DE3626025A1

DE3626025A1 - Antriebseinrichtung zur steuerung und verteilung der antriebskraft fuer ein kraftfahrzeug mit allradantrieb

Info

Publication number: DE3626025A1
Application number: DE19863626025
Authority: DE
Inventors: Genpei Naito
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 1985-08-05
Filing date: 1986-08-01
Publication date: 1987-03-19
Also published as: DE3626025C2; JPH0577533B2; JPS6231529A; US4776424A

Description

Die vorliegende Erfindung betrifft eine Einrichtung zur Steuerung und Verteilung einer Antriebskraft oder eines Antriebsdrehmomentes zwischen den Vorderrädern und den Hinterrädern eines Fahrzeuges mit Allradantrieb.

Die JP-58 26 636 zeigt ein herkömmliches Beispiel eines derartigen Steuersystems. Bei diesem System berechnet ein Steuerschaltkreis die Schlupfrate zwischen den Vorder- und Hinterrädern aus den Umfangsgeschwindigkeiten der Vorder- und Hinterräder durch die Umfangsgeschwindigkeiten erfassenden Sensoren und rückt eine Kupplung in einem Verteilergetriebe vollständig ein, um ein Antriebsdrehmoment gleichmäßig zwischen den Vorder- und Hinterräder zu verteilen, wenn der Schlupf gleich oder größer als ein vorgegebener Wert ist. Somit steuert dieses System die Verteilung des Antriebsdrehmomentes in Übereinstimmung mit der Differenz der Drehgeschwindigkeiten der Vorder- und Hinterräder. Bei diesem System wird jedoch eine Differenz der Umfangsgeschwindigkeiten zwischen den Vorder- und Hinterrädern infolge eines seitlichen Ausbrechens der Hinter- oder Vorderräder nicht berücksichtigt.

Es ist ein Ziel der vorliegenden Erfindung, eine Antriebseinrichtung für ein Fahrzeug mit Allradantrieb zu schaffen, die ein Schleudern des Fahrzeuges durch Steuerung oder Verteilung der Antriebskraft zwischen den Vorder- und Hinterrädern unter Berücksichtigung der durch Gleiterscheinungen, wie z. B. seitliches Ausbrechen, der Hinter- bzw. Vorderräder verursachten Differenz der Umfangsgeschwindigkeiten der Vorder- und Hinterräder vermeiden kann.

Nach der vorliegenden Erfindung enthält eine Antriebseinrichtung für ein Fahrzeug mit einem Grundantrieb, primären Antriebsrädern, wie z. B. den Hinterrädern, und sekundären Antriebsrädern, wie z. B. den Vorderrädern, einen Verteiler, vier Sensoreinrichtungen, eine Betätigungseinrichtung und eine Steuereinrichtung. Der Verteiler überträgt ein Antriebsdrehmoment von dem Grundantrieb auf die primären Antriebsräder und die sekundären Antriebsräder. Der Verteiler weist eine Verteilerkupplung zur Änderung des Verteilungsverhältnisses der Antriebskraft eines Antriebsdrehmomentes, das auf die sekundären Antriebsräder übertragen wird, zu einem Antriebsdrehmoment, das auf die primären Antriebsräder übertragen wird, auf. Die vier Sensoreinrichtungen sind Einrichtungen zur Erfassung einer Umfangsgeschwindigkeit der primären Antriebsräder, eine Einrichtung zur Erfassung der Umfangsgeschwindigkeit der sekundären Antriebsräder, eine Einrichtung zur Erfassung der Fahrzeuggeschwindigkeit und eine Einrichtung zur Erfassung des Kurvenradius des Fahrzeuges entsprechend einem Lenkwinkel, wie z. B. einem Einschlagwinkel des Lenkrades oder einem Einschlagwinkel der Vorderräder des Fahrzeuges. Die Betätigungseinrichtung betätigt die Verteilerkupplung, um das Verteilungsverhältnis in Abhängigkeit von einem Steuersignal zu ändern. Die Steuereinrichtung bestimmt ein gewünschtes Antriebsdrehmoment für die sekundären Antriebsräder in Übereinstimmung mit der Fahrzeuggeschwindigkeit, dem Kurvenradius und einer Differenz der Umfangsgeschwindigkeiten, resultierend aus einer Subtraktion der Umfangsgeschwindigkeit der sekundären Antriebsräder von der Umfangsgeschwindigkeit der primären Antriebsräder. Die Steuereinrichtung steuert ein tatsächliches Antriebsdrehmoment für die sekundären Antriebsräder durch Abgabe eines Steuersignales an die Betätigungseinrichtung, so daß das tatsächliche Drehmoment auf dem Niveau des gewünschten Drehmomentes gehalten wird.

Die Erfindung wird nachstehend anhand eines Ausführungsbeispiels und zugehöriger Zeichnungen näher erläutert. Darin zeigen:

Fig. 1 ein Schema einer Antriebseinrichtung für ein Fahrzeug mit Allradantrieb nach einem Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung,

Fig. 2 ein Blockdiagramm einer Steuereinheit und eines in Fig. 1 gezeigten Hydraulikkreises,

Fig. 3 einen Querschnitt eines Hauptabschnittes eines in Fig. 1 gezeigten Verteilers,

Fig. 4A ein Flußdiagramm, das eine Steuerung des Ausführungsbeispiels nach Fig. 1 beinhaltet,

Fig. 4B und 4C Diagramme, die die Steuerung nach Fig. 4A graphisch erläutern,

Fig. 5 eine schematische Darstellung der Vorder- und Hinterräder eines Fahrzeuges zur Verdeutlichung der Lenkradien, die in der vorliegenden Erfindung verwendet werden,

Fig. 6 bis 11 Diagramme, die Kennlinienfelder im Zusammenhang mit der vorliegenden Erfindung zeigen und

Fig. 12 ein Diagramm, das die Beziehung zwischen dem Antriebsdrehmoment der Vorderräder und einer Differenz der Umfangsgeschwindigkeiten von Vorder- und Hinterrädern zeigt, das bei einer Einrichtung nach dem Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung erhalten wird.

Im allgemeinen wird eine Differenz N zwischen einer Umfangsgeschwindigkeit N _f der Vorderräder und einer Umfangsgeschwindigkeit N _r der Hinterräder ausgedrückt:

N = N _r - N _f
= f ₁ (R·V) + f ₂(W)(Q· μ)
= f ₁ (R·V) + f ₃(Q· μ)@,(1)

darin bedeutet R der Lenkradius, V die Fahrzeuggeschwindigkeit, Q die Antriebskraft (Drehmoment), μ ein Reibungskoeffizient der dynamischen (kinetischen) Reibung zwischen dem Reifen und dem Straßenbelag und W ist die Radlast. Die Geschwindigkeitsdifferenz N setzt sich zusammen aus zwei Funktionsausdrücken, d. h. f ₁ (R·V) und f ₃(Q· μ). Der erste Ausdruck f ₁ (R·V) gilt für eine Kurvenbewegung des Fahrzeuges in stabilem Zustand. Der andere Ausdruck f ₃(Q· μ) wird durch ein Gleiten bzw. Schleudern oder Ausbrechen des Fahrzeuges erzeugt (bei dem die Hinterräder nach außen gleiten, so daß der Lenkwinkel des Fahrzeuges rapide abnimmt), sowie durch Aus-der-Spurlaufen erzeugt, bei dem die Vorderräder nach außen gleiten, so daß der Lenkwinkel rapide zunimmt. Es ist nicht möglich, eine angemessene und genaue Steuerung der Verteilung des Antriebsdrehmomentes ohne eine Steuerung des Ausdruckes f ₃ (Q· μ) vorzunehmen. Nach der vorliegenden Erfindung wird der Ausdruck f ₃(Q· μ) auf folgende Weise berücksichtigt.

Eine Differenz Δ R des Kurven- bzw. Lenkradius zwischen einem Kurvenbogenradis R _f der Vorderräder 27 F, gezeigt in Fig. 5, und einem Lenkbogenradius R _r der Hinterräder 27 R, gezeigt in Fig. 5, wird ausgedrückt durch:

Somit ergibt sich die Umfangsgeschwindigkeitsdifferenz N zwischen den Umfangsgeschwindigkeiten N _f und N _r der Vorder- und Hinterräder ungefähr durch: wobei ist.

In diesem Beispiel sind die Reifendurchmesser der Vorderräder und die Reifendurchmesser der Hinterräder einander gleich und mit r ausgedrückt. In den Gleichungen (2) und (3) und in Fig. 5 ist C _f eine Seitenkraft des Vorderrades, C _r eine Seitenkraft des Hinterrades, V die Fahrzeuggeschwindigkeit, δ ein Steuerwinkel des Vorderrades, G bezeichnet den Schwerpunkt des Fahrzeuges, O bezeichnet das Kurvenzentrum bzw. den Ursprung des Lenkradius, R ist ein Lenkbogenradius des Schwerpunktes, l ist eine Entfernung zwischen der Vorderachse und der Hinterachse, a ist eine Entfernung zwischen der Vorderachse und dem Schwerpunkt G. b ist eine Entfernung zwischen der Hinterachse und dem Schwerpunkt G, m ist die Fahrzeugmasse und -β ist ein seitlicher Verschiebungswinkel des Schwerpunktes G.

In der Gleichung (3) wird die Umfangsgeschwindigkeitsdifferenz N zwischen den Vorder- und Hinterrädern unfähr ausgedrückt als Funktion der Fahrzeuggeschwindigkeit V und des Radius R der Kurvenbahn des Schwerpunktes G:

Fig. 6 ist ein Diagramm, das die Kennlinien zeigt, die aus der Gleichung (4) erhalten werden. Wie in Fig. 6 gezeigt ist, nimmt die Umfangsgeschwindigkeitsdifferenz N ab, wenn der Kurvenradius von R ₀ auf R ₁ ansteigt. Das heißt mit Gleichung (3):

Ein Anstieg N der Umfangsgeschwindigkeitsdifferenz N der Vorder- und Hinterräder entsprechend einer Einheit im Anstieg V der Fahrzeuggeschwindigkeit V ist gegeben durch:

Δ N = K Δ V

wobei K den Kurvenanstieg ausdrückt.

Aus den Gleichungen (5) und (6) ergibt sich: daher

Unter der Annahme, daß das oben beschriebene Gleiten der Vorder- und Hinterräder in einem Bereich auftritt, in dem die Fahrzeuggeschwindigkeit gleich oder größer ist als ein Wert der Fahrzeuggeschwindigkeit V _O, wie er in Fig. 6 dargestellt ist, wird die Steuerung auf diesen Bereich gerichtet. Die Fig. 7 und 8 zeigen Kennlienienfelder zwischen einem Drehmoment T, das auf die Vorderräder übertragen wird und der Umfangsgeschwindigkeitsdifferenz N der Vorder- und Hinterräder. Wie in den Fig. 7 und 8 gezeigt ist, verschiebt sich eine Linie L, die die jeweils zulässigen Werte angibt, in Richtung einer Erhöhung der Umfangsgeschwindigkeitsdifferenz, wenn die Fahrzeuggeschwindigkeit V ansteigt und zwar um einen Betrag, der gleich dem Produkt aus der Zunahme der Fahrzeuggeschwindigkeit Δ V mit dem Faktor K ist. Auf diese Weise wird die mit Notwendigkeit auftretende Umfangsgeschwindigkeitsdifferenz zwischen den Vorder- und Hinterrädern bei einer normalen, zuverlässigen Kurvenfahrt zugelassen. In diesem Fall wird der Anstieg K der Gleichung (9) variiert. Wenn R ₀ kleiner ist als R ₁, dann ist Δ N ₀ größer als Δ N ₁.

Der erste Ausdruck f ₁ (R·V) der Gleichung (1) kann als ungefähr gleich dem Wert N, der durch die Gleichung (4) bestimmt wird, angesehen werden, da der erste Ausdruck durch die Differenz zwischen der Rollgeschwindigkeit der Vorder- und Hinterräder 27 F und 27 R bestimmt wird. Der zweite Ausdruck f ₃ (Q·µ) wird durch die Größe der Antriebskraft und den Koeffizienten u der dynamischen Reibung zwischen dem Reifen und dem Straßenbelag erzeugt und wird durch die Verteilung der Antriebskraft zwischen den Vorder- und Hinterrädern 27 F und 27 R variiert. Bisher ist es nicht möglich, den Ausdruck f ₃ (Q·µ) zu erfassen.

Wenn eine Umfangsgeschwindigkeitsdifferenz zwischen den Vorder- und Hinterrädern entsprechend dem ersten Ausdruck in der Gleichung (1) erzeugt wird, ist es möglich, zu sagen, daß sich das Fahrzeug in einem stabilen Bewegungszustand befindet, indem unkontrollierte Gleiterscheinungen, wie Schleudern oder Ausbrechen nicht auftreten. Wenn das Fahrzeug aus diesem stabilen Bewegungszustand heraus durch Erhöhung der Antriebskraft beschleunigt wird, dann wird eine Umfangsgeschwindigkeitsdifferenz zwischen den Vorder- und Hinterrädern aufgrund von Gleiterscheinungen erzeugt und eine Seitengleitbewegung der Vorder- oder Hinterräder wird erzeugt, bevor ein Grenzwert des dynamischen Reibungskoeffizienten erreicht wird. Wie die Kennlinien für die Umfangsgeschwindigkeitsdifferenz zwischen Vorder- und Hinterrädern bei einem Fahrzeug mit vorneliegendem Motor und Hinterradantrieb gemäß Fig. 9 zeigen, nimmt die Umfangsgeschwindigkeitsdifferenz N zwischen den Vorder- und Hinterrädern zu, wenn der Grenzwert des Reibungskoeffizienten µ der dynamischen Reibung niedrig ist wie z. B. auf einer Straße, die mit Schnee bedeckt ist, oder wenn die auf die Hinterräder wirkende Antriebskraft erhöht wird. Fig. 10 zeigt Kennlinien einer Seitenbeschleunigung während einer Kreisbewegung. Aus dieser Fig. 10 wird deutlich, daß der Grenzwert g der Seitenbeschleunigung bei einem kontrolliert gesteuerten Fahrzeug größer ist als bei einem Fahrzeug mit vorneliegendem Motor und Hinterradantrieb. In Fig. 10 ist R ₀ ein Vergleichs-Lenk- bzw. Kurvenradius.

Wie oben erwähnt, ist es möglich, das Verhalten des Fahrzeuges durch Beobachtung der Umfangsgeschwindigkeitsdifferenz N zwischen Vorder- und Hinterrädern abzuschätzen. Bei einem Fahrzeug mit Allradantrieb, basierend auf einem Fahrzeug mit vorneliegendem Motor und Hinterradantrieb, ist es z. B. möglich zu sagen, daß die Neigung zu einem Ausbrechen der Vorderräder, bei dem diese nach außen gleiten, groß ist, wenn der Wert K gleich Δ N/Δ V klein ist und daß die Neigung zu einem Ausbrechen der Hinterräder, indem diese nach außen gleiten, groß ist, wenn K groß ist, wie dies in Fig. 11 dargestellt ist. Es ist wünschenswert, das auf die Vorderräder übertragene Drehmoment zu erhöhen und das Verteilungsverhältnis D der auf die Vorderräder übertragenen Antriebskraft zu der auf alle Räder übertragenen Antriebskraft durch Erhöhung der Kupplungseingriffskraft (Kupplungsdruck P) zu erhöhen, wenn die Neigung zu einem Nachaußengleiten der Hinterräder groß ist und dieses Drehmoment, das auf die Vorderräder übertragen wird, zu vermindern und ebenso das Verteilungs- Verhältnis D durch Verminderung des Kupplungsdruckes P herabzusetzen, wenn die Neigung zu einem seitlichen Ausbrechen der Vorderräder groß ist.

Auf diese Weise kann eine Untersteuerungscharakteristik erhalten werden, wenn die auf die Vorderräder übertragene Antriebskraft und das Verteilungsverhältnis D erhöht werden und eine Übersteuerungscharakteristik des Fahrzeuges kann erreicht werden, wenn die Antriebskraft auf die Hinterräder erhöht wird. Somit ist es durch eine derartige Steuerung möglich, eine Steuerung zu erhalten, bei der eine Drehmoment-Umfangsgeschwindigkeitsdifferenz- Charakteristik zwischen dem Antriebsdrehmoment T der Vorderräder und der Geschwindigkeitsdifferenz N automatisch geändert wird, wie dies in Fig. 12 gezeigt ist. In Fig. 12 bewegen sich die Kennlinien in einer Richtung, die durch einen Pfeil angedeutet ist, wenn die Antriebskraft zunimmt, der Grenzwert des Reibungskoeffizienten der Straßenoberfläche abnimmt und der Lenk- bzw. Kurvenradius R zunimmt.

Die Fig. 1 bis 4 zeigen ein Allrad-Antriebssystem bzw. -Einrichtung nach einem Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung, die auf den vorerwähnten, anhand der Fig. 5 bis 12 erläuterten, steuerungstheoretischen Überlegungen beruht. In diesem Ausführungsbeispiel wird die Erfindung auf ein Fahrzeug mit Allradantrieb auf der Grundlage eines Fahrzeugaufbaus mit vorneliegendem Motor und Hinterradantrieb angewandt.

Wie in Fig. 1 gezeigt ist, besitzt das Fahrzeug einen Motor 21, ein mit dem Motor 21 verbundenes Getriebe 22 und einen Verteiler 23, der als Einrichtung zur Verteilung einer Antriebskraft nach einem veränderlichen Verteilungsverhältnis dient. Eine Antriebswelle des Getriebes 22 ist mit einer Hinterachsen-Kardanwelle 24 R sowie einer Vorderachsen-Kardanwelle 24 F durch den Verteiler 23 verbunden. Die Hinterachsen-Kardanwelle 24 R ist mit dem rechten und linken Hinterrad 27 RR und 27 RL durch ein Hinterachsendifferential 25 R und eine rechte und linke Hinterachse 26 RR und 26 RL verbunden. Die Vorderachsen- Kardanwelle 24 F ist mit dem linken und rechten Vorderrad 27 FR und 27 FL durch ein Vorderachsendifferential 25 F und einer linken und einer rechten Vorderachse 26 FL, 26 FR verbunden.

Wie in Fig. 3 gezeigt, besitzt der Verteiler 23 ein Gehäuse 28, das aus zwei Gehäuseteilen 28 a und 28 b besteht, die durch Schrauben 29 miteinander verbunden sind. Das Gehäuse 28 umschließt eine Eingangswelle 30, die mit der Eingangswelle des Getriebes 22 verbunden ist, sowie eine Abtriebswelle 31 für die Hinterräder, die mit der Hinterachsen-Kardanwelle 24 R verbunden und durch ein Lager 32 drehbar gelagert ist. Sowohl die Eingangswelle 30 als auch die Abtriebswelle 31 für die Hinterräder ist durch koaxial durch Paßfedern mit einem rohrförmigen Kupplungsteil 33 verbunden, so daß die Eingangswelle 30 und die Abtriebswelle 31 für die Hinterräder sich gemeinsam drehen. Das Kupplungsteil 33 besitzt eine Trommel 44 in der Art einer hydraulisch betätigbaren Reibscheibenkupplung 49. Die Kupplungstrommel 44 ist am Außenumfang des Kupplungsteiles 33 vorgesehen. Das Kupplungsteil 33 ist drehbar in einem rohrförmigen Lagerungsträger 34 aufgenommen, das durch Schrauben 34 a an dem Gehäuse des Verteilers, d. h. an dem Verteilergetriebegehäuse 28 befestigt ist.

Die Eingangswelle 30 ist drehbar in einer ersten und einer zweiten Hohlwelle 38 und 39 aufgenommen. Wie in Fig. 3 gezeigt wird, befindet sich die erste Hohlwelle 38 an der linken Seite und die zweite Hohlwelle 39 ist rechts angeordnet. Die zweite Hohlwelle 39 ist mit der ersten Hohlwelle 38 durch Paßfedern verbunden und durch Nadellager 43 drehbar auf der Eingangswelle 30 gelagert. Die erste Hohlwelle 38 weist ein Antriebszahnrad 38 a auf, das einstückig am Außenumfang der ersten Hohlwelle 38 angeformt ist. Das Antriebszahnrad 38 a ist im Eingriff mit einem Gegenzahnrad 40 a, das einstückig an einer Gegenwelle 40 angeformt ist. Die Gegenwelle 40 ist an dem Verteilergetriebegehäuse 28 durch ein Lager 41 drehbar abgestützt. Das Gegenzahnrad 40 a ist im Eingriff mit einem Antriebszahnrad 42, das an einer Abtriebsachse der Vorderräder angeordnet ist, die mit der Vorderachsen-Kardanwelle 24 F verbunden ist. Die zweite Hohlwelle 39 ist einstückig mit einer Nabe 39 a versehen, die radial nach außen hervorsteht. Die Reibscheibenkupplung 49 ist zwischen der Nabe 39 a der zweiten Hohlwelle 39 und der Kupplungstrommel 44 des Kupplungsteiles 33 vorgesehen.

Die Reibscheibenkupplung (Verteilerkupplung) 49 weist antreibende Scheiben 45 und angetriebene Scheiben 46 auf, die in axialer Richtung abwechselnd angeordnet sind. Die antreibenden Scheiben 45 sind durch Paßfedern mit der Kupplungstrommel 44 im Eingriff. Die angetriebenen Scheiben 46 sind mit der Nabe 39 a der zweiten Hohlwelle durch Paßfedern im Eingriff. Ein ringförmiger Kolben 48 ist axial gleitbar zwischen der Kupplungstrommel 44 und dem Kupplungsteil 33 angeordnet. Der Kolben 48 ist sowohl am Außen- als auch am Innenumfang flüssigkeitsdicht abgedichtet und begrenzt eine Ölkammer 47. Eine Feder 53 ist unter Druck zwischen dem Kolben 48 und einem Gegenlager 52, das dem Kupplungsteil 33 zugeordnet ist, eingespannt. Die Feder 53 drückt den Kolben 48 in Richtung der Ölkammer 47. Die Ölkammer 47 ist durch einen ersten Ölkanal 35 a, der in dem Kupplungsteil 33 ausgebildet ist, mit einer Öldrucköffnung 35 d des Gehäuses 28 des Verteilers bzw. Verteilergetriebes 43 verbunden. Die Öldruckkammer 47 ist ferner in Strömungsverbindung mit einem zweiten Ölkanal 35 b, der in dem Lagerträger 34 ausgebildet ist, sowie in Strömungsverbindung mit einem dritten Ölkanal 35 c, der in dem Verteilergetriebegehäuse 28 ausgebildet ist.

Wenn unter Druck stehendes Öl der Ölkammer 47 durch die Öldrucköffnung 35 und den ersten, zweiten und dritten Ölkanal 35 a, 35 b und 35 c zugeführt wird, bewegt sich der Kolben 48 in Fig. 3 nach links entgegen der Kraft der Feder 53 und drückt die antreibenden Scheiben 45 und die angetriebenen Scheiben 46 in Reibungskontakt miteinander. Auf diese Weise verbindet die Reibscheibenkupplung 49 die Eingangswelle 30 mit der Vorderradabtriebswelle durch Verbindung des Kupplungsteiles 33 mit der zweiten Hohlwelle 39.

Der Verteiler 23 weist außerdem einen ersten Schmierölkanal 30 a, der in der Eingangswelle 30 ausgebildet ist, einen zweiten Schmierölkanal 31 a, gebildet in der Hinterrad-Abtriebswelle 31, einen ersten Kupplungsschmierkanal 39 b, ausgebildet in der zweiten Hohlwelle 39, einen zweiten Kupplungsschmierkanal 39 c, ausgebildet in der Nabe 39 a der zweiten Hohlwelle 39 sowie einen dritten Kupplungsschmierkanal 44 a auf, der in der Kupplungstrommel 44 ausgebildet ist. Durch den ersten und zweiten Schmierölkanal 30 a und 31 a wird Schmieröl dem Nadellager 43 und anderen Teilen zugeführt. Der erste, zweite und dritte Kupplungsschmierkanal 39 b, 39 c und 44 a führen Schmieröl zu den antreibenden Scheiben 45 und den angetriebenen Scheiben 46 der Reibscheibenkupplung 49. Ein Bezugszeichen 36 bezeichnet ein Ritzel für die Drehzahlerfassung.

Wie in Fig. 2 gezeigt ist, ist die Ölkammer 47 der Reibscheibenkupplung 49 mit einem Hydraulikkreis 70 strömungsverbunden, der durch eine Steuereinheit 59 gesteuert wird. Die Steuereinheit 59 mit einem Drehgeschwindigkeitssensor 54 für die Vorderräder zur Erfassung der Umfangsgeschwindigkeit der Vorderräder 27 FR und 27 FL sowie mit einem Drehgeschwindigkeitssensor 55 für die Hinterräder zur Erfassung der Umfangsgeschwindigkeit der Hinterräder 27 RR und 27 RL versehen. Beispielsweise können die Sensoren 54 und 55 für die Erfassung der Umfangsgeschwindigkeit der Vorder- bzw. Hinterräder als Phototransistor ausgebildet sein und nahe eines Ritzels der Abtriebswelle für die Vorderräder oder der Abtriebswelle 31 für die Hinterräder des Verteilers 23 angeordnet sein, um Impulse mit einer Signalfrequenz zu erzeugen, die der Umfangsgeschwindigkeit der Vorderräder 27 FR und 27 FL oder der Hinterräder 27 RR und 27 RL proportional ist. Der Hydraulikkreis 70 liefert unter Druck stehendes Öl zu der Ölkammer 47 der Reibscheibenkupplung 49 und die Steuereinheit 49 steuert den Öldruck, der durch den Hydraulikkreis 70 in Übereinstimmung mit den verschiedenen Signalen der Sensoren, wie z. B. der Umfangsgeschwindigkeitssensoren 54 und 55 erzeugt wird. In diesem Ausführungsbeispiel besteht die Steuereinheit 59 aus einem Mikrocomputer.

Der Hydraulikkreis 70 umfaßt eine Pumpe 72, deren Auslaßöffnung mit der Ölkammer 47 der Reibscheibenkupplung 49 verbunden ist sowie einen Sammelbehälter 71 und ein Elektromagnetventil 73, das zwischen der Auslaßöffnung dr Pumpe 72 und dem Sammelbehälter 71 angeordnet ist. Die Pumpe 72 wird durch den Motor 21 angetrieben und setzt das Öl in dem Sammelbehälter 71 unter Druck. Das Elektromagnetventil 73 hat eine Spule 74, die mit der Steuereinheit 59 verbunden ist sowie einen Kern, der sich in Übereinstimmung mit dem Ausgangsdruck der Pumpe 72 und der elektromagnetischen Kraft der Spule 74 bewegt. Das elektromagnetische Ventil 73 verändert den Öldruck (Kupplungsdruck), der an die Ölkammer 47 angelegt wird, indem es die Ölkammer 47 mit dem Sammelbehälter 71 durch eine Öffnung verbindet, deren Öffnungsgrad der Größe des Stromes entspricht, der der Spule 74 von der Steuereinheit 59 zugeführt wird, wobei der Öffnungsgrad auch vom Ausgangsdruck der Pumpe 72 abhängt. Das Elektromagnetventil 73 hält den Kupplungsdruck P auf einem Wert, der dem Betrag des Stromes entspricht, der die Spule 74 durchfließt.

Die Steuereinheit 59 ist außerdem mit einem Geschwindigkeitssensor 57 zur Erfassung der Fahrzeuggeschwindigkeit V sowie einem Sensor 59 zur Erfassung des Kurvenradius bzw. Lenkradius, der einem Lenkwinkel, wie z. B. einem Einschlagwinkel des Lenkrades oder dem Lenkwinkel der Vorderräder des Fahrzeuges entspricht verbunden.

Die Steuereinheit 59 besitzt einen ersten Zähler 60, um die Impulse zu zählen, die von dem Sensor 54 zur Erfassung der Umfangsgeschwindigkeit der Vorderräder erzeugt werden, einen zweiten Zähler 61 zur Zählung der Impulse, die durch den Sensor 55 zur Erfassung der Umfangsgeschwindigkeit der Hinterräder erzeugt werden, einen Multiplizierer 56 zur Ausführung von Multiplikationen unter Verwendung der Anstiegsgeschwindigkeit K, die gemäß der oben erwähnten Gleichung (7) bestimmt wird, sowie eine Zentralprozessoreinheit (CPU) 63. Die Steuereinheit 59 besitzt ferner einen Direktzugriffsspeicher (RAM) 44, der als Datenspeicher dient und einen Festwertspeicher (ROM) 65.

Die Steuereinheit 59 nach diesem Ausführungsbeispiel steuert den Kupplungsdruck P in einer Weise, wie dies in Fig. 4A verdeutlicht ist. Im Schritt S 1 werden die Signale, die die Umfangsgeschwindigkeiten N _f und N _r der Vorder- und Hinterräder repräsentieren, in die Zentralprozessoreinheit 63 jeweils durch den ersten und zweiten Zähler 60 und 61 von den Sensoren 54 und 55 zur Erfassung der Umfangsgeschwindigkeiten der Vorder- und Hinterräder aus eingegeben. Das Ausgangssignal des Geschwindigkeitssensors 57, das die Fahrzeuggeschwindigkeit V repräsentiert und das Ausgangssignal der Sensors 58, das den Lenk- bzw. Kurvenradius R repräsentiert, werden in die Zentralprozessoreinheit 63 durch eine Eingabe-/Ausgabeeinheit (E/A) eingegeben. Im Schritt S 2 bestimmt die Zentralprozessoreinheit 63 die Umfangsgeschwindigkeitsdifferenz N, die gleich der Umfangsgeschwindigkeit N _r der Hinterräder minus der Umfangsgeschwindigkeit N _f der Vorderräder ist. Im Schritt S 3 bestimmt die Zentralprozessoreinheit 63, ob die Umfangsgeschwindigkeitsdifferenz N größer als Null ist. Wenn dies nicht der Fall ist, wird ein gewünschtes Drehmoment T* für die Vorderräder im Schritt S 9 auf Null gesetzt. Wenn die Umfangsgeschwindigkeitsdifferenz größer als Null ist, bestimmt die Zentralprozessoreinheit 63 einen Anstieg K im Schritt S 4. Der Anstieg K wird gemäß der Gleichung bestimmt, worin K ₀ und R ₀ vorgegebene Konstanten sind. Anschließend bestimmt die Zentralprozessoreinheit 73 im Schritt S 5, ob die Fahrzeuggeschwindigkeit V größer ist als ein vorgegebener, konstanter Geschwindigkeitswert V ₀. Wenn dies der Fall ist, geht die Zentralprozessoreinheit zum Schritt S 5 b über. Wenn die Fahrzeuggeschwindigkeit V gleich oder kleiner ist, als der festgelegte Konstantgeschwindigkeitswert V ₀, setzt die Zentralprozessoreinheit 63 im Schritt S 5 c einen Vergleichsumfangsgeschwindigkeitsdifferenzwert N _ref gleich Null. Diese Referenzdrehzahl N _ref wird im Schritt S 5 b nach der Gleichung N _ref = K · (V-V ₀) bestimmt, worin die konstante, vorgegebene Vergleichsgeschwindigkeit ist. Im nächsten Schritt S 6 bestimmt die Zentralprozessoreinheit 63, ob die Umfangsgeschwindigkeitsdifferenz N größer ist als der Wert der Referenzdrehzahl N _ref. Anschließend geht die Zentralprozessoreinheit auf den nächsten Schritt S 7 für den Fall über, daß die Umfangsgeschwindigkeitsdifferenz N größer ist als die Referenzdrehzahl N _ref oder sie geht zum Schritt S 8 über, wenn dies nicht der Fall ist. Im Schritt S 8 bestimmt die Zentralprozessoreinheit 73 das gewünschte Drehmoment T* nach der Gleichung T* = K _low × N,f in der K _low eine vorgegebene erste Konstante ist. Im Schritt S 7 bestimmt die Zentralprozessoreinheit 73 das gewünschte Drehmoment T* nach der Gleichung:

T* = K _high × (N - N _ref) + K _low × N _ref,

worin K _high eine vorgegebene Konstante ist, die größer ist als K _low. Im Schritt S 10 gibt die Zentralprozessoreinheit 63 ein Signal an die Spule 74 des Elektromagnetventiles 73 durch eine E/A-Einheit 66 und einen Ausgangsschaltkreis 67 aus, um den Kupplungsdruck P entsprechend dem gewünschten, in dem Schritt S 7, S 8 oder S 9 berechneten Drehmoment T* anzupassen. Daher wird der Kupplungsdruck P in Übereinstimmung mit dem Strom I gesteuert, der die Spule 74 durchfließt. Die Fig. 4B und 4C zeigen graphisch die Berechnung im Schritt S 5 und die Berechnungen in den Schritten S 7 und S 8. In Fig. 4C entspricht eine Linie A der Gleichung des Schrittes S 8 und eine Linie entspricht der Gleichung des Schrittes S 7.

Wahlweise kann der Sensor 57 zur Erfassung der Fahrzeuggeschwindigkeit weggelassen werden, und der Sensor 54 zur Erfassung der Umfangsgeschwindigkeit der Vorderräder, die nicht in jedem Fall angetrieben werden, kann zu diesem Zweck, d. h. als Fahrzeuggeschwindigkeitssensor verwendet werden.

Die Allrad-Antriebseinrichtung nach der vorliegenden Erfindung kann das Rutschen, d. h. ein seitliches Ausbrechen der Hinterräder bzw. ein seitliches Ausbrechen der Vorderräder durch Steuerung im Sinne einer angemessenen Verteilung des Antriebsdrehmomentes zwischen den Vorder- und Hinterrädern nicht nur in Abhängigkeit von der Differenz der Umfangsgeschwindigkeiten der Vorder- und Hinterräder vermeiden, sondern erreicht dies unter Einbeziehung der Fahrzeuggeschwindigkeit und des Kurvenradius entsprechend dem eingeschlagenen Lenkwinkel.

Claims

1. Antriebseinrichtung für ein Fahrzeug mit einem Grundantrieb, primär angetriebenen Rädern und sekundär angetriebenen Rädern, gekennzeichnet durch:
einen Verteiler (23) zur Übertragung eines Antriebsdrehmomentes von dem Grundantrieb (21) auf die primär angetriebenen Räder (27 RR, 27 RL) und die sekundär angetriebenen Räder (27 FR, 27 FL), wobei der Verteiler (23) eine Verteilerkupplung (49) zur Veränderung eines Verhältnisses der Verteilung des Antriebsdrehmomentes, das auf die sekundär angetriebenen Räder (27 FR, 27 FL) übertragen wird, im Verhältnis zu dem Antriebsdrehmoment, das auf die primär angetriebenen Räder (27 RR, 27 RL) übertragen wird, aufweist,
eine Einrichtung (55) zur Erfassung einer Umfangsgeschwindigkeit der primär angetriebenen Räder (27 RR, (27 RL),
eine Einrichtung (54) zur Erfassung einer Umfangsgeschwindigkeit der sekundär angetriebenen Räder (27 FR, 27 FL),
eine Einrichtung (57) zur Erfassung einer Fahrzeuggeschwindigkeit des Fahrzeuges,
eine Einrichtung (58) zur Erfassung eines Kurvenradius, entlang dem sich das Fahrzeug entsprechend einem Lenkwinkel des Fahrzeuges bewegt,
eine Einrichtung (70) zur Betätigung der Verteilerkupplung (49), um das Verteilungsverhältnis in Abhängigkeit von einem Steuersignal zu verändern, und
eine Steuereinrichtung (59) zur Bestimmung eines gewünschten Antriebsdrehmomentes für die sekundär angetriebenen Räder (27 FR, 27 FL) zum Antrieb dieser sekundär angetriebenen Räder (27 FR, 27 FL) in Übereinstimmung mit der Fahrzeuggeschwindigkeit, die durch die Einrichtung (57) erfaßt wird, in Übereinstimmung mit dem Kurvenradius, der durch die Einrichtung (58) erfaßt wird und in Übereinstimmung mit einer Differenz der Umfangsgeschwindigkeiten der Räder (27 FR, 27 FL, 27 RR, 27 RL), die aus einer Subtraktion der Umfangsgeschwindigkeit der sekundär angetriebenen Räder (27 FR, 27 FL), erfaßt von der zugehörigen Einrichtung (54) von der Umfangsgeschwindigkeit der primär angetriebenen Räder (27 RR, 27 RL), erfaßt durch die zugehörige Einrichtung (55), resultiert, und zur Steuerung eines tatsächlich auf die sekundär angetriebenen Räder (27 FR, 27 FL) übertragenen Antriebsdrehmomentes (T*) durch Übermittlung des Steuersignales auf die Betätigungseinrichtung (70), so daß das tatsächliche Antriebsdrehmoment dieser Räder gleich dem gewünschten Antriebsdrehmoment (T*) ist.

2. Antriebseinrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Steuereinrichtung (59) das tatsächlich auf die sekundär angetriebenen Räder (27 FR, 27 FL) übertragene Antriebsdrehmoment allmählich mit dem Anwachsen der Differenz (N) zwischen den Umfangsgeschwindigkeiten (N _f, N _r) der Räder erhöht, wenn diese Umfangsgeschwindigkeitsdifferenz (N) kleiner ist ein Vergleichswert (N _ref), der in Übereinstimmung mit dem Kurvenradius (R) und der Fahrzeuggeschwindigkeit (V) bestimmt ist, und dieses tatsächliche Antriebsdrehmoment steil erhöht bzw. rapide mit der Zunahme der Umfangsgeschwindigkeitsdifferenz (N) anwachsen läßt, wenn diese Umfangsgeschwindigkeitsdifferenz (N) größer ist, als der Vergleichswert (N _ref).

3. Antriebseinrichtung nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß der Vergleichswert (N _ref) gleich einem Produkt zwischen dem Ergebnis einer Substraktion eines bestimmten Fahrzeuggeschwindigkeitswertes (V _O) von der Fahrzeuggeschwindigkeit (V) und einem Anstiegswert (K) ist, der umgekehrt proportional zur Vergrößerung des Kurvenradius (R) ist, wenn die Fahrzeuggeschwindigkeit (V) größer als der Fahrzeuggeschwindigkeitswert (V _O) ist und der Vergleichswert (N _ref) gleich Null ist, wenn die Fahrzeuggeschwindigkeit gleich oder kleiner als der Fahrzeuggeschwindigkeitswert (V _O) ist.

4. Antriebseinrichtung nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß das gewünschte Antriebsdrehmoment (T*) für die sekundär angetriebenen Räder (27 FR, 27 FL) gleich einem Produkt aus einem ersten Koffizienten (K _low) und der Umfangsgeschwindigkeitsdifferenz (N) ist, wenn die Umfangsgeschwindigkeitsdifferenz (N) kleiner ist als der Vergleichswert (N _ref) und gleich einer Summe aus einem ersten Produkt und einem zweiten Produkt, wenn die Umfangsgeschwindigkeitsdifferenz (N) größer ist als der Vergleichswert (N _ref), wobei das erste Produkt aus der Differenz zwischen der Umfangsgeschwindigkeitsdifferenz (N) und dem Vergleichswert (N _ref) multipliziert mit einem zweiten Koeffizienten (K _high) ist, wobei dieser Koeffizient (K _high) größer ist als der erste Koeffizient (K _low) und das zweite Produkt aus der Multiplikation des Vergleichswertes (N _ref) mit dem ersten Koeffizienten (K _low) gebildet wird.

5. Antriebseinrichtung nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Steuereinrichtung (59) das gewünschte Antriebsdrehmoment (T*) auf Null reduziert, wenn die Umfangsgeschwindigkeitsdifferenz (N) gleich oder kleiner als Null ist.

6. Antriebseinrichtung nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß die primär angetriebenen Räder die Hinterräder (27 RR, 27 RL) und die sekundär angetriebenen Räder die Vorderräder (27 FR, 27 FL) sind.

7. Antriebseinrichtung nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß die Übertragungskupplung (49) eine Reibscheibenkupplung ist, die durch Fluiddruck betätigbar ist und die Betätigungseinrichtung (70) ein Hydraulikkreis zur Steuerung des Fluiddruckes ist.

8. Antriebseinrichtung nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß der Verteiler (23) ein Eingangsteil (30) zur Aufnahme eines Drehmomentes von dem Grundantrieb (21) aufweist, ferner ein erstes Ausgangsteil (31), das mit dem Eingangsteil (30) zum Antrieb der primär angetriebenen Räder (27 RR, 27 RL) verbunden ist sowie ein zweites Ausgangsteil (38, 39, 40, 42) das mit dem Eingangsteil (30) durch die Übertragungskupplung (49) zum Antrieb der sekundär angetriebenen Räder (27 FR), 27 Fl) verbunden ist.

9. Antriebseinrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß als Übertragungskupplung eine Reibscheibenkupplung vorgesehen ist, die in der Lage ist, ein auf die Vorderrräder (27 FR, 27 FL) übertragenes Antriebsdrehmoment zu variieren, daß ein Hydraulikkreis (70) zur Veränderung einer Eingriffskraft der Übertragungskupplung (49) durch Beeinflussung eines der Übertragungskupplung (49) zugeführten Fluiddruckes vorgesehen ist, daß Umfangsgeschwindigkeitssensoren (54, 55) für die Vorder- und Hinterräder (27 FR, 27 FL, 27 RR, 27 RL) vorgesehen sind, daß ein Sensor (58) zur Erfassung eines Kurvenradius (R), der einem Lenkwinkel ( ) entspricht, vorgesehen ist, und daß eine Steuereinheit (59) zur Veränderung des auf die Vorderräder (27 FR, 27 FL) übertragenen Drehmomentes vorgesehen ist, derart, daß die Steuereinheit (59) ein Steuersignal an den Hydraulikkreis (70) in Übereinstimmung mit einer Umfangsgeschwindigkeitsdifferenz (N) zwischen Vorder- und Hinterrädern (27 FR, 27 FL, 27 RR, 27 RL) der Fahrzeuggeschwindigkeit (V) und dem Kurvenradius (R) abgibt.