WO2020015927A1 - Doppelkupplungsgetriebe - Google Patents

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WO2020015927A1
WO2020015927A1 PCT/EP2019/065227 EP2019065227W WO2020015927A1 WO 2020015927 A1 WO2020015927 A1 WO 2020015927A1 EP 2019065227 W EP2019065227 W EP 2019065227W WO 2020015927 A1 WO2020015927 A1 WO 2020015927A1
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WO
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gear
transmission
clutch
input shaft
shaft
Prior art date
Application number
PCT/EP2019/065227
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French (fr)
Inventor
Mark Schweiher
Original Assignee
Magna Pt B.V. & Co. Kg
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Publication date
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    • F16H2200/003—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of forward speeds
    • F16H2200/0056—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of forward speeds the gear ratios comprising seven forward speeds

Definitions

  • the present invention relates to a double clutch transmission with a double clutch arrangement which has a first friction clutch and a second friction clutch, the first friction clutch and the second friction clutch having a common input element which can be connected to a drive shaft, the first friction clutch being a first Has output member and wherein the second friction clutch has a second output member, with a transmission arrangement that has a first transmission input shaft and a second transmission input shaft and a transmission output shaft, wherein the first and the second transmission input shaft are each connected to the transmission output shaft via at least one gear set , and with a bridge coupling, by means of which the first transmission input shaft and the second transmission input shaft can be connected to one another, the first transmission input shaft being rigidly assigned to the first output member, and the second transmission input gswelle is assigned to the second output member.
  • Such a double clutch transmission is known, for example, from document DE 10 2013 104 468 A1.
  • Classic double clutch transmissions have, in addition to the double clutch arrangement, a transmission arrangement which contains two partial transmissions. One sub-transmission is usually assigned to the odd gear stages. The other sub-transmission is usually assigned to the even gear stages. With such a dual clutch transmission, gear changes can be carried out by overlapping actuation of the two clutches without interrupting the tractive force.
  • Such transmissions are predominantly installed in motor vehicle drive trains, in particular for passenger cars, but also for commercial vehicles.
  • gearboxes have to meet a wide variety of requirements.
  • the number of gear stages should be as high as possible in order to ultimately achieve the highest possible spread, which can benefit driving comfort but also fuel consumption.
  • drive tight space constraints both in terms of axial length and radial size.
  • transmissions In motor vehicle transmissions, such transmissions are generally known which are designed in a longitudinal construction.
  • the gearbox with the shafts is installed parallel to a longitudinal direction of the vehicle.
  • a front end of the transmission is connected to the double clutch arrangement, which in turn is connected to a drive unit such as an internal combustion engine.
  • the other axial end of the transmission arrangement is then usually connected to a rear axle differential via a cardan shaft.
  • Such transmissions in longitudinal construction are generally designed in a so-called two-shaft construction, a transmission input shaft often being arranged coaxially with a transmission output shaft and a single countershaft being provided which is connected to the input shaft or the output shaft via gear sets. Since such gearboxes with a longitudinal design are often to be accommodated in the area of a cardan tunnel, the longitudinal dimension is not as critical as the radial dimension.
  • Such a transmission is known from document DE 10 2013 104 468 A1, which is designed in a three-shaft construction, that is to say with a transmission input shaft arrangement and two output shafts arranged parallel to it and offset in each case via output gearwheels with a differential in Stand by.
  • the axial length can be significantly reduced for a certain number of forward gear steps.
  • so-called double uses can be realized, in which a fixed gear connected to a transmission input shaft engages both with an idler gear on one output shaft and with an idler gear on the other output shaft.
  • the dual clutch transmission which from document DE
  • this bridge clutch is arranged on one of the output shafts and is designed to connect the two transmission input shafts of the transmission input shaft arrangement to one another via two gear sets, one of which is assigned to the first partial transmission and the other to the other partial transmission.
  • a bridge coupling of this type makes it possible to set up so-called winding gear stages, which generally use wheel sets from both sub-transmissions.
  • both the bridge clutch is generally switched in such transmissions and at least one further clutch is actuated, so that generally two shifting clutches have to be actuated to set up a winding gear stage.
  • direct gear stages can also be set up in such a transmission, in which only a partial transmission is used, the bridge clutch is open and consequently only one clutch in the transmission is closed.
  • the number of gears can also be increased compared to conventional double clutch transmissions on the one hand by means of such a bridge coupling and the possibility of establishing winding gear stages.
  • the spread can also be improved.
  • a further three-shaft double clutch transmission is known from document DE 10 2013 106 896 A1, in which an output shaft can be coupled to a second countershaft via a coupling device, such that at least one winding gear stage can be set up when the coupling device is open.
  • Document EP 2 791 548 B1 discloses a double clutch transmission with a power shiftable range group, as can be used in particular for commercial vehicles.
  • a method for controlling a hybrid drive train is known from document DE 10 2015 200 067 A1, the output members of two friction clutches and an electrical machine being coupled via a planetary gear set.
  • Document EP 2 742 258 B1 discloses a two-shaft double clutch transmission for longitudinal installation, wherein a central transmission shaft of a first sub-transmission can be connected directly to an output shaft by means of a switching device.
  • a double clutch transmission is known from document EP 0 933 558 B1, in which a transmission input shaft can be connected in a rotationally fixed manner to a transmission output shaft via a clutch, the same transmission input shaft being connected to a countershaft via a constant gear set, via which all Further gear stages of the transmission can be set up, except for the forward gear stage 2.
  • the forward gear stage 2 is the only gear stage connected to the transmission output shaft via the other transmission input shaft and a secondary shaft arrangement.
  • document WO 2017/203050 A1 discloses a clutch system in which a friction clutch has an input member and an output member which is connected to a first transmission input shaft.
  • the friction clutch has an outer disk carrier which is fixedly connected to a ring gear of a planetary gear set.
  • a planet carrier of the planetary gear set is connected to a second transmission input shaft.
  • a sun gear of the planetary gear set can be coupled to a braking device arranged outside the clutch system.
  • a double clutch transmission with a double clutch arrangement which has a first friction clutch and a second friction clutch, the first friction clutch and the second friction clutch having a common input element which can be connected to a drive shaft, the first friction clutch being a has a first output member and wherein the second friction clutch has a second output member with a transmission arrangement which has a first transmission input shaft and a second transmission input shaft and a transmission output shaft, the first and the second transmission input shaft each being connected to the transmission output shaft via at least one gear set and with a bridge coupling, by means of which the first transmission input shaft and the second transmission input shaft can be connected to one another, the first transmission input shaft being gear shaft is rigidly connected to the first output member, and wherein the second transmission input shaft is connected to the second output member via a speed change device, so that the second transmission input shaft rotates at a different speed than the second output member.
  • At least one wheel set of the transmission arrangement can represent two different gear stages, depending on whether the first or the second friction clutch is closed and / or depending on whether the bridge clutch is closed or not.
  • this construction makes it possible to implement the transmission arrangement with a single transmission output shaft, so that the transmission arrangement can generally be implemented as a two-shaft transmission. As a result, there is also a cost saving in terms of the number of shafts and bearings. This can also reduce friction losses.
  • the double clutch transmission is no longer subject to the strict distinction according to which the even gear stages are assigned to a sub-transmission or a transmission input shaft, and the odd gear stages to the other sub-transmission or the other transmission input shaft. Rather, a transmission input shaft can be assigned both even and odd gear stages.
  • the transmission input shafts are preferably arranged concentrically to one another, the second transmission input shaft preferably being designed as a hollow shaft around the first transmission input shaft.
  • both the first and the second transmission input shaft are each connected to the transmission output shaft via at least two switchable gear sets.
  • the bridge coupling is preferably arranged coaxially to the transmission input shafts and is in particular arranged at an axial end of the second transmission input shaft in order to be able to connect the transmission input shafts to one another in a structurally simple manner.
  • a bridge coupling that can connect a first transmission input shaft and a second transmission input shaft to one another can also be understood to mean a bridge coupling that is mounted on the transmission output shaft and is connected to the transmission input shafts via gear sets, similarly as disclosed in the prior art described at the beginning is.
  • the first transmission input shaft is rigidly connected to the first output member and is preferably aligned coaxially therewith.
  • the second transmission input shaft is preferably also arranged coaxially with the second output member.
  • the speed change device preferably leads to the speed of the second transmission input shaft generally being lower than that of the second output element.
  • the speed change device causes the two transmission input shafts to rotate at different speeds.
  • the second transmission input shaft is preferably also arranged coaxially with the first output member.
  • the first and the second friction clutch are preferably implemented as wet-running multi-plate clutches, but could also be designed as dry-running friction clutches.
  • the dual clutch transmission can set up a plurality of forward gear stages, in particular five, six, seven, eight, nine or more forward gear stages. Furthermore, the dual clutch transmission can preferably enable two reverse gear stages.
  • the double clutch arrangement can be a standard double clutch arrangement, as is also used in classic double clutch transmissions. As a result, the dual clutch arrangement can be provided inexpensively.
  • the wheel sets of the gear arrangement can be switched via actuators, preferably via electromechanical actuators. It is particularly preferred if the wheel sets are shifted by means of a shift drum arrangement, as is also common in classic double clutch transmissions.
  • the double clutch transmission is designed in particular for installation in the transverse direction in a vehicle, since, despite the two-shaft layout, it can be axially very compact.
  • the spread of the double clutch transmission is preferably greater than 6, in particular greater than 7.
  • the speed change device has an auxiliary shaft which is connected to the second output member via a first auxiliary gear set and which is connected to the second transmission input shaft via a second auxiliary gear set.
  • the speed change device can be implemented as a kind of secondary gear, wherein a transmission ratio between the input of the speed change device and the output of the speed change device can be in a range from 1.1: 1 to 1.7: 1.
  • At least one of the secondary wheel sets can be designed as a switchable wheel set.
  • the first auxiliary gear set and / or the second auxiliary gear set is designed as a constant gear set. This establishes a fixed speed ratio between the second output member and the second transmission input shaft, which is unchangeable. The outlay on modules to be switched can thereby be reduced.
  • the first auxiliary gear set and / or the second auxiliary gear set has a gearwheel mounted on the auxiliary shaft, which meshes with a gearwheel which is mounted on the transmission output shaft.
  • auxiliary shaft can e.g. can be used as a speed reversal shaft.
  • the gearwheel mounted on the auxiliary shaft serves as a reverse gear idler.
  • the configuration of the speed change device by means of a secondary shaft on which two secondary wheel sets are mounted preferably does not lead to a large increase in installation space in the radial direction.
  • the gearwheel mounted on the auxiliary shaft is a fixed gear
  • the gearwheel mounted on the transmission output shaft being a switchable idler gear which is assigned to a gear stage, in particular the reverse gear stage.
  • the speed change device has a planetary gear set that includes three links, a first link of which is connected to the second output link, a second link of which is connected to the second transmission input shaft, and a third link of which on a link is set.
  • the planetary gear set is also used to set up a fixed speed ratio between the second transmission input shaft and the second output member. It is preferred here if the second output member is connected to the sun gear of the planetary gear set and / or if the second transmission input shaft is connected to a planet carrier of the planetary gear set. It is further preferred if a ring gear of the planetary gear set is fixed to the housing.
  • the speed change device can be positioned anywhere in the gear arrangement. However, it is preferred if the speed change device is arranged in the axial direction between the double clutch arrangement and a wheel set of the transmission arrangement.
  • the speed change device is preferably axially adjacent or axially at least partially overlapping with an output and / or with a differential of a drive train.
  • a parking lock gear for immobilizing the double clutch gear is fixed to the gear input shaft, which is preferably arranged axially between an output gear and a gear set.
  • the output gear is preferably in engagement with a differential drive wheel of a differential of the motor vehicle drive train.
  • the wheelset can preferably be assigned to a reverse gear stage.
  • an output gear is fixed to the transmission output shaft and aligned axially to the second transmission input shaft, in particular aligned in an axial overlap with the second transmission input shaft, preferably aligned axially with the bridge clutch.
  • a parking lock gear can also be axially aligned with the bridge coupling.
  • the first friction clutch and the second friction clutch are arranged radially adjacent to one another and at least partially overlap in the axial direction.
  • the double clutch arrangement is designed as a kind of nested double clutch arrangement, in which the first friction clutch is, for example, a radially inner friction clutch and in which the second friction clutch is designed as a ring clutch which coaxially surrounds the first friction clutch and which engages with the first friction clutch. clutch axially overlaps at least partially.
  • Such a double clutch arrangement can enable an axially very compact design.
  • first and / or the second friction clutch can be actuated hydraulically by means of an associated piston / cylinder arrangement, a cylinder of the piston / cylinder arrangement being connected directly to a pressure connection of an electric motor-driven pump, such that a torque that can be transmitted via the friction clutch can be regulated by controlling a speed of the pump.
  • the friction clutch can be actuated hydraulically by means of a so-called pump actuator.
  • the pressure connection of the pump can be connected to a low-pressure circuit via a secondary branch, an orifice, for example, being arranged in the secondary branch. This can improve the controllability of the torque.
  • the electric motor for driving the pump is controlled by a higher-level control unit (transmission control unit).
  • the gear arrangement is designed to set up a second plurality of gear stages by means of a first plurality of shift clutches, the shift clutches being actuable by means of a shift drum arrangement which can be driven by an electric motor.
  • the shift drum arrangement has a single shift drum which is driven by means of a single electric motor.
  • the shift drum arrangement can also have two or more shift drums which are controlled independently of the respective electric motors.
  • an output gear is also fixed to the transmission output shaft and is in engagement with a differential wheel of a differential.
  • the output gear thus forms part of a "final drive”.
  • Figure 1 is a schematic representation of a drive train of a motor vehicle with an embodiment of a dual clutch transmission according to the invention
  • FIG. 2 shows an embodiment of a double clutch arrangement for a double clutch transmission according to the invention, with an associated actuator system;
  • FIG. 3 shows a schematic illustration of a further embodiment of a double clutch transmission according to the invention;
  • FIG. 4 shows a schematic illustration of a further embodiment of a dual clutch transmission according to the invention.
  • FIG. 5 shows a schematic illustration of a further embodiment of a dual clutch transmission according to the invention.
  • FIG. 1 A drive train for a motor vehicle is shown schematically in FIG. 1 and is generally designated 10.
  • the drive train 10 has a drive motor 12, which can be designed as an internal combustion engine or as a hybrid drive unit.
  • the drive train 10 further includes a double clutch arrangement 14 which is connected on the input side to the drive motor 12 and which is connected on the output side to a gear arrangement 16.
  • the double clutch arrangement 14 and the transmission arrangement 16 jointly form a double clutch transmission 17.
  • An output of the gear arrangement 16 is connected to a differential 18, by means of which the drive power can be distributed to driven wheels 20L, 20R.
  • the double clutch arrangement 14 has a first friction clutch 24 and a second friction clutch 26.
  • the friction clutches 24, 26 have a common input element 28 which can be connected to the drive motor 12, for example to a crankshaft thereof.
  • the first friction clutch 24 has a first output member 30.
  • the second friction clutch 26 has a second output member 32.
  • the output members 30, 32 are arranged coaxially with one another.
  • the gear arrangement 16 has a first gear input shaft 36 and a second gear input shaft 38.
  • the first transmission input shaft 36 is an inner shaft educated.
  • the second transmission input shaft 38 is designed as a hollow shaft coaxial with the first transmission input shaft 36.
  • the transmission arrangement 16 also has a transmission output shaft 39, more precisely precisely a transmission output shaft 39.
  • the first transmission input shaft 36 is connected to the transmission output shaft 39 via a first gear set 40, which is assigned to the forward gear stages 1, 2.
  • the first wheel set 40 lies in a first wheel set plane 42.
  • first transmission input shaft 36 is connected to the transmission output shaft 39 via a second gear set 44, which is assigned to the forward gear steps 4, 5.
  • the second wheel set 44 lies in a second wheel set plane 46.
  • the second transmission input shaft 38 is connected to the transmission output shaft 39 via a third gear set 48, which is assigned to the forward gear stage 3.
  • the third wheel set 48 lies in a third wheel set plane 50.
  • the second transmission input shaft 38 is connected to the transmission output shaft 39 via a fourth gear set 52, which is assigned to the gear stages 6, 7.
  • the fourth gear set 52 lies in a fourth gear set plane 54.
  • the second transmission input shaft 38 is connected to the transmission output shaft 39 via a fifth gear set 56, which is assigned to the reverse gear R.
  • the fifth wheel set 56 lies in a fifth wheel set plane 58.
  • the transmission arrangement 16 has a first clutch pack 60 which is mounted on the transmission output shaft 39 between the first gear set 40 and the second gear set 44.
  • the first clutch pack 60 has a first clutch 62 for the first gear set 40 and a second clutch 64 for the second gear set 44.
  • the transmission arrangement 16 includes a second clutch pack 66.
  • the second clutch pack 66 is arranged coaxially with the transmission input shafts 36, 38, specifically between the second gear set 44 and the third gear set 48.
  • the second clutch pack 66 includes a third clutch 68, which is designed as a bridge clutch.
  • the third clutch 68 is designed to connect a fixed gear of the second gear set 44 fixed on the first transmission input shaft 36 to the second transmission input shaft 38, and is thus designed as a bridge clutch that is designed to connect the first transmission input shaft 36 and the second transmission input shaft 38 connect with each other.
  • the second clutch pack 66 includes a fourth clutch 70, which is assigned to the third gear set 48.
  • the transmission arrangement 16 has a third clutch pack 72, which is arranged in the axial direction between the fourth gear set 52 and the fifth gear set 56, namely coaxially with the transmission output shaft 39.
  • the third clutch pack 72 has a fifth clutch 74, which is assigned to the fourth gear set 52, and has a sixth clutch 76, which is assigned to the fifth gear set 56.
  • an output gear 78 is also fixed, which is in engagement with a differential gear 80 of the differential 18.
  • the output gear 78 consequently forms part of a "final drive”.
  • a parking lock gear 82 is arranged on the transmission output shaft 39 in the axial direction between the driven gear 78 and the fifth gear set 56.
  • the following components are axially one behind the other in the gear arrangement 16, starting from a gear input, i.e. starting from the double clutch arrangement 14, formed: output gear 78, parking lock gear 82, fifth gear set level 58, fourth gear set level 54, third gear set level 50, second gear set level 46, first gear set level 42.
  • the first gear set level 42 forms an axial end of the gear arrangement 16 ,
  • the transmission arrangement 16 further includes a shift actuator arrangement 86.
  • the shift actuator arrangement 86 serves to close the three clutch packs 60, 66, 72 actuate.
  • the clutch packs 60, 66, 72 are designed such that they can alternatively switch their respective clutch clutches.
  • the shift actuator arrangement 86 preferably includes a shift drum arrangement 88 with a shift drum which is driven by means of a shift drum motor 90. Circumferential contours are formed on the shift drum arrangement 88, which engage with shift drivers, which are designed to actuate the clutch packs 60, 66, 72 sequentially.
  • the transmission arrangement 16 further includes a speed change device 94.
  • the speed change device 94 connects the second output element 32 to the second transmission input shaft 38, in such a way that the second transmission input shaft 38 generally rotates at a different speed than the second output element 32.
  • the speed change device 94 has a countershaft 96, which is arranged offset parallel to the transmission input shafts 36, 38 and the transmission output shaft 39.
  • the auxiliary shaft 96 is connected to the second output member 32 via a first auxiliary gear set 98.
  • the auxiliary shaft 96 is connected to the second transmission input shaft 38 via a second auxiliary gear set 100.
  • the second auxiliary gear set 100 has a fixed gear 102 which is fixed on the auxiliary shaft 96.
  • the fifth gear set 56 for the reverse gear stage has an idler gear 104 which is rotatably mounted on the transmission output shaft 39.
  • the fixed gear 102 of the countershaft 96 is directly engaged with the idler gear 104 of the fifth gear set 56. Accordingly, a reversal of the direction of rotation is set up via the idler gear 104 such that a separate reversing direction of rotation gear is not required for setting up the reverse gear stage R.
  • the auxiliary shaft 96 can essentially be accommodated in the installation space that is to be provided anyway for realizing a speed reversal for the reverse gear stage.
  • the output member 32 has an intermediate shaft 106, which is designed as a hollow shaft around the first transmission input shaft 36.
  • the first auxiliary gear set 98 has a fixed gear which is fixedly connected to the intermediate shaft 106 and a fixed gear which is connected to the auxiliary shaft 96.
  • the second auxiliary gear set 100 has the fixed gear 102 as well as a further fixed gear which is in engagement with the fixed gear and which is fixed on the second transmission input shaft 38.
  • gear stages can be set up as follows, where an “x” means that the respective clutch is closed, that is to say, for the forward gear stage 1, the clutches 26, 68, 62, for example.
  • the forward gear stages 1, 4, 7, R-high are designed as winding gear stages, in each of which the bridge clutch 68 is closed and in each case a further clutch is closed.
  • the forward gears 2, 3, 5, 6 are designed as direct gears, in which the bridge clutch 68 is opened in the gear arrangement 16 and in each case an individual clutch is closed.
  • Gear changes from gear stages 1 to 2, from 2 to 3, from 4 to 5, from 5 to 6 and from 6 to 7 can each be carried out as power shifts, namely by overlapping actuation of the two friction clutches 24, 26 such that the one opened and the other is closed.
  • Gear changes between the forward gear stages 3 and 4 each include a closed second friction clutch 26 and can therefore not be carried out as a power shift. Rather, the second friction clutch 26 is to be opened briefly in order to be able to shift the bridge clutch or the shift clutches in the gear arrangement 26.
  • FIG. 2 shows a preferred embodiment of a double clutch arrangement 14 ', which has a first friction clutch 24', which is designed as a multi-plate clutch, and a second friction clutch 26 ', which, as an annular multi-plate clutch, radially around the first friction clutch 24'. is trained around.
  • the first friction clutch 24 'and the second friction clutch 26' overlap at least in sections in the axial direction.
  • a clutch actuator arrangement 110 is assigned to the double clutch arrangement 14 '.
  • the clutch actuator arrangement 110 can be used for all double clutch arrangements of the present application.
  • the clutch actuator assembly 1 10 includes a first pump actuator 1 12 and a second pump actuator 1 14.
  • the first pump actuator 1 12 includes a first pump 1 16A, which is driven by means of a first electric motor 1 18A.
  • the first pump actuator 112 further includes a first piston / cylinder assembly 120A, the cylinders of which are direct, i.e. is connected to a pressure output of the first pump 116A without the interposition of proportional valves.
  • a suction port of the first pump 116A is connected to a fluid sump 122. Furthermore, the pressure connection of the first pump 116A is connected to the fluid sump 122 via a first secondary branch 124A, a first orifice 126A preferably being arranged in the first secondary branch 124A.
  • the first pump actuator 1 12 is assigned to the first friction clutch 24 '.
  • the second pump actuator 114 is assigned to the second friction clutch 26 'and has components which are identical to those of the first pump actuator 1 12. Accordingly, the respective components are provided with a suffix B instead of the suffix A.
  • 3 and 4 show further embodiments of double clutch transmissions which generally correspond to the double clutch transmission 17 of FIG. 1 in terms of structure and mode of operation. The same elements are therefore identified by the same reference symbols. The differences are essentially explained below. 3 and 4, the double clutch arrangement 14 'of FIG. 2 can also be used.
  • the transmission arrangement 16 includes a speed change device 94 ", which contains a planetary gear set 130 instead of the auxiliary shaft 96 and the auxiliary gear sets 98, 100.
  • the planetary gear set 130 has a first link 132 which is connected to the intermediate shaft 106. Furthermore, the planetary gear set 130 has a second link 134, which is connected to the second transmission input shaft 38.
  • the planetary gear set 130 has a third link 136 which is fixed to a housing 138.
  • the first link 132 is preferably the sun gear.
  • the second link 134 is preferably the planet carrier.
  • the third link 136 is preferably a ring gear of the planetary gear set 130.
  • a fixed speed ratio between the second output element or the intermediate shaft 106 and the second transmission input shaft 38 is also established with the speed change device 94 ′′.
  • FIG. 4 shows a further embodiment of a dual clutch transmission 17 '"with a transmission arrangement 16'".
  • the gear arrangement 16 ′′ differs from the gear arrangement 16 of FIG. 1 only in that the gear set plane 54 with the fourth gear set 52 is omitted.
  • the gear arrangement 16 "' is consequently designed to establish five forward gear stages and not seven forward gear stages.
  • the third clutch pack 72 '" is arranged on an axial side of the fifth wheel set 56 opposite the third wheel set 48 and contains only a single sixth clutch clutch 76'" which is assigned to the reverse gear stage R.
  • the parking lock wheel 82 ′′ is arranged in the axial direction between the wheel sets 44 and 48.
  • FIG. 5 shows a further embodiment of a double clutch transmission 17 IV with a transmission arrangement 16 IV .
  • the double clutch transmission 17 IV corresponds in terms of structure and mode of operation generally to the double clutch transmission 17 of FIG. 1. The same elements are therefore provided with the same reference numerals. The differences are essentially explained below.
  • the fourth gear set 52 IV for the gear stages 6 and 7 is arranged on an axial side of the fifth gear set 56, which is opposite the third gear set 48 for the forward gear stage 3.
  • the fifth wheel set 56 is now axially adjacent to the third wheel set 48.
  • the fourth gear set 52 IV is provided for the gears 6 and 7, the third clutch pack 72 IV being arranged between this gear set and the fifth gear set 56.
  • the fourth gear set 52 IV is located in the axial direction between the auxiliary gear sets 98, 100.
  • the driven gear 78 IV which is fixed to the transmission output shaft, in the axial direction between the third gear set 48 for the forward gear stage 3 and the second gear set 44 for the forward gear stages 4, 5 is arranged.
  • the output gear 78 is axially aligned with the second clutch pack 66.
  • the parking lock gear 82 which is fixed to the transmission output shaft 39, is located in the input region of the transmission and is axially aligned with the first auxiliary gear set 98.

Abstract

Doppelkupplungsgetriebe (17) mit einer Doppelkupplungsanordnung (14), die eine erste Reibkupplung (24) und eine zweite Reibkupplung (26) aufweist, wobei die erste Reibkupplung (24) und die zweite Reibkupplung (26) ein gemeinsames Eingangsglied (28) aufweisen, das mit einer Antriebswelle verbindbar ist, wobei die erste Reibkupplung (24) ein erstes Ausgangsglied (30) aufweist und wobei die zweite Reibkupplung (26) ein zweites Ausgangsglied (32) aufweist, einer Getriebeanordnung (16), die eine erste Getriebeein- gangswelle (36) und eine zweite Getriebeeingangswelle (38) sowie eine Getriebeausgangs-welle (39) aufweist, wobei die erste und die zweite Getriebeeingangswelle (36, 38) jeweils über wenigstens einen Radsatz (40, 44, 48, 52, 56) mit der Getriebeausgangswelle (39) verbunden sind, und einer Brückenkupplung (70), mittels der die erste Getriebeeingangswelle (36) und die zweite Getriebeeingangswelle (38) miteinander verbindbar sind, wobei die erste Getriebeeingangswelle (36) starr mit dem ersten Ausgangsglied (30) verbunden ist, und wobei die zweite Getriebeeingangswelle (38) mit dem zweiten Ausgangsglied (32) über eine Drehzahländerungseinrichtung (94) verbunden ist, so dass die zweite Getriebeeingangswelle (38) mit einer anderen Drehzahl dreht als das zweite Ausgangsglied (32).

Description

Doppelkupplunqsqetriebe
Die vorliegende Erfindung betrifft ein Doppelkupplungsgetriebe mit einer Doppelkupp- lungsanordnung, die eine erste Reibkupplung und eine zweite Reibkupplung aufweist, wobei die erste Reibkupplung und die zweite Reibkupplung ein gemeinsames Ein- gangsglied aufweisen, das mit einer Antriebswelle verbindbar ist, wobei die erste Reibkupplung ein erstes Ausgangsglied aufweist und wobei die zweite Reibkupplung ein zweites Ausgangsglied aufweist, mit einer Getriebeanordnung, die eine erste Ge- triebeeingangswelle und eine zweite Getriebeeingangswelle sowie eine Getriebeaus- gangswelle aufweist, wobei die erste und die zweite Getriebeeingangswelle jeweils über wenigstens einen Radsatz mit der Getriebeausgangswelle verbunden sind, und mit einer Brückenkupplung, mittels der die erste Getriebeeingangswelle und die zweite Getriebeeingangswelle miteinander verbindbar sind, wobei die erste Getriebeein- gangswelle starr dem ersten Ausgangsglied zugeordnet ist, und wobei die zweite Ge- triebeeingangswelle dem zweiten Ausgangsglied zugeordnet ist.
Ein derartiges Doppelkupplungsgetriebe ist beispielsweise bekannt aus dem Doku- ment DE 10 2013 104 468 A1.
Klassische Doppelkupplungsgetriebe weisen neben der Doppelkupplungsanordnung eine Getriebeanordnung auf, die zwei Teilgetriebe beinhaltet. Das eine Teilgetriebe ist dabei üblicherweise den ungeraden Gangstufen zugeordnet. Das andere Teilgetriebe ist dabei üblicherweise den geraden Gangstufen zugeordnet. Mit einem derartigen Doppelkupplungsgetriebe können Gangwechsel durch überschneidendes Betätigen der zwei Kupplungen ohne Zugkraftunterbrechung durchgeführt werden.
Überwiegend werden solche Getriebe in Kraftfahrzeugantriebssträngen verbaut, ins- besondere für Personenkraftwagen, aber auch für Nutzfahrzeuge.
In derartigen Anwendungsumgebungen müssen Getriebe unterschiedlichste Anforde- rungen erfüllen. Zum einen sollte die Anzahl der Gangstufen möglichst hoch sein, um letztlich eine möglichst hohe Spreizung zu erzielen, was dem Fahrkomfort aber auch dem Kraftstoffverbrauch zugutekommen kann. Andererseits unterliegen derartige Ge- triebe engen Bauraumeinschränkungen, und zwar sowohl hinsichtlich der axialen Länge als auch der radialen Größe.
Bei Kraftfahrzeuggetrieben kennt man generell solche Getriebe, die in Längsbauweise ausgeführt sind. Hierbei wird das Getriebe mit den Wellen parallel zu einer Längsrich- tung des Fahrzeugs eingebaut. Ein vorderes Ende des Getriebes ist dabei mit der Doppelkupplungsanordnung verbunden, die wiederum mit einer Antriebseinheit wie einem Verbrennungsmotor verbunden ist. Das andere axiale Ende der Getriebeanord- nung ist dann in der Regel über eine Kardanwelle mit einem Hinterachsdifferential verbunden.
Derartige Getriebe in Längsbauweise sind generell in sogenannter Zwei-Wellen- Bauweise ausgeführt, wobei eine Getriebeeingangswelle häufig koaxial zu einer Ge- triebeausgangswelle angeordnet ist und eine einzelne Vorgelegewelle vorgesehen ist, die über Radsätze mit der Eingangswelle oder der Ausgangswelle verbunden ist. Da solche Getriebe in Längsbauweise häufig im Bereich eines Kardantunnels unterzu- bringen sind, ist die Längsabmessung nicht so kritisch wie die radiale Abmessung.
Bei Getrieben, die für einen Quereinbau in einem Kraftfahrzeug vorgesehen sind, ins- besondere für Fahrzeuge mit Vorderradantrieb, bestehen hingegen erhebliche Ein- schränkungen hinsichtlich des axialen Bauraumes. Hier müssen das Getriebe, die Doppelkupplungsanordnung und die Antriebseinheit in Reihe hintereinander quer zur Fahrtrichtung des Fahrzeugs im Motorraum untergebracht werden.
Aus dem genannten Dokument DE 10 2013 104 468 A1 ist ein solches Getriebe be- kannt, das in Drei-Wellen-Bauweise ausgeführt ist, also mit einer Getriebeeingangs- wellenanordnung und zwei parallel hierzu versetzt angeordneten Ausgangswellen, die jeweils über Abtriebszahnräder mit einem Differential in Eingriff stehen. Hierdurch kann für eine bestimmte Anzahl von Vorwärtsgangstufen die axiale Baulänge deutlich verringert werden. Zudem können sogenannte Doppelnutzungen realisiert werden, bei denen ein mit einer Getriebeeingangswelle verbundenes Festrad sowohl mit einem Losrad an der einen Ausgangswelle als auch mit einem Losrad an der anderen Aus- gangswelle in Eingriff steht. Ferner weist das Doppelkupplungsgetriebe, das aus dem Dokument DE
10 2013 104 468 A1 bekannt geworden ist, eine Brückenkupplung auf. Diese Brü- ckenkupplung ist bei dem bekannten Getriebe an einer der Ausgangswellen angeord- net und ist dazu ausgelegt, die zwei Getriebeeingangswellen der Getriebeeingangs- wellenanordnung über zwei Radsätze miteinander zu verbinden, von denen einer dem ersten Teilgetriebe und der andere dem anderen Teilgetriebe zugeordnet ist.
Das Bereitstellen einer derartigen Brückenkupplung ermöglicht das Einrichten von so- genannten Windungsgangstufen, die in der Regel Radsätze von beiden Teilgetrieben nutzen. Zum Einrichten einer Windungsgangstufe wird bei solchen Getrieben generell sowohl die Brückenkupplung geschaltet, als auch wenigstens eine weitere Schalt- kupplung betätigt, so dass zum Einrichten einer Windungsgangstufe generell zwei Schaltkupplungen zu betätigen sind. Im Gegensatz hierzu können bei einem derarti- gen Getriebe auch Direkt-Gangstufen eingerichtet werden, bei denen nur ein Teilge- triebe genutzt wird, die Brückenkupplung geöffnet ist und folglich nur eine Schaltkupp- lung in dem Getriebe geschlossen wird.
Auch mittels einer solchen Brückenkupplung und der Möglichkeit der Einrichtung von Windungsgangstufen kann zum einen die Ganganzahl gegenüber herkömmlichen Doppelkupplungsgetrieben erhöht werden. Auch die Spreizung kann verbessert wer- den.
Aus dem Dokument DE 10 2013 106 896 A1 ist ein weiteres Drei-Wellen-Doppelkupp- lungsgetriebe bekannt, bei dem eine Abtriebswelle mit einer zweiten Vorgelegewelle über eine Koppeleinrichtung koppelbar ist, derart, dass bei geöffneter Koppeleinrich- tung wenigstens eine Windungsgangstufe einrichtbar ist.
Das Dokument EP 2 791 548 B1 offenbart ein Doppelkupplungsgetriebe mit lastschalt- barer Bereichsgruppe, wie es insbesondere für Nutzfahrzeuge verwendbar ist.
Aus dem Dokument DE 10 2015 200 067 A1 ist ein Verfahren zur Steuerung eines Hybridantriebsstranges bekannt, wobei die Ausgangsglieder von zwei Reibkupplungen und eine elektrische Maschine über einen Planetenradsatz gekoppelt sind. Das Dokument EP 2 742 258 B1 offenbart ein Zwei-Wellen-Doppelkupplungsgetriebe für den Längseinbau, wobei eine Getriebezentralwelle eines ersten Teilgetriebes mit- tels einer Schalteinrichtung direkt mit einer Ausgangswelle verbindbar ist.
Aus dem Dokument EP 0 933 558 B1 ist ein weiteres Doppelkupplungsgetriebe be- kannt, bei dem eine Getriebeeingangswelle über eine Schaltkupplung mit einer Ge- triebeausgangswelle drehfest verbindbar ist, wobei die gleiche Getriebeeingangswelle über einen Konstanten-Radsatz mit einer Vorgelegewelle verbunden ist, über die alle weiteren Gangstufen des Getriebes einrichtbar sind, bis auf die Vorwärtsgangstufe 2. Die Vorwärtsgangstufe 2 ist als einzige Gangstufe über die andere Getriebeeingangs- welle und eine Nebenwellenanordnung mit der Getriebeausgangswelle verbunden.
Schließlich ist aus dem Dokument WO 2017/203050 A1 ein Kupplungssystem be- kannt, bei dem eine Reibkupplung ein Eingangsglied aufweist und ein Ausgangsglied, das mit einer ersten Getriebeeingangswelle verbunden ist. Die Reibkupplung weist einen Außenlamellenträger auf, der mit einem Hohlrad eines Planetenradsatzes fest verbunden ist. Ein Planetenträger des Planetenradsatzes ist mit einer zweiten Getrie- beeingangswelle verbunden. Ein Sonnenrad des Planetenradsatzes ist mit einer au- ßerhalb des Kupplungssystems angeordneten Bremseinrichtung koppelbar.
Vor diesem Hintergrund ist es eine Aufgabe der Erfindung, ein verbessertes Doppel- kupplungsgetriebe für einen Kraftfahrzeugantriebsstrang anzugeben.
Diese Aufgabe wird gelöst durch ein Doppelkupplungsgetriebe mit einer Doppelkupp- lungsanordnung, die eine erste Reibkupplung und eine zweite Reibkupplung aufweist, wobei die erste Reibkupplung und die zweite Reibkupplung ein gemeinsames Ein- gangsglied aufweisen, das mit einer Antriebswelle verbindbar ist, wobei die erste Reibkupplung ein erstes Ausgangsglied aufweist und wobei die zweite Reibkupplung ein zweites Ausgangsglied aufweist, mit einer Getriebeanordnung, die eine erste Ge- triebeeingangswelle und eine zweite Getriebeeingangswelle sowie eine Getriebeaus- gangswelle aufweist, wobei die erste und die zweite Getriebeeingangswelle jeweils über wenigstens einen Radsatz mit der Getriebeausgangswelle verbunden sind, und mit einer Brückenkupplung, mittels der die erste Getriebeeingangswelle und die zweite Getriebeeingangswelle miteinander verbindbar sind, wobei die erste Getriebeein- gangswelle starr mit dem ersten Ausgangsglied verbunden ist, und wobei die zweite Getriebeeingangswelle mit dem zweiten Ausgangsglied über eine Drehzahlände- rungseinrichtung verbunden ist, so dass die zweite Getriebeeingangswelle mit einer anderen Drehzahl dreht als das zweite Ausgangsglied.
Durch die Maßnahme, eine Getriebewelle starr mit einem Ausgangsglied einer ersten Reibkupplung zu verbinden, und die andere Getriebeeingangswelle über eine Dreh- zahländerungseinrichtung mit dem Ausgangsglied der anderen Reibkupplung zu ver- binden, kann wenigstens ein Radsatz der Getriebeanordnung zwei unterschiedliche Gangstufen darstellen, je nachdem ob die erste oder die zweite Reibkupplung ge- schlossen ist und/oder in Abhängigkeit davon, ob die Brückenkupplung geschlossen ist oder nicht.
Insgesamt kann auf diese Weise mit einer relativ geringen Anzahl von Bauteilen eine relativ hohe Anzahl von Gangstufen, insbesondere Vorwärtsgangstufen, realisiert werden, so dass sich eine Kosteneinsparung hinsichtlich der Anzahl der Zahnräder ergibt.
Ferner ist es durch diesen Aufbau möglich, die Getriebeanordnung mit einer einzelnen Getriebeausgangswelle zu realisieren, so dass die Getriebeanordnung generell als Zwei-Wellen-Getriebe realisiert sein kann. Demzufolge ergibt sich auch eine Kosten- einsparung hinsichtlich der Anzahl der Wellen und der Lager. Auch die Reibungsver- luste können hierdurch verringert werden.
Das Doppelkupplungsgetriebe ist dabei nicht mehr der strengen Unterscheidung un- terlegen, wonach die geraden Gangstufen einem Teilgetriebe bzw. einer Getriebeein- gangswelle zugeordnet sind, und die ungeraden Gangstufen dem anderen Teilgetrie- be bzw. der anderen Getriebeeingangswelle. Vielmehr können einer Getriebeein- gangswelle sowohl gerade als ungerade Gangstufen zugeordnet sein.
Die Getriebeeingangswellen sind vorzugsweise konzentrisch zueinander angeordnet, wobei die zweite Getriebeeingangswelle vorzugsweise als Hohlwelle um die erste Ge- triebeeingangswelle herum ausgebildet ist. Vorzugsweise sind sowohl die erste als auch die zweite Getriebeeingangswelle jeweils über wenigstens zwei schaltbare Radsätze mit der Getriebeausgangswelle verbunden.
Die Brückenkupplung ist vorzugsweise koaxial zu den Getriebeeingangswellen ange- ordnet und ist insbesondere an einem axialen Ende der zweiten Getriebeeingangswel- le angeordnet, um die Getriebeeingangswellen konstruktiv einfach miteinander verbin- den zu können. Unter einer Brückenkupplung, die eine erste Getriebeeingangswelle und eine zweite Getriebeeingangswelle miteinander verbinden kann, kann jedoch auch eine Brückenkupplung verstanden werden, die an der Getriebeausgangswelle gelagert ist und über Radsätze mit den Getriebeeingangswellen verbunden ist, ähnlich wie es in dem eingangs beschriebenen Stand der Technik offenbart ist.
Die erste Getriebeeingangswelle ist starr mit dem ersten Ausgangsglied verbunden und ist vorzugsweise koaxial hierzu ausgerichtet.
Die zweite Getriebeeingangswelle ist vorzugsweise ebenfalls koaxial zu dem zweiten Ausgangsglied angeordnet.
Die Drehzahländerungseinrichtung führt vorzugsweise dazu, dass die Drehzahl der zweiten Getriebeeingangswelle generell kleiner ist als jene des zweiten Ausgangsglie- des.
Wenn beide Reibkupplungen geschlossen sind, führt die Drehzahländerungseinrich- tung dazu, dass sich die zwei Getriebeeingangswellen mit unterschiedlichen Drehzah- len drehen.
Die zweite Getriebeeingangswelle ist vorzugsweise ebenfalls koaxial zu dem ersten Ausgangsglied angeordnet.
Die erste und die zweite Reibkupplung sind vorzugsweise als nasslaufende Lamellen- kupplungen realisiert, könnten jedoch auch als trockenlaufende Reibkupplungen aus- gebildet sein.
Das Doppelkupplungsgetriebe kann eine Mehrzahl von Vorwärtsgangstufen einrich- ten, insbesondere fünf, sechs, sieben, acht, neun oder mehr Vorwärtsgangstufen. Ferner kann das Doppelkupplungsgetriebe vorzugsweise zwei Rückwärtsgangstufen ermöglichen.
Die Doppelkupplungsanordnung kann eine Standard-Doppelkupplungsanordnung sein, wie sie auch in klassischen Doppelkupplungsgetrieben verwendet wird. Demzu- folge kann die Doppelkupplungsanordnung kostengünstig bereitgestellt werden.
Die Radsätze der Getriebeanordnung können über Aktuatoren geschaltet werden, vorzugsweise über elektromechanische Aktuatoren. Besonders bevorzugt ist es, wenn die Radsätze mittels einer Schaltwalzenanordnung geschaltet werden, wie es auch in klassischen Doppelkupplungsgetrieben üblich ist.
Das Doppelkupplungsgetriebe ist insbesondere für den Einbau in Querrichtung in ei- nem Fahrzeug ausgelegt, da es trotz des Zwei-Wellen-Layouts axial sehr kompakt bauen kann.
Die Spreizung des Doppelkupplungsgetriebes ist vorzugsweise größer 6, insbesonde- re größer 7.
Die Aufgabe wird vollkommen gelöst.
Gemäß einer bevorzugten Ausführungsform weist die Drehzahländerungseinrichtung eine Nebenwelle auf, die über einen ersten Nebenradsatz mit dem zweiten Ausgangs- glied verbunden ist und die über einen zweiten Nebenradsatz mit der zweiten Getrie- beeingangswelle verbunden ist.
Auf diese Art und Weise kann die Drehzahländerungseinrichtung als eine Art Neben- Vorgelege realisiert werden, wobei ein Übersetzungsverhältnis zwischen Eingang der Drehzahländerungseinrichtung und Ausgang der Drehzahländerungseinrichtung in einem Bereich von 1 ,1 :1 bis 1 ,7:1 liegen kann.
Wenigstens einer der Nebenradsätze kann als schaltbarer Radsatz ausgeführt sein. Von besonderem Vorzug ist es jedoch, wenn der erste Nebenradsatz und/oder der zweite Nebenradsatz als Konstanten-Radsatz ausgebildet ist. Hierdurch wird eine feste Drehzahlübersetzung zwischen zweitem Ausgangsglied und zweiter Getriebeeingangswelle eingerichtet, die unveränderlich ist. Der Aufwand an zu schaltenden Baugruppen kann hierdurch verringert werden.
Gemäß einer besonders bevorzugten Ausführungsform weist der erste Nebenradsatz und/oder der zweite Nebenradsatz ein an der Nebenwelle gelagertes Zahnrad auf, das mit einem Zahnrad in Eingriff steht, das an der Getriebeausgangswelle gelagert ist.
Bei dieser Ausführungsform kann die Nebenwelle z.B. als Drehzahlumkehrwelle ge- nutzt werden. Das an der Nebenwelle gelagerte Zahnrad dient dabei quasi als Rück- wärtsgang-Zwischenrad.
Bei einem Zwei-Wellen-Layout eines Doppelkupplungsgetriebes ist es in der Regel ohnehin erforderlich, zum Einrichten einer Rückwärtsgangstufe eine Nebenwelle vor- zusehen, an der ein solches Drehzahlumkehrrad gelagert ist.
Demzufolge führt die Ausgestaltung der Drehzahländerungseinrichtung mittels einer Nebenwelle, an der zwei Nebenradsätze gelagert sind, vorzugsweise nicht zu einer starken Bauraumvergrößerung in radialer Richtung.
Gemäß einer bevorzugten Ausführungsform ist dabei das an der Nebenwelle gelager- te Zahnrad ein Festrad, wobei das an der Getriebeausgangswelle gelagerte Zahnrad ein schaltbares Losrad ist, das einer Gangstufe zugeordnet ist, insbesondere der Rückwärtsgangstufe.
In einer alternativen Ausführungsform weist die Drehzahländerungseinrichtung einen Planetenradsatz auf, der drei Glieder beinhaltet, von denen ein erstes Glied mit dem zweiten Ausgangsglied verbunden ist, von denen ein zweites Glied mit der zweiten Getriebeeingangswelle verbunden ist, und von denen ein drittes Glied an einem Ge- häuse festgelegt ist.
Hierdurch wird der Planetenradsatz ebenfalls dazu benutzt, um ein festes Drehzahl- verhältnis zwischen zweiter Getriebeeingangswelle und zweitem Ausgangsglied einzu- richten. Bevorzugt ist es hierbei, wenn das zweite Ausgangsglied mit dem Sonnenrad des Planetenradsatzes verbunden ist und/oder wenn die zweite Getriebeeingangswelle mit einem Planetenträger des Planetenradsatzes verbunden ist. Ferner ist es bevorzugt, wenn ein Hohlrad des Planetenradsatzes an dem Gehäuse festgelegt ist.
Die Drehzahländerungseinrichtung kann in der Getriebeanordnung an beliebiger Stelle positioniert sein. Bevorzugt ist es jedoch, wenn die Drehzahländerungseinrichtung in axialer Richtung zwischen der Doppelkupplungsanordnung und einem Radsatz der Getriebeanordnung angeordnet ist.
Vorzugsweise ist die Drehzahländerungseinrichtung dabei axial benachbart bzw. axial zumindest teilweise überlappend mit einem Abtrieb und/oder mit einem Differential eines Antriebsstranges ausgerichtet.
Gemäß einer weiteren bevorzugten Ausführungsform ist an der Getriebeeingangswel- le ein Parksperrenrad zum Immobilisieren des Doppelkupplungsgetriebes festgelegt, das vorzugsweise axial zwischen einem Abtriebszahnrad und einem Radsatz ange- ordnet ist.
Das Abtriebszahnrad steht vorzugsweise in Eingriff mit einem Differentialantriebsrad eines Differentials des Kraftfahrzeugantriebsstranges. Der Radsatz kann vorzugswei- se einer Rückwärtsgangstufe zugeordnet sein.
Gemäß einer weiteren bevorzugten Ausführungsform ist ein Abtriebszahnrad an der Getriebeausgangswelle festgelegt und axial zu der zweiten Getriebeeingangswelle ausgerichtet, insbesondere in axialer Überlappung mit der zweiten Getriebeeingangs- welle ausgerichtet, vorzugsweise axial mit der Brückenkupplung ausgerichtet.
Alternativ hierzu kann ein Parksperrenrad axial auch mit der Brückenkupplung ausge- richtet sein.
Gemäß einer weiteren bevorzugten Ausführungsform sind die erste Reibkupplung und die zweite Reibkupplung radial benachbart zueinander angeordnet und überlappen sich in axialer Richtung zumindest teilweise. Hierbei ist die Doppelkupplungsanordnung als eine Art verschachtelte Doppelkupp- lungsanordnung ausgebildet, bei der die erste Reibkupplung beispielsweise eine radial innere Reibkupplung ist und bei der die zweite Reibkupplung als Ringkupplung aus- gebildet ist, die die erste Reibkupplung koaxial umgibt und sich mit der ersten Reib- kupplung axial zumindest teilweise überlappt.
Eine derartige Doppelkupplungsanordnung kann eine axial sehr kompakte Bauweise ermöglichen.
In einer weiteren bevorzugten Ausführungsform ist die erste und/oder die zweite Reib- kupplung hydraulisch mittels einer zugeordneten Kolben-/Zylinderanordnung betätig- bar, wobei ein Zylinder der Kolben-/Zylinderanordnung direkt mit einem Druckan- schluss einer elektromotorisch angetriebenen Pumpe verbunden ist, derart, dass ein über die Reibkupplung übertragbares Drehmoment durch Steuern einer Drehzahl der Pumpe regelbar ist.
Bei dieser Ausführungsform kann die Reibkupplung hydraulisch mittels eines soge- nannten Pumpenaktuators betätigt werden.
Während im Stand der Technik Hydraulikpumpen zur Betätigung von Reibkupplungen häufig über einen Nebenabtrieb mit einem Antriebsmotor verbunden sind, beispiels- weise mit einem Kupplungskorb bzw. einem Eingangsglied einer Doppelkupplungsan- ordnung und folglich ständig mit dem Antriebsmotor mitdrehen, sieht ein Pumpenaktu- ator eine bedarfsgerechte Ansteuerung einer Reibkupplung vor.
Die Tatsache, dass dabei ein Druckanschluss einer Pumpe, die mittels eines Elektro- motors angetrieben ist, direkt, d.h. ohne Zwischenschaltung von Proportionalventilen, mit einem Zylinder einer Kolben-/Zylinderanordnung verbunden ist, ermöglicht es, dass der Pumpenaktuator ohne Ventile, zumindest aber ohne Proportionalventile, rea- lisiert sein kann. Hierdurch kann der Fertigungsaufwand für die hydraulische Aktuato- rik deutlich verringert werden, da Proportionalventile in der Regel in Reinsträumen zu montieren wären. Der Druckanschluss der Pumpe kann dabei über einen Nebenzweig mit einem Nieder- druckkreis verbunden sein, wobei in dem Nebenzweig beispielsweise eine Blende an- geordnet ist. Hierdurch kann die Regelbarkeit des Drehmomentes verbessert werden.
Der elektrische Motor zum Antreiben der Pumpe wird dabei mittels einer übergeordne- ten Steuereinheit (Getriebesteuergerät) angesteuert.
Ferner ist es insgesamt vorteilhaft, wenn die Getriebeanordnung dazu ausgebildet ist, mittels einer ersten Mehrzahl von Schaltkupplungen eine zweite Mehrzahl von Gang- stufen einzurichten, wobei die Schaltkupplungen mittels einer elektromotorisch an- treibbaren Schaltwalzenanordnung betätigbar sind.
In einer bevorzugten Variante weist die Schaltwalzenanordnung eine einzelne Schalt- walze auf, die mittels eines einzelnen Elektromotors angetrieben ist. Die Schaltwal- zenanordnung kann jedoch auch zwei oder mehrere Schaltwalzen aufweisen, die un- abhängig von jeweiligen Elektromotoren angesteuert werden.
Gemäß einer weiteren Ausführungsform ist an der Getriebeausgangswelle ferner ein Abtriebszahnrad festgelegt, das mit einem Differentialrad eines Differentials in Eingriff steht. Das Abtriebszahnrad bildet folglich einen Teil eines "final-drive".
Es versteht sich, dass die vorstehend genannten und die nachstehend noch zu erläu- ternden Merkmale nicht nur in der jeweils angegebenen Kombination, sondern auch in anderen Kombinationen oder in Alleinstellung verwendbar sind, ohne den Rahmen der vorliegenden Erfindung zu verlassen.
Ausführungsbeispiele der Erfindung sind in der Zeichnung dargestellt und werden in der nachfolgenden Beschreibung näher erläutert. Es zeigen:
Figur 1 eine schematische Darstellung eines Antriebsstranges eines Kraftfahrzeu- ges mit einer Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Doppelkupplungsgetriebes;
Figur 2 eine Ausführungsform einer Doppelkupplungsanordnung für ein erfin dungsgemäßes Doppelkupplungsgetriebe, mit zugeordneter Aktuatorik; Figur 3 eine schematische Darstellung einer weiteren Ausführungsform eines er- findungsgemäßen Doppelkupplungsgetriebes;
Figur 4 eine schematische Darstellung einer weiteren Ausführungsform eines er- findungsgemäßen Doppelkupplungsgetriebes; und
Fig. 5 eine schematische Darstellung einer weiteren Ausführungsform eines er- findungsgemäßen Doppelkupplungsgetriebes.
In Fig. 1 ist ein Antriebsstrang für ein Kraftfahrzeug schematisch dargestellt und gene- rell mit 10 bezeichnet.
Der Antriebsstrang 10 weist einen Antriebsmotor 12 auf, der als Verbrennungsmotor oder als Hybridantriebseinheit ausgebildet sein kann. Ferner beinhaltet der Antriebs- strang 10 eine Doppelkupplungsanordnung 14, die eingangsseitig mit dem An- triebsmotor 12 verbunden ist und die ausgangsseitig mit einer Getriebeanordnung 16 verbunden ist.
Die Doppelkupplungsanordnung 14 und die Getriebeanordnung 16 bilden gemein- schaftlich ein Doppelkupplungsgetriebe 17.
Ein Ausgang der Getriebeanordnung 16 ist mit einem Differential 18 verbunden, mit- tels dessen Antriebsleistung auf angetriebene Räder 20L, 20R verteilbar ist.
Die Doppelkupplungsanordnung 14 weist eine erste Reibkupplung 24 und eine zweite Reibkupplung 26 auf. Die Reibkupplungen 24, 26 weisen ein gemeinsames Eingangs- glied 28 auf, das mit dem Antriebsmotor 12 verbindbar ist, beispielsweise mit einer Kurbelwelle hiervon.
Die erste Reibkupplung 24 weist ein erstes Ausgangsglied 30 auf. Die zweite Reib- kupplung 26 weist ein zweites Ausgangsglied 32 auf. Die Ausgangsglieder 30, 32 sind koaxial zueinander angeordnet.
Die Getriebeanordnung 16 weist eine erste Getriebeeingangswelle 36 und eine zweite Getriebeeingangswelle 38 auf. Die erste Getriebeeingangswelle 36 ist als Innenwelle ausgebildet. Die zweite Getriebeeingangswelle 38 ist als Hohlwelle koaxial zu der ers- ten Getriebeeingangswelle 36 ausgebildet.
Die Getriebeanordnung 16 weist ferner eine Getriebeausgangswelle 39 auf, genauer gesagt genau eine Getriebeausgangswelle 39.
Die erste Getriebeeingangswelle 36 ist über einen ersten Radsatz 40, der den Vor- wärtsgangstufen 1 , 2 zugeordnet ist, mit der Getriebeausgangswelle 39 verbunden. Der erste Radsatz 40 liegt in einer ersten Radsatzebene 42.
Ferner ist die erste Getriebeeingangswelle 36 über einen zweiten Radsatz 44, der den Vorwärtsgangstufen 4, 5 zugeordnet ist, mit der Getriebeausgangswelle 39 verbun- den. Der zweite Radsatz 44 liegt in einer zweiten Radsatzebene 46.
Die zweite Getriebeeingangswelle 38 ist über einen dritten Radsatz 48, der der Vor- wärtsgangstufe 3 zugeordnet ist, mit der Getriebeausgangswelle 39 verbunden. Der dritte Radsatz 48 liegt in einer dritten Radsatzebene 50.
Die zweite Getriebeeingangswelle 38 ist über einen vierten Radsatz 52, der den Gangstufen 6, 7 zugeordnet ist, mit der Getriebeausgangswelle 39 verbunden. Der vierte Radsatz 52 liegt in einer vierten Radsatzebene 54.
Ferner ist die zweite Getriebeeingangswelle 38 über einen fünften Radsatz 56, der der Rückwärtsgangstufe R zugeordnet ist, mit der Getriebeausgangswelle 39 verbunden. Der fünfte Radsatz 56 liegt in einer fünften Radsatzebene 58.
Die Getriebeanordnung 16 weist ein erstes Schaltkupplungspaket 60 auf, das zwi- schen dem ersten Radsatz 40 und dem zweiten Radsatz 44 an der Getriebeaus- gangswelle 39 gelagert ist. Das erste Schaltkupplungspaket 60 weist eine erste Schaltkupplung 62 für den ersten Radsatz 40 und eine zweite Schaltkupplung 64 für den zweiten Radsatz 44 auf.
Die Getriebeanordnung 16 beinhaltet ein zweites Schaltkupplungspaket 66. Das zwei- te Schaltkupplungspaket 66 ist koaxial zu den Getriebeeingangswellen 36, 38 ange- ordnet, und zwar zwischen dem zweiten Radsatz 44 und dem dritten Radsatz 48. Das zweite Schaltkupplungspaket 66 beinhaltet eine dritte Schaltkupplung 68, die als Brückenkupplung ausgebildet ist. Die dritte Schaltkupplung 68 ist dazu ausgelegt, ein an der ersten Getriebeeingangswelle 36 festgelegtes Festrad des zweiten Radsatzes 44 mit der zweiten Getriebeeingangswelle 38 zu verbinden, ist also als Brückenkupp- lung ausgebildet, die dazu ausgelegt ist, die erste Getriebeeingangswelle 36 und die zweite Getriebeeingangswelle 38 miteinander zu verbinden.
Ferner beinhaltet das zweite Schaltkupplungspaket 66 eine vierte Schaltkupplung 70, die dem dritten Radsatz 48 zugeordnet ist.
Die Getriebeanordnung 16 weist ein drittes Schaltkupplungspaket 72 auf, das in axia- ler Richtung zwischen dem vierten Radsatz 52 und dem fünften Radsatz 56 angeord- net ist, und zwar koaxial zu der Getriebeausgangswelle 39.
Das dritte Schaltkupplungspaket 72 weist eine fünfte Schaltkupplung 74 auf, die dem vierten Radsatz 52 zugeordnet ist, und weist eine sechste Schaltkupplung 76 auf, die dem fünften Radsatz 56 zugeordnet ist.
An der Getriebeausgangswelle 39 ist ferner ein Abtriebszahnrad 78 festgelegt, das mit einem Differentialrad 80 des Differentials 18 in Eingriff steht. Das Abtriebszahnrad 78 bildet folglich einen Teil eines "final-drive".
In axialer Richtung zwischen dem Abtriebszahnrad 78 und dem fünften Radsatz 56 ist an der Getriebeausgangswelle 39 ein Parksperrenrad 82 angeordnet.
In axialer Richtung sind in der Getriebeanordnung 16 die folgenden Komponenten axial hintereinander, ausgehend von einem Getriebeeingang, d.h. ausgehend von der Doppelkupplungsanordnung 14 aus gesehen, ausgebildet: Abtriebszahnrad 78, Park- sperrenrad 82, fünfte Radsatzebene 58, vierte Radsatzebene 54, dritte Radsatzebene 50, zweite Radsatzebene 46, erste Radsatzebene 42. Die erste Radsatzebene 42 bil det ein axiales Ende der Getriebeanordnung 16.
Die Getriebeanordnung 16 beinhaltet ferner eine Schaltaktuatoranordnung 86. Die Schaltaktuatoranordnung 86 dient dazu, die drei Schaltkupplungspakete 60, 66, 72 zu betätigen. Die Schaltkupplungspakete 60, 66, 72 sind so ausgebildet, dass sie ihre jeweiligen Schaltkupplungen alternativ schalten können.
Die Schaltaktuatoranordnung 86 beinhaltet vorzugsweise eine Schaltwalzenanord- nung 88 mit einer Schaltwalze, die mittels eines Schaltwalzenmotors 90 angetrieben ist. An der Schaltwalzenanordnung 88 sind Umfangskonturen ausgebildet, die mit Schaltmitnehmern in Eingriff stehen, die dazu ausgebildet sind, die Schaltkupplungs- pakete 60, 66, 72 sequentiell zu betätigen.
Die Getriebeanordnung 16 beinhaltet ferner eine Drehzahländerungseinrichtung 94. Die Drehzahländerungseinrichtung 94 verbindet das zweite Ausgangsglied 32 mit der zweiten Getriebeeingangswelle 38, und zwar derart, dass sich die zweite Getriebeein- gangswelle 38 generell mit einer anderen Drehzahl dreht als das zweite Ausgangs- glied 32.
Vorliegend weist die Drehzahländerungseinrichtung 94 eine Nebenwelle 96 auf, die parallel versetzt zu den Getriebeeingangswellen 36, 38 und zu der Getriebeaus- gangswelle 39 angeordnet ist. Die Nebenwelle 96 ist über einen ersten Nebenradsatz 98 mit dem zweiten Ausgangsglied 32 verbunden. Ferner ist die Nebenwelle 96 über einen zweiten Nebenradsatz 100 mit der zweiten Getriebeeingangswelle 38 verbun- den.
Der zweite Nebenradsatz 100 weist ein Festrad 102 auf, das an der Nebenwelle 96 festgelegt ist. Der fünfte Radsatz 56 für die Rückwärtsgangstufe weist ein Losrad 104 auf, das drehbar an der Getriebeausgangswelle 39 gelagert ist. Das Festrad 102 der Nebenwelle 96 steht direkt in Eingriff mit dem Losrad 104 des fünften Radsatzes 56. Demzufolge wird über das Losrad 104 eine Drehrichtungsumkehr eingerichtet, derart, dass ein separates Drehrichtungsumkehrrad zum Einrichten der Rückwärtsgangstufe R nicht erforderlich ist.
Anders ausgedrückt kann die Nebenwelle 96 im Wesentlichen in jenem Bauraum auf- genommen sein, der zur Realisierung einer Drehzahlumkehr für die Rückwärtsgang- stufe ohnehin vorzusehen ist. Das Ausgangsglied 32 weist eine Zwischenwelle 106 auf, die als Hohlwelle um die erste Getriebeeingangswelle 36 herum ausgebildet ist. Der erste Nebenradsatz 98 weist ein mit der Zwischenwelle 106 fest verbundenes Festrad und ein mit der Ne- benwelle 96 verbundenes Festrad auf. Der zweite Nebenradsatz 100 weist das Fest- rad 102 sowie ein mit dem Festrad in Eingriff stehendes weiteres Festrad auf, das fest an der zweiten Getriebeeingangswelle 38 festgelegt ist.
Mit dem Doppelkupplungsgetriebe 17 lassen sich Gangstufen wie folgt einrichten, wo bei ein "x" bedeutet, dass die jeweilige Kupplung geschlossen ist, also für die Vor- wärtsgangstufe 1 beispielsweise die Kupplungen 26, 68, 62.
Figure imgf000018_0001
Es ist hieraus zu erkennen, dass die Vorwärtsgangstufen 1 ,4, 7, R-high als Windungs- Gangstufen ausgebildet sind, bei denen jeweils die Brückenkupplung 68 geschlossen ist und jeweils eine weitere Schaltkupplung geschlossen ist.
Die Vorwärtsgangstufen 2, 3, 5, 6 sind als Direkt-Gangstufen ausgebildet, bei denen in der Getriebeanordnung 16 die Brückenkupplung 68 geöffnet ist und jeweils eine ein- zelne Schaltkupplung geschlossen ist. Gleiches gilt für die Rückwärtsgangstufe R-Iow. Gangwechsel von Gangstufen 1 nach 2, von 2 nach 3, von 4 nach 5, von 5 nach 6 sowie von 6 nach 7 können jeweils als Lastschaltungen ausgeführt werden, und zwar durch überschneidende Betätigung der zwei Reibkupplungen 24, 26, derart, dass die eine geöffnet und die andere geschlossen wird.
Gangwechsel zwischen den Vorwärtsgangstufen 3 und 4 beinhalten jeweils eine ge- schlossene zweite Reibkupplung 26 und können daher nicht als Lastschaltung durch- geführt werden. Vielmehr ist hierbei kurzzeitig die zweite Reibkupplung 26 zu öffnen, um in der Getriebeanordnung 26 die Brückenkupplung bzw. die Schaltkupplungen schalten zu können.
In Fig. 2 ist eine bevorzugte Ausführungsform einer Doppelkupplungsanordnung 14' gezeigt, die eine erste Reibkupplung 24' aufweist, die als Lamellenkupplung ausgebil- det ist, sowie eine zweite Reibkupplung 26', die als ringförmige Lamellenkupplung ra- dial um die erste Reibkupplung 24' herum ausgebildet ist. Die erste Reibkupplung 24' und die zweite Reibkupplung 26' überlappen sich in axialer Richtung zumindest ab- schnittsweise.
Der Doppelkupplungsanordnung 14' ist eine Kupplungsaktuatoranordnung 1 10 zuge- ordnet. Die Kupplungsaktuatoranordnung 1 10 ist für sämtliche Doppelkupplungsan- ordnungen der vorliegenden Anmeldung verwendbar.
Die Kupplungsaktuatoranordnung 1 10 beinhaltet einen ersten Pumpenaktuator 1 12 und einen zweiten Pumpenaktuator 1 14.
Der erste Pumpenaktuator 1 12 beinhaltet eine erste Pumpe 1 16A, die mittels eines ers- ten Elektromotors 1 18A angetrieben ist. Ferner beinhaltet der erste Pumpenaktuator 112 eine erste Kolben-/Zylinderanordnung 120A, deren Zylinder direkt, d.h. ohne Zwi- schenschaltung von Proportionalventilen, mit einem Druckausgang der ersten Pumpe 116A verbunden ist.
Ein Sauganschluss der ersten Pumpe 1 16A ist mit einem Fluidsumpf 122 verbunden. Ferner ist der Druckanschluss der ersten Pumpe 1 16A über einen ersten Nebenzweig 124A mit dem Fluidsumpf 122 verbunden, wobei in dem ersten Nebenzweig 124A vorzugsweise eine erste Blende 126A angeordnet ist. Der erste Pumpenaktuator 1 12 ist der ersten Reibkupplung 24' zugeordnet.
Der zweite Pumpenaktuator 114 ist der zweiten Reibkupplung 26' zugeordnet und weist Komponenten auf, die identisch sind zu jener des ersten Pumpenaktuators 1 12. Entsprechend sind die jeweiligen Komponenten mit einem Suffix B versehen anstelle des Suffixes A.
In den Fig. 3 und 4 sind weitere Ausführungsformen von Doppelkupplungsgetrieben gezeigt, die hinsichtlich Aufbau und Funktionsweise generell dem Doppelkupplungs- getriebe 17 der Fig. 1 entsprechen. Gleiche Elemente sind daher durch gleiche Be- zugszeichen gekennzeichnet. Im Folgenden werden im Wesentlichen die Unterschie- de erläutert. Bei den Doppelkupplungsgetrieben der Fig. 3 und 4 kann auch die Dop- pelkupplungsanordnung 14' der Fig. 2 Verwendung finden.
Bei dem Doppelkupplungsgetriebe 17" der Fig. 3 beinhaltet die Getriebeanordnung 16" eine Drehzahländerungseinrichtung 94", die anstelle der Nebenwelle 96 und der Nebenradsätze 98, 100 einen Planetenradsatz 130 beinhaltet.
Der Planetenradsatz 130 weist ein erstes Glied 132 auf, das mit der Zwischenwelle 106 verbunden ist. Ferner weist der Planetenradsatz 130 ein zweites Glied 134 auf, das mit der zweiten Getriebeeingangswelle 38 verbunden ist. Der Planetenradsatz 130 weist ein drittes Glied 136 auf, das an einem Gehäuse 138 festgelegt ist. Das ers- te Glied 132 ist vorzugsweise das Sonnenrad. Das zweite Glied 134 ist vorzugsweise der Planetenträger. Das dritte Glied 136 ist vorzugsweise ein Hohlrad des Planeten- rad satzes 130.
Auch mit der Drehzahländerungseinrichtung 94" wird ein festes Drehzahlverhältnis zwischen dem zweiten Ausgangsglied bzw. der Zwischenwelle 106 und der zweiten Getriebeeingangswelle 38 eingerichtet.
In Fig. 4 ist eine weitere Ausführungsform eines Doppelkupplungsgetriebes 17'" mit einer Getriebeanordnung 16'" gezeigt. Die Getriebeanordnung 16"' unterscheidet sich von der Getriebeanordnung 16 der Fig. 1 lediglich dadurch, dass die Radsatzebene 54 mit dem vierten Radsatz 52 weggelas- sen ist.
Die Getriebeanordnung 16"' ist folglich zur Einrichtung von fünf Vorwärtsgangstufen und nicht von sieben Vorwärtsgangstufen ausgelegt.
Das dritte Schaltkupplungspaket 72'" ist hierbei aus axialen Bauraumgründen auf ei- ner dem dritten Radsatz 48 gegenüberliegenden axialen Seite des fünften Radsatzes 56 angeordnet und beinhaltet nur eine einzelne sechste Schaltkupplung 76'", die der Rückwärtsgangstufe R zugeordnet ist.
In den Ausführungsformen der Fig. 3 und 4 ist das Parksperrenrad 82" in axialer Rich- tung zwischen den Radsätzen 44 und 48 angeordnet.
In Fig. 5 ist eine weitere Ausführungsform eines Doppelkupplungsgetriebes 17IV mit einer Getriebeanordnung 16IV gezeigt.
Das Doppelkupplungsgetriebe 17IV entspricht hinsichtlich Aufbau und Funktionsweise generell den Doppelkupplungsgetriebe 17 der Fig. 1. Gleiche Elemente sind daher mit gleichen Bezugszeichen versehen. Im Folgenden werden im Wesentlichen die Unter- schiede erläutert.
Bei dem Doppelkupplungsgetriebe 17IV ist der vierte Radsatz 52IV für die Gangstufen 6 und 7 auf einer axialen Seite des fünften Radsatzes 56 angeordnet, die dem dritten Radsatz 48 für die Vorwärtsgangstufe 3 gegenüberliegt. Mit anderen Worten ist der fünfte Radsatz 56 nun axial benachbart zu dem dritten Radsatz 48.
Auf der axial gegenüberliegenden Seite ist der vierte Radsatz 52IV für die Gangstufen 6 und 7 vorgesehen, wobei zwischen diesem Radsatz und dem fünften Radsatz 56 das dritte Schaltkupplungspaket 72IV angeordnet ist. Der vierte Radsatz 52IV befindet sich in axialer Richtung zwischen den Nebenradsät- zen 98, 100.
Weiterhin ist zu dem Doppelkupplungsgetriebe 17 der Fig. 1 unterschiedlich, dass das Abtriebszahnrad 78IV, das an der Getriebeausgangswelle festgelegt ist, in axialer Richtung zwischen dem dritten Radsatz 48 für die Vorwärtsgangstufe 3 und dem zwei- ten Radsatz 44 für die Vorwärtsgangstufen 4, 5 angeordnet ist. Mit anderen Worten ist das Abtriebszahnrad 78 mit dem zweiten Schaltkupplungspaket 66 axial ausgerichtet.
Ferner befindet sich das Parksperrenrad 82, das an der Getriebeausgangswelle 39 festgelegt ist, im Eingangsbereich des Getriebes und ist mit dem ersten Nebenradsatz 98 axial ausgerichtet.

Claims

Ansprüche
1. Doppelkupplungsgetriebe (17) mit einer Doppelkupplungsanordnung (14), die eine erste Reibkupplung (24) und eine zweite Reibkupplung (26) aufweist, wobei die erste Reibkupplung (24) und die zweite Reibkupplung (26) ein gemeinsames Eingangsglied (28) aufweisen, das mit einer Antriebswelle verbindbar ist, wobei die erste Reibkupplung (24) ein erstes Ausgangsglied (30) aufweist und wobei die zweite Reibkupplung (26) ein zweites Ausgangsglied (32) aufweist,
- einer Getriebeanordnung (16), die eine erste Getriebeeingangswelle (36) und eine zweite Getriebeeingangswelle (38) sowie eine Getriebeausgangs- welle (39) aufweist, wobei die erste und die zweite Getriebeeingangswelle (36, 38) jeweils über wenigstens einen Radsatz (40, 44, 48, 52, 56) mit der Getriebeausgangswelle (39) verbunden sind, und
- einer Brückenkupplung (70), mittels der die erste Getriebeeingangswelle (36) und die zweite Getriebeeingangswelle (38) miteinander verbindbar sind, wobei die erste Getriebeeingangswelle (36) starr mit dem ersten Ausgangsglied (30) verbunden ist, und wobei die zweite Getriebeeingangswelle (38) mit dem zweiten Ausgangsglied (32) über eine Drehzahländerungseinrichtung (94) verbunden ist, so dass die zweite Getriebeeingangswelle (38) mit einer anderen Drehzahl dreht als das zweite Aus- gangsglied (32).
2. Doppelkupplungsgetriebe nach Anspruch 1 , wobei die Drehzahländerungseinrich- tung (94) eine Nebenwelle (96) aufweist, die über einen ersten Nebenradsatz (98) mit dem zweiten Ausgangsglied (32) verbunden ist und die über einen zweiten Nebenradsatz (100) mit der zweiten Getriebeeingangswelle (38) verbunden ist.
3. Doppelkupplungsgetriebe nach Anspruch 2, wobei der erste Nebenradsatz (98) und/oder der zweite Nebenradsatz (100) als Konstanten-Radsatz ausgebildet ist.
4. Doppelkupplungsgetriebe nach Anspruch 2 oder 3, wobei der erste Nebenradsatz (98) und/oder der zweite Nebenradsatz (100) ein an der Nebenwelle gelagertes Zahnrad (102) aufweist, das mit einem Zahnrad (104) in Eingriff steht, das an der Getriebeausgangswelle (39) gelagert ist.
5. Doppelkupplungsgetriebe nach Anspruch 4, wobei das an der Nebenwelle (96) gelagerte Zahnrad ein Festrad (202) ist, wobei das an der Getriebeausgangswelle (39) gelagerte Zahnrad ein schaltbares Losrad ist, das einer Gangstufe (R) zuge- ordnet ist.
6. Doppelkupplungsgetriebe nach Anspruch 1 , wobei die Drehzahländerungseinrich- tung (94") einen Planetenradsatz (130) aufweist, der drei Glieder beinhaltet, von denen ein erstes Glied (132) mit dem zweiten Ausgangsglied (32) verbunden ist, von denen ein zweites Glied (134) mit der zweiten Getriebeeingangswelle (38) verbunden ist, und von denen ein drittes Glied (136) an einem Gehäuse (138) festgelegt ist.
7. Doppelkupplungsgetriebe nach einem der Ansprüche 1 - 6, wobei die Drehzah- länderungseinrichtung (94) in axialer Richtung zwischen der Doppelkupplungsan- ordnung (14) und einem Radsatz (52; 56") angeordnet ist.
8. Doppelkupplungsgetriebe nach einem der Ansprüche 1 - 7, wobei an der Getrie- beausgangswelle (39) ein Parksperrenrad (82) festgelegt ist, das vorzugsweise axial zwischen einem Abtriebszahnrad (78) und einem Radsatz (56) angeordnet ist.
9. Doppelkupplungsgetriebe nach einem der Ansprüche 1 - 8, wobei die erste
Reibkupplung (24') und die zweite Reibkupplung (26') radial benachbart zueinan- der angeordnet sind und sich in axialer Richtung zumindest teilweise überschnei- den.
10. Doppelkupplungsgetriebe nach einem der Ansprüche 1 - 9, wobei die erste
und/oder die zweite Reibkupplung (24', 26') hydraulisch mittels einer zugeordneten Kolben-/Zylinderanordnung (120) betätigbar ist, wobei ein Zylinder der Kolben-/ Zylinderanordnung (120) direkt mit einem Druckanschluss einer elektromotorisch angetriebenen Pumpe (116) verbunden ist, derart, dass ein über die Reibkupplung (24', 26') übertragbares Drehmoment durch Steuern einer Drehzahl der Pumpe (116) regelbar ist.
11. Doppelkupplungsgetriebe nach einem der Ansprüche 1 - 10, wobei die Getriebe- anordnung (16) dazu ausgebildet ist, mittels einer ersten Mehrzahl von Schalt- kupplungen (62, 64. 68, 70, 74, 76; 62, 64, 68, 70, 76'") eine zweite Mehrzahl von Gangstufen (1-7, R; 1-5, Ri) einzurichten, wobei die Schaltkupplungen mittels ei- ner elektromotorisch antreibbaren Schaltwalzenanordnung betätigbar sind.
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