CN204493611U

CN204493611U - 多级自动变速器

Info

Publication number: CN204493611U
Application number: CN201520156934.4U
Authority: CN
Inventors: S·贝克; C·西布拉; J·豪普特; M·布雷默
Original assignee: ZF Friedrichshafen AG
Current assignee: ZF Friedrichshafen AG
Priority date: 2014-03-19
Filing date: 2015-03-19
Publication date: 2015-07-22
Anticipated expiration: 2025-03-19
Also published as: DE102014205052A1

Abstract

本实用新型涉及一种多级自动变速器，该自动变速器包括驱动轴(AN)、从动轴(AB)、四个行星齿轮组(RS1、RS2、RS3、RS4)以及至少六个切换元件(A至F)，所述切换元件的选择性闭合能引起驱动轴和从动轴之间的不同传动比，用于实现至少九个前进挡，其中，驱动轴与第四行星齿轮组(RS4)持久连接并且从动轴与第三行星齿轮组(RS3)持久连接，仅设置两个耦合轴(5、6)，经由所述耦合轴分别将行星齿轮组之一与另一行星齿轮组持久直接连接，并且第四行星齿轮组与至少五个切换元件持久直接连接。按本实用新型的变速器具有至少九个可无组切换地实现的前进挡。

Description

多级自动变速器

技术领域

本实用新型涉及一种行星齿轮结构方式的自动变速器。

背景技术

一般而言，可自动切换的行星齿轮结构方式的车辆变速器已在现有技术中被多次描述并且始终被进一步开发和改进。这种变速器应具有足够数量的前进挡以及一个倒挡并且还应具有特别适合于机动车的传动比以及大的速比范围、有利的速比间隔和对于具体应用情况足够大的起动传动比。另外，这种变速器应要求尽可能小的结构耗费、尤其是少量的切换元件，并且在顺序换挡方式时避免所谓的组切换，从而在向下一更高或下一更低挡位换挡时分别仅打开一个之前闭合的切换元件并且闭合一个之前打开的切换元件。

这种多级自动变速器例如由本申请人的DE102005002337A1公开。该自动变速器主要包括驱动轴、从动轴、总共四个单级行星齿轮组和五个切换元件。通过每次五个构造为离合器和制动器的切换元件中的三个切换元件的选择性接合可无组切换地实现总共八个前进挡。

本申请人的DE102010041575B3公开代替由DE102005002337A1已知的八挡自动变速器的一种变速器简图。在此提出一种具有四个单级行星齿轮组、五个切换元件和总共九个轴的变速器，在该变速器中，与DE102005002337A1不同，靠近驱动端设置的第一行星齿轮组的齿圈与变速器壳体固定连接并且第一行星齿轮组的太阳轮可经由第二切换元件与第三轴连接，第三轴本身可经由第一切换元件固定在变速器壳体上。

本申请人的DE102009001253B3公开代替由DE102005002337A1已知的八挡自动变速器的一种扩展方案。在此通过在驱动轴和通过闭合之前已有的五个切换元件中的第五切换元件可锁定的第二行星齿轮组之间的力流中增加构造为离合器的第六切换元件可实现一个附加前进挡，该附加前进挡在其传动比方面大于八挡变速器的现有第一挡，即一个低于八挡变速器的现有第一挡的附加起动挡。

由本申请人的未在先公开的DE102013218941.9公开另一种由DE102005002337A1已知的八挡自动变速器的扩展方案，在其中通过在第二行星齿轮组的太阳轮和第四行星齿轮组的齿圈之间的力流中增加第六切换元件可实现一个附加前进挡。DE102005002337A1的八轴变速器的第七轴现在被分开，由此第二行星齿轮组现在只能通过同时闭合六个切换元件之中的两个、具体而言通过闭合第五和附加的第六切换元件锁定。已知在锁定状态中该行星齿轮组的太阳轮、行星齿轮架和齿圈的转速相等。现在附加的第六切换元件允许无组切换地实现总共九个前进挡，在每个挡位中闭合其中四个切换元件，因而在每个挡位中始终仅有两个切换元件未闭合。

实用新型内容

本实用新型的任务在于，提供一种开头所提类型的包括总共四个行星齿轮组的多级变速器，该变速器借助相对少地改变的变速器简图具有至少九个可无组切换地实现的前进挡。

根据本实用新型，该任务通过一种自动变速器、尤其是用于机动车的自动变速器来解决，该自动变速器包括驱动轴、从动轴、四个行星齿轮组以及至少六个切换元件，所述切换元件的选择性闭合能引起驱动轴和从动轴之间的不同传动比，用于实现至少九个前进挡，其中，驱动轴与第四行星齿轮组持久连接并且从动轴与第三行星齿轮组持久连接，仅设置两个耦合轴，经由所述耦合轴分别将行星齿轮组之一与另一行星齿轮组持久直接连接，并且第四行星齿轮组与至少五个切换元件持久直接连接。

据此提出一种自动变速器，该自动变速器包括驱动轴、从动轴、四个行星齿轮组以及至少六个切换元件，所述切换元件的选择性闭合可引起驱动轴和从动轴之间的不同传动比，从而能实现至少九个前进挡。驱动轴与第四行星齿轮组持久连接并且从动轴与第三行星齿轮组持久连接。根据本实用新型，仅设置两个耦合轴，所述耦合轴将行星齿轮组之一与另一行星齿轮组持久直接连接。根据本实用新型，与驱动轴连接的第四行星齿轮组与至少五个切换元件持久直接连接。

可规定，第一耦合轴将第二行星齿轮组与第三行星齿轮组持久连接，第二耦合轴将第三行星齿轮组与第一行星齿轮组持久连接。

可规定，第一行星齿轮组与最多两个切换元件直接连接，第二行星齿轮组与至少四个切换元件直接连接，并且与从动轴连接的第三行星齿轮组与两个切换元件直接连接。

也可规定，驱动轴与至少一个切换元件持久直接连接，而从动轴与最多一个切换元件持久直接连接。

在一种方案中规定，设置正好六个切换元件。在此情况下，第二行星齿轮组与正好四个切换元件持久直接连接，第三行星齿轮组与正好两个切换元件持久直接连接，第四行星齿轮组与正好五个切换元件持久直接连接，并且驱动轴与正好一个切换元件持久直接连接。

在一种替换方案中规定，设置正好七个切换元件。在此情况下，第二行星齿轮组与正好五个切换元件持久直接连接，第三行星齿轮组与正好两个切换元件持久直接连接，第四行星齿轮组与正好六个切换元件持久直接连接，并且驱动轴与正好两个切换元件持久直接连接。

在一种方案中提出，第一行星齿轮组与正好一个切换元件持久直接连接并且从动轴与正好一个另外的切换元件持久直接连接。

在一种替换方案中提出，第一行星齿轮组与正好两个切换元件持久直接连接并且从动轴不与任何切换元件直接连接。

在此在术语“直接连接”之下在涉及切换元件与行星齿轮组的耦合时可以理解，相应切换元件的输入元件或输出元件经由无相对转动或有转动弹性的连接与相应行星齿轮组的元件之一直接连接，使得在该行星齿轮组元件和该切换元件的输入元件或输出元件之间始终具有固定的转速关系。

在术语“直接连接”之下在涉及切换元件与轴的耦合时可以理解，相应切换元件的输入元件或输出元件经由无相对转动或有转动弹性的连接与相应轴直接连接，使得在该轴和该切换元件的输入元件或输出元件之间始终具有固定的转速关系。

在术语“直接连接”之下在涉及一个行星齿轮组与另一行星齿轮组的耦合时可以理解，相应行星齿轮组的元件之一经由无相对转动或有转动弹性的连接与相应另一行星齿轮组的元件之一直接连接，使得在这两个元件之间始终具有固定的转速关系。

优选四个行星齿轮组之中的每一个分别具有三个元件，即太阳轮、行星齿轮架和齿圈。自动变速器可总共具有九个可转动的轴。优选第四行星齿轮组的第二元件构成构造为驱动轴的第一轴，第三行星齿轮组的第二元件构成构造为从动轴的第二轴，第四行星齿轮组的第一元件构成第三轴，第一行星齿轮组的第一元件构成第四轴，第四行星齿轮组的第三元件构成第七轴，第二行星齿轮组的第二元件构成第八轴，第二行星齿轮组的第一元件构成第九轴。优选第五轴(作为第一耦合轴)将第二行星齿轮组的第三元件与第三行星齿轮组的第一元件持久连接，第六轴(作为第二耦合轴)将第一行星齿轮组的第二元件与第三行星齿轮组的第三元件持久连接。在此优选第一行星齿轮组的第三元件持久固定在自动变速器的壳体上。

在切换元件与各轴的耦合方面可规定，第一切换元件在力流中设置在第三轴与壳体之间，第二切换元件在力流中设置在第三轴与第四轴之间，第三切换元件在力流中设置在第一轴与第五轴之间，第四切换元件在力流中设置在第二轴与第八轴之间或者在力流中设置在第六轴与第八轴之间，第五切换元件在力流中设置在第七轴与第八轴之间，第六切换元件在力流中设置在第七轴与第九轴之间。在设置第七切换元件的情况下，第七切换元件在力流中可设置在第一轴与第八轴之间。

由此，根据本实用新型的自动变速器与现有技术相比具有完全独立的运动学。在使用六个切换元件的情况下可实现至少九个前进挡和一个倒挡。在使用七个切换元件的情况下可实现至少十个前进挡和一个倒挡。

优选在根据本实用新型的变速器中在每个挡位中四个切换元件闭合。当设置六个切换元件时，在每个挡位中仅两个切换元件不闭合。当设置七个切换元件时，在每个挡位中则有三个切换元件不闭合。在每次从一个挡位向下一更高或更低挡位换挡时分别仅打开一个之前闭合的切换元件并且闭合一个之前打开的切换元件，从而在按顺序以每次一个挡位升挡或降挡时避免组切换。

为了实现至少九个前进挡和至少一个倒挡，这种变速器可具有下述换挡逻辑或者说挡位逻辑：在倒挡中第一、第二、第四和第六切换元件是闭合或者说传递扭矩的。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扭矩的。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扭矩的。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扭矩的。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扭矩的。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扭矩的。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扭矩的。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扭矩的。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扭矩的。在第一种变型方案中，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扭矩的。在第二种变型方案中，在第九前进挡中第一、第三、第四和第五切换元件是闭合或者说传递扭矩的，在此情况下可实现第十前进挡，在其中第一、第四、第五和第六切换元件是闭合或者说传递扭矩的。

当设置一个附加的第七切换元件时，与仅设有六个切换元件的变速器方案相比可实现一个低于仅设有六个切换元件的变速器方案的第一挡的附加前进挡，该附加前进档的传动比大于仅设有六个切换元件的变速器方案的第一挡的传动比。因此该附加前进挡特别适合用作所谓的爬行挡，其具有用于大牵引力的大的总传动比。作为换挡逻辑或者说挡位逻辑可规定，在这种附加前进档中第一、第二、第六和第七切换元件是闭合或者说传递扭矩的，而在所有其余前进挡和倒挡中第七切换元件不是闭合或者说传递扭矩的。

有利的是，该附加的第七切换元件可在按本实用新型的具有六个切换元件的变速器所需的相同结构空间或仅稍大的结构空间中安装。

优选第四切换元件与第五切换元件直接连接。优选第五切换元件也与第六切换元件直接连接。

在一种优选方案中，第二行星齿轮组可通过同时闭合第五和第六切换元件锁定，使得第二行星齿轮组的三个元件(太阳轮、行星齿轮架、齿圈)的转速在第二行星齿轮组的锁定状态中是相同的。

所有四个行星齿轮组可构造为所谓的负传动比行星齿轮组，其各行星齿轮与相应行星齿轮组的太阳轮和齿圈啮合。

代替具有四个单级负传动比行星齿轮组的齿轮组系统方案，单个负传动比行星齿轮组可通过一个所谓的正传动比行星齿轮组代替。已知正传动比行星齿轮组具有行星齿轮架，在其上可转动地支承有内侧行星齿轮和外侧行星齿轮，每个内侧行星齿轮与正传动比行星齿轮组的一个外侧行星齿轮和太阳轮啮合并且每个外侧行星齿轮与正传动比行星齿轮组的一个内侧行星齿轮和齿圈啮合。代替具有四个单级负传动比行星齿轮组的齿轮组系统方案，多个负传动比行星齿轮组也可通过正传动比行星齿轮组代替。

为了确保要求保护的齿轮组系统具有相同的运动学而提出，每个负传动比行星齿轮组的第一元件和每个正传动比行星齿轮组的第一元件构造为太阳轮，每个负传动比行星齿轮组的第二元件构造为行星齿轮架，而每个正传动比行星齿轮组的第二元件构造为齿圈，每个负传动比行星齿轮组的第三元件构造为齿圈，而每个正传动比行星齿轮组的第三元件构造为行星齿轮架。

在四个行星齿轮组于自动变速器壳体中的空间布置方面，在一种方案中规定，所有四个行星齿轮组彼此同轴并排按照定义的顺序“第一、第四、第二和第三行星齿轮组”设置，由此可以以简单的方式向所有离合器低泄漏地供应液压操作所需的压力介质。在此情况下对于具有彼此同轴延伸的驱动轴和从动轴的应用适宜的是，第一行星齿轮组是行星齿轮组系统中靠近自动变速器驱动端的行星齿轮组。在另一种方案中，在四个行星齿轮组于自动变速器壳体中的空间布置方面提出，所有四个行星齿轮组彼此同轴并排按照定义的顺序“第二、第四、第一、第三行星齿轮组”设置，在此情况下对于在具有所谓“标准驱动装置”的车辆中的应用适宜的是，使第二行星齿轮组靠近自动变速器的驱动侧，而对于在具有所谓“前部横向驱动装置”的车辆中的应用适宜的是，使第三行星齿轮组靠近自动变速器的驱动侧。

作为用于第五切换元件于自动变速器壳体中的空间布置建议沿轴向在第四和第二行星齿轮组之间的区域或者沿轴向在第二和第三行星齿轮组之间的区域。这两种布置不仅可用于“第一、第四、第二、第三行星齿轮组”的行星齿轮组顺序，而且也可用于“第二、第四、第一、第三行星齿轮组”的行星齿轮组顺序，并且在压力介质和润滑介质供应方面是有利的。

作为用于第六切换元件于自动变速器壳体中的空间布置建议沿轴向在第四和第二行星齿轮组之间的区域或者沿轴向在第二和第三行星齿轮组之间的区域或者居中在第二行星齿轮组的太阳轮之内的区域，在所有三种情况下优选直接相邻于第二行星齿轮组。所建议的第三种布置对于变速器而言极为节省结构长度。所有三种布置不仅可用于“第一、第四、第二、第三行星齿轮组”的行星齿轮组顺序，而且也可用于“第二、第四、第一、第三行星齿轮组”的行星齿轮组顺序，并且在压力介质和润滑介质供应方面是有利的。

与“第二、第四、第一和第三行星齿轮组”的行星齿轮组顺序相结合，用于第七切换元件的有利的空间布置是沿轴向在第四和第二行星齿轮组之间的区域，沿轴向相邻于第二行星齿轮组。

在“第一、第四、第二和第三行星齿轮组”和“第二、第四、第一和第三行星齿轮组”这两种行星齿轮组顺序下，第七切换元件在空间上看也可沿轴向设置在第四和第二行星齿轮组之间的区域中，此时优选沿轴向相邻于第四行星齿轮组。作为替换，第七切换元件在空间上看也可沿轴向设置在第一和第四行星齿轮组之间的区域中，此时优选沿轴向相邻于第四行星齿轮组；或者也可沿轴向设置在第二和第三行星齿轮组之间的区域中，此时优选沿轴向相邻于第二行星齿轮组。

所有建议的用于本实用新型自动变速器的设计和方案具有尤为在实践中适合于轿车的传动比以及在驾驶灵活性方面合理的挡位分级中的非常大的速比范围，这有利地影响所追求的低油耗。另外，根据本实用新型的自动变速器的特征还在于与挡位数相比较少的切换元件数量以及相对小的结构耗费。另外，根据本实用新型的自动变速器在所有挡位中具有良好的效率，这一方面基于小的拖曳损失——因为在每个挡位中始终闭合其中四个切换元件，另一方面也基于简单构造的单级行星齿轮组中小的啮合损失。

有利的是，在根据本实用新型的自动变速器中不仅可借助变速器外部的起动元件也可借助变速器内部的摩擦式切换元件实现机动车的起动。已知变速器外部的起动元件例如可构造为液力变矩器、所谓的干式起动离合器、所谓的湿式起动离合器、磁粉离合器或者离心力离合器。代替将这种起动元件沿力流方向设置在驱动发动机和变速器之间，变速器外部的起动元件也可沿力流方向设置在变速器后面，在此情况下变速器的驱动轴持久无相对转动或有转动弹性地与驱动发动机的曲轴连接。作为变速器内部的起动元件例如适合使用第一和第二切换元件、尤其是在许多前进挡和倒挡中传递扭矩的第二切换元件。

此外，这样设计根据本实用新型的自动变速器，以便在力流方向和空间方面可匹配于不同的动力系统设计。因而即使在相同的变速器简图中视各行星齿轮组固定传动比的不同也可得到不同的挡速比间隔，从而能实现应用特定或车辆特定的变型方案。另外在没有特殊结构措施的情况下可选择将变速器的驱动端和从动端设置成彼此同轴或轴线平行的。在变速器的驱动侧或在从动侧可设置轮间差速器和/或轴间差速器。另外，在多级变速器的任意合适的位置上可设置附加的单向离合器，例如在一个轴和壳体之间或者用于在必要时连接两个轴。也可在任意轴上、优选在驱动轴或从动轴上设置无磨损的制动器、例如液压式或电力式缓行器或类似物，这尤其是对于用在商用车中具有重要意义。为了驱动附加机组也可在任意轴上、优选在驱动轴或从动轴上设置辅助输出装置。根据本实用新型的自动变速器的另一优点在于，可在任意轴上安装作为发电机和/或作为附加驱动装置的电机。

所使用的切换元件可构造成可带负载切换的离合器或制动器。尤其是可使用力锁合的离合器或制动器，如片式离合器、带式制动器和/或圆锥离合器。作为切换元件也可使用形锁合的制动器和/或离合器，如同步装置或牙嵌离合器。

附图说明

下面参考附图示例性更详细地阐述本实用新型。相同或相似构件在此具有相同的附图标记。附图如下：

图1为根据本实用新型的自动变速器的第一种实施例的示意图；

图2为用于根据图1的变速器的示例性换挡简图；

图3为用于根据图1的变速器的一种替换构件布置图；

图4为包括根据图1的变速器的变型方案的表格图；

图5为根据图1的变速器的第一种替换方案的示意图；

图6为根据图1的变速器的第二种替换方案的示意图；

图7为根据图1的变速器的第三种替换方案的示意图；

图8为根据本实用新型的自动变速器的第二种实施例的示意图；

图9为用于根据图8的变速器的示例性换挡简图；

图10为用于根据图8的变速器的一种替换构件布置图；

图11为包括根据图8的变速器的变型方案的表格图；

图12为根据图8的变速器的第一种替换方案的示意图；

图13为根据图8的变速器的第二种替换方案的示意图；

图14为根据本实用新型的自动变速器的第三种实施例的示意图；

图15为用于根据图14的变速器的示例性换挡简图；

图16为包括根据图14的变速器的变型方案的表格图；

图17为根据图14的变速器的第一种替换方案的示意图；

图18为根据图14的变速器的第二种替换方案的示意图；

图19为根据图14的变速器的第三种替换方案的示意图；

图20为根据本实用新型的自动变速器的第四种实施例的示意图；

图21为用于根据图20的变速器的示例性换挡简图；

图22为包括根据图20的变速器的变型方案的表格图；

图23为根据图20的变速器的第一种替换方案的示意图；

图24为根据图20的变速器的第二种替换方案的示意图。

具体实施方式

在图1中作为根据本实用新型的自动变速器的第一种实施例示出九挡自动变速器的齿轮组简图。该变速器包括驱动轴AN、从动轴AB、四个行星齿轮组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。所有四个行星齿轮组RS1、RS2、RS3、RS4构造为单级负传动比行星齿轮组，每个行星齿轮组具有第一、第二和第三元件。已知负传动比行星齿轮组具有行星齿轮，所述行星齿轮与该行星齿轮组的太阳轮和齿圈啮合。四个行星齿轮组RS1、RS2、RS3、RS4的第三元件都构造为齿圈并且以附图标记HO1、HO2、HO3和HO4表示。四个行星齿轮组RS1、RS2、RS3、RS4的第一元件都构造为太阳轮并且以附图标记SO1、SO2、SO3和SO4表示。四个行星齿轮组RS1、RS2、RS3、RS4的第二元件都构造为行星齿轮架并且以附图标记ST1、ST2、ST3和ST4表示。可转动支承在行星齿轮架ST1、ST2、ST3和ST4上的行星齿轮以附图标记PL1、PL2、PL3和PL4表示。

包括驱动轴AN和从动轴AB在内，根据本实用新型的自动变速器总共具有九个可转动的轴，所述轴以附图标记1至9表示。

切换元件A构造为制动器，该制动器在所示实施例中构造为可摩擦锁合切换的片式制动器，在另一种实施例中也可构造为可摩擦锁合切换的带式制动器或例如也可构造为可形锁合切换的牙嵌制动器或锥体制动器。切换元件B、C、D、E和F构造为离合器，其在所示实施例中全部构造为可摩擦锁合切换的片式离合器，在另一种实施例中例如也可构造为可形锁合切换的牙嵌离合器或锥体离合器。借助所述总共六个切换元件A至F可实现选择性接通九个前进挡和一个倒挡，这在后面还将借助图2详细说明。

在四个行星齿轮组RS1、RS2、RS3、RS4各个元件彼此间以及与驱动轴AN和从动轴AB的耦合方面，在根据图1的实施例中规定：第一行星齿轮组RS1的齿圈HO1与变速器壳体GG固定连接。第四行星齿轮组RS4的行星齿轮架ST4和驱动轴AN无相对转动或有转动弹性地相互连接并且构成自动变速器的以附图标记1表示的第一轴。第三行星齿轮组RS3的行星齿轮架ST3和从动轴AB无相对转动或有转动弹性地相互连接并且构成自动变速器的以附图标记2表示的第二轴。第四行星齿轮组RS4的太阳轮SO4构成自动变速器的以附图标记3表示的第三轴。第一行星齿轮组RS1的太阳轮SO1构成自动变速器的以附图标记4表示的第四轴。第二行星齿轮组RS2的齿圈HO2和第三行星齿轮组RS3的太阳轮SO3无相对转动或有转动弹性地相互连接并且构成自动变速器的以附图标记5表示的第五轴、又称为“第一耦合轴”。第一行星齿轮组RS1的行星齿轮架ST1和第三行星齿轮组RS3的齿圈HO3无相对转动或有转动弹性地相互连接并且构成自动变速器的以附图标记6表示的第六轴、又称为“第二耦合轴”。第四行星齿轮组RS4的齿圈HO4构成自动变速器的以附图标记7表示的第七轴。第二行星齿轮组RS2的行星齿轮架ST2构成自动变速器的以附图标记8表示的第八轴。第二行星齿轮组RS2的太阳轮SO2构成自动变速器的以附图标记9表示的第九轴。

在六个切换元件A至F与所描述的变速器轴1至9和变速器壳体GG的耦合方面，在图1所示的根据本实用新型的自动变速器中规定：第一切换元件A在力流中设置在第三轴3和变速器壳体GG之间。第二切换元件B在力流中设置在第三轴3和第四轴4之间。第三切换元件C在力流中设置在第五轴5和第一轴1之间。第四切换元件D在力流中设置在第八轴8和第二轴2之间。第五切换元件E在力流中设置在第七轴7和第八轴8之间。最后第六切换元件F在力流中设置在第七轴7和第九轴9之间。

在图1所示的实施例中四个行星齿轮组RS1、RS2、RS3、RS4沿轴向方向看以定义的顺序“RS1、RS4、RS2、RS3”同轴相继设置，在此驱动轴AN和从动轴AB彼此同轴设置并且第一行星齿轮组RS1构成自动变速器的靠近驱动端的齿轮组并且第三行星齿轮组RS3构成自动变速器的靠近从动端的齿轮组。“RS1、RS4、RS2、RS3”的布置以有利的方式实现了四个行星齿轮组RS1、RS2、RS3、RS4分别最多仅被自动变速器的一个轴沿轴向方向居中穿过。

原则上切换元件在变速器内的空间布置是任意的并且仅受到变速器壳体GG的尺寸和外部造型的限制。因此图1中所示的构件布置仅应明确理解为众多可能的构件布置方案之一。技术人员例如可在已经提到的文献DE102005002337A1和DE102007055808A1中找到众多的建议。图1中所示的实施例基于细长的壳体结构尤为适合用于安装在具有所谓“标准驱动装置”的机动车中。图1中所示的构件布置基于DE102005002337A1的图4中公开的自动变速器。

由图1可见，两个行星齿轮组RS1和RS4彼此直接相邻。制动器A和离合器B在所示实施例中在空间上看沿轴向设置在靠近驱动端的行星齿轮组RS1旁，处于行星齿轮组RS1的背离行星齿轮组RS4的一侧上。制动器A设置在相对大的直径上，设置在大于齿圈HO1直径的直径上。制动器A可以以简单的方式由壳体GG供应压力介质和冷却介质。制动器A也可在结构上简单地集成到变速器壳体GG的靠近驱动端的壳体壁中。在空间上看，与制动器A相邻的离合器B节省变速器结构长度地设置在制动器A径向下方的区域中。离合器B可由驱动轴AN经由径向包围驱动轴的第三轴3供应压力介质和润滑介质。

另外由图1可见，两个离合器C和D在空间上看沿轴向设置在与第四行星齿轮组RS4相邻的第二行星齿轮组RS2和靠近从动端的第三行星齿轮组RS3之间的区域中。在此，两个离合器C和D基本上沿轴向并排设置在至少近似的并且大的直径上，在此离合器D直接相邻于第三行星齿轮组RS3地设置，而离合器C直接相邻于第二行星齿轮组RS2地设置。在此构成第二行星齿轮组RS2的行星齿轮架ST2和离合器D之间的作用连接件的第八轴8沿轴向方向完全包围行星齿轮组RS2和离合器C，使得轴5的一部分和离合器C的与轴5连接的外摩擦片支架设置在由轴8构成的圆柱形空间内。离合器C本身设置在由轴5构成的圆柱形空间内，轴5构成第二行星齿轮组RS2的齿圈HO2和第三行星齿轮组RS3的太阳轮SO3之间的作用连接件，在此轴5的一个区段同时构成离合器C的外摩擦片支架。

如上所述，图1中所示的两个离合器C和D的空间布置应理解为示例性的。根据车辆中可供用于安装变速器的结构空间，适宜的是，离合器D的摩擦片组在空间上看大致设置在离合器C摩擦片组的径向上方，由此两个离合器C和D沿轴向相邻于第三行星齿轮组RS3(在第三行星齿轮组的朝向第二行星齿轮组RS2的一侧上)。

另外由图1可见，两个离合器E和F在空间上看沿轴向设置在第四行星齿轮组RS4和第二行星齿轮组RS2之间的区域中，沿轴向并排设置在优选相同的直径上，具有共同外摩擦片支架，外摩擦片支架构成轴7的一个区段。在此离合器E比离合器F更靠近第二行星齿轮组RS2设置，离合器F本身直接相邻于第四行星齿轮组RS4。

对于两个离合器E和F的空间布置在此也要指出图1所选显示的示例性特征。当然技术人员也可将两个离合器E、F在空间上设置在其它位置，尤其是当仅在第五前进挡中打开并且在所有其它挡位中闭合的离合器F构造为小尺寸的牙嵌离合器的结构方式时。在构造为牙嵌离合器时，离合器F在空间上看例如可居中设置在第二行星齿轮组RS2的太阳轮SO2之内的区域中。在构造为牙嵌离合器或片式离合器时，离合器F沿轴向方向看例如也可设置在离合器E的摩擦片组的径向下方区域中。

由图1还可看出，行星齿轮组RS1、RS4和RS2分别仅被驱动轴AN(或者说轴1)沿轴向方向居中完全贯穿。这一方面特别有利于驱动轴AN和齿轮组的尺寸确定并且另一方面也有利于为四个行星齿轮组RS1至RS4的行星齿轮相对简单地供应润滑介质以及为五个离合器B、F、E、C、D相对简单地供应压力介质和润滑介质。在驱动轴AN的轴向延伸中，驱动轴AN在此居中穿过第三轴3和第九轴9以及第五轴5的一个区段。由图1还可见，变速器的轴6在其轴向延伸中完全跨过第四和第二行星齿轮组RS4、RS2以及四个离合器F、E、C、D，所述第六轴构成第一行星齿轮组RS1的行星齿轮架ST1和第三行星齿轮组RS3的齿圈HO3之间的作用连接件。

图2示出根据图1的本实用新型九挡自动变速器的示例性换挡简图。在每个挡位中四个切换元件闭合并且两个切换元件打开，这对于变速器的效率极为有利，因为打开的摩擦式切换元件上必然出现的拖曳损失被最小化。在该换挡简图中除了换挡逻辑外还给出了各个挡位的相应传动比i和由此可确定的速比间隔φ的示例值。所给出的传动比i由四个行星齿轮组RS1、RS4、RS2、RS3的(典型)固定传动比(在行星齿轮架固定的情况下的传动比)-2.0、-1.70、-1.61和-4.30得出。此外，从换挡简图中可看出在顺序换挡方式下(即每次一个挡位的升挡或降挡)避免了所谓的组切换，因为在换挡逻辑中两个相邻的挡位始终共同使用三个切换元件。第七前进挡构造为直接挡。

图1中所建议的变速器运动学也可借助四个行星齿轮组RS1、RS2、RS3、RS4的其它空间布置来实现。图3示出一种替换方案示例，在其中四个行星齿轮组RS1、RS2、RS3、RS4同轴并排以定义的顺序“第二、第四、第一、第三行星齿轮组”(即“RS2－RS4－RS1－RS3”布置)设置。在此第一行星齿轮组RS1沿轴向方向看直接相邻于(与从动轴AB连接的)第三行星齿轮组RS3设置，而第一行星齿轮组RS1沿轴向方向看通过相邻于行星齿轮组RS1的离合器B和制动器A的相邻于离合器B的内摩擦片支架与(与驱动轴AN连接的)第四行星齿轮组RS4分开。

在图3中离合器C在空间上看至少部分设置在第二行星齿轮组RS2径向上方的区域中，离合器C在力流中位于轴1(驱动轴AN)和轴5(齿圈HO2和太阳轮SO3之间的耦合轴)之间。替换地，离合器C在空间上看也可在较小的直径上设置在沿轴向设置在第二行星齿轮组RS2旁的区域中，在第二行星齿轮组RS2的背离第三行星齿轮组RS3的一侧上；或者沿轴向设置在第三行星齿轮组RS3旁的区域中，在第三行星齿轮组的背离第二行星齿轮组RS2的一侧上。

在图3中离合器D在空间上看沿轴向设置在第二行星齿轮组RS2旁，在第二行星齿轮组的背离第四行星齿轮组RS4的一侧上。替换地，离合器D例如也可设置在沿轴向在第一行星齿轮组RS1和第三行星齿轮组RS3之间的区域中。

在图3中，离合器E和F在空间上看沿轴向设置在(与驱动轴AN连接的)第四行星齿轮组RS4和第二行星齿轮组RS2之间的区域中并且具有一个共同的摩擦片支架。例如在此在力流中位于轴7(齿圈HO4)和轴9(太阳轮SO2)之间的离合器F在空间上看设置在离合器E径向下方的区域中，离合器E在力流中位于轴7(齿圈HO4)和轴8(行星齿轮架ST2)之间。替换地，离合器E和F例如也可沿轴向并排设置，在此离合器E沿轴向设置在第二行星齿轮组RS2旁并且离合器F沿轴向设置在第四行星齿轮组RS4旁。

图3所示的布置方案基于其较短的变速器轴向结构长度适合用于驱动轴AN和从动轴AB不相互同轴设置的自动变速器，例如在车辆变速器的所谓前横向安装中是这种情况。

基于下述认识：原则上所谓的负传动比行星齿轮组可通过运动学上等价的正传动比行星齿轮组来代替，只要该行星齿轮组的太阳轮、行星齿轮架和齿圈与其它行星齿轮组、切换元件和也许壳体的耦合在空间上是允许的，图4示出表格，在该表格中为图1所示的变速器简图列出技术上有意义的行星齿轮组类型的组合。所有在表格中列出的方案可通过图2所示的换挡逻辑实现九个前进挡和一个倒挡。

已知，在负传动比行星齿轮组中每个行星齿轮与太阳轮和齿圈啮合，而在正传动比行星齿轮组中每个内侧行星齿轮与一个外侧行星齿轮和太阳轮啮合并且每个外侧行星齿轮与一个内侧行星齿轮和齿圈啮合。由图4可见，将持久与从动轴连接的第三行星齿轮组RS3构造为正传动比行星齿轮组在技术上是无意义的，而将其它三个行星齿轮组的一个或多个构造为正传动比行星齿轮组可导致技术上可用的结果。下面详细说明这些方案可能性之中的三种示例。

图5示出图1中作为本实用新型变速器第一种实施例示出的变速器简图的第一种替换方案的示意图。在根据图1的变速器简图中所有四个行星齿轮组构造为负传动比行星齿轮组，与此不同，在根据图5的变速器简图中，第一行星齿轮组RS1构造为正传动比行星齿轮组，其它三个行星齿轮组RS2、RS3、RS4不变地构造为负传动比行星齿轮组。在空间上看，图5中四个彼此同轴并排设置的单级行星齿轮组的顺序与图1相比没有变化，六个切换元件A至F的空间布置也没有变化。

为了保持根据图1的齿轮组系统的运动学，在图5中规定，太阳轮SO1不变地作为第一行星齿轮组RS1的第一元件构成自动变速器的(可经由离合器B与第三轴3连接的)第四轴4，但现在齿圈HO1作为第一行星齿轮组RS1的第二元件经由自动变速器的(用作第二耦合轴的)第六轴6持久与第三行星齿轮组RS3的齿圈HO3连接，并且现在行星齿轮架ST1作为第一行星齿轮组RS1的第三元件与变速器壳体GG固定连接。

图6示出图1中作为本实用新型变速器第一种实施例示出的变速器简图的第二种替换方案的示意图。与根据图1的变速器简图(在其中所有四个行星齿轮组构造为负传动比行星齿轮组)不同，在根据图6的变速器简图中，第四行星齿轮组RS4构造为正传动比行星齿轮组，其它三个行星齿轮组RS1、RS2、RS3不变地构造为负传动比行星齿轮组。在空间上看，图6中四个彼此同轴并排设置的单级行星齿轮组的顺序与图1相比没有变化，六个切换元件A至F的空间布置也没有变化。

为了保持根据图1的齿轮组系统的运动学，在图6中规定，太阳轮SO4不变地作为第四行星齿轮组RS4的第一元件构成自动变速器的(可经由制动器A固定在变速器壳体GG上并且可经由离合器B与第四轴4连接的)第三轴3，但现在齿圈HO4作为第四行星齿轮组RS4的第二元件构成自动变速器的构造为驱动轴AN的第一轴1，并且现在行星齿轮架ST4作为第四行星齿轮组RS4的第三元件构成自动变速器的(持久与离合器E和F连接的)第七轴7。

图7示出图1中作为本实用新型变速器第一种实施例示出的变速器简图的第三种替换方案的示意图。与根据图1的变速器简图(在其中所有四个行星齿轮组构造为负传动比行星齿轮组)不同，在根据图7的变速器简图中，第二行星齿轮组RS2构造为正传动比行星齿轮组，其它三个行星齿轮组RS1、RS3、RS4不变地构造为负传动比行星齿轮组。在空间上看，图7中四个彼此同轴并排设置的单级行星齿轮组的顺序与图1相比没有变化，六个切换元件A至F的空间布置也没有变化。

为了保持根据图1的齿轮组系统的运动学，在图7中规定，太阳轮SO2不变地作为第二行星齿轮组RS2的第一元件构成自动变速器的(可经由离合器F与第七轴7连接的)第九轴9，但现在齿圈HO2作为第二行星齿轮组RS2的第二元件构成自动变速器的(持久与离合器D和E连接的)第八轴8，并且现在行星齿轮架ST2作为第二行星齿轮组RS2的第三元件经由自动变速器的(用作第一耦合轴的)第五轴5持久与第三行星齿轮组RS3的太阳轮SO3连接。

认识了所说明的这三种关于图1中作为本实用新型变速器第一种实施例示出的变速器简图的示例性替换方案，技术人员也可毫无问题地实现图4的表格中列出的具有多个正传动比行星齿轮组的替换方案。为了保持齿轮组系统的运动学，在此每个负传动比行星齿轮组的第一元件须构造为太阳轮、每个负传动比行星齿轮组的第二元件须构造为行星齿轮架并且每个负传动比行星齿轮组的第三元件须构造为齿圈，而每个正传动比行星齿轮组的第一元件须构造为太阳轮、每个正传动比行星齿轮组的第二元件须构造为齿圈并且每个正传动比行星齿轮组的第三元件须构造为行星齿轮架。

图8示出根据本实用新型的自动变速器的第二种实施例。在此所示齿轮组简图是图1中所示九挡自动变速器的扩展方案。以增加另一前进挡为目标且不必显著改变图1中给出的变速器结构并且不必显著增大变速器所需的结构长度，以图1所示的变速器简图为基础，在根据图8的变速器中设置一个附加的第七切换元件G，该第七切换元件构造为离合器并且在力流中设置在变速器的第一轴1(驱动轴AN)和第八轴8之间。由此实现一个低于由图2公开的九挡变速器的第一挡的附加前进挡、即附加起动挡，其传动比大于由图2公开的第一挡的传动比。

与图1相同，在图8所示实施例中所有四个行星齿轮组RS1、RS2、RS3、RS4构造为单级负传动比行星齿轮组，每个行星齿轮组都具有第一、第二和第三元件、即每个都具有太阳轮、行星齿轮架和齿圈。在此所有第一元件都构造为太阳轮，所有第二元件都构造为行星齿轮架并且所有第三元件都构造为齿圈。未改变地采用图1中四个行星齿轮组RS1、RS2、RS3、RS4同轴并排按照定义的顺序“第一、第四、第二、第三行星齿轮组”(即“RS1-RS4-RS2-RS3”布置)的空间布置。也采用图1中六个切换元件A、B、C、D、E和F的空间布置。

由图8还可见，在力流中设置在驱动轴AN(或者说第一轴1)和行星齿轮架ST2(第八轴8)之间的离合器G在空间上看沿轴向设置在第一行星齿轮组RS1和第四行星齿轮组RS4之间的区域中。这允许离合器G的摩擦片组可设置在相对大的直径上，与两个齿圈HO1和HO4的直径近似，在下面还将说明离合器G，其仅在第一前进挡中闭合并且因而须传递相对大的扭矩。相应地，第八轴8的在此例如与离合器G的外摩擦片支架和第二行星齿轮组RS2的行星齿轮架ST2连接的区段沿轴向方向完全跨过第四行星齿轮组RS4，由此行星齿轮组RS4和离合器G设置在由轴8的该区段构成的圆柱形空间内。可在结构上简单地且低泄漏损失地经由驱动轴AN和第四行星齿轮组RS4的持久与驱动轴连接的行星齿轮架ST4向离合器G供应压力介质和润滑介质。

在此所示的离合器G的空间布置具有示例性特征。当然技术人员也可将离合器G在空间上定位于其它位置。例如离合器G在空间上看也可沿轴向设置在第二行星齿轮组RS2和第四行星齿轮组RS4之间的区域中，与离合器F相邻和/或与离合器E相邻。尤其是当离合器G构造为牙嵌离合器时，离合器G也适宜沿轴向相邻于第二行星齿轮组RS2地沿轴向设置在第二行星齿轮组RS2和第三行星齿轮组RS3之间的区域中，靠近离合器C。

图9示出根据图8的本实用新型十挡自动变速器的示例性换挡简图。在每个挡位中四个切换元件闭合并且三个切换元件打开。此外，从换挡简图中可看出在顺序换挡方式下避免了双切换或者说组切换，因为两个在换挡逻辑中相邻的挡位始终共用三个切换元件。第一前进挡适宜用作所谓的爬行挡，其具有用于大牵引力的大的总传动比。第八前进挡构造为直接挡，从而提供两个具有超速挡特性的前进挡。

图8提出的增加了第七切换元件G的变速器的运动学也可借助四个行星齿轮组RS1、RS2、RS3、RS4的其它空间布置来实现。图10示出一种替换方案示例，在其中四个行星齿轮组RS1、RS2、RS3、RS4同轴并排按照定义的顺序“第二、第四、第一、第三行星齿轮组”(即“RS2-RS4-RS1-RS3”布置)设置。在此为了通过离合器G连接第一轴1(驱动轴AN)与第八轴8(行星齿轮架ST2)，离合器G可沿轴向设置在第二行星齿轮组RS2和第四行星齿轮组RS4之间的区域中，优选沿轴向相邻于第二行星齿轮组RS2、沿轴向方向看设置在离合器C旁并且例如位于离合器E的径向上方。

图8中所示的所有四个行星齿轮组RS1、RS2、RS3、RS4的单级负传动比行星齿轮组设计方案应理解为示例性的。在不改变齿轮组系统运动学的情况下，单个或多个负传动比行星齿轮组可通过正传动比行星齿轮组代替。图11示出包括这种行星齿轮组类型的方案的表格，所述方案构成技术上有意义的变速器结构。接下来详细说明两种这样的示例。所有在表格中列出的方案可通过图9示出的换挡逻辑实现十个前进挡和一个倒挡。

图12示出图8中作为本实用新型变速器第二种实施例示出的变速器简图的第一种替换方案的示意图。与根据图8的变速器简图(在其中所有四个行星齿轮组构造为负传动比行星齿轮组)不同，在根据图12的变速器简图中，第一行星齿轮组RS1构造为正传动比行星齿轮组，其它三个行星齿轮组RS2、RS3、RS4不变地构造为负传动比行星齿轮组。在空间上看，图12中四个彼此同轴并排设置的单级行星齿轮组的顺序与图8相比没有变化，七个切换元件A至G的空间布置也没有变化。

为了保持根据图8的齿轮组系统的运动学，在图12中规定，太阳轮SO1不变地作为第一行星齿轮组RS1的第一元件构成自动变速器的(可经由离合器B与第三轴3连接的)第四轴4，但现在齿圈HO1作为第一行星齿轮组RS1的第二元件经由自动变速器的(用作第二耦合轴的)第六轴6持久与第三行星齿轮组RS3的齿圈HO3连接，并且现在行星齿轮架ST1作为第一行星齿轮组RS1的第三元件与变速器壳体GG固定连接。

图13示出图8中作为本实用新型变速器第二种实施例示出的变速器简图的第二种替换方案的示意图。与根据图8的变速器简图(在其中所有四个行星齿轮组构造为负传动比行星齿轮组)不同，在根据图13的变速器简图中，第二行星齿轮组RS2构造为正传动比行星齿轮组，其它三个行星齿轮组RS1、RS3、RS4不变地构造为负传动比行星齿轮组。在空间上看，图13中四个彼此同轴并排设置的单级行星齿轮组的顺序与图8相比没有变化，七个切换元件A至G的空间布置也没有变化。

为了保持根据图8的齿轮组系统的运动学，在图13中规定，太阳轮SO2不变地作为第二行星齿轮组RS2的第一元件构成自动变速器的(可经由离合器F与轴7连接的)第九轴9，但现在齿圈HO2作为第二行星齿轮组RS2的第二元件构成自动变速器的(持久与离合器D和E连接的)第八轴8，并且现在行星齿轮架ST2作为第二行星齿轮组RS2的第三元件经由自动变速器的(用作第一耦合轴的)第五轴5持久与第三行星齿轮组RS3的太阳轮SO3连接。

认识了所说明的这两种关于图8中作为本实用新型变速器第二种实施例示出的变速器简图的示例性替换方案，技术人员也可毫无问题地实现图11的表格中列出的具有多个正传动比行星齿轮组的替换方案。为了保持齿轮组系统的运动学，在此每个负传动比行星齿轮组的第一元件须构造为太阳轮、每个负传动比行星齿轮组的第二元件须构造为行星齿轮架并且每个负传动比行星齿轮组的第三元件须构造为齿圈，而每个正传动比行星齿轮组的第一元件须构造为太阳轮、每个正传动比行星齿轮组的第二元件须构造为齿圈并且每个正传动比行星齿轮组的第三元件须构造为行星齿轮架。

图14示出根据本实用新型的自动变速器的第三种实施例。在此所示的齿轮组简图是图1中所示九挡自动变速器的改型方案。与根据图1的齿轮组简图的唯一区别在于，在根据图14的齿轮组简图中构造为离合器的第四切换元件D在力流中现在设置在自动变速器的第六轴6和第八轴8之间。在此第六轴6仍然是自动变速器的第二耦合轴并且持久连接第一行星齿轮组RS1的第二元件(在此为行星齿轮架ST1)和(持久与从动轴AB连接的)第三行星齿轮组RS3的第三元件(在此为齿圈HO3)。另外，第八轴8不变地由第二行星齿轮组RS2的第二元件(在此为行星齿轮架ST2)构成。

与图1相同，在图14所示的实施例中所有四个行星齿轮组RS1、RS2、RS3、RS4构造为单级负传动比行星齿轮组，每个行星齿轮组都具有第一、第二和第三元件、即每个都具有太阳轮、行星齿轮架和齿圈。在此所有第一元件都构造为太阳轮，所有第二元件都构造为行星齿轮架并且所有第三元件都构造为齿圈。未改变地采用图1中四个行星齿轮组RS1、RS2、RS3、RS4同轴并排按照定义的顺序“第一、第四、第二、第三行星齿轮组”(即“RS1-RS4-RS2-RS3”布置)的空间布置。也基本上采用图1中切换元件A、B、C、E和F的空间布置。但离合器D的空间布置与图1相比发生变化，这由离合器D的相对于图1变化的运动学连接引起。

由图14还可见，在力流中现在设置在轴8(行星齿轮架ST2)和轴6(连接行星齿轮架ST1和齿圈HO3的第二耦合轴)之间的离合器D在空间上看沿轴向设置在(持久与驱动轴AN连接的)第四行星齿轮组RS4和第二行星齿轮组RS2之间的区域中，在此沿轴向直接相邻于第二行星齿轮组RS2。这允许在结构上相对简单且低泄漏损失地将压力介质和润滑介质供应给离合器D，从驱动轴AN经由仅一个旋转接头进入行星齿轮架ST1中并且从那里到达离合器D的压力腔/压力平衡腔/摩擦片组。

相应于离合器D的该空间布置，沿轴向也(与离合器F一起)设置在第四行星齿轮组RS4和第二行星齿轮组RS2之间的区域中的离合器E现在沿轴向不再直接相邻于第二行星齿轮组RS2。现在离合器D沿轴向位于离合器E和行星齿轮组RS2之间。

相应于离合器D的新的空间布置，离合器C现在是沿轴向设置在第二行星齿轮组RS2和(持久与从动轴AB连接的)第三行星齿轮组RS3之间的唯一切换元件。

应指出，图14中提出的四个行星齿轮组RS1、RS2、RS3、RS4的空间布置应理解为示例性的。在不改变齿轮组系统运动学的情况下，四个行星齿轮组RS1、RS2、RS3、RS4也可替换地以其它顺序、例如同轴并排按照定义的顺序“第二、第四、第一、第三行星齿轮组”(即“RS2-RS4-RS1-RS3”布置)设置。

虽然切换元件的数量与图1相比没有改变，但根据图14的自动变速器能够以有利的方式无组切换地实现十个前进挡，这在下面借助图15详细说明。

图15示出根据图14的本实用新型十挡自动变速器的示例性换挡示意图。在每个挡位中四个切换元件闭合并且两个切换元件打开。另外，从换挡简图中可看出在顺序换挡方式下避免了双切换或者说组切换，因为两个在换挡逻辑中相邻的挡位始终共用三个切换元件。与在图1和2中讨论的第一种根据本实用新型的实施例相比，附加的前进挡在图14中所示的第三种根据本实用新型的实施例中根据传动比位于根据图1的九挡变速器的第八和第九前进挡之间。在此用于根据图1的九挡变速器和用于根据图14的十挡变速器的第一至第八前进挡的换挡逻辑和倒挡的换挡逻辑相同，而用于根据图1的九挡自动变速器的第九前进挡的换档逻辑与用于根据图14的十挡变速器的第十前进挡的换挡逻辑相同。第七前进挡构造为直接挡，使得现在借助第八至第十前进挡提供三个超速挡。

图14中所示的所有四个行星齿轮组RS1、RS2、RS3、RS4的单级负传动比行星齿轮组设计方案应理解为示例性的。在不改变齿轮组系统运动学的情况下，单个或多个负传动比行星齿轮组可通过正传动比行星齿轮组代替。图16示出包括这种行星齿轮组类型的方案的表格，所述方案构成技术上有意义的变速器结构。接下来详细说明三种这样的示例。所有在表格中列出的方案可通过图15示出的换挡逻辑实现十个前进挡和一个倒挡。

图17示出图14中作为本实用新型变速器第三种实施例示出的变速器简图的第一种替换方案的示意图。与根据图14的变速器简图(在其中所有四个行星齿轮组构造为负传动比行星齿轮组)不同，在根据图17的变速器简图中，第一行星齿轮组RS1构造为正传动比行星齿轮组，而其它三个行星齿轮组RS2、RS3、RS4不变地构造为负传动比行星齿轮组。在空间上看，图17中四个彼此同轴并排设置的单级行星齿轮组的顺序与图14相比没有变化，六个切换元件A至F的空间布置也没有变化。

为了保持根据图14的齿轮组系统的运动学，在图17中规定，太阳轮SO1不变地作为第一行星齿轮组RS1的第一元件构成自动变速器的(可经由离合器B与第三轴3连接的)第四轴4，但现在齿圈HO1作为第一行星齿轮组RS1的第二元件经由自动变速器的(用作第二耦合轴的)第六轴6持久与第三行星齿轮组RS3的齿圈HO3连接，并且现在行星齿轮架ST1作为第一行星齿轮组RS1的第三元件与变速器壳体GG固定连接。

图18示出图14中作为本实用新型变速器第三种实施例示出的变速器简图的第二种替换方案的示意图。与根据图14的变速器简图(在其中所有四个行星齿轮组构造为负传动比行星齿轮组)不同，在根据图18的变速器简图中，第四行星齿轮组RS4构造为正传动比行星齿轮组，而其它三个行星齿轮组RS1、RS2、RS3不变地构造为负传动比行星齿轮组。在空间上看，图18中四个彼此同轴并排设置的单级行星齿轮组的顺序与图14相比没有变化，六个切换元件A至F的空间布置也没有变化。

为了保持根据图14的齿轮组系统的运动学，在图18中规定，太阳轮SO4不变地作为第四行星齿轮组RS4的第一元件构成自动变速器的(可经由制动器A固定在变速器壳体GG上并且可经由离合器B与第四轴4连接的)第三轴3，但现在齿圈HO4作为第四行星齿轮组RS4的第二元件构成自动变速器的构造为驱动轴AN的第一轴1，并且现在行星齿轮架ST4作为第四行星齿轮组RS4的第三元件构成自动变速器的(持久与离合器E和F连接的)第七轴7。

图19示出图14中作为本实用新型变速器第三种实施例示出的变速器简图的第三种替换方案的示意图。与根据图14的变速器简图(在其中所有四个行星齿轮组构造为负传动比行星齿轮组)不同，在根据图19的变速器简图中，第二行星齿轮组RS2构造为正传动比行星齿轮组，而其它三个行星齿轮组RS1、RS3、RS4不变地构造为负传动比行星齿轮组。在空间上看，图19中四个彼此同轴并排设置的单级行星齿轮组的顺序与图14相比没有变化，六个切换元件A至F的空间布置也没有变化。

为了保持根据图14的齿轮组系统的运动学，在图19中规定，太阳轮SO2不变地作为第二行星齿轮组RS2的第一元件构成自动变速器的(可经由离合器F与轴7连接的)第九轴9，但现在齿圈HO2作为第二行星齿轮组RS2的第二元件构成自动变速器的(持久与离合器D和E连接的)第八轴8，并且现在行星齿轮架ST2作为第二行星齿轮组RS2的第三元件经由自动变速器的(用作第一耦合轴的)第五轴5持久与第三行星齿轮组RS3的太阳轮SO3连接。

认识了所说明的这三种关于图14中作为本实用新型变速器第三种实施例示出的变速器简图的示例性替换方案，技术人员也可毫无问题地实现图15的表格中列出的具有多个正传动比行星齿轮组的替换方案。为了保持齿轮组系统的运动学，在此每个负传动比行星齿轮组的第一元件须构造为太阳轮、每个负传动比行星齿轮组的第二元件须构造为行星齿轮架并且每个负传动比行星齿轮组的第三元件须构造为齿圈，而每个正传动比行星齿轮组的第一元件须构造为太阳轮、每个正传动比行星齿轮组的第二元件须构造为齿圈并且每个正传动比行星齿轮组的第三元件须构造为行星齿轮架。

图20示出根据本实用新型的自动变速器的第四种实施例。在此所示的齿轮组简图是图14中所示十挡自动变速器的扩展方案。以增加另一前进挡为目标且不必显著改变图14中给出的变速器结构并且不必显著增大变速器所需的结构长度，以图14所示的变速器简图为基础在根据图20的变速器中设置一个附加的第七切换元件G，该第七切换元件构造为离合器并且在力流中设置在变速器的第一轴1(驱动轴AN)和第八轴8之间。由此实现一个低于由图15公开的十挡变速器的第一挡的附加前进挡、即附加起动挡，其传动比大于由图15公开的第一挡的传动比。

图21示出根据图20的本实用新型十一挡自动变速器的示例性换挡简图。在每个挡位中四个切换元件闭合并且三个切换元件打开。从换挡简图中还可看出在顺序换挡方式下避免了双切换或者说组切换，因为两个在换挡逻辑中相邻的挡位始终共用三个切换元件。第一前进挡适宜用作所谓的爬行挡，其具有用于大牵引力的大的总传动比。现在第八前进挡构造为直接挡，从而提供三个具有超速挡特性的前进挡。

与图14相同，在图20所示的实施例中所有四个行星齿轮组RS1、RS2、RS3、RS4构造为单级负传动比行星齿轮组，每个行星齿轮组都具有第一、第二和第三元件、即每个都具有太阳轮、行星齿轮架和齿圈。在此所有第一元件都构造为太阳轮，所有第二元件都构造为行星齿轮架并且所有第三元件都构造为齿圈。未改变地采用图14中四个行星齿轮组RS1、RS2、RS3、RS4同轴并排按照定义的顺序“第一、第四、第二、第三行星齿轮组”(即“RS1-RS4-RS2-RS3布置”)的空间布置。也采用图14中六个切换元件A、B、C、D、E和F的空间布置。

由图20还可见，在力流中设置在驱动轴AN(或者说轴1)和行星齿轮架ST2(轴8)之间的离合器G在空间上看沿轴向设置在第一行星齿轮组RS1和第四行星齿轮组RS4之间的区域中。这相应于已经借助图8讨论过的离合器G的空间位置。就这点而言所有关于图8就离合器G的布置和结构设计所做的说明也可按意义适用到图20所示的实施例中。

图20提出的增加了第七切换元件G的变速器也可借助四个行星齿轮组RS1、RS2、RS3、RS4的其它空间布置实现。在不改变齿轮组系统运动学的情况下，四个行星齿轮组RS1、RS2、RS3、RS4例如也可同轴并排按照顺序“第二、第四、第一、第三行星齿轮组”(即“RS2-RS4-RS1-RS3”布置)设置。

图20中所示的所有四个行星齿轮组RS1、RS2、RS3、RS4的单级负传动比行星齿轮组设计方案应理解为示例性的。在不改变齿轮组系统运动学的情况下，单个或多个负传动比行星齿轮组可通过正传动比行星齿轮组代替。图22示出包括这种行星齿轮组类型的方案的表格，所述方案构成技术上有意义的变速器结构。接下来详细说明两种这样的示例。所有在表格中列出的方案可通过图21示出的换挡逻辑实现十一个前进挡和一个倒挡。

图23示出图20中作为本实用新型变速器第四种实施例示出的变速器简图的第一种替换方案的示意图。与根据图20的变速器简图(在其中所有四个行星齿轮组构造为负传动比行星齿轮组)不同，在根据图23的变速器简图中，第一行星齿轮组RS1构造为正传动比行星齿轮组，而其它三个行星齿轮组RS2、RS3、RS4不变地构造为负传动比行星齿轮组。在空间上看，图23中四个彼此同轴并排设置的单级行星齿轮组的顺序与图20相比没有变化，七个切换元件A至G的空间布置也没有变化。

为了保持根据图20的齿轮组系统的运动学，在图23中规定，太阳轮SO1不变地作为第一行星齿轮组RS1的第一元件构成自动变速器的(可经由离合器B与第三轴3连接的)第四轴4，但现在齿圈HO1作为第一行星齿轮组RS1的第二元件经由自动变速器的(用作第二耦合轴的)第六轴6持久与第三行星齿轮组RS3的齿圈HO3连接，并且现在行星齿轮架ST1作为第一行星齿轮组RS1的第三元件与变速器壳体GG固定连接。

图24示出图20中作为本实用新型变速器第四种实施例示出的变速器简图的第二种替换方案的示意图。与根据图20的变速器简图(在其中所有四个行星齿轮组构造为负传动比行星齿轮组)不同，在根据图24的变速器简图中，第二行星齿轮组RS2构造为正传动比行星齿轮组，而其它三个行星齿轮组RS1、RS3、RS4不变地构造为负传动比行星齿轮组。在空间上看，图24中四个彼此同轴并排设置的单级行星齿轮组的顺序与图20相比没有变化，七个切换元件A至G的空间布置也没有变化。

为了保持根据图20的齿轮组系统的运动学，在图24中规定，太阳轮SO2不变地作为第二行星齿轮组RS2的第一元件构成自动变速器的(可经由离合器F与轴7连接的)第九轴9，但现在齿圈HO2作为第二行星齿轮组RS2的第二元件构成自动变速器的(与离合器D、E和G持久连接的)第八轴8，并且现在行星齿轮架ST2作为第二行星齿轮组RS2的第三元件经由自动变速器的(用作第一耦合轴的)第五轴5持久与第三行星齿轮组RS3的太阳轮SO3连接。

认识了所说明的这两种关于图20中作为本实用新型变速器第四种实施例示出的变速器简图的示例性替换方案，技术人员也可毫无问题地实现图21的表格中列出的具有多个正传动比行星齿轮组的其它替换方案。为了保持齿轮组系统的运动学，在此每个负传动比行星齿轮组的第一元件须构造为太阳轮、每个负传动比行星齿轮组的第二元件须构造为行星齿轮架并且每个负传动比行星齿轮组的第三元件须构造为齿圈，而每个正传动比行星齿轮组的第一元件须构造为太阳轮、每个正传动比行星齿轮组的第二元件须构造为齿圈并且每个正传动比行星齿轮组的第三元件须构造为行星齿轮架。

附图标记列表

1 第一轴

2 第二轴

3 第三轴

4 第四轴

5 第五轴、第一耦合轴

6 第六轴、第二耦合轴

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、第一离合器

C 第三切换元件、第二离合器

D 第四切换元件、第三离合器

E 第五切换元件、第四离合器

F 第六切换元件、第五离合器

G 第七切换元件、第六离合器

AN 驱动轴

AB 从动轴

GG 壳体

RS1 第一行星齿轮组

SO1 第一行星齿轮组的太阳轮

ST1 第一行星齿轮组的行星齿轮架

PL1 第一行星齿轮组的行星齿轮

HO1 第一行星齿轮组的齿圈

RS2 第二行星齿轮组

SO2 第二行星齿轮组的太阳轮

ST2 第二行星齿轮组的行星齿轮架

PL2 第二行星齿轮组的行星齿轮

HO2 第二行星齿轮组的齿圈

RS3 第三行星齿轮组

SO3 第三行星齿轮组的太阳轮

ST3 第三行星齿轮组的行星齿轮架

PL3 第三行星齿轮组的行星齿轮

HO3 第三行星齿轮组的齿圈

RS4 第四行星齿轮组

SO4 第四行星齿轮组的太阳轮

ST4 第四行星齿轮组的行星齿轮架

PL4 第四行星齿轮组的行星齿轮

HO4 第四行星齿轮组的齿圈

i 传动比

速比间隔

Claims

1.自动变速器，该自动变速器包括驱动轴(AN)、从动轴(AB)、四个行星齿轮组(RS1、RS2、RS3、RS4)以及至少六个切换元件(A至F；A至G)，所述切换元件的选择性闭合能引起驱动轴(AN)和从动轴(AB)之间的不同传动比，用于实现至少九个前进挡，其中，驱动轴(AN)与第四行星齿轮组(RS4)持久连接并且从动轴(AB)与第三行星齿轮组(RS3)持久连接，其特征在于，仅设置两个耦合轴(5、6)，经由所述耦合轴分别将行星齿轮组(RS1至RS4)之一与另一行星齿轮组(RS1至RS4)持久直接连接，并且第四行星齿轮组(RS4)与至少五个切换元件(A、B、C、E、F；A、B、C、E、F、G)持久直接连接。

2.根据权利要求1的自动变速器，其特征在于，所述第一耦合轴(5)将第二行星齿轮组(RS2)与第三行星齿轮组(RS3)持久连接，并且第二耦合轴(6)将第三行星齿轮组(RS3)与第一行星齿轮组(RS1)持久连接。

3.根据权利要求1的自动变速器，其特征在于，所述第一行星齿轮组(RS1)与最多两个切换元件(B；B、D)直接连接，第二行星齿轮组(RS2)与至少四个切换元件(C、D、E、F；C、D、E、F、G)直接连接，并且第三行星齿轮组(RS3)与两个切换元件(C、D)直接连接。

4.根据权利要求1的自动变速器，其特征在于，所述驱动轴(AN)与至少一个切换元件(C；C、G)持久直接连接，并且从动轴(AB)与最多一个切换元件(D)持久直接连接。

5.根据权利要求1的自动变速器，其特征在于，设置正好六个切换元件(A至F)，第二行星齿轮组(RS2)与正好四个切换元件(C、D、E、F)持久直接连接，第三行星齿轮组(RS3)与正好两个切换元件(C、D)持久直接连接，第四行星齿轮组(RS4)与正好五个切换元件(A、B、C、E、F)持久直接连接，并且驱动轴(AN)与正好一个切换元件(C)持久直接连接。

6.根据权利要求1的自动变速器，其特征在于，设置正好七个切换元件(A至G)，第二行星齿轮组(RS2)与正好五个切换元件(C、D、E、F、G)持久直接连接，第三行星齿轮组(RS3)与正好两个切换元件(C、D)持久直接连接，第四行星齿轮组(RS4)与正好六个切换元件(A、B、C、E、F、G)持久直接连接，并且驱动轴(AN)与正好两个切换元件(C、G)持久直接连接。

7.根据权利要求1的自动变速器，其特征在于，所述第一行星齿轮组(RS1)与正好一个切换元件(B)持久直接连接并且从动轴(AB)与正好一个另外的切换元件(D)持久直接连接。

8.根据权利要求1的自动变速器，其特征在于，所述第一行星齿轮组(RS1)与正好两个切换元件(B、D)持久直接连接并且从动轴(AB)不与任何切换元件直接连接。

9.根据权利要求5、7或8的自动变速器，其特征在于，设置总共九个可转动的轴(1至9)，并且所述四个行星齿轮组(RS1、RS2、RS3、RS4)之中的每一个分别具有三个元件(SO1、ST1、HO1；SO2、ST2、HO2；SO3、ST3、HO3；SO4、ST4、HO4)，其中，第四行星齿轮组(RS4)的第二元件(ST4；HO4)构成第一轴(1)，该第一轴构造为驱动轴(AN)，第三行星齿轮组(RS3)的第二元件(ST3)构成第二轴(2)，该第二轴构造为从动轴(AB)，第四行星齿轮组(RS4)的第一元件(SO4)构成第三轴(3)，第一行星齿轮组(RS1)的第一元件(SO1)构成第四轴(4)，第五轴(5)作为第一耦合轴将第二行星齿轮组(RS2)的第三元件(HO2；ST2)与第三行星齿轮组(RS3)的第一元件(SO3)持久连接，第六轴(6)作为第二耦合轴将第一行星齿轮组(RS1)的第二元件(ST1；HO1)与第三行星齿轮组(RS3)的第三元件(HO3)持久连接，第四行星齿轮组(RS4)的第三元件 (HO4；ST4)构成第七轴(7)，第二行星齿轮组(RS2)的第二元件(ST2；HO2)构成第八轴(8)，第二行星齿轮组(RS2)的第一元件(SO2)构成第九轴(9)，第一行星齿轮组(RS1)的第三元件(HO1；ST1)持久固定在自动变速器的壳体(GG)上，第一切换元件(A)在力流中设置在第三轴(3)与壳体(GG)之间，第二切换元件(B)在力流中设置在第三轴(3)与第四轴(4)之间，第三切换元件(C)在力流中设置在第一轴(1)与第五轴(5)之间，第四切换元件(D)在力流中设置在第二轴(2)与第八轴(8)之间或者在力流中设置在第六轴(6)与第八轴(8)之间，第五切换元件(E)在力流中设置在第七轴(7)与第八轴(8)之间，第六切换元件(F)在力流中设置在第七轴(7)与第九轴(9)之间。

10.根据权利要求6至8之一的自动变速器，其特征在于，第七切换元件(G)在力流中设置在第一轴(1)与第八轴(8)之间。

11.根据权利要求1至8之一的自动变速器，其特征在于，所述第二行星齿轮组(RS2)能通过同时闭合第五和第六切换元件(E、F)被锁定，使得第二行星齿轮组(RS2)的三个元件(SO2、ST2、HO2)的转速在第二行星齿轮组(RS2)的锁定状态中是相同的。

12.根据权利要求1至8之一的自动变速器，其特征在于，在每个挡位中，其中四个切换元件是闭合的，并且在每次从一个挡位向下一更高或更低挡位换挡时分别仅打开其中一个之前闭合的切换元件并且闭合其中一个之前打开的切换元件。

13.根据权利要求5、7或8的自动变速器，其特征在于，九个前进挡和一个倒挡能被实现，在第一前进挡中第一、第二、第三和第六切换元件(A、B、C、F)是传递扭矩的，在第二前进挡中第一、第二、第五和第六切换元件(A、B、E、F)是传递扭矩的，在第三前进挡中第二、第三、第五和第六切换元件(B、C、E、F)是传递扭矩的，在第四前进挡中第二、第四、第五和第六切换元件(B、D、E、F)是传递扭矩的，在第五前进挡中第二、第三、第四和第五切换元件(B、C、D、E)是传递扭矩的，在第六前进挡中第二、第三、第四和第六切换元件(B、C、D、F)是传递扭矩的，在第七前进挡中第三、第四、第五和第六切换元件(C、D、E、F)是传递扭矩的，在第八前进挡中第一、第三、第四和第六切换元件(A、C、D、F)是传递扭矩的，在第九前进挡中第一、第四、第五和第六切换元件(A、D、E、F)是传递扭矩的，在倒挡中第一、第二、第四和第六切换元件(A、B、D、F)是传递扭矩的。

14.根据权利要求6至8之一的自动变速器，其特征在于，十个前进挡和一个倒挡能被实现，在第一前进挡中第一、第二、第六和第七切换元件(A、B、F、G)是传递扭矩的，在第二前进挡中第一、第二、第三和第六切换元件(A、B、C、F)是传递扭矩的，在第三前进挡中第一、第二、第五和第六切换元件(A、B、E、F)是传递扭矩的，在第四前进挡中第二、第三、第五和第六切换元件(B、C、E、F)是传递扭矩的，在第五前进挡中第二、第四、第五和第六切换元件(B、D、E、F)是传递扭矩的，在第六前进挡中第二、第三、第四和第五切换元件(B、C、D、E)是传递扭矩的，在第七前进挡中第二、第三、第四和第六切换元件(B、C、D、F)是传递扭矩的，在第八前进挡中第三、第四、第五和第六切换元件(C、D、E、F)是传递扭矩的，在第九前进挡中第一、第三、第四和第六切换元件(A、C、D、F)是传递扭矩的，在第十前进挡中第一、第四、第五和第六切换元件(A、D、E、F)是传递扭矩的，在倒挡中第一、第二、第四和第六切换元件(A、B、D、F)是传递扭矩的。

15.根据权利要求5、7或8的自动变速器，其特征在于，十个前进挡和一个倒挡能被实现，在第一前进挡中第一、第二、第三和第六切换元件(A、B、C、F)是传递扭矩的，在第二前进挡中第一、第二、第五和第六切换元件(A、B、E、F)是传递扭矩的，在第三前进挡中第二、第三、第五和第六切换元件(B、C、E、F)是传递扭矩的，在第四前进挡中第二、第四、第五和第六切换元件(B、D、E、 F)是传递扭矩的，在第五前进挡中第二、第三、第四和第五切换元件(B、C、D、E)是传递扭矩的，在第六前进挡中第二、第三、第四和第六切换元件(B、C、D、F)是传递扭矩的，在第七前进挡中第三、第四、第五和第六切换元件(C、D、E、F)是传递扭矩的，在第八前进挡中第一、第三、第四和第六切换元件(A、C、D、F)是传递扭矩的，在第九前进挡中第一、第三、第四和第五切换元件(A、C、D、E)是传递扭矩的，在第十前进挡中第一、第四、第五和第六切换元件(A、D、E、F)是传递扭矩的，在倒挡中第一、第二、第四和第六切换元件(A、B、D、F)是传递扭矩的。

16.根据权利要求6至8之一的自动变速器，其特征在于，十一个前进挡和一个倒挡能被实现，在第一前进挡中第一、第二、第六和第七切换元件(A、B、F、G)是传递扭矩的，在第二前进挡中第一、第二、第三和第六切换元件(A、B、C、F)是传递扭矩的，在第三前进挡中第一、第二、第五和第六切换元件(A、B、E、F)是传递扭矩的，在第四前进挡中第二、第三、第五和第六切换元件(B、C、E、F)是传递扭矩的，在第五前进挡中第二、第四、第五和第六切换元件(B、D、E、F)是传递扭矩的，在第六前进挡中第二、第三、第四和第五切换元件(B、C、D、E)是传递扭矩的，在第七前进挡中第二、第三、第四和第六切换元件(B、C、D、F)是传递扭矩的，在第八前进挡中第三、第四、第五和第六切换元件(C、D、E、F)是传递扭矩的，在第九前进挡中第一、第三、第四和第六切换元件(A、C、D、F)是传递扭矩的，在第十前进挡中第一、第三、第四和第五切换元件(A、C、D、E)是传递扭矩的，在第十一前进挡中第一、第四、第五和第六切换元件(A、D、E、F)是传递扭矩的，在倒挡中第一、第二、第四和第六切换元件(A、B、D、F)是传递扭矩的。

17.根据权利要求1至8之一的自动变速器，其特征在于，所有四个行星齿轮组(RS1、RS2、RS3、RS4)构造为负传动比行星齿轮组。

18.根据权利要求1至8之一的自动变速器，其特征在于，所述四个行星齿轮组(RS1、RS2、RS3、RS4)之一构造为正传动比行星齿轮组，而另外三个行星齿轮组分别构造为负传动比行星齿轮组。

19.根据权利要求18的自动变速器，其特征在于，所述第一或第二或第四行星齿轮组(RS1、RS2、RS4)构造为正传动比行星齿轮组。

20.根据权利要求1至8之一的自动变速器，其特征在于，其中两个行星齿轮组分别构造为正传动比行星齿轮组，另外两个行星齿轮组分别构造为负传动比行星齿轮组。

21.根据权利要求1至8之一的自动变速器，其特征在于，第三行星齿轮组(RS3)构造为负传动比行星齿轮组，而第一、第二和第四行星齿轮组(RS1、RS2、RS4)分别构造为正传动比行星齿轮组。

22.根据权利要求1至8之一的自动变速器，其特征在于，每个负传动比行星齿轮组的第一元件和每个正传动比行星齿轮组的第一元件构造为太阳轮，每个负传动比行星齿轮组的第二元件构造为行星齿轮架，而每个正传动比行星齿轮组的第二元件构造为齿圈，每个负传动比行星齿轮组的第三元件构造为齿圈，而每个正传动比行星齿轮组的第三元件构造为行星齿轮架。

23.根据权利要求1的自动变速器，其特征在于，所述四个行星齿轮组(RS1、RS2、RS3、RS4)彼此同轴并且沿轴向方向依次按照“第二、第四、第一、第三行星齿轮组”的顺序设置。

24.根据权利要求1的自动变速器，其特征在于，所述四个行星齿轮组(RS1、RS2、RS3、RS4)彼此同轴并且沿轴向方向依次按照“第一、第四、第二、第三行星齿轮组”的顺序设置。

25.根据权利要求1的自动变速器，其特征在于，第四和第五切换元件(D、E)彼此直接连接。

26.根据权利要求1的自动变速器，其特征在于，第五和第六切换元件(E、F)彼此直接连接。

27.根据权利要求23至26之一的自动变速器，其特征在于，第五切换元件(E)在空间上看沿轴向设置在第四和第二行星齿轮组(RS4、RS2)之间的区域中或者沿轴向设置在第二和第三行星齿轮组(RS2、RS3)之间的区域中。

28.根据权利要求23至26之一的自动变速器，其特征在于，第六切换元件(F)在空间上看直接相邻于第二行星齿轮组(RS2)地设置，沿轴向设置在第四和第二行星齿轮组(RS4、RS2)之间的区域中或者沿轴向设置在第二和第三行星齿轮组(RS2、RS3)之间的区域中或者居中设置在第二行星齿轮组(RS2)的太阳轮(SO2)之内的区域中。

29.根据权利要求23、25或26的自动变速器，其特征在于，第七切换元件(G)在空间上看沿轴向设置在第四和第二行星齿轮组(RS4、RS2)之间的区域中，沿轴向相邻于第二行星齿轮组(RS2)。

30.根据权利要求24至26之一的自动变速器，其特征在于，第七切换元件(G)在空间上看沿轴向设置在第四和第二行星齿轮组(RS4、RS2)之间的区域中，与第四切换元件(D)相邻和/或与第五切换元件(E)相邻。

31.根据权利要求24至26之一的自动变速器，其特征在于，第七切换元件(G)在空间上看沿轴向设置在第一和第四行星齿轮组(RS1、RS4)之间的区域中，沿轴向相邻于第四行星齿轮组(RS4)。

32.根据权利要求24至26之一的自动变速器，其特征在于，第七切换元件(G)在空间上看沿轴向设置在第二和第三行星齿轮组(RS2、RS3)之间的区域中，沿轴向相邻于第二行星齿轮组(RS2)。

33.根据权利要求1至8之一的自动变速器，其特征在于，所述自动变速器是用于机动车的自动变速器。