WO2010020208A1 - Doppelkupplung - Google Patents

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WO2010020208A1
WO2010020208A1 PCT/DE2009/001087 DE2009001087W WO2010020208A1 WO 2010020208 A1 WO2010020208 A1 WO 2010020208A1 DE 2009001087 W DE2009001087 W DE 2009001087W WO 2010020208 A1 WO2010020208 A1 WO 2010020208A1
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clutch
cylinder unit
transmission
partial
piston
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Application number
PCT/DE2009/001087
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English (en)
French (fr)
Inventor
Christophe Acker
Sibylle Hahn
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Luk Lamellen Und Kupplungsbau Beteiligungs Kg
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Publication date
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Priority to US13/031,857 priority patent/US8276727B2/en

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    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16D—COUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
    • F16D25/00—Fluid-actuated clutches
    • F16D25/08—Fluid-actuated clutches with fluid-actuated member not rotating with a clutching member
    • F16D25/082—Fluid-actuated clutches with fluid-actuated member not rotating with a clutching member the line of action of the fluid-actuated members co-inciding with the axis of rotation
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16D—COUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
    • F16D21/00—Systems comprising a plurality of actuated clutches
    • F16D21/02—Systems comprising a plurality of actuated clutches for interconnecting three or more shafts or other transmission members in different ways
    • F16D21/06—Systems comprising a plurality of actuated clutches for interconnecting three or more shafts or other transmission members in different ways at least two driving shafts or two driven shafts being concentric
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F16D25/00—Fluid-actuated clutches
    • F16D25/10—Clutch systems with a plurality of fluid-actuated clutches
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F16D21/00—Systems comprising a plurality of actuated clutches
    • F16D21/02—Systems comprising a plurality of actuated clutches for interconnecting three or more shafts or other transmission members in different ways
    • F16D21/06—Systems comprising a plurality of actuated clutches for interconnecting three or more shafts or other transmission members in different ways at least two driving shafts or two driven shafts being concentric
    • F16D2021/0669—Hydraulically actuated clutches with two clutch plates

Definitions

  • the present invention relates to a dual clutch and a dual clutch transmission with such a double clutch.
  • Double clutches as known, for example, from EP 0 185 176 B1, enable a disconnection without traction interruption between different gear ratios (gears) of a transmission.
  • both partial clutches K1 and K2 are open (“normally open”) in the ground state and are closed by a hydraulic actuator.
  • the motor-side sub-clutch K1 is drawn by the actuator and the gear-side sub-clutch K2 is pressed by the actuator. Since both partial clutches K1 and K2 are open in the ground state, an actuating force must be applied via the actuating device to the part clutch to be kept closed in each case for transmitting power from the drive to the transmission, which then has to be supported via the bearing of the double clutch.
  • the sum of the necessary actuating forces of the partial clutches is minimized in operation, so that it can be dispensed with an increased interpretation of the storage and all the necessary changes in the housing.
  • an overlap circuit of the partial clutches K1 and K2 at a gear change results in a quasi suppression of the actuating force effect on the storage of the double clutch.
  • the actuating device comprises a first pneumatically or hydraulically actuated cylinder unit with cylinder housing and piston for pulling an actuating bearing of a partial clutch K1 and a second pneumatically or hydraulically actuated cylinder unit with cylinder housing and piston for pressing an actuating bearing of the other partial clutch K2.
  • a pneumatic system is already present in the vehicle, so that just training with a pneumatic actuation force is advantageous because the actuator is directly connected to the existing on-board compressed air network.
  • a flywheel is provided with or without vibration damping, which is fixedly connected to a drive shaft of a drive, wherein the double clutch has a central plate as a counter-pressure plate for the pressure plates of the partial clutches K1 and K2, wherein the central plate is fixed to the flywheel and wherein the dual clutch is mounted exclusively on the attachment of the flywheel to the drive shaft.
  • flywheel with or without vibration damping is understood in particular as meaning a so-called flexplate (as an example without vibration damping) or a dual-mass flywheel (as an example with vibration damping).
  • the pressure plates of both partial clutches K1 and K2 are fixed by leaf springs, in particular in conjunction with riveted joints, directly to the central plate or to the housing of the double clutch.
  • the clutch cover of the partial clutch K2 can be fixed to the central plate.
  • the first cylinder unit generating a tensile force preferably interacts with the contracted and normally open partial clutch K1 and the second cylinder unit generating a pressure force via the other actuating bearing with the compressed and normally closed partial clutch K2.
  • the two cylinder units can be nested in each other and in particular arranged symmetrically to an axis of the transmission input shafts or the clutch so that they form an inner cylinder unit and an outer cylinder unit relative to the axis, wherein the outer cylinder unit as the first cylinder unit generating a tensile force and the inner cylinder unit are formed as the one pressure force generating second cylinder unit.
  • the dual clutch may further comprise a central and transmission side supported guide tube, wherein the piston of the inner cylinder unit is movably supported on the central guide tube and wherein a piston of the outer cylinder unit is movably supported on the cylinder housing of the inner cylinder unit.
  • the cylinder housing of the inner cylinder unit and / or the cylinder housing of the outer cylinder unit may be attached to a rear wall of the actuator, which is supported on the central guide tube.
  • a preload spring for the inner cylinder unit can be arranged, with which a piston is pressed in the direction of the associated actuating bearing of the partial clutch K2, wherein a pressure chamber of the inner cylinder unit is formed by pistons and cylinder housing of the inner cylinder unit and rear wall ,
  • a preload spring can be arranged for the outer cylinder unit, wherein a pressure chamber of the outer cylinder unit can be arranged.
  • a - ßeren cylinder unit are formed exclusively by the cylinder housing and piston of the outer cylinder unit.
  • the present invention also teaches a dual clutch transmission having a first and a second transmission input shaft, wherein a first group of transmission stages of the first transmission input shaft and a second group of transmission ratios of the second transmission input shaft are associated, and wherein the transmission input shafts via a dual clutch according to the above teaching with a Drive shaft of a drive can be connected by the first transmission input shaft via the first part clutch K1 and the second transmission input shaft via the second sub-clutch K2 are connected to the drive shaft and wherein that translation stage, which is used in the operation of the dual-clutch transmission the most, the second transmission input shaft and the second Partial coupling K2 is assigned.
  • the largest gear ratio in a truck transmission, for example, the 12th gear
  • the second transmission input shaft and the second part clutch be assigned.
  • FIG. 1 is a representation of the first embodiment of a double clutch as a half-section with normally closed and mounted partial clutch K1 and in the normal state open and closed part clutch K2, with a schematically illustrated pneumatic actuator,
  • FIG. 2 shows a further illustration of the first exemplary embodiment with movement arrows for clarifying the movement of the components when the partial coupling K1 is actuated
  • FIG 3 is another illustration of the first embodiment with movement arrows to illustrate the movement of the components upon actuation of the partial clutch K2,
  • 4 is a diagram for explaining the course of the operating forces of the partial clutches K1 and K2 in the first embodiment of the present double clutch in a cross-over circuit
  • 5 is an illustration of the structure of a second embodiment of the double clutch with open in the ground state and zuefficiencyer partial clutch K1 and in the ground state closed and pressed partial clutch K2 in new condition (ie without wear)
  • FIG. 6 shows a further illustration of the second embodiment with a closed (i.e., actuated) partial clutch K1 and an open (i.e., actuated) partial clutch K2 in the new state, with moving arrows for clarifying the movement of the components when the partial clutches K1 and K2 are actuated.
  • FIG. 7 shows a further illustration of the second embodiment in the worn state with open partial clutch K1 and closed partial clutch K2 (i.e., both partial clutches in the ground state) and
  • FIG 8 shows a further illustration of the second exemplary embodiment in the worn state with closed partial clutch K1 and open partial clutch K2 (i.e., both partial clutches are actuated).
  • the present embodiments of the actuating device can be used in particular for vehicles with a compressed air system, that is, for example, in trucks.
  • Fig. 1 shows the structure of a first embodiment of a dual clutch with pneumatically actuated central release unit for both partial clutches (hereinafter also referred to as "double CPCA"), which is used in vehicles with compressed air systems.
  • double CPCA pneumatically actuated central release unit
  • hydraulic, hydraulic-mechanically actuated, electrical, electro-mechanically actuated or mechanical actuators can be combined with the disclosed dual-clutch concepts or dual-clutch transmission concepts.
  • the present double clutch is arranged in the drive train of a vehicle between a drive and a dual-clutch transmission, wherein between the drive and dual clutch, a torsional vibration damping element, such as a dual-mass flywheel, or an undivided flywheel (flywheel) can be arranged.
  • a torsional vibration damping element such as a dual-mass flywheel, or an undivided flywheel (flywheel) can be arranged.
  • the dual clutch assembly 1 comprises a first sub-clutch K1, which is closed in the normal state ("normally closed"), wherein the actuating mechanism of the sub-clutch K1 is formed such that this first sub-clutch K1 is subjected to a tensile force F ⁇ i to these Open, and a second sub-clutch K2, which is open in the ground state ("normally open"), wherein the actuating mechanism of the sub-clutch K2 is designed such that it is acted upon for closing with a compressive force F ⁇ 2 .
  • One of the partial clutches K1 and K2 may have a wear adjustment device.
  • both partial clutches K1 and K2 may each have wear adjusting devices.
  • a wear reserve for the actuation path can be integrated into the pneumatic (or hydraulic) actuation device.
  • actuation forces (tensile force F ⁇ i of the partial clutch K1 and compressive force F " 2 of the partial clutch K2) are generated by a relative to a rotational axis 2 of the dual clutch 1 centrally arranged actuator 3, which is pneumatically acted upon in the present case.
  • a hydraulic actuation is possible.
  • a pneumatic actuator has the advantage of much lower density of air, so that it may be necessary to dispense with a necessary centrifugal force compensation in hydraulic media due to the changing mass ratios when operating the clutch.
  • the actuating device 3 comprises a first cylinder unit ("outer cylinder unit”) with a cylinder housing 4 and an actuating piston 5 and at least one pressure chamber which can be connected to a pressure medium 6.
  • the construction of the first cylinder unit 4 of the actuating device 3 is such that the pressure plate 12 is pressed against the central plate 10 by the plate spring. The force resulting from this pressing defines the maximum transferable drive torque via the partial clutch K1.
  • the lever spring tongues of the lever spring 14 are in operative connection with the actuating bearing 16.
  • An outer end of the lever spring 14 is mounted on the cover of the partial clutch K1 (hereinafter also referred to as 'tie rod').
  • a middle region of the lever spring 14 is supported on the cover 17 of the partial clutch K2.
  • the lever spring 14 (which may be designed as a plate spring, for example) is pivoted about the Auflagerung 18, the cover 15 is moved in Fig. 1 to the left and the Pressure plate 12 of the partial clutch K1 is also moved to the left in Fig. 1 due to the action of the leaf spring elements, whereby a clamping of the clutch disc 20 is released.
  • the closed in the ground state clutch K1 is then opened due to the tensile force F ⁇ i.
  • the actuating device 3 additionally comprises a second cylinder unit ("inner cylinder unit”), which has a cylinder housing 21 and a piston 22 and at least one pressure chamber, which can be connected to a pressure medium.
  • a second cylinder unit (“inner cylinder unit”), which has a cylinder housing 21 and a piston 22 and at least one pressure chamber, which can be connected to a pressure medium.
  • the second cylinder unit 21 is constructed in such a way that a pressure force F ⁇ 2 is generated, which is imparted to the lever spring 13 via the actuating bearing 24 (engagement bearing).
  • the outer region of the lever spring 13 is supported on the cover 17 of the partial clutch K2, which is supported by the spacers 8 of the screw I to the central plate 10 and secured to the flywheel 11 via the screws 9 of the screw connection I.
  • the actuating device 3 of the dual clutch 1 is designed as a double-central locking / disengaging device with pneumatic or hydraulic actuation. Due to the selected directions of force, the actuating forces of the clutch K1 and the actuating forces of the clutch K2 are opposite to each other, so that no axial force is transmitted to the crankshaft.
  • the partial clutch K1 is closed in the ground state and must be pulled to open it and the partial clutch K2 is open in the ground state and must be pressed to close, again so that the actuating forces K1 and K2 counteract each other and an axial Force on the crankshaft can be avoided.
  • the dual clutch assembly of Fig. 1 comprises a normally closed and split clutch K1 and a normally open and depressed clutch K2.
  • a gear change gear change
  • the partial clutch K1 must be opened. This is done by pulling on the plate spring 14 with the force F «i. In order to close at the same time the partial clutch K2, the lever spring 13 is pressed. The actuating forces are accordingly in opposite directions and the sum of both actuating forces is almost zero. If the actuating forces are no longer exerted, then the partial clutch K1 closes by its own Belleville spring force and the partial clutch K2 opens again by its own leaf spring force.
  • FIG. 2 shows the movement arrow P1 for the diaphragm spring tongues.
  • the pulling force exerted by the actuating device 3 points in the same direction as the arrow P1.
  • the arrow 2 shows the rotation of the plate spring 14 about its bearing point.
  • the moment applied by the actuator points in the same direction as arrow P2.
  • Arrow 3 shows the movement of the tie rod 15 of the partial clutch K1.
  • Arrow 4 shows the movement of the screw with screws and spacers between tie rods 15 and pressure plate 12 of the clutch K1.
  • Arrow 5 shows the movement of the pressure plate 12, whereby ultimately the "normaily closed" partial clutch K1 is wound by the force F ⁇ -i.
  • FIG. 3 shows the conditions in the dual-clutch arrangement according to FIG. 1 when the partial clutch K2 is actuated.
  • the necessary for the actuation of the clutch K2 displacements of the components are illustrated in Fig. 2 via the arrows 1 to 3.
  • arrow P1 shows the movement of the lever spring tongues.
  • the force exerted on the lever spring 13 compressive force FK 2 points in the same direction as arrow 1.
  • Arrow 2 shows the rotation of the lever spring 13 about the Auflagerungstician.
  • the moment applied by the actuating device points in the same direction as arrow 2.
  • Arrow 3 shows the displacement of the pressure plate 25 of the partial clutch K2 for closing the "normaily open" partial clutch K2.
  • Fig. 4 the operating force ratios and the resulting effect on the crankshaft axial force are shown, wherein the actuating forces F K i, FK 2 and the resulting operating force F «i + F K2 are shown.
  • the partial clutch K1 is initially open and the partial clutch K2 initially closed, the actuating forces of the partial clutches K1 and K2 being directed counter to one another. The total actuation force is therefore almost zero.
  • an overlapping circuit is performed to close the sub-clutch K1 and open the sub-clutch K2. Accordingly, the operating force of the sub-clutch K1 increases and the operating force of the sub-clutch K2 decreases. The total operating force therefore remains essentially zero.
  • the partial clutch K1 is closed and the partial clutch K2 open.
  • the first embodiment of the dual clutch assembly shown in Fig. 1 can solve the object of the present invention, the axial force, for. B. to keep the crankshaft low because the sum of both actuation forces once pressed and pulled once almost zero.
  • FIG. 5 shows a second embodiment of a dual clutch assembly with a balance of the actuating forces (comparable to the embodiment of Fig. 1), wherein the same part of the dual clutch assembly are provided with the same reference numerals, and wherein this embodiment is optimized in view of a particular design of a dual clutch transmission.
  • FIG. 5 specifies that the structure of the actuating device 3 shown schematically in FIG.
  • Fig. 5 shows a central guide tube 32 which is indirectly or directly attached via a flange 30 to a transmission housing. Via guide tube 32 and flange 30, the present actuating device 3 is thus supported on the transmission side. Flange and guide tube are here inserted into each other. For connection, depending on the particular application, a (press) fit, or a positive connection or a material connection can be provided. As an alternative to a central guide tube, it is also possible to use a radially outer tube or a tube lying between the cylinder units.
  • the term "tube” is to be understood as meaning both circular (ring) and other rotationally symmetric or non-rotationally symmetric Cross sections are included. Straight non-rotationally symmetrical cross sections offer the possibility of a rotation of the pistons within the cylinder.
  • Flange 30 and central guide tube 32 have radially inwardly an opening through which the coaxial and nested arranged transmission input shafts are passed.
  • the transmission input shafts are not shown in detail.
  • the central guide tube 32 a rear wall 31 of the actuator 3 is supported.
  • the central guide tube has a shoulder region, on which the rear wall rests.
  • a (press) fit, or a positive connection or a material connection can be provided.
  • flange and guide tube are already firmly connected to each other, so could also be dispensed with a firm connection between the rear wall and guide tube.
  • the rear wall 31 is fixedly connected to the guide tube 32 according to the present embodiment of FIG. 5 and screwed to the flange 30 via screw connections, i. the back wall connects the guide tube and the flange.
  • Guide tube and rear wall could also be integrated into a component, which could be produced for example in a deep drawing process.
  • other connection options can be used as screwed, for example, riveted.
  • the cylinder housing 4 of the outer cylinder unit and the cylinder housing 21 of the inner cylinder unit are fixed, wherein the cylinder housings 4, 21 nested and arranged coaxially with the axis 2, so that an inner cylinder unit with the cylinder housing 21 and an outer cylinder unit with the cylinder housing 4 results.
  • screw connections between the rear wall and cylinder housings are provided, wherein as stated above, other types of connection are possible, for example, gluing or riveting or welding or soldering.
  • the piston 22 of the inner cylinder unit is supported so as to be movable longitudinally, preferably via two support points 34. A different number of support points is possible.
  • the piston 22 in its central opening 22A has a radial groove in which a sealing ring 35 is received.
  • This sealing ring 35 is intended to seal the gap between the piston 22 of the inner cylinder unit and the guide tube 32.
  • the piston further includes an axially extending recess 22B in which a preload spring 36 is received.
  • This preload spring 36 is supported in the recess 22B and on the rear wall 31, so that the piston 22 is passed in the direction of the actuating bearing 24. About this preload the actuating bearing 24 is pressed against the plate spring of the clutch K2.
  • the ends of the preload spring are arranged such that in a simple manner an anti-rotation is formed.
  • the pressure chamber D of the inner cylinder unit is formed between the actuating piston 22, the cylinder housing 21, the rear wall 31 and the guide tube 32.
  • a pressure medium supply preferably takes place via the rear wall 31.
  • the cylinder housing of the inner cylinder unit comprises an axially aligned cylindrical portion. On the outer circumferential surface of this cylindrical portion, a guide 40 is arranged. The movement piston 5 of the outer cylinder unit is supported on this, in the present case crowned, guide 40. This results in a certain tiltability of the piston of the outer cylinder unit. A different number of support points is possible.
  • the actuating piston 5 of the outer cylinder unit is connected to the actuating bearing 16 by the actuating bearing 16 is biased by the spring member 41 with its outer race against the actuating piston 5.
  • the outer cylinder actuating piston 5 forms, with the cylinder housing 4 of the outer cylinder unit (i.e., without the rear wall 31), a pressure chamber E for the outer cylinder unit.
  • This pressure chamber E is sealed by the sealing rings 41 and 43.
  • the pressure medium inflow takes place via the connection point 44, which attaches directly to the cylinder housing 4.
  • a preload spring 45 is received in the pressure chamber E of the outer cylinder unit.
  • the actuating bearing 16 is biased in the axial direction of the transmission out, so that the actuating bearing 16 is pressed into contact with the plate spring of the partial clutch K1.
  • a further support point is arranged, on which the actuating piston 5 of the outer cylinder unit is supported in addition to the first spherical support point.
  • the pistons 5 and 22 are arranged axially displaceable.
  • a maximum movement path of the movement piston 22 of the inner cylinder unit is limited by the stop 47.
  • a maximum movement path of the movement piston 5 of the outer cylinder unit is limited by the stop 46.
  • the drive-side partial clutch K1 is open in the normal state ("normally open") and is engaged when actuated.
  • the transmission-side part clutch K2 is closed in the ground state and is pressed by the actuator.
  • the Belleville spring moment is shown in Fig. 5 with the arrow P1 around the Auflagerungsige C of the plate spring around.
  • the force generated due to this moment is represented by the arrow 2.
  • the force generated by the disc spring corresponds to the contact force of the closed in the ground state transmission-side part coupling K2 (minus the force generated by the arranged between the central plate 10 and pressure plate 25 leaf spring assemblies force).
  • FIG. 5 shows the new condition of the clutch. This results from the position of the actuating piston 22 of the inner cylinder unit and the actuating piston 5 of the outer cylinder unit. In this case, the actuating cylinder 22 of the inner cylinder unit is shown approximately in the middle of the maximum axial displacement path of this piston.
  • the actuating piston 22 is shown in a central position, so that an actuating path to the right in FIG. 5 is provided, which is kept as a wear adjustment reserve, as explained below.
  • the actuating piston 5 is shown in its front end position, which results from the equilibrium of forces between preload spring 45 and leaf spring assemblies between embpiatte 10 and pressure plate 12 or via the stop 46.
  • the pressure in the actuating chamber E is increased, whereby the actuating piston 5 displaced to the right in Fig. 5, exerted a tensile force on the lever spring 14 and due to the support points A and B of the tie rods 15 to the right and thus also the pressure plate 12 is shifted to the right in Fig. 5, the sub-clutch K1 is thus drawn.
  • a wear reserve is provided, which, however, as well as the actuating travel, provided to the right of the actuating piston 5 in Fig. 5.
  • FIG. 5 The conditions upon actuation of the dual clutch arrangement according to FIG. 5 are shown in FIG.
  • the arrow P1 shows the pressure force generated by the actuator
  • arrow P2 the moment generated by the Auflagerungstician C
  • arrow P3 generated at the outer end of the plate spring displacement due to which the pressure plate of the clutch K2 lifts and releases the corresponding clutch disc of the clutch K2.
  • Arrow P4 shows the tensile force generated at the lever spring
  • arrow P5 shows the displacement of the tie rod produced at the support point A of the tie rod in connection with the support point B on the clutch cover of the partial clutch K2
  • arrow P6 the displacement of the screw connection between tie rod and armature resulting from the displacement of the tie rod Pressure plate of the partial clutch K2 and arrow P7, the resulting displacement or resulting from the displacement force on the partial clutch K1.
  • FIG. 6 shows the clutch in the new state with closed part clutch K1 and open part clutch K2.
  • Fig. 7 shows the dual clutch assembly according to Figures 5 and 6, but not in new condition but in the wear state, with open part clutch K1 and closed part clutch K2 (ie in the state without applying an operating force through the actuator 3).
  • the actuating piston 22 is shown in Fig. 7 at the end of the maximum wear path, which results from a comparison to the illustration of FIG. 5, since the movement piston 22 has arrived in its end position in the direction of transmission. Also, the actuating piston 5 has moved from its initial position in Fig. 5 further to the right in Fig. 7 due to wear.
  • the dual clutch is shown in the worn state, wherein the partial clutch K1 is closed and the partial clutch K2 is open (i.e., in the actuated state of the second embodiment). Accordingly, the necessary actuating travel is added to the wear in the outer cylinder unit, which is why the movement piston 5 is displaced further to the right in comparison to FIG. In the operating state, the movement piston 5 can therefore reach its right end position when the wear reserve is fully utilized.
  • arrow P1 again shows the displacement of the plate spring due to the pressure force exerted by the actuating device
  • arrow P2 the moment about the bearing point C
  • arrow P3 the displacement of the pressure plate
  • Arrow P4 illustrates the displacement of the lever spring tongues due to the tensile force F K i on the lever spring 14th
  • P5 shows the displacement of the tie rod 15, arrow P6, the displacement of the screw connections between tie rods and pressure plate 12 of the sub-coupling and arrow P7, the displacement of the pressure plate 12 and the Resulting contact force for closing the partial clutch K1.
  • the design of the double clutch according to FIGS. 5 to 8 is provided in particular for dual-clutch transmissions in which the most widely used transmission stage is in that partial transmission which is connected to the partial clutch K2 closed in the ground state connected is.
  • the most used gear is connected to the normally closed part clutch K2
  • no actuating force has to be applied by the actuator, thereby increasing the energy efficiency of the dual clutch assembly / dual clutch transmission.
  • the most used gear of a vehicle is the highest gear, this applies especially to trucks. Therefore, the vehicle (the truck) can be moved in the highest gear without applying an operating force via the actuator of the double clutch.
  • a dual clutch assembly according to Fig. 1 can be used energetically particularly favorable when the closed in the ground state part clutch K1 is connected to that part transmission, which is the most used gear or straight for trucks highest gear.
  • the efficiency increase is therefore the dual clutch assembly of FIG. 1 and the dual clutch assembly of FIG. 5 depends on which part of the transmission of the dual clutch transmission, the most used translation stage is arranged.

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Abstract

Die vorliegende Erfindung betrifft eine Doppelkupplungsanordnung mit ausgleichenden Betätigungskräften für Fahrzeuge.

Description

Doppelkupplung
Die vorliegende Erfindung betrifft eine Doppelkupplung und ein Doppelkupplungsgetriebe mit einer solchen Doppelkupplung.
Doppelkupplungen, wie beispielsweise aus der EP 0 185 176 B1 bekannt, ermöglichen eine Zugkraftunterbrechungsfreie Schaltung zwischen unterschiedlichen Übersetzungsstufen (Gängen) eines Getriebes.
Bei dem aus der EP 0 185 176 B1 bekannten Doppelkupplungsaufbau mit einer ersten Teilkupplung K1 und einer zweiten Teilkupplung K2, die jeweils mit einer der beiden Eingangswellen eines Doppelkupplungsgetriebes verbunden sind, sind beide Teilkupplungen K1 und K2 im Grundzustand offen ("normally open") ausgebildet und werden über eine hydraulische Betätigungseinrichtung geschlossen. Dabei wird die motorseitige Teilkupplung K1 von der Betätigungseinrichtung zugezogen und die getriebeseitige Teilkupplung K2 wird durch die Betätigungseinrichtung zugedrückt. Da beide Teilkupplungen K1 und K2 im Grundzustand offen sind, muss zur Kraftübertragung von Antrieb auf Getriebe durchgängig eine Betätigungskraft über die Betätigungseinrichtung auf die jeweils geschlossen zu haltende Teilkupplung aufgebracht werden, welche dann über die Lagerung der Doppelkupplung abgestützt werden muss.
Bei LKW-Anwendungen, welche ein Drehmoment im Bereich von 3.300 bis 3.500 Nm aufweisen können, treten Betätigungskräfte im Bereich von 12.400 bis 15.000 N auf, welche dann über eine Kurbelwellenlager oder ein Getriebelager aufgestützt werden müssen.
Es ist daher eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine Doppelkupplung anzugeben, bei der die notwendigen Betätigungskräfte minimiert sind.
Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß gelöst durch eine Doppelkupplung mit einer ersten Teilkupplung K1, über die eine Antriebswelle eines Antriebes mit einer ersten Getriebeeingangwelle eines Getriebes verbindbar ist und mit einer zweiten Teilkupplung K2, über die die Antriebswelle des Antriebes mit einer zweiten Getriebeeingangswelle des Getriebes verbindbar ist, und mit einer Betätigungseinrichtung, wobei die erste Teilkupplung K1 in deren unbe- tätigtem Zustand offen ist und zum Schließen dieser ersten Teilkupplung K1 eine Zugkraft durch die Betätigungseinrichtung aufgebracht wird und wobei die zweite Teilkupplung K2 in deren unbetätigtem Zustand geschlossen ist und zum Öffnen dieser zweiten Teilkupplung K2 eine Druckkraft durch die Betätigungseinrichtung aufgebracht wird, so dass die Betätigungskraft der ersten Teilkupplung K1 entgegen der Betätigungskraft der zweiten Teilkupplung K2 wirkt.
Entsprechend ist bei der erfindungsgemäßen Doppelkupplung die Summe der notwendigen Betätigungskräfte der Teilkupplungen in Betrieb minimiert, so dass auf eine verstärkte Auslegung der Lagerung sowie aller entsprechend notwendiger Änderungen im Gehäuse verzichtet werden kann. Gerade bei einer Überschneidungsschaltung der Teilkupplungen K1 und K2 bei einem Gangwechsel ergibt sich eine quasi Aufhebung der Betätigungskraftwirkung auf die Lagerung der Doppelkupplung.
Gemäß einem bevorzugten Ausführungsbeispiel umfasst die Betätigungseinrichtung eine erste pneumatisch oder hydraulisch betätigbare Zylindereinheit mit Zylindergehäuse und Kolben zum Ziehen eines Betätigungslagers der einen Teilkupplung K1 und eine zweite pneumatisch oder hydraulisch betätigbare Zylindereinheit mit Zylindergehäuse und Kolben zum Drücken eines Betätigungslagers der anderen Teilkupplung K2. Gerade bei LKW-Anwendungen ist eine Pneumatikanlage beim Fahrzeug bereits vorhanden, so dass gerade die Ausbildung mit einer pneumatischen Betätigungskraft vorteilhaft ist, da die Betätigungseinrichtung unmittelbar an das vorhandene Borddruckluftnetz anschließbar ist.
Gemäß einem weiteren Ausführungsbeispiel ist eine Schwungscheibe mit oder ohne Schwingungsdämpfung vorgesehen, die mit einer Antriebswelle eines Antriebes fest verbunden ist, wobei die Doppelkupplung eine Zentralplatte als Gegendruckplatte für die Druckplatten der Teilkupplungen K1 und K2 aufweist, wobei die Zentralplatte an der Schwungscheibe fixiert ist und wobei die Doppelkupplung ausschließlich über die Befestigung der Schwungscheibe an der Antriebswelle gelagert ist. Dabei wird vorliegend unter Schwungscheibe mit oder ohne Schwingungsdämpfung insbesondere auch eine sogenannte Flexplate (als ein Beispiel ohne Schwingungsdämpfung) oder ein Zweimassenschwungrad (als ein Beispiel mit Schwingungsdämpfung) verstanden. Bevorzugterweise sind die Druckplatten beider Teilkupplungen K1 und K2 über Blattfedern, insbesondere in Verbindung mit Nietverbindungen, direkt an der Zentralplatte oder am Gehäuse der Doppelkupplung fixiert.
Weiterhin kann der Kupplungsdeckel der Teilkupplung K2 an der Zentralplatte fixiert sein.
Bevorzugterweise wirken die eine Zugkraft erzeugende erste Zylindereinheit über ein erstes Betätigungslager mit der zugezogenen und im Normalzustand offenen Teilkupplung K1 und die eine Druckkraft erzeugende zweite Zylindereinheit über das andere Betätigungslager mit der aufgedrückten und im Normalzustand geschlossenen Teilkupplung K2 zusammen.
Die beiden Zylindereinheiten können dabei ineinander geschachtelt und insbesondere auch symmetrisch zu einer Achse der Getriebeeingangswellen bzw. der Kupplung angeordnet sein, so dass diese bezogen auf die Achse eine innere Zylindereinheit und eine äußere Zylindereinheit bilden, wobei die äußere Zylindereinheit als die eine Zugkraft erzeugende erste Zylindereinheit und die innere Zylindereinheit als die eine druckkrafterzeugende zweite Zylindereinheit ausgebildet sind.
Die Doppelkupplung kann weiterhin ein zentrales und getriebeseitig abgestütztes Führungsrohr aufweisen, wobei der Kolben der inneren Zylindereinheit auf dem zentralen Führungsrohr bewegbar abgestützt ist und wobei ein Kolben der äußeren Zylindereinheit auf dem Zylindergehäuse der inneren Zylindereinheit bewegbar abgestützt ist.
Desweiteren können das Zylindergehäuse der inneren Zylindereinheit und/oder das Zylindergehäuse der äußeren Zylindereinheit an einer Rückwand der Betätigungseinrichtung befestigt sein, welche am zentralen Führungsrohr abgestützt ist.
Zwischen Rückwand und Kolben der inneren Zylindereinheit kann eine Vorlastfeder für die innere Zylindereinheit angeordnet sein, mit der ein Kolben in Richtung auf das zugehörige Betätigungslagers der Teilkupplung K2 gedrückt wird, wobei eine Druckkammer der inneren Zylindereinheit durch Kolben und Zylindergehäuse der inneren Zylindereinheit und Rückwand gebildet ist.
Weiterhin kann zwischen Zylindergehäuse und Kolben der äußeren Zylindereinheit eine Vorlastfeder für die äußere Zylindereinheit angeordnet sein, wobei eine Druckkammer der äu- - A - ßeren Zylindereinheit ausschließlich durch Zylindergehäuse und Kolben der äußeren Zylindereinheit gebildet sind.
Die vorliegende Erfindung lehrt insbesondere auch ein Doppelkupplungsgetriebe mit einer ersten und einer zweiten Getriebeeingangswelle, wobei eine erste Gruppe von Übersetzungsstufen der ersten Getriebeeingangswelle und eine zweite Gruppe von Übersetzungsstufen der zweiten Getriebeeingangswelle zugeordnet sind, und wobei die Getriebeeingangswellen über eine Doppelkupplung entsprechend der vorstehenden Lehre mit einer Antriebswelle eines Antriebes verbindbar sind, indem die erste Getriebeeingangswelle über die erste Teilkupplung K1 und die zweite Getriebeeingangswelle über die zweite Teilkupplung K2 mit der Antriebswelle verbindbar sind und wobei diejenige Übersetzungsstufe, die im Betrieb des Doppelkupplungsgetriebe am meisten genutzt wird, der zweiten Getriebeeingangswelle und der zweiten Teilkupplung K2 zugeordnet ist. Insbesondere kann die größte Übersetzungsstufe (bei einem LKW - Getriebe beispielsweise der 12. Gang), als der in Betrieb des Doppelkupplungsgetriebes am meisten genutzten Getriebestufe, der zweiten Getriebeeingangswelle und der zweiten Teilkupplung zugeordnet sein.
Die vorliegende Erfindung wird nachfolgend anhand bevorzugter Ausführungsbeispiele in Verbindung mit den zugehörigen Figuren näher erläutert. In diesen zeigen:
Fig. 1 eine Darstellung des ersten Ausführungsbeispieles einer Doppelkupplung als Halbschnitt mit im Normalzustand geschlossener und aufgezogener Teilkupplung K1 und im Normalzustand offener und zugedrückter Teilkupplung K2, mit schematisch dargestellter pneumatischer Betätigungseinrichtung,
Fig. 2 eine weitere Darstellung des ersten Ausführungsbeispieles mit Bewegungspfeilen zur Verdeutlichung der Bewegung der Bauteile bei Betätigung der Teilkupplung K1 ,
Fig. 3 eine weitere Darstellung des ersten Ausführungsbeispieles mit Bewegungspfeilen zur Verdeutlichung der Bewegung der Bauteile bei Betätigung der Teilkupplung K2,
Fig. 4 ein Diagramm zur Verdeutlichung des Verlaufs der Betätigungskräfte der Teilkupplungen K1 und K2 beim ersten Ausführungsbeispiel der vorliegenden Doppelkupplung bei einer Überschneidungsschaltung, Fig. 5 eine Darstellung des Aufbaues eines zweiten Ausführungsbeispieles der Doppelkupplung mit im Grundzustand offener und zugezogener Teilkupplung K1 und im Grundzustand geschlossener und aufgedrückter Teilkupplung K2 im Neuzustand (d. h. ohne Verschleiß),
Fig. 6 eine weitere Darstellung des zweiten Ausführungsbeispieles mit geschlossener (d.h. betätigter) Teilkupplung K1 und offener (d.h. betätigter) Teilkupplung K2 im Neuzustand, mit Bewegurigspfeilen zur Verdeutlichung der Bewegung der Bauteile bei Betätigung der Teilkupplungen K1 und K2,
Fig. 7 eine weitere Darstellung des zweiten Ausführungsbeispieles im Verschleißzustand mit offener Teilkupplung K1 und geschlossener Teilkupplung K2 (d.h. beide Teilkupplungen im Grundzustand) und
Fig. 8 eine weitere Darstellung des zweiten Ausführungsbeispieles im Verschleißzustand mit geschlossener Teilkupplung K1 und offener Teilkupplung K2 (d.h. beide Teilkupplungen sind betätigt).
Die vorliegenden Ausführungsbeispiele der Betätigungseinrichtung sind insbesondere für Fahrzeuge mit einer Druckluftanlage verwendbar, also beispielsweise bei Lastkraftwagen.
Fig. 1 zeigt den Aufbau eines ersten Ausführungsbeispieles einer Doppelkupplung mit pneumatisch betätigter Zentralausrückereinheit für beide Teilkupplungen (nachfolgend auch als "Doppel-CPCA" bezeichnet), welche bei Fahrzeugen mit Druckluftanlagen einsetzbar ist. Die vorliegende Lehre ist jedoch nicht auf die Verwendung einer pneumatisch betätigten Zentralausrückereinheit beschränkt. Auch hydraulische, hydraulisch-mechanisch betätigte, elektrische, elektro-mechanisch betätigte oder mechanische Betätigungseinrichtungen sind mit den offenbarten Doppelkupplungskonzepten bzw. Doppelkupplungsgetriebekonzepten kombinierbar.
Die vorliegende Doppelkupplung ist im Antriebstrang eines Fahrzeuges zwischen einem Antrieb und einem Doppelkupplungsgetriebe angeordnet, wobei zwischen Antrieb und Doppelkupplung ein Torsionsschwingungsdämpfungselement, wie ein Zweimassenschwungrad, oder eine nicht geteilte Schwungmasse (Schwungrad) angeordnet sein kann. Der Doppelkupplungsaufbau 1 gemäß dem ersten Ausführungsbeispiel umfasst eine erste Teilkupplung K1 , welche im Grundzustand geschlossen ist ("normally closed"), wobei der Betätigungsmechanismus dieser Teilkupplung K1 derart ausgebildet ist, dass diese erste Teilkupplung K1 mit einer Zugkraft Fχi beaufschlagt wird, um diese zu Öffnen, sowie eine zweite Teilkupplung K2, welche im Grundzustand offen ist ("normally open"), wobei der Betätigungsmechanismus dieser Teilkupplung K2 derart ausgebildet ist, dass diese zum Schließen mit einer Druckkraft F^2 beaufschlagt wird. Eine der Teilkupplungen K1 und K2 kann eine Verschleißnachstelleinrichtung aufweisen. Ebenso können beide Teilkupplungen K1 und K2 jeweils Verschleißnachstelleinrichtungen aufweisen. Alternativ kann (wie nachfolgend noch im Zusammenhang mit dem zweiten Ausführungsbeispiel ausgeführt eine Verschleißreserve für den Betätigungsweg in die pneumatische (oder hydraulische) Betätigungseinrichtung integriert werden.
Die Betätigungskräfte (Zugkraft Fχi der Teilkupplung K1 und Druckkraft F«2 der Teilkupplung K2) werden von einer bezüglich einer Rotationsachse 2 der Doppelkupplung 1 zentral angeordneten Betätigungseinrichtung 3 erzeugt, welche vorliegend pneumatisch beaufschlagt wird. Alternativ ist auch eine hydraulische Betätigung möglich. Eine pneumatische Betätigung hat jedoch den Vorteil der sehr viel niedrigeren Dichte von Luft, so dass auf einen bei hydraulischen Medien ggf. notwendigen Fliehkraftausgleich aufgrund der sich verändernden Masseverhältnissen bei Betätigung der Kupplung verzichtet werden kann.
Die Betätigungseinrichtung 3 umfasst eine erste Zylindereinheit ("äußere Zylindereinheit") mit einem Zylindergehäuse 4 und einem Betätigungskolben 5 und zumindest einer Druckkammer, die an ein Druckmedium 6 anschließbar ist.
Der Aufbau der ersten Zylindereinheit 4 der Betätigungseinrichtung 3 ist derart, dass durch die Tellerfeder die Druckplatte 12 an die Zentralplatte 10 angepresst wird. Die aus dieser Pressung resultierende Kraft definiert das maximal übertragbare Antriebsmoment über die Teilkupplung K1. Dabei sind die Hebelfederzungen der Hebelfeder 14 in Wirkverbindung mit dem Betätigungslager 16. Ein äußeres Ende der Hebelfeder 14 ist am Deckel der Teilkupplung K1 (nachfolgend auch als ,Zuganker' bezeichnet) gelagert. Ein mittlerer Bereich der Hebelfeder 14 ist am Deckel 17 der Teilkupplung K2 abgestützt.
Bei Erzeugung der Zugkraft FKi in der äußeren Zylindereinheit 4, 5 (ausgehend vom geschossenen Grundzustand der Teilkupplung K1) werden das innere Ende der Hebelfeder 14 (d.h. die Hebelfederzungen) und das Ausrücklager 16 in Fig. 1 nach rechts verschoben, die Hebelfeder 14 (welche beispielsweise als Tellerfeder ausgelegt sein kann) wird um die Auflagerung 18 verschwenkt, der Deckel 15 wird in Fig. 1 nach links verschoben und die Druckplatte 12 der Teilkupplung K1 wird aufgrund der Wirkung der Blattfederelemente ebenfalls nach links in Fig. 1 verschoben wird, wodurch eine Klemmung der Kupplungsscheibe 20 aufgehoben wird. Die im Grundzustand geschlossene Kupplung K1 ist dann aufgrund der Zugkraft Fκi geöffnet.
Die Betätigungseinrichtung 3 umfasst zudem eine zweite Zylindereinheit ("innere Zylindereinheit"), welche ein Zylindergehäuse 21 und einen Kolben 22 sowie zumindest eine Druckkammer aufweist, die an ein Druckmedium anschließbar ist.
Die zweite Zylindereinheit 21 ist derart aufgebaut, dass eine Druckkraft Fχ2 erzeugt wird, welche über das Betätigungslager 24 (Einrücklager) an die Hebelfeder 13 vermittelt wird. Der äußere Bereich der Hebelfeder 13 ist am Deckel 17 der Teilkupplung K2 abgestützt, welcher über die Distanzstücke 8 der Schraubenverbindungen I an der Zentralplatte 10 abgestützt und über die Schrauben 9 der Schraubenverbindung I an der Schwungscheibe 11 befestigt ist.
Wie dargelegt ist die Betätigungseinrichtung 3 der Doppelkupplung 1 als Doppelzentraleinrü- cker/-ausrücker mit pneumatischer oder hydraulischer Betätigung ausgebildet. Aufgrund der gewählten Kraftrichtungen sind die Betätigungskräfte der Kupplung K1 und die Betätigungskräfte der Kupplung K2 einander entgegengesetzt, so dass keine axiale Kraft auf die Kurbelwelle übertragen wird.
Wie weiterhin dargelegt ist die Teilkupplung K1 im Grundzustand geschlossen und muss gezogen werden, um diese zu öffnen und die Teilkupplung K2 ist im Grundzustand offen und muss gedrückt werden, um sie zu schließen, wiederum so dass die Betätigungskräfte K1 und K2 einander entgegenwirken und eine axiale Kraft auf die Kurbelwelle vermieden werden kann.
Die vorstehende Beschreibung offenbart unter anderem, dass die beiden Betätigungskräfte einer Doppelkupplung, einmal die Betätigungskraft der zugedrückten „normally open" Kupplung K2 und einmal die Betätigungskraft der gezogenen „normally closed" Kupplung K1, sich ausgleichen, so dass die Summe den beiden Betätigungskräfte nahezu Null ist, und eine Überdimensionierung des Kurbelwellelagers oder des Getriebelagers nicht erforderlich ist. Wie dargelegt umfasst der Doppelkupplungsaufbau nach Fig. 1 eine "normaily closed" und aufgezogene Teilkupplung K1 und eine "normaily open" und zugedrückte Teilkupplung K2. Bei einem Gangwechsel (Übersetzungsstufenwechsel) sei angenommen, dass die Teilkupplung K1 geschlossen und die Teilkupplung K2 geöffnet ist. Dann muss die Betätigungseinrichtung zu diesem Moment keine Betätigungskraft aufbringen. Ist ein Gangwechsel beabsichtigt, so muss die Teilkupplung K1 geöffnet werden. Dies wird ausgeführt, indem an der Tellerfeder 14 mit der Kraft F«i gezogen wird. Um zugleich die Teilkupplung K2 zu schließen, wird die Hebelfeder 13 gedrückt. Die Betätigungskräfte sind dementsprechend gegenläufig und die Summe beider Betätigungskräfte ist nahezu Null. Werden die Betätigungskräfte nicht mehr ausgeübt, so schließt sich die Teilkupplung K1 durch ihre eigene Tellerfederkraft und die Teilkupplung K2 öffnet sich wieder durch seine eigene Blattfederkraft.
Diese zur Betätigung der Teilkupplung K1 notwendigen Verlagerungen der Bauteile sind in Fig. 2 über die Pfeile 1 bis 5 verdeutlicht. Dabei zeigt Figur 1 den Bewegungspfeil P1 für die Tellerfederzungen. Die durch die Betätigungseinrichtung 3 ausgeübte Zugkraft weist in die gleiche Richtung wie Pfeil Pl Der Pfeil 2 zeigt die Verdrehung der Tellerfeder 14 um deren Auflagepunkt. Das durch die Betätigungseinrichtung aufgebrachte Moment weist in die gleiche Richtung wie Pfeil P2. Pfeil 3 zeigt die Bewegung des Zugankers 15 der Teilkupplung K1. Pfeil 4 zeigt die Bewegung der Schraubverbindungen mit Schrauben und Distanzhülsen zwischen Zuganker 15 und Druckplatte 12 der Teilkupplung K1. Pfeil 5 zeigt die Bewegung der Druckplatte 12, wodurch letztlich die "normaily closed" Teilkupplung K1 aufgezogen wird durch die Kraft Fκ-i.
Fig. 3 zeigt die Verhältnisse bei der Doppelkupplungsanordnung gemäß Fig. 1 bei Betätigung der Teilkupplung K2. Die zur Betätigung der Teilkupplung K2 notwendigen Verlagerungen der Bauteile sind in Fig. 2 über die Pfeile 1 bis 3 verdeutlicht. Dabei zeigt Pfeil P1 die Bewegung der Hebelfederzungen. Die auf die Hebelfeder 13 ausgeübte Druckkraft FK2 weist in die gleiche Richtung wie Pfeil 1. Pfeil 2 zeigt die Rotation der Hebelfeder 13 um deren Auflagerungspunkt. Das durch die Betätigungseinrichtung aufgebrachte Moment weist in die gleiche Richtung wie Pfeil 2. Pfeil 3 zeigt die Verlagerung der Druckplatte 25 der Teilkupplung K2 zum Schließen der „normaily open" Teilkupplung K2.
In Fig. 4 sind die Betätigungskraftverhältnisse und die hieraus resultierende Auswirkung auf die Kurbelwellenaxialkraft gezeigt, wobei die Betätigungskräfte FKi, FK2 sowie die resultierende Betätigungskraft F«i + FK2 dargestellt sind. Bei dem In Fig. 4 gezeigten Verlauf der Betätigungskräfte bei der Überschneidungsschaltung sind Teilkupplung K1 zunächst offen und Teilkupplung K2 zunächst geschlossen, wobei die Betätigungskräfte der Teilkupplungen K1 und K2 einander entgegen gerichtet sind. Die Ge- samtbetätigungskraft ist daher nahezu Null. Anschließend wird eine Überschneidungsschaltung durchgeführt, um die Teilkupplung K1 zu schließen und die Teilkupplung K2 zu öffnen. Entsprechend nimmt die Betätigungskraft der Teilkupplung K1 zu und die Betätigungskraft der Teilkupplung K2 ab. Die Gesamtbetätigungskraft bleibt daher im Wesentlichen gleich Null. Im Endzustand ist die Teilkupplung K1 geschlossen und die Teilkupplung K2 offen.
Um die Teilkupplung K1 zu öffnen, muss bei dieser Anordnung an der Tellerfeder gezogen werden. Um die Teilkupplung K2 gleichzeitig zu schließen, muss die Hebelfeder gedrückt werden. Die Betätigungskräfte sind also gegensinnig und die Summe den beiden ist nahe zu null. Damit ergibt sich auch keine axiale Kraftwirkung auf die Kurbelwelle.
Entsprechend kann das in Fig. 1 gezeigte erste Ausführungsbeispiel der Doppelkupplungsanordnung die Aufgabe der vorliegenden Erfindung lösen, die Axialkraft, z. B. auf die Kurbelwelle gering zu halten, da die Summe beider Betätigungskräfte einmal gedrückt und gleichzeitig einmal gezogen nahezu Null ist.
Fig. 5 zeigt ein zweites Ausführungsbeispiel einer Doppelkupplungsanordnung mit einem Ausgleich der Betätigungskräfte (vergleichbar dem Ausführungsbeispiel nach Fig. 1), wobei gleiche Teil der Doppelkupplungsanordnung mit gleichen Bezugszeichen versehen sind, und wobei dieses Ausführungsbeispiel im Hinblick auf eine bestimmte Ausbildung eines Doppelkupplungsgetriebes optimiert ist. In Fig. 5 ist zudem der der in Fig. 1 gezeigte schematisch skizzierte Aufbau der Betätigungseinrichtung 3 präzisiert.
So zeigt Fig. 5 ein zentrales Führungsrohr 32, welches über einen Flansch 30 an einem Getriebegehäuse mittelbar oder unmittelbar befestigt ist. Über Führungsrohr 32 und Flansch 30 ist die vorliegende Betätigungseinrichtung 3 also getriebeseitig abgestützt. Flansch und Führungsrohr sind vorliegend ineinander gesteckt. Zur Verbindung kann abhängig vom jeweiligen Anwendungsfall eine (Press-)Passung, oder eine formschlüssige Verbindung oder eine stoffschlüssige Verbindung vorgesehen sein. Alternativ zu einem zentralen Führungsrohr kann auch ein radial außenliegendes Rohr oder ein zwischen den Zylindereinheiten liegendes Rohr verwendet werden. Der Begriff „Rohr" ist so zu verstehen, dass sowohl kreis(ring)förmige als auch andere rotationssymmetrische oder nicht-rotationssymmetrische Querschnitte umfasst sind. Gerade nicht-rotationssymmetrische Querschnitte bieten die Möglichkeit einer Verdrehsicherung der Kolben innerhalb der Zylinder.
Flansch 30 und zentrales Führungsrohr 32 weisen radial innen eine Öffnung auf, durch welche die koaxial und ineinander geschachtelt angeordneten Getriebeeingangswellen hindurchgeführt sind. In Fig. 5 sind die Getriebeeingangswellen nicht im Einzelnen gezeigt.
Am zentralen Führungsrohr 32 ist eine Rückwand 31 der Betätigungseinrichtung 3 abgestützt. Dabei weist das zentrale Führungsrohr einen Schulterbereich auf, auf dem die Rückwand aufliegt. Zur Verbindung kann abhängig vom jeweiligen Anwendungsfall eine (Press-)Passung, oder eine formschlüssige Verbindung oder eine stoffschlüssige Verbindung vorgesehen sein. Insbesondere wenn Flansch und Führungsrohr bereits miteinander fest verbunden sind, so könnte auf eine feste Verbindung zwischen Rückwand und Führungsrohr auch verzichtet werden.
Die Rückwand 31 ist gemäß dem vorliegenden Ausführungsbeispiel nach Fig. 5 fest mit dem Führungsrohr 32 verbunden und über Schraubenverbindungen am Flansch 30 angeschraubt, d.h. die Rückwand verbindet Führungsrohr und Flansch. Führungsrohr und Rückwand könnten auch zu einem Bauteil integriert werden, welches beispielsweise in einem Tiefziehvorgang hergestellt werden könnte. Zwischen Führungsrohr/Rückwand (unabhängig ob als separate Bauteile oder als integrales Bauteil) einerseits und Flansch 30 können auch andere Verbindungsmöglichkeiten als Verschraubungen, beispielsweise vernieten, verwendet werden.
An der Rückwand 31 sind das Zylindergehäuse 4 der äußeren Zylindereinheit und das Zylindergehäuse 21 der inneren Zylindereinheit befestigt, wobei die Zylindergehäuse 4, 21 ineinander geschachtelt und koaxial zur Achse 2 angeordnet sind, so dass sich eine innere Zylindereinheit mit dem Zylindergehäuse 21 und eine äußere Zylindereinheit mit dem Zylindergehäuse 4 ergibt.
Vorliegend sind wiederum Schraubverbindungen zwischen Rückwand und Zylindergehäusen vorgesehen, wobei wie oben dargelegt, auch andere Arten der Verbindung möglich sind, beispielsweise Verkleben oder Vernieten oder Verschweißen oder Verlöten. Auf dem zentralen Führungsrohr 32 ist der Kolben 22 der inneren Zylindereinheit über vorzugsweise zwei Abstützstellen 34 längs bewegbar abgestützt. Auch eine andere Anzahl an Abstützstellen ist möglich.
Der Kolben 22 in dessen zentraler Öffnung 22A weist eine radiale Nut auf, in der ein Dichtring 35 aufgenommen ist. Dieser Dichtring 35 ist zur Abdichtung des Spaltes zwischen dem Kolben 22 der inneren Zylindereinheit und dem Führungsrohr 32 gedacht. Der Kolben umfasst weiterhin eine in Axialrichtung verlaufende Ausnehmung 22B, in der eine Vorlastfeder 36 aufgenommen ist. Diese Vorlastfeder 36 stützt sich in der Ausnehmung 22B und an der Rückwand 31 ab, so dass der Kolben 22 in Richtung auf das Betätigungslager 24 vorbeiastet wird. Über diese Vorbelastung wird das Betätigungslager 24 gegen die Tellerfeder der Kupplung K2 gedrückt. Außerdem sind die Enden der Vorlastfeder derart angeordnet, dass auf einfache Weise eine Verdrehsicherung gebildet ist. Die Druckkammer D der inneren Zylindereinheit ist zwischen dem Betätigungskolben 22, dem Zylindergehäuse 21, der Rückwand 31 und dem Führungsrohr 32 gebildet. Eine Druckmediumzufuhr erfolgt bevorzugt über die Rückwand 31.
Das Zylindergehäuse der inneren Zylindereinheit umfasst einen in Axialrichtung ausgerichteten zylindrischen Bereich. Auf der äußeren Mantelfläche dieses zylindrischen Bereiches ist eine Führung 40 angeordnet. An dieser, vorliegend ballig ausgeführten, Führung 40 ist der Bewegungskolben 5 der äußeren Zylindereinheit abgestützt. Damit ergibt sich eine gewisse Verkippbarkeit des Kolbens der äußeren Zylindereinheit. Auch eine andere Anzahl an Abstützstellen ist möglich.
Der Betätigungskolben 5 der äußeren Zylindereinheit ist dabei mit dem Betätigungslager 16 verbunden, indem das Betätigungslager 16 über das Federelement 41 mit dessen äußerem Laufring gegen den Betätigungskolben 5 vorbelastet ist.
Der Betätigungskolben 5 der äußeren Zylindereinheit bildet mit dem Zylindergehäuse 4 der äußeren Zylindereinheit (d.h. ohne die Rückwand 31) eine Druckkammer E für die äußere Zylindereinheit. Diese Druckkammer E ist über die Dichtringe 41 und 43 abgedichtet. Der Druck- mediumzufluss erfolgt über die Verbindungsstelle 44, welche unmittelbar am Zylindergehäuse 4 ansetzt.
In der Druckkammer E der äußeren Zylindereinheit ist eine Vorlastfeder 45 aufgenommen. Über diese zwischen Zylindergehäuse 4 und Bewegungskolben 5 der äußeren Zylindereinheit angeordnete Vorlastfeder 45 wird das Betätigungslager 16 in axialer Richtung auf das Getriebe hin vorbelastet, so dass das Betätigungslager 16 in Anlage mit der Tellerfeder der Teilkupplung K1 gedrückt wird.
Im motorseitigen Stirnbereich des Zylindergehäuses 4 der äußeren Zylindereinheit ist eine weitere Abstützstelle angeordnet, an der der Betätigungskolben 5 der äußeren Zylindereinheit zusätzlich zur ersten balligen Abstützstelle abgestützt ist.
Wie dargelegt, sind die Kolben 5 und 22 axial verlagerbar angeordnet. Ein maximaler Bewegungsweg des Bewegungskolbens 22 der inneren Zylindereinheit ist über den Anschlag 47 begrenzt. Ein maximaler Bewegungsweg des Bewegungskolbens 5 der äußeren Zylindereinheit ist über den Anschlag 46 begrenzt.
Bei der Doppelkupplungsanordnung nach Fig. 5 ist die antriebsseitige Teilkupplung K1 im Grundzustand offen ("normally open") und wird bei Betätigung zugezogen. Die getriebeseitige Teilkupplung K2 ist im Grundzustand geschlossen und wird durch die Betätigungseinrichtung aufgedrückt. Das Tellerfedermoment ist in Fig. 5 mit dem Pfeil P1 um den Auflagerungspunkt C der Tellerfeder herum dargestellt. Die aufgrund dieses Momentes erzeugte Kraft ist durch den Pfeil 2 dargestellt. Die durch die Tellerfeder erzeugte Kraft entspricht der Anpresskraft der im Grundzustand geschlossenen getriebeseitigen Teilkupplung K2 (abzüglich der durch die zwischen Zentralplatte 10 und Druckplatte 25 angeordneten Blattfederpakete erzeugten Kraft).
Dabei zeigt Fig. 5 den Neuzustand der Kupplung. Dies ergibt sich aus der Stellung der Betätigungskolben 22 der inneren Zylindereinheit und des Betätigungskolbens 5 der äußeren Zylindereinheit. Dabei ist der Betätigungskolben 22 der inneren Zylindereinheit ungefähr in der Mitte des maximalen axialen Verlagerungsweges dieses Kolbens gezeigt. Durch Aufbringen einer Druckkraft über die Druckkammer D kann der Kolben in Fig. 5 weiter nach links verschoben werden. Hierdurch wird die Druckkraft auf die Tellerfeder 13 ausgeübt mittels deren die getriebeseitige Teilkupplung K2 aufgedrückt wird entgegen dem in Fig. 5 gezeigten Tellerfedermoment P1. Entsprechend wird die Anpresskraft P2 der Teilkupplung K2 verringert. Ist die Anpresskraft P2 der Teilkupplung K2 geringer als die Kraft der Blattfederpakte zwischen Zentralplatte und Druckplatte 25 sowie die elastischen Kräfte im Kupplungsscheibenbelag, so ist das über die Teilkupplung K2 übertragbare Moment auf Null reduziert. Wie ausgeführt, ist der Betätigungskolben 22 in einer Mittelstellung gezeigt, so dass auch ein Betätigungsweg nach rechts in Fig. 5 vorgesehen ist, der als Verschleißnachstellungsreserve vorgehalten wird, wie nachfolgend noch ausgeführt.
Der Betätigungskolben 5 ist in seiner vorderen Endlage dargestellt, die sich aus dem Kräftegleichgewicht zwischen Vorlastfeder 45 und Blattfederpakte zwischen Zwischenpiatte 10 und Druckplatte 12 oder über den Anschlag 46 ergibt.
Bei Betätigung der äußeren Zylindereinheit wird der Druck in der Betätigungskammer E erhöht, wodurch der Betätigungskolben 5 nach rechts in Fig. 5 verlagert, eine Zugkraft auf die Hebelfeder 14 ausgeübt und aufgrund der Auflagerpunkte A und B der Zuganker 15 nach rechts und damit auch die Druckplatte 12 nach rechts in Fig. 5 verlagert wird, die Teilkupplung K1 also zugezogen wird. Auch bei der äußeren Zylindereinheit ist eine Verschleißreserve vorgesehen, welche allerdings wie auch der Betätigungsweg, rechts vom Betätigungskolben 5 in Fig. 5 vorgesehen ist.
Die Verhältnisse bei Betätigung der Doppelkupplungsanordnung nach Fig. 5 sind in Fig. 6 gezeigt. Dabei zeigt der Pfeil P1 die von der Betätigungseinrichtung erzeugte Druckkraft, Pfeil P2 das um den Auflagerungspunkt C gezeugte Moment, Pfeil P3 die am äußeren Ende der Tellerfeder erzeugte Verlagerung aufgrund deren die Druckplatte der Teilkupplung K2 abhebt und die entsprechende Kupplungsscheibe der Teilkupplung K2 freigibt. Pfeil P4 zeigt die an der Hebelfeder erzeugte Zugkraft, Pfeil P5 zeigt die am Auflagerpunkt A des Zugankers in Verbindung mit dem Auflagerungspunkt B am Kupplungsdeckel der Teilkupplung K2 erzeugte Verlagerung des Zugankers, Pfeil P6 die aus der Verlagerung des Zugankers resultierende Verlagerung der Schraubenverbindung zwischen Zuganker und Druckplatte der Teilkupplung K2 und Pfeil P7 die hieraus resultierende Verlagerung bzw. die aus der Verlagerung resultierende Kraft an der Teilkupplung K1.
Entsprechend ist der Betätigungskolben 5 in Fig. 6 nach rechts und der Betätigungskolben 22 in Fig. 6 nach links im Vergleich zur Darstellung nach Fig. 5 verlagert. Damit zeigt Fig. 6 die Kupplung im Neuzustand mit geschlossener Teilkupplung K1 und offener Teilkupplung K2.
Fig. 7 zeigt zwar die Doppelkupplungsanordnung nach den Figuren 5 und 6, allerdings nicht im Neuzustand sondern im Verschleißzustand, und zwar mit offener Teilkupplung K1 und geschlossener Teilkupplung K2 (d.h. im Zustand ohne Aufbringen einer Betätigungskraft durch die Betätigungseinrichtung 3). Vorliegend ist in Fig. 7 der Betätigungskolben 22 am Ende des maximalen Verschleißweges dargestellt, was sich aus einem Vergleich zur Darstellung nach Fig. 5 ergibt, da der Bewegungskolben 22 in seiner Endlage in Richtung Getriebe angekommen ist. Auch der Betätigungskolben 5 hat sich ausgehend von seiner Anfangslage in Fig. 5 weiter nach rechts in Fig. 7 bewegt aufgrund des Verschleißes.
Aufgrund der in Fig. 7 gezeigten Verschleißzustände ist ersichtlich, daß Verschleißreservewege als Teil der maximal möglichen Verlangerungswege der Betätigungskolben vorhanden sind. Entsprechend ist die Betätigungseinrichtung in der Lage, den Verschleiß zu kompensieren, ohne dass eine separate mechanische Verschleißnachstellungsvorrichtung vorgesehen werden müsste. Diese Art der Kompensation von Verschleiß ist sowohl für das Doppelkupplungskonzept nach Fig. 5 als auch für das Doppelkupplungskonzept nach Fig. 1 und auch für andere Doppelkupplungskonzepte verwendbar. Daher ist dieses Konzept nicht auf die in der vorliegenden Anmeldung gezeigten Doppelkupplungsanordnungen beschränkt, wenn auch in Verbindung mit diesen besonders vorteilhaft verwendbar.
Auch in Fig. 8 ist die Doppelkupplung im Verschleißzustand gezeigt, wobei die Teilkupplung K1 geschlossen und die Teilkupplung K2 offen ist (d.h. im betätigten Zustand des zweiten Ausführungsbeispieles). Entsprechend addiert sich zum Verschleiß bei der äußeren Zylindereinheit noch der notwendige Betätigungsweg, weshalb der Bewegungskolben 5 im Vergleich zu Fig. 7 noch weiter nach rechts verschoben ist. Im Betätigungszustand kann bei vollem Ausschöpfen der Verschleißreserve der Bewegungskolben 5 also seine rechte Endlage erreichen.
In Fig. 8 zeigt Pfeil P1 wiederum die Verlagerung der Tellerfeder aufgrund der durch die Betätigungseinrichtung ausgeübten Druckkraft , Pfeil P2 das Moment um das Auflagerungspunkt C sowie Pfeil P3 die Verlagerung der Druckplatte. Pfeil P4 verdeutlicht die Verlagerung der Hebelfederzungen aufgrund der Zugkraft FKi auf die Hebelfeder 14. Pfeil P5 zeigt die Verlagerung des Zugankers 15, Pfeil P6 die Verlagerung der Schraubenverbindungen zwischen Zuganker und Druckplatte 12 der Teilkupplung und Pfeil P7 die Verlagerung der Druckplatte 12 und die sich hieraus ergebende Anpresskraft zum Schließen der Teilkupplung K1.
Die Ausbildung der Doppelkupplung nach den Figuren 5 bis 8 ist insbesondere für Doppelkupplungsgetriebe vorgesehen, bei denen die am meisten genutzte Übersetzungsstufe in demjenigen Teilgetriebe ist, das mit der im Grundzustand geschlossenen Teilkupplung K2 verbunden ist. Ist der am meisten genutzte Gang mit der im Grundzustand geschlossenen Teilkupplung K2 verbunden, so muss während des Betriebes auf der am meisten benutzten Übersetzungsstufe keine Betätigungskraft durch die Betätigungseinrichtung aufgebracht werden, wodurch die Energieeffizienz der Doppelkupplungsanordnung/des Doppelkupplungsgetriebes steigt.
Üblicherweise ist der am meisten genutzte Gang eines Fahrzeuges der höchste Gang, dies gilt gerade bei Lastkraftwagen. Daher kann das Fahrzeug (der Lastkraftwagen) im höchsten Gang bewegt werden, ohne eine Betätigungskraft über die Betätigungseinrichtung der Doppelkupplung aufzubringen.
Angewendet auf die Doppelkupplung nach Fig. 1 bedeutet dies, dass eine Doppelkupplungsanordnung nach Fig. 1 energetisch besonders günstig verwendet werden kann, wenn die im Grundzustand geschlossene Teilkupplung K1 mit demjenigen Teilgetriebe verbunden ist, welches den am meisten genutzten Gang bzw. gerade für LKWs den höchsten Gang aufweist.
Die Effizienzsteigerung ergibt sich daher beim Doppelkupplungsaufbau nach Fig. 1 und beim Doppelkupplungsaufbau nach Fig. 5 abhängig davon, in welchem Teilgetriebe des Doppelkupplungsgetriebes die am meisten genutzte Übersetzungsstufe angeordnet ist.
Aus der vorstehenden Beschreibung zum zweiten Ausführungsbeispiel ergibt sich, dass die beiden Betätigungskräfte einer Doppelkupplung, einmal der aufgedrückten "normally closed" Kupplung K2 und einmal der "normally open" Kupplung K1 sich ausgleichen, mithin die Summe der beiden Betätigungskräfte nahezu Null ist, so dass keine Überdimensionierung des Kurbelwellenlagers oder Getriebelagers erforderlich ist. Die Ausführungsbeispiele zeigen weiterhin, dass die Kupplung K2 "normally closed" ist, damit beim üblichen Aufbau eines Doppelkupplungsgetriebes der höchste Gang (der, mit der höchsten Verwendung) keine Energieversorgung im Zylinder während des Betriebes benötigt (Energieeinsparung). Gleichzeitig zeigt die vorstehende Beschreibung einen Doppel-CPCA, der ziehen und drücken kann. Dies gilt gleichermaßen auch für das Ausführungsbeispiel nach Fig. 1, wobei dann die Teilkupplung K1 mit dem höchsten Gang (dem mit der höchsten Verwendung) verbunden ist. Bezuqszeichenliste
1 Doppelkupplung
2 Achse
3 Betätigungseinrichtung
4 Zylindergehäuse/einheit
5 Bewegungskolben
8 Distanzstück
9 Schrauben
10 Zwischenplatte
11 Schwungscheibe
12 Druckplatte
13 Hebelfeder
14 Tellerfeder
15 Kupplungsdeckel (Zuganker)
16 Betätigungslager
21 Zylindergehäuse
22 Kolben
22A Öffnung
22B Ausnehmung
24 Betätigungslager
25 Druckplatte
30 Flansch
31 Rückwand
32 Führungsrohr
33 Bereich
34 Abstützwellen
40 Führung
41 Federelement
41 Dichtring
43 Dichtring
Fκi Kraft
F|<2 Druckkraft
I Schraubenverbindung
II Schraubenverbindung

Claims

Patentansprüche
1. Doppelkupplung mit einer ersten Teilkupplung (K1 ), über die eine Antriebswelle eines Antriebs mit einer ersten Getriebeeingangswelle eines Getriebes verbindbar ist und mit einer zweiten Teilkupplung (K2), über die die Antriebswelle des Antriebs mit einer zweiten Getriebeeingangswelle des Getriebes verbindbar ist und mit einer Betätigungseinrichtung, dadurch gekennzeichnet, dass die erste Teilkupplung (K1) in deren unbetätigtem Zustand offen ist und zum Schließen dieser ersten Teilkupplung (K1) eine Zugkraft aufgebracht wird, und dass die zweite Teilkupplung (K2) in deren unbetätigtem Zustand geschlossen ist und zum Öffnen dieser zweiten Teilkupplung (K2) eine Druckkraft aufgebracht wird, so dass die Betätigungskraft der ersten Teilkupplung (K1 ) entgegen der Betätigungskraft der zweiten Teilkupplung (K2) wirkt.
2. Doppelkupplung nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Betätigungseinrichtung eine erste pneumatisch oder hydraulisch betätigbare Zylindereinheit mit Zylindergehäuse und Kolben zum Ziehen eines Betätigungslagers der einen Teilkupplung (K1 ) aufweist, und dass die Betätigungseinrichtung eine zweite pneumatisch oder hydraulisch betätigbare Zylindereinheit mit Zylindergehäuse und Kolben zum Drücken eines Betätigungslagers der anderen Teilkupplung (K2) aufweist.
3. Doppelkupplung nach Anspruch 1 oder 2, gekennzeichnet durch eine Schwungscheibe mit oder ohne Schwingungsdämpfung, die mit einer Antriebswelle eines Antriebs fest verbunden ist, wobei die Doppelkupplung eine Zentralplatte als Gegendruckplatte für die Druckplatten der Teilkupplungen (K1 und K2) aufweist, wobei die Zentralplatte an der Schwungscheibe fixiert ist, und wobei die Doppelkupplung ausschließlich über die Befestigung der Schwungscheibe an der Antriebswelle gelagert ist.
4. Doppelkupplung nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Druckplatten beider Teilkupplungen über Blattfedern, insbesondere in Verbin- dung mit Nietverbindungen, direkt an der Zentralplatte oder am Gehäuse fixiert sind.
5. Doppelkupplung nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass der Kupplungsdeckel der Teilkupplung K2 an der Zentralplatte fixiert ist.
6. Doppelkupplung nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass die eine Zugkraft erzeugende erste Zylindereinheit über ein erstes Betätigungslager mit der zugezogenen und im Normalzustand offenen Teilkupplung (K1 ), und die eine Druckkraft erzeugende zweite Zylindereinheit über das andere Betätigungslager mit der aufgedrückten und im Normalzustand geschlossenen Teilkupplung (K2) zusammenwirken.
7. Doppelkupplung nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass die beiden Zylindereinheiten ineinandergeschachtelt und insbesondere auch symmetrisch zu einer Achse der Getriebeeingangswellen bzw. der Kurbelwelle angeordnet sind, so dass diese bezogen auf die Achse eine innere Zylindereinheit und eine äußere Zylindereinheit bilden, wobei die äußere Zylindereinheit als eine Zugkraft erzeugende erste Zylindereinheit und die innere Zylindereinheit als eine Druckkraft erzeugende zweite Zylindereinheit ausgebildet sind.
8. Doppelkupplung nach Anspruch 6 oder 7, gekennzeichnet durch ein zentrales und getriebeseitig abgestütztes Führungsrohr, wobei der Kolben der inneren Zylindereinheit auf dem zentralen Führungsrohr bewegbar abgestützt ist, und wobei ein Kolben der äußeren Zylindereinheit auf dem Zylindergehäuse der inneren Zylindereinheit bewegbar abgestützt ist.
9. Doppelkupplung nach einem der Ansprüche 6 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass das Zylindergehäuse der inneren Zylindereinheit und/oder das Zylindergehäuse der äußeren Zylindereinheit an einer Rückwand der Betätigungseinrichtung befestigt sind, welche am zentralen Führungsrohr abgestützt ist.
10. Doppelkupplung nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen Rückwand und Kolben der inneren Zylindereinheit eine Vorlastfeder für die innere Zylindereinheit angeordnet ist, mit der der Kolben in Richtung eines Betätigungslagers einer der Teilkupplungen (K2) gedrückt wird, wobei eine Druckkammer der inneren Zylindereinheit durch Kolben und Zylindergehäuse der inneren Zylindereinheit und Rückwand gebildet ist.
11. Doppelkupplung nach einem der Ansprüche 9 oder 10, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen Zylindergehäuse und Kolben der äußeren Zylindereinheit eine Vor- lastfeder für die äußere Zylindereinheit angeordnet ist, wobei eine Druckkammer der äußeren Zylindereinheit ausschließlich durch Zylindergehäuse und Kolben der äußeren Zylindereinheit gebildet ist.
12. Doppelkupplungsgetriebe mit einer ersten und einer zweiten Getriebeeingangswelle, wobei eine erste Gruppe von Übersetzungsstufen der ersten Getriebeeingangswelle und eine zweite Gruppe von Übersetzungsstufen der zweiten Getriebeeingangswelle zugeordnet sind, und wobei die Getriebeeingangswellen über eine Doppelkupplung nach einem der Ansprüche 1 bis 11 mit einer Antriebswelle eines Antriebes verbindbar sind, indem die erste Getriebeeingangswelle über die erste Teilkupplung (K1) und die zweite Getriebeeingangswelle über die zweite Teilkupplung (K2) mit der Antriebswelle verbindbar sind, und wobei diejenige Übersetzungsstufe, die im Betrieb des Doppelkupplungsgetriebes am meisten genutzt wird, der zweiten Getriebeeingangswelle und der zweiten Teilkupplung (K2) zugeordnet ist.
13. Doppelkupplungsgetriebe nach Anspruch 12, wobei die größte Übersetzungsstufe, als der im Betrieb des Doppelkupplungsgetriebes am meisten genutzten Getriebestufe, der zweiten Getriebeeingangswelle und der zweiten Teilkupplung (K2) zugeordnet ist.
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