AT502908A1

AT502908A1 - HYDRAULIC GEARBOX

Info

Publication number: AT502908A1
Application number: AT11522005A
Authority: AT
Inventors: Josef Stollberger; Franz Ing Stuhlbacher
Original assignee: Josef Stollberger
Priority date: 2005-07-07
Filing date: 2005-07-07
Publication date: 2007-06-15
Also published as: EP1899626A1; AT502908B1; WO2007006064A1

Description

       

  Die Erfindung betrifft ein Hydraulisches Getriebe mit harmonischem Übergang des Druckmediums zwischen zwei als Zellenläufer ausgebildeten Verdrängungsmaschinen, mit einem radial verschiebbare erste Verdrängungskörper aufweisenden ersten Laufrad und einem radial verschiebbare zweite Verdrängungskörper aufweisenden zweiten Laufrad, wobei das erste Laufrad innerhalb des zweiten Laufrades angeordnet ist und die ersten Verdrängungskörper des ersten Laufrades entlang einer zylindrischen Lauffläche des umgebenden zweiten Laufrades geführt sind und zwischen den beiden Laufrädern zumindest ein erster Arbeitsraum und ein zweiter Arbeitsraum zwischen dem zweiten Laufrad und einem diesen umgebenden Führungskörpers ausgebildet ist, wobei das zweite Laufrad zumindest einen radialen Verbindungskanal zur Strömungsverbindung der ersten und der zweiten Arbeitsräume aufweist
Aus der US 2,

  434,546 A ist ein hydraulisches Getriebe mit zwei Flügelzellenmaschinen bekannt. Zwischen einem inneren Flügelzellenlaufrad und einem exzentrischen Rotor werden erste Verdrängungsräume gebildet, wobei Druck durch das innere Flügelzellenlaufrad aufgebaut wird. Zweite Verdrängungsräume sind zwischen der äusseren Mantelfläche des Rotors und einem zylindrischen Gehäuse gebildet, wobei das Gehäuse an seiner Innenseite radial verschiebbare Schaufeln aufweist, welche durch den exzentrisch gelagerten Rotor überfahren werden. Über Verbindungsschlitze im Rotor stehen die ersten Verdrängungsräume mit den zweiten Verdrängungsräumen in Verbindung. Dadurch können Druckunterschiede in den zweiten Verdrängungsräumen aufgebaut werden, welche ein Drehmoment am Rotor erzeugen.

   Die Achse des Rotors ist dabei bezüglich des inneren Flügelzellenlaufrades und des äusseren Gehäuses verschiebbar angeordnet, wobei durch Verstellen der Drehachse des Rotors von einer ersten Lage in eine bezüglich der Drehachse des Flügelzellenlaufrades diametral gegenüberliegende zweite Lage die Drehrichtung des Rotors umgekehrt werden kann. Nachteilig ist, dass durch den exzentrisch ausgebildeten Rotor grosse Unwuchten entstehen, wodurch Ausgleichsgewichte erforderlich sind. Dies erhöht den Herstellungsaufwand und vergrössert Bauvolumen und Gewicht des Getriebes. Ein ähnliches hydraulisches Getriebe ist auch aus der DE 196 26 13 A bekannt.
Aus der GB 400 862 B ist ein hydraulisches Getriebe mit Rollenzellenmaschinen bekannt, das eine extern angetriebene Rollenzellenpumpe verwendet, welche eine weitere daneben angeordnete Rollenzellenmaschine antreibt.

   Die Rollen sind dabei jeweils in radialen Ausnehmungen der Laufräder angeordnet und radial verschiebbar, so dass Verdrängungsräume mit unterschiedlichen Drücken bei Drehung der Laufräder entstehen. Nachteilig ist, dass die Einrichtung ein relativ hohes Bauvolumen aufweist.
Die US 4,793,138 A offenbart ein hydrostatisches Getriebe mit zwei Rollenzellenmaschinen mit einem inneren Laufrad und einem äusseren Laufrad, wobei zwischen den beiden Laufrädern ein verdrehbarer Steuerring angeordnet ist. An der inneren bzw. äusseren Mantelfläche des Steuerringes laufen die Zellenrollen des inneren bzw. äusseren Laufrades um. Der Steuerring weist unterschiedliche Dicke und gegenüberliegende Exzentrizitäten auf, so dass durch Drehung des Ringes das Schluckvolumen der Verdrängungsräume der beiden Rollenzellenmaschinen verändert werden kann.

   Mit diesem Getriebe kann die Drehzahl und die Drehrichtung des getriebenen Laufrades verändert werden. Eine Drehmomentensteuerung ist nicht vorgesehen.
Aus der JP 06-280967 A ist ein hydraulisches Getriebe der eingangs genannten Art bekannt, bei welchem durch Verstellen des Führungskörpers die Drehzahl des als Motor betriebenen äusseren Laufrades in nur geringem Masse bei konstanter Fördermenge der durch das innere Laufrad gebildeten Pumpe variiert werden kann. Eine Änderung der Drehrichtung des Motors bei konstantem Antrieb der Pumpe unter Last könnte - wenn überhaupt - nur unter starken Wirkungsgradeinbussen erreicht werden. Weiters ist nachteilig, dass das Schluckvolumen des Pumpenrotors nicht veränderbar ist.

   Dies bewirkt, dass unabhängig von Leistungsdurchsatz die ganze Hydraulikflüssigkeit umgepumpt werden muss, was ebenfalls zu einem schlechten Wirkungsgrad beiträgt.
Aufgabe der Erfindung ist es, diese Nachteile zu vermeiden, und ein hydraulisches Getriebe der eingangs genannten Art zu schaffen, welches in einem weiten Betriebsbereich mit gutem Wirkungsgrad einsetzbar ist.
Erfindungsgemäss wird dies dadurch erreicht, das zweite Laufrad und der Führungskörper miteinander drehverbunden sind und dass die zweiten Verdrängungskörper an der Aussenseite des zweiten Laufrades und/ oder an der Innenseite des Führungskörpers radial verschiebbar und/oder schwenkbar geführt sind.
Die Drehverbindung zwischen zweitem Laufrad und dem Führungskörper erfolgt beispielsweise über eine Zapfen-Langlochverbindung zwischen zweitem Laufrad und dem Führungskörper,

   wobei vorzugsweise am Kranz des zweiten Laufrades mehrere Zapfen angeordnet sind, welche in entsprechende Langlöcher des Führungskörpers eingreifen. Dadurch, dass das zweite Laufrad verdrehfest mit dem Führungskörper verbunden ist, können Reibungsverluste vermindert und der Wirkungsgrad erhöht werden.
Vorzugsweise ist vorgesehen, dass jeder zweite Verdrängungskörper an einem Ende sowohl radial verschiebbar, als auch schwenkbar in einer radialen Ausnehmung des zweiten Laufrades oder des Führungskörpers und am anderen Ende unverschiebbar aber schwenkbar in einer radialen Ausnehmung des Führungskörpers bzw.

   des zweiten Laufrades angeordnet ist.
Jeder zweite Verdrängungskörper kann an einem ersten Ende eine erste zylindrische Verdickung aufweisen, über welche der Verdrängungskörper in einer vorzugsweise zylindrischen Ausnehmung des Führungskörpers oder des zweiten Laufrades schwenkbar gelagert ist.
Gemäss einer Ausführungsvariante der Erfindung kann dabei vorgesehen sein, dass der zweite Verdrängungskörper auch an zumindest einem zweiten Ende eine vorzugsweise zylindrische zweite Verdickung aufweist, über welche der zweite Verdrängungskörper in einer Ausnehmung des zweiten Laufrades bzw. des Führungskörpers sowohl radial verschiebbar, als auch schwenkbar gelagert ist.

   Alternativ dazu ist es auch möglich, dass der zweite Verdrängungskörper an zumindest einem Ende radial verschiebbar in zumindest einem vorzugsweise zylindrischen Drehelement gelagert ist, welches Drehelement in einer zylindrischen Ausnehmung des zweiten Laufrades bzw. des Führungskörpers schwenkbar gelagert ist.
Um Druckunterschiede zwischen den Ausnehmungen und den Arbeitsräumen ausgleichen zu können, ist es vorteilhaft, wenn zwischen den zweiten Verdrängungskörpern und den Ausnehmungen jeweils zumindest eine Strömungsverbindung ausgebildet ist, welche zumindest in einer Position des zweiten Verdrängungskörpers ein Eindringen des Druckmediums in die Ausnehmung und/oder ein Ausströmen des Druckmediums aus der Ausnehmung erlaubt.

   Die Strömungsverbindung ist vorzugsweise durch zumindest einen Überströmkanal in der ersten und/oder zweiten Verdickung und/oder im Drehelement gebildet. Dabei ist es besonders vorteilhaft, wenn der Überströmkanal durch zumindest eine Steuerkante in zumindest zwei Bereiche getrennt ist, wobei die Steuerkante in zumindest einer Stellung des zweiten Verdrängungskörpers das Ein- oder Ausströmen des Druckmediums in bzw. aus der Ausnehmung unterbindet. Auf diese Weise wird die Strömungsverbindung nur in vorbestimmten Stellungen der Verdrängungskörper ermöglicht. Um mit möglichst geringem Aufwand Drehzahl und/oder Drehmoment des angetriebenen Laufrades zu variieren, ist es besonders vorteilhaft, wenn die Schluckvermögen des ersten und/oder zweiten Laufrades vorzugsweise unabhängig voneinander durch zumindest ein erstes und/oder zweites Verstellglied veränderbar sind.

   Das Schluckverhältnis kann weiters verändert werden, indem das Volumenverhältnis der Druck- und Saugseite des Getriebes und/oder der Druckwinkel des zweiten Laufrades über zumindest ein drittes Verstellglied veränderbar ist. Dies ermöglicht, dass das Getriebe mit hohem Wirkungsgrad in einem weiten Betriebsbereich einsetzbar ist. Dabei wird insbesondere der Druckwinkel des zweiten Laufrades verändert. Der Arbeitsbereich einer Flügelzellenmaschine ist auf Grund der Verdrängergeometrie annähernd 180[deg.].

   Dieser ist in Bezug auf den oberen und unteren Totpunkt des Flügelhubes um den Druckwinkel verdreht, welcher durch das dritte Verstellglied verändert werden kann.
In einer besonders bevorzugten Ausführungsvariante der Erfindung ist vorgesehen, dass der Abstand der Drehachse des ersten und zweiten Laufrades relativ zueinander durch das erste Verstellglied im Wesentlichen in einer zur Drehachse des zweiten Laufrades normalen ersten Verstell richtung verstellbar ist. Das zweite Laufrad kann dabei in einem schwenkbar mit dem Gehäuse verbundenen Tragkörper gelagert sein. Vorteilhaft ist es, wenn der Führungskörper und der Tragkörper durch das erste Verstellglied im Wesentlichen in der ersten Verstellrichtung verstellbar, vorzugsweise schwenkbar ist.

   Alternativ oder zusätzlich dazu kann vorgesehen sein, dass der Führungskörper durch das zweite Verstellglied im Wesentlichen in der ersten Verstellrichtung verstellbar, vorzugsweise schwenkbar ist. Dadurch ist es möglich, die Drehzahl und die Drehrichtung des zweiten Laufrades durch das erste Verstellglied einzustellen und das Drehmoment am zweiten Laufrad durch Verstellen des zweiten Versteilgliedes zu variieren.

   Dies wird vor allem dadurch erreicht, dass die Drehachse des ersten Laufrades in einer Mittelstellung koaxial zum zweiten Laufrad ausrichtbar ist, wobei diese Mittelstellung einer Drehzahl gleich Null am zweiten Laufrad entspricht und die Drehachse des ersten Laufrades in zumindest zwei bezüglich der Mittelstellung diametral gegenüberliegende Betriebsstellungen bringbar ist, wobei den Betriebsstellungen unterschiedliche Drehrichtungen des zweiten Laufrades zugeordnet sind.
Der Führungskörper kann dabei als Ring ausgebildet und über Wälzlager in einem drehfesten Rahmen oder Gehäuse gelagert sein, wobei der Verstellrahmen schwenkbar im Gehäuse angeordnet sein kann.
Um das Volumenverhältnis zwischen Druck- und Saugseite des gesamten Systems zu verändern, kann weiters vorgesehen sein,

   dass der Führungskörper durch das dritte Verstellglied im Wesentlichen in einer zur Achse des zweiten Laufrades und zur ersten Verstellrichtung normalen zweiten Verstellrichtung verstellbar gelagert ist.
In einer sehr einfachen Ausführungsvariante ist vorgesehen, dass die Betätigung des ersten Versteilgliedes und/oder des zweiten VerStellgliedes und/oder des dritten VerStellgliedes über jeweils einen Exzenter erfolgt. Die Exzenter selbst können auf mechanische, hydraulische, pneumatische oder elektromagnetische Weise betätigt werden.
Prinzipiell kann das erste, als auch das zweite Laufrad als Antriebs- oder als Abtriebslaufrad verwendet werden.

   Im Hinblick auf eine einfache Steuerungsmöglichkeit des Drehmomentes und der Drehzahl des Abtriebslaufrades ist es allerdings vorteilhaft, wenn das erste Laufrad mit einem Antriebsstrang und das zweite Laufrad mit einem Abtriebsstrang verbunden ist.
Die beispielsweise durch Laufschaufeln gebildeten ersten Verdrängungskörper liegen an den Laufflächen an, wobei die Berührungsstellen Dichtlinien ausbilden. Die Verbindungskanäle bilden an der Innenseite des zweiten Laufrades jeweils eine Dichtkante aus. Damit kann eine exakte Abdichtung der Verdrängungsräume im Bereich des Überganges von der Druck- zur Saugseite erreicht werden.

   Auch ist es von Vorteil, wenn der Abstand der Dichtlinien zweier benachbarter erster Verdrängungskörper in zumindest einer Betriebsstellung, also in Abhängigkeit von der Lage des ersten Laufrades, - entlang der Lauffläche gemessen kleiner ist als der kleinste Abstand der Dichtkanten zweier in Umfangsrichtung benachbarter Verbindungskanäle des zweiten Laufrades. Weiters ist es von Vorteil, wenn dem Verdrängungsraum jedes Laufrades unabhängig vom Drehwinkel ein Schluckraum von annähernd gleicher Geometrie gegenübersteht.

   Damit wird ein pulsierender Druckverlauf vermieden.
Um Leckölverluste ausgleichen zu können, ist in Weiterführung der Erfindung vorgesehen, dass das erste Laufrad zumindest einen radialen ersten Steuerkanal aufweist, welcher vorzugsweise zwischen zwei benachbarten ersten Verdrängungskörpern angeordnet ist, und welcher mit zumindest einem axialen ersten Steuerkanal innerhalb der Laufradwelle des ersten Laufrades korrespondiert. Weiters kann vorgesehen sein, dass das erste Laufrad zumindest einen radialen zweiten Steuerkanal aufweist, welcher vorzugsweise zwischen zwei benachbarten ersten Verdrängungskörpern angeordnet ist, und welcher mit zumindest einem axialen zweiten Steuerkanal innerhalb der Laufradwelle des ersten Laufrades korrespondiert.

   Die Steuerkanäle werden durch einen im Wesentlichen zylindrischen, axial in einen Hohlraum der Laufradwelle eingeschobenen Steuerschaft gebildet. Durch Drehen oder Verschieben des Steuerschaftes können radiale und axiale erste bzw. zweite Steuerkanäle miteinander strömungsverbunden werden. Die radialen ersten und zweiten Steuerkanäle sind dabei bevorzugt in Richtung der Achse des Steuerschaftes voneinander beabstandet. Dies ermöglicht eine einfache Beaufschlagung durch die axialen Steuerkanäle. Durch Drehen des Steuerschaftes wird das Schluckvermögen und der Druckwinkel des ersten Laufrades geändert.
Zumindest ein axialer Steuerkanal kann über ein in Richtung des ersten Arbeitsraumes öffnendes Rückschlagventil mit einem Behälter für das Druckmedium verbunden sein.

   Weiters können die axialen Steuerkanäle zur Drucküberwachung der Arbeitsräume verwendet werden.
Um das Aufheben von ungewünschten Schwingungen zu vermeiden, ist es vorteilhaft, wenn das erste Laufrad und/oder die innere Lauffläche des umgebenden zweiten Laufrades konisch ausgebildet sind.

   Durch die leicht kegelige Form des ersten und/oder zweiten Laufrades wird zu Folge der axialen Komponente der aus den Drücken resultierenden Kraft eine definierte seitliche Lage erreicht und ein Hin- und Herbewegen der Laufräder verhindert.
Eine wirksame seitliche Abdichtung bei gleichzeitig minimalem Fertigungsaufwand lässt sich erzielen, wenn das zweite Laufrad stirnseitig, vorzugsweise über Schrauben, jeweils mit dichtenden Abschlusselementen verbunden ist.
Die Erfindung wird im Folgenden anhand der Figuren näher erläutert.
Es zeigen Fig. 1 das erfindungsgemässe hydraulische Getriebe in einer Schrägansicht, Fig. 2 das Getriebe in einem Längsschnitt gemäss der Linie II-II in Fig. 3 oder 6, Fig. 3 das Getriebe in einem Querschnitt gemäss der Linie III-III in Fig. 2 in einer Ausführungsvariante, Fig. 4 einen Verdrängungskörper aus Fig. 3 in einer Schrägansicht, Fig.

   5 den Verdrängungskörper in einer Vorderansicht, Fig. 6 das Getriebe in einem Querschnitt analog zu Fig. 3 in einer zweiten Ausführungsvariante, Fig. 7 einen Verdrängungskörper aus Fig. 6 in einer Schrägansicht, Fig. 8 den Verdrängungskörper in einer Vorderansicht, Fig. 9 ein zweites VerStellglied in einem Schnitt analog zu Fig. 3 oder 6, Fig. 10 das Detail X aus Fig. 9 in einer ersten Verstelllage eines dritten VerStellgliedes, Fig. 11 das Detail X aus Fig. 5 in einer zweiten Verstelllage des dritten Versteilgliedes, Fig. 12 ein Verstellorgan des dritten VerStellgliedes in einer Seitenansicht, Fig. 13 dieses Verstellorgan in einer Draufsicht, Fig. 14 eine Laufradwelle des ersten Laufrades mit eingeschobenen Steuerschaft und Fig.

   15 schematisch das Getriebe bei Verstellung durch das dritte Verstellglied.
Das hydraulische Getriebe 1 weist ein Gehäuse 2 auf, in welchem ein erstes Laufrad 3 und ein zweites Laufrad 4 angeordnet sind. Beide Laufräder 3, 4 sind als Verdrängungsmaschinen bildende Rollenzellenläufer ausgebildet. Das erste Laufrad 3 weist radiale erste Ausnehmungen 5 auf, in welchen die als Flügel ausgebildeten ersten Verdrängungskörper 6 radial verschieblich angeordnet sind. Analog weist auch das zweite Laufrad 4 zweite radiale Ausnehmungen 7 auf, in welchen zweite Verdrängungskörper 8 verschiebbar angeordnet sind.
Zwischen dem ersten Laufrad 3 und einer inneren Mantelfläche des zweiten Laufrades 4 ist ein, als Verdrängungs- und Schluckraum fungierender, erster Arbeitsraum 10 ausgebildet.

   Die erstes Versteilglieder 6 laufen entlang der durch eine zylindrische oder leicht konische innere Mantelfläche des zweiten Laufrades 4 gebildeten ersten Lauffläche 9.
Das zweite Laufrad 4 ist über Schrauben mit Abschlusselementen 51, 52 verbunden, welche die Arbeitsräume 10, 13 stirnseitig abdichten. Die Abschlu^selemente 51, 52 weisen im Wesentlichen ebene Stirnflächen 51a, 52a auf. Über die Abschlusselemente 51, 52 ist das zweite Laufrad 4 in einem Tragkörper 50 drehbar gelagert.
Zwischen dem zweiten Laufrad 4 und einem über ein Wälzlager 12 drehbar gelagerten Führungskörper 11 ist ein als Schluck- und Verdrängungsraum fungierender zweiter Arbeitsraum 13 ausgebildet.

   Mit 11a ist ein drehfester Tragring bezeichnet.
Zur Strömungsverbindung zwischen dem ersten Arbeitsraum 10 und dem zweiten Arbeitsraum 13 weist das zweite Laufrad 4 gleichmässig um den Umfang' verteilte radiale Verbindungskanäle 15 auf, wopei jeweils zwischen zwei benachbarten zweiten radialen Ausnehmungen 7 ein Verbindungskanal 15 angeordnet ist. Der Abstand der Dichtkanten 6a zweier benachbarter erster VerStellglieder 6 ist dabei kleiner als der Abstand zweier Verbindungskanäle 15.
Über die Zapfen-Langlochverbindung 60 ist das zweite Laufrad 4 mit dem Führungskörper 11 drehverbunden.

   Am Kranz 4a des zweiten Laufrades 4 sind dabei Zapfen 61 angeordnet, welche ssh Langlöcher 62 des Führungskörpers 11 eingreifen und diesen mitdrehen.
Die zweiten Verdrängungskörper 8 sind schwenkbar in zweiten Ausnehmungen 7 des zweiten Laufrades 4 und in dritten Ausnehmungen 44 des Führungskörpers 11 angeordnet. Die Fig. 3 bis 5 und 5 bis 8 zeigen dabei zwei verschiedene Ausbildungen von Verdrängungskörpern 8.
Bei der in den Fig. 3 bis 5 dargestellten Ausführungsvariante weist der Verdrängungskörper 8 einen im Wesentlichen keulenartigen Querschnitt mit Verdickungen 8a, 8b mit zylindrischen Oberfläche an beiden Enden auf. Die erste Verdickung 8a ist dabei schwenkbar, aber unverschiebbar in der dritten Aus nehmung 44 des Führungskörpers 11 angeordnet.

   Die zweiten Verdrängungskörper 8 werden seitlich in die nutförmige dritte Ausnehmung 44 eingeschoben und sind somit formschlüssig mit dem Führungskörper 11 verbunden.
Die zweiten Verdickungen 8b der Verdrängungskörper 8 sind in zweiten radialen Ausnehmungen 7 des zweiten Laufrades 4 angeordnet, wobei die zweiten Verdrängungskörper 8 in den zweiten Ausnehmungen 7 sowohl radial verschiebbar, als auch , schwenkbar sind. Zum Druckausgleich können die zweiten Ausnehmungen 7 mit dem zweiten Arbeitsraum 13 strömungsverbunden werden. Zu diesem Zweck weist die zweite Verdickung 8b eingeformte Überströmkanäle 8c auf, so dass das Druckmedium in bestimmten Stellungen der Verdrängungskörper 8 in die oder aus den zweiten Ausnehmungen 7 strömen kann. Ein Druckausgleich ist allerdings nur bei extremen Schräglagen der Verdrängungskörper 8 gewünscht und vorgesehen.

   Um in der etwa mittigen Arbeitsposition der Verdrängungskörper 8 die Strömungsverbindung zum Grund jeder zweiten Ausnehmung 7 zu unterbinden, werden die Überströmkanäle 8c durch Dichtkanten 8d unterbrochen.
Bei der in den Fig. 6 bis 8 dargestellten Ausführungsvariante ist jeder Verdrängungskörper 8 jeweils in einem im Wesentlich zylindrischen Drehelement 8e gelagert. Jedes Drehelement 8e weist eine im Wesentlichen zylindrische Form auf und ist in einem zylindrischen Abschnitt der zweiten Ausnehmung 7 drehbar und unverlierbar angeordnet. Die Drehelemente 8e werden seitlich in die nutförmigen zweiten Ausnehmungen 7 eingeschoben. Auch hier sind zum Druckausgleich Überströmkanäle 8c vorgesehen.
Wie insbesondere aus Fig. 2 erkennbar ist, ist das erste Laufrad 5 und die Lauffläche 9 des zweiten Laufrades 4 konisch ausgebildet.

   Dadurch stellt sich eine definierte Lage der Laufräder 3, 4 zu Folge der resultierenden axialen Kraftkomponenten ein. Auf diese Weise können ungewünschte Schwingungsereignisse vermieden werden.
Im vorliegenden Fall ist das auf einer Laufradwelle 19 sitzende erste Laufrad 3 über die Laufradwelle 19 mit einem nicht näher dargestellten Antriebsstrang und das zweite Laufrad 4 über ein Zugmittelgetriebe 20 und eine Abtriebswelle 39 mit einem nicht weiter dargestellten Abtriebsstrang verbunden.
Die Laufradwelle 19 des ersten Laufrades 3 ist drehbar im Gehäuse 2 über Wälzlager 21 gelagert.

   Zur Steuerung der Drehzahl, Drehrichtung und des Drehmomentes des Abtriebsstranges sind folgende Verstellmechanismen vorgesehen: Ein erstes Verstellglied 30 wird dadurch gebildet, dass das erste Laufrad 3 in einer ersten radialen Richtung Ri normal zur Drehachse 4a des zweiten Laufrades 4 veränderbar ist.
Die Verstellung wird durch einen ersten Exzenter 22 bewirkt, welcher in einem Langloch 23 des den Führungskörper 11 aufnehmenden Verstellrahmens 24 angeordnet ist. Durch Verdrehen des ersten Exzenters 22 mittels des ersten Betätigungsorgans 25 wird die Lage der Drehachsen 3a, 4a des ersten Laufrades 3 und des zweiten Laufrades 4 relativ zueinander verändert.

   Die Verstellung erfolgt im Wesentlichen in einer Normalebene auf die Drehachsen 3a, 4a in einer ersten Verstellrichtung Ri durch Schwenken eines das zweite Laufrad 4 drehbar aufnehmenden Tragkörpers 50, der mit dem Gehäuse 2 schwenkbar verbunden ist. Dies bewirkt eine Veränderung der Drehzahl des zweiten Laufrades 4. Ist das erste Laufrad 3 konzentrisch zum zweiten Laufrad 4 positioniert, so kommt das zweite Laufrad 4 zum Stillstand, da kein Druckunterschied zwischen benachbarten Zellen mehr entsteht. Bei Verändern der Drehachse 3a des ersten Laufrades 3 mit Nulldurchgang kann auch die Drehrichtung des zweiten Laufrades 4 geändert werden.
Ein zweites Verstellglied 31 wird dadurch gebildet, dass der Führungskörper 11 im Bezug zum zweiten Laufrad 4 in der ersten Verstellrichtung Ri normal zur ' Drehachse 4a des Laufrades 4 verändert werden kann.

   Der Führungskörper 11 ist dabei über einen dritten Exzenter 41 oder eine Achse schwenkbar im Gehäuse 2 gelagert. Die Verstellung des Verstellrahmens 24 relativ zum zweiten Laufrad 4 erfolgt über einen in der Bohrung 28 des Verstellrahmens 24 verdrehbaren zweiten Exzenter 26 durch Schwenken des Führungskörpers 11. Diese" Verstellung ist viel geringer und feiner als die Verstellung durch das erste VerStellglied 30, wobei ein Nulldurchgang nicht gestattet ist. Auf diese Weise kann das Drehmoment des zweiten Laufrades 4 verändert werden.
Weiters ist ein drittes Verstellglied 40 vorgesehen, mit welchem das Volumenverhältnis zwischen Druck- und Saugseite des gesamten Systems verändert werden kann.

   Die Verstellung erfolgt über den dritten Exzenter 41, welcher diametral zum ersten Exzenter 22 in einer zweiten Verstell richtung R2auf den Verstellrahmen 24 einwirkt, wie aus den Fig. 9 bis 13 hervorgeht. Wird über das Betätigungsorgan 42 der dritte Exzenter 41 in der Bohrung 43 des Verstellrahmens 24 verdreht, so wird der Ort kleinster Annäherung Wl verschoben, wie in den Fig. 10 und 11 gezeigt ist. Damit wird der Druckwinkel ss verändert. Der Druckwinkel ss ist jener Winkel, um den der annähernd 180[deg.] betragende Arbeitsbereich einer Flügelzellenmaschine in Bezug auf den oberen und unteren Totpunkt des Flügelhubes verdreht ist. Das als Pumpe wirkende erste Laufrad 3 und das als Maschine wirkende zweite Laufrad 4 bilden einen im Wesentlichen geschlossenen hydraulischen Kreislauf. Allerdings sind Leckölverluste kaum zu vermeiden.

   Um die Leckölverluste ausgleichen zu können, sind spezielle Massnahmen erforderlich, welche in Fig. 14 gezeigt sind. Das erste Laufrad 3 weist gleichmässig um den Umfang verteilte radiale erste bzw. zweite Steuerkanäle 33, 34 auf, welche zwei axialen ersten bzw. zweiten Steuerkanälen 33a, 34a innerhalb der Laufradwelle 19 bei Drehung des Laufrades 3 strömungsverbindbar sind. Die axialen Steuerkanäle 33a, 34a sind dabei in einem eigenen stillstehenden Steuerschaft 35 angeordnet, der in einen Hohlraum 36 der Laufradwelle 19 eingeschoben ist.

   Bei Drehung des ersten Laufrades 3 überstreichen die in Richtung der Achse des Steuerschaftes 35/ beabstandeten radialen ersten und zweiten Steuerkanäle 33, 34 die Öffnungen 33b, 34b der axialen Steuerkanäle 33a, 34a, Durch Drehen des Steuerschaftes 35 kann somit der Drehwinkel eingestellt werden, bei welchem die radialen mit den axialen Steuerkanälen 33, 34; 33a, 34a verbunden sind. Dadurch kann sowohl der Druck im Arbeitsraum, als auch der Anpressdruck der Laufschaufeln an den Laufflächen gesteuert werden. Dies ermöglicht es, durch Veränderung des Druckwinkels [alpha] den Arbeitsbereich des ersten Laufrades 3 zu beeinflussen. Der maximale Druckwinkel <[chi] ergibt sich aus der Verdrängergeometrie des Systems und beträgt 360/(2*z), wobei z die Anzahl der Verdrängungskörper ist.

   Taucht ein Verdrängungskörper in den Druckbereich ein, so kann erst ab diesem Winkel ein Druck aufgebaut werden. Um ein Absinken des Wirkungsgrades zu vermeiden wird die Unterseite der Verdrängungskörper des ersten Laufrades 3 bis auf die auf die gegenüberliegende Seite über den unteren Totpunkt des Flügelhubes hinaus über die radialen zweiten Steuerkanäle 34 und die ersten Ausnehmungen 5 mit Druck beaufschlagt. Während bei üblichen Pumpen der Druckwinkel fix eingestellt ist und nicht verändert werden kann, ist er bei dem vorliegenden Getriebe veränderlich.
Der aus Fig. 6 ersichtliche Druckwinkel ss des das innere System umgebenden äusseren Systems wird im wesentlichen vom inneren Systems und den radialen Verbindungskanälen 15 bestimmt.

   Dabei muss sichergestellt werden, dass der Druck des inneren Systems nicht einen Arbeitsraum des äusseren Systems füllt, dessen Volumen sich durch die Drehbewegung des zweiten Laufrades 4 verkleinert. Dies geschieht durch Verdrehen des oberen und unteren Totpunktes des äusseren Systems im Verhältnis zum inneren Systems. Ändert das erste Laufrad 3 durch Schwenken der Achse 3a seine Förderrichtung, so verschiebt sich auch der Druckwinkel ss des äusseren Systems um etwa 180[deg.] und kann - um einen guten Wirkungsgrad zu erhalten - diesen neuen Strömungsverhältnissen angepasst werden. Auch in dem Fall, dass sich die Drehrichtung des ersten Laufrades 3 ändert, kann die Druckbeaufschlagung der Flügelunterseite über die erste Ausneh mung 5 und die radialen zweiten Steuerkanäle 34 und somit der Druckwinkel [alpha] des ersten Laufrades 3 um etwa 180[deg.] verstellt werden.

   Auch hier muss das äussere System auf das innere System abgestimmt werden. Die gleichen Feinabstimmungen können auch durchgeführt werden. Wenn das zweite Laufrad 4 als Pumpe und das erste Laufrad 3 als Motor arbeiten soll, beispielsweise beim Bremsen eines Fahrzeuges über eine Getriebe-Motor-Einheit bei Bergabfahrt.
Der Steuerschaft 35 bildet somit ein viertes Verstellglied 70, um Drehzahl und Drehmoment des hydraulischen Getriebes zu steuern. Der Steuerschaft 35 erlaubt darüber hinaus aber auch weitere Funktionen.
Ist auf der Saugseite nicht genügend Druckmedium vorhanden, um alle Zellen zu füllen, so wird über die radialen Steuerkanäle 33, 34 das fehlende Druckmedium über einen der beiden axialen Steuerkanäle 33a, 34a aus einem nicht weiter dar-<">gestellten Behälter für das Druckmedium, beispielsweise aus einem Ölbehälter innerhalb des Gehäuses 2, angesaugt.

   Der jeweils andere Steuerkanal 34a, 33a steht mit der Druckseite in Verbindung, wobei ein nicht weiter dargestelltes Rückschlagventil das Abfliessen des Druckmediums in den Behälter verhindert. Werden Druck- und Saugseite umgekehrt, so wird automatisch der Steuerkanal 33a vom dazugehörigen Rückschlagventil gesperrt und das fehlende Öl kann über den Steuerkanal 34a angesaugt werden. Grundsätzlich ist der Steuerschaft 35 so beschaffen, dass er ein Überströmen des Druckmediums von der Druck- zur Saugseite des ersten Laufrades 3 verhindert. Der Steuerschaft 35 kann aber auch eine Sicherheitsfunktion übernehmen. Wird der Druck im System aus irgendeinem Grund zu hoch, kann durch Drehen des Steuerschaftes 35, z.B. um 90[deg.], ein Überströmen des Druckmediums über die Öffnungen 33b, 34b ermöglicht werden.

   Dadurch kann der Steuerschaft 35 auch die Funktion einer Überdrucksicherung übernehmen. In diesem Falle sind flexible Leitungen von Vorteil. Ferner ist es möglich, mittels an die axialen Steuerkanäle angeschlossene Drucksensoren eine Drucküberwachung der Druck- und/oder Saugseite des Systems durchzuführen.
Fig. 15 zeigt schematisch das Getriebe 1 während eines Verstellvorganges durch das dritte Verstellglied 40. Die Verdrängungs- bzw. Schluckräume VI, bzw. V2 des ersten Arbeitsraumes 10 bleiben gleich. Die Schluck- bzw. Verdrängungsräume V3, V4 des zweiten Arbeitsraumes 13 verändern sich annähernd um das Volumen von V5. Da durch die Verbindungskanäle 15 im zweiten Laufrad 4 die Räume 10, 13 in Wirkverbindung stehen, kann durch Drehen des dritten Exzenters 41 das Volumenverhältnis zwischen Druck- und Saugseite des gesamten Systems verändert werden.

   Am inneren System ändert sich dagegen nichts. Durch die beschriebenen hydraulischen Getriebe 1 kann ein harmonischer Übergang zwischen dem Antriebsstrang und der Abtriebswelle erreicht und innerhalb des Auslegungsbereiches jede Drehzahländerung ermöglicht werden.



  The invention relates to a hydraulic transmission with harmonious transition of the pressure medium between two trained as a cell rotor displacement machines, with a radially displaceable first displacement body having first impeller and a radially displaceable second displacement body having second impeller, wherein the first impeller is disposed within the second impeller and the first Displacement body of the first impeller along a cylindrical tread of the surrounding second impeller are guided and between the two wheels at least a first working space and a second working space between the second impeller and a surrounding guide body is formed, wherein the second impeller at least one radial connecting channel for the flow connection of has first and second work spaces
From US 2,

  434,546 A is a hydraulic transmission with two vane machines known. Between an inner vane wheel and an eccentric rotor first displacement chambers are formed, wherein pressure is built up by the inner vane impeller. Second displacement chambers are formed between the outer circumferential surface of the rotor and a cylindrical housing, wherein the housing has on its inside radially displaceable blades, which are run over by the eccentrically mounted rotor. Via connecting slots in the rotor, the first displacement chambers communicate with the second displacement chambers. As a result, pressure differences can be built up in the second displacement chambers, which generate a torque on the rotor.

   The axis of the rotor is displaceably arranged with respect to the inner Flügelzellenlaufrades and the outer housing, wherein the rotational direction of the rotor can be reversed by adjusting the axis of rotation of the rotor from a first position into a relative to the axis of rotation of the Flügelzellenlaufrades diametrically opposite second position. The disadvantage is that large imbalances arise due to the eccentrically designed rotor, as a result of which balancing weights are necessary. This increases the production costs and increases the volume and weight of the transmission. A similar hydraulic transmission is also known from DE 196 26 13 A.
From GB 400 862 B a hydraulic transmission with roller cell machines is known which uses an externally driven roller-cell pump which drives another roller-cell machine arranged next to it.

   The rollers are in each case arranged in radial recesses of the wheels and radially displaceable, so that displacement spaces arise with different pressures upon rotation of the wheels. The disadvantage is that the device has a relatively high volume.
US 4,793,138 A discloses a hydrostatic transmission with two roller cell machines with an inner rotor and an outer rotor, wherein between the two wheels, a rotatable control ring is arranged. On the inner or outer lateral surface of the control ring, the cell rollers of the inner and outer impeller run around. The control ring has different thickness and opposite eccentricities, so that by rotation of the ring, the displacement of the displacement chambers of the two roller cell machines can be changed.

   With this gear, the speed and the direction of rotation of the driven impeller can be changed. A torque control is not provided.
From JP 06-280967 A, a hydraulic transmission of the type mentioned is known, in which by adjusting the guide body, the speed of the motor operated as an outer impeller can be varied in only a small amount at a constant flow rate of the pump formed by the inner impeller. A change in the direction of rotation of the motor with constant drive of the pump under load could - if at all - be achieved only under strong loss of efficiency. Furthermore, it is disadvantageous that the absorption volume of the pump rotor can not be changed.

   This means that regardless of power throughput, the entire hydraulic fluid must be pumped, which also contributes to poor efficiency.
The object of the invention is to avoid these disadvantages, and to provide a hydraulic transmission of the type mentioned, which can be used in a wide operating range with good efficiency.
According to the invention this is achieved by the second impeller and the guide body are rotatably connected to each other and that the second displacement body on the outside of the second impeller and / or on the inside of the guide body are guided radially displaceable and / or pivotable.
The rotational connection between the second impeller and the guide body takes place, for example, via a journal slot connection between the second impeller and the guide body,

   wherein preferably at the rim of the second impeller, a plurality of pins are arranged, which engage in corresponding slots of the guide body. The fact that the second impeller is rotationally connected to the guide body, friction losses can be reduced and the efficiency can be increased.
Preferably, it is provided that each second displacement body at one end both radially displaceable, and pivotable in a radial recess of the second impeller or the guide body and at the other end immovable but pivotable in a radial recess of the guide body or

   the second impeller is arranged.
Each second displacement body may have at a first end a first cylindrical thickening, via which the displacement body is pivotably mounted in a preferably cylindrical recess of the guide body or the second impeller.
According to one embodiment variant of the invention, it can be provided that the second displacement body also has a preferably cylindrical second thickening at at least one second end, via which the second displacement body is mounted in a recess of the second impeller or the guide body both radially displaceable and pivotable is.

   Alternatively, it is also possible that the second displacement body is mounted on at least one end radially displaceable in at least one preferably cylindrical rotary member, which rotary member is pivotally mounted in a cylindrical recess of the second impeller or the guide body.
In order to be able to compensate for pressure differences between the recesses and the work spaces, it is advantageous if at least one flow connection is formed between the second displacement bodies and the recesses, which at least in one position of the second displacement body penetration of the pressure medium into the recess and / or a Outflow of the pressure medium from the recess allowed.

   The flow connection is preferably formed by at least one overflow channel in the first and / or second thickening and / or in the rotary member. It is particularly advantageous if the overflow is separated by at least one control edge in at least two areas, wherein the control edge in at least one position of the second displacement body prevents the inflow or outflow of the pressure medium into or out of the recess. In this way, the flow connection is made possible only in predetermined positions of the displacement body. In order to vary with minimum effort speed and / or torque of the driven impeller, it is particularly advantageous if the absorption capacity of the first and / or second impeller are preferably independently variable by at least one first and / or second adjusting member.

   The sip ratio can be further modified by the volume ratio of the pressure and suction side of the transmission and / or the pressure angle of the second impeller via at least a third adjusting member is variable. This allows the transmission to be used with high efficiency in a wide operating range. In particular, the pressure angle of the second impeller is changed. The working range of a vane-cell machine is approximately 180 [deg.] Due to the displacement geometry.

   This is rotated with respect to the top and bottom dead center of the wing stroke to the pressure angle, which can be changed by the third adjustment.
In a particularly preferred embodiment of the invention it is provided that the distance between the axis of rotation of the first and second impeller is adjustable relative to each other by the first adjusting substantially in a direction normal to the axis of rotation of the second impeller first adjustment. The second impeller may be mounted in a pivotally connected to the housing support body. It is advantageous if the guide body and the support body are adjustable, preferably pivotable, essentially in the first adjustment direction by the first adjustment member.

   Alternatively or additionally, it may be provided that the guide body is adjustable, preferably pivotable, essentially in the first adjustment direction by the second adjustment member. This makes it possible to set the rotational speed and the direction of rotation of the second impeller by the first adjusting member and to vary the torque on the second impeller by adjusting the second Versteilgliedes.

   This is achieved in particular by the fact that the axis of rotation of the first impeller is aligned coaxially with the second impeller in a central position, said middle position corresponds to a speed equal to zero on the second impeller and the axis of rotation of the first impeller in at least two relative to the central position diametrically opposite operating positions can be brought is, wherein the operating positions are assigned different directions of rotation of the second impeller.
The guide body may be formed as a ring and mounted on roller bearings in a rotationally fixed frame or housing, wherein the adjustment frame can be pivotally mounted in the housing.
In order to change the volume ratio between the pressure and suction side of the entire system, it may further be provided

   in that the guide body is mounted so as to be adjustable by the third adjusting member essentially in a second adjusting direction normal to the axis of the second running wheel and to the first adjusting direction.
In a very simple embodiment, it is provided that the actuation of the first adjustment member and / or the second adjustment member and / or the third adjustment member takes place via an eccentric. The eccentrics themselves can be actuated in a mechanical, hydraulic, pneumatic or electromagnetic manner.
In principle, the first, as well as the second impeller can be used as a drive or as a driven wheel.

   With regard to a simple control of the torque and the rotational speed of the output rotor, it is advantageous if the first impeller is connected to a drive train and the second impeller to a power take-off.
The first displacement body formed for example by blades are applied to the running surfaces, wherein the contact points form sealing lines. The connecting channels each form a sealing edge on the inside of the second impeller. Thus, an exact sealing of the displacement chambers in the region of the transition from the pressure to the suction side can be achieved.

   Also, it is advantageous if the distance between the sealing lines of two adjacent first displacement body in at least one operating position, ie in dependence on the position of the first impeller, measured along the tread is smaller than the smallest distance of the sealing edges of two adjacent adjacent in the circumferential direction of the second connecting channels impeller. Furthermore, it is advantageous if the displacement space of each impeller faces independently of the angle of rotation a siping space of approximately the same geometry.

   This avoids a pulsating pressure curve.
In order to be able to compensate for leakage losses, the invention further provides that the first impeller has at least one radial first control channel, which is preferably arranged between two adjacent first displacement bodies, and which corresponds to at least one axial first control channel within the impeller shaft of the first impeller. Furthermore, it can be provided that the first impeller has at least one radial second control channel, which is preferably arranged between two adjacent first displacement bodies, and which corresponds to at least one axial second control channel within the impeller shaft of the first impeller.

   The control channels are formed by a substantially cylindrical, axially inserted into a cavity of the impeller shaft control shaft. By rotating or shifting the control shaft radial and axial first and second control channels can be fluidly connected to each other. The radial first and second control channels are preferably spaced apart in the direction of the axis of the control shaft. This allows easy loading by the axial control channels. Turning the control shaft changes the absorption capacity and pressure angle of the first impeller.
At least one axial control channel can be connected to a container for the pressure medium via a check valve which opens in the direction of the first working chamber.

   Furthermore, the axial control channels can be used for pressure monitoring of the work spaces.
In order to avoid the elimination of unwanted vibrations, it is advantageous if the first impeller and / or the inner running surface of the surrounding second impeller are conical.

   Due to the slightly tapered shape of the first and / or second impeller, a defined lateral position is achieved as a result of the axial component of the force resulting from the pressures and prevents reciprocation of the wheels.
An effective lateral seal with minimal manufacturing effort can be achieved if the second impeller frontally, preferably connected by screws, each with sealing end elements.
The invention will be explained in more detail below with reference to FIGS.
1 shows the hydraulic transmission according to the invention in an oblique view, FIG. 2 shows the transmission in a longitudinal section along the line II - II in FIG. 3 or 6, FIG. 3 shows the transmission in a cross section according to the line III-III in FIG 2 in a variant embodiment, FIG. 4 shows a displacement body from FIG. 3 in an oblique view, FIG.

   FIG. 6 shows the displacement body in a front view, FIG. 6 shows the transmission in a cross section analogous to FIG. 3 in a second embodiment, FIG. 7 shows a displacement body from FIG. 6 in an oblique view, FIG. 8 shows the displacement body in a front view, FIG 9 in a first adjustment position of a third adjusting member, 12 shows an adjusting member of the third adjusting member in a side view, FIG. 13 shows this adjusting member in a plan view, FIG. 14 shows an impeller shaft of the first impeller with an inserted control shaft, and FIG.

   15 schematically shows the transmission when adjusted by the third adjustment.
The hydraulic transmission 1 has a housing 2, in which a first impeller 3 and a second impeller 4 are arranged. Both wheels 3, 4 are designed as displacement machines forming roller cell runners. The first impeller 3 has radial first recesses 5, in which the first displacement bodies 6 designed as wings are arranged to be radially displaceable. Analogously, the second impeller 4 has second radial recesses 7, in which second displacement body 8 are arranged displaceably.
Between the first impeller 3 and an inner circumferential surface of the second impeller 4, a first working space 10 functioning as a displacement and swallowing space is formed.

   The first adjusting members 6 run along the first running surface 9 formed by a cylindrical or slightly conical inner circumferential surface of the second running wheel 4.
The second impeller 4 is connected by screws with end elements 51, 52, which seal the working spaces 10, 13 at the end. The closure elements 51, 52 have substantially planar end faces 51a, 52a. About the termination elements 51, 52, the second impeller 4 is rotatably mounted in a support body 50.
Between the second impeller 4 and a rotatably mounted on a roller bearing 12 guide body 11 is designed as a swallowing and displacement chamber second working space 13 is formed.

   11a is a rotationally fixed support ring.
For the flow connection between the first working chamber 10 and the second working chamber 13, the second impeller 4 uniformly around the circumference 'distributed radial connecting channels 15, wopei each between two adjacent second radial recesses 7, a connecting channel 15 is arranged. The distance of the sealing edges 6a of two adjacent first Verstellellglieder 6 is smaller than the distance between two connecting channels 15th
About the pin slot connection 60, the second impeller 4 is rotatably connected to the guide body 11.

   At the rim 4a of the second impeller 4 while pins 61 are arranged, which engage ssh long holes 62 of the guide body 11 and rotate it.
The second displacement body 8 are pivotally arranged in second recesses 7 of the second impeller 4 and in third recesses 44 of the guide body 11. FIGS. 3 to 5 and 5 to 8 show two different configurations of displacement bodies 8.
In the embodiment variant shown in FIGS. 3 to 5, the displacement body 8 has a substantially club-like cross-section with thickened portions 8a, 8b with a cylindrical surface at both ends. The first thickening 8a is pivotally but immovably arranged in the third recess 44 of the guide body 11.

   The second displacement body 8 are laterally inserted into the groove-shaped third recess 44 and are thus positively connected to the guide body 11.
The second thickenings 8b of the displacement body 8 are arranged in second radial recesses 7 of the second impeller 4, wherein the second displacement body 8 in the second recesses 7 are both radially displaceable, as well as, are pivotable. For pressure equalization, the second recesses 7 can be fluidly connected to the second working space 13. For this purpose, the second thickening 8b formed overflow channels 8c, so that the pressure medium in certain positions of the displacement body 8 can flow into or out of the second recesses 7. However, a pressure compensation is only desired and provided for extreme inclinations of the displacement body 8.

   In order to prevent in the approximately central working position of the displacement body 8, the flow connection to the bottom of each second recess 7, the overflow channels 8c are interrupted by sealing edges 8d.
In the embodiment variant shown in FIGS. 6 to 8, each displacement body 8 is mounted in each case in a substantially cylindrical rotary element 8e. Each rotary element 8e has a substantially cylindrical shape and is rotatably and captively disposed in a cylindrical portion of the second recess 7. The rotary elements 8e are laterally inserted into the groove-shaped second recesses 7. Again, overflow channels 8c are provided for pressure equalization.
As can be seen in particular from FIG. 2, the first impeller 5 and the running surface 9 of the second impeller 4 are conical.

   This results in a defined position of the wheels 3, 4 due to the resulting axial force components. In this way, unwanted vibration events can be avoided.
In the present case, sitting on a rotor shaft 19 first impeller 3 via the impeller shaft 19 with a drive train, not shown, and the second impeller 4 via a traction mechanism 20 and an output shaft 39 is connected to a power take not shown.
The impeller shaft 19 of the first impeller 3 is rotatably supported in the housing 2 via rolling bearings 21.

   To control the speed, direction of rotation and the torque of the output train following adjustment mechanisms are provided: A first adjusting 30 is formed in that the first impeller 3 in a first radial direction Ri normal to the axis of rotation 4a of the second impeller 4 is variable.
The adjustment is effected by a first eccentric 22, which is arranged in a slot 23 of the guide body 11 receiving adjusting frame 24. By rotating the first eccentric 22 by means of the first actuating member 25, the position of the axes of rotation 3a, 4a of the first impeller 3 and the second impeller 4 is changed relative to each other.

   The adjustment takes place substantially in a normal plane to the axes of rotation 3a, 4a in a first adjustment direction Ri by pivoting of the second impeller 4 rotatably receiving support body 50 which is pivotally connected to the housing 2. This causes a change in the rotational speed of the second impeller 4. If the first impeller 3 is positioned concentrically to the second impeller 4, the second impeller 4 comes to a standstill, since no pressure difference between adjacent cells longer arises. When changing the axis of rotation 3a of the first impeller 3 with zero crossing and the direction of rotation of the second impeller 4 can be changed.
A second adjusting member 31 is formed in that the guide body 11 can be changed in relation to the second impeller 4 in the first adjustment direction Ri normal to the axis of rotation 4a of the impeller 4.

   The guide body 11 is pivotally mounted in the housing 2 via a third eccentric 41 or an axis. The adjustment of the adjustment frame 24 relative to the second impeller 4 via a rotatable in the bore 28 of the adjusting frame 24 second eccentric 26 by pivoting the guide body 11. This "adjustment is much lower and finer than the adjustment by the first Verstellglied 30, wherein a zero crossing In this way, the torque of the second impeller 4 can be changed.
Furthermore, a third adjusting member 40 is provided, with which the volume ratio between the pressure and suction side of the entire system can be changed.

   The adjustment takes place via the third eccentric 41, which diametrically to the first eccentric 22 in a second adjustment direction R2 acts on the adjusting frame 24, as shown in FIGS. 9 to 13. If the third eccentric 41 in the bore 43 of the adjusting frame 24 is rotated via the actuating member 42, then the location of the smallest approach W 1 is displaced, as shown in FIGS. 10 and 11. This changes the pressure angle ss. The pressure angle ss is the angle by which the approximately 180 ° working area of a vane machine is rotated with respect to the top and bottom dead center of the vane stroke. The acting as a pump first impeller 3 and acting as a machine second impeller 4 form a substantially closed hydraulic circuit. However, leakage losses are hard to avoid.

   In order to compensate for the leakage oil losses, special measures are required, which are shown in Fig. 14. The first impeller 3 has uniformly distributed around the circumference radial first and second control channels 33, 34, which two axial first and second control channels 33a, 34a are fluidly connected within the impeller shaft 19 upon rotation of the impeller 3. The axial control channels 33a, 34a are arranged in a separate stationary control shaft 35 which is inserted into a cavity 36 of the impeller shaft 19.

   Upon rotation of the first impeller 3, the radial in the direction of the axis of the control shaft 35 / spaced first and second control channels 33, 34, the openings 33b, 34b of the axial control channels 33a, 34a, By turning the control shaft 35 thus the angle of rotation can be adjusted at which the radial with the axial control channels 33, 34; 33a, 34a are connected. This allows both the pressure in the working space, as well as the contact pressure of the blades are controlled on the treads. This makes it possible to influence the working range of the first impeller 3 by changing the pressure angle [alpha]. The maximum pressure angle <[chi] is given by the displacement geometry of the system and is 360 / (2 * z), where z is the number of displacement bodies.

   If a displacement body enters the pressure range, pressure can only be built up from this angle. In order to avoid a decrease in the efficiency of the underside of the displacement body of the first impeller 3 is applied to the on the opposite side beyond the bottom dead center of the Flügelhubes beyond the radial second control channels 34 and the first recesses 5 with pressure. While in conventional pumps, the pressure angle is fixed and can not be changed, it is variable in the present transmission.
The apparent from Fig. 6 pressure angle ss of the outer system surrounding the outer system is essentially determined by the inner system and the radial connection channels 15.

   It must be ensured that the pressure of the inner system does not fill a working space of the outer system whose volume is reduced by the rotational movement of the second impeller 4. This is done by turning the upper and lower dead center of the outer system in relation to the inner system. If the first impeller 3 changes its direction of conveyance by pivoting the axis 3a, the pressure angle ss of the outer system also shifts by approximately 180 ° and, in order to obtain a good efficiency, can be adapted to these new flow conditions. Also in the case that the direction of rotation of the first impeller 3 changes, the pressurization of the wing underside on the first Ausneh tion 5 and the radial second control channels 34 and thus the contact angle [alpha] of the first impeller 3 by about 180 °. be adjusted.

   Again, the outer system must be tuned to the inner system. The same fine tuning can also be done. When the second impeller 4 is to work as a pump and the first impeller 3 as a motor, for example, when braking a vehicle via a transmission-motor unit when driving downhill.
The control shaft 35 thus forms a fourth adjusting member 70 to control speed and torque of the hydraulic transmission. The control shaft 35, however, also allows more functions.
If there is not enough pressure medium on the suction side to fill all the cells, then the missing pressure medium via one of the two axial control channels 33a, 34a from a not further represented container for the pressure medium is produced via the radial control channels 33, 34 , For example, from an oil reservoir within the housing 2, sucked.

   The respective other control channel 34a, 33a communicates with the pressure side, wherein a non-illustrated check valve prevents the flow of the pressure medium into the container. If the pressure and suction side are reversed, the control channel 33a is automatically blocked by the associated non-return valve and the missing oil can be sucked in via the control channel 34a. Basically, the control shaft 35 is such that it prevents overflow of the pressure medium from the pressure to the suction side of the first impeller 3. The control shaft 35 can also assume a safety function. If the pressure in the system becomes too high for some reason, rotation of the control shaft 35, e.g. by 90 °, an overflow of the pressure medium through the openings 33b, 34b are made possible.

   As a result, the control shaft 35 can also assume the function of an overpressure protection. In this case, flexible lines are beneficial. Furthermore, it is possible to carry out pressure monitoring of the pressure and / or suction side of the system by means of pressure sensors connected to the axial control channels.
Fig. 15 shows schematically the transmission 1 during an adjustment process by the third adjusting member 40. The displacement or Schluckräume VI, and V2 of the first working space 10 remain the same. The displacement or displacement spaces V3, V4 of the second working space 13 change approximately by the volume of V5. Since the spaces 10, 13 are in operative connection through the connecting channels 15 in the second impeller 4, by rotating the third eccentric 41, the volume ratio between the pressure and suction side of the entire system can be changed.

   By contrast, nothing changes in the inner system. By the described hydraulic transmission 1, a harmonious transition between the drive train and the output shaft can be achieved and within the design range any speed change can be made possible.

Claims

Hydraulic transmission (1) with harmonious transition of the pressure medium between two displacement machines designed as a cell rotor, with a first impeller (3) having a radially displaceable first displacer (6) and a second impeller (4) having a radially displaceable second displacer (8) wherein the first impeller (3) is disposed within the second impeller (4) and the first displacement bodies (6) of the first impeller (3) are guided along a cylindrical running surface (9) of the surrounding second impeller (4) and between the two Running wheels (3, 4) at least a first working space (10) and a second working space (13) between the second impeller (4) and a surrounding guide body (11) is formed, wherein the second impeller (4) at least one radial connecting channel ( 15) for the flow connection of the first and second working spaces (10, 13), characterized in that the second impeller (4) and the guide body (11) are interconnected with each other and that the second displacers (8) on the outside of the second impeller (4) and / or on the inside of the guide body (11) radially slidably and / or pivotally guided. Transmission (1) according to claim 1, characterized in that the rotary connection between the second impeller and the guide body via at least one pin slot connection (60) between the second impeller (4) and the guide body (11), preferably on the rim (4a ) of the second impeller (4) a plurality of pins (61) are arranged, which engage in corresponding slots (62) of the guide body (11). Transmission (1) according to claim 1 or 2, characterized in that each second displacement body (8) at one end both radially displaceable, and pivotable in a radial recess (7) of the second impeller (4) or the guide body (11) and at the other end immovably, but pivotally in a radial recess (44, 7) of the guide body (11) and the second impeller (4) is arranged. Transmission (1) according to one of claims 1 to 3, characterized in that the second displacement body (8) at one end has a cylindrical first thickening (8a), via which the second displacement body (8) in a preferably cylindrical recess (44, 7) of the guide body (11) or the second impeller (4) is pivotally mounted.

1. Hydraulic transmission (1) with harmonious transition of the pressure medium between two trained as a cell rotor displacement machines, with a radially displaceable first displacement body (6) having first impeller (3) and a radially displaceable second displacement body (8) having the second impeller (4), wherein the first impeller (3) within the second impeller (4) is arranged and the first displacement body (6) of the first impeller (3) along a cylindrical running surface (9) of the surrounding second impeller (4) are guided and between the two wheels (3, 4) at least a first working space (10) and a second working space (13) between the second impeller (4) and a surrounding guide body (11) is formed, wherein the second impeller (4) at least one radial connecting channel (15 )

for the flow connection of the first and the second working spaces (10, 13), characterized in that the second impeller (4) and the guide body (11), as known per se, are rotatably connected to each other and that the second displacement body (8) on the Outside of the second impeller (4) and / or on the inside of the guide body (11) are guided radially displaceable and / or pivotable.

2. Transmission (1) according to claim 1, characterized in that the rotary connection between the second impeller and the guide body, as known per se, via at least one pin slot connection (60) between the second impeller (4) and the guide body (11). takes place, preferably on the rim (4a) of the second impeller (4) a plurality of pins (61) are arranged, which engage in corresponding slots (62) of the guide body (11).

3. Transmission (1) according to claim 1 or 2, characterized in that each second displacement body (8), as known per se, both radially displaceable at one end and pivotally in a radial recess (7) of the second impeller (4 ) or the guide body (11) and at the other end immovably, but pivotally in a radial recess (44, 7) of the guide body (11) and the second impeller (4) is arranged.

4. Transmission (1) according to one of claims 1 to 3, characterized in that the second displacement body (8), as known per se, on a End has a cylindrical first thickening (8a), via which the second displacement body (8) in a preferably cylindrical recess (44, 7) of the guide body (11) or the second impeller (4) is pivotally mounted.

5. Transmission (1) according to one of claims 1 to 4, characterized in that the second displacement body (8) has at least one second end a preferably cylindrical second thickening (8b), via which the second displacement body (8) in a recess (7, 44) of the second impeller (4) and the guide body (11) both radially displaceable, and is stored.

6. gear (1) according to one of claims 1 to 5, characterized in that the second displacement body (8), as known per se, at least one end radially displaceable in at least one preferably cylindrical rotary member (8e) is mounted, which rotary element (8e) in a cylindrical recess (7, 44) of the second impeller (4) and the guide body (11) is pivotally mounted.

6. Transmission (1) according to one of claims 1 to 5, characterized in that the second displacement body (8) is mounted on at least one end radially displaceable in at least one preferably cylindrical rotary member (8e), which rotary element (8e) in a cylindrical Recess (7, 44) of the second impeller (4) and the guide body (11) is pivotally mounted.

7. gear (1) according to one of claims 3 to 6, characterized in that between the second displacement body (8) and the recess (7) in each case at least one flow connection (16) is formed, which at least in one position of the second displacement body ( 8) allows penetration of the pressure medium into the recess (7) and / or outflow of the pressure medium from the recess (7).

8. gearbox (1) according to claim 7, characterized in that the flow connection (16) by at least one overflow channel (8c) in the first and / or second thickening (8a, 8b) and / or in the rotary member (8e) is formed.

8. Transmission (1) according to claim 7, characterized in that the Strör tion compound (16) by at least one overflow channel (8c) in the first and / or second thickening (8a, 8b) and / or in the rotary member (8e) is formed ,

9. Transmission (1) according to claim 8, characterized in that the overflow channel (8c) is separated by at least one control edge (8d) in at least two areas, wherein the control edge (8d) in at least one position of the second displacement body (8) In or out of the pressure medium in or out of the overflow (8c) prevents.

10. Transmission (1) according to one of claims 1 to 9, characterized in that the absorption capacity of the first and / or second impeller (3, 4), preferably independently, by at least one first and / or second adjusting member (30, 31 ) are changeable.

11. Transmission (1) according to one of claims 1 to 9, characterized in that the volume ratio of the pressure and suction side of the transmission (1) and / or the pressure angle (ss) of the second impeller (4) via at least a third adjusting member ( 40) is changeable.

12. Transmission (1) according to claims 10 or 11, characterized in that the distance of the axis of rotation (3a, 4a) of the first and second impeller (3, 4) relative to each other by the first adjusting member (30) substantially in one to the axis of rotation (4a) of the second impeller (4) normal first adjustment (Ri) is adjustable.

13. A transmission (1) according to any one of claims 12, characterized in that the axes of rotation (3a, 4a) of the wheels (3, 4) in a central position coaxially aligned with each other, said middle position of a speed equal to zero on the driven impeller (4th ) corresponds.

14. Transmission (1) according to claim 13, characterized in that the axis of rotation (3a, 4a) of the first impeller (3) and / or the second impeller (3, 4) can be brought into at least two with respect to the central position diametrically opposite operating positions, wherein the operating positions are assigned different directions of rotation of the abraded impeller (4).

15. Transmission (1) according to any one of claims 10 to 14, characterized in that the rotational speed and the direction of rotation of the abraded impeller (4) by the first adjusting member (30) is adjustable.

16. Transmission (1) according to one of claims 1 to 15, characterized in that the second impeller (4) in a pivotally connected to the housing (2) supporting body (50) is mounted.

16. Transmission (1) according to one of claims 1 to 154, characterized in that the second impeller (4) in a pivotally connected to the housing (2) supporting body (50) is mounted.

17. Transmission (1) according to one of claims 10 to 16, characterized in that the guide body (11) and the support body (50) by the first adjusting member (30) substantially in the first adjustment direction (Ri) is adjustable, preferably pivotable ,

18. Transmission (1) according to one of claims 10 to 17, characterized in that the guide body (11) by the second adjusting member (31) substantially in the first adjustment direction (Ri) is adjustable, preferably pivotable.

19. Transmission (1) according to one of claims 10 to 18, characterized in that the torque on the driven impeller (4) by adjusting the second VerStellgliedes (31) is variable.

20. Transmission (1) according to one of claims 10 to 19, characterized in that the guide body (11) by the third adjusting member (40) substantially in one to the axis (4a) of the second impeller (4) and the first adjustment ( Ri) normal second adjustment (R2) is adjustably mounted.

20. Transmission (1) according to one of claims 10 to 19, characterized in that the guide body (11) by the third adjusting member (40) substantially in one to the axis (4a) of the second impeller (4) and the first adjustment (Ri) normal second adjustment (R2) is adjustably mounted.

21. Transmission (1) according to any one of claims 10 to 20, characterized in that the actuation of the first Versteilgliedes (30) and / or the second VerStellgliedes (31) and / or third Verstellgliedes (40) via in each case an eccentric (22, 26, 41) takes place.

21. Transmission (1) according to any one of claims 10 to 20, characterized in that the actuation of the first Verstellgliedes (30) and / or the second VerStellgliedes (31) and / or third Verstellgliedes (40) via in each case an eccentric (22, 26, 41) takes place.

22. Transmission (1) according to one of claims 10 to 21, characterized in that the guide body (11) in an adjustment frame (24), preferably roller bearings, is rotatably arranged, wherein the adjustment frame (24) particularly preferably via the eccentric (41 ) of the third Versteilgliedes (40) is pivotally mounted in the housing (2).

22. Transmission (1) according to one of claims 10 to 21, characterized in that the guide body (11) in an adjustment frame (24), preferably roller bearings, is rotatably arranged, wherein the adjustment frame (24) particularly preferably via the eccentric (41 ) of the third Verstellgliedes (40) is pivotally mounted in the housing (2).

23 transmission (1) according to one of claims 1 to 22, characterized in that the first impeller (3) has at least one radial first control channel (33), which is preferably arranged between two adjacent first displacement body (6) which at least an axial first control channel (33a) within the impeller shaft (19) of the first impeller (3) corresponds.

24. Transmission (1) according to one of claims 1 to 23, characterized in that the first impeller (3) has at least one radial second control channel (34) which is arranged in the region of a first displacement body (6) and preferably in the region of first recesses (5) for the first displacement body (6) opens, wherein the second control channel (34) with at least one axial second control channel (34a) within the impeller shaft (19) of the first impeller (3) corresponds.

25. Transmission (1) according to claim 23 or 24, characterized in that at least one axial control channel (33 a, 34 a) by a substantially cylindrical, axially into a cavity of the impeller shaft (19) inserted control shaft (35) is formed, wherein Turning and / or moving the control shaft (35) radial and axial control channels (33, 33a, 34, 34a) of the same name are fluidly connected to one another.

26. Transmission (1) according to one of claims 23 to 25, characterized in that the control shaft (35) forms a fourth adjusting member (70), wherein the pressure angle (o) of the first impeller (3) by turning and / or moving the Control shaft (35) is changeable.

26. Transmission (1) according to one of claims 23 to 25, characterized in that the control shaft (35) forms a fourth adjusting member (70), wherein the pressure angle ([alpha]) of the first impeller (3) by turning and / or Moving the control shaft (35) is variable.

27 transmission (1) according to one of claims 23 to 26, characterized in that at least one axial control channel (33a, 34a) is preferably connected via a check valve with a container for the pressure medium.

27. Transmission (1) according to one of claims 23 to 26, characterized in that at least one axial control channel (33a, 34a) preferably via a check valve is connected to a container for the pressure medium.

28. Transmission (1) according to any one of claims 23 to 27, characterized in that at least one axial control channel (33a, 34a) is in communication with a pressure sensor.

29. Transmission (1) according to one of claims 1 to 27, characterized in that the first impeller (3) and / or the inner running surface (9) of the surrounding second impeller (4) are conical.

30. Transmission (1) according to one of claims 1 to 27, characterized in that the second impeller (4) at the end, preferably via screws (53), in each case with sealing end elements (51, 52) is connected.

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