Hydraulisches Getriebe. Die Erfindung bezieht sich auf ein hydrau lisches Getriebe, z. B. ein sog. Kapselzellen getriebe oder ein solches der Kolbenbauart mit hin- und hergehenden Kolben, bei wel chen die Ein- und Ausströmung in bzw. aus den einzelnen Arbeitsräumen mit Hilfe eines Schlitze aufweisenden Steuerschiebers statt findet.
Als Beispiel eines solchen Getriebes sei das im Längsschnitt der Fig. 1 angegebene Axialkolbengetriebe gegeben, dessen im dre henden Zylinderkörper 1 enthaltene Kolben 2 über entsprechende Kolbenstangen 3 mit einer rotierenden Taumelscheibe 4 zusammen wirken, sei es als Pumpe mit angetriebener Welle 5, oder als Motor, wenn die den Zy lindern zugeführte Flüssigkeit die soeben ge nannten drehbaren Teile in Bewegung setzt.
Im einen wie im andern Fall werden die nötigen Verbindungen der Zylinder mit der gepumpten bzw. treibenden Flüssigkeit über von dieser wechselweise bestrichene Schlitze 6 eines nicht mitdrehenden Schiebers 7 her gestellt.
Eine solche Anordnung besteht auch bei den andern Getrieben dieser Art, also sowohl bei Axial- als bei Radialkolbengetrieben, oder solchen mit divergent bzw. konvergent oder schräg liegenden Kolbenachsen usw.
Es ist nun bekannt, bei derartigen hydrau lischen Getrieben die Ein- und Ausströmung in bzw. aus den einzelnen Kapseln oder Zy linderräumen durch Anbringung von Drossel schlitzen unveränderlichen Querschnittes ziz verschleppen, wodurch bis zu einem gewissen Grade eine Dämpfung lästiger Geräusche er reicht wird.
Wendet man jedoch hohe Betriebsdrücke, etwa grösser als 50 Atmosphären, an, ins besondere auch in Verbindung mit hohen Drehzahlen, so ist es auch mit diesem be kannten Hilfsmittel nicht möglich, eine be friedigende Beseitigung der Geräusche und namentlich auch der in diesen Druckgebieten auftretenden starken Erschütterungen zu er reichen.
Auch darin, wenn man besonders schwere oder steife hydraulische Getriebe anwendet, wie z. B. solche, bei. welchen gemäss Fig. 1 der schwenkbare Teil 8 des Getriebes starr über ein gewölbtes, an der den rotierenden Teilen abgekehrten Rückseite des Teils 8 an geordnetes, diesen mindestens zum Teil um schliessendes Widerlager 9 an dem gegen überliegenden Teil 1 abgestützt ist, zeigen sich solche Geräusche und Erschütterungen wenigstens in Rohrleitungen und andern Nebenbestandteilen.
Diese Vorgänge bewei sen, dass die bekannten Verfahren zur Dämp fung der Flüssigkeitsstösse, nämlich die An wendung von Drosselschlitzen an dem Steuer schieber, häufig unbefriedigend sind.
Die vorliegende Erfindung beruht auf der Erkenntnis, da.ss die Verschleppung der Unter drucksetzung der einzelnen Arbeitsräume oder ihrer Druckentlastung im Gebiete höherer Drücke gar nicht die wichtigste Mass nahme zur Bekämpfung der Geräusche oder Erschütterungen ist, sondern dass es vielmehr daneben oder sogar in der Hauptsache oft nötig ist, die in den einzelnen Arbeitsräumen mitgeführte Flüssigkeit z.
B. einer Vorkom- pression zu unterwerfen, bevor sie mit den Arbeitsräumen auf die Druckseite umgeschal tet wird, womit auch etwaiges Spiel und die elastische Formänderung des Gestänges, wel ches z. B. der Kolbenbewegung dient oder der entsprechenden übrigen Teile des Getriebes, unschädlich gemacht wird. Ähnlich wie Gestängespiel wirkt im übri gen auch ein unnötiger Luft- oder Gasgehalt der Betriebsflüssigkeit, wie alle Umstände, die irgendwie die Verdichtbarkeit des Be triebsmittels erhöhen, und auch diese Fehler können durch die vorliegende Erfindung be hoben werden.
Denn was auch die Ursache der geschilderten Stösse, Druckwellen oder Erschütterungen sein mag, so werden sie jedenfalls beseitigt, wenn man es vermeidet, dass z. B. gar nicht oder ungenügend vor komprimierte Flüssigkeitsmengen mit den Zy lindern auf die Druckseite umgeschaltet wer den, was bei schnellaufenden Hochdruck getrieben zusammen mit Spiel und Formände rung des Gestänges usw. Druckwellen in der gespannten Flüssigkeit auslöst und zu star ken Erschütterungen führt, zumal da diese Stösse oder Druckwellen auch die übrigen Kolben und die sonstigen druckführenden Bestandteile des Getriebes, z.
B. auch die Rohrleitungen treffen und auch dort Ge räusche und Erschütterungen verursachen nebst Energieverlusten, die an Stellen, an welchen diese Druckwellen sich stauen, sogar zu hohen Temperaturen und zum Verdampfen des Beriebsmittels führen können.
Ähnlich kann die plötzliche Entspannung der hochverdichteten Flüssigkeit beim Üer- tritt, z. B. der flüssigkeitsgefüllten Zylinder räume, aus der Druckseite auf die Saugseite bzw. drucklose oder druckniedrigere Seite des Getriebes wirken, so dass sich auch dort ähn liche Erscheinungen beobachten lassen, wobei dieses grundsätzlich besonders bei Motoren auftritt, weil hier an dieser Stelle die Zylin- der vollständig bzw. bei Teilhubeinstellung mehr als zur Hälfte mit gespannter Flüssig keit gefüllt sind, während die erstgenannte. Erscheinung aus dem entsprechenden Grunde hauptsächlich bei Pumpen auftritt.
Nach dieser neuartigen Erklärung der eigentlich bei allen nicht gar zu langsam laufenden Hochdruckgetrieben zu beobach tenden Geräusche und Erschütterungen ist daher die bekannte Verschleppung der Unter drucksetzung oder Druckentlastung der ein zelnen Arbeitsräume gar kein geeignetes Mit tel, um die periodisch wiederholte und damit obige Störungen verursachende Druckflüssig- keitsentnahme bzw. Druekflüssigkeitseinfüh- rung zu vermeiden, und damit erklärt sich die bekanntlich sehr beschränkte Wirksam keit derartiger unveränderlicher Drossel schlitze.
Erfindungsgemäss wird nun vorgesehen, dass nebst den am Steuerschieber angeord neten Steuerschlitzen mindestens eine zusätz liche Öffnung vorgesehen ist, die in Verbin dung mit einer Flüssigkeit die an dieser Öff nung vorbeiwandernden Arbeitsräume des Ge triebes zwischen zwei aufeinanderfolgenden Übereinstimmungslagen der Arbeitsräume mit den Schlitzen vorübergehend einem dem Druck der Flüssigkeit entsprechenden Druck unterwirft, zum Zwecke,
in den Arbeitsräu men bei deren Eröffnung durch einen der Steuerschlitze einen unerwünschten Druck sprung und dadurch die Bildung entspre chender Geräusche zu vermeiden.
Die anliegende Zeichnung zeigt fünf bei spielsweise Ausführungsformen des Erfin dungsgegenstandes, sämtliche als Agialkolbem Betriebe gedacht.
Fig. 2 ist eine schematische Ansicht der Schlitze und zusätzlichen Öffnungen des Steuerschiebers des Getriebes gemäss der ersten Ausführungsform.
Fig. 3 ist ein Schnitt gemäss -A-B der Fig. 2.
Fig. 4 zeigt in einem grösseren Massstab einen Schnitt durch ein in Fig. 3 sichtbares Ventil.
Fig. 5 ist eine zugehörige Draufsicht. Fig. 6 ist eine der Fig. 2 ähnliche Ansicht der zweiten Ausführungsform.
Fig. 7 ist ein der Fig. 3 ähnlicher Schnitt der zweiten Ausführungsform.
Fig. 8 ist eine der Fig. 2 ähnliche An sicht des Steuerspiegels der dritten Ausfüh rungsform.
Fig. 9 betrifft diese Ausführungsform sowie eine weitere, vierte Ausführungsform. Fig. 10 zeigt endlich eine, die fünfte Aus führungsform bildende Ergänzung der An ordnung gemäss den Fig. 8 und 9.
Beim Getriebe gemäss der ersten Ausfüh rungsform der Fig. 2 bis 5 sind 10 und 11 die bekannten, nierenförmig gestalteten Schlitze des Steuerschiebers eines Axial kolbengetriebes, wobei 40 etwa den Druck schlitz, 11 den Saugschlitz bedeutet.
Entsprechend den vorausgehenden Erläu terungen soll erreicht werden, dass jeder Zy linder, welcher mit seiner in Fig. 2 rund an genommenen und punktiert dargestellten Steueröffnung 12 an der Umsteuerung be teiligt ist, während der Zeitdauer, in der diese Öffnung weder mit dem Druckschlitz 10 noch mit dem Saugschlitz 11 in Verbindung steht, einer Kompression bzw. Expansion unterworfen wird.
Ist in Fig. 2 die durch den Pfeil ange gebene Drehrichtung linksherum, so muss die Zylinderöffnung 12 im obern Teil des Bildes beim Übergang von 11 auf 10 einem Kom pressionsvorgang unterworfen werden. Damit nun dieser etwa für die Höchstlast oder den Höchstluftgehalt der Flüssigkeit, z. B. des Öls, abgestimmte Kompressionsvorgang nicht bei Teillast oder luftarmem Öl zu weit geht, ist in der Steuerfläche zwischen den Druck- und Saugschlitzen 10 und 11 eine gesteuerte Öffnung 13 vorgesehen, die von der Zylin deröffnung 12 in einem passenden Augen blick, einige Zeit nachdem er den Saugschlitz verlassen hat, angeschnitten wird.
Die Öffnung 13 steht, wie in Fig. 3 er sichtlich ist, welche dem Schnitt A-B der Fig. 2 entspricht, mit einem mit kleiner Masse ausgeführten Rückschlag- oder Sicherheits ventil 14 in Verbindung, das eine feder- belastete Platte 15 besitzt und in Fig. 4 in grösserem Massstab dargestellt ist. Dieses Ven til öffnet eine Verbindung zwischen der Zy linderöffnung 12 und dem Druckschlitz 10 sobald im Zylinder ein höherer Druck als in dem genannten Druckschlitz auftritt, wobei noch die Vorspannung der Feder 16 zu über- ss-inden ist.
Durch Ausführung des beweglichen Ven- tilteils mit möglichst kleiner Masse, in Ge stalt einer leichten Platte 15 und Anordnung einer mässig steifen Feder 16 sowie einer Aus sparung 17 in der Platte 15, welche eine ge nügend weitgehende Ausbreitung des durch die Öffnung 13 eintretenden Druckes bis an die dichtenden Randzonen der Platte gestat tet, lässt sich erreichen, dass dieses Ventil mit der erforderlichen Schnelligkeit arbeitet,
so dass auch im Leerlauf eines derartigen Ge triebes keine störenden Geräusche auftreten, auch wenn es für Vollast und gegebenenfalls lufthaltiges 01 eine ausreichende Kompression aufweist.
Ähnlich wie für die Kompression in der obern Hälfte der Fig. 2 beschrieben, lässt sich auch eine zu weitgehende Expansion in der untern Hälfte der Fig. 2 beseitigen, wenn die dort vorgesehene Öffnung 18 mit einem geeigneten Ventil verbunden wird, das aus der Saugseite Öl in den Zylinder einströmen lässt, sobald in diesem eine zu weitgehende Expansion eintritt.
Hierzu müsste eine Anordnung etwa eines Plattenventils ähnlich Fig. 4 jedoch mit um gekehrter Schlussrichtung der Platte ausge führt werden.
Anstatt dessen (Öffnung 18 mit Ventil) kann man sich auch darauf beschränken; etwa in der Mitte der Umsteuerstege zwei Öffnungen 19 anzuordnen, die man über Rückschlagventile so mit der Saugleitung des Getriebes, etwa mit einer Speisedruckleitung, die unter dem Drucke einer Füll- oder Speise pumpe steht, verbindet, dass hier mindestens immer der Speise- oder Fülldruck herrscht und somit eine zu weitgehende Expansion oder eine Vakuumbildung in den Zylindern ver hütet wird,
auch wenn an sich eine zu weit- gehende Expansionsbewegung der Kolben ein treten sollte.
Zwar wird eine derartige Nachfüllvorrich tung, die aus der Atmosphäre oder einer Füll- leitung mit niedrigem Druck Ö1 zuführt, bei niederen Drücken die Auffüllung nicht immer vollständig bewerkstelligen können. Es zeigt sich aber auch, dass dies weniger wichtig ist, da grössere Vakuumgeräusche nur bei höherem Druck auf der Saugseite des Ge triebes auftreten und dann die Nachfüllung durch die Öffnungen 19 genügend sicher erfolgt. Überhaupt zeigt sieh, dass es am wich tigsten ist, vor allen Dingen eine zu weit gehende Kompression (Vorkompression) zu vermeiden, weswegen sich die nachfolgenden Ausführungsformen vorwiegend mit den hierzu gehörigen Massnahmen befassen.
Beispielsweise kann man die Öffnungen 13 und 18 in Fig. 2 für eine Pumpe mit wechselnder Saug- und Druckseite vorsehen und je mit einem Dekompressionsventil kom binieren, wobei dann nur für eine entspre chende und genügende Kompressionsbewe gung der Kolben gesorgt werden muss. Eine Nachfüllung über die Öffnungen 19 aus der Speisedruckleitung verträgt sich offenbar obne weiteres mit dem in Fig. 4 dargestellten Dekompressionsventil, so dass hierzu keine weiteren Ergänzungen nötig sind, wenn nicht auch die Drehrichtung wechselt.
Für wechselnde Drehrichtung ergibt nun die zweite Ausführungsform nach den Fig. 6 und 7 eine zweckentsprechende Anordnung der Dekompressionsventile.
Die Öffnungen 13 sind hier zunächst, wie aus Fig. 7 näher ersichtlich, durch eine feder belastete Ventilplatte 15, ähnlich wie in Fig. 2 und 3 erläutert, abgesperrt. Dieses Ventil öffnet jedoch nicht einen Weg zu einer bestimmten Seite des Getriebekreislaufes, son dern zu einem Querkanal 20, der über die in ihm rollende Kugel 21 jeweils die Verbin dung herstellt zu derjenigen Seite des Ge triebes, die gerade den höheren Druck auf weist. Damit wird. eine selbsttätige Umschal tung des Dekompressionsventils auf die Seite des höheren Druckes erzielt.
Die in diesen zwei Ausführungsbeispie len beschriebenen Ventilanordnungen lassen sich so wählen, dass sie für alle Betriebs zustände eine korrekte Einstellung der Kom pression oder auch der Expansion ergeben, vorausgesetzt, dass im ganzen die entsprechen den Bewegungen der Kolben ausreichend gross sind, um die Betriebsflüssigkeit zu kompri mieren oder zu expandieren einschliesslich der nötigen zusätzlichen Bewegungen, welche Ge- stängespiel,
grösserer Luftgehalt der betref fenden Flüssigkeit oder Nachgiebigkeit der Bauteile des betreffenden Getriebeteils be dingen.
Gin beispielsweise für wechselnde Dreh richtung eine ausreichend grosse Kolbenbewe gung während der Umsteuerzeit zu erreichen, ist es nur nötig, die Überdeckung, das heisst die Breite des dichtenden Umsteuersteges zwi schen dem Druck- und Saugschlitz 10 und 11 genügend gross zu wählen.
Für eine Pumpe ergeben sich dann stets einwandfreie Verhältnisse, wenn man einer seits dafür sorgt, dass während der Umsteue rung in keinem Zylinder ein niedrigerer Druck als der Atmosphärendruck oder falls auf der Saugseite ein erhöhter Druck, der sogenannte Speisedruck herrscht, ein niedri gerer Druck als dieser Speisedruck eintreten kann, wofür ein entsprechendes Rückschlag- oder auch Füllventil (19, Fig. 2) in jedem Umsteuersteg genügt.
Ausserdem ist es aber noch nötig, .dafür zu sorgen, dass auch kein höherer Druck als der Hochdruck im Getriebe in einem solchen Zylinder während der Um steuerung entstehen kann, und wenn man diese Bedingung unabhängig von der Dreh richtung aufrecht erhalten will oder mit andern Worten, eine Anordnung sucht, die für jede Drehrichtung einer Pumpe die rich tigen Verhältnisse ergibt, ist die Ventil anordnung nach Fig. 7 hierfür das Gegebene.
Es lassen sich auch ähnliche Ventile für solche Getriebeteile angeben, welche als Öl- motor verwendet werden. Unter der Voraus setzung, dass bei diesen zwar die Grösse des Hubes vielleicht verstellbar ist, aber niemals die Verstellung des Hubes so weit geht, dass die Hubrichtung vertauscht wird, ist für einen derartigen Ölmotor auf demjenigen Um steuersteg, welcher der äussern Totpunktlage der Kolben entspricht, ein Ventil nach Fig. 7 erforderlich zur Beschränkung des Höchst druckes, während auf dem andern Umsteuer sieg, welcher der innern Totpunktlage der Kolben entspricht, ein Nachfüllventil oder Saugventil nötig ist, welches dafür sorgt, dass hier niemals der kleinste Speisedruck unter schritten wird.
Ausserdem sind aber noch für jeden Umsteuersteg wenigstens bei wech selnder Drehrichtung zwei durch Schlitze, ähnlich 13 und 18 in Fig. 2, gesteuerte Ven tile erforderlich, und zwar auf der Seite, wo die Kolben die innere Totpunktlage erreichen; zwei Füllventile, welche verhindern, dass an der betreffenden Seite kleinere Drücke als in dem benachbarten Druck- oder Saugschlitz auftreten, während umgekehrt auf der Seite, wo die Kolben die äussere Totpunktlage er reichen, zwei in gleicher Weise gesteuerte Entleerungsventile notwendig sind, die dafür sorgen, dass dort niemals höhere Drücke als im benachbarten Saug- oder Druckschlitz auf treten können.
Es lassen sich noch zahlreiche andere Ventilanordnungen ersinnen, die irgendwie ganz oder halb selbsttätig die Kompression oder Expansion beeinflussen. Die Einzel heiten der Ventilanordnungen sind für das Wesen der Erfindung unwesentlich.
Wesentlich ist vielmehr der Grundgedanke der Ergänzung der eigentlichen, für relativ grosse Flüssigkeitsmengen bestimmten Sahie- bersteuerungen z. B. durch einfache und ver hältnismässig kleine zusätzliche Ventilanord nungen, die mehr oder weniger selbsttätig oder unter Handbeeinflussung oder sonst irgendwie gesteuerter Beeinflussung die ver hältnismässig kleine Flüssigkeitsmengen aus den Zylindern abführen oder in sie einleiten, die nötig ist, um Kompression und Expansion auf die richtigen Werte einzusteuern, wie dies für den geräuscharmen Gang und die Vermeidung unnötiger Verluste nötig ist.
Die Erfindung beruht dabei auf der Erkenntnis, dass $iertür =verhältnismässig geringfügige Ventilquerschnitte durchaus ausreichen, so dass es möglich ist, innerhalb der sehr kurzen Zeiträume,-welche für die Vornahme dieser Beeinflussung, der natürlichen Expansions- oder Kompressionsvorgänge zur Verfügung stehen, tatsächlich die erwünschte Wirkung zu erzielen.
Bei den bereits beschriebenen Ausfüh rungsformen sind die zusätzlichen Ventile in der Umsteuerfläche des Steuerschiebers unter gebracht. Natürlich ist es auch möglich, ähn liche Ventile in dem meist rotierenden Zylin derkörper unterzubringen.
In der Regel ist dies jedoch weniger vorteilhaft, da dann für jeden der meist zahlreichen Zylinder eines hydraulischen Getriebes die entsprechenden Ventilanordnungen nötig sind, während bei der dargestellten Ausführungsform der Er- findung die Anordnung der erforderlichen Ventile jeweils nur an den beiden Umsteuer stellen genügt.
Die Wirksamkeit dieser Vorrichtung ist jedoch insbesondere bei Primärteilen, welche oft mit kleinen Hüben Verwendung finden, daran geknüpft, dass während der Umsteuer zeit, also während der Zeit, in der die Zylin deröffnung 12 in Fig. 2 weder mit dem Saugschlitz 11 noch mit .dem Druckschlitz 1.0 in Verbindung steht, der dazugehörige Kol ben überhaupt eine genügend grosse Bewegung macht, und bei kleinen Hüben ist dies offen bar nicht erreichbar, wenn man nicht unmässig breite Umsteuerstege ausführen will,
die im Gebiete der grösseren Hübe unverwendbar wer den, weil sie zu grosse Ventile, wie bisher be schrieben, erfordern würden. In solchen Fäl len ergeben sich einige andere Möglichkeiten, um die korrekte Einstellung der Kompres sion und Expansion zu verwirklichen.
Man kann beispielsweise zusätzlich zu der auch bei kleinen Hüben noch vorhandenen Kolbenbewegung oder ausschliesslich die Kam- pressions- oder Expansionsvorgänge durch Ein- und Ausführung von Flüssigkeitsströ men in die umzusteuernden Zylinder errei chen, die etwa eine besonders vorgesehene Flüssigkeitsquelle liefert oder eine Flüssig- keitsentnahmevorrichtung herauszieht.
Beispielsweise wäre es möglich, gemäss der zweiten Ausführungsformen nach Fig. 6 die Öffnungen 13 mit solchen Flüssigkeitsquellen oder Entnahmevorrichtungen in Verbindung zu bringen, wodurch Kompressions- oder Ex pansionsvorgänge eingeleitet werden, deren Wirkung durch einfache Ventilanordnungen den jeweiligen Bedürfnissen, wie der Be lastung des Getriebes, dem Luftgehalt, des Betriebsmittels usw. angepasst werden können. Für diese Zwecke müsste dann allerdings die tangentiale Weite der Öffnungen 13 der ent sprechenden Stärke des dichtenden Steges zwi schen den Zylindern angepasst bzw. fast so breit wie diese gemacht werden, um nahe liegende Störungen bei den Pumpen auszu schliessen (vgl. Fig. 8).
Die Fig. 8 und 9 zeigen eine dritte Aus führungsform des Erfindungsgegenstandes, bei welcher die Beeinflussung der Kompres sion und Expansion ganz oder teilweise unab hängig von der natürlichen Kolbenbewegung durch Ein- oder Ausführung besonderer Flüssigkeitsströme erzielt wird, wodurch man auch von der Notwendigkeit befreit wird, die Umsteuerung in einem engen Bereich nahe den Totlagen der Kolben vorzunehmen.
Hiermit kann die Druckentwicklung oder Druckabnahme beinahe beliebig beeinflusst werden und auch ein grosser Winkelbereich für die Umsteuerung verfügbar gemacht werden.
Diese Ausführungsform kann dabei für alle Arten hydraulischer Getriebe, die ein zelne Kapselzellen oder auch ausgesprochene Zylinderräume besitzen, Anwendung finden, insbesondere auch für alle Arten der Radial oder Axialkolbengetriebe.
In Fig. 8 wird die entsprechende Einrich tung für ein Axialkolbengetriebe dargestellt, und zwar ähnlich wie in Fig. 2 in der Ansicht auf den gewöhnlich feststehenden Steuerschie ber mit seinen nierenförmig gestalteten Steuerschlitzen 10 und 11, die jeweils mit der Saug- oder Druckleitung des hydraulischen Getriebesystems in Verbindung stehen, dabei aber ihre Rolle häufig wechseln.
Die einzelnen Zylinder, beispielsweise sie ben, überschleifen mit in Fig. 8 der Einfach heit halber kreisrund gestrichelt gezeichneten Öffnungen 32 die Steuerschlitze 10 und 11 und an der Umsteuerstelle die zwischen die sen gelegenen festen,Stege 22 und 23.
In. Fig. 9 ist nochmals die gleiche Ein richtung im Längsschnitt durch die Mitte des rotierenden Zylinderkörpers dargestellt, wo bei nur der Körper 24 des nichtrotierenden Steuerschiebers im Querschnitt dargestellt ist sowie der Zylinderkörper 25, während Kolben 26, die mit der Pleuelstange 27 an der Trieb welle 28 hängen, nur in Umrissen dargestellt sind, zumal insbesondere die Einzelheiten die ser Teile für die Erfindung ganz unwesent lich sind.
In dem Steuerschieber 24 werden nun zweckentsprechend etwa in der Mitte der Stege 22 und 23 die Öffnungen 13 ange bracht. In diese wird, wenn es sich um Öl handelt, aus dem Hauptölbehälter 29 über die Pumpen 30 und 31 ein Ölstrom eingeführt., wenn ein Kompressionsvorgang erzielt wer den soll oder in den Ölbehälter zurückgleitet, wenn eine Expansion gewünscht wird.
Die Zahnradpumpen 30 und 31 könnten auch durch Vorrichtungen ersetzt werden, welche im wesentlichen dasselbe wie derartige Pumpen, insbesondere auch verstellbare Pum pen, leisten. Soweit es sich um den aus dem Steuerschieber unter Druck herauszuführen den Ölstrom handelt, kann hierfür eine von Hand verstellbare Auslassdrosselstelle (Ventil) gesetzt werden.
Zweckmässig ist es allerdings, eine .derartige Drosselstelle so einzurichten, dass sie nur während der Zeit, in welcher ihre Wirksamkeit zur Entleerung eines Zylinders benötigt wird, offen ist und in der übrigen Zeit durch die darübergleitende Steuerfläche beispielsweise des rotierenden Zylinders ab gesperrt wird, weil sonst unnötige Druek- verluste auftreten.
Auch für einen Kompressionsvorgang ist nicht unbedingt eine Pumpe erforderlich. Man kann das hierfür benützte Drucköl offen bar einem Druckspeicher entnehmen und in ähnlicher Weise durch Einstell- oder Drossel- oder Steuerorgane den auffüllenden Zylindern zuführen. Auch ein derartiger Druckspeicher, der als Windkessel, Federdruckspeicher oder einfach als ein genügend grosser ölgefüllter Raum ausgeführt werden kann, braucht nicht unbedingt eine besondere Pumpe zu besitzen.
Wenn man hier wieder indirekt über geeig nete, die Druckwellen dämpfende Vorrich tungen, etwa ein passendes Rohr, gegebenen falls noch mit dazwischenliegenden Behältern, die wie eine akustische Siebkette wirken kön nen, an den Hauptdruckraum des Getriebes anschliesst, so ergibt sich immerhin der grosse Vorteil, dass die stossweise Druckölentnahme, wie sie zur Auffüllung der Zylinder dient, zunächst nur auf den Druckspeicher trifft und dort die Druckwellen bei passender Grösse dieses Druckspeichers praktisch restlos ver zehrt werden, ehe sie sich durch die geschil derte Auffüllvorrichtung auf den eigentlichen Druckraum des Getriebes in schädlicher Weise auswirken können.
Es ist daher auch eine derartige Ausführungsform des Erfin dungsgegenstandes in den Einzelheiten ihrer Bauweise und in ihrer Wirkung sehr wohl zu unterscheiden von den eingangs erwähnten Drosselschlitzen, welche die Verschleppung der Ein- und Ausströmung bewirken, und bei welchen die zur Auffüllung der Zylinder dienende Ölmengen einfach dem Hauptdruck raum des Getriebes direkt und ungedämpft entnommen werden müssen und dort aus den angegebenen Gründen bei' schnellaufenden Hochdruckgetrieben immer dieselben Störun gen erzeugen, wie man sich nun auch etwa bemüht, diese Drosselschlitze einzurichten.
Bei der Zwischenschaltung eines Druckspei chers wird jedoch dieser Fehler aufgehoben, ebenso wie auch beim Einbau einer eigent lichen, die Kompression bewirkende Kom pressionspumpe, da in beiden Fällen der eine schalttechnisch vom Hauptgetriebekreislauf unabhängig erzeugte Ölstrom die Auffüllung der Zylinder besorgen kann, ohne wie bei den bekannten Drosselschlitzen eine schädliche Rückwirkung auf den Hauptkreislauf des Getriebes zur Folge zu haben.
Hiermit kann zunächst eine Kompression oder Expansion in jedem Zylinder, während er gerade in der Umsteuerung begriffen ist, erzielt werden, ohne dass man auf die natür liche Kolbenbewegung unter dem Einfluss des Triebwerkes angewiesen ist. Es ist daher beispielsweise möglich, Kompressions- und Expansionsvorgänge symmetrisch beiderseits .der Totlagen der Kolben vorzunehmen und damit für diese Vorgänge einen Zeitraum zu wählen, der möglichst lange dauert und damit eine möglichst geringe Hubbewegung der Kolben ergibt.
An Stelle der Pumpen 30 und 31 kann auch eine einzige Pumpe oder dergleichen An wendung finden, die etwa Betriebsflüssigkeit aus einer Öffnung 13 ansaugt und in die an dere Öffnung 13 hineinbefördert. Eine wei tere zusätzliche Pumpe kann dafür dienen, die beiden Ölströme etwas verschieden zu machen; gegebenenfalls ist dafür auch eine Auslassstelle tauglich, wenn es sich um .die Mengenverringerung des einen der beiden Ölströme handelt.
Ganz allgemein können jedoch die Pumpen ersetzt werden durch be kannte oder naheliegende Vorrichtungen, die in irgendwie bestimmter Weise für die Auf- rechterhaltung eines bestimmten Druckes in den in Frage kommenden Öffnungen und damit in den umzusteuernden Zylindern sor gen. Man kann dabei die Einrichtung so treffen, dass diese Druckentwicklung gesetz mässig mit dem Drehwinkel der Zylinder zu- oder abnimmt und gleichzeitig die in der Regel unerwünschten oder störenden Druck entwicklungserscheinungen der Flüssigkeit kompensiert, die von der natürlichen Bewe gung der Kolben herrühren.
Auf diese Weise ist es dann auch möglich, einen verhältnis mässig grossen Winkelbereich für die Um steuerung verfügbar zu machen oder mit an dern Worten, die Stege 22 und 23 um nicht ganz unbedeutende Beträge breiter zu machen als die Weite der Zylinderöffnungen 32a bis 32g. Damit kann man dann die Zeiten, die zur Unterdrucksetzung der einzelnen Zylin- der zur Verfügung stehen, auch hei schnell- laufenden Getrieben so dehnen, dass ein ge nügend geräuschloser Gang auch bei hohen Drehzahlen und Drücken erreicht wird.
Wie die Ölzuteilungs- oder Ölentnahmevor- richtungen, als welche allgemein die Pumpeu 30, 31 in Fig. 9 angesehen sind, beschaffen sind, ist zunächst für die Erfindung un wesentlich. Es könnten dies z. B. regelbare Kolbenpumpen sein, ähnlich der Einrichtung der hydraulischen Getriebepumpen, die man nach Bedarf so verstellt, dass der gewünschte geräuschlose Gang der Getriebeteile heraus kommt.
Sorgt man dafür, dass der Flüssig keitsinhalt der Zuleitung zu den Pumpen für sich oder mittels zusätzlicher Behälter genü gend gross ausfällt, so lässt sich auch bei einer unverändert liefernden oder entnehmen den Pumpe bzw. einer an Stelle dieser letz teren angeordneten gewöhnlichen oder irgend wie gesteuerten Auslassstelle erreichen, dass die Bewegung der Getriebekolben 26 während der Umsteuerzeit keinen zu stark störenden Einfluss auf die Druckentwicklung während jeder Umsteuerperiode ausüben.
Fig. 10 zeigt nun noch eine besondere Einrichtung eines Pumpenwerkes, welches für sich geeignet ist, die störenden Bewegungen der Getriebekolben 26 während der Umsteuer zeit zu kompensieren und gleichzeitig die gewünschten Flüssigkeitsmengen für die Be einflussung der Kompression oder Expansion bzw. zur Erzielung dieser Vorgänge in die Öffnungen 13 einzuleiten.
Die bei dieser vierten Ausführungsform benützte Pumpe besitzt einen Pumpenkolben 33, der an einem Kurbeltriebwerk 34 hängt. Dieses Kurbeltriebwerk ist beispielsweise bei einem 7-Zylindergetriebe durch eine Stirnrad übersetzung im Verhältnis 7 :1 von der Triebwelle 28 angetrieben.
Wählt man dann die relative Lage der Kurbel 34 so, dass sie eine Totpunktlage dann verlässt, wenn ein umzusteuernder Zylinder (32) mit seiner Zy linderöffnung, beispielsweise 32a, die der einen Totpunktlage seines Kolbens entspre chende Stellung erreicht hat, was der Fall ist, wenn er gerade in der Mitte des dazu- gehörigen Steges 22 oder 23 steht, so erzielt man einen vollständigen Ausgleich der stö renden Bewegung des entsprechenden Kol bens 26, wenn das gesamte Hubvolumen des Pumpkolbens nur einen Neunundvierzigstel des gerade jeweils gewählten bzw. vorliegen den Hubvolumens des Zylinders (32) beträgt.
Diese Zahl entspricht dem Quadrat von sieben und lässt sich wie folgt ableiten: Die Bewegung der Arbeitskolben kann in ihrer Abhängigkeit vom Drehwinkel der Ge triebewelle als Sinus- oder Kosinuslinie dar gestellt werden und, in der Nähe des Tot punktes, wo die Umschaltung der Zylinder vorgenommen wird, mit grosser Genauigkeit als Parabel.
Bezeichnet man mit Ho das gesamte Hub volumen eines Zylinders, mit H das von der Totpunktlage an geförderte Volumen, mit x den Drehwinkel der Getriebewelle und mit c eine Konstante, so ergibt die Parabel die Gleichung H=c.x2 .Ho Nun soll der mit der Übersetzung 1 :7 angetriebene Hilfspumpenkolben dieselbe Öl menge fördern, wie der Hauptgetriebekolben, und zwar bei einem Drehwinkel z = 7x.
Für die Hilfspumpe kann aber dieselbe Parabelgleichung aufgestellt werden wie für den Getriebezylinder, das ist: <I>h =</I> c.z2.ho oder lt <I>= c . (7x)\ . ho</I> endlich h = c .49x\ . ho Es ist nun klar, dass h nur dann gleich H sein kann, wenn Ho sich<I>zu</I> lto verhält wie 49 : 1.
Damit ist es also möglich, durch eine ein zige Hilfspumpe die Umsteuerung auf einen Umsteuersteg für sämtliche Zylinder zu be werkstelligen und diese doch verhältnismässig klein auszuführen.
Für den andern Umsteuersteg benötigt man eine ähnliche Pumpe oder aber die Hilfs pumpe müsste doppelt wirkend ausgeführt werden, um auf dem einen Umsteuersteg für die Kompression Flüssigkeit einzuführen, auf dem andern für die Expansion Flüssigkeit zu entnehmen. Gänzlich uneingeschränkt geht dies allerdings nur bei Getrieben mit gerader Zylinderzahl, die im allgemeinen aus andern Gründen nicht üblich sind, so dass im all gemeinen zwei Pumpen notwendig werden, wenn eine genaue Kompensation der natür- liehen Bewegung der Getriebekolben erreicht werden soll.
Schliesslich ist es auch möglich, eine Pumpe anzuwenden, welche abwechselnd die eine und andere Öffnung 13 versorgt, wozu irgendein Umschaltorgan anzuwenden wäre.
Die gleichen Hilfspumpen können dabei auch noch die Verstellung ihrer Arbeitsphase in bezug auf die sich im Getriebe ablaufen den Vorgänge gestatten, wozu man nur die Winkeleinstellung der Kurbel 34 zu verän dern braucht.
In Fig. 10 wird dies beispielsweise da durch erzielt, dass die Stirnräder, welche die Triebwelle 28 mit der Kurbel 34 verbinden, derart schräg verzahnt sind, dass eine Längs bewegung beispielsweise des Zahnritzels 35 auf der Kurbelwelle 34 mittels des Gestän ges 36 die gewünschte Einstellung der Pha senlage der Kurbel 34 gestattet. Darüber hinaus ist natürlich noch eine Verstellung der Hubgrösse der Kurbel 34 erforderlich, wenn der Hauptgetriebeteil veränderliche Kolben hübe hat, oder der Betriebsdruck stark wech selt.
Die Einstellung dieser Kurbel 34 kann mit bekannten Mitteln erfolgen, oder aber man kann an Stelle des einfachen Kurbelgetriebes mit feststehendem Zylinder (für den Kolben 33) und rotierender Kurbelwelle einen An trieb mit längsverschieblichen schrägen Nok- ken setzen oder aber die bekannte Anordnung der radialen oder axialen Kolbentriebwerke der hydraulischen Getriebe mit rotierenden Zylindern und feststehender Kurbel anwen den. In diesem Falle muss freilich der einzige rotierende Zylinder nicht mit einem Schieber 24 nach Fig. 8 und 9 ausgerüstet werden, sondern einen wenigstens während der Um steuerzeit unveränderlichen Flüssigkeitsan schluss an die Öffnungen 13 besitzen.
Dass selbstverständlich der Hifspumpen- zylinder mit Flüssigkeit gefüllt sein muss, zweckentsprechend auch mit vorgespannter Flüssigkeit, sei hier nur erwähnt. In Fig. 10 ist hierfür nur das Rückschlagventil 37 an einem kleinen Ölbehälter angegeben, obwohl in der Regel eine Verbindung mit einer unter Druck stehenden Speisedruckleitung über ein ähnliches Rückschlagventil zweck entsprechend sein wird.
Die Einzelheiten der Einrichtung und insbesondere der Hilfspumpen können noch in sehr verschiedenartiger Weise verändert wer den, ohne dass hierdurch der Grundgedanke der Erfindung Not leidet. Wesentlich ist die Anordnung einer Ein- und (oder einer) Aus- strömöffnung z. B. in dem Steuerorgan der hydraulischen Getriebe und die Verbindung dieser Ein- und Ausströmöffnungen z. B. mit Hilfspumpen, die die gewünschte Beeinflus sung der Druckentwicklung der Triebflüssig keit während der Umsteuerzeit ergeben.
Auf diese Weise wird eine zwangläufige Umsteue rung der Arbeitsräume erzielt, ohne dass man genötigt wäre, allzusehr auf die Hubbewe gung der Hauptkolben des Getriebes Rück sicht zu nehmen, so dass es auch möglich ist, die Umsteuerzeiten bzw. Umsteuerwinkel ge nügend lang auszuführen und damit die ge wünschte Ruhe des Getriebelaufes zu er zielen.
Die Flüssigkeitsentnahme aus frem den Flüssigkeitsquellen hat zudem den Vor teil, dass in "dieser" Flüssigkeit auftretende Druckpulsationen in den Hauptdruck- und Saugleitungen des eigentlichen Getriebes, her vorgerufen durch die Zylinderfüllung oder -entleerung, vermieden werden.
Anstatt die Flüssigkeit durch Öffnungen 13 in dem Steuerorgan 24, wie in Fig. 8 und 9, zu- und abzuführen, kann natürlich auch an anderer .Stelle eine Einführung dieser Ströme vor sich gehen.
In Fig. 9 ist bei spielsweise und als- fünfte Ausführungsform ein mit erfindungsgemässen zusätzlichen Öff nungen versehener Gleitring 38 vorgesehen, die über seitliche Öffnungen 39 der Zylinder hinüberstreichen, so dass -die erstgenannten Öffnungen etwa dieselben Wirkungen wie die Öffnungen 18 in dem Organ 24 zu er reichen gestatten.
Die Auslauföffnung im Ring 38 kann man hierbei mit einem selbst tätigen Ventil versehen, wobei sich noch der Vorteil ergibt, dass durch dieses Ventil die durch dieFliehkraftausgeschleudertenFremd- körper aus dem Kompressionsraum des Ge triebes entfernt werden können. Selbstver ständlich sind auch noch andere Arten der Verbindung zwischen den Pumpen und den einzelnen Zylindern ausführbar, ohne dass hierbei das Wesen der Erfindung geändert würde.
Es ist auch möglich, die Hilfspumpen in Form einzelner Stempel, etwa von Nocken bewegter Stempel, in den Schieber 24 der Fig. 9 einzusetzen, da dies nur bauliche Mass nahmen sind, die in der Hauptsache dasselbe erreichen, wie die schematisch dargestellte Ausführungsform nach Fig. 10.
Hydraulic transmission. The invention relates to a hydrau lic transmission such. B. a so-called. Capsule gear or one of the piston type with reciprocating piston, in wel chen the inflow and outflow into and out of the individual working spaces with the help of a slotted control slide takes place.
As an example of such a transmission, the axial piston transmission indicated in the longitudinal section of FIG. 1 is given, the piston 2 contained in the rotating cylinder body 1 interacting via corresponding piston rods 3 with a rotating swash plate 4, be it as a pump with a driven shaft 5, or as a motor when the liquid supplied to the Zy relieve the rotatable parts just mentioned sets in motion.
In one case, as in the other, the necessary connections between the cylinder and the pumped or driving liquid are made via slots 6 of a non-rotating slide 7 which are alternately swept by them.
Such an arrangement also exists in the other transmissions of this type, i.e. both axial and radial piston transmissions, or those with divergent or convergent or inclined piston axes, etc.
It is now known, in such hydrau lic transmissions, the inflow and outflow in or out of the individual capsules or Zy cylinder spaces by attaching throttle slots invariable cross-section ziz, so that to a certain extent a damping of annoying noises it is enough.
However, if you use high operating pressures, such as greater than 50 atmospheres, in particular in conjunction with high speeds, it is not possible with this known tool to be a satisfactory elimination of the noises and especially the strong ones that occur in these pressure areas To achieve tremors.
Even if you use particularly heavy or stiff hydraulic transmissions, such. B. those at. which according to Fig. 1, the pivotable part 8 of the transmission rigidly over a curved, on the rear side of the part 8 facing away from the rotating parts of the ordered, this is at least partially supported by closing abutment 9 on the opposite part 1, show such noises and vibrations, at least in pipelines and other secondary components.
These processes prove that the known methods for damping the liquid surges, namely the use of throttle slots on the control slide, are often unsatisfactory.
The present invention is based on the knowledge that the dragging of the pressurization of the individual work spaces or their pressure relief in areas of higher pressures is not the most important measure for combating the noises or vibrations, but rather that it is an additional or even the main thing it is often necessary to remove the liquid carried along in the individual work rooms, for.
B. to subject it to a pre-compression before it is switched over to the pressure side with the working spaces, which means that any play and the elastic deformation of the linkage, wel ches z. B. the piston movement is used or the corresponding remaining parts of the transmission, is rendered harmless. Similar to linkage play is also an unnecessary air or gas content of the operating fluid, like all circumstances which somehow increase the compressibility of the operating medium, and these errors can also be eliminated by the present invention.
Because whatever the cause of the shocks, pressure waves or vibrations described may be, they will in any case be eliminated if one avoids z. B. not at all or insufficiently before compressed amounts of liquid with the Zy relieve switched to the pressure side who, what driven at high pressure driven together with game and Formände tion of the linkage etc. triggers pressure waves in the tensioned liquid and leads to strong ken vibrations, especially since these shocks or pressure waves also affect the remaining pistons and the other pressure-bearing components of the transmission, e.g.
B. also hit the pipelines and there Ge noises and vibrations, as well as energy losses, which can even lead to high temperatures and the evaporation of the operating agent at points where these pressure waves accumulate.
Similarly, the sudden relaxation of the highly compressed liquid upon passage, e.g. B. the liquid-filled cylinder spaces, act from the pressure side on the suction side or pressureless or lower pressure side of the transmission, so that similar phenomena can also be observed there, which generally occurs particularly in engines because here the cylinder which are completely or more than half filled with strained liquid speed with partial stroke adjustment, while the former. This phenomenon occurs mainly in pumps for the corresponding reason.
According to this novel explanation of the noises and vibrations that can actually be observed in all high-pressure gears that are not running too slowly, the well-known entrainment of pressurization or pressure relief of the individual work spaces is not a suitable means of liquidating the periodically repeated and thus the above disturbances causing pressure fluid - to avoid the removal of pressure or the introduction of pressurized fluid, and this explains the known very limited effectiveness of such invariable throttle slots.
According to the invention it is now provided that, in addition to the control slots angeord Neten on the control slide, at least one additional opening is provided which, in conjunction with a liquid, the working spaces of the transmission moving past this opening between two successive coincidence positions of the working spaces with the slots temporarily one of the Pressure of the liquid subject to appropriate pressure, for the purpose,
in the Arbeitsräu men when they are opened through one of the control slots an undesirable pressure jump and thereby avoid the formation of corre sponding noises.
The accompanying drawing shows five example embodiments of the invention, all intended as Agialkolbem establishments.
Fig. 2 is a schematic view of the slots and additional openings of the control slide of the transmission according to the first embodiment.
FIG. 3 is a section according to -A-B of FIG.
FIG. 4 shows, on a larger scale, a section through a valve visible in FIG.
Fig. 5 is a related plan view. FIG. 6 is a view similar to FIG. 2 of the second embodiment.
Fig. 7 is a section similar to Fig. 3 of the second embodiment.
Fig. 8 is a view similar to FIG. 2 to the control mirror of the third Ausfüh approximately form.
9 relates to this embodiment as well as a further, fourth embodiment. FIG. 10 finally shows an addition to the arrangement according to FIGS. 8 and 9, forming the fifth embodiment.
In the transmission according to the first Ausfüh approximate form of FIGS. 2 to 5, 10 and 11 are the known, kidney-shaped slots of the control slide of an axial piston gear, 40 being about the pressure slot, 11 the suction slot.
According to the preceding explanations, it should be achieved that each cylinder, which is involved with its control opening 12 taken in Fig. 2 and dotted shown in the reversal be, during the period in which this opening is neither with the pressure slot 10 nor communicates with the suction slot 11, is subjected to compression or expansion.
If the direction of rotation indicated by the arrow is to the left in FIG. 2, then the cylinder opening 12 in the upper part of the image must be subjected to a compression process at the transition from 11 to 10. So that this is about for the maximum load or the maximum air content of the liquid, z. B. the oil, coordinated compression process does not go too far at part load or low-air oil, a controlled opening 13 is provided in the control surface between the pressure and suction slots 10 and 11, the view of the cylinder opening 12 in a suitable moment, some time after it has left the suction slot, is cut.
The opening 13 is, as it can be seen in FIG. 3, which corresponds to the section AB of FIG. 2, with a low-mass non-return valve or safety valve 14 which has a spring-loaded plate 15 and is shown in FIG 4 is shown on a larger scale. This valve opens a connection between the cylinder opening 12 and the pressure slot 10 as soon as a higher pressure occurs in the cylinder than in the aforementioned pressure slot, the preload of the spring 16 still having to be exceeded.
By designing the movable valve part with the smallest possible mass, in the form of a light plate 15 and the arrangement of a moderately stiff spring 16 and a recess 17 in the plate 15, which allows the pressure entering through the opening 13 to spread to a sufficient extent at the sealing edge zones of the plate, it can be achieved that this valve works with the required speed,
so that no disturbing noises occur even when such a transmission is idling, even if it has sufficient compression for full load and possibly air-containing oil.
As described for the compression in the upper half of FIG. 2, too extensive an expansion in the lower half of FIG. 2 can also be eliminated if the opening 18 provided there is connected to a suitable valve that feeds oil from the suction side can flow into the cylinder as soon as an excessive expansion occurs in this.
For this purpose, an arrangement such as a plate valve similar to FIG. 4 would have to be performed with the plate in the opposite direction.
Instead (opening 18 with valve) one can also limit oneself to this; to arrange two openings 19 approximately in the middle of the reversing webs, which are connected via check valves to the suction line of the transmission, such as a feed pressure line that is under the pressure of a filling or feed pump, so that at least always the feed or filling pressure prevails and an excessive expansion or a vacuum formation in the cylinders is prevented,
even if too extensive an expansion movement of the piston should occur.
It is true that such a refill device, which supplies oil from the atmosphere or from a filling line at low pressure, cannot always completely complete the filling at low pressures. However, it also shows that this is less important, since larger vacuum noises only occur at higher pressure on the suction side of the transmission and the refilling then takes place through the openings 19 with sufficient reliability. In general, it shows that the most important thing is to avoid excessive compression (precompression), which is why the following embodiments mainly deal with the measures pertaining to this.
For example, you can provide the openings 13 and 18 in Fig. 2 for a pump with alternating suction and pressure side and combine each with a decompression valve com, in which case only a corresponding and sufficient compression movement of the piston must be provided. A refilling via the openings 19 from the feed pressure line is obviously compatible with the decompression valve shown in FIG. 4, so that no further additions are necessary if the direction of rotation does not change.
For a changing direction of rotation, the second embodiment according to FIGS. 6 and 7 now results in an appropriate arrangement of the decompression valves.
As can be seen in greater detail in FIG. 7, the openings 13 are here initially blocked by a spring-loaded valve plate 15, similar to that explained in FIGS. 2 and 3. However, this valve does not open a path to a certain side of the transmission circuit, son countries to a transverse channel 20, which makes the connection via the rolling ball 21 in it to that side of the Ge gearbox that just has the higher pressure. So that. an automatic switchover of the decompression valve to the side of the higher pressure is achieved.
The valve arrangements described in these two Ausführungsbeispie len can be selected so that they result in a correct setting of the compression or expansion for all operating conditions, provided that the corresponding movements of the pistons are large enough to allow the operating fluid to compress or expand, including the necessary additional movements, which
greater air content of the fluid in question or the flexibility of the components of the transmission part concerned.
To achieve a sufficiently large piston movement during the reversing time, for example, for changing direction of rotation, it is only necessary to select the overlap, i.e. the width of the sealing reversing web between the pressure and suction slots 10 and 11, to be sufficiently large.
For a pump, the conditions are always flawless if, on the one hand, it is ensured that, during the reversal, there is no lower pressure than atmospheric pressure in any cylinder or, if there is an increased pressure on the suction side, the so-called feed pressure, a lower pressure than this feed pressure can occur, for which a corresponding check valve or filling valve (19, Fig. 2) in each reversing web is sufficient.
In addition, however, it is still necessary to ensure that no higher pressure than the high pressure in the transmission in such a cylinder can arise during the control, and if you want to maintain this condition regardless of the direction of rotation or in other words Looking for an arrangement that gives the correct term conditions for each direction of rotation of a pump, the valve arrangement according to FIG. 7 is the given for this.
Similar valves can also be specified for those transmission parts which are used as an oil motor. Assuming that the size of the stroke may be adjustable in these, but never the adjustment of the stroke goes so far that the stroke direction is reversed, the control web for such an oil motor is on the order that corresponds to the outer dead center position of the pistons A valve according to Fig. 7 is required to limit the maximum pressure, while on the other reversing win, which corresponds to the inner dead center position of the piston, a refill valve or suction valve is necessary, which ensures that the smallest feed pressure is never fallen below.
In addition, however, for each Umsteuersteg at least with alternating direction of rotation two slots, similar to 13 and 18 in Fig. 2, controlled valves are required, namely on the side where the piston reach the inner dead center; two filling valves, which prevent lower pressures from occurring on the side in question than in the adjacent pressure or suction slot, while conversely on the side where the pistons reach the outer dead center position, two equally controlled drainage valves are necessary to ensure this that there never higher pressures than in the adjacent suction or pressure slot can occur.
Numerous other valve arrangements can be devised which somehow fully or semi-automatically influence the compression or expansion. The individual units of the valve assemblies are immaterial to the essence of the invention.
Rather, what is essential is the basic idea of supplementing the actual sifter controls intended for relatively large amounts of liquid, e.g. B. by simple and relatively small additional Ventilanord voltages, which more or less automatically or under manual control or otherwise somehow controlled influence discharge the relatively small amounts of liquid from the cylinders or introduce them into them, which is necessary for compression and expansion to the correct To control values, as is necessary for the quiet operation and the avoidance of unnecessary losses.
The invention is based on the knowledge that the door = relatively small valve cross-sections are sufficient, so that it is possible, within the very short periods of time that are available for effecting this influence, the natural expansion or compression processes, actually the to achieve the desired effect.
In the embodiments already described, the additional valves are placed in the reversing surface of the control slide. Of course, it is also possible to accommodate similar valves in the mostly rotating cylinder body.
As a rule, however, this is less advantageous since the corresponding valve arrangements are then required for each of the mostly numerous cylinders of a hydraulic transmission, while in the embodiment of the invention shown, the arrangement of the required valves is sufficient only at the two reversing points.
The effectiveness of this device is, however, particularly in the case of primary parts, which are often used with small strokes, linked to the fact that during the reversal time, i.e. during the time in which the cylinder opening 12 in FIG. 2 neither with the suction slot 11 nor with. the pressure slot 1.0 is connected, the associated piston makes a sufficiently large movement at all, and with small strokes this is obviously not achievable if one does not want to make excessively wide reversing bars,
which are unusable in the area of the larger strokes because they would require valves that are too large, as previously described. In such cases there are some other options for realizing the correct setting of the compression and expansion.
For example, in addition to the piston movement that is still present even with small strokes or exclusively, the compression or expansion processes can be achieved by introducing and executing fluid flows into the cylinder to be reversed, which supplies a specially provided fluid source or pulls out a fluid extraction device .
For example, it would be possible according to the second embodiment of FIG. 6 to bring the openings 13 with such liquid sources or extraction devices in connection, whereby compression or expansion processes are initiated, the effect of which is through simple valve arrangements to the respective needs, such as the loading of the transmission , the air content, the equipment, etc. can be adjusted. For these purposes, however, the tangential width of the openings 13 would have to be adapted to the corresponding thickness of the sealing web between the cylinders or made almost as wide as these in order to exclude obvious disturbances in the pumps (see. Fig. 8) .
8 and 9 show a third embodiment of the subject matter of the invention, in which the influencing of the compression and expansion is achieved completely or partially independently of the natural piston movement by introducing or executing special liquid flows, which also frees the need to make the reversal in a narrow area near the dead centers of the pistons.
In this way, the pressure development or pressure decrease can be influenced in almost any way and a large angular range can also be made available for reversal.
This embodiment can be used for all types of hydraulic transmissions that have individual capsule cells or also specific cylinder spaces, in particular also for all types of radial or axial piston transmissions.
In Fig. 8, the corresponding Einrich device for an axial piston transmission is shown, similar to Fig. 2 in the view of the usually fixed control slide over with its kidney-shaped control slots 10 and 11, each with the suction or pressure line of the hydraulic Transmission system are connected, but often change their role.
The individual cylinders, for example they ben, grind with in Fig. 8 for the sake of simplicity, openings 32 drawn with circular dashed lines, the control slots 10 and 11 and at the changeover point the fixed webs 22 and 23 located between the sen.
In. Fig. 9 is again the same A direction in longitudinal section through the center of the rotating cylinder body, where only the body 24 of the non-rotating control slide is shown in cross section and the cylinder body 25, while piston 26, which shaft with the connecting rod 27 on the drive 28 hang, are only shown in outline, especially since the details of these parts are very insignificant for the invention.
In the control slide 24, the openings 13 are now appropriately approximately in the middle of the webs 22 and 23 is introduced. In this, if it is oil, an oil flow is introduced from the main oil tank 29 via the pumps 30 and 31. When a compression process is achieved who should or slides back into the oil tank when expansion is desired.
The gear pumps 30 and 31 could also be replaced by devices which essentially do the same as pumps of this type, in particular also adjustable pumps. As far as the oil flow is to be led out of the control slide under pressure, a manually adjustable outlet throttle point (valve) can be set for this.
However, it is advisable to set up such a throttle point so that it is only open during the time in which its effectiveness is required to empty a cylinder and is blocked during the rest of the time by the control surface sliding over it, for example of the rotating cylinder, because otherwise unnecessary pressure losses occur.
A pump is also not absolutely necessary for a compression process. The pressurized oil used for this can openly be taken from a pressure accumulator and fed to the filling cylinders in a similar manner by adjusting or throttling or control elements. Such a pressure accumulator, which can be designed as an air tank, spring pressure accumulator or simply as a sufficiently large oil-filled space, does not necessarily need to have a special pump.
If one connects indirectly to the main pressure chamber of the gear unit via suitable devices that dampen the pressure waves, such as a suitable pipe, possibly with containers in between, which can act like an acoustic sieve chain, the main advantage is at least that the intermittent extraction of pressure oil, as it is used to fill the cylinder, initially only hits the pressure accumulator and there the pressure waves are practically completely consumed with the appropriate size of this pressure accumulator before they reach the actual pressure chamber of the gearbox through the illustrated filling device harmful ways.
It is therefore also such an embodiment of the inven tion subject in the details of its construction and in its effect to be distinguished from the throttle slots mentioned above, which cause the entrainment of the inflow and outflow, and in which the oil quantities used to fill the cylinder are simple must be taken directly and undamped from the main pressure chamber of the gearbox and there, for the reasons given, always generate the same Störun conditions in high-speed high-pressure gearboxes, as one tries to set up these throttle slots.
However, this error is eliminated when a pressure accumulator is interposed, as is the case with the installation of an actual compression pump, since in both cases the oil flow generated independently of the main transmission circuit can fill up the cylinders without, as in the case of the known throttle slots to have a harmful effect on the main circuit of the transmission.
In this way, a compression or expansion can be achieved in each cylinder while it is in the process of reversing, without having to rely on the natural piston movement under the influence of the engine. It is therefore possible, for example, to carry out compression and expansion processes symmetrically on both sides of the dead centers of the pistons and thus to select a period of time for these processes that lasts as long as possible and thus results in the smallest possible stroke movement of the pistons.
Instead of the pumps 30 and 31, a single pump or the like can also be used, for example, which sucks in operating fluid from an opening 13 and conveys it into the other opening 13. Another additional pump can serve to make the two oil flows somewhat different; If necessary, an outlet point is also suitable for this, if it is a matter of reducing the quantity of one of the two oil flows.
In general, however, the pumps can be replaced by known or obvious devices that somehow ensure that a certain pressure is maintained in the openings in question and thus in the cylinders to be reversed. The device can be designed in this way that this pressure development lawfully increases or decreases with the angle of rotation of the cylinder and at the same time compensates for the usually undesirable or disruptive pressure development phenomena of the liquid that arise from the natural movement of the pistons.
In this way, it is then also possible to make a relatively moderately large angular range available for the control or, in other words, to make the webs 22 and 23 wider than the width of the cylinder openings 32a to 32g by not entirely insignificant amounts. This means that the times that are available for pressurizing the individual cylinders can also be extended in high-speed transmissions so that a sufficiently quiet gear is achieved even at high speeds and pressures.
The nature of the oil metering or oil extraction devices, as which the pumps 30, 31 are generally viewed in FIG. 9, is initially unimportant for the invention. It could be B. adjustable piston pumps, similar to the device of hydraulic gear pumps, which can be adjusted as required so that the desired noiseless gear of the transmission parts comes out.
If it is ensured that the liquid content of the supply line to the pumps is sufficiently large, either by itself or by means of additional containers, the pump can also be supplied or withdrawn unchanged, or an ordinary or otherwise controlled one instead of the latter Achieve outlet point so that the movement of the gear piston 26 during the reversing time does not have an excessively disruptive influence on the pressure development during each reversing period.
Fig. 10 now shows a special device of a pump mechanism, which is suitable for itself to compensate for the disruptive movements of the gear piston 26 during the reversing time and at the same time the desired amounts of liquid for influencing the compression or expansion or to achieve these processes in initiate the openings 13.
The pump used in this fourth embodiment has a pump piston 33 which is suspended from a crank mechanism 34. In the case of a 7-cylinder transmission, for example, this crankshaft drive is driven by the drive shaft 28 through a spur gear ratio in the ratio 7: 1.
If one then selects the relative position of the crank 34 so that it leaves a dead center position when a cylinder (32) to be reversed with its cylinder opening, for example 32a, has reached the position corresponding to the one dead center position of its piston, which is the case, if it is in the middle of the associated web 22 or 23, a complete compensation of the disruptive movement of the corresponding piston 26 is achieved when the total stroke volume of the pump piston is only one forty-ninth of the stroke volume currently selected or present of the cylinder (32).
This number corresponds to the square of seven and can be derived as follows: The movement of the working piston can be represented as a sine or cosine line depending on the rotation angle of the gear shaft and, near the dead point, where the cylinders are switched is, with great accuracy, as a parabola.
If one denotes the total stroke volume of a cylinder with Ho, the volume delivered from the dead center position with H, the rotation angle of the gear shaft with x and a constant with c, the parabola results in the equation H = c.x2 the ratio 1: 7 driven auxiliary pump piston deliver the same amount of oil as the main gear piston, at a rotation angle z = 7x.
The same parabolic equation can be set up for the auxiliary pump as for the gear cylinder, that is: <I> h = </I> c.z2.ho or lt <I> = c. (7x) \. ho </I> finally h = c .49x \. ho It is now clear that h can only be equal to H if Ho is <I> to </I> lto as 49: 1.
This makes it possible to switch to a reversing web for all cylinders with a single auxiliary pump and still make them relatively small.
A similar pump is required for the other reversing bar, or the auxiliary pump would have to be designed to be double-acting in order to introduce liquid on one reversing bar for compression and to remove liquid from the other for expansion. However, this is only possible without restriction in transmissions with an even number of cylinders, which are generally not common for other reasons, so that two pumps are generally necessary if an exact compensation for the natural movement of the transmission piston is to be achieved.
Finally, it is also possible to use a pump which alternately supplies one and the other opening 13, for which purpose any switching element would have to be used.
The same auxiliary pumps can also allow the adjustment of their working phase in relation to the processes taking place in the gearbox, for which only the angular setting of the crank 34 needs to be changed.
In Fig. 10, this is achieved, for example, by the fact that the spur gears that connect the drive shaft 28 to the crank 34 are helically toothed in such a way that a longitudinal movement, for example of the pinion 35 on the crankshaft 34 by means of the rod 36, the desired setting the Pha senlage of the crank 34 allowed. In addition, of course, an adjustment of the stroke size of the crank 34 is necessary if the main transmission part has variable piston strokes, or the operating pressure changes strongly.
This crank 34 can be set using known means, or instead of the simple crank mechanism with a fixed cylinder (for the piston 33) and rotating crankshaft, a drive with longitudinally displaceable oblique cams can be used, or the known arrangement of radial or axial piston drives of hydraulic gears with rotating cylinders and fixed crank. In this case, of course, the single rotating cylinder does not have to be equipped with a slide 24 according to FIGS. 8 and 9, but rather have a liquid connection to the openings 13 that is unchangeable at least during the order control time.
The fact that the auxiliary pump cylinder must of course be filled with liquid, appropriately also with pretensioned liquid, should only be mentioned here. In Fig. 10 only the check valve 37 is indicated on a small oil container for this purpose, although usually a connection to a pressurized feed pressure line via a similar check valve will be appropriate.
The details of the device and in particular of the auxiliary pumps can still be changed in very different ways without the basic idea of the invention suffering from distress. What is essential is the arrangement of an inlet and (or) an outlet opening z. B. in the control member of the hydraulic transmission and the connection of these inflow and outflow z. B. with auxiliary pumps that result in the desired influencing solution of the pressure development of the driving fluid speed during the changeover time.
In this way, an inevitable Umsteue tion of the working areas is achieved without having to take too much care of the Hubbewe supply of the main piston of the transmission, so that it is also possible to run the reversing times or Umsteuerwinkel ge sufficiently long and thus to achieve the desired quietness of the transmission.
The extraction of liquid from external liquid sources also has the advantage that pressure pulsations occurring in "this" liquid in the main pressure and suction lines of the actual transmission, caused by the cylinder filling or emptying, are avoided.
Instead of supplying and removing the liquid through openings 13 in the control member 24, as in FIGS. 8 and 9, these currents can of course also be introduced elsewhere.
In FIG. 9, for example and as a fifth embodiment, a sliding ring 38 provided with additional openings according to the invention is provided which sweeps over lateral openings 39 of the cylinder so that the former openings have approximately the same effects as the openings 18 in the member 24 he will allow.
The outlet opening in the ring 38 can be provided with an automatic valve, with the advantage that the foreign bodies ejected by the centrifugal force can be removed from the compression chamber of the transmission through this valve. Of course, other types of connection between the pumps and the individual cylinders can also be carried out without changing the essence of the invention.
It is also possible to use the auxiliary pumps in the form of individual stamps, such as stamps moved by cams, in the slide 24 of FIG. 9, since these are only structural measures which in the main achieve the same thing as the embodiment shown schematically in FIG 10.