DE4039391A1

DE4039391A1 - Vierradantriebssystem

Info

Publication number: DE4039391A1
Application number: DE4039391A
Authority: DE
Inventors: Kenichi Watanabe; Eiji Nishimura; Osamu Kameda
Original assignee: Mazda Motor Corp
Current assignee: Mazda Motor Corp
Priority date: 1989-12-09
Filing date: 1990-12-10
Publication date: 1991-06-13
Anticipated expiration: 2010-12-11
Also published as: DE4039391C2; US5105901A; DE4039392C2; DE4039392A1; US5119900A

Description

Umfeld der Erfindung

Diese Erfindung befaßt sich mit einem Vierradantriebssystem für den Antrieb der Vorder- und Hinterräder mit Hilfe einer Antriebsanlage.

Erläuterung des technischen Umfeldes

Bei einem Fahrzeug mit Vierradantrieb ist bekanntlich eine Trennkupplung zwischen der Antriebsanlage und entweder dem Vorderradantriebssystem oder dem Hinterradantriebssystem vorgesehen. Die Trennkupplung ist ausgerückt, um den Zweiradantrieb herzustellen, wenn der Vierradantrieb nicht erforderlich ist, so daß der Leistungsverlust zugunsten eines günstigeren Kraftstoffverbrauchs reduziert wird.

In der japanischen Patentbeschreibung Nr. 62-1 81 916, die der Öffentlichkeit im Jahre 1987 vorgelegt wurde, wird ein Vierradantriebssystem vorgeschlagen, bei dem die Antriebskraft von der Antriebsanlage auf die Hinterräder übertragen wird. Das vorgeschlagene Vierradantriebssystem ist mit hydraulischen Kupplungen (im folgenden als Radkupplungen bezeichnet) auf einem Antriebsmechanismus für das rechte bzw. linke Hinterrad zur Steuerung des Antriebsmomentes für das rechte und linke Hinterrad ausgestattet. Folglich wird die Drehmomentverteilung zwischen dem rechten und linken Hinterrad gesteuert, um die Beherrschbarkeit eines Fahrzeuges bei einem Lenkmanöver zu verbessern.

Die Radkupplung kann entweder im Vorderrad- oder im Hinterradantriebsmechanismus vorgesehen werden. Auf diese Weise kann zur besseren Beherrschbarkeit die Drehmomentverteilung zwischen dem Vorderrad- und Hinterradantriebssystem bzw. zwischen dem rechten und linken Rad vorgenommen werden.

Es muß jedoch darauf hingewiesen werden, daß ein Drehmomentschock auftreten kann, wenn die Trennkupplung und die Radkupplungen eingerückt sind, um von Zweiradantrieb auf Vierradantrieb umzuschalten. Dies geschieht, da das Drehmoment von der Antriebsanlage abrupt auf die Räder übertragen wird.

ZUSAMMENFASSUNG DER ERFINDUNG

Somit besteht ein Ziel der Erfindung in der Reduzierung des Drehmomentschocks bei der Umschaltung von Zweiradantrieb auf Vierradantrieb.

Ein weiteres Ziel der Erfindung besteht in der Reduzierung des Drehmomentschocks bei eingerückten Radkupplungen.

Ein weiteres Ziel der vorliegenden Erfindung ist die Verbesserung der Haltbarkeit von Lager, Öldichtung und ähnlichen Einrichtungen, die im Vierradantriebssystem verwendet werden.

Die oben genannten und noch weitere Ziele können von einem Vierradantriebssystem eines Fahrzeuges erreicht werden, das über eine Antriebsanlage zur Erzeugung der Antriebskraft, einen Vorderradantriebsmechanismus für die Übertragung der Antriebskraft auf das rechte und linke Vorderrad, einen Hinterradantriebsmechanismus für die Übertragung der Antriebskraft auf das rechte und linke Hinterrad, Kupplungen für die rechten und linken Räder in einem der Antriebsmechanismen zur Steuerung des Maßes der an die Räder übertragenen Antriebskraft, eine Trennkupplung zur Steuerung der an die Räder eines der Antriebsmechanismem übertragenen Antriebskraft und eine Steuereinrichtung zum Einrücken der Trennkupplung vor dem Einrücken der Radkupplung verfügt.

In einem weiteren Aspekt der Erfindung ist die Trennkupplung vorübergehend zu einem vorbestimmten Zeitintervall in dem Fall eingerückt, in dem sowohl die Trennkupplung als auch die Radkupplungen ausgerückt sind.

Im idealen Steuerzustand wird die Trennkupplung von der Steuereinrichtung ausgerückt, nachdem die Radkupplungen ausgerückt sind.

Des weiteren werden die Radkupplungen bevorzugt von der Steuereinrichtung ausgerückt, wenn ein Antiblockierbremssystem in Betrieb ist.

In einer idealen Realisierung erhöht die Steuereinrichtung das Verhältnis der Drehmomentverteilung für die Hinterräder mit zunehmendem Geschwindigkeitsunterschied zwischen den Vorder- und Hinterrädern.

Die Steuereinrichtung kann das Verhältnis der Drehmomentverteilung für die Hinterräder mit zunehmendem Geschwindigkeitsunterschied zwischen den rechten und linken Rädern erhöhen und das Verhältnis der Drehmomentverteilung für die Hinterräder mit zunehmender Fahrzeuggeschwindigkeit erhöhen.

In einer idealen Realisierung sind außerdem zwei Steuerventile für den Antrieb der rechten und linken Radkupplungen vorgesehen. Die Steuerventile werden von der Steuereinrichtung zum Regulieren des hydraulischen Druckes eingesetzt, der in die Radkupplungen eingeführt wird, so daß die Einrück- Kraft der Radkupplungen entpsrechend geändert wird. In einer weiteren idealen Realisierung ist ein Mechanismus zur Geschwindigkeitsreduzierung mit einer Antriebswelle einer der beiden Antriebsmechanismen zur Reduzierung der Rotationsgeschwindigkeit der Antriebswelle verbunden, die an die Räder, die von einem der Antriebsmechanismen angetrieben werden, übertragen wird. Der Mechanismus zur Geschwindigkeitsreduzierung enthält ein Tellerradgehäuse, in dem sich die Radkupplungen befinden.

Eine Ölpumpe ist vorgesehen, die mit der Antriebswelle eines Antriebsmechanismus verbunden und davon angetrieben wird, um den hydraulischen Druck für die Radkupplungen zu erzeugen. Für die Aufnahme des Tellerradgehäuses des Geschwindigkeitsreduzierungsmechanismus und der Ölpumpe ist ein Gehäuse vorgesehen.

Bei der hier besprochenen Erfindung wird die Trennkupplung beim Umschalten von Zweiradantrieb auf Vierradantrieb vor der Radkupplung eingerückt. Im umgekehrten Fall wird die Trennkupplung nach den Radkupplungen ausgerückt. Auf diese Weise wird die Antriebskraft nicht unmittelbar, sondern sequentiell von der Trennkupplung und den Radkupplungen auf die Räder übertragen, so daß der Drehmomentschock des Fahrzeuges in Zusammenhang mit dem Umschalten von Zweirad- auf Vierradantrieb vermieden wird. Alternativ hierzu wird die Trennkupplung vorübergehend zu vorbestimmten Zeitpunkten eingerückt, so daß der Antriebsmechanismus der Radkupplungen mit ausreichender Schmierung für Lager und Öldichtung versorgt wird. Des weiteren ist ein kompaktes hydraulisches Steuersystem für die Steuerung der Radkupplungen vorgesehen.

Die oben genannten und noch weitere Ziele und Leistungsmerkmale der vorliegenden Erfindung werden aus der folgenden Erläuterung offenbar, die auf beigefügte Zeichnungen verweist.

KURZBESCHREIBUNG DER ZEICHNUNGEN

Abb. 1 zeigt eine schematische Ansicht eines Vierradantriebssytems in Übereinstimmung mit einer idealen Realisierung der vorliegenden Erfindung.

Abb. 2 ist ein Flußdiagramm eines Hauptsteuerprogramms für eine Antriebskraftverteilung.

Abb. 3 ist ein Flußdiagramm einer Kupplungssteuerung in Übereinstimmung mit der idealen Realisierung.

Abb. 4 und 5 sind grafische Darstellungen des Verhältnisses zwischen einem Geschwindigkeitsunterschied und dem Verhältnis der Drehmomentverteilung.

Abb. 6 ist eine grafische Darstellung des Verhältnisses zwischen der Drehmomentverteilung und der Fahrzeuggeschwindigkeit.

Abb. 7 ist eine grafische Darstellung des Verhältnisses zwischen dem Grundverhältnis der Drehmomentverteilung und der Änderungsrate des Steuerungswinkels.

Abb. 8 ist eine grafische Darstellung des Verhältnisses zwischen einer Konstanten für die Kompensation des Verteilungsverhältnisses und dem Steuerungswinkel.

Abb. 9 ist ein Zeitdiagramm des Steuerungswinkels und anderen Variablen.

Abb. 10 ist ein Flußdiagramm der Kupplungseinrückungssteuerung.

Abb. 11 ist eine Schnittzeichnung des Hinterradantriebsmechanismus in Übereinstimmung mit einer anderen Realisierung der vorliegenden Erfindung.

Abb. 12 ist eine Schnittzeichnung einer rechten Hinterachse in Übereinstimmung mit der Realisierung aus Abb. 11.

Abb. 13 ist eine Schnittzeichnung einer Ölpumpe in Übereinstimmung mit der Realisierung aus Abb. 11.

BESCHREIBUNG DER IDEALEN REALISIERUNG

Abb. 11 zeigt eine schematische Ansicht eines Vierradantriebssystems mit einem Steuersystem gemäß der idealen Realisierung der vorliegenden Erfindung. Gemäß Abbildung ist das dargestellte Fahrzeug 1 mit Vierradantrieb mit einer Antriebsanlage 3 ausgestattet, die aus einem Motor 1, einem Getriebe 2, einem Vorderradantriebsmechanismus 10 für den Antrieb des rechten und linken Vorderrades 6 und 7 und einem Hinterradantriebsmechanismus 20 für den Antrieb des rechten und linken Hinterrades 8 und 9, an die eine von der Antriebsanlage 3 erzeugte Antriebskraft über zwei Kraftübertragungsgetriebe 4 und 5 übertragen wird, besteht.

Der Vorderradantriebsmechanismus 10 erstreckt sich in Längsrichtung des Fahrzeugs und ist mit einer Frontantriebswelle 11 ausgestattet, die von der Antriebskraft der Antriebsanlage 3 über die Getriebe 4 und 5, einen Differentialmechanismus 12 zum Verteilen der Antriebskraft über die Vorderachse 11, eine rechte Achse 14 und eine linke Achse 13 angetrieben wird, an die die Antriebskraft über den Differentialmechanismus 12 weitergegeben wird; diese Antriebskraft wird an das rechte und linke Rad 6 und 7 übertragen, so daß die Vorderräder 6 und 7 immer von der Antriebskraft der Antriebsanlage angetrieben werden.

Der Hinterradantriebsmechanismus 20 erstreckt sich in Längsrichtung des Fahrzeugs und ist mit einer Hinterradantriebswelle 21 ausgestattet, die von der Antriebskraft der Antriebsanalge 3 angetrieben wird, die über die Getriebe 4 und 5, eine rechte Achse 25 und eine linke Achse 24 übertragen wird, die wiederum von der Antriebswelle 21 über die Kegelradgetriebe 22 und 23 angetrieben werden und die Antriebskraft auf das rechte und linke Rad 9 und 8 übertragen, so daß die Vorderräder 6 und 7 immer von der Antriebskraft der Antriebsanlage angetrieben werden.

Auf der Hinterradantriebswelle 21 befindet sich eine Trennkupplung 26 für die Steuerung der an die Hinterachsen 24 und 25 bzw. die Hinterräder 8 und 9 übertragenen Antriebskraft. Auf den Hinterachsen 24 und 25 befinden sich Radkupplungen 27 und 28 in Form von hydraulischen Mehrfachkupplungsscheiben zur Steuerung der an die Hinterräder 8 und 9 übertragenen Antriebskraft. Die Radkupplungen 27 und 28 sind mit mehreren Kupplungsscheiben versehen, die mit hydraulischem Druck, der von einer hydraulischen Druckquelle, wie z. B. einer Ölpumpe durch Öldurchfluß 31 und 32, eingeführt wird, angetrieben und von den Drucksteuerungsventilen 33 und 34 reguliert werden. Eine Steuerung 35 dient zur Regulierung der Trennkupplung 26 sowie den Steuerventilen 33 und 34. Die Trennkupplung 26 wird von einem Steuersignal a gesteuert, das von Steuerung 35 beim Einrücken und Ausrücken erzeugt wird.

Die Steuerventile 33 und 34 mit Elektromagneten werden von den Signalen b und c von der Steuerung 35 zum Steuern des hydraulischen Drucks für die Radkupplungen 27 und 28 eingesetzt, so daß das an die Radkupplungen 27 und 28 übertragene Drehmoment kontiniuierlich geändert wird.

Die Steuerung 35 empfängt die Signale d, e, f und g von den Radgeschwindigkeitssensoren 36-39, die zum Feststellen der Rotationsgeschwindigkeit der Räder 6-9 dienen, ein Signal h von einem Lenksensor 41, der zum Feststellen des Lenkgrades des Lenkrades 40 dient, ein Signal i von einem seitlichen Beschleunigungssensor 42, der zum Feststellen der seitlichen Beschleunigung dient, die auf die Fahrzeugkarosserie wirkt, sowie ein Signal j von einer ABS-Steuerung 43, die zum Steuern des Antiblockierbremssystems dient. Die Steuerung 35 steuert die Trennkupplung 26 und die rechte und linke Kupplung 28 und 27 anhand der Signale d-j.

In Abb. 2 ist ein Flußdiagramm der Hauptroutine der Steuerung 35 dargestellt. In Schritt S1 initialisiert die Steuerung 35 das System mit den Variablen und Kennzeichen in der Steuerung. In Schritt S2 legt die Steuerung 35 das Verhältnis der Drehmomentverteilung zwischen dem rechten und linken Hinterrad 9 und 8 fest. In Schritt S3 erzeugt die Steuerung 35 die Signale b und c und sendet sie an die hydraulischen Drucksteuerventile 33 und 34 zur Einstellung der in Schritt S2 festgelegten Drehmomentverteilung und erzeugt das Signal a zum Ausrücken und Einrücken der Trennkupplung 26.

Der hydraulische Druck für die Kupplungen 27 und 28 wird gemäß einer in Abb. 3 in Form eines Flußdiagrammes dargestellten Subroutine gesteuert.

Gemäß der hydraulischen Drucksteuerung für die Kupplungen 27 und 28 erhält die Steuerung 35 die Radrotationsgeschwindigkeiten ω_FL, ω_FR, ω_RL, ω_RR den Steuerungswinkel R, die Änderungsrate des Steuerungswinkels α R, die Fahrzeuggeschwindigkeit V und die seitliche Beschleunigung G über die Signale der Sensoren 36-39, sowie das ABS-Signal F ABS über das Signal j von der ABS-Steuerung 43, das angibt, ob die ABS-Steuerung 43 die Kontrolle über das ABS besitzt. In diesem Fall kann die Anderungsrate des Steuerungswinkels α R anhand des Steuerungswinkels R berechnet werden. Die Fahrzeuggeschwindigkeit wird als langsamster Wert der Radgeschwindigkeiten ω_FL, ω_FR, ω_RL, ω_RR ermittelt.

Anschließend wertet die Steuerung 35 den Wert des ABS-Signals F ABS aus. Ist das ABS-Signal F ABS gleich 1, d. h. wird die ABS-Steuerung angewendet, werden sowohl die Drehmomentverteilung T RL für das linke Hinterrad 8 als auch die Drehmomentverteilung T RR für das rechte Hinterrad 9 auf 0 gesetzt. In diesem Fall wird kein hydraulischer Druck in die auszurückenden Radkupplungen 27 und 28 eingeführt. Auf diese Weise wird die Antriebskraft der Antriebsanlage 3 nicht auf die Hinterräder 8 und 9 übertragen. Folglich können sich die Hinterräder 8 und 9 frei drehen, um den gewünschten ABS- Steuerungseffekt zu erreichen.

Wird die ABS-Steuerung dagegen nicht angewendet, ist der Wert des ABS-Signals F ABS gleich 0. In diesem Fall führt die Steuerung 35 die Schritte S12 bis S14 aus und legt fest, ob der absolute Wert des Steuerungswinkels R kleiner als ein vorbestimmter Wert R₀ist. Der vorbestimmte Wert R₀ bezeichnet die Größe der toten Zone für den Steuerungswinkel. Liegt der absolute Werte des Steuerungswinkels R innerhalb des vorbestimmten Wertes R₀, wird auf diese Weise festgestellt, daß kein Lenkvorgang stattfindet, d. h. daß sich das Fahrzeug im Geradeauslauf befindet. Befindet sich das Fahrzeug im Geradeauslauf, setzt die Steuerung 35 die Werte für Kurvenfahren und die Zeitgeberkennzeichen F C und F TM in Schritt S15 zurück. In Schritt S16 wird der Geschwindigkeitsunterschied Δ ω₁ zwischen den Vorder- und Hinterrädern mit Hilfe folgender Gleichung berechnet:

Δ ω₁=(ω_FL+ω_FR)-(ω_RL+ω_RR)

In Schritt S17 erhält die Steuerung 35 ein erstes Verhältnis der Drehmomentverteilung T1 für die Hinterräder, das auf der Geschwindigkeitsdifferenz Δ ω₁ basiert (siehe Abb. 4). Das erste Verhältnis der Drehmomentverteilung T1 für die Hinterräder dient zur Berechnung der abschließenden Verhältnisse der Drehmomentverteilung T RL und T RR. In diesem Fall wird der Wert des ersten Verhältnisses der Drehmomentvertilung T1 für die Hinterräder erhöht (siehe Abb. 4), wenn die Geschwindigkeitsdifferenz Δ ω₁ einen positiven Wert annimmt und erhöht wird, d. h. die Rotationsgeschwindigkeit der Vorderräder ist größer als die der Hinterräder. Wird also der Schlupf der Vorderräder 6 und 7 aufgrund der größeren Drehmomentverteilung verglichen mit den Hinterrädern 8 und 9 vergrößert, wird die Drehmomentverteilung für die Hinterräder 8 und 9 erhöht, um den Schlupf der Vorderräder 6 und 7 zu reduzieren.

In Schritt S18 erhält die Steuerung 35 eine Geschwindigkeitsdifferenz Δ ω₂ zwischen den rechten Rädern 7 und 9 sowie den linken Rädern 6 und 8.

Δ ω₂=(ω_FL+ω_RL)-(ω_FR+ω_RR)

In Schritt S19 erhält die Steuerung 35 ein zweites Verhältnis der Drehmomentverteilung T2 für die Hinterräder, das auf einem absoluten Wert der Geschwindigkeitsdifferenz Δ ω₂ basiert (siehe Abb. 5). Das zweite Verhältnis der Drehmomentverteilung T2 für die Hinterräder dient zur Berechnung der abschließenden Verhältnisse der Drehmomentverteilung T RL und T RR. Wird in diesem Fall der absolute Wert der Geschwindigkeitsdifferenz Δ w₂ erhöht, wird auch das zweite Verhältnis der Drehmomentverteilung T2 für die Hinterräder erhöht. Wird also die Geschwindigkeitsdifferenz Δ ω₂ zwischen den rechten Rädern 7 und 9 sowie den linken Rädern 6 und 8 erhöht, wird die Drehmomentverteilung für die Hinterräder 8 und 9 zur Verbeserung der Laufeigenschaften des Fahrzeuges erhöht.

In Schritt S20 erhält die Steuerung 35 ein drittes Verhältnis der Drehmomentverteilung T3 für die Hinterräder gemäß der Fahrzeuggeschwindigkeit V, wie in der Darstellung in Abbildung 6 gezeigt. Das dritte Verhältnis der Drehmomentverteilung T3 für die Hinterräder dient außerdem zur Berechnung des abschließenden Verhältnisses der Drehmomentverteilung T RL und T RR für die Hinterräder. Wird in diesem Fall die Fahrzeuggeschwindigkeit V erhöht, wird auch das Verhältnis der Drehmomentverteilung T3 für die Hinterräder erhöht (siehe Abb. 6). Wird also die Fahrzeuggeschwindigkeit V erhöht, wird die Drehmomentverteilung für die Hinterräder 8 und 9 zur Verbesserung der Fahreigenschaften des Fahrzeuges bei Geradeauslauf erhöht.

In Schritt S21 ermittelt die Steuerung 35 das Maximum des ersten, zweiten und dritten Verhältnisses der Drehmomentverteilung T1, T2 und T3 als Gesamtverhältnis T R der Drehmomentverteilung für die Hinterräder 8 und 9. In Schritt S22 verteilt die Steuerung 35 das Verhältnis T R der Drehmomentverteilung auf das rechte und linke Hinterrad 8 und 9 als Verhältnisse T RL und T RR der Drehmomentverteilung.

Sind die Geschwindigkeitsdifferenzen Δ ω₁, Δ ω₂ gleich Null, und ist die Fahrzeuggeschwindigkeit gering, werden auf diese Weise alle Verhältnisse T1, T2 und T3 der Drehmomentverteilung gleich Null, so daß es keine Drehmomentverteilung für die Hinterräder 8 und 9 gibt, um den Zweiradantrieb herzustellen. Sind ein oder mehrere Werte für die Verhältnisse der Drehmomentverteilung T1, T2 oder T3 nicht gleich Null, wird die Antriebskraft der Antriebsanlage 3 auf die Hinterräder 8 und 9 übertragen, um den Vierradantrieb zu aktivieren. Bei aktiviertem Vierradantrieb im Geradeauslauf wird das Drehmoment gleichmäßig auf das rechte und linke Hinterrad 9 und 8 verteilt.

Gemäß der abgebildeten Realisierung wird das Drehmoment gleichmäßig auf die entsprechenden Vorder- bzw. Hinterräder verteilt, wenn eines der Verhältnisse der Drehmomentverteilung T1, T2 oder T3 einen Wert annimmt, der über dem Maximum von 0,5 liegt. Auf diese Weise wird jedem Rad des Fahrzeuges ein Viertel der von der Antriebsanlage 3 erzeugten Antriebskraft zugeteilt.

Ist dagegen der Steuerungswinkel R größer als der vorbestimmte Wert R₀, d. h. handelt es sich um Kurvenfahren, führt die Steuerung 35 die Schritte S14-S23 aus und analysiert den Wert des Kennzeichens F c. Das Kennzeichen F c nimmt den Wert Null an, wenn sich das Fahrzeug im Geradeauslauf befindet oder wenn der Steuerungswinkel R am Anfang des Kurvenfahrens erhöht wird. Das Kennzeichen F c nimmt den Wert 1 an, wenn der Steuerungswinkel im wesentlichen konstant ist, d. h. wenn sich das Fahrzeug in einer stabilen Kurvenfahrt befindet. Auf diese Weise führt die Steuerung 35 die Schritte S23 und S24 aus, da das Kennzeichen F c den Wert Null annimmt, wenn sich das Fahrzeug im Übergang zwischen Geradeauslauf und Kurvenfahrt befindet. Die Steuerung 35 bestimmt in Schritt S24, ob der absolute Wert der Änderungsrate dR des Steuerungswinkels größer als Null ist. Befindet sich das Fahrzeug am Anfang einer Kurvenfahrt, ist der Änderungswinkel dR des Steuerungswinkels größer als Null. In diesem Fall führt die Steuerung 35 Schritt S25 aus. Die Steuerung 35 setzt das Maximum max (dR) auf die aktuelle Änderungsrate dR des Steuerungswinkels.

In Schritt S26 legt die Steuerung 35 die Grundverhältnisse T RLB und T RRB der Drehmomentverteilung für das linke und rechte Hinterrad 8 und 9 wie in Abbildung 7 gezeigt fest. Wird der Lenkvorgang des Lenkrades gegen den Uhrzeigersinn vorgenommen, wird der Steuerungswinkel R positiv definiert. Wird also der Lenkvorgang gegen den Uhrzeigersinn vorgenommen, ist das Grundverteilungsverhältnis T RRB für das rechte Hinterrad 9 größer als das Verhältnis T RLB für das linke Hinterrad 8. Wird das Lenkrad 21 dagegen im Uhrzeigersinn gesteuert, ist das Verhältnis T RLB für das linke Hinterrad 8 größer als das Verhältnis T RRB für das rechte Hinterrad 9. Wird die Änderungsrate dR des Steuerungswinkels erhöht, werden auch die Grundverteilungsverhältnisse T RLB und T RRB für das linke und rechte Hinterrad 8 und 9 erhöht. In Schritt S27 werden die abschließenden Verhältnisse T RL und TRR der Drehmomentverteilung durch die Grundverteilungsverhältnisse T RLB und T RRB für das linke und rechte Hinterrad 8 und 9 ersetzt. Folglich werden die abschließenden Verhältnisse T RL und T RR der Drehmomentverteilung ebenfalls erhöht, wie in Abb. 9 gezeigt, wenn die Änderungsrate dR des Steuerungswinkels erhöht wird (Phase A). Die abschließenden Verhältnisse T RL und T RR der Drehmomentverteilung werden am Maximum (T RL)max und (T RR) max der abschließenden Verhältnisse der Drehmomentverteilung beibehalten, die dem Maximum von max (dR) während der Zeit entsprechen, in der die Änderungsrage dR des Steuerungswinkels auf Null reduziert wird, nachdem der Wert dR das Maximum max (dR) annimmt (Phase B), d. h. während der Steuerungswinkel ein Maximum erreicht und einen im wesentlichen konstanten Wert R₁ annimmt. Wie bereits erwähnt, wird die größere Drehmomentverteilung für die Hinterräder 8 und 9 vorgesehen, bis das Fahrzeug den Zustand der stabilen Kurvenfahrt erreicht hat. In diesem Fall erhält das äußere Hinterrad während der Kurvenfahrt eine größere Drehmomentverteilung als das innere Hinterrad. Folglich verfügt das Fahrzeug am Anfang der Kurvenfahrt über eine verbesserte Beherrschbarkeit.

Anschließend, wenn das Fahrzeug den Zustand der konstanten oder stabilen Kurvenfahrt erreicht hat, wobei der Steuerungswinkel R im wesentlichen konstant ist, wird das Kennzeichen Fc in Schritt S28 auf 1 gesetzt. Die Steuerung 35 führt die Schritte S23-S29 aus und analysiert die Werte des Zeitgeberkennzeichens F TM. Das Kennzeichen F TM nimmt anfangs den Wert Null an. Auf diese Weise setzt die Steuerung 35 eine Konstante C0 für die Reduzierung des Verhältnisses der Drehmomentverteilung für die Hinterräder 8 und 9 in Schritt S30. Die Konstante C0 wird anhand der in Abbildung 8 dargestellten Grafik berechnet. Mit Erhöhung des absoluten Wertes für den konstanten Steuerungswinkel R₁ wird die Konstante C0 verkleinert. In Schritt S31 wird das Zeitgeberkennzeichen F TM auf 1 gesetzt. Eine Verminderung C des Verhältnisses der Drehmomentverteilung wird auf Null zurückgesetzt. In Schritt S32 wird anhand der Verminderung C ein Verminderungskoeffizient K mit Hilfe folgender Gleichung berechnet:

K=(1000 - C)/100

Die Zahl 1000 dient nur zur Veranschaulichung. Die Konstante C0 kann in dieser Realisierung einen beliebigen Wert unter 1000 annehmen.

Der Verminderungskoeffizient K nimmt anfangs den Wert 1 an. Anschließend wird der Wert K verkleinert, da die Verminderung C durch die Konstante C0 in jedem Zyklus in den Schritten S29-S33 erhöht wird. Wird festgestellt, daß der Wert K unter Null fällt, wird der Wert K auf Null festgelegt.

Die Steuerung 35 berechnet die abschließenden Verhältnisse T RL und T RR der Drehmomentverteilung durch Multiplizieren des Wertes K, der 1 oder 0 beträgt, mit den Grundverteilungsverhältnissen T RLB (=(T RL)max) und T RRB (=(T RR)max) in Schritt S36. Wie bereits erwähnt, werden die abschließenden Verhältnisse T RL und T RR der Drehmomentverteilung von den Maxima (T RL)max und (T RR)max in Phase B während der konstanten Kurvenfahrt (Phase C) auf Null verringert, wie in Abb. 9 gezeigt. Dies bedeutet, daß das Fahrzeug allmählich vom Vierradantrieb auf Zweiradantrieb umgeschaltet wird, wobei nur die Vorderräder angetrieben werden, so daß im Zustand der konstanten Kurvenfahrt eine stabile Fahreigenschaft erreicht werden kann. Insbesondere wird die Konstante C0 verkleinert, wenn der konstante Steuerungswinkel R₁ erhöht wird. Folglich werden die Verhältnisse T RL und T RR der Drehmomentverteilung allmählich auf Null reduziert. Wie aus der Phantomlinie in Abb. 9 zu ersehen ist, dauert der reibungslose Übergang von Vierradantrieb auf Zweiradantrieb bei abnehmendem Steuerungswinkel R₁ länger.

Nach Festlegung der Verhältnisse T RL und T RR der Drehmomentverteilung für die Hinterräder 8 und 9 erzeugt die Steuerung 35 die Steuersignale b und c für die Drucksteuerventile 33 und 34, mit denen das Einrücken bzw. die Einrück-Kraft der Radkupplungen 27 und 28 gesteuert werden, um die Verhältnisse T RL und T RR der Drehmomentverteilung zu erreichen, und steuert die Trennkupplung 26 mit Signal a in Übereinstimmung mit einer Routine, wie in Abb. 10 in Form eines Flußdiagrammes dargestellt. Die Einrück-Kraft der Radkupplungen 27 und 28 wird kontiniuerlich geändert, wenn der hydraulische Druck eingeführt wird. Der hydraulische Druck wird von den Steuerventilen 33 und 34 kontinuierlich mit Hilfe von Elektromagneten reguliert, die von den Signalen b und c der Steuerung 35 betrieben werden.

In Schritt S41 analysiert die Steuerung 35 einen Wert eines abnormalen Kennzeichens F TRB, das den Wert 1 annimmt, wenn beide Radkupplungen 27 und 28 defekt sind (siehe Abb. 10). In diesem Fall wird die Trennkupplung in Schritt S42 von der Steuerung 35 ausgerückt. Sind beide Radkupplungen 27 und 28 defekt, wird auf diese Weise die Antriebskraft nicht auf die Hinterräder 8 und 9 übertragen, so daß der Zweiradantrieb durch die Vorderräder hergestellt wird.

Funktioniert wenigstens eine der beiden Radkupplungen 27 und 28, und ist somit das Kennzeichen F TRB gleich Null, analysiert die Steuerung 35 in Schritt S43 den Wert des ursprünglichen Kennzeichens F INI aus, das den Wert Null annimmt, bis die Fahrstrecke des Fahrzeuges einen vorgegebenen Wert, wie z. B. 300 m nach dem Start, erreicht und den Wert 1 annimmt, nachdem die Fahrstrecke den vorgegebenen Wert erreicht hat. Somit ist das Kennzeichen F INI zu Beginn gleich Null, so daß die Steuerung 35 mit den Schritten S43 und S45 fortfährt. Nach Starten des Motors führt die Steuerung 35 Schritt S45 aus und rückt die Trennkupplung 26 ein. Überschreitet die Fahrstrecke den vorgegebenen Wert (300 m in dieser Realisierung), führt die Steuerung 35 die Schritte S46 und S47 aus und setzt das Kennzeichen F INI auf den Wert 1.

Somit bleibt die Trennkupplung 26 unabhängig vom Zustand der Radkupplungen 27 und 28 im eingerückten Zustand, bevor die Fahrstrecke den vorgegebenen Wert erreicht.

Überschreitet die Fahrstrecke den vorgegebenen Wert nach dem Start und wird somit das Kennzeichen F INI von 0 auf 1 geändert, führt die Steuerung 35 Schritt S48 aus und analysiert den Wert der Verhältnisse T RL und T RR der Drehmomentverteilung, der von der Steuerung ermittelt wurde (siehe Abb. 3). Sind beide Verhältnisse T RL und T RR der Drehmomentverteilung gleich Null, d. h. das Fahrzeug wird mit Zweiradantrieb betrieben, wird die Trennkupplung 26 in Schritt 49 ausgerückt. Auf diese Weise wird die Antriebskraft nicht mehr auf eine angetriebene Seite der Kupplung 26, einschließlich des Hinterradantriebsmechanismus 20, übertragen. Ist mindestens eines der Verhältnisse T RL und T RR der Drehmomentverteilung nicht gleich Null, führt die Steuerung 35 Schritt S50 aus, um festzustellen, ob die Trennkupplung 26 eingerückt ist. Ist die Trennkupplung 26 ausgerückt, rückt die Steuerung 35 die Trennkupplung 26 mit Hilfe des Steuersignals in Schritt S51 ein. Ist die Trennkupplung 26 eingerückt, behält die Steuerung 35 diesen Zustand bei. In Schritt S52 erzeugt die Steuerung 35 die Signale b und c, um die Radkupplungen 27 und 28 einzurücken. Nach Herstellung des Vierradantriebes wird auf diese Weise die Trennkupplung 26 eingerückt, und anschließend werden die Radkupplungen 27 und 28 eingerückt, um die Verhältnisse T RL und T RR der Drehmomentverteilung für die Hinterräder 8 und 9 zu erreichen.

In Schritt S53 legt die Steuerung 35 fest, ob beide Radkupplungen 27 und 28 defekt sind. Sind beide Radkupplungen 27 und 28 defekt, rückt die Steuerung 35 die Trennkupplung 26 aus und setzt das Kennzeichen F TRB in den Schritten S54 und S55 auf den Wert 1. Wie bereits erwähnt, wird in dem Fall, in dem die Radkupplungen 27 und 28 ausgerückt sind, d. h. die Verhältnisse T RL und T RR der Drehmomentverteilung sind Null, die Trennkupplung 26 (Schritt S49) ausgerückt, so daß die angetriebene Seite der Antriebswelle 21, das Kegelradgetriebe 22 und 23, die angetriebenen Seiten der Achsen 24 und 25 und die angetriebenen Seiten der Radkupplungen 27 und 28 nicht unnötigerweise angetrieben werden. Auf diese Weise geht keine Antriebskraft verloren.

In dem Fall, in dem die Radkupplungen 27 und 28 eingerückt werden, wird die Trennkupplung 26 vor dem eigentlichen Einrücken der Radkupplungen 27 und 28 eingerückt. Daher wird die Antriebskraft der Antriebsanlage 3 sequentiell auf die Hinterräder 8 und 9 übertragen, so daß der durch das Einrücken der Radkupplungen 27 und 28 verursachte Drehmomentschock vermieden werden kann.

Gemäß der obigen Steuerung wird die Trennkupplung 26 in der Anfangsphase des Fahrens eingerückt, bis die Fahrstrecke die vorgegebene Entfernung (300 m) nach dem Start erreicht hat, so daß bewegliche Teile, wie z.B. die Antriebswelle 21, das Kegelradgetriebe 22 und 23, die angetriebenen Seiten der Achsen 24 und 25 sowie die angetriebenen Seiten der Radkupplungen 27 und 28 in angemessenen Intervallen angetrieben werden. Folglich können das Lager, die Öldichtung und ähnliche, mit den beweglichen Teilen verbundene Einrichtungen, ausreichend geschmiert werden. Die Trennkupplung 26 kann vorübergehend in einem Fahrzustand, bei dem es sich nicht um die Startphase handelt, eingerückt werden, um die beweglichen Teile, die von der Trennkupplung 26 angetrieben werden, mit ausreichend Schmierung zu versorgen.

In den Abb. 11-13 ist eine weitere Realisierung der vorliegenden Erfindung dargestellt, insbesondere eine andere Struktur des Kraftübertragungsmechanismus. Gemäß der dargestellten Realisierung wird der Kraftübertragungsmechanismus als Hinterradantriebsmechanismus 20 eingesetzt. Dieser Mechanismus wird anstelle der Kegelradgetriebe 22 und 23 sowie der Radkupplungen 27 und 28 in der vorangegangenen Realisierung verwendet.

Der Hinterradantriebsmechanismus 20 ist mit einem Gehäuse 45 ausgestattet, in dem die linke Hinterachse 24 und rechte Hinterachse 25 drehbar angeordnet sind. Die Öldichtungen 47 und 49 befinden sich zwischen dem Gehäuse 45 und den Achsen 24 und 25 für die Dichtung. Im Gehäuse 45 ist ein Tellerradgehäuse 44 drehbar auf dem Gehäuse 45 angeordnet. Das Tellerradgehäuse 44 enthält ein kappenförmiges Glied 46, das sich gegenüber der rechten Achse 24 befindet, und ein deckelförmiges Glied 50, das sich gegenüber der linken Achse 25 befindet, und mit dem kappenförmigen Glied 46 über eine Schraube 48 verbunden ist. Das deckelförmige Glied 50 ist im Gehäuse 45 über einen Rollenlagermechanismus 52 drehbar angebracht. Die linke Hinterachse 24 ist drehbar auf dem Glied 50 angebracht. Das kappenförmige Glied 46 ist über einen Rollenlagermechanismus 54 drehbar im Gehäuse 45 angebracht. Die rechte Hinterachse 25 ist drehbar an Glied 46 angebracht.

Eine Antriebswelle 56 des Hinterradantriebsmechanismus 20, die mit der Antriebswelle 21 am vorderen Ende verbunden ist, ist drehbar im Gehäuse 45 angebracht. Die Antriebswelle 56 steht senkrecht zu den Achsen 24 und 25. Die Antriebswelle 56 ist am hinteren Ende mit einem Ausgleichkegelrad 58 ausgestattet, das in ein Tellerrad 62 eingreift, das mit Hilfe einer Schraube 60 am Telleradgehäuse befestigt ist. Die Antriebswelle 56 und das Tellerradgehäuse 44 bilden einen Mechanismus zur Geschwindigkeitsreduzierung. Für die unabhängige Übertragung der Rotation des Tellerradgehäuses 44 auf die linke und rechte Antriebswelle 24 und 25 ist ein hydraulischer Kupplungsmechanismus vorgesehen.

Am kappenförmigen Glied 46 des Tellerradgehäuses 44 befindet sich eine Außenseite eines peripheren Teiles 66 einer Haltevorrichtung 64 über einen Keilwellenmechanismus 68. Auf der Haltevorrichtung 64 ist die Achse 25 drehbar angebracht. Eine innere Seite des peripheren Teiles 66 enthält mehrere linke Kupplungsscheiben 72 und rechte Kupplungsscheiben 74 über den Keilwellenmechanismus 76 und 78. Die Achsen 24 und 25 sind mit dem Ringgliedern 80 und 82 über den Keilwellenmechanismus 83 und 83′ an der äußeren Oberfläche verbunden. Die Außenseite der Ringglieder 80 und 82 ist mit mehreren linken Kupplungsscheiben 84 und rechten Kupplungsscheiben 86 über den Keilwellenantrieb 88 und 90 verbunden. Die Kupplungsscheiben 84, 86, 72 und 74 bilden eine linke hydraulische Kupplung 92 und eine rechte hydraulische Kupplung 94. Zum Betreiben der hydraulischen Kupplungen 92 und 94 ist die Haltevorrichtung 64 mit einer linken hydraulischen Druckeinheit 96 und einer rechten hydraulischen Druckeinheit 98 versehen. Die hydraulischen Druckeinheiten 96 und 98 sind mit Kolben 100 und 102, hydraulischen Kammern 104 und 106, die zwischen den Kolben 100 und 102 liegen, sowie der Haltevorrichtung 64 ausgestattet. Die Zahlen 108, 110, 112 und 114 bezeichnen Öldichtungen. An der Außenseite des inneren Teils 70 befinden sich Halter 116 und 118, und zwischen den Kolben 100 und 102 und den Haltern 116 und 118 befinden sich Federn 120 und 122. Die Kolben 100 und 102 streben in die Ausgangsposition. Die Federn 120 und 122 befinden sich um die Wellen 124 und 126, an denen die Halter 116 und 118 befestigt sind. Stahlkugeln 132 und 134 befinden sich im Öldurchfluß 128 und 130, die mit den hydraulischen Kammern 104 und 106 verbunden sind, und so Prüfventile bilden, die verhindern, daß Öl aus den Kammern 104 und 106 fließt, und gleichzeitig den Ölfluß in die Kammern 104 und 106 ermöglichen. Wird kein hydraulischer Druck in die Kammern 104 und 106 geführt, werden die Kolben 100 und 102 mit Hilfe der Federn 120 und 122 in die Ausgangsposition gebracht, so daß die hydraulischen Kupplungen 92 und 94 ausgerückt sind. Auf diese Weise wird die von der Antriebswelle 56 übertragene Rotation des Tellerradgehäuses 44 nicht auf die linke und rechte Achse 24 und 25 übertragen.

Wird hydraulischer Druck in die Kammern 104 und 106 eingeführt, werden die Kolben 100 und 102 gegen die Federn 120 und 122 bewegt, um die hydraulischen Kupplungen 92 und 94 einzurücken. Folglich wird die von der Antriebswelle 56 übertragene Rotation des Tellerradgehäuses 44 auf die linke und rechte Achse 24 und 25 übertragen.

Wird hydraulischer Druck nur in eine der beiden Kammern 104 und 106 eingeführt, wird die Antriebskraft auf eine der Kupplungen 92 und 94 übertragen, um eine der Achsen 24 und 25 bzw. eines der Räder 8 oder 9 anzutreiben.

Im folgenden wird ein Mechanismus zum Einführen des hydraulischen Drucks für die Ölkammern 104 und 106 beschrieben.

Eine Ölpumpe 136, die von der Rotation der Antriebswelle 56 betrieben wird, ist vorgesehen. Der hydraulische Druck, der in der Ölpumpe 136 erzeugt wird, wird in das linke und rechte Steuerventil 34 und 35 eingeführt, die Leistungselektromagnetventile durch den Öldurchfluß 138 sind.

Anschließend wird der hydraulische Druck in den Öldurchfluß 148 für die linke hydraulische Kupplung 92 bzw. Öldurchfluß 150 für die rechte hydraulische Kupplung 94 eingeführt. Nun wird der hydraulische Druck des Öldurchflusses 148 über eine ringförmige Vertiefung 152, einen kreisförmigen Öldruchfluß 154, einen axialen Öldurchfluß 156, einen kreisförmigen Öldurchfluß 158, eine ringförmige Vertiefung 160 in der rechten Achse 25 und einen Öldurchfluß 162 in der Haltevorrichtung 64 eingeführt. Die ringförmigen Vertiefungen 152 und 160 befinden sind in der rechten Achse 25, so daß der Öldurchfluß 148 immer mit dem kreisförmigen Öldurchfluß 154 über die ringförmige Vertiefung 152 verbunden ist, und der kreisförmige Öldurchfluß 158 immer mit dem Öldurchfluß 162 verbunden ist, wenn sich die Achse 25 um das Gehäuse 45 und die Haltevorrichtung 64 dreht.

Ähnlich wird der hydraulische Druck des Öldurchflusses 150 in die Ölkammer 106 über die ringförmige Vertiefung 164, den kreisförmigen Öldurchfluß, den ringförmigen Öldurchfluß 172 in der rechten Achse 25 und den Öldurchfluß 174 der Haltevorrichtung 64 eingeführt.

Bei unabhängiger Steuerung der Steuerventile 33 und 34 kann der hydraulische Druck der Kammern 104 und 106 unabhängig voneinander reguliert werden. Die Ölpumpe 136 ist auf einem Endteil 176 des Gehäuses 45 montiert. Eine Öldichtung 178 befindet sich zwischen dem Endteil 176 des Gehäuses 45 und der Ölpumpe 136 zur Abdichtung. Die Zahl 180 bezeichnet einen Ölrückfluß, durch den das Öl im Gehäuse 45 in die Ölpumpe 136 zurückfließen kann.

Wie aus Abb. 4 zu ersehen ist, besitzt die Pumpe 136 eine Trochoidenkonfiguration und ist mit einem Pumpengehäuse 182, einem äußeren Ringaufbau 186, der drehbar im Pumpengehäuse 182 angebracht und mit Zähnen 184 an der Innenseite versehen ist, und einem inneren Ringaufbau 190, der drehbar im äußeren Ringaufbau angebracht und mit Zähnen 188 an der Außenseite versehen ist, ausgestattet. Der äußere Ringaufbau 186 besitzt eine andere Rotationsachse als der innere Ringaufbau 190, so daß die inneren Zähne 184 des äußeren Ringaufbaus 186 teilweise in die äußeren Zähne 188 des inneren Ringaufbaus 190 greifen. Ein Flanschglied 192 ist über einen Keilwellenmechanismus 194 mit der Antriebswelle 56 verbunden. Der Flansch 192 ist über eine Stahlkugel 196 mit dem inneren Ringaufbau 190 verbunden. Da sich der Flansch 192 innerhalb der Antriebswelle 56 dreht, dreht sich der innere Ringaufbau 190 ebenso, um den äußeren Ringaufbau 186 zum Drehen zu bringen. Diese Rotation des inneren und äußeren Ringaufbaus 186 und 190 erzeugt hydraulischen Druck, der in den Öldurchfluß 138 eingeführt wird. Die Rollenlagermechanismen 198 und 199, auf denen die Antriebswelle 56 drehbar gelagert ist, befinden sich im Gehäuse 45. Der Rollenlagermechanismus 198 ist mit einem Halteglied 200 auf dem Gehäuse 45, einem Halteglied 202 auf der Antriebswelle 56 und Rollenlagern 204 zwischen den Gliedern 200 und 202 ausgestattet. Ähnlich ist der Rollenlagermechanismus 199 mit einem Halteglied 208 auf dem Gehäuse 45, einem Halteglied 210 auf der Antriebswelle 56 und Rollenlagern 212 zwischen den Gliedern 208 und 210 ausgestattet. Die Halteglieder 202 und 210 sind beweglich, und können in axialer Richtung der Antriebswelle eingestellt werden. Eine Feder 214 befindet sich zwischen den Haltegliedern 202 und 210 in axialer Richtung. Das Halteglied 210 stößt an einen Anschlag 218 an einem rechten Endteil 216, so daß eine weitere Bewegung nach rechts nicht möglich ist.

Befindet sich die Antriebswelle in relativer Position zum Gehäuse 45, wird die Schraube 222 am vorderen Endteil 220 gelöst, so daß der Flansch 192 in Richtung Antriebswelle bewegt werden kann, da sie über den Keilwellenmechanismus 194 miteinander verbunden sind. Diese axiale Bewegung des Flansches 192 führt dazu, daß das Halteglied 202 in axialer Richtung der Antriebswelle mit und gegen die elastische Kraft der Feder 214 bewegt wird. Wie bereits erwähnt, wird die axiale Stellung des Haltegliedes 202 so eingestellt, daß die Antriebswelle axial in Richtung des Gehäuses 45 positioniert wird. Folglich kann das Ausgleichkegelrad 58 der Antriebswelle 56 so positioniert werden, daß es mit dem Tellerrad 62 des Tellerradgehäuses entsprechend verbunden ist. Der Flansch 192 wird mit dem inneren Ringaufbau 190 der Ölpumpe 190 über die Stahlkugel 196 verbunden. Eine Vertiefung 224 des inneren Ringaufbaus 190 wird in axialer Richtung der Antriebswelle 56 erweitert. Wird nun der Flansch 192 axial bewegt, kann auf diese Weise die Stahlkugel axial innerhalb der Vertiefung 224 des inneren Ringaufbaus 190 bewegt werden, um eine relative Bewegung der Pumpe 136 und des Flansches 192 zu ermöglichen, d. h. die axiale Bewegung des Flansches 192 hat keine negative Auswirkung.

In der oben dargestellten Realisierung kann der oben beschriebene Mechanismus, obwohl für den Hinterradantriebsmechanismus verwendet, ähnlich für den Vorderradantriebsmechanismus 10 eingesetzt werden. Die Antriebskraft der Antriebsanlage 3 kann für die entsprechenden Räder 6, 7, 8 und 9 über die Steuerung der Steuerventile 33 und 34 in Kombination mit der Steuerung der Kupplung 26 als auch für die vorangegangene Realisierung gesteuert werden, so daß dieselbe Wirkung wie für die vorangegangene Realisierung erzielt werden kann.

Es muß beachtet werden, daß, obwohl die vorliegende Erfindung in Zusammenhang mit einer bestimmten Realisierung unter Bezugnahme auf die beigefügten Zeichnungen beschrieben wird, viele Änderungen daran von versierten Technikern anhand des oben Erläuterten vorgenommen werden können und daß alle Änderungen im Rahmen der vorliegenden Erfindung liegen, die mit den folgenden Ansprüchen definiert wird.

Claims

1. Ein Vierradantriebssystem eines Fahrzeuges bestehend aus
einer Antriebsanlage für die Erzeugung der Antriebskraft,
einem Vorderradantriebsmechanismus für die Übertragung der Antriebskraft auf das rechte und linke Vorderrad,
einem Hinterradantriebsmechanismus für die Übertragung der Antriebskraft für das rechte und linke Hinterrad,
einer Kupplung für das rechte und linke Rad in einem der Antriebsmechanismen zur Steuerung des Maßes der an die Räder übertragenen Antriebskraft,
einer Trennkupplung für die Steuerung der an die durch einen der Antriebsmechanismen angetriebenen Räder übertragenen Antriebskraft und
einer Steuereinrichtung für das Einrücken der Trennkupplung vor dem Einrücken der Radkupplung.

2. Ein Vierradantriebssystem gemäß Anspruch 1, wobei die Steuereinrichtung die Trennkupplung ausrückt, nachdem die Radkupplungen ausgerückt sind.

3. Ein Vierradantriebssystem gemäß Anspruch 1, wobei die Steuereinrichtung die Radkupplungen ausrückt, wenn ein Antiblockierbremssystem in Betrieb ist.

4. Ein Vierradantriebssytem gemäß Anspruch 1, wboei die Steuereinrichtung das Verhältnis der Drehmomentverteilung für die Hinterräder mit zunehmendem Geschwindigkeitsunterschied zwischen den Vorder- und Hinterrädern erhöht.

5. Ein Vierradantriebssystem gemäß Anspruch 1, wobei die Steuereinrichtung das Verhältnis der Drehmomentverteilung für die Hinterräder mit zunehmendem Geschwindigkeitsunterschied zwischen den rechten und linken Rädern erhöht.

6. Ein Vierradantriebssytem gemäß Anspruch 1, wobei die Steuereinrichtung das Verhältnis der Drehmomentverteilung mit zunehmender Fahrzeuggeschwindigkeit erhöht.

7. Ein Vierradantriebssystem gemäß Ansprch 1, wobei die Trennkupplung zu einem vorgegebenen Zeitintervall vorübergehend in dem Fall eingerückt ist, in dem sowohl die Trennkupplung als auch die Radkupplungen ausgerückt sind.

8. Ein Vierradantriebssytem gemäß Anspruch 1, wobei die Radkupplung eine hydraulische Kupplung mit mehreren Kupplungsscheiben ist, die zur kontinuierlichen Änderung der Einrück-Kraft durch hydraulischen Druck betrieben wird.

9. Ein Vierradantriebssytem gemäß Anspruch 1, das außerdem zwei Steuerventile für den Antrieb der rechten und linken Radkupplung besitzt, wobei die Steuerventile wiederum von der Steuereinrichtung reguliert werden, mit der der hydraulische Druck geregelt wird, der in die Radkupplungen eingeführt wird, so daß die Einrück-Kraft der Radkupplungen entsprechend geändert wird.

10. Ein Vierradantriebssystem gemäß Anspruch 9, wobei das Steuerventil ein Elektromagnetventil ist, das von einem Steuersignal der Steuereinrichtung betrieben wird.

11. Ein Vierradantriebssystem gemäß Anspruch 1, das außerdem einen Mechanismus zur Geschwindigkeitsreduzierung umfaßt, der mit einer Antriebswelle einer der beiden Antriebsmechanismenn zur Reduzierung der Rotationsgeschwindigkeit der Antriebswelle verbunden ist, die über einen der beiden Antriebsmechanismen auf die Räder übertragen werden.

12. Ein Vierradantriebssystem gemäß Anspruch 11, wobei der Mechanismus zur Geschwindigkeitsreduzierung ein Tellerradgehäuse umfaßt, in dem sich die Radkupplungen befinden.

13. Ein Vierradantriebssytem gemäß Anspruch 12, das außerdem zwei Steuerventile umfaßt, die von der Steuereinrichtung zum Regulieren des hydraulischen Druckes verwendet werden, der in die rechte und linke Radkupplung eingeführt wird, so daß die Einrück-Kraft der Radkupplungen entsprechend geändert wird, und eine Ölpumpe, die mit der Antriebswelle einer der Antriebsmechanismen verbunden und davon angetrieben wird, um den hydraulischen Druck für die Radkupplungen zu erzeugen.

14. Ein Vierradantriebssystem gemäß Anspruch 13, das außerdem ein Gehäuse umfaßt, in dem sich das Tellerradgehäuse des Mechanismus zur Geschwindigkeitsreduzierung und die Ölpumpe befinden.