DE3502932A1

DE3502932A1 - Automatisches getriebe fuer kraftfahrzeuge

Info

Publication number: DE3502932A1
Application number: DE19853502932
Authority: DE
Inventors: Gheorghe Prof. Dr. 3180 Wolfsburg Nitescu
Original assignee: Volkswagen AG
Current assignee: Volkswagen AG
Priority date: 1984-02-23
Filing date: 1985-01-30
Publication date: 1985-08-29

Description

Automatisches Getriebe für Kraftfahrzeuge
Die Erfindung bezieht sich auf ein automatisches Getriebe für Kraftfahrzeuge gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1.
Ein derartiges automatisches Getriebe, bei dem ein hydrodynamischer Drehmomentenwandler mit einem mehrgängigen Planetengetriebe über einen dort im Drehmomentenwandlerbereich angeordneten Verteiler-Planetensatz verbunden ist, ist beispielsweise aus der DE-OS 32 16 594 bekannt. Dort weist der Verteiler-Planetensatz jedoch ein aufwendiges Planetenradpaar auf und stellt zudem für die Leistungsübertragung keine wirksame Übersetzung zur Verfügung.
Die der Erfindung zugrundeliegende Aufgabe besteht daher darin, ausgehend von einem automatischen Getriebe der im Oberbegriff des Patentanspruchs angegebenen Bauweise eine sowohl im Hinblick auf die zur Verfügungstellung von Gangübersetzungsstufen als auch im Hinblick auf den Wirkungsgrad vorteilhafte Anordnung vorzuschlagen, die sich durch Kompaktheit und Einfachheit auszeichnet.
Diese Aufgabe wird durch die im Kennzeichen des Patentanspruchs 1 angegebenen Merkmale gelöst. Erfindungsgemäß soll der Verteiler-Planetensatz nicht nur die Funktion übernehmen, das zu übertragende Drehmoment zumindest in bestimmten Gangstufen teilweise über den hydraulischen Übertragungsweg einschließlich des Drehmomentenwandlers und zum anderen Teil über den rein mechanischen Weg zu verteilen, sondern er soll gleichzeitig in anderen Gangstufen des Planetengetriebes eine zusätzliche Übersetzung zur Verfügung stellen, um so eine größere Spreizung des Planetengetriebes zu erreichen.
Zweckmäßige Ausgestaltungen und Weiterbildungen der Erfindung sind aus den Unteransprüchen zu entnehmen. In der Zeichnung sind Ausführungsbeispiele der Erfindung dargestellt, die im folgenden näher erläutert werden. Die Zeichnung æ igt in Form von schematischen Getriebeschaubildern in Figur 1 ein erstes Ausführungsbeispiel für die Anwendung bei einem frontgetriebenen Fahrzeug, Figur 2 eine zweite Ausführungsform der Erfindung, ebenfalls für ein frontgetriebenes Fahrzeug, Figur 3 eine im Prinzip der Figur 1 analoge Ausführung für ein Fahrzeug mit einem im Frontbereich des Fahrzeugs angeordneten Antriebsaggregat und einem Binterradantrieb und Figur 4 eine der Figur 3 entsprechende, nur geringfügig abgewandelte Ausführung.
In den Figuren der Zeichnung sind jeweils gleiche oder vergleichbare Bauteile mit dem gleichen, gegebenenfalls mit einem Strich versehenen Bezugszeichen gekennzeichnet. Dabei ist mit 1 das automatische Getriebe eines Kraftfahrzeugs insgesamt bezeichnet, das aus einem hydrodynamischen Drehmomentenwandler 2, einem aus zwei einfachen Planetensätzen 21 und 22 bestehenden Planetengetriebe 4 und einem diesem vorgeschalteten, ebenfalls aus einem einfachen Planetensatz aufgebauten Verteilerplanetensatz 3 besteht. 5 bezeichnet eine Antriebswelle, die beispielsweise durch die Kurbelwelle eines Verbrennungsmotors gebildet wird. Diese Antriebswelle 5 ist mit dem Pumpenrad 6 des Drehmomentenwandlers 2 verbunden, während 7 das Turbinenrad und 8 das Leitrad des Drehmomentenwandlers bezeichnen. Während das Leitrad 8 bei der Ausführung nach den Figuren 1 und 2 unmittelbar über einen Überholfreilauf 9 in an sich bekannter Weise an dem mit 10 bezeichneten Getriebegehäuse abgestützt ist, ist das Turbinenrad 7 mit einer Turbinenwelle 12 verbunden, die ebenso wie eine mit der Antriebswelle 5 verbundene Eingangswelle 11 zur Leistungsübertragung in das Getriebe hineinführen.
Dabei ist die Eingangswelle 11 über eine erste Kupplung 17 mit dem Ringrad 14 des Verteiler-Planetensatzes 3 verbunden, während die Turbinenwelle 12 starr mit dem Sonnenrad 13 gekoppelt ist.
Der Verteiler-Planetensatz 3 weist neben dem die beiden Eingänge bildenden Ringrad 14 und Sonnenrad 13 noch einen Satz von Planetenrädern 15 auf, die jeweils mit dem Sonnenrad 13 und dem Ringrad 14 im Eingriff stehen und auf einem Planetenträger 16 drehbar gelagert sind, wobei dieser Planetenträger 16 den Ausgang dieses Verteiler-Planetensatzes 3 bildet.
Dieser Ausgang des Verteiler-Planetensatzes 3 stellt zugleich einen Eingang für das Planetengetriebe 4 dar, während ein zweite Eingang über eine zweite schaltbare Kupplung 19 unter Umgehung des Verteiler-Planetensazes 3 unmittelbar mit der Turbinenwelle 12 gekuppelt werden kann.
Bei der Ausführung nach der Figur 1 wird der erste, mit dem Planetenträger 16 des Verteiler-Planetensatzes 3 verbundene Eingang des Planetengetriebes 4 durch einen trommelförmigen Hohlzylinder 27 gebildet, an den sowohl der Planetenträger 26 des ersten Planetensatzes 21 als auch das Ringrad 29 des zweiten Planetensatzes 22 des Planetengetriebes 4 angebunden sind. Der zweite Eingang für das Planetengetriebe 4 wird durch einen Verbindungssteg 20 dargestellt, der eine Verbindung zwischen der auch K2 genannten zweiten Kupplung 19 und dem Sonnenrad 23 des ersten Planetensatzes 21 herstellt. Zwischen dem Ringrad 24 und dem Sonnenrad 23 dieses ersten Planetensatzes 21 kämmt ein Satz von Planetenrädern 25, die auf dem mit dem trommelförmigen Hohlzylinder 27 verbundenen Planetenträger 26 drehbar gelagert sind. Der zweite Planetensatz 22 weist dann neben dem Ringrad 29 noch ein Sonnenrad 28 sowie einen mitbeideakämmenden Satz von Planetenrädern 30 auf, die wiederum auf einem Planetenträger 31 drehbar gelagert sind. Der Abtrieb des Planetengetriebes erfolgt bei der in der Figur 1 gezeigten Ausführung über ein Abtriebsritzel 33, das über einen Verbindungssteg 32 starr mit dem Planetenträger 31 des zweiten Planetensatzes 22 und zugleich auch mit dem Ringrad 24 des ersten Planetensatzes 21 des Planetengetriebes 4 verbunden ist.
Als weitere Schaltglieder zur Einschaltung der einzelnen Gangstufen des Gesamtgetriebes 1 sind neben den beiden Kupplungen 17 (K1) und 19 (K2) noch drei Bremsen und gegebenenfalls ein Überholfreilauf vorgesehen. Während die erste, mit 18 bezeichnete Bremse B1 als Bandbremse ausgebildet und an dem an seinem Außenumfang trommelförmig ausgebildeten Ringrad 14 des Verteiler-Planetensatzes 3 angreift, kommt die zweite, ebenfalls als Bandbremse ausgebildete Bremse 34 (B2) an dem glockenförmigen Hohlzylinder 27 zum Angriff.
Eine dritte Bremse 36 (B3) ist als Lamellenbremse ausgebildet und dient dazu, einen mit dem Sonnenrad 28 des zweiten Planetensatzes 22 des Planetengetriebes 4 verbundenen Hohlzylinder 35 an dem Gehäuse 10 festzulegen. Auch die mit F bezeichnete Überholbremse 37 greift an diesem Hohlzylinder 35 an und ist dabei in der Lage, diesen in den in den Vorwärtsfahrgängen in der Gegendrehrichtung am Gehäuse 10 abzustützen.
In der nachfolgenden Tabelle 1 ist für die in der Figur 1 gezeigte Getriebeanordnung der Schaltzustand der einzelnen Schaltglieder in den einzelnen Getriebegängen sowie die Übersetzung in diesen Gängen ohne Berücksichtigung der Wandlerübersetzung und schließlich der mechanische Leistungsanteil eingetragen.

Tabelle 1

m t S c h a 1 t z u s t a ñ d > Ubersetzung Mechanischer Standübersetzungen

;b{;;{{;;{eitunsantei1

ohne . ohne

1K1 K2 81 Bv 83 F Wandler

I 36~L3Zf

mHi1I17 19 18 34 36 ~ 0 z 48= -2

i ; X ~ ~ ^ -iol) 03 = 4w2 o 48= 2 01=zRs1:r4

1. x t(x> 'z 24

2. ! X X (X)| < s 0 | 02 ZR2 = - 50

1 i03 0 Zs2 = -

20 :x)

3. X l X ---- 103 ~ = 1,4 -- 1°l = ûs6667 iS6,67 Z S3

33 -1 -101 0,6667

4. X X ! l 1 (Direktgang) (Direktgang) = 0 933}!93 3, D,91>q9 'S)

)102 1

tI R. -- X --i ---. X l io2 0

R. x - ------.t'.0

Aus dieser Tabelle ist ersichtlich, daß im ersten Getriebegang neben der ersten Bremse 18 (B1) auch noch die dritte Bremse 36 (B3) und/oder der Freilauf 37 (F) wirksam sind. Dabei ergibt sich dann, wenn nur der Freilauf wirksam ist, die dritte Bremse B3 also ausgerückt bleibt, daß eine Motorbremswirkung im Schubbetrieb nicht erreicht werden kann, da dann der Freilauf F ausrückt. Soll dagegen in diesem ersten Getriebegang auch eine Motorbremswirkung erzielt werden, dann muß die dritte Bremse 36 (B3) betätigt werden, so daß eine Abstützung des Sonnenrades 28 des zweiten Planetensatzes 22 des Planetengetriebes 4 am Gehäuse nach beiden Drehrichtungen hin möglich wird. Die gleichen Uberlegungen hinsichtlich der Einschaltung bzw. Nichteinschaltung dieser dritten Bremse 133 gelten auch für den zweiten und dritten Getriebe gang, in denen aber anstelle der ersten Bremse B1 die zweite Kupplung 19 (K2), wie im zweiten Gang, oder die erste Kupplung 17 (K1), wie im dritten Gang, eingerückt werden. Schließlich wird im vierten Getriebegang nach Ausrücken der dritten Bremse B3 durch Einrücken der beiden Kupplungen 17 und 19 eine Verblockung des gesamten Getriebes erreicht, wodurch ein direkter Gang mit dem Übersetzungsverhältnis 1 zur Verfügung steht. Im Rückwärtsgang wird im übrigen neben der zweiten Kupplung K2 die zweite Bremse B2 eingerückt, wodurch eine Drehrichtungsumkehr erzielt wird.

Wie sich aus der Tabelle ersehen läßt, wird also mit der in der Figur 1 gezeigten Getriebeanordnung ein Vierganggetriebe zur Verfügung gestellt, bei dem im ersten Getriebegang auch die Übersetzung des Verteiler-Planetensatzes 3 zusätzlich zu der des ersten Planetensatzes 21 des Planetengetriebes 4 zur Wirkung kommt. Neben der Funktion der Leistungsaufteilung auf den mechanischen und den hydraulischen Übertragungsweg, die insbesondere in den Gängen 3 und 4 eine Rolle spielt, wird hier also der Verteiler-Planetensatz auch zur Spreizung des -Getriebes durch zur Verfügungstellung eines weiteren Getriebeganges herangezogen.
Bei Annahme üblicher Übersetzungen insbesondere für die Gänge 2" 4.und den Rückwärtsgang können die Standübersetzungen der einzelnen Planetensätze festgelegt werden. So kann zum Beispiel die Standübersetzung für die beiden Planetensätze 21 und 22 des Planetengetriebes 4 bei Annahme etwa jeweils gleicher Zähnezahlen für die Ringräder 24 und 29 von jeweils 50 und der Sonnenräder 23 und 28 von jeweils 20 eine Standübersetzung von i02 = i03 = - 2,5 festgelegt werden. Die Standübersetzung i01 des Verteiler-Planetensatzes 3 kann dann aus der Bedingung hergeleitet werden, daß der mechanische Leistungsanteil im vierten Getriebegang mindestens 90% betragen soll. Aus der Berechnung der Momente, die auf die Zentralglieder der Planetensätze wirken, und der Leistungen, die durch die Planetensätze fließen, ergibt sich dann der Ausdruck Sei Einsetzen der vorher angenommenen Standübersetzungen für die Planetensätze des Planetengetriebes 4 ergibt sich dann für die Standübersetzung des Verteiler-Planetensatzes i01 < - 1,8. Wenn man dabei für das Ringrad 14 eine Zähnezahl von 48 und für das Sonnenrad 13 eine Zähnezahl von 24 annimmt, ergibt sich eine Standübersetzung i01 = - 2.
Mit diesen Werten der Standübersetzungen erhält man dann die in der Tabelle angegebenen Werte für die Übersetzungen in den einzelnen Getriebegängen sowie für den in diesen Gängen mechanisch übertragenen Leistungsanteil. Während in den beiden unteren Gängen 1. und 2. die Leistung voll über den hydraulischen Weg, das heißt unter Einschluß des Drehmomentenwandlers 2, übertragen wird, ergibt sich in den oberen Getriebegängen 3. und 4. eine Leistungsverzweigung mit einem mechanischen Leistungsanteil von 66,67% im dritten und von 93,33% im vierten Getriebegang. Den mechanischen Leistungsanteil könnte man sogar noch weiter erhöhen, beispielsweise wenn bei den in der Tabelle 1 angegebenen Verhältnissen die Standübersetzung des Verteiler-Planetensatzes mit i01 = - 2,5 angenommen würde. In diesem Fall würde die gesamte Leistung auf dem mechanischen Weg übertragen. Hier ist dann aber zu berücksichtigen, daß sich durch Schlupf zwischen dem Pumpenrad 6 und dem Turbinenrad 7 des Drehmomentenwandlers 2 der mechanische Leistungsanteil zwar vergrößert, gleichzeitig aber auch die in dem Getriebe fließende Blindleistung erhöht wird. Diese Blindleistung fließt durch das Sonnenrad 13 des Verteiler-Planetensatzes 3, das Turbinenrad 7 und das Pumpenrad 6 des Drehmomentenwandlers 2 und durch das Ringrad 14 des Verteiler-Planetensatzes 3. Dabei wird das Turbinenrad 7 des Drehmomentenwandlers 2 zur Pumpe und das Pumpenrad 6 zur Turbine, Bei einem Schlupf von 10 - 20% im Wandler beträgt der Wirkungsgrad des Wandlers B W cu 0,88. Für die Ausführung nach der Figur 1 würden dann im vierten Gang die Übersetzung 1,0135, der Wirkungsgrad im Planetengetriebe = 0,9998 und der mechanische Leistungsanteil 94,59% bzw. im dritten Gang die Übersetzung 1,5,.
der Wirkungsgrad lp = 0,9933 und der mechanische Leistungsanteil 71,43%. Der Gesamtwirkungsgrad beträgt dann im vierten Gang 54 = 0,9998 (0,9459 + 0,8 . 0,0541) = 0,9933 anstelle von 0,88 ohne Leistungsverzweigung und im dritten Gang 53 = 0,9933 (0,7143 + 0,88 . 0,2857) = 0,959 anstelle von 0,874 ohne Leistungsverzweigung.
Die Ausführung nach der Figur 2 unterscheidet sich von derjenigen der Figur 1 dadurch, daß die den ersten Eingang des Planetengetriebes 4' bildende glockenförmige Hohlwelle 27', die mit dem Planetenträger 16 des Verteilerplanetensatzes 3 verbunden ist, hier starr mit dem Ringrad 24' des ersten Planetensatzes 21' gekoppelt ist und der durch den Verbindungssteg 20' gebildete zweite Eingang des Planetengetriebes 4' mit dem Sonnenrad 28' des zweiten Planetensatzes 22' verbunden ist. Den Abtrieb bilden dann die über einen Verbindungssteg 38 starr miteinander verbundenen Planetenträger 26' und 31' der beiden Planetensätze 21' und 22', die starr an das Abtriebsritzel 33' angeschlossen sind. Darüberhinaus besteht eine Verbindung zwischen dem Sonnenrad 23' des ersten Planetensatzes 21' und dem Ringrad 29' des zweiten Planetensatzes 22' über einen im Bereich des Ringrades 29' trommelförmig ausgebildeten Verbindungssteg 39. Im Bereich der trommelförmigen Ausbildung dieses Verbindungssteges 39 greift dann die hier als Bandbremse 36' ausgebildete dritte Bremse B sowie der Überholfreilauf 37' an. Das Schaltschema für diese Getriebeanordnung ergibt sich dann aus der Tabelle 2, in der auch die entsprechenden Werte für die Standübersetzungen der Planetensätze mit geänderten Zähne zahlen ZRi für die Ringräder und Z Si für die Sonnenräder angegeben sind. Unter Berücksichtigung der dort zugrundegelegten Standübersetzungen ergibt sich dann im dritten Getriebe gang ein mechanischer Leistungsanteil von 62,73% und im vierten Getriebegang ein solcher von 92,14%.

Tabelle 2

Ubersetzung I Mechanischer

t itztistand ohne Leistungsanteil Standübersetzungen

S e h a 1 t z u s t a n d Wandler *

Wandler -.- i

Schalt~ K1 ! K2 jBl 1 83 F | Abs. Wert

gliedet 17 t 19 36 37 -u-----0----)-0-f1f01 7 36,~37 -

1. X x (x))-2-1 4,2 -z 41

1. ½:;-# X I X \ 1f (X) h . . zSl

2. X (x) 1-i03 - 2,77 0 0 û | i02=- R2 = - 69 = - 1,77

' ; 1- . - ---- - - . ''i X

x 1,565= X (X) b2 - l = I i03 11 39

13. (x)'01?1 1. 1,565 - - =06273 2,73: 103 = - ij Z ! s3~~~ ~

4 X 1 X 1. | ~~~~ 1. (Direktgang) - iOl 102 103 92,14

X l'i02i03 -2,133 - (1-102103)

o 1

Gegenüber der Ausführung nach Figur 1 ergibt sich bei der Getriebeanordnung nach Figur 2 aus der Berechnung der Momente und der Leistungen sowie unter der Bedingung, daß im 4. Gang mindestens 90% der Leistung auf dem mechanischen Weg, d.h. unter Ausschluß des Drehmomentenwandlerssübertragen werden sollen, der Ausdruck Mit den in diesem Fall gewählten Werten für die Standübersetzungen der Planetensätze 21' und 22' von i02 = i03 = - 1,77 erhält man dann für die Standübersetzung des Verteilerplanetensatzes 3 die Beziehung i01 < ~ 1,582. Für die Standübersetzung i01 wird daher bei Zähnezahlen von 69 für das Ringrad 14 und 41 für das Sonnenrad 13 der Wert i01 = - 1,683 festgelegt, mit dem dann die in der Tabelle 2 angegebenen Übersetzungen und Leistungsanteile errechnet wurden.

Gegenüber der Ausführung nach der Figur 2 weist diejenige der Figur 1 insofern Vorteile auf, als sie eine einfachere Anordnung der Wellen und eine insbesondere für PKW's günstigere Gangabstufung ergibt.
Die in den Figuren 1 und 2 dargestellten Getriebeanordnungen können zunächst unmittelbar nur für Kraftfahrzeuge mit Front antrieb verwendet werden. Damit diese Getriebeanordnungen jedoch auch für Standardantriebe, das heißt für Fahrzeuge mit Hinterachsantrieb und im Fahrzeugbug angeordnetem Antriebsaggregat, ohne eine Transaxle-Anordnung eingesetzt werden können, muß die Antriebswelle, wie dies in den Figuren 3 und 4 gezeigt ist, in Form einer glockenartig den Drehmomentwandler 2 übergreifenden Trommel 40 zu dem durch das Ringrad 14 gebildeten ersten Eingang des Verteiler-Planetensatzes 3 geführt werden. Gleichzeitig muß dann das Leitrad 8 des Drehmomentenwandlers 2 über eine zentral durch das gesamte Getriebe 1' hindurchragende Welle 41 abgestützt werden.
Dabei besteht die Möglichkeit, das Leitrad 8 entweder unter Zwischenschaltung eines Überholfreilaufes 9 über die Welle 41 am Gehäuse 10 abzustützen (Figur 3) oder aber das Leitrad ohne Zwischenschaltung eines Freilaufes über die Welle 41' unmittelbar mit dem Abtrieb 44 zu verbinden (Figur 4).
Wie in der Figur 3 angedeutet ist, kann dann das Abtriebsritzel 33' ein auf einer Kardanwelle 43 angeordnetes Antriebszahnrad 42 antreiben. Die Getriebeanordnung in den Figuren 3 und 4 entspricht im übrigen der Ausführung nach der Figur 1, so daß im Falle der in der Figur 3 gezeigten Lösung mit Abstützung des Iseitrades über einen Freilauf am Gehäuse 10 keine Änderung der Momentenwandlung gegenüber der Ausführung nach Figur 1 auftritt. Jedoch muß eine Achsversetzung des Abtriebes infolge des Zwischentriebes 33', 42 und demzufolge auch eine Wirkungsgradverschlechterung in Kauf genommen werden.
Im Fall der Ausführung nach der Figur 4, bei der das Leitrad direkt mit dem Abtrieb 44 starr verbunden ist, wird das Leitrad 8 zu einem Momentenverstärker für den Abtrieb des Planetengetriebes.
Die DNhmomenAenwandler von PKW's haben eine Drehmomentenwandlung /t=MP = MT = 2...2,8. Wemman tC = 2,5 annimmt und die DrehzahlübersetzunFn aus der Tabelle 1 berücksichtigt, ergibt sich für die resultierende Momentenwandlung beim Anfahren bei der Ausführung nach der Figur 4 im ersten Gang iM1 = Mab nach der Figur - ( ersten Gang 7£- /C = 2,5 4,2 - 1,5 = 9 (gegenüber normaaeerweise 10,5), im zweiten Gang iM2 = 2,5 2,4 - 1,5 = 4,5 (gegenüber normalerweise 6) und im Rückwärtsgang iMR = - 2,5 2,5 - 1,5 = - 7,75 (gegenüber normalerweise - 6,25). Für die dritten und vierten Gänge ist die Momentenwandlung nicht mehr wichtig. Im Endeffekt beträgt demnach die durch das Leitrad im Anfahren erreichte Momentenwandlung für den ersten Gang nur noch 4,2 = 2,143, jedoch erhält man mit Mab = 9 ein genügend großes Moment für das Anfahren. Für den Rückwärtsgang ergibt sich die Momentenwandlung zu 7 ,75 a3,1 und damit sogar eine Verbesserung der Anfahrbedin-2,5 gung. Zusammengefaßt ergibt sich also, daß die Momentenwandlung im ersten Gang bei der Ausführung nach der Figur 4 zwar verringert wird; sie entspricht aber auch mit dem verringerten Wert noch immer den Verhältnissen bei einem automatischen Kraftfahrzeuggetriebe.
Diese Ausführung ist aber in baulicher Hinsicht wesentlich einfacher als die Ausführung nach der Figur 3, da sie keine Versetzung des Achsabstandes für den Abtrieb erforderlich macht, indem die Kardanwelle unmittelbar an den Flansch 44 des Abtriebsteges 32 angeschlossen werden kann. Darüberhinaus ist bei dieser Ausführung auch kein Freilauf zur Abstützung des Leitrades 8 erforderlich.
Es sei noch darauf hingewiesen, daß auch die Getriebeanordnung nach der Figur 2 in ähnlicher Weise für Standardantriebsanordnungen umgebildet werden kann.
Die Vorteile der vorliegenden Erfindung sind im wesentlichen darin zu sehen, daß durch die mit dieser Getriebeanordnung erzielte Leistungsverzweigung eine erhebliche Verbesserung des Wirkungsgrades und damit eine Senkung des Kraftstoffverbrauchs erreicht werden. Die dargestellten Ausführungen sind zudem nicht komplizierter als die üblichen Viergang-Planetengetriebe mit einem Direktgang als oberstem Gang, bei denen ebenfalls drei Planetensätze und fünf Schaltglieder erforderlich sind. Insbesondere die Ausführungen nach den Figuren 1, 3 und 4 zeichnen sich durch große Kompaktheit und relativ geringe radiale Größe aus. Die Getriebeanordnungen bieten zudem die Möglichkeit, eine günstige Anpassung der Getriebeabstufung an den jeweiligen Betriebszweck des Fahrzeuges herbeizuführen und dabei den Motorbremsbetrieb nicht nur in dem ersten, sondern auch in dem zweiten und dritten Gang durch entsprechende Ansteuerung der dritten Bremse B vornehmen zu kön-3 nen.
Im Vergleich zu den bekannten Getriebeausführungen mit einem Verteiler-Planetensatz können mit der gleichen Zahl von Planetensätzen statt bisher drei nunmehr vier Getriebegänge erreicht werden, wobei die Ausbildung des Verteiler-Planetensatzes zudem durch die Tatsache, daß nur ein einfacher Planetensatz verwendet wird, wesentlich einfacher und weniger aufwendig wird.
Im Vergleich mit automatischen Getrieben mit Wandlerüberbrückung haben die vorgeschlagenen Ausführungen mit dem Drehmomentenwandler in Leistungsverzweigung insofern Vorteile, als mit weniger Schaltgliedern zumindest die gleiche Anzahl von Getriebegängen erreicht werden. Darüberhinaus sind Torsionsschwingungsdämpfer nicht erforderlich.
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Claims

AN SP RU C RE 1. Automatisches Getriebe für Kraftfahrzeuge, das einen vondeiner Antriebswelle angetriebenen und aus einem Pumpenrad, einem Turbinenrad und einem Beitrad bestehenden hydrodynamischen 1)rehmomentenwandler und ein mehrgängiges Planetengetriebe mit zur Einschaltung der einzelnen Gangstufen betätigbaren Schaltgliedern sowie einen dem Planetengetriebe vorgeschalteten Verteiler-Planetensatz mit einem mit der Antriebswelle verbundenen ersten Eingang und einem mit einer an das Turbinenrad des Drehmomentenwandlers angeschlossenen Turbinenwelle verbundenen zweiten Eingang aufweist, dadurch gekennzeichnet, daß der Verteiler-Planetensatz (3) zur Bereitstellung einer zusätzlichen Übersetzungsstufe in wenigstens einer der Gangstufen des Planetengetriebes (4) ausgebildet ist.
2. Getriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß wenigstens einer der Eingänge (13, 14) des Verteiler-Planetensatzes (3) durch eine schaltbare Kupplung (17) von der mit ihm verbundenen Welle (11, 12) trennbar und durch eine Bremsvorrichtung (18) festlegbar ist.
3. Getriebe nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß der erste Eingang (14) des Verteiler-Planetensatzes (3) durch eine erste schaltbare Kupplung (17) mit der Antriebswelle (5, ii) verbindbar und durch eine erste Bremse (18) am Gehäuse (10) festlegbar ist.
4. Getriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die mit dem zweiten Eingang (13) des Verteiler-Planetensatzes (3) verbundene Turbinenwelle (12) über eine zweite schaltbare Kupplung (19) direkt mit einem Eingang (23; 28') des Planetengetriebes (4) verbindbar ist.
5. Getriebe nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß der erste Eingang des aus einem einfachen Planetensatz bestehenden Verteiler-Planetensatzes (3) durch das Ringrad (14), der zweite Eingang durch das Sonnenrad (14) und der Ausgang durch den Planetenträger (16) gebildet ist.
6. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß das Planetengetriebe (4,4')aus zwei einfachen Planetensätzen (21, 22 bzw. 21', 22') besteht mit einem ersten Eingang (26, 29; 24'), der mit dem Ausgang (16) des Verteiler-Planetensatzes (3) verbunden und durch eine zweite Bremse (34) festlegbar ist, mit einem zweiten Eingang (23; 28'), der über die zweite schaltbare Kupplung (19) mit der Turbinenwelle (12) verbunden ist, und mit einem mit der angetriebenen Achse des Fahrzeugs verbundenen Ausgang (33).
7. Getriebe nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß der erste Eingang des Planetengetriebes (4) durch den Planetenträger (26) des ersten Planetensatzes (21) und das mit diesem starr verbundene Ringrad (29) des zweiten Planetensatzes (22), der zweite Eingang durch das Sonnenrad (23) des ersten Planetensatzes (21) und der Ausgang durch den Planetenträger (31) des zweiten Planetensatzes (22) und das mit diesem verbundene Ringrad (24) des ersten Planetensatzes (21) gebildet ist.
8. Getriebe nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß das Sonnenrad (28) des zweiten Planetensatzes (22) durch eine dritte Bremse (36) und/oder einen Überholfreilauf (37) am Gehäuse (10) festlegbar ist.
9. Getriebe nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß der erste Eingang des Planetengetriebes (4') durch das Ringrad (24') des ersten Planetensatzes (21'), der zweite Eingang durch das Sonnenrad (28') des zweiten Planetensatzes (22') und der Ausgang durch die miteinander starr verbundenen Planetenträger (26', 31') beider Planetensätze gebildet ist, wobei das Sonnenrad (23') des ersten Planetensatzes (21') mit dem Ringrad (29') des zweiten Planetensatzes (22') starr verbunden ist.
10. Getriebe nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, daß das mit dem Sonnenrad (23') des ersten Planetensatzes (21') verbundene Ringrad (29') des zweiten Planetensatzes (22') durch eine dritte Bremse (36') und/oder einen Überholfreilauf (37') am Gehäuse (10) festlegbar ist.
11. Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, daß der erste Eingang (14) des Verteiler-Planetensatzes (3) durch eine den Drehmomentenwandler (2) glockenartig übergreifende Trommel (40) mit der Antriebswelle (5) verbunden ist und daß das Leitrad (8) des Drehmomentenwandlers (2) über eine den Verteiler-Planetensatz (3) und das Planetengetriebe (4) zentral durchdringende Welle (41) abgestützt ist.
12. Getriebe nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß das Leitrad (8) unter Zwischenschaltung eines Überholfreilaufes (9) an dem Gehäuse (10) abgestützt ist.
13. Getriebe nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß das Leitrad (8) unmittelbar mit dem Ausgang (44) des Planetengetriebes (4) verbunden ist.