DE4039392C2 - Vierradantriebssystem - Google Patents
VierradantriebssystemInfo
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Description
Die Erfindung betrifft eine Steuereinrichtung zur variablen Auf
teilung des Antriebsdrehmoments eines allradgetriebenen Fahr
zeugs mit einer permanent angetriebenen Vorderachse und einer
zuschaltbaren Hinterachse nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1.
Bei einem Fahrzeug mit Vierradantrieb ist bekanntlich
eine Trennkupplung zwischen der Antriebsanlage und
entweder dem Vorderradantriebssystem oder dem
Hinterradantriebssystem vorgesehen. Die Trennkupplung
ist ausgerückt, um den Zweiradantrieb herzustellen,
wenn der Vierradantrieb nicht erforderlich ist, so
daß der Leistungsverlust zugunsten eines günstigeren
Kraftstoffverbrauchs reduziert wird.
In der japanischen Patentschrift Nr. 62-181916 A2,
die der Öffentlichkeit im Jahre 1987 vorgelegt wurde,
wird ein Vierradantriebssystem vorgeschlagen, bei dem
die Antriebskraft von der Antriebsanlage auf die
Hinterräder übertragen wird. Das vorgeschlagene
Vierradantriebssystem ist mit hydraulischen
Kupplungen auf einem Hinterradantriebsmechanismus
für das rechte bzw. linke Hinterrad zur Steuerung des
Antriebsmomentes für das rechte und linke Hinterrad
ausgestattet. Folglich wird die Drehmomentverteilung
zwischen dem rechten und linken Hinterrad gesteuert,
um die Beherrschbarkeit eines Fahrzeuges bei einem
Lenkmanöver zu verbessern.
Eine Steuereinrichtung zur variablen Aufteilung des Antriebsdreh
moments eines allradgetriebenen Fahrzeugs mit einer permanent
angetriebenen Vorderachse und einer zuschaltbaren Hinterachse
nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1 ist aus der DE 39 00 638 A1
bekannt. Dort wird das Drehmomentverhältnis zwischen den ange
triebenen Rädern in Abhängigkeit von der Fahrzeuggeschwindigkeit
verändert. Während das Kraftfahrzeug eine Kurvenfahrt
in einem niedrigen und mittleren Geschwindigkeitsbereich aus
führt, wird durch die Steuereinrichtung auf die Drehmomentüber
tragungskupplung, die einem äußeren Straßenrad auf dem Dreh-
oder Wendekreis zugeordnet ist, Hydraulikdruck ausgeübt, und An
triebskraft vom Meter wird durch die Drehmomentüber
tragungskupplung auf das äußere Straßenrad mit einer Drehzahl
übertragen, die höher als die durch das Differential übertragene
Drehzahl ist. Deshalb wird für ein verbessertes Kurvenverhalten
des Kraftfahrzeugs das zum Antrieb des äußeren Straßenrades aus
geübte Drehmoment höher als das zum Antrieb des inneren Straßen
rades ausgeübte Drehmoment. Ferner wird bei der DE 39 00 638 A1
während einer Kurve, die das Fahrzeug in einem Höchstgeschwin
digkeitsbereich ausführt, für eine erhöhte Lauf- oder Fahrstabi
lität des Kraftfahrzeugs das auf das innere Straßenrad ausgeübte
Antriebsdrehmoment so erhöht, daß es größer als das auf das äu
ßere Straßenrad ausgeübte Antriebsdrehmoment ist.
Im Ergebnis wird also nach der DE 39 00 638 A1 bei niedrigen und
mittleren Geschwindigkeiten das Drehmoment auf das äußere Rad
erhöht, während bei hohen Geschwindigkeiten das Drehmoment auf
das innere Rad erhöht wird. Die Drehmomentverteilung ist demnach
abhängig von der Fahrzeuggeschwindigkeit.
Aufgabe der Erfindung ist es, eine Steuereinrichtung der ein
gangs angegebenen Art vorzuschlagen, mit dem die Kurvenfahrtei
genschaften des Fahrzeugs verbessert werden können.
Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe durch die im
Anspruch 1 angegebenen Merkmale gelöst. Die Lenkeinga
be wird durch die Erfassung des Lenkwinkels des Lenkrades fest
gestellt. Die Steuereinheit ermittelt die Änderung des Lenkwin
kels. Ferner erhöht die Steuereinrichtung bei einer Kurvenfahrt
das auf die Hinterräder wirkende Antriebsdrehmoment, solange die
Änderung des Lenkwinkels zunimmt. Sie behält das erhöhte An
triebsdrehmoment bei, solange der Lenkwinkel nach Erreichen des
Maximums der Änderung des Lenkwinkels zunimmt. Die Steuereinrich
tung reduziert das erhöhte Antriebsdrehmoment allmählich, wenn
der Lenkwinkel im wesentlichen konstant bleibt. Das auf das kur
venäußere Hinterrad wirkende Drehmoment übersteigt das auf das
kurveninnere Hinterrad wirkende Drehmoment. Die Drehmomentver
teilung ist abhängig von dem Lenkwinkel.
Durch die beschriebenen Maßnahmen werden die Kurvenfahrteigen
schaften des Fahrzeugs verbessert.
Vorteilhafte Weiterbildungen sind in den Unteransprüchen be
schrieben.
Vorzugsweise erhöht die Steuereinheit bei einer Kurvenfahrt das
auf die Hinterräder wirkende Antriebsdrehmoment in Abhängigkeit
von der Zunahme der Änderung des Steuerwinkels.
Nach einer weiteren vorteilhaften Weiterbildung rückt die Steuer
einheit die Kupplungen aus, wenn das Antiblockierregelsystem in
Betrieb ist.
Bei der hier besprochenen Erfindung kann das Fahrzeug
einen Zweiradantrieb, wobei nur die Vorderräder
angetrieben werden, und einen Vierradantrieb
herstellen, wobei sowohl die Vorder- als auch die
Hinterräder über eine Drehmomentverteilung oder die
Einrücksteuerung der beiden Kupplungen angetrieben
werden. Im besonderen wird die Verteilung der in der
Antriebsanlage erzeugten Antriebskraft für den
Hinterradantriebsmechanismus und das äußere Hinterrad
erhöht über die Steuerung der rechten und linken
Kupplung in der Anfangsphase einer Kurvenfahrt,
wobei die Änderungsrate des Lenkwinkels so
lange erhöht wird, bis sie ein Maximum erreicht.
Folglich wird das Fahrzeug so gesteuert, daß es ein
Übersteuerungsverhalten aufweist, um so das Fahrzeug
besser beherrschbar zu machen.
Die Drehmomentverteilung für den
Hinterradantriebsmechanismus wird allmählich
reduziert, wenn die Kurvenfahrt des Fahrzeuges in ein
konstantes Kurvenfahren übergeht, wobei der
Lenkwinkel im wesentlichen konstant ist.
Folglich erreicht das Fahrzeug allmählich den Zustand
des Zweiradantriebes, so daß die
Kurvenfahreigenschaft in ein Untersteuerungsverhalten
übergeht und somit Fahrstabilität gewährleistet.
Die oben genannten und noch weitere Ziele und
Leistungsmerkmale der vorliegenden Erfindung werden
aus der folgenden Erläuterung offenbar, die auf die
beigefügten Zeichnungen verweist.
Abb. 1 zeigt eine schematische Ansicht eines
Vierradantriebssystems in Übereinstimmung mit einer
idealen Realisierung der vorliegenden Erfindung.
Abb. 2 ist ein Flußdiagramm eines
Hauptsteuerprogramms für eine
Antriebskraftverteilung.
Abb. 3 ist ein Flußdiagramm einer
Kupplungssteuerung in Übereinstimmung mit der idealen
Realisierung.
Abb. 4 und 5 sind grafische Darstellungen des
Verhältnisses zwischen einem
Geschwindigkeitsunterschied und dem Verhältnis der
Drehmomentverteilung.
Abb. 6 ist eine grafische Darstellung des
Verhältnisses zwischen der Drehmomentverteilung und
der Fahrzeuggeschwindigkeit.
Abb. 7 ist eine grafische Darstellung des
Verhältnisses zwischen dem Grundverhältnis der
Drehmomentverteilung und der Änderungsrate des
Lenkwinkels.
Abb. 8 ist eine grafische Darstellung des
Verhältnisses zwischen einer Konstanten für die
Kompensation des Verteilungsverhältnisses und dem
Lenkwinkel.
Abb. 9 ist ein Zeitdiagramm des
Lenkwinkels und anderen Variablen.
Abb. 10 ist ein Flußdiagramm der
Kupplungseinrückungssteuerung.
Abb. 11 ist eine Schnittzeichnung des
Hinterradantriebsmechanismus in Übereinstimmung mit
einer anderen Realisierung der vorliegenden
Erfindung.
Abb. 12 ist eine Schnittzeichnung einer rechten
Hinterachse in Übereinstimmung mit der Realisierung
aus Abb. 11.
Abb. 13 ist eine Schnittzeichnung einer Ölpumpe
in Übereinstimmung mit der Realisierung aus Abb.
11.
Abb. 1 zeigt eine schematische Ansicht eines
Vierradantriebssystems mit einem Steuersystem gemäß
der idealen Realisierung der vorliegenden Erfindung.
Gemäß Abbildung ist das dargestellte Fahrzeug 1 mit
Vierradantrieb mit einer Antriebsanlage 3
ausgestattet, die aus einem Motor 1, einem Getriebe
2, einem Vorderradantriebsmechanismus 10 für den
Antrieb des rechten und linken Vorderrades 6 und 7
und einem Hinterradantriebsmechanismus 20 für den
Antrieb des rechten und linken Hinterrades 8 und 9,
an die eine von der Antriebsanlage 3 erzeugte
Antriebskraft über zwei Zahnräder 4
und 5 übertragen wird, besteht.
Der Vorderradantriebsmechanismus 10 erstreckt sich in
Längsrichtung des Fahrzeugs und ist mit einer
Frontantriebswelle 11 ausgestattet, die von der
Antriebskraft der Antriebsanlage 3 über die Zahnräder
4 und 5, einen Differentialmechanismus 12 zum
Verteilen der Antriebskraft über die Vorderachse 11,
eine rechte Radantriebswelle 14 und eine linke Radantriebswelle 13
angetrieben wird, an die die Antriebskraft über den
Differentialmechanismus 12 weitergegeben wird; diese
Antriebskraft wird an das rechte und linke Rad 6 und
7 übertragen, so daß die Vorderräder 6 und 7 immer
von der Antriebskraft der Antriebsanlage angetrieben
werden.
Der Hinterradantriebsmechanismus 20 erstreckt sich in
Längsrichtung des Fahrzeugs und ist mit einer
Hinterradantriebswelle 21 ausgestattet, die von der
Antriebskraft der Antriebsanlage 3 angetrieben wird,
die über die Zahnräder 4 und 5, eine rechte Radantriebswelle 25
und eine linke Radantriebswelle 24 übertragen wird, die wiederum
von der Antriebswelle 21 über die Kegelräder 22
und 23 angetrieben werden und die Antriebskraft auf
das rechte und linke Rad 9 und 8 übertragen, so daß
die Vorderräder 6 und 7 immer von der Antriebskraft
der Antriebsanlage angetrieben werden.
Auf der Hinterradantriebswelle 21 befindet sich eine
Trennkupplung 26 für die Steuerung der an die
hinteren Radantriebswellen 24 und 25 bzw. die Hinterräder 8 und 9
übertragenen Antriebskraft. Auf den hinteren Radantriebswellen 24
und 25 befinden sich Kupplungen 27 und 28 in Form
von hydraulischen Mehrfachkupplungsscheiben zur
Steuerung der an die Hinterräder 8 und 9 übertragenen
Antriebskraft. Die Kupplungen 27 und 28 sind mit
mehreren Kupplungsscheiben versehen, die mit
hydraulischem Druck, der von einer hydraulischen
Druckquelle, wie z. B. einer Ölpumpe durch Öldurchfluß
31 und 32, eingeführt wird, angetrieben und von den
Drucksteuerungsventilen 33 und 34 reguliert werden.
Eine Steuerung 35 dient zur Regulierung der
Trennkupplung 26 sowie den Steuerventilen 33 und 34.
Die Trennkupplung 26 wird von einem Steuersignal a
gesteuert, das von Steuerung 35 beim Einrücken und
Ausrücken erzeugt wird.
Die Steuerventile 33 und 34 mit Elektromagneten
werden von den Signalen b und c von der Steuerung 35
zum Steuern des hydraulischen Drucks für die
Kupplungen 27 und 28 eingesetzt, so daß das an die
Kupplungen 27 und 28 übertragene Drehmoment
kontinuierlich geändert wird.
Die Steuerung 35 empfängt die Signale d, e, f und g
von den Radgeschwindigkeitssensoren 36-39, die zum
Feststellen der Rotationsgeschwindigkeit der Räder 6-9
dienen, ein Signal h von einem Lenksensor 41, der
zum Feststellen des Lenkgrades des Lenkrades 40
dient, ein Signal i von einem seitlichen
Beschleunigungssensor 42, der zum Feststellen der
seitlichen Beschleunigung dient, die auf die
Fahrzeugkarosserie wirkt, sowie ein Signal j von
einer ABS-Steuerung 43, die zum Steuern des
Antiblockierbremssystems dient. Die Steuerung 35
steuert die Trennkupplung 26 und die rechte und linke
Kupplung 28 und 27 anhand der Signale d-j.
In Abb. 2 ist ein Flußdiagramm der Hauptroutine
der Steuerung 35 dargestellt. In Schritt S1
initialisiert die Steuerung 35 das System mit den
Variablen und Kennzeichen in der Steuerung. In
Schritt S2 legt die Steuerung 35 das Verhältnis der
Drehmomentverteilung zwischen dem rechten und linken
Hinterrad 9 und 8 fest. In Schritt S3 erzeugt die
Steuerung 35 die Signale b und c und sendet sie an
die hydraulischen Drucksteuerventile 33 und 34 zur
Einstellung der in Schritt S2 festgelegten
Drehmomentverteilung und erzeugt das Signal a zum
Ausrücken und Einrücken der Trennkupplung 26.
Der hydraulische Druck für die Kupplungen 27 und 28
wird gemäß einer in Abb. 3 in Form eines
Flußdiagrammes dargestellten Subroutine gesteuert.
Gemäß der hydraulischen Drucksteuerung für die
Kupplungen 27 und 28 erhält die Steuerung 35 die
Radrotationsgeschwindigkeiten WFL, WFR, WRL, WRR
den Lenkwinkel Θ die Änderungsrate des
Lenkwinkels dΘ, die Fahrzeuggeschwindigkeit V
und die seitliche Beschleunigung G über die Signale
der Sensoren 36-39, sowie das ABS-Signal F ABS über
das Signal j von der ABS-Steuerung 43, das angibt, ob
die ABS-Steuerung 43 die Kontrolle über das ABS
besitzt. In diesem Fall kann die Änderungsrate des
Lenkwinkels dΘ anhand des Lenkwinkels Θ
berechnet werden. Die Fahrzeuggeschwindigkeit wird
als langsamster Wert der Radgeschwindigkeiten WFL, WFR, WRL, WRR
ermittelt.
Anschließend wertet die Steuerung 35 den Wert des
ABS-Signals F ABS aus. Ist das ABS-Signal F ABS
gleich 1, d. h. wird die ABS-Steuerung angewendet,
werden sowohl die Drehmomentverteilung T RL für das
linke Hinterrad 8 als auch die Drehmomentverteilung T
RR für das rechte Hinterrad 9 auf 0 gesetzt. In
diesem Fall wird kein hydraulischer Druck in die
auszurückenden Kupplungen 27 und 28 eingeführt.
Auf diese Weise wird die Antriebskraft der
Antriebsanlage 3 nicht auf die Hinterräder 8 und 9
übertragen. Folglich können sich die Hinterräder 8
und 9 frei drehen, um den gewünschten ABS-
Steuerungseffekt zu erreichen.
Wird die ABS-Steuerung dagegen nicht angewendet, ist
der Wert des ABS-Signals F ABS gleich 0. In diesem
Fall führt die Steuerung 35 die Schritte S12 bis S14
aus und legt fest, ob der absolute Wert des
Lenkwinkels Θ kleiner als ein vorbestimmter
Wert Θ₀ ist. Der vorbestimmte Wert Θ₀ bezeichnet die
Größe der toten Zone für den Lenkwinkel. Liegt
der absolute Werte des Lenkwinkels Θ innerhalb
des vorbestimmten Wertes Θ₀, wird auf diese Weise
festgestellt, daß kein Lenkvorgang stattfindet, d. h.
daß sich das Fahrzeug im Geradeauslauf befindet.
Befindet sich das Fahrzeug im Geradeauslauf, setzt
die Steuerung 35 die Werte für Kurvenfahren und die
Zeitgeberkennzeichen F C und F TM in Schritt S15
zurück. In Schritt S16 wird der
Geschwindigkeitsunterschied ΔW₁ zwischen den Vorder-
und Hinterrädern mit Hilfe folgender Gleichung
berechnet:
ΔW₁ = (WFL + WFR) - (WRL - WRR)
In Schritt S17 erhält die Steuerung 35 ein erstes
Verhältnis der Drehmomentverteilung T1 für die
Hinterräder, das auf der Geschwindigkeitsdifferenz ΔW₁
basiert (siehe Abb. 4). Das erste Verhältnis der
Drehmomentverteilung T1 für die Hinterräder dient zur
Berechnung der abschließenden Verhältnisse der
Drehmomentverteilung T RL und T RR. In diesem Fall
wird der Wert des ersten Verhältnisses der
Drehmomentverteilung T1 für die Hinterräder erhöht
(siehe Abb. 4), wenn die Geschwindigkeitsdifferenz ΔW₁
einen positiven Wert annimmt und erhöht wird, d. h.
die Rotationsgeschwindigkeit der Vorderräder ist
größer als die der Hinterräder. Wird also der Schlupf
der Vorderräder 6 und 7 aufgrund der größeren
Drehmomentverteilung verglichen mit den Hinterrädern
8 und 9 vergrößert, wird die Drehmomentverteilung für
die Hinterräder 8 und 9 erhöht, um den Schlupf der
Vorderräder 6 und 7 zu reduzieren.
In Schritt S18 erhält die Steuerung 35 eine
Geschwindigkeitsdifferenz ΔW₂ zwischen den rechten
Rädern 7 und 9 sowie den linken Rädern 6 und 8.
ΔW₂ = (WFL + WFR) - (WRL + WRR)
In Schritt S19 erhält die Steuerung 35 ein zweites
Verhältnis der Drehmomentverteilung T2 für die
Hinterräder, das auf einem absoluten Wert der
Geschwindigkeitsdifferenz ΔW₂ basiert (siehe Abb. 5).
Das zweite Verhältnis der Drehmomentverteilung T2 für
die Hinterräder dient zur Berechnung der
abschließenden Verhältnisse der Drehmomentverteilung
T RL und T RR. Wird in diesem Fall der absolute Wert
der Geschwindigkeitsdifferenz ΔW₂ erhöht, wird auch
das zweite Verhältnis der Drehmomentverteilung T2 für
die Hinterräder erhöht. Wird also die
Geschwindigkeitsdifferenz zwischen den rechten
Rädern 7 und 9 sowie den linken Rädern 6 und 8
erhöht, wird die Drehmomentverteilung für die
Hinterräder 8 und 9 zur Verbesserung der
Laufeigenschaften des Fahrzeuges erhöht.
In Schritt S20 erhält die Steuerung 35 ein drittes
Verhältnis der Drehmomentverteilung T3 für die
Hinterräder gemäß der Fahrzeuggeschwindigkeit V, wie
in der Darstellung in Abb. 6 gezeigt. Das dritte
Verhältnis der Drehmomentverteilung T3 für die
Hinterräder dient außerdem zur Berechnung des
abschließenden Verhältnisses der Drehmomentverteilung
T RL und T RR für die Hinterräder. Wird in diesem
Fall die Fahrzeuggeschwindigkeit V erhöht, wird auch
das Verhältnis der Drehmomentverteilung T3 für die
Hinterräder erhöht (siehe Abb. 6). Wird also die
Fahrzeuggeschwindigkeit V erhöht, wird die
Drehmomentverteilung für die Hinterräder 8 und 9 zur
Verbesserung der Fahreigenschaften des Fahrzeuges bei
Geradeauslauf erhöht.
In Schritt S21 ermittelt die Steuerung 35 das Maximum
des ersten, zweiten und dritten Verhältnisses der
Drehmomentverteilung T1, T2 und T3 als
Gesamtverhältnis T R der Drehmomentverteilung für die
Hinterräder 8 und 9. In Schritt S22 verteilt die
Steuerung 35 das Verhältnis T R der
Drehmomentverteilung auf das rechte und linke
Hinterrad 8 und 9 als Verhältnisse T RL und T RR der
Drehmomentverteilung.
Sind die Geschwindigkeitsdifferenzen ΔW₁, ΔW₂ gleich
Null, und ist die Fahrzeuggeschwindigkeit gering,
werden auf diese Weise alle Verhältnisse T1, T2 und
T3 der Drehmomentverteilung gleich Null, so daß es
keine Drehmomentverteilung für die Hinterräder 8 und
9 gibt, um den Zweiradantrieb herzustellen. Sind ein
oder mehrere Werte für die Verhältnisse der
Drehmomentverteilung T1, T2 oder T3 nicht gleich
Null, wird die Antriebskraft der Antriebsanlage 3 auf
die Hinterräder 8 und 9 übertragen, um den
Vierradantrieb zu aktivieren. Bei aktiviertem
Vierradantrieb im Geradeauslauf wird das Drehmoment
gleichmäßig auf das rechte und linke Hinterrad 9 und
8 verteilt.
Gemäß der abgebildeten Realisierung wird das
Drehmoment gleichmäßig auf die entsprechenden Vorder
bzw. Hinterräder verteilt, wenn eines der
Verhältnisse der Drehmomentverteilung T1, T2 oder T3
einen Wert annimmt, der über dem Maximum von 0,5
liegt. Auf diese Weise wird jedem Rad des Fahrzeuges
ein Viertel der von der Antriebsanlage 3 erzeugten
Antriebskraft zugeteilt.
Ist dagegen der Lenkwinkel Θ größer als der
vorbestimmte Wert Θ₀, d. h. handelt es sich um
Kurven fahren, führt die Steuerung 35 die Schritte S14-S23
aus und analysiert den Wert des Kennzeichens F
c. Das Kennzeichen F c nimmt den Wert Null an, wenn
sich das Fahrzeug im Geradeauslauf befindet oder wenn
der Lenkwinkel Θ am Anfang des Kurvenfahrens
erhöht wird. Das Kennzeichen F c nimmt den Wert 1 an,
wenn der Lenkwinkel Θ im wesentlichen konstant
ist, d. h. wenn sich das Fahrzeug in einer stabilen
Kurvenfahrt befindet. Auf diese Weise führt die
Steuerung 35 die Schritte S23 und S24 aus, da das
Kennzeichen F c den Wert Null annimmt, wenn sich das
Fahrzeug im Übergang zwischen Geradeauslauf und
Kurvenfahrt befindet. Die Steuerung 35 bestimmt in
Schritt S24, ob der absolute Wert der Änderungsrate dΘ
des Lenkwinkels größer als Null ist. Befindet
sich das Fahrzeug am Anfang einer Kurvenfahrt, ist
der Änderungswinkel dΘ des Lenkwinkels größer
als Null. In diesem Fall führt die Steuerung 35
Schritt S25 aus. Die Steuerung 35 setzt das Maximum
max (dΘ) auf die aktuelle Änderungsrate dΘ des
Lenkwinkels.
In Schritt S26 legt die Steuerung 35 die
Grundverhältnisse T RLB und T RRB der
Drehmomentverteilung für das linke und rechte
Hinterrad 8 und 9 wie in Abb. 7 gezeigt fest.
Wird der Lenkvorgang des Lenkrades gegen den
Uhrzeigersinn vorgenommen, wird der Lenkwinkel Θ
positiv definiert. Wird also der Lenkvorgang gegen
den Uhrzeigersinn vorgenommen, ist das
Grundverteilungsverhältnis T RRB für das rechte
Hinterrad 9 größer als das Verhältnis T RLB für das
linke Hinterrad 8. Wird das Lenkrad 21 dagegen im
Uhrzeigersinn gesteuert, ist das Verhältnis T RLB für
das linke Hinterrad 8 größer als das Verhältnis T RRB
für das rechte Hinterrad 9. Wird die Änderungsrate dΘ
des Lenkwinkels erhöht, werden auch die
Grundverteilungsverhältnisse T RLB und T RRB für das
linke und rechte Hinterrad 8 und 9 erhöht. In Schritt
S27 werden die abschließenden Verhältnisse T RL und
TRR der Drehmomentverteilung durch die
Grundverteilungsverhältnisse T RLB und T RRB für das
linke und rechte Hinterrad 8 und 9 ersetzt.
Folglich werden die abschließenden Verhältnisse T RL
und T RR der Drehmomentverteilung ebenfalls erhöht,
wie in Abb. 9 gezeigt, wenn die Änderungsrate dΘ des
Lenkwinkels erhöht wird (Phase A). Die
abschließenden Verhältnisse T RL und T RR der
Drehmomentverteilung werden am Maximum (T RL) max und
(T RR) max der abschließenden Verhältnisse der
Drehmomentverteilung beibehalten, die dem Maximum von
max (dΘ) während der Zeit entsprechen, in der die
Änderungsrate dΘ des Lenkwinkels auf Null
reduziert wird, nachdem der Wert dΘ das Maximum max
(dΘ) annimmt (Phase B), d. h. während der
Lenkwinkel Θ ein Maximum erreicht und einen im
wesentlichen konstanten Wert Θ₁ annimmt. Wie bereits
erwähnt, wird die größere Drehmomentverteilung für
die Hinterräder 8 und 9 vorgesehen, bis das Fahrzeug
den Zustand der stabilen Kurvenfahrt erreicht hat. In
diesem Fall erhält das äußere Hinterrad während der
Kurvenfahrt eine größere Drehmomentverteilung als das
innere Hinterrad. Folglich verfügt das Fahrzeug am
Anfang der Kurvenfahrt über eine verbesserte
Beherrschbarkeit.
Anschließend, wenn das Fahrzeug den Zustand der
konstanten oder stabilen Kurvenfahrt erreicht hat,
wobei der Lenkwinkel Θ im wesentlichen konstant
ist, wird das Kennzeichen Fc in Schritt S28 auf 1
gesetzt. Die Steuerung 35 führt die Schritte S23-
S29 aus und analysiert die Werte des
Zeitgeberkennzeichens F TM. Das Kennzeichen F TM
nimmt anfangs den Wert Null an. Auf diese Weise setzt
die Steuerung 35 eine Konstante C 0 für die
Reduzierung des Verhältnisses der
Drehmomentverteilung für die Hinterräder 8 und 9 in
Schritt S30. Die Konstante C 0 wird anhand der in
Abb. 8 dargestellten Grafik berechnet. Mit
Erhöhung des absoluten Wertes für den konstanten
Lenkwinkel Θ₁ wird die Konstante C 0
verkleinert. In Schritt S31 wird das
Zeitgeberkennzeichen F TM auf 1 gesetzt. Eine
Verminderung C des Verhältnisses der
Drehmomentverteilung wird auf Null zurückgesetzt. In
Schritt S32 wird anhand der Verminderung C ein
Verminderungskoeffizient K mit Hilfe folgender
Gleichung berechnet:
K = (1000-C)/100
Die Zahl 1000 dient nur zur Veranschaulichung. Die
Konstante C 0 kann in dieser Realisierung einen
beliebigen Wert unter 1000 annehmen.
Der Verminderungskoeffizient K nimmt anfangs den Wert
1 an. Anschließend wird der Wert K verkleinert, da
die Verminderung C durch die Konstante C 0 in jedem
Zyklus in den Schritten S29-S33 erhöht wird. Wird
festgestellt, daß der Wert K unter Null fällt, wird
der Wert K auf Null festgelegt.
Die Steuerung 35 berechnet die abschließenden
Verhältnisse T RL und T RR der Drehmomentverteilung
durch Multiplizieren des Wertes K, der 1 oder 0
beträgt, mit den Grundverteilungsverhältnissen T RLB
(=(T RL)max) und T RRB (=(T RR)max) in Schritt S36.
Wie bereits erwähnt, werden die abschließenden
Verhältnisse T RL und T RR der Drehmomentverteilung
von den Maxima (T RL)max und (T RR)max in Phase B
während der konstanten Kurvenfahrt (Phase C) auf Null
verringert, wie in Abb. 9 gezeigt. Dies
bedeutet, daß das Fahrzeug allmählich vom
Vierradantrieb auf Zweiradantrieb umgeschaltet wird,
wobei nur die Vorderräder angetrieben werden, so daß
im Zustand der konstanten Kurvenfahrt eine stabile
Fahreigenschaft erreicht werden kann. Insbesondere
wird die Konstante C 0 verkleinert, wenn der
konstante Lenkwinkel Θ₁ erhöht wird. Folglich
werden die Verhältnisse T RL und T RR der
Drehmomentverteilung allmählich auf Null reduziert.
Wie aus der Phantomlinie in Abb. 9 zu ersehen
ist, dauert der reibungslose Übergang von
Vierradantrieb auf Zweiradantrieb bei abnehmendem
Lenkwinkel Θ₁ länger.
Nach Festlegung der Verhältnisse T RL und T RR der
Drehmomentverteilung für die Hinterräder 8 und 9
erzeugt die Steuerung 35 die Steuersignale b und c
für die Drucksteuerventile 33 und 34, mit denen das
Einrücken bzw. die Einrück-Kraft der Kupplungen 27
und 28 gesteuert werden, um die Verhältnisse T RL und
T RR der Drehmomentverteilung zu erreichen, und
steuert die Trennkupplung 26 mit Signal a in
Übereinstimmung mit einer Routine, wie in Abb.
10 in Form eines Flußdiagrammes dargestellt. Die
Einrück-Kraft der Kupplungen 27 und 28 wird
kontinuierlich geändert, wenn der hydraulische Druck
eingeführt wird. Der hydraulische Druck wird von den
Steuerventilen 33 und 34 kontinuierlich mit Hilfe von
Elektromagneten reguliert, die von den Signalen b und
c der Steuerung 35 betrieben werden.
In Schritt S41 analysiert die Steuerung 35 einen Wert
eines abnormalen Kennzeichens F TRB, das den Wert 1
annimmt, wenn beide Kupplungen 27 und 28 defekt
sind (siehe Abb. 10). In diesem Fall wird die
Trennkupplung in Schritt S42 von der Steuerung 35
ausgerückt. Sind beide Kupplungen 27 und 28
defekt, wird auf diese Weise die Antriebskraft nicht
auf die Hinterräder 8 und 9 übertragen, so daß der
Zweiradantrieb durch die Vorderräder hergestellt
wird.
Funktioniert wenigstens eine der beiden Kupplungen
27 und 28, und ist somit das Kennzeichen F TRB gleich
Null, analysiert die Steuerung 35 in Schritt S43 den
Wert des ursprünglichen Kennzeichens F INI aus, das
den Wert Null annimmt, bis die Fahrstrecke des
Fahrzeuges einen vorgegebenen Wert, wie z. B. 300 m
nach dem Start, erreicht und den Wert 1 annimmt,
nachdem die Fahrstrecke den vorgegebenen Wert
erreicht hat. Somit ist das Kennzeichen F INI zu
Beginn gleich Null, so daß die Steuerung 35 mit den
Schritten S43 und S45 fortfährt. Nach Starten des
Motors führt die Steuerung 35 Schritt S45 aus und
rückt die Trennkupplung 26 ein. Überschreitet die
Fahrstrecke den vorgegebenen Wert (300 m in dieser
Realisierung), führt die Steuerung 35 die Schritte
S46 und S47 aus und setzt das Kennzeichen F INI auf
den Wert 1.
Somit bleibt die Trennkupplung 26 unabhängig vom
Zustand der Kupplungen 27 und 28 im eingerückten
Zustand, bevor die Fahrstrecke den vorgegebenen Wert
erreicht.
Überschreitet die Fahrstrecke den vorgegebenen Wert
nach dem Start und wird somit das Kennzeichen F INI
von 0 auf 1 geändert, führt die Steuerung 35 Schritt
S48 aus und analysiert den Wert der Verhältnisse T RL
und T RR der Drehmomentverteilung, der von der
Steuerung ermittelt wurde (siehe Abb. 3). Sind
beide Verhältnisse T RL und T RR der
Drehmomentverteilung gleich Null, d. h. das Fahrzeug
wird mit Zweiradantrieb betrieben, wird die
Trennkupplung 26 in Schritt 49 ausgerückt. Auf diese
Weise wird die Antriebskraft nicht mehr auf eine
angetriebene Seite der Kupplung 26, einschließlich
des Hinterradantriebsmechanismus 20, übertragen.
Ist mindestens eines der Verhältnisse T RL und T RR
der Drehmomentverteilung nicht gleich Null, führt die
Steuerung 35 Schritt S50 aus, um festzustellen, ob
die Trennkupplung 26 eingerückt ist. Ist die
Trennkupplung 26 ausgerückt, rückt die Steuerung 35
die Trennkupplung 26 mit Hilfe des Steuersignals in
Schritt S51 ein. Ist die Trennkupplung 26 eingerückt,
behält die Steuerung 35 diesen Zustand bei. In
Schritt S52 erzeugt die Steuerung 35 die Signale b
und c, um die Kupplungen 27 und 28 einzurücken.
Zur Herstellung des Vierradantriebes wird auf diese
Weise die Trennkupplung 26 eingerückt, und
anschließend werden die Kupplungen 27 und 28
eingerückt, um die Verhältnisse T RL und T RR der
Drehmomentverteilung für die Hinterräder 8 und 9 zu
erreichen.
In Schritt S53 legt die Steuerung 35 fest, ob beide
Kupplungen 27 und 28 defekt sind. Sind beide
Kupplungen 27 und 28 defekt, rückt die Steuerung 35
die Trennkupplung 26 aus und setzt das Kennzeichen
F TRB in den Schritten S54 und S55 auf den Wert 1.
Wie bereits erwähnt, wird in dem Fall, in dem die
Kupplungen 27 und 28 ausgerückt sind, d. h. die
Verhältnisse T RL und T RR der Drehmomentverteilung
sind Null, die Trennkupplung 26 (Schritt S49)
ausgerückt, so daß die angetriebene Seite der
Antriebswelle 21, das Kegelräder 22 und 23, die
angetriebenen Seiten der Radantriebswellen 24 und 25 und die
angetriebenen Seiten der Kupplungen 27 und 28
nicht unnötigerweise angetrieben werden. Auf diese
Weise geht keine Antriebskraft verloren.
In dem Fall, in dem die Kupplungen 27 und 28
eingerückt werden, wird die Trennkupplung 26 vor dem
eigentlichen Einrücken der Kupplungen 27 und 28
eingerückt. Daher wird die Antriebskraft der
Antriebsanlage 3 sequentiell auf die Hinterräder 8
und 9 übertragen, so daß der durch das Einrücken der
Kupplungen 27 und 28 verursachte Drehmomentschock
vermieden werden kann.
Gemäß der obigen Steuerung wird die Trennkupplung 26
in der Anfangsphase des Fahrens eingerückt, bis die
Fahrstrecke die vorgegebene Entfernung (300 m) nach
dem Start erreicht hat, so daß bewegliche Teile, wie
z. B. die Antriebswelle 21, die Kegelräder 22
und 23, die angetriebenen Seiten der Radantriebswellen 24 und 25
sowie die angetriebenen Seiten der Kupplungen 27
und 28 in angemessenen Intervallen angetrieben
werden. Folglich können das Lager, die Öldichtung und
ähnliche, mit den beweglichen Teilen verbundene
Einrichtungen, ausreichend geschmiert werden. Die
Trennkupplung 26 kann vorübergehend in einem
Fahrzustand, bei dem es sich nicht um die Startphase
handelt, eingerückt werden, um die beweglichen Teile,
die von der Trennkupplung 26 angetrieben werden, mit
ausreichend Schmierung zu versorgen.
In den Abb. 11-13 ist eine weitere
Realisierung der vorliegenden Erfindung dargestellt,
insbesondere eine andere Struktur des
Kraftübertragungsmechanismus. Gemäß der dargestellten
Realisierung wird der Kraftübertragungsmechanismus
als Hinterradantriebsmechanismus 20 eingesetzt.
Dieser Mechanismus wird anstelle der Kegelräder
22 und 23 sowie der Kupplungen 27 und 28 in der
vorangegangenen Realisierung verwendet.
Der Hinterradantriebsmechanismus 20 ist mit einem
Gehäuse 45 ausgestattet, in dem die linke hintere Radantriebswelle
24 und die rechte hintere Radantriebswelle 25 drehbar angeordnet sind.
Die Öldichtungen 47 und 49 befinden sich zwischen dem
Gehäuse 45 und den Radantriebswellen 24 und 25 für die Dichtung.
Im Gehäuse 45 ist ein Tellerradgehäuse 44 drehbar
angeordnet. Das Tellerradgehäuse 44
enthält ein kappenförmiges Glied 46, das sich
gegenüber der rechten Radantriebswelle 24 befindet, und ein
deckelförmiges Glied 50, das sich gegenüberder
linken Radantriebswelle 25 befindet, und mit dem kappenförmigen
Glied 46 über eine Schraube 48 verbunden ist. Das
deckelförmige Glied 50 ist im Gehäuse 45 über einen
Rollenlagermechanismus 52 drehbar angebracht. Die
linke hintere Radantriebswelle 24 ist drehbar auf dem Glied 50
angebracht. Das kappenförmige Glied 46 ist über einen
Rollenlagermechanismus 54 drehbar im Gehäuse 45
angebracht. Die rechte hintere Radantriebswelle 25 ist drehbar an
Glied 46 angebracht.
Eine Antriebswelle 56 des
Hinterradantriebsmechanismus 20, die mit der
Antriebswelle 21 am vorderen Ende verbunden ist, ist
drehbar im Gehäuse 45 angebracht. Die Antriebswelle
56 steht senkrecht zu den Radantriebswellen 24 und 25. Die
Antriebswelle 56 ist am hinteren Ende mit einem
Ausgleichkegelrad 58 ausgestattet, das in ein
Tellerrad 62 eingreift, das mit Hilfe einer Schraube
60 am Tellerradgehäuse befestigt ist. Die
Antriebswelle 56 und das Tellerradgehäuse 44 bilden
einen Mechanismus zur Geschwindigkeitsreduzierung.
Für die unabhängige Übertragung der Rotation des
Tellerradgehäuses 44 auf die linke und rechte Rad
antriebswelle 24 und 25 ist ein hydraulischer
Kupplungsmechanismus vorgesehen.
Am kappenförmigen Glied 46 des Tellerradgehäuses 44
befindet sich eine Außenseite eines peripheren Teiles
66 einer Haltevorrichtung 64 über einen
Keilwellenmechanismus 68. Auf der Haltevorrichtung 64
ist die Radantriebswelle 25 drehbar angebracht. Eine innere
Seite des peripheren Teiles 66 enthält mehrere linke
Kupplungsscheiben 72 und rechte Kupplungsscheiben 74
über den Keilwellenmechanismus 76 und 78. Die Achsen
24 und 25 sind mit dem Ringgliedern 80 und 82 über
den Keilwellenmechanismus 83 und 83′ an der äußeren
Oberfläche verbunden. Die Außenseite der Ringglieder
80 und 82 ist mit mehreren linken Kupplungsscheiben
84 und rechten Kupplungsscheiben 86 über den
Keilwellenantrieb 88 und 90 verbunden. Die
Kupplungsscheiben 84, 86, 72 und 74 bilden eine linke
hydraulische Kupplung 92 und eine rechte hydraulische
Kupplung 94. Zum Betreiben der hydraulischen
Kupplungen 92 und 94 ist die Haltevorrichtung 64 mit
einer linken hydraulischen Druckeinheit 96 und einer
rechten hydraulischen Druckeinheit 98 versehen. Die
hydraulischen Druckeinheiten 96 und 98 sind mit
Kolben 100 und 102, hydraulischen Kammern 104 und
106, die zwischen den Kolben 100 und 102 liegen,
sowie der Haltevorrichtung 64 ausgestattet. Die
Zahlen 108, 110, 112 und 114 bezeichnen Öldichtungen.
An der Außenseite des inneren Teils 70 befinden sich
Halter 116 und 118, und zwischen den Kolben 100 und
102 und den Haltern 116 und 118 befinden sich Federn
120 und 122. Die Kolben 100 und 102 streben in die
Ausgangsposition. Die Federn 120 und 122 befinden
sich um die Wellen 124 und 126, an denen die Halter
116 und 118 befestigt sind. Stahlkugeln 132 und 134
befinden sich im Öldurchfluß 128 und 130, die mit den
hydraulischen Kammern 104 und 106 verbunden sind, und
so Prüfventile bilden, die verhindern, daß Öl aus den
Kammern 104 und 106 fließt, und gleichzeitig den
Ölfluß in die Kammern 104 und 106 ermöglichen. Wird
kein hydraulischer Druck in die Kammern 104 und 106
geführt, werden die Kolben 100 und 102 mit Hilfe der
Federn 120 und 122 in die Ausgangsposition gebracht,
so daß die hydraulischen Kupplungen 92 und 94
ausgerückt sind. Auf diese Weise wird die von der
Antriebswelle 56 übertragene Rotation des
Tellerradgehäuse 44 nicht auf die linke und rechte
Radantriebswelle 24 und 25 übertragen.
Wird hydraulischer Druck in die Kammern 104 und 106
eingeführt, werden die Kolben 100 und 102 gegen die
Federn 120 und 122 bewegt, um die hydraulischen
Kupplungen 92 und 94 einzurücken. Folglich wird die
von der Antriebswelle 56 übertragene Rotation des
Tellerradgehäuses 44 auf die linke und rechte Radantriebswelle
24 und 25 übertragen.
Wird hydraulischer Druck nur in eine der beiden
Kammern 104 und 106 eingeführt, wird die
Antriebskraft auf eine der Kupplungen 92 und 94
übertragen, um eine der Radantriebswellen 24 und 25 bzw. eines
der Räder 8 oder 9 anzutreiben.
Im folgenden wird ein Mechanismus zum Einführen des
hydraulischen Drucks für die Ölkammern 104 und 106
beschrieben.
Eine Ölpumpe 136, die von der Rotation der
Antriebswelle 56 betrieben wird, ist vorgesehen. Der
hydraulische Druck, der in der Ölpumpe 136 erzeugt
wird, wird in das linke und rechte Steuerventil 34
und 35 eingeführt, die Leistungselektromagnetventile
durch den Öldurchfluß 138 sind.
Anschließend wird der hydraulische Druck in den
Öldurchfluß 148 für die linke hydraulische Kupplung
92 bzw. Öldurchfluß 150 für die rechte hydraulische
Kupplung 94 eingeführt. Nun wird der hydraulische
Druck des Öldurchflusses 148 über eine ringförmige
Vertiefung 152, einen kreisförmigen Öldurchfluß 154,
einen axialen Öldurchfluß 156, einen kreisförmigen
Öldurchfluß 158, eine ringförmige Vertiefung 160 in
der rechten Radantriebswelle 25 und einen Öldurchfluß 162 in der
Haltevorrichtung 64 eingeführt. Die ringförmigen
Vertiefungen 152 und 160 befinden sind in der rechten
Radantriebswelle 25, so daß der Öldurchfluß 148 immer mit dem
kreisförmigen Öldurchfluß 154 über die ringförmige
Vertiefung 152 verbunden ist, und der kreisförmige
Öldurchfluß 158 immer mit dem Öldurchfluß 162
verbunden ist, wenn sich die Radantriebswelle 25 um das Gehäuse
45 und die Haltevorrichtung 64 dreht.
Ähnlich wird der hydraulische Druck des
Öldurchflusses 150 in die Ölkammer 106 über die
ringförmige Vertiefung 164, den kreisförmigen
Öldurchfluß, den ringförmigen Öldurchfluß 172 in der
rechten Radantriebswelle 25 und den Öldurchfluß 174 der
Haltevorrichtung 64 eingeführt.
Bei unabhängiger Steuerung der Steuerventile 33 und
34 kann der hydraulische Druck der Kammern 104 und
106 unabhängig voneinander reguliert werden.
Die Ölpumpe 136 ist auf einem Endteil 176 des
Gehäuses 45 montiert. Eine Öldichtung 178 befindet
sich zwischen dem Endteil 176 des Gehäuses 45 und der
Ölpumpe 136 zur Abdichtung. Die Zahl 180 bezeichnet
einen Ölrückfluß, durch den das Öl im Gehäuse 45 in
die Ölpumpe 136 zurückfließen kann.
Wie aus Abb. 4 zu ersehen ist, besitzt die Pumpe
136 eine Trochoidenkonfiguration und ist mit einem
Pumpengehäuse 182, einem äußeren Ringaufbau 186, der
drehbar im Pumpengehäuse 182 angebracht und mit
Zähnen 184 an der Innenseite versehen ist, und einem
inneren Ringaufbau 190, der drehbar im äußeren
Ringaufbau angebracht und mit Zähnen 188 an der
Außenseite versehen ist, ausgestattet. Der äußere
Ringaufbau 186 besitzt eine andere Rotationsachse als
der innere Ringaufbau 190, so daß die inneren Zähne
184 des äußeren Ringaufbaus 186 teilweise in die
äußeren Zähne 188 des inneren Ringaufbaus 190
greifen. Ein Flanschglied 192 ist über einen
Keilwellenmechanismus 194 mit der Antriebswelle 56
verbunden. Der Flansch 192 ist über eine Stahlkugel
196 mit dem inneren Ringaufbau 190 verbunden.
Da sich der Flansch 192 innerhalb der Antriebswelle
56 dreht, dreht sich der innere Ringaufbau 190
ebenso, um den äußeren Ringaufbau 186 zum Drehen zu
bringen. Diese Rotation des inneren und äußeren
Ringaufbaus 186 und 190 erzeugt hydraulischen Druck,
der in den Öldurchfluß 138 eingeführt wird.
Die Rollenlagermechanismen 198 und 199, auf denen die
Antriebswelle 56 drehbar gelagert ist, befinden sich
im Gehäuse 45. Der Rollenlagermechanismus 198 ist mit
einem Halteglied 200 auf dem Gehäuse 45, einem
Halteglied 202 auf der Antriebswelle 56 und
Rollenlagern 204 zwischen den Gliedern 200 und 202
ausgestattet. Ähnlich ist der Rollenlagermechanismus
199 mit einem Halteglied 208 auf dem Gehäuse 45,
einem Halteglied 210 auf der Antriebswelle 56 und
Rollenlagern 212 zwischen den Gliedern 208 und 210
ausgestattet. Die Halteglieder 202 und 210 sind
beweglich, und können in axialer Richtung der
Antriebswelle eingestellt werden. Eine Feder 214
befindet sich zwischen den Haltegliedern 202 und 210
in axialer Richtung. Das Halteglied 210 stößt an
einen Anschlag 218 an einem rechten Endteil 216, so
daß eine weitere Bewegung nach rechts nicht möglich
ist.
Befindet sich die Antriebswelle in relativer Position
zum Gehäuse 45, wird die Schraube 222 am vorderen
Endteil 220 gelöst, so daß der Flansch 192 in
Richtung Antriebswelle bewegt werden kann, da sie
über den Keilwellenmechanismus 194 miteinander
verbunden sind. Diese axiale Bewegung des Flansches
192 führt dazu, daß das Halteglied 202 in axialer
Richtung der Antriebswelle mit und gegen die
elastische Kraft der Feder 214 bewegt wird.
Wie bereits erwähnt, wird die axiale Stellung des
Haltegliedes 202 so eingestellt, daß die
Antriebswelle axial in Richtung des Gehäuses 45
positioniert wird. Folglich kann das
Ausgleichkegelrad 58 der Antriebswelle 56 so
positioniert werden, daß es mit dem Tellerrad 62 des
Tellerradgehäuses entsprechend verbunden ist. Der
Flansch 192 wird mit dem inneren Ringaufbau 190 der
Ölpumpe 190 über die Stahlkugel 196 verbunden. Eine
Vertiefung 224 des inneren Ringaufbaus 190 wird in
axialer Richtung der Antriebswelle 56 erweitert. Wird
nun der Flansch 192 axial bewegt, kann auf diese
Weise die Stahlkugel axial innerhalb der Vertiefung
224 des inneren Ringaufbaus 190 bewegt werden, um
eine relative Bewegung der Pumpe 136 und des
Flansches 192 zu ermöglichen, d. h. die axiale
Bewegung des Flansches 192 hat keine negative
Auswirkung.
In der oben dargestellten Realisierung kann der oben
beschriebene Mechanismus, obwohl für den
Hinterradantriebsmechanismus verwendet, ähnlich für
den Vorderradantriebsmechanismus 10 eingesetzt
werden. Die Antriebskraft der Antriebsanlage 3 kann
für die entsprechenden Räder 6, 7, 8 und 9 über die
Steuerung der Steuerventile 33 und 34 in Kombination
mit der Steuerung der Kupplung 26 als auch für die
vorangegangene Realisierung gesteuert werden, so daß
dieselbe Wirkung wie für die vorangegangene
Realisierung erzielt werden kann.
Claims (3)
1. Steuereinrichtung zur variablen Aufteilung des Antriebsdreh
moments eines allradgetriebenen Fahrzeugs mit einer perma
nent angetriebenen Vorderachse und einer zuschaltbaren Hin
terachse, bestehend aus
Kupplungen (27 und 28) zur Aufteilung der Antriebsleistung vom Motor (1) auf das rechte (9) und linke (8) Hinterrad,
einem Sensor (41) zur Erfassung der Lenkeingabe und
einer Steuereinheit (35), der die Signale des Sensors (41) zugeführt werden und die in Abhängigkeit von der Lenkein gabe die Signale zur Ansteuerung der Kupplungen (27 und 28) erzeugt,
dadurch gekennzeichnet,
daß die Lenkeingabe durch die Erfassung des Lenkwinkels des Lenkrades (40) festgestellt wird,
daß die Steuereinheit (35) die Änderung des Lenkwinkels er mittelt
und daß die Steuereinheit (35) bei einer Kurvenfahrt das auf die Hinterräder wirkende Antriebsdrehmoment erhöht, so lange die Änderung des Lenkwinkels zunimmt, das erhöhte An triebsdrehmoment beibehält, solange der Lenkwinkel nach Er reichen des Maximums der Änderung des Lenkwinkels zunimmt und das erhöhte Antriebsdrehmoment allmählich reduziert, wenn der Lenkwinkel im wesentlichen konstant bleibt,
wobei das auf das kurvenäußere Hinterrad wirkende Drehmo ment das auf das kurveninnere Hinterrad wirkende Drehmoment übersteigt.
Kupplungen (27 und 28) zur Aufteilung der Antriebsleistung vom Motor (1) auf das rechte (9) und linke (8) Hinterrad,
einem Sensor (41) zur Erfassung der Lenkeingabe und
einer Steuereinheit (35), der die Signale des Sensors (41) zugeführt werden und die in Abhängigkeit von der Lenkein gabe die Signale zur Ansteuerung der Kupplungen (27 und 28) erzeugt,
dadurch gekennzeichnet,
daß die Lenkeingabe durch die Erfassung des Lenkwinkels des Lenkrades (40) festgestellt wird,
daß die Steuereinheit (35) die Änderung des Lenkwinkels er mittelt
und daß die Steuereinheit (35) bei einer Kurvenfahrt das auf die Hinterräder wirkende Antriebsdrehmoment erhöht, so lange die Änderung des Lenkwinkels zunimmt, das erhöhte An triebsdrehmoment beibehält, solange der Lenkwinkel nach Er reichen des Maximums der Änderung des Lenkwinkels zunimmt und das erhöhte Antriebsdrehmoment allmählich reduziert, wenn der Lenkwinkel im wesentlichen konstant bleibt,
wobei das auf das kurvenäußere Hinterrad wirkende Drehmo ment das auf das kurveninnere Hinterrad wirkende Drehmoment übersteigt.
2. Steuereinrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet,
daß die Steuereinheit (35) bei einer Kurvenfahrt das auf
die Hinterräder wirkende Antriebsmoment in Abhängigkeit von
der Zunahme der Änderung des Steuerwinkels erhöht.
3. Steuereinrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet,
daß die Steuereinheit (35) die Kupplungen (27 und 28) aus
rückt, wenn das Antiblockierregelsystem in Betrieb ist.
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