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Hydraulische Kraftübertragungs- und Bremseinrichtung für Fahrzeuge
Die Erfindung bezieht sich auf Einrichtungen zur hydraulischen Kraftübertragung
und betrifft insbesondere eine hydraulische Kraftübertragungs- und Bremseinrichtung
für Fahrzeuge, wie Personenkraftwagen und dergleichen.
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Eines der Probleme der bisherigen Kraftübertragungseinrichtungen für
Fahrzeuge besteht darin, daß die Kraftmaschine oder der Motor des Fahrzeugs über
einen verhältnismäßig weiten Geschwindigkeitsbereich arbeiten muß,- um sich den
weitgespannten Betriebsbedingungen anzupassen, unter denen ein modernes Fahrzeug,
etwa ein Personenkraftwagen betrieben wird. So muß beispielsweise während des Beschleunigens
eines Autos, das mit einem herkömmlichen Hand- oder Automatikgetriebe ausgerüstet
ist, der Automotor seine Drehzahl über einen verhältnismäßig weiten Geschwindigkeitsbereich
ändern und kannnur zweite weise mit der Drehzahl laufen, bei der er seine maximale
Ausgangsleistung abgibt.
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Ein anderes Problem der herkömmlichen Kraftübertragungseinrichtungen
für Fahrzeuge besteht darin, daß diese verhältnismäßig schwer und umfangreich sind,
ihre Antriebswellen und differentiale Schwierigkeiten hinsichtlich der Bodenfreiheit
bereiten und im Falle der Personenkraftwagen häufig ein Wellentunnel durch den Fahrgastraum
erforderlich ist. Auch sind die bekannten automatischen übertragungseinrichtungenverwickelt
und teuer in Herstellung und Unterhaltung.
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Ferner sind die gebräuchlichen Kraftübertragungseinrichtungen für
Fahrzeuge gewöhnlich sowohl im Aufbau als auch im Betrieb unabhängig von den hier
gebräuchlichen Bremseinrichtungen, mit dem Ergebnis, daß das Fahrzeug ausfällt,
wenn die Kraftübertragungs- oder die Bremseinrichtung versagt.
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Außerdem sind die herkömmlichen Bremseinrichtungen nicht in der Lage,
die Bremskraft auf die einzelnen Räder im Einklang mit der auf jedes Rad entfallenden
Belastung zu verteilen.
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Wenn zum Beispiel die Autobremsen scharf angezogen werden, hat das
Trägheitsmoment des Fahrzeugs eine erhöhte Belastung der Vorderräder und eine verringerte
Belastung der Hinterräder zur Folge, jedoch wird von den gebräuchlichen Bremseinrichtungen
annähernd die gleiche Bremskraft äufdie Vorderräder wie auf die Hinterräder ausgeübt,
so daß die schwächer belasteten Hinterräder blockieren und rutschen. Ebenso versagen
die bekannten Bremseinrichtungen beim Ausgleich der verschiedenen Radbelastungen,
die beim Befahren eines Hangs oder einer Biegung auftreten, oder wenn das Fahrzeug
durch eine schwere Ladung ungleich belastet ist.
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Aufgabe der Erfindung ist es, eine Kraftübertragungseinrichtung für
Fahrzeuge zu schaffen, die die geschilderten Nachteile vermeidet und.insbesondere
ermöglicht, daß die Kraftmaschine des Fahrzeugs mit maximaler Leistung bei voll
geöffneter
Drosselklappe oder mit maximaler Brennstoffausnutzung
bei teilweise geöffneter Drosselklappe arbeitet, und die mit einer Bremseinrichtung
kombiniert ist, die es ermöglicht, auf die einzelnen Fahrzeugräder eine bei ungleicher
Belastung derselben unterschiedliche Bremswirkung auszuüben.
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Gegenstand der Erfindung ist eine hydraulische Kraftübertragungs-
und Bremseinrichtung, die sich in erster Linie dadurch auszeichnet, daß mehrere
einzelne hydraulische Radmotoren, vorzugsweise äe einer für jedes Fahrzeugrad, und
eine hydraulische Pumpe mit veränderlicher Verdrängung, die von einer geeigneten
Kraftmaschine, etwa einem Verbrennungsmotor angetrieben wird, vorgesehen sind, und
die Hydraulikpumpe mit den Hydraulikmotoren über eine Steuervorrichtung mit einem
Hauptsteuerventil zur Regelung der Strömung der Hydraulikflüssigkeit in Abhängigkeit
von einem Wählorgan mit Vorwärts-, Ruhe-und Rückwärts stellung und von einem Beschleunigungsorgan
in Verbindung steht, sowie ferner eine Umschaltvorrichtung für den Uebergang von
Vierrad- auf Zweiradantrieb bei Beschleunigung des Fahrzeugs über eine bestimmte
Geschwindigkeit hinaus und eine Bremssteuervorrichtung vorgesehen sind, die das
Abströmen von Hydraulikflüssigkeit aus den bei Verzögerung des Fahrzeugs als Pumpe
wirkenden hydraulischen Radmotoren zu drosseln vermag.
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Weitere Merkmale und Vorteile der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden
Beschreibung und-den Zeichnungen, die sich auf bevorzugte Ausführungsformen der
Erfindung beziehen. In den Zeichnungen zeigen: Fig. 1 (die aus Platzgründen in Fig.
1A und 1B aufgeteilt ist) ein Gesamtschema der hydraulischen Kraftübertragungs-
und Bremseinrichtung nach der Erfindung;
Fig. 2A eine bevorzugte
Ausführungsform der Steueranordnung für den Fahrzeugantrieb in der neutralen oder
Ruhestellung; Fig. 2B die Steueranordnung der Fig. 2A in der Vorwärtsstellung; Fig.
2C die Steueranordnung der Fig. 2A in der Rückwärtsstellung; Fig. 3 im Schnitt eine
bevorzugte Ausführungsform eines hydraulischen Radmotors und Fig. 4 einen Schnitt
dazu nach der Linie 4-4 in Fig. 3; Fig. 5 einen Schnitt nach der Linie 5-5 in Fig.
3, der die Zusammenfassung der Einlaß- und Auslaßöffnungen des Hydraulikmotors veranschaulicht;
Fig. 6 im Schnitt eine bevorzugte Ausführungsform der hydraulischen Pumpe mit veränderlicher
Verdrängung und Fig. 7 einen Schnitt dazu nach der Linie 7-7 in Fig. 6, ferner Fig.
8 einen weiteren Schnitt dazu nach der Linie 8-8 in Fig. 7, der die eine Drehung
des kreisenden Gliedes verhindernde Kupplung zeigt,
Fig. 9 einen
weiteren Schnitt dazu nach der Linie 9-9 in Fig. 7, der die innere und äußere Trägeranordnung
für die Regelung der Verdrängung der Hydraulikpumpe zeigt, Fig. 10 einen weiteren
Schnitt dazu nach der Linie 10-10 in Fig. 7, der die automatische Steuerung der
inneren und äußeren Trägeranordnung veranschaulicht, Fig. 11 einen weiteren Schnitt
dazu nach der Linie 11-11 in Fig. 7, der die Dämpfungsvorrichtung für die automatische
Verdrängungssteuerung zeigt, und schließlich Fig. 12 einen weiteren Schnitt dazu
nach der Linie 12-12 in Fig. 10; Fig. 13 eine teilweise geschnittene und teilweise
ausgebrochene Ansicht des Steuerapparats für die Bremsung und Fig. 14 einen Schnitt
dazu nach der Linie 14-14 in Fig. 13; Fig. 15 im Schnitt eine bevorzugte Ausführungsform
eines Bremssteuerventils; Fig. 16 im Schnitt einen Richtungsfühler für die Strömungsrichtung
der Hydraulikflssigkeit, Die Einzelheiten der hydraulischen Kraftübertragungs- und
Bremseinrichtung der Erfindung sind in Fig. 1A und 13 als Blockschema dargestellt.
Bei dieser bevorzugten Ausführungsform wird eine hydraulische Flüssigkeit durch
eine hydraulische Pumpe mit veränderlicher Verdrängung 21 unter Druck gesetzt,
die
durch eine geeignete Kraftmaschine, zum Beispiel einen Verbrennungsmotor angetrieben
wird. Die bevorzugte Ausbildung der Hydraulikpumpe 21 ist unten an Hand von Fig.
6 bis 12 im einzelnen beschrieben. Es ist Jedoch zu beachten, daß auch andere Ausführungen
von hydraulischen Pumpen mit veränderlicher Verdrängung im Rahmen der vorliegenden
Erfindung verwendet werden können. Auch können gewisse Merkmale und Vorteile der
Erfindung durchaus auch mit Hilfe einer hydraulischen Pumpe mit fester Verdrängung
als Druckflüssigkeitsquelle für die erfindungsgemäße Einrichtung verwirklicht werden.
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Immerhin ermöglicht die Verwendung einer hydraulischen Pumpe 21 mit
veränderlicher Verdrängung in der vorliegenden Kraftübertragungseinrichtung eine
wirksame Ausnutzung des Motors, der als Kraftmaschine für das Fahrzeug dient. Wenn
nämlich das Fahrzeug aus dem Stand mit voll geöffneter Drosselklappe beschleunigt
wird, vermag sein Motor mit der konstanten Drehzahl zu arbeiten, bei der er seine
Höchstleistung hergibt, während die Pumpe 21 vermöge ihrer veränderlichen Verdrängung
die notwendigen Änderungen in den Geschwindigkeits- und Drehmomentverhältnissen
zwischen dem Motor und den Rädern durchführt.
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Wenn beispielsweise das Fahrzeug aus dem Stand mit voll-geöffneter
Drosselklappe anfährt, arbeitet die Pumpe 21 bei minimaler Verdrängung und maximalem
Druck (zum Beispiel 2000psi = 140 at), so daß sie den Rädern die volle Leistung
in der Form maximalen Drehmoments und minimaler Geschwindigkeit zuführt. In dem
Maße, wie die Geschwindigkeit dea Fahrzeugs ansteigt, erfolgt eine Zunahme der Verdrängung
der Pumpe 21 und eine Abnahme ihres Förderdrucks, so daß sich ein konstanter Leistungspegel,
entsprechend der maximalen Ausgangsleistung des Motors, für den Antrieb der Räder
ergibt, während das Fahrzeug beschleunigt wird.
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Bei der bevorzugten Ausführungsform der Erfindung beträgt das Verhältnis
der maximalen Verdrängung der Pumpe 21 zu ihrer minimalen Verdrängung etwa 2,5 :
1, während das Verhältnis des maximalen Ausgangs- bzw. Förderdrucks bei minimaler
Verdrängung zum maximalen Förderdruck bei maximaler Verdrängung ebenfalls etwa 2,5
: 1 ist. So kann beispielsweise der maximale Förderdruck bei minimaler Verdrängung
in der Nähe von 2000 psi = 140 at liegen, während der maximale Förderdruck bei maximaler
Verdrängung bei etwa 800 psi = 56 at liegen kann. Es ist Jedoch zu beachten, daß
die Größenordnung von maximaler zu minimaler Verdrängung der Pumpe 21 größer oder
kleiner als 2,5 : 1 sein kann, je nach dem besonderen Betriebsverhalten, das dem
Fahrzeug auferlegt wird.
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Während ferner die maximale Verdrängung der Pumpe 21 annähernd gleich
der Verdrängung von zwei Radmotoren bei einer Ubertragungseinrichtung für Personenkraftwagen
sein kann, kann offenbar die Verdrängung der Pumpe viel kleiner im Verhältnis zur
Verdrängung der Radmotoren im Fall einer großen Bodenbewegungsmaschine, beispielsweise,
und die Verdrängung der Pumpe viel größer im Verhältnis zu den Motoren bei gewissen
anderen Anwendungen, wie Werkzeugmaschinen beispielsweise, sein.
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Die hydraulische Hochdruckflüssigkeit wird von der Pumpe 21 mit veränderlicher
Verdrängung über Leitung 20 dem Hauptsteuerventil 22 zugespeist, das in Verbindung
mit Fig. 2A bis. 2C unten ausführlich beschrieben ist. Kurz gesagt spricht das Hauptsteuerventil
22 auf einen Wählhebel bzw. -griff 101 (Fig. 2A bis 2C) für Vorwärts- und Rückwärtsfahrt
an, um die Hochdruckflüssigkeit aus der Pumpe 21 zu Leitung 23 zu lenken, wenn der
Wählhebel 101 sich in der Vorwärts-Stellung befindet .dagegen zu Leitung 24, wenn
der Wählhebel 101 in der Rückwärtsstellung steht. Das Hauptsteuerventil 22 spricht
außerdem auf das Beschleunigungspedal 151 (Fig. 2A bis 2C) des Fahrzeugs
und
den Strömungsgeschwindigkeitsanzeiger bzw. -messer 25 an, um die Strömungsmenge
der Hydraulikflüssigkeit zu den hydraulischen Radmotoren 31, 32, 36 und 37 zu regeln,
wie in Verbindung mit Fig. 2A bis 2C noch näher beschrieben wird.
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Obwohl die hydraulischen Radmotoren in der vorliegenden Beschreibung
vorwiegend als "Motoren" bezeichnet sind, können diese Vorrichtungen offensichtlich
einfach hydraulische Maschinen sein, die entweder als Motoren oder als Pumpen arbeiten,
je nach den obwaltenden Betriebsbedingungen. So wirken die hydraulischen Maschinen
31, 32, 36 und 37 als Motoren, wenn das Fahrzeug beschleunigt wird, und als Pumpen,
wenn das Fahrzeug verzögert bzw. verlangsamt wird.
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Der Strömungsanzeiger 25, der in Fig. 2A bis 2C im einzelnen dargestellt
ist, dient kurz gesagt dazu, die Strömung der hydraulischen Flüssigkeit zu steigern,
wenn die Fahrzeuggeschwindigkeit zunimmt. Bei der bevorzugten Ausführungsform der
hydraulischen Kraftübertragungs- und Bremseinrichtung betätigt der Strömungsanzeiger
25 außerdem einen elektrischen Schalter mit den Kontakten 135 und 136, der ein Vorderrad-Rückströventil
26 steuert, um die Betriebsweise des Fahrzeugs von Vierradantrieb auf Zweiradantrieb
umzustellen, oder umgekehrt, wie im einzelnen in Verbindung mit Fig. 2A bis 2C noch
erläutert wird.
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Wird zum Zweck der Darlegung angenommen, daß der Wåhlhebel sich in
der Stellung für Vorwärtsfahrt befindet, so strömt -hydraulische Flüssigkeit unter
Druck von dem Steuerventil 22 -über Leitung 23, Strömungsanzeiger 25 und Leitungen
27, 28, 29 zu den Hinterradmotoren 31 und 32 und über Leitungen 23 und 33, das Vorderrad-Rückströmventil
26 sowie Leitungen 34 und 35 zu den Vorderradmotoren 36 und 37. Bei der bevorzugten
Ausführungsform
der Erfindung sind die Radmotoren 31, 32, 36 und
37 vorzugsweise hydraulische Maschinen mit fester Verdrängung von der Bauart, die
in Verbindung mit Fig. 3bis 5 näher beschrieben wird. Doch können selbstverständlich
auch hydraulische Radmotoren mit veränderlicher Verdrängung im Rahmen der Erfindung
verwendet werden.
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Die hydraulische Flüssigkeit strömt von den Hinterradmotoren 31 und
32:über Leitungen 41, 42, 43 und 24 zum Hauptsteuerventil 22 und über Leitung 44
zur Pumpe 21 zurück. Die Hydraulikflüssigkeit aus den Vorderradmotoren 36 und 37
strömt über Leitungen 46 und 47 durch das Vorderrad-Rückströmventil 26 und über
Leitungen 48 und 24 durch das Hauptsteuerventil 22 sowie über Leitung 44 zur Pumpe
21 zurück, wodurch sich ein geschlossener Kreislauf für die hydraulische Flüssigkeit
ergibt.
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Es ist ersichtlich, daß wenn der Wählhebel 101 sich in der Stellung
für Rückwärtsfahrt befindet, die Hydraulikflüssigkeit unter hohem Druck vom Hauptsteuerventil
22 über Leitungen 24, 43, 42 und 41 zu den Hinterradmotoren 32 und 31 und über Leitungen
24, 48, 47 und 46 zu den Vorderradmotoren 36 und 37 strömt. In diesem Fall dienen
die Leitungen 29, 28 und 27 Strömungsanzeiger 25 und Leitungen 23 und 44 als Rückströmweg
für die Flüssigkeit von den Hinterradmotoren 71 und 32 zur Pumpe 21, während die
Leitungen 35 und 34, das Vorderrad-Rückströmventil 26 und die Leitungen 33, 23 und
44 den Rückströmweg für die Flüssigkeit von den Vorderradmotoren 36 und 37 zur Pumpe
21 bilden.
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Gemäß der bevorzugten Ausführungsform der Erfindung wird die Bremsung
mit Hilfe von Bremsventilen in den Rückleitungen zwischen jedem der Radmotoren und
der Pumpe 21 durchgeführt.
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Wenn beispielsweise das Fahrzeug sich vorwärts bewegt, erfolgt das
Bremsen durch Bremsventile 51 und 52, die in den Rückleitungen 41 und 42 von den
Hinterradmotoren 31 und 32 angeordnet sind, und durch Bremsventile 56 und 57, die
in den von den Vorderradmotoren 36 und 37 ausgehenden Rückleitungen 46 und 47 liegen.
Entsprechend wird bei Rückwärtslauf des Fahrzeugs die Bremsung durch Bremsventile
54 und 55 in den Rückleitungen 34 und 35 von den Vorderradmotoren 36 und 37 und
durch Bremsventile 58 und 59 in den Rückleitungen von den Hinterradmotoren 31 und
32 vorgenommen.
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Obwohl die bevorzugte Ausführungsform der Erfindung ein besonderes
Bremsventil für jeden Radmotor enthält, kann offensichtlich der Bremsvorgang auch
durch "Vorwärts"-Bremsventile in den Leitungen 43 und 48 und durch nRückwärts"-Bremsventile
in der Leitung 23 bewirkt werden.
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Kurz gesagt wird die gewünschte Bremswirkung durch den Schließgrad
der entsprechenden Bremsventile erzielt, so daß ein Rückdruck auf die Radmotoren
ausgeübt wird, die, wie bereits erwähnt, als Pumpen arbeiten, wenn das Fahrzeug
verzögert wird.
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Die geeignete Wahl der Vorwärts-Bremsventile 51, 52, 56 und 57 oder
der Rückwärts-Bremsventile 54, 55, 58 und 59 wird durch einen Strömungsrichtungsanzeiger-bzw.
-fühler 61 und einen Bremsregler vorgenommen, der im einzelnen in Fig.- 13und 14
dargestellt ist. Der Strömungsrichtungsanzeiger 61 ist vorzugsweise in einer der
an die Hinterradmotoren 31 und 52- angeschlossenen Hydraulikleitungen angeordnet
und dient einfach der Anzeige bzw. Feststellung, ob das Fahrzeug sich vorwärts oder
rückwärts bewegt. Die Arbeitsweise der Bremsregeleinrichtung mit den Bremsventilen
und dem Strömungsrichtungsanzeiger wird im einzelnen in Verbindung mit Fig. -13
bis 16 erläutert.
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Überlastungsventile 62, 63, 64 und 65, die von handelsüblicher Ausführung
sein können, sind zwischen den Paaren der Hydraulikleitungen, die Jeden der Radmotoren
31, 32, 36 und 37 bedienen, vorgesehen, um eine mögliche Beschädigung der Einrichtung
infolge eines übermäßigen Rückdrucks zu verhindern, der sich aus ungewöhnlichen
Straßenzuständen während des Bremsens ergeben. Wenn zum Beispiel ein Rad bei scharfem
Bremsen eine Erhöhung oder Vertiefung passiert, kann ein hoher Druckimpuls am Ausgang
des Radmotors erzeugt werden, der, wie oben gesagt, als Pumpe wirkt, wenn das Fahrzeug
verzögert wird. Um eine Beschädigung der Einrichtung durch einen solchen Druckimpuls
zu verhindern, soll jedes der Uberlastungsventile 62, 63,-.1.64 und 65 den Differenzdruck
zwischen den beiden, den zugehörigen Radmotor bedienenden Leitungen auf einer vorbestimmten
Höhe, z.B. etwa 3000 psi =210 at halten. Wenn der Rückdruck in einer oder mehreren
der Rückleitungen 41, -42, 46 und 47 den Druck in den Speiseleitungen 28, 29, 34
und 35 um mehr als 3000 psi = 210 at übersteigt, werden eines oder mehrere der Uberlastventile
62, 63, 64 und 65 tätig, um hydraulische Flüssigkeit aus der Rückleitung 41, 42,
46 oder 47 in die zugehörige Speiseleitung 28, 29, 34 bzw. 35 gelangen zu lassen
und so den überhöhten Druck abzubauen.
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Es ist jedoch zu beachten, daß bei der bevorzugten Ausführungsform
der Erfindung die Druckeinstellungen der Uberlastventile 62, 63, 64 und 65 hoch
genug sein sollen, damit die Uberlastventile nicht bei normalen Straßenzüständen
betätigt werden, selbst wenn die Bremskraft ausreicht, um die Räder des Fahrzeugs
zu blockieren-.
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Zusätzlich sind mehrere Kontrollventile 71 bis 80 vorgesehen, um zu
verhindern, daß der Druck in dem Hauptleitungskreis unter einen bestimmten Wert,
zum Beispiel etwa 150 psi = 10,5 at fällt. Ein übermäßig niedriger Druck im Hauptleitungskreis
kann
Blasenbildung in der Hydraulikflüssigkeit hervorrufen, entweder infolge von Kavitation
oder zufolge des Ansaugens von Luft in das System an einer oder mehreren der vielen
Luft-Flüssigkeits-Dichtstellen in der Einrichtung. Wenn beispielsweise das Fahrzeug
sich mit verhältnismäßig hoher Geschwindigkeit vorwärts bewegt und die Bremsen angelegt
werden, kann der Druck in einer oder mehreren der Speiseleitungen 27, 28, 29, 33,
34 und 35 stark abfallen. Bei einem Druckabfall in Leitung 27 unter den vorbestimmten
Wert (150 psi = 10,5) gelangt Hydraulikflüssigkeit aus der Niederdruckleitung 82
durch Kontrollventil 75 in die Leitung 27 und hält so den Druck in der Leitung 27
auf einem Mindestwert von 150 psi = 10,5 at, wodurch die Bildung von Blasen verhindert
wird. Ebenso wird bei einem Druckabfall in Leitung 28 unter das vorbestimmte niedrige
Druckniveau Hydraulikflüssigkeit aus der Niederdruckleitung 82 durch das Kontrollventil
72 in die Leitung 28 übertreten. Die übrigen Kontroliventilewirken in ähnlicher
Weise unter verschiedenen Bedingungen, wie für den Fachmann ohne weiteres ersichtlich
ist. Die Kontrollventile 71 bis 80 können von gebräuchlioher handelsüblicher Bauart
sein.
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Die bevorzugte Ausführungsform der vorliegenden hydraulischen Kraftübertragungs-
und Bremseinrichtung schließt ferner eine Abzugseinrichtung zur Rückgewinnung von
Hydraulikflüssigkeit ein, die durch unvermeidliche Leckverluste aus den Radmotoren
31, 32, 36 und 37.und der Pumpe-21 anfällt. Diese Flüssigkeit wird in Leistung 83nahezu
unter atmosphärischem Druck aufgenommen und einem geeigneten Behälter 84 gesammelt,
von wo sie durch einen Filter 85 einer Pumpe 86 zugeführt wird, die die abgezogene
Hydraulikflüssigkeit in die Niederdruckleitung 82 pumpt. Ein Druckregler 87, der
von herkömmlicher Bauart sein kann, regelt den Druckunterschied (vorzugsweise auf
150 psi) zwischen der Abzugsleitung 83 und der Niederdruckleitung 82.
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Ein Speicher 88 ist in der Niederdruckleitung 82 vorgesehen, um als
Puffer zwischen den Kontrollventilen 71 bis 80 und der Pumpe 86 zu dienen. Für den
Fachmann ist ohne weiteres einzusehen, daß die aus dem Hochdruckkreis durch die
Abzugleitung 83 abgeführte Hydraulikflüssigkeit in den Haupthochdruckkreis zurückgeführt
wird über die Pumpe 86, die Niederdruckleitung 82 und die Kontrollventile 71 bis
80, wodurch gewährleistet wird, daß der Hochdruckkreis jederzeit mit Hydraulikflüssigkeit
richtig gefüllt ist, trotz unvermeidlicher Leckverluste in den Radmotoren 31, 32,
36 und 37 und der veränderlichen Verdrängungspumpe 21.
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Die Steuereinrichtung.
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In Fig. 2A, 2B und 2C ist eine bevorzugte Ausführungsform der Steuereinrichtung
für die vorliegende hydraulische Kraftübertragungs- und Bremseinrichtung schematisch
dargestellt, und zwar zeigt Fig. 2A den neutralen Zustand, während in Fig. 2B die
Vorwärtsstellung und in Fig. 2C die Rückwärtsstellung der Steuereinrichtung veranschaulicht
ist. Wenn auch bei dieser Ausführungsform der Steuereinrichtung die notwendigen
Funktionen in erster Linie durch eine bestimmte Anordnung mechanischer Stellglieder
ausgelöst werden, so können offensichtlich auch andere Anordnungen mechanischer
Stellglieder-oder elektromechanischer Vorrichtungen oder elektronischer Kreise oder
logischer Strömungsmittelvorrichtungen oder dergleichen verwendet werden, um die
erforderlichen-Steuerfunkticnen im Rahmen der Erfindung durchzuführen.
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Gemäß Fig. 2A nimmt im neutralen Zustand der Steuereinrichtung der
Wählhebel 101 eine neutrale Mittelstellung ein, in der ein elektrischer Stromkreis
besteht über den am Wählhebel 101 angebrachten Kontakt 402a, den feststehenden Kontakt
102 b und
das Kabel 103, um die Spule 104a des Solenoids 104 für
den neutralen Zustand zu erregen. Die erregte Spule 104a bewegt den Tauhanker 104b
nach rechts in Fig. 2A und betätigt bzw.
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schließt dabei den Greifer 105 unter Schwenken der Klauen 105a und
105b desselben um einen festen Drehzapfen 106, wobei ein beweglicher Stift 107 in
eine bestimmte Mittellage gebracht wird.
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Die Einstellung von Stift 107 in die Mittellage dient dazu, den Ventilkörper
108 eines Vorventils in die Mittellage zu bringen, wodurch wiederum der Ventilkörper
109 des Hauptsteuerventils 22 in die Mittelstellung bewegt wird. In seiner Mittellage
sperrt der Ventilkörper 108 die hydraulische Niederdruckflüssigkeit (150 psi) im
Kanal 111 vom Durchtritt über den Kanal 113 zur Oberseite 114 der Hauptventilkammer
oder über den Kanal 117 zur Unterseite der Hauptventilkammer ab.
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Der Hauptventilkörper 109 läßt in seiner Mittelstellung die Hydrauflkflüssigkeit
aus der Pumpe 21 über die Leitung 20 umlaufen durch die Kanäle 122 und 123 oder
durch die Kanäle 125 und 126 im Ventilblock ? 112 2 des Hauptsteuerventils und über
Leitung 44 zurück zur Pumpe 21. Befindet sich also der Hauptventilkörper 109 in
der neutralen Stellung gemäß Fig. 2A, dann sind die hydraulischen Radmotoren 31,
32, 36 und 37 des Fahrzeugs von der Hydraulikpumpe 21 wirksam abgekoppelt wegen
des freien Umlaufs der Flüssigkeit im Ventilblock 112 des Hauptsteuerventils.
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Bei der Ausführungsform der Fig. 2A bis 2C enthält der Strömungsanzeiger
25 einen konischen Durchgang 131, der im Hochdruckkreis der hydraulischen Flüssigkeit
zwischen der Pumpe 21
und den Hinterradmotoren 31 und 32 liegt,
wie in Verbindung mit Fig. 1A erläutert. Ein beweglicher Stößel 132, der eine -geeignete
Verdickung 132a aufweist, ist längsbeweglich in dem Durchgang 131 angeordnet und
vorzugsweise zum engen Ende desselben hin von einer geeigneten Druckfeder 133 beaufschlagt
bzw. vorgespannt. Die Stellung des beweglichen Stößels 132 in dem Durchgang 131a
wird von der Strömungsgeschwindigkeit der Hydraulikflüssigkeit beeinflußt, die auf
die Verdickung 132a einwirkt, um den Stößel 132 zum weiten Ende des Durchgangs 131
gegen die Kraft der Druckfeder 133 zu bewegen. Weil die Strömungsgeschwindigkeit
der Flüssigkeit im Durchgang 131 durch die Strömungsgeschwindigkeit der Hydraulikflüssigkeit
durch die Radmotoren 31 und 32 bestimmt wird, ist offensichtlich die Stellung des
Stößels 132 im Durchgang 131 der Fahrzeuggeschwindigkeit proportional.
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Wird angenommen, daß das Fahrzeug stillsteht, so daß keine Flüssigkeitsströmung
im Durchgang 131 besteht, so befindet sich der Stößel 132 in seiner tiefsten oder
Ruhestellung, die durch die Mittellinie 134 der Verdickung in Fig. 2A angedeutet
ist. In dieser Stellung ist ein elektrischer Stromkreis zwischen einem auf dem Stößel
132 angebrachten Kontakt 135 und einem auf dem Arm 167 angebrachten Kontakt 136
hergestellt, über den die Spule 137a des Solenoids 137 erregt wird. Der Tauchanker
137b des Solenoids 137 ist mit dem Vorventilkörper 138 des Vorderrad-Rückströmventils
26 verbunden, so daß bei erregter Spule 137a der Ventilkörper 138 in die obere Stellungbewegtwird-und
so Hydraulikflüssigkeit aus dem Niederdrucksystem t150 psi) durch die Kanäle'141-und
142 zur Oberseite 143a der Ventilkammer strömen läßt, wodurch der Ventilkörper 144
in die untere Stellung gemäß Fig. 2A bewegt wird und damit die vom Hauptsteuerventil
22 ausgehenden Flüssigkeitsleitungen 33und 48 mit den Kanälen 147 und 148 verbunden
werden, die Anschluß zu den Vorderradmotoren
36 und 37 besitzen.
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Gemäß der Darstellung in Fig. 2B der Steuereinrichtung befindet sich
der Wählhebel 101 in der Vorwärts-Stellung, während sich das Fahrzeug mit verhältnismäßig
hoher Geschwindigkeit bewegt. Wenn der Hebel 101 aus der neutralen Stellung gemäß
Fig. 2A in die Vorwärtsstellung gemäß Fig. 2B gebracht wird, wird der elektrische
Stromkreis zwischen den Kontakten 102a und 102b unterbrochen, so daß die Spule 104a
des Solenoids 104 stromlos wird und damit der Tauchanker 104b durch die Feder 104c
zurückgezogen werden kann, wodurch die Klauen 105a und 105b des Greifers 105 geöffnet
werden und der Stift 107 zur Bewegung freigegeben wird. Es ist jedoch klar, daß
anfangs, beim Stillstand des Fahrzeugs und bevor das Beschleunigungspedal 151 gedrückt
wird, der Stift sich wenig oder gar nicht bewegt, wenn er durch den Greifer freigegeben
wird.
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Das Beschleunigungspedal 151 ist schwenkbar auf einem festen Stift
152 angebracht und durch einen Lenker 153 mit der Drosselklappe 154 der Kraftmaschine
bzw. des Verbrennungsmotors des Fahrzeugs verbunden, welche die Hydraulikpumpe 21
antreibt, wie oben in Verbindung mit Fig. 1A beschrieben ist. Wenn das Pedal 151
gedrückt wird, wie in Fig. 2B gezeigt, wird die Klappe 154 geöffnet und so die Hydraulikpumpe
kräftig angetrieben, die über die Leitungen 20 und 44 mit dem Hauptsteuerventil
22 verbunden ist.
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Das Beschleunigungspedal 151 ist außerdem durch einen Stift 155 mit
einem Hebel 156 verbunden, der in-Verbindung steht mit einem Hebel 157 über einen
Stift 158, der am Hebel 156 angebracht ist und an der Koppelschere 159 angreift,
die am Hebel 157-gehalten ist. Der Hebel 157 ist an einem Ende durch einen Stift
161 mit dem Stößel 132 des Indikators 25 für die Strömungsgeschwindigkeit
und
am anderen Ende über Arme 162 und 163 mit dem Vorventilkörper 108 und dem Hauptventilkörper
109 des Hauptsteuerventils 22 verbunden.
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Folglich wenn das Pedal 151 getreten wird, öffnet es die Drosselklappe
154 der Kraftmaschine, wodurch der Hydraulikpumpe 21 Leistung zugeführt wird. Zugleich
überträgt sich die Bewegung des Pedals 151 über den Hebel 156 und die Koppelschere
159 auf den Hebel 157, der dabei um den Stift 161 geschwenkt wird. Die Abwärtsbewegung
des anderen Endes des Hebels 157 wird über die Arme 162 und 163 auf den Vorventilkörper
108 des Steuerventils 22 übertragen.
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Beim Abwärtsbewegen des Ventilkörpers 108 wird die Niederdruckleitung
111 (150 psi) mit dem Kanal 116 im Ventilblock 112 verbunden und so Hydraulikflüssigkeit
zur Unterseite 117 der Ventilkammer zugelassen, wodurch der Hauptventilkörper 109
nach oben bewegt wird. Bei der Aufwärtsbewegung des Ventilkörpers 109 wird die von
der Hydraulikpumpe 21 kommende Leitung 20 allmählich über den Kanal 122 mit der
Leitung 23 verbunden, die zu den Radmotoren führt. Zugleich wird die von den Radmotoren
abgehende Leitung 24 über den Kanal 126 allmählich mit der Rückleitung 44 zur Hydraulikpumpe
21 verbunden und so ein Strömungsweg-für die Hochdruckflüssigkeit hergestellt, um
das Fahrzeug in der Vorwärtsrichtung anzutreiben.
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Es ist ersichtlich, daß wenn der Hauptventilkörper 109 sich aufwärts
bewegt, seine Bewegung über den Arm 163 auf den Vorventilkörper 108 übertragen wird,
was diesen in seine Mittels stellung zu bringen sucht, wodurch wiederum die Stabilisierung
des Hauptventilkörpers 109 bewirkt wird. Aufgrund dieser Folgebeziehung zwischen
dem Hauptventilkörper 109 und dem Vorventilkörper 108 kann der Hauptventilkörper
in einer Zwischenstellung stabilisiert werden, die irgendwo zwischen der neutralen
Stellung
gemäß Fig. 2A und der ganz gehobenen oder Vorwärtsstellung gemäß Fig. 2B liegt,
wenn das Beschleunigungspedal 151 nicht ganz niedergedrückt ist. Wenn Jedoch das
Bremspedal völlig durchgetreten wird, ergibt sich, daß der Hauptventilkörper 109
sich in die obere Endstellung oder Vorwärtsstellung gemäß Fig. 2B bewegt.
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Ferner ist ersichtlich, daß wenn das Fahrzeug stillsteht, die Strömungsgeschwindigkeit
der Hydraulikflüssigkeit von der Pumpe 21 durch die Radmotoren 31, 32, 36 und 37
und zurück zur Pumpe 21 Null ist. Wenn das Fahrzeug sich vorwärts in Bewegung setzt,
beginnt die Hydraulikflüssigkeit durch die Radmotoren zu strömen, und wenn die Geschwindigkeit
des Fahrzeugs zunimmt, steigt die Strömungsgeschwindigkeit der Flüssigkeit direkt
proportional dazu an. Bei der vorliegenden Ausführungsform der Erfindung vermag
die zunehmende Strömungsgeschwindigkeit der Hydraulikflüssigkeit aufgebracht zu
werden durch die automatisch ansteigende Verdrängung der Pumpe 21, während die Drehzahl
der Pumpe annähernd konstant auf einem Niveau bleiben kann, das zum Beispiel der
Drehzahl entspricht, bei der die Kraftmaschine des Fahrzeugs ihre Höchstleistung
hergibt.
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Bei der bevorzugten Ausführungsform der Erfindung ist die veränderliche
Verdrängungspumpe 21 direkt mit der Kraftmaschine gekoppelt, so daß die DrehzahlderPumpe
durch die Drehzahl der Maschine bestimmt ist, die ziemlich iinirerzüglichauf die
Stellung der Drosselklappe reagiert, die durch den Fahrer geregelt wird. Wenn zum
Beispiel.der Fahrer beabsichtigt, zur Beschleunigung aus dem Stillstand die Höchstleistung
anzuwenden, öffnet er die Drosselklappe und bewirkt so eine rasche Beschleunigung
der Maschine und der Pumpe 21 bis zum vollen Wert, während das Fahrzeug wegen seiner
Trägheit allmählich seine Vorwärtsfahrt aufnimmt. Unter diesen Umständen
wird
durch die automatische Steuereinrichtung für die Verdrängung der Pumpe 21 eine Herabsetzung
der Pumpenverdrängung bewirkt, so daß sich eine niedrige Strömungsgeschwindigkeit
der Hydraulikflüssigkeit im Einklang mit der niedrigen Geschwindigkeit der Radmotoren
ergibt und andererseits der maximale Förderdruck erzeugt wird, so daß auf die Räder
das maximale Drehmoment ausgeübt wird. Während das Fahrzeug beschleunigt, wird durch
die automatische Verdrängungssteuerung die Verdrängung der Pumpe 21 gesteigert und
ihr Förderdruck entsprechend herabgesetzt, so daß den Rädern weiterhin die Höchstleistung
trotz der veränderlichen Fahrzeuggeschwindigkeiten zugeführt wird, während die Drehzahl
der Pumpe und der Maschine unter Abgabe der Höchstleistung im wesentlichen konstant
bleibt.
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Will der Fahrer jedoch nicht die maximale Leistung anwenden, wird
er die Drosselklappe nur teilweise öffnen, was eine etwas kleinere Drehzahl von
Maschine und Pumpe ergibt. Die Verdrängungssteuerung der Pumpe 21 bewirkt eine automatische
Einregelung der Pumpenverdrängung, um die Maschinendrehzahl mit der Pumpendrehzahl
zu koordinieren.
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Aus Fig. 2B ist ersichtlich, daß die Strömungsgeschwindigkeit der
Hydraulikflüssigkeit durch den konischen Durchgang-131 des Strömungsindikators 25
direkt proportional mit der Vorwartsgeschwindigkeitdes Fahrzeugs zunimmt. Die Zunahme
der Strömungsgeschwindigkeit bewirkt eine Erhöhung. des-aufwärts gerichteten Drucks
atf die Verdickung 132a des Stößels 132, so daß der Stößel gegen die Kraft der Druckfeder
133 nach oben bewegt wird. Die konische Form des Durchgangs 131 ermöglicht dem Stößel
132, eine Gleichgewichtsstellung entsprechend der Strömungsgeschwindigkeit der Hydraulikflüssigkeit
zu finden, die ihrerseits der Fahrzeuggeschwindigkeit entspricht.
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Die Aufwärtsbewegung des Stößels 132 wird über den Stift 161 auf den
Hebel 157 übertragen, der um den Stift 158 geschwenkt wird, wobei das andere Ende
des Hebels 157 nach unten.bewegt wird. Diese Abwärtsbewegung wird über die Arme
162 und 163 auf den Vorventilkörper 108 übertragen, der ein weiteres Anheben des
Hauptventilkörpers 109 auslöst, wodurch die Strömungsgeschwindigkeit der Hydraulikflüssigkeit
zu den Radmotoren durch den Kanal 122 und die Leitung 23 gesteigert wird.
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Wenn dieGeschwindigkeitdes desFahrzeugs am unteren Ende des Geschwindigkeitsbereichs
zunimmt, bewegt sich der Stößel 132 im Durchgang 131 des Indikators 25 weiter nach
oben, aber der elektrische Kontakt 135 bleibt in Berührung mit dem elektrischen
Kontakt 136, so daß das Solenoid 137a erregt bleibt, weshalb die Hydraulikflüssigkeit
weiterhin aus der Pumpe 21 über das Rückströmventil 26 den Vorderradmotoren 36 und
37 des Fahrzeugs zugeführt wird. Sobald jedoch die Geschwindigkeit des Fahrzeugs
über einen bestimmten Wert, zum Beispiel den Halbwert der Geschwindigkeit ansteigt,
hebt sich der Stößel 132 des Indikators 25 bis zu einem Punkt, wo die Berührung
zwischen den Kontaktgliedern 135 und 136 unterbrochen wird, wie in Fig. 2B gezeigt,
so daß die Solenoidspule 137a stromlos wird und die Druckfeder 133 den Tauchanker
137b und den Vorventilkörper 138 in die untere Stellung gemäß Fjge 2B zu bewegen
vermag. In der unteren Stellung läßt der Vorventilkörper 138 Hydraulikflilssigleit
aus dem Niederdrucksystem (150 psi) durch die Kanäle 141 und 156 zur Unterseite
143b der Ventilkammer strömen, wodurch der Hauptventilkörper 144 des Rückströmventils
26-in seine obere Stellung gemäß Fig. 2B bewegt wird.
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Wenn der Hauptventilkörper 144 sich in seiner oberen Stellung befindet,
werden die Leitungen 33 und 48, die an das Steuerventil 22 angeschlossen sind, durch
Abschnitte 144a und 144b des Ventilkörpers 144 yersperrt. Zugleich stehen die Kanäle
147 und 148, die mit den Vorderradmotoren 36 und 37 verbunden sind, über den Mittelabschnitt
143c der Ventilkammer in Verbindung, so daß die Hydraulikflüssigkeit, die zufolge
der Fahrzeugbewegung durch die Vorderradmotoren 36 und 37 strömt, einfach über das
Ventil 26 zurückströmen kann. Somit dient das Arbeiten des Vorderrad-Rückströmventils
26 dazu, wenn das Fahrzeug den Halbiert der Geschwindigkeit erreicht, automatisch
die Betriebsart der vorliegenden hydraulischen Kraftübertragungseinrichtung von
Vierradantrieb auf Zweradantrieb umzustellen.
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Die Umstellung der Betriebsweise der vorliegenden hydraulischen Kraftübertragungseinrichtung
von Vierradantrieb auf Zweiradantrieb hat unter anderem die Wirkung, die Gesamtverdrängung
der hydraulischen Radmotoren, die mit der Hydraulikpumpe für veränderliche Verdrängung
verbunden sind, um die Hälfte zu reduzieren. Zugleich wird das Reaktionsdrehmoment
an den Hinterradmotoren 31 und 32, die mit der Pumpe 21 verbunden bleiben, annähernd
verdoppelt, weil die gesamte Beschleunigungskraft, die zuvor auf alle vier Räder
aufgeteilt war, nunmehr durch die Hinterräder allein aufgebracht werden muß. Demzufolge
wird der Rückdruck der Hinterradmotoren 31 und 32 im Hinblick auf die Hydraulikpumpe
21 annähernd verdoppelt.
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Es leuchtet ein, daß die nunmehr vorliegenden Druck- und Verdrängungsverhältnisse,
hervorgerufen durch den Übergang von Vierrad- auf Zweiradantrieb bewirken, daß die
Hydraulikpumpe 21 automatisch ihre Verdrängung um die Hälfte herabsetzt und entsprechend
den Förderdruck verdoppelt, wie in Verbindung mit Fig. 6 bis 12 näher beschrieben
wird. Nach der Umwandlung von
Vierrad- auf Zweiradantrieb wird
das Fahrzeug weiterhin bebeschleunigt und die Verdrängung der Hydraulikpumpe steigt
weiterhin an, bis das Fahrzeug die volle Geschwindigkeit erreicht, wobei alsaannder
Stößel 132 des Indikators 25 für die Strömungsgeschwindigkeit seine höchste Stellung
gemäß Fig. 2B einnimmt.
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Bei der bevorzugten Ausführungsform des Steuergestänges der Fig. 2A
bis 2C ist der elektrische Kontakt 136 an einem Arm 167 angebracht, der durch Arme
168 und 169 mit dem Beschleunigungspedal 151 verbunden ist. Die Aufgabe der Arme
167, 168 und 169 besteht darin, den Kontakt 136 so einzustellen, daß der Übergang
von Vierrad- auf Zweiradantrieb bei einer Fahrzeuggeschwindigkeit erfolgt, die etwa
gleich der Hälfte der Endgeschwindigkeit ist, die bei einer bestimmten Stellung
des Pedals 151 erreicht wird. Wenn Z.B. das Pedal 151 voll gedrückt wird, ist die
Endgeschwindigkeit des Fahrzeugs seine Höchstgeschwindigkeit, und der Übergang von
Vierrad- auf Zweiradantrieb erfolgt etwa bei der halben Höchstgeschwindigkeit. Andererseits
wenn das Pedal 151 nur zur Hälfte eingetreten wird, ist die Endgeschwindigkeit des
Fahrzeugs etwa die halbe Höchstgeschwindigkeit und der Übergang von Vierradauf Zweiradantrieb
erfolgt etwa bei einem Viertel der Höchstgeschwindigkeit.
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Wenn somit ein mit der vorliegenden hydraulischen Kraftübertragungseinrichtung
ausgerüstetes Fahrzeug aus einer Reisegeschwindigkeit heraus verzögert wird, bewirkt
der Strömungsgeschwindigkeitsindikator 25 den automatischen Übergang vom Zweiradantrieb
zurück zum Vierradantrieb bei einer Geschwindigkeit, die durch die Stellung des
Beschleunigungspedals 151 bestimmt ist.
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Schließlich ist in Fig. 2C der Steuerapparat in dem Zustand für die
Rückwärtsfahrt schemat-isch dargestellt. Der bewegliche Stößel 132 des Indikators
25 nimmt hier die tiefste Stellung ein, entsprechend einer Strömung Null oder einer
Rückwärtsströmung der Hydraulikflüssigkeit durch den Durchgang 131, so daß der am
Stößel 132 angebrachte Anschlag 171 an dem L-förmigen bzw. Winkelhebel 172 angreift,
der um einen festen Stift 173 schwenkbar und am anderen Ende mit einem Arm 174.
verbunden ist, der durch eine Zugfeder 175 mit einem Arm 176 in Verbindung steht,
der an dem Wählhebel 101 angreift. Wenn der Stößel 132 sich in der tiefsten Stellung
gemäß Fig. 2C befindet, bewirkt der Anschlag 172 eine Schwenkung des Winkelhebels
172 gegen den Uhrzeigersinn um den Stift 173, wodurch die Arme 174 und 176 gegen
die Wirkung der Feder 177 nach links gezogen werden und dadurch erreicht wird, daß
das untere Ende 176a des Arms 176 von dem festen Stift 178 freikommt, so daß, wenn
der Wählgriff 101 in die Rtickwärts-Stellung gebracht wird, wie in Fig. 2C gezeigt,
das Ende 176a des Arms 176 gegen den Winkelhebel 161 stößt und diesen im Uhrzeigersinn.
gegen die Wirkung der Zugfeder 184 um den festen Stift 182 dreht. Die Bewegung des
Winkelhebels 181 wird durch den Arm 183 auf den Hebel 156 über tragen, wobei der
am Hebel 156 angebrachte Stift 155 an das linke Ende 185a des Schlitzes 185 im Beschleunigungspedal
151 bewegt wird, wie aus Fig. 2C ersichtlich ist.
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Wenn demnach der Stößel 132 des Indikators 25 nicht.seine tiefste
Stellung gemäß Fig. 2C inne hat, kann der Hebel 101 nicht in die Rückwärtsstellung
bewegt werden, weil das Ende 176a des Arms 176 gegen den festen Stift 178 stößt.
statt gegen den Winkelhebel 181. Somit gewährleistet die Einwirkung des Anschlags
171 auf den Winkelhebel 172, daß die Übertragungseinrichtung nicht in die Rückwärtsstellung
gelegt werden kann, während. das Fahrzeug sich vorwärts bewegt.
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Wenn der Steuerapparat der vorliegenden hydraulischen Kraft übertragungseinrichtung
sich im Rückwärts-Zustand befindet, wie in Fig. 2C, und das Beschleunigungspedal
151 gedrückt wird, bewegt sich der Hebel 156 nach oben und bewirkt eine Schwenkung
des Hebels 157 im Uhrzeigersinn um den Stift 161.
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Die entsprechende Aufwärtsbewegung am anderen Ende des Hebels 157
wird über die Arme 162 und 163 auf den Vorventilkörper 108 des Hauptsteuerventils
22 übertragen. Sobald der Ventilkörper 108 in die obere Stellung gemäß Fig. 2C bewegt
ist, strömt Hydraulikflüssigkeit aus dem Niederdrucksystem (150 psi) durch die Kanäle
111 und 113 zur Oberseite 115 der Hauptventilkammer, wodurch der Hauptventilkörper
109 abwärts bewegt wird.
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Diese Abwärtsbewegung des Hauptventilkörpers 109 wird über den Hebel
163 auf den Vorventilkörper 108 übertragen, was diesen in seine Mittelstellung zu
bringen sucht.
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Wenn der Hauptventilkörper 109 die untere oder Rückwärtsstellung einnimmt,
wie in Fig. 2C, strömt Hochdruckflüssigkeit durch Leitung 20, Kanal 125 und Leitung
24 zu den hydraulischen Radmotoren, während von den Radmotoren rückströmende Hydraulikflüssigkeit
durch Kanal 123 und Leitung 44 zurück zur Eingangsseite der Hydraulikpumpe 21 fließt.
Es zeigt sich so, daß das Hauptsteuerventil 22 dazu dient, Hydraulikflüssigkeit
über Leitung 24 den Radmotoren zuzuführen, während der Rückstrom über Leitung 23
erfolgt, wenn der Wählhebel 101 in der Rückwärtsstellung gemäß Fig. 2C steht, während
Hydraulikflüssigkeit den Radmotoren über Leitung 23 zugeführt wird und der Rückstrom
über Leitung 24 erfolgt, wenn der Wählhebel 101 auf Vorwärtsfahrt steht, wie in
Fig. 2B gezeigt ist.
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Obwohl bei dem in Fig. 2A bis 2C dargestellten Steuerapparat der Geschwindigkeitsindikator
25 für den Flüssigkeitsstrom dazu benutzt wird, die Umschaltung zwischen Vierradantrieb
und Zweiradantrieb durchzuführen, können offensichtlich auch andere Arten von Vorrichtungen
für diese Funktion herangezogen werden.
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Beispielsweise kann zwischen Vierradantrieb und Zweiradantrieb umgeschaltet
werden durch eine herkömmliche mechanische Steuervorrichtung, die mit den Rädern
des Fahrzeugs gekoppelt ist.
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Die hydraulischen Radmotoren Fig. 3 zeigt einen senkrecht zur Rotationsachse
geführten Schnitt durch einen der hydraulischen Radmotoren mit fester Verdrängung,
wie sie bei der bevorzugten Ausführungsform der vorliegenden hydraulischen Kraftübertragungs-
und Bremseinrichtung verwendet werden. Der Hydraulikmotor in Fig. 3 ist von der
Bauart, bei der das angetriebene Glied die Form eines kreisenden Sternkolbens, allgemein
mit 201 bezeichnet, besitzt, der exzentrisch auf einer Welle 202 angebracht ist.
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Die Schenkel 204, 205, 206, 207 und 208 des Sternkolbens 201 üben
mehrere Funktionen aus, darunter (a) Zudecken und Aufdecken der Einlaßöffnungen
211, 212, 213, 214 und 215 und der Auslaßöffnungen 221, 222, 223, 224 und 225 in
der richtigen Reihenfolge, (b) Verhindern einer Drehung des Sternkolbens, der so
zu einer kreisenden Bewegung gezwungen wird, (dieauch als translatorische Kreisbewegung
bezeichnet werden kann).
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Der hydraulische Radmotor der Fig. 3 besitzt ein zylindrisches Gehäuse
230, das zwei Gußkörper bzw. Gehäuseköpfe 238 und 239 und einen Umfangsteil bzw.
Gehäusering 240 aufweist. Das zylindrische Gehäuse hat fünf Kammern 231, 232, 233,
234 und 235, die in gleichen Abständen über den Umfang verteilt sind und deren Größe
sich ändert, wenn der Sternkolben 201 um die Welle 202 kreist. Jede der Kammern
231 bis 235 wird begrenzt durch einen Teil des Sternkolbens, Teile der gegenüberstehenden
Stirnflächen 236 und 237 der Gehäuseköpfe 238 und 239 (deutlich in Fig. 4 zu erkennen),
einen Teil des Gehäuserings 240 sowie jeweils zwei der beweglichen Flügel 241, 242,
243, 244 und 245. Die Flügel bilden Dichtungen zwischen den Kammern 231 bis 235
des Hydraulikmotors der Fig. 3. Beispielsweise wird die Kammer 231 von der Kammer
235 durch den Flügel 241 und von der Kammer 232 durch den Flügel 242 getrennt.
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Bei der bevorzugten Ausführungsform des Hydraulikmotors nach -Fig.
3 sind die inneren Enden der Flügel 241 bis 245 an dem Sternkolben durch eine aus
Zylinder und Hülse bestehende Gelenkverbindung gehalten, die den Flügeln in bezug
auf den Sternkolben hin- und herzuschwenken gestattet, während sie eine gute Flüssigkeitsabdichtung
zwischen Flügel und Sternkolben aufrechterhält. Die äußeren Enden der Flügel 241
bis 245 sind beweglich an dem Gehäusering 240 mittels geschlitzter Zylinder 251,
252, 253, 254 und 255 angebracht. Kleine Hohlräume 261, 262, 263, 264 und 265 sind
in dem Gehäusering 240 vorgesehen, um eine freie Bewegung der äußeren Enden der
Flügel 241 bis 245 zuzulassen, wenn der Sternkolben 201 um die Welle 202 kreist.
Kanäle 271, 272, 273, 274 und 275 verbinden die Hohlräume 261 bis 265 mit den Kammern
231 bis 235, um den durch Pumpwirkung erzeugten Druck abzulassen, der bei der Bewegung
der äußeren Enden der Flügel 241 bis 245 in den Hohlräumen 261 bis 265 entsteht,
wenn der Sternkolben 201 um die Welle 202 kreist.
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Aus Fig. 4, die einen Achsschnitt durch die bevorzugte Ausführungsform
des Radmotors längs der Linie 4-4 in Fig. 3 darstellt, ist ersichtlich, daß alle
Einlaßöffnungen 211 bis 215 (Fig. 3) untereinander durch einen Verteiler verbunden
sind, und zwar sind die Einlaßöffnungen an einen Umfangskanal 276 im Gehäusekopf
238 angeschlossen. Ebenso sind alle Auslaßöffnungen 221 bis 225 der Fig. 3 durch
einen Umfangskanal 277 im Gehäusekopf 238 verbunden. Entsprechend sind die Einladöffnungen
in der Fläche 237 des Gehäusekopfes 239 durch einen Umfangskanal 278 und die Auslaßöffnungen
in der Fläche 237 des Gehäusekopfes 239 durch einen Umfangskanal 279 im Gehäusekopf
239 untereinander verbunden. Die Einlaßöffnungen 237 des Gehäusekopfes 239 liegen
gegenüber den Einlaßöffnungen 211 bis 215 in der Fläche 236 des Gehäusekopfes 238
und die Auslaßöffnungen in der Fläche 237 des Gehäusekopfes 239 liegen
gegenüber
den Auslaßöffnungen 221 bis 225 in der Fläche 236 des Gehäusekopfes 238.
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Aus Fig. 5, die eine Querschnittsansicht längs der Linie 5-5 in Fig.
3 darstellt, ist ersichtlich, daß der Umfangskanal 277 im Gehäusekopf 238 und der
Umfangskanal 279 im Gehäusekopf 239 durch eine geeignete Y-Kupplung bzw. ein T-Stück
281 miteinander verbunden sind, während der Umfangskanal 261 im Gehäusekopf 238
und der Umfangskanal 278 im Gehäusekopf 239 durch ein ähnliches T-Stück 282 (Fig.
3) miteinander in Verbindung stehen, das an den Anschlußstellen 282a und 282b (Fig.
5) befestigt ist. Somit dient das T-Stück 281 der Verbindung sämtlicher Auslaßöffnungen
in dem hydraulischen Radmotor mit einer einzigen Hydraulikleitung, während das T-Stück
282 sämtliche Einlaßöffnungen in dem Radmotor ebenfalls mit einer gemeinsamen Hydraulikleitung
zu verbinden gestattet.
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Wenn angenommen wird, daß der Radmotor das Fahrzeug vorwärts bewegt,
weil die hydraulische Hochdruckleitung von der Pumpe 21 (Fig. 1) mit den Einlaßöffnungen
des Hydraulikmotors der Fig. 3 bis 5 über das T-Stück 282 und die Rückleitung zur
Pumpe 21 mit den Auslaßöffnungen des Hydraulikmotors über das T-Stück 281 verbunden
sind, dann kann der Motor der Fig. 3 bis 5 veranlaßt werden, das Fahrzeug rückwärts
anzutreiben, indem einfach die Hochdruckleitung von der Pumpe 21 mit dem T-Stück
281 und die Rückleitung zur Pumpe 21 mit dem T-Stück 282 verbunden wird. Dieser
Umkehrvorgang wird vom Hauptsteuerventil 22 durchgeführt, wie in Verbindung mit
Fig. 1 und 2A bis 2C beschrieben.
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Wiederum aus Fig. 4 geht;hervor, daß bei der bevorzugten Ausführungsform
die Gehäus.eköpfe238 und 239 und der Gehäusering 240 durch geeignete Befestigungsvorrichtungen,
wie z.B.
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Bolzen 283 zusammengehalten werden. 0-Ringe 284 und 285 sind
als
Dichtungen zwischen dem Gehäusering 240 und den Gehäuseköpfen 238 und 239 vorgesehen,
um ein Auslecken von Hydraulikflüssigkeit zu verhindern. Eine Stirnplatte 286 ist
am Gehäusekopf 238 mittels geeigneter Befestigungsmittel, wie Schrauben 287 befestigt,
und ein O-Ring 288 ist als Dichtung zwischen der Stirnplatte 286 und dem Gehäusekopf
238 vorgesehen, um Leckverluste zu vermeiden. Ein Zahnkranzträger 289 ist am Gehäusekopf
239 auf geeignete Weise, wie z.B. durch Schrauben 290 befestigt, und wiederum ist
ein O-Ring 291 als Dichtung vorgesehen, um einen Flüssigkeitsaustritt zu verhindern.
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Ein mechanisches Drehmoment wird von dem kreisenden Sternkolben 201
über den Exzenter 203 auf die Welle 202 übertragen, die in den Gehäuseköpfen 238
und 239 drehbar gelagert ist.
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Das eine Ende der Welle 202 ist an der Stirnplatte 286 durch ein Drucklager
295 drehbar abgestützt, während das andere Ende der Welle 202 ein Sonnenrad 296
trägt, in das Planetenräder 2.97 eingreifen, die drehbar an einem Planetenradträger
298 angebracht sind, der in dem Zahnkranzträger 289 durch ein geeignetes Kugellager
drehbar gehalten ist. Zwei Gegengewichte 301 und 302 sind auf die Welle 202 aufgekeilt,
um diese gegenüber der exzentrischen Masse des Sternkolbens 201 auszuwuchten.
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Das Fahrzeugrad ist mit dem Wellenzapfen 303 verbunden, der am Planetenradträger
298 vorspringt. Eine Öffnung 304 gestattet den Abzug von Hydraulikflüssigkeit aus
den Räumen im Innern des Hydraulikmotors der Fig. 3 bis 5.
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Die Arbeitsweise der bevorzugten Ausführungsform des hydraulischen
Radmotors der Fig. 3 bis 5 ist kurz folgende. Hydraulikflüssigkeit unter Druck tritt
in die Kammern 231 und 232 durch die Einlaßöffnungen 211 und 212 ein-. Der Druck
in den Kammern 231 und 232 sucht den Sternkolben 201 im Uhrzeigersinn anzutreiben
und treibt so die Welle 202 über den Exzenter 203.
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Wenn der Sternkolben sich im Uhrzeigersinn bewegt, wird das
Volumen
der Kammern 234 und 235 kleiner, was die Hydraulikflüssigkeit veranlaßt, durch die
Auslaßöffnungen 224 und 225 auszutreten. Zugleich beginnt der Schenkel 206 des Sternkolbens
201, die Einlaßöffnung 213 der Kammer 233 aufzudecken, während der Schenkel 204
sowohl die Einlaßöffnung 211 als auch die Auslaßöffnung 221 der Kammer 231 zuzudecken
beginnt.
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Wenn die Einlaßöffnung 211 der Kammer 231 durch den Schenkel 204 geschlossen
und die Einlaßöffnung 213 der Kammer 233 geöffnet ist, wird durch den Hochdruck
in den Kammern 232 und 233 der Sternkolben 201 weiter im Uhrzeigersinn gedreht.
Die Fortsetzung der kreisenden Bewegung des Sternkolbens 201 im Uhrzeigersinn bewirkt
ein fortlaufendes Zu- und Aufdecken von Einlaß- und Auslaßöffnungen in der richtigen
Reihenfolge, um die kreisende Bewegung des Sternkolbens 201 hervorzubringen, die
dann über den Exzenter 203 auf die Welle 202 übertragen wird. Aus Fig. 4 geht hervor,
daß die Drehung der Welle 202 über das Sonnenrad 296 die Planetenräder 297 antreibt,
die an dem Planetenradträger 298 sitzen. Bei der bevorzugten Ausführungsform der
Erfindung besitzt das Planetenradgetriebe ein Untersetzungsverhältnis von 3 : 1
zwischen der Welle 202 und dem Wellenzapfen 303, der das Fahrzeugrad trägt.
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Die Hydraulikpumpe mit veränderlicher Verdrängung.
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In Fig. 6 ist einxsenkrecht zur' Drehachse geführter Querschnitt durch
die bevorzugte Ausführungsform der Hydraulikpumpe mit veränderlicher Verdrängung
21 wiedergegeben, die in der hydraulischen Kraftübertragungs- und Bremseinrichtung
nach der Erfindung verwendet wird. Ein Vergleich der Pumpe 21 der Fig. 6 mit dem
Hydraulikmotor der Fig. 3 lässt erkennen, dass gewisse Ähnlichkeiten im Aufbau bestehen.
So zum Beispiel-besItztd-se besitzt die Hydraulikpumpe der Fig. 6 einen Sternkolben
308, der eine exzentrische kreisende Bewegung im Uhrzeigersinn in einem zylindrischen
Gehäuse 307 ausführt.
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Der Sternkolben 308 hat fünf Schenkel 311 bis 315, welche Einlassöffnungen
321 bis 325 und Auslassöffnungen 331 bis 335 in geeigneter Reihenfolge zu- und aufzudecken
vermögen.
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Die Pumpenkammern 341 bis 345 sind durch bewegliche Flügel 351 bis
355 getrennt.
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Immerhin unterscheidet sich die Hydraulikpumpe 21 mit veränderlicher
Verdrängung der Fig. 6 in wichtigen Punkten von dem Hydrauliknotor mit fester Verdrängung
der Fig.3. So arbeitet die Anordnung gemäss Fig. 6 als Pumpe statt als Motor. Denn
der Sternkolben 308 wird durch eine geeignete Kraftmaschine, etwa einen Verbrennungsmotor
angetrieben, um Hydraulikflüssigkeit durch die Einlassöffnungen anzusaugen und durch
die Auslassöffnungen 331 bis 335 auszustossen. Ferner ist die Pumpe 21 der Fig.
6 mit veränderlicher Verdrängung ausgestattet, die durch den Grad der Exzentrizität
der kreisenden Bewegungwdes Sternkolbens 308 im Gehäuse 307 geregelt wird. Die Verdrängung
der Pumpe ist am grössten, wenn die Exzentrizität des Sternkolbens 308 am grössten
ist, und am kleinsten, wenn die Exzentrizität des Sternkolbens 508 am kleinsten
ist. Dabei ist unter konstanter Antriebsleistung der Kraftmaschine der Ausgangs-
bzw. Förderdruck
der Hydraulikpumpe 21 umgekehrt proportional zu
ihrer jeweiligen Verdrängung.
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In Fig. 7 ist ein Achsschnitt der Hydraulikpumpe 21 nach der Linie
7-7 in Fig. 6 dargestellt. Der Sternkolben 308 ist in dem Raum angeordnet, der durch
den Gehäusering 309 und die gegenüberstehenden Stirnflächen 361 und 362 der Gusskörper
bzw. Gehäusekörfe 363 und 364 begrenzt wird. Der Gehäusering 309 und die Gehäuseköpfe
363 und 364 sind in geeigneter Weise, wie zum Beispiel durch Schraubenbolzen 365
miteinander zu dem zylindrischen Gehäuse 307 vereinigt. O-Ringe 366 und 367 sind
als Dichtungen zwischen dem Gehäusering 309 und den Gehäuseköpfen 363 und 364 vorgesehen,
um das Austreten von Hydraulikflüssigkeit zu verhindern. Die Schenkel des Sternkolbens
308 sind, wie der Schenkel 313 in Fig. 7 erkennen lässt, vorzugsweise hohl ausgebildet,
um die exzentrische Masse des Sternkolbens herabzusetzen und so die dynamischen
Auswuchtprobleme der Pumpe zu verringern.
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Wie im Fall des hydraulischen Radmotors der Fig. 3 bis 5 sind alle
Einlassöffnungen in der Fläche 361 des Gehäusekopfes 363, wie die Einlassöffnung
323 zeigt, durch einen Umfangskanal 371-im Gehäusekopf 363 verbunden, während alle
Einlassöffnungen in der Fläche 362 des Gehäusekopfes 364 in einen Umfangskanal 372
im Gehäusekopf 364 münden. Die Umfangskanäle 371 und 372 hängen untereinander durch
ein T-Stück 373 (Fig. 6) zusammen, das an die Rückleitung von den Radmotoren für
die Rückführung der Hydraulikflüssigkeit angeschlossen ist.
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Ebenso sind alle Auslassöffnungen in der Fläche 361 des Gehäusekopfes
363 durch einen Umfangskanal 375 verbunden, während alle Auslassöffnungen in der
Fläche 362 des Gehäusekopfes 364 in einen Umfangskanal 376 münden. Die beiden Umfangskanäle
375 und 376 stehen über ein»T-Stück 377 (Fig. 6)
in Verbindung,
das an die hydraulische Förderleitung zu den Radmotoren angeschlossen ist.
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Die Kraftübertragung von der Antriebsmaschine erfolgt über einen äusseren
exzentrischen Träger bzw. Mitnehmer 381 und einen inneren exzentrischen Träger bzw.
Mitnehmer 382 sowie eine exzentrische Welle 383 und das Mittelstück 384 des Sternkolbens
auf den Sternkolben 308. Das Mittelstück 384 dient dazu, dem Sternkolben eine kreisende
Bewegung aufzuzwingen. Das Mittelstück 384 ist mit dem Sternkolben 308 durch mehrere
Woodruffkeile bzw. Scheibenfedern 385 verkeilt, die eine Drehung des Sternkolbens
in bezug auf dessen Mittelstück 384 verhindern, sowie durch mehrere Segmentkeile
386, die eine Axialbewegung des Mittelstücks 384 in bezug auf den Sternkolben 308
unterbinden.
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Das Sternkolben- Mittelstück 384 trägt ferner ein Paar Rollen 387
und 388, an denen die abgewandelte Oldham-Kupplung 389 angreift, die in Fig. 8 in
Stirnansicht dargestellt ist.
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Fig. 8 ist ein Schnitt nach der Linie: 8-8 in Fig. 7 und zeigt die
modifizierte Oldham-Kupplung 389, die Flansche 391 zur Führung der Rolle 387 sowie
Flansche 392 zur Führung der Rolle 388 aufweist, wobei diese Rollen am Mittelstück
384 (Fig. 7) angebracht sind. Das Kupplungsglied 389 trägt Rollen 393 und 394, die
in geeigneten Führungen 395 und 396 zwischen Wangen 397 und 398 laufen, die an dem
feststehenden Stirnteil 401 in geeigneter Weise, wie Schrauben 399 befestigt sind.
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Hierbei zwingen also die Rollen 393 und 394 in Verbindung mit den
LUhrungen 395 und 396 das Kupplungsglied 389 zu Bewegung gen in seitlicher Richtung
und hindern es an einer Drehung oder einer Bewegung in senkrechter Richtung. Dagegen
werden die Rollen 387 und 388, die am Mittelstück 384 (Fig. 7) sitzen,
durch
die Flansche 391 und 392 gezwungen, sich in senkrechter Richtung in bezug auf das
Kupplungsglied 389 zu bewegen. Die Kombinationswirkung der waagerechten Relativbewegung
zwischen dem Kupplungsglied 389 und dem Stirnteil 401 und der senkrechten Relativbewegung
zwischen dem Mittelstück 384 und dem Kupplungsglied 389 ergibt eine kreisende Bewegung
des Mittelstücks 384 in bezug auf das Stirnteil 401, das am Gehäusekopf 363 in geeigneter
Weise, etwa durch Schrauben 402 und O-Ringdichtung 403 (Fig. 7) angebracht ist.
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Wie aus Fig. 7 hervorgeht, ist das eine Ende 405 der exentrischen
Welle 383 an dem feststehenden Stirnteil 401 mittels eines Kugelgelenks 406 gelagert,
während das andere Ende 407 derexzentrischen Welle 383 an dem inneren exzentrischen
Träger 382 mittels eines weiteren Kugelgelenks 408 gelagert ist. Ferner ist in einem
Zwischenbereich der exzentrischen Welle 383 eine Kugelfläche 409 ausgebildet, die
an einer komplementär geformten Fläche 410 des Mittelstücks 384 des Sternkolbens
gleitend anliegt. Es ist ohne weiteres verständlich, dass diese drei Kugelflächen
406, 408 und 410 die besondere exzentrische Taumelbewegung der Welle 383 ermöglichen,
wenn der Grad der Exzentrizität geändert wird, um die Verdrängung der Pumpe zu verändern.
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Der Grad der Exzentrizität der Bewegung der Welle 383 wird durch die
relativen Winkelstellungen des äusseren exzentrischen Trägers 381 und des inneren
exzentrischen Trägers 382 geregelt. So sind zum Beispiel in Fig. 9, die einen Schnitt
nach der Linie 9-9 in Fig. 7 wiedergibt, der äussere exzentrische Träger 381 und
der innere exzentrische Träger 382 in einer Stellung gezeigt, die die maximale Exzentizität
in der Bewegung der Welle 383 bewirkt. Wenn andererseits der innere Träger 382 um
1800 um den äusseren exzentrischen Träger 381 gedreht wird, so gelangt das Ende
407 der Welle 383- in die
Nähe des Drehungsmittelpunkts des äusseren
exzentrischen Trägers 381, wobei in diesem Zustand die Bewegung der Welle 383 den
kleinsten Grad an Exzentrizität aufweist. Dazwischen liegende Winkelstellungen des
inneren exzentrischen Trägers 382 in bezug auf den äusseren exzentrischen Träger
381 bewirken Zwischenwerte der Exzentrizität in der Bewegung der Welle 383. Somit
hängt die Jeweilige Verdrängung der-Hydraulikpumpe der Fig. 6 bis 11 direkt von
dem Grad der Exzentrizität in der Bewegung der Welle 383 ab.
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Erwähnt sei noch, dass bei der bevorzugten Ausführungsform der Hydraulikpumpe
mit veränderlicher Verdrängung nach der Erfindung ein-Rollen- bzw. Walzenlager 382
zwischen dem äusseren exzentrischen Träger 381 und dem inneren exzentrischen Träger
382 und ein Rollenlager 408a zwischen dem Kugelgelenk 408 und der Welle 383 vorgesehen
sind, um die Reibung zu vermindern.
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Automatische Steuerung der Pumperverdrängung.
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Der Grad der Exzentrizität in der Bewegung der Welle 383 und damit
die Verdrängung der Hydraulikpumpe wird automatisch durch eine einzige Vorrichtung
gesteuert, die sowohl auf die Geschwindigkeit als auch auf das Reaktionsmoment der
Pumpe 21 anspricht. Wenn nämlich das Reaktionsmoment der Pumpe 21 hoch ist (so zum
Beispiel wenn das Fahrzeug aus dem Stillstand anfährt oder eine Steigung hinauffährt),
wird die wirksame Verdrängung der Hydraulikpumpe automatisch herabgesetzt bei gleichzeitiger
Minderung der Radgeschwindigkeit des Fahrzeugs und der Förderdruck der Pumpe wird
entsprechend erhöht bei gleichzeitiger Steigerung des auf die Fahrzeugräder ausgeübten
Drehmoments. Umgekehrt wenn eine geringe Belastung der vorliegenden Kraftübertragungseinrichtung
ein Schnellerwerden der Hydraulikpumpe zulässt, wird die Verdrängung der Pumpe automatisch
erhöht, was eine höhere Stromungsgeschwindigkeit der Hydraulikflüssigkeit und eine
entsprechend höhere Fahrzeuggeschwindigkeit zur Folge hat.
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Die Einrichtung zur automatischen Steuerung der Veränderung der Hydraulikpumpe
der Fig. 7 bis 11 ist im einzelnen in Fig. 10 wiedergegeben, die einen Schnitt nach
der Linie 10-10 in Fig. 7 darstellt. Ein Paar Planetenräder 421 und 422 sind drehbar
mittels Rollenlagern auf Lagerzapfen 425 und 426 gelagert, die von einem Teil 427
des äusseren exzentrischen Trägers 381 abstehen. Die Zahnsegmente 431 und 432 der
Planetenräder 421 und 422 kämmen mit dem Sonnenrad 433, das an dem inneren exzentrischen
Träger 382 angebracht ist.
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Bei konstanten Moment- und Geschwindigkeitsverhältnissen dreht sich
die gesamte Anordnung der Fig. 10 im Uhrzeigersinn unter dem Antrieb der Kraftmaschine.
Die demzufolge
auf das am Planetenrad 421 verstellbaren Gewicht
435 und auf das am Steuer- bzw. Planetenrad 422 verstellbare Gewicht 436 ausgeübt
Fliehkraft ist bestrebt, die Planetenräder 421 und 422 gegen den Uhrzeigersinn in
bezug auf das Teil 427 des äusseren exzentrischen Trägers 381 zu drehen, derart
dass sie den verstellbaren Anschlag 437 am Planetenrad 421 in Berührung mit der
Fläche 438 des Teils 427 und den verstellbaren Anschlag 440 am Steerrad 422 in Berührung
mit der Fläche 441 des Teils 427 zu bringen suchen. Es ist somit klar, dass wenn
die Reaktionskraft des Moments der Pumpe niedrig ist, die Beziehung bzw. relative
Lage der einzelnen Teile in Fig. 10 in erster Linie durch die Rotationsgeschwindigkeit
der Anordnung bestimmt ist, die sich als Fliehkraft auf die Gewichte 435 und 436
auswirkt, durch welche die Hydraulikpumpe automatisch auf ihre effektive Höchstverdrängung
eingeregelt wird.
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Wenn andererseits eine wesentliche Belastung auf der hydrauSischen
Kraftübertragungseinrichtung liegt, wird eine wesentliche Reaktionskraft auf die
innere exzentrische Trägeranordnung 382 ausgeübt, die ihre Drehung verlangsamt.
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Diese Verlangsamung des inneren exzentrischen Trägers 382 kann als
eine gegen den Uhrzeigersinn gerichtete Drehung des inneren exzentrischen Trägers
382 und des Sonnenrades 433 in bezug auf den äusseren exzentrischen Träger 381 angesehen
werden. Die relative Drehung gegen den Uhrzeigersinn des inneren exzentrischen Trägers
382 setzt die Exzentrizität der Bewegung am Ende 407 der exzentrischen Welle 383
herab, wie oben in Verbindung mit Fig. 9 erläutert, und bewirkt zugleich eine Drehung
der Planetenräder 421 und 422 (Fig. 10) im Uhrzeigersinn in bezug auf das Teil 427
des äusseren exzentrischen Trägers 381, bis ein neues Gleichgewicht gefunden ist
zwischen der Fliehkraft auf die Gewichte 435 und
436 einerseits
und der Reaktionskraft des Moments am inneren exzentrischen Träger 382 andererseits.
Dieses neue Gleichgewicht bestimmt die wirksame Verdrängung und entsprechend die
Strömungsgeschwindigkeit und den Förderdruck am Ausgang der Hydraulikpumpe.
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Wenn die Belastung der hydraulischen KraftUbertragungseinrichtung
sehr gross ist, wird das Reaktionsmoment auf den inneren exzentrischen Träger 382
die Stewrräder421 und 422 in Drehung versetzen, und zwar im Uhrzeigersinn in bezug
auf das Teil 427 des äusseren exzentrischen Trägers 382, bis der Anschlag 433 am
Gewicht 435 die Fläche 441 des Teils 427 berührt und der Anschlag 444 am Gewicht436'die
Fläche 438 berührt, wodurch die Hydraulikpumpe in einen Zustand kleinster Verdrängung
bei minimaler Strömungsgeschwindigkeit und maximalem Förderdruck am Ausgang der
Pumpe gebracht wird.
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In:Fig. 11, die einen Schnitt nach der Linie 11-11 in Fig. 7 wiedergibt,
ist die bevorzugte Form einer Dämpfungsvorrichtung für die bevorzugte Form der Einrichtung
zur automatischen Verdrängungssteuerung gezeigt, wie sie in Verbindung mit Fig.
10 beschrieben wurde. Der Dämpfer weist ein zylindrisches Gehäuse 451 auf, das Bestandteil
der äusseren exzentrischen Trägeranordwg 381 ist. Das Gehäuse 451 ist an den Teilen
427 und 381a der äusseren exzentrischen Trägeranordnung 381 auf geeignete Weise,
zum Beispiel durch Schraubenbolzen 452 befestigt. Zwei nach innen ragende feststehende
Flügel 453 und 454 sind an entgegengesetzten Seiten der zylindrischen Innenfläche
455 des Gehäuses 451 in geeigneter Weise, zum Beispiel durch Schrauben 453a und
454a befestigt.
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Ein Rotor 456 ist auf den inneren exzentrischen Träger 382 aufgekeilt
und besitzt zwei nach aussen ragende Flügel 457
und 458, die sich
bis zur Innenfläche 455 des Gehäuses 451 erstrecken. Der Raum zwischen dem Rotor
456 und der Innenfläche 455 des Gehäuses 451 ist mit hydraulischer Flüssigkeit gefüllt,
die dazu dient, die Drehung des Rotors 456 in bezug auf das Gehäuse 451 zu dämpfen.
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Wie im Fall der Steuervorrichtung für die Verdrängung der Fig. 10
ist die Dämpfungsvorrichtung der Fig. 11 in dem Zustand maximaler Verdrängung der
Hydraulikpumpe dargestellt.
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Wenn eine Belastung auf die hydraulische Kraftübertragungseinrichtung
einwirkt, dreht sich der Rotor 456 gegen den Uhrzeigersinn in bezug auf das Gehäuse
451 entsprechend der gegen den Uhrzeigersinn gerichteten Drehung des Sonnenrades
relativ zum Teil 427 des äusseren exzentrischen Trägers 381 (Fig. 10). Das Arbeiten
der Dämpfungsvorrichtung der Fig. II soll verhindern, dass die Steuervorrichtung
für die Verdrängung der Fig. 10 sich beim Aufsuchen eines neuen Gleichgewichts zwischen
wechselnden Geschwindigkeits- und Drehmomentverhältnissen 'Uberstilrzt".
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Andererseits kann der Rotor 456 sich etwas im Uhrzeigersinn drehen,
bevor seine Flügel 457 und 458 die feststehenden Flügel 453 und 454 berühren. Dies
ermöglicht dem inneren exzentischen Träger 382, sich etwas über die Stellung maximaler
Verdrängung hinaus zu drehen, und führt so dazu, dass die hydraulische Kraftübertragungseinrichtung
der Erfindung eine dynamische Bremsfunktion ausübt, wenn das Beschleunigungspedal
nachgelassen oder losgelassen wird, während das Fahrzeug eine Fahrgeschwindigkeit
besitzt.
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Gemäss Fig. 7 ist das eine Ende der äusseren exzentrischen Trägeranordnung
381 drehbar im Gehäusekppf 364 mittels eines Rollenlagers 461 gelagert. Das andere
Ende der äusseren exzentrischen Trägeranordnung 381 ist durch Kugellager 462
gehal-ten,
die in einer Stirnplatte 463 angebracht sind, die in geeigneter Weise, etwa durch
Schrauben 464 an einem Hals 465 befestigt ist, der seinerseits in geeigneter Weise,
etwa durch Schrauben 466 am Gehäusekopf 464 angeschraubt ist.
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O-Ringe 467 und 468 sind als Dichtungen vorgesehen, um einen Flüssigkeitsaustritt
an den Stossstellen zwischen der Stirnplatte 463, dem Hals 465 und dem Gehäusekopf
364 zu unterbinden.
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Das eine Ende der inneren exzentrischen Trägeranordnung 382 ist drehbar
in dem Teil 381a der äusseren exzentrischen Trägeranordnung 381 mittels Rollenlagern
382b gelagert, während das andere Ende der inneren exzentrischen Trägeranordnung
382 in dem Teil 471 der äusseren exzentrischen Trägeranordnung 381 mittels Kugellagern
372 drehbar gelagert ist.
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Die Schmierung der verschiedenen Lagerflächen der Hydraulikpumpe mit
veränderlicher Verdrängung der Fig. 6 bis 12 wird auf unterschiedliche Weise durchgeführt.
Beispielsweise werden die komplementären Lagerflächen 409 der exzentrischen Welle
383 und 410 des Sternkolbenmittelstücks 384 durch Hochdruck-Hydraulikflüssigkeit
geschmiert, die aus den Pumpenkammern 341 bis 345 (Fig. 6) zu den Lagerflächen 409
und 410 nach innen gedrückt wird durch die hohlen Schenkel 311 bis 315 des Sternkolbens
308 und durch Kanäle, wie den Kanal 474, die sich durch den Sternkolben 308 und
dessen Mittelstück 384 hindurch erstrecken, wie in Fig. 6 gezeigt ist.
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Zusätzlich wird Flüssigkeit aus dem Niederdrucksystem (150 psi) in
die Hydraulikpumpe der Fig. 6 bis 12 durch die Öffnung 475 (Fig. 7) eingeführt.
Diese Flüssigkeit nimmt ihren Weg durch den zentralen Kanal 476 in der Welle 383
zur Mitte der inneren exzentrischen Trägeranordnung 382, von wo sie in die
Dämpfungsvorrichtung
der Fig. 11 über die Kanäle 477 und 478 in den Flügeln 457 und 458 verteilt wird.
Schmierflüssigkeit, die in die Innenräume der hydraulischen Pumpenanordnung durchleckt,
wird durch eine Öffnung 478 (Fig. 7) abgezogen, die zu diesem Zweck vorgesehen ist,
Der
Regelapparat für die Bremsung;.
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Fig. 13 stellt eine zum Teil geschnittene, zum Teil ausgebrochene
Aufsicht einer bevorzugten Ausführungsform des Bremsreglers dar, wie er in der vorliegenden
hydraulischen Krafttibertragungs- und Bremseinrichtung verwendet wird.
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Dazu zeigt Fig. 14 einen Schnitt nach der Linie 14-14 in Fig. 13.
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Gemäß Fig. 14 ist das Bremspedal 501 um einen Stift 502 schwenkbar,
der am Fahrzeugchassis angebracht ist und durch eine Feder 503 in die Stellung für
Bremse lösen" gezogen wird. Das Bremspedal 501 ist durch ein Gestänge 504, 505 und
506 mit einem Vierweg-Bremskreuz 507 verbunden, das innerhalb eines Topfes 508 angeordnet
ist, der teilweise mit Luft unter Druck und teilweise mit Bremsflüssigkeit 509 gefüllt
ist. Jeder der vier Schenkel des Bremskreuzes 507 ist durch einen im wesentlichen
senkrechten Arm, wie die in Fig. 14 sichtbaren Arme 511 und 512, mit einem der L-förmigen
bzw.
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Winkelhebel'513, 514, 515 und 516 verbunden. Jeder der Winkelhebel
513 bis 516 ist am Topf 508 durch ein Paar Arme 514a und 514b schwenkbar gehalten,
die an geeigneten Lagerzapfen 514c und 514d angreifen, die von den Winkelhebeln
seitlich abstehen. Durch einen Kanal im senkrechten Schenkel Jedes Winkelhebels
513 bis 516 erstreckt sich ein Stab, wie der Stab 517 durch den Kanal 518 im Schenkel
519 des Winkelhebels 513. Ein Knebel 521 ist am oberen Ende des Stabs 517 befestigt,
während ein Wagebalken 522 am unteren Ende des Stabs sitzt. Das eine Ende des Wagebalkens
522 ist durch einen Stab 523 mit dem Bremssteuerkolben 524 verbunden, der in dem
Steuerzylinder 525 gleitet. Das andere Ende des Wagebalkens 522 ist durch einen
Stab 526 mit dem,Br.mssteuerkolben 527 verbunden, der in dem Steuerzylinder 528
gleitet, wie aus Fig. 13 ersichtlich ist.
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Aus Fig. 14 geht hervor, daß das Ende 531 des Knebels 521 in eine
geeignete Aussparung 532 in einem Umfangsring 533, eingreift. In Fig. 13 ist zu
erkennen, daß der Umfangsring 533 in die Stellung gemäß Fig. 13 durch eine Feder
534 gezogen wird, die an einem abstehenden Arm 535 des Rings 533 angreift. Zur Verdeutlichung
wird die in Fig. 13 gezeigte Stellung des Rings 533 als Vorwärts-Stellung bezeichnet,
weil es die genaue Stellung des Rings für die Betätigung der Bremseinrichtung ist,
wenn das Fahrzeug sich vorwärts bewegt.
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Der Arm 535 des Rings 533 ist durch eine Zugstange 536 mit dem Tauchanker
eines Solenoids 537 verbunden. Die Spule 538 des Solenoids ist an einen geeigneten
Richtungsfühler 61 für die Strömungsrichtung angeschlossen, der in geeigneter Weise
in einer der Hochdruckleitungen für die Hydraulikflüssigkeit, etwa Leitung 41 in
Fig. 1 angeordnet, ist, um die Solenoidspule 538 zu erregen, wenn das Fahrzeug sich
rückwärts bewegt.
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Wenn die Spule 538 erregt wird, bewegt sich der Tauchanker 537 in
die Stellung 537a, damit der Ring 533 gegen den Uhrzeigersinn gedreht wird und so
die vier Knebel, wie den Knebel 521 in Fig. 14, umzulegen und damit die vier Wagebalken,
wie den Wagebalken 522, die mit den Knebeln durch die zugeordneten Stäbe, wie den
Stab 517 verbunden sind, zu schwenken. Hierdurch wird der Kolben 524 im Zylinder
525 vorgestoßen und der Kolben 527 im Zylinder 528 zurückgezogen.
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Wie die nachstehende Beschreibung zeigt, sind nur diejenigen Steuerkolben,
die sich in ihren Zylindern in der vorgeschobenen Stellung befinden, in der Lage,
ihre Bremsventile zu betätigen, wenn das Bremspedal 501 (Fig. 14) getreten wird.
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Gemäß Fig. 14 befindet sich der Steuerkolben 524, der der Rückwärtsbremse
für das rechte Hinterrad des Fahrzeugs zugeordnet ist, in der zurückgezogenen Stellung
in seinem Zylin-' der 525. Im Gegensatz dazu befindet sich der Steuerkolben 541,
der der Vorwärtsbremse für das rechte Vorderrad des Fahrzeugs zugeordnet ist, In
der vorgeschobenen Stellung in
seinem Zylinder 542. Wenn das Bremspedal
501 gedrückt wird, bewegt sich das Vierwegkreuz 507 nach unten und bewirkt dabei
eine Schwenkung der Winkelhebel 513 und 514 um ihre Drehzapfen, so daß die Kolben
524 und 541 weiter in ihre Zylinder 525 und 542 getrieben werden. Weil er sich in
der zurückgezogenen Stellung befindet, wird durch die Bewegung des Kolbens 524 durch
das Bremspedal 501 lediglich bewirkt, daß die Bremsflüssigkeit in dem Zylinder 525
durch den Kanal 543 in den Topf 508 zurückströmt. Andererseits weil der Kolben 541
sich in der vorgeschobenen Stellung befindet, sperrt er den Kanal 544 ab, so daß
die weitere Bewegung des Kolbens 541 durch das Bremspedal 501 FlUssigkeit unter
Druck durch den Kanal 545 zum Vorwärtsbremsventil 57 (Fig. 1A) für das rechte Vorderrad
des Fahrzeugs treibt. Ferner zeigt Fig. 13, daß wenn der Steuerring 533 die Vorwärtsstellung
einnimmt, jedes der Steuerventile für Vorwärtsbremsung sich in der vorgeschobenen
Stellung im zugehörigen Zylinder befindet, sowie daß beim Niederdrücken des Bremspedals
alle vier Ventile für Vorwärtsbremsung des Fahrzeugs betätigt werden.
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Gemäß Fig. 14 1st jeder der Steuerzylinder mit einer Druckfeder für
die Rückstellung der Kolben in die Ausgangslage verstehen, wenn das Bremspedal 501
losgelassen wird. Zum Beispiel enthält der Zylinder 525 eine Feder 546 und der Zylinder
542 eine Feder 547.
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Ein anderes Merkmal der Bremssteuereinrichtung der Fig. 13 und 14
besteht darin, daß die Bremskraft automatisch zwischen den Rädern des Fahrzeugs
aufgeteilt wird im Einklang mit der augenblicklichen Zugwirkung Jedes Rades, wie
sie durch die auf Jedes Rad entfallende Belastung bestimmt wird.
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Dies wird in erster Linie durch die Wirkung eines Pendels 551 erreicht,
das von dem Vierwegkreuz 507 der Fig. 13 und 14 herabhängt. Wird zur Erläuterung
angenommen, daß alle vier Fahrzeugräder gleich belastet sind, wenn das Fahrzeug
stillsteht,
und daß das Fahrzeug sich mit einer konstanten Geschwindigkeit
vorwärts bewegt (wie durch den Pfeil 552 in Fig. 15 angedeutet), so daß das Pendel
551 sich in seiner normalen bzw. Grundstellung in dem Augenblick befindet, wenn
das Bremspedal zuerst gedrückt wird, dann wird die Bremskraft anfangs gleichmäßig
auf alle vier Räder des Fahrzeugs verteilt. Sobald jedoch das Fahrzeug sich zu verzögern
beginnt, wird durch sein Trägheitsmoment eine größere Belastang auf die Vorderräder
und eine kleinere Belastung auf die Hinterräder aufgebracht. Für eine wirksame Bremsung
unter diesen Umständen ist es notwendig, eine proportional größere Bremskraft auf
die Vorderräder auszuüben, die unter solchen Bedingungen eine größere Zugwirkung
haben, und eine im Verhältnis kleinere Bremskraft auf die Hinterräder. Das ist genau
das, was durch das Verhalten des Pendels 551 bewirkt wird, das um einen Betrag voraus
schwingt, der dem Grad der Verzögerung des Fahrzeugs proportional ist.
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Sobald das Pendel vorschwingt, läßt es das Vierwegkreuz 507 in einer
Weise kippen, daß die Winkelheben 514 und 515 nach unten gedrückt werden, so daß
die Steuerkolben für die Vorwärtsbremsung weiter in ihre zugehörigen Zylinder gedrückt
werden und dadurch die Vorwärtsbremsventile für die Vorderräder des Fahrzeugs stärker
betätigt werden. Zugleich dient das Kippen des Vierwegkreuzes 507 durch die Bewegung
des Pendels 551 dazu, die Winkelhebel 513 und 516 anzuheben und die Steuerkolben
für die Hinterräder in ihren Zylindern etwas zurückzuziehen, so daß die Vorwärtsbremsventile
für die Hinterräder des Fahrzeugs weniger stark betätigt werden.
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Es ist außerdem zu beachten, daß das Ansprechen des Pendels 551 ferner
dazu dient, die Bremskraft unter anderen Betriebsbedingungen in geeigneter Weise
aufzuteilen. Wenn zum Beispiel die Bremsen angelegt werden, während das Fahrzeug
eine Linkskurve
mit hoher Geschwindigkeit durchfährt, so daß die
äusseren oder rechten Rader stärker belastet werden, wird das Pendel 551 ebenfalls
nach der Außenseite der Kurve schwingen und so bewirken, daß eine stärkere Bremskraft
auf die rechten Räder ausgeübt wird, In einer Situation ferner, in der das Fahrzeug
nach hinten zu schwerer beladen ist, wie zum Beispiel bei einem überladenen Lastwagen,
der hinten tiefer hängt als vorn, wird das Pendel 551 aus seiner normalen Stellung
etwas nach hinten hängen, wodurch bewirkt wird, daß ein größerer Anteil der Bremskraft
auf die Hinterräder des Fahrzeugs ausgeübt wird.
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In Fig. 15 ist im Schnitt ein AufriB der bevorzugten Ausführungsform
des Bremsventils 561 gemäß der Erfindung gezeigt.
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Bevor die Bremsen angelegt werden, gelangt Hydraulikflüssigkeit aus
dem mit dem Bremsventil 561 zusammenhängenden Radmotor durch einen Kanal 562, eine
Ventilkammer 563 und einen Kanal 564 in das Ventilgehäuse 565, um zur Hydraulikpumpe
zurü:ckzuströmen. Der Ventilkörper 566 wird in der Stellung gemäß Fig. 15 durch
hydraulische Niederdruckflüssigkeit (150 psi) gehalten, die über den Kanal 567,
eine Vorventilkammer 568, einen Kanal 569 und'die Unterseite 563a der Ventilkammer
563 auf das untere Ende 566a des Ventilkörpers 566 einwirkt, um den Ventilkörper
566 in der oberen Stellung gemäß Fig. 15 zu halten.
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Sobald der Fahrer das Bremspedal 501 (Fig. 14) tritt, wird ein Drucksignal
bzw. Bremsimpuls von dem betreffenden Bremssteuerzylinder über den Kanal 571 auf
den Kolben 572 des Bremsventils 561 (Fig. 15) übertragen. Wenn der Kolben 572 sich
gegen die Kraft der Druckfeder 573 nach oben bewegt, bewirkt er über Hebel 574 und
575 ein Anheben des Vorventilkörpers 576 bis zu dem Punkt, wo der die hydraulische
Niederdruckflüssigkeit führende Kanal 567 über die Vorventilkammer 568 zum Kanal
577 und von da zur Oberseite 563b der Hauptventilkammer
553 hin
verbunden wird, in der sie durch Druck auf das Oberteil 566b des Hauptventilkörpers
566 diesen nach unten schiebt. Zugleich wird durch die Aufwärtsbewegung des Vorventilkörpers
576 der Kanal 559 mit dem Kanal 578 verbunden, der zum Abzugsystem für Hydraulikflüssigkeit
führt, so daß beim Abwärtsbewegen des Hauptventilkörpers 566 die Flüssigkeit an
der Unterseite 553a der Kammer 556 zum Abzugsystem ausgestoßen wird. Wenn der Oberteil
566b des Hauptventilkörpers 566 sich abwärts zur Mitte der Ventilkammer 563 bewegt,
begrenzt er den Rückstrom von Hydraulikflüssigkeit aus dem Radmotor über den Kanal
562 und den Kanal 564 zur Pumpe. Wenn das Bremspedal 501 (Fig. 14) ganz niedergedrückt
ist, bewegt sich der Hauptventilkörper 566 (Fig. 15) abwärts, bis sein Oberteil
566b den Rückstrom von Hydraulikflüssigkeit aus dem Radmotor zur Pumpe völlig sperrt,
wodurch ein maximaler Rückdruck auf den Radmotor erzeugt wird, der eine maximale
Bremswirkung zur Folge hat.
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Es ist außerdem zu beachten, daß die Abwärtsbewegung des Hauptventilkörpers
566 über die Hebel 574 und 575 mit dem Vorventilkörper' 576 gekoppelt ist, der den
Zustrom von hydraulischer Niederdruckflüssigkeit (150 psi) zur Oberseite 563b der
Hauptventilkammer 563 zu sperren sucht, wodurch der'Hauptventilkörper 566 in seiner
Stellung stabilisiert wird. Dieser Zusammenhang zwischen dem Hauptventilkörper 566
und dem Vorventilkörper 576 ist dem Fachmann als Folgesteuerung geläufig.
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Wenn das Bremspedal 501 (Fig. 14) freigegeben wird, bewegt sich der
Kolben 572 (Fig. 15) nach unten und bewirkt eine Abwärtsbewegung des Vorventilkörpers
576, wodurch sich der Hauptventilkörper 566 unter der Wirkung der über die Kanäle
567 und 569 zuströmenden hydraulischen Niederdruckflüssigkeit nach oben bewegt.
Die Hydraulikflüssigkeit an der Oberseite 563b der Kammer 563 wird durch die Kanäle
577 und 579 zum Ab zug system
ausgestoßen. Die Aufwärtsbewegung
des Hauptventilkörpers 566 ist über die Hebel 574 und 575 mit dem Vorventilkörper
576 gekoppelt, um die angestrebte Folgesteuerung zu erzielen.
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In Fig. 16 ist eine Ausführungsform einer Fühlvorrichtung für die
Strömungsrichtung der Flüssigkeit angegeben, die vorteilhaft in Verbindung mit dem
Bremssteuerapparat der Fig. 13 und 14 verwendbar ist. Diese Etlihlvorrichtung, allgemein
mit 61 bezeichnet, ist vorzugsweise in einer Hydraulikleitung, etwa der Leitung
41 in Fig. 1A angeordnet. Die Vorrichtung 61 weist eine Zunge 581 auf, die in einer
Kammer 582 durch einen Stift 583 schwenkbar angebracht ist. Das Ende 584 der Zunge
581 ragt durch eine Öffnung 585 in die Leitung 41 und ist so der Einwirkung der
Flüssigkeitsströmung in der Hydraulikleitung ausgesetzt.
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Wenn die Strömungsrichtung der Hydraulikflüssigkeit der Vorwärtsbewegung
des Fahrzeugs entspricht, wie durch den Pfeil 586 in Fig. 16 angedeutet, bleibt
der auf der Zunge 581 angebrachte elektrische Kontakt 587 außer Berührung mit dem
im Gehäuse 582 angebrachten feststehenden Kontakt 588. Wenn jedoch die Flüssigkeitsströmung
in der Leitung sich umkehrt, entsprechend der Rückwärtsfahrt des Fahrzeugs, wird
durch Einwirken der Hydraulikflüssigkeit auf die Spitze 584 der Zunge 581 der elektrische
Kontakt 587 in Berührung mit dem feststehenden Kontakt 588 gebracht, so daß ein
Stromkreis geschlossen wird, um das Solenoid 538 (Fig. 13) zu erregen.
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Obwohl die einzelnen Merkmale der vorliegenden Erfindung veranschaulicht
worden sind unter Bezugnahme auf eine bevorzugte Ausführungsform der hydraulischen
Energieübertragungsund Bremseinrichtung für Kraftfahrzeuge, kann die Erfindung offensichtlich
auch in anderen Fällen Anwendung finden, wo rotierende Energie mit unbegrenzter
Geschwindigkeits- und Momentänderung
hydraulisch übertragen werden
soll.
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Während die hydraulische Energieübertragungs- undund,Bremseinrichtung
an Ausführungsbeispielen erläutert wurde, liegt es ohne weiteres im fachmännischen
Können, hiervon abweichende Ausführungsformen zu verwirklichen, ohne den Rahmen
der Erfindung bzw. den Schutzumfang der Ansprüche zu verlassen.