CN100378370C - 多级变速器 - Google Patents

Abstract

本发明涉及一种多级变速器，它有一根与可换挡的前置行星齿轮组(10)连接的驱动轴(3)、一根与可换挡的主行星齿轮组(20)连接的输出轴(4)、以及多个换挡件(A至F)，通过它们按选择接合可接通至少六个前进挡，无需组合换挡。前置行星齿轮组(10)的输出件可通过第一换挡件(A)与主行星齿轮组(20)的第一输入件连接，以及可通过第二换挡件(B)与主行星齿轮组(20)的第二输入件连接。驱动轴(3)可通过第五换挡件(E)与主行星齿轮组(20)的第三输入件连接。优选地，前置行星齿轮组(10)的太阳齿轮(11)可通过一个设在前置行星齿轮组(10)背对主行星齿轮组(20)那一侧的第六换挡件(F)固定。前置行星齿轮组(10)设计为正变速器，它包括内和外行星齿轮(12、13)，它们的连桥(15、16)互相连接。

Description

多级变速器

技术领域

本发明涉及一种多级变速器。

背景技术

在US5,106,352A已知多种用于自动变速器的传动系统图，自动变速器包括一个不能换挡的前置齿轮组和一个能换挡的主齿轮组，其中，通过可选择地接合五个换挡件无需组合换挡总共可以接通六个前进挡。在这里，主齿轮组设计为有两个接合的行星齿轮组可换挡的双连桥-四轴变速器。不能换挡的前置齿轮组设计为单连桥行星齿轮变速器，或设计为有两个传动比不同且固定的正齿轮对的中间轴变速器，以及始终作为减速传动装置工作。前置齿轮组的一个构件与变速器外壳固定连接。此前置齿轮组以变速器的输入转速驱动并产生一个减小的输出转速，它可通过两个换挡件传输给主齿轮组的两个不同的构件。除此之外，可通过另一离合器直接从变速器输入转速驱动主齿轮组的第三构件。

在VDI报告1610号，2001年455-479页，T.Tenberge：E-Automat-Automatgetriebe mit Esprit中，介绍了申请人按US5,106,352A的行星齿轮组方案设计的6挡自动变速器6HP26。以此变速器为基础，Tenberge建议，将原先不能换挡的前置行星齿轮组的太阳齿轮设计为可通过一附加的制动器换挡。在这种情况下现在可以换挡的前置行星齿轮组仍设计为所谓的负变速器(Minus-Getriebe)不变，它的空心齿轮以变速器输入转速驱动，以及它的连桥构成其输出件。在这里负变速器指的是一种简单的有负的基本传动比的行星齿轮变速器；也就是说当假想连桥静止不动时，空心齿轮与太阳齿轮转速之比是负的。附加的制动器还可以利用于作为组合在变速器内的起动换挡件。在适当设计齿数时也可以设七个前进挡，它们与基本变速器相比有了扩展，但挡位的传动比间隔不良。

最后，由US3,941,013A已知一种有六个前进挡的自动变速器传动系统图，它包括一个设计为单连桥行星齿轮传动装置可换挡的前置齿轮组和一个由两个接合的单连桥行星齿轮传动装置组成的可换挡主齿轮组。在这里，主齿轮组三个输入件中两个互相固定连接。前置齿轮组设计为包括双重行星齿轮的所谓正变速器(Plus-Getriebe)，双重行星齿轮的连桥互相连接，以及除第六挡外均作为减速变速器工作，在第六挡时它作为一个整体(块)旋转。在这里，正变速器指的是一种简单的有正的基本传动比的行星齿轮变速器；也就是说当假想连桥静止不动时，空心齿轮与太阳齿轮转速之比是正的。前置齿轮组的太阳齿轮可通过制动器固定在变速器外壳上，所述制动器在空间上设在前置齿轮组与主齿轮组之间。若前置齿轮组通过其接合的连桥以变速器输入转速驱动，则其输出通过其空心齿轮进行。前置齿轮组的输出转速可通过两个离合器传输给主齿轮组的两个不同的输入件，主齿轮组这两个输入件之一可附加地通过另一个离合器直接施加变速器的输入转速。所述另一个离合器设在前置齿轮组背对主齿轮组那一侧。基于前置齿轮组的太阳齿轮可通过它固定的制动器的这种空间布局以及变速器输入转速可借助它传输给主齿轮组的离合器的这种空间布局，造成前置齿轮组从驱动到输出在结构上复杂的导引。例如，前置齿轮组的驱动必须沿径向的外部通过其空心齿轮导引，也就是说，前置齿轮组的驱动涉及前置齿轮组全部。此外，前置齿轮组的输出必须在中心穿过前置齿轮组的太阳齿轮，导向两个离合器设计为外摩擦片架的输入件。US3,941,013A的齿轮组设计方案为了接通六个前进挡需要多种组合换挡。

发明内容

本发明的目的是，从所述的现有技术出发进一步发展一种多级变速器，它有至少六个可无需组合换挡接通的前进挡，其中，多级变速器的一个换挡件应能用作组合在内的起动换挡件，与此同时结构成本低、传动比间隔有利以及增大扩展范围。

为此本发明提出一种多级变速器，它有一根与一前置行星齿轮组连接的驱动轴、一根与一主行星齿轮组连接的输出轴、多个换挡件，通过它们按选择接合可接通至少六个前进挡和可将驱动轴的一个变速器输入转速以这样的方式传输给输出轴，即，为了从一个挡位换接到下一个更高的或下一个较低的挡位，总是在正在操纵的那些换挡件中只断开一个换挡件和接合另一个换挡件，其中，主行星齿轮组具有三个不连接的输入件，前置行星齿轮组的一输出件可通过一第一换挡件与主行星齿轮组的第一输入件以及通过一第二换挡件与主行星齿轮组的第二输入件连接，驱动轴可通过一第五换挡件与主行星齿轮组的第三输入件连接，以及前置行星齿轮组的一个构件可通过一第六换挡件固定，其中，第六换挡件设在前置行星齿轮组背对主行星齿轮组的那一侧，其特征为：前置行星齿轮组设计为有内和外行星齿轮的正变速器(Plus-Getriebe)，行星齿轮的连桥互相连接，第六换挡件设置为沿轴向毗邻一个变速器外壳壁，在变速器外壳壁的一个凸台上或在一个与变速器外壳壁固定连接的轮毂上，其中，变速器外壳壁构成变速器外壳的一部分或设计为一与变速器外壳固定连接的中间板。

从由Tenberge公开的此类现有技术出发，多级变速器有一个可换挡的前置行星齿轮组和一个多段式可换挡的主行星齿轮组，后者例如设计为双连桥四轴行星齿轮变速器。主行星齿轮组包括至少三个互相独立的输入件。主行星齿轮组的一个输入件可通过一个换挡件与一变速器输入轴连接。主行星齿轮组的另外两个输入件可分别通过另一换挡件与前置行星齿轮组的输出件连接。

因此，与US3,941,013的现有技术不同，可与变速器输入轴连接的主行星齿轮组的输入件决不与前置行星齿轮组的输出件连接。

与Tenberge建议的此类变速器系统图不同，按本发明的前置行星齿轮组设计的可换挡的有正的基本传动比的正变速器，它有双重行星齿轮，双重行星齿轮的连桥互相连接。前置行星齿轮组的一个构件可通过制动器固定在变速器外壳上或与变速器固定连接的轴或轮毂上。所述制动器优选地设在前置行星齿轮组背对主行星齿轮组那一侧。

通过总共六个换挡件适当的换挡逻辑，可接通至少六个前进挡无需组合换挡。因此，在从一个挡位换接到下一个更高的或下一个较低的挡位时，在正在操纵的那些换挡件中总是只断开一个换挡件和接合另一个换挡件。

可通过它固定前置行星齿轮组一个构件的制动器可以规定作为变速器的起动换挡件，因此不再需要附加的起动件。将制动器安排在大直径处，以有利的方式获得大的传扭能力，尽管如此只需要小的轴向结构空间。当然，按本发明的多级变速器也可以与其他任意设计的单独起动件组合。

将前置行星齿轮组设计为可换挡的正变速器，与按此类型的现有技术相比，可以有利的方式在不改变有利的传动比间隔的同时实现更大的扩展范围。

通过它可固定前置行星齿轮组一个构件的制动器在前置行星齿轮组背对主行星齿轮组那一侧的空间布局，使得可以实现结构简单和节省结构空间的构件的套叠。例如，此制动器旋转的摩擦片架可以直接支承在已经存在的变速器外壳壁的凸台上，或支承在与已经存在的变速器外壳壁连接的轮毂上。制动器压力介质的供给可以按简单的方式组合在所述凸台或轮毂内，或也可以直接组合在变速器外壳壁内。

另一个在经济性方面突出的优点在于，有可能可以继续使用作为按本发明的进一步发展的基础的基本变速器现已存在的加工设备，因为按本发明的改变仅涉及变速器驱动侧的构件。

按本发明的一项优选的设计建议，可换挡的前置行星齿轮组可通过其接合的连桥以变速器输入转速驱动，以及前置行星齿轮组的空心齿轮作为前置行星齿轮组的输出件与两个离合器的输入件连接，前置行星齿轮组的输出转速可通过这两个离合器传输给主行星齿轮组。在此项设计中，前置行星齿轮组的太阳齿轮是可以固定的。

按本发明的另一项设计建议，可换挡的前置行星齿轮组通过其太阳齿轮以变速器输入转速驱动，以及它的作为前置行星齿轮组输出件的空心齿轮与两个离合器的输入件连接，前置行星齿轮组的输出转速可通过这两个离合器传输给主行星齿轮组。在此项设计中，前置行星齿轮组接合的连桥是可以固定的。

主行星齿轮组可例如设计为拉威娜(Ravigneaux)齿轮组，即一种已知的结构形式非常紧凑的双连桥四轴变速器。当然，设计为正变速器的可换挡的前置行星齿轮组也可以与结构不同的有至少三个互不接合的输入件的行星齿轮组组合。

附图说明

下面借助附图1至图35详细说明本发明。

其中：

图1前置行星齿轮组第一种方案作为范例的传动系统图；

图2A、2B按图1的变速器两种挡位简图；

图3按图1的变速器第一种构件布局方案(驱动和输出同轴)；

图4按图3的构件布局具体结构；

图5按图4的具体结构一种实施方案；

图6按图1的变速器第二种构件布局方案(驱动和输出同轴)；

图7按图6的第二种构件布局方案的一种设计；

图8按图1的变速器第三种构件布局方案(驱动和输出同轴)；

图9按图1的变速器第四种构件布局方案(驱动和输出轴线平行)；

图10按图1的变速器第五种构件布局方案(驱动和输出轴线平行)；

图11+12按图10的第五种构件布局方案的第一及第二种设计，

图13按图1的变速器第六种构件布局方案(驱动和输出轴线平行)；

图14+15按图13的第六种构件布局方案的第一和第二种设计；

图16-33按图1的变速器第七至第二十四种构件布局方案(驱动和输出轴线平行)；

图34前置行星齿轮组第二种方案作为范例的传动系统图；以及

图35按图34的变速器挡位简图。

具体实施方式

在所有的附图中相同的符号表示类似的构件。图1至图33涉及按本发明的前置行星齿轮组第一种方案，其中，前置行星齿轮组通过其接合的连桥驱动，它的空心齿轮可与主行星齿轮组连接以及它的太阳齿轮可以固定。图34和图35涉及按本发明的前置行星齿轮组第二种方案，其中，前置行星齿轮组通过其太阳齿轮驱动，它的空心齿轮可与主行星齿轮组连接以及它的接合的连桥可以固定。

图1表示按本发明的前置行星齿轮组第一种方案作为举例的传动系统图。用1表示例如内燃机的发动机轴，通过它驱动多级变速器。为了振动技术上脱耦，在发动机轴1与以变速器输入转速n-ein旋转的变速器驱动轴3之间设一常见的扭振减震器2，它例如也可以称为双质量飞轮。变速器的一根从变速器输出转速n-ab旋转的输出轴用4表示。变速器包括一个可换挡的按本发明设计为有正基本传动比的正变速器前置行星齿轮组10，以及一个可换挡的主行星齿轮组20，它例如设计为按拉威娜(Ravigneaux)结构形式的双桥四轴变速器。总共设六个换挡件A至F。

也称为RS1的前置行星齿轮组10包括一个太阳齿轮11、内和外行星齿轮12和13以及一个空心齿轮14。内行星齿轮12的连桥15与外行星齿轮13的连桥16互相固定连接。驱动轴3从空间上看在前置行星齿轮组10背对发动机轴1并因而背对驱动发动机那一侧与接合的连桥15、16连接。空心齿轮14构成前置行星齿轮组10的输出件。太阳齿轮11可通过设计为制动器的第六换挡件F固定在变速器外壳30上。

主行星齿轮组20包括两个齿轮组RS2和RS3。为齿轮组RS2配设一小太阳齿轮21和第一行星齿轮组23。为齿轮组RS3配设大太阳齿轮22和第二行星齿轮组24。27表示公共的空心齿轮。第一行星齿轮组23的连桥25和第二行星齿轮组24的连桥26互相固定连接。空心齿轮27与输出轴4连接。接合的连桥25、26一方面与第三轴5连接并可通过此第三轴5和设计为离合器的第五换挡件E与驱动轴3连接，另一方面可通过设计为制动器的第四换挡件D固定在变速器外壳30上。主行星齿轮组20的小太阳齿轮21与第一太阳齿轮轴6连接并可通过此第一太阳齿轮轴6和设计为离合器的第一换挡件A与前置行星齿轮组10的空心齿轮14连接。主行星齿轮组20的大太阳齿轮22一方面与第二太阳齿轮轴7连接并可通过此第二太阳齿轮轴7和设计为离合器的第二换挡件B与前置行星齿轮组10的空心齿轮14连接，另一方面可通过设计为制动器的第三换挡件C固定在变速器外壳30上。

在图1中表示的设计为拉威娜(Ravigneaux)齿轮组的主行星齿轮组20可看作范例。此主行星齿轮组也可以由各行星齿轮组不同的组合构成。在这里的要点仅在于，前置行星齿轮组10的输出转速n-vs能通过两个换挡件(此处为离合器A和B)传输给主行星齿轮组的两个不同的、互相未固定连接的输入件，以及，变速器输入转速n-ein可通过另一个换挡件(此处为离合器E)传输给主行星齿轮组的第三自由输入件。驱动装置、前置行星齿轮组和主行星齿轮组同轴的布局同样可看作范例。当然，按本说明的多级变速器还可以在主行星齿轮组的输出件与输出轴4之间有正齿轮传动，和/或，可在前置行星齿轮组与主行星齿轮组之间或采用互成角度的或采用轴线平行的连接装置。

同样应看作范例的是图1和随后的图中表示的制动器C和D作为摩擦片制动器的设计。当然，制动器C和/或制动器D也可以设计为带式制动器，这种制动器有已知的径向结构空间需求很小的优点。

按图1所建议的实施例，第六换挡件F在空间上设在未表示的发动机与前置行星齿轮组10之间，在发动机一侧毗邻扭振减震器2，在变速器一侧直接毗邻前置行星齿轮组10。换挡件A至E在空间上设在前置行星齿轮组10与主行星齿轮组20之间。其中，离合器E直接毗邻前置行星齿轮组10。前置行星齿轮组10接合的连桥15、16与离合器E的外摩擦片架70连接，离合器E的摩擦片71在本例中一方面设在与前置行星齿轮组10的空心齿轮14相似的大直径处，另一方面设在比朝主行星齿轮组20的方向毗邻离合器E的离合器A摩擦片41小的直径处。前置行星齿轮组10的输出沿径向看在离合器E的上方朝离合器A的外摩擦片架40的导引。离合器A的外摩擦片架40又与离合器B的外摩擦片架60连接，朝主行星齿轮组20的方向看离合器B的摩擦片61直接与离合器A的摩擦片41连接。

离合器E沿径向安排在离合器A、B下方，不仅有可能在保证通过发动机轴1引入的驱动扭矩有传输能力的同时，节省结构长度地设计摩擦片数量尽可能少的离合器E，而且有可能保证在大部分工作状态下通过前置行星齿轮组10增大的驱动扭矩有传输能力的同时，节省结构长度地设计摩擦片数量尽可能少的离合器A、B。两个离合器A和B的输入件设计为外摩擦片架40、60，使得有可能作为一个公共的构件实现一种结构简单的设计。沿轴向与离合器B连接的制动器C和D的布局，与上述离合器A、B和E的布置相结合，在总体上得到一种非常紧凑的和节省结构长度的变速器设计。

离合器E、A和B的内摩擦片架72、42和62分别同心地向内延伸，其中，离合器E的内摩擦片架72与同心地在变速器中央延伸的第三轴5连接，离合器A的内摩擦片架42与沿径向在第三轴5上方延伸的第一太阳齿轮轴6连接，以及离合器B的内摩擦片架62与沿径向在第一太阳齿轮轴6上方延伸的第三太阳齿轮轴7连接。也就是说，第三轴5和两根太阳齿轮轴6、7设置为同轴地直接套叠，在列举的例子中同轴于驱动轴3和同轴于输出轴4。第三轴5在主行星齿轮组20背对前置行星齿轮组10那一侧与设计为拉威娜(Ravigneaux)齿轮组的主行星齿轮组20作为其第三输入件的接合的连桥25、26连接。为此，第三轴5在中心穿过主行星齿轮组20延伸。主行星齿轮组20的大太阳齿轮22设在主行星齿轮组20面朝前置行星齿轮组10那一侧，从及作为主行星齿轮组20的第二输入件与第二太阳齿轮轴7连接。第一太阳齿轮轴6同轴地在第三轴5上方同心地在主行星齿轮组20内部一直延伸到其小太阳齿轮21，并与此作为主行星齿轮组20第一输入件的太阳齿轮21连接。

制动器F在前置行星齿轮组10背对主行星齿轮组20那一侧的空间布局使得有可能以有利的方式实现一种简单和节省结构空间的、与只有五个换挡件的基本变速器相比有附加的第六个换挡件构件的套叠。在图示的实施例中，制动器F的外摩擦片架80组合在变速器外壳壁31的一个沿轴向延伸的凸台33内，但也可以设计为单独的构件，然后它与变速器外壳壁31或变速器外壳30固定连接。制动器F的内摩擦片架82沿径向朝驱动轴3的方向一直延伸到前置行星齿轮组10的太阳齿轮轴85，太阳齿轮轴85支承在驱动轴3上，以及内摩擦片架82通过它与前置行星齿轮组10的太阳齿轮11连接。但按旋转的内摩擦片架82支承的另一种设计也可以规定，内摩擦片架82直接支承在变速器外壳壁31的凸台33上或支承在一个与变速器外壳壁31连接的轮毂上。在图示的举例中，在空间上，在内摩擦片架82与前置行星齿轮组10的太阳齿轮11或内行星齿轮12之间，设一伺服装置83用于操纵制动器F。向制动器F的伺服装置83供给压力介质的装置，按简单的方式可组合在凸台33或所述轮毂内，或也可直接组合在变速器外壳壁31内。

将制动器F安排在比较小的直径上这种设计，虽然考虑到扭矩传输能力需要数量比较多的摩擦片并因而制动器F有比较大的结构长度，然而可以有利的方式将扭振减震器2设在外壳壁31圆柱形凸台33的上方，亦即制动器F上方，并因而可以充分利用沿径向在扭振减震器2下方的结构空间。

驱动轴3的输入转速n-ein通过按选择接合换挡件A至F以这样的方式传输给以输出转速n-ab旋转的输出轴4，即，使得可以在无需组合换挡的情况下接通至少六个前进挡，换句话说，当从一个挡位换接到下一个更高的或下一个较低的挡位时，总是在正在操纵的那些换挡件中只断开一个换挡件和接合另一个换挡件。图2A表示按图1有总共七个前进挡的多级变速器第一种换挡逻辑以及属于它们的传动比、传动比间隔和总扩展范围。图中同样表示了各齿轮组RS1、RS2、RS3的基本传动比。与由Tenberge建议的七挡变速器相比，尤其以有利的方式明显增大了扩展范围。在这里达到的传动比间隔是和谐的。与由Tenberge建议的七挡变速器相比，从第一挡到第二挡的传动比间隔没有那么大并因而更为有利。第五挡为优化效率设计为直接挡。

通过简单地省略直接挡，按图1的多级变速器还可作为有利的分级的六挡变速器运行。在图2B中表示相应的第二种换挡逻辑以及属于它的传动比和传动比间隔和与按图2A的第一种换挡逻辑相比不变的扩展范围。

由图2A或图2B所示的换挡逻辑可以看出，制动器F可规定作为多级变速器的起动件，因为它在沿两个行驶方向对起动重要的挡位内，即前进挡1至4以及倒车挡内起作用。由此可取消附加的起动件，如变矩器。

图3表示按图1的驱动和输出同轴的多级变速器第一种构件布局方案。与图1中建议的构件布局相比，尤其修改了换挡件F、A和B的设置以及换挡件A和B的输入件及输出件的设计，前置行星齿轮组10的输出转速n-vs可通过它们传输给主行星齿轮组20的第一和第二输入件，在列举的例子中不变仍为小的和大的太阳齿轮21、22。多级变速器驱动和输出的设计与图1的有关设计一致。

由图3可见，制动器F不变地设在前置行星齿轮组10背对主行星齿轮组20那一侧，毗邻变速器外壳壁31，但现在直接在变速器外壳30的外径处，在尽可能大的直径位置，沿径向至少部分在变速器外壳壁31圆柱形凸台33的上方，凸台33沿轴向朝前置行星齿轮组10的方向延伸。按简单的方式，制动器F的外摩擦片架80组合在变速器外壳30内，其中，沿轴向在变速器外壳壁31与内摩擦片架82之间的空间内，设一用于操纵制动器F的伺服装置83。当然，变速器外壳壁31可设计为变速器外壳30的一部分或设计为单独的与变速器外壳30固定连接的中间板。制动器F的内摩擦片架82有一盘形部分84，它同心地向内延伸以及与前置行星齿轮组10的太阳齿轮轴85连接。此太阳齿轮轴85与太阳齿轮11连接以及支承在变速器外壳壁31沿轴向朝前置行星齿轮组10方向延伸的圆柱形凸台33上。沿轴向在变速器外壳壁31与制动器F内摩擦片架82的盘形部分84之间可按简单的方式设置制动器F伺服装置83的各个构件，例如制动器F活塞的复位弹簧。按有利的方式，用于操纵制动器F的压力介质供给可通过适当设计的通道进行，这些通道在变速器外壳壁31内部和/或变速器外壳壁31圆柱形凸台33内部延伸。多级变速器的驱动轴3可以支承在变速器外壳壁31的圆柱形凸台33上。

第一换挡件A的输入件设计为外摩擦片架，以及与按图1的布局不同现在与构成第二换挡件B输入件的离合器B内摩擦片架62连接。离合器A沿轴向毗邻离合器F，其中，离合器A的摩擦片41至少部分设在前置行星齿轮组10上方，以及有一个比制动器F的摩擦片81略小的直径。离合器B的摩擦片61沿轴向设在离合器A的摩擦片41与主行星齿轮组20之间，以及有与离合器A的摩擦片41至少大体相同的直径。

第五换挡件E毗邻前置行星齿轮组10接合的连桥15、16，沿轴向位于前置行星齿轮组10与主行星齿轮组20之间。离合器E的输入件设计为外摩擦片架70。离合器E的内摩擦片架70同心地朝变速器中心方向延伸以及与第三轴5连接。第三轴5又如按图1的布局那样同心地穿过主行星齿轮组20延伸，以及在主行星齿轮组20背对前置行星齿轮组10那一侧与主行星齿轮组20接合的连桥25、26连接。对应于三个离合器A、B和E按力流与主行星齿轮组20的连接，离合器E在空间上设在离合器A和B下方。为了尽管如此离合器E的摩擦片71仍可以有尽可能大的直径，离合器A设计为内摩擦片架42的输出件的圆柱形部分46，一方面沿径向在离合器E上方至少部分沿轴向延伸并围绕离合器E的外摩擦片架70、摩擦片71和内摩擦片架72。另一方面离合器A输出件的圆柱形部分46至少部分沿径向在离合器B下方沿轴向延伸，尤其沿径向在离合器B设计的内摩擦片架62的输入件的圆柱形部分64的下方沿轴向延伸，以及接着通过盘形部分47同心地朝变速器中心方向一直延伸到第一太阳齿轮轴6，后者建立离合器A输出件与主行星齿轮组20第一输入件之间的连接并同轴地在第三轴5上方延伸。因此，第一换挡件A的输出件沿径向在第二换挡件B摩擦片61下方至少部分穿过离合器腔。

用于操纵离合器A的伺服装置43按有利的方式设在前置行星齿轮组10与变速器外壳壁31之间，尤其处于前置行星齿轮组10与离合器F内摩擦片架82盘形部分84之间。在这里，离合器A在图示的例子中设计为外摩擦片架40的输入件有一个盘形部分45，它直接毗邻制动器F内摩擦片架82的盘形部分84同心地朝变速器中心方向一直延伸到一个支承在前置行星齿轮组10太阳齿轮轴85上的支承段。内摩擦片架82的盘形部分84通过空心齿轮11的盘形输出件17与前置行星齿轮组10的输出装置连接。在这里，离合器A的伺服装置43优选地至少部分在空间上设在离合器A输入件盘形的部分45与空心齿轮14盘形的输出件17之间。也可以有离合器A动态压力平衡的伺服装置43的这种布局，以有利的方式防止离合器A活塞腔或还有压力平衡腔在离合器A未接合状态的空转，因为伺服装置43始终以前置行星齿轮组10的输出转速n-vs旋转。由此改善了在离合器A重新接合时，尤其在经过较长的处于未接合状态下的停留时间后的换挡舒适性。

离合器B的输出件设计为外摩擦片架60。离合器B的此输出件的圆柱形部分66朝主行星齿轮组20方向延伸。离合器B输出件连接在此圆柱形部分66上的至少部分盘形的部分67与离合器C的内摩擦片架连接，以及沿径向朝变速器中心方向一直延伸到支承在第一太阳齿轮轴6上的第二太阳齿轮轴7，并通过第二太阳齿轮轴7与主行星齿轮组20的大太阳齿轮22连接。除此之外，第二太阳齿轮轴7通过在空间上设在制动器C与D之间的支承板35支承在变速器外壳30上。在图示的举例中，支承板35设计为单独的与变速器外壳30连接的构件。当然，也可以采用由支承板35和变速器外壳30组成的整体式结构。

用于操纵离合器B的伺服装置63例如沿轴向设在离合器B的摩擦片61与主行星齿轮组20之间，优选地直接毗邻离合器A在这里作为举例设计为内摩擦片架42的输出件的盘形部分47。

用于操纵离合器E的伺服装置73例如沿轴向设在前置行星齿轮组10与离合器E摩擦片71之间，尤其在其面朝主行星齿轮组20那一侧直接毗邻前置行星齿轮组10接合的连桥15、16。按有利的方式，伺服装置73的活塞腔和离合器E可能存在的压力平衡腔始终以变速器输入转速n-ein旋转，由此防止活塞腔或还有离合器E的压力平衡腔在未接合状态不希望的空转以及改善换挡舒适性。但按另一种设计也可以规定，离合器E的伺服装置设在离合器E摩擦片71面朝主行星齿轮组20那一侧，沿轴向在离合器E内摩擦片架72与离合器A输出件的盘形部分47之间。

通过在图3中说明的换挡件F、A、B和E的布局，以有利的方式实现四个换挡件F、A、B和E非常小的结构长度，尤其是最少可能的摩擦片数。离合器A的输入件设计为外摩擦片架40和离合器B的输入件设计的内摩擦片架62，有可能在这两个输入件之间的传扭连接点实现一种结构简单的设计，为此例如将内摩擦片架62相应设计的构件悬挂在外摩擦片架40的摩擦片传动齿内并沿轴向固定在外摩擦片架56中。

下面借助图4详细说明按图3的第六换挡件F的构件布局，图4表示部分变速器剖面作为详细结构的范例。在变速器外壳30面朝图中未表示的驱动发动机的区域内，设一与变速器外壳30用螺钉连接的中间板32，作为变速器外壳的一个外壁。在中间板32的中心区连接一个圆柱形轮毂34，它沿轴向在变速器外壳30的内腔延伸以及通过螺钉与中间板32连接。多级变速器与图中未表示的驱动发动机工作连接的驱动轴3在中心穿过中间板32和轮毂34并支承在中间板和轮毂上。在变速器侧，驱动轴3与作为前置行星齿轮组10输入件的接合的连接15、16连接，以及与作为离合器E输入件的外摩擦片架70连接，离合器E除了已表示的伺服元件73外其他没有表示。前置行星齿轮组10将扭矩传到驱动轴3上的传扭连接，在这里在前置行星齿轮组10背对中间板32那一侧进行，亦即在其面朝未表示的主行星齿轮组那一侧进行。因此驱动轴3在中心穿过前置行星齿轮组10延伸，以及与前置行星齿轮组10行星齿轮12、13接合的连桥15、16连接。前置行星齿轮组10的太阳齿轮11，在接合的连桥15、16面朝中间板32的那一侧支承在输出轴3上，并与前置行星齿轮组10的一个与驱动轴3同轴的太阳齿轮轴85连接。此太阳齿轮轴85又可旋转地沿径向支承在并沿轴向支承在轮毂34相应地设计为圆柱形的部分上。当然，太阳齿轮11和太阳齿轮轴85也可以设计为一体。

第六个设计为制动器的换挡件F设置为毗邻中间板32。在这里，制动器F的外摩擦片架80设计为单独构件，并布置在变速器外壳30最大可能的内径处，直接毗邻中间板，以及与变速器外壳用螺钉连接。按另一种设计当然可以规定将制动器F的外摩擦片架80组合在变速器外壳30内。制动器F的伺服装置包括一个活塞87和一个复位弹簧88。制动器F的活塞87与中间板32紧邻。在所列举的例子中，活塞87可轴向运动地装在外摩擦片架80的圆柱形部分与中间板32的圆柱形部分之间，并朝这两个圆柱形部分的方向压紧密封。因此，外摩擦片架80的圆柱形部分、中间板32的圆柱形部分、活塞87以及中间板在活塞后面的垂直部分构成制动器F的活塞腔90。为了操纵制动器F，活塞腔90可通过压力介质通道86加压。在列举的例子中，压力介质通道86在中间板32内部延伸。

按针对制动器F活塞87的布局的另一种设计，例如也可以规定中间板32有一个环形凹槽用于安装活塞87。中间板32也可以设计为由两个部分组成，包括一盘形的平的第一板以及一盘形的第二通道板，其中，第二通道板的外径同时构成制动器F活塞腔30的内径。同样，毗邻中间板32的轮毂34的圆柱形部分可以构成制动器F活塞腔90的内径。根据活塞腔90的设计，亦即根据其在中间板32区域内的空间布局以及根据其尺寸，通往活塞腔90方向的压力介质通道86也可以在轮毂34的内部延伸。

在列举的例子中，活塞87的复位弹簧88设计为盘形弹簧并支承在轮毂34的支承凸缘89上。按另一种设计，例如也可以将一个分成几部分的盘规定作为用于复位弹簧88的支承装置，它安装在轮毂34相应设计的槽内。当然也可以采用其他结构形式的活塞复位弹簧。

制动器F沿径向设在制动器F摩擦片81下方的内摩擦片架82，有一个至少基本上盘形的部分84，它沿轴向毗邻中间板32或复位弹簧88，同心地朝驱动轴3的方向一直延伸到前置行星齿轮组10的太阳齿轮轴85并与之连接。因此制动器F的内摩擦片架82支承在轮毂34上。

设计为离合器的第一换挡件A的摩擦片41至少基本上设在前置行星齿轮组10空心齿轮14上方。外摩擦片架40构成离合器A输入件，内摩擦片架42构成其输出件。在摩擦片41背对中间板32那一侧，离合器A的外摩擦片架40与图中未表示的离合器B输入件连接。在图4中只表示了离合器B此输入件的圆柱形部分64。

离合器A的伺服装置在空间上设在制动器F与前置行星齿轮组10之间，以及包括活塞48、活塞48的复位弹簧49、以及旋转的离合器A动态压力平衡用的挡板50。其中，活塞48密封地装在外摩擦片架40活塞腔51内并可沿轴向运动。作为节省结构长度的结构是挡板50直接与前置行星齿轮组10的空心齿轮14焊接以及密封地朝离合器A活塞48的方向压靠，并因而在其背对前置行星齿轮组10的那一侧与活塞48一起构成一个压力平衡腔52。作为范例设计为盘形弹簧的复位弹簧49支承在活塞48相应地设计的轴向支承面与挡板50之间。离合器A活塞腔51以及离合器A动态压力平衡的压力平衡腔52的压力介质供给，通过压力介质通道进行，它们在驱动轴3、轮毂34和前置行星齿轮组10的太阳齿轮轴85内延伸。不仅离合器A的活塞腔51而且其压力平衡腔52，都在空间上设在制动器F尤其制动器F的活塞腔80与前置行星齿轮组10之间。按压力平衡腔52的另一种设计，挡板50也可以按传统的方式设计为单独的盘，它以恰当的方式沿径向和轴向固定在外摩擦片架40支承在前置行星齿轮组10太阳齿轮轴85上的轮毂状部分上。离合器A活塞复位弹簧也可以采用其他结构形式，例如螺旋弹簧组。

离合器A设计为外摩擦片架40的与前置行星齿轮组10空心齿轮14连接的输入件，有一个至少部分盘形的部分45，它紧邻制动器F内摩擦片架82的盘形部分84，同心地朝驱动轴3的方向一直延伸到一个圆柱形的支承段，支承段朝前置行星齿轮组10的方向沿轴向延伸并可旋转地支承在前置行星齿轮组10的太阳齿轮轴85上。此圆柱形支承段同时构成离合器A活塞腔51的内径。离合器A的外摩擦片架40通过圆柱形支承段与盘形输出件17连接，后者在前置行星齿轮组10面朝中间板32那一侧直接设在前置行星齿轮组10旁并与前置行星齿轮组10的空心齿轮14连接。活塞腔51的压力介质供给以及压力平衡腔52润滑油的供给通过驱动轴3、固定在外壳上的轮毂34、前置行星齿轮组10的太阳齿轮轴85、以及外摩擦片架40圆柱形支承段上相应设计的孔进行。

因此由图4可见，在这里涉及的是由第六换挡件F、第一换挡件A和前置行星齿轮组10组成的组件的一种极紧凑和节省结构空间的布局。

借助图5说明具有制动器F伺服装置经修改的空间布局的按图4的详细结构的一种实施方案。制动器F仍不变地沿径向设在轮毂34上方的大直径处，轮毂34沿轴向朝前置行星齿轮组10的方向同心地毗邻通过螺钉与变速器外壳30连接的中间板32并与之用螺钉连接。制动器F的盘形部分84也不变地在空间上在制动器F摩擦片81下方沿轴向直接邻接和基本上平行于中间板32同心地朝驱动轴3方向一直延伸到前置行星齿轮组10的太阳齿轴85，它与驱动轴3同轴地支承在轮毂34上，以及是内摩擦片架82的盘形部分84与前置行星齿轮组10太阳齿轮11之间的传扭连接装置。同样未改变的是，制动器F包括活塞87和活塞87的例如设计为盘形弹簧的复位弹簧88。

与按图4作为范例的详细结构的差别在于，制动器F的伺服装置83现在设在制动器F摩擦片81背对中间板32那一侧，中间板32构成变速器外壳30面朝图中没有表示的驱动发动机的外壁。因此，制动器F的该伺服装置现在一方面沿轴向设在制动器F的摩擦片81与前置行星齿轮组10之间，另一方面还沿轴向处于制动器F摩擦片81与离合器A之间，尤其紧邻离合器A的伺服装置，后者主要通过活塞48和活塞腔51体现。在这里，制动器F的活塞87设在制动器F外摩擦片架80环形凹槽内部。因此，制动器F的活塞腔90组合在制动器F的外摩擦片架80内。相应地，用于给活塞腔90内供入压力介质的压力介质通道86在外摩擦片架80的内部延伸。

图6表示按图1的多级变速器构件布局的第二种方案，它仍有驱动和输出同轴的配置。与图3所示的构件布置的差别在于，在图6中只是沿轴向互换了第一和第二换挡件A、B在空间的布局。

现在，离合器B沿轴向毗邻设计为制动器的第六换挡件F，其中，离合器B的伺服装置63至少基本上沿轴向设在制动器F与前置行星齿轮组10之间。尤其沿轴向处于制动器F的伺服装置83或制动器F内摩擦片架82的盘形部分84与前置行星齿轮组10空心齿轮14的盘形输出件17之间。离合器B的摩擦片61至少部分设在前置行星齿轮组10的空心齿轮14上方。

离合器B的输入件设计为外摩擦片架60。离合器B的此输入件至少基本上盘形的部分65，沿轴向直接毗邻制动器F内摩擦片架82的盘形部分84，并沿径向朝变速器中心方向一直延伸到圆柱形支承段，后者又支承在前置行星齿轮组10的太阳齿轮轴85上。外摩擦片架60通过所述的圆柱形支承段与空心齿轮14的盘形输出件17连接，后者构成前置行星齿轮组10的输出件。因此，离合器B的伺服装置63至少部分直接设在离合器B输入件的盘形部分65与空心齿轮14的盘形输出件17之间。当然，离合器B的伺服装置63除了用于操纵摩擦片62的装置外，还可以有一个用于离合器B的动态压力平衡装置。

离合器B伺服装置63如此设计的布局，以有利的方式防止离合器B在其未接合状态离合器腔或压力平衡腔的空转，因为伺服装置63始终以前置行星齿轮组10的输出转速n-vs旋转。因此改善了离合器B在重新接合时，尤其在经过较长的处于未接合状态下的停留时间后的换挡舒适性。

离合器B的输出件设计为内摩擦片架62，它有一个圆柱形部分66，圆柱形部分沿轴向朝主行星齿轮组20的方向延伸并围绕离合器A尤其离合器A的摩擦片41，以及有一个至少部分盘形的部分67，盘形部分67与圆柱形部分66连接并与制动器C的内摩擦片架102和第二太阳齿轮轴7连接。

离合器A设在前置行星齿轮组10与主行星齿轮组20之间，其中，离合器A的摩擦片41沿轴向毗邻前置行星齿轮组10和毗邻离合器B的摩擦片61。与同样毗邻前置行星齿轮组10设在前置行星齿轮组10与主行星齿组20之间的离合器E相比，离合器A的摩擦片41至少部分沿径向设在离合器E的摩擦片71上方。

离合器A的输入件设计为内摩擦片架42以及直接与作为前置行星齿轮组10输出件的空心齿轮14连接。离合器A的输出件设计为外摩擦片架40并有一盘形部分47，它同心地朝变速器中心的方向一直延伸到第一太阳齿轮轴6，通过第一太阳齿轮轴6与主行星齿轮组20的小太阳齿轮21连接。因此，离合器A的内摩擦片架42、摩擦片41和外摩擦片架40围绕离合器E。

离合器A的伺服装置43按简单的方式沿轴向设在离合器A的摩擦片41面对主行星齿轮组20那一侧，在离合器A的摩擦片41或离合器E的盘形内摩擦片架72与离合器A外摩擦片架40的盘形部分47之间，优选地直接毗邻这些构件。

但也可以按另一种设计规定，离合器A的伺服装置43沿轴向设在离合器A输出件盘形部分47与离合器B输出件盘形部分67之间，优选地直接毗邻这些构件，其中，离合器A的活塞沿轴向朝前置行星齿轮组10的方向径向围绕离合器A的外摩擦片架40，以及离合器A的摩擦片41从其面朝前置行星齿轮组10的那一侧操纵。

从按图6作为范例的构件布局导出，图7表示离合器A和B的伺服装置43、63按另一种设计的布局。其中，两个离合器A、B相对于前置行星齿轮组10和主行星齿轮组20以及相对于其他换挡件C至F的空间布局不变。内摩擦片架42和外摩擦片架60构成离合器A、B各自的输入件以及外摩擦片架40和内摩擦片架62构成离合器A、B各自的输出件同样不变。

与图6不同，现在规定离合器A的伺服装置43设在前置行星齿轮组10背对主行星齿轮组20那一侧，沿轴向在离合器B的伺服装置63与空心齿轮14盘形的输出件17之间，优选地直接毗邻伺服装置63和盘形输出体17。因此，离合器A的摩擦片41从它背对主行星齿轮组20那一侧操纵。其中，伺服装置43的操纵件围绕前置行星齿轮组10的空心齿轮14，以及沿径向在离合器A设计为内摩擦片架42的输入件与空心齿轮14连接的圆柱形部分44的上方和沿径向在离合器B设计为内摩擦片架62的输出件的圆柱形部分66下方，沿轴向一直延伸到离合器A的摩擦片41。在离合器A和B伺服装置43、63的这种布局中有利的是，它们在离合器B的外摩擦片架60内部互相嵌套，由此可以简单地预装配为组件。

因为在图6和图7中另一些构件的布局与在图3中表示的布局一致，所以在这里可以省略进一步的详细说明。

通过在图6或图7中说明的这种行星齿轮组和换挡件的布局，类似于在图3中建议的布局，以有利的方式达到驱动和输出同轴的多级变速器一种非常小的结构长度。

图8表示以前面在图6中表示的第二种构件布局方案为基础的具有按本发明的第一种前置行星齿轮组方案的多级变速器第三种作为范例的构件布局方案。与图6相比，区别基本上仅在于制动器C的布置，它现在沿轴向设在制动器F与离合器B之间，因此设在离合器B背对主行星齿轮组20那一侧。制动器C的摩擦片101例如有与制动器F的摩擦片80相同的直径，以及沿径向看至少部分设在前置行星齿轮组10上方。在图示的例子中，两个制动器C、F的外摩擦片架100、80设计为整体构件，它与变速器外壳30固定连接。按另一种设计，两上制动器C、F的外摩擦片架100、80当然也可以组合在变速器外壳30内。

在图示的举例中，制动器C、F的伺服装置105、83组合在它们公共的外摩擦片架内。制动器C的伺服装置105因而朝主行星齿轮组20的方向操纵制动器C的摩擦片101，以及制动器F的伺服装置83朝反方向，亦即朝变速器外壳壁31的方向操纵制动器F的摩擦片81，摩擦片81直接毗邻变速器外壳壁31。按另一种设计，制动器C的伺服装置105当然也可以设在摩擦片101面朝主行星齿轮组20那一侧。同理，按另一种设计制动器F的伺服装置83也可以如图6所示那样设在变速器外壳壁31与制动器F摩擦片81之间。

图8中表示的两个制动器C、F的一体化外摩擦片架的设计和两个制动器C、F组合在外摩擦片架内的伺服装置，导致一种总体上非常紧凑和可简单地预装配的组件。

制动器C的内摩擦片架102有一个基本上圆柱形的部分103，它沿径向在离合器B例如设计为外摩擦片架60的输入件圆柱形部分65的上方沿轴向延伸，以及在离合器B摩擦片61的区域内与离合器B输出件的圆柱形部分66连接，此输出件例如设计为内摩擦片架62以及沿轴向朝主行星齿轮组20的方向径向围绕离合器A。因此制动器C的内摩擦片架102完全围绕离合器B的摩擦片61。离合器A的摩擦片41以有利的方式有与离合器B的摩擦片61至少近似相同的直径。在加工技术方面有利的是，在两个离合器A、B内例如还可以使用相同的摩擦片。

在图9至图33中是驱动和输出不同轴的按本发明的多级变速器另一些不同的构件布局方案。图9表示以上面在图6中针对同轴的驱动和输出说明的构件布局为基础的具有按本发明的第一种前置行星齿轮组方案的多级变速器作为范例的第四种构件布局方案。

如图9所示，由前置行星齿轮组10和换挡件F、B、A、E和C构成的组件和它们在变速器外壳30内的布局以及还有它们与主行星齿轮组20按力流的连接，与图6相比均未改变；也就是说，在发动机轴1与支承板35或支承在支承板35内的三根轴5、6和7之间的整个变速器部分是一致的。与图6同样一致的是，作为范例建议的拉威娜(Ravigneaux)齿轮组作为主行星齿轮组20以及它与三根轴5、6和7的连接。主行星齿轮组20的空心齿轮27构成它的输出件，以及现在通过与主行星齿轮组20同轴设置的正齿轮9与输出轴4连接。主行星齿轮组20的输出与发动机轴1或输出轴3不同轴，而是优选地与发动机轴1或驱动轴3成直角；也就是说，输出轴4平行于发动机轴1或驱动轴3。因此，所建议的多级变速器尤其适用于有横向于汽车纵向安装的驱动发动机的汽车。正齿轮9按有利的方式通过一适当设计的支承装置沿轴向和径向支承在已经存在的支承板35上，支承板35设在制动器C面朝主行星齿轮组20那一侧。因此，所述正齿轮直接设在支承板35与主行星齿轮组20之间。

主行星齿轮组20接合的连桥25、26可借助它固定的制动器D，现在安排在主行星齿轮组20背对前置行星齿轮组10那一侧，毗邻变速器外壳30的外壁。为了能达到制动器D尽可能少的摩擦片数并因而对多级变速器为有利的安装条件，将制动器D的摩擦片安置在主行星齿轮组20沿径向的上方尽可能大的外径处。在这里，制动器D的伺服装置可优选地设在正齿轮9或输出轴4与制动器D的摩擦片之间。例如，制动器D的伺服装置也可以组合在变速器外壳30的外壁内，所述外壁在主行星齿轮组20背对发动机那一侧毗邻主行星齿轮组20，在这种情况下此外壁也可以设计为盖。

在图9中表示的作为范例的多级变速器内，扭振减震器2并因而图中未表示的驱动发动机设在多级变速器设有第六换挡件的那一侧。扭振减震器2和驱动发动机因而设在离前置行星齿轮组10比离主行星齿轮组20更近的地方。

图10表示有按本发明的第一种前置行星齿轮组方案和优选地轴线平行的驱动和输出的多级变速器作为范例的第五种构件布局方案。其中规定了变速器结构的基本设计，将制动器F、前置行星齿轮组10、离合器A和B以及制动器C共同装在变速器外壳30的第一个部分内，这一部分在变速器外壳壁31与支承板35之间延伸。相应地，正齿轮9和输出轴4、主行星齿轮组20、制动器D以及离合器E共同装在变速器外壳30的第二个部分内，这一部分从支承板35延伸到盖36，盖36设在变速器外壳30与变速器外壳壁31处于相对位置的那一侧。当然，盖36和变速器外壳30也可以设计为一体。

因此，与按本发明的多级变速器上述所有实施形式不同，可通过它使主行星齿轮组20的第三输入件以变速器输入转速n-ein旋转的第三换挡件E，现在设在主行星齿轮组20背对前置行星齿轮组10那一侧。在图示的举例中，主行星齿轮组20和离合器E设在前置行星齿轮组10背对发动机轴1那一侧。在这里离合器E直接毗邻变速器外壳30的一个外壳壁，这一外壳壁设在变速器外壳30逆发动机轴1那一侧。多级变速器的驱动轴3除盖36外完全同心地贯穿变速器。为了简化变速器的装配，驱动轴3当然也可以设计成多段的。

制动器F的布局基本上与图3中说明的布局一致。由图10可见，制动器F不变地设在前置行星齿轮组10背对主行星齿轮组20那一侧，毗邻变速器外壳30的变速器外壳壁31，直接在变速器外壳30的外径上，在尽可以大的直径处。制动器F的外摩擦片架80可以按简单的方式组合在变速器外壳30内。在变速器外壳壁31与内摩擦片架82之间沿轴向的空间内设一用于操纵制动器F的伺服装置83。当然，在这里变速器外壳壁31也可以设计为单独的与变速器外壳30固定连接的中间板。制动器F的内摩擦架82有一盘形部分84，它同心地向内延伸并与前置行星齿轮组10在本例中为短的太阳齿轮轴85连接。太阳齿轮轴85与前置行星齿轮组10的太阳齿轮11连接并支承在变速器外壳壁31沿轴向朝前置行星齿轮组10的方向延伸的圆柱形凸台33上。因此制动器F的伺服装置83尤其毗邻变速器外壳壁31以及毗邻制动器F内摩擦片架82的盘形部分84。用于操纵制动器F的压力介质通道可以在变速器外壳壁31和/或圆柱形凸台33的内部延伸。

前置行星齿轮组10沿轴向直接毗邻制动器F，尤其直接毗邻内摩擦片架82的盘形部分84，其中，制动器F的摩擦片81至少部分也可以节省结构空间地设在前置行星齿轮组10空心齿轮14的上部。多级变速器的驱动轴3例如支承在变速器外壳壁31圆柱形凸台33上，以及在前置行星齿轮组10背对制动器F那一侧与其接合的连桥15、16连接。

离合器A、B在空间上设在前置行星齿轮组10与主行星齿轮组20之间，在前置行星齿轮组10背对制动器F那一侧。离合器A、B的摩擦片41、61在空间上至少基本上上下叠置，其中，离合器B的摩擦片61有比离合器A的摩擦片41大的直径。两个离合器A、B的输入件设计为外摩擦片架40、60，两个离合器的输出件设计为内摩擦片架42、62。

离合器B的输入件设计为外摩擦片架60，设计为朝主行星齿轮组20方向开口具有盘形部分65的圆柱体，盘形部分65直接毗邻前置行星齿轮组10，尤其毗邻前置行星齿轮组10接合的连桥15、16，以及与前置行星齿轮组10的空心齿轮14连接。盘形部分65在这里沿径向朝变速器中心线方向延伸，并通过一个沿轴向朝主行星齿轮组20的方向延伸的支承段支承在驱动轴3上。离合器A的外摩擦片架40设计为其输入件，同样设计为朝主行星齿轮组20开口的圆柱体。离合器A的此输入件的盘形部分45，沿径向朝变速器中心线方向一直延伸到离合器B外摩擦片架60在驱动轴3上的支承段。在外摩擦片架60的此支承段区域内，离合器A、B的两个外摩擦片架40、60互相连接。

离合器A的内摩擦片架42基本上设计为盘状以及同心地朝变速器中心线方向一直延伸到第一太阳齿轮轴6，在本实施例中第一太阳齿轮轴6直接支承在驱动轴3上，以及离合器A的输出件与主行星齿轮组20的小太阳齿轮21连接。离合器B设计为内摩擦片架62的输出件包括一个短的圆柱形部分66，它沿轴向朝主行星齿轮组方向延伸，以及包括一个连接在圆柱形部分66上的盘形部分67，它与制动器C的内摩擦片架102连接以及同心地朝变速器中心线方向一直延伸到第二太阳齿轮轴7，第二太阳齿轮轴同轴地在第一太阳齿轮轴6上方延伸并支承在第一太阳齿轮轴6上，以及离合器B的输出件与主行星齿轮组20的大太阳齿轮22连接。

离合器B的伺服装置63沿轴向设在离合器B设计为外摩擦片架60的输入件盘形部分65与离合器A设计为外摩擦片架42的输入件盘形部分45之间，优选地直接毗邻这两个盘形部分65、45。离合器A的伺服装置43沿轴向设在离合器A输入件的盘形部分45与离合器A基本上盘形的内摩擦片架42之间，优选地直接毗邻盘形部分45。

因此，离合器A完全处于离合器B的离合器腔的内部，离合器腔以离合器B的圆柱形外摩擦片架60和内摩擦片架62的圆柱形部分66为界。

以有利的方式，离合器A、B的两个伺服装置43、63始终以前置行星齿轮组10的输出转速n-vs旋转，由此避免两个离合器A、B在它们未接合状态其活塞腔，以及如果采用了则还有压力平衡腔空转，并因而改善了在重新接合时的换挡舒适性。

支承板35沿轴向朝主行星齿轮组20的方向连接在离合器C和离合器B输出件的盘形部分67上。在图示的例子中支承板35设计为单独的构件并与变速器外壳30连接，既承担附加地支承第二太阳齿轮轴7的任务，也承担支承正齿轮9的任务，正齿轮9在支承板35面朝主行星齿轮组20那一侧直接毗邻支承板35。

如在一开始说明图10时已提及的那样，主行星齿轮组20、制动器D和离合器E同样设在支承板35背对前置行星齿轮组10那一侧。其中，主行星齿轮组20直接毗邻正齿轮9和与正齿轮9工作连接的输出轴4。因此主行星齿轮组20设在正齿轮9背对支承板35那一侧。空心齿轮27构成主行星齿轮组20的输出件仍不改变并与正齿轮9连接。通过它可固定例如拉威娜(Ravigneaux)齿轮组接合的连桥25、26的制动器D是节省摩擦片的并因而节省结构长度地沿径向设在主行星齿轮组20的空心齿轮27上方。离合器E直接毗邻变速器外壳30的一个外壳外壁，此外壳外壁处于变速器外壳30与变速器外壳壁31相对的那一侧。多级变速器的驱动轴3在中心穿过主行星齿轮组20延伸，以及在主行星齿轮组20背对正齿轮那一侧与离合器E的外摩擦片架70连接。在这里，离合器E的外摩擦片架70优选地设计为朝主行星齿轮组20的方向开口的圆柱体。离合器E的摩擦片71优选地设在大直径上，因而摩擦片数量少。内摩擦片架72构成离合器E输出件并与主行星齿轮组20接合的连桥25、26连接。离合器E的伺服装置73例如设在圆柱形外摩擦片架70的内部，沿轴向毗邻离合器E的内摩擦片架72。因此按有利的方式，离合器E的伺服装置73始终以变速器输入转速n-ein旋转，由此避免离合器E的活塞腔空转，以及如果存在的话也避免了离合器E动态压力平衡的压力平衡腔空转。

在按图10的构件布局一种设计中还可以规定，发动机轴1并因而未表示的驱动发动机设在多级变速器设置有主行星齿轮组20和离合器E的那一侧，也就是说设在主行星齿轮组20背对前置行星齿轮组20那一侧，在离合器E背对主行星齿轮组20一侧。按此设计，盖36相应地装在第六换挡件F毗邻的变速器外壳壁31上。当然，盖36和变速器外壳壁31在这里也可以设计为一体。主行星齿轮组20设在发动机附近有声学方面的优点，因为在多段式主行星齿轮组20的区域内噪声放射面小，以及尤其当主行星齿轮组20设计为拉威娜(Ravignesux)齿轮组时是有利的。拉威娜(Ravigneaux)齿轮组虽然是双连桥四轴变速器的一种节省结构空间的极紧凑的设计，但已知基于这种分级式行星齿轮产品它在声学方面是不利的。

从图10中描述的作为范例的构件布局导出，图11和图12表示了针对离合器A和B的伺服装置43、63空间布置的两种不同的设计。其中，两个离合器A、B相对于前置行星齿轮组10和主行星齿轮组20、相对于正齿轮9以及相对于另一些换挡件C至F的空间布局，与按图10的布局相比没有改变。同样不变的是，外摩擦片架40、60构成离合器A、B各自的输入件，以及内摩擦片架42、62构成各自的输出件。

与图10不同的是，在按图11的设计中建议，离合器A的伺服装置43设在离合器A摩擦片41背对前置行星齿轮组10那一侧，沿轴向直接毗邻离合器A的内摩擦片架42，尤其直接毗邻离合器A设计为内摩擦片架42的输出件的盘形部分47。因此，离合器A的摩擦片41现在从其背对前置行星齿轮组10那一侧进行操纵。

此外，在按图11的设计中还建议，离合器B的伺服装置63至少部分沿轴向朝主行星齿轮组20的方向直接毗邻离合器A的伺服装置43，其中，离合器B伺服装置63的一个操纵件沿径向在离合器B设计为内摩擦片架62的输出件的圆柱形部分66下方，但沿径向在离合器A的伺服装置43和外摩擦片架40的上方，沿轴向朝前置行星齿轴组10的方向延伸，离合器B的摩擦片61从其内径处接合着它，以及摩擦片61从其面朝前置行星齿轮组10那一侧进行操纵。在其面朝主行星齿轮组20那一侧，离合器B的伺服装置63毗邻离合器B内摩擦片架62的盘形部分67。

因此按有利的方式可将离合器A、B的两个伺服装置43、63与两个离合器A、B的内摩擦片架42、62一起作为组件预装配在离合器B设计为圆柱形的内摩擦片架62内部。

在图11中同样作为范例表示第五换挡件E伺服装置73与图10不同的布置。现在，此伺服装置73直接毗邻变速器外壳30设计为盖36的外壁，盖36位于多级变速器与变速器外壳壁31处于相对位置的那一侧。在图示的举例中盖36设计为单独的构件并与变速器外壳30连接。但也可以规定，盖36与变速器外壳30设计为一体。离合器E的伺服装置73因此不再设在离合器E圆柱形外摩擦片架70的内部。按这种设计，伺服装置73的一个操纵件在外摩擦片架70沿径向的上方沿轴向作用以及离合器E的摩擦片71被从其面朝正齿轮9那一侧进行操纵。

当然，在图10中表示的离合器E伺服装置73作为范例的布局，可以由图11中描述的伺服装置73的布局来代替。这同样也适用于在下面的图12至图16中分别表示的伺服装置73作为范例的布局。

现在，图12表示离合器A和B伺服装置43、63的空间布局与图10不同的第二种设计。离合器B伺服装置63的空间布局与图10中表示的布局一致。与图10不同之处在于，离合器A的伺服装置43现在直接毗邻离合器B的伺服装置63。因此离合器B的伺服装置63设置为比离合器A的伺服装置43更靠近前置行星齿轮组10。在空间上，离合器A的伺服装置43设在离合器A的外摩擦片架40和摩擦片41面朝前置行星齿轮组10那一侧，优选地直接毗邻外摩擦片架40的盘形部分45。在此布局中，离合器A伺服装置43的一个操纵件，沿径向在离合器B摩擦片61下方，在离合器A外摩擦片架40和摩擦片41沿径向的上方，沿轴向在主行星齿轮组20的方向作用，以及摩擦片41被从其背对前置行星齿轮组10那一侧进行操纵。

因此，离合器A、B的两个伺服装置43、63至少绝大部分设在离合器B圆柱形外摩擦片架60的内部，并能以简单的方式与离合器A、B的两个外摩擦片架40、60一起作为组件预装配。如在按图10的布局中那样，两个伺服装置43、63始终以前置行星齿轮组10的输出转速n-vs旋转，由此避免离合器A、B在未接合状态其活塞腔或压力平衡腔空转。

现在图13表示具有按本发明的第一种前置行星齿轮组方案和优选地轴线平行的驱动和输出的多级变速器第六种作为范例的构件布局方案。其中，变速器基本结构基本上与上面借助图10详细说明的结构一致。制动器F、前置行星齿轮组10、离合器A  、离合器B和制动器C共同装在变速器外壳30的第一部分内，这一部分在变速器外壳壁31与支承板35之间延伸。相应地，正齿轮9、输出轴4、主行星齿轮组20、制动器D和离合器E共同装在变速器外壳30的第二部分内，这一部分从支承板35一直延伸到盖36，盖36设在变速器外壳30与变速器外壳壁31处于相对位置那一侧。正齿轮9、输出轴4、主行星齿轮组20、制动器D和离合器E在变速器外壳30第二部分内部的构件布局完全取自图10。同样取自图10的是从主行星齿轮组20和离合器E到输出轴3及第一和第二太阳齿轮轴6、7按力流的连接，在这里所有三根同轴地套叠的轴3、6、7在中心穿过支承板35延伸。

在变速器外壳30第一部分内部，在图13中表示的制动器F直接毗邻变速器外壳壁31的布置与在图10中说明的布置一致。制动器F内摩擦片架82的盘形部分84沿变速器外壳壁31沿径向朝驱动轴3的方向一直延伸到前置行星齿轮组10的太阳齿轮轴85，后者在驱动轴3上方支承在变速器外壳壁31朝前置行星齿轮组10的方向延伸的圆柱形凸台33上。太阳齿轮轴85与前置行星齿轮组10的太阳齿轮11连接。在这里，前置行星齿轮组10，类似于图10中那样，沿轴向朝支承板35或主行星齿轮组20的方向设在制动器F旁，以及它的输入件在其面朝主行星齿轮组20那一侧与驱动轴3连接，但不再直接毗邻制动器F内摩擦片架82盘形的部分84。

离合器B与前置行星齿轮组10空心齿轮14连接的输入件现在设计为内摩擦片架62。离合器B的摩操片61至少部分沿径向设在空心齿轮14上方。离合器B的输出件设计为外摩擦片架60，设计为朝主行星齿轮组20的方向开口的圆柱体，包括一个圆柱形部分66，它沿轴向在变速器外壳30第一部分的宽大区域内从制动器F内摩擦片架82的盘形部分84一直延伸到制动器C的摩擦片101。在这里，制动器C直接毗邻支承板35面朝前置行星齿轮10那一侧。圆柱形部分66的一部分沿径向在制动器F的摩擦片81下方延伸。在外摩擦片架60面朝变速器外壳壁31那一侧，在圆柱形部分66上连接离合器B输出件的盘形部分67，它直接毗邻离合器F内摩擦片架82的盘形部分84，同心地朝驱动轴3的方向一直延伸到一个支承段，支承段支承在前置行星齿轮组10的太阳齿轮轴85上。在离合器B圆柱形外摩擦片架60的开口侧，圆柱形部分66与制动器C的内摩擦片架102连接，后者有一盘形部分104，它同心地向内一直延伸到第二太阳齿轮轴7，盘形部分104通过第二太阳齿轮轴7与主行星齿轮组20的第二输入件连接。在列举的例子中，第二太阳齿轮轴7同轴地支承在第一太阳齿轮轴6的上方，但它也可以附加地或仅仅支承在支承板35内。

离合器B的伺服装置63沿轴向设在离合器B设计为外摩擦片架60的输出件盘形部分67与前置行星齿轮组10之间，优选地直接毗邻它们。由于伺服装置63必要的结构宽度，离合器B外摩擦片架60的支承基础有利地也比较宽。

离合器A设在前置行星齿轮组10面朝主行星齿轮组20一侧，毗邻前置行星齿轮组10。离合器A的外摩擦片架40作为其输入件与前置行星齿轮组10的空心齿轮14连接以及设计为朝主行星齿轮组20方向开口的圆柱体。离合器A的此输入件包括一圆柱形部分44和一盘形部分45。在这里，盘形部分45毗邻前置行星齿轮组10接合的连桥15、16，以及同心地朝驱动轴3的方向一直延伸到支承段，支承段优选地紧挨着处于驱动轴3的外径上方以及也可以支承在驱动轴3上。离合器A的输出件设计的内摩擦片架42，在列举的例子中它设计为至少基本上盘形以及同心地朝驱动轴3的方向一直延伸到支承段，离合器A的外摩擦片架60支承在此支承段上，以及再延伸到太阳齿轮轴6，它支承在驱动轴3上以及将离合器A的内摩擦片架42与主行星齿轮组20的第一输入件连接起来。

离合器A的伺服装置43在空间上设在前置行星齿轮组10与离合器A的摩擦片41之间，完全在离合器A的圆柱形外摩擦片架40内部，优选地直接毗邻离合器A输入件盘形部分45。因此按优选的方式离合器A的伺服装置43始终以前置行星齿轮组10的输出转速n-vs旋转。

现在，图14和图15以图13中表示的作为范例的构件布局为基础表示针对离合器A和B伺服装置43、63布局的两种设计。如图14所示，按第一种设计建议，离合器B的伺服装置63设在前置行星齿轮组10面朝主行星齿轮组20那一侧，沿轴向朝主行星齿轮组20的方向毗邻离合器A，与此同时离合器B摩擦片61至少部分沿径向处于前置行星齿轮组10上方的位置不改变。在这里，优选地离合器B伺服装置63的一部分直接毗邻离合器A设计为基本上盘形的内摩擦片架42。伺服装置63的操纵件沿径向在构成离合器A的输入件的外摩擦片架40与离合器B设计为外摩擦片架60的输出件圆柱形部分66之间，沿轴向朝前置行星齿轮组10的方向，一直延伸到离合器B的摩擦片61。因此，离合器B的摩擦片61与图13不同现在从面朝主行星齿轮组20的那一侧进行操纵。

相应地，离合器B的外摩擦片架60设计为朝前置行星齿轮组10或变速器外壳壁31方向开口的圆柱体，在离合器B输出件的圆柱形部分66上，毗邻支承板35，连接离合器B输出件至少部分盘形的部分67，以及盘形部分67在其外径的区域内与制动器C的内摩擦片架102连接和在其内径的区域内与第二太阳齿轮轴7连接。按有利的方式，外摩擦片架60通过一比较宽的支承装置支承在支承板35朝前置行星齿轮组10方向延伸的圆柱形凸台上。

由图14可见，基于离合器B伺服装置63不同的空间布局，离合器F的伺服装置83现在比按图13的基本布局处于离前置行星齿轮组63更近的地方。尤其是离合器F的内摩擦片架82盘形部分84现在直接沿轴向毗邻前置行星齿轮组10。

有利地，按这种布局可以方便地装配各构件。例如，离合器B的优选地同时构成制动器C内摩擦片架102的圆柱形外摩擦片架60，可以与离合器A的伺服装置43、摩擦片41和内摩擦片架42连同离合器B的内摩擦片架62一起预装配为第一组件，以及圆柱形外摩擦片架60与制动器B的伺服装置63和摩擦片61可共同预装配为第二组件。接着可简单地组合这两个组件以及作为总的组件装入变速器外壳30内。

图15中建议了离合器A、B伺服装置43、63空间布局的第二种设计，它与上面说明的按图13和图14的构件布局不同，现在两个离合器A、B各自的摩擦片41、61都从它们面朝支承板35或主行星齿轮20那一侧操纵。在这里，摩擦片41、61相对于行星齿轮组和其他换挡件的空间位置，至少基本上与按图13和图14的一致。

离合器B外摩擦片架60在图15中表示的设计和空间布局以及离合器B伺服装置63在圆柱形外摩擦片架60内部的空间布局，完全取自图14。与图14以及也与图13的区别在于，在图15中规定离合器A的伺服装置43设在摩擦片41背对前置行星齿轮组10那一侧，在离合器A的摩擦片41与离合器B的伺服装置63之间，优选地沿轴向直接毗邻离合器A的设计为内摩擦片架42的输出件盘形部分47。因此，离合器A、B的伺服装置43、63现在处于互相并列的位置，其中离合器A完全设在离合器B由离合器B的圆柱形外摩擦片架60构成的离合器腔内。

在图15中建议的离合器A和离合器B构件互相嵌套的布局，允许将这两个离合器A、B非常简单地预装配为一个组件。

图16表示具有按本发明的第一种前置行星齿轮组方案和优选地轴线平行的驱动和输出的多级变速器作为范例的第七种构件布局方案。在图16中建议的方案基本上从上面在图14中描述的构件布局出发。主要的区别是离合器A输入件及输出件的设计，以及离合器A伺服装置43由此导致的合理布局。离合器A的输入件现在设计为内摩擦片架42，它沿轴向朝主行星齿轮组20的方向与离合器B设在前置行星齿轮组10上方的内摩擦片架62连接。离合器A的外摩擦片架40构成其输出件并设计为朝前置行星齿轮组10方向开口的圆柱体。相应地，离合器A输出件的圆柱形部分46沿径向在离合器B的圆柱形外摩擦片架60下方沿轴向朝支承板35或主行星齿轮组20的方向一直延伸到离合器B的伺服装置63，后者设在圆柱形外摩擦片架60的内部，在此圆柱形部分46上连接离合器A输出件的盘形部分47，以及后者同心地向内一直延伸到第一太阳齿轮轴6，离合器A的外摩擦片架40通过它与主行星齿轮组20的第一输入件连接。在这里，离合器A的外摩擦片架40的外径优选地小于离合器B摩擦片61的内径。

离合器A的伺服装置43在空间上设在离合器A的摩擦片41与离合器A设计为外摩擦片架40的输出件盘形部分47之间，优选地直接毗邻盘形部分47。因此，离合器A完全设在离合器B由圆柱形外摩擦片架60构成的离合器腔内部。

图16所建议的构件布局尤其可以方便地调整两个离合器A和B所需要的空隙。第一离合器A的与伺服装置43和摩擦片41预装配的外摩擦片架40，可按简单的方式装入离合器B的与伺服装置63和摩擦片61预装配的外摩擦片架60内。离合器A、B的内摩擦片架42、62接着在各自摩擦片组内的装配可以再次简化，只要将内摩擦片架42、62设计为一体的。

作为一种用于布置制动器F伺服装置83的方案，例如建议将其设在内摩擦片架82与前置行星齿轮组10之间。如在按图1和图5的实施例中那样，制动器F的摩擦片81因而朝变速器外壳壁31的方向操纵。为了朝相对于摩擦片81的反方向支承伺服装置，在图示的例子中设一圆柱体39，它与变速器外壳30连接并有一垂直的壁，垂直壁沿轴向在相对于摩擦片81的反方向直接毗邻伺服装置83。在这里，制动器F外摩擦片架80安装在圆柱体39内。当然，圆柱体39和外摩擦片架80也可以设计为一体，如在图5中所建议的那样。

图17表示具有按本发明的第一种前置行星齿轮组方案和优选地轴线平行的驱动和输出的多级变速器第八种作为范例的构件布局方案。在这里，在图17中所建议的方案基本上从前面在图13中描述的构件布局出发。主要的区别是离合器A输入和输出件的设计以及离合器A的伺服装置43由此得到的合理布局。离合器A的输入件现在设计为内摩擦片架42，它沿轴向朝主行星齿轮组20的方向与离合器B设在前置行星齿轮组10上方的内摩擦片架62连接。离合器A的外摩擦片架40构成其输出件，以及设计为朝前置行星齿轮组10方向开口的圆柱体。相应地，离合器A输出件的圆柱形部分46，沿径向在离合器B圆柱形外摩擦片架60下方，沿轴向朝主行星齿轮组20的方向大体上一直延伸到制动器C的盘形内摩擦片架102，后者与第二太阳齿轮轴7连接。盘形部分47连接在离合器A设计为外摩擦片架40的输出件圆柱形部分46上，并同心地向内一直延伸到第一太阳齿轮轴6，离合器A的外摩擦片架40通过它与主行星齿轮组20的第一输入件连接。优选地，离合器A的外摩擦片架40的外径只略小于离合器B设计为外摩擦片架60的输出件圆柱形部分66的内径，为的是在摩擦片数量尽可能少的同时获得尽可能大的离合器A扭矩传输能力。

离合器A的伺服装置43在空间上设在离合器A摩擦片41与离合器A设计为外摩擦片架40的输出件盘形部分47之间，优选地直接毗邻此盘形部分47。因此，离合器A摩擦片41的操纵从其背对前置行星齿轮组10那一侧进行。所以离合器B的输出件完全围绕着离合器A。

在下面的图18至图22中表示具有按本发明的第一种前置行星齿轮组方案以及优选地轴线平行的驱动和输出的多级变速器第九至第十三种作为范例的构件布局方案，其中，第六换挡件F总是设在前置行星齿轮组10背对主行星齿轮组20那一侧，在变速器外壳30面朝发动机轴1的一侧毗邻变速器外壳壁31，其中，第一和第二换挡件A、B总是设在前置行星齿轮组10与主行星齿轮组20之间，以及，前置行星齿轮组10与两个换挡件A、B共同设置，第二换挡件B朝主行星齿轮组20的方向毗邻前置行星齿轮组10和第一换挡件A毗邻第二换挡件B，以及其中，可通过它固定主行星齿轮组20第二输入件的第三换挡件C始终设在主行星齿轮组20背对前置行星齿轮组10那一侧，毗邻变速器外壳30的一个与驱动发动机或变速器外壳壁31处于相对位置的外壁。因此第二换挡件B总是比第一换挡件A设置为更靠近前置行星齿轮组10。第五换挡件E朝驱动方向看总是设在主行星齿轮组20的前面。

如上面在图3至图17中已说明的布局方案那样，在图18至图20中设计为制动器的第六换挡件F的内摩擦片架82与前置行星齿轮组10的太阳齿轮11也通过前置行星齿轮组10支承在变速器外壳壁31凸台33上的太阳齿轮轴85连接。前置行星齿轮组10接合的连桥15、16在它们与制动器F处于相对位置的一侧与驱动轴3连接。前置行星齿轮组10的空心齿轮14分别与设计为离合器的第二换挡件B的外摩擦片架60和与设计为离合器的第一换挡件A的内摩擦片架42连接。离合器B的内摩擦片架62总是通过第二太阳齿轮轴7与主行星齿轮组20的第二输入件连接，太阳齿轮轴7不同于上面那些实施例现在在中心穿过主行星齿轮组20延伸。离合器A的外摩擦片架40总是通过第一太阳齿轮轴6与主行星齿轮组20的第一输入件连接，太阳齿轮轴6不用于上面那些实施例现在同轴地在第二太阳齿轮轴7上方延伸以及支承在它上面。离合器E的输入件始终通过前置行星齿轮组10接合的连桥15、16与驱动轴连接。离保器E的输出件始终通过第三轴5与主行星齿轮组20的第一输入件连接，第三轴5不同于上面那些实施例现在支承在第二太阳齿轮轴7上和/或支承板35内。在这里，支承板35设在由正齿轮9和主行星齿轮组20组成的组件面朝前置行星齿轮组10或离合器A、B那一侧。离合器A、B的摩擦片41和61有至少近似相等的直径。离合器E摩擦片71的直径大体有离合器A、B摩擦片41、61那么大的直径或比它们更大的直径。在这里，加工技术上有利的是，可例如对于离合器A和B使用相同的摩擦片。

在按图18的第九种构件布局方案中建议，离合器E的摩擦片71沿轴向设在离合器A与主行星齿轮组20之间，优选地沿轴向毗邻离合器A外摩擦片架40，但离合器E的伺服装置73至少部分设在前置行星齿轮组10背对离合器A那一侧。因此，离合器E的摩擦片71从其面朝前置行星齿轮组10那一侧进行操纵。在这里，离合器E的输入件设计为外摩擦片架70，它包括一个圆柱形部分74，圆柱形部分74沿径向在离合器A和B上方沿轴向从离合器E的摩擦片71一直延伸到制动器F摩擦片81区域内。在制动器F的摩擦片81区域内，离合器E输入件的盘形部分75连接在此圆柱形部分74上，以及直接毗邻制动器F内摩擦片架82的盘形部分84，同心地朝驱动轴3的方向一直延伸到支承段，支承段同轴于前置行星齿轮组10的太阳齿轮轴85朝前置行星齿轮组10的方向延伸以及支承在此太阳齿轮轴85上。在此支承段面朝前置行星齿轮组10那一侧，离合器E的外摩擦片架70与前置行星齿轮组10接合的连桥15、16连接。在这里，接合的连桥15、16沿轴向穿过前置行星齿轮组10。因此，离合器E的伺服装置73处于圆柱形外摩擦片架70的内部，在这种情况下伺服装置73的操纵件沿径向在离合器A和B上方沿轴向延伸。

通过它可固定主行星齿轮组20第三输入件的设计为制动器的第四换挡件D，作为范例沿轴向朝主行星齿轮组20的方向毗邻离合器E的摩擦片71，位于支承板35前。支承板35背对前置行星齿轮组10或制动器D那一侧作为范例直接毗邻主行星齿轮组，其中，正齿轮9设在主行星齿轮组20背对前置行星齿轮组10或图中未表示的驱动发动机那一侧。在正齿轮9背对主行星齿轮组20那一侧，第二支承板37毗邻正齿轮9，正齿轮9借助支承板37支承。通过它可固定主行星齿轮组20第二输入件的设计为制动器的第三换挡件C，沿轴向与第二支承板37连接，并因而设在多级变速器逆驱动发动机那一侧。

按另一种设计也可以规定，支承板35沿轴向朝主行星齿轮组20的方向毗邻离合器E的摩擦片71，以及制动器D设在支承板35背对前置行星齿轮组10那一侧。

对于离合器B伺服装置63的设置，在图18中建议将离合器B的与前置行星齿轮组10空心齿轮14连接的外摩擦片架60，设计为朝主行星齿轮组20方向开口的圆柱体。离合器B的此输入件有圆柱形部分64和盘形部分65，其中，盘形部分65直接毗邻前置行星齿轮组10并通过支成段支承在驱动轴3上。此外，建议将离合器B的内摩擦片架62作为其输出件设计为至少基本上盘形，以及离合器B的伺服装置63沿轴向设在离合器B的设计为外摩擦片架60的输入件盘形部分65与离合器B盘形的内摩擦片架62之间。以此方式使离合器B的伺服装置63按有利的方式始终以前置行星齿轮组10的输出转速n-vs旋转。

按离合器B的另一种设计也可以规定，离合器B的伺服装置63设在离合器B的内摩擦片架62面朝主行星齿轮组20那一侧。

对于离合器A伺服装置43的设置在图18中建议，将离合器A的内摩擦片架42与离合器B的外摩擦片架60连接起来，离合器A的输出件设计为形式上是一个朝前置行星齿轮组10方向开口的圆柱体的外摩擦片架40，包括圆柱形部分46和与之连接的盘形部分47，以及离合器A的伺服装置43沿轴向设在离合器B和A输出件的盘形部分67、47之间。在这里，离合器A设计为外摩擦片架40的输出件盘形部分47在中心与第一太阳齿轮轴6连接并通过它例如支承在支承板35上。优选地，盘形部分47在其背对前置行星齿轮组10那一侧直接毗邻离合器E内摩擦片架72的盘形部分77。

按离合器A的另一种设计也可以规定，离合器A伺服装置43设在离合器A外摩擦片架40面朝主行星齿轮组20那一侧，其中，伺服装置43的操纵件沿轴向朝前置行星齿轮组10的方向径向围绕离合器A的摩擦片41，以及摩擦片41从其面朝前置行星齿轮组10的那一侧进行操纵。

按一种设计，其中离合器E的摩擦片71的内径大于离合器B和A外摩擦片架60、40的外径，制动器F、离合器E(除其内摩擦片架72外)、前置行星齿轮组10、整个离合器B以及整个离合器A、可按简单的方式先后装入变速器外壳30内。按一种设计，其中离合器E摩擦片71的内径小于离合器B和A外摩擦片架60、40的外径。在其他装配次序相同的情况下，离合器E的摩擦片71的安装当然要在装配好离合器A后才可以进行，但在这种情况下，当变速器外壳30外径给定时，与前面所建议的设计相比，总体上可以使离合器A和B的摩擦片有更大的直径。后者对于离合器A和B的尺寸设计是有利的，与离合器E相比，它们在大多数接合状态必须传输更大的扭矩。

与迄今的构件布局方案不同，图18作为范例还表示了一种经修改的主行星齿轮组20。结构形式没有改变仍然是包括各行星齿轮组RS2和RS3的拉威娜(Ravigneaux)齿轮组，但改变了其所谓的自由轴的连接。行星齿轮组RS2不变地与第一换挡件A连接，行星齿轮组RS3与第二和第三换挡件B、C连接。现在主行星齿轮组20的第一输入件是它的大太阳齿轮22，第二输入件是其小太阳齿轮21，以及第三输入件是其空心齿轮27。因此，在这里现在大太阳齿轮22配属行星齿轮组RS2并设在主行星齿轮组20面朝前置行星齿轮组10那一侧。相应地现在小太阳齿轮21配属行星齿轮组RS3。接合的连桥25和26现在构成主行星齿轮组20的输出件并与输出轴4工作连接。在图示的具有横向于驱动设置输出的多级变速器举例中，此工作连接设计为通过正齿轮9的正齿轮传动(Stirntrieb)。通过接合的连桥25、26输出有润滑技术方面的优点，因为在输出轴4旋转时，例如在汽车行驶的情况下，始终在行星齿轮的销柱上存在相对运动。在图18的下部表示了此作为范例的齿轮组的组合中各齿轮组RS1、RS2、RS3不用于图2A或2B中的基本传动比。其中，用RS1表示前置行星齿轮组10单个行星齿轮组，以及用RS2、RS3表示多段式主行星齿轮组20的各行星齿轮组。

在按图19的第十种构件布局方案中，作为与按图18的方案的主要区别建议，在前置行星齿轮组10背对主行星齿轮组20那一侧不仅设离合器E的伺服装置73，而且设离合器E的摩擦片71。在图示的例子中，摩擦片71在这里沿径向设在制动器F摩擦片81下方。与图18相比不变的是离合器E的输入件设计为外摩擦片架70，设计为朝前置行星齿轮组10的方向开口的圆柱体，它包括一个毗邻制动器F内摩擦片架82盘形部分84的盘形部分75，盘形部分75支承在前置行星齿轮组10的太阳齿轮轴85上以及与前置行星齿轮组10接合的连桥15、16连接，以及包括一个沿径向在制动器F摩擦片81下方延伸的圆柱形部分74。因此离合器E的伺服装置73现在完全设在制动器E外摩擦片架70的内部。

离合器E的输出件相应地设计为内摩擦片架72以及有一个圆柱形部分76和一个盘形部分77。圆柱形部分76沿轴向完全在离合器A和B上方延伸。朝主行星齿轮组20的方向连接在圆柱形部分76上的盘形部分77，同心地朝变速器中心线方向一直延伸到第三轴5，它同轴地在第二和第一太阳齿轮轴7、6的上方穿过支承板35，以及将内摩擦片架72与主行星齿轮组20的第三输入件连接起来。离合器E输出件的盘形部分77在空间上沿轴向设在离合器A设计为外摩擦片架40的输出件盘形部分47与支承板35之间，并在其外径的区域内与毗邻支承板35的制动器D内摩擦片架连接。

在图19中表示的主行星齿轮组20仍与上面在图1和图3至图17中描述的作为范例的拉威娜(Ravigneaux)齿轮组一致。正齿轮9设在主行星齿轮组20面朝支承板35或前置行星齿轮组10那一侧。在这里正齿轮9直接毗邻支承板35并借助支承板35支承在变速器外壳30上。由此可以取消第二支承板。

在按图20的第十一种构件布局方案中建议，在离合器A与主行星齿轮组20之间不仅设离合器E的摩擦片71，而且还设离合器A的伺服装置73。在图示的举例中，摩擦片71在这里有比离合器A、B的摩擦片41、61略大的直径。按另一种设计也可以规定对所有三个离合器A、B和E采用相同的摩擦片。与图18和图19不同，离合器E的输入件现在设计的内摩擦片架72，包括一个圆柱形部分74，它在离合器A和B以及前置行星齿轮组10的上方沿轴向延伸，以及在前置行星齿轮组10面朝发动机轴1那一侧与前置行星齿轮组10接合的连桥15、16连接。

离合器E的输出件相应地设计为外摩擦片架70，形式上为一个朝前置行星齿轮组10的方向开口的圆柱体，包括一个短的在离合器E摩擦片71区域内的圆柱形部分76，以及包括一个基本上盘形部分77，它与圆柱形部分76连接并直接毗邻支承板35同心地朝变速器中心线方向一直延伸到支承板35的支承段或一直延伸到第三轴5，离合器E的外摩擦片架70通过第三轴5与主行星齿轮组20的第三输入件连接。在这里，外摩擦片架70借助第三轴5支承在支承板35上。当然，外摩擦片架70也可以直接支承在支承板上。离合器E的伺服装置73完全设在制动器E外摩擦片架70内部。由此导致离合器E在变速器外壳30内的一种简单的装配过程。

正齿轮9相对于支承板35和相对于齿轮组的布局与借助图19说明的布局一致。与图19不同的是，按图20的构件布局规定，通过它可固定主行星齿轮组20第三输入件的制动器D设在正齿轮9与制动器C之间，节省结构长度地沿径向在主行星齿轮组20上方。如前面已提及的那样，制动器C设在多级变速器与发动机轴1处于相对位置一侧。

如已按图18的构件布局方案所建议的那样，在按图19和图20的布局的另一些设计中也可以规定，两个离合器A、B的伺服装置43、63在空间上设置为，将离合器A的伺服装置43设在离合器A外摩擦片架40面朝主行星齿轮组20那一侧，其中，伺服装置43的操纵件沿轴向朝前置行星齿组10的方向径向围绕离合器A的摩擦片41，以及摩擦片41从其面朝前置行星齿轮组10那一侧进行操纵；和/或，将离合器B的伺服装置63设在离合器B内摩擦片架62面朝主行星齿轮组20那一侧。

现在图21表示具有按本发明的第一种前置行星齿轮组方案和优选地轴线平行的驱动和输出的多级变速器第十二种作为范例的构件布局方案，它基本上以借助图19详细描述的第十种构件布局方案为基础。与图19的区别仅涉及离合器A输入和输出件的设计、离合器B输出件的几何设计、以及两个离合器A、B伺服装置43、63的空间布局。在图21中建议，离合器A、B的两个输入件设计为并列排列的外摩擦片架40、60，优选地按这样的方式，即，为两个离合器A、B的摩擦片41、61可使用相同的构件。离合器A、B的两个输出件相应地设计为内摩擦片架42、62。优选地基本上盘形。这些输出件相应地盘形的部分47、67同心地朝驱动轴3的方向延伸。在列举的例子中，设置为比离合A更靠近前置行星齿轮组10的离合器B的内摩擦片架62，在一个与盘形部分67连接的支承段内，可旋转地支承在驱动轴3上。离合器A的内摩擦片架42同心地支承在离合器B内摩擦片架62的支承段上，并因而同样间接地可旋转地支承在驱动轴3上。

关于离合器A、B伺服装置43、63的布局，在图21中建议，两个伺服装置43、63并列设置，沿轴向在离合器A、B的内摩擦片架42、62之间。在这里，离合器B的伺服装置63设置为比离合器A的伺服装置43更靠近前置行星齿轮组10，优选地沿轴向毗邻离合器B输出件的盘形部分67，以及朝前置行星齿轮组10的方向操纵离合器B的摩擦片61。离合器A的伺服装置43优选地沿轴向毗邻离合器A输出件盘形部分47，以及朝主行星齿轮组20的方向操纵离合器A的摩擦片41。

按另一种设计也可以规定，离合器A、B的内摩擦片架42、62直接并列排列。在这里离合器A的伺服装置43设在离合器A内摩擦片架42背对前置行星齿轮组10那一侧，以及现在朝前置行星齿轮组10的方向操纵离合器A的摩擦片41。离合器B的伺服装置63相应地设在离合器B内摩擦片架62面朝前置行星齿轮组10那一侧，以及现在朝主行星齿轮组20的方向操纵离合器B的摩擦片61。在此布局中，离合器A、B的外摩擦片架40、60按有利的方式设计为一体，以及两个离合器A、B的摩擦片41、61在操纵时支靠在相同的止挡上。

图22表示具有按本发明的第一种前置行星齿轮组方案和优选地与驱动成直角布置输出的多级变速器第十三种作为范例的构件布局方案，它基本上以借助图18详细描述的第九种构件布局方案为基础。与图18的区别仅涉及离合器A输入和输出件的设计，以及离合器A伺服装置33的空间布局。按图22现在建议，离合器A、B的两个输入件设计为并列排列的外摩擦片架40、60，优选地按这样的方式，即，为两个离合器A、B的摩擦片41、61可以使用相同的构件。没有改变的是，离合器B的摩擦片61设置为比离合器的摩擦片41更靠近前置行星齿轮组10。离合器A、B的两个输出件设计为内摩擦片架42、62，优选地基本上盘形。离合器B外摩擦片架和内摩擦片架60、62在驱动轴3上的支承与图18中表示的支承一致。与图18的区别是，现在离合器A的内摩擦片架42通过第三轴5支承。

此外，按图22建议，离合器A的伺服装置43设在离合器E的伺服装置73与前置行星齿轮组10之间。在这里，伺服装置43的操纵件沿轴向在径向围绕在前置行星齿轮组10、离合器B和离合器A外摩擦片架40上方，以及在离合器A摩擦片41背对前置行星齿轮组10那一侧操纵其摩擦片41。因此，离合器A的伺服装置43完全处于由离合器E的圆柱形外摩擦片架70构成的离合器E的离合器腔内。也就是说，按有利的方式离合器E的外摩擦片架70、离合器E的伺服装置73和离合器A的伺服装置43可以共同作为组件预装配和安装。用于操纵两个离合器E、A的压力介质供给以及必要时还有用于两个离合器E、A之一或两者的动态压力平衡润滑剂供给，可按简单的方式通过在变速器外壳壁31凸台33内部以及前置行星齿轮组10太阳齿轮轴85内部相应的通道和孔进行，离合器E的外摩擦片架70支承在太阳齿轮轴85上。按有利的方式，离合器E、A的两个伺服装置73、43始终以变速器输入转速n-ein旋转，由此防止两个离合器E、A在其未接合状态它们的活塞腔和可能还有的压力平衡腔空转。

图23表示具有按本发明的第一种前置行星齿轮组方案和优选地轴线平行的驱动和输出的多级变速器第十四种作为范例的构件布局方案。与图1和图2至图22中表示的按本发明的多级变速器作为范例的构件布局的区别在于，制动器F，尤其制动器F的伺服装置83与之毗邻的变速器外壳壁31，现在构成变速器外壳30与发动机轴1处于相对位置的外壁。如在前面那些构件布局方案中那样，制动器F的摩擦片81在变速器外壳30内按有利的方式设在尽可能大的直径上。朝发动机轴1的方向在制动器F上连接一个由离合器A、B和前置行星齿轮组10组成的组件。在列举的例子中，离合器A的摩擦片41设在前置行星齿轮组10上方。离合器B的摩擦片61设置为朝发动机轴1的方向与离合器A的摩擦片41相邻，处于至少大体相同的直径上。因此，离合器B的摩擦片61设在比离合器A的摩擦片41更靠近主行星齿轮组20的地方，以及离合器A的摩擦片41比离合器B的摩擦片61更靠近制动器F。两个离合器A、B的外摩擦片架40、60与前置行星齿轮组10的空心齿轮14连接。

前置行星齿轮组10设在变速器外壳壁31朝发动机轴1的方向延伸的圆柱形凸台33上方。前置行星齿轮组10的太阳齿轮11通过前置行星齿轮组10的太阳齿轮轴85与制动器F的内摩擦片架82连接，其中，太阳齿轮轴85支承在凸台33上。关于离合器A、B的伺服装置43、63布局，在图23中建议，将离合器A的外摩擦片架40设计为朝发动机轴1方向开口的圆柱体。离合器A此输入件的圆柱形部分44沿轴向朝制动器F方向延伸，一个连接在此圆柱形部分44上的盘形部分45同心地朝驱动轴3方向一直延伸到支承段，支承段支承在前置行星齿轮组10的太阳齿轮轴85上。在前置行星齿轮组10面朝制动器F的那一侧，同样地，前置行星齿轮组10空心齿轮14的一个盘形输出件17同心地朝驱动轴3的方向一直延伸到离合器A外摩擦片架40的支承段并在那里与之连接。离合器A的伺服装置43沿轴向设在空心齿轮14盘形输出件17与离合器A输入件的盘形部分45之间，并朝发动机轴1的方向操纵离合器A的摩擦片41。离合器B的伺服装置63沿轴向设在离合器A输入件的盘形部分45与制动器F内摩擦片架82的盘形部分84之间，其中，伺服装置63的操纵件沿轴向朝发动机轴1的方向径向围绕两个离合器A、B的外摩擦片架40、60，以及朝制动器F的方向操纵离合器B的摩擦片61。通过图23所表示的布局，制动器F的内摩擦片架82、离合器B的伺服装置63、离合器A和B的两个外摩擦片架40、60、离合器A的伺服装置43、以及两上离合器A和B的摩擦片41、61，可以按简单的方式预装配为组件。按有利的方式，两个离合器的伺服装置43、63始终以前置行星齿轮组10的输出转速n-vs旋转。

变速器外壳30面朝发动机轴1那一侧，设置设计为离合器的第五换挡件E。在这里，离合器E的外摩擦片架70作为其输入件与驱动轴3连接，驱动轴3在中心完全穿过变速器一直延伸到变速器外壳壁31，外壳壁31在变速器外壳30背对发动机轴1那一侧对外封闭变速器外壳30。在这里，外摩擦片架70设计为圆柱体，圆柱体在其背对驱动侧开口。内摩擦片架72构成离合器E的输出件并与第三轴5连接。第三轴5同轴地直接在驱动轴3上方沿轴向朝主行星齿轮组20的方向延伸，以及与主行星齿轮组20的第三输入件连接，在图示的例子中与接合的连桥25、26连接。在这里第三轴5可以支承在驱动轴3上。离合器E的伺服装置73设在圆柱形外摩擦片架70内部，在离合器E内摩擦片架72面朝发动机轴1那一侧。

在离合器E背对驱动，亦即背对发动机轴1那一侧，设正齿轮9和输出轴4，优选地沿轴向直接毗邻离合器E的内摩擦片架72。正齿轮9通过主行星齿轮组20的输出轴28与主行星齿轮组20的输出件连接，在图示的例子中与它的空心齿轮27连接，其中，此输出轴28同轴地直接在第三轴5的上方沿轴向延伸。因此，驱动轴3、第三轴5和输出轴28同轴地套叠设置，并在中心穿过与变速器外壳30连接的支承板35。在这里，正齿轮9在其背对离合器E那一侧毗邻支承板35。主行星齿轮组20的输出轴28直接支承在支承板35内。在图示的例子中，第三轴5支承在输出轴28内部，并因而间接地也同心地支承在支承板35内。主行星齿轮组20设在支承板35背对正齿轮9那一侧，优选地毗邻支承板35。

通过它可固定主行星齿轮组20第三输入件的制动器D，节省结构长度地至少部分沿径向在主行星齿轮组20上方设在变速器外壳30内大直径处。在图示的例子中，制动器D的摩擦片111设在主行星齿轮组20第二(外)行星齿轮24上方。在这里，第二行星齿轮24的连桥26完全穿过主行星齿轮组20，以及在其背对发动机轴1那一侧与制动器D的内摩擦片架112连接。内摩擦片架112设计为朝发动机轴1的方向开口、包括圆柱形部分113和盘形部分114的圆柱体以及围绕第二行星齿轮24延伸。在制动器D背对发动机轴1那一侧，通过它可固定主行星齿轮组20第二输入件(在图示的例子中为大太阳齿轮22)的制动件C，沿轴向与制动器D连接。优选地，制动器C的摩擦片101有与制动器D的摩擦片111相同的直径，具有众所周知的加工技术上的优点。在图示的例子中，制动器C的摩擦片101至少基本上设在制动器D内摩擦片架112圆柱形部分113上方。按一种设计还可以规定，制动器C的摩擦片101全部或部分设在主行星齿轮组20第二(外)行星齿轮24上方。由图23可见，制动器C的内摩擦片架102同样设计为朝发动机轴1的方向开口、包括一个沿轴向短的圆柱形部分103和一个盘形部分104的圆柱体，以及同心地朝驱动轴3的方向一直延伸到轴向短的第二太阳齿轮轴7。第二太阳齿轮轴7将主行星齿轮组20的大太阳齿轮22与制动器C内摩擦片架102的盘形部分104和离合器B设计为内摩擦片架62的输出件盘形部分67连接起来。第二太阳齿轮轴7支承在第一太阳齿轮轴6上，后者将主行星齿轮组20作为其第一输入件的小太阳齿轮21与离合器A设计为内摩擦片架42的输出件盘形部分47连接起来。第一太阳齿轮轴6仍直接支承在驱动轴3上，驱动轴3在中心贯穿变速器。因此，离合器B输出件的盘形部分67沿轴向毗邻制动器C内摩擦片架102盘形部分104背对主行星齿轮组20那一侧，以及，离合器A输出件的盘形部分47仍沿轴向在盘形部分67背对主行星齿轮组20那一侧毗邻此盘形部分67。因此，沿轴向在主行星齿轮组20与前置行星齿轮组10之间不需要为了支承三根同轴地套叠的轴(驱动轴3、第一太阳齿轮轴6、第二太阳齿轮轴7)而设单独的支承板或变速器壁。

图24表示具有按本发明的第一种前置行星齿轮组方案和优选地轴线平行的驱动和输出的多级变速器第十五种作为范例的构件布局方案，它基本上以借助图23详细描述的第十四种构件布局方案为基础。与图23相比，一方面改变了离合器E相对于正齿轮9和主行星齿轮组20的空间位置，另一方面改变了离合器B的伺服装置63相对于离合器B的摩擦片61和相对于前置行星齿轮组10或相对于离合器A的空间位置。如图24所示，在按本发明的多级变速器第十五种构件布局方案中建议，正齿轮9和与正齿轮9工作连接的输出轴4直接设在变速器外壳30面朝发动机轴1并因而面朝图中未表示的驱动发动机那一侧。在这里，支承板35构成变速器外壳30面朝发动轴1的外壁并承接正齿轮9的支承。在正齿轮9背对支承板35的那一侧沿轴向连接离合器E。因此，离合器E现在在空间上设在正齿轮9与主行星齿轮组20之间。离合器E由外摩擦片架70构成的输出件设计为朝发动机轴1的方向开口的圆柱体，它的盘形部分77毗邻主行星齿轮组20接合的连桥25、26并与之连接和支承在驱动轴3上。离合器E的伺服装置73优选地节省结构空间地沿轴向设在离合器E的内摩擦片架72与外摩擦片架70之间，在离合器E摩擦片71面朝主行星齿轮组20那一侧，因此设在离合器E圆柱形外摩擦片架70的内部。主行星齿轮组20空心齿轮27与正齿轮9工作连接的输出件因而沿轴向围绕在离合器E沿径向的上方。

按另一种设计也可以规定，离合器E的伺服装置73设在离合器E内摩擦片架72面朝正齿轮9那一侧，以及朝主行星齿轮组20的方向操纵离合器E的摩擦片71。在这里伺服装置73需要单独支承在驱动轴3上，但由此离合器E的伺服装置73可以有利的方式始终以变速器输入转速n-ein旋转。

此外按图24建议，离合器B的伺服装置63在空间上设在主行星齿轮组20与前置行星齿轮组10之间，优选地沿轴向直接设在离合器B、A的两个内摩擦片架62、42之间。因此，离合器B的伺服装置63，就前置行星齿轮组10而言，设在离合器A伺服装置43的对面，以及朝主行星齿轮组20的方向操纵离合器B的摩擦片61。

图25表示具有按本发明的第一种前置行星齿轮组方案和优选地轴线平行的驱动和输出的多级变速器第十六种作为范例的构件布局方案，它以按图24的第十五种构件布局方案为基础。与第十五种构件布局方案相比，现在改变了离合器B相对于离合器A和相对于前置行星齿轮组10以及相对于制动器F的空间位置。此外，离合器A的输入件现在设计为内摩擦片架42，以及离合器A的输出件相应地设计为外摩擦片架40。

制动器F在变速器外壳30内毗邻与驱动发动机处于相对位置的变速器外壳壁31设置这一点与图24相比没有改变，同样不改变的是离合器A的摩擦片41相对于前置行星齿轮组10和相对于制动器F的空间位置。离合器A现在设计为内摩擦片架42的输入件直接设在前置行星齿轮组10的上方，以及与它的空心齿轮14连接。离合器A设计为外摩擦片架40的输出件有朝制动器F的方向开口的圆柱体的形式，包括一个从离合器A的摩擦片41出发朝主行星齿轮组20的方向延伸的圆柱形部分46，以及包括一个与圆柱形部分46连接并同心地朝驱动轴3的方向一直延伸到第一太阳齿轮轴6并与之连接的盘形部分47，第一太阳齿轮轴6支承在驱动轴3上。离合器A的伺服装置43设在离合器A的圆柱形外摩擦片架40内部，沿轴向在盘形部分47与前置行星齿轮组10之间，以及朝制动器F的方向操纵离合器A的摩擦片41。

尤其是离合器B的摩擦片61和伺服装置63现在设在前置行星齿轮组10面朝制动器F那一侧，亦即设在前置行星齿轮组10背对主行星齿轮组20一侧。在这里，离合器B的输入件，与图24中一样，设计为外摩擦片架60，形式上为朝前置行星齿轮组10方向开口的圆柱体，包括一个在制动器F的摩擦片81下方沿轴向从离合器B的摩擦片61朝变速器外壳壁31方向延伸的圆柱形部分64，以及包括一个盘形部分65，它连接在圆柱形部分64上同心地朝驱动轴3方向一直延伸到沿径向在前置行星齿轮组10太阳齿轮轴85上方的支承段，太阳齿轮轴85再支承在变速器外壳壁31的凸台33上。在这里，离合器B输入件的盘形部分65沿轴向直接毗邻制动器F内摩擦片架82的盘形部分84，后者设在制动器F与变速器外壳壁31毗邻的伺服装置83面朝前置行星齿轮组10那一侧。在前置行星齿轮组10面朝制动器F或变速器外壳壁31那一侧，亦即在前置行星齿轮组10背对主行星齿轮组20那一侧，与前置行星齿轮组10的太阳齿轮14连接的设计为至少部分盘形的输出件17，同心地朝驱动轴3或太阳齿轮轴85的方向一直延伸到离合器B外摩擦片架60的支承段，支承在前置行星齿轮组10的太阳齿轮轴85上并在那里与外摩擦片架60连接。

离合器B的伺服装置63沿轴向设在空心齿轮14的盘形输出件17与离合器B输入件的盘形部分65之间，在离合器B圆柱形外摩擦片架60内部，以及朝前置行星齿轮组10或主行星齿轮组20的方向或朝驱动发动机的方向操纵离合器B的摩擦片61。因此，离合器B的摩擦片61和伺服装置63沿径向设在变速器外壳壁31圆柱形凸台33上方，制动器F的内摩擦片架82也支承在此凸台33上。离合器B的外摩擦片架60和伺服装置63因而以简单的方式可预装配为组件以及可装入制动器F的内摩擦片架82内。

离合器B设计为内摩擦片架62的输出件有朝制动器F的方向开口的圆柱体形状，包括一个沿轴向从离合器B的摩擦片61朝主行星齿轮组20的方向(或朝制动器C的方向)沿径向完全在离合器A上方延伸的圆柱形部分66，以及包括一个盘形部分67，它与圆柱形部分66连接和与制动器C的内摩擦片架102连接，以及同心地朝驱动轴3的方向一直延伸到第二太阳齿轮轴7，第二太阳齿轮轴7同轴地在第一太阳齿轮轴6上方延伸，支承在此第一太阳齿轮轴6上，以及将离合器B的内摩擦片架62与主行星齿轮组20的第二输入件连接起来。因此，离合器B的输出件完全围绕着前置行星齿轮组10和离合器A。

在加工技术上有利的是，可以规定对两个离合器A、B的摩擦片41、61使用相同的零件。

图26表示具有按本发明的第一种前置行星齿轮组方案和优选地与驱动成直角布置输出的多级变速器第十七种作为范例的构件布局方案。与上面借助图25说明的第十六种构件布局方案相比，现在离合器E在空间上设在主行星齿轮组20与前置行星齿轮组10之间，直接毗邻前置行星齿轮组10。在这里，离合器E，尤其它的摩擦片71及伺服装置73，完全设在离合器A圆柱形外摩擦片架40内部。优选地，离合器E的内摩擦片架72作为其输入件直接毗邻前置行星齿轮组10。相应地，离合器E设计为朝前置行星齿轮组10的方向开口的圆柱体的外摩擦片架70作为离合器E的输出件毗邻离合器A的伺服装置43，以及在中心与第三轴5连接。第三轴5在这里同轴地直接在驱动轴3上方延伸，支承在驱动轴3上，在中心穿过主行星齿轮组20，以及将外摩擦片架70与主行星齿轮组20的第三输入件在其背对前置行星齿轮组10那一侧连接起来。相应地，第一太阳齿轮轴6现在同轴地在第三轴5上方延伸以及优选地支承在此第三轴5上，离合器A的外摩擦片架40通过太阳齿轮轴6与主行星齿轮组20的第一输入件连接。伺服装置73朝前置行星齿轮组10的方向操纵离合器E的摩擦片71。按图26的这种布局允许方便地将整个离合器E预装配在离合器A的外摩擦片架40内部。

图27表示具有按本发明的第一种前置行星齿轮组方案和优选地轴线平行的驱动和输出的多级变速器第十八种作为范例的构件布局方案，它以借助于图23描述的第十四种构件布局方案为基础。

与图23相比，在图27中表示的构件布局方案的主要区别在于改变了两个离合器A和B的伺服装置43、63的布置，在于离合器A的摩擦片41相对于前置行星齿轮组10的空间位置略有变化，以及在于改变了三个换挡件A、B和C的内摩擦片架42、62和102的构件几何结构。没有改变的是，两个离合器A、B的外摩擦片架40、60和它们的摩擦片41、61直接并列排列，优选地有相同的摩擦片直径。离合器A的摩擦片41现在相对于前置行星齿轮组10沿轴向设在前置行星齿轮组10旁，在其面朝主行星齿轮组20那一侧。离合器A的与离合器B外摩擦片架60连接的外摩擦片架40，通过一个沿轴向比较短的圆柱形部分44与前置行星齿轮组10的空心齿轮14连接。离合器A设计为基本上盘形的内摩擦片架42同心地朝驱动轴3的方向一直延伸到第一太阳齿轮轴6以及与第一太阳齿轮轴6连接，后者与驱动轴3同轴延伸并支承在驱动轴3上。离合器B同样基本上盘形的沿轴向朝主行星齿轮组20的方向直接毗邻离合器A内摩擦片架42的内摩擦片架62，同心地朝驱动轴3的方向一直延伸到第二太阳齿轮轴7并与第二太阳齿轮轴7连接，后者同轴地在第一太阳齿轮轴6上方延伸并支承在第一太阳齿轮轴6上。

离合器A的伺服装置43沿轴向设在前置行星齿轮组10与内摩擦片架42之间，以及朝主行星齿轮组20的方向操纵离合器A的摩擦片41。离合器B的伺服装置63沿轴向设在离合器B的内摩擦片架62与制动器C同样基本上盘形的内摩擦片架102之间，优选地沿轴向朝主行星齿轮组20的方向直接毗邻离合器B的内摩擦片架62，以及朝前置行星齿轮组10的方向操纵离合器B的摩擦片61。制动器C的内摩擦片架102在这里同心地朝驱动轴3的方向一直延伸到第二太阳齿轮轴7并与之连接。

制动器F的摩擦片81不改变地在变速器外壳30内部背对发动机的变速器外壳壁31的区域内设在尽可能大的直径处，在图示的例子中至少基本上沿轴向设在前置行星齿轮组10旁。制动器F的内摩擦片架82现在同样设计为基本上盘形，以及通过沿轴向比较短的前置行星齿轮组10太阳齿轮轴85与其太阳齿轮11连接。变速器外壳壁31的凸台33也比较短，太阳齿轮轴85支承在凸台33上。制动器F的伺服装置83设在盘形内摩擦片架82与变速器外壳壁31之间，但当然也可以组合在变速器外壳壁31内。

图28表示具有按本发明的第一种前置行星齿轮组方案和优选地轴线平行的驱动和输出的多级变速器第十九种作为范例的构件布局方案。以按图27的构件布局为基础，在图28中建议，离合器E不设在变速器的驱动发动机(图中未表示)与正齿轮9之间，而是采用图24中离合器E的布置，因此离合器E在空间上设在正齿轮9与主行星齿轮组20之间。为了改善离合器A外摩擦片架40的支承，建议在离合器A与前置行星齿轮组10之间设附加的第三支承板38，它与变速器外壳30连接。当然，变速器外壳30与第三支承板38也可以设计为一体。由图28可见，离合器A的外摩擦片架40设计为朝主行星齿轮组20方向开口的圆柱体。离合器A此输入件的盘形部分45同心地朝驱动轴3的方向一直延伸到沿轴向短的中间轴8，它同轴地直接在驱动轴3上方延伸，以及沿轴向朝前置行星齿轮组10的方向延伸，支承在第三支承板38内部，以及通过盘形的输出件17将离合器A的外摩擦片架40与前置行星齿轮组10的空心齿轮14连接起来。在这里，盘形输出件17在第三支承板38面朝前置行星齿轮组10那一侧毗邻此第三支承板38。当然，中间轴8也可以直接支承在驱动轴3上。

在图示的例子中，制动器F的摩擦片81，与图27不同，现在至少基本上沿径向设在前置行星齿轮组10的空心齿轮14上方，如在上面已介绍的若干构件布局方案中那样。

下面按图29至图33的具有按本发明的第一种前置行星齿轮组方案和优选地轴线平行的驱动和输出的按本发明的多级变速器构件布局方案，有已借助图18说明的作为范例的主行星齿轮组20。结构形式来改变仍是拉威娜(Ravigneaux)齿轮组，但以大太阳齿轮22作为第一输入件，以小太阳齿轮21作为第二输入件，以空心齿轮27作为第三输入件，以及以接合的连桥25、26作为主行星齿轮组20的输出件。在按图29至图31的构件布局方案中，与图8的区别是小太阳齿轮21设在主行星齿轮20的面朝前置行星齿轮组10那一侧。在按图32和图33的构件布局方案中，类似于图18，大太阳齿轮22设在主行星齿轮组20面朝前置行星齿轮组10那一侧。相关的基本传动比可由图18的列表内得知。

在按图29至图31的构件布局方案中，设计为离合器的第五换挡件E分别设在驱动侧，亦即设在变速器外壳30面朝驱动轴1或图中未表示的驱动发动机那一侧。与发动机轴1工作连接的驱动轴3在中心沿轴向完全贯穿变速器，离合器E的输入件也与驱动轴3连接。设计为制动器的第六换挡件F设在变速器与驱动发动机处于相对位置那一侧，沿径向在变速器外壳壁31在变速器外壳30内腔延伸的凸台33的上方，沿轴向毗邻此变速器外壳壁31，所述的变速器外壳壁31同时构成变速器外壳30背对发动机一侧的外壁。主行星齿轮组20比前置行星齿轮组10更靠近离合器E或更靠近驱动发动机。前置行星齿轮组10比主行星齿轮组20更靠近制动器F。正齿轮9和与之工作连接的输出轴4沿轴向大体设在变速器中心，在空间上设在主行星齿轮组20与前置行星齿轮组10之间，直接毗邻主行星齿轮组20在其面朝前置行星齿轮组10那一侧。在这里，正齿轮9总是通过支承板35支承在变速器外壳30上，其中，支承板35沿轴向毗邻正齿轮9在其背对主行星齿轮组20一侧，以及与变速器外壳30连接。当然，变速器外壳30和支承板35也可以设计为一体。

在图29中表示的第二十种作为范例的构件布局方案中建议，设在多级变速器驱动侧的离合器E直接毗邻主行星齿轮组20。在这里，离合器E设计为至少基本上盘形的内摩擦片架72作为其输入件与驱动轴3连接。离合器E的摩擦片架71毗邻变速器外壳30面朝发动机轴1的外壁，在变速器外壳30内部尽可能大的直径处。当然，此外壁也可以设计为单独的盖，它与变速器外壳30连接。离合器E的输出件设计为外摩擦片架70以及有一圆柱形部分76，它沿轴向延伸到主行星齿轮组20的空心齿轮27并与之连接。沿轴向朝前置行星齿轮组10的方向，沿径向在空心齿轮27上方，在圆柱形部分76上连接制动器D内摩擦片架112的圆柱形部分114，它不仅与圆柱形部分76而且还与空心齿轮27连接，在此列举的例子中空心齿轮27构成主行星齿轮组20的第三输入件。离合器E的伺服装置73在空间上设在离合器E的内摩擦片架72与主行星齿轮组20之间，以及离合器E的摩擦片71从其面朝主行星齿轮组20那一侧进行操纵。因此按有利的方式，离合器E的伺服装置73始终以变速器输入转速n_ein旋转，由此可靠地防止在离合器E未接合状态离合器E旋转的活塞腔以及如果在实际的结构中设伺服装置73时则还有旋转的压力平衡腔不希望的空转。

主行星齿轮组20的大太阳齿轮22设在主行星齿轮组20面朝发动机轴1那一侧并与第一太阳齿轮轴6连接。第一太阳齿轮轴6同轴地直接在驱动轴3上方沿轴向朝前置行星齿轮组10的方向延伸，例如支承在驱动轴3上，在中心穿过主行星齿轮组20、正齿轮9和支承板35以及离合器B在这里设计为内摩擦片架62的输出件，以及与离合器A在这里设计为内摩擦片架42的输出件的盘形部分47连接。主行星齿轮组20的小太阳齿轮21设在主行星齿轮20面朝前置行星齿轮组10那一侧以及与第二太阳齿轮轴7连接。第二太阳齿轮轴7同轴地直接在第一太阳齿轮轴6上方沿轴向朝前置行星齿轮组10的方向延伸，例如支承在第一太阳齿轮轴6上，在中心穿过正齿轮9和支承板35，以及与离合器B在这里设计为内摩擦片架62的输出件盘形部分67连接。

沿轴向朝变速器外壳壁31方向，亦即朝多级变速器背对发动机那一侧的方向，在支承板35上按下列顺序连接制动器C、离合器B、离合器A、前置行星齿轮组10和制动器F。在此处可以省略有关制动器F、前置行星齿轮组10、离合器A、B、C的摩擦片41、61、101、以及离合器A、B作为它们的输入件互相连接的外摩擦片架40、60彼此在空间的相对布局的详细说明，因为它们的布局在图29中不改变地取自于上面借助图27说明的第十八种构件布局方案。与图27相比，修改了两个离合器A、B的内摩擦片架42、62的设计以及离合器B伺服装置63的设置。离合器A、B设计为内摩擦片架42、62的两个输出件，现在有朝前置行星齿轮组10方向开口的圆柱体的形式，分别包括一个圆柱形部分46、66和各有一个盘形部分47、67。在离合器B输出件的圆柱形部分66过渡到盘形部分67的区域内，制动器C的内摩擦片架102也与离合器B的此输出件连接。离合器A的伺服装置43在空间上设在前置行星齿轮组10与离合器A的内摩擦片架42之间，离合器B的伺服装置63设在离合器A的内摩擦片架42与离合器B的内摩擦片架62之间。朝主行星齿轮组20的方向操纵两个离合器的摩擦片41、61。两个内摩擦片架42、62与两个离合器A、B的伺服装置43、63一起折角的结构方式以及嵌套式布局，可以实现此组件的一种非常紧凑的结构，其中尤其沿径向在内摩擦片架42、62各自的圆柱形部分46、66下方的结构空间，可提供用于各离合器各自的动态压力平衡。

图30表示具有按本发明的第一种前置行星齿轮组方案和优选地轴线平行的驱动和输出的多级变速器第二十一种作为范例的构件布局方案，它从上面按图29的构件布局方案导出。与图29相比，离合器A的布局基本不变。在这里建议，离合器A现在在空间上设在离合器E和主行星齿轮组20之间，也就是设在主行星齿轮组20背对正齿轮9和前置行星齿轮组10那一侧，优选地直接毗邻主行星齿轮组20和离合器E。

离合器B的伺服装置63沿轴向朝前置行星齿轮组10的方向毗邻离合器B设计为内摩擦片架62的输出件盘形部分67不变。在离合器B的伺服装置63与前置行星齿轮组10之间现在设一圆柱形输出件18，它一方面与前置行星齿轮组10的空心齿轮14以及另一方面与中间轴8连接。中间轴8同轴地直接在驱动轴3上方沿轴向从前置行星齿轮组10一直延伸到离合器A设计为外摩擦片架40的输入件，在中心穿过离合器B由内摩擦片架62构成的离合器腔、第二太阳齿轮轴7和支承板35及正齿轮9、以及主行星齿轮组20和离合器A设计为内摩擦片架42的输出件。在图示的举例中，中间轴8直接支承在驱动轴3上，以及第三太阳齿轮轴7再直接支承在中间轴8上。例如还可以规定，第二太阳齿轮轴7附加地或仅仅通过支承板35支承。

为了改善离合器B不变地仍设计为外摩擦片架60的输入件的支承，它的至少基本上圆柱形的与前置行星齿轮组10空心齿轮连接的部分64，沿轴向朝制动器F的方向超过前置行星齿轮组10延伸。在此圆柱形部分64上连接一盘形部分65，它同心地朝驱动轴3的方向一直延伸到前置行星齿轮组10的太阳齿轮轴85，后者将太阳齿轮11与制动器F的内摩擦片架82连接起来。因此，盘形部分65在空间上在前置行星齿轮组10与制动器F的内摩擦片架82的盘形部分84之间延伸。离合器B的外摩擦片架60通过盘形部分65相应的支承段支承在前置行星齿轮组10的太阳齿轮轴85上。

如已提及的那样，离合器E设在变速器外壳30面朝图中未表示的驱动发动机那一侧，其中，离合器E的内摩擦片架72不变地设计为盘形以及与驱动轴3连接。作为相对于借助图29说明的离合器E伺服装置73布局的改型，在图30中现在建议，离合器E的伺服装置73设在摩擦片71背对主行星齿轮组20那一侧。相应地，朝主行星齿轮组20的方向操纵离合器E的摩擦片71。为了在离合器E的外摩擦片架70的内部容纳伺服装置73以及为了在驱动轴3上支承外摩擦片架70，离合器E设计为外摩擦片架70的输出件圆柱形部分76，沿轴向朝驱动发动机方向超过摩擦片71和伺服装置73一直延伸到变速器外壳30的外壁附近。与此外壁毗邻的盘形部分77与离合器E输出件的圆柱形部分76连接，同心地朝驱动轴3的方向延伸，以及通过相应设计的支承段支承在驱动轴3上。

如已提及的那样，离合器A现在在空间上设在离合器E和主行星齿轮组20之间。在这里，离合器A的输入件设计为外摩擦片架40，形式上为一个朝主行星齿轮组20方向开口的圆柱体，包括一个在离合器A的摩擦片41与离合器E的摩擦片71之间延伸的圆柱形部分44以及一个盘形部分45，它连接在圆柱形部分44上，同心地朝驱动轴3的方向一直延伸到同轴地在驱动轴3上方延伸的中间轴8并与此中间轴8连接。在这里，盘形部分45直接毗邻离合器E的盘形内摩擦片架72。离合器A的伺服装置43设在离合器A的圆柱形外摩擦片架40内部，以及朝主行星齿轮组20的方向操纵其摩擦片41。离合器A优选地设计为盘形的内摩擦片架42，同心地朝驱动轴3的方向一直延伸到中间轴8并支承在中间轴8上。内摩擦片架42沿径向直接在中间轴8上方的支承段可看作是沿轴向短的第一太阳齿轮轴6，离合器A的内摩擦片架42通过它与主行星齿轮组20的第一输入件连接。

由图30可见，离合器E的输出件完全围绕离合器A。考虑到离合器A的外摩擦片架40在离合器E外摩擦片架70内部的可装配性，离合器A的摩擦片41有一个比离合器E的摩擦片71略小的直径。在图示的举例中沿径向设在离合器A上方的制动件D，当然也可以设在主行星齿轮组20空心齿轮27的上方。

图31表示具有按本发明的第一种前置行星齿轮组方案和优选地轴线平行的驱动和输出的多级变速器第二十二种作为范例的构件布局方案，它以上面按图30的布局为基础。与按图30的布局相比的改变主要涉及离合器E输入和输出件的设计以及离合器B输入件的几何设计和离合器B伺服装置63的空间布局。在这里建议，离合器E的输入件设计为外摩擦片架70。离合器E的此输入件至少基本上盘形的部分75与驱动轴3连接，平行于变速器外壳30面朝发动机轴1的外壁延伸，以及在图示的举例中支承在此外壁上。在盘形部分75的最大直径处连接离合器E输入件的圆柱形部分74，它沿轴向朝主行星齿轮组20的方向一直延伸到离合器E的摩擦片71。离合器E的输出件相应地设计为内摩擦片架72以及有一至少基本上圆柱形的部分76，它沿轴向一直延伸到主行星齿轮组20的空心齿轮27并与此空心齿轮27连接。在这里，离合器E的输出件完全围绕离合器A。制动器D沿径向设在空心齿轮27上方，制动器D的内摩擦片架112不仅与离合器E输出件的圆柱形部分76连接，而且与空心齿轮27连接。离合器E的伺服装置73沿轴向朝主行星齿轮组20的方向毗邻离合器E输入件的盘形部分75，以及朝主行星齿轮组20的方向操纵离合器E的摩擦片71。因此，伺服装置73完全设在离合器E被驱动的外摩擦片架70的内部，以及以有利的方式始终以变速器输入转速n_ein旋转。由于可以方便地将整个离合器E和A，必要时附加地与制动器D的内摩擦片架一起，预装配为组件，从而得到另一些优点。

关于离合器B伺服装置63的设置，现在建议将它基本上设在前置行星齿轮组10与主行星齿轮组20处于相对位置那一侧，其中，伺服装置63的操纵件围绕前置行星齿轮组件10的空心齿轮14，以及朝主行星齿轮组20的方向操纵离合器B的摩擦片61。在图31中表示的伺服装置63的布局、离合器B圆柱形外摩擦片架60与之相配的几何设计、以及外摩擦片架60通过空心齿轮14盘形输出件17与前置行星齿轮组10的连接，已经在第二种构件布局方案中借助图6详细说明。

因为在上面在图18至图31中作为范例说明的第九至第二十二种构件布局方案中驱动轴3沿轴向除变速器30外壁外贯穿整个变速器，所以按另一些与第九至第二十二种构件布局方案不同的设计中也可以规定，发动机轴1并因而多级变速器的驱动发动机设在变速器30另一些外侧，亦即毗邻制动器F从变速器内腔一侧与之相邻的那个变速器外壳壁31。

现在借助图32和图33说明具有按本发明的第一种前置行星齿轮组方案和优选地轴线平行的驱动和输出的多级变速器另外两种作为范例的构件布局方案，其中，前置行星齿轮组10、离合器E和制动器F共同设在主行星齿轮组20与发动机轴1并因而与多级变速器的图中未表示的驱动发动机处于相对位置那一侧。在这里，制动器F与变速器外壳壁31直接相邻，此外壳壁31构成变速器外壳30与发动机轴1相对的外壁。制动器F的摩擦片81在变速器外壳30内部节省结构长度地设计在尽可能大的直径上。制动器F的内摩擦片架82设计为朝发动机轴1的方向开口的圆柱体以及支承在变速器外壳壁31的凸台33上，并通过前置行星齿轮组10的太阳齿轮轴85与其太阳齿轮11连接。制动器F的伺服装置83沿轴向设在变速器外壳壁31与内摩擦片架82之间，以及朝发动机轴1的方向操纵制动器F的摩擦片81。

离合器E设计为外摩擦片架70的输入件沿轴向朝发动机轴1的方向毗邻制动器F的内摩擦片架82。在这里，离合器E的输入件有一个盘形部分75，它直接毗邻制动器F的内摩擦片架82，支承在前置行星齿轮组10的太阳齿轮轴85上，以及在前置行星齿轮组10与发动机轴1相对的那一侧与前置行星齿轮组10接合的连桥15、16连接。接合的连桥15、16又穿过前置行星齿轮组10，以及在前置行星齿轮组10面朝发动机轴1那一侧与驱动轴1连接。在图示的举例中接合的连桥15、16附加地支承在变速器外壳壁31相应地沿轴向超过前置行星齿轮组10太阳齿轮11延伸的凸台33上。此外，离合器E的输入件有一个圆柱形部分74，它连接在盘形部分75的外径处，沿轴向朝发动机轴1的方向经前置行星齿轮组10一直延伸到离合器E的摩擦片71。摩擦片71至少部分沿轴向设在前置行星齿轮组10旁，在其面朝发动机轴1那一侧。摩擦片71的直径优选地只略小于制动器F摩擦片81的直径，以及优选地朝明显大于前置行星齿轮组10空心齿轮14的外径。离合器E的伺服装置73设在外摩擦片架70的内部，沿轴向基本上在盘形部分75与前置行星齿轮组10之间，其中，伺服装置73的操纵件围绕空心齿轮14以及朝发动机轴1的方向操纵摩擦片71。因此，前置行星齿轮组10完全设在离合器E由外摩擦片架70构成的离合器腔内部。离合器E输出件相应地设计为内摩擦片架72，包括一个圆柱形部分76，它沿轴向从摩擦片71朝发动机轴1的方向一直延伸到超过主行星齿轮组20的空心齿轮27，圆柱形部分76与空心齿轮27连接。在这里，制动器D设在空心齿轮27上方，它不仅与空心齿轮27而且与圆柱形部分76连接。离合器E伺服装置73如此设计的布局，以有利的方式防止在离合器E未接合时它的离合器腔或还有其压力平衡腔空转，因为伺服装置73始终以变速器输入转速n_ein旋转。因此改善了尤其在未接合状态下经较长的停留时间后在离合器E重新接合时的换挡舒适性。

在按图32的第二十三种构件布局方案中，附加地建议，离合器A在空间上设在前置行星齿轮组10与主行星齿轮组20之间，沿径向在离合器E输出件圆柱形部分76的下方。在这里，离合器A的输入件设计为外摩擦片架40，形式上为一个朝发动机轴1方向开口的圆柱体，以及与前置行星齿轮组10的空心齿轮14连接。离合器A的此输入件盘形部分45，在离合器A摩擦片41面朝前置行星齿轮组10那一侧同心地朝驱动轴3的方向延伸并支承在驱动轴3上。外摩擦片架40的此支承段与中间轴8连接，中间轴8直接在驱动轴3上方沿轴向朝发动机轴1的方向一直延伸到变速器外壳30在发动机一侧的外壁并与此同时在中心贯穿主行星齿轮组20。在这里，中间轴8在前置行星齿轮组10的输出件与离合器B的输入件之间构成传扭的工作连接。离合器A的盘形内摩擦片架42同心地朝驱动轴3的方向一直延伸到中间轴8，支承在中间轴8上，以及与主行星齿轮组20的第一输入件连接，在本例中为与大的空心齿轮22连接。同轴地在驱动轴3的上方在内摩擦片架42与太阳齿轮22之间沿轴向短的支承段，可看作短的第一太阳齿轮轴6。离合器A的伺服装置43设在圆柱形外摩擦片架40的内部，沿轴向在盘形部分45与内摩擦片架42之间，以及朝发动机轴1的方向操纵摩擦片。

如图32所示，离合器B直接设在变速器外壳30面朝发动机轴1那一侧。在这里，离合器B的输入件设计为外摩擦片架60，设计为朝主行星齿轮组20方向开口的圆柱体。离合器B的此输入件盘形部分65与中间轴8连接，以及平行于变速器外壳30那个靠近发动机的外壁一直延伸到离合器B摩擦片61的区域内。在图示的举例中，外摩擦片架60在与中间轴8连接的区域内支承在变速器外壳30靠近发动机的那个外壁上。但也可以规定，外摩擦片架60只是或还附加地通过中间轴8支承在驱动轴3上。离合器B的伺服装置63设在圆柱形外摩擦片架60内部，沿轴向在盘形部分65与发动机轴1处于相对位置或面朝主行星齿轮组20那一侧，直接毗邻盘形部分65，以及朝主行星齿轮组20的方向操纵离合器B的摩擦片61。因此，按有利的方式，两个离合器A、B的伺服装置43、63始终以前置行星齿轮组10的输出转速n-vs旋转。

制动器C的摩擦片101沿轴向在主行星齿轮组20的方向与离合器B的摩擦片61连接。离合器B的输出件设计为内摩擦片架62，包括一个短的至少基本上圆柱形的部分66和一个盘形部分67。圆柱形部分66沿轴向朝主行星齿轮组20的方向一直延伸到一个沿径向在制动器C摩擦片101下方的区域内，以及在那里与制动器C的内摩擦片架102连接。盘形部分67连接在圆柱形部分66上以及同心地朝驱动轴3的方向一直延伸到第二太阳齿轮轴7，后者同轴地直接在中间轴8上方延伸。第二太阳齿轮轴7一方面与离合器B输出件的盘形部分67连接，以及另一方面与主行星齿轮组20的第二输入件连接，在本例中为与小太阳齿轮21连接。在这里，第二太阳齿轮轴7在中心穿过支承板35和正齿轮9，它们按此顺序沿轴向在主行星齿轮组20的方向与离合器B输出件的盘形部分67连接。在这里，正齿轮9支承在支承板35上。主行星齿轮组20直接毗邻正齿轮9背对发动机那一侧。因此，支承板35将由离合器B和制动器C组成的换挡件装置在空间上与正齿轮9和相邻的主行星齿轮组20隔开。

在按图33的第二十四种构件布局方案中，与上面借助图32说明的第二十三种构件布局方案相比，建议离合器A不沿轴向设在主行星齿轮组20与前置行星齿轮组10之间，而是直接设在变速器外壳30面朝发动机轴1那一侧，也就是说，朝发动轴1的方向看设在离合器B之前。因此，现在变速器外壳30靠近发动机的外壁与支承板35之间设两个换挡件，也就是离合器A和B。因此，现在有四根轴在中心贯穿支承板36，亦即驱动轴3、中间轴8、第一太阳齿轮轴6和第二太阳齿轮轴7，它们按此顺序同轴地互相套叠地延伸。因为离合器A设在离合器B背对主行星齿轮组20那一侧，因此现在第一太阳齿轮轴6同轴地在中间轴8与第二太阳齿轮轴7之间延伸，第一太阳齿轮轴6将离合器A的输出件与主行星齿轮组20的第一输入件连接起来，中间轴8将前置行星齿轮组10的输出件与离合器A和B的两个输入件连接起来，以及第二太阳齿轮轴7将离合器B的输出件与主行星齿轮组20的第二输入件连接起来。

离合器A的输入件设计为外摩擦片架40，现在设计为背对发动机方向开口的圆柱体。离合器A此输入件的盘形部分45与中间轴8连接以及平行于变速器外壳30靠近发动机的那个外壁延伸。在大体与离合器A摩擦片41的外径同样大小的直径处，离合器A此输入件的圆柱形部分44与盘形部分45连接并沿轴向一直延伸到离合器A摩擦片41的区域内。设在离合器A旁的离合器B的外摩擦片架60与离合器A的外摩擦片架40连接。在这里可以规定，两个外摩擦片架40、60设计为一体和/或对两个离合器A、B使用相同的摩擦片。离合器A的伺服装置43设在圆柱形外摩擦片架40的内部以及朝主行星齿轮组20的方向操纵摩擦片41。离合器A的内摩擦片架42作为其输出件例如基本上设计为盘形以及在中心附近与第一太阳齿轮轴6连接。离合器B的伺服装置63沿径向设在离合器B外摩擦片架60下方，沿轴向在离合器A的盘形内摩擦片架42面朝主行星齿轮组20那一侧毗邻此内摩擦片架42，以及朝主行星齿轮组20的方向操纵离合器B的摩擦片B。

生产技术上有利的是，在图33中建议的布局一方面对于转速和扭矩负荷相同的离合器A和B可以使用许多相同的零件，另一方面可以在预装配时非常方便地装配为组件以及装入变速器外壳30内。在工作上有利的是，离合器A的伺服装置43始终以前置行星齿轮组10的输出转速n-vs旋转。

按与图33不同的一种设计可以规定，在不改变布局的情况下，离合器B的输入件不设计为外摩擦片架，而是设计为内摩擦片架，此时离合器B的伺服装置朝发动机轴的方向操纵离合器B的摩擦片，例如类似于图3。因此在工作上有利的是，两个离合器A和B的伺服装置均始终以前置行星齿轮组的输出转速n-vs旋转。

如上面已经在按图10的第五种构件布局方案中说明的那样，原则上在所有的驱动轴3沿轴向完全贯穿变速器的构件布局方案中，变速器的驱动发动机都可以按简单的方式设在变速器外壳的两个端侧。在借助图11至图17以及图23至图31所建议的作为范例的构件布局方案中，驱动轴3也分别沿轴向完全贯穿变速器。因此例如作为不同于在图11至图17中所建议的各种构件布局方案可以规定，发动机轴1设置为不与第六换挡件F相邻，而是设在多级变速器设置主行星齿轮组20和离合器E的那一侧，也就是在主行星齿轮组20背对前置行星齿轮组10那一侧，在离合器E背对主行星齿轮组20一侧。这种布局在声学上的优点前面已经介绍过。当然，驱动轴3在这种情况下也始终可以设计为多段式的。

若在前面借助图18至图22说明的第九至第十三种构件布局方案中多级变速器最里面的轴分别设计为空心轴，则在这些布局中发动机轴1，也就是说变速器的驱动，也可以分别设在变速器与图中表示的相对位置一侧。

上面介绍的所有构件布局方案均涉及按本发明的第一种前置行星齿轮组方案，其中前置行星齿轮组的太阳齿轮是可换挡的。

图34表示第二种前置行星齿轮组方案作为范例的传动系统图，包括个其接合的连桥可换挡的前置行星齿轮组。除了前置行星齿轮组10构件的连接外，此实施例的构件布局基本上与上面在图3中表示的多级变速器一致。

按本发明，前置行星齿轮组10设计为可换挡的正变速器，包括内和外行星齿轮12和13，它们的连桥互相固定连接，其中，前置行星齿轮组10的太阳齿轮11作为其输入件与驱动轴3连接，以及，前置行星齿轮组10的空心齿轮14作为其输出件与第一和第二换挡件A、B各自的输入件连接，以及，前置行星齿轮组10接合的连桥15、16可通过第六个设计为制动器的换挡件F固定在变速器外壳30上。因此，与在前面的那些实施例中一样，输出转速n-vs可通过两个设计为离合器的换挡件A、B传输给主行星齿轮组20的两个没有互相连接的输入件(在图示的举例中是小和大太阳齿轮21、22)，与之有关的各构件在空间上的布局与已在图3中说明的布局一致。

制动器F在空间上设在发动机一侧的变速器外壳壁31与前置行星齿轮组10之间。也就是说，变速器外壳壁31和制动器F设在多级变速器面朝发动机轴1或扭振减震器2那一侧。制动器F的内摩擦片架82支承在变速器外壳壁31朝前置行星齿轮组10的方向延伸的凸台33上或支承在与变速器外壳壁31固定连接的轮毂上。按本发明，现在制动器F的内摩擦片架82与前置行星齿轮组10接合的连桥15、16连接。离合器A作为其输入件的外摩擦片架40的支承，与图3中一样，沿径向在制动器F内摩擦片架82支承的上方设置在凸台33或轮毂上，以及沿轴向设在变速器外壳壁31与前置行星齿轮组10之间。按图34的多级变速器另一些构件的设计及布局的详细说明在此处可以省略。

各构件彼此之间的这种布局带来的优点已结合对图3的介绍说明。

如在具有第一种前置行星齿轮组方案的多级变速器中那样，在按图34的多级变速器中主行星齿轮组的设计和构件的布局也应看作范例。当然，还可以与具有按图34齿轮组方案组合成另一些行星齿轮组的组合作为主行星齿轮组，其中，前置行星齿轮组的输出转速n-vs可通过两个换挡件传输给主行星齿轮组的两个自由的输入件以及变速器输入转速n_ein可传输给主行星齿轮组第三个自由的输入件。同理，在图3至图33中建议的全部换挡件的构件布局可以与按图34的齿轮组方案组合。当然，在图9至图33中建议的正齿轮传动的布局方案也可以与按图34的第二种按本发明的齿轮组方案组合。也可以取代驱动、前置行星齿轮组和主行星齿轮组的同轴布局，在前置行星齿轮组与主行星齿轮组之间采用中间轴结构方式或折角或轴线平行的连接。

如在具有第一种前置行星齿轮组方案的多级变速器中那样，在按图34的按本发明的多级变速器中，驱动轴3的输入转速n_ein也通过按选择接合模挡件A至F以这样的方式传给以输出转速n-ab旋转的输出轴4，即，可接通至少六个前进挡，无需组合换挡。图15表示按图34的多级变速器总共有七个前进挡的相应的换挡逻辑，以及与之相关的传动比、传动比间隔和总扩展范围。同样表示了各齿轮组RS1、RS2和RS3的基本传动比，其中用RS1表示前置行星齿轮组10单个行星齿轮组，以及用RS2、RS3表示多段式主行星齿轮组20的各行星齿轮组。与前面在图1至图33中描述的包括一个可通过太阳齿轮换挡的正前置行星齿轮组的多级变速器相比，所建议的包括可换挡的接合的连桥的第二种前置行星齿轮组方案，可以在不改变所有七个前进挡有利的传动比间隔的同时再一次明显增大扩展范围。通过简单地省去直接挡，也意味着一种类似于在具有按本发明的第一种前置行星齿轮组方案的多级变速器中那样的六挡变速器。

附图标记清单

A，B，C，

D，E，F          换挡件

n_ein            变速器输入转速

n_vs             前置行星齿轮组输出转速

n_ab             变速器输出转速

1发动机轴

2扭振减震器

3驱动轴

4输出轴

5第三轴

6第一太阳齿轮轴

7第二太阳齿轮轴

8中间轴

9正齿轮

10前置行星齿轮组RS1

11前置行星齿轮组的太阳齿轮

12前置行星齿轮组的内行星齿轮

13前置行星齿轮组的外行星齿轮

14前置行星齿轮组的空心齿轮

15前置行星齿轮组内行星齿轮的连桥

16前置行星齿轮组外行星齿轮的连桥

17前置行星齿轮组空心齿轮的盘形输出件

18前置行星齿轮组空心齿轮的圆柱形输出件

20由RS2和RS3组成的主行星齿轮组

21主行星齿轮组的小太阳齿轮

22主行星齿轮组的大太阳齿轮

23主行星齿轮组第一行星齿轮

24主行星齿轮组第二行星齿轮

25主行星齿轮组第一行星齿轮的连桥

26主行星齿轮组第二行星齿轮的连桥

27主行星齿轮组的空心齿轮

28主行星齿轮组的输出轴

30变速器外壳

31变速器外壳壁

32中间板

33变速器外壳壁或中间板的圆柱形凸台

34轮毂

35支承板

36盖

37第二支承板

38第三支承板

39变速器外壳的圆柱体

40离合器A的外摩擦片架

41离合器A的摩擦片

42离合器A的内摩擦片架

43离合器A的伺服装置

44离合器A输入件的圆柱形部分

45离合器A输入件的盘形部分

46离合器A输出件的圆柱形部分

47离合器A输出件的盘形部分

48离合器A的活塞

49离合器A活塞的复位弹簧

50离合器A的挡板

51离合器A的活塞腔

52离合器A的压力平衡腔

60离合器B的外摩擦片架

61离合器B的摩擦片

62离合器B的内摩擦片架

63离合器B的伺服装置

64离合器B输入件的圆柱形部分

65离合器B输入件的盘形部分

66离合器B输出件的圆柱形部分

67离合器B输出件的盘形部分

70离合器E的外摩擦片架

71离合器E的摩擦片

72离合器E的内摩擦片架

73离合器E的伺服装置

74离合器E输入件的圆柱形部分

75离合器E输入件的盘形部分

76离合器E输出件的圆柱形部分

77离合器E输出件的盘形部分

80制动器F的外摩擦片架

81制动器F的摩擦片

82制动器F的内摩擦片架

83制动器F的伺服装置

84制动器F内摩擦片架的盘形部分

85前置行星齿轮组的太阳齿轮轴

86制动器F的压力介质通道

87制动器F的活塞

88制动器F的活塞的复位弹簧

89用于制动器F复位弹簧的轮毂支承凸缘

90制动器F的活塞腔

100制动器C的外摩擦片架

101制动器C的摩擦片

102制动器C的内摩擦片架

103制动器C内摩擦片架的圆柱形部分

104制动器C内摩擦片架的盘形部分

105制动器C的伺服装置

111制动器D的摩擦片

112制动器D的内摩擦片架

113制动器D内摩擦片架的圆柱形部分

114制动器D内摩擦片架的盘形部分

Claims (20)

1.多级变速器，有一根与一前置行星齿轮组(10)连接的驱动轴(3)、一根与一主行星齿轮组(20)连接的输出轴(4)、多个换挡件(A至F)，通过它们按选择接合可接通至少六个前进挡和可将驱动轴(3)的一个变速器输入转速(n_ein)以这样的方式传输给输出轴(4)，即，为了从一个挡位换接到下一个更高的或下一个较低的挡位，总是在正在操纵的那些换挡件中只断开一个换挡件和接合另一个换挡件，其中，主行星齿轮组(20)具有三个不连接的输入件，前置行星齿轮组(10)的一输出件可通过一第一换挡件(A)与主行星齿轮组(20)的第一输入件以及通过一第二换挡件(B)与主行星齿轮组(20)的第二输入件连接，驱动轴(3)可通过一第五换挡件(E)与主行星齿轮组(20)的第三输入件连接，以及前置行星齿轮组(10)的一个构件可通过一第六换挡件(F)固定，其中，第六换挡件(F)设在前置行星齿轮组(10)背对主行星齿轮组(20)的那一侧，其特征为：前置行星齿轮组(10)设计为有内和外行星齿轮(12、13)的正变速器(Plus-Getriebe)，行星齿轮(12、13)的连桥(15、16)互相连接，第六换挡件(F)设置为沿轴向毗邻一个变速器外壳壁(31)，在变速器外壳壁(31)的一个凸台(33)上或在一个与变速器外壳壁(31)固定连接的轮毂(34)上，其中，变速器外壳壁(31)构成变速器外壳(30)的一部分或设计为一与变速器外壳(30)固定连接的中间板(32)。

2.按照权利要求1所述的多级变速器，其特征为：前置行星齿轮组(10)的接合的连桥(15、16)与驱动轴(3)连接；前置行星齿轮组(10)的一个空心齿轮(14)可与主行星齿轮组(20)的第一及第二输入件连接；以及，前置行星齿轮组(10)的一个太阳齿轮(11)可通过第六换挡件(F)固定。

3.按照权利要求1所述的多级变速器，其特征为：前置行星齿轮组(10)的一个太阳齿轮(11)与驱动轴(3)连接；前置行星齿轮组(10)的一个空心齿轮(14)可与主行星齿轮组(20)的第一及第二输入件连接；以及，前置行星齿轮组(10)的接合的连桥(15、16)可通过第六换挡件(F)固定。

4.按照权利要求1所述的多级变速器，其特征为：在变速器外壳壁(31)的凸台(33)内或在轮毂(34)内和/或在变速器外壳壁(31)内或在中间板(32)内和/或在变速器外壳(30)内，在空间上在第六换挡件(F)的伺服装置(83)的附近，设至少一个用于将压力介质供给伺服装置(83)的压力介质通道(86)。

5.按照权利要求1所述的多级变速器，其特征为：第六换挡件(F)的一内摩擦片架(82)的一个盘状部分设置为与变速器外壳壁(31)或中间板(32)直接相邻。

6.按照权利要求4所述的多级变速器，其特征为：用于操纵第六换挡件(F)的伺服装置(83)设置为与变速器外壳壁(31)或中间板(32)直接相邻，或组合在变速器外壳壁(31)或中间板(32)内。

7.按照权利要求4所述的多级变速器，其特征为：第六换挡件(F)的伺服装置(83)沿轴向设在变速器外壳壁(31)或中间板(32)与前置行星齿轮组(10)之间。

8.按照权利要求4所述的多级变速器，其特征为：第六换挡件(F)的伺服装置(83)沿轴向设在变速器外壳壁(31)或中间板(32)与用于操纵第一换挡件(A)的一个伺服装置(43)之间，其中，尤其第六换挡件(F)的一内摩擦片架(82)的一个盘形部分紧邻变速器外壳壁(31)或中间板(32)。

9.按照权利要求4所述的多级变速器，其特征为：第六换挡件(F)的伺服装置(83)沿轴向设在变速器外壳壁(31)或中间板(32)与一用于操纵第二换挡件(B)的伺服装置(63)之间。

10.按照权利要求9所述的多级变速器，其特征为：用于操纵第二换挡件(B)的伺服装置(63)设在前置行星齿轮组(10)背对主行星齿轮组(20)的那一侧。

11.按照权利要求2所述的多级变速器，其特征为：第六换挡件(F)的摩擦片(81)设在一个比前置行星齿轮组(10)的空心齿轮(14)大的直径上。

12.按照权利要求1所述的多级变速器，其特征为：第六换挡件(F)设计为多级变速器的起动换挡件。

13.按照权利要求1所述的多级变速器，其特征为：第一换挡件(A)设置为比第二换挡件(B)更靠近第六换挡件(F)；尤其是，第一换挡件(A)的摩擦片(41)和/或伺服装置(43)设置为比第二换挡件(B)的摩擦片(61)更靠近第六换挡件(F)的伺服装置(83)。

14.按照权利要求13所述的多级变速器，其特征为：第一换挡件(A)的摩擦片(41)和/或伺服装置(43)至少部分沿径向设在第六换挡件(F)的摩擦片(81)下方。

15.按照权利要求1所述的多级变速器，其特征为：第五换挡件(E)设在前置行星齿轮组(10)与主行星齿轮组(20)之间，沿轴向毗邻前置行星齿轮组(10)，其中，尤其是第五换挡件(E)的摩擦片(71)至少部分沿径向设在第二换挡件(B)的摩擦片(61)下方。

16.按照权利要求1所述的多级变速器，其特征为：第二换挡件(B)设置为比第一换挡件(A)更靠近第六换挡件(F)；尤其是，第二换挡件(B)的摩擦片(61)和/或伺服装置(63)设置为比第一换挡件(A)的摩擦片(41)更靠近第六换挡件(F)的伺服装置(83)。

17.按照权利要求16所述的多级变速器，其特征为：第二换挡件(B)的摩擦片(61)和/或伺服装置(63)至少部分沿径向设在第六换挡件(F)的摩擦片(81)下方。

18.按照权利要求1所述的多级变速器，其特征为：主行星齿轮组(20)的第三输入件通过一根第三轴(5)与第五换挡件(E)的一个输出件连接；主行星齿轮组(20)的第一输入件通过一第一太阳齿轮轴(6)与第一换挡件(A)的一个输出件连接；以及，主行星齿轮组(20)的第二输入件通过一第二太阳齿轮轴(7)与第二换挡件(B)的一个输出件连接，其中，第三轴(5)在中心穿过主行星齿轮组(20)延伸，以及其中，第一太阳齿轮轴(6)在前置行星齿轮组(10)与主行星齿轮组(20)之间同轴地在第三轴(5)上方延伸和/或支承在第三轴(5)上，以及其中，第二太阳齿轮轴(7)在前置行星齿轮组(10)与主行星齿轮组(20)之间同轴地在第一太阳齿轮组轴(6)上方延伸和/或支承在第一太阳齿轮轴(6)上。

19.按照权利要求1所述的多级变速器，其特征为：驱动轴(3)在中心穿过前置行星齿轮(10)和主行星齿轮组(20)延伸；第一换挡件(A)的输出件通过一第一太阳齿轮轴(6)与主行星齿轮组(20)的第一输入件连接；以及，第二换挡件(B)的输出件通过一第二太阳齿轮轴(7)与主行星齿轮组(20)的第二输入件连接，其中，第一太阳齿轮轴(6)在前置行星齿轮组(10)与主行星齿轮组(20)之间同轴地在驱动轴(3)上方延伸和/或支承在驱动轴(3)上，以及其中，第二太阳齿轮轴(7)在前置行星齿轮组(10)与主行星齿轮组(20)之间同轴地在第一太阳齿轮轴(6)上方延伸和/或支承在第一太阳齿轮轴(6)上。

20.按照权利要求1所述的多级变速器，其特征为：主行星齿轮组(20)的第三输入件通过一根第三轴(5)与第五换挡件(E)的一个输出件连接；主行星齿轮组(20)的第一输入件通过一第一太阳齿轮轴(6)与第一换挡件(A)的一个输出件连接；以及，主行星齿轮组(20)的第二输入件通过一第二太阳齿轮轴(7)与第二换挡件(B)的一个输出件连接，其中，第二太阳齿轮轴(7)在中心穿过主行星齿轮组(20)延伸，以及其中，第一太阳齿轮轴(6)在前置行星齿轮组(10)与主行星齿轮组(20)之间同轴地在第二太阳齿轮轴(7)的上方延伸和/或支承在第二太阳齿轮轴(7)上；以及其中，第三轴(5)在前置行星齿轮组(10)与主行星齿轮组(20)之间同轴地在第一太阳齿轮轴(6)上方延伸和/或支承在第一太阳齿轮轴(6)上。

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