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Variables Doppelkupplungsgetriebe für Kraftfahrzeuge
Die Erfindung betrifft ein variables Doppelkupplungsgetriebe für Kraftfahrzeuge bspw. der Arbeitsmaschinengattung nach dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1.
In der noch nicht veröffentlichten AT Patentanmeldung Aktenzeichen A 1360/2004 wird ein Leistungsverzweigungsgetriebe für Kraftfahrzeuge mit einer Brennkraftmaschine behandelt, die eine Eingangswelle des besagten Leistungsverzweigungsgetriebes antreibt. Das Leistungsverzweigungsgetriebe weist ein Lastschaltgetriebe mit mehreren Gängen, eine Abtriebswelle und eine Hydrostatein richtung auf, mit der beim Anfahrvorgang des Kraftfahrzeugs die Drehrichtung der Abtriebswelle veränderbar ist.
Darüber hinaus ist beim Anfahrvorgang und geschalteten Gängen des mit der Eingangswelle verbundenen Lastschaltgetriebes über die Hydrostateinrichtung die Drehzahl der Abtriebswelle stufenlos beeinflussbar. Die Abtriebswelle ist an einem Planetenträger eines Summierplanetengetriebes vorgesehen, dessen mit einem Sonnenrad gekoppelte Sonnenradwelle mit der Hydrostateinrichtung in Verbindung steht.
Aus der US 6,361,463 B1 geht ein für ein Kraftfahrzeug bestimmtes Leistungsverzweigungsgetriebe hervor, das ein Hydrostatgetriebe, ein mechanisches Lastschaltgetriebe und ein Planetengetriebe umfasst. Das Hydrostatgetriebe besitzt eine Hydraulikpumpe und einen Hydraulikmotor, wobei die Hydraulikpumpe direkt mit einer Antriebsquelle -eine Brennkraftmaschine- und der Hydraulikmotor direkt mit einem Sonnenrad des Planetengetriebes verbunden sind.
Das mechanische Lastschaltgetriebe wirkt unter Vermittlung von zwei hintereinander geschalteten mit einer Antriebswelle in Wirkverbindung stehenden Reibungskupplungen mit einer verschiedene Gangräder tragenden Antriebswelle zusammen. Letztere ist mit einem Planetenträger des Planetengetriebes fest verbunden, welches Planetengetriebe mit einem Hohlrad die Antriebsräder des Kraftfahrzeugs antreibt.
Mit dieser technischen Ausführungsform wird angestrebt das Leistungsverzweigungsgetriebe möglichst kompakt zu gestalten, wobei die Antriebswellen so gestaltet sind, dass die Geschwindigkeit zwischen Antriebswellen stufenweise veränderbar ist. - *
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Es ist Aufgabe der Erfindung ein variables Doppelkupplungsgetriebe für Kraftfahrzeuge bspw. der Arbeitsmaschinengattung zu schaffen, das durch gute Funktion und übersichtliche Bauweise Massstäbe setzt.
Nach der Erfindung wird diese Aufgabe durch die Merkmale des Patentanspruchs 1 gelöst.
Weitere, die Erfindung ausgestaltende Merkmale sind in den Unteransprüchen enthalten.
Die mit der Erfindung hauptsächlich erzielten Vorteile sind darin zu sehen, dass das variable Doppelkupplungsgetriebe für Kraftfahrzeuge der Arbeitsmaschinengattung dank der Anordnung des mehrstufigen lastschaltbaren Getriebes sich durch eine vorbildliche Wirkungsweise und funktionsgerechte sowie kompakte Konstruktion auszeichnet. Das lastschaltbare Getriebe lässt sich mit vertretbaren technischen Mitteln zwischen einer eine Verstellpumpe und einen Konstantmotor umfassenden Hydrostateinrichtung und einer Sonnenradwelle eines Summierplanetengetriebes anordnen. Das mehrere Kupplungen aufweisende Lastschaltgetriebe ist mit einer Hoch(High)-Übersetzungsstufe und einer Nieder(LOW)-Übersetzungsstufe ausgestattet.
Beim Anfahren oder Aufbringen hoher Zugkräfte des Kraftfahrzeugs wird die Nieder(LOW)-Übersetzungsstufe geschaltet. Dadurch wird das am Sonnenrad aufbringbare Moment erhöht und eine hohe Zugkraft erreicht, wobei die maximale Geschwindigkeit des Kraftfahrzeugs entsprechend reduziert wird. Dabei bleibt die Nieder(LOW)-Übersetzungsstufe bis zur Mitte des ersten mechanischen Gangs sowohl bei Rückwärtsfahrt wie auch bei Vorwärtsfahrt aktiv.
Die Umschaltung von der Nieder(LOW)-Übersetzungsstufe in die Hoch(HIGH)-Übersetzungsstufe wird dann vollzogen, wenn die Drehzahl des Sonnenrads der Sonnenradwelle gering vorzugsweise 0 U/min beträgt, und zwar dergestalt, dass eine überlappende Schaltung der Kupplungen (Lamellen- oder Klauenbauart) des lastschaltbaren Getriebes von der Nieder(LOW)-Übersetzungsstufe in die Hoch(HIGH)Übersetzungsstufe und vice versa ohne Zugkraftunterbrechung erfolgt. In der Hoch(HIGH)-Übersetzungsstufe wird die Drehzahl des Sonnenrads gegenüber der Drehzahl der Abtriebswelle des Konstantmotors erhöht mit der Folge, dass innerhalb eines mechanischen Gangs eine grössere Drehzahlbreite erreicht wird.
Hierdurch besteht auch noch die Möglichkeit, eine grössere Gesamtspreizung des Doppelkupplungsgetriebes bei gleicher Anzahl mechanischer Übersetzungsstufen zu erzielen.
In der Zeichnung wird ein Ausführungsbeispiel der Erfindung gezeigt, das nachstehend näher erläutert wird.
Es zeigen
Fig.1 einen schematischen Längsschnitt durch ein variables Doppelkupplungsgetriebe,
Fig. 2 eine Ansicht entsprechend Fig. 1 mit einer ersten Kraftflussdarstellung des Doppelkupplungsgetriebes,
Fig. 3 eine Ansicht entsprechend Fig. 2 mit einer zweiten Kraftflussdarstellung des Doppelkupplungsgetriebes,
Ein nicht näher dargestelltes Kraftfahrzeug, das durch eine Arbeitsmaschine -Traktor, Baumaschine, Handlingfahrzeug -Telehandler-, Stapler oder ein bspw.
im Stop and Go Betrieb arbeitendes Fahrzeug wie Stadtbus, Zustellfahrzeug oder Kommunalfahrzeug- weist ein Doppelkupplungsgetriebe 1 mit einer von einer Brennkraftmaschine angetriebenen Eingangswelle 2 auf. Das lastschaltbare Doppelkupplungsgetriebe 1 ist mit mehreren Zweigen ZI, ZU und Zlll versehen, wovon der erste Zweig ZI drei Gänge G1 , G2, G3 und einen Rückwärtsgand Rg besitzt. Der zweite Zweig ZU ist als Steuereinrichtung 3 ausgebildet, die unter Vermittlung einer den dritten Zweig Zlll bildenden Getriebeeinheit in Form eines Summierplanetengetriebes 4 mit einer Abtriebswelle 5 zusammenarbeitet. Die Steuereinrichtung 3 ist in der Weise ausgebildet, dass beim Anfahrvorgang des Kraftfahrzeugs einerseits die Drehrichtung der Abtriebswelle 5 für Vorwärtsfahrt und Rückwärtsfahrt veränderbar ist.
Andererseits lässt sich beim Anfahrvorgang und geschalteten Gängen -G1 , G2, G3 und Rg- die Drehzahl derAbtriebswelle 5 stufenlos verändern. Im Ausführungsbeispiel ist die Steuereinrichtung 3 durch eine Hydrostateinrichtung 6 dargestellt. Andererseits ist besteht auch die Möglichkeit für die Steuereinrichtung 3 einen Elektromotor oder andere Einrichtungen einzusetzen, mit denen eine variable Übersetzungsverstellung realisierbar ist.
Die Hydrostateinrichtung 6 besitzt eine eine Stelleinrichtung Se aufweisende Verstellpumpe 7 mit einem Konstantmotor 8, letztere können zu einer kompakten und einfach zu montierenden Baueinheit 9 zusammengefasst sein .Die Verstellpumpe 7 der Hydrostateinrichtung 6 wird von einem ersten Stirnradgetriebe 10 über eine Antriebswelle 11 angetrieben.
Der der Verstellpumpe 7 nach geschaltete Konstantmotor 8 steht unter Vermittlung einer Abtriebswelle 12 mit einem zweiten Stirnradgetriebe 13 und einem dritten Stirnradgetriebe 14 zusammen, die mit parallelem Abstand Ast zueinander angeordnet sind. Das zweite Stirnradgetriebe 13 ist mit Zahnrädern 15 und 16 versehen; das dritte Stirnradgetriebe 14 mit Zahnrädern 17 und 18. Die Zahnräder 16 und 18 des zweiten und des dritten Zahnradgetriebes 13 und 14 liegen auf einer sich parallel zur Abtriebswelle 12 des Konstantmotors 8 erstreckenden Stirnradgetriebewelle 19, die als Sonnenradwelle 20 fortgesetzt ist.
Die Sonnenradwelle 20 ist Bestandteil des Summierplanetengetriebes 4 und trägt ein Sonnenrad 21 , das unter Zwischenschaltung eines Planetenrads 22 einerseits mit einem Hohlrad 23 kämmt und andererseits mit einem die Abtriebswelle 5 haltenden Planetenträger 24 gekoppelt ist.
Das Hohlrad 23 ist fest mit einer als Vorgelegewelle 25 des Doppelkupplungsgetriebes 1 verbunden, welche Vorgelegewelle 25 Zahnräder 26, 27, 28 und 29 der Gänge G1, G2, G3 bzw. Rg aufnimmt und als Hohlwelle 30 die Sonnenradwelle 20 umgibt. Darüber hinaus arbeitet das Hohlrad 23 mit einer lastschaltbaren Hohlradkupplung 31 zusammen, die an einem Gehäuse 32 des Doppelkupplungsgetriebes 1 angebracht ist.
Die Eingangswelle 2 der Brennkraftmaschine wirkt mit einer ersten Kupplung 33 sowie einer zweiten Kupplung 34 -beide Kupplungen 33 und 34 sind lastschaltbareiner Doppelkupplung 35 zusammen, und sie treibt eine Antriebswelle 36 an, die auf das erste Zahnradgetriebe 10, umfassend miteinander in Eingriff stehenden Zahnräder 37, 38 und 39, einwirkt. Das Zahnrad 37 ist mit der Antriebswelle 36 fest verbunden; das Zahnrad 39 mit der Antriebswelle 11. Darüber hinaus ist die erste Kupplung 33 mit einer ersten Getriebewelle 40 und die zweite Kupplung 34 mit einer zweiten Getriebewelle 41 gekoppelt.
Aus baulichen Gründen sind die erste Getriebewelle 40 und die zweite Getriebewelle 41 als Hohlwellen 42 bzw. 43 ausgeführt, wobei die Antriebswelle 36 von der ersten Hohlwelle 42 abschnittsweise umgeben wird, wogegen sich die erste Hohlwelle 42 über einen Teilabschnitt ihrer Länge innerhalb der Holwelle 43 erstreckt. Auf der ersten Getriebewelle 40 sind Losräder 44 und 45 für die Gänge G1 und G3 gelagert; auf der zweiten Getriebewelle 41 Losräder 46 und 47 für die Gänge G2 und Rg. Zwischen den Losrädern 44 und 45 sowie 46 und 47 sind Gleichlaufeinrichtungen 48 bzw. 49, die bei Schaltung der Gänge G1, G2, G3 und Rg wirksam werden.
Anstelle der Gleichlaufeinrichtungen 46 und 47 können auch entsprechend gestaltete Schaltkupplungen eingesetzt werden.
Zwischen de Hydrostateinrichtung 6 und dem Summierplanetengetriebe 4 ist ein lastschaltbares Getriebe 50 mit einer ersten Kupplung 51 und einer zweiten Kupplung 52 angeordnet, die sowohl als Klauenkupplungen wie auch als Lamellenkupplungen ausgeführt sein können. Hierbei ist eine Hauptwelle 53 des lastschaltbaren Getriebes 50 koaxial zur Abtriebswelle 12 angeordnet, dergestalt, dass das lastschaltbare Getriebe 50 mit seinen Kupplungen 51 und 52 zwischen den Zahnrädern 15 und 17 des zweiten Stirnradgetriebes 13 und des dritten Zahnradgetriebes 14 verläuft.
Denkbar ist aber auch die Hauptwelle 53 des lastschaltbaren Getriebes 50 koaxial zur Sonnenradwelle 20 auszurichten.
Das zweite Stirnradgetriebe 13 und das dritte Zahnradgetriebe 14 ist in Verbindung mit dem lastschaltbaren Getriebe 50 in der Weise gestaltet, dass das Doppelkupplungsgetriebe 1 mit einer Nieder(LOW)-Übersetzungsstufe N(L)-Ü Stufe und einer Hoch(HIGH)-Übersetzungsstufe H(H)-Ü Stufe fahrbar ist. Hierfür sind die Übersetzungsverhältnisse des zweiten Stirnradgetriebes 13 und des dritten Stirnradgetriebes 14 definiert gewählt. So ist bei der vorliegenden Konstruktion zwischen den Zahnrädern 15 und 16 des zweiten Stirnradgetriebes 13 die Hoch(HIGH)-Übersetzung H(H)-Ü Stufe und zwischen den Zahnrädern 17 und 18 des dritten Stirnradgetriebes die Nieder(LOW)-Übersetzung N(L)-Ü Stufe vorgesehen.
Anstelle des dargestellten lastschaltbaren Getriebes 50 können auch andere Getriebebauarten mit N(L)-Ü Stufen und H(H)-Ü Stufen, z.B. ein Planetengetriebe, eingesetzt werden
Die grundsätzliche Wirkungsweise des Doppelkupplungsgetriebes 1 wird ausführlich in der AT Patentanmeldung A 1360/2004 beschrieben. Dank des Einsatzes des lastschaltbaren Getriebes 50 können sämtliche Gänge G1, G2, G3 und Rg in der N(L)-Ü Stufe bzw. der H(H)-Ü Stufe betrieben werden. Wird bei besagtem Doppelkupplungsgetriebe mit hydrostatischem Antrieb d.h. über die Hydrostateinrichtung 6 oder in einem niedrigen Gang gefahren so bedeutet dies relativ hohe Drücke in dieser Hydrostateinrichtung, wobei die Zugkräfte des Kraftfahrzeugs relativ gering sind. Dagegen sind in der N(L)-Ü Stufe definiert hohe Zugkräfte realisierbar, und zwar bei gegebener Grösse der der Hydrostateinrichtung 6.
Dabei ist die Ubersetzungsspanne in der N(L)-Ü Stufe innerhalb eines mechanischen Gangs -G1, G2, G3 und Rg- wesentlich geringer als in der H(H)-Ü Stufe, wobei wiederum als Konsequenz die Ubersetzungsspanne in der H(H)-Ü entsprechend grösser ist.
In Fig. 2 ist der Leistungsfluss des Doppelkupplungsgetriebes 1 bei geschaltetem ersten Gang G1 dargestellt, -siehe Pfeilangabe Pa I- und zwar in der N(L)-Ü Stufe. In diesem Zustand steht das Zahnrad 44 in Eingriff mit dem Zahnrad 26, wodurch das Hohlrad 23 das Planetenrad 22, den Planetenträger 24 und letztlich die Abtriebswelle 5 antreibt. Gleichzeitig ist der Konstantmotor 8 der Hydrostateinrichtung 6 über das lastschaltbare Getriebe 50, das dritte Stirnradgetriebe 14 und die Sonnenradwelle 20 mit dem Sonnenrad 21 gekoppelt.
Gemäss Fig. 3 ist ebenfalls der erste Gang G1 zugeschaltet, jedoch in der H(H)-Ü Stufe, in welcher H(H)-Ü Stufe der Kraftfluss -siehe Pfeilangabe Pa II- des Lastschaltbaren Getriebes 50 unter Vermittlung des zweiten Stirnradgetriebes 13 auf die Sonnenradwelle 20 bzw. das Sonnenrad 21 erfolgt.
Funktionsbeschreibung
Das Anfahren des Kraftfahrzeugs geschieht entweder allein über die Hydrostateinrichtung 6 oder im ersten Gang G1 vorwärts oder zurück durch schleifende Kupplungen: Das lastschaltbare Getriebe 50 ist auf die N(L)-Ü Stufe geschaltet. Die N(L)-Ü Stufe wird geschaltet um hohe Zugkräfte beim Anfahren des Kraftfahrzeugs sicherzustellen.
Beim Betrieb allein mit der Hydrostateinrichtung 6 sind die maximal erreichbaren Zugkräfte nur durch das maximale Drehmoment am Konstantmotor 8 sowie der Übersetzung der N(L)-Ü Stufe begrenzt.
Die Veränderung der Übersetzung des Doppelkupplungsgetriebes 1 bei konstanter Drehzahl der Brennkraftmaschine, bspw. durch Anwahl der Gänge G2 und G3, und zwar um höhere Fahrgeschwindigkeiten des Kraftfahrzeugs zu erzielen erfolgt durch Veränderung der Drehzahl des Konstantmotors 8 und damit auch des Sonnenrads 21 von gegenüber dem Hohlrad 23 gegenläufiger Drehzahl bis zur maximalen zum Hohlrad 23 gleichläufigen Drehzahl. Während dieser Veränderung der Übersetzung ändert sich der Anteil der hydrostatisch und mechanisch übertragenen Leistungen.
Die Momente an der Abtriebswelle 5 und folglich auch die Momente am Sonnenrad 21 und am Konstantmotor 8 werden bei konstanter Eingangsleistung mit steigender Drehzahl der besagten Abtriebswelle 5 kleiner. Dies bewirkt auch eine reduzierte Druckbelastung in der Hydrostateinrichtung 6 bei zunehmender Drehzahl der Abtriebswelle 5.
In Abhängigkeit des Einsatzprofils des Kraftfahrzeugs und der Auslegung des Doppelkupplungsgetriebes 1 wird eine Umschaltung von der N(L)-Ü Stufe in die H(H)-Ü Stufe im 1. Gang G1 oder 2. Gang G2 bzw. Rückwärtsgang Rg vollzogen d.h. in der Weise, dass die Drehzahl des Konstantmotors 8 0 gering vorzugsweise U/min ist.
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Variable dual-clutch transmission for motor vehicles
The invention relates to a variable dual-clutch transmission for motor vehicles, for example. The type of work machine according to the preamble of patent claim 1.
In the still unpublished AT Patent Application Serial No. A 1360/2004, a power split transmission for motor vehicles is treated with an internal combustion engine which drives an input shaft of said power split transmission. The power split transmission has a powershift transmission with multiple gears, an output shaft and a Hydrostatein direction, with the direction of rotation of the output shaft is variable during the starting process of the motor vehicle.
In addition, the rotational speed of the output shaft is continuously influenced during the starting process and switched gears of the power transmission connected to the input shaft via the hydrostatic device. The output shaft is provided on a planet carrier of a summation planetary gear whose sun gear coupled to a sun gear is in communication with the hydrostatic device.
US 6,361,463 B1 discloses a power split transmission intended for a motor vehicle which comprises a hydrostatic transmission, a mechanical powershift transmission and a planetary gear. The hydrostatic transmission has a hydraulic pump and a hydraulic motor, wherein the hydraulic pump is directly connected to a drive source - an internal combustion engine - and the hydraulic motor directly to a sun gear of the planetary gear.
The mechanical powershift transmission interacts with the intermediary of two series-connected with a drive shaft in operative connection friction clutches with a different gears bearing drive shaft. The latter is firmly connected to a planetary carrier of the planetary gear, which planetary gear drives the drive wheels of the motor vehicle with a ring gear.
With this technical embodiment, it is desirable to make the power split transmission as compact as possible, wherein the drive shafts are designed so that the speed between drive shafts is gradually changed. - *
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It is an object of the invention to provide a variable dual clutch transmission for motor vehicles, for example. The type of work machine, which sets standards by good function and clear design.
According to the invention, this object is solved by the features of patent claim 1.
Further, the invention ausgestaltende features are included in the subclaims.
The advantages achieved by the invention are to be seen in the fact that the variable dual-clutch transmission for motor vehicles of the working machine class thanks to the arrangement of the multi-stage powershift transmission is characterized by an exemplary mode of action and functional and compact design. The powershift transmission can be arranged with reasonable technical means between a variable displacement and constant motor comprehensive hydrostatic and a sun gear of a summation. The multi-clutch powershift transmission is equipped with a high (high) ratio stage and a low (LOW) ratio stage.
When starting or applying high tractive forces of the motor vehicle, the low (LOW) translation stage is switched. As a result, the torque which can be applied to the sun gear is increased and a high tractive force is achieved, the maximum speed of the motor vehicle being correspondingly reduced. At the same time, the low (LOW) transmission stage remains active up to the middle of the first mechanical gear both when driving in reverse and when driving forwards.
Switching from the low (LOW) gear stage to the high (HIGH) gear stage is accomplished when the speed of the sun gear of the sun gear is low, preferably 0 rpm, such that an overlapping shift of the clutches (plate or claw type) of the powershift transmission from the low (LOW) translation stage to the high (HIGH) ratio stage and vice versa without traction interruption. In the high (HIGH) translation stage, the speed of the sun gear is increased relative to the speed of the output shaft of the constant-displacement motor with the result that within a mechanical gear a larger speed range is achieved.
This also makes it possible to achieve a larger overall spread of the dual-clutch transmission with the same number of mechanical gear ratios.
In the drawing, an embodiment of the invention is shown, which will be explained in more detail below.
Show it
1 shows a schematic longitudinal section through a variable dual-clutch transmission,
2 is a view corresponding to FIG. 1 with a first force flow diagram of the dual-clutch transmission, FIG.
3 is a view corresponding to FIG. 2 with a second force flow diagram of the dual-clutch transmission, FIG.
An unspecified motor vehicle, by a work machine-tractor, construction machine, Handlingfahrzeug -Telehandler-, stacker or a bspw.
In stop and go operation operating vehicle such as city bus, delivery vehicle or Kommunalfahrzeug- has a dual-clutch transmission 1 with an input shaft 2 driven by an internal combustion engine. The powershift dual clutch transmission 1 is provided with a plurality of branches ZI, ZU and ZIII, of which the first branch ZI has three gears G1, G2, G3 and a reverse gear Rg. The second branch ZU is designed as a control device 3, which cooperates with an output shaft 5 by means of a transmission unit forming the third branch ZIII, in the form of a summation planetary gear 4. The control device 3 is designed in such a way that, on the one hand, the direction of rotation of the output shaft 5 for forward travel and reverse travel is variable during the starting process of the motor vehicle.
On the other hand, during the start-up process and switched gears -G1, G2, G3 and Rg-, the rotational speed of the output shaft 5 can be varied steplessly. In the exemplary embodiment, the control device 3 is represented by a hydrostatic device 6. On the other hand, there is also the possibility for the control device 3 to use an electric motor or other devices with which a variable ratio adjustment can be realized.
The hydrostatic device 6 has an adjusting device 7 having an adjusting device 7 with a constant-speed motor 8, the latter can be combined to form a compact and easily assembled structural unit 9. The variable displacement pump 7 of the hydrostatic device 6 is driven by a first spur gear 10 via a drive shaft 11.
The constant-speed motor 8 connected to the variable displacement pump 7 is connected, by means of an output shaft 12, to a second spur gear 13 and a third spur gear 14, which are arranged at a parallel distance from each other. The second spur gear 13 is provided with gears 15 and 16; the third spur gear 14 with gears 17 and 18. The gears 16 and 18 of the second and third gear train 13 and 14 lie on a parallel to the output shaft 12 of the constant motor 8 extending spur gear shaft 19, which is continued as sun gear 20.
The sun gear 20 is part of the Summierplanetengetriebes 4 and carries a sun gear 21, which meshes with the interposition of a planetary gear 22 on the one hand with a ring gear 23 and on the other hand is coupled to the output shaft 5 holding planet carrier 24.
The ring gear 23 is fixedly connected to a countershaft 25 of the dual clutch transmission 1, which countershaft 25 gears 26, 27, 28 and 29 of the gears G1, G2, G3 and Rg receives and surrounds the sun gear 20 as a hollow shaft 30. In addition, the ring gear 23 cooperates with a power shiftable ring gear 31, which is mounted on a housing 32 of the dual clutch transmission 1.
The input shaft 2 of the internal combustion engine cooperates with a first clutch 33 and a second clutch 34 - both clutches 33 and 34 are power shiftable in a dual clutch 35 and drives a drive shaft 36 which is connected to the first gear transmission 10 comprising meshing gears 37 , 38 and 39, acts. The gear 37 is fixedly connected to the drive shaft 36; the gear 39 to the drive shaft 11. In addition, the first clutch 33 with a first transmission shaft 40 and the second clutch 34 is coupled to a second transmission shaft 41.
For structural reasons, the first gear shaft 40 and the second gear shaft 41 are designed as hollow shafts 42 and 43, wherein the drive shaft 36 is surrounded by the first hollow shaft 42 in sections, whereas the first hollow shaft 42 extends over a portion of its length within the hollow shaft 43 , On the first gear shaft 40 idler gears 44 and 45 are stored for the gears G1 and G3; On the second transmission shaft 41 idler gears 46 and 47 for the gears G2 and Rg. Between the idler gears 44 and 45 and 46 and 47 are synchronizing means 48 and 49, which are effective in switching the gears G1, G2, G3 and Rg.
Instead of the synchronizing devices 46 and 47 and correspondingly designed clutches can be used.
Between the hydrostatic device 6 and the Summierplanetengetriebe 4 a powershift transmission 50 is arranged with a first clutch 51 and a second clutch 52, which can be designed both as jaw clutches as well as multi-disc clutches. Here, a main shaft 53 of the powershift transmission 50 is arranged coaxially with the output shaft 12, such that the powershift transmission 50 extends with its clutches 51 and 52 between the gears 15 and 17 of the second spur gear 13 and the third gear transmission 14.
It is also conceivable, however, to align the main shaft 53 of the powershift transmission 50 coaxially with the sun gear shaft 20.
The second spur gear 13 and the third gear 14 are designed in conjunction with the power shift transmission 50 in such a manner that the dual-clutch transmission 1 with a low (LOW) translation stage N (L) -Ü stage and a high (HIGH) translation stage H. (H) -Ü level is mobile. For this purpose, the transmission ratios of the second spur gear 13 and the third spur gear 14 are selected defined. Thus, in the present construction, between the gears 15 and 16 of the second spur gear 13, the high (HIGH) transmission H (H) -Ü step and between the gears 17 and 18 of the third spur gear transmission the low (LOW) transmission N (L ) -Ü stage provided.
Instead of the illustrated powershift transmission 50, other types of transmissions with N (L) -Ü stages and H (H) -Ü stages, e.g. a planetary gear, are used
The basic mode of action of the dual-clutch transmission 1 is described in detail in the AT patent application A 1360/2004. Thanks to the use of the powershift transmission 50, all gears G1, G2, G3 and Rg can be operated in the N (L) -Ü stage and the H (H) -Ü stage, respectively. Is in said dual-clutch transmission with hydrostatic drive. driven over the hydrostatic device 6 or in a low gear so this means relatively high pressures in this hydrostatic device, the tensile forces of the motor vehicle are relatively low. By contrast, in the N (L) -Ü stage, defined high tensile forces can be realized, for a given size of the hydrostatic device 6.
The transmission range in the N (L) -Ü stage within a mechanical gear -G1, G2, G3 and Rg- is substantially lower than in the H (H) -Ü stage, again as a consequence the transmission span in the H (H ) -Ü is correspondingly larger.
FIG. 2 shows the power flow of the dual-clutch transmission 1 when the first gear G1 is switched, see arrow indication Pa I in the N (L) -Ü stage. In this state, the gear 44 is in engagement with the gear 26, whereby the ring gear 23, the planetary gear 22, the planet carrier 24 and ultimately the output shaft 5 drives. At the same time, the constant-speed motor 8 of the hydrostatic device 6 is coupled to the sun gear 21 via the power-shiftable transmission 50, the third spur gear 14 and the sun gear shaft 20.
According to FIG. 3, the first gear G1 is also engaged, but in the H (H) -Ü stage, in which H (H) -Ü stage the power flow -see the arrow indication Pa II- of the powershift transmission 50 through the intermediary of the second spur gear 13 on the sun gear 20 and the sun gear 21 takes place.
function Description
The starting of the motor vehicle takes place either alone via the hydrostatic device 6 or in the first gear G1 forward or back by grinding clutches: The powershift transmission 50 is connected to the N (L) -Ü stage. The N (L) -Ü stage is switched to ensure high tractive forces when starting the motor vehicle.
When operating solely with the hydrostatic device 6, the maximum achievable tensile forces are limited only by the maximum torque on the constant-displacement motor 8 and the ratio of the N (L) -Ü stage.
The change in the ratio of the dual clutch transmission 1 at constant speed of the engine, for example. By selecting the gears G2 and G3, in order to achieve higher speeds of the motor vehicle is done by changing the speed of the constant motor 8 and thus the sun gear 21 of the ring gear 23 counter-rotating speed to the maximum to the ring gear 23 synchronous speed. During this change in the ratio, the proportion of hydrostatically and mechanically transmitted power changes.
The moments on the output shaft 5 and consequently also the torques on the sun gear 21 and on the constant motor 8 become smaller with constant input power as the rotational speed of said output shaft 5 increases. This also causes a reduced pressure load in the hydrostatic device 6 with increasing speed of the output shaft. 5
Depending on the application profile of the motor vehicle and the design of the dual-clutch transmission 1, a changeover from the N (L) -Ü stage to the H (H) -Ü stage in the 1st gear G1 or 2nd gear G2 or reverse gear Rg is performed. in such a way that the speed of the constant-speed motor 8 0 is low, preferably rpm.