DE4116233C2

DE4116233C2 - System zur Kraftübertragung von einer Brennkraftmaschine auf die Vorder- und Hinterräder eines Kraftfahrzeugs

Info

Publication number: DE4116233C2
Application number: DE4116233A
Authority: DE
Inventors: Toshio Kobayashi
Original assignee: Fuji Jukogyo KK; Fuji Heavy Industries Ltd
Current assignee: Subaru Corp
Priority date: 1990-05-23
Filing date: 1991-05-17
Publication date: 1995-06-29
Anticipated expiration: 2011-05-18
Also published as: DE4116233A1; US5254052A; GB2245320A; GB9111093D0; GB2245320B; JP2883897B2; JPH0427623A

Description

Die Erfindung betrifft ein System zur Kraftübertragung von einer Brennkraftmaschine auf die Vorder- und Hinterräder eines Kraftfahrzeugs mit automatischem Getriebe und einem komplexen zentralen Ausgleichsgetriebe zur Verteilung der Antriebskraft auf die Vorder- und Hinterräder.

Bei einem konventionellen Kraftfahrzeug mit Vierradantrieb, bei dem das zentrale Ausgleichsgetriebe vorgesehen ist, ist das Kegelräder oder ein Planetengetriebe aufweisende Aus gleichsgetriebe in Ausrichtung mit einer Abtriebswelle eines automatischen Getriebes angeordnet. Das automatische Getriebe hat eine hydraulische Steuereinrichtung und verschiedene Sen soren, die Fahrbedingungen des Kraftfahrzeugs aufnehmen. Eine flüssigkeitsbetätigte Mehrscheiben-Rutschkupplung dient der Steuerung des zentralen Ausgleichsgetriebes. Das Drehmoment der Kupplung wird variabel nach Maßgabe des Hydraulikdrucks von der hydraulischen Steuereinrichtung oder von Ausgangs signalen eines Mikrocomputers gesteuert, um ein Drehmoment aufteilungsverhältnis zwischen Vorder- und Hinterrädern zu verstellen, wodurch die Maschinenleistung, das Fahrverhalten, die Stabilität beim Bremsen und Antiblockiervorgänge der Bremsen verbessert werden.

Die JP-OS 63-176728 beschreibt ein Kraftfahrzeug mit Vierrad antrieb, wobei ein zentrales Ausgleichgetriebe mit einem einfachen Planetengetriebe vorgesehen ist. Die Ausgangslei stung eines Getriebes wird auf einen Planetenträger des ein fachen Planetengetriebes übertragen. Das Drehmoment wird auf die Vorderräder entweder über ein Zentralrad oder ein Teller rad und auf die Hinterräder über das jeweils andere Rad auf geteilt. Das Drehmoment für die Vorder- und Hinterräder wird ungleichmäßig in einem Verhältnis aufgeteilt, das durch die Differenz zwischen den Teilkreisen des Zentral- und des Tellerrads bestimmt ist. Eine flüssigkeitsbetätigte Mehr scheiben-Rutschkupplung ist als Sperre zur Steuerung des Betriebs des Ausgleichsgetriebes vorgesehen.

Die JP-PS 53-32466 beschreibt ein Kraftübertragungssystem für ein Kraftfahrzeug. Das System hat zwei Sätze von Planeten getrieben für drei Vorwärtsgänge und einen Rückwärtsgang des Getriebes. Ein Hilfs-Übertragungssystem mit komplexen Planeten getriebeeinrichtungen ist für einen vierten oder Schnell gang vorgesehen.

Bei diesen konventionellen Systemen ist es jedoch notwendig, ein weiteres Hilfs-Übertragungssystem für einen weiteren Betriebsbereich vorzusehen, der ein größeres Übersetzungsver hältnis als der niedrigste Gang hat. Infolgedessen wird das Getriebe sehr groß.

Des weiteren ist in der DE 35 25 707 A1 ein Antriebsvorgelege für ein vierradgetriebenes Kraftfahrzeug mit einem u. a. auto matischen Wechselgetriebe beschrieben, bei welchem eine Geschwindigkeitsumschaltung in einen Kriechgang integriert ist. Ein zentrales Ausgleichsgetriebe ist aber bei diesem Antriebsvorgelege nicht verwirklicht, so daß im umgeschalte ten Geschwindigkeitsbereich keine Ausgleichsfunktion statt finden kann.

Darüber hinaus ist aus der GB 2 074 517 A eine Transmis sionsvorrichtung für ein Kraftfahrzeug mit Allradantrieb bekannt, das ein Ausgleichsgetriebe und ein Geschwindigkeitswechselgetriebe jeweils in Form von Planeten getrieben umfaßt. Eine gemeinsame Geschwindigkeitsumschal tungsfunktion ist bei den beiden Planetengetrieben nicht vor gesehen.

In der EP 0 151 711 A2 ist zudem eine Getriebeanordnung ins besondere für Kraftfahrzeuge mit mindestens zwei angetriebe nen Achsen offenbart, die ein Schaltgetriebe und zwei hinter einander geschaltete Ausgleichsgetriebe umfaßt, von denen mindestens das Schaltgetriebe als Planetengetriebe ausgebil det ist. Durch eine derartige Ausgestaltung soll die Bauhöhe, d. h. die axiale Länge der Getriebeanordnung gegenüber her kömmlichen Getriebeanordnungen vermindert werden.

Schließlich ist in der US-4,215,593 noch ein System zur Kraftübertragung von einer Brennkraftmaschine auf die Vorder- und Hinterräder eines Kraftfahrzeugs mit einem Getriebe und einem zentralen Ausgleichsgetriebe zur Verteilung der Antriebskraft auf die Vorder- und Hinterräder offenbart. Dabei weist das zentrale Ausgleichsgetriebe ein Planeten getriebe auf. Das Planetengetriebe umfaßt ein erstes Zentral rad, das an einer Antriebswelle des Getriebes angeordnet ist, ein zweites Zentralrad, das an einer auf der Antriebswelle gelagerten Zwischenwelle angeordnet ist, ein erstes, mit dem ersten Zentralrad kämmendes Planetenritzel und ein zweites, mit dem zweiten Zentralrad kämmendes Planetenritzel, welche miteinander integral und auf einer mit dem Planetenträger verbundenen Achse drehbar gelagert sind, sowie ein Tellerrad, das entweder mit dem ersten oder mit dem zweiten Planetenrit zel kämmt. Bei diesem System ist zusätzlich eine Steuerein richtung für das zentrale Ausgleichsgetriebe vorgesehen, wel che eine erste Kupplung, die zwischen der Zwischenwelle und der Antriebswelle angeordnet, eine zweite Kupplung, die zwi schen dem Planetenträger und der Antriebswelle angeordnet ist, sowie eine das Tellerrad blockierbare Sperreinrichtung aufweist. Als nachteilig hat sich bei diesem System dessen Bauweise insgesamt erwiesen, die verhältnismäßig aufwendig ist. So ist bei diesem System jeweils eine Kupplung zur eigentlichen Drehmomentübertragung und eine weitere Kupplung zur eigentlichen Differentialbegrenzung in den beiden mögli chen Betriebsarten vorgesehen.

Der vorliegenden Erfindung liegt nun die Aufgabe zugrunde, ein System zur Kraftübertragung nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1 bereitzustellen, bei der ein Betriebsbereich eines Getriebes erweitert wird, ohne daß sich der bauliche Umfang bzw. Aufwand des Systems zur Kraftübertragung vergrö ßert.

Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch die kennzeichnenden Merkmale des Anspruchs 1 gelöst.

Durch die Ausgestaltung der Erfindung wird ein System zur Kraftübertragung von einer Brennkraftmaschine zu Vorder- und Hinterrädern eines Kraftfahrzeugs angegeben, das ein automa tisches Getriebe sowie ein komplexes zentrales Ausgleichs getriebe zur Verteilung der Maschinenleistung auf die Vorder- und Hinterräder aufweist, wobei das System folgendes umfaßt: das automatische Getriebe mit einem ersten Geschwindigkeits bereich, ein Planetengetriebe mit einem ersten Zentralrad, das betriebsmäßig mit einer Abtriebswelle des Getriebes ge koppelt ist, einen Planetenträger, ein erstes und ein zweites Planetenritzel, die integral miteinander und auf dem Plane tenträger drehbar gelagert sind, ein zweites Zentralrad und ein Tellerrad, wobei das erste Planetenritzel mit dem ersten Zentralrad kämmt, das zweite Planetenritzel mit dem zweiten Zentralrad kämmt und das Tellerrad entweder mit dem ersten oder dem zweiten Planetenritzel kämmt, und wobei der Plane tenträger betriebsmäßig entweder mit den Vorder- oder den Hinterrädern und das zweite Zentralrad betriebsmäßig mit den jeweils anderen Rädern gekoppelt ist.

Vorgesehen ist weiterhin eine Sperreinrichtung, um das kom plexe zentrale Ausgleichsgetriebe in ein einfaches zentrales Ausgleichsgetriebe umzuwandeln, und eine Steuereinrichtung, um die Sperreinrichtung zu aktivieren, wenn die Abtriebsge schwindigkeit des Getriebes im ersten Geschwindigkeitsbereich eine vorbestimmte Geschwindigkeit übersteigt.

Das komplexe zentrale Ausgleichsgetriebe ist vorgesehen, um die vom Getriebe zugeführte Geschwindigkeit zu verringern, wenn es in das einfache zentrale Ausgleichsgetriebe umgewan delt wird, wodurch die Niedrigstgeschwindigkeit erhalten wird.

Besonders vorteilhaft sind des weiteren die konstruktiven Maßnahmen nach den Ansprüchen 2 und 3, die Sperreinrichtung so anzuordnen, daß sie das Tellerrad an einer Drehung hin dert und daß die Sperreinrichtung als eine flüssigkeitsbetä tigte Bremse zum Abbremsen des Tellerrads ausgebildet ist.

Vorteilhafte konstruktive Ausgestaltungen der Erfindung sind schließlich noch in den Ansprüchen 4 bis 6 beschrieben.

Die Erfindung wird nachstehend auch hinsichtlich weiterer Vorteile anhand der Beschreibung von Ausfüh rungsbeispielen und unter Bezugnahme auf die beiliegenden Zeichnungen näher erläutert. Die Zeichnungen zeigen in:

Fig. 1 eine schematische Darstellung des Kraftübertra gungssystems nach der Erfindung für ein Kraftfahr zeug mit Vierradantrieb;

Fig. 2a und 2b einen vergrößerten Schnitt durch ein zentrales Ausgleichsgetriebe und eine flüssigkeitsbetätigte Kupplung gemäß der Erfindung;

Fig. 3 eine schematische Darstellung des zentralen Aus gleichsgetriebes und der Kupplungseinrichtung;

Fig. 4a und 4b eine schematische Darstellung eines Kraftübertra gungssystems gemäß einem zweiten Ausführungsbei spiel der Erfindung;

Fig. 5a und 5b eine schematische Darstellung einer Modifikation des zweiten Ausführungsbeispiels; und

Fig. 6a und 6b eine schematische Darstellung einer weiteren Modifikation des zweiten Ausführungsbeispiels.

Fig. 1 zeigt ein Kraftübertragungssystem mit Transaxiale-Anord nung für ein Kraftfahrzeug mit Vierradantrieb, wobei an einem vorderen Teil eine Brennkraftmaschine 10 angeordnet ist. Das Kraftübertragungssystem hat einen Drehmomentwandler 13 mit einer Überbrückungskupplung 12 in einem Wandlergehäuse 1 und ein vorderes Ausgleichsgetriebe 19 in einem Ausgleichsgehäuse 2 hinter dem Drehmomentwandler 13. Ein Getriebegehäuse 3, in dem ein automatisches Getriebe 30 untergebracht ist, ist an der Rückseite des Ausgleichsgehäuses 2 befestigt. Eine Ölwanne 5 ist an der Unterseite des Getriebegehäuses 3 befestigt. Eine Kurbelwelle 11 der Maschine 10 ist mit dem Drehmoment wandler 13 betriebsmäßig gekoppelt. Eine Antriebswelle 14 verläuft von einer Turbine des Drehmomentwandlers 13 zum automatischen Getriebe 30. Die Ausgangsleistung des automa tischen Getriebes 30 wird auf eine Abtriebswelle 15 über tragen, die mit der Antriebswelle 14 zur Übertragung des Drehmoments nach rückwärts ausgerichtet ist. Die Abtriebs welle 15 ist mit einer Vorderradantriebswelle 16 verbunden, die parallel unter dem automatischen Getriebe 30 über ein Reduziergetriebe 17 und 18 eines zentralen Ausgleichsgetriebes 50, das in einem Verteilergehäuse 4 untergebracht ist, ange ordnet ist. Hinter dem zentralen Ausgleichsgetriebe 50 ist in einem Erweiterungsgehäuse 6 eine Steuereinrichtung 60 für das zentrale Ausgleichsgetriebe angeordnet. Die Vorderradantriebs welle 16 ist mit Vorderrädern über ein Vorderradausgleichsge triebe 19 verbunden. Die Abtriebswelle 15 ist mit einer Hin terradantriebswelle 20, die im Erweiterungsgehäuse 6 ange ordnet ist, über das zentrale Ausgleichsgetriebe 50 und die Steuereinrichtung 60 verbunden. Die Hinterradantriebswelle 20 ist mit Hinterrädern über eine Kardanwelle 21 und ein Hinter radausgleichsgetriebe 22 verbunden.

Das automatische Getriebe 30 umfaßt zwei Gruppen von einfa chen Planetengetrieben, bestehend aus einem vorderen Plane tengetriebe 31 und einem hinteren Planetengetriebe 32, für die vier Vorwärtsgänge und einen Rückwärtsgang. Das vordere Planetengetriebe 31 umfaßt ein Zentralrad 31a, ein Paar von Planetenritzeln 31d, ein Tellerrad 31b und einen Planeten träger 31c. Das hintere Planetengetriebe 32 umfaßt ein Zen tralrad 32a, ein Paar von Planetenritzeln 32d, ein Tellerrad 32b und einen Planetenträger 32c. Die Antriebswelle 14 ist mit dem hinteren Zentralrad 32a gekoppelt, und das vordere Tellerrad 31b und der hintere Planetenträger 32c sind mit der Abtriebswelle 15 gekoppelt.

Zwischen einem integral mit dem vorderen Planetenträger 31c geformten Verbindungselement 33 und dem hinteren Tellerrad 32b sind eine erste Freilaufkupplung 34 und eine Vorwärts kupplung 35 hintereinandergeschaltet. Eine zweite Freilauf kupplung 36 und eine Langsamlauf- und Rückwärtsbremse 37 sind parallel zwischen dem Verbindungselement 33 und dem Ge triebegehäuse 3 angeordnet. Eine Freilaufkupplung 38 liegt zwischen dem Verbindungselement 33 und dem Tellerrad 32b. An einem mit dem Zentralrad 31a integralen Verbindungselement 39 ist ein Bremsband 40 vorgesehen. Zwischen einem mit der An triebswelle 14 integralen Verbindungselement 41 und einem mit dem Planetenträger 31c integralen Verbindungselement 42 ist eine Schnellaufkupplung 43 angeordnet. Eine Rückwärtskupplung 44 ist zwischen den Verbindungselementen 39 und 41 ange ordnet.

In einem Vorderende des Getriebegehäuses 3 ist eine Ölpumpe 45 angeordnet. Eine Pumpenantriebswelle 46 ist mit einem Laufrad 13a des Drehmomentwandlers 13 verbunden und betriebs mäßig mit einem Rotor der Ölpumpe 45 gekoppelt.

In der Ölwanne 5 ist ein Steuerventilgehäuse 47 zur hydrau lischen Betätigung entsprechender Kupplungen und einer Bremse des Getriebes 30 angeordnet.

Nach den Fig. 2a und 2b, die das zentrale Ausgleichsgetriebe 50 und die Steuereinrichtung 60 zeigen, ist eine erste Zwi schenwelle 23 in der Abtriebswelle 15 an einem Vorderab schnitt derselben über Buchsen 28 und eine Schubaufnahme scheibe 25 drehbar gelagert. Ein hinterer Abschnitt der Zwi schenwelle 23 ist über Buchsen 28a auf der Hinterradantriebs welle 20 drehbar gelagert. Das Untersetzungsgetriebe 17 ist auf der Abtriebswelle 15 über eine Buchse 28b und ein Axial drucklager 25a drehbar angeordnet. Das Untersetzungsgetriebe 17 und die Abtriebswelle 15 sind in dem Getriebegehäuse 3 über ein Kugellager 26 gelagert. Das zentrale Ausgleichsge triebe 50 ist zwischen der Abtriebswelle 15, dem Unterset zungsgetriebe 17 und der Zwischenwelle 23 angeordnet.

Das zentrale Ausgleichsgetriebe 50 ist ein komplexes Planeten radgetriebe und umfaßt ein erstes Zentralrad 51 auf der Ab triebswelle 15, ein erstes Planetenritzel 52, das mit dem ersten Zentralrad 51 kämmt, ein auf der Zwischenwelle 23 angeordnetes zweites Zentralrad 53, ein mit dem zweiten Zentralrad 53 kämmendes zweites Planetenritzel 54 und einen Planetenträger 55. Der Planetenträger 55 hat einen ersten Träger 55a und einen zweiten Träger 55b, die durch ein Ver bindungsteil 55c miteinander verbunden sind. Der erste Träger 55a ist auf der Abtriebswelle 15 angeordnet und an dem Unter setzungsgetriebe 17 befestigt. Das erste und das zweite Pla netenritzel 52 und 54 sind miteinander integral unter Bildung eines Ritzelelements 58. Das Ritzelelement 58 ist auf einer Achse bzw. Welle 56 über Nadellager 27 drehbar gelagert. Die Welle 56 ist am ersten Träger 55a und am zweiten Träger 55b befestigt. Eine Nabe 55e des Trägers 55b, die an seinem Hinterende ge bildet ist, ist über ein Kugellager 26c drehbar auf der Zwi schenwelle 23 gelagert.

Somit wird das Ausgangsdrehmoment der Abtriebswelle 15 des Getriebes 30 auf den Planetenträger 55 und das zweite Zen tralrad 53 über das erste Zentralrad 51 und die Planetenrit zel 52, 54 mit vorbestimmten entsprechenden Drehmomentauftei lungsverhältnissen übertragen. Die Differenz zwischen den Ro tationsgeschwindigkeiten des Planetenträgers 55 und des zwei ten Zentralrads 53 wird durch die Rotation des ersten und des zweiten Planetenritzels 52 und 54 absorbiert.

Das zentrale Ausgleichsgetriebe 50 hat ferner ein Tellerrad 57, das mit dem ersten Planetenritzel 52 (oder dem zweiten Planetenritzel 54) kämmt, um das größte Übersetzungsverhält nis zur Verfügung zu stellen.

Der Betrieb des zentralen Ausgleichsgetriebes 50 zur Vertei lung des Drehmoments auf die Vorder- und Hinterräder wird nachstehend unter Bezugnahme auf Fig. 3 beschrieben.

Das Eingangsdrehmoment Ti des ersten Zentralrads 51 bzw. die Beziehung zwischen den Zentralrädern und Planetenritzeln wird wie folgt geschrieben:

Ti=T_F+T_R (1)
rs₁+rp₁=rs₂+rp₂ (2)

wobei T_F das vom Planetenträger 55 auf die Vorderradantriebs welle 16 übertragene vordere Drehmoment, T_R das vom zweiten Zentralrad 53 auf die Hinterradantriebswelle 20 übertragene hintere Drehmoment, rs₁ der Teilkreisradius des ersten Zen tralrads 51, rp₁ und rp₂ die Teilkreisradien des ersten und des zweiten Planetenritzels 52 bzw. 54 und rs₂ der Teilkreis radius des zweiten Zentralrads 53 ist.

Eine auf den Eingriffspunkt des ersten Zentralrads 51 und des ersten Planetenritzels 52 wirkende Tangentialkraft P ist gleich der Summe einer auf den Planetenträger 55 wirkenden Tangentialkraft P₁ und einer auf den Eingriffspunkt des zweiten Zentralrads 53 und des zweiten Planetenritzels 54 wirkenden Tangentialkraft P₂, so daß:

P = Ti/rs₁
P₁ = T_F/(rs₁ + rp₁)
P₂ = T_R/rs₂
Ti/rs₁ = {(T_F/(rs₁ + rp₁)} + T_R/rs₂ (3)

Wenn man anstelle der Gleichung (3) die Gleichungen (1) und (2) setzt, erhält man:

T_F = (1 - rp₁ ^. rs₂/rs₁ ^. rp₂) × Ti
TR = (rp₁ ^. rs₂/rs₁ ^. rp₂) × Ti

Es ist daher ersichtlich, daß die Standard-Drehmomentvertei lung für das vordere Drehmoment T_F und das hintere Drehmoment T_R auf verschiedene Werte eingestellt werden kann, indem man die Teilkreisradien der Zentralräder 51 und 53 und der Plane tenritzel 52 und 54 ändert.

Dabei können die Radien rs₁, rp₁, rp₂ und rs₂ des ersten Zentralrads 51, des ersten und zweiten Planetenritzels 52, 54 und des zweiten Zentralrads 53 durch die jeweilige Zähnezahl Zs₁, Zp₁, Zp₂ und Zs₂ ersetzt werden. Bei Zp₁=Zp₂=18, Zs₁=27 und Zs₂=18 ist das Drehmomentverteilungsverhältnis der Vor der- und der Hinterräder

T_F : T_R=40 : 60.

Auf die Hinterräder kann ein großes Drehmoment verteilt werden.

Die Steuereinrichtung 60 im Erweiterungsgehäuse 6 umfaßt eine erste und eine zweite flüssigkeitsbetätigte Mehrscheiben- Rutschkupplung 61 und 62 zum Ändern der Standard-Drehmoment aufteilungsverhältnisse zu den Vorder- und den Hinterrädern, und eine Sperreinrichtung 63 in Form einer Bremse als sogenannte Niedrigstgangbremse zum Sperren des Betriebs des zentralen Ausgleichsgetriebes 50. Die erste Rutschkupplung 61 ist zwischen der Zwischenwelle 23 und der Hinterradantriebswelle 20 angeordnet und hat eine auf der Zwischenwelle 23 befestigte treibende Trommel 61a und eine auf der Nabe 20a der Hinterradantriebswelle 20 befestigte angetriebene Trommel 61b. Eine Vielzahl von Antriebsscheiben 61f ist mit der treibenden Trommel 61a verkeilt, und eine Vielzahl von angetriebenen Scheiben 61e ist mit der angetrie benen Trommel 61b verkeilt und alternierend mit den Scheiben 61f angeordnet. Ein Ringkolben 61d ist an der Innenwand der treibenden Trommel 61a verschiebbar angeordnet. Eine Ölkammer 61c ist zwischen dem Ringkolben 61d und der treibenden Trom mel 61a definiert.

Wenn der Ölkammer 61c Öl zugeführt wird, gelangen die Schei ben 61e und 61f in Anlage, so daß die Rutschkupplung 61 einrückt.

Die zweite Rutschkupplung 62 umfaßt eine treibende Trommel 62a, die auf einer Nabe 6a des Erweiterungsgehäuses 6, die an deren Innenteil geformt ist, drehbar gelagert ist. Das innere Ende der Trommel 62a ist mit einem Verbindungselement 64 an einem Endabschnitt desselben verkeilt. Der andere Endab schnitt des Verbindungselements 64 ist an der Nabe 55e des zweiten Trägers 55b des Planetenträgers 55 befestigt. Eine angetriebene Trommel 62b ist auf einer Nabe 20a der Hinter radantriebswelle 20 befestigt. Eine Vielzahl von treibenden Scheiben 62f ist mit der treibenden Trommel 62a verkeilt, und eine Vielzahl von angetriebenen Scheiben 62e ist mit der an getriebenen Trommel 62b verkeilt und alternierend mit den Scheiben 62f angeordnet. Ein Ringkolben 62d ist an der Innen wand der treibenden Trommel 62a verschiebbar angeordnet. Der Kolben 62d liegt an den Endscheiben 62f an. Eine Ölkammer 62c ist zwischen dem Kolben 62d und der treibenden Trommel 62a definiert. Wenn der Ölkammer 62c Öl zugeführt wird, wird der Kolben 62d mit dem Öldruck beaufschlagt und verschoben. Da durch gelangen die Scheiben 62f und 62e mit den jeweils be nachbarten Scheiben in Anlage und rücken die Kupplung 62 ein, so daß ein Kupplungsdrehmoment erzeugt wird.

Die als Niedrigstgangbremse ausgebildete Sperreinrichtung 63 hat eine Bremstrommel 63b, die auf der Nabe 55e des zweiten Trägers 55b drehbar angeordnet und mit dem Tellerrad 57 verbunden ist. Eine Vielzahl von Schei ben 63e, die auf die Bremstrommel 63b aufgekeilt sind, sind alternierend mit einer Vielzahl von Scheiben 63f angeordnet, die auf den Innenumfang des Verteilergehäuses 4 gekeilt sind. Ein Kolben 63d ist an der Innenwand des Erweiterungsgehäuses 6 verschiebbar angeordnet. Zwischen dem Kolben 63d und dem Erweiterungsgehäuse 6 ist eine Ölkammer 63c gebildet. Ein an dem Kolben 63d befestigtes Druckelement 63g liegt an der End scheibe 63f an.

Wenn der Kammer 63c Öl zugeführt wird, wird der Kolben 63d durch den Öldruck verschoben. Der Kolben 63d verschiebt die Scheiben 63f und 63e über das Druckelement 63g und aktiviert dadurch die Bremse 63, so daß das Tellerrad 57 durch die Bremstrommel 63b gesperrt wird.

Die Rutschkupplungen 61 und 62 sowie die Sperreinrichtung 63 sind durch den Betrieb des Systems im Steuerventilgehäuse 47 hydraulisch gesteuert.

Der Betrieb des automatischen Getriebes 30 für die vier Vor wärtsgänge und einen Rückwärtsgang wird nachstehend beschrie ben.

Im ersten Gang eines Fahrbereichs oder dem ersten Gang eines Bereichs "2" oder "3" ist die Vorwärtskupplung 35 eingerückt. Wenn das Fahrzeug beschleunigt wird, wird das Tellerrad 32b zusammen mit dem Verbindungselement 33 durch Einrücken der Freilaufkupplungen 34 und 36 festgelegt. Daher wird die Aus gangsleistung der Antriebswelle 14 auf die Abtriebswelle 15 durch das Zentralrad 32a und den Planetenträger 32c über tragen. Beim Fahren des Fahrzeugs im Leerlauf sind die Frei laufkupplungen 34 und 36 ausgerückt. Infolgedessen wird un geachtet des Einrückzustands der Freilaufkupplung 38 die Ro tation der Abtriebswelle 14 nicht auf die Maschine über tragen, so daß keine Motorbremsung stattfindet.

Im ersten Gang eines Bereichs "1" sind die Langsamfahrt- und Rückwärtsbremse 37 und die Freilaufkupplung 38 eingerückt, so daß das Tellerrad 32 ständig festgelegt und die Motorbremse wirksam ist.

Im zweiten Gang oder einem Fahrbereich "2" oder "3" des zwei ten Gangs sind die Vorwärtskupplung 35 und das Bremsband 40 eingerückt und legen das Zentralrad 31a fest. Die Rotation des Planetenträgers 31c wird auf das Tellerrad 32b durch das Verbindungselement 33, die Vorwärtskupplung 35 und die Frei laufkupplung 34 bei erhöhter Geschwindigkeit übertragen. Wenn das Fahrzeug abgebremst wird, rückt die Freilaufkupplung 38 ein und hält den Eingriff zwischen dem Verbindungselement 33 und dem Tellerrad 32b. Damit wird die Rotation der Abtriebs welle 15 auf die Maschine übertragen, so daß die Motorbremse wirksam wird.

Im dritten Gang oder einem Fahrbereich "3" des dritten Gangs sind die Vorwärtskupplung 35 und die Hochgeschwindigkeits kupplung 43 eingerückt, so daß die Antriebswelle 14 mit dem Tellerrad 32b durch die Hochgeschwindigkeitskupplung 43 über die Verbindungselemente 41, 42, den Planetenträger 31c, das Verbindungselement 33, die Vorwärtskupplung 35 und die Frei laufkupplung 34 gekoppelt ist. Infolgedessen ist das hintere Planetengetriebe 32 zu einer Einheit integriert und verbindet die Antriebswelle 14 direkt mit der Abtriebswelle 15. Beim Abbremsen wird die Freilaufkupplung 38 eingerückt und hemmt die Freilaufkupplung 34, so daß die Motorbremse wirksam wird.

Im vierten Gang, der zusätzlich zum Fahrbereich "3" im drit ten Gang vorgesehen ist, fixiert das Bremsband 40 das Zen tralrad 31a. Das Tellerrad 31b wird mit höherer Geschwindig keit gedreht, und die Rotation wird auf die Abtriebswelle 15 übertragen. Da die Rotation ohne Freilaufkupplungen 34, 36 übertragen wird, ist in diesem Bereich die Motorbremse stän dig wirksam.

Im Rückwärtsgang (R) ist die Rückwärtskupplung 44 eingerückt. Die Antriebswelle 14 treibt das Zentralrad 31a an. Der Plane tenträger 31c ist mit dem Verbindungselement 33 durch das Einrücken der Langsamfahrt- und Rückwärtsbremse 37 festge legt. Das Tellerrad 31b im vorderen Plantengetriebe 31 dreht in Rückwärtsrichtung und treibt die Abtriebswelle 15 mit gro ßem Übersetzungsverhältnis an, so daß der Rückwärtsgang wirk sam ist.

Während dieser Vorgänge ist die Sperreinrichtung 63 für den Niedrigst gang gelöst. Die Kupplung 61 ist eingerückt, so daß das Vier radantriebssystem erhalten wird. Die Kupplung 62 ist einge rückt zur Erzeugung eines Kupplungsdrehmoments, wodurch der Ausgleichsbetrieb entsprechend dem Schlupf der Vorder- und Hinterräder begrenzt wird.

Im Niedrigstgang des Fahrbereichs ist die Sperreinrichtung 63 einge rückt und fixiert das Tellerrad 57, so daß das komplexe Pla netengetriebe ein einfaches Planetengetriebe mit dem Zentral rad 51, dem Planetenritzel 52 und dem Tellerrad 57 wird, wo durch der Niedrigstgang erhalten wird. Wenn in diesem Zustand das durch das zentrale Ausgleichsgetriebe 50 erhaltene Über setzungsverhältnis ungenügend ist, wird das Getriebe 30 in den zweiten Gang geschaltet.

Wenn das Übersetzungsverhältnis des zweiten Gangs i₂ und ein vom zentralen Ausgleichsgetriebe 50 geliefertes Überset zungsverhältnis ip ist, ist ein Übersetzungsverhältnis des fünften Gangs i_EL gegeben als

i_EL = i₂ · i_P

Gemäß den vorgenannten Bedingungen für die Zahnräder und Ritzel des zentralen Ausgleichsgetriebes 50 ist bei Z_L=63 das Übersetzungsverhältnis ip=1+(63/27)=3,333. Bei i₂=1,545 wird i_EL=5,149. Somit wird ein Übersetzungsverhältnis, das größer als dasjenige des ersten Gangs ist, mit einem richtigen Über setzungsverhältnisintervall erhalten. Der hydraulische Druck der Kupplung 62 wird entsprechend den Fahrbedingungen der Maschine und dem Zustand der Fahrbahn gesteuert, so daß ein erforderliches Antriebsdrehmoment erzeugt wird. Daher erhält man das Vierradantriebssystem mit einem Drehmomentvertei lungs-Steuersystem.

Der Betrieb der Kupplungen und Bremsen des Getriebes 30 und der Steuereinrichtung 60 relativ zu den Schaltbereichen ist in der Tabelle I dargestellt.

Tabelle I

In der Tabelle I zeigen die Markierungen ○ Einrückzustände der Kupplungen und der Bremse, die Markierungen zeigen das in der Kupplung 62 erzeugte Kupplungsdrehmoment zur Begren zung des Betriebs des Ausgleichgetriebes, und eine Markierung zeigt das Übertragungsdrehmoment zur Steuerung der Drehmo mentaufteilung zu den Vorder- und Hinterrädern.

Die Tabelle II zeigt Übersetzungsverhältnisse, Beispiele von Übersetzungsverhältnis-Verteilungsverhältnissen bezogen auf die Schaltbereiche.

Tabelle II

In der Tabelle I ist α₁ ein Übersetzungsverhältnis der Zähne zahl Zfs₁ des Zentralrads 31a zu der Zähnezahl ZR₁ des Tel lerrads 31b des vorderen Planetengetriebes 31, und zwar er halten durch α₁=Zfs₁/ZR₁, und α₂ ist ein Übersetzungsver hältnis der Zähnezahl Zrs₂ des Zentralrads 32a zur Zähnezahl ZR₂ des Tellerrads 32b des hinteren Planetengetriebes 32, und zwar erhalten durch α₂=Zrs₂/ZR₂.

Wenn die Drehzahlen des Tellerrads 31b, des Zentralrads 31a bzw. des Planetenträgers 31c des vorderen Planetengetriebes 31 NR₁, Ns₁ bzw. Nc₁ sind, ist die Beziehung zwischen den Drehzahlen jedes Elements des vorderen Planetengetriebes 31 durch die folgende Gleichung gegeben:

NR₁+α₁×Ns1=(1+α₁)×Nc₁

wobei α₁=Zfs₁/ZR₁. Wenn die Drehzahlen des Tellerrads 32b, des Zentralrads 32a und des Planetenträgers 32c des hinteren Planetengetriebes 32 NR₂, Ns₂ bzw. Nc₂ sind, ist die Bezie hung zwischen den Drehzahlen jedes Elements des hinteren Planetengetriebes 32 durch die folgende Gleichung gegeben:

NR₂+α₂×Ns₂=(1+α₂)×Nc₂

wobei α₂=Zrs₂/ZR₂.

Im Betrieb des Systems wird die Leistung der Maschine 10 durch den Drehmomentwandler 13 und die Antriebswelle 14 auf das Getriebe 30 übertragen. Somit werden das vordere und das hintere Planetengetriebe 31 und 32 betrieben, und die Kupp lungen 44, 43, 35, 38, 36, 34 und die Bremsen 40, 37 werden selektiv betätigt, so daß die vier Vorwärtsgänge und der eine Rückwärtsgang wie vorher beschrieben erhalten werden. Die Ausgangsleistung des Getriebes 30 wird zum ersten Zentralrad 51 des zentralen Ausgleichsgetriebes 50 übertragen.

Um das Fahrzeug allgemein auf Straßen stabil zu fahren, wird die zweite Kupplung 61 eingerückt, so daß das zweite Zen tralrad 53 des zentralen Ausgleichsgetriebes 50 mit der Hin terradantriebswelle 20 durch die Zwischenwelle 23 und die Kupplung 61 verbunden wird. Somit wird die erste Betriebsart gewählt, in der das Drehmoment entsprechend dem ersten Stan dard-Drehmomentaufteilungsverhältnis verteilt wird. Dabei ist das Standard-Drehmomentaufteilungsverhältnis bestimmt mit T_F : T_R = 40 : 60 in Abhängigkeit von der Zähnezahl des ersten und des zweiten Zentralrads 51, 53 und der Planetenritzel 52, 54. Daher werden 40% des Ausgangsdrehmoments des Getriebes über den Planetenträger 55, die Untersetzungsgetriebe 17, 18, die erste Antriebswelle 16 und das vordere Ausgleichsgetriebe 19 auf die Vorderräder übertragen, während 60% des Drehmo ments durch das zweite Zentralrad 53, die Zwischenwelle 23, die zweite Kupplung 61, die Hinterradantriebswelle 20, die Kardanwelle 21 und das hintere Ausgleichsgetriebe 22 auf die Hinterräder übertragen werden. Somit erhält man den Vierrad antrieb. Das Fahrzeug befindet sich in einem Übersteuerungs zustand, so daß sich gutes Kurvenfahren, gutes Fahr- und Lenkverhalten einstellen.

Wenn das Fahrzeug durch eine Kurve fährt, wird die Rota tionsdifferenz der Geschwindigkeiten der Vorder- und Hinter räder von dem ersten und dem zweiten Planetenritzel 52, 54 des zentralen Ausgleichsgetriebes 50 hinreichend absorbiert, so daß Bremsen in engen Kurven vermieden und eine gute Manö vrierbarkeit gewährleistet werden.

Wenn das Fahrzeug auf einer rutschigen Straße fährt, rutschen die Hinterräder zuerst, weil der größere Betrag des Drehmo ments auf die Hinterräder übertragen wird. Daher wird die erste Kupplung 62 durch den Kupplungsdruck eingerückt. Infol gedessen wird in der Kupplung 62 das Kupplungsdrehmoment Tc erzeugt. Die Kupplung 62 ist parallel mit dem Planetenträger 55 und dem zweiten Zentralrad 53 des zentralen Ausgleichsge triebes 50 über das Verbindungselement 64 vorgesehen. Daher wird das dem Schlupfverhältnis entsprechende Kupplungsdreh moment Tc vom zweiten Zentralrad 53 zum Planetenträger 55 übertragen, um das Drehmoment zu den Vorderrädern zu erhöhen. Dagegen wird das Drehmoment zu den Hinterrädern verringert, um Rutschen zu verringern, wodurch das Fahrverhalten ver bessert und gute Manövrierbarkeit und sicheres Fahren er möglicht werden.

Wenn das den Betrieb des Ausgleichsgetriebes begrenzende Dreh moment maximal wird, gelangt der Planetenträger 55 in direk ten Eingriff mit dem zweiten Zentralrad 53 und sperrt das zentrale Ausgleichsgetriebe 50. Somit wird der Vierradantrieb nach Maßgabe der Drehmomentverteilung entsprechend den Achs lasten der Vorder- und Hinterräder erhalten. Die Drehmoment verteilung wird somit ständig nach Maßgabe des Rutschzustands gesteuert, um ein Rutschen der vier Räder zu vermeiden.

Wenn das Fahrzeug auf einer stark ansteigenden oder einer sehr schlechten Straße fährt, stellt der Fahrer den Schalt hebel in den niedrigsten Geschwindigkeitsbereich, oder der maximale Drehmomentbereich wird entsprechend dem Sensorsignal automatisch gewählt. Daher wird das Getriebe in den zweiten Gang geschaltet, und die Sperreinrichtung 63 wird eingerückt, so daß das Tellerrad 57 des zentralen Ausgleichsgetriebes 50 festge legt ist. Daher wird das einfache Planetengetriebe für den Niedrigstgang gebildet. Infolgedessen ist der zweite Gang des Getriebes entsprechend dem zentralen Ausgleichsgetriebe 50 erheblich reduziert. Die Leistung wird auf die Vorderräder über den Planetenträger 55 übertragen. Somit kann das Fahr zeug im Niedrigstgang gefahren werden, der ein größeres Über setzungsverhältnis als der erste Gang hat.

Andererseits wird das Übertragungsdrehmoment TD in der Kupp lung 62 entsprechend den Fahrbedingungen und einem Rutschen der Vorderräder veränderlich gesteuert. Das Drehmoment wird auf die Hinterräder über den Planetenträger 55, die erste Zwischenwelle 23 und die Kupplung 62 übertragen, so daß der Vierradantrieb hergestellt ist.

Das Fahrzeug wird in einem Untersteuerungszustand gefahren, so daß seine Stabilität beim Schnellfahren verbessert wird. Das Drehmoment wird auf die Hinterräder entsprechend dem Übertragungsdrehmoment TD übertragen. Dadurch wird ein Rut schen der Räder verhindert.

Fig. 4 zeigt das zweite Ausführungsbeispiel des Kraftüber tragungssystems, wobei die Maschine 10 seitlich am Fahrzeug an einem Vorderteil desselben angeordnet ist. Der Drehmoment wandler 13, der mit der Maschine 10 durch die Kurbelwelle 11 verbunden ist, und das automatische Getriebe 30 sind seitlich am Fahrzeug angeordnet. Das Vorderrad-Ausgleichsgetriebe 19 ist im Getriebegehäuse 3 angeordnet, und eine Verteilerein richtung 65, das zentrale Ausgleichsgetriebe 50 und die Steuereinrichtung 60 für das zentrale Ausgleichsgetriebe sind im Verteilergehäuse 4 angeordnet. Die Abtriebswelle 15 des Getriebes 30 ist mit einer mit ihr parallelen Zwischenwelle 73 über ein Paar von Zahnrädern 72a und 72b verbunden.

Ein auf der Zwischenwelle 73 fest angeordnetes Antriebsrad 74a kämmt mit einem Endantriebsrad 74b, das auf entgegen gesetzten Nabenteilen 19a festgelegt ist. Das Vorderrad-Aus gleichsgetriebe 19 mit einem Kegelrad hat ein Ausgleichsgehäuse 19b, das mit einer ersten rohrförmigen Abtriebswelle 76 des zentralen Ausgleichsgetriebes 50 verbunden ist. Im Ausgleichs gehäuse 19b sind vorgesehen eine Ritzelwelle 19c, die am Aus gleichsgehäuse 19b befestigt ist, zwei drehbar auf der Ritzel welle 19c angeordnete Ausgleichsritzel 19d und zwei Kegelräder 19L, 19R für den Radantrieb, die mit Ritzeln 19d kämmen. Die Kegelräder 19L und 19R sind mit der linken und rechten Vor derachse 70L und 70R verbunden und übertragen die Ausgangs leistung des Getriebes zum linken bzw. rechten Vorderrad 71L und 71R.

Im Verteilergehäuse 4 sind das zentrale Ausgleichsgetriebe 50 und die Steuereinrichtung 60 koaxial mit dem Vorderrad-Aus gleichsgetriebe 19 und der Achse 70R angeordnet, und die Ver teilereinrichtung 65 ist hinter dem zentralen Ausgleichsge triebe 50 angeordnet.

Das zentrale Ausgleichsgetriebe 50 hat eine mit dem Nabenteil 19a verbundene rohrförmige Antriebswelle 75 und die mit dem Verbindungselement 55c des Planetenträgers 55 verbundene Ab triebswelle 76. Die erste Abtriebswelle 76, die Zwischenwelle 23 und eine zweite rohrförmige Abtriebswelle 86 sind drehbar auf der rechten Vorderradachse 70R angeordnet. Die Trommeln 61b und 62b der Kupplungen 61 und 62 der Steuereinrichtung 60 sind auf der Welle 86 fest angeordnet.

Das zentrale Ausgleichsgetriebe 50 hat ein erstes Zentralrad 51, das integral auf der Antriebswelle 75 geformt ist, ein erstes Planetenritzel 52, das mit dem ersten Zentralrad 51 kämmt, ein zweites Zentralrad 53, das integral auf der Zwi schenwelle 23 geformt ist, ein zweites Planetenritzel 54, das mit dem zweiten Zentralrad 53 kämmt, und einen Planetenträger 55. Der erste und der zweite Träger 55a und 55b sind auf der Antriebswelle 75 bzw. der Zwischenwelle 23 drehbar ange ordnet.

Somit wird das Ausgangsdrehmoment von der Abtriebswelle 15 des Getriebes 30 zum ersten Zentralrad 51 durch das Antriebs rad 74a, das Endantriebsrad 74b, den Nabenteil 19a und die Antriebswelle 75 und weiter zum Planetenträger 55 und zum zweiten Zentralrad 53 über die Planetenritzel 52, 54 mit vorbestimmten jeweiligen Drehmomentverteilungsverhältnissen übertragen. Das Ausgangsdrehmoment vom Planetenträger 55 wird auf das Vorderrad-Ausgleichsgetriebe 19 über die erste Ab triebswelle 76 und das Ausgleichgehäuse 19b übertragen. Der Planetenträger 55 ist ferner mit der Kupplung 62 über den zweiten Träger 55b und das Verbindungselement 64 verbunden.

Aufbau und Betrieb der Steuereinrichtung 60 sind gleich wie beim ersten Ausführungsbeispiel.

Ein Verteilerantriebsrad 77a der Verteilereinrichtung 65 ist auf der zweiten Abtriebswelle 86 fest angeordnet. Das Vertei lerantriebsrad 77a kämmt mit einem angetriebenen Zahnrad 77b, das auf einer Verteilerwelle 78 der Verteilereinrichtung 65, die hinter dem zentralen Ausgleichsgetriebe 50 angeordnet ist, befestigt ist. Die Verteilerwelle 78 ist mit der Hinterrad antriebswelle 20 senkrecht zur Verteilerwelle 78 über ein Paar von Kegelrädern 79a, 79b verbunden, so daß die Antriebs kraft auf Hinterradachsen 80L und 80R, die mit dem linken und rechten Hinterrad 81L und 81R über die Hinterradantriebswelle 20, die Kardanwelle 21 und das Hinterrad-Ausgleichsgetriebe 22 verbunden sind, übertragen wird.

Im Betrieb des Systems wird die Ausgangsleistung der Maschine 10 durch den Drehmomentwandler 13 zum automatischen Getriebe 30 übertragen, in dem das Übersetzungsverhältnis geregelt wird. Die Abtriebsleistung des Getriebes wird auf das erste Zentralrad 51 des zentralen Ausgleichsgetriebes 50 durch die Abtriebswelle 15, die Zahnräder 72a, 72b, die Zwischenwelle 73, das Antriebsrad 74a, das Endantriebsrad 74b, die Naben teile 19a und die Antriebswelle 75 übertragen. Das Drehmoment des Planetenträgers 55 wird auf die Vorderräder 71L, 71R über die erste Abtriebswelle 76, das Vorderrad-Ausgleichsgetriebe 19 und die Achsen 70L und 70R übertragen. Das Drehmoment wird zu den Hinterrädern 81L, 81R durch das zweite Zentralrad 53, die Zwischenwelle 23, die Kupplung 61, die zweite Abtriebs welle 86, den Verteilerantrieb und die angetriebenen Räder 77a und 77b, die Verteilerwelle 78, die Kegelräder 79a und 79b, die Hinterradantriebswelle 20, die Kardanwelle 21, das Hinterrad-Ausgleichsgetriebe 22 und die Hinterradachsen 80L und 80R übertragen. Somit wird ein ständiger Vierradantrieb erhalten.

In der gleichen Weise wie beim ersten Ausführungsbeispiel wird daher der Betrieb des Ausgleichsgetriebes durch die Mehr scheiben-Rutschkupplung 62 begrenzt, und der Betriebsbereich des Getriebes wird durch Einrücken der Kupplung 62 und der Sperreinrichtung 63 in den Niedrigstgang geschaltet.

Fig. 5 zeigt eine Modifikation des zweiten Ausführungsbei spiels. Dabei ist das Vorderrad-Ausgleichgetriebe 19 nahe der Steuereinrichtung 60 auf der gleichen Seite wie die Maschine 10 angeordnet. Das zentrale Ausgleichsgetriebe 50 ist koaxial mit dem Vorderrad-Ausgleichsgetriebe 19 an der rechten Achse 70R hinter der Maschine 10 angeordnet. Das Endantriebsrad 74b ist auf der Antriebswelle 75, die auf der rechten Achse 70R drehbar gelagert ist, befestigt. Die den Planetenträger 55 tragende erste Abtriebswelle 76 ist mit dem Ausgleichsgehäuse 19b des Vorderrad-Ausgleichsgetriebes 19 verbunden. Das Ver teilerantriebsrad 77a ist auf dem Nabenteil 19a befestigt. Im übrigen sind Konstruktion und Betrieb dieser Modifikation gleich wie bei dem zweiten Ausführungsbeispiel.

Fig. 6 zeigt eine weitere Modifikation des zweiten Ausfüh rungsbeispiels. Dabei sind das zentrale Ausgleichsgetriebe 50 und die Steuereinrichtung 60 im Getriebegehäuse 3 direkt hin ter dem automatischen Getriebe 30 angeordnet. Die rohrförmige Abtriebswelle 76 ist koaxial mit einer rohrförmigen Zwischen welle 73a angeordnet. Das Zahnrad 72b, das mit dem Zahnrad 72a kämmt, ist integral auf der rohrförmigen Zwischenwelle 73a angeordnet. Das erste Zentralrad 51 des zentralen Aus gleichsgetriebes 50 ist auf der rohrförmigen Zwischenwelle 73a integral geformt. Das auf der Zwischenwelle 73a angeordnete Antriebsrad 74a ist integral an dem ersten Träger 55a des Planetenträgers 55 geformt. Das mit dem Antriebsrad 74a kämmende Endantriebsrad 74b ist über eine Nabe 74c auf der rohrförmigen Antriebswelle 75 angeordnet. Die rohrförmige Antriebswelle 75 ist an dem Ausgleichsgehäuse 19b des Vorder rad-Ausgleichsgetriebes 19 befestigt.

Die flüssigkeitsbetätigte Kupplung 62, die auf der Abtriebs welle 76 angeordnet ist, ist über einen Flansch der Kupplung 61 mit einer Abtriebswelle 76a verbunden. Das Verteileran triebsrad 77a der Verteilereinrichtung 65a ist auf der Welle 76a befestigt. Das angetriebene Verteilerrad 77b, das mit dem Antriebsrad 77a kämmt, ist an dem Nabenteil 19b befestigt. Eine rohrförmige Welle 82 ist auf dem Nabenteil 19a befestigt und auf der rechten Achse 70R drehbar gelagert. Ein Zahnrad 83a ist auf der rohrförmigen Welle 82 befestigt. Ein auf der Verteilerwelle 78 befestigtes Zahnrad 83b kämmt mit dem Zahn rad 83a.

Bei dieser Modifikation ist der im Verteilergehäuse angeord nete Getriebezug vereinfacht.

Gemäß der Erfindung wird das zentrale Ausgleichsgetriebe zur Drehmomentverteilung zu den Vorder- und Hinterrädern effektiv für einen Niedrigstgang eingesetzt, so daß das Getriebe fünf Vorwärtsgänge hat. Da die Anzahl der Betriebsbereiche des Getriebes erhöht wird, werden die Ausgangsleistung und der Kraftstoffverbrauch der Maschine erhöht.

Der Niedrigstgangbereich wird erhalten, ohne daß der Getrie bezug wie etwa das automatische Getriebe, das zentrale Aus gleichsgetriebe und die Steuereinrichtung geändert werden. Somit ist das System kompakt gebaut und konstruktionsmäßig vereinfacht.

Im Betrieb des gewählten Getriebebereichs wird die Drehmo mentverteilung durch das zentrale Ausgleichsgetriebe, das das Ausgleichsbetrieb-Begrenzungssystem aufweist, bestimmt. Beim Betrieb im Niedrigstgangbereich wird die Drehmomentverteilung durch das Ausgleichsbetrieb-Begrenzungssystem bestimmt.

Da das zentrale Ausgleichsgetriebe ein komplexes Planeten getriebe aufweist, können die Drehmomentverteilung und das Übersetzungsverhältnis im Niedrigstgang auf verschiedene Werte eingestellt werden.

Das zentrale Ausgleichsgetriebe und die Steuereinrichtung sind hinter dem Getriebe koaxial angeordnet und haben geringe Größe. Die Montage des Systems wird dadurch vereinfacht, und Teile des zentralen Ausgleichsgetriebes und der Mehrscheiben- Kupplungen können für verschiedene Arten von Getriebezügen eingesetzt werden.

Claims

1. System zur Kraftübertragung von einer Brennkraftmaschine (10) auf die Vorder- und Hinterräder eines Kraftfahrzeugs mit einem automatischen Getriebe (30) und einem zentralen Aus gleichsgetriebe (50) zur Verteilung der Antriebskraft auf die Vorder- und Hinterräder,
wobei das zentrale Ausgleichsgetriebe (50) ein Planetenge triebe aufweist, welches ein erstes Zentralrad (51), das an einer Abtriebswelle (15) des automatischen Getriebes (30) angeordnet ist, ein zweites Zentralrad (53), das an einer in der Abtriebswelle (15) und einer Antriebswelle (20) drehbar gelagerten Zwischenwelle (23) angeordnet ist, ein erstes, mit dem ersten Zentralrad (51) kämmendes Planetenritzel (52) und ein zweites, mit dem zweiten Zentrallrad (53) kämmendes Plane tenritzel (54), die miteinander integral und auf einer mit einem Planetenträger (55) verbundenen Achse (56) drehbar gelagert sind, und ein Tellerrad (57), das entweder mit dem ersten oder dem zweiten Planetenritzel (52, 54) kämmt, umfaßt,
wobei der Planetenträger (55) entweder mit den Vorder- oder mit den Hinterrädern und das zweite Zentralrad (53) mit den jeweils anderen Rädern in Wirkverbindung steht,
wobei eine Sperreinrichtung (63) zum Sperren des Ausgleichs betriebs des zentralen Ausgleichsgetriebes (50) vorgesehen ist,
wobei eine Steuereinrichtung (60), welche die Sperrein richtung (63) auslöst, wenn die Abtriebsgeschwindigkeit des automatischen Getriebes (30) in der niedrigsten Fahrstufe einen vorgegebenen Geschwindigkeitswert unterschreitet, vor gesehen ist, und
wobei eine erste, zwischen der Zwischenwelle (23) und der Antriebswelle (20) angeordnete Rutschkupplung (61) und eine zweite, zwischen dem Planetenträger (55) und dem Gehäuse (6) angeordnete sowie geregelte Rutschkupplung (62) vorgesehen sind, derart, daß bei ausgerückter, erster Rutschkupplung (61) und eingerückter Sperreinrichtung (63) die zweite Rutschkupplung (62) ein geregeltes Drehmoment auf die Vorder- und/oder Hinterräder überträgt und daß bei eingerückter, erster Rutschkupplung (61) und ausgerückter Sperreinrichtung (63) die zweite Rutschkupplung (62) den Ausgleichsbetrieb des Ausgleichsgetriebes (50) begrenzt.

2. System nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Sperreinrichtung (63) eine Bremstrommel (63b), die auf dem Planetenträger (55) drehbar angeordnet und mit dem Tellerrad (57) verbunden sowie mit Scheiben (63e) versehen ist, und am Innenumfang des Gehäuses angeordnete Scheiben (63f) umfaßt, wobei die Scheiben (63e, 63f) durch einen Kolben (63d) zur gegenseitigen Anlage bringbar sind.

3. System nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Sperreinrichtung (63) als eine flüssigkeitsbetätig bare Bremse zum Blockieren des Tellerrads (57) ausgebildet ist.

4. System nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Steuereinrichtung (60) einen Hydraulikkreis zur Druckölzufuhr zu der flüssigkeitsbetätigbaren Bremse aufweist.

5. System nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß die erste Rutschkupplung (61) eine Trommel (61a), die auf der Zwischenwelle (23) befestigt und mit Scheiben (61f) ver sehen ist, und eine Trommel (61b), die an der Antriebswelle (20) angebracht und mit Scheiben (61e) versehen ist, umfaßt, wobei die Scheiben (61f, 61e) der Trommeln (61a, 61b) durch einen Kolben (61d) zur gegenseitigen Anlage bringbar sind.

6. System nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß die zweite Rutschkupplung (62) eine Trommel (62a), die mit einem Ende am Gehäuse drehbar gelagert und mit dem anderen Ende mit dem Planetenträger (55) verkeilt sowie mit Scheiben (62f) versehen ist, und eine Trommel (62b), die an der Antriebswelle (20) befestigt und mit Scheiben (62e) versehen ist, umfaßt, wobei die Scheiben (62f, 62e) der Trommeln (62a, 62b) durch einen Kolben (62d) zur gegensei tigen Anlage bringbar sind.

7. System nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß das andere Ende der Trommel (62a) mit dem Planetenträger (55) über ein Verbindungselement (64) verkeilt ist.

8. System nach einem der Ansprüche 5 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Steuereinrichtung (60) einen Hydraulikkreis zur jeweiligen Druckölzufuhr zu den beiden Rutschkupplungen (61, 62) aufweist.

9. System nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß der Planetenträger (55) mit den Vorder- oder den Hinter rädern und das zweite Zentralrad (53) mit den jeweils anderen Rädern funktionsmäßig gekoppelt ist.

10. System nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, daß der Planetenträger (55) über Untersetzungsgetriebe (17, 18) mit der Antriebswelle (16) der Vorderräder und das zweite Zentralrad (53) mit der Antriebswelle (20) der Hinterräder verbunden ist.

11. System nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, daß das automatische Getriebe (30) einen mit der am Fahrzeug angeordneten Brennkraftmaschine (10) direkt verbundenen Drehmomentwandler (13) umfaßt, der in einem Getriebegehäuse angeordnet ist und ein Drehmoment der Maschine (10) auf eine Antriebswelle (14) überträgt, und daß das zentrale Ausgleichsgetriebe (50) zum Geschwindigkeitsausgleich zwischen den Vorder- und Hinterrädern auf der Abtriebswelle (15) koaxial angeordnet ist.