CN105683620B - 双离合器式变速器 - Google Patents

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Abstract

本发明涉及一种双离合器式变速器，防止变速感的恶化。具备第1离合器(10)、第1输入轴(11)、第2离合器(12)、第2输入轴(13)、输出轴(14)、副轴(15)、包括第1输入主齿轮(20A)以及第1输入副齿轮(20B)的第1输入齿轮对(20)、包括第2输入主齿轮(21A)以及第2输入副齿轮(21B)的第2输入齿轮对(21)、包括第1输出主齿轮(32A)以及第1输出副齿轮(32B)的第1变速齿轮对(32)、包括第2输出主齿轮(30A)以及第2输出副齿轮(30B)的第2变速齿轮对(30)、包括第3输出主齿轮(31A)以及第3输出副齿轮(31B)的第3变速齿轮对(31)、将第1输入主齿轮(20A)或者第2输出主齿轮(30A)连结于输出轴(14)的第1连结机构(40)、将第2输出副齿轮(30B)或者第3输出副齿轮(31B)连结于副轴(15)的第2连结机构(41)、以及将第1输出主齿轮(32A)连结于输出轴(14)的第3连结机构(42)。

Description

双离合器式变速器
技术领域
本发明涉及一种双离合器式变速器。
背景技术
以往，已知一种双离合器式变速器，具备：第1输入轴，设置有将来自驱动源的动力切断或者接合的第1离合器；第2输入轴，设置有将来自驱动源的动力切断或者接合的第2离合器；以及多个变速用齿轮对，该双离合器式变速器通过交替地切换第1离合器以及第2离合器来进行变速。
例如，在专利文献1中公开有一种双离合器式变速器，通过将初级齿轮对作为6挡的变速用齿轮对进行再利用，由此削减了变速用齿轮对。
现有技术文献
专利文献
专利文献1：日本特开2010-531417号公报
发明内容
发明要解决的课题
在上述的对初级齿轮对进行再利用的现有技术中，如图10(A)所示，1挡以及2挡的变速，通过将1/2挡兼用变速齿轮对320与输入轴140连结并选择性地切换第1初级齿轮对200和第2初级齿轮对210来实现。此外，如图10(B)所示，5挡的变速通过将第1输入轴110与输出轴140直接连结来实现，6挡的变速通过将第1初级齿轮对200作为变速用齿轮对进行再利用来实现。
即，在现有型的双离合器式变速器中，1～2挡间的级传动比成为第1初级齿轮对200的齿轮比与第2初级齿轮对210的齿轮比之比，5～6挡间的级传动比成为第2初级齿轮对210的齿轮比与第1初级齿轮对200的齿轮比的倒数之积，该1～2挡间以及5～6挡间的级传动比变得彼此相等。
在一般情况下，为了确保变速时的连续感(以下，称作变速感)，优选越是低速级则越扩大级传动比，而越是高速级则越缩窄级传动比。但是，在上述双离合器式变速器中，由于1～2挡间以及5～6挡间的级传动比彼此相等，因此无法将它们个别地设定为最佳的值，而存在使变速感恶化的课题。
本发明的双离合器式变速器的目的在于，有效地防止变速感的恶化。
用于解决课题的手段
本发明的双离合器式变速器具备：第1输入轴，具有将来自驱动源的动力切断或者接合的第1离合器；第2输入轴，具有将来自上述驱动源的动力切断或者接合的第2离合器；输出轴，与上述第1输入轴配置在同轴上；副轴，与上述第1输入轴、上述第2输入轴以及上述输出轴平行地配置；第1输入用齿轮对，包括固定于上述第1输入轴的第1输入主齿轮、以及能够相对旋转地设置于上述副轴而与上述第1输入主齿轮啮合的第1输入副齿轮；第2输入用齿轮对，包括固定于上述第2输入轴的第2输入主齿轮、以及固定于上述副轴而与上述第2输入主齿轮啮合的第2输入副齿轮；第1变速用齿轮对，包括能够相对旋转地设置于上述输出轴的第1输出主齿轮、以及固定于上述副轴而与上述第1输出主齿轮啮合的第1输出副齿轮；第2变速用齿轮对，包括能够相对旋转地设置于比上述第1输出主齿轮靠输入端侧的上述输出轴的第2输出主齿轮、以及形成为能够与上述第1输入副齿轮一体旋转而与上述第2输出主齿轮啮合的第2输出副齿轮；第3变速用齿轮对，包括固定于上述第2输出主齿轮与上述第1输出主齿轮之间的上述输出轴的第3输出主齿轮、以及能够相对旋转地设置于上述副轴而与上述第3输出主齿轮啮合的第3输出副齿轮；第1连结单元，能够将上述第1输入主齿轮以及上述第2输出主齿轮选择性地连结于上述输出轴；第2连结单元，能够将上述第2输出副齿轮以及上述第3输出副齿轮选择性地连结于上述副轴；以及第3连结单元，至少能够将上述第1输出主齿轮选择性地连结于上述输出轴。
发明的效果
根据本发明的双离合器式变速器，能够有效地防止变速感的恶化。
附图说明
图1是表示本发明的一个实施方式的双离合器式变速器的概要图。
图2是表示图1所示的双离合器式变速器的1挡的动力传递路径的图。
图3是表示图1所示的双离合器式变速器的2挡的动力传递路径的图。
图4是表示图1所示的双离合器式变速器的3挡的动力传递路径的图。
图5是表示图1所示的双离合器式变速器的4挡的动力传递路径的图。
图6是表示图1所示的双离合器式变速器的5挡的动力传递路径的图。
图7是表示图1所示的双离合器式变速器的6挡的动力传递路径的图。
图8是表示图1所示的双离合器式变速器的7挡的动力传递路径的图。
图9是对本实施方式的级传动比的一例进行说明的图表。
图10是对现有型的双离合器式变速器的动力传递路径进行说明的图。
具体实施方式
以下，基于附图对本发明的一个实施方式的双离合器式变速器进行说明。对相同的部件标注相同的符号，这些部件的名称以及功能也相同。因而，不重复对这些部件进行详细说明。
如图1所示，在第1输入轴11的输入侧端设置有第1离合器10。在第2输入轴13的输入侧端设置有第2离合器12。在第2输入轴13形成有沿轴向贯通的中空轴，并且在该中空轴中能够相对旋转地插通有第1输入轴。
输出轴14与第1输入轴11隔开间隔地配置在同轴上。中间轴15与输入轴11、13以及输出轴14平行地配置。
第1离合器10具备：固定于发动机2的曲轴3的第1压板10A；以及固定于第1输入轴11的输入侧端的第1离合器片10B。当第1压板10A移动而压接于第1离合器片10B时，发动机2的动力经由第1离合器10传递至第1输入轴11。
第2离合器12具备：固定于发动机2的曲轴3的第2压板12A；以及固定于第2输入轴13的输入侧端的第2离合器片12B。当第2压板12A移动而压接于第2离合器片12B时，发动机2的动力经由第2离合器12传递至第2输入轴13。
第1初级齿轮对20是本发明的第1输入用齿轮对的一例，具备彼此啮合的第1输入齿轮20A以及第1反转齿轮20B。第1输入齿轮20A固定于第1输入轴11的输出侧端。第1反转齿轮20B能够相对旋转地设置于中间轴15，并与后述的3挡反转齿轮30B形成为一体。
第2初级齿轮对21是本发明的第2输入用齿轮对的一例，具备彼此啮合的第2输入齿轮21A以及第2反转齿轮21B。第2输入齿轮21A固定于第2输入轴13的输出侧端。第2反转齿轮21B固定于中间轴15的输入侧端。即，经由第2离合器12传递至第2输入轴13的发动机2的动力，经由第2初级齿轮对21直接传递至中间轴15。
3挡用变速齿轮对30是本发明的第2变速用齿轮对的一例，具备彼此啮合的3挡输出齿轮30A以及3挡反转齿轮30B。3挡输出齿轮30A能够相对旋转地设置于输出轴14。3挡反转齿轮30B形成为能够与第1反转齿轮20B一体旋转。更详细来说，在一体形成的第1反转齿轮20B以及3挡反转齿轮30B形成有沿轴向贯通的中空轴，并且在该中空轴中旋转自如地插通有中间轴15。3挡输出齿轮30A的齿数被设定为多于3挡反转齿轮30B的齿数。
6挡用变速齿轮对31是本发明的第3变速用齿轮对的一例，具备彼此啮合的6挡输出齿轮31A以及6挡反转齿轮31B。6挡输出齿轮31A固定于输出轴14，6挡反转齿轮31B能够相对旋转地设置于中间轴15。6挡输出齿轮31A的齿数被设定为少于6挡反转齿轮31B的齿数。
1/2挡兼用变速齿轮对32是本发明的第1变速用齿轮对的一例，具备彼此啮合的1/2挡输出齿轮32A以及1/2挡反转齿轮32B。1/2挡输出齿轮32A能够相对旋转地设置于输出轴14，1/2挡反转齿轮32B固定于中间轴15。1/2挡输出齿轮32A的齿数被设定为多于1/2挡反转齿轮32B的齿数。
倒挡用变速齿轮对33具备彼此啮合的倒挡输出齿轮33A和倒挡反转齿轮33B、以及空转齿轮33C。倒挡输出齿轮33A能够相对旋转地设置于输出轴14，倒挡反转齿轮33B固定于中间轴15。
4挡用变速齿轮对34是本发明的第4变速用齿轮对的一例，具备彼此啮合的4挡输出齿轮34A以及4挡反转齿轮34B。4挡输出齿轮34A能够相对旋转地设置于输出轴14，4挡反转齿轮34B固定于中间轴15。4挡输出齿轮34A的齿数被设定为多于4挡反转齿轮34B的齿数。
第1同步机构40是本发明的第1连结单元的一例，具备：第1套筒40A，能够与未图示的换挡杆装置的换挡操作相应地沿轴向移动；花键40B，固定于输出轴14的输入侧端；花键40C，固定于第1输入齿轮20A；以及花键40D，固定于3挡输出齿轮30A。
当第1套筒40A朝第1输入齿轮20A侧移动而与花键40C卡合时，第1输入齿轮20A与输出轴14连结(第1输入轴11与输出轴14直接连结)。另一方面，当第1套筒40A朝3挡输出齿轮30A侧移动而与花键40D卡合时，3挡输出齿轮30A与输出轴14连结。即，构成为，通过第1同步机构40能够使第1输入齿轮20A以及3挡输出齿轮30A与输出轴14选择性地连结。
第2同步机构41是本发明的第2连结单元的一例，具备：第2套筒41A，能够沿轴向移动；花键41B，固定于3挡反转齿轮30B与6挡反转齿轮31B之间的中间轴15；花键41C，固定于3挡反转齿轮30B；以及花键41D，固定于6挡反转齿轮31B。
当第2套筒41A朝3挡反转齿轮30B侧移动而与花键41C卡合时，3挡反转齿轮30B与中间轴15连结。另一方面，当第2套筒41A朝6挡反转齿轮31B侧移动而与花键42D卡合时，6挡反转齿轮31B与中间轴15连结。即，构成为，通过第2同步机构41能够使3挡反转齿轮30B以及6挡反转齿轮31B与中间轴15选择性地连结。
第3同步机构42是本发明的第3连结单元的一例，具备：第3套筒42A，能够沿轴向移动；花键42B，固定于1/2挡输出齿轮32A与倒挡输出齿轮33A之间的输出轴14；花键42C，固定于1/2挡输出齿轮32A；以及花键42D，固定于倒挡输出齿轮33A。
当第3套筒42A朝1/2挡输出齿轮32A侧移动而与花键42C卡合时，1/2挡输出齿轮32A与输出轴14连结。另一方面，当第3套筒42A朝倒挡输出齿轮33A侧移动而与花键42D卡合时，倒挡输出齿轮33A与输出轴14连结。即，构成为，通过第3同步机构42能够使1/2挡输出齿轮32A以及倒挡输出齿轮33A与输出轴14选择性地连结。
第4同步机构43是本发明的第4连结单元的一例，具备：第4套筒43A，能够沿轴向移动；花键43B，固定于比4挡输出齿轮34A靠输出端侧的输出轴14；以及花键43C，固定于4挡输出齿轮34A。
当第4套筒43A朝4挡输出齿轮34A侧移动而与花键43C卡合时，4挡输出齿轮34A与输出轴14连结。即，构成为，通过第4同步机构43能够使4挡输出齿轮34A与输出轴14选择性地连结。
变速器控制单元(TCU)80与未图示的换挡装置的换挡操作相应地执行使第1离合器10、第2离合器12、各同步机构40～43工作的变速控制。以下，基于图2～8对TCU80的变速控制的各前进级的动力传递路径进行说明。
图2表示1挡的动力传递路径。在1挡的情况下，选择第1离合器10，通过第2同步机构41将3挡反转齿轮30B与中间轴15连结，通过第3同步机构42将1/2挡输出齿轮32A与输出轴14连结。
即，发动机2的动力从第1离合器10经由第1输入轴11、第1初级齿轮对20、3挡反转齿轮30B、中间轴15、1/2挡兼用变速齿轮对32传递至输出轴14。
图3表示2挡的动力传递路径。在2挡的情况下，通过从1挡的状态起将第1离合器10切换成第2离合器12来执行。即，发动机2的动力从第2离合器12经由第2输入轴13、第2初级齿轮对21、中间轴15、1/2挡兼用变速齿轮对32传递至输出轴14。
图4表示3挡的动力传递路径。在3挡的情况下，如下地执行：在2挡的状态下通过第1同步机构40将3挡输出齿轮30A与输出轴14连结而成为待机状态，将第2离合器12切换成第1离合器10。
即，发动机2的动力从第1离合器10经由第1输入轴11、第1初级齿轮对20、3挡用变速齿轮对30传递至输出轴14。
图5表示4挡的动力传递路径。在4挡的情况下，如下地执行：在3挡的状态下通过第4同步机构43将4挡输出齿轮34A与输出轴14连结而成为待机状态，将第1离合器10切换成第2离合器12。
即，发动机2的动力从第2离合器12经由第2输入轴13、第2初级齿轮对21、中间轴15、4挡用变速齿轮对34传递至输出轴14。
图6表示5挡的动力传递路径。在5挡的情况下，如下地执行：在4挡的状态下通过第1同步机构40将第1输入齿轮20A与输出轴14连结(直接连结)而成为待机状态，将第2离合器12切换成第1离合器10。
即，发动机2的动力从第1离合器10经由第1输入轴11、第1输入齿轮20A传递至输出轴14。
图7表示6挡的动力传递路径。在6挡的情况下，如下地执行：在5挡的状态下通过第2同步机构41将6挡反转齿轮31B与中间轴15连结而成为待机状态，将第1离合器10切换成第2离合器12。
即，发动机2的动力从第2离合器12经由第2输入轴13、第2初级齿轮对21、中间轴15、6挡用变速齿轮对31传递至输出轴14。
图8表示7挡的动力传递路径。在7挡的情况下，在6挡的状态下使第2离合器12暂时切断。然后，如下地执行：通过第1同步机构40将第1输入齿轮20A与输出轴14连结，通过第2同步机构41将3挡反转齿轮30B与中间轴15连结，并且再次将第2离合器12连接。
即，发动机10的动力从第2离合器12经由第2输入轴13、第2初级齿轮对21、中间轴15、3挡反转齿轮30B、第1初级齿轮对20传递至输出轴14。由此，实现第1初级齿轮对20作为变速用齿轮对的再利用。另外，在6～7挡的换挡时使第2离合器12切断或者接合，因此会产生所谓的扭矩损失，但由于是高速级，因此其影响较小。
接着，对本实施方式的双离合器式变速器的齿轮比以及级传动比进行说明。另外，以下的说明所使用的各数值是本实施方式的一例，在不脱离本发明的主旨的范围内能够适当设定成最佳的值。
以下的表1表示各齿轮对的齿数以及齿轮比的一例，以下的表2表示各变速挡1～7的齿轮比。另外，在表1中，上层的齿数Z1表示设置于中间轴15的齿轮的齿数，中层的齿数Z2表示设置于输入轴11、13或者输出轴14的齿轮的齿数。
[表1]
Pri-1 Pri-2 3rd 6th 1st/2nd 4th
齿数Z1 28 40 30 37 13 27
齿数Z1 45 39 39 29 43 39
齿轮比 1.61 0.98 1.30 0.78 3.31 1.44
[表2]
1st 2nd 3rd 4th 5th 6th 7th
初级齿轮比 1.61 0.98 1.61 0.98 1.00 0.98 0.98
变速齿轮比 3.31 3.31 1.30 1.44 1.00 0.78 0.62
总齿轮比 5.316 3.225 2.089 1.408 1.000 0.764 0.607
当根据表2求取1～2挡间以及5～7挡间的各级传动比时，1～2挡间的级传动比成为大约1.648(＝1挡/2挡)，5～7挡的级传动比也成为大约1.648(＝5挡/7挡)，它们彼此大致相等。为了良好地维持变速感，优选较宽地设定低速级侧的级传动比，并较窄地设定高速级侧的级传动比。在本实施方式中，设置有6挡用变速齿轮对31，该6挡用变速齿轮对31为即便使1～2挡间的级传动比扩大、并与此相伴地使5～7挡间的级传动比扩大，也能够独立地设定齿轮比，因此例如图10所示，能够较窄地设定高速级侧的级传动比。
此外，作为减速齿轮对的3挡用变速齿轮对30、1/2挡兼用变速齿轮对32、以及4挡用变速齿轮对34的输出齿轮全部空转支承于输出轴14，仅作为增速齿轮对的6挡用变速齿轮对31的输出齿轮31A固定于输出轴14。因此，不存在相对于输出轴14始终被增速的反转齿轮，能够有效地抑制由高速旋转导致的发热、磨损等。
接着，对本实施方式的双离合器式变速器的作用效果进行说明。
在现有型的双离合器式变速器中，1～2挡间的级传动比与5～6挡间的级传动比彼此相等，因此无法将它们个别地设定为最佳的值，存在导致变速感的恶化的课题。
与此相对，在本实施方式的双离合器式变速器中，虽然1～2挡间的级传动比与5～7挡间的级传动比彼此相等，但是在5～7挡间设置有能够独立地设定齿轮比的6挡用变速齿轮对31。即，构成为，即便为了使变速感良好而使低速侧的1～2挡的级传动比扩大、并与此相伴地使5～7挡间的级传动比扩大，也能够通过对5～7挡间进行弥补的6挡用变速齿轮对31将高速级侧的级传动比设定得较窄。因而，根据本实施方式的双离合器式变速器，能够设定越是高速级侧则变得越窄的良好的级传动比，能够有效地提高变速感。
此外，在现有型的双离合器式变速器中，减速齿轮对(例如，4挡用变速齿轮对)的输出齿轮被固定于输出轴。因此，当输出轴高速旋转时，与输出轴相比反转齿轮被进一步增速而旋转，存在导致发热、磨损、损失增加等的课题。
与此相对，在本实施方式的双离合器式变速器中，仅6挡输出齿轮31A固定于输出轴14，其他输出齿轮空转支承于输出轴14。6挡用变速齿轮对31为增速齿轮对，因此输出轴14的旋转始终被减速而传递至6挡反转齿轮31B。因而，根据本实施方式的双离合器式变速器，不存在相对于输出轴14始终被增速的反转齿轮，因此能够有效地抑制反转齿轮的发热、磨损、损失增加等。
另外，本发明并不限定于上述实施方式，在不脱离本发明的主旨的范围内能够适当变形地实施。
例如，3挡反转齿轮30B以及第1反转齿轮20B并不一定需要一体地形成，也可以分体地形成。在该情况下，只要构成为能够通过同步机构等将3挡反转齿轮30B以及第1反转齿轮20B与中间轴15选择性地连结即可。
符号的说明
2：发动机；10：第1离合器；11：第1输入轴；12：第2离合器；13：第2输入轴；14：输出轴；15：中间轴；20：第1初级齿轮对；21：第2初级齿轮对；30：3挡用变速齿轮对；31：6挡用变速齿轮对；32：1/2挡兼用变速齿轮对；34：4挡用变速齿轮对；40：第1同步机构；41：第2同步机构；42：第3同步机构；43：第4同步机构。

Claims (3)

1.一种双离合器式变速器，具备：
第1输入轴，具有将来自驱动源的动力切断或者接合的第1离合器；
第2输入轴，具有将来自上述驱动源的动力切断或者接合的第2离合器；
输出轴，与上述第1输入轴配置在同轴上；
副轴，与上述第1输入轴、上述第2输入轴以及上述输出轴平行地配置；
第1输入用齿轮对，包括固定于上述第1输入轴的第1输入主齿轮、以及能够相对旋转地设置于上述副轴而与上述第1输入主齿轮啮合的第1输入副齿轮；
第2输入用齿轮对，包括固定于上述第2输入轴的第2输入主齿轮、以及固定于上述副轴而与上述第2输入主齿轮啮合的第2输入副齿轮；
第1变速用齿轮对，包括能够相对旋转地设置于上述输出轴的第1输出主齿轮、以及固定于上述副轴而与上述第1输出主齿轮啮合的第1输出副齿轮；
第2变速用齿轮对，包括能够相对旋转地设置于比上述第1输出主齿轮靠输入端侧的上述输出轴的第2输出主齿轮、以及形成为能够与上述第1输入副齿轮一体旋转而与上述第2输出主齿轮啮合的第2输出副齿轮；
第3变速用齿轮对，包括固定于上述第2输出主齿轮与上述第1输出主齿轮之间的上述输出轴的第3输出主齿轮、以及能够相对旋转地设置于上述副轴而与上述第3输出主齿轮啮合的第3输出副齿轮；
第4变速用齿轮对，包括能够相对旋转地设置于比上述第1输出主齿轮靠输出端侧的上述输出轴的第4输出主齿轮、以及固定于上述副轴而与上述第4输出主齿轮啮合的第4输出副齿轮；
第1连结单元，能够将上述第1输入主齿轮以及上述第2输出主齿轮选择性地连结于上述输出轴；
第2连结单元，能够将上述第2输出副齿轮以及上述第3输出副齿轮选择性地连结于上述副轴；
第3连结单元，至少能够将上述第1输出主齿轮选择性地连结于上述输出轴；以及
第4连结单元，至少能够将上述第4输出主齿轮选择性地连结于上述输出轴，
在通过上述第2连结单元将上述第3输出副齿轮与上述副轴连结之后从上述第1离合器切换为上述第2离合器，由此从通过上述第1连结单元将上述第1输入主齿轮与上述输出轴连结的行驶级向高速级变速，之后，在将上述第2离合器切断之后通过上述第1连结单元进行上述第1输入主齿轮以及上述输出轴的连结，并且通过上述第2连结单元进行上述第2输出副齿轮以及上述副轴的连结，并再次将上述第2离合器连接，由此向更高速级变速。
2.如权利要求1所述的双离合器式变速器，其中，
上述第1变速用齿轮对、上述第2变速用齿轮对以及上述第4变速用齿轮对是将输出轴侧的齿轮齿数设定得多于副轴侧的齿轮齿数的减速用齿轮对，
上述第3变速用齿轮对是将输出轴侧的齿轮齿数设定得少于副轴侧的齿轮齿数的增速用齿轮对。
3.如权利要求1或2所述的双离合器式变速器，其中，
上述第1变速用齿轮对是1挡以及2挡兼用的变速齿轮对，
上述第3变速用齿轮对是6挡用的变速齿轮对，
在7挡的情况下，使上述第2离合器接合，通过上述第2连结单元将上述第2输出副齿轮与上述副轴连结，且通过上述第1连结单元将上述第1输入主齿轮与上述输出轴连结，将上述第1输入用齿轮对利用为变速用齿轮对。
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