A、B的 空间布置方案理解为示例性的。为了节约变速器的轴向结构长度，在另一设计方案中例如 提出，在轴向并排设置的摩擦片组不变的情况下，制动器A至少部分地设置在第一行星轮组 RS1径向上方的区域中，并且制动器B至少部分地设置在第四行星轮组RS4的径向上方的区 域中。在又一设计方案中例如能够提出，两个制动器A、B不轴向并排地设置，而是部分径向 相叠地或者完全径向相叠地设置。
[0092] 此外如从图1中可见，两个离合器C和D在空间上观察设置于在轴向上位于与第四 行星轮组RS4相邻的第二行星轮组RS2和靠近从动端的第三行星轮组RS3之间的区域中。离 合器D的摩擦片组在空间上观察大致沿径向设置在离合器C的摩擦片组上方，由此两个离合 器C和D沿轴向相邻于第三行星轮组RS3(在其朝向第二行星轮组RS2的一侧上）。在此，形成 在第二行星轮组RS2的齿圈H02和第三行星轮组RS3的太阳轮S03之间的操作连接件的轴5在 轴向方向上完全包围离合器C。由此，离合器C设置在圆柱空间之内，所述圆柱空间通过轴5 形成。此外，形成在第二行星轮组RS2的行星架ST2和离合器D之间的操作连接件的轴8沿轴 向方向完全地包围第二行星轮组RS2和离合器E。如已经表明的，在图1中示出的这两个离合 器C和D的空间布置方案理解为示例性的。因此，能够根据对于将变速器安装到车辆中可用 的结构空间而符合目的的是，离合器C和D轴向地并排设置，于是离合器D比离合器C更靠近 第三行星轮组RS3设置，并且这两个离合器C和D的摩擦片组能够以至少类似的和大的直径 设置。
[0093] 此外如从图1中可见，两个离合器E和F在空间上观察相邻于第二行星轮组RS2设 置。在此，设置在行星轮组RS2的行星架ST2和行星轮组RS4的齿圈H04之间的动力流中的离 合器E在空间上观察设置在沿轴向位于第二行星轮组RS2和第四行星轮组RS4之间的区域 中，而仅在第五前进挡中断开的并且在所有其它挡中闭合的进而尤其良好地适于以小尺寸 的爪式离合器的结构类型构成的离合器F在空间上观察设置在居中地位于第二行星轮组 RS2内部的区域中。对于这两个离合器E和F的空间布置方案在此处要注意在图1中所选择的 视图的示例性特征。原则上，本领域技术人员也能够将这两个离合器E和F以其它方式定位， 在离合器F构成为具有大的摩擦片直径的片式离合器的情况下尤其如此。例如离合器E也能 够设置在行星轮组RS2的背离行星轮组RS3的一侧上。离合器F也可设置在沿轴向位于行星 轮组RS2旁边的两侧中的一侧上，必要时轴向地位于离合器E的旁边或者径向地位于离合器 E下方。
[0094] 如从图1中此外可见，行星轮组RS1、RS4和RS3分别最多由变速器的一个轴沿轴向 方向居中穿过。具体而言，行星轮组RS1和RS4仅由驱动轴AN或者说轴1沿轴向方向居中地完 全穿过，其中驱动轴AN在其轴向伸展中居中地穿过第三轴3、第七轴7以及第五轴5的一个部 段。这一方面对于驱动轴AN和齿轮组的确定尺寸是特别有利的，另一方面也对于到四个行 星轮组RS1至RS4的行星轮的相对简单的润滑介质输送和对于到四个离合器E、F、D、C的相对 简单的压力介质和润滑介质输送是特别有利的。根据离合器F的空间方位，使得第二行星轮 组RS2也仅由一个轴(在该情况下由驱动轴AN或者说由轴1)沿轴向方向居中地完全穿过。 [0095]如从图1中此外可见，变速器的形成位于第一行星轮组RS1的行星架ST1和第三行 星轮组RS3的行星架ST3之间的操作连接件的轴6在其轴向伸展中完全地穿过第四和第二行 星轮组RS4、RS2以及四个离合器E、F、C、D。
[0096]在图2中示出根据本发明的根据图1的九挡自动变速器的示例性的换挡简图。在每 个挡中，四个切换元件闭合并且两个切换元件断开。除了换挡逻辑，也能够从换挡简图中得 出例如各个挡位的相应的传动比i的示例的值和可由此确定的速比间隔φ。所给出的传动 比i从四个行星轮组1^1、1^2、1?3、1?4的（典型的）行星架固定传动比-2.00、-1.70、-1.61 和-4.30中得出。此外，能够从换挡简图中得知，在按顺序换挡方式中（即每次升或降一个挡 位)避免双换挡或者说成组切换，因为在换挡逻辑中相邻的两个挡位始终共同使用两个切 换元件。第七前进挡构成为直接挡。
[0097]因此，在图1和2中示出的九挡自动变速器的计算上的效率尤其是非常好的，因为 在每个挡中总计六个切换元件中的两个不接合，并且因此将断开的摩擦切换元件上的强制 的拖曳损失有效地最小化。计算上的变速器效率的典型值在第一挡中是98.4%，在第二挡 中是97.7%，在第三挡中是98.8%，在第四挡中是98.6%，在第五和第六挡中是98.9%，在 第七挡中是100%，在第八挡中是99.4%，在第九挡中是99.2%。
[0098]在应用单行星齿轮机构的其它的行星架固定传动比时，在各个挡位中获得不同的 传动比。对此的示例在图3中示出，利用在图2中给出的换挡简图示出。对于四个行星轮组 1^1、1^2、1^3、1^4，在图3中给出的传动比1、速比间隔中基于行星架固定传动比-2.00、-1·70、-1·61和-4.50。
[0099] 图4示出根据本发明的自动变速器的第二实施例。在此示出的九挡自动变速器的 齿轮组简图相应于图1的齿轮组简图的运动学，然而具有四个行星轮组1^1、1^2、1?3、1?4和 六个切换元件A、B、C、D、E、F的改型的空间布置方案。
[0100] 在空间上观察，在图4中四个彼此同轴地并排设置的单行星轮组的次序相对于图1 如下改变，即获得限定的顺序"第二、第四、第一、第三行星轮组"（即"RS2-RS4-RS1-RS3"布 置方案）。在此，第二行星轮组RS2示例性地朝向自动变速器的驱动端。因此也获得切换元件 在变速器壳体GG内的另一空间布置方案。因此，两个制动器A和B示例性地位于行星轮组RS1 和RS3径向上方的区域中，三个离合器C、E和F示例性地沿轴向位于行星轮组RS2和RS4之间 的区域中，并且离合器D示例性地位于行星轮组RS2的背离行星轮组RS4的一侧上。
[0101] 在图4中同样表明该布置方案对于应用在具有所谓的"前部-横向-驱动装置"的车 辆中的良好的适宜性，因为第三行星轮组RS3示例性地朝向自动变速器的驱动端。
[0102] 图5示出根据本发明的自动变速器的第三实施例。这里示出的九挡自动变速器的 齿轮组简图相应于图1的齿轮组简图的运动学，然而具有切换元件的改型的空间布置方案。 在空间上观察，四个同轴地并排设置的单行星轮组的次序"第一、第四、第二、第三行星轮 组"不改变，即如同在图1中的布置方案"RS1-RS4-RS2-RS3"，其中第一行星轮组RS1又示例 性地朝向自动变速器的驱动端。
[0103] 相对于图1改型的是，一方面离合器C和D在沿轴向位于两个行星轮组RS2和RS3之 间的区域中的空间布置方案。现在，离合器C和D在空间上轴向并排设置，其中，作为第三切 换元件的离合器C轴向地直接邻接于第二行星轮组RS2,并且作为第四切换元件的离合器D 轴向地直接邻接于第三行星轮组RS3。另一方面，现在两个离合器E和F在空间上观察设置在 沿轴向位于两个行星轮组RS4和RS2之间的区域中，其中，作为第五切换元件的离合器E的摩 擦元件(在此示例性地作为摩擦片组表明）设置在作为第六切换元件的离合器F的摩擦元件 (在此示例性地作为摩擦片组表明）径向上方。
[0104] 图6示出作为在图5中示出的变速器简图的实施例的实际上构成的细节结构的变 速器剖面。图6示出所述变速器剖面的放大的细节局部。
[0105] 总体上，仅在从通过附加的挡实现的在发动机特征曲线族中的工作点移位得到的 收益大于通过这至少一个附加的切换元件引起的在自动变速器中的附加损耗时，附加的前 进挡才为在其它方面已知良好的自动变速器带来显著的客户利益，前提条件是，所需的改 变范围相对于基础变速器在经济上是可以接受的。以该考虑为出发点，并且以从申请人的 DE102005002337A1中派生出的已知的八挡自动变速器"8HP70"的实际结构为出发点，在图6 中提出的根据本发明的变速器的目的是，为本发明的齿轮组找到一种离合器装置，所述离 合器装置相比于基础变速器一方面引起仅极其低的附加损耗，另一方面允许使用尽可能多 的相同部件和尽可能多的相同制造工艺并且尽可能也安装在现有的结构空间中。
[0106] 按照根据本发明的具有在位于轴7(第四行星轮组RS4的齿圈H04)和轴9(第二行星 轮组RS2的太阳轮S02)之间的动力流中的离合器F和在位于轴7(第四行星轮组RS4的齿圈 H04)和轴8(第二行星轮组RS2的行星架ST2)之间的动力流中的离合器E的齿轮组，存在用于 设置为了液压地操作这两个离合器E和F而设有的伺服装置的多种可行性：
[0107] 1.离合器E的伺服装置在轴7上并且离合器F的伺服装置在轴7上；
[0108] 2.离合器E的伺服装置在轴7上并且离合器F的伺服装置在轴9上；
[0109] 3.离合器E的伺服装置在轴8上并且离合器F的伺服装置在轴9上；
[011 0] 4.离合器E的伺服装置在轴8上并且离合器F的伺服装置在轴7上。
[0111] 仅这四种布置方案中的第一种能够相对于基础变速器实现将由于在通向附加的 第六切换元件的压力介质输送部的区域中的泄漏和摩擦而产生的不可避免地附加的变速 器损耗最小化。即除了第一种布置方案以外可行的是，将来自驱动轴的、通向这两个离合器 E和F的伺服装置的压力介质输送部以仅三个在直径方面相同大小的矩形环引导到这两个 伺服装置的压力腔。此外，这三个矩形环定位在驱动轴的外直径上，即在变速器中的压力介 质输送部的最小可能的直径上，这将在矩形环上在以相对转速旋转时在其作用面上产生的 摩擦损耗最小化。替选于具有三个在直径方面相同大小的矩形环的布置方案也能够使用四 个在直径方面相同大小的矩形环，其具有优点：因此在两个轴向直接并排设置的旋转的压 力介质传输部位上有效地禁止可能的相互的压力影响，因为将在两个轴向居中的矩形环处 落下的泄漏油无压力地排出到居中的矩形环之间。
[0112] 为了实现这一点，在图6中提出的细节结构中将两个离合器E组合成一个组件，所 述组件在空间上观察设置在沿轴向位于第四和第二行星轮组RS4、RS2之间的区域中，其中 离合器E的示例性地构成为摩擦片组的摩擦元件LE设置在离合器F的示例性地构成为摩擦 片组的摩擦元件LF的径向上方。将相对于基础变速器的附加的离合器F径向地定位在离合 器E之内，其尺寸确定基本上从基础变速器接收，能够实现离合器F的摩擦片以尽可能小的 直径的布置方案，这对离合器F在断开状态下的拖曳损失起到正面的影响。
[0113] 径向外部的离合器E的外摩擦片架与第四行星轮组RS4的齿圈H04直接无相对转动 地连接并且形成轴7的部段。轴7的另一部段形成轴向地沿朝向第二行星轮组ES2的方向延 伸的毂部，所述毂部同样与第四行星轮组RS4的齿圈H04无相对转动地连接，但是也与径向 内部的离合器F的外摩擦片架无相对转动地连接。径向外部的离合器E的内摩擦片架形成轴 8的部段并且与第二行星轮组RS2的行星架ST2和离合器D的内摩擦片架无相对转动地连接。 在这里示出的实施例中，离合器E的内摩擦片架和行星架ST2-件式地构成。径向内部的离 合器F的内摩擦片架形成轴9的部段并且与第二行星轮组RS2的太阳轮S02无相对转动地连 接。在图6中以X标记的变速器细节在图6A中放大地示出。
[0114] 以制造技术方面有利的方式，相对于基础变速器改变的新组件E/F不改变邻接于 其的第四行星轮组RS4,因为在齿圈H04上的、用于直接耦联到第二行星轮组RS2太阳轮S02 上的、设置在基础变速器上的接口也适用于离合器E和F的两个新的外摩擦片架的耦联。
[0115] 电动液压的控制装置HSG将由变速器栗PU提供的压力介质根据需要引导给六个切 换元件A至F。在图6、6A中标记的是，通向四个离合器C、D、E和F的压力介质输送部pC、pD、pE 和pF。离合器C的伺服装置SC从从动轴AB那边供给压力介质。其它三个离合器D、E和F的伺服 装置SD、SE和SF从驱动轴AN那边供给压力介质。伺服装置SC、SD、SE和SF在结构上以已知的 方式分别构成有(在附图中未详细标记的）压力腔和为了补偿在相应的压力腔中主导的回 转压力而设置的(在附图中未详细标记的)压力平衡腔。伺服装置SC、SD、SE和SF的所述压力 平衡腔无压力地以润滑介质填充，所述润滑介质从驱动轴AN那边经由润滑介质输送部pS输 送。此外，也以已知的方式将润滑介质PS供给变速器中的润滑部位。
[0116] 在图6、6A中可见，为了操作离合器E的摩擦元件LE而设置的伺服装置SE和为了操 作离合器F的摩擦元件LF而设置的伺服装置SF容纳在轴7的毂状的部段上，轴7与第四行星 轮组RS4的齿圈H04无相对转动地连接。因此，齿圈H04、伺服装置SE和伺服装置SF持久地以 相同转速旋转。在这里所示出的实施例中，在空间上观察沿轴向直接设置在伺服装置SE旁 的伺服装置SF是对于由基础变速器预设的结构空间被证实为优化的布置。替选于此，在另 一结构设计方案中例如能够提出，与径向外部的摩擦元件LE相配的伺服装置SE在空间上观 察基本上沿径向设置在与径向内部的摩擦元件LF相配的伺服装置SF上方。