DE19522696C2 - Kraftübertragungsstrang einer Automatikgetriebeanordnung für ein Kraftfahrzeug - Google Patents

Description

Die Erfindung betrifft einen Kraftübertragungsstrang einer Automatikge­ triebeanordnung für ein Kraftfahrzeug.

Im allgemeinen umfaßt eine Automatikgetriebeanordnung für ein her­ kömmliches Kraftfahrzeug eine Getriebesteuereinheit zum automatischen Steuern des Übersetzungsverhältnisses abhängig vom Fahrzustand des Fahrzeugs.

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

Um einen Getriebestrang zu konzipieren, der vier Vorwärtsuntersetzun­ gen und eine Rückwärtsuntersetzung ausgeben kann, sind eine zusammengesetzte Planetengetriebeeinheit und mindestens fünf Rei­ bungselemente erforderlich. Die Konzeption eines Getriebestrangs mit guter Schaltqualität sollte eine zusammengesetzte Planetengetriebeein­ heit, sieben Reibungselemente und drei Einwegkupplungen aufweisen. Ein derartiger Getriebestrang hat jedoch einen komplizierten Aufbau und hohes Gewicht.

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

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

Aus der DE 41 31 773 A1 ist ein Automatikgetriebe mit einem Drehmo­ mentwandler bekannt, dessen mit dem Turbinenrad verbundene Aus­ gangswelle über erste Kupplungen mit einem Hohlrad eines ersten Einzel­ planetengetriebes verbunden werden kann. Die Ausgangswelle des Dreh­ momentwandlers läßt sich ferner wahlweise auch mit einem zweiten Hohl­ rad eines zweiten Einzelplanetengetriebes über zweite Kupplungen oder über dritte Kupplungen mit den Sonnenrädern der Planetengetriebeein­ heit verbinden.

Die Abtriebsseite der Planetengetriebeeinheit wird von einem Zahnrad ge­ bildet, daß mit einem Planetenträger verbunden ist, auf dem sowohl die Planetenräder des ersten Einzelplanetengetriebes als auch die ersten und zweiten Planetenräder des zweiten Einzelplanetengetriebes angeordnet sind. Das als Abtrieb der Planetengetriebeeinheit dienende Zahnrad kämmt mit einem Antriebszahnrad eines Reduktionsgetriebes, daß neben dem großen Antriebszahnrad ein kleines Abtriebszahnrad aufweist, das gemeinsam mit dem Antriebzahnrad auf einer Welle angeordnet ist.

Ferner ist aus der JP 05-332 434 A ein Kraftübertragungsstrang einer Au­ tomatikgetriebeanordnung bekannt, die einen Drehmomentwandler, eine aus zwei einstufigen Planetengetrieben zusammengesetzte Planetenge­ triebeeinheit und eine einstufige Planetengetriebeeinheit aufweist, an die ausgangsseitig ein Abtriebszahnrad angeschlossen ist.

Die Ausgangswelle des Drehmomentwandlers ist über eine erste Kupplung mit einem ersten Sonnenrad und über eine zweite Kupplung mit einem zweiten Sonnenrad verbindbar. Ein erstes Hohlrad ist über eine Freilauf­ kupplung und eine Bremse in einer bzw. in beiden Richtungen am Gehäuse festbremsbar. Das erste Sonnenrad ist mit einem zweiten Hohlrad verbun­ den. Das zweite Sonnenrad ist über einen Freilauf und über eine Bremse in einer Richtung am Gehäuse festbremsbar, während eine zweite Bremse vorgesehen ist, die das zweite Sonnenrad in beiden Richtungen am Gehäu­ se festlegen kann. Erste und zweite Planetenräder sind über ihre Planeten­ träger mit einem als Abtrieb der zusammengesetzten Planetengetriebeein­ heit dienenden Zahnrad verbunden.

Das Abtriebszahnrad kämmt mit einem Eingangszahnrad der einstufigen Planetengetriebeeinheit, das fest mit deren Hohlrad verbunden ist. Über eine Kupplung ist das Eingangszahnrad mit dem Sonnenrad verbindbar. Außerdem ist das Sonnenrad über einen Freilauf in einer Richtung am Ge­ häuse festgehalten und über eine Bremse in beiden Richtungen festbrems­ bar. Ein Planetenträger für mit dem Sonnen- und dem Hohlrad kämmende Planetenräder ist mit dem Abtriebszahnrad des dargestellten Kraftüber­ tragungsstrangs verbunden.

Bei diesem bekannten Kraftübertragungsstrang ist also die zusammenge­ setzte Planetengetriebeeinheit über eine Getriebeanordnung mit der ein­ stufigen Planetengetriebeeinheit verbunden, wodurch der Wirkungsgrad der Kraft- bzw. Momentübertragung beeinträchtigt wird.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, einen weiteren Kraftübertra­ gungsstrang zu schaffen, der insbesondere bei einem verbesserten Ge­ samtwirkungsgrad der Übertragung einen konstruktiv einfachen Aufbau mit einer minimierten Anzahl von Einwegkupplungen und Reibungsele­ menten aufweist.

Diese Aufgabe wird durch den Gegenstand des Anspruchs 1 gelöst. Vorteil­ hafte Ausgestaltungen und Weiterbildungen der Erfindung sind in den Un­ teransprüchen beschrieben.

Die Erfindung wird im folgenden beispielsweise anhand der Zeichnung nä­ her erläutert, in der:

Fig. 1 ein erfindungsgemäßer Kraftübertragungsstrang einer Automatik­ getriebeanordnung gemäß einem ersten Ausführungsbeispiel ist;

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

Fig. 3 ein Kurvendiagramm ist, das die Beziehung zwischen der Ausgangsdrehzahl und dem Ausgangsdrehmoment eines Turbinenrades und eines Stators bei aufeinanderfolgenden automatischen Modi einer Au­ tomatikgetriebeanordnung gemäß Ausführungsbeispielen der Erfindung zeigt;

Fig. 4 ein Kurvendiagramm ist, das das Übersetzungsverhältnis einer Au­ tomatikgetriebeanordnung gemäß Ausführungsbeispielen der Erfindung entsprechend einer Hebelanalogie veranschaulicht;

Fig. 5 ein Diagramm ist, das die Verteilung von Übersetzungsverhältnis­ sen einer Automatikgetriebeanordnung gemäß Ausführungsbeispielen der Erfindung im Vergleich zu der bei einer bekannten Automatikgetriebe­ anordnung mit fünf Gängen zeigt;

Fig. 6 eine Tabelle ist, die für jeden Drehzahl-Schaltbereich einer Automa­ tikgetriebeanordnung gemäß Ausführungsbeispielen der Erfindung die betätigten Elemente zeigt;

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

Fig. 1 zeigt ein erstes Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemäßen Kraftübertragungsstrangs, der folgendes aufweist: einen Drehmoment­ wandler TC, der durch die Kraft eines Motors E angetrieben wird, einen ersten Getriebemechanismus A mit einer zusammengesetzten Planetenge­ triebeeinheit 2, die das vom Drehmomentwandler TC umgesetzte Drehmo­ ment aufnimmt, um für ein zweckentsprechendes Übersetzungsverhältnis zu sorgen, einen zweiten Getriebemechanismus B mit einer einstufigen Planetengetriebeeinheit 4, die das vom ersten Getriebemechanismus A ausgegebene Untersetzungsverhältnis erneut untersetzt, und einen dritten Getriebemechanismus C, der das vom zweiten Getriebemechanis­ mus B ausgegebene Untersetzungsverhältnis weiter untersetzt und als Ausgangsgetriebeeinheit dient.

Der Drehmomentwandler TC umfaßt ein Pumpenrad I, das direkt mit der Kurbelwelle des Motors verbunden ist, um Energie von dieser aufzunehmen, eine Turbine T, die dem Pumpenrad zugewandt angeordnet ist und durch ausgestoßenes Öl angetrieben wird, und einen Stator S, der zwischen dem Pumpenrad und der Turbine angeordnet ist, um die Strö­ mungsrichtung des Öls zu ändern, um dadurch die drehende Antriebs­ kraft auf das Pumpenrad zu erhöhen.

Das Pumpenrad I ist über einen Mantelabdeckung 6, an dem ein erstes Reibungselement C1 angeordnet ist, um die Kraft des Motors 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 Hohlrad 12 der zusammengesetzten Planetengetriebeeinheit 2 verbunden, daß das Hohlrad 12 mit einem ersten Planetenrad 16 kämmt, das mit einem ersten Sonnenrad 18 kämmt, wodurch Kraft auf das Fahrzeug über­ tragen werden kann.

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

Das zweite Planetenrad 22 kämmt mit einem zweiten Hohlrad 26, das über ein zweites Kraftzuführteil 28 mit dem ersten Sonnenrad 18 verbunden ist, wobei das zweite Kraftzuführteil 28 wahlweise durch ein zweites Reibungselement B1 in solcher Weise gesperrt wird, daß das erste Sonnenrad 18 und das zweite Hohlrad 26 als Umsetzungselement wirken, um ein Untersetzungsverhältnis für eine erste Drehzahl auszugeben.

Ferner kann die Nabe 14 wahlweise durch ein drittes Reibungselement B2 gesperrt werden, damit das erste Hohlrad 12 das Umsetzungselement wird, damit dann, wenn das zweite Sonnenrad 24 das Eingangselement wird, das erste Kraftzuführteil 20 sich in Gegenuhrzeigerrichtung drehen kann, gesehen von der Motorseite aus, d. h. in der Richtung entgegenge­ setzt 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 Planetenrad 16 mit dem zweiten Planetenrad 22 verbindet, ist über ein viertes Kraftzuführteil 32 mit einem dritten Sonnenrad der einstufigen Planetengetriebeeinheit 4 verbunden.

Das dritte Sonnenrad 34 kämmt mit einem dritten Plantenrad 36, um Kraft an dieses zu übertragen, und das dritte Planetenrad 36 kämmt mit einem dritten Hohlrad 38.

Ein fünftes Kraftzuführteil 40 ist mit dem dritten Sonnenrad 34 verbun­ den, und ein viertes Reibungselement C2 ist zwischen 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 Einwegkupplung F1 verbunden ist, um zu verhin­ dern, daß der Stator S in Gegenuhrzeigerrichtung, gesehen vom Motor aus, verdreht werden kann.

Ein Planetenradträger 44, der mit dem dritten Planetenrad 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 einstufige Planetengetriebeeinheit 4 über zwei Eingangselemente verfügt. Ferner ist der dritte Getriebemechanismus C mit dem Längsendebereich des Planetenradträgers 44 und einem antrei­ benden Kettenrad 46 sowie einem angetriebenen Kettenrad 48 über eine Kette 50 verbunden, so daß der Abtrieb des dritten Getriebe­ mechanismus C eine Achse 52 mittels eines Differentialgetriebes D antreiben kann.

Das dritte Hohlrad 38 kann mittels eines sechsten Reibungselements B3, das am Getriebegehäuse 54 angebracht und mit einer zweiten Einweg­ kupplung F2 verbunden ist, die eine Drehung in derselben Richtung wie der der Einwegkupplung F1 unterdrückt, als Umsetzungselement arbei­ ten.

Wenn die erste Welle 8 durch Aktivieren des ersten Reibungselements C1 direkt mit dem Motor verbunden wird, kann ein Stoß auftreten. Es ist bevorzugt, eine Dämpfungseinrichtung 56 zwischen der Nabe 14 und dem ersten Hohlrad 12 anzuordnen, um den Stoß zu minimieren.

Wenn der Motor läuft, dreht sich das Pumpenrad I des Drehmoment­ wandlers TC, das über eine Mantelabdeckung 6 mit der Abtriebswelle des Motors verbunden ist, wodurch diese Drehkraft 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 Sonnenrad 24 der zusammengesetzten Planetengetriebeeinheit 2 übertra­ gen.

Obwohl sich der Stator S im Drehmomentwandler TC in der Richtung ent­ gegengesetzt zu der des Motors drehen möchte, wird dabei diese Drehung durch die erste Einwegkupplung 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 Kopplungszustand 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 Kraftzuführteil 30 über­ tragene Drehkraft das zweite Sonnenrad 24, um dadurch das mit ihm käm­ mende zweite Planetenrad 22 in Gegenuhrzeigerrichtung, gesehen vom Motor aus, zu verdrehen.

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

Wenn in diesem Zustand der Schalthebel in den Bereich D verstellt wird, wird das zweite Reibungselement B1 des ersten Getriebemechanismus A durch die Getriebesteuereinheit aktiviert, um das erste Sonnenrad 18 der zusammengesetzten Planetengetriebeeinheit 2 und das zweite Planeten­ rad 22 zu verriegeln. Dann arbeitet das zweite Sonnenrad 24 als Eingangs­ element und das zweite Hohlrad 26 arbeitet als Gegenkraft- oder Umsetzungselement, wodurch das zweite Kraftzuführteil 28 als Ausgangs­ element arbeitet.

Fig. 4 veranschaulicht das Drehzahlverhältnis mittels des Hebelanalyse­ verfahrens, wobei das linke Seitenende eines Hebels L als erster Knoten N1 bezeichnet werden kann, wenn das erste Sonnenrad 18 und das zweite Pla­ netenrad 22 vorhanden sind, die nächste Position als zweiter Knoten N2 bezeichnet werden kann, wenn das erste Kraftzuführteil 20 und das vierte Kraftzuführteil 32 vorhanden sind, die nächstweitere Position als dritter Knoten N3 bezeichnet werden kann, wenn das erste Hohlrad 12 vorhanden ist, und das rechte Seitenende des Hebels L als vierter Knoten N4 bezeichnet 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 Eingangsdrehzahllinie L1 des vierten Knotens N4 mit dem ersten Knoten N1 verbunden wird; eine Linie, die dadurch erhalten wird, daß die Linie L2 mit dem zweiten Knoten N2 ver­ bunden wird, ist eine Ausgangsdrehzahllinie L3.

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

Wenn das erste Drehzahl-Übersetzungsverhältnis über das vierte Kraftzu­ führteil 32 an das dritte Sonnenrad 34 der einstufigen Planetengetriebe­ einheit 4 übertragen wird und über das dritte Planetenrad 36 an das dritte Hohlrad 38 übertragen wird, versucht eine Kraft, das dritte Hohlrad 38 in Gegenuhrzeigerrichtung, gesehen vom Motor aus, zu verdrehen, jedoch wird dies durch die zweite Einwegkupplung F2 verhindert.

Demgemäß arbeitet der mit dem antreibenden Kettenrad 46 verbundene Planetenradträger 44 als Ausgangselement, wenn das dritte Hohlrad 38 im zweiten Getriebemechanismus B als Gegenkraftelement arbeitet und das dritte Sonnenrad 34 als Eingangselement arbeitet.

Dabei kommt zu dem Knoten des Hebels (L) des zweiten Getriebe­ mechanismus B ein fünfter Knoten N5, dessen linkes Seitenende 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 Hohlrads 38 wird.

Dabei wird die Anzahl von in den fünften Knoten N5 eingegebenen Umdrehungen L3, da es die Ausgangsdrehzahl des ersten Getriebemecha­ nismus A ist, und da die gerade Linie L5, die die gerade Linie L4, die die Drehzahllinie L3 mit dem siebten Knoten N7 und dem sechsten Knoten N6 verbindet, die Ausgangsdrehzahllinie des zweiten Getriebemechanismus­ teils B wird. Daher wird das Gesamtübersetzungsverhältnis des Getrie­ bestrangs erhalten.

Dieses Übersetzungsverhältnis wird an das von der Kette angetriebene 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 Übersetzungsverhältnis für die erste Drehzahl das folgende wird: Untersetzungsverhältnis der zusammengesetzten Planetengetriebeeinheit 2 - Untersetzungsverhältnis der einstufigen Planetengetriebeeinheit 4 - Untersetzungsverhältnis entsprechend dem Zahnverhältnis des antreibenden Kettenrads 46 und des angetriebenen Kettenrads 48 (dritter Getriebemechanismus C1).

In diesem Zustand mit erster Drehzahl befindet sich die zweite Einweg­ kupplung 2 durch eine Gegenkraft in Uhrzeigerrichtung im Freilaufzu­ stand, so daß im Schubbetrieb kein Motorbremseffekt erzielt wird, jedoch dann, wenn während 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, aktiviert die Getriebesteuereinheit das vierte Reibungselement C2 und verbindet den Stator S direkt mit dem fünf­ ten Kraftzuführteil 40, das mit dem vierten Kraftzuführteil 32 verbunden ist.

Dabei wird das Drehmoment des Stators S auf das vierte Kraftzuführteil 32 in dem Zustand gegeben, bei dem eine Ausgabe mit dem Übersetzungsver­ hältnis gemäß der Betriebsart mit erster Drehzahl erfolgt, so daß die Drehzahl des antreibenden 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 46 übertragenen Drehmoment ab, so daß das insgesamt ausgegebene Drehmoment abnimmt.

Dieser Zustand ist ein solcher für einen folgenden Schaltvorgang vor dem Hochschalten auf den zweiten Gang, und die Beziehung zwischen der Aus­ gangsdrehzahl 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 antreibene Kettenrad 46 übertragen wird; dabei ist das Drehmoment des Pumpenrads konstant, jedoch nimmt das der Turbine ab und das des Stators nimmt zu.

Ferner nimmt anschließend, wenn die Ausgangsdrehzahl ansteigt, das Übersetzungsverhältnis des Drehmoments ab, wodurch anschließend ein Schaltvorgang bis in den Bereich ausgeführt wird, in dem der Drehmo­ mentwandler erneut in den Kopplungszustand gelangt. Dabei wird das Übersetzungsverhältnis automatisch ausgewählt.

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

Wenn in diesem Fall in der Gangschalt-Betriebsart ein wesentliches Fahrpedal-Durchtreten auftritt und das Drehmoment durch Freigeben des vierten Reibungselements C2 vom Stator S auf das fünfte Kraftzuführ­ teil 40 übertragen wird, wird der Gang unmittelbar auf die Betriebsart des ersten Gangs umgeschaltet, 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 Gegenrichtung wie beim Anhalten, so daß sich die Drehzahl des Stators S verringert und das Drehmoment der Turbine T ansteigt, 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 Drehmoment­ wandler als große Dämpfungseinrichtung wirkt.

Das gesamte Übersetzungsverhältnis beim automatischem Schalten auf den nächsten Gang wird das folgende Übersetzungsverhältnis: Unterset­ zungsverhältnis der zusammengesetzten Planetengetriebeeinheit - Unter­ setzungsverhältnis der einstufiger Planetengetriebeeinheit - Unterset­ zungsverhältnis 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 erreicht oder der Drehmomentwand­ ler TC in den Kopplungszustand gelangt, gibt die Getriebesteuereinheit das zweite Reibungselement B1 frei und steuert das erste Reibungselement C1 so, daß es sich in Eingriffszustand befindet.

Durch diese Steuerung wird die Abtriebskraft des Motors über das erste Reibungselement C1 an die erste Welle 8 übertragen, dann an das erste Hohlrad 12 der zusammengesetzten Planetengetriebeeinheit 2 übertragen und dadurch über das dritte Kraftzuführteil 30 an das zweite Sonnenrad 24 übertragen, 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 darge­ stellt, wird demgemäß die gerade Linie L8, die die gerade Linie L7, die die Eingangsdrehzahllinien L1 und L6 mit dem zweiten Knoten N2 verbindet, die Ausgangsdrehzahllinie des ersten Getriebemechanismus A.

Das heißt, daß sich die zusammengesetzte Planetengetriebeeinheit 2 im unmittelbaren Verbindungszustand befindet und das Übersetzungsver­ hältnis für den zweiten Gang ausgibt, und im zweiten Getriebemechanismus B wird ein Drehzahl-Untersetzungsvorgang auf dieselbe Weise wie in der Betriebsart für den ersten Gang ausgeführt.

Dabei ist das erste Reibungselement C1 angelegt und die zusammengesetz­ te 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 Zu­ stand 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 Hohlrad 12 unmittelbar vor dem Gangschaltvorgang und der Motordrehzahl gering oder sehr klein ist. Daher sind Schaltstöße mini­ miert.

Selbstverständlich können Schwingungen vom Motor durch die Nabe 14 angebrachte Dämpfungseinrichtung 56 aufgefangen werden.

Das gesamte Übersetzungsverhältnis dieser Betriebsart im zweiten Vor­ wärtsgang ist das folgende: direkte Verbindung der zusammengesetzten Planetengetriebeeinheit - Untersetzungsverhältnis der einstufigen Planetengetriebeeinheit - Untersetzungsverhältnis des antreibenden und des angetriebenen Kettenrads.

Wenn in diesen Zustand die Fahrgeschwindigkeit weiter zunimmt, akti­ viert die Getriebesteuereinheit das vierte Reibungselement C2 des ersten Getriebemechanismus A im Zustand der Betriebsart im zweiten Gang, und sie aktiviert zusätzlich das fünfte Reibungselement C3 des zweiten Getrie­ bemechanismus B.

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

Wie in Fig. 4 dargestellt, ist die gerade Linie L8, die der Ausgangsdrehzahl des ersten Getriebemechanismus A entspricht, in den zweiten Getriebe­ mechanismus B eingeführt, und es erfolgt Ausgabe ohne einen Gang­ schaltvorgang.

Dabei sind der Motor und der Drehmomentwandler direkt miteinander verbunden, so daß jedes Element des ersten und zweiten Getriebemecha­ nismus direkt verbunden sind, so daß der maximale mechanische Wir­ kungsgrad bei der Kraftübertragung 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 Reibungselement B3 aktiviert sind.

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

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

Vorstehend sind Prozesse für Gangschaltvorgänge bei Vorwärtsfahrt beschrieben. Wie in Fig. 5 dargestellt, entsprechen das Übersetzungsver­ hältnis im ersten Gang bei der herkömmlichen und bei der erfindungsge­ mäßen Automatikgetriebeanordnung einander, wobei anschließend ein automatischer Schaltvorgang auf das Übersetzungsverhältnis des vierten Gangs gemäß einer herkömmlichen Getriebeanordnung im Bereich mit automatischem Schalten auf den nächsten Gang erzielt wird, wodurch im Bereich niedriger Geschwindigkeiten kein Schaltstoß auftritt.

Wenn der Schalthebel auf den Rückwärtsfahrtbereich "R" gestellt wird, aktiviert die Getriebesteuereinheit das dritte Reibungselement B2 im ersten Getriebemechanismus A und betätigt das sechste Reibungselement B3 im zweiten Getriebemechanismus B, wodurch das zweite Sonnenrad 24 der zusammengesetzten Planetengetriebeeinheit 2 das Eingangselement wird, das erste Hohlrad 12 das Reaktionskraft- oder Umsetzungselement wird und das vierte Kraftzuführteil 32 das Abtriebselement wird.

Wenn dann, wie in Fig. 4 dargestellt, die gerade Linie L9, die die Eingangs­ drehzahllinie 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 Getriebemechanismus B übertragen wird, erfolgt Umsetzung gemäß dem Zahnradverhältnis, und es wird durch das Reaktionskraftelement des dritten Hohlrads 38 im zweiten Getriebemechanismus 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 Getriebesteuereinheit das zweite Reibungsele­ ment B1 und das fünfte Reibungselement C3, wodurch der erste Getriebemechanismus A auf den Zustand des ersten Gangs wechselt, um einen Schnellstart zu vermeiden, und sie hält die einstufige Planetenge­ triebeeinheit 4 des zweiten Getriebemechanismus B im direkten Verbin­ dungszustand, so daß ein neues Übersetzungsverhältnis entsteht, wie es in Fig. 4 mit einer gestrichelten Linie zwischen dem ersten Gang und dem zweiten Gang im zweiten Getriebemechanismus B dargestellt ist.

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

Wie vorstehend beschrieben, kann der Betrieb in jedem Gangschaltstadi­ um durch die in Fig. 6 dargestellte Steuerung erzielt werden, wobei "o" (Kreis) in der Zeichnung ein betätigtes Betriebselement kennzeichnet.

Die Vorteile des erfindungsgemäßen automatischen Getriebesystems werden nachfolgend angegeben:

• 1. Im Bereich niedriger Drehzahlen, wo die Fahrzeit kurz ist und Schalt­ stöße stark wirken, werden Gangschaltvorgänge automatisch und fortlaufend ausgeführt, wodurch Schaltstöße nur minimal erzeugt werden, so daß die Schaltqualität verbessert ist.
• 2. Im Bereich hoher Drehzahlen, wo Schaltstöße nicht stark sind, aber die Fahrzeit lang ist, so daß hoher mechanischer Wirkungsgrad bei der Kraft­ übertragung in der Schaltvorrichtung erforderlich ist, um den spezifischen Kraftstoffverbrauch zu verbessern, kann ein Übersetzungs­ verhältnis bei direkter Verbindung des Getriebesystems 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 zweiten Ausfüh­ rungsbeispiel der Erfindung, wobei der erste und zweite Getriebemecha­ nismus A, B beim zweiten Ausführungsbeispiel mit denen beim ersten Ausführungsbeispiel übereinstimmen, jedoch der dritte Getriebemecha­ nismus C verschieden zu dem beim ersten Ausführungsbeispiel ist.

Der dritte Getriebemechanismus C besteht aus einer einstufigen Plane­ tengetriebeeinheit 60 mit einem vierten Planetenrad 64, das mit der Innenseite eines vierten Hohlrads 62 kämmt, das direkt mit dem angetriebenen Kettenrad 48 verbunden ist und ein Eingangselement ist, und einem vierten Sonnenrad 66, das mit dem Planetenrad kämmt.

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

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

Dabei ist die Drehzahl des Trägers 68 geringer als die Eingangsdrehzahl, und mit dieser Ausgangsdrehzahl wird die Achse 52 über das Differential­ getriebe D angetrieben, wodurch ein ausreichendes Enduntersetzungs­ verhältnis erzielbar ist.

Fig. 8 zeigt einen Kraftübertragungsstrang eines Ausführungsbeispiels der Erfindung, wobei der dritte Getriebemechanismus C wie beim zweiten Ausführungsbeispiel aus der einstufigen Planetengetriebeeinheit 60 besteht.

Unterschiede zwischen dem dritten und zweiten Ausführungsbeispiel bestehen darin, daß das vierte Hohlrad 62 beim dritten Ausführungsbei­ spiel am Getriebegehäuse 54 befestigt ist, wodurch es ein Gegenkraftele­ ment 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 Aus­ führungsbeispiel umgesetzte Kraft über das angetriebene Kettenrad 48 bei fixiertem viertem Hohlrad 62 an das vierte Sonnenrad 66 übertragen, wodurch sich der Träger 68 in derselben Richtung wie das vierte Sonnen­ rad 66 dreht.

Dabei ist die Drehzahl des Trägers 68 geringer als die Eingangsdrehzahl, und diese Ausgangsdrehzahl treibt die Achse 52 über daß Differentialge­ triebe D an.

Fig. 9 zeigt einen Kraftübertragungsstrang gemäß einem vierten Ausfüh­ rungsbeispiel der Erfindung, bei dem der dritte Getriebemechanismus C keine einstufige Planetengetriebeeinheit wie beim ersten und zweiten Aus­ führungsbeispiel verwendet. Stattdessen nehmen Zahnräder 70 und 72 die Stelle des antreibenden 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 Zahnrä­ dern 70 und 72 kämmen.

Das große Zahnrad 74 der Getriebewelle 78 kämmt mit dem antreibenden Zahnrad 70, und das kleine Zahnrad 76 der Getriebewelle 78 kämmt mit dem angetriebenen Zahnrad 72, und die Abtriebskraft des antreibenden Zahnrads 70 wird in einem Zustand an das angetriebene Zahnrad 72 über­ tragen, bei dem ein Zuwachs des Übersetzungsverhältnisses 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 Ausfüh­ rungsbeispiel der Erfindung, das sich hinsichtlich des Anschlusses der einstufigen Planetengetriebeeinheit 4 des zweiten Getriebemechanismus B vom ersten Ausführungsbeispiel der Erfindung unterscheidet.

Hierbei ist das mit dem zweiten Planetenrad 22 verbundene vierte Kraftzu­ führteil 32 direkt mit dem fünften Kraftzuführteil 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 Planetenradträger 44 verbunden, wobei der Erstreckungsbereich des vierten Kraftzuführteils 32 auf einer Seite mit dem dritten Hohlrad 38 verbunden ist, das fünfte Reibungselement C3 zwischen dem vierten Kraftzuführteil 32 und dem Planetenradträger 44 liegt, ein Seitenendbereich des Planetenradträgers 44 mit dem dritten Getriebemechanismus C verbunden ist, der mit dem antreibenden Kettenrad 46 und dem angetriebenen Kettenrad 48 über die Kette 50 verbunden ist, dessen Abtrieb die Achse 52 über das Differential­ getriebe D drehend antreibt.

Ferner kann das dritte Sonnenrad 34 als Gegenkraftelement wirken, und zwar mittels des sechsten Reibungselements B3, das am Getriebegehäuse 54 angebracht ist und mit der zweiten Einwegkupplung F2 verbunden ist, um die Drehrichtung so zu begrenzen, daß sie mit der der ersten Einweg­ kupplung F1 übereinstimmt.

Demgemäß arbeitet das dritte Sonnenrad 34 im zweiten Getriebemecha­ nismus B als Gegenkraftelement, und das dritte Hohlrad 38 arbeitet als Eingangselement, und der mit dem antreibenden Kettenrad 46 verbunde­ ne Planetenradträger 44 arbeitet als Abtriebselement.

Dabei unterscheiden sich die Knoten des Hebels [1] des zweiten Getriebe­ mechanismus B von denen beim ersten bis vierten Ausführungsbeispiel, d. h., daß der fünfte Knoten N5 in Fig. 4 der Knoten des dritten Hohlrads 38 wird, der sechste Knoten N6 der Knoten des Planetenradträgers 44 wird und der siebte Knoten am rechten Seitenende der Knoten des dritten Sonnenrads 34 wird. Daher wird eine Beschreibung des Übersetzungsver­ hältnisses weggelassen, da Übereinstimmung mit dem Fall beim ersten Ausführungsbeispiel besteht.

Fig. 11 zeigt einen Kraftübertragungsstrang gemäß einem sechsten Aus­ führungsbeispiel der Erfindung, bei dem der erste Getriebemechanismus A und der zweite Getriebemechanismus B mit denen beim fünften Ausführungs­ beispiel übereinstimmen und der dritte Getriebemechanimus C mit dem beim zweiten Ausführungsbeispiel übereinstimmt. Beim siebten Ausfüh­ rungsbeispiel gemäß Fig. 12 stimmen der erste Getriebemechanismus A und der zweite Getriebemechanismus B mit denen beim fünften Ausfüh­ rungsbeispiel überein, und der dritte Getriebemechanismus C ist derselbe wie der beim dritten Ausführungsbeispiel. Beim achten Ausführungsbei­ spiel von Fig. 13 stimmen der erste Getriebemechanismus A und der zweite Getriebemechanismus 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 Aus­ führungsbeispiel vor, und der dritte Getriebemechanismus C nimmt einen Schaltvorgang vor, der mit dem des jeweils zugehörigen Ausführungsbei­ spiels übereinstimmt. Daher wird eine Beschreibung der Funktion weggelassen.

Bei einer Automatikgetriebeanordnung für ein Fahrzeug, wie vorstehend beschrieben, erzielt die Erfindung auf automatische 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 Kraftstoffverbrauch verbessert wird.

Claims (12)

1. Kraftübertragungsstrang einer Automatikgetriebeanordnung für ein Kraftfahrzeug, mit

• a) einem Drehmomentwandler (TC) zum Aufnehmen der von einem Motor (E) zugeführten Kraft,
• b) einer aus zwei einstufigen Planetengetrieben (12, 16, 18 bzw. 22, 24, 26) zusammengesetzten Planetengetriebeeinheit (2), in der
  • 1. ein erstes Hohlrad (12) von einem am Getriebegehäuse (54) angebrachten Reibungselement (B2) gesteuert wird,
  • 2. ein zweites mit einem ersten Sonnenrad (18) verbundenes Hohlrad (26) von einem zweiten am Getriebegehäuse (54) angebrachten Reibungselement (B1) gesteuert wird, um als Gegenkraftelement oder als Eingangselement zu arbeiten, und
  • 3. erste und zweite Planetenräder (16, 22) über ein erstes Kraftzuführteil (20) miteinander verbunden sind und als Ausgang der zusammengesetzten Planetengetriebeeinheit (2) dienen,
• c) einer einstufigen Planetengetriebeeinheit (4),
  • 1. deren Sonnenrad (34) mit dem ersten Kraftzuführteil (20) verbunden ist und,
  • 2. deren Hohlrad (38) von einem weiteren am Getriebegehäu­ se (54) angebrachten Reibungselement (B3) gesteuert wird,
  • 3. wobei eine Einwegkupplung (F2) vorgesehen ist, um die Drehrichtung des Hohlrads (38) in der Drehrichtung des Motors (E) festzulegen, und
  • 4. wobei die einstufige Planetengetriebeeinheit (4) ein zu­ sätzliches Reibungselement (C3) aufweist, das wahlweise mit dem Ausgang der zusammengesetzten Planetengetrie­ beeinheit (2) verbindbar ist, um ein Übersetzungsverhält­ nis auszugeben, das dem der zusammengesetzten Planeten­ getriebeeinheit (2) entspricht, und
• d) einer Ausgangsgetriebeeinheit (C), die das Übersetzungsverhält­ nis der einstufigen Planetengetriebeeinheit (4) erhöht.

2. Kraftübertragungsstrang nach Anspruch 1, dadurch gekennzeich­ net, daß ein viertes Reibungselement (C2) zwischen dem dritten Sonnen­ rad (34) und dem Stator S des Drehmomentwandlers (TC) angeordnet ist, um das dritte Sonnenrad (34) und damit den Ausgang der zusammenge­ setzten Planetengetriebeeinheit 2 mit dem Stator (S9 des Drehmoment­ wandlers (TC) zu koppeln, um so einen fortlaufenden Gangschaltvorgang zu erzielen, und die Kraft des Stators auf ein antreibendes Kettenrad (46) der Ausgangsgetriebeeinheit (C) zu übertragen.

3. Kraftübertragungsstrang nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekenn­ zeichnet, daß ein fünftes Reibungselement (C3) zwischen dem mit dem dritten Sonnenrad (34) verbundenen Kraftzuführteil (32) und einem Pla­ netenradträger (44) liegt, um wahlweise den als Ausgang des einstufigen Planetengetriebes (4) dienenden Planetenradträger (44) mit dem als Ein­ gang des einstufigen Planetengetriebes (4) dienenden Sonnenrad (34) zu koppeln, so daß der Abtrieb der zusammengesetzten Planetengetriebeein­ heit (2) unverändert ausgegeben wird.

4. Kraftübertragungsstrang nach Anspruch 1, 2 oder 3, dadurch ge­ kennzeichnet, daß das erste Hohlrad (12) der zusammengesetzten Plane­ tengetriebeeinheit (2) durch ein erstes Reibungselement (C1) wahlweise direkt mit dem Motor (E) verbindbar ist, so daß erste Hohlrad (12) wahlwei­ se als Eingangselement dient.

5. Kraftübertragungsstrang nach Anspruch 4, dadurch gekennzeich­ net, daß zwischen dem ersten Reibungselement (C1) und dem ersten Hohl­ rad (12) eine Dämpfungseinrichtung (56) vorgesehen ist, um Stöße zu ver­ ringern, wenn das erste Hohlrad (12) durch das erste Reibungselement (C1) direkt mit dem Motor (E) verbunden ist.

6. Kraftübertragungsstrang nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß ein zweites Sonnenrad (24) der zusammen­ gesetzten Planetengetriebeeiheit (2), daß mit den zweiten Planetenrädern (22) kämmt, mit der Turbine (T) über ein drittes Kraftzuführteil (30) ver­ bunden ist, um als Eingangselement zu dienen.

7. Kraftübertragungsstrang nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die zusammengesetzte Planetengetriebe­ einheit (2) und die einstufige Planetengetriebeeinheit (1) auf der selben Welle (8) angeordnet sind.

8. Kraftübertragungsstrang nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Ausgangsgetriebeeinheit (C) aus einem antreibenden Kettenrad (46), das direkt mit dem Ausgang der einstufigen Planetengetriebeeinheit (4) verbunden ist, und einem über eine Kette (50) angetriebenen Kettenrad (48) besteht.

9. Kraftübertragungsstrang nach einem der Ansprüche 1 bis 7, da­ durch gekennzeichnet, daß die Ausgangsgetriebeeinheit (C) aus einer ein­ stufigen Planetengetriebeeinheit (60) besteht, in der ein Sonnenrad (66) als Gegenkraftelement, ein Planetenradträger (68) als Ausgangselement und ein Hohlrad (62) als Eingangselement arbeitet.

10. Kraftübertragungsstrang nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Ausgangsgetriebeeinheit (C) aus einer einstufi­ gen Planetengetriebeeinheit (60) besteht, in der ein Sonnenrad (66) als Eingangselement, ein Planetenradträger (68) als Ausgangselement und ein Hohlrad (62) als Gegenkraftelement arbeitet.

11. Kraftübertragungsstrang nach einem der Ansprüche 1 bis 7, da­ durch gekennzeichnet, daß die Ausgangsgetriebeeinheit (C) eine Getriebe­ welle (78) umfaßt, auf der ein großes Zahnrad (74) und ein kleines Zahnrad (76) gemeinsam zwischen einem antreibenden Zahnrad (70), daß mit dem Ausgang der einstufigen Planetengetriebeeinheit (4) verbunden ist, und ei­ nem angetriebenen Zahnrad (72) angeordnet sind, auf das Kraft vom an­ treibenden Zahnrad (70) übertragen wird.

12. Kraftübertragungsstrang nach Anspruch 11, dadurch gekennzeich­ net, daß das große Zahnrad (74) der Getriebewelle (78) mit dem antreiben­ den Zahnrad und das kleine Zahnrad (76) mit dem angetriebenen Zahnrad (72) kämmt.