技术领域
[0001] 本
发明涉及一种用于机动车的变速器，包括
输入轴、从动轴、两个行星
齿轮组和至少四个切换元件。本发明此外涉及一种用于机动车的动力总成系统。
[0002] 变速器在此特别是指的是多挡变速器，其中通过切换元件优选自动地在输入轴和从动轴之间接通多个挡位、即
传动比。切换元件在此例如是
离合器或
制动器。这种类型的变速器主要应用在机动车中，以便以合适的方式使得驱动单元的转速和转矩输出特性与机动车的行驶阻力相适配。
背景技术
[0003] 由
专利申请WO2006/015845 A1的
附图20已知一种多级
自动变速器，其包括
驱动轴、从动轴、前置齿轮组、主齿轮组和至少六个切换元件，其可以实现至少八个可非成组地接通的前进挡。主齿轮组通过所谓的辛普森齿轮组构成，其由两个单
行星齿轮组构成。为此两个行星齿轮组的
太阳轮彼此永久连接，并且如此构成一个第一耦合轴。第一行星齿轮组的
行星架与第二行星齿轮组的齿圈永久连接，由此构成第二耦合轴。这两个单行星齿轮组中的一个单行星齿轮组在此构成为分级行星齿轮组，其行星齿轮具有两个不同的有效直径。从动轴直接连接在第二耦合轴上。
[0004] 本
申请人的仍然未公开的专利申请DE102013225208.0在附图6中描述一种具有第一行星齿轮和第二行星齿轮组的变速器，它们构成为辛普森齿轮组。从动轴与第二耦合轴永久连接。变速器此外具有
电机，其具有可旋转的
转子和不旋转的
定子，该转子与一个附加的行星齿轮组的太阳轮连接，并且该附加的行星齿轮组的行星架和齿圈与辛普森齿轮组的两个轴连接。变速器在输入轴和从动轴之间总共具有四个前进挡。
[0005] 在上述的变速器中总共具有三个行星齿轮组，并且因此需要高的构造
费用并且相应大的构造空间。此外附加的行星齿轮组恶化了变速器的效率。
发明内容
[0006] 因此本发明的目的在于提供一种用于机动车的变速器，该变速器具有至少五个前进挡，该变速器的特征在于简单的构造和高的效率，并且通过电机的巧妙的连接而具有高的功能性。
[0007] 该目的通过根据本发明的用于机动车的变速器解决，该变速器包括：输入轴；从动轴；构成为分级行星齿轮组的第一行星齿轮组，所述第一行星齿轮组的行星齿轮具有两个不同的有效直径；和第二行星齿轮组，所述第一和第二行星齿轮组构成为负传动比齿轮组，其中第一行星齿轮组的第一太阳轮与行星齿轮的较大的有效直径
啮合，第一行星齿轮组的第二太阳轮与行星齿轮的较小的有效直径啮合，第一行星齿轮组的第二太阳轮与第二行星齿轮组的太阳轮永久连接，第一行星齿轮组的行星架与第二行星齿轮组的齿圈永久连接，其中输入轴能经由第一切换元件与第二行星齿轮组的行星架连接并且能经由第二切换元件与第一行星齿轮组的第二太阳轮连接，从动轴连接到第二行星齿轮组的齿圈上，变速器具有第一电机，该第一电机具有不旋转的定子和可旋转的转子，输入轴能经由第三切换元件与第一电机的转子连接，第一行星齿轮组的第一太阳轮与第一电机的转子或者永久连接或者经由附加切换元件可切换地连接，并且第一行星齿轮组的齿圈能经由第四切换元件被固定成不旋转的。
[0008] 该变速器包括输入轴、从动轴、构成为分级行星齿轮组的第一行星齿轮组和第二行星齿轮组，所述第一行星齿轮组的行星齿轮具有两个不同的有效直径。所述第一行星齿轮组和所述第二行星齿轮组构成为负传动比齿轮组。行星齿轮组包括太阳轮、行星架和齿圈。在行星架上可旋转地支承行星齿轮，其与太阳轮的齿部和/或与齿圈的齿部啮合。负传动比行星齿轮组是这样的行星齿轮组，其包括行星架(行星齿轮可旋转地支承在该行星架上)、太阳轮和齿圈，至少其中一个行星齿轮的齿部不仅与太阳轮的齿部、而且与齿圈的齿部啮合，由此当太阳轮在行星架固定时旋转时，齿圈和太阳轮在相反的旋转方向上旋转。正传动比行星齿轮组与上述负传动比行星齿轮组的区别在于：正传动比行星齿轮组具有内部和外部的行星齿轮，其可旋转地支承在行星架上。内部的行星齿轮的齿部在此一方面与太阳轮的齿部并且另外一方面与外部行星齿轮的齿部啮合。外部行星齿轮的齿部此外与齿圈的齿部啮合。这导致在行星架固定时齿圈和太阳轮在相同旋转方向上旋转。
[0009] 第一行星齿轮组的第一太阳轮与行星齿轮的较大的有效直径啮合。第二太阳轮与行星齿轮的较小的有效直径啮合。第一和第二太阳轮的有效直径是相应不同大小的。
[0010] 第一行星齿轮组的第二太阳轮与第二行星齿轮组的一个太阳轮永久连接并且因此是第一耦合轴的构件。第一行星齿轮组的行星架与第二行星齿轮组的齿圈永久连接并且因此是第二耦合轴的构件。第一和第二行星齿轮组因此构成所谓的辛普森齿轮组。
[0011] 输入轴经由第一切换元件与第二行星齿轮组的行星架可连接并且经由第二切换元件与第一行星齿轮组的第二太阳轮可连接。
[0012] 从动轴连接到第二行星齿轮组的齿圈上。这样的连接可以或者通过在从动轴和第二行星齿轮组的齿圈之间的永久不可相对旋转的连接(例如以轴的形式)构成，或者通过一个或多个在从动轴和第二行星齿轮组的齿圈之间的啮合构成。
[0013] 根据本发明，变速器具有第一电机，该第一电机具有不旋转的定子和可旋转的转子，输入轴经由第三切换元件与第一电机的转子可连接。第一行星齿轮组的第一太阳轮与第一电机的转子或者永久连接或者经由附加切换元件可切换地连接。第一行星齿轮组的齿圈经由第四切换元件能被固定成不旋转的，其方式为第一行星齿轮组的齿圈经由第四切换元件与壳体或与变速器的其它的不旋转的构件可切换地连接。
[0014] 根据本发明构成的变速器具有紧凑的结构，因为在结构方面仅仅包括两个行星齿轮组。通过根据本发明的构造，变速器具有突出的效率，特别是因为在各单个挡位中仅仅少量的齿部位于变速器的功率流中。第一电机的连接可以实现许多附加功能，因为第一电机的转子不是如同在用于并联混合动力总成系统的变速器中常见地与输入轴连接。由此可以在机动车的动力总成系统中例如取消在变速器输入轴和动力总成系统的
内燃机之间的耦合。
[0015] 通过本发明的构造，从动轴可以相对于输入轴同轴地设置在变速器的对置的各轴向端部上。替代地，也可以设置与输入轴轴向平行的从动轴。变速器因此可以不仅用于机动车的前置纵向动力总成系统而且用于前置横向动力总成系统。
[0016] 根据一个可能的实施方式，第一行星齿轮组的第一太阳轮能够经由第五切换元件固定成不旋转的，其方式为：第一行星齿轮组的该太阳轮经由第五切换元件与壳体或与变速器的另外的不旋转的构件可切换地连接。第五切换元件的应用然而是可选的，因为第一行星齿轮组的第一太阳轮也可以通过第一电机得到支持。在此第一电机优选如此调节，使得转子具有小的转速。这便于调节第一电机。
[0017] 通过选择性地操纵第一、第二、第三、第四和可选地第五切换元件或附加切换元件，能够在输入轴和从动轴之间优选自动地接通至少五个前进挡。根据第一行星齿轮组的第一太阳轮与第一电机的转子是永久连接或可切换地连接，得到用于构成前进挡的两个不同的方案。
[0018] 接下来描述用于具有在第一电机的转子和第一行星齿轮组的第一太阳轮之间的永久连接的变速器的前进挡的构成。第一前进挡通过闭合第四切换元件和第三切换元件构成。第二前进挡通过闭合第四切换元件和第二切换元件得到。第三前进挡通过闭合第四切换元件和第一切换元件得到。第四前进挡通过闭合第一切换元件且选择性地通过闭合第三切换元件或第二切换元件得到。第五前进挡通过闭合第一切换元件且选择性地通过闭合第五切换元件或通过借助于第一电机支持第一行星齿轮组的第一太阳轮得到。由此在合适选择行星齿轮组的固定传动比的情况下获得对于在机动车中的应用非常合适的传动比序列。此外两个相邻的前进挡始终具有一个在这两个挡位中闭合的切换元件。这简化了切换过程并且缩短了在两个相邻的前进挡之间的切换持续时间。因为在第一至第三前进挡中第四切换元件是闭合的，所以也可以在第一和第三前进挡之间直接切换。因为在第三至第五前进挡中第一切换元件是闭合的，所以可以在第三和第四前进挡之间实现直接切换。变速器因此能够实现特别有利的、可能的直接换挡过程的多样性，即在没有挂入中间挡的情况下。
[0019] 在第四前进挡中两个行星齿轮组被
锁止，从而第一和第二行星齿轮组的所有元件以相同的转速转动。这可以通过闭合两个接下来的切换元件达到：第一切换元件、第二切换元件、第三切换元件。这适用于所有的实施方式和
实施例。优选至少第一切换元件参与形成第四前进挡，因为第一切换元件也参与形成第三和第五前进挡。这便于从第三至第四挡的换挡过程或从第四到第五前进挡的换挡过程或反之。
[0020] 仅仅在第五前进挡中需要第一行星齿轮组的第一太阳轮的抗旋转的固定或通过第一电机对于该太阳轮的尽可能抗旋转的支持。在此支持力矩因此是小的。因为取消第五切换元件不是不利的，因为电机仅仅需要较小的用于支持的
能量。
[0021] 接下来描述一种变速器的前进挡的构成，该变速器包括经由附加切换元件在第一电机的转子和第一行星齿轮组的第一太阳轮之间可切换的连接以及包括第五切换元件。第一前进挡通过闭合第四切换元件、第三切换元件和附加切换元件得到。第二前进挡通过闭合第四切换元件、第二切换元件和附加切换元件得到。第三前进挡通过闭合第四切换元件、第一切换元件和附加切换元件得到。第四前进挡通过闭合第一切换元件、附加切换元件且选择性地通过闭合第三切换元件或第二切换元件得到。第五前进挡通过闭合第一切换元件和第五切换元件得到，其中可选地第三切换元件也可以是闭合的。与具有在第一电机的转子和第一行星齿轮组的第一太阳轮之间的永久连接的设计不同，第一电机在此也可以在机械固定定义的第五前进挡中输出和接收功率，如果第三切换元件闭合的话。这特别是在变速器应用机动车的动力总成系统中时是重要的。如果第三切换元件在第五前进挡中是打开的，那么第一电机与动力总成系统脱离耦合。由此改善了机动车动力总成系统的效率，因为电机不产生拖拽损失。这特别是在第五挡中是有利的，因为该挡在机动车中例如在以高速度行驶时被利用。在这种类型的恒定行驶时通常本来也不需要利用第一电机。
[0022] 接下来描述用于一种变速器的前进挡的替代构成，该变速器包括经由附加切换元件在第一电机的转子和第一行星齿轮组的第一太阳轮之间可切换的连接以及包括第五切换元件。第一前进挡通过闭合第四切换元件、第三切换元件和附加切换元件得到。第二前进挡通过闭合第四切换元件和第二切换元件得到，其中可选地第三切换元件也可以是闭合的。第三前进挡通过闭合第四切换元件和第一切换元件得到，其中可选地第三切换元件也可以是闭合的。第四前进挡通过闭合第一切换元件、附加切换元件且选择性地通过闭合第三切换元件或第二切换元件得到。第五前进挡通过闭合第一切换元件和第五切换元件得到。通过前进挡的该替代构成，可能的是，这种类型的变速器作为传统的自动变速器运行，而没有第一电机的影响。通过在第二、第三和第五前进挡中可选地闭合第三切换元件，电机与输入轴连接，由此第一电机也在这种前进挡的替代构成中可以集成到力流中。这种前进挡的替代构成以彼此独立地操纵附加切换元件和第五切换元件为前提。
[0023] 接下来描述用于变速器的第四前进挡的替代构成，该变速器包括经由附加切换元件在第一电机的转子和第一行星齿轮组的第一太阳轮之间可切换的连接以及包括第五切换元件。如果第四前进挡通过闭合第一切换元件和第二切换元件构成，那么在此可以打开附加切换元件，并且为此第三切换元件可以可选地闭合。第三切换元件在此特别是当第一电机应当输出或接收功率时需要被闭合。
[0024] 根据本发明的一个实施方式，第一、第二和第四切换元件构成为形锁合切换元件。形锁合切换元件例如爪式切换元件的特征在于与力锁合切换元件相比在打开状态下较小的拖拽损失，由此变速器的摩擦损失可显著减小。第一电机与第一行星齿轮组的第一太阳轮的连接在此可以实现对换挡过程的支持，由此可以实现形锁合元件的无负载和同步，而不显著
撤回从动力矩。第三切换元件在该实施方式中优选构成为力锁合切换元件，例如以盘式离合器的形式。在机动车的动力总成系统中第三切换元件因此可以用作起动元件，因为力锁合切换元件具有可变的
扭矩传递能力，并且因为第三切换元件参与形成第一前进挡。如果与输入轴连接的内燃机借助于第一电机和/或通过与从动轴的耦合被起动，从而通过将第三切换元件构成为力锁合切换元件此外可以实现打滑耦合。在打滑耦合时第三切换元件在打滑中、即在各耦合半部的转速差时运行。由此可以减小在动力总成系统中的急冲，该急冲通过起动内燃机引起。
[0025] 根据一个优选的设计，第一切换元件和第二切换元件能通过共同的操纵机构被操纵。在该实施方式中第一切换元件和第三切换元件参与形成第四前进挡。因此第一和第二切换元件在任何挡位中都没有同时闭合。由此可能的是，第一和第二切换元件通过共同的操纵机构操纵，该操纵机构在第一
位置中促成第一切换元件的闭合，在第二位置中促成第二切换元件的闭合。在中间位置中操纵机构既不促成第一切换元件闭合，也不促成第二切换元件闭合。通过该双重作用的操纵机构可以进一步减小了变速器的复杂性。
[0026] 根据一个替代设计，第一、第二和第三切换元件构成为力锁合切换元件、特别是盘式离合器。第四切换元件在该替代设计中也构成为形锁合切换元件、特别是爪式离合器。该设计也可以实现无
牵引力中断的换挡，当第一电机不能输出或接收功率时。这样的状态可能例如在低的环境
温度时出现，低的
环境温度损害
电动机械的
蓄能器的功率接收或功率输出，从而第一电机在功能上不可用。而后通过第一、第二和第三切换元件构成为盘式离合器，交叉换挡是可能的，如同在通常的机动车自动变速器中是通常的。
[0027] 根据该替代实施方式的一个可能的设计，变速器具有第六前进挡，第六前进挡通过闭合第二切换元件且选择性地通过闭合第五切换元件或通过借助于第一电机支持第一行星齿轮组的第一太阳轮得到，如果第一行星齿轮组的第一太阳轮与第一电机的转子永久连接的话。这样构成的第六前进挡具有特别大的传动比。这特别是在应用在具有牵引力强的内燃机的动力总成系统中时是重要的，因为通过这种大传动比的挡位，内燃机的转速例如可以在大的节奏的情况下被减小。由此改善机动车的行驶舒适性以及燃油消耗。
[0028] 在具有附加切换元件和第五切换元件的变速器的情况下，第六前进挡通过闭合第五和第二切换元件构成。如果此外还有第三切换元件闭合，那么第一电机在第六前进挡中同样处于功率流中。由此第一电机也可以在第六前进挡中输出功率或接收功率。
[0029] 优选变速器具有第六切换元件，借助于该第六切换元件第二行星齿轮组的行星架可以固定成不旋转的，其方式为：第二行星齿轮组的行星架经由第六切换元件与变速器的壳体或其它不旋转的构件可切换地连接。通过闭合第六切换元件、第三切换元件和可选地附加切换元件在输入轴和从动轴之间得到第一倒挡。第六切换元件看成可选的。如果变速器不具有第六切换元件，那么一个倒挡也可以通过闭合第四切换元件和可选地附加切换元件并且通过第一电机的运行实现。变速器然而以简单的方式也允许形成机械倒挡。
[0030] 通过闭合第六切换元件和第二切换元件得到第二倒挡。第二倒挡可以不仅附加于第一倒挡设置，而且可以替代第一倒挡设置。如果第一电机应当支持在第二倒挡中的运行，那么必要时闭合附加切换元件。
[0031] 根据一个可能的构造，第二行星齿轮组具有第二齿圈，其与从动轴连接。在这种设计中第二行星齿轮组的“第一”齿圈也连接到从动轴上，因为“第一”齿圈与第二齿圈经由第二行星齿轮组的行星齿轮连接。在第二行星齿轮组的行星架和第六切换元件之间的连接在此在第二行星齿轮组的两个齿圈之间穿过。优选这两个齿圈具有相同的有效直径。因此这两个齿圈的转速是相同的，仿佛它们是彼此连接的。这种设计允许输入轴和从动轴之间的同轴布置，尽管存在机械倒挡。这种类型的设置特别是在具有所谓的前置纵向动力总成系统的机动车中是有利的。
[0032] 如果变速器具有第六切换元件，那么第六切换元件和第四切换元件优选能够通过共同的操纵机构被操纵。因为第六和第四切换元件在任何挡位中都没有同时闭合，所有这样的操纵可以在没有限制变速器功能的情况下实现。在操纵机构的第一位置中第六切换元件是闭合的，并且第四切换元件是打开的。在操纵机构的第二位置中第四切换元件是闭合的，并且第六切换元件是打开的。在中间位置中不仅第四切换元件而且第六切换元件是打开的。通过双重作用的操纵机构可以进一步减小了变速器的复杂性。
[0033] 根据本发明的一个另外的构造，第一行星齿轮组的齿圈(其经由第四切换元件可固定成不旋转的)与行星齿轮的所述较大的有效直径啮合。第一行星齿轮组的第二齿圈与行星齿轮的所述较小的有效直径啮合，其中第一行星齿轮组的第二齿圈经由第七切换元件可固定成不旋转的，其方式为：第一行星齿轮组的第二齿圈经由第七切换元件与变速器的壳体或其它不旋转的构件可切换地连接。通过附加的可切换的轴，变速器得到附加的前进挡，其特征在于特别小的传动比。由此能够以简单的方式实现爬行挡。
[0034] 在第一至第五前进挡并且可选地在第六前进挡中第七切换元件是打开的。在第七前进挡中第七切换元件、第三切换元件和可选地附加切换元件是闭合的。第七前进挡在此构成上述的爬行挡。
[0035] 优选变速器具有第二电机，该第一电机具有不旋转的定子和可旋转的转子，第二电机的转子与输入轴永久连接。通过第二电机进一步改善了变速器的功能。例如变速器可以借助于第一电机驱动机动车，而第二电机起动与输入轴连接的内燃机，而不会对从动轴干扰。这改善了机动车的舒适性。
[0036] 变速器优选具有第一电动力运行模式，在第一电动力运行模式中仅仅第二切换元件和可选地附加切换元件是闭合的并且所有其它的切换元件是打开的。通过改变作用在输入轴上和作用在第一电机的转子上的转矩，因此能够无级地改变作用在从动轴上的转矩。这扩展了变速器的功能。
[0037] 变速器优选具有第二电动力运行模式，在该第二电动力运行模式中仅仅第一切换元件和可选地附加切换元件是闭合的并且所有其它的切换元件是打开的。通过改变作用在输入轴上和作用在第一电机的转子上的转矩，因此能够无级地改变作用在从动轴上的转矩。这扩展了变速器的功能。
[0038] 通过不同的连接，第二电动力运行模式适合于在输入轴和从动轴之间的大的传动比，而第一电动力运行模式特别是适合于在输入轴和从动轴之间的小的传动比。在变速器应用在机动车的动力总成系统中时第一电动力运行模式因此适合于小的行驶速度并且适合于起动机动车，而第二电动力运行模式适合于高的行驶速度。
[0039] 变速器优选具有第一电运行模式，在该第一电运行模式中第四切换元件和可选地附加切换元件是闭合的并且所有其它的切换元件是打开的。在第一电运行模式中变速器具有特别高的效率，因为仅仅第一行星齿轮组处于功率流中。此外输入轴和所有与之连接的元件与从动轴脱离耦合，由此减小可能的拖拽损失。
[0040] 变速器也可以具有第二电运行模式，在该第二电运行模式中第六切换元件和可选地附加切换元件是闭合的并且所有其它的切换元件是打开的。由此改善了变速器的功能。
[0041] 根据一个可能的构造，变速器可以通过同时闭合第六和第四切换元件被锁止。特别是在下面的情况下是有利的：第六切换元件和第四切换元件构成为形锁合切换元件。通过这种方式可以取消单独的驻车挡。如果第六和第四切换元件通过共同的操纵元件被操纵，那么操纵机构必须如此构成，使得可以实现该切换状态。
[0042] 优选所有的切换元件可借助于闭合的液压系统操纵。闭合的液压系统为此具有蓄压器，其用作初级压力供给。如果蓄压器中的压力低于一个极限值，那么蓄压器中的压力通过优选被电驱动的
泵抬升。这减小了液压系统的功率需求，并且改善了变速器的效率。替代地，操纵切换元件也可以借助于传统的敞开的液压系统实现，其中泵持续地输送液压
流体。根据另外一个替代方式，切换元件的操纵也可以借助于电动机械的操纵系统实现。这改善了变速器的效率以及再次显著改善结构耗费。
[0043] 变速器可以是机动车的动力总成系统的构件。混合动力总成系统除了变速器之外还具有内燃机，其经由扭转
减振器与变速器的输入轴旋转弹性地连接。变速器的从动轴与
主减速器传动连接，主减速器将转矩分布到机动车的
车轮上。动力总成系统可以实现机动车的多个驱动模式。在电运行模式中机动车仅仅由变速器的第一电机驱动。在纯内燃机式运行中机动车仅仅由内燃机驱动。在第一和第二电动力运行模式中机动车通过内燃机和变速器的第一电机的配合作用被驱动。
[0044] 内燃机不仅可以通过第一电机而且可以通过第二电机起动。为了在第一电运行模式中在机动车行驶期间借助于第一电机起动，有利的是：第一切换元件构成为具有可变的转矩传递率的力锁合切换元件。通过第一切换元件的打滑运行在此转矩从从动端和从第一电机传递到与输入轴连接的内燃机，以便将内燃机置于起动转速并且起动。在此附加切换元件(如果存在的话)必须闭合。为了避免在起动过程中内燃机非均匀的转矩输出作用到从动端上，在内燃机的
曲轴已经达到起动转速之后，第一切换元件优选完全打开。如果内燃机已经达到稳定运行，那么第一切换元件在调节到在输入轴和曲轴之间的同步转速之后可以闭合。因此从第一电运行模式出发的起动过程是可能的，该起动过程直接导入第三前进挡。替代地，在第一电机和输入轴之间的用于起动内燃机的耦合可以替代第一切换元件通过第三切换元件或第二切换元件实现。设置用于耦合的切换元件在此必须在任何情况下设计成具有可变的转矩传递率的形锁合切换元件。因此从第一电运行模式出发的起动过程是可能的，其直接导入第一或第二前进挡中。替代地，内燃机的曲轴也可以通过第二电机置于起动转速，并且紧接着被起动。在调节到在输入轴和曲轴之间的同步转速之后，第一、第二或第三切换元件可以是闭合的。为此第一、第二或第三切换元件也可以构成为形锁合切换元件，因为不需要朝向从动端的打滑解耦。
[0045] 具有根据本发明的变速器的动力总成系统也允许在机动车停止状态下的蓄能器充电。为此所有的切换元件除了第三切换元件之外被打开。因此与输入轴连接的内燃机可以驱动第一电机，其在第一发电式运行点中运行并且因此产生充电
电流，其可以用于对蓄能器充电。
[0046] 如果机动车应当直接从上述的充电运行起动，那么第三切换元件打开并且第一电机的转子转速降低到零。由此两个行星齿轮组的所有的元件静止。紧接着第四切换元件(其优选构成为形锁合切换元件)并且可选地附加切换元件闭合。如果第三切换元件构成为力锁合切换元件，那么可以通过第三切换元件的打滑运行无级地提高其转矩传递率，直至最后完全闭合。因此从停车充电运行出发的起动过程也是可以的，其直接导致第一前进挡。
[0047] 替代地可以从停车充电运行出发直接更换到第一电动力运行模式中。为此第三切换元件被打开并且可选地附加切换元件闭合。紧接着第一电机的转速被提高，直至在输入轴和第一行星齿轮组的第二太阳轮之间存在同步转速。在达到同步转速之后，第二切换元件闭合，由此变速器处在第一电动力运行模式中。通过合适改变与输入轴连接的内燃机和第一电机的转矩，作用在从动轴上的转矩可以被无级地改变，由此机动车可以起动。为此第一电机必须在发电式运行点中运行，由此这样的起动过程即使在蓄能器为空时也可以实施。如果应当从第一电动力运行模式转换到第二前进挡中，那么第一电机的转子转速可以被这样调节，使得第一行星齿轮组的齿圈静止。紧接着第四切换元件可以闭合，由此变速器处于第二前进挡中。
[0048] 通过切换元件根据操纵状态允许在两个构件之间的相对运动或者在两个构件之间建立用于传递转矩的连接。相对运动例如理解成两个构件的旋转，其中第一构件的转速不同于第二构件的转速。此外也可以考虑仅仅其中一个构件的旋转，而另外的构件静止或在相反的方向上旋转。
[0049] 当在两个元件之间存在通过切换元件可松开的不可相对旋转的连接，那么称为两个元件是可连接的。当该连接存在时，这两个元件以相同的转速旋转。
[0050] 固定传动比定义在行星架不旋转的情况下行星齿轮组的太阳轮和齿圈之间的转速比。因为在负传动比行星齿轮组的情况下在行星架不旋转的情况下在太阳轮和齿圈之间的旋转方向是反向的，所以在负传动比行星齿轮组的情况下固定传动比始终是负值。
附图说明
[0051] 本发明的各实施例接下来借助于附图详细阐述：
[0052] 图1示意示出根据本发明的第一实施例的变速器；
[0053] 图2示出根据本发明的第一实施例的变速器的剖视图；
[0054] 图3示出根据本发明的第二实施例的变速器；
[0055] 图4示出根据本发明的第二实施例的变速器的剖视图；
[0056] 图5示意示出根据本发明的第三实施例的变速器；
[0057] 图6示出根据本发明的第三实施例的变速器的剖视图；
[0058] 图7示出根据本发明的第四实施例的变速器；
[0059] 图8示出根据本发明的第四实施例的变速器的剖视图；
[0060] 图9示出根据本发明的第五实施例的变速器；
[0061] 图10示出根据本发明的第五实施例的变速器的剖视图；
[0062] 图11示意示出根据本发明的第五实施例的变速器，具有改变的切换元件布置；
[0063] 图12示出根据本发明的第五实施例的变速器的剖视图，具有改变的切换元件布置；
[0064] 图13示出切换元件布置的详细视图；
[0065] 图14示出根据本发明的第五实施例的变速器的剖视图，具有作为爪式切换元件的第五切换元件；
[0066] 图15示出根据本发明的第五实施例的变速器的剖视图，具有作为
盘式制动器的第五切换元件；
[0067] 图16示意示出根据本发明的第六实施例的变速器；
[0068] 图17示出根据本发明的第六实施例的变速器的剖视图；
[0069] 图18示意示出根据本发明的第七实施例的变速器；
[0070] 图19a示出根据本发明的第一实施例的变速器的换挡图，该变速器不包括第五切换元件；
[0071] 图19b示意示出根据本发明的第一实施例的变速器，其包括第五切换元件；
[0072] 图19c示出根据本发明的第二至第三实施例的变速器的换挡图，该变速器包括第六切换元件；
[0073] 图19d示出根据本发明的第七实施例的变速器的换挡图，该变速器包括第七切换元件；
[0074] 图20a示出根据本发明的第四实施例的变速器的换挡图，该变速器不包括第五切换元件；
[0075] 图20b示意示出根据本发明的第四实施例的变速器，其包括第五切换元件；
[0076] 图20c示出根据本发明的第五至第六实施例的变速器的换挡图，该变速器包括第六切换元件；
[0077] 图20d示出根据本发明的第七实施例的变速器的换挡图，该变速器包括第七切换元件；
[0078] 图21示意示出根据本发明的第八实施例的变速器；
[0079] 图22示出根据本发明的第八实施例的变速器的剖视图；
[0080] 图23示出根据本发明的第九实施例的变速器；
[0081] 图24示出根据本发明的第九实施例的变速器的剖视图，具有形锁合的第五切换元件；
[0082] 图25示出第九实施例的附加切换元件和第五切换元件的布置的详细视图；
[0083] 图26a示出第八实施例的变速器的换挡图；
[0084] 图26b示出第九实施例的变速器的换挡图；
[0085] 图27a示出第八实施例的变速器的替代的换挡图；
[0086] 图27b示出第九实施例的变速器的替代的换挡图；
[0087] 图28示出用于机动车的动力总成系统。
具体实施方式
[0088] 图1示意示出根据本发明的第一实施例的变速器G。变速器G具有输入轴GW1、从动轴GW2、第一行星齿轮组P1和第二行星齿轮组P2。第一和第二行星齿轮组P1、P2构成为负传动比齿轮组。第一行星齿轮组P1构成为分级行星齿轮组，其行星齿轮PL1具有两个不同的有效直径。第一行星齿轮组P1的第一太阳轮E111与行星齿轮PL1的较大的有效直径啮合。第一行星齿轮组P1的第二太阳轮E112与行星齿轮PL1的较小的有效直径啮合。第一行星齿轮组P1的第二太阳轮E112与第二行星齿轮组P2的太阳轮E12永久连接。第一行星齿轮组P1的行星架E21与第二行星齿轮组P2的齿圈E32永久连接。第一和第二行星齿轮组P1、P2因此构成所谓的辛普森齿轮组。
[0089] 在根据图1的变速器的构造中存在两个设置从动轴GW2的可能性。用于构成从动轴GW2的第一可能性通过未示出的齿部构成，其构成在将第一行星齿轮组P1的行星架E21与第二行星齿轮组P2的齿圈E32连接的耦合轴的一个部段上。在图1中作为从动轴GW2'标出的第二可能性通过从动轴GW2'与输入轴GW1在变速器G的相对置的轴向端部上的同轴布置形成。
[0090] 经由第一切换元件18，输入轴GW1与第二行星齿轮组P2的行星架E22可连接。经由第二切换元件14，输入轴GW1与第一行星齿轮组P1的第二太阳轮E112可连接。经由第三切换元件13，输入轴GW1与第一行星齿轮组P1的第一太阳轮E111可连接。经由第四切换元件06，第一行星齿轮组P1的齿圈E31可固定成不旋转的，其方式为：该齿圈经由第四切换元件06与变速器G的壳体GG可切换地连接。可选的是，设置第五切换元件03，通过该第五切换元件第一行星齿轮组P1的第一太阳轮E111可固定成不旋转的，其方式为：该太阳轮经由第五切换元件03与壳体GG可切换地连接。
[0091] 第一、第二和第四切换元件18、14和06构成为形锁合切换元件、特别是构成为爪式切换元件。第三切换元件13构成为力锁合切换元件、特别是构成为盘式离合器。第五切换元件03(如果存在的话)也构成为力锁合切换元件、特别是构成为盘式制动器或带式制动器。替代地，第五切换元件03也可以构成为形锁合切换元件。
[0092] 变速器G此外包括第一电机EM1，其具有可旋转地支承的转子R1和固定成不旋转的定子S1。转子R1与第一行星齿轮组P1的第一太阳轮E111永久地不可相对旋转地连接。
[0093] 图2示出与第一实施例对应的变速器G的剖视图，没有第五切换元件03，其中示出在变速器G的对置的各轴向端部上同轴布置输入轴GW1和从动轴GW2'的方案。变速器G因此适合于应用在机动车的前置纵向动力总成系统中。仅仅示出剖视图的一半。在图2中可以清楚看到，第三切换元件13构成为力锁合切换元件，其通过
弹簧装置保持在打开的状态下，并且通过操纵
活塞的移动可液压地转移到闭合状态中。第一和第二切换元件18、14构成为爪式切换元件，并且通过带动器的轴向移动被操纵，带动器穿过构成为空
心轴的输入轴GW1。第一和第二切换元件18、14在此节省空间地在径向上设置在第二行星齿轮组P2的内部。第四切换元件06同样构成为爪式切换元件并且在径向上设置在第二行星齿轮组P2和壳体GG之间。
[0094] 图3示意示出根据本发明的第二实施例的变速器G。与在图1中示出的第一实施例不同，根据第二实施例的变速器G具有第六切换元件08，其用于将第二行星齿轮组P2的行星架E22固定成不旋转的，其方式为该第六切换元件将第二行星齿轮组P2的行星架E22与壳体GG可切换地连接。第六切换元件08构成为形锁合切换元件、特别是构成为爪式切换元件。第六切换元件08使得可以在输入轴GW1和从动轴GW2之间构成倒挡GR。
[0095] 图4示出根据第二实施例的变速器G的剖视图。从动轴GW2设置为齿部的形式，其与第二行星齿轮组P2的齿圈E32经由连接轴永久地不可相对旋转地连接。该变速器G因此适合应用在机动车的前置横向动力总成系统中。第六切换元件08与第四切换元件06在径向上设置在输入轴GW1的附近，该输入轴在轴向上延伸通过整个变速器G。因此所有的爪式切换元件18、14、06、08具有小的有效直径。这减小了制造成本并且改善了切换元件的功能性，因为切换元件由于较小的有效直径尽可能对于轴向错位不敏感。用于切换元件18、14、06、08的液压操纵装置设置在变速器G的与变速器
输入侧对置的轴向端部上。第一和第二切换元件18、14通过带动器的轴向移动被操纵，该带动器穿过构成为空心轴的输入轴GW1。
[0096] 图5示意示出根据本发明的第三实施例的变速器。与在附图3中示出的第二实施例不同，根据第三实施例的变速器G具有第二齿圈E322，其配设给第二行星齿轮组P2。第二齿圈E322直接与从动轴GW2连接。由此在变速器G构成有第六切换元件08的情况下也可以在变速器G的彼此对置的轴向端部上实现输入轴GW1和从动轴GW2的同轴布置。第二行星齿轮组P2的齿圈E32在此经由第二行星齿轮组P2的行星齿轮此外连接到从动轴GW2上。第二行星齿轮组P2的行星架E22到第六切换元件08上的连接在第二行星齿轮组P2的齿圈E32、E322之间延伸穿过。
[0097] 在附图5中示出的变速器的第三实施例此外具有第二电机EM2，其具有可旋转的转子R2和不可旋转的定子S2。转子R2在此与变速器G的输入轴GW1永久连接。通过第二电机EM2，进一步扩大了变速器G的功能多样性。第二电机EM2在此仅仅是变速器G的可选部件并且可以以同样的方式对于全部的实施例或实施方式设置。
[0098] 图6示出根据第二实施例的变速器G的剖视图，然而没有第二电机EM2。基于在第二行星齿轮组P2的第二齿圈E322和从动轴GW2之间的连接，第四和第六切换元件06、08在第三实施例中在径向上设置在第二行星齿轮组P2和壳体GG之间。
[0099] 图7示出根据本发明的第四实施例的变速器G的示意图。与在图1中示出的第一实施例不同，在根据第四实施例的变速器G中第一和第二切换元件18、14构成为力锁合切换元件、特别是构成为盘式离合器。第五切换元件03是可选的。
[0100] 图8示出根据第四实施例的变速器G的剖视图，没有第五切换元件03，在变速器G的对置的各轴向端部上同轴布置输入轴GW1和从动轴GW2'。可以清楚看到构成为力锁合切换元件的第一和第二切换元件18、14。第四切换元件06在径向上布置在第一行星齿轮组P1的齿圈E31和壳体GG之间。
[0101] 图9示意示出根据本发明的第五实施例的变速器G，其类似于在附图3中示出的第二实施例设计，区别在于：在第五实施例中第一和第二切换元件14、18构成为力锁合切换元件。第五切换元件03设置为可选的。
[0102] 图10示出根据第五实施例的变速器G的剖视图，没有第五切换元件03。第一和第二切换元件18、14设置在变速器G的与变速器G的输入侧对置的轴向端部上。第一切换元件18在径向上设置在第二元件14的外部，以便减小变速器G的轴向长度。第四和第六切换元件06、08在径向上设置在第一切换元件18和壳体GG之间。
[0103] 图11示出根据第五实施例的变速器G的剖视图，具有第四和第六切换元件06、08的替代设计。第四和第六切换元件06、08现在在径向上设置在第一行星齿轮组P1的行星齿轮PL1的较小的有效直径和壳体GG之间。形锁合切换元件的替代设计特别是对于应用在机动车的前置横向动力总成系统中是有利的，因为在这种动力总成系统构造中在前车体的
纵梁之间的构造空间是非常有限的。特别是在背对变速器G的输入侧的轴向端部上注意细长的构造方式。通过将形锁合切换元件06、08朝向第一行星齿轮组P1迁移，在变速器G的该位置上的构造空间需求可以减小。
[0104] 图12示出根据第五实施例的变速器G的剖视图，包括第四和第六切换元件06、08的其它的替代设计。
[0105] 图13示例示出在根据图10的构造中第四和第六切换元件06、08的详细视图。两个元件SM1、SM2彼此固定连接，其中第一元件SM1用作液压活塞。活塞的压力加载导致元件SM1、SM2的轴向移动。第二元件SM2此外具有U形的横截面，该横截面具有两个轴向延伸的臂，其中在这些臂的外侧上以及在径向内部的臂的内侧上构成或固定爪式齿部。与第一行星齿轮组P1的齿圈E31连接的且轴向固定的连接轴W6在内直径上具有两个轴向彼此分离的爪式齿部。与第二行星齿轮组P2的行星架E22连接的且轴向固定的连接轴W8在外直径上具有爪式齿部。在壳体GG上固定一个嵌件，该嵌件在内直径上具有爪式齿部以及在轴向上被弹簧加载的滚珠，该滚珠用于卡锁第二元件SM2。替代于液压操纵，第一元件SM1也可以构成为电动机械操纵装置的延长部或构件。
[0106] 图13a示出元件SM1、SM2的一个轴向位置，在该轴向位置中构成在壳体嵌件上的爪式齿部与构成或固定在第二元件SM2的径向外部的臂的外侧上的爪式齿部啮合。元件SM1、SM2因此固定成不旋转的。同时其中一个爪式齿部(其构成在与第一行星齿轮组P1的齿圈E31连接的连接轴W6上)与构成或固定在第二元件SM2的臂的内侧上的爪式齿部啮合。在元件SM1、SM2的在附图13中示出的轴向位置中因此第四元件06是闭合的，由此第一行星齿轮组P1的齿圈E31固定成不旋转的。
[0107] 图13b示出元件SM1、SM2的一个轴向位置，在该轴向位置中此外构成在壳体嵌件上的爪式齿部与构成或固定在第二元件SM2的径向外部的臂的外侧上的爪式齿部啮合。元件SM1、SM2因此固定成不旋转的。构成或固定在第二元件SM2的臂的内侧上的爪式齿部现在不与构成在连接轴W6上的爪式齿部啮合。取而代之，构成或固定在第二元件SM2的径向内侧的臂的外侧上的爪式齿部与构成在与第二行星齿轮组P2的行星架E22连接的连接轴W8上的爪式齿部啮合。在图13b中示出的元件SM1、SM2的轴向位置中因此第六切换元件08是闭合的，由此第二行星齿轮组P2的行星架E22固定成不旋转的。
[0108] 图13c示出元件SM1、SM2的一个轴向位置，在该轴向位置中此外构成在壳体嵌件上的爪式齿部与构成或固定在第二元件SM2的径向外部的臂的外侧上的爪式齿部啮合。元件SM1、SM2因此固定成不旋转的。然而所有其它的爪式齿部脱离啮合。在附图13c中示出的SM1、SM2的轴向位置中因此切换元件06、08都是不闭合的。
[0109] 图13d示出元件SM1、SM2的一个轴向位置，在该轴向位置中此外构成在壳体嵌件上的爪式齿部与构成或固定在第二元件SM2的径向外部的臂的外侧上的爪式齿部啮合。在元件SM1、SM2的该示出的轴向位置中经由爪式齿部，不仅连接轴W6而且连接轴W8固定成不旋转的。由此不仅第一行星齿轮组P1的齿圈E31而且第二行星齿轮组P2的行星架E22固定成不旋转的。通过两个行星齿轮组P1、P2的双重耦合导致齿轮组的锁止。在该位置中第二元件SM2如此远地移开，使得弹簧加载的滚珠阻止第二元件SM2的自动返回。由此可以以简单的方式在利用现有的元件的情况下实现变速器的驻车挡P。
[0110] 图14示出根据第五实施例的变速器G的剖视图，其中示出的变速器G具有构成为形锁合的爪式切换元件的第五切换元件03。第五切换元件03在此设置在从动轴齿部的
滚动轴承的径向内部。
[0111] 图15示出根据第五实施例的变速器G的剖视图，其中示出的变速器G具有第五切换元件03，其构成为液压操纵的盘式制动器。第五切换元件03在此设置在第一电机EM1的转子R1的径向内部，靠近从动轴齿部。通过将第五切换元件03构成为力锁合切换元件，也可以当电机EM1例如基于
整流器缺陷而不再工作时向这样的前进挡实施无牵引力中断的换挡过程，在这些前进挡中应当闭合第五切换元件03。
[0112] 图16示意示出根据本发明的第六实施例的变速器G，其类似于在附图5中示出的第三实施例设计，区别在于：在第六实施例中第一和第二切换元件14、18构成为力锁合切换元件。第五切换元件03设置为可选的。
[0113] 图17示出根据第六实施例的变速器G的剖视图，没有第五切换元件03。构成为形锁合切换元件的第四和第六切换元件06、08在径向上设置在两个行星齿轮组P1、P2和壳体GG之间。在图17中示出的构造中，可以特别看出，变速器G在前置纵向构建方式中具有特别细长的结构。通过变速器G的小的构造空间需求，车辆的中间通道可以保持较小，由此改善在机动车内部的空间提供。
[0114] 图18示意示出根据本发明的第七实施例的变速器G。在该第七实施例中第一行星齿轮组P1具有第二齿圈E312，其与行星齿轮PL1的较小的有效直径啮合。第二齿圈E312经由第七切换元件07可固定成不旋转的，其方式为：第二齿圈经由第七切换元件07与壳体GG可切换地连接。该附加的齿圈E312和第七切换元件07可以在每个实际的变速器G中可选地添加。第七切换元件07可以构成为力锁合切换元件或形锁合切换元件。
[0115] 在附图19a-19d和附图20a-20d中示出第一至第七实施例的变速器G的换挡图。在其中设置一个列，在该列中示出第一电机EM1的功能。在此通过“+”表示第一电机EM1在驱动式运行点上运行。通过“-”表示第一电机EM1在发电式运行点上运行。通过“x”表示第一电机EM1的支持运行，其中转子R1应当不具有转速或仅具有小的转速。通过“+/-”表示第一电机EM1的一种运行，其中根据要求选择发电式运行点或驱动式运行点。通过“ο”表示第一电机EM1的可选的运行，其中不仅驱动式的而且发电式的运行点是可能的。如果该表示第一电机EM1的功能的列没有输入，那么第一电机EM1是非激活的。
[0116] 图19a示出根据本发明的第一实施例的变速器G的换挡图，没有第五切换元件03。在换挡图的各行中示出五个前进挡G1至G5、两个电动力运行模式EDA1、EDA2和一个第一电运行模式E1。在换挡图的列中通过“x”表示，哪些切换元件06、13、14、18在哪些前进挡G1至G5中或运行模式EDA1、EDA2、E1中闭合。在第一至第四前进挡G2-G5中在此可以实现第一电机EM1的可选的运行。在将该变速器G使用在机动车的动力总成系统中时第一电机EM1因此在第一至第四前进挡G1-G4中不仅输出功率而且接收功率、即也回收能量。第一电机EM1也能够支持在第一和第五前进挡G1-G5之间的全部换挡过程，其方式为该第一电机将待打开的形锁合切换元件在打开之前变成无负载的。紧接着第一电机EM1在维持负载情况下调节到对于闭合待闭合的形锁合切换元件而言必要的目标转速。
[0117] 第一前进挡G1通过闭合第四切换元件06和第三切换元件13得到。第二前进挡G2通过闭合第四切换元件06和第二切换元件14得到。第三前进挡G3通过闭合第四切换元件06和第一切换元件18得到。第四前进挡G4通过闭合第一切换元件18且选择性地通过闭合第三切换元件13或通过闭合第二切换元件14得到。第五前进挡G5通过闭合第一切换元件18和通过借助于第一电机EM1支持第一行星齿轮组P1的第一太阳轮E111得到。为此需要的支持负载是相对小的，从而为此需要的能量需求是小的。优选电机EM1如此被调节，使得转子R1具有小的转速。这仅仅稍微改变了在输入轴GW1和从动轴GW2之间的传动比，然而使得第一电机EM1的调节变得方便。
[0118] 在第一电动力运行模式EDA1中第二切换元件14是闭合的并且所有其它的切换元件是打开的。由此通过改变在输入轴GW1上作用的转矩和作用在第一电机EM1的转子R1上的转矩可无级地改变在从动轴GW2上作用的转矩。在第二电动力运行模式EDA2中第一切换元件18是闭合的并且所有其它的切换元件是打开的。由此通过改变在输入轴GW1上作用的转矩和作用在第一电机EM1的转子R1上的转矩可无级地改变在从动轴GW2上作用的转矩。在第一电动力运行模式EDA1中第一电机EM1是发电式运行的。在第二电动力运行模式EDA2中第一电机EM1是驱动式运行的。在第一电运行模式E1中第四切换元件06是闭合的并且所有其它的切换元件是打开的。由此作用在从动轴GW2上的转矩通过改变作用在第一电机EM1的转子R1上的转矩可无级地改变。输入轴GW1和因此所有与之连接的元件在第一电运行模式E1中与从动端脱离耦合。
[0119] 图19b示出根据第一实施例的变速器G的换挡图，其包括第五切换元件03。第五前进挡G5在此通过闭合第五切换元件03和第一切换元件18构成。第一电机EM1在此固定成不旋转的并且因此是非激活的。
[0120] 图19c示出根据第二或第三实施例的变速器G的换挡图，其包括第六切换元件08。第五切换元件03在示出的换挡图中未被包括，然而也可以如在附图19b中示出的方式被集成。与第一实施例的换挡图不同，变速器G现在具有至少一个机械的第一倒挡GR，其通过闭合第三切换元件13和第六切换元件08构成。第二倒挡GR2通过闭合第六切换元件08和第二切换元件14构成。在两个倒挡GR、GR2中第一电机EM1可以不仅输出功率而且接收功率。在所有的前进挡G1-G5中以及在电动力运行模式EDA1、EDA2中以及在第一电运行模式E1中第六切换元件08是打开的。通过引入第六切换元件08，第二电运行模式E2是可能的，其中仅仅第六切换元件08是闭合的并且所有其它的切换元件是打开的。由此作用在从动轴GW2上的转矩通过改变作用在第一电机EM1的转子R1上的转矩可无级地改变。如果不仅第四切换元件
06而且第七切换元件08是闭合的，那么变速器G的齿轮组被锁止，由此构成驻车挡P。
[0121] 图19d示出用于根据第七实施例的变速器G的换挡图，其包括第七切换元件07。在此第一、第二、第四、第六和第七切换元件18、14、06、08、07构成为形锁合切换元件。第五切换元件03在示出的换挡图中未被包含，然而可以与在附图19b中所示地以同样方式被集成。通过闭合第七切换元件07和第三切换元件13构成第七前进挡G7，其具有特别小的传动比。
第七前进挡G7在变速器G的传动比序列中因此仍然设置在第一前进挡G1之前。第七前进挡G7因此构成爬行挡，并且例如用于提高机动车的爬坡能力，该机动车配备根据第七实施例的变速器G。
[0122] 图20a示出根据第四实施例的变速器G的换挡图，其不包括第五切换元件03。通过将第一和第二切换元件18、14构成为力锁合切换元件，一个附加的前进挡、具体地第六前进挡G6可接通。第六前进挡G6通过闭合第二切换元件14和通过借助于第一电机EM1对第一行星齿轮组P1的第一太阳轮E111的支持而构成。为此所需要的支持负载相对小，从而为此需要的能量需求同样小。优选电机EM1在此如此被调节，使得转子R1具有小的转速。这仅仅稍微改变在输入轴GW1和从动轴GW2之间的传动比，然而便于第一电机EM1的调节。
[0123] 图20b示出根据第四实施例的变速器G的换挡图，该变速器包括第五切换元件03。第六前进挡G6在此通过闭合第五切换元件03和第二切换元件14构成。第一电机EM1在此固定成不旋转的并且因此非激活的。
[0124] 附图20c示出用于根据第五和第六实施例的变速器G的换挡图，没有第五切换元件03。所示出的换挡图除了第六前进挡G6之外与在附图19c中示出的换挡图相同。
[0125] 图20d示出用于根据第五和第六实施例的变速器G的换挡图，没有第七切换元件07。在此第一和第二切换元件18、14构成为力锁合切换元件。所示出的换挡图除了第六前进挡G6之外与在附图19d中示出的换挡图相同。
[0126] 图21示出根据本发明的第八实施例的变速器G。与在图7中示出的第四实施例不同，根据第八实施例的变速器G具有附加切换元件K，其设置在第三切换元件13和第一行星齿轮组P1的第一太阳轮E111之间的力流中。因此通过闭合第三切换元件13在输入轴GW1和第一电机EM1的转子R1之间建立不可相对旋转的连接。通过闭合附加切换元件K在转子R1和第一行星齿轮组P1的第一太阳轮E111之间建立不可相对旋转的连接。根据第八实施例的变速器G强制地具有第五切换元件03。附加切换元件K构成为形锁合切换元件、特别是构成为爪式离合器。第五切换元件03或者构成为形锁合切换元件或者构成为力锁合切换元件。这也适合于第一和第二切换元件18、14。
[0127] 图22示出根据第八实施例的变速器G的剖视图，其中输入轴GW1和从动轴GW2’在变速器G的各轴向对置的端部上同轴布置，其中第一和第二切换元件18、14构成为力锁合的爪式离合器并且第五切换元件03构成为形锁合的爪式离合器。附加切换元件K和第五切换元件03在此能通过相同的操纵元件被操纵。根据该操纵元件的位置，或者附加切换元件K或者第五切换元件03闭合。附加切换元件K和第五切换元件03在此沿着轴向设置在第三切换元件13和第一行星齿轮组P1之间，在径向上靠近输入轴GW1。
[0128] 图23示意示出根据本发明的第九实施例的变速器G。与附图21中示出的第八实施例不同，根据第九实施例的变速器G具有第七切换元件08，由此可以构成机械倒挡GR、GR2。第一和第二切换元件18、14构成为力锁合切换元件。替代地第一和第二切换元件18、14也可以构成为形锁合切换元件。
[0129] 图24示出根据第九实施方式的变速器G的剖视图。变速器G的
基础构造对应于在附图12中的第五实施例，补充了附加切换元件K和第五切换元件03。附加切换元件K和第五切换元件03在此构成为形锁合切换元件并且设置在从动轴轴承的径向内部。在第九实施例中附加切换元件K和第五切换元件03具有共同的操纵部，该操纵部将附加切换元件K或第五切换元件03保持在闭合状态下。
[0130] 图25示出第九实施例的用于设置附加切换元件Z和第五切换元件03的详细视图。第一元件SM3在壳体GG的一个凹部中径向引导并且通过液压压力的加载沿着轴向方向可移动。第一元件SM3因此用作液压活塞。经由带动突出件，第一元件SM3与第二元件SM4连接，从而第二元件SM4与第一元件SM3同向地轴向移动。在第一和第二元件SM3、SM4之间在带动突出部上设置支承部，其使得可以实现在第一和第二元件SM3、SM4之间的转速差。第二元件SM4在其外直径上具有爪式齿部，其可以与元件SM3、SM4的轴向位置相关地与在壳体GG上构成的爪式齿部啮合。在第二元件SM4的内直径上同样构成爪式齿部。在第二元件SM4的内直径上同样构成爪式齿部。在与第一电机EM1的转子R1连接的连接轴WR1上在外直径上构成爪式齿部。在与第一行星齿轮组P1的第一太阳轮E111连接的连接轴W3上在外直径上构成另外的爪式齿部。
[0131] 在附图25a中示出元件SM3、SM4的第一轴向位置。在位置中构成在第二元件SM4的外圆周上的爪式齿部与构成在壳体GG上的爪式齿部不啮合。为此在第二元件SM4的内直径上构成的爪式齿部与连接轴WR1、W3的爪式齿部啮合。在示出的位置中附加切换元件K是闭合的，并且第五切换元件03是打开的。
[0132] 在附图25b中示出元件SM3、SM4的第二轴向位置。在该位置中构成在第二元件SM4的外圆周上的爪式齿部与构成在壳体GG上的爪式齿部啮合。第二元件SM4因此是固定成不旋转的。构成在第二元件SM4的内直径上的爪式齿部与构成在连接轴W3上的爪式齿部啮合。构成在连接轴WR1的爪式齿部不处于啮合。在示出的位置中因此第五切换元03是闭合的并且附加切换元件K是打开的。
[0133] 在附图25c中示出第五切换元件03的操纵的替代设计。第二元件SM4在此构成为两部分的，之前构成在第二元件SM4的外直径上的爪式齿部现在构成在单独的构件SM5上。在该单独的构件SM5和第二元件SM4之间构成另外的爪式齿部。该单独的构件SM5通过弹簧沿着轴向方向预紧，该弹簧将在单独的构件SM5和第二元件SM4之间的爪式齿部朝向闭合方向加载。通过该设计，第五切换元件03构成为两级的形锁合切换元件，其改善在负载下的闭合。
[0134] 在此应当指出，在附图25中示出的对第五切换元件03和附加切换元件K的共同操纵不是强制的。第五切换元件03和附加切换元件K也可以在替代的设计中被彼此独立地操纵。
[0135] 图26a示出根据第八实施例的变速器G的换挡图。在此第一和第二切换元件14、18构成为力锁合切换元件。附加切换元件K在所有的前进挡和运行模式中除了第五和第六前进挡G5、G6之外是闭合的。第五前进挡G5通过闭合第五切换元件03和第一切换元件18构成，其中可选地第三切换元件13也可以是闭合的。如果第三切换元件13是闭合的，那么电机EM1也可以在第五前进挡G5中输出或接收功率。第六前进挡G6通过闭合第五切换元件03和第二切换元件14构成，其中可选地第三切换元件13也可以是闭合的。如果第三切换元件13是闭合的，从而第一电机EM1也在第六前进挡G6中输出或接收功率。如果在根据第八实施例的变速器G中第一和第二切换元件18、14构成为形锁合切换元件，从而也适用根据附图26a的换挡图，没有第六前进挡G6。
[0136] 图26b示出根据第九实施例的变速器G的换挡图，其包括第六切换元件08，其中第一和第二切换元件14、18构成为力锁合切换元件。在第五和第六前进挡G5、G6中第三切换元件13是可选的且特别是当第一电机EM1应当给变速器G输送功率或从变速器接收功率时是闭合的。在第一倒挡GR中除了第三切换元件13和第六切换元件08之外也闭合附加切换元件K。在第二倒挡GR2中附加切换元件K可选地闭合。附加切换元件K在第二倒挡GR2中特别是当第一电机EM1应当支持在第二倒挡GR2中的运行时应当闭合。在第二电运行模式E2中除了第六切换元件08之外也闭合附加切换元件K。在驻车挡P中除了第四切换元件06和第六切换元件08附加地还闭合第五切换元件03和/或附加切换元件K。如果这样构成附加切换元K和第五切换元件03的操纵，使得两个切换元件K、03其中一个切换元件始终闭合，那么优选附加切换元件K闭合。
[0137] 附图27a示出根据第八实施例的变速器G的替代的换挡图，其特别是区别在于第二和第三前进挡G2'、G3'构成。第二前进挡G2'通过闭合第四切换元件06和第二切换元件14构成。第五切换元件03和附加切换元件K是打开的。第三前进挡G3'通过闭合第四切换元件06和第一切换元件18构成。第五切换元件03和附加切换元件K是打开的。如果第一电机EM1在第二或第三前进挡G2'、G3'中应当给变速器G输送功率或从变速器接收功率，那么可选地第三切换元件13是闭合的。
[0138] 附图27b是根据第九实施例的变速器G的替代换挡图。第二和第三前进挡G2'、G3'对应于在附图26a中示出的设计。
[0139] 如果变速器G具有附加切换元件K，那么得到第四前进挡G4的接下来的替代设计。原则上第四前进挡G4通过闭合下述切换元件中的两个切换元件构成：第一切换元件18、第二切换元件14、第三切换元件13。在此优选第一切换元件18始终参与第四前进挡G4的形成，因为第一切换元件18也参与在第三和第五前进挡G3、G3'、G5中。如果第四前进挡G4通过闭合第一和第二切换元件18、14构成，那么附加切换元件K也是可以打开的。如果第一电机EM1在此应当输出或接收功率，那么要闭合第三切换元件13。
[0140] 如果变速器G具有附加切换元件K，那么得到第二倒挡GR2的接下来的替代设计。第二倒挡GR2可以因此通过闭合第六切换元件08、第二切换元件14构成，其中附加切换元件K是打开的。如果第一电机EM1在此应当输出或接收功率，那么要闭合第三切换元件13。
[0141] 如果在根据第九实施例的变速器G中第一和第二切换元件18、14构成为形锁合切换元件，那么根据附图26a的换挡图也适用，没有第六前进挡G6。
[0142] 根据第八和第九实施例的变速器G可以可选地也具有第七切换元件07。为了附图清楚，这在附图中没有示出。在这样构成的第七前进挡G7中除了第七切换元件07和第三切换元件13也闭合附加切换元件K。
[0143] 本发明的所示出的实施例和实施方式可以具有第二电机EM2，如在附图5中示出。
[0144] 在这些实施例中示出的对于包括附加切换元件K在内的切换元件的液压操纵仅仅是示例性的。在替代设计中所选择的或所有的切换元件(包括附加切换元件K在内)的操纵也通过一个或多个电动机械的操纵装置实现。
[0145] 图28示意示出机动车的动力总成系统。该动力总成系统具有内燃机VKM，其经由扭转减振器TS与变速器的输入轴GW1连接。从动轴GW2与主减速器AG传动连接。从主减速器AG出发，作用在从动轴GW2上的功率分布到机动车的车辆DW上。在第一电机EM1的驱动式运行中经由未示出的逆变器给定子S1供给电功率。在第一电机EM1的发电式运行中定子S1给逆变器供给电功率。逆变器将未示出的蓄能器的直流
电压转换成适合于第一电机EM1的交流电压或反之。在图27中示出相应于第一实施例的变速器G。这仅仅看成示例性的。混合动力总成系统可以构造有任何实施形式的变速器G。
[0146] 附图标记清单
[0147] G变速器；GW1输入轴；GW2从动轴；GW2'从动轴；P1第一行星齿轮组；P2第二行星齿轮组；E111第一行星齿轮组的第一太阳轮；E112第一行星齿轮组的第二太阳轮；E21第一行星齿轮组的行星架；E31第一行星齿轮组的齿圈；E312第一行星齿轮组的第二齿圈；E12第二行星齿轮组的太阳轮；E22第二行星齿轮组的行星架；E32第二行星齿轮组的齿圈；E322第二行星齿轮组的第二齿圈；18第一切换元件；14第二切换元件；13第三切换元件；06第四切换元件；03第五切换元件；08第六切换元件；07第七切换元件；K附加切换元件；W8连接轴；W6连接轴；W3连接轴；WR1连接轴；SM1第一元件；SM2第二元件；SM3第一元件；SM4第二元件；SM5构件；EM1第一电机；R1第一电机的转子；S1第一电机的定子；EM2第二电机；R2第二电机的转子；S2第二电机的定子；G1-G7第一至第七前进挡；GR倒挡；GR2倒挡；EDA1第一电动力运行模式；EDA2第二电动力运行模式；E1第一电运行模式；E2第二电运行模式；P驻车挡；VKM内燃机；DW车轮；AG主减速器；TS扭转减振器。
