用于机动车的变速器的制作方法

本发明涉及一种用于机动车的变速器，包括输入轴、输出轴、前置副齿轮组、主齿轮组、具有可旋转的转子和抗旋转的定子的电机以及至少三个切换元件。本发明还涉及一种用于机动车的混合动力传动系。

背景技术：

变速器在此尤其是称为多级变速器，在其中，可在输入轴和输出轴之间通过切换元件优选自动切换多个挡位、即传动比。切换元件在此例如是离合器或制动器。这种变速器主要用于机动车中，以便以适合的方式使驱动单元的转速和扭矩输出特性适应车辆的行驶阻力。

本申请人的专利申请DE 102013223427 A1描述了一种用于混合动力传动系的动力换挡变速器，其包括前置副齿轮组和主齿轮组，它们分别包括两个双耦合的行星齿轮组。前置副齿轮组构造用于提供两个与变速器输入轴转速相比减小的转速。电机转子在此与主齿轮组的按转速顺序的第一轴持续连接。

本申请人的专利申请DE 102013223426 A1描述了一种用于混合动力传动系的变速器，其包括前置副齿轮组和主齿轮组，它们分别包括两个双耦合的行星齿轮组。前置副齿轮组构造用于提供一个与变速器输入轴的转速相比增大的转速和一个与变速器输入轴的转速相比减小的转速。电机转子在此与主齿轮组的按转速顺序的第一轴持续连接。

在现有技术中公开的两种变速器中，电机转子连接到主齿轮组的按转速顺序的第一轴上。在上述专利申请的附图1所示的转速图中清晰可见，主齿轮组第一轴的转速通常仅具有低转速或者甚至抗旋转地固定。当第一轴抗旋转地固定时，该轴不能产生或吸收扭矩。当该轴 具有低转速时，电机必须具有相应大的尺寸，以便能够输出规定功率所需的扭矩。这是不希望的，因为电机在行驶运行中应尽可能在每个挡位中用于输出和吸收功率、例如用于回收。在此电机应具有尽可能小的尺寸。

技术实现要素：

因此，本发明的任务在于提供一种用于机动车的变速器，其包括结构紧凑的电机，所述电机在变速器的每个挡位中用于吸收和输出功率。

该任务通过权利要求1的特征来解决。有利的扩展方案由从属权利要求、说明书和附图给出。

所述变速器包括前置副齿轮组、主齿轮组、具有可旋转的转子和抗旋转的定子的电机以及至少三个切换元件。

主齿轮组包括第一和第二行星齿轮组，所述行星齿轮组总共具有四个按转速顺序称为第一、第二、第三和第四轴的轴。主齿轮组因此构造为所谓的双行星架－四轴变速器。双行星架－四轴变速器可理解为这样的行星齿轮变速器，其包括两个通过正好两个联接轴在运动学上耦合的单行星齿轮组并且其四个元件(“轴”)对于其它变速器元件而言可自由接近。联接轴在此被定义为第一单行星齿轮组的一个元件、即太阳轮、行星架或齿圈与第二单行星齿轮组的一个元件、即太阳轮、行星架或齿圈之间的持续机械连接。单行星齿轮组的数量和自由轴的数量不通过变速器的视觉外观、而是通过其运动学定义。通常使用变速器的转速图、如由变速器理论已知的库茨巴赫图(Kutzbachplan)来图形显示变速器的运动学。

前置副齿轮组构造用于在其一个轴上提供相对于输入轴转速增大的转速并且在其另一轴上提供相对于输入轴转速减小的转速。纯机械地提供不同转速，由此可固定地预规定前置副齿轮组的轴之间的传动比。这例如通过下述方式来解决：将前置副齿轮组构造为双行星架－四轴变速器，其中前置副齿轮组的按转速顺序的第一轴持续抗旋转地 固定。前置副齿轮组的按转速顺序的第三轴与输入轴持续连接。前置副齿轮组的按转速顺序的第二轴提供与输入轴相比减小的转速。前置副齿轮组的按转速顺序的第四轴提供与输入轴相比增大的转速。前置副齿轮组的该设计仅被视为示例性的。作为替代方案，前置副齿轮组也可通过两个圆柱齿轮级构成，它们在两个副轴上提供增大或减小的转速。

前置副齿轮组的构造用于提供与输入轴转速相比减小的转速的轴构成通往主齿轮组四个轴的第一轴的可切换第一功率路径的组成部分。输入轴本身是通往主齿轮组四个轴的第二轴的可切换第二功率路径的组成部分。换言之，所述至少三个切换元件之一设置在主齿轮组四个轴的第一轴和前置副齿轮组的提供减小的转速的轴之间。所述至少三个切换元件的另一个直接设置在输入轴和主齿轮组四个轴的第二轴之间。第一和第二功率路径可切换。当配置给功率路径的切换元件打开时，该功率路径不传输功率。

通过选择性成对地接合切换元件可确定主齿轮组四个轴的转速比。由此可在输入轴和输出轴之间产生多个可切换的前进挡。换言之，在每个前进挡中正好闭合两个切换元件。通过闭合两个切换元件确定齿轮组四个轴的转速比。

根据本发明，电机转子与前置副齿轮组的构造用于提供与输入轴转速相比增大的转速的轴持续连接。由此在输入轴和电机转子之间产生固定的、与挡位无关的传动比，并且转子的转速始终高于输入轴的转速。因此，转子可以更高转速运行以便产生或吸收规定功率。这允许减小的电机结构方式。由于转子与前置副齿轮组的一个轴持续连接，该轴与输入轴具有固定的传动比，因此转子始终具有一个转速，即使当输入轴也具有一个转速时。由此确保转子在行驶运行中在每个挡位中都具有一个转速并且因此用于产生和吸收功率。

优选变速器为了产生前进挡总共包括五个切换元件。主齿轮组的第一轴能通过五个切换元件的第三切换元件抗旋转地固定，其方式是，第一轴经由第三切换元件与壳体或变速器的另一抗旋转的构件连接。 此外，主齿轮组的第一轴能通过五个切换元件的第二切换元件与前置副齿轮组的构造用于提供与输入轴转速相比减小的转速的轴连接。主齿轮组的第二轴能通过五个切换元件的第四切换元件抗旋转地固定，其方式是，第二轴经由第四切换元件与壳体或变速器的另一抗旋转的构件连接。此外，主齿轮组的第二轴能通过五个切换元件的第五切换元件与输入轴连接。主齿轮组的第三轴与变速器的输出轴持续连接。主齿轮组的第四轴能通过五个切换元件的第一切换元件与输入轴连接或与前置副齿轮组的构造用于提供与输入轴转速相比减小的转速的轴连接。切换元件在主齿轮组轴、前置副齿轮组轴、输入轴和壳体之间的这种配置允许形成至少六个不成组切换的前进挡并且因此特别适合用于机动车中。

通过选择性地操作五个切换元件可在输入轴和输出轴之间自动切换至少六个前进挡。第一前进挡通过闭合第一切换元件和第四切换元件形成。第二前进挡通过闭合第一切换元件和第三切换元件形成。第三前进挡通过闭合第一切换元件和第二切换元件形成。第四前进挡通过闭合第一切换元件和第五切换元件形成。第五前进挡通过闭合第二切换元件和第五切换元件形成。第六前进挡通过闭合第三切换元件和第五切换元件形成。通过将第一至第五切换元件配置给各个前进挡，在适合地选择主齿轮组行星齿轮组的固定传动比和前置副齿轮组的传动比时可实现特别适合用于机动车的传动比顺序。此外，两个相邻的挡位始终具有一个在这两个挡位中闭合的切换元件。因此，在向相邻挡位切换的过程中只需打开一个切换元件并且闭合一个切换元件。这简化了切换过程并且缩短了切换时间。此外，该换挡图允许通过双作用致动器操作不同时被操作的切换元件、如第四和第五切换元件。

根据一种实施方式，通过闭合第二切换元件和第四切换元件在输入轴和输出轴之间形成倒挡。倒挡仅可选地设置，因为倒挡也能通过使电机逆着优选旋转方向运行且挂入一个前进挡来形成。但如不能提供电机运行，则可如此机械形成的倒挡对于机动车的功能是有利的。

优选第一切换元件构造为形锁合的切换元件。形锁合的切换元件 在闭合状态中通过形锁合建立连接并且在打开状态中以比力锁合切换元件更低的拖曳损失为特征。例如第一切换元件可构造为牙嵌切换元件，其也可构造成无同步装置的。通过在打开状态中较低的拖曳损失进一步提高了变速器的效率，尤其是因为第一切换元件仅在机动车的第一至第四前进挡中闭合。因而第一切换元件在变速器于高挡位中运行时、例如在高速公路行驶时大多是打开的。

替代或附加地，第四切换元件也可构造为形锁合的切换元件、尤其是构造为牙嵌切换元件。第四切换元件在变速器运行时大多也是打开的，因为其仅在第一前进挡和可选设置的倒挡中闭合。因此，将第四切换元件构造为形锁合的切换元件可提高变速器的效率且不会不利地影响切换动力学(Schaltdynamik)。在倒挡和第一前进挡之间的切换过程中第四切换元件保持闭合。因此通过将第四切换元件构造为形锁合的切换元件不影响该敏感的切换过程。

根据一种实施方式，前置副齿轮组包括第三和第四行星齿轮组，所述行星齿轮组构成具有组合齿圈的拉威挪齿轮组。拉威挪齿轮组构成双行星架－四轴变速器并且包括两个行星齿轮组，其中一个行星齿轮组构造为负传动比齿轮组并且另一行星齿轮组构造为正传动比齿轮组。负传动比齿轮组的行星架与正传动比齿轮组的行星架持续连接，由此形成一个共同的行星架。在具有组合齿圈的实施方式中，构造为正传动比齿轮组的行星齿轮组的外侧行星齿轮和构造为负传动比齿轮组的行星齿轮组的行星齿轮与同一齿圈啮合。拉威挪齿轮组的特征在于高效率、低结构空间需求以及简单的可制造性并且因此特别适合用于具体应用。构造为正传动比齿轮组的第四行星齿轮组的太阳轮在此持续抗旋转地固定，其方式是，太阳轮与壳体或变速器的另一抗旋转的构件持续连接。第三和第四行星齿轮组的共同的行星架与输入轴持续连接。构造为负传动比齿轮组的第三行星齿轮组的太阳轮与电机转子持续连接。第三和第四行星齿轮组的组合齿圈是前置副齿轮组的构造用于提供减小的转速的轴的组成部分。前置副齿轮组的该设计的特征在于前置副齿轮组轴良好的可接近性。

根据另一种实施方式，前置副齿轮组构造为具有组合太阳轮的拉威挪齿轮组。在此构造为正传动比齿轮组的第四行星齿轮组的内侧行星齿轮和构造为负传动比齿轮组的第三行星齿轮组的行星齿轮与同一太阳轮啮合。第三和第四行星齿轮组的组合太阳轮在此持续抗旋转地固定，其方式是，该太阳轮与壳体或变速器的另一抗旋转的构件持续抗旋转地连接。构造为正传动比齿轮组的第四行星齿轮组的齿圈是前置副齿轮组的那个构造用于提供减小的转速的轴的组成部分。第三和第四行星齿轮组的共同的行星架与输入轴持续连接。构造为负传动比齿轮组的第三行星齿轮组的齿圈与电机转子持续连接。前置副齿轮组的该设计的特征也在于前置副齿轮组轴良好的可接近性。

根据另一种实施方式，前置副齿轮组的第三和第四行星齿轮组由负传动比齿轮组构成，所述负传动比齿轮组在行星架和齿圈上彼此耦合，由此也形成双行星架－四轴变速器。第三和第四行星齿轮组的组合齿圈在此持续抗旋转地固定，其方式是，组合齿圈与壳体或变速器的另一抗旋转的构件连接。第三行星齿轮组的行星架和第四行星齿轮组的行星架是前置副齿轮组的那个构造用于提供减小的转速的轴的组成部分。第四行星齿轮组的太阳轮与输入轴持续连接。第三行星齿轮组的太阳轮与电机转子持续连接。前置副齿轮组的该设计的特征也在于前置副齿轮组轴良好的可接近性。尤其是组合齿圈的抗旋转固定实现了变速器简单的可制造性。

根据另一种实施方式，前置副齿轮组的第三和第四行星齿轮组由负传动比齿轮组构成，其中，第四行星齿轮组设置在第三行星齿轮组的径向之内并且第三行星齿轮组的太阳轮构造在第四行星齿轮组齿圈的外径上。第三行星齿轮组的行星架与第四行星齿轮组的行星架连接。第三行星齿轮组的齿圈与输入轴持续连接。第三行星齿轮组的行星架是前置副齿轮组的那个构造用于提供减小的转速的轴的组成部分。第四行星齿轮组的太阳轮与电机转子持续连接。第四行星齿轮组的齿圈持续抗旋转地固定，其方式是，齿圈与壳体或变速器的另一抗旋转的构件持续连接。前置副齿轮组的该设计的特征也在于前置副齿轮组轴 良好的可接近性。通过将第四行星齿轮组设置在第三行星齿轮组的径向之内该实施方式的轴向结构空间需求特别小。

根据一种实施方式，主齿轮组构造为具有组合齿圈的拉威挪齿轮组。构造为负传动比齿轮组的第一行星齿轮组的太阳轮构成主齿轮组第一轴的组成部分。第一和第二行星齿轮组的行星架是主齿轮组第二轴的组成部分。第一和第二行星齿轮组的组合齿圈是主齿轮组第三轴的组成部分。构造为正传动比齿轮组的第二行星齿轮组的太阳轮构成主齿轮组第四轴的组成部分。主齿轮组的该实施方式的特征在于良好的效率、简单的可制造性以及主齿轮组四个轴良好的可接近性。

根据另一种实施方式，主齿轮组的第一和第二行星齿轮组构造为具有双“行星架－齿圈耦合”的负传动比齿轮组。第一行星齿轮组的太阳轮是主齿轮组第一轴的组成部分。第一行星齿轮组的行星架和第二行星齿轮组的齿圈是主齿轮组第二轴的组成部分。第一行星齿轮组的齿圈和第二行星齿轮组的行星架是主齿轮组第三轴的组成部分。第二行星齿轮组的太阳轮是主齿轮组第四轴的组成部分。主齿轮组的该实施方式的特征也在于良好的效率、简单的可制造性以及主齿轮组四个轴良好的可接近性。

根据另一种实施方式，主齿轮组的第一和第二行星齿轮组构造为负传动比齿轮组，其中，第二行星齿轮组设置在第一行星齿轮组的径向之内并且第一行星齿轮组的太阳轮构造在第二行星齿轮组齿圈的外径上。第一行星齿轮组的太阳轮是主齿轮组第一轴的组成部分。第一行星齿轮组的行星架和第二行星齿轮组的行星架彼此连接并且是主齿轮组第二轴的组成部分。第一行星齿轮组的齿圈是主齿轮组第三轴的组成部分。第二行星齿轮组的太阳轮是主齿轮组第四轴的组成部分。主齿轮组的该实施方式的特征在于特别小的轴向结构空间需求。

优选变速器具有连接轴，该连接轴可经由第六切换元件与变速器的输入轴连接。通过打开第六切换元件，能通过变速器的电机纯电动地驱动机动车，且无需拖曳与连接轴连接的驱动单元。第六切换元件可构造为力锁合或形锁合的切换元件。

变速器可包括第二电机，该电机的转子与连接轴持续连接。由此可进一步改善变速器的功能，例如可在第六切换元件打开期间实现与连接轴连接的驱动单元的起动。

变速器可以是机动车混合动力传动系的组成部分。该混合动力传动系除了变速器外还包括内燃机，所述内燃机通过扭振减振器与变速器的连接轴连接。变速器的输出轴与输出装置连接，该输出装置与机动车的车轮连接。混合动力传动系能实现机动车的多种运行模式。在电动行驶运行中机动车通过变速器的电机驱动，在此第六切换元件打开。在内燃机驱动运行中机动车通过内燃机驱动，在此第六切换元件闭合。在混合驱动运行中，机动车既通过内燃机又通过变速器电机驱动。

电机至少包括抗旋转的定子和可旋转支承的转子并且在马达式运行中构造用于将电能转换为转速和扭矩形式的机械能并且在发电机式运行中将机械能转换为电流和电压形式的电能。

行星齿轮组包括太阳轮、行星架和齿圈。在行星架上可旋转地支承有行星齿轮，这些行星齿轮与太阳轮的齿部和/或与齿圈的齿部啮合。负传动比齿轮组是指包括行星架、太阳轮和齿圈的行星齿轮组，在行星架上可旋转地支承有行星齿轮，在此所述至少一个行星齿轮的齿部不仅与太阳轮的齿部而且也与齿圈的齿部啮合，由此，当太阳轮在行星架固定的情况下旋转时，齿圈和太阳轮向相反方向旋转。正传动比齿轮组与刚才所描述的负传动比齿轮组的区别在于，正传动比齿轮组包括内侧和外侧行星齿轮，所述行星齿轮可旋转地支承在行星架上。内侧行星齿轮的齿部在此一方面与太阳轮的齿部并且另一方面与外侧行星齿轮的齿部啮合。外侧行星齿轮的齿部另外与齿圈的齿部啮合。这导致在行星架固定时太阳轮和齿圈向相同方向旋转。

通过切换元件——根据其操作状态——能实现两个构件之间的相对运动或在两个构件之间建立用于传递扭矩的连接。“相对运动”例如可理解为两个构件的旋转，在此第一构件的转速和第二构件的转速互不相同。另外，也可想到仅两个构件之一旋转，而另一构件静止或向 相反方向旋转。

“持续连接”是指两个元件之间始终存在连接。如此持续连接的元件始终以其转速之间的相同的相关性旋转。在两个元件之间的持续连接中不可设置切换元件。因此持续连接不同于可切换的连接。

附图说明

下面参考附图详细说明本发明的实施例。附图如下：

图1示意性示出根据本发明第一种实施例的变速器；

图2示意性示出根据本发明第二种实施例的变速器；

图3示意性示出根据本发明第三种实施例的变速器；

图4示意性示出根据本发明第四种实施例的变速器；

图5示意性示出根据本发明第五种实施例的变速器；

图6示出变速器第一和第五种实施例的转速图；

图7示出变速器第二至第四种实施例的转速图；

图8示出变速器的换挡图；

图9示出机动车的混合动力传动系。

具体实施方式

图1示意性示出根据本发明第一种实施例的、用于机动车的变速器G。变速器G包括输入轴GW1、输出轴GW2、具有抗旋转的定子S和可旋转的转子R的电机EM、包括第一和第二行星齿轮组P1、P2的主齿轮组HRS以及包括第三和第四行星齿轮组P3、P4的前置副齿轮组VRS。

前置副齿轮组VRS构造为具有组合齿圈E33、E34的拉威挪齿轮组。转子R与构造为负传动比行星齿轮组的第三行星齿轮组P3的太阳轮E13持续连接。输入轴GW1与第三和第四行星齿轮组P3、P4的共同的行星架E23、E24持续连接。构造为正传动比齿轮组的第四行星齿轮组P4的太阳轮E14持续抗旋转地固定，其方式是，太阳轮与壳体GG或与变速器G其它抗旋转的构件持续连接。通过该连接在 输入轴GW1、转子R和组合齿圈E33、E34之间形成固定的转速比，该转速比取决于第三和第四行星齿轮组P3、P4的固定传动比。转子的转速n1在此始终高于输入轴GW1的转速n0。组合齿圈E33、E34的转速n2在此始终低于输入轴GW1的转速n0。

主齿轮组HRS也构造为具有组合齿圈E31、E32的拉威挪齿轮组。主齿轮组HRS总共包括四个轴，所述轴按其转速顺序称为第一、第二、第三和第四轴W1、W2、W3、W4。构造为负传动比齿轮组的第一行星齿轮组P1的太阳轮E11是主齿轮组HRS第一轴W1的组成部分。第一和第二行星齿轮组P1、P2的行星架E21和行星架E22是是主齿轮组HRS第二轴W2的组成部分。组合齿圈E31、E32是主齿轮组HRS第三轴W3的组成部分。构造为正传动比齿轮组的第二行星齿轮组P2的太阳轮E12是主齿轮组HRS第四轴W4的组成部分。主齿轮组HRS的第三轴W3与输出轴GW2持续连接。

变速器G总共包括五个切换元件、即第一切换元件A、第二切换元件B、第三切换元件C、第四切换元件D和第五切换元件E。通过闭合第一切换元件A，前置副齿轮组VRS的其上提供与输入轴GW1转速相比减小的转速n2的轴可与主齿轮组的第四轴W4连接。第一切换元件A因此处于前置副齿轮组VRS的组合齿圈E33、E34和主齿轮组HRS第二行星齿轮组P2的太阳轮E12之间的作用连接中。通过闭合第二切换元件B，前置副齿轮组VRS的其上存在减小的转速n2的轴可与主齿轮组HRS的第一轴W1连接。通过闭合切换元件C，主齿轮组HRS的第一轴W1能抗旋转地固定。通过闭合第四切换元件D，主齿轮组HRS的第二轴W2能抗旋转地固定。通过闭合第五切换元件E，输入轴GW1可与主齿轮组HRS的第二轴W2连接。

第一至第四切换元件A－D沿轴向设置在前置副齿轮组VRS和主齿轮组HRS之间，更确切地说从前置副齿轮组VRS开始按第一切换元件A、第二切换元件B、第三切换元件C、第四切换元件D的轴向顺序。在此变速器G没有轴在第一至第四切换元件A－D的径向外部延伸，因此操作装置可从径向外部良好地接近切换元件A－D。

五个切换元件A、B、C、D、E示意性以力锁合切换元件的形式示出。但这不能视为限制性的。五个切换元件A、B、C、D、E也可选择性地构造为牙嵌切换元件、尤其是第一切换元件A和第四切换元件D。这适用于所有实施例。

图2示意性示出根据本发明第二种实施例的、用于机动车的变速器G。与第一种实施例不同，前置副齿轮组VRS现在构造为具有组合太阳轮E13、E14的拉威挪齿轮组。此外，通过闭合第一切换元件A现在输入轴GW1与主齿轮组HRS的第四轴W4连接。组合太阳轮E13、E14持续抗旋转地固定。输入轴GW1与第三和第四行星齿轮组P3、P4的共同的行星架E23、E24持续连接。构造为负传动比齿轮组的第三行星齿轮组P3的齿圈与转子R持续连接。构造为正传动比齿轮组的第四行星齿轮组P4的齿圈E34是其上提供与输入轴GW1转速n0相比减小的转速n2的轴的组成部分。

在根据第二种实施例的变速器G中，第一切换元件A可设置在第五切换元件E的径向之内。由此减小了整个变速器G的轴向结构空间需求。当第一切换元件A构造为形锁合切换元件时，径向靠近变速器G的中心轴是特别有利的，因为形锁合切换元件优选具有较小的直径。

第一和第二种实施例之间的各区别彼此独立。例如第一切换元件A在根据图1的前置副齿轮组VRS中也可设置在输入轴GW1和主齿轮组HRS第四轴W4之间的作用连接中，或第一切换元件A在根据图2的前置副齿轮组VRS中也可设置在主齿轮组HRS第四轴W4和第四行星齿轮组P4齿圈E34之间的作用连接中。

图3示意性示出根据本发明第三种实施例的、用于机动车的变速器G。不同于前述实施例，在第三种实施例中前置副齿轮组VRS和主齿轮组HRS均未构造成拉威挪齿轮组。第三和第四行星齿轮组P3、P4现在构造为具有组合齿圈E33、E34的负传动比齿轮组，其中第三行星齿轮组P3的行星架E23与第四行星齿轮组P4的行星架E24持续连接。第三行星齿轮组P3的太阳轮E13与转子R持续连接。第四行星齿轮组P4的太阳轮E14与输入轴GW1持续连接。组合齿圈E33、 E34持续抗旋转地固定。因此，在行星架E23和行星架E24上产生与输入轴转速n0相比减小的转速n2。在根据第三种实施例的变速器G中，通过闭合第一切换元件A在主齿轮组HRS的第四轴W4和输入轴GW1之间建立抗旋转的连接。

根据第三种实施例，主齿轮组HRS的第一和第二行星齿轮组P1、P2构造为两个具有双行星架－齿圈耦合的负传动比齿轮组。第一行星齿轮组P1的太阳轮E11是主齿轮组HRS第一轴W1的组成部分。第一行星齿轮组P1的行星架E21和第二行星齿轮组P2的齿圈E32持续连接并且是主齿轮组HRS第二轴W2的组成部分。第一行星齿轮组P1的齿圈E31和第二行星齿轮组P2的行星架E22持续连接并且构成主齿轮组HRS第三轴W3的组成部分。第二行星齿轮组P2的太阳轮E12是主齿轮组HRS第四轴W4的组成部分。

图4示意性示出根据本发明第四种实施例的、用于机动车的变速器G。不同于前述实施例，主齿轮组HRS的行星齿轮组P1、P2设置在一个共同的齿轮组平面中。前置副齿轮组VRS的行星齿轮组P3、P4也设置在一个共同的齿轮组平面中。

第四行星齿轮组P4设置在第三行星齿轮组P3的径向之内，第三行星齿轮组P3的太阳轮E13构造在第四行星齿轮组P4齿圈E34的外径上，并且在此持续抗旋转地固定。第四行星齿轮组P4的太阳轮E14与转子R持续连接。第四行星齿轮组P4的行星架E24与第三行星齿轮组P3的行星架E23彼此连接。第三行星齿轮组P3的齿圈E33与输入轴GW1持续连接。由此在第三和第四行星齿轮组P3、P4的行星架E23、E24上产生与输入轴GW1转速n0相比减小的转速n2。

第二行星齿轮组P2设置在第一行星齿轮组P1的径向之内，第一行星齿轮组P1的太阳轮E11构造在第二行星齿轮组P2齿圈E32的外径上。第一行星齿轮组P1的行星架E21与第二行星齿轮组P2的行星架E22持续连接。第一行星齿轮组P1的太阳轮E11是主齿轮组HRS第一轴W1的组成部分。第一和第二行星齿轮组P1、P2的行星架E21、E22是主齿轮组HRS第二轴W2的组成部分。第一行星齿轮组P1的 齿圈E31是主齿轮组HRS第三轴W3的组成部分。第二行星齿轮组P2的太阳轮E12是主齿轮组HRS第四轴W4的组成部分。

在根据第四种实施例的变速器G中，通过闭合第一切换元件A在输入轴GW1和主齿轮组HRS的第四轴W4之间建立抗旋转的连接。

图5示意性示出根据本发明第五种实施例的、用于机动车的变速器G。第五种实施例基本上相应于第四种实施例。唯一的区别在于第一切换元件A方面。通过闭合第一切换元件A，在主齿轮组HRS第四轴W4和前置副齿轮组VRS的其上存在与输入轴GW1转速n0相比减小的转速n2的轴之间建立抗旋转的连接。

图6示出变速器G第一和第五种实施例的转速图。图7示出第二至第四种实施例的转速图。在转速图中，沿竖直方向示出主齿轮组HRS的四个轴W1、W2、W3、W4的转速与输入轴GW1转速n0的比值。输入轴GW1的最大转速n0被标准化为值1。主齿轮组HRS四个轴W1、W2、W3、W4之间的距离通过第一和第二行星齿轮组的固定传动比产生。该图仅用于说明并且并非按比例的。属于一个特定工作点的转速比能通过直线连接。

当四个轴W1、W2、W3、W4的两个彼此连接时，这两个彼此连接的轴以同一转速旋转。为清楚起见，如此连接的轴可在转速图中彼此水平分开地示出。在此在转速图中所选的如此连接的轴之间的水平距离是任意的。当然，与在转速图中所选的水平距离无关，如此连接的轴之间的传动比为值1。

图8示出变速器G的换挡图，其适用于所有实施例。在换挡图的行中说明六个前进挡G1至G6、一个倒挡R1以及一个驻车锁定装置P。在换挡图的列中通过圆圈表明在哪个挡位或者说运行模式中哪些切换元件A、B、C、D、E闭合。通过图8的换挡图和图6与图7的转速图清楚地示出变速器G的作用方式。

在图8所示的换挡图中示例性示出由根据第四种实施例的变速器G产生的输入轴GW1和输出轴GW2之间的传动比。为此使用的固定传动比如下：第一行星齿轮组P1：-1.6、第二行星齿轮组P2：-2.2、 第三行星齿轮组P3：-1.5、第四行星齿轮组P4：-2.0。这种传动比顺序特别适合用于机动车中的变速器G。

当第三切换元件C和形第四切换元件D均构造为形锁合的牙嵌切换元件时，能通过闭合这两个切换元件实现驻车锁定装置P。因为通过抗旋转地固定主齿轮组HRS的两个轴、在此情况下为固定第一轴W1和第二轴W2，也可使输出轴GW2抗旋转地固定。优选在此这样构造第三和第四切换元件C、D，使得它们在无能量状态中可靠保持在其切换状态中。

图9示出具有根据第四种实施例的变速器G的机动车混合动力传动系。这仅仅视为示例性的。混合动力传动系可设有所列出的变速器G实施例的任何一种。混合动力传动系包括内燃机VKM，该内燃机通过扭振减振器TS与变速器G的连接轴AN连接。连接轴AN可经由第六切换元件K0与变速器G的输入轴GW1连接。输出轴GW2与轴减速器AG处于驱动作用连接。存在于输出轴GW2上的功率从轴减速器AG分配到机动车的车轮DW上。在电机EM的马达式运行中，电功率通过未示出的逆变器输送给定子S。在电机EM的发电机式运行中，定子S向逆变器输送电功率。在另一种运行模式中，电机EM用于在机动车的停车状态中为机动车的蓄能器充电。为此应闭合第六切换元件K0，在此最多允许闭合五个切换元件A－E的一个。因此内燃机VKM可驱动电机EM，且不向输出轴GW2传输功率。

此外，图9所示的变速器G包括第二电机EM2，该电机的转子与连接轴AN抗旋转地连接。第二电机EM2可选地设置。通过第二电机EM2可起动内燃机VKM，即使第六切换元件K0打开。在第六切换元件K0闭合时，第二电机EM2也可用于驱动机动车。这种第二电机EM2可用于变速器G的任何一种实施例。第二电机EM2也可设置在变速器G之外，例如以内燃机VKM上的皮带－起动器发电机的形式。

附图标记列表

G 变速器

GW1 输入轴/驱动轴

GW2 输出轴

AN 连接轴

GG 壳体

EM 电机

S 定子

R 转子

VRS 前置副齿轮组

HRS 主齿轮组

W1 主齿轮组的第一轴

W2 主齿轮组的第二轴

W3 主齿轮组的第三轴

W4 主齿轮组的第四轴

n0 输入轴转速

n1 增大的转速

n2 减小的转速

P1 第一行星齿轮组

E11 第一行星齿轮组的太阳轮

E21 第一行星齿轮组的行星架

E31 第一行星齿轮组的齿圈

P2 第二行星齿轮组

E12 第二行星齿轮组的太阳轮

E22 第二行星齿轮组的行星架

E32 第二行星齿轮组的齿圈

P3 第三行星齿轮组

E13 第三行星齿轮组的太阳轮

E23 第三行星齿轮组的行星架

E33 第三行星齿轮组的齿圈

P4 第四行星齿轮组

E14 第四行星齿轮组的太阳轮

E24 第四行星齿轮组的行星架

E34 第四行星齿轮组的齿圈

A 第一切换元件

B 第二切换元件

C 第三切换元件

D 第四切换元件

E 第五切换元件

K0 第六切换元件

G1－G6 第一至第六前进挡

R1 倒挡

P 驻车锁定装置

VKM 内燃机

DW 车轮

AG 轴减速器

TS 扭振减振器

EM2 第二电机。