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Hydrostatisches Axialkolbengetriebe Die Erfindung bezieht sich auf
hydrostatische Axialkolbengetriebe mit stufenlos einstellbarem Unter- oder Übersetzungsverhältnis
mit je einer hydrostatischen Pumpe und einem hydrostatischen Motor, deren Druck-und
Saugräume jeweils miteinander verbunden. sind.
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Derartige Getriebe kommen insbesondere zur Übertragung großer und
größter Leistungen in Frage, wie sie für starka Personen- und Lastkraftwagen, jedoch
auch für Schienenfahrzeuge erforderlich ist.
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Die Verstellung des Unter- bzw. Übersetzungsverhältnisses erfolgt
durch Veränderung entweder der Fördermenge der hydrostatischen Pumpe oder der Schluckfähigkeit
des hydrostatischen Motors oder durch gleichzeitige Veränderung beider Größen.
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Für die nutzbringende Verwendung hydrostatischer Kolbengetriebe in
Fahrzeugen ist die Erreichung von sehr hohen Wirkungsgraden bei möglichst kleinem
Gewicht, kleinen Abmessungen und gedrängter Bauweise des Getriebes von ausschlaggebender
Bedeutung.
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Da die Höhe der Leck- und Kompressionsverluste, d. h. der sogenannten
Schlupfverluste, durch die Getriebeart bedingt und außerdem nicht wesentlich zu
beeinflussen ist, ist es vor allen Dingen erforderlich, die Reibungsverluste eines
Fahrzeuggetriebes so gering wie möglich zu halten. Diese Reibungsverluste treten
an allen Teilen auf, die sich mit einer gewissen Anpreßkraft berühren und sich gegeneinander
verschieben, d. h. also aufeinander gleiten.
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Neben der Erreichung eines sehr hohen Wirkungsgrades bei möglichst
kleinem Gewicht, kleinen Abmessungen und gedrängter Bauweise des Getriebes liegt
der Erfindung die Aufgabe zugrunde, die Reibungsverluste so klein wie möglich zu
halten. Bei hydrostatischen Axialkolbengetrieben, wie sie für den Einbau in Fahrzeuge
wegen der auftretenden hohen Drehzahlen fast ausschließlich in Frage kommen, treten
Reibungsverluste an folgenden Stellen auf: a) an der Dichtfläche zwischen der Kolbentrommel
und dem Steuerspiegel, b) zwischen den Kolben und ihrer Kolbentrommel, c)
an allen Teilen zur Aufnahme und Übertragung der axialen Kolbenkräfte, d. h. in
dem Kurbeltrieb- bzw. dem Schiefscheibenmechanismus und in den Kurbeltrieb- bzw.
Schiefscheibenlagern, d) an den Wänden der Flüssigkeitsleitungen, und zwar zwischen
der Flüssigkeit und den Leitungswänden.
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Die Reibungsverluste nach a) und b) sind im allgemeinen bei geometrisch
ähnlichen Abmessungen unabhängig vom Druck der Arbeitsflüssigkeit. Beide Reibungsverlustanteile
sind jedoch; proportional der absoluten Größe der aufeinander gleitenden Dichtflächen
und proportional den jeweiligen Gleitgeschwindigkeiten.
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Die Reibungsverluste nach c) sind im allgemeinen sowohl dem Druck
der Arbeitsflüssigkeit als auch den Gleitgeschwindigkeiten an den einzelnen Stellen
proportional, wenn die Axialkräfte nicht durch Gegenkolbentro@mmeln aufgenommen
werden.
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Die Reibungsverluste nach d) können bei dem hohen Arbeitsflüssigkeitsdruck,
mit dem die hier in Frage kommenden. Getriebe arbeiten, vernachlässigt werden; sie
können im übrigen durch genügend große Wahl des Durchmessers der Flüssigkeitsleitungen
beliebig klein gehalten werden.
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Durch eine besondere Kombination von an und für sich bekannten Bauelementen
und durch eine besondere Art der gegenseitigen Anordnung dieser Elemente wird gemäß
der Erfindung ein Getriebe mit sehr hohem Wirkungsgrad, kleinem Gewicht, kleinen
Abmessungen und gedrängter, den Einbauverhältnissen in Kraftfahrzeugen angepaßter
Bauweise geschaffen, bei dem die Reibungsverluste auf das geringste Maß herabgesetzt
sind.
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Der angeführten Aufgliederung der einzelnen Reibungsverlustquellen
[a) bis d)1 ist zu entnehmen, daß sich die Reibungsverluste des gesamten
Getriebes bei Übertragung einer bestimmten Leistung insbesondere durch zwei Maßnahmen
stark vermindern lassen, nämlich: 1. durch Herabsetzung der Gleitgeschwindigkeiten
zwischen den aufeinander gleitenden Teilen, 2. durch Verwirklichung eines maximalen
Kolbenhubes durch möglichst großen Schwenkwinkel der Schiefscheiben oder der schwenkbaren
Kolbentrommeln. Hierbei werden bei gleichem. Zylindervolumen die Kolbendurchmesser
und damit vor allem die Kolbentrommeldurchmes.ser entsprechend kleiner, wodurch
indirekt sowohl die Gleitflächen als auch die Gleitgeschwindigkeiten und. damit
die Reibungsverluste, insbesondere nach a) verkleinert werden.
Dia
erfindungsgemäße Aufgabe wird dadurch gelöst, daß den beiden Axialkolbenaggregaten
in an 'sich bekannter Weise ein Umlaufrädergetriebe vorgeschaltet ist, dessen einzelne
Glieder mit der treibenden Welle, der getriebenen Welle und mit der Pumpe des Verdrängergetriebes
verbunden sind., dessen Motorfeil ebenfalls mit der getriebenen Welle verbunden
ist, und daß beide Axialkolbenaggregate in an sich bekannter Weise sehwehkbare Kolbentrommeln
und zu der Aggregatachse konzentrische Pleuelflansche aufweisen.
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Bei den bisher in ähnlicher. Getriebekombinationen bekannten Axialkolbenaggregaten
mit Taumelscheiben ist, wenn man den Kolbendurchmesser allein ausnutzt, d. h. also,
wenn das Kolbenende nicht mit einer vergrößerten Kalotte versehen ist, wodurch.
der Kolbendurchmesservergrößert würde, ein maximal er S chwenkwinkel von nur 15°
möglich. Bei der erfindungsgemäßen Anordnung sind ohne weiteres Schwenkwinkel bis
zu 32° möglich. Bei Übertragung gleicher Leistung bei gleichen Drücken und gleichen
Drehzahlen betragen dadurch die Kolbendurchmesser und damit auch die Kolbenachsenabstände
von der Drehachse nur 76°/o gegenüber denen bei einer Ausführung mit Taumelscheiben.
Bei gegenläufigen Arbeitstrommelanordnungen liegen diese Werte bei nur 600/0. Ebenso
betragen die Reibungsverluste allein der Dichtflächen bei der erfindungsgemäßen
Anordnung mit schwenkbaren Trommeln nur 44°/o gegenüber den bekannten Anordnungen
mit schwenkbarem. Taumelscheiben. Bei Gegenläufaggregaten läßt sich der Gesamtverlust
infolge fehlender Axiallagerbelastung noch weiter verringern, selbst wenn von der
hierbei möglichen Drucksteigerung bei verbesserter Lebenslauer abgesehen wird, die
für die Übertragung der gleichen. Leistung eine weitere Verkleinerung der Kolbendurchmesser
und damit der Dichtflächen mit sich bringt. Mit Gegenlaufaggregaten allein ist jedoch.
nur ein Wirkungsgrad von 91 his 9210/a erreichbar. Durch die erfindungsgemäße Anordnung
der Leistungsteilung kann der Wirkungsgrad auf 95 bis 96ö/& gesteigert werden.
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Es ergibt sich also erst aus der Kombination der schwenkbaren Kolbentrommeln
in Verbindung mit dem Prinzip der Leistungsteilung ein hydrostatisches Getriebe;
durch das die erfindungsgemäße Aufgabe gelöst werden kann. Insbesondere ergibt sich
ein Getriebe mit sehr hohem Wirkungsgrad, kleinem Gewicht und kleinen Abmessungen,
das eine bedrängte, den Einbauverhältnissen in Kraftfahrzeugen angepaßte Bauweise
hat. Außerdem hat das erfindungsgemäße Getriebe an den gegen hohe Geschwindigkeiten
empfindlichen Dichtflächen kleinere Gleitgeschwindigkeiten und eine erhöhte Untersetzungs.möglichkeit.
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Das eine Sonnenrad des erfindungsgemäß vorgeschalteten Umlauf rädergetriebes
kann von der Anttiebswelle angetrieben werden. Die Abtriebs-,velle und das eine
Kolbenaggregat können durch das andere Sonnenrad angetrieben werden. Dann. kann
das zweite Kolbenaggregat- elitweder mit dem Planetenradträger oder bei frei drehbar
gelagertem Planetenradträger finit einem Bauteil in mechanischer Verbindung stehen,
das eine mit den Planetenrädern im Eingriff stehende Innenverzahnung besitzt.
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Bei dieser Ausbildung etgibt sich die sehr vorteilhafte Wirkung, da.ß
der Flüssigkeitsumlauf zwischen Pumpe und Motor bei zwei Untersetzungen gleich Null
wird, so daß die Reibungsverluste im, beiden Axialkolbenaggregaten zum größten Teil
verschwinden. Man kann dann eines dieser beiden Untersetzungsverhältnisse so wählen,
daß es mit dem im Betrieb am häufigsten. vorkommenden Untersetzungsverhältnis übereinstimmt;
dieses häufigste Untersetzungsverhältris wird in vielen Fällen 1:1 betragen. Die
Vorschaltung von Differentialgetrieben vor hydrostatische Axialkolbengetriebe ist
prinzipiell bereits bekannt, jedoch nicht in der erfindungsgemäßen Weise und daher
auch nicht unter Erzielung der durch die Erfindung erreichten, besonderen Vorteile.
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Es ist ein hydrostatisches Antriebsaggregat mit schwenkbaren Kolbentrommeln
bekanntgeworden, bei dem die Leistung von der Antriebswelle über Räder auf die Pumpe
und von dort rein hydraulisch über den Motor auf die Abtriebswelle übertragen wird.
Nur bei einer Untersetzung vom, 1:1 kann hierbei die hydraulische Leistungsübertragung
durch eine rein rriechanisehe Leistungsüberttagung von der Antriebswelle auf die
Abtriebswelle unter Ausschalturig der hydraulischen Übertragungsgleder durch den
Freilauf ersetät werden. Bei Ausnutzung der maximal zulässigen Gleitgeschwindigkeit
zwischen den Kolbentrommeln und der Steuerscheibe können bei dieser Ausführung mit
Rücksicht auf die maximal zulässige Kolbengeschwindigkeit die schwenkbaren Trommeln
lediglich auf einen; Schwenkwinkel von etwa 15' gebracht *erden, sä da man
sie auch durch ä:>tial angeordnete Trommeln finit Tanmelscheiben ersetzen kann.
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Demgegenübet kann mit der erfindwigsgemäßen Anordnung bei gleicher
Trommelgröße die vierfache Leistung übertragen werden. Daraus geht hervor, däß die
erfindungsgemäße Anordnung iii bezug auf die Verringerung der Abmessungen und des
Leistungsgewichtes der bekannten hochgradig überlegen ist. Bei der bekailriten Anordnung
ist auch, keine Leistungsverzweigung voTgeseher.
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Bei einer anderen bekannten Anordnung ist zwar eine Leistungsverzweigung,
vorhanden, jedoch werden zwei vollständige, getrennte mechanische Antriebszweige
vorgeschlagen, die sich über ein zweites Umlaüfrädergetrieb:e wieder vereinigen.
Das hydraulische Aggregat wird hierbei nur zur wechselseitigen Steuerung der beiden
Antriebszweige benützt. Diese bekannte Anordnung ist im Vergleich zu der erfindungsgemäßen
Anordnung außerordentlich umfangreich lind kompliziert, so daß die durch die Erfindung
angestrebten Vorteile eines kleinem. Bauvolumens und eifies geringer Gewichtes durch
sie nicht erreicht werden können.
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Schließlich ist eine Anordnung bekanntgeworden, bei der eine Leistungsverzweigung
über zwei vollständige hydrostatische Getriebe, bestehend aus Pumpen und Motor,
vorgesehen. ist. Auch hierbei handelt es sich um ein sehr großes und kämpliziertes
Aggregat, das zur Lösung der erfindungsgemäßen Aufgabe ungeeignet ist.
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Uni nun in weiterer Ausbildung def Erfindung auch die im Kurbeltrieb
auftretenden; dem Druck der Arbeitsflüssigkeit prcpcrtiönalen Reibungsverluste weiter
herabzudrücken, werden nach einer weiteren Ausführung der Erfindung die an sich
ebenfalls bekannten Axialkolbenaggrebate verwendet, bei denen jeweils zwei einander
zugeordnete Kolbentrommeln vorgesehen sind, deren Kolben, in bezug auf die auftretenden
Axialkomponenten der Kolbenkräfte entgegengesetzt zueinander liegen, so daß sich
diese Axialkomponenten in Richtung der Aggregatachse kraft- und mornenienmäßig gegenseitig
ganz oder nahezu ganz aufheben.
Hierbei können entweder beide Kolbentrommeln
schwenkbar angeordnet werden derart, daß jede Kolbentrommel mit der Aggregatachse
bei jeder Einstellung den gleichen Winkel bildet, oder es kann nur eine schwenkbare
und eine zur Aggregatachse konzentrische Kolbentrommel vorgesehen werden, wobei
durch geeignete Dimensionierung der volle Kraft- und Momentenausgleich möglichst
beim häufigsten Betriebszustand des Aggregats durchgeführt wird. Bei dem erfindungsgemäßen
Getriebe treten durch die Verwendung des vorgeschalteten Differentialgetriebes bei
der am häufigsten gebrauchten Untersetzung keine Bewegungen der Kolben in ihren
Kolbentrommeln auf; im übrigen Untersetzungshereich ist der Flüssigkeitsumlauf gegenüber
den üblichen Getrieben sehr stark reduziert, und die Gleitgeschwindigkeiten zwischen
Kolbentrommel und Steuerspiegel und zwischen Kolben: und Kolbentrommel sind verhältnismäßig
klein. Durch die Verwendung von schwenkbaren, Kolbentrommeln mit sehr großem Schwenkwinkel
werden diese Gleitgeschwindigkeiten noch weiter stark vermindert. Schließlich wird
durch Verwendung von Aggregaten mit Gegentrommeln, die eine sehr weitgehende Erhöhung
des Arbeitsflüssigkeitsdruckes erlauben, ein Getriebe mit einem Minimum an Reibungsverlusten
erreicht. Die für eine bestimmte Leistung erforderlichen Kolbentrommeln benötigen
durch diese Maßnahmen nur besonders kleine Durchmesser, so daß sie bei den heutzutage
für starke Personen- und Lastkraftwagen üblichen Antriebsleistungen, und erhöhten
Drehzahlen noch mit befriedigend kleinen Gleitgeschwindigkeiten an den Dichtflächen
laufen.; außerdem bleiben etwaige Ventilationsverluste des Getriebes in genügend
kleinen Grenzen. Da die entstehenden Getriebe recht klein und leicht werden, ergeben
sich recht günstige Einbauverhältnisse des in den meisten Fällen am Fahrzeugmotor
anzuflanschenden Getriebes.
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Besonders günstige Einbauverhältnisse ergeben sich jedoch, wenn man
das Differentialgetriebe auf der Getriebeantriebsseite anordnet und die beiden Kolbenaggregate
beiderseits der Abtriebswelle spiegelbildlich zu deren Achse mit der Antriebsseite
zugekehrten schwenkbaren Kolbentrommeln vorsieht. Hierdurch wird das Getriebe sehr
kurz und ordnet sich den gegebenen Einbauverhältnissen sehr gut ein, weil die größeren
Gehäusedurchmesser des Getriebes in der Nähe der Getriebeantriebsseite und damit
des Fahrzeugmotors und die kleineren, Gehäusedurchmesser in größerer Entfernung
davon zu liegen kommen.
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Ein bezüglich: des Einbaues ebenfalls sehr günstiges Getriebe erhält
man bei gleicher Anordnung der Kolbenaggregate, jedoch bei Einbau des Differentialgetriebes
auf der Getriebeabtriebsseite.
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Die Erfindung und weitere ihrer konstruktiven Merkmale werden an Hand
der in der Zeichnung dargestellten Ausführungsbeispiele beschrieben.
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Abb. 1 zeigt im Axialschnitt ein Getriebe mit einem antriebsseitig
angeordneten Kegelraddifferential; Abb. 2 zeigt im Axialschnitt ein Getriebe mit
einem ebenfalls antriebsseitig liegenden Stirnraddifferential unter Verwendung von
Axialkolbenaggregaten mit nicht schwenkbaren, zur Aggregatachse konzentrischen Gegentrommeln;
Abb. 3 zeigt im Axialschnitt ein Getriebe mit den gleichen Axialkolbenaggregaten,
jedoch mit einem a1-triebs.seitig angeordneten Stirnraddifferential; Abb. 4 zeigt
im Axialschnitt ein Getriebe, bei dem das Stirnraddifferential wie in Abb. 2 angeordnet
ist, unter Verwendung von Axialko@lbenaggregaten mit schwenkbaren Gegentrommeln;
Abb. 5 zeigt im Axialschnitt ein Getriebe, dessen antriebsseitiges Stirnraddifferential
etwas anders ausgebildet ist als in den vorhergehenden Abbildungen und bei dem die
Pumpe eine nicht schwenkbare; der Motor dagegen eine schwenkbare Gegenkolbentrommel
besitzt; Abb. 6 und 7 zeigen schematische Querschnitte zweier Getriebe zur Übertragung
größerer Leistungen; Abh. 8 zeigt in einem Diagramm die Abhängigkeit der Hubverhältnisse
von Pumpe und Motor über dem Getriebeuntersetzungsverhältnis aufgetragen.; Abb.
9 zeigt einen Querschnitt durch das Differentialgetriebe der Abb. 2 nach der Linie
A-B; Abb. 10 zeigt einen Querschnitt durch das Differentialgetriebe der Abb. 4 nach
der Linie C-D; Abb. 11 zeigt einen Querschnitt durch das Differentialgetriebe der
Abb. 5 nach der Linie E-F.
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Die Einzelheiten der hydrostatischen Axialkolbenaggregate wie auch
der Differentialgetriebe werden in der folgenden Beschreibung nur kurz angedeutet,
da beide an sich bekannt sind.
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Gemäß Abb. 1 tragen die in einem Getriebegehäuse 1 gelagerte Antriebswelle
2 und Abtriebswelle 3 je ein Kegelrad 4 bzw. 5 als Sonnenräder des Kegelraddifferentials
6. Die Planetenräder sind. mit 7 und 8 bezeichnet. Der Planetenradträger 9, der
beiderseits in dem Getriebegehäuse 1 gelagert ist, treibt über zwei Zahnräder 10/11
und eine Welle 12 das Axialkolbenaggregat 13 an. Die Kolbentrommel dieses Aggregats.
ist mit 14, der um die Schwenkachse 15 drehbare Schwenkrahmen mit 16, die Kolben
mit 17, die Pleuel mit 18 und der auf der Welle 12 befestigte Pleuelflansch mit
19 bezeichnet. Das zweite Kolbenaggregat 20 hat vollkommen die gleichen Bauteile
wie das Aggregat 13. Es wird über die Welle 21 und zwei Zahnräder 22/23 von der
Abtriebswelle 3 angetrieben. Die einzelnen Lagerstellen des Getriebes sind nicht
näher bezeichnet. Die Untersetzung der Zahnradpaarung 10/11 beträgt 2 : 1, die der
Zahnradpaarung 22/23 beträgt 1 : 1. Die Antriebswelle 2 und die Abtriebswelle 3
sind bei 24 drehbar ineinander gelagert. Die Steuerung der beiden Axialkolbenaggregate
13 und 20 erfolgt in üblicher Weise durch nicht dargestellte nierenförmige Steuernuten
in den Schwenkkörpern 16. Der Saugraum des Aggregats 13 ist mit dem Saugraum des
Aggregats 20 und ebenso auch der Druckraum von 13 mit dem Druckraum von 20 über
Flüssigkeitsleitungen verbunden. Diese beiden Flüssigkeitsleitungen verlaufen in
den Schwenkkörpern 16 und den Drehzapfen 15, wie dies bei derartigen Aggregaten
üblich ist.
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Die Wirkungsweise des. Getriebes nach Abb. 1 ist folgendermaßen: In
der gezeichneten Getriebestellung ist das Kolbenaggregat 13 angestellt, d. h., es
ist um den Drehzapfen 15 in eine Winkelstellung zu der Achse der Welle 12 geschwenkt.
Das Kolbenaggregat 20 dagegen ist nicht angestellt, d. h., seine Achse fällt mit
der Achse der Welle 21 zusammen. Das Aggregat 20 kann weder Flüssigkeit fördern
noch aufnehmen, da seine Kolben keine Bewegung ausführen. Bei rechtsdrehender Antriebswelle
2 dreht die Abtriebswelle 3 links, der Planetenradträger 9 wird an einer Drehung
gehindert, da das Aggregat 13, weil 20 keine Flüssigkeit aufnehmen, kann,
sich nicht verdrehen kann. Das Untersetzungs.verhältnis zwischen den Wellen 2 und
3 beträgt 1:1. Die Kolbentrommel des Aggregats 20 läuft mit der Antriebsdrehzahl,
die gleich der Abtrieb,s.drehzahl ist, um. Reibungsverluste treten nur in
dem
Aggregat 20 und in sehr geringem Maße zwischen den Zahnrädern 22/23 und in dem Differential
6 auf. Bei umgekehrter Einstellung des Getriebes, d. h. bei voller Anstellung des
Aggregats 20 und Einstellung des Aggregats 13 auf Null, steht die Welle 3 still.
Der Planetenradträger 9 dreht mit der halben Antriebsdrehzahl, das Aggregat 13 mit
voller Antriebsdrehzahl. Die Untersetzung des Getriebes n2: zal ist Null.
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Die Zwischenuntersetzungen des Getriebes nach Abb. 1 können dem Diagramm
nach Abb. 8 entnommen werden. Bei einem Untersetzungsverhältnis 112 : ial = 0,5
sind beide Kolbenaggregate 13 und 20 auf ihren maximalen. Hub eingestellt. Die Abtriebswelle
3 dreht mit halber Antriebsdrehzahl rückwärts. Der Planetenradträger 7 dreht mit
Die Kolbentrommel des Aggregats 13 dreht mit halber Antriebsdrehzahl. Bei völlig
gleicher Ausführung der Aggregate 13 und 20 dreht dann auch die Kolbentrommel von
20 mit halber Antriebsdrehzahl. Es ist ersichtlich, daß bei diesem Getriebe der
maximale Arbeitsflüss.igkeitsumlauf und die Summe der Gleitgeschwindigkeiten beider
Kolbentrommeln nur halb so groß sind wie die entsprechenden Werte eines normalen
hydrostatischen Getriebes. In dem Diagramm (Abb. 8) ist das Hubverhältnis des Kolbenaggregats
13 mit lallt max 13 und das Hubverhältnis des Kolbenaggregats20 mit lz/lz max 20
bezeichnet.
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Das Getriebe nach den Abb. 2 und 9 weist ein Stirnradumlaufrädergetriebe
25 mit den Sonnenrädern 26, 27, den Planetenrädern 28 und 28a und dem Planetenradträger
29 auf. Die Planetenräder 28 stehen mit lern Sonnenrad 26, die Planetenräder 28
ca mit dem Sonnenrad 27 im Eingriff. Außerdem kämmt je eine Gruppe von Planetenrädern
28 und 28a, die auf parallelen Achsen gelagert sind, miteinander, und zwar, in axialer
Richtung gesehen, zwischen den beiden Sonnenrädern 26 und 27. Die Kraftübertragung
erfolgt von Sonnenrad 26 auf die beiden Planetenräder 28, von da auf die beiden
Planetenräder 28a und weiter auf das Sonnenrad 27. Die Axialkolbentrommeln 30 und
31 entsprechen genau den Teilen 13 und 20 in Abb. 1. Die axialen Kolbenkraftkomponenten
werden jedoch nicht wie in Abb-. 1 durch die Lager der Wellen 12 und 21 aufgenommen.
Es sind hierzu vielmehr nichtverschwenkbare, zurAggregatachsekonzentrische Gegentrommeln
32, 33 mit Kolben 34, 35 und Zwischenstücken 36, 37 vorgesehen, die in entgegengesetzter
Richtung wie die Pleuel 38, 39 der Aggregate 30, 31 auf den gemeinsamen Pleuelflansch
40, 41 drücken. Der Pleuelflansch 40 wird von dem Planetenradträger 29 über eine
Hohlwelle 42, die Zahnräder 43/44 und die Welle 45 angetrieben. Der Pleuelflanseh
41 wird von dem Sonnenrad 27 über die Abtriebswelle 3, die Zahnräder 46, 47 und
die Welle 48 angetrieben. Das Getriebegehäuse ist wiederum mit 1 und die Antriebswelle,
die das Sonnenrad 26 antreibt, mit 2 bezeichnet. Die nierenförmigen Steuernuten
der einzelnen Kolbentrommeln sind in Abb.2 gestrichelt angedeutet.
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Die Druckseiten der Kolbentrommeln 30 und 32 sind untereinander und
mit den Druckseiten der Kolbentrommeln 31 und 33 verbunden. Ebenso stehen die Saugseiten
aller vier Kolbentrommeln miteinander in Verbindung. Da bei nicht vollkommen genauer
Herstellung der verschiedenen Steuernuten die Zylinderräume jeweils zweier gegeneinander
arbeitender Kolbentrommeln nicht genau gleichzeitig entlastet werden, was stoßartige
Belastungen der Pleuelflanschlagerung zur Folge hat, sind die Druck- und, Saub räume
jeweils zweier einander gegenüberliegender Kolben über Bohrungen in den Kolben selbst,
in den Verbindungsstücken 36, 37 und in den Pleuelflanschen 40, 41 unmittelbar miteinander
verbunden. Das Untersetzungsverhältnis zwischen, den Stirnrädern 43/44 beträgt wiederum
2: 1, das Untersetzungsverhältnis der Zahnräder 46/47 wiederum 1 : 1.
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Die Wirkungsweise dieses Getriebes ist mit der des Getriebes nach
Abb. 1 völlig identisch.
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Abb. 3 zeigt eine Abwandlung des Getriebes gemäß Abb.2. Es ist hier
das Stirnradumlaufrädergetriebe 49 auf die Seite der Abtriebswelle 3 verlegt. Die
Kolbenaggregate sind wie in Abb. 2 mit 30, 31, 32 und 33 bezeichnet. Die Antriebselemente
der beiden Axialkolbenaggregate können der Abbildung ohne weitere Erläuterungen
klar entnommen werden. Das gezeigte Getriebe zeichnet sich durch sehr kurze Bauweise
sowie durch günstigen Verlauf des Gehäusedurchmessers aus. Der größte Gehäusedurchmesser
schließt unmittelbar an den Befestigungsflansch 50 des Getriebegehäuses 1 an. Der
Gehäusedurchmesser nimmt zur Abtriebsseite hin stetig ab.
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Die Wirkungsweise des Getriebes unterscheidet sich nicht von derjenigen
der Getriebe nach den Abb. 1 und 2.
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Bei dem Getriebe nach den Abb,. 4 und 10 ist das Stirnradumlaufrädergetriebe
51 wiederum auf der Seite der Antriebswelle 2 vorgesehen. Jedes der beiden. Axialkolbenaggregate
besitzt einen Pleuelflansch 52 bzw. 53 und zwei gegeneinander arbeitende Kolbentrommeln
54, 55 bzw. 56, 57. Das Differentialgetriebe 51 weist im Gegensatz zu den Getrieben
nach den Abh. 2, 3 und 9 zwei Planetenräder 58, 58ra verschiedenen Durchmessers
auf. Selbstverständlich haben auch die beiden zugehörigen Sonnenräder verschiedene
Durchmesser. Die kleineren Planetenräder 58 haben eine Breite, die sieh über die
axiale Gesamtbreite der beiden Sonnenräder erstreckt. Die größeren Planetenräder58ca
haben dagegen nur die gleiche Breite wie ihr zugehöriges Sonnenrad. Die beiden.
Planetenräder 58 und 58a kämmen miteinander nicht zwischen den beiden Sonnenrädern,
sondern nur in der Ebene deskleineren Sonnenrades. Dieses Differentialgetriebe hat
daher den besonderen Vorteil, da,ß seine beiden Sonnenräder näher aneinandergerückt
werden können, so daß das gesamte Umlaufrädergetriebe kürzer baut. Die Pleuelflansche
52 und 53 werden in diesem Falle unmittelbar durch das auf der Hohlwelle 59 befestigte
Zahnrad 60 bzw. durch das auf der Abtriebswelle 3 befestigte Zahnrad 61 angetrieben.
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Auch bei dem Getriebe nach Abb. 4 kann selbstverständlich das Umlaufrädergetriebe
51 auf die Getriebeabtriebsseite verlegt werden. Das Differentialgetriebe kann auch
zwischen den beiden Antriebsrädern 60/61 der beeiden Axialkolbengetriebe untergebracht
werden.
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Bei den Getrieben nach den Abb. 1 bis 4 ist die Drehrichtung der Abtriebswelle
jeweils umgekehrt wie die der Antriebswelle. Falls dies vermieden werden soll, kann
ein Umlaufrädergetriebe gemäß den Abb. 5 und 11 verwendet werden. Dieses Getriebe
ist mit 62 bezeichnet. Die Planetenräder 65 kämmen mit dem Sonnenrad 63 auf der
Antriebswelle einerseits und mit dem innenverzahnten äußeren. Sonnenrad 66a andererseits.
Das äußere Sonnenrad 66a ist drehfest am Getriebegehäuse 1 befestigt. Die Planetenräder
65 a kämmen mit dem Sonnenrad 64 auf der Abtriebswelle 3
einerseits
und mit dem innenverzahnten äußeren Sonnenrad 66 andererseits. Die Planetenräder
65 und 65a sind im dargestellten Beispiel gleich groß und sind drehbar auf gemeinsamen
Achsen des frei drehbaren Planetenträgers 65 b gelagert. Der Antrieb der Hohlwelle
67 erfolgt vom innenverzahnten äußeren Sonnenrad 66 aus..
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Die Pumpe des dargestellten Getriebes wird von der Hohlwelle 67 über
ein Zahnrad 68 angetrieben. Sie besitzt eine schwenkbare Kolbentrommel 69 und eine
fest angestellte, zur Aggregatachse konzentrische Gegentrommel 70. Die Pumpe
entspricht also genau den in Abb. 2 und 3 gezeigten Axialkolbenaggregaten. Ihre
Einzelteile sind daher nicht näher bezeichne;. Der hydrostatische Motor wird von
dem Sonnenrad 64 über die Abtriebswelle 3 und das Zahnrad 71 angetrieben. Er besitzt
zwei schwenkbare, gegeneinander arbeitende Kolbentrommeln 72 und 73. Der Motor entspricht
also den, in Abb. 4 gezeigten und beschriebenen Axialkodbenaggregaten und wird an
dieser Stelle nicht weiter beschrieben.
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Es ist selbstverständlich, daß bei gleicher Baugröße der Kolbentrommeln
69, 72 und 73 die Fördermenge der hydrostatischen Pumpe pro Umdrehung nur halb so
groß ist wie die Schluckfähigkeit des hydrostatischen Motors bei einer Umdrehung.
Diese Anordnung hat den Zweck, größere Getriebeuntersetzungen bei voller Übertragungsleistung
mit möglichst kleinen und untereinander gleichen Arbeitszylindern verwirklichen
zu können. Dies wird aus folgendem Zahlenbeispiel deutlich: Bei einem. Untersetzungsverhältnis
1 : 1, beispielsweise bei einem Anstellwinkel der Pumpenkolbentromme169 von 30°
und einer Anstellung der Motorkolbentrommeln 72 und 73 auf 0° beträgt der Arbeitsflüssigkeitsdruck
p 75 atü. Bei einer Untersetzung von 1 : 9, die sich bei einem Pumpenanstellwinkel
von 340 und einem Motoranstellwinkel von 30° ergibt, beträgt der Arbeitsflüssigkeitsdruck
p 300 atü. Der hydrostatische Motor gibt auf die Abtriebswelle 3 das achtfache Drehmoment
der Pumpe ab. Hierzu kommt ein unmittelbar über die Zahnräder des Umlaufrädergetriebes
62 übertragenes Moment, und die Summe des auf die Abtriebswelle 3 ausgeübten Drehmomentes
ist das neunfache Drehmoment der Pumpe. Die Steigerung des Arbeitsflüssigkeitsdruckes
ist dagegen nur vierfach.
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Das Getriebe eignet sich aus den angeführten Gründen besonders für
den Einbau in schwere Lastwagen, Omnibusse usw.
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Die Abb.6 und 7 zeigen Getriebe, die für noch größere Leistungen,
gedacht sind. In beiden Beispielen arbeitet eine hydrostatische Pumpe 74 bzw. 75
mit festen oder schwenkbaren Gegentrommeln auf zwei Axialkolbena,ggregate mit schwenkbaren
Gegenkolbentrommeln. Die Motoraggregate sind mit 76 und 77 bzw. 78 und 79 bezeichnet.
Bei der Anordnung nach Abb. 6, bei der die Pumpe 74 und die Motoraggregate 76, 77
gleichmäßig um die Abtriebswelle 3 herum angeordnet sind, ergibt sich eine recht
günstige Raumausnutzung. Die Anordnung nach Abb. 7 hat demgegenüber jedoch den Vorteil,
daß die Zahnkräfte, welche die beiden Motoraggregate 78 und 79 auf das Zahnrad 80
der Abtriebswelle 3 ausüben, sich gegenseitig aufheben,, so daß die Wellenlager
entlastet werden. Die Wichtigkeit dieser Lagerentlastung läßt sich aus folgendem
Zahlenbeispiel ermessen: Bei Übertragung von 200 PS mit einer Antriebsdrehzahl des
.Getriebes n1 = 2000 U/min beträgt das antriebsseitigeDrehmomentetwa70mkg. DasAbtriebsdrehmoment
beträgt bei i = 1 : 1 ebenfalls 70 mkg, bei einer Untersetzung von 1:12 jedoch bereits
840 mkg. Wenn, das Abtriebsdrehmoment M2 über ein Zahnrad mit einem Teilkreisradius
von 5 cm übertragen werden muß, so beträgt der Zahndruck 16 800 kg. Bei einer symmetrischen
Anordnung gemäß Abb. 7 mit zwei Motoraggregaten ist der Zahndruck nur halb so groß;
er beträgt also 8400 kg. Die Belastung der Abtriebswellenlager wird dagegen gleich
Null.
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Da die in den Ansprüchen enthaltenen Merkmale zwar in der hier beanspruchten
Kombination mit dem Hauptanspruch neu, im anderen Zusammenhang aber zum Teil bereits
bekannt sind, wird für die Unteransprüche nur Schutz im Zusammenhang mit- dem Hauptanspruch
beansprucht.