长久以来公知了组合式变速器，该组合式变速器具有多挡的主变 速器、在传动技术上串接在主变速器之前的前置组以及在传动技术上 串接在所述主变速器之后的分动器，并且该组合式变速器优选用于载 货车辆。通过至多实施为两级的具有较小传动比级差的前置组(该前 置组也被称为副变速器)，主变速器的传动比之间的传动比级差大约 被二等分，并由此使得总体可使用的传动比数目加倍。通过通常为两 级的分动器，整个变速器的速比范围得到明显扩大，并由此使得总体 可使用的传动比数目再次加倍。由此，所述副变速器和分动器与一个 三级主变速器(具有三个前进挡和一个倒挡)连接形成一个十二挡组 合式变速器(具有总共十二个前进挡和最多四个倒挡)，以及与一个 四级主变速器(具有四个前进挡和一个倒挡)连接形成一个十六挡的 组合式变速器(具有总共十六个前进挡和最多四个倒挡)。
与挡位数相同且挡位分级和速比范围相似的单变速器相比，所述 组合式变速器具有明显更小的尺寸和更轻的重量。但由于组合式变速 器中的许多切换都需要多个分变速器中传动比的变换并由此比较复杂 地进行，所以大多数公知的组合式变速器被构成为可半自动切换或可 全自动切换。
申请人的自动的组合式变速器的概况公布在ATZ 9/2004的第772 至783页上。在自动的换挡变速器 的被称为AS-Tronic系列的产品系列中，AS-Tronic-mid产品系列的为中 型载货车辆设计的变速器以及AS-Tronic产品系列的为重型载货车辆设 置的变速器分别被构成为组合式变速器，该组合式变速器具有多级的， 也就是设有三个或四个前进挡的主变速器、串接在所述主变速器之前 的两级的副变速器以及串接在所述主变速器之后的两级的分动器。
所述主变速器分别以中间轴方式实施，并设有未被同步的牙嵌离 合器，并且在AS-Tronic-mid产品系列中所述主变速器具有单独的中间 轴。对于AS-Tronic产品系列的变速器，为了实现重量优化和结构空间 优化，设有两根中间轴。在两个产品系列中，所述主变速器有选择地 在直接挡实施方式(iHG_min＝1)或快速挡实施方式(iHG_min＜1)中都是 可用的。
所述副变速器分别被构成为中间轴式变速器，该中间轴式变速器 具有两个可切换的对所述主变速器的输入常量。所述分动器分别被实 施为两级的行星齿轮变速器，该行星齿轮变速器具有可切换的直接连 接(iBG＝1)和作为替代的可切换的高传动比(iBG＞＞1)。
例如从DE 10143994A1公知了具有主变速器、前置组和串接在后 方的分动器的组合式变速器的其他实施方式。
对于AS-Tronic和AS-Tronic-mid产品系列的组合式变速器，所述副 变速器和所述分动器的分别被整合在一个共同的换挡同步器中的所述 换挡离合器迄今都分别被同步地构成，相反，所述主变速器被实施为 嵌牙接合换挡，也就是能够以不被同步地换挡的方式实施。由于相关 的被同步的换挡离合器因其结构复杂而较昂贵且需要比较大的结构空 间，并且由于磨损而限制了整个组合式变速器的使用寿命，所以对于 这种组合式变速器的将来的实施方式设置为，除主变速器外，分动器 也被实施为嵌牙接合换挡。
在图3a和图3b中举例示出AS-Tronic产品系列的两种公知的组合 式变速器的结构示意图。所述主变速器HG被实施为中间轴式的直接换 挡变速器并具有一根主轴W2和两根中间轴W3a、W3b。在依据图3a的 实施方式中，具有四个用于向前行驶的传动比G1至G4以及一个用于倒 车的传动比R的所述主变速器HG被四级式构成。在依据图3b的实施方 式中，具有三个用于向前行驶的传动比G1至G3以及一个用于倒车的传 动比R的所述主变速器HG被三级式构成。
传动比G1、G2、G3、R或G1、G2、R的空套齿轮分别可旋转地支 承在主轴W2上，并可通过所配属的牙嵌离合器接通。所配属的固定齿 轮不可旋转地布置在中间轴W3a和W3b上。构成为直接挡的最高传动比 G4或G3可通过直接换挡离合器切换。如果可能，每两个换挡离合器被 整合在一个共同的换挡同步器S1/2、S3/4或S1/R、S2/3中。在依据图3a 的实施方式中，换挡同步器SR只具有用于倒车的传动比R的换挡离合 器。
所述前置组VG被两级式构成，并且同样以中间轴方式实施，其中， 两个传动比K1、K2构成了所述主变速器HG的两个可切换的输入常量。 通过两传动比K1、K2较小的传动比差值，所述前置组VG被设计为副变 速器。第一传动比K1的空套齿轮可旋转地支承在输入轴W1上，所述输 入轴W1在图3a和图3b的图示之外通过可控制的分离离合器与被构成为 内燃机的驱动马达相连。第二传动比K2的空套齿轮可旋转地支承在主 轴W2上。两传动比K1、K2的固定齿轮分别不可旋转地布置在向输入侧 延长的中间轴W3a和W3b上。所述前置组VG的被同步地构成的换挡离 合器被整合在一个共同的换挡同步器SV中。
在传动技术上串接在后方的所述分动器BG同样被两级式构成，但 被实施为具有简单的行星齿轮组的行星结构。在此，太阳轮PS不可旋 转地与向输出侧延长的主轴W2连接。行星架PT不可旋转地与所述组合 式变速器的输出轴W4连接。齿圈PH与一个具有两个换挡离合器的换挡 同步器SB连接，借助于换挡离合器，分动器BG可以交替地通过所述齿 圈PH与固定的壳体件的连接切换到低速级L以及通过所述齿圈PH与所 述行星架PT的连接切换到高速挡S。与AS-Tronic变速器迄今为止的实 施方式相反，述换挡同步器SB的换挡离合器现在不被同步地构成。
由于所述分动器BG的不被同步的实施方式，在这种组合式变速器 中需要一种特殊的换挡过程，所述换挡过程与一个在很大程度上相同 但设有被同步的分动器BG的组合式变速器的换挡过程相比明显不同。 例如从DE 101 52 857 A1公知了对具有不被同步的分动器BG的组合式 变速器进行换挡控制的合适的方法。在该方法中主要设置为，分动切 换时，首先所述前置组VG和所述分动器BG分别被切换到中间位置，以 便切断动力流，随后所述主变速器HG被变速器制动器制动，并且驱动 马达的转速开始向目标挡位的同步转速转变。在所述主变速器HG换挡 后，所述前置组VG被同步地切换到其目标传动比。于是，当通过驱动 马达达到同步转速后，分动器BG的目标传动比被接入。
由于分动切换时主变速器HG被与分动器BG相反地换挡，即当分 动器BG被从低速级L向上加挡到高速级S时，主变速器HG被从高传动 比，例如G4或G3换挡到低传动比，例如G1或G2，因此在具有迄今为止 很普遍的按照上升顺序或下降顺序的传动比布置的主变速器HG内分别 需要两个换挡叉轴滑槽以及配属于该换挡叉轴滑槽的换挡同步器之间 的变换。对于依据图3a和图3b的组合式变速器，这种关系对于不同的 换挡数总结在图4a和图4b的表中。由于自动的滑槽变换分别包括所配 属的伺服驱动装置的驱动和停止、第一换挡同步器在中间位置的感测、 两个换挡叉轴滑槽或换挡同步器之间的转换以及伺服驱动装置对第二 换挡同步器进入目标换挡位置或者在目标换挡位置的控制和感测，因 此滑槽变换滞后地对于整个换挡过程有不利影响。

在这样的背景下，本发明的任务在于，提供一种开头所述类型的 自动的组合式变速器，利用该组合式变速器分动切换可以比现在更快 地进行。
这一关于组合式变速器的任务相应地通过权利要求1的特征得以 实现。由此，本发明涉及一种自动的组合式变速器，该组合式变速器 具有多级的主变速器、串接在所述主变速器之前的副变速器以及串接 在所述主变速器之后的两级的分动器，其中，所述副变速器通过可控 制的分离离合器与被构成为内燃机的驱动马达相连，所述主变速器和 所述分动器被同步地或者不被同步地构成，并且在分变速器的至少一 个当中，每两个传动比的换挡离合器分别被整合在一个具有两个换挡 位置和一个中间位置的共同的换挡同步器中。此外对于所述变速器还 设置为，在所述主变速器中，配属于最小传动比和最大传动比的所述 换挡离合器被整合在一个共同的换挡同步器中。
因此，所述最小传动比和所述最大传动比在换挡技术上分别配属 于同一个换挡叉轴滑槽。这样具有有利的结果，即主变速器内所有在 最小传动比和最大传动比之间变换的分动切换，在同一个换挡叉轴滑 槽内通过相应的换挡同步器从一个换挡位置到另一个换挡位置的简单 的转换来实现。因此避免了对于迄今的齿轮组的布置以及换挡同步器 的分配来说比较普遍的两个换挡叉轴滑槽或两个换挡同步器之间的变 换，由此缩短了分动切换的总体上的换挡时间以及因此缩短在分动切 换期间无牵引力的阶段。在分动器BG不参与换挡的组合式变速器换挡 时不出现时间延迟，因为滑槽变换在主变速器进行同步时发生。
依据所述组合式变速器的一种构造方案设置为，为了将副变速器 的输入轴与主轴连接，设置有轴向地布置在输入侧的直接换挡离合器。 依据本发明的另一个特征，所述组合式变速器具有两根相互平行布置 的中间轴。
附图说明
为了说明本发明，在说明书中附上具有实施例的附图。其中：
图1a示出具有四级主变速器的依据本发明的组合式变速器的结构 示意图；
图1b示出具有三级主变速器的依据本发明的组合式变速器的结构 示意图；
图2a示出依据图1a的组合式变速器的分动切换一览表；
图2b示出依据图1b的组合式变速器的分动切换一览表；
图3a示出具有四级主变速器的公知的组合式变速器的结构示意 图；
图3b示出具有三级主变速器的公知的组合式变速器的结构示意 图；
图4a示出依据图3a的组合式变速器的分动切换一览表；以及
图4b示出依据图3b的组合式变速器的分动切换一览表。

在图1a和图1b中举例示出两种依据本发明的组合式变速器的结 构示意图。主变速器HG被以中间轴方式实施并具有主轴W2和两根中 间轴W3a、W3b。在依据图1a的实施方式中，具有四个用于向前行驶 的传动比G1至G4以及一个用于倒车的传动比R的所述主变速器HG 四级式构成。在依据图1b的实施方式中，具有三个用于向前行驶的传 动比G1至G3以及一个用于倒车的传动比R的所述主变速器HG三级 式构成。
传动比G1、G2、G3、R或G1、G2、R的空套齿轮分别可旋转地 支承在主轴W2上并可通过所配属的牙嵌离合器切换。所配属的固定齿 轮不可旋转地设置在两个中间轴W3a和W3b上。分别构成为直接挡的 最高传动比G4或G3可通过直接换挡离合器切换。
与依据图3a和图3b的组合式变速器的开头所述的公知的实施方 式不同，在依据本发明的主变速器HG中，最小传动比G1的齿轮组在 输入侧被布置在直接挡G4或G3的直接换挡离合器SV旁，并且第一 传动比G1和直接挡G4或G3的换挡离合器分别被整合在一个共同的 换挡同步器S1/4或S1/3中。其余传动比的换挡离合器被相应地整合在 换挡同步器S2/3、SR或S2/R中。
前置组VG两级式构成并同样以中间轴方式构成，其中，两个传 动比K1、K2构成了主变速器HG的两个可切换的输入常量。通过两传 动比K1、K2较小的传动比差值，前置组VG被设计为副变速器。第一 传动比K1的空套齿轮可旋转地支承在输入轴W1上，输入轴W1在图 1a和图1b的图示之外通过可控制的分离离合器与被构成为内燃机的驱 动马达相连。第二传动比K2的空套齿轮可旋转地支承在主轴W2上。 两传动比K1、K2的固定齿轮分别不可旋转地布置在向输入侧地延长的 中间轴W3a和W3b上。前置组VG的同步构成的换挡离合器被整合在 一个共同的换挡同步器SV中。
在传动技术上布置在主变速器HG后方的分动器BG同样两级式 构成，但被实施为具有简单的行星齿轮组的行星结构。然而分动器BG 也可以以中间轴方式设计。在此，太阳轮PS不可旋转地与向输出侧延 长的主轴W2连接。行星架PT不可旋转地与组合式变速器的输出轴 W4联接。齿圈PH与具有两个换挡离合器的换挡同步器SB连接，借 助于这些换挡离合器，分动器BG可以交替地通过齿圈PH与固定的壳 体件的连接切换到低速级L或通过齿圈PH与主轴W2或太阳轮PS的 连接切换到高速级S。一种替代形式是，在一个没有示出的高速挡S 内，齿圈PH与所述行星架PT的切换连接是可行的。换挡同步器SB 的换挡离合器被节约成本地未被同步地构成。
由于依据图1a和图1b的所述组合式变速器的依据本发明的构成 方式，特别是在主变速器HG中传动比G1、G2、G3、R或G1、G2、 R的齿轮组的布置以及换挡同步器S1/4或S1/3的分配，大多数的分动 切换可以在换挡叉轴滑槽或换挡同步器不发生变换的情况下进行，并 因此与具有按照上升顺序或下降顺序的传动比标准布置的公知的组合 式变速器相比可以明显更快地进行。对于依据图1a和图1b的组合式 变速器，这种关系对于不同的换挡数总结在图2a和图2b的表中。
附图标记列表
BG        分动器
G1        (主变速器的)(第一)传动比
G2        (主变速器的)(第二)传动比
G3        (主变速器的)(第三)传动比
G4        (主变速器的)(第四)传动比
HG        主变速器
iBG       分动器的传动比
iHG       主变速器的传动比
iHG_min   主变速器的最小传动比
K1        (副变速器的)(第一)传动比
K2        (副变速器的)(第二)传动比
L         (分动器的)低速级
PH        (分动器的)齿圈
PS        (分动器的)太阳轮
PT        (分动器的)行星架
R         主变速器的倒车传动比
S         (分动器的)高速级
SB        (分动器的)换挡同步器
SR        (主变速器的)换挡同步器
SV        (副变速器的)换挡同步器，直接换挡离合器
S1/2      (主变速器的)换挡同步器
S1/3      (主变速器的)换挡同步器
S1/4      (主变速器的)换挡同步器
S1/R      (主变速器的)换挡同步器
S2/3      (主变速器的)换挡同步器
S2/R      (主变速器的)换挡同步器
S3/4      (主变速器的)换挡同步器
VG        前置组、副变速器
W1        输入轴
W2     主轴
W3a    中间轴
W3b    中间轴
W4     输出轴