DE19740554A1 - Hydrostatisches Getriebe mit mehreren Betriebsarten - Google Patents

Description

Diese Erfindung bezieht sich auf ein Getriebe, bei dem ein Drehzahlverhältnis kontinu­ ierlich variiert werden kann, und bezieht sich insbesondere auf eine Verbesserung eines hydrostatischen Getriebes mit mehreren Betriebsarten, das sowohl mechanische als auch hydrostatische Funktionen aufweist.

Der Inhalt von Tokugan Hei Tokugan Hei 8-279812 mit Anmeldetag 15. September 1996 in Japan wird hiermit durch Inbezugnahme eingeschlossen.

Ein Typus von aus dem Stand der Technik bekannten Getrieben, bei denen ein Dreh­ zahlverhältnis kontinuierlich variiert werden kann, ist ein hydrostatisches Getriebe (im folgenden als HSG bezeichnet), das eine Hydraulikpumpe mit variabler Fördermenge und einen Hydraulikmotor umfaßt.

Ein solches HSG wandelt mit Hilfe der Hydraulikpumpe mit variabler Fördermenge eine Leistung einer Maschine in eine Durchflußleistung und in einen Druck um und überträgt die Leistung an den Hydraulikmotor. Indem die Hydraulikpumpe mit variabler Förder­ menge und der Winkel einer Taumelscheibe des Hydraulikmotors, wie in Fig. 7 gezeigt, geregelt wird, kann die Rotation des Motors stufenlos, einschließlich Vorwärtsrotation, Drehzahlerhöhung/-Erniedrigung, Rückwärtsrotation (d. h. Rotation in negativer Rich­ tung) und Stillstand, gesteuert werden. Die Leistung wird durch ein Fluid, das durch eine hydraulische Druckleitung fließt, übertragen, so daß es keine mechanische Beschrän­ kung bezüglich der Lagen von Pumpe und Motor gibt. Die Aufstellung dieser Kompo­ nenten relativ zueinander kann frei gewählt werden. Aus diesem Grund sind HSG z. B. bei Baumaschinen weit verbreitet.

Jedoch sind die HSG bezüglich des Wirkungsgrades der Leistungsübertragung proble­ matisch. Da die Leistung hydraulisch übertragen wird, beträgt der Wirkungsgrad nicht mehr als ungefähr 80% und unter normalen Teillastbedingungen nur um die 70-75%.

Zudem muß die Durchflußmenge durch den Hydraulikmotors verringert werden, um die Drehzahl der Antriebsrotation zu erhöhen. Wird aber die Fördermenge verringert, dann steigt der Hydraulikdruck für dasselbe Lastdrehmoment. In diesem Fall muß das ein­ setzbare Drehmoment ebenfalls derart kontrolliert werden, daß es zusammen mit dem Anstieg der Abtriebsrotation abnimmt. Da der Kolbenhub verkürzt werden muß, um die Durchflußmenge zu senken, nimmt auch der Wirkungsgrad entsprechend ab.

Weiterhin problematisch ist der Betriebslärm des Hydraulikmotors. Die Abtriebsdrehbe­ wegung von HSG ist direkt proportional zur Drehgeschwindigkeit des Hydraulikmotors, d. h. zur Kolbengeschwindigkeit, wie in Fig. 8 gezeigt. Die Lärmabstrahlung steigt in ei­ nem direkten Verhältnis zur Kolbengeschwindigkeit, folglich steigt die Lärmemission im hohen Drehzahlbereich und verursacht ein erhöhtes Unbehagen durch den Anstieg der akustischen Frequenzen.

Zusätzlich zu den oben erwähnten HSG gibt es auch hydromechanische Getriebe, bei denen die Leistungsübertragung zwischen einem mechanischen und hydraulischen Sy­ stem aufgeteilt wird. Ein solches Getriebe wird im allgemeinen als hydromechanisches Getriebe oder HMG bezeichnet.

Als ein Beispiel eines solchen Getriebes gibt es eine Kombination eines Ausgleichsge­ triebes und eines HSG, das zum Betrieb von Flugzeuggeneratoren verwendet wird. Des weiteren ist ein HMG auch in der japanischen Patentveröffentlichung (Tokkai Hei)1- 25066 1 beschrieben.

Gemäß dieser Veröffentlichung wird eine Leistung nicht nur durch ein Fluid, das im all­ gemeinen große Übertragungsverluste aufweist, sondern auch, unter bestimmten Be­ dingungen, mechanisch übertragen. Dadurch wird der Wirkungsgrad der Übertragung erhöht. Wenn sich der Winkel der Taumelscheibe in einer Neutralstellung befindet, kommt der Kolben zum Stillstand, die Drehbewegung der Antriebswelle und der Ab­ triebswelle stimmen überein, und die gesamte Leistung wird mechanisch, wie in Fig. 10 beschrieben, übertragen. In diesem Fall erreicht der Wirkungsgrad der Leistungsüber­ tragung 95%. Durch Steuerung des Winkels der Taumelscheibe wird hydraulische Lei­ stung hinzugefügt und die Drehgeschwindigkeit kann erhöht oder verlangsamt werden. Selbst wenn die Abtriebsdrehgeschwindigkeit erhöht wird, kann ein Wirkungsgrad bei der Leistungsübertragung von über 90% beibehalten werden, wobei eine Änderung des hydraulischen Druckes bei gleichen Drehmoment nicht stattfindet. Dies sind erhebliche Unterschiede zu einem HSG mit Hydraulikmotor.

Jedoch sieht ein HMT keine Funktion vor, die Abtriebsdrehbewegung umzukehren, wie in Fig. 9 gezeigt, und selbst wenn die Drehbewegung stoppt, ist die Kolbengeschwindig­ keit in dieser Haltestellung maximal, wie in Fig. 10 gezeigt, so daß es in der Praxis keine stabile Haltefunktion aufweist.

Da außerdem eine mechanische Leistungsübertragung von der Antriebswelle zur Ab­ triebswelle stattfinden muß, sind die möglichen Lagen der Antriebswelle und der Ab­ triebswelle relativ zueinander begrenzt, und es gibt keine gestalterische Freiheit wie im Fall der Antriebs-/Abtriebswellen von HSG.

Außerdem sind die Hydraulikpumpe auf der Antriebsseite und der Hydraulikmotor auf der Abtriebsseite nicht nur mechanisch sondern auch hydrostatisch miteinander ver­ bunden. Folglich ist es nicht möglich, eine Verbindung zu einer extremen Hydrauliklei­ tung zu legen und das Fluid von der Hydraulikpumpe kann nicht für andere Funktionen verwendet werden. Da nur eine einzige Funktion vorgesehen ist, ist es, in anderen Worten, schwierig, sie bei Baumaschinen anzuwenden, wo Hydraulikleitungen geteilt werden müssen.

Ein HSG ermöglicht eine freie Ausgestaltung und Fahrzeugräder oder dergleichen kön­ nen direkt an die Achsantriebskomponenten angebracht werden. Ein HMG erlaubt an­ dererseits nur einen geringen Grad an gestalterischer Freiheit, ist schwierig an Achsan­ triebskomponenten zu installieren und benötigt ein komplexeres System als ein HSG. Aus diesen Gründen ist die Benutzung von HMG nicht so weit verbreitet.

Aufgabe der Erfindung ist es daher, ein neues hydrostatisches Getriebe mit mehreren Betriebsarten vorzusehen, das dieselben Umkehr- und Haltefunktionen wie ein HSG und eine hohe Leistungsübertragungskapazität in einem Bereich mittleren oder schnel­ len Drehzahlanstiegs wie im Falle der HMG vorsieht - d. h. eine HSG Betriebsart und ei­ ne HMG Betriebsart.

Diese Erfindung sieht des weiteren ein hydrostatisches Getriebe vor, bei dem die Ab­ triebswelle eine unbeschränkte Freilauffunktion aufweist, die bei HSG und bei HMG nicht vorhanden ist.

Diese Erfindung sieht auch ein hydrostatisches Getriebe vor, bei dem insbesondere die Lärmerzeugung im Bereich der hohen Drehgeschwindigkeiten reduziert ist.

Diese Erfindung sieht des weiteren ein hydrostatisches Getriebe vor, das einen hohen Grad an Gestaltungsfreiheit bietet und worin die räumliche Beziehung zwischen Hydrau­ likpumpe und Hydraulikmotor nicht mechanisch beschränkt ist.

Diese Erfindung sieht ein hydrostatisches Getriebe vor, bei dem eine Antriebswelle nicht direkt mit einem Abtriebsdrehmoment beaufschlagt wird und wobei daher die Festigkeit der Antriebswelle reduziert werden kann.

Diese Erfindung sieht weiterhin ein hydrostatisches Getriebe vor, bei dem der Aufbau vereinfacht wurde.

Um die obengenannten Ziele zu erreichen, sieht diese Erfindung ein hydrostatisches Getriebe mit mehreren Betriebsarten mit einem hydraulischen Differentialdruckmotor und mit einer Hydraulikpumpe mit variabler Fördermenge zur Versorgung des Motors mit hydraulischem Druck vor. Der Motor weist eine Taumelscheibe, die einstückig mit ei­ ner Abtriebswelle verbunden und drehbar gegenüber einem Gehäuse in Lagern gela­ gert ist, einen Zylinderblock, der koaxial zu der Abtriebswelle frei drehbar in Lagern ge­ lagert ist und in dem eine Vielzahl von Kolben, die sich in jedem Zylinder vorwärts und rückwärts bewegen, während sie auf der Taumelscheibe gleiten, kreisförmig angeordnet sind, wobei eine Antriebswelle einstückig am Zylinderblock angebracht ist, ein Wechsel­ ventil, das abhängig von der relativen Drehung von Abtriebswelle und Antriebswelle umschaltet und so einen unterschiedlichen Druck an eine Öffnung an einem Zylinder­ flansch im Zylinder zuführt, je nachdem ob die Kolben ausfahren oder einfahren, einen Anschlußblock, der einen Hochdruckdurchlaß und einen Niederdruckdurchlaß, die in dem Gehäuse vorgesehen sind, mit dem Wechselventil verbindet, auch wenn der Zylin­ derblock rotiert, eine Kupplung zur wahlweisen Unterbrechung der Übertragung der Drehbewegung einer externen Antriebswelle zur Antriebswelle und eine Bremse zur wahlweisen Abbremsung oder Arretierung der Drehbewegung des Zylinderblocks auf.

Vorzugsweise umfaßt die Bremse eine Vielzahl von Friktionsscheiben, die in der inneren Umfläche des Gehäuses angebracht sind, eine Vielzahl von Friktionsscheiben, die zu der äußeren Umfläche des Zylinderblocks angebracht sind, und einen Kolben, der in Abhängigkeit eines Steuerdruckes diese Friktionsscheiben zusammenpreßt.

Weiterhin umfaßt die Kupplung vorzugsweise eine Vielzahl von Friktionsscheiben, die mit der Maschinenwelle verbunden sind, eine Vielzahl von Friktionsscheiben, die mit der Antriebswelle verbunden sind, und einen Kolben, der diese Friktionsscheiben in Abhän­ gigkeit eines Kontrolldrucks zusammenpreßt, auf.

In diesem Fall ist es weiterhin von Vorteil, wenn die Kupplung in das Gehäuse eingebaut ist.

Es ist weiter vorteilhaft, wenn die Maschinenantriebswelle über eine ausziehbare Welle der Kupplung über eine ausziehbare Welle, die in axialer Richtung frei verlängerbar oder verkürzbar ist, aber in Drehrichtung unverstellbar ist, wobei freie Gelenkstücke an den Enden dieser verlängerbaren Welle vorgesehen sind, mit der Antriebswelle der Kupplung verbunden ist.

Fig. 1 zeigt einen Vertikalschnitt durch einen Differentialdruck-Hydraulikmotor gemäß einer ersten Ausführungsform der Erfindung.

Fig. 2 zeigt den Gesamtaufbau der Erfindung.

Fig. 3 zeigt einen senkrechten Schnitt entlang einer Linie Y-Y in Fig. 1.

Fig. 4 zeigt einen Vertikalschnitt eines Differentialdruck-Hydraulikmotors gemäß einer zweiten Ausführungsform der Erfindung.

Fig. 5 zeigt den Gesamtaufbau dieser Ausführungsform.

Fig. 6 zeigt einen weiteren, unterschiedlichen Gesamtaufbau.

Fig. 7 beschreibt in einer Zeichnung den Nutzbereich für die Abtriebsdrehge­ schwindigkeit und das Abtriebsdrehmoment eines HSG.

Fig. 8 beschreibt in einer Zeichnung die Beziehung zwischen der Abtriebsdreh­ geschwindigkeit und der Kolbengeschwindigkeit eines HSG.

Fig. 9 beschreibt in einer Zeichnung den Nutzbereich der Abtriebsdrehge­ schwindigkeit und des Abtriebsdrehmoment eines HMG.

Fig. 10 beschreibt in einer Zeichnung die Beziehung zwischen der Abtriebsdreh­ geschwindigkeit und einer Kolbengeschwindigkeit eines HMG.

Fig. 11 beschreibt in einer Zeichnung den Nutzbereich einer jeder Betriebsart des erfindungsgemäßen hydrostatischen Getriebes.

Fig. 12 beschreibt in einer Zeichnung die Beziehung zwischen der Abtriebsdreh­ geschwindigkeit und der Kolbengeschwindigkeit für jede Betriebsart des erfindungsgemäßen hydrostatischen Getriebes.

In Fig. 1 der Zeichnungen ist eine erste Abtriebswelle 16 gezeigt, die in Lagern 90, 91 derart gelagert ist, daß sie frei in einem Gehäuse 73 eines Differentialdruck- Hydraulikmotors 1 rotieren kann. Eine Taumelscheibe 53 ist an dieser Abtriebswelle 16 angebracht und beide drehen sich zusammen. Eine Antriebswelle 14 ist koaxial zur Ab­ triebswelle 16 an der gegenüberliegenden Seite angeordnet und ein Zylinderblock 22 ist einstückig mit der Antriebswelle 14 verbunden. Die Antriebswelle 14 und der Zylinder­ block 22 sind in Lagern 92, 93 relativ zum Gehäuse 73 frei drehbar gelagert.

Eine Vielzahl von Kolben 30 sind in jedem Zylinder des Zylinderblocks 22 frei gleitbar angeordnet. Die Kolben 30 sind dabei in gleichen Abständen auf einem zur Rotati­ onsachse des Zylinderblocks 22 konzentrischen Kreis angeordnet. Das kugelförmig ab­ gerundete Ende eines jeden Kolbens 30 ist mit einem Gleitpolster 32 der Taumelschei­ be 53 derart verbunden, daß sich dieses Ende auf einer Schräge frei bewegen kann, wobei das Gleitpolster 32 mit einer Aufnahme 31 an einer Gleitfläche der Taumelscheibe 53 befestigt ist. Wenn der Kolben 30 durch den Fluiddruck wie nachfolgend beschrieben herausgedrückt wird, wird die Taumelscheibe 53 so gedrückt, daß sie aufgrund einer Kraftkomponente in Rotationsrichtung sich relativ zum Zylinderblock 22 dreht. Im Flansch eines jeden Zylinders des Zylinderblocks 22 ist eine Öffnung 23 vorgesehen, um das Fluid, das auf den Kolben 30 wirkt, einzulassen, oder auszustoßen.

Die Abtriebswelle 16 erstreckt sich bis zum Mittelteil des Zylinderblocks 22 und eine Ex­ zenterwelle 17 ist einstückig an einem ihrer Enden ausgebildet. Eine Vielzahl von An­ triebsstangen 27 sind radial derart angeordnet, daß sie mit der äußeren Umfläche der Exzenterwelle 17 in Kontakt kommen. Die Antriebsstangen 27 reichen durch einen Ab­ schnitt der Antriebswelle 14 hindurch, so daß sie in radialer Richtung frei gleiten können und in Kontakt mit der inneren Umfläche eines ringförmigen Wechselventils 26 kommen. Das ringförmige Wechselventil 26 ist in einem ringförmigen Raum angebracht, der von der Antriebswelle 14 und dem Zylinderblock 22 umschlossen wird. Wenn das Wechsel­ ventil 26 durch die Antriebsstangen 27 geschoben wird, bewegt es sich exzentrisch so, daß der obengenannte Durchlaß 23 entweder mit einer äußeren Kammer 87 oder einer inneren Kammer 88 des Wechselventils 26 verbunden wird. Das Wechselventil 26 wird in Abhängigkeit des relativen Drehwinkels zwischen der Abtriebswelle 16 (Exzenterwelle 17) und des Zylinderblocks 22 verschoben und kehrt auf seine ursprüngliche Position zurück, nachdem die Abtriebswelle 16 eine Umdrehung relativ zum Zylinderblock 22 ausgeführt hat.

Ein Teil der Antriebswelle 14 umfaßt einen Durchlaß 87A, der ständig mit der inneren Kammer 87 in Kontakt steht und einen Durchlaß 88A, der ständig mit der inneren Kam­ mer 88 in Kontakt steht. Ein ringförmiger Anschlußblock 28 ist am äußeren Umfang der Antriebswelle 14 so angebracht, daß er innerhalb des Gehäuses 73 in axialer Richtung frei verschiebbar ist. Endflächen der Durchlässe 85, 86 des Gehäuses 73 öffnen sich auf einen Absatz auf der äußeren Umfläche des Anschlußblockes 28 und Durchlässe 85A, 86A, die ständig mit den Durchlässen 85, 86 verbunden sind, erstrecken sich durch den Anschlußblock 28 in axialer Richtung. Die Durchlässe 85A, 86A bleiben über eine Ringnut an der Kantenfläche des Anschlußblockes 28 mit den Durchlässen 87A, 88A auch bei einer Drehbewegung der Antriebswelle 14 verbunden. Die Durchlässe 85, 86, die sich jeweils auf mit der Zuleitungsseite und Ableitungsseite des Fluids befinden, sind ihrerseits mit der äußeren Kammer 87 und der inneren Kammer 88 verbunden. Die äußere Kammer 87 und die innere Kammer 88 sind jeweils selektiv mit dem Durchlaß 23 eines jeden Zylinders durch die Verschiebung des Wechselventils 26 verbunden, um jeweils Fluids entweder zuzuführen oder abzulassen.

Auf der äußeren Umfläche des Zylinderblocks 22 ist eine sich in axialer Richtung er­ streckende Keilnut ausgebildet. In diese Nut sind eine Vielzahl von ringförmigen Frikti­ onsscheiben 64 zum Bremsen eingesetzt. Die Scheiben 64 sind in Rotationsrichtung des Zylinderblocks 22 miteinander verbunden und sind in axialer Richtung frei ver­ schiebbar. Auf der inneren Umfläche des Gehäuses 73 ist ebenfalls eine Keilnut aus­ gebildet. In diese Nut ist ebenfalls eine Vielzahl von ringförmigen Friktionsscheiben 64 eingesetzt, so daß sie in axialer Richtung in derselben Art und Weise wie oben be­ schrieben frei verschiebbar sind und dadurch in ihrer Bewegung in Drehrichtung einge­ schränkt werden.

Die Friktionsscheiben 64 auf der Seite des Zylinderblocks und auf der Seite des Gehäu­ ses sind jeweils abwechselnd relativ zueinander versetzt. Ein Bremskolben 62 ist an der inneren Umfläche des Gehäuses 73 frei verschiebbar angeordnet. Wird der Hydraulik­ durchlaß 75 mit einem Steuerdruck beaufschlagt, so drückt der Kolben 62 die Friktions­ scheiben 64 derart zusammen, daß die Scheiben aneinandergepreßt werden und da­ durch die Drehbewegung des Zylinderblock 22 gegen das Gehäuse 73 abbremst. Wenn der Steuerdruck abfällt, wird der Kolben 62 durch eine Rückholfeder 63 zurückgedrückt und hierbei die Arretierung des Zylinderblocks 22 gelöst. Diese Elemente stellen eine Bremse 60 dar.

Die Antriebswelle 14 ist über eine Kupplung 66 wahlweise mit einer Maschinenantriebs­ welle 40 verbunden. Die Kupplung 66 weist eine Vielzahl von kerbverzahnten Friktions­ scheiben 69 auf, die an der äußeren Umfläche einer Antriebswelle 15 vorgesehen sind. An der inneren Umfläche einer Trommel 74, die sich außerhalb dieser Einrichtungen befindet, ist auch eine Vielzahl von kerbverzahnten Friktionsscheiben 69 vorgesehen. Wenn sich ein Kolben 67 aufgrund eines am Hydraulikdurchlaß 68 anliegenden Steuer­ drucks verschiebt, so werden die Friktionsscheiben 69 stark zusammengedrückt, so daß die Kupplung 66 betätigt ist. Umgekehrt wird der Kolben 67 durch eine Rückholfeder zu­ rückgedrückt, wenn der Steuerdruck abfällt und die Friktionsscheiben 69 trennen sich voneinander, die Kupplung 66 ist ausgekuppelt. Leitungen 41, 42, die mit den Durchläs­ sen 85, 86 verbunden sind, sind des weiteren mit einer Hydraulikpumpe mit variabler Fördermenge 2, wie in Fig. 2 gezeigt, verbunden, um Fluid zu- und abzuleiten. Die Hy­ draulikpumpe mit variabler Fördermenge 2 ist mit einer Maschine 43 über eine Welle 10 verbunden und wird durch die Drehbewegung der Maschine 43 angetrieben. Die Ma­ schinenantriebswelle 40 ist direkt mit der Drehwelle der Hydraulikpumpe 2 verbunden und überträgt die Drehbewegung zum Differentialdruck-Hydraulikmotor 1 über die Kupplung 66.

Fig. 2 zeigt ein Ausführungsbeispiel, bei dem die Bremse 60 nicht in das Gehäuse 73 des Differentialdruck-Hydraulikmotors 1 sondern getrennt außerhalb desselben ange­ bracht ist.

Mit der Abtriebswelle 16 des Differentialdruck-Hydraulikmotors 1 ist eine Last 44 ver­ bunden, wobei die Last 44 durch die Rotation des Motors gedreht wird.

Als nächstes wird die Funktionsweise des erfindungsgemäßen Getriebes beschrieben.

Es wird zunächst angenommen, daß ein Steuerdruck des Kupplungskolbens 67 abfällt, um die Kupplung 66 auszukuppeln. Die Drehbewegung der Maschinenantriebswelle 40 wird dann nicht auf die Antriebswelle 14 übertragen. Weiterhin wird angenommen, daß der Kolben 62 der Bremse 60 mit einem Steuerdruck beaufschlagt wird. Dadurch wer­ den die Friktionsscheiben 64 zusammengedrückt und der Zylinderblock 22 wird gegen das Gehäuse 73 gebremst.

Wenn ein Fluid von der hydraulischen Pumpe mit variabler Fördermenge 2 zugeführt wird, fließt es durch die Durchlässe 85, 86 in den Anschlußblock 28, so daß die äußere Kammer 87 des Wechselventils 26 mit hohem Druck und die innere Kammer 88 des Wechselventils 26 mit niedrigem Druck beaufschlagt ist. Der Kolben 30 wird aufgrund des unter hohem Druck stehenden Fluids, das von dem mit der mit hohem Druck beauf­ schlagten Kammer verbundenen Durchlaß 23 in den Zylinder fließt, rausgedrückt. Von dem Durchlaß 23, der mit der Kammer auf der Niederdruckseite verbunden ist, so daß der Kolben 30 zurückfährt, wird Fluid abgelassen. Da der Zylinderblock 22 feststeht, dreht sich die Taumelscheibe 53 aufgrund der Kraft des herausfahrenden Kolbens 30 und die Abtriebswelle 16 rotiert als eine Einheit.

Aufgrund der Drehbewegung der Abtriebswelle 16 rotiert die Exzenterwelle 17 ebenfalls. Dadurch schwingt das Wechselventil 26 hin und her und schaltet so um, daß der Kolben 30, der allmählich ausfährt, mit Hochdruck beaufschlagt wird, während der Kolben 30, der gerade einfährt, mit der Niederdruckseite verbunden wird. Dadurch rotiert die Ab­ triebswelle 16 kontinuierlich.

Die Drehgeschwindigkeit nH der Abtriebswelle 16 ist direkt proportional zur Fördermen­ ge des Fluids, die von der Hydraulikpumpe 2 bereitgestellt wird, und nimmt mit steigen­ der Fördermenge zu. Die Drehgeschwindigkeit nimmt ab, wenn die zugeführte Förder­ menge abnimmt. Wenn die Fördermenge null beträgt, hört die Drehbewegung auf. Wenn die Richtung der Fluidzufuhr umgekehrt wird, ändert sich die Druckbeziehung der Durchlässe 85, 86, so daß die jeweils mit Hochdruck beaufschlagte äußere Kammer 87, 88 nun mit Niederdruck beaufschlagt und die jeweilige Niederdruckkammer nun mit Hochdruck beaufschlagt ist. Die Kraftkomponente in Drehrichtung, die auf die Taumel­ scheibe 43 vom Kolben 30 ausgeübt wird, wird daher umgekehrt, die Taumelscheibe dreht sich in die umgekehrte Richtung und die Abtriebswelle 16 dreht sich ebenfalls in die umgekehrte Richtung.

Diese Funktionen entsprechen denen eines HSG (vgl. Fig. 11, Fig. 12).

Als nächstes wird der Steuerdruck auf die Bremse 60 abgeschaltet und der Zylinder­ block 22 wird von seiner Arretierung durch das Gehäuse 73 gelöst. Gleichzeitig wird die Kupplung 66 mit einem Steuerdruck beaufschlagt, um die Friktionsscheiben 69 mitein­ ander in Kontakt zu bringen und die Kupplung einzukuppeln.

In dieser Stellung dreht sich der Zylinderblock 22 mit derselben Geschwindigkeit nX wie die Maschinenantriebswelle 40. Wenn Fluid von der Hydraulikpumpe 2 zugeführt wird, werden die äußere Kammer 87 und die innere Kammer 88 mit der Hochdruck- und der Niederdruckseite verbunden, da die Durchlässe 85, 86 über den Anschlußblock 28 ständig mit den Durchlässen 87A, 88A auf der Seite der sich drehenden Antriebswelle verbunden sind, der Kolben 30 wird wie oben beschrieben hinausgedrückt und die Taumelscheibe 53 dreht sich.

Die zusammen mit der Taumelscheibe 53 sich drehende Abtriebswelle 16 rotiert daher mit einer höheren Geschwindigkeit, die sich aus der Summe der Drehgeschwindigkeit nX der Antriebswelle 14 und einer Drehgeschwindigkeit nH, die von der Fördermenge der Hydraulikpumpe abhängt, zusammensetzt. Mit anderen Worten ergibt sich die Drehgeschwindigkeit nY der Abtriebswelle 16 durch nY = nX + nH, wobei nH die Ge­ schwindigkeit aufgrund der hydraulischen Leistung und nX die Geschwindigkeit auf­ grund mechanischer Leistung darstellt. Im Gebiet der mittleren und hohen Drehge­ schwindigkeiten, weist das Getriebe Funktionen auf, die denen eines HMG entsprechen (vgl. Fig. 11, Fig. 12).

Was den Wirkungsgrad der Leistungsübertragung betrifft, wenn die Antriebsdrehge­ schwindigkeit nX und die Abtriebsdrehgeschwindigkeit nY identisch sind, also nH null ist und der Kolben 30 stillsteht, so wird in diesem Fall die Leistung mechanisch übertragen, so daß der Wirkungsgrad der Übertragung einen sehr hohen Wert erreicht, der letzt­ endlich dem eines HMG entspricht. Selbst wenn nH nicht null ist, d. h., wenn die Drehge­ schwindigkeit höher ist, nY = nH + nX kann ein höherer Wirkungsgrad der Übertragung aufrechterhalten werden, als wenn die Drehbewegung nur bei nH stattfindet.

Wenn Fluid durch die variable Hydraulikpumpe 2 in umgekehrter Richtung zugeführt wird, so rotiert die Abtriebswelle 16 mit einer Geschwindigkeit, die sich durch Subtraktion der Drehgeschwindigkeit der Taumelscheibe 53 von der Drehgeschwindigkeit des Zylin­ derblocks 22, der dieselbe Drehgeschwindigkeit wie die Maschinenantriebswelle 40 besitzt, ergibt. Die Abtriebswelle 16 rotiert mit anderen Worten mit einer niedrigeren Ge­ schwindigkeit als die Maschinenantriebswelle 40. Dabei kann festgestellt werden, daß die Drehbewegung der Abtriebswelle 16 aufhört, wenn der Zylinderblock 22 in umge­ kehrter Richtung mit einer Drehgeschwindigkeit nH rotiert, die der Drehgeschwindigkeit nH der Antriebswelle 14 entspricht.

Wenn die Bremse 60 gelöst wird, d. h., wenn die Kupplung 66 ausgekuppelt wird, wird der Zylinderblock 22 nicht länger durch das Gehäuse 73 und die Maschinenantriebswel­ le 40 arretiert und ist freigegeben. In diesem Fall kann eine Leistung nicht an die Tau­ melscheibe 53 übertragen werden, selbst wenn Fluid durch die variable Hydraulikpumpe 2 zugeführt wird, da das Gegenmoment der Drehbewegung nicht durch den Zylinder­ block 22 aufgenommen werden kann. Die Abtriebswelle 16 von dem Zylinderblock 22 laufen daher frei. Insbesondere befindet sich die Abtriebswelle 16 in einem Freilaufzu­ stand, wobei sie durch die Lager 90, 91, 92, 93 frei drehbar gelagert wird, so daß ein Drehmoment nicht übertragen werden kann. In der Praxis kann die Drehbewegung still­ stehen oder es kann eine Vorwärts- oder Rückwärtsdrehbewegung aufgrund einer äu­ ßeren Kraft stattfinden. Im allgemeinen ist der Lärm eines Differenzdruck- Hydraulikmotors 1 abhängig vom Hydraulikdruck, von der Kolbengeschwindigkeit und von der Umschaltgeschwindigkeit des Wechselventils. Ein Druckanstieg und hohe Ab­ triebsdrehgeschwindigkeiten verschlimmern die Ursachen der Lärmentstehung noch weiter.

Gemäß dieser Erfindung ist jedoch die Abtriebsdrehgeschwindigkeit nY die Summe der Drehgeschwindigkeit nH aufgrund des hydraulischen Druckes und der mechanischen Drehgeschwindigkeit nX aus der Maschine. Die Kolbengeschwindigkeit und die Um­ schaltgeschwindigkeit des Wechselventils 26, die direkt mit der Lärmentstehung ver­ bunden sind, sind direkt proportional zu einer Drehgeschwindigkeit Δn die dadurch er­ halten wird, daß nX von der Abtriebsdrehgeschwindigkeit nY abgezogen wird, d. h. Δn = (nY - nX). Wenn nY = nX, Δn = 0 gilt, so stoppt der Kolben 30 und in der Umgebung die­ ses Bereichs von Drehgeschwindigkeiten wird fast kein Lärm erzeugt. Im Gebiet der ho­ hen Drehgeschwindigkeiten gilt Δn < nY, so daß die Lärmerzeugung geringer ist als für ein HSG, das mit derselben Geschwindigkeit betrieben wird.

Fig. 4 und Fig. 5 zeigen andere Ausführungsbeispiele, bei denen die Kupplung 66 in das Gehäuse 73 eingebaut ist.

Die Friktionsscheiben 69 sind mittels einer Kerbverzahnung an der äußeren Umfläche der Antriebswelle 14 angebracht. Die kerbverzahnten Friktionsscheiben 69 sind auch an der inneren Umfläche einer mit der Maschinenantriebswelle 40 verbundenen Trommel 74 angebracht. Wenn ein Steuerdruck am Durchlaß 68 anliegt, drückt der Kolben 67 diese Friktionsscheiben 69 zusammen, um die Kupplung einzukuppeln. Fällt umgekehrt der Steuerdruck ab, so trennen sich die Friktionsscheiben 69 aufgrund einer Rückholfe­ der und die Kupplung ist ausgekuppelt. Dabei sind die Kupplung 66 und die Bremse 60 als eine einstückige Konstruktion innerhalb des Differenzdruck-Hydraulikmotors 1 zu­ sammengesetzt, wodurch sich der Aufbau vereinfacht und die Freiheiten an Gestal­ tungsmöglichkeiten zunehmen.

Eine weitere Ausführungsform wird nun unter Bezugnahme auf Fig. 6 beschrieben.

Gemäß dieser Ausführungsform ist die Maschinenantriebswelle 40 der Maschine 43 ei­ ne ausziehbare Welle 95, die zwei Wellen umfaßt, die durch eine koaxiale Kerbverzah­ nung miteinander verbunden sind. Die Länge der Welle 95 kann in axialer Richtung frei eingestellt werden, wobei die beiden Enden der Welle 95 jeweils mit der Maschine 43 und der Antriebswelle 15 der Kupplung 66 über freie Gelenke 94 verbunden sind. Des weiteren ist die Hydraulikpumpe mit variabler Fördermenge 2 nicht direkt, sondern paral­ lel zur Maschinenantriebswelle 40 über ein Untersetzungsgetriebe 18, mit der Maschine 43 verbunden.

Bei dieser Anordnung kann die hydraulische Pumpe mit variabler Fördermenge 2 eine externe Pumpe sein und die Anzahl der möglichen Lagen dieser Komponenten zuein­ ander ist dadurch erhöht, daß die Pumpe über die Leitungen 41, 42 mit dem Differen­ tialdruck-Hydraulikmotor 1 verbunden ist. Da zudem die Maschine 43 und der Differen­ tialdruck-Hydraulikmotor 1 über die ausziehbare Antriebswelle 95 und freie Gelenkstücke 94 miteinander verbunden sind, müssen sich nicht auf derselben Drehachse liegen und können näher oder weiter auseinandergestellt werden.

Claims (5)

1. Hydrostatisches Getriebe mit mehreren Betriebsarten, das einen Differentialdruck- Hydraulikmotor und eine Hydraulikpumpe mit variabler Fördermenge zur Druck­ beaufschlagung des Motors umfaßt, wobei der Motor
eine Taumelscheibe (53), die einstückig an einer Abtriebswelle (16) angebracht ist und in einem Lager (90) relativ zu einem Gehäuse (73) frei drehbar gelagert ist,
einen Zylinderblock (22), der in einem Lager (92) koaxial zu der Abtriebswelle (16) frei drehbar gelagert ist und in dem eine Vielzahl von Kolben (30), die sich in jedem Zylinderblock (22) vorwärts und rückwärts bewegen, während sie entlang der Taumelscheibe (53) gleiten, kreisförmig angeordnet sind, wobei eine An­ triebswelle (14) einstückig an dem Zylinderblock (22) angebracht ist,
ein Wechselventil (26), das entsprechend der relativen Drehung der Abtriebswel­ le (16) und Antriebswelle (14) umschaltet und einen Durchlaß (85, 86) in einem Zylinderflansch im Zylinder mit einem unterschiedlichen Fluiddruck beaufschlagt, je nachdem ob die Kolben (30) herausfahren oder einfahren,
einen Anschlußblock (28), der eine Hochdrucköffnung und eine Niederdrucköff­ nung, die im Gehäuse (73) vorgesehen sind, mit dem Wechselventil (26) verbin­ det, selbst wenn der Zylinderblock (22) rotiert,
eine Kupplung (66) zur wahlweisen Unterbrechung der Drehbewegungsübertra­ gung von einer externen Antriebswelle (40) zur Antriebswelle (14) und
eine Bremse (60) zur wahlweisen Abbremsung oder Arretierung der Drehbewe­ gung des Zylinderblocks (22)
umfaßt.

2. Hydrostatisches Getriebe mit mehreren Betriebsarten nach Anspruch 1, wobei die Bremse (60) eine Vielzahl von Friktionsscheiben (64), die mit der inneren Umflä­ che des Gehäuses (73) verbunden sind, eine Vielzahl von Friktionsscheiben (64), die mit der äußeren Umfläche des Zylinderblocks (22) verbunden sind und einem Kolben (62), der diese Friktionsscheiben (64) in Abhängigkeit eines Steu­ erdrucks zusammenpreßt.

3. Hydrostatisches Getriebe mit mehreren Betriebsarten nach Anspruch 1, wobei die Kupplung (66) eine Vielzahl an Friktionsscheiben (69), die mit der Antriebs­ welle (40) verbunden sind, eine Vielzahl von Friktionsscheiben (69), die mit der Antriebswelle (14) verbunden sind, und einen Kolben (67), der die Friktions­ scheiben (69) in Abhängigkeit eines Steuerdrucks zusammendrückt.

4. Hydrostatisches Getriebe mit mehreren Betriebsarten nach Anspruch 3, wobei die Kupplung (66) in das Gehäuse (73) eingebaut ist.

5. Hydrostatisches Getriebe mit mehreren Betriebsarten nach Anspruch 1, wobei die Antriebswelle (40) und die Antriebswelle (14) der Kupplung (66) über eine ausziehbare Welle (95), die in axialer Richtung frei verlängerbar oder verkürzbar ist, aber in Drehrichtung unverstellbar ist, wobei freie Gelenke (94) an den Enden der ausziehbaren Welle (95) vorgesehen ist, verbunden sind.