用于使双离合变速器的不活动挡位脱离的方法和相应的变速器与流程

本公开涉及一种用于在车辆加速或减速期间使具有被驱动地连接至传动轴的电动机的双离合变速器中的不活动挡位的齿式离合器脱离的方法。本公开还涉及用于车辆的具有被驱动地连接至传动轴的电动机的双离合变速器。

该方法和双离合变速器可被用于多用途车辆(诸如卡车或公共汽车，或建筑车辆诸如轮式装载机或铰接式自卸车，或任何其它类型的车辆诸如汽车、摩托车、轨道车辆等)中的变速器。

背景技术：

在现有技术中，例如从us2014/0171259已知包括用于车辆的内燃发动机、电动机和双离合变速器的混合动力车辆动力系统。然而，在动力系统的驱动性方面仍存在改进空间。

技术实现要素：

本部分提供了对本公开的大体总结，并且不是其全部范围或其所有特征的全面公开。

现有混合动力电动车辆动力系统设计的特定问题在于电动机的转子质量相对地大。这种质量导致转子的惯性矩相对地大，这种惯性矩通常远超过包括与其附接的任何齿轮(gearwheel)的双离合变速器的单个传动轴的总惯性矩。这里的术语“惯性矩”指的是旋转惯性。

包括附接至其传动轴的电动机的双离合变速器的动态性能与无电动机的双离合变速器的性能非常不同。

在传动轴的加快的加速水平期间，诸如在加快的车辆加速和减速期间，动态性能的这种改变特别显著。高车辆加速通常在当驾驶员请求高发动机扭矩时发生，可能也与车辆的低负载状态和/或下坡道路段组合地发生，但不限于此。高车辆减速通常在施加车辆制动时和/或在行驶期间遇到上坡道路段时发生，但不限于此。

在双离合变速器中，在车辆行驶期间，存在通常一个活动挡位，其将传动输入轴与传动输出轴以第一齿数比驱动地连接，以及一个不活动挡位，其准备在将来接合并且被布置成用于将传动输入轴与传动输出轴以第二齿数比驱动地连接。第二齿数比可以比第一齿数比大或小，以便提供变速比的改变。通过对双离合器的选择性控制来执行在活动挡位和不活动挡位之间的选择，其中，一个离合器驱动地连接至活动挡位，并且另一个离合器驱动地连接至不活动挡位。

在挡位改变后，即，在基本同时断开与第一齿数比相关联的离合器并且连接与第二齿数比相关联的离合器之后，起初保持第一齿数比达特定时间段。下一要求的齿数比可以再次为第一齿数比，或为与第一齿数比以及第二齿数比两者不同的第三齿数比。如果变速器电子控制单元在特定时间段之后决定将当前与第一齿数比相关联的不活动挡位变为具有第三齿数比的挡位，则通过控制相关联的齿式离合器致动机构以施加脱离力而使当前接合的不活动挡位脱离。

用于使当前接合的不活动挡位脱离的所需脱离力尤其取决于齿式离合器当前传递的扭矩等。相对高的车辆加速和减速水平所存在的一种特别问题在于：当电动机被驱动地连接至当前接合的不活动挡位的轴时，需要相对高的扭矩。电动机的转子被驱动地连接至当前接合的不活动挡位的轴，并且转子的质量通常相对地高。由于转子的惯性矩取决于转子的质量和质量分布，并且由于任何刚体的惯性矩都确定期望角加速度所需的扭矩，所以在具有相对高的车辆加速和减速水平的驱动情况下，齿式离合器传递相对高的扭矩。

特别地，在其中电动机为被动的，即，不被控制以提供任何输出扭矩的情况下，电动机的转子相对大的质量需要齿式离合器传递相对大的扭矩，以向转子提供当前角加速度。

由齿式离合器传递的相对高的扭矩可能要求挡位脱离力超过最大可获得的挡位脱离力，例如由于齿式离合器致动机构能力的限制。因此，由于所需的高脱离力，齿式离合器致动机构在高车辆加速或减速水平期间可能暂时不能使不活动挡位脱离。因此，下一不活动挡位的接合可能延迟，使得下一挡位改变也被延迟。因此，期望动力系统驱动性方面的改进。

本公开的目的在于提供一种在车辆加速或减速期间使双离合变速器中的不活动挡位的齿式离合器脱离的方法，其中，至少部分地避免了上述问题。通过权利要求1的特征实现了该目的。

特别地，通过一种在车辆加速或减速期间使双离合变速器中的不活动挡位的齿式离合器脱离的方法实现该目的，该双离合变速器包括：

接合的活动挡位，通过该接合的活动挡位在发动机和从动轮之间传递扭矩，

接合的不活动挡位，所述接合的不活动挡位将被脱离，

电动机，所述电动机被驱动地连接至不活动挡位的轴，

该方法包括下列步骤：

-控制电动机以提供补偿扭矩，以暂时减小或基本消除由不活动挡位的齿式离合器传递的扭矩，

-使接合的不活动挡位脱离。

通过控制电动机以提供补偿扭矩以暂时减小或基本消除由不活动挡位的齿式离合器传递的扭矩，将由齿式离合器致动机构提供的所需脱离力也被减小或基本消除，由此使得在高车辆加速或减速的情况下也能够适当地使接合的不活动挡位脱离。因此，这种方案防止了挡位改变时的不良延迟，使得实现在动力系统驱动性方面的改进。

本公开的目的还在于提供一种用于车辆的双离合变速器，其中，至少部分地避免了上述问题。通过独立产品权利要求的特征实现该目的。

特别地，通过一种用于车辆的双离合变速器实现了该目的，这种双离合变速器包括：

多个挡位，

至少一个传动轴，所述传动轴承载齿轮；

输出轴，所述输出轴承载与所述传动轴的齿轮接合的另一齿轮，

齿式离合器，所述齿式离合器用于使由齿轮、传动轴和输出轴组成的挡位选择性地接合和脱离；

电动机，所述电动机被驱动地连接至传动轴；以及

电子控制单元被构造成：在车辆加速或减速模式下，利用通过其在发动机和从动轮之间传递扭矩的接合的活动挡位、利用将被脱离的接合的不活动挡位，以及利用被驱动地连接至不活动挡位的轴的电动机，

-控制电动机以提供补偿扭矩，以暂时减小或基本消除不活动挡位的齿式离合器传递的扭矩，

-使接合的不活动挡位脱离。

通过实施从属权利要求的一个或几个特征来实现进一步的优点。

根据本公开的一些示例性实施例，该方法还包括通过使用电动机的当前加速或减速水平以及电动机的至少惯性矩值来计算将由电动机提供的补偿扭矩的步骤。通过计算补偿扭矩，可立即施加适当的扭矩，以使得能够快速改变挡位预选。

根据本公开的一些示例性实施例，该方法还包括还通过使用被驱动地连接至电动机的传动轴的当前加速或减速水平以及所述传动轴的惯性矩值来计算将由电动机提供的补偿扭矩的步骤。还包括传动轴的惯性矩提供了更精确的补偿扭矩。

根据本公开的一些示例性实施例，该方法还包括通过使用由被旋转地连接至接合的不活动挡位的齿式离合器且位于所述齿式离合器上游的每个部件的当前加速或减速水平和惯性矩值所得到的总扭矩来计算将由电动机提供的补偿扭矩的步骤。包括每个部件的惯性矩提供了更精确的补偿扭矩。

根据本公开的一些示例性实施例，该方法还包括考虑所述不活动挡位的所述上游部件的与负载无关的扭矩损失来计算将由电动机提供的补偿扭矩的步骤。还包括与负载无关的扭矩损失使得特别是能够在冷变速器油条件期间计算更精确的补偿扭矩。

根据本公开的一些示例性实施例，该方法还包括考虑不活动挡位的上游部件的当前角速度来确定不活动挡位的所述上游部件的所述与负载无关的扭矩损失的步骤。还包括上游部件的速度提供了更精确的补偿扭矩。

根据本公开的一些示例性实施例，该方法还包括考虑当前变速器油温来确定所述不活动挡位的所述与负载无关的扭矩损失的步骤。还包括变速器油温提供了更精确的补偿扭矩。

根据本公开的一些示例性实施例，该方法包括从数据映射获取所述不活动挡位的当前与负载无关的扭矩损失。这种方法使得能够迅速地获取关于当前与负载无关的扭矩损失的数据。也可能视需要更新数据映射。

根据本公开的一些示例性实施例，该方法包括以通过在车辆的实际变速器样本上测量不活动挡位的与负载无关的扭矩损失的值来填充和/或替换数据映射的数据。这种方法提供了考虑一组双离合变速器内的变量的非常个别的数据映射。

根据本公开的一些示例性实施例，该方法还包括确定电动机的当前加速或减速水平的步骤。可以通过电动机的轴上的角度位置传感器来具体化这种方法。

根据本公开的一些示例性实施例，该方法包括控制电动机，以根据预定顺序提供逐渐增大的补偿扭矩。这种方法提供了一种用于使用电动机提高齿式离合器的脱离的非复杂且易于实现的解决方案。

根据本公开的一些示例性实施例，逐渐增大的补偿扭矩包括步进增大的补偿扭矩，或者以线性或非线性方式连续增大的补偿扭矩。这种方法使得电动机能够相对快速地提供所需输出扭矩，而不需要了解双离合变速器的任何部件的转速和惯性矩。

根据本公开的一些示例性实施例，使接合的不活动挡位脱离的步骤包括：当不活动挡位上的估计和/或测量扭矩处于预定扭矩范围内时，或当不活动挡位上的估计和/或测量扭矩基本为零时，或当控制电动机以提供补偿扭矩之后已经经历了特定时间时，或在控制电动机提供补偿扭矩之前或同时，控制齿式离合器致动机构以施加脱离力。

根据本公开的一些示例性实施例，双离合变速器在电动机和内燃发动机之间的传动中无行星传动部件。

根据本公开的一些示例性实施例，在加速期间，在电动机的旋转方向上施加补偿扭矩，并且在减速期间，与电动机的旋转方向相反地施加补偿扭矩。

根据本公开的一些示例性实施例，该方法另外包括在不活动挡位的齿式离合器脱离之后控制电动机，使得将被接合的下一不活动挡位的齿式离合器的旋转部分之间的相对转速适合于接合。使用电动机以提高下一挡位的同步过程通常引起任何机械同步布置上的较快同步和较低磨损。

根据本公开的一些示例性实施例，设置扭矩传感器以测量电动机的输出轴的扭矩。

本公开的进一步目的在于提供一种计算机程序，该计算机程序包括用于当所述程序在计算机上运行时执行上述方法的程序代码装置，一种携带计算机程序的计算机可读介质，该计算机程序包括用于当所述程序在计算机上运行时执行上述方法的程序代码装置，一种用于控制双离合变速器的电动机的电子控制单元，其中，该电子控制单元被构造成执行上述方法，以及一种用于车辆的相应的双离合变速器，其中，至少部分地避免了上述方法。通过其它独立权利要求的特征实现了这些目的。

通过本文提供的说明，进一步应用领域将变得显而易见。

附图说明

在下文详细说明中参考下列附图，其中：

图1示意性地示出在本文中实现的适合于具有所公开的用于使双离合变速器的不活动挡位脱离的方法以及相应的变速器的车辆；

图2示意性地示出第一操作模式下的双离合变速器的示例性实施例；

图3示出第二操作模式下的图2的示例性实施例；

图4示出第三操作模式下的图2的示例性实施例；

图5示出第四操作模式下的图2的示例性实施例；

图6示出动力切换期间的示例性实施例的双离合变速器的各种参数以及加速阶段中的随后的预选挡位改变的示意性表示；

图7示出类似于图6但是为了下一预选挡位也应用电动机的示例性实施例的双离合变速器的各种参数的示意性表示；

图8示出动力切换期间的示例性实施例双离合变速器的各种参数以及减速阶段中的随后的预选挡位改变的示意性表示；

图9示出类似于图8但是为了下一预选挡位也应用电动机的示例性实施例双离合变速器的各种参数的示意性表示；

图10示出用于使双离合变速器的不活动挡位脱离的方法的示例性实施例；

图11示出用于使双离合变速器的不活动挡位脱离的方法的第一可替选示例性实施例；

图12示出用于使双离合变速器的不活动挡位脱离的方法的第二可替选示例性实施例；

图13示出用于使双离合变速器的不活动挡位脱离的方法的第三可替选示例性实施例；

图14示意性地示出双离合变速器的可替选示例性实施例；

图15示意性地示出双离合变速器的进一步可替选示例性实施例；

图16示意性地示出双离合变速器的进一步示例性实施例；

图17示意性地示出双离合变速器的又进一步示例性实施例；

图18示意性地示出用于控制双离合变速器的电子控制单元的示例性实施例。

具体实施方式

下面将结合例示并且不限制本公开的附图来描述本公开的各个方面，其中，相同附图标记表示相同元件，并且所述方面的改变不限于特别示出的实施例，而是适用于本公开的其它改变。

本公开涉及一种用于控制用于将推进动力从动力源传递至驱动轮的双离合变速器的方法，以及双离合变速器本身。参考图1，例如可在重型或轻型卡车5中包括双离合变速器，该重型或轻型卡车5具有驾驶室6、一对前轮7、起驱动轮作用的两对后轮4，以及用于被连接至拖车(未示出)的联接布置9。

图2示出用于图1的车辆的具有仅4个前进挡位1、2、3、4的双离合变速器10的简化示例性实施例的示意图。动力源11，诸如内燃发动机被连接至被示出为连接至双离合变速器10的传动输入轴12，并且双离合变速器10的传动输出轴13经由后轮差速器14和两个驱动轴15被驱动地连接至后轮4。

双离合变速器10包括第一摩擦离合器19和第二摩擦离合器20，以分别经由第一副轴21或第二副轴22选择性地传递推进动力。通过电子控制单元40将第一摩擦离合器19和第二摩擦离合器20控制成交替地接合，使得双离合变速器10的偶数挡位2、4与第二摩擦离合器20相关联，并且双离合变速器10的奇数挡位1、3与第一摩擦离合器19相关联。

公共输入齿轮23被旋转地固定至传动输入轴12。第一输入齿轮24与公共输入齿轮23啮合，并且被旋转地固定至第一摩擦离合器19的输入轴17。第二输入齿轮25也与公共输入齿轮23啮合，并且被旋转地固定至第二摩擦离合器20的输入轴18。

第一副轴21承载第一松齿轮31和第三松齿轮33，并且第一松齿轮31和第三松齿轮31、33能够通过第一齿式离合器35选择性地以旋转方式锁定至第一副轴21。第二副轴22承载第二松齿轮32和第四松齿轮34，并且第二松齿轮32和第四松齿轮32、34能够通过第二齿式离合器36选择性地以旋转方式锁定至第二副轴22。第一齿式离合器35和第二齿式离合器35、36的致动位置由受电子控制单元40控制的齿式离合器致动机构控制。

传动输出轴13承载被以旋转方式固定至传动输出轴13并且与第一松齿轮31和第二松齿轮32啮合的第一公共输出齿轮37。传动输出轴13还承载被以旋转方式固定至传动输出轴13并且与第三松齿轮33和第四松齿轮34啮合的第二公共输出齿轮38。

通过电子控制单元40经由齿式离合器致动机构控制第一摩擦离合器19和第二摩擦离合器20的接合位置以及第一齿式离合器35和第二齿式离合器36的致动位置，的来执行自动或半自动换挡。

电动机41被驱动地连接至第一副轴21。电动机41可为同步或异步电动机，并且取决于驱动模式，该电动机41也可被用作发电机。电动机可被附接至变速器壳42的外表面，或集成在变速器壳42内。蓄电系统43诸如电池和/或电容器可经由导电线连接至电动机以通过来自蓄电系统的电能驱动电动机，或通过电动机41产生电能并且将所产生的电能存储在蓄电系统43中。动力源11诸如内燃发动机以及与双离合变速器10的轴集成的电动机的组合提供混合电动力系统。

动力电子单元44可被设置在电动机41和蓄电系统43之间的电路径中，以控制电流和电压水平。动力电子单元44可从电子控制单元40接收指令，以将电动机41的输出扭矩与其余双离合变速器的操作模式同步。

双离合变速器的一个示例优点在于在换挡顺序期间提供无中断动力传递的可能性。

通过基本与其它摩擦离合器的打开同时地闭合一个摩擦离合器来实现无中断动力传递，同时第一摩擦离合器和第二摩擦离合器由于省去了液压转换器而提供低燃料消耗。

下面将参考图2-5示意性地示出和解释双离合变速器的功能。在图2中，第一摩擦离合器19完全闭合，并且将扭矩从第一摩擦离合器19的输入轴17传递至第一副轴21，并且第二摩擦离合器20打开。

此外，第一齿式离合器35被设置在如下的位置中，在该位置中，第一齿式离合器35被以旋转方式连接第一松齿轮31和第一副轴21。第一齿式离合器35的这种设置导致第一挡位，即，具有最低齿数比的挡位接合在传动输入轴12和传动输出轴13之间。第二齿式离合器36被控制成获得如下的位置，在该位置中，第二齿式离合器36将第二松齿轮32以旋转方式连接第二副轴22。第一摩擦离合器19和第二摩擦离合器20以及第一齿式离合器35和第二齿式离合器36的这种设置通常在低速行驶模式下使用，并且双离合变速器准备从一档换挡为二挡，在一档下，第一松齿轮31经由第一摩擦离合器19将扭矩传递至传动输出轴13，在二挡下，第二松齿轮32经由第二摩擦离合器20将扭矩传递至传动输出轴13。在双离合变速器10的这种控制状态下，第一挡位为活动挡位，即，将推进扭矩从动力源11传递至驱动轮4的挡位，并且第二挡位为接合但是不活动的挡位，即，不将推进扭矩从动力源11传递至驱动轮4的挡位。

图3示出其中第一摩擦离合器已经变为脱离并且第二摩擦离合器已经变为接合的双离合变速器的设置。由此，变速器已经被从一档换挡为二挡。第一齿式离合器35和第二齿式离合器36的致动位置至此还未改变，这可能是因为电子控制单元40例如由于通过从传感器45接收的指示驾驶员的加速器踏板的致动位置的输出信号而输入至电子控制单元40的期望较低车速或期望突然高水平车辆加速而决定换回一档。在双离合变速器10的这种控制状态下，第一挡位为接合的且不活动的挡位，即，不将推进扭矩从动力源11传递至驱动轮4的挡位，并且第二挡位为接合的且活动的挡位，即，将推进扭矩从动力源11传递至驱动轮4的挡位。

在图4和图5中示出将不活动挡位从一档换挡为三档的步骤。通过使当前接合的不活动挡位脱离并且之后使新的不活动挡位接合来执行这种换挡。特别地，通过使第一齿式离合器35移动，使得第一松齿轮31再次自由地相对于第一副轴21旋转，并且之后作为代替将第三松齿轮33以旋转方式固定至第一副轴21来执行这种换挡。在图4中，齿式离合器35被移动至其中第一松齿轮和第三松齿轮两者都自由地相对于第一副轴21旋转的位置，并且在图5中，已经使齿式离合器35甚至进一步移动，使得第三松齿轮33已经接合，即，以旋转方式与第一副轴21固定。第一松齿轮31保持与第一副轴21脱离。第一摩擦离合器19和第二摩擦离合器20的接合状态不变。在如图5中所示的双离合变速器10的控制状态下，第二挡位仍为接合且活动的挡位，但是现在三档为不活动挡位。因此，双离合变速器10自身已经准备使得能够从二挡换挡为三档，其中，可通过仅使第二摩擦离合器20脱离并且之后同时地使第一摩擦离合器19接合来执行这种换挡。

被示出为驱动地连接至图2-5的示例性实施例中的双离合变速器的第一副轴21的电动机41使得电能能够被用于通过混合电动力系统产生推进扭矩。电产生的推进扭矩可被用作单动力源或与内燃发动机结合。电动机41可另外或可替选地用作用于对车辆制动的发电机。

电动机41包括固定定子和可旋转转子，该可旋转转子被驱动地连接至双离合变速器10的轴。转子通常具有可能超过其所连接的轴的质量的相对大的质量。因此，取决于电动机和轴的尺寸，轴和电动机部件的惯性矩可能与无电动机的相应的轴的惯性矩显著地不同。

轴和电动机部件的大惯性矩的一个结果在于改变该部件速度所需的扭矩增大，因为t＝j*α，其中，t为扭矩，j为惯性矩，并且α为转子的角加速度。在转子的较高角加速度的特定情况下，这种现象可能防止由于当前由将扭矩传递给不活动挡位的轴的齿式离合器传递的相对大的扭矩而引起的双离合变速器的不活动挡位的齿式离合器的适当脱离，因为脱离齿式离合器所需的力取决于当前由齿式离合器传递的扭矩。高扭矩传递水平需要高脱离力以脱离齿式离合器。转子的较高角加速度可能在例如相对高水平的车辆加速和减速时发生。相对高车辆加速度的示例为使用高水平的发动机动力，特别是与低货物重量和/或下坡路段结合的加速度。相对高车辆减速度的示例为相对高水平的车辆制动或引起车辆减速的驱动爬上相对陡的路段。

参考上述图3和图4示出和描述了不活动挡位的脱离，其中，不活动第一挡位上的第一齿式离合器35必须脱离，以在之后接合不活动第三挡位(在图5中)。如果车辆展现出更高的加速度并且如果变速器处于图3中所示的模式，则电子控制单元40将在特定时间控制第一齿式离合器35，以使不活动第一挡位脱离，并且之后控制第一齿式离合器35，以作为代替使不活动第三挡位接合，以准备在将来从二挡换挡为三档。这种特定驱动情况可防止第一齿式离合器35由于经由第一齿式离合器35传递至第一副轴21以对电动机的轴和转子进行加速的相对大的扭矩而与第一不活动挡位脱离。因此，第三不活动挡位不能被接合，并且从二挡至三档的准备动力切换可能延迟，所以将发生车辆加速的暂时延迟。这是不期望的，因为这种暂时延迟产生较低车辆加速性能以及整体不一致的车辆行为。

本公开提供一种对这种特殊问题的解决方案。该解决方案包括控制电动机以提供补偿扭矩，以暂时减小或基本消除由不活动挡位的齿式离合器传递的扭矩。当由齿式离合器传递的扭矩已经减小或已经被基本消除时，接合的不活动挡位可能易于脱离。因此，本公开提供了一种解决方案，其中，由电动机引起的换挡问题实际上通过对电动机的适当控制而解决。

现在将参考图6，在双离合变速器的一些部件的转速和扭矩方面描述上文参考图2至图5所述的换挡顺序。为了简便，假定内燃发动机11传输恒定的输出扭矩。在图6中，在时间t1，车辆以一档加速，并且双离合变速器在预选第二档的情况下处于对应于图2的模式。内燃发动机转速62提高，第一摩擦离合器19接合，并且第一副轴21的转速61成比例的提高。由接合的第一摩擦离合器19传递的扭矩恒定并且处于高水平，并且由脱离的第二摩擦离合器20传递的扭矩66为零。因此，旋转摩擦和磁场损失引起电动机41产生扭矩64，并且因此为负。该扭矩具有相对低的水平，但是由于转速增大而增大。

考虑到它们的惯性矩，由第一齿式离合器35传递的扭矩65本质上对应于由第一摩擦离合器19传递的扭矩63减去通过使第一副轴21和电动机41加速引起的扭矩损失，以及由第一副轴21的旋转摩擦损失引起的扭矩损失和由旋转摩擦与电动机41中的磁损失引起的扭矩64。这种示例关系按下列等式：

其中，jem为电动机41的惯性矩，jcs1为整个第一副轴21的惯性矩，dω/dt为当前角加速度，mfc1为第一摩擦离合器19上的扭矩，mtc1为第一齿式离合器35上的扭矩，mem_drag为由旋转摩擦和电动机41中的磁损失引起的扭矩损失，并且mcs1_drag为由整个第一副轴21的旋转摩擦损失引起的扭矩损失。双离合变速器的扭矩关系的这种数学模型对应于一个示例性实施例，并且为了实现更详细或不详细以及精确的数学表示，可做出许多变体。

整个第一副轴21指的是轴本身，但是也包括与其以旋转方式连接并且也通过第一齿式离合器35加速的任何另外部件，诸如被紧固至轴、被连接至第一副轴21的部分第一摩擦离合器19、被以旋转方式固定至第一副轴21的部分第一齿式离合器35。在具有较多挡位的双离合变速器的示例性实施例中，整个第一副轴21可另外地包括被以旋转方式固定至轴的齿轮以及与所述齿轮啮合的其它齿轮。实际上，这里的术语“整个第一副轴21”指的是被以旋转方式连接至所接合的不活动挡位的齿式离合器且位于不活动挡位的齿轮上游的所有部件，即，在车辆加速以及第一副轴21不活动期间通过经由第一齿式离合器35传递的扭矩而加速的所有部件。

在图3的示例性实施例中，被以旋转方式连接至所接合的不活动挡位的齿式离合器且位于不活动且预选的第一挡位的第一松齿轮31上游的所有部件如下：被以旋转方式固定至第一副轴21的部分第一齿式离合器35、被以旋转方式固定至第一副轴21的部分第一摩擦离合器19、电动机41的转子以及被以旋转方式固定至任何所述部件的轴承的任何部分。

在时间t2，电子控制单元40控制第一摩擦离合器19和第二摩擦离合器20，以开始从一档动力切换为二挡。这包括基本同时地使第一摩擦离合器19脱离以及使第二摩擦离合器20接合。因此，由第一摩擦离合器19传递的扭矩开始朝着零减小，并且由第二摩擦离合器20传递的扭矩开始增大。由于由第一齿式离合器35传递的扭矩本质上对应于由第一摩擦离合器19传递的扭矩，所以这种扭矩也开始减小。内燃发动机转速62继续增大，并且第一副轴21的转速61成比例的增大。

在时间t3，动力切换终止并且换挡完成。第二摩擦离合器20仍滑移，因为发动机转速62仍比第二副轴22的转速高很多。由第二摩擦离合器20传递的高扭矩缓慢地适应，即，将发动机转速62朝着其中第二摩擦离合器20的输入轴18等于第二副轴22的转速的速度降低。第一副轴21的转速61继续增大，因为第一齿式离合器35仍接合，并且仍预选第一挡位。由接合的第一摩擦离合器19传递的扭矩现在为零。由第一齿式离合器35传递的扭矩本质上对应于用于使第一副轴21和电动机41的转子加速以及克服特定旋转摩擦和磁损失所需的扭矩。

在时间t4，第二摩擦离合器20已经最终停止滑移，并且发动机转速62开始再次增大，但是从较低水平增大。第一副轴21的转速61继续增大，因为第一齿式离合器35仍接合，并且仍预选第一挡位。

在时间t5，电子控制单元40开始将不活动挡位的挡位预选从第一挡位变为第三挡位。如图3至图5的顺序中所示，这种改变对于第一齿式离合器的接合从第一松齿轮31变为第三松齿轮33。然而，由于第一副轴21和电动机41的相对高的当前角加速度，当前由第一齿式离合器35传递的扭矩65显著。因此，齿式离合器致动机构可能不能产生用于在这种扭矩传递水平下克服第一齿式离合器35中的摩擦接触力的足够大的脱离力。因此，电子控制单元40控制电动机，以提供补偿扭矩64，以暂时基本消除由第一齿式离合器35传递的扭矩65。

在时间t6，由第一齿式离合器35传递的扭矩65基本为零，并且第一齿式离合器35与第一松齿轮31脱离。

约在时间t7，一旦确认所述脱离，则补偿扭矩64取消，并且开始预选第三挡位。在时间t7之后，由旋转摩擦和磁损失引起的电动机41产生的扭矩64再次为负，并且值对应于时间t5的由于类似转速而引起的值。

在时间t7，第一副轴21的转速61比第一摩擦离合器19的输入轴17的转速高很多，因为当第一摩擦离合器19的输入轴17的转速由于较低发动机转速62而显著降低时，第一副轴21的转速61在t3-t4之间的时间段中增大。在图6的示例性实施例中，通过传统的同步布置(未示出)消除了相对转速的相对大的偏差。

同步布置例如可由第一齿式离合器35上的接合表面具体化，该接合表面接合第三松齿轮33上的对应的接合表面，以同步它们的相对转速，并且之后使得第一齿式离合器35能够接合第三松齿轮33，以预选第三挡位。可替选地，可使用中心同步布置。

在时间t8，第一副轴21的转速61已经变得低于第一摩擦离合器19的输入轴17的转速，因为现在预选了第三挡位。时间t7-t8之间的时间段为不活动挡位的同步时间段。由电动机41产生的负扭矩64在同步时间段期间由于电动机41的较低转速而降低。由第一齿式离合器35在同步时间段期间传递的扭矩65为正，因为随着它们的转速降低，由第一副轴21和电动机的旋转动能水平降低引起推进扭矩从第一副轴和电动机41供应至传动输出轴13。在时间t8，由第一齿式离合器35传递的扭矩65在需要扭矩再次提高第一副轴21和电动机41的转速时再次变为负。

电动机41也可以额外地被用于在挡位预选改变期间改进同步过程。通过在同步时间段期间主动地控制电动机41的输出扭矩来执行这种过程，以控制第一副轴21的转速61，使得第一齿式离合器35的旋转部分之间的相对转速适合于与第三松齿轮33接合。在图7中示意性地示出这种控制过程，该过程其余都严格地对应于参考图6所述的过程。

在图7中所示的同步过程中，由电动机41在时间t7-t8期间产生的扭矩64由被施加至第一副轴21的受控负输出扭矩引起，以用于快速地降低其转速。由此，第一齿式离合器35的旋转部分之间的相对转速快速地适合于与第三松齿轮33接合。通过图7中时间t7-t8之间的转速曲线的相对陡的梯度示出转速61的这种快速降低。通过使用电动机41以在同步过程期间控制第一副轴21的转速，而不需要另外的同步装置，或至少减少对另外的机械同步装置的需要。在图7中，为了同步，仅需要电动机41，使得在同步过程期间，由第一齿式离合器35传递的扭矩65为零。

在时间t8，第一副轴21的转速61已经变得低于第一摩擦离合器19的输入轴17的转速，并且预选了第三挡位。由第一齿式离合器35在同步过程期间传递的扭矩65为零。停止从电动机41受控地输出负扭矩，使得由第一齿式离合器35传递的扭矩65再次变为负，并且处于与根据发动机转速62升高而提高第一副轴21和电动机41的转速所需的扭矩对应的值。

在图6和图7中，描述了车辆加速阶段的上文参考图2至图5描述的换挡顺序的两个可替选实施例。现在，参考图8和图9，将描述换挡顺序的两个类似的可替选实施例，但是为在车辆减速阶段期间的。减速顺序始于图5中所示的变速器模式，即，其中，第二挡位为活动挡位，并且第三挡位为不活动预选挡位。

在图8中，假定在时间t1，车辆在无倾斜度的路段上行驶。我们假定第二挡位为活动的，并且预选了第三挡位。下列参数都恒定：内燃发动机转速62，第一副轴21的转速61，由第二摩擦离合器20传递的扭矩66，由旋转摩擦损失引起的电动机41产生的扭矩64，由以及第一齿式离合器35传递的扭矩65。由内燃发动机11传输的扭矩也恒定。

在时间t2，车辆进入相对陡的上坡路段。该事件引起由接合的第二摩擦离合器20传递的扭矩66突然升高，因为当发动机11尝试支持车辆的上坡驱动速度时，推进负载突然增大。然而，在图8的示例中，升高的发动机输出对于保持恒定车速不足，因此，发动机的转速62开始下降。如在图5中所示，只要第一齿式离合器35与第三松齿轮接合，则第一副轴21的转速61由于发动机转速61和第一副轴21之间的固定的旋转连接而相应地下降。

由于第一副轴21和电动机40的相对高的当前角减速度，所以由第一齿式离合器35传递的扭矩65在时间t2时增大。第一副轴21和电动机40的当前角减速度比由旋转摩擦和磁损失引起的自然减速度大。扭矩65的升高对应于以当前角减速度使第一副轴21和电动机41减速所需要的额外扭矩。

在时间t3，电子控制单元40开始将不活动挡位的挡位预选从第三挡位变为第一挡位。如图5至图3的顺序中所示，这种改变对应于第一齿式离合器的接合从第三松齿轮33变为第一松齿轮31。然而，由于第一副轴21和电动机40的相对高的当前角减速度，由第一齿式离合器35传递的扭矩65显著。因此，齿式离合器致动机构在这种扭矩传递水平下可能不能产生足够的脱离力，以克服第一齿式离合器35中的摩擦接触力。由此，电子控制单元40控制电动机41，以提供补偿扭矩64，以暂时基本消除由第一齿式离合器35传递的扭矩65。

在时间t4，由第一齿式离合器35传递的扭矩65基本为零，并且第一齿式离合器35与第三松齿轮33脱离。一旦第一齿式离合器35脱离，则由第一齿式离合器35传递的扭矩65就严格地变为零。然而，来自电动机41的负补偿扭矩将引起第一副轴21的转速61保持以约与之前相同的水平减速。

约在时间t5，一旦确认所述脱离，则补偿扭矩64取消，并且开始预选第一挡位。在时间t5之后由电动机41产生的扭矩64由旋转摩擦和磁损失引起并且取决于第一副轴21的转速61。在时间t5，第一副轴21的转速61比第一摩擦离合器19的输入轴17的转速低很多，因为当第一摩擦离合器19的输入轴17的转速由于较低发动机转速62而显著降低时，第一副轴21的转速61在t2至t4之间的时间段中降低。在图8的示例性实施例中，相对转速的相对大的偏差通过传统的机械同步布置(未示出)来消除。

例如，机械同步布置可由第一齿式离合器35上的接合表面具体化，该第一齿式离合器35上的接合表面接合第一松齿轮31上的对应的接合表面，以同步它们的相对转速，并且之后使得第一齿式离合器35能够接合第一松齿轮31，以预选第一挡位。可替选地，可使用中心机械同步布置。

在时间t6，第一副轴21的转速61已经变得比第一摩擦离合器19的输入轴17的转速大，并且通过第一齿式离合器35与第一松齿轮31的接合来预选第一挡位。时间t5至t6之间的时间段为不活动挡位被接合的同步时间段。由第一齿式离合器35在同步时间段期间传递的扭矩65为负，因为需要来自内燃发动机的扭矩，以提升第一副轴21的转速61。在时间t6，由于它们的转速比仅由它们的旋转摩擦和磁损失引起的自然减速水平快，所以由第一副轴和电动机40的旋转动能的水平降低引起的推进扭矩从第一副轴和电动机41供应至传动输出轴13引起第一齿式离合器35传递的扭矩再次变为正。

另外，电动机41还可以额外地用于在车辆减速期间在挡位预选改变期间改进同步过程。通过在同步时段期间主动地控制电动机41的输出扭矩来执行这种过程，以控制第一副轴21的转速61，使得第一齿式离合器35的旋转部分之间的相对速度适合于与第一松齿轮31接合。在图9中示意性地示出这种控制过程，该控制过程的其余都严格地对应于参考图8所述的过程。

在图9中所示的同步过程中，由电动机41在时间t5至t6期间产生的扭矩64由被施加至第一副轴21的受控正输出扭矩产生，以快速地提高其转速61。由此，第一齿式离合器35的旋转部分之间的相对速度快速地适合接合第一松齿轮31。通过图9中时间t5至t6之间的转速曲线的相对陡的梯度示出转速61的这种快速升高。通过使用电动机41以控制第一副轴21在同步过程期间的转速，而不需要另外的同步装置，或至少减少对另外的机械同步装置的需求。在图9中，仅电动机41用于同步，使得由第一齿式离合器35在同步过程期间传递的扭矩65为零。

在时间t6，第一副轴21的转速61已经变得比第一摩擦离合器19的输入轴17的转速大，并且通过第一齿式离合器35与第一松齿轮31的接合来预选第一挡位。由第一齿式离合器35在同步过程期间传递的扭矩65为零。在时间t6，停止从电动机41输出受控负扭矩，使得由第一齿式离合器35传递的扭矩65再次变为正，并且处于对应于根据发动机转速62的降低而减小第一副轴21和电动机41的转速所需的扭矩的值。

可参考图10示意性地描述用于在车辆加速或减速期间使双离合变速器10脱离中的不活动挡位的齿式离合器的方法，该图以方法的主要步骤示出流程图。双离合变速器10包括：活动挡位，通过所述接合的活动挡位在发动机11和从动轮4之间传递扭矩；不活动挡位，所述接合的不活动挡位将被脱离；以及电动机41，所述电动机41被驱动地连接至不活动挡位的轴21。该方法包括控制电动机41，以提供补偿扭矩以暂时减小或基本消除由不活动挡位的齿式离合器35传递的扭矩的步骤103，以及之后使接合的不活动挡位脱离的步骤104。对于新预选的挡位的改进同步过程，可包括控制电动机41，以使齿式离合器35的速度适合于新挡位的可选进一步步骤105。

用于确定将被提供的适当水平的补偿扭矩的装置以及其中随着时间提供的补偿扭矩的方式能够根据不同目的而变化，并且可能存在用于执行这种补偿的许多不同示例性实施例。例如，电动机可被控制成根据预定顺序提供逐渐增大的补偿扭矩。这种逐渐增大的补偿扭矩例如可包括步进式增大补偿扭矩，或者以线性或非线性方式连续增大补偿扭矩。同样可能存在用于提供补偿扭矩的其它类型的预定顺序。例如，一个简单示例为读取为了测量电动机的输出轴的扭矩而提供的扭矩传感器的输出信号或扭矩传感器的代表性分量，并且基于输出信号控制补偿扭矩。

又更可替选地并且参考图11，提供补偿扭矩的步骤103可在计算将由电动机41提供的补偿扭矩的步骤102之前。

可以以几个可替选方式来执行将由电动机41提供的补偿扭矩的计算。例如，参考图12，计算将由电动机41提供的补偿扭矩的步骤102可在确定电动机41或被直接或间接地以旋转方式连接至电动机41的轴的加速或减速水平的步骤101之前。当已知电动机41或被直接或间接地以旋转方式连接至电动机41的轴的加速或减速水平时，则可使用电动机41的当前加速或减速水平以及电动机41的至少惯性矩值来计算适合的补偿扭矩的合理值。由于在许多情况下，惯性矩将远超过相关联的副轴的惯性矩，所以电动机41的惯性矩可足以计算合理的补偿扭矩。

然而，在期望适当补偿扭矩的更精确值和/或电动机41的惯性矩不是远超相关联的副轴的惯性矩的情况下，计算将由电动机提供的补偿扭矩的步骤102可包括也使用被驱动地连接至电动机的传动轴的当前加速或减速水平以及所述传动轴的惯性矩值。

计算将由电动机提供的补偿扭矩的步骤可另外地基于被以旋转方式连接至接合的不活动挡位的齿式离合器且位于不活动挡位的齿轮上游的每个部件的当前加速和减速水平和惯性矩值。由此，可高精确度地确定分别在图6和图8中的时间t6和t4影响由齿式离合器传递的扭矩的每个和所有的部件。

参考图13，确定加速或减速水平的步骤101可在确定将与不活动挡位脱离的齿式离合器上游的旋转部分的与负载无关的扭矩损失的步骤100之前。计算将由电动机提供的补偿扭矩以及另外地考虑所述不活动挡位的与负载无关的扭矩损失提供对适当补偿扭矩的更精确估计。这里的与负载无关的扭矩损失例如涉及轴承中的旋转摩擦损失引起的，以及由于双离合变速器中的旋转部件和变速器油之间的相互作用产生的扭矩损失。也考虑不活动挡位的所述旋转部分的与负载无关的扭矩损失使得能够甚至更精确地计算补偿扭矩。

由于例如旋转摩擦损失取决于角速度，所以也可以有利地考虑不活动挡位的部件的当前角速度，以确定不活动挡位的所述旋转部分的所述与负载无关的扭矩损失。

此外，由于例如旋转摩擦损失取决于变速器油温，所以也可以有利地考虑当前变速器油温，以确定不活动挡位的所述旋转部分的所述与负载无关的扭矩损失。

又更可替选地，可简单地从数据映射46收集所述不活动挡位的当前与负载无关的扭矩损失。映射46本身的数据可被通过测量车辆的实际变速器样本上的不活动挡位的与负载无关的扭矩损失而获得的值来填充和/或替换。例如，这可通过允许轴自由地从高转速减速并且记录角减速度来执行。然后，然后，可对不同的变速器油温执行这种动作，以基于油温也映射与负载无关的扭矩损失。可通过测量第一副轴和电动机部件的自由减速度，并且将其与具有与轴脱离的电动机的轴的与负载无关的扭矩损失比较来确定电动机的与负载无关的扭矩损失。

映射46的数据可单独地在每个双离合变速器中，优选地基于一般数据映射46生成/替换。可替选地，可通过在一个测试样本上测量来生成映射46的数据，并且之后可在所有所生成的变速器上使用该映射46，而不用替换数据。

至此，本公开已经包括了如图2至图5中所示的双离合变速器10的单个示例布局实施例。然而，可能存在双离合变速器10的布局的各种变体。

例如，在图14中示意性地示出双离合变速器布局的一个可替选示例性实施例。这里，仅有的差异在于电动机41与第一副轴21的旋转连接。代替如图2至图5中所示的将电动机41直接地连接至第一副轴21，电动机41经由中间传动装置连接至第一副轴21，中间传动装置包括连接至电动机41的轴的第一齿轮81以及被以旋转方式紧固至第一副轴21并且与第一齿轮81啮合的第二齿轮80。在该示例中，第一副轴21和电动机41可具有不同的转速，当基于第一副轴21和电动机41的惯性矩计算补偿扭矩时，应优选地考虑该转速。

在图15中示意性地示出双离合变速器布局的又一可替选示例性实施例。这里，电动机41经由另外的离合器82，诸如齿式离合器或摩擦离合器连接至第一副轴21。由此，电动机41能够与第一副轴21脱离更长或更短时间段。电动机41的脱离导致消除了电动机41中的旋转摩擦和磁损失。电动机的接合使得能够通过使用电动机作为另外的推进源和/或制动能量的再生来提高燃料效率。

控制电动机41以提供补偿扭矩以暂时减小或基本消除由不活动挡位的齿式离合器35传递的扭矩的发明概念使得第一齿式离合器35能够在任何接合的不活动挡位的脱离期间，也在相对高的加速和减速阶段期间可靠地操作。因此，发明概念也使得能够使用相对低速但是成本高效的齿式离合器作为另外的离合器82，但是在任何接合的不活动挡位的脱离过程中，在第一齿式离合器35运行之前不需要断开电动机41。

此外，特别是当齿式离合器被用作另外的离合器35，但是当摩擦离合器被用作另外的离合器82时，电动机41可被有利地控制成在另外的离合器82接合之前，将电动机41的转速与第一副轴21的转速同步。由此简化了另外的离合器82的接合过程。

又进一步，特别是当齿式离合器被用作另外的离合器82时，电动机41被有利地控制以提供补偿扭矩，以暂时减小或基本消除由另外的齿式离合器82传递的扭矩，以在相对高的加速和减速阶段期间简化另外的齿式离合器的可靠脱离。可证明使传递特定水平扭矩的齿式离合器脱离存在问题，并且通过施加补偿扭矩，可简化另外离合器82的脱离。

在图16中示意性地示出双离合变速器的一个可替选示例性实施例。这里，第一摩擦离合器19和第二摩擦离合器20被同轴地布置，其中，每个摩擦离合器19、20都被连接至单独的输入齿轮23a、23b，其中，第一输入齿轮23a与第一输入齿轮24啮合，并且其中，第二输入齿轮23b与第二输入齿轮25啮合。这里的第一副轴21和第二副轴22被布置成平行但是不同轴。电动机41被连接至第一副轴21。

在图17中示意性地示出双离合变速器布局的又一个可替选示例性实施例。这里，第一摩擦离合器和第二摩擦离合器19、20被布置成同轴，其中，摩擦离合器19、20每个都被连接至单独的输入齿轮23a、23b，其中，第一输入齿轮23a与第一输入齿轮24啮合，并且其中，第二输入齿轮23b与第二输入齿轮25啮合。这种示例布局包括单个副轴21，并且第一输入齿轮24和第二输入齿轮25被布置成同轴，其中，第一输入齿轮24为松齿轮。电动机41被连接至单个副轴21。

在本公开的概念中可能存在双离合器的许多进一步示例布局，特别是具有更多前进挡位和至少一个后退挡位的更复杂变速器布局。图2-5和14-17的示例性实施例仅是变速器布局的示意性简化示例，以简化对使用来自电动机的补偿扭矩脱离齿式离合器的基本功能的理解。例如中，当电动机被连接至de102008051989a1中的副轴13a或13c时，可有利地应用本公开的发明概念。

双离合变速器在电动机和内燃发动机之间的变速器中不存在行星传动部件，以避免不必要的复杂传动装置。

本发明还涉及用于控制双离合变速器10的一种计算机程序，一种携带计算机程序的计算机可读介质以及一种电子控制单元40。图18示出包括非易失性存储器920、数据处理单元910和读写存储器960的电子控制单元40的示例布局。数据处理单元910例如为微处理器。

存储器920可具有第一存储器部分930和第二存储器部分940。第一存储器部分930可具有存储在其中的计算机程序，以控制双离合变速器10。存储器部分930中的用于控制双离合变速器10的计算机程序能够为操作系统。第二存储器部分940可具有存储在其中的用于执行权利要求的方法的程序。在可替选实施例中，用于执行权利要求的方法的程序可被存储在用于数据的单独非易失性存储介质950中，诸如cd或可更换半导体存储器。能够以可执行形式或以压缩状态存储该程序。当下文提及数据处理单元910运行特定功能时，应明白，数据处理单元910正在运行被存储在第二存储器单元940中的程序的特定部分，或被存储在非易失性存储介质950中的程序的特定部分。

数据处理单元910适合通过数据总线914与存储介质950通信。数据处理单元910也适合通过数据总线912与存储器920通信。另外，数据处理单元910适合通过数据总线911与读写存储器960通信。数据处理单元910也适合通过使用数据总线915与数据端口990通信。根据本发明的方法能够由数据处理单元910、由运行被存储在存储器940中的程序或被存储在非易失性存储介质950中的程序的数据处理单元执行。

电子控制单元40的示例示意性布局仅表示电子控制单元40的一个单个示例性实施例，并且本领域技术人员应理解，在权利要求的范围内可能存在布局的许多变体。

权利要求中所述的附图标记不应被视为限制权利要求所包括的主旨范围，并且它们的功能仅是使权利要求更易于理解。

本文的术语“不活动轴”指的是被连接至双离合器，但是当前由于打开的离合器而与主推进发动机断开的传动轴，并且本文的术语“活动轴”指的是被连接至双离合器，但是当前由于闭合的离合器而被驱动地连接至主推进发动机的传动轴。