CN100529389C - 静压轴向活塞机及其应用 - Google Patents

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Abstract

本发明涉及一种静压轴向活塞机(10)，包括：绕第一轴线(39)可转动的汽缸体(30)，带有多个在与第一轴线(39)同心的分度圆上设置的轴向延伸的汽缸孔(28)；以及绕第二轴线(38)可转动的法兰(12)，在该法兰上，数量相应于汽缸孔(28)数量的、可移动地插入到相关联的汽缸孔(28)中的活塞(27、27′)可枢转地铰接在与第二轴线(38)同心的第二分度圆上，并且构成环；以及用于使汽缸体(30)绕着第一轴线(39)的转动和从动轴(11)的绕第二轴线(38)转动同步的装置(19、20、21、22、23、24、25)，其中汽缸体(30)的第一轴线(39)和从动轴(11)的第二轴线(38)在第一位置和第二位置之间可以无级地调节，在所述第一位置两个轴线(38、39)平行，并且在所述第二位置两个轴线(38、39)彼此形成不同于零的最大枢转角(αmax)。所述类型的静压轴向活塞机(10)具有改进的特性，例如效率、功率密度和速度范围，使得最大枢转角(αmax)大于45°，特别地，等于50°。

Description

静压轴向活塞机及其应用
技术领域
本发明涉及轴向活塞机的领域。本发明涉及一种静压轴向活塞机及其应用。
背景技术
很久以来从现有技术(例如参见公开物DE-AS-1 113 621、DE-C2-29 04572、DE-A1-37 07 382、DE-A1-43 43 401和EP-A1-1 195 542)中已知无级静压的功率分流变速器，特别是在建筑汽车和农业汽车中使用。在这样的变速器中，传输的功率被分配到变速器的机械支路和静压支路、传输并且接着重新组合。
变速器的静压功率传输支路通常包括两个静压轴向活塞机，两个轴向活塞机液压地互相连接并且其中一个总是作为泵工作而另一个作为马达工作。在这种情况下根据驱动档位，这两个活塞机互换它们的角色。
静压轴向活塞机是静压功率分流变速器的主要组件并且对变速器的特性有决定性的影响，例如效率、总尺寸、复杂性、覆盖的速度范围、行驶速度级的类型和数量等等。在DE-A1-198 33711或者DE-A1-100 44784中已经公开用于这样的静压轴向活塞机的例子。H.Bork等人在2000年的慕尼黑工大的公开物上题目为“Modellbildung，Simulation，und Analyse eines stufenlosen leistungsverzweigten Traktorgetriebes”的文章已经描述了静压轴向活塞机以及配置有所述轴向活塞机的拖拉机变速器的功能和原理。
在静压轴向活塞机中，轴向活塞所插入的汽缸体相对于驱动法兰从轴向平行的基本构造能枢转一定枢转角度，其中轴向活塞可枢转地安装在所述驱动法兰上。根据枢转角度，作为泵工作的轴向活塞机在恒定的转速下每单位时间输送更多或更少的体积。在作为马达工作的轴向活塞机中，所述枢转角影响输出的转矩和转速。通过在功率分流变速器中的两个作为泵和马达工作的轴向活塞机的共同作用，行驶速度能够与驱动的内燃机的马达速度无关地调节，其中泵和马达的枢转角以合适的方式改变。因此，在拖拉机中，例如尽管驱动速度改变了，仍可以保持柴油机的转动速度恒定并且在最有利的操作点驱动内燃机，或者使动力输出轴的转速有利地适合于由动力输出轴驱动的附属设备的工作任务。
轴向活塞机的最大可能的枢转角确定轴向活塞机的驱动范围并且因此也确定变速器的特性。在至今已知的轴向活塞机中，最大的枢转角被限制为小于等于45°的值。这导致功率的限制和变化范围的限制。这也导致其中使用轴向活塞机的功率分流变速器的在效率上的限制，每个行驶速度级覆盖受限制的速度范围并且在结构和位置需要方面需高费用。
发明内容
因此本发明的目的在于提供一种静压轴向活塞机，其相对于已知的轴向活塞机具有明显改善的特性，并且在应用于功率分流变速器中时导致相应的变速器的特性的改善。
该任务通过根据本发明的静压轴向活塞机实现。所述静压轴向活塞机包括：绕第一轴线可转动的汽缸体，其带有多个在与第一轴线同心的分度圆上设置的轴向延伸的汽缸孔；以及绕第二轴线可转动的法兰，在该法兰上，数量相应于汽缸孔数量的、可移动地插入到相关联的汽缸孔中的活塞可枢转地铰接在与第二轴线同心的第二分度圆上，并且构成环；以及用于使汽缸体绕着第一轴线的转动和从动轴的绕第二轴线转动同步的装置，其中汽缸体的第一轴线和从动轴的第二轴线在第一位置和第二位置之间可以无级地调节，在所述第一位置两个轴线平行，并且在所述第二位置两个轴线彼此构成大于45°的最大枢转角，并且其中所述可转动的法兰设置在绕所述第二轴线转动的从动轴的端部上，所述同步装置包括设置在所述活塞的环内的中央同步轴，所述同步轴在一端通过第一接头与从动轴抗扭地接合并且在另一端通过第二接头与汽缸体抗扭地接合，并且为了达到不同于零的枢转角，所述同步轴在从动轴的设置在活塞的环内的中央漏斗形的开口内向所有侧枢转，所以所述机器的最大的枢转角主要通过漏斗形的开口和同步轴的横截面的尺寸和构造确定，其特征在于，为了增大最大的枢转角，所述漏斗形的开口在相邻活塞之间总是通过凸出局部地加宽，所述同步轴的横截面轮廓适合于凸出，并且所述漏斗形开口的边缘轮廓是带有数量相应于活塞数量的角的多边形。
本发明的本质在于，在轴向活塞机中设有大于45°的最大枢转角，特别地设有大于等于50°的最大枢转角。通过增大最大枢转角，改善了机器的效率。同时增大了分布，也就是说，在恒定的转速时得到了更宽的工作范围。此外，在相同的结构尺寸下提高功率或者在相同的功率下实现较小的结构尺寸。在单个轴向活塞机中的这种改进也导致了在配置有这样机器的功率分流变速器中的相应的改进。
根据本发明的静压轴向活塞机的优选的改进的特征在于，所述可转动的法兰设置在绕所述第二轴线转动的从动轴的端部上，所述同步装置包括设置在所述活塞的环(Kranz)内的中央同步轴，所述同步轴在一端通过第一接头与从动轴抗扭地接合并且在另一端通过第二接头与汽缸体抗扭地接合，并且为了达到不同于零的枢转角所述同步轴在从动轴的设置在活塞的环内的中央漏斗形的开口内向所有侧枢转，所以所述机器的最大的枢转角主要通过漏斗形的开口和同步轴的横截面的尺寸和构造确定，其中，第一和第二接头总是构成为三脚接头，并且所述同步轴轴向可移动地安装在所述从动轴中，以在枢转角变化时补偿距离改变，并且在所述从动轴中设有装置，它们沿汽缸体的方向弹性地预张紧所述同步轴，并且其中预张紧装置包括轴向压力弹簧，该压力弹簧经过压力活塞和可枢转地连接于所述同步轴的一端的第一压力销施加压力，并且同步轴在另一端上通过与之可枢转连接的第二压力销支撑在汽缸体上。
在这样设计的静压轴向活塞机中，为了增大最大的枢转角，优选地漏斗形的开口在相邻活塞之间总是通过凸出局部地加宽，并且所述同步轴的横截面轮廓适合于凸出。所述凸出基本上能够具有不同的形状，只要与同步轴的相配合的横截面联合导致同步轴能够更大地向外枢转。特别有利的是，根据一个优选的进一步扩展，所述漏斗形开口的边缘轮廓是带有数量相应于活塞数量的角的多边形，并且所述多边形的角总是设置在相邻的活塞之间并且形成凸出。
特别地，设有可被三整除数量的活塞，并且所述同步轴的所述横截面轮廓具有旋转对称性，所述同步轴转过120°与自身重合，其中，所述同步轴的所述横截面的120°的旋转对称性通过三个在所述同步轴中沿轴向延伸，总是转过120°设置的槽形凹槽产生。在这种情况下，优选地设有九个活塞。
根据本发明的另一种改进的特征在于，所述活塞总是设置在活塞杆的一端上，所述活塞杆朝向另一端逐渐变细并且在另一端通过球形头可枢转地安装在球面轴承中，并且所述球面轴承固定在在所述从动轴上构成的法兰中的第二分度圆上，所述法兰构成绕所述第二轴线可转动平面，并且所述活塞、活塞杆和球形头总是单件元件的部分。
根据本发明，根据本发明的静压轴向活塞机应用于由内燃机驱动的汽车特别是拖拉机的功率分流变速器中，其中由功率分流变速器传输的驱动功率的部分以液压的方式传输，并且为了以液压的方式传输功率使用至少两个液压地互相连接的静压轴向活塞机，它们交替地作为泵和马达工作。
附图说明
下文根据结合附图的实施例详细地描述了本发明。在附图中：
图1示出穿过根据本发明一个优选的实施例的带有未枢转的汽缸体的静压轴向活塞机的纵向剖视图；
图2示出图1中的静压轴向活塞机细节，其中汽缸体枢转了+50°；
图3示出图1中的静压轴向活塞机细节，其中汽缸体枢转了-50°；
图4示出穿过图1中的机器的从动轴的头部的放大视图的纵向剖视图，带有用于三脚接头和同步轴的间隙；
图5示出沿轴向方向的图4中的从动轴的头部的顶视图；
图6以多个分视图a)到e)示出图1中的带有在杆上的凹槽和在两端构成的凸榫的同步轴的不同视图，其中图6a和6b示出侧视图，图6c示出沿图6b中的平面B-B的纵向剖视图，图6d示出沿图6a中的平面A-A的横向剖视图，以及图6e示出透视侧视图；
图7示出在转动时同步轴在漏斗形开口中的位置，其中同步轴的槽形中的一个位于平行于九边形漏斗的侧面中一个的宽度中；
图8示出用于带有两个根据图1-6的可选择地作为泵和马达工作的静压轴向活塞机的拖拉机的说明性的功率分流变速器的简要框图；
图9示出根据图8的框图的非常简单的变速器，但是不带有连续的动力输出轴；
图10以多个分视图图10(a1)-图10(c)示出根据图9的变速器的在第一前进行驶速度级(图10(a1)-10(a3))、在第二前进行驶速度级(图10(b1)-10(b3))和在后退行驶(图10(c))时的不同的操作位置；以及
图11示出作为带有根据图8-10的功率分流变速器的拖拉机的行驶速度v的函数的效率eta(曲线A)和功率传输的静压部分的百分比(曲线B)，所述变速器在1800转/分时输入功率为195千瓦并且在2100转/分时最终速度为62千米/小时。
附图标记
10静压轴向活塞机(马达、泵)
11从动轴
12法兰
13开口(漏斗形的)
14孔(三脚接头)
15孔(加压装置)
16轴向通道
17环
18球面轴承
19压缩弹簧
20压力活塞
21、25压力销
22、24三脚接头
23同步轴
26球形头
27活塞
27′活塞杆
28汽缸孔
29连接开口(汽缸孔)
30汽缸体
31轴承孔
32轴承容器
33凸出
34凸榫(三脚接头)
35凹槽(槽形的)
36、37轴承箱
38轴线(从动轴)
39轴线(汽缸体)
40功率分流变速器
41万向轴
42动力输出轴
43、44从动轴(轴向活塞机)
45多级的行星齿轮
46离合器
47从动轴
48传动系统
49扭转减震器
50内燃机
51、52液压管线
53多路阀
54从动轮
55行星架
56主动轮
H1、H2静压轴向活塞机
K1，...，K4离合器
z1，...，z17齿轮
α枢转角度
αmax最大的枢转角度
具体实施方式
图1示出穿过根据本发明一个优选的实施例的带有未枢转的汽缸体(枢转角度α＝0)的静压轴向活塞机的纵向剖视图。静压轴向活塞机10包括长形的从动轴11，汽缸体30，多个活塞27和用于使从动轴11和汽缸体30的转动同步的同步轴23。从动轴11在它的整个长度上被分成不同的加工部分，当静压轴向活塞机10是功率分流传感器的部分时，如通过在图7中的例子示例性地示出，所述加工部分用于安装轴、容纳变速器齿轮并且用于容纳和操纵离合器。
在朝向汽缸体30的一端上，从动轴11被加厚并且终结于与从动轴11的轴线38同心的法兰12。在法兰12的端侧中铣出在绕着轴线38的分度圆上均匀分布的九个圆柱形轴承容器32(也可以参见图4和5)，用于可转动安装活塞27的球面轴承18插入到轴承容器(Lageraufnahme)中。轴承容器32的轴线相对于从动轴11的轴线38径向向外地倾斜几度(例如5°)。法兰12的端面相应地向外下降地加工，使得所述端面在轴承容器32的区域中相对于它们的轴线垂直地经过。
在法兰12的中央设有漏斗形的开口13(图4、5)，该开口转入到从动轴11的内部进入多级直径的中央孔15中。以环绕孔15并且部分地与孔15重叠的方式在从动轴11中加工有三个分别转过120°设置的轴向平行的孔14，这些孔是三脚接头22的部分。相对于它们，类似的孔形成在汽缸体30中并且是第二三脚接头24的部分。两个三脚接头22和24实现同步轴23与从动轴11和汽缸体30的抗扭地联接，同时确保汽缸体30相对于法兰12或者从动轴11的枢转性。为此目的，根据图6，同步轴23在两端上都配置有三个转过120°设置的径向定向的圆柱形凸榫34，所述凸榫在第一三脚接头15的情况下从中央孔15中穿过横向的重叠区域进入到相邻的孔14中。凸榫34的类似的接合同样发生在第二三脚接头24中。为了减小间隙在凸榫34上总是套装有环17(图1)，该环在外侧上突起。
当汽缸体30相对于法兰12枢转时，在汽缸体30和法兰12之间的由同步轴23跨接的距离能够改变。为了能够补偿该距离改变，同步轴23以沿轴向可移动的方式安装在第一三脚接头22的区域中。同步轴23通过它的朝向汽缸体30的端部可枢转地配合到第一压力销25上，该压力销插入到汽缸体30中并且它的一段长度从汽缸体30中突出。因此同步轴23在第二三脚接头24中不与汽缸体在外部接合，该同步轴沿着轴向以一定的预应力被压在第二压力销25上。在孔15中装有的压缩弹簧19用于产生预应力，该压力弹簧通过轴向可移动的压力活塞20和第二压力销21压到同步轴23上。压力活塞20、压力销21、22和同步轴23分别具有一个中央油道。
(圆柱形的)汽缸体30具有在绕着它的轴线39的分度圆上九个均匀分布的轴向平行的汽缸孔28，这些汽缸孔-如图5中的轴承容器32-互相具有40°的角距离。在所示的实施例中具有大约26mm的直径的汽缸孔28从朝向法兰12的侧上构成为盲孔。可枢转地安装在法兰12中的活塞27从该侧插入到汽缸孔28中。为此每个活塞27具有长形的向下逐渐变细的活塞杆27′，该活塞杆在下端转化为球头26，通过该球头所述活塞能够可枢转地安装到相关联的球面轴承18中。当汽缸体30从在图1中示出的位置(枢转角α＝0)向上枢转时，如在图2中所示，位于垂直视图表面的中间平面上方的活塞27进一步驶入到它们的汽缸孔28中并且通过开口压缩或积压位于其中的介质，而位于中间平面下方的活塞进一步从它们的汽缸孔28中驶出并且对位于其中的介质减压或者通过开口吸取。当汽缸体30根据图3向下枢转时，位于中间平面上方和下方的活塞27互换角色。在所示的例子中活塞27的最大活塞行程是大约93mm。
如果在恒定的枢转角α≠0时从动轴11并且因此经过同步轴23，同样汽缸体30绕着它们各自的轴线38和39转动，每回转一次九个活塞27中的每一个进行一次完整的冲程，当活塞和汽缸孔分别位于旋转运动的上面和下面的顶点(对于α＞0；参见图2)或者在下面和上面的顶点(对于α＜0；参见图3)时，总是经过上死点和下死点。流体动力的轴向活塞机10在下面的情况下能够作为液压泵工作，即通过从动轴11进行驱动并且液压介质通过驶出汽缸孔28的活塞27吸入并且通过驶入汽缸孔28的活塞压出。在这种情况下枢转角α越大，每转的体积泵流量越大。但是当汽缸在上死点和下死点之间总是受到负压的液压介质作用，并且在从动轴11上产生的转动减小时，它也可以作为马达工作。在这种情况下，枢转角α越大，扭矩越大。相反如果想获得在从动轴11上高旋转速度，那么枢转角α必须为小的。在一个功率分流变速器40中，如在图8中示意性地示出，液压功率支路通过两个如在图1中所示的静压轴向活塞机H1和H2形成，它们互相液压地连接并且根据速度范围可选择地作为泵和马达工作。
在汽缸孔28中的由活塞27限定的工作空间从汽缸体30的外端侧通过连接开口29可以进入。在图1至3中未示出的带有相应的开口的防扭的控制盘用于驱动各个汽缸，汽缸体30的外端面通过滑动轴承轴向地支撑在所述的开口上(为了径向安装在汽缸体30中设有三从动轴11)。这样控制的细节是已知的并且能够从开口所述的公开物中得到。其同样应用于需要的枢转机构以便使汽缸体30相对于法兰12枢转期望的枢转角α。
至今已知的静压轴向活塞机，如在开口的公开物中描述的，具有由45°的最大枢转角αmax限定的枢转范围。因此每个汽缸的活塞行程被限定，并且由此-在保持相同的结构尺寸时-用于功率调节的范围是有限的。这特别地引起限制，当静压轴向活塞机用于功率分流变速器中时。在根据本发明的静压轴向活塞机中，该限制以下面的方式消除，即实现大于45°的最大枢转角αmax，优选地直到50°。
用于根据图1-3的静压轴向活塞机的最大枢转角αmax的重要的限制通过在从动轴11和汽缸体30之间的同步机构提供。当汽缸体30枢转了枢转角度α时，同步轴23离开从动轴的轴线38枢转了大约一半枢转角度。为了提供枢转的空间，根据图4和5，在分度圆上设置的轴承容器32的中央设有漏斗形开口13，该开口的开口角度确定同步轴23的枢转范围。在已知的静压轴向活塞机中，开口13具有圆锥形的设计。开口的宽度通过内接于轴承容器32的圆形确定。相反在本发明的解决方案中，在相邻的轴承容器32之间存在的空间被利用以便增加同步轴23的可能枢转范围。为此，根据图5，在相邻的轴承容器32之间的角度范围内在开口中设有凸出33，该凸出超过内接圆延伸。同时，根据图6d，同步轴23的横截面轮廓偏离圆形改变为使得与在开口13中的凸出33共同作用得到用于同步轴23的更大的枢转范围。在这种情况下，当轴向活塞机转动时，同步轴23以齿轮在开口13的设有凸出33的边缘轮廓上的内齿轮中的方式滚动。
开口13的边缘轮廓可以基本上是波状的构造，波峰位于轴承容器32之间并且波谷直接设置在轴承容器32上。优选地，根据图5，漏斗形开口13的边缘轮廓是具有相应于多个活塞27的角的多边形，也就是说九边形，多边形的角总是设置在相邻的活塞27或者轴承容器32之间并且形成凸出33。相反，同步轴23的横截面轮廓是旋转对称，它转过120°与本身重合。通过在同步轴23中的三个沿轴向方向延伸总是转过120°设置的槽形凹槽35产生该120°的旋转对称。当同步轴在最大枢转角αmax时在开口13的壁上滚动时，同步轴23的保持固定在槽形凹槽之间的肋在三脚接头22的相应的角定向时同步地插入开口13的凸出33中。由于同步轴23120°的对称和开口13的40°的对称，所以插入在每隔两个凸出33上进行。滚动过程的其中同步轴23的槽形凹槽35中的一个位于精确地平行于九边形漏斗13的侧边中的一个的宽度中的瞬态图在图7中再次示出。
由于加宽的枢转范围，根据图1-3的静压轴向活塞机特别适合用于由内燃机(柴油机)驱动的汽车-特别是拖拉机-的功率分流的变速器，其中一方面在低的行驶速度范围中必须提供高扭矩，另一方面应该可以实现具有高效率的高行驶速度。这样的功率分流变速器的框图在图8中示出并且在图9中示出根据图8框图的极其简化的变速器(但是在这种情况下，图8的连续的动力输出轴42被终结于多级行星齿轮45的主动轮代替；同样缺少扭转减震器49)。所示的功率分流变速器40经过万向轴41和扭转减震器49连接于内燃机50，该内燃机通过活塞-汽缸布置表示。动力输出轴42贯穿功率分流变速器40并且在一端直接连接于万向轴41并且在另一端经过离合器46能连接于从动轴47。在拖拉机的情况下，借助于从动轴47能够驱动农业附属设备。
多级行星齿轮45的大太阳轮z1配置在动力输出轴42上，该多级行星齿轮另外包括双行星齿轮z2、z2′，小太阳轮z1′，和内齿轮z3。小太阳轮z1′通过中空轴与另一个齿轮z6抗扭地连接，该齿轮与齿轮z7啮合。内齿轮z3抗扭地与齿轮z4连接，该齿轮z4转而与齿轮z5啮合。齿轮z5通过离合器K3能够与第一静压轴向活塞机H1的从动轴43连接。齿轮z7通过离合器K2能够与第二静压轴向活塞机H2的从动轴44连接。双行星齿轮z2、z2′的行星架(在图9中的55)抗扭地与齿轮z8连接，该齿轮z8一方面与齿轮z9啮合并且另一方面与齿轮z17啮合。齿轮z9通过中空轴和离合器K1能够与第二静压轴向活塞机H2的从动轴44连接。齿轮z17是传动系统48的部分，该传动系统48与汽车的从动的车轴连接。在图9的变速器中，用于汽车推进的功率能够增加到相应的从动轮54上。通过变速器的机械的和液压的支路传输的功率在行星架55上累加。此外齿轮z10抗扭地配置在动力输出轴42上，该齿轮z10通过中间齿轮z12和另一个齿轮z11借助于离合器K4能够与第一静压轴向活塞机H1的从动轴43连接。
两个静压轴向活塞机H1、H2通过两个液压管道51和52互相液压地连接，所述液压管道总是用作向外管道和返回管道。当两个静压轴向活塞机H1、H2互换它们的角色时，也就是说，当作为泵工作的轴向活塞机应该作为马达工作时，插入到液压管道51和52中的多路阀53实现管道的交换，并且反之亦然。
根据图10的分视图解释图8或者图9中的功率分流变速器40的工作方式。在这种情况下，分视图a1至a3涉及第一前进汽车行驶级，分视图b1至b3涉及第二前进汽车行驶级，并且分视图c涉及向后行驶。处于空间的原因，省略了与图9的标号相同的各个变速器部分的标号。
为了开始第一前进行驶速度级(慢的向前行驶；图10(a1))，离合器K1和K2接合。第一静压轴向活塞机H1在第一前进汽车行驶级中作为泵工作，第二静压轴向活塞机H2作为马达工作。静压轴向活塞机H1(泵)首先从未枢转的状态(枢转角α＝0)缓慢地枢转到完全枢转的状态(枢转角α＝αmax)，这在分视图10(a2)中实现。它因此泵吸越来越多液压流体到作为马达工作的静压轴向活塞机H2中。后者被最大地枢转并且因此在缓慢上升的转速下输出高扭矩。如果静压轴向活塞机H1被最大地枢转(图10(a2))，那么静压的轴向活塞机H2缓慢地向回枢转到零(图10(a3))。在这种情况下，它的转速提高，而静压轴向活塞机H1的转速和传输的液压功率在行驶速度级结束时跌落到零。在图11中，第一前进行驶速度级相应于在0和大约18km/h之间的速度范围，其中液压传输功率的份额HP线性地从100％减小到0％。
在从第一行驶速度级(图10(a3))的结束到第二行驶速度级(图10(b1))的开始的过渡中，离合器K1脱离并且为此离合器K2接合。因为轴向活塞机H2在枢转角为零时没有接收到扭矩，所以接合力矩实际上为零。同时通过离合器K1和K2的操纵，通过多路阀53对调位置，轴向活塞机H1可以改变作为马达工作并且轴向活塞机H2改变作为泵工作。那么与在第一行驶速度级中相同的动作以不同的比率发生：首先泵H2在完全枢转的马达H1的情况下(图10(b1))从未枢转的状态逐渐增加地枢转，直到它同样完全枢转(图10(b2))。然后马达H1向后枢转到零(图10(b3))，其中它增加了它的转速并且传输的液压功率下降到零。第二前进行驶速度级相应于图11中的在18km/h和62km/h之间的速度范围。在这种情况下，液压传输的功率的份额首先从0％升高到最大约30％(在30km/h)并且然后下降到0％(在53km/h)并且为了保持这个速度位于0％。根据图11通过变速器结构和变速器控制的这种类型可以得到变速器的效率eta，该效率在开始时非常快地上升到超过85％的值并且在最大的行驶速度时甚至达到大约90％的最大值。
对于向后行驶(图10(c))，离合器K2和K3打开并且离合器K1和K4闭合轴向活塞机H1作为泵工作并且轴向活塞机H2作为马达工作。马达H2完全枢转，而泵H1从枢转角为零向外枢转。

Claims (12)

1.一种静压轴向活塞机(10)，包括：绕第一轴线(39)可转动的汽缸体(30)，其带有多个在与第一轴线(39)同心的分度圆上设置的轴向延伸的汽缸孔(28)；以及绕第二轴线(38)可转动的法兰(12)，在该法兰上，数量相应于汽缸孔(28)数量的、可移动地插入到相关联的汽缸孔(28)中的活塞(27、27′)可枢转地铰接在与第二轴线(38)同心的第二分度圆上，并且构成环；以及用于使汽缸体(30)绕着第一轴线(39)的转动和从动轴(11)的绕第二轴线(38)转动同步的装置(19、20、21、22、23、24、25)，其中汽缸体(30)的第一轴线(39)和从动轴(11)的第二轴线(38)在第一位置和第二位置之间可以无级地调节，在所述第一位置两个轴线(38、39)平行，并且在所述第二位置两个轴线(38、39)彼此构成大于45°的最大枢转角(αmax)，并且其中所述可转动的法兰(12)设置在绕所述第二轴线(38)转动的从动轴(11)的端部上，所述同步装置(19、20、21、22、23、24、25)包括设置在所述活塞(27、27′)的环内的中央同步轴(23)，所述同步轴在一端通过第一接头(22)与从动轴(11)抗扭地接合并且在另一端通过第二接头(24)与汽缸体(30)抗扭地接合，并且为了达到不同于零的枢转角(α)，所述同步轴(23)在从动轴(11)的设置在活塞(27、27′)的环内的中央漏斗形的开口(13)内向所有侧枢转，所以所述机器的最大的枢转角(αmax)主要通过漏斗形的开口(13)和同步轴(23)的横截面的尺寸和构造确定，其特征在于，
为了增大最大的枢转角(αmax)，所述漏斗形的开口(13)在相邻活塞(27、27′)之间总是通过凸出(33)局部地加宽，所述同步轴(23)的横截面轮廓适合于凸出(33)，并且所述漏斗形开口(13)的边缘轮廓是带有数量相应于活塞(27、27′)数量的角的多边形。
2.如权利要求1所述的静压轴向活塞机，其特征在于，所述多边形的角总是设置在相邻的活塞(27、27′)之间并且形成凸出(33)。
3.如权利要求1或2所述的静压轴向活塞机，其特征在于，所述第一和第二接头总是构成为三脚接头(22、24)，并且所述同步轴(23)轴向可移动地安装在所述从动轴(11)中，以在枢转角(α)变化时补偿距离改变，并且在所述从动轴(11)中设有预张紧装置(19、20、21)，它们沿汽缸体(30)的方向弹性地预张紧所述同步轴(23)。
4.如权利要求3所述的静压轴向活塞机，其特征在于，所述预张紧装置(19、20、21)包括轴向压缩弹簧(19)，所述压缩弹簧经过压力活塞(20)和可枢转地连接于所述同步轴(23)的一端的第一压力销(21)施加压力，并且同步轴(23)在另一端上通过与之可枢转连接的第二压力销(25)支撑在汽缸体(30)上。
5.如权利要求1所述的静压轴向活塞机，其特征在于，设有可被三整除的数量的活塞(27、27′)，并且所述同步轴(23)的所述横截面轮廓具有旋转对称性，所述同步轴转过120°与自身重合。
6.如权利要求5所述的静压轴向活塞机，其特征在于，所述同步轴(23)的所述横截面轮廓的120°的旋转对称性通过三个在所述同步轴(23)中沿轴向延伸的、总是转过120°设置的槽形凹槽(35)产生。
7.如权利要求5或6所述的静压轴向活塞机，其特征在于，设有九个活塞(27、27′)。
8.如前述权利要求1所述的静压轴向活塞机，其特征在于，所述活塞(27)总是设置在活塞杆(27′)的一端上，所述活塞杆(27′)朝向另一端逐渐变细并且在另一端通过球形头(26)可枢转地安装在球面轴承(18)中，并且所述球面轴承(18)固定在形成于所述从动轴(11)的法兰(12)中的第二分度圆上，所述法兰构成绕所述第二轴线(38)可转动平面。
9.如权利要求8所述的静压轴向活塞机，其特征在于，所述活塞(27)、活塞杆(27′)和球形头(26)总是单件元件的部分。
10.如权利要求3所述的静压轴向活塞机，其特征在于，为了构成三脚接头(22、24)，所述同步轴(23)在两端上各具有三个转过120°的沿径向方向延伸的圆柱形凸榫(34)。
11.如权利要求1所述的静压轴向活塞机，其特征在于，所述最大枢转角(αmax)等于或大于50°。
12.如权利要求1-11中任一项所述的静压轴向活塞机(10)在由内燃机(50)驱动的汽车的功率分流变速器(40)中的应用，其中部分由功率分流变速器(40)传输的驱动功率以液压的方式传输，并且为了以液压的方式传输功率使用至少两个液压地互相连接的静压轴向活塞机(H1、H2)，它们交替地作为泵和马达工作。
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