DE4039392C2

DE4039392C2 - Vierradantriebssystem

Info

Publication number: DE4039392C2
Application number: DE4039392A
Authority: DE
Inventors: Kenichi Watanabe; Eiji Nishimura; Osamu Kameda
Original assignee: Mazda Motor Corp
Current assignee: Mazda Motor Corp
Priority date: 1989-12-09
Filing date: 1990-12-10
Publication date: 1995-11-23
Anticipated expiration: 2010-12-11
Also published as: US5105901A; US5119900A; DE4039391A1; DE4039391C2; DE4039392A1

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.

Kurzbeschreibung der Zeichnungen

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.

Beschreibung der idealen Realisierung

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 W_FL, W_FR, W_RL, W_RR 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 W_FL, W_FR, W_RL, W_RR 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 = (W_FL + W_FR) - (W_RL - W_RR)

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 = (W_FL + W_FR) - (W_RL + W_RR)

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

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.

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.