DE19530488C2 - Automatikgetriebe - Google Patents
AutomatikgetriebeInfo
- Publication number
- DE19530488C2 DE19530488C2 DE19530488A DE19530488A DE19530488C2 DE 19530488 C2 DE19530488 C2 DE 19530488C2 DE 19530488 A DE19530488 A DE 19530488A DE 19530488 A DE19530488 A DE 19530488A DE 19530488 C2 DE19530488 C2 DE 19530488C2
- Authority
- DE
- Germany
- Prior art keywords
- gear
- ring gear
- friction clutch
- sun gear
- rotatably connected
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Expired - Fee Related
Links
Classifications
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H3/00—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion
- F16H3/44—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion using gears having orbital motion
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H47/00—Combinations of mechanical gearing with fluid clutches or fluid gearing
- F16H47/06—Combinations of mechanical gearing with fluid clutches or fluid gearing the fluid gearing being of the hydrokinetic type
- F16H47/08—Combinations of mechanical gearing with fluid clutches or fluid gearing the fluid gearing being of the hydrokinetic type the mechanical gearing being of the type with members having orbital motion
- F16H47/085—Combinations of mechanical gearing with fluid clutches or fluid gearing the fluid gearing being of the hydrokinetic type the mechanical gearing being of the type with members having orbital motion with at least two mechanical connections between the hydraulic device and the mechanical transmissions
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H37/00—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00
- F16H37/02—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings
- F16H37/06—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts
- F16H37/08—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing
- F16H37/0833—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts, i.e. with two or more internal power paths
- F16H37/084—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts, i.e. with two or more internal power paths at least one power path being a continuously variable transmission, i.e. CVT
- F16H2037/088—Power split variators with summing differentials, with the input of the CVT connected or connectable to the input shaft
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
- F16H2200/20—Transmissions using gears with orbital motion
- F16H2200/2002—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the number of sets of orbital gears
- F16H2200/201—Transmissions using gears with orbital motion characterised by the number of sets of orbital gears with three sets of orbital gears
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Structure Of Transmissions (AREA)
Description
Die Erfindung betrifft einen Automatikgetriebe
für ein Kraftfahrzeug.
Im allgemeinen enthält ein Automatikgetriebe für ein Kraft
fahrzeug eine Getriebesteuereinheit, die automatisch mehrere
Kupplungen und Bremsen steuert, die im Räderwerk angebracht
sind, um die Zahnverhältnisse der Planetenräder abhängig von
der Geschwindigkeit und der Last einzustellen. Obwohl der
Kraftübertragungsstrang normalerweise eine Mehrfach-Plane
tengetriebeeinheit und und mindestens fünf Reibelemente ent
halten muß, um vier Vorwärtsgeschwindigkeiten und eine Rück
wärtsgeschwindigkeit zu erzeugen, sind zum Verbessern des
Schaltvorgangs tatsächlich eine Mehrfach-Planetengetriebe
einheit, sieben Reibelementen und drei Freilauf-Kupp
lungen erforderlich. Dies bewirkt einen komplizierten Aufbau
des Kraftübertragungsstrangs und erhöht das Gewicht.
Ferner verfügt ein herkömmliches Automatikgetriebe über eine
begrenzte Anzahl von Gängen, so daß in unvermeidlicher Weise
Stöße beim Schalten auftreten und auch der Schaltbereich ge
schwindigkeitsmäßig aufgrund der begrenzten Anzahl von Zahn
verhältnissen beschränkt ist, was es erschwert, das optimale
Verhältnis von Kraftstoff zu Leistung zu erzielen. Darüber
hinaus treten Schaltvorgangsstöße im Bereich niedriger Ge
schwindigkeit häufig wegen des großen Eingangsdrehmoments
und der häufigen Schaltvorgänge auf. Außerdem müssen im
Hochgeschwindigkeitsbereich die Eingangswelle und das Räder
werk direkt verbunden sein, um den Kraftübertragungswir
kungsgrad zu verbessern. Jedoch verfügt ein herkömmliches
Getriebe über keine derartige Einrichtung.
Ein bekanntes Automatikgetriebe (DE 38 25 733 A1) umfaßt eine Mehr
fachplanetengetriebeeinheit mit einer Antriebswelle und eine Einfachpla
netengetriebeeinheit mit einer Abtriebswelle, die koaxial zur Antriebwelle
liegt. Die Antriebswelle ist drehfest mit einem ersten Sonnenrad verbun
den und kann über Reibungskupplungen wahlweise mit einem zweiten
Sonnenrad oder einem zweiten Planetenträger verbunden werden. Die Ab
triebsseite der Mehrfachplanetengetriebeeinheit wird von einem ersten
Planetenträger gebildet, der drehfest mit dem zweiten Hohlrad und einem
dritten Hohlrad der Einfachplanetengetriebeeinheit verbunden ist. Die
Abtriebswelle ist mit dem dritten Planetenträger verbunden, der wahlwei
se über eine Reibungskupplung mit dem ersten Planetenträger der Mehr
fachplanetengetriebeeinheit verbunden werden kann, um die Abtriebs
welle unmittelbar mit dem Abtrieb der Mehrfachplanetengetriebeeinheit
zu koppeln.
Bei einem anderen bekannten Automatikgetriebe (DE 29 44 900 A1) ist die
Antriebswelle eines Verbundplanetengetriebes in Ravigneaux-Bauweise
mit der Turbine eines Drehmomentwandlers verbunden. Über entspre
chende Kupplungen können erste und zweite Sonnenräder des Verbund
planetengetriebes mit der Antriebswelle gekoppelt werden. Die Abtriebs
welle ist mit dem einzigen Hohlrad verbunden, während der gemeinsame
Planetenträger der beiden Planetenrädersätze über eine Freilaufkupplung
mit dem Stator des Drehmomentwandlers verbunden und über eine Rei
bungskupplung wahlweise mit dem Pumpenrad des Drehmomentwandlers
koppelbar ist.
Die Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es, ein weiteres Automatikge
triebe für Kraftfahrzeuge bereitzustellen, das insbesondere bei einfachem
Aufbau mit einer geringen Anzahl von Freilauf- und Reibungskupplungen
einen verbesserten Kraftübertragungswirkungsgrad aufweist und Schalt
vorgänge mit verringerten Schaltstößen ermöglicht.
Diese Aufgabe wird durch das jeweils in den unabhängigen Ansprüchen
angegebene Automatikgetriebe gelöst.
Die Erfindung wird im folgenden anhand von durch Figuren
veranschaulichten Ausführungsbeispielen näher beschrieben.
Es zeigen:
Fig. 1 ein schematisches Diagramm
eines Automatikgetriebes
gemäß einem ersten Ausführungsbeispiel der Erfindung;
Fig. 2 ein Kurvendiagramm, das die Beziehung zwischen
den Drehmomenten der Turbine und des Stators sowie der Ab
triebsgeschwindigkeit bei einem automatischen, kontinuierli
chen Schaltmodus beim Automatikgetriebe von Fig. 1 veran
schaulicht;
Fig. 3 ein Kurvendiagramm, das die Beziehung zwischen
dem Abtriebsdrehmoment eines erfindungsgemäßen Automatikge
triebes und der Abtriebsgeschwindigkeit im automatischen,
kontinuierlichen Schaltmodus veranschaulicht;
Fig. 4 ein Kurvendiagramm, das schematisch Geschwindig
keitsverhältnisse bei einem erfindungsgemäßen Automatikge
triebe mittels Hebelanalogie veran
schaulicht;
Fig. 5 ein Kurvendiagramm, das die Verteilung der Zahn
verhältnisse bei einem erfindungsgemäßen Automatikgetriebe
mit dem bei einem herkömmlichen Au
tomatikgetriebe mit fünf Gängen vergleicht;
Fig. 6 eine Tabelle, die die Kombination von Betriebs
elementen beim erfindungsgemäßen Automatikgetriebe
für die Schaltstufen zeigt; und
Fig. 7 ein Diagramm, das schematisch das Automatikgetriebe
gemäß einem anderen Ausfüh
rungsbeispiel der Erfindung veranschaulicht.
Gemäß Fig. 1 umfaßt das Automatikgetriebe
gemäß einem ersten Ausführungsbeispiel der Erfindung
einen von einem Motor E angetriebenen Drehmomentwandler TC,
einen ersten Schaltteil A mit einer Mehrfach-Planetengetrie
beeinheit 2 zum Umsetzen des Drehmoments des Drehmomentwand
lers TC mit geeigneten Zahnverhältnissen, und einen zweiten
Schaltteil B mit einer Einfach-Planetengetriebeeinheit 4 zum
zusätzlichen Verringern der Zahnverhältnisse des ersten
Schaltteils A oder einfachen Übertragen von dessen Ab
triebskraft. Der Drehmomentwandler TC besteht aus einem di
rekt mit der Kurbelwelle des Motors verbundenen Laufrad I,
einem dem Laufrad gegenüberstehend angeordneten, durch Öl
angetriebenen Turbinenrad T und einem zwischen dem Laufrad I
und dem Turbinenrad T angeordneten Stator S zum Umlenken des
Ölstroms zum Unterstützen der Laufradrotation. Der Drehmo
mentwandler TC kann denselben Aufbau aufweisen, wie er im
US-Patent Nr. 3,613,479 offenbart ist.
Ein Gehäusemantel 6 verbindet das Laufrad I mit dem Motor E.
Eine Reibungskupplung C1 zum direkten Übertragen der Motor
kraft an eine erste Eingangswelle 8 ist zwischen dieser und dem Gehäusemantel 6 vor
gesehen. Diese erste Eingangswelle
8 ist über eine Nabe 16 mit einem ersten Planetenträger 14
verbunden, der mehrere erste Planetenräder 12 der Mehrfach-Pla
netengetriebeeinheit 2 trägt. Die ersten Planetenräder 12 grei
fen an einem ersten, zwischen ihnen angeordneten Sonnenrad
18 und einem sie umgebenden ersten Hohlrad 20 an.
Das erste Hohlrad 20 ist funktionsmäßig über ein erstes
Kraftübertragungsteil 22 mit einem zweiten Sonnenrad 24 ver
bunden, dessen Umfang an mehreren zweiten Planetenrädern 26 an
greift, die ihrerseits in ein umgebendes zweites Hohlrad
28 eingreifen. Das erste Hohlrad 20 ist so konstruiert,
daß es über eine dritte Reibungskupplung B2 am Getriebege
häuse 30 festbremsbar ist, um als Gegenkraftelement zu wirken, wäh
rend das zweite Hohlrad 28 so konstruiert ist, daß es über
eine zweite Reibungskupplung B1 am Gehäuse 30 festbremsbar ist, um
als Gegenkraftelement bei Rückwärtslauf zu dienen.
Das erste Sonnenrad 18 ist funktionsmäßig über eine zweite
Eingangswelle 32 mit dem Turbinenrad T verbunden.
Der erste und ein zweiter Planetenträger 14 bzw. 34 der er
sten und zweiten Planetenräder 12 bzw. 26 sind einander zugeord
net, und sie empfangen das Drehmoment vom Stator S des Dreh
momentwandlers TC über eine dritte und vierte
Welle 36 bzw. 38. Die vierte Welle 38 emp
fängt selektiv das Drehmoment vom Stator S mittels der
Funktion einer vierten Reibungskupplung C2 zum Verbinden der
vierten Welle 38 mit der dritten
Welle 36, die direkt mit dem Stator S verbunden ist.
Die dritte Welle 36 wird von einer ersten
Freilauf-Kupplung F1 ergriffen, so daß verhindert wer
den kann, daß sich der Stator S in Gegenuhrzeigerrichtung
dreht, gesehen von der Motorseite her.
Die Nabe 16 verfügt über einen Verlängerungsteil, der mit
einem dritten Hohlrad 40 des zweiten Schaltteils B verbun
den ist, so daß die Einfach-Planetengetriebeeinheit 4 die
Abtriebszahnverhältnisse des ersten Schaltteils A herabsetzen
oder einfach empfangen kann. Das dritte Hohlrad 40 der
Einfach-Planetengetriebeeinheit 4 umgibt mehrere dritte Planeten
räder 42, um in diese einzugreifen. Ein dritter Planeten
träger 44, der die dritten Planetenräder 42 hält, ist über ein
zweites Kraftübertragungsteil 46 mit einer
Abtriebswelle 48 verbunden. Ein drittes Sonnenrad 50
greift in die umgebenden dritten Planetenräder 42 ein und kann
selektiv als Gegenkraftelement dienen, wenn eine am Getriebe
gehäuse 30 angebrachte sechste Reibungskupplung B3 betätigt
wird. Mittels einer zweiten Eine-Richtungs- oder Freilauf-Kupplung F2 wird
verhindert, daß sich das dritte Sonnenrad 50 gesehen von der
Motorseite aus in Gegenuhrzeigerrichtung dreht. Das dritte
Hohlrad 40 und der dritte Planetenträger 44 sind so kon
struiert, daß sie sich gemeinsam drehen, wenn eine fünfte
Reibungskupplung C3 in einem dritten Geschwindigkeitsmodus betä
tigt wird.
Wenn der Motor betrieben wird, wird das Laufrad I des Dreh
momentwandlers TC, das über den Gehäusemantel 6 mit der Ab
triebswelle des Motors verbunden ist, gedreht, wodurch Öl im
Drehmomentwandler TC zum Turbinenrad T ausgestoßen wird. Dann
wird die Reibkraft des Turbinenrads T über die zweite Eingangs
welle 32 an das erste Sonnenrad 18 der Mehrfach-
Planetengetriebeeinheit 2 übertragen. In diesem Fall wird
verhindert, daß sich der Stator S des Drehmomentwandlers TC
in der Richtung entgegengesetzt zu der des Motors dreht,
wenn die erste Freilauf-Kupplung F1 betätigt wird,
wodurch das Drehmoment des Drehmomentwandlers TC verstärkt
wird. Das Drehmoment des Turbinenrads T wird über die zweite
Eingangswelle 32 an das erste Sonnenrad 18 übertra
gen, damit sich die ersten Planetenräder 12 in Gegenuhrzeigerrich
tung drehen, gesehen von der Motorseite her. Jedoch arbeitet
in den Bereichen "N" und "P", wie in Fig. 6 dargestellt,
keines der Elemente, so daß die Motorkraft nicht übertragen
wird.
Wenn der nicht dargestellte Schalthebel in den Vorwärts
bereich "D" gestellt wird, ist der Eingriffszustand für die
dritte Reibungskupplung B2 des ersten Schaltteils A hergestellt,
um das zweite Sonnenrad 24 und das erste Hohlrad 20 der
Mehrfach-Planetengetriebeeinheit 2 zu verriegeln. Dann dient
das erste Sonnenrad 18 als Eingangselement und das erste
Hohlrad 26 als Gegenkraftelement, so daß der erste Plane
tenträger 14 als Abtriebselement dient.
Die Zahnverhältnisse können durch eine Hebelanalogie be
schrieben werden, wie in Fig. 4 dargestellt. Es sei angenom
men, daß das linke Ende eines Hebels L ein erster Knoten N1
ist, der aus dem zweiten Sonnenrad 24 und dem ersten Hohl
rad 20 besteht, ein erster benachbarter Punkt als zweiter
Knoten N2 aus dem ersten und zweiten Planetenträger 14 bzw.
34 besteht, ein zweiter benachbarter Punkt als dritter Kno
ten N3 aus dem zweiten Hohlrad 28 besteht und das rechte
Ende als vierter Knoten N4 aus dem ersten Sonnenrad 18 be
steht. So ist der vierte Knoten N4 der Eingangspunkt und der
erste Knoten N1 der festgelegte Punkt. Dann wird eine Linie
L1 mit willkürlich festgelegter Länge vertikal ausgehend vom
vierten Knoten N4 gezogen, um die Eingangsgeschwindigkeit zu
repräsentieren. Danach wird eine Verbindungslinie L2 gezo
gen, die das obere Ende der Eingangsgeschwindigkeitslinie L1
mit dem ersten Knoten N1 verbindet. Zum Beispiel wird dann,
wenn die kürzeste Linie L3 zwischen dem zweiten Knoten N2
und der Verbindungslinie L2 gezogen wird, die Linie L3 die
Abtriebsgeschwindigkeitslinie im zweiten Knoten N2. Demgemäß
kann das Zahnverhältnis durch das Verhältnis Eingangsge
schwindigkeitslinie/Ausgangsgeschwindigkeitslinie (L1/L3)
wiedergegeben werden, das als Zahnverhältnis für den ersten
Gang angesehen wird.
Das Zahnverhältnis für den ersten Gang wird über den ersten
Planetenträger 14 an den zweiten Schaltteil B übertragen. So
wird das Drehmoment des ersten Schaltteils A an das dritte
Hohlrad 40 der Einfach-Planetengetriebeeinheit 4 übertra
gen, verringert um die Gegenkraft des dritten Sonnenrads 50,
wie über den dritten Planetenträger 44 auszugeben.
Auf entsprechende Weise können die Zahnverhältnisse des
zweiten Schaltteils B ebenfalls durch eine Hebelanalogie be
schrieben werden, wie durch das Bezugssymbol "l" auf der
rechten Seite von Fig. 4 repräsentiert. In diesem Fall ist
angenommen, daß das linke Ende des Hebels "l" ein fünfter
Knoten N5 ist, der aus dem Hohlrad 40 besteht, ein erster
benachbarter Punkt ein sechster Knoten N6 aus dem dritten
Planetenträger 44 ist und das rechte Ende ein siebter Knoten
N7 aus dem dritten Sonnenrad 50 ist. Das Drehmoment des er
sten Schaltteils A wird in den fünften Knoten N5 eingegeben,
wobei angenommen ist, daß dessen Wert aus der Länge einer
Linie L3 besteht, die willkürlich vertikal ausgehend vom
fünften Knoten N5 gezogen ist. Eine Linie L4, die das obere
Ende der Linie L3 mit dem siebten Knoten N7 verbindet, kenn
zeichnet das Untersetzungsverhältnis für den Abtrieb, so daß
die kürzeste Linie L5 vom sechsten Knoten N6 zur Linie L4
die Abtriebsgeschwindigkeit des zweiten Schaltteils B reprä
sentiert, wobei es sich um das endgültige Zahnverhältnis des
gesamten Räderwerks handelt. Dieses endgültige Zahnverhält
nis wird vom dritten Planetenträger 44 über das fünfte
Kraftübertragungsteil 46 an ein (nicht dargestelltes) Diffe
rentialgetriebe übertragen, um die Antriebsachse des Fahr
zeugs anzutreiben.
Im ersten Gang wird der Wert für das endgültige Zahnverhält
nis dadurch erhalten, daß das Untersetzungsverhältnis der
Mehrfach-Planetengetriebeeinheit 2 mit dem Untersetzungsver
hältnis der Einfach-Planetengetriebeeinheit 4 multipliziert
wird. Obwohl das dritte Sonnenrad 46 durch Betätigen der
zweiten Freilauf-Kupplung F2 in einer Richtung ge
sperrt wird, wird die Motorbremse im Schubbetrieb nicht ge
halten, weswegen die sechste Reibungskupplung B3 von Hand betä
tigt wird, um die Motorbremse zu halten. Wenn die Geschwin
digkeit des Stators S einen vorgegebenen Wert erreicht oder
wenn der Drehmomentwandler TC in den Kopplungszustand ge
langt, betätigt die Getriebesteuereinheit die vierte Reibungs
kupplung C2 so, daß sie den Stator S direkt mit der vierten
Welle 38 verbindet. Da das Drehmoment des
Stators S zur ersten Geschwindigkeit der vierten Welle
38 addiert wird, wird die Drehzahl des ersten
Planetenträgers 14 über die im ersten Gang erhöht. In diesem
Fall verringert sich das Drehmoment des Turbinenrads T um
den vom Stator S an die vierte Welle 38
übertragenen Wert, was das Gesamtabtriebsmoment verringert.
Dies repräsentiert einen kontinuierlichen Schaltvorgang vor
dem Vornehmen eines Hochschaltens in den zweiten Gang, wofür
die Beziehung zwischen der Abtriebsgeschwindigkeit und dem
Drehmoment in den Fig. 2 und 3 veranschaulicht ist. Der kon
tinuierliche Schaltvorgang beginnt gerade dann, wenn das
Drehmoment des Stators S an den ersten Planetenträger 14
übertragen wird. In diesem Fall wird das Drehmoment des
Laufrads I konstant gehalten, jedoch nimmt das Drehmoment des
Turbinenrads T ab, während das Drehmoment des Stators S zunimmt.
Wenn die Abtriebsgeschwindigkeit zunimmt, verringert sich
die Rate des Getriebedrehmoments, so daß der Schaltvorgang
kontinuierlich ausgeführt wird, bis der Drehmomentwandler TC
wieder den Kopplungszustand einnimmt, wo das Zahnverhältnis
automatisch abhängig von der Fahrzeuglast bestimmt wird.
Eine kleine Fahrzeuglast bewirkt, daß der Drehmomentwandler TC
in einer relativ kurzen Zeitspanne den Kopplungszutand er
reicht, wodurch die Zeit zum direkten Verbinden des Stators
S mit der vierten Welle 38 verkürzt ist,
während eine große Fahrzeuglast bewirkt, daß der Drehmoment
wandler TC nach relativ langer Zeit in den Kopplungszustand ge
langt, wodurch er länger arbeitet als im Niedergeschwindig
keitsbereich.
Bei einem derartigen Schaltmodus wird, wenn die vierte Reib
kupplung C2 freigegen wird, um das Drehmoment vom Stator S an
die vierte Welle 38 zu unterbrechen, der
Schaltvorgang unmittelbar in den ersten Geschwindigkeitsmo
dus ausgeführt, um das Drehmoment zu erhöhen, was zu einem
starken Effekt beim Niedertreten des Fahrpedals führt. An
dererseits bewirkt das Aufrechterhalten der Verbindung zwi
schen dem Stator S und der vierten Welle 38,
daß der Stator S wie beim Abwürgen ein Drehmoment in Gegen
richtung erfährt, so daß die Geschwindigkeit des Stators S
abnimmt und das Drehmoment des Turbinenrads T zunimmt, was
zu einer Erhöhung des Gesamtdrehmoments führt, was zu einem
kleinen Effekt beim Niedertreten des Fahrpedals führt. Dabei
tritt kein Schaltstoß auf, jedoch werden Schaltstöße, wie
sie auftreten können, wenn der Stator S mittels der vierten
Reibungskupplung C2 mit der vierten Welle 38
verbunden oder von dieser gelöst wird, durch den Drehmoment
wandler TC absorbiert, der als Dämpfer wirkt, da der Stator
S im Drehmomentwandler TC enthalten ist. In diesem Fall wird
der Wert des endgültigen Zahnverhältnisses dadurch erhalten,
daß das Untersetzungsverhältnis der Mehrfach-Planetengetrie
beeinheit 2 mit dem Untersetzungsverhältnis der Einfach-Plane
tengetriebeeinheit 4 multipliziert wird. Selbstverständlich
wird die Motorbremse nicht gehalten, wenn Schubbetrieb vor
liegt.
Wenn in diesem automatischen, kontinuierlichen Schaltmodus
die Drehzahl des Stators S einen vorgegebenen Wert erreicht
oder der Drehmomentwandler TC in den Kopplungszustand ge
langt, wenn die Fahrgeschwindigkeit zunimmt, gibt die Ge
triebesteuereinheit die dritte Reibungskupplung B2 frei und be
tätigt die erste Reibungskupplung C1. So wird die Motorabtriebs
kraft über die erste Reibungskupplung C1 an die erste Eingangswelle 8 des
ersten Planetenträgers 14 der Mehrfach-Planetengetriebeein
heit 2 und über die zweite Eingangswelle 32 an das
erste Sonnenrad 18 übertragen. Im Ergebnis empfängt die
Mehrfach-Planetengetriebeeinheit 2 die Kraft der zwei Ein
gangswellen 8, 32.
Demgemäß dienen, wie es in Fig. 4 dargestellt ist, der erste
und vierte Knoten N1 und N4 des ersten Schaltteils A als
Eingangsanschluß, weswegen die Abtriebsgeschwindigkeit des
ersten Schaltteils A durch eine gerade Linie L8 repräsen
tiert werden kann, die vertikal ausgehend vom zweiten Knoten
N2 zur Linie L7 gezogen wird, die die oberen Enden der Ein
gangsgeschwindigkeitslinien L1 und L6 verbindet. Demgemäß
ist die Planetengetriebeinheit 2 direkt mit dem Motor ver
bunden, um das Zahnverhältnis des zweiten Gangs zu erzeugen,
wobei der zweite Schaltteil B wie im ersten Gang eine Ge
schwindigkeitsuntersetzung vornimmt. Da in diesem Fall die
vierte Reibungskupplung (2) nicht betätigt ist, läuft der Stator S
leer, was zu verlustfreiem Lauf des Drehmomentwandlers TC
führt. Dieser Schaltvorgang wird ausgeführt, wenn beinahe
keine Differenz oder nur eine sehr kleine zwischen den Dreh
zahlen des Turbinenrads T und des ersten Planetenträgers 14
sowie der Drehzahl des Motors vorliegt, wodurch Schaltstöße
minimiert werden. Der Wert des endgültigen Zahnverhältnisses
im zweiten Gang wird dadurch erhalten, daß das Unterset
zungsverhältnis der Mehrfach-Planetengetriebeeinheit 2, wenn
diese direkt durchgeschaltet, d. h. 1 ist, mit dem Unter
setzungsverhältnis der Einfach-Planetengetriebeeinheit 4 mul
tipliziert wird.
Wenn die Fahrgeschwindigkeit erhöht wird, betätigt die Ge
triebesteuereinheit zusätzlich die vierte Reibungskupplung C2 des
ersten Schaltteils A und die fünfte Reibungskupplung C3 des zwei
ten Schaltteils B, so daß das erste und zweite Schaltteil
direkt mit dem Motor verbunden sind, um das Zahnverhältnis
des dritten Gangs zu erzeugen. Demgemäß kann die Abtriebs
geschwindigkeit des ersten Schaltteils A durch die Linie L8
repräsentiert werden, mit einem Abtrieb über den zweiten
Schaltteil B ohne jede Modifizierung. In diesem Fall ist der
Motor direkt mit dem Drehmomentwandler TC verbunden, zusammen
mit allen Elementen des ersten und zweiten Schaltteils, wes
wegen optimaler Kraftübertragungswirkungsgrad gewährleistet
ist und die Motorbremse gehalten werden kann, wenn Schubbe
trieb vorliegt. Ferner treten wegen des geringen Motordreh
moments nur geringe Schaltstöße auf.
Wie in Fig. 6 dargestellt, kann die Motorbremse im Bereich
"III" im Schubbetrieb gehalten werden, da die vierte und
sechste Reibungskupplung C2 bzw. B3 betätigt sind. Auf ähnliche
Weise kann im Bereich "II" des automatischen, kontinuierli
chen Schaltmodus die Motorbremse gehalten werden, da die
vierte und sechste Reibungskupplung C2 bzw. B3 betätigt sind.
Außerdem kann im Bereich "L" die Motorbremse gehalten wer
den, da die dritte und vierte Reibungskupplung B2 bzw. B3 betätigt
sind.
Vorstehend ist der Schaltablauf für Vorwärtsfahrt beschrie
ben. Wie in Fig. 5 dargestellt, verfügt das erfindungsgemäße
Automatikgetriebe über ein Zahnver
hältnis im ersten Gang, das mit dem bei einem herkömmlichen
Fünfgang-Automatikgetriebe übereinstimmt, und er führt bis
in das Zahnverhältnis des vierten Gangs einen kontinuierli
chen, automatischen Schaltvorgang aus, wodurch Schaltstöße
im Bereich niedriger Geschwindigkeiten beseitigt sind, wo
herkömmlich starke Schaltstöße auftreten können.
Wenn der Schalthebel auf den Rückwärtsbereich "R" gestellt
wird, betätigt die Getriebesteuereinheit die zweite Reibungs
kupplung B1 des ersten Schaltteils A sowie das sechste Reibungs
kupplung B3 des zweiten Schaltteils B, so daß das erste Sonnen
rad 18 der Mehrfach-Planetengetriebeinheit 2 als Eingangs
element dient, das Hohlrad 28 als Gegenkraftelement dient
und der dritte Planetenträger 44 als Abtriebselement dient.
Dann kann, wie es in Fig. 4 dargestellt ist, das Zahnver
hältnis bei Rückwärtslauf durch eine gerade Linie L11 reprä
sentiert werden, die vertikal ausgehend vom zweiten Knoten
N2 zur geraden Linie L9 gezogen wird, die das obere Ende der
Eingangsgeschwindigkeitslinie L1 mit dem dritten Knoten N3
verbindet. Das Zahnverhältnis bei Rückwärtslauf wird erneut
durch das dritte Sonnenrad 50 und das Gegenkraftelement des
zweiten Schaltteils B untersetzt und über die Abtriebswelle
48 an das nicht dargestellte Differentialgetriebe übertra
gen.
Wenn es erforderlich ist, den zweiten Gang zu halten, z. B.
wenn auf rutschigen Straßen Schlupf der Antriebsräder auf
tritt, betätigt die Getriebesteuereinheit die dritte und
fünfte Reibungskupplung B2 bzw. C3, damit der erste Schaltteil A
einen Schaltvorgang auf den ersten Gang ausführt und die
Einfach-Planetengetriebeeinheit 4 des zweiten Schaltteils B
direkt mit dem Motor verbunden wird, um im zweiten Schalt
teil B andere Zahnverhältnisse für den ersten und zweiten
Gang einzustellen, wie in Fig. 4 dargestellt. Dieser Ge
schwindigkeitsmodus bewirkt, daß die Motorbremse im Schub
betrieb gehalten wird, und er kann auch dann verwendet wer
den, wenn der Schalthebel auf den Bereich "II" gestellt
wird. Die Reibelemente werden selektiv entsprechend den
Gangverhältnissen kombiniert, wie in der Tabelle von Fig. 6
dargestellt.
Wie vorstehend beschrieben, können die Vorteile des erfin
dungsgemäßen Automatikgetriebes wie folgt zusammengefaßt
werden:
- 1. Ein Schaltvorgang wird automatisch und kontinuierlich insbesondere im Niedergeschwindigkeitsbereich ausgeführt, wo die Betriebszeit kurz ist und sonst Stöße beim Schaltvorgang stark und häufig auftreten könnten, wodurch der Schaltvorgang ver bessert ist.
- 2. Im Hochgeschwindigkeitsbereich, in dem Schaltstöße ver nachlässigbar sind, jedoch ein hoher Kraftübertragungswir kungsgrad erforderlich ist, ist der Schaltmechanismus direkt mit dem Motor verbunden, was den Kraftstoffnutzungsgrad maximiert.
- 3. Die Anzahl von Reibelementen, wie Reibungskupplung und -bremsen und Eine-Richtungs- oder Freilauf-Kupplun gen ist im Vergleich zur Anzahl bei einem herkömmlichen Automatikgetriebe verringert, wodurch trotz verbesserten Betriebs die Herstellkosten und das Gewicht verringert sind.
In Fig. 7 ist ein anderes Ausführungsbeispiel der Erfindung
dargestellt, bei dem der Aufbau des zweiten Schaltteils B
geringfügig anders ist als beim ersten Ausführungsbeispiel,
wobei jedoch der erste Schaltteil A denselben Aufbau wie in
Fig. 1 aufweist. Bei diesem Ausführungsbeispiel verwendet
der zweite Schaltteil B das dritte Sonnenrad 50 allein oder
das dritte Sonnenrad 50 und den dritten Planetenträger 44
gemeinsam als Eingänge, den dritten Planetenträger 44 als
Abtrieb und das dritte Hohlrad 40 als Gegenkraftelement.
Der Schaltvorgang ist derselbe wie beim ersten Ausführungs
beispiel.
Die zweite Freilauf-Kupplung F2 ergreift das dritte
Hohlrad 40 im ersten Gang, im kontinuierlichen Schaltsta
dium und im zweiten Gang, während die Reibungskupplung C3
so betätigt wird, daß die Einfach-Planetengetriebeeinheit 4
vollständig gedreht wird. Im Rückwärtslauf wird die sechste
Reibungskupplung B3 betätigt, um zu verhindern, daß sich die Ein
fach-Planetengetriebeeinheit 4 in derselben Richtung wie der
Motor dreht, so daß das dritte Hohlrad 40 als Gegenkraft
element wirkt. Das erfindungsgemäße Getriebe ist wirkungs
voller auf ein Fahrzeug mit vorne liegendem Motor und Hin
terradantrieb anwendbar als auf ein Fahrzeug mit vorne lie
gendem Motor und Vorderradantrieb.
Claims (5)
1. Automatikgetriebe für ein Kraftfahrzeug, mit
- a) einem Drehmomentwandler (TC),
- b) einer zwei einfache Planetengetriebe umfassenden Mehrfachplane
tengetriebeeinheit (2)
- - mit einem ersten Hohlrad (20), das drehfest mit einem zweiten Son nenrad (24) verbunden ist und das mittels einer Reibungskupplung (B2) gegenüber einem Gehäuse (30) festlegbar ist,
- - mit ersten Planetenrädern (12), die mit dem ersten Hohlrad (20) und einem ersten Sonnenrad (18) kämmen und deren Planetenträger (14) drehfest mit einer ersten Eingangswelle (8) und einer weiteren Welle (38) verbunden ist, wobei das erste Sonnenrad (18) über eine zweite Eingangswelle (32) mit einem Turbinenrad (T) des Drehmo mentwandlers (TC) verbunden ist,
- - mit einer Reibungskupplung (C1) zum direkten Übertragen der Motorkraft auf die erste Eingangswelle (8), sowie
- - mit zweiten Planetenrädern (26), die mit einem zweiten Hohlrad (28) und dem zweiten Sonnenrad (24) kämmen und deren Planeten träger (34) mit der weiteren Welle (38) drehfest verbunden ist, wobei das zweite Hohlrad (28) über eine Reibungskupplung (B1) gegenüber dem Gehäuse (30) festlegbar ist, und
- c) einer Einfachplanetengetriebeeinheit (4)
- - mit einem dritten Hohlrad (40), das drehfest mit dem ersten Plane tenträger (14) verbunden ist, und
- - mit dritten Planetenrädern (42), die mit dem dritten Hohlrad (40) und einem dritten Sonnenrad (50) kämmen und deren Planetenträger (44) drehfest mit einer Abtriebswelle (48) verbunden sowie über eine Reibungskupplung (C3) wahlweise mit dem dritten Hohlrad (40) ver bindbar ist, wobei das dritte Sonnenrad (50) über eine Freilaufkupp lung (F2) und eine Reibungskupplung (B3) gegenüber dem Gehäuse (30) festlegbar ist.
2. Automatikgetriebe für ein Kraftfahrzeug, mit
- a) einem Drehmomentwandler (TC),
- b) einer zwei einfache Planetengetriebe umfassenden Mehrfachplanetengetriebeeinheit
(2)
- - mit einem ersten Hohlrad (20), das drehfest mit einem zweiten Son nenrad (24) verbunden ist und das mittels einer Reibungskupplung (B2) gegenüber einem Gehäuse (30) festlegbar ist.
- - mit ersten Planetenrädern (12), die mit dem ersten Hohlrad (20) und einem ersten Sonnenrad (18) kämmen und deren Planetenträger (14) drehfest mit einer ersten Eingangswelle (8) und einer weiteren Welle (38) verbunden ist, wobei das erste Sonnenrad (18) über eine zweite Eingangswelle (32) mit einem Turbinenrad (T) des Drehmo mentwandlers (TC) verbunden ist,
- - mit einer Reibungskupplung (C1) zum direkten Übertragen der Motorkraft auf die erste Eingangswelle (8), sowie
- - mit zweiten Planetenrädern (26), die mit einem zweiten Hohlrad (28) und dem zweiten Sonnenrad (24) kämmen und deren Planeten träger (34) mit der weiteren Welle (38) drehfest verbunden ist, wobei das zweite Hohlrad (28) über eine Reibungskupplung (B1) gegenüber dem Gehäuse (30) festlegbar ist, und
- c) einer Einfachplanetengetriebeeinheit (4)
- - mit einem dritten Sonnenrad (50), das drehfest mit dem ersten Pla netenträger (14) verbunden ist, und
- - mit dritten Planetenrädern (42), die mit einem dritten Hohlrad (40) und dem dritten Sonnenrad (50) kämmen und deren Planetenträger (44) drehfest mit einer Abtriebswelle (48) verbunden sowie über eine Reibungskupplung (C3) wahlweise mit dem dritten Sonnenrad (50) verbindbar ist, wobei das dritte Hohlrad (40) über eine Freilaufkupp lung (F2) und eine Reibungskupplung (B3) gegenüber dem Gehäuse (30) festlegbar ist.
3. Automatikgetriebe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeich
net, daß der Stator (S) des Drehmomentwandlers (TC) über eine Rei
bungskupplung (C2) mit der weiteren Welle (38) verbindbar ist.
4. Automatikgetriebe nach Anspruch 1, 2 oder 3, dadurch gekennzeich
net, daß die Einfachplanetengetriebeeinheit (4) auf einer Welle (48) ange
ordnet ist, die koaxial mit der ersten Eingangswelle (8) in deren Verlän
gerung hinter der Mehrfachplanetengetriebeeinheit (2) liegt.
5. Automatikgetriebe für ein Kraftfahrzeug, mit
- a) einem Drehmomentwandler (TC).
- b) einer zwei einfache Planetengetriebe umfassenden Mehrfachplaneten
getriebeeinheit (2)
- - mit einem ersten Hohlrad (20), das drehfest mit einem zweiten Son nenrad (24) verbunden ist und das mittels einer Reibungskupplung (B2) gegenüber einem Gehäuse (30) festlegbar ist,
- - mit ersten Planetenrädern (12), die mit dem ersten Hohlrad (20) und einem ersten Sonnenrad (18) kämmen und deren Planetenträger (14) drehfest mit einer Welle (38) verbunden ist, wobei das erste Son nenrad (18) über eine Eingangswelle (32) mit einem Turbinenrad (T) des Drehmomentwandlers (TC) verbunden ist, während dessen Sta tor (s) über eine Reibungskupplung (C2) wahlweise mit der Welle (38) verbindbar ist, sowie
- - mit zweiten Planetenrädern (26), die mit einem zweiten Hohlrad (28) und dem zweiten Sonnenrad (24) kämmen und deren Planeten träger (34) mit der weiteren Welle (38) drehfest verbunden ist, wobei das zweite Hohlrad (28) über eine Reibungskupplung (B1) gegenüber dem Gehäuse (30) festlegbar ist, und
- c) einer Einfachplanetengetriebeeinheit (4)
- - mit einem dritten Hohlrad (40), das drehfest mit dem ersten Plane tenträger (14) verbunden ist, und
- - mit dritten Planetenrädern (42), die mit dem dritten Hohlrad (40) und einem dritten Sonnenrad (50) kämmen und deren Planetenträger (44) drehfest mit einer Abtriebswelle (48) verbunden sowie über eine Reibungskupplung (C3) wahlweise mit dem dritten Hohlrad (40) ver bindbar ist, wobei das dritte Sonnenrad (50) über eine Freilaufkupp lung (F2) und eine Reibungskupplung (B3) gegenüber dem Gehäuse (30) festlegbar ist.
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
KR1019940020393A KR100204956B1 (ko) | 1994-08-18 | 1994-08-18 | 차량용 자동 변속기의 파워 트레인 |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
DE19530488A1 DE19530488A1 (de) | 1996-02-29 |
DE19530488C2 true DE19530488C2 (de) | 2001-05-31 |
Family
ID=19390626
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
DE19530488A Expired - Fee Related DE19530488C2 (de) | 1994-08-18 | 1995-08-18 | Automatikgetriebe |
Country Status (6)
Country | Link |
---|---|
US (1) | US5711735A (de) |
JP (1) | JP2728862B2 (de) |
KR (1) | KR100204956B1 (de) |
DE (1) | DE19530488C2 (de) |
FR (1) | FR2723776B1 (de) |
GB (1) | GB2292428B (de) |
Families Citing this family (10)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
DE19907037C2 (de) * | 1999-02-19 | 2002-10-17 | Voith Turbo Kg | Hydrodynamisch, mechanisches Verbundgetriebe |
US6632153B2 (en) * | 2002-02-25 | 2003-10-14 | General Motors Corporation | Family of five-speed transmission mechanisms having a fixed stationary member |
US6626790B2 (en) * | 2002-02-25 | 2003-09-30 | General Motors Corporation | Family of five-speed transmission mechanisms having three interconnected planetary gear sets |
DE102008014563A1 (de) * | 2008-03-15 | 2009-09-17 | Voith Patent Gmbh | Verfahren zum Bremsen bei hohen Drehzahlen mit einem Automatgetriebe mit hydrodynamischem Wandler |
KR101145624B1 (ko) * | 2009-11-23 | 2012-05-15 | 현대자동차주식회사 | 토크 분기형 자동변속기 |
KR101509677B1 (ko) * | 2009-11-23 | 2015-04-08 | 현대자동차 주식회사 | 토크 분기형 자동변속기 |
KR101509678B1 (ko) * | 2009-11-23 | 2015-04-08 | 현대자동차 주식회사 | 토크 분기형 자동변속기 |
KR101145625B1 (ko) * | 2009-11-23 | 2012-06-28 | 현대자동차주식회사 | 토크 분기형 자동변속기 |
US8608604B1 (en) * | 2012-10-19 | 2013-12-17 | Caterpillar Inc. | Torque divider and torque converter with lockup clutch |
DE102015225583A1 (de) * | 2015-12-17 | 2017-06-22 | Volkswagen Aktiengesellschaft | Getriebe, insbesondere für den Achsantrieb eines Fahrrades oder eines Kraftfahrzeuges, insbesondere eines Elektrofahrrades oder eines Hybrid-Kraftfahrzeuges |
Citations (3)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
US3613479A (en) * | 1970-07-06 | 1971-10-19 | Ford Motor Co | Hydrokinetic transmission and accessory drive |
DE2944900A1 (de) * | 1978-12-06 | 1980-06-12 | Ford Werke Ag | Mehrgaengiges, automatisch schaltbares wechselgetriebe fuer kraftfahrzeuge |
DE3825733A1 (de) * | 1987-07-28 | 1989-02-16 | Nissan Motor | Umlaufgetriebe fuer ein automatisches getriebe |
Family Cites Families (13)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
US2180021A (en) * | 1936-05-16 | 1939-11-14 | Eastman Kodak Co | Process for recovering aliphatic acids |
US2572007A (en) * | 1946-02-01 | 1951-10-23 | Borg Warner | Variable-speed and torque transmission mechanism |
DE1038414B (de) * | 1953-09-10 | 1958-09-04 | Volvo Ab | Getriebe, insbesondere fuer Kraftwagen |
GB947969A (en) * | 1962-09-11 | 1964-01-29 | Rolls Royce | Hydro-mechanical variable speed gearing |
US3270585A (en) * | 1964-04-15 | 1966-09-06 | Gen Motors Corp | Transmission |
US3371555A (en) * | 1965-09-27 | 1968-03-05 | Gen Motors Corp | Transmission |
US3863524A (en) * | 1969-07-14 | 1975-02-04 | Nissan Motor | Gear train arrangements |
GB1466800A (en) * | 1974-04-22 | 1977-03-09 | Variable Kinetic Drives Ltd | Torque converters |
GB1476950A (en) * | 1974-11-26 | 1977-06-16 | Gkn Transmissions Ltd | Torque converter transmissions |
ZA853198B (en) * | 1984-05-26 | 1985-12-24 | Zahnradfabrik Friedrichshafen | Epicyclic gear unit |
JPS6256664A (ja) * | 1985-09-03 | 1987-03-12 | フオ−ド モ−タ− カンパニ− | 流体式トルクコンバ−タを用いたトランスミツシヨン |
US4869128A (en) * | 1986-04-30 | 1989-09-26 | Kabushiki Kaisha Daikin Seisakusho | Planetary gear train for automatic transmission |
CZ270393A3 (en) * | 1993-05-29 | 1994-12-15 | Ra Jong Oh | Continuous automatic variable gear |
-
1994
- 1994-08-18 KR KR1019940020393A patent/KR100204956B1/ko not_active IP Right Cessation
-
1995
- 1995-08-15 US US08/515,164 patent/US5711735A/en not_active Expired - Fee Related
- 1995-08-16 GB GB9516806A patent/GB2292428B/en not_active Expired - Fee Related
- 1995-08-18 DE DE19530488A patent/DE19530488C2/de not_active Expired - Fee Related
- 1995-08-18 JP JP7210674A patent/JP2728862B2/ja not_active Expired - Fee Related
- 1995-08-18 FR FR9509925A patent/FR2723776B1/fr not_active Expired - Fee Related
Patent Citations (5)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
US3613479A (en) * | 1970-07-06 | 1971-10-19 | Ford Motor Co | Hydrokinetic transmission and accessory drive |
DE2944900A1 (de) * | 1978-12-06 | 1980-06-12 | Ford Werke Ag | Mehrgaengiges, automatisch schaltbares wechselgetriebe fuer kraftfahrzeuge |
US4224837A (en) * | 1978-12-06 | 1980-09-30 | Ford Motor Company | Four speed overdrive power transmission with bidirectional reaction brake band servo |
DE3825733A1 (de) * | 1987-07-28 | 1989-02-16 | Nissan Motor | Umlaufgetriebe fuer ein automatisches getriebe |
US4939955A (en) * | 1987-07-28 | 1990-07-10 | Nissan Motor Co., Ltd. | Planetary gearing for automatic transmission |
Non-Patent Citations (2)
Title |
---|
LOOMAN, Johannes, Zahnradgetriebe. Grundlagen, Konstruktion, Anwendungen in Fahrzeugen. Zweite, völlig neubearbeitete und erweiterte Auflage Springer Verlag Berlin Heidelberg 1988 ISBN 3-540-18307-8 S.20-25 sowie 172 u. 173 * |
OTT, Anton, Friedrichshafen. Zur systematischen Synthese mehrgängiger Umlaufräder-Schaltgetriebe ATZ (Automobiltechnische Zeitschrift) 70.Jahrg., 1968, Teil 1 in Nr.1, S.1-6, Teil 2 in Nr.3, S.104-108, Teil 3 in Nr.4, S.131-134 * |
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
FR2723776B1 (fr) | 1996-12-20 |
JP2728862B2 (ja) | 1998-03-18 |
KR960007238A (ko) | 1996-03-22 |
US5711735A (en) | 1998-01-27 |
GB2292428A (en) | 1996-02-21 |
KR100204956B1 (ko) | 1999-06-15 |
JPH08100847A (ja) | 1996-04-16 |
GB2292428B (en) | 1996-09-18 |
GB9516806D0 (en) | 1995-10-18 |
DE19530488A1 (de) | 1996-02-29 |
FR2723776A1 (fr) | 1996-02-23 |
Similar Documents
Publication | Publication Date | Title |
---|---|---|
DE2749137C2 (de) | ||
DE102007033727B4 (de) | Mehrgang-Vorgelegewellengetriebe mit einem Planetenradsatz | |
DE102009056032B4 (de) | Zehnganggetriebe | |
DE10257470B4 (de) | Automatisch schaltbares Getriebe | |
DE4405048C2 (de) | Automatisch schaltbares Stufenwechselgetriebe mit drei Planetensätzen | |
DE3741746C2 (de) | Automatikgetriebe | |
DE69004153T2 (de) | Getriebe. | |
DE102007017221B4 (de) | Parallelachsengetriebe mit mehreren Freilaufantriebsstrecken | |
DE19513276B4 (de) | Antriebsstrang für automatische Kraftübertragung bei einem Kraftfahrzeug | |
DE2936969A1 (de) | Planetenraeder-gangwechselgetriebe mit einem vorschalt- und einem hauptgetriebe fuer fahrzeuge | |
DE10250373A1 (de) | Automatikgetriebe | |
DE19530486C2 (de) | Automatikgetriebe für ein Kraftfahrzeug | |
DE1625125B1 (de) | Leistungsverzweigendes hydrodynamisch-mechanisches Verbundgetriebe | |
DE112008001182T5 (de) | Getriebe mit breiter Übersetzung und vier Planetenradsätzen und vier Bremsen | |
DE10250374A1 (de) | Automatikgetriebe | |
DE102009024180A1 (de) | Mehrstufiges Planetengetriebe | |
DE69910641T2 (de) | Kraftübertragungssystem mit zwei einfachen Planetensätzen | |
DE102016221122A1 (de) | Getriebe für ein Kraftfahrzeug | |
DE602005004659T2 (de) | Mehrstufiges automatikgetriebe für personenkraftfahrzeuge oder nutzfahrzeuge | |
DE68907319T2 (de) | Planetengetriebe für Kraftfahrzeuge. | |
DE112014005244B4 (de) | Automatisch schaltbares Getriebe | |
DE2743583A1 (de) | Hydrodynamisch-mechanisches getriebe fuer kraftfahrzeuge | |
DE3713989A1 (de) | Planetengetriebe fuer ein automatisches getriebe | |
DE19530488C2 (de) | Automatikgetriebe | |
EP3669100B1 (de) | Gruppengetriebevorrichtung |
Legal Events
Date | Code | Title | Description |
---|---|---|---|
OP8 | Request for examination as to paragraph 44 patent law | ||
D2 | Grant after examination | ||
8364 | No opposition during term of opposition | ||
8339 | Ceased/non-payment of the annual fee |