用于车辆的变速器和传动系的制作方法

1.本发明涉及一种用于至少部分电驱动的车辆的传动系的变速器。本发明还涉及一种包括这种变速器的传动系。


背景技术：

2.由专利文献wo2014/139744a1已知一种用于车辆的传动系，该传动系具有至少一个电驱动装置，所述电驱动装置经由驱动轴能与至少一个第一变速级和第二变速级联接。设有至少一个切换装置以切换变速级，其中所述切换装置为了进行负载切换而包括至少一个形状配合连接的切换元件和至少一个摩擦连接的切换元件。每个变速级都能利用形状配合连接的切换元件进行切换，其中至少一个变速级不仅能利用形状配合连接的切换元件而且能利用摩擦连接的切换元件进行切换。


技术实现要素：

3.本发明的目的在于，提出一种替代的两挡变速器以及一种带有两挡变速器的、替代的传动系。该目的根据本发明的第一方面利用按照权利要求1所述的变速器来实现。该目的还根据本发明的第二方面利用按照权利要求7所述的传动系来实现。有利的设计方案由从属于上述独立权利要求的从属权利要求得出。
4.根据本发明的第一方面，用于至少部分电驱动的车辆的传动系的变速器包括多级行星齿轮组、第一换挡元件和第二换挡元件，其中所述多级行星齿轮组具有第一太阳轮、第一齿圈、第二齿圈以及多个可转动地支承在第一行星齿轮架上的多级行星齿轮，其中所述第一太阳轮与电机驱动有效地连接，其中所述第一行星齿轮架与壳体不可相对转动地连接，其中所述第一换挡元件在闭合状态下使所述第二齿圈与变速器的输出轴不可相对转动地连接，其中所述第二换挡元件在闭合状态下使所述第一齿圈与变速器的输出轴不可相对转动地连接，并且其中两个换挡元件的其中一个换挡元件处于闭合状态中以旋转驱动所述输出轴。换句话说，在第一换挡元件闭合时所述第二齿圈与所述输出轴不可相对转动地连接，其中在第二换挡元件闭合时所述第一齿圈与所述输出轴不可相对转动地连接。借助于这种变速器能够实现车辆的两挡式驱动，其中借助于所述变速器能够有利地实现1.7至2.5 之间的换挡速比(gangsprung)、优选大约2.0的换挡速比。变速器的这种设计的另一优点在于，可以实现较高的效率。
5.所谓的“有效连接”或者“驱动有效地连接”是指在两个承受扭矩的部件之间的连接，该连接允许在这些部件之间传递扭矩或者说功率。特别地，这两个部件相应可转动地得到支承。所谓的“驱动有效地连接”不但可以理解为不具有传动比或者中间构件的连接，而且可以理解为具有传动比或者中间构件的连接。例如可以在两个轴或者两个齿轮之间驱动有效地布置有另外的轴和/或齿轮。
6.所述第一太阳轮至少间接地与电机连接，尤其是直接地、也即不可相对转动地与电机的转子或者说转子轴连接。电机的转子轴在电机的转子运行中用作电机的输出轴。在
电机的转子运行中，所述第一太阳轮是多级行星齿轮组的输入轴。在电机的转子运行中，将电能例如由能量存储器、尤其是蓄电池供给到电机，该电能引起转子的旋转以产生驱动功率，其中所述驱动功率用于旋转驱动多级行星齿轮组的第一太阳轮。在电机的发电机运行中，变速器的输出轴作为变速器的输入轴起作用，反之，第二太阳轮与之相应地构造为变速器的输出轴，其中车辆的驱动功率经由变速器和相应的换挡元件被引导到电机，从而利用电机产生电能，能够将该电能供给到蓄电池以进行储存。在发电机运行中，功率例如由车辆的一个或多个转动的车轮经由变速器被引导到电机。
7.术语“至少间接地”是指，两个构件经由布置在这两个构件之间的至少另一个构件彼此连接，或者径直进而直接地彼此连接。因此，在轴或齿轮之间还能布置有另外的、与轴或者齿轮有效连接的构件。
8.所谓的“轴”可以是输入轴、输出轴、中间轴或者诸如此类，在本发明的上下文中是指传动系的用于传递扭矩的旋转构件，传动系的各个所属的部件经由所述旋转构件不可相对转动地彼此连接，或者在操纵相应的切换元件或换挡元件时经由所述旋转构件形成这种连接。
9.所述第一齿圈与多级行星齿轮组的相应的多级行星齿轮的第一齿轮齿啮合，所述第一齿轮又与所述第一太阳轮齿啮合。相应的多级行星齿轮具有相对于所述第一齿轮同轴地以及不可相对转动地布置的第二齿轮，所述第二齿轮与第二太阳轮以及第二齿圈齿啮合。相应的多级行星齿轮的这两个齿轮具有不同的直径和齿数。所述第一齿轮尤其具有比所述第二齿轮更小的直径。彼此啮合的或者彼此咬合的齿轮经由其彼此啮合的齿部传递转速和扭矩。设置多级行星齿轮组的优点在于，能够省略第二太阳轮，由此提供了一种成本优化的变速器。其中具有这两个齿轮的相应的多级行星齿轮共同可转动地支承在第一行星齿轮架上。此外，无论是第一换挡元件或者是第二换挡元件闭合并且同时相应另一换挡元件打开，多级行星齿轮组当前在高转换的情况下具有相对较好的机械参数、也即转速和扭矩，同时具有较高的效率。
10.按照相应的换挡元件的切换位置或者说状态，第一齿圈亦或第二齿圈将驱动功率以相应的传动比至少间接地传递到车辆的从动轴，所述从动轴相应至少间接地与车辆的至少一个车轮连接。所述从动轴与从动轴线同轴地布置。因此，通过利用电机产生的并且至少利用变速器改变的驱动功率经由从动轴至少间接地旋转驱动车辆的至少一个车轮。
11.所谓“换挡元件”是指一种连接件，借助所述换档元件能够将至少一个传递扭矩的部件与另一个传递扭矩的部件或者与位置固定或壳体固定的部件驱动有效地连接。相应的换挡元件能在至少一个打开状态和闭合状态之间切换，其中所述换挡元件在打开状态中不能在两个与换挡元件共同作用的部件之间传递扭矩，并且其中所述换挡元件在闭合状态中能在两个与所述相应的换挡元件共同作用的部件之间传递扭矩。只要在两个传动元件之间存在驱动有效的连接，则将扭矩和力以及按照传动元件的设计必要时将转速从一个传动元件传递到另一个传动元件。例如形状配合连接地或传力连接地构造所述相应的换挡元件。
12.当所述第一换挡元件处于闭合状态中或者被切换到闭合状态并且所述第二换挡元件被打开时，在第一挡或者说第一挡位中，更确切地说以第一传动比或者说第一传动比例将驱动功率从变速器输入部传递到变速器输出部，或者反之亦然。所述第二齿圈或者说与所述第二齿圈不可相对转动地连接的第二轴与变速器的输出轴不可相对转动地连接，由
此将驱动功率经由所述第二齿圈传递到变速器的输出轴。在第一换挡元件的闭合状态中，第二换挡元件处于打开状态，以便将驱动功率以第一传动比例传递到变速器的输出轴。换句话说，为了将驱动功率从变速器输入部传递到变速器输出部，所述第一齿圈在第一换挡元件的闭合状态中非直接地或者说间接地与变速器的输出轴不可相对转动地连接。第一传动比例如小于1。
13.当所述第二换挡元件处于闭合状态中或者被切换到闭合状态并且所述第一换挡元件被打开时，在第二挡或者说第二挡位中、更确切地说以第二传动比或者说第二传动比例将驱动功率从变速器输入部传递到变速器输出部，或者反之亦然。所述第一齿圈或者说与所述第一齿圈不可相对转动地连接的第一轴与变速器的输出轴不可相对转动地连接，由此将驱动功率经由第一齿圈传递到变速器的输出轴。在第二换挡元件的闭合状态中，所述第一换挡元件处于打开状态，以便将驱动功率以第二传动比例传递到变速器的输出轴。换句话说，为了将驱动功率从变速器输入部传递到变速器输出部，所述第二齿圈在第一换挡元件的闭合状态中非直接地或者说间接地与变速器的输出轴不可相对转动地连接。第二传动比例如小于1。因此，或者闭合所述第一换挡元件或者闭合所述第二换挡元件以驱动车辆。
14.如果这两个换挡元件被打开，则驱动功率不会被引导到变速器，进而驱动功率也不会被传递到变速器的输出轴。变速器因此处于空转状态。与此相对地，如果这两个换挡元件被闭合，则输出轴的旋转被锁定。于是，为了实现驻车锁定功能，这两个换挡元件同时处于闭合状态中。
15.第一换挡元件和/或第二换挡元件优选构造为传力连接的切换元件。所述传力连接的切换元件尤其可以构造为摩擦换挡元件，特别是构造为片式换档离合器或者锥体离合器(konuskupplung)，以便按照所述换挡元件的切换位置在变速器的输出轴与第一齿圈或者第二齿圈之间形成传力连接的连接部。传力连接的切换元件是这样一种切换元件，其将法向力输送到传动元件的两个彼此有待连接的部件或表面，其中只要不超过基本上由静摩擦所引起的反作用力，就可以避免所述部件或表面的相互之间的位移。由此为了在有待连接的传动元件之间传递扭矩而形成了摩擦连接。
16.有利地，利用根据本发明的变速器按照第一发明方面能够在所述挡位之间进行负载换挡，也即在第一挡位和第二挡位之间(或者反之亦然)进行切换，而不会在从动装置或者说在输出轴处尤其在换挡过程期间中断驱动功率。为此有利地不必设置单独的负载切换元件，而是可以为变速器配备在结构上更简单的传力连接的换挡元件。对于牵拉式负载换挡或者推送式负载换挡来说，需要将至少一个换挡元件构造为传力连接的换挡元件或者说构造为摩擦换挡元件。与此相对地，对于借助于换挡元件进行的牵拉式和推送式负载换挡来说，需要将两个换挡元件分别构造为传力连接的换挡元件。相应其他的、并未构造为传力连接的切换元件的换挡元件与此相对地可以构造为形状配合连接的换挡元件或者说爪式切换元件。因此，负载换挡可以通过一个换挡元件实现或者通过两个换挡元件分别实现。实现负载换挡的换挡元件是这样一种切换元件，其允许将两个传动元件在其中一个传动元件被施加以驱动功率、尤其是扭矩时彼此连接，从而在闭合切换元件之后将驱动功率传递到相应的另一传动元件。在闭合负载切换元件之前不需要同步相关传动元件的转速。
17.替代地，所述第一换挡元件和/或第二换挡元件构造为形状配合连接的切换元件。
形状配合连接的切换元件例如可以是爪式切换元件，以便按照所述换挡元件的切换位置在变速器的输出轴与第一齿圈或者第二齿圈之间形成形状配合连接的连接部。形状配合连接的切换元件是这样一种切换元件，其中变速器的两个部件彼此嵌合并且在两个传动元件之间形成用于传递扭矩的形状配合连接。形状配合连接的切换元件相比于传力连接的切换元件是成本低廉的并且特别是效率优化的。
18.按照本发明的一种实施方式，两个换挡元件共同构造为双重切换元件。这意味着，所述第一换挡元件和第二换挡元件沿轴向直接彼此并排地布置，并且这两个换挡元件组合成一个单元。尤其有利的是，两个切换元件都构造为爪式切换元件，以便在变速器的输出轴与第一齿圈或者第二齿圈之间形成形状配合连接的连接部。在这种情况下，虽然在第一挡位和第二之间不能进行负载换挡，或者反之亦然，但是可以利用换挡元件的这种布置方式和构造节省变速器的轴向的结构空间。将换挡元件构造为爪式切换元件因此简化了驻车锁定功能的实现，即此时两个换挡元件都转入到或者说处于闭合状态中。
19.按照本发明的第二方面，用于至少部分电驱动的车辆的传动系包括根据本发明的第一方面的变速器、电机以及差速器，所述差速器使所述变速器和两个与从动轴线同轴地布置的从动轴驱动有效地连接。带有根据本发明的变速器的这种传动系紧凑地构造并且实现了相对较高的换挡速比。
20.优选地，所述差速器构造为锥齿轮差速器。此外，也可以想到差速器的其他替代的构造方式，例如圆柱齿轮差速器或者行星齿轮差速器。以第一传动比或第二传动比从变速器获得的驱动功率由变速器的输出轴至少间接地经由所述差速器传递到两个从动轴，其中所述差速器将驱动功率、也就是转速扭矩分配到从动轴上。为了使从动轴与从动轴线同轴，差速器也布置在从动轴线上。构造为锥齿轮差速器的差速器具有两个车轮侧的从动元件，尤其是第一从动齿轮和第二从动齿轮。这两个从动齿轮分别与补偿元件啮合。所述补偿元件围绕自身的轴线可转动地支承在差速器壳中。相应的从动齿轮与相应的从动轴不可相对转动地连接。通过差速器壳实现所述差速器的驱动。
21.所述传动系优选包括与变速器的输出轴驱动有效地连接的行星齿轮传动装置，该行星齿轮传动装置具有至少一个第一行星齿轮组。所述第一行星齿轮组有利地构造为负行星齿轮组，其中借助于行星齿轮传动装置的相应的行星齿轮组提高了与在变速器上相应选择的挡位相关的总传动比。借助于在功率流中布置在变速器下游的行星齿轮传动装置优选能够实现在6和13.5之间的总传动比。负行星齿轮组由以下元件组成，即太阳轮、行星齿轮架和齿圈，其中所述行星齿轮架以可转动地支承的方式引导至少一个、但优选更多个行星齿轮，所述行星齿轮相应地不仅与太阳轮而且与环绕其的齿圈啮合或者说齿啮合。
22.行星齿轮传动装置的第一行星齿轮组尤其具有壳体固定的第二太阳轮、第三齿圈以及多个可转动地支承在第二行星齿轮架上的行星齿轮，其中所述第三齿圈与变速器的输出轴不可相对转动地连接。
23.所述行星齿轮传动装置沿轴向构造得较短，其中行星齿轮传动装置的行星齿轮不仅与第三齿圈齿啮合而且与第二太阳轮齿啮合。此外，可转动地容纳所述行星齿轮的第二行星齿轮架与第二输出轴有效连接，所述第二输出轴沿轴向有利地能够被引导穿过变速器和/或电机，以便将驱动功率输送到差速器并且同时节省了轴向的结构空间。
24.优选地，所述差速器的差速器壳与行星齿轮传动装置的第二行星齿轮架不可相对
转动地连接。此外可以想到的是，所述第二输出轴至少部分空心地构造，以便沿轴向引导差速器的两个从动轴的其中一个从动轴通过。换句话说，第二输出轴可以沿径向布置在变速器的第一太阳轮内部，其中所述差速器的两个从动轴的其中一个从动轴可以沿径向布置在所述第二输出轴的内部。
25.优选地，至少所述变速器和/或所述差速器在空间上至少部分地或者完全地布置在电机的转子的内部。通过将变速器和/或差速器沿径向布置在转子的内部可以节省传动系的轴向的结构空间。因此，所述传动系由此沿轴向构造得较短。例如，所述变速器在空间上完全地布置在电机的转子的内部。例如，所述差速器在空间上完全地布置在电机的转子的内部。
26.按照本发明的一种实施例，至少一个第一变速级在驱动技术上布置在变速器的输出轴和差速器之间。特别地，变速器的输出轴与从动轴线轴向平行地布置。因此，从动轴线与驱动轴线轴向平行地布置，传动系的从动轴布置在所述从动轴线上，其中至少变速器的输出轴与驱动轴线同轴地布置，优选地变速器的输入轴和/或电机的转子的旋转轴线也与驱动轴线同轴地布置。
27.第一变速级有利地用于提高总传动比并且优选由至少两个彼此齿啮合的齿轮构成，其中第一齿轮的旋转轴线与变速器的输出轴同轴地布置，并且另一齿轮的旋转轴线与从动轴线同轴地布置。所述第一变速级例如可以包括圆柱齿轮级。
28.补充地还可以设有第二变速级，其中来自所述变速器的驱动功率经由第一变速级和第二变速级至少间接地被输送到差速器中。对此设有中间轴，所述中间轴平行于变速器的输出轴以及车辆的从动轴线布置。在所述中间轴上优选布置有两个其他的齿轮，其中所述中间轴的第一齿轮和至少间接地与输出轴有效连接的齿轮齿啮合，并且所述中间轴的第二齿轮和至少间接地与差速器有效连接的其他齿轮齿啮合。这两个变速级例如可以构造为圆柱齿轮级并且能够提高总传动比，其中传动比通过两级实现。通过轴向偏移节省了传动系的轴向的结构空间、尤其是节省了沿着驱动轴线的结构空间。
29.替代于锥齿轮差速器，所述差速器还可以构造为所谓的整体式差速器，所述整体式差速器具有第二行星齿轮组和第三行星齿轮组，其中每个行星齿轮组与相应的从动轴驱动有效地连接，其中借助于第二行星齿轮组能够将第一输出扭矩传递到第一从动轴，并且其中第二行星齿轮组的支撑扭矩能够在第三行星齿轮组中如此改变，从而能够将与第一输出扭矩相对应的第二输出扭矩传递到第二从动轴。
30.所谓“整体式差速器”是指带有两个行星齿轮组的差速器，其中第二行星齿轮组与差速器的输入轴以及与第三行星齿轮组驱动有效地连接。差速器的输入轴至少间接地与变速器的输出轴连接。替代地，差速器的输入轴与变速器的输出轴一体式地连接。第二行星齿轮组与第一从动轴驱动有效地连接。第三行星齿轮组与第二从动轴驱动有效地连接。此外，所述第三行星齿轮组至少间接地支撑在变速器的位置固定的壳体上或者支撑在机动车的底盘上，也即与其不可相对转动地连接。
31.借助于整体式差速器，能够改变所述差速器的输入轴的输入扭矩，并且能够将输入扭矩以限定的比例分配到或者说传递到两个从动轴。优选地，传递各50％的、也就是说一半的输入扭矩到从动轴。因此所述差速器并不具有将两个输出扭矩的总和施加在其上的构件。此外，在从动轴的输出转速相同的情况下，差速器并不具有锁定回转的或者说无滚动回
转的齿部。换句话说，无论从动轴的输出转速如何，相应的行星齿轮组的彼此齿啮合的构件总是存在相对运动。借助于所述差速器同时实现了产生总传动比的功能以及差速功能。换句话说，所述整体式差速器实现了扭矩提高并且实现了驱动功率的分布。此外还节省了重量。
32.优选地，整体式差速器和从动轴与车辆的从动轴线同轴地布置。因此，所述从动轴线与驱动轴线同轴地、更确切地说尤其是与电机的转子的旋转轴线同轴地、与变速器的输入轴同轴地和/或与变速器的输出轴同轴地伸延。
33.根据本发明的传动系以及根据本发明的变速器可以使用在纯电驱动车辆以及同样可以使用在混合动力驱动车辆中，所述混合动力驱动车辆能够部分地电驱动并且部分地借助于单独的内燃机驱动。车辆可以按照被驱动的车轴的构造和数量包括两个或者多个这种传动系或者说变速器，其中车辆的一个车轴、多个车轴或者所有车轴配备有相应的根据本发明的传动系并且由此能够实施为可被驱动的。这样一种车辆因此可以理解为机动车，尤其是轿车(pkw)、商用车(nkw) 或者卡车(lkw)。
34.不言而喻地，上述的或者说在权利要求和/或附图中所描述的技术方案的特征必要时也可以组合起来，以便能够积累地实现当前可达到的优点和效果。
附图说明
35.接下来根据显示了本发明的各种实施方式的附图对本发明进行描述，其中相同的或类似的元件标有相同的附图标记。其中具体示出了：
36.图1是包括根据本发明的传动系的车辆，该传动系具有根据本发明的按照第一实施方式的变速器；
37.图2是根据本发明的按照图1所示的变速器的示意图；
38.图3是与用于利用根据本发明的按照图2所示的变速器进行驱动的切换状态相关的切换矩阵的示意图；
39.图4是根据本发明的传动系的示意图，该传动系具有根据本发明的按照图1和图2所示的变速器；
40.图5是根据本发明的传动系的示意图，该传动系具有根据本发明的按照第二实施方式的变速器；
41.图6是根据本发明的传动系的示意图，该传动系具有根据本发明的按照第三实施方式的变速器；
42.图7是根据本发明的传动系的示意图，该传动系具有根据本发明的按照第四实施方式的变速器；以及
43.图8是根据本发明的传动系的示意图，该传动系具有根据本发明的按照第五实施方式的变速器。
具体实施方式
44.图1示出了电驱动的车辆1，其具有根据本发明的按照第一实施方式的传动系2。传动系2包括电机11，所述电机产生功率并且将该功率导送给变速器3。在图2中示出了变速器3，其中所属的切换矩阵在图3中示出。变速器3与行星齿轮传动装置14驱动有效地连接，其
提高了总传动比并且将功率传递到在功率流中位于下游的、这里在空间上布置在电机11内部的差速器16。差速器16将驱动功率分配到第一从动轴18a和第二从动轴18b，所述第一从动轴和第二从动轴又分别与车辆1的被驱动的车轮28有效连接。
45.车辆1还可以包括这里未示出的能量存储器，在电机的发电机运行模式下当功率流反向时，所述能量存储器由电机11供给电能。能量存储器例如可以是蓄电池或者诸如此类。因此，电能借助于电机11 在发电机运行模式下产生、被储存起来并且用于再次给电机11供电。
46.根据图2详细地示出了图1所示的变速器3。根据图2所示的变速器3在根据图4所示的传动系2中经由输入轴29利用电机11的相对于定子30可转动地支承的转子19被施加以驱动功率。输入轴29 可以一体式地或多件式地与转子19连接，无论哪种情况下都存在不可相对转动的、驱动作用的连接部。
47.变速器3包括多级行星齿轮组4，该多级行星齿轮组具有与输入轴29不可相对转动地连接的第一太阳轮7、第一齿圈8a、第二齿圈 8b以及多个可转动地支承在壳体固定的第一行星齿轮架9上的多级行星齿轮10。所述变速器3还具有第一换挡元件5和第二换挡元件6。所述第一换挡元件5在闭合状态下使所述第二齿圈8b与变速器3的输出轴12不可相对转动地连接，其中所述第二换挡元件6在闭合状态下使所述第一齿圈8a与变速器3的输出轴12不可相对转动地连接，并且其中为了旋转驱动输出轴12，两个换挡元件5、6的其中一个换挡元件处于闭合状态中。
48.因此，通过第一太阳轮7来驱动变速器3，所述第一太阳轮与相应的多级行星齿轮10的第一齿轮31a齿啮合。相应的第一齿轮31a 因此与第一齿圈8a齿啮合。每个多级行星齿轮10除了第一齿轮31a 之外还具有轴向相邻地并且不可相对转动地与所述第一齿轮连接第二齿轮31b，该第二齿轮与第二齿圈8b齿啮合。这两个齿轮具有不同的直径和齿数，从而当前根据通过哪个齿轮31a、31b传递驱动功率或者说哪个换挡元件5、6闭合或者打开，可以实现两种不同的传动比，但这两种传动比都小于1。当前，相应的多级行星齿轮10的第一齿轮31a具有比相应的多级行星齿轮10的第二齿轮31b更大的直径。
49.当所述第一换挡元件5处于闭合状态或者被切换到闭合状态并且所述第二换挡元件6处于打开状态时，所述第二齿圈8b与变速器3 的输出轴12不可相对转动地连接，从而将电机11的驱动功率经由第一太阳轮7输送到多级行星齿轮10并且从那里经由第二齿圈8b输送到变速器3的输出轴12。当所述第二换挡元件6处于闭合状态或者说被切换到闭合状态并且所述第一换挡元件5处于打开状态时，所述第一齿圈8a与变速器3的输出轴12不可相对转动地连接，从而将驱动功率经由第一齿圈8a以小于1的第二传动比输送到变速器3的输出轴12。在相应的换挡元件5、6的打开状态下不会通过相应的换挡元件5、6传递扭矩，反之，在相应的换挡元件5、6的闭合状态下通过相应的换挡元件5、6传递扭矩。
50.在图3中示出了用于变速器3的第一挡位e1和第二挡位e2的切换矩阵。相应的换挡元件5、6在输入“x”时闭合并且在未输入时打开。通过相应的挡位e1、e2实现了车辆1以两种相应的传动比电动前进行驶。在第一换挡元件5闭合而第二换挡元件6打开时，第一挡位e1接合，进而实现第一传动比。在第二换挡元件6闭合而第一换挡元件5打开时，第二挡位e2接合，进而实现第二传动比，其中所述第二传动比不同于所述第一传动比。该切换矩阵适用于本发明的所有示出的实施例。
51.根据换挡元件5、6的构造，可以实现牵拉式和/或推送式负载换挡(zug-und/oderschub-lastschaltung)。在这种情况下，相应的换挡元件5、6构造为负载切换元件。
52.按照图2所示，所述第一换挡元件5构造为形状配合连接的切换元件，这里是爪式切换元件。因此，在第一换挡元件5的闭合状态下，在第二齿圈8b和变速器3的输出轴12之间形成形状配合连接的连接部。这两个部件在形成形状配合连接的连接部之前理想地同步。与此相对地，所述第二换挡元件6当前构造为传力连接的切换元件，这里是片式切换元件。在第二换挡元件6的闭合状态下，由此在第二齿圈 8b和变速器3的输出轴12之间形成传力连接的或者说摩擦连接的连接部。这两个部件的转速同步并非必须的，其中传力连接的切换元件适合作为负载切换元件。换句话说，所述第二换挡元件6实现了从挡位e1到挡位e2的牵拉负载换挡，或者反之亦然。在挡位e1、e2之间的换挡过程中能通过形状配合连接地构造的第一换挡元件5支撑负载，直到所述第二换挡元件6完全地打开或者闭合，由此尤其在换挡过程中避免了输出负载降低。
53.图4示出了传动系2，该传动系包括以上所描述的变速器3。这方面参照关于图1至图3所述的内容。在图4中还示出了电机11，所述电机经由输入轴29与第一太阳轮7不可相对转动地连接。替代地，两个换挡元件5、6能像在根据图5、图6或图7的相应的实施方式中那样构造。此外，所述传动系2具有带有第一行星齿轮组15的行星齿轮传动装置14。所述第一行星齿轮组15当前构造为负行星齿轮组 (minus-planetenradsatz)并且包括与变速器3的输出轴12不可相对转动地连接的第三齿圈21，与壳体13不可相对转动地连接的、位置固定的第二太阳轮20以及多个可转动地支承在第二行星齿轮架22上的行星齿轮23。所述第三齿圈21经由变速器3的输出轴12取决于第一换挡元件或者说第二换挡元件5、6的切换位置与第一齿圈8a和/ 或与第二齿圈8b不可相对转动地连接。所述齿圈8a、8b在此能够径直地、也即直接地，或者间接地、也即例如利用在两者之间不可相对转动地布置的轴或者诸如此类，与相应的换挡元件5、6有效连接。通过第二行星齿轮架22实现了行星齿轮传动装置14的输出，所述第二行星齿轮架与差速器16驱动有效地连接。借助于变速器3和行星齿轮传动装置14的这种组合例如能够实现在6和13.5之间的总传动比。
54.差速器16当前构造为锥齿轮差速器，并且所述变速器3经由行星齿轮传动装置14与两个与从动轴线17同轴地布置的从动轴18a、 18b驱动有效地连接，其中第二从动轴18b当前被引导穿过变速器3 和行星齿轮传动装置14。由现有技术已知的锥齿轮差速器16具有两个轮侧的从动元件，所述从动元件构造为第一从动齿轮16b和第二从动齿轮16c。所述从动齿轮16b、16c分别与补偿元件16d、16e啮合。所述补偿元件16d、16e围绕其自身轴线可转动地支承在差速器壳16a 中。第一从动齿轮16b与第一从动轴18a不可相对转动地连接，并且第二从动齿轮16c与第二从动轴18b不可相对转动地连接。所述差速器16的差速器壳16a经由中间轴32与第二行星齿轮架22不可相对转动地连接，其中所述中间轴32与变速器3的输入轴29和输出轴12 同轴地被引导穿过变速器3并且连接到差速器壳16a。为了节省轴向的结构空间，所述差速器16在空间上完全布置在电机11的转子19 内部。因此在这种情况下，从动轴线17与驱动轴线33同轴地伸延，其中转子19的旋转轴线、变速器3的输入轴29和输出轴12与驱动轴线33同轴地布置。因此，所述变速器3沿轴向布置在一侧的电机 11以及差速器16与另一侧的行星齿轮传动装置14之间。
55.根据图5所示的传动系包括变速器3，该变速器与图2所示的变速器的区别在于，两
个换挡元件5、6都构造为爪式切换元件并且组合成双重切换元件41。对此可以参照图2中对于变速器3的描述。替代地，这两个换挡元件5、6可以如在根据图4、图6或图7所示的相应实施方式那样构造。对于在第一挡位和第二挡位e1、e2之间的切换来说可以参考针对图3的描述。包括多级行星齿轮组4以及两个换挡元件5、6的变速器3在空间上完全地布置在电机11的转子19内部，以便节省轴向的结构空间并且更紧凑地构造传动系2。所述换挡元件5、6直接彼此并排地与驱动轴线33和从动轴线17同轴地布置并且共同形成双重切换元件41，两个换挡元件5、6结构紧凑地组合成所述双重切换元件。所述换挡元件5、6在闭合状态下实现了在输出轴12和第一齿圈8a或者说第二齿圈8b之间的形状配合连接的连接部。由此形成了特别成本优化和效率优化的离合器系统。
56.所述行星齿轮传动装置14的第一行星齿轮组15构造为负行星齿轮组，并且包括壳体固定的第二太阳轮20、第三齿圈21以及多个可转动地支承在第二行星齿轮架22上的行星齿轮23。所述第三齿圈21 与变速器3的输出轴12不可相对转动地连接，从而使得行星齿轮传动装置14因此在驱动侧与输出轴12有效连接。所述第二太阳轮20 按照相应的换挡元件5、6的切换位置经由输出轴12与变速器3的第一齿圈和/或第二齿圈8a、8b不可相对转动地连接。通过第二行星齿轮架22实现了行星齿轮传动装置14的输出，所述第二行星齿轮架与差速器16的差速器壳16a不可相对转动地连接。所述差速器16构造为锥齿轮差速器，并且除此以外与根据图4所示的差速器16相同，从而与图4相关的描述也适用于此。借助于变速器3和行星齿轮传动装置14的这种组合例如能够实现在6和13.5之间的总传动比。
57.差速器16使所述变速器3经由行星齿轮传动装置14与从动轴18a、 18b驱动有效地连接，其中当前所述第一从动轴18a沿轴向被引导穿过所述变速器3和电机11。行星齿轮传动装置14沿轴向布置在一侧的电机11以及变速器3与另一侧的差速器16之间。替代地可以想到，所述差速器16在空间上与变速器3一起布置在电机11的转子19内部，以便附加地节省轴向结构空间。差速器16经由中间轴32与第二行星齿轮架22驱动有效地连接，其中所述中间轴32与变速器3的输出轴12同轴地布置，其中从动轴线17在此也与驱动轴线33同轴地布置。
58.根据图6所示的传动系2包括变速器3，该变速器与图2所示的变速器的区别在于，两个换挡元件5、6都构造为爪式切换元件。对此可以参照图2中对于变速器3的描述。对于在第一挡位和第二挡位 e1、e2之间的切换来说参考针对图3的描述。图6示出了根据本发明的传动系2的第三实施例，其中当前包括多级行星齿轮组4和两个换挡元件5、6的变速器3在空间上完全地布置在电机11的转子19 内部，以便节省传动系2的轴向的结构空间。所述换挡元件5、6在闭合状态下实现了在输出轴12和第一齿圈8a或者说第二齿圈8b之间的形状配合连接的连接部。由此形成了特别成本优化和效率优化的离合器系统。替代地可以想到，分别构造为爪式切换元件的换挡元件 5、6组合在一起并且像在图5中那样构造为双重切换元件。此外替代地，两个换挡元件5、6能像在根据图4或图7所示的相应实施方式中那样构造。
59.根据图6所示的传动系2与根据图4和图5所示的、具有构造为锥齿轮差速器的差速器16的传动系2不同，其包括构造为整体式差速器25的差速器16，该差速器具有第二行星齿轮组和第三行星齿轮组26、27。这两个行星齿轮组26、27根据对整体式差速器25的需求、尤其是对整体式差速器25的有待实现的传动比的需求或者沿轴向彼此并排地或者沿径向彼此叠置地布置。当前所述行星齿轮组26、27 沿径向彼此叠置地布置，由此节省了传动系2的
轴向的结构空间。换句话说，行星齿轮组26、27在一共同的平面中垂直于从动轴18a、18b 或者说垂直于从动轴线17。因此以径向嵌套的结构方式构造所述整体式差速器25。
60.借助于第二行星齿轮组26能将第一输出扭矩传递到第一从动轴 18a。第二行星齿轮组26的、与所述第一输出扭矩相反地作用的支撑扭矩被传递到第三行星齿轮组27，并且该支撑扭矩在第三行星齿轮组 27能如此改变，从而能够将与所述第一输出扭矩相对应的第二输出扭矩传递到第二从动轴18b。因此，整体式差速器25构造为行星齿轮传动装置。
61.所述整体式差速器25经由其输入轴与变速器3有效连接，其输入轴同时也是变速器3的输出轴12。在整体式差速器25处通过两个从动轴18a、18b进行输出。换句话说，借助于整体式差速器25将驱动功率分配给两个从动轴18a、18b。当前，所述第一从动轴18a朝向变速器3以及电机11延伸，并且沿轴向被引导穿过所述变速器3和电机11。所述第二从动轴18b沿相反的方向远离传动系2延伸。由于提高了来自变速器3的扭矩的整体式差速器25仅布置在传动系2的端部处，在功率流中布置在其上游的构件可以构造得相对较小和相对较细长，由此成本低廉地进行制造并且减小了传动系2的总重量。
62.从动轴18a、18b、整体式差速器25、电机11以及变速器3与变速器3的驱动轴线33同轴地并且与车辆1的从动轴线17同轴地布置。
63.按照相应的换挡元件的切换位置，所述第一齿圈8a或者第二齿圈8b与整体式差速器25的第三太阳轮34a不可相对转动地连接，其中以第一传动比亦或以第二传动比将驱动功率输送到所述整体式差速器25。此外，两个齿圈8a、8b可以与第三太阳轮34a不可相对转动地连接，以便实现驻车锁定功能，其中因此锁定了输出轴12的旋转。此外，第一齿圈和第二齿圈8a、8b都不能与第三太阳轮34a不可相对转动地连接，从而实现了变速器3的空转，其中驱动功率不会被输送到所述整体式差速器25。
64.从第二行星齿轮组26到第三行星齿轮组27的功率传递通过联接轴35实现，所述联接轴一方面与第二行星齿轮组26的第三齿圈36a 不可相对转动地连接，并且另一方面与第三行星齿轮组27的第四太阳轮34b不可相对转动地连接。因此，联接轴35、第三齿圈36a以及第四太阳轮34b一体式地彼此连接。带有第三齿圈36a和第四太阳轮 34b的联接轴35也可以构造为齿圈，该齿圈除了内齿部之外还具有外齿部。在空间上在第三太阳轮34a和第三齿圈36a之间布置有多个第二行星齿轮37a，所述第二行星齿轮当前可转动地布置在可转动地支承的第三行星齿轮架38a上。此外，在所述第二行星齿轮组26的径向外部以及在同一径向延伸的平面上布置有在空间上处于第三行星齿轮组27的第四太阳轮34b和第四齿圈36b之间的多个第三行星齿轮37b，所述第三行星齿轮当前可转动地布置在壳体固定的第四行星齿轮架38b上。作用到第一从动轴18a上的第一输出经由第二行星齿轮组26的、与第一从动轴不可相对转动地连接的第三行星齿轮架38a 实现。作用到第二从动轴18b上的第二输出经由第三行星齿轮组27 的、与第二从动轴不可相对转动地连接的第四齿圈36b实现。
65.根据传动系2的按照图7所示的第四实施例，变速器3沿轴向布置在电机11和差速器16之间，其中所述差速器16布置在当前轴向平行于驱动轴线33地布置的从动轴线17上。在驱动轴线33上因此还布置有变速器3的输出轴12和输入轴29。
66.所述输出轴12经由当前单级地构造的变速级24驱动有效地连接，该变速级包括与输出轴12不可相对转动地连接的第三齿轮39a和与差速器16有效连接的第四齿轮39b。所述齿轮39a、39b当前构造为圆柱齿轮，从而所述变速级24因此包括圆柱齿轮级。变速级24通过
相应地设计齿轮直径和齿数实现了传动系2的总传动比。至此可以省略根据按照图4和图5所示的实施例的附加的行星齿轮传动装置14。然而，根据对传动系的要求提供另一个变速器以提高总传动比是合理的。通过轴向平行地布置传动系部件节省了传动系2的轴向的结构空间，更确切地说尤其是通过使电机11连同变速器3一起和差速器16 至少部分地彼此并排布置节省了传动系2的轴向的结构空间。由此也可以更细长地设计所述电机11，这又对驱动轴线和从动轴线33、17 之间的中心距产生了积极影响。差速器16当前构造为锥齿轮差速器并且除此以外与根据图4所示的差速器16相同，其中可以参照与图4 所示的差速器相关的描述。
67.在当前情况下，变速器3的换挡元件5、6分别构造为片式切换元件，所述换挡元件相应地在闭合状态下在变速器3的输出轴12和第一齿圈或者说第二齿圈8a、8b之间实现传力连接的或者说摩擦连接的连接部。对此有利的是，无论是牵拉式换挡还是推送式换档都可以在挡位e1和e2之间在负载下进行切换，或者反之亦然。换句话说，所述换挡元件5、6当前是负载切换元件。在挡位e1、e2之间的换挡过程中，负载能通过第一换挡元件5得到支撑，直到第二换挡元件6 完全地打开或者闭合，或者反之亦然，由此尤其在换挡过程中避免了在输出方面的负载降低。因此，根据图7所示的传动系2包括变速器 3，该变速器与图2所示的变速器的区别在于，两个换挡元件5、6构造为片式切换元件。因此可以参照图2中对于变速器3的描述。对于在第一挡位和第二挡位e1、e2之间的换挡来说可以参考对于图3的描述。替代地，两个换挡元件5、6能够像在根据图4、图5或图6 所示的实施方式中那样构造。
68.在图8中示出了传动系2的第五实施例，其中所述变速器3沿轴向布置在电机11和差速器16之间。与图7所示类似地，所述差速器 16轴向平行于驱动轴线33地布置在从动轴线17上，变速器3的输出轴12位于所述驱动轴线上。
69.所述输出轴12经由两个变速级24、40与差速器16有效连接，其中第一变速级24包括与输出轴12不可相对转动地连接的第三齿轮 39a和与轴向平行于驱动轴线33以及从动轴线17地布置的中间轴32 不可相对转动地连接的第四齿轮39b。第二变速级40的第五齿轮39c 沿轴向与第四齿轮39b相邻地不可相对转动地布置在中间轴32上，所述第五齿轮和与差速器16有效连接的第六齿轮39d齿啮合。变速级24、40通过相应地设计齿轮39a至39d的齿轮直径和齿数实现了传动系2的总传动比。所述齿轮39a至39d当前构造为圆柱齿轮，从而变速级24、40因此是圆柱齿轮级。至此可以省略根据按照图4和图5所示的实施例的附加的行星齿轮传动装置14。然而，根据对传动系的要求提供另一个变速器以提高总传动比是合理的。通过轴向平行地布置传动系部件节省了传动系2的轴向的结构空间，更确切地说尤其是通过使电机11连同变速器3一起和差速器16至少部分地彼此并排布置节省了传动系2的轴向的结构空间。由此也可以更细长地设计所述电机11，这又对驱动轴线和从动轴线之间的中心距产生了积极影响。
70.变速器3的两个换挡元件5、6直接彼此并排地与驱动轴线33同轴地布置，并且共同形成双重切换元件，所述双重切换元件将两个换挡元件5、6组合起来。在当前情况下，换挡元件5、6如参考按照图 5所示的实施例那样分别构造为爪式切换元件。第一挡位和第二挡位 e1、e2之间的切换可以参照对于图3的描述。此外还可以参考对于图7的描述并且尤其是参照图2和图5。替代地，两个换挡元件5、6 就像在根据图4、图6或图7所示的相应的实施方式中那样构造。此外替代地，变速器3可以像在根据图5和图6所示的实施方式中那样布置在
转子19内部。
71.附图标记列表：
72.1 车辆
73.2 传动系
74.3 变速器
75.4 多级行星齿轮组
76.5 第一换挡元件
77.6 第二换挡元件
78.7 第一太阳轮
79.8a 第一齿圈
80.8b 第二齿圈
81.9 第一行星齿轮架
82.10 多级行星齿轮
83.11 电机
84.12 变速器的输出轴
85.13 壳体
86.14 行星齿轮传动装置
87.15 第一行星齿轮组
88.16 差速器
89.16a 差速器壳
90.16b 差速器的第一从动齿轮
91.16c 差速器的第二从动齿轮
92.16d 差速器的补偿元件
93.16e 差速器的补偿元件
94.17 从动轴线
95.18a 第一从动轴
96.18b 第二从动轴
97.19 电机的转子
98.20 第二太阳轮
99.21 第二齿圈
100.22 第二行星齿轮架
101.23 第一行星齿轮
102.24 第一减速级
103.25 整体式差速器
104.26 第二行星齿轮组
105.27 第三行星齿轮组
106.28 车辆的车轮
107.29 变速器的输入轴
108.30 电机的定子
109.31a 多级行星齿轮的第一齿轮
110.31b 多级行星齿轮的第二齿轮
111.32 中间轴
112.33 驱动轴线
113.34a 整体式差速器的第三太阳轮
114.34b 整体式差速器的第四太阳轮
115.35 整体式差速器的联接轴
116.36a 第三齿圈
117.36b 第四齿圈
118.37a 第二行星齿轮
119.37b 第三行星齿轮
120.38a 第三行星齿轮架
121.38b 第四行星齿轮架
122.39a 减速级的第三齿轮
123.39b 减速级的第四齿轮
124.39c 减速级的第五齿轮
125.39d 减速级的第六齿轮
126.40 第二减速级
127.41 双重切换元件
128.e1 第一挡位
129.e2 第二挡位