DE19740554C2 - Hydrostatisches Getriebe mit mehreren Betriebsarten - Google Patents
Hydrostatisches Getriebe mit mehreren BetriebsartenInfo
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Description
Diese Erfindung bezieht sich auf ein Getriebe, bei dem ein Drehzahlverhältnis kon
tinuierlich variiert werden kann, und bezieht sich insbesondere auf eine Verbesse
rung eines hydrostatischen Getriebes mit mehreren Betriebsarten, das sowohl me
chanische als auch hydrostatische Funktionen aufweist.
Ein Typus von aus dem Stand der Technik bekannten Getrieben, bei denen ein
Drehzahlverhältnis kontinuierlich variiert werden kann, ist ein hydrostatisches Ge
triebe (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 va
riabler Fördermenge und der Winkel einer Taumelscheibe des Hydraulikmotors, wie
in Fig. 7 gezeigt, geregelt wird, kann die Rotation des Motors stufenlos, einschließ
lich Vorwärtsrotation, Drehzahlerhöhung/-Erniedrigung, Rückwärtsrotation (d. h.
Rotation in negativer Richtung) und Stillstand, gesteuert werden. Die Leistung wird
durch ein Fluid, das durch eine hydraulische Druckleitung fließt, übertragen, so
daß es keine mechanische Beschränkung bezüglich der Lagen von Pumpe und
Motor gibt. Die Aufstellung dieser Komponenten relativ zueinander kann frei ge
wählt werden. Aus diesem Grund sind HSG z. B. bei Baumaschinen weit verbreitet.
Jedoch sind die HSG bezüglich des Wirkungsgrades der Leistungsübertragung
problematisch. Da die Leistung hydraulisch übertragen wird, beträgt der Wirkungs
grad nicht mehr als ungefähr 80% und unter normalen Teillastbedingungen nur um
die 70-75%.
Zudem muß die Durchflußmenge durch den Hydraulikmotor 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-
250661 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 externen 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.
Des weiteren ist Aufgabe der Erfindung, ein hydrostatisches Getriebe bereitzustel
len, bei dem die Abtriebswelle eine unbeschränkte Freilauffunktion aufweist, die
bei HSG und bei HMG nicht vorhanden ist.
Der Erfindung liegt auch die Aufgabe zugrunde, ein hydrostatisches Getriebe be
reitzustellen, bei dem insbesondere die Lärmerzeugung im Bereich der hohen
Drehgeschwindigkeiten reduziert ist.
Darüberhinaus ist Aufgabe der Erfindung, ein hydrostatisches Getriebe bereitzu
stellen, das einen hohen Grad an Gestaltungsfreiheit bietet und, worin die räumli
che Beziehung zwischen Hydraulikpumpe und Hydraulikmotor nicht mechanisch
beschränkt ist.
Die Erfindung soll des weiteren ein hydrostatisches Getriebe vorsehen, bei dem ei
ne Antriebswelle nicht direkt mit einem Abtriebsdrehmoment beaufschlagt wird und
wobei daher die Festigkeit der Antriebswelle reduziert werden kann.
Schließlich liegt der Erfindung die Aufgabe zugrunde, ein hydrostatisches Getriebe
vorzusehen, bei dem der Aufbau vereinfacht wurde.
Um die obengenannten Ziele zu erreichen, sieht diese Erfindung ein hydrostati
sches Getriebe mit mehreren Betriebsarten mit einem hydraulischen Differen
tialdruckmotor und mit einer Hydraulikpumpe mit variabler Fördermenge zur Ver
sorgung des Motors mit hydraulischem Druck vor. Der Motor weist eine Taumel
scheibe, die einstückig mit einer Abtriebswelle verbunden und drehbar gegenüber
einem Gehäuse in Lagern gelagert ist, einen Zylinderblock, der koaxial zu der Ab
triebswelle frei drehbar in Lagern gelagert 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 ein
stückig am Zylinderblock angebracht ist, ein Wechselventil, das abhängig von der
relativen Drehung von Abtriebswelle und Antriebswelle umschaltet und so einen
unterschiedlichen Druck an eine Öffnung an einem Zylinderflansch im Zylinder zu
führt, 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 Zylinderblock
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 Taumel
scheibe 53 befestigt ist. Wenn der Kolben 30 durch den Fluiddruck wie nachfol
gend beschrieben herausgedrückt wird, wird die Taumelscheibe 53 so gedrückt,
daß sie aufgrund einer Kraftkomponente in Rotationsrichtung sich relativ zum Zy
linderblock 22 dreht. Im Flansch eines jeden Zylinders des Zylinderblocks 22 ist ei
ne Öffnung 23 vorgesehen, um das Fluid, das auf den Kolben 30 wirkt, einzulas
sen, oder auszustoßen.
Die Abtriebswelle 16 erstreckt sich bis zum Mittelteil des Zylinderblocks 22 und ei
ne Exzenterwelle 17 ist einstückig an einem ihrer Enden ausgebildet. Eine Vielzahl
von Antriebsstangen 27 sind radial derart angeordnet, daß sie mit der äußeren
Umfläche der Exzenterwelle 17 in Kontakt kommen. Die Antriebsstangen 27 rei
chen durch einen Abschnitt der Antriebswelle 14 hindurch, so daß sie in radialer
Richtung frei gleiten können und in Kontakt mit der inneren Umfläche eines ring
förmigen Wechselventils 26 kommen. Das ringförmige Wechselventil 26 ist in ei
nem ringförmigen Raum angebracht, der von der Antriebswelle 14 und dem Zylin
derblock 22 umschlossen wird. Wenn das Wechselventil 26 durch die Antriebs
stangen 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 Abhängig
keit 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 äuße
ren Kammer 87 in Kontakt steht und einen Durchlaß 88A, der ständig mit der inne
ren Kammer 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 Ge
häuses 73 öffnen sich auf einen Absatz auf der äußeren Umfläche des Anschluß
blockes 28 und Durchlässe 85A, 86A, die ständig mit den Durchlässen 85, 86 ver
bunden sind, erstrecken sich durch den Anschlußblock 28 in axialer Richtung. Die
Durchlässe 85A, 86A bleiben über eine Ringnut an der Kantenfläche des An
schlußblockes 28 mit den Durchlässen 87A, 88A auch bei einer Drehbewegung der
Antriebswelle 14 verbunden. Die Durchlässe 85, 86, die sich jeweils auf der Zulei
tungsseite 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 Fluid entweder zuzuführen oder abzulassen.
Auf der äußeren Umfläche des Zylinderblocks 22 ist eine sich in axialer Richtung
erstreckende Keilnut ausgebildet. In diese Nut sind eine Vielzahl von ringförmigen
Friktionsscheiben 64 zum Bremsen eingesetzt. Die Scheiben 64 sind in Rotations
richtung des Zylinderblocks 22 miteinander verbunden und sind in axialer Richtung
frei verschiebbar. Auf der inneren Umfläche des Gehäuses 73 ist ebenfalls eine
Keilnut ausgebildet. In diese Nut ist ebenfalls eine Vielzahl von ringförmigen Frikti
onsscheiben 64 eingesetzt, so daß sie in axialer Richtung in derselben Art und
Weise wie oben beschrieben frei verschiebbar sind und dadurch in ihrer Bewegung
in Drehrichtung eingeschränkt werden.
Die Friktionsscheiben 64 auf der, Seite des Zylinderblocks und auf der Seite des
Gehäuses sind jeweils abwechselnd relativ zueinander versetzt. Ein Bremskolben
62 ist an der inneren Umfläche des Gehäuses 73 frei verschiebbar angeordnet.
Wird der Kolben 62 mit einem Steuerdruck beaufschlagt, so drückt der Kolben 62
die Friktionsscheiben 64 derart zusammen, daß die Scheiben aneinandergepreßt
werden und dadurch die Drehbewegung des Zylinderblock 22 gegen das Gehäuse
73 abbremst. Wenn der Steuerdruck abfällt, wird der Kolben 62 durch eine Rück
holfeder 63 zurückgedrückt und hierbei die Arretierung des Zylinderblocks 22 ge
löst. Diese Elemente stellen eine Bremse 60 dar.
Die Antriebswelle 14 ist über eine Kupplung 66 wahlweise mit einer Maschinenan
triebswelle 40 verbunden. Die Kupplung 66 weist eine Vielzahl von kerbverzahnten
Friktionsscheiben 69 auf, die an der äußeren Unifläche einer Antriebswelle 15 vor
gesehen sind. An der inneren Unifläche einer Trommel 74, die sich außerhalb die
ser Einrichtungen befindet, ist auch eine Vielzahl von kerbverzahnten Friktions
scheiben 69 vorgesehen. Wenn sich ein Kolben 67 aufgrund eines am Hydraulik
durchlaß 68 anliegenden Steuerdrucks verschiebt, so werden die Friktionsscheiben
69 stark zusammengedrückt, sodaß die Kupplung 66 betätigt ist. Umgekehrt wird
der Kolben 67 durch eine Rückholfeder zurückgedrückt, wenn der Steuerdruck ab
fällt 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 Gelenkstüc
ke 94 miteinander verbunden sind, müssen sie nicht auf derselben Drehachse liegen
und können näher oder weiter auseinandergestellt werden.
Claims (5)
1. Hydrostatisches Getriebe mit mehreren Betriebsarten, das einen Differen
tialdruck-Hydraulikmotor und eine Hydraulikpumpe mit variabler Fördermen
ge zur Druckbeaufschlagung des Motors umfaßt, wobei der Motor
eine Taumelscheibe (53), die einstückig an einer Abtriebswelle (16) ange bracht ist und in einem Lager (90) relativ zu einem Gehäuse (73) frei dreh bar gelagert ist,
einen Zylinderblock (22), der in einem Lager (92) koaxial zu der Abtriebs welle (16) frei drehbar gelagert ist und in dem eine Vielzahl von Kolben (30), die sich in jedem Zylinderblock (22) vorwärts und rückwärts bewegen, wäh rend sie entlang der Taumelscheibe (53) gleiten, kreisförmig angeordnet sind, wobei eine Antriebswelle (14) einstückig an dem Zylinderblock (22) an gebracht ist,
ein Wechselventil (26), das entsprechend der relativen Drehung der Ab triebswelle (16) und Antriebswelle (14) umschaltet und einen Durchlaß (85, 86) in einem Zylinderflansch im Zylinder mit einem unterschiedlichen Fluid druck beaufschlagt, je nachdem ob die Kolben (30) herausfahren oder ein fahren, und
eine Bremse (60) zur wahlweisen Abbremsung oder Arretierung der Drehbe wegung des Zylinderblocks (22)
umfaßt, dadurch gekennzeichnet, daß der Motor des weiteren aufweist:
einen Anschlußblock (28), der eine Hochdrucköffnung und eine Nieder drucköffnung, die im Gehäuse (73) vorgesehen sind, mit dem Wechselventil (26) verbindet, selbst wenn der Zylinderblock (22) rotiert,
eine Kupplung (66) zur wahlweisen Unterbrechung der Drehbewegungs übertragung von einer externen Antriebswelle (40) zur Antriebswelle (14).
eine Taumelscheibe (53), die einstückig an einer Abtriebswelle (16) ange bracht ist und in einem Lager (90) relativ zu einem Gehäuse (73) frei dreh bar gelagert ist,
einen Zylinderblock (22), der in einem Lager (92) koaxial zu der Abtriebs welle (16) frei drehbar gelagert ist und in dem eine Vielzahl von Kolben (30), die sich in jedem Zylinderblock (22) vorwärts und rückwärts bewegen, wäh rend sie entlang der Taumelscheibe (53) gleiten, kreisförmig angeordnet sind, wobei eine Antriebswelle (14) einstückig an dem Zylinderblock (22) an gebracht ist,
ein Wechselventil (26), das entsprechend der relativen Drehung der Ab triebswelle (16) und Antriebswelle (14) umschaltet und einen Durchlaß (85, 86) in einem Zylinderflansch im Zylinder mit einem unterschiedlichen Fluid druck beaufschlagt, je nachdem ob die Kolben (30) herausfahren oder ein fahren, und
eine Bremse (60) zur wahlweisen Abbremsung oder Arretierung der Drehbe wegung des Zylinderblocks (22)
umfaßt, dadurch gekennzeichnet, daß der Motor des weiteren aufweist:
einen Anschlußblock (28), der eine Hochdrucköffnung und eine Nieder drucköffnung, die im Gehäuse (73) vorgesehen sind, mit dem Wechselventil (26) verbindet, selbst wenn der Zylinderblock (22) rotiert,
eine Kupplung (66) zur wahlweisen Unterbrechung der Drehbewegungs übertragung von einer externen Antriebswelle (40) zur Antriebswelle (14).
2. Hydostatisches 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.
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