DE19510046A1

DE19510046A1 - Vierrad-Antriebsmechanismus

Info

Publication number: DE19510046A1
Application number: DE19510046A
Authority: DE
Inventors: Jun Watanabe; Kenro Takahashi; Torihito Nakao; Shigeru Kamegaya; Naohiko Inoue
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 1994-03-18
Filing date: 1995-03-20
Publication date: 1995-10-05
Anticipated expiration: 2015-03-21
Also published as: DE19510046C2; US5687808A

Description

Die vorliegende Erfindung betrifft das Gebiet der Kraft fahrzeuge mit Vierradantrieb, d. h. solcher Kraftfahrzeu ge, bei denen die Antriebskraft des Motors sowohl an die vorderen als auch an die hinteren Räder übertragen wird, und insbesondere einen Vierrad-Antriebsmechanismus, bei dem die Antriebskraft des Motors über ein Fluid übertra gen wird.

In einem Kraftfahrzeug mit Vierradantrieb, bei dem die Antriebskraft des Motors an die Vorderräder und an die Hinterräder über mechanische Mittel übertragen wird, sind im allgemeinen das Fahrzeug schwerer und der Kraftstoff verbrauch höher als im Fall eines Kraftfahrzeugs mit Zweiradantrieb.

Um diese Nachteile zu beseitigen, wird in der JP 63-176734-A und in der JP 1-223030-A, veröffentlicht 1988 bzw. 1989 durch das japanische Patentamt, ein Kraftfahr zeug mit Vierradantrieb vorgeschlagen, bei dem die An triebskraft über hydraulische Mittel übertragen wird.

In diesem Kraftfahrzeug mit Vierradantrieb werden die Vorderräder durch den Motor angetrieben. Das Fahrzeug ist versehen mit einer ersten Hydraulikpumpe, die sich zusam men mit den Vorderrädern dreht, und einer zweiten Hydrau likpumpe, die sich zusammen mit den Hinterrädern dreht. Der Auslaß der ersten Pumpe ist mit dem Einlaß der zwei ten Pumpe verbunden, während der Auslaß der zweiten Pumpe mit dem Einlaß der ersten Pumpe verbunden ist. Während des normalen Betriebs drehen sich die Vorderräder und die Hinterräder mit der gleichen Geschwindigkeit, so daß die Fördermengen der ersten und der zweiten Pumpe im Gleich gewicht sind und die Antriebskraft an die Hinterräder nicht übertragen wird. Wenn jedoch an den Vorderrädern ein Schlupf auftritt, so daß sie sich schneller als die Hinterräder drehen, übersteigt die Förderrate der ersten Pumpe diejenige der zweiten Pumpe, so daß das von der ersten Pumpe geförderte Öl die zweite Pumpe als Hydrau likmotor antreibt und an die Hinterräder eine Antriebs kraft übertragen wird. Daher arbeitet der Vierradantrieb nicht kontinuierlich, da die Antriebskraft an die Hinter räder nur zeitweise übertragen wird, etwa dann, wenn an den Vorderrädern ein Schlupf auftritt.

In einem solchen Kraftfahrzeug mit Vierradantrieb ist für die Übertragung der Antriebskraft eine Antriebswelle nicht erforderlich. Das Fahrzeug kann daher mit geringe rem Gewicht hergestellt werden, außerdem können der Fahr gastraum größer ausgebildet und der Kraftstoffverbrauch abgesenkt werden. Gleichzeitig entstehen im Fahrzeug weniger Geräusche und Schwingungen, da für die Übertra gung der Antriebskraft kein mechanisches Mittel verwendet wird.

Da jedoch das Arbeitsöl entsprechend der Drehrichtung der Räder an die Vorderräder und an die Hinterräder in ver schiedenen Richtungen strömt, müssen die zwei Hydraulik rohre, die die beiden Pumpen miteinander verbinden, einem hohen Druck widerstehen können. Ferner müssen in dem Fall, in dem in den Rohren Ventile installiert sind, diese Ventile sowohl für hohen Druck als auch für niedri gen Druck geeignet sein, so daß die Tendenz besteht, die Kosten für die hydraulische Anlage zu erhöhen.

Außerdem wird bei diesem Vierrad-Antriebsmechanismus angenommen, daß die Durchmesser der Vorderräder und der Hinterräder gleich sind, in der Praxis ist jedoch z. B. wegen des unterschiedlichen Reifenverschleißes zwischen den Durchmessern der Vorderräder und der Hinterräder ein Unterschied vorhanden, selbst wenn die Raddurchmesser grundsätzlich gleich sind. Dies führt zu unterschiedli chen Drehzahlen der Vorderräder und der Hinterräder. Wenn beispielsweise der Durchmesser der Vorderradreifen klei ner als der Durchmesser der Hinterradreifen ist, über steigt die Förderrate der ersten Pumpe stets diejenige der zweiten Pumpe, so daß die erste Pumpe mit einer kon stanten Last beaufschlagt wird, die den Kraftstoffver brauch erhöhen kann.

Es ist daher eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung, einen Vierrad-Antriebsmechanismus zu schaffen, bei dem die Antriebskraft mittels Öldrucks übertragen wird und dessen Hydraulikkreis im Vergleich zu entsprechenden herkömmlichen Vierrad-Antriebsmechanismen einfach ist.

Es ist eine weitere Aufgabe der vorliegenden Erfindung, einen Vierrad-Antriebsmechanismus zu schaffen, bei dem die Toleranz für die Differenz zwischen den Drehzahlen der Vorderräder und der Hinterräder erhöht ist, wodurch die Übertragung einer nicht erforderlichen Antriebskraft vermieden wird.

Es ist eine weitere Aufgabe der vorliegenden Erfindung, einen Vierrad-Antriebsmechanismus zu schaffen, bei dem der Übergang vom Vierradantrieb zum Zweiradantrieb gleichmäßig erfolgt.

Diese Aufgaben werden erfindungsgemäß gelöst durch einen Vierrad-Antriebsmechanismus, der die im Anspruch 1 ange gebenen Merkmale besitzt.

Die abhängigen Ansprüche sind auf bevorzugte Ausführungs formen der vorliegenden Erfindung gerichtet.

Der erfindungsgemäße Vierrad-Antriebsmechanismus enthält Antriebsräder, die ihrerseits von einem Motor angetrieben werden, angetriebene Räder, die sich aufgrund ihres Kon takts mit einer Fahrbahnoberfläche drehen, einen Fluid druck-Pumpenmechanismus, einen Fluiddruck-Motormechanis mus, einen Hochdruck-Strömungsweg sowie einen Nieder druck-Strömungsweg.

Der Pumpenmechanismus wird zusammen mit den Antriebsrä dern angetrieben. Der Pumpenmechanismus ist mit einem Fluideinlaß und einem Fluidauslaß versehen und beauf schlagt ein vom Einlaß angesaugtes Fluid mit Druck und entläßt dieses mit Druck beaufschlagte Fluid an seinem Auslaß.

Der Motormechanismus dreht sich zusammen mit den ange triebenen Rädern. Er besitzt zwei Anschlüsse zum Ansaugen und zum Entleeren des Fluids und treibt die angetriebenen Räder an, sofern einem seiner Anschlüsse mit Druck beauf schlagtes Fluid zugeführt wird. Andernfalls bewirkt er entsprechend einem von den angetriebenen Rädern angeleg ten Drehmoment eine Zirkulation des Fluids von einem Anschluß zum anderen Anschluß.

Der Hochdruck-Strömungsweg ist mit dem Auslaß des Pumpen mechanismus verbunden, während der Niederdruck-Strömungs weg mit dem Einlaß des Pumpenmechanismus verbunden ist.

Ferner sind ein Mechanismus, mit dem der Hochdruck-Strö mungsweg und der Niederdruck-Strömungsweg mit den beiden Anschlüssen des Motormechanismus verbunden sind, sowie ein Mechanismus vorgesehen, der die Förderströmungsrate des Pumpenmechanismus begrenzt, so daß sie einen vorgege benen Wert nicht übersteigt. Der Verbindungsmechanismus dreht die Anschlußrichtung um, wenn sich die Drehrichtung der Antriebsräder umkehrt.

Gemäß einem Aspekt der Erfindung enthält der Begrenzungs mechanimus eine in den Einlaß eingesetzte Drosselklappe, wobei die Öffnungsfläche dieses Ventils abnimmt, wenn der Pumpenförderdruck über einen gesetzten Druck ansteigt.

Gemäß einem weiteren Aspekt der Erfindung ist der Verbin dungsmechanismus einteilig mit dem Motormechanismus aus gebildet.

Gemäß einem weiteren Aspekt der Erfindung enthält der Motormechanismus einen Kapazitätssteuermechanismus, der die Fluidströmungsrate pro Einheitsdrehung des Motorme chanismus entsprechend einer Strömungsrate des Nieder druck-Strömungswegs verändert.

Vorzugsweise erhöht dieser Kapazitätssteuermechanismus die Fluidströmungsrate des Motormechanismus, wenn die Drehzahl der angetriebenen Räder ansteigt, bis die Strö mungsrate im Niederdruck-Strömungsweg einen gesetzten Wert erreicht, und hält die Fluidströmungsrate auf einem konstanten Pegel, wenn die Strömungsrate im Niederdruck-Strö mungsweg den gesetzten Wert übersteigt.

Alternativ erhöht der Kapazitätssteuermechanismus die Fluidströmungsrate des Motormechanismus mit einer ersten Erhöhungsrate, die mit der Drehzahl der angetriebenen Räder in Beziehung steht, wenn die Strömungsrate im Nie derdruck-Strömungsweg einen gesetzten Wert nicht über steigt, und erhöht die Fluidströmungsrate mit einer zwei ten Erhöhungsrate, die geringer als die erste Rate ist und auf die Drehzahl bezogen ist, wenn der gesetzte Wert überschritten wird.

Gemäß einem weiteren Aspekt der Erfindung wird die Fluid strömungsrate pro Einheitsumdrehung des Motormechanismus größer als eine Fluidfördermenge pro Einheitsumdrehung des Pumpenmechanismus gesetzt, ferner enthält der Vier rad-Antriebsmechanismus einen mit einem Rückschlagventil versehenen Strömungsweg, der dem Hochdruck-Strömungsweg mit niedrigem Druck beaufschlagtes Fluid zuführt.

In diesem Fall enthält der Vierrad-Antriebsmechanismus vorzugsweise einen Mechanismus, der die Förderströmungs rate des Pumpenmechanismus mit einer ersten Erhöhungsrate erhöht, die mit der Drehzahl der Antriebsräder in Bezie hung steht, wenn die Drehzahl einen gesetzten Wert nicht übersteigt, und der die Förderströmungsrate mit einer zweiten Erhöhungsrate erhöht, die niedriger als die erste Rate ist und mit der Drehzahl in Beziehung steht, wenn der gesetzte Wert überschritten wird.

Vorzugsweise enthält der Vierrad-Antriebsmechanismus ein Entlastungsventil, das das Fluid vom Hochdruck-Strömungs weg bei einem vorgegebenen Entlastungsdruck entläßt, sowie einen Mechanismus, der diesen Entlastungsdruck erniedrigt, wenn die Drehzahl gleich oder größer als der gesetzte Wert ist.

Alternativ enthält der Vierrad-Antriebsmechanismus ein Entlastungsventil, das das Fluid aus dem Hochdruck-Strö mungsweg bei einem vorgegebenen Entlastungsdruck entläßt, eine in den Niederdruck-Strömungsweg eingesetzte Blende und einen Mechanismus, der den Entlastungsdruck ernied rigt, wenn ein Druck stromaufseitig von der Blende an steigt.

Der Pumpenmechanismus und der Erhöhungsmechanismus können mehrere Pumpen enthalten, die verschiedene Strömungsra tenkennlinien besitzen.

Der Begrenzungsmechanismus enthält beispielsweise eine in den Einlaß eingesetzte Ansaugdrosselklappe, wobei die Öffnungsfläche der Drosselklappe abnimmt, wenn der Pum penförderdruck über einen gesetzten Druck ansteigt. Die ser gesetzte Druck ist niedriger als der Maximalwert des Entlastungsdrucks.

Der Erniedrigungsmechanismus erniedrigt vorzugsweise den Entlastungsdruck effektiv auf Null, wenn die Förderströ mungsrate einen vorgegebenen oberen Grenzwert erreicht.

Vorzugsweise enthält der Vierrad-Antriebsmechanismus außerdem im Niederdruck-Strömungsweg eine Blende, während der Erniedrigungsmechanismus einen Mechanismus enthält, der den Entlastungsdruck entsprechend einem Druckanstieg stromaufseitig von dieser Blende erniedrigt.

Gemäß einem weiteren Aspekt der Erfindung enthält der Vierrad-Antriebsmechanismus einen Mechanismus, der den Druck im Hochdruck-Strömungsweg auf einen vorgegebenen Pegel begrenzt.

Gemäß einem weiteren Aspekt der Erfindung enthält der Pumpenmechanismus eine Pumpe, bei der Einlaß und Auslaß entsprechend der Drehrichtung der Antriebsräder ver tauscht werden, sowie einen Mechanismus, der den Einlaß mit dem Hochdruck-Strömungsweg und den Auslaß mit dem Niederdruck-Strömungsweg verbindet, wenn die Richtung umgekehrt wird.

Gemäß einem weiteren Aspekt der Erfindung enthält der Begrenzungsmechanismus einen Mechanismus, der die Förder strömungsrate entsprechend einer Zunahmen der Drehzahl der Antriebsräder über eine vorgegebene Drehzahl der An triebsräder absenkt.

Weitere Aufgaben, Merkmale und Vorteile der Erfindung werden deutlich anhand der folgenden Beschreibung bevor zugter Ausführungsformen, die auf die beigefügten Zeich nungen Bezug nimmt; es zeigen:

Fig. 1 ist eine schematische Darstellung eines Vierrad-An triebssystems gemäß einer ersten Ausführungs form der vorliegenden Erfindung;

Fig. 2A, B, C Graphen der Strömungsratenkennlinien einer Kol benpumpe und eines Taumelscheibenmotors sowie möglicher äquivalenter Vorrichtungen gemäß der ersten Ausführungsform der Erfindung;

Fig. 3 Graphen der Kennlinien des zwischen den Vorderrä dern und den Hinterrädern übertragenen Drehmo ments gemäß der ersten Ausführungsform der vor liegenden Erfindung;

Fig. 4 eine Ansicht ähnlich derjenigen von Fig. 1, in der das Fahrzeug jedoch bei Rückwärtsfahrt ge zeigt ist;

Fig. 5A, B eine Ansicht ähnlich derjenigen von Fig. 2, in der jedoch andere mögliche äquivalente Vorrich tungen gezeigt sind;

Fig. 6 eine schematische Darstellung eines Vierrad-An triebssystems gemäß einer zweiten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung;

Fig. 7 eine schematische Darstellung eines Vierrad-An triebssystems gemäß einer dritten Ausführungsform der Erfindung;

Fig. 8 eine schematische Darstellung eines Vierrad-An triebssystems gemäß einer vierten Ausführungsform der Erfindung;

Fig. 9 eine schematische Darstellung eines Vierrad-An triebssystems gemäß einer fünften Ausführungsform der Erfindung;

Fig. 10 einen Graphen der Kennlinien einer Kolbenpumpe und eines Taumelscheibenmotors gemäß einer sech sten Ausführungsform der Erfindung;

Fig. 11 einen Graphen der Kennlinien einer Kombination von Pumpen, mit der die in Fig. 10 angegebenen Kennlinien erhalten werden können;

Fig. 12 eine schematische Darstellung eines Vierrad-An triebssystems gemäß einer siebten Ausführungsform der Erfindung;

Fig. 13 einen Graphen, der die Kennlinien einer Kolben pumpe und eines Taumelscheibenmotors gemäß der siebten Ausführungsform der Erfindung zeigt; und

Fig. 14 eine schematische Darstellung eines Vierrad-An triebssystems gemäß einer achten Ausführungsform der Erfindung.

Wie in Fig. 1 gezeigt, wird die Drehung eines Kraftfahr zeugmotors 1 über ein Schaltgetriebe 2 in eine Vorderrad-Dif ferentialgetriebevorrichtung 3 eingegeben, wobei der Ausgang der Vorderrad-Differentialgetriebevorrichtung 3 an Vorderrad-Antriebswellen übertragen wird.

Die Vorderrad-Differentialgetriebevorrichtung 3 enthält ein Tellerrad 3b, das in einem Getriebegehäuse 3a befe stigt ist, und ein Paar von Ritzeln 3d und ein Paar von Seitenrädern 3e, die im Getriebegehäuse 3a untergebracht sind. Das Tellerrad 3b ist mit einem Ritzel-Antriebsrad 2a in Eingriff, das mit der Ausgangswelle des Schaltge triebes 2 verbunden ist, und dreht das Getriebegehäuse 3a. Die Ritzel 3b sind an Wellen 3c befestigt, die sich im Getriebegehäuse 3a über Lager frei drehen können. Jedes Seitenrad 3e ist an einem Ende jeder Antriebswelle 4 befestigt, die von beiden Seiten in das Getriebegehäuse 3a eingeschoben sind. Die Antriebsachsen 4 sind frei drehbar unterstützt, wobei die Seitenräder 3e in die Ritzel 3d von beiden Seiten eingreifen. Wenn sich die Ausgangswelle dreht, drehen sich bei dieser Anordnung die Ritzel 3d zusammen mit dem Getriebegehäuse 3a in einer die Wellen 3c enthaltenden vertikalen Ebene um die An triebsachsen 4 und bewirken, daß sich jedes Seitenrad 3e zusammen mit der Antriebsachse 4 dreht. Wegen der Tatsa che, daß sich die Ritzel 3d aufgrund unterschiedlicher Drehwiderstände der Antriebsachsen 4 selbst drehen, wird die Antriebsachse 4, die den geringeren Widerstand be sitzt, mehr als die den höheren Widerstand besitzende Antriebsachse 4 gedreht.

Dieses Fahrzeug mit Vierradantrieb wird grundsätzlich durch die Drehung der Vorderräder 5 angetrieben, während an die Hinterräder 19 die Antriebskraft nur bei Bedarf übertragen wird.

Daher ist in der Nähe des Tellerrades 3b im Getriebege häuse 3a ein weiteres Tellerrad 3f angebracht, wobei die Drehung des Getriebegehäuses 3a über ein Zahnrad 3g, das mit dem Tellerrad 3f in Eingriff ist, an die Drehwelle 6a einer Kolbenpumpe 6 übertragen wird. Ein Einlaß 6b der Kolbenpumpe 6 ist mit einem Filter 7a eines Tanks 7 ver bunden und gleichzeitig über ein Niederdruckrohr 8L mit einem Tankanschluß T eines Vierwegeventils 9 verbunden. Ein Auslaß 6c der Kolbenpumpe 6 ist über ein Hochdruck rohr 8H mit einem Pumpenanschluß P des Vierwegeventils 9 verbunden.

Die Kolbenpumpe 6 ist eine Pumpe mit fester Kapazität, die unabhängig von der Drehrichtung der Welle 6a vom Einlaß 6b Arbeitsöl ansaugt und dieses Arbeitsöl am Aus laß 6c fördert. Am Einlaß der Kolbenpumpe 6 ist eine Drossel vorgesehen, die bewirkt, daß die Förderströmungs rate proportional zur Drehzahl der Vorderräder von 0 auf einen vorgegebenen Wert V₁ ansteigt und dann oberhalb von V₁ ihre maximale Strömungsrate Q_lmax hält, wie durch die durchgezogene Linie L₁ in den Fig. 2A bis 2C gezeigt ist. Das Konzept der Veränderung der Strömungsratenkennlinie durch Vorsehen einer festen oder veränderlichen Drossel am Einlaß in der beschriebenen Weise ist beispielsweise aus der JP 1-262374-A und aus der JP 3L213683-A, veröf fentlicht 1989 bzw. 1991 vom japanischen Patentamt, be kannt. Im folgenden wird dieser Pumpentyp als Ansaugdros selpumpe bezeichnet.

Das Vierwegeventil 9 wird durch einen Tauchmagneten 9a betätigt, wobei in der Normalposition, in der der Tauch magnet 9a nicht erregt ist, der Pumpenanschluß P mit einem Anschluß A verbunden ist und der Tankanschluß T mit einem Anschluß B verbunden ist. In der entgegengesetzten Position, in der der Tauchmagnet 9a erregt ist, ist der Pumpenanschluß P mit dem Auslaßanschluß B verbunden, während der Tankanschluß T mit dem Anschluß A verbunden ist.

Diese Anschlüsse A und B sind mit den Anschlüssen 10a bzw. 10b eines Taumelscheibenmotors 10 verbunden. Der Taumelscheibenmotor 10 ist ein Motor mit veränderlicher Kapazität, der die Drehzahl der Welle 10c entsprechend der Veränderung des Taumelscheiben-Neigungswinkels verän dert, wobei der Taumelscheibenmotor 10 bei Anlegen einer Drehkraft durch die Welle 10c auch als Pumpe arbeitet.

Wenn sich das Vierwegeventil 9 in der Normalposition befindet, ist das Hochdruckrohr 8H mit dem Anschluß 10a verbunden, während das Niederdruckrohr 8L mit dem An schluß 10b verbunden ist, wobei der Taumelscheibenmotor 10 die Welle 10c in Vorwärtsrichtung des Fahrzeugs dreht. Wenn das Vierwegeventil 9 in der versetzten Position ist, ist das Niederdruckrohr 8L mit dem Anschluß 10a verbun den, während das Hochdruckrohr 8H mit dem Anschluß 10b verbunden ist, so daß der Motor 10 die Welle 10c in Rück wärtsrichtung des Fahrzeugs dreht. Das Vierwegeventil 9 ist am Motor 10 einteilig angebracht, ferner sind die Ausgangsanschlüsse A und B direkt mit den Anschlüssen 10a bzw. 10b verbunden.

Der Tauchmagnet 9a des Vierwegeventils 9 ist über einen Schalter 9b, der die Schaltposition eines Schalthebels des Schaltgetriebes 2 erfaßt, mit einer Gleichspannungs versorgung 9c verbunden, wobei der Tauchmagnet 9a nur dann erregt wird, wenn der Schalthebel in die Rückwärts fahrtposition bewegt worden ist.

An der Welle 10c des Taumelscheibenmotors 10 ist ein Zahnrad 10d befestigt, das mit einem Tellerrad 17b in Eingriff ist, das seinerseits an einer Hinterrad-Diffe rentialgetriebevorrichtung 17 befestigt ist. Die Kon struktion der Hinterrad-Differentialgetriebevorrichtung 17 ist im wesentlichen gleich derjenigen der obenbe schriebenen Vorderrad-Differentialgetriebevorrichtung 3. Sie ist versehen mit einem Paar von Ritzeln 17d, die frei unterstützt sind, um sich über eine Welle 17c in einem Getriebegehäuse 17a zu drehen, und einem Paar von Seiten rädern 17e, die mit den Ritzeln 17d in Eingriff sind. Jedes der Seitenräder 17e ist mit einer Hinterrad-An triebswelle 18 drehfest verbunden, wobei an jeder An triebsachse 18 ein Hinterrad 19 angebracht ist.

Im Niederdruckrohr 8L ist eine Blende 11 vorgesehen, mit der die Strömungsrate des Taumelscheibenmotors 10 gesteu ert wird. Ein Hydraulikzylinder 12 verändert den Nei gungswinkel der Taumelscheibe auf der Grundlage der Druckdifferenz zwischen einer stromaufseitigen und einer stromabseitigen Position der Blende 11, wobei die Blende 11 eine Strömungsratenkennlinie besitzt, die durch die Linie L₂ in Fig. 2A gezeigt ist. Die Strömungsrate nimmt direkt proportional zur Radgeschwindigkeit V₁ eines Rades zu. Wenn die Radgeschwindigkeit den Wert V₁ erreicht, wird eine Strömungsrate Q₂ erhalten, die die maximale Förderströmungsrate Q_lmax der Kolbenpumpe 6 übersteigt, anschließend wird die Strömungsrate bei zunehmender Rad geschwindigkeit allmählich erhöht.

Die Kapazitäten der Kolbenpumpe 6 und des Taumelscheiben motors 10 sowie die Übersetzungsverhältnisse zwischen den Zahnrädern 3f, 3g und 10d, 17b sind daher so gesetzt, das bei gleicher Radgeschwindigkeit die Strömungsrate des Motors 10 stets größer als die Förderströmungsrate der Kolbenpumpe 6 ist. Ein Entlastungsventil 13, das sich bei einem bestimmten Druck öffnet und gefördertes Öl zum Einlaß 6b zurückleitet, ist als Drehmomentsteuervorrich tung zwischen dem Einlaß 6b und dem Auslaß 6c der Kolben pumpe 6 vorgesehen. Ferner sind zwischen das Hochdruck rohr 8H und das Niederdruckrohr 8L ein mit einem Rück schlagventil 15 versehenes Verbindungsrohr 14A sowie ein mit einer festen Blende 16 versehenes Verbindungsrohr 14b parallel eingefügt.

Wenn das Fahrzeug mit einer Vorwärtsbewegung beginnt, wird der Schalthebel in der Vorwärtsfahrtstellung gehal ten, so daß der Schaltstellung-Erfassungsschalter 9b den Tauchmagnet 9a nicht erregt und das Vierwegeventil 9 in der Normalposition gehalten wird.

Wenn das Gaspedal des Fahrzeugs niedergedrückt wird, wird daher die Drehung des Motors 1 über das Schaltgetriebe 2 an die Vorderrad-Differentialgetriebevorrichtung 3 über tragen, so daß sich die Vorderräder 5 über die Vorderrad-Dif ferentialgetriebevorrichtung 3 in der der Vorwärts fahrt entsprechenden Richtung drehen.

Gleichzeitig wird die Welle 6a der Kolbenpumpe 6 gedreht, so daß die Kolbenpumpe 6 vom Tank 7 Arbeitsöl ansaugt und an das Hochdruckrohr 8H fördert. Dieses mit hohem Druck beaufschlagte Arbeitsöl bewegt sich durch den Motor 10 und kehrt über das Niederdruckrohr 8L zum Einlaß 6b der Pumpe 6 zurück.

Da die Förderströmungsrate des Motors 10 so gesetzt ist, daß sie größer als die Förderströmungsrate der Kolben pumpe 6 ist, wird bei einer ähnlichen Raddrehzahl V_r, wie in Fig. 2A gezeigt ist, sämtliches von der Pumpe 6 geför dertes Arbeitsöl vom Motor 10 angesaugt, so daß der Druck im Hochdruckrohr 8H nicht ansteigt, wenn das Fahrzeug auf einer Fahrbahnoberfläche mit hohem Reibkoeffizienten, d. h. auf einer trockenen Straße fährt. Mit anderen Wor ten, der Motor 10 arbeitet nicht als Hydraulikmotor, so daß sich die Hinterräder 19 nicht aufgrund der Antriebs kraft des Motors 10, sondern aufgrund der Reibung mit der Fahrbahnoberfläche drehen. Der Anteil der Ansaugströ mungsrate des Motors 10, der nicht von der Pumpe 6 gelie fert werden kann, wird vom Niederdruckrohr 8L über das Rückschlagventil 15 des Verbindungsrohrs 14A geliefert.

Die unterschiedlichen Förderströmungsraten der Pumpe 6 und des Motors 10 decken auch die unterschiedlichen Dreh zahlen der Vorder- und Hinterräder 4 bzw. 18 ab, welche durch unterschiedliche Durchmesser aufgrund des Reifen verschleißes und dergleichen entstehen. Mit anderen Wor ten, unter der Voraussetzung, daß die Geschwindigkeits differenzen zwischen den Vorderrädern und den Hinterrä dern aufgrund von unterschiedlichen Reifendurchmessern innerhalb eines gesetzten Förderströmungsraten-Differenz bereichs liegen, wird die Antriebskraft von der Pumpe 6 nicht an den Motor 10 übertragen, so daß der Motor 1 weiterhin nur die Vorderräder antreibt. In diesem Zustand ist die Belastung der Pumpe 6 sehr gering, so daß der Kraftstoffverbrauch der gleiche wie bei einem Fahrzeug mit Zweiradantrieb ist.

Wenn das Fahrzeug andererseits auf einer Fahrbahnoberflä che mit niedrigem Reibkoeffizienten wie etwa einer mit Eis oder Schnee bedeckten Straße anfährt, tritt an den vorderen Antriebsrädern ein Schlupf gegenüber der Straße auf, so daß die Drehzahldifferenz ΔN zwischen den Vor derrädern und den Hinterrädern zunimmt. Wenn die Förder strömungsrate der Pumpe 6 die Strömungsrate des Motors 10 übersteigt, steigt daher der Druck im Hochdruckrohr 8H an und dreht der erhöhte Druck den Motor 10, so daß über die Welle 10c und die Antriebsachsen 18 an die Hinterräder 19 eine Drehkraft übertragen wird. Wenn daher an den Vorder rädern 5 ein Schlupf auftritt, wird an die Hinterräder 19 eine Antriebskraft übertragen, so daß das Fahrzeug gleichmäßig anfahren kann.

Das an die Hinterräder 19 übertragene Drehmoment wird nur erzeugt, wenn zwischen den Vorderrädern und den Hinterrä dern eine Differenz zwischen deren Drehzahlen auftritt, wie in Fig. 3 gezeigt ist. Dieses Drehmoment nimmt bei einer Zunahme der Drehzahldifferenz stark zu, sein Maxi malwert T_max wird jedoch durch den Druckgrenzwert des Entlastungsventils 13 gesteuert. Auf die Hinterrad-Diffe rentialgetriebevorrichtung 17 und die Welle 10c wirkt kein höheres Drehmoment, so daß diese Teile keine ent sprechend höhere Festigkeit besitzen müssen und somit das Fahrzeug geringeres Gewicht besitzen kann, der Kraft stoffverbrauch niedriger ist und die Herstellungskosten reduziert werden können.

Die minimale Differenz zwischen den Drehzahlen, die für die Erzeugung des Drehmoments an die Hinterräder erfor derlich ist, wird bei abnehmender Fahrzeuggeschwindigkeit niedriger, wie in Fig. 3 gezeigt ist. Der Grund hierfür besteht in der Tatsache, daß die Förderströmungsratendif ferenz zwischen der Pumpe 6 und dem Motor 10 bei höherer Raddrehzahl zunimmt, wie in Fig. 2A gezeigt ist. In Fig. 2A nimmt die Differenz zwischen den Vorderrad- und Hin terraddrehzahlen bei gleicher Förderströmungsrate zu, wenn die Vorderraddrehzahl von 0 bis V₁ ansteigt; wenn jedoch die Strömungsrate des Motors 10 die maximale Strö mungsrate Q_lmax der Pumpe 6 übersteigt, übersteigt die Förderströmungsrate der Pumpe 6 niemals diejenige des Motors, so daß das Drehmoment von der Pumpe 6 niemals über den Motor 10 zu den Hinterrädern 19 übertragen wer den kann. Wegen dieser Strömungsratenkennlinie wird ein Vierradantrieb nicht ausgeführt, wenn er nicht erforder lich ist, d. h. wenn das Fahrzeug mit hoher Geschwindig keit fährt.

Wenn ferner die Strömungsrate bei einer Hinterradge schwindigkeit V₁ den Wert Q₂ übersteigt, wird der Strö mungsratenanstieg durch den Neigungswinkel gesteuert. Selbst bei hohen Fahrgeschwindigkeiten wird daher die Strömungsrate des Arbeitsöls zwischen der Pumpe 6 und dem Motor 10 nicht übermäßig groß, so daß die Rohrdurchmesser nicht erhöht und die Ventile nicht größer ausgebildet werden müssen. Ferner besteht nicht die Gefahr häufiger Druckverluste und bei hohen Strömungsraten auftretender Hohlsogphänomene, außerdem wird ein niedriger Kraftstoff verbrauch erzielt, und das gesamte Vierrad-Antriebssystem kann kompakter ausgebildet werden.

Wenn die Strömungsratenkennlinien der Pumpe 6 so gesetzt sind, daß sie bei einer Erhöhung der Drehzahl abfallen, wenn die Vorderradgeschwindigkeit den vorgegebenen Wert V₁ überstiegen hat, wie durch die Linie L₁₂ in Fig. 5A gezeigt ist, wird ein Anstieg des Widerstandes des Hoch druckrohrs 8H bei einem Anstieg der Vorderradgeschwindig keit unterdrückt. Dadurch wird das Auftreten von Hohlsog phänomenen der Pumpe 6 bei hohen Drehzahlen endgültig verhindert, was wiederum zu einer Verringerung der Last auf den Motor 1 und zu einer Absenkung des Kraftstoffver brauchs beiträgt.

Anstelle des Motors 10 kann alternativ ein Hydraulikmotor mit fester Kapazität verwendet werden, der die durch die Linie L₂₂ in Fig. 5B gezeigten Strömungsratenkennlinien besitzt. In diesem Fall sind nicht nur das Vierwegeventil 9, sondern sämtliche Teile bis zum Rückschlagventil 15 im Hydraulikmotor integriert, um so einen Ölströmungsweg zu bilden, bei dem der Ansaugwiderstand selbst bei hohen Strömungsraten niedrig ist. Dadurch ist eine wesentliche Vereinfachung des Hydraulikmotors möglich, so daß, da dann der Hydraulikzylinder 12 unnötig ist, die Kosten für den Vierrad-Antriebsmechanismus reduziert werden können.

Bei dieser Ausführungsform wird der Vorderrad-/Hinterrad-Dif ferenzdruck der Blende 11 an den Hydraulikzylinder 12 geleitet. Da jedoch die Ausgangsseite der Blende 11 zum Tank 7 geöffnet ist, kann das hydraulische Rohrleitungs system vereinfacht werden, indem nur der stromaufseitige Druck in den Zylinder 12 eingeleitet wird und der Zylin der 12 durch die Differenz zwischen diesem Druck und dem Atmosphärendruck angetrieben wird.

Wenn die Ansaugströmungsrate des Motors 10 nicht aus reicht, wird durch das Rohr 14A Arbeitsöl zugeführt, ferner wird dann, wenn die Blende 11 stromabseitig vom Verbindungspunkt zwischen dem Rohr 14A und dem Nieder druckrohr 8L installiert ist, die Verbindung zwischen dem Rohr 14A und dem Niederdruckrohr 8L stromaufseitig von der Blende 11 vorgesehen. Dadurch kann über das Rohr 14A an den Motor 10 einfach Arbeitsöl geliefert werden, was den Vorteil besitzt, einen Hohlsog zu verhindern.

Wenn die Blende 11 auf Seiten des Hochdruckrohrs 8H vor gesehen ist, ist die Vorderrad/Hinterrad-Drehzahldiffe renz gering, wobei unter lastfreien Bedingungen, unter denen die Antriebskraft nicht von der Pumpe 6 an den Motor 10 übertragen wird, die Blende 11 zum Ansaugwider stand des Motors 10 beiträgt, so daß leicht ein Hohlsog phänomen auftritt. Die Blende 11 muß daher auf Seiten des Niederdruckrohrs 8L vorgesehen sein.

Der Punkt, an dem das übertragene Drehmoment anzusteigen beginnt, kann entsprechend den Abmessungen der festen Blende des Verbindungsrohrs 14B beliebig festgelegt sein. Der Strömungswiderstand der Blende 16 verändert sich in Abhängigkeit von Viskositätsschwankungen und damit in Abhängigkeit von der Temperatur des Arbeitsöls, so daß das Drehmoment früh anzusteigen beginnt, da bei niedriger Temperatur ein hoher Strömungswiderstand vorhanden ist. Diese Kennlinien weisen im Winter einen Vorteil auf, wenn der Vierradantrieb oftmals erforderlich ist.

Wenn der Schalthebel in die Rückwärtsfahrtstellung ge bracht ist, um mit dem Fahrzeug rückwärts zu fahren, schaltet der Schaltstellung-Erfassungsschalter 9b ein, so daß der erregte Tauchmagnet 9a das Vierwegeventil 9 in die entgegengesetzte Position umschaltet, wie in Fig. 4 gezeigt ist. Daher wird das Arbeitsöl im Hochdruckrohr 8H zum Anschluß 10b des Motors 10 geliefert, so daß sich der Motor 10 in der zur Vorwärtsbewegung entgegengesetzten Richtung dreht. Das Arbeitsöl, das den Motor 10 durch strömt hat, wird vom Anschluß 10a zum Niederdruckrohr 8L entlassen und vom Einlaß 6b der Pumpe 6 angesaugt. Die Hinterräder drehen sich zusammen mit dem Motor 10 in entgegengesetzter Richtung.

Selbst wenn das Fahrzeug rückwärts fährt, ist die Drehmo mentübertragung genau die gleiche wie bei der Vorwärts fahrt. Wenn an den Vorderrädern 5 ein Schlupf auftritt und wenigstens eine bestimmte Vorderrad-/Hinterrad-Dreh zahldifferenz entsteht, wird im Hochdruckrohr 8H ein Druck aufgebaut, wobei ein diesem Druck entsprechendes Drehmoment über den Motor 10 an die Hinterräder 19 über tragen wird. Wenn die Vorderrad-/Hinterrad-Drehzahldiffe renz klein ist, ist die Ansaugmenge des Motors 10 unzu reichend, wobei diese unzureichende Menge durch Versor gung des Hochdruckrohrs 8H vom Niederdruckrohr 8L über das Rückschlagventil 15 im Rohr 14A kompensiert wird.

Die Druckbedingungen im Hochdruckrohr 8H und im Nieder druckrohr 8L sind daher selbst dann gleich, wenn das Fahrzeug rückwärts fährt, so daß ein teueres druckbestän diges Rohr nur für das Hochdruckrohr 8H verwendet werden muß. Da außerdem das Entlastungsventil 13, das Rück schlagventil 15 und die Blende 16 wie bei der Vorwärts fahrt arbeiten, müssen sie nur für eine unidirektionale Strömung ausgelegt sein, so daß die Konstruktion des Hydraulikkreises einfach ist.

Während des Bremsens ist die Vorderraddrehzahl im allge meinen niedriger als diejenige der Hinterräder. Bei einem auf Vorderradantrieb basierenden Kraftfahrzeug mit Vier radantrieb wie in der vorliegenden Ausführungsform wird daher das Drehmoment nicht an die Hinterräder übertragen, wenn das Fahrzeug gebremst wird. Ferner wird in diesem Vierrad-Antriebssystem das Drehmoment nicht übertragen, bis die Differenz zwischen den Drehzahlen der Vorderräder und der Hinterräder einen bestimmten Wert erreicht. Daher besteht nur eine geringe Gefahr einer Störung der Anti blockiersteuerung des Fahrzeugs.

In Fig. 6 ist eine zweite Ausführungsform der Erfindung gezeigt.

Bei dieser Ausführungsform wird anstelle der Blende 16 der ersten Ausführungsform eine variable Blende 20 ver wendet, so daß der Punkt, an dem das Drehmoment übertra gen wird, frei eingestellt werden kann.

Die Anstiegsrate der Drehmomentübertragung relativ zur Vorderrad-/Hinterrad-Drehzahldifferenz ΔN kann daher wie durch die gestrichelten Linien in Fig. 3 gezeigt verän dert werden, so daß die Drehmomentübertragungskennlinie je nach Wunsch des Fahrers eingestellt werden kann.

In Fig. 7 ist eine dritte Ausführungsform der Erfindung gezeigt.

Bei dieser Ausführungsform ist anstelle des Entlastungs ventils 13 als Mittel zur Begrenzung der Drehmomentüber tragung im Einlaß der Pumpe 6 eine auf den Vorsteuerdruck antwortende Ansaugdrosselklappe 21 installiert, wobei der Förderdruck der Pumpe 6 als Vorsteuerdruck zur Ansaug drosselklappe 21 geleitet wird. Wenn der Pumpenförder druck über einen bestimmten Wert ansteigt, steigt der Ansaugwiderstand der Pumpe 6 an, so daß eine Erhöhung der Förderströmungsrate unterdrückt wird und das Drehmoment oberhalb eines bestimmten Pegels nicht übertragen wird.

Wenn das Entlastungsventil 13 verwendet wird, steigt die Öltemperatur an, wenn der Motor ohne Unterbrechung mit hoher Last läuft, wenn jedoch statt dessen die Ansaug drosselklappe 21 verwendet wird, sinkt die tatsächliche Pumpenfördermenge ab, so daß weniger Wärme erzeugt wird.

Fig. 8 zeigt eine vierte Ausführungsform der Erfindung.

Bei dieser Ausführungsform werden die Antriebsachsen 18L und 18R des linken bzw. des rechten Hinterrades 19L bzw. 19R nicht durch die Hinterrad-Differentialgetriebevor richtung 17, sondern durch unabhängige Motoren 10L bzw. 10R mit variabler Kapazität angetrieben. Wenn die Lasten auf das linke Rad und auf das rechte Rad unterschiedlich sind, beispielsweise dann, wenn das Fahrzeug eine Kurve fährt, entsteht in den Motoren 10L, 10R entsprechend der Lastdifferenz eine Differenz zwischen den Förderströ mungsraten. Daher wird die gleiche Wirkung wie im Fall der Differentialgetriebevorrichtung erhalten, so daß die Differentialgetriebevorrichtung selbst weggelassen werden kann.

In Fig. 9 ist eine fünfte Ausführungsform der Erfindung gezeigt.

Bei dieser Ausführungsform ist anstelle der Kolbenpumpe 6 eine Pumpe 30 vorgesehen, die Einlaß und Auslaß entspre chend der Drehrichtung vertauscht. Ein Einlaß 30b und ein Auslaß 30c sind über ein Vierwegeventil 31 mit dem Hoch druckrohr 8H bzw. mit dem Niederdruckrohr 8L verbunden. Das Vierwegeventil 31 besitzt die gleiche Konstruktion wie das Vierwegeventil 9 und wird synchron mit dem Ventil 9 durch einen Schalter 9b betätigt. Die Pumpe 30 kann eine Zahnradpumpe oder eine Drehkolbenpumpe sein, bei der sich die Förderrichtung entsprechend der Drehrichtung ändert. Diese Pumpe 30 steuert den Neigungswinkel über einen Hydraulikzylinder 33a, der auf die Druckdifferenz vor und nach einer im Niederdruckrohr 8L vorgesehenen Blende 32, d. h. auf die Strömungsratenänderung im Nieder druckrohr 8L anspricht, es kann jedoch auch eine Pumpe mit fester Kapazität verwendet werden.

Bei dieser Ausführungsform können wie in der vierten Ausführungsform anstelle der Differentialgetriebevorrich tung 17 zwei Motoren mit veränderlicher Kapazität verwen det werden.

Das Vierwegeventil 9 kann auch als unabhängige Struktur installiert sein und muß nicht im Motor 10 untergebracht sein.

Zusätzlich zu den in Fig. 2A gezeigten Kennlinien können an der Konstruktion der Pumpe 6 und des Motors 10 ver schiedene Abwandlungen vorgenommen werden. Beispielsweise kann die Förderströmungsrate des Motors 10 oberhalb einer vorgegebenen Radgeschwindigkeit V₁ auf einem festen Wert Q₂ gehalten werden, wie in Fig. 2B gezeigt ist, oder aber die Zunahme der Strömungsrate kann beginnend bei einer niedrigen Geschwindigkeit V_r unterhalb von V₁ reduziert werden, wie in Fig. 2C gezeigt ist.

In einem auf einem Hinterradantrieb basierenden Fahrzeug mit Vierradantrieb ist die Pumpe 6 auf Seiten der Hinter räder angeordnet, während der Motor 10 auf Seiten der Vorderräder angeordnet ist.

In Fig. 10 ist eine sechste Ausführungsform der Erfindung gezeigt.

Bei dieser Ausführungsform sind die Strömungsratenkennli nien der Pumpe 6 wie durch die Linie L₁ gezeigt gesetzt. Mit anderen Worten, sie sind so gesetzt, daß die Förder strömungsrate ausgehend von einer Vorderraddrehzahl von 0 bis zu einem vorgegebenen Wert N_F1 mit vergleichsweise hoher Rate ansteigt. Oberhalb von N_F1 steigt die Förder strömungsrate mit kleinerer Rate an, wobei dann, wenn das Fahrzeug mit hoher Geschwindigkeit und hoher Drehzahl N_F2 fährt und kein Vierradantrieb erforderlich ist, der Pegel nach Erreichen der maximalen Strömungsrate Q_lmax beibe halten wird.

Wie durch die Linie L₂ gezeigt, ist der Motor so einge stellt, daß die Förderströmungsrate mit höherer Rate als die Strömungsrate der Pumpe 6 ansteigt, bis die Hinter raddrehzahl den Wert N_R1 erreicht, wobei dann, wenn die Geschwindigkeit N_R1 übersteigt, die Strömungsrate mit einer Rate ansteigt, die im wesentlichen gleich der An stiegsrate zwischen den Drehzahlen N_F1 und N_F1 der Pumpe 6 ist.

Bei der obigen ersten Ausführungsform ist das maximal übertragene Drehmoment für Hinterraddrehzahlen im Bereich von 0 bis V_r konstant, wobei dann, wenn die Förderströ mungsrate des Motors 10 die maximale Förderströmungsrate Q_lmax der Pumpe 6 bei der Drehzahl V_r erreicht, das maxi mal übertragene Drehmoment den Wert 0 besitzt.

Andererseits nimmt bei dieser Ausführungsform das maximal übertragene Drehmoment in dem Bereich der Hinterraddreh zahlen, der bei Überschreiten von N_R1 beginnt und bei Erreichen von N_R2 endet, allmählich ab, wie durch die Kurve L₃ gezeigt ist. Wenn die Drehzahl ansteigt, findet ein gleichmäßiger Übergang vom Vierradantrieb zum Zwei radantrieb statt, so daß der Fahrer keine durch ein ab ruptes Schalten verursachte unangenehme Empfindung hat.

Anstelle einer Veränderung der Strömungsratenkennlinie der Pumpe 6 in Abhängigkeit von der Drehzahl N_F1 kann die Strömungsratenkennlinie bis zur Drehzahl N_F2, bei der die maximale Förderströmungsrate Q_lmax erreicht ist, mit fester Rate erhöht werden, wie durch die Strichpunktlinie L₂₁ in Fig. 10 gezeigt ist. Das Drehmoment kann auch zwischen den Vorderrädern und den Hinterrädern übertragen werden, vorausgesetzt, daß die Strömungsratenkennlinien der Pumpe 6 in dem schraffierten Bereich von Fig. 10 liegen, wenn jedoch die Strömungsratendifferenz der Pumpe 6 und des Motors 10 zu groß ist, wird das Drehmoment so lange nicht übertragen, wie keine extreme Differenz zwi schen den Drehzahlen vorliegt. Daher wird bevorzugt, die Strömungsratenkennlinie der Pumpe 6 zwischen die Linie L₁ und die Strichpunktlinie L₂₁ zu setzen.

Um diese Strömungsratenkennlinien zu erhalten, ist die Pumpe 6 nicht auf den Ansaugdrosselklappentyp einge schränkt, statt dessen kann auch eine Pumpe 6 mit varia bler Kapazität verwendet werden. Alternativ können, wie in Fig. 11 gezeigt, eine Radialkolbenpumpe mit der Kenn linie gemäß der Linie L₁₃ und eine Radialkolbenpumpe mit der Kennlinie gemäß der Linie L₁₄ parallel angeschlossen sein, um die durch die Linie L₁ gezeigte Kennlinie zu erhalten.

In Fig. 12 ist eine siebte Ausführungsform der Erfindung gezeigt.

Bei dieser Ausführungsform ist das Entlastungsventil 13 ein Vorsteuerentlastungsventil 13P, das unter dem Druck stromaufseitig von der Blende 11, der als Vorsteuerdruck dient, öffnet.

Wie in Fig. 13 gezeigt, wird der Entlastungsdruck des Vorsteuerentlastungsventils 13P bis zur Hinterraddrehzahl N_R1 auf einem maximal gesetzten Druck P_Rmax gehalten, wie durch die Linie L₂₄ gezeigt ist, bei einem weiteren An stieg der Hinterraddrehzahl über N_R1 abgesenkt, wenn die Förderströmungsrate des Motors 10 den vorgegebenen Wert Q₂₁ erreicht, und nach Erreichen eines minimalen Werts bei einer Hinterraddrehzahl N_R2 gehalten, wenn die För derströmungsrate des Motors 10 gleich der maximalen För derströmungsrate Q_lmax der Pumpe 6 wird.

Bei dieser Ausführungsform nimmt der Entlastungsdruck des Entlastungsventils 13P bei einem Anstieg des Vorsteuer drucks ab, wenn die Hinterraddrehzahl den Wert N_R1 über schritten hat. Der Druck des Hochdruckrohrs 8H ist daher begrenzt, so daß das maximale Drehmoment, das übertragen werden kann, im Vergleich zu der obenerwähnten sechsten Ausführungsform, bei der der Entlastungsdruck konstant ist, schneller abnimmt. Da darüber hinaus der Entla stungsdruck unmittelbar vor der Hinterraddrehzahl N_R2 einen Wert ganz in der Nähe von 0 annimmt, nimmt das maximal übertragene Drehmoment dann, wenn die Förderströ mungsrate des Motors 10 gleich der maximalen Förderströ mungsrate Q_lmax der Pumpe 6 wird, unmittelbar vor der Hinterraddrehzahl N_R2 auf einen Wert in der Nähe von 0 ab. Daher findet nur ein kleiner Sprung statt, wenn das maximal übertragene Drehmoment bei der Hinterraddrehzahl N_R2 den Wert 0 erreicht, so daß der Übergang vom Vierrad antrieb zum Zweiradantrieb gleichmäßiger als im Fall der obigen sechsten Ausführungsform erfolgt. Wenn der Entla stungsdruck bei der Hinterraddrehzahl N_R2 auf 0 gesetzt ist, ist kein Sprung vorhanden.

Da ferner der Entlastungsdruck des Entlastungsventils 13P bei einem Anstieg der Hinterraddrehzahl abnimmt, liegt der Bereich, in dem der maximale Druck auf das Hochdruck rohr 8H wirkt, unterhalb der Hinterraddrehzahl N_R1. Im Ergebnis wirkt der hohe Druck weniger häufig als im Falle der anderen Ausführungsformen, bei denen der maximale Druck bis zur Hinterraddrehzahl N_R2 wirkt. Daher sind nur ein Material und ein Oberflächenbehandlung mit geringerer Druckbeständigkeit erforderlich, damit das Hochdruckrohr 8H dem Druck widersteht, wodurch die Kosten ebenfalls reduziert werden.

In Fig. 14 ist eine achte Ausführungsform der Erfindung gezeigt.

Bei dieser Ausführungsform ist zusätzlich zu der Struktur der siebten Ausführungsform am Einlaß 6b der Pumpe 6 eine variable Blende vorgesehen. Der Druck am Auslaß 6a wird zur variablen Blende 40 als Vorsteuerdruck geleitet. Die variable Blende 40 ist auf einen etwas geringeren Druck als-der maximale Entlastungsdruck P_Rmax des Entlastungs ventils 13P gesetzt, wobei dann, wenn der Pumpenförder druck diesen gesetzten Druck übersteigt, dieser Druck erneut abnimmt.

Die variable Blende 40 begrenzt den Förderdruck der Pumpe 6, wenn der Druck im Hochdruckrohr 8H ansteigt, so daß die Strömungsrate durch das Entlastungsventil 13P abnimmt und ein Anstieg der Öltemperatur aufgrund der Strömung des Arbeitsöls im Entlastungsventil 13P unterdrückt wird.

Bei der siebten und bei der achten Ausführungsform wird der Vorsteuerdruck des Entlastungsventils 13P stromauf seitig von der Blende 11 abgegriffen. Für den Vorsteuer druck kann jedoch auch ein anderer Druck verwendet wer den. Beispielsweise kann, da zwischen der Fahrzeugge schwindigkeit und der Raddrehzahl eine lineare Beziehung besteht, der Regelungsdruck des automatischen Getriebes als Vorsteuerdruck für das Vorsteuerentlastungsventil 13 verwendet werden.

Ferner kann das Entlastungsventil 13 ein proportionales elektromagnetisches Entlastungsventil sein, wobei der Erregerstrom des Entlastungsventils entsprechend der Fahrzeuggeschwindigkeit elektrisch gesteuert wird. Die Fahrzeuggeschwindigkeit kann anhand der Drehzahl der Ausgangswelle des Schaltgetriebes 2 erfaßt werden, alter nativ kann sie durch die Hinterraddrehzahl erfaßt werden, die ihrerseits durch einen Radgeschwindigkeitssensor erfaßt wird.

Die Erfindung ist nicht auf die obenbeschriebenen Ausfüh rungsformen eingeschränkt, vielmehr kann der Fachmann viele Änderungen und Abwandlungen vornehmen, ohne vom Geist und vom Umfang der abzuweichen, der durch die fol genden Ansprüche definiert ist.

Claims

1. Vierrad-Antriebsmechanismus, mit
Antriebsrädern (5), die durch einen Motor (1) angetrieben werden,
angetriebenen Rädern (19), die sich aufgrund ihres Kontakts mit einer Fahrbahnoberfläche drehen,
einer Fluiddruck-Pumpeneinrichtung (6), die zu sammen mit den Antriebsrädern (5) angetrieben wird, mit einem Fluideinlaß (6b) und einem Fluidauslaß (6c) verse hen ist und ein am Einlaß (6b) angesaugtes Fluid mit Druck beaufschlagt und am Auslaß (6c) entläßt, und
einer Fluiddruck-Motoreinrichtung (10), die sich zusammen mit den angetriebenen Rädern (19) dreht, mit zwei Anschlüssen (10a, 10b) zum Ansaugen und Ausgeben von Fluid versehen ist und die angetriebenen Räder (19) an treibt, wenn einem ihrer Anschlüsse (10a, 10b) mit Druck beaufschlagtes Fluid zugeführt wird, während andernfalls das Fluid entsprechend einem von den angetriebenen Rädern (19) angelegten Drehmoment von einem Anschluß zum anderen umläuft,
gekennzeichnet durch
einen Hochdruck-Strömungsweg (8H), der an den Auslaß (6c) der Pumpeneinrichtung (6) angeschlossen ist,
einen Niederdruck-Strömungsweg (8L), der an den Einlaß (6b) der Pumpeneinrichtung (6) angeschlossen ist,
eine Einrichtung (9), die den Hochdruck-Strö mungsweg (8H) und den Niederdruck-Strömungsweg (8L) mit den beiden Anschlüssen (10a, 10b) der Motoreinrichtung (10) verbindet und die Verbindungsrichtung umkehrt, wenn die Drehrichtung der Antriebsräder (5) umgekehrt wird, und
eine Einrichtung, die ein von der Pumpeneinrich tung (6) an die Motoreinrichtung (10) übertragenes Dreh moment begrenzt, damit es einen vorgegebenen Wert nicht übersteigt.

2. Vierrad-Antriebsmechanismus nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Drehmomentbegrenzungseinrichtung ein Mittel enthält, das den Druck im Hochdruck-Strömungsweg (8H) begrenzt, damit ein vorgegebener Wert nicht überschritten wird.

3. Vierrad-Antriebsmechanismus nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Begrenzungseinrichtung eine Drosselklappe enthält, die in den Einlaß (6b) eingesetzt ist, und die Öffnungsfläche der Drosselklappe abnimmt, wenn der Pumpenförderdruck über einen festgesetzten Druck ansteigt.

4. Vierrad-Antriebsmechanismus nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Verbindungseinrichtung (9) einteilig mit der Motoreinrichtung (10) ausgebildet ist.

5. Vierrad-Antriebsmechanismus nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Motoreinrichtung (10) eine Kapazitätssteuer einrichtung enthält, die die Fluidströmungsrate pro Ein heitsdrehung der Motoreinrichtung (10) entsprechend einer Strömungsrate des Niederdruck-Strömungswegs (8L) verän dert.

6. Vierrad-Antriebsmechanismus nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß die Kapazitätssteuereinrichtung die Fluidströ mungsrate des Motors (10) erhöht, wenn die Drehzahl der angetriebenen Räder (19) ansteigt, bis die Strömungsrate im Niederdruck-Strömungsweg (8L) einen festgelegten Wert erreicht, und die Fluidströmungsrate auf einem konstanten Pegel hält, wenn die Strömungsrate im Niederdruck-Strö mungsweg (8L) den festgelegten Wert übersteigt.

7. Vierrad-Antriebsmechanismus nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß die Kapazitätssteuereinrichtung die Fluidströ mungsrate der Motoreinrichtung (10) mit einer ersten Erhöhungsrate erhöht, die mit der Drehzahl der angetrie benen Räder (19) in Beziehung steht, wenn die Strömungs rate im Niederdruck-Strömungsweg (8L) einen gesetzten Wert nicht übersteigt, und die Fluidströmungsrate mit einer zweiten Erhöhungsrate, die niedriger als die erste Erhöhungsrate ist und mit der Drehzahl in Beziehung steht, erhöht, wenn der gesetzte Wert überschritten wird.

8. Vierrad-Antriebsmechanismus nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß
der Mechanismus eine Blendeneinrichtung (11), die im Niederdruck-Strömungsweg (8L) zwischen der Verbin dungseinrichtung (9) und der Pumpeneinrichtung (6) vorge sehen ist, sowie eine Einrichtung einhält, die eine Druckdifferenz zwischen der Eingangsseite und der Aus gangsseite der Blendeneinrichtung (11) erfaßt, und
die Kapazitätssteuereinrichtung eine Einrichtung (12) enthält, die die Fluidströmungsrate pro Einheitsdre hung der Motoreinrichtung (10) auf der Grundlage der erfaßten Druckdifferenz verändert.

9. Vierrad-Antriebsmechanismus nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Pumpeneinrichtung (6) eine Einrichtung ent hält, die die Förderströmungsrate der Pumpeneinrichtung (6) auf einem vorgegebenen Wert hält, wenn die Drehzahl der Antriebsräder (5) höher als eine vorgegebene Drehzahl ist.

10. Vierrad-Antriebsmechanismus nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Pumpeneinrichtung (6) eine Einrichtung ent hält, die die Förderströmungsrate der Pumpeneinrichtung (6) entsprechend einer Zunahme der Drehzahl der Antriebs räder (5) absenkt, wenn die Geschwindigkeit höher als eine vorgegebene Geschwindigkeit ist.

11. Vierrad-Antriebsmechanismus nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß
die Pumpeneinrichtung (6) eine Kolbenpumpe ent hält und
in den Einlaß (6b) eine Drosselklappe eingesetzt ist.

12. Vierrad-Antriebsmechanismus nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Pumpeneinrichtung (6) eine Pumpe (30), bei der Einlaß (30b) und Auslaß (30c) entsprechend der Dreh richtung der Antriebsräder (5) vertauscht werden, sowie eine Einrichtung (31) enthält, die den Einlaß (30b) mit dem Hochdruck-Strömungsweg (8H) und den Auslaß (30c) mit dem Niederdruck-Strömungsweg (8L) verbindet, wenn die Richtung umgekehrt wird.

13. Vierrad-Antriebsmechanismus nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der Mechanismus einen Strömungsweg (14B) enthält, der mit einer Drosseleinrichtung (20) versehen ist, wobei der Strömungsweg (14B) den Hochdruck-Strömungsweg (8H) mit dem Niederdruck-Strömungsweg (8L) verbindet.

14. Vierrad-Antriebsmechanismus nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß
die Motoreinrichtung (10) eine höhere Strömungs rate als die Pumpeneinrichtung (6) besitzt, wenn die Drehzahl der Antriebsräder (5) gleich der Drehzahl der angetriebenen Räder (19) ist, und
der Mechanismus einen Strömungsweg (14A) enthält, der mit einem Rückschlagventil (15) versehen ist und das Fluid vom Niederdruck-Strömungsweg (8L) zum Hochdruck-Strömungsweg (8H) liefert.

15. Vierrad-Antriebsmechanismus nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, daß
die Kapazität der Motoreinrichtung (10) entspre chend einer Zunahme der Drehzahl der angetriebenen Räder (19) oberhalb einer ersten Geschwindigkeit, bei der der Maximalwert des Drehmoments abzusenken beginnt, abnimmt und
die Förderströmungsrate der Pumpeneinrichtung (6) bei einer zweiten Geschwindigkeit der angetriebenen Räder (19), oberhalb derer die Übertragung eines Drehmoments nicht erforderlich ist, einen Maximalwert annimmt.

16. Vierrad-Antriebsmechanismus nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, daß
die Kapazität der Motoreinrichtung (10) entspre chend einem Anstieg der Drehzahl der angetriebenen Räder (19) oberhalb einer ersten Geschwindigkeit, bei der der Maximalwert des Drehmoments abzusinken beginnt, abnimmt, während die Kapazität der Pumpeneinrichtung (6) bei einer Drehzahl der Antriebsräder (5), die höher als die erste Geschwindigkeit ist, abzunehmen beginnt, und
eine Förderströmungsrate der Pumpeneinrichtung (6) bei einer zweiten Geschwindigkeit der angetriebenen Räder (19), oberhalb derer eine Übertragung des Drehmo ments nicht erforderlich ist, einen Maximalwert annimmt.

17. Vierrad-Antriebsmechanismus nach Anspruch 16, dadurch gekennzeichnet, daß die Pumpeneinrichtung (6) mehrere Pumpen mit
unterschiedlichen Strömungsratenkennlinien enthält.

18. Vierrad-Antriebsmechanismus nach Anspruch 15, dadurch gekennzeichnet, daß der Mechanismus ein Entlastungsventil (13), das das Fluid aus dem Hochdruck-Strömungsweg (8H) bei einem vorgegebenen Entlastungsdruck entläßt, und ein Mittel enthält, das den Entlastungsdruck erniedrigt, wenn die Drehzahl der angetriebenen Räder (19) gleich oder größer als die erste Geschwindigkeit ist.

19. Vierrad-Antriebsmechanismus nach Anspruch 18, dadurch gekennzeichnet, daß die Drehmomentbegrenzungseinrichtung eine Dros selklappe (40), die in den Einlaß (6b) eingesetzt ist, enthält, wobei die Öffnungsfläche der Drosselklappe (40) abnimmt, wenn der Pumpenförderdruck über einen festgeleg ten Druck ansteigt, der niedriger als ein Maximalwert des Entlastungsdrucks gesetzt ist.

20. Vierrad-Antriebsmechanismus nach Anspruch 18, dadurch gekennzeichnet, daß das Erniedrigungsmittel den Entlastungsdruck im wesentlichen auf Null erniedrigt, wenn die Förderströ mungsrate der Pumpeneinrichtung (8) den Maximalwert an nimmt.

21. Vierrad-Antriebsmechanismus nach Anspruch 18, dadurch gekennzeichnet, daß
der Mechanismus eine Blende (11) enthält, die in den Niederdruck-Strömungsweg (8L) eingesetzt ist, und
das Erniedrigungsmittel den Entlastungsdruck entsprechend einem Druckanstieg des Niederdruck-Strö mungswegs (8L) stromaufseitig von der Blende (11) ab senkt.