CN105556168B - 多级自动变速器 - Google Patents

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Abstract

本发明涉及一种以行星结构方式的多级自动变速器，其包括驱动轴(AN)、从动轴(AB)、四个行星轮组(RS1、RS2、RS3、RS4)以及多个切换元件(A至F)。第一联接轴(3)将第一行星轮组(RS1)与第四行星轮组(RS4)持久连接，第二联接轴(5)将第二行星轮组(RS2)与第三行星轮组(RS3)持久连接，第三联接轴(6)将第三行星轮组(RS3)与第一行星轮组(RS1)持久连接。驱动轴(AN)与第四行星轮组(RS4)持久连接，从动轴(AB)与第三行星轮组(RS3)持久连接。第一行星轮组(RS1)与两个切换元件(A、B)直接连接，第二行星轮组(RS2)与四个切换元件(C、D、E、F)直接连接，第三行星轮组(RS3)与两个切换元件(C、D)直接连接，第四行星轮组(RS4)与四个切换元件(A、C、E、F)直接连接。驱动轴(AN)与仅一个切换元件(C)直接连接。从动轴(AB)也与仅一个切换元件(D)直接连接。

Description

多级自动变速器
技术领域
本发明涉及一种以行星结构方式的多级自动变速器，尤其是用于机动车的多级自动变速器，其包括驱动轴、从动轴、四个经由三个联接轴相互耦联的行星轮组以及至少六个切换元件。
背景技术
一般性的以行星结构方式的可自动切换的车辆变速器在现有技术中已经被多次描述并且经历不断的发展和改进。因此所述变速器应具有足够数量的前进挡以及倒车挡、非常好地适用于机动车的的传动比，高的速比范围、有利的各挡速比间隔和对于应用情况足够大的起动传动比。此外，所述变速器应需要尽可能小的构造耗费，尤其少量的切换元件并且在按顺序换挡方式中避免所谓的成组切换，使得在切换到下一较高的或下一较低的挡时分别仅断开一个之前闭合的切换元件并且闭合一个之前断开的切换元件。
这种多挡自动变速器例如从申请人的DE102005002337A1中得知。其主要包括驱动轴、从动轴、总计四个单行星轮组和五个切换元件。通过选择性地闭合五个构成为离合器和制动器的切换元件中的三个切换元件，在没有成组切换的情况下能够接通总共八个前进挡。
从申请人的DE102007055808A1中已知从DE102005002337A1中已知的八挡自动变速器的改进方案。通过将附加的第六切换元件运动学地联接到现有的齿轮组系统中(具体而言在变速器的两个现有的轴之间的动力流中)，能构成两个附加的前进挡。现在通过该构成为离合器的附加的第六切换元件，能将一个联接轴与能够通过闭合之前现有的五个切换元件中的第五切换元件而锁止的第二行星轮组连接，所述联接轴将能够与壳体连接的第一行星轮组与同从动轴连接的第三行星轮组持久地相互连接。该附加的第六切换元件结合五个切换元件中的之前现有的第四切换元件也能够实现锁止与从动轴连接的第三行星轮组。新的挡在其传动比方面位于八挡变速器的至今为止的第五和第六挡之间和至今为止的第六和第七挡之间。
从申请人的DE102009001253B3中已知从DE102005002337A1中已知的八挡自动变速器的另一改进方案。在此，通过在驱动轴和能够通过闭合之前现有的五个切换元件中的第五切换元件而锁止的第二行星轮组之间的动力流中添加构成为离合器的第六切换元件而构成附加的前进挡，所述前进挡的传动比大于八挡变速器的至今为止的第一挡，即附加的起动挡低于八挡变速器的至今为止的第一挡。
从US8,007,394B2中已知具有四个单行星轮组和六个切换元件的另一个十挡自动变速器，其与DE102007055808A1的齿轮组系统区别仅在于三个结构细节。首先，在US8,007,394B2中从动轴仅与第三行星轮组的行星架连接，因此不存在DE102007055808A1中提出的在第三行星轮组的行星架和第二行星轮组的行星架之间的动力流中的离合器。其次，在US8,007,394B2中在第四行星轮组的齿圈和第二行星轮组的太阳轮之间设有可切换的连接部，取代在DE102007055808A1中提出的第四行星轮组的齿圈与第二行星轮组的太阳轮的持久耦联。第三，在US8,007,394B2中在第四行星轮组的齿圈和第二行星轮组的行星架之间的动力流中设有离合器。US8,007,394B2的变速器的运动学要求，为了在不成组切换的情况下接通十个前进挡，在每个挡中分别闭合六个切换元件中的四个切换元件。
发明内容
本发明的目的是，改进具有总计四个行星轮组的在开头提出类型的多级变速器。在此，变速器除了高的挡位数以外在驾驶性能方面应具有可接受的挡位分级以及大的速比范围，并且在主驾驶挡中具有良好的效率(即相对小的拖曳损失和啮合损失)。
根据本发明，所述目的通过本发明的自动变速器得以实现。
本发明提出一种以行星结构方式的自动变速器，其包括驱动轴、从动轴、四个行星轮组以及六个切换元件，所述行星轮组分别具有三个元件，所述切换元件的选择性的闭合引起在驱动轴和从动轴之间的不同的传动比，其中：
-第一联接轴将第一行星轮组与第四行星轮组持久连接，
-第二联接轴将第二行星轮组与第三行星轮组持久连接，
-第三联接轴将第三行星轮组与第一行星轮组持久连接，
-驱动轴与第四行星轮组持久连接，
-从动轴与第三行星轮组持久连接，
-第一行星轮组与两个切换元件直接连接，
-第二行星轮组与四个切换元件直接连接，
-第三行星轮组与两个切换元件直接连接，
-第四行星轮组与四个切换元件直接连接，
-驱动轴与一个切换元件直接连接，并且
-从动轴与一个切换元件直接连接。
本发明还提出一种以行星结构方式的自动变速器，其包括驱动轴、从动轴、四个行星轮组以及七个切换元件，所述行星轮组分别具有三个元件，所述切换元件的选择性的闭合引起在驱动轴和从动轴之间的不同的传动比，其中：
-第一联接轴将第一行星轮组与第四行星轮组持久连接，
-第二联接轴将第二行星轮组与第三行星轮组持久连接，
-第三联接轴将第三行星轮组与第一行星轮组持久连接，
-驱动轴与第四行星轮组持久连接，
-从动轴与第三行星轮组持久连接，
-第一行星轮组与两个切换元件直接连接，
-第二行星轮组与五个切换元件直接连接，
-第三行星轮组与两个切换元件直接连接，
-第四行星轮组与五个切换元件直接连接，
-驱动轴与两个切换元件直接连接，并且
-从动轴与一个切换元件直接连接。
因此，在根据本发明的第一解决方案中提出一种以行星结构方式的自动变速器，所述自动变速器具有驱动轴、从动轴、四个单行星轮组和六个切换元件，所述切换元件的选择性接合引起在驱动轴和从动轴之间的不同的传动比。在根据本发明的第二解决方案中设有附加的第七切换元件。四个单行星轮组经由三个联接轴相互连接，其中第一联接轴将第一行星轮组与第四行星轮组持久连接，第二联接轴将第二行星轮组与第三行星轮组持久连接，并且第三联接轴将第三行星轮组与第一行星轮组持久连接。驱动轴与第四行星轮组持久连接，而从动轴与第三行星轮组持久连接。
关于将第六切换元件耦联到行星轮组上，在本发明的自动变速器中提出：第一行星轮组与两个切换元件直接连接，第二行星轮组与四个切换元件直接连接，第三行星轮组与两个切换元件直接连接，第四行星轮组与四个切换元件直接连接。关于将切换元件耦联到变速器的驱动端和从动端上提出：驱动轴与六个切换元件中的一个切换元件直接连接，并且从动轴同样与六个切换元件中的一个切换元件直接连接。
如果如同在根据本发明的第二解决方案中那样设有附加的第七切换元件，那么第一行星轮组与两个切换元件直接连接，第二行星轮组与五个切换元件直接连接，第三行星轮组与两个切换元件直接连接，第四行星轮组与五个切换元件直接连接，驱动轴与两个切换元件直接连接，并且从动轴与一个切换元件直接连接。
在此，在表述“直接连接”之下结合将切换元件耦联到行星轮组上可理解，相应的切换元件的输入或输出元件经由无相对转动的或转动弹性的连接直接耦联到相应的行星轮组的元件之一上，使得在所述行星轮组元件和所述输入或输出元件之间始终存在固定的转速关系。
结合将切换元件耦联到轴上，在表述“直接连接”之下可理解，相应的切换元件的输入或输出元件经由无相对转动的或转动弹性的连接直接地与相应的轴连接，使得在所述轴和所述切换元件的输入或输出元件之间存在固定的转速关系。
结合将一个行星轮组耦联到另一行星轮组上，在表述“直接连接”之下可理解，一个相应的行星轮组的元件之一经由无相对转动的或转动弹性的连接直接地与相应的另一行星轮组的元件之一连接，使得在所述轴和所述切换元件的输入或输出元件之间存在固定的转速关系。
因此，在根据本发明的第一解决方案中提出的自动变速器与从DE102005002337A1中已知的变速器的区别一方面在于切换元件的数量(现在为六个而非五个)，另一方面也在于第二行星轮组现在与四个(而非与仅三个)切换元件直接连接，并且第四行星轮组现在同样与四个(而非与仅三个)切换元件直接连接。在根据本发明的第二解决方案中提出的自动变速器与从DE102005002337A1中已知的变速器的区别在于，切换元件的数量(现在为七个而非五个)，并且第二行星轮组现在与五个(而非与仅三个)切换元件直接连接，并且第四行星轮组现在同样与五个(而非与仅三个)切换元件直接连接。
根据本发明的自动变速器与从DE102007055808A1中已知的变速器的区别在于，与从动轴连接的第三行星轮组与仅两个(而非与四个)切换元件直接连接。
根据本发明的自动变速器与从DE102009001253A1中已知的变速器的区别在于，与从动轴连接的第三行星轮组与仅两个(而非与三个)切换元件直接连接。
根据本发明的自动变速器与从US8,007,394B2中已知的变速器的区别在于，从动轴与六个切换元件之一(而非不与其中任一个)直接连接，并且第一行星轮组与六个切换元件的仅两个(而非与三个)直接连接。
因此，根据本发明的自动变速器相对于现有技术具有完全独立的运动学。以有利的方式能够接通至少九个前进挡和一个倒车挡。
优选地，在根据本发明的自动变速器中提出，
-第一切换元件与第一和第四行星轮组直接连接；
-第二切换元件与第一行星轮组直接连接；
-第三切换元件与第二、第三和第四行星轮组和驱动轴直接连接；
-第四切换元件与第二和第三行星轮组和从动轴直接连接；
-第五切换元件与第二和第四行星轮组直接连接；
-第六切换元件与第二和第四行星轮组直接连接。
如果设有附加的第七切换元件，那么所述第七切换元件与驱动轴并且与第二行星轮组直接连接。以有利的方式可行的是，附加的第七切换元件安装在对于根据本发明的具有六个切换元件的变速器所需的相同的结构空间中或者仅稍大的结构空间中。
在表述“直接连接”之下又可理解，相应的切换元件的输入或输出元件经由无相对转动的或者转动弹性的连接直接耦联到相应的行星轮组的元件之一上，使得在所述行星轮组和所述输入或输出元件之间始终存在固定的转速关系。
优选的是，第四切换元件与第五切换元件直接连接。优选的是，第五切换元件也与第六切换元件直接连接。
四个行星轮组中的每个行星轮组具有三个元件，即一个太阳轮、一个齿圈和一个带有可旋转地支承在其上的行星轮的行星架。
全部四个行星轮组能够构成为所谓的负传动比行星轮组，所述负传动比行星轮组的相应的行星轮与相应的行星轮组的太阳轮和齿圈啮合。
替选于具有四个负传动比单行星轮组的齿轮组系统的实施方案，能够由所谓的正传动比行星轮组代替各个负传动比行星轮组。已知的是，正传动比行星轮组具有行星架与可转动地支承在其上的内行星轮和外行星轮，其中每个内行星轮分别与正传动比行星轮组的外行星轮和太阳轮啮合，而每个外行星轮分别与正传动比行星轮组的内行星轮和齿圈啮合。替选于具有四个正传动比单行星轮组的齿轮组系统的实施方案，也能够将多个负传动比行星轮组由正传动比行星轮组代替。
为了确保要求保护的齿轮组系统的相同的运动学而提出：
-每个负传动比行星轮组的第一元件和每个正传动比行星轮组的第一元件构成为太阳轮；
-每个负传动比行星轮组的第二元件构成为行星架，而每个正传动比行星轮组的第二元件构成为齿圈；并且
-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三元件构成为行星架。
在本发明的另外的设计方案中能够设有下述特征中的单个或多个：
-第一和第二切换元件都与变速器的壳体直接连接。
-第二行星轮组能够通过同时闭合切换元件中的两个切换元件(尤其通过同时闭合第五和第六切换元件)锁止(在锁止状态下，所述行星轮组的太阳轮、行星架和齿圈的转速已知是相同的)。
-第一联接轴将第一行星轮组的第一元件与第四行星轮组的第一元件持久连接。
-第二联接轴将第二行星轮组的第三元件与第三行星轮组的第一元件持久连接。
-第三联接轴将第三行星轮组的第三元件与第一行星轮组的第二元件持久连接。
-驱动轴与第四行星轮组的第二元件持久连接。
-从动轴与第三行星轮组的第二元件持久连接。
本发明的另外的设计方案的下述特征涉及将各个切换元件耦联到变速器的动力流中：
-第一切换元件能够设置在位于第一行星轮组的第一元件和壳体之间的动力流中。
-第二切换元件能够设置在位于第一行星轮组的第一元件和壳体之间的动力流中。
-第三切换元件能够设置在位于第三行星轮组的第一元件和驱动轴之间的动力流中。
-第四切换元件能够设置在位于第二行星轮组的第二元件和第三行星轮组的第二元件之间的动力流中。
-第五切换元件能够设置在位于第二行星轮组的第二元件和第四行星轮组的第三元件之间的动力流中。
-第六切换元件能够设置在位于第二行星轮组的第一元件和第四行星轮组的第三元件之间的动力流中。
-如果设有第七切换元件，那么所述第七切换元件能够设置在位于第二行星轮组的第二元件和驱动轴之间的动力流中。
优选的是，在根据本发明的变速器中在每个挡中切换元件中的四个切换元件闭合。如果设有六个切换元件，那么在每个挡中只有两个切换元件没有闭合。如果设有七个切换元件，那么在每个挡中切换元件中三个切换元件没有闭合。在从一个挡换到下一较高或较低的挡时，之前闭合的切换元件中的仅一个切换元件断开，并且一个之前断开的切换元件闭合，使得在连续地按顺序升挡和降挡时避免成组切换。
为了在六个切换元件的情况下构成至少九个前进挡和至少一个倒车挡，这种变速器能够具有下述换挡逻辑或者说挡位逻辑：在第一前进挡中，第一、第二、第三和第六切换元件是闭合或者说传递转矩的。在第二前进挡中，第一、第二、第五和第六切换元件是闭合或者说传递转矩的。在第三前进挡中，第二、第三、第五和第六切换元件是闭合或者说传递转矩的。在第四前进挡中，第二、第四、第五和第六切换元件是闭合或者说传递转矩的。在第五前进挡中，第二、第三、第四和第五切换元件是闭合或者说传递转矩的。在第六前进挡中，第二、第三、第四和第六切换元件是闭合或者说传递转矩的。在第七前进挡中，第三、第四、第五和第六切换元件是闭合或者说传递转矩的。在第八前进挡中，第一、第三、第四和第六切换元件是闭合或者说传递转矩的。在第九前进挡中，第一、第四、第五和第六切换元件是闭合或者说传递转矩的。在倒车挡中，第一、第二、第四和第六切换元件是闭合或者说传递转矩的。
如果存在附加的第七切换元件，那么相对于具有仅六个切换元件的变速器实施方案，在具有仅六个切换元件的变速器实施方案的第一挡下能够实现一个附加的前进挡，该附加的前进挡的传动比大于具有仅六个切换元件的变速器实施方案的第一挡的传动比。因此所述附加的前进挡良好地适合作为具有用于大的牵引力的小的总传动比的爬行挡。作为换挡逻辑或者说挡位逻辑能够提出，在这样的附加的前进挡中，第一、第二、第六和第七切换元件是闭合或者说传递转矩的，而在所有其它前进挡中和在倒车挡中，第七切换元件不是闭合或者说传递转矩的。
如果第六切换元件构成为形锁合的离合器，那么有利的是，在从第六切换元件不引导转矩的前进挡升挡到第六切换元件引导转矩的、在挡位方面紧邻的较高的目标挡时，在该升挡的过程中，首先实施降挡到在挡位方面紧邻的较低的前进挡中，并且随后实施到目标挡中的直接换挡。因此以有利方式能简单地处理能够在升挡时利用进行接入的形锁合的切换元件发生的舒适问题，因为所述直接切换是利用一个进行切断的摩擦锁合的切换元件和一个进行接入的摩擦锁合的切换元件的重叠切换。
关于四个行星轮组在自动变速器的壳体中的空间布置方案，在一个设计方案中提出，全部四个行星轮组彼此同轴地并排地以限定的顺序“第一、第四、第二、第三行星轮组”布置，由此可行的是，全部离合器以简单的方式以低泄漏的方式供给对于液压操作所需的压力介质。对于具有彼此同轴地伸展的驱动轴和从动轴的应用而言，在这种情况下符合目的的是，第一行星轮组是行星轮组群的朝向自动变速器驱动端的行星轮组。在另一设计方案中，关于四个行星轮组在自动变速器的壳体中的空间布置方案提出，全部四个行星轮组彼此同轴地并排地以限定的顺序“第二、第四、第一、第三行星轮组”设置，其中在该情况下对于应用在具有所谓的“标准驱动装置”符合目的的是，第二行星轮组朝向自动变速器的驱动端，而对于在车辆中具有所谓的“前部-横向-驱动装置”的应用而言，第三行星轮组朝向自动变速器的驱动端。
全部所提出的用于根据本发明的自动变速器的实施方案和设计方案尤其对于轿车而言具有在实践中可用的传动比、非常大的速比范围、在关于行驶性能方面可接受的挡位分级，这对所追求的低的燃料消耗起到正面的影响。此外，根据本发明的自动变速器的特点在于，可观的挡位数，切换元件数量少，构造耗费相对低。此外，在根据本发明的自动变速器中在所有挡中获得良好的效率，一方面由于低的拖曳损失，因为在每个挡中切换元件中的四个切换元件分别始终接合，另一方面也由于在简单构造的单行星轮组中的低的啮合损失。
以有利的方式，借助根据本发明的自动变速器可行的是，机动车的起动既可借助于变速器外部的起动元件也可借助于变速器内部的摩擦切换元件实现。变速器外部的起动元件能够以本身已知的方式例如构成为液力变矩器、所谓的干式起动离合器、所谓的湿式离合器、磁粉离合器或者离心力离合器。替选于沿位于驱动马达和变速器之间的动力流方向的这种起动元件的布置方案，变速器外部的起动元件在动力流方向上也能够设置在变速器下游，其中在这种情况下变速器的驱动轴与驱动马达的曲轴持久地无相对转动或转动弹性地连接。作为变速器内部的起动元件一方面适合的是两个制动器，尤其是在前进挡一至六挡中和在倒车挡中操作的制动器，另一方面也适合的是在前进挡一至四挡中和在倒车挡中操作的离合器。
此外，根据本发明的自动变速器设计为，使得既能够在动力流方向上也能够在空间方面实现对不同的传动系设计方案的可适配性。因此能够在相同的变速器简图中根据各个行星轮组的行星架固定传动比获得不同的速比间隔，使得能够实现应用或车辆特定的变形形式。此外在无需特殊的设计措施的情况下可行的是，变速器的驱动端和从动端选择性地彼此同轴地或轴线平行地设置。在变速器的驱动端或从动端上能够设置有轮间差速器和/或轴间差速器。此外可行的是，在多级变速器的任意适宜的位置上设有附加的自由轮机构，例如在轴和壳体之间或者以便必要时将两个轴连接。也能够在任意轴上，优选在驱动轴上或者在从动轴上设置有无磨损的制动器，例如液压的或电的减速器等，其尤其对于使用在商用车中具有特殊意义。也能够为了驱动附加总成而在任意轴上、优选在驱动轴或从动轴上设有辅助从动端。根据本发明的自动变速器的另一优点在于，在任意轴上能够附加地安装电机作为发电机和/或附加的驱动机械。
所使用的切换元件能够构成为带负载切换的离合器或制动器。尤其，力锁合的离合器或制动器，例如片式离合器、带式制动器和/或锥体离合器。但是，作为切换元件也能够使用形锁合的制动器和/或离合器，例如同步装置或爪式离合器。
附图说明
下面借助于附图示例性地详细阐述本发明。相同的或类似的构件在此也设有相同的附图标记。附图如下：
图1示出根据本发明的自动变速器的第一实施例的示意图；
图2示出根据图1的变速器的示例的换挡简图；
图3示出根据图2的具有相对于图2改变的行星架固定传动比的换挡简图；
图4示出根据本发明的自动变速器的第二实施例的示意图；
图5示出根据本发明的自动变速器的第三实施例的示意图；
图6示出根据图5的变速器的示例的细节结构(变速器剖面)；
图6A示出图6中的变速器剖面细节；
图7示出图6的相对于从DE 102005002337A1中派生出的系列变速器具有标记的变化范围的细节结构；
图8示出根据本发明的自动变速器的第四实施例的示意图；
图9示出根据图8的变速器的示例的细节结构(变速器剖面)；
图9A示出图9中的变速器剖面细节；
图10示出从根据图1的变速器中派生出的具有行星轮组类型组合的表格；
图11示出根据本发明的自动变速器的第五实施例的示意图，其具有一个正传动比行星轮组和三个负传动比行星轮组；
图12示出根据本发明的自动变速器的第六实施例的示意图，其具有一个正传动比行星轮组和三个负传动比行星轮组；
图13示出根据本发明的自动变速器的第七实施例的示意图，其具有一个正传动比行星轮组和三个负传动比行星轮组；
图14示出根据本发明的自动变速器的第八实施例的示意图，其具有附加的切换元件；
图15示出根据图14的变速器的示例的换挡简图；
图16示出从根据图14的变速器中派生出的具有行星轮组类型组合的表格；
图17示出根据本发明的自动变速器的第九实施例的示意图，其具有一个正传动比行星轮组和三个负传动比行星轮组；
图18示出根据本发明的自动变速器的第十实施例的示意图，其具有一个正传动比行星轮组和三个负传动比行星轮组。
具体实施方式
在图1中作为根据本发明的自动变速器的第一实施例示出九挡自动变速器的齿轮组简图。所述变速器包括驱动轴AN、从动轴AB、四个行星轮组RS1、RS2、RS3、RS4和六个切换元件A、B、C、D、E、F，它们全部设置在变速器的壳体GG中。全部四个行星轮组RS1、RS2、RS3、RS4构成为负传动比单行星轮组。负传动比行星轮组已知具有行星轮，所述行星轮与该行星轮组的太阳轮和齿圈啮合。四个行星轮组RS1、RS2、RS3、RS4的齿圈以HO1、HO2、HO3和HO4标记，太阳轮以SO1、SO2、SO3和SO4标记，行星轮以PL1、PL2、PL3和PL4标记，并且行星架以ST1、ST2、ST3和ST4标记，所谓的行星轮可旋转地支承于行星架上。
因此，四个行星轮组RS1、RS2、RS3、RS4中的每个包括第一、第二和第三元件，其中在图1中示出的实施例中，四个行星轮组中的各第一元件全部构成为太阳轮，四个行星轮组中的各第二元件全部构成为行星架，并且四个行星轮组中的各第三元件全部构成为齿圈。
包括驱动轴AN和从动轴AB在内，根据本发明的自动变速器具有总计九个可转动的轴，这些轴以1至9标记。
切换元件A和B构成为制动器，所述制动器在所示出的实施例中都构成为可摩擦锁合地切换的片式制动器，在另一设计方案中也能够构成为可摩擦锁合地切换的带式制动器或者例如也能够构成为可形锁合地切换的爪式制动器或锥体制动器。切换元件C、D、E和F构成为离合器，所述离合器在所示出的实施例中全部构成为可摩擦锁合地切换的片式离合器，在另一设计方案中例如也能够构成为可形锁合地切换的爪式或锥体离合器。借助这些总计六个切换元件A至F能够实现九个前进挡和一个倒车挡的选择性接通，这稍后借助于图2更详细地阐述。
关于四个行星轮组RS1、RS2、RS3、RS4的各个元件相互间和相对于驱动轴AN和从动轴AB的耦联，在根据图1的实施例中如下提出：第四行星轮组RS4的行星架ST4和驱动轴AN无相对转动地或转动弹性地相互连接并且形成自动变速器的以1标记的第一轴。第三行星轮组RS3的行星架ST2和从动轴AB无相对转动地或转动弹性地相互连接并且形成自动变速器的以2标记的第二轴。第一行星轮组RS1的太阳轮SO1和第四行星轮组RS4的太阳轮SO4无相对转动地或转动弹性地相互连接并且形成自动变速器的以3标记的第三轴(也称为“第一联接轴”)。第一行星轮组RS1的齿圈HO1形成自动变速器的以4标记的第四轴。第二行星轮组RS2的齿圈HO2和第三行星轮组RS3的太阳轮SO3无相对转动地或转动弹性地相互连接并且形成自动变速器的以5标记的第五轴(也称为“第二联接轴”)。第一行星轮组RS1的行星架ST1和第三行星轮组RS3的齿圈HO3无相对转动地或转动弹性地相互连接并且形成自动变速器的以6标记的第六轴(也称为“第三联接轴”)。第四行星轮组RS4的齿圈HO4形成自动变速器的以7标记的第七轴。第二行星轮组RS2的行星架ST2形成自动变速器的以8标记的第八轴。第二行星轮组RS2的太阳轮SO2形成自动变速器的以9标记的第九轴。
关于六个切换元件A至F到变速器的刚刚描述的轴1至9上的和到变速器壳体GG上的耦联方面，在图1中示出的根据本发明的自动变速器中如下提出：第一切换元件A设置在位于第三轴3和变速器壳体GG之间的动力流中。第二切换元件B设置在位于第四轴4和变速器壳体GG之间的动力流中。第三切换元件C设置在位于第五轴5和第一轴1之间的动力流中。第四切换元件D设置在位于第八轴8和第二轴2之间的动力流中。第五切换元件E设置在位于第七轴7和第八轴8之间的动力流中。最后，第六切换元件F设置在位于第七轴7和第九轴9之间的动力流之间。
在图1中示出的实施例中，四个行星轮组RS1、RS2、RS3、RS4沿轴向方向观察以限定的顺序“RS1、RS4、RS2、RS3”同轴地相继布置，其中驱动轴AN和从动轴AB彼此同轴地设置，并且第一行星轮组RS1形成自动变速器的靠近驱动端的齿轮组，并且第三行星轮组RS3形成自动变速器的靠近从动端的齿轮组。所述布置方案“RS1、RS4、RS2、RS3”能够以简单的方式实现：三个行星轮组RS1、RS2、RS4分别仅由自动变速器的一个轴沿轴向方向居中地穿过。
原则上，切换元件在变速器内的空间布置方案是任意的并且仅受到变速器壳体GG的尺寸和外部造型限制。相应地，在图1中示出的构件布置方案明确地理解为大量可行的构件布置方案形式之中的仅一个形式。对此的大量建议由本领域技术人员例如在已经提及的文献DE102005002337A1和DE102007055808A1中找到。在图1中示出的实施例由于细长的壳体结构特别良好地适用于安装到具有所谓的“标准驱动装置”的机动车中。在图1中示出的构件布置方案基于在DE102005002337A1的图4中公开的自动变速器。
如从图1中可见，两个行星轮组RS1和RS4直接相互邻接。两个制动器A、B在所示出的实施例中在空间上观察轴向地并排设置于在此靠近驱动端的行星轮组RS1的径向上方的区域中，其中制动器B基本上沿径向设置在第一行星轮组RS1上方。在此，这两个制动器A、B的摩擦片组在这里示例地具有至少类似的直径。制动器A也能够在结构上简单地集成在变速器壳体GG的靠近驱动端的壳体壁中。如已经表明的，在图1中示出的这两个制动器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。
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HO2和第三行星轮组RS3的太阳轮SO3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。
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HO4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。
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。
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。
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所给出的传动比i从四个行星轮组RS1、RS2、RS3、RS4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。
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％。
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RS1、RS2、RS3、RS4，在图3中给出的传动比i、速比间隔基于行星架固定传动比-2.00、-1.70、-1.61和-4.50。
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RS1、RS2、RS3、RS4和六个切换元件A、B、C、D、E、F的改型的空间布置方案。
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。
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。
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。
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。
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。
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。
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HO4)和轴9(第二行星轮组RS2的太阳轮SO2)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HO4)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:
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；
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；
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；
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。
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。
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。
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HO4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HO4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ST2一件式地构成。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SO2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。
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HO4上的、用于直接耦联到第二行星轮组RS2太阳轮SO2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。
电动液压的控制装置HSG将由变速器泵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。
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HO4无相对转动地连接。因此，齿圈HO4、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。
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。
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。
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HO4相对于基础变速器是未改变的。形成轴8一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5一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SO2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HO4中的并且形成轴7一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SO2在耦联的区域中相对于基础变速器改型。
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。
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HO4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SO2上，使得省去离合器F有助齿圈HO4的耦联并且随后将离合器E的与齿圈HO4不变地连接的外摩擦片架现在直接耦联到太阳轮SO2上，仅需要轴7的改变的毂部和改变的太阳轮SO2。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。
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。
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)。
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HO4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SO2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HO4、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。
在图9、9A中此外可见，电动液压的控制设备HSG将由变速器泵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。
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。
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。
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。
在图1中示出的全部四个行星轮组RS1、RS2、RS3、RS4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。
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。
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SO1。因此，太阳轮SO1和与其相邻的太阳轮SO4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HO3一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HO1。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。
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。
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SO4。因此，太阳轮SO4和与其相邻的太阳轮SO1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HO4。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。
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。
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SO2。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HO2。此外与图1不同，第二行星轮组RS2的第三元件——其与第三行星轮组RS3的太阳轮SO3一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——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。
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，并且每个正传动比行星轮组的第三元件需要构成为行星架。
图14示出根据本发明的自动变速器的第八实施例。目标在于另一前进挡，而不必显著改变图1中给定的变速器结构并且不必将变速器的所需的结构长度显著地变大，基于在图1中示出的变速器简图在根据图14的变速器中设有附加的第七切换元件G，第七切换元件构成为离合器并且设置在位于变速器的第一轴1(驱动轴AN)和第八轴8之间的动力流中。因此获得在从图2中已知的第一挡下方的附加前进挡，即附加起动挡，其传动比大于从图2中已知的第一挡的传动比。
如在图1中，在图14中示出的实施例中，全部四个行星轮组RS1、RS2、RS3、RS4构成为负传动比单行星轮组，其中每个行星轮组具有第一、第二和第三元件，即每个行星轮组具有太阳轮、行星架和齿圈。在此，第一元件全部构成为太阳轮，第二元件全部构成为行星架，并且第三元件全部构成为齿圈。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”(作为布置方案“RS1-RS4-RS2-RS3”)的空间布置方案从图1中不变地接收。
如从图14中此外可见，六个切换元件A、B、C、D、E和F的空间布置方案基本上从图5中接收。与图5不同，离合器E和F现以至少近似的直径轴向并排地设置并且示例性地具有一个共同的外摩擦片架。
如从图14中此外可见，设置在位于驱动轴AN(或轴1)和行星架ST2(轴8)之间的动力流中的离合器G在空间上观察设置在沿轴向位于第一行星轮组RS1和第四行星轮组RS4之间的区域中。这允许离合器G的摩擦片组的布置方案，其(如稍后还将阐述的那样，仅在第一前进挡中是闭合的并且需要传输相对大的转矩)以相对大的直径、类似于两个齿圈HO1和HO4的直径设置。相应地，第八轴8的在此示例地与离合器G的外摩擦片架和第二行星轮组RS2的行星架ST2连接的部段完全地穿过第四行星轮组RS4，由此，行星轮组RS4和离合器G设置在通过轴8的该部段形成的圆柱空间内。通向离合器G的压力和润滑介质输送能够以结构上简单的方式低泄漏地经由驱动轴AN和第四行星轮组RS4的与驱动轴持久地连接的行星架ST4实现。
在此示出的离合器G的空间布置方案具有示例性的特征，显然，本领域技术人员也能够将离合器G以不同方式空间定位。例如，离合器G能够在空间上观察也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，相邻于离合器E。尤其当离合器G以爪式离合器的结构类型构成时，适宜的是，离合器G轴向地以邻接于第二行星轮组RS2的方式设置在沿轴向位于第二行星轮组RS2和第三行星轮组RS3之间的区域中，即靠近离合器C设置。
在图14中提出的将变速器以第七切换元件G扩展的扩展方案也能够与在图4中提出的具有限定顺序“第二、第四、第一、第三行星轮组”(即布置方案“RS2-RS4-RS1-RS3”)的四个同轴地并排设置的行星轮组RS1、RS2、RS3、RS4的布置方案组合。为了在此实现离合器G的从第一轴1(驱动轴AN)到第八轴8(行星架ST2)的连接，离合器G能够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，优选沿轴向相邻于第二行星轮组RS2，沿轴向方向观察设置在离合器C旁并且必要时沿径向设置在离合器E上方。
在图15中示出根据图14的根据本发明的十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是闭合的并且三个切换元件是断开的。此外能够从换挡简图中得知，在按顺序的换挡方式中(即在升或降一个挡位时)避免所谓的成组切换，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。第一前进挡良好地适合于所谓的具有用于大牵引力的小总传动比的所谓爬行挡。第八前进挡构成为直接挡，使得提供具有超速特性的三个前进挡。
在图14中示出的全部四个行星轮组RS1、RS2、RS3、RS4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通过正传动比行星轮组取代。图16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。下面详细阐述两个这种示例。在表格中列出的全部变型形式能够经由在图15中示出的换挡逻辑接通十个前进挡和一个倒车挡。
图17示出根据本发明的变速器的第九实施例。在此示出的十挡自动变速器的齿轮组简图相应于图14的齿轮组简图的运动学，然而具有第一行星轮组RS1的改型的结构构成方案。所述第二实施例的换挡逻辑因此是如在图15中的相同的换挡逻辑。在保留从图14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，并且在保留从图14中接收的七个切换元件A、B、C、D、E、F和G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。
如在图17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12中一样是第一行星轮组RS1的太阳轮SO1。因此，太阳轮SO1和与其相邻的太阳轮SO4如在图14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14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HO3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HO1。此外与图14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，行星架ST1现在形成变速器的第四轴4。因此，在图17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14交换。
图18示出根据本发明的自动变速器的第十实施例。十挡自动变速器的在此示出的齿轮组简图又相应于图14的齿轮组简图的运动学。在保留从图14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，并且在保留从图12中接收的七个切换元件A、B、C、D、E、F和G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14不变地构成为负传动比行星轮组。
如在图18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9的第一元件如在图14中一样是第二行星轮组RS2的太阳轮SO2。与图14不同，第二行星轮组RS2的形成变速器的(与三个离合器D、F、G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HO2。此外与图14不同，第二行星轮组RS2的第三元件——其与第三行星轮组RS3的太阳轮SO3一起形成变速器的适合作为第二联接轴的(并且与离合器C持续地连接的)第五轴5——现在是第二行星轮组RS2的行星架ST2。因此，在图18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14交换。
本领域技术人员从该引导中毫无问题地生成在图16列出的变型形式，其中与图14、图17和图18不同，四个单行星轮组中的两个构成为正传动比行星轮组，并且四个单行星轮组中的两个构成为负传动比行星轮组。为了保留齿轮组系统的运动学，在此仅仅需要的是，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构成为太阳轮，每个正传动比行星轮组的第二元件构成为齿圈，并且每个正传动比行星轮组的第三元件构成为行星架。
附图标记列表
1 第一轴
2 第二轴
3 第三轴，第一联接轴
4 第四轴
5 第五轴，第二联接轴
6 第六轴，第三联接轴
7 第七轴
8 第八轴
9 第九轴
A 第一切换元件，第一制动器
B 第二切换元件，第二制动器
C 第三切换元件，第一离合器
D 第四切换元件，第二离合器
E 第五切换元件，第三离合器
F 第六切换元件，第四离合器
AN 驱动轴
AB 从动轴
GG 壳体
RS1 第一行星轮组
SO1 第一行星轮组的太阳轮
ST1 第一行星轮组的行星架
PL1 第一行星轮组的行星轮
HO1 第一行星轮组的齿圈
RS2 第二行星轮组
SO2 第二行星轮组的太阳轮
ST2 第二行星轮组的行星架
PL2 第二行星轮组的行星轮
HO2 第二行星轮组的齿圈
RS3 第三行星轮组
SO3 第三行星轮组的太阳轮
ST3 第三行星轮组的行星架
PL3 第三行星轮组的行星轮
HO3 第三行星轮组的齿圈
RS4 第四行星轮组
SO4 第四行星轮组的太阳轮
ST4 第四行星轮组的行星架
PL4 第四行星轮组的行星轮
HO4 第四行星轮组的齿圈
i 传动比
速比间隔
pC 通向第三切换元件的压力输送部
pD 通向第四切换元件的压力输送部
pE 通向第五切换元件的压力输送部
pF 通向第六切换元件的压力输送部
pS 润滑压力输送部
HGS 电动液压的控制设备
PU 变速器泵
LE 摩擦元件，第五切换元件的摩擦片组
LF 摩擦元件，第六切换元件的摩擦片组
RE 通向第五切换元件的压力输送部的矩形环密封部
RF 通向第六切换元件的压力输送部的矩形环密封部
SC 第三切换元件的伺服装置
SD 第四切换元件的伺服装置
SE 第五切换元件的伺服装置
SF 第六切换元件的伺服装置
X 变速器剖面细节

Claims (51)

1.以行星结构方式的自动变速器，其包括驱动轴(AN)、从动轴(AB)、四个行星轮组(RS1、RS2、RS3、RS4)以及六个切换元件(A至F)，所述行星轮组分别具有三个元件(SO1、ST1、HO1，SO2、ST2、HO2，SO3、ST3、HO3，SO4、ST4、HO4)，所述切换元件的选择性的闭合引起在驱动轴(AN)和从动轴(AB)之间的不同的传动比，其中：
-第一联接轴(3)将第一行星轮组(RS1)与第四行星轮组(RS4)持久连接，
-第二联接轴(5)将第二行星轮组(RS2)与第三行星轮组(RS3)持久连接，
-第三联接轴(6)将第三行星轮组(RS3)与第一行星轮组(RS1)持久连接，
-驱动轴(AN)与第四行星轮组(RS4)持久连接，
-从动轴(AB)与第三行星轮组(RS3)持久连接，
-第一行星轮组(RS1)与两个切换元件(A、B)直接连接，
-第二行星轮组(RS2)与四个切换元件(C、D、E、F)直接连接，
-第三行星轮组(RS3)与两个切换元件(C、D)直接连接，
-第四行星轮组(RS4)与四个切换元件(A、C、E、F)直接连接，
-驱动轴(AN)与一个切换元件(C)直接连接，并且
-从动轴(AB)与一个切换元件(D)直接连接。
2.根据权利要求1所述的自动变速器，其特征在于，所述自动变速器是用于机动车的自动变速器。
3.根据权利要求1所述的自动变速器，其特征在于，设有第七切换元件(G)，所述第七切换元件与驱动轴(AN)以及与第二和第四行星轮组(RS2、RS4)直接连接。
4.以行星结构方式的自动变速器，其包括驱动轴(AN)、从动轴(AB)、四个行星轮组(RS1、RS2、RS3、RS4)以及七个切换元件(A至G)，所述行星轮组分别具有三个元件(SO1、ST1、HO1，SO2、ST2、HO2，SO3、ST3、HO3，SO4、ST4、HO4)，所述切换元件的选择性的闭合引起在驱动轴(AN)和从动轴(AB)之间的不同的传动比，其中：
-第一联接轴(3)将第一行星轮组(RS1)与第四行星轮组(RS4)持久连接，
-第二联接轴(5)将第二行星轮组(RS2)与第三行星轮组(RS3)持久连接，
-第三联接轴(6)将第三行星轮组(RS3)与第一行星轮组(RS1)持久连接，
-驱动轴(AN)与第四行星轮组(RS4)持久连接，
-从动轴(AB)与第三行星轮组(RS3)持久连接，
-第一行星轮组(RS1)与两个切换元件(A、B)直接连接，
-第二行星轮组(RS2)与五个切换元件(C、D、E、F、G)直接连接，
-第三行星轮组(RS3)与两个切换元件(C、D)直接连接，
-第四行星轮组(RS4)与五个切换元件(A、C、E、F、G)直接连接，
-驱动轴(AN)与两个切换元件(C、G)直接连接，并且
-从动轴(AB)与一个切换元件(D)直接连接。
5.根据权利要求4所述的自动变速器，其特征在于，所述自动变速器是用于机动车的自动变速器。
6.根据权利要求1至5之一所述的自动变速器，其特征在于，
-第一切换元件(A)与第一和第四行星轮组(RS1、RS4)直接连接，
-第二切换元件(B)与第一行星轮组(RS1)直接连接，
-第三切换元件(C)与第二、第三和第四行星轮组(RS2、RS3、RS4)以及驱动轴(AN)直接连接，
-第四切换元件(D)与第二和第三行星轮组(RS2、RS3)以及从动轴(AB)直接连接，
-第五切换元件(E)与第二和第四行星轮组(RS2、RS4)直接连接，并且
-第六切换元件(F)与第二和第四行星轮组(RS2、RS4)直接连接。
7.根据权利要求6所述的自动变速器，其特征在于，第四和第五切换元件(D、E)直接相互连接。
8.根据权利要求6所述的自动变速器，其特征在于，第五和第六切换元件(E、F)直接相互连接。
9.根据权利要求1至5之一所述的自动变速器，其特征在于，第二行星轮组(RS2)能够通过同时闭合两个切换元件(E、F)而锁止，使得第二行星轮组(RS2)的三个元件(SO2、ST2、HO2)即太阳轮、行星架和齿圈的转速是相同的。
10.根据权利要求6所述的自动变速器，其特征在于，第二行星轮组(RS2)能够通过同时闭合第五和第六切换元件(E、F)而锁止，使得第二行星轮组(RS2)的三个元件(SO2、ST2、HO2)即太阳轮、行星架和齿圈的转速是相同的。
11.根据权利要求1或2所述的自动变速器，其特征在于，在每个挡中，所述切换元件中的四个切换元件是闭合的；并且在从一个挡换到下一较高或较低的挡时，总是之前闭合的切换元件中的仅一个断开，并且一个之前断开的切换元件闭合。
12.根据权利要求3至5之一所述的自动变速器，其特征在于，在每个挡中，所述切换元件中的四个切换元件是闭合的；并且在从一个挡换到下一较高或较低的挡时，总是之前闭合的切换元件中的仅一个断开，并且一个之前断开的切换元件闭合。
13.根据权利要求11所述的自动变速器，其特征在于，九个前进挡和一个倒车挡能被接通，其中：
-在第一前进挡中，第一、第二、第三和第六切换元件(A、B、C、F)是引导转矩的，
-在第二前进挡中，第一、第二、第五和第六切换元件(A、B、E、F)是引导转矩的，
-在第三前进挡中，第二、第三、第五和第六切换元件(B、C、E、F)是引导转矩的，
-在第四前进挡中，第二、第四、第五和第六切换元件(B、D、E、F)是引导转矩的，
-在第五前进挡中，第二、第三、第四和第五切换元件(B、C、D、E)是引导转矩的，
-在第六前进挡中，第二、第三、第四和第六切换元件(B、C、D、F)是引导转矩的，
-在第七前进挡中，第三、第四、第五和第六切换元件(C、D、E、F)是引导转矩的，
-在第八前进挡中，第一、第三、第四和第六切换元件(A、C、D、F)是引导转矩的，
-在第九前进挡中，第一、第四、第五和第六切换元件(A、D、E、F)是引导转矩的，并且
-在倒车挡中，第一、第二、第四和第六切换元件(A、B、D、F)是引导转矩的。
14.根据权利要求12所述的自动变速器，其特征在于，十个前进挡和一个倒车挡能被接通，其中：
-在第一前进挡中，第一、第二、第六和第七切换元件(A、B、F、G)是引导转矩的，
-在第二前进挡中，第一、第二、第三和第六切换元件(A、B、C、F)是引导转矩的，
-在第三前进挡中，第一、第二、第五和第六切换元件(A、B、E、F)是引导转矩的，
-在第四前进挡中，第二、第三、第五和第六切换元件(B、C、E、F)是引导转矩的，
-在第五前进挡中，第二、第四、第五和第六切换元件(B、D、E、F)是引导转矩的，
-在第六前进挡中，第二、第三、第四和第五切换元件(B、C、D、E)是引导转矩的，
-在第七前进挡中，第二、第三、第四和第六切换元件(B、C、D、F)是引导转矩的，
-在第八前进挡中，第三、第四、第五和第六切换元件(C、D、E、F)是引导转矩的，
-在第九前进挡中，第一、第三、第四和第六切换元件(A、C、D、F)是引导转矩的，
-在第十前进挡中，第一、第四、第五和第六切换元件(A、D、E、F)是引导转矩的，并且
-在倒车挡中，第一、第二、第四和第六切换元件(A、B、D、F)是引导转矩的。
15.根据权利要求1至5之一所述的自动变速器，其特征在于，第一联接轴(3)将第一行星轮组(RS1)的第一元件与第四行星轮组(RS4)的第一元件持久连接。
16.根据权利要求1至5之一所述的自动变速器，其特征在于，第二联接轴(5)将第二行星轮组(RS2)的第三元件与第三行星轮组(RS3)的第一元件持久连接。
17.根据权利要求1至5之一所述的自动变速器，其特征在于，第三联接轴(6)将第三行星轮组(RS3)的第三元件与第一行星轮组(RS1)的第二元件持久连接。
18.根据权利要求1至5之一所述的自动变速器，其特征在于，驱动轴(AN)与第四行星轮组(RS4)的第二元件持久连接。
19.根据权利要求1至5之一所述的自动变速器，其特征在于，从动轴(AB)与第三行星轮组(RS3)的第二元件持久连接。
20.根据权利要求1至5之一所述的自动变速器，其特征在于，第一切换元件(A)设置在位于第一行星轮组(RS1)的第一元件和壳体(GG)之间的动力流中。
21.根据权利要求1至5之一所述的自动变速器，其特征在于，第二切换元件(B)设置在位于第一行星轮组(RS1)的第三元件和壳体(GG)之间的动力流中。
22.根据权利要求1至5之一所述的自动变速器，其特征在于，第三切换元件(C)设置在位于第三行星轮组(RS3)的第一元件和驱动轴(AN)之间的动力流中。
23.根据权利要求1至5之一所述的自动变速器，其特征在于，第四切换元件(D)设置在位于第二行星轮组(RS2)的第二元件和第三行星轮组(RS3)的第二元件之间的动力流中。
24.根据权利要求1至5之一所述的自动变速器，其特征在于，第五切换元件(E)设置在位于第二行星轮组(RS2)的第二元件和第四行星轮组(RS4)的第三元件之间的动力流中。
25.根据权利要求1至5之一所述的自动变速器，其特征在于，第六切换元件(F)设置在位于第二行星轮组(RS2)的第一元件和第四行星轮组(RS4)的第三元件之间的动力流中。
26.根据权利要求3至5之一所述的自动变速器，其特征在于，第七切换元件(G)设置在位于第二行星轮组(RS2)的第二元件和驱动轴(AN)之间的动力流中。
27.根据权利要求1至5之一所述的自动变速器，其特征在于，全部四个行星轮组(RS1、RS2、RS3、RS4)构成为负传动比行星轮组。
28.根据权利要求1至5之一所述的自动变速器，其特征在于，四个行星轮组(RS1、RS2、RS3、RS4)中的一个行星轮组构成为正传动比行星轮组，而其它三个行星轮组构成为负传动比行星轮组。
29.根据权利要求28所述的自动变速器，其特征在于，第一或第二或第四行星轮组(RS1、RS2、RS4)构成为正传动比行星轮组。
30.根据权利要求1至5之一所述的自动变速器，其特征在于，所述行星轮组中的两个行星轮组构成为正传动比行星轮组，而其它两个行星轮组构成为负传动比行星轮组。
31.根据权利要求30所述的自动变速器，其特征在于，第一和第二行星轮组(RS1、RS2)构成为正传动比行星轮组。
32.根据权利要求1至5之一所述的自动变速器，其特征在于，第三行星轮组(RS3)构成为负传动比行星轮组，而第一、第二和第四行星轮组(RS1、RS2、RS4)构成为正传动比行星轮组。
33.根据权利要求27所述的自动变速器，其特征在于，
-每个负传动比行星轮组的第一元件构成为太阳轮，
-每个负传动比行星轮组的第二元件构成为行星架，
-每个负传动比行星轮组的第三元件构成为齿圈。
34.根据权利要求1至5之一所述的自动变速器，其特征在于，各所述行星轮组(RS1、RS2、RS3、RS4)彼此同轴地并且沿轴向方向相继地以顺序“第二行星轮组(RS2)、第四行星轮组(RS4)、第一行星轮组(RS1)、第三行星轮组(RS3)”布置，或者各所述行星轮组(RS1、RS2、RS3、RS4)彼此同轴地并且沿轴向方向相继地以顺序“第一行星轮组(RS1)、第四行星轮组(RS4)、第二行星轮组(RS2)、第三行星轮组(RS3)”布置。
35.根据权利要求34所述的自动变速器，其特征在于，第五切换元件(E)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)之间的区域中或者设置在沿轴向位于第二和第三行星轮组(RS2、RS3)之间的区域中。
36.根据权利要求34所述的自动变速器，其特征在于，第六切换元件(F)在空间上观察直接相邻于第二行星轮组(RS2)设置，处在沿轴向位于第四和第二行星轮组(RS4、RS2)之间的区域中或者处在沿轴向位于第二和第三行星轮组(RS2、RS3)之间的区域中或者处在居中地位于第二行星轮组(RS2)的太阳轮内部的区域中。
37.根据权利要求35所述的自动变速器，其特征在于，第六切换元件(F)在空间上观察直接相邻于第二行星轮组(RS2)设置，处在沿轴向位于第四和第二行星轮组(RS4、RS2)之间的区域中或者处在沿轴向位于第二和第三行星轮组(RS2、RS3)之间的区域中或者处在居中地位于第二行星轮组(RS2)的太阳轮内部的区域中。
38.根据权利要求34所述的自动变速器，其特征在于，第五和第六切换元件(E、F)构成为片式离合器，所述片式离合器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，第五切换元件(E)的摩擦元件(LE)沿径向设置在第六切换元件(F)的摩擦元件(LF)上方。
39.根据权利要求1至5之一所述的自动变速器，其特征在于，第四行星轮组(RS4)的齿圈、为了操作第五切换元件(E)的摩擦元件(LE)而设置的伺服装置(SE)和为了操作第六切换元件(F)的摩擦元件(LF)而设置的伺服装置(SF)持久地以相同转速旋转。
40.根据权利要求39所述的自动变速器，其特征在于，为了操作第六切换元件(F)的摩擦元件(LF)而设置的伺服装置(SF)在空间上观察沿轴向直接设置在为了操作第五切换元件(E)的摩擦元件(LE)而设置的伺服装置(SE)旁边。
41.根据权利要求13或14所述的自动变速器，其特征在于，第五切换元件(E)构成为片式离合器，并且第六切换元件(F)构成为形锁合的离合器，
在从第六切换元件(F)不引导转矩的前进挡升挡到第六切换元件(F)引导转矩的、在挡位方面紧邻的较高的目标挡时，在该升挡的过程中，首先实施降挡到在挡位方面紧邻的较低的前进挡中，并且随后实施到目标挡中的直接换挡。
42.根据权利要求41所述的自动变速器，其特征在于，第六切换元件(F)在空间上观察设置在沿径向处于第五切换元件(E)的摩擦元件下方的区域中。
43.根据权利要求3至5之一所述的自动变速器，其特征在于，各所述行星轮组(RS1、RS2、RS3、RS4)彼此同轴地并且沿轴向方向相继地以顺序“第二行星轮组(RS2)、第四行星轮组(RS4)、第一行星轮组(RS1)、第三行星轮组(RS3)”布置，并且第七切换元件(G)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，沿轴向相邻于第二行星轮组(RS2)。
44.根据权利要求3至5之一所述的自动变速器，其特征在于，各所述行星轮组(RS1、RS2、RS3、RS4)彼此同轴地并且沿轴向方向相继地以顺序“第一行星轮组(RS1)、第四行星轮组(RS4)、第二行星轮组(RS2)、第三行星轮组(RS3)”布置，并且第七切换元件(G)在空间上观察设置在沿轴向位于第二和第四行星轮组(RS2、RS4)之间的区域中，相邻于第五切换元件(E)。
45.根据权利要求3至5之一所述的自动变速器，其特征在于，各所述行星轮组(RS1、RS2、RS3、RS4)彼此同轴地并且沿轴向方向相继地以顺序“第一行星轮组(RS1)、第四行星轮组(RS4)、第二行星轮组(RS2)、第三行星轮组(RS3)”布置，并且第七切换元件(G)在空间上观察设置在沿轴向位于第一和第四行星轮组(RS1、RS4)之间的区域中，沿轴向相邻于第四行星轮组(RS4)。
46.根据权利要求3至5之一所述的自动变速器，其特征在于，各所述行星轮组(RS1、RS2、RS3、RS4)彼此同轴地并且沿轴向方向相继地以顺序“第一行星轮组(RS1)、第四行星轮组(RS4)、第二行星轮组(RS2)、第三行星轮组(RS3)”布置，并且第七切换元件(G)在空间上观察设置在沿轴向位于第二和第三行星轮组(RS2、RS3)之间的区域中，沿轴向相邻于第二行星轮组(RS2)。
47.根据权利要求28所述的自动变速器，其特征在于，
-每个负传动比行星轮组的第一元件和每个正传动比行星轮组的第一元件构成为太阳轮，
-每个负传动比行星轮组的第二元件构成为行星架，而每个正传动比行星轮组的第二元件构成为齿圈，
-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三元件构成为行星架。
48.根据权利要求29所述的自动变速器，其特征在于，
-每个负传动比行星轮组的第一元件和每个正传动比行星轮组的第一元件构成为太阳轮，
-每个负传动比行星轮组的第二元件构成为行星架，而每个正传动比行星轮组的第二元件构成为齿圈，
-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三元件构成为行星架。
49.根据权利要求30所述的自动变速器，其特征在于，
-每个负传动比行星轮组的第一元件和每个正传动比行星轮组的第一元件构成为太阳轮，
-每个负传动比行星轮组的第二元件构成为行星架，而每个正传动比行星轮组的第二元件构成为齿圈，
-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三元件构成为行星架。
50.根据权利要求31所述的自动变速器，其特征在于，
-每个负传动比行星轮组的第一元件和每个正传动比行星轮组的第一元件构成为太阳轮，
-每个负传动比行星轮组的第二元件构成为行星架，而每个正传动比行星轮组的第二元件构成为齿圈，
-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三元件构成为行星架。
51.根据权利要求32所述的自动变速器，其特征在于，
-每个负传动比行星轮组的第一元件和每个正传动比行星轮组的第一元件构成为太阳轮，
-每个负传动比行星轮组的第二元件构成为行星架，而每个正传动比行星轮组的第二元件构成为齿圈，
-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三元件构成为行星架。
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