WO2006084555A1 - Doppelkupplungsgetriebe - Google Patents

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WO2006084555A1
WO2006084555A1 PCT/EP2006/000489 EP2006000489W WO2006084555A1 WO 2006084555 A1 WO2006084555 A1 WO 2006084555A1 EP 2006000489 W EP2006000489 W EP 2006000489W WO 2006084555 A1 WO2006084555 A1 WO 2006084555A1
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WO
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gear
clutch
input shaft
shaft
transmission
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PCT/EP2006/000489
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English (en)
French (fr)
Inventor
Ulrich Ohnemus
Original Assignee
Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft
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Publication date
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    • F16H3/00—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion
    • F16H3/006—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion power being selectively transmitted by either one of the parallel flow paths
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F16H3/02—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion without gears having orbital motion
    • F16H3/08—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion without gears having orbital motion exclusively or essentially with continuously meshing gears, that can be disengaged from their shafts
    • F16H2003/0826—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion without gears having orbital motion exclusively or essentially with continuously meshing gears, that can be disengaged from their shafts wherein at least one gear on the input shaft, or on a countershaft is used for two different forward gear ratios
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F16H3/02—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion without gears having orbital motion
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    • F16H3/087—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion without gears having orbital motion exclusively or essentially with continuously meshing gears, that can be disengaged from their shafts characterised by the disposition of the gears
    • F16H3/093—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion without gears having orbital motion exclusively or essentially with continuously meshing gears, that can be disengaged from their shafts characterised by the disposition of the gears with two or more countershafts
    • F16H3/097—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion without gears having orbital motion exclusively or essentially with continuously meshing gears, that can be disengaged from their shafts characterised by the disposition of the gears with two or more countershafts the input and output shafts being aligned on the same axis
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y10—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC
    • Y10T—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER US CLASSIFICATION
    • Y10T74/00—Machine element or mechanism
    • Y10T74/19—Gearing
    • Y10T74/19219—Interchangeably locked
    • Y10T74/19228—Multiple concentric clutch shafts

Definitions

  • the present invention relates to a dual-clutch transmission for vehicles according to the preamble of claim 1.
  • Double clutch transmissions have long been state of the art. They allow a traction interruption-free shifting and therefore come in particular for sporty oriented vehicles into consideration. Dual-clutch transmissions have two transmission input shafts, one of which is usually formed as a hollow shaft and the other as a solid shaft, which is arranged in the hollow shaft.
  • the two input shafts are each assigned to a first or second "partial transmission.”
  • the forward gear stages 1, 3, 5 are driven via the first input shaft and the forward gear stages 2, 4, 6 via the second input shaft is coupled via a first clutch to the first transmission input shaft or via a second clutch to the second transmission input shaft
  • the one clutch is opened and the other closed at the same time, so that the supplied from the drive shaft Drive torque traction Dual-clutch transmissions are known, for example, from DE 198 50 549 A1 from the one partial transmission to the other partial transmission.
  • the transmission In order to drive as optimally as possible at different operating conditions of the vehicle, the transmission should have the largest possible transmission spread.
  • the term "gear ratio” refers to the ratio range of the transmission, that is, the ratio between the highest ratio and the lowest ratio: for very low speeds, the gearbox should have a high ratio creeper and one or more gears for overdrive Operation "are provided.
  • "Overdrive operation” means that the engine is running at full load, but the vehicle is not at its maximum speed, so an overdrive gear has a smaller gear ratio than the gear that reaches the vehicle's maximum speed a vehicle equipped with a 5-speed transmission reaches its maximum speed in 4th gear, and 5th gear is designed as an overdrive gear, and an overdrive gear is preferably designed so that it still has a relatively high acceleration torque.
  • the object of the invention is to provide a power shift transmission, which has a large gear spread, ie comparatively many courses, as well as a compact design and at the same time is easily switchable.
  • the invention is based on a dual-clutch transmission for vehicles.
  • the dual-clutch transmission has an input shaft to be driven by a vehicle engine and an output shaft.
  • the actual transmission has a first and a second transmission input shaft.
  • the second transmission input shaft is designed as a hollow shaft.
  • the first transmission input shaft is arranged in the form of a hollow shaft second transmission input shaft.
  • a first clutch and a second clutch are arranged between the drive shaft and the two transmission input shafts.
  • By closing the first clutch the drive shaft can be rotatably coupled to the first transmission input shaft.
  • By closing the second clutch the drive shaft can be rotatably coupled to the second transmission input shaft.
  • the dual-clutch transmission further includes various gear stages, of which first a first, second, third and fourth gear stage are considered closer.
  • gear stages are provided to transmit torque from the transmission input shafts to a "countershaft drive.”
  • the countershaft drive is driven by the first or second transmission input shaft via one of these gear stages in that the first and the second gear stage are associated with the first transmission input shaft, and the third and the fourth gear stage are associated with the second transmission input shaft.
  • the countershaft drive on two shafts namely designed as a hollow shaft first countershaft and a second countershaft, which extends through the first countershaft therethrough.
  • Each of the two transmission input shafts can each be rotationally coupled via two of the above-mentioned gear stages with one of the two Vorgelegeweilen.
  • the first transmission input shaft can thus be coupled in dependence on the switching state of the first and second gear stage via the first or the second gear stage with one of the countershafts. Accordingly, the second transmission input shaft depending on the switching state of the third and fourth gear stage via the third or the fourth gear stage can be coupled to one of the countershafts.
  • first transmission input shaft via the first and second gear stage with the first countershaft and the second transmission input shaft via the third and fourth gear stage with the second countershaft can be coupled.
  • a "countershaft coupling” which has an open and a closed switching state. When the countershaft coupling is closed, the two countershafts are rotationally coupled to each other.
  • Fig. 1 shows an embodiment of a dual-clutch transmission according to the invention
  • FIG. 2 shows a switching matrix of the dual-clutch transmission of FIG. 1;
  • FIG. Fig. 3-12 the torque flow in the individual gears;
  • Fig. 13 is a table of the ratios and increments of the transmission.
  • FIG. 1 shows a dual-clutch transmission 1 which has a drive shaft 2 and an output shaft 3.
  • the dual-clutch transmission 1 also has a first transmission input shaft 4 and a second transmission input shaft 5.
  • the second transmission input shaft 5 is a hollow shaft, in which the first transmission input shaft 4 is inserted.
  • the two transmission input shafts 4, 5 are thus arranged coaxially with each other.
  • a first clutch 6 and a second clutch 7 is provided. By closing the first clutch 6, the drive shaft 2 is rotationally coupled to the first transmission input shaft 4. By closing the second clutch 7, the drive shaft 2 is rotationally coupled to the formed as a hollow shaft second transmission input shaft 5.
  • the dual-clutch transmission 1 further comprises a countershaft assembly 8.
  • the countershaft assembly 8 is primarily formed by a first countershaft 9 designed as a hollow shaft and a second countershaft 10.
  • the second countershaft 10 is inserted into the formed as a hollow shaft first countershaft 9.
  • the two countershafts 9, 10 are thus arranged coaxially with each other.
  • the first transmission input shaft 4 is assigned a first wheel set 11 and a second gear set 12.
  • the second transmission input shaft 5 is assigned a third set of wheels 13 and a fourth set of wheels 14.
  • the first gearset 11 is formed by a rotatably mounted on the first transmission input shaft 4 gear 15 and a rotatably connected to the first countershaft 9 gear 16.
  • the second wheel 12 is through a rotatably mounted on the first transmission input shaft 4 gear 17 and a fixedly mounted on the first countershaft 9 gear 18 is formed.
  • a switchable clutch 19 is further arranged, the z. B. can be designed as a sliding sleeve or as a double synchronization.
  • the shiftable clutch 19 can assume three positions, namely either a central neutral position or a left shift position in which it rotatably connects the gear 17 with the transmission input shaft 4 or a right shift position in which it rotatably connects the gear 15 with the transmission input shaft 4.
  • the third set of wheels 13 is formed by a rotatably connected to the second transmission input shaft 5 gear 20 and a rotatably mounted gear 21 which is coaxial with the two countershafts 9, 10 is arranged.
  • the fourth set of wheels 14 is formed by a non-rotatably connected to the second transmission input shaft 5 gear 22 and a rotatably mounted on the second countershaft 10 gear 23.
  • a switchable coupling 24 is provided, which can also assume three positions, namely a central neutral position, a left switch position in which it rotatably coupled to the gear 21 with the second countershaft 10 and a right switching position in which it rotationally fixed the gear 23 coupled with the second countershaft 10.
  • the dual-clutch transmission 1 further has a fifth gearset 25, a sixth gearset 26 and a seventh gearset 28.
  • the fifth wheel 26 is formed by a rotatably mounted on the output shaft 3 gear 28 and a fixed to the first countershaft 9 gear 29.
  • the gear 28 can be rotationally coupled to the output shaft 3.
  • a switchable coupling 31 is provided, via which the first transmission input shaft 4 can be coupled directly to the output shaft 3.
  • a switchable coupling 32 is provided. When the clutch 32 is opened is, the two countershafts 9, 10 rotate relative to each other. When the switchable clutch 32 is closed, the two countershafts 9, 10 are coupled together.
  • the sixth gear 26 is formed by a gear 33 and a gear 34.
  • the gear 33 is rotatably arranged on the output shaft 3.
  • the gear 34 is rotatably connected to the second countershaft 10.
  • the seventh wheelset 27 is formed by a rotatably mounted on the output shaft 3 gear 35 and a rotatably connected to the second countershaft 10 gear 36.
  • the sixth and seventh wheelset 26 and 27, a switchable clutch 37 is assigned, which can take three switching positions, namely a central neutral position, a left shift position in which the gear 33 is rotationally coupled to the output shaft 3, and a right shift position, in the the gear 35 is rotationally coupled to the output shaft 3.
  • gearwheel 38 which cooperates with the fourth wheel set 14 and which is rotatably mounted on a shaft 39.
  • a non-rotatably connected to the shaft 39 gear 40 meshes with the gear 16.
  • the gear 38 can be rotationally coupled to the shaft 39.
  • the cooperating with the fourth gear 14 gear 38, the shaft 39 and the gear 40 form a reverse gear.
  • the switch positions of the switchable clutches 19, 24, 30, 31, 32, 37, 41 are indicated by the capital letters A, B, C, D, E, F, G, H, I, J.
  • the dual-clutch transmission 1 has seven wheelset planes 11, 12, 13, 14, 25, 26, 27. With these seven wheelset levels, nine forward gears and one reverse gear can be displayed.
  • FIG. 2 shows the corresponding switching matrix. In the first column, the individual gears 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8, 9 and the reverse gear Rw are entered. The first gear is a crawl, the second gear is a normal starting gear. The gears 8, 9 are overdrive gears. Depending on the choice of translation and the gear 7 can be designed as an overdrive gear.
  • the switchable or switched elements are entered in the first line, ie. H. the first and the second clutch 6, 7 of the first gearset 11, the required for displaying the reverse gear 40, the second set of wheels 12, the third set of wheels 13, the fourth set of wheels 14 and also required to illustrate the reverse gear 38 shown. Furthermore, in the first row of the matrix, the switching positions A - J of the switchable clutches 19, 24, 30, 31, 32, 37 and 41 are shown.
  • FIG. 3 shows the torque flow when the first gear designed as a crawl gear has been engaged.
  • the torque coming from the drive shaft 2 is conducted via the first clutch 6 to the second transmission input shaft 5 and transmitted from there via the shiftable clutch 19 and the wheel 11 to the first countershaft 9. From the first countershaft 9, the torque is transmitted via the switchable clutch 32 to the second countershaft 10 and from there via the sixth gear 26 and the shiftable clutch 37 to the output shaft.
  • FIG. 5 shows the torque flow for the third gear. From the drive shaft 2, the torque is introduced via the first clutch 6 in the first transmission input shaft 4 and from there via the first gear 11, the first countershaft 9 and the fifth gear 25 in the output shaft. 3
  • the torque is transmitted from the drive shaft 2 via the first clutch 6, the second gear 12 and the fifth gear 25 to the output shaft 3.
  • the seventh gear the torque from the drive shaft 2 via the first clutch 6, the first transmission input shaft 4 and the switchable clutch 31 is passed directly to the output shaft 3.
  • the seventh gear is therefore the "direct gear”.
  • the gears eight, nine are so-called overdrive gears.
  • the torque is conducted from the drive shaft 2 via the second clutch 7, the third gearset 13, the second countershaft 10 and the sixth gearset 26 to the output shaft 3.
  • FIG. 12 shows the torque flow when the reverse gear is engaged.
  • the torque from the drive shaft 2 via the second clutch 7, the second transmission input shaft 5, the gear 22 is transmitted to the gear 38 and from there via the switchable coupling 41 on the shaft 39 and the gear 40.
  • the gear 40 is the Torque transmitted via the gear 16 to the first countershaft 9 and from there via the switchable coupling 32 to the second countershaft 10.
  • the torque is transmitted via the seventh wheel 27 to the output shaft 3.
  • the translations i for the individual gears 1-9 and Rw are shown.
  • the third column shows the increment ⁇ 1 for the individual gears.
  • the first gear is a crawl and the gears eight and nine are overdrive gears. In normal driving is switched between the gears two and seven. When driving at full engine load, but not at maximum speed, one of the eight or nine overdrive gears is engaged.
  • a significant advantage of the dual-clutch transmission of Figure 1 is that for the gears two to seven, ie for normal operations a strictly progressive increment is displayed. When upshifting so the increment always decreases.
  • the increment from second to third gear, for example, 1, 6 is the increment from third to fourth gear 1, 42 from fourth to fifth gear 1, 35, from fifth to sixth gear 1, 31 and from sixth to seventh gear 1, 26 and from seventh to eighth gear 1, 22.
  • Such a progressive incremental progression is very advantageous both from an energetic point of view and in terms of shifting comfort.
  • a multiplicity of gears can be represented with the dual-clutch transmission of FIG.
  • the number of gears is greater than the number of Radsatzebenen.
  • nine forward gears and one reverse gear can be switched with only seven wheelsets.
  • the dual-clutch transmission of Figure 1 is thus very compact.

Abstract

Doppelkupplungsgetriebe (1) fur Fahrzeuge, mit einer Antriebswelle (2) und einer Abtriebswelle (3), einer ersten Getriebeeingangswelle (4) und einer als Hohlwelle ausgebildeten zweiten Getriebeeingangswelle (5), wobei die erste Getriebeeingangswelle (4) in der zweiten Getriebeeingangswelle (5) angeordnet ist, einer ersten Kupplung (6), durch deren SchlieSen die Antriebswelle (2) drehfest mit der ersten Getriebeeingangswelle (4) koppelbar ist, und einer zweiten Kupplung, durch deren Schließen die Antriebswelle (2) drehfest mit der zweiten Getriebeeingangswelle (5) koppelbar ist, einer ersten, zweiten, dritten und vierten Zahnradstufe (11-14), einem Vorgelegeantrieb (8), der in Abhangigkeit von dem Schaltzustand der Zahnradstufen (11-14) von der ersten oder der zweiten Getriebeeingangswelle (4, 5) uber eine der Zahnradstuf en (11-14) angetrieben wird, wobei der ersten Getriebeeingangswelle (4) die erste und die zweite Zahnradstufe (11, 12) und der zweiten Getriebeeingangswelle (5) die dritte und die vierte Zahnradstufe (13, 14) zugeordnet ist.

Description

Doppelkupplungsgetriebe
Die vorliegende Erfindung betrifft ein Doppelkupplungsgetriebe für Fahrzeuge gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruches 1.
Doppelkupplungsgetriebe sind bereits seit langem Stand der Technik. Sie ermöglichen ein Zugkraftunterbrechungsfreies Schalten und kommen daher insbesondere für sportlich orientierte Fahrzeuge in Betracht. Doppelkupplungsgetriebe weisen zwei Getriebeeingangswellen auf, von denen die eine üblicherweise als Hohlwelle und die andere als Vollwelle ausgebildet ist, die in der Hohlwelle angeordnet ist. Die beiden Eingangswellen sind jeweils einem ersten bzw. zweiten „Teilgetriebe" zugeordnet. Üblicherweise werden beispielsweise über die erste Eingangswelle die Vorwärtsgangstufe 1 , 3, 5 und über die zweite Eingangswelle die Vorwärtsgangsstufen 2, 4, 6 angetrieben. Ferner ist eine Antriebswelle vorgesehen, die wahlweise über eine erste Kupplung mit der ersten Getriebeeingangswelle oder über eine zweite Kupplung mit der zweiten Getriebeeingangswelle gekoppelt ist. Beim Schalten von einem Gang in den nächsthöheren bzw. nächstniedrigeren Gang wird die eine Kupplung geöffnet und die andere gleichzeitig geschlossen, sodass das von der Antriebswelle gelieferte Antriebsdrehmoment Zugkraft- unterbrechungsfrei von dem einen Teilgetriebe an das andere Teilgetriebe „übergeben" werden kann. Doppelkupplungsgetriebe sind beispielsweise aus der DE 198 50 549 A1 bekannt.
Um bei unterschiedlichen Betriebszuständen des Fahrzeugs möglichst verbrauchsoptimal fahren zu können, sollte das Getriebe eine möglichst große Getriebespreizung aufweisen. Unter dem Begriff „Getriebespreizung" versteht man den Übersetzungsbereich des Getriebes, d. h. das Verhältnis zwischen dem größten Übersetzungswert und dem kleinsten Übersetzungswert. So sollte das Getriebe für sehr niedrige Geschwindigkeiten einen Kriechgang mit hoher Übersetzung aufweisen sowie einen oder mehrere Gänge, die für den „Overdrive-Betrieb" vorgesehen sind. Unter „Overdrive-Betrieb" versteht man, dass der Motor auf Volllastleistung betrieben wird, das Fahrzeug aber nicht seine Höchstgeschwindigkeit erreicht. Ein Overdrive-Gang hat also eine kleinere Übersetzung als derjenige Gang mit dem das Fahrzeug seine Höchstgeschwindigkeit erreicht. Denkbar ist beispielsweise, dass ein mit einem 5- Gang-Getriebe ausgestattetes Fahrzeug im 4. Gang seine Höchstgeschwindigkeit erreicht und der 5. Gang als Overdrive-Gang ausgelegt ist. Ein Overdrive-Gang ist vorzugsweise so auszulegen, dass er noch ein relativ hohes Beschleunigungsmoment aufweist.
Will man ausgehend von herkömmlichen Schaltgetrieben verbrauchsrelevante „Overdrive-Bereiche" erschließen, so setzt dies, wie bereits erwähnt, eine Vergrößerung der Getriebespreizung voraus. Bei Stufengetrieben muss also die Anzahl der Gänge vergrößert werden. Üblicherweise steht man vor dem Problem, dass bei einer Vergrößerung der Gangzahl sich auch das Bauvolumen des Getriebes vergrößert. Aufgabe der Erfindung ist es, ein lastschaltbares Getriebe zu schaffen, das eine große Getriebespreizung, d. h. vergleichsweise viele Gänge, sowie eine kompakte Bauweise aufweist und gleichzeitig komfortabel schaltbar ist.
Diese Aufgabe wird durch die Merkmale des Patentanspruches 1 gelöst. Vorteilhafte Ausgestaltungen und Weiterbildungen der Erfindung sind den Unteransprüchen zu entnehmen.
Die Erfindung geht von einem Doppelkupplungsgetriebe für Fahrzeuge aus. Das Doppelkupplungsgetriebe weist eine von einem Fahrzeugmotor anzutreibende Antriebswelle und eine Abtriebswelle auf. Das eigentliche Getriebe weist eine erste und eine zweite Getriebeeingangswelle auf. Die zweite Getriebeeingangswelle ist als Hohlwelle ausgebildet. Die erste Getriebeeingangswelle ist in der als Hohlwelle ausgebildeten zweiten Getriebeeingangswelle angeordnet. Zwischen der Antriebeswelle und den beiden Getriebeeingangswellen sind eine erste Kupplung und eine zweite Kupplung angeordnet. Durch Schließen der ersten Kupplung kann die Antriebswelle drehfest mit der ersten Getriebeeingangswelle gekoppelt werden. Durch Schließen der zweiten Kupplung kann die Antriebswelle drehfest mit der zweiten Getriebeeingangswelle gekoppelt werden. Das Doppelkupplungsgetriebe weist ferner verschiedene Zahnradstufen auf, von denen zunächst eine erste, zweite, dritte und vierte Zahnradstufe näher betrachtet werden. Diese Zahnradstufen sind dazu vorgesehen, Drehmoment von den Getriebeeingangswellen auf einen „Vorgelegeantrieb" zu übertragen. In Abhängigkeit von Schaltzustand der Zahnradstufen wird der Vorgelegeantrieb von der ersten oder von der zweiten Getriebeeingangswelle über eine dieser Zahnradstufen angetrieben. Das Doppelkupplungsgetriebe gemäß der Erfindung zeichnet sich dadurch aus, dass der ersten Getriebeeingangswelle die erste und die zweite Zahnradstufe und der zweiten Getriebeeingangswelle die dritte und die vierte Zahnradstufe zugeordnet ist. Nach einer Weiterbildung der Erfindung weist der Vorgelegeantrieb zwei Wellen auf, nämlich eine als Hohlwelle ausgebildete erste Vorgelegewelle und eine zweite Vorgelegewelle, die sich durch die erste Vorgelegewelle hindurch erstreckt. Jede der beiden Getriebeeingangswellen kann jeweils über zwei der oben genannten Zahnradstufen mit einer der beiden Vorgelegeweilen drehgekoppelt werden. Die erste Getriebeeingangswelle kann also in Abhängigkeit vom Schaltzustand der ersten und zweiten Zahnradstufe über die erste oder die zweite Zahnradstufe mit einer der Vorgelegewellen gekoppelt werden. Dementsprechend kann die zweite Getriebeeingangswelle in Abhängigkeit vom Schaltzustand der dritten und vierten Zahnradstufe über die dritte oder die vierte Zahnradstufe mit einer der Vorgelegewellen gekoppelt werden.
Beispielsweise kann vorgesehen sein, dass die erste Getriebeeingangswelle über die erste bzw. zweite Zahnradstufe mit der ersten Vorgelegewelle und die zweite Getriebeeingangswelle über die dritte bzw. vierte Zahnradstufe mit dem zweiten Vorgelegewelle koppelbar ist.
Vorzugsweise ist eine „Vorgelegewellenkupplung" vorgesehen, die einen geöffneten und einen geschlossenen Schaltzustand aufweist. Wenn die Vor- gelegewellenkupplung geschlossen ist, sind die beiden Vorgelegewellen miteinander drehgekoppelt.
Im folgenden wird die Erfindung im Zusammenhang mit der Zeichnung näher erläutert. Es zeigen:
Fig. 1 ein Ausführungsbeispiel eines Doppelkupplungsgetriebes gemäß der Erfindung;
Fig. 2 eine Schaltmatrix des Doppelkupplungsgetriebes der Figur 1 ; Fig. 3-12 den Drehmomentenfluss in den einzelnen Gängen; und Fig. 13 eine Tabelle der Übersetzungen und Stufensprünge des Getriebes.
Figur 1 zeigt ein Doppelkupplungsgetriebe 1 , das eine Antriebswelle 2 und eine Abtriebswelle 3 aufweist. Das Doppelkupplungsgetriebe 1 weist ferner eine erste Getriebeeingangswelle 4 und eine zweite Getriebeeingangswelle 5 auf. Die zweite Getriebeeingangswelle 5 ist eine Hohlwelle, in die die erste Getriebeeingangswelle 4 eingesteckt ist. Die beiden Getriebeeingangswellen 4, 5 sind also koaxial zueinander angeordnet. Ferner ist eine erste Kupplung 6 und eine zweite Kupplung 7 vorgesehen. Durch Schließen der ersten Kupplung 6 wird die Antriebswelle 2 mit der ersten Getriebeeingangswelle 4 drehgekoppelt. Durch Schließen der zweiten Kupplung 7 wird die Antriebswelle 2 mit der als Hohlwelle ausgebildeten zweiten Getriebeeingangswelle 5 drehgekoppelt.
Das Doppelkupplungsgetriebe 1 weist ferner eine Vorgelegeanordnung 8 auf. Die Vorgelegeanordnung 8 ist primär durch eine als Hohlwelle ausgebildete erste Vorgelegewelle 9 und eine zweite Vorgelegewelle 10 gebildet. Die zweite Vorgelegewelle 10 ist in die als Hohlwelle ausgebildete erste Vorgelegewelle 9 eingesetzt. Die beiden Vorgelegewellen 9, 10 sind also koaxial zueinander angeordnet.
Wie aus Figur 1 ersichtlich ist, ist der ersten Getriebeeingangswelle 4 ein erster Radsatz 11 und ein zweiter Radsatz 12 zugeordnet. Der zweiten Getriebeeingangswelle 5 ist ein dritter Radsatz 13 und ein vierter Radsatz 14 zugeordnet.
Der erste Radsatz 11 ist durch ein drehbar auf der ersten Getriebeeingangswelle 4 gelagertes Zahnrad 15 und ein drehfest mit der ersten Vorgelegewelle 9 verbundenes Zahnrad 16 gebildet. Der zweite Radsatz 12 ist durch ein drehbar auf der ersten Getriebeeingangswelle 4 gelagertes Zahnrad 17 und ein fest auf der ersten Vorgelegewelle 9 gelagertes Zahnrad 18 gebildet. Auf der ersten Getriebeeingangswelle 4 ist ferner eine schaltbare Kupplung 19 angeordnet, die z. B. als Schiebemuffe oder als Doppelsynchronisation ausgebildet sein kann. Die schaltbare Kupplung 19 kann drei Stellungen einnehmen, nämlich wahlweise eine mittige Neutralstellung oder eine linke Schaltstellung, in der sie das Zahnrad 17 drehfest mit der Getriebeeingangswelle 4 verbindet oder eine rechte Schaltstellung, in der sie das Zahnrad 15 drehfest mit der Getriebeeingangswelle 4 verbindet.
Der dritte Radsatz 13 ist durch ein drehfest mit der zweiten Getriebeeingangswelle 5 verbundenes Zahnrad 20 und ein drehbar gelagertes Zahnrad 21 gebildet, das koaxial zu den beiden Vorgelegewellen 9, 10 angeordnet ist. Der vierte Radsatz 14 ist durch ein drehfest mit der zweiten Getriebeeingangswelle 5 verbundenes Zahnrad 22 und ein drehbar auf der zweiten Vorgelegewelle 10 gelagertes Zahnrad 23 gebildet. Ferner ist eine schaltbare Kupplung 24 vorgesehen, die ebenfalls drei Stellungen einnehmen kann, nämlich eine mittige Neutralstellung, eine linke Schaltstellung, in der sie das Zahnrad 21 drehfest mit der zweiten Vorgelegewelle 10 koppelt bzw. eine rechte Schaltstellung, in der sie das Zahnrad 23 drehfest mit der zweiten Vorgelegewelle 10 koppelt.
Abtriebsseitig weist das Doppelkupplungsgetriebe 1 ferner einen fünften Radsatz 25, einen sechsten Radsatz 26 und einen siebten Radsatz 28 auf. Der fünfte Radsatz 26 ist durch ein drehbar auf der Abtriebswelle 3 gelagertes Zahnrad 28 und ein fest mit der ersten Vorgelegewelle 9 verbundenes Zahnrad 29 gebildet. Über eine schaltbare Kupplung 30 kann das Zahnrad 28 mit der Abtriebswelle 3 drehgekoppelt werden. Ferner ist eine schaltbare Kupplung 31 vorgesehen, über die die erste Getriebeeingangswelle 4 direkt mit der Abtriebswelle 3 gekoppelt werden kann. Des Weiteren ist eine schaltbare Kupplung 32 vorgesehen. Wenn die Kupplung 32 geöffnet ist, können die beiden Vorgelegewellen 9, 10 relativ zueinander drehen. Wenn die schaltbare Kupplung 32 geschlossen ist, sind die beiden Vorgelegewellen 9, 10 miteinander gekoppelt.
Der sechste Radsatz 26 ist durch ein Zahnrad 33 und ein Zahnrad 34 gebildet. Das Zahnrad 33 ist drehbar auf der Abtriebswelle 3 angeordnet. Das Zahnrad 34 ist drehfest mit der zweiten Vorgelegewelle 10 verbunden. Der siebte Radsatz 27 ist durch ein drehbar auf der Abtriebswelle 3 gelagertes Zahnrad 35 und ein drehfest mit der zweiten Vorgelegewelle 10 verbundenes Zahnrad 36 gebildet. Dem sechsten und siebten Radsatz 26 bzw. 27 ist eine schaltbare Kupplung 37 zugeordnet, die drei Schalstellungen einnehmen kann, nämlich eine mittige Neutralstellung, eine linke Schaltstellung, in der das Zahnrad 33 mit der Abtriebswelle 3 drehgekoppelt ist, sowie eine rechte Schaltstellung, in der das Zahnrad 35 mit der Abtriebswelle 3 drehgekoppelt ist.
Vollständigkeitshalber sei noch auf ein mit dem vierten Radsatz 14 zusammenwirkendes Zahnrad 38 hingewiesen, das auf einer Welle 39 drehbar gelagert ist. Ein drehfest mit der Welle 39 verbundenes Zahnrad 40 kämmt mit dem Zahnrad 16. Über eine schaltbare Kupplung 41 kann das Zahnrad 38 mit der Welle 39 drehgekoppelt werden. Das mit dem vierten Radsatz 14 zusammenwirkende Zahnrad 38, die Welle 39 und das Zahnrad 40 bilden einen Rückwärtsgang.
Die Schaltstellungen der schaltbaren Kupplungen 19, 24, 30, 31 , 32, 37, 41 sind durch die Großbuchstaben A, B, C, D, E, F, G, H, I, J angedeutet.
Wie aus Figur 1 ersichtlich ist, weist das Doppelkupplungsgetriebe 1 sieben Radsatzebenen 11 , 12, 13, 14, 25, 26, 27 auf. Mit diesen sieben Radsatzebenen können neun Vorwärtsgänge und ein Rückwärtsgang dargestellt werden. Figur 2 zeigt die entsprechende Schaltmatrix. In der ersten Spalte sind die einzelnen Gänge 1 , 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8, 9 sowie der Rückwärtsgang Rw eingetragen. Der erste Gang ist ein Kriechgang, der zweite Gang ein normaler Anfahrgang. Die Gänge 8, 9 sind Overdrive-Gänge. Je nach Wahl der Übersetzung kann auch der Gang 7 als Overdrive-Gang ausgeführt sein.
In der ersten Zeile sind die schaltbaren bzw. geschalteten Elemente eingetragen, d. h. die erste und die zweite Kupplung 6, 7 der erste Radsatz 11 , das zur Darstellung des Rückwärtsgangs erforderliche Zahnrad 40, der zweite Radsatz 12, der dritte Radsatz 13, der vierte Radsatz 14 sowie das ebenfalls zur Darstellung des Rückwärtsganges erforderliche Zahnrad 38 dargestellt. Ferner sind in der ersten Zeile der Matrix die Schaltstellungen A - J der schaltbaren Kupplungen 19, 24, 30, 31 , 32, 37 und 41 dargestellt.
Die einzelnen Schaltstellungen werden im folgenden näher erläutert.
Figur 3 zeigt den Drehmomentenfluss wenn der als Kriechgang ausgelegte erste Gang eingelegt ist. Das von der Antriebswelle 2 kommende Drehmoment wird über die erste Kupplung 6 auf die zweite Getriebeeingangswelle 5 geleitet und von dort über die schaltbare Kupplung 19 und den Radsatz 11 auf die erste Vorgelegewelle 9 übertragen. Von der ersten Vorgelegewelle 9 wird das Drehmoment über die schaltbare Kupplung 32 auf die zweite Vorgelegewelle 10 übertragen und von dort über den sechsten Radsatz 26 und die schaltbare Kupplung 37 auf die Abtriebswelle 3.
Der Drehmomentenfluss für den als normalen Anfahrgang ausgelegten zweiten Gang ist in Figur 4 dargestellt. Von der Antriebswelle 2 wird das Drehmoment über die zweite Kupplung 7, den dritten Radsatz 13 auf die erste Vorgelegewelle 9 übertragen und von dort über den sechsten Radsatz 26 auf die Abtriebswelle 3. Figur 5 zeigt den Drehmomentenfluss für den dritten Gang. Von der Antriebswelle 2 wird das Drehmoment über die erste Kupplung 6 in die erste Getriebeeingangswelle 4 eingeleitet und von dort über den ersten Radsatz 11 , die erste Vorgelegewelle 9 und den fünften Radsatz 25 in die Abtriebswelle 3.
Im vierten Gang wird das Drehmoment von der Antriebswelle 2 über die zweite Kupplung 7, den dritten Radsatz 13, die zweite Vorgelegewelle 10 und den fünften Radsatz 25 zur Abtriebswelle 3 geleitet.
Im fünften Gang wird das Drehmoment von der Antriebswelle 2 über die erste Kupplung 6, den zweiten Radsatz 12 und den fünften Radsatz 25 zur Abtriebswelle 3 geleitet.
Im sechsten Gang wird das Drehmoment von der Antriebswelle 2 über die zweite Kupplung 7, den vierten Radsatz 14, die zweite Vorgelegewelle 10 und den fünften Radsatz 25 zur Abtriebswelle 3 geleitet.
Im siebten Gang wird das Drehmoment von der Antriebswelle 2 über die erste Kupplung 6, die erste Getriebeeingangswelle 4 und die schaltbare Kupplung 31 unmittelbar zur Abtriebswelle 3 geleitet. Der siebte Gang ist also der „Direktgang".
Die Gänge acht, neun sind so genannte Overdrive-Gänge. Im achten Gang wird das Drehmoment von der Antriebswelle 2 über die zweite Kupplung 7, den dritten Radsatz 13, die zweite Vorgelegewelle 10 und den sechsten Radsatz 26 zur Abtriebswelle 3 geleitet.
Im neunten Gang, der ebenfalls ein Overdrive-Gang ist, fließt das Drehmoment von der Antriebswelle 2 über die erste Kupplung 6, die erste Ge- triebeeingangswelle 4, den zweiten Radsatz 12, die erste Vorgelegewelle 9 und den sechsten Radsatz 26 zur Abtriebswelle 3.
Figur 12 zeigt den Drehmomentenfluss bei eingelegtem Rückwärtsgang. Im Rückwärtsgang wird das Drehmoment von der Antriebswelle 2 über die zweite Kupplung 7, die zweite Getriebeeingangswelle 5, das Zahnrad 22 auf das Zahnrad 38 übertragen und von dort über die schaltbare Kupplung 41 auf die Welle 39 und das Zahnrad 40. Vom Zahnrad 40 wird das Drehmoment über das Zahnrad 16 auf die erste Vorgelegewelle 9 und von dort über die schaltbare Kupplung 32 auf die zweite Vorgelegewelle 10 übertragen. Von der zweiten Vorgelegewelle 10 wird das Drehmoment über den siebten Radsatz 27 auf die Abtriebswelle 3 übertragen.
Wie aus den Figuren 3 - 11 ersichtlich ist, wird beim sequentiellen Hochschalten bzw. beim sequentiellen Runterschalten das Drehmoment stets von der ersten Kupplung auf die zweite Kupplung 7 übergeben, bzw. umgekehrt, was ein Zugkraftunterbrechungsfreies Schalten ermöglicht.
Aus der zweiten Spalte der in Figur 13 dargestellten Tabelle sind die Übersetzungen i für die einzelnen Gänge 1 - 9 sowie Rw dargestellt. In der dritten Spalte ist der Stufensprung φ1 für die einzelnen Gänge dargestellt. Wie bereits erwähnt handelt es sich bei dem ersten Gang um einen Kriechgang und bei den Gängen acht und neun um Overdrive-Gänge. Im normalen Fahrbetrieb wird zwischen den Gängen zwei und sieben geschaltet. Wenn mit voller Motorlast, aber nicht mit Höchstgeschwindigkeit gefahren werden soll, wird einer der Overdrive-Gänge acht oder neun eingelegt.
Ein wesentlicher Vorteil des Doppelkupplungsgetriebes der Figur 1 besteht darin, dass für die Gangstufen zwei bis sieben, d. h. für die Normalbetriebsgänge ein streng progressiver Stufensprung darstellbar ist. Beim Hochschalten nimmt also der Stufensprung stets ab. Der Stufensprung vom zweiten in den dritten Gang beispielsweise ist 1 ,6 der Stufensprung vom dritten in den vierten Gang 1 ,42 vom vierten in den fünften Gang 1 ,35, vom fünften in den sechsten Gang 1 ,31 und vom sechsten in den siebten Gang 1 ,26 und vom siebten in den achten Gang 1 ,22. Ein derartiger progressiver Stufensprungverlauf ist sowohl aus energetischer Sicht als auch hinsichtlich des Schaltkomforts sehr vorteilhaft.
Es sei ausdrücklich darauf hingewiesen, dass die beschriebene Progressivität lediglich ein mögliches Ausführungsbeispiel darstellt. Es können für die Gänge 2-7 auch andere Progressivitätsverläufe gewählt werden.
Wie bereits erläutert kann mit dem Doppelkupplungsgetriebe der Figur 1 eine Vielzahl von Gängen dargestellt werden. Insbesondere ist die Anzahl der Gänge (neun Vorwärtsgänge und ein Rückwärtsgang) größer als die Anzahl der Radsatzebenen. Bei dem in Figur 1 dargestellten Ausführungsbeispiel können mit nur sieben Radsätzen neun Vorwärtsgänge und ein Rückwärtsgang geschaltet werden. Das Doppelkupplungsgetriebe der Figur 1 ist somit sehr kompakt aufgebaut.

Claims

Patentansprüche
1. Doppelkupplungsgetriebe (1 ) für Fahrzeuge, mit einer Antriebswelle (2) und einer Abtriebswelle (3), einer ersten Getriebeeingangswelle (4) und einer als Hohlwelle ausgebildeten zweiten Getriebeeingangswelle (5), wobei die erste Getriebeeingangswelle (4) in der zweiten Getriebeeingangswelle (5) angeordnet ist, einer ersten Kupplung (6), durch deren Schließen die Antriebswelle (2) drehfest mit der ersten Getriebeeingangswelle (4) koppelbar ist, und einer zweiten Kupplung, durch deren Schließen die Antriebswelle (2) drehfest mit der zweiten Getriebeeingangswelle (5) koppelbar ist, einer ersten, zweiten, dritten und vierten Zahnradstufe (11 - 14), einem Vorgelegeantrieb (8), der in Abhängigkeit von dem Schaltzustand der Zahnradstufen (11 - 14) von der ersten oder der zweiten Getriebeeingangswelle (4, 5) über eine der Zahnradstufen (11 - 14) angetrieben wird, dadurch gekennzeichnet, dass der ersten Getriebeeingangswelle (4) die erste und die zweite Zahnradstufe (11 , 12) und der zweiten Getriebeeingangswelle (5) die dritte und die vierte Zahnradstufe (13, 14) zugeordnet ist.
I ^
2. Doppelkupplungsgetriebe (1 ) nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass der Vorgelegeantrieb (8) zwei Wellen (9, 10) aufweist, nämlich eine als Hohlwelle ausgebildete erste Vorgelegewelle (9) und eine zweite Vorgelegewelle (10), die sich durch die erste Vorgelegewelle (9) hindurch erstreckt.
3. Doppelkupplungsgetriebe (1) nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass die erste Getriebeeingangswelle (4) in Abhängigkeit vom Schaltzustand der ersten und zweiten Zahnradstufe (11 , 12) über die erste oder die zweite Zahnradstufe (11 , 12) mit einer der Vorgelegewellen (9, 10) gekoppelt oder frei relativ dazu drehbar ist.
4. Doppelkupplungsgetriebe (1 ) nach Anspruch 2 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die erste Getriebeeingangswelle (4) über die erste bzw. zweite Zahnradstufe (11 , 12) mit der ersten Vorgelegewelle (9) koppelbar ist.
5. Doppelkupplungsgetriebe (1 ) nach einem der Ansprüche 2 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass die zweite Getriebeeingangswelle (5) in Abhängigkeit vom Schaltzustand der dritten und vierten Zahnradstufe (13, 14) über die dritte oder die vierte Zahnradstufe (13, 14) mit einer der Vorgelegewellen (9, 10) gekoppelt oder frei relativ dazu drehbar ist.
6. Doppelkupplungsgetriebe (1 ) nach einem der Ansprüche 2 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass die zweite Getriebeeingangswelle (5) über die dritte bzw. vierte Zahnradstufe mit der zweiten Vorgelegewelle (10) koppelbar ist.
7. Doppelkupplungsgetriebe (1 ) nach einem der Ansprüche 2 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass eine Vorgelegewellenkupplung (32) vorgesehen ist, die einen geöffneten und einen geschlossenen Schaltzustand aufweist,
I l wobei die beiden Vorgelegewellen (9, 10) miteinander drehgekoppelt sind, wenn die Vorgelegewellenkupplung (32) geschlossen ist.
8. Doppelkupplungsgetriebe (1 ) nach einem der Ansprüche 2 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass mindestens eine erste schaltbare abtriebsseitige Zahnradstufe (25) vorgesehen ist, über welche die erste Vorgelegewelle (9) mit der Abtriebswelle (3) koppelbar ist.
9. Doppelkupplungsgetriebe (1 ) nach einem der Ansprüche 2 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass mindestens eine zweite schaltbare abtriebsseitige Zahnradstufe (26, 27) vorgesehen ist, über welche die zweite Vorgelegewelle (10) mit der Abtriebswelle (3) koppelbar ist.
H
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Cited By (10)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2008058858A1 (de) * 2006-11-17 2008-05-22 Zf Friedrichshafen Ag Doppelkupplungs-windungsgetriebe
WO2008116562A1 (en) 2007-03-26 2008-10-02 Carraro S.P.A. A dual clutch transmission for motor vehicles, particularly for agricultural tractors
WO2012034779A1 (de) * 2010-09-13 2012-03-22 Zf Friedrichshafen Ag Doppelkupplungsgetriebe in vorgelegebauweise
CN102635690A (zh) * 2011-02-14 2012-08-15 奥迪股份公司 用于机动车的变速器
US8443686B2 (en) 2009-05-12 2013-05-21 GM Global Technology Operations LLC Seven speed dual clutch transmission
US8534150B2 (en) 2011-04-27 2013-09-17 GM Global Technology Operations LLC Dual clutch multi-speed transmission
US8668616B2 (en) 2011-04-01 2014-03-11 GM Global Technology Operations LLC Nine speed dual clutch transmission
US9032823B2 (en) 2010-09-13 2015-05-19 Zf Friedrichshafen Ag Dual clutch transmission designed as reduction gearing
WO2016174202A1 (en) 2015-04-30 2016-11-03 Carraro S.P.A. A gearbox for agricultural and industrial vehicles
RU2626775C1 (ru) * 2016-02-15 2017-08-01 Юрий Леонидович Евтодеев Соосная коробка передач с двумя сцеплениями

Families Citing this family (20)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US8479604B2 (en) * 2007-02-05 2013-07-09 Eaton Corporation Powertrain for an automotive vehicle with multiple-ratio gearing and a dual power input clutch
US7587957B2 (en) * 2007-02-05 2009-09-15 Eaton Corporation Multiple-ratio dual clutch vehicle transmission
DE102007010292B4 (de) 2007-03-02 2018-03-01 Audi Ag Schaltvorrichtung für ein Getriebe, insbesondere ein Doppelkupplungs-Wechselgetriebe
JP5136129B2 (ja) * 2008-03-12 2013-02-06 いすゞ自動車株式会社 車両用デュアルクラッチ式変速機
CA2657637C (en) * 2008-03-31 2016-09-20 Magna Powertrain Usa, Inc. Electric dual input clutch transmission
DE102008048799A1 (de) * 2008-04-28 2009-11-05 GIF Gesellschaft für Industrieforschung mbH Getriebe, insbesondere Doppelkupplungsgetriebe
DE102009020550B4 (de) * 2009-05-06 2018-12-20 Iav Gmbh Ingenieurgesellschaft Auto Und Verkehr Lastschaltbares Doppelkupplungsgetriebe
US8485056B2 (en) * 2009-11-10 2013-07-16 GM Global Technology Operations LLC Dual clutch multi-speed transmission
DE102010030264A1 (de) 2010-06-18 2011-12-22 Zf Friedrichshafen Ag Doppelkupplungsgetriebe
DE102011011171A1 (de) * 2011-02-14 2012-08-16 Audi Ag Antriebsanordnung für ein Kraftfahrzeug
DE102011006004A1 (de) 2011-03-24 2012-09-27 Zf Friedrichshafen Ag Verfahren zur Synchronisierung eines Doppelkupplungsgetriebes und Doppelkupplungsgetriebe
DE102013113908A1 (de) 2012-12-14 2014-06-18 Eaton Corp. Doppelkupplung-Kraftschaltgetriebe
JP6221485B2 (ja) * 2013-08-08 2017-11-01 いすゞ自動車株式会社 ツインクラッチ式変速機
FR3016319B1 (fr) * 2014-01-16 2017-05-12 Renault Sas Transmission pour vehicule automobile a propulsion hybride et procede de commande associe
EP3259497B1 (de) * 2015-02-19 2018-12-19 Audi AG Doppelkupplungsgetriebe für ein kraftfahrzeug
JP6575313B2 (ja) * 2015-11-12 2019-09-18 いすゞ自動車株式会社 デュアルクラッチ式変速機
RU2632821C2 (ru) * 2016-03-28 2017-10-10 Юрий Леонидович Евтодеев Соосная коробка передач с двумя сцеплениями
JP6769193B2 (ja) * 2016-09-08 2020-10-14 いすゞ自動車株式会社 デュアルクラッチ式変速機
RU2671887C1 (ru) * 2017-12-05 2018-11-07 Федеральное государственное унитарное предприятие "Центральный ордена Трудового Красного Знамени научно-исследовательский автомобильный и автомоторный институт "НАМИ" (ФГУП "НАМИ") Коробка передач с двойным сцеплением и демультипликатором
RU2719708C1 (ru) * 2019-09-05 2020-04-22 Федеральное государственное унитарное предприятие "Центральный ордена Трудового Красного Знамени научно-исследовательский автомобильный и автомоторный институт "НАМИ" (ФГУП "НАМИ") Девятиступенчатая коробка передач транспортной машины

Citations (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US2739487A (en) * 1952-02-19 1956-03-27 Eaton Mfg Co Multiple speed transmission
DE3546454A1 (de) * 1985-08-22 1987-02-26 Porsche Ag Gangschaltgetriebe fuer ein kraftfahrzeug mit doppelkupplung
EP0321873A2 (de) * 1987-12-19 1989-06-28 GETRAG Getriebe- und Zahnradfabrik Hermann Hagenmeyer GmbH & Cie Doppelkupplungsgetriebe und Verfahren zu seiner Einstellung
DE19860250C1 (de) * 1998-12-24 2000-11-02 Daimler Chrysler Ag Zahnräderwechselgetriebe mit zwei im Kraftfluß parallel zueinander angeordneten Teilgetrieben
DE19923185A1 (de) * 1999-05-20 2000-12-07 Daimler Chrysler Ag Zahnräderwechselgetriebe mit zwei im Kraftfluß parallel zueinander angeordneten Teilgetrieben
EP1124079A2 (de) * 2000-01-22 2001-08-16 Ford Global Technologies, Inc., A subsidiary of Ford Motor Company 6-Gang-Schaltgetriebe für Kraftfahrzeuge
US6712734B1 (en) * 1998-11-03 2004-03-30 Robert Bosch Gmbh Gearbox for a motor vehicle, especially a gearbox with a dual clutch and method for operating said gearbox
US20040209728A1 (en) * 2003-04-17 2004-10-21 Markus Lorken Automated gear transmission

Family Cites Families (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US2991661A (en) * 1958-04-22 1961-07-11 Rambausek Hugo Multi-speed transmission with only two overrunning clutches, particularly for vehicles
US3362245A (en) * 1965-12-23 1968-01-09 Massey Ferguson Inc Powershift transmission
US4461188A (en) * 1981-12-23 1984-07-24 Ford Motor Company Dual clutch multiple countershaft transmission
SE451005B (sv) * 1985-03-28 1987-08-24 Volvo Ab Motorfordonsvexellada
DE19939818C1 (de) * 1999-08-21 2001-01-25 Daimler Chrysler Ag Verfahren zum Steuern eines Antriebstranges eines Fahrzeuges mit zwei Lastschaltkupplungen
JP2003139204A (ja) * 2001-10-31 2003-05-14 Aichi Mach Ind Co Ltd 変速機
KR100569140B1 (ko) * 2003-12-10 2006-04-07 현대자동차주식회사 이중 클러치 변속기
DE102004043939B4 (de) * 2004-09-11 2016-09-29 Daimler Ag Doppelkupplungsgetriebe
US7246536B2 (en) * 2005-03-17 2007-07-24 Ford Global Technologies, Llc Dual clutch kinematic arrangements with wide span

Patent Citations (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US2739487A (en) * 1952-02-19 1956-03-27 Eaton Mfg Co Multiple speed transmission
DE3546454A1 (de) * 1985-08-22 1987-02-26 Porsche Ag Gangschaltgetriebe fuer ein kraftfahrzeug mit doppelkupplung
EP0321873A2 (de) * 1987-12-19 1989-06-28 GETRAG Getriebe- und Zahnradfabrik Hermann Hagenmeyer GmbH & Cie Doppelkupplungsgetriebe und Verfahren zu seiner Einstellung
US6712734B1 (en) * 1998-11-03 2004-03-30 Robert Bosch Gmbh Gearbox for a motor vehicle, especially a gearbox with a dual clutch and method for operating said gearbox
DE19860250C1 (de) * 1998-12-24 2000-11-02 Daimler Chrysler Ag Zahnräderwechselgetriebe mit zwei im Kraftfluß parallel zueinander angeordneten Teilgetrieben
DE19923185A1 (de) * 1999-05-20 2000-12-07 Daimler Chrysler Ag Zahnräderwechselgetriebe mit zwei im Kraftfluß parallel zueinander angeordneten Teilgetrieben
EP1124079A2 (de) * 2000-01-22 2001-08-16 Ford Global Technologies, Inc., A subsidiary of Ford Motor Company 6-Gang-Schaltgetriebe für Kraftfahrzeuge
US20040209728A1 (en) * 2003-04-17 2004-10-21 Markus Lorken Automated gear transmission

Cited By (15)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2008058858A1 (de) * 2006-11-17 2008-05-22 Zf Friedrichshafen Ag Doppelkupplungs-windungsgetriebe
US8485055B2 (en) 2006-11-17 2013-07-16 Zf Friedrichshafen Ag Double clutch winding transmission
WO2008116562A1 (en) 2007-03-26 2008-10-02 Carraro S.P.A. A dual clutch transmission for motor vehicles, particularly for agricultural tractors
US8443686B2 (en) 2009-05-12 2013-05-21 GM Global Technology Operations LLC Seven speed dual clutch transmission
US9021906B2 (en) 2010-09-13 2015-05-05 Zf Friedrichshafen Ag Double clutch transmission having a layshaft design
WO2012034779A1 (de) * 2010-09-13 2012-03-22 Zf Friedrichshafen Ag Doppelkupplungsgetriebe in vorgelegebauweise
US9032823B2 (en) 2010-09-13 2015-05-19 Zf Friedrichshafen Ag Dual clutch transmission designed as reduction gearing
CN102635690A (zh) * 2011-02-14 2012-08-15 奥迪股份公司 用于机动车的变速器
US8627736B2 (en) 2011-02-14 2014-01-14 Audi Ag Variable speed transmission for motor vehicles
EP2487385A3 (de) * 2011-02-14 2012-09-19 Audi AG Geschwindigkeits-Wechselgetriebe für Kraftfahrzeuge
CN102635690B (zh) * 2011-02-14 2016-02-17 奥迪股份公司 用于机动车的变速器
US8668616B2 (en) 2011-04-01 2014-03-11 GM Global Technology Operations LLC Nine speed dual clutch transmission
US8534150B2 (en) 2011-04-27 2013-09-17 GM Global Technology Operations LLC Dual clutch multi-speed transmission
WO2016174202A1 (en) 2015-04-30 2016-11-03 Carraro S.P.A. A gearbox for agricultural and industrial vehicles
RU2626775C1 (ru) * 2016-02-15 2017-08-01 Юрий Леонидович Евтодеев Соосная коробка передач с двумя сцеплениями

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