变速器、混合动力系统和用于电动车辆的动力系统

摘要

本发明涉及一种变速器(G)，其包括变速器输入轴(GW1)和变速器输出轴(GW2)、主齿轮组(HRS)、副齿轮组(ZRS)以及具有转子(R)和定子(S)的电机(EM)，所述变速器(G)在变速器输入轴(GW1)和主齿轮组(HRS)之间具有至少一个功率路径(L1、L2、L3)，主齿轮组(HRS)包括总共具有按转速顺序称为第一、第二、第三和第四轴的四个轴(W1、W2、W3、W4)的第一和第二行星齿轮组(P1、P2)，所述至少一个功率路径(L1、L2、L3)可经由至少一个切换元件(A、B、C、D、E)与主齿轮组(HRS)四个轴(W1、W2、W3、W4)之中的至少一个轴连接，主齿轮组(HRS)的第三轴(W2、W3)与变速器输出轴(GW2)连接，副齿轮组(ZRS)包括一个行星齿轮组(P4)，其具有第一、第二和第三轴(W1P4、W2P4、W3P4)，并且副齿轮组(ZRS)的第一轴(W1P4)与转子(R)持久连接，副齿轮组(ZRS)的第二轴(W2P4)与主齿轮组(HRS)的第二轴(W2)或第三轴(W3)持久连接，在主齿轮组(HRS)的第二轴(W2)与副齿轮组(ZRS)的第二轴(W2P4)持久连接的情况下，主齿轮组(HRS)的第三轴(W3)或第四轴(W4)与副齿轮组(ZRS)的第三轴(W3P4)持久连接，而在副齿轮组(ZRS)的第二轴(W2P4)与主齿轮组(HRS)的第三轴(W3)持久连接的情况下，主齿轮组(HRS)的第四轴(W4)与副齿轮组(ZRS)的第三轴(W3P4)持久连接。

说明书

技术领域

本发明涉及一种变速器，其包括变速器输入轴和变速器输出轴、主齿轮组、副齿轮 组以及具有转子和定子的电机，所述变速器在变速器输入轴和主齿轮组之间具有至少一个 功率路径，所述主齿轮组包括第一和第二行星齿轮组，所述行星齿轮组总共具有按转速顺 序称为第一、第二、第三和第四轴的四个轴，所述至少一个功率路径可经由至少一个切换元 件与主齿轮组的四个轴之中的至少一个轴连接，主齿轮组的第三轴与变速器输出轴连接， 副齿轮组包括一个行星齿轮组，该行星齿轮组具有第一、第二和第三轴，副齿轮组的第一轴 与转子连接。本发明还涉及一种包括变速器的用于机动车的动力系统。

背景技术

变速器在此尤其是表示多级变速器，其中，可在变速器输入轴和变速器输出轴之 间通过切换元件自动切换预定义数量的挡位、即定轴传动比。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，以便以适合的方式使驱动单元的转速和转矩输 出性能适应车辆的行驶阻力。

本申请人的专利申请DE102012201377A1描述一种变速器，其包括变速器输入轴和 变速器输出轴以及在变速器输入轴和主齿轮组之间的两个功率路径，所述主齿轮组具有两 个单行星齿轮组，它们包括按转速顺序称为第一、第二、第三和第四轴的四个轴，这四个轴 之中的第三轴与变速器输出轴连接。电机通过一个行星齿轮传动装置连接到主齿轮组的第 一轴上。

发明内容

本发明的任务在于改善变速器的应用范围，使得电机能够在任何挡位中用于从变 速器输出轴接收机械功率或向变速器输出轴发送机械功率。

所述任务通过权利要求1的特征来解决，有利方案由从属权利要求、说明书以及附 图给出。

变速器至少包括变速器输入轴和变速器输出轴、主齿轮组、副齿轮组以及具有转 子和定子的电机。

主齿轮组包括第一和第二行星齿轮组，所述第一和第二行星齿轮组总共具有按转 速顺序称为第一、第二、第三和第四轴的四个轴。主齿轮组因此构造为双行星架四轴传动装 置。副齿轮组包括一个行星齿轮组，该行星齿轮组总共具有称为第一、第二和第三轴的三个 轴。副齿轮组的第一轴与转子持久连接。

双行星架四轴传动装置可理解为这样的行星齿轮传动装置，其包括通过正好两个 耦合在运动学上耦合的两个单行星齿轮组，并且其四个元件(“轴”)对于其它传动装置元件 而言可自由接近。耦合轴在此被定义为第一单行星齿轮组的一个元件即太阳轮、行星架或 齿圈与第二单行星齿轮组的一个元件即太阳轮、行星架或齿圈之间的持久机械连接。单行 星齿轮组的数量和自由轴的数量不通过变速器的视觉外观、而是通过其运动学定义。在双 行星架四轴传动装置的每个挡位中必须闭合变速器的两个与双行星架四轴传动装置的元 件连接的切换元件。为了图形显示变速器的运动学通常使用变速器的转速图、如由变速器 教材已知的库茨巴赫图(Kutzbachplan)。用于这种双行星架四轴传动装置的已知实施例是 所谓的拉威挪齿轮组和所谓的辛普森齿轮组。

缩减的双行星架四轴传动装置是指这样的双行星架四轴传动装置结构形式，其 中，省却传动装置的一个元件即太阳轮、行星架或齿圈，因为其任务被传动装置的另一元件 承担，无需因此改变运动学。承担被省却元件功能的元件因此同时构成传动装置的耦合之 一。对此已知的实施例是拉威挪齿轮组，其包括两个太阳轮和仅一个齿圈，或两个齿圈和仅 一个太阳轮。

在至少一个功率路径上，变速器输入轴可经由至少一个切换元件与主齿轮组四个 轴之中的至少一个轴连接。在一种优选实施方式中，所述至少一个功率路径可经由两个切 换元件与主齿轮组四个轴之中的两个轴连接。因此通过闭合切换元件之一，在所述至少一 个功率路径和主齿轮组的四个轴之一之间建立抗扭的连接，由此，转矩可从变速器输入轴 传输向主齿轮组的四个轴之一。“至少一个功率路径”可理解为变速器在变速器输入轴和主 齿轮组之间具有一个或多个功率路径。主齿轮组的第三轴在此与变速器输出轴连接。

根据本发明，副齿轮组的第二轴与主齿轮组的第二轴或第三轴持久连接。当副齿 轮组的第二轴与主齿轮组的第二轴连接时，副齿轮组的第三轴与主齿轮组的第三轴或第四 轴持久连接。相反，当副齿轮组的第二轴与主齿轮组的第三轴连接时，副齿轮组的第三轴与 主齿轮组的第四轴持久连接。

在机动车中应用时，变速器输入轴与驱动总成的一个轴连接或可经由离合器与之 连接，因而驱动总成的机械功率可供应给变速器输入轴。驱动总成既可构造为内燃机，又可 构造为电机。变速器输出轴用作接口，用于向机动车的驱动轮传递机械功率。

“轴”在下文不仅可理解为例如圆柱形的、可旋转支承的、用于传递转矩的机器元 件；而且也可理解为一般性连接元件，其将多个单构件或元件彼此连接，尤其是将多个元件 彼此抗扭连接的连接元件。

一个行星齿轮组包括一个太阳轮、一个行星架和一个齿圈。在行星架上可旋转地 支承有行星齿轮，这些行星齿轮与太阳轮的齿部和/或与齿圈的齿部啮合。下面，负传动比 齿轮组是指包括行星架、太阳轮和齿圈的行星齿轮组，在行星架上可旋转地支承有行星齿 轮，至少一个行星齿轮的齿部不仅与太阳轮的齿部而且也与齿圈的齿部啮合，由此，当太阳 轮在行星架固定的情况下旋转时，齿圈和太阳轮在彼此相反的方向上旋转。

行星齿轮组的太阳轮和齿圈也可分为多个区段。例如可想到，行星齿轮与两个不 相互连接的太阳轮啮合。当然，太阳轮两个区段上的转速比是相同的，仿佛这两个区段彼此 连接。

正传动比齿轮组与刚才描述的负传动比齿轮组的区别在于，正传动比齿轮组包括 内侧和外侧行星齿轮，它们可旋转地支承在行星架上。内侧行星齿轮的齿部在此一方面与 太阳轮的齿部并且另一方面与外侧行星齿轮的齿部啮合。外侧行星齿轮的齿部另外与齿圈 的齿部啮合。这导致，在行星架固定时，太阳轮和齿圈在相同方向上旋转。

定轴传动比定义在行星架固定时在行星齿轮组的太阳轮和齿圈之间的转速比。由 于在负传动比齿轮组中太阳轮和齿圈的旋转方向在行星架固定时相反，因此定轴传动比在 负传动比齿轮组中始终为负值。

在转速图中沿垂直方向示出各轴的转速比。各轴之间的水平距离由各轴之间的传 动比产生，因而属于一个特定工作点的各轴转速比和转矩比可通过一条直线连接。各轴之 间的传动比由所参与行星齿轮组的定轴传动比产生。转速图例如以库茨巴赫图的形式描 述。

按转速顺序称为第一、第二、第三和第四轴的四个轴的特征在于，这些轴的转速按 所提及的顺序线性增大、减小或相等。换言之，第一轴的转速小于等于第二轴的转速。第二 轴的转速又小于等于第三轴的转速。第三轴的转速小于等于第四轴的转速。该顺序也是可 逆的，因此第四轴具有最大转速，而第一轴的转速小于或等于第四轴的转速。在此，在所有 四个轴的转速之间始终存在线性关系。

一个或多个轴的转速在此也可是负值或等于零的值。转速顺序因此始终涉及带有 符号的转速值，而不是其绝对值。

如行星齿轮组之一的各元件即齿圈、行星架和太阳轮之中的两个元件彼此连接， 则四个轴的转速相等。

电机至少包括抗扭的定子、可旋转支承的转子并且在电动运行中用于将电能转换 成以转速和转矩形式的机械能并且在发电运行中将机械能转换成以电流和电压形式的电 能。

通过切换元件(根据操作状态)允许两个构件之间的相对运动或在两个构件之间 建立用于传递转矩的连接。“相对运动”例如可理解为两个构件的旋转，在此，第一构件的转 速和第二构件的转速互不相同。此外，也可想到两个构件之中的仅一个旋转，而另一构件静 止或向相反方向旋转。切换元件在本发明中优选构造为牙嵌切换元件，其建立形锁合连接。

如两个元件之间存在固定的、尤其是抗扭的连接，则这两个元件尤其是称为“彼此 连接的”。如此连接的元件以相同转速旋转。本发明的不同构件和元件在此可通过轴或通过 闭合的切换元件或连接元件而彼此连接，但也可直接地彼此连接，例如借助焊接、压紧或其 它连接而彼此连接。

如两个元件之间存在可松开的抗扭连接，则这两个元件称为“可连接的”。当连接 存在时，所述两个元件以相同转速旋转。

换挡过程通过闭合变速器的一个之前不处于变速器功率流中的切换元件以及打 开变速器的一个之前处于变速器功率流中的切换元件引起。换挡过程也可带负载进行，即 不完全取消变速器输入轴和变速器输出轴上的转矩。这种换挡过程在下面称为动力换挡。 在使用牙嵌切换元件时，动力换挡的前提条件是，使待分离的切换元件在分离之前进入至 少几乎无负载的状态。这样实现向几乎无负载的状态的引导：使切换元件基本上变为无转 矩的，因而通过该切换元件不传递或仅传递微小的转矩。为此，通过电机向与待分离切换元 件建立连接的那个轴施加转矩。

通过根据本发明将主齿轮组的轴配置给副齿轮组的第二轴和第三轴，确保即使在 主齿轮组的第一轴抗扭固定时转子仍可具有转速。这是通过电机接收和发送机械功率的前 提。由此，电机也可在例如主齿轮组的第一轴抗扭固定或不具有明显转速的那些挡位中接 收或发送机械功率。这在变速器应用于机动车中时尤为有利，因为可在变速器的任何挡位 中通过电机的发电运行回收机动车的动能。此外，如内燃机与变速器输入轴连接，则可在任 何挡位中通过电机的发电运行或电动运行移动内燃机的负荷点。因此，变速器可提高机动 车的效率。

优选这样选择副齿轮组和主齿轮组的行星齿轮组的定轴传动比，使得主齿轮组的 第一轴在转速图中位于副齿轮组的第一轴和主齿轮组的第二轴之间。定轴传动比的具体选 择在此取决于行星齿轮组的结构方式及其元件与主齿轮组和副齿轮组的轴的配置关系。

通过根据本发明将转子连接到主齿轮组的轴上，在相应选择所参与行星齿轮组的 定轴传动比时使转子与主齿轮组的轴的传动比增大。通过该增大的传动比，在换挡过程中 要由转子施加的转矩减小，由此电机可构造得更小且更轻。因此减小的电机即使在高转矩 下的动力换挡时也可向变速器输入轴施加所需的转矩，而变速器输出轴上不会出现不期望 地高的转矩。此外，例如在变速器用于机动车中时在电机转矩应传递到变速器输出轴上以 便实现机动车的电动行驶运行时，增大的传动比也是有利的。通过如此增大的传动比，机动 车即使在电机减小时也可在上坡中起动。此外，增大的传动比在从电机向变速器输入轴传 递转矩时(例如在用于起动与变速器输入轴连接的内燃机时)是有利的。在此，增大的传动 比也允许电机可构造得更小且更轻。

下面说明一种关于定轴传动比设计的示例性实施方式。主齿轮组的第一行星齿轮 组的太阳轮是主齿轮组的第一轴的组成部分。主齿轮组的第一行星齿轮组的行星架和第二 行星齿轮组的齿圈是主齿轮组的第二轴的组成部分。第一行星齿轮组的齿圈和第二行星齿 轮组的行星架是主齿轮组的第三轴的组成部分。主齿轮组的第二行星齿轮组的太阳轮是主 齿轮组的第四轴的组成部分。副齿轮组的行星齿轮组的太阳轮例如是副齿轮组的第一轴的 组成部分。副齿轮组的行星齿轮组的行星架是副齿轮组的第二轴的组成部分，并且副齿轮 组的行星齿轮组的齿圈是副齿轮组的第三轴的组成部分。所有行星齿轮组构造为负传动比 齿轮组。

当在该示例性实施方式中副齿轮组的第二轴与主齿轮组的第二轴连接并且副齿 轮组的第三轴与主齿轮组的第三轴连接时，只有当副齿轮组的行星齿轮组的定轴传动比的 绝对值大于主齿轮组的第一行星齿轮组的定轴传动比的绝对值时，转子相对于主齿轮组的 轴的传动比才增大。

当在该示例性实施方式中副齿轮组的第二轴与主齿轮组的第三轴连接并且副齿 轮组的第三轴与主齿轮组的第四轴连接时，转子相对于主齿轮组的轴的传动比的增大与副 齿轮组的定轴传动比和主齿轮组的两个行星齿轮组的定轴传动比有关。副齿轮组的行星齿 轮组的定轴传动比的绝对值在此必须大于主齿轮组的第一行星齿轮组的定轴传动比的绝 对值加1，并且该总和需要与主齿轮组的第二行星齿轮组的定轴传动比的绝对值相除。

优选副齿轮组的行星齿轮组的太阳轮是副齿轮组的第一轴的组成部分。当副齿轮 组的行星齿轮组构造为负传动比齿轮组时，副齿轮组的行星齿轮组的行星架是副齿轮组的 第二轴的组成部分并且副齿轮组的行星齿轮组的齿圈是副齿轮组的第三轴的组成部分。当 副齿轮组的行星齿轮组构造为正传动比齿轮组时，则齿圈和行星架的配置关系互换，因此 副齿轮组的行星齿轮组的齿圈是副齿轮组的第二轴的组成部分并且副齿轮组的行星齿轮 组的行星架是副齿轮组的第三轴的组成部分。

但副齿轮组的行星齿轮组与主齿轮组的配置关系也可镜像地进行，方式为，副齿 轮组的行星齿轮组的太阳轮是副齿轮组的第三轴的组成部分。在此当副齿轮组的行星齿轮 组构造为负传动比齿轮组时，副齿轮组的行星齿轮组的行星架是副齿轮组的第二轴的组成 部分并且副齿轮组的行星齿轮组的齿圈是副齿轮组的第一轴的组成部分。当副齿轮组的行 星齿轮组构造为正传动比齿轮组时，则齿圈和行星架的配置关系互换，因此副齿轮组的行 星齿轮组的齿圈是副齿轮组的第二轴的组成部分并且副齿轮组的行星齿轮组的行星架是 副齿轮组的第一轴的组成部分。

通过该副齿轮组的各元件与副齿轮组的三个轴的配置关系，结合这三个轴与主齿 轮组的四个轴的根据本发明的配置关系，确保在注意上面示例性说明的定轴传动比关系的 情况下主齿轮组的第一轴在转速图中始终设置在副齿轮组的第一轴和主齿轮组的第二轴 之间。因此，通过所提供的在转子、副齿轮组和主齿轮组之间的多种连接可能性，本发明可 特别简单地适应不同的变速器方案和可用的安装空间条件。

主齿轮组的四个轴在转速图中的顺序取决于哪些轴配置给主齿轮组的第一和第 二行星齿轮组的哪些元件以及这四个轴之中的哪些轴彼此连接。在现有技术中已知对此的 示例，但某些方案特别有利于在变速器中实施。这些方案基于几何方面有利的布置、减小的 构件负荷以及切换元件改善的可接近性尤为有利。

根据第一种优选方案，主齿轮组的第一轴与主齿轮组的第一行星齿轮组的太阳轮 连接。主齿轮组的第二轴与主齿轮组的第一行星齿轮组的行星架和第二行星齿轮组的齿圈 连接。主齿轮组的第三轴与主齿轮组的第一行星齿轮组的齿圈和第二行星齿轮组的行星架 连接。主齿轮组的第四轴与主齿轮组的第二行星齿轮组的太阳轮连接。第一和第二行星齿 轮组在此构造为负传动比齿轮组。

根据第二种优选方案，主齿轮组的第一轴与主齿轮组的第一行星齿轮组的太阳轮 连接。主齿轮组的第二轴与主齿轮组的第一行星齿轮组的行星架和主齿轮组的第二行星齿 轮组的齿圈连接。主齿轮组的第三轴与主齿轮组的第二行星齿轮组的行星架连接。主齿轮 组的第四轴与主齿轮组的第一行星齿轮组的齿圈和主齿轮组的第二行星齿轮组的太阳轮 连接。第一和第二行星齿轮组构造为负传动比齿轮组。

根据第三种优选方案，主齿轮组的第一轴与主齿轮组的第一行星齿轮组的太阳轮 连接。主齿轮组的第二轴与主齿轮组的第二行星齿轮组的齿圈连接。主齿轮组的第三轴与 主齿轮组的第一和第二行星齿轮组的行星架连接。主齿轮组的第四轴与主齿轮组的第一行 星齿轮组的齿圈和第二行星齿轮组的太阳轮连接。第一和第二行星齿轮组在此构造为负传 动比齿轮组。

根据第四种优选方案，主齿轮组的第一轴与主齿轮组的第一行星齿轮组的太阳轮 和主齿轮组的第二行星齿轮组的太阳轮连接。主齿轮组的第二轴与主齿轮组的第一行星齿 轮组的行星架连接。主齿轮组的第三轴与主齿轮组的第一行星齿轮组的齿圈和第二行星齿 轮组的行星架连接。主齿轮组的第四轴与主齿轮组的第二行星齿轮组的齿圈连接。第一和 第二行星齿轮组在此构造为负传动比齿轮组。

根据第五种优选方案，主齿轮组的第一轴与主齿轮组的第一和第二行星齿轮组的 太阳轮连接。主齿轮组的第二轴与主齿轮组的第二行星齿轮组的行星架连接。主齿轮组的 第三轴与主齿轮组的第一行星齿轮组的行星架和主齿轮组的第二行星齿轮组的齿圈连接。 主齿轮组的第四轴与主齿轮组的第一行星齿轮组的齿圈连接。第一和第二行星齿轮组在此 构造为负传动比齿轮组。

根据第六种优选方案，主齿轮组的第一轴与主齿轮组的第一行星齿轮组的太阳轮 连接。主齿轮组的第二轴与主齿轮组的第一和第二行星齿轮组的行星架连接。主齿轮组的 第三轴与主齿轮组的第一和第二行星齿轮组的齿圈连接。主齿轮组的第四轴与主齿轮组的 第二行星齿轮组的太阳轮连接。第一行星齿轮组在此构造为负传动比齿轮组，而第二行星 齿轮组构造为正传动比齿轮组。

变速器优选可以是机动车混合动力系统的组成部分。该混合动力系统除了变速器 外还包括内燃机。内燃机直接或经由离合器与变速器的变速器输入轴连接或可连接。机动 车在此既可通过内燃机也可通过变速器的电机驱动。可选地，变速器为此具有一个附加电 机，该附加电机构造用于通过其转子向变速器输入轴发送转矩并且由此起动内燃机，其优 点在于，内燃机可借助附加电机起动，而不影响同时的电动行驶运行，在电动行驶运行中机 动车仅通过变速器的电机驱动。

电机在此与变流器连接，电机通过该变流器与蓄能器连接。对此适用任何形式的 蓄能器，尤其是电化学的、静电的、液压的和机械的蓄能器。

在另一种实施方式中，变速器也可以是电动车辆的动力系统的组成部分。电动车 辆在此仅通过一个或多个电机驱动并且因此不具有内燃机。在此情况下，在变速器输入轴 上连接牵引电机。通过变速器的不同传动级，牵引电机在此可始终在具有高效率的工作范 围中运行，由此改善整个电动车辆的能源效率。

附图说明

下面参考附图详细说明本发明的实施例。附图如下：

图1示意性示出根据本发明第一种实施方式的变速器；

图2示出根据第一种实施方式的变速器的转速图；

图3示出根据第一和第二种实施方式的变速器的换挡图；

图4示意性示出根据本发明第二种实施方式的变速器；

图5示出根据第二种实施方式的变速器的转速图；

图6示出根据第二种实施方式的变速器的换挡图；

图7示意性示出根据本发明第三种实施方式的变速器；

图8示出根据第三种实施方式的变速器的转速图；

图9示意性示出根据本发明第四种实施方式的变速器；

图10示出根据第四种实施方式的变速器的转速图；

图11示出根据第四种实施方式的变速器的换挡图；

图12示意性示出根据本发明第四种实施方式第一种变型方案的变速器；

图13示出机动车的混合动力系统。

具体实施方式

首先要指出，在不同地说明的实施方式中相同部件使用同一附图标记或相同构件 名称，其中，在整个说明书中包含的公开内容可以按意义适用到具有相同附图标记或相同 构件名称的部件上。

图1示意性示出根据本发明第一种实施方式的变速器G。该变速器G包括前置齿轮 组VRS、副齿轮组ZRS和主齿轮组HRS。前置齿轮组VRS包括一个行星齿轮组P3并且副齿轮组 ZRS包括一个行星齿轮组P4，而主齿轮组HRS包括一个第一行星齿轮组P1和一个第二行星齿 轮组P2。所有行星齿轮组P1、P2、P3、P4构造为负传动比齿轮组。

变速器G的示图基本上示出变速器G的可连接的和连接的元件。不能通过在变速器 G示图中所选择的距离推导出传动比。

变速器输入轴GW1与前置齿轮组VRS的第一行星齿轮组P3的太阳轮So-P3连接，而 前置齿轮组VRS的第一行星齿轮组P3的齿圈Ho-P3抗扭地与变速器G的变速器壳体GG或与变 速器G的另一抗扭固定的构件连接。如此形成第一和第二功率路径L1、L2，在此不仅可通过 第一功率路径L1而且也可通过第二功率路径L2从变速器输入轴GW1向主齿轮组HRS传输功 率。第二功率路径L2在此将相对于变速器输入轴GW1转速改变的转速传递到主齿轮组HRS 上，方式是，通过前置齿轮组VRS的第一行星齿轮组P3的太阳轮So-P3和行星架St-P3之间的 传动比改变变速器输入轴GW1的转速。第一功率路径L1将变速器输入轴GW1的转速无改变地 传输到主齿轮组HRS上。前置齿轮组VRS的第一行星齿轮组P3的太阳轮So-P3在此是前置齿 轮组VRS的第一轴W1VS的组成部分，该第一轴与变速器输入轴GW1连接。前置齿轮组VRS的第 一行星齿轮组P3的行星架St-P3是前置齿轮组VRS的第二轴W2VS的组成部分。支撑前置齿轮 组VRS的第一行星齿轮组P3齿圈Ho-P3的那个构件在下面被称为前置齿轮组VRS的第三轴 W3VS。

主齿轮组HRS的第一轴W1与主齿轮组HRS的第一行星齿轮组P1的太阳轮So-P1连 接。主齿轮组HRS的第二轴W2与主齿轮组HRS的第一行星齿轮组P1的行星架St-P1和第二行 星齿轮组P2的齿圈Ho-P2连接。主齿轮组HRS的第三轴W3与主齿轮组HRS的第一行星齿轮组 P1的齿圈Ho-P1和第二行星齿轮组P2的行星架St-P2连接。主齿轮组HRS的第四轴W4与主齿 轮组HRS的第二行星齿轮组P2的太阳轮So-P2连接。通过主齿轮组HRS的第一和第二行星齿 轮组P1、P2各个构件之间的这种布置和连接，主齿轮组HRS的第一、第二、第三和第四轴W1、 W2、W3、W4在转速图中的布置被确定，在此，第一、第二、第三和第四轴W1、W2、W3、W4的顺序相 应于它们在转速图中的顺序。第三轴W3与变速器输出轴GW2连接。作为替代方案，第三轴W3 也可经由一个附加齿轮传动机构与变速器输出轴GW2连接。主齿轮组HRS的第二行星齿轮组 P2的太阳轮So-P2在此具有两个彼此分开的部分。这允许变速器输出轴GW2与主齿轮组HRS 的第三轴W3连接，该第三轴在太阳轮So-P2的两个部分之间经过。当然，主齿轮组HRS的第二 行星齿轮组P2太阳轮So-P2的两个部分上的转速比是相同的。因此，在下面主齿轮组HRS的 第二行星齿轮组P2太阳轮So-P2的两个部分被称为同一轴的组成部分，具体而言为主齿轮 组HRS的第四轴W4的组成部分。在一种替代的为简明起见未示出的实施方式中，主齿轮组 HRS的第二行星齿轮组P2的太阳轮So-P2也可构造成一体的，例如当变速器G在机动车中用 于横向于行驶方向设置的动力系统时，在此变速器G具有轴线平行的从动部。

在此应指出，主齿轮组HRS的第一和第二行星齿轮组P1、P2的构件的其它连接组合 也可形成主齿轮组HRS的四个轴W1、W2、W3、W4的这种转速顺序。因此，本发明不局限于上面 所描述的组合可能性。所显示组合因此应仅被视为示例性的。

第一功率路径L1可经由第一切换元件A与主齿轮组HRS的第四轴W4连接并且可经 由第二切换元件E与主齿轮组HRS的第二轴W2连接。第二功率路径L2可经由第三切换元件B 与主齿轮组HRS的第一轴W1并且可经由第四切换元件D与主齿轮组HRS的第二轴W2连接。主 齿轮组HRS的第一轴W1可通过第五切换元件C与变速器G的变速器壳体GG或与变速器G的另 一抗扭构件连接，从而主齿轮组HRS的第一轴W1在第五切换元件C闭合时不能具有转速。主 齿轮组HRS的第四轴W4可按同样方式通过第六切换元件F抗扭地固定，方式是，第四轴W4通 过第六切换元件F与变速器壳体GG连接。

在变速器G的第一种实施方式中，每两个切换元件可通过一个双作用切换装置操 作。第二和第四切换元件E、D可通过第一切换装置操作。第三和第五切换元件B、C可通过第 二切换装置操作。第一和第六切换元件A、F可通过第三切换装置操作。所述三个切换装置之 中的每一个在此可具有三种状态。在切换装置的第一切换状态中，配置给该切换装置的第 一切换元件处于闭合位置中，而配置给该切换装置的第二切换元件占据打开位置。在切换 装置的第二切换状态中，配置给该切换装置的第二切换元件处于闭合位置中，而配置给该 切换装置的第一切换元件占据打开位置。在第三切换状态中，配置给该切换装置的两个切 换元件占据打开位置。通过主齿轮组HRS的设计以及主齿轮组HRS与电机EM的连接，总共六 个切换元件A、B、C、D、E、F可仅配置给三个切换装置。切换装置数量的减少有利于降低变速 器G的复杂性。

变速器G具有电机EM，其中，定子S抗扭地与变速器G的变速器壳体GG或与变速器G 的另一抗扭构件连接，因此定子S不能具有转速。可旋转支承的转子R与副齿轮组ZRS的行星 齿轮组P4的太阳轮So-P4连接。副齿轮组ZRS的行星齿轮组P4的太阳轮So-P4在此是副齿轮 组ZRS的第一轴W1P4的组成部分。副齿轮组ZRS的行星齿轮组P4的行星架St-P4是副齿轮组 ZRS的第二轴W2P4的组成部分并且与主齿轮组HRS的第二轴W2连接。副齿轮组ZRS的行星齿 轮组P4的齿圈Ho-P4是副齿轮组ZRS的第三轴W3P4的组成部分并且与主齿轮组HRS的第三轴 W3连接。

图2示出变速器G第一种实施方式的转速图，而图3示出变速器G第一种实施方式的 换挡图。在图2中沿垂直方向示出主齿轮组HRS的四个轴W1、W2、W3、W4和转子R的转速与变速 器输入轴GW1转速的比值。变速器输入轴GW1上出现的最大转速被名义化为值1。主齿轮组 HRS的四个轴W1、W2、W3、W4和转子R之间的距离通过主齿轮组HRS的第一和第二行星齿轮组 P1、P2的定轴传动比和副齿轮组ZRS的行星齿轮组P4的定轴传动比产生。属于一个特定工作 点的转速比可通过一条直线连接。

当两个轴彼此连接时，则彼此连接的这两个轴以同一转速旋转。为简明起见，如此 连接的轴可在转速图中彼此水平分开地示出，例如为了更好地显示从前置齿轮组VRS经由 第一或第二功率路径L1、L2到主齿轮组HRS的转速传输。在此在转速图中所选的在连接的轴 之间的水平距离是任意的。当然，与在转速图中所选的水平距离无关，如此连接的轴之间的 传动比的值为1。

当一个行星齿轮组的齿圈、行星架和太阳轮这些元件之中的两个元件彼此连接 时，则该行星齿轮组的齿圈、行星架和太阳轮以相同转速旋转。在此状态中，各元件之间的 传动比的值为1。为简明起见，与这些元件连接的轴在转速图中的水平设置不移动。因此，该 状态在转速图中通过水平直线来识别，该直线将所参与的轴彼此连接。

图3示出根据第一种实施方式的变速器G的换挡图。通过图3中的换挡图和图2中的 转速图清楚地示出变速器G第一种实施方式的作用方式。闭合的切换元件A、B、C、D、E、F在图 3中通过圆点表示。由换挡图可示例性获知各挡位的相应传动比和由此决定的到下一更高 挡位的速比间隔，并且变速器G具有10.1的速比范围。传动比由行星齿轮组P1、P2、P3、P4的 定轴传动比产生。在顺序换挡方式中可避免双切换或者成组切换，因为两个相邻挡位共同 使用一个切换元件。变速器G的挡位在换挡图的各行中示出。另外在换挡图的一列中说明电 机EM在相关挡位中是否能够将机械功率发送到变速器输出轴GW2上或从变速器输出轴接收 机械功率。

变速器输入轴GW1和变速器输出轴GW2之间的第一前进挡1VM通过闭合第三切换元 件B和第六切换元件F形成，第二前进挡2VM通过闭合第四切换元件D和第六切换元件F形成， 第三前进挡3VM通过闭合第三切换元件B和第四切换元件D形成，第四前进挡4VM通过闭合第 四切换元件D和第一切换元件A形成，第五前进挡5VM通过闭合第三切换元件B和第一切换元 件A形成，第六前进挡6VM通过闭合第二切换元件E和第一切换元件A形成，第七前进挡7VM通 过闭合第三切换元件B和第二切换元件E形成，并且第八前进挡8VM通过闭合第五切换元件C 和第二切换元件E形成。

在电动挡位1EM中，转矩仅从电机EM传输向变速器输出轴GW2，在此除了第六切换 元件F之外所有切换元件打开并且因此在变速器输入轴GW1和变速器输出轴GW2之间不存在 转矩传输的连接。电动挡位1EM也用作倒挡，在倒挡中这样控制电机EM，使得转子R具有负转 速，即反向旋转。因此可省却单独的倒挡。

在第一和第二起动模式1S、2S中，变速器输入轴GW1被供应转矩，在此根据第六切 换元件F的位置转矩可仅由电机EM或也可由变速器输出轴GW2供应给变速器输入轴GW1。当 第六切换元件F闭合并且电机EM不发送转矩时，则也可仅由变速器输出轴GW2向变速器输入 轴GW1供应转矩。这在变速器G应用于机动车中时对于起动连接在变速器输入轴GW1上的内 燃机VKM尤为重要。当在此第六切换元件F打开时，则必须通过驻车制动器抗扭地固定变速 器输出轴GW2。

下面示例性说明动力换挡过程。在第二前进挡中，主齿轮组HRS的第二和第四轴 W2、W4分别构成差动轴，而主齿轮组HRS的第三轴W3构成总和轴。在从第二前进挡2VM向第三 前进挡3VM换挡时，第四切换元件D保持闭合。第六切换元件F打开，接着第三切换元件B闭 合。当第六切换元件F构造为牙嵌切换元件时，则第六切换元件F必须在打开之前变为基本 上无转矩的，以致第六切换元件F不传递或只传递微小的转矩。第六切换元件F的负载消除 通过电机EM的发电的转矩来引起。在此保持至少一部分之前存在于主齿轮组HRS的第三轴 W3上的转矩，由此在变速器输出轴GW2上不会出现完全的转矩中断。当第六切换元件F打开 时，主齿轮组HRS的第二轴W2变为总和轴，而副齿轮组ZRS的第一轴W1P4和主齿轮组HRS的第 三轴W3分别构成一个差动轴。现在通过电机EM施加发电的转矩，以便在前置齿轮组VRS的第 二轴W2VS和主齿轮组HRS的第一轴W1之间实现转速同步。由此可闭合第三切换元件B，并且 保持至少一部分之前存在于主齿轮组HRS的第三轴W3上的转矩。当第三切换元件B闭合时， 主齿轮组HRS的第一轴W1变为差动轴，换挡过程因此结束。由此可确保在换挡过程中维持从 变速器输入轴GW1向变速器输出轴GW2的部分功率流。这种作用方式适用于所有实施方式。

图4示意性示出根据本发明第二种实施方式的变速器G。与第一种实施方式不同， 在第二种实施方式中在主齿轮组HRS上游设置这样的前置齿轮组VRS，其除了第一行星齿轮 组P3外还具有第二行星齿轮组P5。在第二种实施方式中，所有行星齿轮组P1、P2、P3、P4、P5 也构造为负传动比齿轮组。此外，前置齿轮组VRS包括称为第一、第二、第三和第四轴的四个 轴W1VS、W2VS、W3VS和W4VS。前置齿轮组VRS的第一行星齿轮组P3的太阳轮So-P3和前置齿轮 组VRS的第二行星齿轮组P5的太阳轮So-P5彼此连接并且抗扭地固定并且在此构成前置齿 轮组VRS的第一轴W1VS的组成部分。前置齿轮组VRS的第一行星齿轮组P3的齿圈Ho-P3与变 速器输入轴GW1连接并且在此构成前置齿轮组VRS的第三轴W3VS的组成部分。前置齿轮组 VRS的第一行星齿轮组P3的行星架St-P3是第二轴W2VS和第一功率路径L1的组成部分。第二 功率路径L2通过变速器输入轴GW1直接通往主齿轮组HRS。前置齿轮组VRS的第二行星齿轮 组P5的行星架St-P5与前置齿轮组VRS的第三轴W3VS连接。前置齿轮组VRS的第二行星齿轮 组P5的齿圈Ho-P5是前置齿轮组VRS的第四轴W4VS和第三功率路径L3的组成部分。第一功率 路径L1可经由第四切换元件D与主齿轮组HRS的第二轴W2连接并且可经由第五切换元件C与 主齿轮组HRS的第一轴W1连接。第二功率路径L2可经由第一切换元件A与主齿轮组HRS的第 四轴W4连接。第三功率路径L3可经由第三切换元件B与主齿轮组HRS的第一轴W1连接并且可 经由第二切换元件E与主齿轮组HRS的第二轴W2连接。通过第六切换元件F，主齿轮组HRS的 第四轴W4可抗扭地固定。

第二种实施方式的主齿轮组HRS如下构造：主齿轮组HRS的第一轴W1与主齿轮组 HRS的第一行星齿轮组P1的太阳轮So-P1连接。主齿轮组HRS的第二轴W2与主齿轮组HRS的第 一行星齿轮组P1的行星架St-P1和第二行星齿轮组P2的齿圈Ho-P2连接。主齿轮组HRS的第 三轴W3与主齿轮组HRS的第二行星齿轮组P2的行星架St-P2连接。主齿轮组HRS的第四轴W4 与主齿轮组HRS的第一行星齿轮组P1的齿圈Ho-P1和第二行星齿轮组P2的太阳轮So-P2连 接。主齿轮组HRS两个行星齿轮组P1、P2的太阳轮So-P1、So-P2构造成两件式的。主齿轮组 HRS的第一行星齿轮组P1的太阳轮So-P1的一部分与主齿轮组HRS的第一轴W1的通往第五切 换元件C的组成部分连接。主齿轮组HRS的第一行星齿轮组P1的太阳轮So-P1的另一部分与 主齿轮组HRS的第一轴W1的通往第三切换元件B的组成部分连接。在主齿轮组HRS的第一行 星齿轮组P1太阳轮So-P1的两个部分之间，主齿轮组HRS的第二轴W2通往第二切换元件E和 第四切换元件D。主齿轮组HRS的第二行星齿轮组P2的太阳轮So-P2的一部分与主齿轮组HRS 的第四轴W4的通往第一切换元件A的组成部分连接。主齿轮组HRS的第二行星齿轮组P2的太 阳轮So-P2的另一部分与第四轴W4的通往第六切换元件F的组成部分连接。在主齿轮组HRS 的第二行星齿轮组P2的太阳轮So-P2的两个部分之间，主齿轮组HRS的第三轴W3通往变速器 输出轴GW2。

在第二种实施方式中，变速器G也具有电机EM，其中，定子S抗扭地与变速器G的变 速器壳体GG或与变速器G的另一抗扭构件连接，因此定子S不能具有转速。可旋转支承的转 子R与副齿轮组ZRS的行星齿轮组P4的太阳轮So-P4连接。副齿轮组ZRS的行星齿轮组P4的太 阳轮So-P4在此是副齿轮组ZRS的第一轴W1P4的组成部分。副齿轮组ZRS的行星齿轮组P4的 行星架St-P4是副齿轮组ZRS的第二轴W2P4的组成部分并且与主齿轮组HRS的第二轴W2连 接。副齿轮组ZRS的行星齿轮组P4的齿圈Ho-P4是副齿轮组ZRS的第三轴W3P4的组成部分并 且与主齿轮组HRS的第四轴W4连接。

因此在图4所示的第二种实施方式中，副齿轮组ZRS的第一轴W1P4与转子R连接，而 副齿轮组ZRS的第二轴W2P4与主齿轮组HRS的第二轴W2连接。副齿轮组ZRS的第三轴W3P4与 主齿轮组HRS的第四轴W4连接。作为替代方案，副齿轮组ZRS的第二轴W2P4可以不与第二轴 W2连接，而与主齿轮组HRS的第三轴W3连接。根据另一种替代方案可能的是，副齿轮组ZRS的 第三轴W3P4与主齿轮组HRS的第三轴W3连接，在此情况下副齿轮组ZRS的第二轴W2P4与主齿 轮组HRS的第二轴W2连接。可相应调整所参与的行星齿轮组的定轴传动比。为简明起见，第 二种实施方式的变型方案并未在单独的附图中示出。

图5示出变速器G第二种实施方式的转速图，而图6示出变速器G第二种实施方式的 换挡图。显示方式与第一种实施方式的显示相同。

前置齿轮组VRS的四个轴W1VS、W2VS、W3VS、W4VS也在转速图中示出。当切换元件A、 B、C、D、E之一闭合时，则通过该闭合的切换元件A、B、C、D、E在一个功率路径L1、L2、L3和主齿 轮组HRS的四个轴W1、W2、W3、W4之一之间建立转矩传输的连接。在此由转速图可见，第一和 第三功率路径L1、L3从前置齿轮组VRS的第三轴W3VS获得一个传动比，前置齿轮组VRS的第 三轴W3VS与变速器输入轴GW1连接。通过第一功率路径L1，转速相对于变速器输入轴GW1减 小，而通过第三功率路径L3，转速相对于变速器输入轴GW1增大。在第二功率路径L2中变速 器输入轴GW1的转速无改变地直接传递到主齿轮组HRS的第一或第四轴W1、W4上。

通过图6中的换挡图和图5中的转速图清楚地示出变速器G第二种实施方式的作用 方式。闭合的切换元件A、B、C、D、E、F在图6中通过圆点表示。由换挡图可示例性获知各挡位 的相应传动比和由此能确定的到下一更高挡位的速比间隔，并且变速器G具有11.0的速比 范围。传动比由行星齿轮组P1、P2、P3、P4、P5的定轴传动比产生。变速器G的挡位在换挡图的 各行中示出。显示方式与第一种实施方式的显示相同。

变速器输入轴GW1和变速器输出轴GW2之间的第一前进挡1VM通过闭合第五切换元 件C和第六切换元件F形成，第二前进挡2VM通过闭合第三切换元件B和第六切换元件F形成， 第三前进挡3VM通过闭合第四切换元件D和第六切换元件F形成，第四前进挡4VM通过闭合第 三切换元件B和第四切换元件D形成，第五前进挡5VM通过闭合第五切换元件C和第四切换元 件D形成，第六前进挡6VM通过闭合第一切换元件A和第四切换元件D形成，第七前进挡7VM通 过闭合第五切换元件C和第一切换元件A形成，第八前进挡8VM通过闭合第三切换元件B和第 一切换元件A形成，第九前进挡9VM通过闭合第二切换元件E和第一切换元件A形成，第十前 进挡10VM通过闭合第三切换元件B和第二切换元件E形成，并且第十一前进挡11VM通过闭合 第五切换元件C和第二切换元件E形成。

在电动挡位1EM中，转矩仅从电机EM传输向变速器输出轴GW2，在此，第一、第二、第 三、第四和第五切换元件A、E、B、D、C打开并且因此在变速器输入轴GW1和变速器输出轴GW2 之间不存在转矩传输的连接。第六切换元件F闭合。电动挡位1EM也用作倒挡，在该倒挡中这 样控制电机EM，使得转子R具有负转速，即反向旋转。因此可省却单独的倒挡。

在第一和第二起动模式1S、2S中，变速器输入轴GW1由电机EM供应转矩。在第一起 动模式1S中，除了第三切换元件B之外所有切换元件打开。电机EM的转子R由此直接与变速 器输入轴GW1连接。在第二起动模式2S中，除了第五切换元件C之外所有切换元件打开。电机 EM的转矩由此经由第一功率路径L1导向变速器输入轴GW1。第一和第二起动模式1S、2S在变 速器G用于机动车中时对于起动连接在变速器输入轴GW1上的内燃机VKM尤为重要。在此必 须通过驻车制动器抗扭地固定变速器输出轴GW2。

图7示意性示出根据本发明第三种实施方式的变速器G。前置齿轮组VRS包括称为 第一、第二、第三和第四轴的四个轴W1VS、W2VS、W3VS和W4VS。第一功率路径L1经过前置齿轮 组VRS的第二轴W2VS，该第二轴与前置齿轮组VRS的第一行星齿轮组P3的行星架St-P3连接。 前置齿轮组VRS的第一行星齿轮组P3的太阳轮So-P3是前置齿轮组VRS的第一轴W1VS的组成 部分并且抗扭地固定。而前置齿轮组VRS的第一行星齿轮组P3的齿圈Ho-P3与变速器输入轴 GW1连接。前置齿轮组VRS的第三轴W3VS与变速器输入轴GW1连接并且此外是第二功率路径 L2的组成部分。第三功率路径L3经过前置齿轮组VRS的第四轴W4VS，在此，前置齿轮组VRS的 第二行星齿轮组P5的齿圈Ho-P5是前置齿轮组VRS的第四轴W4VS的组成部分。前置齿轮组 VRS的第二行星齿轮组P5的行星架St-P5在此与变速器输入轴GW1连接。前置齿轮组VRS的第 二行星齿轮组P5的太阳轮So-P5在此与前置齿轮组VRS的第二轴W4VS连接。第一功率路径L1 可经由第四切换元件D与主齿轮组HRS的第二轴W2连接并且可经由第五切换元件C与主齿轮 组HRS的第一轴W1连接。第二功率路径L2可经由第一切换元件A与主齿轮组HRS的第四轴W4 连接并且可经由第三切换元件B与主齿轮组HRS的第一轴W1连接。第三功率路径L3可经由第 二切换元件E与主齿轮组HRS的第二轴W2连接。通过第六切换元件F，主齿轮组HRS的第四轴 W4可抗扭地固定。

主齿轮组HRS在根据图7的第三种实施方式中如下构造：主齿轮组HRS的第一轴W1 与主齿轮组HRS的第一行星齿轮组P1的太阳轮So-P1连接。主齿轮组HRS的第二轴W2与主齿 轮组HRS的第一行星齿轮组P1的行星架St-P1和第二行星齿轮组P2的齿圈Ho-P2连接。主齿 轮组HRS的第三轴W3与主齿轮组HRS的第二行星齿轮组P2的行星架St-P2和第一行星齿轮组 P1的齿圈Ho-P1连接。主齿轮组HRS的第四轴W4与主齿轮组HRS的第二行星齿轮组P2的太阳 轮So-P2连接。主齿轮组HRS的两个行星齿轮组P1、P2的太阳轮So-P1和So-P2构造成两件式 的，在此，太阳轮的部分So-P1和So-P2的各部分的连接与第二种实施方式的连接相同。

在第三种实施方式中，变速器G也具有电机EM，其中，定子S抗扭地与变速器G的变 速器壳体GG或与变速器G的另一抗扭构件连接，因此定子S不能具有转速。可旋转支承的转 子R与副齿轮组ZRS的行星齿轮组P4的太阳轮So-P4连接。副齿轮组ZRS的行星齿轮组P4的太 阳轮So-P4在此是副齿轮组ZRS的第一轴W1P4的组成部分。副齿轮组ZRS的行星齿轮组P4的 行星架St-P4是副齿轮组ZRS的第二轴W2P4的组成部分并且与主齿轮组HRS的第三轴W3连 接。副齿轮组ZRS的行星齿轮组P4的齿圈Ho-P4是副齿轮组ZRS的第三轴W3P4的组成部分并 且与主齿轮组HRS的第四轴W4连接。

因此在图7所示的第三种实施方式中，副齿轮组ZRS的第一轴W1P4与转子R连接，而 副齿轮组ZRS的第二轴W2P4与主齿轮组HRS的第三轴W3连接。副齿轮组ZRS的第三轴W3P4与 主齿轮组HRS的第四轴W4连接。作为替代方案可能的是，副齿轮组ZRS的第二轴W2P4不与第 三轴W3而与主齿轮组HRS的第二轴W2连接。根据另一种替代方案可能的是，副齿轮组ZRS的 第三轴W3P4与主齿轮组HRS的第三轴W3连接，在此情况下副齿轮组ZRS的第二轴W2P4与主齿 轮组HRS的第二轴W2连接。可相应调整所参与的行星齿轮组的定轴传动比。为简明起见，第 三种实施方式的变型方案并未在单独的附图中示出。

图8示出变速器G第三种实施方式的转速图，显示方式与第一和第二种实施方式的 显示相同。图6中的换挡图也适用于变速器G的第三种实施方式。

通过图6中的换挡图和图8中的转速图清楚地示出变速器G第三种实施方式的作用 方式。传动比由行星齿轮组P1、P2、P3、P4、P5的定轴传动比产生。在示例性所示的实施方式 中，变速器G具有11.0的速比范围。

图9示意性示出根据本发明第四种实施方式的变速器G。在第四种实施方式中未设 置前置齿轮组VRS。与此相应，变速器输入轴GW1仅可经第一功率路径L1连接到主齿轮组HRS 上。为此，变速器输入轴GW1可经由第一切换元件A与主齿轮组HRS的第四轴W4连接并且可经 由第二切换元件E与主齿轮组HRS的第二轴W2连接。通过第五切换元件C，主齿轮组HRS的第 一轴W1可抗扭地固定。通过第四切换元件D，主齿轮组HRS的第二轴W2可抗扭地固定。

主齿轮组HRS的第一和第二行星齿轮组P1、P2以及副齿轮组ZRS的行星齿轮组P4构 造为负传动比齿轮组。

主齿轮组HRS的第一轴W1与主齿轮组HRS的第一和第二行星齿轮组P1、P2的太阳轮 So-P1、So-P2连接。主齿轮组HRS的第二轴W2与主齿轮组HRS的第一行星齿轮组P1的行星架 St-P1连接。主齿轮组HRS的第三轴W3与主齿轮组HRS的第一行星齿轮组P1的齿圈Ho-P1和第 二行星齿轮组P2的行星架St-P2连接。主齿轮组HRS的第三轴W3也与变速器输出轴GW2连接。 主齿轮组HRS的第四轴W4与主齿轮组HRS的第二行星齿轮组P2的齿圈Ho-P2连接。

副齿轮组ZRS的行星齿轮组P4的太阳轮So-P4是副齿轮组ZRS的第一轴W1P4的组成 部分并且与电机EM的转子R连接。电机EM的定子S与变速器G的壳体GG连接并且因此抗扭地 固定。副齿轮组ZRS的行星齿轮组P4的行星架St-P4是副齿轮组ZRS的第二轴W2P4的组成部 分并且与主齿轮组HRS的第三轴W3连接。齿圈Ho-P4是副齿轮组ZRS的第三轴W3P4的组成部 分并且与主齿轮组HRS的第四轴W4连接。

因此在图9所示的第四种实施方式中，副齿轮组ZRS的第一轴W1P4与转子R连接，而 副齿轮组ZRS的第二轴W2P4与主齿轮组HRS的第三轴W3连接。副齿轮组ZRS的第三轴W3P4与 主齿轮组HRS的第四轴W4连接。作为替代方案可能的是，副齿轮组ZRS的第二轴W2P4不与第 三轴W3而与主齿轮组HRS的第二轴W2连接。在此情况下可能的是，副齿轮组ZRS的第三轴 W3P4不与第四轴W4而与主齿轮组HRS的第三轴W3连接。可相应调整所参与的行星齿轮组的 定轴传动比。为简明起见，第四种实施方式的变型方案并未在单独的附图中示出。

图10示出根据变速器G第四种实施方式的转速图。转速图的显示方式与图2中的第 一种实施方式的显示相同。

图11示出根据第四种实施方式的变速器G的换挡图。通过图10中的转速图和图11 中的换挡图清楚地示出变速器G第四种实施方式的作用方式。闭合的切换元件A、C、D、E在图 11中通过圆点表示。由换挡图可示例性获知各挡位的相应传动比和由此能确定的到下一更 高挡位的速比间隔，变速器G具有9.6的速比范围。传动比由行星齿轮组P1、P2、P4的定轴传 动比产生。在顺序换挡方式中可避免双切换或者成组切换，因为两个相邻挡位共同使用一 个切换元件。变速器G的挡位在换挡图的各行中示出。另外在换挡图的一列中说明电机EM在 相关挡位中是否能够将机械功率发送到变速器输出轴GW2上或从变速器输出轴接收机械功 率。

在变速器输入轴GW1和变速器输出轴GW2之间的第一前进挡1VM通过闭合第一切换 元件A和第四切换元件D形成，第二前进挡2VM通过闭合第一切换元件A和第五切换元件C形 成，第三前进挡3VM通过闭合第一切换元件A和第二切换元件E形成，第四前进挡4VM通过闭 合第五切换元件C和第二切换元件E形成。

在电动挡位1EM中，转矩仅从电机EM传输向变速器输出轴GW2，在此除了第四切换 元件D之外所有切换元件打开并且因此在变速器输入轴GW1和变速器输出轴GW2之间不存在 转矩传输的连接。电动挡位1EM也用作倒挡，在该倒挡中这样控制电机EM，使得转子R具有负 转速，即反向旋转。因此可省却单独的倒挡。

在第一和第二起动模式1S、2S中，变速器输入轴GW1被供应转矩，在第一起动模式 1S中，第一切换元件A和第四切换元件D闭合，由此主齿轮组HRS的第二轴W2抗扭地固定。当 在第一起动模式1S中转矩出现在变速器输出轴GW2上时，则功率可从变速器输出轴GW2传递 向变速器输入轴GW1。电机EM也可不给出功率。在变速器G用于具有内燃机VKM的车辆中时第 一起动模式1S可用于拖曳起动内燃机VKM。在第二起动模式2S中，除了第一切换元件A之外 所有切换元件打开。当挂入与变速器输出轴GW2连接的驻车制动器时，则主齿轮组HRS的第 三轴W3由此抗扭地固定。因此可通过电机EM，从副齿轮组ZRS的第一轴W1PS向变速器输入轴 GW1传递功率，以便如此起动连接在变速器输入轴GW1上的内燃机VKM。

图12示意性示出变速器G第四种实施方式的一种变型方案。该变型方案示出主齿 轮组HRS的一种特殊结构，其中，两个行星齿轮组P1、P2设置在一个共同平面中。主齿轮组 HRS的两个行星齿轮组P1、P2在此构造为负传动比齿轮组。主齿轮组HRS的第一行星齿轮组 P1的太阳轮So-P1与主齿轮组HRS的第一轴W1连接。主齿轮组HRS的行星齿轮组P1、P2的行星 架St-P1、St-P2彼此连接并且是主齿轮组HRS的第三轴W3的组成部分，该第三轴也与变速器 输出轴GW2连接。主齿轮组HRS的第一行星齿轮组P1的齿圈Ho-P1直接构成主齿轮组HRS的第 二行星齿轮组P2的太阳轮So-P2并且是主齿轮组HRS的第四轴W4的组成部分。第二行星齿轮 组P2的齿圈Ho-P2是主齿轮组HRS的第二轴W2的组成部分。

副齿轮组ZRS的行星齿轮组P4也构造为负传动比齿轮组。副齿轮组ZRS的第一轴 W1P4与转子R连接，并且副齿轮组ZRS的行星齿轮组P4的太阳轮So-P4是副齿轮组ZRS的第一 轴W1P4的组成部分。副齿轮组ZRS的第二轴W2P4与主齿轮组HRS的第二轴W2连接，并且副齿 轮组ZRS的行星齿轮组P4的行星架St-P4是副齿轮组ZRS的第二轴W2P4的组成部分。副齿轮 组ZRS的第三轴W3P4与主齿轮组HRS的第四轴W4连接，并且副齿轮组ZRS的行星齿轮组P4的 齿圈Ho-P4与副齿轮组ZRS的第三轴W3P4连接。

因此在图12所示的第四种实施方式的变型方案中，副齿轮组ZRS的第一轴W1P4与 转子R连接，而副齿轮组ZRS的第二轴W2P4与主齿轮组HRS的第二轴W2连接。副齿轮组ZRS的 第三轴W3P4与主齿轮组HRS的第四轴W4连接。作为替代方案可能的是，副齿轮组ZRS的第二 轴W2P4不与第二轴W2而与主齿轮组HRS的第三轴W3连接。当副齿轮组ZRS的第二轴W2P4与主 齿轮组HRS的第二轴W2连接时，则可能的是，副齿轮组ZRS的第三轴W3P4也与主齿轮组HRS的 第三轴W3连接。可相应调整所参与的行星齿轮组的定轴传动比。为简明起见，所述变型方案 并未在单独的附图中示出。

图10中的转速图与图11中的换挡图同样也适用于图12中所示变速器G第四种实施 方式的变型方案。

图13示意性示出机动车的混合动力系统。在混合动力系统中所包含的变速器G相 应于变速器G的第一种实施方式，这仅被视为示例性的。作为替代方案，变速器G的第二、第 三或第四种实施方式也可构成混合动力系统的组成部分。附加电机SG的可转动的转子R2与 变速器输入轴GW1连接，而附加电机SG的定子S2则抗扭地连接到变速器G的变速器壳体GG上 或变速器G的另一抗扭构件上。通过扭振减振器RD，内燃机VKM与变速器输入轴GW1连接。变 速器输出轴GW2与轴减速器AG连接。存在于变速器输出轴GW2上的功率从轴减速器AG分配到 机动车的车轮W上。在电机EM的电动运行中，电功率通过逆变器INV供应给定子S。在电机EM 的发电运行中，定子S向逆变器INV输送电功率。逆变器INV在此将电池BAT的直流电压转换 为适合用于电机EM的交流电压，反之亦然。附加电机SG在此也可通过逆变器INV被供应电功 率。作为替代方案，附加电机SG也可连接到另一电源、如机动车的低电压车载电网上。

附图标记列表

G变速器

GW1变速器输入轴

GW2变速器输出轴

HRS主齿轮组

ZRS副齿轮组

VRS前置齿轮组

EM电机

R电机转子

S电机定子

SG附加电机

R2附加电机的转子

S2附加电机的定子

RD扭振减振器

VKM内燃机

INV逆变器

BAT电池

P1主齿轮组的第一行星齿轮组

P2主齿轮组的第二行星齿轮组

P3前置齿轮组的第一行星齿轮组

P4副齿轮组的行星齿轮组

P5前置齿轮组的第二行星齿轮组

W1主齿轮组的第一轴

W2主齿轮组的第二轴

W3主齿轮组的第三轴

W4主齿轮组的第四轴

W1VS前置齿轮组的第一轴

W2VS前置齿轮组的第二轴

W3VS前置齿轮组的第三轴

W4VS前置齿轮组的第四轴

W1P4副齿轮组的第一轴

W2P4副齿轮组的第二轴

W3P4副齿轮组的第三轴

A第一切换元件

E第二切换元件

B第三切换元件

D第四切换元件

C第五切换元件

F第六切换元件

So-P1主齿轮组的第一行星齿轮组的太阳轮

St-P1主齿轮组的第一行星齿轮组的行星架

Ho-P1主齿轮组的第一行星齿轮组的齿圈

So-P2主齿轮组的第二行星齿轮组的太阳轮

St-P2主齿轮组的第二行星齿轮组的行星架

Ho-P2主齿轮组的第二行星齿轮组的齿圈

So-P3前置齿轮组的第一行星齿轮组的太阳轮

St-P3前置齿轮组的第一行星齿轮组的行星架

Ho-P3前置齿轮组的第一行星齿轮组的齿圈

So-P4副齿轮组的行星齿轮组的太阳轮

St-P4副齿轮组的行星齿轮组的行星架

Ho-P4副齿轮组的行星齿轮组的齿圈

So-P5前置齿轮组的第二行星齿轮组的太阳轮

St-P5前置齿轮组的第二行星齿轮组的行星架

Ho-P5前置齿轮组的第二行星齿轮组的齿圈

L1第一功率路径

L2第二功率路径

L3第三功率路径

1VM-11VM第一至第十一前进挡

1EM电动挡位

1S第一起动模式

2S第二起动模式

AG轴减速器

W车轮