DE69230868T2

DE69230868T2 - Kontrollsystem zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge

Info

Publication number: DE69230868T2
Application number: DE69230868T
Authority: DE
Inventors: Keiji Isoda; Kaoru Sawase
Original assignee: Mitsubishi Motors Corp
Current assignee: Mitsubishi Motors Corp
Priority date: 1991-11-29
Filing date: 1992-11-27
Publication date: 2000-10-05
Anticipated expiration: 2012-11-28
Also published as: EP0773130B1; DE69222739T2; KR950005360B1; US5370588A; DE69230868D1; KR930009817A; EP0773130A2; DE69222739D1; EP0546733A1; EP0546733B1; EP0773130A3

Description

Hintergrund der Erfindung

1) Gebiet der Erfindung

Diese Erfindung betrifft ein Steuersystem zur Antriebskraftverteilung eines Fahrzeugs, das zur Verwendung bei der Verteilung der Antriebskraft in einem Kraftfahrzeug geeignet ist, z. B. zur Verteilung von Antriebskraft auf ein linkes und ein rechtes Antriebsrad in einem 4WD- oder 2WD-Kraftfahrzeug, zur Verteilung von Antriebskraft auf vordere und hintere Antriebsräder in einem 4WD-Kraftfahrzeug oder zur Verteilung von Antriebskraft durch Übertragung von Antriebskraft zwischen einem linken und einem rechten Nicht-Antriebsrad (wie sie sich gegenüber den Antriebsrädern befinden) in einem 2WD-Kraftfahrzeug.

2) Beschreibung des Standes der Technik

In den letzten Jahren sind im Bereich von 4WD-Kraftfahrzeugen (im folgenden "4WD- Fahrzeuge" genannt) lebhafte Entwicklungen im Gange. Entwicklungen von Kraftfahrzeugen vom Vollzeit-Allradantriebsystem, die eine positive Steuerung der Drehmomentsverteilung (Antriebskraft) zwischen den Vorder- und Hinterrädern ermöglichen, wurden auf verschiedene Weisen durchgeführt.
Für solche Vollzeit-4WD-Fahrzeuge sind Systeme zur Antriebskraftverteilung auf Vorder/Hinterräder entwickelt worden, die es ermöglichen, die Verteilung von Antriebsdrehmoment (im folgenden lediglich "Drehmomentsverteilung" oder "Antriebskraftverteilung" genannt) zwischen den vorderen und hinteren Antriebsrädern zu steuern. Systeme für die Antriebskraftverteilung auf Vorder/Hinterräder beinhalten z. B. eine viskose Kupplungseinheit (VCU) und eine hydraulische Kupplungseinheit (HCU).
In jedem der zuvor erwähnten herkömmlichen Systeme zur Antriebskraftverteilung auf Vorder/Hinterräder, wird jedoch die Drehmomentsverteilung zwischen den Vorder- und Hinterrädern im wesentlichen durch Übertragung von Antriebskraft von der Räderseite, die mit sich höherer Geschwindigkeit dreht, zu der Räderseite, die sich mit geringerer Geschwindigkeit dreht, gesteuert, um die Differentialbewegung zwischen den Vorder- und Hinterrädern zu verringern, wenn diese Differentialbewegung auftritt. Diese Steuerung der Drehmomentverteilung wird jedoch gemäß den vorgegebenen Eigenschaften des Systems in Bezug auf jede Differentialbewegung durchgeführt, z. B. in Bezug auf andere Steuerelemente, so daß sie nicht dazu ausgelegt ist, die Drehmomentsverteilung eindeutig zu steuern.
Für die gesamten Kraftfahrzeuge, nicht beschränkt auf 4WD-Fahrzeuge und 2WD-Fahrzeuge einschließend, wurden Entwicklungen im Bereich von Steuerungssystemen zur Antriebskraftverteilung auf linke/rechte Räder durchgeführt, die die Drehmomentsverteilung, die jeweils auf ein linkes und rechtes Rad übertragen werden soll, steuern.
Betrachtet man solche Steuersysteme zur Antriebskraftverteilung auf linke/rechte Räder allgemein, können herkömmliche übliche Differentialgetriebe und LSD's (Differentialgetriebe mit begrenztem Schlupf) einschließlich elektronisch gesteuerter LSD's in Erwägung gezogen werden. Es ist jedoch zu bemerken, daß solche herkömmlichen Differentialgetriebe das Drehmoment nicht in eindeutiger Weise verteilen, und daß sie das Drehmoment nicht uneingeschränkt in einem gewünschten Verhältnis auf linke und rechte Räder verteilen können.
Parallel zu Steuersystemen zur Drehmomentsverteilung zwischen Vorder- und Hinterrädern ist auch die Entwicklung eines Systems erwünscht, das in der Lage ist, die Verteilung von Drehmoment zwischen linken und rechten Rädern zu steuern. In diesem Fall dient die Steuerung nicht nur der Verteilung von Drehmoment zwischen linken und rechten Antriebsrädern in einem 4WD-Fahrzeug, sondern auch der Verteilung von Drehmoment zwischen linken und rechten Antriebsrädern bei einem 2WD-Fahrzeug.
Wenn die Verteilung von Drehmoment in solch allgemeiner Weise verstanden wird, daß sie nicht nur die Verteilung des von einem Motor abgegebenen Drehmoments, sondern auch die Drehmomentübertragung umfaßt, die mittels einer Antriebskraftübertragung zwischen linken und rechten Achsteilen stattfindet, dann kann die Steuerung der Drehmomentsverteilung zwischen linken und rechten Nicht-Antriebsrädern (die den Antriebsrädern gegenüber liegen) in 2WD-Fahrzeugen in Erwägung gezogen werden.
Weder das linke Nicht-Antriebsrad noch das rechte Nicht-Antriebsrad erhält Antriebskraft vom Motor. Wenn es jedoch möglich ist, die Übertragung von Antriebskraft von einem dieser Nicht-Antriebsräder zum anderen zu verwirklichen, kann Bremskraft auf der Seite des vorherigen Nicht-Antriebsrades entwickelt werden und Antriebskraft kann auf der Seite des letzteren Nicht-Antriebsrades erzeugt werden. Entsprechend wird es möglich, die Drehmomentsverteilung (einschließlich der negativen Antriebskraft, nämlich der Bremskraft) zwischen den linken und rechten Nicht-Antriebsrädern zu steuern.
Weiterhin ist als Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für ein Fahrzeug ein solches erwünscht, daß die Drehmomentsverteilung ermöglicht, ohne große Drehmomentsverluste oder Energieverluste zu erzeugen.
Die Merkmale des Oberbegriffes des Anspruchs 1 sind in der GB-A 2213443 offenbart.

Zusammenfassung der Erfindung

Die vorliegende Erfindung ergibt sich aus den Ansprüchen. Die vorliegende Erfindung entstand in Hinblick auf die oben beschriebenen Probleme. Eine erste Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es daher, es möglich zu machen, daß die Drehmomentsverteilung zwischen den Vorder- und Hinterrädern oder die Drehmomentsverteilung zwischen linken und rechten Rädern eines Kraftfahrzeugs in eindeutiger Weise gesteuert wird, ohne große Drehmomentsverluste oder Energieverluste zu bewirken.
Weiterhin besteht eine zweite Aufgabe der vorliegenden Erfindung darin, die Übertragung des Drehmoments zwischen linken und rechten Nicht-Antriebsrädern zu ermöglichen, ohne einen Drehmomentsverlust oder Energieverlust zu bewirken, so daß Antriebsdrehmoment (einschließlich der Bremskraft) an den Nicht-Antriebsrädern erzeugt werden kann und gleichzeitig eine Steuerung des Antriebsdrehmoments in eindeutiger Weise möglich wird.
Um die oben beschriebenen Aufgaben zu lösen sieht die vorliegende Erfindung die folgenden Kontrollsysteme zur Antriebskraftverteilung in den Erscheinungsbildern 1 bis 8 vor:
In einem ersten Erscheinungsbild der vorliegenden Erfindung ist ein Kontrollsystem zur Antriebskraftverteilung für ein Fahrzeug vorgesehen, das zwischen einer ersten Abtriebswelle und einer zweiten Abtriebswelle im Fahrzeug angeordnet ist, mit:
Eingangseinrichtung, in die die Antriebskraft von dem Motor eingeleitet wird;
einem Differentialmechanismus zum Übertragen des Drehmoments, das von der Eingangseinrichtung eingegeben worden ist, an die erste Abtriebswelle, während eine Differentialbewegung zwischen der ersten Abtriebswelle und der zweiten Abtriebswelle möglich ist; und
einem Kontrollmechanismus zur Antriebskraftübertragung, der in der Lage ist, den Zustand der Übertragung, der Antriebskraft zu kontrollieren, um die Verteilung der Antriebskraft zu der ersten Abtriebswelle und der zweiten Abtriebswelle zu steuern. Der Kontrollmechanismus zur Antriebskraftübertragung weist auf:
einen Drehzahländerungsmechanismus gebildet aus einem ersten Getrieberad, das auf der ersten Abtriebswelle oder der zweiten Abtriebswelle befestigt ist, einem zweiten Getrieberad, das drehbar in ineinandergreifendem Eingriff mit dem ersten Getrieberad angeordnet ist, einem dritten Getreberad, das für integrierte Drehung mit dem zweiten angeordnet ist und Zähne aufweist, deren Anzahl von der des zweiten Getrieberades verschieden ist und ein viertes Getrieberad, das in ineinandergreifendem Eingriff mit dem dritten Getrieberad und zur koaxialen Drehung mit dem ersten Getrieberad relativ zu der ersten Abtriebswelle und der zweiten Abtriebswelle angeordnet ist; und
einen Antriebskraftübertragungsmechanismus, der in der Lage ist, die Antriebskraft zwischen der Eingangseinrichtung und der Ausgangseinrichtung des Drehzahländerungsmechanismus zu übertragen.
Der Antriebskraftübertragungsmechanismus weist beispielsweise eine nasse Mehrscheibenkupplung auf.
Das dritte Getrieberad kann mehr Zähne aufweisen als das zweite Getrieberad oder das zweite Getrieberad kann mehr Zähne aufweisen als das dritte Getrieberad.
Die erste Abtriebswelle und die zweite Abtriebswelle kann als eine Welle zur Übertragung der Antriebskraft zu einem linken und rechten Antriebsrad ausgebildet sein.
Vorzugsweise ist der Drehzahländerungsmechanismus auf ein Drehzahländerungsverhältnis eingestellt, daß, selbst wenn das Verhältnis der Drehzahl der ersten Abtriebswelle zu der der zweiten Abtriebswelle am größten wird, während das Fahrzeug eine Kurve fährt, die hoch/niedrig-Beziehung zwischen einer Drehzahl auf der Seite der Eingangseinrichtung und der auf der Seite der Ausgangseinrichtung des Drehzahländerungsmechanismus in dem Antriebskraftübertragungsmechanismus unverändert bleibt.
Die erste Abtriebswelle und die zweite Abtriebswelle können als Vorderachsenantrieb zur Übertragung der Antriebskraft zu der Seite der Vorderräder bzw. als Hinterachsenantrieb zur Übertragung der Antriebskraft zu der Seite der Hinterräder ausgebildet sein.
Der Differentialmechanismus kann als Kegelraddifferentialgetriebe ausgebildet sein.
Das erste Getrieberad und das vierte Getrieberad können jeweils als Sonnenrad ausgebildet sein, und das zweite Getrieberad und das dritte Getrieberad können jeweils als Planetenrad ausgebildet sein.
Im zweiten Erscheinungsbild der vorliegenden Erfindung ist auch ein Kontrollsystem zur Antriebskraftverteilung für ein Fahrzeug vorgesehen, das zwischen einer ersten Abtriebswelle und einer zweiten Abtriebswelle im Fahrzeug angeordnet ist, mit:
Eingangseinrichtung, in die die Antriebskraft von dem Motor eingeleitet wird;
einem Differentialmechanismus zur Übertragung der Antriebskraft, die von der Eingangseinrichtung eingegeben worden ist, an die erste Abtriebswelle und die zweite Abtriebswelle, während eine Differentialbewegung zwischen der ersten Abtriebswelle und der zweiten Abtriebswelle möglich ist; und
einem Kontrollmechanismus zur Antriebskraftübertragung, der in der Lage ist, den Zustand der Übertragung der Antriebskraft zu kontrollieren, um die Verteilung der Antriebskraft zu der ersten Abtriebswelle und der zweiten Abtriebswelle zu steuern. Der Kontrollmechanismus zur Antriebskraftübertragung weist auf:
einen Drehzahländerungsmechanismus gebildet aus einem ersten Getrieberad, das auf der ersten Abtriebswelle oder der zweiten Abtriebswelle befestigt ist, einem zweiten Getrieberad, das drehbar in ineinandergreifendem Eingriff mit dem ersten Getrieberad angeordnet ist, einem dritten Getrieberad, das für integrierte Drehung mit dem zweiten Getrieberad angeordnet ist und Zähne aufweist, deren Anzahl von der des zweiten Getrieberades verschieden ist und einem vierten Getrieberad, das in ineinandergreifendem Eingriff mit dem dritten Getrieberad und zur integrierten Drehung mit der Eingangseinrichtung und zur koaxialen Drehung mit dem ersten Getrieberad; und
einen Antriebskraftübertragungsmechanismus, der in der Lage ist, die Antriebskraft zwischen der Ausgangseinrichtung des Drehzahländerungsmechanismus und der ersten Abtriebswelle oder der zweiten Abtriebswelle zu übertragen.
Der Antriebskraftübertragungsmechanismus weist beispielsweise eine nasse Mehrscheibenkupplung auf.
Das dritte Getrieberad kann mehr Zähne aufweisen als das zweite Getrieberad oder das zweite Getrieberad kann mehr Zähne aufweisen als das dritte Getrieberad.
Die erste Abtriebswelle und die zweite Abtriebswelle können als eine Welle zur Übertragung der Antriebskraft zu einem linken und rechten Antriebsrad ausgebildet sein.
Vorzugsweise ist der Drehzahländerungsmechanismus auf ein Drehzahländerungsverhältnis eingestellt, daß, selbst wenn das Verhältnis der Drehzahl der ersten Abtriebswelle zu der der zweiten Abtriebswelle am größten wird, während das Fahrzeug eine Kurve fährt, die hoch/niedrig-Beziehung zwischen einer Drehzahl auf der Seite der Ausgangseinrichtung und der auf der Seite der ersten Abtriebswelle oder der zweiten Abtriebswelle in dem Antriebskraftübertragungsmechanismus unverändert bleibt.
Die erste Abtriebswelle und die zweite Abtriebswelle können als Vorderachsenantrieb zur Übertragung der Antriebskraft zu der Seite der Vorderräder bzw. als Hinterachsenantrieb zur Übertragung der Antriebskraft zu der Seite der Hinterräder ausgebildet sein.
Der Differentialmechanismus kann als Kegelraddifferentialgetriebe ausgebildet sein.
Das erste Getrieberad und das vierte Getrieberad können jeweils als Sonnenrad ausgebildet sein, und das zweite Getrieberad und das dritte Getrieberad können jeweils als Planetenrad ausgebildet sein.
Im dritten Erscheinungsbild der vorliegenden Erfindung ist auch ein Kontrollsystem zur Antriebskraftverteilung für ein Fahrzeug vorgesehen, das zwischen einer ersten Abtriebswelle und einer zweiten Abtriebswelle im Fahrzeug angeordnet ist, mit:
Eingangseinrichtung, in die die Antriebskraft von dem Motor eingeleitet wird;
einem Differentialmechanismus zur Übertragung der Antriebskraft, die von der Eingangseinrichtung eingegeben worden ist, an die erste Abtriebswelle und die zweite Abtriebswelle, während eine Differentialbewegung zwischen der ersten Abtriebswelle und der zweiten Abtriebswelle möglich ist; und
einem Kontrollmechanismus zur Antriebskraftübertragung, der in der Lage ist, den Zustand der Übertragung der Antriebskraft zu kontrollieren, um die Verteilung der Antriebskraft zu der ersten Abtriebswelle und der zweiten Abtriebswelle zu steuern. Der Kontrollmechanismus zur Antriebskraftübertragung weist auf:
einen Drehzahländerungsmechanismus, der sich aus einem auf der ersten Abtriebswelle oder der zweiten Abtriebswelle angebrachten Sonnenrad, einem auf einem feststehenden Teil befestigten Hohlrad und einem Planetenrad in ineinandergreifendem Eingriff mit dem Sonnenrad und dem Hohlrad und rotierbar auf einem Träger angeordnet zusammensetzt; und
einen Antriebskraftübertragungsmechanismus, der in der Lage ist, die Antriebskraft zwischen der Eingangseinrichtung und der Ausgangseinrichtung des Drehzahländerungsmechanismus zu übertragen.
Der Antriebskraftübertragungsmechanismus weist beispielsweise eine nasse Mehrscheibenkupplung auf.
Die erste Abtriebswelle und die zweite Abtriebswelle können als eine Welle zur Übertragung der Antriebskraft zu einem linken und rechten Antriebsrad ausgebildet sein.
Vorzugsweise ist der Drehzahländerungsmechanismus auf ein Drehzahländerungsverhältnis eingestellt, daß, selbst wenn das Verhältnis der Drehzahl der ersten Abtriebswelle zu der der zweiten Abtriebswelle am größten wird, während das Fahrzeug eine Kurve fährt, die hoch/niedrig-Beziehung zwischen einer Drehzahl auf der Seite der Eingangseinrichtung und der auf der Seite der Ausgangseinrichtung des Drehzahländerungsmechanismus in dem Antriebskraftübertragungsmechanismus unverändert bleibt.
Die erste Abtriebswelle und die zweite Abtriebswelle können als Vorderachsenantrieb zur Übertragung der Antriebskraft zu der Seite der Vorderräder bzw. als Hinterachsenantrieb zur Übertragung der Antriebskraft zu der Seite der Hinterräder ausgebildet sein.
Der Differentialmechanismus kann als Kegelraddifferentialgetriebe ausgebildet sein.
Im vierten Erscheinungsbild der vorliegenden Erfindung ist auch ein Kontrollsystem zur Antriebskraftverteilung für ein Fahrzeug vorgesehen, das zwischen einer ersten Abtriebswelle und einer zweiten Abtriebswelle im Fahrzeug angeordnet ist, mit:
Eingangseinrichtung, in die die Antriebskraft von dem Motor eingeleitet wird;
einem Differentialmechanismus zur Übertragung der Antriebskraft, die von der Eingangseinrichtung eingegeben worden ist, an die erste Abtriebswelle und die zweite Abtriebswelle, während eine Differentialbewegung zwischen der ersten Abtriebswelle und der zweiten Abtriebswelle möglich ist; und
einem Kontrollmechanismus zur Antriebskraftübertragung, der in der Lage ist, den Zustand der Übertragung der Antriebskraft zu kontrollieren, um die Verteilung der Antriebskraft zu der ersten Abtriebswelle und der zweiten Abtriebswelle zu steuern. Der Kontrollmechanismus zur Antriebskraftübertragung weist auf:
einen Drehzahländerungsmechanismus, der sich aus einem auf der ersten Abtriebswelle oder der zweiten Abtriebswelle rotierbar angebrachten Sonnenrad, einem auf einem feststehenden Teil befestigten Hohlrad und einem Träger zur integrierten Drehung mit der Eingangseinrichtung und einem Planetenrad in ineinandergreifendem Eingriff mit dem Sonnenrad und dem Hohlrad und rotierbar auf dem Träger angeordnet zusammensetzt; und
einen Antriebskraftübertragungsmechanismus, der in der Lage ist, die Antriebskraft zwischen der Ausgangseinrichtung des Drehzahländerungsmechanismus und der ersten Abtriebswelle oder der zweiten Abtriebswelle zu übertragen.
Der Antriebskraftübertragungsmechanismus weist beispielsweise eine nasse Mehrscheibenkupplung auf.
Die erste Abtriebswelle und die zweite Abtriebswelle können als eine Welle zur Übertragung der Antriebskraft zu einem linken und rechten Antriebsrad ausgebildet sein.
Vorzugsweise ist der Drehzahländerungsmechanismus auf ein Drehzahländerungsverhältnis eingestellt, daß, selbst wenn das Verhältnis der Drehzahl der ersten Abtriebswelle zu der der zweiten Abtriebswelle am größten wird, während das Fahrzeug eine Kurve fährt, die hoch/niedrig-Beziehung zwischen einer Drehzahl auf der Seite der Ausgangseinrichtung und der auf der Seite der ersten Abtriebswelle oder der zweiten Abtriebswelle in dem Antriebskraftübertragungsmechanismus unverändert bleibt.
Die erste Abtriebswelle und die zweite Abtriebswelle können als Vorderachsenantrieb zur Übertragung der Antriebskraft zu der Seite der Vorderräder bzw. als Hinterachsenantrieb zur Übertragung der Antriebskraft zu der Seite der Hinterräder ausgebildet sein.
Der Differentialmechanismus kann als Kegelraddifferentialgetriebe ausgebildet sein.
Im fünften Erscheinungsbild der vorliegenden Erfindung ist auch ein Kontrollsystem zur Antriebskraftverteilung für ein Fahrzeug vorgesehen, das zwischen einer ersten Abtriebswelle und einer zweiten Abtriebswelle im Fahrzeug angeordnet ist, mit einem Kontrollmechanismus zur Antriebskraftübertragung, der in der Lage ist, die Antriebskraft zwischen den Abtriebswellen zu übertragen, um die Antriebskraft der Abtriebswellen zu steuern. Der Kontrollmechanismus zur Antriebskraftübertragung weist auf:
einen Drehzahländerungsmechanismus, der mit einer der ersten Abtriebswelle und der zweiten Abtriebswelle verbunden ist, so daß eine Drehzahl auf der Seite dieser Abtriebswelle geändert werden kann; und
einen Antriebskraftübertragungsmechanismus, der zwischen der Ausgangseinrichtung des Drehzahländerungsmechanismus und der anderen der ersten Abtriebswelle und der zweiten Abtriebswelle angeordnet ist, so daß die Antriebskraft zwischen beiden Abtriebswellen durch Eingriff übertragen werden kann.
Der Drehzahländerungsmechanismus weist beispielsweise auf:
ein erstes Getrieberad, das auf der ersten Abtriebswelle oder der zweiten Abtriebswelle befestigt ist;
ein zweites Getrieberad, das drehbar in ineinandergreifendem Eingriff mit dem ersten Getrieberad angeordnet ist;
ein drittes Getrieberad, das für integrierte Drehung mit dem zweiten Getrieberad angeordnet ist und Zähne aufweist, deren Anzahl von der des zweiten Getrieberades verschieden ist; und
ein viertes Getrieberad, das in ineinandergreifendem Eingriff mit dem dritten Getrieberad und zur koaxialen Drehung mit dem ersten Getrieberad relativ zu der ersten Abtriebswelle und der zweiten Abtriebswelle angeordnet ist.
Der Antriebskraftübertragungsmechanismus weist beispielsweise eine nasse Mehrscheibenkupplung auf.
Die erste Abtriebswelle und die zweite Abtriebswelle können als eine Welle zur Übertragung der Antriebskraft zu einem linken und rechten Antriebsrad ausgebildet sein.
Die erste Abtriebswelle und die zweite Abtriebswelle können als eine Welle zur Übertragung der Antriebskraft zwischen den Nicht-Antriebsrädern ausgebildet sein.
Vorzugsweise ist der Drehzahländerungsmechanismus auf ein Drehzahländerungsverhältnis eingestellt, daß, selbst wenn das Verhältnis der Drehzahl der ersten Abtriebswelle zu der der zweiten Abtriebswelle am größten wird, während das Fahrzeug eine Kurve fährt, die hoch/niedrig-Beziehung zwischen einer Drehzahl auf der Seite der Ausgangseinrichtung des Drehzahländerungsmechanismus und der auf der Seite der anderen der ersten Abtriebswelle und der zweiten Abtriebswelle in dem Antriebskraftübertragungsmechanismus unverändert bleibt.
Das erste Getrieberad und das vierte Getrieberad können jeweils als ein Sonnenrad ausgebildet sein, und das zweite Getrieberad und das dritte Getrieberad können jeweils als ein Planetenrad ausgebildet sein.
Im sechsten Erscheinungsbild der vorliegenden Erfindung ist auch ein Kontrollsystem zur Antriebskraftverteilung für ein Fahrzeug vorgesehen, das zwischen einer ersten Abtriebswelle und einer zweiten Abtriebswelle im Fahrzeug angeordnet ist, mit einem Kontrollmechanismus zur Antriebskraftübertragung, der in der Lage ist, die Antriebskraft zwischen den Abtriebswellen zu übertragen, um die Antriebskraft der Abtriebswellen zu steuern. Der Kontrollmechanismus zur Antriebskraftübertragung weist auf:
einen ersten Drehzahländerungsmechanismus, der mit der Seite der ersten Abtriebswelle verbunden ist, so daß eine Drehzahl der ersten Abtriebswelle verändert werden kann;
einen ersten Antriebskraftübertragungsmechanismus, der zwischen der Ausgangseinrichtung des ersten Drehzahländerungsmechanismus und der Seite der zweiten Abtriebswelle angeordnet ist, so daß die Antriebskraft zwischen beiden Abtriebswellen durch Eingriff übertragen werden kann;
einen zweiten Drehzahländerungsmechanismus, der mit der Seite der zweiten Abtriebswelle verbunden ist, so daß eine Drehzahl der zweiten Abtriebswelle verändert werden kann; und
einen zweiten Antriebskraftübertragungsmechanismus, der zwischen der Ausgangseinrichtung des zweiten Drehzahländerungsmechanismus und der Seite der ersten Abtriebswelle angeordnet ist, so daß die Antriebskraft zwischen beiden Abtriebswellen durch Eingriff übertragen werden kann;
Der erste Drehzahländerungsmechanismus und der zweite Drehzahländerungsmechanismus weisen beispielsweise auf:
ein erstes Getrieberad, das auf der ersten Abtriebswelle oder der zweiten Abtriebswelle befestigt ist;
ein zweites Getrieberad, das drehbar in ineinandergreifendem Eingriff mit dem ersten Getrieberad angeordnet ist;
ein drittes Getrieberad, das für integrierte Drehung mit dem zweiten Getrieberad angeordnet ist und Zähne aufweist, deren Anzahl von der des zweiten Getrieberades verschieden ist; und
ein viertes Getrieberad, das in ineinandergreifendem Eingriff mit dem dritten Getrieberad und zur koaxialen Drehung mit dem ersten Getrieberad relativ zu der ersten Abtriebswelle und der zweiten Abtriebswelle angeordnet ist.
Der Antriebskraftübertragungsmechanismus weist beispielsweise eine nasse Mehrscheibenkupplung auf.
Die erste Abtriebswelle und die zweite Abtriebswelle können als eine Welle zur Übertragung der Antriebskraft zu einem linken und rechten Antriebsrad ausgebildet sein.
Die erste Abtriebswelle und die zweite Abtriebswelle können als eine Welle zur Übertragung der Antriebskraft zwischen den Nicht-Antriebsrädern ausgebildet sein.
Vorzugsweise ist der Drehzahländerungsmechanismus auf ein Drehzahländerungsverhältnis eingestellt, daß, selbst wenn das Verhältnis der Drehzahl der ersten Abtriebswelle zu der der zweiten Abtriebswelle am größten wird, während das Fahrzeug eine Kurve fährt, die hoch/niedrig-Beziehung zwischen einer Drehzahl auf der Seite der Ausgangseinrichtung des Drehzahländerungsmechanismus und der auf der Seite der anderen der ersten Abtriebswelle und der zweiten Abtriebswelle in dem Antriebskraftübertragungsmechanismus unverändert bleibt.
Das erste Getrieberad und das vierte Getrieberad können jeweils als ein Sonnenrad ausgebildet sein, und das zweite Getrieberad und das dritte Getrieberad können jeweils als ein Planetenrad ausgebildet sein.
Im siebten Erscheinungsbild der vorliegenden Erfindung ist auch ein Kontrollsystem zur Antriebskraftverteilung für ein Fahrzeug vorgesehen, das zwischen einer ersten Abtriebswelle und einer zweiten Abtriebswelle im Fahrzeug angeordnet ist, mit einem Kontrollmechanismus zur Antriebskraftübertragung, der in der Lage ist, die Antriebskraft zwischen den Abtriebswellen zu übertragen, um die Antriebskraft der Abtriebswellen zu steuern. Der Kontrollmechanismus zur Antriebskraftübertragung weist auf:
einen Drehzahländerungsmechanismus, der auf einer Seite von einer der ersten Abtriebswelle und der zweiten Abtriebswelle angeordnet ist, so daß eine Drehzahl dieser Abtriebswelle beschleunigt oder verzögert und dann ausgegeben werden kann;
einen Wechselmechanismus, der an dem Drezahländerungsmechanismus derart angebracht ist, daß der Drezahländerungsmechanismus zu einer Beschleunigungs- oder Verzögerungslage wechseln kann; und
einen Antriebskraftübertragungsmechanismus, der zwischen der Ausgangseinrichtung des Drehzahländerungsmechanismus und der Seite der anderen der ersten Abtriebswelle und der zweiten Abtriebswelle angeordnet ist, so daß die Antriebskraft zwischen beiden Abtriebswellen durch Eingriff übertragen werden kann.
Der Drehzahländerungsmechanismus weist beispielsweise auf:
ein erstes Getrieberad, das derart angeordnet ist, daß es mit der ersten Abtriebswelle oder der zweiten Abtriebswelle über den Wechselmechanismus in Verbindung steht;
ein zweites Getrieberad, das drehbar in ineinandergreifendem Eingriff mit dem ersten Getrieberad angeordnet ist;
ein drittes Getrieberad, das für integrierte Drehung mit dem zweiten Getrieberad angeordnet ist und Zähne aufweist, deren Anzahl von der des zweiten Getrieberades verschieden ist; und
ein viertes Getrieberad, das in ineinandergreifendem Eingriff mit dem dritten Getrieberad und zur koaxialen Drehung mit dem ersten Getrieberad relativ zu der ersten Abtriebswelle und der zweiten Abtriebswelle angeordnet ist;
ein fünftes Getrieberad, das derart angeordnet ist, daß es mit der ersten Abtriebswelle oder der zweiten Abtriebswelle über den Wechselmechanismus in Verbindung steht; und
ein sechstes Getrieberad, das für integrierte Drehung mit dem zweiten Getrieberad und dem dritten Getrieberad angeordnet und in ineinandergreifendem Eingriff mit dem fünften Getrieberad ist und Zähne aufweist, deren Anzahl von der des zweiten Getrieberades und des dritten Getrieberades verschieden ist.
Der Drehzahländerungsmechanismus weist beispielsweise auf:
ein erstes Getrieberad, das auf der ersten Abtriebswelle oder der zweiten Abtriebswelle befestigt ist;
ein zweites Getrieberad, das drehbar in ineinandergreifendem Eingriff mit dem ersten Getrieberad angeordnet ist;
ein drittes Getrieberad, das für integrierte und koaxiale Drehung mit dem zweiten Getrieberad über den Wechselmechanismus angeordnet ist und Zähne aufweist, deren Anzahl von der des zweiten Getrieberades verschieden ist;
ein viertes Getrieberad, das in ineinandergreifendem Eingriff mit dem dritten Getrieberad und zur koaxialen Drehung mit dem ersten Getrieberad relativ zu der ersten drehenden Welle und der zweiten Abtriebswelle angeordnet ist;
ein fünftes Getrieberad, das mit dem ersten Getrieberad auf der ersten Abtriebswelle oder der zweiten Abtriebswelle befestigt ist; und
ein sechstes Getrieberad, das für integrierte Drehung mit dem dritten Getrieberad über den Wechslemechanismus angeordnet und in ineinandergreifendem Eingriff mit dem fünften Getrieberad ist und Zähne aufweist, deren Anzahl von der des zweiten Getrieberades und des dritten Getrieberades verschieden ist.
Der Antriebskraftübertragungsmechanismus weist beispielsweise eine nasse Mehrscheibenkupplung auf.
Die erste Abtriebswelle und die zweite Abtriebswelle können als eine Welle zur Übertragung der Antriebskraft zu einem linken und rechten Antriebsrad ausgebildet sein.
Die erste Abtriebswelle und die zweite Abtriebswelle können jeweils als Abtriebswelle zur Übertragung der Antriebskraft zu einem Antriebsrad, das rotiert wird, während es mit dem Motorausgang verbunden ist, ausgebildet sein.
Die erste Abtriebswelle und die zweite Abtriebswelle können jeweils als Abtriebswelle zur Übertragung der Antriebskraft zwischen Nicht-Antriebsrädern, die nicht an den Motorausgang angeschlossen sind, ausgebildet sein.
Der Drehzahländerungsmechanismus kann auf ein Drehzahländerungsverhältnis eingestellt werden, so daß, selbst wenn das Verhältnis der Drehzahl der ersten Abtriebswelle zu der der zweiten Abtriebswelle am größten wird, während das Fahrzeug eine Kurve fährt, die hoch/niedrig-Beziehung zwischen einer Drehzahl auf der Seite der Ausgangseinrichtung in dem Drehzahländerungsmechanismus und der auf der Seite der anderen der ersten Abtriebswelle und der zweiten Abtriebswelle in dem Antriebskraftübertragungsmechanismus unverändert bleibt.
Die erste Abtriebswelle und die zweite Abtriebswelle können als Vorderachsenantrieb zur Übertragung der Antriebskraft zu der Seite der Vorderräder bzw. als Hinterachsenantrieb zur Übertragung der Antriebskraft zu der Seite der Hinterräder ausgebildet sein.
Im achten Erscheinungsbild der vorliegenden Erfindung ist auch ein Kontrollsystem zur Antriebskraftverteilung für ein Fahrzeug vorgesehen, das zwischen einer ersten Abtriebswelle und einer zweiten Abtriebswelle im Fahrzeug angeordnet ist, mit einem Kontrollmechanismus zur Antriebskraftübertragung, der in der Lage ist, die Antriebskraft zwischen den Abtriebswellen zu übertragen, um die Antriebskraft der Abtriebswellen zu steuern. Der Kontrollmechanismus zur Antriebskraftübertragung weist auf:
einen Drehzahländerungsmechanismus, der auf einer Seite von einer der ersten Abtriebswelle und der zweiten Abtriebswelle angeordnet ist, so daß eine Drehzahl dieser Abtriebswelle beschleunigt oder verzögert und dann ausgegeben werden kann; und
einen Antriebskraftübertragungsmechanismus, der zwischen der Ausgangseinrichtung des Drehzahländerungsmechanismus und der anderen der ersten Abtriebswelle und der zweiten Abtriebswelle angeordnet ist, so daß die Antriebskraft zwischen beiden Abtriebswellen durch Eingriff übertragen werden kann.
Der Drehzahländerungsmechanismus weist beispielsweise auf:
ein erstes Getrieberad, das auf der ersten Abtriebswelle oder der zweiten Abtriebswelle befestigt ist;
ein zweites Getrieberad, das drehbar in ineinandergreifendem Eingriff mit dem ersten Getrieberad angeordnet ist;
ein drittes Getrieberad, das für integrierte Drehung mit dem zweiten Getrieberad angeordnet ist und Zähne aufweist, deren Anzahl von der des zweiten Getrieberades verschieden ist;
ein viertes Getrieberad, das in ineinandergreifendem Eingriff mit dem dritten Getrieberad und zur koaxialen Drehung mit dem ersten Getrieberad relativ zu der ersten Abtriebswelle und der zweiten Abtriebswelle angeordnet ist;
ein fünftes Getrieberad, das für integrierte Drehung mit dem zweiten Getrieberad und dem dritten Getrieberad angeordnet ist und Zähne aufweist, deren Anzahl von der des zweiten Getrieberades und der des dritten Getrieberades verschieden ist; und
ein sechstes Getrieberad, das in ineinandergreifendem Eingriff mit dem fünften Getrieberad und zur Drehung relativ zu der ersten Abtriebswelle und der zweiten Abtriebswelle koaxial mit dem ersten Getrieberad angeordnet ist.
Der Antriebskraftübertragungsmechanismus weist beispielsweise eine nasse Mehrscheibenkupplung auf.
Die erste Abtriebswelle und die zweite Abtriebswelle können als eine Welle zur Übertragung der Antriebskraft zu einem linken und rechten Antriebsrad ausgebildet sein.
Die erste Abtriebswelle und die zweite Abtriebswelle können jeweils als Abtriebswelle zur Übertragung der Antriebskraft zu einem Antriebsrad, das rotiert wird, während es mit dem Motorausgang verbunden ist, ausgebildet sein.
Die erste Abtriebswelle und die zweite Abtriebswelle können jeweils als Abtriebswelle zur Übertragung der Antriebskraft zwischen Nicht-Antriebsrädern, die nicht an den Motorausgang angeschlossen sind, ausgebildet sein.
Vorzugsweise ist der Drehzahländerungsmechanismus auf ein Drehzahländerungsverhältnis eingestellt, daß, selbst wenn das Verhältnis der Drehzahl der ersten Abtriebswelle zu der der zweiten Abtriebswelle am größten wird, während das Fahrzeug eine Kurve fährt, die hoch/niedrig-Beziehung zwischen einer Drehzahl auf der Seite der Ausgangseinrichtung des Drehzahländerungsmechanismus in dem Antriebskraftübertragungsmechanismus und der auf der Seite der anderen der ersten Abtriebswelle und der zweiten Abtriebswelle in dem Antriebskraftübertragungsmechanismus unverändert bleibt.
Die erste Abtriebswelle und die zweite Abtriebswelle können als Vorderachsenantrieb zur Übertragung der Antriebskraft zu der Seite der Vorderräder bzw. als Hinterachsenantrieb zur Übertragung der Antriebskraft zu der Seite der Hinterräder ausgebildet sein.

Kurze Beschreibung der Zeichnung

Fig. 1 stellt ein schematisches unvollständiges Kraftübertragungsdiagramm eines Steuersystems zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge gemäß einer ersten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung dar;
Fig. 2 stellt ein vereinfachtes schematisches Blockdiagramm des Antriebssystems eines Kraftfahrzeugs dar, das mit dem Steuersystem zur Antriebskraftverteilung gemäß einer ersten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung ausgerüstet ist;
Fig. 3 stellt ein Geschwindigkeitsdiagramm der Drehmomentübertragung des Steuersystems zur Antriebskraftverteilung gemäß der ersten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung dar;
Fig. 4 stellt ein Geschwindigkeitsdiagramm eines Beispiels der Drehmomentübertragung durch das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung gemäß der ersten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung dar;
Fig. 5 stellt ein vereinfachtes schematisches Blockdiagramm des Antriebssystems eines Kraftfahrzeugs dar, das mit einem Steuersystem zur Antriebskraftverteilung gemäß einer zweiten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung ausgerüstet ist;
Fig. 6 stellt ein schematisches unvollständiges Kraftübertragungsdiagramm eines Steuersystems für ein Fahrzeug gemäß der zweiten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung dar;
Fig. 7 stellt ein vereinfachtes schematisches Blockdiagramm des Antriebssystems eines Kraftfahrzeugs dar, das mit einem Steuersystem zur Antriebskraftverteilung gemäß einer dritten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung ausgerüstet ist;
Fig. 8 stellt ein schematisches unvollständiges Kraftübertragungsdiagramm des Steuersystems zur Antriebskraftverteilung eines Fahrzeugs gemäß der dritten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung dar;
Fig. 9 stellt ein Geschwindigkeitsdiagramm der Drehmomentübertragung bei dem Steuersystem zur Antriebskraftverteilung gemäß der dritten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung dar;
Fig. 10 stellt ein Geschwindigkeitsdiagramm eines Beispiels der Drehmomentübertragung bei dem Steuersystem zur Antriebskraftverteilung gemäß der dritten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung dar;
Fig. 11 stellt ein vereinfachtes schematisches Blockdiagramm eines Antriebssystems eines Kraftfahrzeugs dar, das mit einem Steuersystem zur Antriebskraftverteilung gemäß einer vierten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung ausgerüstet ist;
Fig. 12 stellt ein schematisches unvollständiges Kraftübertragungsdiagramm des Steuersystems zur Antriebskraftverteilung für ein Fahrzeug gemäß der vierten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung dar;
Fig. 13 stellt ein schematisches unvollständiges Kraftübertragungsdiagramm des Steuersystems zur Antriebskraftverteilung für ein Fahrzeug gemäß einer fünften Ausführungsform der vorliegenden Erfindung dar;
Fig. 14 stellt ein Geschwindigkeitsdiagramm der Drehmomentübertragung bei dem Steuersystem nur Antriebskraftverteilung gemäß der fünften Ausführungsform der vorliegenden Erfindung dar;
Fig. 15 stellt ein Geschwindigkeitsdiagramm eines Beispiels der Drehmomentübertragung bei dem Steuersystem zur Antriebskraftverteilung gemäß der fünften Ausführungsform der vorliegenden Erfindung dar;
Fig. 16 stellt ein schematisches unvollständiges Kraftübertragungsdiagramm eines Steuersystems zur Antriebskraftverteilung für ein Fahrzeug gemäß einer sechsten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung dar;
Fig. 17 stellt ein schematisches unvollständiges Kraftübertragungsdiagramm eines Steuersystems zur Antriebskraftverteilung für ein Fahrzeug gemäß einer siebten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung dar;
Fig. 18 stellt ein Geschwindigkeitsdiagramm der Drehmomentübertragung bei einem Steuersystem zur Antriebskraftverteilung gemäß der siebten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung dar;
Fig. 19 stellt ein Geschwindigkeitsdiagramm eines Beispiels der Drehmomentübertragung bei einem Steuersystem zur Antriebskraftverteilung gemäß der siebten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung dar;
Fig. 20 stellt ein schematisches unvollständiges Kraftübertragungsdiagramm eines Steuersystems zur Antriebskraftverteilung für ein Fahrzeug gemäß einer achten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung dar;
Fig. 21 stellt ein schematisches unvollständiges Kraftübertragungsdiagramm eines Steuersystems zur Antriebskraftverteilung für ein Fahrzeug gemäß einer neunten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung dar;
Fig. 22 stellt ein schematisches unvollständiges Kraftübertragungsdiagramm eines Steuersystems zur Antriebskraftverteilung für ein Fahrzeug gemäß einer zehnten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung dar;
Fig. 23 stellt ein schematisches unvollständiges Kraftübertragungsdiagramm eines Steuersystems zur Antriebskraftverteilung für ein Fahrzeug gemäß einer elften Ausführungsform der vorliegenden Erfindung dar;
Fig. 24 stellt ein schematisches unvollständiges Kraftübertragungsdiagramm eines Steuersystems zur Antriebskraftverteilung für ein Fahrzeug gemäß einer zwölften Ausführungsform der vorliegenden Erfindung dar;
Fig. 25 stellt ein schematisches unvollständiges Kraftübertragungsdiagramm eines Steuersystems zur Antriebskraftverteilung für ein Fahrzeug gemäß einer dreizehnten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung dar;
Fig. 26 stellt ein vereinfachtes schematisches Blockdiagramm des Antriebssystems eines Kraftfahrzeugs dar, das mit einem Steuersystem zur Antriebskraftverteilung gemäß einer vierzehnten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung ausgerüstet ist;
Fig. 27 stellt ein schematisches unvollständiges Kraftübertragungsdiagramm eines Steuersystems zur Antriebskraftverteilung für ein Fahrzeug gemäß einer fünfzehnten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung dar;
Fig. 28 stellt ein vereinfachtes schematisches Blockdiagramm des Antriebssystems eines Kraftfahrzeugs dar, das mit einem Steuersystem zur Antriebskraftverteilung gemäß einer sechzehnten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung ausgerüstet ist;
Fig. 29 stellt ein schematisches unvollständiges Kraftübertragungsdiagramm eines Steuersystems zur Antriebskraftverteilung für ein Fahrzeug gemäß einer siebzehnten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung dar;
Fig. 30 stellt ein vereinfachtes schematisches Blockdiagramm des Antriebssystems eines Kraftfahrzeugs dar, das mit einem Steuersystem zur Antriebskraftverteilung gemäß einer achtzehnten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung ausgerüstet ist;
Fig. 31 stellt ein vereinfachtes schematisches Gesamtblockdiagramm eines Steuerssystems zur Antriebskraftverteilung für ein Fahrzeug gemäß einer neunzehnten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung dar;
Fig. 32 stellt ein schematisches unvollständiges Kraftübertragungsdiagramm eines Steuersystems zur Antriebskraftverteilung gemäß der neunzehnten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung dar;
Fig. 33 stellt ein vereinfachtes schematisches Gesamtblockdiagramm eines Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für ein Fahrzeug gemäß einer zwanzigsten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung dar;
Fig. 34 stellt ein schematisches unvollständiges Kraftübertragungsdiagramm des Steuersystems zur Antriebskraftverteilung gemäß der zwanzigsten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung dar;
Fig. 35 stellt ein vereinfachtes schematisches Gesamtblockdiagramm eines Steuersystems zur Antriebskraftverteilung für ein Fahrzeug gemäß einer einundzwanzigsten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung dar;
Fig. 36 stellt ein schematisches unvollständiges Kraftübertragungsdiagramm des Steuersystems zur Antriebskraftverteilung gemäß der einundzwanzigsten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung dar;
Fig. 37 stellt ein vereinfachtes schematisches Gesamtblockdiagramm eines Steuersystems zur Antriebskraftverteilung für ein Fahrzeug gemäß einer zweiundzwanzigsten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung dar;
Fig. 38 stellt ein schematisches unvollständiges Kraftübertragungsdiagramm des Steuersystems zur Antriebskraftverteilung gemäß der zweiundzwanzigsten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung dar;
Fig. 39 stellt ein vereinfachtes schematisches Gesamtblockdiagramm eines Steuersystems zur Antriebskraftverteilung für ein Fahrzeug gemäß einer dreiundzwanzigsten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung dar;
Fig. 40 stellt ein schematisches unvollständiges Kraftübertragungsdiagramm des Steuersystems zur Antriebskraftverteilung gemäß der dreiundzwanzigsten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung dar;

Ausführliche Beschreibung der bevorzugten Ausführungsformen

Die Ausführungsformen der vorliegenden Erfindung werden im folgenden unter Bezugnahme auf die beigefügten Zeichnungen beschrieben.
Unter den verschiedenen Ausführungsformen, die im folgenden beschrieben werden, bezieht sich die erste bis vierte Ausführungsform auf das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung gemäß des ersten Erscheinungsbildes der vorliegenden Erfindung, die fünfte bis achte Ausführungsform auf das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung gemäß des zweiten Erscheinungsbildes der vorliegenden Erfindung, die neunte und zehnte Ausführungsform auf das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung gemäß des dritten Erscheinungsbildes der vorliegenden Erfindung, die elfte und zwölfte Ausführungsform auf das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung gemäß des vierten Erscheinungsbildes der vorliegenden Erfindung, die dreizehnte bis sechzehnte, einundzwanzigste und zweiundzwanzigste Ausführungsform auf das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung gemäß der siebten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung, die siebzehnte, achtzehnte und dreiundzwanzigste Ausführungsform auf das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung gemäß der achten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung und die neunzehnte und zwanzigste Ausführungsform auf das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung gemäß der fünften und sechsten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung.
Das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung gemäß einer ersten Ausführungsform soll zuerst beschrieben werden. Bei dieser ersten Ausführungsform ist das Antriebssystem eines Kraftfahrzeugs, das mit dem Steuersystem zur Antriebskraftverteilung ausgerüstet ist, in der Weise aufgebaut, daß Antriebskraft von einem Motor 1 von einem Zentralgetriebe 3, das aus Planetengetrieben aufgebaut ist, über ein Schaltgetriebe 2 erhalten und dann vom Zentralgetriebe 3 zu der Vorderradseite und der Hinterradseite übertragen wird, wie in Fig. 2 dargestellt.
Das Zentralgetriebe 3 ist insbesondere mit einem getriebebegrenzenden Mechanismus 5 versehen, der in geeigneter Weise die Getriebebewegung zwischen den Vorder- und Hinterrädern begrenzen kann. Der getriebebegrenzende Mechanismus 5 ist in dieser Ausführungsform aus einer hydraulischen Mehrscheibenkupplung aufgebaut und kann die Verteilung der Antriebskraft zu den Vorder- und Hinterrädern steuern, während gleichzeitig die Getriebebewegung zwischen den Vorder- und Hinterrädern entsprechend dem zugeführten hydraulischen Druck begrenzt wird. Sie stellt eine Vorrichtung dar, die die Antriebskraftverteilung zwischen Vorder- und Hinterrädern steuert.
Ein vom Zentralgetriebe 3, wie oben beschrieben, verteilter Antriebskraftanteil wird über ein vorderes Getriebe 4 auf ein linkes und rechtes Vorderrad 25, 26 übertragen. Auf der anderen Seite wird der andere Teil der Antriebskraft, der auch von dem Zentralgetriebe 3 verteilt wird, über eine Antriebswelle 6 auf ein hinteres Getriebe 8 übertragen und des weiteren über das Getriebe 8 zum linken und rechten Hinterrad 15, 16. Das Bezugszeichen 7 bezeichnet einen Kegelradvorgelege-Mechanismus, der aus einem Antriebsritzel und einem großen Tellerrad gebildet ist.
An dem hinteren Getriebe 8 ist ein Steuermechanismus 9B zur Antriebskraftübertragung angeordnet (Bezugszeichen 9 wird im folgenden immer dann benutzt, wenn auf den Steuermechanismus zur Antriebskraftübertragung im weitesten Sinne Bezug genommen wird), der aus einem Drehzahländerungsmechanismus 30 und einem Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 als Drehmomentübertragungsmechanismus vom Steuerungstyp mit variabler Übertragungsleistung (oder Drehmomentübertragungsmechanismus) aufgebaut ist. Das hintere Ausgleichsgetriebe (Getriebemechanismus) 8 und der Steuermechanismus zur Antriebskraftübertragung 9B bilden zusammen das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge. Obwohl ein Kegelradvorgelege-Getriebe in der dargestellten Ausführungsform als Differentialgetriebe 8 verwendet wurde, besteht für das Differentialgetriebe 8 keine besondere Beschränkung insoweit, als daß von einem Motor zugeführte Antriebskraft auf zwei Antriebswellen übertragen werden kann und dazwischen eine Getriebebewegung möglich ist. Es ist selbstverständlich möglich, ein anderes bekanntes Differentialgetriebe einzusetzen, z. B. ein Differentialgetriebe, das aus einem Schaltgetriebe aufgebaut ist, z. B. ein Verbund- Planetengetriebe oder einen Rollenmechanismus. Der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 ist von der hydraulischen Art, so daß die Verteilung von Antriebskraft auf das linke und rechte Hinterrad durch Einstellen seines hydraulischen Drucks gesteuert werden kann.
Das hydraulische System des Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 in dem Steuersystem zur Antriebskraftübertragung wird durch eine Steuereinheit 18 gesteuert, wie das hydraulische System des Mehrscheibenkupplungsmechanismus 5 in dem oben beschriebenen Steuersystem für die Antriebskraftverteilung auf die Vorder/Hinterräder.
Genauer gesagt ist das hydraulische System des Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 und das des Mehrscheibenkupplungsmechanismus 5 aus nicht dargestellten Unterteilungen für Hydrauliköl aufgebaut, die zusammen mit dem entsprechenden Kupplungsmechanismus, einer Motor- angetriebenen Pumpe 24 und einem Akkumulator 23, die beide die Quelle für den hydraulischen Druck bilden, und einem Steuerventil 17 für den hydraulischen Druck der Kupplung, bereitgestellt werden, um den Unterteilungen für das hydraulische Öl soviel hydraulischen Druck zuzuführen wie benötigt. Die Öffnungen des Steuerventils 17 für den hydraulischen Druck werden über die Steuereinheit 18 gesteuert.
Die Steuereinheit 18 steuert die Öffnung des Steuerventils 17 für den hydraulischen Druck der Kupplung basierend auf der Information von einem Sensor 19 für die Geschwindigkeit der Räder, einem Sensor 20 für den Lenkradwinkel, einen Sensor 21 für die Giergeschwindigkeit, einem Sensor 22 für die Beschleunigung (oder einer Rechenvorrichtung zur Bestimmung der Beschleunigung) und dergleichen.
Es wird nun ein wesentlicher Teil des Steuersystems zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge beschrieben. Wie Fig. 1 veranschaulicht, werden eine Eingangswelle 6C, die am hinteren Ende der Antriebswelle 6 vorgesehen ist und der Rotationsantriebskraft (im folgenden als "Antriebskraft" oder "Drehmoment" bezeichnet) zugeführt wird, eine erste Abtriebswelle (im folgenden als "Abtriebswelle der linken Radseite" bezeichnet, weil es eine Abtriebswelle ist, die dafür vorgesehen ist, das hintere linke Rad 15 anzutreiben) 13 und eine zweite Abtriebswelle (in folgenden als "Abtriebswelle der rechten Radseite" bezeichnet, weil es eine Abtriebswelle ist, die zum Antreiben des hinteren rechten Rades 16 vorgesehen ist) 14 bereitgestellt, wobei die genannte erste und zweite Abtriebswelle 13, 14 dazu dienen, die über die Eingangswelle 6C zugeführte Antriebskraft abzugeben. Das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung ist zwischen die Abtriebswelle 13 der linken Radseite, der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite und der Eingangswelle 6C angebracht.
Wegen der nachfolgend zu erläuternden Bauweise kann der Steuermechanismus 9B zur Antriebskraftübertragung des Steuersystems zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge Antriebskraft, die auf die Abtriebswelle 13 der linken Radseite und auf die Abtriebswelle 14 der rechten Radseite übertragen werden soll, in einem gewünschten Verhältnis verteilen und gleichzeitig eine Getriebebewegung zwischen der Abtriebswelle 13 der linken Radseite und der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite ermöglichen.
Zwischen der Eingangswelle 6C und jeder der Abtriebswellen 13, 14 der linken Radseite und der rechten Radseite sind der Drezahländerungsmechanismus 30 und der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 angebracht, so daß die Umdrehungsfrequenz der Abtriebswelle 13 der linken Radseite oder die der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite, durch den Drehzahländerungsmechanismus 30 verändert wird (beschleunigt in der dargestellten Ausführungsform) und auf eine Hohlwelle 11 als eine Ausgangseinrichtung des Drehzahländerungsmechanismus übertragen wird.
Der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 ist zwischen der Hohlwelle 11 und einem Differentialgehäuse 8A auf der Seite der Eingangswelle 6C angebracht. Durch Kuppeln des Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 wird Antriebskraft von dem Teil, das sich mit höherer Geschwindigkeit dreht aus dem Differentialgehäuse 8A und der Hohlwelle 11 zu dem Teil geführt, das sich mit geringerer Geschwindigkeit dreht, da aufgrund der grundsätzlichen Eigenschaften von einander gegenüber angeordneten Kupplungsscheiben die Drehmomentübertragung von den Kupplungsscheiben, die sich mit höherer Geschwindigkeit drehen, zu den Kupplungsscheiben, die sich mit geringerer Geschwindigkeit drehen, stattfindet. In der dargestellten Ausführungsform befindet sich das Differentialgehäuse 8A auf der Seite mit höherer Geschwindigkeit und die Hohlwelle 11 befindet sich auf der Seite mit geringerer Geschwindigkeit, so daß Antriebskraft von dem Differentialgehäuse 8A zu der Hohlwelle 11 geführt wird, bis die Getriebebewegung zwischen der linken und der rechten Abtriebswelle 13 und 14 so groß wird, daß die Abtriebswelle 13 oder 14 relativ zu dem Differentialgehäuse 8A unter einem vorherbestimmten Verhältnis schneller wird (d. h. dem Verhältnis, das dem Verminderungsgrad des Drehzahländerungsmechanismus 30 entspricht).
Wenn der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 z. B. zwischen der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite und die Eingangswelle 6C gekuppelt wird, wird die auf die Abtriebswelle 14 der rechten Radseite verteilte Antriebskraft während ihrer Übertragung von der Seite der Eingangswelle 6C entweder erhöht oder vermindert (in der dargestellten Ausführungsform hauptsächlich vermindert), so daß die Antriebskraft, die zu der Abtriebswelle 13 der linken Radseite zu verteilen ist, entsprechend erniedrigt oder erhöht wird (in der dargestellten Ausführungsform hauptsächlich erhöht).
Der Drehzahländerungsmechanismus 30 ist in dieser Ausführungsform aus einem sogenannten doppelten Planetengetriebe aufgebaut, in welchem zwei Planetengetriebe miteinander in Reihe verbunden sind. Es besteht keine besondere Beschränkung für den Drehzahländerungsmechanismus 30 selbst, solange wie er die Drehzahl nach einer Beschleunigung oder einer Verzögerung mit einem konstanten Drehzahländerungsverhältnis abgibt oder aufnimmt. Mechanismen, die einen Riemen, eine Kette oder dergleichen verwenden, können beispielsweise auch in Erwägung gezogen werden. Der Drehzahländerungsmechanismus 30 ist daher nicht auf einen Getriebemechanismus begrenzt.
Zur Erläuterung wird im folgenden der Drehzahländerungsmechanismus 30 vom Typ eines Getriebemechanismus beschrieben, welcher auf der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite angeordnet ist.
Ein erstes Sonnenrad 30A ist auf der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite angebracht. Dieses erste Sonnenrad 30A ist an seiner äußeren Peripherie ineinandergreifend mit einem ersten Planetengetriebe (Planetenritzel) 30B angeordnet. Das erste Planetengetriebe 30B ist fest mit einem zweiten Planetengetriebe 30D verbunden und über eine Ritzelwelle 30C, die auf einem Träger bereitgestellt wird, drehbar zusammen mit einem zweiten Planetengetriebe 30D von einem Träger 30F getragen, der fest auf einem Gehäuse (feststehendes Teil) gesichert ist und sich nicht dreht. Als Folge davon unterliegen das erste Planetengetriebe 30B und das zweite Planetengetriebe 30D der gleichen Drehbewegung um die Ritzelwelle 30C als zentraler Achse.
Des weiteren befindet sich das zweite Planetengetriebe 30D in Eingriff mit einem zweiten Sonnenrad 30E, das drehbar von der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite getragen wird.
Das zweite Sonnenrad 30E ist über die Hohlwelle 11 mit Kupplungsscheiben 12A des Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 verbunden. Die anderen Kupplungsscheiben, nämlich die Kupplungsscheiben 12B des Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12, sind mit dem Differentialgehäuse 8A verbunden, das von der Eingangswelle 6C angetrieben wird.
In dem Aufbau der dargestellten Ausführungsform ist das erste Sonnenrad 30A mit einem größeren Durchmesser ausgebildet als das zweite Sonnenrad 30E und entsprechend ist das erste Planetengetriebe 30B mit einem geringeren Durchmesser ausgebildet als das zweite Planetengetriebe 30D. Daraus folgt, daß die Umdrehungsfrequenz des zweiten Sonnenrades 30E größer wird als die des ersten Sonnenrades 30A, so daß der Drehzahländerungsmechanismus 30 als ein Beschleunigungsmechanismus dient. Wenn die Umdrehungsfrequenz der Kupplungsscheiben 12A höher ist als die der Kupplungsscheiben 12B und der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 z. B. auf der rechten Radseite gekuppelt ist, wird ein Drehmoment in einer Höhe, der dem Kupplungszustand entspricht, von der Seite der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite zu der Seite der Eingangswelle 6C geführt.
Auf der anderen Seite sind der Drehzahländerungsmechanismus 30 und der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12, die beide auf der Seite der Abtriebswelle 13 der linken Radseite bereitgestellt sind, in gleicher Weise aufgebaut. Wenn es gewünscht wird, mehr Antriebsdrehmoment von der Eingangswelle 6C zu der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite zu verteilen, wird der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 auf der Seite der Abtriebswelle 13 der linken Radseite in geeigneter Weise in Übereinstimmung mit dem zu verteilenden Anteil (Verteilungsverhältnis) gekuppelt. Wenn es gewünscht wird, mehr Antriebsdrehmoment zu der Abtriebswelle 13 der linken Radseite zu verteilen, wird andererseits der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 auf der Seite der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite in geeigneter Weise in Übereinstimmung mit dem Verteilungsverhältnis gekuppelt.
Da der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 von der hydraulisch angetriebenen Art ist, kann der Kupplungszustand des Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 durch Einstellen der Höhe des hydraulischen Druckes gesteuert werden, so daß der Anteil an Antriebskraft, der der Abtriebswelle 13 der linken Radseite oder der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite von der Eingangswelle 6C zugeführt werden soll (mit anderen Worten, das links/rechts- Verteilungsverhältnis der Antriebskraft), mit angemessener Genauigkeit gesteuert werden kann.
Die linken und rechten Mehrscheibenkupplungsmechanismen 12 sind so angeordnet, daß sie nicht zur selben Zeit vollständig gekuppelt werden können. Sie sind in der Weise ausgebildet, daß wenn einer der linken und rechten Mehrscheibenkupplungsmechanismen 12 vollständig gekuppelt ist, der andere Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 einem Schlupf unterliegt.
In dem vorliegenden Steuersystem zur Antriebskraftverteilung wird das Drehzahländerungsverhältnis (Beschleunigungsverhältnis) des oben beschriebenen Drehzahländerungsmechanismus 30 insbesondere so festgesetzt, daß die folgende Bedingung erfüllt ist.
Das Drehzahländerungsverhältnis wird in der Weise festgesetzt, daß selbst dann, wenn das Verhältnis der Umdrehungsfrequenz des linken Rades zu der des rechten Rades am größten wird, während das Fahrzeug um die Kurve fährt, die Hoch/Niedrig-Beziehung zwischen der Umdrehungsfrequenz auf der Seite der Kupplungsscheiben 12A (d. h. auf der Seite der Hohlwelle 11, die die Abgabevorrichtung für den Drehzahländerungsmechanismus 30 darstellt) und der auf der Seite der Kupplungsscheiben 12B (d. h. auf der Seite des Differentialgehäuses 8A, das sich auf der Seite der Eingangswelle 6C befindet) in dem Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 unverändert bleibt.
Nebenbei sei bemerkt, daß das Drehzahländerungsverhältnis (Beschleunigungsverhältnis) des Drehzahländerungmechanismus 30 durch das Übersetzungsverhältnis des ersten Sonnenrades 30A, des zweiten Sonnenrades 30E, des ersten Planetengetriebes 30B und des zweiten Planetengetriebes 30D bestimmt wird.
Die Definition des Drehzahländerungsverhältnisses (Beschleunigungsverhältnisses) des Drehzahländerungsmechanismus 30 soll nun ausgehend von einem anderen Gesichtspunkt dargestellt werden.
Zunächst wird das vorherbestimmte Geschwindigkeitsverhältnis des Planetengetriebemechanismus zur Erzielung eines Wertes Smax (maximales steuerbares Umdrehungsfrequenzverhältnis), der den Bereich des Unterschiedes in der Umdrehungsfrequenz zwischen den linken und rechten Rädern angibt und so die Steuerung der Übertragung von Antriebsdrehmoment erlaubt, unter Bezugnahme auf die Geschwindigkeitsdiagramme der Fig. 3 und 4 hergeleitet werden. Nebenbei bemerkt kann das Geschwindigkeitsverhältnis Smax als das Verhältnis der Änderung ΔN der Umdrehungsfrequenz auf der Abgabeseite (mit anderen Worten, auf der Seite jeder der Abtriebswellen 13, 14) zu der Umdrehungsfrequenz Ni auf der Eingangsseite (mit anderen Worten, auf der Seite des Differentialgehäuses 8A) definiert werden, wenn die Umdrehungsfrequenz der Kupplungsscheiben 12A und die der Kupplungsscheiben 12B gleich wird (mit anderen Worten Smax = ΔN/Ni).
In den Fig. 3 und 4 bezieht sich jedes Symbol, das von einem "l" gefolgt wird, auf das linke Rad, während sich jedes Symbol, das von einem "r" gefolgt wird, auf das rechte Rad bezieht. Cl, Cr stellen jeweils die Umdrehungsfrequenz des Trägers 30F dar, die Null ist, wenn der Träger 30F hier nicht rotiert. S1l, S1r bedeuten jeweils die Umdrehungsfrequenz des ersten Sonnenrades 30A. S2l, S2r bezeichnen jeweils die Umdrehungsfrequenz des zweiten Sonnenrades 30E. Da das erste Sonnenrad 30A einen größeren Durchmesser aufweist als das zweite Sonnenrad 30E, sind die Umdrehungsfrequenzen S1l, S1r geringer als die Umdrehungsfrequenzen S2l, S2r. Des weiteren stellt DC die Umdrehungsfrequenz des Differentialgehäuses 8A dar.
Des weiteren bedeutet Z&sub1; die Anzahl der Zähne des ersten Sonnenrades 30A, Z&sub2; die Anzahl der Zähne des zweiten Sonnenrades 30E, Z&sub3; die Anzahl der Zähne des Planetengetriebes 30B, 24 die Anzahl der Zähne des Planetengetriebes 30D, Ti das Eingangsdrehmoment zum Differentialgehäuse 8A, Tl, Tr die jeweils auf das linke Rad und das rechte Rad verteilten Drehmomente, Tc1 das in die linke Richtung übertragene Drehmoment, wenn der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 des Steuermechanismus 9B zur Antriebskraftübertragung der rechten Radseite gekuppelt worden ist, und Tc2 das in die rechte Richtung übertragene Drehmoment, wenn der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 des Steuermechanismus 9B zur Antriebskraftübertragung der linken Radseite gekuppelt worden ist.
Fig. 3 veranschaulicht den Zustand, in welchem sich die linken und rechten Räder mit derselben Geschwindigkeit drehen, während Fig. 4 den Zustand zeigt, in welchem der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 des Steuermechanismus 9B zur Antriebskraftübertragung der rechten Radseite vollständig gekuppelt ist, das rechte Rad durch den Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 daran gehindert wird, sich zu drehen, und die Umdrehungsfrequenz auf der rechten Radseite verringert wird, und die Umdrehungsfrequenz auf der linken Radseite entsprechend erhöht wird.
Das vorherbestimmte Drehzahlverhältnis des Planetengetriebemechanismus zur Erreichung des oben beschriebenen Smax (das Drehzahlverhältnis, das den steuerbaren Bereich der Differenz der Umdrehungsfrequenz der linken/rechten Seite anzeigt) wird nun hergeleitet.
Dieser Smax-Zustand ist in Fig. 4 gezeigt. Wenn der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 vollständig gekuppelt ist, werden die Umdrehungsfrequenz DC des Differentialgehäuses 8A und die Umdrehungsfrequenz S2r des zweiten Sonnenrades 30E einander gleich.
Daher folgt aus Fig. 4,
Z&sub3;/Z&sub1; : Z&sub4;/Z&sub2; = 1 - Smax : 1
Z&sub2;Z&sub3;/Z&sub1;Z&sub4; = 1 - Smax
Wie sich aus dem vorhergehenden ergibt, wird das Drehzahlverhältnis Smax, das den Bereich der steuerbaren Umdrehungsfrequenzdifferenz der linken/rechten Seite anzeigt, in Übereinstimmung mit dem Drehzahländerungsverhältnis des Drehzahländerungsmechanismus 30 (mit anderen Worten, dem vorherbestimmten Übersetzungsverhältnis der Getrieberäder 30A, 30E, 30B und 30D) bestimmt.
Wenn das Drehzahlverhältnis der linken/rechten Räder α als das Verhältnis der Abweichung der Geschwindigkeit der Räder Vd [= (Vr - Vl)/2] zu der durchschnittlichen Fahrzeuggeschwindigkeit Vav [= (Vr + Vl)/2] der Geschwindigkeit Vr des rechten Rades und der Geschwindigkeit Vl des linken Rades definiert wird, dann kann das Drehzahlverhältnis α der linken/rechten Räder wie folgt ausgedrückt werden:
α = Vd/Vav = [(Vr - Vl)/2]/[(Vr + Vl)2]
(Vr - Vl)/ = (Vr + Vl)
Wenn das obige Drehzahlverhältnis Smax so festgesetzt wird, daß es größer wird als das maximale Drehzahlverhältnis αmax der linken/rechten Räder, bleibt die Hoch/Niedrig- Beziehung zwischen der Umdrehungsfrequenz auf der Seite der Kupplungsscheiben 12A und der auf der Seite der Kupplungsscheiben 12B des Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 in Hinblick auf das maximal Drehzahlverhältnis αmax der linken/rechten Räder, das immer auftritt, wenn in der üblichen Kreisform um die Kurve gefahren wird, unverändert, so daß die Steuerung der Antriebskraftübertragung in einer vorherbestimmten Richtung immer bewirkt werden kann.
Die Bedingungen zur Festsetzung des Drehzahländerungsverhältnisses (Beschleunigungsverhältnisses) des Drehzahländerungsmechanismus 30 können anders ausgedrückt werden, um das Drehzahländerungsverhältnis in einer solchen Weise festzusetzen, daß die folgende Formel erfüllt ist:
Smax > αmax
Unabhängig davon, wie groß der Unterschied der Umdrehungsfrequenz zwischen den linken und rechten Rädern wird, wenn das Fahrzeug um eine Kurve fährt, macht es eine solche Festsetzung in der dargestellten Ausführungsform immer möglich, den Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 auf der Seite der Abtriebswelle 13 der linken Radseite zu kuppeln, so daß Antriebsdrehmoment von der Eingangswelle 6C mehr auf die Seite der rechten Räder verteilt werden kann, oder den Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 auf der Seite der Abtriebswelle 13 der rechten Radseite zu kuppeln, so daß das Antriebsdrehmoment von der Eingangswelle 6C mehr auf die Seite der linken Räder verteilt werden kann.
Da das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge gemäß der erfindungsgemäßen ersten Ausführungsform wie oben beschrieben aufgebaut ist, wird die Verteilung von Drehmoment dadurch gesteuert, daß ein gewünschter Anteil an Drehmoment von einer Seite zu der anderen Seite übertragen wird, anstatt daß die Verteilung von Drehmoment dadurch gesteuert wird, daß ein Energieverlust, wie ein Bremsen, verwendet wird. Es ist daher möglich, Drehmoment in einem gewünschten Verhältnis auf die linken und rechten Antriebsräder zu verteilen, ohne einen großen Drehmomentsverlust oder Energieverlust zu bewirken.
Es ist immer möglich, durch Kuppeln des Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 auf der Seite der Abtriebswelle 13 der linken Radseite mehr Drehmoment auf die Seite der rechten Räder zu verteilen oder durch Kuppeln des Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 auf der Seite der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite auf die Seite der linken Räder. Es ist immer möglich, daß auf die Seite der linken Räder oder auf die Seite der rechten Räder zu verteilende Drehmoment zu erhöhen.
Eine Drehmomentsübertragung zu der Seite der äußeren Räder kann daher beim Fahren einer Kurve ganz unabhängig bewirkt werden. Es ist daher möglich, die Leistungsfähigkeit eines Fahrzeugs beim Kurvenfahren zu verbessern, indem z. B. die auf die Seite der beim Kurvenfahren äußeren Räder zu verteilende Antriebskraft erhöht wird, wodurch ein Moment in Kurvenrichtung auf das Fahrzeug wirken kann, das auf das Ungleichgewicht in der Antriebskraft zwischen den linken und rechten Rädern zurückzuführen ist, und die Fähigkeit zum Abbiegen beim Fahren einer Kurve kann dadurch verbessert werden.
Als nächstes soll das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge gemäß einer zweiten Ausführungsform beschrieben werden. In diesem System wird das oben beschriebene System der ersten Ausführungsform zur Drehmomentsverteilung zwischen Vorder- und Hinterrädern verwendet.
Ein mit diesem System ausgerüstetes Kraftfahrzeug- Antriebssystem ist in der Weise aufgebaut, wie in Fig. 5 veranschaulicht. Antriebskraft (im folgenden "Antriebsdrehmoment" oder "Drehmoment" genannt) wird von dem Motor 1 an dem Zentralgetriebe 3 als einem Getriebemechanismus über das Schaltgetriebe 2 erhalten und dann von dem Zentralgetriebe 3 zu der Seite der Vorderräder und der Seite der Hinterräder jeweils über eine Abtriebswelle 6A der Vorderradseite und eine Abtriebswelle 6B der Hinterradseite übertragen. Am Zentralgetriebe 3 wird die Antriebskraft vom Schaltgetriebe 2 über ein Getrieberad 2A an einem Getrieberad 3E, das an einem Differentialgehäuse (Eingangseinrichtung) 3A angeordnet ist, erhalten und dann über Ritzel 3B, 3B zu der Abtriebswelle 6A der Vorderradseite und über Ritzel 3C, 3D zu der Abtriebswelle 6B der Hinterradseite übertragen, wobei eine Getriebebewegung zwischen der Abtriebswelle 6A der Vorderradseite und der Abtriebswelle GB der Hinterradseite ermöglicht wird.
An dem Zentralgetriebe 3 ist insbesondere eine Steuervorrichtung zur Antriebskraftübertragung 5B (Bezugszeichen 5 wird im folgenden immer verwendet, wenn auf den Steuermechanismus zur Antriebskraftübertragung im weitesten Sinne Bezug genommen wird) angeordnet, die aus dem Drehzahländerungsmechanismus 30 und dem Mehrscheibennaßkupplungsmechanismus 12 als Antriebskraftübertragungseinrichtung aufgebaut ist. Das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung ist aus dem Steuermechanismus zur Antriebskraftübertragung 5B und dem Zentralgetriebe 3 aufgebaut.
Der Mehrscheibennaßkupplungsmechanismus 12 ist von der hydraulisch angetriebenen Art. Beim Einrichten, der Höhe des hydraulischen Drucks kann die Druckkontaktkraft gesteuert werden. In Übereinstimmung mit dem Zustand des Druckkontaktes kann die Verteilung der Antriebskraft zu den Vorder- und Hinterrädern gesteuert werden.
Einer der vom Zentralgetriebe 3, wie oben beschrieben, verteilten Antriebskraftanteile wird zu den rechten und linken Vorderrädern 25, 26 mittels des Vordergetriebes 4 übertragen. Auf der anderen Seite wird der andere Anteil der Antriebskraft, der auch vom Zentralgetriebe 3 verteilt wurde, über die Antriebswelle 6 zu dem hinteren Getriebe 8 übertragen und weiter über das hintere Getriebe 8 zu den linken und rechten Hinterrädern 15, 16. Bezugszeichen 7 bezeichnet den Kegelradvorgelege-Mechanismus, der aus dem Antriebsritzel und dem Tellerrad gebildet wird.
Am hinteren Getriebe 8 ist ein in der Zeichnung nicht dargestellter Steuermechanismus zur Antriebskraftübertragung angeordnet, der aus einem Drehzahländerungsmechanismus und einem Mehrscheibennaßkupplungsmechanismus als Kraftübertragungsmechanismus aufgebaut ist. Durch Steuern des hydraulischen Drucks des Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 und somit durch seine Druckkontaktkraft kann die Antriebskraftverteilung zu den linken und rechten Rädern gesteuert werden.
Das hydraulische System für den Mehrscheibennaßkupplungsmechanismus 12 in dem oben beschriebenen Steuermechanismus zur Antriebskraftübertragung 5B wird über die Steuereinheit 18 gesteuert, wie das hydraulische System für den Mehrscheibenkupplungsmechanismus des Steuersystems zur Antriebskraftverteilung zwischen den linken/rechten Rädern des hinteren Getriebes 8.
Genauer beschrieben wird das hydraulische System für die Mehrscheibenkupplungsmechanismen 12, 12 aus nicht dargestellten Abteilungen für hydraulisches Öl aufgebaut, die in Verbindung mit den entsprechenden Kupplungsmechanismen bereitgestellt werden, einer Motor-angetriebenen Pumpe 24 und dem Akkumulator 23, die beide die Quelle für den hydraulischen Druck bilden, und einem Steuerventil 17 für den hydraulischen Druck der Kupplung, um den hydraulischen Druck in der benötigten Weise zu den Abteilungen für das hydraulische Öl zu befördern. Das Öffnen des Steuerventils 17 für den hydraulischen Druck der Kupplung wird über die Steuereinheit 18 gesteuert.
Die Steuereinheit 18 steuert das Öffnen des Steuerventils 17 für den hydraulischen Druck der Kupplung auf der Basis der Information des Geschwindigkeitssensors 19 der Räder, dem Lenkradsensor 20, dem Gierratensensor 21, dem Beschleunigungssensor (oder der Beschleunigungs-Berechnungseinrichtung) 22 und dergleichen.
Um nun einen wesentlichen Teil des Steuersystems zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge zu beschreiben, werden, wie in Fig. 6 dargestellt, das Differentialgehäuse (Eingangseinrichtung) 3A des Zentralgetriebes 3, das Antriebskraft von dem Schaltgetriebe 2 über die Getrieberäder 2A, 3E erhält, die erste Eingangswelle 6A (im folgenden "Abtriebswelle der Vorderradseite" genannt, weil sie eine Abtriebswelle zum Antreiben der Vorderräder 25, 26 darstellt) und die zweite Eingangswelle 6B (im folgenden "Abtriebswelle für die Hinterradseite" genannt, weil sie eine Abtriebswelle zum Antrieb der Hinterräder 15, 16 darstellt), wobei die genannten Abtriebswellen 6A, 6B dazu dienen, bei dem Zentralgetriebe 3 eingehende Antriebskraft abzugeben, und ein Steuermechanismus zur Antriebskraftübertragung 5B, der zwischen der Abtriebswelle 6A der Vorderradseite, der Abtriebswelle 6B der Hinterradseite und dem Differentialgehäuse 3A des Zentralgetriebes 3 angeordnet ist, bereitgestellt.
Der Steuermechanismus zur Antriebskraftübertragung 5B kann Antriebskraft in einem gewünschten Verhältnis zur Übertragung auf die Abtriebswelle 6A der Vorderradseite und die Abtriebswelle 6B der Hinterradseite verteilen, während er eine Getriebebewegung zwischen der Abtriebswelle 6A der Vorderradseite und der Abtriebswelle 6B der Hinterradseite erlaubt.
Zwischen jeder der Abtriebswellen 6A, 6B der Vorderradseite und der Hinterradseite und dem Differentialgehäuse 3A als Eingangseinrichtung sind der Drehzahländerungsmechanismus 30 und der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 angeordnet, so daß die Umdrehungsfrequenz der Abtriebswelle 6A der Vorderradseite und der Abtriebswelle 6B der Hinterradseite durch den Drehzahländerungsmechanismus 30 beschleunigt und dann zu der Hohlwelle 11 als einem Hilfsteil für die Übertragung der Antriebskraft übertragen wird.
Der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 ist zwischen der Hohlwelle 11 und dem Differentialgehäuse (Eingangseinrichtung) 3A angeordnet. Das Kuppeln des Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 erlaubt es, Antriebskraft von dem Differentialgehäuse 3A auf der Seite mit höherer Drehzahl zu der Hohlwelle 11 auf der Seite mit geringerer Drehzahl zu führen, weil aufgrund einer grundsätzlichen Eigenschaft von einander gegenüberstehend angeordneten Kupplungsscheiben die Drehmomentsübertragung von der Seite höherer Drehzahl zu der Seite geringerer Drehzahl bewirkt wird.
Wenn der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 z. B. zwischen der Abtriebswelle 6B der Hinterradseite und dem Differentialgehäuse 3A gekuppelt wird, wird die auf die Abtriebswelle 6B der Hinterradseite verteilte Antriebskraft im Fall ihrer Übertragung von der Seite der Eingangswelle 3A entweder erhöht oder erniedrigt, so daß die auf die Abtriebswelle 6A der Vorderradseite zu verteilende Antriebskraft erniedrigt oder erhöht wird.
Da der oben beschriebene Drehzahländerungsmechanismus 30 in ähnlicher Weise aufgebaut ist, wie der in der ersten Ausführungsform verwendete, wird dessen Beschreibung hier ausgelassen. In Fig. 6 sind solche Strukturelemente, die den entsprechenden Elementen gleichen, mit gleichen Bezugszeichen bezeichnet.
Des weiteren ist der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 wie in der ersten Ausführungsform von der hydraulisch angetriebenen Art. Durch Einstellen der Höhe des hydraulischen Drucks kann der Kupplungszustand des Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 gesteuert werden. Es ist daher möglich, den Anteil der Antriebskraft, der von dem Differentialgehäuse 3A zu der Abtriebswelle 6A der Vorderradseite oder der Abtriebswelle 6B der Hinterradseite (mit anderen Worten das Vorder/Hinterrad-Verteilungsverhältnis der Antriebskraft) zu führen ist, mit einem angemessenen Maß an Genauigkeit zu steuern.
Wie in der ersten Ausführungsform sind die vorderen und hinteren Mehrscheibenkupplungsmechanismen 12 in der Weise ausgebildet, daß sie nicht zur selben Zeit vollständig gekuppelt sind. Wenn einer der vorderen oder hinteren Mehrscheibenkupplungsmechanismen 12 vollständig gekuppelt ist, erfährt der andere Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 daher einen Schlupf.
Da das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung gemäß der zweiten erfindungsgemäßen Ausführungsform in der oben beschriebenen Weise aufgebaut ist, wird die Verteilung von Drehmoment durch Übertragung eines gewünschten Anteils des Drehmoments von einer Seite zu der anderen Seite gesteuert, anstatt daß die Drehmomentsverteilung durch Anwendung eines Energieverlustes, wie eines Bremsens, gesteuert wird. Es ist daher möglich, ein gewünschtes Drehmomentsverteilungs-Verhältnis zwischen Vorder/Hinterrädern zu erreichen, ohne einen großen Verlust an Drehmoment oder einen Energieverlust zu bewirken.
Das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge gemäß einer dritten Ausführungsform wird als nächstes beschrieben. Der Gesamtaufbau des Antriebssystems eines mit dem System ausgerüsteten Fahrzeugs entspricht der Darstellung in Fig. 7 und ist daher mit dem oben in Verbindung mit der in Fig. 2 gezeigten ersten Ausführungsform Beschriebenen vergleichbar. Die Beschreibung des Gesamtaufbaus wird daher hier ausgelassen.
In dem Steuermechanismus zur Antriebskraftübertragung 9A unterscheidet sich der Drehzahländerungsmechanismus 10 von dem entsprechenden Element der ersten Ausführungsform, wie die Fig. 7 und 8 zeigen. Ein erstes Sonnenrad 10A ist mit einem kleineren Durchmesser ausgebildet als das zweite Sonnenrad 10E, so daß die Umdrehungsfrequenz des zweiten Sonnenrades 10E geringer ist als die des ersten Sonnenrades 10A. Der Drehzahländerungsmechanismus 10 arbeitet daher als ein Drehzahlverringerungsmechanismus. Während des normalen Betriebs, bei welchem der Unterschied der Umdrehungsfrequenz zwischen den linken und rechten Rädern gering ist, ist die Umdrehungsfrequenz der Kupplungsscheiben 12A geringer als die der Kupplungsscheiben 12B, und wenn der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 gekuppelt ist, wird zusätzlich ein Drehmoment mit einem Anteil, der dem Kupplungszustand entspricht, von der Seite der Eingangswelle 6C zu der Seite der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite geführt.
Auf der anderen Seite sind der Drehzahländerungsmechanismus 10 und der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12, die mit der Abtriebswelle 13 der linken Radseite verbunden sind, in vergleichbarer Weise ausgebildet. Wenn es gewünscht ist, mehr Antriebskraft von der Eingangswelle 6C zu der Abtriebswelle 13 der linken Radseite zu verteilen, wird der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 auf der Seite der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite in geeigneter Weise gemäß dem gewünschten Anteil an Antriebskraft, der verteilt werden soll (Verteilungsverhältnis), gekuppelt. Wenn es gewünscht wird, mehr zu der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite zu verteilen, wird der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 auf der Seite der Abtriebswelle 13 der linken Radseite in geeigneter Weise gemäß dem gewünschten Verteilungsverhältnis gekuppelt.
Wie bei der ersten Ausführungsform ist der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 von der hydraulisch angetriebenen Art. Durch Einstellen der Höhe des hydraulischen Drucks kann der Kupplungszustand des Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 so gesteuert werden, daß der Anteil an Antriebskraft, der von der Eingangswelle 6C zu der Abtriebswelle 13 der linken Radseite oder der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite (mit anderen Worten das Verteilungsverhältnis der Antriebskraft auf die linken/rechten Räder) zu führen ist, mit einem geeigneten Maß an Genauigkeit gesteuert werden kann.
Wie bei der ersten Ausführungsform sind der linke und der rechte Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 in der Weise ausgebildet, daß sie nicht zur gleichen Zeit vollständig gekuppelt sind. Wenn einer der linken und rechten Mehrscheibenkupplungsmechanismen 12 vollständig gekuppelt ist, unterliegt der andere Mehrscheibenkupplungsmechanismus einem Schlupf.
Des weiteren wird das Drehzahländerungsverhältnis (Beschleunigungsverhältnis) des oben beschriebenen Drehzahländerungsmechanismus 10 auch festgesetzt, um die unten beschriebene Bedingung in dem System der dritten Ausführungsform zu erfüllen.
Das Drehzahländerungsverhältnis wird in der Weise festgesetzt, daß selbst dann, wenn das Verhältnis der Umdrehungsfrequenz des linken Rades zu der des rechten Rades am größten wird, während das Fahrzeug um die Kurve fährt, die Hoch/Niedrig-Beziehung zwischen der Umdrehungsfrequenz auf der Seite der Kupplungsscheiben 12A (d. h. auf der Seite der Hohlwelle 11, die die Abgabeeinrichtung des Drehzahländerungsmechanismus 10 darstellt) und der auf der Seite der Kupplungsscheiben 12B (d. h. auf der Seite des Differentialgehäuses 8A, das sich auf der Seite der Eingangswelle 6C befindet) in dem Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 unverändert bleibt.
Nebenbei bemerkt wird das Drehzahländerungsverhältnis (Beschleunigungsverhältnis) des Drehzahländerungsmechanismus 10 durch das Übersetzungsverhältnis des ersten Sonnenrades 10A, des zweiten Sonnenrades 10B, des ersten Planetengetriebes 10B und des zweiten Planetengetriebes 10D bestimmt.
Im folgenden wird die Definition des Drehzahländerungsverhältnisses (Beschleunigungsverhältnisses) des Drehzahländerungsmechanismus 12 ausgehend von einem anderen Gesichtspunkt ausgedrückt. Zunächst wird das vorherbestimmte Drehzahlverhältnis des Planetengetriebemechanismus unter Bezugnahme auf die Geschwindigkeitsdiagramme der Fig. 9 und 10 abgeleitet, um Smax zu erhalten. Nebenbei bemerkt kann das Drehzahlverhältnis Smax als das Verhältnis einer Änderung AN der Umdrehungsfrequenz auf der Ausgangsseite (mit anderen Worten, auf der Seite einer jeden der Abtriebswellen 13, 14) zu der Umdrehungsfrequenz Ni auf der Eingangsseite (mit anderen Worten, auf der Seite des Differentialgehäuses 8A) definiert werden, wenn die Drehzahlen auf der Seite der Kupplungsscheiben 12A und auf der Seite der Kupplungsscheiben 12B einander gleich geworden sind (nämlich Smax = ΔN/Ni).
In den Fig. 9 und 10 bezieht sich jedes Symbol, das von einem "l" gefolgt wird, auf das linke Rad, während sich jedes Symbol, das von einem "r" gefolgt wird, auf das rechte Rad bezieht. Cl, Cr stellen jeweils die Umdrehungsfrequenz eines Trägers 10F dar, die null ist, wenn der Träger 10F hier nicht rotiert. S1l, Sr bedeuten jeweils die Umdrehungsfrequenz des ersten Sonnenrades 10A. S2l, S2r bezeichnen jeweils die Umdrehungsfrequenz des zweiten Sonnenrades 10E. Da das erste Sonnenrad 10A einen größeren Durchmesser aufweist als das zweite Sonnenrad 10E, sind die Umdrehungsfrequenzen S1l, S1r geringer als die Umdrehungsfrequenzen S2l, S2r. Des weiteren stellt DC die Umdrehungsfrequenz des Differentialgehäuses 8A dar.
Des weiteren bedeutet Z&sub1; die Anzahl der Zähne des zweiten Sonnenrades 10E, Z&sub2; die Anzahl der Zähne des ersten Sonnenrades 10A, Z&sub3; die Anzahl der Zähne des Planetengetriebes 10D, 24 die Anzahl der Zähne des Planetengetriebes 10B, Ti das Eingangsdrehmoment des Differentialgehäuses 8A, Tl, Tr die jeweils auf das linke und das rechte Rad verteilten Drehmomente, Tcl das Drehmoment, das in die linke Richtung übertragen wird, wenn der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 des Steuermechanismus zur Antriebskraftübertragung der rechten Radseite 9B gekuppelt worden ist und Tc2 das Drehmoment, das übertragen wird, wenn der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 des Steuermechanismus zur Antriebskraftübertragung der linken Radseite 9B gekuppelt worden ist.
Fig. 9 veranschaulicht einen Zustand, in welchem sich die linken und rechten Räder mit derselben Geschwindigkeit drehen, während Fig. 10 einen Zustand zeigt, in welchem der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 des Steuermechanismus zur Antriebskraftübertragung der rechten Radseite 9A vollständig gekuppelt ist, das rechte Rad durch den Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 davon abgehalten wird, sich zu drehen und die Umdrehungsfrequenz auf der Seite des rechten Rades vermindert wird, und die Umdrehungsfrequenz auf der Seite des linken Rades entsprechend erhöht wird.
Das vorherbestimmte Drehzahlverhältnis des Planetengetriebemechanismus zur Erreichung des oben beschriebenen Smax (das Drehzahlverhältnis, das den Bereich der steuerbaren Umdrehungsfrequenzdifferenz der linken/rechten Radseite angibt) wird nun hergeleitet.
Dieser Smax-Zustand ist in Fig. 10 gezeigt. Wenn der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 vollständig gekuppelt ist, werden die Umdrehungsfrequenz DC des Differentialgehäuses 8A und die Umdrehungsfrequenz S2r des zweiten Sonnenrades 10E einander gleich.
Entsprechend ergibt sich aus Fig. 10,
Z&sub3;/Z&sub1; : Z&sub4;Z&sub2; = 1 : Smax + 1
Z&sub2;Z&sub3;/Z&sub1;Z&sub4; = 1 / (Smax + 1)
Wie sich aus dem vorhergehenden ergibt, wird das Drehzahlverhältnis Smax, das den Bereich der steuerbaren Umdrehungsfrequenzdifferenz der linken/rechten Radseite angibt, in Übereinstimmung mit dem Verhältnis der Drehzahländerung des Drehzahländerungsmechanismus 10 (mit anderen Worten, das vorherbestimmte Übersetzungsverhältnis der Getrieberäder 10A, 10E, 10B und 10D) bestimmt.
Wenn das Drehzahlverhältnis α der linken/rechten Räder als das Verhältnis der Drehzahlabweichung Vd zwischen den Rädern [= (Vr - Vl)/2] zu der durchschnittlichen Fahrzeuggeschwindigkeit Vav [= (Vr + Vl)/2] der Geschwindigkeit Vr der rechten Räder und der Geschwindigkeit Vl der linken Räder definiert ist, kann das Drehzahlverhältnis α der linken/rechten Räder wie folgt ausgedrückt werden:
α = Vd/Vav = [(Vr - Vl)/2]/[(Vr + Vl)2]
(Vr - Vl)/ = (Vr + Vl)
Wenn das Festsetzen so erfolgt, daß das obige Drehzahlverhältnis Smax größer ist als das maximale Drehzahlverhältnis αmax der linken/rechten Räder in Hinblick auf das maximale Drehzahlverhältnis αmax der linken/rechten Räder, das immer beim Kurvenfahren in einer üblichen Kreisform auftritt, bleibt die Hoch/Niedrig-Beziehung zwischen der Umdrehungsfrequenz auf der Seite der Kupplungsscheiben 12A zu der auf der Seite der Kupplungsscheiben 12B des Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 unverändert, so daß die Steuerung der Übertragung von Antriebskraft in einer vorherbestimmten Richtung immer bewirkt werden kann.
Die Festsetzungsbedingungen für das Drehzahländerungsverhältnis (Beschleunigungsverhältnis) des Drehzahländerungsmechanismus 10 können anders ausgedrückt werden, um das Drehzahländerungsverhältnis in einer Weise solchen festzusetzen, daß es die folgende Formel erfüllt:
Smax > αmax
Unabhängig davon, wie groß die Differenz der Umdrehungsfrequenz zwischen den linken und rechten Rädern ist, die beim Kurvenfahren eines Fahrzeugs auftritt, macht es ein solches Festsetzen in der dargestellten Ausführungsform möglich, den Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 auf der Seite der Abtriebswelle 13 der linken Radseite zu kuppeln, so daß Antriebsdrehmoment von der Eingangswelle 6C mehr auf die Seite der linken Räder verteilt werden kann oder den Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 auf der Seite der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite zu kuppeln, so daß Antriebsdrehmoment von der Eingangswelle 6C mehr auf die Seite der rechten Räder verteilt werden kann.
Da das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge gemäß der erfindungsgemäßen dritten Ausführungsform wie oben beschrieben aufgebaut ist, wird die Drehmomentsverteilung wie in der ersten Ausführungsform dadurch gesteuert, daß ein gewünschter Anteil an Drehmoment auf einer Seite zu der anderen Seite übertragen wird, anstatt daß die Steuerung der Drehmomentsverteilung durch Verwendung eines Energieverlustes, wie eines Bremsens, gesteuert wird. Es ist daher möglich, ein gewünschtes Drehmomentsverteilungsverhältnis zwischen der linken/rechten Radseite zu erreichen, ohne einen großen Drehmomentsverlust oder Energieverlust zu bewirken.
Da es immer möglich ist, durch Kuppeln des Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 auf der Seite der Abtriebswelle 13 der linken Radseite mehr Drehmoment auf die linke Radseite zu verteilen oder durch Kuppeln des Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 auf der Seite der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite mehr Drehmoment auf die rechte Radseite zu verteilen, ist es immer möglich, das auf die linke Radseite oder die rechte Radseite zu verteilende Drehmoment zu erhöhen.
Die Drehmomentsübertragung zu der äußeren Radseite kann daher beim Kurvenfahren uneingeschränkt bewirkt werden. Es ist somit möglich, die Leistungsfähigkeit eines Fahrzeugs beim Kurvenfahren z. B. durch Erhöhen der beim Kurvenfahren auf die äußeren Räder zu verteilenden Antriebskraft zu verbessern, wobei ein Moment in Kurvenrichtung erzeugt werden kann, das auf das Ungleichgewicht in der Antriebskraft zwischen den linken und rechten Rädern zurückzuführen ist, so daß die Leistungsfähigkeit des Abbiegens beim Kurvenfahren verbessert werden kann.
Als nächstes soll das Steuersystem zur Antriebsverteilung für Fahrzeuge in Bezug auf eine vierte Ausführungsform beschrieben werden. In diesem System wird das oben beschriebene System der dritten Ausführungsform zur Drehmomentsverteilung zwischen Vorder- und Hinterrädern verwendet, wie in den Fig. 11 und 12 dargestellt.
Mit anderen Worten wurde der Drehzahländerungsmechanismus 30 in dem Antriebssystem eines Fahrzeugs, wie oben in Zusammenhang mit der zweiten Ausführungsform beschrieben, zu dem Drehzahländerungsmechanismus 10 der dritten Ausführungsform abgewandelt.
In dem Drehzahländerungsmechanismus 10 ist das erste Sonnenrad 10A wie in dem Drehzahländerungsmechanismus der dritten Ausführungsform mit einem kleineren Durchmesser ausgebildet als das zweite Sonnenrad 10E, wie in Fig. 11 gezeigt, so daß die Umdrehungsfrequenz des zweiten Sonnenrades 10E geringer ist als die des ersten Sonnenrades 10A. Der Drehzahländerungsmechanismus 10 arbeitet daher als ein Drehzahlverringerungsmechanismus, so daß die Umdrehungsfrequenz der Kupplungsscheiben 12A geringer ist als die der Kupplungsscheiben 12B. Wenn der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 gekuppelt ist, wird ein Drehmoment mit einem Anteil, der dem Kupplungszustand entspricht, von der Seite des Differentialgehäuses 3A als einer Eingangseinrichtung zu der Seite der Abtriebswelle 6B der Hinterradseite geführt.
Wenn es gewünscht ist, über den Drehzahländerungsmechanismus 10 mehr Antriebsdrehmoment von dem Differentialgehäuse 3A auf die Abtriebswelle 6A der Vorderradseite zu verteilen, wird der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 auf der Seite der Abtriebswelle 6A der Vorderradseite in geeigneter Weise und gemäß dem gewünschten zu verteilenden Drehmomentanteil (Verteilungsverhältnis) gekuppelt. Wenn es gewünscht ist, mehr zu der Abtriebswelle 6B der Hinterradseite zu verteilen, wird der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 auf der Seite der Abtriebswelle 6B der Hinterradseite in geeigneter Weise gemäß dem gewünschten Verteilungsverhältnis gekuppelt.
Nebenbei sei bemerkt, daß der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 von der hydraulisch angetriebenen Art ist. Durch Einstellen der Höhe des hydraulischen Drucks kann der Kupplungszustand des Mehrscheibenkupplungsmechanismus gesteuert werden, so daß der Anteil der Antriebskraft, der von dem Differentialgehäuses 3A zu der Abtriebswelle 6A der Vorderradseite oder der Abtriebswelle 6B der Hinterradseite geführt wird (mit anderen Worten, das Antriebskraftverteilungsverhältnis der Vorder/Hinterräder), mit einer ausreichenden Genauigkeit gesteuert werden kann.
Die Vorderrad- und Hinterrad-Mehrscheibenkupplungsmechanismen 12 sind in der Weise aufgebaut, daß sie nicht zur gleichen Zeit vollständig gekuppelt sein können. Wenn einer der Vorderrad- und Hinterrad-Mehrscheibenkupplungsmechanismen 12 vollständig gekuppelt ist, unterliegt der andere Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 daher einem Schlupf.
Da das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge gemäß der erfindungsgemäßen vierten Ausführungsform in der oben beschriebenen Weise aufgebaut ist, wird die Drehmomentsverteilung wie bei der ersten Ausführungsform durch Übertragung eines gewünschten Drehmomentanteils auf einer Seite zu der anderen Seite gesteuert, anstatt daß die Drehmomentsverteilung durch Verwendung eines Energieverlustes, wie eines Bremsens, gesteuert wird. Es ist daher möglich, ein gewünschtes Vorderrad/Hinterrad- Drehmomentverteilungsverhältnis ohne Verursachung eines großen Drehmomentverlustes oder Energieverlustes zu erreichen.
Als nächstes soll das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge gemäß einer fünften Ausführungsform beschrieben werden. Der Gesamtaufbau des Antriebssystems eines mit dem System ausgerüsteten Fahrzeugs ist im wesentlichen der gleiche, wie oben in Zusammenhang mit der in Fig. 2 dargestellten ersten Ausführungsform beschrieben. Die Beschreibung des Gesamtaufbaus wird daher hier ausgelassen.
Bei dem Steuermechanismus zur Antriebskraftübertragung 9A unterscheiden sich der Drehzahländerungsmechanismus 31 und der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 von den entsprechenden Elementen der ersten und dritten Ausführungsform, wie in Fig. 13 dargestellt. Der rechtsgängige Steuermechanismus zur Antriebskraftübertragung wird auch bei dieser Ausführungsform beschrieben.
Der Drehzahländerungsmechanismus 31 ist aus zwei Sätzen linearer Planetengetriebemechanismen zusammengesetzt, die auf der rechten und linken Seite des Differentialgehäuses 8A auf der Seite der Eingangswelle 6C angeordnet sind. Jeder lineare Planetengetriebemechanismus umfaßt ein erstes Sonnenrad 31A, ein zweites Sonnenrad 31E, ein erstes Planetengetriebe 31B, ein zweites Planetengetriebe 31D, eine Ritzelwelle 31C und einen Planetenträger 31F. Ein Scheibenbereich des ersten Sonnenrades 31A dient als zusätzliches Übertragungsteil 41 für die Antriebskraft.
Der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 ist zwischen dem zusätzlichen Antriebskraftübertragungsteil 41 und der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite angeordnet. Dieser Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 umfaßt Kupplungsscheiben 42A auf der Seite der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite und Kupplungsscheiben 42B auf der Seite des zusätzlichen Antriebskraftübertragungsteils 41, wobei die genannten Kupplungsscheiben 42A und die genannten Kupplungsscheiben 42B alternierend angeordnet sind. Gemäß dem hydraulischen Druck, der von einem nicht dargestellten hydraulischen Drucksystem zugeführt wird, kann der Kupplungszustand des Mehrscheibenkupplungsmechanismus gesteuert werden.
Wenn der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 gekuppelt ist, wird ein Antriebskraftübertragungsstrang gebildet, der sich von der Seite der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite über den Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42, das erste Sonnenrad 31A, das erste Planetengetriebe 31B, das zweite Planetengetriebe 31D und das zweite Sonnenrad 31E zu dem Differentialgehäuse 8A auf der Seite der Eingangswelle 6C erstreckt.
Da das erste Sonnenrad 31A mit einem größeren Durchmesser ausgebildet ist als das zweite Sonnenrad 31E, wird die Umdrehungsfrequenz des zweiten Sonnenrades 31E höher als die des ersten Sonnenrades 31A. Der Drehzahländerungsmechanismus 31 arbeitet daher als Drehzahlverminderungsmechanismus, der das zusätzliche Antriebskraftübertragungsteil 41 langsamer macht als die Seite der Eingangswelle 6C.
Entsprechend ist die Umdrehungsfrequenz der Kupplungsscheiben 42A höher als die der Kupplungsscheiben 42B und wenn der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 gekuppelt ist, wird ein Drehmoment mit einem Anteil, der dem Kupplungszustand entspricht, von der Seite der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite zu der Seite der Eingangswelle 6C geführt (zurückgeführt).
Auf der anderen Seite sind der Drehzahländerungsmechanismus 31 und der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42, die mit der Abtriebswelle 13 der linken Radseite verbunden sind, in gleicher Weise aufgebaut. Wenn es gewünscht ist, mehr Antriebsdrehmoment von der Eingangswelle 6C zu der Abtriebswelle 13 der linken Radseite zu verteilen, wird der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 auf der Seite der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite in geeigneter Weise gemäß dem gewünschten Anteil des zu verteilenden Antriebsdrehmoments (Verteilungsverhältnis) gekuppelt. Wenn es gewünscht ist, mehr auf die Abtriebswelle 14 der rechten Radseite zu verteilen, wird der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 auf der Seite der Abtriebswelle 13 der linken Radseite in geeigneter Weise gemäß dem gewünschten Verteilungsverhältnis gekuppelt.
Der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 ist von der hydraulisch angetriebenen Art. Durch Einstellen der Höhe des hydraulischen Druckes kann der Kupplungszustand des Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 gesteuert werden, so daß der Anteil der Antriebskraft, der von der Eingangswelle 6C zu der Abtriebswelle 13 der linken Radseite oder der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite geführt werden soll (mit anderen Worten das Antriebskraftverteilungsverhältnis der linken/rechten Räder), mit einer angemessenen Genauigkeit gesteuert werden kann.
Des weiteren sind der linke und der rechte Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 so aufgebaut, daß sie nicht zur selben Zeit vollständig gekuppelt sind. Wenn einer der linken und rechten Mehrscheibenkupplungsmechanismen 42 vollständig gekuppelt ist, ist der andere Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 daher einem Schlupf unterworfen.
Insbesondere wird auch das Drehzahländerungsverhältnis (Beschleunigungsverhältnis) des oben beschriebenen Drehzahländerungsmechanismus 31 so festgesetzt, daß es die weiter unten beschriebene Bedingung in dem System der fünften Ausführungsform erfüllt.
Das Drehzahländerungsverhältnis wird in der Weise festgesetzt, daß selbst dann, wenn das Verhältnis der Umdrehungsfrequenz der linken Räder zu dem der rechten Räder am größten wird, während das Fahrzeug um die Kurve fährt, die Hoch/Niedrig-Beziehung zwischen der Umdrehungsfrequenz auf der Seite der Kupplungsscheiben 12A (d. h. auf der Seite der Hohlwelle 11, die die Eingangseinrichtung des Drehzahländerungsmechanismus 31 darstellt) und der auf der Seite der Kupplungsscheiben 12B (d. h. auf der Seite des Differentialgehäuses 5A, welches sich auf der Seite der Eingangswelle 6C befindet) in dem Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 unverändert bleibt.
Nebenbei bemerkt wird das Drehzahländerungsverhältnis (Beschleunigungsverhältnis) des Drehzahländerungsmechanismus 31 durch das Übersetzungsverhältnis des ersten Sonnenrades 31A, des zweiten Sonnenrades 31E, des ersten Planetengetriebes 31B und des zweiten Planetengetriebes 31D bestimmt.
Unter Verwendung des steuerbaren maximalen Umdrehungsfrequenzverhältnisses Smax und des maximalen Drehzahlverhältnisses αmax der linken/rechten Räder können die Bedingungen zur Festsetzung des Drehzahländerungsverhältnisses (Beschleunigungsverhältnisses) des Drehzahländerungsmechanismus 31 als das Festsetzen des Drehzahländerungsverhältnisses in der Weise ausgedrückt werden, daß die folgende Formel erfüllt ist:
Smax > αmax
Unabhängig davon, wie groß der Unterschied der Umdrehungsfrequenz zwischen den linken und rechten Rädern beim Fahren eines Fahrzeugs um eine Kurve wird, macht es eine solche Festsetzung bei der dargestellten Ausführungsform immer möglich, den Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 auf der Seite der Abtriebswelle 13 der linken Radseite so zu kuppeln, daß Antriebsdrehmoment von der Eingangswelle 6C mehr zu der Seite der rechten Räder verteilt werden kann oder den Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 auf der Seite der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite so zu kuppeln, daß Antriebsdrehmoment von der Eingangswelle 6C mehr zu der Seite der linken Räder verteilt werden kann.
Da das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge gemäß der erfindungsgemäßen fünften Ausführungsform wie oben beschrieben aufgebaut ist, wird die Drehmomentsverteilung wie bei der ersten und dritten Ausführungsform durch Übertragung eines gewünschten Drehmomentanteils auf einer Seite zu der anderen Seite gesteuert, anstatt daß die Drehmomentsverteilung durch Verwendung eines Energieverlustes, wie eines Bremsens, gesteuert wird. Es ist daher möglich, ein gewünschtes links/rechts Drehmoment- Verteilungsverhältnis zu erreichen, ohne einen großen Drehmomentsverlust oder Energieverlust herbeizuführen.
Da es wie bei der ersten Ausführungsform immer möglich ist, durch Kuppeln des Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 auf der Seite der Abtriebswelle 13 der linken Radseite mehr Drehmoment auf die Seite der rechten Räder zu verteilen oder zu der Seite der linken Räder durch Kuppeln des Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 auf der Seite der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite, ist es immer möglich, das auf die Seite der linken Räder oder die Seite der rechten Räder zu verteilende Drehmoment zu erhöhen.
Die Drehmomentübertragung auf die Seite der äußeren Räder kann daher beim Kurvenfahren uneingeschränkt bewirkt werden. Es ist somit möglich, die Leistungsfähigkeit eines Fahrzeugs beim Kurvenfahren zu erhöhen, z. B. durch Erhöhen der Antriebskraft, die auf die Seite der beim Kurvenfahren äußeren Räder zu verteilen ist, wodurch ein Moment in Kurvenrichtung bei dem Fahrzeug erzeugt werden kann, das zurückzuführen ist auf das Ungleichgewicht in der Antriebskraft zwischen den linken und rechten Rädern, so daß die Leistungsfähigkeit des Abbiegens beim Kurvenfahren verbessert werden kann.
Nun sollen die Kupplungsleistung und der Energieverlust des Steuersystems zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge unter Bezugnahme auf die Fig. 14 und 15 betrachtet werden.
In den Fig. 14 und 15 bezieht sich jedes Symbol, das von einem "l" gefolgt wird, auf ein linkes Rad, während sich jedes Symbol das von einem "r" gefolgt wird, auf ein rechtes Rad bezieht. Cl, Cr stellen jeweils die Umdrehungsfrequenz des Trägers 31F dar, die Null entspricht, wenn der Träger 31F sich hier nicht dreht. S1l, S1 stehen jeweils für die Umdrehungsfrequenz des ersten Sonnenrades 31A. S2l, S2r bezeichnen jeweils die Umdrehungsfrequenz des zweiten Sonnenrades 31E. Da das erste Sonnenrad 31A einen größeren Durchmesser aufweist als das zweite Sonnenrad 31E, sind die Umdrehungsfrequenzen S1l, Sr niedriger als die Umdrehungsfrequenzen S2l, S2r.
Des weiteren bezeichnet Z&sub1; die Anzahl der Zähne des ersten Sonnenrades 31A, Z&sub2; die Anzahl der Zähne des zweiten Sonnenrades 31E, Z&sub3; die Anzahl der Zähne des Planetengetriebes 31B, 24 die Anzahl der Zähne des Planetengetriebes 31D, Ti das Eingangsdrehmoment zu dem Differentialgehäuse 8A, Tl, Tr die jeweils auf die linken und rechten Räder verteilten Drehmomente, Tcl das Drehmoment, das in die linke Richtung übertragen wird, wenn der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 bei einem Steuermechanismus zur Antriebskraftübertragung 9C auf der rechten Radseite gekuppelt worden ist und Tc2 das Drehmoment, das in die rechte Richtung übertragen wird, wenn der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 eines Steuermechanismus zur Antriebskraftübertragung der linken Radseite 9C gekuppelt worden ist.
Fig. 14 veranschaulicht den Zustand, bei dem sich die linken und rechten Räder mit derselben Geschwindigkeit drehen, während Fig. 15 den Zustand zeigt, bei welchem der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 des Steuermechanismus zur Antriebskraftübertragung 9C der rechten Radseite vollständig gekuppelt ist, das rechte Rad durch den Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 davon abgehalten wird, sich zu drehen, und die Umdrehungsfrequenz auf der rechten Radseite vermindert wird, und die Umdrehungsfrequenz auf der linken Radseite entsprechend erhöht wird.
Das vorherbestimmte Drehzahlverhältnis des Planetengetriebemechanismus zur Erzielung von Smax (der steuerbare Bereich des Umdrehungsfrequenzunterschiedes der linken/rechten Räder) soll nun hergeleitet werden.
Dieser Smax-Zustand ist in Fig. 15 dargestellt. Wenn der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 vollständig gekuppelt ist, werden die Umdrehungsfrequenz der Abtriebswelle 14 und die Umdrehungsfrequenz S1r des ersten Sonnenrades 31A einander gleich. Entsprechend folgt aus Fig. 15
Z&sub3;Z&sub1; : Z&sub4;/Z&sub2; = 1 - Smax : 1
Z&sub2;Z&sub3;/Z&sub1;Z&sub4; = 1 - Smax .... (2.16)
Als nächstes soll das für T (die Verminderung der Antriebskraft von der rechten Radseite) benötigte Drehmoment Tc hergeleitet werden. Aus einer das Drehmoment ausgleichenden Formel bei dem Getriebe [wo die mit dem rechten Rad verbundene Kupplung (d. h. der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42) in einen Übertragungszustand gebracht wurde] folgt
Ti + (Z&sub2;Z&sub3;/Z&sub1;Z&sub4;)Tc = Tl + [Tr + Tc]
Tl = Tr + Tc (2.17)
Ausgehend von den Formeln (2.16) und (2.17) können die Antriebsdrehmomente der linken und rechten Räder wie folgt ausgedrückt werden:
Tr = (1/2)Ti - [(1 + Smax)/2]Tc
Tl = (1/2)Ti + [(1 - Smax)/2]Tc (2.18)
Somit ist
ΔT = Tr - Tl = Tc
Daher ergibt sich das für ΔT benötigte Kupplungsdrehmoment Tc zu:
Tc = ΔT (2.19)
Der Energieverlust ΔE' (mit anderen Worten, die in der Kupplung absorbierte Energie) pro Zeiteinheit soll als nächstes bestimmt werden.
Dabei wird angenommen:
S > Smax.
Dann kann das Schlupf-Drehzahl-Verhältnis Sc bei der Kupplung wie folgt ausgedrückt werden:
Z&sub3;/Z&sub1; : Z&sub4;/Z&sub2; = x : 1
x = Z&sub2;Z&sub3;/Z&sub1;Z&sub4; = 1 - Smax .... (2.20)
Somit ist
Sc = (1 + S) - (1 - Smax) = S + Smax .... (2.21)
Entsprechend ergibt sich der Energieverlust ΔE' (= d ΔE/dt) pro Zeiteinheit zu:
ΔE' = Tc · Sc ωDC · = (S + Smax)ΔT · ωDC ..(2.22)
Ausgehend von den vorhergehenden Ergebnissen wird das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge gemäß der fünften Ausführungsform in Bezug auf die Kupplungsleistung vorteilhaft verglichen mit dem der ersten Ausführungsform (siehe Fig. 3), aber nicht vorteilhaft verglichen mit der dritten Ausführungsform (siehe Fig. 9).
Des weiteren ist der Energieverlust ΔE' gleich dem bei der ersten und dritten Ausführungsform, so daß der Energieverlust ΔE', der benötigt wird, um ein Moment in Abbiegerichtung zu erzeugen, relativ klein ist.
Wie die Systeme der ersten Ausführungsform (siehe Fig. 3) und der dritten Ausführungsform (siehe Fig. 9) ergeben sich die Drehmomentänderungen des Drehmoments zu der Zeit, zu welcher keine Steuerung bewirkt wird (nämlich Tr = Tl), wie folgt:
(Drehmomentänderung auf der Seite mit Verzögerung) > (Drehmomentänderung auf der Seite mit Beschleunigung)
Als nächstes wird das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge gemäß einer sechsten Ausführungsform beschrieben. In diesem System wird das System der oben beschriebenen fünften Ausführungsform für die Drehmomentverteilung zwischen Vorder- und Hinterrädern verwendet.
Der Gesamtaufbau des Antriebssystems eines Kraftfahrzeugs, das mit dem System der sechsten Ausführungsform ausgerüstet ist, ist im wesentlichen derselbe, wie oben in Verbindung mit der in Fig. 5 gezeigten zweiten Ausführungsform beschrieben. Daher wird die Beschreibung des Gesamtaufbaus hier ausgelassen.
Der Steuermechanismus zur Antriebskraftübertragung 5B in dem System der sechsten Ausführungsform, der Drehzahländerungsmechanismus 31 und der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 sind von denen der zweiten und vierten Ausführungsformen verschieden, wie in Fig. 16 gezeigt. Dieser Drehzahländerungsmechanismus 31 und Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 sind im wesentlichen genau so aufgebaut, wie die entsprechenden Mechanismen der fünften Ausführungsform.
In Fig. 16 ist nur das Steuersystem zur Antriebskraftübertragung 5C auf der Seite der Hinterräder dargestellt und das Steuersystem zur Antriebskraftübertragung auf der Seite der Vorderräder ist ausgelassen. Es ist zu bemerken, daß ein mit dem System 5C auf der Seite der Hinterräder vergleichbares System auch auf der Seite der Vorderräder in symmetrischer Beziehung zu dem System auf der Seite der Hinterräder vorgesehen ist. In Fig. 16 bezeichnen solche Bezugszeichen, die gleich sind zu den in Fig. 13 verwendeten, die gleichen Strukturelemente.
Der Drehzahländerungsmechanismus 31 ist aus zwei Sätzen linearer Planetengetriebemechanismen zusammengesetzt, die in vorderen und hinteren Teilen des Differentialgehäuses (Eingabeeinrichtung) 3A angeordnet sind. Jeder linearer Planetengetriebemechanismus umfaßt das erste Sonnenrad 31A, das zweite Sonnenrad 31E, das erste Planetengetriebe 31B, das zweite Planetengetriebe 31D, die Ritzelwelle 31C und den Planetenträger 31F. Der Scheibenbereich des ersten Sonnenrades 31A dient als Zusatzübertragungsteil 41 für die Antriebskraft.
Der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 ist zwischen dem Zusatzübertragungsteil für die Antriebskraft 41 und der Abtriebswelle 6B der hinteren Radseite angeordnet. Dieser Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 umfaßt die Kupplungsscheiben 42A auf der Seite der Abtriebswelle 6B der Hinterradseite und die Kupplungsscheiben 42B auf der Seite des Zusatzübertragungsteils für die Antriebskraft 41, wobei die genannten Kupplungsscheiben 42A und die genannten Kupplungsscheiben 42B alternierend angeordnet sind. Gemäß einem hydraulischen Druck, der von einem nicht dargestellten hydraulischen Drucksystem zugeführt wird, wird der Kupplungszustand des Mehrscheibenkupplungsmechanismus gesteuert.
Wenn der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 gekuppelt ist, wird ein Antriebskraftübertragungsstrang aufgebaut, der sich von der Seite der Abtriebswelle 6B der Hinterrradseite über den Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42, das erste Sonnenrad 31A, das erste Planetengetriebe 31B, das zweite Planetengetriebe 31D und das zweite Sonnenrad 31E zu dem Differentialgehäuse 3A als einer Eingabeeinrichtung auf der Seite des Getrieberades 3E erstreckt.
Da das erste Sonnenrad 31A mit einem größeren Durchmesser ausgebildet ist als das zweite Sonnenrad 31E, wird die Umdrehungsfrequenz des zweiten Sonnenrades 31E höher als die des ersten Sonnenrades 31A. Der Drehzahländerungsmechanismus 31 arbeitet daher als Drehzahlverminderungsmechanismus, der das zusätzliche Antriebskraftübertragungsteil 41 langsamer macht als die Seite des Differentialgehäuses 3A.
Entsprechend ist die Umdrehungsfrequenz der Kupplungsscheiben 42A höher als die der Kupplungsscheiben 42B, und wenn der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 gekuppelt ist, wird ein Drehmomentanteil, der dem Kupplungszustand entspricht, von der Seite der Abtriebswelle 6B der Hinterradseite zu der Seite des Differentialgehäuses 3A geführt (zurückgeführt).
Auf der anderen Seite sind der Drehzahländerungsmechanismus 31 und der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42, die mit der Abtriebswelle 6A der Vorderradseite verbunden sind, in gleicher Weise aufgebaut. Wenn es gewünscht wird, mehr Antriebsdrehmoment von dem Differentialgehäuse 3A zu der Abtriebswelle 6A der Vorderradseite zu verteilen, wird der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 auf der Seite der Abtriebswelle 6B der Hinterradseite 6B in geeigneter Weise gemäß dem gewünschten Anteil des zu verteilenden Antriebsdrehmoments (Verteilungsverhältnis) gekuppelt. Wenn es gewünscht wird, mehr zu der Abtriebswelle 6B der Hinterradseite zu verteilen, wird der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 auf der Seite der Abtriebswelle 6A der Vorderradseite in geeigneter Weise gemäß dem gewünschten Verteilungsverhältnis gekuppelt.
Da der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 von der hydraulisch angetriebenen Art ist, kann der Kupplungszustand des Mehrscheibenkupplungsmechanismus durch Einstellen der Höhe des hydraulischen Druckes gesteuert werden. Der Anteil an Antriebskraft, der von dem Differentialgehäuse 3A zu der Abtriebswelle 6A der Vorderradseite oder der Abtriebswelle 6B der Hinterradseite zu fuhren ist (mit anderen Worten das Vorder/Hinterrad- Verteilungsverhältnis der Antriebskraft), kann mit einem angemessenen Genauigkeitsgrad gesteuert werden.
Des weiteren sind die Mehrscheibenkupplungsmechanismen 42 der Vorder- und Hinterräder in der Weise ausgestaltet, daß sie nicht zur gleichen Zeit vollständig gekuppelt sind. Wenn einer der Vorder- und Hinterrad-Mehrscheibenkupplungsmechanismen 42 vollständig gekuppelt ist, erfährt der andere Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 daher einen Schlupf.
Da das erfindungsgemäße Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge gemäß der sechsten Ausführungsform wie in der oben beschriebenen Weise aufgebaut ist, wird die Drehmomentverteilung wie bei der zweiten und vierten Ausführungsform durch Übertragen eines gewünschten Anteils an Drehmoment von einer Seite zu der anderen Seite gesteuert, anstatt daß die Drehmomentverteilung unter Verwendung eines Energieverlustes, wie eines Bremsens, gesteuert wird. Es ist daher möglich ein gewünschtes Vorder/Hinterrad- Drehmoment-Verteilungsverhältnis zu erreichen, ohne einen großen Drehmomentsverlust oder Energieverlust zu bewirken.
Das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge gemäß einer siebten Ausführungsform wird als nächstes beschrieben. Der Gesamtaufbau des Antriebssystems eines Kraftfahrzeugs, das mit dem System ausgerüstet ist, ist im wesentlichen derselbe, wie oben in Verbindung mit der in Fig. 2 dargestellten ersten Ausführungsform beschrieben. Daher wird die Beschreibung des Gesamtaufbaus hier ausgelassen.
In Bezug auf seinen Steuermechanismus zur Antriebskraftübertragung sind ein Drehzahländerungsmechanismus 32 und der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 im wesentlichen genauso angeordnet wie bei der fünften Ausführungsform, wie Fig. 17 zeigt. Ein erstes Sonnenrad 32A ist bei dieser Ausführungsform jedoch mit einem kleineren Durchmesser ausgebildet als das zweite Sonnenrad 32E, wodurch die Umdrehungsfrequenz des zweiten Sonnenrades 32E niedriger wird als die des ersten Sonnenrades 32A. Der Drehzahländerungsmechanismus 32 arbeitet daher als ein Drehzahlbeschleunigungsmechanismus, der das zusätzliche Antriebskraftübertragungsteil 41 schneller macht als die Seite der Eingangswelle 6C.
Entsprechend ist die Umdrehungsfrequenz der Kupplungsscheiben 42A geringer als die der Kupplungsscheiben 42B, und wenn der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 gekuppelt ist, wird ein Drehmoment mit einem Anteil, der dem Kupplungszustand entspricht, von der Seite der Eingangswelle 6C zu der Seite der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite geführt.
Auf der anderen Seite sind der Drehzahländerungsmechanismus 32 und der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42, die mit der Abtriebswelle 13 der linken Radseite verbunden sind, in der gleichen Weise aufgebaut. Wenn es gewünscht wird, mehr Antriebsdrehmoment von der Eingangswelle 6C zu der Abtriebswelle 13 der linken Radseite zu verteilen, wird der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 auf der Seite der Abtriebswelle 13 der linken Radseite in geeigneter Weise gemäß des gewünschten Anteils des zu verteilenden Antriebsdrehmoments (Verteilungsverhältnis) gekuppelt. Wenn es gewünscht ist, mehr zu der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite zu verteilen, wird der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 auf der Seite der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite in geeigneter Weise entsprechend dem gewünschten Verteilungsverhältnis gekuppelt.
Da der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 von der hydraulisch angetriebenen Art ist, kann der Kupplungszustand des Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 durch Einstellen der Höhe des hydraulischen Druckes gesteuert werden. Der Anteil der Antriebskraft, der von der Eingangswelle 60 zu der Abtriebswelle 13 der linken Radseite oder der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite zu führen ist (mit anderen Worten, das Antriebskraft-Verteilungsverhältnis der linken/rechten Radseite), kann mit einem geeignetem Maß an Genauigkeit gesteuert werden.
Des weiteren sind der linke und rechte Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 in der Weise aufgebaut, daß sie nicht zur gleichen Zeit vollständig gekuppelt sind. Wenn einer der linken und rechten Mehrscheibenkupplungsmechanismen 42 vollständig gekuppelt ist, erfährt der andere Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 daher einen Schlupf.
Insbesondere wird das Drehzahländerungsverhältnis (Beschleunigungsverhältnis) des oben beschriebenen Drehzahländerungsmechanismus 32 auch festgesetzt, um die weiter unten beschriebene Bedingung in dem System der siebten Ausführungsform zu erfüllen.
Das Drehzahländerungsverhältnis wird in einer solchen Weise festgesetzt, daß selbst dann, wenn das Verhältnis der Umdrehungsfrequenz des linken Rades zum rechten Rad am größten wird, während das Fahrzeug um die Kurve fährt, die Hoch/Niedrig-Beziehung zwischen der Umdrehungsfrequenz auf der Seite der Kupplungsscheiben 12A (d. h. auf der Seite der Hohlwelle 11, die die Ausgangseinheit des Drehzahländerungsmechanismus 32 darstellt) und der auf der Seite der Kupplungsscheiben 12B (d. h. auf der Seite des Differentialgehäuses 8A, das sich auf der Seite der Eingangswelle 6C befindet) in dem Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 unverändert bleibt.
Nebenbei bemerkt wird das Drehzahländerungsverhältnis (Beschleunigungsverhältnis) des Drehzahländerungsmechanismus 32 durch das Übersetzungsverhältnis des ersten Sonnenrades 32A, des zweiten Sonnenrades 32E, des ersten Planentengetriebes 32B und des zweiten Planetengetriebes 32D bestimmt.
Unter Verwendung der steuerbaren maximalen Umdrehungsfrequenz Smax und dem maximalen Drehzahlverhältnis der linken/rechten Räder αmax können die Festsetzungsbedingungen für das Drehzahländerungsverhältnis (Beschleunigungsverhältnis) des Drehzahländerungsmechanismus 32 beschrieben werden als das Festsetzen des Drehzahländerungsverhältnisses zur Erfüllung der folgenden Gleichung:
Smax > αmax
Unabhängig davon, wie groß der Unterschied in der Umdrehungsfrequenz zwischen den linken und rechten Rädern beim Kurvenfahren eines Fahrzeugs auftritt, macht es eine solche Festsetzung in der dargestellten Ausführungsform immer möglich, den Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 auf der Seite der Abtriebswelle 13 der linken Radseite zu kuppeln, so daß Antriebsdrehmoment von der Eingangswelle 6C mehr zu der Seite der linken Räder verteilt werden kann. Das Kuppeln des Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 auf der Seite der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite erlaubt es andererseits, mehr Antriebsdrehmoment von der Eingangswelle 6C zu der rechten Radseite zu verteilen.
Da das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge gemäß der erfindungsgemäßen siebten Ausführungsform wie oben beschrieben aufgebaut ist, wird die Drehmomentverteilung wie in der ersten, dritten und fünften Ausführungsform durch Übertragen eines gewünschten Drehmomentanteils von einer Seite zu der anderen Seite gesteuert, anstatt das die Drehmomentsverteilung durch Verwenden eines Energieverlustes, wie eines Bremsens, gesteuert wird. Es ist daher möglich, Drehmoment in einem gewünschten Verhältnis zu den linken und rechten Rädern zu verteilen, ohne einen großen Drehmomentsverlust oder Energieverlust zu bewirken.
Da es immer möglich ist, mehr Drehmoment zu der Seite der linken Räder zu verteilen, indem der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 auf der Seite der Abtriebswelle 13 der linken Radseite gekuppelt wird oder zu der Seite der rechten Räder durch Kuppeln des Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 auf der Seite der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite, ist es wie in der dritten Ausführungsform immer möglich, daß auf die Seite der linken Räder oder auf die Seite der rechten Räder zu verteilende Drehmoment zu erhöhen.
Die Drehmomentübertragung auf die Seite der äußeren Räder kann daher beim Kurvenfahren uneingeschränkt bewirkt werden. Es ist daher möglich, die Leistungsfähigkeit eines Fahrzeugs beim Kurvenfahren zu verbessern, z. B. durch Erhöhen der auf die Seite der beim Kurvenfahren äußeren Räder zu verteilenden Antriebskraft, wodurch ein Moment in Kurvenrichtung bei dem Fahrzeug erzeugt werden kann, daß auf das Ungleichgewicht in der Antriebskraft zwischen den linken und rechten Rädern zurückzuführen ist, und die Leistungsfähigkeit des Abbiegens beim Kurvenfahren kann so verbessert werden.
Nun soll die Kupplungskapazität und der Energieverlust des Steuersystems zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge unter Bezugnahme auf die Fig. 18 und 19 erörtert werden.
In den Fig. 18 und 19 bezieht sich jedes von "1" gefolgte Symbol auf das linke Rad, während sich jedes von "r" gefolgte Symbol auf die rechten Räder bezieht. Cl, Cr stellen jeweils die Umdrehungsfrequenz des Trägers 32F dar, die null ist, da der Träger 32F sich hier nicht dreht. S1l, S1r stehen jeweils für die Umdrehungsfrequenz des zweiten Sonnenrades 32E. S2l, S2r bezeichnen jeweils die Umdrehungsfrequenz des ersten Sonnenrades 32A. Weil das erste Sonnenrad 32A einen kleineren Durchmesser aufweist als das zweite Sonnenrad 32E, sind die Umdrehungsfrequenzen S2l, S2r größer als die Umdrehungsfrequenzen S1l, S1r.
Weiterhin bezeichnet Z&sub1; die Anzahl der Zähne des zweiten Sonnenrades 32E, Z&sub2; die Anzahl der Zähne des ersten Sonnenrades 32A, Z&sub3; die Anzahl der Zähne des Planetengetriebes 32C, 24 die Anzahl der Zähne des Planetengetriebes 32B, Ti das Eingangsdrehmoment zu dem Differentialgehäuse 8A, Tl, Tr die auf die linken Räder und rechten Räder jeweils verteilten Drehmomente, Tel das Drehmoment, das in die linke Richtung übertragen wird, wenn der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 des Steuermechanismus 9D zur Antriebskraftübertragung auf der rechten Radseite gekuppelt worden ist und Tc2 das Drehmoment, das in die rechte Richtung übertragen wird, wenn der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 des Steuermechanismus 9D zur Antriebskraftübertragung auf der linken Radseite gekuppelt worden ist.
Fig. 18 veranschaulicht den Zustand, bei welchem sich die linken und rechten Räder mit derselben Geschwindigkeit drehen, während Fig. 19 den Zustand zeigt, bei welchem der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 des Steuermechanismus 9D zur Antriebskraftübertragung auf der rechten Radseite vollständig gekuppelt ist, die rechten Räder durch den Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 am Drehen gehindert werden, und die Umdrehungsfrequenz auf der Seite der rechten Räder vermindert ist, und die Umdrehungsfrequenz auf der Seite der linken Räder entsprechend erhöht ist.
Das vorherbestimmte Drehzahlverhältnis des Planetengetriebes zur Erzielung von Smax (der steuerbare Bereich der Umdrehungsfrequenz-Differenz der linken/rechten Räder) wird als erstes hergeleitet.
Dieser Zustand von Smax ist in Fig. 19 dargestellt. Wenn der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 vollständig gekuppelt ist, werden die Umdrehungsfrequenz DC des Differentialgehäuses 8A und die Umdrehungsfrequenz S2r des zweiten Sonnenrades 31E einander gleich.

Entsprechend folgt aus Fig. 19

Z&sub3;/Z&sub1; : Z&sub4;/Z&sub2; = 1 : 1 + Smax
Z&sub2;Z&sub3;/Z&sub1;Z&sub4; = 1 / (1 + Smax) .... (2.23)
Als nächstes wird das Kupplungsdrehmomemt Tc, das für ΔT benötigt wird (das Dekrement der Antriebskraft der rechten Radseite), hergeleitet. Aus einer das Drehmoment am Getriebe ausgleichenden Formel [wo die Kupplung (d. h. der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42), der mit den rechten Rädern verbunden ist, in einen Übertragungszustand gebracht wurde] folgt
Ti + (Z&sub1;Z&sub4;/Z&sub2;Z&sub3;)Tc = Tl + [Tr - Tc]
Tl = Tr - Tc .... (2.24)
Ausgehend von den Formeln (2.23) und (2.24) können die Antriebsdrehmomente der linken und rechten Räder wie folgt ausgedrückt werden:
Tr = (1/2) Ti + [(1 - Smax) /2] Tc
Tl = (1/2) Ti - [(I + Smax) /2] Tc .... (2.25)
Somit
ΔT = Tr - Tl = Tc
Daher ergibt sich das für T benötigte Kupplungsdrehmoment Tc zu:
Tc = ΔT ... (2.26)
Der Energieverlust ΔE' (mit anderen Worten, die in der Kupplung absorbierte Energie) pro Zeiteinheit soll als nächstes bestimmt werden.
Es wird angenommen:
S < Smax
Dann kann das Drehzahlverhältnis des Schlupfes Sc beim Kuppeln wie folgt ausgedrückt werden:
Z&sub3;/Z&sub1; : Z&sub4;/Z&sub2; = 1 : x
x = Z&sub1;Z&sub4;/Z&sub2;Z&sub3; = 1 + Smax .... (2.27)
Somit
Sc = 1 + Smax - (1 + S) = Smax - S ....(2.28)
Entsprechend ergibt sich der Energieverlust ΔE' (= d ΔE/dt) pro Zeiteinheit zu:
E' = Tc · Sc · ωDC = (Smax - S) ΔT ωDC .... (2.29)
Ausgehend von den vorstehenden Ergebnissen kann das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge, gemäß der siebten Ausführungsform hinsichtlich der Kupplungskapazität mit dem der fünften Ausführungsform verglichen werden (siehe Fig. 14), mit dem der ersten Ausführungsform in vorteilhafter Weise verglichen werden (siehe Fig. 3) und mit dem der dritten Ausführungsform in unvorteilhafter Weise verglichen werden (siehe Fig. 9).
Weiterhin ist der Energieverlust ΔE' gleich dem der ersten bis sechsten Ausführungsform, so daß der Energieverlust ΔE', der benötigt wird, um ein Moment in der Abbiegerichtung zu erzeugen, relativ gering ist.
Wie die Systeme der ersten Ausführungsform (siehe Fig. 3), der dritten Ausführungsform (siehe Fig. 9) und der fünften Ausführungsform (siehe Fig. 14) ergeben sich die Drehmomentsänderungen des Drehmoments mit der Zeit, wenn keine Steuerung bewirkt wird (nämlich Tr = Tl) wie folgt:
(Drehmomentsänderung auf der Seite, die verzögert wird) > (Drehmomentsänderung auf der Seite, die beschleunigt wird)
Im folgenden wird das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge gemäß einer achten Ausführungsform beschrieben. In diesem System wird das oben beschriebene System der siebten Ausführungsform für die Verteilung von Drehmoment zwischen Vorder- und Hinterrädern verwendet. Das System der achten Ausführungsform ist, mit anderen Worten, gleich zu dem oben beschriebenen System der sechsten Ausführungsform, mit der Ausnahme, daß der Steuermechanismus 5C zur Antriebskraftübertragung geändert wurde zu einem Steuermechanismus 5D zur Antriebskraftübertragung.
Der Gesamtaufbau des Antriebssystems eines Fahrzeugs, das mit dem System der achten Ausführungsform ausgerüstet ist, ist im wesentlichen der gleiche, wie der oben in Verbindung mit der in Fig. 5 dargestellten zweiten Ausführungsform beschriebene. Die Beschreibung des Gesamtaufbaus wird daher hier weggelassen und der Steuermechanismus 5D zur Antriebskraftübertragung wird unter Bezugnahme auf Fig. 20 beschrieben. In Fig. 20 ist nur der Steuermechanismus 5D zur Antriebskraftübertragung auf der Seite der Hinterräder veranschaulicht und der Steuermechanismus zur Antriebskraftübertragung auf der Seite der Vorderräder wurde ausgelassen. Es ist zu bemerken, daß ein mit dem Steuermechanismus zur Antriebskraftübertragung auf der Seite der Hinterräder vergleichbarer Steuermechanismus auch auf der Seite der Vorderräder in symmetrischer Anordnung zu dem Mechanismus auf der Seite der Hinterräder vorgesehen ist.
In ihrem Steuermechanismus 5D zur Antriebskraftübertragung sind der Drehzahländerungsmechanismus 32 und der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 im wesentlichen genauso angeordnet, wie in der sechsten Ausführungsform. Das erste Sonnenrad 31A ist bei dieser Ausführungsform jedoch im Durchmesser kleiner ausgebildet als das zweite Sonnenrad 31E, wobei die Umdrehungsfrequenz des zweiten Sonnenrades 31E geringer wird als die des ersten Sonnenrades 31A. Der Drehzahländerungsmechanismus 32 arbeitet daher als ein Drehzahlbeschleunigungsmechanismus, der die Hilfseinheit 41 zur Antriebskraftübertragung schneller macht als die Seite des Differentialgehäuses 3A.
Entsprechend ist die Umdrehungsfrequenz der Kupplungsscheiben 42A geringer als die der Kupplungsscheiben 42B, und wenn der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 gekuppelt ist, wird ein Drehmoment mit einem Anteil, der dem Kupplungszustand entspricht, von der Seite des Differentialgehäuses 3A zu der Seite der Abtriebswelle 6B der Hinterradseite geführt.
Auf der anderen Seite sind der Drehzahländerungsmechanismus 32 und der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42, die mit der Abtriebswelle 6A der Vorderradseite verbunden sind, vergleichbar aufgebaut. Wenn es gewünscht ist, mehr Antriebsdrehmoment von dem Differentialgehäuse 3A zu der Abtriebswelle 6A der Vorderradseite zu verteilen, wird der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 auf der Seite der Abtriebswelle 6A der Vorderradseite in geeigneter Weise gemäß dem gewünschten zu verteilenden Anteil des Antriebsdrehmoments (Verteilungsverhältnis) gekuppelt. Wenn es gewünscht ist, mehr zu der Abtriebswelle 6B der Hinterradseite zu verteilen, wird der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 auf der Seite der Abtriebswelle 6B der Hinterradseite in geeigneter Weise gemäß dem gewünschten Verteilungsverhältnis gekuppelt.
Da der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 von der hydraulisch angetriebenen Art ist, kann der Kupplungszustand des Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 durch Einstellen der Höhe des hydraulischen Druckes gesteuert werden. Der Anteil an Antriebskraft, der von dem Differentialgehäuse 3A zu der Abtriebswelle 6A der Vorderradseite oder Abtriebswelle 6B der Hinterradseite (mit anderen Worten, das Vorder/Hinterrad-Verteilungsverhältnis der Antriebskraft) geführt wird, kann mit einem angemessenen Grad an Genauigkeit gesteuert werden.
Des weiteren sind die Vorder- und Hinterrad-Mehrscheibenkupplungsmechanismen 42 in der Weise aufgebaut, daß sie nicht zur selben Zeit vollständig gekuppelt sind. Wenn einer der Vorder- und Hinterrad-Mehrscheibenkupplungsmechanismen 42 vollständig gekuppelt ist, ist der andere Mehrscheibenkupplungsmechanismus 42 daher einem Schlupf unterworfen.
Da das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung eines Fahrzeugs gemäß der erfindungsgemäßen achten Ausführungsform wie oben beschrieben aufgebaut ist, wird die Drehmomentsverteilung wie bei der zweiten, vierten und sechsten Ausführungsform durch Übertragung eines gewünschten Anteils an Drehmoment von einer Seite zu der anderen Seite gesteuert, anstatt daß die Drehmomentverteilung durch Verwendung eines Energieverlustes, wie eines Bremsens, gesteuert wird. Es ist daher möglich, ein gewünschtes Vorder/Hinterrad- Drehmomentverteilungsverhältnis zu erreichen, ohne einen großen Drehmomentverlust oder Energieverlust zu verursachen.
Das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge gemäß einer neunten Ausführungsform wird als nächstes beschrieben. Der Gesamtaufbau des Antriebssystems eines Fahrzeugs, das mit dem System ausgerüstet ist, ist im wesentlichen derselbe, wie oben in Verbindung mit der in Fig. 2 dargestellten ersten Ausführungsform beschrieben. Die Beschreibung des Gesamtaufbaus wird daher hier ausgelassen.
In der neunten Ausführungsform werden, wie in der ersten Ausführungsform (siehe Fig. 1 und 2), die Eingangswelle 6C, bei welcher die Antriebskraft eingeht, sowie Abtriebswellen 13, 14 der linken Radseite und der rechten Radseite zum Abgeben von Antriebskraft, die bei der Eingangswelle 6C eingeht, vorgesehen, wie in Fig. 21 dargestellt. Das System der neunten Ausführungsform ist zwischen der Abtriebswelle 13 der linken Radseite, der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite und der Eingangswelle 6C angeordnet.
Bedingt durch den als nächstes zu beschreibenden Aufbau kann der Steuermechanismus 9F zur Antriebskraftübertragung des Steuersystems zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge Antriebskraft verteilen, die zu der Abtriebswelle 13 der linken Radseite und der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite in einem gewünschten Verhältnis übertragen werden soll, während er eine Getriebebewegung zwischen der Abtriebswelle 13 der linken Radseite und der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite zuläßt.
Zwischen der Eingangswelle 6C und jeder der Abtriebswellen 13, 14 der linken Radseite und der rechten Radseite sind ein Drehzahländerungsmechanismus 60 und der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 angeordnet, so daß die Umdrehungsfrequenz der Abtriebswelle 13 der linken Radseite oder der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite durch den Drehzahländerungsmechanismus 60 vermindert wird und zu der Hohlwelle 11 als einer Ausgabeeinrichtung (einer zusätzlichen Übertragungseinheit für Antriebskraft) des Drehzahländerungsmechanismus 60 übertragen wird.
Der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 ist zwischen der Hohlwelle 11 und dem Differentialgehäuse 8A auf der Seite der Eingangswelle 6C angeordnet. Durch Kuppeln des Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 wird Antriebskraft von dem Differentialgehäuse 8A auf der Seite mit höherer Geschwindigkeit zu der Hohlwelle 11 auf der Seite mit geringerer Geschwindigkeit geführt, da als einer grundsätzlichen Eigenschaft von Kupplungsscheiben, die entgegengesetzt zueinander angeordnet sind, die Übertragung des Drehmoments von den Kupplungsscheiben, die mit höherer Geschwindigkeit drehen, zu den Kupplungsscheiben, die mit geringerer Geschwindigkeit drehen, stattfindet.
Wenn der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 zum Beispiel zwischen der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite und der Eingangswelle 6C gekuppelt wird, wird die Antriebskraft, die zu der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite verteilt wird, während ihrer direkten Übertragung von der Seite der Eingangswelle 6C durch den Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 erhöht, so daß die zu der Abtriebswelle 13 der linken Radseite verteilte Antriebskraft entsprechend erhöht wird.
Der oben beschriebene Drehzahländerungsmechanismus 60 ist aus einem einzigen Planetengetriebemechanismus aufgebaut. Beispielhaft wird der Drehzahländerungsmechanismus 60, der auf der Abtriebswelle 14 auf der rechten Radseite vorgesehen ist, im folgenden beschrieben.
Ein Sonnenrad 60A ist an der Abtriebswelle 14 auf der rechten Radseite befestigt. Das Sonnenrad 60A befindet sich an seiner äußeren Peripherie in Eingriff mit einem Planetengetriebe (Planetenritzel) 60B. Eine Ritzelwelle 60C, auf welcher das Planetengetriebe 60B drehbar getragen wird, wird drehbar getragen von der Hohlwelle 11, so daß die Hohlwelle 11 als ein Träger für den Planetengetriebemechanismus dienen kann. Des weiteren befindet sich das Planetengetriebe 60B in Eingriff mit einem großen Tellerrad 60D, das am Gehäuse oder dergleichen des Steuermechanismus 9F zur Antriebskraftübertragung befestigt ist, um seine Rotation zu verhindern.
Da die Umdrehungsgeschwindigkeit des Planetengetriebes 60B in einem solchen Planetengetriebemechanismus geringer ist als die Umdrehungsfrequenz des Sonnengetriebes 60A, dreht sich die Hohlwelle 11 (mit anderen Worten, die Ausgabeeinrichtung des Drehzahländerungsmechanismus 60) mit einer geringeren Geschwindigkeit als die Abtriebswelle 14 der rechten Radseite. Der Drehzahländerungsmechanismus 60 arbeitet daher als ein Drehzahlverzögerungsmechanismus.
Die Umdrehungsfrequenz der Kupplungsscheiben 12A ist daher geringer als die der Kupplungsscheiben 12B. Wenn der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 gekuppelt wird, wird ein Drehmomentanteil, der dem Kupplungszustand entspricht, von der Seite der Eingangswelle 6C zu der Seite der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite geführt.
Der Drehzahländerungsmechanismus 60 und der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12, die beide auf der Seite der Abtriebswelle 13 der linken Radseite vorgesehen sind, sind in der gleichen Weise aufgebaut. Wenn es gewünscht wird, mehr Antriebsdrehmoment von der Eingangswelle 6C zu der Abtriebswelle 13 der linken Radseite zu verteilen, wird der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 auf der Seite der Abtriebswelle 13 der linken Radseite in geeigneter Weise gemäß des gewünschten Anteils des zu verteilenden Antriebsdrehmoments (Verteilungsverhältnis) gekuppelt. Wenn es gewünscht ist, mehr zu der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite zu verteilen, wird auf der anderen Seite der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 auf der Seite der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite in geeigneter Weise gemäß dem Verteilungsverhältnis gekuppelt.
Da der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 vom hydraulisch angetriebenen Typ ist, kann der Kupplungszustand des Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 durch das Einstellen der Höhe des hydraulischen Druckes gesteuert werden, so daß der Anteil der Antriebskraft, der von der Eingangswelle 6C zu der Abtriebswelle 13 der linken Radseite oder der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite geführt wird (mit anderen Worten das Verteilungsverhältnis der Antriebskraft auf die linken/rechten Räder), mit angemessener Genauigkeit gesteuert werden kann.
Der linke und der rechte Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 sind so angeordnet, daß sie daran gehindert werden, zur selben Zeit vollständig gekuppelt zu sein. Sie sind in der Weise aufgebaut, daß wenn einer der linken und rechten Mehrscheibenkupplungsmechanismen 12 vollständig gekuppelt ist, der andere Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 einem Schlupf unterliegt.
Insbesondere ist das Drehzahländerungsverhältnis (Beschleunigungsverhältnis) des oben beschriebenen Drehzahländerungsmechanismus 60 auch so festgesetzt, daß die weiter unten beschriebene Bedingung in dem System der siebten Ausführungsform erfüllt wird.
Das Drehzahländerungsverhältnis wird in der Weise festgesetzt, daß selbst darin, wenn das Verhältnis der Umdrehungsfrequenz des linken Rades zu dem des rechten Rades am größten wird, während das Fahrzeug um die Kurve fährt, die Hoch/Niedrig-Beziehung zwischen der Umdrehungsfrequenz auf der Seite der Kupplungsscheiben 12A (d. h. auf der Seite der Hohlwelle 11, die die Ausgabeeinrichtung des Drehzahländerungsmechanismus 60 darstellt) und der auf der Seite der Kupplungsscheiben 12B (d. h. auf der Seite des Differentialgehäuses 8A, das sich auf der Seite der Eingangswelle 6C befindet) in dem Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 unverändert bleibt.
Nebenbei bemerkt wird das Drehzahländerungsverhältnis (Beschleunigungsverhältnis) des Drehzahländerungsmechanismus 60 durch das Getriebeverhältnis des Sonnenrades 60A und des Planetengetriebes 60B bestimmt.
Unter Verwendung des steuerbaren maximalen Umdrehungsfrequenzverhältnisses Smax und des maximalen Geschwindigkeitsverhältnisses αmax der linken/rechten Räder können die Festsetzungsbedingungen für das Drehzahländerungsverhältnis (Beschleunigungsverhältnis) des Drehzahländerungsmechanismus 60 beschrieben werden als die Festsetzung des Drehzahländerungsverhältnisses in der Weise, daß die folgende Gleichung erfüllt ist:
Smax > αmax
Unabhängig davon, wie groß der Unterschied der Umdrehungsfrequenz zwischen den linken und rechten Rädern beim Kurvenfahren eines Fahrzeugs wird, macht es eine solche Festsetzung bei der dargestellten Ausführungsform immer möglich, den Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 auf der Seite der Abtriebswelle 13 der linken Radseite so zu kuppeln, daß Antriebsdrehmoment von der Eingangswelle 6C mehr zu der Seite der linken Räder verteilt werden kann oder den Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 auf der Seite der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite so zu kuppeln, daß mehr Antriebsdrehmoment von der Eingangswelle 6C zu der Seite der rechten Räder verteilt werden kann.
Da das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge gemäß der erfindungsgemäßen neunten Ausführungsform in der oben beschriebenen Weise aufgebaut ist, kann die Verteilung von Drehmoment wie in der ersten, dritten, fünften und siebten Ausführungsform durch Übertragung eines gewünschten Anteils an Drehmoment von einer Seite zu der anderen Seite gesteuert werden, anstatt daß die Drehmomentsverteilung durch Verwendung eines Energieverlustes, wie eines Bremsens, gesteuert wird. Es ist daher möglich, ein gewünschtes Drehmomentsverhältnis auf die linken und rechten Räder zu verteilen, ohne einen großen Drehmomentsverlust oder Energieverlust zu bewirken.
Es ist immer möglich, wie in der dritten Ausführungsform, durch Kuppeln des Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 auf der Seite der Abtriebswelle 13 der linken Radseite mehr Drehmoment zu der linken Radseite zu verteilen oder durch Kuppeln des Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 auf der Seite der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite mehr Drehmoment auf die rechte Radseite zu verteilen. Es ist immer möglich, das auf die linke Radseite oder auf die rechte Radseite zu verteilende Drehmoment zu erhöhen.
Die Drehmomentübertragung zu der Seite der äußeren Räder kann daher beim Kurvenfahren uneingeschränkt bewirkt werden. Es ist daher möglich, die Leistung eines Fahrzeugs beim Kurvenfahren zu verbessern, z. B. durch Erhöhen der auf die Seite der beim Kurvenfahren äußeren Rädern ZU verteilenden Antriebskraft, wodurch ein Moment in Kurvenrichtung beim Fahrzeug erzeugt wird, das zurückzuführen ist auf das Ungleichgewicht der Antriebskraft zwischen den linken und rechten Rädern und die Abbiegeleistung beim Kurvenfahren kann so verbessert werden.
Im folgenden wird das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge gemäß der zehnten Ausführungsform beschrieben. In diesem System wird das System der oben beschriebenen neunten Ausführungsform zur Drehmomentsverteilung zwischen Vorder- und Hinterrädern verwendet.
Der Gesamtaufbau des Antriebssystems eines mit dem System der zehnten Ausführungsform ausgerüsteten Fahrzeugs ist im wesentlichen derselbe, wie oben in Verbindung mit der in Fig. 5 gezeigten zweiten Ausführungsform beschrieben. Die Beschreibung des Gesamtaufbaus wird daher hier ausgelassen.
In der zehnten Ausführungsform werden wie in der zweiten Ausführungsform (siehe Fig. 5) ein Differentialgehäuse 3A, bei dem die Antriebskraft eingeht, und die Abtriebswellen 6A, 6B der Vorderradseite und der Hinterradseite zum Abgeben der vom Differentialgehäuse 3A eingegangenen Antriebskraft bereitgestellt, wie in Fig. 22 dargestellt. Das System der zehnten Ausführungsform ist zwischen der Abtriebswelle 6A der Vorderradseite, der Abtriebswelle 6B der Hinterradseite und dem Differentialgehäuse 3A angeordnet.
Der Steuermechanismus 5F zur Antriebskraftübertragung eines Steuersystems zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge gemäß der zehnten Ausführungsform ist wie der Steuermechanismus 9F zur Antriebskraftübertragung der neunten Ausführungsform aufgebaut, so daß auf die Abtriebswelle 6A der Vorderradseite und auf die Abtriebswelle 6B der Hinterradseite zu verteilende Antriebskraft in einem gewünschten Verhältnis auf diese übertragen werden kann, während eine Differentialbewegung zwischen der Abtriebswelle 6A der Vorderradseite und der Abtriebswelle 6B der Hinterradseite ermöglicht wird.
Zwischen dem Differentialgehäuse 3A und jeder der Abtriebswellen 6A, 6B der Vorderradseite und der Hinterradseite sind der Drehzahländerungsmechanismus 60 und der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 so angeordnet, daß die Umdrehungsfrequenz der Abtriebswelle 6A der Vorderradseite oder der Abtriebswelle 6B der Hinterradseite durch den Drehzahländerungsmechanismus 60 vermindert wird und an die Hohlwelle 11 als einer Ausgabeeinrichtung des Drehzahländerungsmechanismus 60 abgegeben wird (ein zusätzliches Übertragungsteil für die Antriebskraft).
Der Drehzahländerungsmechanismus 60 und der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 entsprechen denen der neunten Ausführungsform und ihre Beschreibung wird daher hier ausgelassen. Nebenbei bemerkt geben in Fig. 22 solche Bezugszeichen, die gleich sind zu denen, die in Fig. 21 verwendet wurden, gleiche Strukturelemente an.
Da das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung gemäß der zehnten Ausführungsform dieser Erfindung in der oben beschriebenen Weise aufgebaut ist, kann die Drehmomentsverteilung wie in der zweiten, vierten, sechsten und achten Ausführungsform durch Übertragung eines gewünschten Anteils an Drehmoment von einer Seite zu der anderen Seite gesteuert werden, anstatt daß die Drehmomentsverteilung durch Verwendung eines Energieverlustes, wie eines Bremsens, gesteuert wird. Es ist daher möglich, ein gewünschtes Drehmomentserteilungsverhältnis der Vorder/Hinterräder zu erreichen, ohne einen großen Drehmomentsverlust oder Energieverlust zu bewirken.
Als nächstes wird das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge gemäß einer elften Ausführungsform beschrieben. Der Gesamtaufbau des Antriebssystems eines Fahrzeugs, das mit dem System ausgerüstet ist, ist im wesentlichen derselbe, wie oben in Verbindung mit der in Fig. 2 dargestellten ersten Ausführungsform beschrieben. Die Beschreibung des Gesamtaufbaus wird daher hier ausgelassen.
In der elften Ausführungsform werden wie in der ersten Ausführungsform (siehe Fig. 1 und 2) die Eingangswelle 6C und die Abtriebswellen 13, 14 der linken Radseite und der rechten Radseite bereitgestellt, wie in Fig. 23 veranschaulicht. Das System der elften Ausführungsform ist zwischen der Abtriebswelle 13 der linken Radseite, der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite und der Eingangswelle 6C angeordnet.
Ein Steuermechanismus 9 G zur Antriebskraftübertragung in dem Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge ist mit demselben Drehzahländerungsmechanismus 60 ausgerüstet wie in der neunten Ausführungsform (siehe Fig. 21). Dieser Drehzahländerungsmechanismus 60 ist mit der Seite der Eingangswelle 6C verbunden, so daß die Rotation auf der Seite der Eingangswelle 6C beschleunigt und an die Seite der Abtriebswellen 13, 14 abgegeben wird.
Anstelle der Mehrscheibenkupplungsmechanismen 12 in der sechsten Ausführungsform sind Kupplungen 61, wie Friktionskupplungen, jeweils zwischen dem Sonnenrad 60A als einer Abgabeeinrichtung des Drehzahländerungsmechanismus und den Abtriebswellen 13, 14 angeordnet. Wo Friktionskupplungen verwendet werden, werden solche, die in der Lage sind, Drehmoment in einer Richtung zu übertragen, in jeweils vorherbestimmten Richtungen angeordnet (d. h. ihre Drehmomentübertragungsrichtungen werden mit den Drehmomentübertragungsrichtungen der Abtriebswellen 13, 14 ausgerichtet).
Der Drehzahländerungsmechanismus 60 ist aus einem einzelnen Planetengetriebemechanismus aufgebaut. Der Drehzahländerungsmechanismus 60, der an der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite vorgesehen ist, soll im folgenden beispielhaft beschrieben werden. Das Sonnenrad 60A ist an einem Ende (der Eingangsseite) der Kupplung 61 fixiert. Das Sonnenrad 60A ist an seiner äußeren Peripherie ineinandergreifend mit dem Planetengetriebe (Planetenritzel) 60B angeordnet. Die Ritzelwelle 60C, von welcher das Planetengetriebe 60B drehbar getragen wird, ist auf dem Träger 60E, der sich von dem Differentialgehäuse 8A erstreckend bereitgestellt wird, drehbar gelagert. Das Planetengetriebe 60B ist ineinandergreifend mit dem großen Tellerrad 60D angeordnet, daß an dem Gehäuse des Steuermechanismus 9 G zur Antriebskraftübertragung oder dergleichen angebracht ist, um seine Rotation zu verhindern.
In dem wie oben beschrieben aufgebauten Planetengetriebemechanismus ist die Umdrehungsgeschwindigkeit des Planetengetriebes 60B geringer als die Umdrehungsfrequenz des Sonnenrades 60A, so daß sich die Seite des Sonnenrades 60A (mit anderen Worten, die Abgabeeinrichtung des Drehzahländerungsmechanismus 60) mit einer höheren Geschwindigkeit dreht als die Hohlwelle 11. Der Drehzahländerungsmechanismus 60 arbeitet daher als ein Beschleunigungsmechanismus.
Der Unterschied der Umdrehungsfrequenz zwischen den linken und rechten Rädern ist daher gering. Wenn die Kupplung 61 geschaltet wird, während sich die Abtriebswelle 14 mit einer Geschwindigkeit nahe dem Differentialgehäuse 8A dreht, wird Drehmoment in einer Höhe, die dem eingelegten Gang entspricht, von der Seite des Differentialgehäuses 8A (d. h. der Seite der Eingangswelle 6C) zu der Seite der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite geführt.
Der Drehzahländerungsmechanismus 60 und die Kupplung 61, die beide auf der Seite der Abtriebswelle 13 der linken Radseite vorgesehen sind, sind vergleichbar aufgebaut. Wenn es gewünscht ist, mehr Antriebsdrehmoment von der Eingangswelle 6C zu der Abtriebswelle 13 der linken Radseite zu verteilen, wird die Kupplung 61 auf der Seite der Abtriebswelle 13 der linken Radseite in geeigneter Weise gemäß dem gewünschten Anteil des zu verteilenden Drehmoments (Verteilungsverhältnis) geschaltet. Wenn es gewünscht ist, mehr zu der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite zu verteilen, wird auf der anderen Seite die Kupplung 61 auf der Seite der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite in geeigneter Weise gemäß dem Verteilungsverhältnis geschaltet.
Durch Steuerung des eingelegten Ganges der Kupplung 61 zu dieser Zeit kann der Anteil an Antriebskraft, der von der Eingangswelle 6C zu der Abtriebswelle 13 der linken Radseite oder der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite geführt werden soll (mit anderen Worten, das Verteilungsverhältnis der Antriebskraft der linken/rechten Radseite), mit einer angemessenen Genauigkeit gesteuert werden.
Die linken und rechten Kupplungen 61 sind auch so angeordnet, daß sie daran gehindert werden, zur gleichen Zeit vollständig gekuppelt zu sein. Sie sind in der Weise aufgebaut, daß, wenn eine der linken und der rechten Kupplungen 61 vollständig gekuppelt ist, die andere Kupplung 61 einen Schlupf erfährt.
Insbesondere wird das Drehzahländerungsverhältnis (Beschleunigungsverhältnis) des oben beschriebenen Drehzahländerungsmechanismus 60 auch so festgesetzt, daß die weiter unten beschriebene Bedingung in dem System der elften Ausführungsform erfüllt ist.
Das Drehzahländerungsverhältnis wird in der Weise festgesetzt, daß selbst dann, wenn das Verhältnis der Umdrehungsfrequenz des linken Rades zu der des rechten Rades am größten wird, während das Fahrzeug um die Kurve fährt, die Hoch/Niedrig-Beziehung zwischen der Umdrehungsfrequenz auf einer Seite der Kupplung 61 (d. h. auf der Seite des Sonnenrades 60A, welches die Abgabe-Einrichtung des Drehzahländerungsmechanismus 60 darstellt) und der auf der anderen Seite der Kupplung 61 (d. h. auf der Seite der Abtriebswelle 13 oder 14) unverändert bleibt.
Nebenbei bemerkt wird das Drehzahländerungsverhältnis (Beschleunigungsverhältnis) des Drehzahländerungsmechanismus 60 auch durch das Übersetzungsverhältnis zwischen dem Sonnenrad 60A und dem Planetengetriebe 60B bestimmt.
Unter Verwendung des steuerbaren maximalen Umdrehungsfrequenzverhältnisses Smax und dem maximalen Geschwindigkeitsverhältnis der linken/rechten Räder αmax, können die Festsetzungsbedingungen für das Drehzahländerungsverhältnis (Beschleunigungsverhältnis) des Drehzahländerungsmechanismus 60 ausgedrückt werden als das Festsetzen des Drehzahländerungsverhältnisses in der Weise, daß es die folgende Gleichung erfüllt:
Smax > αmax
Unabhängig davon, wie groß der Unterschied der Umdrehungsfrequenz zwischen den linken und rechten Rädern beim Kurvenfahren eines Fahrzeugs auftritt, macht es eine solche Festsetzung in der veranschaulichten Ausführungsform immer möglich, die Kupplung 61 auf der Seite der Abtriebswelle 13 der linken Radseite so zu kuppeln, daß Antriebsdrehmoment von der Eingangswelle 6C mehr zu der linken Radseite verteilt werden kann oder die Kupplung 61 auf der Seite der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite so zu kuppeln, daß Antriebsdrehmoment von der Eingangswelle 6C mehr zu der rechten Radseite verteilt werden kann.
Da das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge gemäß der elften Ausführungsform der Erfindung in der oben beschriebenen Weise aufgebaut ist, wird die Drehmomentsverteilung, wie in der ersten, dritten, fünften, siebten und neunten Ausführungsform beschrieben, durch Übertragung eines gewünschten Drehmomentanteils von einer zu der anderen Seite gesteuert, anstatt daß die Drehmomentverteilung durch Verwendung eines Energieverlustes, wie eines Bremsens, gesteuert wird. Es ist daher möglich, ein Drehmoment in einem gewünschten Verhältnis auf die linken und rechten Räder zu verteilen, ohne einen großen Drehmomentsverlust oder Energieverlust zu bewirken.
Da es wie bei der neunten Ausführungsform immer möglich ist, durch Kuppeln der Kupplung 61 auf der Seite der Abtriebswelle 13 der linken Radseite mehr Drehmoment auf die linke Radseite zu verteilen oder durch Kuppeln der Kupplung 61 auf der Seite der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite auf die rechte Radseite, ist es immer möglich, das auf die linke Radseite oder die rechte Radseite zu verteilende Drehmoment zu erhöhen.
Eine Drehmomentübertragung auf die Seite der äußeren Räder kann daher beim Kurvenfahren uneingeschränkt bewirkt werden. Es ist daher möglich, die Leistungsfähigkeit eines Fahrzeugs beim Kurvenfahren zu verbessern, z. B. durch Erhöhen der auf die Seite der beim Kurvenfahren äußeren Räder zu verteilenden Antriebskraft, wodurch in Richtung der zu fahrenden Kurve ein Moment auf das Fahrzeug wirken kann, das auf das Ungleichgewicht der Antriebskraft zwischen den linken und rechten Rädern zurückzuführen ist, und die Leistungsfähigkeit des Abbiegens beim Kurvenfahren kann so verbessert werden.
Als nächstes soll das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge gemäß einer zwölften Ausführungsform beschrieben werden. In diesem System wird das oben beschriebene System der elften Ausführungsform zur Drehmomentsverteilung zwischen Vorder- und Hinterrädern verwendet.
Der Gesamtaufbau des Antriebssystems eines mit dem System der elften Ausführungsform ausgerüsteten Kraftfahrzeugs ist im wesentlichen derselbe, wie oben in Verbindung mit der in Fig. 5 dargestellten zweiten Ausführungsform beschrieben. Die Beschreibung des Gesamtaufbaus wird daher hier ausgelassen.
Bei der elften Ausführungsform sind wie bei der zweiten Ausführungsform (siehe Fig. 5) das Differentialgehäuse 3A und die Abtriebswellen 6A, 6B der Vorderradseite und der Hinterradseite vorgesehen, wie in Fig. 24 dargestellt. Das System der elften Ausführungsform ist zwischen der Abtriebswelle 6A der Vorderradseite, der Abtriebswelle 6B der Hinterradseite und dem Differentialgehäuse 3A angeordnet.
Der Steuermechanismus 5G zur Antriebskraftübertragung in dem Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge ist wie in der zehnten Ausführungsform mit dem Drehzahländerungsmechanismus 60 ausgerüstet (siehe Fig. 22). Dieser Drehzahländerungsmechanismus 60 ist mit der Seite des Differentialgehäuses 3A verbunden, so daß die Rotation auf der Seite des Differentialgehäuses 3A beschleunigt wird und an die Seite der Abtriebswellen 6A, 6B abgegeben wird.
Anstelle der Mehrscheibenkupplungsmechanismen 12 der zehnten Ausführungsform sind Kupplungen 61, wie Friktionskupplungen, jeweils zwischen dem Sonnenrad 60A als einer Ausgabeeinrichtung des Drehzahländerungsmechanismus 60 und den Abtriebswellen 6A, 6B angeordnet. Wo Friktionskupplungen verwendet werden, sind solche, die in der Lage sind, Drehmoment in einer Richtung zu übertragen, in jeweils vorherbestimmten Richtungen angeordnet (d. h. die Richtungen, in denen ihr Drehmoment übertragen wird, werden mit den Richtungen in denen Drehmoment von den Abtriebswellen 6A, 6B übertragen wird, ausgerichtet).
Da der Drehzahländerungsmechanismus 60 im wesentlichen derselbe ist, wie der in der elften Ausführungsform verwendete, wird dessen Beschreibung hier ausgelassen. In Fig. 24 bezeichnen solche Bezugszahlen, die mit denen in Fig. 23 vergleichbar sind, gleich Strukturelemente.
Da das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge gemäß der zwölften Ausführungsform dieser Erfindung wie oben beschrieben aufgebaut ist, wird die Drehmomentverteilung wie in der zweiten, vierten, sechsten, achten und zehnten Ausführungsform durch Übertragen eines gewünschten Anteils an Drehmoment von einer Seite zu der anderen Seite gesteuert, anstatt daß die Drehmomentsverteilung durch Verwendung eines Energieverlustes, wie eines Bremsens, gesteuert wird. Es ist daher möglich, ein gewünschtes Drehmomentverteilungsverhältnis zwischen Vorder/Hinterrädern zu erreichen, ohne einen Drehmomentsverlust oder Energieverlust zu bewirken.
Das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge gemäß der dreizehnten Ausführungsform wird als nächstes beschrieben. Der Gesamtaufbau des Antriebssystems eines mit dem System ausgerüsteten Fahrzeugs ist im wesentlichen derselbe, wie oben in Verbindung mit der in Fig. 2 dargestellten ersten Ausführungsform beschrieben. Die Beschreibung des Gesamtaufbaus wird daher hier ausgelassen.
Bei der dreizehnten Ausführungsform sind wie in der ersten Ausführungsform (siehe Fig. 1 und 2) die Eingangswelle 6C, bei welcher die Antriebskraft eingeht, und die Abtriebswellen 13, 14 der linken Radseite und der rechten Radseite zum Abgeben der von der Eingangswelle 6C eingegebenen Antriebskraft, bereitgestellt, wie in Fig. 25 veranschaulicht. Das System gemäß der dreizehnten Ausführungsform ist zwischen der Abtriebswelle 13 der linken Radseite, der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite und der Eingangswelle 6C angeordnet.
Bedingt durch den weiter unten beschriebenen Aufbau kann der Steuermechanismus 9H zur Antriebskraftübertragung des Steuersystems zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge, Antriebskraft in einem gewünschten Verhältnis verteilen, die auf die Abtriebswelle 13 der linken Radseite und die Abtriebswelle 14 der rechten Radseite zu übertragen ist und gleichzeitig eine Getriebebewegung zwischen der Abtriebswelle 13 der linken Radseite und der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite ermöglichen.
Zwischen der Eingangswelle 6C und jeder der Abtriebswellen 13, 14 der linken Radseite und der rechten Radseite sind ein Drehzahländerungsmechanismus 62 und der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 angeordnet. Dieser Drehzahländerungsmechanismus 62 kann über eine Abgabeeinrichtung eine Umdrehungsfrequenz abgeben, nachdem sie entweder beschleunigt oder verringert wurde, und ist zusammen mit einem Änderungsmechanismus 63 zur Änderung des Zustandes, in welchem die Umdrehungsfrequenz nach ihrer Beschleunigung abgegeben wird (ein beschleunigter Abgabezustand) und einem Zustand, in welchem die Umdrehungsfrequenz nach ihrer Verminderung abgegeben wird (ein verzögerter Abgabezustand) bereitgestellt. Daher wird nur ein Drehzahländerungsmechanismus 62 und nur ein Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 auf der Seite der nur einen Abtriebswelle (in dieser Ausführungsform auf der Seite der Abtriebswelle 13 der linken Radseite) bereitgestellt.
Der oben beschriebene Drehzahländerungsmechanismus 62 ist aus drei Sätzen von Planetengetriebemechanismen aufgebaut, die in Reihe miteinander verbunden sind. Auf der Seite der Abtriebswelle 13 der linken Radseite sind ein Sonnenrad 62A mit großem Durchmesser und ein Sonnenrad 62D mit kleinem Durchmesser bereitgestellt. Diese Sonnenräder 62A, 62D befinden sich an ihrer äußeren Peripherie jeweils in Eingriff mit Planetengetrieben (Planetenritzeln) 62B, 62E.
Diese Planetengetriebe 62B, 62E sind an einer Ritzelwelle 62C befestigt, die drehbar von einem üblichen Träger (einem stationären Teil) in der Weise getragen wird, daß die Planetengetriebe 62B, 62E zusammen mit der Ritzelwelle 62C drehbar gelagert sind. Im Gegensatz zu der Beziehung zwischen den Durchmessern der Sonnenräder 62A und 62D ist der Durchmesser des Planetengetriebes 62B kleiner ausgebildet als der des Planetengetriebes 62E.
Ein anderes Planetengetriebe 62F ist auch auf der Ritzelwelle 62C in der Weise angebracht, daß das Planetengetriebe 62F zusammen mit der Ritzelwelle 62C drehbar gelagert ist. Ein weiteres auf der Hohlwelle 11 angebrachtes Sonnenrad 62G befindet sich in Eingriff mit dem Planetengetriebe 62F. Nebenbei sei bemerkt, daß der Durchmesser des Sonnenrades 62G kleiner festgesetzt ist als der des Sonnenrades 62A, aber größer als der des Sonnenrades 62D, während der Durchmesser des Planetengetriebes 62F größer festgesetzt ist als der des Planetengetriebes 62B, aber kleiner als der des Planetengetriebes 62E.
Der Umschaltmechanismus 63 ist zwischen den Sonnenrädern 62A, 62D und der Abtriebswelle 13 der linken Radseite vorgesehen. Dieser Umschaltmechanismus 63 ist aus einem elektromagnetischen Aktuator (Solenoid) 63A, einem durch den Aktuator 63A angetriebenen Gleitheber 63B, einem durch den Gleitheber 63B angetriebenen Konnektorteil 63C, einer an der Abtriebswelle 13 der linken Radseite vorgesehenen Nabe 64, einer an der inneren Peripherie des Sonnenrades 62A vorgesehenen Nabe 65 und einer an der inneren Peripherie des Sonnenrades 62D vorgesehenen Nabe 66 aufgebaut. Der elektromagnetische Aktuator 63A wird in der Weise bereitgestellt, daß seine Betriebsweise durch die Steuereinheit 18 geregelt wird.
Das Konnektorteil 63C ist an seiner inneren Peripherie mit der Nabe 64 über eine Kerbzahnung verbunden. Abhängig von der achsialen Position des Konnektorteils 63C kann das Konnektorteil 63C an seiner inneren Peripherie über eine Kerbzahnung mit der Nabe 65 oder Nabe 66 verbunden sein, so daß sie sich zusammen als eine Gesamteinheit drehen können.
Wenn das Konnektorteil 63C durch den Gleitheber 63B in eine zurückgezogene Position gebracht wird (mit anderen Worten, in die nach links bewegte Position, wie in Fig. 25 veranschaulicht), wird seine äußere Peripherie mit der Nabe 65 mittels einer darin ausgebildeten Kerbzahnung in Eingriff gebracht, so daß sich das Konnektorteil 63C zusammen mit der Nabe 65 dreht. Wenn das Konnektorteil 63C durch den Gleitheber 63B in eine vorgerückte Position gebracht wird (mit anderen Worten, in die nach rechts bewegte Position, wie in Fig. 25 veranschaulicht), wird seine äußere Peripherie mit der Nabe 66 über eine darin ausgebildete Kerbzahnung in Eingriff gebracht, so daß sich das Konnektorteil 63C zusammen mit der Nabe 66 drehen kann.
Wenn sich das Konnektorteil 63C in der zurückgezogenen Position befindet, ist die Abtriebswelle 13 der linken Radseite daher mit dem Sonnenrad 62A über die Nabe 64, das Konnektorteil 63C und die Nabe 65 verbunden, so daß die Rotation der Abtriebswelle 13 der linken Radseite vom Sonnenrad 62A, dem Planetengetriebe 62B und der Ritzelwelle 62C über das Planetengetriebe 62F und das Sonnenrad 62G an die Hohlwelle 11 abgegeben wird. Da der Durchmesser des Sonnenrades 62G kleiner ist als der Durchmesser des Sonnenrades 62A und der Durchmesser des Planetengetriebes 62F größer ist als der Durchmesser des Planetengetriebes 62B, dreht sich das Sonnenrad 62G mit einer höheren Geschwindigkeit als das Sonnenrad 62A. Die Hohlwelle 11 dreht sich mit anderen Worten mit einer höheren Geschwindigkeit als die Abtriebswelle 13 der linken Radseite. Der Drehzahländerungsmechanismus 62 arbeitet daher als ein Beschleunigungsmechanismus.
Wenn sich das Konnektorteil 63C in der vorgerückten Position befindet, wird die Abtriebswelle 13 der linken Radseite auf der anderen Seite über die Nabe 64, das Konnektorteil 63C und die Nabe 66 mit dem Sonnenrad 62D verbunden, so daß die Rotation der Abtriebswelle 13 der linken Radseite vom Sonnenrad 62D, dem Planetengetriebe 62E und der Ritzelwelle 62C über das Planetengetriebe 62F und das Sonnenrad 62G an die Hohlwelle 11 abgegeben wird. Da der Durchmesser des Sonnenrades 62G größer ist als der Durchmesser des Sonnenrades 62D und der Durchmesser des Planetengetriebes 62F kleiner ist als der Durchmesser des Planetengetriebes 62E, dreht sich das Sonnenrad 62G mit einer geringeren Geschwindigkeit als das Sonnenrad 62D. Mit anderen Worten dreht sich die Hohlwelle 11 mit einer geringeren Geschwindigkeit als die Abtriebswelle 13 der linken Radseite. Der Drehzahländerungsmechanismus 62 arbeitet daher als ein Verzögerungsmechanismus.
Der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 ist zwischen der Hohlwelle 11 und dem Differentialgehäuse 8A, das sich auf der Seite der Eingangswelle 6C befindet, angeordnet. Durch Kuppeln des Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 kann Antriebskraft zwischen dem Differentialgehäuse 8A und der Hohlwelle 11 übertragen werden.
Wenn das Konnektorteil 63C sich in der zurückgezogenen Position befindet, dreht sich z. B. die Hohlwelle 11 als Abgabeeinrichtung für den Drehzahländerungsmechanismus 62 mit einer höheren Geschwindigkeit als die Abtriebswelle 13 der linken Radseite, so daß Antriebskraft von der Seite der Hohlwelle 11, die sich mit der höheren Geschwindigkeit dreht, zu der Seite des Differentialgehäuses 8A zurückgeführt wird. Die auf die Seite der Abtriebswelle 13 der linken Radseite zu verteilende Antriebskraft wird durch den so zurückgeführten Anteil an Antriebskraft verringert, und im Gegensatz dazu wird die zu der Seite der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite zu verteilende Antriebskraft durch den Anteil der so zurückgeführten Antriebskraft erhöht.
Wenn das Konnektorteil 63C in die vorgerückte Position gebracht wird, dreht sich z. B. die Hohlwelle 11 als Abgabeeinrichtung des Drehzahländerungsmechanismus 62 mit einer geringeren Geschwindigkeit als die Abtriebswelle 13 der linken Radseite, so daß Antriebskraft von der Seite des Differentialgehäuses 8, das sich mit einer höheren Geschwindigkeit dreht, zu der Seite der Hohlwelle 11 zurückgeführt wird. Die Antriebskraft, die auf die Seite der Abtriebswelle 13 der linken Radseite zu verteilen ist, wird durch den Anteil der so zurückgeführten Antriebskraft erhöht, und im Gegensatz dazu wird die Antriebskraft, die auf die Seite der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite zu verteilen ist, durch den Anteil der so zurückgeführten Antriebskraft verringert.
Insbesondere wird das Drehzahländerungsverhältnis (Beschleunigungsverhältnis), des oben beschriebenen Drehzahländerungsmechanismus 62 auch so festgesetzt, daß die weiter unten beschriebene Bedingung in dem System der elften Ausführungsform erfüllt ist.
Das Drehzahländerungsverhältnis wird in der Weise festgesetzt, daß selbst dann, wenn das Verhältnis zwischen der Umdrehungsfrequenz des linken Rades zu der des rechten Rades am größten wird, während das Fahrzeug um die Kurve fährt, die Hoch/Niedrig-Beziehung zwischen der Umdrehungsfrequenz auf der Seite der Kupplungsscheiben 12A (d. h. auf der Seite der Hohlwelle 11, die die Abgabeeinrichtung für den Drehzahländerungsmechanismus 62 darstellt) und der auf der Seite der Kupplungsscheiben 12B (d. h. auf der Seite des Differentialgehäuses 8A, das sich auf der Seite der Eingangswelle 6C befindet) in dem Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 unverändert bleibt.
Nebenbei bemerkt wird das Drehzahländerungsverhältnis (Beschleunigungsverhältnis) des Drehzahländerungsmechanismus 62 sowohl durch die vorherbestimmten Übersetzungsverhältnisse zwischen den Sonnenrädern 62A, dem Planetengetriebe 62B, dem Planetengetriebe 62F (über die Ritzelwelle 62C) und dem Sonnenrad 62G als auch über das vorherbestimmte Übersetzungsverhältnis zwischen dem Sonnenrad 62D, dem Planetengetriebe 62E, dem Planetengetriebe 62F (über die Ritzelwelle 62C) und dem Sonnenrad 62G bestimmt.
Unter Verwendung des steuerbaren maximalen Umdrehungsfrequenzverhältnisses Smax und dem maximalen Geschwindigkeitsverhältnis αmax der linken/rechten Räder können die Festsetzungsbedingungen für das Drehzahländerungsverhältnis (Beschleunigungsverhältnis) des Drehzahländerungsmechanismus 62 ausgedrückt werden als das Festsetzen des Drehzahländerungsverhältnisses in der Weise, daß die folgende Formel erfüllt ist:
Smax > αmax
Unabhängig davon, wie groß der Unterschied der Umdrehungsfrequenz zwischen den linken und rechten Rädern beim Kurvenfahren eines Fahrzeugs auftritt, macht es eine solche Festsetzung in der dargestellten Ausführungsform immer möglich, den Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 durch Bedienen des Konnektorteils 63C zu kuppeln, um die Nabe 65 zusammen mit der Nabe 64 drehen zu lassen, so daß Antriebsdrehmoment von der Eingangswelle 6C mehr zu der rechten Radseite verteilt werden kann oder den Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 durch Bedienen des Konnektorteils 63C zu kuppeln, um die Nabe 66 zusammen mit der Nabe 64 drehen zu lassen, so daß Antriebsdrehmoment von der Eingangswelle 6C mehr zu der linken Radseite verteilt werden kann.
Da das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge gemäß der erfindungsgemäßen dreizehnten Ausführungsform wie oben beschrieben aufgebaut ist, wird die Drehmomentsverteilung wie in der ersten bis zwölften Ausführungsform durch Übertragung eines gewünschten Anteils an Drehmoment von einer Seite zu der anderen Seite gesteuert, anstatt daß die Drehmomentsverteilung durch Verwendung eines Energieverlustes, wie eines Bremsens, gesteuert wird. Es ist daher möglich, ein gewünschtes Drehmomentsverteilungsverhältnis zu erhalten, ohne einen großen Drehmomentsverlust oder Energieverlust zu bewirken.
Des weiteren ist es erwünscht, nur einen Drehzahländerungsmechanismus 62 und nur einen Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 bereit zu stellen, so daß das System gemäß der dreizehnten Ausführungsform vorteilhaft in Bezug auf den Platzbedarf und die Kosten ist.
Da es immer möglich ist, durch Bedienen des Konnektorteils 63C mehr Antriebsdrehmoment von der Eingangswelle 6C zu der Seite der rechten Räder zu verteilen, um die Nabe 65 zusammen mit der Nabe 64 rotieren zu lassen und dadurch den Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 zu kuppeln oder durch Bedienen des Konnektorteils 63C auf die Seite der linken Räder zu verteilen, um die Nabe 66 zusammen mit der Nabe 64 rotieren zu lassen und so den Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 zu kuppeln, ist es immer möglich, daß auf die Seite der linken Räder oder die Seite der rechten Räder zu verteilende Drehmoment zu erhöhen.
Die Übertragung von Drehmoment auf die Seite der beim Kurvenfahren äußeren Räder kann daher uneingeschränkt bewirkt werden. Es ist so möglich, die Leistungsfähigkeit eines Fahrzeugs beim Kurvenfahren zu verbessern, z. B. durch Erhöhen der auf die Seite der beim Kurvenfahren äußeren Räder zu verteilenden Antriebskraft, wodurch auf das Fahrzeug ein Moment in Kurvenrichtung wirken kann, das zurückzuführen ist auf das Ungleichgewicht der Antriebskraft zwischen den linken und rechten Rädern und die Leistungsfähigkeit des Abbiegens beim Kurvenfahren kann dadurch verbessert werden.
Als nächstes wird das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung eines Fahrzeugs gemäß einer vierzehnten Ausführungsform beschrieben. In diesem System wird das oben beschriebene System der dreizehnten Ausführungsform für die Verteilung von Drehmoment zwischen Vorder- und Hinterrädern verwendet.
Der Gesamtaufbau eines Antriebssystems eines mit dem System der vierzehnten Ausführungsform ausgerüsteten Fahrzeugs ist im wesentlichen derselbe, wie oben in Verbindung mit der in Fig. 5 dargestellten zweiten Ausführungsform beschrieben. Die Beschreibung des. Gesamtaufbaus wird daher hier ausgelassen.
In der vierzehnten Ausführungsform werden, wie in der ersten Ausführungsform (siehe Fig. 1) ein Differentialgehäuse 3A, bei welchem die Antriebskraft eingeht, und Abtriebswellen 6A, 6B der Vorderradseite und Hinterradseite zum Abgeben von Antriebskraft, die vom Differentialgehäuse 3A einging, bereitgestellt. Das System der vierzehnten Ausführungsform ist zwischen der Abtriebswelle 6A der Vorderradseite, der Abtriebswelle 6B der Hinterradseite und dem Differentialgehäuse 3A angeordnet.
Bedingt durch den weiter unten zu beschreibenden Aufbau kann der Steuermechanismus 5H zur Antriebskraftübertragung des Steuersystems zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge Antriebskraft verteilen, die zu der Abtriebswelle 6A der Vorderradseite und der Abtriebswelle 6B der Hinterradseite in einem gewünschten Verhältnis übertragen werden soll, während er eine Getriebebewegung zwischen der Abtriebswelle 6A der Vorderradseite und der Abtriebswelle 6B der Hinterradseite zuläßt.
Der Steuermechanismus 5H zur Antriebskraftübertragung ist aus einem Drehzahländerungsmechanismus 53 und einem hydraulischen Mehrscheibennaßkupplungsmechanismus 57 aufgebaut und zwischen der Abtriebswelle 6B der Hinterradseite und dem Differentialgehäuse 3A angeordnet. Von diesen kann der Drehzahländerungsmechanismus 53 Umdrehungsfrequenz von einer Ausgabeeinrichtung nach einem entweder Beschleunigen oder Verzögern durch eine Ausgabeeinrichtung abgeben und ist mit einem Umschaltmechanismus 59 versehen, um den Zustand, in dem Umdrehungsfrequenz nach einer Beschleunigung abgegeben wird (ein beschleunigter Ausgabezustand) und den Zustand, in welchem Umdrehungsfrequenz nach einer Verzögerung abgegeben wird (ein verzögerter Ausgabezustand), zu ändern. Daher werden nur ein Drehzahländerungsmechanismus 53 und nur ein Kupplungsmechanismus 57 auf der Seite von nur einer der Abtriebswellen (in dieser Ausführungsform auf der Seite der Abtriebswelle 6A der Vorderradseite) bereitgestellt.
Der oben beschriebene Drehzahländerungsmechanismus 53 ist aus drei Sätzen von Planetengetriebemechanismen, die in Reihe miteinander verbunden sind, aufgebaut. Auf der Seite der Abtriebswelle 6B der Hinterradseite wird ein Sonnenrad 53A mit einem großen Durchmesser und ein Sonnenrad 53E mit einem kleinen Durchmesser bereitgestellt. Diese Sonnenräder 53A, 53E befinden sich an ihren äußeren Peripherien jeweils in Eingriff mit Planetengetrieben. (Plazietenritzeln) 53B, 53D.
Diese Planetengetriebe 53B, 53D sind auf einer Ritzelwelle 53C angebracht, die drehbar auf einem gemeinsamen Träger (einem stationären Teil) in der Weise angeordnet sind, daß die Planetengetriebe 53B, 53D zusammen mit der Ritzelwelle 53C drehbar sind. Im Gegensatz zu der Beziehung der Durchmesser zwischen den Sonnenrädern 53A und 53E ist der Durchmesser des Planetengetriebes 53B größer ausgebildet als der des Planetengetriebes 53D.
Ein weiteres Planetengetriebe 53F ist ebenfalls auf der Ritzelwelle 53C in der Weise angebracht, daß das Planetengetriebe 53F zusammen mit der Ritzelwelle 53C drehbar ist. Ein weiteres Sonnenrad 53G, das auf der Hohlwelle 11 befestigt ist, befindet sich in Eingriff mit dem Planetengetriebe 53F. Nebenbei bemerkt ist der Durchmesser des Sonnenrades 53G kleiner festgesetzt als der des Sonnenrades 53A, aber größer als der des Sonnenrades 53E, während der Durchmesser des Planetengetriebes 53F größter festgesetzt ist als der des Planetengetriebes 53B, aber kleiner als der des Planetengetriebes 53D.
Der Umschaltmechanismus 59 wird zwischen den Sonnenrädern 53A, 53E und der Abtriebswelle 613 der Hinterradseite bereitgestellt. Dieser Umschaltmechanismus 59 ist aus einem elektromagnetischen Aktuator (Solenoid) 59A, einem durch den Aktuator 59A angetriebenen Gleitheber 59B, einem durch den Gleitheber 59B angetriebenen Konnektorteil 59C, einer auf der Abtriebswelle 6B der Hinterradseite bereitgestellten Nabe, einer an der inneren Peripherie des Sonnenrades 53A bereitgestellten Nabe 59E und einer an der inneren Peripherie des Sonnenrades 53E bereitgestellten Nabe 59F aufgebaut. Der elektromagnetische Aktuator 59A wird in der Weise bereitgestellt, daß seine Arbeitsweise durch die Steuereinheit 18 geregelt wird.
Das Konnektorteil 59C ist an seiner inneren Peripherie mit der Nabe 59D über eine Kerbzahnung verbunden. Abhängig von der achsialen Position des Konnektorteils 59C kann das Konnektorteil 59C an seiner inneren Peripherie über eine Kerbzahnung mit der Nabe 59E oder der Nabe 59:F verbunden sein, so daß sie sich zusammen als eine Gesamteinheit drehen können.
Wenn das Konnektorteil 59C durch den Gleitheber 59B in eine zurückgezogene Position gebracht wird (mit anderen Worten, in die nach rechts bewegte Position, wie in Fig. 26 veranschaulicht) wird seine äußere Peripherie mit der Nabe 59E mittels einer darin ausgebildeten Kerbzahnung in Eingriff gebracht, so daß sich das Konnektorteil 59C zusammen mit der Nabe 59E dreht. Wenn das Konnektorteil 59C durch den Gleitheber 59B in eine vorgerückte Position gebracht wird (mit anderen Worten, in die nach links bewegte Position, wie in Fig. 26 veranschaulicht) wird seine äußere Peripherie mit der Nabe 59F über eine darin ausgebildete Kerbzahnung in Eingriff gebracht, so daß sich das Konnektorteil 59C zusammen mit der Nabe 59F drehen kann.
Wenn sich das Konnektorteil 59C in der zurückgezogenen Position befindet, ist die Abtriebswelle 6B der Hinterradseite daher mit dem Sonnenrad 53A über die Nabe 59D, das Konnektorteil 590 und die Nabe 59E verbunden, so daß die Rotation der Abtriebswelle 6B der Hinterradseite vom Sonnenrad 53A, dem Planetengetriebe 53B und der Ritzelwelle 53C über das Planetengetriebe 53F und das Sonnenrad 53G an die Hohlwelle 11 abgegeben wird. Da der Durchmesser des Sonnenrades 53G kleiner ist als der Durchmesser des Sonnenrades 53A und der Durchmesser des Planetengetriebes 53F größer ist als der des Planetengetriebes 53B, dreht sich das Sonnenrad 53G mit einer höheren Geschwindigkeit als das Sonnenrad 53A. Mit anderen Worten dreht sich die Hohlwelle 11 mit einer größeren Geschwindigkeit als die Abtriebswelle 6B der Hinterradseite. Der Drehzahländerungsmechanismus 53 arbeitet daher als ein Beschleunigungsmechanismus.
Wenn sich das Konnektorteil 59C in der vorgerückten Position befindet, wird auf der anderen Seite die Abtriebswelle 6B der Hinterradseite über die Nabe 59D, das Konnektorteil 59C und die Nabe 59F mit dem Sonnenrad 53E verbunden, so daß die Rotation der Abtriebswelle 6B der Hinterradseite vom Sonnenrad 53E, dem Planetengetriebe 53D und der Ritzelwelle 53C über das Planetengetriebe 53F und das Sonnenrad 53G an die Hohlwelle 11 abgegeben wird. Da der Durchmesser des Sonnenrades 53G größer ist als der Durchmesser des Sonnenrades 53E und der Durchmesser des Planetengetriebes 53F kleiner ist als der Durchmesser des Planetengetriebes 53D, dreht sich das Sonnenrad 53G mit einer geringeren Geschwindigkeit als das Sonnenrad 53E. Mit anderen Worten dreht sich die Hohlwelle 11 mit einer geringeren Geschwindigkeit als die Abtriebswelle 6B der Hinterradseite. Der Drehzahländerungsmechanismus 53 arbeitet daher als ein Verzögerungsmechanismus.
Der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 57 ist zwischen der Hohlwelle 11 und dem Differentialgehäuse 3A, das sich auf der Seite des Differentialgehäuses 3A befindet, angeordnet. Durch Kuppeln des Mehrscheibenkupplungsmechanismus 57 kann Antriebskraft zwischen dem Differentialgehäuse 3A und der Hohlwelle 11 übertragen werden.
Wenn das Konnektorteil 59C in die zurückgezogene Position gebracht wird, dreht sich z. B. die Hohlwelle 11 als die Abgabeeinrichtung des Drehzahländerungsmechanismus 53 mit einer höheren Geschwindigkeit als die Abtriebswelle 6B der Hinterradseite, so daß Antriebskraft von der Seite der Hohlwelle 11, die sich mit höherer Geschwindigkeit dreht, zu der Seite des Differentialgehäuses 3A zurückgeführt wird. Die Antriebskraft, die auf die Seite der Abtriebswelle 6B der Hinterradseite zu verteilen ist, wird durch den Anteil der so zurückgeführten Antriebskraft verringert und im Gegensatz dazu wird die Antriebskraft, die auf die Seite der Abtriebswelle 6A der Vorderradseite zu verteilen ist, durch den Anteil an so zurückgeführter Antriebskraft erhöht.
Wenn das Konnektorteil 59C in die vorgerückte Position gebracht wird, dreht sich z. B. die Hohlwelle 11 als die Abgabeeinrichtung des Drehzahländerungsmechanismus 53 mit einer geringeren Geschwindigkeit als die Abtriebswelle 6B der Hinterradseite, so daß Antriebskraft von der Seite des Differentialgehäuses 3A, das sich mit einer höheren Geschwindigkeit dreht, zu der Seite der Hohlwelle 11 zurückgeführt wird. Die Antriebskraft, die auf die Seite der Abtriebswelle 6B der Hinterradseite zu verteilen ist, wird durch den Anteil der so zurückgeführten Antriebskraft erhöht, und im Gegensatz dazu wird die Antriebskraft, die auf die Seite der Abtriebswelle 6A der Vorderradseite zu verteilen ist, durch den Anteil der so zurückgeführten Antriebskraft erniedrigt.
Da das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge gemäß der erfindungsgemäßen vierzehnten Ausführungsform wie oben beschrieben aufgebaut ist, wird die Drehmomentsverteilung wie in der zweiten, vierten, sechsten, achten, zehnten und zwölften Ausführungsform durch Übertragung eines gewünschten Anteils an Drehmoment von einer Seite zu der anderen Seite gesteuert, anstatt daß die Drehmomentsverteilung durch Verwendung eines Energieverlustes, wie eines Bremsens, gesteuert wird. Es ist daher möglich, ein gewünschtes Drehmomentverteilungsverhältnis zwischen Vorder/Hinterrädern zu erhalten, ohne einen großen Drehmomentsverlust oder Energieverlust zu bewirken.
Des weiteren ist es erwünscht, nur einen Drehzahländerungsmechanismus 53 und nur einen Mehrscheibenkupplungsmechanismus 57 bereitzustellen, so daß das System der vierzehnten Ausführungsform in Bezug auf den Platzbedarf und die Kosten vorteilhaft ist.
Als nächstes wird das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge gemäß einer fünfzehnten Ausführungsform beschrieben. Der Gesamtaufbau des Antriebssystems eines mit dem System ausgerüsteten Fahrzeugs ist im wesentlichen derselbe, wie der oben in Verbindung mit der in Fig. 2 dargestellten ersten Ausführungsform beschriebene. Die Beschreibung des Gesamtaufbaus wird daher hier ausgelassen.
In der fünfzehnten Ausführungsform sind wie in der ersten Ausführungsform (siehe Fig. 1 und 2) die Eingangswelle 6C, bei welcher Antriebskraft eingeht, und die Abtriebswellen 13, 14 der linken Radseite und der rechten Radseite zum Abgeben der von der Eingangswelle 6C eingehenden Antriebskraft bereitgestellt, wie in Fig. 27 gezeigt. Das System der fünfzehnten Ausführungsform ist zwischen der Abtriebswelle 13 der linken Radseite und der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite angeordnet.
Bedingt durch den weiter unten zu beschreibenden Aufbau kann der Steuermechanismus 91 zur Antriebskraftübertragung des Steuersystems zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge Antriebskraft, die auf die Abtriebswelle 13 der linken Radseite und die Abtriebswelle 14 der rechten Radseite in einem gewünschten Verhältnis zu übertragen ist, verteilen, während er eine Getriebebewegung zwischen der Abtriebswelle 13 der linken Radseite und der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite zuläßt.
Zwischen der Abtriebswelle 13 der linken Radseite und der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite sind ein Drehzahländerungsmechanismus 99 und der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 angeordnet. Dieser Drehzahländerungsmechanismus 99 kann Umdrehungsfrequenz der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite abgeben, nachdem er sie entweder beschleunigt oder verzögert hat und wird zusammen mit einem Umschaltmechanismus 101 zum Umschalten des Zustandes, in dem die Umdrehungsfrequenz der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite nach dem Beschleunigen (ein beschleunigter Abgabezustand) und dem Zustand, in dem die Umdrehungsfrequenz nach einer Verzögerung (ein verzögerter Abgabezustand) abgegeben wird, bereitgestellt. Daher werden nur ein Drehzahländerungsmechanismus 99 und nur ein Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 bereitgestellt.
Der Drehzahländerungsmechanismus 99 ist aus drei Sätzen von Getriebemechanismen aufgebaut, die zwischen der Abtriebswelle 13 der linken Radseite und einer Welle (Zwischenwelle) 99C, die sich parallel zu der Abtriebswelle 13 der linken Radseite erstreckt, angeordnet sind. Mit anderen Worten sind ein Getrieberad 99A mit kleinem Durchmesser und ein Getrieberad 99B mit großem Durchmesser auf der Seite der Zwischenwelle 99C bereitgestellt, während ein Getrieberad 14A mit großem Durchmesser und ein Getrieberad 14B mit kleinem Durchmesser auf der Abtriebswelle 13 der linken Radseite angebracht sind. Das Getrieberad 99A und das Getrieberad 14A sind miteinander verzahnt, während das Getrieberad 99B und das Getrieberad 14B miteinander verzahnt sind. Die Getrieberäder 99A, 99B sind jedoch über den Umschaltmechanismus 101 mit der Zwischenwelle 99C verbunden und drehen sich in Abhängigkeit von dem Zustand des Umschaltmechanismus 101 relativ zu oder zusammen mit der Zwischenwelle 99C.
Ein Getrieberad. 99D mit einem Zwischendurchmesser ist an dem zur linken Radseite weisenden Ende der Zwischenwelle 99C angebracht und ein weiteres Getrieberad 100C mit einem Zwischendurchmesser ist auf der Seite der Abtriebswelle 13 der linken Radseite angeordnet. Diese Getrieberäder 99D und 100C sind miteinander verzahnt. Des weiteren ist der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 zwischen dem Getrieberad 100C und der Abtriebswelle 13 der linken Radseite angeordnet.
Der Umschaltmechanismus 101 ist aus einem elektromagnetischen Aktuator (Solenoid) 101A, einem durch den Aktuator 101A angetriebenen Gleitheber 101B, einem durch den Gleitheber 101B angetriebenen Konnektorteil 101C, einer auf der Zwischenwelle 99C bereitgestellten Nabe 67, einer mit dem Getrieberad 99A verbundenen Nabe 68 und einer mit dem Sonnenrad 99B verbundenen Nabe 69 aufgebaut. Der elektromagnetische Aktuator 101A wird in einer solchen Weise bereitgestellt, daß sein Betrieb durch die Steuereinheit 18 geregelt werden kann.
Das Konnektorteil 101C ist entfernbar zwischen einer Position angeordnet, an der das Konnektorteil 101C über eine Kerbzahnung mit den Naben 67, 68 verbunden ist und sich zusammen mit den Naben 67, 68 dreht und einer anderen Position, an welcher das Konnektorteil 10 1C über eine Kerbzahnung ist mit den Naben 67, 69 verbunden und sich zusammen mit den Naben 67, 69 dreht.
Wenn das Konnektorteil 101C durch den Gleitheber 101B in eine zurückgezogene Position gebracht wird (mit anderen Worten, in die nach links bewegte Position, wie in Fig. 27 dargestellt) drehen sich die Nabe 67 und die Nabe 68 zusammen über das Konnektorteil 101C. Wenn das Konnektorteil 101C durch den Gleitheber 1B in eine vorgerückte Position gebracht wird (mit anderen Worten, in die nach rechts bewegte Position, wie in Fig. 27 dargestellt) drehen sich die Nabe 67 und die Nabe 69 zusammen über das Konnektorteil 101C.
Wenn sich das Konnektorteil 101C in der zurückgezogenen Position befindet, wird die Rotation der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite über die Getrieberäder 14A, 99A, die Nabe 67, das Konnektorteil 101C und die Nabe 68 auf die Zwischenwelle 99C übertragen und weiter zu dem Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 über das Getrieberad 99E und das Getrieberad 100C. Zu dieser Zeit dreht sich das Getrieberad 100C aufgrund der Größen (der Anzahl der Zähne) der Getrieberäder 14A, 99A, 99E und 100C mit einer höheren Geschwindigkeit als die Abtriebswelle 14 der rechten Radseite. Mit anderen Worten wird die Rotation der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite beschleunigt und dann an das Getrieberad 100C abgegeben.
Wenn sich auf der anderen Seite das Konnektorteil 101C in der vorgerückten Position befindet, wird die Rotation der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite über die Getrieberäder 14B, 99B, die Nabe 67, das Konnektorteil 101C und die Nabe 69 auf die Zwischenwelle 99C übertragen und weiter über die Getrieberäder 99E, 100C zu dem Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12. Zu dieser Zeit dreht sich das Getrieberad 100C bedingt durch die Größen (die Anzahl der Zähne) der Getrieberäder 14B, 99B, 99E und 100C mit einer geringeren Geschwindigkeit als die Abtriebswelle 14 der rechten Radseite. Mit anderen Worten wird die Rotation der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite vermindert und dann an das Getrieberad 100C abgegeben.
Wenn der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 mit dem Konnektorteil 101C gekuppelt wird, das in der zurückgezogenen Position gehalten wird, drehen sich die Kupplungsscheiben auf der Seite des beschleunigten Getrieberades 100C mit einer höheren Geschwindigkeit als die Kupplungsscheiben auf der Seite der Abtriebswelle 13 der linken Radseite, so daß Drehmoment von der Seite der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite zu der Abtriebswelle 13 der linken Radseite übertragen wird.
Wenn der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 mit dem in die vorgerückte Position gebrachten Konnektorteil 101C gekuppelt wird, drehen sich auf der anderen Seite die Kupplungsscheiben auf der Seite des verzögerten Getrieberades 100C mit einer geringeren Geschwindigkeit als die Kupplungsscheiben auf der Seite der Abtriebswelle 13 der linken Radseite, so daß Drehmoment von der Seite der Abtriebswelle 13 der linken Radseite zu der Seite der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite übertragen wird.
Insbesondere wird das Drehzahländerungsverhältnis (Beschleunigungsverhältnis) des oben beschriebenen Drehzahländerungsmechanismus 99 auch so festgesetzt, daß es die weiter unten beschriebene Bedingung in dem System der fünfzehnten Ausführungsform erfüllt.
Das Drehzahländerungsverhältnis wird in der Weise festgesetzt, daß selbst dann, wenn das Verhältnis der Umdrehungsfrequenz der linken Räder zu den rechten Rädern am größten wird, während das Fahrzeug um die Kurve fährt, die Hoch/Niedrig-Beziehung zwischen der Umdrehungsfrequenz auf der Seite der Kupplungsscheiben 12A (d. h. auf der Seite der Hohlwelle 11, die die Ausgabeeinrichtung des Drehzahländerungsmechanismus 99 darstellt) und der auf der Seilte der Kupplungsscheiben 12B (d. h. auf der Seite des Differentialgehäuses 8A, das sich auf der Seite der Eingangswelle 6C befindet) in dem Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 unverändert bleibt.
Nebenbei sei bemerkt, daß das Drehzahländerungsverhältnis (Beschleunigungsverhältnis) des Drehzahländerungsmechanismus 99 sowohl durch die vorherbestimmten Übersetzungsverhältnisse zwischen den Getrieberädern 14A, 99A, 99D und 100C als auch durch das vorherbestimmte Übersetzungsverhältnis zwischen den Getrieberädern 14B, 99B, 99D und 100C bestimmt wird.
Unter Verwendung des steuerbaren maximalen Umdrehungsfrequenzverhältnisses Smax und dem maximalen Geschwindigkeitsverhältnis der linken/rechten Räder αmax können die Festsetzungsbedingungen für das Drehzahländerungsverhältnis (Beschleunigungsverhältnis) des Drehzahländerungsmechanismus 99 als das Festsetzen des Drehzahländerungsverhältnisses in der Weise ausgedrückt werden, daß die folgende Gleichung erfüllt wird:
Smax > αmax
Unabhängig davon, wie groß die Differenz der Umdrehungsfrequenz zwischen den linken und rechten Rädern beim Kurvenfahren eines Fahrzeugs auftritt, macht es eine solche Festsetzung in der dargestellten Ausführungsform immer möglich, den Mehrscheibenkupplungsmechanismus durch Bedienen des Konnektorteils 101C zu kuppeln, um die Nabe 68 zusammen mit der Nabe 67 sich drehen zu lassen, so daß Antriebsdrehmoment von der Eingangswelle 6C mehr zu der Seite der linken Räder verteilt werden kann oder den Mehrscheibenkupplungsmechanismus durch Bedienen des Konnektorteils 101C so zu kuppeln, daß die Nabe 69 sich zusammen mit der Nabe 67 dreht, so daß Antriebsdrehmoment von der Eingangswelle 6C mehr zu der Seite der rechten Räder verteilt werden kann.
Da das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge gemäß der erfindungsgemäßen fünfzehnten Ausführungsform wie oben beschrieben aufgebaut ist, wird die Verteilung, Drehmoment wie in der ersten, dritten, fünften, siebten, neunten, elften und dreizehnten Ausführungsform durch Übertragung eines gewünschten Anteils an Drehmoment von einer Seite zu der anderen Seite gesteuert, anstatt das die Drehmomentsverteilung durch Verwendung eines Energieverlustes, wie eines Bremsens, gesteuert wird. Es ist daher möglich Drehmoment in einem gewünschten Verhältnis zu den linken und rechten Antriebsrädern zu verteilen, ohne einen großen Drehmomentsverlust oder Energieverlust zu bewirken.
Des weiteren ist es erwünscht, nur einen Drehzahländerungsmechanismus 99 und nur einen Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 bereit zu stellen, so daß das System gemäß der fünfzehnten Ausführungsform in Bezug auf den Platzbedarf und die Kosten vorteilhaft ist.
Da es immer möglich ist, mehr Antriebsdrehmoment durch Betätigen des Konnektorteils 101 von der Eingangswelle 6C zu der Seite der linken Räder zu verteilen, um die Nabe 68 zusammen mit der Nabe 67 drehen zu lassen und so den Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 zu kuppeln, oder zu der Seite der rechten Räder durch Betätigen des Konnektorteils 101, um die Nabe 69 zusammen der Nabe 67 drehen zu lassen und so den Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 zu kuppeln, ist es immer möglich, das zu der Seite der linken Räder oder zu der Seite der rechten Räder zu verteilende Drehmoment zu erhöhen.
Die Übertragung von Drehmoment zu der Seite der äußeren Räder kann daher beim Kurvenfahren uneingeschränkt bewirkt werden. Es ist so möglich, die Leistungsfähigkeit eines Fahrzeuges beim Kurvenfahren z. B. durch Erhöhen der Antriebskraft, die auf die Seite der beim Kurvenfähren äußeren Räder zu verteilen ist, zu erhöhen, wobei ein Moment in Richtung auf die Kurvenrichtung des Fahrzeugs erzeugt werden kann, der bedingt ist durch das Ungleichgewicht in der Antriebskraft zwischen den linken und rechten Rädern und die Leistungsfähigkeit des Abbiegens beim Kurvenfahren kann so verbessert werden.
In folgenden wird das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge gemäß einer sechzehnten Ausführungsform beschrieben. In diesem System wird das oben beschrieben System der fünfzehnten Ausführungsform zur Verteilung von Drehmoment zwischen Vorder- und Hinterrädern verwendet.
Der Gesamtaufbau des Antriebssystems eines mit dem System der sechzehnten Ausführungsform ausgerüsteten Fahrzeugs ist im wesentlichen derselbe, wie oben in Verbindung mit der in Fig. 5 gezeigten zweiten Ausführungsform beschrieben. Die Beschreibung des Gesamtaufbaus wird daher hier ausgelassen.
In der sechzehnten Ausführungsform werden wie in der zweiten Ausführungsform (siehe Fig. 5) das Differentialgehäuse 3A, bei dem Antriebskraft eingeht, und die Abtriebswellen 6A, 6B der Vorderradseite und der Hinterradseite zum Abgeben von Antriebskraft, die durch das Differentialgehäuse 3A aufgenommen wurde, bereitgestellt. Das System der sechzehnten Ausführungsform ist zwischen der Abtriebswelle 6A und der Abtriebswelle 6B angeordnet. Bedingt durch den weiter unten zu beschreibenden Aufbau kann der Steuermechanismus 51 zur Antriebskraftübertragung des Steuersystems zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge Antriebskraft, die zu der Abtriebswelle 6A der Vorderradseite und der Abtriebswelle 6B der Hinterradseite zu übertragen ist, in einem gewünschten Verhältnis verteilen, während er eine Getriebebewegung zwischen der Abtriebswelle 6A der Vorderradseite und der Abtriebswelle 6B der Hinterradseite erlaubt.
Zwischen der Abtriebswelle 6A der Vorderradseite und der Abtriebswelle 6B der Hinterradseite sind ein Drehzahländerungsmechanismus 52 und eine hydraulische Mehrscheibennaßkupplung angeordnet. Der Drehzahländerungsmechanismus 52 kann Umdrehungsfrequenz von der Abtriebswelle 6B der Hinterradseite, nachdem sie entweder beschleunigt oder vermindert wurde, abgeben und wird zusammen mit einem Umschaltmechanismus 58 zum Umschalten eines Zustandes, bei welchem die Umdrehungsfrequenz nach einer Beschleunigung abgegeben wird (ein beschleunigter Abgabezustand) und eines Zustandes, bei welchem die Umdrehungsfrequenz nach einer Verzögerung abgegeben wird (ein verzögerter Ausgabezustand) bereitgestellt. Daher werden nur ein Drehzahländerungsmechanismus 52 und nur ein Mehrscheibenkupplungsmechanismus 56 bereitgestellt.
Der Drehzahländerungsmechanismus 52 ist aus drei Sätzen von Getrieberadmechanismen aufgebaut, die zwischen der Abtriebswelle 6A der Vorderradseite und einer Welle (Zwischenwelle) 62C, die sich parallel zu der Abtriebswelle 6A der Vorderradseite erstreckt, angeordnet. Mit anderen Worten werden ein Getrieberad 52B mit kleinem Durchmesser und ein Getrieberad 52E mit großem Durchmesser auf der Seite der Zwischenwelle 62C bereitgestellt, während ein Getrieberad 52A mit großem Durchmesser und ein Getrieberad 62D mit kleinem Durchmesser auf der Abtriebswelle 6A der Vorderradseite angebracht sind. Das Getrieberad 52B und das Getrieberad 52A sind miteinander verzahnt und das Getrieberad 52E und das Getrieberad 52D sind miteinander verzahnt. Die Getrieberäder 52B, 52E sind jedoch mit der Zwischenwelle 52C über den Umschaltmechanismus 58 verbunden und drehen sich abhängig von dem Zustand des Umschaltmechanismus 58 relativ zueinander oder zusammen mit der Zwischenwelle 52C.
Ein Getrieberad 52F mit einem Zwischendurchmesser ist an dem zu der Vorderradseite weisenden Ende der Zwischenwelle 52C angebracht und ein anderes Getrieberad 52G mit einem Zwischendurchmesser ist an dem in Richtung auf die Vorderradseite weisenden Ende der Abtriebswelle 6A angeordnet. Diese Getrieberäder 52F und 52G greifen ineinander. Des weiteren ist der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 56 zwischen dem Getrieberad 52G und der Abtriebswelle 6B der Hinterradseite angeordnet.
Der Umschaltmechanismus 58 ist aus einem elektromagnetischen Aktuator (Solenoid) 58A, einem durch den Aktuator 58A angetriebenen Gleitheber 58B, einem durch den Gleitheber 58B angetriebenen Konnektorteil 58C, einer auf der Zwischenwelle 52C vorgesehenen Nabe 58D, einer mit dem Getrieberad 52B verbundenen Nabe 58F und einer mit dem Getrieberad 52E verbundenen Nabe 58E aufgebaut. Der elektromagnetische Aktuator 58A wird in der Weise bereitgestellt, daß seine Arbeitsweise durch die Steuereinheit 18 geregelt wird.
Das Konnektorteil 58C ist entfernbar zwischen einer Position angeordnet, an der das Konnektorteil 5SC über eine Kerbzahnung mit den Naben 58D, 58F verbunden ist und wo es sich zusammen mit den Naben 58D, 58F dreht und einer weiteren Position, wo das Konnektorteil 58C über eine Kerbzahnung mit den Naben 58D, 58E verbunden ist und wo es sich zusammen mit den Naben 58D, 58E dreht.
Wenn das Konnektorteil 58C durch den Gleitheber 58B in eine zurückgezogene Position (mit anderen Worten, in die nach rechts bewegte Position, wie in Fig. 28 veranschaulicht) bewegt wird, drehen sich die Nabe 58D und die Nabe 58F zusammen über das Konnektorteil 58C. Wenn das Konnektorteil 58C durch den Gleitheber 58B in eine vorgerückte Position (mit anderen Worten, im die nach links bewegte Position, wie in Fig. 28 veranschaulicht) bewegt wird, drehen sich die Nabe 58D und die Nabe 58E zusammen über das Konnektorteil 58C.
Wenn sich das Konnektorteil 58C in der zurückgezogenen Position befindet, wird die Rotation der Abtriebswelle 6A der Vorderradseite über die Getrieberäder 52A, 52B, die Nabe 58F, das Konnektorteil 58C und die Nabe 58D zu der Zwischenwelle 52C übertragen und weiter über die Getrieberäder 52E, 52G zu dem Mehrscheibenkupplungsmechanismus 56. Zu dieser Zeit dreht sich das Getrieberad 52G bedingt durch die Größe (die Anzahl der Zähne) der Getrieberäder 52A, 52B, 52E und 52G mit einer höheren Geschwindigkeit als die Abtriebswelle 6A der Vorderradseite. Mit anderen Worten wird die Rotation der Abtriebswelle 6A der Vorderradseite beschleunigt und dann an das Getrieberad 52G abgegeben.
Wenn sich das Konnektorteil 58C in der vorgerückten Position befindet, wird auf der anderen Seite die Rotation der Abtriebswelle 6A der Vorderradseite über die Getrieberäder 52D, 52E, die Nabe 58E, das Konnektorteil 58C und die Nabe 58D zu der Zwischenwelle 52C übertragen und weiter über die Getrieberäder 52F, 52G zu dem Mehrscheibenkupplungsmechanismus 56. Zu dieser Zeit dreht sich das Getrieberad 52G bedingt durch die Größen (die Anzahl der Zähne) der Getrieberäder 52D, 52E, 52F und 52G mit einer geringeren Geschwindigkeit als die Abtriebswelle 6A der Vorderradseite. Mit anderen Worten wird die Rotation der Abtriebswelle 6A der Vorderradseite vermindert und dann an das Getrieberad 52G abgegeben.
Wenn der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 56 mit dem Konnektorteil gekuppelt wird, das in der zurückgezogenen Position gehalten wird, drehen sich die Kupplungsscheiben auf der Seite des beschleunigten Getrieberades 52G mit einer höheren Geschwindigkeit als die Kupplungsscheiben auf der Seite der Abtriebswelle 6B der Hinterradseite, so daß Drehmoment von der Seite der Abtriebswelle 6A der Vorderradseite zu der Abtriebswelle 6B der Hinterradseite übertragen wird.
Wenn der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 56 mit dem Konnektorteil 58C gekuppelt ist, das in der vorgerückten Position angeordnet ist, drehen sich auf der anderen Seite die Kupplungsscheiben auf der Seite des verzögerten Getrieberades 52B mit einer geringeren Geschwindigkeit als die Kupplungsscheiben auf der Seite der Abtriebswelle 6B der Hinterradseite, so daß Drehmoment von der Seite der Abtriebswelle 6B der Hinterradseite zu der Abtriebswelle 6A der Vorderradseite übertragen wird.
Da das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge gemäß der erfindungsgemäßen sechzehnten Ausführungsform wie oben beschrieben aufgebaut ist, wird die Verteilung von Drehmoment wie in der zweiten, vierten, sechsten, achten, zehnten, zwölften und vierzehnten Ausführungsform durch Übertragung eines gewünschten Anteils an Drehmoment von einer Seite zu der anderen Seite gesteuert, anstatt daß die Drehmomentsverteilung durch Verwendung eines Energieverlustes, wie eines Bremsens, gesteuert wird. Es ist daher möglich, Drehmoment in einem gewünschten Verhältnis zu den linken und rechten Antriebsrädern zu verteilen, ohne einen großen Drehmomentsverlust oder Energieverlust zu bewirken.
Des weiteren ist es erwünscht, nur einen Drehzahländerungsmechanismus 52 und nur einen Mehrscheibenkupplungsmechanismus 56 bereitzustellen, so daß das System gemäß der fünfzehnten Ausführungsform in Bezug auf den Platzbedarf und die Kosten vorteilhaft ist.
Das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge gemäß einer siebzehnten Ausführungsform wird im folgenden beschrieben. Der Gesamtaufbau des Antriebssystems eines Fahrzeugs, das mit dem System ausgerüstet ist, ist im wesentlichen derselbe, wie oben in Verbindung mit der in Fig. 2 gezeigten ersten Ausführungsform beschrieben. Daher wird die Beschreibung des Gesamtaufbaus hier ausgelassen.
In einem Steuermechanismus zur Antriebskraftübertragung 9E, der in dem Steuersystem zur Antriebskraftverteilung angeordnet ist, wird eine Welle (Zwischenwelle) 51C, die sich parallel zu den Abtriebswellen 13, 14 erstreckt, bereitgestellt, wie in Fig. 29 veranschaulicht. Die Welle 51C weist ein Getrieberad 51B mit einem mittleren Durchmesser, ein Getrieberad 51D mit einem großen Durchmesser und ein Getrieberad 51E mit einem kleinen Durchmesser auf. Eine der Abtriebswellen, d. h. die Abtriebswelle 13, weist ein Zwischengetrieberad 51A auf, das sich drehbar in Eingriff befindet mit dem Zwischengetrieberad 51B, und die andere Abtriebswelle, d. h. die Abtriebswelle 14, weist ein Getrieberad 51F mit einem kleinen Durchmesser auf, das sich drehbar in Eingriff befindet mit einem Getrieberad 51D mit großem Durchmesser und ebenso mit einem Getrieberad 51G mit einem großen Durchmesser, das sich drehbar in Eingriff befindet mit dem Getrieberad 51E mit kleinem Durchmesser. Diese Getrieberäder 51A, 51B, 51D und 51F in Kombination bilden einen Beschleunigungsmechanismus als Drehzahländerungsmechanismus, während die Getrieberäder 51A, 51B, 51E und 51G in Kombination einen Verzögerungsmechanismus als einen weiteren Drehzahländerungsmechanismus bilden.
Zwischen der Abtriebswelle 14 und dem Getrieberad 51F mit kleinem Durchmesser und zwischen der Abtriebswelle 14 und dem Getrieberad 51G mit großem Durchmesser sind jeweils hydraulische Mehrscheibenkupplungen 54, 55 angeordnet. Nebenbei sei bemerkt, daß die Mehrscheibenkupplungen 54, 55 auf der Zwischenwelle 51C angeordnet sein können.
Daraus folgt, daß die Zwischenwelle 51C sich mit derselben Geschwindigkeit dreht, wie die Abtriebswelle 13, während sich das Getrieberad 51F mit kleinem Durchmesser auf der Abtriebswelle 14 mit einer höheren Geschwindigkeit dreht als diese Zwischenwelle 51C und die Abtriebswelle 13, wobei das Getrieberad 51F mit kleinem Durchmesser sich mit einer höheren Geschwindigkeit dreht als die Abtriebswelle 14 während des Normalbetriebs, bei welchem keine wesentliche Getriebebewegung zwischen den linken und rechten Rädern stattfindet. Auf der anderen Seite dreht sich das Getrieberad 51G mit großem Durchmesser, das auf der Abtriebswelle 14 angebracht ist, mit einer geringeren Geschwindigkeit als die Zwischenwelle 51C und die Abtriebswelle 13, so daß das Getrieberad 51E mit großem Durchmesser sich mit einer geringeren Geschwindigkeit dreht als die Abtriebswelle 14 während des Normalbetriebs, bei welchem keine wesentliche Getriebebewegung zwischen den linken und rechten Rädern stattfindet.
Wenn der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 54 gekuppelt ist, wird daher Drehmoment von der Seite des Getrieberades 51F mit kleinem Durchmesser, das sich mit einer höheren Geschwindigkeit dreht als die Abtriebswelle 14, zu der Seite der Abtriebswelle 14 übertragen, so daß das Drehmoment, das zu der Seite der Abtriebswelle 13 zu übertragen ist, durch den so übertragenen Anteil an Drehmoment vermindert wird.
Wenn auf der anderen Seite der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 55 gekuppelt ist, wird Drehmoment von der Seite der Abtriebswelle 14 zu der Seite des Getrieberades 51G mit großem Durchmesser, das sich mit geringerer Geschwindigkeit dreht als die Abtriebswelle 14, zurückgeführt, so daß das auf die Seite der Abtriebswelle 13 zu übertragende Drehmoment durch den Anteil des so zurückgeführten Drehmoments erhöht wird.
Da die Mehrscheibenkupplungsmechanismen 54, 55 von der hydraulisch angetriebenen Art sind, können die Kupplungszustände der Mehrscheibenkupplungsmechanismen 54, 55 durch Einstellen der Höhe des hydraulischen Druckes gesteuert werden, so daß der Anteil an Antriebskraft, der von der Eingangswelle 6C zu der Abtriebswelle 13 der linken Radseite oder zu der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite geführt werden soll (mit anderen Worten, das Verteilungsverhältnis der Antriebskraft auf die linken/rechten Räder), mit ausreichender Genauigkeit gesteuert werden kann.
Die beiden Mehrscheibenkupplungsmechanismen 54, 55 sind so angeordnet, daß sie nicht zur gleichen Zeit vollständig gekuppelt sein können. Sie sind in der Weise ausgebildet, daß, wenn einer der beiden Mehrscheibenkupplungsmechanismen 54, 55 vollständig gekuppelt ist, der andere Mehrscheibenkupplungsmechanismus einem Schlupf unterliegt.
Insbesondere wird das Drehzahländerungsverhältnis (Beschleunigungsverhältnis) eines jeden der oben beschriebenen Drehzahländerungsmechanismen auch so festgesetzt, daß die weiter unten beschriebene Bedingung in dem System gemäß der siebten Ausführungsform erfüllt ist.
Das Drehzahländerungsverhältnis wird in der Weise festgesetzt, daß selbst dann, wenn das Verhältnis der Umdrehungsfrequenz der linken Räder zu den rechten Rädern am größten wird, während das Fahrzeug um die Kurve fährt, sowohl die Hoch/Niedrig-Beziehung zwischen der Umdrehungsfrequenz der Kupplungsscheiben auf der Seite des Getrieberades 51F und die der Kupplungsscheiben auf der Seite der Abtriebswelle 14 in dem Mehrscheibenkupplungsmechanismus 54, als auch die Hoch/Niedrig-Beziehung zwischen der Umdrehungsfrequenz der Kupplungsscheiben auf der Seite der Getrieberäder 51G und die der Kupplungsscheiben auf der Seite der Abtriebswelle 14 in dem Mehrscheibenkupplungsmechanismus 55 unverändert bleibt.
Nebenbei bemerkt werden die Drehzahländerungsverhältnisse (Beschleunigungsverhältnisse) der Drehzahländerungsmechanismen jeweils durch das vorherbestimmte Übersetzungsverhältnis zwischen den Getrieberädern 51A, 51B, 51D und 51F und das vorherbestimmte Übersetzungsverhältnis zwischen den Getrieberädern 51A, 51B, 51E und 51G bestimmt.
Unter Verwendung des maximalen steuerbaren Umdrehungsfrequenzverhältnisses Smax und des maximalen Geschwindigkeitsverhältnisses der linken/rechten Räder αmax, können die Festsetzungsbedingungen für das Drehzahländerungsverhältnis (Beschleunigungsverhältnis) eines jeden der Drehzahländerungsmechanismen als das Festsetzen des Drehzahländerungsverhältnisses zur Erfüllung der folgenden Gleichung ausgedrückt werden:
Smax > αmax
Unabhängig davon, wie groß der Unterschied in der Umdrehungsfrequenz zwischen den linken und rechten Rädern beim Kurvenfahren eines Fahrzeugs auftritt, macht es eine solche Festsetzung in der dargestellten Ausführungsform immer möglich, mehr Antriebsdrehmoment von der Eingangswelle 6C durch Kuppeln des Mehrscheibenkupplungsmechanismus 54 zu der Seite der rechten Räder oder durch Kuppeln des Mehrscheibenkupplungsmechanismus 55 zu der Seite der linken Räder zu verteilen.
Da das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge gemäß der erfindungsgemäßen siebzehnten Ausführungsform in der oben beschriebenen Weise aufgebaut ist, wird die Verteilung von Drehmoment wie in der ersten, dritten, fünften, siebten, neunten, elften, dreizehnten und fünfzehnten Ausführungsform durch Übertragung eines gewünschten Anteils an Drehmoment von einer Seite zu der anderen Seite gesteuert, anstatt daß die Verteilung von Drehmoment durch Verwendung eines Energieverlustes, wie eines Bremsens, gesteuert wird. Es ist daher möglich, Drehmoment in einem gewünschten Verhältnis zu den linken und rechten Rädern zu verteilen, ohne einen großen Drehmomentsverlust oder Energieverlust zu bewirken.
Da es wie in der dritten Ausführungsform immer möglich ist, mehr Drehmoment von der Eingangswelle 6C durch Kuppeln des Mehrscheibenkupplungsmechanismus 54 auf die Seite der rechten Räder zu verteilen, oder durch Kuppeln des Mehrscheibenkupplungsmechanismus 55 zu der Seite der linken Räder, ist es immer möglich, das auf die Seite der linken Räder oder auf die Seite der rechten Räder zu verteilende Drehmoment zu erhöhen.
Eine Drehmomentübertragung zu der Seite der äußeren Räder kann daher beim Kurvenfahren uneingeschränkt bewirkt werden. Es ist so möglich, die Leistungsfähigkeit beim Kurvenfahren eines Fahrzeugs z. B. durch Erhöhen der zu der Seite der beim Kurvenfahren äußeren Räder zu verteilenden Antriebskraft zu verbessern, wodurch ein Moment in Kurvenrichtung auf das Fahrzeug wirken kann, daß bedingt ist durch das Ungleichgewicht in der Antriebskraft zwischen den linken und rechten Rädern, so daß die Abbiegefähigkeit beim Kurvenfahren verbessert werden kann.
Im folgenden soll das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge gemäß einer achtzehnten Ausführungsform beschrieben werden. In diesem System wird das System der oben beschriebenen siebzehnten Ausführungsform für die Drehmomentsverteilung zwischen Vorder- und Hinterrädern verwendet.
Der Gesamtaufbau eines Antriebssystems eines mit dem System der vierzehnten Ausführungsform ausgerüsteten Fahrzeugs ist im wesentlichen derselbe, wie oben in Verbindung mit der in Fig. 5 dargestellten zweiten Ausführungsform. Die Beschreibung des Gesamtaufbaus wird daher hier ausgelassen.
In der achtzehnten Ausführungsform ist der Mechanismus zur Antriebskraftübertragung 5E wie der Steuermechanismus 9E zur Antriebskraftübertragung gemäß der siebzehnten Ausführungsform aufgebaut, wie in Fig. 30 veranschaulicht. Die Beschreibung des Mechanismus 5E zur Antriebskraftübertragung wird daher hier ausgelassen. In Fig. 30 bezeichnen solche Bezugszeichen, die gleich sind zu den in Fig. 29 verwendeten, gleiche Strukturelemente.
Da das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge gemäß der erfindungsgemäßen achtzehnten Ausführungsform wie oben beschrieben aufgebaut ist, wird die Drehmomentsverteilung wie in der zweiten, vierten, sechsten, achten, zehnten, zwölften, vierzehnten und sechzehnten Ausführungsform durch Übertragung eines gewünschten Anteils an Drehmoment von einer Seite zu der anderen Seite gesteuert, anstatt daß die Drehmomentsverteilung durch Verwendung eines Energieverlustes, wie eines Bremsens, gesteuert wird. Es ist daher möglich, ein gewünschtes Drehmomentsverteilungsverhältnis zwischen Vorder/Hinter-Rädern zu erzielen, ohne einen großen Drehmomentsverlust oder Energieverlust zu bewirken.
Als nächstes soll das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge gemäß einer erfindungsgemäßen neunzehnten Ausführungsform beschrieben werden. Ein Kraftfahrzeug, das mit dem Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge ausgerüstet ist, ist ein Fahrzeug mit Vorderradantrieb, und das Steuersystem ist auf der Seite der hinteren Räder 15, 16, welche die Nichtantriebs-Räder darstellen, (d. h. Räder, auf die keine Motorkraft wirkt) bereitgestellt. Sein Steuermechanismus zur Antriebskraftübertragung 90A ist zwischen der Abtriebswelle 13 des hinteren Rades 15 und der Abtriebswelle 14 des hinteren Rades 16 angeordnet und das Steuersystem 9A zur Antriebskraftübertragung gemäß der ersten Ausführungsform wird für die Nichtantriebs-Räder verwendet.
Wie in den Fig. 31 und 32 dargestellt, sind die Abtriebswellen 13, 14 für die Hinterräder 15, 16 voneinander unabhängig. Ein Drehzahländerungsmechanismus 91 ist auf der Seite der Abtriebswelle 14 des rechten Rades vorgesehen, während ein anderer Drehzahländerungsmechanismus 92 auf der Seite der Abtriebswelle 13 des linken Rades vorgesehen ist. Zwischen einer Ausgabeeinheit für den Drehzahländerungsmechanismus 91 und der Abtriebswelle 13 der linken Radseite ist ein hydraulischer Mehrscheibenkupplungsmechanismus 93 angeordnet. Zwischen einer Ausgabeeinheit für den Drehzahländerungsmechanismus 92 und einer Hohlwelle 95, die sich zusammen mit und mit derselben Geschwindigkeit wie die Abtriebswelle 13 der linken Radseite dreht, ist ein hydraulischer Mehrscheibenkupplungsmechanismus 94 angeordnet, der wie in der ersten Ausführungsform über ein Steuergerät 18 gesteuert wird. Mit 93A, 93B, 94A und 94B sind Kupplungsscheiben bezeichnet.
Von diesen Drehzahländerungsmechanismen ist der Drehzahländerungsmechanismus 91 aus einem Sonnenrad 91A, das zur gemeinsamen Drehung auf der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite angeordnet ist, einem Planetengetriebe 91B, das sich drehbar in Eingriff mit dem Sonnenrad 91A befindet, einem Planetengetriebe 91D, das auf einer Planetenwelle 91C vorgesehen ist, auf welcher das Planetengetriebe 91B drehbar gelagert ist und das sich zusammen mit dem Planetengetriebe 91B dreht und einem Sonnenrad 93C, das drehbar mit dem Planetengetriebe 91D verzahnt ist, aufgebaut.
Das Sonnenrad 93C ist mit einem kleineren Durchmesser ausgebildet als das Sonnenrad 91A und das Planetengetriebe 91D ist mit einem größeren Durchmesser ausgebildet als das Planetengetriebe 91B, so daß sich das Sonnenrad 93C mit einer höheren Geschwindigkeit dreht als das Sonnenrad 91A. Entsprechend beschleunigt der Drehzahländerungsmechanismus 91 die Rotation der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite und gibt die so beschleunigte Rotation als Rotation des Sonnenrades 93C ab.
Wenn der hydraulische Mehrscheibenkupplungsmechanismus 93 gekuppelt ist, drehen sich die Kupplungsscheiben 93B auf der Seite der Abtriebswelle 13 der linken Radseite daher mit einer geringeren Geschwindigkeit als die Kupplungsscheiben 93A des beschleunigten Sonnenrades 93C, so daß Antriebskraft von der Seite des Sonnenrades 93C, mit anderen Worten, von der Seite der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite zu der Seite der Abtriebswelle 13 der linken Radseite übertragen wird.
Da die Abtriebswelle 13 der linken Radseite und die Abtriebswelle 14 der rechten Radseite beide in diesem Fall Abgabewellen für die nicht angetriebenen Räder darstellen, wird keine Antriebskraft vom Motor auf sie übertragen. Die Abtriebswelle 13 der linken Radseite überträgt jedoch Rotationskraft, die von der Straßenoberfläche erhalten wird, zu der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite. Mit anderen Worten erhält das mit der Abtriebswelle 13 der linken Radseite verbundene linke Rad 15 Rotationskraft von der Straßenoberfläche, während Bremskraft auf die Straßenoberfläche aufgebracht wird. Des weiteren bringt das mit der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite verbundene rechte Rad Antriebskraft, die von der Abtriebswelle 13 der linken Radseite erhalten wurde, auf die Straßenoberfläche auf. Da Bremskraft als negative Antriebskraft aufgefaßt wird, wird die Verteilung von Antriebskraft zwischen der Abtriebswelle 13 der linken Radseite und der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite gesteuert, obwohl die mit ihnen verbundenen Räder 15, 16 Nichtantriebsräder sind.
Der Drehzahländerungsmechanismus 92 ist auf der anderen Seite aus einem Sonnenrad 92A, das zur Ausführung einer gemeinsamen Drehbewegung auf der Abtriebswelle 13 der linken Radseite angebracht ist, einem Planetengetriebe 92B, das sich drehbar in Eingriff mit dem Sonnenrad 92A befindet, einem Planetengetriebe 92D, das auf der Planetenwelle 92C vorgesehen ist, auf welcher das Planetengetriebe 92B drehbar gelagert ist und das sich zusammen mit dem Planetengetriebe 92B dreht, und einem Sonnenrad 94C, das sich drehbar in Eingriff mit dem Planetengetriebe 92D befindet, aufgebaut.
Das Sonnenrad 94C ist mit einem kleineren Durchmesser ausgebildet als das Sonnenrad 92A und das Planetengetriebe 92D ist mit einem größeren Durchmesser ausgebildet als das Planetengetriebe 92B, so daß sich das Sonnenrad 94C mit einer höheren Geschwindigkeit dreht als das Sonnenrad 92A. Entsprechend beschleunigt der Drehzahländerungsmechanismus 92 die Rotation der Abtriebswelle 13 der linken Radseite und gibt die so beschleunigte Drehbewegung als Rotation des Sonnenrades 94C ab.
Die Hohlwelle 95, auf welcher eine Gruppe der Kupplungsscheiben des hydraulischen Mehrscheibenkupplungsmechanismus 94, nämlich die Kupplungsscheiben 94B, befestigt sind, ist mit der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite über ein Sonnenrad 95A, das sich zusammen mit der Hohlwelle 95 dreht, einem Planetengetriebe 91E, das auf der Planetenwelle 91C angebracht ist und sich drehbar in Eingriff befindet mit dem Sonnenrad 95A, der Planetenwelle 91C, dem Planetengetriebe 91B und dem Sonnenrad 91A verbunden.
Das Sonnenrad 95A hat denselben Durchmesser wie das Sonnenrad 91A und das Planetengetriebe 91E hat denselben Durchmesser wie das Planetengetriebe 91B, wobei die Hohlwelle 95 immer mit derselben Geschwindigkeit mit der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite verbunden ist.
Wenn der hydraulische Mehrscheibenkupplungsmechanismus 94 gekuppelt ist, drehen sich die Kupplungsscheiben 94B auf der Seite der Hohlwelle 95 (mit anderen Worten, auf der Seite der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite) daher mit einer geringeren Geschwindigkeit als die Kupplungsscheiben 94A auf der Seite des beschleunigten Sonnenrades 94C, so daß Antriebskraft von der Seite der Abtriebswelle 13 der linken Radseite zu der Seite der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite übertragen wird.
Da die Abtriebswelle 13 der linken Radseite und die Abtriebswelle 14 der rechten Radseite in diesem Fall beide Abgabewellen für die nicht angetriebenen Räder sind, wird keine Antriebskraft von dem Motor auf sie verteilt. Die Abtriebswelle 13 der linken Radseite überträgt jedoch Rotationskraft, die von der Straßenoberfläche erhalten wurde, auf die Abtriebswelle 14 der rechten Radseite. Mit anderen Worten erhält das linke Rad 15, das mit der Abtriebswelle 13 der linken Radseite verbunden ist, Rotationskraft von der Straßenoberfläche, während Bremskraft auf die Straßenoberfläche wirkt. Des weiteren überträgt das rechte Rad 16, das mit der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite verbunden ist, Antriebskraft, die von der Abtriebswelle 13 der linken Radseite erhalten wurde, auf die Straßenoberfläche. Die Verteilung der Antriebskraft zwischen der Abtriebswelle 13 der linken Radseite und der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite wird daher gesteuert, obwohl die mit ihnen verbundenen Räder 15, 16 Nichtantriebsräder sind.
Insbesondere ist das Drehzahländerungsverhältnis (Beschleunigungsverhältnis) eines jeden der oben beschriebenen Drehzahländerungsmechanismen 91, 92 auch so festgesetzt, daß die weiter unten beschriebene Bedingung in dem System der siebzehnten Ausführungsform erfüllt wird.
Das Drehzahländerungsverhältnis wird in der Weise festgesetzt, daß selbst dann, wenn das Verhältnis der Umdrehungsfrequenz der linken Räder zu den rechten Rädern am größten wird, während das Fahrzeug um die Kurve fährt, die Hoch/Niedrig-Beziehung zwischen der Umdrehungsfrequenz der Kupplungsscheiben 93A auf der Seite der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite und der Kupplungsscheiben 92B auf der Seite der Abtriebswelle 13 der linken Radseite in dem Mehrscheibenkupplungsmechanismus 93, wie auch die Hoch/Niedrig- Beziehung zwischen der Umdrehungsfrequenz der Kupplungsscheiben 94A auf der Seite der Abtriebswelle 13 der linken Radseite und der Kupplungsscheiben 94B, die mit der Hohlwelle 95 auf der Seite der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite verbunden sind, in dem Mehrscheibenkupplungsmechanismus 94 unverändert bleibt.
Nebenbei bemerkt wird das Drehzahländerungsverhältnis (Beschleunigungsverhältnis) des Drehzahländerungsmechanismus 91 durch das Übersetzungsverhältnis zwischen den Getrieberädern 91A, 91B, 91D und 93C bestimmt und das Drehzahländerungsverhältnis (Beschleunigungsverhältnis) des Drehzahländerungsmechanismus 92 wird auch jeweils durch das Übersetzungsverhältnis zwischen den Getrieberädern 92A, 92B, 92D, 94C usw. bestimmt.
Unter Verwendung des steuerbaren maximalen Umdrehungsfrequenzverhältnisses Smax und des maximalen Geschwindigkeitsverhältnisses zwischen den linken/rechten Rädern αmax, können die Festsetzungsbedingungen für das Drehzahländerungsverhältnis (Beschleunigungsverhältnis) eines jeden der Drehzahländerungsmechanismen 91 oder 92 ausgedrückt werden als das Festsetzen des Drehzahländerungsverhältnisses in der Weise, daß die folgende Gleichung erfüllt wird:
Smax > αmax.
Unabhängig davon, wie groß der Unterschied der Umdrehungsfrequenz zwischen den linken und rechten Rädern beim Kurvenfahren eines Fahrzeugs auftritt, macht es eine solche Festsetzung in der veranschaulichten Ausführungsform immer möglich, Antriebsdrehmoment durch Kuppeln des Mehrscheibenkupplungsmechanismus 94 von der rechten Radseite zu der linken Radseite oder durch Kuppeln des Mehrscheibenkupplungsmechanismus 93 von der linken Radseite zu der rechten Radseite zu übertragen.
Bedingt durch den oben beschriebenen Aufbau ist das erfindungsgemäße Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge gemäß der neunzehnten Ausführungsform in der Lage, die Verteilung von Antriebskraft zum linken oder rechten Rad zu steuern, obwohl diese Räder nicht angetriebene Räder sind, die nicht mit Antriebskraft vom Motor versorgt werden. Durch Verwendung einer solchen Steuerung ist es möglich, z. B. die Leistungsfähigkeit beim Kurvenfahren und/oder die Standfestigkeit eines Kraftfahrzeugs beim Abbiegen zu verbessern.
Des weiteren wird die Drehmomentsverteilung durch Übertragung eines gewünschten Anteils an Drehmoment von einer Seite zu der anderen Seite gesteuert, anstatt daß die Drehmomentsverteilung durch Verwendung eines Energieverlustes, wie eines Bremsens, gesteuert wird. Es ist daher möglich, ein gewünschtes Drehmomentsverteilungsverhältnis zu erreichen, ohne einen großen Drehmomentsverlust oder Energieverlust zu bewirken.
Da es immer möglich ist, Antriebsdrehmoment durch Kuppeln des Mehrscheibenkupplungsmechanismus 93 von der rechten Radseite zu der linken Radseite zu übertragen oder durch Kuppeln des Mehrscheibenkupplungsmechanismus 94 von der linken Radseite zu der rechten Radseite, ist es immer möglich, uneingeschränkt eine Drehmomentsübertragung von der rechten Radseite zu der linken Radseite oder von der linken Radseite zu der rechten Radseite zu leiten.
Eine Drehmomentsübertragung zu der Seite der äußeren Räder kann daher beim Kurvenfahren uneingeschränkt bewirkt werden. Es ist so möglich, die Leistungsfähigkeit eines Kraftfahrzeugs beim Kurvenfahren zu verbessern, z. B. durch Erhöhen der Antriebskraft, die beim Kurvenfahren auf die Seite der äußeren Räder zu verteilen ist, wobei ein Moment in Kurvenrichtung auf das Fahrzeug wirken kann, das bedingt ist durch das Ungleichgewicht in der Antriebskraft zwischen den linken und rechten Rädern und die Abbiegeleistungsfähigkeit beim Kurvenfahren kann so verbessert werden.
Als nächstes soll das erfindungsgemäße Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge gemäß einer zwanzigsten Ausführungsform beschrieben werden. Das System wird auch auf der Seile der hinteren Räder 15, 16, die Nichtantriebsräder sind (d. h. Räder die keine Leistung vom Motor erhalten), in einem Kraftfahrzeug mit Vorderradantrieb, wie bei der neunzehnten Ausführungsform, bereitgestellt. Sein Steuermechanismus 90A zur Antriebskraftübertragung ist zwischen der Abtriebswelle 13 der Hinterräder 15 und der Abtriebswelle 14 der Hinterräder 16 angeordnet und das Steuersystem 9A zur Antriebskraftübertragung gemäß der dritten Ausführungsform wird auf die nicht angetriebenen Räder angewendet.
Das System der zwanzigsten Ausführungsform ist im wesentlichen wie das der neunzehnten Ausführungsform aufgebaut, mit Ausnahme des Übersetzungsverhältnisses (die Groß/Klein- Beziehung zwischen den Getrieberädern) des Drehzahländerungsmechanismus 91.
Der Drehzahländerungsmechanismus 91 ist aus einem Sonnenrad 91A, das auf der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite angebracht ist, um sich damit zusammen zu drehen, einem Planetengetriebe 91B, das drehbar in das Sonnenrad 91A eingreift, einem Planetengetriebe 91D, das auf einer Planetenwelle 91C vorgesehen ist, von der das Planetengetriebe 91B drehbar getragen wird und mit dem Planetengetriebe 91B zusammen drehbar ist, und einem Sonnenrad 93C, das sich drehbar in Eingriff befindet mit dem Planetengetriebe 91D, aufgebaut. Das Sonnenrad 93C ist mit einem größeren Durchmesser ausgebildet als das Sonnenrad 91A und das Planetengetriebe 91D ist mit einem größeren Durchmesser ausgebildet als das Planetengetriebe 91B, so daß sich das Sonnenrad 93C mit einer geringeren Geschwindigkeit dreht als das Sonnenrad 91A. Entsprechend vermindert der Drebzahländerungsmechanismus 91 die Rotation der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite und gibt die so verminderte Rotation als die Rotation des Sonnenrades 93C ab.
Wenn der hydraulische Mehrscheibenkupplungsmechanismus 93 gekuppelt wird, drehen sich die Kupplungsscheiben 93B auf der Seite der Abtriebswelle 13 der linken Radseite daher mit einer höheren Geschwindigkeit als die Kupplungsscheiben 93A auf der Seite des verzögerten Sonnenrades 93C, so daß Antriebskraft von der Seite der Abtriebswelle 13 der linken Radseite zu der Seite des Sonnenrades 93C übertragen wird, mit anderen Worten zu der Seite der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite.
Da die Abtriebswelle 13 der linken Radseite und die Abtriebswelle 14 der rechten Radseite in diesem Fall beides Abtriebswellen für die nicht angetriebenen Räder sind, wird keine Antriebskraft vom Motor auf sie verteilt. Die Abtriebswelle 13 der linken Radseite verteilt jedoch Rotationskraft, die sie von der Straßenoberfläche erhalten hat, auf die Abtriebswelle 14 der rechten Radseite. Mit anderen Worten erhält das mit der Abtriebswelle 13 der linken Radseite verbundene linke Rad Rotationskraft von der Straßenoberfläche, während es Bremskraft auf die Straßenoberfläche überträgt. Des weiteren überträgt die Abtriebswelle 14 der rechten Radseite, die mit dem rechten Rad 16 verbunden ist, Antriebskraft, die sie von der Abtriebswelle 13 der linken Radseite erhalten hat, auf die Straßenoberfläche. Da Bremskraft als negative Antriebskraft angesehen wird, wird die Verteilung von Antriebskraft zwischen der Abtriebswelle 13 der linken Radseite und der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite gesteuert, obwohl die damit verbundenen Räder 15, 16 Nichtantriebsräder sind.
Der Drehzahländerungsmechanismus 92 ist auf der anderen Seite aus einem Sonnenrad 92A, das auf der Abtriebswelle 13 der linken Radseite zur gemeinsamen Drehung angebracht ist, dem Planetengetriebe 92B, das sich mit dem Sonnenrad 92A drehbar in Eingriff befindet, einem Planetengetriebe 92D, das auf der Planetenwelle 92C vorgesehen ist, von welcher das Planetengetriebe 92B drehbar getragen wird und das mit dem Planetengetriebe 92B zusammen drehbar ist, und dem Sonnenrad 94C, das drehbar mit dem Planetengetriebe 92D verzahnt ist, aufgebaut.
Das Sonnenrad 94C ist mit einem größeren Durchmesser ausgebildet als das Sonnenrad 92A, aber das Planetengetriebe 92D ist mit einem kleineren Durchmesser ausgebildet als das Planetengetriebe 92B, so daß sich das Sonnenrad 94C mit einer höheren Geschwindigkeit dreht als das Sonnenrad 92A. Entsprechend vermindert der Drehzahländerungsmechanismus 92 die Rotation der Abtriebswelle 13 der linken Radseite und gibt die so verzögerte Drehung als Rotation des Sonnenrades 94C ab.
Die Hohlwelle 95, auf welcher eine Gruppe der Kupplungsscheiben des hydraulischen Mehrscheibenkupplungsmechanismus 94, mit anderen Worten, die Kupplungsscheiben 94B befestigt sind, ist mit der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite über das Sonnenrad 95A, das zusammen mit der Hohlwelle 95 drehbar ist, das Planetengetriebe 91E, das an der Planetenwelle 91C angebracht ist und drehbar in das Sonnenrad 95A eingreift, die Planetenwelle 91C, das Planetengetriebe 91B und das Sonnenrad 91A verbunden.
Das Sonnenrad 95A hat denselben Durchmesser wie das Sonnenrad 91A, und das Planetengetriebe 91E hat denselben Durchmesser wie das Planetengetriebe 91B, wobei die Hohlwelle 95 immer mit derselben Geschwindigkeit mit der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite verbunden ist.
Wenn der hydraulische Mehrscheibenkupplungsmechanismus 94 gekuppelt ist, drehen sich die Kupplungsscheiben 94B auf der Seite der Hohlwelle 95 (mit anderen Worten, auf der Seite der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite) daher mit einer höheren Geschwindigkeit als die Kupplungsscheiben 94A auf der Seite des verzögerten Sonnenrades 94C, so daß Antriebskraft von der Seite der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite zu der Seite der Abtriebswelle 13 der linken Radseite übertragen wird.
Da die Abtriebswelle 13 der linken Radseite und die Abtriebswelle 14 der rechten Radseite in diesem Fall auch Abtriebswellen für die nicht angetriebenen Räder sind, wird keine Antriebskraft vorn Motor zu ihnen übertragen. Die Abtriebswelle 14 der rechten Radseite überträgt jedoch Rotationskraft, die sie von der Straßenoberfläche erhalten hat, zu der Abtriebswelle 13 der linken Radseite. Mit anderen Worten, das rechte Rad 16, das mit der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite verbunden ist, empfängt Rotationskraft von der Straßenoberfläche, während Bremskraft auf die Straßenoberfläche übertragen wird. Des weiteren überträgt das linke Rad 15, das mit der Abtriebswelle 13 der linken Radseite verbunden ist, Antriebskraft, die von der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite erhalten wurde, auf die Straßenoberfläche. Die Verteilung von Antriebskraft zwischen der Abtriebswelle 13 der linken Radseite und der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite wird daher gesteuert, obwohl die damit verbundenen Räder 15, 16 nicht angetriebene Räder sind.
Insbesondere wir der Drehzahländerungsmechanismus (Beschleunigungsmechanismus) jedes der oben beschriebenen Drehzahländerungsmechanismen 91, 92 auch so festgesetzt, daß die weiter unten beschriebene Bedingung in dem System der siebzehnten Ausführungsform erfüllt wird.
Das Drehzahländerungsverhältnis wird in der Weise festgesetzt, daß selbst dann, wenn das Verhältnis der Umdrehungsfrequenz des linken Rades zum rechten Rad am größten wird, während das Fahrzeug um die Kurve fährt, die Hoch/Niedrig-Beziehung zwischen der Umdrehungsfrequenz der Kupplungsscheiben 93A auf der Seite der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite und der der Kupplungsscheiben 93B der Abtriebswelle 13 der linken Radseite in dem Mehrscheibenkupplungsmechanismus 93, wie auch die Hoch/Niedrig- Beziehung zwischen der Umdrehungsfrequenz der Kupplungsscheiben 94A auf der Seite der Abtriebswelle 13 der linken Radseite und der der Kupplungsscheiben 94B, die an der Hohlwelle 95 auf der Seite der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite angeordnet sind, in dem Mehrscheibenkupplungsmechanismus 94 unverändert bleiben.
Nebenbei bemerkt wird das Drehzahländerungsverhältnis (Beschleunigungsverhältnis) des Drehzahländerungsmechanismus 91 durch das Übersetzungsverhältnis zwischen den Getrieberädern 91A, 91B, 91D und 93C bestimmt und das Drehzahländerungsverhältnis (Beschleunigungsverhältnis) des Drehzahländerungsmechanismus 92 wird auch jeweils von dem Übersetzungsverhältnis zwischen den Getrieberädern 92A, 92B, 92D, 94C, usw. bestimmt.
Unter Verwendung des steuerbaren maximalen Umdrehungsfrequenzverhältnisses Smax und des maximalen Geschwindigkeitsverhältnisses zwischen den linken/rechten Rädern αmax können die Festsetzungsbedingungen für das Drehzahländerungsverhältnis (Beschleunigungsverhältnis) eines jeden Drehzahländerungsmechanismus 91 oder 92 ausgedrückt werden als das Festsetzen des Drehzahländerungsverhältnisses in der Weise, daß die folgende Gleichung erfüllt wird:
Smax > αmax
Unabhängig davon, wie groß der Unterschied in der Umdrehungsfrequenz zwischen den linken und rechten Rädern beim Kurvenfahren eines Fahrzeugs auftritt, macht es eine solche Festsetzung in der dargestellten Ausführungsform immer möglich, Antriebsdrehmoment durch Kuppeln des Mehrscheibenkupplungsmechanismus 94 von der rechten Radseite zu der linken Radseite oder durch Kuppeln des Mehrscheibenkupplungsmechanismus 93 von der linken Radseite zu der rechten Radseite zu übertragen.
Bedingt durch den oben beschriebenen Aufbau kann das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge gemäß der erfindungsgemäßen zwanzigsten Ausführungsform die Verteilung von Antriebskraft steuern, obwohl diese Räder nicht angetriebene Räder sind, die vom Motor nicht mit Antriebskraft versorgt werden. Unter Verwendung einer solchen Steuerung ist es z. B. möglich, die Leistungsfähigkeit beim Kurvenfahren und/oder die Abbiegestandfestigkeit eines Fahrzeuges zu verbessern.
Des weiteren wird die Drehmomentsverteilung durch Übertragung eines gewünschten Anteils an Drehmoment von einer Seite zu der anderen Seite gesteuert, anstatt das die Drehmomentsverteilung durch Verwendung eines Energieverlustes, wie eines Bremsens, gesteuert wird. Es ist daher möglich, ein gewünschtes Drehmomentverteilungsverhältnis zu erreichen, ohne einen großen Drehmomentsverlust oder Energieverlust zu bewirken.
Da es immer möglich ist, Antriebsdrehmoment durch Kuppeln des Mehrscheibenkupplungsmechanismus 94 von der rechten Radseite zu der linken Radseite zu übertragen oder durch Kuppeln des Mehrscheibenkupplungsmechanismus 93 von der linken Radseite zu der rechten Radseite, ist es immer möglich, uneingeschränkt eine Drehmomentübertragung von der rechten Radseite zu der linken Radseite oder von der linken Radseite zu der rechten Radseite zu führen.
Die Übertragung von Drehmoment auf die Seite der äußeren Räder kann daher beim Kurvenfahren uneingeschränkt bewirkt werden. Es ist somit möglich, die Leistungsfähigkeit eines Fahrzeugs beim Kurvenfahren z. B. durch Erhöhen der auf die Seite der beim Kurvenfahren äußeren Räder zu verteilenden Antriebskraft zu erhöhen, wodurch ein Moment in Kurvenrichtung auf das Fahrzeug wirkt, das zurückzuführen ist auf das Ungleichgewicht in der Antriebskraft zwischen den linken und rechten Rädern, und die Abbiegeleistungsfähigkeit beim Kurvenfahren kann somit verbessert werden.
Als nächstes sollt das erfindungsgemäße Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge gemäß einer einundzwanzigsten Ausführungsform beschrieben werden. Ein Kraftfahrzeug, das mit dem Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge ausgerüstet ist, ist ein Fahrzeug mit Vorderradantrieb und das Steuersystem ist auf der Seite der hinteren Räder 15, 16, welche die nicht angetriebenen Räder darstellen, bereitgestellt. Dessen Steuermechanismus 90D zur Antriebskraftübertragung ist zwischen der Abtriebswelle 13 des hinteren Rades 15 und der Abtriebswelle 14 des hinteren Rades 16 angeordnet und das Steuersystem 911 zur Antriebskraftübertragung gemäß der dreizehnten Ausführungsform wird auf die nicht angetriebenen Räder angewendet.
Wie in den Fig. 35 und 36 dargestellt, sind die Abtriebswellen 13, 14 für die Hinterräder 15, 16 voneinander unabhängig. Der Drehzahländerungsmechanismus 62 und der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 sind zwischen der Abtriebswelle 13 der linken Radseite und der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite angeordnet. Der Drehzahländerungsmechanismus 62 wird mit dem Umschaltmechanismus 63 zum Umschalten des Zustandes, bei welchem die Umdrehungsfrequenz an eine Abgabeeinrichtung nach Beschleunigung abgegeben wird (ein beschleunigter Abgabezustand) und des Zustandes, bei welchem die Umdrehungsfrequenz nach einer Verzögerung abgeben wird (ein verzögerter Abgabezustand) bereitgestellt. Daher sind nur ein Drehzahländerungsmechanismus 62 und nur ein Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 auf der Seite nur einer der Abtriebswellen (in der dargestellten Ausführungsform auf der Seite der Abtriebswelle 13 der linken Radseite) bereitgestellt.
Der Drehzahländerungsmechanismus 62 und der Umschaltmechanismus 63 sind mit dem Drehzahländerungsmechanismus 62 und dem Umschaltmechanismus 63 des Mechanismus 9H der dreizehnten Ausführungsform vergleichbar, so daß ihre Beschreibung daher hier ausgelassen wird. In den Fig. 35 und 36 bezeichnen Bezugszahlen, die gleich sind zu den in Fig. 25 verwendeten, gleiche Strukturelemente.
Insbesondere wird der Drehzahländerungsmechanismus (Beschleunigungsmechanismus) des oben beschriebenen Drehzahländerungsmechanismus 62 auch festgesetzt, um die weiter unten beschriebene Bedingung in dem System der einundzwanzigsten Ausführungsform zu erfüllen.
Das Drehzahländerungsverhältnis wird in der Weise festgesetzt, daß selbst dann, wenn das Verhältnis der Umdrehungsfrequenz des linken Rades zu der des rechten Rades am größten wird, während das Fahrzeug um die Kurve fährt, die Hoch/Niedrig-Beziehung zwischen der Umdrehungsfrequenz auf der Seite der Kupplungsscheiben 12A (d. h. auf der Seite der Hohlwelle 11, die sich auf der Seite auf der Abgabeeinheit des Drehzahländerungsmechanismus 62 befindet) und der auf der Seite der Kupplungsscheiben 12B (d. h. auf der Seite des Differentialgehäuses 8A, welches sich auf der Seite der Eingangswelle 6C befindet) in dem Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 unverändert bleibt.
Nebenbei sei bemerkt, daß das Drehzahländerungsverhältnis (Beschleunigungsverhältnis) des Drehzahländerungsmechanismus 62 auch durch das vorherbestimmte Übersetzungsverhältnis zwischen dem Sonnenrad 62A, dem Planetengetriebe 62B, dem Planetengetriebe 62F (über die Ritzelwelle 62C) und dem Sonnenrad 62G bestimmt wird und auch durch das vorherbestimmte Übersetzungsverhältnis zwischen dem Sonnenrad 62D, dem Planetengetriebe 62E, dem Planetengetriebe 62F (über die Ritzelwelle 62C) und dem Sonnenrad 62G.
Unter Verwendung des steuerbaren maximalen Umdrehungsfrequenzverhältnisses Smax und des maximalen Geschwindigkeitsverhältnisses des linken/rechten Rades αmax können die Festsetzungsbedingungen für das Drehzahländerungsverhältnis (Beschleunigungsverhältnis) eines jeden der Drehzahländerungsmechanismen 62 als das Festsetzen des Drehzahländerungsverhältnisses in der Weise ausgedrückt werden, daß die folgende Gleichung erfüllt ist:
Smax > αmax
Unabhängig davon, wie groß der Unterschied der Umdrehungsfrequenz zwischen den linken und rechten Rädern beim Kurvenfahren eines Fahrzeuges auftritt, macht es eine solche Festsetzung in der dargestellten Ausführungsform immer möglich, Antriebsdrehmoment von der Seite des linken Rades zu der Seite des rechten Rades durch Bedienen des Konnektorteils 63C zu übertragen, um die Nabe 65 zusammen mit der Nabe 64 drehen zu lassen und so den Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 zu kuppeln, oder von der rechten Radseite zu der linken Radseite durch Bedienen des Konnektorteils 63C, um die Nabe 66 zusammen mit der Nabe 64 drehen zu lassen und so den Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 zu kuppeln.
Bedingt durch den oben beschriebenen Aufbau kann das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung gemäß der erfindungsgemäßen einundzwanzigsten Ausführungsform die Verteilung von Antriebskraft zu dem linken oder rechten Rad steuern, obwohl diese Räder Nichtantriebsräder sind, die vom Motor nicht mit Antriebskraft versorgt werden. Unter Verwendung dieser Steuerung ist es z. B. möglich, die Leistungsfähigkeit eines Fahrzeugs beim Kurvenfahren und/oder die Standfestigkeit beim Abbiegen zu verbessern.
Des weiteren ist es erwünscht, nur einen Drehzahländerungsmechanismus 62 und nur einen Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 bereitzustellen, so daß das System gemäß der einundzwanzigsten Ausführungsform in Bezug auf den Platzbedarf und die Kosten vorteilhaft ist.
Die Verteilung von Drehmoment wird auch durch die Übertragung eines gewünschten Anteils an Drehmoment von einer Seite zu der anderen Seite gesteuert, anstatt daß die Drehmomentsverteilung durch Verwendung eines Energieverlustes, wie eines Bremsens, gesteuert wird. Es ist daher möglich, ein gewünschtes Drehmomentverteilungsverhältnis zu erreichen, ohne einen großen Drehmomentsverlust oder Energieverlust zu bewirken.
Es ist immer möglich, Antriebsdrehmoment durch Bedienen des Konnektorteils 63C, um die Nabe 65 zusammen mit der Nabe 64 drehen zu lassen und so den Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 zu kuppeln von der linken Radseite zu der rechten Radseite zu überragen oder von der rechten Radseite zu der linken Radseite durch Bedienen des Konnektorteils 63C, um die Nabe 66 zusammen mit der Nabe 64 drehen zu lassen und so den Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 zu kuppeln.
Die Übertragung von Drehmoment zu der Seite der äußeren Räder kann daher beim Kurvenfahren uneingeschränkt bewirkt werden. Es ist somit möglich, die Leistungsfähigkeit eines Fahrzeugs beim Kurvenfahren zu verbessern, z. B. durch Erhöhen der auf die Seite der äußeren Räder beim Kurvenfahren zu verteilenden Antriebskraft, wodurch ein Moment in Kurvenrichtung auf das Fahrzeug wirken kann, das bedingt ist durch das Ungleichgewicht der Antriebskraft zwischen den linken und rechten Rädern und die Abbiegeleistungsfähigkeit beim Kurvenfahren kann so verbessert werden.
Im folgenden soll das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge gemäß der erfindungsgemäßen zweiundzwanzigsten Ausführungsform beschrieben werden. Ein mit dem Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge ausgerüstetes Kraftfahrzeug ist ein Fahrzeug mit Frontantrieb und das Steuersystem ist auf der Seite der hinteren Räder 15, 16, die Nichtantriebsräder sind, bereitgestellt. Sein Steuermechanismus 90C zur Antriebskraftübertragung ist zwischen der Abtriebswelle 13 für das Hinterrad 15 und der Abtriebswelle 14 für das Hinterrad 16 angeordnet, und das Steuersystem zur Antriebskraftübertragung 91 gemäß der fünfzehnten Ausführungsform wird auf die Nichtantriebsräder angewendet.
Wie in den Fig. 37 und 38 veranschaulicht, sind die Abtriebswellen 13, 14 für die Hinterräder 15, 16 voneinander unabhängig. Der Drehzahländerungsmechanismus 99 und der Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 sind zwischen der Abtriebswelle 13 der linken Radseite und der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite angeordnet. Der Drehzahländerungsmechanismus 99 kann Umdrehungsfrequenz von der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite abgeben, nachdem diese entweder beschleunigt oder verzögert wurde. Er wird mit dem Umschaltmechanismus 101 bereitgestellt, welcher zwischen einem Zustand umschaltet, in welchem die Umdrehungsfrequenz nach einer Beschleunigung abgegeben wird (ein beschleunigter Ausgabezustand) und einem Zustand, in welchem die Umdrehungsfrequenz nach einer Verzögerung abgegeben wird (ein verzögerter Ausgabezustand). Daher sind nur ein Drehzahländerungsmechanismus 99 und nur ein Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 bereitgestellt.
Der Drehzahländerungsmechanismus 99 und der Umschaltmechanismus 101 sind vergleichbar mit dem Drehzahländerungsmechanismus 99 und dem Umschaltmechanismus 101 des Mechanismus 91 der fünfzehnten Ausführungsform und auch mit dem Drehzahländerungsmechanismus 62 und dem Umschaltmechanismus 63 des Mechanismus 9H der dreizehnten Ausführungsform. Ihre Beschreibung wird daher hier ausgelassen. In den Fig. 37 und 38 bezeichnen Bezugszahlen, die gleich sind zu den in Fig. 27 verwendeten, gleiche Strukturelemente.
Insbesondere wird das Drehzahländerungsverhältnis (Beschleunigungsverhältnis) des oben beschriebenen Drehzahländerungsmechanismus 99 auch festgesetzt, um die weiter unten beschriebene Bedingung in dem System der zweiundzwanzigsten Ausführungsform zu erfüllen.
Das Drehzahländerungsverhältnis wird in der Weise festgesetzt, daß selbst dann, wenn das Verhältnis der Umdrehungsfrequenz des linken Rades zum rechten Rad am größten wird, während das Fahrzeug um die Kurve fährt, die Hoch/Niedrig-Beziehung zwischen der Umdrehungsfrequenz auf der Seite der Kupplungsscheiben 12A (d. h. auf der Seite des Drehzahländerungsmechanismus 99, welcher sich auf der Seite der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite befindet) und der auf der Seite der Kupplungsscheiben 12B (d. h. auf der Seite der Abtriebswelle 13 der linken Radseite) in dem Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 unverändert bleibt.
Nebenbei bemerkt wird das Drehzahländerungsverhältnis (Beschleunigungsverhältnis) des Drehzahländerungsmechanismus 99 auch durch das vorherbestimmte Übersetzungsverhältnis zwischen den Getrieberädern 14A, 99A, 99D und 100C bestimmt und auch durch das vorherbestimmte Übersetzungsverhältnis zwischen den Getrieberädern 14B, 99B, 99D und 100C.
Unter Verwendung des steuerbaren maximalen Umdrehungsfrequenzverhältnisses Smax und des maximalen Geschwindigkeitsverhältnisses der linken/rechten Räder αmax, werden die Festsetzungsbedingungen für das Drehzahländerungsverhältnis (Beschleunigungsverhältnis) eines jeden Drehzahländerungsmechanismus 99 ausgedrückt als das Festsetzen des Drehzahländerungsverhältnisses in der Weise, daß die folgende Gleichung erfüllt wird:
Smax > αmax
Unabhängig davon, wie groß der Unterschied der Umdrehungsfrequenz zwischen den linken und rechten Rädern beim Kurvenfahren eines Fahrzeugs auftritt, macht es eine solche Festsetzung bei der dargestellten Ausführungsform immer möglich, Antriebsdrehmoment durch Bedienen des Konnektorteils 101, um die Nabe 68 zusammen mit der Nabe 67 drehen zu lassen und so den Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 zu kuppeln von der rechten Radseite zu der linken Radseite zu übertragen oder von der rechten Radseite zu der linken Radseite durch Bedienen des Konnektorteils 101, um die Nabe 69 zusammen mit der Nabe 67 drehen zu lassen und so den Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 zu kuppeln.
Bedingt durch den oben beschriebenen Aufbau kann das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge gemäß der erfindungsgemäßen zweiundzwanzigsten Ausführungsform die Verteilung von Antriebskraft zu dem linken oder zu dem rechten Rad steuern, obwohl diese Räder Nichtantriebsräder sind, die vom Motor nicht mit Antriebskraft versorgt werden. Bei Verwendung einer solchen Steuerung ist es z. B. möglich, die Leistungsfähigkeit beim Kurvenfahren und/oder die Standfestigkeit beim Abbiegen eines Fahrzeuges zu verbessern.
Des weiteren ist es erwünscht, nur einen Drehzahländerungsmechanismus 99 und nur einen Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 vorzusehen, so daß das System gemäß der zweiundzwanzigsten Ausführungsform in Bezug auf den Platzbedarf und die Kosten vorteilhaft ist.
Die Verteilung von Drehmoment wird auch durch Übertragung eines gewünschten Anteils an Drehmoment von einer Seite zu der anderen Seite gesteuert, anstatt daß die Verteilung von Drehmoment durch Verwendung eines Energieverlustes, wie eines Bremsens, gesteuert wird. Es ist daher möglich, ein gewünschtes Drehmomentverteilungsverhältnis zu erreichen, ohne einen großen Drehmomentsverlust oder Energieverlust zu bewirken.
Es ist immer möglich, Antriebsdrehmoment durch Bedienen des Konnektorteils 101, um die Nabe 68 zusammen mit der Nabe 67 drehen zu lassen und so den Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 zu kuppeln, von der rechten Radseite zu der linken Radseite zu übertragen oder von der linken Radseite zu der rechten Radseite durch Bedienen des Konnektorteils 101, um die Nabe 69 zusammen mit der Nabe 67 drehen zu lassen und so den Mehrscheibenkupplungsmechanismus 12 zu kuppeln.
Die Übertragung von Drehmoment auf die Seite der äußeren Räder kann daher beim Kurvenfahren uneingeschränkt bewirkt werden. Es ist so möglich, die Leistungsfähigkeit des Fahrzeugs beim Kurvenfahren z. B. durch Erhöhen der Antriebskraft, die auf die Seite der beim Kurvenfahren äußeren Räder zu verteilen ist, zu erhöhen, wodurch ein Moment in Kurvenrichtung auf das Fahrzeug bewirkt werden kann, das zurückzuführen ist auf das Ungleichgewicht in der Antriebskraft zwischen den linken und rechten Rädern, und die Abbiegeleistungsfähigkeit beim Kurvenfahren kann so verbessert werden.
Als nächstes soll das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge gemäß einer erfindungsgemäßen dreiundzwanzigsten Ausführungsform beschrieben werden. Ein Kraftfahrzeug, das mit dem Steuersystem zur Antriebskraftverteilung für Fahrzeuge ausgerüstet ist, ist ein Fahrzeug mit Vorderradantrieb und das Steuersystem ist auf der Seite der hinteren Räder 15, 16, die Nichtantriebsräder sind, bereitgestellt. Sein Steuermechanismus zur Antriebskraftübertragung 90B ist für das Hinterrad 15 zwischen der Abtriebswelle 13 und für das Hinterrad 16 zwischen der Abtriebswelle 14 angeordnet und das Steuersystem zur Antriebskraftübertragung 9E gemäß der siebzehnten Ausführungsform wird auf die Nichtantriebsräder angewandt.
Wie in den Fig. 39 und 40 dargestellt, sind die Abtriebswellen 13, 14 für die hinteren Räder 15, 16 unabhängig voneinander. Ein Drehzahländerungsmechanismus 96 ist zwischen diesen Abtriebswellen 13 und 14 vorgesehen und auf der Seite der Abtriebswelle 13 der linken Radseite werden ein hydraulischer Mehrscheibenkupplungsmechanismus 97 zwischen der Abtriebswelle 13 und die beschleunigte Abgabeeinrichtung des Drehzahländerungsmechanismus 96 und ein weiterer hydraulischer Mehrscheibenkupplungsmechanismus 98 zwischen der Abtriebswelle 13 und der verzögerten Abgabeeinrichtung des Drehzahländerungsmechanismus 96 vorgesehen.
Der Drehzahländerungsmechanismus 96 ist zusammengesetzt aus dem Getrieberad 14A, das auf der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite vorgesehen ist, einer Welle (Zwischenwelle) 96B, die parallel zu den Abtriebswellen 13, 14 angeordnet ist, einem Getrieberad 96A, das auf der Zwischenwelle 96B vorgesehen ist und sich drehbar in Eingriff mit dem Getrieberad 14A befindet, einem Getrieberad 97C, das auf der Seite der Abtriebswelle 13 über den hydraulischen Mehrscheibenkupplungsmechanismus 95 vorgesehen ist, einem Getrieberad 98C, das auf der Seite der Abtriebswelle 13 der linken Radseite über den hydraulischen Mehrscheibenkupplungsmechanismus 98 vorgesehen ist, einem Getrieberad 96C, das auf der Zwischenwelle 96B vorgesehen ist und sich drehbar in Eingriff mit dem Getrieberad 97C befindet und einem Getrieberad 96D, das auf der Zwischenwelle 96B vorgesehen ist und sich drehbar in Eingriff mit dem Getrieberad 98C befindet.
Der Durchmesser des Getrieberades 97C ist kleiner festgesetzt als der des Getrieberades 14A, der Durchmesser des Getrieberades 98C ist größer festgesetzt als der des Getrieberades 14A, der Durchmesser des Getrieberades 96C ist größer festgesetzt als der des Getrieberades 96A und der des Getrieberades 96D ist kleiner festgesetzt als der des Getrieberades 96A.
Entsprechend wird Rotationskraft über den Weg über das Getrieberad 14A, das Getrieberad 96A, das Getrieberad 96C und das Getrieberad 97C zu dem Getrieberad 97C übertragen, wobei das Getrieberad 97C sich mit einer höheren Geschwindigkeit dreht als das Getrieberad 14A. Dieses Getrieberad 97C dient als die beschleunigte Abgabeeinrichtung des Drehzahländerungsmechanismus 96. Auf der anderen Seite wird Rotationskraft über den Weg über das Getrieberad 14A, das Getrieberad 96A, das Getrieberad 96D und das Getrieberad 98C zu dem Getrieberad 98C übertragen, wobei sich das Getrieberad 98C mit einer geringeren Geschwindigkeit dreht als das Getrieberad 14A. Dieses Getrieberad 98C dient als die verzögerte Abgabeeinrichtung des Drehzahländerungsmechanismus 96.
Wenn der hydraulische Mehrscheibenkupplungsmechanismus 97 gekuppelt wird, drehen sich die Kupplungsscheiben 97A auf der Seite der Abtriebswelle 13 der linken Radseite daher mit einer geringeren Geschwindigkeit als die Kupplungsscheiben 97B auf der Seite des beschleunigten Getrieberades 97C, so daß Antriebskraft von der Seite der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite zu der Seite der Abtriebswelle 13 der linken Radseite übertragen wird.
Wenn der hydraulische Mehrscheibenkupplungsmechanismus 98 gekuppelt wird, drehen sich die Kupplungsscheiben 98A auf der Seite der Abtriebswelle 13 der linken Radseite mit einer höheren Geschwindigkeit als die Kupplungsscheiben 98B auf der Seite des verzögerten Getrieberades 98C, so daß Antriebskraft von der Seite der Abtriebswelle 13 der linken Radseite zu der Seite der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite übertragen wird.
Da die Abtriebswelle 13 der linken Radseite und die Abtriebswelle 14 der rechten Radseite auch Abgabewellen für die nicht angetriebenen Räder sind, wird in diesem Fall keine Antriebskraft vom Motor auf sie übertragen. Eine der Abtriebswellen 13, 14, die sich auf der Antriebsseite befindet, überträgt jedoch Rotationskraft, die von der Straßenoberfläche erhalten wird, auf die andere Abtriebswelle. Mit anderen Worten empfängt das Rad 15 oder 16, das mit der Abtriebswelle 13 oder 14 verbunden ist, die sich auf der Antriebsseite befindet, Rotationskraft von der Straßenoberfläche, während eine Bremskraft auf die Straßenoberfläche wirkt. Weiterhin erhält das Rad 16 oder 15, das mit der Abtriebswelle 14 oder 13 verbunden ist, die sich auf der Antriebsseite befindet, die Rotationskraft und überträgt sie als Antriebskraft auf die Straßenoberfläche.
Insbesondere wird das Drehzahländerungsverhältnis (Beschleunigungsverhältnis) eines jeden der oben beschriebenen Geschwindigkeitsänderungsmechanismen 97, 98 auch festgesetzt, um die weiter unten beschriebene Bedingung in dem System der siebten Ausführungsform zu erfüllen.
Das Drehzahländerungsverhältnis wird in der Weise festgesetzt, daß selbst dann, wenn das Verhältnis der Umdrehungsfrequenz der linken Räder zu den rechten Rädern am größten wird, während das Fahrzeug um die Kurve fährt, die Hoch/Niedrig-Beziehung zwischen der Umdrehungsfrequenz der Kupplungsscheiben 97A auf der Seite der Abtriebswelle 13 der linken Radseite und der Kupplungsscheiben 97B auf der Seite der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite (auf der Seite des Drehzahländerungsmechanismus 96) in dem Mehrscheibenkupplungsmechanismus 97, sowie die Hoch/Niedrig-Beziehung zwischen der Umdrehungsfrequenz der Kupplungsscheiben 98A auf der Seite der Abtriebswelle 13 der linken Radseite und der der Kupplungsscheiben 98B auf der Seite der Abtriebswelle 14 der rechten Radseite (auf der Seite des Drehzahländerungsmechanismus 96) des Mehrscheibenkupplungsmechanismus 98 unverändert bleibt.
Nebenbei bemerkt wird das Drehzahländerungsverhältnis (Beschleunigungsverhältnis) des Drehzahländerungsmechanismus 97 durch das Übersetzungsverhältnis zwischen den Getrieberädern 14A, 96A, 96C und 97C bestimmt, und das Drehzahländerungsverhältnis (Beschleunigungsverhältnis) des Drehzahländerungsmechanismus 98 wird auch durch das Übersetzungsverhältnis zwischen den Getrieberädern 14A, 96A, 96D und 98C bestimmt.
Unter Verwendung des steuerbaren maximalen Umdrehungsfrequenzverhältnisses Smax und des maximalen Geschwindigkeitsverhältnisses der linken/rechten Räder αmax können die Festsetzungsbedingungen für das Drehzahländerungsverhältnis (Beschleunigungsverhältnis) eines jeden Drehzahländerungsmechanismus 97 oder 98 ausgedrückt werden als das Festsetzen des Drehzahländerungsverhältnisses in der Weise, daß die folgende Gleichung erfüllt wird:
Smax > αmax
Unabhängig davon, wie groß der Unterschied der Umdrehungsfrequenz zwischen den linken und rechten Rädern beim Kurvenfahren eines Fahrzeuges auftritt, macht es eine solche Festsetzung in der dargestellten Ausführungsform immer möglich, Antriebsdrehmoment durch Kuppeln des Mehrscheibenkupplungsmechanismus 97 von der rechten Radseite zu der linken Radseite zu übertragen oder von der linken Radseite zu der rechten Radseite durch Kuppeln des Mehrscheibenkupplungsmechanismus 98.
Bedingt durch den oben beschriebenen Aufbau kann das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung gemäß der erfindungsgemäßen dreiundzwanzigsten Ausführungsform die Verteilung von Antriebskraft steuern, obwohl diese Räder Nichtantriebsräder sind, die nicht mit Antriebskraft vom Motor versehen werden. Durch Verwendung einer solche Steuerung ist es z. B. möglich, die Leistungsfähigkeit beim Kurvenfahren und/oder die Standfestigkeit beim Abbiegen eines Fahrzeuges zu verbessern.
Des weiteren wird die Drehmomentsverteilung durch Übertragen eines gewünschten Anteils an Drehmoment von einer Seite zu der anderen Seite gesteuert, anstatt daß die Drehmomentsverteilung durch Verwendung eines Energieverlustes, wie eines Bremsens, gesteuert wird. Es ist daher möglich, ein gewünschtes Drehmomentsverteilungsverhältnis zu erreichen, ohne einen großen Drehmomentsverlust oder Energieverlust zu bewirken.
Da es immer möglich ist, Antriebsdrehmoment durch Kuppeln des Mehrscheibenkupplungsmechanismus 97 von der rechten Radseite zu der linken Radseite zu übertragen oder von der linken Radseite zu der rechten Radseite durch Kuppeln des Mehrscheibenkupplungsmechanismus 98, ist es immer möglich, die Drehmomentsübertragung uneingeschränkt von der rechten Radseite zu der linken Radseite oder von der linken Radseite zu der rechten Radseite zu leiten.
Die Übertragung von Drehmoment auf die Seite der äußeren Räder kann daher beim Kurvenfahren uneingeschränkt bewirkt werden. Es ist so möglich, die Leistungsfähigkeit eines Fahrzeugs beim Kurvenfahren zu verbessern, z. B. durch Erhöhen der auf die Seite der äußeren Räder beim Kurvenfahren zu verteilenden Antriebskraft, wobei ein Moment in Kurvenrichtung auf das Fahrzeug einwirken kann, das bedingt ist durch das Ungleichgewicht in der Antriebskraft zwischen den linken und rechten Rädern, und die Abbiegeleistungsfähigkeit beim Kurvenfahren kann so verbessert werden.
In jeder der oben beschriebenen Ausführungsformen werden ein oder zwei hydraulische Mehrscheibenkupplungsmechanismen oder dergleichen als Drehmomentübertragungsmechanismen vom Typ einer Übertragung mit veränderlicher Kapazität bereitgestellt. Bei solchen Drehmomentsübertragungsmechanismen vom Typ einer Übertragung mit variabler Kapazität bestehen jedoch keine besonderen Beschränkungen, solange sie Drehmomentsübertragungsmechanismen sind, deren Drehmomentübertragungskapazitäten veränderlich und steuerbar sind. Neben den oben erläuterten Mechanismen ist es auch möglich, andere Mehrscheibenkupplungsmechanismen, wie elektromagnetische Mehrscheibenkupplungsmechanismen und zusätzlich zu diesen Mehrscheibenkupplungsmechanismen hydraulische oder elektromagnetische Friktionskupplungen, hydraulisch oder elektromagnetisch steuerbare VCU's (viskose Kupplungseinheiten), hydraulisch oder elektromagnetisch steuerbare HCU's (hydraulische Kupplungseinheiten, d. h. hydraulische Kupplungen vom hydraulischen Pumpentyp) und andere Kupplungen, wie elektromagnetische Flüssigkeits- oder elektromagnetische Magnetpulverkupplungen zu verwenden.
Im Fall von Friktionskupplungen können solche, die in der Lage sind, ihre Kupplungskraft über den hydraulischen Druck einzustellen oder dergleichen, und die vergleichbar zu Mehrscheibenkupplungsmechanismen sind, verwendet werden. Insbesondere können Friktionskupplungen, von der jede Drehmoment in einer Richtung übertragen kann, in vorherbestimmten Richtungen angeordnet werden (mit anderen Worten, mit ihren Drehmomentübertragungsrichtungen ausgerichtet mit den vorherbestimmten Drehmomentübertragungsrichtungen).
Des weiteren kann ins Auge gefaßt werden, herkömmliche VCU's oder HCU's mit festgelegten Kraftübertragungseigenschaften zu verwenden. Solche, die die Steuerung ihrer Kraftübertragungseigenschaften erlauben, sind geeignet. Das Einrichten und Steuern ihrer Kupplungskraft und Kraftübertragungseigenschaften kann unter Verwendung einer anderen Antriebseinrichtung als dem hydraulischen Druck durchgeführt werden, wie z. B. elektromagnetischer Kraft.
In jeder der Ausführungsformen, die sich auf die linken und rechten Räder beziehen, mit anderen Worten, der ersten, dritten, fünften, siebten, neunten, elften, dreizehnten, fünfzehnten, siebzehnten und neunzehnten bis dreiundzwanzigsten oben beschriebenen Ausführungsform, ist das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung mit den Hinterrädern verbunden. Es braucht nicht erwähnt zu werden, daß das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung auch auf die Vorderräder angewandt werden kann.
In jeder der ersten, dritten, fünften, siebten, neunten, elften, dreizehnten, fünfzehnten und siebzehnten oben beschriebenen Ausführungsformen ist das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung mit dem Antriebssystem der Hinterräder in 4WD Fahrzeugen verbunden. Das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung kann selbstverständlich auch in Antriebssystemen von Vorderrädern in 4WD Fahrzeugen, in Antriebssystemen von Hinterrädern in RWD-Fahrzeugen oder in Antriebssystemen von Vorderrädern in Fahrzeugen mit Vorderradantrieb verwendet werden.
In jeder der neunzehnten bis dreiundzwanzigsten oben beschriebenen Ausführungsformen ist das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung mit den Hinterrädern verbunden, d. h. mit den Nichtantriebsrädern in Fahrzeugen mit Vorderradantrieb. Das Steuersystem zur Antriebskraftverteilung von Fahrzeugen kann auch auf die Vorderräder angewandt werden, d. h. auf die nicht angetriebenen Räder in Fahrzeugen mit Hinterradantrieb.
Es ist auch möglich, eines der Systeme der Ausführungsformen, das auf die Vorder- und Hinterräder ausgerichtet ist, mit anderen Worten, die zweite, vierte, sechste, achte, zehnte, zwölfte, vierzehnte, sechzehnte und achtzehnte Ausführungsform, mit einem der Systeme für die linken und rechten Antriebsräder in der ersten, dritten, fünften, siebten, neunten, elften, dreizehnten, fünfzehnten und siebzehnten Ausführungsform zu kombinieren.

Claims

1. Ein Drehmomentkontrollsystem für ein Fahrzeug, wobei dieses System versehen ist mit:

einer ersten drehenden Welle (13; 6A) und einer zweiten drehenden Welle (14; 6B), zwischen denen eine Differenz bezüglich der Rotationsgeschwindigkeit bei Kurvenfahrt des Fahrzeugs auftritt,

einem Drehmomentübertragungsmechanismus (90A; 9H; 9I; 5H; 5I; 90D; 90C; 9E; SE; 90B) mit einem Drehzahländerungsmechanismus (92; 91; 62; 53; 99; 52; 51; 96) zum Ändern der Drehzahl von entweder der ersten drehenden Welle (13; 6A) oder der zweiten drehenden Welle (14; 6B) und einer Kupplung (94; 93; 12; 57; 56; 54; 55; 97; 98), die zwischen der anderen der ersten drehenden Welle (13; 6A) und der zweiten drehenden Welle (14; 6B) und einer Ausgangseinrichtung (94C; 93C; 11; 53G; 100C; 52G; 51F; 51G; 97C; 98C) des Drehzahländerungsmechanismus (92; 91; 62; 53; 99; 52; 51; 96) angeordnet ist und einen Betrag des Drehmoments, das übertragen werden soll, steuern kann, wobei der Drehmomentübertragungsmechanismus in der Lage ist, den Zustand der Übersetzung des Drehmoments zu kontrollieren, um die Verteilung des Drehmoments an die erste drehende Welle (13; 6A) und die zweite drehende Welle (14; 6B) zu steuern, dadurch gekennzeichnet, daß der Drehzahländerungsmechanismus (92; 91; 62; 53; 99; 52; 51; 96) mit einem Übersetzungsverhältnis eingestellt ist, so daß:

die hoch/niedrig-Beziehung zwischen einer Drehzahl der Ausgangseinrichtung (94C; 93C; 11; 53G; 100C; 52G; 51F; 51G; 97C; 98C) und der der ersten drehenden Welle (13; 6A) oder zweiten drehenden Welle (14; 6B) in dem Drehzahländerungsmechanismus, wenn die Drehzahl von der ersten drehenden Welle (13; 6A) und die von der zweiten drehenden Welle (14; 6B) einander gleich sind; und

die hoch/niedrig-Beziehung zwischen einer Drehzahl der Ausgangseinrichtung (94C; 93C; 11; 53G; 100C; 52G; 51F; 51G; 97C; 98C) und der der anderen ersten drehenden Welle (13; 6A) und zweiten drehenden Welle (14; 6B), wenn die Differenz zwischen der Drehzahl der ersten drehenden Welle (13; 6A) und der Drehzahl der zweiten drehenden Welle (14; 6B) am größten wird, während das Fahrzeug eine Kurve mit maximalem Wendekreis führt;

beide unverändert bleiben.

2. Ein Drehmomentkontrollsystem für ein Fahrzeug nach Anspruch 1, bei dem der Drehzahländerungsmechanismus (92; 91) aufweist:

ein erstes Getrieberad (92A; 91A), das auf der ersten drehenden Welle (13; 6A) oder der zweiten drehenden Welle (14; 6B) befestigt ist;

ein zweites Getrieberad (92B; 91B), das drehbar in ineinandergreifendem Eingriff mit dem ersten Getrieberad (92A; 91A) angeordnet ist;

ein drittes Getrieberad (92D; 91D), das für integrierte Drehung mit dem zweiten Getrieberad (92B; 91B) angeordnet ist und Zähne aufweist, deren Anzahl von der des zweiten Getrieberades (92B; 91B) verschieden ist; und

ein viertes Getrieberad (94C; 93C), das in ineinandergreifendem Eingriff mit dem dritten Getrieberad (92D; 91D) und zur koaxialen Drehung mit dem ersten Getrieberad (92A; 91A) relativ zu der ersten drehenden Welle (13) und der zweiten drehenden Welle (14) angeordnet ist.

3. Ein Drehmomentkontrollsystem für ein Fahrzeug nach Anspruch 1, bei dem der Drehzahländerungsmechanismus (92; 91) einen ersten Drehzahländerungsmechanismus (92), der mit der ersten drehenden Welle (13) verbunden und geeignet ist, die Drehzahl der ersten drehenden Welle (13) zu verändern, und einen zweiten Drehzahländerungsmechanismus (91), der mit der zweiten drehenden Welle (14) verbunden und geeignet ist, die Drehzahl der zweiten drehenden Welle (14) zu verändern, aufweist; und

die Kupplung (94; 93) eine erste Kupplung (94), die zwischen der Ausgangseinrichtung (94C) des ersten Drehzahländerungsmechanismus (92) und der zweiten drehenden Welle (14) angeordnet und geeignet ist, die Übertragung des Drehmoments zwischen der ersten drehenden Welle (13) und der zweiten drehenden Welle (14) während des Eingriffs durchzuführen, und eine zweite Kupplung (93), die zwischen der Ausgangseinrichtung (93C) der zweiten Antriebswelle (91) und der ersten drehenden Welle (13) angeordnet und geeignet ist, die Übertragung des Drehmoments zwischen der ersten drehenden Welle (13) und der zweiten drehenden Welle (14) während des Eingriffs durchzuführen.

4. Ein Drehmomentkontrollsystem für ein Fahrzeug nach Anspruch 3 bei dem sowohl der erste Drehzahländerungsmechanismus (92) als auch der zweite Drehzahländerungsmechanismus (91) aufweisen:

5. Ein Drehmomentkontrollsystem für ein Fahrzeug nach Anspruch 1, bei dem der Drehmomentübertragungsmechanismus (9H; 9I; 5H; 5I; 90D; 90C) ferner mit einem Wechselmechanismus (63; 59; 101; 58) versehen ist, der an dem Drehzahländerungsmechanismus (62; 53; 99; 52) derart angebracht ist, daß der Drehzahländerungsmechanismus (62; 53; 99; 52) zu einer Beschleunigungs- oder Verzögerungslage wechseln kann.

6. Ein Drehmomentkontrollsystem für ein Fahrzeug nach Anspruch 5, bei dem der Drehzahländerungsmechanismus (62; 53) aufweist:

ein erstes Getrieberad (62A; 53A), das derart angeordnet ist, daß es mit der ersten drehenden Welle (13; 6A) oder der zweiten drehenden Welle (14; 6B) über den Wechselmechanismus (63; 59) in Verbindung steht;

ein zweites Getrieberad (62B; 53B), das drehbar in ineinandergreifendem Eingriff mit dem ersten Getrieberad (62A; 53A) angeordnet ist;

ein drittes Getrieberad (62F; 53F), das für integrierte Drehung mit dem zweiten Getrieberad (62B; 53B) angeordnet ist und Zähne aufweist, deren Anzahl von der des zweiten Getrieberades (62B; 53B) verschieden ist;

ein viertes Getrieberad (62G; 53G), das in ineinandergreifendem Eingriff mit dem dritten Getrieberad (62F; 53F) und zur koaxialen Drehung mit dem ersten Getrieberad (62A; 53A) relativ zu der ersten drehenden Welle (13; 6A) und der zweiten drehenden Welle (14; 6B) angeordnet ist;

ein fünftes Getrieberad (62D; 53E), das derart angeordnet ist, daß es mit der ersten drehenden Welle (13; 6A) oder der zweiten drehenden Welle (14; 6B) über den Wechselmechanismus (63; 59) in Verbindung steht; und

ein sechstes Getrieberad (62E; 53D), das für integrierte Drehung mit dem zweiten Getrieberad (62B; 53B) und dem dritten Getrieberad (62F; 53F) angeordnet und in ineinandergreifendem Eingriff mit dem fünften Getrieberad (62D; 53E) ist und Zähne aufweist, deren Anzahl von der des zweiten Getrieberades (62B; 53B) und des dritten Getrieberades (62F; 53F) verschieden ist.

7. Ein Drehmomentkontrollsystem für ein Fahrzeug nach Anspruch 5, bei dem der Drehzahländerungsmechanismus (99; 52) aufweist:

ein erstes Getrieberad (14A; 52A), das auf der ersten drehenden Welle (13; 6A) oder der zweiten drehenden Welle (14; 6B) befestigt ist;

ein zweites Getrieberad (99A; 52B), das drehbar in ineinandergreifendem Eingriff mit dem ersten Getrieberad (14A; 52A) angeordnet ist;

ein drittes Getrieberad (99D; 52F), das für integrierte und koaxiale Drehung mit dem zweiten Getrieberad (99A; 52B) über den Wechselmechanismus (101; 58) angeordnet ist und Zähne aufweist, deren Anzahl von der des zweiten Getrieberades (99A; 52B) verschieden ist;

ein viertes Getrieberad (100C; 52G), das in ineinandergreifendem Eingriff mit dem dritten Getrieberad (99D; 52F) und zur koaxialen Drehung mit dem ersten Getrieberad (14A; 52A) relativ zu der ersten drehenden Welle (13; 6A) und der zweiten drehenden Welle (14; 6B) angeordnet ist;

ein fünftes Getrieberad (14B; 52D), das mit dem ersten Getrieberad (14A; 52A) auf der ersten drehenden Welle (13; 6A) oder der zweiten drehenden Welle (14; 6B) befestigt ist; und

ein sechstes Getrieberad (99B; 52E), das für integrierte Drehung mit dem dritten Getrieberad (99D; 52F) über den Wechselmechanismus angeordnet und in ineinandergreifendem Eingriff mit dem fünften Getrieberad (14B; 52D) ist und Zähne aufweist, deren Anzahl von der des zweiten Getrieberades (99A; 52B) und des dritten Getrieberades (99D; 52F) verschieden ist.

8. Ein Drehmomentkontrollsystem für ein Fahrzeug nach Anspruch 1, bei dem der Drehzahländerungsmechanismus (51; 96) aufweist:

ein erstes Getrieberad (51A; 14A), das auf der ersten drehenden Welle (13; 6A) oder der zweiten drehenden Welle (14; 6B) befestigt ist;

ein zweites Getrieberad (51B; 96A), das drehbar in ineinandergreifendem Eingriff mit dem ersten Getrieberad (51A; 14A) angeordnet ist;

ein drittes Getrieberad (51D; 96C), das für integrierte Drehung mit dem zweiten Getrieberad (51B; 96A) angeordnet ist und Zähne aufweist, deren Anzahl von der des zweiten Getrieberades (51B; 96A) verschieden ist;

ein viertes Getrieberad (51F; 97C), das in ineinandergreifendem Eingriff mit dem dritten Getrieberad (51D; 96C) und zur koaxialen Drehung mit dem ersten Getrieberad (51A; 14A) relativ zu der ersten drehenden Welle (13; 6A) und der zweiten drehenden Welle (14; 6B) angeordnet ist;

ein fünftes Getrieberad (51E; 96D), das für integrierte Drehung mit dem zweiten Getrieberad (51B; 96A) und dem dritten Getrieberad (51D; 96C) angeordnet ist und Zähne aufweist, deren Anzahl von der des zweiten Getrieberades (51B; 96A) und der des dritten Getrieberades (51D; 96C) verschieden ist; und

ein sechstes Getrieberad (51G; 98C), das in ineinandergreifendem Eingriff mit dem fünften Getrieberad (51E; 96D) und zur Drehung relativ zu der ersten drehenden Welle (13; 6A) und der zweiten drehenden Welle (14; 6B) koaxial mit dem ersten Getrieberad (51A; 14A) angeordnet ist.

9. Ein Drehmomentkontrollsystem für ein Fahrzeug nach einem der Ansprüche 1, 2, 3, 5 oder 8, bei dem die Kupplung (94; 93; 12; 57; 56; 54; 55; 97; 98) eine nasse Mehrscheibenkupplung ist.

10. Ein Drehmomentkontrollsystem für ein Fahrzeug nach Anspruch 2 oder 3, bei dem das erste Getrieberad (92A; 91A) und das vierte Getrieberad (94C; 93C) jeweils als Sonnenrad und das zweite Getrieberad (92B; 91B) und das dritte Getrieberad (92D; 91D) jeweils als Planetenrad ausgebildet sind.

11. Ein Drehmomentkontrollsystem für ein Fahrzeug nach einem der Ansprüche 1, 2, 3, 5 oder 8, bei dem die erste drehende Welle (13) und die zweite drehende Welle (14) als durch die Antriebskraft eines Motors rotierbare Welle ausgebildet und mit einem linken Rad bzw. einem rechten Rad des Fahrzeugs verbunden sind.

12. Ein Drehmomentkontrollsystem für ein Fahrzeug nach einem der Ansprüche 1, 2, 3, 5 oder 8, bei denn die erste drehende Welle (13) und die zweite drehende Welle (14) mit einem linken Rad bzw. einem rechten Rad des Fahrzeugs verbunden sind, wobei die linken und rechten Räder nicht vom Motor angetrieben werden.

13. Ein Drehmomentkontrollsystem für ein Fahrzeug nach einem der Ansprüche 1, 2, 3, 5 oder 8, bei dem die erste drehende Welle (6A) und die zweite drehende Welle (6B) als Antriebswellen ausgebildet sind, die sich bei Antrieb durch den Motor drehen, um ein Drehmoment zu einer Seite von Vorderrädern (25, 26) bzw. zu einer Seite von Hinterrädern (15, 16) zu übertragen.