JP5228046B2 - Double clutch transmission - Google Patents

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Description

本発明は、請求項１に記載のダブルクラッチトランスミッションに関する。   The present invention relates to a double clutch transmission according to claim 1.

特許文献１から、既に、ダブルクラッチトランスミッションが公知となっている。このダブルクラッチトランスミッションは、６つの前進ギアを有する。互いに対して同軸に設けられている２つのカウンタシャフトが設けられている。さらに、一方のカウンタシャフトは中空シャフトとして形成されており、内部シャフトとして形成されている他方のカウンタシャフトに支持されている。中空シャフトには、固定ギアおよびフローティングギアが設けられている。   From Patent Document 1, a double clutch transmission is already known. This double clutch transmission has six forward gears. Two countershafts are provided that are coaxial with each other. Furthermore, one countershaft is formed as a hollow shaft and is supported by the other countershaft formed as an internal shaft. The hollow shaft is provided with a fixed gear and a floating gear.

これに対して、特許文献２の図２の実施形態では、固定ギアのみを中空シャフトに同軸に設けるようになっている。特許文献３は、ダブルクラッチトランスミッションを示している。このダブルクラッチトランスミッションでは、２つの入力定数が固定ギアとして設計されている。   On the other hand, in the embodiment of FIG. 2 of Patent Document 2, only the fixed gear is coaxially provided on the hollow shaft. Patent Document 3 shows a double clutch transmission. In this double clutch transmission, two input constants are designed as fixed gears.

欧州特許出願公開第１０１３９６６Ａ１号明細書European Patent Application Publication No. 1013966A1 独国特許出願公開第１００３７３９８Ａ１号明細書German Patent Application Publication No. 10037398A1 独国特許出願公開第１９９１８７３２Ａ１号明細書German Patent Application Publication No. 19918732A1 Specification

本発明の課題は、多数のギア段を有するコンパクトで安価なダブルクラッチトランスミッションを提供することである。   An object of the present invention is to provide a compact and inexpensive double clutch transmission having a large number of gear stages.

上記課題は、本発明によると、請求項１の特徴によって解決される。   This object is achieved according to the invention by the features of claim 1.

本発明の利点によると、６つ以上の前進ギア（ギア段）が設けられている。特に、７つまたは８つの前進ギアを設けることができる。それにも関らず、本発明に係るダブルクラッチトランスミッションにおいては、必要な歯車面または歯車および切替要素の数が比較的少ない。したがって、本発明に係るダブルクラッチトランスミッションは、特に軸方向において小さく構成でき、さらに、軽量で安価である。したがって、本発明に係る歯車セット概念は、歯車対を複数のギア段において二重に使うことで、ギア数を高めながらも、そのために多数の歯車を必要としない。   According to the advantages of the invention, more than six forward gears (gear stages) are provided. In particular, 7 or 8 forward gears can be provided. Nevertheless, the double clutch transmission according to the invention requires a relatively small number of gear faces or gears and switching elements. Therefore, the double clutch transmission according to the present invention can be made small especially in the axial direction, and is light and inexpensive. Therefore, the gear set concept according to the present invention does not require a large number of gears for this purpose while increasing the number of gears by using the gear pairs double in a plurality of gear stages.

特に好適な一構成において、トランスミッションケーシングにおいて、中間壁が設けられていてもよく、それによって、長尺のカウンタシャフトの側方への曲げを確実に防止する。   In a particularly preferred configuration, the transmission casing may be provided with an intermediate wall, which reliably prevents the long countershaft from being bent sideways.

さらなる一構成において、カウンタシャフトは、直接ギア段において連結解除可能であり、それによって、漏れ損失（Planschverluste）を防ぐとともに直接ギア段におけるダブルクラッチトランスミッションが高い効率を有するようになる。   In a further configuration, the countershaft can be disconnected at the direct gear stage, thereby preventing leakage losses (Planschverluste) and making the double clutch transmission at the direct gear stage highly efficient.

さらなる構成では、ダブルクラッチトランスミッションの特に好適なギアステップの段階が設けられている。   In a further configuration, a particularly suitable gear step stage of a double clutch transmission is provided.

本発明のさらなる利点は、他の請求項、明細書および図面から明らかになる。   Further advantages of the invention will become apparent from the other claims, the description and the drawings.

７つまたは８つの前進ギアおよび２つの後退ギアを備えるダブルクラッチトランスミッションの歯車セットを概略的に示す図であり、同図において、ダブルクラッチトランスミッションは４つのガイドスリーブおよび２つのクラッチを有する。FIG. 2 schematically shows a gear set of a double clutch transmission with seven or eight forward gears and two reverse gears, in which the double clutch transmission has four guide sleeves and two clutches. 特に短いパイロット軸受および中間壁を有する図１に係るダブルクラッチトランスミッションの一実施形態を示す図である。2 shows an embodiment of the double clutch transmission according to FIG. 1 with a particularly short pilot bearing and an intermediate wall. 長い止まり穴を有するパイロット軸受を備えた図１に係るダブルクラッチトランスミッションの一実施形態を示す図である。FIG. 2 shows an embodiment of the double clutch transmission according to FIG. 1 with a pilot bearing having a long blind hole. 図１〜図３に係るトランスミッションに関して、第１の実質的に累進的な度合いのギアステップを示した図である。4 shows a first substantially progressive degree gear step for the transmission according to FIGS. 1 to 3. FIG. 図１〜図３に係るトランスミッションに関して、第２の実質的に累進的な度合いのギアステップを示した図である。4 shows a second substantially progressive degree gear step for the transmission according to FIGS. 図１ないし図３に係るトランスミッションに関して、非常に幾何学的な度合いのギアステップを示した図である。FIG. 4 shows a very geometric degree of gear steps for the transmission according to FIGS. 1 to 3. 図１ないし図３に係るトランスミッションに関して、第３の実質的に累進的な度合いのギアステップを示した図である。FIG. 4 shows a third substantially progressive degree gear step for the transmission according to FIGS. 1 to 3. 図１に示したダブルクラッチトランスミッションの動力伝達を個々のギアに関して示した図である。It is the figure which showed the power transmission of the double clutch transmission shown in FIG. 1 regarding each gear. 図１ないし図３に係るダブルクラッチトランスミッションのガイドスリーブおよび２つのクラッチの相関位置を示した表である。4 is a table showing a correlation position between a guide sleeve and two clutches of the double clutch transmission according to FIGS. 1 to 3; FIG. アップシフト工程について最も前方のガイドスリーブ用に最適化されている切り替え状態を示した図９と同様の図である。FIG. 10 is a view similar to FIG. 9 showing a switching state optimized for the frontmost guide sleeve in the upshift process.

以下、本発明を複数の実施例に基づいて説明する   Hereinafter, the present invention will be described based on a plurality of embodiments.

図１に示されているダブルクラッチトランスミッション１００は、７つまたは８つの前進ギア（前進ギア段）Ｖ１ないしＶ８ならびに２つの後退ギア（後退ギア段）Ｒ１、Ｒ２を有する。すべての前進ギアＶ１ないしＶ８は、順次連続的にパワーシフト可能である。同様に、２つの後退ギアＲ１、Ｒ２は、互いに対してパワーシフト可能である。それぞれ１つのガイドスリーブＳ１ないしＳ４を備える４つの切替要素が設けられている。ここで、メインシャフト２０を有する入力シャフトが、第１の部分トランスミッション２２および第２の部分トランスミッション２４によって接続されている。これらギアは、動力伝達のために互いに平行に設けられている。   The double clutch transmission 100 shown in FIG. 1 has seven or eight forward gears (forward gear stages) V1 to V8 and two reverse gears (reverse gear stages) R1, R2. All the forward gears V1 to V8 can be sequentially and power shifted sequentially. Similarly, the two reverse gears R1, R2 can be power shifted with respect to each other. Four switching elements each having one guide sleeve S1 to S4 are provided. Here, the input shaft having the main shaft 20 is connected by the first partial transmission 22 and the second partial transmission 24. These gears are provided in parallel to each other for power transmission.

部分トランスミッション２２、２４は、
− それぞれ摩擦結合するパワーシフトクラッチＫ１、Ｋ２と、
− それぞれ１つの中間シャフト１２、１４
を有する。第１の中間シャフト１４は、第２の中間シャフト１２に対して同心状に配置されている。２つの中間シャフト１２、１４は、入力シャフト１０に対して同軸上に設けられており、かつ、それぞれパワーシフトクラッチＫ１、Ｋ２によって入力シャフト１０に操作に応じて接続することができる。第１の部分トランスミッション２２に対応して設けられている第２の中間シャフト１２は、一方ではメインシャフト２０に係脱可能なガイドスリーブＳ１によって直接第５前進ギアＶ５を構成するために操作に応じて接続可能であり、また、他方では、このガイドスリーブＳ１によって、第２の入力定数Ｅ２のフローティングギア４１およびこれに噛合する固定ギア５１を介して、メインシャフト２０に対して平行な中空シャフトとして構成されているカウンタシャフトと機能に応じて接続可能である。中空シャフト１８は、これによって、第１の部分トランスミッション２２に対して対応して設けられるとともに、第１の歯車対Ｚ１によって、最大の前進ギアＶ７または２つの最大の前進ギアＶ７、Ｖ８を構成するために、メインシャフト２０と動力伝達状態になることができる。歯車対Ｚ１は、ここでは、メインシャフト２０上に同軸状に設けられているフローティングギア１および同軸状に共回転するように中空シャフト１８上に設けられている固定ギア２を有する。第７または第８の前進ギアＶ７またはＶ８は、それぞれ、フローティングギア１の後方に設けられている第２のガイドスリーブＳ２を前方に移動させ、それによって共回転するような接続をフローティングギア１およびメインシャフト２０の間に生成することによって形成される。第２の入力定数Ｅ２の前に、第１の入力定数Ｅ１が設けられる。これは、中空の中間シャフト１４に対して同軸状に共回転するように設けられている入力固定ギア５０および内部シャフト１９に対して同軸状に共回転するように設けられている固定ギア５２を有する。どの入力定数Ｅ１またはＥ２によって駆動モーメントが歯車対Ｚ１に伝達されるかによって、第７または第８の前進ギアＶ７またはＶ８が作動される。 The partial transmissions 22, 24 are
-Power shift clutches K1, K2 which are frictionally coupled respectively;
-One intermediate shaft 12, 14 each
Have The first intermediate shaft 14 is disposed concentrically with respect to the second intermediate shaft 12. The two intermediate shafts 12 and 14 are provided coaxially with respect to the input shaft 10 and can be connected to the input shaft 10 according to operations by power shift clutches K1 and K2, respectively. The second intermediate shaft 12 provided corresponding to the first partial transmission 22 is adapted to the operation to directly constitute the fifth forward gear V5 by means of a guide sleeve S1 which can be engaged with and disengaged from the main shaft 20 on the one hand. On the other hand, the guide sleeve S1 is used as a hollow shaft parallel to the main shaft 20 via the floating gear 41 having the second input constant E2 and the fixed gear 51 meshing therewith. It can be connected to the configured countershaft depending on the function. The hollow shaft 18 is thereby provided correspondingly to the first partial transmission 22 and constitutes the largest forward gear V7 or the two largest forward gears V7, V8 by means of the first gear pair Z1. Therefore, a power transmission state with the main shaft 20 can be achieved. Here, the gear pair Z1 has a floating gear 1 coaxially provided on the main shaft 20 and a fixed gear 2 provided on the hollow shaft 18 so as to co-rotate coaxially. The seventh or eighth forward gear V7 or V8 moves the second guide sleeve S2 provided on the rear side of the floating gear 1 forward, thereby connecting the floating gear 1 and the co-rotating gear together. It is formed by producing between the main shafts 20. A first input constant E1 is provided before the second input constant E2. This includes an input fixed gear 50 provided to co-rotate coaxially with respect to the hollow intermediate shaft 14 and a fixed gear 52 provided to co-rotate coaxially with respect to the internal shaft 19. Have. The seventh or eighth forward gear V7 or V8 is operated depending on which input constant E1 or E2 transmits the driving moment to the gear pair Z1.

第１の歯車対Ｚ１の後方で、第２の歯車対Ｚ２が設けられている。これは、メインシャフト２０上に同軸状に設けられているフローティングギア３および中空シャフト１８上に同軸状に共回転するように設けられている固定ギア４を有する。２つのフローティングギア１、３の間で第２のガイドスリーブＳ２が後方に移動される場合、共回転するような接続がメインシャフト２０およびフローティングギア３の間に生成される。   A second gear pair Z2 is provided behind the first gear pair Z1. This has a floating gear 3 coaxially provided on the main shaft 20 and a fixed gear 4 provided to co-rotate coaxially on the hollow shaft 18. When the second guide sleeve S <b> 2 is moved backward between the two floating gears 1, 3, a corotating connection is created between the main shaft 20 and the floating gear 3.

中空シャフト１８の内部で、内部シャフト１９として形成されているさらなるカウンタシャフトが設けられている。この内部シャフト１９は、前方端部において、入力定数Ｅ１の固定ギア５２を有する。この固定ギア５２を有する内部シャフト１９は、中空シャフト１８から前方に突出する。この範囲は、前方から後方に互いに連続する順番で第３のガイドスリーブ、フローティングギア５、固定ギア６および固定ギア７を保持する。第３のガイドスリーブＳ３によって、選択的に、中空シャフト１８またはフローティングギア５が、内部シャフト１９に連結可能である。ここで、フローティングギア５は、同軸状に共回転するようにメインシャフト２０上に設けられている固定ギア８に噛合する。フローティングギア５およびこれと噛合する固定ギア８には、これによって、第３の歯車面Ｚ３が対応して設けられる。この第３の歯車面Ｚ３は、第６の前進ギアＶ６に対応して設けられている。   Within the hollow shaft 18, a further countershaft is provided which is formed as an internal shaft 19. The internal shaft 19 has a fixed gear 52 with an input constant E1 at the front end. The internal shaft 19 having the fixed gear 52 protrudes forward from the hollow shaft 18. In this range, the third guide sleeve, the floating gear 5, the fixed gear 6 and the fixed gear 7 are held in the order of continuous from the front to the rear. By means of the third guide sleeve S3, the hollow shaft 18 or the floating gear 5 can optionally be connected to the internal shaft 19. Here, the floating gear 5 meshes with a fixed gear 8 provided on the main shaft 20 so as to co-rotate coaxially. Accordingly, the third gear surface Z3 is provided correspondingly to the floating gear 5 and the fixed gear 8 meshing therewith. The third gear surface Z3 is provided corresponding to the sixth forward gear V6.

第３の歯車対Ｚ３の後方に、第４の歯車対Ｚ４が設けられている。この歯車対を介して、第１および第２の前進ギアＶ１、Ｖ２が延在する。この第４の歯車対Ｚ４とその背後にある第５の歯車対Ｚ５との間に、メインシャフト２０に対して同軸状に第４のガイドスリーブＳ４が設けられている。このガイドスリーブＳ４が前方に移動されると、それは、第４の歯車対Ｚ４のフローティングギア３０とメインシャフト２０との間の共回転するような接続を形成する。これに対して、ガイドスリーブＳ４が後方に移動されると、それは、歯車チェーンＺＫのフローティングギア３１とメインシャフト２０との間の共回転するような接続を形成する。歯車チェーンＺＫは、ここで、フローティングギア３１と最も後方の固定ギア７のほかに、さらに中間歯車３２を有する。これは、一方ではフローティングギア３１と、他方では最も後方の固定ギア７と噛合する。簡単に概観するために、この中間歯車３２は、図面では閉止状態で描かれている。したがって、どの入力定数によって回転モーメントが歯車チェーンＺＫに供給されるかによって、第１の後退ギアＲ１または第２の後退ギアＲ２が作動される。   A fourth gear pair Z4 is provided behind the third gear pair Z3. The first and second forward gears V1 and V2 extend through the gear pair. A fourth guide sleeve S4 is provided coaxially with respect to the main shaft 20 between the fourth gear pair Z4 and the fifth gear pair Z5 behind the fourth gear pair Z4. When this guide sleeve S4 is moved forward, it forms a co-rotating connection between the floating gear 30 of the fourth gear pair Z4 and the main shaft 20. On the other hand, when the guide sleeve S4 is moved rearward, it forms a co-rotating connection between the floating gear 31 of the gear chain ZK and the main shaft 20. Here, the gear chain ZK further includes an intermediate gear 32 in addition to the floating gear 31 and the rearmost fixed gear 7. This meshes with the floating gear 31 on the one hand and the rearmost fixed gear 7 on the other hand. For a brief overview, this intermediate gear 32 is depicted in the closed state in the drawing. Accordingly, the first reverse gear R1 or the second reverse gear R2 is operated depending on which input constant supplies the rotational moment to the gear chain ZK.

これによって、２つの歯車対Ｚ２およびＺ４がそれぞれ、メインシャフト２０上のフローティングギア３、３０によってそれぞれ２つの異なる前進ギアＶ１ないしＶ４を実現するために使用される。歯車対Ｚ１は、前進ギアＶ７のみに関しても、また代替的に２つの前進ギアＶ７およびＶ８に関しても使用することができる。この二通りまたは三通りの使用によって、ダブルクラッチトランスミッションは、軸方向において、公知のトランスミッションよりも短くなっている。   Thereby, two gear pairs Z2 and Z4 are respectively used to realize two different forward gears V1 to V4 by means of the floating gears 3, 30 on the main shaft 20, respectively. The gear pair Z1 can be used for the forward gear V7 only and alternatively for the two forward gears V7 and V8. Due to these two or three uses, the double clutch transmission is shorter in the axial direction than the known transmission.

内部シャフト１８は、比較的長尺である。回転モーメントの強い駆動モータにダブルクラッチトランスミッションが接続される場合、または、歯車サイズが、高い回転モーメントが伝達されるように設計されている場合、内部シャフト１９の側方曲げがこれによって確実に排除され、図２によると追加的に担持するための中間壁４０が使用される。この中間壁４０は、メインシャフトをギア入力側の端部の領域において支持するように設けられている。図面には示していない構成において、内部シャフトに対して同軸状に設けられるとともにこの内部シャフトに担持されている中空シャフト１８も同様に、この中間壁４１を介して追加的に支持することができる。   The inner shaft 18 is relatively long. If a double clutch transmission is connected to a drive motor with a strong rotational moment, or if the gear size is designed to transmit a high rotational moment, this ensures that side bending of the internal shaft 19 is eliminated. According to FIG. 2, an intermediate wall 40 is additionally used for carrying. The intermediate wall 40 is provided so as to support the main shaft in the region of the end portion on the gear input side. In a configuration not shown in the drawing, the hollow shaft 18 provided coaxially with the inner shaft and carried by the inner shaft can likewise be additionally supported via this intermediate wall 41. .

図２に係る実施形態において、メインシャフト２０は、いわゆるパイロット軸受の状態で、内部中間シャフト１２の止まり穴４２ａ内に支持されている。図面には示していない特に有利な実施形態では、止まり穴が、第２の入力定数Ｅ２の入力フローティングギアの軸方向の構造空間まで達している。   In the embodiment according to FIG. 2, the main shaft 20 is supported in a blind hole 42 a of the internal intermediate shaft 12 in a so-called pilot bearing state. In a particularly advantageous embodiment not shown in the drawing, the blind hole reaches the axial structural space of the input floating gear with the second input constant E2.

図３によると、止まり穴４２ｂは、それどころか内部中間シャフト１２よりも深く伸びていてもよい。このようにして、パイロット軸受は、外部中間シャフト１４の軸受に比較的近くなっており、それによって、内部中間シャフト１２の自由な支持長が短くなるようになっている。したがって、図２に係る中間壁４０を省略することができる。パイロット軸受は、好適には、ころがり軸受として実施されている。説明した実施形態では径方向の構造空間がとても小さいので、Ｅ２が内部中間シャフト１２に対して好適にはすべり軸受として実施されている。   According to FIG. 3, the blind hole 42 b may instead extend deeper than the inner intermediate shaft 12. In this way, the pilot bearing is relatively close to the bearing of the outer intermediate shaft 14 so that the free support length of the inner intermediate shaft 12 is shortened. Therefore, the intermediate wall 40 according to FIG. 2 can be omitted. The pilot bearing is preferably implemented as a rolling bearing. In the embodiment described, the radial structural space is so small that E2 is preferably implemented as a plain bearing for the inner intermediate shaft 12.

歯車対Ｚ２、Ｚ４および場合によってはＺ１の二通りまたは三通りの使用によって、ギアステップが完全に自由に選択可能というわけではない。ギアステップφに関しては以下の制限がある：
基本条件ａ）：φＶ１／Ｖ２＝φＶ３／Ｖ４
基本条件ｂ）：φＶ１／Ｖ２＝φＶ７／Ｖ８ The use of gear pairs Z2, Z4 and possibly Z1 in two or three ways does not mean that the gear steps are completely freely selectable. There are the following restrictions on the gear step φ:
Basic condition a): φV1 / V2 = φV3 / V4
Basic condition b): φ V1 / V2 = φ V7 / V8

基本条件ｂ）によって、８つの前進ギアを有するダブルクラッチトランスミッションの累進的な変速が不可能になる。ここでは、特に、幾何学的またはほぼ幾何学的な前進ギアの変速が選択され得る。理想的な幾何学的な変速において、すべてのギアステップが同一である。実際のギア変換の際には、たとえば、ギアステップφＶ２／Ｖ３は、その他のギアステップよりも大きくなるように選択され得る。 The basic condition b) makes it impossible to progressively shift the double clutch transmission with eight forward gears. Here, in particular, a geometric or nearly geometric advance gear shift may be selected. In an ideal geometric shift, all gear steps are the same. In actual gear conversion, for example, the gear step φV2 / V3 can be selected to be larger than the other gear steps.

ダブルクラッチトランスミッションのＰｋｗに典型的な設計のために、７つの前進ギアＶ１ないしＶ７のみの使用が提案される。この場合、ほぼ累進的な変速がまだ可能である。その際、基本条件ａ）は理論上の理想の唯一の逸脱となる。
φＶ１／Ｖ２＝φＶ３／Ｖ４で φＶ１／Ｖ２＜φＶ２／Ｖ３＞φＶ３／Ｖ４
の設計の場合、前進ギアＶ２およびＶ７間で理想的な累進的変速が可能である。ギアステップφ１／２のみが、図４によるとこれとは相違する。したがって、図４は、第１のほぼ累進的なギアステップを示している。ここでは、８つの前進ギアＶ８が一緒に示されているが、これは多くのギア設計において未使用のままである。 Due to the design typical of Pkw for a double clutch transmission, the use of only seven forward gears V1 to V7 is proposed. In this case, almost progressive shifting is still possible. The basic condition a) is then the only deviation from the theoretical ideal.
φV1 / V2 = φV3 / V4 and φV1 / V2 <φV2 / V3 > φV3 / V4
In this design, an ideal progressive shift between the forward gears V2 and V7 is possible. Only the gear step φ1 / 2 differs from this according to FIG. Accordingly, FIG. 4 shows the first substantially progressive gear step. Here, eight forward gears V8 are shown together, but this remains unused in many gear designs.

図５は、第２のほぼ累進的なギアステップを示している。ここでもやはり第８の前進ギアＶ８が一緒に示されているが、これは多くのギア設計において未使用のままである。ギア設計は、ギアステップをφとすると、
φＶ１／Ｖ２＝φＶ２／Ｖ３＝φＶ３／Ｖ４
このギア設計で、理想的な累進的変速が達成される。ギアステップφ２／３は、ここでは、最初の３つのギアステップが少なくともほぼなくなるか、理想的にはすべてなくなるように選択され得る。 FIG. 5 shows a second substantially progressive gear step. Again, an eighth forward gear V8 is shown together, but this remains unused in many gear designs. Gear design, if the gear step is φ,
φ V1 / V2 = φ V2 / V3 = φ V3 / V4
With this gear design, an ideal progressive shift is achieved. The gear step φ2 / 3 can now be selected such that at least approximately the first three gear steps are eliminated, or ideally all.

ギア変速に関する前述した２つの代替案において、第８の前進ギアが多くの場合において実際には使用されないままであり得る。その理由は、ギアステップφＶ７／Ｖ８が特にギアステップφＶ６／Ｖ７およびφＶ５／ｖ６と比較してあまりに大きすぎるからである。代替的に、ダブルクラッチトランスミッションは、図６に係る幾何学的なギア変速を有して構成され得る。この場合には、すべてのギアステップがほぼ同じ大きさであり、それによって、ギアステップφＶ７／Ｖ８があまりに不快に目立つことがなくなる。 In the two alternatives described above for gear shifting, the eighth forward gear can often remain unused in many cases. The reason is that the gear step φV7 / V8 is too large compared to the gear steps φV6 / V7 and φV5 / v6 . Alternatively, the double clutch transmission can be configured with a geometric gear shift according to FIG. In this case, all gear steps are approximately the same size, so that the gear steps φV7 / V8 do not stand out too unpleasantly.

図６は、厳密に幾何学的なギア変速の際のギアステップを示している。   FIG. 6 shows the gear steps during a strictly geometric gear shift.

ダブルクラッチトランスミッションの全変速比の急激な変化を少し拡張するために、純粋に幾何学的な変速から外れて、１つまたは複数のギアステップが、その他のギアステップよりも大きく選択され得る。   To slightly expand the sudden change in the overall transmission ratio of the double clutch transmission, one or more gear steps can be selected larger than the other gear steps, deviating from a purely geometric shift.

図７は、ギアステップφＶ２／Ｖ３がやや大きい設計を示している。したがって、図７は、第３のほぼ幾何学的なギア変速の際のギアステップを示している。 FIG. 7 shows a design with a slightly larger gear step φV2 / V3 . Accordingly, FIG. 7 shows the gear steps during the third substantially geometric gear shift.

第５の前進ギアＶ５は、ギア比ｉ＝１の直接連続駆動として構成されているので、これは、直接ギアと呼ばれる。この直接ギアにおいて、ガイドスリーブＳ２、Ｓ３およびＳ４がそれぞれ自身の中立位置になり第１のクラッチＫ１が開放されたままになることによって、２つのカウンタシャフトが共回転するように連結解除され得る。これによって、漏れ損失および排気損失（Plansch- und Ventilationsverluste）がダブルクラッチトランスミッション内において少なく保持され得る。   Since the fifth forward gear V5 is configured as a direct continuous drive with a gear ratio i = 1, it is called a direct gear. In this direct gear, the guide sleeves S2, S3 and S4 are each in their neutral positions and the first clutch K1 remains open so that the two countershafts can be disconnected so as to co-rotate. Thereby, leakage and exhaust losses (Plansch-und Ventilationsverluste) can be kept low in the double clutch transmission.

図８は、この個々のギアに関して、図１にも示されているダブルクラッチトランスミッションの動力伝達を示している。個々のギアにおける動力伝達、すなわち、前進ギアＶ１ないしＶ３および２つの後退ギアＲ１およびＲ２における動力伝達は、この場合、ダブルクラッチトランスミッションの下部において線で示されている。図９は、図においてガイドスリーブＳ１ないしＳ４および２つのクラッチＫ１、Ｋ２の対応する位置を示す。したがって、図９には、それぞれのギアの実現のためのシフト動作が示されている。ここでは、ガイドスリーブＳ１ないしＳ４が、前方の位置ｖ、後方の位置ｈおよび中央の中立位置Ｎにある。   FIG. 8 shows the power transmission of the double clutch transmission which is also shown in FIG. 1 for this individual gear. The power transmission in the individual gears, i.e. the power transmission in the forward gears V1 to V3 and the two reverse gears R1 and R2, is in this case indicated by a line at the bottom of the double clutch transmission. FIG. 9 shows the corresponding positions of the guide sleeves S1 to S4 and the two clutches K1, K2 in the figure. Therefore, FIG. 9 shows a shift operation for realizing each gear. Here, the guide sleeves S1 to S4 are at the front position v, the rear position h, and the neutral position N in the center.

シフト動作は、図９とは異なって、ガイドスリーブＳ１ないしＳ４において必要な調節位置の数が図９よりも削減されるように設計されてもよい。この場合、それぞれ異なるシフト方針が生じる。それは、次のギアチェンジがシフトアップ工程かシフトダウン工程なのかによる。図１０に係る表では、たとえば、シフト表が挙げられている。この表では、ガイドスリーブＳ１の調節運動の数がそれぞれ次のシフトアップ工程に関して削減されている。同様に、図面には示されていないシフト方法を使用することができる。このシフト方法は、追加でその他のガイドスリーブＳ２ないしＳ４の調節運動を削減する。同様に、ここでは図面に示していない方法を採用することもできる。この方針は、後退ギアに関する調節運動の数を削減する。   Unlike FIG. 9, the shift operation may be designed such that the number of adjustment positions required in the guide sleeves S1 to S4 is reduced as compared with FIG. In this case, different shift policies occur. It depends on whether the next gear change is a shift-up process or a shift-down process. In the table according to FIG. 10, for example, a shift table is cited. In this table, the number of adjusting movements of the guide sleeve S1 is reduced for each subsequent upshifting process. Similarly, shift methods not shown in the drawings can be used. This shifting method additionally reduces the adjustment movement of the other guide sleeves S2 to S4. Similarly, a method not shown in the drawings can be adopted here. This strategy reduces the number of adjustment movements for the reverse gear.

上述の実施形態では、例示的な構成のみを記載した。異なる実施形態の特徴を組み合わせることが可能である。さらなる特徴、特に本発明に属する装置部分の記載していない特徴を、図面の本装置の部分の幾何学的形状から理解することができる。   In the above-described embodiment, only an exemplary configuration has been described. It is possible to combine features of different embodiments. Further features, in particular features not described of the device parts belonging to the invention, can be understood from the geometry of the device parts of the drawings.

Claims (13)

少なくとも７つの互いにシフト可能な前進ギア（Ｖ１〜Ｖ８）と２つの互いにシフト可能な後退ギア（Ｒ１、Ｒ２）を備えるダブルクラッチトランスミッション（１００）であって、
第１のクラッチ（Ｋ１）が中空中間シャフト（１４）に接続され、第２のクラッチ（Ｋ２）が該中空中間シャフト（１４）の内部に設けられた中間シャフト（１２）に接続され、該中間シャフト（１２）は、ガイドスリーブ（Ｓ１）の第１の終端位置において入力フローティングギア（４１）と、第２の終端位置において同軸のメインシャフト（２０）とに選択的に連結可能とされており、該メインシャフトに２つのフローティングギア（３、３０）が同軸状に配置されており、これらのフローティングギアはそれぞれ互いに異なるカウンタシャフト（１８；１９）の固定ギア（４；６）に噛合し、これらが４つの異なる前進ギア（Ｖ１、Ｖ２、Ｖ３、Ｖ４）を構成することを特徴とする、ダブルクラッチトランスミッション。 A double clutch transmission (100) comprising at least seven mutually shiftable forward gears (V1-V8) and two mutually shiftable reverse gears (R1, R2),
The first clutch (K1) is connected to the hollow intermediate shaft (14), and the second clutch (K2) is connected to the intermediate shaft (12) provided inside the hollow intermediate shaft (14). shaft (12) includes an input floating gear (41) in the first end position of the guide sleeve (S1), which is the selectively connectable to a coaxial main shaft (20) in the second end position , the main shaft to the two floating gears (3,30) are arranged coaxially, these floating gears different countershaft each other meshes with; (6 4), a fixed gear (18 19) Double clutch transmission, characterized in that they constitute four different forward gears (V1, V2, V3, V4). 請求項１に記載のダブルクラッチトランスミッションにおいて、
それぞれ異なる２つの前進ギア（Ｖ７、Ｖ８）を構成するためにさらなる歯車対（Ｚ１）が、前記メインシャフトと、前記メインシャフトに対して平行な中空シャフトとして構成されているカウンタシャフト（１８）との間に設けられていることを特徴とする、ダブルクラッチトランスミッション。 The double clutch transmission according to claim 1,
A further gear pair (Z1) to constitute two different forward gears (V7, V8) , the main shaft and a countershaft (18) configured as a hollow shaft parallel to the main shaft, A double clutch transmission characterized by being provided between the two . 請求項１又は２に記載のダブルクラッチトランスミッションにおいて、
中間シャフト（１４）に対して同軸状にかつ共回転するように、入力固定ギア（５０）が設けられており、該入力固定ギアが、一方のカウンタシャフト（１９）の出力固定ギア（５２）とともに入力定数（Ｅ１）を形成し、これに対して、内部の中間シャフト（１２）に対して同軸状に、入力フローティングギア（４１）が設けられており、該入力フローティングギアは、他方のカウンタシャフト（１８）の第２の出力固定ギア（５１）とともに第２の入力定数（Ｅ２）を形成することを特徴とする、ダブルクラッチトランスミッション。 In the double clutch transmission according to claim 1 or 2,
An input fixed gear (50) is provided so as to be coaxial and co-rotating with respect to the intermediate shaft (14). And an input constant (E1) is formed, and an input floating gear (41) is provided coaxially with respect to the internal intermediate shaft (12). Double clutch transmission, characterized in that it forms a second input constant (E2) together with a second output fixed gear (51) of the shaft (18). 請求項３に記載のダブルクラッチトランスミッションにおいて、
後退ギア（Ｒ１、Ｒ２）に関して、メインシャフト（２０）と同軸に、入力フローティングギア（３１）が設けられており、該入力フローティングギアは中間ギア（３２）と噛合し、該中間ギアは、２つのカウンタシャフト（１８；１９）のうちの一方に対して同軸に設けられている固定ギア（７）と噛合し、これらによって形成される歯車チェーン（ＺＫ）が、異なる２つの後退ギア（Ｒ１、Ｒ２）を実現するため、第１の入力定数（Ｅ１）とも、第２の入力定数（Ｅ２）とも組み合わせ可能であることを特徴とする、ダブルクラッチトランスミッション。 The double clutch transmission according to claim 3,
Regarding the reverse gears (R1, R2), an input floating gear (31) is provided coaxially with the main shaft (20), the input floating gear meshes with the intermediate gear (32), and the intermediate gear is 2 The gear chain (ZK) formed by meshing with a fixed gear (7) provided coaxially with respect to one of the two countershafts (18; 19) has two different reverse gears (R1,. In order to realize (R2), the double clutch transmission can be combined with both the first input constant (E1) and the second input constant (E2). 請求項３に記載のダブルクラッチトランスミッションにおいて、
第２の入力定数（Ｅ２）の入力フローティングギア（４１）が、中間シャフト（１２）上にすべり軸受支持されていることを特徴とする、ダブルクラッチトランスミッション。 The double clutch transmission according to claim 3,
The double clutch transmission, wherein an input floating gear (41) having a second input constant (E2) is supported by a sliding bearing on the intermediate shaft (12). 請求項３に記載のダブルクラッチトランスミッションにおいて、
内部の中間シャフト（１２）が、メインシャフト（２０）に対してパイロット軸受によってころがり軸受支持されていることを特徴とする、ダブルクラッチトランスミッション。 The double clutch transmission according to claim 3,
A double clutch transmission characterized in that the internal intermediate shaft (12) is supported by a rolling bearing by a pilot bearing with respect to the main shaft (20). 請求項６に記載のダブルクラッチトランスミッションにおいて、
パイロット軸受が、第２の入力定数（Ｅ２）の入力フローティングギア（４１）の軸領域に設けられていることを特徴とする、ダブルクラッチトランスミッション。 The double clutch transmission according to claim 6 ,
A double clutch transmission characterized in that the pilot bearing is provided in the axial region of the input floating gear (41) of the second input constant (E2). 請求項６に記載のダブルクラッチトランスミッションにおいて、
パイロット軸受が、第２の入力定数（Ｅ２）の入力フローティングギア（４１）と第１の入力定数（Ｅ１）の入力固定ギア（５０）との間の軸方向領域に延在していることを特徴とする、ダブルクラッチトランスミッション。 The double clutch transmission according to claim 6 ,
That the pilot bearing extends in the axial region between the input floating gear (41) of the second input constant (E2) and the input fixed gear (50) of the first input constant (E1). Features a double clutch transmission. 請求項６に記載のダブルクラッチトランスミッションにおいて、
パイロット軸受が、第１の入力定数（Ｅ１）の入力固定ギア（５０）の軸方向領域まで延在していることを特徴とする、ダブルクラッチトランスミッション。 The double clutch transmission according to claim 6 ,
A double-clutch transmission, characterized in that the pilot bearing extends to the axial region of the input fixed gear (50) of the first input constant (E1). 請求項１〜９のいずれか１項に記載のダブルクラッチトランスミッションにおいて、
ダブルクラッチトランスミッション（１００）は、第２の前進ギア（Ｖ２）から第７の前進ギア（Ｖ７）まで、累進的に変速され、第１の前進ギア（Ｖ１）から第２の前進ギア（Ｖ２）のギアシフト（φＶ１／Ｖ２）は、第３の前進ギア（Ｖ３）から第４の前進ギア（Ｖ４）のギアステップ（φＶ３／Ｖ４）と同じであることを特徴とする、ダブルクラッチトランスミッション。 In the double clutch transmission according to any one of claims 1 to 9 ,
The double clutch transmission (100) is progressively shifted from the second forward gear (V2) to the seventh forward gear (V7), and from the first forward gear (V1) to the second forward gear (V2). The gear shift (φ V1 / V2 ) is the same as the gear step (φ V3 / V4 ) of the third forward gear (V3) to the fourth forward gear (V4). 請求項１〜９のいずれか１項に記載のダブルクラッチトランスミッションにおいて、
ダブルクラッチトランスミッション（１）は、第３の前進ギア（Ｖ３）から第７の前進ギア（Ｖ７）まで、累進的に変速し、その他のギアステップ（φＶ１／Ｖ２、φＶ２／Ｖ３、φＶ３／Ｖ４）は等しいことを特徴とする、ダブルクラッチトランスミッション。 In the double clutch transmission according to any one of claims 1 to 9 ,
The double clutch transmission (1) shifts progressively from the third forward gear (V3) to the seventh forward gear (V7), and other gear steps (φ V1 / V2 , φ V2 / V3 , φ V3). / V4 ) equal, double clutch transmission. 請求項１〜９のいずれか１項に記載のダブルクラッチトランスミッションにおいて、
すべてのギアステップ（φＶ１／Ｖ２〜φＶ６／Ｖ７、φＶ１／Ｖ２〜φＶ７／Ｖ８）は、幾何学的に変速することを特徴とする、ダブルクラッチトランスミッション。 In the double clutch transmission according to any one of claims 1 to 9 ,
Double clutch transmission characterized in that all gear steps ( φV1 / V2 to φV6 / V7 , φV1 / V2 to φV7 / V8 ) are geometrically shifted. 請求項１〜９のいずれか１項に記載のダブルクラッチトランスミッションにおいて、
第２の前進ギア（Ｖ２）から第３の前進ギア（Ｖ３）までのギアシフト（φＶ２／Ｖ３）は、等しく設定されたその他のギアステップ（φＶ１／Ｖ２、φＶ３／Ｖ４、φＶ４／Ｖ５、φＶ５／Ｖ６、φＶ６／Ｖ７、φＶ７／Ｖ８）よりも大きいことを特徴とする、ダブルクラッチトランスミッション。
In the double clutch transmission according to any one of claims 1 to 9 ,
The gear shift (φ V2 / V3 ) from the second forward gear (V2) to the third forward gear ( V3 ) is equal to the other gear steps (φ V1 / V2 , φ V3 / V4 , φ V4 / V5 , φV5 / V6 , φV6 / V7 , φV7 / V8 ).
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