FR2972516A1

FR2972516A1 - Method for shifting gear ratio under torque in dual clutch transmission of car, involves opening clutch at end of coupling to synchronize and engage second gear ratio, and carrying out shifting among first, second and third gear ratios

Info

Publication number: FR2972516A1
Application number: FR1151981A
Authority: FR
Inventors: Gaetan Rocq
Original assignee: Peugeot Citroen Automobiles SA
Current assignee: PSA Automobiles SA
Priority date: 2011-03-10
Filing date: 2011-03-10
Publication date: 2012-09-14
Anticipated expiration: 2031-03-10
Also published as: FR2972516B1

Abstract

The method involves disengaging an input shaft (201) carrying first and second gear ratios, of a dual clutch transmission (16) without opening a clutch (17.1). A drive train (14) formed of a heat engine and/or electric machine is coupled to another input shaft (202) carrying a third gear ratio. The clutch is maintained in closed state during coupling the drive train. The clutch is opened at the end of coupling of the drive train so as to synchronize and engage the second gear ratio. Shifting is carried out among the three gear ratios. An independent claim is also included for a device for shifting gear ratio under torque in a dual clutch transmission.

Description

PROCEDE DE CHANGEMENT DE RAPPORT DE VITESSES SOUS COUPLE SUR UNE BOITE DE VITESSE A DOUBLE EMBRAYAGE, DISPOSITIF METTANT EN OEUVRE CE PROCEDE ET VEHICULE INCORPORANT UN TEL DISPOSITIF Domaine de l'invention La présente invention concerne un procédé de changement de rapport de vitesses sous couple sur une boîte de vitesse à double embrayage, un dispositif mettant en oeuvre ce procédé et véhicule incorporant un tel dispositif. FIELD OF THE INVENTION The present invention relates to a method of shifting gear ratios under torque on a double-clutch speed control unit, device implementing said method and vehicle incorporating such a device. a double-clutch gearbox, a device implementing this method and a vehicle incorporating such a device.

Plus particulièrement, l'invention a pour objet un procédé pour le changement entre trois rapports de vitesses, deux rapports étant sur un même arbre de la boîte de vitesse à double embrayage. More particularly, the subject of the invention is a method for changing between three gear ratios, two ratios being on the same shaft of the double-clutch gearbox.

Etat de l'art Selon l'art antérieur, un véhicule automobile comporte une chaîne de transmission de puissance comprenant un groupe motopropulseur tel qu'un moteur thermique et/ou une machine électrique, un embrayage, et une boîte de vitesses, elle-même reliée aux roues motrices. L'embrayage assure la transmission de puissance entre le groupe motopropulseur et la boîte de vitesses, elle-même reliée aux roues. Cette boîte de vitesses est un élément mécanique comportant plusieurs trains d'engrenages délivrant des rapports de transmission d'un couple, provenant d'un arbre primaire, couplé au groupe motopropulseur, à un arbre secondaire, couplé à des récepteurs, par exemple, les roues motrices d'un véhicule. La boîte de vitesses permet d'adapter le rapport de transmission entre le groupe motopropulseur et le récepteur, notamment en fonction du couple moteur disponible et du couple nécessaire à l'entraînement du récepteur. Le rapport de transmission d'un train désigne le ratio entre la vitesse 30 de rotation du récepteur et la vitesse de rotation de l'arbre moteur lorsqu'ils sont accouplés par l'intermédiaire dudit train. Les boites de vitesses à double embrayage (également nommées DCT pour Dual Clutch Transmission) sont connues de l'art antérieur, notamment dans le domaine des véhicules automobiles, pour permettre le changement de rapport de transmission sans rupture de l'accélération du véhicule. Chaque rapport de transmission correspond à un rapport de la boîte de vitesse, lesquels rapports sont généralement classés selon une numérotation croissante en fonction du rapport de transmission, chaque rapport de transmission recevant un numéro d'ordre. Ces dites boîtes de vitesses ont l'avantage d'utiliser une technologie mécanique et une cinématique se rapprochant des boîtes de vitesses manuelles mécaniques classiques, à trains d'engrenages parallèles, dont le rendement est sensiblement meilleur que celui des boîtes de vitesses automatiques à trains épicycloïdaux. La spécificité de ce type de transmission est de pouvoir répartir la puissance délivrée par le moteur sur deux arbres primaires indépendants, au moyen de deux embrayages. Une boîte de vitesses à double embrayage est une boîte de vitesses qui reprend l'architecture d'une boîte de vitesses manuelle classique, scindée en deux demi-boîtes. En effet, le principe de base d'une boîte de vitesses à double embrayage consiste à séparer les rapports de boîte en deux sous boîtes, une demi-boîte comprenant les trains correspondant aux rapports dont le numéro d'ordre est pair, une deuxième demi-boîte pour les trains dont le numéro d'ordre des rapports est impair. Chaque train d'engrenage comporte une roue liée à un des arbres et un pignon, dit pignon fou, monté sur l'autre arbre. Des crabots munis chacun d'un synchroniseur sont utilisés pour lier sélectivement les pignons fous à l'arbre sur lequel ils sont montés afin d'assurer un passage de vitesse. À cet effet, le crabot est lié en rotation à son arbre mais est mobile axialement pour permettre un accrochage avec un pignon fou. On parle de crabotage lorsque le crabot réalise la liaison en rotation de l'arbre avec le pignon fou, de sorte qu'un rapport de vitesse est engagé. Les synchroniseurs, montés sur les crabots ont pour rôle d'amener le crabot et le pignon fou des vitesses de rotation identiques avant de réaliser le crabotage. En effet, lors d'un changement de rapport de vitesse, le crabot est lié à l'arbre secondaire qui est relié aux roues, tandis que le pignon fou du rapport à engager est lié en rotation à l'arbre primaire (ou inversement). Or l'arbre primaire et l'arbre secondaire tournent à des vitesses différentes. Le synchroniseur permet alors de synchroniser le régime de l'arbre primaire avec celui de l'arbre secondaire lié aux roues. Il existe différents types de synchroniseurs également nommés « moyeux de synchronisation » notamment les synchroniseurs à cônes. Un synchroniseur à cônes est cannelé à l'intérieur et coulisse sur les cannelures de l'arbre secondaire. Ses deux faces avant et arrière sont usinées en forme de cône, généralement femelle, alors que son pourtour est crénelé. Une bague crénelée à l'intérieur, coulisse autour du moyeu, dans le sens longitudinal, et comporte une rainure circulaire dans laquelle vient s'engager la fourchette de commande de vitesses. La face du pignon située vis-à-vis du synchroniseur comporte un cône mâle correspondant au cône femelle du synchroniseur, et à la périphérie du cône, des « créneaux » ayant le même diamètre et les mêmes dents que les créneaux de la périphérie du synchroniseur. Ainsi, les créneaux de la bague de synchronisation peuvent venir s'engager sur les créneaux du pignon. Ceci s'obtient en déplaçant le levier de la tringlerie de boîte de vitesses, qui fait coulisser la bague de synchronisation sur les cannelures du moyeu. Pignon et moyeu de synchronisation se trouvent couplés ; l'entraînement de l'arbre se fait ainsi en douceur. Dans une boîte de vitesses à double embrayage, pour chaque demi-boîte les synchroniseurs effectuent des passages montants avec sauts de rapports, c'est-à-dire entre deux rapports de numéro d'ordre pair ou deux rapports de numéro d'ordre impair. En d'autres termes, la stratégie de passage de rapport d'une boîte de vitesses à double embrayage consiste à synchroniser le meilleur rapport de transmission. Ce rapport de transmission est déterminé de façon autonome par le système de gestion de passage de rapport, dit calculateur, grâce à l'interprétation des informations telles que le couple et la vitesse de rotation du moteur, l'enfoncement de la pédale de l'accélérateur, la vitesse du véhicule, le mode de fonctionnement de la boîte, le couple résistant du véhicule. Ces informations permettent de renseigner le système de gestion sur la volonté du conducteur d'accélérer le véhicule, d'une part et des conditions de transmission de puissance d'autre part. Le rapport synchronisé est ensuite pré-engagé en attendant le 5 croisement des deux embrayages finalisant le changement de rapport de transmission. La boîte de vitesses à double embrayage comporte au moins deux arbres primaires, couplés chacun à l'arbre du moteur par l'intermédiaire d'un système à double embrayage. Le premier arbre primaire est couplé à un 10 premier arbre secondaire par l'engagement d'au moins un train de transmission dont le rapport de transmission définit une première vitesse. Le deuxième arbre primaire est couplé à un deuxième arbre secondaire par l'engagement d'au moins un train de transmission dont le rapport de transmission définit une deuxième vitesse. Cette deuxième vitesse permet un rapport de transmission 15 plus élevé par rapport à la première vitesse. Dans une boîte de vitesses à double embrayage, l'engagement et la sélection des trains d'engrenages correspondant aux numéros d'ordre des rapports sont commandés par un système de contrôle commande, au moyen d'actionneurs. La boîte de vitesses à double embrayage peut ainsi 20 présélectionner la vitesse supérieure ou inférieure, pour élever ou abaisser le rapport de transmission souhaité. Les deux arbres primaires peuvent être simultanément engagés sur des rapports différents, afin de réaliser des changements de rapport sous couple, c'est-à-dire sans interruption de l'accélération du véhicule. 25 Lors d'un passage de vitesse, le système de contrôle commande se charge d'actionner les embrayages et de passer les rapports à la place du conducteur. Le système de contrôle commande ouvre l'embrayage de la première demi-boîte et ferme simultanément celui de la seconde. Le système de contrôle commande est piloté par un calculateur électronique, capable 30 d'adapter ses actions en fonction du mode de conduite du conducteur. Fréquemment, la boîte de vitesse à double embrayage est sollicitée pour un changement entre trois rapports de vitesses deux rapports étant sur un même arbre de la boîte de vitesse à double embrayage. State of the art According to the prior art, a motor vehicle comprises a power transmission chain comprising a powertrain such as a heat engine and / or an electric machine, a clutch, and a gearbox, itself connected to the drive wheels. The clutch ensures the transmission of power between the powertrain and the gearbox, itself connected to the wheels. This gearbox is a mechanical element comprising a plurality of gear trains delivering torque transmission ratios, originating from a primary shaft, coupled to the powertrain, to a secondary shaft, coupled to receivers, for example, the drive wheels of a vehicle. The gearbox makes it possible to adapt the transmission ratio between the powertrain and the receiver, in particular as a function of the available engine torque and the torque required to drive the receiver. The transmission ratio of a train refers to the ratio between the speed of rotation of the receiver and the rotational speed of the drive shaft when coupled through said train. Double clutch gearboxes (also called DCT for Dual Clutch Transmission) are known from the prior art, particularly in the field of motor vehicles, to allow the transmission ratio change without breaking the acceleration of the vehicle. Each transmission ratio corresponds to a report of the gearbox, which reports are generally classified according to an increasing number according to the transmission ratio, each transmission ratio receiving a serial number. These said gearboxes have the advantage of using a mechanical technology and a kinematics approaching conventional mechanical manual gearboxes, parallel gear trains, whose performance is significantly better than that of automatic train gearboxes epicyclic. The specificity of this type of transmission is to be able to distribute the power delivered by the motor on two independent primary shafts, by means of two clutches. A double-clutch gearbox is a gearbox that takes the architecture of a conventional manual gearbox, split into two half-boxes. Indeed, the basic principle of a double-clutch gearbox is to separate the box reports in two sub-boxes, a half-box comprising the trains corresponding to the reports whose number is even, a second half -box for trains with an odd order number. Each gear train has a wheel connected to one of the shafts and a pinion, called idler, mounted on the other shaft. Dogs each provided with a synchronizer are used to selectively link the idle gears to the shaft on which they are mounted to ensure a gear shift. For this purpose, the dog is rotatably connected to its shaft but is movable axially to allow attachment with a pinion. It is called dog clutch when the dog realizes the connection in rotation of the shaft with the idler gear, so that a gear ratio is engaged. The synchronizers, mounted on the claws have the role of bringing the clutch and the idler gear identical rotational speeds before realizing the clutch. Indeed, during a gearshift, the clutch is linked to the secondary shaft which is connected to the wheels, while the idler gear ratio to engage is rotatably connected to the primary shaft (or vice versa) . But the primary shaft and the secondary shaft rotate at different speeds. The synchronizer then makes it possible to synchronize the speed of the primary shaft with that of the secondary shaft connected to the wheels. There are different types of synchronizers also called "synchronization hubs" including cone synchronizers. A cone synchronizer is splined inside and slides on the splines of the secondary shaft. Its two front and rear faces are machined cone-shaped, usually female, while its perimeter is crenellated. A crenellated ring inside, slides around the hub in the longitudinal direction, and has a circular groove in which is engaged the gear control fork. The face of the pinion situated opposite the synchronizer comprises a male cone corresponding to the female cone of the synchronizer, and at the periphery of the cone, "slots" having the same diameter and the same teeth as the slots of the periphery of the synchronizer. . Thus, the slots of the synchronization ring can come to engage on the crenellations of the pinion. This is achieved by moving the gearshift linkage lever, which slides the timing ring over the splines of the hub. Pinion and synchronization hub are coupled; the drive of the tree is done so smoothly. In a double-clutch gearbox, for each half-box the synchronizers make up-and-down passages, that is, between two odd-order number reports or two odd-order number reports. . In other words, the shift strategy of a dual-clutch transmission is to synchronize the best gear ratio. This transmission ratio is determined autonomously by the gearshift management system, said computer, through the interpretation of information such as the torque and the speed of rotation of the engine, the depression of the pedal of the accelerator, the speed of the vehicle, the mode of operation of the box, the resistant torque of the vehicle. This information makes it possible to inform the management system on the will of the driver to accelerate the vehicle on the one hand and power transmission conditions on the other hand. The synchronized report is then pre-engaged pending the crossing of the two clutches finalizing the change of transmission ratio. The dual clutch gearbox has at least two primary shafts, each coupled to the motor shaft via a dual clutch system. The first primary shaft is coupled to a first secondary shaft by engagement of at least one transmission train whose transmission ratio defines a first speed. The second primary shaft is coupled to a second secondary shaft by the engagement of at least one transmission train whose transmission ratio defines a second speed. This second speed provides a higher transmission ratio than the first gear. In a double clutch gearbox, the engagement and selection of the gear trains corresponding to the order numbers of the reports are controlled by a control system, by means of actuators. The dual clutch transmission can thus preselect the top or bottom speed to raise or lower the desired transmission ratio. The two primary shafts can be simultaneously engaged on different ratios, in order to achieve gear shifts under torque, that is to say without interruption of acceleration of the vehicle. During a shift, the control system controls the clutches and shifts the reports in place of the driver. The control control system opens the clutch of the first half-box and closes simultaneously that of the second. The control system is controlled by an electronic computer capable of adapting its actions according to the driver's driving mode. Frequently, the double clutch gearbox is requested for a change between three gear ratios two reports being on the same shaft of the double clutch gearbox.

Généralement, en mode roulage, pour ne pas provoquer de rupture de couple transmis, il est connu dans l'art antérieur d'engager un rapport de vitesse sur la deuxième demi-boîte lorsqu'on se trouve sur un rapport de vitesse initial sur la première demi-boîte, et on réalise l'accostage de la deuxième demi-boîte avec un léger recouvrement avant de relâcher le premier embrayage. Ensuite afin d'effectuer le changement pour engager un troisième rapport de vitesse supérieur, qui se trouve sur la première demi-boîte on lance la phase de décrabotage du rapport de vitesse initial puis la synchronisation et l'engagement du troisième rapport de vitesse, ce rapport étant relié sur le même arbre primaire que le rapport de vitesse initial. Cela a pour a pour effet de ralentir brusquement l'arbre primaire portant à la fois le rapport de vitesses initial et le troisième rapport de vitesses. L'inconvénient majeur de ce système est que l'écart de régime rattrapé par le synchroniseur mécanique est très important. Generally, in rolling mode, in order not to cause a transmission torque failure, it is known in the prior art to engage a gear ratio on the second half-box when on an initial gear ratio on the first half-box, and it makes the docking of the second half-box with a slight overlap before releasing the first clutch. Then, in order to effect the change to engage a third gear ratio, which is on the first half-gearbox, the gearing phase of the initial gear ratio is started and the third gear is then synchronized and engaged. ratio being connected on the same primary shaft as the initial gear ratio. This has the effect of slowing down suddenly the primary shaft bearing both the initial gear ratio and the third gear ratio. The major disadvantage of this system is that the difference in speed caught by the mechanical synchronizer is very important.

Exposé de l'invention L'invention a pour but de résoudre ces inconvénients de l'art antérieur. À cet effet, selon un premier aspect, la présente invention vise un procédé de changement de rapport de vitesses sous couple sur une boîte de vitesse à double embrayage comprenant deux embrayages associés chacun à un arbre primaire qu'ils relient en rotation à un groupe motopropulseur, deux arbres secondaires reliés à des récepteurs, et des crabots munis de synchroniseurs associés aux rapports, chaque arbre primaire étant lié à un arbre secondaire par l'intermédiaire de trains d'engrenages synchronisés pour la transmission d'une puissance selon un mouvement de rotation entre le groupe motopropulseur et le récepteur, lesdits trains correspondant chacun à un rapport de transmission associé à un mécanisme de changement de rapport, ledit procédé étant caractérisé en ce qu'il comporte : - une étape de décrabotage sans ouverture de l'embrayage de l'arbre primaire portant le premier et les troisièmes rapports de vitesses, - une étape d'accostage du moteur vers l'arbre primaire portant le deuxième rapport de vitesses pendant laquelle l'embrayage de l'arbre primaire portant le premier et le troisième rapport de vitesses reste fermé puis s'ouvre à la fin de l'étape afin de permettre l'étape suivante, et - une étape de synchronisation et de crabotage du troisième rapport de vitesses. ledit changement de rapport de vitesses étant effectué entre trois rapports de vitesses deux rapports étant sur un même arbre de la boîte de vitesse à double embrayage. Dans la suite de la description on nomme « premier arbre primaire », l'arbre primaire de la demi-boîte de vitesses contenant les premier et troisième rapports de vitesses et « deuxième arbre primaire » l'arbre primaire de la deuxième demi-boîte de vitesses contenant le deuxième rapport de vitesses. On note également que l'on se référera par « premier embrayage » à l'embrayage de la demi-boîte de vitesses contenant les premier et troisième rapports de vitesses et par « deuxième embrayage » à l'embrayage de la demi-boîte de vitesses contenant le deuxième rapport de vitesses. En d'autres termes, le dispositif selon l'invention permet, dans une phase de montée en vitesse ou dans une phase de rétrogradation en vitesse, de réduire l'écart de régime du premier arbre primaire rattrapé par le synchroniseur mécanique entre le premier rapport de vitesse initial et le troisième rapport de vitesses. Pour atteindre cet objectif le procédé selon l'invention consiste dans une première étape à décraboter sans ouvrir le premier embrayage du premier arbre primaire. Ensuite, pendant la deuxième étape d'accostage du moteur vers le deuxième arbre primaire, la fermeture du premier embrayage est maintenue contrairement à la façon classique de procéder. Cela permet avantageusement de ralentir le premier arbre primaire relié au moteur avant d'engager la troisième étape qui est la phase de synchronisation du troisième rapport de vitesses et ainsi cela permet de réduire l'énergie dissipée dans ce dernier. Les avantages de l'invention sont une durée de vie augmentée du synchroniseur et des actionneurs et un dimensionnement réduit de ces pièces. DISCLOSURE OF THE INVENTION The object of the invention is to solve these disadvantages of the prior art. For this purpose, according to a first aspect, the present invention is directed to a method of changing gear ratios under torque on a double-clutch gearbox comprising two clutches each associated with a primary shaft that they rotate with a power train , two secondary shafts connected to receivers, and claws with synchronizers associated with the ratios, each primary shaft being connected to a secondary shaft via synchronized gear trains for the transmission of power in a rotational movement between the powertrain and the receiver, said trains each corresponding to a transmission ratio associated with a gearshift mechanism, said method being characterized in that it comprises: a step of declutching without opening the clutch; primary shaft carrying the first and the third gear ratios, - a step of docking the engine towards the primary shaft carrying the second gear ratio during which the clutch of the primary shaft carrying the first and third gear ratio remains closed and opens at the end of the step to allow the next step, and a step of synchronizing and interconnecting the third gear ratio. said gear ratio change being effected between three gear ratios, two gear ratios being on the same shaft of the double clutch gearbox. In the remainder of the description, the term "first primary shaft" is used, the primary shaft of the half-gearbox containing the first and third gear ratios and the "second primary shaft" the primary shaft of the second half-gearbox. speeds containing the second gear ratio. It should also be noted that the "first clutch" will be referred to the clutch of the half-gearbox containing the first and third gear ratios and the "second clutch" to the clutch of the half-gearbox. containing the second gear ratio. In other words, the device according to the invention makes it possible, in a speed increase phase or in a speed downshift phase, to reduce the speed difference of the first primary shaft caught by the mechanical synchronizer between the first gear initial speed and the third gear ratio. To achieve this objective, the method according to the invention consists in a first step of declutching without opening the first clutch of the first primary shaft. Then, during the second motor docking step to the second primary shaft, the closing of the first clutch is maintained contrary to the conventional manner of proceeding. This advantageously makes it possible to slow down the first primary shaft connected to the engine before engaging the third step which is the phase of synchronization of the third gear ratio and thus it makes it possible to reduce the energy dissipated in the latter. The advantages of the invention are an increased life of the synchronizer and actuators and a reduced dimensioning of these parts.

L'invention peut être mise en oeuvre selon les modes de réalisations avantageux exposés ci-après lesquels peuvent être considérés individuellement ou selon toute combinaison opérante. Selon des caractéristiques particulières, le changement de rapports de vitesses est effectué entre des rapports de vitesses successifs. En d'autres termes, la mise en oeuvre du procédé objet de l'invention est particulièrement avantageuse pour le changement de vitesses entre des rapports successifs et ascendants. Le gain apporté par le procédé objet de l'invention, en termes de réduction de l'énergie dissipée, est maximal pour le changement du premier rapport au deuxième rapport puis au troisième rapport de vitesses. La mise en oeuvre du procédé objet de l'invention est également avantageuse pour le changement de vitesses rétrograde entre des rapports successifs, notamment lors de la rétrogradation de rapports de vitesses sans charge c'est-à-dire avec le pied levé. The invention can be implemented according to the advantageous embodiments described below which can be considered individually or in any operating combination. According to particular characteristics, the change of gear ratios is performed between successive gear ratios. In other words, the implementation of the method which is the subject of the invention is particularly advantageous for shifting gears between successive and ascending ratios. The gain provided by the method that is the subject of the invention, in terms of reducing the dissipated energy, is maximum for changing the first gear to the second gear then to the third gear gear. The implementation of the method which is the subject of the invention is also advantageous for the retrograde gear change between successive ratios, in particular during the downshifting of gear ratios without load, that is to say with the lifted foot.

Un deuxième aspect de l'invention vise un dispositif pour boîte de vitesses à double embrayage permettant la mise en oeuvre du procédé objet de l'invention. Un autre aspect de l'invention vise un véhicule automobile caractérisé en ce qu'il utilise un procédé objet de l'invention. A second aspect of the invention is a device for a double-clutch gearbox enabling the method of the invention to be implemented. Another aspect of the invention is a motor vehicle characterized in that it uses a method of the invention.

Les avantages, buts et caractéristiques particulières de ce dispositif et de ce véhicule étant similaires à ceux du dispositif objet de la présente invention, ils ne sont pas rappelés ici. The advantages, aims and particular characteristics of this device and this vehicle being similar to those of the device object of the present invention, they are not recalled here.

Présentation des figures D'autres avantages, buts et caractéristiques de la présente invention ressortiront de la description qui va suivre faite, dans un but explicatif et nullement limitatif en regard des dessins annexés, dans lesquels : La Figure 1 représente un schéma fonctionnel d'une boîte de vitesses à double embrayage, La Figure 2 est une représentation schématique d'une boîte de vitesses à double embrayage mettant en oeuvre le procédé selon l'invention, - La Figure 3 représente sous forme d'un logigramme les étapes du procédé selon l'invention, - La Figure 4 représente des courbes montrant l'évolution du couple moteur et des couples des embrayages, du régime du moteur et des arbres primaires en fonction du temps obtenues dans le cas classique, et - La Figure 5 représente des courbes montrant l'évolution du couple moteur et des couples des embrayages, du régime du moteur et des arbres primaires en fonction du temps obtenues avec le procédé de changement de rapport montant sous couple selon l'invention. BRIEF DESCRIPTION OF THE FIGURES Other advantages, aims and features of the present invention will become apparent from the description which follows, for the purpose of explaining and in no way limiting with reference to the accompanying drawings, in which: FIG. 1 represents a block diagram of a FIG. 2 is a schematic representation of a double-clutch gearbox implementing the method according to the invention; FIG. 3 represents in the form of a logic diagram the steps of the method according to FIG. FIG. 4 shows curves showing the evolution of engine torque and clutch torques, engine speed and primary shafts as a function of time obtained in the conventional case, and FIG. the evolution of the engine torque and clutch torque, engine speed and primary shafts as a function of time obtained with the change process t ratio under torque according to the invention.

Description détaillée de l'invention On note que les figures ne sont pas à l'échelle. DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION It is noted that the figures are not to scale.

Un véhicule automobile comporte une chaîne de transmission de puissance comprenant un groupe motopropulseur 14 tel qu'un moteur thermique et/ou une machine électrique, un ou des embrayages 17.1,17.2, et une boîte 16 de vitesses, elle-même reliée aux roues 18 motrices. Dans la suite de la description, on considère principalement, à titre d'exemple non limitatif, un véhicule automobile équipé d'une boîte de vitesses 16 à double embrayage 17.1, 17.2. Comme le montre schématiquement la figure 1, une boîte 16 de vitesses à double embrayage reprend l'architecture d'une boîte de vitesses manuelle classique, scindée en deux demi-boîte 10, 12. A motor vehicle comprises a power transmission chain comprising a powertrain 14 such as a heat engine and / or an electric machine, one or more clutches 17.1, 17.2, and a gearbox 16, itself connected to the wheels 18 drive. In the remainder of the description, reference is made primarily, by way of non-limiting example, to a motor vehicle equipped with a gearbox 16 with a dual clutch 17.1, 17.2. As schematically shown in Figure 1, a gearbox 16 dual clutch takes the architecture of a conventional manual gearbox, split into two half-boxes 10, 12.

En effet, le principe de base d'une boîte de vitesses à double embrayage consiste à séparer les rapports de boîte en deux sous boîtes, une demi-boîte 10,12 comprenant les trains correspondant aux rapports dont le numéro d'ordre est pair, une deuxième demi-boîte 10, 12 pour les trains dont le numéro d'ordre des rapports est impair. Indeed, the basic principle of a double-clutch gearbox is to separate the box reports in two sub-boxes, a half-box 10,12 including the trains corresponding to the reports whose sequence number is even, a second half-box 10, 12 for the trains whose order number of the reports is odd.

Les embrayages 17.1 et 17.2 assurent la transmission de puissance entre le groupe motopropulseur 14 et la boîte de vitesses 16, elle-même reliée aux roues 18. The clutches 17.1 and 17.2 ensure the transmission of power between the powertrain 14 and the gearbox 16, itself connected to the wheels 18.

Cette boîte 16 de vitesses est un élément mécanique comportant plusieurs trains d'engrenages délivrant des rapports de transmission d'un couple, provenant d'un arbre primaire, couplé au groupe motopropulseur 14, à un arbre secondaire, couplé à des récepteurs 18, par exemple, les roues motrices d'un véhicule. La boîte de vitesses permet d'adapter le rapport de transmission entre le groupe motopropulseur 14 et le récepteur 18, notamment en fonction du couple moteur disponible et du couple nécessaire à l'entraînement du récepteur 18. La Figure 2 montre un exemple de boîte de vitesses 1 de type à double embrayage comportant un premier 201 et un deuxième 202 arbres primaires associés chacun à un embrayage 17.1, 17.2 en relation avec le moteur thermique 14. Les arbres primaires 201 et 202 sont concentriques. La boîte de vitesses 16 comporte également deux arbres secondaires 211, 212 connectés à un différentiel 205 lui-même relié aux roues 18 du véhicule (non représentées). Des paires de pignons formant les rapports de vitesses sont installés entre les arbres primaires 201, 202 et les arbres secondaires 211, 212. Ces This gearbox 16 is a mechanical element comprising a plurality of gear trains delivering transmission ratios of a torque, originating from a primary shaft, coupled to the powertrain 14, to a secondary shaft, coupled to receivers 18, by example, the driving wheels of a vehicle. The gearbox makes it possible to adapt the transmission ratio between the powertrain 14 and the receiver 18, in particular as a function of the available engine torque and the torque required to drive the receiver 18. FIG. 2 shows an example of a transmission box. speeds 1 of the double clutch type comprising a first 201 and a second 202 shafts each associated with a clutch 17.1, 17.2 in connection with the heat engine 14. The primary shafts 201 and 202 are concentric. The gearbox 16 also comprises two secondary shafts 211, 212 connected to a differential 205 which is itself connected to the wheels 18 of the vehicle (not shown). Pairs of gears forming gear ratios are installed between the primary shafts 201, 202 and the secondary shafts 211, 212. These

Plus précisément, les pignons 207, 208 montés fous sur l'arbre secondaire 211 engrenant respectivement avec les pignons 209 et 210 liés en rotation avec l'arbre primaire 201 forment les rapports de première et de septième. More specifically, the pinions 207, 208 mounted idle on the secondary shaft 211 meshing respectively with the pinions 209 and 210 rotatably connected with the primary shaft 201 form the first and seventh ratios.

Les pignons 21, 22 montés fous sur l'arbre secondaire 211 engrenant respectivement avec les pignons 23 et 24 liés en rotation avec l'arbre primaire 202 forment les rapports de sixième et de seconde. Les pignons 25, 26 montés fous sur l'arbre secondaire 212 engrenant respectivement avec les pignons 27 et 210 liés en rotation avec l'arbre primaire 201 forment les rapports de troisième et de cinquième. Le pignon 28 monté fou sur l'arbre secondaire 212 engrenant avec le pignon 23 lié en rotation avec l'arbre primaire 202 forme le rapport de paires de pignons sont formées par un pignon fou 207, 208, 21, 22, 25, 26, 28 monté sur un des arbres secondaires 211, 212 et un pignon lié 209, 210, 23, 24, 27 en rotation avec un des arbres primaires 201, 202. quatrième. Le rapport de marche arrière est formé par les pignons fous 20 et 29 montés respectivement sur les arbres secondaires 212 et 211. En variante, un rapport de vitesse est formé par un pignon fou installé sur un des arbres primaires et un pignon lié en rotation avec un des arbres secondaires. La boîte de vitesses comporte également des manchons de crabotage 244-247 associés chacun à deux rapports de vitesse. Plus précisément, le manchon 244 est installé entre le rapport de première et de septième. Le manchon 245 est installé entre le rapport de seconde et de sixième. Le manchon 246 est installé entre le rapport de troisième et de cinquième. Le manchon 247 est installé entre le rapport de quatrième et la marche arrière. Les roulements permettant la rotation des arbres primaires 201, 202, des arbres secondaires 211-212 sont référencés 200 sur la Figure 2. Dans la suite de la description on nomme « premier arbre primaire », l'arbre primaire de la demi-boîte de vitesses contenant les premier et troisième rapports de vitesses et « deuxième arbre primaire » l'arbre primaire de la deuxième demi-boîte de vitesses contenant le deuxième rapport de vitesses. On note également que l'on se référera par « premier embrayage » à l'embrayage de la demi-boîte de vitesses contenant les premier et troisième rapports de vitesses et par « deuxième embrayage » à l'embrayage de la demi-boîte de vitesses contenant le deuxième rapport de vitesses. La Figure 4 est composée de trois graphes obtenus dans le cas classique : - le premier graphe représente des courbes montrant l'évolution du couple moteur 405, du couple transmis au premier l'arbre primaire 406, et des couples du premier 403 embrayage et du deuxième 404 embrayage, au cour du temps ; - le deuxième graphe montre le régime 414 du moteur et les régimes du premier 409 et du deuxième 412 arbre primaire, en fonction du temps, - enfin sur le troisième graphe de la figure 4 sont représentées les courbes de la consigne 417 du rapport de vitesses prédit, la mesure 418 du rapport de l'arbre primaire de la première demi-boîte de vitesses, la consigne 416 du rapport de vitesses donnée par le conducteur et la mesure 419 du rapport de vitesses par le conducteur. The pinions 21, 22 mounted idle on the secondary shaft 211 meshing respectively with the pinions 23 and 24 connected in rotation with the primary shaft 202 form the sixth and second ratios. The gears 25, 26 mounted idle on the secondary shaft 212 meshing respectively with the pinions 27 and 210 rotatably connected with the primary shaft 201 form the third and fifth gear ratios. The pinion 28 mounted loosely on the secondary shaft 212 meshing with the pinion 23 connected in rotation with the primary shaft 202 forms the ratio of pairs of pinions are formed by a pinion gear 207, 208, 21, 22, 25, 26, 28 mounted on one of the secondary shafts 211, 212 and a linked pinion 209, 210, 23, 24, 27 in rotation with one of the primary shafts 201, 202. fourth. The reverse ratio is formed by the idle gears 20 and 29 respectively mounted on the secondary shafts 212 and 211. Alternatively, a gear ratio is formed by a idler gear installed on one of the primary shafts and a gear connected in rotation with one of the secondary trees. The gearbox also includes interconnection sleeves 244-247 each associated with two gear ratios. More specifically, the sleeve 244 is installed between the first and seventh report. Sleeve 245 is installed between the second and sixth gear. Sleeve 246 is installed between the third and fifth gear. The sleeve 247 is installed between the fourth gear and the reverse gear. The bearings allowing the rotation of the primary shafts 201, 202, the secondary shafts 211-212 are referenced 200 in FIG. 2. In the rest of the description, the term "first primary shaft" is used, the primary shaft of the half-box of speeds containing the first and third gear ratios and "second primary shaft" the primary shaft of the second half gearbox containing the second gear ratio. It should also be noted that the "first clutch" will be referred to the clutch of the half-gearbox containing the first and third gear ratios and the "second clutch" to the clutch of the half-gearbox. containing the second gear ratio. FIG. 4 is composed of three graphs obtained in the classical case: the first graph represents curves showing the evolution of the engine torque 405, the torque transmitted to the first primary shaft 406, and the torques of the first 403 clutch and the second 404 clutch, over time; the second graph shows the speed 414 of the engine and the speeds of the first 409 and the second 412 primary shaft, as a function of time; and finally, on the third graph of FIG. 4, the curves of the reference 417 of the gear ratio are shown. predicted, the measurement 418 of the ratio of the primary shaft of the first half-gearbox, the instruction 416 of the gear ratio given by the driver and the measurement 419 of the gear ratio by the driver.

Nous entendons par « cas classique » le cas du passage de vitesses selon le procédé connu dans l'art antérieur. Le premier rapport de vitesses est engagé à l'origine du graphe. Le couple 405 du moteur entraîne le véhicule qui prend de la vitesse. We mean by "classic case" the case of shifting according to the method known in the prior art. The first gear ratio is engaged at the origin of the graph. The 405 engine torque drives the vehicle that is gaining speed.

Lorsqu'une demande 400 de changement du premier rapport de vitesse au deuxième rapport de vitesses est faite, cette demande est gérée par le calculateur de boîte de vitesses. Le calculateur provoque le croisement 407, ou transfert, des couples 404, 403 d'embrayages. Le couple 404 du deuxième embrayage de la deuxième demi boîte de vitesses croit entrainant la diminution du couple transmis par le premier embrayage de la première demi-boîte de vitesses dont le couple 403 décroit également afin d'ouvrir le premier embrayage. Le premier embrayage est alors ouvert 401. A la fin du croisement 407 des embrayages suit la phase d'accostage 408 du moteur. La phase d'accostage 408 du moteur est une phase pendant laquelle le régime 414 du moteur rejoint le régime 412 du deuxième arbre primaire, permettant ainsi la fermeture de la chaîne de traction. Durant cette phase, le moteur est ralenti, donc son couple 405 chute avant de remonter ensuite, pour entraîner le véhicule. Le premier arbre primaire n'est plus relié au moteur et son régime 409 continue de croître avec la vitesse du véhicule, car le premier rapport de vitesse est toujours engagé. La phase 408 d'accostage du moteur prend fin avec la fermeture du deuxième 402 embrayage. Dans le cas classique, lorsqu'une demande de changement du deuxième rapport de vitesses au troisième rapport de vitesses est faite, la phase 415 de décrabotage du premier rapport est déclenchée 410, puis suivent la synchronisation et l'engagement 411 du troisième rapport de vitesses. Les premier et troisième rapports de vitesses étant reliés sur le même premier arbre primaire, ce qui a pour effet de ralentir brusquement le premier arbre primaire. L'écart de régime rattrapé par le synchroniseur mécanique est représenté par la référence 413. On note que l'énergie dissipée pour rattraper cet écart de régime du premier l'arbre primaire est importante ce qui constitue l'inconvénient majeur du système classique de changement de trois rapports de vitesses successifs et ascendants. La figure 3 schématise sous forme de logigramme le procédé objet de l'invention qui comporte : - une étape 31 de décrabotage sans ouverture de l'embrayage 17.1, 17.2 de l'arbre primaire 201, 202 portant le premier et le troisième rapport de vitesses, - une étape 32 d'accostage du moteur 14 vers l'arbre primaire 201, 202 portant le deuxième rapport de vitesses pendant laquelle l'embrayage 17.1, 17.2 de l'arbre primaire portant le premier et le troisième rapport de vitesses reste fermé puis s'ouvre à la fin de l'étape 32 afin de permettre l'étape 33 suivante, et - une étape 33 de synchronisation et de crabotage du troisième rapport de vitesses. When a request 400 for changing the first gear ratio to the second gear ratio is made, this request is managed by the gearbox computer. The computer causes the crossing 407, or transfer, couples 404, 403 clutches. The torque 404 of the second clutch of the second half gearbox increases causing the decrease in the torque transmitted by the first clutch of the first half-gearbox whose torque 403 also decreases to open the first clutch. The first clutch is then open 401. At the end of the crossing 407 clutches follows the docking phase 408 of the engine. The docking phase 408 of the engine is a phase during which the engine speed 414 reaches the speed 412 of the second primary shaft, thereby closing the traction chain. During this phase, the engine is slowed, so its 405 torque drops before going back up, to drive the vehicle. The first primary shaft is no longer connected to the engine and its speed 409 continues to grow with the speed of the vehicle because the first gear is still engaged. The engine docking phase 408 terminates with the closing of the second 402 clutch. In the conventional case, when a request to change the second gear ratio to the third gear ratio is made, the phase 415 of the first gear clutch is triggered 410, then follow the synchronization and engagement 411 of the third gear ratio. . The first and third gear ratios being connected to the same first primary shaft, which has the effect of slowing down suddenly the first primary shaft. The difference in regime caught by the mechanical synchronizer is represented by the reference 413. It is noted that the energy dissipated to make up this difference in speed of the first primary shaft is important which is the major disadvantage of the conventional system of change. of three reports of successive and ascending speeds. FIG. 3 schematizes in the form of a logic diagram the method which is the subject of the invention which comprises: a step 31 of declutching without opening the clutch 17.1, 17.2 of the primary shaft 201, 202 carrying the first and the third gear ratio a step 32 of approaching the motor 14 towards the primary shaft 201, 202 carrying the second gear ratio during which the clutch 17.1, 17.2 of the primary shaft bearing the first and the third gear ratio remains closed then opens at the end of step 32 to allow the next step 33, and - a step 33 of synchronization and interconnection of the third gear ratio.

La Figure 5 représente trois graphes obtenus lors de la mise en oeuvre du procédé de changement de rapport sous couple selon l'invention: - le premier graphe représente des courbes montrant l'évolution du couple moteur 505, du couple transmis au premier arbre primaire 506, et des couples du premier 503 embrayage et du deuxième 504 embrayage au cour du temps, - le deuxième graphe montre le régime 514 du moteur et les régimes du premier 509 et du deuxième 512 arbre primaire en fonction du temps, - enfin sur le troisième graphe de la figure 5 sont représentées les courbes de la consigne 517 du rapport de vitesses prédit, la mesure 518 du rapport de l'arbre primaire de la première demi-boîte de vitesses, la consigne 516 du rapport de vitesses donnée par le conducteur et la mesure 519 du rapport de vitesses par le conducteur. Le premier rapport de vitesses est engagé à l'origine du graphe. Le couple 505 moteur entraîne le véhicule qui prend de la vitesse. Une demande 500 de changement du premier rapport de vitesse au deuxième rapport de vitesses arrive. Cette demande est gérée par le calculateur de boîte de vitesses, qui provoque le croisement 507, ou transfert, des couples 504, 503 d'embrayages. Le couple 504 du deuxième embrayage de la deuxième demi boîte de vitesses croit, ce qui entraine la diminution du couple 506 transmis par le premier embrayage de la première demi-boîte de vitesses. Le premier embrayage reste fermé. A la fin du transfert 507 de couple des embrayages, on décrabote le premier rapport en maintenant le premier embrayage fermé. Ensuite, dans une deuxième étape 32, la phase 508 d'accostage du moteur est effectuée. Ce qui permet de fermer la chaîne de traction. Pendant cette phase 508, on observe une chute du couple 505 moteur permettant la convergence du régime 514 du moteur vers le régime 512 du deuxième arbre primaire. Durant cette étape 32, le premier embrayage est maintenu fermé. Ainsi, le premier arbre primaire peut avantageusement suivre la baisse de régime du moteur pendant la phase 508 d'accostage moteur sur le deuxième arbre primaire. Une fois que le premier arbre primaire a atteint le régime 512 du deuxième arbre primaire grâce au moteur, le premier embrayage est ouvert pour permettre l'étape 33 de synchronisation 515 puis l'engagement 511 de la troisième vitesse. Cette synchronisation et ce crabotage ont pour effet de ralentir encore le régime 509 du premier arbre primaire à cause du rapport de démultiplication de la troisième vitesse. L'écart 513 de régime pendant ce crabotage correspond à l'écart de régime entre le deuxième et le troisième rapport de vitesses et non plus à l'écart de régime entre le premier et troisième rapport de vitesses. FIG. 5 represents three graphs obtained during the implementation of the method of shifting under torque according to the invention: the first graph represents curves showing the evolution of the engine torque 505, of the torque transmitted to the first primary shaft 506 , and first clutch 503 and second clutch 504 couples over time, - the second graph shows the engine speed 514 and the first and second 512 primary shaft revolutions as a function of time, - finally the third FIG. 5 shows the curves of the setpoint 517 of the predicted speed ratio, the measurement 518 of the ratio of the primary shaft of the first half-gearbox, the reference 516 of the gear ratio given by the driver, and the speed measurement 519 by the driver. The first gear ratio is engaged at the origin of the graph. The 505 engine torque drives the vehicle that is gaining speed. A request 500 for changing the first gear ratio to the second gear ratio occurs. This request is managed by the gearbox computer, which causes the crossing 507, or transfer, couples 504, 503 clutches. The torque 504 of the second clutch of the second half gearbox increases, which causes the reduction of the torque 506 transmitted by the first clutch of the first half-gearbox. The first clutch remains closed. At the end of the torque transfer 507 clutch, we decrabote the first report while keeping the first clutch closed. Then, in a second step 32, the engine docking phase 508 is performed. This makes it possible to close the traction chain. During this phase 508, there is a fall in the engine torque 505 for convergence of the engine speed 514 to the speed 512 of the second primary shaft. During this step 32, the first clutch is kept closed. Thus, the first primary shaft can advantageously follow the engine speed drop during the engine landing phase 508 on the second primary shaft. Once the first primary shaft has reached the speed 512 of the second primary shaft thanks to the motor, the first clutch is opened to allow the step 33 of synchronization 515 then the engagement 511 of the third gear. This synchronization and this interconnection have the effect of further slowing the speed 509 of the first input shaft because of the gear ratio of the third gear. The speed difference 513 during this interconnection corresponds to the difference in speed between the second and the third gear ratio and no longer the difference in speed between the first and third gear ratio.

Par conséquent le procédé selon l'invention réduit significativement l'énergie absorbée par le synchroniseur mécanique du troisième rapport de vitesses. Le conducteur est toujours sur le deuxième rapport de vitesses car le deuxième embrayage est fermé 502. Therefore the method according to the invention significantly reduces the energy absorbed by the mechanical synchronizer of the third gear ratio. The driver is always on the second gear because the second clutch is closed 502.

Claims

CLAIMS1 - A method of changing the gear ratio under torque on a double-clutch gearbox comprising two clutches (17.1, 17.2), each associated with a primary shaft (201, 202) that they rotate with a powertrain ( 14), two secondary shafts (211, 212) connected to receivers (18), and claws (244 to 247) provided with synchronizers (252, 254) associated with the reports, each primary shaft (201, 202) being linked to a secondary shaft (211, 212) via synchronized gear trains for transmission of power in a rotational movement between the power train (14) and the receiver (18), said trains each corresponding to a transmission ratio associated with a gearshift mechanism, said method being characterized in that it comprises: a step (31) of declutching without opening the clutch (17.1, 17.2) of the primary shaft (201, 202) bearing the first and the third gear ratio; - a step (32) of approaching the motor (14) towards the primary shaft (201, 202) carrying the second gear ratio during which the clutch (17.1, 17.2) of the shaft primary bearing the first and third gear ratio remains closed and opens at the end of step (32) to allow the next step (33), and - a step (33) of synchronization and interconnection of the third gear ratio, said gear ratio change being made between three gear ratios, two ratios being on the same (201, 202) primary shaft of the double clutch gearbox.

2 - Process according to claim 1 characterized in that the gear ratio change is performed between successive gear ratios.

3 - Device for a double-clutch gearbox enabling the method according to one of claims 1 to 2.15 to be implemented

4 - A motor vehicle characterized in that it incorporates a device according to claim 3.