DE69013264T2

DE69013264T2 - Zentraldifferential für vierradgetriebenes Kraftfahrzeug.

Info

Publication number: DE69013264T2
Application number: DE69013264T
Authority: DE
Inventors: Toshio Kobayashi; Hiroshi Yamashita
Original assignee: Fuji Heavy Industries Ltd
Current assignee: Subaru Corp
Priority date: 1989-07-29
Filing date: 1990-07-25
Publication date: 1995-02-23
Anticipated expiration: 2010-07-26
Also published as: US5083988A; JP2652709B2; DE69013264D1; EP0411812B1; EP0411812A3; EP0411812A2; JPH0361122A

Description

Die vorliegende Erfindung betrifft ein Zentraldifferential für ein vierradgetriebenes Kraftfahrzeug, und insbesondere einen Aufbau des Zentraldifferentials.
In einem Kraftfahrzeug mit Vierradantrieb wird eine theoretische Drehmomentaufteilung auf die Vorder- und Hinterräder gemäß einer dynamischen Lastverteilung der Vorder- und Hinterräder unter Berücksichtigung der Verschiebung des Schwerpunktes des Fahrzeugs während der Beschleunigung bestimmt, so daß die Leistung des Motors am effektivsten genutzt werden kann.
In einem herkömmlichen Fahrzeug mit Vierradantrieb mit einem Frontmotor, das aus einem Typ mit Vorderrad-Frontantrieb entwickelt wurde, ist das Verhältnis des auf die Vorderräder übertragenen vorderen Drehmoments TF und des auf die Hinterräder übertragenen hinteren Drehmoments TR 50:50. In einem anderen Fahrzeugtyp mit Vierradantrieb mit einem Frontmotor, das aus einem Typ mit Vorderrad-Heckantrieb entwickelt wurde, ist das Verhältnis des vorderen Drehmoments TF und des hinteren Drehmoments TR 40:60. In dem früheren System, in dem ein Ausgangsdrehmoment des Motors gleichmäßig verteilt wird, wird meistens ein Zentraldifferential mit Kegelrädern und in dem letztgenannten System ein Zentraldifferential mit einer einfachen Planetenradanordnung verwendet.
Das frühere System gewährleistet sicheres Fahren auf einer glatten Straße. Wenn eine Differentialsperreinrichtung zum Sperren des Zentraldifferentials vorgesehen ist, wird die Fahrstabilität des Fahrzeuges verbessert. Wenn jedoch das Fahrzeug bei hoher Geschwindigkeit im Differentialsperrzustand um eine Kurve fährt, können alle vier Räder gleichzeitig schlupfen (durchdrehen), was Schwierigkeiten beim Lenken verursacht.
Um die Fahrstabilität des Fahrzeuges zu gewährleisten, wird das Drehmoment auf die Hinterräder auf einen höheren Wert als der des Drehmomentes auf die Vorderräder gesetzt, indem ein Zentraldifferential vorgesehen wird, das eine einfache Planetenradeinrichtung umfaßt, so daß die Hinterräder zuerst schlupfen können. Auf diese Weise wird das Kurvenverhalten durch die Vorderräder bei einem kleinen Drehmoment verbessert, während die Hinterräder leerlaufen.
Die japanische Offenlegungsschrift 63-176728 offenbart ein Kraftfahrzeug mit Vierradantrieb, bei dem ein Zentraldifferential mit einer einfachen Planetenradeinrichtung vorgesehen ist. Die Ausgangsleistung eines Getriebes wird auf einen Träger der Planetenradeinrichtung übertragen. Das Drehmoment wird entweder durch ein Sonnenrad oder ein Hohlrad auf die Vorderräder und durch das andere Rad auf die Hinterräder verteilt. Das Drehmoment auf die Vorder- und Hinterräder wird ungleichmäßig in einem Verhältnis verteilt, das durch eine Differenz zwischen den Teil kreisen eines Sonnenrades und eines Hohlrades bestimmt wird. Um die Ausgleichswirkung zu steuern, ist eine flüssigkeitsbetriebene Mehrscheibenreibungskupplung als eine Sperreinrichtung vorgesehen.
Das U.S.-Patent 4,523,495 offenbart ein Zentraldifferential mit einer Doppelplaneten-Planetenradeinrichtung für ein Kraftfahrzeug mit Vierradantrieb. In dem System wird ein Endreduktionszahnrad eines Getriebes für einen Träger des Differentials verwendet. Das Differential hat drei Paare doppelter Planeten. Jeder Planet ist drehbar an einer an dem Träger befestigten Welle montiert. Einer von jedem Paar Planeten ist mit einem Sonnenrad im Eingriff, das in einem Differentialgehäuse eines Achsdifferentials für ein Vorderrad ausgebildet ist, und der andere Planet ist mit einem Sonnenrad zum Übertragen der Leistung auf die Hinterräder im Eingriff.
Auf der anderen Seite ist in dem Fahrzeug mit Vierradantrieb, das aus einem Hinterradantriebsfahrzeug mit einem Frontmotor entwickelt wurde und in dem Fahrzeug mit Vierradantrieb, das aus einem Vorderradantriebsfahrzeug mit einem Frontmotor entwickelt wurde, das Zentraldifferential im hinteren Teil des Getriebes angeordnet. Demzufolge wird der Platz in dem Fahrzeug durch das Zentraldifferential reduziert, was den verfügbaren Raum und die Konstruktion für das Anbringen von verschiedenen Ausrüstungen beeinträchtigt. Deshalb ist es wünschenswert, die Größe der Planetenradeinrichtung des Zentraldifferentials zu reduzieren. Um die Größe zu reduzieren, wird meistens der Durchmesser des Planeten verkleinert. In solch einem Fall ist eine Vielzahl von Planeten vorgesehen, zum Beispiel drei und vier, um die auf die Zahnflächen der Planeten ausgeübte Last zu verteilen.
Wenn die Planetenradeinrichtung verwendet wird, die eine Vielzahl von Planeten besitzt, sollten die Bedingungen des Eingriffs der Planeten und die Anzahl der Zähne jedes Planeten bestimmt werden, so daß die Planeten in gleichwinkliger Anordnung verteilt werden können. Wenn die Anzahl der zu verwendenden Planeten n ist, ist in der einfachen Planetenradeinrichtung die Anzahl der Zähne eines Hohlrades ZR und die Anzahl der Zähne eines Sonnenrades ZS, und für gleichmäßig beabstandete Planeten wird die Gleichung wie folgt bestimmt:
m = (ZR + ZS)/n
(m ist eine beliebige ganze Zahl)
Wenn die Anzahl der zu verwendenden Doppelplaneten n und die Anzahl der Zähne von zwei Planeten ZS1 bzw. ZS2 ist, wird in der Doppelplaneten-Planetenradeinrichtung für gleichmäßig beabstandete PLaneten die Gleichung als
m = (ZS1 + ZS2)/n
(m ist eine beliebige ganze Zahl)
bestimmt.
In dem Doppelplaneten-Planetenradsystem sind die Planeten jedes Paares außerdem nebeneinanderliegend angeordnet und greifen ineinander. Demzufolge ist es notwendig, die Grundbedingungen der Planeten, wie Modul, Druckwinkel und Schrägungswinkel einander anzupassen. Demzufolge ist die Konstruktionsvielfalt durch die Grundbedingungen eingeschränkt.
In dem System mit der einfachen Planetenradeinrichtung kann die durch das Verhältnis der Teilkreise bestimmte theoretische Drehmomentaufteilung nicht verändert werden, ohne die Durchmesser des Sonnenrades und des Hohlrades zu ändern. In der Doppelplaneten-Planetenradeinrichtung kann die theoretische Drehmomentaufteilung nicht verändert werden, ohne die Durchmesser der Sonnenräder zu verändern. Wegen der Begrenzung des Raumes ist es jedoch schwierig, die Durchmesser zu verändern. Somit kann der Bereich der theoretischen Drehmomentaufteilung nicht weit ausgedehnt werden.
Wenn die Anzahl der Zähne gemäß der theoretischen Drehmomentaufteilung ungeachtet der oben beschriebenen Eingriffbedingungen bestimmt wird, sind die Planetenpaare in unregelmäßigen Winkelabständen angeordnet.
In dem System der Doppelplaneten-Planetenradeinrichtung ist das Zentraldifferential mit dem Endzahnrad verbunden, wodurch die Größe reduziert wird. Getrennt von dem Zentraldifferential muß jedoch eine Differentialsperreinrichtung vorgesehen werden, so daß das ganze System in seinem Ausmaß groß wird. Da das Endzahnrad auskragt, um das Zentraldifferential zu tragen, ist das Endzahnrad anfällig verkantet zu werden. Dieses bewirkt die Erzeugung von Geräuschen und die Reduzierung der Lebensdauer der Zahnräder und Lager.
Die vorliegende Erfindung hat sich das Ziel gesetzt, ein Drehmomentverteilungssystem für ein Kraftfahrzeug mit Vierradantrieb zur Verfügung zu stellen, bei dem der Gestaltungsbereich der theoretischen Drehmomentverteilung auf die Vorder- und Hinterräder erhöht werden kann.
Die Erfindung hat sich außerdem das Ziel gesetzt, ein Zentraldifferential vorzusehen, bei dem die Anzahl der Zähne und die Eingriffsbedingungen des Planetenradsatzes unter Ermöglichung der gleichwinkligen Anordnung einer Vielzahl von Planeten bestimmt werden.
Ein weiteres Ziel der Erfindung ist es, ein Zentraldifferential vorzusehen, das unter Erhöhen der Lebensdauer und Zuverlässigkeit des Drehmomentverteilungssystems in der Größe reduziert werden kann.
Erfindungsgemäß ist ein Kraftübertragungssystem für ein Kraftfahrzeug mit Vierradantrieb vorgesehen, das ein Zentraldifferential zum Verteilen des Ausgangsdrehmomentes eines Motors, Kraftübertragungswege zum Übertragen des Drehmomentes von Abtriebsgliedern des Zentraldifferentials auf Vorder- bzw. Hinterräder des Fahrzeuges und eine Drehmomentverteilungssteuereinrichtung einschließlich einer zwischen den Abtriebsgliedern des Zentraldifferentials vorgesehenen Kupplung zum Verändern des Drehmomentverteilungsverhältnisses der auf die Vorder- und Hinterräder übertragenen Drehmomente besitzt, gekennzeichnet durch ein erstes, auf der Achse eines Antriebsgliedes vorgesehenes Sonnenrad, einen Träger, einen erste und zweite, miteinander integrierte und drehbar auf dem Träger gelagerte Planetenräder umfassenden Planetenradsatz, ein zweites, mit der das Drehmoment auf die Hinterräder übertragenden Abtriebswelle koaxiales Sonnenrad, wobei das erste Planetenrad mit dem ersten Sonnenrad und das zweite Planetenrad mit dem zweiten Sonnenrad ineinandergreift, die Abtriebswelle funktionell mit dem zweiten Sonnenrad verbunden ist, ein das vordere Drehmoment übertragendes Glied mit dem ersten Sonnenrad funktionell verbunden ist, die ersten und zweiten Planetenräder in derselben Phase sind, eine Vielzahl der Planetensätze gleichwinklig um die ersten und zweiten Sonnenräder angeordnet ist und die Anzahl der Zähne des ersten Planetenrades mit der des zweiten Planetenrades gleich ist und beide Planeten im Modul verschieden sind, und die Differenz zwischen der Anzahl der Zähne des ersten Sonnenrades und der Anzahl der Zähne des zweiten Sonnenrades ein ganzzahliges Vielfaches der Anzahl der Planetensätze ist.
Vorzugsweise ist eine flüssigkeitsbetriebene Mehrscheibenkupplung vorgesehen, um die Ausgleichswirkung des Zentraldifferentials einzuschränken.
Nachfolgend werden einige Ausführungsformen der Erfindung anhand eines Beispiel es unter Bezugnahme auf die beigefügten Zeichnungen beschrieben, in denen:
Fig. 1 eine schematische Abbildung ist, die ein Kraftübertragungssystem für ein Kraftfahrzeug mit Vierradantrieb entsprechend der vorliegenden Erfindung zeigt;
Fig. 2 eine vergrößerte Schnittansicht ist, die ein Zentraldifferential des Systems zeigt;
Fig. 3a eine Schnittansicht ist, die ein Untersetzungszahnrad, einen Träger und eine Trommel einer flüsslgkeitsbetriebenen Mehrscheibenreibungskupplung zeigt;
Fig. 3b eine Seitenansicht der Trommel aus Fig. 3a ist;
Fig. 3c eine perspektivische Ansicht ist, die den in dem Zentraldifferential vorgesehenen Träger zeigt;
Fig. 3d eine perspektivische Ansicht von Scheiben und eines Anschlages der Kupplung ist;
Fig. 4a eine schematische Ansicht ist, die das Zentraldifferential zeigt;
Fig. 4b und 4c erläuternde Darstellungen sind, die den Eingriff der Planeten zeigen.
Fig. 1 zeigt ein Kraftübertragungssystem vom Transaxle-Typ für ein vierradgetriebenes Kraftfahrzeug mit einem Motor 10 an seinem vorderen Teil.
Das Kraftübertragungssystem hat einen Drehmomentwandler 13 mit einer in einem Wandlerkasten 1 angeordneten Drehmomentwandler-Überbrückungskupplung 12 und ein in einem Differentialkasten 2 hinter dem Drehmomentwandler 13 angeordnetes Vorderachsdifferential 19. Ein Getriebegehäuse 3, das ein automatisches Getriebe 30 umgibt, ist an der Rückseite des Differentialkastens 2 befestigt. An einer Unterseite des Getriebegehäuses 3 ist eine Ölwanne 5 angebracht. Eine Kurbelwelle 11 des Motors 10 ist mit dem Drehmomentwandler 13 funktionell verbunden. Eine Antriebswelle 14 erstreckt sich von einer Turbine des Drehmomentwandlers 13 zum automatischen Getriebe 30. Die Ausgangsleistung des automatischen Getriebes 30 wird auf eine Abtriebswelle 15 übertragen, die mit der Antriebswelle 14 zum rückwärtigen Übertragen des Drehmomentes fluchtend ist. Die Abtriebswelle 15 ist mit einer Frontantriebswelle 16 verbunden, die über ein Paar Untersetzungszahnräder 17 und 18 eines von einem Verteilergehäuse 4 umgebenen Zentraldifferentials 50 parallel unterhalb des automatischen Getriebes 30 angeordnet ist. Die Frontantriebswelle 16 ist durch ein Vorderachsdifferential 19 mit den Vorderrädern verbunden. Die Abtriebswelle 15 ist durch das Zentraldifferential 50 mit einer Heckantriebswelle 20 verbunden. Die Heckantriebswelle 20 ist durch eine Gelenkwelle 21 und ein Hinterachsdifferential 22 mit den Hinterrädern verbunden. In dem Zentraldifferential 50 ist eine flüssigkeitsbetriebene Mehrscheibenreibungskupplung 60 vorgesehen. Das automatische Getriebe 30 enthält zwei Sätze einzelner Planetengetriebe, bestehend aus einem vorderen Planetengetriebe 31 und einem hinteren Planetengetriebe 32 zum Bereitstellen von vier Vorwärtsgängen und einem Rückwärtsgang. Das automatische Getriebe hat eine H-Stellungs-Kupplung 33, eine Rückwärtskupplung 34, ein Bremsband 35, eine Vorwärtskupplung 36, eine Schaltfreilaufkupplung 37, eine L-Stellungs- und Rückwärtskupplung 38 und Freilaufkupplungen 39 und 40.
In dem vorderen Ende des Getriebegehäuses 3 ist eine Ölpumpe 41 vorgesehen. Eine Pumpenantriebswelle 42 ist an ein Laufrad 13a des Drehmomentwandlers 13 gekoppelt und funktionell mit einem Laufrad der Ölpumpe 41 verbunden.
In der Ölwanne 5 ist ein Steuerventilgehäuse 43 vorgesehen, um die entsprechenden Kupplungen und das Bremsband des Getriebes 30 hydraulisch zu betätigen.
Gemäß Fig. 2, die das Zentraldifferential 50 zeigt, ist ein Ende der Heckantriebswelle 20 durch ein Paar Nadelrollenlager 23 und ein Drucklager 24 drehbar an der Abtriebswelle 15 befestigt. Das Untersetzungszahnrad 17 ist durch ein Nadelrollenlager 23a und ein Drucklager 24a an der Abtriebswelle 15 drehbar befestigt. Das Zentraldifferential ist zwischen der Abtriebswelle 15, dem Untersetzungszahnrad 17 und der Heckantriebswelle 20 angeordnet.
Das außerdem in Fig. 4a schematisch dargestellte Zentraldifferential 50 ist ein zusammengesetztes Planetenradeinsystem und umfaßt ein an der Abtriebswelle 15 ausgebildetes erstes Sonnenrad 51, ein erstes, mit dem ersten Sonnenrad 51 ineinandergreifendes Planetenrad 52, ein an der Heckantriebswelle 20 ausgebildetes zweites Sonnenrad 53, ein zweites, mit dem zweiten Sonnenrad 53 ineinandergreifendes Planetenrad 54 und einen Träger 55. Die ersten und zweiten Planetenräder 52 und 54 sind integral miteinander verbunden, um einen Planetensatz zu bilden, und werden durch Nadelrollenlager 26 auf einer Welle 56 gehalten. Die Welle 56 ist an dem Zahnrad 17 und dem Träger 55 befestigt. Eine Nabe des Untersetzungszahnrades 17 wird durch ein Lager 25 in dem Getriebegehäuse 3 gehalten. Der Träger 55 hat einen an der Heckantriebswelle 20 durch ein Lager 25a drehbar befestigten Vorsprung 55c.
Somit wird das Ausgangsdrehmoment von der Abtriebswelle 15 des Getriebes 30 durch das erste Sonnenrad 51 und die Planeten 52, 54 mit vorgegebenen entsprechenden Drehmomentverteilungsverhältnissen auf den Träger 55 und das zweite Sonnenrad 53 übertragen. Die Differenz zwischen den Umlaufgeschwindigkeiten des Trägers 55 und des zweiten Sonnenrades 53 wird durch die Rotation und Umdrehung der ersten und zweiten Planetenräder 52 und 54 aufgenommen. In dem Zentraldifferential sind drei Planetensätze vorgesehen, wie es nachfolgend beschrieben wird.
Die Arbeitsweise des Zentraldifferentials 50 zum Verteilen des Drehmomentes auf die Vorder- und Hinterräder wird nachfolgend unter Bezugnahme auf Fig. 4a beschrieben.
Das Eingangsdrehmoment Ti des ersten Sonnenrades 51 bzw. die Beziehung zwischen den Sonnenrädern und den Planeten wird wie folgt ausgedrückt:
Ti = TF + TR (1)
rs&sub1; + rp&sub1; = rs&sub2; + rp&sub2; (2)
wobei TF ein von dem Träger 55 auf die Frontantriebswelle 16 übertragenes vorderes Drehmoment, TR ein von dem zweiten Sonnenrad 53 auf die Heckantriebswelle 20 übertragenes hinteres Drehmoment, rs&sub1; ein Teilkreisradius des ersten Sonnenrades 51, rp&sub1; und rp&sub2; Teilkreisradien des ersten bzw. zweiten Planetenrades 52 und 54 und rs&sub2; der Radius des Teilkreises des zweiten Sonnenrades 53 ist.
Eine tangentiale Belastung P auf den Eingriffspunkt des ersten Sonnenrades 51 und des ersten Planeten 52 ist gleich der Summe einer tangentialen Belastung P&sub1; auf den Träger 55 und einer tangentialen Belastung P&sub2; auf den Eingriffspunkt des zweiten Sonnenrades 53 und des zweiten Planeten 54. Das heißt,
P = Ti/rs&sub1;
P&sub1; = TF/(rs&sub1; + rp&sub1;)
P&sub2; = TR/rs&sub2;
Ti/rs&sub1; = (TF/(rs&sub1; + rp&sub1;)) + TR/rs&sub2; (3)
Ersetzt man die Gleichungen (1) und (2) für die Gleichung (3), ist
TF = (1-rp&sub1; rs&sub2;/rs&sub1; rp&sub2;) Ti (4a)
TR = (rp&sub1; rs&sub2;/rs&sub1; rp&sub2;) Ti (4b)
Demzufolge ist zu erkennen, daß eine theoretische Drehmomentsplittung für das vordere Drehmoment TF und das hintere Drehmoment TR durch Anderung der Radien der Teilkreise der Sonnenräder 51 und 53 und der Planeten 52 und 54 auf verschiedene Werte gesetzt werden kann.
Nachfolgend werden die Eingriffsbedingungen für das gleichwinklige Anordnen einer Vielzahl von Planeten unter Bezugnahme auf die Fig. 4b und 4c beschrieben.
Gemäß Fig. 4b, wenn das erste Sonnenrad 51 verriegelt ist und die ersten und zweiten Planeten 52 und 54 um einem Winkel θ in der Uhrzeigerrichtung von einer Bezugslinie 5 gedreht werden, wird das zweite Sonnenrad 53 um einen Winkel α entgegen der Uhrzeigerrichtung gedreht. Der Winkel θ wird wie folgt ausgedrückt.
θ = rs&sub2; rp&sub1; α/(rs&sub1; rp&sub2;-rs&sub2; rp&sub1;) (5)
Wenn die Anzahl der Zähne des ersten Sonnenrades 51 Zs&sub1;, die Anzahl der Zähne des zweiten Sonnenrades 53 Zs&sub2;, die Anzahl der Zähne des ersten Planeten 52 Zp&sub1; und die Anzahl der Zähne des zweiten Planeten 54 Zp&sub2; ist, wird die Gleichung (5) gemäß der Anzahl der Zähne wie folgt ersetzt.
θ = Zs&sub2; Zp&sub1; α/(Zs&sub1; Zp&sub2;-Zs&sub2; Zp&sub1;) (6)
Wenn das zweite Sonnenrad 53 um einen Kreisteilungswinkel 360/Zs&sub2; von der Bezugslinie gedreht wird, wird der Winkel θ dargestellt als
θ = Zp&sub1; 360/(Zs&sub1; Zp&sub2;-Zs&sub2; Zp&sub1;) (7)
Gemäß Fig. 4c, wenn das zweite Sonnenrad 53 verriegelt ist und die ersten und zweiten Planeten 52 und 54 um einen Winkel θ gedreht werden, wird das erste Sonnenrad 51 um einen Winkel β in die Uhrzeigerrichtung gedreht. Der Winkel θ wird ausgedrückt als
θ = -Zs&sub1; Zp&sub2; β/(Zs&sub1; Zp&sub2;-Zs&sub2; Zp&sub1;) (8)
Setzt man β = 360/Zs&sub1; in der Gleichung (8), ist
θ = -Zp&sub2; 360/(Zs&sub1; Zp&sub2;-Zs&sub2; Zp&sub1;) (9)
Wenn eine Anzahl N von Planeten gleichwinklig angeordnet ist, ist der Stellungswinkel zwischen einem ersten Paar der Planeten und einem zweiten Paar der Planeten 360/N. Es ist verständlich, daß ein ganzzahliges Vielfaches eines Wertes durch ganzzahliges Vervielfachen mit der Anzahl N aus den Gleichungen (7) und (9) erhalten wird. Demzufolge ist die Gleichung für gleichmäßig beabstandete Planeten
m = (Zs&sub1; Zp&sub2;-Zs&sub2; Zp&sub1;)/Zp&sub1; N = -(Zs&sub1; Zp&sub2;-Zs&sub2; Zp&sub1;)/Zp&sub2; N (10)
(m ist eine beliebige ganze Zahl)
Die Anzahl der Zähne jedes Planeten wird aus der Gleichung (10) erhalten. Wenn Zp&sub1; = Zp&sub2; ist, wird die Gleichung wie folgt vereinfacht
m = (Zs&sub1;-Zs&sub2;)/N (11)
Es ist zu erkennen, daß die Differenz zwischen der Anzahl der Zähne des ersten Sonnenrades 51 und der Anzahl der Zähne des zweiten Sonnenrades 53 um die Anzahl N des Planetensatzes der ersten und zweiten Planeten 52 und 54 ganzzahlig vervielfacht wurde. Wenn der Modul m&sub1; des ersten Planeten 52 und der Modul m&sub2; des zweiten Planeten 54 m&sub2; > m&sub1; ist, selbst wenn die Anzahl der Zähne Zp&sub1; = Zp&sub2; ist, werden die Teilkreise rp&sub1; < rp&sub2;.
Hier ist Zs&sub1;=24, Zp&sub1; bzw. Zp&sub2; = 18, Zs&sub2;= 15 und N=3. Wenn Schrägzahnräder verwendet werden und der Modul jeder der Zähne Zs&sub1; und Zp&sub1; = 1,5 ist, ist der Modul jeder der Zähne Zp&sub2; und Zs&sub2; = 1,75 und wenn rs&sub1; = 22,8mm, rp&sub1; = 17,1mm, rp&sub2; = 21,8mm und rs&sub2; = 18,1mm ist, wird die Gleichung (11)
m = (24-15)/3 = 3
Demzufolge können die drei Planetensätze, in denen die ersten und zweiten Planeten 52 und 54 jedes Paares in der gleichen Phase miteinander liegen, gleichwinklig angeordnet werden.
Setzt man diese Zahlen in die Gleichungen (4a) und (4b) ein, wird das vordere Drehmoment TF und das hintere Drehmoment TR berechnet als
TF = 0.377Ti
TR = 33/53Ti
Somit ist die Drehmomentaufteilung auf die Vorder- und Hinterräder
TF : TR = 38 : 62
Ein großer theoretischer Drehmomentanteil kann auf die Hinterräder übertragen werden.
Unter Bezugnahme auf die Fig. 2 und 3a bis 3c wird nachfolgend der Aufbau des Zentraldifferentials 50 und der Kupplung 60 im einzelnen beschrieben.
Der Träger 55 ist mit dem Untersetzungszahnrad 17 durch drei Trägerverbindungselemente 55a, die von dem Untersetzungszahnrad 17 wie in Fig. 3c dargestellt herausragen, verbunden. Jedes der Verbindungselemente 55a hat ein Stufenteil 55b, das an einem hervorstehenden Endteil desselben ausgebildet ist, um den Träger 55 einzupassen. Das Untersetzungszahnrad 17 hat drei zwischen den Verbindungselementen 55a ausgebildete Bohrungen 17a.
Außerdem ist der Träger 55 mit einer Trommel 61 der Kupplung 60 integriert. Die Trommel 61 hat eine Vielzahl von in ihrer axialen Richtung abstandsgleich ausgebildeten Schlitzen 61d zum Tragen der Scheiben und eines Anschlages der Kupplung 60.
Der Träger 55 hat drei Längsschlitze 55e, die dem Verbindungselement 55a des Untersetzungszahnrades 17 entsprechen, und drei zwischen den Schlitzen 55e ausgebildete Bohrungen 55f, die den Bohrungen 17a des Untersetzungszahnrades 17 entsprechen.
Die Stufenteile 55b der Verbindungselemente 55a sind in entsprechenden Längsschlitzen 55e des Trägers 55 eingesetzt. Das Stufenteil 55b ist an dem Träger 55 befestigt (durch Elektronenstrahlschweißen), wie es durch eine Markierung A in Fig. 3b gezeigt ist, so daß das Untersetzungszahnrad 17 und der Träger 55 zueinander zentriert sind. In die entsprechenden Bohrungen 17a bzw. 55f sind drei Wellen 56 eingesetzt. In eine in dem Träger 55 ausgebildete Bohrung 55g und eine in der Welle 56 ausgebildete Bohrung 56a wird ein Sicherungsstift 57 durch Preßpassung eingesetzt, so daß die Welle 56 an dem Träger 55 gesichert ist. Zwischen dem ersten Planeten 52 und dem Untersetzungszahnrad 17 und zwischen dem zweiten Planeten und dem Träger 55 sind Ringscheiben 58 vorgesehen.
In dem Zentraldifferential 50 sind drei Planetensätze von ersten und zweiten Planeten 52 und 54 zwischen dem Untersetzungszahnrad 17 und dem Träger 55 gleichwinklig angeordnet.
Die Kupplung 60 umfaßt die an dem Träger 55 befestigte Antriebstrommel 61, eine auf der Heckantriebswelle 20 durch Paßfeder gesicherte Abtriebstrommel 62, eine Vielzahl von durch Paßfeder an der Trommel 61 gesicherten Scheiben 64, eine Vielzahl von durch Paßfeder an der Trommel 62 gesicherten Scheiben 65, die abwechselnd angeordnet sind. An der innersten Scheibe 65 grenzt ein Anschlag 63 an.
Wie es in Fig. 3d dargestellt ist, hat jeder der Anschläge 63 und der Scheiben 64 eine Vielzahl von an ihren äußeren Rändern ausgebildeten Verzahnungen 63a und 64a. Jede der Verzahnungen 63a und 64a greift mit jeweils den axialen Schlitzen 61d der Trommel 61 ineinander. Die Scheibe 65 hat Keilnuten 65a, die an ihrem inneren Rand ausgebildet sind, um mit einer Nabe der Trommel 62 durch Paßfeder gesichert zu werden. Zum Verhindern des Abfallens der Scheiben 65 ist ein Halter 66 vorgesehen. Zwischen dem Verteilergehäuse 4 und einem Vorsprung 4a des Verteilergehäuses 4 ist ein Kolben 67 verschiebbar befestigt. Der Vorsprung 4a ist an der Heckantriebswelle 20 durch ein Lager 27 befestigt. Zwischen dem Kolben 67 und dem Verteilergehäuse 4 ist eine Ölkammer 68 ausgebildet. Mit dem Kolben 67 ist eine Druckplatte 70 durch ein Lager 69 verbunden und mit der Trommel 61 im Eingriff. Äußere Vorsprünge 70a der Druckplatte 70 sind mit den Schlitzen 61d der Trommel 61 im Eingriff. An dem Vorsprung 4a ist ein Anschlag 72 durch einen Sicherungsring 71 befestigt. Zwischen dem Anschlag 72 und dem Kolben 67 ist eine Rückstellfeder 73 vorgesehen. Somit ist die Kupplung 60 zwischen dem Träger 55 und dem zweiten Sonnenrad 53 vorgesehen, um das Drehmomentverteilungsverhältnis zu verändern und das Zentraldifferential 50 zu sperren.
Wenn der Öldruck in der Ölkammer 68 Null ist, verschiebt die Rückstellfeder 73 den Kolben 67, um die Kupplung 60 auszurücken. Auf diese Weise wird kein Kupplungsdrehmoment erzeugt.
Wenn der Ölkammer 68 Öl zugeführt wird, wird der Kolben 67 durch den Öldruck verschoben. Die Druckplatte 70 verschiebt die Scheiben 64 und 65, um die Kupplung 60 zum Erzeugen eines Kupplungsdrehmomentes einzurücken.
Das Schmieröl wird in einen in der Abtriebswelle 15 ausgebildeten Ölkanal 80 und zu mit dem Kanal 80 in Verbindung stehenden Ölöffnungen 81 geleitet, um die Nadellager 23, 23a, die Drucklager 24, 24a, die Sonnenräder 51, 53, die Planeten 52, 54 und die Scheiben der Kupplung 60 zu schmieren. An dem Verteilergehäuse 4 ist ein Hinterraddrehzahlsensor 83 angebracht, um nahe eines an der Heckantriebswelle 20 befestigten Impulsgerätes 82 einen Meßfühler zum Bestimmen der Hinterraddrehzahl anzuordnen.
Eine Hülse 84 ist mit der Heckantriebswelle 20 durch Paßfeder verbunden und in dem Verteilergehäuse 4 durch ein Nadellager 23b befestigt. Zwischen dem Verteilergehäuse 4 und der Hülse 84 ist eine Öldichtung 85 vorgesehen.
Entsprechend der Arbeitsweise des Systems wird die Leistung des Motors 10 durch den Drehmomentwandler 13 und die Antriebswelle 14 auf das Getriebe 30 übertragen, in dem das Übersetzungsverhältnis automatisch gesteuert wird. Die Ausgangsleistung des Getriebes wird auf das erste Sonnenrad 51 des Zentraldifferentials 50 übertragen. Das vordere Drehmoment TF und das hintere Drehmoment TR werden gemäß den Radien der Räder des Zentraldifferentials 50 bestimmt. Das Drehmoment wird durch den Träger 55 mit einem Verhältnis, zum Beispiel 38 %, auf das Untersetzungszahnrad 17 übertragen und auf das zweite Sonnenrad 53 mit dem Verhältnis, zum Beipiel 62 %.
Gemäß der Vorderraddrehzahl NF, der Hinterraddrehzahl NR und einem Lenkwinkel ψ wird ein Schlupfverhältnis S berechnet. Wenn das Schlupfverhältnis S S≥1 ist, was heißt, daß die Hinterräder nicht schlupfen, wird der Kupplungsdruck auf Null gesetzt, wodurch das öl in der Kupplung 60 abgelassen wird. Die Kupplung 60 wird ausgerückt und das Kupplungsdrehmoment wird Null, um das Zentraldifferential 50 frei zu machen.
Demzufolge wird das Drehmoment des Untersetzungszahnrades 17 durch das Untersetzungszahnrad 18, die Frontantriebswelle 16 und das Vorderachsdifferential 19 mit dem Verhältnis 38 % auf die Vorderräder übertragen. Das Drehmoment mit dem Verteilungsverhältnis von 62 % wird durch das zweite Sonnenrad 53, die Heckantriebswelle 20, die Kurbelwelle 21 und das Hinterachsdifferential 22 auf die Hinterräder übertragen. Auf diese Weise wird ein permanenter Allradantrieb eingerichtet.
Bei der theoretischen Drehmomentaufteilung wird das Fahrzeug unter einer Untersteuerungsbedingung gefahren, so daß eine gute Steuerbarkeit gesichert ist. Desweiteren wird die Drehzahldifferenz der Vorderund Hinterräder durch die Rotation und Umdrehung der ersten und zweiten Planeten 52 und 54 aufgenommen, wenn das Fahrzeug um eine Kurve fährt, so daß das Fahrzeug aufgrund der Ausgleichswirkung des Zentraldifferentials 50 eine scharfe Kurve gleichmäßig überwindet.
Wenn das Fahrzeug auf einer glatten Straße gefahren wird, schlupfen die Hinterräder zuerst, da der größere Anteil des Drehmomentes auf die Hinterräder verteilt wird. Das Schlupfverhältnis S1 (S < 1) wird berechnet. Es wird ein Kupplungsdruck gemäß dem Schlupfverhältnis S1 auf die Kupplung 60 aufgebracht, so daß die Kupplung 60 bei dem Kupplungsdruck eingerückt wird. Demzufolge wird ein Kupplungsdrehmoment Tc in der Kupplung 60 erzeugt. Die Kupplung 60 ist parallel zu dem Träger 55 und dem zweiten Sonnenrad 53 des Zentraldifferentials 50 vorgesehen. Demzufolge wird das Kupplungsdrehmoment Tc von dem zweiten Sonnenrad 53 auf den Träger 55 übertragen, um das Drehmoment auf die Vorderräder zu erhöhen. Im Gegensatz dazu wird das Drehmoment auf die Hinterräder reduziert, um das Schlupfen zu beseitigen und dadurch die Fahrstabilität zu verbessern und eine gute Bedienbarkeit und sicheres Fahren zu gewährleisten.
Wenn das Schlupfverhältnis S kleiner wird als der gesetzte Wert SI, wird das die Ausgleichswirkung begrenzende Drehmoment durch den Öldruck in der Kupplung 60 ein Maximum. Auf diese Weise wird der Träger 55 direkt mit dem zweiten Sonnenrad 53 in Eingriff gebracht, um das Zentraldifferential 50 zu sperren. Somit wird der Vierradantrieb gemäß der den Achslasten der Vorder- und Hinterräder entsprechenden Drehmomentverteilung eingerichtet. Auf diese Weise wird die Drehmomentverteilung fortlaufend entsprechend dem Schlupfzustand gesteuert, um das Schlupfen der Räder zu verhindern.
In dem System kann die Frontantriebswelle und das Vorderachsdifferential außerhalb des Getriebegehäuses angeordnet sein. Außerdem können anstelle des Untersetzungszahnrades 17 Kettenräder und ein Kettenantrieb verwendet werden.
Entsprechend den Grundprinzipien der vorliegenden Erfindung ist eine Vielzahl von Planetensätzen gleichwinklig in der Planetenradeinrichtung angeordnet. Auf diese Weise wird der Massenausgleich zwischen den Planetenpaaren während des Betriebes gewährleistet und damit die Lebensdauer der Lager verbessert und Geräusche und Vibration des Zentraldifferentials reduziert.
Desweiteren wird das Zusammensetzen und die Bearbeitbarkeit der Planetenradeinrichtung verbessert, da beide Planeten jedes Paares in derselben Phase liegen und eine Vielzahl der Planetensätze durch Bestimmen der Anzahl der Zähne und Abmessungen der Zahnräder gleichwinklig angeordnet sind. Es ist möglich, die Herstellung der Zahnräder zu vereinfachen und Teile der Planeten zu reduzieren.
Da die Abmessungen der Zahnräder zwischen dem ersten Sonnenrad und dem Planeten und dem zweiten Sonnenrad und dem Planeten vorzugsweise verändert werden können, kann eine breite Steuerung der Drehmomentverteilung durchgeführt werden. Somit werden die Bedienbarkeit und die Fahrstabilität des Fahrzeuges genau und richtig gesteuert und dadurch dessen Leistungsfähigkeit verbessert.
Der Träger und die Planetenwelle werden auf beiden Seiten gelagert, so daß die Lebensdauer und Zuverlässigkeit der Elemente verbessert werden.
Desweiteren wird ein Teil der flüssigkeitsbetriebenen Mehrscheibenreibungskupplung auch für das Zentraldifferential verwendet, wodurch sich die Länge der Vorrichtung in axialer Richtung verkürzt.

Claims

1. Kraftübertragungssystem für ein Kraftfahrzeug mit Vierradantrieb mit einem Zentraldifferential zum Verteilen des Ausgangsdrehmomentes eines Motors, Kraftübertragungswegen zum Übertragen des Drehmomentes von Abtriebsgliedern (16, 20) des Zentraldifferentials auf Vorderbzw. Hinterräder des Fahrzeuges und einer Drehmomentverteilungssteuereinrichtung einschließlich einer zwischen den Abtriebsgliedern (16, 20) des Zentraldifferentials vorgesehenen Kupplung (60) zum Verändern des Drehmomentverteilungsverhältnisses der auf die Vorder- und Hinterräder übertragenen Drehmomente; gekennzeichnet durch

ein erstes, auf der Achse (15) eines Antriebsgliedes vorgesehenes Sonnenrad (51),

einen Träger (55)

einen erste (52) und zweite (54), miteinander integrierte und drehbar auf dem Träger (55) gelagerte Planetenräder umfassenden Planetensatz,

ein zweites, mit der das Drehmoment auf die Hinterräder übertragenden Abtriebswelle (20) koaxiales Sonnenrad (53),

wobei das erste Planetenrad (52) mit dem ersten Sonnenrad (51) und das zweite Planetenrad (54) mit dem zweiten Sonnenrad (53) ineinandergreift;

die Abtriebswelle (20) funktionell mit dem zweiten Sonnenrad (53) verbunden ist,

ein das vordere Drehmoment übertragendes Glied (16) funktionell mit dem ersten Sonnenrad (51) verbunden ist;

die ersten und zweiten Planetenräder in derselben Phase sind;

eine Vielzahl der Planetensätze gleichwinklig um die ersten und zweiten Sonnenräder angeordnet ist;

und die Anzahl der Zähne des ersten Planetenrades (52) gleich der des zweiten Planetenrades (54) ist und beide Planeten im Modul verschieden sind, die ersten (51) und zweiten (53) Sonnenräder im Modul verschieden sind und die Differenz zwischen der Anzahl der Zähne des ersten Sonnenrades und der Anzahl der Zähne des zweiten Sonnenrades ein ganzzahliges Vielfaches der Anzahl der Planetensätze ist.

2. Zentraldifferential nach Anspruch 1, das außerdem eine flüssigkeitsbetriebene Mehrscheibenkupplung umfaßt, die vorgesehen ist, um die Ausgleichswirkung des Zentraldifferentials zu beschränken.

3. Zentraldifferential nach den vorhergehenden Ansprüchen, bei dem das das Vorderraddrehmoment übertragende Glied ein mit der Abtriebswelle koaxiales und mit dem Träger verbundenes Untersetzungszahnrad ist.