技术领域本发明涉及一种变速器，该变速器包括变速器输入轴和变速器输出轴、主齿轮组、附加齿轮组和电机，该电机包括转子和定子，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，主齿轮组具有第一和第二行星齿轮组，该第一和第二行星齿轮组总共包括在转速次序中被称为第一、第二、第三和第四轴的四根轴，所述至少一个功率路径能经由至少一个切换元件而与主齿轮组的所述四根轴中的至少一根轴连接，主齿轮组的第三轴与变速器输出轴相连接，附加齿轮组具有包括第一、第二和第三轴的行星齿轮组，并且附加齿轮组的第一轴与转子连接。本发明还涉及一种用于机动车的包括变速器的动力传动系。
背景技术：
变速器在这里特别是指多挡变速器，在该多挡变速器中通过切换元件能自动切换预定数量的挡、亦即在变速器输入轴和变速器输出轴之间的固定的传动比。切换元件在这里例如指的是离合器或制动器。这样的变速器主要应用在机动车中，以便使驱动单元的转速和转矩输出能力以适当的方式匹配于车辆的行驶阻力。由本申请人的专利申请DE102012201377A1已知一种变速器，该变速器具有一个变速器输入轴和一个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，该主齿轮组具有两个单行星齿轮组，这两个单行星齿轮组具有在转速次序中称为第一、第二、第三和第四轴的四根轴，其中，这四根轴中的第三轴与变速器输出轴相连接。电机经由一个行星齿轮传动机构连接在主齿轮组的第一轴上。
技术实现要素：
本发明的目的在于，改善变速器的动力换挡性能。本发明的另一目的在于，改善变速器的应用范围，使得电机在每个挡中都能够从变速器输出轴接收机械功率或者将机械功率输出到该变速器输出轴上。这些目的通过权利要求1的特征来实现，由从属权利要求、说明书以及由附图得出有利的设计方案。变速器至少包括一个变速器输入轴和一个变速器输出轴、一个主齿轮组、一个附加齿轮组和一个电机，该电机包括转子和定子。主齿轮组具有一个第一和一个第二行星齿轮组，该第一和第二行星齿轮组总共包括在转速次序中被称为第一、第二、第三和第四轴的四根轴。主齿轮组因此构成为两行星架-四轴式传动机构。附加齿轮组具有一个行星齿轮组，这个行星齿轮组总共包括被称为第一、第二和第三轴的三根轴。附加齿轮组的第一轴与转子持久连接。主齿轮组的第三轴与变速器输出轴相连接。两行星架-四轴式传动机构可理解成包括这样的行星齿轮传动机构，该行星齿轮传动机构由两个经由刚好两根耦联轴在运动学上相互耦联的单行星齿轮组形成并且在该行星齿轮传动机构中其四个元件(“轴”)对于传动机构其他元件来说是可自由接近的。在此，一根耦联轴被定义为在第一单行星齿轮组的一个元件——即，太阳轮或行星架或齿圈——与第二单行星齿轮组的一个元件——即，太阳轮或行星架或齿圈——之间的持久的机械连接件。单行星齿轮组的数量和自由轴的数量不是经由传动机构的视觉外观、而是经由其运动学来限定的。在两行星架-四轴式传动机构的每个挡中，传动机构的与两行星架-四轴式传动机构的元件连接的各切换元件中的两个切换元件必须是闭合的。为了用图形表示变速器的运动学，通常使用变速器的转速图，例如由变速器教材已知的库茨巴赫图(Kutzbachplan)。这种两行星架-四轴式传动机构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。简化的两行星架-四轴式传动机构是两行星架-四轴式传动机构的一种结构形式，在该两行星架-四轴式传动机构中省去了传动机构的一个元件、即一个太阳轮、一个行星架或一个齿圈，因为传动机构的另一元件承担其任务，由此不改变运动学。承担被省去的元件的功能的那个元件因此同时是传动机构的耦联轴之一。对此的一种已知的实施例是拉威挪齿轮组，该拉威挪齿轮组或者具有两个太阳轮和仅仅一个齿圈但或者具有两个齿圈和仅仅一个太阳轮。经由至少一个功率路径，变速器输入轴能经由至少一个切换元件而与主齿轮组的所述四根轴中的至少一根轴连接。在一种优选的实施方式中，所述至少一个功率路径能经由两个切换元件而与主齿轮组的所述四根轴中的两根轴连接。因此，通过闭合切换元件之一，在所述至少一个功率路径与主齿轮组的所述四根轴之一之间建立不可相对转动的连接，由此能将转矩从变速器输入轴引导到主齿轮组上。至少一个功率路径可理解成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。在应用在机动车中时，变速器输入轴与驱动总成的一根轴相连接或者能经由离合器相连接，从而驱动总成的机械功率能供应给变速器输入轴。驱动总成不仅可以构成为内燃机，而且可以构成为电机。变速器输出轴用作用于将机械功率传递至机动车驱动轮的接口。在下文，轴不应仅仅理解为例如圆柱形的、可转动地支承的用于传递转矩的机械元件，而是这也可理解成通常的将单个构件或元件相互连接起来的连接元件、特别是将多个元件不可相对转动地相互连接起来的连接元件。一个行星齿轮组包括一个太阳轮、一个行星架和一个齿圈。在行星架上可转动地支承有行星齿轮，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，一个负传动比齿轮组描述如下一个行星齿轮组，该行星齿轮组具有一个行星架、具有一个太阳轮并且具有一个齿圈，在所述行星架上可转动地支承有行星齿轮，其中，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，从而当在行星架固定的情况下太阳轮旋转时，齿圈和太阳轮沿相反的转动方向旋转。行星齿轮组的不仅太阳轮、而且齿圈也可以分成多个区段。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，转速比在太阳轮的两个区段上是相等的，因此就好像它们是相互连接的。正传动比齿轮组与刚刚描述的负传动比行星齿轮组区别如下：正传动比齿轮组具有内侧的行星齿轮和外侧的行星齿轮，这些行星齿轮可转动地支承在行星架上。内侧的行星齿轮的齿部在此一方面与太阳轮的齿部啮合、另一方面与外侧的行星齿轮的齿部啮合。外侧的行星齿轮的齿部此外还与齿圈的齿部啮合。这导致，在行星架固定时，齿圈和太阳轮沿相同的转动方向旋转。定轴传动比(Standgetriebeübersetzung)定义在行星架固定的情况下在行星齿轮组的太阳轮和齿圈之间的转速比。因为在负传动比齿轮组中在行星架固定的情况下在太阳轮与齿圈之间的转动方向相反，所以在负传动比齿轮组中定轴传动比始终取负值。在转速图中，在竖直方向上标出各个轴的转速比。在各轴之间的水平距离由在各轴之间的传动比得出，从而轴的属于某一确定的运行点的转速比和转矩比可通过一条直线相连接。在轴之间的传动比由参与的行星齿轮组的定轴传动比得出。转速图例如可以以库茨巴赫图的形式呈现。在转速次序中被称为第一、第二、第三和第四轴的四根轴的特征在于，这些轴的转速以该顺序线性增大、减小或者相等。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，从而第四轴具有最大的转速，而第一轴具有的转速小于或等于第四轴的转速。在此，在所有四根轴的转速之间始终存在线性关系。一根或多根轴的转速在此也可以是负值，或者也可以取值0。因此，转速次序始终应与转速的带符号的值、而不是与其绝对值有关。当行星齿轮组之一的元件：齿圈、行星架和太阳轮这些元件中的两个元件相互连接时，这四根轴的转速便是相等的。电机至少包括一个固定的定子和一个可转动地支承的转子，并且在电动机式运行中设置用于将电能转变成转速和转矩形式的机械能以及在发电机式运行中将机械能转变成电流和电压形式的电能。通过切换元件，视操纵状态而定，在两个构件之间允许相对运动或者在这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成两个构件的旋转，其中，第一构件的转速和第二构件的转速彼此不同。此外，也可想到这两个构件中的仅仅一个旋转，而另一个构件静止或者以相反的方向旋转。在本发明中，切换元件优选构造成通过形状锁合来建立连接的爪齿式切换元件。特别是当在两个元件之间存在固定的、特别是不可相对转动的连接时，这两个元件便被称为是相互连接的。这样连接的元件以相等的转速转动。本发明的不同构件和元件在此可以经由轴或者经由闭合的切换元件或连接元件，但也可以直接地、例如借助焊接连接、挤压连接或其他连接而相互连接。此外，当在两个元件之间存在可松脱的不可相对转动的连接时，这两个元件被称为能连接的。当存在该连接时，这样的元件因此以相等的转速转动。换挡过程通过闭合变速器的一个之前不在变速器的功率路径中的切换元件并打开变速器的一个之前在变速器的功率路径中的切换元件来实现。换挡过程也可以在动力载荷下、也就是说在变速器输入轴和变速器输出轴上不完全撤回转矩地进行。这样的换挡过程在下文被称为动力换挡。在使用爪齿式切换元件的情况下动力换挡的前提条件是，使要脱开的切换元件在脱开之前进入至少几乎无载荷的状态中。进入几乎无载荷的状态中通过如下方式实现，即，使切换元件基本上无转矩，从而经由该切换元件不传递转矩或者仅传递很小的转矩。为此，通过电机将转矩施加到与要脱开的切换元件建立连接的那根轴上。按照本发明，附加齿轮组的第二轴能经由第一附加切换元件而与主齿轮组的第一轴或第二轴连接以及能经由第二附加切换元件而与主齿轮组的第四轴连接。附加齿轮组的第三轴与主齿轮组的第三轴持久连接。在此，第一附加切换元件或第二附加切换元件是闭合的。在第一和第二附加切换元件之间的切换阶段期间，首先打开附加切换元件之一，然后才闭合另一附加切换元件。因此，在该切换阶段期间短时间地这两个附加切换元件都不闭合。通过第一和第二附加切换元件能有针对性地影响附加齿轮组的第一轴在转速图中的位置。如果第一附加切换元件是闭合的并且第二附加切换元件是打开的，则附加齿轮组的第二轴与主齿轮组的第一轴或第二轴相连接。这种情况在下文被称为第一运行状态。如果附加齿轮组的第二轴经由闭合的第一附加切换元件而与主齿轮组的第一轴相连接，则主齿轮组的第一轴在转速图中处于附加齿轮组的第一轴和主齿轮组的第二轴之间。如果附加齿轮组的第二轴经由闭合的第一附加切换元件而与主齿轮组的第二轴相连接，则或者主齿轮组的第一轴在转速图中处于附加齿轮组的第一轴和主齿轮组的第二轴之间或者附加齿轮组的第一轴在转速图中处于主齿轮组的第一轴和第二轴之间，其中，精确位置取决于参与的行星齿轮组的定轴传动比。如果第二附加切换元件是闭合的并且第一附加切换元件是打开的，则附加齿轮组的第二轴与主齿轮组的第四轴相连接。这种情况在下文被称为第二运行状态。在第一和第二附加切换元件的该状态中，附加齿轮组的第一轴在转速图中的位置与第一运行状态相比改变。在第二运行状态中，主齿轮组的第四轴在转速图中位于主齿轮组的第三轴和附加齿轮组的第一轴之间。通过按照本发明的布置结构实现，用于在动力换挡过程中使切换元件无载荷的电机始终输出功率，而不是接收功率。换言之，用于使切换元件无载荷的电机始终在电动机式运行点中、而不是在发电机式运行点中运行。这显著降低了在动力换挡过程期间在变速器输出轴上的转矩骤降(Einbruch)。根据切换元件与主齿轮组的轴的配置关系，在挂上的挡中占据第一或第二运行状态，从而至少在向下一更高挡或下一更低挡换挡时附加齿轮组的第一轴在转矩图中占据对于该换挡有利的位置。通过按照本发明的布置结构此外实现，转子即使在主齿轮组的其中一根轴不可相对转动地固定时也能够有转速。有转速是通过电机接收机械功率和输出机械功率的前提条件。由此能实现电机也能够在那些例如主齿轮组的第一轴不可相对转动地固定或者没有值得一提的转速的挡中接收或输出机械功率。这特别是在变速器用在机动车中时是有利的，因为机动车的动能可以通过电机的发电机式运行在变速器的每个挡中被回收。如果内燃机与变速器输入轴相连接，则这样可以通过电机的发电机式或电动机式运行在每个挡中推移内燃机的载荷点。变速器因此能实现提高机动车的效率。这两个附加切换元件优选能由一个双作用的促动器操纵。这不仅降低变速器的装配耗费，而且降低变速器的制造成本。优选，附加齿轮组的行星齿轮组的太阳轮是附加齿轮组的第一轴的组成部分。在附加齿轮组的行星齿轮组构成为负传动比齿轮组的情况下，附加齿轮组的行星齿轮组的行星架是附加齿轮组的第二轴的组成部分并且附加齿轮组的行星齿轮组的齿圈是附加齿轮组的第三轴的组成部分。如果附加齿轮组的行星齿轮组构成为正传动比齿轮组，则齿圈和行星架的配置关系交换，使得附加齿轮组的行星齿轮组的齿圈是附加齿轮组的第二轴的组成部分并且附加齿轮组的行星齿轮组的行星架是附加齿轮组的第三轴的组成部分。由此，附加齿轮组的第二轴的转速始终处于附加齿轮组的第一轴和第三轴的转速之间，只要附加齿轮组的行星齿轮组的所述元件不以同一转速旋转。在使用正传动比齿轮组时要考虑，必须将定轴传动比的绝对值提高数值1，以便达到与在负传动比齿轮组中相同的变速作用。因此，通过为在转子、附加齿轮组和主齿轮组之间的连接所提供的多种可能性，本发明可以特别简单地匹配于不同的变速器方案和可供使用的结构空间情况。主齿轮组的这四根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组成部分以及这四根轴中的哪些轴相互连接的方式和类型。在现有技术中对此公开了实例，但一些确定的方案对于在变速器中实现是特别有利的。这些方案特别是由于几何有利的布置结构、由于减小的构件载荷以及由于改善的对于切换元件的可接近性是有利的。按照一种优选的方案，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相连接。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以及与第二行星齿轮组的齿圈相连接。主齿轮组的第三轴与主齿轮组的第一行星齿轮组的齿圈以及与第二行星齿轮组的行星架相连接。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相连接。第一和第二行星齿轮组在此构成为负传动比齿轮组。按照本发明的变速器优选构成为可动力换挡的八挡变速器。该八挡变速器在变速器输入轴和主齿轮组之间具有一个第一功率路径和一个第二功率路径。第一和第二功率路径在此相对于变速器输入轴具有不同的传动比。第一功率路径能经由第一切换元件而与主齿轮组的第四轴连接以及能经由第二切换元件而与主齿轮组的第二轴连接。第二功率路径能经由第三切换元件而与主齿轮组的第一轴连接以及能经由第四切换元件而与主齿轮组的第二轴连接。主齿轮组的第一轴能通过第五切换元件不可相对转动地固定。主齿轮组的第四轴能通过第六切换元件不可相对转动地固定。据此，通过第五和第六切换元件可建立与变速器的变速器壳体或与变速器的其他不可相对转动地固定的构件的固定连接。第一至第六切换元件的这种布置实现各个挡的特别有利的分配。通过选择性成对地接合第一至第六切换元件能在变速器输入轴和变速器输出轴之间实现八个前进挡。第一前进挡通过闭合第三切换元件和第六切换元件得到。第二前进挡通过闭合第四切换元件和第六切换元件得到。第三前进挡通过闭合第三切换元件和第四切换元件得到。第四前进挡通过闭合第四切换元件和第一切换元件得到。第五前进挡通过闭合第三切换元件和第一切换元件得到。第六前进挡通过闭合第二切换元件和第一切换元件得到。第七前进挡通过闭合第三切换元件和第二切换元件得到。第八前进挡通过闭合第五切换元件和第二切换元件得到。在上述的可动力换挡的八挡变速器中，变速器在第一前进挡、第五前进挡和第八前进挡中优选占据第一运行状态。在第三前进挡中，变速器优选占据第二运行状态。在第二、第四、第六和第七前进挡中，优选从第一运行状态切换到第二运行状态，或者反之亦然。按照八挡变速器的一种优选的实施方案，相应两个切换元件能通过一个双作用的促动器操纵。第三和第五切换元件能经由一个双作用的第一促动器操纵。第二和第四切换元件能经由一个双作用的第二促动器操纵。第一和第六切换元件能经由一个双作用的第三促动器操纵。这三个双作用的促动器中的每一个在此可以占据三种状态。在双作用的促动器的第一切换状态中，与该促动器相配的第一切换元件处于闭合位置，而与该促动器相配的第二切换元件占据打开位置。在该促动器的第二切换状态中，与该促动器相配的第二切换元件处于闭合位置，而与该促动器相配的第一切换元件占据打开位置。在第三切换状态中，与该促动器相配的两个切换元件占据打开位置。通过主齿轮组的设计方案和主齿轮组与电机的连接，能实现第一至第六切换元件与仅仅三个双作用的促动器的这种配置关系。促动器的该减小的数量有助于降低变速器的复杂度并且降低变速器的制造成本。变速器优选可以是机动车的混合动力传动系的组成部分。除了变速器外，混合动力传动系还具有内燃机。内燃机直接地与变速器的变速器输入轴相连接或者能经由离合器与变速器的变速器输入轴连接。机动车在此可以不仅被内燃机驱动，而且可以被变速器的电机驱动。可选地，混合动力传动系具有附加电机，该附加电机设置用于经由其转子将转矩输出到内燃机的曲轴上并且这样起动内燃机。这具有如下优点，即，内燃机可以借助附加电机起动，而对同时的电动行驶运行没有影响，在该电动行驶运行中机动车仅由变速器的电机驱动。如果混合动力传动系在变速器和内燃机之间具有离合器并且该混合动力传动系具有附加电机，则附加电机在功率流中优选设置在内燃机和离合器之间。离合器可以具有可变的转矩传递能力。电机与变流器相连接，电机经由该变流器与能量储存器相连接。对此，各种形式的能量储存器、特别是电化学式、静电式、液压式和机械式能量储存器是适合的。在另一种实施方式中，变速器也可以是电动车的动力传动系的组成部分。电动车在此仅由一个或多个电机驱动，并且与此相应地不具有内燃机。在这种情况下，在变速器输入轴上连接有牵引电机。通过变速器的不同传动级，牵引电机在此可以始终在效率高的运行范围内运行，由此改善整个电动车的能量效率。附图说明下面依据附图详细描述本发明的实施例。图1示意性示出根据本发明的第一实施方式的变速器。图2示出该变速器的转速图。图3示出该变速器的换挡示意图。图4示意性示出根据本发明的第二实施方式的变速器。图5示出机动车的混合动力传动系。具体实施方式首先要确认，在不同描述的实施方式中给相同的部件设置相同的附图标记或相同的构件名称，其中，在整个说明书中包含的公开内容可按照意义转用到具有相同附图标记或相同构件名称的相同部件上。图1示意性示出根据本发明的第一实施方式的变速器G。该变速器G具有一个前置齿轮组VRS、一个附加齿轮组ZRS和一个主齿轮组HRS。前置齿轮组VRS具有一个行星齿轮组P3并且附加齿轮组ZRS具有一个行星齿轮组P4，而主齿轮组HRS具有一个第一行星齿轮组P1和一个第二行星齿轮组P2。所有的行星齿轮组P1、P2、P3、P4构成为负传动比齿轮组。变速器G的该示图基本上示出变速器G的能连接的和相连接的元件。通过在变速器G的该示图中选择的距离，不能推断出传动比。变速器输入轴GW1与前置齿轮组VRS的行星齿轮组P3的太阳轮So-P3相连接，而前置齿轮组VRS的行星齿轮组P3的齿圈Ho-P3不可相对转动地与变速器G的变速器壳体GG或者与变速器G的其他不可相对转动地固定的构件相连接。这样形成一个第一和一个第二功率路径L1、L2，其中，不仅通过第一功率路径L1、而且通过第二功率路径L2可以将功率从变速器输入轴GW1传递到主齿轮组HRS。第二功率路径L2在此通过如下方式将与变速器输入轴GW1的转速相比改变了的转速传送给主齿轮组HRS，即，通过在前置齿轮组VRS的行星齿轮组P3的太阳轮So-P3和行星架St-P3之间的传动比使变速器输入轴GW1上的转速变速。第一功率路径L1将变速器输入轴GW1的转速在不变速的情况下传送给主齿轮组HRS。前置齿轮组VRS的行星齿轮组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相连接。前置齿轮组VRS的行星齿轮组P3的行星架St-P3是前置齿轮组VRS的第二轴W2VS的组成部分。前置齿轮组VRS的行星齿轮组P3的齿圈Ho-P3支撑所在的那个构件在下文被称为前置齿轮组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相连接。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以及与第二行星齿轮组P2的齿圈Ho-P2相连接。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以及与第二行星齿轮组P2的行星架St-P2相连接。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相连接。通过在主齿轮组HRS的第一行星齿轮组P1和第二行星齿轮组P2的各个构件之间的该布置结构和连接，确定主齿轮组HRS的第一轴W1、第二轴W2、第三轴W3和第四轴W4在转速图中的布置结构，其中，第一轴W1、第二轴W2、第三轴W3、第四轴W4的顺序与其在转速图中的顺序相应。第三轴W3与变速器输出轴GW2相连接。代替于此，第三轴W3也可经由附加的变速传动机构而与变速器输出轴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。这能实现变速器输出轴GW2与主齿轮组HRS的第三轴W3连接，该连接设置在太阳轮So-P2的两个部分之间。当然，转速比在太阳轮So-P2的两个部分上相等。因此，太阳轮So-P2的两个部分在下文被称为同一个轴、更具体地说主齿轮组HRS的第四轴W4的组成部分。在一种替代的为清晰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也可以构造成单件式的，例如对于变速器在机动车中用在横向于行驶方向设置的动力传动系中的情况，其中，变速器在这种情况下具有轴线平行的输出部。第一功率路径L1能经由第一切换元件A而与主齿轮组HRS的第四轴W4连接以及能经由第二切换元件E而与主齿轮组HRS的第二轴W2连接。第二功率路径L2能经由第三切换元件B而与主齿轮组HRS的第一轴W1连接以及能经由第四切换元件D而与主齿轮组HRS的第二轴W2连接。主齿轮组HRS的第一轴W1能通过第五切换元件C而与变速器G的变速器壳体GG或者与变速器G的其他不可相对转动的构件连接，从而主齿轮组HRS的第一轴W1在第五切换元件C闭合时不会有转速。主齿轮组HRS的第四轴W4能以相同的方式通过第六切换元件F不可相对转动地固定，方式是：将第四轴W4与变速器壳体GG通过第六切换元件F连接。相应两个切换元件能通过一个双作用的促动器操纵。第三和第五切换元件B、C能经由一个双作用的第一促动器操纵。第二和第四切换元件E、D能经由一个双作用的第二促动器操纵。第一和第六切换元件A、F能经由一个双作用的第三促动器操纵。变速器G具有一个电机EM，其中，定子S不可相对转动地与变速器G的变速器壳体GG或者与变速器G的其他不可相对转动的构件相连接，从而定子S不会有转速。可转动地支承的转子R与附加齿轮组ZRS的行星齿轮组P4的太阳轮So-P4相连接。附加齿轮组ZRS的行星齿轮组P4的太阳轮So-P4在此是附加齿轮组ZRS的第一轴W1P4的组成部分。附加齿轮组ZRS的行星齿轮组P4的行星架St-P4是附加齿轮组ZRS的第二轴W2P4的组成部分。附加齿轮组ZRS的第二轴W2P4能经由第一附加切换元件U而与主齿轮组HRS的第一轴W1连接以及能经由第二附加切换元件V而与主齿轮组HRS的第四轴W4连接。附加齿轮组ZRS的行星齿轮组P4的齿圈Ho-P4是附加齿轮组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的转速图，而在图3中示出变速器G的换挡示意图。在图2中，在竖直方向上，主齿轮组HRS的这四根轴W1、W2、W3、W4的和附加齿轮组ZRS的第一轴W1P4的转速相对变速器输入轴GW1的转速n成比例地标出。变速器输入轴GW1的最大出现的转速n被归一化成数值1。在主齿轮组HRS的这四根轴W1、W2、W3、W4与附加齿轮组ZRS的第一轴W1P4之间的距离通过主齿轮组HRS的第一行星齿轮组P1和第二行星齿轮组P2的定轴传动比和附加齿轮组ZRS的行星齿轮组P4的定轴传动比得到。属于某一确定的运行点的转速比可通过一条直线相连接。如果第一附加切换元件U闭合，则主齿轮组HRS的第一轴W1在转速图中处于附加齿轮组ZRS的第一轴W1P4和主齿轮组HRS的第二轴W2之间。如果第二附加切换元件V闭合，则主齿轮组HRS的第四轴W4在转速图中处于主齿轮组HRS的第三轴W3和附加齿轮组ZRS的第一轴W1P4之间。如果将两根轴相互连接，则这些相互连接的轴以同一转速转动。为清晰起见，这样相连接的轴可以在转速图中在水平方向上彼此分开地示出，例如为了更好地表明从前置齿轮组VRS经由第一或第二功率路径L1、L2向主齿轮组HRS的转速传递。在此在转速图中选择的在相连接的轴之间的水平距离是任意的。在这样连接的轴之间的传动比当然为数值1，与在转速图中选择的水平距离无关。如果将一个行星齿轮组的齿圈、行星架和太阳轮这些元件中的两个元件相互连接，则该行星齿轮组的齿圈、行星架和太阳轮以同一转速旋转。在该状态下，在所述元件之间的传动比为数值1。为清晰起见，与这些元件相连接的轴在转速图中的水平布置不移动。因此，该状态在转速图中可通过将参与的各轴相互连接起来的水平直线识别出来。图3示出根据第一实施方式的变速器G的换挡示意图。通过在图3中的该换挡示意图和在图2中的转速图，变速器G的工作方式变清楚。闭合的切换元件A、B、C、D、E、F和附加切换元件U、V在图3中通过圆圈标出。从该换挡示意图例如可得出各个挡位的各自的传动比和可由此确定的到下一更高挡的挡速比间隔，其中，变速器G这样具有为10.1的速比范围。传动比由行星齿轮组P1、P2、P3、P4的定轴传动比得出。在顺序换挡方式时，可以避免双换挡或者成组换挡，因为两个相邻的挡位共用一个切换元件。变速器G的各挡在换挡示意图的不同行中示出。此外，在换挡示意图的一列中说明：电机EM在有关的挡中是否能够将机械功率输出到变速器输出轴GW2上或者从该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通过闭合第三切换元件B和第六切换元件F得到，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得到，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得到，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得到，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得到，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得到，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得到，以及第八前进挡8VM通过闭合第五切换元件C和第二切换元件E得到。在第一、第五和第八前进挡1VM、5VM、8VM中，第一附加切换元件U闭合。在第三前进挡3VM中，第二附加切换元件V闭合。在第二、第四、第六和第七前进挡2VM、4VM、6VM、7VM中，第一附加切换元件U打开并且第二附加切换元件V闭合，或者反之亦然。但原则上在所有挡中第一或第二附加切换元件U、V可以是闭合的。在第一电动挡1EM中，将转矩仅从电机EM传递至变速器输出轴GW2，其中，第一、第二、第三、第四切换元件A、E、B、D打开并且因而在变速器输入轴GW1和变速器输出轴GW2之间不存在传导转矩的连接。第一附加切换元件U以及第六切换元件F是闭合的。第五切换元件C是打开的。在第二电动挡2EM中，代替第一附加切换元件U，第二附加切换元件V是闭合的。在第二电动挡2EM中，第六切换元件F是打开的并且第五切换元件C是闭合的。在第一和第二起动模式1S、2S中，给变速器输入轴GW1供应转矩，其中，视第六切换元件F的位置而定，转矩只能从电机EM或也能从变速器输出轴GW2供应给变速器输入轴GW1。如果第六切换元件F是闭合的并且电机EM不输出力矩，则也可以仅从变速器输出轴GW2给变速器输入轴GW1供应转矩。这特别是在变速器G用在机动车中时是重要的，以便这样起动连接在变速器输入轴GW1上的内燃机VKM。如果第六切换元件F在此是打开的，则变速器输出轴GW2必须是通过驻车制动器不可相对转动地固定的。第一附加切换元件U是闭合的。在下文例如描述动力换挡过程。在第二前进挡中，主齿轮组HRS的第二轴W2和第四轴W4分别形成一根差动轴(Differenzwelle)，而主齿轮组HRS的第三轴W3构成一根合计轴(Summenwelle)。在从第二前进挡2VM到第三前进挡3VM的换挡过程中，第四切换元件D保持闭合。在该换挡过程中，优选第二附加切换元件V是闭合的。将第六切换元件F打开，接着将第三切换元件B闭合。如果第六切换元件F构成为爪齿式切换元件，则必须使第六切换元件F在打开之前基本上无转矩，从而第六切换元件F不传递转矩或者仅还传递很小的转矩。这样使第六切换元件F无载荷通过电机EM的电动机力矩实现。在此，至少一部分之前施加在主齿轮组HRS的第三轴W3上的转矩得以维持，由此在变速器输出轴GW2上不发生完全的转矩骤降。如果第六切换元件F是打开的，则主齿轮组HRS的第二轴W2变成合计轴，而附加齿轮组ZRS的第一轴W1P4和主齿轮组HRS的第三轴W3分别形成一根差动轴。现在通过电机EM建立电动机转矩，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。由此能实现第三切换元件B的闭合，其中，至少一部分之前施加在主齿轮组HRS的第三轴W3上的转矩得以维持。如果第三切换元件B是闭合的，则主齿轮组HRS的第一轴W1变成差动轴，该换挡过程因此结束。该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实施方式的变速器G。与第一实施方式不同，附加齿轮组ZRS的第二轴W2P4经由第一附加切换元件U现在不再能与主齿轮组HRS的第一轴W1连接。取而代之，在第二实施方式中，附加齿轮组ZRS的第二轴W2P4经由第一附加切换元件U能与主齿轮组HRS的第二轴W2连接。在图2中描述的转速图和在图3中描述的换挡示意图以相同的形式适用于变速器G的第二实施方式，只要参与的行星齿轮组P1、P2、P4的定轴传动比相应地选择。图5示意性示出机动车的混合动力传动系。其中包含的变速器G相应于变速器G的第一实施方式，其中，这只能被看作是示例性的。一个附加电机SG的可转动的转子R2与变速器输入轴GW1相连接，而附加电机SG的定子S2不可相对转动地连接在变速器G的变速器壳体GG上或在变速器G的其他不可相对转动的构件上。经由旋转振动减振器RD，内燃机VKM与变速器输入轴GW1相连接。变速器输出轴GW2与轮间传动机构AG相连接。从轮间传动机构AG出发，施加在变速器输出轴GW2上的转矩被分配到机动车的轮W上。在电机EM的电动机式运行中，经由变换器INV将电功率供应给定子S。在电机EM的发电机式运行中，定子S将电功率引导给变换器INV。变换器INV在此将电池BAT的直流电压变换成适合于电机EM的交流电压，以及反之亦然。附加电机SG在此同样可以经由变换器INV被供应电功率。代替于此，附加电机SG也可以连接在另一功率供给装置上，例如在机动车的低压车载电网上。附图标记G变速器GW1变速器输入轴GW2变速器输出轴n变速器输入轴的转速HRS主齿轮组ZRS附加齿轮组VRS前置齿轮组EM电机R电机的转子S电机的定子SG附加电机R2附加电机的转子S2附加电机的定子RD旋转振动减振器VKM内燃机INV变换器BAT电池K0离合器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前置齿轮组的行星齿轮组P4附加齿轮组的行星齿轮组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W1P4附加齿轮组的第一轴W2P4附加齿轮组的第二轴W3P4附加齿轮组的第三轴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U第一附加切换元件V第二附加切换元件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前置齿轮组的行星齿轮组的太阳轮St-P3前置齿轮组的行星齿轮组的行星架Ho-P3前置齿轮组的行星齿轮组的齿圈So-P4附加齿轮组的行星齿轮组的太阳轮St-P4附加齿轮组的行星齿轮组的行星架Ho-P4附加齿轮组的行星齿轮组的齿圈L1第一功率路径L2第二功率路径1VM-8VM第一至第八前进挡1EM第一电动挡2EM第二电动挡1S第一起动模式2S第二起动模式AG轮间传动机构W轮