denen:

Fig. 1 ein erfindungsgemäßer Kraftübertragungsstrang einer Automatikgetriebeanordnung gemäß einem ersten Ausführungs beispiel ist;

Fig. 2 ein Kurvendiagramm ist, das die Beziehung zwischen der Ausgangsdrehzahl und dem Drehmoment einer Turbine und eines Stators bei aufeinanderfolgenden automatischen Modi einer Automatikgetriebeanordnung gemäß Ausführungsbeispielen der Erfindung zeigt;

Fig. 3 ein Kurvendiagramm ist, das die Beziehung zwischen der Ausgangsdrehzahl und dem Ausgangsdrehmoment einer Tur bine und eines Stators bei aufeinanderfolgenden automati schen Modi einer Automatikgetriebeanordnung gemäß Ausfüh rungsbeispielen der Erfindung zeigt;

Fig. 4 ein Kurvendiagramm ist, das zum Veranschaulichen des Umsetzungsverhältnisses einer Automatikgetriebeanordnung gemäß Ausführungsbeispielen der Erfindung gemäß einer Hebel analogie veranschaulicht;

Fig. 5 ein Diagramm ist, das die Verteilung von Umsetzungs verhältnissen einer Automatikgetriebeanordnung gemäß Ausfüh rungsbeispielen der Erfindung im Vergleich zu der bei einer bekannten Automatikgetriebeanordnung mit fünf Gängen zeigt;

Fig. 6 eine Betätigungselementtabelle für jeden Drehzahl- Schaltbereich einer Automatikgetriebeanordnung gemäß Ausfüh rungsbeispielen der Erfindung ist;

Fig. 7 bis Fig. 13 erfindungsgemäße Kraftübertragungsstränge von Automatikgetriebeanordnungen gemäß einem zweiten bis achten Ausführungsbeispiel zeigen.

Fig. 1 zeigt ein erstes Ausführungsbeispiel eines erfin dungsgemäßen Kraftübertragungsstrangs, der folgendes auf weist: einen Drehmomentwandler TC, der durch die Kraft eines Motors E angetrieben wird, einen ersten Getriebemechanismus A mit einer zusammengesetzten Planetengetriebeeinheit 2, die das vom Drehmomentwandler TC umgesetzte Drehmoment aufnimmt, um für ein zweckentsprechendes Umsetzungsverhältnis zu sorgen, einen zweiten Getriebemechanismus B mit einer einfa chen Planetengetriebeeinheit 4, die das vom ersten Getriebe mechanismus A ausgegebene Untersetzungsverhältnis erneut untersetzt und einen dritten Getriebemechanismus C, der das vom zweiten Getriebemechanismus B ausgegebene Untersetzungs verhältnis weiter untersetzt.

Der Drehmomentwandler TC umfaßt ein Laufrad I, das direkt mit der Kurbelwelle des Motors verbunden ist, um Energie von dieser aufzunehmen, eine Turbine T, die dem Laufrad zuge wandt angeordnet ist und durch ausgestoßenes Öl angetrieben wird, und einen Stator S, der zwischen dem Laufrad und der Turbine angeordnet ist, um die Strömungsrichtung des Öls zu ändern, um dadurch die drehende Antriebskraft auf das Lauf rad zu erhöhen.

Das Laufrad I ist über einen Abdeckmantel 6, an dem ein er stes Reibungselement C1 angeordnet ist, um die Kraft des Mo tors direkt auf eine erste Welle 8 zu übertragen, mit dem Motor E verbunden.

Die erste Welle 8 ist über eine Nabe 14 auf solche Weise mit einem ersten Tellerrad 12 der zusammengesetzten Planetenge triebeeinheit 2 verbunden, das das Tellerrad 12 mit einem ersten Antriebskegelrad 16 kämmt, das mit einem ersten Son nenrad 18 kämmt, wodurch Kraft auf das Fahrzeug übertragen werden kann.

Das erste Antriebskegelrad 16 ist über ein erstes Kraftzu führteil 20 mit einem zweiten Antriebskegelrad 22 verbunden, das mit einem zweiten Sonnenrad 24 kämmt, um Kraft an dieses zu übertragen.

Das zweite Antriebskegelrad 22 kämmt mit einem zweiten Tel lerrad 26, das über ein zweites Kraftzuführteil 28 mit dem ersten Sonnenrad 18 verbunden ist, wobei das zweite Kraftzu führteil 28 wahlweise durch ein zweites Reibungselement B1 in solcher Weise gesperrt wird, daß das erste Sonnenrad 18 und das zweite Tellerrad 26 als Umsetzungselement wirken, um ein Untersetzungsverhältnis für eine erste Drehzahl auszuge ben.

Ferner kann die Nabe 14 wahlweise durch ein drittes Rei bungselement B2 gesperrt werden, damit das erste Tellerrad 12 das Umsetzungselement wird, damit dann, wenn das zweite Sonnenrad 24 das Eingangselement wird, das erste Kraftzu führteil 20 sich in Gegenuhrzeigerrichtung drehen kann, gesehen von der Motorseite aus, d. h. in der Richtung entge gengesetzt zur Eingangsrichtung.

Das zweite Sonnenrad 24 ist über ein drittes Kraftzuführteil 30 mit der Turbine T verbunden, um ein Drehmoment von dieser zu empfangen. Dieses erste Kraftzuführteil 20, das das erste Antriebskegelrad 16 mit dem zweiten Antriebskegelrad 22 ver bindet, ist über ein viertes Kraftzuführteil 32 mit einem dritten Sonnenrad der einfachen Planetengetriebeeinheit 4 verbunden.

Das dritte Sonnenrad 34 kämmt mit einem dritten Antriebske gelrad 36, um Kraft an dieses zu übertragen, und das dritte Antriebskegelrad 36 kämmt mit einem dritten Tellerrad 38.

Ein fünftes Kraftzuführteil 40 ist mit dem dritten Sonnenrad 34 verbunden, und ein viertes Reibungselement C2 ist zwi schen einem sechsten Kraftzuführteil 42, das direkt mit dem Stator S verbunden ist, und dem fünften Kraftzuführteil 40 angeordnet, um wahlweise das Drehmoment des Stators S zu empfangen.

Das sechste Kraftzuführteil 42 verfügt über einen solchen Aufbau, daß der Stator S mit einer ersten Eine-Richtung- Kupplung F1 verbunden ist, um zu verhindern, daß der Stator S in Gegenuhrzeigerrichtung, gesehen vom Motor aus, verdreht werden kann.

Ein Planetenradträger 44, der mit dem dritten Antriebskegel rad 36 verbunden ist, ist so konstruiert, daß er wahlweise an seiner Verlängerung über ein fünftes Reibungselement C3 mit dem vierten Kraftzuführteil 32 verbunden werden kann, wodurch die einfache Planetengetriebeeinheit 4 über zwei Eingangselemente verfügt. Ferner ist der dritte Getriebeme chanismus C mit dem Längsendebereich des Planetenradträgers 44 und einem antreibenden Kettenrad 46 sowie einem angetrie benen Kettenrad 48 über eine Kette 50 verbunden, so daß der Abtrieb des dritten Getriebemechanismus C eine Achse 52 mittels eines Differentialgetriebes D antreiben kann.

Das dritte Tellerrad 38 kann mittels eines sechsten Rei bungselements B3, das am Getriebegehäuse 54 angebracht und mit einer zweiten Eine-Richtung-Kupplung F2 verbunden ist, die eine Drehung in derselben Richtung wie der der Eine- Richtung-Kupplung F1 unterdrückt, als Umsetzungselement ar beiten.

Wenn die erste Achse 8 durch Aktivieren des ersten Reibungs elements C1 direkt mit dem Motor verbunden wird, kann ein Stoß auftreten. Es ist bevorzugt, eine Dämpfungseinrichtung 56 zwischen der Nabe 14 und dem ersten Tellerrad 12 anzuord nen, um den Stoß zu minimieren.

Wenn der Motor läuft, dreht sich das Laufrad I des Drehmo mentwandlers TC, das über eine Mantelabdeckung 6 mit der Abtriebswelle des Motors verbunden ist, wodurch diese Dreh kraft die Turbine dadurch drehend antreibt, daß das Öl in die Turbine ausgestoßen wird, und die Drehkraft der Turbine wird über das dritte Kraftzuführteil 30 an das zweite Son nenrad 24 der zusammengesetzten Planetengetriebeeinheit 2 übertragen.

Obwohl sich der Stator S im Drehmomentwandler TC in der Richtung entgegengesetzt zu der des Motors drehen möchte, wird dabei diese Drehung durch die erste Eine-Richtung-Kupp lung F1 verhindert, wodurch eine erhöhte Untersetzung für das Drehmoment erzielt wird.

Wenn in diesem Zustand die Fahrgeschwindigkeit allmählich zunimmt und sich der Drehmomentwandler TC im Kopplungszu stand befindet, beginnt der Stator S frei zu laufen, wenn er die Kraft in Drehrichtung des Motors erfährt.

Dabei verdreht die von der Turbine T an das dritte Kraftzu führteil 30 übertragene Drehkraft das zweite Sonnenrad 24, um dadurch das mit ihm kämmende zweite Antriebskegelrad 22 in Gegenuhrzeigerrichtung, gesehen vom Motor aus, zu verdre hen.

Da jedoch in der Stellung "N" oder der Stellung "P" kein Reibungselement als solches arbeitet, wie es die Betriebs elementtabelle in Fig. 6 zeigt, wird die Kraft des Motors nicht ausgegeben.

Wenn in diesem Zustand der Schalthebel in den Bereich D ver stellt wird, wird das zweite Reibungselement B1 des ersten Getriebemechanismus A durch die Getriebesteuereinheit akti viert, um das erste Sonnenrad 18 der zusammengesetzten Pla netengetriebeeinheit 2 und das zweite Antriebskegelrad 26 zu verriegeln. Dann arbeitet das zweite Sonnenrad 24 als Eingangselement und das zweite Tellerrad 26 arbeitet als Ge genkraft- oder Umsetzungselement, wodurch das zweite Kraft zuführteil 28 als Ausgangselement arbeitet.

Fig. 4 veranschaulicht das Drehzahlverhältnis mittels des Hebelanalyseverfahrens, wobei das linke Seitenende eines He bels L als erster Knoten N1 bezeichnet werden kann, wenn das erste Sonnenrad 18 und das zweite Antriebskegelrad 26 vor handen sind, die nächste Position als zweiter Knoten N2 be zeichnet werden kann, wenn das erste Kraftzuführteil 20 und das vierte Kraftzuführteil 32 vorhanden sind, die nächst weitere Position als dritter Knoten N3 bezeichnet werden kann, wenn das erste Tellerrad 12 vorhanden ist, und das rechte Seitenende des Hebels L als vierter Knoten N4 be zeichnet werden kann, wenn das zweite Sonnenrad 24 vorhanden ist.

Demgemäß wird der vierte Knoten N4 das Eingangsende und der erste Knoten N1 wird ein festes Ende. Dabei wird eine gerade Linie L2 dadurch erhalten, daß jede Position der Eingangs drehzahllinie L1 des vierten Knotens N4 mit dem ersten Kno ten N1 verbunden wird; eine Linie, die dadurch erhalten wird, daß die Linie L2 mit dem zweiten Knoten N2 verbunden wird, ist eine Ausgangsdrehzahllinie L3.

Demgemäß erhält das Umsetzungsverhältnis den Wert (Länge der Eingangsdrehzahllinie L1) durch (Länge der Ausgangsdrehzahl linie L3), was einem ersten Drehzahl-Umsetzungsverhältnis entspricht.

Wenn das erste Drehzahl-Umsetzungsverhältnis über das vierte Kraftzuführteil 32 an das dritte Sonnenrad 34 der einfachen Planetengetriebeeinheit 4 übertragen wird und über das drit te Antriebskegelrad 36 an das dritte Tellerrad 38 übertragen wird, versucht eine Kraft, das dritte Tellerrad 38 in Gegen uhrzeigerrichtung, gesehen vom Motor aus, zu verdrehen, je doch wird dies durch die zweite Eine-Richtung-Kupplung F2 verhindert.

Demgemäß arbeitet der mit dem antreibenden Kettenrad 46 ver bundene Planetenradträger 44 als Ausgangselement, wenn das dritte Tellerrad 38 im zweiten Getriebemechanismus B als Ge genkraftelement arbeitet und das dritte Sonnenrad 34 als Eingangselement arbeitet.

Dabei kommt zu dem Knoten des Hebels (L) des zweiten Getrie bemechanismus B ein fünfter Knoten N5, dessen linkes Seiten ende ein Knoten des dritten Sonnenrads 34 wird, ein sechster Knoten N6, der der Knoten des Planetenradträgers 44 wird, und ein siebter Knoten N7 hinzu, dessen linkes Seitenende der Knoten des dritten Tellerrads 38 wird.

Dabei wird die Anzahl von in den fünften Knoten N5 eingege benen Umdrehungen L3, da es die Ausgangsdrehzahl des ersten Getriebemechanismus A ist, und da die gerade Linie L5, die die gerade Linie L4, die die Drehzahllinie L3 mit dem sieb ten Knoten N7 und dem sechsten Knoten N6 verbindet, die Ausgangsdrehzahllinie des zweiten Getriebemechanismusteils B wird. Daher wird das Gesamtumsetzungsverhältnis des Getrie bestrangs erhalten.

Dieses Umsetzungsverhältnis wird an das von der Kette ange triebene Kettenrad 48 und an das antreibende Kettenrad 46 übertragen, um dadurch die Drehzahl erneut zu verringern und die Achse über das Differentialgetriebe D anzutreiben.

Das heißt, daß das gesamte Umsetzungsverhältnis für die er ste Drehzahl das folgende wird: Untersetzungsverhältnis der zusammengesetzten Planetengetriebeeinheit 2 Untersetzungs verhältnis der einfachen Planetengetriebeeinheit 4 Unter setzungsverhältnis entsprechend dem Zahnverhältnis des an treibenden Kettenrads 46 und des angetriebenen Kettenrads 48 {dritter Getriebemechanismus C}.

In diesem Zustand mit erster Drehzahl befindet sich die zweite Eine-Richtung-Kupplung 2 durch eine Gegenkraft in Uhrzeigerrichtung im Freilaufzustand, so daß im Schubbetrieb kein Motorbremseffekt erzielt wird, jedoch dann, wenn wäh rend einer von Hand einstellbaren Betriebsart das sechste Reibungselement B3 aktiviert wird, um Motorbremswirkung zu erzielen.

Wenn bei dieser Betriebsart mit erster Drehzahl die Drehzahl des Stators S eine vorgegebene Drehzahl erreicht oder der Drehmomentwandler TC sich im Kopplungszustand befindet, ak tiviert die Getriebesteuereinheit das vierte Reibungselement C2 und verbindet den Stator S direkt mit dem fünften Kraft zuführteil 40, das mit dem vierten Kraftzuführteil 32 ver bunden ist.

Dabei wird das Drehmoment des Stators S auf das vierte Kraftzuführteil 32 in dem Zustand gegeben, bei dem eine Aus gabe mit dem Umsetzungsverhältnis gemäß der Betriebsart mit erster Drehzahl erfolgt, so daß die Drehzahl des antreiben den Kettenrads 46 über diejenige in der Betriebsart mit der ersten Drehzahl ansteigt.

Demgemäß nimmt das Drehmoment der Turbine T entsprechend dem vom Stator S an das angetriebene Kettenrad 26 übertragenen Drehmoment ab, so daß das insgesamt ausgegebene Drehmoment abnimmt.

Dieser Zustand ist ein solcher für einen folgenden Schalt vorgang vor dem Hochschalten auf den zweiten Gang, und die Beziehung zwischen der Ausgangsdrehzahl und dem Drehmoment ist in den Fig. 2 und 3 veranschaulicht.

Der Bereich für das Schalten auf den nächsten Gang beginnt ab dem Moment, zu dem das Drehmoment des Stators S auf das antreibende Kettenrad 46 übertragen wird; dabei ist das Dreh moment des Laufrads konstant, jedoch nimmt das der Turbine ab und das des Stators nimmt zu.

Ferner nimmt anschließend, wenn die Ausgangsdrehzahl an steigt, das Umsetzungsverhältnis des Drehmoments ab, wodurch anschließend ein Schaltvorgang bis in den Bereich ausgeführt wird, in dem der Drehmomentwandler erneut in den Kopplungs zustand gelangt. Dabei wird das Umsetzungsverhältnis automa tisch ausgewählt.

Wenn die auf das Fahrzeug wirkende Belastung gering ist, ist die Zeit, die der Drehmomentwandler benötigt, um in den Kopplungszustand zu gelangen, kurz, so daß die Zeit kurz ist, in der eine Betriebsart mit Direktverbindung in einem zweiten Gang erreicht wird. Wenn dagegen die auf das Fahr zeug wirkende Belastung hoch ist, ist die Zeit, die der Drehmomentwandler benötigt, um in den Kopplungszustand zu gelangen, lang ist, so daß die Fahrzeit im Bereich niedriger Geschwindigkeit lang ist.

Wenn in diesem Fall in der Gangschalt-Betriebsart ein we sentliches Fahrpedal-Durchtreten auftritt und das Drehmoment durch Freigeben des vierten Reibungselements C2 vom Stator S auf das fünfte Kraftzuführteil 40 übertragen wird, wird der Gang unmittelbar auf die Betriebsart des ersten Gangs umge schaltet, wodurch das Drehmoment ansteigt, so daß daraus Fahrpedal-Durchtretwirkungen erzielbar sind.

Wenn nur geringes Fahrpedal-Durchtreten auftritt und der Stator S in Verbindung mit dem fünften Kraftzuführteil 40 bleibt, empfängt der Stator ein Drehmoment in derselben Ge genrichtung wie beim Anhalten, so daß sich die Drehzahl des Stators S verringert und das Drehmoment der Turbine T an steigt, wodurch das Gesamtdrehmoment ansteigt und hieraus Fahrpedal-Durchtretwirkungen erzielbar sind.

Selbstverständlich tritt dabei kein Schaltstoß auf, sondern ein Stoß, der dann erzeugt werden kann, wenn der Stator durch Aktivieren/Freigeben des vierten Reibungselements C2 mit dem vierten Kraftzuführteil 32 verbunden oder von diesem getrennt wird, wird aufgefangen, da sich der Stator S im Drehmomentwandler TC befindet, so daß der Drehmomentwandler als große Dämpfungseinrichtung wirkt.

Das gesamte Umsetzungsverhältnis bei automatischem Schalten auf den nächsten Gang wird das folgende Aufeinanderfolge-Um setzungsverhältnis: Untersetzungsverhältnis der zusammenge setzten Planetengetriebeeinheit Untersetzungsverhältnis der einfachen Planetengetriebeeinheit Untersetzungsver hältnis des antreibenden und des angetriebenen Kettenrads. Bei Schubbetrieb wird keine Motorbremswirkung erzielt.

Wenn in dieser Betriebsart mit automatischem Schalten auf den nächsten Gang die Fahrgeschwindigkeit allmählich zunimmt und die Drehzahl des Stators S eine vorgegebene Drehzahl er reicht oder der Drehmomentwandler TC in den Kopplungszustand gelangt, gibt die Getriebesteuereinheit das zweite Reibungs element B1 frei und steuert das erste Reibungselement C1 so, daß es sich im Eingriffszustand befindet.

Durch diese Steuerung wird die Abtriebskraft des Motors über das erste Reibungselement C1 an die erste Welle 8 übertra gen, dann an das erste Tellerrad 12 der zusammengesetzten Planetengetriebeeinheit 2 übertragen und dadurch über das dritte Kraftzuführteil 30 an das zweite Sonnenrad 24 über tragen, so daß die zusammengesetzte Planetengetriebeeinheit 2 zwei Eingangselemente aufweist.

Da der erste Knoten N1 und der vierte Knoten N4 des ersten Getriebemechanismus A ein Eingangsknoten werden, wie in Fig. 4 dargestellt, wird demgemäß die gerade Linie L8, die die gerade Linie L7, die die Eingangsdrehzahllinien L1 und L6 mit dem zweiten Knoten N2 verbindet, die Ausgangsdrehzahlli nie des ersten Getriebemechanismus A.

Das heißt, daß sich die zusammengesetzte Planetengetriebe einheit 2 im unmittelbaren Verbindungszustand befindet und das Umsetzungsverhältnis für den zweiten Gang ausgibt, und im zweiten Getriebemechanismus B wird ein Drehzahl-Unterset zungsvorgang auf dieselbe Weise wie in der Betriebsart für den ersten Gang ausgeführt.

Dabei ist das erste Reibungselement C1 angelegt und die zu sammengesetzte Planetengetriebeeinheit 2 ist direkt mit dem Motor verbunden, so daß hoher mechanischer Wirkungsgrad bei der Kraftübertragung erzielt werden kann, und da sich das vierte Reibungselement C2 im gelösten Zustand befindet, läuft der Stator S im Leerlauf, so daß der Energieverlust im Drehmomentwandler TC null wird.

Dieser Gangschaltvorgang wird in einem Zustand ausgeführt, in dem der Drehzahlunterschied zwischen der Drehzahl der Turbine T und dem ersten Tellerrad 12 unmittelbar vor dem Gangschaltvorgang und der Motordrehzahl gering oder sehr klein ist. Daher sind Schaltstöße miminiert.

Selbstverständlich können Schwingungen vom Motor durch die an der Nabe 14 angebrachte Dämpfungseinrichtung 56 aufgefan gen werden.

Das gesamte Umsetzungsverhältnis dieser Betriebsart im zwei ten Vorwärtsgang ist das folgende: direkte Verbindung der zusammengesetzten Planetengetriebeeinheit Untersetzungs verhältnis der einfachen Planetengetriebeeinheit Unterset zungsverhältnis des antreibenden und des angetriebenen Ket tenrads.

Wenn in diesem Zustand die Fahrgeschwindigkeit weiter zu nimmt, aktiviert die Getriebesteuereinheit das vierte Rei bungselement C2 des ersten Getriebemechanismus A im Zustand der Betriebsart im zweiten Gang, und sie aktiviert zusätz lich das fünfte Reibungselement C3 des zweiten Getriebeme chanismus B.

Dann befinden sich der erste Getriebemechanismus A und der zweite Getriebemechanismus B jeweils im direkten Verbin dungszustand und sie geben das Umsetzungsverhältnis für den dritten Gang aus.

Wie in Fig. 4 dargestellt, ist die gerade Linie L8, die der Ausgangsdrehzahl des ersten Getriebemechanismus A ent spricht, in den zweiten Gebriebemechanismus B eingeführt, und es erfolgt Ausgabe ohne einen Gangschaltvorgang.

Dabei sind der Motor und der Drehmomentwandler direkt mit einander verbunden, so daß jedes Element des ersten und zweiten Getriebemechanismus direkt verbunden sind, so daß der maximale mechanische Wirkungsgrad bei der Kraftübertra gung erzielbar ist, wobei bei Schubbetrieb Motorbremswirkung erzielt wird.

Wie es in Fig. 6 dargestellt ist, wird bei Schubbetrieb im zweiten Gang im Bereich "III" Motorbremswirkung erzielt, da das vierte Reibungselement C2 und das sechste Reibungsele ment B3 aktiviert sind.

Ferner wird Motorbremswirkung bei Schubbetrieb auch im Be reich "II" der Betriebsart mit automatischem Schalten auf den nächsten Gang erhalten, da das vierte und sechste Rei bungselement C2 und B3 aktiviert sind.

Motorbremswirkung wird auch bei Schubbetrieb im Bereich "L" erhalten, was dadurch erzielt wird, daß das zweite Reibungs element B1 und das sechste Reibungselement B3 im ersten Ge triebemechanismus A aktiviert werden und das erste Sonnenrad 18 gesperrt wird.

Vorstehend sind Prozesse für Gangschaltvorgänge bei Vor wärtsfahrt beschrieben. Wie in Fig. 5 dargestellt, entspre chen das Umsetzungsverhältnis im ersten Gang bei der her kömmlichen und bei der erfindungsgemäßen Automatikgetriebe anordnung einander, wobei anschließend ein automatischer Schaltvorgang auf das Umsetzungsverhältnis des vierten Gangs gemäß einer herkömmlichen Getriebeanordnung im Bereich mit automatischem Schalten auf den nächsten Gang erzielt wird, wodurch im Bereich niedriger Geschwindigkeiten kein Schalt stoß auftritt.

Wenn der Schalthebel auf den Rückwärtsfahrtbereich "R" ge stellt wird, aktiviert die Getriebesteuereinheit das dritte Reibungselement B2 im ersten Getriebemechanismus A und be tätigt das sechste Reibungselement B3 im zweiten Getriebe mechanismus B, wodurch das zweite Sonnenrad 24 der zusammen gesetzten Planetengetriebeeinheit 2 das Eingangselement wird, das erste Tellerrad 12 das Reaktionskraft- oder Umset zungselement wird und das vierte Kraftzuführteil 32 das Ab triebselement wird.

Wenn dann, wie in Fig. 4 dargestellt, die gerade Linie L9, die die Eingangsdrehzahllinie L1, die in den vierten Knoten N4 geht, mit dem dritten Knoten N3 verbindet, mit dem ersten Knoten N1 verbunden wird, wird die gerade Linie L10, die die gerade Linie L9 mit dem zweiten Knoten N2 verbindet, das Rückwärts-Untersetzungsverhältnis.

Wenn das Untersetzungsverhältnis an den zweiten Getriebeme chanismus B übertragen wird, erfolgt Umsetzung gemäß dem Zahnradverhältnis, und es wird durch das Reaktionskraftele ment des dritten Tellerrads 38 im zweiten Getriebemechanis mus B erhöht, wodurch es über das antreibende Kettenrad 46 und das angetriebene Kettenrad 48 auf das Differentialge triebe D übertragen wird.

Wenn es erforderlich ist, den zweiten Gang beizubehalten, d. h., wenn beim Fahren auf glatter Straße oder dergleichen Schlupf des angetriebenen Rads auftritt, aktiviert die Ge triebesteuereinheit das zweite Reibungselement B1 und das fünfte Reibungselement C3, wodurch der erste Getriebemecha nismus A auf den Zustand des ersten Gangs wechselt, um einen Schnellstart zu vermeiden, und sie hält die einfache Plane tengetriebeeinheit 4 des zweiten Getriebemechanismus B im direkten Verbindungszustand, so daß ein neues Umsetzungsver hältnis entsteht, wie es in Fig. 4 mit einer gestrichelten Linie zwischen dem ersten Gang und dem zweiten Gang im zwei ten Getriebemechanismus B dargestellt ist.

Dabei wird bei Schubbetrieb Motorbremswirkung erzielt, und diese Betriebsart kann auch dann verwendet werden, wenn der Fahrer den Schalthebel auf den Bereich "II" verstellt.

Wie vorstehend beschrieben, kann der Betrieb in jedem Gang schaltstadium durch die in Fig. 6 dargestellte Steuerung er zielt werden, wobei "o" (Kreis) in der Zeichnung ein Be triebselement ist.

Die Vorteile des erfindungsgemäßen automatischen Getriebe systems werden nachfolgend angegeben:

1) Im Bereich niedriger Drehzahlen, wo die Fahrzeit kurz ist und Schaltstöße stark wirken, werden Gangschaltvorgänge automatisch und fortlaufend ausgeführt, wodurch Schaltstöße nur minimal erzeugt werden, so daß die Schaltqualität ver bessert ist.
2) Im Bereich hoher Drehzahlen, wo Schaltstöße nicht stark sind, aber die Fahrzeit lang ist, so daß hoher mechanischer Wirkungsgrad bei der Kraftübertragung in der Schaltvorrich tung erforderlich ist, um den spezifischen Kraftstoffver brauch zu verbessern, kann ein Umsetzungsverhältnis bei di rekter Verbindung des Getriebesystem ausgegeben werden, so daß der Kraftstoffverbrauch maximiert werden kann.
3) Die Anzahl von Reibungselementen und Kupplungen kann in der Gesamtheit der Schaltstufen auf eine kleinere Anzahl als bei einer bekannten Automatikgetriebeanordnung verringert werden, jedoch kann die Schaltqualität verbessert werden, so daß hohe Wirtschaftlichkeit hinsichtlich des Gewichts und der Herstellkosten besteht.

Fig. 7 zeigt einen Kraftübertragungsstrang gemäß einem zwei ten Ausführungsbeispiel der Erfindung, wobei der erste und zweite Getriebemechanismus beim zweiten Ausführungsbeispiel mit denen beim ersten Ausführungsbeispiel übereinstimmen, jedoch der dritte Getriebemechanismus verschieden zu dem beim ersten Ausführungsbeispiel ist.

Der dritte Getriebemechanismus C besteht aus einer einfachen Planetengetriebeeinheit 60 mit einem vierten Antriebskegel rad 64, das mit der Innenseite eines vierten Tellerrads 62 kämmt, das direkt mit dem angetriebenen Kettenrad 48 ver bunden ist und ein Eingangselement ist, und einem vierten Sonnenrad 66, das mit der Mitte des Antriebskegelrads kämmt.

Das vierte Sonnenrad 66 ist am Getriebegehäuse 54 ange bracht, wodurch es ein Gegenkraftelement wird, und ein mit dem vierten Antriebskegelrad 64 verbundener Träger 68 wird das Abtriebselement, um dadurch die Achse 52 über das Dif ferentialgetriebe D anzutreiben.

Die vom ersten und zweiten Getriebemechanismus A und B wie beim ersten Ausführungsbeispiel umgesetzte Kraft wird über das angetriebene Kegelrad 48 bei fixiertem viertem Sonnenrad 66 auf das vierte Tellerrad 62 übertragen, wodurch sich der Träger 68 in derselben Richtung wie das vierte Tellerrad 62 dreht.

Dabei ist die Drehzahl des Trägers 68 geringer als die Ein gangsdrehzahl, und mit dieser Ausgangsdrehzahl wird die Ach se 52 über das Differentialgetriebe D angetrieben, wodurch ein ausreichendes Enduntersetzungsverhältnis erzielbar ist.

Fig. 8 zeigt einen Kraftübertragungsstrang eines Ausfüh rungsbeispiels der Erfindung, wobei der dritte Getriebeme chanismus C wie beim zweiten Ausführungsbeispiel aus der einfachen Planetengetriebeeinheit 60 besteht.

Unterschiede zwischen dem dritten und zweiten Ausführungs beispiel bestehen darin, daß das vierte Tellerrad 62 beim dritten Ausführungsbeispiel am Getriebegehäuse 54 befestigt ist, wodurch es ein Gegenkraftelement wird, und das vierte Sonnenrad 66 mit dem angetriebenen Kettenrad 48 verbunden ist, wodurch es das Eingangselement ist.

Durch diesen Aufbau des dritten Getriebemechanismus c wird die vom ersten und zweiten Getriebemechanismus A und B wie beim ersten Ausführungsbeispiel umgesetzte Kraft über das angetriebene Kettenrad 48 bei fixiertem viertem Tellerrad 62 an das vierte Sonnenrad 66 übertragen, wodurch sich der Trä ger 68 in derselben Richtung wie das vierte Sonnenrad 66 dreht.

Dabei ist die Drehzahl des Trägers 68 geringer als die Ein gangsdrehzahl, und diese Ausgangsdrehzahl treibt die Achse 52 über das Differentialgetriebe D an.

Fig. 9 zeigt einen Kraftübertragungsstrang gemäß einem vier ten Ausführungsbeispiel der Erfindung, bei dem der dritte Getriebemechanismus C keine einfache Planetengetriebeeinheit wie beim ersten und zweiten Ausführungsbeispiel verwendet. Statt dessen nehmen Zahnräder 70 und 72 die Stelle des an treibenden Kettenrads 46 und des angetriebenen Kettenrads 48 ein, und es ist eine Getriebewelle 78 vorhanden, auf der ein großes Zahnrad 74 und ein kleines Zahnrad 76 integral mit den Zahnrädern 70 und 72 kämmen.

Das große Zahnrad 74 der Getriebewelle 78 kämmt mit dem an treibenden Zahnrad 70, und das kleine Zahnrad 76 der Getrie bewelle 78 kämmt mit dem angetriebenen Zahnrad 72, und die Abtriebskraft des antreibenden Zahnrads 70 wird in einem Zu stand an das angetriebene Zahnrad 72 übertragen, bei dem ein Zuwachs des Umsetzungsverhältnisses gemäß dem großen und kleinen Zahnrad 74 und 76 erfolgt ist, um dadurch die Achse 52 über das Differentialgetriebe D anzutreiben.

Fig. 10 zeigt einen Kraftübertragungsstrang gemäß einem fünften Ausführungsbeispiel der Erfindung, das sich hin sichtlich des Anschlusses der einfachem Planetengetriebeein heit 4 des zweiten Getriebemechanismus B vom ersten Ausfüh rungsbeispiel der Erfindung unterscheidet.

Hierbei ist das mit dem zweiten Antriebskegelrad 22 verbun dene vierte Kraftzuführteil 32 direkt mit dem fünften Kraft zuführteil 40 verbunden, und das vierte Reibungselement C2 liegt, um das Drehmoment des Stators S auf selektive Weise zu erhalten, zwischen dem fünften Kraftzuführteil 40 und dem Stator S, um diese miteinander zu verbinden.

Ferner ist das vierte Kraftzuführteil 32 mit dem Planeten radträger 44 verbunden, wobei der Erstreckungsbereich des vierten Kraftzuführteils 32 auf einer Seite mit dem dritten Tellerrad 38 verbunden ist, das fünfte Reibungselement C3 zwischen dem vierten Kraftzuführteil 32 und dem Planetenrad träger 44 liegt, ein Seitenendebereich des Planetenradträ gers 44 mit dem dritten Getriebemechanismus C verbunden ist, der mit dem antreibenden Kettenrad 46 und dem angetriebenen Kettenrad über die Kette 50 verbunden ist, dessen Abtrieb die Achse 52 über das Differentialgetriebe D drehend an treibt.

Ferner kann das dritte Sonnenrad 32 als Gegenkraft- oder Um setzungselement wirken, und zwar mittels des sechsten Rei bungselements B3, das am Getriebegehäuse 54 angebracht ist und mit der zweiten Eine-Richtung-Kupplung F2 verbunden ist, um die Drehrichtung so zu begrenzen, daß sie mit der der er sten Eine-Richtung-Kupplung F1 übereinstimmt.

Demgemäß arbeitet das dritte Sonnenrad 34 im zweiten Getrie bemechanismus B als Gegenkraft- oder Umsetzungselement, und das dritte Tellerrad 38 arbeitet als Eingangselement, und der mit dem antreibenden Kettenrad 46 verbundene Planeten radträger 44 arbeitet als Abtriebselement.

Dabei unterscheiden sich die Knoten des Hebels [l] des zwei ten Getriebemechanismus B von denen beim ersten bis vierten Ausführungsbeispiel, d. h., daß der fünfte Knoten N5 in Fig. 4 der Knoten des dritten Tellerrads 38 wird, der sechste Knoten N6 der Knoten des Planetenradträgers 44 wird und der siebte Knoten am rechten Seitenende der Knoten des dritten Sonnenrads 36 wird. Daher wird eine Beschreibung des Umset zungsverhältnisses weggelassen, da Übereinstimmung mit dem Fall beim ersten Ausführungsbeispiel besteht.

Fig. 11 zeigt einen Kraftübertragungsstrang gemäß einem sechsten Ausführungsbeispiel der Erfindung, bei dem der er ste Getriebemechanismus A und der zweite Getriebemechanismus B mit denen beim fünften Ausführungsbeispiel übereinstimmen und der dritte Getriebemechanismus C mit dem beim zweiten Ausführungsbeispiel übereinstimmt. Beim siebten Ausführungs beispiel gemäß Fig. 12 stimmen der erste Getriebemechanismus A und der zweite Getriebemechanismus B mit denen beim fünf ten Ausführungsbeispiel überein, und der dritte Getriebeme chanismus C ist derselbe wie der beim dritten Ausführungs beispiel. Beim achten Ausführungsbeispiel von Fig. 13 stim men der erste Getriebemechanismus A und der zweite Getriebe mechanismus mit denen beim fünften Ausführungsbeispiel über ein, und der dritte Getriebemechanismus C ist derselbe wie der beim vierten Ausführungsbeispiel.

Bei diesem Kraftübertragungsstrang nehmen der erste und zweite Getriebemechanismus A und B einen Schaltvorgang wie beim fünften Ausführungsbeispiel vor, und der dritte Getrie bemechanismus C nimmt einen Schaltvorgang vor, der mit dem des jeweils zugehörigen Ausführungsbeispiels übereinstimmt. Daher wird eine Beschreibung der Funktion weggelassen.

Bei einer Automatikgetriebeanordnung für ein Fahrzeug, wie vorstehend beschrieben, erzielt die Erfindung auf automati sche und kontinuierliche Weise einen Gangschaltvorgang in einem Bereich niedriger Drehzahl, wo Schaltstöße stark sind, wodurch die Schaltqualität verbessert ist, und sie erhöht auch den mechanischen Wirkungsgrad der Kraftübertragung im Bereich hoher Drehzahl, wodurch der spezifische Kraftstoff verbrauch verbessert wird.

Claims

1. Kraftübertragungsstrang einer Automatikgetriebeanord nung für ein Kraftfahrzeug, gekennzeichnet durch:

a) einen Drehmomentwandler (TC) zum Aufnehmen der von einem Motor (E) zugeführten Kraft;
b) einen ersten Getriebemechanismus (A), in dem ein erstes Tellerrad (12) einer zusammengesetzten Planetengetriebeein heit (2) mit zwei einfachen Planetengetriebeeinheiten so angeordnet ist, daß es von einem dritten Reibungselement (B2) gesteuert wird, das am Getriebegehäuse (54) angebracht ist, ein zweites Tellerrad (26), das mit einem ersten Son nenrad (18) verbunden ist und als Gegenkraft- oder Umset zungs- oder Eingangselement arbeitet, so angeordnet ist, daß es von einem zweiten Reibungselement (B1) gesteuert wird, wobei ein erstes Antriebskegelrad (16) und ein zweites Antriebskegelrad (22) der zusammengesetzten Planetengetrie beeinheit über ein erstes Kraftzuführteil (20) miteinander verbunden sind und ein Umsetzungsverhältnis ausgeben;
c) einen zweiten Getriebemechanismus (B) mit
- einer einfachen Planetengetriebeeinheit (4) mit einem dritten Sonnenrad (34), das die Kraft vom ersten Kraftzu führteil erhält, um das Umsetzungsverhältnis des ersten Ge triebemechanismus zu erhöhen;
- einer zweiten Eine-Richtung-Kupplung (F2), die es ermög licht, daß sich das dritte Sonnenrad der einfachen Planeten getriebeeinheit nur in der Drehrichtung des Motors drehen kann;
- einem sechsten Reibungselement (B3), das es ermöglicht, daß das dritte Tellerrad als Gegenkraft- oder Umsetzungsele ment arbeiten kann; und
- einem fünften Reibungselement (C3), das wahlweise mit dem Ausgangsende der zusammengesetzten Planetengetriebeeinheit verbindbar ist, um ein Umsetzungsverhältnis auszugeben, das dem des ersten Getriebemechanismus entspricht; und
d) einen dritten Getriebemechanismus (C), der eine Endunter setzung dadurch erzielt, daß er das Umsetzungsverhältnis des zweiten Getriebemechanismus erhöht.

2. Kraftübertragungsstrang nach Anspruch 1, dadurch ge kennzeichnet, daß das Abtriebsende des zweiten Getriebeme chanismus (B) an einem vierten Reibungselement (C2) an greift, das wahlweise zwischen das dritte Sonnenrad (34) der einfachen Planetengetriebeeinheit (4) und den Stator (S) des Drehmomentwandlers (TC) schaltbar ist, um einen fortlaufen den Gangschaltvorgang zu erzielen, wodurch die Kraft des Stators auf ein antreibendes Kettenrad (46) übertragen wer den kann.

3. Kraftübertragungsstrang nach Anspruch 1, dadurch ge kennzeichnet, daß das zweite Reibungselement (B1) zwischen dem Getriebegehäuse (54) und dem zweiten Tellerrad (26) liegt, damit das zweite Sonnenrad (24) Kraft von der Turbine des Drehmomentwandlers (TC) empfangen kann, und um das zwei te Tellerrad (26) mit dem Gegenkraft- oder Umsetzungselement zu verriegeln.

4. Kraftübertragungsstrang nach Anspruch 1, dadurch ge kennzeichnet, daß das fünfte Reibungselement (C3) zwischen dem mit dem dritten Sonnenrad (34) verbundenen Kraftzuführ teil und einem Planetenradträger liegt, um eine Betriebsart gemäß einem dritten Gang dadurch zu erzielen, daß der Ab trieb des zweiten Getriebemechanismus (B) in einer stati schen Betriebsart unverändert ausgegeben wird.

5. Kraftübertragungsstrang nach Anspruch 1, dadurch ge kennzeichnet, daß das sechste Reibungselement (B3) zwischen dem dritten Tellerrad (38) und dem Getriebegehäuse (54) an geordnet ist, damit das dritte Tellerrad als Gegenkraft- oder Umsetzungselement arbeitet, um in der Betriebsart des ersten Gangs, der Betriebsart mit fortlaufendem Gangschalt vorgang und der Betriebsart mit stationärem zweitem Gang je weils verringerten Abtrieb auszugeben.

6. Kraftübertragungsstrang einer Automatikgetriebeanord nung für ein Fahrzeug gekennzeichnet durch:

a) einen Drehmomentwandler (TC) zum Aufnehmen der von einem Motor (E) zugeführten Kraft zum Umsetzen derselben;
b′) einen ersten Getriebemechanismus (A), der aus folgendem besteht: einer zusammengesetzten Planetengetriebeeinheit (2) mit einem ersten Tellerrad (12), das durch ein erstes Reibungselement (C1) wahlweise ein Eingangselement ist, und das direkt mit dem Motor verbunden ist, um Kraft vom Dreh momentwandler zu empfangen, und das zwei Umsetzungsverhält nisse ausgibt, und einem ersten Antriebskegelrad (16), das mit dem Inneren des ersten Tellerrads kämmt, einem ersten Sonnenrad (18), das an seinem Umfang mit dem ersten An triebskegelrad kämmt, einem zweiten Antriebskegelrad (22), das mit dem ersten Antriebskegelrad verbunden ist, um die Kraft über ein erstes Kraftzuführteil (20) übertragen zu können, einem zweiten Tellerrad (26), das über ein zweites Kraftzuführteil (28) mit dem ersten Sonnenrad verbunden ist und wahlweise mittels eines zweiten Reibungselements (B1) als Gegenkraft- oder Umsetzungselement arbeitet, einem zwei ten Sonnenrad (24), das mit dem zweiten Antriebskegelrad kämmt und die Kraft von einer Turbine des Drehmomentwandlers überträgt, und einem dritten Kraftzuführteil (30);
c′) einen zweiten Getriebemechanismus (B), der aus folgendem besteht: einer einfachen Planetengetriebeeinheit (4) mit ei nem dritten Sonnenrad (34), das mit einer Seite eines vier ten Kraftzuführteils (32) verbunden ist und gleichzeitig direkt über ein fünftes und sechstes Kraftzuführteil (40, 42) und einem vierten Reibungselement (C2) mit dem Drehmo mentwandler verbunden ist, einem dritten Antriebskegelrad (36), das mit dem dritten Sonnenrad kämmt, wobei ein diese verbindender Planetenradträger ein fünftes Reibungselement (C3) einfügt und mit dem vierten Kraftzuführteil verbunden ist, einem dritten Tellerrad (38), mit dessen Innenseite das dritte Antriebskegelrad kämmt und das seine Drehrichtung in Übereinstimmung mit der des Motors beibehält; und
d′) einen dritten Getriebemechanismus (C), der aus folgendem besteht: entweder d1) einem antreibenden Kettenrad (46), das direkt mit dem zweiten Getriebemechanismus (B) verbunden ist, um dadurch ein angetriebenes Kettenrad über eine Kette (50) anzutreiben;
oder d2) einer einfachen Planetengetriebeeinheit (2), in der das Sonnenrad als Gegenkraft- oder Umsetzungselement arbei tet, der Planetenradträger als Ausgangselement arbeitet und das Tellerrad als Eingangselement arbeitet;
oder d3) einer einfachen Planetengetriebeeinheit (2), in der das Sonnenrad als Eingangselement arbeitet, der Planeten radträger als Gegenkraft- oder Umsetzungselement arbeitet und das Tellerrad als Ausgangselement arbeitet;
oder d4) einer Getriebewelle, auf der ein großes Zahnrad (74) und ein kleines Zahnrad (76) gemeinsam zwischen einem antreibenden Zahnrad (70), das Kraft vom zweiten Getriebeme chanismus (B) erfährt und einem angetriebenen Zahnrad (72) angeordnet sind, das Kraft vom antreibenden Zahnrad erfährt, ausgebildet sind.

7. Kraftübertragungsstrang gemäß der Kombination von An spruch 6 mit dem Merkmal d1, dadurch gekennzeichnet, daß der erste und zweite Getriebemechanismus (A, B) auf derselben Welle (8) angeordnet sind.

8. Kraftübertragungsstrang gemäß der Kombination von An spruch 6 mit dem Merkmal dl, dadurch gekennzeichnet, daß die zusammengesetzte Planetengetriebeeinheit (2) eine Dämpfungs einrichtung (56) aufweist, um Stöße an der Eingangsseite zu verringern, wenn diese zusammengesetzte Planetengetriebeein heit direkt mit dem Motor (E) verbunden ist.

9. Kraftübertragungsstrang gemäß der Kombination von An spruch 6, die das Merkmal d4 enthält, dadurch gekennzeich net, daß das große Zahnrad (74) der Getriebewelle mit dem antreibenden Zahnrad (70) kämmt und das kleine Zahnrad (76) mit dem angetriebenen Zahnrad (72) kämmt.

10. Kraftübertragungsstrang nach einem der Ansprüche 6 bis 9, dadurch gekennzeichnet, daß das dritte Antriebskegelrad (36) mit der Außenseite des dritten Sonnenrads (34) statt mit der Innenseite eines dritten Tellerrads kämmt.