[0117] 为了密封位于驱动轴AN和轴7的毂状部段之间的旋转的压力介质传输部位，在图 6、6A中示出的实施例中实现之前提及的具有四个在直径方面相同大小的矩形环的变型形 式。在图6A中，两个与压力介质输送部pE相配的矩形环以RE标记，并且两个与压力介质输送 部PF相配的矩形环以RF标记。
[0118]图7最后示出图6的细节结构，在所述细节结构中相对于从申请人的 DE102005002337A1派生出的系列变速器"8HP70"的变化范围以斜线标记。容易看到，在应用 根据本发明的技术教导时仅需要少量的构件方面的改变，以便将该已知的八挡自动变速器 "8HP70"改进成九挡自动变速器，使得在工业化时所需的附加的制造方面的投资是非常小 的。也能够良好地看到，相对于八挡自动变速器"8HP70"，附加的六个切换元件以特别有利 的方式不引起给定的变速器壳体的变大，尽管有附加的挡，根据本发明的改进方案能够结 构空间中性地示出并且变速器壳体GG相对于基础变速器未改变。
[0119] 在新的组件E/F与其它变速器元件的接口的区域中需要相对少的并且在结构上简 单的相对于基础变速器的改变。构成为罐状圆柱体的轴6相对于基础变速器是未改变的。第 四行星轮组RS4的齿圈H04相对于基础变速器是未改变的。形成轴8-个部段的复合件内摩 擦片架E/行星架ST2是部件。离合器D的形成轴8另一部段的圆柱状内摩擦片架相对于基础 变速器在轴向上变短。离合器C的形成轴5-个部段的圆柱状外摩擦片架相对于基础变速器 在轴向上同样变短。离合器C的形成轴1 一个部段的内摩擦片架的靠近太阳轮S02的毂部部 段被微小地调整，以便能够实现相对于基础变速器附加的离合器F的内摩擦片架的支承。挂 到齿圈H04中的并且形成轴7-个部段的毂部和离合器E的外摩擦片架和离合器F的外摩擦 片架是新部件。同样地，这两个离合器E和F的伺服装置是新部件。相对于基础变速器附加的 离合器F的形成轴9 一个部段的内摩擦片架是新部件，与所述内摩擦片架连接的并且形成轴 9另一部段的太阳轮S02在耦联的区域中相对于基础变速器改型。
[0120] 基于相对于基础变速器附加的切换元件，需要电动液压的控制设备HSG的新型结 构，然而能够使用基础控制设备的大量元件。
[0121] 在制造技术方面特别有利的是新型变速器设计方案的模块化能力。从在图6中提 出的九挡自动变速器中能够以极其简单的方式派生出八挡自动变速器。如已经在之前说明 的那样，第四行星轮组RS4的齿圈H04的在图6中提出的结构也适用于直接耦联到第二行星 轮组RS2的太阳轮S02上，使得省去离合器F有助齿圈H04的耦联并且随后将离合器E的与齿 圈H04不变地连接的外摩擦片架现在直接耦联到太阳轮S02上，仅需要轴7的改变的毂部和 改变的太阳轮S02。尽管有在八挡自动变速器中不再需要用于压力介质输送部pF的钻孔，驱 动轴1能够用作为相同部件。从基础变速器"8HP70"中已知的控制设备适合作为用于八挡变 型形式的电动液压的控制设备HSG。
[0122] 图8示出根据本发明的自动变速器的第四实施例。九挡自动变速器的在此示出的 齿轮组简图相应于图1的齿轮组简图的运动学并且近似图5的齿轮组简图。然而与图5不同， 在图8中提出，第七轴7与片式离合器E的内摩擦片架并且与片式离合器F的外摩擦片架连 接。相应地，片式离合器E的外摩擦片架现在与第八轴8连接，而片式离合器F的内摩擦片架 现在与第九轴9连接。该结构设计方案能够为离合器E、F实现共同的摩擦片架，所述摩擦片 架容纳离合器E的内摩擦片、用于闭合(径向外部的）离合器E的摩擦片组的在此未详细示出 的伺服装置、离合器F的外摩擦片和用于闭合(径向内部的）离合器F的摩擦片组的在此未详 细示出的伺服装置。该结构设计方案能够以特别有利的方式实现离合器E和F的节省空间的 嵌套布置方案以及通向全部切换元件的泄漏损耗低的压力和润滑介质输送，这在下文中还 将详细阐述。
[0123] 图9示出作为用于在图8中示出的变速器简图的实施例的实际构成的细节结构的 变速器剖面。在图9中以X标记的变速器剖面细节在图9A中放大地示出。良好可见，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，其包括离合器E的摩擦片组LE、离合器E的设置用于闭合摩擦片组LE的伺 服装置SE、离合器F的摩擦片组LF、离合器F的设置用于闭合摩擦片组LF的伺服装置SF、以及 用于容纳摩擦片组LE的内摩擦片、摩擦片组LF的外摩擦片、伺服装置SE和伺服装置SF的共 同的摩擦片架。在组件的摩擦片组LE、LF径向相叠地设置(摩擦片组LE径向地位于摩擦片组 LF上方），而组件的伺服装置SE、SF轴向地并排设置(伺服装置SE相邻于第四行星轮组RS4， 伺服装置SF相邻于第二行星轮组RS2)。
[0124] 共同的（在此示例性地为一件式的）摩擦片架具有能够转动地支承在驱动轴AN(轴 1)上的毂部，所述毂部与第四行星轮组RS4的齿圈H04无相对转动地连接并且形成轴7的部 段。离合器E的外摩擦片架与第二行星轮组RS2的行星架ST2无相对转动地连接，并且与离合 器D的内摩擦片架无相对转动地连接并且形成轴8的部段。离合器F的内摩擦片架与第二行 星轮组RS2的太阳轮S02无相对转动地连接并且形成轴9的部段。因此，在图9中示出的实施 例中，第四行星轮组RS4的齿圈H04、设置用于操作第五切换元件E的摩擦元件LE的伺服装置 SE和设置用于操作第六切换元件F的摩擦元件LF的伺服装置SF持久地以相同转速旋转，正 如同之前在图6、6A中示出的实施例那样。
[0125] 在图9、9A中此外可见，电动液压的控制设备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。通向四个离合器C、D、E和F的压力介质输送部以pC、pD、 pE和pF标记。离合器C的伺服装置SC和离合器E的伺服装置SE从驱动轴AN那边供给压力介 质。离合器D的伺服装置SD和离合器F的伺服装置SF从从动轴AB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，也以已知的方式润滑介质输送部pS供给变速器 中的润滑部位。
[0126] 在图9中此外可见，切换元件A构成为片式制动器，而切换元件B构成为爪式制动 器。
[0127] 替选于在图5至9中提出的两个离合器E和F作为片式离合器的构成方案，在本发明 的另一实施例中也可提出，离合器E作为自动变速器的第五切换元件构成为片式离合器，而 离合器F作为自动变速器的第六切换元件构成为形锁合的离合器(例如以爪式离合器的方 式）。在该情况下有利的是，离合器E和F都相邻于第二行星轮组RS2设置，并且离合器F在此 在空间上观察设置在离合器E的摩擦元件（即摩擦片组)的径向下方的区域中。替选地，爪式 离合器F在空间上观察也可至少部分地设置在居中地处于第二行星轮组RS2的太阳轮之内 的区域中。
[0128] 如果离合器F构成为形锁合离合器，那么参考在使用在图2和3中示出的换挡逻辑 时的换挡有利的是，在从(爪式)离合器F不引导转矩的第五前进挡升挡到(爪式)离合器F引 导转矩的第六前进挡时，在该从第五挡到第六挡的升挡过程中首先执行降挡到第四前进挡 中并且随后执行第四挡到第六挡的直接换挡到第六前进挡中。在换挡过程方面，该第四挡 到第六挡的直接换挡相应于进行切断的摩擦离合器(在此为离合器E)和进行接通的摩擦离 合器(在此为离合器C)的简单的重叠切换。原则上，该第四挡到第六挡的直接换挡因此相应 于从本发明所基于的DE102005002337A1中已知的八挡自动变速器的第四挡到第五挡的升 挡。
[0129] 在图1中示出的全部四个行星轮组1^1、1^2、1?3、1?4作为负传动比单行星轮组的 实施方案理解为示例性的。在不改变齿轮组系统的运动学的情况下，负传动比行星轮组中 的单个或多个能够由正传动比行星轮组取代。图10示出具有这种引起技术上有意义的变速 器结构的行星轮组类型变型形式的表格。在下文中详细阐述三个这种示例。在表格中列出 的全部变型形式能够经由在图2中示出的换挡逻辑接通九个前进挡和一个倒车挡。
[0130] 图11示出根据本发明的自动变速器的第五实施例。在此示出的九挡自动变速器的 齿轮组简图对应于图1的齿轮组简图的运动学，然而具有第一行星轮组RS1的改型的结构布 置方案。所述第二实施例的换挡逻辑因此如在图2和图3中相同地示出。在保留从图1中接收 的四个行星轮组RSI、RS2、RS3、RS4同轴地并排以限定顺序"第一、第四、第二、第三行星轮 组"（即布置方案"RS1-RS4-RS2-RS3"）的示例性的空间布置方案的情况下，并且在基本上保 留在图5中示出的六个切换元件A、B、C、D、E和F的示例性空间布置方案的情况下，第一行星 轮组RS1现在构成为正传动比行星轮组，而其它行星轮组RS4、RS2和RS3相对于图1不变地构 成为负传动比行星轮组。
[0131] 如在图11中可见，第一行星轮组RS1的能够经由制动器A与壳体GG连接的第一元件 如在图1中一样是第一行星轮组RS1的太阳轮S01。因此，太阳轮S01和与其相邻的太阳轮S04 如在图1中一样形成变速器的适合作为第一联接轴的第三轴3。与图1不同，第一行星轮组 RS1的第二元件（其与第三行星轮组RS3的齿圈H03-起形成变速器的适合作为第三联接轴 的第六轴6)现在是第一行星轮组RS1的齿圈H01。此外，与图1不同，第一行星轮组RS1的能够 经由制动器B与变速器壳体GG连接的第三元件现在是第一行星轮组RS1的行星架ST1。因此， 现在行星架ST1形成变速器的第四轴4。因此，在图11中第一行星轮组的行星架和齿圈的耦 联在齿轮组系统的运动学保持不变的情况下相对于图1交换。
[0132] 图12示出根据本发明的自动变速器的第六实施例。九挡自动变速器的在此示出的 齿轮组简图又相应于图1的齿轮组简图的运动学。在保留从图1中接收的四个行星轮组RS1、 RS2、RS3、RS4同轴地并排以限定顺序"第一、第四、第二、第三行星轮组"（即布置方案"RS1 -RS4-RS2-RS3"）的示例性空间布置方案的情况下，并且在基本上保留在图5中示出的六个切 换元件A、B、C、D、E和F的示例性空间布置方案的情况下，第四行星轮组RS4现在构成为正传 动比行星轮组，而其它行星轮组RS1、RS2和RS3相对于图1不变地构成为负传动比行星轮组。
[0133] 如在图12中可见，第四行星轮组RS4的能够经由制动器A与壳体GG连接的第一元件 如在图1中一样是第四行星轮组RS4的太阳轮S04。因此，太阳轮S04和与其相邻的太阳轮S01 如在图1中一样形成变速器的适合作为第一联接轴的第三轴3。与图1不同，第四行星轮组 RS4的与第一轴1或驱动轴AN持久地连接的第二元件现在是第四行星轮组RS4的齿圈H04。此 外与图1不同，第一行星轮组RS1的形成变速器的（与离合器E和离合器F持久连接的）第七轴 7的第三元件现在是第四行星轮组RS4的行星架ST1。因此，在图12中第四行星轮组的行星架 和齿圈的耦联在齿轮组系统的运动学保持不变的情况下相对于图1交换。
[0134] 图13示出根据本发明的自动变速器的第七实施例。九挡自动变速器的在此示出的 齿轮组简图同样相应于图1的齿轮组简图的运动学。在保留从图1中接收的四个行星轮组 RS1、RS2、RS3、RS4同轴地并排以限定的顺序"第一、第四、第二、第三行星轮组"（即布置方案 "RS1-RS4-RS2-RS3"）的示例性空间布置方案的情况下，并且在基本上保留在图5中示出的 六个切换元件A、B、C、D、E和F的示例性空间布置方案的情况下，第二行星轮组RS2现在构成 为正传动比行星轮组，而其它行星轮组RS1、RS4和RS3相对于图1不变地构成为负传动比行 星轮组。
[0135] 如在图13中可见，第二行星轮组RS2的形成变速器的（与离合器F持久地连接的）第 九轴的第一元件如在图1中一样是第二行星轮组RS2的太阳轮S02。与图1不同，第二行星轮 组RS2的形成变速器的（与离合器D和离合器E持久地连接）的第八轴8的第二元件现在是第 二行星轮组RS2的齿圈H02。此外与图1不同，第二行星轮组RS2的第三元件一一其与第三行 星轮组RS3的太阳轮S03-起形成变速器的适合作为第二联接轴的（并且与离合器C持久地 连接的）第五轴5-一现在是第二行星轮组RS2的行星架ST2。因此在图13中第二行星轮组的 行星架和齿圈的耦联在齿轮组系统的运动学保持不变的情况下相对于图1交换。
[0136] 本领域技术人员从该引导中毫无问题地生成在图10中列出的变型形式，其中与图 1、图11、图12和图13不同，四个单行星轮组中的两个或三个构成为正传动比行星轮组。为了 保留齿轮组系统的运动学，在此仅需将每个负传动比行星轮组的第一元件构成为太阳轮， 将每个负传动比行星轮组的第二元件构成为行星架，并且将每个负传动比行星轮组的第三 元件构成为齿圈，而每个正传动比行星轮组的第一元件需要构成为太阳轮，每个正传动比 行星轮组的第二元件需要构成为齿圈，并且