DE3872822T2 - Verfahren und vorrichtung zum steuern des radschlupfes in einem kraftfahrzeug mit staendigem vierradantrieb. - Google Patents

Description

• Die vorliegende Erfindung betrifft über mehrere Antriebsachsen angetriebene Fahrzeuge, wie beispielsweise vierradgetriebene Fahrzeuge, genauer gesagt einen Mechanismus, mit dem ein Eingangsdrehmoment von einer primären Bewegungseinrichtung empfangen und ein veränderliches Drehmoment auf eine Vielzahl von Antriebsachsen über ein erstes oder zweites Antriebswegsystem übertragen werden kann.
• Es ist bekannt, daß die Zugwirkung eines Fahrzeuges wesentlich verbessert werden kann, wenn das Antriebsdrehmoment an mehr als eine Achse gelegt wird. Dieses Konzept ist mit der Verwendung von Vierradantriebssystemen verbunden.
• Wenn sämtliche vier Räder vom Motor angetrieben werden, kann jedoch ein beträchtlicher Reifenabrieb oder eine Scheuerwirkung auftreten, wenn das Fahrzeug um Kurven fährt. Unter solchen Bedingungen müssen die Vorderräder einen Bogen mit größerem Radius verfolgen als die Hinterräder, so daß sie sich daher schneller drehen müssen als die Hinterräder. Die Probleme, die durch einen derartigen Zustand auftreten, sind dem Fachmann bekannt.
• Ein Versuch zur Lösung dieser Probleme bei Vierradantriebssystemen besteht darin, eine manuell betätigbare Klauenkupplung zwischen den Antriebsachsen vorzusehen. Durch die Anordnung einer derartigen manuell betätigbaren Klauenkupplung im System kann eine Achse vom Motor abgekuppelt werden. Fahrzeuge, die derartige manuell betätigbare Klauenkupplungen besitzen, werden den überwiegenden Teil der Zeit als Zweiradantriebssysteme eingesetzt. Dieses System bietet nicht die Handhabungs- und Betriebsvorteile eines Systems mit ständigem Vierradantrieb.
• Ein weiterer Versuch in bezug auf die Anordnung eines Vierradantriebssystems umfaßt die Verwendung von einer oder mehreren Einwegkupplungsmechanismen, die zwischen der Vorderrad- und Hinterrad-Antriebswelle angeordnet sind. In den US-PS'en 40 18 387 und 40 54 065 sind Beispiele von derartigen Vorrichtungen beschrieben. Mit diesen Vorrichtungen kann das Fahrzeug in Abhängigkeit davon, daß die hintere Antriebsachse überdreht oder die vordere Antriebsachse überholt, von einem Zweirad- auf einen Vierradantrieb umgeschaltet werden. Bei derartigen Vorrichtungen ist jedoch kein beständiger Vierradantrieb vorgesehen. Mit anderen Worten, diese Vorrichtungen besitzen keine Einrichtungen, um das Eingangsdrehmoment normalerweise in anderen Zuständen als Überholzuständen zwischen beiden Antriebsachsen auf zuteilen.
• Große Anstrengungen wurden in die Entwicklung eines zentralen Differentials in einem Vierradantriebssystem gesteckt. Bei einem mit einem zentralen Differential ausgerüsteten Fahrzeug dienen die vordere und hintere Antriebswelle dazu, ein vorderes und hinteres Differential anzutreiben, wobei die Wellen vom Motor über das zentrale Differential angetrieben werden. Ein solches Differentialsystem ermöglicht ein Überdrehen von irgendeinem Rad oder mehreren Rädern, das aus dem Fahren um Ecken resultiert, oder von bestimmten Rädern, die einen kleineren wirksamen Radius besitzen als andere.
• Aus der festen Drehmomentaufteilung bei dieser Art von System entstehen jedoch bestimmte Nachteile. Wenn beispielsweise ein Satz von Rädern auf schlüpfrigen oder eisigen Boden trifft und Traktion verliert, drehen die Räder durch, und das Differential bewirkt, daß der andere Satz von Rädern das Antriebsdrehmoment verliert. Manuell betätigbare Blockiereinrichtungen sind in solche Differentialsysteme eingebaut worden. Diese verhindern im eingerückten Zustand eine Differentialwirkung zwischen den Antriebswellen und führen eine Zwangsverriegelung der angetriebenen Teile miteinander durch.
• Es sind andere Antriebssysteme vorgeschlagen worden, die ein zentrales Differential mit einem Kupplungsmechanismus zum Imitieren oder Simulieren eines Vierradantriebssystems nur dann, wenn das Fahrzeug in Vorwärtsrichtung angetrieben wird, kombinieren. Ein solches System ist in der US-PS 36 27 072 von R.L. Smirl beschrieben. Die in dieser Veröffentlichung beschriebene Vorrichtung ist jedoch kein ständiges Vierradantriebssystem. Vielmehr können bei dieser Vorrichtung nur zwei der vier Räder das Fahrzeug antreiben, wenn es in Rückwärtsrichtung angetrieben wird.
• Ein weiteres bekanntes System besitzt ein zentrales Differential, das eine gleichmäßige Drehmomentaufteilung auf die vordere und hintere Antriebsachse des Fahrzeuges zur Verfügung stellt. Anstelle von Kegelrädern besitzt dieses System eine Vielzahl von Zahnrädern mit gekreuzter Achse oder von Schneckenrädern, um mechanische Reibung hinzuzufügen. Mit einer solchen Konstruktion wird ein gewisses zusätzliches Drehmoment von der sich schneller drehenden Antriebsachse auf die sich langsamer drehende Antriebsachse etwa proportional zum Antriebsdrehmoment übertragen. Dieses System unterscheidet jedoch nicht, welche Achse sich schneller dreht, und kann dies auch nicht. Darüber hinaus unterscheidet das System nicht, ob der Unterschied in den Achsgeschwindigkeiten vom Radschlupf oder vom Lenken in eine Kurve resultiert. Natürlich ist beim Kurvenfahren jede zusätzliche Drehmomentübertragung schädlich in bezug auf die Handhabung und kann auf schlüpfrigen Oberflächen zu Unsicherheiten führen.
• Ein gegenwärtig verwendetes System besitzt eine Viskositätskupplung, die parallel zu einem zentralen Differential angeordnet ist. Hierbei finden etwa 50 oder mehr Platten in einem abgedichteten Kupplungsgehäuse Verwendung, das nahezu vollständig mit einer Silikonflüssigkeit gefüllt ist, die eine sorgfältig ausgewählte Viskosität besitzt. Die Kupplung überträgt Drehmoment von der sich schneller auf die sich langsamer drehende Achse in einer Art und Weise, die ungefähr proportional zur Geschwindigkeitsdifferenz zwischen den Achsen ist. Eine solche Drehmomentübertragung wird ohne Unterscheidung, welche Achse sich schneller drehen kann, durchgeführt. Darüber hinaus wird eine solche Drehmomentübertragung ohne Berücksichtigung der Tatsache, ob die Geschwindigkeitsdifferenz auf Radschlupf oder bestimmtes Lenkverhalten zurückzuführen ist, durchgeführt.
• Bei niedrigeren Achsgeschwindigkeitsunterschieden (d. h. 2% aufgrund von Reifenvariationen) verschlechtert die Drehmomentübertragung durch die Viskositätskupplungseinheit die Fahrzeughandhabung und den Wirkungsgrad des Fahrzeuges geringfügig. Eine solche Verschlechterung ist üblicherweise nur auf schlüpfrigen Straßen bemerkbar.
• Wenn eine mittlere Achsgeschwindigkeitsdifferenz vorliegt (d. h. 8 bis 16% aufgrund von Schlupf an einer Achse in Abhängigkeit von den Straßenoberflächenbedingungen), erreicht die Drehmomentübertragung über die Viskositätskupplungseinheit einen geeigneten Wert. In dieser Situation befinden sich die rutschenden Räder an ihrer Traktionsgrenze. Mit anderen Worten, nichts bleibt mehr für eine seitliche Steuerung des Fahrzeuges übrig. An diesem Punkt entsteht ein ungesteuertes Raddurchdrehen, das zu einem schnellen Erhitzen der Viskositätskupplungseinheit führt. Durch das rasche Erhitzen der viskosen Flüssigkeit wird deren Viskosität herabgesetzt, und die Dichtungen werden beansprucht.
• Bei einer höheren Achsgeschwindigkeitsdifferenz (d. h. 20% aufgrund des Umfahrens einer engen Ecke) führt die Drehmomentübertragung über die Viskositätskupplungseinheit zu einem negativen Drehmoment an der Vorderachse und zu einem positiven Drehmoment an der Hinterachse, wobei die Traktionsgrenze überschritten wird, wenn sich das Fahrzeug auf Eis (0,05 N) mit einer Geschwindigkeit bewegt, die für einen herkömmlichen Antrieb (0,03 G Seitenkraft) sicher wäre. In diesem Zustand ist keine Drehmomentübertragung zwischen den Antriebsachsen das Sicherste bei zweiradgetriebenen Fahrzeugen selbst bei auf Reibung basierenden Differentialen.
• Wie aus der Überfülle der in neuerer Zeit entstandenen Patente hervorgeht, befinden sich kompliziertere von außen gesteuerte elektronische Systeme in der Entwicklung. Die Reaktionszeit von solchen elektronischen Systemen ist jedoch kritisch. Mit anderen Worten, solche Systeme müssen rechtzeitig reagieren, um eine Unterbrechung der Traktion oder die Aufbringung einer Stoßbelastung auf das Fahrzeug zu verhindern.
• Es besteht daher ein Bedarf nach einem einfachen ständig in Betrieb befindlichem und passiv gesteuerten mechanischen System, mit dem irgendein Paar von Rädern die anderen Räder um einige Prozent überdrehen oder überholen kann, während die lenkbaren Räder die anderen angetriebenen Räder um mindestens 20% frei überholen können. Darüber hinaus sollte ein solches ständig in Betrieb befindliches System eine veränderliche Drehmomentaufteilung auf die Vorderräder von unter 30% bis auf über 90%, je nach Bedarf, ermöglichen, ohne eine Stoßbelastung auf den Antriebszug und vor der Traktionsunterbrechung zwischen den Antriebsrädern und der Straße
• Die vorliegende Erfindung erfüllt diesen Bedarf durch eine Konstruktion eines Zweiachsantriebsmechanismus, der für ein Fahrzeug mit ständigem Vierradantrieb geeignet ist. Bei der Entwicklung dieses Systems wurde der Fahrzeughandhabung und Sicherheit auf schlüpfrigen nassen Oberflächen große Bedeutung beigemessen. Im Gegensatz zu anderen Systemen beginnt die Idee der vorliegenden Erfindung mit der Schnittstelle zwischen dem Reifen und der Straße und beinhaltet eine anfängliche Bestimmung des minimalen dynamischen Gewichtsverhältnisses an der Vorderachse bei einem maximalen Fahrzeugschub. Wenn man dies weiß, wird ein zentrales Differential vorgesehen. Das zentrale Differential besitzt einen Zahnradsatz mit einem Eingangselement, das in Antriebsverbindung mit zwei Ausgangselementen steht. Ein hervortretendes Merkmal der vorliegenden Erfindung besteht in dem Gedanken, daß das zentrale Differential ein anfängliches wirksames Drehmomentaufteilungsverhältnis in bezug auf die Vorderachse besitzen sollte, das um einige Prozent geringer ist als das anfangs errechnete minimale dynamische Gewichtsverhältnis. Auf diese Weise kann das Differential ein Überholverhältnis induzieren, das einen Hinterradschlupf verursacht, der um einige Prozent größer ist als der Vorderradschlupf. Der nächste Schritt bei der Entwicklung der Erfindung beinhaltet das Berechnen des Traktionskoeffizienten für das vordere und hintere Paar der Straßenräder. Unter Verwendung von speziellen Diagrammen (H-Kurven) von bekannten Traktionskoeffizienten in Abhängigkeit vom Radschlupf für nasse Straßen wird im nächsten Schritt die Differenz im Radschlupf zwischen dem vorderen und hinteren Paar der Straßenräder bei maximalem Schub auf nassen Straßen bestimmt. Nachdem die Differenz im Radschlupf bestimmt worden ist, können die Ausgangselemente des Differentials derart an die Antriebsachsen angeschlossen werden, daß das an die vorderen lenkbaren Räder angeschlossene Ausgangselement das andere Ausgangselement um einen Wert überholt, der aus den zur Ermittlung des Radschlupfes verwendeten speziellen Daten bestimmt wurde. Der nächste Schritt beinhaltet die Fähigkeit der Drehmomentübertragung über einen zweiten Drehmomentübertragungsweg, bevor die Vektorkombination der Horizontalkräfte die Traktionsgrenze an der entsprechenden Achse übersteigt. Mit anderen Worten, überschüssiges Drehmoment sollte übertragen werden, bevor die Räder Traktion mit der Straße verlieren und ohne eine Stoßbelastung auf das Fahrzeug aufzubringen.
• Nach Auswertung der vorstehend beschriebenen Überlegungen wurde ein Zweiachsantriebsmechanismus entwickelt, mit dem diese Ergebnisse erreicht werden können. Dieser Zweiachsantriebsmechanismus besitzt ein zentrales Differential mit einem Eingangselement und zwei Ausgangselementen, die vom Eingangselement angetrieben werden. In seiner bevorzugten Ausführungsform umfaßt das zentrale Differential ein Planetengetriebe. Jedes der Ausgangselemente des Differentials ist mit einer Antriebsachse des Fahrzeuges verbindbar. Das vorgeschlagene zentrale Differential bildet einen ersten Drehmomentübertragungsweg, der eine vorgegebene anfängliche wirksame Drehmomentaufteilung auf die Vorderachse beinhaltet, die um einige Prozent geringer ist als das minimale dynamische Gewichtsverhältnis der Vorderachse. Die anfängliche Drehmomentaufteilung ist in bezug auf die spezifische Gewichtsverteilung des Fahrzeuges ausgewählt, um sicherzustellen, daß der Hinterradschlupf geringfügig den Vorderradschlupf übersteigt. Die Ausgangselemente sind derart mit den Antriebsachsen des Fahrzeuges verbindbar, daß das der vorderen Antriebsachse zugeordnete Ausgangselement normalerweise das andere Ausgangselement um einige vorgegebene Prozent überholt, wenn sich beide Achsen mit der gleichen Drehzahl drehen.
• Die vorliegende Erfindung umfaßt ferner einen Kupplungsmechanismus, der parallel zum Differential angeordnet ist, um beliebige zwei Differentialelemente in einer Weise miteinander zu verbinden, die ein Überholen des dem vorderen Antriebsachselement zugeordneten Ausgangselementes relativ zum anderen Ausgangselement sowohl in Vorwärts- als auch in Rückwärtsrichtung des Fahrzeuges ermöglicht. In seiner gegenwärtig bevorzugten Ausführungsform umfaßt der Kupplungsmechanismus eine Überholkupplung mit einem Antriebselement, einem angetriebenen Element und einer Reihe von dazwischen angeordneten Rollen. Das angetriebene Element überholt normalerweise das Antriebselement um einige vorgegebene Prozent, wobei diese Prozent durch die Art und Weise festgelegt sind, in der die Ausgangselemente mit ihren entsprechenden Antriebsachsen in Verbindung stehen. Der Kupplungsmechanismus rückt sofort ein, wenn das erste Element aufhört, das andere Ausgangselement zu überholen. Im Eingriff bildet der Kupplungsmechanismus einen zweiten Drehmomentübertragungsweg zur Übertragung von überschüssigem Antriebs- oder Bremsmoment von einer Antriebsachse zur anderen, bevor die betroffene Achse ihre Traktionsgrenze erreicht.
• Das angetriebene Element des Kupplungsmechanismus kann über einen Totgangmechanismus mit der vorderen Antriebsachse verbunden sein. Dieser Totgangmechanismus ermöglicht eine Winkelverstellung der mit der Vorderachse verbundenen Ausgangsantriebswelle relativ zum Ausgangselement des damit verbundenen zentralen Differentials. Der Grad der Winkelverstellung oder freien Bewegung ist etwas höher als das gesamte Spiel plus dem Aufdrehen (torsionale Ablenkung) des gesamten Vorderachsantriebszuges bei vollem Drehmoment. Der Totgangmechanismus verhindert eine unbeabsichtigte Betätigung des Kupplungsmechanismus und ermöglicht ein Schalten des Getriebes zwischen vorwärts und rückwärts ohne Schließen der Motordrossel und Bringen des Fahrzeuges zu einem vollständigen Halt.
• Eine Hauptaufgabe der vorliegenden Erfindung besteht daher darin, einen permanenten Zweiachsantriebsmechanismus zu schaffen, der einem Fahrzeug im wesentlichen die gleiche Beschleunigung und Sicherheit auf schlüpfrigen nassen Straßen ermöglicht wie sie ein Einachsantrieb auf trockenen Straßen bietet.
• Ein weiteres Ziel der Erfindung besteht in der Schaffung eines selbsttragenden, passiv gesteuerten Zweiachsantriebsmechanismus, der eine stufenlose oder veränderliche Drehmomentaufteilung auf die Vorderachse eines Fahrzeuges vorsehen kann. Die Drehmomentaufteilung kann von unter 30 Prozent (30 %), wenn sich die Vorderräder auf Eis befinden, bis zu über 90 Prozent (90%) reichen, wenn sich die Hinterräder auf Eis befinden. Diese Drehmomentaufteilung kann in beiden Fahrzeugrichtungen und ohne Widerstand auf die die Hinterräder überholenden Vorderräder, weil sich das Fahrzeug in einer Kurve befindet, erfolgen.
• Ferner soll erfindungsgemäß ein Zweiachsantriebsmechanismus mit einem ersten Drehmomentübertragungsweg, der eine vorgegebene anfängliche Drehmomentaufteilung des Eingangsdrehmomentes in einer Weise bewirkt, daß sichergestellt wird, daß der Hinterradschlupf den Vorderradschlupf geringfügig übersteigt, und mit einem zweiten Drehmomentübertragungsweg zur Übertragung von überschüssigem Antriebsdrehmoment von einer Antriebsachse zur anderen Antriebsachse, bevor die erstgenannte Achse ihre Fraktionsgrenze in Vektorkombinationen von vorwärts und seitlich gerichteten Kräften erreicht, geschaffen werden.
• Die US-A-2 796 941 beschreibt einen Zweiachsantriebsmechanismus mit den Merkmalen des Oberbegriffs des Patentanspruchs 1. Im Vergleich hierzu ist die im Anspruch 1 wiedergegebene vorliegende Erfindung dadurch gekennzeichnet, daß die Kupplung als Zweirichtungskupplung ausgebildet ist, die an das Eingangselement des Differentials angeschlossen ist, wobei der Antriebsmechanismus selbst so ausgebildet ist, daß er ein Getriebe aufweist, das eine Geschwindigkeitsdifferenz beim Antreiben der Vorderräder und Hinterräder vorsieht.
• Die Erfindung wird nachfolgend anhand eines Ausführungsbeispiels in Verbindung mit der Zeichnung im einzelnen erläutert. Es zeigen:
• Fig. 1 eine schematische Draufsicht auf ein mit der erfindungsgemäß ausgebildeten Vorrichtung versehenes Fahrzeug;
• Fig. 2 eine Schnittansicht einer erfindungsgemäß ausgebildeten Vorrichtung;
• Fig. 3 eine Endansicht der zur Verwendung mit der vorliegenden Erfindung vorgesehenen Kupplung;
• Fig. 4 eine Endansicht entsprechend Fig. 3;
• Fig. 5 eine vergrößerte Teilansicht eines Abschnittes der Kupplung, der einen Teil der vorliegenden Erfindung bildet;
• Fig. 6 eine vergrößerte Ansicht einer Sperrfederanordnung, die in Verbindung mit der vorliegenden Erfindung Verwendung findet; und
• Fig. 7 Diagramme von Traktionseigenschaften eines speziellen Reifens auf diversen Oberflächen, wobei Diagramm B die Auswirkungen von Fahrzeugseitenkräften in einer Kurve zeigt.
• In der Zeichnung bezeichnen gleiche Bezugszeichen gleiche Teile in allen Figuren. Die erfindungsgemäß ausgebildete und in Fig. 1 dargestellte Vorrichtung kann in Verbindung mit einem vierradangetriebenen Fahrzeug 10 verwendet werden. Das Fahrzeug 10 besitzt ein Chassis oder einen Rahmen 12, an dem ein vorderes und hinteres Paar von Straßen- oder Traktionsrädern 14, 16 montiert ist. Das vordere Paar der Straßenräder 14 ist über eine Vorderachsantriebseinheit 18 mit einem vorderen Differential 20 am Rahmen montiert. Die vordere Antriebsachse 18 ist derart am Rahmen 12 montiert, daß eine Längssteuerung der Räder 14 über einen Lenkmechanismus (nicht gezeigt) möglich ist. Das hintere Paar Straßenräder 16 ist über eine Hinterachsantriebseinheit 22 mit einem hinteren Differential 24 am Rahmen montiert. Das Fahrzeug 10 besitzt ferner einen Antriebszug mit einer primären Bewegungseinrichtung oder einem Motor 26, einem Getriebe 28 und zwei Achsantriebsmechanismen 30 zum gleichzeitigen Antreiben des vorderen und hinteren Radpaares. Das Getriebe 28 ist so steuerbar, daß es das Fahrzeug entweder vorwärts oder rückwärts bewegt. Der Mechanismus 30 ist an eine Antriebsausgangswelle 32 angeschlossen, die sich vom Getriebe 28 aus erstreckt. Er kann Drehmoment in einer vorgegebenen Weise auf die Ausgangswellen 34 und 36 übertragen. Die sich nach hinten ersteckende Ausgangswelle 34 erstreckt sich vom Antrieb 30 zum hinteren Differential 24, um Drehkraft und Drehmoment auf die Hinterachsantriebseinheit 22 und schließlich die Hinterräder 16 zu übertragen. Die sich nach vorne ersteckende Ausgangswelle 36 erstreckt sich vom Antrieb 30 zum vorderen Differential 20, um Drehkraft und Drehmoment auf die Vorderachsantriebseinheit 18 und schließlich die Vorderräder 14 zu übertragen. Mit Ausnahme der Antriebseinheit 30 sind der Zweck und die Funktionsweise der anderen Teile des Fahrzeuges bekannt, so daß keine weiteren Einzelheiten hier beschrieben werden.
• Eine bevorzugte Ausführungsform des Zweiachsantriebsmechanismus für einen in Längsrichtung angeordneten Antriebszug ist in Fig. 2 dargestellt. Ein Zweiachsantriebsmechanismus für einen in Querrichtung angeordneten Antriebszug sieht ganz anders aus. In der dargestellten Ausführungsform sind die Komponenten des Mechanismus 30 in einem im wesentlichen strömungsmitteldichten Gehäuse 38 untergebracht. Der Mechanismus 30 umfaßt ein Differential 40, das einen ersten Drehmomentübertragungsweg zur Aufteilung von Drehmoment in einer vorgegebenen Weise auf jedes Paar der angetriebenen Straßenräder bildet, und Betätigungseinrichtungen 42, die auf die Bewegungsrichtung des Fahrzeuges vorwärts oder rückwärts ansprechen und einen zweiten Weg vorsehen, über den Drehmoment von den Hinterrädern auf die Vorderräder übertragen werden kann. In der bevorzugten Ausführungsform umfaßt das Differential ein Planetengetriebe, das Drehmoment zwischen einem Eingangselement und zwei Ausgangselementen, die alle in einer vorgegebenen Antriebsbeziehung gekoppelt sind, verteilt. Für die Zwecke der vorliegenden Offenbarung sollen jedoch die Begriffe "Differential" und "Differentialeinheit" eine mechanische Verbindung bedeuten, die das Drehmoment zwischen den Vorderrädern und Hinterrädern in einem als Funktion der Fahrzeugeigenschaften ausgewählten Verhältnis aufteilen kann.
• Das gegenwärtig bevorzugte Differential umfaßt ein Planetengetriebe 40 mit mindestens drei zur Ausführung von Umdrehungen montierten Elementen, die in einer vorgegebenen Beziehung miteinander gekoppelt sind und sowohl vorwärts als auch rückwärts angetrieben werden können. Genauer gesagt umfaßt das Planetengetriebe ein Sonnenrad 44, ein Ringrad 46 und einen Planetenträger 48, der eine Reihe von Planetenrädern 50 trägt, von denen nur eines in Fig. 2 gezeigt ist. Jedes Planetenrad 50 kämmt sowohl mit dem Sonnenrad als auch dem Ringrad 44, 46. Das Getriebe ist so ausgebildet, daß es eine wirksame Drehmomentaufteilung auf die Vorderachse des Fahrzeuges vornimmt, die um einige Prozent geringer ist als das minimale dynamische Gewichtsverhältnis an der Vorderachse. Die sich vom Getriebe aus erstreckende Antriebsausgangswelle 32 ist koaxial zum Differential 40 angeordnet. Bei der bevorzugten Ausführungsform besitzt der Planetenträger 48 eine Keilverbindung 60 mit einem Stufenabschnitt 54 auf der Welle 32. Der Planetenträger 48 und die über diesen angetriebenen Planetenräder 50 dienen als Eingangsantriebselement für das Differential. Mit anderen Worten, die am Planetenträger 48 angeordneten Planetenräder 50 treiben das Sonnenrad und Ringrad 44, 46 an. Die letztgenannten beiden Elemente dienen als Ausgangselemente für das Differential. Die Zähne des Ringrades 46 sind innen auf der Innenfläche eines zylindrischen Abschnittes 62 eines becherförmigen Elementes 64 ausgebildet, das einen einstückig damit ausgebildeten Schaftabschnitt aufweist, der eine Ausgangswelle oder ein entsprechendes Element 66 bildet. Ein Teil davon ist über ein Lager 68 drehbar im Gehäuse 38 gelagert. Wie in Figur 1 gezeigt, kann die Ausgangswelle 66 über die hintere Ausgangswelle 34, das hintere Differential 24 und die Hinterachsantriebseinheit 22 treibend mit dem hinteren Paar der Straßenräder 16 verbunden sein.
• Wie man Fig. 2 entnehmen kann, besitzt das Sonnenrad 44 des Planetengetriebes 40 eine mehrteilige Konstruktion. Es umfaßt einen ersten Zahnradabschnitt 70, der in treibenden Eingriff mit den Planetenrädern 50 steht, einen Hülsenabschnitt 72, der an einem Ende über eine Keilverbindung mit dem ersten Zahnradabschnitt 70 verbunden und teleskopförmig um einen Stufenabschnitt 56 der Welle 32 angeordnet ist, jedoch relativ drehbar dazu montiert ist, und einen zweiten Zahnradabschnitt 74, der mit dem anderen Ende des Hülsenabschnittes 72 verkeilt ist. Dieser zweite Zahnradabschnitt 74 besitzt eine axial orientierte ringförmige Ausnehmung 76, die einen reduzierten Endabschnitt 78 eines trichterförmigen Schubelementes 80, das am Gehäuse 38 befestigt ist, überlagert. Geeignete Lagereinrichtungen 82 und 84 können zwischen dem Schubelement 80 und dem zweiten Zahnradabschnitt 74 angeordnet sein, um diesen für eine Drehung um die Achse der Welle 32 zu lagern und mit Axialdruck zu versehen.
• Das Sonnenrad 44 ist in Treibverbindung mit der Vorderachse bringbar. Unterschiedliche Arten von Antriebsverbindungen zwischen dem Ausgangselement 44 und der Vorderachse können vorgesehen sein, je nach der Lage des Motors und anderen Faktoren. Die Art der Antriebsverbindung ist in bezug auf die Erfindung nicht wichtig oder kritisch. Von Bedeutung ist, daß die Ausgangselemente des Planetengetriebes derart mit ihren entsprechenden Antriebsachsen verbunden sind, daß ein Geschwindigkeitsunterschied zwischen den Ausgangselementen des Planetengetriebes erzeugt wird. Genauer gesagt, das Ausgangselement 40 sollte so angeschlossen sein, daß es das andere Ausgangselement um einige vorgegebene Prozent überdreht oder überholt, wenn sich das vordere und hintere Paar der Straßenräder mit der gleichen Geschwindigkeit drehen. In der in Fig. 2 dargestellten Ausführungsform ist eine Ausgangswelle 86 seitlich von der Ausgangswelle 66 und parallel hierzu drehbar in einem unteren Ende des Gehäuses 38 über Lager 88 und 90 gelagert. Wie in Fig. 1 gezeigt, ist das vordere Ende der Welle 86 treibend mit dem vorderen Paar der Straßenräder 10 über die vordere Ausgangswelle 36, das vordere Differential 20 und die Vorderachsantriebseinheit 18 so verbunden, daß die Vorderräder 14 gleichzeitig mit den Hinterrädern 16 angetrieben werden. Wie in Fig. 2 gezeigt, ist ein ringförmiges Nabenelement 92 mit der Ausgangswelle 86 verkeilt, so daß es sich hiermit drehen kann. Das Nabenelement 92 auf der Ausgangswelle 86 und der zweite Zahnradabschnitt 74 des Sonnenrades 44 sind über eine Kraftübertragungseinrichtung 94 in der Form einer Antriebskette miteinander verbunden. Bei dieser Ausführungsform bilden der zweite Zahnradabschnitt 74, das Nabenelement 92 und die Kraftübertragungseinrichtung 94 die Antriebsverbindung, die für das normale Überdrehen des Sonnenrades 44 relativ zum Ausgangselement sorgt. Da die Elemente des Planetengetriebes miteinander kämmen, wenn sich die Vorder- und Hinterräder 14, 16 des Fahrzeuges mit der gleichen Geschwindigkeit drehen, wird das Sonnenrad 44 um einige vorgegebene Prozent schneller gedreht als das andere Ausgangselement 64 des Planetengetriebes.
• Ein weiteres wichtiges Merkmal der vorliegenden Erfindung ist die Anordnung von Antriebseinrichtungen 42, die einen zweiten Antriebsweg zur Übertragung von Drehmoment zwischen den Ausgangselementen des Getriebes bilden, wenn die Geschwindigkeitsdifferenz dazwischen aufhört. Wie am besten die Fig. 3, 4 und 6 zeigen, umfassen die Antriebseinrichtungen 42 eine Zweirichtungs-Überholkupplung, die konzentrisch angeordnete erste und zweite Laufringe 102 und 104 aufweist. Der erste oder Antriebsring 102 besitzt eine Keilverbindung 105 mit einer zylindrischen Hülsenverlängerung 106, die am Planetenträger 48 vorgesehen ist. Der Antriebsring dreht sich zusammen mit dem Planetenträger unabhängig von dessen Bewegungsrichtung, so daß der Zweirichtungs- Kupplungsmechanismus 42 auf die Drehung des Antriebseingangselementes des Getriebes ansprechen kann. Wie in Fig. 5 gezeigt, besitzt das erste oder Antriebsringelement 102 eine Außenfläche mit einer Vielzahl von daran angeordneten Nockenflächen 108. Bei der bevorzugten Ausführungsform ist jede Nockenfläche 108 mit entgegengesetzt gerichteten Rampenabschnitten 110 und 112 versehen, zwischen denen ein mittlerer Abschnitt 114 (Fig. 5) angeordnet ist. Es liegt jedoch im Rahmen der Erfindung, die Nockenfläche 108 auch als tangentiale ebene Fläche am Umfang des Laufrings 102 auszubilden. Der zweite oder angetriebene Laufring 104 steht in Triebverbindung mit dem Sonnenrand und besitzt eine innere zylindrische Lauffläche 116. Die innere zylindrische Lauffläche 116 des Außenrings 104 und die äußere Nockenfläche 108 des Antriebselementes 102 bilden dazwischen einen Ringraum, der von einer Reihe von Rollen 118 besetzt ist, die zur Durchführung einer Bewegung zwischen einer Eingriffsposition oder angetriebenen Position und einer Außereingriffsposition oder frei laufenden Position angeordnet sind. Die Position der Rollen 118 bei Rückwärtsantrieb des Fahrzeuges ist in Fig. 3 dargestellt. Die Position der Keilelemente im Vorwärtsantrieb des Fahrzeuges ist in Fig. 4 gezeigt. Bei der bevorzugten Ausführungsform sind die Rollenelemente der Kupplungen in einem Rollenkäfig 120 montiert. Der Käfig oder das Element 120 besitzt eine Vielzahl von Öffnungen 122, die den Abmessungen der Rollen 118 entsprechen, um die Rollen 118 während des Betriebes der Vorrichtung genau auf Abstand zu halten.
• Wie man der Fig. 6 entnehmen kann, ist in Kombination mit dem Rollenkäfig 120 ein Reibungssperrmechanismus 124 vorgesehen. In seiner bevorzugten Ausführungsform besitzt der Sperrfedermechanismus 124 eine Reibplatte 126, die von ihrer Antriebsverbindung mit dem Rollenkäfig 120 radial nach außen vorsteht. Der äußere Abschnitt oder das freie Ende der Platte 126 ist zwischen zwei federvorgespannten Druckplatten 128 und 130 angeordnet, die am Gehäuse 38 befestigt sind. Diese Kombination sorgt für einen Reibungswiderstand für den Rollenkäfig 120, der den Kupplungsmechanismus in beiden Drehrichtungen in einem erregten Zustand hält. Alternativ dazu kann der Käfig 120 von dem sich langsam drehenden Ringrad 64 gelagert werden. In welcher Form auch immer besteht der Zweck des Mechanismus 124 darin, die Rollen 118 in Antriebskontakt mit dem inneren Laufring zu halten, um ein sofortiges Einrücken der Kupplung zu ermöglichen. Die Druckplatten müssen nur einen geringen Teil an Reibwiderstand auf die Platte 126 aufbringen. Andere Anordnungen, die die Nockenfläche 108 auf dem Außenring aufweisen, erfordern einen sehr viel höheren Widerstand.
• Ein weiteres bedeutendes Merkmal der vorliegenden Erfindung besteht in der Anordnung eines Totgangmechanismus, der eine Winkelverstellung der Komponenten des vorderen Antriebszuges relativ zu dem hierzu zugeordneten angetriebenen Laufring ermöglicht. Wie in Fig. 6 gezeigt, ist eine Verlängerung 142 in Kombination mit dem zweiten Zahnradabschnitt 74 des Sonnenrades 44 vorgesehen. Die Verlängerung 142 ist mit einem ringförmigen ausgenommenen Bereich 144 versehen. Der angetriebene Laufring 104 des Zweirichtungs-Kupplungsmechanismus 42 ist in der Ausnehmung 144 angeordnet. Die radialen Kontaktbereiche am Ring 104 sind ausgenommen, um kalte viskose Reibung zu minimieren. Wie die Fig. 3 und 4 am besten zeigen, besitzt der angetriebene Ring 104 eine Vielzahl von radial verlaufenden Vorsprüngen oder Zähnen 146, die sich in in Umfangsrichtung längliche Schlitze oder Ausnehmungen 148 erstrecken, die an der Verlängerung 142 vorgesehen sind. Die Umfangslänge eines jeden Schlitzes 148 ist größer als die Breite eines jeden zugehörigen Zahnes. Mit anderen Worten, das vom Totgangmechanismus zur Verfügung gestellte Spiel muß dem Gesamtspiel im gesamten vorderen Antriebszug plus dessen "Aufwicklung" oder torsionaler Ablenkung bei vollem Drehmoment entsprechen oder dieses überschreiten. Durch eine solche Konstruktion besitzt die vordere Ausgangswelle 86, die dem angetriebenen Ring 104 treibend zugeordnet ist, eine beträchtliche freie winklige Verstellbarkeit, wenn die Welle 32 mit Kraft die Richtung ändert.
• Ein Antiklappermechanismus 150 kann in Verbindung mit dem Kupplungsmechanismus für torsionsmäßig rauhe Antriebszüge vorgesehen sein. Ein solcher Mechanismus kann einen elastisch vorgespannten Kolben 151 umfassen, der geringfügig auf den Außenring 104 einwirkt, um die minimale Heißreibung zwischen dem Ring 104 und dem ausgenommenen Bereich 144 zu begrenzen. Die gesamte mechanische und viskose Reibung sollte 114 der vom Sperrfedermechanismus 124 auf die Scheibe 126 aufgebrachten Reibung nicht überschreiten.
• Die Einzigartigkeit der vorliegenden Erfindung kann anhand eines Ausführungsbeispiels weiter erläutert werden. Für die Zwecke dieser Beschreibung wird von einem Fahrzeug ausgegangen, das die folgenden Eigenschaften aufweist: 267 cm (105'') Radbasis; Gewicht mit vollem Tank ohne Insassen 1512 kg (3330 lbs); Schwerpunkthöhe 55,25 cm (21,75'') mit Reifen mit einem Rollradius von 30,5 cm (12''); in Längsrichtung angeordneter Frontmotor mit einem Drehmoment von 30,4 kg m (220 ft lbs) und 123 kW (165 PS) Leistung bei einer Umdrehung von 4200 UpM; und 13,54/1 overall low ratio with performance ratio axles. Mit einer hinteren Beladung betrug das minimale statische Gewichtsverhältnis an der Vorderachse 54%.
• Wie vorstehend erläutert und im Gegensatz zu anderen Systemen schließt das Verfahren zur Ermittlung von Konstruktionsparametern für den Antriebsmechanismus 30 eine anfängliche Berechnung des vom Fahrzeug entwickelten maximalen Schubs ein. Bei dem vorstehend genannten Ausführungsbeispiel entspricht der vom Fahrzeug entwickelte Maximalschub etwa 1271 kg (2800 lbs). Als nächstes wird die dynamische Gewichtsübertragung berechnet. Bei dem vorstehenden Ausführungsbeispiel entspricht diese etwa -263 kg (-580 lbs) an der Vorderachse und + 263 kg (+ 580 lbs) an der Hinterachse. Der nächste Schritt des Verfahrens besteht in der Ermittlung der statischen und dynamischen Achsbelastungen und minimalen dynamischen Gewichtsverhältnisse. Bei dem vorstehend genannten Beispiel berechnen sich die Achsbelastungen und dynamischen Gewichtsverhältnisse wie folgt:
• Der nächste Schritt des Verfahrens besteht darin, die anfängliche Drehmomentaufteilung auf die vordere Antriebsachse auszuwählen. Vorzugsweise sollte die anfängliche Drehmomentaufteilung auf die vordere Antriebsachse um einige Prozent geringer sein als das minimale dynamische Gewichtsverhältnis an der Vorderachse. Bei dieser Ausführungsform wurde versuchsweise 36% ausgewählt. Der nächste Schritt des Verfahrens besteht in der Berechnung eines Achsschubes für einen Gesamtschub von 1271 kg (2800 lbs). Hierbei entspricht der vordere Schub etwa 458 kg (1008 lbs) und der hintere Schub etwa 814 kg (1792 lbs). Dann ist es erforderlich, die Traktionskoeffizienten oder u zu berechnen. In bekannter Weise ist u = Schub/Last. Bei diesem Ausführungsbeispiel entspricht der Traktionskoeffizient für die Vorderräder etwa 0,61 u, während der Traktionskoeffizient für die Hinterräder etwa 0,728 u entspricht.
• Unter Verwendung von speziellen Diagrammen (u-Kurven) von bekannten Traktionskoeffizienten in Abhängigkeit vom Radschlupf wird im nächsten Schritt die Differenz des Radschlupfes zwischen dem Vorderradpaar und dem Hinterradpaar bei maximalem Schub für eine im wesentlichen geradlinige Beschleunigung auf glatten nassen Straßen bestimmt. Dies wird erreicht, indem man den Traktionskoeffizient für die Vorderräder und Hinterräder auf eineu H-Kurve auf zeichnet, die der Kurve A der Fig. 7 entspricht. Die Kurve A gibt den Effekt eines Reifens auf einem glatten nassen Pflaster bei einer Geschwindigkeit von 6,1 m/sec (20 ft/sec) wieder, wobei gelegentliche Lenkeingriffe während einer im wesentlichen geradlinigen Beschleunigung berücksichtigt sind. Durch Darstellung der Traktionskoeffizienten ist es möglich, den Radschlupf der Vorder- und Hinterräder festzustellen. Wie aus Kurve A in Fig. 7 hervorgeht, entspricht der Vorderradschlupf mit 0,61 u etwa 3,6% und der Schlupf der Hinterräder mit 0,728 u etwa 6,8%. Die versuchsweise anfängliche Drehmomentaufteilung ist insofern geeignet, als daß diese beiden Punkte gut unterhalb der Traktionsgrenze (TL) in der Zone liegen, die oft als "Kriechzone" oder gesteuerter Schlupf bezeichnet wird. Es ist nunmehr möglich, den Hinterradüberholwert ΔP und das Überholverhältnis (1+ΔP)/1 zu bestimmen. Bei dem dargestellten Beispiel entspricht der induzierte Hinterradüberholwert etwa 3,2% (6,8-3,6%) und das induzierte Hinterradüberholverhältnis etwa 1,032/1. Das normale Vorderradüberholverhältnis wird so ausgewählt, daß es dem induzierten Überholwert entspricht, mit dem das zweite Ausgangselement 66 des Getriebes 40 beaufschlagt wird. Durch diese Auswahl wird der Übergangspunkt (T.P. auf der Kurve A) festgelegt, wo der Kupplungsmechanismus gleichmäßig einrückt, um Drehmoment über den zweiten Drehmomentübertragungsweg zu übertragen, und zwar gut vor dem Zeitpunkt, an dem die Hinterräder ihre Traktionsgrenze auf nasser Straßenoberfläche erreichen. Dies wird erreicht, indem ein normaler Überholwert des der vorderen Antriebsachse zugeordneten Ausgangselementes so festgesetzt wird, daß er 1,032/1 entspricht. Auf diese Weise hört der normale Überholvorgang auf, und der Kupplungsmechanismus 42 rückt ein. Nach dem Einrücken der Kupplung wird die Differenz im Radschlupf zwischen der vorderen und hinteren Achse durch den Kupplungsmechanismus konstant gehalten, und der Radschlupf wird durch die u-Kurven bestimmt. Demgegenüber wurde in der ersten Betriebsart die anfängliche Drehmomentaufteilung vom Getriebe aufrechterhalten, und der Unterschied im Radschlupf wurde über die u-Kurven bestimmt. In beiden Betriebsweisen sorgen die Reifen/Straßen-Schnittstellendaten für die wichtigen Informationen. Unter der Voraussetzung, daß durch das Einrücken des Kupplungsmechanismus eine konstante Radschlupfdifferenz in der zweiten Betriebsart aufrechterhalten wird, ist es möglich, die Sicherheitsgrenzwerte für u für andere Antriebsbedingungen darzustellen.
• Kurve B in Fig. 7 zeigt die gleichen nassen Straßenbedingungen wie Kurve A, schließt jedoch den Effekt von Seitenkräftenfaktoren ein, während von einem vollständigen Stop durch eine Rechtskurve beschleunigt wird. Es sind nur Punkte gezeigt, die die rechten Räder repräsentieren, da es sich hierbei um die begrenzenden Räder handelt. Kurve C zeigt den Effekt einer geradlinigen Beschleunigung der Räder bei 2'' Schnee bei 0ºF. Kurve D zeigt eine geradlinige Beschleunigung auf Glatteis bei 32ºF Raumtemperatur.
• Nachdem man die gewünschten Parameter ausgewählt hat, werden im nächsten Schritt die Spezifikationen für den Antriebsmechanismus 30 festgelegt. Bei einem Antriebszug wie in Fig. 2 gezeigt, kann durch eine Drop-box-Konstruktion die vordere Ausgangswelle zum Vorderachsgetriebe ausgerichtet werden. Um einen normalen Überholwert von 1,032/1 des ersten oder vorderen Ausgangselementes des Getriebes zu erreichen, sind das angetriebene und antreibende Kettenrad 92 und 74 mit einer ungleichen Zähnezahl versehen. Mit einer solchen Konstruktion wird ein 1,0323/1-Überholverhältnis bei gleichen Radgeschwindigkeiten für identische Achsverhältnisse erreicht. Andere Antriebszüge können unterschiedliche Anordnungen innerhalb des Antriebsmechanismus erforderlich machen, um das Überholen eines Ausgangselementes relativ zum anderen zu erreichen. Es ist auch möglich, ein Planetengetriebe für das zentrale Differential auszuwählen, das eine wirksame anfängliche Gesamtaufteilung für die Vorderachse von 36% einschließlich des normalen Überholverhältnisses aufweist. Die Auswahl des Planetengetriebes kann auch für andere Fahrzeuge geeignet sein, die entsprechende dynamische Gewichtsverteilungen aufweisen. Einfache Planetengetriebe können somit für Gesamtaufteilungen von 30 bis 40% für einen breiten Bereich von Fahrzeugen sorgen. Für sehr unübliche Fahrzeuge kann ein Planetengetriebe verwendet werden, das Dualplaneten mit Ringradeingang aufweist, und es kann der zweite Ausgang vom Planetenträger Verwendung finden, um Gesamtaufteilungen in einem Bereich von 39 bis 49% zu erreichen. Darüber hinaus kann ein herkömmliches Kegelradgetriebe für eine Aufteilung von 50/50 verwendet werden.
• Wie vorstehend erwähnt, erzeugt das vorgewählte normale Überholverhältnis des vorderen Ausgangselementes relativ zum hinteren Ausgangselement eine Drehzahldifferenz zwischen dem angetriebenen und antreibenden Ring 102 und 104 und legt den Übergang fest, bei dem die Drehmomentübertragung von einem Antriebsweg auf den anderen Antriebsweg überführt wird. Während der angetriebene Ring 104 normalerweise den Planetenträger 48 überholt, hält der Mechanismus 124 die Rollen 118 in einer erregten Position, in der sie für einen unmittelbaren Eingriff angeordnet sind, jedoch verzögert der überholende Außenring diesen Eingriff. Das in die Konstruktion des vorliegenden Mechanismus eingebaute Überholen ermöglicht es, daß das Fahrzeug jede Kurve überwinden kann, ohne den Kupplungsmechanismus 42 einzurücken. Daher wird das dem Antriebsmechanismus zugeführte Eingangsdrehmoment normalerweise über den ersten Antriebsweg, der durch das Getriebe 40 festgelegt ist, auf das vordere und hintere Paar von Straßenrädern verteilt.
• Wenn die Radschlupfdifferenz zwischen dem vorderen und hinteren Paar der Straßenräder eine Beendigung des normalen Überholens zwischen dem vorderen und hinteren Ausgangselement des Getriebes herbeiführt, wird die Drehmomentübertragung über den zweiten Antriebsweg als Funktion des Einrückens des Kupplungsmechanismus 42 gesteuert. Mit anderen Worten, wenn sich die Hinterräder einmal um einen vorgegebenen Betrag schneller drehen als die Vorderräder, wird der Übergangspunkt für den Überführungsmechanismus erreicht, bei dem das Verfahren zum Aufteilen des Drehmomentes auf die Räder 14, 16 vom ersten Antriebsweg auf den zweiten Antriebsweg überführt wird. Somit verteilt der Antriebsmechanismus der vorliegenden Erfindung automatisch und sofort das Drehmoment auf die vorderen Antriebsachsen, um für eine optimale Antriebskraft für das Fahrzeug zu sorgen.
• Wenn die Hinterräder zur gleichen Geschwindigkeit wie die Vorderräder oder zu einer langsameren Geschwindigkeit als diese zurückkehren, überholt der angetriebene Ring 104 wieder den Antriebsring 102. Somit wird wiederum Drehmoment automatisch zwischen den Ausgangselementen der Antriebseinrichtung in dem vorgegebenen Verhältnis verteilt, das von dem den ersten Antriebsweg bildenden Getriebe festgelegt wurde.
• Der spezielle Übergangspunkt, an dem die Drehmomentübertragung zwischen dem ersten und zweiten Antriebsweg überführt wird, kann unter den Fahrzeugen variieren. Unter Verwendung von speziellen Fahrzeugdaten und Reifendaten ist es jedoch möglich, das wirksame Drehmomentaufteilverhältnis des Getriebes und das normale Überholen der Getriebeelemente zu optimieren, um den zur Verfügung stehenden Schub zu optimieren, wenn der Übergangspunkt erreicht ist. In jedem Fall ist das Ziel, einen Übergangspunkt für die Drehmomentübertragung zu wählen, der gut unterhalb der Traktionsgrenze liegt und eine gewisse Reserve für seitliche Kräfte oder Lenkkräfte des Fahrzeuges bei nasser Straßenoberfläche bietet.
• Aufgrund seiner Konstruktion kann der Kupplungsmechanismus 42 Drehmoment übertragen, ob sich der Antrieb 32 in Vorwärtsrichtung oder Rückwärtsrichtung dreht. Wie ein Vergleich der Fig. 3 und 4 ergibt, hält jeder Rampenabschnitt 110 auf der Nockenfläche 108 bei Antrieb des Einganges des Übertragungsmechanismus in einer Richtung die Rolle 118 in Treibkontakt mit dem Antriebsring 104, um Drehmoment über den zweiten Antriebsweg zu übertragen. Wenn der Eingang des Übertragungsmechanismus in entgegengesetzter Richtung angetrieben wird, kann jeder Rampenabschnitt 112 an der Nockenfläche 108 die Rollen 118 in Treibkontakt mit dem angetriebenen Ring 104 halten, um Drehmoment über den Kupplungsmechanismus zu übertragen. Der Kupplungsmechanismus sieht eine gleichmäßig angelegte automatische Vorrichtung zum Überführen von überschüssigem Antriebsdrehmoment von der Hinterachse auf die Vorderachse vor, bevor die Hinterachse ihre Traktionsgrenze in Vektorkombinationen von vorwärts und seitlich gerichteten Kräften erreicht. Aufgrund seiner Konstruktion ist auch der zweite Drehmomentübertragungsweg in der Lage, überschüssiges Bremsdrehmoment von der Vorderachse (wenn sich die Vorderräder um einige Prozent langsamer drehen als die Hinterräder) auf die Hinterachse zu übertragen, bevor die Vorderachse ihr Bremslimit erreicht.
• Die verschiedenartigen Kupplungen, Wellen und Zahnräder, die zwischen den Antriebsausgangselementen des Übertragungsmechanismus und den Antriebsrädern angeordnet sind, führen Spiel und torsionale Deflektionen in den Antriebszug ein. Dieses Spiel kann Betriebsprobleme für den Kupplungsmechanismus verursachen. Mit anderen Worten, wenn die Eingangsantriebsrichtung des Antriebsmechanismus zwischen vorwärts und rückwärts geschaltet wird, verschiebt sich der Antriebsring 102 relativ zum Rollenkäfig 120, um sich an die neue Richtung anzupassen. Aufgrund der vorstehend erwähnten Deflektionen und des Spiels, die im System vorhanden sind, kann sich jedoch der angetriebene Ring 104 weiterhin in der vorhergehenden Richtung drehen.
• Der in Kombination mit der Kupplung 42 angeordnete Totgangmechanismus sorgt für eine Lösung von derartigen Betriebsproblemen. Der Totgangmechanismus ermöglicht eine Winkelverstellung zwischen dem angetriebenen Ring 104 und dem Ausgangselement, das sich damit dreht, um eine unbeabsichtigte Kupplungsbetätigung zu verhindern, und ermöglicht ein Schalten des Getriebes zwischen vorwärts und rückwärts, ohne die Motordrosselklappe zu schließen und das Fahrzeug zu einem vollständigen Stop zu bringen. Die durch den Antiklappermechanismus 150 aufgebrachte Reibung liegt weit unter der vom Mechanismus 124 auf den Rollenkäfig 120 aufgebrachten Reibung. Da die Totgangmechanismen parallel zum Getriebe 40 angeordnet sind, wird nicht davon ausgegangen, daß sie zusätzliches Spiel für den Antriebszug vorsehen.
• Bei Installation in einem Fahrzeug stellt der Mechanismus der vorliegenden Erfindung einen selbsttragenden, passiv gesteuerten Zweiachsantriebsmechanismus dar, der eine stufenlose oder veränderliche Drehmomentaufteilung auf die Vorderachse des Fahrzeuges bewirken kann. Der Zweiachsantriebsmechanismus umfaßt ein zentrales Differential mit einem Eingangselement und zwei Ausgangselementen, die von diesem Eingangselement angetrieben werden, um einen ersten Drehmomentübertragungsweg vorzusehen, der ein wirksames Drehmomentaufteilverhältnis auf die Vorderachse des Fahrzeuges bewirkt, das um einige Prozent geringer ist als das minimale dynamische Gewichtsverhältnis an der Vorderachseinheit. Die vorgegebene Drehmomentaufteilung, die vom ersten Drehmomentübertragungsweg bewirkt wird, stellt sicher, daß der Hinterradschlupf den Vorderradschlupf geringfügig übersteigt. Der Antriebsmechanismus der vorliegenden Erfindung umfaßt des weiteren einen zweiten Drehmomentübertragungsweg zum Übertragen von überschüssigem Antriebsdrehmoment von einer Antriebsachse auf die andere Antriebsachse, bevor die erstgenannte Achse ihre Traktionsgrenze in Vektorkombinationen von vorwärts und seitlich gerichteten Kräften erreicht. Mit der vorliegenden Erfindung ist es möglich, eine gesteuerte Überführung von Drehmoment über mehr als einen Antriebsweg zu erreichen, und zwar in einer Weise, die die Fahrzeuglage in mit Gas durchfahrenen Kurven und bei Panikbremsvorgängen stabilisiert.

Claims (12)

1. Zweiachsantriebsmechanismus (30) für ein Fahrzeug (10) mit ständigem Vierradantrieb, das ein Paar von angetriebenen vorderen und hinteren Fahrzeugrädern (14, 16) aufweist, wobei der Antriebsmechanismus (30) eine treibende Eingangswelle (32) mit zwei getriebenen Ausgangswellen (34, 36) verbindet und ein Differential (40) mit einem Eingangsglied (48) und zwei getriebenen Ausgangsgliedern (44, 46) aufweist, wobei das Differential einen ersten Drehmomentübertragungsweg zum Aufteilen des Drehmomentes in vorgegebener Weise auf jedes Paar der getriebenen Fahrzeugräder bildet und eine Überholkupplung (42) zwischen zwei der Differentialglieder (44, 46, 48) geschaltet ist, um den Überholvorgang eines der Differentialglieder relativ zum anderen zu begrenzen, um einen zweiten Drehmomentübertragungsweg zum Übertragen des Drehmomentes zwischen den Fahrzeugrädern zu bilden, dadurch gekennzeichnet, daß das Getriebe des Antriebsmechanismus (30) so ausgebildet ist, daß er eine Geschwindigkeitsdifferenz von vorgegebenen mehreren Prozent zwischen den getriebenen Ausgangsgliedern (44, 46) liefert, wenn die Fahrzeugräder sich mit im wesentlichen der gleichen Geschwindigkeit drehen, und daß die Kupplung (42) eine Zweirichtungs-Überholkupplung ist, die zwischen das Eingangsglied (48) und irgendeines der beiden Ausgangsglieder (44, 46) geschaltet ist, wobei die Kupplung (42) auf die Drehung des Eingangsgliedes (48) anspricht, wenn die Geschwindigkeitsdifferenz nicht länger den zweiten Drehmomentübertragungsweg bildet.

2. Zweiachsantriebsmechanismus nach Anspruch 1, bei dem die drei Differentialglieder in einem Planetengetriebe (40) angeordnet sind und ein Sonnenradelement (44), ein Ringradelement (46) und mehrere Planetenräder (50) umfaßt, die mit dem Sonnen- und Ringradelement in kämmendem Eingriff stehen und von einem Träger (48) getragen werden.

3. Zweiachsantriebsmechanismus nach Anspruch 2, bei dem der Träger (48) mit der treibenden Eingangswelle (32) funktionsmäßig verbunden ist und das Ring- und Sonnenradelement (44, 46) mit den verschiedenen Ausgangswellen (34, 36) verbunden sind.

4. Zweiradantriebsmechanismus nach Anspruch 1, 2 oder 3, bei dem die Kupplung (42) eine treibende Laufbahn (102), eine getriebene Laufbahn (104) und mehrere zwischen den Laufbahnen anbringbare Klemmkörper (118) aufweist.

5. Zweiradantriebsmechanismus nach Anspruch 4, bei dem die Kupplung (42) ferner einen Käfig (120) zum Abstützen der Klemmkörper (118) zwischen den Laufbahnen (102, 104) aufweist, wobei die Klemmkörper zwischen Einrück- und Ausrückstellungen bewegbar sind, und die Kupplung ferner Mittel (124) zum Ausüben einer die Bewegung des Käfigs (120) begrenzenden Reibkraft aufweist.

6. Zweiachsantriebsmechanismus nach Anspruch 4 oder 5, bei dem die treibende Laufbahn (102) aus einem externen Nockenglied mit mehreren Nockenflächen (108) besteht.

7. Zweiachsantriebsmechanismus nach Anspruch 6, bei dem jede Nockenfläche (108) mindestens zwei Rampenabschnitte (110, 112) umfaßt.

8. Zweiachsantriebsmechanismus nach Anspruch 7, bei dem ein zentraler Abschnitt (114) zwischen den Rampenabschnitten (110, 112) angeordnet ist

9. Zweiachsantriebsmechanismus nach einem der Ansprüche 4 bis 8, bei dem die getriebene Laufbahn (104) eine innere zylindrische Fläche (116) aufweist, die in Anlage mit den Klemmkörpern steht.

10. Zweiachsantriebsmechanismus nach einem der Ansprüche 4 bis 9, bei dem die Klemmkörper aus einer Reihe von Rollen (118) bestehen, die zwischen den Laufbahnen angeordnet sind.

11. Zweiachsantriebsmechanismus nach einem der Ansprüche 4 bis 10, bei dem ein Totgangmechanismus (146, 148) die getriebene Laufbahn (104) mit einer treibenden Ausgangswelle (186) treibend so verbindet, daß eine begrenzte Winkelbewegung zwischen der getriebenen Laufbahn und der treibenden Ausgangswelle möglich ist.

12. Zweiachsantriebsmechanismus nach Anspruch 11, bei dem der Totgangmechanismus mehrere radiale Vorsprünge (146) an der getriebenen Laufbahn (104) umfaßt, die von in Umfangsrichtung länglichen Schlitzen (148) an einer inneren zylindrischen Fläche des Ausgangsgliedes aufgenommen werden.