DE19510046C2 - Vierrad-Antriebsmechanismus - Google Patents
Vierrad-AntriebsmechanismusInfo
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- B60K17/356—Arrangement or mounting of transmissions in vehicles for driving both front and rear wheels, e.g. four wheel drive vehicles having fluid or electric motor, for driving one or more wheels
Description
Die vorliegende Erfindung bezieht sich auf einen Vierrad-Antriebsmechanismus gemäß
den Oberbegriffen der Patentansprüche 1 und 13.
Ein solcher, aus der DE 36 10 774 C1 bekannter Vierrad-Antriebsmechanismus umfaßt
eine Pumpe, die gemeinsam mit den Hinterrädern vom Fahrzeugmotor angetrieben wird.
Die Pumpe treibt hydrostatische Motoren an, die die Vorderräder antreiben. Die
Strömungsrichtung für hydrostatische Motoren ist mittels eines Umsteuerventils
steuerbar. Von einer elektrischen Steuereinheit wird ein Drucksteuerventil gesteuert, das
verhindert, daß ein von der Pumpe zu den hydrostatischen Motoren übertragenes
Drehmoment einen vorbestimmten Wert überschreitet. Die Umschaltung von
Zweiradantrieb in Vierradantrieb erfolgt über einen Handschalter, wobei die Steuereinheit
überwacht, daß eine vorbestimmte Fahrzeuggeschwindigkeit nicht überschritten wird. Ein
Ausschalten des Vierradantriebs erfolgt durch Betätigen des Handschalters oder beim
Erreichen des Grenzwertes der Fahrzeuggeschwindigkeit.
Ein Kraftfahrzeug mit Vierradantrieb, bei dem die Antriebskraft des Motors auf die
Vorderräder und die Hinterräder über mechanische Mittel übertragen wird, sind im
allgemeinen schwerer und der Kraftstoffverbrauch ist höher als bei einem Fahrzeug mit
Zweiradantrieb.
Um diese Nachteile zu beseitigen, wird in der JP-A 63-176734 und in der JP-A 1-223030
(veröffentlicht 1988 bzw. 1989) ein Kraftfahrzeug mit Vierradantrieb vorgeschlagen, bei
dem die Antriebskraft über hydraulische Mittel übertragen wird.
Bei diesem Kraftfahrzeug mit Vierradantrieb werden die Vorderräder durch den Motor
angetrieben. Das Fahrzeug ist mit einer ersten Hydraulikpumpe versehen, die sich
zusammen mit den Vorderrädern dreht, und einer zweiten Hydraulikpumpe versehen, die
sich zusammen mit den Hinterrädern dreht. Der Auslaß der ersten Pumpe ist mit dem
Einlaß der zweiten Pumpe verbunden, währenddessen 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 zweiten Pumpe im Gleichgewicht sind und die
Antriebskraft auf die Hinterräder nicht übertragen wird. Wenn jedoch an den
Vorderrädern ein Schlupf auftritt, so daß diese sich schneller als die Hinterräder drehen,
übersteigt die Förderrate der ersten Pumpe die Förderrate der zweiten Pumpe, so daß
das von der ersten Pumpe geförderte Öl die zweite Pumpe als Hydraulikmotor antreibt,
wodurch auf die Hinterräder eine Antriebskraft übertragen wird. Daher arbeitet der
Vierradantrieb nicht kontinuierlich, da die Antriebskraft an die Hinterräder nur zeitweise
übertragen wird, etwa dann, wenn an den Vorderrädern ein Schlupf auftritt.
Bei einem solchen Kraftfahrzeug mit Vierradantrieb ist für die Übertragung der
Antriebskraft keine Antriebswelle erforderlich. Das Fahrzeug kann daher mit geringerem
Gewicht hergestellt werden, außerdem können der Fahrgastraum vergrößert und der
Kraftstoffverbrauch gesenkt werden. Gleichzeitig entstehen bei diesem Fahrzeug
weniger Geräusche und Schwingungen, da für die Übertragung der Antriebskraft kein
mechanisches Mittel verwendet wird.
Da jedoch das Arbeitsöl entsprechend der Drehrichtung der Räder an die Vorderräder
und an die Hinterräder in verschiedenen Richtungen strömt, müssen die beiden
Hydraulikrohre, die die beiden Pumpen miteinander verbinden, einem hohen Druck
widerstehen können. Ferner müssen in dem Fall, bei dem in den Rohren Ventile
installiert sind, diese Ventile sowohl für hohen Druck als auch für niedrigen Druck
geeignet sein, so daß hohe Kosten für die hydraulische Anlage entstehen.
Außerdem wird bei diesem Vierrad-Antriebsmechanismus davon ausgegangen, daß die
Durchmesser der Vorderräder und der Hinterräder gleich sind, wobei jedoch in der
Praxis, z. B. wegen des unterschiedlichen Reifenverschleißes, tatsächlich ein
Unterschied zwischen den Durchmessern der Vorder- und Hinterräder vorhanden ist,
selbst wenn die Raddurchmesser grundsätzlich gleich sind. Dies führt zu
unterschiedlichen Drehzahlen der Vorderräder und Hinterräder. Wenn beispielsweise der
Durchmesser der Vorderreifen kleiner als der Durchmesser der Hinterreifen ist,
übersteigt die Förderrate der ersten Pumpe stets diejenige der zweiten Pumpe, so daß
die erste Pumpe mit einer konstanten Last beaufschlagt wird, die den Kraftstoffverbrauch
erhöhen kann.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, einen Vierrad-Antriebsmechanismus zu
schaffen, der einfach aufgebaut ist und unter allen Fahrbedingungen sicher und
kraftstoffsparend arbeitet.
Diese Aufgabe wird durch die in den kennzeichnenden Teilen der Patentansprüche 1 und
13 angegebenen Merkmale gelöst.
Erfindungsgemäß hat eine Fluiddruck-Motoreinrichtung eine größere Strömungsrate als
die mit dem Fahrzeugmotor verbundene Pumpeneinrichtung, wenn eine Drehzahl der
Antriebsräder gleich einer Drehzahl der angetriebenen Räder ist. Damit wird erreicht,
daß ein Vierrad-Betrieb, der immer mit erhöhtem Kraftstoffverbrauch einhergeht, nur
dann zugeschaltet wird, wenn dies tatsächlich erforderlich ist, d. h., wenn die
Antriebsräder durchdrehen. Ferner ist damit ein zwangsläufiger Vierradantrieb
ausgeschlossen, wenn die angetriebenen Räder durch unterschiedlichen Verschleiß zu
den Antriebsrädern kleiner sind oder unterschiedliche Reifentypen auf Vorderachse und
Hinterachse montiert sind. Da gemäß einer ersten Ausführungsform die Förderleistung
der Pumpeneinrichtung bei einer bestimmten Drehzahl beibehalten wird, und das
Fördervolumen der Pumpe entsprechend einer Zunahme der Drehzahl der Antriebsräder
vermindert wird, wird auf sichere Weise ausgeschlossen, daß die Leitungen des
Hochdruck-Strömungsweges überlastet werden.
Gemäß einer zweiten Ausführungsform der Erfindung weist die Begrenzungseinrichtung
ein Drosselventil auf, das im Einlaß zur Pumpeneinrichtung eingesetzt ist, wobei sich die
Öffnung des Ventils verkleinert, wenn der Pumpenförderdruck über einen festgesetzten
Druck hinaus ansteigt. Damit wird sichergestellt, daß die Leitungen des Hochdruck-
Strömungsweges nicht übermäßig mit Druck beaufschlagt werden, wobei bei längerem
Laufen unter hoher Last vermieden wird, daß die Öltemperatur drastisch ansteigt.
Weiterbildungen der Erfindung sind in den Unteransprüchen angegeben.
Die Erfindung wird anhand der Zeichnungen näher erläutert. Darin zeigen:
Fig. 1 eine schematische Darstellung eines Vierrad-Antriebsmechanismus gemäß
einer ersten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung;
Fig. 1 eine schematische Darstellung eines Vierrad-Antriebsmechanismus gemäß
einer ersten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung;
Fig. 2A, B, C Graphen der Strömungsratenkennlinien einer Kolbenpumpe und
eines Taumelscheibenmotors sowie möglicher äquivalenter Vorrichtungen gemäß der
ersten Ausführungsform der Erfindung;
Fig. 3 Graphen der Kennlinien des zwischen den Vorderrädern und den
Hinterrädern übertragenen Drehmoments gemäß der ersten Ausführungsform der
vorliegenden Erfindung;
Fig. 4 eine Ansicht ähnlich derjenigen von Fig. 4, in der das Fahrzeug jedoch bei
Rückwärtsfahrt gezeigt ist;
Fig. 5A, B eine Ansicht ähnlich derjenigen von Fig. 2, in der jedoch andere
mögliche äquivalente Vorrichtungen gezeigt sind;
Fig. 6 eine schematische Darstellung eines Vierrad-Antriebsmechanismus gemäß
einer zweiten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung;
Fig. 7 eine schematische Darstellung eines Vierrad-Antriebsmechanismus gemäß
einer dritten Ausführungsform der Erfindung;
Fig. 8 eine schematische Darstellung eines Vierrad-Antriebsmechanismus gemäß
einer vierten Ausführungsform der Erfindung;
Fig. 9 eine schematische Darstellung eines Vierrad-Antriebsmechanismus gemäß
einer fünften Ausführungsform der Erfindung;
Fig. 10 einen Graphen der Kennlinien einer Kolbenpumpe und eines
Taumelscheibenmotors gemäß einer sechsten 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-Antriebsmechanismus
gemäß einer siebenten Ausführungsform der Erfindung;
Fig. 13 einen Graphen, der die Kennlinien einer Kolbenpumpe und eines
Taumelscheibenmotors gemäß der siebenten Ausführungsform der Erfindung zeigt; und
Fig. 14 eine schematische Darstellung eines Vierrad-Antriebsmechanismus
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-
Differentialgetriebevorrichtung 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 Q1max 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 3-213683-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 Q1max 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-
Differentialgetriebevorrichtung 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 Vr, 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 Tmax 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 Q1max 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-
Differenzdruck 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 Strömungwiderstand 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 Vr 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 Vorderradd-Dehzahl von 0
bis zu einem vorgegebenen Wert NF1 mit vergleichsweise
hoher Rate ansteigt. Oberhalb von NF1 steigt die Förder
strömungsrate mit kleinerer Rate an, wobei dann, wenn das
Fahrzeug mit hoher Geschwindigkeit und hoher Drehzahl NF2
fährt und kein Vierradantrieb erforderlich ist, der Pegel
nach Erreichen der maximalen Strömungsrate Q1max 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 NR1 erreicht, wobei dann, wenn die
Geschwindigkeit NR1 übersteigt, die Strömungsrate mit
einer Rate ansteigt, die im wesentlichen gleich der An
stiegsrate zwischen den Drehzahlen NF1 und NF2 der Pumpe
6 ist.
Bei der obigen ersten Ausführungsform ist das maximal
übertragene Drehmoment für Hinterraddrehzahlen im Bereich
von 0 bis Vr konstant, wobei dann, wenn die Förderströ
mungsrate des Motors 10 die maximale Förderströmungsrate
Q1max der Pumpe 6 bei der Drehzahl Vr 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 NR1 beginnt und bei
Erreichen von NR2 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 NF1 kann die
Strömungsratenkennlinie bis zur Drehzahl NF2, bei der die
maximale Förderströmungsrate Q1max 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
NR1 auf einem maximal gesetzten Druck PRmax gehalten, wie
durch die Linie L24 gezeigt ist, bei einem weiteren An
stieg der Hinterraddrehzahl über NR1 abgesenkt, wenn die
Förderströmungsrate des Motors 10 den vorgegebenen Wert
Q21 erreicht, und nach Erreichen eines minimalen Werts
bei einer Hinterraddrehzahl NR2 gehalten, wenn die För
derströmungsrate des Motors 10 gleich der maximalen För
derströmungsrate Q1max 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 NR1 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 NR2
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 Q1max der Pumpe 6 wird, unmittelbar vor der
Hinterraddrehzahl NR2 auf einen Wert in der Nähe von 0
ab. Daher findet nur ein kleiner Sprung statt, wenn das
maximal übertragene Drehmoment bei der Hinterraddrehzahl
NR2 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 NR2 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 NR1. Im
Ergebnis wirkt der hohe Druck weniger häufig als im Falle
der anderen Ausführungsformen, bei denen der maximale
Druck bis zur Hinterraddrehzahl NR2 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 PRmax 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 (14)
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 zusammen mit den Antriebsrädern (5) angetrieben wird, mit einem Fluideinlaß (6b) und einem Fluidauslaß (6c) versehen ist und ein am Einlaß (6b) angesaugtes Fluid mit Druck beaufschlagt und am Auslaß (6c) entläßt, 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) antreibt, 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,
einem Hochdruck-Strömungsweg (8H), der an den Auslaß (6c) der Pumpeneinrichtung (6) angeschlossen ist,
einem Niederdruck-Strömungsweg (8L), der an den Einlaß (6b) der Pumpeneinrichtung (6) angeschlossen ist,
einer Einrichtung (9), die den Hochdruck-Strömungsweg (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
einer Einrichtung (13), die ein von der Pumpeneinrichtung (6) an die Motoreinrichtung (10) übertragenes Drehmoment begrenzt, damit es einen vorgegebenen Wert nicht übersteigt,
dadurch gekennzeichnet, daß
die Fluiddruck-Motoreinrichtung (10) eine größere Strömungsrate als die Pumpeneinrichtung (6) hat, wenn eine Drehzahl der Antriebsräder (5) gleich einer Drehzahl der angetriebenen Räder (19) ist, die Pumpeneinrichtung (6) mit einer Einrichtung versehen ist zum Beibehalten einer Förderströmungsrate der Pumpeneinrichtung (6) auf einem vorbestimmten Wert, wenn eine Drehzahl der Antriebsräder (5) höher als eine vorbestimmte Drehzahl ist und mit einer Einrichtung versehen ist zum Vermindern eines Fluidfördervolumens der Pumpeneinrichtung (6) pro Einheitsdrehung der Pumpeneinrichtung (6) entsprechend einer Zunahme einer Drehzahl der Antriebsräder (5), wenn die Drehzahl höher als ein vorbestimmter Wert ist, und
die Motoreinrichtung (10) mit einer Kapazitätssteuereinrichtung (12) versehen ist, die ein Fluidzirkulationsvolumen pro Einheitsdrehung der Motoreinrichtung (10) entsprechend einer Strömungsrate des Niederdruck-Strömungswegs (8L) verändert.
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 zusammen mit den Antriebsrädern (5) angetrieben wird, mit einem Fluideinlaß (6b) und einem Fluidauslaß (6c) versehen ist und ein am Einlaß (6b) angesaugtes Fluid mit Druck beaufschlagt und am Auslaß (6c) entläßt, 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) antreibt, 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,
einem Hochdruck-Strömungsweg (8H), der an den Auslaß (6c) der Pumpeneinrichtung (6) angeschlossen ist,
einem Niederdruck-Strömungsweg (8L), der an den Einlaß (6b) der Pumpeneinrichtung (6) angeschlossen ist,
einer Einrichtung (9), die den Hochdruck-Strömungsweg (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
einer Einrichtung (13), die ein von der Pumpeneinrichtung (6) an die Motoreinrichtung (10) übertragenes Drehmoment begrenzt, damit es einen vorgegebenen Wert nicht übersteigt,
dadurch gekennzeichnet, daß
die Fluiddruck-Motoreinrichtung (10) eine größere Strömungsrate als die Pumpeneinrichtung (6) hat, wenn eine Drehzahl der Antriebsräder (5) gleich einer Drehzahl der angetriebenen Räder (19) ist, die Pumpeneinrichtung (6) mit einer Einrichtung versehen ist zum Beibehalten einer Förderströmungsrate der Pumpeneinrichtung (6) auf einem vorbestimmten Wert, wenn eine Drehzahl der Antriebsräder (5) höher als eine vorbestimmte Drehzahl ist und mit einer Einrichtung versehen ist zum Vermindern eines Fluidfördervolumens der Pumpeneinrichtung (6) pro Einheitsdrehung der Pumpeneinrichtung (6) entsprechend einer Zunahme einer Drehzahl der Antriebsräder (5), wenn die Drehzahl höher als ein vorbestimmter Wert ist, und
die Motoreinrichtung (10) mit einer Kapazitätssteuereinrichtung (12) versehen ist, die ein Fluidzirkulationsvolumen pro Einheitsdrehung der Motoreinrichtung (10) entsprechend einer Strömungsrate des Niederdruck-Strömungswegs (8L) verändert.
2. Vierrad-Antriebsmechanismus nach Anspruch 1, dadurch
gekennzeichnet, daß die Pumpeneinrichtung (6) eine Kolbenpumpe
mit einem Drosselventil umfaßt, das in dem Einlaß (6b)
eingesetzt ist.
3. Vierrad-Antriebsmechanismus nach Anspruch 1, dadurch
gekennzeichnet, daß die Kapazitätssteuereinrichtung die
Fluidströmungsrate der Motoreinrichtung (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-Strömungsweg (8L) den festgelegten Wert übersteigt.
4. Vierrad-Antriebsmechanismus nach Anspruch 1, dadurch
gekennzeichnet, daß der Mechanismus ferner eine Einrichtung
(11) umfaßt zum Nachweisen einer Strömungsrate des Niederdruck-
Strömungswegs (8L), und daß die Kapazitätssteuereinrichtung
(12) die Fluidströmungsrate pro Einheitsdrehung der
Motoreinrichtung (10) basierend auf der Strömungsrate des
Niederdruck-Strömungswegs (8L) verändert.
5. Vierrad-Antriebsmechanismus nach Anspruch 1, dadurch
gekennzeichnet, daß ein Maximalwert des Drehmomentes, der von
der Pumpeneinrichtung (6) zu der Motoreinrichtung (10)
übertragen wird, bei einer ersten Drehzahl der angetriebenen
Räder (19) abzunehmen beginnt und das Fluidzirkulationsvolumen
der Motoreinrichtung (10) pro Einheitsdrehung der
Motoreinrichtung (10) entsprechend einem Anstieg einer Drehzahl
der angetriebenen Räder (19) oberhalb der ersten Drehzahl
abnimmt, und eine Förderströmungsrate der Pumpeneinrichtung (6)
einen Maximalwert bei einer zweiten Drehzahl der angetriebenen
Räder (19) einnimmt, bei der das Drehmoment, das von der
Pumpeneinrichtung (6) zu der Motoreinrichtung (10) übertragen
wird, im wesentlichen Null ist.
6. Vierrad-Antriebsmechanismus nach Anspruch 5, dadurch
gekennzeichnet, daß das Fluidfördervolumen der
Pumpeneinrichtung (6) pro Einheitsdrehung der Pumpeneinrichtung
(6) bei einer Drehzahl der Antriebsräder (5), die höher als die
erste Drehzahl ist, abzunehmen beginnt.
7. Vierrad-Antriebsmechanismus nach Anspruch 5, dadurch
gekennzeichnet, daß die Pumpeneinrichtung (6) mehrere Pumpen
mit unterschiedlichen Strömungsratenkennlinien enthält.
8. Vierrad-Antriebsmechanismus nach Anspruch 5, dadurch
gekennzeichnet, daß der Mechanismus ein Entlastungsventil (13)
zum Fördern des Fluids aus dem Hochdruck-Strömungsweg (8H) mit
einem vorbestimmten Entlastungsdruck umfaßt und eine
Einrichtung umfaßt zum Vermindern des Entlastungsdrucks, wenn
die Drehzahl der angetriebenen Räder (19) gleich oder größer
als die erste Drehzahl ist.
9. Vierrad-Antriebsmechanismus nach Anspruch 8, dadurch
gekennzeichnet, daß die Verminderungseinrichtung den
Entlastungsdruck im wesentlichen auf Null erniedrigt, wenn die
Förderströmungsrate der Pumpeneinrichtung (6) den Maximalwert
einnimmt.
10. Vierrad-Antriebsmechanismus nach Anspruch 8, dadurch
gekennzeichnet, daß der Mechanismus eine Blende (11) umfaßt,
die in den Niederdruck-Strömungsweg (8L) eingesetzt ist, und
die Verminderungseinrichtung den Entlastungsdruck entsprechend
einem Druckanstieg in dem Niederdruck-Strömungsweg (8L)
stromaufwärts der Blende (11) vermindert.
11. Vierrad-Antriebsmechanismus nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die
Einrichtung zum Vermindern des Fluidfördervolumens die Fluidströmungsrate der
Pumpeneinrichtung (6) auf einem vorbestimmten Wert beibehält, wenn die Drehzahl der
Antriebsräder größer als die vorbestimmte Drehzahl ist.
12. Vierrad-Antriebsmechanismus nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß
sich ein Fluidzirkulationsvolumen der Fluiddruck-Motoreinrichtung (10) pro
Einheitsdrehung der Motoreinrichtung (10) vermindert entsprechend einer Zunahme der
Drehzahl der angetriebenen Räder (19) über eine erste Drehzahl, bei der sich ein
Maximalwert des Drehmomentes zu vermindern beginnt, währenddessen sich ein
Fluidfördervolumen der Pumpeneinrichtung (6) pro Einheitsdrehung der
Pumpeneinrichtung (6) beginnt zu vermindern, wenn die Drehzahl der Antriebsräder (5)
größer als die erste Drehzahl ist, und wobei eine Fluidströmungsrate der
Pumpeneinrichtung (6) einen Maximalwert bei einer zweiten Drehzahl der angetriebenen
Räder (19) einnimmt, oberhalb dieser eine Übertragung des Drehmomentes von der
Pumpeneinrichtung (6) zur Motoreinrichtung (10) nicht ausgeführt wird.
13. 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 zusammen mit den Antriebsrädern (5) angetrieben wird, mit einem Fluideinlaß (6b) und einem Fluidauslaß (6c) versehen ist und ein am Einlaß (6b) angesaugtes Fluid mit Druck beaufschlagt und am Auslaß (6c) entläßt,
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) antreibt, 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,
einem Hochdruck-Strömungsweg (8H), der an den Auslaß (6c) der Pumpeneinrichtung (6) angeschlossen ist,
einem Niederdruck-Strömungsweg (8L), der an den Einlaß (6b) der Pumpeneinrichtung (6) angeschlossen ist,
einer Einrichtung (9), die den Hochdruck-Strömungsweg (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
einer Einrichtung (13, 21; 13P, 40), die ein von der Pumpeneinrichtung (6) an die Motoreinrichtung (10) übertragenes Drehmoment begrenzt, damit es einen vorgegebenen Wert nicht übersteigt, dadurch gekennzeichnet, daß
die Fluiddruck-Motoreinrichtung (10) eine größere Strömungsrate als die Pumpeneinrichtung (6) hat, wenn die Drehzahl der Antriebsräder (5) gleich einer Drehzahl der angetriebenen Räder (19) ist, und
die Begrenzungseinrichtung (13, 21; 13P, 40) ein Drosselventil (21; 40) umfaßt, das in den Einlaß (6b) eingesetzt ist, und die Öffnung des Ventils verkleinert wird, wenn der Pumpenförderdruck über einen festgesetzten Druck ansteigt.
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 zusammen mit den Antriebsrädern (5) angetrieben wird, mit einem Fluideinlaß (6b) und einem Fluidauslaß (6c) versehen ist und ein am Einlaß (6b) angesaugtes Fluid mit Druck beaufschlagt und am Auslaß (6c) entläßt,
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) antreibt, 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,
einem Hochdruck-Strömungsweg (8H), der an den Auslaß (6c) der Pumpeneinrichtung (6) angeschlossen ist,
einem Niederdruck-Strömungsweg (8L), der an den Einlaß (6b) der Pumpeneinrichtung (6) angeschlossen ist,
einer Einrichtung (9), die den Hochdruck-Strömungsweg (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
einer Einrichtung (13, 21; 13P, 40), die ein von der Pumpeneinrichtung (6) an die Motoreinrichtung (10) übertragenes Drehmoment begrenzt, damit es einen vorgegebenen Wert nicht übersteigt, dadurch gekennzeichnet, daß
die Fluiddruck-Motoreinrichtung (10) eine größere Strömungsrate als die Pumpeneinrichtung (6) hat, wenn die Drehzahl der Antriebsräder (5) gleich einer Drehzahl der angetriebenen Räder (19) ist, und
die Begrenzungseinrichtung (13, 21; 13P, 40) ein Drosselventil (21; 40) umfaßt, das in den Einlaß (6b) eingesetzt ist, und die Öffnung des Ventils verkleinert wird, wenn der Pumpenförderdruck über einen festgesetzten Druck ansteigt.
14. Vierrad-Antriebsmechanismus nach Anspruch 13, gekennzeichnet durch ein
Entlastungsventil (13P) zum Fördern des Fluids aus dem Hochdruck-Strömungsweg (8H)
mit einem vorbestimmten Entlastungsdruck, der höher eingestellt ist, als der festgesetzte
Druck.
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