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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 6 378 677 B1 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 36 35 406 C2 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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Aus der
DE 39 08 152 A1 ist eine Vorder- und Hinterradantriebsvorrichtung für ein Kraftfahrzeug bekannt, das eine ständig angetriebene Hinterradachse und eine ständig angetriebene Vorderachse aufweist, mit einer Antriebseinheit, deren Ausgang mit einem Eingangsglied des Differentials der Hinterachse und mit einer Kupplungsanordnung zum Antreiben der Vorderachse verbunden ist, wobei die Kupplungsanordnung eine erste und eine zweite Reibkupplung aufweist, die unabhängig voneinander ansteuerbar sind, wobei deren Eingangsglieder mit dem Ausgang der Antriebseinheit verbunden sind und wobei deren Ausgangsglieder mit einer linken und einer rechten Antriebswelle der Vorderachse verbunden sind, wobei zwischen der Hinter- und der Vorderachse ein Übersetzungsunterschied einstellbar ist.
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Aus der automobiltechnischen Zeitschrift 2/2004, Seite 92 bis 102 ist ein Verfahren zur aktiven Fahrdynamikregelung bekannt, bei dem das Momentengleichgewicht um die Fahrzeughochachse durch Regelung der Antriebsmomente zwischen Vorderachse und Hinterachse ausgeglichen wird.
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Aus der
EP 1 142 745 A1 ist ein Antriebskraftsteuerungssystem für vierradangetriebene Fahrzeuge bekannt, bei dem die Vorderräder und die Hinterräder in einem Verriegelungsmodus miteinander drehfest verbunden werden können.
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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 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, wobei zwischen der Hinter- und der Vorderachse ein fester Übersetzungsunterschied eingerichtet ist, der so gewählt ist, dass die Drehzahl der Vorderachse größer ist als die Drehzahl der Hinterachse.
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Ferner wird die obige Aufgabe gelöst durch ein Verfahren zum Ansteuern eines Antriebsstranges eines Kraftfahrzeuges, des oben genannten Typs, dessen linkes und rechtes Vorderrad nach Bedarf unabhängig voneinander angesteuert werden, mit den Schritten:
- – Erfassen, wenn mit dem Kraftfahrzeug eine Kurve gefahren wird, und
- – Regelung des Giermomentes auf ein Sollgiermoment 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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Dadurch kann 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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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% liegt.
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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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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 der Regelung des Giermomentes während der Kurvenfahrt durch individuelles Versorgen der Vorderräder mit Antriebsdrehmoment beinhaltet, dass wenigstens ein Vorderrad mit einer höheren Drehzahl angetrieben wird als die Drehzahl der Hinterräder.
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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, 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.
