DE69005976T2

DE69005976T2 - Kontrollsystem für die Momentenverteilung in einem Fahrzeug mit Vierradantrieb.

Info

Publication number: DE69005976T2
Application number: DE69005976T
Authority: DE
Inventors: Toshio Kobayashi
Original assignee: Fuji Heavy Industries Ltd
Current assignee: Subaru Corp
Priority date: 1989-10-20
Filing date: 1990-10-15
Publication date: 1994-05-19
Anticipated expiration: 2010-10-16
Also published as: DE69005976D1; EP0424054A3; US5080641A; EP0424054B1; EP0424054A2

Description

Die vorliegende Erfindung betrifft ein System zum Steuern oder Regeln der Drehmomentverteilung in einem vierradgetriebenen Kraftfahrzeug mit Allradantrieb mit einem Mittendifferential, und insbesondere ein Steuer- oder Regelsystem, das zwei oder mehr Standarddrehmomentaufteilungsverhältnisse vorsieht.
In einem auf einem Vorderradantrieb mit einem Frontmotor basierenden Kraftfahrzeug mit Allradantrieb, das ein statisches Gewichtsverhältnis von 60 (vorne) : 40 (hinten) hat, wird das Verhältnis eines vorderen Drehmoments TF auf die Vorderräder und eines hinteren Drehmomentes TR auf die Hinterräder als 50 : 50 bestimmt, was mit dem dynamischen Gewichtsverhältnis übereinstimmt. In einem auf einem Hinterradantrieb mit einem Frontmotor basierenden Kraftfahrzeug mit Allradantrieb, das ein statisches Gewichtsverhältnis von 50 : 50 hat, wird das Verhältnis des vorderen Drehmomentes TF und des hinteren Drehmomentes TR als 40 : 60 bestimmt, gleich dem dynamischen Gewichtsverhältnis.
Das auf dem Vorderradantrieb basierende Fahrzeug gewährleistet sicheres Fahren auf einer glatten Straße. Wenn eine Differentialsperreinrichtung zum Sperren des Mittendifferentials vorgesehen ist, wird die Antriebskraft verbessert. Die Lenkbarkeit des Fahrzeuges wird jedoch nicht verbessert. Das heißt, wenn das Fahrzeug bei hoher Geschwindigkeit im Differentialsperrzustand um eine Kurve fährt, können alle vier Räder gleichzeitig schlupfen (durchdrehen), was Schwierigkeiten beim Fahren verursacht.
Um die Fahrstabilität des Fahrzeuges zu gewährleisten, wird das Drehmoment auf die Hinterräder auf einen höheren Wert als der des Drehmomentes auf die Vorderräder gesetzt, indem das Mittendifferential so angeordnet wird, daß die Hinterräder zuerst schlupfen. Auf diese Weise kann das Fahrzeug durch die Vorderräder mit einem kleinen Drehmoment sicher angetrieben werden, während eine Leistungsübertragung auf die Hinterräder einen Leerlauf bewirkt.
Die japanische Offenlegungsschrift 63-176728 offenbart ein Kraftfahrzeug mit Allradantrieb, bei dem ein Mittendifferential mit einem einfachen Planetenradsystem vorgesehen ist. Eine Ausgangsleistung eines Getriebes wird auf einen Träger des einfachen Planetenradsystems übertragen. Das Drehmoment wird entweder durch ein Sonnenrad oder ein Hohlrad auf die Vorderräder und durch die anderen Räder auf die Hinterräder verteilt. Das Drehmoment auf die Vorder- und Hinterräder wird ungleichmäßig in einem Verhältnis verteilt, das durch die Differenz zwischen den Teilkreisen des Sonnenrades und des Hohlrades bestimmt wird. Um die Ausgleichswirkung zu steuern, ist eine flüssigkeitsbetriebene Mehrscheibenreibungskupplung als eine Sperreinrichtung vorgesehen. Ein durch das Verhältnis der Teilkreise bestimmtes Standarddrehmomentverteilungsverhältnis kann nicht verändert werden, ohne daß sich die Durchmesser des Sonnenrades und des Hohlrades ändern.
Weitere Hinweise zum Stand der Technik können der DE-3 714 334 entnommen werden, unter deren Berücksichtigung der Anspruch 1 charakterisiert wurde.
Um das Standarddrehmomentaufteilungsverhältnis zu erhöhen, wird der Durchmesser des Sonnenrades verkleinert oder der des Hohlrades vergrößert. In einem Kraftübertragungssystem, in dem ein Achsdifferential für die Vorder- oder Hinterachsen und das Mittendifferential koaxial angeordnet sind, sind jedoch eine Vielzahl von Wellen, wie zum Beispiel die Achsen, eine Frontantriebswelle, eine Eingangswelle, die mit dem Getriebe verbunden ist, und eine Heckantriebswelle angeordnet, um das Sonnenrad zu durchdringen. Deshalb kann der Durchmesser des Sonnenrades nicht verkleinert werden. Auf der anderen Seite kann das Hohlrad wegen der Begrenzung des Raumes und dem erforderlichen Übersetzungsverhältnis nicht groß sein. Demzufolge kann das Kraftübertragungssystem nicht für verschiedene Fahrzeuge mit unterschiedlichen statischen Masseverhältnissen verwendet werden, wie zum Beispiel ein auf einem Vorderradantrieb mit einem Frontmotor basierenden Kraftfahrzeug mit Allradantrieb oder das auf einem Hinterradantrieb mit einem hinten angeordneten und mittigen Motor basierenden Kraftfahrzeug mit Allradantrieb.
Da die Verteilung des Drehmomentes auf die Hinterräder nicht auf einen großen Wert gesetzt werden kann, ist darüberhinaus der Steuerbereich der Mehrscheibenreibungskupplung klein. Demzufolge kann ein Fahrzeug mit guter Fahrstabilität und Lenkbarkeit nicht zur Verfügung gestellt werden.
Es ist wünschenswert, daß das Standarddrehmomentverteilungsverhältnis ohne Dimensionsbeschränkungen frei bestimmt werden kann, um ein ausreichendes Drehmoment auf die Hinterräder zu übertragen. Die Fahrbarkeit des Fahrzeugs, wie zum Beispiel die Stabilität, das Kurvenfahrverhalten und das Lenkempfinden ändert sich in Abhängigkeit davon, ob das Fahrzeug im Untersteuerungs- oder Übersteuerungszustand gefahren wird. Wenn jedoch nur das Standarddrehmomentverteilungsverhältnis zur Verfügung steht, kann nur einer der Zustände eingestellt werden, so daß es schwierig ist, verschiedenen Straßenbedingungen und andere Fahrbedingungen zu entsprechen.
Es ist eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung, ein System zum Steuern oder Regeln der Drehmomentverteilung in einem allradgetriebenen Kraftfahrzeug vorzusehen, das die vorgenannten technischen Probleme, die frühere aus dem Stand der Technik bekannte Systeme haben, vermindert.
Erfindungsgemäß ist ein System zum Steuern oder Regeln der Drehmomentverteilung in einem vierradgetriebenen Kraftfahrzeug mit Allradantrieb vorgesehen, das ein Getriebe und Kraftübertragungen zum Übertragen des Drehmomentes auf die vorderen und hinteren Sätze der Antriebsräder des Fahrzeuges besitzt; umfassend, ein Mittendifferential mit einer Vielzahl von koaxialen Abtriebssonnenrädern, einem Träger (61), einem auf dem Träger gehaltenen Planetenradträger, der eine Vielzahl von direkt miteinander verbundenen Abtriebsplanetenrädern besitzt, wobei jedes Abtriebsplanetenrad mit einem der Abtriebssonnenräder im Eingriff steht und jedes Abtriebssonnenrad und die Abtriebsplanetenräder, mit denen es direkt verbunden ist, einen Abtriebsplanetenradsatz bilden, der ein von jedem anderen Abtriebsplanetenradsatz verschiedenes Übersetzungsverhältnis hat, ein Selektionsmittel für den Eingriff eines der Abtriebssonnenräder mit einem zweiten mit einem anderen Satz der Antriebsräder verbundenen Abtriebsglied; und eine Steuereinheit zum Betätigen des Selektionsmittels, dadurch gekennzeichnet, daß die Abtriebsplanetenräder koaxial miteinander gekoppelt sind, daß das System ein Eingangssonnenrad besitzt, das mit einer Abtriebswelle des Getriebes und direkt mit einem Eingangsplanetenrad verbunden ist, das von dem Träger gehalten ist und einen Eingangsplanetenradsatz bildet, wobei das Eingangsplanetenrad koaxial mit den Abtriebsplanetenrädern gekoppelt ist, wobei der Träger (61) mit einem Satz der Antriebsräder des Fahrzeuges gekoppelt ist und die Steuereinheit das Selektionsmittel entsprechend den Fahrbedingungen des Fahrzeuges betätigt, um eines der Abtriebssonnenräder auszuwählen.
Nach einem Aspekt der Erfindung umfaßt das Selektionsmittel flüssigkeitsbetriebene Reibungskupplungen.
Eine flüssigkeitsbetriebene Mehrscheibenreibungskupplung kann vorgesehen sein, um die Ausgleichswirkung des Mittendifferentials einzuschränken.
Andere Ziele und Merkmale dieser Erfindung werden aus der folgenden Beschreibung unter Bezugnahme auf die beigefügten Zeichnungen verständlich, in der anstelle von Verteilung das Wort Auftrennung oder Splittung verwendet werden kann, wobei
Fig. 1 eine schematische Abbildung eines Kraftübertragungssystems für ein vierradgetriebenes Kraftfahrzeug nach einer ersten erfindungsgemäßen Ausführungsform zeigt;
Fig. 2a und 2b eine vergrößerte Schnittansicht eines Mittendifferentials und einer flüssigkeitsbetriebenen Kupplungsvorrichtung des Systems sind;
Fig. 3 eine schematische Ansicht ist, die das Mittendifferential und die Kupplungsvorrichtung zeigt;
Fig. 4a und 4b eine Schaltung eines Steuersystems für eine hydraulische Kupplung der Kupplungsvorrichtung zeigen;
Fig. 5a ein Diagramm ist, das eine Beziehung zwischen dem vorderen und hinteren Drehmoment zeigt;
Fig. 5b ein Diagramm ist, das die Kurven des Kupplungsdruckes entsprechend dem Schlupfverhältnis zeigt;
Fig. 6 eine schematische Abbildung ist, die das Mittendifferential, eine Kupplungsvorrichtung und eine Schaltung zum Steuern der Kupplungsvorrichtung einer Abwandlung der ersten Ausführungsform der Erfindung zeigt;
Fig. 7a und 7b eine Schaltung eines Steuersystems für die hydraulischen Kupplungen einer zweiten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zeigen;
Fig. 8a, 8b und 8c Diagramme sind, die die Kupplungsdrücke in ersten, zweiten und dritten Kupplungen der Kupplungsvorrichtung in dem Steuersystem der zweiten Ausführungsform zeigen;
Fig. 9 eine schematische Abbildung ist, die einen Teil einer Schaltung zum Steuern der Kupplungen in der Abwandlung der zweiten Ausführungsform zeigt;
Fig. 10 eine schematische Ansicht ist, die das Mittendifferential und die Kupplungsvorrichtung eines Steuersystems einer dritten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zeigt;
Fig. 11a und 11b eine Schaltung eines Steuersystems für eine hydraulische Kupplung der dritten Ausführungsform zeigen;
Fig. 12a ein Diagramm ist, das eine Beziehung zwischen dem vorderen und hinteren Drehmoment der dritten Ausführungsform zeigt;
Fig. 12b ein Diagramm ist, das die Merkmale eines Kupplungsdruckes entsprechend eines Schlupfverhältnisses zeigt; und
Fig. 13a, 13b und 13c erläuternde Darstellungen sind, die den Eingriff der Planeten eines Mittendifferentials, das in einer vierten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung vorgesehen ist, zeigen.
Fig. 1 zeigt ein Kraftübertragungssystem vom Transaxle-Typ für ein allradgetriebenes Kraftfahrzeug mit einem Motor 10 an seinem vorderen Teil. Das Kraftübertragungssystem hat einen Drehmomentwandler 13 mit einer in einem Wandlerkasten 1 befestigten Drehmomentwandler-Überbrückungskupplung 12 und ein in einem Differertialkasten 2 hinter dem Drehmomentwandler 13 befestigtes Vorderachsdifferential 19. Ein Getriebegehäuse 3, das ein automatisches Getriebe 30 umgibt, ist an der Rückseite des Differentialkastens 2 befestigt. An einer Unterseite des Getriebegehäuses 3 ist eine Ölwanne 5 angebracht. Eine Kurbelwelle 11 des Motors 10 ist mit dem Drehmomentwandler 13 funktionell verbunden. Eine Eingangswelle 14 erstreckt sich von einer Turbine des Drehmomentwandlers 13 zum automatischen Getriebe 30. Die Ausgangsleistung des automatischen Getriebes 30 wird auf eine Abtriebswelle 15 übertragen, die mit der Antriebswelle 14 zum rückwärtigen Übertragen des Drehmomentes fluchtend ist. Die Abtriebswelle 15 ist mit einer Frontantriebswelle 16 verbunden, die durch ein Paar Untersetzungszahnräder 17 und 18 eines von einem Verteilergehäuse 4 umgebenen Mittendifferentials 50 parallel zum und unterhalb des automatischen Getriebes 30 angeordnet ist. Eine von einem Zwischengehäuse 6 umgebene flüssigkeitsbetriebene Kupplungsvorrichtung 70 ist hinter dem Mittendifferential 50 angeordnet. Die Frontantriebswelle 16 ist mit den Vorderrädern durch ein Vorderachsdifferential 19 verbunden. Die Abtriebswelle 15 ist durch das Mittendifferential 50 und die Kupplungsvorrichtung 70 mit einer in einem Verlängerungsgehäuse 7 vorgesehenen Heckantriebswelle 20 verbunden. Die Heckantriebswelle 20 ist durch eine Gelenkwelle 21 und ein Hinterachsdifferential 22 mit den Hinterrädern verbunden. Das automatische Getriebe 30 enthält zwei Sätze einzelner Planetengetriebe, bestehend aus einem vorderen Planetengetriebe 31 und einem hinteren Planetengetriebe 32, zum Bereitstellen von vier Vorwärtsgängen und einem Rückwärtsgang. Das automatische Getriebe hat eine H- Stellungs-Kupplung 33, eine Rückwärtskupplung 34, ein Bremsband 35, eine Vorwärtskupplung 36, eine Schaltfreilaufkupplung 37, eine L-Stellungs- und Rückwärtskupplung 38 und Freilaufkupplungen 39 und 40.
In einem vorderen Ende des Getriebegehäuses 3 ist eine Ölpumpe 41 vorgesehen. Eine Pumpenantriebswelle 42 ist an ein Laufrad 13a des Drehmomentwandlers 13 gekoppelt und funktionell mit einem Laufrad der Ölpumpe 41 verbunden.
In der Ölwanne 5 ist ein Steuerventilgehäuse 43 vorgesehen, um die entsprechenden Kupplungen und ein Bremssystem des Getriebes 30 hydraulisch zu betätigen.
Gemäß den Fig. 2a und 2b, die das Mittendifferential 50 und die Kupplungsvorrichtung 70 zeigen, ist eine erste Zwischenwelle 51 drehbar in der Abtriebswelle 15 an einem vorderen Teil derselben durch Lagerschalen 23 und eine Druckscheibe 24 aufgenommen. Ein hinteres Teil der Zwischenwelle 51 ist in der Heckantriebswelle 20 drehbar befestigt. Eine zweite Zwischenwelle 52 ist an dem hinteren Teil der ersten Zwischenwelle 51 durch Lagerschalen 23a drehbar befestigt. Das Untersetzungszahnrad 17 ist durch ein Gleitlager 23b und eine Druckscheibe 25 an der Abtriebswelle 15 drehbar befestigt. Das Untersetzungszahnrad 17 und die Abtriebswelle 15 sind durch ein Kugellager 26 in dem Getriebegehäuse 3 aufgenommen.
Das Mittendifferential 50 ist ein zusammengesetztes Planetenradsystem und umfaßt ein an der Abtriebswelle 15 ausgebildetes erstes Sonnenrad 53, ein erstes mit dem ersten Sonnenrad 53 ineinandergreifendes Planetenrad 57, ein an der ersten Zwischenwelle 51 ausgebildetes zweites Sonnenrad 54, ein zweites mit dem zweiten Sonnenrad 54 ineinandergreifendes Planetenrad 58, ein an der zweiten Zwischenwelle 52 ausgebildetes drittes Sonnenrad 55, ein drittes mit dem dritten Sonnenrad 55 ineinandergreifendes Planetenrad 59 und einen durch Verbindungsglieder 60 an dem Untersetzungszahnrad 17 befestigten Träger 61. Die ersten bis dritten Planetenräder 57 bis 59 sind einstückig miteinander verbunden, um einen Planetenradträger 56 zu bilden. Der Planetenradträger 56 ist durch Nadellager 28 an einer Welle 62 drehbar aufgenommen. Die Welle 62 ist an dem Untersetzungszahnrad 17 und dem Träger 61 befestigt. Ein Vorsprung 61a des Trägers 61, der an seinem hinteren Ende ausgebildet ist, ist durch ein Lager 27 an der zweiten Zwischenwelle 52 drehbar montiert. Der Träger 61 ist durch ein Kugellager 26a in dem Verteilergehäuse 4 drehbar gelagert.
Die flüssigkeitsbetriebene Kupplungsvorrichtung 70 in dem Zwischengehäuse 6 umfaßt erste und zweite flüssigkeitsbetriebene Mehrscheibenreibungskupplungen 71 und 72 zum Verändern des Standarddrehmomentaufteilungsverhältnisses auf die Vorder- und Hinterräder und eine dritte flüssigkeitsbetriebene Mehrscheibenreibungskupplung 73 zum Beschränken der Wirksamkeit des Mittendifferentials 50. Die erste Kupplung 71 ist zwischen der ersten Zwischenwelle 51 und der Heckantriebswelle 20 vorgesehen und umfaßt eine Abtriebstrommel 71a, die an einer Nabe 20a der Heckantriebswelle 20 mittels Paßfeder gesichert und drehbar an einem Vorsprung 6a des Zwischengehäuses 6, der im Inneren desselben ausgebildet ist, aufgenommen ist, und eine an der ersten Zwischenwelle 51 mittels Paßfeder gesicherte Antriebstrommel 71b. Eine Vielzahl von Abtriebsscheiben 71c sind an der Abtriebstrommel 71a und eine Vielzahl von Antriebsscheiben 71c', die mit den Scheiben 71c versetzt angeordnet sind, sind an der Antriebstrommel 71b mittels Paßfedern gesichert. An der inneren Wand der Abtriebstrommel 71a ist ein Ringkolben 71e verschiebbar befestigt. Der Kolben 71e steht mit den Endscheiben 71c im Eingriff. Zwischen dem Kolben 71e und der Abtriebstrommel 71a ist eine Ölkammer 71d abgegrenzt. Wenn der Kammer 71d Öl zugeführt wird, wird der Kolben 71e durch den Druck des Öles verschoben. Auf diese Weise kommen die Scheiben 71c und 71c' mit den angrenzenden Scheiben in Eingriff, um die Kupplung 71 einzurücken.
Somit wird das Ausgangsdrehmoment von der Abtriebswelle 15 des Getriebes 30 durch das erste Sonnenrad 53 und die Planeten 57, 58 mit vorbestimmten entsprechenden Drehmomentaufteilungsverhältnissen auf den Träger 61 und das zweite Sonnenrad 54 übertragen. Die Differenz zwischen den Umlaufgeschwindigkeiten des Trägers 61 und des zweiten Sonnenrades 54 wird durch die Drehung der ersten und zweiten Planetenräder 57 und 58 aufgenommen. Das Drehmoment wird weiter durch die erste Zwischenwelle 51 und die erste Kupplung 71 auf die Heckantriebswelle 20 übertragen.
Die zweite Kupplung 72 umfaßt eine an der zweiten Zwischenwelle 52 gesicherte Antriebstrommel 72a und eine fest an einer inneren Wand der Abtriebstrommel 71a der ersten Kupplung 71 befestigte Abtriebstommel 72b. An der Antriebstrommel 72a sind eine Vielzahl von Antriebsscheiben 72c und an der Abtriebstrommel 72b eine Vielzahl von versetzt zu den Antriebsscheiben 72c angeordneten Abtriebsscheiben 72c' durch Paßfedern gesichert. An der zweiten Zwischenwelle 52 ist ein Ringkolben 72e verschiebbar aufgenommen. Der Kolben 72e steht mit den Endscheiben 72c in Eingriff. Zwischen dem Kolben 72e und der Antriebstrommel 72a ist eine Ölkammer 72d abgegrenzt.
Wenn der Kammer 72d das Öl zugeführt wird, greifen die Scheiben 72c und 72c' ineinander, um die Kupplung 72 einzurücken und dabei die zweite Zwischenwelle 52 mit der Heckantriebswelle 20 durch die Abtriebstrommeln 72b und 71a zu koppeln. Somit wird das Ausgangsdrehmoment durch das erste Sonnenrad 53 und die Planeten 57 und 59 mit vorbestimmten entsprechenden Drehmomentaufteilungsverhältnissen von der Abtriebswelle 15 des Getriebes 30 auf das dritte Sonnenrad 55 übertragen. Die Differenz zwischen den Umlaufgeschwindigkeiten des Trägers 61 und des dritten Sonnenrades 55 wird durch die Drehung der ersten und dritten Planetenräder 57 und 59 aufgenommen. Das Drehmoment wird weiter durch die zweite Zwischenwelle 52 und die zweite Kupplung 72 und die Abtriebstrommel 71a der ersten Kupplung 71 auf die Heckantriebswelle 20 übertragen. Auf diese Weise wirkt das erste Sonnenrad 53 als ein Eingangsglied und die zweiten und dritten Sonnenräder wirken als Ausgangsglieder.
Die dritte Kupplung 73 hat eine an dem Vorsprung 61a des Trägers 61 des Mittendifferentials 50 befestigte Trommel 73a und umgibt die Abtriebstrommel 71a der ersten Kupplung 71. Eine Vielzahl von an der Trommel 73a durch Paßfedern gesicherten Scheiben 73c sind mit einer Vielzahl von Scheiben 73c' versetzt angeordnet, die an dem äußeren Umfang der Abtriebstrommel 71a der ersten Kupplung 71 durch Paßfedern gesichert sind. An der inneren Wand 6b des Zwischengehäuses 6 ist ein Kolben 73e verschiebbar befestigt. Ein durch eine Entriegelungsaufnahme 73f an dem Kolben 73e befestigter Anschlag 73g stößt an die innerste Scheibe 73c. Zwischen dem Kolben 73e und dem Zwischengehäuse 6 ist eine Ölkammer 73d ausgebildet.
Wenn der Ölkammer 73d öl zugeführt wird, wird der Kolben 73e durch den Druck des Öles verschoben. Der Kolben 73e verschiebt den Anschlag 73g, der anschließend die Scheiben 73c und 73c' verschiebt, um die Kupplung 73 zum Erzeugen eines Kupplungsdrehmomentes einzurücken.
Ein Paar von Drucklagern 25a ist an beiden Enden der zweiten Zwischenwelle 52 vorgesehen. Drucklager 25b sind zwischen der Antriebstrommel 71b und dem Flansch 20a der Heckantriebswelle 20 und zwischen dem Flansch 20a und dem Vorsprung 6a des Zwischengehäuses 6 vorgesehen. Somit kann jedes Element frei gedreht werden.
In der Abtriebswelle 15 und der ersten Zwischenwelle 51 sind Ölkanäle 15a bzw. 51a ausgebildet. In der Zwischenwelle 51 sind Ölöffnungen 51b und 51c ausgebildet. Das Schmieröl wird dem Kanal 51a durch Kanäle 15b und 15a von einem in dem Getriebegehäuse 3 ausgebildeten Kanal 3a zugeführt und weiter zu den Gleitlagern 23, um diese zu schmieren, zum ersten Sonnenrad 53 und den Planeten 57 geleitet. Eine mit dem Kanal 51a in Verbindung stehende Öffnung 51c ist zum Schmieren des Gleitlagers 23a, des Drucklagers 25a, der zweiten und dritten Sonnenräder 54, 55 und der Planeten 58, 59 vorgesehen.
In dem Vorsprung 6a des Zwischengehäuses 6 ist ein Ölkanal 78 ausgebildet, um der Ölkammer 71d der ersten Kupplung 71 Öl zuzuführen. Die Ölkammer 72d der zweiten Kupplung 72 wird durch einen in dem Zwischenbehälter 6, der Heckantriebswelle 20 und der ersten Zwischenwelle 51 ausgebildeten Ölkanal 79 mit Öl versorgt.
Im folgenden wird die Funktionsweise des Mittendifferentials 50 zum Splitten des Drehmomentes auf die Vorder- und Hinterräder unter Bezugnahme auf die Fig. 3 beschrieben.
Ein Eingangsdrehmoment Ti des ersten Sonnenrades 53 und die Beziehung zwischen den Sonnenrädern und den Planeten werden wie folgt ausgedrückt.
Ti = TF1 + TR1 (1)
Ti = TF2 + TR2 (2)
rs&sub1; + rp&sub1; = rs&sub3; + rp&sub2;
= rs&sub3; + rp&sub3; (3)
wobei TF1 und TF2 die von dem Träger 61 auf die Frontantriebswelle 16 übertragenen vorderen Drehmomente, TR1 das von dem zweiten Sonnenrad 54 auf die Heckantriebswelle 20 übertragene hintere Drehmoment, TR2 das vom dritten Sonnenrad 55 auf die Heckantriebswelle 20 übertragene hintere Drehmoment, rs&sub1; der Radius des Teilkreises des ersten Sonnenrades 53, rp&sub1;, rp&sub2; und rp&sub3; die Radien der Teilkreise der ersten, zweiten und dritten Planeten 57, 58 bzw. 59, und rs&sub2; und rs&sub3; die Radien der Teilkreise der zweiten und dritten Sonnenräder 54 und 55 sind.
Eine tangentiale Belastung P auf den Eingriffspunkt des ersten Sonnenrades 53 und des ersten Planeten 57 ist gleich der Summe einer tangentialen Belastung P&sub1; auf den Träger 57 und einer tangentialen Belastung P&sub2; auf den Eingriffspunkt des zweiten Sonnenrades 54 und des zweiten Planeten 58. Die tangentiale Belastung P ist weiterhin gleich der Summe einer tangentialen Belastung P&sub3; auf den Träger 61 und einer tangentialen Belastung P&sub4; auf den Eingriffspunkt des dritten Sonnenrades 55 und des dritten Planeten 59. Das heißt,
P = Ti/rs&sub1;
P&sub1; =TF1(rs&sub1; + rp&sub1;)
P&sub2; = TR1/rS&sub2;
P&sub3; = TF2/rs&sub1; + rp&sub1;)
P&sub4; = TR2/(rS&sub3; + rp&sub3;)
Setzt man die Gleichungen (1) bis (3) durch die Gleichungen (4) und (5), so erhält man
Demzufolge ist zu erkennen, daß die Drehmomentaufteilung für das vordere Drehmoment TF und das hintere Drehmoment TR durch Änderung der Radien der Teilkreise der Sonnenräder 53 und 55 und der Planeten 57 bis 59 auf verschiedene Werte gesetzt werden kann.
Da drei Sätze von Sonnenrädern und Planeten vorgesehen sind, erhält man darüber hinaus zwei Standarddrehmomentaufteilungsverhältnisse.
Mit rs&sub1; = 22,8 mm, rp&sub1; = 17,1 mm, rp&sub2; = 21,8 mm, rs&sub2; = 18,1 mm, rp&sub3; = 19,95 mm und rs&sub3; = 19,95 mm werden das vordere Drehmoment TF und das hintere Drehmoment TR berechnet als
TF1 = 0.38Ti
TR1 = 0.62Ti
TF2 = 0.25Ti
TR2 = 0,75Ti
Damit ist das Standarddrehmomentaufteilungsverhältnis der Vorder- und Hinterräder
TF1 : TR1 = 38 : 62
TF2 : TR2 = 25 : 75
Es kann ein großes Drehmoment auf die Hinterräder übertragen werden, und insbesondere bei dem zweiten Drehmomentaufteilungsverhältnis wird ein größeres Drehmoment auf die Hinterräder übertragen als beim Fahrzeug mit Heckantrieb.
Gemäß den Fig. 4a und 4b, die ein Steuersystem für die Kupplungen 71, 72 und 73 zeigen, umfaßt die Öldruckregeleinheit des Steuersystems ein Druckregelventil 75, ein Vorsteuerventil 83, ein Kupplungssteuerventil 81 und ein elektromagnetisch betätigtes Impulssteuerventil 84 zum Steuern der dritten flüssigkeitsbetriebenen Mehrscheibenkupplung 73. Das Regelventil 75 ist wirksam, um den Druck des von der durch den Motor 10 angetriebenen Pumpe 41 gelieferten Öles zu regeln und einen vorbestimmten Leitungsdruck und einen Schmieröldruck zu erzeugen. Ein Stelldruckrohr 76 steht durch das Vorsteuerventil 83 in Verbindung mit einem Kanal 85. Der Kanal 85 ist mit dem elektromagnetisch betätigten Impulssteuerventil 84 und mit einer Endöffnung des Kupplungssteuerventils 81 verbunden. Das Rohr 76 ist durch einen Kanal 76a mit dem Kupplungssteuerventil 81 verbunden. Das Kupplungssteuerventil 81 ist durch den Kanal 82 mit der dritten Kupplung 73 verbunden. Das elektromagnetisch betätigte Ventil 84 wird durch Impulse von einer Steuereinheit 90 mit einem darin bestimmten Impulsverhältnis betätigt, um das Ablassen des Öles zu steuern und einen Steuerdruck bereitzustellen. Der Steuerdruck wird auf ein Ende eines Steuerkolbens des Kupplungssteuerventils 81 aufgebracht, um das der Kupplung 73 zugeführte Öl zu regeln und so den Kupplungsdruck (Drehmoment) zu steuern. Der Kanal 76a ist weiter durch einen Kanal 76b mit einem Wechselventil 77 verbunden. Das Wechselventil 77 hat einen Schaltmagneten 77a, der erregt ist, wenn ein mit ihm verbundener manuell betätigbarer Schalter 80 geschlossen ist. Das Wechselventil 77 wird somit betätigt, um wahlweise den Kanal 76a durch einen Kanal 78 mit der Ölkammer 71d der ersten Kupplung 71 oder durch einen Kanal 79 mit der Ölkammer 72d der zweiten Kupplung 72 zu verbinden.
Die Steuereinheit 90 wird mit den Ausgangssignalen eines Vorderraddrehzahlsensors 91, eines Hinterraddrehzahlsensors 92 und eines Lenkwinkelsensors 93 versorgt.
Die Steuereinheit 90 hat einen Schlupfverhältnisrechner 94, dem die Vorderrad- und Hinterraddrehzahlen NF und NR zugeführt werden. Da die Standarddrehmomentaufteilung entsprechend der Regel TF < TR bestimmt wird, schlupfen die Hinterräder zuerst (drehen durch). Ein Schlupfverhältnis S wird entsprechend dem Verhältnis der Vorderraddrehzahl NF zur Hinterraddrehzahl NR berechnet, S = NF/NR(S > 0). Das Schlupfverhältnis S und ein Lenkwinkel ψ vom Sensor 93 werden einer Kupplungsdruckeinstelleinheit 95 zugeführt. Entsprechend den Eingangssignalen findet die Kupplungsdruckeinstelleinheit 95 einen Kupplungsdruck Pc aus einer Kupplungsdruckverweistabelle 96 auf. Wenn das Schlupfverhältnis S S ≥ 1 ist, wird der Kupplungsdruck Pc auf einen kleinen Wert gesetzt. Wenn die Hinterräder schlupfen und das Schlupfverhältnis S S < 1 wird, steigt der Kupplungsdruck Pc (Kupplungsdrehmoment) mit einer Verringerung des Schlupfverhältnisses S an. Wenn das Schlupfverhältnis S kleiner wird als ein gesetzter Wert SI, wird der Kupplungsdruck Pc auf ein Maximum Pcmax gesetzt. Desweiteren wird der Kupplungsdruck Pc verringert, wenn der Lenkwinkel ψ größer wird, und dadurch das Bremsen in engen Kurven verhindert.
Der Kupplungsdruck Pc wird einer Impulsverhältniserzeugungseinheit 97 zugeführt, in der ein Impulsverhältnis D entsprechend dem abgeleiteten Kupplungsdruck Pc erzeugt wird. Ein in der Einheit 97 bestimmtes Impulssignal mit einem Impulsverhältnis D wird dem elektromagnetisch betätigten Impulssteuerventil 84 zugeführt.
Beschreibt man die Wirkungsweise des Systems unter Bezugnahme auf die Fig. 5a und 5b, wird die Leistung des Motors 10 durch den Drehmomentwandler 13 und die Eingangswelle 14 auf das Getriebe 30 übertragen, in dem das Übersetzungsverhältnis automatisch gesteuert wird. Die Ausgangsleistung des Getriebes 30 wird auf das erste Sonnenrad 53 des Mittendifferentials 50 übertragen.
Um das Fahrzeug auf den Straßen stabil zu fahren, ist der manuell betätigbare Schalter 80 im allgemeinen geöffnet, so daß das Wechselventil 77 betätigt wird, um den Kanal 76b mit dem Kanal 78 zu verbinden. Die erste Kupplung 71 ist eingerückt und verbindet dadurch das zweite Sonnenrad 54 des Mittendifferentials 50 durch die erste Zwischenwelle 51 und die Kupplung 71 mit der Heckantriebswelle 20. Auf diese Weise wird der erste Modus ausgewählt, bei dem das Drehmoment gemäß dem ersten Standarddrehmomentaufteilungsverhältnis verteilt wird. Das Standarddrehmomentaufteilungsverhältnis ist nämlich TF1 : TR1 = 38 : 62 in Abhängigkeit von den Radien der ersten und zweiten Sonnenräder 53, 54 und der Planeten 57, 58. Somit werden 38 % des Ausgangsdrehmomentes des Getriebes 30 durch den Träger 61, die Untersetzungszahnräder 17, 18, die erste Antriebswelle 16 und das Vorderachsdifferential 19 auf die Vorderräder übertragen. Gleichzeitig werden 62 % des Drehmomentes durch das zweite Sonnenrad 54, die erste Zwischenwelle 51, die erste Kupplung 71, die Heckantriebswelle 20, die Gelenkwelle 21 und das Hinterachsdifferential 22 auf die Hinterräder übertragen. Somit wird der Allradantrieb eingerichtet.
Gemäß der Vorderraddrehzahl NF, der Hinterraddrehzahl NR und dem Lenkwinkel ψ wird ein Schlupfverhältnis S berechnet. Wenn in der Steuereinheit 90 kein Schlupfzustand ermittelt wird, während das Fahrzeug auf einer trockenen Straße gefahren wird (S ≥ 1), wird in der Kupplungsdruckeinstelleinheit 95 ein niedriger Kupplungsdruck eingestellt, so daß ein Signal entsprechend dem Impulsverhältnis von 100 % von der Impulsverhältniserzeugungseinheit 97 an das elektromagnetisch betätigte Impulssteuerventil 84 gegeben wird. Somit wird der Kupplungssteuerdruck Null und das Kupplungssteuerventil 81 ist wirksam, um den Kanal 76a zu schließen und dadurch das Öl aus der dritten Kupplung 73 abzulassen. Die Kupplung 73 wird ausgerückt und das Kupplungsdrehmoment wird Null, um das Mittendifferential 50 freizugeben.
Folglich wird die Drehmomentaufteilung auf die Vorder- und Hinterräder gleich dem Standardaufsplittungsverhältnis TF1 : TR1, wie es an einem Punkt P&sub1; des Diagramms der Fig. 5a dargestellt ist.
Bei dem ersten Standarddrehmomentaufteilungsverhältnis wird das Fahrzeug im Untersteuerungszustand gefahren, so daß eine gute Bedienbarkeit des Fahrzeuges gesichert ist. Aufgrund der Ausgleichswirkung des Mittendifferentials 50 überwindet das Fahrzeug desweiteren eine scharfe Kurve gleichmäßig.
Wenn das Fahrzeug auf einer glatten Straße gefahren wird, schlupfen die Hinterräder zuerst, da der größere Anteil des Drehmomentes auf die Hinterräder übertragen wird. Das Schlupfverhältnis S&sub1; wird in dem Schlupfverhältnisrechner 94 der Steuereinheit 90 berechnet. Dem elektromagnetisch betätigten Ventil 84 wird ein Impulssignal zugeführt, das gemäß dem Schlupfverhältnis S&sub1; (S < 1) einem Kupplungsdruck Pc&sub1; entspricht. Das Kupplungssteuerventil 81 wird durch den Steuerdruck des Öles betätigt, der durch die Regulierung des Leitungsdruckes an dem elektromagnetisch betätigten Ventil 84 erhalten wird, so daß die dritte Kupplung 73 bei dem Kupplungsdruck eingerückt ist. Demzufolge wird in der Kupplung 73 ein Kupplungsdrehmoment Tc erzeugt. Die Kupplung 73 ist parallel zum Träger 61 und zum zweiten Sonnenrad 54 des Mittendifferentials 50 vorgesehen. Folglich wird das dem Schlupfverhältnis S&sub1; entsprechende Kupplungsdrehmoment Tc von dem zweiten Sonnenrad 54 auf den Träger 61 übertragen, um das Drehmoment auf die Vorderräder zu erhöhen. Somit ändert sich das Splittungsverhältnis des vorderen und hinteren Drehmomentes entlang einer Linie , wie es in den Fig. 5a und 5b dargestellt ist. Umgekehrt wird das Drehmoment auf die Hinterräder verringert, um das Schlupfen zu beseitigen und dadurch die Fahrstabilität zu verbessern, um eine gute Bedienbarkeit und sicheres Fahren zu gewährleisten.
Wenn das Schlupfverhältnis S kleiner wird als der gesetzte Wert S&sub1;, wird das die Ausgleichswirkung einschränkende Drehmoment durch den Druck des Öles in der dritten Kupplung 73 ein Maximum. Auf diese Weise wird der Träger 61 direkt mit dem zweiten Sonnenrad 54 gekoppelt, um das Mittendifferential 50 zu sperren. Somit wird der Allradantrieb gemäß der Drehmomentaufteilung entsprechend den Achslasten der Vorder- und Hinterräder erstellt, wie es an einem Punkt P&sub2; dargestellt ist. Auf diese Weise wird die Drehmomentaufteilung entsprechend dem Schlupfzustand gesteuert, um das Schlupfen der vier Räder zu verhindern.
Der manuell betätigbare Schalter 80 ist geschlossen, wenn das Fahrzeug auf einer bergigen Straße gefahren wird. Daraus resultierend, wird der Schaltmagnet 77a des Wechselventils 77 erregt, wobei er das Ventil 77 betätigt, um den Kanal 76b mit dem Kanal 79 zu verbinden. Somit wird die Kammer 72d der zweiten Kupplung 72 mit Öl versorgt, um die Kupplung 72 einzurücken, so daß das dritte Sonnenrad 55 durch die zweite Zwischenwelle 52, die zweite Kupplung 72 und die Abtriebstrommel 71a der ersten Kupplung 71 mit der Heckantriebswelle 20 verbunden ist. Demzufolge wird der zweite Modus ausgewählt, in dem das Drehmoment entsprechend dem zweiten Standarddrehmomentaufteilungsverhältnis verteilt wird. Das heißt, das Aufteilungsverhältnis TF2 : TR2 ist 25 : 75 entsprechend den Radien des dritten Sonnenrades 55 und der dritten Planeten 59. Wie durch einen Punkt P&sub1;', dargestellt, wird das Drehmoment hauptsächlich auf die Hinterräder übertragen. Das Fahrzeug ist in einem Übersteuerungszustand, so daß eine gute Kurvenmanövrierfähigkeit, Fahrbarkeit und Lenkbarkeit erreicht wird.
Da die Hinterräder im zweiten Modus zum Schlupfen neigen, wird das Kupplungsdrehmoment in der dritten Kupplung 73 erzeugt, wenn das Schlupfen auftritt. Das auf die Vorderräder übertragene Kupplungsdrehmoment wächst entlang einer Linie ', wie es in Fig. 5a gezeigt ist. Somit ändert sich das Aufteilungsverhältnis zwischen den Punkten P&sub1;' und P&sub2;, an dem das Drehmoment gleichmäßig auf alle vier Räder verteilt wird. Damit wird das Schlupfen der Hinterräder eingeschränkt, um ein gutes Laufverhalten zu erreichen.
Fig. 6 zeigt eine Abwandlung der Ausführungsform des Drehmomentaufteilungssystems. In der Abwandlung sind das zweite Sonnenrad 54 und das dritte Sonnenrad 55 durch die erste Kupplung 71 bzw. die zweite Kupplung 72 mit der Heckantriebswelle 20 verbunden. Das System ist mit einer Steuereinheit 100 versehen, die einem ersten, mit der ersten Kupplung 71 verbundenen Kupplungssteuerventil 77b und einem zweiten, mit der zweiten Kupplung 72 verbundenen Kupplungssteuerventil 77c Steuersignale zuführt. Die Steuereinheit 100 ist an die ersten, zweiten und dritten Schalter 80a, 80b und 80c angeschlossen. Wenn der erste Schalter 80a geschlossen ist, ist die erste Kupplung 71 eingerückt, um den ersten Modus vorzusehen, und wenn der zweite Schalter geschlossen ist, ist die zweite Kupplung 72 eingerückt, um den zweiten Modus vorzusehen. Wenn der dritte Schalter 80c geschlossen ist, sind beide Kupplungen 71, 72 eingerückt und sperren dabei das Mittendifferential 50, um einen Allradantriebsmodus vorzusehen.
Da eine dritte Kupplung zum Einschränken der Ausgleichswirkung des Mittendifferentials 50 nicht vorgesehen ist, ist es zu bevorzugen, das Mittendifferential 50 so aufzubauen, daß ein Beschränkungsdrehmoment im Verhältnis zum Eingangsdrehmoment automatisch erzeugt und dabei die Ausgleichswirkung beschränkt wird.
In dem erfindungsgemäßen Drehmomentaufteilungssystem dienen die ersten und zweiten Kupplungen als ein Kraftübertragungsweg zu den Hinterrädern. Zu dem Zeitpunkt, zu dem aus einer der Kupplungen das Öl abgelassen wird, während die andere mit Öl versorgt wird, tritt, wenn der Öldruck niedrig ist, aufgrund des niedrigen Öldruckes eine Panne ein, daß keine der beiden Kupplungen eingerückt ist, was die Trennung des Kraftübertragungsweges bedeutet. Wenn sich die Vorder- oder Hinterräder in solch einem Zustand auf einer Fahrbahn mit einem niedrigen Reibungskoeffizienten befinden und wenn das Gaspedal weit niedergedrückt ist, wird das Drehmoment stark verringert und die Motordrehzahl steigt anomal an.
Um solch eine Verringerung des Drehmomentes zu verhindern, ist das Steuersystem zur Drehmomentaufteilung nach der zweiten Ausführungsform der Erfindung mit einem in den Fig. 7a und 7b dargestellten Hydrauliksteuersystem versehen. Wenn der Drehmomentverteilungsmodus geändert wird, wird der Kupplungsdruckeinstelleinheit 95 der Steuereinheit 90 ein Wechselsignal vom Schalter 80 zugeführt. Auf diese Weise wird verhindert, daß das Mittendifferential 50 kräftefrei wird.
Insbesondere wenn der Schalter 80 geschlossen ist, um den zweiten Drehmomentaufteilungsmodus auszuwählen, wird das Öl aus der ersten Kupplung 71 abgelassen, so daß der Kupplungsdruck Pc&sub1; in der ersten Kupplung 71 abzufallen beginnt, wie es in dem Diagramm der Fig. 8a dargestellt ist. Das Öl wird der zweiten Kupplung 72 zugeführt, so daß der Kupplungsdruck Pc&sub2; in der zweiten Kupplung 72 anzusteigen beginnt, wie es in dem Diagramm der Fig. 8b dargestellt ist. Zur gleichen Zeit wird das Wechselsignal zu einer Kupplungsdruckeinstelleinheit 95 der Steuereinheit 90 geführt. Die Kupplungsdruckeinstelleinheit 95 stellt für einen vorbestimmten Zeitraum t einen hohen Kupplungsdruck Pc ein. Als Ergebnis wird ein vorbestimmtes Kupplungsdrehmoment Tc gemäß dem gesetzten Kupplungsdruck Pc in der dritten Kupplung erzeugt, und bringt dadurch zeitweise das Mittendifferential 50 in einen gesperrten Zustand oder einen Schlupfzustand. Der Kraftübertragungsweg wird über einen Zeitraum t erhalten, währenddessen die zweite Kupplung 72 ausreichend eingerückt ist. Nach dem Zeitraum t fällt der Kupplungsdruck Pc ab und rückt dabei die dritte Kupplung 73 aus. Das Steuersystem wird in der gleichen Weise gesteuert, wenn der Schalter 80 geöffnet ist, um den Drehmomentaufteilungsverhältnismodus vom zweiten in den ersten Modus zu ändern.
Entsprechend der Fig. 9, die einen Hydraulikkreislauf des Steuersystems in einer Abwandlung der zweiten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung zeigt, werden die Ausrückzeiten der Kupplungen automatisch verzögert. Der Ölkanal 78, der das Wechselventil 77 mit der ersten Kupplung 71 verbindet, hat ein Rückschlagventil 101a und eine parallel zu dem Rückschlagventil 101a gelegene Öffnung 101b. Der Ölkanal 79, der das Wechselventil 77 mit der zweiten Kupplung 72 verbindet, hat gleichermaßen ein Rückschlagventil 102a und eine parallel zu dem Rückschlagventil 102a gelegene Öffnung 102b. Wenn das Wechselventil 77 betätigt wird, um den Ölkanal 76b mit dem Kanal 79 zu verbinden, wird das Öl der zweiten Kupplung 72 zugeführt, wobei es das Rückschlagventil 102a passiert. Umgekehrt wird das Rückschlagventil 102a in dem Kanal 78 geschlossen, so daß das Öl langsam durch die Öffnung 101b abgelassen wird. Damit wird der Kupplungsdruck Pc&sub1; in der ersten Kupplung 71 allmählich reduziert, wie es durch die gestrichelte Linie in Fig. 8a gezeigt ist, so daß die Kupplungen gehalten werden, den ersten Modus vorzusehen, bis die zweite Kupplung 72 ganz eingerückt ist.
In Übereinstimmung mit der zweiten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung ist das Mittendifferential 50 auf diese Weise wirksam, während die Drehmomentaufteilungsverhältnisse verändert werden, so daß das Verringern des Drehmomentes und das anormale Ansteigen der Motordrehzahl verhindert werden. Insbesondere schränkt das System, bei dem das Differential 50 durch die dritte Kupplung gesperrt ist, einen beim Ändern des Drehmomentaufteilungsverhältnisses auftretenden Stoß ein.
In der dritten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung, die in Fig. 10 gezeigt ist, ist das Mittendifferential 50 so angeordnet, daß das erste Sonnenrad 53 mit dem dritten Sonnenrad 55 und der erste Planet 57 mit dem dritten Planeten 59 in der Anzahl der Zähne, dem Modul und dem Teilkreis gleich ist.
Deshalb ist
rs&sub1; = rs&sub3;, rp&sub1; = rp&sub3;
Werden durch die hier zuvor beschriebenen Gleichungen (6) bis (9) die obigen Gleichungen ersetzt, wird
TF2= 0, TR2 = Ti
Somit erhält man ein zweites Standarddrehmomentaufteilungsverhältnis, bei dem das Drehmoment vollständig auf die Hinterräder übertragen wird.
Wenn rs&sub1; und rs&sub3; 22,8 mm, rp&sub1; und rp&sub3; 17,1 mm, rp&sub2; 21,8 mm und rs&sub2; 18,1 mm sind, werden das vordere Drehmoment TF und das hintere Drehmoment TR berechnet als
TF1 = 0.38Ti
TR1 = 0.62Ti
Damit ist das erste, durch das zweite Sonnenrad 54 erhaltene Standarddrehmomentaufteilungsverhältnis
TF1 : TR1 = 38 : 62
Gemäß den Fig. 11a und 11b ist die Steuereinheit 90 der vorliegenden Ausführungsform mit einer Wechselbestimmungseinheit 98 versehen, der das Schlupfverhältnis S vom Schlupfverhältnisrechner 94 zugeführt wird. Die Wechselbestimmungseinheit 98 führt in Abhängigkeit von dem Schlupfverhältnis S ein Signal an den Schaltmagneten 77a des Wechselventils 77. Nämlich, wenn die Räder nicht schlupfen, so daß das Schlupfverhältnis S größer als ein vorbestimmtes Referenzverhältnis SR ist, wird das Wechselventil 77 betätigt, um die zweite Kupplung 72 einzurücken. Auf der anderen Seite wird das Wechselventil 77 automatisch betätigt, um die erste Kupplung 71 einzurücken, wenn das Schlupfverhältnis S kleiner wird als das Referenzverhältnis SR.
Wenn das Fahrzeug auf einer trockenen Straße gefahren wird, auf der das Schlupfen der Räder nicht auftritt, gibt die Wechselbestimmungseinheit 98 ein Signal, um den Schaltmagneten 77a des Wechselventils 77 zu betätigen und den Ölkanal 76b mit dem Kanal 79 zu verbinden. Die zweite Kupplung 72 ist eingerückt, so daß die Heckantriebswelle 20 durch die zweite Zwischenwelle 52 mit dem dritten Sonnenrad 55 verbunden ist. Das zweite Standarddrehmomentaufteilungsverhältnis wird ausgewählt, wie es durch einen Punkt P&sub3; in Fig. 12a gezeigt ist, und dabei das Drehmoment durch das dritte Sonnenrad 55, die zweite Zwischenwelle 52, die zweite Kupplung 72, die Heckantriebswelle 20, die Gelenkwelle 21 und das Hinterachsdifferential 22 nur auf die Hinterräder übertragen. Somit wird das Fahrzeug nur durch die Hinterräder angetrieben, obwohl das Mittendifferential 50 vorgesehen ist.
Inzwischen ist der mit den Vorderrädern verbundene Träger 61 im Leerlauf, so daß er frei gedreht wird, wenn das Fahrzeug um eine Kurve fährt. Da das Fahrzeug im Übersteuerungsbereich gefahren wird, sind die Manövrierfähigkeit, die Fahrstabilität und die Lenkstabilität verbessert.
Wenn die Hinterräder schlupfen, so daß das Schlupfverhältnis S kleiner wird als das Referenzschlupfverhältnis SR, gibt die Wechselbestimmungseinheit 98 ein Signal, um den Schaltmagneten 77a des Wechselventils 77 abzuschalten und dadurch die Kanäle 76b und 78 zu verbinden. Somit wird die erste Kupplung 71 eingerückt, so daß die Heckantriebswelle 20 durch die erste Zwischenwelle 51 mit dem zweiten Sonnenrad 54 verbunden ist. Damit wird der erste Standarddrehmomentaufteilungsverhältnismodus bestimmt, und dabei das Drehmoment auf die Vorder- und Hinterräder mit einem Verhältnis von TF1 : TR1 = 38 : 62 übertragen, wie es an dem Punkt P&sub1; in Fig. 12a gezeigt ist. Im ersten Standarddrehmomentaufteilungsverhältnismodus wird das Schlupfen der Räder eingeschränkt, da das Drehmoment auf alle vier Räder verteilt wird, und dadurch das gute Laufverhalten und der stabile Antrieb verbessert.
Wenn beim Fahren auf einer glatten Straße ein übermäßiges Drehmoment übertragen wird, sind die Hinterräder, auf die ein größeres Drehmoment übertragen wird, fähig zu schlupfen, so daß sich das Schlupfverhältnis S verkleinert. Das Öl wird der dritten Kupplung 73 zugeführt, so daß die Kupplung 73 wirksam ist, um das auf die Vorderräder übertragene Drehmoment in der bei der ersten Ausführungsform beschriebenen Art und Weise zu erhöhen. Deshalb wird das Schlupfen der Räder verhindert und das Fahrzeug wird in einem Untersteuerungszustand gefahren, so daß das Fahrverhalten und die Stabilität des Fahrzeugs verbessert sind.
Wenn das Fahrzeug auf einer Fahrbahn mit einem extrem niedrigen Reibungskoeffizienten, zum Beispiel einer vereisten Fahrbahn, gefahren wird, oder wenn es in Schlamm oder Sand steckt, wird das Schlupfverhältnis S kleiner als der gesetzte Wert S&sub1; und der auf die dritte Kupplung 73 ausgeübte Kupplungsdruck Pc wird ein Maximum, wodurch das Mittendifferential 50 gesperrt wird. Der Allradantrieb wird eingestellt, so daß das Laufverhalten verbessert ist.
Die vorliegende Ausführungsform kann modifiziert werden, um das Wechselventil manuell oder in Abhängigkeit von anderen Faktoren außer dem Schlupfverhältnis S zu betätigen. In einem Fahrzeug mit einem Antiblockierbremssystem, wird ein ABS-Steuersignal an die Kupplungsdruckeinstelleinheit 95 gegeben, wenn das Antiblockiersystem wirksam ist, um den Kupplungsdruck Pc auf Null zu bringen und dadurch die Kupplung 73 auszurücken.
In dem Mittendifferential 50 der vierten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung hat jeder Satz der ersten bis dritten Planeten drei Planeten.
Die Eingriffsbedingungen zum gleichwinkligen Anordnen einer Vielzahl von Planeten werden unter Bezugnahme auf die Fig. 13a bis 13c beschrieben.
Wenn das erste Sonnenrad 53 verriegelt ist und die ersten, zweiten und dritten Planeten 57, 58 und 59 von einer Standardlinie SL um einen Winkel θ in Uhrzeigerrichtung umlaufen, werden gemäß Fig. 13a das zweite Sonnenrad 54 um einen Winkel α&sub1; entgegen dem Uhrzeigersinn und das dritte Sonnenrad um einen Winkel β&sub1; entgegen dem Uhrzeigersinn gedreht. Der Winkel θ wird wie folgt ausgedrückt.
Wenn die Anzahl der Zähne des ersten Sonnenrades 53 Zs&sub1;, die Anzahl der Zähne des zweiten Sonnenrades 54 Zs&sub2;, die Anzahl der Zähne des dritten Sonnenrades Zs&sub3;, die Anzahl der Zähne des ersten Planeten 57 Zp&sub1;, die Anzahl der Zähne des zweiten Planeten 58 Zp&sub2; und die Anzahl der Zähne des dritten Planeten 59 Zp&sub3; ist, werden die Gleichungen (10) und (11) entsprechend der Anzahl der Zähne wie folgt ersetzt.
Wenn das zweite Sonnenrad 54 um einen Kreisteilungswinkel 360/Zs&sub2; und das dritte Sonnenrad 55 um einen Kreisteilungswinkel 360/Zs&sub3;, beide von einer Standardlinie aus, gedreht werden, wird der Winkel θ dargestellt als
Wenn das zweite Sonnenrad 54 verriegelt ist und die ersten, zweiten und dritten Planeten 57, 58 und 59 um einen Winkel θ in Uhrzeigerrichtung gedreht werden, werden gemäß Fig. 13b das erste Sonnenrad 53 um einen Winkel β&sub2; in Uhrzeigerrichtung und das dritte Sonnenrad 55 um einen Winkel α&sub2; in Uhrzeigerrichtung gedreht. Der Winkel θ wird ausgedrückt als
Setzt man in den Gleichungen (16) und (17) β&sub2; = 360/Zs&sub3; und α&sub2; = 360/Zs&sub1;, wird
Wenn das dritte Sonnenrad 55 verriegelt ist und die ersten, zweiten und dritten Planeten 57, 58 und 59 um einen Winkel θ in Uhrzeigerrichtung gedreht werden, werden gemäß Fig. 13c das erste Sonnenrad 53 um einen Winkel β&sub3; in Uhrzeigerrichtung und das zweite Sonnenrad 54 um einen Winkel α&sub3; in Uhrzeigerrichtung gedreht. Der Winkel θ wird ausgedrückt als
Setzt man in den Gleichungen (20) und (21) α&sub3; = 360/Zs&sub2; und β&sub3; = 360/Zs&sub1;, wird
Wenn eine Anzahl N von Planeten gleichwinklig angeordnet sind, ist der Lagewinkel zwischen einem ersten Paar Planeten und einem zweiten Paar Planeten 360/N. Es ist zu erkennen, daß das ganzzahlige Vielfache eines Wertes erhalten wird, indem die Anzahl N aus den Gleichungen (14), (15), (18), (19), (22) und (23) ganzzahlig vervielfacht wird. Demzufolge ist die Gleichung für abstandsgleiche Planeten
(m&sub1;, m&sub2;, m&sub3; sind beliebige ganze Zahlen)
Die Anzahl der Zähne jedes Planeten wird aus den Gleichungen (24), (25) und (26) erhalten. Wenn Zp&sub1; = Zp&sub2; = Zp&sub3; ist, werden die Gleichungen wie folgt vereinfacht.
Es ist zu erkennen, daß die Differenz zwischen der Anzahl der Zähne des ersten Sonnenrades 53 der Anzahl der Zähne des zweiten Sonnenrades 54 und der Anzahl der Zähne des dritten Sonnenrades durch die Anzahl N der Planetensätze der ersten, zweiten und dritten Planeten 57, 58 und 59 ganzzahlig vervielfacht wird. Wenn der Modul m' des ersten Planeten 57, der Modul m" des zweiten Planeten 58 und der Modul m"' des dritten Planeten 59 m" > m"' > m' ist, auch wenn die Anzahl der Zähne Zp&sub1; = Zp&sub2; = Zp&sub3; ist, werden die Teilkreise rp&sub1; < rp&sub3; < rp&sub2;.
Hierbei sind Zs&sub1; 24, Zp&sub1;, Zp&sub2; bzw. Zp&sub3; 18, Zs&sub2; 15, Zs&sub3; 18 und N 3. Wenn Schrägzahnräder verwendet werden und der Modul jeder der Zähne Zs&sub1; und Zp&sub1; 1.5 ist, ist der Modul jeder der Zähne Zs&sub2; und Zp&sub2; 1.75 und jeder der Zähne Zp&sub3; und Zs&sub3; 1.72, und wenn rs&sub1; 22.8 mm, rp&sub1; 17.1 mm, rp&sub2; 18.1, rs&sub2; 18.1 mm und rs&sub3; bzw. rp&sub3; 19.95 sind, wird die Gleichung (27)
Demzufolge können die drei Planetensätze, in denen die ersten, zweiten und dritten Planeten 57, 58 und 59 jeder Gruppe in der gleichen Phase miteinander angeordnet sind, gleichwinklig angeordnet werden.
Dadurch ist der Massenausgleich zwischen den drei Planeten während des Betriebes gewährleistet, wodurch die Haltbarkeit der Lager verbessert und Geräusche und Vibration des Mittendifferentials 50 reduziert werden.
Desweiteren wird der Zusammenbau und die Gängigkeit der Planetenradanordnung verbessert, da die drei Planeten jeder Gruppe in der gleichen Phase und eine Vielzahl der Planetensätze durch Bestimmen der Anzahl der Zähne und Messungen der Räder gleichwinklig angeordnet sind. Es ist möglich, die Herstellung der Zahnräder zu vereinfachen und Teile der Planeten zu reduzieren.
Da die Abmessungen der Zahnräder zwischen dem ersten Sonnenrad und dem Planeten und zwischen dem zweiten Sonnenrad und dem Planeten und zwischen dem dritten Sonnenrad und dem Planeten bestmöglich verändert werden können, kann eine breite Steuerung der Drehmomentaufteilung ausgeführt werden. Auf diese Weise wird die Bedienbarkeit und Fahrstabilität des Fahrzeuges genau und richtig gesteuert und dabei dessen Leistungsfähigkeiten verbessert.
Die Erfindung kann für ein Fahrzeug mit einem Schaltgetriebe oder einem stufenlos einstellbaren Automatikriemengetriebe oder für ein Fahrzeug mit einem quer angeordneten Motor angepaßt werden.
Aus dem Vorhergehenden wird deutlich, daß die vorliegende Erfindung ein Steuersystem zur Drehmomentaufteilung für ein allradgetriebenes Fahrzeug vorsieht, bei dem mindestens zwei Standarddrehmomentaufteilungsverhältnisse erhalten werden, um dadurch die Stabilität des Fahrzeuges, gutes Kurvenfahrverhalten, Handhabbarkeit und Lenkbarkeit entsprechend den Straßenzuständen und den Fahrbedingungen zu erreichen, so daß das Fahrverhalten verbessert ist. Da das Mittendifferential eine zusammengesetzte Planetenradanordnung umfaßt, wird ein ausreichendes Drehmoment auf die Hinterräder verteilt.
Obwohl die gegenwärtig bevorzugten Ausführungsformen der vorliegenden Erfindung gezeigt und beschrieben wurden, ist es zu verstehen, daß diese Offenbarungen dem Zweck der Erläuterung dienen und verschiedene Änderungen und Abwandlungen vorgenommen werden können, ohne den in den beigefügten Ansprüchen bestimmten Schutzbereich der Erfindung zu verlassen.

Claims

1. System zum Steuern oder Regeln der Drehmomentverteilung in einem vierradgetriebenen Kraftfahrzeug mit Allradantrieb, das ein Getriebe (30) und Kraftübertragungen zum Übertragen des Drehmoments auf die vorderen und hinteren Sätze der Antriebsräder des Fahrzeugs besitzt; umfassend, ein Mittendifferential (50) mit einer Vielzahl von koaxialen Abtriebssonnenrädern (54, 55), einem Träger (61), einem auf dem Träger (61) gehaltenen Planetenradträger, der eine Vielzahl von direkt miteinander verbundenen Abtriebsplanetenrädern (58, 59) besitzt, wobei jedes Abtriebsplanetenrad (58, 59) mit einem der Abtriebssonnenräder (54, 55) im Eingriff steht und jedes Abtriebssonnenrad (53 bis 55) und die Abtriebsplanetenräder (58, 59), mit denen es direkt verbunden ist, einen Abtriebsplanetenradsatz bilden, der ein von jedem anderen Abtriebsplanetenradsatz verschiedenes Übersetzungsverhältnis hat, ein Selektionsmittel für den Eingriff eines der Abtriebssonnenräder (54, 55) mit einem zweiten mit einem anderen Satz der Antriebsräder verbundenen Abtriebsglied (20); und eine Steuereinheit (90) zum Betätigen des Selektionsmittels, dadurch gekennzeichnet, daß die Abtriebsplanetenräder (58, 59) koaxial miteinander gekoppelt sind, daß das System ein Eingangssonnenrad (53) besitzt, das mit einer Abtriebswelle (15) des Getriebes (30) und direkt mit einem Eingangsplanetenrad (57) verbunden ist, das von dem Träger (61) gehalten ist und einen Eingangsplanetenradsatz bildet, wobei das Eingangsplanetenrad (57) koaxial mit den Abtriebsplanetenrädern (58, 59) gekoppelt ist, wobei der Träger (61) mit einem Satz der Antriebsräder des Fahrzeugs gekoppelt ist und die Steuereinheit (90) das Selektionsmittel entsprechend den Fahrbedingungen des Fahrzeugs betätigt, um eines der Abtriebssonnenräder auszuwählen.

2. System nach Anspruch 1, bei dem das Selektionsmittel flüssigkeitsbetriebene Reibungskupplungen (71, 72) umfaßt.

3. System nach Anspruch 1, bei dem das Übersetzungsverhältnis des Eingangsplanetenradsatzes gleich dem Übersetzungsverhältnis eines der Abtriebsplanetenradsätze ist.

4. System nach einem der Ansprüche 1 bis 3 mit einer flüssigkeitsbetriebenen Mehrscheibenkupplung (73) zum Beschränken der Differentialwirkung.

5. System nach einem der vorhergehenden Ansprüche, bei dem die Planetenräder in der gleichen Phase angeordnet sind; und die Planetenradträger planetenhaft gleichwinklig um die Sonnenräder angeordnet sind.

6. System nach einem der vorhergehenden Ansprüche mit einem Mittel zum Wirksammachen des Mittendifferentials während eines Zeitraumes, in dem das Selektionsmittel tätig ist, um eines der Abtriebssonnenräder (54, 55) auszuwählen, wobei es eine Abnahme des Drehmoments während des Zeitraumes verhindert.