242156242156
Vynález sa týká viacstupňovej samočin-né} převodovky, ktorú }e výhodné použit premotorové vozidlá, predovšetkým pre osob-né automobily.BACKGROUND OF THE INVENTION The present invention relates to a multi-stage self-propelled transmission which is advantageously used in premotion vehicles, in particular for passenger cars.
Známe prevedenie viacstupňových samo-činných prevodoviek, pozostávajúcich zviacerých za sebou usporiadaných planéto-vých prevodov, z ktorých každý obsahujevolnoběžná spojku a odstředivá riadiacuspojku, ktorej lamely sú stláčané vklinova-ním vzoperných teliesok vedených v záva-žiacli pomedzi bubon a přítlačná lamelu.Závažla sá uchytené na bubnoch, z ktorýchje z každého planetového převodu odvá-dzaný krátiaci moment regulačnými unášač-mi zaberajúcimi so závažiami bubna tak, žepri přenose krátiaceho momentu od vstup-ného hriadela sila na styku závaží a regu-lačných unášačov jednotlivých prevodov pů-sobí proti odstredivej sile závaží, u ktorýchje ramenem umožněné na zásah vodiča od-pájať volnoběžné spojky výstupného plane-tového převodu a spatného chodu, u kto-rých může byť pohyb závaží výstupného pla-netového převodu obmedzený kotáčom, po-sávaným na zásah vodiča ovládacím zaria-dením, májá výhodný priebeh vlastného pro-cesu preraďovania a výhodná samočinnávolbu zařáděného převodového stupňa zhladiska hospodárnosti prevádzky i využi-tie výkonu motora. Ich nevýhodami sá pre-dovšetkým relativné vysoké straty pri všet-kých zařáděných převodových stupňoch, na-kolko pri najnižšom zaradenom prevodovomstupni sá blokované členy všetkých plané-tových prevodov znehybnené oproti telesuskříně pohonov. Teda áčinnosti jednotlivýchplanétových prevodov sá relativné nízké avýsledná áčinnosf převodovky, daná sáči-nom áčinnosti jednotlivých planétových pre-vodov značné klesá. S postupným radenímvyšších převodových stupňov sice narastáúčinnost přenosu výkonu tým, že pri kaž-dom zaradení vyššieho stupňa se jeden zplanétových prevodov začne otáčať ako je-den celok, avšak dochádza k stratám pre-šmykom blokovaného člena, oproti telesuvolnoběžně} spojky, kde blokovaný člen sapo zaradení vyššieho· převodového stupňaotáča otáčkami motora a teleso voínobež-nej spojky je pevne spojené s telesom skří-ně převodovky. Teda v případe štvorstupňo-vej převodovky pri zaradenom najvyššomprevodovom stupni dochádza ku stratámprešmykom troch volnoběžných spojok. 0-kreni toho prešmyk volnoběžných spojokrelativné vysokými vzájomnými otáčkamiprešmykujúcich členov volnoběžných spo-jok má nepriaznivý vplyv na životnost aspolahlivosť volnoběžných spojok. Nevýho-dou známých převedení je taktiež nutnosťdoplnit' planetové převody určené pre do-predný pohyb vozidla dalším planetovýmprevodoin, alebo značné skomplikovať vý-stupný planétový převod z důvodu možnostipředvolby základných funkčných stavovpřevodovky čiže jazda vpřed, neutrálna po- loha, jazda vzad a parkovacia poloha. Týmsa komplikuje a rozmerovo narastá kon-štrukcia převodovky a pribúda potřebný po-čet ozubených kolies v prevodovke. S pri-bádajúcimi ozubenými kolesami rastů stra-ty výkonu v prevodovke. Ďalšou nevýhodouje nutnosť vytvořit záběrová plochu závažíurčená pre styk, s krúžkom regulačného u-nášača pri přenose krútiacich momentovod motora, ako tvarová plochu, vytvořenáplynulým napojením najmenej dvoch válco-vých plůch, z ktorých jedna je vydutá, jed-na vypuklá, inak nie je zabezpečený kvalit-ný priebeh vlastného preraďovania. Okremvysokých nárokov na přesnost’ výroby závě-rově] plochy závaží všetkých planétovýchprevodov si takáto konštrukcia vyžaduje sosobitnou starostlivosťou zariaďovať pri mon-táži radiace spojky všetkých planétovýchprevodov. Značnou nevýhodou je taktiež ob-tiažna riešitelnosť převodovky pre koncep-ciu vozidla s umiestnením motora pri hna-cej nápravě, například motor spředu pohonpredných kolies alebo motor vzadu.A known embodiment of multi-stage self-acting transmissions, consisting of multiple successive planetary gears, each of which includes a parallel clutch and a centrifugal control coupling, the lamellae of which are compressed by the indentation of the support bodies guided in the weighing chamber between the drum and the pressure lamella. on drums, from which a shortening torque is derived from each planetary gear by control drivers engaging the drum weights, counteract the centrifugal force in the transmission of the torque from the force input shaft to the weights and control drives of the individual gears. a weight in which the driver is able to disengage the freewheel clutches of the output plane gear and the back gear by the arm, for which movement of the output mass transmission weight may be limited by the disc being driven by the driver has the advantage of having its own gear shifting process and the advantageous self-adjustment of a geared gear shift in terms of operating efficiency and engine power. Their drawbacks are, in particular, the relatively high losses at all the geared gear stages, while at the lowest gear transmission set, the members of all the planetary gears are immobilized relative to the drive housing. Thus, the action of the individual gear transmissions is relatively low and the resulting gearbox performance decreases considerably due to the sacking efficiency of the individual planetary gears. Although the efficiency of power transmission increases with the gradual shifting of the higher gears, by each of the higher gear shifts one spinning gear starts to rotate as a whole, but there is a loss of pre-skid of the locked member, as opposed to the free clutch, where the blocked sapo member engaging a higher gear ratio by rotating the engine speed, and the clutch body being rigidly coupled to the gear housing body. Thus, in the case of a four-speed gearbox with the highest gear engaged, there is a loss of slippage of the three idling clutches. In this case, the rearrangement of the freewheeling coupling elements by the high relative rotation of the freewheeling members has an adverse effect on the service life and the reliability of the freewheeling clutches. A disadvantage of the known embodiments is also the need to supplement the planetary gears intended for the forward movement of the vehicle by another planetary gear, or to greatly complicate the output planetary gear due to the possibility of preselecting the basic gearbox conditions, ie forward, neutral position, reverse and parking position. The gearbox is complicated and the design of the gearbox increases and the number of gears in the gearbox increases. With the gearwheel growth springs in the gearbox. A further disadvantage is the need to provide an engagement surface defined for engagement with the ring of the regulating gripper when transmitting the torque moment of the motor, such as a shaped surface formed by the continuous engagement of at least two cylindrical flaps, one of which is convex, one convex, otherwise not secured a good course of self-shifting. In addition to the high precision requirements for the manufacture of the suspension surface of all planetary gears, such a construction requires special care to provide all of the planetary gear clutches when mounting the clutch. A considerable disadvantage is also the difficulty of solving the gearbox for the concept of a vehicle with the engine mounted in the drive axle, for example the front wheel drive motor or the rear engine.
Tieto nevýhody rieši viaestupňová samo-činná převodovka podlá vynálezu podstataktorého je v tom, že vstupný hriadel převo-dovky je pevne spojený s centrálnym kole-som vstupného planétového převodu. Vstup-ný planétový převod je vytvořený tak, žejeho centrálně koleso je v zábere so satelit-mi, ktorých unášač je pevne spojený s bub-nom. Korunové koleso je v· zábere so sate-litmi a je lamelami prepájané s bubnom avolnoběžnou spojkou je korunové kolesopřepojené s unášačom satelitov planétové-ho převodu. Regulačným unášačom vstup-ného planétového převodu sú závažia bub-na vstupného planétového převodu přepoje-né s centrálnym kolesom planétového pře-vodu. Planétový převod je vytvořený tak, žejeho centrálně koleso je v zábere so sate-litmi unášača satelitov, unášač satelitov jepevne spojený s bubnom, korunové kolesoje v zábere so satelitmi a je lamelami pře-pojené s bubnom a volnoběžnou spojkou jekorunové koleso přepojené s centrálnymhriadelom, ktorý je pevne spojený s bubnomvýstupného planétového převodu. Regulač-ným unášačom planétového převodu sú pře-pojené závažia bubna planétového převodus dutým hriadelom, ktorý je pevne spojenýs korunovým kolesom výstupného planéto-vého převodu vytvořeného tak, že jeho sate-lity sú v zábere s korunovým kolesom acentrálnym kolesom. Centrálně koleso jevolnoběžnou spojkou přepojené s telesomvolnoběžných spojok, kde teleso volnoběž-ných spojok je pevne spojené s telesom skri-ne převodovky. Unášač satelitov je pevnespojený s bubnom, ktorý je lamelami pře-pojený s korunovým kolesom. Regulačnýmunášačom sú přepojené závažia bubna s vý-stupným hriadelom převodovky, unášač pla-nétového převodu je pri režime jazda vzadvolnoběžnou spojkou přepojený s telesom 242156 volnoběžných spojok. Záběrová plocha zá-važí vstupného planétového převodu a pla-netového převodu, ktorá je v styku s krúž-kaml kolíkov regulačných unášačov vstup-ného planétového převodu a planétovéhopřevodu, je vytvořená ako vydutá plocha,ktorá je obsiahnutá vo valcovej ploché. Sa-telity, telesá volnobažných spojok, závažiaa korunové kolesá vstupného planétovéhopřevodu a planéhového převodu sú zhodné,rovnako tak regulačně unášače, lamely apřítlačné lamely vstupného planétového pře-vodu i výstupného planétového převodu súzhodné. Namiesto vstupného planétovéhopřevodu a planétového převodu sú zhodné,měnič momentov a potom centrálně kolesoplanétového převodu je spojené s turbínouhydrodynamického meniča momentov a cen-trálny hriadel je volnoběžnou spojkou pře-pojený s reakčním členom hydrodynamic-kého meniča momentov. Výhody viacstupňovej samočinnej převo-dovky pódia vynálezu sú predovšetkým vovysokej účinnosti přenosu výkonu převo-dovkou, čo je dané vzájomným přepojenímjednotlivých prevodov tak, že pri najnižšomzaradenom prevodovom stupni sa centrál-ně koleso· vstupného planétového převoduotáča rovnakými otáčkami ako· kiukový hria-del' motora a oproti týmto otáčkám postup-né klesajú otáčky unášača satelitov vstup-ného planetového převodu, ktoré sú rovna-ké ako otáčky centrálneho kolesa planéto-vého převodu. Pomalšie ako unášač satelitovvstupného planétového převodu sa otáčakorunové koleso vstupného planétovéhopřevodu otáčkami, ktoré sú rovnaké ako o-táčky unášača satelitov planétového převo-du a korunového kolesa výstupného plané-tového· převodu. Pcmalšie ako korunové ko-leso výstupného planétového převodu sa o-táča unášač satelitov výstupného planéto-vého převodu otáčkami rovnakými, ako vý-stupný hriadei převodovky. Centrálně kole-so výstupného planétového převodu je spo-jené s telesom skrine převodovky, čiže vý-kon sa prenáša pri relativné pomaly sa o-táčajúcimi spoluzaberajúcimi členmi pri re-lativné vysokom zatažení ich ozubenia, či-že s vysokou účinnosťou přenosu výkonu.Okrem toho volnoběžné spojky sú přepoje-né tak, že volnoběžná spojka vstupnéhoplanétového převodu prešmykuje iba pri 2.zaradenom prevodovom stupni relativné níz-kými otáčkami. Volnoběžná spojka plané-tového převodu prešmykuje iba pri 3. zara-denom prevodovom stupni relativné nízký-mi otáčkami. Volnoběžná spojka výstupné-ho planétového převodu prešmykuje iba prinajvyššom, v danom případe 4. prevodovomstupni a volnobežnú spojku výstupného pla-nétového převodu možno v oblasti rýchlos-ti vozidla, v ktorej nepřipadá do úvahy jejzáběr, vyřadit z prešmyku jednoduchýmiprostriedkami. Nakolko volnoběžné spojkyvstupného planétového převodu a planéto-vého převodu prešmykujú relativné zriedka- vo a relativnými otáčkami a prešmyk vol'-nobežnej spojky výstupného planétovéhopřevodu možno v oblasti vysokých otáčokmotora vyřadit, nie je ohrozená spolahli-vost ani životnost volnoběžných spojok. Prepředvolbu základných funkčných stavov,predovšetkým jazdy vzad, postačí využitprostriedkov nutných pre zabezpečenie jaz-dy vpřed, iba doplněním blokovania bubnaplanetového převodu o teleso skrine převo-dovky, takže napr. pri troch satelitov v kaž-dom planétovom převode pre štyri převodo-vé stupně pre jazdu vpřed a pre dva převo-dové stupně vzad obsahuje převodovka spo-lu iba 15 ozubených kolies, čím sa zjedno-dušuje a rozmerovo zmenšuje konštrukciapřevodovky a klesajú straty přenosu výko-nu v prevodovke. Výhodná změna toku přenosu krútiace-ho momentu jednotlivými členmi vstupnéhoplanétového převodu a planetového převo-du v priebehu procesu preraďovania, umož-ňuje z hladiska přenosného i funkčného vý-hodné určit záběrové plochy ich závaží akočást vydutej valcovej plochy. Teda iba vo-diaca spojka výstupného planétového pře-vodu má záberovú plochu vytvořenu ako naseba plynule napojenú vydutú a vypuklúvalcovú plochu a len tejto spojke musí bytvěnovaná mimoriadná pozornost jej zaria-dením pri montáži převodovky. Podstatnouvýhodou je i značná unifikovatelnosť diel-cov převodovky i pri zachovaní výhodnéhorozdelenia převodovky převodových pome-rov na jednotlivé převodové stupně, nakol-ko možno unifikovat satelity, telesá volno-běžných spojok, závažia a korunové kole-sá vstupného planétového převodu a plané-tového převodu, ďalej regulačně unášače,lamely, přítlačné lamely, vzoperné telieska,čapy s kolíkml a ďalšie drobné súčiastkypre všetky planétové stupně převodovky.Je riešitelné unifikované prevedenie základ-nej časti (okrem telesá skrine převodovkyvstupného a výstupného hriadela a centrál-neho hriadelaj převodovky pre všetky kon-cepčně riešenie automobilu. Příklady možných převedení viacstupňo-vej samočinnej převodovky podlá vynálezusú znázorněné na obr. 1 až 4. Obr. 1 zná-zorňuje postupný rez štvorstupným převe-dením, obr. 2 prlečny rez s pohladom nazávažia v mieste vstupnej spojky vstupnéhoplanétového převodu, cbr. 3 priečny rez spohladom na závažia v mieste spojky pla-nétového převodu, cbr. 4 priečny rez s po-hladom na závažia v mieste výstupnej spoj-ky výstupného planétového převodu. Naobr. 1 je vstupný planétový převod znázor-něný v řeze A—A označenom na obr. 2 pla-nétový převod v řeze B—B označenom naobr. 3 a výstupný planétový převod v řezeoznačenom na obr. 4 rez C—C. V případe prepojenia motora so vstupným hriadelom i podlá obr. 1 samočinnou me- chanickou spojkou alebo· hydrodynamickou 242156 7 8 spojkou, je vstupný hriadel spojený s hna-nou častou samočinnej mechanickej, alebos čerpadlem hydrodynamické] spojky, cen-trálny hriadel' 37 nie je otočné spojený sniektorým z niektorých členov spojok. Vpřípade prepojenia motora so vstupnýmhriadelom i hydrodynamickým meničom mo-mentov je vstupný hriadel' 1 spojený s čer-padlom a centrálny hriadel’ 37 s reakčnýmčlenom hydrodynamického meniča momen-tov. Vstupný planetový převod 53 pozostá-va z centrálneho kolesa 2 pevne spojené-ného so vstupným hriadelom 1 převodovkykorunového kolesa 4 unášača 5 satelitov 3,volnobežnej spojky 6, bubna 7 pevne spoje-ného s unášačom 5, závaží 9, regulačnéhounášača 11 lamiel 8 a prítlačnej lamely 10.Planétový převod 54 pozostáva z centrálne-ho kolesa 12, korunového kolesa 14, uná-šača 15, satelitov 13, volnobežnej spojky 18,bubna 17 pevne spojeného s unášačom 15,závaží 19, regulačného unášača 21, lamiel18 a prítlačnej lamely 20. Výstupný plané-tový převod 55 pozostáva z centrálneho ko-lesa 24, korunového kolesa 22, unášača, 25satelitov 23, závaží 29, regulačného unáša-ča 31, lamiel 28 a prítlačnej lamely 30. Načapoch 33 bubnov 7, 17, 27 sú vedené zá-važia 9, 19, 29, ktoré unášajú vzoperné te-lieska 32 a ktoré spolu s přítlačnými lame-lami 10, 20, 30 a s lamelami 8, 18, 28 tvo-ria radiace spojky jednotlivých prevodov,a to vstupná spojku 81, spojku 82 a výstup-ná spojku 63. Centrálny hriadel' 37 je v te-lese 48 skrine převodovky vedený jednakvolným otočným uložením vo vstupnomhriadeli 1, ktorý je uložený v ložisku 57telesa 46, jednak prostredníctvom náboja56 bubna 27 je volné otočné uložený vo vý-stupnom hriadeli 38 převodovky, ktorý jeuložený v ložisku 57 telesa 48. Centrálněkoleso 2 tvoří jeden celok so vstupným hria-delom 1. Unášač 5 satelitov 3 je stredenýv ozubení centrálneho kolesa 2 a koruno-vého kolesa 4, prostredníctvom satelitov 3.Unášač 5 je drážkováním otočné spojený sbubnom 7 tak, že drážkovanie umožňujevzájomný radiálny posun unášača 5, oprotibubnu 7. Pomedzi lamelami 8 vstupnej spoj-ky 61 a unášačom 5 je umiestnená vyme-dzovacia lamela 58. Lamelami 8 je prepá-janý bubon 7 s korunovým kolesom 4. La-mely 8 sá pri radiálnom pohybe vzopernýchteliesok 32 smerom od osi 59 rotácie pře-vodovky stlačené přítlačnou lamelou 10.Radiálna poloha vzoperných teliesok 32 o-proti osi 59 rotácie převodovky je určenápolohou závaží 9, výkyvné uložených na ča-poch 33 bubna 7, nakolko vzoperné telies-ka 32 sá radiálně vedené v tvarovom otvore60 závaží 9 a v obvodovom smere drážkou64 bubna 7. Pohyb závaží 9 je obmedzenýrozpernými puzdrami 65, prinitovanými nabubne 7 a zasahujácimi do tvarového otvo-ru 60. Analogicky vstupnej spojke 81, sávytvořené i spojka 62 a výstupná spojka 63,korunové koleso 4 je pevne spojené s tele- som 51 volnobežnej spojky 6. Volnoběžnáspojka 6 je typu rohatka — západka, kderohatka je vytvořená v telese 51 a západkysá uložené v náboji 66. Pri volnom choděvolnobežnej spojky 6 sá západky vyraďova-né zo styku s telesom 51 známým spůsobompomocou kotáča 67 třením, vyvolaným me-dzi kotúčom 67 a nábojom 66 působenímpružin 68, umiestnených v telese 51. Těle-so 51 je volné otočné uložené na náboji 66;ktorý je pevne spojený s hriadelovou čas-tou 69 bubna 17. Teleso 51 spolu koruno-vým kolesom 4 sá axiálně vedené kotúčom67, volné otočné vedeným čelami náboja 66a bubna 7. Analogicky volnobežnej spojke6 je vytvořená volnoběžná spojka 16 plané-tového převodu 54 s tým rozdielom, že zá-padky volnobežnej spojky 16 sá uložené vcentrálnom hriadeli 37 a náboj volnobežnejspojky 16 tvoří sáčasť centrálneho hriade-1'a 37. Teleso- 52 volnobežnej spojky 16 jezhodné s telesom 51. Unášač 15 satelitov 13je hriadelovou častou 69 v-olne otočné ulo-žený na centrálnom hriadeli 37 a drážko-váním je otočné spojený s bubnom 17 tak,že drážkovanie umožňuje vzájomný radiál-ny posuv bubna 17 voči unášaču 15. V ozu-bení satelitov 13 je stredené centrálně ko-leso 12, ktoré je volné ot-očne uložené nabubne 7. Do vybraní 70, vytvořených na ná-boji centrálneho kolesa 12, zasahujá vý-čnělky 71 regulačného- unášača 11. Na ko-líkoch 34 regulačného unášača 11 sá otoč-né uložené krúžky 35. Prostredníctvom krúž-kov 35 je regulačný unášač 11 v zabere sozáběrovou plochou 47, alebo tlačnou plo-chou 48, alebo s dorazovou plochou 49, vy-tvořenými na závažiach 9. Záběrová plocha47, tlačná plocha 48 a dorazová plocha 49sú vytvořené tiež na závažiach 19 a 29. Kon-štrukcia regulačného unášača 11 je zhod-ná s regulačnými unášačmi 21, 31. Regu-lačným unášačom 21 sú prepájané závažia19 unášača 15 s dutým hriadelom 45, naktorom sú vytvořené vybrania 70. Regulač-ným unášačom 31 sú prepájané závažia 39unášača 25 s výstupným hriadelom 38, naktorom sú vytvořené vybrania 70. Koruno-vé koleso 14, stredené v ozubení satelitov13, je lamelami 18 spojky 62 prepájané sbubnom 17 a volnoběžnou spojkou 16 s cen-trálnym hriadelom 37. Dutý hriadel' 45, vol-né otočné uložený na centrálnom hriadeli37, prepája regulačný unášač 21 s koruno-vým kolesom 22. Na dutom hriadeli 45 jevolné otočné uložené centrálně koleso 24.Na centrálnom kolese 24 je pevne prichy-tený náboj 72 volnobežnej spojky 26, kto-rej západky sú uchytené na telese 39 vol-noběžných spojok 26, 36. Unášač 25 sateli-tov 23 je stredený v ozubení centrálnehokolesa 24 a korunového kolesa 22. Koruno-vé koleso 22 je lamelami 28 výstupnej spoj-ky 63 přepojené s bubnom 27. Na výstup-nom hriadeli 38 je prostredníctvom dráž-kovania otočné pevne a axiálně volné po- 242156 g 10 suvne uložený kotúč 42, ktorého axiálna po-loha je určovaná ovládacím zariadením 40.Na kotúči 42 sú vytvořené výčnělky 43, u-rčené pre obmedzovanie pohybu závaží 29.Ozuby 44 kotúča 42 sú určené pre blokova-nie vozidla pre parkovanie. V telese 46 škrt-ne převodovky je otočné pevne a axiálněposuvné uložené teleso 39 volnoběžných spo-jek 26, 36. Volnoběžná spojka 26 je určenák prepájaniu náboja 72 s telesom 39 pri do-prednom pohybe vozidla, volnoběžné spoj-ka 36 je určená k prepájaniu rohatky 73bubna 17 s telesom 39 pri spatnom pohy-be vozidla. Pomedzi rohatkou 73 a telesom39 je rovnako ako pomedzi nábojom 72 atelesom 39 vytvořená radiálna medzera. Ná-bojom 72 je axiálně vedený ovládací kotúč74, ktorým je axiálně vedené teleso 39. Pro-stredníctvom ramena 41 voliaceho zariade-nia je pootáčaný ovládací kotúč 74 tak, žeznámým sposobom vyraďujú, alebo umožňu-jú funkciu západiek volnoběžných spojok26, 36. Pri doprednom pohybe vozidla sútřením, vyvolaným pomedzi nábojom 72 aovládacím kotúčom 74 pružinami 75 prc-stredníctvom guličiek 76 a krúžku 77 na o-vládacom kotúči 74, sú známým sposobompri prešmyku volnobežnej spojky 26 vyra-bované západky volnobežnej spojky 26 zozáběru. Trenie na ovládací kotúč 74 je odurčitej rýchlosti vozidla eliminované poso-bením odstředivých sil guličiek 76 proti si-lám pružin 75. Skriňa je vybavená voliacimzariadením, ktoré známým sposobom na zá-klade předvolby vodiča ovládá rameno 41,ovládacie zariadenie 40 a blokovacie zaria-denie, ktoré záberom a ozubmi 44 blokujeotáčanie výstupného hriadela 33 voči těle-su 46 skrine pohonov. Pri předvolbě jazdyvpřed, umožňuje poloha ramena 41 dve po-lohy ovládacieho kotúča 74, a to tak, že jeumožněný záběr volnobežnej spojky 26 ale-bo je třením, vyvolaným pružinami 75 vol-noběžná spojka 26 vyřaděná zo záběru. Vobidvoch týchto polohách ovládacieho ko-túča 74 je volnoběžná spojka 36 vyřaděnázo· zaberu. Ovládacie zariadenie 40 určujekotúču 42 polohu, v ktorej výčnělky 43 ne-obmedzujú pohyb závaží 29 tak, ako je zná-zorněné na obr. 1. Pre opísanie přenosu krú-tiaceho momentu převodovkou, zvolíme po-čty zubov na jednotlivých ozubených kole-sách následovně: 69 zubov na korunovýchkolesách 4, 14, 22, 42 zubov na centrálnychkolesách 2, 12 a 36 zubov na centrálnomkolese 24. Potom pri přenose krútiacehomomentu od vstupného hriadela 1 na vý-stupný hriadel 38 sú výsledné převodovépoměry na 1. převodový stupeň 3,787, nadruhý převodový stupeň 2,3788, na třetí pře-vodový stupeň 1,5217 a na 4. převodovýstupeň 1. Ak velkost krútiaceho momentumotora označíme M, potomje pri zaradenom1. prevodovom stupni prenášaný krútiacimoment o velkosti M na centrálně koleso 2.Z unášača 5 satelitov 3 je odvádzaný krú- tiaci moment o velkosti 2,6428 M na bubon7 a prostredníctvom závaží 9 bubna 7 na re-gulačný unášač 11 a ďalej na centrálně ko-leso 12. Reakčný moment záporného zmys-lu o velkosti 1,6428 M je z korunového ko-lesa 4 volnoběžnou spojkou 6 prenášaný nahriadelovú část 69 unášača 15. Přivedenímkladného momentu 2,6428 M na centrálněkoleso 12 a záporného momentu 1,6428 Mna unášač 15 je zo súkolesia planétovéhopřevodu 54 odvádzaný unášačom 15 výsled-ný moment o velkosti 5,3416 M, prostred-níctvom bubna 17, závaží 19, regulačnéhounášača 21 a dutého hriadela 45 na koru-nové koleso 22. Záporný reakčný momento velkosti 4,3416 M je z korunového kolesa14 odvádzaný prostredníctvom volnobežnejspojky 16, centrálneho hriadela 37 a bubna27 na unášač 25. Zo súkolesia výstupnéhoplanétového převodu je unášačom 25 pro-stredníctvom bubna 27, závaží 29 a regu-lačného unášača 31 odvádzaný na výstupnýhriadel 38 výsledný krútiaci moment o vel-kosti 3,787 M a centrálnym kolesom 24 jezachytávaný reakčný moment o velkosti2,787 M na teleso 46 skrine pohonov pro-stredníctvom volnobežnej spojky 26 a těle-sa 39. Centrálně koleso 2 sa otáča otáčkamiklukového hriadela motora, otáčky spolusa otáčajúcich skupin častí převodovky po-stupné klesajú tak, že pomalšie ako cen-trálně koleso 2 sa spolu otáčajú ako jedencelok unášač 5 bubon 7, regulačný unášač11 a centrálně koleso 12 proti otáčaniu saunášača 5 sa relativné nižšími otáčkami spo-lu otáčajú korunové koleso 4, teleso 51 anáboj 66 volnobežnej spojky 6, unášača 15,bubon 17, regulačný unášač 21, dutý hriadel45 a korunové koleso 22, najnižšími otáč-kami sa spolu otáčajú korunové koleso 14,teleso 52 volnobežnej spojky 16, centrálnyhriadel 37, bubon 27, regulačný unášač 31a výstupný hriadel’ 38, centrálně koleso 24je prostredníctvom volnobežnej spojky 26a telesa 39 zablokované o teleso 46 skrinepřevodovky. Skutočnosť, že rýchlosť otáča-nia jednotlivých skupin spolu sa otáčajú-cich členov postupné klesá pri rovnakomzmysle otáčania, spolu s relativné značnýmmomentovým zatažením jednotlivých súko-lesí, značné zvyšuje účinnost přenosu výko-nu pri 1. zaradenom prevodovom stupni. Priprvom zaradenom prevodovom stupni sú vol-noběžné spojky 6, 16 26 zopnuté, vstupnáspojka 61, spojka 62 a výstupná spojka 63rozopnuté, v rozopnutom stave sú jednotli-vé spojky udržiavané působením reakcie Rt,R2, R3, na jednotlivých spojkách, ktorá vzni-ká od přenosu sil zo závaží 9, 19, 29 na pří-slušné regulačně unášače 11, 21, 31 a je rov-nakej velkosti, avšak opačného zmyslu, akoreakcia Ri, R2 a Rs. Ak je zaradený 1. převo-dový stupeň, musia byť účinky reakcií Rl,R2, R3 vačšie, ako odstředivé účinky závaží9, 19, 29 a regulačně unášače 11, 21, 31 súkrúřkami 35 v silovom styku jednak so zá- 242156 11 bérovými plochami 47 a jednak dorazový-mi plochami 49 příslušných závaží 9, 19, 29. Z vyššie uvedeného vyplývá, že velkost'reakcií Ri, R2, R3 je úměrná momentom, pre-nášaným jednotlivými regulačnými unášač-mi 11, 21, 31, čiže Ri je úměrná 2,6428; R2je úměrná 5,3416 m a R3 je úměrná 2,787 M.Z obr. 2 až 4 vyplývá, že reakcie Ri a R2působia 11a rovnakom ramene od osi 78, ča-pov 33, ako reakcie Ri, R3, čiže reakciámRi vyvolá proti ňčinkom odstředivých sil zá-važí 23 ovela vačší moment, ako reakciaRi, oproti odstředivým účinkom závaží 9.Okrem toho sú otáčky bubna 7 vyššie, akootáčky bubna 17 a otáčky bubna 27 sú naj-nižšie. Preto pri poklese prenášaného krů-tí aceho momentu, pri zvýšení rýchlosti vo-zidla alebo pri súčasnom poklese prenáša-ného krútiaceho momentu a zvýšení rých-losti vozidla pri zaradenom 1. prevodovomstupni odstředivé účinky závaží 9 prekona-jú posobenie reakcie Ri a závažia 9 sa oko-lo osi 78 čapu 33 vychylujú do polohy, priktorej sa ťažisko závaží 9 vzdialuje od osi59 rotácie a dochádza k silovému stykutlačnej plochy 79 tvarového otvoru 60 svzopernými telieskami 32, spočiatku iba si-lovým účinkom, úměrným zvýšeniu vzdia-lenosti ťažiska závaží 9 od osi rotácie. Ten-to počiatočný silový účinok sposobí vklino-vanie vzoperných teliesok 32 pomedzi bu-bon 7 a prítlačnú lamelu 10 a takto vyvo-laným stlačením lamiel 8 je spósobené pře-neseme časti krútiaceho momentu z koru-nového kolesa 4 na unášač 5 a bubon 7,ktoré představuje okolo 15 % celkového mo-mentu, ktorý musí vstupná spojka 61 pre-niesť na preradenie s bezpečnosťou okolo1,3, pričom sa předpokládá, že z důvodu po-klesu otáčok motora bude nárast krútiace-ho momentu motora adekvátny zmene pře-vodového poměru, čiže regulačný unášač31 bude před i vzápatí po preradení přená-šený rovnaký krútiaci moment. Přenos čas-ti krútiaceho momentu vstupnou spojkou 61vyvolá súčasný pokles krútiaceho momentu,vystupujúceho regulačným unášačom 11, či-že pokles reakcie Ri, v důsledku toho ďa-lej zvýšenie momentu přeneseného vstup-nou spojkou 61 so súčasným poklesom mo-mentu na regulačnom unášači 11 a dalšípokles reakcie Ri tak, že v krátkom časo-vom intervale dojde k pevnému zopnutiuvstupnej spojky 61 s požadovanou bezpeč-nosťou okolo 1,3 a tým k preradeniu 2. pře-vodového stupňa. Po preradení 2. převodo-vého stupňa sa zmenia silové poměry tak,že moment nezmenenej velkosti M, privá-dzaný od motora do centrálneho kolesa 2,sa prostredníctvom satelitov 3, unášača 5,korunového kolesa 4, vstupnej spojky 61,bubna 7, závaží 9 a regulačného unášača 11prenáša na centrálně koleso 12. Z toho vyplývá, že akonáhle sa přeřadí 2. převodový stupeň, poklesne reakcia Ri na hodnotu úmernú velkosti M, oproti hodno- tě, úmernej 2,6428 M pri zaradenom 1. pre- 12 vodovom stupni, čiže vznikne značný pre-bytok odstředivých účinkov závaží 9, do-statočný k pevnému zopnutiu vstupnej spoj-ky 61, ktorá prenáša krútiaci moment, ú-merný velkosti 1,6428 M. Záběrová plocha47 je obsiahnutá v časti valca, ktorého os50 je umiestnená tak, že změna vzdialenos-ti pósobiska reakcie Ri od osi 78 je při po-hybe závaží 9 zanedbatelná, pričom reak-cia Ri působí na spojnici osi 50 a osi 86koliku 34. Aby sa zachovala stálost funkciepri opotřebovaní lamiel 8, poloha osi 80 osirotácie valcovej plochy, v ktorej je obsia-hnutá tlačná plocha 79 tvarového otvoru60 závažie 9 voči osi 78 čapu 33 je třebaorientovat tak, aby sa měnilo působisko sty-ku tlačnej plochy 79 so vzopernými telies-kami 32 úměrné nárastu vzdialenosti ťažis-ka závaží cd osi 59 rotácie převodovky. Prizaradenom 2. prevodovom stupni je momentM, privádzaný do centrálneho kolesa 12 od-vádzaný zo súkolesia planétového převodu54 unášačom 15 prostredníctvom bubna 17,závaží 19, regulačného unášača 21, dutéhohriadela 45 na korunové koleso 22. Momentprivádzaný z unášača 15 11a korunové kole-so 22 má hodnotu 2,6428 M. Záporný mo-ment hodnoty 1,6428 je z korunového kole-sa 14, prostredníctvom volnobežnej spojky 16, centrálneho hriadela 37, bubna 27, pře-nášený na unášač 25. Prívodom kladnéhomomentu o hodnotě 2,6428 M do korunové-ho kolesa 22 a záporného momentu o hod-notě 1,6428 M unášača 25, je výsledný vý-stupný moment z unášača 25 rovný hodnotě2,3788 M odvádzaný prostredníctvom bubna27, závaží 29, regulačného unášača 31 navýstupný triadeí 38. Centrálně koleso 24zachytává prostredníctvom volnobežnej spoj-ky 26 a telesa 39 do telesa 46 skrine pře-vodovky reakčný moment o hodnotě 1,3788M. Pri zaradenom 2. prevodovom stupni saspolu s otáčkami motora otáča ako jedencelok centrálně koleso 2, unášač 5, koruno-vé koleso 4, teleso 51 volnobežnej spojky6, regulačný unášač 11, centrálně koleso 12.Relativné nižšími otáčkami ako otáčkamimotora sa spolu otáčajú unášač 15, náboj66 a kotúč 67 volnobežnej spojky 6, bubon 17, regulačný unášač 21, dutý hriadel 45a korunové koleso 22, najnižšími otáčka-mi sa spolu otáčajú korunové koleso 14, te-leso 52 volnobežnej spojky 16, centrálnyhriadel' 37, bubon 27, unášač 25, regulačnýunášač 31 a výstupný hriadel' 38. Centrálněkoleso 24 je volnoběžnou spojkou 26 zne-hybnené voči telesu 39 a tým i telesu 46skrine převodovky. Pri zaradenom 2. prevo-dovom stupni je vstupná spojka 61 zopnu-tá, spojka 62 a výstupná spojka 63 sú ro-zopnuté, volnoběžné spojky 16, 26 sú zo-pnuté, volnoběžná spojka 6 je rozopnutá,jej teleso 51 sa otáča relativné rýchlejšieako náboj 66, západky sú prostredníctvomkotúča 67 známým spůsobom vyřaděné zozáběru s rohatkou působením trecieho mo- 242156 13 14 mentu, vyvolaného pružinami 68 na kotúč67, ktorý má umožněné určité natáčanie savoči nábojů 66, s ktorým sa nútene otáča.Pri zaradenom 2. prevodovom stupni je účin-nost převodu výkonu zvýšená oproti účin-nosti pri zaradenom 1. prevodovom stupni,nakolko odpadajú straty vzájomným pretá-čaním sa členov vstupného planetového pře-vodu 53, prírastok třecích strát kotúča 67v telese 51 je nepatrný. Účinnost pri zara-denom 2. prevodovom stupni može dojst kzaradeniu 3. převodového stupňa po návra-te rýchlosti vozidla, po znížení přenášené-ho krútiaceho momentu, alebo pri súčasnompoklese prenášaného krútiaceho momentua zvýšeni rýchlosti vozidla. Vtedy dojde kzopnutiu spojky 62 rovnakým sposobom akobolo opísané na vstupnej spojke 61 pri pre-raďovaní 2. převodového stupňa vrátane si-lových pomerov, čiže po preradení 3; pře-vodového stupňa spojka 82 prenáša v zo-pnutom stave krútiaci moment o velkosti1,6428 Maz regulačně,ho unášača 21 vy-stupuje krútiaci moment hodnoty M. Pri za-radenom 3. prevodovom stupni je teda z re-gulačného unášača 21 privádzaný prostřed-níctvom dutého hriadela 45 na korunové ko-leso 22 moment hodnoty M, unášačom 25je prostredníctvom bubna 27, závaží 29, re-gulačného unášača 31 na výstupný hriadel'38 odvádzaný krútiaci moment hodnoty1,5217 M, centrálnym kolesem 24 je pro-stredníctvom volnobežnej spojky 28 a těle-sa 39 zachytávaný reakčný moment o hod-notě 0,5217 v telese 46 skrine pohonov. Rov-nakými otáčkami ako sú otáčky motora, saotáčajú centrálně kolesá 2, 12, unášača 5a 15, bubny 7, 17, regulačně unášače 11,. 21,telesa 51, 52 volnoběžných spojok 6, 16, du-tý hriadel 45 a korunové koleso 22, oprotiotáčkám motora sa relativné nižšími otáč-kami otáčajú unášač 25, bubon 27, regulač-ný unášač 31 a výstupný hriadel 38. Vstup-ná spojka 63 je rozopnutá. Volnoběžná spoj-ka 26 je zopnutá, volnoběžné spojky 6, 16sú rozopnuté, pričom teleso 51 volnoběž-ně} spojky 6 sa voči nábojů 66 nepretáča,teleso 52 volnobežnej spojky 18 sa otáčarelativné rýchlejšie, ako centrálny hriadel37, v dosledku čoho dochádza k určitýmtřecím stratám třením kotúča 67 v telese 52obdobné, ako pri zaradenom 2. prevodovomstupni na volnobežnej spojke 6, sú kotů-čom 67 vyřaděné západky volnobežnej spoj-ky 16 zo záběru s rohatkou. Vysoká účin-nost přenosu výkonu je daná vzájomnýmpretáčaním sa iba členov výstupného pla-nétového převodu 55 a nízkými stratami vy-volanými vzájomným třením kotúča 67 atelesa 52. Pri zaradenom 3. prevodovomstupni može dojst k preradeniu 4. převodo-vého stupňa po poklese prenášaného krú-tiaceho momentu, po zvýšení rýchlosti vo-zidla, alebo po súčasnom zvýšení rýchlostivozidla a poklese prenášaného krútiacehomomentu. Vychádzajúc z vyššie uvedenéhopředpokladu, že bezprostředné před prera- ďovaním a vzápatí po preradení vykompen-zuje nárast krútiaceho momentu motora spoklesom jeho otáčok pokles převodovéhopoměru, čiže před i po preradovaní budekrútiaci moment odvádzaný regulačným u-nášačem 31 rovnaký, potom po vychýlenízávaží 29 do polohy, v ktorej sa ťažisko zá-važí 29 vzáiali od osi 59 rotácie, sa nezmě-ní velkost reakcie Rs a žvýšenie odstředi-vých účinkov závaží 29 z dovodu zvýšeniavzdialenosti ich. ťažiska od osi 59 rotácieje nedostatečné na přenos spotrebnéhokrútiaceho momentu výstupnou spojkou 63.Preto záběrová plocha 47 závaží 29 je vy-tvořená odlišné od záběrových ploch záva-ží 9, 10 a pozostáva z dvoch na seba plynu-le napojených rádiusov vypuklej plochy 81a vydutej plochy 82 vytvořených tak, že vy-puklá plocha 81 je obsiahnutá vo valcovejploché s osou 83 rotácie, vydutá plocha 82je obsiahnutá vo valcovej ploché s osou ro-tácie 84. Pri rozopnutej výstupnej spojke 63je krúžok 35 v styku s vypuklou plochou 81a reakcie Rs působí na spojnici osi 86, 83osi rotácie čiže veči osi 78 čapu 33 relativ-né na váčšom rameni, ako pri zopnutej vý-stupnej spojke 63 a vychýlených závažiach29, kedy je krúžok 35 v styku s vydutou plo-chou 82, čiže klesá účinok reakcie R3 poso-biacej na spojnici osi 86, 84 osi rotácie ο-ρρού odstředivým účinkom závaží 29 pri za-chovaní rovnosti R3. = R3‘. Po zopnutí vý-stupnej spojky 63 je zaradený 4. převodovýstupeň, vstupná spojka 61, spojka 62 sú zo-pnuté a prenášajú krútiaci moment o hod-notě 1,642 M, výstupná spojka 63 je zopnu-tá a prenáša krútiaci moment o hodnotě M.Volnoběžné spojky 6, 16, 26 sú rozopnuté.Nakolko sa pri zaradenom 4. prevodovomstupni otáčajú všetky rotačně časti převo-dovky ako jeden celok otáčkami motora, te-leso 51 volnobežnej spojky 6 je v relatív-nom klude s nábojom 66, rovnako teleso-52volnobežnej spojky 16 s centrálnym hriede-lom 37. Ovládací kotúč 74 má iba určitú ob-medzenú možnost pootočenia sa oproti tě-lesu 39, potrebnú na vyradenie západiek zozáběru s rohatkou, dochádza k určitým tře-cím stratám třením, vyvolaným pružinami75 pomedzi nábojom 72 a ovládacím kotú-čom 74. Pri dosiahnutí určítej rýchlosti vo-zidla, pri ktorej je nereálne zariadenie mé-ho převodového stupňa ako 4., eliminuje od-středivá sila guličiek 76 účinky pružin 75a tým i trecie straty pomedzi nábojom 72a ovládacím kotúčom 74 a vtedy dochádzaiba ku stratám v ložiskách a vířením olejo-vej náplně. Pri posudzovaní účinnosti prinižších převodových stupňoch neboli stratyv ložiskách a vířením olejovej náplně uva-žované. Pre zabezpeěenie správnej funkcievýstupej spojky 63 musí byť pri montáži vý-berom hrůbky vymedzovacej lamely 58 za-bezpečené, že pri vychýlenej poiohe závaží29 pri zapínaní výstupnej spojky 63 musíbyť zabezpečený styk krúžkov 35 s vydu- 242156 13 tou plochou 82. Vymedzovacia lamela 58je použitá i na vstupné] spojke 61 a spojke 62, ale z důvodu připadne) korekcie nevyho-vujúcej vol'e pomedzi lamelami 8, resp. 18v rozopnutom stave. Preraďovanie z 4. nanižšie převodové stupně prebieha postupnév obrátenom poradí, ako bolo popísané pre-raďovaníe z 1. převodového stupňa na 4.,a to vždy na základe alebo poklesu rychlos-ti vozidla, alebo zvýšenia přenášeného krú-tiaceho momentu. Pri dopredne] jazde a pře-nose krútiaceho momentu z výstupnéhohriadela 38 na vstupný hriadel' 1, to je pribrzdění motorom, alebo spúšťaním motoravlečením vozidla, je vždy zaradený 4. pře-vodový stupeň, a to bez ohl'adu na rých-losť vozidla. Zaradenie 4. převodového stup-ňa pri přenose krútiaceho momentu z vý-stupného hriadela 38 na vstupný hriadel' 1je dosiahnuté tým, že na výstupné] spojke 63, spojke 62 i vstupnej spojke 61 působísila od přenosu krútiaceho momentu z krúž-kov 33 regulačných unášačov 31, 21, 11 natlačné plochy 43 závaží 29, 19, 9, čiže nútizávažia 29, 19, 9 do polohy, v ktorej sú vý-stupná spojka 63, spojka 62 a vstupná spoj-ka 61 zopnutá, čo je pri danej geometriizabezpečené prakticky od nulovej rýchlostivozidla, i keď do určitej rýchlosti vozidlaje rozepnutá spojka pomedzi klukovým hria-delom motora a vstupným hriadelom 1. Tlač-né plochy 48 sú vytvořené ako vyduté vál-cové plochy, ktoré sú obsiahnuté vo válco-vých plochách s osou 85 rotácie. Pri před-volbě neutrálnej polohy je ramenom 41 za-fixována taká poloha ovládacieho kotúča 74,ktorá známým spůsobom vyraďuje z funk-cie volnoběžné spojky 26, 36 a ovládaciezariadenie 40 udržiava kotúč 42 v axiálnejpolohe, v ktorej výčnělky 43 kotúča 42 za-sahuji! ponad závažia 29 a udržiavajú vý-stupnú spojku 63 v rozopnutom stave. Pritakto· predvolenej neutrálnej polohe sa pripretáčaní vstupného hriadela 1 roztočia sú-hlasnými otáčkami a spolu ako jeden celoksa otáčajú centrálně kolesá 2, 12, unášače5, 15, bubny 7, 17, telesá 51, 52, náboj 68,regulačně unášače 11, 21, dutý hriadel 45a korunové koleso 22, neotáčajú sa unášač25, bubon 27, centrálny hriadel 37, regulač-ný unášač 31 a výstupný* hriadel 38, pretá-čajúce sa satelity 23 neotáčajúceho sa uná-šača 25 nútia centrálně koleso 24 spolu snábojom 72 k rotácii v zmysle opačnom otá-čaniu sa vstupného hriadela 1. Vstupná spoj-ka 61 a spojka 62 sú zopnuté, nakolko priprenášaní nulového krútiaceho momentu súnulové i reakcie Ri a R2, čiže i pomalá rotá-cia vyvolá vychýlenie závaží 9, 19 do polo-hy, v ktorej sú vstupná spojka 61 a spojka62 zopnuté, pričom i relativné nízké účin-ky odstředivých sil závaží 9, 19 postačia k přenosu nulového krútiaceho momentu vstup- nou spojkou 61 a spojkou 62, keď o přeno- se nulového momentu možno hovořil iba za předpokladu zanedbania pasivných od- porov· vlastnej převodovky. Volnoběžné spoj- 16 ky 6, 16 sú rozopnuté. Čiže v neutrálnej po-lohe sa může na výstupný hriadel 38 pre-nášať iba krútiaci moment, rovný pasivnýmodporom vlastnej převodovky. Pri pretáča-ní výstupného hriadela 38 a neotáčajúcomsa vstupnom hriadeli 1, napr. jazda zo sva-hu pri vypnutom motore, sa pri předvolběneutrálnej polohy spolu ako jeden celok o-táčajú výstupný hriadel 38, regulačný uná-šač 31, bubon 27, centrálny hriadel 37 a u-nášač 25, neotáčajú sa centrálně kolesa 2,12, unášač 5, 15, bubny 7, 17, telesá 51, 52,náboj 66, regulačně unášače 11, 21, dutýhriadel 45 a korunové koleso 22, pretáča-júce sa satelity 23 nútia centrálně koleso24 spolu s nábojom 72 k rotácii v rovnakomzmysle, ale k relativné rýchlejšej oproti ro-tách výstupného hriadela 38. Volnoběžnéspojky 6, 16 sú rozopnuté, vstupná spojka61 a spojka 62 sú zopnuté, nakolko k pře-nosu nulového krútiaceho momentu posta-čí pósobenie hmotnosti jedného· zo závaží9, resp. 19, ktoré zaujíma polohu, pri kto-rej vlastná hmotnost závažia 9, resp. 19 vy-chyluje závažie 9, resp. 19 do polohy, priktorej je vstupná spojka 61, resp. spojka 62zopnutá. Rovnako v tomto případe může byťz výstupného hriadela 38 na vstupný hria-del 1 prenášaný iba krútiaci moment, rov-ný pasivným cdporom vlastnej převodovky.Pri předvolbě jazdy vzad je ramenom 41 za-fixovaná taká poloha ovládacieho kotúča74, ktorá známým spůsobom vyraďuje zfunkcíe v-olnobežnú spojku 26 a umožňujezáběr volnobežnej spojky 36 a ovládacie za-riadenie 40 udržiava kotúč 42 v axiálnej po-lohe, v ktorej výčnělky 43 kotúča 42 zasa-hujú ponad závažie 29 udržiavajú výstupnáspoku 63 v rozopnutom stave. Pri předvol-bě jazdy vzad a přenose krútiaceho momen-tu zo vstupného hriadela 1 na výstupný hria-del 38 sú volnoběžnou spojkou 36 prostred-níctvom telesá 39 znehybnené veči telesu48 skrine převodovky bubon 17, unášač 15,náboj 66, regulačný unášač 21, dutý hria-del' 45 a korunové koleso 22, pričom pri jaz-de vzad můžu byť zaradené dva převodovéstupně, ktoré za vyššie uvedených zvolenýchpočtov zubov ozubených kolies dávajú na 1. spatný převodový stupeň převodový po-měr 4,324, na 2. spatný převodový stupeňpřevodový poměr 1,642. Silové poměry pri1. spatnom prevodovom stupni sú na vstup-nom planétovom převode 53, centrálnom ko-lese 12 a vstupnej spojke 61 rovnaké, akopri 1. prevodovom stupni pri jazde vpřed,menia sa silové poměry na ostatných čle-noch převodovky, a to tak, že prostredníc-tvom bubna 17, volnobežnej spoky 36 a tě-lesa 39 je z unášača 15 do telesá 46 skrinepřevodovky zachytávaný reakčný krútiacimoment o hodnotě 5,342 M a korunovéhokolesa 14 sa prostredníctvom telesá 52, vol-nobežnej spojky 16, centrálneho hriadela37, bubna 27, závaží 29 a regulačného uná-šača 31, prenáša krútiaci moment o hodno- 242156 17 te 4,342 M na výstupný hriadel' 38. Volno-běžné spojky 6, 16 sú v zábere, vstupná spoj-ka 61 a spojka 62 sú rozopnuté, pričom ro-zopnutému stavu neotáčajúcej sa spojky 82napomáhají! pasivné odpory, pósobiace nakorunové koleso 22, vplyv hmotnosti záva-ží 19 neotáčajúcej sa spojky S2 na jej zo-pnutie je zanedbatelný. Otáčky unášača 5oproti otáčkám centrálneho kolesa 2 sú bezzměny zmyslu otáčania spomalovaué vstup-ným planetovým prevodom 53 pri volno-běžnou spojkou 8 znehybnenom oproti těle-su 46 skrine převodovky korunovom kolese4 a telese 51, spolu s unášačom 5 sa ako je-den celok otáčajú bubon 7, regulačný uná-šač 11 a centrálně koleso 12, otáčanie sasatelitov 13 pri znehybnenom voči telesu 48skrine převodovky unásači 15 núti koruno-vé koleso 14 otáčať sa pomalšie a v obrá-tenom zmysle oproti otáčkám centrálnehokolesa 12, s korunovým kolesom 14 sa akojeden celok otáčajú teleso 52, centrálnyhriadel' 37, bubon 27, unášač 25, regulačnýunášač 31 a výstupný hriadel 38. Otáčaniesa unášača 25 pri znehybnenom voči telesu46 skrine pohonov korunovom kolese 22 nú-ti prostredníctvom satelitov 23 centrálně ko-leso 24 spolu s nábojoin 72 k rotácii, ktoráje rýchlejšia v rovnakom zmysle otáčania,ako je rotácia unášača 25, pričom sa v o-zubení výstupného planetového převodu 53prenáša nulový krútiaci moment. K prera-deniu 2. spatného převodového stupňa z 1.spatného převodového stupňa dojde po po-klese přenášeného krútiaceho momentu, pozvýšení rýchlosti vozidla, alebo po súčas·nom zvýšení rýchlosti vozidla a poklese pře-nášeného krútiaceho momentu. Vlastný pro-ces preraďovania 2. spatného převodovéhostupňa je realizovaný na vstupnom plané-t-ovom převode 53 a vstupnej spojke 61 rov-nako, ako pri vyššie opísanom preraďovaní2. převodového stupňa pri jazde vpřed. Popreradení 2. spatného převodového stupňasa spolu so vstupným hriadelom 1 ako je-den celok otáčajú centrálně koleso 2, uná-šač 5, korunové koleso 4, teleso 51, bubon 7,regulačný unášač 11 a centrálně koleso 12,voči telesu 46 skrine převodovky sú zne-hybnené bubon 17, unášač 15, náboj 66, re-gulačný unášač 21, dutý hriadel 45, koru-nové koleso 22, pomalšie ako vstupný hria-del' 1, ale v obrátenom zmysle sa spolu akojeden celok otáčajú korunové koleso 14, te-leso 52, centrálny hriadel 37, bubon 27, re-gulačný unášač 31 a výstupný hriadel' 38,pričom otáčky výstupného hriadela 38 súoproti otáčaniu vstupného hriadela 1 rela-tivné vyššie, ako pri zaradenom 1. spátnomprevodovom stupni. Centrálně koleso 24spolu s nábojom 72 sa otáčajú rýchlejšie,ale v rovnakom zmysle otáčania ako unášač25, pričom v ozubení výstupného planeto-vého převodu 55 sa prenáša nulový krútia-ci moment. Volnoběžná spojka 6 je rozop- 18 nutá pri vzájomnom prešmyku telesa 51 anáboja 66 a vyřadění západiek volnobežnejspojky 6 zo záběru, volnoběžná spojka 18je zopnutá.These drawbacks are solved by a multi-stage, self-acting transmission according to the invention, in that the input shaft of the transmission is fixedly connected to the central wheel of the input planetary gear. The input planetary gear is formed so that the wheel is centrally engaged with the satellites whose carrier is rigidly connected to the drum. The crown wheel is interlaced with slats and coupled to the drum by a slat, and the spur clutch is a crown wheel coupled to the planet gear carrier. The planetary gear weights of the input planetary gear are coupled with the planetary gear input weights connected to the planetary gear. The planet gear is designed to be centrally engaged by satellite carrier satellites, the satellite carrier rigidly coupled to the drum, crown wheels engaged with the satellites, and the crown wheel coupled to the drum and idle clutch to the crown wheel coupled to the central shaft. is fixedly coupled to a drum output planetary gear. The planet gear carrier is interconnected by the planetary gear drum weights of a hollow shaft which is rigidly coupled to the crown gear of the output planetary gear so that its satellites engage the crown wheel of the center wheel. A centrally wheel-free clutch coupled to the body of the freewheeling clutch, wherein the body of the freewheeling clutch is rigidly coupled to the housing of the gearbox. The satellite carrier is connected to the drum, which is connected to the crown wheel by the slats. The actuator is the switched-on drum weights with the output shaft of the gearbox, while the pneumatic gear carrier is coupled to the freewheel clutch body 242156 in free-running clutch mode. The engagement surface of the input planetary gear and the planetary gear, which is in contact with the ring of the planetary drive control pin pins and the planetary gear, is formed as a concave surface that is contained in a cylindrical flat. The coils, freewheel clutch bodies, weights and crown wheels of the planetary gear and the planetary gear are identical, as well as the control entrainers, the lamellas and the ballast plates of the input planetary gear and the output planetary gear. Instead of the input planetary gear and the planetary gear, the torque converter and then the centrally wheeled transmission are connected to the turbine hydrodynamic torque converter and the central shaft is the freewheel clutch coupled to the reaction member of the hydrodynamic torque converter. The advantages of the multi-stage automatic transmission of the invention are in particular the high power transmission efficiency of the transmission, which is given by the interconnection of the individual gears so that, at the lowest gear set, the central wheel of the planetary gear input is at the same speed as the engine gear. and, as opposed to these speeds, the speed of the satellite carrier of the input planetary gear decreases, which is equal to that of the central gear of the planetary gear. Slower than the satellite input carrier, the planetary gear wheel is rotated at a speed equal to that of the planet gear carrier and crown gear output planet gear. More than the crown of the output planetary gear output, the satellite carrier of the output planetary gear is turned at the same speed as the output gear shaft. The central planetary gear transmission is coupled to the housing of the gearbox, i.e. the output is transmitted at relatively slow rotating co-engaging members at a relative high retraction of their gear, or with high power transfer efficiency. In addition, the idle clutches are switched so that the idle clutch of the input transmission is only slipped at 2. low speed gear. The planetary gear idle clutch only slips at 3. a low-speed relative gear. The freewheel clutch of the output planetary gear only slips through at the top, in this case 4. a gear-shift and idle clutch of the output transmission can be disengaged from the rear by simple means in the area of the vehicle speed in which it is not possible to engage it. As the idle clutch of the input planetary gear and the planetary gear rearrange relatively rarely and with relative speed and the rearward shift of the output planetary gear clutch can be disengaged, the reliability and service life of the idle clutches is not compromised. The preselection of the basic operating conditions, especially the reverse, is sufficient to use the means necessary to drive forward, just by adding a blocking of the drum-to-pallet transmission to the housing body, so that e.g. at three satellites in each planetary gear for four forward gears and for two reverse gears, the gearbox has only 15 gears, thereby simplifying and reducing the transmission design and reducing transmission loss in the gearbox. The advantageous change in the torque transmission flow by the individual members of the input gear and planet gear during the shifting process makes it possible, from a portable and functional point of view, to determine the engagement surfaces of their weights as part of a concave cylindrical surface. Thus, only the guide coupling of the output planetary gear has an engagement surface formed as a continuously connected concave and convex surface, and only this coupling must be given special attention by its device for mounting the gearbox. An important advantage is also the considerable unifiability of the transmission parts, while maintaining the advantageous distribution of the transmission gearboxes to the individual gears, as the satellites, free-clutch bodies, weights and crown-wheel input planetary gear and planetary gear can be unified. , further control carriers, lamellas, thrust plates, post-nipples, pin pins and other small parts for all planetary gear stages. It is possible to design a unified version of the basic part (except for the housing bodies of the input and output shafts and the central gearbox shafts for all automotive solutions. Examples of possible embodiments of the multi-stage automatic transmission according to the invention shown in FIG. 1 to 4. FIG. 1 shows a gradual section through a four-step conversion, FIG. 2 is a cross sectional view with a view of the bearing at the inlet connector of the input transmission, cbr. 3 is a cross-sectional view of the weight at the point of the transfer gear coupling; 4 is a cross-sectional view of the weights at the exit point of the output planetary gear. Naobr. 1 is an input planetary gear shown in section A-A indicated in FIG. 2 is a float gear in section B — B, indicated in FIG. 3 and the output planetary gear in the section shown in FIG. 4 section C — C. If the motor is connected to the input shaft as shown in FIG. 1, the input shaft is connected to the driven part of the self-mechanical, or hydrodynamic, clutch pump, the central shaft 37 is not rotatably connected to any of some of the coupling members. In the case of interconnection of the motor with the input shaft and the hydrodynamic converter, the input shaft 1 is connected to the pump and the central shaft 37 to the reactive member of the hydrodynamic converter. The input planetary gear 53 consists of a central wheel 2 rigidly coupled to the input shaft 1 of the gearwheel gear 4 of the satellite carrier 5, the freewheel clutch 6, the drum 7 rigidly connected to the driver 5, the weight 9, the control blower 11 of the blades 8 and the presser lamellas 10. The planetary gear 54 consists of a central wheel 12, a crown wheel 14, a gripper 15, satellites 13, a freewheel clutch 18, a drum 17 rigidly coupled to the gripper 15, a weight 19, a control gripper 21, a lamella 18 and a thrust plate 20. The output planetary gear 55 consists of a central casing 24, a crown wheel 22, a gripper, a gripper 23, a weight 29, a control gripper 31, a slat 28 and a thrust plate 30. Loads 33 of the drums 7, 17, 27 are guided by the weights 9, 19, 29, which carry the operating rod 32 and which together with the pressure plates 10, 20, 30 and the lamellae 8, 18, 28 form radiation. clutches of individual gears, namely clutch 81, clutch 82 and clutch 63. The central shaft 37 is guided in the gearbox housing 48 by a single-free rotatable mounting in the input shaft 1, which is housed in the bearing 57 of the housing 46, and by means of the hub 56 of the drum 27 is freely rotatably mounted in the output shaft 38 of the gearbox which is mounted in the bearing 57 body 48. The central wheel 2 forms a unit with the inlet shaft 1. The satellite carrier 5 is the central toothing of the sun gear 2 and the sun gear 4, via satellites 3. The entrainer 5 is pivotally coupled by the groove 7 so that the groove allows mutual radial displacement of the entrainer 5, the support 7. A baffle 58 is disposed between the lamellae 8 of the inlet connector 61 and the carrier 5. A crown wheel drum 7 is passed through the slats 8. The beams 8 are compressed by the pressure plate 10 in the radial movement of the operating bodies 32 away from the gear rotation axis 59. The radial position of the support bodies 32 o-against the gear rotation axis 59 is determined by the position of the weight 9 pivotally mounted on the tee 33 of the drum 7 as the support body 32 is radially guided in the shape hole 60 of the weight 9 and in the circumferential direction by the groove 64 of the drum 7. The movement of the weights 9 is limited by the spacing sleeves 65, which are bent 7 and extending into the shaped opening 60. Analogously, the inlet clutch 81, the clutch 62 and the outlet clutch 63 formed, the crown wheel 4 is fixedly connected to the body 51 of the freewheel clutch 6. The freewheel coupler 6 is of the ratchet type, the ratchet is formed in the body 51 and latch mounted in the hub 66. In the free-running free-running clutch 6, the pawl is disengaged from contact with the body 51 by a known disc action 67 by friction induced by the disc 67 and the hub 66 by the action of springs 68 located in the body 51. The body 51 is free rotatably mounted on the hub 66, which is rigidly connected to the shaft time 69 of the drum 17. The body 51, together with the crown wheel 4, is axially guided by the disc 67, loosely rotatably guided by the hub faces 66a of the drum 7. An analogous freewheel clutch 6 is a freewheel clutch 16 of the planetary gear 54 except that the freewheel clutch engagement of the central shaft 37 and the hub of the freewheel clutch 16 form a central shaft portion 1a and 37. Freewheel clutch housing 52 suitable for housing 51. The satellite carrier 15 is rotatably mounted on the central shaft 37 by the shaft section 69 of the v-ol and is pivotally coupled to the drum 17 so that the grooving allows the drum 17 relative to each other to move relative to the carrier 15. In the alignment of the satellites 13, the center 12 is centrally centered, which is loosely spaced 7. The protrusions 71 of the actuator 11 engage in recesses 70 formed on the hub of the central wheel 12. The rings 34 are rotatably mounted on the rollers 34 of the control carrier 11. By means of the rings 35, the control entrainer 11 engages a latching surface 47, or a pushing surface 48, or a stop surface 49 formed on the weights 9. The engagement surface 47, the pressing surface 48 and the stop surface 49 are also formed on weights 19 and 29. The design of the control entrainer 11 is identical to the control entrainers 21, 31. The driving carrier 21 is connected to the weight 19 of the driver 15 with the hollow shaft 45, whereby recesses 70 are formed. The weight 39 of the actuator 25 is coupled to the output shaft 38 by a control carrier 31, whereby recesses 70 are formed. The crown wheel 14 centered in the toothing of the satellites 13 is connected by a blade 17 and a freewheel clutch 16 with a central shaft 37 to the clutch 18 of the clutch 62. The hollow shaft 45, freely rotatably mounted on the central shaft 37, connects the control carrier 21 to the crown wheel 22. Loosely rotatably mounted on the hollow shaft 45 centrally located the wheel 24. A hub 72 of the freewheel clutch 26 is fixedly fixed on the central wheel 24, which latch is mounted on the body 39 of the freewheeling clutches 26, 36. The entrainer 25 of the satellites 23 is centered in the toothing of the central wheel 24 and the ring gear 22. The crown wheel 22 is connected to the drum 27 by the slats 28 of the outlet joint 63. On the output shaft 38, a roll 42 is mounted by means of the pivotable fixed and axially free loose axle, whose axial position is determined by the actuating device 40. Protrusions 43 are provided on the disc 42 to limit the movement of the weight 29. The claws 44 of the disc 42 are intended to lock the vehicle for parking. In the throttle body 46, the freewheeling body 39, 36, 36 is rotatably fixed and axially displaceable. The freewheel clutch 26 is designed to interconnect hub 72 with body 39 when the vehicle is moving, the freewheel clutch 36 is intended to connect ratchet 73 to hub 17 with vehicle body 39 in the event of poor vehicle movement. A radial gap is formed between the ratchet 73 and the body 39 as well as between the hub 72 and the housing 39. The hub 72 is an axially guided control disk 74 which is an axially extending body 39. By means of the arm 41 of the selector, the control disc 74 is rotated in a known manner or allows the function of the freewheel latches 26, 36 to function. In the forward movement of the vehicle by the constriction induced between the hub 72 and the control disc 74 by the springs 75 through the balls 76 and the ring 77 on the steering wheel 74, the known freewheel clutch 26 is engaged by the known freewheel clutch 26. Friction on the control disk 74 is eliminated by the speed of the vehicle by positioning the centrifugal forces of the balls 76 against the springs 75. The housing is provided with a selection device which, in accordance with a known conductor pre-selection method, actuates the arm 41, the control device 40 and the locking device which, by engagement and teeth 44, lock the rotation of the output shaft 33 against the body 46 of the drive housing. In the pre-selection of the drive, the position of the arm 41 allows two positions of the control disc 74 so that the freewheel clutch 26 is enabled or the free clutch 26 is disengaged by friction caused by the springs 75. In either of these positions of the control dial 74, the freewheel clutch 36 is disengaged. The knob control device 40 is in a position in which the protrusions 43 do not restrict the movement of the weight 29 as shown in FIG. 1. To describe the transmission of the torque transmission by the gearbox, select the number of teeth on the individual gears as follows: 69 teeth on crown wheels 4, 14, 22, 42 teeth on central wheels 2, 12 and 36 teeth on the central wheel 24. Then, when the torque transmitter is transferred from the input shaft 1 to the output shaft 38, the resulting transmission ratios are 1. gear 3,787, second gear 2,3788, third gear 1,5217 and 4. gear stage 1. If we denote the amount of torque momentum by M, then it is at 1. Transmitted M-type speed co-torque on central wheel 2. From the satellite carrier 5, a torque of 2.6428 M is discharged on the drum 7 and by the weight 9 of the drum 7 on the control carrier 11 and further on to the central co-forest 12. The reaction moment of the negative sensing of 1.6428 M is transferred from the crown cage 4 by the freewheel coupling 6 to the heater portion 69 of the carrier 15. Applying a load torque of 2.6428 M to the center wheel 12 and a negative torque of 1.6428 Mn entrainer 15 is from the planetary gear train 54 discharged by the entrainer 15 resulting in a 5.3416 M torque through the drum 17, the weight 19, the control blower 21 and the hollow the shaft 45 on the crown wheel 22. The negative reaction moments of 4.3416 M are discharged from the crown wheel 14 by the freewheel coupling 16, the central shaft 37 and the carrier drum 27. The resultant torque of 3,787 M and the response torque of 2,787 M on the housing 46 is drawn off by the driver 25 through the drum 27, the weight 29 and the adjusting driver 31 from the output gear train. by means of a freewheel clutch 26 and a body 39. The rotary wheel shaft of the motor rotates centrally in the wheel 2, the rotational speed of the rotating groups of gear unit parts gradually decreases so that the slower than the central wheel 2 rotates together as the sole driver 5 the drum 7, the control carrier 11 and the central wheel 12 against the rotation of the carriage 5 with at a relatively lower speed, the ring gear 4, the body 51 and the hub 66 of the freewheel clutch 6, the gripper 15, the drum 17, the control carrier 21, the hollow shaft 45 and the ring gear 22 rotate, the crown gear 14, the freewheel body 52 rotating with the lowest speed. Clutch 16, Central Shafts 37, Drum 27, Control Drift 31a Output Shaft 38, is centrally locked by the freewheel clutch 26a of the body 39 to the housing 46 of the gearbox. The fact that the rotational speed of the individual groups of the mutually rotating members gradually decreases in the same rotational direction, together with the relative considerable pull of the individual members, greatly increases the efficiency of the power transfer at 1. gear engaged. In the first gear, the overrunning clutches 6, 16 26 are closed, the inlet clutch 61, clutch 62 and outlet clutch 63 disengaged, each clutch being held open by the reaction of R 1, R 2, R 3, on the individual clutches formed by the clutch. from the transfer of forces from the weights 9, 19, 29 to the respective control entrainer 11, 21, 31 and is of the same size, but the opposite sense, the reaction of R 1, R 2 and R 5. If ranked 1. the transfer stage, the effects of the reactions R1, R2, R3 must be greater than the centrifugal effects of the weights 9, 19, 29 and the regulating driver 11, 21, 31 by the coils 35 in force contact with the slide surfaces 47 and the stop. the surfaces 49 of the respective weights 9, 19, 29. It follows from the above that the size of the reaction R 1, R 2, R 3 is proportional to the moments transmitted by the individual control entrainers 11, 21, i.e. R 1 is proportional to 2.6428; R2 is proportional to 5.3416 m and R3 is proportional to 2,787 M. FIG. Figures 2 to 4 show that the reaction of R 1 and R 2 causes 11a to the same arm from axis 78, part 33, as reaction R 1, R 3, thus reacting to the weight of the centrifugal forces with respect to the centrifugal effects of the weight. 9. In addition, the drum speed 7 is higher, the drum speed 17 and the drum speed 27 are the lowest. Therefore, when the transmitted torque decreases, the vehicle speed increases or the transmission torque decreases and the vehicle speed is increased to 1. the transfer stage centrifugal effects of the weight 9 overcome the reaction of the reaction R1, and the weights 9 are pivoted to the position 78 by the axis 78 of the pivot 33, the center of gravity of the weight 9 is moved away from the axis of rotation 59 and the force-styled face 79 of the shaped hole 60 is formed by the operative bodies 32, initially only by the ultimate effect, proportional to the increase in the distance of the center of gravity of the weight 9 from the axis of rotation. This initial force effect causes the nipples 32 to be slid between the cells 7 and the pressure plate 10 and the resulting squeezing of the slats 8 causes the torque portions of the torque wheel 4 to be transferred to the carrier 5 and the drum 7. which represents about 15% of the total torque that the input clutch 61 must carry to shift with safety of about 1.3, assuming that the engine torque increase will be adequate to change the engine override due to engine deceleration. For example, the control carrier 31 will receive the same torque before and after shifting. The torque transmission of the input coupling 61 causes a simultaneous decrease in the torque exiting the control entrainer 11, or a decrease in the reaction Ri, consequently further increasing the torque transmitted by the inlet coupling 61 with the simultaneous decrease of the torque on the control entrainer 11 and further decreasing the reaction R 1 such that in the short period of time a fixed closure of the inlet clutch 61 occurs with a desired safety of about 1.3 and thus a shift of 2. transfer stage. After Shifting 2. of the gear change the power ratios so that the torque of unchanged size M supplied from the motor to the central wheel 2 is via satellites 3, carrier 5, crown wheel 4, input clutch 61, drum 7, weight 9 and control carrier 11 transmits a central wheel 12. It follows that as soon as the 2. gear, the reaction Ri decreases to a value proportional to the size M, compared to a value proportional to 2.6428 M at rated 1. This means that there is a considerable overflow of the centrifugal effects of the weight 9, which is sufficient to firmly engage the torque-intake input coupling 61 of 1.6428 M. The engagement surface47 is contained in a cylinder portion whose axis 50 is positioned such that the change in reaction distance Ri from axis 78 is negligible at the movement of the weight 9, the reaction R1 acting on the connecting line of the axis 50 and the axis 86col. In order to maintain the stability of the wear function of the slats 8, the position of the orifice axis 80 of the cylindrical surface in which the pressure surface 79 of the shaped hole 60 is contained is relative to the axis 78 of the pin 33 to be orientated so as to change the contact area of the pressing surface 79 with the operative body 32 proportional to the increase in the center of gravity distance cd of the gear rotation axis 59. Prizaradenom 2. in the gear stage, the torqueM fed to the central wheel 12 is discharged from the planetary gear train 54 by the driver 15 via the drum 17, the weight 19, the control driver 21, the hollow shaft 45 to the crown gear 22. The torque supplied from the carrier 15 11a of the crown wheel -s 22 is 2.6428 M. The negative value of the value of 1.6428 is from the crown wheel 14, via the freewheel clutch 16, the central shaft 37, the drum 27, transferred to the carrier 25. With a positive torque of 2.6428 M to the crown wheel 22 and a negative torque of 1.6428 M of the carrier 25, the resulting output torque from the driver 25 is 2.3788 M discharged through the drum 27, the weight 29, of the regulating the driver 31 extends the triad 38. Through the freewheel coupling 26 and body 39, the wheel 24 engages a response torque of 1.3788M by means of the freewheel coupling 26 and body 39. On inclusion 2. with the speed of the engine as a single gear, the wheel 2, the carrier 5, the crown wheel 4, the freewheel clutch body 51, the control carrier 11, the wheel 12 rotate as one. The relative speed lower than the speed of the motor rotates the carrier 15, the hub 66 and the wheel 67 of the freewheel clutch 6, the drum 17, the control carrier 21, the hollow shaft 45a of the crown gear 22, the crown gear 14, the idle clutch 52 rotating with the lowest speed. 16, a central shaft 37, a drum 27, a carrier 25, a regulating ram 31 and an outlet shaft 38. The central wheel 24 is a freewheel clutch 26 relative to the body 39 and thus the gear housing 46. On inclusion 2. In the initial stage, the inlet clutch 61 is engaged, the clutch 62 and the outlet clutch 63 are closed, the freewheel clutches 16, 26 are engaged, the freewheel clutch 6 is disengaged, its body 51 rotates the relative faster hub 66, the latches a ratchet engagement with the wheel 67 is known by means of a wheel 67, caused by the frictional action of the springs 68 on the wheel 67, which allows a certain rotation of the savannah of the cartridges 66 with which it is rotated. On inclusion 2. In the gear, the power transfer efficiency is increased compared to the power factor 1. In the gear stage, as losses are lost by the mutual overlapping of the planetary input elements 53, the increment of the friction losses of the disc 67 in the body 51 is negligible. Effectiveness at Day 2. Gear can be retracted 3. of the gear after returning the vehicle, after reducing the transmitted torque, or at the same time reducing the transmitted torque and increasing the vehicle speed. At that time, the clutch 62 is tripped in the same manner as described on the inlet coupling 61 during shifting 2. Gears, including power ratios, that is, after reassignment 3; Transmission stage Clutch 82 transmits torque in the closed state1,6428 The grease regulating the driver 21 exerts a torque of M. In the order of 3. Thus, the torque moment M is supplied from the control entrainer 21 via the hollow shaft 45 to the crown cohesive 22, the torque of the drive shaft 31 is a torque value of 1, the weight of which is exerted by the driver 27 on the output shaft 38. 5217 M, by means of the idler coupling 28 and the body 39, the reaction torque of 0.5217 in the housing 46 of the drive housing is captured by the central wheel 24. At the same speed as the engine speed, the wheels 2, 12, the entrainers 5a, 15, the drums 7, 17, the driving entrainer 11, rotate centrally. 21, the body 51, 52 of the freewheel clutches 6, 16, the shaft 45 and the ring gear 22, the driver 25, the drum 27, the control driver 31 and the output shaft 38 rotate relative to the engine speed. The inlet coupling 63 is open. The freewheel clutch 26 is closed, the freewheel clutches 6, 16 are disengaged, and the freewheel clutch body 51 is not rotated relative to the hubs 66, the freewheel clutch body 52 is more rotatable than the central shafts 37, resulting in certain friction losses. by friction of the disc 67 in the body 52, as in the case of the gear 2. The gear 67 on the idle clutch 6 is the disc 67 of the idle clutch 16 of the freewheel clutch. The high efficiency of the power transmission is due to the mutual rotation of only the members of the output transmission gear 55 and the low losses caused by the friction of the disc 67 of the atelier 52. At Rank 3. the transfer stage may be shifted 4. of the gear after deceleration of the transmitted torque, after the speed of the vehicle has increased, or after a simultaneous increase in vehicle velocity and a decrease in the transmitted torque. Starting from the aforementioned assumption that immediately prior to shifting and immediately after shifting, the increase in engine torque compensates for the drop in gear ratio, i.e. before and after shifting the torque exerted by the regulating gripper 31, then after deflecting the weight 29 to the position. in which the center of gravity of the weight 29 extends from the axis of rotation 59 does not change the magnitude of the reaction Rs and the elevation of the centrifugal effects of the weight 29 due to the increased distance. the center of gravity from the axis of rotation 59 is insufficient to transmit the consumption torque to the output coupling 63. Therefore, the engagement surface 47 of the weight 29 is formed different from the engagement surfaces of the weight 9, 10 and consists of two mutually connected radii of the convex surface 81a of the concave surface 82 formed so that the beveled surface 81 is contained in the cylindrical flat with the axis of rotation 83, the concave surface 82 is contained in a cylindrical flat with the axis of rotation 84. When the outlet coupling 63 is open, the ring 35 in contact with the reaction surface 81a of the reaction Rs acts on the coupling axis 86, 83osi of the rotation or the axis 78 of the pin 33 relative to the upper arm, as with the raised clutch 63 and the deflected weights 29 where the ring 35 in contact with the concave surface 82, thus decreasing the effect of the reaction of R3 disposed on the axis of the axis 86, 84 of the rotation axis ο-ρρού by the centrifugal effect of the weight 29 in equality R3. = R3 ‘. Upon closing the clutch 63 it is engaged 4. the gear stage, the inlet clutch 61, the clutch 62 are engaged and transmit a torque of 1,642 M, the output clutch 63 is engaged and transmits a torque of M. The freewheel clutches 6, 16, 26 are opened. As far as ranking 4. the gear stage rotates all the rotational parts of the gear as a whole by the speed of the engine, the temperature 51 of the freewheel clutch 6 is relative to the hub 66, as well as the body 52 of the freewheel clutch 16 with the central shaft 37. The control disc 74 has only a limited amount of rotation relative to the body 39 required to disengage the ratchet latches, with certain frictional friction losses caused by the springs75 between the hub 72 and the control disc 74. On reaching the determined vehicle speed at which the gear of my gear is unrealistic as 4. , eliminates the biasing force of the balls 76 by the effects of the springs 75a and thus the frictional losses between the hub 72a and the control disc 74, and there is a loss of bearings and swirling of the oil charge. In assessing the efficiency of the higher gears, the oil filling was not lost in the bearings and in the swirling. In order to ensure the correct function of the outlet coupling 63, it must be ensured, when mounting the ridge of the spacer plate 58, that when the weight position 29 is deflected when the output coupling 63 is engaged, the rings 35 must be in contact with the surface 82. The deflector lamella 58 is also used on the inlet clutch 61 and the clutch 62, but for the sake of eventuality, a correction is not required between the lamellas 8 and 8, respectively. 18in open state. Shifting from 4. the lower gear steps are sequentially reversed as described in the shifting of 1. gear to 4. , always on the basis of, or a decrease in, the speed of the vehicle, or an increase in the transmitted torque. In forward travel and torque transfer from the output shaft 38 to the input shaft 1, that is to say, by the engine braking or by starting the motor vehicle, it is always included 4. gear, regardless of vehicle speed. Inclusion 4. of the gear stage, when the torque is transferred from the output shaft 38 to the input shaft 1, is achieved by acting on the output coupling 63, the coupling 62 and the input coupling 61 of the torque transferring of the control rings 31, 21 , 11, the pressure surfaces 43, 29, 19, 9, or the forces 29, 19, 9 to a position in which the outlet coupling 63, the coupling 62 and the inlet connection 61 are closed, which is virtually zero speed of the given geometry. even if the clutch is disengaged between the crankshaft of the engine and the input shaft 1 at a certain vehicle speed. The pressure surfaces 48 are formed as concave cylindrical surfaces which are contained in the cylindrical surfaces with the axis 85 of rotation. In the pre-selection of the neutral position, the arm 41 is fixed with the position of the control disc 74, which in a known manner disengages from the function of the freewheel clutch 26, 36 and the control device 40 maintains the disc 42 in the axial position in which the protrusions 43 of the disc 42 engage! over the weights 29 and keep the exit clutch 63 open. In this preselected neutral position, the spinning of the input shaft 1 is rotated at low speed and together, as a whole, rotate the wheels 2, 12, the carrier 5, 15, the drums 7, 17, the bodies 51, 52, the hub 68, the control carriers 11, 21 centrally. the hollow shaft 45a the crown wheel 22, the carrier 25, the drum 27, the central shaft 37, the control carrier 31 and the output shaft 38, passing through the satellites 23 of the non-rotatable gripper 25 forcing the wheel 24 together with the gripper 72 to rotate in the opposite direction of the input shaft 1. The inlet junction 61 and the clutch 62 are closed, as the zero torque load coincides with the reaction of R 1 and R 2, so that the slow rotation will cause the weight 9, 19 to deflect at the point where the inlet clutch 61 and clutch 62 are closed, wherein even the relatively low effects of the centrifugal forces of the weights 9, 19 are sufficient to transmit zero torque through the inlet clutch 61 and the clutch 62 when the zero torque transmission can only be said to be assuming the passive resistance of the gearbox itself is neglected. The idling connections 6, 16 are open. That is, in the neutral position, only the torque equal to the passive resistance of the actual transmission can be transmitted to the output shaft 38. When turning the output shaft 38 and not rotating the input shaft 1, e.g. driving off when the engine is switched off, the output shaft 38, the control driver 31, the drum 27, the central shafts 37 and the grinder 25 are rotated together as a whole in the pre-selected neutral position, not rotating centrally by the wheel 2.12, the carrier 5, 15, the drums 7, 17, the bodies 51, 52, the hub 66, the driving driver 11, 21, the hollow cylinders 45 and the ring gear 22 rotating the satellites 23 are forced centrally by the wheel 24 together with the hub 72 to rotate in the same industry but k relative faster than the output shaft axes 38. The freewheel couplings 6, 16 are unfastened, the inlet coupler61 and the coupling 62 are closed as the weight of one of the weights 9 and 9 is sufficient to carry the zero torque. 19, which occupies a position at which the weight of the weight 9 and 9 respectively, respectively. 19 deflects the weight 9, respectively. 19 to the position in which the inlet clutch 61 and the clutch 61 respectively are in position. clutch 62turned. Also in this case, only the torque equal to the passive cd of the transmission itself can be transmitted from the output shaft 38 to the input shaft 1. In the reverse travel preselection, the arm 41 is fixed such a position of the control disc 74, which in a known manner disables the function of the clutch 26 and allows the freewheel clutch 36 to be engaged and the control device 40 to maintain the disc 42 in the axial position in which the blades 43 of the disc 42 engage over the weight 29 to keep the outlet 63 open. When the reverse drive is selected and the torque is transferred from the input shaft 1 to the output shaft 38, the freewheel clutch 36 through the bodies 39 is immobilized by the housing body 48 of the drum 17, the carrier 15, the hub 66, the control carrier 21, the hollow the gear 45 and the crown gear 22, wherein in the reverse direction, two gear stages may be provided which, in the above-mentioned selected gear tooth counts, give 1. poor gear ratio 4,324, at 2. poor gear ratio gear ratio 1,642. Force ratios at 1. In the wrong gear, the input planetary gear 53, the central gear 12 and the input clutch 61 are the same. In the forward gear, the power ratios of the other gear units are varied so that a reaction torque of 5,342 is captured from the driver 15 to the gearbox bodies 46 via the drum 17, idle skirt 36 and body 39. M and the torque wheel 14 are transmitted by means of the bodies 52, the freewheel coupling 16, the central shaft 37, the drum 27, the weight 29 and the control carrier 31, a torque of 242156 17 te 4,342 M to the output shaft 38. The free-running couplings 6, 16 are engaged, the inlet coupler 61 and the coupling 62 are disengaged, and the open state of the non-rotating coupler 82 is assisted! the passive resistances acting on the wheel 22, the influence of the weight of the weight 19 of the non-rotating coupling S2 on its tension is negligible. The speed of the driver 5 opposite the speed of the central wheel 2 is unchanged in the direction of rotation retarded by the input planet gear 53 at the free clutch 8 immobilized against the housing 46 of the gearbox by the crown wheel 4 and the body 51, together with the driver 5 as the drum rotates as a whole. 7, the control entrainer 11 and centrally the wheel 12, the rotation of the ashtrayites 13 when immobilized to the gearbox housing 48, forces the crown wheel 14 to rotate more slowly and in a reversed sense than that of the central gear 12, with the crown gear 14 being complete. rotating body 52, central shaft 37, drum 27, carrier 25, regulating ram 31, and output shaft 38. Rotation of the driver 25 at the stationary housing body 46 by the crown wheel 22 by means of satellites 23 centrally co-forest 24 together with the hub 72 to rotate, which is faster in the same direction of rotation as the driver 25, while in the output gear planetary gear 53 transmits zero torque. For prime 2. bad gear of 1. Poor gear will occur after the transmission torque is reduced, the vehicle speed is increased, or the vehicle speed is increased and the torque transmitted decreases. Own shift process 2. the poor gear is provided on the input gear 53 and in the input clutch 61 as in the above-described gear shift 2. gear when driving forwards. Shifting 2. of the wrong gear together with the input shaft 1 as a whole rotate centrally the wheel 2, the driver 5, the ring gear 4, the body 51, the drum 7, the control entrainer 11 and the wheel 12 centrally, against the gear housing body 46 are obstructed drum 17, carrier 15, hub 66, control driver 21, hollow shaft 45, crown wheel 22, slower than inlet 1, but in the opposite direction, the crown gear 14, rotating together, is rotated together. 52, the central shaft 37, the drum 27, the control driver 31 and the output shaft 38, wherein the speed of the output shaft 38 relative to that of the input shaft 1 is higher than that of the input shaft 1. reverse gear. The central wheel 24 together with the hub 72 rotates faster, but in the same direction of rotation as the carrier 25, wherein a zero torque is transmitted in the toothing of the output planetary gear 55. The freewheel clutch 6 is disengaged when the body 51 and the hub 66 are disengaged and the freewheel clutch 6 disengaged, the freewheel clutch 18 is closed.
Vstupná spojka 61 je zopnutá, spojka 62zostáva rozopnutá. Výstupný hriadel 38 od-vádza krútiaci moment hodnoty 1,642 M,volnoběžná spojka 36 zachytává reakčnýmoment o hodnotě 2,642 M. Přenos krútia-ceho momentu z výstupného hriadela 38 navstupný hriadel' 1 nie je pri spatnom choděumožněný, nakolko výstupná spojka 63 jepri spatnonrichode trvale rozopnutá zanie-dzením pohybu závaží 29 výčnelkamí 43 ko-túča 42 a rotácie výstupného hriadela 38sa prenáša regulačným unášačom 31 na bu-bon 27, unášač 25 a centrálny hriadel 37 anakolko je pri předvolbě spatného Choduvolnoběžná spojka 26 trvale vyřaděná zozáběru· a volnoběžná spojka 1S neprenášarotáciu z centrálneho hriadela 37 na teleso52, je pri spatnej rotácii výstupného hria-dela 38 pri předvolbě spatného chodu anerotujúcom vstupnom hriadeli 1 převodov-ka vo volnobežnom režime. Pri předvolběrežimu parkovania, je známým sposobom u-voínená do záběru s ozubmi 44 kotúča 42západka, blokujúca kotúč 42 a tým i výstup-ný hriadel' 38 voči telesu 46 skrine převo-dovky, západka nie je na obrázkoch zná-zorněná. V případe prípojenia k vstupnémuhriadelu 1 turbíny a pripojenie k centrál-nemu hriadelu 37 reakčného člena hydro-dynamického meniča momentov, potom savyššie opísaná funkcia převodovky mění tak,že namiesto krútiaceho momentu M moto-ra je do vstupného hriadela 1 privádzanýmement turbíny a na centrálny hriadel' 37je naviac privádzaný reakčný moment re-akčného člena hydrodynamického meničamomentov v závislosti na momentálnom re-žime práce hydrodynamického meniča. Vpřípade prípojenia centrálneho kolesa 12 kturbíně a pripojenie centrálneho hriadela37 k reakčnému členu hydrodynamickéhomeniča, cdpadá z převodovky vstupný pla-netový převod 53 vstupná spojka 61, regu-lačný unášač 11, volnoběžná spojka 6 ahriadelová časť 69 unášača 15 a převodov-ka funguje tak, ako bolo opísané vyššie pre2., 3. a 4. převodový stupeň pri jazde vpředa 2. spatný převodový stupeň s tým, že pře-vodovka je pri jazde vpřed trojstupňová,pri jazde vzad jednostupňová a do centrál-neho kolesa 12 je privádzaný krútiaci mo-ment turbíny a na centrálny hriadel 37 jenaviac privádzaný reakčný moment hydro-dynamického meniča momentov v závislostina režime práce hydrodynamického meni-ča. Možná je tiež varianta prípojenia turbí-ny hydrodynamického meniča momentov kcentrálnemu kolesu 12 a prípojenia reakčné-ho clona hydrodynamického meniča momen-tov k unášaču 15.The inlet clutch 61 is closed, the clutch 62 remains open. The output shaft 38 delivers a torque of 1.642 M, the idle clutch 36 engages a reaction force of 2.642 M. The torque transmission from the output shaft 38 to the input shaft 1 is not allowed because the output clutch 63 is permanently open at the spreader by moving the weights 29 of the protrusion 43 of the hub 42 and the rotation of the output shaft 38a by the control carrier 31 to the box 27, the carrier 25 and the central shaft 37 and the idle clutch 26 are permanently disengaged. of the central shaft 37 on the body 52, in the case of poor rotation of the output shaft 38, in the case of a poor running, the gearbox drive shaft 1 is in idling mode. In the preselection of the parking mode, in a known manner it is engaged in engagement with the teeth 44 of the latch 42 of the latch, the locking disc 42 and thus the output shaft 38 relative to the housing body 46, the latch not shown in the figures. In the case of connection to the turbine inlet shaft 1 and connection to the central shaft 37 of the hydro-dynamic torque converter member, the function of the gearbox described above changes so that instead of the torque M, the turbine and the central shaft are supplied to the input shaft 1 Moreover, the reaction torque of the actuator of the hydrodynamic transducer is supplied as a function of the current mode of operation of the hydrodynamic transducer. In the case of connecting the central wheel 12 to the turbine and connecting the central shaft 37 to the reaction member of the hydrodynamic actuator, the input gear transmission 53 is received from the gearbox, the input clutch 61, the control driver 11, the idle clutch 6 and the drive portion 69 of the driver 15, and the gearbox functions as described above for the 2nd, 3rd and 4th gear in forward travel 2nd wrong gear, with the gearbox being forward three-speed, one-speed reverse driving, and twisting gear 12 being supplied to the central gear 12 the turbine and the central shafts 37, the reaction moment of the hydro-dynamic torque converter being supplied, depending on the mode of operation of the hydrodynamic converter. It is also possible to connect the turbine of the hydrodynamic torque converter to the central wheel 12 and to connect the reaction orifice of the hydrodynamic torque converter to the carrier 15.