DE69005739T2

DE69005739T2 - Steuerung der Drehmomentverteilung für ein Kraftfahrzeug mit Allradantrieb.

Info

Publication number: DE69005739T2
Application number: DE90308114T
Authority: DE
Inventors: Kazunari Tezuka
Original assignee: Fuji Heavy Industries Ltd
Current assignee: Subaru Corp
Priority date: 1989-08-28
Filing date: 1990-07-25
Publication date: 1994-04-28
Anticipated expiration: 2010-07-26
Also published as: JPH0386626A; JP3004283B2; DE69005739D1; EP0415554A1; US5070961A; EP0415554B1

Description

Die vorliegende Erfindung betrifft eine Steuerung der Drehmomentverteilung für ein Kraftfahrzeug mit Allradantrieb mit einem Mittendifferential, und insbesondere ein Steuersystem, bei dem das Ausgangsdrehmoment eines Getriebes ungleich auf die Vorder- und Hinterräder in Abhängigkeit von den Fahrbedingungen verteilt wird.
In einem Kraftfahrzeug mit permanentem Allradantrieb mit dem Mittendifferential ist eine flüssigkeitsbetriebene Mehrscheibenreibungskupplung zum Einschränken der Ausgleichswirkung vorgesehen. Das auf die Vorder- und Hinterräder verteilte Drehmoment wird durch Verändern des Drehmomentes der Reibungskupplung gesteuert und dadurch Geradeauslauf, Beschleunigungsstabilität und Fahrstabilität verbessert. Um die Drehmomentverteilung breit zu steuern, ist es notwendig, daß das Mittendifferential angeordnet ist, um das Drehmoment ungleich auf die Vorder- und Hinterräder zu verteilen. Es gibt zwei Verfahren in dem System der ungleichen Verteilung. Das eine ist eine Verteilung nach der frontlast, die auf den Vorderrädern lastet, und das andere ist eine Verteilung nach der hinteren Last, die auf den Hinterrädern lastet. In dem Vorderradlastsystem wird ein größeres Drehmoment auf die Vorderräder übertragen. Obwohl das Fahrzeug einen guten Geradeauslauf hat, verschlechtert sich folglich die Lenkbarkeit aufgrund des Driftens abseits der Fahrbahn. In dem Hinterradlastsystem wird das größere Drehmoment auf die Hinterräder übertragen. Das Fahrzeug hat auf einer trockenen Straße eine gute Lenkfähigkeit und Fahrstabilität. Jedoch neigt das Fahrzeug auf einer glatten Fahrbahn zum Durchdrehen.
Auf der anderen Seite ist es der Nachteil der allradgetriebenen Fahrzeuge, daß alle vier Räder zur selben Zeit schlupfen können (durchdrehen), was Schwierigkeiten beim Lenken verursacht.
Um eine Fahrstabilität des Fahrzeuges zu sichern, wird der Wert des auf die Hinterräder übertragenen Drehmomentes höher eingestellt als das auf die Vorderräder übertragene Drehmoment, so daß die Hinterräder zuerst schlupfen können. Auf diese Weise kann das Fahrzeug durch die Vorderräder bei einem kleinen Drehmoment sicher gelenkt werden, während die Hinterräder leerlaufen.
Da die Antriebskraft (Beschleunigungskraft) auf die vier Räder verteilt wird, kann jedes Rad einer größeren Seitenkraft widerstehen. Um in dem Hinterradlastsystem die Fahrstabilität zu sichern, ist es folglich notwendig, die aufnehmbare Seitenkraft der Hinterräder groß zu halten.
Die Antriebskraft und die Seitenkraft ändern sich mit dem Schlupfverhältnis der Räder auf dem Untergrund (das Schlupfverhältnis wird im folgenden ausführlich beschrieben). Das Schlupfverhältnis ändert sich in Abhängigkeit von den Verhältnissen auf der Fahrbahnoberfläche und dem Reibungskoeffizienten des Reifens. Insbesondere verkleinern sich die Antriebskraft und die aufnehmbare Seitenkraft beachtlich, wenn das Schlupfverhältnis einen vorbestimmten Wert (10 bis 20%) übersteigt, was zu Verschlechterungen in der Fahrstabilität führt. Folglich wird das Schlupfverhältnis der Hinterräder gesteuert, um den vorbestimmten Wert nicht zu überschreiten. Wenn das System wirksam ist, um das auf die Vorderräder verteilte Drehmoment in Übereinstimmung mit der Reduzierung der aufnehmbaren Seitenkraft zu erhöhen, wird das Schlupfen der Hinterräder verhindert, um die Antriebskraft zu sichern. Es ist deshalb wünschenswert, die Drehmomentverteilung auf dem Hinterradschlupfverhältnis basierend zu steuern.
Die offengelegten japanischen Patentanmeldungen 62-55228, 62- 261539 und 63-8026 offenbaren Steuersysteme für Allradantrieb, in denen ein Mittendifferential mit einer einfachen Planetengetriebevorrichtung vorgesehen ist. Das normale Drehmoment wird auf die Vorderund Hinterräder in einem Verhältnis ungleich verteilt, das durch die Differenz zwischen den Teil kreisen der Planetengetriebevorrichtung bestimmt wird. Die Drehmomentleistung der Kupplung wird in Abhängigkeit von der Differenz zwischen den Drehzahlen der Vorderräder und der Hinterräder oder durch einen vorbestimmten, durch die Fahrzeuggeschwindigkeit und den Lenkwinkel korrigierten, Wert gesteuert.
Desweiteren offenbart die offengelegte japanische Patentanmeldung 63-170129 ein Steuersystem, bei dem die Drehmomentverteilung in Abhängigkeit von einem Antriebsradschlupfverhältnis gesteuert wird. Das auf die Vorder- und Hinterräder verteilte Drehmoment wird gesteuert, so daß das Antriebsradschlupfverhältnis mit einem gewünschten Schlupfverhältnis übereinstimmt, um eine große Antriebskraft der Räder zu erreichen.
In den konventionellen Systemen kann das durch das Verhältnis der Teil kreise bestimmte normale Drehmomentverteilungsverhältnis jedoch nicht verändert werden, ohne daß sich die Durchmesser der Räder ändern. Wegen der räumlichen Begrenzung ist es jedoch schwierig, die Durchmesser zu ändern. Da die Drehmomentverteilung auf die Hinterräder nicht auf einen hohen Wert gesetzt werden kann, wird der Steuerbereich der Drehmomentverteilung klein.
Desweiteren wird die Drehmomentverteilung durch Einschränken der Differentialwirkung des Mittendifferentials gesteuert. Deshalb können die Schlupfverhältnisse der Räder auf der Fahrbahnoberfläche nicht festgestellt werden, so daß es unmöglich ist, die Drehmomentverteilung in Abhängigkeit von den Schlupfverhältnissen aktiv zu steuern. Noch dazu kann die Drehmomentverteilung auf Fahrbahnoberflächen mit einem niedrigen Reibungskoeffizient nicht gesteuert werden, wenn das Fahrzeug unter Schlupfverhältnissen gefahren wird und die Drehzahldifferenz gering ist.
In dem vierten konventionellen System wird das Schlupfverhältnis in Abhängigkeit von der u - s -Charakteristik (s: Schlupfverhältnis) gesteuert, um das gewünschte Schlupfverhältnis von 10 bis 20 % der vorgesehenen maximalen Antriebskraft zu erhalten. Das System zielt nur auf das Verbessern der Fahrbarkeit ohne Berücksichtigung der Fahrstabilität und es ist somit nicht vorteilhaft, ein solches System in normalen Kraftfahrzeugen zu benutzen.
Weitere Ausführungen zum Stand der Technik sind in der EP-A-0 314 452 zu finden, unter deren Berücksichtigung der Anspruch 1 charakterisiert wurde.
Ein Ziel der vorliegenden Erfindung ist es, ein Steuersystem zur Drehmomentverteilung für ein Kraftfahrzeug mit Allradantrieb vorzusehen, bei dem ein großes Drehmoment auf die Hinterräder verteilt und dadurch die Steuerung eines breiten Drehmomentverteilungsbereiches ermöglicht wird.
Ein anderes Ziel der vorliegenden Erfindung ist es, ein System vorzusehen, das die Fahrbarkeit, Fahrstabilität und die Lenkbarkeit in Übereinstimmung mit den Schlupfverhältnissen sichern kann.
Erfindungsgemäß ist ein System zum Steuern der Drehmomentverteilung auf die Vorder- und Hinterräder eines Kraftfahrzeuges entsprechend Anspruch 1 dieser Schrift vorgesehen.
In einer Ausgestaltung der Erfindung ist das gewünschte Schlupfverhältnis eine abfallende Funktion der Fahrzeuggeschwindigkeit und eine ansteigende Funktion des Lenkwinkels.
In einer anderen Ausgestaltung ändert sich das gewünschte Schlupfverhältnis mit einer umgekehrt V-förmigen Kennlinie, wenn die Seitenbeschleunigung anwächst.
Die anderen Ziele und Merkmale dieser Erfindung werden aus der nachfolgenden Beschreibung unter Bezugnahme auf die beigefügten Zeichnungen verständlich.
Die Fig. 1a und 1b sind schematische Darstellungen, die ein erfindungsgemäßes Kraftübertragungssystem für ein Kraftfahrzeug mit Allradantrieb zeigen;
die Fig. 2a und 2b sind Diagramme, die die Kurven eines der Fahrzeuggeschwindigkeit, dem Lenkwinkel bzw. der Seitenbeschleunigung entsprechenden, gewünschten Schlupfverhältnisses zeigen;
Fig. 2c ist ein Diagramm, das das die Ausgleichswirkung einschränkende Kupplungsdrehmoment zeigt;
Fig. 3 ist ein Flußdiagramm, das einen Arbeitsablauf einer Steuereinheit in dem System zeigt;
Fig. 4a ist ein Diagramm, das eine Beziehung zwischen dem Drehmoment der Vorderräder und dem Drehmoment der Hinterräder zeigt; und
Fig. 4b ist ein Diagramm, das eine Kurve des die Ausgleichswirkung einschränkenden Kupplungsdrehmoments in Abhängigkeit von einem Hinterradschlupfverhältnis zeigt.
Fig. 1 zeigt ein Kraftübertragungssystem für ein Kraftfahrzeug mit Allradantrieb mit einem Mittendifferential entsprechend der vorliegenden Erfindung. Ein Motor 1 ist an einem vorderen Teil des Fahrzeuges befestigt. Eine Kupplung 2 und ein automatisches Getriebe 3 sind an der Rückseite des Motors 1 in der Längsrichtung des Fahrzeuges angeordnet. Eine Ausgangsleistung des automatischen Getriebes 3 wird auf eine Abtriebswelle 4 übertragen, die mit einem Mittendifferential 20 zum rückwärtigen Übertragen des Drehmomentes in gerader Linie angeordnet ist. Die Abtriebswelle 4 ist mit einer Vorderradantriebswelle 5 verbunden, die durch ein Paar Reduktionsräder 25 und 26 des Mittendifferentials 20 unter dem automatischen Getriebe 3 parallel angeordnet ist. Die Vorderradantriebswelle 5 ist mit den Vorderrädern 9 durch ein Vorderachsdifferential 7 und Achsen 8 verbunden. Die Abtriebswelle 4 ist mit einer Hinterradantriebswelle 6 durch das Mittendifferential 20 verbunden. Die Hinterradantriebswelle 6 ist mit den Hinterrädern 13 durch eine Kardanwelle 10, ein Hinterachsdifferential 11 und Achsen 12 verbunden.
Das Mittendifferential 20 ist eine zusammengesetzte Planetengetriebevorrichtung und umfaßt ein erstes, mit der Abtriebswelle 4 einstückig ausgebildetes Sonnenrad 21, ein zweites, mit der Hinterradantriebswelle 6 einstückig ausgebildetes Sonnenrad 22 und ein zusammengesetztes Planetenritzel 23, das ein erstes Planetenritzel 23a, das mit dem ersten Sonnenrad 21 ineinandergreift, und ein zweites Planetenritzel 23b, das mit dem zweiten Sonnenrad 22 ineinandergreift, umfaßt und auf einem Träger 24 gelagert ist. Der Träger 24 ist mit dem Reduktionsantriebsrad 25 verbunden.
Somit wird das Ausgangsdrehmoment von der Abtriebswelle 4 des Getriebes 3 auf den Träger 24 und das zweite Sonnenrad 22 durch das erste Sonnenrad 21 und die Ritzel 23a, 23b bei vorbestimmten jeweiligen Drehmomentverteilungsverhältnissen übertragen. Die Differenz zwischen den Drehgeschwindigkeiten des Trägers 24 und dem zweiten Sonnenrad 22 wird durch die Rotation und Umdrehung des ersten und zweiten Planetenritzels 23a und 23b absorbiert.
In dem Mittendifferential 20 ist das erste Sonnenrad 21 mit dem ersten Planetenritzel 23a und das zweite Sonnenrad 22 mit dem zweiten Planetenritzel 23b in Eingriff.
Infolgedessen kann die normale Drehmomentverteilung für das vordere Drehmoment TF und das hintere Drehmoment TR durch Verändern der Radien der Teilkreise der Sonnenräder 21 und 22 und der Ritzel 23a und 23b auf verschiedene Werte eingestellt werden.
Auf diese Weise wird das Drehmomentverteilungsverhältnis der Vorder- und Hinterräder bestimmt, zum Beispiel als
TF : TR = 34 : 66
Ein großes Standarddrehmoment kann auf die Hinterräder 13 verteilt werden.
Eine flüssigkeitsbetriebene Mehrscheibenreibungskupplung 27 ist nahe dem Mittendifferential 20 zum Einschränken der Ausgleichswirkung des Mittendifferentials 20 vorgesehen.
Die Kupplung 27 umfaßt eine an dem Träger 24 befestigte Antriebstrommel 27a, und eine an der Hinterradantriebswelle 6 befestigte Abtriebstrommel 27b. Wenn in der Kupplung 27 ein die Ausgleichswirkung einschränkendes Kupplungsdrehmoment Tc erzeugt wird, wird ein Teil des Ausgangsdrehmomentes des zweiten Sonnenrades 22 auf die Vorderräder 9 übertragen und dadurch die Verteilung des Drehmomentes verändert. Der Träger 24 ist mit dem zweiten Sonnenrad 22 verbunden, wenn die Kupplung 27 vollständig eingerückt ist, und sperrt dadurch das Mittendifferential 20.
In dem Fahrzeug mit dem vorne angeordneten Motor wird die statische Lastverteilung der vorderen statischen Last WF und der hinteren statischen Last WR zum Beispiel als
WF : WR 62 : 38
bestimmt, wenn die Kupplung unmittelbar eingerückt ist, ist das Verteilungsverhältnis des vorderen Drehmomentes und des hinteren Drehmomentes gleich der dynamischen Lastverteilung. Auf diese Weise wird die Drehmomentverteilung in dem Bereich zwischen der Standarddrehmomentverteilung, die auf den Hinterrädern lastet, und der Drehmomentverteilung, wenn die Kupplung vollständig eingerückt ist, in Abhängigkeit von dem die Ausgleichswirkung einschränkenden Kupplungsdrehmoment Tc gesteuert.
Ein Hydraulikkreislauf eines Steuersystems für die Kupplung 27 enthält eine Ölpumpe 30, ein Druckregelventil 31, ein Vorsteuerventil 35, ein Kupplungssteuerventil 33 und ein elektromagnetisch betätigtes Impulsverhältnissteuerventil 38. Das Regelventil 31 ist wirksam, um den Druck des von der Ölpumpe 30 zugeführten Öles zu regeln, die durch den Motor angetrieben wird, um einen Leitungsdruck zu erzeugen und der Leitungsdruck wird einem Leitungsdruckrohr 32 zugeführt. Das Rohr 32 ist mit einem Kanal 37 durch das Vorsteuerventil 35 verbunden. Der Kanal 37 ist mit dem elektromagnetisch betätigten Impulsverhältnissteuerventil 38 stromabwärts einer Öffnung 36 und durch einen Kanal 39 mit einem Ende des Kupplungssteuerventils 33 verbunden. Das Rohr 32 ist durch einen Kanal 32a mit dem Kupplungssteuerventil 33 verbunden. Das Kupplungssteuerventil 33 ist durch einen Kanal 34 mit der Kupplung 27 verbunden. Das elektromagnetisch betätigte Ventil 38 wird durch Impulse von einer Steuereinheit 50 bei einem darin bestimmten Impulsverhältnis betätigt, das dadurch das Ablassen des Öles steuert, um einen Steuerdruck vorzusehen. Der Steuerdruck wird dem Kupplungssteuerventil 33 zugeführt, um das der Kupplung 27 zugeführte Öl zu steuern, um so den Kupplungsdruck (Drehmoment) und damit das die Ausgleichswirkung einschränkende Kupplungsdrehmoment Tc zu steuern.
Mit dem Beschreiben eines elektronischen Steuersystems wird nachfolgend ein Grundprinzip zum Steuern der Drehmomentverteilung beschrieben.
Die Drehmomentverteilung wird durch eine Rückführsteuerung gesteuert, um so das Schlupfverhältnis der Hinterräder an ein gewünschtes Schlupfverhältnis anzugleichen, so daß die Hinterräder 13 zuerst schlupfen.
Das Schlupfverhältnis S der Hinterräder 13 wird wie folgt ausgedrückt, wobei V die Fahrzeuggrundgeschwindigkeit, r der Radius des Reifens und ωR die Hinterradwinkelgeschwindigkeit ist:
S = ( r ωR - V)/r ωR
Falls das Hinterradschlupfverhältnis S in einem linearen Bereich von S< Sa bei einer Drehmomentverteilung 3:7 gesteuert wird, wird das Vorderradschlupfverhältnis klein, um ungefähr mit der Fahrzeuggeschwindigkeit übereinzustimmen. Die Grundgeschwindigkeit V ist nämlich
V r ωF
worin ωF die Vorderradwinkelgeschwindigkeit und r der Radius des Reifens ist. Somit wird das Schlupfverhältnis S der Hinterräder wie folgt ausgedrückt:
S = ( r ωR - r ωF)/r ωR = ( ωR -ωF)/ωR.
Eine geeignetes gewünschtes Schlupfverhältnis wird in Abhängigkeit vom Lenkwinkel, der Fahrzeuggeschwindigkeit, der Seitenbeschleunigung und weiteren, im folgenden beschriebenen Bedingungen bestimmt.
Der Steuereinheit 50 werden Ausgangssignale von einem Vorderraddrehzahlsensor 40, einem Hinterraddrehzahlsensor 41, einem Lenkwinkelsensor 42 und einem Seitenbeschleunigungssensor 43 zugeführt. Die Steuereinheit 50 hat einen Schlupfverhältnisrechner 51, der mit der Vorderradwinkelgeschwindigkeit ωF und der Hinterradwinkelgeschwindigkeit ωR von den Sensoren 40 und 41 gespeist wird. In dem Schlupfverhältnisrechner 51 wird ein Schlupfverhältnis S entsprechend den vorgenannten Gleichungen berechnet. Die Vorderradwinkelgeschwindigkeit ωF und die Hinterradwinkelgeschwindigkeit ωR werden einem Fahrzeuggeschwindigkeitsrechner 52 zugeführt, in dem eine Fahrzeuggeschwindigkeit V entsprechend den Mittelwerten der beiden Winkelgeschwindigkeiten berechnet wird. Die Fahrzeuggeschwindigkeit V, der Lenkwinkel ψ vom Lenkwinkelsensor 42 und die Seitenbeschleunigung G vom Seitenbeschleunigungssensor 43 werden einer Einheit 53 zum Einstellen eines gewünschten Schlupfverhältnisses zugeführt. In der Einheit 53 wird ein gewünschtes Schlupfverhältnis Sd in Abhängigkeit von den Eingangssignalen zum Korrigieren des aktuellen Schlupfverhältnisses S bestimmt, um die Fahrstabilität in einem hohen Fahrgeschwindigkeitsbereich und die Kurvenstabilität zu verbessern. Das der Fahrzeuggeschwindigkeit V und dem Lenkwinkel ψ entsprechende gewünschte Schlupfverhältnis Sd ist in Fig. 2a gezeigt. Wenn das Fahrzeug bei einem großen Lenkwinkel und niedriger Fahrzeuggeschwindigkeit um eine Kurve fährt, wird das gewünschte Schlupfverhältnis Sd auf einen großen Wert gesetzt, so daß die Lenkbarkeit verbessert ist. Bei einem kleinen Lenkwinkel bei einer hohen Geschwindigkeit ist das Schlupfverhältnis Sd klein, um die Fahrstabilität in einem hohen Geschwindigkeitsbereich zu verbessern.
Als eine andere Methode zum Bestimmen des gewünschten Schlupfverhältnisses ist das Schlupfverhältnis Sd entsprechend der Seitenbeschleunigung G in fig. 2b dargestellt. In Abhängigkeit von einem Ansteigen der Seitenbeschleunigung G ändert sich das gewünschte Schlupfverhältnis Sd mit einer Kennlinie in umgekehrter V-Form. Wenn die Seitenbeschleunigung G in einem frühen Stadium des um die Kurve Fahrens klein ist, ist das gewünschte Schlupfverhältnis Sd klein, so daß ein großes Drehmoment auf die Vorderräder 9 verteilt wird, um die Fahrstabilität zu erreichen. Wenn das Fahrzeug um die Kurve fährt, steigt die Seitenbeschleunigung an und somit wird das gewünschte Schlupfverhältnis Sd erhöht. Auf diese Weise wird das größere Drehmoment auf die Hinterräder 13 übertragen, um eine gute Lenkbarkeit zu erzeugen. In einem späteren Abschnitt des Kurvenfahrens steigt die Seitenbeschleunigung G weiter an und das gewünschte Schlupfverhältnis Sd wird verkleinert. Auf diese Weise wird das große Drehmoment auf die Vorderräder 9 übertragen und dadurch die Fahrstabilität verbessert und die zulässige Seitenbeschleunigung erhöht. Folglich ist es möglich, mit guter Fahrstabilität und Lenkbarkeit um die Kurve zu fahren.
Das Hinterradschlupfverhältnis S und das gewünschte Schlupfverhältnis Sd werden einem Differenzrechner 54 zugeführt, in dem eine Differenz ΔS durch ΔS = S - Sd berechnet wird. Die Differenz ΔS wird einer Einstelleinheit 55 für das die Ausgleichswirkung einschränkende Kupplungsdrehmoment zugeführt. In Übereinstimmung mit dem Eingangssignal ermittelt die Kupplungsdrehmomenteinstelleinheit 55 ein Beschränkungsdrehmoment Tc aus einer Verweistabelle. Fig. 2c zeigt die in der Verweistabelle gespeicherten Kupplungsdrehmomente Tc. Das Kupplungsdrehmoment Tc ist in einem Steuerbereich ΔSb < ΔS < ΔSa eine ansteigende Funktion der Differenz ΔS.
Das Kupplungsdrehmoment Tc wird einer Steuergrößenbestimmumngseinheit 56 zugeführt, in der ein Impulsverhältnis D in Abhängigkeit von dem abgeleiteten Kupplungsdrehmoment Tc bestimmt wird. Ein in der Einheit 56 bestimmtes Impulsverhältnis D wird durch einen Treiber 57 einem elektromagnetisch betätigten Impulsverhältnissteuerventil 38 zugeführt.
Im folgenden wird unter Bezugnahme auf das Flußdiagramm der Fig. 3 und die Diagramme der Fig. 4 die Funktionsweise des Systems beschrieben. Die Leistung des Motors 1 wird durch die Kupplung 2, bei der das Übersetzungsverhältnis automatisch gesteuert wird, auf das Getriebe 3 übertragen. Die Ausgangsleistung des Getriebes wird auf das erste Sonnenrad 21 des Mittendifferentials 20 übertragen. Das vordere Drehmoment TF und das hintere Drehmoment TR werden in Abhängigkeit von den Radien der Räder des Mittendifferentials 20 bestimmt. Das Drehmoment wird durch den Träger 24 auf das Reduktionszahnrad 25 mit einem Anteil von beispielsweise 34 % und auf das zweite Sonnenrad 22 mit einem Anteil von 66 % übertragen.
Die Vorderradwinkelgeschwindigkeit ωF und die Hinterradwinkelgeschwindigkeit ωR werden durch den Vorderraddrehzahlsensor 40 und den Hinterraddrehzahlsensor 41 ermittelt. Das Hinterradschlupfverhältnis S wird in dem Hinterradschlupfverhältnisrechner 51 in Abhängigkeit von der Vorderradwinkelgeschwindigkeit ωF, die der Fahrzeuggeschwindigkeit angenähert ist, berechnet. Das gewünschte Schlupfverhältnis Sd wird aus der Verweistabelle in der Einstelleinheit 53 für das gewünschte Schlupfverhältnis in Abhängigkeit von der Fahrzeuggeschwindigkeit V und dem Lenkwinkel ψ ermittelt. Das gewünschte Schlupfverhältnis Sd kann aus der Verweistabelle in Abhängigkeit von der Seitenbeschleunigung G aufgefunden werden. In dem Differenzrechner 54 wird die Differenz ΔS zwischen dem Hinterradschlupfverhältnis S und dem gewünschten Schlupfverhältnis Sd berechnet.
Falls kein Schlupfzustand (ΔS ≤ Sb) in der Steuereinheit 50 ermittelt wird, während das Fahrzeug auf einer trockenen Straße mit einem hohen Reibungskoeffizienten u gefahren wird, wird das Kupplungsdrehmoment Tc auf Null festgelegt. Ein einem großen Impulsverhältnis entsprechendes Signal wird dem elektromagnetisch betätigten Impulsverhältnissteuerventil 38 zugeführt. Auf diese Weise wird der Kupplungssteuerdruck Null und das Kupplungssteuerventil 33 ist wirksam, um den Kanal 32a zu schließen und dadurch das Öl aus der Kupplung 27 abzulassen. Die Kupplung 27 ist ausgerückt und das Kupplungsdrehmoment Tc wird Null, um das Mittendifferential 20 frei zu geben.
Folglich wird das Drehmoment des Reduktionsantriebsrades 25 durch das Reduktionsabtriebsrad 26, die Vorderradantriebswelle 5 und das Vorderachsdifferential 7 mit einem Anteil von 34 % auf die Vorderräder 9 übertragen. Das Drehmoment mit einem Verteilungsanteil von 66 % wird durch das zweite Sonnenrad 22, die Hinterradantriebswelle 6, die Kardanwelle 10 und das Hinterachsdifferential 11 auf die Hinterräder übertragen. Auf diese Weise wird an einem Punkt P1 der Fig. 4a ein permanenter Allradantrieb eingerichtet.
Wenn das Fahrzeug um die Kurve fährt, wird die Drehzahldifferenz der Vorderräder 9 und der Hinterräder 13 durch die Drehung der ersten und zweiten Ritzel 23a und 23b aufgenommen, so daß das Fahrzeug eine scharfe Kurve aufgrund der Ausgleichwirkung des Mittendifferentials 20 gleichmäßig überwindet.
Wenn das Fahrzeug auf einer schlüpfrigen Straße gefahren wird, schlupfen die Hinterräder zuerst, weil der größere Betrag des Drehmoments auf die Hinterräder 13 verteilt wird. Wenn die berechnete Differenz ΔS in dem Steuerbereich einen Wert ΔS2 annimmt, ist der Antrieb der Hinterräder 13 instabil. Deswegen wird ein die Ausgleichswirkung des Differentials beschränkendes Kupplungsdrehmoment T2 entsprechend dem Schlupfverhältnis S2 bestimmt. Infolgedessen wird in der Kupplung 27 das Kupplungsdrehmoment T2 erzeugt. Die Kupplung 27 ist parallel mit dem Träger 24 und dem zweiten Sonnenrad 22 des Mittendifferentials 20 vorgesehen. Folglich wird das Drehmoment von dem zweiten Sonnenrad 22 auf den Träger 24 übertragen, um das Drehmoment auf die Vorderräder 9 zu erhöhen. Auf diese Weise wird das Verteilungsverhältnis des vorderen Drehmoments und des hinteren Drehmoments TF:TR an einem Punkt P2 der Fig. 4a zu TF2:TR2. Im Gegensatz dazu wird das Drehmoment auf die Hinterräder 13 reduziert, um das Schlupfen zu beseitigen und dadurch die Fahrstabilität zu verbessern und eine gute Steuerbarkeit und sicheres Fahren zu gewährleisten.
Wenn die Differenz ΔS größer wird als der Wert ΔSa (ΔS≥ΔSa) und der Antrieb extrem instabil ist, wird das die Differentialwirkung beschränkende Drehmoment ein Maximum. Auf diese Weise ist der Träger 24 direkt mit dem zweiten Sonnenrad 22 in Eingriff, um das Mittendifferential 20 zu sperren. Somit wird der vollständig gekoppelte Allradantrieb gemäß dem Drehmomentanteilverteilungsverhältnis von 50:50 eingestellt, was gleich der Lastverteilung der vorderen dynamischen Last Wf und der hinteren dynamischen Last Wr entsprechend den Achslasten der Vorder- und Hinterräder an einem Punkt P3 der Fig. 4a ist. Somit wird die Drehmomentverteilung kontinuierlich in Abhängigkeit von den Schlupfverhältnissen gesteuert, um das Durchdrehen der Räder zu verhindern.
Erfindungsgemäß wird sowohl die Fahrstabilität für das Allradantriebssystem als auch die Kurvenstabilität verbessert, da das große Drehmoment durch das Mittendifferential auf die Hinterräder übertragen wird.
Das Hinterradschlupfverhältnis wird berechnet und das die Differentialwirkung beschränkende Kupplungsdrehmoment in Abhängigkeit von der Differenz zwischen dem Hinterradschlupfverhältnis und dem gewünschten Schlupfverhältnis entsprechend den Fahrbedingungen zum Steuern der Drehmomentverteilung bestimmt. Da das Durchdrehen der Räder verhindert wird, wird für Stabilität und Fahrbarkeit in Abhängigkeit von den Fahrbedingungen gesorgt.
Da das Hinterradschlupfverhältnis in Abhängigkeit von dem aus der Fahrgeschwindigkeit und dem Lenkwinkel oder der Seitenbeschleunigung erhaltenen gewünschten Schlupfverhältnis korrigiert wird, werden die Fahrstabilität in einem hohen Geschwindigkeitsbereich, die Lenkbarkeit und Kurvenfahreigenschaften weiter verbessert.

Claims

1. System zum Steuern einer Drehmomentverteilung auf die Vorderräder (9) und Hinterräder (13) eines Kraftfahrzeuges mit Allradantrieb mit einem Getriebe (3), einem Mittendifferential (20) zum Verteilen eines Ausgangsmomentes des Getriebes auf die Vorderräder (9) und Hinterräder (13) des Fahrzeuges und einer hydraulisch betätigten Beschränkungseinrichtung (27) zum Einschränken der Ausgleichswirkung des Mittendifferentials (20), um ein Verteilungsverhältnis auf die Vorderräder (9) und die Hinterräder (13) zu verändern,

einem Steuerungsmittel (56) zum Betätigen der hydraulisch betätigten Beschränkungseinrichtung;

einem ersten Rechnermittel (51) zum Berechnen eines Schlupfverhältnisses (S) der Hinterräder (13);

einem Einstellmittel (53) zum Einstellen eines gewünschten Schlupfverhältnisses (Sd) in Abhängigkeit von den Fahrbedingungen des Fahrzeuges;

gekennzeichnet dadurch, daß

das Mittendifferential (20) angepaßt ist, um ein größeres Drehmoment auf die Hinterräder (13) als auf die Vorderräder (9) zu verteilen, wenn es nicht eingeschränkt ist und durch Vorsehen eines zweiten Rechnermittels (54) zum Erzeugen einer Schlupfverhältnisabweichung (ΔS) des Hinterradschlupfverhältnisses (S) von dem gewünschten Schlupfverhältnis (Sd); und

von auf die Schlupfverhältnisabweichung (ΔS) ansprechenden Mitteln (55) zum Einstellen eines Beschränkungsdrehmomentes der hydraulisch betätigten Beschränkungseinrichtung (27) auf einen Wert, der mit einem Ansteigen der Schlupfverhältnisänderung (ΔS) ansteigt; und

daß das Steuerungsmittel (56) auf das Beschränkungsdrehmoment ansprechend ist, um die hydraulisch betätigte Beschränkungseinrichtung (27) zu betätigen.

2. System nach Anspruch 1, bei dem das gewünschte Schlupfverhältnis (Sd) eine abfallende Funktion der Fahrzeuggeschwindigkeit (V) und eine ansteigende Funktion des Lenkwinkels ist.

3. System nach Anspruch 1 bis 2, bei dem die Kurve des gewünschten Schlupfverhältnisses (Sd) und der Seitenbeschleunigung eine umgekehrte V-Form besitzt.