WO2020069873A1 - Verfahren zum betreiben eines doppelkupplungsgetriebes zum auflösen jeweiliger zahn-auf-zahn-stellungen - Google Patents

Verfahren zum betreiben eines doppelkupplungsgetriebes zum auflösen jeweiliger zahn-auf-zahn-stellungen

Info

Publication number
WO2020069873A1
WO2020069873A1 PCT/EP2019/075095 EP2019075095W WO2020069873A1 WO 2020069873 A1 WO2020069873 A1 WO 2020069873A1 EP 2019075095 W EP2019075095 W EP 2019075095W WO 2020069873 A1 WO2020069873 A1 WO 2020069873A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
gear
toothing
sliding sleeve
torque
gears
Prior art date
Application number
PCT/EP2019/075095
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Martin Acker
Markus Heinzel
Original Assignee
Daimler Ag
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Daimler Ag filed Critical Daimler Ag
Priority to CN201980068432.7A priority Critical patent/CN112930452B/zh
Priority to US17/282,253 priority patent/US11619301B2/en
Publication of WO2020069873A1 publication Critical patent/WO2020069873A1/de

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
    • F16H61/68—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for stepped gearings
    • F16H61/684—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for stepped gearings without interruption of drive
    • F16H61/688—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing specially adapted for stepped gearings without interruption of drive with two inputs, e.g. selection of one of two torque-flow paths by clutches
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H3/00—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion
    • F16H3/006—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion power being selectively transmitted by either one of the parallel flow paths
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
    • F16H61/04—Smoothing ratio shift
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
    • F16H61/04—Smoothing ratio shift
    • F16H61/0437—Smoothing ratio shift by using electrical signals
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
    • F16H61/04—Smoothing ratio shift
    • F16H61/0403—Synchronisation before shifting
    • F16H2061/0407—Synchronisation before shifting by control of clutch in parallel torque path
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
    • F16H61/04—Smoothing ratio shift
    • F16H61/0403—Synchronisation before shifting
    • F16H2061/0422—Synchronisation before shifting by an electric machine, e.g. by accelerating or braking the input shaft
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
    • F16H61/04—Smoothing ratio shift
    • F16H2061/0425—Bridging torque interruption
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
    • F16H61/04—Smoothing ratio shift
    • F16H2061/047—Smoothing ratio shift by preventing or solving a tooth butt situation upon engagement failure due to misalignment of teeth
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H59/00—Control inputs to control units of change-speed-, or reversing-gearings for conveying rotary motion
    • F16H59/68—Inputs being a function of gearing status
    • F16H59/70—Inputs being a function of gearing status dependent on the ratio established

Definitions

  • the invention relates to a method for operating a double clutch transmission, in particular a motor vehicle.
  • DE 101 10 898 A1 discloses a method for starting up an automated manual transmission.
  • DE 10 2008 043 385 A1 discloses a method for determining the synchronous point of an automated double clutch transmission as known.
  • the object of the present invention is to provide a method by means of which a particularly advantageous operation of a double clutch transmission can be implemented.
  • the double clutch transmission has two
  • the respective sub-transmission in each case comprises a friction clutch, also referred to as a starting clutch, and an input shaft, which runs over the respective one
  • Friction clutch can be connected or coupled to an output shaft of a drive motor. As a result, for example, torques that are provided by the drive motor via the output shaft can be transmitted to the respective input shaft via the respective friction clutch.
  • the respective sub-transmission has several gears, each with a friction-synchronized gear clutch, with respective gear ratios.
  • the respective gear has a gear ratio, also referred to as a gear ratio, the gear ratios of the gears differing from one another.
  • the respective gear can be shifted, i.e. engaged and disengaged.
  • the other gears of the respective sub-transmission or all other gears of the respective sub-transmission of the dual clutch transmission are designed.
  • Each gear has a gear clutch for changing gears.
  • a sliding sleeve is also assigned to each gear.
  • the sliding sleeves have sliding sleeve toothing assigned to the gears for shifting the respective gears.
  • the gear wheels of the gears have toothings which are brought into engagement with the sliding sleeve toothing in the gear shift.
  • the contact surfaces of the toothing of the sliding sleeves and the surfaces of the toothing of the gear wheels, which come into contact with the contact surfaces of the sliding sleeve toothing in particular in a tooth-on-tooth position, are each flat or slightly rounded.
  • the teeth of the toothing of the sliding sleeves are flat or flat or, in particular, slightly rounded on their end face facing the toothing of the gear wheel.
  • the teeth on the end face mentioned is slightly rounded means that the teeth on the end face mentioned, for example, have a radius of at least 5 millimeters (mm), in particular at least or exactly 8 mm and preferably at least or exactly 10 mm. Furthermore, it is preferably provided that the teeth of the toothing of the gear wheel on their end face facing the toothing of the sliding sleeve are flat or flat or, in particular, slightly rounded. This can also be understood to mean that the teeth of the toothing of the gear wheel have a radius of at least 5 mm, in particular of at least or exactly 8 mm and preferably of at least or exactly 10 mm, on the end face mentioned.
  • both the teeth of the toothing of the sliding sleeve and the teeth of the toothing of the gear wheel are flat on their respective end faces, or the teeth of one of the toothings are rounded, in particular slightly, on their end faces, while the teeth of the respective other teeth on their end face are flat.
  • Engaging the gears causes a respective relative rotation between the toothing of the sliding sleeve and the respective toothing of the respective gear wheel by means of a torque acting on the respective gear, that is to say for example on the sliding sleeve or in particular on the gear wheel.
  • a torque acting on the respective gear that is to say for example on the sliding sleeve or in particular on the gear wheel.
  • Gearing of a gear wheel of the respective gear come.
  • the toothing of the sliding sleeve is brought into, in particular a form-fitting, interaction with the toothing of the gear wheel.
  • the gear wheels are also referred to as ratchet wheels.
  • the sliding sleeve and thus the
  • the toothing of the sliding sleeve is shifted in the axial direction of the gear wheel of the respective gear relative to the gear wheel of the respective gear and pushed in particular towards the gear wheel or its toothing, in particular until the toothing of the sliding sleeve comes into engagement with the toothing of the gear wheel.
  • the tooth-on-tooth position is understood to mean that teeth of the toothing of the sliding sleeve in the axial direction of the gear wheel toward the toothing of the gear wheel are at least partially covered by teeth of the toothing of the gear wheel.
  • the teeth of the toothing of the sliding sleeve cannot be inserted into tooth gaps in the toothing of the gear wheel or the teeth of the toothing of the sliding sleeve cannot be placed next to the teeth of the
  • Toothings in particular in the circumferential direction of the gear wheel or the sliding sleeve, rotated relative to one another such that the teeth of the toothing of the sliding sleeve in the axial direction of the gear wheel toward the toothing of the gear wheel toward the tooth gaps of the toothing of the gear wheel and not, for example, the teeth of the
  • the twisting torque acting on the respective gear is the same or the same for all gears.
  • the feature that the twisting moment acts or is exerted on the respective gear is to be understood that the twisting moment acts or is exerted on the sliding sleeve or preferably on the respective gear wheel, whereby the gear wheel and thus its toothing are relatively relative in the manner described to be twisted to the sliding sleeve and its teeth.
  • the torque is a torque by means of which the described relative rotation between the gear wheel and the sliding sleeve and thus between the teeth is effected.
  • a respective clutch torque of the respective friction clutch required for effecting the twisting torque is calculated as a function of the respective gear ratio.
  • the respective clutch torque is calculated back from the respective gear ratio based on the twisting torque.
  • the same or the same twisting torque is exerted or acts on the respective gear which is engaged.
  • the twisting torque is or is thus predetermined, for example.
  • the clutch torque is calculated on the basis of the respective gear ratio, which is to be set on that of the friction clutches that is part of the partial transmission, the gear of which is to be engaged, so that the desired torque results from the clutch torque. Background of the invention is that the torque from the
  • the method according to the invention makes it possible to keep the torque for each gear the same when or for engaging the gears, and to calculate the clutch torque required for the respective torque in a simple manner. Since it is thus provided according to the invention not to vary the torque, but rather the clutch torque, a particularly advantageous and in particular one particularly quiet and comfortable operation of the dual clutch transmission can be guaranteed.
  • the sliding sleeve In order to engage the respective gear, the sliding sleeve is moved in translation, that is to say displaced, in the axial direction of the respective gear wheel, in particular relative to the respective gear wheel. In other words, the sliding sleeve is moved axially or axially displaced. In particular, it can be provided that the sliding sleeve is displaced by means of a so-called gear actuator over a shift fork during the respective insertion process.
  • the gear actuator piston of the respective gear actuator is axially displaced, in particular in that a pressure, in particular a hydraulic pressure, is applied to the gear actuator piston.
  • a fluid, in particular a liquid is applied to the gear actuator, for example, in order to thereby
  • the liquid is preferably an oil.
  • the fluid is subjected to the pressure mentioned above, by means of which the gear actuator piston and thus the sliding sleeve are axially displaced. Since the respective partial transmission has several gears, the double clutch transmission comprises, for example, several sliding sleeves and thus several gear actuators.
  • Gear actuator piston can be selected to be the same size for all gear actuators. In this way, a particularly advantageous ratio of an axial pushing force required for displacing the sliding sleeve to the twisting torque required for twisting can be realized.
  • gear actuator piston can be selected to be the same size for all gear actuators. In this way, a particularly advantageous ratio of an axial pushing force required for displacing the sliding sleeve to the twisting torque required for twisting can be realized.
  • the respective gear wheel is, in particular, an idler gear which is rotatably arranged, in particular mounted, on a shaft of the double clutch transmission, also referred to as a transmission shaft.
  • a transmission shaft By means of the sliding sleeve, the gear wheel can over the
  • Toothings are positively connected, coupled to the gear shaft, in particular non-rotatably, wherein the respective gear is engaged by coupling the gear wheel to the gear shaft. Furthermore, the method according to the invention enables the respective tooth-on-tooth position to be precisely recognized and resolved in order to securely track the sliding sleeve into its desired end position and thereby be able to securely connect the respective gear wheel to the gear shaft.
  • the sliding sleeve is displaced by means of a gear actuator during the respective insertion process.
  • the twisting torque is requested from an electronic control unit of the double clutch transmission when a position of the gear actuator exceeds a predetermined limit value, in particular by a predetermined amount.
  • the twisting torque is requested from the electronic control unit when a differential speed between the sliding sleeve and the drive motor speed is reduced to a value which is in a range from 10 revolutions per minute to
  • the twisting torque is requested from the electronic control unit when it is determined that a speed of the gear actuator is greater than 20 to 60 millimeters per second, in particular greater than 40 millimeters per second, a differential speed between the sliding sleeve and the drive motor speed is reduced to a value which is in a range from 10 revolutions per minute up to and including 40 revolutions per minute, in particular 20 revolutions per minute. And if a position of the gear actuator exceeds a predetermined limit, in particular by a predetermined amount.
  • Speed of the gear actuator is greater than 20 to 60 millimeters per second, in particular greater than 40 millimeters per second.
  • the gear actuator in the respective engagement process, is subjected to a constant hydraulic pressure from the beginning of the request for the torque until the end of the engagement process.
  • the torque is in a range from five Newton meters up to and including 15 Newton meters, in particular ten Newton meters.
  • Double clutch transmission which is operated or can be operated by means of a method according to the invention.
  • FIG. Shows a schematic representation of a dual clutch transmission 10 for a motor vehicle, in particular for a motor vehicle such as a passenger car.
  • the dual clutch transmission 10 has a first partial transmission 12 and a second partial transmission 14.
  • the sub-transmission 12 has a first input shaft 16 and the sub-transmission 14 has a second input shaft 18.
  • the input shaft 18 is a hollow shaft which is completely penetrated by the input shaft 16 along its axial direction.
  • the double clutch transmission 10 is part of a drive train for driving the motor vehicle.
  • the drive train may have a drive motor 20, which is simply referred to as a motor.
  • the drive motor 20 is, for example
  • the drive motor 20 can be a reciprocating piston machine.
  • the drive motor 20 has an output shaft 22, which is designed, for example, as a crankshaft.
  • the drive motor 20 can provide torques for driving the motor vehicle via the output shaft 22 the torques for driving the motor vehicle are also referred to as drive torques or drive torques.
  • the double clutch transmission 10 can not only have an electrical machine integrated into the double clutch transmission 10 as shown in the figure, but it can also have one
  • first and second friction clutches 24, 26 electrical machines integrated into the drive train may be provided.
  • the electrical machine can also be integrated elsewhere in the double clutch transmission or connected to the crankshaft of the drive motor.
  • the partial transmission 12 has a first friction clutch 24, which is also simply referred to as the first clutch.
  • the partial transmission 14 has a second friction clutch 26, which is also simply referred to as a second clutch.
  • the clutches are also referred to as starting clutches and are designed, for example, as multi-plate clutches. It can be seen from the figure that the input shaft 16 via the
  • Friction clutch 24 can be connected to the output shaft 22.
  • the input shaft 18 can be connected to the output shaft 22 via the second friction clutch 26.
  • the drive torques can be transmitted from the output shaft 22 via the respective clutch to the respective input shaft 16 or 18.
  • the double clutch transmission 10 has forward gears 1, 2, 3, 4, 5, 6 and 7, by means of which a respective forward movement of the motor vehicle can be effected.
  • the dual clutch transmission 10 has a reverse gear R, by means of which the motor vehicle can be driven in reverse. If in
  • the first sub-transmission 12 comprises the forward gears 1, 3, 5 and 7, the
  • Sub-transmission 14 includes the forward gears 2, 4 and 6 and the reverse gear R.
  • the forward gears 1, 2, 3, 4, 5, 6 and 7 are also referred to as forward gears. Accordingly, reverse gear R is also referred to as reverse gear.
  • the double clutch transmission 10 can comprise an electrical machine 28, which can be operated, for example, in an engine mode and thus as an electric motor. In motor operation, the electrical machine 28 Provide torques that can be introduced into the partial transmission 12. For example, the motor vehicle can be driven by means of the torques provided by the electrical machine 28, in particular via the partial transmission 12.
  • the double clutch transmission 10 has a parking lock 30.
  • the dual clutch transmission 10 has a first output shaft 32 and a second output shaft 32.
  • a gearwheel 36 or 38 is connected in a rotationally fixed manner to the respective output shaft 32 or 34, the gearwheels 36 and 38 meshing with another gearwheel 40 at the same time.
  • the gears 36 and 40 or 38 and 40 form, for example, one different from 1
  • Final translation which is also called final drive. Furthermore, it can be seen from the figure that the gears comprise gears Z1 -13.
  • the forward gear 1 the gears Z1 and Z2
  • the forward gear 2 the gears Z3 and Z4
  • the forward gear 3 the gears Z5 and Z6, the forward gear 4 the gears Z7 and Z8, the forward gear 5 the gears Z9 and Z10
  • the forward gear 6 the Gears Z1 1 and Z8, the forward gear 7, the gears Z12 and Z10 and the reverse gear R, for example the gear Z13 and for example the gear Z3 and for example the gear Z4.
  • Gears Z1, Z3, Z7 and Z9 are gear wheels in the form of idler gears, which are rotatably mounted on the output shaft 34.
  • the gears Z5, Z1 1, Z12 and Z13 are gear wheels in the form of idler gears, which are rotatably mounted on the output shaft 32.
  • gears Z2, Z6 and Z10 are fixed gears, which are permanently connected to the input shaft 16 in a rotationally fixed manner.
  • the gears Z4 and Z8 are fixed gears, which are permanently connected to the input shaft 18 in a rotationally fixed manner.
  • the sliding sleeve 42 is thus assigned to the forward gears 1 and 5 or the sliding sleeve 42 can be part of the
  • a sliding sleeve 44 is provided.
  • the sliding sleeve 44 is thus the
  • a sliding sleeve 46 is provided. The sliding sleeve 46 is thus the Forward gears 3 and 7 assigned or part of the
  • Sliding sleeve 48 provided.
  • the sliding sleeve 48 is thus assigned to the forward gear 6 or part of the forward gear 6.
  • the respective sliding sleeve 42, 44, 46 and 48 can be moved in translation in the axial direction of the respective output shaft 32 or 34 relative to the respective output shaft 32 or 34 and thus be axially displaced.
  • the respective gear can thus be switched.
  • the respective idler gear is activated by means of the associated sliding sleeve 42, 44, 46
  • the respective gear has a friction-synchronized gear clutch, via which the respective gear can be shifted, in particular engaged.
  • the respective friction-synchronized gear clutch includes in the case of a
  • Single synchronization a respective synchronizer ring, which for example has at least one first friction surface.
  • the method according to the invention is independent of a number of friction surface pairings and can be used for single or multiple synchronizations. In case of a
  • the respective gear clutch comprises, for example, a clutch body of the respective idler gear, also referred to as a gear wheel.
  • the clutch body forms, for example, a second friction surface, which corresponds in particular to the first friction surface and can therefore also be conical.
  • Synchronization in particular a friction synchronization, gear clutch forming the respective idler gear and the respective output shaft 32 and 34 are synchronized.
  • the teeth of the respective sliding sleeve 42, 44, 46 or 48 is also referred to as the first toothing, and the respective shift toothing of the idler gear or gearwheel is also referred to as the second toothing.
  • the toothing of the synchronizer ring is also referred to as the third toothing.
  • the respective sliding sleeve 42, 44, 46 and 48 is also referred to as a shift sleeve.
  • the respective shift sleeve In order to connect the respective gear wheel (idler gear) to the respective output shaft 32 or 34 positively and non-rotatably by means of the respective shift sleeve, the respective shift sleeve is moved translationally in the axial direction of the respective gear wheel relative to the gear wheel and thus axially displaced, the respective shift sleeve opening the respective gear wheel is pushed axially, that is pushed in the direction of the respective gear wheel, in particular in such a way that the first toothing of the respective gearshift sleeve comes into engagement with the respective second toothing of the respective gear wheel.
  • the respective gear has a gear ratio, also referred to as a gear ratio, which is formed by the meshing gears of the respective gear. It can be provided that the gears differ from one another in their respective gear ratios.
  • teeth of the first toothing on their end face facing the second toothing in the axial direction are flat or even or slightly rounded, while for example teeth of the second toothing on their end face facing the first toothing in the axial direction are flat or even or are slightly rounded.
  • This can result in a so-called tooth-on-tooth position between the first toothing and the second toothing.
  • Such a tooth-on-tooth position can avoid that the teeth of the first toothing can be inserted into tooth gaps of the second toothing, so that such a tooth-on-tooth position can avoid that the toothings can be brought into engagement with one another.
  • a method for operating the double clutch transmission 10 is provided, tooth-on-tooth positions between the respective first toothing and the respective second toothing being dissolved, that is to say canceled, as part of the method.
  • a relative rotation between the first toothing and the second toothing that is to say a relative rotation, is made between the first toothing of the respective gearshift sleeve and the second toothing of the respective gear wheel during an insertion process for inserting the respective gear between the respective shift sleeve and the respective gear wheel, by means of one acting on the respective gear, in particular on the respective shift sleeve
  • the twisting torque is a torque which acts on the respective gear, in particular on the respective shift sleeve, in order to bring about a relative rotation between the respective shift sleeve and the respective gear wheel in such a way that the respective tooth-on-tooth position is canceled, that is, dissolved becomes.
  • the torque is the same for all gears, and a respective clutch torque of the respective friction clutch 24 or 26 required to effect the torque is calculated as a function of the respective gear ratio. This means that the torsional moment by means of the respective friction clutch 24 or 26, which leads to the partial transmission 12
  • Gear ratio is the torque that acts on the gearshift sleeve and rotates it relative to the respective gear wheel.
  • the respective shift sleeve is by means of a
  • the gear actuator is, for example, a gear actuator piston, which in particular in the axial direction of the respective one
  • Output shaft 32 or 34 is moved in translation and thus axially displaced, for example to axially shift a respective shift fork and, via the respective shift fork, the respective shift sleeve.
  • Gear actuator pistons for example, are acted upon by a fluid, in particular a liquid, the fluid being at a pressure.
  • a fluid in particular a liquid
  • the gear actuator is subjected to the pressure mentioned, for example.
  • the gear actuator is connected by means of an electrically actuated valve the fluid is applied, so that an electrohydraulic application of the gear actuator and thus the respective shift sleeve with the fluid and thus with the pressure is provided.
  • An electrohydraulic actuation of the gear actuator and thus of the respective shift sleeve is thus provided.
  • the dual clutch transmission 10 is operated, for example, by means of an electronic computing device, which is also used as an electronic control unit or
  • Transmission control unit is called.
  • the transmission control unit can, for example, control the respective friction clutch 24 or 26 in order to thereby achieve the
  • Coupling torque and subsequently to set or cause the torque and / or to request the torque are thus to be understood, for example, to mean that the transmission control unit, in particular a module of the transmission control unit, requests the effect or application of the torque, for example from the respective friction clutch 24 or 26 or from another module of the
  • the respective shift sleeve In order to engage the respective gear, the respective shift sleeve is shifted into an end position, for example. It has been found that it is advantageous to generate an at least substantially constant, gear-dependent torque by means of the respective clutch at an exact point in time of the insertion process, in order to be able to reach the end position of the respective gearshift sleeve or gear.
  • This torque allows the tooth-on-tooth position, which can occur due to the flat tooth geometry, to be canceled, so that the respective shift sleeve can then be engaged in its end position, which is also referred to as the end position.
  • the tooth-on-tooth position can occur, for example, between a so-called synchronous position and an insertion position of the respective shift sleeve.
  • the exact synchronous position and the so-called “kiss point” of the respective coupling are preferably known.
  • the “kiss point” is to be understood as an actuation state in which clutch disks of the respective clutch just touch each other.
  • the torque is preferably requested if one is also used as
  • the twisting torque is requested when the gear position is greater than the previously learned synchronized position added with 0.2 millimeters (mm) minus a so-called fork bending.
  • mm millimeters
  • fork bend There is one under the fork bend
  • a target position is calculated by adding the previously learned synchronous position with 0.2 mm, in which case the fork bending is subtracted. If the determined gear actuator position exceeds this target position, the torque is requested.
  • the torque in particular from the transmission control unit, is requested when a differential speed between the respective shift sleeve and the respective gear wheel has decreased to a value which is in a range of 10 revolutions per minute to
  • the torsional moment is preferably, in particular by the
  • Transmission control unit requested when it is determined that a speed of the gear actuator is greater than 20 to 60 millimeters per second (mm / s), in particular greater than 40 mm / s.
  • the speed is, for example, the speed at which the gear actuator is moved axially. In other words, it will
  • Twisting torque is preferably requested when the gear actuator speed is again greater or greater than 20 to 60 mm, in particular again or greater than 40 mm / s.
  • Fork bending during a position query in the course of which the gear selector position is determined, is calculated out of the gear selector position determined.
  • the fork deflection is calculated out of the determined, in particular detected, gear position, or subtracted from it.
  • the gear position is detected, for example, by means of a sensor, in particular by means of a Hall sensor.
  • the torque is preferably 10 Newton meters (Nm). It has proven to be particularly advantageous if the torque is in the range from 5 Nm to 15 Nm inclusive. It was found that the
  • Fork bending for example at a pressure of 5 bar, is approximately 0.3 mm.
  • the torque is applied to the coupling element based on the gear ratio calculated back.
  • the twisting torque acting on the respective gear is
  • the mathematical product of the respective gear ratio and the clutch torque so that, for example, to determine the clutch torque, the torque is divided by the gear ratio, that is, divided.
  • the result of the mathematical division is the clutch torque, which
  • the pressure also referred to as the gear actuator pressure
  • a constant level which is, for example, in the range from 3 bar to 5 bar inclusive, in particular 4 bar.
  • the ratio of pressure to torque is selected, for example, so that the clutch torque can overcome the axial force on the gear actuator. If, for example, the tooth-on-tooth position cannot be released, that is, cannot be canceled, the clutch torque is increased, the gear actuator pressure then remaining unchanged, for example.
  • a constant twisting torque is also requested, which is the same for each gear, for example, but then, for example, no constant gear actuator pressure is set, but the gear actuator pressure is reduced, for example, from a starting value to a target value.
  • the starting value is, for example, 3.5 bar or is in a range from 3 bar to 5 bar inclusive
  • the target value is, for example, 2 bar or can be in a range from 1.5 bar to 2.5 bar inclusive.
  • the focus here is not on the switching speed, but on comfortable operation, particularly with regard to noise and pressure.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Structure Of Transmissions (AREA)
  • Control Of Transmission Device (AREA)

Abstract

Die Erfindung betrifft ein Verfahren zum Betreiben eines Doppelkupplungsgetriebes (10), welches zwei Teilgetriebe (12, 14) aufweist, die jeweils eine über eine Reibkupplung (24, 26) mit einer Abtriebswelle (22) eines Antriebsmotors (20) verbindbare Eingangswelle (16, 18) und mehrere, über jeweils eine reibsynchronisierte Gangkupplung schaltbare Gänge (1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, R) mit jeweiligen Gangübersetzungen aufweist, wobei die Gangkupplungen eine jeweilige Verzahnung einer Schiebemuffe (42, 44, 46, 48) und eine jeweilige Verzahnung eines jeweiligen Gangrads (Z1, Z3, Z5, Z7, Z9, Z11, Z12, Z13) aufweisen, wobei die jeweiligen Kontaktflächen von der jeweiligen Verzahnung der Schiebemuffe (42, 44, 46, 48) und der jeweiligen Verzahnung des jeweiligen Gangrads flach oder leicht verrundet ausgeführt sind, und wobei zum Auflösen jeweiliger Zahn-auf-Zahn-Stellungen zwischen einer Verzahnung wenigstens einer Schiebemuffe (42, 44,46, 48) und Verzahnungen von Gangrädern (Z1, Z3, Z5, Z7, Z9, Z11, Z12, Z13) der Gänge (1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, R) während Einlegevorgängen zum Einlegen der Gänge (1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, R) eine jeweilige Relativdrehung zwischen der Verzahnung der Schiebemuffe (42, 44, 46, 48) und der jeweiligen Verzahnung des jeweiligen Gangrads (Z1, Z3, Z5, Z7, Z9, Z11, Z12, Z13) mittels eines auf den jeweiligen Gang (1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, R) wirkenden Verdrehmoments bewirkt wird, wobei das Verdrehmoment für alle Gänge (1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, R) gleich groß ist und wobei ein jeweiliges, zum Bewirken des Verdrehmoments erforderliches Kupplungsmoment der jeweiligen Reibkupplung (24, 26) in Abhängigkeit von der jeweiligen Gangübersetzung berechnet wird.

Description

Verfahren zum Betreiben eines Doppelkupplungsgetriebes zum Auflösen jeweiliger
Zahn-auf-Zahn-Stellungen
Die Erfindung betrifft ein Verfahren zum Betreiben eines Doppelkupplungsgetriebes, insbesondere eines Kraftfahrzeugs.
Die DE 101 10 898 A1 offenbart ein Verfahren zur Inbetriebnahme eines automatisierten Schaltgetriebes.
Außerdem ist der DE 10 2008 043 385 A1 ein Verfahren zur Synchronpunktermittlung eines automatisierten Doppelkupplungsgetriebes als bekannt zu entnehmen.
Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es, ein Verfahren zu schaffen, mittels welchem sich ein besonders vorteilhafter Betrieb eines Doppelkupplungsgetriebes realisieren lässt.
Diese Aufgabe wird durch ein Verfahren mit den Merkmalen des Patentanspruchs 1 gelöst. Vorteilhafte Ausgestaltungen mit zweckmäßigen Weiterbildungen der Erfindung sind in den übrigen Ansprüchen angegeben.
Bei dem erfindungsgemäßen Verfahren zum Betreiben eines Doppelkupplungsgetriebes, insbesondere eines Kraftfahrzeugs, weist das Doppelkupplungsgetriebe zwei
Teilgetriebe auf. Das jeweilige Teilgetriebe umfasst jeweils eine auch als Anfahrkupplung bezeichnete Reibkupplung und eine Eingangswelle, welche über die jeweilige
Reibkupplung mit einer Abtriebswelle eines Antriebsmotors verbindbar beziehungsweise koppelbar ist. Dadurch können beispielsweise Drehmomente, die von dem Antriebsmotor über die Abtriebswelle bereitgestellt werden, über die jeweilige Reibkupplung auf die jeweilige Eingangswelle übertragen werden. Außerdem weist das jeweilige Teilgetriebe mehrere, über jeweils eine reibsynchronisierte Gangkupplung schaltbare Gänge mit jeweiligen Gangübersetzungen auf. Mit anderen Worten weist der jeweilige Gang eine auch als Übersetzungsverhältnis bezeichnete Gangübersetzung auf, wobei sich die Gangübersetzungen der Gänge voneinander unterscheiden. Der jeweilige Gang kann geschaltet, das heißt eingelegt und ausgelegt werden. Insbesondere ist es vorgesehen, dass dann, wenn einer der Gänge eingelegt ist, die anderen Gänge des jeweiligen Teilgetriebes beziehungsweise alle anderen Gänge des jeweiligen Teilgetriebes des Doppelkupplungsgetriebes ausgelegt sind.
Zum Schalten der Gänge weist jeder Gang eine Gangkupplung auf. Weiter ist jedem Gang eine Schiebemuffe zugeordnet. Die Schiebemuffen weisen zum Schalten der jeweiligen Gänge den Gängen zugeordnete Schiebemuffenverzahnungen auf. Weiter weisen die Gangräder der Gänge Verzahnungen auf, die in der Gangschaltung mit der Schiebemuffenverzahnung in Eingriff gebracht werden. Dabei sind die Kontaktflächen der Verzahnungen der Schiebemuffen und die Flächen der Verzahnung der Gangräder, die mit den Kontaktflächen der Schiebemuffenverzahnung insbesondere in einer Zahn- auf-Zahn-Stellung in Kontakt treten, jeweils flach oder leicht verrundet ausgeführt. Mit anderen Worten sind die Zähne der Verzahnung der Schiebemuffen auf ihrer der Verzahnung des Gangrads zugewandten Stirnseite flach beziehungsweise eben oder, insbesondere leicht, verrundet ausgeführt. Unter dem Merkmal, dass die Zähne auf der genannten Stirnseite leicht verrundet sind, ist zu verstehen, dass die Zähne an der genannten Stirnseite beispielsweise einen Radius von mindestens 5 Millimetern (mm), insbesondere von mindestens oder genau 8 mm und vorzugsweise von mindestens oder genau 10 mm, aufweisen. Ferner ist es vorzugsweise vorgesehen, dass die Zähne der Verzahnung des Gangrads auf ihrer der Verzahnung der Schiebemuffe zugewandten Stirnseite flach beziehungsweise eben oder aber, insbesondere leicht, verrundet sind. Auch hierunter kann verstanden werden, dass die Zähen der Verzahnung des Gangrads auf der genannten Stirnseite einen Radius von mindestens 5 mm, insbesondere von mindestens oder genau 8 mm und vorzugsweise von mindestens oder genau 10 mm aufweisen. Somit ist es denkbar, dass beispielsweise sowohl die Zähne der Verzahnung der Schiebemuffe als auch die Zähne der Verzahnung des Gangrads auf ihren jeweiligen Stirnseiten flach sind, oder die Zähne einer der Verzahnungen sind auf ihrer Stirnseite, insbesondere leicht, abgerundet, während die Zähne der jeweils anderen Verzahnung auf ihrer Stirnseite flach sind. Durch diese Ausgestaltung kann der axiale Bauraumbedarf besonders gering gehalten werden, und gleichzeitig kann ein
komfortabler und geräuscharmer Betrieb dargestellt werden. Bei dem erfindungsgemäßen Verfahren wird zum Auflösen oder Aufheben jeweiliger Zahn-auf-Zahn-Stellungen zwischen einer Verzahnung wenigstens einer Schiebemuffe und Verzahnungen von Gangrädern der Gänge während Einlegevorgängen zum
Einlegen der Gänge eine jeweilige Relativdrehung zwischen der Verzahnung der Schiebemuffe und der jeweiligen Verzahnung des jeweiligen Gangrads mittels eines auf den jeweiligen Gang, das heißt beispielsweise auf die Schiebemuffe oder aber insbesondere auf das Gangrad wirkenden Verdrehmoments bewirkt. Mit anderen Worten, während eines jeweiligen Einlegevorgangs, während welchem ein jeweiliger der Gänge eingelegt wird, kann es zu einer Zahn-auf-Zahn-Stellung zwischen einer
Verzahnung einer dem jeweiligen Gang zugeordneten Schiebemuffe und einer
Verzahnung eines Gangrads des jeweiligen Gangs kommen. Um den jeweiligen Gang einzulegen, wird die Verzahnung der Schiebemuffe in, insbesondere formschlüssiges, Zusammenwirken mit der Verzahnung des Gangrads gebracht. Die Gangräder werden auch als Schalträder bezeichnet. Hierzu werden die Schiebemuffe und somit die
Verzahnung der Schiebemuffe in axialer Richtung des Gangrads des jeweiligen Gangs relativ zu dem Gangrad des jeweiligen Gangs verschoben und insbesondere auf das Gangrad beziehungsweise auf dessen Verzahnung zugeschoben, insbesondere solange, bis die Verzahnung der Schiebemuffe in Eingriff mit der Verzahnung des Gangrads kommt beziehungsweise steht.
Durch die zuvor beschriebene Zahn-auf-Zahn-Stellung kann ein solches Ineingriffbringen der Verzahnungen verhindert werden, daher sollte diese aufgelöst, das heißt
aufgehoben werden. Unter der Zahn-auf-Zahn-Stellung ist zu verstehen, dass Zähne der Verzahnung der Schiebemuffe in axialer Richtung des Gangrads zu der Verzahnung des Gangrads hin durch Zähne der Verzahnung des Gangrads zumindest teilweise überdeckt sind. Dadurch können die Zähne der Verzahnung der Schiebemuffe nicht in Zahnlücken der Verzahnung des Gangrads eingeschoben werden beziehungsweise die Zähne der Verzahnung der Schiebemuffe können nicht neben die Zähne der
Verzahnung des Gangrads geschoben werden.
Durch das Auflösen oder Aufheben der Zahn-auf-Zahn-Stellung werden die
Verzahnungen, insbesondere in Umfangsrichtung des Gangrads beziehungsweise der Schiebemuffe, derart relativ zueinander verdreht, dass die Zähne der Verzahnung der Schiebemuffe in axialer Richtung des Gangrads zu der Verzahnung des Gangrads hin den Zahnlücken der Verzahnung des Gangrads und nicht etwa den Zähnen der
Verzahnung des Gangrads gegenüberstehen, sodass dann die Zähne der Verzahnung der Schiebemuffe in die Zahnlücken der Verzahnung des Gangrads eingeschoben werden können und umgekehrt.
Um nun den jeweiligen Gang auf besonders vorteilhafte Weise, insbesondere besonders geräuscharm und somit komfortabel, einlegen zu können, ist in dem erfindungsgemäßen Verfahren das auf den jeweiligen Gang wirkende Verdrehmoment für alle Gänge gleich beziehungsweise gleich groß. Unter dem Merkmal, dass das Verdrehmoment auf den jeweiligen Gang wirkt beziehungsweise ausgeübt wird, ist zu verstehen, dass das Verdrehmoment auf die Schiebemuffe oder vorzugsweise auf das jeweilige Gangrad wirkt beziehungsweise ausgeübt wird, wodurch vorzugsweise das Gangrad und somit dessen Verzahnung auf die beschriebene Weise relativ zu der Schiebemuffe und deren Verzahnung verdreht werden. Das Verdrehmoment ist dabei ein Drehmoment, mittels welchem die beschriebene Relativdrehung zwischen dem Gangrad und der Schiebmuffe und somit zwischen den Verzahnungen bewirkt wird.
Des Weiteren ist es erfindungsgemäß vorgesehen, dass ein jeweiliges, zum Bewirken des Verdrehmoments erforderliches Kupplungsmoment der jeweiligen Reibkupplung in Abhängigkeit von der jeweiligen Gangübersetzung berechnet wird. Insbesondere wird das jeweilige Kupplungsmoment aus der jeweiligen Gangübersetzung ausgehend von dem Verdrehmoment rückgerechnet. Unter dem Merkmal, dass das Verdrehmoment für alle Gänge gleich ist, ist zu verstehen, dass bei dem Einlegen jedes Gangs
beziehungsweise für das Einlegen jeden Gangs des Doppelkupplungsgetriebes das gleiche beziehungsweise dasselbe Verdrehmoment auf den jeweiligen Gang, welcher eingelegt wird, ausgeübt wird beziehungsweise wirkt. Das Verdrehmoment ist oder wird somit beispielsweise vorgegeben. Aus dem Verdrehmoment wird anhand der jeweiligen Gangübersetzung das Kupplungsmoment berechnet, welches an derjenigen der Reibkupplungen einzustellen ist, die Bestandteil des Teilgetriebes ist, dessen Gang einzulegen ist, sodass aus dem Kupplungsmoment das gewünschte Verdrehmoment resultiert. Hintergrund der Erfindung ist, dass das Verdrehmoment aus dem
Kupplungsmoment resultiert, da das Verdrehmoment durch eine Multiplikation der jeweiligen Gangübersetzung mit dem jeweiligen Kupplungsmoment entsteht
beziehungsweise erzeugt wird.
Durch das erfindungsgemäße Verfahren ist es möglich, beim oder zum Einlegen der Gänge das Verdrehmoment für jeden Gang gleich zu halten, und das für das jeweilige Verdrehmoment notwendige Kupplungsmoment auf einfache Weise zu berechnen. Da es somit erfindungsgemäß vorgesehen ist, nicht etwa das Verdrehmoment, sondern das Kupplungsmoment zu variieren, kann ein besonders vorteilhafter und insbesondere ein besonders geräuscharmer und komfortabler Betrieb des Doppelkupplungsgetriebes gewährleistet werden.
Um den jeweiligen Gang einzulegen, wird die Schiebemuffe in axialer Richtung des jeweiligen Gangrads, insbesondere relativ zu dem jeweiligen Gangrad, translatorisch bewegt, das heißt verschoben. Mit anderen Worten wird die Schiebemuffe axial bewegt beziehungsweise axial verschoben. Insbesondere kann vorgesehen sein, dass bei dem jeweiligen Einlegevorgang die Schiebemuffe mittels eines sogenannten Gangstellers über eine Schaltgabel verschoben wird. Bei dem jeweiligen Einlegevorgang wird der Gangstellerkolben des jeweiligen Gangstellers axial verschoben, insbesondere dadurch, dass der Gangstellerkolben mit einem Druck, insbesondere mit einem hydraulischen Druck, beaufschlagt wird. Mit anderen Worten wird der Gangsteller beispielsweise mit einem Fluid, insbesondere mit einer Flüssigkeit, beaufschlagt, um dadurch den
Gangsteller und somit die Schiebemuffe axial zu verschieben. Bei der Flüssigkeit handelt es sich vorzugsweise um ein Öl. Das Fluid wird dabei mit dem zuvor genannten Druck beaufschlagt, mittels welchem der Gangstellerkolben und somit die Schiebemuffe axial verschoben werden. Da das jeweilige Teilgetriebe jeweils mehrere Gänge aufweist, umfasst das Doppelkupplungsgetriebe beispielsweise mehrere Schiebemuffen und somit mehrere Gangsteller. Das erfindungsgemäße Verfahren ermöglicht es nun vorteilhaft, dass das maximale Druckniveau zum Verschieben, das heißt zum Betätigen der
Gangstellerkolben für alle Gangsteller gleich groß gewählt werden kann. Hierdurch kann ein besonders vorteilhaftes Verhältnis von einer zum Verschieben der Schiebemuffe erforderlichen Axialschiebekraft zu dem für ein Verdrehen erforderlichen Verdrehmoment realisiert werden. Insbesondere ist bei der Anwendung des erfindungsgemäßen
Verfahrens für jeden Gang das Verhältnis der Axialschiebekraft zu dem Verdrehmoment gleich. Hierdurch können die Gänge besonders geräusch- und belastungs- beziehungsweise verschleißarm eingelegt werden, sodass ein besonders vorteilhafter Betrieb dargestellt werden kann.
Das jeweilige Gangrad ist insbesondere ein Losrad, welches drehbar auf einer auch als Getriebewelle bezeichneten Welle des Doppelkupplungsgetriebes angeordnet, insbesondere gelagert, ist. Mittels der Schiebemuffe kann das Gangrad über die
Verzahnungen formschlüssig, mit der Getriebewelle gekoppelt, insbesondere drehfest, verbunden werden, wobei durch Koppeln des Gangrads mit der Getriebewelle der jeweilige Gang eingelegt wird. Des Weiteren ermöglicht es das erfindungsgemäße Verfahren, die jeweilige Zahn-auf-Zahn-Stellung exakt zu erkennen und auflösen zu können, um die Schiebemuffe sicher in ihre gewünschte Endlage einspuren und hierdurch das jeweilige Gangrad sicher mit der Getriebewelle verbinden zu können.
In weiterer Ausgestaltung der Erfindung ist es vorgesehen, dass bei dem jeweiligen Einlegevorgang die Schiebmuffe mittels eines Gangstellers verschoben wird.
In weiterer Ausgestaltung der Erfindung ist es vorgesehen, dass das Verdrehmoment von einem elektronischen Steuergerät des Doppelkupplungsgetriebes dann angefordert wird, wenn eine Position des Gangstellers einen vorgegebenen Grenzwert, insbesondere um ein vorgegebenes Maß, überschreitet.
In weiterer Ausgestaltung der Erfindung ist es vorgesehen, dass das Verdrehmoment von dem elektronischen Steuergerät dann angefordert wird, wenn eine Differenzdrehzahl zwischen der Schiebemuffe und der Antriebsmotordrehzahl auf einen Wert abgebaut ist, welcher in einem Bereich von einschließlich 10 Umdrehungen pro Minute bis
einschließlich 40 Umdrehungen pro Minute liegt, insbesondere 20 Umdrehungen pro Minute beträgt.
In weiterer Ausgestaltung der Erfindung ist es vorgesehen, dass das Verdrehmoment von dem elektronischen Steuergerät dann angefordert wird, wenn ermittelt wird, dass eine Geschwindigkeit des Gangstellers größer als 20 bis 60 Millimeter pro Sekunde, insbesondere größer als 40 Millimeter pro Sekunde, ist, eine Differenzdrehzahl zwischen der Schiebemuffe und der Antriebsmotordrehzahl auf einen Wert abgebaut ist, welcher in einem Bereich von einschließlich 10 Umdrehungen pro Minute bis einschließlich 40 Umdrehungen pro Minute liegt, insbesondere 20 Umdrehungen pro Minute beträgt. Und wenn eine Position des Gangstellers einen vorgegebenen Grenzwert, insbesondere um ein vorgegebenes Maß, überschreitet.
Vorteilhaft ist es vorgesehen, dass das dass das Verdrehmoment von dem
elektronischen Steuergerät dann angefordert wird, wenn ermittelt wird, dass eine
Geschwindigkeit des Gangstellers größer als 20 bis 60 Millimeter pro Sekunde, insbesondere größer als 40 Millimeter pro Sekunde, ist. In weiterer Ausgestaltung der Erfindung ist es vorgesehen, dass bei dem jeweiligen Einlegevorgang der Gangsteller mit Beginn der Anforderung des Verdrehmoments bis zum Ende des Einlegevorgangs mit einem konstanten hydraulischen Druck beaufschlagt wird.
In weiterer Ausgestaltung der Erfindung ist es vorgesehen, dass das Verdrehmoment in einem Bereich von einschließlich fünf Newtonmetern bis einschließlich 15 Newtonmetern liegt, insbesondere zehn Newtonmeter beträgt.
Weitere Vorteile, Merkmale und Einzelheiten der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung eines bevorzugten Ausführungsbeispiels sowie anhand der Zeichnung. Die vorstehend in der Beschreibung genannten Merkmale und
Merkmalskombinationen sowie die nachfolgend in der Figurenbeschreibung genannten und/oder in der einzigen Figur alleine gezeigten Merkmale und Merkmalskombinationen sind nicht nur in der jeweils angegebenen Kombination, sondern auch in anderen Kombinationen oder in Alleinstellung verwendbar, ohne den Rahmen der Erfindung zu verlassen.
Die Zeichnung zeigt in der einzigen Fig. eine schematische Darstellung eines
Doppelkupplungsgetriebes, welches mittels eines erfindungsgemäßen Verfahrens betrieben wird oder betrieben werden kann.
Die einzige Fig. zeigt in einer schematischen Darstellung ein Doppelkupplungsgetriebe 10 für ein Kraftfahrzeug, insbesondere für einen Kraftwagen wie beispielsweise einen Personenkraftwagen. Das Doppelkupplungsgetriebe 10 weist ein erstes Teilgetriebe 12 und ein zweites Teilgetriebe 14 auf. Das Teilgetriebe 12 weist eine erste Eingangswelle 16 auf, und das Teilgetriebe 14 weist eine zweite Eingangswelle 18 auf. Bei dem in der Fig. gezeigten Ausführungsbeispiel ist die Eingangswelle 18 eine Hohlwelle, welche entlang ihrer axialen Richtung vollständig von der Eingangswelle 16 durchdrungen ist.
Das Doppelkupplungsgetriebe 10 ist Bestandteil eines Antriebsstrangs zum Antreiben des Kraftfahrzeugs. Der Antriebsstrang kann einen Antriebsmotor 20 aufweisen, welcher einfach als Motor bezeichnet wird. Der Antriebsmotor 20 ist beispielsweise eine
Verbrennungskraftmaschine. Alternativ oder zusätzlich kann der Antriebsmotor 20 eine Hubkolbenmaschine sein. Der Antriebsmotor 20 weist eine Abtriebswelle 22 auf, welche beispielsweise als Kurbelwelle ausgebildet ist. Über die Abtriebswelle 22 kann der Antriebsmotor 20 Drehmomente zum Antreiben des Kraftfahrzeugs bereitstellen, wobei die Drehmomente zum Antreiben des Kraftfahrzeugs auch als Antriebsmomente oder Antriebsdrehmomente bezeichnet werden.
Für eine Darstellung von Hybridfahrzeugen kann das Doppelkupplungsgetriebe 10 zusätzlich nicht nur eine wie in der Fig. dargestellt in das Doppelkupplungsgetriebe 10 eingebundene elektrische Maschine aufweisen, sondern es kann auch eine
eingangsseitig der ersten und zweiten Reibungskupplungen 24, 26 in den Antriebsstrang eingebundene elektrische Maschine vorgesehen sein. Die elektrische Maschine kann auch an anderer Stelle in das Doppelkupplungsgetriebe integriert sein oder mit der Kurbelwelle des Antriebsmotors verbunden sein.
Das Teilgetriebe 12 weist eine erste Reibkupplung 24 auf, welche einfach auch als erste Kupplung bezeichnet wird. Das Teilgetriebe 14 weist eine zweite Reibkupplung 26 auf, welche einfach auch als zweite Kupplung bezeichnet wird. Die Kupplungen werden auch als Anfahrkupplungen bezeichnet und sind beispielsweise als Lamellenkupplungen ausgebildet. Aus der Fig. ist erkennbar, dass die Eingangswelle 16 über die
Reibkupplung 24 mit der Abtriebswelle 22 verbunden werden kann. Die Eingangswelle 18 kann über die zweite Reibkupplung 26 mit der Abtriebswelle 22 verbunden werden. Dadurch können die Antriebsmomente von der Abtriebswelle 22 über die jeweilige Kupplung auf die jeweilige Eingangswelle 16 beziehungsweise 18 übertragen werden.
Das Doppelkupplungsgetriebe 10 weist Vorwärtsfahrgänge 1 , 2, 3, 4, 5, 6 und 7 auf, mittels welchen eine jeweilige Vorwärtsfahrt des Kraftfahrzeugs bewirkt werden kann. Außerdem weist das Doppelkupplungsgetriebe 10 einen Rückwärtsgang R auf, mittels welchem eine Rückwärtsfahrt des Kraftfahrzeugs bewirkt werden kann. Wenn im
Folgenden die Rede von einem Gang, dem Gang, Gängen oder den Gängen des Doppelkupplungsgetriebes 10 ist, so kann darunter der jeweilige Vorwärtsfahrgang 1 , 2, 3, 4, 5, 6 und 7 beziehungsweise die jeweiligen Vorwärtsvorgänge 1 , 2, 3, 4, 5, 6 und 7 und/oder der Rückwärtsgang R verstanden werden. Aus der Fig. ist erkennbar, dass das erste Teilgetriebe 12 die Vorwärtsfahrgänge 1 , 3, 5 und 7 umfasst, wobei das
Teilgetriebe 14 die Vorwärtsfahrgänge 2, 4 und 6 und den Rückwärtsgang R umfasst.
Die Vorwärtsfahrgänge 1 , 2, 3, 4, 5, 6 und 7 werden auch als Vorwärtsgänge bezeichnet. Dementsprechend wird der Rückwärtsgang R auch als Rückwärtsfahrgang bezeichnet.
Außerdem kann das Doppelkupplungsgetriebe 10 eine elektrische Maschine 28 umfassen, welche beispielsweise in einem Motorbetrieb und somit als Elektromotor betrieben werden kann. In dem Motorbetrieb kann die elektrische Maschine 28 Drehmomente bereitstellen, welche in das Teilgetriebe 12 eingeleitet werden können. Beispielsweise kann das Kraftfahrzeug mittels der von der elektrischen Maschine 28 bereitgestellten Drehmomente, insbesondere über das Teilgetriebe 12, angetrieben werden. Außerdem weist das Doppelkupplungsgetriebe 10 eine Parksperre 30 auf.
Das Doppelkupplungsgetriebe 10 weist eine erste Ausgangswelle 32 und eine zweite Ausgangswelle 32 auf. Mit der jeweiligen Ausgangswelle 32 beziehungsweise 34 ist ein Zahnrad 36 beziehungsweise 38 drehfest verbunden, wobei die Zahnräder 36 und 38 gleichzeitig mit einem weiteren Zahnrad 40 kämmen. Die Zahnräder 36 und 40 beziehungsweise 38 und 40 bilden beispielsweise eine von 1 unterschiedliche
Endübersetzung, welche auch als Final Drive bezeichnet wird. Des Weiteren ist aus der Fig. erkennbar, dass die Gänge Zahnräder Z1 -13 umfassen. Dabei umfasst
beispielsweise der Vorwärtsfahrgang 1 die Zahnräder Z1 und Z2, der Vorwärtsfahrgang 2 die Zahnräder Z3 und Z4, der Vorwärtsfahrgang 3 die Zahnräder Z5 und Z6, der Vorwärtsfahrgang 4 die Zahnräder Z7 und Z8, der Vorwärtsfahrgang 5 die Zahnräder Z9 und Z10, der Vorwärtsfahrgang 6 die Zahnräder Z1 1 und Z8, der Vorwärtsfahrgang 7 die Zahnräder Z12 und Z10 und der Rückwärtsgang R beispielsweise das Zahnrad Z13 sowie beispielsweise das Zahnrad Z3 und beispielsweise das Zahnrad Z4. Die
Zahnräder Z1 , Z3, Z7 und Z9 sind Gangräder in Form von Losrädern, welche drehbar auf der Ausgangswelle 34 gelagert sind. Die Zahnräder Z5, Z1 1 , Z12 und Z13 sind Gangräder in Form von Losrädern, welche drehbar auf der Ausgangswelle 32 gelagert sind.
Demgegenüber sind die Zahnräder Z2, Z6 und Z10 Festräder, welche permanent drehfest mit der Eingangswelle 16 verbunden sind. Die Zahnräder Z4 und Z8 sind Festräder, welche permanent drehfest mit der Eingangswelle 18 verbunden sind. Um beispielsweise das Zahnrad Z1 und das Zahnrad Z9 wahlweise mit der Ausgangswelle 34, insbesondere formschlüssig und drehfest, verbinden zu können, ist eine
Schiebemuffe 42 vorgesehen. Die Schiebemuffe 42 ist somit den Vorwärtsfahrgängen 1 und 5 zugeordnet beziehungsweise die Schiebemuffe 42 kann Bestandteil der
Vorwärtsfahrgänge 1 und 5 sein. Um die Zahnräder Z3 und Z7 wahlweise mit der Ausgangswelle 34, insbesondere drehfest und formschlüssig, verbinden zu können, ist eine Schiebemuffe 44 vorgesehen. Die Schiebemuffe 44 ist somit den
Vorwärtsfahrgängen 2 und 4 zugeordnet beziehungsweise kann Bestandteil der Vorwärtsfahrgänge 2 und 4 sein. Um die Zahnräder Z5 und Z12 wahlweise mit der Ausgangswelle 32, insbesondere formschlüssig und drehfest, verbinden zu können, ist eine Schiebemuffe 46 vorgesehen. Die Schiebemuffe 46 ist somit den Vorwärtsfahrgängen 3 und 7 zugeordnet beziehungsweise Bestandteil der
Vorwärtsfahrgänge 3 und 7. Um schließlich das Zahnrad Z1 1 , insbesondere drehfest und formschlüssig, mit der Ausgangswelle 32 verbinden zu können, ist eine
Schiebemuffe 48 vorgesehen. Die Schiebemuffe 48 ist somit dem Vorwärtsfahrgang 6 zugeordnet beziehungsweise Bestandteil des Vorwärtsfahrgangs 6.
Die jeweilige Schiebemuffe 42, 44, 46 und 48 kann in axialer Richtung der jeweiligen Ausgangswelle 32 beziehungsweise 34 relativ zur jeweiligen Ausgangswelle 32 beziehungsweise 34 translatorisch bewegt und somit axial verschoben werden. Der jeweilige Gang ist somit schaltbar. Um den jeweiligen Gang einzulegen, wird das jeweilige Losrad mittels der jeweils zugehörigen Schiebemuffe 42, 44, 46
beziehungsweise 48 drehfest mit der jeweiligen Ausgangswelle 32 beziehungsweise 34 verbunden. Um einen etwaigen, auch als Drehzahldifferenz bezeichneten
Drehzahlunterschied zwischen der jeweiligen Ausgangswelle 32 beziehungsweise 34 und dem jeweiligen Losrad zumindest verringern, insbesondere aufheben, und somit das jeweilige Losrad mit der jeweiligen Ausgangswelle 32 beziehungsweise 34
synchronisieren zu können, weist der jeweilige Gang jeweils eine reibsynchronisierte Gangkupplung auf, über die der jeweilige Gang geschaltet, insbesondere eingelegt, werden kann.
Die jeweilige reibsynchronisierte Gangkupplung umfasst im Falle einer
Einfachsynchronisierung einen jeweiligen Synchronring, welcher beispielsweise wenigstens eine erste Reibfläche aufweist. Das erfindungsgemäße Verfahren ist unabhängig von einer Anzahl von Reibflächenpaarungen und kann für Einfach- oder Mehrfachsynchronisierungen angewendet werden. Im Falle einer
Einfachsynchronisierung ist die erste Reibfläche beispielsweise konisch. Außerdem umfasst die jeweilige Gangkupplung beispielsweise einen Kupplungskörper des jeweiligen, auch als Gangrad bezeichneten Losrads. Der Kupplungskörper bildet beispielsweise eine zweite Reibfläche, welche insbesondere mit der ersten Reibfläche korrespondiert und somit ebenfalls konisch ausgebildet sein kann. Auf hinlänglich bekannte Weise können mittels der Reibflächen und somit mittels der eine
Synchronisierung, insbesondere eine Reibsynchronisierung, bildenden Gangkupplung das jeweilige Losrad und die jeweilige Ausgangswelle 32 beziehungsweise 34 synchronisiert werden. Dabei weisen die jeweilige Schiebemuffe 42, 44, 46
beziehungsweise 48, der jeweilige Synchronring und der Kupplungskörper
beziehungsweise das jeweilige, auch als Gangrad bezeichnete Losrad jeweils eine Verzahnung auf. Die Verzahnung der jeweiligen Schiebemuffe 42, 44, 46 beziehungsweise 48 wird auch als erste Verzahnung bezeichnet, und die jeweilige Schaltverzahnung des Losrads oder Gangrads wird auch als zweite Verzahnung bezeichnet. Die Verzahnung des Synchronrings wird auch als dritte Verzahnung bezeichnet.
Die jeweilige Schiebemuffe 42, 44, 46 beziehungsweise 48 wird auch als Schaltmuffe bezeichnet. Um das jeweilige Gangrad (Losrad) mittels der jeweiligen Schaltmuffe formschlüssig und drehfest mit der jeweiligen Ausgangswelle 32 beziehungsweise 34 zu verbinden, wird die jeweilige Schaltmuffe in axialer Richtung des jeweiligen Gangrads relativ zu dem Gangrad translatorisch bewegt und somit axial verschoben, wobei die jeweilige Schaltmuffe auf das jeweilige Gangrad axial zugeschoben, das heißt in Richtung des jeweiligen Gangrad geschoben wird, insbesondere derart, dass die erste Verzahnung der jeweiligen Schaltmuffe in Eingriff mit der jeweiligen zweiten Verzahnung des jeweiligen Gangrads kommt. Außerdem weist der jeweilige Gang eine auch als Übersetzung oder Übersetzungsverhältnis bezeichnete Gangübersetzung auf, welche durch die miteinander kämmenden Zahnräder des jeweiligen Gangs gebildet ist. Dabei kann vorgesehen sein, dass sich die Gänge in ihren jeweiligen Gangübersetzungen voneinander unterscheiden.
Dabei ist es vorzugsweise vorgesehen, dass Zähne der ersten Verzahnung auf ihrer der zweiten Verzahnung in axialer Richtung zugewandten Stirnseite flach beziehungsweise eben oder aber leicht verrundet sind, während beispielsweise Zähne der zweiten Verzahnung auf ihrer der ersten Verzahnung in axialer Richtung zugewandten Stirnseite flach beziehungsweise eben oder leicht verrundet sind. Hierdurch kann es zu einer sogenannten Zahn-auf-Zahn-Stellung zwischen der ersten Verzahnung und der zweiten Verzahnung kommen. Eine solche Zahn-auf-Zahn-Stellung kann vermeiden, dass die Zähne der ersten Verzahnung in Zahnlücken der zweiten Verzahnung eingeschoben werden können, sodass eine solche Zahn-auf-Zahn-Stellung vermeiden kann, dass die Verzahnungen miteinander in Eingriff gebracht werden können.
Daher ist ein Verfahren zum Betreiben des Doppelkupplungsgetriebes 10 vorgesehen, wobei im Rahmen des Verfahrens Zahn-auf-Zahn-Stellungen zwischen der jeweiligen ersten Verzahnung und der jeweiligen zweiten Verzahnung aufgelöst, das heißt aufgehoben werden. Hierzu wird zwischen der ersten Verzahnung der jeweiligen Schaltmuffe und der zweiten Verzahnung des jeweiligen Gangrads während eines Einlegevorgangs zum Einlegen des jeweiligen Gangs eine Relativdrehung zwischen der ersten Verzahnung und der zweiten Verzahnung, das heißt eine Relativdrehung zwischen der jeweiligen Schaltmuffe und dem jeweiligen Gangrad, mittels eines auf den jeweiligen Gang, insbesondere auf die jeweilige Schaltmuffe, wirkenden
Verdrehmoments bewirkt. Das Verdrehmoment ist ein Drehmoment, welches auf den jeweiligen Gang, insbesondere auf die jeweilige Schaltmuffe, wirkt, um eine solche Relativdrehung zwischen der jeweiligen Schaltmuffe und dem jeweiligen Gangrad zu bewirken, dass die jeweilige Zahn-auf-Zahn-Stellung aufgehoben, das heißt aufgelöst wird.
Um dabei einen besonders vorteilhaften und insbesondere geräusch- und
verschleißarmen sowie komfortablen Betrieb des Doppelkupplungsgetriebes 10 realisieren zu können, ist das Verdrehmoment für alle Gänge gleich groß, und ein jeweiliges, zum Bewirken des Verdrehmoments erforderliches Kupplungsmoment der jeweiligen Reibkupplung 24 beziehungsweise 26 wird in Abhängigkeit von der jeweiligen Gangübersetzung berechnet. Dies bedeutet, dass das Verdrehmoment mittels der jeweiligen Reibkupplung 24 beziehungsweise 26, die zu dem Teilgetriebe 12
beziehungsweise 14 gehört, dessen Gang im Rahmen des Einlegevorgangs eingelegt wird beziehungsweise eingelegt werden soll, bewirkt wird, insbesondere derart, dass die jeweilige Reibkupplung 24 beziehungsweise 26 zumindest teilweise geschlossen wird. Dadurch wird das eingestellte Kupplungsmoment von der Abtriebswelle 22 über die jeweilige Reibkupplung 24 beziehungsweise 26 auf die jeweilige Eingangswelle 16 beziehungsweise 18 übertragen. Aus dem Kupplungsmoment resultiert je nach
Gangübersetzung das Verdrehmoment, welches auf die Schaltmuffe wirkt und diese relativ zu dem jeweiligen Gangrad verdreht.
Es ist denkbar, dass das erfindungsgemäße Verfahren in Doppelkupplungsgetrieben mit beispielsweise elekrtomechanisch betätigten Gangstellern angewendet wird.
Bei dem jeweiligen Einlegevorgang wird die jeweilige Schaltmuffe mittels eines
Gangstellers verschoben. Bei dem Gangsteller handelt es sich beispielsweise um einen Gangstellerkolben, welcher insbesondere in axialer Richtung der jeweiligen
Ausgangswelle 32 beziehungsweise 34 translatorisch bewegt und somit axial verschoben wird, um beispielsweise eine jeweilige Schaltgabel und über die jeweilige Schaltgabel die jeweilige Schaltmuffe axial zu verschieben. Hierzu wird der
Gangstellerkolben beispielweise mit einem Fluid, insbesondere einer Flüssigkeit, beaufschlagt, wobei das Fluid einen Druck aufweist. Dies bedeutet, dass der Gangsteller beispielsweise mit dem genannten Druck beaufschlagt wird. Des Weiteren kann vorgesehen sein, dass der Gangsteller mittels eines elektrisch betätigbaren Ventils mit dem Fluid beaufschlagt wird, sodass eine elektrohydraulische Beaufschlagung des Gangstellers und somit der jeweiligen Schaltmuffe mit dem Fluid und somit mit dem Druck vorgesehen ist. Somit ist eine elektrohydraulische Betätigung des Gangstellers und somit der jeweiligen Schaltmuffe vorgesehen.
Das Doppelkupplungsgetriebe 10 wird beispielsweise mittels einer elektronischen Recheneinrichtung betrieben, welche auch als elektronisches Steuergerät oder
Getriebesteuergerät bezeichnet wird. Das Getriebesteuergerät kann beispielsweise die jeweilige Reibkupplung 24 beziehungsweise 26 ansteuern, um dadurch das
Kupplungsmoment und in der Folge das Verdrehmoment einzustellen beziehungsweise zu bewirken und/oder das Verdrehmoment anzufordern. Unter der Anforderung des Verdrehmoments ist somit beispielsweise zu verstehen, dass das Getriebesteuergerät, insbesondere ein Modul des Getriebesteuergeräts, das Bewirken oder Ausüben des Verdrehmoments anfordert, beispielsweise von der jeweiligen Reibkupplung 24 beziehungsweise 26 beziehungsweise von einem anderen Modul des
Getriebesteuergeräts.
Um den jeweiligen Gang einzulegen, wird die jeweilige Schaltmuffe beispielsweise in eine Endposition verschoben. Es wurde gefunden, dass es von Vorteil ist, zu einem exakten Zeitpunkt des Einlegevorgangs ein zumindest im Wesentlichen konstantes, gangabhängiges Verdrehmoment mittels der jeweiligen Kupplung zu erzeugen, um die Endposition der jeweiligen Schaltmuffe beziehungsweise des jeweiligen Ganges erreichen zu können. Durch dieses Verdrehmoment kann die Zahn-auf-Zahn-Stellung, zu der es aufgrund der flachen Zahngeometrie kommen kann, aufgehoben werden, sodass dann die jeweilige Schaltmuffe in ihrer Endposition, welche auch als Endlage bezeichnet wird, eingespurt werden kann. Zu der Zahn-auf-Zahn-Stellung kann es beispielsweise zwischen einer sogenannten Synchronposition und einer Einlegeposition der jeweiligen Schaltmuffe kommen. Zum Zeitpunkt des Einlegevorgangs sind vorzugsweise die exakte Synchronposition und der sogenannte„kiss point“ (Küsspunkt) der jeweiligen Kupplung bekannt. Unter dem„kiss point“ ist ein solcher Betätigungszustand zu verstehen, in welchem sich Kupplungsscheiben der jeweiligen Kupplung gerade noch berühren.
Vorzugsweise wird das Verdrehmoment dann angefordert, wenn eine auch als
Gangstellerposition bezeichnete Position des Gangstellers einen vorgegebenen
Grenzwert, insbesondere um ein vorgegebenes Maß, überschreitet. Insbesondere wird das Verdrehmoment dann angefordert, wenn die Gangstellerposition größer als die zuvor gelernte Synchronposition addiert mit 0,2 Millimeter (mm) abzüglich einer sogenannten Gabelverbiegung ist. Unter der Gabelverbiegung ist eine bei dem Einlegevorgang auftretende, vorzugsweise elastische Verformung, insbesondere Verbiegung, der Schaltgabel zu verstehen, welche von der Synchronposition abgezogen wird. Mit anderen Worten wird eine Soll-Position berechnet, indem die zuvor gelernte Synchronposition mit 0,2 mm addiert wird, wobei dann die Gabelverbiegung abgezogen wird. Überschreitet die ermittelte Gangstellerposition diese Soll-Position, so wird das Verdrehmoment angefordert.
Vorzugsweise ist es ferner vorgesehen, dass das Verdrehmoment, insbesondere von dem Getriebesteuergerät, dann angefordert wird, wenn eine Differenzdrehzahl zwischen der jeweiligen Schaltmuffe und dem jeweiligen Gangrad auf einen Wert abgebaut ist, welcher in einem Bereich von einschließlich 10 Umdrehungen pro Minute bis
einschließlich 40 Umdrehungen pro Minute liegt, insbesondere 20 Umdrehungen pro Minute beträgt. Vorzugsweise wird das Verdrehmoment, insbesondere von dem
Getriebesteuergerät, dann angefordert, wenn ermittelt wird, dass eine Geschwindigkeit des Gangstellers größer als 20 bis 60 Millimeter pro Sekunde (mm/s), insbesondere größer als 40 mm/s, ist. Die Geschwindigkeit ist beispielsweise die Geschwindigkeit, mit welcher der Gangsteller axial verschoben wird. Mit anderen Worten wird das
Verdrehmoment vorzugsweise dann angefordert, wenn die Gangstellergeschwindigkeit wieder beziehungsweise erneut größer als 20 bis 60 mm, insbesondere erneut oder wieder größer als 40 mm/s, ist.
Um eine Verfälschung der Gangstellerposition durch die beispielsweise von dem zuvor genannten Druck abhängige Gabelverbiegung auszuschließen, wird die
Gabelverbiegung bei einer Positionsabfrage, in deren Rahmen die Gangstellerposition ermittelt wird, aus der ermittelten Gangstellerposition herausgerechnet. Hierzu wird die Gabelverbiegung aus der ermittelten, insbesondere erfassten, Gangstellerposition herausgerechnet beziehungsweise von dieser abgezogen. Die Gangstellerposition wird beispielsweise mittels eines Sensors, insbesondere mittels eines Hall-Sensors, erfasst.
Vorzugsweise beträgt das Verdrehmoment 10 Newtonmeter (Nm). Als besonders vorteilhaft hat es sich gezeigt, wenn das Verdrehmoment an dem Bereich von einschließlich 5 Nm bis einschließlich 15 Nm liegt. Es wurde gefunden, dass die
Gabelverbiegung beispielsweise bei einem Druck von 5 bar circa 0,3 mm beträgt. Um beispielsweise bei jedem Gang das gleiche Verdrehmoment von beispielsweise 10 Nm an dem jeweiligen Gang, insbesondere an einer jeweiligen Synchronstelle, insbesondere an der jeweiligen Schaltmuffe, des jeweiligen Gangs, zu erzeugen, wird ausgehend von dem Verdrehmoment anhand der Gangübersetzung auf das Kupplungselement zurückgerechnet. Das auf den jeweiligen Gang wirkende Verdrehmoment ist
beispielsweise das mathematische Produkt aus der jeweiligen Gangübersetzung und dem Kupplungsmoment, sodass beispielsweise zur Ermittlung des Kupplungsmoments das Verdrehmoment durch die Gangübersetzung geteilt, das heißt dividiert wird. Das Ergebnis der mathematischen Division ist das Kupplungsmoment, welches
beispielsweise an der jeweiligen Kupplung eingestellt wird.
Beispielsweise bei Einlegevorgängen als Teil von Hochlastschaltungen wird,
insbesondere sobald das Verdrehmoment angefordert wird, gleichzeitig der auch als Gangstellerdruck bezeichnete Druck auf ein konstantes Niveau eingestellt, welches beispielsweise im Bereich von einschließlich 3 bar bis einschließlich 5 bar liegt, insbesondere 4 bar beträgt. Das Verhältnis von Druck zu Verdrehmoment wird beispielsweise so gewählt, dass das Kupplungsmoment die Axialkraft am Gangsteller überwinden kann. Kann beispielsweise die Zahn-auf-Zahn-Stellung nicht aufgelöst, das heißt nicht aufgehoben werden, wird das Kupplungsmoment erhöht, wobei dann beispielsweise der Gangstellerdruck unverändert bleibt.
Bei Einlegevorgängen im Zuge von Niederlast- und/oder Komfortschaltungen wird beispielsweise ebenfalls ein konstantes Verdrehmoment angefordert, welches beispielsweise für jeden Gang gleich ist, jedoch wird dann beispielsweise kein konstanter Gangstellerdruck eingestellt, sondern der Gangstellerdruck wird beispielsweise ausgehend von einem Startwert auf einen Zielwert abgesenkt. Der Startwert beträgt beispielsweise 3,5 bar beziehungsweise liegt in einem Bereich von einschließlich 3 bar bis einschließlich 5 bar, wobei der Zielwert beispielsweise 2 bar beträgt beziehungsweise in einem Bereich von einschließlich 1 ,5 bar bis einschließlich 2,5 bar liegen kann. Hierbei steht nicht die Schaltschnelligkeit, sondern ein komfortabler Betrieb insbesondere im Hinblick auf Geräusch und Druck im Vordergrund.
Daimler AG
Bezugszeichenliste
1 Vorwärtsfahrgang
2 Vorwärtsfahrgang
3 Vorwärtsfahrgang
4 Vorwärtsfahrgang
5 Vorwärtsfahrgang
6 Vorwärtsfahrgang 7 Vorwärtsfahrgang
10 Doppelkupplungsgetriebe
12 erstes Teilgetriebe
14 zweites Teilgetriebe
16 Eingangswelle
18 Eingangswelle
20 Antriebsmotor
22 Abtriebswelle
24 Reibkupplung
26 Reibkupplung
28 elektrische Maschine
30 Parksperre
32 Ausgangswelle
34 Ausgangswelle
36 Zahnrad
38 Zahnrad
40 Zahnrad
42 Schiebemuffe
44 Schiebemuffe 46 Schiebemuffe
48 Schiebemuffe
R Rückwärtsgang
Z1-13 Zahnrad

Claims

Patentansprüche
1. Verfahren zum Betreiben eines Doppelkupplungsgetriebes (10), welches zwei Teilgetriebe (12, 14) aufweist, die jeweils eine über eine Reibkupplung (24, 26) mit einer Abtriebswelle (22) eines Antriebsmotors (20) verbindbare Eingangswelle (16, 18) und mehrere, über jeweils eine reibsynchronisierte Gangkupplung schaltbare Gänge (1 , 2, 3, 4, 5, 6, 7, R) mit jeweiligen Gangübersetzungen aufweist, wobei die Gangkupplungen eine jeweilige Verzahnung einer Schiebemuffe (42, 44, 46, 48) und eine jeweilige Verzahnung eines jeweiligen Gangrads (Z1 , Z3, Z5, Z7, Z9, Z1 1 , Z12, Z13) aufweisen, wobei die jeweiligen Kontaktflächen von der jeweiligen Verzahnung der Schiebemuffe (42, 44, 46, 48) und der jeweiligen Verzahnung des jeweiligen Gangrads flach oder leicht verrundet ausgeführt sind, und wobei zum Auflösen jeweiliger Zahn-auf-Zahn-Stellungen zwischen einer Verzahnung wenigstens einer Schiebemuffe (42, 44 ,46, 48) und Verzahnungen von
Gangrädern (Z1 , Z3, Z5, Z7, Z9, Z1 1 , Z12, Z13) der Gänge (1 , 2, 3, 4, 5, 6, 7, R) während Einlegevorgängen zum Einlegen der Gänge (1 , 2, 3, 4, 5, 6, 7, R) eine jeweilige Relativdrehung zwischen der Verzahnung der Schiebemuffe (42, 44, 46, 48) und der jeweiligen Verzahnung des jeweiligen Gangrads (Z1 , Z3, Z5, Z7, Z9, Z1 1 , Z12, Z13) mittels eines auf den jeweiligen Gang (1 , 2, 3, 4, 5, 6, 7, R) wirkenden Verdrehmoments bewirkt wird, wobei das Verdrehmoment für alle Gänge (1 , 2, 3, 4, 5, 6, 7, R) gleich groß ist und wobei ein jeweiliges, zum Bewirken des Verdrehmoments erforderliches Kupplungsmoment der jeweiligen
Reibkupplung (24, 26) in Abhängigkeit von der jeweiligen Gangübersetzung berechnet wird, welches an der jeweiligen Reibkupplung (24, 26) einzustellen ist.
2. Verfahren nach Anspruch 1 ,
dadurch gekennzeichnet, dass
bei dem jeweiligen Einlegevorgang die Schiebmuffe (42, 44, 46, 48) mittels eines Gangstellers verschoben wird.
3. Verfahren nach Anspruch 2,
dadurch gekennzeichnet, dass
das Verdrehmoment von einem elektronischen Steuergerät des
Doppelkupplungsgetriebes (10) dann angefordert wird, wenn eine Position des Gangstellers einen vorgegebenen Grenzwert, insbesondere um ein vorgegebenes Maß, überschreitet.
4. Verfahren nach einem der vorangegangenen Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
das Verdrehmoment von dem elektronischen Steuergerät dann angefordert wird, wenn eine Differenzdrehzahl zwischen der Schiebemuffe (42, 44, 46, 48) und dem jeweiligen Gangrad (Z1 , Z3, Z5, Z7, Z9, Z1 1 , Z12, Z13) auf einen Wert abgebaut ist, welcher in einem Bereich von einschließlich 10 Umdrehungen pro Minute bis einschließlich 40 Umdrehungen pro Minute liegt, insbesondere 20 Umdrehungen pro Minute beträgt.
5. Verfahren nach einem der vorangegangenen Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
das Verdrehmoment von dem elektronischen Steuergerät dann angefordert wird, wenn ermittelt wird, dass eine Geschwindigkeit des Gangstellers größer als 20 bis 60 Millimeter pro Sekunde, insbesondere größer als 40 Millimeter pro Sekunde, ist.
6. Verfahren nach einem der vorangegangenen Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass
bei dem jeweiligen Einlegevorgang der Gangsteller mit Beginn der Anforderung des Verdrehmoments bis zum Ende des Einlegevorgangs mit einem konstanten hydraulischen Druck beaufschlagt wird.
7. Verfahren nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass das Verdrehmoment in einem Bereich von einschließlich fünf Newtonmetern bis einschließlich 15 Newtonmetern liegt, insbesondere zehn Newtonmeter beträgt.
PCT/EP2019/075095 2018-10-02 2019-09-19 Verfahren zum betreiben eines doppelkupplungsgetriebes zum auflösen jeweiliger zahn-auf-zahn-stellungen WO2020069873A1 (de)

Priority Applications (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
CN201980068432.7A CN112930452B (zh) 2018-10-02 2019-09-19 用于操作双离合变速器以解除相应顶齿位置的方法
US17/282,253 US11619301B2 (en) 2018-10-02 2019-09-19 Method for operating a dual-clutch transmission for resolving respective tooth-on-tooth positions

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE102018007746.3 2018-10-02
DE102018007746.3A DE102018007746B4 (de) 2018-10-02 2018-10-02 Verfahren zum Betreiben eines Doppelkupplungsgetriebes zum Auflösen jeweiliger Zahn-auf-Zahn-Stellungen

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2020069873A1 true WO2020069873A1 (de) 2020-04-09

Family

ID=68084775

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/EP2019/075095 WO2020069873A1 (de) 2018-10-02 2019-09-19 Verfahren zum betreiben eines doppelkupplungsgetriebes zum auflösen jeweiliger zahn-auf-zahn-stellungen

Country Status (4)

Country Link
US (1) US11619301B2 (de)
CN (1) CN112930452B (de)
DE (1) DE102018007746B4 (de)
WO (1) WO2020069873A1 (de)

Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE10110898A1 (de) 2000-03-22 2001-09-27 Luk Lamellen & Kupplungsbau Verfahren und Vorrichtung hinsichtlich eines automatisierten Schaltgetriebes
EP2075492A1 (de) * 2007-12-27 2009-07-01 Honda Motor Co., Ltd. Gangwechselvorrichtung mit einer Doppelkupplung
DE102008043385A1 (de) 2008-11-03 2010-05-06 Zf Friedrichshafen Ag Verfahren zur Synchronpunktermittlung eines automatisierten Doppelkupplungsgetriebes
WO2016078680A1 (en) * 2014-11-20 2016-05-26 Volvo Truck Corporation Method, computer program when run on a computer, computer readable medium and control unit for controlling a multi-clutch transmission
US9664277B1 (en) * 2016-05-02 2017-05-30 Hyundai Motor Company Control method of dual clutch transmission for vehicle and control system for the same

Family Cites Families (12)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2009013004A2 (de) 2007-07-26 2009-01-29 Getrag Getriebe- Und Zahnradfabrik Hermann Hagenmeyer Gmbh & Cie Kg Verfahren zum steuern eines hochschaltvorganges in einem doppelkupplungsgetriebe
JP5374726B2 (ja) * 2008-03-31 2013-12-25 本田技研工業株式会社 クラッチ制御装置およびμ補正係数算出方法
CN102278428A (zh) 2010-06-13 2011-12-14 上海汽车集团股份有限公司 双离合器变速箱
WO2014045357A1 (ja) * 2012-09-19 2014-03-27 ヤマハ発動機株式会社 車両の制御装置、車両及び原動機
CN103671746A (zh) 2012-09-26 2014-03-26 重庆长安汽车股份有限公司 一种双离合变速器
KR101393762B1 (ko) * 2012-10-30 2014-05-12 기아자동차주식회사 차량의 건식클러치 전달토크 예측 방법
DE102013108300A1 (de) * 2013-08-01 2015-02-05 Thyssenkrupp Presta Teccenter Ag Schaltgetriebe für eine Antriebseinheit eines Elektrofahrzeugs und Verfahren zum Betrieb des Schaltgetriebes
DE102013019121B4 (de) 2013-11-15 2020-10-22 Daimler Ag Doppelkupplungsgetriebe
US10167952B2 (en) * 2014-04-29 2019-01-01 Hyundai Motor Company Clutch torque control method for DCT vehicle
KR101592695B1 (ko) * 2014-05-21 2016-02-15 현대자동차주식회사 Dct차량의 변속 제어방법
KR101673696B1 (ko) * 2014-11-14 2016-11-08 현대자동차주식회사 Dct 차량의 변속 제어 방법
JP6399033B2 (ja) * 2016-04-27 2018-10-03 トヨタ自動車株式会社 自動変速機の制御装置

Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE10110898A1 (de) 2000-03-22 2001-09-27 Luk Lamellen & Kupplungsbau Verfahren und Vorrichtung hinsichtlich eines automatisierten Schaltgetriebes
EP2075492A1 (de) * 2007-12-27 2009-07-01 Honda Motor Co., Ltd. Gangwechselvorrichtung mit einer Doppelkupplung
DE102008043385A1 (de) 2008-11-03 2010-05-06 Zf Friedrichshafen Ag Verfahren zur Synchronpunktermittlung eines automatisierten Doppelkupplungsgetriebes
WO2016078680A1 (en) * 2014-11-20 2016-05-26 Volvo Truck Corporation Method, computer program when run on a computer, computer readable medium and control unit for controlling a multi-clutch transmission
US9664277B1 (en) * 2016-05-02 2017-05-30 Hyundai Motor Company Control method of dual clutch transmission for vehicle and control system for the same

Also Published As

Publication number Publication date
DE102018007746A1 (de) 2020-04-02
US20210341055A1 (en) 2021-11-04
CN112930452A (zh) 2021-06-08
CN112930452B (zh) 2022-07-12
US11619301B2 (en) 2023-04-04
DE102018007746B4 (de) 2022-01-27

Similar Documents

Publication Publication Date Title
EP1794479B1 (de) Sensoranordnung und verfahren zur steuerung eines automatisierten doppelkupplungsgetriebes
EP2417379B1 (de) Verfahren zum betreiben eines getriebes mit mindestens einem formschlüssigen schaltelement
DE102008048888B4 (de) Fahrzeuggetriebe
EP2828557B1 (de) Kraftfahrzeugantriebsstrangvorrichtung mit einem mehrgruppengetriebe und schaltverfahren für ein mehrgruppengetriebe
WO2009013004A2 (de) Verfahren zum steuern eines hochschaltvorganges in einem doppelkupplungsgetriebe
EP2921746B1 (de) Steuerverfahren für antriebsstrang und antriebsstrang
EP2918877B1 (de) Schaltanordnung für ein Kraftfahrzeuggetriebe und Schaltverfahren
AT520297B1 (de) Schalteinrichtung für ein getriebe
DE102016124403A1 (de) Kraftfahrzeuggetriebe-Schaltwalze und Schaltverfahren
WO2013139419A1 (de) Kraftfahrzeugantriebsstrangvorrichtung mit einem mehrgruppengetriebe
DE19807374A1 (de) Getriebe, insbesondere ein Doppelkupplungsgetriebe
DE10344106B4 (de) Schaltstrategie und Getriebesteuerung für ein Getriebe, insbesondere für ein Doppelkupplungsgetriebe
DE10313587A1 (de) Verfahren zur Regelung der Schaltung für ein automatisches Getriebe
DE102014115373B4 (de) Schaltanordnung für ein Kraftfahrzeuggetriebe und Schaltverfahren
DE102018007746B4 (de) Verfahren zum Betreiben eines Doppelkupplungsgetriebes zum Auflösen jeweiliger Zahn-auf-Zahn-Stellungen
EP3126711B1 (de) Doppelkupplungsgetriebe
DE102013213751A1 (de) Verfahren zum Losbrechen einer nasslaufenden Kupplung eines Kraftfahrzeuges bei tiefen Temperaturen
DE19938934A1 (de) Getriebe
DE102018009704A1 (de) Verfahren zum Lernen einer Synchronposition eines Gangstellers eines Doppelkupplungsgetriebes, insbesondere eines Kraftfahrzeugs
DE102016221698B4 (de) Verfahren zum Betreiben eines Mehrkupplungsgetriebes, Mehrkupplungsgetriebe für ein Kraftfahrzeug und Kraftfahrzeug mit einem Mehrkupplungsgetriebe
DE102019123619B4 (de) Verfahren zum Betreiben eines Doppelkupplungsgetriebes für ein Kraftfahrzeug
DE10038090A1 (de) Verfahren zur Steuerung eines Getriebegangwechsels und Antriebsanordnung eines Doppelkupplungsgetriebes
EP3417186B1 (de) Steuervorrichtung und verfahren zum betreiben eines doppelkupplungsgetriebes eines kraftfahrzeugs
DE102005037695A1 (de) Verfahren zum Steuern einer Schaltbetätigung in einem automatisierten Schaltgetriebe
WO2012052236A1 (de) Formschlüssiges schaltelement

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 19779395

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 19779395

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1