技术领域
[0001] 本
发明涉及一种动力总成系统，该动力总成系统具有一个
内燃机、一个平行换档
变速器和一个设置在内燃机与平行换档变速器之间的双
离合器，该平行换档变速器具有两个子动力总成系统。
背景技术
[0002] 具有平行换档变速器和
双离合器的动力总成系统已经公知。在这种动力总成系统中，内燃机借助于
曲轴分别驱动一个借助于双离合器的两个摩擦离合器之一与曲轴连接的分动力总成系统，而另一个摩擦离合器是打开，并且在未与曲轴连接的所属动力总成系统中已经可预选择下一个档位。从一个档位变速比真正转换到另一个档位变速比在此通过摩擦离合器的所谓的重叠来进行，其方式是闭合的摩擦离合器打开，而打开的摩擦离合器闭合并且由此内燃机力矩的传递在驱动力矩不中断的情况下从一个子动力总成系统变换到另一个子动力总成系统。
[0003] 双离合器由于结构形式原因而比单离合器笨重并且为了使曲轴卸载而优选可扭转地支承在构造成一个子动力总成系统的空
心轴的变速器
输入轴上。双离合器在此由与变速器固定地装配的操作单元操作。此外，变速器输入轴与变速器
输出轴进行斜齿
啮合以便形成各个可转换的变速器变速比。在此，由于动力总成系统中的旋转的转矩
波动，附加地可激励双离合器轴向振动。在此，由于斜齿啮合，通过旋转的转矩波动可使作为空心
轴承载双离合器的变速器输入轴轴向
加速，由此，双离合器也被轴向调制，产生相对于操作单元的相对运动并且尤其是在摩擦离合器的重叠换档期间引起可传递的力矩的调制。这在重叠换档期间以及尤其是在从一个起作用的设置在构造成空心轴的变速器输入轴上的档位转换到一个待新转换的设置在另一个变速器输入轴上的档位时导致动力总成系统的不舒适的特性。
发明内容
[0004] 因此，本发明的任务在于，在通过前面描述的结构预给定的动力总成系统中提出衰减措施，这种衰减措施允许尤其是在重叠换档期间动力总成系统舒适地运行。
[0005] 该任务通过一种动力总成系统来解决，该动力总成系统具有一个内燃机和一个平行换档变速器，该内燃机具有一个曲轴，该平行换档变速器具有两个子动力总成系统，这些子动力总成系统分别具有一个变速器输入轴，其中，一个变速器输入轴构造成绕另一个变速器输入轴的空心轴，该动力总成系统还具有一个被可扭转地接收在空心轴上并且与曲轴无相对转动地连接的双离合器，该双离合器具有两个摩擦离合器和两个分别配置给一个离合器并且分别与一个变速器输入轴无相对转动地连接的离合器盘，其中，每个离合器盘具有一个扭转振动
减振器，所述扭转振动减振器具有比内燃机的
最大转矩小的工作范围。
[0006] 在此，安装在离合器盘中的扭转振动减振器应较弱地用于内燃机的振动隔离——在离合器几乎闭合时，配置给所述摩擦离合器的扭转振动减振器由于其力矩容量比内燃机的力矩容量小而本来就被跨接了。通过在总和上虽然至少达到力矩容量但单独地仍比内燃机最大力矩设计得弱的扭转振动减振器的软的构型，当一个扭转振动减振器被跨接即例如
压实时，另一个扭转振动减振器处于其工作范围内并且通过其软的设计而可衰减所属的变速器输入轴的旋转振动以及由此衰减与所述旋转振动相关的轴向振动。因为在平行换档变速器中各个档位轮副彼此间通过各个
齿轮副在运动学上连接——在重叠换档时不同变速器输入轴的两个档位同时挂入，所以，所述另一个变速器输入轴同时也被衰减。因此，在重叠换档过程中，首先仍起作用的档位的扭转振动减振器被跨接并且随着待传递的力矩的减小通过起作用的摩擦离合器缓慢地接通。在两个摩擦离合器以平均力矩传递进行的滑转阶段中，两个扭转振动减振器在其工作范围内工作，当待新激活的档位的摩擦离合器缓慢闭合时所属的扭转振动减振器被缓慢地跨接并且仅另一个扭转振动减振器仍在摩擦离合器打开的情况下处于其工作范围内。
[0007] 已经证实，设置在摩擦离合器中的扭转振动减振器的工作范围可有利地设计到内燃机的最大转矩的一半。因此，有利的扭转振动减振器分别对于用于最大转矩为250Nm的内燃机的变速器输入轴具有分别为125Nm的工作范围，其中，扭转振动减振器有利地这样设计，使得当作用在扭转振动减振器上的转矩较高时可通过压实的
弹簧或硬的或软的止挡实现稳定跨接。为此可设置多级的特性曲线。减振器的
刚度对于一度扭转
角度可取值为40Nm。不言而喻，对于其它内燃机，扭转振动减振器可相应适配。
[0008] 另外，附加地可借助于安置在曲轴与双离合器之间的例如呈双
质量飞轮形式的扭转振动减振器设置内燃机的振动隔离。作为替换方案或者附加地，滑转调节可在整个转速范围上或在预给定的转速段上起作用，该滑转调节这样限制可通过摩擦离合器传递的力矩，使得内燃机的转矩峰值不或者仅仅部分地通过摩擦离合器传递。
附图说明
[0009] 借助于图1至图4对本发明进行详细描述。附图表示：
[0010] 图1 本发明所基于的动力总成系统的剖面，
[0011] 图2 根据本发明的动力总成系统的系统视图，
[0012] 图3 在重叠换档期间的转速和力矩曲线图，以及
[0013] 图4 图2和图3的两个扭转振动减振器的工作范围的分布的视图。
具体实施方式
[0014] 图1示出了一个动力总成系统10，该动力总成系统具有仅仅简略表示的内燃机8，该内燃机借助于曲轴9通过一个必要时存在的也仅仅简略表示的
双质量飞轮12或另外的用于对内燃机转动不均匀性进行振动隔离的扭转振动减振器与双离合器11无相对转动地连接。双离合器11在一个公共的壳体中包括两个摩擦离合器13、14，这些摩擦离合器分别在通过自动化的操作执行机构相应操作时使曲轴9与两个变速器输入轴15、16之一摩擦
锁合地连接。为此，与每个变速器输入轴15、16无相对转动地连接着一个离合器盘17、18，所述离合器盘具有与摩擦离合器13、14的配合摩擦面相互作用地摩擦
接触的
摩擦片衬。属于平行换档变速器19的变速器输入轴15、16与一个多件式的输出轴借助于用于形成档位1、2、3、4、5、6、7、R1的档位轮对啮合，其中，分别设置在所属的变速器输入轴15、16以及分轴
20、21之一上并且借助于斜齿部彼此相啮合的各一个
惰轮和一个定轮形成一个用于一个档位的档位轮对。在此，在变速器输入轴15与分轴21之间设置档位1、3、5、7，在构造成空心轴并且绕变速器输入轴15同心地设置的变速器输入轴16与分轴20之间设置档位2、4、6。
倒车档位R1在这些轴上借助于另一个分轴22和一个用于转动方向换向的
小齿轮R2形成。
关于平行换档变速器19的说明应注意，分轴21、22投影到了纸张平面上，实际上与变速器输入轴15、16设置在空间上，由此，两个分轴21、22与
差速器24的齿轮23啮合。
[0015] 双离合器11借助于轴承、例如所示的
滚动轴承25可扭转地并且轴向固定地被接收在变速器输入轴16上。在壳体壁26与两个摩擦离合器13、14的操作杠杆之间对于每个摩擦离合器13、14设置一个未示出的用于使摩擦离合器13、14接合和分离的操作执行机构，这些操作执行机构分别轴向
支撑在壳体壁26上。
[0016] 所述动力总成系统中的不同扭转振动源、例如内燃机——其使振动未受衰减地以高的程度或者在使用扭转振动减振器的情况下使幅度减弱的振动通过变速器输入轴15、16引入到平行换档变速器19中，动力总成系统被激励扭转振动，这种扭转振动在满足固有
频率条件时可使动力总成系统的构件共振并且由此导致动力总成系统10不平稳、发出噪声和/或不舒适。如果例如在借助于两个摩擦离合器13、14的重叠使一个设置在变速器输入轴16上的档位2转换到另一个变速器输入轴15的一个档位3期间扭转振动引入到变速器输入轴15上，则被扭转振动激励的变速器输入轴15使扭转振动通过斜齿啮合的档位轮对和分轴20、21传递给变速器输入轴16。通过在转动运动期间在端面齿部上产生的轴向力分量，变速器输入轴16也被轴向激励振动，由此，摩擦离合器13、14相对于其与壳体固定地设置的操作执行机构振动并且引起在重叠换档期间滑转地工作的摩擦离合器13、14的调制。这导致所传递的力矩的调制并且可导致共振和噪声负载。借助于已经设置在动力总成系统
10中的扭转振动减振器例如借助于双质量飞轮12可使内燃机8的扭转振动得到衰减。
[0017] 为此，在图2中，一个示意性地示出的动力总成系统110设置有一个内燃机108、一个具有摩擦离合器113、114的双离合器和一个与车辆127通过其它弹性连接的平行换档变速器109，该平行换档变速器具有两个扭转振动减振器128、129，这些扭转振动减振器在转矩流中设置在摩擦离合器113、114与变速器输入轴115、116之间即例如设置在未示出的离合器盘中。在此，扭转振动减振器128、129这样设计，使得单个的扭转振动减振器128、129的工作范围小于内燃机108的最大力矩。以此方式，扭转振动减振器128、129在其刚度方面可调节得这样软，使得尤其是在重叠换档期间产生的振动现象可借助于优化的衰减得到消除或者至少减小到不再感觉不舒适的程度。在此，刚度与振动的频率及其幅度相关。相应的摩擦装置可
串联地、并联地和/或带有或不带有自由角度地来设置。已经证实，在最大转矩为250Nm的内燃机108中，关于扭转振动减振器128、129的输入件和输出件的扭转角度大约40Nm/°的刚度可以是有利的。有利的也可以是，两个扭转振动减振器128、129的刚度设计得不同，例如为70∶30。如果在扭转振动减振器128、129的所述类型的设计中摩擦离合器113、114之一打开，即不传递力矩，则配置给另一个摩擦离合器114、113的扭转振动减振器129、128由于其较小的工作范围而到极限点即“压实”并且在无衰减的情况下跨接从所属的摩擦离合器114、113到所属的变速器输入轴116、115的转矩流。两个扭转振动减振器128、129的总容量相应于内燃机108的最大力矩或者更大，由此，在重叠换档期间至少一个扭转振动减振器128、129起衰减作用，而另一个可“压实”。
[0018] 图3和图4的曲线图和视图用于详细解释扭转振动减振器128、129的可能的工作范围，相应的装置特征可从图2中获知。图3在上方区域中示出了在档位2和3被挂入的情况下在
时间窗中内燃机108和变速器输入轴随着时间t的转速n。下部区域描述对于同一个换档过程而言相对于时间t内燃机108的力矩M的变化曲线和通过摩擦离合器113、114传递的力矩M。垂直虚线在预给定的时间段中描述重叠的阶段P1、P2、P3、P4、P5。在图
4中，各个阶段P1、P2、P3、P4、P5对应于扭转振动减振器128、129的工作范围，其中，示意性的力-位移视图中的所给定的点表示扭转振动减振器128、129的工作点。在阶段P1和P5中分别有唯一一个摩擦离合器113、114传递力矩，这就是说，配置给摩擦离合器113和变速器输入轴116的扭转振动减振器128“压实”，而在阶段P5中，扭转振动减振器129在摩擦离合器114完全闭合的情况下在档位3挂入时“压实”。另外两个扭转振动减振器129、128在阶段P1和P5中分别处于其工作范围的中间。在阶段P2中，扭转振动减振器128在摩擦离合器113缓慢打开时离开压实阶段，与此相应，由于在摩擦离合器114上开始传递力矩，工作点朝具有较大位移偏幅的较高力迁移运动。在阶段P3期间，两个摩擦离合器113、114传递相同的力矩，扭转振动减振器128、129因此近似地处于相同的工作点上。在阶段P4中，摩擦离合器114是几乎打开的，由此，扭转振动减振器128的工作点朝平衡
位置迁移并且该扭转振动减振器的工作点接近最大偏转位移。阶段P5示出了在摩擦离合器113打开的情况下换档的结束和处于未承受负荷的工作范围中的扭转振动减振器128以及扭转振动减振器129被跨接的、完全闭合的摩擦离合器114。
[0019] 参考标号清单
[0020] 1 档位 18 离合器盘
[0021] 2 档位 19 平行换档变速器
[0022] 3 档位 20 分轴
[0023] 4 档位 21 分轴
[0024] 5 档位 22 分轴
[0025] 6 档位 23 齿轮
[0026] 7 档位 24 差速器
[0027] 8 内燃机 25 滚动轴承
[0028] 9 曲轴 26 壳体壁
[0029] 10 动力总成系统 108 内燃机
[0030] 11 离合器 109 平行换档变速器
[0031] 12 双质量飞轮 110 动力总成系统
[0032] 13 摩擦离合器 113 摩擦离合器
[0033] 14 摩擦离合器 114 摩擦离合器
[0034] 15 变速器输入轴 115 变速器输入轴
[0035] 16 变速器输入轴 116 变速器输入轴
[0036] 17 离合器盘 127 车辆
[0037] 128 扭转振动减振器 P1 阶段
[0038] 129 扭转振动减振器 P2 阶段
[0039] R1 倒车档位 P3 阶段
[0040] R2 小齿轮 P4 阶段
[0041] n 转速 P5 阶段
[0042] t 时间 M 力矩
