本发明涉及一种用于纵向装入机动车中的机动车变速器，其具有：输入轴装置，所述输入轴装置能够与机动车的离合器装置的输出元件连接；输出轴，所述输出轴能够与驱动轮或差速器连接；副轴，所述副轴平行于输入轴装置设置；多个用于建立挡位级的轮组，其中轮组分别支承在所述轴的两个轴上，并且能够借助于相应的换挡离合器换挡，所述换挡离合器至少部分地组合成换挡离合器组；壳体，在所述壳体中容纳轴和轮组；和用于将轴支承在壳体上的支承装置，所述支承装置构成为，使得借助支承装置同样能够构成机动车变速器的第一变型形式和第二变型形式，其中机动车变速器在第一变型形式中能够构成有第一数量的前进挡位级，并且在第二变型形式中能够构成有这些前进挡位级和另一前进挡位级。
背景技术：
这种机动车变速器例如从DE 10 2005 005 338 B3中已知。该已知的变速器为所谓的直列变速器，即用于纵向装入机动车中的变速器。在此，变速器在第一变型形式中能构成有六个挡位，使得其能够借助于通常的换挡滑槽手动地换挡，即换挡离合器组对相邻的挡位级换挡。在另一变型形式中，具有另一前进挡位级的该已知的变速器能够构成为自动换挡变速器。
该已知的变速器模块化程度低并且窄地匹配于其应用领域。
变速器部分地专门针对客户要求研发和构成。在此，需要大量的工作和研发耗费，使得小批量生产客户定制的变速器经济上不合算。
至今为止的变速器设计仅实现少量地利用协同。此外，常规的变速器几何上触及其极限，以便通过大的扩展满足未来的CO2要求，并且考虑新代发动机的扭矩发展。
技术实现要素：
出于上述背景，本发明的目的是：提供一种改进的且经济的直列变速器，借助所述直列变速器能实现尽可能多的不同的实施方式，即具体的客户期望。
所述目的在开始提出的变速器中通过如下方式实现：轮组对和相关联的换挡离合器组在两个变型形式中选择成，使得手动换挡是可行的。
通过该措施，得到尤其高的模块性，使得通过所公开的模块化的变速器能够实现要求特定的、多个不同的实施方式。这两个变型形式能够手动操作和自动操作。
因此，完全实现所述目的。
尤其有利的是：在两个变型形式中，构建直接挡位级。
由此，构建没有附加的轮组对的另一挡位级，使得变速器轴向短地构成。此外，能够节约成本和重量。
根据另一优选的实施方式，轮组对分别将输入轴装置和副轴彼此连接，其中副轴和输出轴经由从动恒定轮组彼此连接。
通过从动恒定轮组，副轴处的力矩负荷小于在驱动恒定轮组中的力矩负荷，使得轮组的齿部能够更细地构成。由此，变速器通常在轴向方向上能够更短地构成。此外，换挡离合器的负荷更小，由此能够实现更短的换挡时间。
尤其有利的是：从动恒定轮组和另一轮组沿轴向方向观察在两个变型形式中设置在变速器输出端侧的变速器盖和支承板之间。
由此，得到以有利的表面承压曲线图支承从动轴，其中实现非常刚性地支承从动恒定轮组。此外，通常得到有利的支承负荷。
另一优选的实施方式提出：壳体的变速器盖和/或支承板在两个变型形式中能够由相同的部件制成并且优选是相同的。
通过该措施能够产生进一步的协同，使得还能够更经济地实现小批量的变速器。通过使用相同部件，可以生产更大的件数的相同部件，这进一步降低了生产成本。此外，相同部件的使用减少了备件仓库中的仓储耗费以及库存的管理耗费，这可以进一步降低成本并进一步改善经济性。
在此尤其有利的是：在第一变型形式中，倒车挡位级轮组是距机动车变速器的输入端最近的轮组，并且能够借助于倒车挡位级换挡离合器操作，所述倒车挡位级换挡离合器设置在倒车挡位级轮组的朝向变速器输入端的一侧上，其中在第二变型形式中，用于另一前级挡位级的轮组设置在倒车挡位级换挡离合器的朝向变速器输入端的一侧上，其中倒车挡位级换挡离合器与用于另一挡位级的另一换挡离合器集成为换挡离合器组。
通过该措施，直列变速器的第二变型形式也轴向短地构成。此外，第二变型形式的附加的前进挡位级结构上能够有利地实现。
根据一个优选的实施方式，在第一变型形式中，如下部件轴向依次地设置，从变速器输入端起观察：倒车挡位级换挡离合器、倒车挡位级轮组、用于挡位级1的轮组、用于挡位级1和2的换挡离合器组、用于挡位级2的轮组、用于挡位级5的轮组、用于挡位级5和6的换挡离合器组、用于挡位级6的轮组、用于挡位级3的轮组、用于挡位级3和4的换挡离合器组、和从动恒定轮组。
通过该有利的车辆变速器设置可行的是：对具有H形换挡滑槽的机动车变速器进行换挡，其中换挡杆能够直接与换挡拨叉连接，其中不必实现换挡离合器的操作方向的偏转/方向反转。变速器因此能够机械上简单地换挡。
根据另一优选的实施方式，在所述第二变型形式中，将如下部件轴向依次地设置，从变速器输入端起观察：用于挡位7的轮组、用于挡位级7和倒车挡位级R的换挡离合器组、倒车挡位级轮组、用于挡位级1的轮组、用于挡位级1和2的换挡离合器组、倒车挡位级换挡离合器、用于挡位级2的轮组、用于挡位级4的轮组、用于挡位级4和3的换挡离合器组、用于挡位级3的轮组、用于挡位级6的轮组、用于挡位级6和5的换挡离合器组、和从动恒定轮组。
通过该有利的轮组布置可行的是：变速器也在第二变型形式中，即具有第7挡位级的第二变型形式中构成为，使得其能够手动地借助于H形换挡滑槽来换挡，因为换挡离合器组分别对相邻的挡位级换挡。
尤其优选的是：至少一个换挡离合器组能够借助于换挡拨叉操作，和/或至少一个换挡离合器组能够借助于换挡摇杆操作。操作能够相应借助于换挡杆进行或例如借助于绳索传动装置和带动器设备或耦联件来进行。
在此，换挡摇杆支承在围绕横向于换挡杆定向的偏转轴线(偏转设备)上，使得在沿第一轴向方向操作(例如借助于换挡杆)时通过偏转设备将与换挡摇杆相关联的换挡离合器组沿相反于第一方向的轴向方向移动。在第二变型形式中优选的是：用于挡位级1/2的换挡离合器组借助于换挡拨叉来换挡，并且用于挡位级4/3和6/5的换挡离合器组能够借助于相应的换挡摇杆来换挡。
在此有利的是：第二变型形式的轮组布置能够结构上简单地可手动换挡地构成。
尤其优选的是：用于挡位级1的轮组、倒车挡轮组和优选用于挡位级2的轮组在两个变型形式中通过相同部件形成。
由此能够产生进一步的协同，由此能够进一步改进机动车变速器的经济性。
要理解的是：上面提出的和下面还要阐述的特征不仅能够以相应提出的组合应用，而且也能够以不同的组合应用或单独地应用，而没有偏离本发明的保护范围。
附图说明
在附图中示出本发明的实施例并且在下面的描述中详细阐述。附图示出：
图1示出第一变型形式的根据本发明的机动车变速器的一个实施方式的示意图，其中轮组结构适合于6挡手动变速器；和
图2示出第二变型形式的根据本发明的机动车变速器的另一实施方式的示意图，其中轮组结构适合于7挡手动变速器。
具体实施方式
图1示出示意示出的动力传动系12中的机动车变速器10。在此，驱动发动机14示意地作为内燃机示出。要理解的是：也能够使用电动机、混合单元或其他已知的驱动发动机。
驱动发动机14经由离合器装置16能够与机动车变速器10的输入端连接。在离合器装置16闭合的情况下，机动车变速器10的输入轴18通过驱动发动机14驱动。机动车变速器的输出轴用20表示。
输入轴18平行于机动车变速器10的副轴22设置并且通过多个轮组与副轴22连接，所述轮组分别具有至少一个活动轮24和固定轮26。
副轴22与输出轴20抗扭地连接，其中输出轴20经由差速器28或直接地与驱动轮30R、30L连接。
分别通过支承装置32支承输入轴18、输出轴20和副轴22。
各个挡位级分别能够通过换挡离合器36接合，其中通过接合换挡离合器36将相应的活动轮24与相应的轴18、22抗扭地连接。
变速器具有从动恒定轮组38。驱动功率因此经由由两个固定轮构成的齿轮对从副轴22传递到输出轴20上。
图1中示出的变速器能够借助手动的H换挡设备操作，所述H换挡设备一般用40表示，并且具有变速杆42，所述变速杆能够在换挡滑槽44中移动，并且例如能够经由换挡杆48操作换挡拨叉46。
在图1和图2中分别在轮组下方示出可借助相应的轮组换挡的挡位级。在图1中示出的变型形式中，将第4挡位级构建为直接挡。在图2中示出的变型形式中，第5挡位级构建为直接挡。因此，分别将第三高的挡位级构建为直接挡。由此，变速器10的高的扩展是可行的。将直接挡理解为：输入轴18在没有中间传动的情况下与输出轴20抗转动地连接。
变速器10具有变速器输入端50，通过所述变速器输入端能够将驱动功率引入到变速器10中。变速器10还具有变速器输出端52，经由所述变速器输出端能将驱动功率从变速器10传递到差速器28上或直接地传递到驱动轮30R、30L上。
变速器10还具有变速器壳体54，其中变速器壳体54具有壳体罐55、支承板56和壳体盖58。
副轴22借助总共三个轴承32b、32e、32g支承在变速器输入端50、支承板56和壳体盖58上。输出轴20通过轴承32f支承在壳体盖58上，并且优选附加地支承在输入轴18中或其上，这在图1中未详细示出。输入轴18和输出轴20在此同轴地设置。
在输出轴20支承在输入轴18中的情况下，输入轴18借助两个轴承32a、32d支承，其中轴承32a设置在变速器输入端上，并且轴承32d设置在支承板56上。
输出轴20也能够支承在输入轴18上。在该情况下，输出轴20借助两个轴承32d、32e支承，其中轴承32e设置在变速器输出端52上，并且轴承32d设置在支承板56上。
在此，支承板56设置成，使得在变速器输出端52和从动恒定轮组38的支承板56之间设有用于一个挡位级的另一轮组24/26。
换挡离合器36也能够经由换挡摇杆60操作。在此，换挡摇杆68支承在偏转设备62上，使得在沿第一轴向方向操作换挡杆48时通过偏转设备62将与换挡摇杆60相关联的换挡离合器36沿相反于第一方向的轴向方向移动。
在图1示出的6挡变型形式中，挡位级1通过设置在输入轴18上的固定轮64构建，所述固定轮与设置在副轴22上的活动轮24-1接合。固定轮64在此还与方向反向轮66接合，所述方向反向轮又与设置在副轴22上的活动轮24-R接合，以便因此构建倒车挡位级-R。挡位级2同样经由设置在输入轴18上的固定轮26-2构建，所述固定轮与设置在副轴22上的活动轮24-2接合。挡位级5和6分别通过设置在输入轴上的活动轮24-5、24-6构建，所述活动轮与设置在副轴22上的固定轮26-5、26-6接合。挡位级3通过设置在输入轴18上的活动轮24-3构建，所述活动轮与设置在副轴22上的固定轮26-3接合。
各个换挡离合器36优选能够组合成所谓的换挡离合器组70，其中换挡离合器组70能够沿第一轴向方向移动，以便接合第一挡位级，并且能够沿相反于第一轴向方向的第二轴向方向移动，以便接合第二挡位级。
在图1中示出的变型形式中，各个前进挡位级能够借助于换挡离合器组70b、70c、70d换挡。在此，挡位级1和2能够由换挡离合器组70b换挡，挡位级3和4由换挡离合器组70d换挡，并且挡位级5和6能够由换挡离合器组70c换挡。倒车挡位级-R能够借助于换挡离合器36-R换挡。在该变型形式中，挡位级4构成为直接挡位级。
变速器装置能够借助H换挡设备40操作，所述H换挡设备在图1中仅示意地示出。换挡设备能够以已知的方式操作，并且具有变速杆42，所述变速杆可运动地设置在换挡滑槽44中。通过变速杆42能够操作换挡轴72，使得换挡轴74与换挡杆48之一耦联，使得在变速杆42沿着换挡槽运动时相应的换挡杆48沿轴向方向移动。由此，换挡杆48例如经由换挡拨叉46或换挡摇杆60移动换挡离合器组70的换挡套筒，使得接合或分离挡位级。
在图2中，为了更清楚，未示出换挡设备40、变速器壳体54、支承板56以及动力传动系12的一部分。
图2示意地示出用于7挡变型形式的轮组布置。在此，用于挡位级7的换挡离合器36-7和36-R和倒车挡位级-R组合成换挡离合器组70a。倒车挡位级如在图1中示出的变型形式那样经由轮组对64/66/24-R构建，其中用于挡位级1的固定轮64和倒车挡位级设置在变速器输入轴18上，并且经由方向反向轮66与活动轮24-R接合。活动轮24-R设置在副轴22上并且能够借助换挡离合器组70a与副轴22抗转动地连接。
挡位级1和2的和倒车挡位级R的轮组优选与如图1中示出的6挡位变型形式中的轮组相同。
挡位级4和3分别通过设置在输入轴上的活动轮24-4、24-3构建，所述活动轮与设置在副轴22上的固定轮26-4、26-3接合。挡位级6通过设置在输入轴18上的活动轮24-6构建，所述活动轮与设置在副轴22上的固定轮26-6接合。
在图2中示出的轮组布置中，换挡离合器组70a和70b设置在副轴22上并且换挡离合器组70c和70d设置在输入轴18上。在此，换挡离合器组70a切换第7挡位级以及倒车挡位级。换挡离合器组70b切换第一挡位级和第二挡位级。换挡离合器组70c切换第四和第三挡位级，并且能够借助于换挡摇杆60-1操作，所述换挡摇杆设置在偏转设备62-1上。在此，换挡摇杆601-通过换挡杆48操作。换挡离合器70d切换第六和第五挡位级。第五挡位级构成构建为直接挡位级。也借助于设置在偏转设备62-2上的换挡摇杆60-2能够操作换挡离合器组70d。
在此，除直接挡位级外，扭矩通量在两个轮组布置中总是从变速器输入轴18经由副轴22借助于从动恒定轮组38伸展到变速器输出轴20上。
在两个变型形式中，能够更换设置在第二挡位级和变速器输出端52之间的挡位级或将其以任意的顺序设置，更确切地说，通过相应地设置轮组24/26和换挡离合器36或换挡离合器组70。
支承板56和壳体盖58优选是相同部件或能够至少由相同基础部件制成。
在输入轴18或输出轴20和副轴22之间的轴间距在两个变型形式中相同并且优选选择成，使得也对于6挡位变型形式，高的扭矩范围和扩展是可行的。
在此，6挡位变型形式和7挡位变型形式能够用于具有柴油发动机的车辆和具有汽油发动机的车辆，其中扭矩始于优选200Nm的范围，并且能够扩展直至800Nm，尤其能够处于400Nm至500Nm的范围中。
尽管第一变型形式和第二变型形式作为手动变速器10示出，但也能够考虑的是：设有变速器10的自动促动，而没有偏离本发明的范围。