CN109153325A - 用于机动车的变速器、以及用于机动车的驱动系 - Google Patents

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约翰尼斯·卡尔滕巴赫
朱利安·金
延斯·莫拉夫
艾可哈特·蒙克
格哈德·尼德布鲁克
尤里·帕夫拉克维奇
斯特凡·沙尔
米夏埃尔·韦克斯
彼得·齐默
乌韦·格里斯迈尔
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Abstract

本发明涉及一种用于机动车的变速器(G)，其中，变速器(G)具有驱动轴(GW1)、输出轴(GW2)、具有第一行星齿轮组(P1)和第二行星齿轮组(P2)的前置齿轮组(VRS)、主齿轮组(HRS)、具有抗相对转动的定子(S)和能转动的转子(R)的电机(EM)以及多个切换元件(57、07、08、04、13、14；204、234、214；304、314；403、414、445)，其中，通过有选择地闭合切换元件(57、07、08、04、13、14；204、234、214；304、314；403、414、445)中的各三个切换元件能够在驱动轴(GW1)与输出轴(GW2)之间提供多个固定的传动比(1至7；21至25；31至38)，其中，前置齿轮组(VRS)的两个行星齿轮组(P1、P2)除了第一和第二轴(Wx1、Wx2)之外还包括正好三个另外的轴，即第三轴(Wx3)、第四轴(Wx4)和第五轴(Wx5)，以及本发明还涉及一种用于机动车的具有这种变速器(G)的驱动系。

Description

用于机动车的变速器、以及用于机动车的驱动系
技术领域
本发明涉及用于机动车的变速器以及具有这种变速器的用于机动车的驱动系。该变速器在此尤其被称为多挡的变速器，在其中，通过切换元件优选能自动地切换多个挡，即变速器的驱动轴与输出轴之间的固定的传动比。切换元件在此例如是离合器或制动器。这种变速器主要用于机动车中，以便以适当的方式使驱动单元的转速输出表征和转矩输出表征与车辆的行驶阻力相匹配。
背景技术
这种行星齿轮结构形式的变速器通常具有所谓的前置齿轮组和所谓的主齿轮组。主齿轮组在此通常由行星齿轮组系统构成，其中，变速器的输出轴与行星齿轮组系统的轴持续连接。通过作为制动器起作用的切换元件，能够将行星齿轮组系统的各个轴抗相对转动地(drehfest)固定，而通过至少一个离合器能将行星齿轮系统的轴与变速器的驱动轴连接起来。前置齿轮组与另外的离合器一起被用于使主齿轮组的轴除了提供驱动轴的转速之外还提供与之相比提高了或减小了的转速。申请人的公开文献DE 102 10 348A1提供了针对这种变速器的示例。其中被标记为RS2和RS3的齿轮组在此形成主齿轮组，其前置有被标记为VS的前置齿轮组。
专利申请US 2013/0150196 A1在图2中示出了一种变速器，其具有被标记为PGS1的前置齿轮组和被标记为PGS2的主齿轮组。在此，前置齿轮组具有两个行星齿轮组，其总共具有四个轴，其中，电机被接驳在这四个轴中的一个上，并且变速器的输入轴被接驳到这四个轴中的另一个上。通过闭合被标记为CL1的制动器，能使这四个轴中的第三个被抗相对转动地固定。这四个轴中的剩余的那个能够通过离合器来与主齿轮组的不同的轴连接。如从所述专利申请的图4中所得知，制动器CL1在此在所有的固定的挡级中都是闭合的，其中，根据图18，在制动器CL1闭合的情况下，电机在数值上应比输入轴转动得更快。利用制动器CL1和另外的五个切换元件由此能够构成六个前进挡。
发明内容
本发明的任务是：说明一种具有前置齿轮组和主齿轮组的变速器，其中，所提供的切换元件被尽可能好地充分利用。
该任务通过权利要求1的特征来解决。有利的设计方案由从属权利要求、说明书以及从附图得到。
根据本发明的变速器具有驱动轴、输出轴、具有第一和第二行星齿轮组的前置齿轮组、主齿轮组、具有抗相对转动的定子和能转动的转子的电机、以及多个切换元件。通过有选择地分别闭合其中三个切换元件能够在驱动轴与输出轴之间提供多个固定的传动比。驱动轴与前置齿轮组的第一轴持续连接。电机的转子与前置齿轮组的第二轴持续连接。输出轴与主齿轮组的第一轴持续连接。
根据本发明，前置齿轮组除了包括第一和第二轴之外还包括正好三个另外的轴，即第三轴、第四轴和第五轴。前置齿轮组的第三轴与主齿轮组的第二轴持续连接，并且通过闭合其中第一切换元件能够将前置齿轮组的第三轴与前置齿轮组的第四轴连接。通过闭合其中第二切换元件能够将前置齿轮组的第四轴抗相对转动地固定。通过闭合其中第三切换元件能够将前置齿轮组的第五轴抗相对转动地固定。
通过闭合其中第一切换元件，使前置齿轮组的五个轴中的两个彼此连接，从而使两个行星齿轮组现在总共形成四个轴。如果两个行星齿轮组一起形成有四个轴，则这两个行星齿轮组的主要特征在于它们的运动学，而不在于它们的结构。一旦限定了四个轴中的两个轴的转速，则四个轴的转速就彼此间线性相关。通过闭合其中第一切换元件，使前置齿轮组轴在此呈现以下的转速次序(Drehzahlordnung)：第二轴、第五轴、第三轴连同第四轴一起、第一轴。
转速次序在此被理解为前置齿轮组轴在其线性转速相关性方面的顺序。换句话说，前置齿轮组第二轴的转速小于等于前置齿轮组第五轴的转速。前置齿轮组第五轴的转速又小于等于前置齿轮组第三轴的转速。前置齿轮组第三轴的转速小于等于前置齿轮组第一轴的转速。该顺序也是可逆的，从而使前置齿轮组第一轴具有最小的转速，而前置齿轮组第二轴所呈现的转速大于或等于前置齿轮组第一轴的转速。所有四个齿轮组轴的转速之间在此都存在线性联系。四个前置齿轮组轴中的一个或多个的转速在此也可以呈现负值，或也可以呈现零值。因此，转速次序始终是指转速的有符号的值，而不是其数值。如果四个前置齿轮组轴中的两个彼此连接，则它们具有相同的转速。
前置齿轮组的根据本发明的运动学、将三个切换元件配属给五个前置齿轮组轴、以及前置齿轮组与主齿轮组轴、与驱动轴和与电机的转子的持续的接驳能够实现以下功能：
-如闭合第一切换元件和第三切换元件，并断开第二切换元件，则前置齿轮组第三轴的转速相比驱动轴的转速降低。因此，闭合第一和第三切换元件引起了前置齿轮组的典型的转速降低。
-如果闭合第一切换元件和第二切换元件，并断开第三切换元件，则前置齿轮组第三轴被抗相对转动地固定。因此可以取消用于抗相对转动地固定与前置齿轮组第三轴持续连接的主齿轮组第二轴的单独的制动器。
-如果闭合第二切换元件和第三切换元件，并断开第一切换元件，则不再存在转速次序(两个行星齿轮组作为单齿轮组起作用)。在适当选择前置齿轮组的两个行星齿轮组的定轴轮系传动比的情况下，在此引起了前置齿轮组的典型的转速降低。该转速降低可以优选地不同于在闭合第一和第三切换元件时所引起的转速降低。特别优选地，通过闭合第二和第三切换元件，使前置齿轮组第三轴的转速相比驱动轴的转速下降得要比通过闭合第一和第三切换元件使之下降的程度要小。
在适当选择前置齿轮组的两个行星齿轮组的定轴轮系传动比的情况下，电机的转子在数值上要比驱动轴转动得更快。因此，在功率要求相同的情况下，电机可以被设计成用于更高的转速和更低的转矩，由此可以降低电机的结构空间需求。这优选通过将第一行星齿轮组的定轴轮系传动比在数值上选择得比第二行星齿轮组的定轴轮系传动比更大来实现。定轴轮系传动比限定了在行星架抗相对转动的情况下行星齿轮组的太阳轮与齿圈之间的转速比。因为在负齿轮组的情况下，太阳轮与齿圈之间的转动方向相反，所以定轴传动比在负齿轮组的情况下总是呈现负值。在对第一和第二行星齿轮组的定轴轮系传动比进行比较时，是基于两个齿轮组结构类型相同，也就是第一和第二行星齿轮组都作为负齿轮组来构建或都作为正齿轮组来构建。负齿轮组表示如下行星齿轮组，该行星齿轮组具有在其上以能转动的方式支承有行星齿轮的行星架、太阳轮和齿圈，其中，其中至少一个行星齿轮的啮合部不仅与太阳轮的啮合部咬合，而且还与齿圈的啮合部咬合，由此，当太阳轮在行星架固定不动的情况下旋转时，齿圈和太阳轮沿相反的转动方向旋转。正齿轮组与刚刚描述的负行星齿轮组有如下不同之处，即，正齿轮组具有以能转动的方式支承在行星架上的靠内的行星齿轮和靠外的行星齿轮。在此，靠内的行星齿轮的啮合部一方面与太阳轮的啮合部咬合，并且另一方面与靠外的行星齿轮的啮合部咬合。靠外的行星齿轮的啮合部此外还与齿圈的啮合部咬合。这导致的是，在行星架固定不动的情况下，齿圈和太阳轮沿相同方向旋转。如果负齿轮组由正齿轮组所取代，则除了元件行星架和齿圈的接驳方式变化之外，定轴轮系传动比的数值提高了值一，以便实现相同的传动比效果。
前置齿轮组的两个行星齿轮组中的每个都具有第一、第二和第三元件，它们优选以如下方式和方法配属于太阳轮、齿圈和行星齿轮：第一元件由各自的行星齿轮组的太阳轮形成。在构造为负齿轮组的情况下，第二元件由各自的行星齿轮组的行星架形成，并且第三元件由各自的行星齿轮组的齿圈形成。在构造为正齿轮组的情况下，第二元件由各自的行星齿轮组的齿圈形成，并且第三元件由各自的行星齿轮组的行星架形成。
优选地，行星齿轮组元件与五个前置齿轮组轴的配属如下选择：第二行星齿轮组的第三元件是前置齿轮组的第一轴的组成部分。第一行星齿轮组的第一元件和第二行星齿轮组的第一元件彼此连接，并且是前置齿轮组的第二轴的组成部分。第一行星齿轮组的第三元件是前置齿轮组的第三轴的组成部分。第二行星齿轮组的第二元件是前置齿轮组的第四轴的组成部分。第一行星齿轮组的第二元件是前置齿轮组轴的第五轴的组成部分。前置齿轮组的这种结构具有紧凑的结构形式和良好的啮合效率。
根据优选的第一实施方式，主齿轮组被构造成如下行星齿轮组系统，该行星齿轮组系统除了包括第一和第二轴之外还包括正好两个另外的轴，即第三轴和第四轴。如果行星齿轮组系统形成有四个轴，则该行星齿轮组系统的主要区别在于其运动学，而不在于其结构。一旦限定了四个轴中的两个轴的转速，则这四个轴的转速在此彼此线性相关。
主齿轮组的四个轴在此具有以下转速次序：第二轴、第三轴、第一轴、第四轴。转速次序在此被理解为主齿轮组轴的顺序与转速有线性相关性。换句话说，主齿轮组第二轴的转速小于等于主齿轮组第三轴的转速。主齿轮组第三轴的转速又小于等于主齿轮组第一轴的转速。主齿轮组第一轴的转速小于等于主齿轮组第四轴的转速。该顺序也是可逆的，从而使主齿轮组第四轴具有最小的转速，而主齿轮组第二轴的转速呈现出大于或等于主齿轮组第四轴的转速。所有四个主齿轮组轴的转速之间始终存在线性联系。四个主齿轮组轴中的一个或多个的转速也可以呈现负值，或也可以呈现零值。因此，转速次序始终是指转速的有符号的值，而不是其数值。如果四个主齿轮组轴中的两个彼此连接，则它们具有相同的转速。
通过闭合其中第四切换元件，能够使主齿轮组的第三轴被抗相对转动地固定。通过闭合第五切换元件，能够使驱动轴与主齿轮组的第四轴连接。通过闭合第六切换元件，能够使驱动轴与主齿轮组的第三轴连接。通过根据第一实施方式的变速器的这种结构，可以形成七个前进挡和至少一个倒挡，如下面将详细阐述。
根据第一实施方式的可能的设计方案，行星齿轮组系统具有第一行星齿轮组和第二行星齿轮组，它们各具有第一元件、第二元件和第三元件。第一元件由各自的行星齿轮组的太阳轮形成。在构造为负齿轮组的情况下，第二元件由各自的行星齿轮组的行星架形成，并且第三元件由各自的行星齿轮组的齿圈形成。在构造为正齿轮组的情况下，第二元件由各自的行星齿轮组的齿圈形成，并且第三元件由各自的行星齿轮组的行星架形成。第二行星齿轮组的第二元件和第一行星齿轮组的第三元件彼此连接并且是主齿轮组的第一轴的组成部分。第一行星齿轮组的第一元件是主齿轮组的第二轴的组成部分。第一行星齿轮组的第二元件和第二行星齿轮组的第三元件是主齿轮组的第三轴的组成部分。第二行星齿轮组的第一元件是主齿轮组的第四轴的组成部分。这种设计方案能够实现主齿轮组的紧凑的结构以及良好的啮合效率。
根据优选的第二实施方式，主齿轮组被构造为如下行星齿轮组系统，其除了包括第一和第二轴之外还包括正好三个轴，即第三轴、第四轴和第五轴。该行星齿轮组系统的第五轴在此与驱动轴持续连接。通过闭合其中第四切换元件，能够使行星齿轮组系统的第三轴被抗相对转动地固定。通过闭合其中第五切换元件，能够使行星齿轮组系统的第三轴与行星齿轮组系统的第四轴连接，从而在闭合第五切换元件的情况下使行星齿轮组系统的轴具有以下转速次序：第二轴、第三轴连同第四轴一起、第一轴、第五轴。关于转速次序，参考第一实施方式的实施方案。通过闭合其中第六切换元件，能够使驱动轴与行星齿轮组系统的第三轴连接。
不同于第一实施方式地，在根据第二实施方式的变速器中，主齿轮组的一个轴与驱动轴持续连接，而主齿轮组类似于前置齿轮组地现在被构建成五轴变速器。第二实施方式可以简化对驱动轴的支承，并且缩短了变速器的轴向的结构长度。
根据第二实施方式的可能的设计方案，该行星齿轮组系统具有两个行星齿轮组，它们各具有第一元件、第二元件和第三元件。第一元件总是由各自的行星齿轮组的太阳轮形成。在构造为负齿轮组的情况下，第二元件由各自的行星齿轮组的行星架形成，并且第三元件由各自的行星齿轮组的齿圈形成。在构造为正齿轮组的情况下，第二元件由各自的行星齿轮组的齿圈形成，并且第三元件由各自的行星齿轮组的行星架形成。第二行星齿轮组的第二元件和第一行星齿轮组的第三元件彼此连接并且是主齿轮组的第一轴的组成部分。第一行星齿轮组的第一元件是主齿轮组的第二轴的组成部分。第一行星齿轮组的第二元件是主齿轮组的第三轴的组成部分。第二行星齿轮组的第三元件是主齿轮组的第四轴的组成部分。第二行星齿轮组的第一元件是主齿轮组的第五轴的组成部分。这种设计方案同样能够实现主齿轮组的紧凑的结构以及良好的啮合效率。
根据第一或第二实施方式的结构能够通过有选择地闭合其中三个切换元件在驱动轴与输出轴之间实现七个前进挡和至少一个倒挡。第一前进挡通过闭合第二、第四和第五切换元件得到。在此，通过闭合第四和第五切换元件，就已经确定了驱动轴与输出轴之间的传动比。通过闭合第二切换元件，也确定了其余轴的转速，由此简化了对变速器的控制。第二前进挡通过闭合第一、第二和第五切换元件得到。第三前进挡通过闭合第二、第三和第五切换元件得到。第四前进挡通过闭合第二、第五和第六切换元件得到。在此，通过闭合第五和第六切换元件，就已经确定了驱动轴与输出轴之间的传动比。通过闭合第二切换元件，也确定了其余轴的转速，由此简化了对变速器的控制。第五前进挡通过闭合第二、第三和第六切换元件得到。第六前进挡通过闭合第一、第三和第六切换元件得到。第七前进挡通过闭合第一、第二和第六切换元件得到。由此，在适当选择齿轮组的定轴轮系传动比的情况下，实现了良好地适用于机动车中应用的传动比序列。此外，在进行相邻的前进挡之间的换挡的情况下，仅分别断开一个切换元件并闭合一个切换元件。这就简化了切换过程并且缩短了相邻的前进挡之间的切换时长。倒挡通过闭合第一、第三和第四切换元件得到。替选或补充地，倒挡也可以通过闭合第二、第三和第四切换元件形成。
根据第一或第二实施方式的结构还能够实现驱动轴、电机与输出轴之间的功率分路的运行。由此，输出轴转速可以在驱动轴的转速被预设和转子转速被预设的情况下无级地变化。因此，在变速器被用于机动车驱动系中时可以在不使用单独的或集成的用于提供变速器外部的驱动单元与输出轴之间的转速平衡的起动元件的情况下表现出起动过程。通过闭合第三切换元件和第五切换元件得到第一功率分路驱动模式，其中，该第一功率分路驱动模式特别适用于沿前进方向的起动。通过闭合第四切换元件和第一切换元件得到第二功率分路驱动模式，其中，该第二功率分路驱动模式特别适用于沿倒退方向的起动。
根据第一或第二实施方式的结构能够实现另外的运行模式，其特别适用于混合动力车辆中的使用。通过闭合第四和第三切换元件，例如能够在不驱动驱动轴的情况下借助电机实现对输出轴的驱动。通过闭合第二切换元件或者对此替选地通过闭合第一和第三切换元件，电机可以在不驱动输出轴的情况下借助驱动轴来驱动。由此，可以通过电机的发电机式的运行来对储能器进行充电而不驱动机动车。借助电机可以支持第五与第六前进挡之间的负载切换过程，这是因为在此保持闭合的切换元件产生了在驱动轴、输出轴与电机之间的功率分路的状态。这以同样的方式适用于第六与第七前进挡之间的负载切换过程。
优选地，第四和/或第二切换元件构造为形状锁合(formschlüssig)的切换元件。形状锁合的切换元件在闭合的状态下通过形状锁合建立连接，并且在断开的状态下其特征在于具有比力锁合(kraftschlüssig)的切换元件更低的拖曳损耗。由于在断开的状态下更低的拖曳损耗，而改善了变速器的效率。根据替选的实施方案，第四和/或第二切换元件可以构造为力锁合的摩擦式切换元件，其膜片仅具有无衬层的摩擦面。换句话说，摩擦式切换元件的每个膜片的盘形本体并不具有被施加到膜片上的摩擦衬层。然而，这种摩擦式切换元件的单个膜片或所有膜片的摩擦面可以被热处理，例如被氮化。这种摩擦式切换元件针对高的表面压力来设计，并且因此能够以小的摩擦面和较少的膜片来构成。由此，可以降低这种切换元件的拖曳损耗。
根据可能的实施方式，变速器的通向变速器外部的驱动单元的接口和输出轴的通向变速器内部的或变速器外部的差速器的接口彼此同轴地布置并且布置在变速器的相对置的轴向端部处。通向变速器外部的驱动单元的接口被构造成用于将来自变速器外部的驱动单元的转动运动传递给变速器，并且可以例如构造为法兰或插塞啮合部。该接口可以构造在驱动轴上或者可以构造在能够与驱动轴连接的联接轴上。接口例如也可以构造在与驱动轴连接的被用作起动元件的液力变矩器上。在中间接有差速器的情况下，通向差速器的接口被定向用于将转动运动从输出轴向机动车的驱动车轮传递。通向变速器外部的驱动单元的接口与主齿轮组之间的轴向间距在此大于通向变速器外部的驱动单元的接口与前置齿轮组之间的轴向间距。这种布置特别适用于变速器在具有平行于机动车的行驶方向地定向的驱动系的机动车中应用。
根据另外可能的实施方式，输出轴的接口构造为圆柱齿轮啮合部，其与相对输出轴轴线平行的轴的另外的圆柱齿轮啮合部咬合。与前置齿轮组相比，输出轴的接口在此具有与驱动轴的接口更短的轴向间距。这种布置特别适用于变速器在具有横向于机动车的行驶方向地定向的驱动系的机动车中的应用。优选地，主齿轮组在此轴向地布置在输出轴的圆柱齿轮啮合部与前置齿轮组之间。换句话说，前置齿轮组在这种布置中位于变速器的那个与通向变速器外部的驱动单元相对置的轴向端部处。
变速器可以具有联接轴，该联接轴被用作通向变速器外部的驱动单元的接口，例如通向内燃机的接口。联接轴能够经由分离离合器与驱动轴连接。对此替选地，分离离合器与联接轴一起也可以布置在变速器外部。通过断开分离离合器，可以使机动车在变速器的所有挡中借助电机来驱动，而不会使变速器外部的驱动单元一起被拖曳。分离离合器可以构造为形状锁合或力锁合的切换元件。变速器可以包括扭振阻尼器，该扭振阻尼器被构造成用于阻尼转动振动，并且优选被布置成在联接轴的两个区段之间建立作用连接。联接轴的第一区段配属于变速器外部的驱动单元的接口，联接轴的第二区段配属于分离离合器。由此可以对由变速器外部的驱动单元产生朝向驱动轴而去的的转动振动进行阻尼。
原则上，可以以公知的方式在变速器之前接有起动元件，例如液力变矩器或摩擦离合器。这种起动元件也可以是变速器的被集成的组成部分。在变速器被用在机动车驱动系中时，起动元件能够通过如下方式实现起动过程，即，能够在内燃机与输出轴之间实现滑差状态。然而优选地，这种起动元件通过如下方式构造在变速器内部，即，使第四切换元件构造为摩擦式切换元件。通过第四切换元件的滑差运行，能够在第一前进挡中和倒挡中实现起动过程。因此，可以取消单独的起动元件。如果第四切换元件构造为形状锁合的切换元件或者允许了不具有对滑差状态的精确调节，则在起动时的滑差状态在沿前进方向的起动过程中可以通过第五切换元件来实现，并且在沿倒退方向的起动过程中可以通过第三切换元件来实现。第三和第五切换元件为此被构造为适当的力锁合的切换元件。
变速器可以是机动车的驱动系的组成部分。驱动系除了具有变速器之外还具有内燃机，其经由扭振阻尼器与变速器的驱动轴扭转弹性地(drehelastisch)连接或能连接。在驱动轴与内燃机之间可以存在有分离离合器，其可以是变速器的组成部分。变速器的输出轴与差速器驱动作用连接，该差速器与机动车的车轮作用连接。如果变速器具有电机，则驱动系能够实现机动车的多个驱动模式。在电行驶运行中，机动车由变速器的电机驱动。在内燃机驱动式的运行中，机动车由内燃机驱动。在混合动力运行中，机动车不仅由内燃机而且由变速器的电机驱动。
持续的连接被称为两个元件之间的总是存在的连接。这种持续连接的元件总是以它们的转速之间的相同的相关性转动。在两个元件之间的持续的连接中不存在切换元件。因此，持续的连接与能切换的连接有区别。持续抗相对转动的连接被称为两个元件之间的如下连接，其总是存在并且因此其所连接的元件总是具有相同的转速。
术语“闭合切换元件”应结合挡位形成而被理解为如下过程，其中，操控切换元件，使其在闭合过程结束时传递很高的转矩。形状锁合的切换元件在“闭合”状态下不会有转速差，而在力锁合的切换元件处于“闭合”的状态下时，有意或无意地可能在切换元件半部之间构成很小转速差。
附图说明
下面参考附图详细描述本发明的实施例。其中：
图1示出根据本发明的变速器的抽象的图示；
图2示出根据本发明第一实施例的变速器的示意图；
图3示出根据第一实施例的主齿轮组的转速图；
图4示出根据第一实施例的变速器的切换图表；
图5示出根据本发明的第二实施例的变速器的示意图；
图6示出根据第二实施例的变速器的切换图表；
图7示出根据本发明的第三实施例的变速器的示意图；
图8示出根据第三实施例的变速器的切换图表；
图9示出根据本发明的第四实施例的变速器的示意图；
图10示出根据第四实施例的变速器的切换图表；以及
图11示出机动车的驱动系。
具体实施方式
图1示出了根据本发明的变速器G的抽象的图示。变速器G具有驱动轴GW1、输出轴GW2、具有抗相对转动的定子S和能转动的转子R的电机EM、前置齿轮组VRS以及主齿轮组HRS。示例性地示出了前置齿轮组VRS的结构，而主齿轮组HRS的结构仅被简单勾画出来。在任何情况下，主齿轮组HRS都具有多个轴，其中有与驱动轴GW2持续连接的第一轴Wy1、和第二轴Wy2。
前置齿轮组VRS具有五个轴，它们被称为第一轴Wx1、第二轴Wx2、第三轴Wx3、第四轴Wx4和第五轴Wx5。前置齿轮组VRS的五个轴Wx1至Wx5由第一行星齿轮组P1的元件和第二行星齿轮组P2的元件形成。两个行星齿轮组P1、P2中的每一个都具有第一元件E11、E12、第二元件E21、E22和第三元件E31、E32。第一元件E11、E12由各自的行星齿轮组P1、P2的太阳轮形成。如果行星齿轮组构造为负齿轮组，则第二元件E21、E22由各自的行星齿轮组P1、P2的行星架形成，并且第三元件E31、E32由各自的行星齿轮P1、P2的齿圈形成。在变速器G的图1中所示的实施方式中，行星齿轮组P1、P2构造为负齿轮组。
第二行星齿轮组P2的第三元件E32是前置齿轮组VRS的第一轴Wx1的组成部分，并且与驱动轴GW1持续连接。第一行星齿轮组P1的第一元件E11和第二行星齿轮组P2的第一元件E12持续彼此连接，并且是前置齿轮组VRS的第二轴Wx2的组成部分，该第二轴与电机EM的转子R持续连接。第一行星齿轮组P1的第三元件E31是前置齿轮组VRS的第三轴Wx3的组成部分，该第三轴与主齿轮组HRS的第二轴Wy2持续连接。第二行星齿轮组P2的第二元件E22是前置齿轮组VRS的第四轴Wx4的组成部分。第一行星齿轮组P1的第二元件E21是前置齿轮组VRS的第五轴Wx5的组成部分。
变速器G具有多个切换元件，其中有第一切换元件57、第二切换元件07和第三切换元件08。通过闭合第一切换元件57，使前置齿轮组第三轴Wx3与前置齿轮组第四轴Wx4连接。通过闭合第二切换元件07，使前置齿轮组第四轴Wx4通过如下方式被抗相对转动地固定，即，使其与变速器G的抗相对转动的结构元件GG连接。抗相对转动的结构元件例如可以由变速器G的壳体形成。通过闭合第三切换元件08，能够以相同的方式使前置齿轮组VRS的第五轴Wx5被抗相对转动地固定。
应注意的是，主齿轮组HRS可以以各种不同类型构建而成。主齿轮组HRS例如可以仅具有唯一的行星齿轮组，或也可以具有多个行星齿轮组。主齿轮组也可以作为中间轴式变速器构建而成。可以给主齿轮组HRS配属有如下切换元件，利用这些切换元件可以抗相对转动地固定主齿轮组HRS的各个轴或可以将它们与驱动轴GW1连接。通过这些切换元件也可以使主齿轮组HRS的各个轴彼此连接。变速器G的具体的实施方式在以下实施例中被详细描述。
驱动轴GW1具有通向变速器外部的驱动单元的接口A。输出轴具有通向变速器外部的或变速器内部的差速器的接口B。接口A、B在此彼此同轴地布置并且布置在变速器G的相对置的轴向端部处。接口A被构造成用于将来自变速器外部的驱动单元的转动运动传递给变速器G，并且可以例如构造为法兰或插塞啮合部。接口A可以构造在驱动轴GW1上或者可以构造在能够与驱动轴GW1连接的联接轴上。接口A例如也可以构造在与驱动轴GW1连接的被用作起动元件的液力变矩器上。在中间接有差速器的情况下，输出轴GW2的接口B被定向用于将转动运动从输出轴GW2朝向机动车的驱动车轮地传递。
图2示出了根据本发明的第一实施例的变速器G的示意图。在此，主齿轮组HRS具有行星齿轮组系统PS1，该行星齿轮组系统包括第一行星齿轮组P3和第二行星齿轮组P4。这两个行星齿轮组P3、P4中的每一个都具有第一元件E13、E14、第二元件E23、E24和第三元件E33、E34。第一元件E13、E14由各自的行星齿轮组P3、P4的太阳轮形成。如果行星齿轮组构造为负齿轮组，则第二元件E23、E24由各自的行星齿轮组P3、P4的行星架形成，并且第三元件E33、E34由各自的行星齿轮组P3、P4的齿圈形成。在变速器G的图2中所示的第一实施方式中，行星齿轮组P3、P4构造为负齿轮组。
行星齿轮组系统PS1在此具有正好四个轴，即与输出轴GW2连接的第一轴Wy1、与前置齿轮组VRS的第三轴Wx3连接的第二轴Wy2、第三轴Wy3和第四轴Wy4。由一起形成了四个轴的两个单行星齿轮组构成的行星齿轮组系统也可以通过其运动学来进行描述。对此的示例是所谓的拉维娜式(Ravigneaux)齿轮组或辛普森式(Simpson)齿轮组。这种行星齿轮组系统的四个轴具有某一转速次序，这将在下文中参考图3示例性地被详细描述。
在根据图2的实施例中，主齿轮组HRS的第一轴Wy1与第一行星齿轮组P3的第三元件E33并且与第二行星齿轮组P4的第二元件E24持续连接。主齿轮组HRS的第二轴Wy2与第一行星齿轮组P3的第一元件E13持续连接。主齿轮组HRS的第三轴Wy3与第一行星齿轮组P3的第二元件E23并且与第二行星齿轮组P4的第三元件E34持续连接。此外，通过闭合第四切换元件04，能够使主齿轮组HRS的第三轴Wy3被抗相对转动地固定。主齿轮组HRS的第四轴Wy4与第二行星齿轮组P4的第一元件E14持续连接，并且经由第五切换元件13与驱动轴GW1连接。通过闭合第六切换元件14，能够使主齿轮组HRS的第三轴Wy3与驱动轴GW1连接。
根据图1中所示的第一实施例的变速器G具有联接轴AN，其能经由分离离合器K0与驱动轴GW1连接。这两个部件是变速器G的可选的组成部分。接口A构造在联接轴AN上。
图3示出了根据图2中所示的第一实施例的变速器G的行星齿轮组系统PS1的转速图。四个竖直的线与驱动轴GW1的对值1进行标准化的预设的转速n成比例地描述了四个主齿轮组轴Wy1至Wy4中的每一个的转速。竖直的线之间的间距由行星齿轮组P3、P4的定轴轮系传动比得到。图3中所绘制的图示并不符合比例。
布置在竖直的线上的圆圈显示了六个切换元件57、07、08、04、13、14的作用。例如，如果通过闭合第五切换元件13将驱动轴GW1与第四轴Wy4连接起来，则第四轴Wy4和驱动轴GW1在转速比方面等于一。如果闭合第四切换元件04，则第三轴Wy3的转速等于零。配属于前置齿轮组VRS的三个切换元件57、07、08通过闭合这三个切换元件57、07、08中的两个而起作用。如果闭合第一切换元件57和第二切换元件07，则第二轴W2y被抗相对转动的固定，并且因此呈现为零值。如果闭合第一切换元件57和第三切换元件08，则第二轴W2y的转速相比驱动轴GW1的转速n降低。如果闭合第二切换元件07和第三切换元件08，则第二轴W2y的转速相比驱动轴GW1的转速n同样降低，但要比闭合第一和第三切换元件57、08时降低的程度要小。
通过预设主齿轮组HRS的四个轴Wy1至Wy4中的两个轴上的转速，确定主齿轮组HRS的所有四个轴Wy1至Wy4的转速。这能够通过其中两个圆圈的直线连接看出。因此，一旦限定了四个轴Wy1至Wy4中的两个轴的转速，则四个轴Wy1至Wy4的转速就彼此间线性相关。转速图中的竖直的线的顺序在此显示了转速次序，其在给定的示例中呈现出以下顺序：第二轴Wy2、第三轴Wy3、第一轴Wy1、第四轴Wy4。
图4示出了能应用于根据第一实施例的变速器G的切换图表。在该切换图表的行中说明了两个倒挡R1、R2和第一至第七前进挡1至7。在切换图表的列中通过X标注了切换元件04、07、08、13、14、57中哪些在哪个挡1至7或R1、R2中是闭合的。在此，挡是指驱动轴GW1与输出轴GW2之间的固定的传动比。与图4中所示的切换图表和图3中所示的转速图一起，清楚说明了变速器G的挡位形成。通过闭合第四和第五切换元件04、13得到了第一前进挡1。由此，已经确定了驱动轴与输出轴之间的传动比。通过闭合第二切换元件07也确定了其余轴的转速。通过闭合第一、第二和第五切换元件57、07、13得到了第二前进挡2，通过闭合第二、第三和第五切换元件07、08、13得到了第三前进挡3，通过闭合第五和第六切换元件13、14得到了第四前进挡4。由此，已经确定了驱动轴与输出轴之间的传动比。通过闭合第二切换元件07也确定了其余轴的转速。通过闭合第二、第三和第六切换元件07、08、14得到了第五前进挡5。通过闭合第一、第三和第六切换元件57、08、14得到了第六前进挡6。通过闭合第一，第二和第六切换元件57、07、14得到了第七前进挡7。通过闭合第一、第三和第四切换元件57、08、04得到了被标记为R1第一倒挡。通过闭合第二、第三和第四切换元件07、08、04可以形成第二倒挡R2。通过闭合第三和第五切换元件08、13得到了第一功率分路驱动模式EDA1。通过闭合第一和第四切换元件57、04得到了第二功率分路驱动模式EDA2。通过闭合第三和第四切换元件08、04得到了电驱动模式E1。
图5示出了根据本发明的第二实施例的变速器G的示意图。在此，主齿轮组HRS具有行星齿轮组系统PS2，该行星齿轮组系统包括第一行星齿轮组P23和第二行星齿轮组P24。两个行星齿轮组P23、P24中的每一个都具有第一元件E213、E214、第二元件E223、E224和第三元件E233、E234。第一元件E213、E214由各自的行星齿轮组P23、P24的太阳轮形成。如果行星齿轮组构造为负齿轮组，则第二元件E223、E224由各自的行星齿轮组P23、P24的行星架形成，并且第三元件E233、E234由各自的行星齿轮组P23、P24的齿圈形成。在变速器G的图5中所示的第二实施例中，行星齿轮组P23、P24构造为负齿轮组。
行星齿轮组系统PS2在此具有正好五个轴，即与输出轴GW2连接的第一轴Wy21、与前置齿轮组VRS的第三轴Wx3连接的第二轴Wy22、第三轴Wy23、第四轴Wy24和第五轴Wy25。在根据图5的实施例中，主齿轮组HRS的第一轴Wy21与第一行星齿轮组P23的第三元件E233并且与第二行星齿轮组P24的第二元件E224持续连接。主齿轮组HRS的第二轴Wy22与第一行星齿轮组P23的第一元件E213持续连接。主齿轮组HRS的第三轴Wy23与第一行星齿轮组P3的第二元件E223持续连接。此外，通过闭合第四切换元件204，使主齿轮组HRS的第三轴Wy23被抗相对转动地固定。主齿轮组HRS的第四轴Wy24与第二行星齿轮组P4的第三元件E34持续连接。主齿轮组HRS的第五轴Wy25与第二行星齿轮组P4的第一元件E214持续连接，并且与驱动轴GW1持续连接。通过闭合第五切换元件234，能够使主齿轮组HRS的第三轴Wy23与主齿轮组HRS的第四轴Wy24连接，并且通过闭合第六切换元件214，能够使主齿轮组HRS的第三轴Wy23与驱动轴GW1连接。
因此，第一和第二实施方式之间的区别基本上一方面在于第二行星齿轮组P4、P24的第一元件E14、E214与驱动轴GW1之间的耦联，另一方面在于第一行星齿轮组P3、P23的第二元件E23、E223与第二行星齿轮组P4、P24的第三元件E34、E234之间的耦联。这两个耦联中的一个耦联在此被构造为持续抗相对转动的连接部，而这两个耦联的另一个构造为能借助第五切换元件13、234切换的连接部。
图6示出了能应用于根据第二实施例的变速器G的切换图表。在该切换图表的行中说明了两个倒挡R1、R2、第一至第七前进挡1至7、功率分路的两个驱动模式EDA1、EDA2以及电驱动模式E1。在切换图表的列中通过X标注了切换元件204、07、08、234、214、57中哪些在哪个挡1至7、R1、R2或哪个运行模式EDA1、EDA2、E1中是闭合的。
图7示出了根据本发明的第三实施例的变速器G的示意图。主齿轮组HRS在此具有唯一的行星齿轮组P33，其具有第一元件E313、第二元件E323和第三元件E333。第一元件E313由行星齿轮组P33的太阳轮形成。如果行星齿轮组P3如在图7所示地构造为负齿轮组，则第二元件E323由行星齿轮组P33的行星架形成，并且第三元件E333由行星齿轮组P33的齿圈构成。在行星齿轮组P33构造为正齿轮组的情况下，第二元件E323由行星齿轮组P33的齿圈形成，并且第二元件E333由行星齿轮组P33的行星架形成。
根据第三实施例，主齿轮组HRS在此具有正好三个轴，即与输出轴GW2连接的第一轴Wy31、与前置齿轮组VRS的第三轴Wx3连接的第二轴Wy32和第三轴Wy33。行星齿轮组P33的第二元件E323是主齿轮组HRS的第一轴Wy31的组成部分。行星齿轮组P33的第三元件E333是主齿轮组HRS的第二轴Wy32的组成部分。行星齿轮组P33的第一元件E313是主齿轮组HRS的第三轴Wy33的组成部分。通过闭合第四切换元件304，能够使第三轴Wy33被抗相对转动地固定。通过闭合第五切换元件，能够使驱动轴GW1与第三轴Wy33连接。
在根据第三实施例的变速器G中，接口B构造为圆柱齿轮啮合部，其与相对输出轴轴线平行的、在图7中未示出的轴的另外的圆柱齿轮啮合部咬合。主齿轮组HRS在此轴向地布置在接口B与前置齿轮组VRS之间。接口B轴向地布置在通向变速器外部的驱动单元的接口A与前置齿轮组VRS之间。
图8示出了能应用于根据第三实施例的变速器G的切换图表。在切换图表的行中说明了第一至第五前进挡21至25。在切换图表的列中通过X标注了切换元件304、07、08、234、314、57中的哪些在哪个挡21至25中是闭合的。挡在此是指驱动轴GW1与输出轴GW2之间的固定的传动比。
图9示出了根据本发明的第四实施例的变速器G的示意图。在此，主齿轮组HRS具有行星齿轮组系统PS3，该行星齿轮组系统包括第一行星齿轮组P43和第二行星齿轮组P44。这两个行星齿轮组P43、P44中的每一个都包括第一元件E413、E414、第二元件E423、E424和第三元件E433、E434。第一元件E413、E414由各自的行星齿轮组P23、P24的太阳轮形成。如果行星齿轮组P43、P44中的一个被构造为负齿轮组，则第二元件E423、E424由各自的行星齿轮组P43、P44的行星架形成，并且第三元件E433、E434由各自的行星齿轮组P33、P34的齿圈形成。如果行星齿轮组P43、P44中的一个被构造为正齿轮组，则第二元件E423、E424由各自的行星齿轮组P43、P44的齿圈形成，并且第三元件E433、E434由各自的行星齿轮组P33、P34的行星架形成。在变速器G的图9中所示的第四实施例中，第一行星齿轮组P43构造为正齿轮组，而第二行星齿轮组P44构造为负齿轮组。
行星齿轮组系统PS4在此具有正好四个轴，即与输出轴GW2连接的第一轴Wy41、与前置齿轮组VRS的第三轴Wx3连接的第二轴Wy42、第三轴Wy3和第四轴Wy4。由一起形成四个轴的两个单行星齿轮组构成的行星齿轮组系统也可以通过其运动学来描述。行星齿轮组的当前结构在此相应于众所周知的拉维娜式齿轮组。图9中所示的实施方案仅被示意性地考虑。在实现该示例时，主齿轮组HRS以已知的结构形式构建有拉维娜式齿轮组，即具有唯一的齿圈和径向外部的行星齿轮的共同的组。
在根据图9的实施例中，第一行星齿轮组P43的第二元件E423和第二行星齿轮组P44的第三元件R434是主齿轮组HRS的第一轴Wy41的组成部分，该第一轴与输出轴GW2持续连接。第一行星齿轮组P43的第一元件E413是主齿轮组HRS的第二轴Wy42的组成部分；该第二轴与前置齿轮组VRS的第三轴Wx3持续连接。第一行星齿轮组P43的第三元件E433和第二行星齿轮组P44的第二元件E424是主齿轮组HRS的第三轴Wy43的组成部分。第二行星齿轮组P44的第一元件E414是主齿轮组HRS的第四轴Wy44的组成部分。通过闭合第四切换元件403，能够使第三轴Wy43被抗相对转动地固定。通过闭合第五切换元件414，能够使第四轴Wy44与驱动轴GW1连接，并且通过闭合第六切换元件445能够使第四轴Wy44与第二轴Wy42连接。
图10示出了能应用于根据第四实施例的变速器G的切换图表。在切换图表的行中说明了倒挡3R以及第一至第八前进挡31至38。在切换图表的列中用X标注了切换元件403、07、08、414、445、57中的哪些在哪个挡31至38、3R中是闭合的。挡在此是指驱动轴GW1与输出轴GW2之间的固定的传动比。
图11示意性地示出了机动车的驱动系。内燃机VKM经由扭振阻尼器TS与变速器G的联接轴AN连接。图11中所示的变速器G相应于本发明的图1中所示的第一实施例。这仅是示例性地被考虑。内燃机VKM经由扭振阻尼器TS可以直接与变速器G的驱动轴GW1连接。驱动系可以与其中每个主题性的实施例一起实施。驱动系还可以包含有液力变矩器，其布置在内燃机VKM与变速器G的驱动轴GW1之间的力流中。这种变矩器还可以包括桥接离合器。本领域技术人员根据外部的边界条件来自由地配置驱动系的各个部件的布置和空间位置。输出轴GW2与差速器AG连接，经由差速器，将施加在输出轴GW2上的功率分配到机动车的驱动车轮DW上。
附图标记列表
G 变速器
GG 抗相对转动的结构元件
GW1 驱动轴
GW2 输出轴
A 接口
B 接口
VRS 前置齿轮组
Wx1 前置齿轮组的第一轴
Wx2 前置齿轮组的第二轴
Wx3 前置齿轮组的第三轴
Wx4 前置齿轮组的第四轴
Wx5 前置齿轮组的第五轴
57 第一切换元件
07 第二切换元件
08 第三切换元件
P1 第一行星齿轮组
E11 第一行星齿轮组的第一元件
E21 第一行星齿轮组的第二元件
E31 第一行星齿轮组的第三元件
P2 第二行星齿轮组
E12 第二行星齿轮组的第一元件
E22 第二行星齿轮组的第二元件
E32 第二行星齿轮组的第三元件
HRS 主齿轮组
PS1 行星齿轮组系统
P3 行星齿轮组系统的第一行星齿轮组
E13 第一行星齿轮组的第一元件
E23 第一行星齿轮组的第二元件
E33 第一行星齿轮组的第三元件
P4 行星齿轮组系统的第二行星齿轮组
E14 第二行星齿轮组的第一元件
E24 第二行星齿轮组的第二元件
E34 第三行星齿轮组的第三元件
Wy1 主齿轮组的第一轴
Wy2 主齿轮组的第二轴
Wy3 主齿轮组的第三轴
Wy4 主齿轮组的第四轴
04 第四切换元件
13 第五切换元件
14 第六切换元件
1至7 第一至第七前进挡
R1、R2 倒挡
PS2 行星齿轮组系统
P23 行星齿轮组系统的第一行星齿轮组
E213 第一行星齿轮组的第一元件
E223 第一行星齿轮组的第二元件
E233 第一行星齿轮组的第三元件
P24 行星齿轮组系统的第二行星齿轮组
E214 第二行星齿轮组的第一元件
E224 第二行星齿轮组的第二元件
E234 第三行星齿轮组的第三元件
Wy21 主齿轮组的第一轴
Wy22 主齿轮组的第二轴
Wy23 主齿轮组的第三轴
Wy24 主齿轮组的第四轴
204 第四切换元件
234 第五切换元件
214 第六切换元件
P33 主齿轮组的行星齿轮组
E313 主齿轮组的第一元件
E323 主齿轮组的第二元件
E333 主齿轮组的第三元件
Wy31 主齿轮组的第一轴
Wy32 主齿轮组的第二轴
Wy33 主齿轮组的第三轴
304 第四切换元件
314 第五切换元件
21至25 第一至第五前进挡
PS3 行星齿轮组系统
P43 行星齿轮组系统的第一行星齿轮组
E413 第一行星齿轮组的第一元件
E423 第一行星齿轮组的第二元件
E433 第一行星齿轮组的第三元件
P44 行星齿轮组系统的第二行星齿轮组
E414 第二行星齿轮组的第一元件
E424 第二行星齿轮组的第二元件
E434 第三行星齿轮组的第三元件
Wy41 主齿轮组的第一轴
Wy42 主齿轮组的第二轴
Wy43 主齿轮组的第三轴
Wy44 主齿轮组的第四轴
403 第四切换元件
414 第五切换元件
445 第六切换元件
31至38 第一至第八前进挡
3R 倒挡
EM 电机
R 转子
S 定子
K0 分离离合器
VKM 内燃机
DW 车轮
AG 差速器
TS 扭振阻尼器

Claims (15)

1.用于机动车的变速器(G)，其中，所述变速器(G)具有驱动轴(GW1)、输出轴(GW2)、具有第一行星齿轮组(P1)和第二行星齿轮组(P2)的前置齿轮组(VRS)、主齿轮组(HRS)、具有抗相对转动的定子(S)和能转动的转子(R)的电机(EM)以及多个切换元件(57、07、08、04、13、14；204、234、214；304、314；403、414、445)，
-其中，通过有选择地闭合所述切换元件(57、07、08、04、13、14；204、234、214；304、314；403、414、445)中的各三个切换元件能在所述驱动轴(GW1)与所述输出轴(GW2)之间提供多个固定的传动比(1至7；21至25；31至38)，
-其中，所述驱动轴(GW1)与所述前置齿轮组(VRS)的第一轴(Wx1)持续连接，
-其中，所述转子(R)与所述前置齿轮组(VRS)的第二轴(Wx2)持续连接，
-其中，所述输出轴(GW2)与所述主齿轮组(HRS)的第一轴(Wy1、Wy21、Wy31、Wy41)持续连接，
其特征在于，
-所述前置齿轮组(VRS)的两个行星齿轮组(P1、P2)除了第一轴和第二轴(Wx1、Wx2)之外还包括正好三个另外的轴，即第三轴(Wx3)、第四轴(Wx4)和第五轴(Wx5)，
-其中，所述前置齿轮组(VRS)的第三轴(Wx3)与所述主齿轮组的第二轴(Wy2、Wy22、Wy32、Wy42)持续连接，
-其中，通过闭合所述切换元件中的第一切换元件(57)能将所述前置齿轮组(VRS)的第三轴(Wx3)与所述前置齿轮组(VRS)的第四轴(Wx4)连接，由此使所述前置齿轮组(VRS)的轴(Wx1至Wx5)具有以下转速次序：第二轴(Wx2)、第五轴(Wx5)、第三轴(Wx3)连同第四轴(Wx4)一起、第一轴(Wx1)，
-其中，通过闭合所述切换元件中的第二切换元件(07)能将所述前置齿轮组(VRS)的第四轴(Wx4)抗相对转动地固定，并且
-其中，通过闭合所述切换元件中的第三切换元件(08)能将所述前置齿轮组(VRS)的第五轴(Wx5)抗相对转动地固定。
2.根据权利要求1所述的变速器(G)，其特征在于，所述前置齿轮组(VRS)的第一行星齿轮组(P1)的定轴轮系传动比的数值大于所述前置齿轮组(VRS)的第二行星齿轮组(P2)的定轴轮系传动比的数值。
3.根据权利要求1或权利要求2所述的变速器(G)，其特征在于，所述前置齿轮组(VRS)的两个行星齿轮组(P1、P2)各具有第一元件(E11、E12)、第二元件(E21、E22)和第三元件(E31、E32)，其中，所述第一元件(E11、E12)由各自的行星齿轮组(P1、P2)的太阳轮形成，其中，所述第二元件(E21、E22)在负齿轮组的情况下由各自的行星齿轮组(P1、P2)的行星架形成，而在正齿轮组的情况下由各自的行星齿轮组(P1、P2)的齿圈形成，其中，所述第三元件(E31、E32)在负齿轮组的情况下由各自的行星齿轮组(P1、P2)的齿圈形成，而在正齿轮组的情况下由各自的行星齿轮组(P1、P2)的行星架形成，
-其中，所述第二行星齿轮组(P2)的第三元件(E32)是所述前置齿轮组(VRS)的第一轴(Wx1)的组成部分，
-其中，所述第一行星齿轮组(P1)的第一元件(E11)和所述第二行星齿轮组(P2)的第一元件(E12)是所述前置齿轮组(VRS)的第二轴(Wx2)的组成部分，
-其中，所述第一行星齿轮组(P1)的第三元件(E31)是所述前置齿轮组(VRS)的第三轴(Wx3)的组成部分，
-其中，所述第二行星齿轮组(P2)的第二元件(E22)是所述前置齿轮组(VRS)的第四轴(Wx4)的组成部分，并且
-其中，所述第一行星齿轮组(P1)的第二元件(E21)是所述前置齿轮组(VRS)的第五轴(Wx5)的组成部分。
4.根据前述权利要求中任一项所述的变速器(G)，其特征在于，所述主齿轮组(HRS)形成为行星齿轮组系统(PS1)，所述行星齿轮组系统除了包括第一轴和第二轴(Wy1，Wy2)之外还包括正好两个另外的轴，即第三轴(Wy3)和第四轴(Wy4)，
-其中，所述主齿轮组(HRS)的四个轴(Wy1至Wy4)具有以下转速次序：第二轴(Wy2)、第三轴(Wy3)、第一轴(Wy1)、第四轴(Wy4)，
-其中，通过闭合所述切换元件中的第四切换元件(04)能将所述主齿轮组(HRS)的第三轴(Wy3)抗相对转动地固定，
-其中，通过闭合所述切换元件中的第五切换元件(13)能将所述驱动轴(GW1)与所述主齿轮组(HRS)的第四轴(Wy4)连接，并且
-其中，通过闭合所述切换元件中的第六切换元件(14)能将所述驱动轴(GW1)与第三轴(Wy3)连接。
5.根据权利要求4所述的变速器(G)，其特征在于，所述行星齿轮组系统(PS1)包括第一行星齿轮组(P3)和第二行星齿轮组(P4)，它们各具有第一元件(E14、E14)、第二元件(E24、E34)和第三元件(E33、E34)，其中，所述第一元件(E13、E14)由各自的行星齿轮组(P3、P4)的太阳轮形成，其中，所述第二元件(E23、E24)在负齿轮组的情况下由各自的行星齿轮组(P3、P4)的行星架形成，而在正齿轮组的情况下由各自的行星齿轮组(P3、P4)的齿圈形成，其中，所述第三元件(E33、E34)在负齿轮组的情况下由各自的行星齿轮组(P3、P4)的齿圈形成，而在正齿轮组的情况下由各自的行星齿轮组(P3、P4)的行星架形成，
-其中，所述行星齿轮组系统(PS1)的第二行星齿轮组(P4)的第二元件(E24)和所述行星齿轮组系统(PS1)的第一行星齿轮组(P3)的第三元件(E33)是所述主齿轮组(HRS)的第一轴(Wy1)的组成部分，
-其中，所述行星齿轮组系统(PS1)的第一行星齿轮组(P3)的第一元件(E13)是所述主齿轮组(HRS)的第二轴(Wy2)的组成部分，
-其中，所述行星齿轮组系统(PS1)的第一行星齿轮组(P3)的第二元件(E23)和所述行星齿轮组系统(PS1)的第二行星齿轮组(P4)的第三元件(E34)是所述主齿轮组(HRS)的第三轴(Wy3)的组成部分，并且
-其中，所述行星齿轮组系统(PS1)的第二行星齿轮组(P4)的第一元件(E14)是所述主齿轮组(HRS)的第四轴(Wy4)的组成部分。
6.根据权利要求1至3中任一项所述的变速器(G)，其特征在于，所述主齿轮组(HRS)形成为行星齿轮组系统(PS2)，所述行星齿轮组系统除了包括第一轴和第二轴(Wy21、Wy22)之外还同时包括第三轴(Wy23)、第四轴(Wy24)和第五轴(Wy25)，
-其中，所述行星齿轮组系统(PS2)的第五轴(Wy25)与所述驱动轴(GW1)持续连接，
-其中，通过闭合所述切换元件中的第四切换元件(204)能将所述行星齿轮组系统(PS2)的第三轴(Wy23)抗相对转动地固定，
-其中，通过闭合所述切换元件中的第五切换元件(234)能将所述行星齿轮组系统(PS2)的第三轴(Wy23)与所述行星齿轮组系统(PS2)的第四轴(Wy24)连接，从而在闭合第五切换元件(234)的情况下，所述行星齿轮组系统(PS1)的轴(Wy21至Wy25)具有如下转速次序：第二轴(Wy22)、第三轴(Wy23)连同第四轴(Wy24)一起、第一轴(Wy21)、第五轴(Wy25)，
-其中，通过闭合所述切换元件中的第六切换元件(214)能将所述驱动轴(GW1)与所述行星齿轮组系统(PS2)的第三轴(Wy23)连接。
7.根据权利要求6所述的变速器(G)，其特征在于，所述行星齿轮组系统(PS2)具有两个行星齿轮组(P23、P24)，所述两个行星齿轮组各具有第一元件(E213、E214)、第二元件(E223、E224)和第三元件(E233、E234)，其中，所述第一元件(E213、E214)由各自的行星齿轮组(P23、P24)的太阳轮形成，其中，所述第二元件(E223、E224)在负齿轮组的情况下由各自的行星齿轮组(P23、P24)的行星架形成，而在正齿轮组的情况下由各自的行星齿轮组(P23、P24)的齿圈形成，其中，所述第三元件(E233、E234)在负齿轮组的情况下由各自的行星齿轮组(P23、P24)的齿圈形成，而在正齿轮组的情况下由各自的行星齿轮组(P23、P24)的行星架形成，
-其中，所述行星齿轮组系统(PS2)的第二行星齿轮组(P24)的第二元件(E224)和所述行星齿轮组系统(PS1)的第一行星齿轮组(P23)的第三元件(E233)是所述主齿轮组(HRS)的第一轴(Wy21)的组成部分，
-其中，所述行星齿轮组系统(PS2)的第一行星齿轮组(P23)的第一元件(E213)是所述主齿轮组(HRS)的第二轴(Wy22)的组成部分，
-其中，所述行星齿轮组系统(PS2)的第一行星齿轮组(P23)的第二元件(E223)是所述主齿轮组(HRS)的第三轴(Wy23)组成部分，
-其中，所述行星齿轮组系统(PS2)的第二行星齿轮组(P24)的第三元件(E234)是所述主齿轮组(HRS)的第四轴(Wy24)的组成部分，并且
-其中，所述行星齿轮组系统(PS2)的第二行星齿轮组(P24)的第一元件(E214)是所述主齿轮组(HRS)的第五轴(Wy5)的组成部分。
8.根据权利要求4至7中任一项所述变速器(G)，其特征在于，通过有选择地闭合所述切换元件中的三个切换元件(57、04、07、04/204、13/234、14/214)能在所述驱动轴(GW1)与所述输出轴(GW2)之间构造出七个前进挡(1至7)和至少一个倒挡(R1、R2)，其中，
-通过闭合第二切换元件、第四切换元件和第五切换元件(07、04/204、13/234)得到第一前进挡(1)，
-通过闭合第一切换元件、第二切换元件和第五切换元件(57、07、13/234)得到第二前进挡(2)，
-通过闭合第二切换元件、第三切换元件和第五切换元件(07、08、13/234)得到第三前进挡(3)，
-通过闭合第二切换元件、第五切换元件和第六切换元件(07、13/234、14/214)得到第四前进挡(4)，
-通过闭合第二切换元件、第三切换元件和第六切换元件(07、08、14/214)得到第五前进挡(5)，
-通过闭合第一切换元件、第三切换元件和第六切换元件(57、08、14/214)得到第六前进挡(6)，
-通过闭合第一切换元件、第二切换元件和第六切换元件(57、07、14/214)得到第七前进挡(7)，并且
-通过闭合第三切换元件和第四切换元件(08、04/204)以及附加地闭合第二切换元件(07)或第一切换元件(57)得到倒挡(R1、R2)。
9.根据权利要求4至8中任一项所述的变速器(G)，其特征在于，
-通过闭合第三切换元件(08)和第五切换元件(13/234)得到在所述驱动轴(GW1)、所述电机(EM)与所述输出轴(GW2)之间的第一功率分路驱动模式(EDA1)，并且
-通过闭合第四切换元件(04/204)和第一切换元件(57)得到在所述驱动轴(GW1)、所述电机(EM)与所述输出轴(GW2)之间的第二功率分路驱动模式(EDA2)。
10.根据权利要求4至9中任一项所述的变速器(G)，其特征在于，第四切换元件(04/204)和/或第二切换元件(07)构造为形状锁合的切换元件，或者作为对此的替选，构造为力锁合的摩擦式切换元件，所述摩擦式切换元件的膜片仅具有无衬层的摩擦面。
11.根据前述权利要求中任一项所述的变速器(G)，其特征在于，所述变速器(G)的通向变速器外部的驱动单元的接口(A)和所述输出轴(GW2)的通向变速器内部的或变速器外部的差速器的接口(B)彼此同轴布置并且布置在所述变速器(G)的相对置的轴向端部处，其中，与所述前置齿轮组(VRS)相比，所述主齿轮组(HRS)相距所述通向变速器外部的驱动单元的接口(A)具有更大的轴向间距。
12.根据权利要求1至3中任一项所述的变速器(G)，其特征在于，所述输出轴(GW2)的接口(B)构造为圆柱齿轮啮合部，所述圆柱齿轮啮合部与相对输出轴(GW2)轴线平行的轴的另外的圆柱齿轮啮合部咬合，其中，与所述前置齿轮组(VRS)相比，所述输出轴(GW2)的接口(B)相距所述驱动轴(GW1)的接口(A)具有更短的轴向间距。
13.根据权利要求12所述的变速器(G)，其特征在于，所述主齿轮组(HRS)轴向布置在所述输出轴(GW2)的接口(B)与所述前置齿轮组(VRS)之间。
14.根据前述权利要求中任一项所述的变速器(G)，其特征在于，所述变速器(G)具有联接轴(AN)，其中，所述联接轴(AN)能经由分离离合器(K0)与所述驱动轴(GW1)连接。
15.用于机动车的驱动系，其中，所述驱动系具有内燃机(VKM)、根据权利要求1至14中任一项所述的变速器(G)以及与所述机动车的车轮(DW)连接的差速器(AG)，其中，所述变速器(G)的驱动轴(GW1)经由扭振阻尼器(TS)直接与所述内燃机(VKM)扭转弹性地连接或者间接地经由分离离合器(K0)与所述内燃机(VKM)扭转弹性地连接，并且其中，所述变速器(G)的输出轴(GW2)与所述差速器(AG)驱动作用连接。
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