DE3816632C2

DE3816632C2 - Hydrostatische Kupplung

Info

Publication number: DE3816632C2
Application number: DE3816632A
Authority: DE
Inventors: Toji Takemura; Takashi Okubo
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 1987-05-14
Filing date: 1988-05-16
Publication date: 1997-08-28
Anticipated expiration: 2008-05-17
Also published as: DE3816632A1; JPH0826902B2; JPS63285334A; US4921085A

Description

Die Erfindung betrifft eine hydrostatische Kupplung mit einer ersten, antreibenden Kupplungshälfte mit Radialkolben, die in fluiddichter Weise gleitbar in auswärts gerichteten Zylinder öffnungen angeordnet sind, und mit ihren radial inneren Stirnflächen volumenveränderliche Fluiddruckkammern begren zen, sowie mit ihrer anderen, radial auswärts weisenden, ge krümmten Stirnfläche im Eingriff mit einer Kurvensteuerfläche sind, die entlang eines Innenumfangs einer zweiten, koaxialen Kupplungshälfte, die die erste Kupplungshälfte umgibt, ausge bildet ist, und mit einer Hydraulikfluid-Steuereinrichtung, verbunden mit den Fluiddruckkammern.

Aus der US-PS 2 595 479 (Nelson) ist eine veränderliche Drehmomentübertragungskupplung bekannt, die ein Paar koaxia ler Wellen drehmomentübertragend verbindet. Innerhalb eines äußeren Gehäuseringes der einen Welle ist ein zylindrischer Rotor der anderen Welle angeordnet. Innerhalb des Rotors sind druckfluidbelastete Rollen in Anlage an der Kurveninnenfläche des äußeren Gehäuseringes der anderen Kupplungshälfte ange ordnet, wobei die Rollen, die in einer Ausnehmung angeordnet sind, diese in eine Hochdruckkammer und in eine Niederdruck kammer jeweils unterteilen. Die Fluidkanäle, in denen die Rollen radial gleitbar aufgenommen sind, stehen über eine Ventilanordnung mit einer Fluiddruck-Abgabekammer in Verbin dung, wobei das Ventil bei normaler Drehmomentübertragung ge schlossen ist. Bei Auftreten eines übermäßig hohen Drehmomen tes entweicht das druckbelastete Fluid durch das Ventil, wo durch ein Kupplungsschlupf gestattet wird. Bei dieser Lösung geht eine Drehzahldifferenz zwischen den Wellen mit verhält nismäßig großen Drehmomentschwankungen einher.

Der Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, eine hydro statische Kupplung der eingangs genannten Art zu verbessern, derart, daß Drehmomentschwankungen oder eine Drehmomentände rung bei Auftreten einer Drehzahldifferenz zwischen den Kupp lungshälften im wesentlichen beseitigt oder minimiert sind.

Die vorerwähnte Aufgabe wird bei einer hydrostatischen Kupp lung der eingangs genannten Art erfindungsgemäß dadurch ge löst, daß eine volumenveränderliche Fluidsammelkammer in Ver bindung mit der ersten Kupplungshälfte vorgesehen ist, wobei die Fluiddruckkammern durch Fluidzuführungskanäle und darin angeordnete Rückschlagventile sowie durch Fluidabführungska näle und zugehörige Rückschlagventile ausschließlich mit der Fluidsammelkammer verbunden sind, und daß die Kurvensteuer fläche profiliert ist, derart, daß ein konstantes Übertra gungsdrehmoment zwischen der ersten und zweiten Kupplungs hälfte unabhängig von Drehzahl- oder Winkellagendifferenzen zwischen der ersten und zweiten Kupplungshälfte übertragen ist.

Eine vorteilhafte Ausführungsform der Erfindung besteht dar in, daß jeder der Radialkolben in Gleitkontakt mit der Kur vensteuerfläche an zwei Stellen ist, die axial entlang der Drehachse versetzt bzw. voneinander getrennt sind.

Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen des Erfindungsgegenstan des sind in den übrigen Unteransprüchen dargelegt.

Die Erfindung wird nachstehend anhand von Ausführungsbeispie len und zugehörigen Zeichnungen näher erläutert. In diesen zeigen:

Fig. 1 einen Radialschnitt eines ersten Ausführungsbeispie les einer hydrostatischen Kupplung nach der vorlie genden Erfindung,

Fig. 2 einen Axialschnitt entlang der Linie I-I nach Fig. 1,

Fig. 3 eine schematische Draufsicht auf den Antriebszug ei nes Fahrzeuges mit Vierradantrieb und Anwendung des ersten Ausführungsbeispieles der Erfindung,

Fig. 4 eine schematische Darstellung, die verwendet wird, um verschiedene Parameter zu erläutern, die bei der Be stimmung der Kontur einer Kurvensteuerfläche von Be deutung sind,

Fig. 5 Drehmomentkennlinien,

Fig. 6 eine Drehmomentübertragungscharakteristik, die durch das erste Ausführungsbeispiel der Erfindung erreicht wird,

Fig. 7 eine schematische Teilschnittdarstellung eines zwei ten Ausführungsbeispieles einer hydrostatischen Kupp lung,

Fig. 8 einen Spannungsellipsoid im Falle einer Einpunktbe rührung,

Fig. 9 einen Spannungsellipsoid im Falle einer Zweipunktbe rührung,

Fig. 10 eine Ansicht ähnlich derjenigen in Fig. 12, mit einem dritten Ausführungsbeispiel einer hydrostatischen Kupplung nach der vorliegenden Erfindung,

Fig. 11 eine Ansicht ähnlich derjenigen in Fig. 3, mit einem Antriebszug eines Fahrzeuges mit Vierradantrieb, ent haltend ein viertes Ausführungsbeispiel einer hydro statischen Kupplung nach der vorliegenden Erfindung, und

Fig. 12 einen Axialschnitt des vierten Ausführungsbeispieles der Erfindung.

Bezugnehmend auf die beigefügten Zeichnungen werden nachfol gend Ausführungsbeispiele der vorliegenden Erfindung erläu tert. In jedem dieser Ausführungsbeispiele ist die Erfindung als ein drehzahldifferenzabhängiges Verbindungsglied bzw. Ge lenk ausgestaltet, das in einem Antriebszug für ein Fahrzeug mit Vierradantrieb, und zwar eines Fahrzeuges mit Hinterrad antrieb und hintenliegendem Motor angeordnet ist.

Bezugnehmend auf die Fig. 1 bis 3 wird die Konstruktion und der Aufbau des ersten Ausführungsbeispieles einer hydrostati schen Kupplung in Form eines drehzahldifferenzabhängigen Ver bindungsgliedes 1 erläutert.

Wie in Fig. 2 gezeigt ist, ist das drehzahldifferenzabhängige Verbindungsglied A1 in einem Vorderrad-Antriebssystem eines Kraftfahrzeuges mit Vierradantrieb eingebaut, das als Grund lage einen Hinterradantrieb verwendet.

Die hydrostatische Kupplung wird als Zentraldifferential ver wendet und als ein Drehmomentaufteildungssystem, für die Übertragung des Drehmomentes auf die Vorderräder.

Betreffend die Antriebssysteme eines vierradgetriebenen Fahr zeuges, an dem das erste Ausführungsbeispiel des Verbindungs gliedes Al angewandt wird, weist das Hinterrad-Antriebssystem einen Heckmotor 1, ein Getriebe 2 (mit einer Kupplung), ein Hinterachsdifferential 3, Hinterachsantriebswelle 4, 5, hinte re Antriebswellengelenke 6 und Hinterräder 7, 8 auf. Das Vor derrad-Antriebssystem umfaßt einen Übertragungsgetriebezug 9, ein erstes und zweites Universalgelenk 13, eine zentrale Kar danwelle 11, eine hintere Kardanwelle 10, das vorerwähnte drehzahldifferenzabhängige Verbindungsglied bzw. Gelenk A1, eine vordere Kardanwelle 12, ein drittes Universalgelenk 13, ein Zentrallager 14, ein vorderes Differential 15, vordere Antriebs- bzw. Gelenkwelle 16, 17, vordere Antriebswellenge lenke 18 und Vorderräder 19, 20. Die zentrale Kardanwelle 11 und die vordere Kardanwelle 12 dienen als Eingangswelle zu bzw. als Ausgangswelle von dem drehzahldifferenzabhängigen Verbindungsglied bzw. Gelenk A1.

Nachfolgend wird der Aufbau des drehzahldifferenzabhängigen Verbindungsgliedes A1 - nachfolgend als Gelenk bezeichnet - erläutert.

Wie in den Fig. 1 und 2 gezeigt ist, weist das erste Ausfüh rungsbeispiel des drehzahldifferenzabhängigen Gelenkes A1 ei ne erste Kupplungshälfte in Form eines Rotors 40, eine zweite Kupplungshälfte in Form eines Antriebsgehäuses 30 und Radial kolben 50, sich radial nach außen öffnende Bohrungen in Form von Zylinderbohrungen 42, volumenveränderliche Fluiddruckkam mern 60, Ausgleichskanäle 70, 71, Fluidzuführungskanäle 80, 81, 82, Fluidabführungskanäle 90, 91, 92 und eine Fluidsam melkammer 100 auf.

Das Antriebsgehäuse 30 ist fest an der Eingangswelle in Form der zentralen Kardanwelle 11 durch Schrauben befestigt. Ent lang der inneren Umfangswandung des Antriebsgehäuses 30 ist eine innere Kurvensteuerfläche 31 ausgebildet. Die Kurven steuerfläche 31 besitzt eine solche Kontur, daß unabhängig von der Winkellage des Rotors 40 relativ zu dem Antriebsge häuse 30, d. h. bei jeder Winkellage des Rotors 40, im wesent lichen das gleiche Verhältnis bzw. der gleiche Teil des Ein gangsdrehmomentes von dem Rotor 40 auf das Antriebsgehäuse 30 beim Auftreten einer Drehzahldifferenz zwischen dem Rotor 40 und dem Antriebsgehäuse 30 übertragen wird. Mit anderen Wor ten besitzt die Kurvensteuerfläche 31 eine solche Kurvenform, daß das Gesamtdrehmoment T, das von dem einen auf das andere Teil bezüglich des ersten und zweiten Drehteiles während ei ner relativen Drehzahldifferenz bei einer Winkellage θ, die irgendeine mögliche Winkellage zwischen dem ersten und zwei ten Drehteil ist, im wesentlichen das gleiche ist wie das Ge samtdrehmoment, das während einer relativen Drehzahldifferenz zwischen erstem und zweitem Drehteil unter irgendeiner ande ren Winkellage, die durch diese Teile eingenommen wird, über tragen wird.

Der Rotor 40 ist in dem Antriebsgehäuse 30 angeordnet und wird durch die Kurvensteuerfläche 31 umhüllt. Er ist fest an der Ausgangswelle, die die vordere Kardanwelle 12 bildet, durch Schrauben befestigt, eine Axialbewegung des Rotors 40 relativ zu dem Antriebsgehäuse 30 wird durch eine Anschlag platte 41 (siehe Fig. 2) verhindert, die an dem Antriebsgehäu se 30 durch Schrauben befestigt ist, ohne daß hierdurch eine relative Drehbewegung behindert wird, so daß diese zugelassen ist. Wie am besten aus Fig. 1 ersichtlich, ist der Rotor 40 mit sechs solcher sich radial nach außen öffnender Zylinder öffnungen 42 versehen, deren eine Endöffnung sich jeweils ge genüberliegend zu der Kurvensteuerfläche 31 öffnet. Diese Zy linderöffnungen 42 sind mit ihren Öffnungen abfolgend in gleichen Winkelabständen äquidistant angeordnet.

Die Radialkolben 50 sind gleitbar in den zugehörigen Zylin deröffnungen 42 fluiddicht unter Verwendung von Dichtungsrin gen 51 angeordnet. Jeder der Radialkolben 50 hat eine kugel kalottenartig gerundete Kontaktfläche 50a, die in Gleitein griff und Anlage mit der Kurvensteuerfläche 31 ist.

Der Krümmungsradius jeder der Kontaktflächen 50a ist größer als der Radius einer Antriebskugel, die gleitbar in die zuge hörige Zylinderöffnung 42 eingesetzt wäre, andererseits aber geringer als der Krümmungsradius an irgendeiner Stelle der Kurvensteuerfläche 31. Diese Festlegung ist für eine erhöhte bauliche Festigkeit für die Übertragung hoher Drehmomente be sonders günstig und wirksam.

Die volumenveränderlichen Fluiddruckkammern 60 werden in den Zylinderöffnungen 42 durch die zugehörigen Radialkolben 50 begrenzt. Jede dieser Fluiddruckkammern 60 ist einer Volumen veränderung unterworfen, wenn die zugehörigen Radialkolben Hubbewegungen ausführen.

Die drei Ausgleichskanäle 70 sind in dem Rotor 40 ausgebil det, wobei sie jeweils die Fluiddruckkammern 60 gleichphasig während des hin- und hergehenden Hubes der Radialkolben 50 verbinden. Sie besitzen jeweils axiale Zweigkanäle, die zu der Fluidsammelkammer 100 führen. Wie am besten in Fig. 2 zu sehen, ist eine Fluiddrosselstelle 72 in jedem der axialen Kanäle 71 vorgesehen.

Der Fluidzuführungskanal 80 ist vorgesehen, um eine Verbin dung zwischen der Fluidsammelkammer 100 und jeder der Fluid druckkammern 60 herzustellen und er umfaßt einen zentralen Axialkanal 82 und drei Radialkanäle 81, die sich radial von dem mittleren Axialkanal 82 aus erstrecken. In jedem der Ra dialkanäle 81 ist ein Rückschlagventil 83 vorgesehen, das ei ne Kugel enthält und vorgesehen ist, um lediglich eine Hy draulikfluidströmung in einer Richtung zu der zugehörigen Fluiddruckkammer 60 von der Fluidsammelkammer 100 aus zuzu lassen. Das Rückschlagventil 83 enthält eine Ventilkugel 83a, eine Ventilfeder 83b und einen Ventilkäfig 83c.

Die Fluidabführungskanäle 90 sind vorgesehen, um eine Verbin dung zwischen der Fluidsammelkammer 100 und jeder solchen Fluiddruckkammer 60 herzustellen, die nicht mit einem der Ra dialkanäle 81 des Fluidzuführungskanales 80 verbunden ist. Die Fluidabführungskanäle 90 umfassen drei Axialkanäle 92 und drei Radialkanäle 91, die sich radial von den Axialkanälen 92 aus jeweils erstrecken. Wie am besten aus Fig. 2 ersichtlich, ist in jedem der Axialkanäle 92 ein Rückschlagventil 93 vom Kugelventiltyp vorgesehen. Die Rückschlagventile 93 enthalten eine Ventilkugel 93a, eine Ventilfeder 93b und einen Ventil käfig 93c.

Die Fluidsammelkammer 100 ist veränderlich, um eine Verände rung im Volumen des Hydraulikfluides, das in den Fluiddruck kammern 60, den Ausgleichskanälen 70, dem Fluidzuführungska nal 80 und den Fluidabführungskanälen 90 enthalten ist, auf zunehmen. Die Fluidsammelkammer 100 wird durch einen Spei cherkolben 101 begrenzt, der fluiddicht gleitbar durch den Rotor 40 für eine axiale hin- und hergehende Bewegung relativ zu dem Rotor 40 gelagert ist. Der Speicherkolben 101 wird durch eine Schraubenfeder 103 vorgespannt, die betrieblich zwischen dem Speicherkolben 101 und einem Federlager 102 an geordnet ist. Im Mittelteil des Speicherkolbens 101 ist ein Dichtungsstopfen 104 angeordnet, um Luft und Hydraulikfluid entfernen zu können. Durch diesen Dichtungstopfen 104 kann das Entfernen von Luft und Hydraulikfluid in kurzer Zeit aus geführt werden, wodurch eine Unwucht bei der Drehung des Ro tors 40 vermieden wird.

Nachfolgend wird die Kontur der Kurvensteuerfläche 31, wie sie in Fig. 1 gezeigt ist, erläutert.

Die Bezugszeichen, die in Fig. 4 und in jeder der nachfolgen den Gleichungen verwendet werden, haben die folgende Bedeu tung:
θ : Der Winkel, durch den sich der Rotor 40 relativ zu dem Antriebsgehäuse 30 dreht,
R : der Abstand zwischen der Drehachse O und dem Krümmungs mittelpunkt der Kontaktfläche 50a des Radialkolbens 50,
r : der Krümmungsradius der Kontaktfläche 50a des Radialkol bens 50,
R_S: der Abstand zwischen der Drehachse O und dem Berührungs punkt, an dem der Radialkolben 50 mit der Kurvensteuer fläche 31 im Eingriff ist bzw. an dieser anliegt, wenn der Rotor 40 die Winkellage θ relativ zu dem Antriebsge häuse 30 annimmt,
δ : der Winkel, der zwischen der Verlängerung des die Dreh achse O und den Krümmungsmittelpunkt der Kontaktfläche 50a des Radialkolbens 50 verbindenden Linienabschnittes und dem Linienabschnitt gebildet wird, der den Krümmungs mittelpunkt des Radialkolbens 50 und den Berührungsab schnitt verbindet, an dem der Antriebskolben 50 gleitbar mit der Kurvensteuerfläche 31 im Eingriff ist;
μp: der Reibungskoeffizient zwischen der Zylinderwandung der Bohrung 42 und dem Radialkolben 50, der gleitbar in die ser aufgenommen ist,
μb: der Reibungskoeffizient zwischen der Kurvensteuerfläche 31 und dem Radialkolben 50, und
k : eine Konstante.

Bezugnehmend auf Fig. 4 kann unter Verwendung von Polarkoordi naten der Abstand R, d. h. die Länge des Linienabschnittes, der den Krümmungsmittelpunkt der Kontaktfläche 50a des Ra dialkolbens 50 und die Mitte der Drehachse O miteinander ver bindet, als Funktion des Winkels θ durch die Gleichung
R = f₁ (θ) ausgedrückt werden.

Somit ist die Kurve der Kurvensteuerfläche 31 als Einhüllende einer Kurvenschar gegeben, die durch die obige Gleichung be stimmt werden.

R_S und δ können als Funktionen von θ und r durch die Glei chungen

R_S = f₂ (θ, r), und

δ = f₃ (θ, r) ausgedrückt werden.

Es wird nun angenommen, daß sich der Rotor 40 relativ zu dem Antriebsgehäuse 30 mit einer Winkelgeschwindigkeit dreht, die durch die Gleichung θ = f₄ (t) ausgedrückt wird. Wenn R wäh rend eines kleinen Zeitraumes Δt einer kleinen Veränderung ΔR unterworfen ist, kann das Drehmoment T_θ das durch den Ra dialkolben 50, der in Fig. 4 in Vollinien dargestellt ist, er zeugt wird, durch die Gleichung ausgedrückt werden:

wenn der Rotor 40 die Winkellage θ relativ zu dem Antriebsge häuse 30 einnimmt,
f_θ (δ, μb, μp): das Verhältnis ist, mit dem eine Kraft, die den Radialkolben 50 in radialer Richtung vorspannt, im Berüh rungspunkt des Radialkolbens 50 mit der Kurvensteuerfläche 31 in eine Kraft in Umfangsrichtung des Rotors 40 relativ zu dem Antriebsgehäuse 30 umgewandelt wird,

< die Kraft, die den Radialkolben 50 radial nach außen vorspannt. Dieses Term bedeutet, daß diese Kraft, die von einem Druckanstieg in der Fluiddruckkammer 60 infolge der Drosselwirkung der Fluiddrosselstelle 72 herrührt, pro portional dem Quadrat der Hubgeschwindigkeit des Radialkol bens 50 ist.

Bezugnehmend auf Fig. 5 wird die Drehmomentencharakteristik erläutert. In dieser Figur repräsentiert die Ordinatenachse das Drehmoment T und die Abszissenachse den Winkel θ. Die Kurve T₁₊₄ zeigt das Gesamtdrehmoment, das durch ein Paar diametral gegenüberliegender Radialkolben 50(1) und 50(4) er zeugt wird, während die Kurve T₂₊₅ das Gesamtdrehmoment an gibt, das durch ein zweites Paar diametral gegenüberliegender Radialkolben 50(2) und 50(5) erzeugt wird und die Kurve T₃₊₆ zeigt das Gesamtdrehmoment, das durch ein drittes Paar diame tral gegenüberliegender Antriebskolben 50(3) und 50(6) er zeugt wird.

Während einer Phase von 0 bis θ₁ steigt das Drehmoment T₁₊₄ an, während das Drehmoment T₃₊₆ abnimmt. Diese Kurven T₁₊₄ und T₃₊₆ ändern sich in solch glatter Weise, daß das große Ge samtdrehmoment GT auf einem vorbestimmten konstanten Wert bleibt.

Während der nächst folgenden Phase von θ₁ bis θ₂ wird das ge samte Drehmoment über das Paar Antriebskolben 50(1) und 50(4) übertragen. Da in diesem Ausführungsbeispiel das Drehmoment, das über den Radialkolben 50(1) übertragen wird, gleich dem jenigen ist, das über den Radialkolben 50(4) übertragen wird, überträgt jeder der Radialkolben 50(1) und 50(4) ein konstan tes Drehmoment, das durch GT/2 repräsentiert wird, wobei GT gleich einem vorgegebenen konstanten Wert ist. Die Drehmo mentkurve, die während der Phase von θ₁ bis θ₂ aufgezeichnet ist, nähert die Linie an, die durch die Gleichung R = A₀ - a ⚫ θ (A₀, a . . . sind jeweils Konstanten) ausge drückt wird.

Die Gleichung

wird nach der Zeit differenziert. Das Ergebnis dieser Differentiation zeigt, daß Te proportional zu einer Abnahme von R_S abnimmt, da eine Änderung in dem zweiten Term der vorerwähnten Glei chung vernachlässigbar ist und ihr dritter Term konstant ist. Somit wird verständlich, daß die Gleichung um das große Ge samtdrehmoment GT während dieser Phase von θ₁ bis θ₂ auf ei nen vorgegebenen konstanten Wert zu halten gegeben ist, durch Addition eines Korrekturterms, der unter Berücksichtigung des Vorerläuterten zu der Gleichung R = A₀ - a ⚫ θ addiert wird. Die Lösung der vorerwähnten Gleichung, um den großen Gesamt drehmomentwert GT auf einen bestimmten, vorgegebenen konstan ten Wert zu halten, wird durch eine Näherungsberechnung er halten, die durch einen Computer ausgeführt wird.

Während der Phase von θ₂ bis θ₃ nimmt das Drehmoment T₁₊₄ ab und das Drehmoment T₂₊₅ nimmt in solch glatter Weise zu, daß der große Drehmomentgesamtwert GT auf dem vorgegebenen kon stanten Wert gehalten wird.

Während der Phase von θ₃ bis θ₄ wird das gesamte Drehmoment über das Paar diametral gegenüberliegender Radialkolben 50(2) und 50(5) übertragen, wie dies für die vorgehende Phase von θ₁ bis θ₂ für die Antriebskolben 50(1) und 50(4) der Fall war.

Wie aus der Drehmomentcharakteristik-Kurve T₁₊₄ deutlich wird, sind die Drehmomente, die durch das Paar diametral ge genüberliegender Radialkolben 50(1) und 50(4) übertragen wer den, während einer Drehmomentübertragungsphase (von 0 bis θ₃) untersucht worden, wo R und R_S abnehmen, wenn θ zunimmt, wäh rend in der Phase nach θ₃, in der R und R_S zunehmen, wenn 0 weiter von θ₃ zunimmt, kein Drehmoment über diese Radialkol ben übertragen wird, da diese Kolben einem Hydraulikfluid- Ansaughub unterzogen sind.

Die Form der Kurvensteuerfläche 31 wird durch die folgenden Gleichungen ausgedrückt. In den nachfolgenden Gleichungen gibt RT einen radialen Abstand von der Mitte der Drehachse 0 zu irgendeinem Punkt der Kurvensteuerfläche 31 an und A, B, C und D sind Konstanten.

0° θ < 15°
RT = (A - 15° ⚫ B + 45°) + (C ⚫ 15° ⚫ B + 45°) ⚫ sin (60 + 90°) + D ⚫ sin 240
15° θ < 30°
RT = A - BO + 45°
30° θ < 45°
RT = (A - 30° ⚫ B + 45°) + (C ⚫ 15° ⚫ B + 45°)
⚫ sin 60 + D ⚫ sin 240
45° θ < 600
RT = (A - 30° ⚫ B + 45°) + (C ⚫ 15° ⚫ B + 45°)
⚫ sin 60 + D ⚫ sin (240 + 180°)
60° θ 60° Θ < 90°
RT = A - 2 ⚫ 45° ⚫ B + 45° + B + 45°
75° θ < 90°
RT = (A - 15° ⚫ B + 45°) + (C ⚫ 15° ⚫ B + 45°) ⚫ sin
(60 - 90°) + D ⚫ sin (240 + 180°).

Die Berechnung der obigen Gleichungen wird dreimal wieder holt, um die Kontur der Kurvensteuerfläche 31 im Winkelbe reich von 90° bis 360° zu erhalten.

Nachfolgend wird die Betriebsweise des ersten Ausführungsbei spieles des Gelenkes A1, das in dem Antriebszug gemäß Fig. 3 bei einem vierradgetriebenen Fahrzeug installiert ist, erläu tert.

(A) Für den Fall, daß keine Drehzahldifferenz auftritt, d. h. N = 0 ist:
in einem Betriebszustand, in dem keine Relativdrehung ΔN (delta N) auftritt, werden die Radialkolben 50 nicht hin- und herbewegt. Da die Radialkolben 50 infolge der Zentrifugal kraft radial nach außen gedrückt werden, wenn sich das An triebsgehäuse 30 dreht, gelangen die Kontaktflächen 50a der Radialkolben 50 zunehmend in stärkeren Druckeingriff mit der Kurvensteuerfläche 31, wenn die Drehzahl des Antriebsgehäuses 30 zunimmt. Die Zentrifugalkraft nimmt im Verhältnis zum Qua drat der Drehzahl V des Rotors 40 zu, so daß die Übertragung des Drehmomentes vom Rotor 40 auf das Antriebsgehäuseteil 30, d. h. ΔTco im Verhältnis zum Quadrat der Drehzahl V des Rotors 40, wie in Fig. 6 gezeigt, zunimmt. Die Übertragung des Drehmomentes ΔTco auf das Antriebsgehäuse 30 und anschließend auf die vordere Kardanwelle 12 zur Verbindung mit den Vorder rädern 19, 20 tritt auf, wenn das Fahrzeug mit hohen Geschwin digkeiten bewegt wird. Die Stabilität des Fahrens mit hoher Geschwindigkeit wird somit erhöht.

Es ist nun deutlich, daß das Fahrzeug als ein zweiradgetrie benes Fahrzeug wirksam ist, wenn es im wesentlichen geradeaus auf trockener Straße oder mit niedrigen oder mittleren Ge schwindigkeiten fährt, während es als vierradgetriebenes Fahrzeug betrieben wird, wenn es im wesentlichen geradeaus mit hohen Geschwindigkeiten fährt.

(B) Für den Fall, daß eine Drehzahldifferenz auftritt, d. h. ΔN größer als 0 ist:
In einem Betriebszustand, in dem eine Drehzahldifferenz ΔN (delta N) zwischen dem Rotor 40 und dem Antriebsgehäuse 30 auftritt, werden die Radialkolben 50 hin- und herbewegt, um eine Pumpwirkung zu entfalten.

Um es zu ermöglichen, daß Hydraulikfluid während eines Aus förderhubes der Radialkolben 50 aus einem Paar diametral ge genüberliegender Fluiddruckkammern 60 abgeführt wird, ist das Paar gegenüberliegender Fluiddruckkammern 60 über den Aus gleichskanal 70 und die gemeinsame Drosselstelle 72, die in dem Axialkanal 71 vorgesehen ist, mit der Fluidsammelkammer 100 verbunden. Um Hydraulikfluid von der Fluidsammelkammer 100 in ein weiteres Paar diametral gegenüberliegender Fluid druckkammern 60 bei einem Saughub der Radialkolben 50 nachzu füllen, ermöglichen die Fluidzuführungskanäle 81, 82 in einer Richtung eine Strömung von Hydraulikfluid von der Fluidsam melkammer 100 zu dem weiteren Paar diametral gegenüberliegen der Fluiddruckkammern 60. Wenn solch ein Doppelhub auftritt, kann Hydraulikfluid aus jeder Fluiddruckkammer 60 bei einem Ausförderhub des zugehörigen Radialkolbens 50 mit einer Ge schwindigkeit abgeführt werden, die durch die Drosselstelle 72 gesteuert wird. Die Übertragung des Drehmomentes von dem Rotor 40 auf das Antriebsgehäuse 30, d. h. ΔT, wird bestimmt durch die algebraische Summe der Kräfte, mit denen die Ra dialkolben 50 belastet werden, um in Eingriff mit der Kurven steuerfläche 31 zu sein. Jede Kraft ist das Produkt der wirk samen Druckwirkungsfläche jedes Radialkolbens 50 und des Druckes des Hydraulikfluides innerhalb der zugehörigen Fluid druckkammer 60. Der Druck des Hydraulikfluides innerhalb je der Fluiddruckkammer 60 wird durch den Druckabfall bestimmt, der über der zugehörigen Drosselstelle 72 auftritt. Der Druckabfall wird groß, wenn die Drehzahldifferenz ΔN zunimmt. Je größer somit der Betrag der Drehzahldifferenz ΔN wird, de sto größer wird die Übertragung des Drehmomentes ΔT, das auf die vordere Kardanwelle 12 und anschließend auf die Vorderrä der 19, 20 übertragen wird. Die in Vollinie ausgezogene Kurve in Fig. 6 illustriert die Charakteristik von T über N. Je grö ßer die Fahrzeuggeschwindigkeit V ist, desto größer ist, wie oben erläutert, die Übertragung des Drehmomentes ΔTco. Somit ist das tatsächlich auf die Vorderräder 19 und 20 übertragene Drehmoment die Summe aus ΔT und ΔTco. Die in Fig. 6 in unter brochener Linie dargestellte Kurve illustriert die Charakte ristik dieses tatsächlich übertragenen Drehmomentes, wenn die Fahrzeuggeschwindigkeit V auf einem bestimmten Wert festgehal ten ist, d. h. für eine bestimmte Fahrzeuggeschwindigkeit. So mit ist das Maß der Übertragung des Drehmomente s auf die Vor derräder 19, 20 in Abhängigkeit von der Drehzahldifferenz ΔN und der Fahrzeuggeschwindigkeit V variabel.

Daraus folgt, daß dann, wenn die Hinterräder 7, 8 ihre Haftung verloren haben und rutschen, das Fahrzeug vom Zweiradan triebszustand in den Vierradantriebszustand in dem Maße über geht, in dem ein Schlupf der Hinterräder 7 und 8 auftritt. Im Ergebnis dessen werden die Leistung des Fahrzeuge s beim Star ten und die Beschleunigungsleistung des Fahrzeuges erhöht. Außerdem werden das Fahrverhalten und die Fahreigenschaften des Fahrzeuges beim Passieren einer nassen Fahrbahn oder schneebedeckter Fahrbahnen verbessert bzw. erhöht. Außerdem wird selbst dann, wenn die Hinterräder 7 und 8 ihre Traktion beim Passieren von schlammigem Terrain verloren haben, das Drehmoment auf die Vorderräder 19, 20 übertragen, so daß die Fähigkeit des Fahrzeuges, durch schwieriges Gelände zu fah ren, verbessert wird.

Es ist auch deutlich, daß, obwohl eine kleine Drehzahldiffe renz ΔN auftritt, wenn das Fahrzeug eine Kurve mit niedriger Geschwindigkeit durchfährt, das sogenannte Kurvenbremsphäno men nicht auftritt, da die Übertragung des Drehmomentes auf die Vorderräder 19, 20 in diesem Fahrzustand gering ist. Bei diesem Betriebszustand nimmt das drehzahldifferenzabhängige Gelenk A1 die Drehzahldifferenz auf und ist somit als zentra les Differential wirksam.

Wenn jedoch das Fahrzeug durch eine Kurve mit hoher Fahrzeug geschwindigkeit fährt, tritt eine verhältnismäßig große Dreh zahldifferenz ΔN auf, so daß die Übertragung des Drehmomentes auf die Vorderräder 19, 20 bei diesem Fahrzustand groß ist. Somit wird bei diesem Betriebszustand der Vierradantriebszu stand mit verhältnismäßig großer Drehmomentübertragung ΔT an gewandt. Da die Antriebskraft auf die vier Räder verteilt wird, erhöht sich die Grenzgeschwindigkeit für das Fahrzeug beim Durchfahren einer Kurve. Somit wird die Leistungsfähig keit des Fahrzeuges für Kurvenfahrten verbessert.

Unter Bezugnahme auf Fig. 7 wird nun ein zweites Ausführungs beispiel der Erfindung erläutert. Fig. 7 ist ein schematischer Ausschnitt durch ein drehzahldifferenzabhängiges Gelenk A2 entlang einer axialen Ebene, die die Drehachse 0 (siehe Fig. 4) enthält und zeigt den Kontaktabschnitt, in dem eine Kurvensteuerfläche 31 mit einem Radialkolben 50 in Anlage bzw. Eingriff ist.

Das zweite Ausführungsbeispiel des Verbindungsgliedes bzw. Gelenkes A2 ist im wesentlichen das gleiche wie das erste Ausführungsbeispiel des Gelenkes A1, mit Ausnahme der Tatsa che, daß, wie in Fig. 7 gezeigt ist, die Kurvensteuerfläche 31 mit jedem Radialkolben 50 an zwei Punkten S₁ und S₂ in Berüh rung ist, die axial entlang der Drehachse 0 des Rotors 40 re lativ zu dem Antriebsgehäuse 30 voneinander beabstandet sind.

Wie in Fig. 7 gezeigt ist, hat der Radialkolben 50 einen Quer schnitt, der durch eine axiale Ebene, die die Drehachse 0 enthält, gewonnen ist, mit einem kugelkalottenförmig abgerun deten Vorderende, begrenzt durch einen Bogen mit einem singu laren Krümmungsmittelpunkt 0₃, während die Querschnittskontur der Kurvensteuerfläche 31, die durch diese axiale Ebene ge wonnen wird, zwei Kreisbogenstücke enthält, die sich glatt miteinander verbinden, wobei das eine Bogenstück einen Krüm mungsmittelpunkt 0₁ auf der Drehachse 0 und das andere Bogen stück einen Krümmungsmittelpunkt 0₂ auf der Drehachse 0 be sitzt. Diese Krümmungsmittelpunkte 0₁ und 0₂ sind voneinander entlang der Drehachse beabstandet. Somit sind die zwei Kreis bogenstücke der Kurvensteuerfläche 31 mit dem Kreisbogenstück des kugelkalottenförmig gerundeten Vorderendes des Radialkol bens 50 an zwei Kontaktpunkten S₁ und S₂ in Berührung.

Bei der Ausbildung der Kurvensteuerfläche und des sphärisch abgerundeten Vorderendes des Radialkolbens entlang von Kreis bögen, die ein gemeinsames Zentrum besitzen, ist es erforder lich, eine Differenz zwischen den Radien der Kreisbogen zu reduzieren, um örtliche Spannungskonzentrationen während der Übertragung des Drehmomentes durch das Gelenk zu vermeiden. Jedoch selbst bei einer kleinen Differenz zwischen den Radien der Kreisbögen unterscheidet sich der Belastungsellipsoid be trächtlich. In diesem Fall treten zwei Spannungsspitzen an den Kantenabschnitten des Radialkolbens auf, wie dies in Fig. 8 gezeigt ist. Dies verursacht ein Oberflächenfehlerphäno men, wodurch die Oberflächen beträchtlich beschädigt werden.

Bei dem zweiten Ausführungsbeispiel der Erfindung, bei dem die Oberflächen miteinander an zwei Kontaktpunkten S₁ und S₂ im Eingriff sind, wird ein Spannungsellipsoid erhalten, wie er in Fig. 9 gezeigt ist. Wie aus diesem Spannungsellipsoid leicht verständlich ist, treten keine örtlichen Spannungskon zentrationen auf, da die Belastung gleichmäßig über eine ver größerte Kontaktfläche verteilt wird. Die Gesamtgröße des Ge lenkes kann daher vermindert werden. Außerdem kann der Genau igkeitsgrad, mit dem die Herstellung der Kreisbogenstücke der Kurvensteuerfläche 31 und der abgerundeten Vorderenden der Radialkolben 50 erfolgt, verringert werden.

Bei der Berührung an zwei Kontaktstellen S₁ und S₂ wird die Übertragung des Drehmomentes während einer Rotation eines Ro tors relativ zu dem Antriebsgehäuse 30 über unterschiedliche neue Flächenabschnitte ausgeführt, so daß das abgerundete Vorderende jedes Radialkolbens 50 einem gleichmäßigen Ver schleiß unterworfen ist.

Ein drittes Ausführungsbeispiel einer hydrostatischen Kupp lung in Gestalt eines drehzahldifferenzabhängigen Gelenkes A₃ wird unter Bezugnahme auf Fig. 10 erläutert.

Aus einem Vergleich dieser Figur mit Fig. 2 wird deutlich, daß das dritte Ausführungsbeispiel sich von dem ersten Ausfüh rungsbeispiel nur darin unterscheidet, daß ein Rückschlagven til 200 vorgesehen ist und ein feinmaschiger Filger 201, z. B. mit einer Maschenweite von 5 Mikrometer, stromauf des Rück schlagventiles vorgesehen ist. Insbesondere ist der Filter 201 an dem Rotor 40 durch einen Anschlagring 202 so befe stigt, daß er das offene Ende des Axialkanales 82 ver schließt, der ein Teil der Fluidzufuhreinrichtung bildet. Durch diesen Filter kann vollständig verhindert werden, daß Faser- und/oder Metallstaub und derartige Teilchen, die in dem Hydraulikfluid suspendiert sind, in den Hydraulikkreis eindringen, der in dem Rotor 40 ausgebildet ist. Somit kann eine normale Funktion des Rückschlagventiles 200 ständig si chergestellt werden.

Ein viertes Ausführungsbeispiel der Erfindung mit einem dreh zahldifferenzabhängigen Gelenk A4 wird nachfolgend unter Be zugnahme auf die Fig. 11 und 12 erläutert.

Beim Vergleich von Fig. 11 mit Fig. 3 wird festgestellt, daß das Gelenk A4 integral mit einem Universalgelenk 13 ausgebil det ist, im Unterschied zu dem Gelenk A1, das getrennt von dem Universalgelenk 13 angeordnet ist. Bezugnehmend auf Fig. 12 ist ein Rotor 40 einstückig integral mit einer Gabel 300 versehen, die einen Teil des Universalgelenkes 13 bildet, das ein Drehkreuz 301 und einen Kugelarm 307, festgelegt an einer vorderen Kardanwelle 12 enthält. Wenn man Fig. 12 mit Fig. 10 vergleicht, wird festgestellt, daß das Gelenk A4 im wesentlichen gleich wie das Gelenk A3, das in Fig. 10 gezeigt ist, ausgeführt ist, mit Ausnahme des Umstandes, daß der Ro tor 40 integral mit der Gabel 300 des Universalgelenkes 13 ausgebildet ist. In Fig. 12 bezeichnet das Bezugszeichen 302 eine Hydraulikfluidnut, 303 ein Nadellager, 304 einen Lager käfig, 305 einen Federring und 306 eine Öldichtung.

Nach diesem vierten Ausführungsbeispiel des Gelenkes A4 ist der Rotor 40 einstückig integral mit dem Universalgelenk 13 ausgebildet, wodurch die Notwendigkeit der Verwendung eines Flansches und von Schrauben vermieden wird, die erforderlich sind, wenn ein getrenntes Universalgelenk installiert ist. Dies führt zu einer Verringerung der Verfahrensschritte für die Montage. Außerdem wird die Größe der Unwucht an jeder Kupplung reduziert, was zu einer beträchtlichen Verringerung des Geräuschpegels im Fahrgastraum und der Schwingungen führt, die durch die Montageunwucht der Kardanwellen 10 und 12 hervorgerufen werden.

Wenn es ein separates Teil ist, bedeckt ein Flansch eines Universalgelenkes ein Ende des drehzahldifferenzabhängigen Gelenkes A4 so, daß eine Kühlung des Gelenkes A4 durch die Au ßenluft vermieden ist. Nach dem vierten Ausführungsbeispiel des Gelenkes A4 ist jedoch das Gelenk A4 direkt der Außenluft ausgesetzt und somit kann eine hohe Kühlwirkung erwartet wer den.

In jedem der vorerwähnten Ausführungsbeispiele ist die hydro statische Kupplung in Gestalt des drehzahldifferenzabhängigen Gelenkes so erläutert, daß es in der vorderradseitigen Kar danwelle eines vierradgetriebenen Kraftfahrzeuges von der Art eines Kraftfahrzeuges mit Heckmotor und Hinterradantrieb vor gesehen ist. Das Gelenk nach der vorliegenden Erfindung kann jedoch auch in einer vorderradseitigen Kardanwelle eines vierradgetriebenen Kraftfahrzeuges mit Frontmotor und Vorder radantrieb eingesetzt werden.

Das Wesen der vorliegenden Erfindung kann dahingehend zusam mengefaßt werden, daß es eine hydrostatische Kupplung in Form eines drehzahldifferenzabhängigen Verbindungsgliedes bzw. Ge lenkes umfaßt, das einen Rotor als erstes Drehteil und ein Antriebsgehäuse als zweites Drehteil aufweist. Das erste Drehteil ist in dem zweiten Drehteil angeordnet. Eine Hydrau likfluidanordnung überträgt zumindest einen Teil des Ein gangsdrehmomentes von entweder der ersten auf das zweite Drehteil, oder umgekehrt, in Abhängigkeit von einer Drehzahl des zweiten Drehteiles und auch in Abhängigkeit von einer Drehzahldifferenz, die zwischen dem ersten und zweiten Dreh teil auftritt. Insbesondere enthält die Anordnung eine innere Kurvensteuerfläche, die an dem zweiten Drehteil ausgebildet ist und das erste Drehteil umgibt, wobei Radialkolben in sich radial nach außen öffnenden Bohrungen, die in dem ersten Drehteil ausgenommen sind, angeordnet sind und in Gleitein griff bzw. -anlage an der Kurvensteuerfläche anliegen und hin- und herbewegbar sind, in Abhängigkeit von der Drehzahl differenz, um jeweils volumenveränderliche Kammern in den zu gehörigen, sich radial nach außen öffnenden Bohrungen zu be grenzen. Es ist ferner eine Einrichtung zur Drosselung der Hydraulikfluidströmung, die aus jeder der volumenveränderli chen Kammern während eines Abgabehubes der zugehörigen Ra dialkolben abgegeben wird, vorgesehen. Die Kurvensteuerfläche ist so konstruiert, daß bei einer beliebigen Winkellage des zweiten Drehteiles relativ zu dem ersten Drehteil im wesentli chen stets das gleiche Verhältnis des Eingangsdrehmomentes von entweder dem ersten Drehteil auf das zweite Drehteil oder umgekehrt, beim Auftreten einer Drehzahldifferenz übertragen wird.

Claims

1. Hydrostatische Kupplung mit einer ersten, antreibenden Kupplungshälfte mit Radialkolben, die in fluiddichter Weise gleitbar in auswärts gerichteten Zylinderöffnungen angeordnet sind, und mit ihren radial inneren Stirnflächen volumenverän derliche Fluiddruckkammern begrenzen, sowie mit ihrer ande ren, radial auswärts weisenden, gekrümmten Stirnfläche im Eingriff mit einer Kurvensteuerfläche sind, die entlang eines Innenumfanges einer zweiten, koaxialen Kupplungshälfte, die die erste Kupplungshälfte umgibt, ausgebildet ist, und mit einer Hydraulikfluid-Steuereinrichtung, verbunden mit den Fluiddruckkammern, dadurch gekennzeichnet, daß eine volumenveränderliche Fluidsammelkammer (100) in Verbin dung mit der ersten Kupplungshälfte (40) vorgesehen ist, wo bei die Fluiddruckkammern (60) durch Fluidzuführungskanäle (80, 81, 82) und darin angeordnete Rückschlagventile (83) sowie durch Fluidabführungskanäle (90, 91, 92) und zugehörige Rück schlagventile (93) ausschließlich mit der Fluidsammelkammer (100) verbunden sind, und daß die Kurvensteuerfläche (31) profiliert ist, derart, daß ein konstantes Übertragungs drehmoment zwischen der ersten und zweiten Kupplungshälfte (40, 30) unabhängig von Drehzahl- oder Winkellagendifferenzen zwischen der ersten und zweiten Kupplungshälfte (40, 30) über tragen ist.

2. Hydrostatische Kupplung nach Anspruch 1, dadurch gekenn zeichnet, daß die erste Kupplungshälfte (40) einen Rotor bil det, in dem die Radialkolben (50) paarweise diametral gegen überliegend angeordnet und in Umfangsrichtung gleichmäßig be abstandet sowie innerhalb der Zylinderöffnungen (42) gleitbar vorgesehen sind, daß die diametral gegenüberliegenden Fluid druckkammern (60) derjenigen Radialkolbenpaare, die sich in der gleichen Bewegungsphase befinden, miteinander sowie mit der Fluidsammelkammer (100) durch Ausgleichskanäle (70, 71), die Fluiddrosselstellen (72) enthalten, jeweils verbunden sind, und daß eine Fluiddruckkammer (60) jedes Radialkolben paares mit der Fluidsammelkammer (100) durch einen Fluidzu führungskanal (80, 81, 82) jeweils verbunden ist, während die jeweils andere Fluiddruckkammer (60) jedes Radialkolbenpaares mit der Fluidsammelkammer (100) jeweils durch einen Fluidab führungskanal (90, 91, 92) verbunden ist.

3. Hydrostatische Kupplung nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß die erste Kupplungshälfte (40) drei Ra dialkolbenpaare 50(1) (4), 50(2) (5), 50(3) (6) aufweist, deren paarweise einander gegenüberliegende Fluiddruckkammern (60) mit der volumenveränderlichen Fluidsammelkammer (100) durch einen axialen Ausgleichskanal (71), der die Drosselstelle (72) enthält, sowie durch einen zentralen, axialen Fluidzu führungskanal (82), verbunden mit den drei radialen Fluidzu führungskanälen (81), die die Rückschlagventile (83) enthal ten, sowie durch jeweils einen radialen und einen axialen Fluidabführungskanal (91, 92), die die zugehörigen Rückschlag ventile (93) aufweisen, verbunden sind.

4. Hydrostatische Kupplung nach zumindest einem der vorherge henden Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß jedes der Radialkolbenpaare das gesamte Drehmoment abfolgend durch eine Mehrhubbetätigung während einer Umdrehung der ersten Kupplungshälfte (40) überträgt.

5. Hydrostatische Kupplung nach zumindest einem der vorherge henden Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Kurvensteuerfläche (31) der zweiten Kupplungshälfte (30) zwei Krümmungsradien aufweist, deren zugehörige Krümmungsmittel punkte (O₁, O₂) entlang der Drehachse (O) axial beabstandet sind, während die Kontaktfläche (50a) jedes Radialkolbens (50) einen einzigen Krümmungsmittelpunkt (O₂) aufweist und jeder der Radialkolben (50) in Gleiteingriff mit der Kurven steuerfläche (31) an zwei Kontaktstellen (S₁, S₂) ist.

6. Hydrostatische Kupplung nach zumindest einem der vorherge henden Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß der zentrale, axiale Fluidzuführungskanal (82) ein zentrales Rückschlagventil (200) an einem axialen Ende des Rotors (40) aufweist, mit einer Filtereinrichtung (201) stromauf des Rückschlagventiles (200).

7. Hydrostatische Kupplung nach zumindest einem der vorherge henden Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß ein Teil eines Universalgelenkes (13) integral einstückig mit der ersten Kupplungshälfte (40) ausgebildet ist.

8. Hydrostatische Kupplung nach Anspruch 7, gekennzeichnet durch seine Verwendung in einem Antriebszug eines Kraftfahr zeuges mit Vierradantrieb.