DE2707240A1

DE2707240A1 - Hydrostatisches getriebe

Info

Publication number: DE2707240A1
Application number: DE19772707240
Authority: DE
Inventors: Kenneth William Samuel Foster
Original assignee: Renold Ltd
Current assignee: Renold Ltd
Priority date: 1976-02-21
Filing date: 1977-02-19
Publication date: 1977-09-01
Also published as: FR2341789A1; SE7701786L; AU2246877A; ES456106A1; JPS52115968A; IT1081711B; US4077212A; CA1063910A; GB1570711A; AU507420B2; BR7701020A; AR214195A1

Description

DlPL-INS. DR. IUR. UtHL.-INC.

VOLKER BUSSE ftf DIETRICH BUSSE

D-4500 Osnabrück > 18. Februar 1977

Großhandelsring 6 · Postfach 12 26 L/RJL

Fernruf (05 41) 53 60 81 u. 58 CO 82 Telegramme: paigewar Osnabrück

RENOLD LIMITED

Renold House, Wythenshawe, Manchester M22 5WL, England

Hydrostatisches Getriebe

Die Erfindung betrifft ein hydrostatisches Getriebe der im Oberbegriff des Anspruchs 1 beschriebenen Art.

Unter einem hydrostatischen Getriebe wird ein Druckflüssigkeitsgetriebe bzw. eine hydrostatische Kraftübertragung mit einer Hydraulikpumpe verstanden, die zur Lieferung von Druckflüssigkeit zum Betrieb eines Hydraulikmotors angetrieben ist, wobei die vom Motor abgegebene Druckflüssigkeit der Niederdruckseite der Pumpe wiederzugeführt wird, üblicherweise sind die ' Pumpe und der Motor in einer geschlossenen Schleife angeordnet, und es ist eine Hilfs- bzw. Zusatzpumpe (booster pump) zum Ersetzen von aus der geschlossenen Schleife entwichener Druckflüssigkeit vorgesehen.

Zum Steuern eines· derartigen Getriebes ist es bekannt, das übersetzungsverhältnis zwischen der Pumpe und dem Motor durch Verändern der relativen Volumenverdrängung der Betriebsflüssig-

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keit von Pumpe und Motor zu verändern. Die Volumenverdrängung der Pumpe und/oder des Motors kann zum Verändern des Übersetzungsverhältnisses zwischen Pumpe und Motor verändert werden.

Eine zum Verändern der Volumenverdrängung von Pumpe und/oder Motor und damit des Übersetzungsverhältnisses dee Getriebes vorgesehene Steuereinrichtung verändert die Geschwindigkeit des am Getriebeausgang vorgesehenen Motorantriebs, Anders ausgedrückt bildet eine derartige Steuereinrichtung eine Geschwindigkeitssteuerung des Getriebes.

Ein eine Geschwindigkeitssteuerung aufweisendes und für einen Fahrzeugantrieb verwendetes hydrostatisches Getriebe verlangt eine vom Herkömmlichen abweichende Fahrtechnik seitens des Fahrers, wodurch gewisse Probleme entstehen. So sind z.B. eine genaue Kontrolle bei sehr niedriger Fahrzeuggeschwindigkeit und ein gleichmäßiges, progressives Bremsen im Freilauf unter Verwendung des Getriebes schwierig zu erreichen. Auch die natürliche Reaktion eines Fahrers, bei einer Steigung stärker auf das "Gas^fI-Pedal zu drücken, ist mit den Bedingungen eines geschwindigkeitsgesteuerten hydrostatischen Getriebes, welches eine Drehzahlverminderung zur Erzielung eines größeren Drehmoments erfordert, unvereinbar.

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Der Erfindung liegt in erster Linie die Aufgabe zugrunde, ein hydrostatisches Getriebe mit einer Beschleunigungssteuerung zu schaffen.

Diese Aufgabe wird durch die kennzeichnenden Merkmale des Anspruchs 1 gelöst. Bei dieser Ausgestaltung setzt die Steuereinrichtung den Höchstdruck in der geschlossene Schleife fest, der von der Pumpe im Betrieb des Getriebes zu erreichen ist. Der Druck der geschlossenen SchMfe ist proportional dem Leistungsdrehmoment der Antriebswelle des Hydraulikmotors, so daß durch Steuerung des Systemdrucks der geschlossenen Schleife eine Beschleunigungssteuerung erreicht wird, wobei die Pumpe stets bestrebt ist, den Betriebsflüssigkeitsstrom in der geschlossenen Schleife innerhalb der von der Steuereinrichtung gesetzten Druckgrenze auf einen Höchstwert zu bringen.

Dies steht im Gegensatz zu einer Geschwindigkeitssteuerung bei der der Betriebsflüssigkeitsstrom durch das Steuerglied festgesetzt wird und der Druck der Druckflüssigkeit unabhängig von der Einstellung des Steuerglieds schwankt, um das notwendige Momentandrehmoment zum Erreichen des durch die Steuergliedeinstellung verlangten Druckflüssigkeitsstromszu erzeugen.

Weitere Ausgestaltungen der Erfindung ergeben sich ins-

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besondere aus den Unteransprüchen 2 bis 6. Bei einem hydrostatischen Getriebe in der Ausgestaltung gemäß dem letztgenannten Unteranspruch ist der Steuerstrom der Betriebsflüssigkeit zur Herbeiführung der Geschwindigkeitssteuerung auf den Lade- bzw. Verstärkunskreis beschränkt.

Der Steuerstrom der Betriebsflüssigkeit ist derjenige Teil des Ladestroms der Betriebsflüssigkeit, der normalerweise in jedem Falle zu dem Flüssigkeits-Sammelbehälter zurückgeleitet werden würde. Die Beschleunigungssteuerung bewirkt daher in diesem Falle keinerlei zusätzlichen Leistungsverlust oder eine schlechte Wirkung des Getriebes selbst. Auch in diesem Falle kann eine Bremseinrichtung für die Antriebswelle mit einem Bremssteuerventil zur Steuerung der Abgabe von Betriebsflüssigkeit aus der Servoeinrichtung an den Flüssigkeitssammelbehälter vorgesehen sein.

Bei der Ausgestaltung nach Anspruch 1Ί ist das Getriebe nach der Erfindung umkehrbar. Statt dessen kann die Hydraulikpumpe für ein Pumpen von Betriebsflüssigkeit in beiden Richtungen umsteuerbar und eine Hebelanordnung zur Richtungsänderung zwischen dem Steuerglied und dem Beschleuniger angeordnet sein.

Bei der Ausgestaltung nach Anspruch 17 findet bei einer 709835/0812

Einstellung des Beschleunigers zur Lästverzögerung an der Antriebswelle, d.h. bei deren Freilauf, zum Erreichen einer Bremswirkung die Umkehrung unter Verwendung eines Motors mit veränderlicher Volumenverdrängung statt, der vom Beschleuniger in der in diesem Anspruch beschriebenen Weise ger^@g]twird.

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/a

V/eitere Merkmale und Vorteile der Erfindung ergeben sich aus weiteren Unteransprüchen und der nachstehenden Beschreibung in Verbindung mit der Zeichnung, in der mehrere Ausführungsbeispxele des Gegenstands der Erfindung veranschaulicht 4^id. In der Zeichnung zeigen:

,S- ν

Fig. la gemeinsam eine schematische Darstellung und Ib

eines erfindungsgemäßen hydrostatischen

Getriebes, wobei diese Figuren an den unterbrochenen Linien in der Mitte der Figuren vereinigt sind,

Fig. 2,3 schematische Darstellungen von Teilen weit« und 5

terer Ausführungsformen hydrostatischer Getlrie-

be nach der Erfindung, die jeweils eine unterschiedliche Anordnung zeigen, welche anstelle des in Fig. la veranschaulichten Teils des hydrostatischen Getriebes Anwendung finden kann,

Fig. 6 ein bei den Getrieben nach Fig. 1 bis 5 anwendbares alternatives Konstruktionsdetail,

Fig. 7 eine schaubildliche Darstellung einer anstelle des in Fig. Ib dargestellten Teils von hydrostatischen Getrieben anwendbaren anderen Anordnung für eine Kombination mit einer beliebigen der Anordnungen nach den Fig. la, 2, 3, 4 und 5 zur Bildung noch weiterer Ausführungsformen des hydrostati-

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sehen Getriebes nach der Erfindung,

Fig. 8 eine schaubildliche Darstellung noch eine

weiteren Ausfuhrungsform eines hydrostatischen Getriebes nach der Erfindung uijid

Fig. 9a, Einzelheiten von bei den

9b und 10

Systemen nach den obigen Figuren verwendbaren Ventilen.

Bei den Fig. la und Ib sei angenommen, daß in Fig. Ib dargestellte Hydraulikmotore MF mit konstanter bzw. unverstellbarer Volumenverdrängung ein Antriebsradpaar eines Fahrzeugs über Antriebswellen MS antreiben. Die Motore sind parallel in einen Hydraulikkreis geschaltet, der durch ein Richtungssteuerventil D gespeist wird, das in einer Nullstellung veranschaulicht ist, die die Motore MF abtrennt und eine Pumpe P mit veränderlicher VolumenVerdrängung (s. Fig. la) mit einem Auslaß V kurzschließt, der die die am Einlaß der Pumpe P in den Pumpenhauptkreis erforderliche Flüssigkeit übersteigende Flüssigkeit zum Kühlen der Pumpe in das Pumpengehäuse leitet, wobei der Strom von dem Purcpengehäuse in einen Behälter für Hydraulikflüssigkeit geleitet wird, aus dem der Überschußstrom an Hydraulikflüssigkeit durch eine Zusatz- bzw. Hilfspumpe Pf abgezogen wird.

In den Fig. la und Ib sind der Behälter und die Anordnunge für den Verstärkungsstrom herkömmlicher Art. Die Hilfs-

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pumpe (Boosterpumpe) Pf fördert die Flüssigkeit in die eine oder andere der Pumpenleitungen 10 und 11, die zu dem Pumpeneinlaß hin- bzw. vom Pumpenauslaß fortführen, und zwar über Rückschlagventile 16 und 17. Ein Druckminderventil 18 stellt den Verstärkungsdruck auf den entsprechenden Wert ein.

Verstärkungsdruck kann auch auf die Motorleitungen 13,14 aufgebracht werden, die in entsprechender Weise wiederum über (nicht dargestellte) Rückschlagventile zu den Motoreinlässen hin und von den Motorauslässen fortführen.

Entsprechend Fig. Ib sind in Querleitungen angeordnete Druckminderventile PRV auf der Pumpenseite des Richtungssteuerventils D vorgesehen. Diese können statt dessen auch oder zusätzlich an den Leitungen 13,1¹J auf der Motorseite des Ventils D angebracht sein.

Das Richtungssteuerventil D hat eine Handbedienung zum Einstellen des Ventils in Nullstellung bzw. Stellungen für Vorwärts- und Rückwärtsantrieb. Statt dessen kann auch eine hydraulisch, elektrisch oder pneumatisch arbeitende Servosteuerung Verwendung finden. In der Stellung für Vorwärtsantrieb verbindet das Ventil zum Bilden einer die Pumpe P und die Motore MF enthaltenden

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geschlossenen Schleife die Leitung 11 mit der Leitung und die Leitung 14 mit der Leitung 10.

Die Pumpe P hat einen automatischen Gleichdruckregler C und ist eine Taumelscheiben-Axialkolbenpumpe mit einer Taumelscheibe p, die in an sich bekannter Weise bai zunehmendem Neigungswinkel der Taumelscheibe in bezug auf eine senkrecht zu den Achsen der Kolben verlaufende Ebene die Fördermenge der Pumpe erhöht und umgekehrt. Der Regler C arbeitet automatisch über eien Servomotor S, um den Neigungswinkel der Taumelscheibe so zu halten, daß die Druckleistung der Pumpe einem durch eine Steuerfeder 19 des Reglers C an einer Fläche eines Pendelventils V eingestellten Bezugsdruck entspricht. Die Kraft der den Bezugsdruck einstellenden Steuerfeder

19 wird ihrerseits durch ein durch ein geeignetes Gestänge

20 mit der Steuerfeder 19 verbundenes Beschleunigungspedal A bestimmt, wobei ein Herunterdrücken des Pedals die Kraft der Steuerfeder zum Steigern des Bezugsdruckes erhöht und umgekehrt.

Bei dieser Anordnung ergibt sich unter Beachtung der Tatsache, daß die Beschleunigung des Fahrzeugs dem auf die Fahrzeugantriebsräder aufgebrachten Drehmoment proportional ist und bei einem hydrostatischen Getriebe, wie es hier beschrieben wird, das Drehmoment dem Flüssigkeitsdruck an dem Ausgang der Pumpe P proportional

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ist, daß der Regler C den maximalen Übertragung3druck der Flüssigkeit festsetzt und die Pumpe P alsdann den Flüssigkeitsstrom in der geschlossenen Schleife P, 11, D, 13, MF, lU, D,10 innerhalb der durch den Regler C festgesetzten Druckhöchstgrenze auf einen Höchstwert zu steigern sucht. Beim Herunterdrücken des Beschleunigers A werden die maximale Übertragungsdruckeinstellung und damit das aufgebrachte Drehmoment stetig erhöht, so daß das Fahrzeug, wie bei einem üblichen Fahrzeugantrieb, beschleunigt. Um eine wirksame Getriebebremsung bei Beilauf der Antriebswellen MS zu erreichen, wenn die Motore MF die Pumpe P anzutreiben suchen und der Druck der Flüssigkeit in Leitung 10 an der Rücklaufseite der Pumpe steigt, muß die Pumpe P ihre Fördermenge verringern. Bei Freilauf wird der niedrige Pumpenförderdruck in Leitung 11 durch den Regler C erfaßt. Um die Fördermenge der Pumpe unter diesen Bedingungen herabzusetzen, ist ein federbeaufschlagtes Bremsventil BV in der Leitung 11 vorgesehen, um den Flüssigkeitsstrom in der Leitung als Folge eines Herunterdrückens eines durch ein geeignetes Gestänge 21 zum Spannen der Ventilfeder unmittelbar angeschlossenen Bremspedals B zu beschränken. Durch das Begrenzen des Stroms in der Leitung 11 wird der Druck der in dieser enthaltenen Flüssigkeit zum Ansteigen gebracht, so daß der Regler C den Neigungswinkel der Taumelscheibe ρ zum entsprechenden

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Verringern der Fördermenge der Pumpe P verstellt.

Eine andere Möglichkeit besteht darin, daß das Ventil BV in der Pumpenrücklaufleitung 10 angeordnet wird und selb: eine Bremswirkung herbeiführt. Anstelle des oder zusätzlich zu dem Ventil BV kann der Regler C vorgespannt sein, um den Neigungswinkel der Taumelscheibe ρ zum Reduzieren der Fördermenge der Pumpe P auf Null zu regulieren, wenn der Leistungsdruck in der Leitung 11 unter den Druck in der Leitung 10 herabsinken kann. Dies kann aufgrund des Druckunterschieds der Flüssigkeit in den Leitungen 10 bzw. 11 ohne weiteres über einen Servomotor erreicht werden. Ein Beispiel hierfür ist der nachstehend in Verbindung mit Fig. 4 beschriebene Servomotor SM.

Nach einer weiteren Möglichkeit kann cer Regler C auf Fördermengen-Regelglieder in Verbindung mit Motoren mit veränderlicher Volumenverdrängung anstelle der Motoren MF einwirken, um die relative Volumenverdrängung der Pumpe P und der Motoren durch Verändern der Volumenverdrängung der Motore zu verändern, so daß der Förderdruck der Pumpe im wesentlichen konstant auf dem durch das Einstellen des Beschleunigers A bestimmten Höchstwert gehalten wird. Das Bremsen kann zu einem Teil,wie bereits beschrieben, auch bei Verwendung einer Pumpe

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mit veränderlicher Volumenverdrängung bewirkt werden. Um jedoch das einleitende Bremsen zu bewirken, würde der Regler C zum Regulieren der mit den Motoren iMP verbundenen Regelglieder unter Sicherung gegen übersteuern durch ein Bremssteuerventil ähnlich dem nachstehend beschriebenen Ventil BCV in eine Stellung gedrückt, in der die Volumenverdrängung der Pumpe P in bezug auf die Volumenverdrängung der Motore auf einem Kleistwert ist. Danach würde die Volumenverdrängung der Pumpe P reduziert sein, um, wie zuvor, zusätzliches Bremsen über das Ventil BV zu bewirken.

Eine derartige Anordnung ist im allgemeinen die Umkehrung eines nachstehend in Verbindung mit Fig. 8 beschriebenen Systems, das jedoch den maximalen Übertragung3druck der geschlossenen Schleife direkt steuert.

Die Fig. 2 zeigt eine weitere einfache Einrichtung zum Einstellen des maximalen Übertragungsdruckes der Flüssigkeit in Leitung 11 in Abhängigkeit von der Stellung de3 Beschleunigers A. Der Regler C entfällt dabei. Außerdem wird anstelle eines auf einen bestimmten Wert eingestellten Druckminderventils 18 an der Hilfspumpe Pf zur Bereitstellung eines bestimmten Verstärkungsdrucks wie bei herkömmlichen Anordnungen gemäß dem hydrostatischen Getriebe nach den Fig. la und Ib der Verstärkungsdruck bei dieser

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Ausfuhrungsform durch ein Druckvariierventil VPV gesteuert, dessen Einstellung durch den Beschleuniger Λ erfolgt, wie durch das Gestänge 20' in Pig. 2 angedeutet wobei die Druckeinstellung de3 Ventils VPV mit dem Herunterdrücken des Beschleunigers erhöht wird. Die innere Geometrietier Rirnpe P ist nun mit der bei c. außermittig gelagerten Taumelscheibe ρ derart getroffen, daß den auf die wiederum als Regelglied der Fördermenge

der Pumpe angesehene Taumelscheibe ρ v/irkenden Kolben kräftender Pumpe ein Widerstand durch den Druck der unter dem Verstärkungsdruck stehenden und in einen Servozylinder S auf einen Servokolben SP wirkenden

der Flüssigkeit entgegengesetzt wird, tfobei/Servokolben SP den Neigungswinkel aer Taumelscheibe ρ in Abhängigkeit von dem veränderlichen Verstärkungsdruck im Sinne einer Erhöhung der Fördermenge der Pumpe bei steigendem VerFtärkungsdruck und umgekehrt einstellt. Weiter ist eine auf die Taumelscheibe ρ einwirkende Feder 23 vorgesehen, die bestrebt ist, diese in die Winkelstellunf Null zu bewegen.

Unter Verstärkungsdruck stehende und durch ein Rückschlagventil 26 und das Ventil VPV gesteuerte Flüssigkeit wird über eine Verstärkungsdruckleitung 22 und Rückschlagventile 27 und 28 der geschlossenen Übertragungsschleife P, 11, D, 13, MF, Ik₉ D, 10 zugeführt.

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Außerdem wird Flüssigkeit mit einem proportional dem

durch Verstärkungsdruck geringösnDruck /Jas Rückschlagventil die Leitungen 25 und 30 und ein Rückschlagventil 32 dem Servozylinder S zugeführt, wobei die überschüssige Flüssigkeit über eine Leitung 33 aus dem Zylinder S zurück in den Behälter T gelangt. In diesem Fall wirken drei Steuerkräfte zum Einstellen der Fördermenge der Pumpe auf die Taumelscheibe ρ ein, und zwar erstens die Kraft des Servomotors S,SP, die direkt durch den Beschleuniger Λ gesteuert wird, zweitens eine Kraft, die aus dem Druck der geschlossenen Schleife in den Leitungen 11 und 10 aufgrund der außermittigen Anordnung der Drehachse c resultiert und drittens die Kraft der Feder 23.

Bei dieser Anordnung wird der Leistungsdruck der Pumpe d< durch das Ventil VPV eingestellten Verstärkungsdruck in etwa proportional gehalten, und somit werden die Motoren MF wiederum angetrieben, um in Übereinstimmung mit herkömmlichem Fahrverhalten beim Herunterdrücken des Beschleunigers A eine Fahrzeugbeschleunigung zu bewirken.

Bei der Ausführungsform nach Fig. 2findet in dem Bremssystem ein Bremssteuerventil BCV Anwendung, das das Ausmaß steuert, mit dem der dem Servomotor S, SP zugeführte überschüssige Flüssigkeitsstrom in den Be

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hälter T über eine Leitung 33 zurückgelangen kann. Der Behälter T ist in dem Schaltbild der Fig. 2 an verschiedenen Stellen angedeutet, jedoch versteht es sich, daß es in jedem Falle ein und derselbe Behälter ist. Das Einstellen des Ventils BCV erfolgt derart durch das Bremspedal B über das Gestänge.21*, daß sich das Ventil beim Herunterdrücken des Pedals öffnet. Beim öffnen des Ventils wird das Ausmaß,mit dem die Druckflüssigkeit au3 dem Servomotor S, SP abgeführt wird, gesteigert und die auf die Pumpentaumelscheibe ρ einwirkende Kraft des Servomotors reduziert, wodurch die Taumelscheibe sich in ihre Null-Stellung zu bewegen bestrebt ist.

Dae Ventil BCV wird normalerweise durch den Flüseigkeits druck reguliert, der auf der Hochdruckseite der geschlossenen Schleife über ein Hochdruck-Umsteuerventil HPS wirkt, das an die Leitungen 10 und 11 angeschlossert ist.und eine mit dem Ventil verbundene Hochdruckleitung 35 speist.

Bei der Anordnung nach Fig. 2 wird die auf die Pumpentaumelscheibe ρ einwirkende zweite Kraft dadurch von dem Druck der geschlossenen Schleife abgeleitet, daß die Taumelscheiben-Drehachse c außermittig angeordnet ist.

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Die Pig. 3 zeigt eine derjenigen nach Fig. 2 sehr ähnliche Anordnung. Bei der Anordnung nach Fig. 3 ist die Taumelscheibe ρ der Pumpe P bei c mittig auf der Pumpenachse gelagert und die zweite Kraft wird in diesem Fall direkt von der Hochdruck3eite dar geschlossenen Schleife über das Ventil HPS und die Druckleitung 35 abgeleitet und dem Zylinder Sl eines weiteren Servomotors SlSlPl zugeführt, dessen Servokolben SlPl den Neigungswinkel der Taumelscheibe ρ dem Servomotor S,SP entgegengesetzt einstellt.

Die Anordnung nach Fig. 3 entspricht im übrigen der in Verbindung mit Fig. 2 beschriebenen.

Bei der Ausführungsform nach Fig. ¹I ist die Taumelscheibenpumpe durch eine Pumpe Pl mit veränderlicher Förderleistung einer beliebigen anderen bekannten oder geeigneten Art ersetzt, die ein von dem Schwenkhebel pl gebildetes Steuerglied.-sau; Volumenverdrängung aufweist Der Hebel pl wird von einem Servomotor SM gesteuert, der einen Servodifferentialkolben P2 aufweist, der an seinen gegenüberliegenden Stirnflächen jeweils dem über die Leitung 30 und das Rückschlagventil 32 der Kolbenstirnfläche mit größerer Fläche zugeführten Flüssigkeitsdruck und dem über dae Ventil HPS, die Leitung 35 und eine weitere Druckleitung 36 der Kolbenstirnfläche mit kleinerer Fläche zugeführten Druck auf der Hochdruck-

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seite der geschlossenen Schleife ausgesetzt ist. Die die dritte Kraft bildende oben beschriebene Federkraft wird in diesem Falle durch eine Feder 40 erzeugt, die auf den Kolben P2 einwirkt. Der Kolben P2 stellt den Hebel pl mittels einer geeigneten Verbindung 41 ein.

Die Anordnung nach Fig. 4 entsprichtJim übrigen der in Verbindung mit Fig. 2 beschriebenen.

Bei einer Abwandlung der Anordnung nach Fig. 2 entfällt die Feder 23, und eine gleichwertige Federkraft wird statt dessen von den üblichen Pumpenkolben-Rückholfedern abgeleitet.

Bei der Ausführungsform nach Fig. 2 ist beim Bremsen der Flüssigkeitsdruck in dem Servozylinder S dem in der Leitung 10 oder der Leitung 11 in der geschlossenen Schleife vorhandenen Druck in etwa proportional. Der Flüssigkeitsdruck in dem Servozylinder S könnte daher dazu verwendet werden, anstelle des auf der Hochdruckseite der geschlossenen Schleife wirkenden Drucks das Ventil BCV zu regulieren.

Dies ist in Fig. 5 dargestellt, wo das Ventil HPS und die Druckleitung 35 entfallen und statt dessen eine zusätzliche Druckleitung 45 vorgesehen ist, die den Servo-

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- -Λ ■■

zylinder mit dem Ventil BCVl verbindet.

Die Leitung 45 ersetzt die Hochdruckleitung 35, um dem Ventil BCVl zu dessen Regulierung unter Druck stehende Flüssigkeit zuzuführen. Natürlich müssen die bei dem Ventil BCVl verwendeten Federn und Druckflächen etc. von den bei dem Ventil BCV nach Fig. 2 verwendeten verschieden sein. Die Arbeitsweise de3 Ventils ist im übrigen jedoch die gleiche wie oben beschrieben.

Die in Verbindung mit den Fig. 3 und 4 beschriebenen hydrostatischen Getriebe können hinsichtlich des Ventils BCV wie zu Fig. 5 beschrieben abgewandelt werden, jedoch müssen in diesen Fällen das Ventil HPS und die Hochdruckleitung 35 beibehalten werden, um in den Ausführungsformen nach den beiden Figuren das Hochdrucksignal für den Servomotor SlSlPl bzw. SM bereitzustellen.

Die bisher beschriebenen Ausführungsformen der Erfindung verwenden sämtlich ein Richtungssteuerventil D (s. Fig. Ib) für den Rückwärtsantrieb. Dies ermöglicht die Verwendung einer Pumpe P oder Pl mit einer zwangläufigen Begrenzung zum Einstellen des kleinsten Taumelscheibenwinkels der Pumpe, und vorzugsweise würde

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diese Begrenzung so einstellbar sein, daß sie mit ziemlicher Genauigkeit eine Taumelscheiben-Nullstellung einstellt. Es kann jedoch auch eine Taumelscheibenpumpe mit übermittiger (over-centre) Taumelscheibe Verwendung finden, um Rückwärtsantrieb zu erhalten, wobei das Richtungssteuerventil D entfällt. In diesem Fall kann ein wie in Fig. 6 dargestellter Mechanismus vorgesehen sein, um die Bewegung des das Fördermengen-Steuerungsglied, z.B. ρ oder pl, wie vorbeschrieben mit der für diese vorgesehenen Steuereinrichtung M verbindenden Gestänges 1 umkehren. Diese Anordnung hat den Vorteil, daß die Verbindungs- bzw. Gestängeverhältnisse £ und ~ in dem Mechanismus verschieden gemacht werden können,, um so verschiedene Antriebscharakteristika beim Vorwärts- und Rückwärtsantrieb zu ermöglichen. Somit sind die Maße a, b und c die Hebel der Verbindungsdrehpunkte für das Gestänge 1 und eine weitere Zwischenverbindung m um einen Drehpunkt n, um den eine Scheibe r zur Ausführung einer Schwingbewegung schwenkbar ist. Das Gestänge 1 ist an einem im Abstand a vom Drehpunkt η festgelegten Drehpunkt mit der Scheibe r verbunden. Die Zwischenverbindung m hat in ausgezogenen bzw. unterbrochenen Linien dargestellte Alternativstellungen, in denen ihre Schwenkverbindung mit der Scheibe r in einem Abstand b oder c zum Drehpunkt η an entgegengesetzten Seiten desselben angeordnet ist. Ein Richtungsänderungshebel 15 ist einstellbar, um die Zwischenverbindung zwischen ihren Al-

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ternativstellungen zu verschwenken.

Die Fig. 7 zeigt eiren Motor MFV in der Form eines Axialkolbenmotors mit veränderlichem Volumen mit einer Taumelscheibe pm, die mittig bei el gelagert und durch ein System von Kräften und Einrichtungen, wie sie im allgemeinen für die Pumpe P nach Fig. 3 beschrieben wurdejn gesteuert ist. So wird ein Servomotor SmSmPm entgegen der Kraft einer Feder 23m durch über eine Leitung 50 vom Zylinder S des Punpe nservomotors zugeführte Druckflüssigkeit angetrieben, um die Taumelscheibe pm dee Motors entgegen der Wirkrichtung eines über da3 Ventil HP durch eine Leitung 51 mit Hochdruckflüssigkeit gespeisten Servomotors SlmSlmPlm einzustellen.

Statt dessen kann die Taumelscheibe pm außermittig gelage sein und durch ein Kräftesystem und Einrichtungen, wie allgemein in Verbindung mit der Pumpe P in Fig. 2 oder eine Steuereinrichtung, wie allgemein für die Pumpe Pl in Fig. 4 beschrieben und mit SM bezeichnet, oder wiederum durch ein System von Kräften und Einrichtungen, wie allgemein für die Pumpe P in Verbindung mit Fig. 5 beschrieben, gesteuert sein.

Die Geometrie des Motors und der Steuereinrichtung innerhalb des in Fig. 7 in gestrichelten Linien dargestellten Kastens hat eine Beaufschlagung für einen auf die Taumel-

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scheibe pm des Motors oder auf das die Fördermenge des Motors festsetzende und dem Hebel pi in Pig. k entsprechende Steuerungsglied wirkenden Kräfteausgleich zugunsten einer maximalen Fördermengeneinstellung, wenn die beiden Servomotoren der Steuerung oder der dem Kolben P2 in Fig. 4 entsprechende Servo-Differentialkolben der Steuerung den durch den Kräfteausgleich innerhalb der Pumpe bestimmten Drücken ausgesetzt sind.

Anders ausgedrückt, können beispielsweise die Pumpe und der Steuermechanismus innerhalb des in Fig. 3 in unterbrochenen Linien dargestellten Kastens und der Motor und der Steuermechanismus innerhalb des.in Fig. in unterbrochenen Linien dargestellten Kastens gleich dimensioniert sein, mit der Ausnahme, daß der Motorservozylinder Sm mit kleinerem Durchmesser als der Pumpenservozylinder S ausgebildet ist.

Ebenso wie in Fig. Ib kann ein Richtungssteuerventil D in den Kreis nach Fig. 7 eingebaut sein, um einen Rückwärtsbetrieb und/oder eine Nullstellung des Motors MF in der Anordnung nach jener Fig. zu ermöglichen.

Fig. 8 zeigt ein weiteres hydrostatisches Getriebe, das entsprechend dem in Verbindung mit Fig. 7 erläuterten Prinzip arbeitet, jedoch unter Verwendung einer Pumpe und Steuerung, wie zu Fig. 5 beschrieben. Somit sind in

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Pig. 8 Teile, die solchmbereits in Fig. 5 und 7 beschriebenen entsprechen, mit den gleichen Buchstaben bzw. Bezugszeichen bezeichnet. Das in Fig. 8 dargestellte System zeigt lediglich die Grundelemente des Systems, und Druckminderventile in Querleitungen, wie z.B. die in Fig. Ib dargestellten Ventile PRV, und ein Richtungssteuerventil, wie z.B. das in Fig. Ib dargestellte Ventil D, können eingebaut werden, ohne die Arbeitsweise des Systems nennenswert zu verändern.

Es sei angenommen, daß der Motor MF zusammen mit einem oder mehreren parallel geschalteten Motoren einen Fahrzeugantrieb bildet.

Weiter sei angenommen, daß die Pumpe P von einem Verbrennungsmotor angetrieben wird. Bei stehendem Fahrzeug, jedoch bei laufendem Verbrennungsmotor und nicht betätigten Pedalen A und B befindet sich die Taumelscheibe ρ der Pumpe im Null-Winkel und die Taumelscheibe pm des Motors MF nimmt ihre maximale Winkelstellung ein. Wird jetzt der Beschleuniger A auf irgendeine beliebige Stellung heruntergedrückt, um einen Verstärkungs- bzw. Ladesteuerdruck am Ventil VPV einzustellen, bewegt sich die Pumpentaumelscheibe P und die Pumpe erzeugt eien ausreichenden Druckflüssigkeitsstrom in der Leitung 11, um den Druck in der Leitung genügend zu steigern, um die auf die Pumpen-

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taumelscheibe wirkenden Kräfte auszugleichen. Dieser Leitungsdruck in der Leitung 11 ist mehr als genug, um die durch den Servomotor SmSmPm erzeugte Kraft auszugleichen, und die Motortaumelscheibe pm beharrt in ihrer maximalen Winkelstellung. Mit ansteigender Motorbelastung vergrößert sich der Taumelscheibenwinkel der Pumpentaumelscheibe ρ fortlaufend, um unter Aufrechterhaltung dea Leitungsdrucks die Fördermenge in der Leitung 11 mehr und mehr zu erhöhen. Die Beschleunigung setzt sich daher fort bis eine Fahrzeuggeschwindigkeit erreicht ist, die der maximalen Fördermenge von der Pumpe bei der maximalen Volumeneinstellung des Motors entspricht. An diesem Punkt hat die Pumpe die Grenze ihrer Möglichkeiten zum Regulieren der Fördermenge in der Leitung 11 und zur Aufrechterhaitung des an dem Ventil VPV eingestellten Drucks erreicht. Die Lastbeschleunigung kommt daher augenblicklich zum Stillstand und der Druck in der Leitung 11 beginnt unter den eingestellten Druck zu fallen. Wenn eine niedrigere Druckhöhe in der Leitung 11 erreicht ist, bei der die auf die Motortaumelscheibe wirkenden Kräfte gerade, unausgeglichen werden, beginnt die Motortaumelscheibe ihren Neigungswinkel im Sinne einer

Aufrechterhaltung des Ausgleichs der auf sie einwirkenden Kräfte zu reduzieren. Die Bewegung der Motortaumelscheibe zu einem kleineren Neigungswinkel führt zu einer Lastbeschleunigung und eine derartige Lastbeschleunigung

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setzt sich fort, bis ein natürlicher Punkt des Gleichgewichts der Kräfte erreicht ist, wie er durch äußere Zwangsbedingungen bestimmt wird, oder bis die Motortaumelscheibe mit einen bei St in Fig. 8 angedeuteten, voreingestellten Anschlag in Eingriff gelangt.

Bei diesem Verlauf wird angenommen, daß der Beschleuniger A in derselben beliebigen Stellung durchgehend heruntergedrückt gehalten worden ist.

Um das Fahrzeug zu verlangsamen, wird der Beschleuniger freigegeben und der auf das Ventil VPV aufgebrachite Ladedruck kann auf einen Minimalwert fallen. Jetzt tritt das Ventil BCVl in Funktion. Wenn der Druck der Flüssigkeit im Servomotor SmSmPm zu fallen versucht, sind die auf die Motortaumelscheibe pm wirkenden Kräfte nicht mehr ausgeglichen und als Folge beginnt sich der Winkel der Taumelscheibe zu vergrößern. Die sich hieraus ergebende Lastverzögerung bzw. -abnähme erzeugt einen Druckaufbau der Flüssigkeit in der Rücklaufleitung 10. Der Druck der Flüssigkeit im Servomotor SmSmPm ist abhängig von der Differenz der auf die Taumelscheibe pm wirkenden Kräfte und die Geschwindigkeit, mit der sie ihren Neigungswinkel ändert, ist abhängig von der Geschwindigkeit, mit der Druckflüssigkeit aus dem Servozylinder Sm entweichen kann. Das Rückschlagventil 32 verhindert ein

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Zurückfließen der Flüssigkeit zu dem Ventil VPV. Die Flü sigkeit hat daher nur einen einzigen Abströmweg über das Ventil BCVl. Dieses Ventil spricht auf Druck an und steuert die Austrittsmenge der Flüssigkeit aus dem Servozylinder Sm und somit das Ausmaß der Lastabnahme bzw. -verzögerung.

Wegen der Unterschiedlichkeit der durch den Druck dar in den Servomotoren Sm und S wirkenden Flüssigkeit erzeugten Ausgleich3kräfte, verharrt der Pumpentaumelscheibenwinkel während des Regulieren3 des Motortaumalscheibenwinkels in seiner Maximalsteilung. Wenn der Servozylinder Sm genügend Druckflüssigkeit abgegeben hat, daß die Taumelscheibe des Motors ihren Maximalwinkelanschlag StI erreichen kann, kann der Servodruck auf die Höhe fallen, die nötig ist, damit die Pumpentaumelscheibe mit der Verringerung ihres Neigungswinkels beginnen kann. Schließlich tritt Laststillstand ein, wenn die Pumpe die Taumelscheiben-Nullstellung erreicht und die Leitungs- und Servodrücke ihre eingestellten Kleinstwerte erreicht haben. Falls während dieses Verlaufs eine schnellere bzw. plötzlichere Verlangsamung der Fahrzeugbewegung erforderlich ist, kann das Bremspedal B heruntergedrückt werden, um den

Druckempfindlichkeitsgrad des Ventils BCVl zu überaus steuern, so daß mehr Flüssigkeit/dem Servozylinder Sm

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austreten kann. Dies ermöglicht wiederum der Taumelscheibe des Motors, ihren Neigungswinkel schneller zu vergrößern, so daß ein schneller« Abbremsen des Fahrzeugs erfolgt.

Die Fig. 9a und 9b zeigen zwei unterschiedliche Formen für das Ventil VPV.

Unter Bezugnahme auf z.U. Fig. 2 sei angenommen, daß der von der Hilfspumpe Pf gelieferte Verstärkungs- bzw. Ladedruck (boost pressure) von der Pumpe aus dem Behälter T der Druckleitung 25 zugeführt wird. Die Leitung 25 steht mit einer von einem Stößel 62 gesteuerten Austrittsöffnung 60 (s. Fig. 9a) des Ventils BCV in Verbindung, durch die unter Ladedruck stehende Druckflüssigkeit über eine Flüssigkeitsleitung 6l zu dem Behälter zurückfließt. Der Stößel 62 ist ein einfacher kegelstumpfförmiger Teil, der von dem Beschleuniger A über das Gestänge 20 entgegen der Wirkung einer Rückholfeder 63 zum Steuern der Öffnungsfläche der öffnung 60 und damit der Drosselwirkung in dem Ventil BCV eingestellt wird. Obgleich ein einfacher kegelstumpfförmiger Teil beschrieben ist, kann der Stößel 62 je nach den für das Steuersystem benötigten besonderen Eigenschaften irgendeine andere Form haben.

Anstelle einer mechanischen Betätigung über das Gestänge 709835/0812

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20, kann der Stößel 62 den Flüssigkeitsdruck in der Leitung 25 mittels eines hydraulischen, elektrischen, pneumatischen oder sonstigen Eingangssignals vom Beschleuniger A regulieren. . .

Der Stößel 62 ist an einem Kolben 6k ausgebildet, der zwischen festen Anschlägen 65 und 66 verschiebbar ist, die die kleinste und größte Öffnungsfläche der Austrittsöffnung 60 und damit den an dem Ventil VPV einstellbaren größten und kleinsten Ladesteuerdruck bestimmen. Der rechts in Fig. 9a dargestellten Pfeil deutet das zum Einstellen der Stößelstellung durch Verschiebung des Kolbens 6Ί aufgebrachtdSignal ein.

Das in Verbindung mit Fig. 9a beschriebene Ventil ist für Systeme zweckmäßig, die einen konstanten Ladestrom von einer mit konstanter Drehzahl angetriebenen Ladebzw. Zusatzpumpe mit unveränderlicher Verdrängung verwenden. Die Festsetzung des kleinsten Öffnungsquerschnitts der Austrittsöffnung 60 durch den Anschlag 65 ist der einzige Schutz gegen überdruck im Druckvers taxi kungs- bzv/. Ladekreis.

Die Fig. 9b zeigt eine Abwandlung des in Verbindung mit Fig. 9a beschriebenen Ventils, bei der der Stößel 62a durch eine weitere Feder 68 in bezug auf den Kolben 64

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federbeaufschlagt ist. Die Feder 68 hat die Aufgabe, eine solche Kraft auf den Stößel auszuüben, daß dessen Bewegung in bezug auf den Kolben verhindert wird, bis der Ladedruck seinen vorbestimmten Höchstwert erreicht. Für Drücke oberhalb dieses Höchstwerts wirkt der Stößel alsdann wie ein Druckminderventil, indem er für eine Begrenzung des Ladedrucks auf den vorbestimmten Höchstwert nachgibt.

Dies kann bei einem Kaltstart erforderlich sein, wenn die FlüssigkeitGviskosität höher al3 normal ist oder wenn ein veränderlicher Ladestrom Verwendung findet, der z.B. von einer mit veränderlicher Drehzahl angetriebenen Zu3atzpumpe mit unveränderlicher Verdrängung erzeugt wird.

Werden sowohl die Pumpe P als auch die Zusatz- bzw. Ladepumpe von einem Verbrennungskolbenmotor mit veränderlicher Drehzahl nach Fig. 2 angetrieben, so steigt der Flüssigkeitsdurchfluß durch das Ventil VPV mit zunehmander Motordrehzahl für eine gegebene Einstellung des Ventils, wenn das hydrostatische Getriebe unter feststehenden Bedingungen arbeitet, z.B. wenn das Fahrzeug langsam eine stetige Steigung befährt. Dies würde einen Anstieg des Flüssigkeitsdrucks in der Leitung 11 und damit ein Beschleunigen des Fahrzeugs verursachen.

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Ea kann erwünscht sein, die Drehzahl des Motors ohne Verändern der Fahrzeuggeschwindigkeit ändern zu können. Dies ist erreichbar, indem die Feder 68, anstatt einer Einstellung zur Druckminderung bei einem Höchstdruck, eine Einstellung zur Druckminderung bei einem weit niedrigeren Druck erhält, der dem kleinsten Ladedruck für den normalen Arbeitsbereich der Systeme gleichwertig ist, wobei sie eine geeignete niedrige Federsteife zur Aufrechterhaltung des eingestellten Ladesteuerdrucks über einen mäßigen Bereich von StrömungsVeränderungen besitzt.

Fig. 10 zeigt eine mögliche Form für das Ventil BCV und wird in der Anordnung nach Fig. 2 beschrieben. Das Ventil spricht auf den Druck auf der Hochdruckseite des durch die Leitung 35 verbundenen geschlossenen Systems zur Bereitstellung eines Hochdrucksignals an, das in einem Raum 70 auf eine Stirnfläche eines in einer Bohrung 73 verschiebliehen Ventilschiebers 71 wirkt. Die gegenüberliegende Stirnfläche des Schiebers ist in einem Raum 75 dem Druck der Ablaufflüssigkeit ausgesetzt. Der Schieber hat eine Umfangsnut 76, die den Austrittsgrad der Flüssigkeit vom Servozylinder S über die Leitung 33 in den Behälter T steuert bzw. bestimmt.

Der Signaldruck wirkt auf den Schieber 71 entgegen der

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Kraft zweier in dem Raum 75 untergebrachter Federn Sl und S2. Die äußere Feder Sl setzt der Bewegung des Schiebers über einen Anfangsteil seiner Verschiebung unter der Einwirkung des Signalsdrucks solange Widerstand entgegen, bis der Zwischenraum xl zwischen einer am Schieber befestigten Federanschlagplatte 80 für die Feder Sl und einem Federanschlagring 8l für die Feder S2, der auf einem in Verlängerung des Schiebers gebildeten Anschlag 83 verschiebbar ist, geschlossen ist. Die Feder Sl ist eine relativ weiche Feder, die j nur einen relativ niedrigen Signaldruck zu ihrem Zusammer drücken über die Strecke xl und Schließen eine3 wesentlichen Teils des durch den Schieber gesteuerten und der Druckflüssigkeit in der Leitung 33 für deren Entweichen in den Behälter T zur Verfügung stehenden Öffnungsquerschnitts erfordert.

Beim Schließen des Zv/ischanraums xl addiert sich die Wirkung der Feder S2 zu derjenigen der Feder Sl, um einer Verschiebung des Schiebers durch den Signaldruck entgegenzuwirken bzw. standzuhalten.

Bei einem Signaldruck-Begrenzungswert nach Verschiebung

Anschlag 83 über die Strecke x2 kommt der/unter dem Einfluß einer Bewegung des Bremspedals B mit einem Anschlagzapfen an einem in einer den Raum 75 bildenden Bohrung gleitbaren Kolben in Eingriff. Der Kolben 87 bildet den

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gegenüberliegenden Endanschlag für die Federn Sl und S2.

Geht man davon aus, daß die Pumpe P mit konstanter Drehzahl angetrieben wird und der Motor bzw. die MotorenM solche mit unveränderlicher Verdrängung sind, dann wird der Schieber 71 durch den Kräfteausgleich zwischen den Federn Sl und S2 und dem Druck der Flüssigkeit in der Leitung 35 in die entsprechende Stellung gebracht. Der maximale Öffnungsquerschnitt für ein Austreten von Druckflüssigkeit durch das Ventil BCV ist nur dann vorhanden, wenn der Druck in der Leitung 35 einen Kleinstwert aufiieist. Dies tritt ein, wenn das Fahrzeug steht und wenn es seine gewünschte Höchstgeschwindigkeit erreicht hat und es notwendig ist, Fahrzeugbremsung einzuleiten. An diesem Punkt, wenn der Druck in der Leitung 35 auf seinen Kleinstwert sinkt und praktisch keine Kraftübertragung zwischen Pumpe und dem bzw. den Motoren stattfindet, ist die einzige verfügbare Kraft zur Einleitung des Bremsvorgangs die der Feder 23. Diese kann nur einen relativ geringen Druck in der Leitung 33 erzeugen und daher wird ein relativ großer Öffnungsquerschnitt am Ventil BCV erforderlich, um ein ausreichendes Abfließen von Flüssigkeit aus der Leitung 33 zu ermöglichen. Sobald die Taumelscheibe ρ ihren Neigungswinkel für ein Abstimmen der Strömungsmenge zwischen der Pumpe und dem bzw. den Motoren genügend geändert hat, baut sich in der Leitung 10 und damit auch in der Leitung 35

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-je-

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Druck zur Erzeugung de3 erforderlichen Bremsmoments an dem bzw. den Motoren auf. Dies erteilt dem Ventil BCV unverzüglich das Signal zum Schließbeginn, wobei es seinen Öffnungsquerschnitt verkleinert und den Winkeleinstellungsgrad der Pumpentaumelscheiben reguliert. Diese einleitende Schließbewegung des Schiebers 71 über die Strecke xl kann so ausgelegt sein, daß sie über die ersten 10 bis 20£ des Übertragungsdruckbereichee in der geschlossenen Schleife des Übertragungssystems stattfindet. Bei normaler Arbeitsweise de3 Ventils würde der Schieber 71 daher über eine Stellung hinaus verschoben, in der die Anschlagplatte 80 mit dem Ansei ring 8l in Eingriff kommt und beide Federn Sl und S2 der weiteren Verschiebung des Schiebers Widerstand entgegensetzen. Bei einem Grenzdruck, der dem in der geschlossener Schleife des Übertragungssystems erreichbaren Spitzendruck angenähert ist, würde der Schieber 71 über die volle Strecke x2 verschoben werden.

In erster Annäherung ist die Verlangsamung des Fahrzeugs dem Veränderungsgrad der Volumenverdrängung der Pumpe P proportional. Dies ist bei der beschriebenen Art der Pumpe P dem Flüssigkeitsstrom aus der Leitung durch das Ventil BCV etwa proportional. Ein konstanter Flüssigkeitsstrom durch das Ventil BCV würde daher ungeachtet des Drucks eine annähernd gleichmäßige Verzögerung des Fahrzeugs erzeugen. Im Prinzip können daher, wenn

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der erxorderliche Verzögerungsgrad und die Schwankung vorausgesagt werden können, das Druck-Strömungsverhältnis des Ventils BCV vorausgesagt und die Ventilöffnungsform, die Ventilfedersteifö etc. entsprechend ausgelegt werden. Die Verwendung von zwei Federn Sl und S2 kann als Kompromiß für eine idealere Einzelfeder mit veränderlicher Steifigkeit angesehen werden.

Es versteht sich, daß soweit bisher beschrieben, das Ventil BCV zum Regulieren des Systems beim Bremsen des Fahrzeugs bei Freilauf automatisch arbeitet. Durch Herunterdrücken des Bremspedals B wird der Kolben 87 nach links in Fig. 10 verschoben und verschiebt so seinerseits den Schieber 71 und vergrößert den Öffnungsquerschnitt des Ventils für den jeweiligen Signaldruck in der Leitung 35. Die Auswirkung hiervon ist das Vergrößern der Verzögerungsrate des Fahrzeugs. Die erhöhte Verzögerung hebt ihrerseits den Signaldruck an und verkleinert den Öffnungsquerschnitt. Ein fortschreitender bzw. progressiver Bremse ffekt kann somit dadurch erreicht werden, daß das Bremspedal mit steigender Kraft heruntergedrückt wird.

Das in Fig. 10 dargestellte Ventil kann als Ventil BCVl in Fig. 5 und 8 bei geeigneter Wahl anderer Federsteifen etc. Verwendung finden. In diesem Fall wird der dem Raum 70 zugeführte Signaldruck vom Servozylinder S abge-

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leitet.

Die beschriebenen Getriebesteuerungen sind allgemein anwendbar, jedoch für Fahrzeugantriebe von besonderem Interesse.

Die Getriebe können an Fahrzeugantrieben mit einer Pedalbetätigung unter Fortfall des Bremspedale B Anwendung finden. Das Bremssteuerventil bleibt lediglich für seinen normalen Betrieb als automatisches Regulierventil erhalten. Durch geeignete Wahl der Ventilcharakteristika kann der Grad de3 Motor-Getriebe-Bremsens auf den für einen gegebenen Anwendungsfall erforderlichen Wert eingestellt werden. Bei Fortfall des Bremspedals B können von der Getriebesteuerung völlig unabhängig arbeitende herkömmliche Reibungsbremsen vorgesehen sein.

Hinsichtlich der Motoranforderungen kann ein Verbrennungs kolenmotor, der die Pumpe P und die Zusatzpumpe antreibt, eine einfache, handbetätigte Drosselklappe und einen einfache Drehzahlregler zum Aufrechterhalten einer durch die Drosselklappe eingestellten konstanten Nenndrehzahl aufweisen.

Die Drosselklappe des Verbrennungsmotors könnte unmittelbare Verbindung mit dem Beschleuniger A haben, und der

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Motor könnte gegebenenfalls auf eine Spitzenleistung über einem enggeregelten Drehzahlbereich eingestellt sein.

Die Vorteile der beschriebenen hydrostatischen Getriebesteuerungen können wie folgt zusammengefaßt werden.

Das Einschalten des Ventils D für Vorwärts- und Rückwärtsbetrieb und Nullstellung gewährleistet Freiheit von Kriechproblemen bei Nullstellung.

Die Nullstellung eines solchen Umschaltventils ermöglicht es, daß der überschüssige Ladedruckstrom zurück zum Auslaß bei einem niedrigen, festgesetzten Druck über das Hauptpumpengehäu3e geführt werden kann. Dies sorgt für die Kühlung der Hauptpumpe während langer Betriebsperioden oder Zeiten des Nichtgebrauchs des Getriebes, wenn bei einer gewerblichen Fahrzeugnutzung andere Arbeiten von der Maschine bzw. dem Verbrennungsmotor ausgeführt werden. Es setzt die Pumpensteuerung auch aus Sicherheitsgründen außer Betrieb, wenn sie nicht benötigt wird.

Der veränderliche Lade- bzw. Verstärkungsdruck steht in Übereinstimmung mit den Anforderungen des in geschlossener Schleife vorliegenden Hydraulikkreises des Getriebes.

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" * " /707240 VfS

Die Veränderung des Lade- bzw. Yerstärkungsdrucks führt zum geringsten Druck, wenn der zum Auslaß zurückgeführte Überschußstrom am größten ist, und zum höchsten Druck, wenn der Überschußstrom am kleinsten ist. Die vom Lade3trom aufgezehrte Leistung wird daher auf einem Mindestwert gehalten.

In Ruhe- und Null-Stellung ist der Ladedruck auf einem Kleinstwert.

Eins große Auswahl von Steuerungsverbindungen des Verbrennungsmotors und des Getriebes kann in Abhängigkeit von den Anforderungen der jeweiligen Maschine, in der sie sum Einsatz kommen sollen, getroffen werden.

Die Steuerung über den Lade- bzw. Verstärkungskreis ruft keine hohen Druckverluste hervor.

Die Art der Steuerung bzw. Betätigung entspricht der eines herkömmlichen Getriebes mit zwei Pedalen.

Die Pedale geban dem Fahrer "Gefühl" für eina bessere Kontrolle und Betätigung.

Die Betätigungspedalverbindungen sind hauptsächlich von Niederuckleitungen gebildet.

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Die von den Steuerungen benutztenNiederdruckströme vereinfachen die Konstruktion der Ventile unter dem Gesichtspunkt der Abdichtungj'Verschmutzung, Empfindlichkeit, Öffnungsgröiien, Wärmeerzeugung, Druckveri'ormung und Herstellungsgenauigkeit.

Die in Null-Stellung dea Systems vom Verbrennungsmotor abgenommene PS-Leistung wird auf einenKleinstwert gehalten, wodurch eine maximale Motorleistung für andere Aufgaben zur Verfügung steht.

In den Fällen, in denen sowohl die Pumpe als auch der bzw. die Motoren mit veränderlicher Fördermenge ausgebildet sind, ist keine mechanische Verbindung zu dem bzw. den Motoren oder zwischen der Pumpe und dem bzw. den Motoren erforderlich. Sowohl die Pumpe als auch der bzw. die Motoren haben Automatikverhalten.

Ein erfindungsgemäßes hydrostatisches Getriebe in einer der vorstehend in Verbindung mit den Zeichnungen beschriebenen Ausfuhrungsformen hat ein Beschleunigungspedal, das in der herkömmlichen Art eines Gashebels arbeitet. Dies wird erreicht durch die Verwendung einer Pumpe mit veränderlicher Volumenverdränung in Kombination mit einem oder mehreren Motoren mit unveränderlicher Volumenverdrängung oder einer Pumpe mit veränderlicher Volumenverdrängung in Kombination mit

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So

einem oder mehreren Motoren mit veränderlicher Volumen-Verdrängung, oder auch einer Pumpe mit unveränderlicher VolumenVerdrängung in Verbindung mit einem oder mehreren Motoren mit veränderlicher Volumenverdrängung. Dabei werden auch automatische Bremsung bei Freilauf und fortschreitendes bzw. progressives Bremsen durch Bremspedal erreicht.

Bei einer hydrostatischen Getriebesteuerung nach der Erfindung wird vorzugsweise eine Pumpe mit veränderlicher Volumen-verdrängung verwendet und die Volumenveraränguag der Pumpe zum Erreichen der Beschleunigungssteuerung gesteuert, da so ein kleinstes Übers et sungs-ver-

dann
hältnis von Null/für das Starten und Stoppen erreicht iferden kann. Dies ist nicht der Fall, wenn ein Motor mit veränderlicher Volumenverdrängung in Kombination mit einer Pumpe mit unveränderlicher VolumenVerdrängung Verv/endung findet.

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Claims

Ansprüche:

fl.y Hydrostatisches Getriebe mit einer Haupthydraulikfpumpe und einem Hydraulikmotor, von denen zumindest eine bzw. einer eine Vorrichtung mit veränderlicher Verdrängung ist, deren Volumenverdrängung durch da3 Einstellen eines mit der Vorrichtung verbundenen Steuerglieds veränderlich ist, wobei der Hydraulikmotor für einen Antrieb durch von der Pumpe zugeführte, unter hohem Druck stehende Druckflüssigkeit angeschlossen ist und eine Antriebswelle zum Erzeugen des Ausgangsdrehmoments vom Getriebe aufweist, die Pumpe und der Motor in eine geschlossene Schleife einbezogen sind, eine Druckflüssigkeit3-Ausgangsleitung die Druckseite der Pumpe mit dem Motor zum Zuführen der Betriebsflüssigkeit zu diesem verbindet, eine Druckflüssigkeits-Rücklaufleitung den Motor mit der Rücklaufseite der Pumpe zum Zurückführen von vom Motor abgegebener Druckflüssigkeit unter Niederdruck zur Pumpe verbindet und eine Zusatzpumpe Druckflüssigkeit aus einem Flüssigkeitsbehälter abzieht und diese in die geschlossene Schleife für einen Ausgleich von Flüssigkeitsverlusten aus der geschlossenen Schleife einspeist, gekennzeichnet durch einen Beschleuniger (A) für die Antriebswelle (MS), der zum Verändern des durch die Haupthydraulikpumpe (PjPl) erreichbaren maximalen Förderdrucks der Betriebsflüssigkeit verlager-

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ORIGINAL INSPECTED

bar ist, und eine Steuereinrichtung zum automatischen Einstellen des Steuerglieds (p;pl;pm) zum im wesentliche^ konstanten Aufrechterhalten das von der Haupthydraulikpuinpe gelieferten Drucks der Betriebsflüssigkeit auf dem von der Einstellung des Beschleunigers in jeder Stellung desselben bestimmten Maximalwert über den gesamten Förderbereich der Vorrichtung (P;P1;MFV) mit veränderlicher Verdrängung von deren kleinster bis zu deren größter Fördermenge, wobei das Drehmoment der Antriebswelle mit der Verlagerung des Beschleunigers für eine Erhöung des durch die Haupthydraulikpumpe bereitstellbaren maximalen Förderdrucks der Betriebsflüssigkeit steigt und andererseits das Drehmoment der Antriebswelle mit der Verlagerung des Beschleunigers für eine Verringerung des von der Haupthydraulikpumpe bereitstellbaren maximalen Förderdrucks der Betriebsflüssigkeit abnimmt.

2. Getriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Steuereinrichtung einen automatischen Gleichdruckregler (C) aufweist, der das Steuerglied in einer derartigen Stellung hält, daß der Leistungsdruck der Haupthydraulikpumpe einem Bezugsdruck angepaßt i3t, der von der Kraft einer Steuerfeder (19) bestimmt ist, wobei die Steuerfederkraft durch den Beschleuniger einstellbar ist.

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3. Getriebe nach Anspruch 1 oder 2, gekennzeichnet durch eine Bremseinrichtung (BV) für die Antriebswelle, wobei die Bremseinrichtung zum Einwirken auf die Stellung des Steuerglieds bei Freilauf der Antriebswelle zum Verändern der Volumenverdrängung der Vorrichtung mit veränderlicher Verdrängung als Funktion des Niederdrucks der Förderung der Betriebsflüssigkeit von der Haupthydraulikpumpe zum Motor (MF) zur Herbeiführung einer Bremswirkung auf die Antriebswelle betätigbar ist.

4. Getriebe nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Bremseinrichtung in der geschlossenen Schleife (P,11,D,13,MF,14,10) zwischen der Haupthydraulikpumpe und dem Motor ein federbeaufschlagtes Bremsventil (BV) aufweist, das für eine veränderliche Drosselungwirkung auf den Betriebsflüssigkeitsstrom in der geschlossenen Schleife betätigbar ist.

5. Getriebe nach Anspruch 3 oder 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Bremseinrichtung eine Servoeinrichtung (SM) aufweist, die das Steuerglied in Richtung auf eine Stellung beaufschlagt, in der sich die Volumenverdrängung der Haupthydraulikpumpe auf einem Kleinstwert in bezug auf die Volumenverdrängung des Motors bei Abfallen des dem Motor von der Haupthydraulikpumpe zugeführten Drucks der Betriebsflüssigkeit unter den

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Eingangsdruck der zur Haupthydraulikpumpe vom Motor zugeführten Betriebsflüssigkeit befindet.

6. Getriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Steuereinrichtung ein Druckvariierventil (VPV) zum Steuern des Verstärkungsdrucks der der geschlossenen Schleife (P bzw. Pl, Ii,D,13,MF,14,10! bzw. P bzw. Pl, 11, MPV, 10) von der Zusatzpumpe (Pf)

aufweist zugeführten Druckflüssigkeit^ dessen Einstellung durch den Beschleuniger verstellbar ist, und daß eine Steuerbetätigungseinrichtung zur Einstellung des Steuerglieds in Abhängigkeit vom Ladedruck zur Aufrechterhaltung des Leistungsdrucks der Haupthydraulikpumpe auf einen im wesentlichen zum Ladedruck proportionalen Wert vorgesehen ist, die eine Servoeinrichtung (S,SP,SM) umfaßt, die von dem von der Zusatzpumpe gelieferten Betriebsflüssigkeitsstrom angetrieben ist und die Betriebsflüssigkeit in den Behälter (T) abführt.

7. Getriebe nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß die Vorrichtung mit veränderlicher Verdrängung von der Haupthydraulikpumpe in Form einer Axialkolben-Taumelscheibenpumpe mit einer Taumelscheibe zur Erhöhung der Fördermenge der Pumpe bei Vergrößerung des Taumelscheibenwinkels in bezug auf eine senkrecht zu den Achsen der Pumpenkolben verlaufende Ebene und umgekehrt gebildet ist, wobei die Taumelscheibe das

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Steuerglied bildet, daß eine auf die Taumelscheibe (p) im Sinne deren Bewegung zu einem Null-Winkel, bei dem die Fördermenge der Haupthydraulikpumpe Null beträgt,einwirkende Federeinrichtung (23) vorgesehen i3t, daß die Servoeinrichtung von einem Servomotor (S,SP) für eine Einstellung des Taumelscheibenwinkels entsprechend dem Ladedruck im Sinne einer Vergröüerung der Fördermenge der Haupthydraulikpumpe bei steigendem Ladedruck gebildet ist und daß die Taumelscheibe äußerndttig(bei c)gelagert ist, derart, daß die Pumpenkolbenkräfte auf die Taumelscheibe im Sinne einer Verringerung der Fördermenge der Haupthydraulikpumpe einwirken.

8. Getriebe nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß die Vorrichtung mit veränderlicher Verdrängung von der Haupthydraulikpumpe in.lörm einer Axialkolben-Taumelscheibenpumpe mit einer Taumelscheibe zur Erhöhung der Fördermenge der Pumpe bei Vergrößerung des Taumelscheibenwinkels in bezug auf eine senkrecht zu den Acheen der Pumpenkolben verlaufende Ebene und umgekehrt gebildet ist, wobei die Taumelscheibe das Steuerglied bildet, daß/auf die Taumelscheibe (p) im Sinne deren Bewegung zu einem Null-Winkel,bei dem die Fördermenge der Haupthydraulikpumpe Null beträgt,einwirkende Federeinrichtung (23) vorgesehen ist, daß die Servoein-

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richtung von einem ersten Servomotor (S,SP) für eine Einstellung des Taumelscheibenwinkels entsprechend dem Ladedruck im Sinne einer Vergrößerung der Fördermenge der Haupthydraulikpumpe bei steigendem Ladsdruck gebildet ist und daß ein weiterer hydraulischer Servomotor (SlSlPl) zur Einstellung des Taumelscheibenwinkels entsprechend dem auf der Hochdruckseite der Haupthydraulikpumpe entwickelten Druok im Sinne einer Verringerung der Fördermenge der Haupthydraulikpumpe bei steigendem Druck auf deren Hochdruckseite vorgesehen ist.

9· Getriebe nach Anspruch.6, dadurch gekennzeichnet, daß die Vorrichtung mit veränderlicher Verdrängung von der Haupthydraulikpumpe gebildet ist, daß eine Federeinrichtung (kO) vorgesehen ist, die auf das Steuerglied für dessen Einstellung im Sinne einer Verringerung der Fördermenge der Haupthydraulikpumpe· einwirkt, daß die Servoeinrichtung von einem Servomotor (SM) zur Einstellung des Steuerglieds im Sinne einer Vergrößerung der Fördermenge der Haupthydraulikpumpe gebildet iot, und daß der Servomotor einen Differentialkolben (P2) mit gegenüberliegenden Stirnflächen unterschiedlicher Flächengröße aufweist, der auf seiner Stirnfläche kleinerer Flächengröße mit dem auf der Hochdruckseite der Haupthydraulikpumpe entwickelten Druck beaufschlagt ist.

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10. Getriebe nach einem der Ansprüche 6 bis 9, gekennzeichnet.durch eine Bremseinrichtung für die Antriebswelle mit einem Bremssteuerventil (BCV;BCV1) zur Steuerung der Abgabe von Betriebsflüssigkeit aus der Servoeinrichtung (S,SpjSM) an den P'lüssigkeitssammelbehälter.

11. Getriebe nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß das Bremssteuerventil durch den auf der Hoc druckseite der geschlossenen Schleife entwickelten Druck der Flüssigkeit über ein quer zu der Förder- und de. Rücklaufleitung angeschlossenes Hochdruck-Umschaltventil (HPS) reguliert ist und die Abgabe von Betriebsflüssigkeit aus der Servoeinrichtung in den Behälter bei Druckerhöhung auf der Hochdruckseite der Haupthydraulikpumpe reduziert.

12. Getriebe nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß das Bremssteuerventil durch den Druck der Flüssigkeit in der Servoeinrichtung (S,SPjSM) reguliert ist und die Abgabe von Betriebsflüssigkeit aus der Servoeinrichtung in den Behälter bei Flüssigkeitsdruckerhöhung in der Servoeinrichtung verringert.

13. Getriebe nach Anspruch 11 oder 12, dadurch gekennzeichnet, daß der das Bremssteuerventil regulierend

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Flüssigkeitsdruck entgegen der Kraft einer das Ventil im öffnungseinne beaufschlagenden Federeinrichtung (Sl,S2) einwirkt und die Kraft der Federeinrichtung über ein Bremspedal (B) einstellbar ist und sich bei heruntergedrücktem Bremspedal erhöht.

1**. Getriebe nach einem oder mehreren der Ansprüche 1 bi3 13, dadurch gekennzeichnet, daß die Haupthydraulikpumpe zum Pumpen von Flüssigket in nur einer Richtung von ihrer Rücklaufseite zu ihrer Förderseite betätigbar ist, der Motor durch Umkehren der Strömungsrichtung der Betriebsflüssigkext durch den Motor umkehrbar ist und ein Richtungssteuerventil (D) in der geschlossenen Schleife zwischen der Haupthydraulikpumpe und dem Motor für eine Umkehr der Strömungsrichtung der Betriebsflüssigkeit durch den Motor vorgesehen ist.

15. Getriebe nach einem oder mehreren der Ansprüche 1 bis 13, dadurch gekennzeichnet, daß die Haupthydraulikpumpe für ein Pumpen von Betriebsflüssigkext in beiden Richtungen umsteuerbar und eine Hebelanordnung (rarl) zur Richtungsänderung zwischen dem Steuerglied (p;pl) und dem Beschleuniger angeordnet ist.

16. Getriebe nach Anspruch 15, dadurch gekennzeichnet, daß die Hebelanordnung (mrl) unterschiedliche

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Verbindungsverhältnisse für Vorwärts- und Rückwärtsantrieb zur Erzielung unterschiedlicher Charakteristika für Vorwärts- und Rückwärtaantrieb aufweist.

17. Getriebe nach einem oder mehreren der Anspruch* 1 bi3 16, dadurch gekennzeichnet, daß die Vorrichtung mit veränderlicher Verdrängung von der Haupthydraulikpumpe gebildet ist, der Motor (MPV) mit veränderlicher VolumenVerdrängung ausgebildet ist und die Steuereinrichtung (23,S,SP,c£3m,SmSmPm^,S,SP,el,SlSlPl, 23m, SmSmPm, el, SlmSlmPlm etc.) auch die Volumenverdrängung des Motors regelt, um diesen auf einen Höchstwert bis zu einer Maximalströmung der Betriebsflüssigkeit von der Haupthydraulikpumpe bei einer gegebenen Einstellung des Beschleunigers für eine gegebene Lastbeschleunigung an der Antriebswelle zu halten, woraufhin die Steuereinrichtung die Volumsnverdrängung des Motors für dessen fortgesetzte Lastbeschleunigung an der Antriebswelle reduziert.

18. Getriebe nach einem oder mehreren der Ansprüche 6 bis 13, dadurch gekennzeichnet, daß die Vorrichtung mit veränderlicher Verdrängung von der Haupthydraulikpumpe und der Motor (MPV) von einem Axialkolben-Taumelscheibenmotor mit einer Taumelscheibe für eine Erhöhung der Fördermenge des Motors bei Vergrößerung dee Taumelscheibenwinkels in bezug auf eine senkrecht zu den Achser

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der Kolben des Motor3 verlaufende Ebene und umgekehrt gebildet ist, eine Federeinrichtung (23m) auf dia Taumelscheibe im Sinne deren Bewegung zu einem Maximalwinkel einwirkt, bei dem sich die Fördermenge des Motors auf einem Höchstwert befindet, ein erster hydraulischer Servomotor (SmSmPm) den Winkel der Taumelscheibe entsprechend dem auf der Hochdruckseite der geschlossenen Schleife entwickelten Flüssigkeitsdruck über ein quer zu der Förder- und Rücklaufleitung angeschlossenes Hochdruck-Umschaltventil im Sinne einer Erhöhung der Fördermenge des Motors regelt und daß ein weiterer hydraulischer Servomotor (SlSImPIm) den Winkel der Taumelscheibe entsprechend dem Druck des in der Servoeinrichtung wirkenden Ladestroms der Betriebsflüssigkeit im Sinne einer Verringerung der Fördermenge des Motors bei Druckerhöhung der Flüssigkeit in der Servoeinrichtung regelt, derart, daß die Volumenverdrängung des Motor3 auf einem Höchstwert bis zu einem Maximalstrom der Betriebs-' flüssigkeit von der Haupthydraulikpumpe bei irgendeiner gegebenen Einstellung des Beschleunigers für eine gegeben Lastbeschleunigung an der Antriebswelle gehalten ist und die Volumenverdrängung des Motors danach für dessen fortgesetzte Lastbeschleunigung an der Antriebswelle reduziert wird.

19. Getriebe nach einem oder mehreren der

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Ansprüche 6 bis 13, dadurch gekennzeichnet, daß die Vorrichtung mit veränderlicher Verdrängung von der Haupthydraulikpumpe und der Motor (MFV) von einem Axialkolben-Taumelscheibenmotor mit einer Taumelscheibe für eine Erhöhung der Fördermenge des Motors bei Vergrößerung des Taumelscheibenwinkels in bezug auf eine senkrecht zu dan Achsen der Kolben des Motors verlaufende Ebene und umgekehrt gebildet ist, eine Federeinrichtung auf die Taumelscheibe im Sinne deren Bewegung zu einem Maximalwinkel einwirkt, bei dem sich die Fördermenge des Motors auf einem Höchstwert befindet, die Taurae scheibe außermittig (bei cm) gelagert ist, so daß die Motorkolbenkräfte auf die Taumelscheibe im Sinne einer Erhöhung der Fördermenge der jaiwirken. und ein hydraulischer Servomotor (SmSmPm) denJfinkel der Taumelscheibe entsprechend dem Druck des in der Servoeinrichtung wirkenden Ladestroms der Betriebsflüssigkeit im Sinne einer Verringerung der Fördermenge des Motors bei Druckerhöhung der Flüssigkeit in der Servoeinrichtung regelt, derart, daß die Volumenverdrüngung des Motors auf einem Höchstwert bis zu einem Maximalstrom der Betriebsflüssigkeit von der Haupthydraulikpumpe bei irgendeiner gegebenen Einstellung des Beschleunigers für eine gegebene Lastbeschleunigung an der Antriebswelle gehalten ist, und die Volumehverdrängung des Motors danach für dessen fortgesetzte Last-

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beschleunigung an der Antriebswelle reduziert wird.

20. Getriebe nach einem oder mehreren der Ansprüche 6 bis 13, dadurch gekennzeichnet, daß die Vorrichtung mit veränderlicher Verdrängung von der Haupthydraulikpumpe und der Motor (MPV) von einem Hydraulikmotor mit veränderlicher Volumenverdrängung gebildet ist, dessen Volumenverdrängung durch Einstellung eines dem Motor zugeordneten Motorsteuergliedes veränderbar ist, sowie eine auf das Motor3teuerglied (pm) für dessen Hins telling im Sinne einer Erhöhung der Fördermenge des Motors einwirkende Federeinrichtung (ΊΟ) und eine zweite Servoeinrichtung (SM) mit einem Differentialkolben (P2) mit gegenüberliegenden Stirnflächen unterschiedlicher Flächengröße vorgesehen ist, von denen die größere mit dem Druck des in der ersten Servoeinrichtung (SM) wirkenden Ladestroms der Betriebsflüssigkeit für eine Bewegung des Servokolbens (P2) in eine Richtung zum Einstellen des Motorsteuergliedes zwecks Verringerung der Fördermenge des Motors und von denen die kleinere mit dem auf der Hochdruckseite der geschlossenen Schleife entwickelten Flüssigkeitsdruck über ein quer zu der Förder- und der Rücklaufleitung (11,10) angeschlossenes Hochdruck-Umschältventil (HPS) zum Bewegen des Servokolbens in eine Richtung zur Einstellung des Motorsteuerglieds für eine

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Erhöhung der Fördermenge des Motors beaufschlagt ist, der daß die Volumenverdrängung des Motors auf einem Höchsttvert bis zu einem Maximalstrom der Betriebsflüssigkeit von der Haupthydraulxkpumpe bei irgendeiner gegebenen
Einstellung des Beschleunigers für eine gegebene Lastbeschleunigung an der Antriebswelle gehalten ist, und die VolumenVerdrängung des Motors danach für dessen
fortgesetzte Lastbeschleunigung an der Antriebswelle
reduziert wird.

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