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WO2011003492A1 - Doppelkupplungsgetriebe - Google Patents

Doppelkupplungsgetriebe Download PDF

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Publication number
WO2011003492A1
WO2011003492A1 PCT/EP2010/003354 EP2010003354W WO2011003492A1 WO 2011003492 A1 WO2011003492 A1 WO 2011003492A1 EP 2010003354 W EP2010003354 W EP 2010003354W WO 2011003492 A1 WO2011003492 A1 WO 2011003492A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
gear
dual
input shaft
clutch transmission
transmission according
Prior art date
Legal status (The legal status 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 status listed.)
Ceased
Application number
PCT/EP2010/003354
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Sascha NEUDÖRFER
Andreas Ortmann
Edgar Bothe
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Volkswagen AG
Original Assignee
Volkswagen 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 Volkswagen AG filed Critical Volkswagen AG
Publication of WO2011003492A1 publication Critical patent/WO2011003492A1/de
Anticipated expiration legal-status Critical
Ceased legal-status Critical Current

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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
    • 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 parallel flow paths, e.g. dual clutch transmissions
    • 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
    • F16H3/02—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion without gears having orbital motion
    • F16H3/08—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion without gears having orbital motion exclusively or essentially with continuously meshing gears, that can be disengaged from their shafts
    • F16H3/087—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion without gears having orbital motion exclusively or essentially with continuously meshing gears, that can be disengaged from their shafts characterised by the disposition of the gears
    • F16H3/093—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion without gears having orbital motion exclusively or essentially with continuously meshing gears, that can be disengaged from their shafts characterised by the disposition of the gears with two or more countershafts
    • F16H2003/0931—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion without gears having orbital motion exclusively or essentially with continuously meshing gears, that can be disengaged from their shafts characterised by the disposition of the gears with two or more countershafts each countershaft having an output gear meshing with a single common gear on the output 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
    • F16H3/00—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion
    • F16H3/02—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion without gears having orbital motion
    • F16H3/08—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion without gears having orbital motion exclusively or essentially with continuously meshing gears, that can be disengaged from their shafts
    • F16H3/12—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion without gears having orbital motion exclusively or essentially with continuously meshing gears, that can be disengaged from their shafts with means for synchronisation not incorporated in the clutches
    • F16H2003/123—Toothed gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio or for reversing rotary motion without gears having orbital motion exclusively or essentially with continuously meshing gears, that can be disengaged from their shafts with means for synchronisation not incorporated in the clutches using a brake
    • 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
    • F16H2200/00—Transmissions for multiple ratios
    • F16H2200/003—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of forward speeds
    • F16H2200/0056—Transmissions for multiple ratios characterised by the number of forward speeds the gear ratios comprising seven forward speeds

Definitions

  • the invention relates to a dual-clutch transmission for a motor vehicle having a first and a second transmission input shaft and at least one drive shaft, in particular with a first and a second drive shaft, wherein the first transmission input shaft, a first friction clutch and certain gear ratios, vzw. a first, a third, a fifth and / or a seventh gear, are assigned and the second transmission input shaft, a second friction clutch and certain other gear ratios, vzw.
  • a second, a fourth and / or a sixth gear are assigned, wherein the gear ratios are formed by a plurality of each of the transmission input shaft and the at least one drive shaft connecting gear pairs, wherein the gear pairs are each formed by a fixed gear and a loose wheel, wherein at least one Primasynchronisationsvorraum is provided for functionally effective deceleration of the transmission input shafts.
  • Dual clutch transmissions are known and are preferably used in motor vehicles.
  • the dual-clutch transmission has vzw. two concentric with each other
  • Transmission input shafts wherein the transmission input shafts each have a separate
  • Friction clutch is assigned.
  • the two friction clutches form a double clutch.
  • the input waves are also vzw. each assigned a group of gears.
  • the one group of gears includes vzw. the gear steps with odd ordinal number
  • vzw the gear steps with even ordinal number.
  • the gears are in particular unsynchronized.
  • vzw no synchronizers with sliding sleeves, friction rings and the like assigned to the individual idler gears of the gears. Instead, the synchronization of the
  • the dual-clutch transmission has two transmission input shafts, a drive shaft and unsynchronized gear shift clutches, each of which
  • Transmission input shafts are assigned a separate friction clutch and a group of gear stages.
  • an auxiliary drive for Synchronization provided as a central synchronization device.
  • the auxiliary drive is associated with a switch, by means of which the auxiliary drive with each of the transmission input shafts is individually coupled.
  • the auxiliary drive can be designed and arranged such that it can also be used as a braking aid.
  • the auxiliary drive is designed in particular as an electric motor.
  • Double clutch transmission known.
  • As the central synchronization device is a braking device for synchronizing the rotational speed of the switching gear parts in a gear change from a lower gear to a higher target gear used.
  • Brake device has for each partial transmission of the dual clutch transmission at least one of a transmission input shaft of the respective sub-transmission associated
  • the transmission input shaft brakes can be controlled via a control device such that the braking of the respective
  • Transmission input shaft required Bremsleistu ⁇ g on one of a respective target gear stage associated synchronous speed via the respective transmission input shaft brake can be generated.
  • the transmission input shaft brakes act directly on the transmission input shaft.
  • the transmission input shaft brakes thereby supportive for further the synchronizer associated with the idler gears.
  • the gear stages are assigned gearshift clutches which are made when inserting the gears via axial displacement of shift rods with attached to these shift sleeves each have a connection between a loose wheel and the loose wheel supporting drive shaft.
  • the synchronizers are designed as friction rings, which come in contact with the axial displacement of the shift sleeve with this. As a result, the faster rotating transmission input shaft is braked with respect to the drive shaft in a switching operation.
  • the transmission input shaft brakes support the Synchronisiereinrichtüngen the dual clutch transmission.
  • the dual-clutch transmission has a first transmission input shaft, which is associated with at least one first gear stage and a second transmission input shaft, which is associated with at least one second gear stage. Further, a central synchronization device
  • the central synchronization device has two planetary gear sets, which are assigned to the transmission input shafts such that both during upshifting and downshifting from a first to a second gear and both upshifting and downshifting from a second to a first gear, a synchronization in the sense of braking or an acceleration of the transmission input shafts is possible.
  • the planetary gear sets are coupled to the transmission input shafts.
  • the dual-clutch transmissions known in the prior art are not yet optimally configured.
  • the known Primasynchronisationsvortechnischen require axial space.
  • the Planetenrad accounts / -getriebe need as a central synchronization large axial space.
  • the known Primasynchronisationsvorrichtu ⁇ gen are also complex and require a plurality of components, whereby the maintenance and the associated costs is increased.
  • the invention is therefore the object of a dual-clutch transmission of the type mentioned in such a way and further, that a costly and space-consuming braking the transmission input shafts to achieve the
  • Centric synchronization devices are designed as Losradbremsvortechnischen and each one Losradbremsvortechnisch a transmission input shaft is operatively associated, and wherein with each Losradbremsvortechnisch one of the idler gears of the respective gear pair is braked.
  • the Losradbremsvortechnischen are arranged in particular radially to the braked loose wheels. This allows a cost-effective and compact design
  • Transmission input shafts are made by braking the idler gears.
  • One of the braked idler gears is vzw. a gear stage of the first transmission input shaft and the other of the braked idler gears is vzw. assigned to another gear stage of the other transmission input shaft.
  • the one braked idler gear is vzw. a gear with a straight
  • the other braked idler gear is vzw. a gear with an odd ordinal assigned. For example. can be assigned to the braked idler gears of the first and fourth gear. Since the idler gears can have different diameters, the actuation pressure is adapted to the required friction torque as a function of the diameter.
  • the two Losradbremsvoriquesen are vzw. independently controllable.
  • the Losradbremsvortechniken can be constructed similar to a disc brake.
  • the respective idler brake device may, for example, have a friction lining, wherein the friction lining can be pressed by a hydraulic cylinder against the braked idler gear. The friction lining may in particular be displaceable axially towards the idler gear.
  • the Losradbremsvorraum has vzw. a caliper which at least partially surrounds the corresponding idler gear on its outer circumference. As a result, the braked idler gear between the friction lining and the caliper is braked.
  • Actuating pressure is braked the associated input shaft via the gear pair with the braked idler gear.
  • FIG. 1 in a schematic representation of the essential components of a
  • a dual-clutch transmission 1 is shown for a motor vehicle not shown in detail.
  • the dual-clutch transmission 1 has a first transmission input shaft EW1 and a second transmission input shaft EW2.
  • the dual-clutch transmission 1 also has a first drive shaft TW1 and a second drive shaft TW2.
  • the first transmission input shaft EW1 is associated with a first friction clutch K1.
  • the second transmission input shaft EW2 is associated with a second friction clutch K2.
  • the two friction clutches KLund K2 form a double clutch 2.
  • the first transmission input shaft EW1 is operatively connected or connectable to the first friction clutch K1 and the second transmission input shaft EW2 is operatively connected or connected to the second friction clutch K2.
  • the first friction clutch K1, the first transmission input shaft EW1 and the first drive shaft TW1 form vzw. a unspecified here, first transmission branch.
  • Friction clutch K2 the second transmission input shaft EW2 and the second drive shaft TW2 form vzw. another unspecified here, second transmission branch.
  • the first transmission input shaft EW1 are certain gear ratios, vzw. a first, a third, a fifth and / or a seventh gear, associated.
  • the second transmission input shaft EW2 are certain other gear stages, vzw vzw. assigned a second, a fourth and / or a sixth gear.
  • the second transmission input shaft EW2 is vzw. as a hollow shaft educated.
  • the second transmission input shaft EW2 surrounds the first transmission input shaft EW1.
  • the first transmission input shaft EW1 is arranged coaxially with the second transmission input shaft EW2.
  • the first transmission input shaft EW1 are the gear stages with odd ordinal number, namely the gear stages one, three, five and seven assigned.
  • the second transmission input shaft EW2 are the gear stages with even atomic number and vzw.
  • gear ratio refers in the context of the application on gears for the forward drive.
  • Reverse gear is referred to as reverse gear R throughout.
  • the gear stages are formed by a plurality of respective gear pairs input to the transmission input shaft EW1 and EW2 and the respective associated drive shaft TW1, TW2.
  • Gear pairs are arranged correspondingly effective between the respective transmission input shafts EW1 and EW2 and a drive shaft TW1 and TW2.
  • Transmission input shafts EW1 and EW2 are therefore also associated with corresponding gears.
  • These gear wheels associated with the transmission input shafts EW1 and EW2 are vzw. formed as fixed wheels 3 to 8. Ie. these fixed gears 3 to 8 are non-rotatably arranged on the respective transmission input shaft EW1 and EW2.
  • the fixed wheels 3 to 6 are assigned to the first transmission input shaft EW1 and the fixed wheels 7 and 8 are the second
  • the first drive shaft TW1 are gears, vzw vzw. the idler gears 9, 10, 11 and 12 assigned.
  • the second drive shaft TW2 are gears, vzw vzw. the loose wheels 13, 14, 15 and 16 assigned.
  • the dual clutch transmission 1 has vzw. seven gears for forward driving on. In another embodiment, the dual clutch transmission 1 vzw. have six (or less) or even more than seven gears for forward driving. In addition, this indicates
  • the gear stages are formed by the respective transmission input shaft EW1 and EW2 and the associated drive shaft TW1 and TW2 connecting gear pairs with one of the fixed gears 3 to 8 and one of the meshing engaging idler gears 9 to 16.
  • the first gear and the fifth gear are each by the first
  • Gear input shaft EW1 and the first drive shaft TW1 connecting gear pairs formed are each formed by the fixed wheels 4 and 6 and the idler gears 9 and 10.
  • the fixed wheels 4 and 6 are rotatably associated with the first transmission input shaft EW1.
  • the first gear is formed by the gears "4 and 9" and the fifth
  • the fourth gear is through a second transmission input shaft EW2 and the first
  • the reverse gear R is formed by a fixed gear 8 and the idler gear 12, wherein the fixed gear 8 and the idler gear 12 via an intermediate shaft 17 associated with one of these intermediate shaft 17 Intermediate 18 communicate with each other.
  • the seventh and third gear stages are formed by the first transmission input shaft EW1 and the second drive shaft TW2 connecting gear pairs, the gear pairs are each formed by one of the fixed gears 3 and 5 and one of the idler gears 13 and 14 respectively.
  • the fixed gear 3 forms with the idler gear 13, the gear pair for the seventh gear.
  • the fixed gear 5 forms with the idler gear 14, the gear pair for the third gear.
  • the sixth gear stage and the second gear stage are formed by the second transmission input shaft EW2 and the second drive shaft TW2 connecting gear pairs, wherein the
  • Gear pairs are each formed by one of the fixed wheels 7, 8 and one of the idler gears 15 and 17 respectively.
  • the dual-clutch transmission 1 further has a Achsabtriebsrad 19, wherein the
  • Achsabtriebsrad 19 rotatably connected to an axle 20 is connected.
  • the axle 20 is connected to a differential gear 21.
  • the Achsabretesrad 19 is of the two
  • Differential gear 21 transmits the applied torque to the drive wheels 22, as indicated schematically by unspecified arrows.
  • the gears one to seven are vzw. unsynchronized.
  • Synchronizers allow for faster shifting, lower drag torque and lower total cost of ownership.
  • at least one of the gear stages can also be provided with a synchronizing device.
  • At least one central synchronization device 23, 24 is provided for functionally effective deceleration of the transmission input shafts EW1, EW2.
  • Transmission input shaft EW1 or EW2 is associated with effective, and with each
  • the Losradbremsvortechnische one of the idler gears 9, 11 of the respective gear pair is braked.
  • the Losradbremsvortechniken 25 and 26 have the advantage that the axial space of the dual clutch transmission 1 does not need to be extended.
  • the two braked idler gears 9, 11 are in the preferred embodiment shown here constitutionsu ⁇ gsbeispiel the same drive shaft, here vzw. associated with the first drive shaft TW1.
  • the two brakesbare Loser 9, 11 associated with different gear ratios / gear pairs.
  • the one braked idler gear 9 is an odd gear, vzw. assigned to the first gear.
  • the other braked idler gear 11 is a straight gear, vzw. assigned to the fourth gear. It is conceivable that the two braked idler gears of the two
  • Losradbremsvorraum can be slowed down or synchronized accordingly.
  • Friction lining and an unspecified hydraulic cylinder wherein the friction lining with the hydraulic cylinder against the respective idler gear 9 and 11 can be pressed.
  • Each of the Losradbremsvoriquesen 25, 26 is formed similar to a disc brake.
  • Losradbremsvorierien 25 and 26 may each have a brake caliper 27, 28, wherein the brake caliper 27, 28, the braked idler gear 9 and 11 vzw. at least partially encompasses.
  • the friction lining is vzw. arranged relative to the idler gear 9 and 11 axially displaceable.
  • the friction lining may in particular be arranged axially displaceable relative to the brake caliper 27, 28.
  • the Losradbremsvortechnischen 25, 26, in particular the unspecified hydraulic cylinders are vzw. independently controllable. Of the
  • Operating pressure in the hydraulic cylinder is vzw. adapted to the diameter of the idler gears 9, 11.
  • Losradbremsvorraum 25 acts on the non-rotatable gear 4 to the first
  • the Losradbremsvorraum 26 acts on the non-rotatable gear 7 to the second - here outer - transmission input shaft EW2.
  • Clutches are connected to the respective drive shaft TW1 or TW2.
  • Vzw Vzw. Furthermore, a lock system is provided, wherein when a gear is engaged, the other gear ratios are locked. For example, if the first gear is engaged, the other six gears and the reverse gear R are locked.

Landscapes

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

Abstract

Die Erfindung betrifft ein Doppelkupplungsgetriebe (1) für ein Kraftfahrzeug, mit einer ersten und mit einer zweiten Getriebeeingangswelle (EW1, EW2) sowie mit mindestens einer Triebwelle, insbesondere mit einer ersten und mit einer zweiten Triebwelle (TW1, TW2), wobei der ersten Getriebeeingangswelle (EW1) eine erste Reibkupplung (K1 ) und bestimmte Gangstufen, vzw. eine erste, eine dritte, eine fünfte und/oder eine siebte Gangstufe, zugeordnet sind, und der zweiten Getriebeeingangswelle (EW2) eine zweite Reibkupplung (K2) und bestimmte andere Gangstufen, vzw. eine zweite, eine vierte und/oder eine sechste Gangstufe, zugeordnet sind, wobei die Gangstufen durch mehrere jeweils die Getriebeeingangswelle (EW1, EW2) und die mindestens eine Triebwelle (TW1, TW2) verbindende Zahnradpaare gebildet sind, wobei die Zahnradpaare durch jeweils ein Festrad (3 bis 8) und ein Losrad (9 bis 16) gebildet sind, wobei mindestens eine Zentralsynchronisationsvorrichtung (23, 24) zur funktional wirksamen Abbremsung der Getriebeeingangswellen (EW1, EW2) vorgesehen ist. Ein kostenaufwendiges und bauraumaufwendiges Abbremsen der Getriebeeingangswellen (EW1, EW2) zum Erreichen der Synchrondrehzahl ist dadurch vermieden, dass zwei Zentralsynchronisationsvorrichtungen (23, 24) vorgesehen sind, wobei die beiden Zentralsynchronisationsvorrichtungen (23, 24) als Losradbremsvorrichtungen (25, 26) ausgebildet sind und jeweils eine Losradbremsvorrichtung (25, 26) einer Getriebeeingangswelle (EW1, EW2) wirksam zugeordnet ist, und wobei mit jeder Losradbremsvorrichtung (25, 26) eines der Losräder (9, 11) des jeweiligen Zahnradpaares bremsbar ist.

Description

Beschreibung
Doppelkupplungsgetriebe
Die Erfindung betrifft ein Doppelkupplungsgetriebe für ein Kraftfahrzeug mit einer ersten und mit einer zweiten Getriebeeingangswelle sowie mit mindestens einer Triebwelle, insbesondere mit einer ersten und mit einer zweiten Triebwelle, wobei der ersten Getriebeeingangswelle eine erste Reibkupplung und bestimmte Gangstufen, vzw. eine erste, eine dritte, einer fünfte und/oder eine siebte Gangstufe, zugeordnet sind und der zweiten Getriebeeingangswelle eine zweite Reibkupplung und bestimmte andere Gangstufen, vzw. eine zweite, eine vierte und/oder eine sechste Gangstufe, zugeordnet sind, wobei die Gangstufen durch mehrere jeweils die Getriebeeingangswelle und die mindestens eine Triebwelle verbindende Zahnradpaare gebildet sind, wobei die Zahnradpaare durch jeweils ein Festrad und ein Losrad gebildet sind, wobei mindestens eine Zentralsynchronisationsvorrichtung zur funktional wirksamen Abbremsung der Getriebeeingangswellen vorgesehen ist.
Doppelkupplungsgetriebe sind bekannt und werden bevorzugt in Kraftfahrzeugen eingesetzt. Das Doppelkupplungsgetriebe weist vzw. zwei konzentrisch zueinander angeordnete
Getriebeeingangswellen auf, wobei den Getriebeeingangswellen jeweils eine separate
Reibkupplung zugeordnet ist. Die beiden Reibkupplungen bilden dabei eine Doppelkupplung. Den Eingangswellen sind ferner vzw. jeweils eine Gruppe von Gangstufen zugeordnet. Die eine Gruppe von Gangstufen umfasst vzw. die Gangstufen mit ungerader Ordnungszahl
einschließlich des Rückwärtsganges und die andere Gruppe umfasst vzw. die Gangstufen mit gerader Ordnungszahl. Die Gangstufen sind insbesondere unsynchronisiert. Es sind vzw. keine Synchronisiereinrichtungen mit Schiebemuffen, Reibringen und dergleichen den einzelnen Losrädern der Gangstufen zugeordnet. Stattdessen wird die Synchronisierung der
Getriebeeingangswellen mit mindestens einer Zentralsynchronisationsvorrichtung
vorgenommen.
Aus der DE 199 50 679 A1 ist ein automatisiertes Doppelkupplungsgetriebe für ein
Kraftfahrzeug bekannt. Das Doppelkupplungsgetriebe weist zwei Getriebeeingangswellen, eine Triebwelle und unsynchronisierte Gangschaltkupplungen auf, wobei jeder der
Getriebeeingangswellen eine separate Reibkupplung und eine Gruppe von Gangstufen zugeordnet sind. Als Zentralsynchronisationsvorrichtung ist ein Hilfsantrieb zur Synchronisierung vorgesehen. Dem Hilfsantrieb ist eine Umschaltung zugeordnet, mittels der der Hilfsantrieb mit jeder der Getriebeeingangswellen einzeln koppelbar ist. Der Hilfsantrieb kann dabei derart ausgebildet und angeordnet sein, dass dieser zusätzlich als Bremshilfe nutzbar ist. Der Hilfsantrieb ist insbesondere als Elektromotor ausgebildet.
Aus der DE 102 43 278 A1 ist eine Vorrichtung zur Synchronisierung eines
Doppelkupplungsgetriebes bekannt. Als Zentralsynchronisationsvorrichtung kommt eine Bremseinrichtung zur Synchronisierung der Drehzahl der schaltenden Getriebeteile bei einem Gangwechsel von einem niedrigeren Gang in einen höheren Zielgang zum Einsatz. Die
Bremseinrichtung weist für jedes Teilgetriebe des Doppelkupplungsgetriebes mindestens eine einer Getriebeeingangswelle des jeweiligen Teilgetriebes zugehörige
Getriebeeingangswellenbremse auf. Die Getriebeeingangswellenbremsen sind derart über eine Steuereinrichtung ansteuerbar, dass die für eine Abbremsung der jeweiligen
Getriebeeingangswelle erforderliche Bremsleistuπg auf eine einer jeweiligen Zielgangstufe zugeordneten Synchrondrehzahl über die jeweilige Getriebeeingangswellenbremse erzeugbar ist. Die Getriebeeingangswellenbremsen wirken dabei direkt auf die Getriebeeingangswelle. Die Getriebeeingangswellenbremsen wirken dabei unterstützend für weitere den Losrädern zugeordnete Synchronisiereinrichtungen. Den Gangstufen sind dabei Gangschaltkupplungen zugeordnet, die beim Einlegen der Gänge über axiales Verschieben von Schaltstangen mit an diesen befestigten Schaltmuffen jeweils eine Verbindung zwischen einem Losrad und der das Losrad tragenden Triebwelle hergestellt werden. Die Synchronisiereinrichtungen sind dabei als Reibringe ausgebildet, die bei der axialen Verschiebung der Schaltmuffe mit dieser in Kontakt kommen. Dadurch wird bei einem Schaltvorgang die schneller drehende Getriebeeingangswelle gegenüber der Triebwelle abgebremst. Die Getriebeeingangswellenbremsen unterstützen dabei die Synchronisiereinrichtüngen des Doppelkupplungsgetriebes.
Aus der DE 102 14 478 B4 ist ein Doppelkupplungsgetriebe für ein Kraftfahrzeug bekannt. Das Doppelkupplungsgetriebe weist eine erste Getriebeeingangswelle auf, der wenigstens eine erste Gangstufe zugeordnet ist und eine zweite Getriebeeingangswelle auf, der wenigstens eine zweite Gangstufe zugeordnet ist. Ferner ist eine Zentralsynchronisationsvorrichtung
vorgesehen. Die Zentralsynchronisationsvorrichtung weist zwei Planetenradsätze auf, die derart den Getriebeeingangswellen zugeordnet sind, dass sowohl beim Hochschalten als auch beim Herunterschalten von einem ersten zu einem zweiten Gang sowie sowohl beim Hochschalten als auch beim Herunterschalten von einem zweiten zu einem ersten Gang eine Synchronisation im Sinne eines Abbremsens bzw. eines Beschleunigens der Getriebeeingangswellen möglich ist. Die Planetenradsätze sind mit den Getriebeeingangswellen gekoppelt. Aus der DE 34 17 504 A1 ist ein Stufenschaltgetriebe für ein Kraftfahrzeug bekannt. Das Stufenschaltgetriebe weist eine mit Schaltschiebemuffen ausgerüstete Hauptwelle und zwei Nebenwellen auf. Eine oder beide Nebenwellen sind dabei in einer Ausgestaltung mit einer Bremse als Zentralsynchronisationsvorrichtung ausgerüstet. Die Nebenwellen weisen zum Synchronisieren ferner ein Planetengetriebe auf.
Die im Stand der Technik bekannten Doppelkupplungsgetriebe sind noch nicht optimal ausgebildet. Die bekannten Zentralsynchronisationsvorrichtungen benötigen axialen Bauraum. Insbesondere benötigen die Planetenradsätze/-getriebe als Zentralsynchronisationsvorrichtung großen axialen Bauraum. Die bekannten Zentralsynchronisationsvorrichtuπgen sind auch komplex aufgebaut und benötigen eine Mehrzahl von Bauteilen, wodurch der Wartungsaufwand und die damit verbundenen Kosten erhöht ist.
Der Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, ein Doppelkupplungsgetriebe der eingangs genannten Art derart auszugestalten und weiterzubilden, dass ein kostenaufwendiges und bauraumaufwendiges Abbremsen der Getriebeeingangswellen zum Erreichen der
Synchrondrehzahl vermieden ist.
Die zuvor aufgezeigte Aufgabe wird nun für das Doppelkupplungsgetriebe dadurch gelöst, dass zwei Zentralsyπchronisationsvorrichtungen vorgesehen sind, wobei die beiden
Zentralsynchronisationsvorrichtungen als Losradbremsvorrichtungen ausgebildet sind und jeweils eine Losradbremsvorrichtung einer Getriebeeingangswelle wirksam zugeordnet ist, und wobei mit jeder Losradbremsvorrichtung eines der Losräder des jeweiligen Zahnradpaares bremsbar ist. Die Losradbremsvorrichtungen sind insbesondere radial zu den bremsbaren Losrädern angeordnet. Dies ermöglicht, ein kostengünstiges und kompakt bauendes
Doppelkupplungsgetriebe bereitzustellen. Das vzw.„indirekte" Abbremsen der
Getriebeeingangswellen erfolgt durch Bremsen der Losräder. Das eine der bremsbaren Losräder ist vzw. einer Gangstufe der ersten Getriebeeingangswelle und das andere der bremsbaren Losräder ist vzw. einer anderen Gangstufe der anderen Getriebeeingangswelle zugeordnet. Das eine gebremste Losrad ist vzw. einer Gangstufe mit einer geraden
Ordnungszahl zugeordnet. Das andere gebremste Losrad ist vzw. einer Gangstufe mit einer ungeraden Ordnungszahl zugeordnet. Bspw. können die gebremsten Losräder der ersten und vierten Gangstufe zugeordnet sein. Da die Losräder unterschiedliche Durchmesser aufweisen können, ist der Betätigungsdruck dem erforderlichen Reibmoment in Abhängigkeit von dem Durchmesser angepasst. Die beiden Losradbremsvorrichtungen sind vzw. unabhängig voneinander regelbar. Die Losradbremsvorrichtungen können ähnlich wie eine Scheibenbremse aufgebaut sein. Die jeweilige Losradbremsvorrichtung kann bspw. einen Reibbelag aufweisen, wobei der Reibbelag von einem Hydraulikzylinder gegen das bremsbare Losrad drückbar ist. Der Reibbelag kann insbesondere axial zum Losrad hin verschiebbar sein. Die Losradbremsvorrichtung weist vzw. einen Bremssattel auf, der das entsprechende Losrad an seinem Außenumfang zumindest teilweise umgreift. Dadurch ist das bremsbare Losrad zwischen dem Reibbelag und dem Bremssattel abbremsbar. Durch Regeln des
Betätigungsdrucks wird die zugehörige Eingangswelle über das Zahnradpaar mit dem gebremsten Losrad abgebremst. Die eingangs genannten Nachteile sind daher vermieden und entsprechende Vorteile erzielt.
Es gibt nun eine Vielzahl von Möglichkeiten, das erfindungsgemäße Doppelkupplungsgetriebe in vorteilhafter Art und Weise auszugestalten und weiterzubilden. Hierfür darf zunächst auf die dem Patentanspruch 1 nachgeordneten Patentansprüche verwiesen werden. Im Folgenden wird nun eine bevorzugte Ausgestaltung der Erfindung anhand der Zeichnung und der dazugehörigen Beschreibung näher erläutert. In der Zeichnung zeigt:
Fig. 1 in einer schematischen Darstellung die wesentlichen Komponenten eines
Doppelkupplungsgetriebes.
In Fig. 1 ist zumindest teilweise ein Doppelkupplungsgetriebe 1 für ein nicht näher dargestelltes Kraftfahrzeug dargestellt.
Das Doppelkupplungsgetriebe 1 weist eine erste Getriebeeingangswelle EW1 und eine zweite Getriebeeingangswelle EW2 auf. Das Doppelkupplungsgetriebe 1 weist ferner eine erste Triebwelle TW1 und eine zweite Triebwelle TW2 auf. Der ersten Getriebeeingangswelle EW1 ist eine erste Reibkupplung K1 zugeordnet. Der zweiten Getriebeeingangswelle EW2 ist eine zweite Reibkupplung K2 zugeordnet. Die beiden Reibkupplungen KLund K2 bilden eine Doppelkupplung 2. Die erste Getriebeeingangswelle EW1 ist mit der erste Reibkupplung K1 wirksam verbunden oder verbindbar und die zweite Getriebeeingangswelle EW2 ist mit der zweiten Reibkupplung K2 wirksam verbindbar oder verbunden.
Die erste Reibkupplung K1, die erste Getriebeeingangswelle EW1 und die erste Triebwelle TW1 bilden vzw. einen hier nicht näher bezeichneten, ersten Getriebezweig. Die zweite
Reibkupplung K2, die zweite Getriebeeingangswelle EW2 und die zweite Triebwelle TW2 bilden vzw. einen ebenfalls hier nicht näher bezeichneten, zweiten Getriebezweig.
Der ersten Getriebeeingangswelle EW1 sind bestimmte Gangstufen, vzw. eine erste, eine dritte, eine fünfte und/oder eine siebte Gangstufe, zugeordnet. Der zweiten Getriebeeingangswelle EW2 sind bestimmte andere Gangstufen, nämlich vzw. eine zweite, eine vierte und/oder eine sechste Gangstufe zugeordnet. Die zweite Getriebeeingangswelle EW2 ist vzw. als Hohlwelle ausgebildet. Die zweite Getriebeeingangswelle EW2 umgreift die erste Getriebeeingangswelle EW1. Die erste Getriebeeingangswelle EW1 ist koaxial zur zweiten Getriebeeingangswelle EW2 angeordnet. Der ersten Getriebeeingangswelle EW1 sind die Gangstufen mit ungerader Ordnungszahl, nämlich die Gangstufen eins, drei, fünf und sieben zugeordnet. Der zweiten Getriebeeingangswelle EW2 sind die Gangstufen mit gerader Ordnungszahl und vzw.
zusätzlich eine Rückwärtsgangstufe R zugeordnet. Die Bezeichnung Gangstufe bezieht sich im Rahmen der Anmeldung auf Gangstufen für die Vorwärtsfahrt. Die Gangstufe für den
Rückwärtsgang wird durchgehend als Rückwärtsgangstufe R bezeichnet.
Die Gangstufen sind durch mehrere jeweils die Getriebeeingangswelle EW1 bzw. EW2 und die jeweilige zugehörige Triebwelle TW1, TW2 verbindende Zahnradpaare gebildet. Diese
Zahnradpaare sind entsprechend wirksam zwischen den jeweiligen Getriebeeingangswellen EW1 bzw. EW2 und einer Triebwelle TW1 bzw. TW2 angeordnet. Den beiden
Getriebeeingangswellen EW1 und EW2 sind daher auch entsprechende Zahnräder zugeordnet. Diese den Getriebeeingangswellen EW1 und EW2 zugeordneten Zahnräder sind vzw. als Festräder 3 bis 8 ausgebildet. D. h. diese Festräder 3 bis 8 sind drehfest auf der jeweiligen Getriebeeingangswelle EW1 bzw. EW2 angeordnet. Die Festräder 3 bis 6 sind der ersten Getriebeeingangswelle EW1 zugeordnet und die Festräder 7 und 8 sind der zweiten
Getriebeeingangswelle EW2 zugeordnet.
Der ersten Triebwelle TW1 sind Zahnräder, nämlich vzw. die Losräder 9, 10, 11 und 12 zugeordnet. Der zweiten Triebwelle TW2 sind Zahnräder, nämlich vzw. die Losräder 13, 14, 15 und 16 zugeordnet.
Das Doppelkupplungsgetriebe 1 weist vzw. sieben Gangstufen für die Vorwärtsfahrt auf. In anderer Ausgestaltung kann das Doppelkupplungsgetriebe 1 vzw. sechs (oder weniger) oder auch mehr als sieben Gangstufen für die Vorwärtsfahrt aufweisen. Zusätzlich weist das
Doppelkupplungsgetriebe 1 eine Rückwärtsgangstufe R für die Rückwärtsfahrt auf.
Die Gangstufen sind durch die jeweiligen Getriebeeingangswelle EW1 bzw. EW2 und die zugehörige Triebwelle TW1 bzw. TW2 verbindende Zahnradpaare mit jeweils einem der Festräder 3 bis 8 und einem der kämmend eingreifenden Losräder 9 bis 16 gebildet.
Die erste Gangstufe und die fünfte Gangstufe sind jeweils durch die erste
Getriebeeingangswelle EW1 und die erste Triebwelle TW1 verbindende Zahnradpaare gebildet, wobei die Zahnradpaare jeweils durch die Festräder 4 und 6 und die Losräder 9 und 10 gebildet sind. Die Festräder 4 und 6 sind drehfest der ersten Getriebeeingangswelle EW1 zugeordnet. Hierbei wird die erste Gangstufe gebildet durch die Zahnräder„4 und 9" und die fünfte
Gangstufe gebildet durch die Zahnräder„6 und 10".
Die vierte Gangstufe ist durch ein die zweite Getriebeeingangswelle EW2 und die erste
Triebwelle TW1 verbindendes Zahnradpaar gebildet, nämlich durch das Festrad 7 und das darin eingreifende Losrad 11. Die Rückwärtsgangstufe R ist durch ein Festrad 8 und das Losrad 12 gebildet, wobei das Festrad 8 und das Losrad 12 über eine Zwischenwelle 17 mit einem dieser Zwischenwelle 17 zugeordneten Zwischenrad 18 miteinander in Verbindung stehen.
Die siebte und die dritte Gangstufe sind durch die erste Getriebeeingangswelle EW1 und die zweite Triebwelle TW2 verbindende Zahnradpaare gebildet, wobei die Zahnradpaare jeweils durch eines der Festräder 3 und 5 und eines der Losräder 13 bzw. 14 gebildet sind. Das Festrad 3 bildet mit dem Losrad 13 das Zahnradpaar für die siebte Gangstufe. Das Festrad 5 bildet mit dem Losrad 14 das Zahnradpaar für die dritte Gangstufe.
Die sechste Gangstufe und die zweite Gangstufe sind durch die zweite Getriebeeingangswelle EW2 und die zweite Triebwelle TW2 verbindende Zahnradpaare gebildet, wobei die
Zahnradpaare jeweils durch eines der Festräder 7, 8 und eines der Losräder 15 bzw. 17 gebildet sind.
Das Doppelkupplungsgetriebe 1 weist ferner ein Achsabtriebsrad 19 auf, wobei das
Achsabtriebsrad 19 drehfest mit einem Achsabtrieb 20 verbunden ist. Der Achsabtrieb 20 ist mit einem Differentialgetriebe 21 verbunden. Das Achsabtriebsrad 19 wird von den beiden
Triebwellen TW1 bzw. TW2 über nicht näher bezeichnete Festräder angetrieben. Das
Differentialgetriebe 21 überträgt das anliegende Drehmoment an die Antriebsräder 22, wie es schematisch durch nicht näher bezeichnete Pfeile angedeutet ist.
Die Gangstufen eins bis sieben sind vzw. unsynchronisiert. Der Wegfall von
Synchronisiereinrichtungen ermöglicht schnellere Schaltungen, geringere Schleppmomente und geringere Getriebegesamtkosten. Alternativ kann mindestens eine der Gangstufen auch mit einer Synchronisiereinrichtung versehen sein.
Vzw. ist mindestens eine Zentralsynchronisationsvorrichtung 23, 24 zur funktional wirksamen Abbremsung der Getriebeeingangswellen EW1, EW2 vorgesehen.
Die eingangs genannten Nachteile sind nun dadurch vermieden, dass zwei
Zentralsynchronisationsvorrichtungen 23, 24 vorgesehen sind, wobei die beiden
Zentralsynchronisationsvorrichtungen 23 und 24 als Losradbremsvorrichtungen 25, 26 ausgebildet sind und jeweils eine Losradbremsvorrichtung 25 bzw. 26 einer
Getriebeeingangswelle EW1 bzw. EW2 wirksam zugeordnet ist, und wobei mit jeder
Losradbremsvorrichtung eines des Losräder 9, 11 des jeweiligen Zahnradpaares bremsbar ist. Die Losradbremsvorrichtungen 25 und 26 haben den Vorteil, dass der axiale Bauraum des Doppelkupplungsgetriebes 1 nicht erweitert werden muss. Die beiden bremsbaren Losräder 9, 11 sind bei dem hier dargestellten bevorzugten Ausführuπgsbeispiel der gleichen Triebwelle, hier vzw. der ersten Triebwelle TW1 zugeordnet. Insbesondere sind die beiden bremsbareπ Losräder 9, 11 unterschiedlichen Gangstufen/Zahnradpaaren zugeordnet. Das eine bremsbare Losrad 9 ist einer ungeraden Gangstufe, nämlich vzw. der ersten Gangstufe zugeordnet. Das andere bremsbare Losrad 11 ist einer geraden Gangstufe, nämlich vzw. der vierten Gangstufe zugeordnet. Denkbar ist, dass die beiden bremsbaren Losräder der beiden
Losradbremsvorrichtungen auch jeweils unterschiedlichen Triebwellen zugeordnet sind. Dies ist abhängig vom jeweiligen Anwendungsfall. Vzw. ist von Bedeutung, dass jede der
Getriebeeingangswellen EW1 bzw. EW2 über eine entsprechend vorgesehene
Losradbremsvorrichtung entsprechend abgebremst bzw. synchronisiert werden kann.
Jede der Losradbremsvorrichtungen 25, 26 weist vzw. einen nicht näher bezeichneten
Reibbelag und einen nicht näher bezeichneten Hydraulikzylinder auf, wobei der Reibbelag mit dem Hydraulikzylinder gegen das jeweilige Losrad 9 bzw. 11 drückbar ist. Vzw. ist jede der Losradbremsvorrichtungen 25, 26 ähnlich einer Scheibenbremse ausgebildet. Die
Losradbremsvorrichtungen 25 bzw. 26 können dabei jeweils einen Bremssattel 27, 28 aufweisen, wobei der Bremssattel 27, 28 das bremsbare Losrad 9 bzw. 11 vzw. zumindest teilweise umgreift. Der Reibbelag ist vzw. relativ zum Losrad 9 bzw. 11 axial verschiebbar angeordnet. Der Reibbelag kann insbesondere axial verschiebbar relativ zum Bremssattel 27, 28 angeordnet sein. Die Losradbremsvorrichtungen 25, 26, insbesondere die nicht näher bezeichneten Hydraulikzylinder sind vzw. unabhängig voneinander regelbar. Der
Betätigungsdruck im Hydraulikzylinder ist dabei vzw. an den Durchmesser der Losräder 9, 11 angepasst.
Bei einer Hochschaltung wird die entsprechende Getriebeeingangswelle EW1 bzw. EW2 mittels der Losradbremsvorrichtung 25, 26 mittelbar, vzw. nämlich„indirekt" abgebremst. Die
Losradbremsvorrichtung 25 wirkt über das drehfeste Zahnrad 4 auf die erste
Getriebeeingangswelle EW1. Die Losradbremsvorrichtung 26 wirkt über das drehfeste Zahnrad 7 auf die zweite - hier äußere - Getriebeeingangswelle EW2.
Bei Rückschaltungen ist eine Beschleunigung der jeweiligen Getriebeeingangswelle EW1, EW2 erforderlich. Eine Möglichkeit, die jeweilige Getriebeeingangswelle EW1, EW2 zu
beschleunigen, ist, die zugehörige Reibkupplung K1, K2 zu schließen und die Getriebeeingangswelle EW1 , EW2 mittels der Motorwelle 29 zu beschleunigen. Bei Gleichlauf der Drehgeschwindigkeiten des Losrads 9 bis 16 und der zugehörigen Triebwelle TW1 bzw. TW2 könnte das jeweilige Losrad 9 bis 16 mit hier nicht dargestellten formschlüssigen
Schaltkupplungen mit der jeweiligen Triebwelle TW1 bzw. TW2 verbunden werden.
Vzw. ist ferner ein Lock-System vorgesehen, wobei wenn eine Gangstufe eingelegt ist, die anderen Gangstufen verriegelt sind. Wenn bspw. der erste Gang eingelegt ist, sind die anderen sechs Gangstufen und die Rückwärtsgangstufe R verriegelt.
Mit dem so ausgebildeten erfindungsgemäßen Doppelkupplungsgetriebe sind die eingangs genannten Nachteile daher vermieden und entsprechende Vorteile erzielt.
Bezugszeichen liste
1 Doppelkupplungsgetriebe
2 Doppelkupplung
3 Festrad
4 Festrad
5 Festrad
6 Festrad
7 Festrad
8 Festrad
9 Losrad
10 Losrad
11 Losrad
12 Losrad
13 Losrad
14 Losrad
15 Losrad
16 Losrad
17 Zwischenwelle
18 Zwischenrad
19 Achsabtriebsrad
20 Achsabtrieb
21 Differentialgetriebe
22 Antriebsräder
23 Zentralsynchronisationsvorrichtung
24 Zentralsynchronisationsvorrichtung
25 Losradbremsvorrichtung
26 Losradbremsvorrichtung
27 Bremssattel
28 Bremssattel
29 Motorwelle
K1 Reibkupplung
K2 Reibkupplung EW1 erste Getriebeeingangswelle
EW2 zweite Getriebeeingangswelle
TW1 erste Triebwelle
TW2 zweite Triebwelle
R Rückwärtsgangstufe

Claims

Patentansprüche
1. Doppelkupplungsgetriebe (1) für ein Kraftfahrzeug, mit einer ersten und mit einer zweiten Getriebeeingangswelle (EW1 , EW2) sowie mit mindestens einer Triebwelle, insbesondere mit einer ersten und mit einer zweiten Triebwelle (TW1 , TW2), wobei der ersten
Getriebeeingangswelle (EW1) eine erste Reibkupplung (K1) und bestimmte Gangstufen, vzw. eine erste, eine dritte, eine fünfte und/oder eine siebte Gangstufe, zugeordnet sind, und der zweiten Getriebeeingangswelle (EW2) eine zweite Reibkupplung (K2) und bestimmte andere Gangstufen, vzw. eine zweite, eine vierte und/oder eine sechste Gangstufe, zugeordnet sind, wobei die Gangstufen durch mehrere jeweils die
Getriebeeingangswelle (EW1 , EW2) und die mindestens eine Triebwelle (TW1 , TW2) verbindende Zahnradpaare gebildet sind, wobei die Zahnradpaare durch jeweils ein Festrad (3 bis 8) und ein Losrad (9 bis 16) gebildet sind, wobei mindestens eine
Zentralsynchronisationsvorrichtung (23, 24) zur funktional wirksamen Abbremsung der Getriebeeingangswellen (EW1, EW2) vorgesehen ist, dadurch gekennzeichnet, dass zwei Zentralsynchronisationsvorrichtungen (23, 24) vorgesehen sind, wobei die beiden
Zentralsynchronisationsvorrichtungen (23, 24) als Losradbremsvorrichtungen (25, 26) ausgebildet sind und jeweils eine Losradbremsvorrichtung (25, 26) einer
Getriebeeingangswelle (EW1 , EW2) wirksam zugeordnet ist, und wobei mit jeder
Losradbremsvorrichtung (25, 26) eines der Losräder (9, 11) des jeweiligen Zahnradpaares bremsbar ist.
2. Doppelkupplungsgetriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass das eine der bremsbaren Losräder (26) einer Gangstufe mit einer geraden Ordnungszahl und dass andere der bremsbaren Losräder (25) einer Gangstufe mit einer ungeraden Ordnungszahl zugeordnet ist.
3. Doppelkupplungsgetriebe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die eine der beiden Losradbremsvorrichtungen (25) dem Losrad (9) der ersten Gangstufe zugeordnet ist und die andere der beiden Losradbremsvorrichtungen (26) dem Losrad (11) der vierten Gangstufe zugeordnet ist.
4. Doppelkupplungsgetriebe nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass zwei Triebwelien (TW1 , TW2) vorgesehen sind.
5. Doppelkupplungsgetriebe nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, dass die Losräder (9 bis 16) auf den Triebwellen (TW1, TW2) angeordnet und die drehfesten Zahnräder (3 bis 8) drehfest auf den
Getriebeeingangswellen (EW1 , EW2) angeordnet sind.
6. Doppelkupplungsgetriebe nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, dass die beiden bremsbaren Losräder (9, 11) unterschiedlichen Gangstufen bzw. Zahnradpaaren derart zugeordnet sind, so dass jede
Getriebeeingangswelle (EW1, EW2) mit einem der beiden Losräder (9, 11) wirksam verbunden ist.
7. Doppelkupplungsgetriebe nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, dass die unterschiedlichen Gangstufen bzw. Zahnradpaare mit den jeweiligen bremsbaren Losrädern (9, 11) jeweils wirksam einerseits zwischen einer der Getriebeeingangswellen (EW1, EW2) und andererseits zwischen einer der Triebwellen (TW1, TW2) angeordnet sind.
8. Doppelkupplungsgetriebe nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, dass die unterschiedlichen Gangstufen bzw. Zahnradpaare mit den jeweiligen bremsbaren Losrädern (9, 11) zwischen einerseits jeweils den
Getriebeeingangswellen (EW1, EW2) und andererseits mit der gleichen Triebwelle (TW1, TW2) wirksam angeordnet sind.
9. Doppelkupplungsgetriebe nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, dass die Losradbremsvorrichtuπg (25, 26) einen Reibbelag und einen Hydraulikzylinder aufweist, wobei der Reibbelag mit dem Hydraulikzylinder gegen das Losrad (9, 11) drückbar ist.
10. Doppelkupplungsgetriebe nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, dass die Losradbremsvorrichtungen (25, 26) jeweils einen Bremssattel (27, 28) aufweisen, wobei der Bremssattel (27, 28) jeweils das bremsbare Losrad (9, 11) umgreift.
11. Doppelkupplungsgetriebe nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, dass der Reibbelag axial verschiebbar relativ zum Losrad (9, 11) angeordnet ist.
12. Doppelkupplungsgetriebe nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, dass der Reibbelag im Bremssattel (27, 28) axial verschiebbar angeordnet ist.
13. Doppelkupplungsgetriebe nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, dass der Betätigungsdruck im Hydraulikzylinder an den Durchmesser der Losräder (9, 11) angepasst ist.
14. Doppelkupplungsgetriebe nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, dass die Losradbremsvorrichtungen (25, 26) unabhängig voneinander regelbar sind.
15. Doppelkupplungsgetriebe nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, dass sieben Gangstufen für die Vorwärtsfahrt vorgesehen sind.
16. Doppelkupplungsgetriebe nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, dass zusätzlich eine Rückwärtsgangstufe (R) vorgesehen ist.
17. Doppelkupplungsgetriebe nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch
gekennzeichnet, dass die Losradbremsvorrichtungen (25, 26) im wesentlichen radial zu den bremsbaren Losrädern (9, 11) angeordnet sind.
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