DE19732614A1

DE19732614A1 - Antriebskraftverteilungsvorrichtung für Fahrzeug mit Allradantrieb

Info

Publication number: DE19732614A1
Application number: DE19732614A
Authority: DE
Inventors: Toshio Kobayashi
Original assignee: Fuji Jukogyo KK; Fuji Heavy Industries Ltd
Current assignee: Subaru Corp
Priority date: 1996-07-30
Filing date: 1997-07-29
Publication date: 1998-02-05
Also published as: GB2315828B; GB9715617D0; GB2315828A; US5916054A; JPH1044802A

Description

Die Erfindung betrifft eine Antriebskraftverteilungs vorrichtung für ein Fahrzeug mit Allradantrieb und insbesonde re eine Antriebskraftverteilungsvorrichtung mit einer Diffe rentialbegrenzungsfunktion mittels Schrägzahnräder und eines Anlaufdrehmomenterzeugungsmechanismus.

Die bekannte Antriebskraftverteilungsvorrichtung für ein Fahrzeug mit Allradantrieb weist eine Drehmomentvertei lungsvorrichtung (nachstehend als Zentraldifferentialvorrich tung bezeichnet) mit einer Differentialbegrenzungsfunktion zur zweckmäßigen Verteilung eines Eingangsdrehmoments zwischen den Vorder- und Hinterrädern, um eine Antriebsleistungsfähigkeit auf einer unebenen Fahrbahn oder auf einer rutschigen Fahrbahn zu verbessern.

Um ein Differentialbegrenzungsmoment zu er zeugen, sind bisher verschiedene Arten von Differentialbegrenzungsvorrich tungen Vorgeschlagen worden, und einige von ihnen sind zur praktischen Verwendung gelangt.

Beispielsweise ist in JP-A-4-271 926 ein Differential offenbart worden. Das Differential gemäß dieser Offenbarung weist auf: ein Paar Nebenräder (Getriebeschnecken), deren je weiliges Ende jeweils mit Antriebswellenenden verbunden ist, mehrere Paare von Elementrädern (Schneckenrädern), die mit Ne benrädern in Eingriff stehen und gleichzeitig miteinander an deren beiden Enden vorhandenen, entsprechenden Verzahnungsab schnitten in Eingriff stehen, ein Gehäuse zur Aufnahme und zum Tragen der Elementräder und Lagerteile wie etwa Schubaufnahme scheiben, die zwischen den Enden der Elementräder und dem Ge häuse angeordnet sind, um ein Differentialbegrenzungsmoment zu erzeugen, das einem Eingangsdrehmoment proportional ist.

Ferner offenbart JP-A-5-280 597 ein Differential, das aufweist: ein erstes Nebenrad, das mit einer Ausgangswelle verbunden ist, ein zweites Nebenrad, das mit der anderen Aus gangswelle verbunden ist, ein erstes Planetenrad mit einem er sten Verzahnungsabschnitt an seinem einen Ende, der mit dem ersten Sonnenrad in Eingriff steht, und mit einem zweiten Ver zahnungsabschnitt an seinem anderen Ende, ein zweites Plane tenrad mit einem dritten Verzahnungsabschnitt an seinem einen Ende, der mit dem ersten Verzahnungsabschnitt in Eingriff steht, und mit einem vierten Verzahnungsabschnitt an seinem anderen Ende, das mit dem zweiten Verzahnungsabschnitt und gleichzeitig mit dem zweiten Nebenrad in Eingriff steht, und ein Gehäuse mit mehreren Löchern zur Aufnahme und drehbaren Lagerung eines Paares von ersten und zweiten Planetenrädern in diesem, um ein Differentialbegrenzungsmoment durch Reibkräfte zu erzeugen, die in den Eingriffsabschnitten der Zahnräder und in den Schiebeabschnitten zwischen den Planetenrädern und dem Gehäuse oder zwischen den Planetenrädern und den Löchern er zeugt werden.

Diese Differentialbegrenzungsvorrichtungen nach Art ei ner Drehmomentaufteilung haben jedoch folgendes Problem: Wenn das Eingangsdrehmoment klein ist, ist das Differentialbegren zungsmoment auch klein. Deshalb kann, wenn das Fahrzeug auf eine Fahrbahnoberfläche mit einem geringen Reibungskoeffizien ten fährt oder in einen Zustand gerät, wo ein Rad einseitig in der Luft hängt, während das Fahrzeug bei relativ geringer Last betrieben wird, die erforderliche Antriebskraft, um den unebe nen Fahrbahnbedingungen zu entkommen, nicht gesichert werden, und die Antriebsfähigkeit des Fahrzeugs ist gemindert.

Um dieses Problem zu lösen, wird erwogen, das Differen tialbegrenzungsmoment vor Auslösung der Differentialdrehbewe gung in einem bestimmten Maße zu erhöhen. Dieses Differential begrenzungsmoment wird nachstehend als Anlaufdrehmoment be zeichnet.

Bei der Differentialbegrenzungsvorrichtung, die die Kombination aus Getriebeschnecken und Schneckenrädern verwen det, wie oben als Stand der Technik beschrieben, ist es schwierig, einen solchen Mechanismus, der ein effektives An laufdrehmoment abgibt, in einem engen Raum der Vorrichtung be reitzustellen. Ferner erfordert diese Art der Differentialbe grenzungsvorrichtung ein getrenntes Schmiersystem, da Hypoid getriebeöl, das Extremdruckzusätze enthält, zur Schmierung von Getrieberädern erforderlich ist. Es entstehen jedoch Nachteile bei der Verwendung von Automatikgetriebeöl (ATF) sowohl für das automatische Getriebe als auch für die Differentialbegren zungsvorrichtung.

Der Fall ist ähnlich wie bei der Differenzbegrenzungs vorrichtung, die schrägverzahnten Planetenräder verwendet, und es ist schwierig, erforderliche Komponenten anzuordnen, um ein effektives Anlaufdrehmoment an die Differenzbegrenzungsvor richtung abzugeben.

Es ist daher eine Aufgabe der Erfindung, eine Antriebs kraftverteilungssteuervorrichtung bereitzustellen, die mit ei nem einfachen und kompakten Aufbau unter allen Fahrbahnbedin gungen eine ausgezeichnete Antriebsleistung bereitstellen kann. Diese Aufgabe wird mit den Merkmaien der Ansprüche ge löst.

Fig. 1 ist eine schematische Ansicht einer Antriebs kraftverteilungssteuervorrichtung für ein Fahrzeug mit Allrad antrieb;

Fig. 2 ist eine vergrößerte Schnittansicht einer Zen traldifferentialvorrichtung;

Fig. 3 ist eine Ansicht zur Beschreibung einer Diffe rentialfunktion;

Fig. 4 ist eine Ansicht zur Beschreibung der Arbeits weise von Getrieberädern, wenn ein erstes Sonnenrad fest ist;

Fig. 5 ist eine Ansicht zur Beschreibung der Arbeits weise von Getrieberädern, wenn ein zweites Sonnenrad fest ist;

Fig. 6 ist eine Ansicht zur Beschreibung einer An triebskraftverteilungsfunktion und einer Differentialbegren zungsfunktion;

Fig. 7 ist eine Ansicht zur Beschreibung von in Getrie berädern entstehenden Lasten;

Fig. 8 ist eine Ansicht zur Beschreibung der Arbeits weise von Getriebrädern, wenn eine Vorderradgeschwindigkeit größer ist als eine Hinterradgeschwindigkeit;

Fig. 9 ist eine Ansicht zur Beschreibung der Arbeits weise von Getrieberädern, wenn eine Vorderradgeschwindigkeit kleiner ist als eine Hinterradgeschwindigkeit;

Fig. 10 ist ein Diagramm, das eine Drehmomentvertei lungssteuercharakteristik zwischen Vorder- und Hinterachse darstellt; und

Fig. 11 ist eine vergrößerte Schnittansicht eines wei teren Beispiels einer Zentraldifferentialvorrichtung.

Eine Ausführungsform der Erfindung ist in Fig. 1 bis 11 dargestellt.

Fig. 1 zeigt ein in einer Reihe angeordnetes Transaxle- Antriebssystem, auf das die Erfindung angewendet wird. Dabei bezeichnet das Bezugszeichen 1 ein Drehmomentwandlergehäuse, das Bezugszeichen 2 ein Differentialgehäuse und das Bezugszei chen 3 ein Getriebegehäuse. Das Getriebegehäuse 3 ist an sei nem einen Ende mit einem Erweiterungsgehäuse 4 verbunden. Fer ner ist der untere Teil des Getriebegehäuses 3 von einer Öl wanne 5 überdeckt.

Das Bezugszeichen 10 bezeichnet einen Motor, dessen Kurbelwelle 11 mit einem Drehmomentwandler 13 mit einer Über brückungskupplung 12 verbunden ist. Die Antriebskraft des Drehmomentwandlers 13 wird über eine Eingangswelle 14 auf ein automatisches Getriebe 30 im Getriebegehäuse 3 übertragen.

Die Ausgangswelle 15 des automatischen Getriebes ist koaxial mit der Eingangswelle 14 angeordnet und koaxial mit einer Zentraldifferentialvorrichtung 50 verbunden, die in dem Erweiterungsgehäuse 4 untergebracht ist.

Im Getriebegehäuse 3 ist eine Frontantriebswelle 16 parallel mit der Eingangswelle 14 des Drehmomentwandlers 13 und der Ausgangswelle 15 des Getriebes angeordnet. Die Front antriebswelle 16 ist an ihrem hinteren Ende über ein Paar Un tersetzungsgetrieberäder 17 und 18 (genauer ein antreibendes Verteilergetrieberad 17 und ein angetriebenes Verteilergetrie berad 18) mit dem Zentraldifferential 50 verbunden und ferner an ihrem vorderen Ende mit einer Frontdifferentialvorrichtung 19 im Differentialgehäuse 2 verbunden, um die Antriebskraft auf die Vorderräder zu übertragen.

Andererseits wird die Antriebskraft vom Zentraldiffe rential 50 auf die Heckantriebswelle 20 übertragen und dann über eine Gelenkwelle 21, die mit der Heckantriebswelle 20 verbunden ist, und über eine Heckdifferentialvorrichtung 22 auf die Hinterräder übertragen.

Das automatische Getriebe 30 weist hauptsächlich auf: einen vorderen Planetenradgetriebesatz 31, einen hinteren Pla netenradgetriebesatz 32, eine Hochdrehzahl-Kupplung 33, eine Rückwärtskupplung 34, ein Bremsband 35, eine Vorwärtskupplung 36, eine Auflaufkupplung 37, eine Niedrigdrehzahl-Rück wärtskupplung 38, und Freilaufkupplungen 39 und 40, um durch selektives Einrücken oder Ausrücken dieser Komponenten vier Vorwärts- und einen Rückwärtsgang bzw. Drehzahlverhält nisse zu erzeugen. Das Einrücken oder Ausrücken erfolgt durch ein Hydrauliksystem, das in das automatische Getriebe 30 ein gebaut ist.

Das Hydrauliksystem des automatischen Getriebes 30 weist auf: eine Hydraulikpumpe 41, die mit einer Antriebswelle 42 koaxial verbunden ist, die sich von einem Flügelradgehäuse 13a des Drehmomentwandlers 13 erstreckt, und einen Steuerven tilkörper 43, der in der Ölwanne 5 installiert ist. Ein von der Hydraulikpumpe 41 erzeugter Hydraulikdruck wird vom Steu erventilkörper 43 gesteuert, um die übrigen Komponenten des automatischen Getriebes 30 zu betreiben.

Beschreibt man die Zentraldifferentialvorrichtung 50 gemäß Fig. 2 ausführlich, so ist die Ausgangswelle 15 über ein Radiallager 23 mit der Heckantriebswelle 20 drehbar und koa xial verbunden, und das antreibende Verteilergetrieberad 17 ist über ein Radiallager 24 und ein Schubaufnahmelager 26 mit der Ausgangswelle 15 drehbar verbunden. Das antreibende Ver teilergetrieberad 17 und die Ausgangswelle 15 sind mit einem Kugellager 25 gelagert, und eine Zentraldifferentialvorrich tung 50 nach Art Verbundplanetengetriebes ist zwischen diesen drei Komponenten, der Ausgangswelle 15, der Heckantriebswelle 20 und dem antreibenden Verteilergetrieberad 17, koaxial ange ordnet.

Das heißt, ein erstes Sonnenrad 51 mit einem großen Durchmesser ist in der Ausgangswelle 15 ausgebildet, und die ses erste Sonnenrad 51 steht mit einem ersten Planetenrad 52 in Eingriff, wobei ein erster Kraftübertragungsweg gebildet wird.

Ferner ist ein zweites Sonnenrad 53 mit einem kleinen Durchmesser in der Heckantriebswelle 20 ausgebildet, und die ses zweite Sonnenrad 53 steht mit einem zweiten Planetenrad 54 in Eingriff, wobei ein zweiter Kraftübertragungsweg gebildet wird.

Das erste und das zweite Planetenrad sind einstückig mit einem Planetenräder-Hauptkörper 55 ausgebildet, und mehre re der Planetenräder-Hauptkörper 55 (z. B. 3 Stück) sind je weils drehbar auf einer Planetenradwelle 58 angeordnet, die auf einem Träger 56 angeordnet ist. Der Träger 56 ist an sei nem vorderen Ende mit dem antreibenden Verteilergetrieberad 17 verbunden, und die Kraft wird über den Träger 56 an die Vor derräder abgegeben.

Die Ausgangswelle 15 ist von vorn drehbar in den Träger 56 eingefügt, während andererseits die Heckantriebswelle von hinten drehbar in den Träger 56 eingefügt ist. In dem inner halb des Trägers 56 liegenden Raum sind das erste Sonnenrad 51 und das zweite Sonnenrad 53 angeordnet. Das erste Planetenrad 52 jedes Planetenräder-Hauptkörpers 55 steht mit dem ersten Sonnenrad 51 in Eingriff, und das zweite Planetenrad 54 steht mit dem zweiten Sonnenrad 53 in Eingriff.

Der hintere Abschnitt des Trägers 56 ist mit einer Trä gerplatte 57 verbunden, und die Trägerplatte 57 ist mit einem zylindrischen Teil 57a verbunden. Der zylindrische Teil 57a ist mit einem Kugellager 27 im Erweiterungsgehäuse 4 gelagert. Ferner ist ein Schubaufnahmelager 28 am vorderen Ende der Heckantriebswelle 20 eingefügt, und ein Anlaufdrehmomenterzeu gungsteil 60 ist zwischen den zylindrischen Teil 57a und die Heckantriebswelle 20 eingefügt.

Der Anlaufdrehmomenterzeugungsteil 60 ist folgenderma ßen ausgebildet:
Zunächst wird Kerbprofil auf der Innenfläche des zylin drischen Teils 57a ausgebildet, und ein Zahnprofil wird am Au ßenumfang der Heckantriebswelle 20 ausgebildet. Danach wird eine antreibende scheibenförmige Kupplungsplatte 61 in das Zahnprofil der Heckantriebswelle 20 eingefügt, und danach wird eine angetriebene scheibenförmige Kupplungsplatte 62 in das Kerbprofil des zylindrischen Abschnitts 57a eingefügt. Dann wird wieder die antreibende Kupplungsplatte 61 eingefügt, und danach wird die angetriebene Kupplungsplatte auf die gleiche Weise eingefügt. Ebenso werden mehrere antreibende und ange triebene Kupplungsplatten austauschbar eingefügt, wobei ein Kupplungsplattenkörper entsteht. Andererseits wird eine koni sche Tellerfeder 63 am vorderen Ende des Kupplungsplattenkör pers angeordnet, und eine Gegenhalteplatte 64 wird an dessen hinterem Ende angeordnet. Ferner wird schließlich ein Seeger ring an beiden Enden eingepaßt, um den Kupplungsplattenkörper, die Tellerfeder 63 und die Gegenhalteplatte 64 dazwischen festzuhalten. Der derartig ausgebildete Kupplungsplattenkörper erzeugt aufgrund des von der Tellerfeder 63 ausgeübten Drucks ein Reibungsmoment zwischen den Kupplungsplatten 61 und 62. Das heißt, ein Reibungsmoment wird zwischen dem Träger 56 und der Heckantriebswelle 20 erzeugt, so daß zwischen dem auf die Vorderräder gerichteten Ausgang und dem auf die Hinterräder gerichteten Ausgang effektiv ein Anlaufdrehmoment entsteht. Der Druck der Tellerfeder 63 und die Anzahl der Kupplungsplat ten werden durch Experimente oder Berechnungen bestimmt, um ein erforderliches Anlaufdrehmoment zu erreichen. Somit kann, wenn es effektiv ist, der Anlaufdrehmomenterzeugungsteil 60 aus einer einzelnen Kupplungsplatte bestehen und muß nicht aus einer Mehrfachkupplungsplatte bestehen, wie in dieser Ausfüh rungsform dargestellt.

Im allgemeinen kann das Differentialbegrenzungsmoment zwischen der Eingangsseite und der einen Ausgangsseite, zwi schen der Eingangsseite und der anderen Ausgangsseite oder zwischen beiden Ausgangsseiten erzeugt werden. Das Differen tialbegrenzungsmoment, das zwischen beiden Ausgangsseiten er zeugt wird, verschiebt ein Drehmoment mit sehr großer Effekti vität von der einen Ausgangsseite zu einer anderen Ausgangs seite, deshalb wird in dieser Ausführungsform der Fall der Er zeugung des Drehmoments zwischen beiden Ausgangsseiten behan delt.

In der Zentraldifferentialvorrichtung nach Art eines Verbundplanetenradgetriebes 50, wie in dieser Ausführungsform dargestellt, wird die Differentialfunktion dadurch erreicht, daß das erste und das zweite Planetenrad 52, 52 um das erste bzw. das zweite Sonnenrad 51, 53 angeordnet sind. Ferner kann das Standarddrehmomentverteilungsverhältnis zwischen der Vor der- und der Hinterachse so eingestellt werden, daß es 50 : 50 beträgt, indem die Teilkreisradien der Getrieberäder 51, 52, 53 und 54, die den ersten und den zweiten Kraftübertragungsweg bilden, zweckmäßig gewählt werden.

Ferner kann die Differentialbegrenzungsfunktion er reicht werden, indem Schrägzahnräder in den ersten und den zweiten Kraftübertragungsweg eingeführt und Steigungswinkel zwischen dem ersten und dem zweiten Kraftübertragungsweg so differenziert werden, daß eine Schublast an den Endflächen des Planetenrads erzeugt wird, ohne dieses zu versetzen. Ferner widersteht die Schublast einem Reibungsmoment, das durch den gegenseitigen Eingriff des ersten und des zweiten Planetenrads bewirkt wird. Die Reibungsmomente erzeugen ein Differentialbe grenzungsmoment, das proportional dem Eingangsdrehmoment ist.

Als nächstes wird die Differentialfunktion mit Bezug auf Fig. 3, 4 und 5 beschrieben.

Wenn gemäß Fig. 4 das erste Sonnenrad 51 fest ist, er gibt sich die folgende Gleichung aufgrund des Kreises mit ei nem Radius r_s2

(arc KF) = (arc CF)-(arc CK) (1)

Wenn ferner gemäß Fig. 5 das zweite Sonnenrad 53 fest ist, ergibt sich die folgende Gleichung aufgrund des Kreises mit einem Radius r_s1:

(arc ZF) = (arc BF)-(arc BZ) (2)

Ferner werden die Gleichungen (1) und (2) jeweils in die folgenden Gleichungen umgeschrieben:

ω_s2·r_s2 = -ω_s2·r_p2 + ω_c·r_s2 (3)

ω_s1·r_s1 = -ω_p1·r_p1 + ω_c·r_s1 (4)

wobei ω_s1 eine Winkelgeschwindigkeit des ersten Sonnenrades 51, ω_s2 eine Winkelgeschwindigkeit des zweiten Sonnenrades 53, r_s1 ein Teilkreisradius des ersten Sonnenrades 51, r_s2 ein Teilkreisradius des zweiten Sonnenrades 53, ω_p1 eine Winkelge schwindigkeit des ersten Planetenrades 52, ω_p2 eine Winkelge schwindigkeit des zweiten Planetenrades 54, r_p1 ein Teilkreis radius des ersten Planetenrades 52, r_p2 ein Teilkreisradius des zweiten Planetenrades 54 und ω_c eine Winkelgeschwindigkeit des Trägers 56 ist.

Da das erste Planetenrad 52 mit dem zweiten Planetenrad 54 einstückig ist, ist ω_p1 gleich ω_p2, daher können die Glei chungen (3) und (4) folgendermaßen umgeschrieben werden.

ω_c·(r_s2-r_s1·r_s2/r_p1) = ω_s2·r_s2-ω_s1r_s1·r_p2/r_p1 (5)

Wenn man ferner die Winkelgeschwindigkeit durch die Drehzahl und den Teilkreisradius durch die Zähnezahl ersetzt, ergibt sich die folgende Gleichung (5):

N_F·(Z_s2-Z_s1·Z_p2/Z_p1) = N_R·Z_s2-N_i·Z_s1·Z_p2/Z_p1 (5)′

wobei die Winkelgeschwindigkeit ω_s1 des ersten Sonnenrades 51 durch eine Eingangsdrehzahl N_i, die Winkelgeschwindigkeit ω_c des Trägers 56 durch eine Drehzahl N_F des Vorderrades, die Winkelgeschwindigkeit ω_s2 des zweiten Sonnenrades 53 durch ei ne Drehzahl N_R des Hinterrades, der Teilkreisradius r_s1 des ersten Sonnenrades 51 durch eine Zähnezahl Z_s1, der Teilkreis radius r_s2 des zweiten Sonnenrades 53 durch eine Zähnezahl Z_s2, der Teilkreisradius r_p1 des ersten Planetenrades 52 durch eine Zähnezahl Z_p1 und der Teilkreisradius r_p2 des zweiten Planeten rades 54 durch eine Zähnezahl Z_p2 ersetzt ist.

Wenn man ferner Z_p1 = 24, Z_p2 = 24, Z_s1 = 30 und Z_s2 = 15 annimmt, so lautet die Gleichung (5)′:

N_R + N_F = 2N_i

Wenn N_i ≠ 0, entsteht zwischen N_R, N_F und N_i folgende Unglei chung: N_R < N_i < N_F oder N_F < N_i < N_R. Daraus wird ersichtlich, daß die Vorderraddrehzahl N_F die gleiche Drehrichtung hat wie die Hinterraddrehzahl N_R, und somit ist das Differentialver hältnis entstanden.

Als nächstes wird eine Funktion der gleichen Drehmo mentverteilung mit Bezug auf Fig. 6, 7, 8 und 9 beschrieben.

Die folgenden Gleichungen werden aufgestellt:

T_i = T_F + T_R (6)

r_s1 + r_p1 = r_s2 + r_p2 (7)

wobei T_i ein Eingangsdrehmoment des ersten Sonnenrades 51, T_F ein Frontdrehmoment des Trägers 56, T_R ein Heckdrehmoment des zweiten Sonnenrades 53, r_s1 ein Eingriffsteilkreisradius des ersten Sonnenrades 51, r_p1 ein Eingriffsteilkreisradius des ersten Planetenrades 52, r_s2 ein Eingriffsteilkreisradius des zweiten Sonnenrades 53 und r_p2 ein Eingriffsteilkreisradius des zweiten Planetenrades 54 ist.

Da ferner eine Tangentiallast P, die auf den Eingriffs punkt zwischen dem ersten Sonnenrad 51 und dem Planetenrad 52 wirkt, gleich einer Summe aus einer Tangentiallast P₁, die auf den Träger 56 wirkt, und einer Tangentiallast P₂, die am Ein griffspunkt zwischen dem zweiten Sonnenrad 53 und dem zweiten Planetenrad 54 wirkt, ist und da P = T_i/r_s1, P₁ = T_F/(r_s1 + r_p1) und P₂ = T_R/r_s2, ergibt sich die folgende Gleichung:

T_i/r_s1 = {(T_F/(r_s1 + r_p1)} + T_R/r_s2 (8)

Setzt man die Gleichungen (6) und (7) in die Gleichung (8) ein, so ergibt sich:

T_F = (1-r_p1·r_s2/r_s1·r_p2)·T₁ (9)

T_R = (r_p1·r_s2/r_s1·r_p2)·T_i (10)

Somit wird verständlich, daß die Drehmomentverteilung zwischen dem Frontdrehmoment T_F und dem Heckdrehmoment T_R beliebig ge ändert werden kann, indem die Eingriffsteilkreisradien des er sten und des zweiten Sonnenrades 51, 53 bzw. des ersten und des zweiten Planetenrades 52, 54 verändert werden.

Wenn man hier die Eingriffsteilkreisradien r_s1, r_s2, r_p1, r_p2 durch die Zähnezahl Z_s1, Z_s2, Z_p1 und Z_p2 ersetzt und die oben erwähnten Zahlen (Z_p1 = 24, Z_p2 = 24, Z_s1 = 30 und Z_s2 = 15) für diese Zähnezahlen einsetzt, so ergibt sich T_F = 0,5 T_i und T_R = 0,5 T_i. Daher beträgt das Drehmomentverteilungs verhältnis zwischen der Vorder- und der Hinterachse etwa 50 : 50, so daß das Drehmoment gleichmäßig verteilt wird.

Was die Differentialbegrenzungsfunktion betrifft, so ist das Differentialbegrenzungsmoment der Zentraldifferential vorrichtung eine Ergänzung eines Anlaufdrehmoments und eines Reibungsmoments, das aus der Reibkraft entsteht, die durch den Eingriff zwischen dem ersten Sonnenrad 51 und dem ersten Pla netenrad 52 und zwischen dem zweiten Sonnenrad 53 und dem zweiten Planetenrad 54 erzeugt wird.

Das Anlaufdrehmoment ist ein Reibungsmoment, das durch den Druck der Tellerfeder 63 des Anlaufdrehmomenterzeugungs teils 60 erzeugt wird, und daher ist dieses Drehmoment von Be ginn der Differentialdrehbewegung an sowie während der Diffe rentialdrehbewegung aktiv.

Das erste und das zweite Sonnenrad 51, 53 und das erste und das zweite Planetenrad 52, 54 bestehen jeweils aus Schräg zahnrädern. Da das erste und das zweite Planetenrad 52, 54 ei nen jeweils anderen Steigungswinkel haben, schieben Schubkräf te, die an jedem der Eingriffspunkte mit dem ersten und dem zweiten Sonnenrad 51, 53 wirken, die Planetenradwelle in der axialen Richtung, so daß Schubreibungskräfte zwischen dem Trä ger 56 oder der Trägerplatte 57 und der Wandflächen derselben erzeugt werden. Ferner wirkt die resultierende Kraft der Trennlasten und der Tangentiallasten, die an den Eingriffs punkten des ersten und des zweiten Kraftübertragungsweges wir ken, auf die Planetenradwelle 58, und infolgedessen werden Drehreibungskräfte zwischen dem ersten und dem zweiten Plane tenrad 52, 54 und der Planetenradwelle 58 erzeugt. Somit wer den diese Reibkräfte in ein Reibungsmoment umgewandelt, d. h. in ein Differentialbegrenzungsmoment, das in der entgegenge setzten Richtung zur Drehrichtung der Planetenräder wirkt. Das Differentialbegrenzungsmoment ist proportional dem Eingangs drehmoment, da diese Reibungskräfte im Verhältnis zum Ein gangsdrehmoment erzeugt werden.

Die Drehrichtung des Planetenrades ändert sich je nach dem, welche größer ist, nämlich die Vorderraddrehzahl N_F oder die Hinterraddrehzahl N_R, und dadurch ändert sich auch das aufgewendete Differentialbegrenzungsmoment. Infolgedessen än dert sich die Antriebskraftverteilung zwischen der Vorder- und der Hinterachse entsprechend der Differenz des Differentialbe grenzungsmoments.

Zunächst wird der Fall N_F < N_R mit Bezug auf Fig. 6, 7 und 8 beschrieben. Der Fall N_F < N_R wird als ein Fall angenom men, wo das Fahrzeug eine Kurve fährt oder das Vorderrad in einem Rutschzustand ist. Wenn unter dieser Bedingung das Ein gangsdrehmoment T_i an das erste Sonnenrad 51 im entgegenge setzten Uhrzeigersinn übergeben wird, wie in Fig. 8 darge stellt, dann drehen sich das erste und das zweite Planetenrad 52, 54 auf der Planetenradwelle in der gleichen Richtung, wäh rend sie um das erste und das zweite Sonnenrad 51, 53 umlau fen, und dadurch dreht sich der Träger 56 im entgegengesetzten Uhrzeigersinn. Folglich wirkt das Reibungsmoment T_f der Plane tenradseite im Uhrzeigersinn.

Die Trennlast F_s1 und die Schublast F_t1, die zwischen dem ersten Sonnenrad 51 und dem ersten Planetenrad 52 wirken, werden jeweils folgendermaßen ausgedrückt:

F_s1 = P·tan α₁/cos β₁

F_t1 = P·tan β₁

wobei P eine Tangentiallast, die zwischen dem ersten Sonnenrad 51 und dem ersten Planetenrad 52 wirkt, α₁ ist ein Druckwinkel des ersten Planetenrads 52 und β₁ ist ein Steigungswinkel des selben ist. Somit wird die resultierende Kraft N_p1, die auf die Planetenradwelle 58 wirkt, folgendermaßen berechnet:

N_p1 (P² + F_s1²)^1/2 = P{1 + (tan α₁/cos β₁)²}1/2 (11)

Ebenso werden die Trennlast F_s2 und die Schublast F_t2, die zwi schen dem zweiten Sonnenrad 53 und dem zweiten Planetenrad 54 wirken, folgendermaßen ausgedrückt:

F_s2 = P₂·tan α₂/cos β₂

F_t2 = P₂·tan β₂

wobei P₂ eine Tangentiallast, die zwischen dem zweiten Sonnen rad 53 und dem zweiten Planetenrad 54 wirkt, α₂ ist ein Druck winkel des zweiten Planetenrads 54 und β₂ ein Steigungswinkel desselben ist. Somit wird die resultierende Kraft N_p2, die auf die Planetenradwelle 58 wirkt, folgendermaßen berechnet:

N_p2= (P₂² + F_s2²)^1/2 = P₂{1 + (tan α₂/cos β₂)²}^1/2 (12)

Ferner ist die Restschublast ΔF₂, das im ersten und zweiten Planetenrad 52 und 54 erzeugt wird, folgende:

ΔF_t = F_t2-F_t1 = P₂·tan β₂-P·tan β₁ (13)

Das Reibungsmoment T_f ist eine Summe aus der Reibungskraft mal der resultierenden Kraft aus N_p1 und N_p2 und der Reibungskraft mal der Restschubkraft ΔF_t, und sie wird folgendermaßen ausge drückt:

T_f = µ₁·re·(N_p1 + N_p2)
+ ΔF_t·µ₂·n·2/3§7·{(rd³ -re³)/(rd²-re²)} (14)

wobei µ₁ ein Reibungskoeffizient zwischen dem Planetenräder- Hauptkörper 55 und der Planetenradwelle 58, re ein Radius des Innendurchmessers, u₂ ein Reibungskoeffizient zwischen der Wand des Trägers 56 oder der Trägerplatte 57 und dem ersten und dem zweiten Planetenrad 52 und 54, rd ein Radius der Reib kontaktfläche zwischen dem Planetenrädern 52 und 54 und n ist die Anzahl der Kontaktflächen ist.

Die folgende Gleichung ergibt sich aus dem Drehmoment gleichgewicht zwischen dem ersten und dem zweiten Planetenrad 52 und 54:

T_f + P·r_p1 = P₂·r_p2 (15)

Ferner wird die Gleichung (10) umgeschrieben, indem ein Rei bungsmoment T_f folgendermaßen hinzugefügt wird:

T_R = T_i(r_p1·r_s2/r_s1·r_p2) + T_f·r_s2/r_p2 (16)

Wenn man das Anlaufdrehmoment T_c berücksichtigt, das im An laufdrehmomenterzeugungsteil 60 erzeugt wird, dann kann, wenn die Eingriffsteilkreisradien r_s1, r_s2, r_p1 und r_p2 durch die Zähnezahl jedes Getrieberades Z_s1, Z_s2, Z_p1 und Z_p2 ersetzt und desweiteren die oben genannten Zähnezahlen (Z_p1 = 24, Z_p2 = 24, Z_s1 = 30 und Z_s2 = 15) für diese Zähnezahlen eingesetzt werden, die oben erwähnte Formel (16) folgendermaßen geschrieben wer den:

T_R = 0,5 T_i + 0,625 T_f + T_c (17)

Da T_i = T_F + T_R, erhält man, wenn man dies in die For mel (16) einsetzt, die folgende Formel:

T_F = T_i(1-r_p1·r_s2/r_s1·r_p2)-T_i·r_s2/r_p2 (18)

Wenn man ferner das Anlaufdrehmoment T_c berücksichtigt, ergibt sich aus der Formel (18) folgendes:

T_F = 0,5 T_i-0,625 T_f-T_c (19)

Hier wird verständlich, daß das Differentialbegren zungsmoment T_f·r_s2/r_p2, das dem Reibungsmoment T_f proportional ist, und das Anlaufdrehmoment T_c des Anlaufdrehmomenterzeu gungsteils 60 erzeugt werden und daß sich die Größe des ver teilten Drehmoments für die Vorderräder um den Betrag des Dif ferentialbegrenzungsmoments erhöht und sich die Größe des ver teilten Drehmoments für die Hinterräder um ebensoviel verrin gert. Ferner wird verständlich, daß das Differentialbegren zungsmoment proportional dem Eingangsdrehmoment ist, da die resultierenden Kräfte N_p1 und N_p2 und die verbleibende Schub kraft ΔF_t jeweils proportional dem Eingangsdrehmoment sind.

Andererseits kann die verbleibende Schubkraft ΔF_t geän dert werden, indem jeweils die Steigungswinkel β₁, β₂ des er sten und des zweiten Planetenrads 52, 54 verändert werden. Ferner kann der Reibungskoeffizient µ₁ durch Änderung der Art des Lagers (beispielsweise Nadellager, Laufbuchse oder dgl.) zwischen dem Planetenräder-Hauptkörper 55 und der Planetenrad welle 58 geändert werden. Ferner kann das Reibungsmoment, das in der Mehrscheibenkupplung des Anlaufdrehmomenterzeugungs teils 60 erzeugt wird, durch richtiges Wählen der Kupplung scharakteristik oder durch Einstellen des auf die Kupplung wirkenden Drucks verändert werden. Somit kann die Größe des Differentialbegrenzungsmoments durch das Reibungsmoment T_f oder das Anlaufdrehmoment T_c auf verschiedene Werte einge stellt werden.

Als nächstes wird der Fall N_R < N_F mit Bezug auf Fig. 9 beschrieben. Unter dieser Bedingung lauten das erste und das zweite Planetenrad 52, 54 um das erste Sonnenrad 51 bzw. das zweite Sonnenrad 53 um, während sie sich auf der Planetenrad welle 58 im Uhrzeigersinn drehen, und das Reibungsmoment T_f wirkt im entgegengesetzten Uhrzeigersinn. Dadurch ergibt sich das Drehmomentgleichgewicht zwischen dem ersten und dem zwei ten Planetenrad 52, 54 in folgender Gleichung:

T_f + P₂·r_s2 = P·r_p1 (20)

Wenn man die gleiche Berechnung vornimmt wie oben, werden das Frontdrehmoment T_F und das Heckdrehmoment F_R folgendermaßen berechnet:

T_F = T_i(1-r_p1·r_s2/r_s1·r_p2) + T_f·r_s2/r_p2 (21)

T_F = 0,5 T_i + 0,625 T_f + T_c (22)

T_R = T_i(r_p1·r_s2/r_s1·r_p2)-T_f·r_s2/r_p2 (23)

T_R = 0,5 T_i-0,625 T_f-T_c (24)

Auch unter dieser Bedingung ist verständlich, daß das gleiche Differentialbegrenzungsmoment T_f·r_s2/r_p2 und T_c erzeugt werden. Ferner ist verständlich, daß im Gegensatz zu dem Fall N_F < N_R sich die Größe des Frontdrehmoments T_F um den Betrag des Differentialbegrenzungsmoments erhöht und sich die Größe des Heckdrehmoments T_R um ebensoviel verringert.

Ein derartiger Betrieb eines Fahrzeugs mit Allradan trieb wird anhand eines Drehmomentcharakteristikdiagramms be schrieben, das in Fig. 10 dargestellt ist.

Zunächst wird eine Antriebskraft vom Motor 10 über die Eingangswelle 14 an das Getriebe 30 übergeben, und die An triebskraft, die vom automatischen Getriebe umgewandelt wird, wird über die Getriebeausgangswelle 15 an das erste Sonnenrad 51 der Zentraldifferentialvorrichtung 50 übergeben.

Ferner wird die Antriebskraft zweigeteilt, wobei die eine über das erste und das zweite Planetenrad 52, 54 an das zweite Sonnenrad 53 und die andere an den Träger 56, der vom ersten und zweiten Planetenrad 52, 54 getragen wird, verteilt wird. Die Antriebskraft, die an das Sonnenrad 53 verteilt wird, wird über die Heckantriebswelle 20, die Gelenkwelle 21 und die Heckdifferentialvorrichtung 22 auf die Hinterräder übertragen. Andererseits wird die Antriebskraft, die an den Träger 56 verteilt wird, über die Untersetzungsgetrieberäder 17, 18, die Frontantriebswelle 16 und die Frontdifferential vorrichtung 19 auf die Vorderräder übertragen. Die Antriebs kraft wird also für einen Allradantrieb auf vier Räder ver teilt.

Wenn das Fahrzeug eine gerade Strecke fährt, dann dreht sich, da N_F = N_R, das zweite Sonnenrad 53 in der gleichen Richtung und mit der gleichen Drehzahl wie der Träger 56, wäh rend das erste und das zweite Planetenrad 52, 54 die Drehung um die Planetenradwelle 58 beenden.

Da das erste und das zweite Planetenrad 52, 54 still stehen, entsteht kein Reibungsmoment zwischen den Planetenrä dern und dem Träger. Da ferner kein Schlupf zwischen dem Trä ger 56 und der Heckantriebswelle 20 entsteht, erzeugt das An laufdrehmomenterzeugungsteil keine Reibung in seinem Kupp lungsmechanismus.

Infolgedessen sind das Frontdrehmoment T_F, das vom Trä ger 56 abgegeben wird, und das Heckdrehmoment T_R, das vom zweiten Sonnenrad 53 abgegeben wird, auf ein Standarddrehmo mentverteilungsverhältnis von etwa 50 : 50 (gerade Linie L₀ in Fig. 10) eingestellt.

Wenn man einen Zustand annimmt, wo das Fahrzeug auf ei ne unebene Fahrbahn oder auf eine Fahrbahn mit einem gesplit teten µ (Fahrbahn mit einer Fahrbahnoberfläche mit einem teil weise niedrigen Reibungskoeffizient) auffährt, wobei es eine Kurve fährt, so läßt dieser Zustand die Bedingung N_F < N_R ent stehen, die einen Schlupf zwischen dem Träger 56 und der Heck antriebswelle 20 bewirkt. Wenn der Schlupf entsteht, erzeugt der Kupplungsmechanismus des Anlaufdrehmomenterzeugungsteils 60 ein Reibungsmoment, nämlich ein Anlaufmoment, wie mit einem Symbol T_CR in Fig. 10 dargestellt. Dieses Anlaufmoment verhin dert, daß das Fahrzeug in einen Rutschzustand gerät.

Ferner beginnen in dem Fall, wo N_F < N_R, d. h. in dem Fall, wo das Fahrzeug eine Kurve fährt oder die Vorderräder in einem Rutschzustand sind, das erste und das zweite Planetenrad 52, 54 mit einem Planetenumlauf, so daß eine Differentialbewe gung zwischen den Vorder- und den Hinterrädern wirksam wird, um eine glatte Kurve zu fahren.

Ferner wird der Planetenumlauf des ersten und des zwei ten Planetenrads 52, 54 von einer Schublast begleitet, die aufgrund der Differenz ihrer Steigungswinkel entsteht. Die Schublast wirkt in den Abschnitten zwischen der Endfläche des ersten und des zweiten Planetenrads 52, 54 und der Wandfläche des Träger 56 oder der Trägerplatte 57. Ferner wirkt die re sultierende Kraft der Trenn- und Tangentialkräfte an den Ein griffsabschnitten der Getrieberäder auf die Planetenradwelle 58. Sowohl die Schublast als auch die resultierende Kraft er zeugen ein Reibungsmoment in der entgegengesetzten Richtung zur Drehrichtung der Planetenräder, und dieses Reibungsmoment wirkt als Differentialbegrenzungsmoment auf die Zentraldiffe rentialvorrichtung 50. Eine gerade Linie L_b1, die in Fig. 10 dargestellt ist, zeigt ein Differentialbegrenzungsmoment ohne das Anlaufdrehmoment.

Da unter dieser Bedingung das Differentialbegrenzungs moment so wirkt, daß die Drehung des Trägers 56 eingeschränkt wird, wird dieser Betrag des Differentialbegrenzungsmoments auf die Hinterradseite übertragen und ein größerer Betrag des Drehmoments auf die Hinterräder und ein kleinerer Betrag des Drehmoments auf die Vorderräder verteilt, wie mit der geraden Linie L_a1 in Fig. 10 dargestellt. Infolgedessen ist bei dem Fahrzeug für eine ausgezeichnete Wendefähigkeit und Handha bungsmöglichkeit gesorgt. Wenn das Fahrzeug ferner während des Fahrens auf einer geraden Strecke Ursache zum Rutschen der Vorderräder hat, so bewahrt diese Drehmomentverteilungscharak teristik das Fahrzeug vor einem Rutschen.

Was andererseits den Fall N_R < N_F betrifft, so kann dieser Fall eintreten, wenn das Fahrzeug von einer rutschigen Fahrbahn wie etwa einer schlammigen Fahrbahn, einer Kiesfahr bahn oder einer gefrorenen Fahrbahn herunterfährt. Auch in diesem Fall wird ein Anlaufdrehmoment im Kupplungsmechanismus der Anlaufdrehmomenterzeugungsvorrichtung erzeugt, wie mit ei nem Symbol T_CF in Fig. 10 dargestellt. Das Anlaufdrehmoment verhindert, daß das Fahrzeug effektiv rutscht.

Wenn N_R < N_F, dann wird zusätzlich zum Anlaufdrehmoment ein Reibungsmoment vom Planetenumlaut des ersten und des zwei ten Planetenrades 52, 54 in entgegengesetzter Richtung zu dem Fall N_F < N_R erzeugt.

Unter dieser Bedingung wirkt ein Differentialbegren zungsmoment derartig, daß die Drehung des zweiten Sonnenrades 53 eingeschränkt wird, und infolgedessen wird dieser Betrag des Differentialbegrenzungsmoments auf die Vorderradseite übertragen. Wie durch eine gerade Linie L_b2 dargestellt, wird eine Summe aus dem Standarddrehmoment und dem Differentialbe grenzungsmoment an die Vorderräder verteilt.

Da das Differentialbegrenzungsmoment proportional zum Eingangsdrehmoment erzeugt wird, ist das Verteilungsverhältnis zwischen der Vorder- und der Hinterachse immer konstant, und somit ist die Differentialbegrenzungsfähigkeit immer mit einer konstanten Geschwindigkeit gegeben.

Fig. 11 zeigt ein Beispiel eines modifizierten Anlauf drehmomenterzeugungsteils. In diesem Modifikationsbeispiel ist der Anlaufdrehmomenterzeugungsteil 70 am hinteren Ende der Zentraldifferentialvorrichtung angeordnet. Der Anlaufdrehmo menterzeugungsteil 70 ist in einem Erweiterungsgehäuse 71 un tergebracht.

Der Träger 56 ist an seinem hinteren Ende mit einer Trägerplatte 72 verbunden. Die Trägerplatte 72 ist an ihrem hinteren Ende mit einem Zylinderabschnitt 72a verbunden. Fer ner erstreckt sich ein Zylinderabschnitt 72b vom Zylinderab schnitt 72a nach hinten. Andererseits ist eine Nabe 73 mit der Heckantriebswelle 20 gekoppelt. Der Anlaufdrehmomenterzeu gungsteil 70 ist folgendermaßen aufgebaut.

Kerbprofil ist auf der Innenumfangsfläche des Zylinder abschnitts 72b vorhanden, und Zahnprofil ist auf der Außenum fangsfläche der Nabe 73 ausgebildet. Scheibenförmige antrei bende Kupplungsplatten 61 und angetriebene Kupplungsplatten 62 werden austauschbar in das Kerb- bzw. Keilprofil eingefügt. An dem einen Ende der Kupplungsplatten ist eine konische Teller feder 63 vorhanden, um Druck auf die Kupplungsplatten aus zu üben. Eine Gegenhalteplatte 64 ist auf beiden Enden der Kupp lungsplatten vorhanden, um die Kupplungsplatten und die Tel lerfeder 63 dazwischen anzuordnen. Ferner sind ein Paar See gerringe 65 eingefügt, um den gesamten Körper festzuhalten.

Da die erfindungsgemäße Zentraldifferentialvorrichtung so aufgebaut ist, daß das Differentialbegrenzungsmoment, zu sammenfassend dargestellt, durch die Lasten erreicht wird, die am Eingriffsabschnitt der Schrägzahnräder erzeugt werden, hat die Vorrichtung einen einfacheren Aufbau als die Differen tialbegrenzungsvorrichtung, die durch die Kombination aus Ge triebeschnecken und Schneckenrädern oder durch die Kombination aus Nebenrädern und Planetenrädern gebildet ist. Ferner kann die erfindungsgemäße Zentraldifferentialvorrichtung die An laufdrehmomenterzeugungsvorrichtung mit einer ausreichenden Drehmomenterzeugungskapazität in einen kompakten Raum aufneh men. Da diese Zentraldifferentialvorrichtung ferner so aufge baut ist, daß die erreichte Differentialbegrenzungsfunktion proportional zum Eingangsdrehmoment ist, ist es einfach, das Fahrzeugverhalten mit feinen Gaspedalbetätigungen zu steuern. Die Vorrichtung kann dem Fahrzeug ferner aufgrund der Anlauf drehmomenterzeugungsvorrichtung, die in der Vorrichtung einge baut ist, eine ausgezeichnete Manövrierfähigkeit auf einer rutschigen Fahrbahn verleihen.

Da es ferner in der Zentraldifferentialvorrichtung mög lich ist, die Zähnezahl so festzulegen, daß ein Standard drehmoment auf die Vorder- und die Hinterräder mit einem Drehmomentverteilungsverhältnis von 50 : 50 verteilt wird, kann das Fahrzeug eine glatte Kurve auf einer unebenen Fahrbahn fahren oder von einer rutschigen Fahrbahn herunterfahren, ohne zu rutschen.

In dieser erfindungsgemäßen Ausführungsform weist der Planetenradgetriebemechanismus Schrägzahnräder auf, es können jedoch auch Stirnräder statt der Schrägzahnräder verwendet werden.

Ferner ist die Erfindung anhand eines Beispiels be schrieben worden, das ein in einer Reihe angeordnetes Transa xle-Automatikgetriebe verwendet, sie kann jedoch auch auf an dere Arten von Getrieben, z. B. auf ein quer eingebautes Ge triebe verwendet werden.

Claims

1. Fahrzeugantriebskraftverteilungsvorrichtung zum Auf teilen einer Antriebskraft in eine erste Antriebskraft und ei ne zweite Antriebskraft, mit:
einem ersten Sonnenrad, das sich um eine erste gemein same Drehachse dreht und das entsprechende Zähne mit einem Steigungswinkel einschließlich 0 Grad zum Übertragen der An triebskraft aufweist;
einem ersten Planetenrad, das mit dem ersten Sonnenrad in Eingriff steht und sich um eine zweite gemeinsame Drehachse dreht, wobei das erste Planetenrad entsprechende Zähne mit dem Steigungswinkel hat und die zweite gemeinsame Achse um die er ste gemeinsame Achse umläuft;
einem zweiten Planetenrad, das sich gemeinsam mit dem ersten Planetenrad um die zweite gemeinsame Achse dreht und entsprechende Zähne mit einem anderen Steigungswinkel auf weist;
einem zweiten Sonnenrad, das mit dem zweiten Planeten rad in Eingriff steht und sich um die erste gemeinsame Achse dreht, zum Abgeben der ersten Antriebskraft, wobei das zweite Sonnenrad entsprechende Zähne mit einem anderen Steigungswin kel einschließlich 0 Grad aufweist;
einem Träger, der sich um die erste gemeinsame Achse dreht und die zweite gemeinsame Achse trägt, zum Abgeben der zweiten Antriebskraft; und
einer Anlaufdrehmomenterzeugungseinrichtung, die zwi schen dem zweiten Sonnenrad und dem Träger angeordnet ist, zum Erzeugen eines Anlaufdrehmoments als Differentialbegrenzungs moment zwischen diesen, um eine erforderliche Antriebskraft zu sichern, wenn die Antriebskraft klein ist.

2. Vorrichtung nach Anspruch 1, wobei die Anlaufdrehmo menterzeugungseinrichtung einen Kupplungsmechanismus aufweist, der aus einer Mehrscheibenkupplungsanordnung zum Erzeugen von Reibung und einer Tellerfeder zum Ausüben einer spezifizierten Druckgröße auf die Kupplungsanordnung besteht.

3. Vorrichtung nach Anspruch 1, wobei die Anlaufdrehmo menterzeugungseinrichtung einen Kupplungsmechanismus aufweist, der aus einer Einscheibenkupplungsanordnung zum Erzeugen von Reibung und einer Tellerfeder zum Ausüben einer spezifizierten Druckgröße auf die Kupplungsanordnung besteht.