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Die
vorliegende Erfindung betrifft einen Antriebsstrang für ein vierradgetriebenes
Kraftfahrzeug sowie ein Verfahren zum Ansteuern eines solchen Antriebsstranges.
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Bei
Kraftfahrzeugen wurde der Vierradantrieb ursprünglich nahezu ausschließlich bei
geländegängigen Fahrzeugen
verwendet. In den letzten Jahren sind jedoch auch Fahrzeuge, die überwiegend
für den
Straßenverkehr
ausgelegt sind (wie beispielsweise Personenkraftwagen in Form von
Limousinen, Kombis, SUVs) häufig mit
Vierradantrieb ausgestattet worden, und zwar zur Erhöhung der
Fahrsicherheit, insbesondere auch bei ungünstigen Traktionsverhältnissen.
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Bei
vierradgetriebenen Fahrzeugen unterscheidet man generell zwischen
differentialgesteuerten Systemen und kupplungsgesteuerten Systemen. Bei
differentialgesteuerten Systemen wird das Antriebsmoment von der
Antriebseinheit mittels eines Differentials auf die Vorderachse
und die Hinterachse aufgeteilt. Bei kupplungsgesteuerten Systemen
ist generell nur eine Achse angetrieben und die andere Achse wird
bei Bedarf angetrieben. Dabei kann im einfachsten Fall eine handgeschaltete
Kupplung vorgesehen sein, die vom Fahrgastinnenraum aus betätigt wird.
Moderne vierradgetriebene Fahrzeuge dieses Typs verwenden jedoch
automatisiert betätigte Kupplungen
(z.B. Haldex-Kupplungen), die die zweite Achse dann zuschalten,
wenn sich zwischen den Achsen eine Differenzdrehzahl aufbaut oder
aufgebaut hat. Diese Systeme werden auch als „Hang-On"-Systeme bezeichnet.
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Was
die Fahrdynamik betrifft, so kann diese bei einem differentialgesteuerten
System beispielsweise durch eine unterschiedliche Drehmomentverteilung
beeinflusst werden. Hierdurch kann ein generell über- oder untersteuerndes Fahrverhalten
eingerichtet werden.
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Bei
differentialgesteuerten Systemen ist es ferner bekannt, bei fehlender
Traktion das Längsdifferential über eine
Kupplung zu sperren, so dass Drehmoment zur Achse mit dem höheren Reibwert übertragen
wird.
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Bei
kupplungsgesteuerten Systemen unterscheidet man zwischen Systemen
mit Hang-On zur Hinterachse. Hierbei handelt es sich generell um
vorderradgetriebene Fahrzeuge, wobei der Hinterachse bei fehlender
Traktion an der Vorderachse Drehmoment zugeteilt wird. Umgekehrt
sind auch Systeme bekannt, bei denen generell die Hinterachse angetrieben
wird und die Vorderachse als Hang-On-Achse ausgebildet ist.
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Unter
einer Antriebseinheit wird im vorliegenden Zusammenhang eine Einheit
zur Bereitstellung von Antriebsdrehmoment verstanden. Hierbei kann es
sich um einen Motor wie bspw. einen Verbrennungsmotor oder einen
Elektromotor handeln, entweder als solcher oder in Kombination mit
einem Getriebe.
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Das
Getriebe kann eine handgeschaltetes Stufengetriebe sein, eine Wandlerautomat,
ein Doppelkupplungsgetriebe, ein automatisiertes Schaltgetriebe,
ein stufenloses Getriebe, etc.
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Aus
der US-B-6,378,677 ist ein Antriebsstrang bekannt, bei dem die Hinterräder mittels
jeweiliger Kupplungen individuell, d.h. unabhängig voneinander ansteuerbar
sind. Die Kupplungen sind als elektromagnetische Kupplungen ausgebildet,
deren Eingriff gemäß den Drehzahlen
der Räder
gesteuert wird. Wenn beide Kupplungen geöffnet sind, wird Antriebsmoment
lediglich zu der Vorderachse geleitet. Wenn die Hinterachs-Kupplungen
betätigt
werden, erfolgt eine Leistungsaufteilung auf das linke bzw. das
rechte Rad, wodurch eine Differentialfunktion bereitgestellt wird.
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Aus
der
DE 39 00 638 C2 ist
ein Antriebsstrang für
ein vierradgetriebenes Fahrzeug bekannt, bei dem die Vorderachse
ständig angetrieben
ist, entweder über
ein Längsdifferential
oder direkt mit dem Ausgang einer Antriebseinheit verbunden. Die
Antriebseinheit ist ferner (über
das Längsdifferential oder
eine Hang-On-Kupplung) mit einem Differential der Hinterachse verbunden.
Zusätzlich
ist jedem Hinterrad eine parallel angeordnete, individuelle gesteuerte
Reibkupplung zugeordnet, um die Drehzahlen der Hinterräder unterschiedlich
steuern zu können. So
ist es bspw. bei einer Kurvenfahrt möglich, das Kurvenverhalten
zu verbessern, indem dem kurvenäußeren Hinterrad
ein größeres Drehmoment
zugeteilt wird als dem kurveninneren Rad.
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Ein ähnliches
Konzept zur Ansteuerung von zwei Reibkupplungen eines hinterradgetriebenen Kraftfahrzeuges
ist aus der DE-PS 36 35 406 bekannt.
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Ferner
ist ein derartiges Antriebsstrangkonzept unter der Bezeichnung Honda
SH-AWD bekannt.
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Bei
diesem System wird das Antriebsmoment zwischen der Vorderachse und
der Hinterachse im Verhältnis
30:70 bis 70:30 verteilt, und zwar über ein Planetendifferential.
Das der Hinterachse zugeteilte Drehmoment wird zwei unabhängig ansteuerbaren
elektromagnetischen Kupplungen zugeführt, die mit der linken bzw.
rechten hinteren Antriebswelle verbunden sind. Daher kann das der
Hinterachse zugeteilte Drehmoment im Verhältnis 0:100 bis 100:0 auf die
Hinterräder
verteilt werden.
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Ferner
ist es möglich,
die Drehzahl der Hinterräder
gegenüber
jenen der Vorderräder
zu erhöhen,
wenn Kurven gefahren werden. Durch dieses Antriebsstrangkonzept
soll die Fahrdynamik beeinflusst werden, insbesondere das Giermoment.
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Nun
ist es jedoch so, dass in Kurven der mittlere Radius der Vorderachse
generell größer ist
als der mittlere Radius der Hinterachse. Daher muss bei Kurvenfahrt
die Vorderachse schneller als die Hinterachse drehen. Dies wird
in der Regel durch das Längsdifferential
ausgeglichen.
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Bei
herkömmlichen
differentialgesteuerten Systemen und bei herkömmlichen kupplungsgesteuerten
Systemen („Hang-On") kann auch bei gesperrter
Längskupplung
nur ein Drehzahlgleichlauf zwischen der Vorder- und der Hinterachse
eingeregelt werden. Wird daher bei derartigen konventionellen Systemen
die Hang-On-Kupplung
bei Kurvenfahrt angesteuert, so wird über die Fahrbahn zwischen Vorderachse
und Hinterachse ein Verspannmoment aufgebaut. Dieses Verspannmoment
wird dem Antriebsmoment überlagert
und führt
an der Vorderachse zu einer Reduzierung und an der Hinterachse zu einer
Erhöhung
des Antriebsmomentes. Hierdurch wird generell ein untersteuerndes
Fahrverhalten erzeugt.
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Bei
dem oben genannten SH-System von Honda wird bei einer Kurvenfahrt
die Drehzahl der Hinterachse erhöht.
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Zur
Drehzahlerhöhung
an der Hinterachse ist ein sehr aufwendiges Planetendifferential
im Hinterachsgetriebe nötig.
Insgesamt ist die Konstruktion bei dem SH-AWD-System vergleichsweise
aufwendig.
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Es
ist die Aufgabe der vorliegenden Erfindung, einen verbesserten Antriebsstrang
für ein
vierradgetriebenes Kraftfahrzeug sowie ein verbessertes Verfahren
zum Ansteuern eines derartigen Antriebsstranges anzugeben. Insbesondere
soll die Verbesserung auf dem Gebiet der Fahrdynamik liegen.
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Diese
Aufgabe wird gelöst
durch ein Antriebsstrang für
ein Kraftfahrzeug, das eine ständig angetriebene
Hinterachse und eine Vorderachse aufweist, die bei Bedarf angetrieben
wird, mit einer Antriebseinheit, deren Ausgang mit einem Eingangsglied
eines Differentials der Hinterachse und mit einer Kupplungsanordnung
zum Antreiben der Vorderachse verbunden ist, wobei die Kupplungsanordnung eine
erste und eine zweite Reibkupplung aufweist, die im Wesentlichen
unabhängig
voneinander ansteuerbar sind, deren Eingangsglieder mit dem Ausgang
der Antriebseinheit verbunden sind, und deren Ausgangsglieder mit
einer linken bzw. einer rechten Antriebswelle der Vorderachse verbunden
sind.
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Ferner
wird die obige Aufgabe gelöst
durch ein Verfahren zum Ansteuern eines Antriebsstranges eines Kraftfahrzeuges,
insbesondere eines Antriebsstranges des oben genannten Typs, dessen
linkes und rechtes Vorderrad nach Bedarf individuell bzw. unabhängig voneinander
angetrieben werden, mit den Schritten:
- – Erfassen,
wenn mit dem Kraftfahrzeug eine Kurve gefahren werden soll, und
- – Beeinflussen
des Giermomentes während
der Kurvenfahrt durch individuelles Versorgen der Vorderräder mit
Antriebsdrehmoment.
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Der
Antriebsstrang und das Verfahren zum Ansteuern eines solchen Antriebsstranges
gemäß der vorliegenden
Erfindung bieten eine hervorragende Fahrdynamik.
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Wenn
dem kurvenäußeren Vorderrad
während
einer Kurvenfahrt ein höheres
Drehmoment zugeteilt wird, was durch die individuelles bzw. unabhängige Ansteuerung
der Reibkupplungen möglich ist,
kann ein positives Giermoment in Kurvenrichtung erzeugt werden.
Hierdurch kann das generell bei herkömmlichen Hang-On-Systemen vorhandene
untersteuernde Fahrverhalten bei betätigter Hang-On-Kupplung vermieden
werden. Es kann sogar ein sportives Fahrverhalten erreicht werden,
bei dem das Fahrzeug von den Vorderrädern, insbesondere dem kurvenäußeren Vorderrad
quasi in die Kurve gezogen wird.
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Durch
die Tatsache, dass primär
die Hinterachse angetrieben wird, können wegen der dynamischen
Achslastverlagerung gute Beschleunigungswerte erzielt werden.
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Ferner
kann die Fahrstabilität
positiv beeinflusst werden.
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Beispielsweise
kann ein Lastwechselübersteuern
während
einer Kurvenfahrt durch Ansteuern beider Reibkupplungen oder durch
Ansteuern insbesondere der Reibkupplung für das kurveninnere Vorderrad
verhindert werden. Im Schubbetrieb wirkt sich auch das erhöhte Vorderachslastpotential
aus (dynamische Achslastverlagerung).
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Aufgrund
der unabhängig
wirkenden Reibkupplungen kann auf Fahrbahnen mit unterschiedlichem
Reibwert links und rechts (μ-Split) das Drehmoment
auf das Rad mit dem höheren
Reibwert übertragen
werden. Es ergibt sich eine Traktionsverbesserung.
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Bei
Kurvenfahrt kann ein Verspannen des Antriebsstranges verhindert
werden, insbesondere bei langsamer Fahrweise, z.B. beim Einparken
oder in Parkhäusern.
Damit ergibt sich auch ein besserer Wirkungsgrad und ein geringerer
Reifenverschleiß. Quietschgeräusche werden
vermieden.
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Ferner
ist vorteilhaft, dass bei der Kupplungsanordnung für die Vorderachse
ein Vorderachsdifferentialgetriebe nicht notwendig ist. Dieses kann entfallen.
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Von
besonderem Vorteil ist es, wenn die Antriebseinheit im Bereich der
Vorderachse angeordnet ist.
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Hierdurch
kann insgesamt eine gute Gewichtsverteilung des Fahrzeugs erreicht
werden.
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Gemäß einer
bevorzugten Ausführungsform ist
die Antriebseinheit im Bereich der Vorderachse quer zur Längsrichtung
des Kraftfahrzeugs angeordnet.
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Dies
führt zu
einer guten Raumausnutzung.
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Alternativ
ist es möglich,
dass die Antriebseinheit im Bereich der Vorderachse längs angeordnet ist.
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Durch
diese Maßnahme
ist die vorliegende Erfindung auch auf Fahrzeuge anwendbar, die
in einer Grundversion lediglich mit Hinterradantrieb angeboten werden.
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Gemäß einer
insgesamt bevorzugten Ausführungsform
ist der Ausgang der Antriebseinheit mit einem Zahnrad verbunden,
das mit einer zur Vorderachse konzentrischen Zwischenwelle (vorzugsweise eine
Hohlwelle) verbunden ist.
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Diese
Ausführungsform
ist insbesondere bei Einbau der Antriebseinheit vorne quer von Bedeutung
und ermöglicht,
den Ort des Abtriebs zur Hinterachse und den Ort von Eingangsgliedern
der Reibkupplungen konstruktiv günstig
an der Vorderachse zu wählen.
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Dabei
ist es von besonderem Vorteil, wenn die Zwischenwelle über ein
Winkelgetriebe eine Kardanwelle antreibt, die mit dem Eingangsglied
des Differentials der Hinterachse verbunden ist.
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Hierbei
ist es besonders vorteilhaft, wenn an der Zwischenwelle ein Tellerrad
festgelegt ist, das die Kardanwelle antreibt.
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Ferner
ist es insgesamt vorteilhaft, wenn die Zwischenwelle mit dem Eingang
der Kupplungsanordnung verbunden ist, wie bereits oben erläutert.
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Gemäß einer
alternativen Ausführungsform ist
die Antriebseinheit im Bereich der Hinterachse angeordnet.
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Diese
Konstellation ist insbesondere bei sportiven Fahrzeugen von Bedeutung,
als klassischer Heckantrieb oder auch als Mittelmotor.
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Insgesamt
ist es vorteilhaft, wenn die Reibkupplungen konzentrisch zu der
Vorderachse angeordnet sind.
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Hierdurch
lassen sich die Reibkupplungen auf konstruktiv einfache Weise in
die Vorderachse integrieren.
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Von
besonderem Vorzug ist es ferner, wenn die Reibkupplungen ein gemeinsames
Eingangsglied aufweisen.
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Auch
diese Ausführungsform
vereinfacht die Gesamtkonstruktion.
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Insgesamt
ist es von besonderem Vorteil, wenn zwischen der Hinter- und der
Vorderachse ein Übersetzungsunterschied
eingerichtet ist.
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Dabei
ist es von besonderem Vorteil, wenn dieser Übersetzungsunterschied dauerhaft
eingerichtet ist.
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Bei
dieser Ausführungsform
wird davon ausgegangen, dass ein vollständiges Schließen von
einer oder beider Reibkupplungen der Vorderachse in der Regel nur
für sehr
kurze Zeitspannen erforderlich ist, innerhalb derer der Übersetzungsunterschied, beispielsweise
aufgrund Schlupfes an den Rädern, nicht
zu erheblichen Verspannungen zwischen Vorderachse und Hinterachse
führt.
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Bei
diesem Konzept wird davon ausgegangen, dass das Fahrzeug überwiegend
mittels der Hinterachse angetrieben wird. Die Vorderachse bzw. die einzelnen
Räder der
Vorderachse, werden tatsächlich
nur im Bedarfsfall zugeschaltet.
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Durch
den Übersetzungsunterschied
kann nun ein bestimmter Einfluss auf die Fahrdynamik ausgeübt werden.
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Von
besonderem Vorteil ist es dabei, wenn der Übersetzungsunterschied im Bereich
zwischen 0,1 und 20 %, insbesondere zwi schen 0,2 und 10 % und bevorzugt
zwischen 0,5 und 3 % liegt, besonders vorzugsweise im Bereich zwischen
1 und 2 %.
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Hierdurch
ist es möglich,
auf der einen Seite noch eine hinreichende Einflussnahme auf die
Fahrdynamik zu ermöglichen,
und andererseits übermäßige Verspannungen
für den
Fall von vollständig
geschlossenen Reibkupplungen zu vermeiden.
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Besonders
bevorzugt ist es dabei jedoch, wenn der Übersetzungsunterschied so gewählt ist, dass
die Drehzahl der Vorderachse größer ist
als die Drehzahl der Hinterachse.
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Bei
dieser Ausführungsform
kann in besonders bevorzugter Weise erreicht werden, dass während einer
Kurvenfahrt das kurvenäußere Vorderrad mit
einer größeren Drehzahl
angetrieben wird als das kurvenäußere Hinterrad.
Hierdurch kann ein untersteuerndes Fahrverhalten vermieden werden.
Es kann erreicht werden, dass das Fahrzeug von den Vorderrädern in
die Kurve hineingezogen wird. Hierdurch kann insbesondere ein sportives
Fahrverhalten erreicht werden.
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Bei
dem erfindungsgemäßen Verfahren
ist es vorteilhaft, wenn das Giermoment durch das individuelle Versorgen
der Vorderräder
mit Antriebsdrehmoment auf ein Sollgiermoment geregelt wird.
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Das
Sollgiermoment kann dabei beispielsweise anhand bereits vorhandener
Sensoren ermittelt werden, einschließlich des Lenkwinkels, der Längs- und
Querbeschleunigung sowie der Fahrzeuggeschwindigkeit. Generell ist
es natürlich
auch denkbar, einen eigenen Giersensor bereitzustellen.
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Dabei
versteht sich ebenfalls, dass das Sollgiermoment kein fester wert
sein muss. Das Sollgiermoment kann vielmehr durch manuelle Vorgaben
beeinflusst werden, beispielsweise wenn eine mehr sportliche Fahrweise
oder eine mehr komfortable Fahrweise gewünscht ist.
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Gemäß einer
weiteren bevorzugten Ausführungsform
des erfindungsgemäßen Verfahrens
erfolgt ein Schritt des Beeinflussens des Giermomentes durch individuelles
Abbremsen der Räder
des Fahrzeugs erst dann, wenn das Sollgiermoment durch das individuelle
Versorgen der Vorderräder
mit dem Antriebsdrehmoment nicht auf das Sollgiermoment geregelt
werden kann.
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Das
individuelle Abbremsen der Räder
des Fahrzeugs ist eine Technik, die allgemein unter der Bezeichnung „ESP" in der Fachwelt
bekannt ist. Dieses Regelverfahren verhindert insbesondere ein seitliches
Ausbrechen des Fahrzeugs, auch in querdynamisch kritischen Situationen.
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Da
solche ESP-Regeleingriffe generell einen hemmenden Einfluss auf
die Fahrdynamik haben, ist es vorteilhaft, wenn gemäß der vorliegenden
Erfindung zunächst
versucht wird, das Sollgiermoment quasi aktiv einzuregeln, durch
Versorgen der angetriebenen Räder
mit dem geeigneten Antriebsdrehmoment. Erst dann, wenn dies eine
Instabilität
des Fahrzeugs nicht mehr verhindern kann, wird auf das klassische
ESP-Regeln übergegangen.
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Insgesamt
wird so eine höhere
Sicherheit erzielt, es ergeben sich deutlich weniger ESP-Eingriffe.
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Ferner
ist es von besonderem Vorteil, wenn der Schritt des Beeinflussens
des Giermomentes während
der Kurvenfahrt durch individuelles Versorgen der Vorderräder mit
Antriebsdrehmoment beinhaltet, wenigstens ein Vorderrad mit einer
höheren Drehzahl
anzutreiben als die Hinterraddrehzahl.
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Durch
diese Maßnahme
kann, wie bereits oben erläutert,
eine besonders hohe Fahrdynamik erzielt werden.
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Insgesamt
wird folglich ein Allradantriebsystem realisiert, das es erlaubt,
das Drehmoment an den Vorderrädern
entsprechend den Erfordernissen der Fahrdynamik und der Traktion
zu optimieren.
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Das
Hinterachsdifferential kann als herkömmliches Kegelrad-Planetendifferential
ausgebildet sein, wobei die Antriebswellen der Hinterachse getrieblich
gekoppelt sind. Es ist jedoch auch möglich, das Hinterachsdifferential
ebenfalls durch eine Kupplungsanordnung zu realisieren, die zwei
individuell ansteuerbare Reibkupplungen für das linke bzw. das rechte
Hinterrad aufweist.
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Der
Begriff Reibkupplung ist im vorliegenden Zusammenhang breit zu verstehen.
Es kann sich um Trockenreibkupplungen handeln und besonders bevorzugt
sind jedoch nass laufende Lamellenkupplungen. Der Begriff Reibkupplung
soll jedoch auch alternative Kupplungssysteme beinhalten, wie beispielsweise
Magnetpulverkupplungen.
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Ferner
ist anzumerken, dass mittels des erfindungsgemäßen Verfahrens nicht nur die
Fahrdynamik im Zugbetrieb verbessert werden kann, sondern auch im
Schubbetrieb. Beispielsweise kann bei einem Lastwechsel von Zug-
auf Schubbetrieb in einer Kurve ein bei einem Hinterachsgetriebe
generell drohendes Ausbrechen (Übersteuern)
verhindert werden, entweder das kurveninnere Vorderrad oder beide
Vorderräder
mit Drehmoment versorgt werden, so dass ein Untersteuermoment aufgebaut
wird, das dem Übersteuern
entgegenwirkt.
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Der
Gedanke der Einrichtung eines Übersetzungsunterschiedes
zwischen Hinterachse und Vorderachse derart, dass die Vorderachse
generell eine größere Drehzahl
aufweist als die Hinterachse, wird im vorliegenden Zusammenhang
ferner als eigene Erfindung betrachtet.
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Schließlich ist
anzumerken, dass die Verbindung zwischen dem Ausgang der Antriebseinheit
und den Eingangsgliedern der Reibkupplungen in der Regel direkt
erfolgt, also ohne zwischengeschaltete Trennkupplung. Dies ist jedoch
lediglich eine bevorzugte Ausgestaltung.
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Es
versteht sich, dass die vorstehend genannten und die nachstehend
noch zu erläuternden Merkmale
nicht nur in der jeweils angegebenen Kombination, sondern auch in
anderen Kombinationen oder in Alleinstellung verwendbar sind, ohne
den Rahmen der vorliegenden Erfindung zu verlassen.
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Ausführungsbeispiele
der Erfindung sind in der Zeichnung dargestellt und werden in der
nachfolgenden Beschreibung näher
erläutert.
Es zeigen:
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1 eine
schematische Draufsicht auf einen Antriebsstrang für ein Kraftfahrzeug
gemäß einer ersten
Ausführungsform
der vorliegenden Erfindung;
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2 eine
der 1 entsprechende Darstellung eines erfindungsgemäßen Antriebsstranges mit
Erläuterung
der fahrdynamischen Gesichtspunkte;
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3 eine
Draufsicht auf eine alternative Ausführungsform eines Antriebsstranges
für ein Kraftfahrzeug;
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4 eine
Draufsicht auf eine weitere alternative Ausführungsform eines erfindungsgemäßen Antriebsstranges;
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5 eine
schematische Schnittansicht eines Abschnittes einer Vorderachse
eines erfindungsgemäßen Antriebsstranges
entsprechend der Ausführungsform
der 1; und
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6 ein
Flussdiagramm einer Ausführungsform
des erfindungsgemäßen Verfahrens
zum Ansteuern eines Antriebsstranges.
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In 1 ist
eine erste Ausführungsform
des erfindungsgemäßen Antriebsstranges
generell mit 10 bezeichnet.
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Der
Antriebsstrang 10 dient zum Antrieb eines vierradgetriebenen
Kraftfahrzeugs, insbesondere eines Personenkraftwagens mit einer
Vorderachse VA und einer Hinterachse HA.
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Die
Räder der
Vorderachse VA sind mit VL bzw. mit VR bezeichnet. Die Räder der
Hinterachse HA sind mit HL bzw. HR bezeichnet.
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Das
Kraftfahrzeug wird an der Vorderachse VA gelenkt.
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Der
Antriebsstrang 10 weist eine Antriebseinheit 12 auf,
die ein Antriebsdrehmoment zur Verfügung stellt.
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Genauer
gesagt weist die Antriebseinheit 12 einen Motor 14,
im vorliegenden Fall ein Verbrennungsmotor, und ein Getriebe 16,
im vorliegenden Fall ein Stufengetriebe (beispielsweise ein Handschaltgetriebe
mit einer Anfahr- und Trennkupplung, ein automatisiertes Schaltgetriebe
ASG oder ein Doppelkupplungsgetriebe) auf.
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Die
Antriebseinheit 12 ist bei dem Kraftfahrzeug im Bereich
der Vorderachse VA quer eingebaut, genauer gesagt vor der Vorderachse
VA.
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Die
Antriebseinheit 12 weist einen Ausgang 18 in Form
eines „final
drive" auf. Der
Ausgang (final drive) 18 ist durch einen Radsatz gebildet,
der ein Rad an der Abtriebswelle des Getriebes 16 und ein Zahnrad
aufweist, das konzentrisch zu der Vorderachse VA angeordnet ist.
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Der
Ausgang 18 ist, wie nachstehend noch erläutert werden
wird, mit einer Kardanwelle bzw. Abtriebswelle 20 gekoppelt.
Die Kardanwelle 20 ist mit einem Differential 22 für die Hinterachse
(im vorliegenden Fall ein Kegelraddifferential herkömmlicher Bauart)
gekoppelt. Die Ausgänge
des Hinterachsdifferentials 22 sind mit einer linken Antriebswelle 24 der
Hinterachse HA bzw. einer rechten Antriebswelle 26 der
Hinterachse HA verbunden.
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Der
Antriebsstrang 10 ist folglich dazu ausgelegt, die Hinterachse
HA ständig
anzutreiben.
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Im
Bereich der Vorderachse VA ist ein Verteilergetriebe (PTU, power
take-off unit) 28 vorgesehen, und zwar koaxial zu der Vorderachse
VA.
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Das
Verteilergetriebe 28 weist ein Winkelgetriebe 29 auf.
Ein Tellerrad des Winkelgetriebes 29 ist koaxial zu der
Vorderachse VA angeordnet und über eine
nicht näher
bezeichnete Hohlwellenanordnung mit dem Ausgang 18 der
Antriebseinheit 12 verbunden. Das Tellerrad des Winkelgetriebes 29 steht
mit einem Kegelrad 76 der Kardanwelle 20 in Eingriff.
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Ferner
ist die Hohlwellenanordnung mit einer Kupplungsanordnung 30 für die Vorderachse
VA verbunden.
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Die
Kupplungsanordnung 30 weist ein Eingangsglied 32 auf,
das drehfest mit der Hohlwellenanordnung bzw. dem Tellerrad des
Winkelgetriebes 29 verbunden ist.
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Die
Kupplungsanordnung 30 weist eine erste Reibkupplung 34 auf,
die das Eingangsglied 32 mit einer linken Antriebswelle 36 der
Vorderachse VA verbindet. Ferner weist die Kupplungsanordnung 30 eine
zweite Reibkupplung 38 auf, die das Eingangsglied 32 mit
einer rechten Antriebswelle 40 der Vorderachse VA verbindet.
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Die
Vorderachse VA weist keine weitere getriebliche Kupplung zwischen
den Antriebswellen 36, 40 der Vorderachse auf,
insbesondere kein herkömmliches
Achs- bzw. Querdifferential.
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Die
Reibkupplungen 34, 38 sind jeweils konzentrisch
zu der Vorderachse VA angeordnet. Die Reibkupplungen 34, 38 sind
in Bezug auf den Ausgang 18 der Antriebseinheit 12 auf
der gegenüber
liegenden Seite der Kardanwelle 20 angeordnet.
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Die
linke Antriebswelle 36 verläuft von einem nicht näher bezeichneten
Ausgangsglied der ersten Reibkupplung 34 durch die Hohlwellenanordnung hindurch
zu dem linken Vorderrad VL.
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Bei
dem dargestellten Antriebsstrang wird der Hinterachse HA ständig Antriebsmoment
zugeteilt. Wenn die Reibkupplungen 34, 38 geöffnet sind, erfolgt
der Antrieb des Kraftfahrzeuges ausschließlich über die Hinterachse HA (von
einem gegebenenfalls anfallenden Schleppmoment abgesehen).
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Die
Reibkupplungen 34, 38 sind vorzugsweise als nass
laufende Lamellenkupplungen ausgebildet. Die Reibkupplungen 34, 38 können individuell bzw.
unabhängig
voneinander angesteuert werden. Demzufolge kann je nach Bedarf und
Fahrsituation Antriebsmoment zusätzlich
zu der Hinterachse zu beiden Vorderrädern VL, VR oder nur zu einem
der Vorderräder
VL, VR übertragen
werden. Die Vorderräder
werden demzufolge nach dem „Hang-On-Prinzip" nach Bedarf zugeschaltet.
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Ferner
ist zwischen der Vorderachse VA und der Hinterachse HA ein Übersetzungsunterschied von
0,1 bis 20 %, vorzugsweise von 0,2 bis 10 %, und insbesondere von
0,5 bis 3 %, im vorliegenden Fall von 1,5 % eingerichtet. Der Übersetzungsunterschied
ist so gewählt,
dass die Vorderräder
VL, VR bei geschlossenen Reibkupplungen 34, 38 jeweils eine
höhere
Drehzahl haben als die Hinterräder
HL, HR.
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2 zeigt,
wie der Antriebsstrang 10 zur positiven Beeinflussung der
Fahrdynamik benutzt werden kann.
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Dabei
wird in 2 von einer Kurvenfahrt nach
links ausgegangen. Der Radius der Vorderachse ist dabei mit RV bezeichnet.
Der Radius der Hinterachse ist mit RH bezeichnet. Naturgemäß ist der Radius
RV größer als
der Radius RH.
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Von
der Antriebseinheit 12 wird über die Kardanwelle 20 und
das Hinterachsdifferential 22 auf die Hinterräder HL,
HR jeweils ein Antriebsdrehmoment 50 ausgeübt.
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Bei
der Kurve nach links wird dann in erster Linie die Reibkupplung 38 für das kurvenäußere Vorderrad
VR betätigt,
so dass dieses ein Antriebsdrehmoment 52 erhält. Da die
Reibkupplung 34 für
das kurveninnere Vorderrad VL nicht oder jedenfalls geringer belastet
wird, wird dem kurveninneren Vorderrad weniger oder gar kein Antriebsdrehmoment
zugeteilt.
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Hierdurch
kann erreicht werden, dass das Fahrzeug über das kurvenäußere Vorderrad
VR quasi in die Kurve hineingezogen wird.
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Dieser
Effekt wird noch dadurch gesteigert, dass die Drehzahl der Vorderachse
VA größer ist
als die Drehzahl der Hinterachse HA. Auch hierdurch kann der größere Radius
des kurvenäußeren Vorderrades
VR im Vergleich zu den Radien der Hinterräder HL, HR ausgeglichen werden,
zumindest teilweise. Im Extremfall kann der größere Radius sogar überkompensiert
sein. Dies hängt
im Wesentlichen von dem gewählten
Kurvenradius ab. Der oben gewählte Wert
von 1,5 % für
den Übersetzungsunterschied
ist beispielsweise so gewählt,
dass für
enge Kurven ein übersteuerndes
Fahrverhalten eingerichtet ist, und für weitere Kurven mit größerem Kurvenradius
ein leicht untersteuerndes Verhalten, um das Fahrzeug insbesondere
bei höheren
Geschwindigkeiten stabil zu machen.
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Typische Übersetzungsunterschiede
zur Erzielung eines solchen Fahrverhaltens liegen im Bereich von
0,1 bis 20 %, insbesondere 0,2 bis 10 %, vorzugsweise 0,5 bis 3
%, besonders vorzugsweise im Bereich von 1 bis 2 %. Exakte Angaben
sind jedoch von Fahrzeug zu Fahrzeug verschieden. Je belastbarer
die Reibkupplungen sind desto höher
kann der Unterschied gewählt
werden.
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Mit
dem erfindungsgemäßen Antriebsstrang lassen
sich folgende Vorteile erzielen:
Es ergibt sich eine wesentliche
Verbesserung der Fahrdynamik. Durch die Beaufschlagung des kurvenäußeren Vorderrades
VR mit Antriebsdrehmoment 52 lässt sich, wie es in 2 gezeigt
ist, ein positives bzw. übersteuerndes
Giermoment 54 in Kurvenrichtung erzeugen.
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Wenn
hingegen auch das kurveninnere Vorderrad VL oder nur das kurveninnere
Vorderrad VL mit Antriebsdrehmoment 56 beaufschlagt wird
(in 2 gestrichelt dargestellt), kann auch ein negatives
Giermoment bzw. untersteuerndes Giermoment 58 erzeugt werden.
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Bei
Aufbringung eines positiven Giermomentes 54 während der
Kurvenfahrt kann ein untersteuerndes Fahrverhalten vermieden werden.
Es wird ein sportives Fahrverhalten erreicht. Es ergibt sich hierdurch
eine höhere
Sicherheit und weniger ESP-Regelvorgänge.
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Ferner
wird im Grenzbereich eine mögliche Instabilität an der
Hinterachse in Folge Seitenkraftverlust durch Leistungsüberschuss
vermieden, indem bei auftretendem Seitenkraftverlust die Vorderachse
mit Drehmoment beaufschlagt wird. Hierdurch wird ein Übersteuern
verhindert. Auch dies erhöht
die Sicherheit und die Anzahl der ESP-Regelvorgänge kann verringert werden.
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Bei
Kurvenfahrt kann ein Lastwechselübersteuern
durch Ansteuern von beiden Kupplungen oder nur der Kupplung des
inneren Vorderrades verhindert werden. Dabei wirkt sich im Schubbetrieb
das erhöhte
Vorderachslastpotential günstig
aus (aufgrund dynamischer Achslastverlagerung).
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Vorteilhaft
ist auch die Tatsache, dass im Normalfall die Hinterachse angetrieben
wird. Hierdurch wird bei der Beschleunigung primär die angetriebene Achse belastet,
und zwar aufgrund der dynamischen Achslastverlagerung.
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Aufgrund
der unabhängig
wirkenden Reibkupplungen 34, 38 kann das Drehmoment
auf das Rad mit dem höheren
Reibwert übertragen
werden, insbesondere bei einer μ-Split-Situation.
Hierdurch ergibt sich eine Traktionsverbesserung.
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Auch
ein Verspannen des Antriebsstranges bei Kurvenfahrt (beispielsweise
beim Einparken oder in Parkhäusern)
wird verringert. Es ergibt sich hierdurch ein besserer Wirkungsgrad
und ein geringerer Reifenverschleiß. Auch Quietschgeräusche können reduziert
werden.
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Durch
den Entfall des herkömmlichen
Vorderachsdifferentials (beispielsweise Kegelraddifferentials) lässt sich
ein kostengünstiges
fahrdynamisches Vierradsystem darstellen, das eine positive Einflussnahme
auf das Giermoment erzielen kann.
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In 3 ist
ein alternativer Antriebsstrang 10 gemäß der vorliegenden Erfindung
generell mit 10' bezeichnet.
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Der
Antriebsstrang 10' unterscheidet
sich von dem Antriebsstrang 10 der 1 dadurch,
dass die Antriebseinheit 12' im
Bereich der Hinterachse angeordnet ist. Im übrigen ist die Funktionsweise
jedoch identisch. Es wird ständig
die Hinterachse HA angetrieben und die Vorderachse VA wird über eine Kupplungsanordnung 30' mit individuell
ansteuerbaren Reibkupplungen angetrieben.
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4 zeigt
eine weitere alternative Ausführungsform
eines erfindungsgemäßen Antriebsstranges 10''.
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Bei
dieser Ausführungsform
ist die Antriebseinheit 12'' ebenfalls im
Bereich der Vorderachse VA angeordnet, jedoch diesmal in Längsbauweise,
so dass das Getriebe 16'' hinter dem
Motor 14'' angeordnet
ist.
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Der
Ausgang des Getriebes 16'' ist unmittelbar
mit der Kardanwelle 20'' verbunden.
Der Abtrieb zur Vorderachse kann beispielsweise über ein Zahnrad erfolgen, das
von der Kardanwelle 20'' angetrieben
wird und über
eine Welle (beispielsweise auch eine schräge Welle) mit einem weiteren
Zahnrad an der Vorderachse VA verbunden ist.
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Die
Vorderachse VA kann dabei unter der Antriebseinheit 12'' durch verlaufen, oder auch durch die
Antriebseinheit 12'' hindurch verlaufen.
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Ansonsten
ist der generelle Aufbau und die Funktionsweise identisch zu dem
Antriebsstrang 10 der 1.
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In 5 ist
eine beispielhafte Konstruktion der Vorderachse VA eines weiteren
erfindungsgemäßen Antriebsstranges 10'' gezeigt.
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Die
in 5 dargestellte Konstruktion kann beispielsweise
in dem Antriebsstrang 10 der 1 implementiert
sein.
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Dabei
weist das Verteilergetriebe 28 einen ersten Hohlwellenabschnitt 60 auf,
der drehfest mit einem (in 5 nicht
dargestellten) Zahnrad des Final-Drive-Ausgangs 18 des
Getriebes 16 verbunden ist.
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Der
erste Hohlwellenabschnitt 60 und das mit diesem drehfest
verbundene Antriebszahnrad liegen dabei in Bezug auf eine Kardanlängsachse 62 auf
einer Seite, beispielsweise auf der linken Seite des Kraftfahrzeuges
(in Fahrtrichtung gesehen). Der erste Hohlwellenabschnitt 60 kann
dabei, wie dargestellt, noch innerhalb eines Gehäuses 63 des Getriebes 16 angeordnet
sein.
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Koaxial
zu der Vorderachse VA ist das Verteilergetriebe 28 vorgesehen.
In diesem ist ein zweiter Hohlwellenabschnitt 64 drehbar
gelagert, der drehfest mit dem ersten Hohlwellenabschnitt 60 verbunden
ist. Die Hohlwellenabschnitte 60, 64 umgeben die
linke Antriebswelle 36 der Vorderachse VA.
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An
dem zweiten Hohlwellenabschnitt 64 ist eine Trägerhülse 66 festgelegt.
An der Trägerhülse 66 ist
ein Tellerrad 68 festgelegt, das zum Antrieb der Kardanwelle 20 dient.
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Die
Trägerhülse 66 ist
mittels eines ersten Lagers 70 und eines zweiten Lagers 72 in
X-Anordnung gelagert.
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In 5 ist
ferner zu erkennen ein Kardanwellenstummel 74, an dessen
vorderem Ende ein Kegelrad 76 ausgebildet ist, das mit
dem Tellerrad 68 in Eingriff steht. Es kann sich hierbei
um einen Hypoidverzahnungseingriff handeln.
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Der
Kardanwellenstummel 74, der mit der Kardanlängsachse 62 ausgerichtet
ist, ist ebenfalls mittels zweier Lager gelagert, die in O-Anordnung vorgesehen
sind.
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Der
zweite Hohlwellenabschnitt 64 erstreckt sich über das
Tellerrad 68 zur rechten Seite hinaus und ist mit einem
gemeinsamen Eingangsglied 32 der Kupplungsanordnung 30 verbunden über die
Trägerhülse 66.
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Das
Eingangsglied 32 weist einen T-Steg 82 auf, zu
dessen linker Seite die Reibkupplung 34 und zu dessen rechter
Seite die Reibkupplung 38 angeordnet ist.
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Auf
den gegenüberliegenden
Seiten der Reibkupplungen 34, 38 sind jeweils
ein erster Hydraulikaktuator 84 zur Betätigung der ersten Reibkupplung 34 bzw.
ein zweiter Hydraulikaktuator 86 zur Betätigung der
zweiten Reibkupplung 38 vorgesehen.
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Das
Ausgangsglied der ersten Reibkupplung 34 ist mit der linken
Antriebswelle 36 verbunden. Das Ausgangsglied der zweiten
Reibkupplung 38 ist mit der rechten Antriebswelle 40 verbunden.
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Das
Verteilergetriebe 28 weist ein Gehäuse 90 auf, mit einem
Grundgehäuse 92,
das in seitlicher Richtung an das Getriebegehäuse 63 angeflanscht ist.
In Richtung der Vorderachse VA schließt sich nach rechts an das
Grundgehäuse 92 ein
Zwischengehäuse 94 an,
in dem der ersten Hydraulikaktuator 84 aufgenommen ist.
Hieran schließt
sich ein Gehäusedeckel 96 an,
in dem der zweite Hydraulikaktuator 86 aufgenommen ist.
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Die
rechte Antriebswelle 40 tritt aus dem Gehäusedeckel 96 aus
und ist darin mittels eines Lagers gelagert.
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Die
linke Antriebswelle 36 geht durch die Hohlwellenabschnitte 60, 64 hindurch
und tritt in das Getriebegehäuse 63 ein,
aus dem es zur linken Seite austritt (vergleiche 1).
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In
Richtung zur Hinterachse schließt
sich an das Grundgehäuse 92 ein
Kardanwellengehäuse 98 an,
in dem der Kardanwellenstummel 74 drehbar gelagert ist.
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Das
erste Lager 70 zum Lagern der Trägerhülse 66 stützt sich
in dem Grundgehäuse 92 ab.
Das zweite Lager 72 zur Lagerung der Trägerhülse 66 ist in dem
Zwischengehäuse 94 festgelegt.
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Es
versteht sich, dass die Reibkupplungen 34, 38 mittels
der Hydraulikaktuatoren 84, 86 geregelt angesteuert
werden können.
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Die
Regelung kann auf vorhandene Sensorik im Fahrzeug zurückgreifen,
beispielsweise Raddrehzahlsensoren für ABS/ESP, auf Beschleunigungssensoren,
Fahrzeuggeschwindigkeitssensoren, etc.
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Die
Regelung hat das Ziel, das Sollverhalten des Fahrzeugs zu erfassen,
das Ist-Fahrverhalten des Fahrzeugs in Bezug auf Längs- und
Querdynamik zu erkennen, und bei einer Regelabweichung automatisch
zu beeinflussen.
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Wird
an der primär
angetriebenen Hinterachse HA ein Radschlupf erkannt, so kann durch
Ansteuern einer oder beider Reibkupplungen 34, 38 die Traktion
sowie die Fahrstabilität
erhöht
werden.
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Wird
zum Beispiel bei beschleunigter Kurvenfahrt ein „Untersteuern" erkannt, so wird
die Kupplung am jeweils kurvenäußeren Vorderrad
VL, VR angesteuert, um an diesem Rad zusätzlich Drehmoment aufzubauen.
Dadurch wird dem untersteuernden Fahrverhalten entgegengewirkt.
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Wird
z.B. bei einer Kurvenfahrt ein Übersteuern
erkannt, so kann durch gezieltes Ansteuern der Kupplung des kurveninneren
Vorderrades oder beider Reibkupplungen ein entsprechendes Giermoment
erzeugt werden, das dem Übersteuern
entgegenwirkt.
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Insgesamt
wird so ein Radantrieb realisiert, der es erlaubt, das Drehmoment
an den Vorderrädern
entsprechend den Erfordernissen der Fahrdynamik und der Traktion
zu optimieren.
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In 6 ist
eine bevorzugte Ausführungsform
des erfindungsgemäßen Verfahrens
zum Ansteuern eines Antriebsstranges generell mit 100 bezeichnet.
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Das
erfindungsgemäße Verfahren 100 weist nach
einem Startschritt S1 einen Schritt S2 auf, in dem z.B. ein Lenkwinkel
und eine Querbeschleunigung sowie gegebenenfalls einen Gierwinkel und/oder
eine Gierwinkelgeschwindigkeit erfasst werden, um einen Sollzustand
der Fahrdynamik und einen Ist-Zustand der Fahrdynamik zu erfassen.
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In
einem Schritt S3 wird anschließend
gefragt, ob das Fahrzeug eine Kurve fährt. Falls dies der Fall ist,
erfolgt im Schritt S4 eine aktive Giermomentregelung, und zwar durch
gezieltes Beeinflussen der Reibkupplungen 34, 38 der
Kupplungsanordnung 30, wie oben beschrieben.
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In
Schritt S5 wird abgefragt, ob das Ziel – bzw. Sollgiermoment erreichbar
ist. Wenn dies der Fall ist, wird die aktive Giermomentregelung
im Schritt S4 fortgesetzt, um so aktiv das Sollgiermoment einzuregeln.
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Wenn
durch die Erfassung des Istzustandes der Fahrdynamik erfasst wird,
dass das Zielgiermoment mittels der aktiven Giermomentregelung nicht erreichbar
ist (N im Schritt S5), erfolgt eine passive Giermomentregelung im
Schritt S6, bei der mittels des herkömmlichen ESP-Regelsystems einzelne
Räder des
Fahrzeugs gezielt abgebremst werden, um das Fahrzeug zu stabilisieren.