DE2807351A1

DE2807351A1 - Hydraulischer allradantrieb fuer fahrzeuge

Info

Publication number: DE2807351A1
Application number: DE19782807351
Authority: DE
Inventors: Otis Ancel Johnston
Original assignee: Western Geophysical Company of America
Current assignee: Western Geophysical Company of America
Priority date: 1977-02-23
Filing date: 1978-02-21
Publication date: 1978-08-24
Also published as: GB1578701A; CA1080127A; US4116294A

Description

TER MEER^ MÜLLER · STEINMEISTER Western Geophysical Co.

- 4 BESCHREIBUNG

Die Erfindung betrifft einen hydraulischen Allradantrieb für Fahrzeuge gemäß dem Oberbegriff des Hauptanspruchs. 5

Schwere Fahrzeuge, die überwiegend im Gelände eingesetzt werden, werden üblicherweise hydraulisch angetrieben. Ein derartiges Fahrzeug, das für seismographische Untersuchungen bei der ölsuche verwendet wird, ist in der US-PS 3 905 446 der Anmelderin beschrieben. Derartige Fahrzeuge weisen zwei oder mehrere Achsen auf, die jeweils zwei einzelne oder doppelte Antriebsräder tragen, die im allgemeinen gummibereift sind. Jedes Räderpaar wird durch einen Hydromotor über ein Differential-Reduktionsgetriebe angetrieben.

Die Hydromotoren v/erden mit einem Hydraulik-Antriebs fluid aus einer Hydraulikpumpe versorgt. Die Pumpe wird ihrerseits üblicherweise durch einen Hauptmotor, etwa einen Benzinmotor oder einen Dieselmotor angetrieben.

Wenn eine einzige Pumpe zwei oder mehrere Hydromotoren versorgt, wird beim Druchdrehen eines Rades das gesamte Hydraulikfluid an den Hydromotor dieses durchdrehenden Rades abgegeben. Daher erreicht keinerlei Antriebsleistung die anderen Räder, so daß das Fahrzeug stehenbleibt. Daher sollte jeder Hydromotor durch eine getrennte Pumpe angetrieben werden. Zwei Pumpen können selbstverständlich durch eine gemeinsame Antriebswelle des Hauptmotors angetrieben werden.

Wenn zwei unabhängige Pumpen hydraulische Leistung an die Hydromotoren abgeben, die die Antriebsräder antreiben, müssen die hydrostatischen Antriebsdrücke in beiden Systemen gleich sein. Wenn kein Druckausgleich zwischen den beiden Systemen vorgesehen ist, entwickelt das Antriebssystem mit dem größeren hydrostatischen Druck ein stärkeres Drehmoment. Die zugeordneten Antriebsräder drehen sich schneller als die dem System mit geringerem Antriebsdrehmoment zugeordneten Räder. Das

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langsamere Räderpaar übt daher ein Gegendrehmoment auf den zugeordneten Antriebsmotor aus, der als dynamische Bremse v/irkt. Die langsameren Räder schleifen, so daß ein übermässiger Reifenverschleiß, eine Zerstörung der Fahrbahn und insgesamt ein Leistungsverlust eintreten.

Zahlreiche Paktoren tragen zu einer Ungleichmäßigkeit des hydrostatischen Antriebsdruckes bei, wie beispielsweise ungleiche Reifengrößen, unterschiedliche Raddrehzahlen in Kurven, mechanische Ungenauigkeiten bei der Anpassung von zwei verschiedenen Pumpen oder Motoren und ungleich lange Installationsbahnen zu den beiden Systemen, bei denen Fluidreibung die Strömung des Hydraulikfluids in der längeren Hydraulxkleitung behindert.

Als Beispiel eines mechanischen Problems hat sich bei einem Fahrzeug gezeigt, daß derselbe Steuerdruck, der an Taumelscheiben-Servo-Stellglieder zweier verschiedener Pumpen abgegeben wurde, eine um ein halbes Grad größere Kippung bei der Taumelscheibe der vorderen Pumpe als bei derjenigen der hinteren Pumpe hervorrief. In diesem Zusammenhang sei angemerkt, daß Taumelscheiben bei der Steuerung hydraulischer Pumpen verwendet werden und zur Steuerung des Pumpenhubes und damit des Ausstoßvolumens und Druckes des an die Hydromotoren gelangenden Hydraulikfluids dienen. Eine Änderung des Winkels der Taumelscheibe steuert den Pumpenausstoß durch Änderung des Hubes von Pumpenkolben, die in einem umlaufenden Zylinderblock angeordnet sind. Bei dem erwähnten Beispiel führte bei Betriebsdruck der Unterschied der Taumelscheibenneigung von einem halben Grad dazu, daß die vordere Hydraulikpumpe einen um etwa 5,7 1/min. größeren Fluidausstoß aufwies als die hintere Pumpe. Folglich drehte sich der vordere Hydromotor um 6 3 Umdrehungen/min, schneller als der hintere Hydromotor. Nach der Reduzierung durch das Untersetz.ungsverhältnis von 9 : 1 drehten sich die vorderen Räder um 3,32 Umdrehungen/min. schneller als die hinteren Räder. Dies führte zu starken Leistungsverlusten und Beschädigungen der Fahrbahn.

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Es ist daher erforderlich, die hydrostatischen Antriebsdrücke der beiden Systeme auszugleichen.

Ein Verfahren zum Ausgleichen der Drücke ist in der US-PS 3 724 583, insbesondere in Fig. 9 und Spalte 9, Zeilen 1 bis 27 dargestellt und beschrieben. Bei diesem Patent befindet sich zum Druckausgleich ein Schieberventil zwischen den beiden hydraulischen Antriebssystemen. Übermäßiger Druck bei einem System führt zur Verschiebung des Schiebers in die Richtung des niedrigeren Druckes, wobei ein Auslaß geöffnet wird, der einen Übertritt des Fluids mit höherem Druck in das System mit niedrigerem Druck gestattet.

Dieses Druckausgleichssystem weist Nachteile auf. Die Antriebsdruckleitungen sind direkt miteinander über das Ventil verbunden. Wenn ein Räderpaar durchdreht, verliert das andere Räderpaar nach wie vor an Leistung, wie es zuvor für den Fall von zwei Motoren und einer Pumpe beschrieben wurde.

Bei einem Ausgleichsventil praktikabler Größe müssen die verschiedenen Leitungen in dem Ventil und Ventilschieber verhältnismäßig begrenzte Querschnitte aufweisen. Bei normalem Betriebsdruck von u.U. mehreren 100 kg/cm² und bei dem Volumen des Fluids, das zwischen den Antriebssystemen des erwähnten Patents hin- und herströmt, entsteht eine beträchtliche Menge unerwünschter Wärme. Außerdem kann der Ventilschieber Schwingungen ausgesetzt sein, da er nicht gedämpft ist.

Schließlich führt das beschriebene System zu plötzlichen Kraftänderungen, da es an einer feinen Regelung des Druckausgleiches zwischen den Systemen fehlt.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, bei Antrieben der eingangs genannten Art einen Drehmomentausgleich zwischen zwei unabhängig angetriebenen Hydromotoren zu schaffen.

Die Erfindung ergibt sich im einzelnen aus dem kennzeichnenden

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Teil des Hauptanspruchs.

Jeder Hydromotor wird durch unter Druck stehendes Hydraulikfluid angetrieben, das den Hydromotoren über eine Leitung von Hydraulikpumpen veränderlichen Ausstoßes zugeführt wird. Ein Druckausgleichsventil befindet sich zwischen den beiden Hydraulik-Antriebssystemen. Wenn das Ventil einen unterschiedlichen hydrostatischen Druck zwischen den Antriebsdruckleitungen abtastet, reduziert es den Ausstoß der Pumpe mit höherem Druck, so daß ein Druckausgleich erzielt wird.

Entsprechend einer bevorzugten Ausführungsform der Erfindung ist das Drehmomentausgleichsventil ein normalerweise geschlossenes Schieberventil mit zwei Antriebsdruck-Einlässen, zwei Steuerdruck-Einlässen und einem mittleren Steuerdruck-Auslaß zwischen den Steuerdruck-Einlässen. Die beiden Antriebsdruck-Einlässe stehen in Fluidverbindung mit den Antriebsdruckleitungen der beiden hydraulischen Antriebssysterne. Die Steuerdruck-Einlässe stehen in Fluidverbindung mit den Stellgliedern der Taumelscheibe der Hydraulikpumpen mit veränderlichem Ausstoß oder veränderlicher Verdrängung.

Das Drehmoment-Ausgleichsventil umfaßt ein Gehäuse mit einer langgestreckten Bohrung, deren gegenüberliegende Öffnungen die Einlasse für den Antriebsdruck bilden. Eine Spindel mit einem in der Mitte befindlichen Ventilschieber und zwei Kolben an beiden Ende ist gleitend innerhalb der Bohrung angeordnet. Die Kolben liegen in Abstand von dem Ventilschieber. Ringförmige Kammern liegen innerhalb der Wand der Bohrung um die Spindel zwischen dem Ventilkörper und den Kolben herum. Die äußeren Stirnflächen der Kolben sind dem hydrostatischen Antriebsdruck über die entsprechenden Einlasse ausgesetzt. Die ringförmigen Kammern sind gegenüber einer Fluidverbindung miteinander und gegenüber dem hydrostatischen Antriebsdruck abgedichtet. Wenn der hydrostatische Antriebsdruck ausgeglichen ist, liegt der Ventilschieber im Mittelbereich oder im neutralen Bereich, in dem er die Steuerdruck-Auslaßleitung verschließt.

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Bei einem übermäßigen Druck an einem Antriebsdruck-Einlaß,
der auf die Stirnfläche des entsprechenden Kolbens einwirkt, wird die Spindel zur anderen Seite verschoben, auf der der
hydrostatische Antriebsdruck geringer ist. Bei Verschiebung
aus der neutralen Position öffnet der Ventilschieber die
Auslaßöffnung, so daß eine Fluidverbindung zwischen dem
Steuerdruck-Einlaß auf der Seite höheren Antriebsdruckes über die zugehörige Kammer zu dem Auslaß entsteht. Wenn der Auslaß offen ist, wird der hydrostatische Steuerdruck abgebaut,

so daß der Ausstoß der entsprechenden Pumpe verringert wird. Wenn der Pumpenausstoß verringert wird, wird auch der höhere hydrostatische Antriebsdruck verringert, bis die Drücke wiederum ausgeglichen sind und der Steuerschieber in seine neutrale Mittelposition zurückkehrt.

Entsprechend einer Ausfuhrungsform der Erfindung ist der mittlere Steuerschieber an seinen Enden kegelförmig ausgebildet, so daß eine Feinsteuerung der Änderungsgeschwindigkeit der
Steuerdrücke möglich ist und das Ausmaß des Druckausgleiches auf einen gewünschten Prozentsatz der gesamten hydrostatischen Druckdifferenz begrenzt sind.

Entsprechend einem weiteren bevorzugten Merkmal der Erfindung sind die Antriebsdruck-Einlässe mit einer einstellbaren Dosieröffnung versehen, die die Bewegung der Spindel begrenzen und Schwingungen der Spindel verhindern.

Vorzugsweise sind die Pumpen mit veränderlichem Ausstoß Rotations-Axialpumpen, und die Servo-Steuerung erfolgt mit Hilfe von Taumelscheiben-Stellgliedern.

Bei einer bevorzugten Ausführungsform der Erfindung dient das Drehmoment-Ausgleichsventil zum Ausgleichen des Drehmoments, das an vordere und hintere Antriebsräder eines allradgetriebenen Fahrzeugs gelangt.

Im folgenden werden bevorzugte Ausführungsbeispiele der Er-

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findung anhand der beigefügten Zeichnung näher erläutert.

Fig. 1 ist eine Seitenansicht eines Fahrzeugs

mit hydraulischem Allradantrieb und Drehmomentausgleichsventil;

Fig. 2 ist eine teilweise aufgeschnittene Draufsicht auf das Fahrzeug der Fig. 1 und
zeigt in schematischer Vereinfachung die

Antriebseinheiten und die Hydraulikleitun

gen ;

Fig. 3 veranschaulicht die Arbeitsweise einer bekannten Hydraulikpumpe mit veränderlichem Ausstoß;

Fig. 4 ist ein schematisches Schaltdiagramm des
Systems;

Fig. 5 zeigt einen Querschnitt durch das Drehmomentausgleichsventil ;

Fig. 6 ist ein Querschnitt durch das Drehmomentausgleichsventil entlang der Linie 6-6 in Fig. 5;

Fig» 7 ist ein Querschnitt durch ein Drehmomentausgleichsventil entlang der Linie 7-7 in Fig. 5;
30

Fig. 8 ist ein Querschnitt durch das Drehmomentausgleichsventil entlang der Linie 8-8 in Fig. 5.

Das hydraulisch angetriebene Fahrzeug mit Allradantrieb umfaßt gemäß Fig. 1 und 2 vordere und hintere Antriebsräder 12,12', die ein Fahrgestell 14 abstützen. Alternativ können die An-

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triebsräder durch Gleisketten- bzw. Raupenanordnung ersetzt werden. Auf dem Fahrgestell 14 befinden sich ein Hauptmotor 16 (wie etwa ein Benzin- oder Dieselmotor), eine Kabine 18 und eine Lenkung 20. Weiterhin sind auf dem Fahrgestell 14 Hydraulikpumpen 22,24 für den vorderen und hinteren Antrieb und Pumpenregler 30,32 für die beiden Pumpen vorgesehen. In Fig. 2 sind weiterhin äußere Ladepumpen 26 und 28 gezeigt, die jedoch auch innerhalb des Gehäuses der Hydraulikpumpen 22,24 liegen können. Die Ladepumpen 26,28 schaffen einen Steuerdruck zur Betätigung von Taumelscheiben-Servo-Stellorganen, die später näher beschrieben werden sollen. Die Hydraulikpumpen 22,24 werden durch die Ausgangswelle 41 des Hauptmotors 16 in geeigneter Weise, beispielsweise über Keilriemen 42,44 angetrieben. Die Ladepumpen sind in der dargestellten Ausführungsform direkt mit der Ausgangswelle 41 verbunden .

Hydromotoren 34,36 beliebiger bekannter Art, wie etwa Pumpen des Typs Rockwell-PR-75, treiben die vorderen und hinteren Räder 12,12' über herkömmliche Differentialgetriebe und nicht gezeigte Achsen innerhalb von Achsgehäusen 38,40 an. Die beiden Hydromotoren werden durch unter Druck stehendes Hydraulikfluid von den entsprechenden Hydraulikpumpen angetrieben. Das an die Antriebsräder 12,12' durch 'die Hydromotoren 34,36 abgegebene Drehmoment hängt von dem hydrostatischen Antriebsdruck ab, der durch die zugehörige Pumpe aufgebaut wird. Der Antriebsdruck kann durch Änderung des Pumpenhubes zwischen 0 und 350 kg/cm² ( 0 und 5.000 psi) geändert werden. Bei einer Pumpe mit verstellbarem Hub, wie etwa einer Pumpe des Typs Sunstrand Model 23, wird der Pumpenhub eingestellt durch Änderung des Kippwinkels einer Taumelscheibe über hydraulische Servo-Stelleinrichtungen, wie anschließend genauer beschrieben werden soll.

Nunmehr soll auf Fig. 3 Bezug genommen werden. Fig. 3 ist eine erheblich vereinfachte schematische Darstellung zur Veranschaulichung der Arbeitsweise einer typischen Rotations-

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Axial-Pumpe mit veränderlichem Hub, die mit 22 bezeichnet ist. Ein drehbarer Zylinderblock 50 ist mit einer Antriebswelle verbunden und wird durch diese gedreht. Kolben 54,54' sind gleitend in dem Zylinderblock 50 angeordnet und mit Gleitschuhen 56,56' verbunden, die gegen eine kippbare, jedoch nicht drehbare Taumelscheibe 58 anliegen. Wenn sich der Zylinderblock 50 dreht, gleiten die Kolben 54 in ihrem entsprechenden Zylinder hin und her. Die Länge des Kolbenhubes hängt ab von dem Kippwinkel der Taumelscheibe 58. Wenn die Taumelscheibe 58 genau senkrecht zu der Antriebswelle 52 steht, tritt keine Kolbenbewegung ein. Auf diese Weise kann der Pumpenhub durch den Kippwinkel der Taumelscheibe eingestellt werden.

Die Taumelscheibe 58 wird in eine gewünschte Winkelstellung mit Hilfe von federbelasteten Servo-Stellgliedern 60,62 eingestellt. Die Stellglieder werden dadurch betätigt, daß ein Hydraulikfluid mit einem hydrostatischen Steuerdruck von 3,5 bis 12 kg/cm² (50 bis 170 psi) von der Ladepumpe 60 (Fig. 1) über das Regelventil oder den Pumpenregler 32 zugeführt wird. In der neutralen Stellung wird kein Steuerdruck an die Stellglieder 60,62 weitergeleitet. In dieser Stellung beträgt der Kippwinkel der Taumelscheibe 0°.

Die Position eines Ventilschiebers 68 in dem Ventil oder Pumpenregler 32 (Fig. 1) wird über einen Steuerhebel 35 mit Hilfe von Stangen 78,80 durch Rückkopplungs-Stangen 82,84 der Taumelscheibe gesteuert. Wenn der Steuerhebel 35 zunächst nach links verschoben wird, wird der Ventilschieber 68 mit Hilfe der Stangen 78 und 80 nach rechts bewegt. Wenn sich der Ventilschieber 68 nach rechts bewegt, verschließt er den Auslaß 76 gegenüber einer Verbindung mit der Steuerdruck-Leitung 72. Der Steuerdruck gelangt nunmehr an das Stellglied 62 über die Leitung 72, so daß das Stellglied 62 entgegen der Kraft einer Feder 83 in dem gegenüberliegenden Stellglied 60 nach links bewegt wird. Wenn sich der Ventilschieber nach rechts bewegt, wird der Steuerdruck in der Steuerdruck-Leitung 70 durch den in diesem Falle offenen Auslaß 74 abgebaut. Die Auslässe 74 und

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76 stehen mit einer gemeinsamen Auslaßleitung 75 in Verbindung. Wenn der Boden der Taumelscheibe 58 durch das Stellglied 62 nach links gedrückt wird, führen die Stangen 82 und 84 den Ventilschieber 68 in die neutrale Position zurück. Aufgrund der Konstruktion des mechanischen Gestänges, das den Steuerhebel 35, die Taumelscheibe 58 und den Ventilschieber 68 verbindet, wird bei jeder Position des Steuerhebels 35, ausgenommen die neutrale Position, ein positiver Steuerdruck an eines der beiden Servo-Stellglieder abgegeben, so daß die Taumelscheibe 58 in jedem gewünschten Winkel entgegen der Kraft der Feder 83 in den gegenüberliegenden Stellgliedern gehalten wird. Das andere Stellglied ist zum Auslaß hin offen.

Insgesamt ist der Pumpenhubraum und damit der Fluidausstoß proportional zu der Steuerdruckdifferenz an den Stellgliedern. Eine der beiden Steuerdruck-Leitungen 70 oder 72 steht stets unter Druck, wenn sich das Fahrzeug 10 bewegt, während die andere Steuerdruck-Leitung gegenüber dem Auslaß offen ist. Bei dem obigen Beispiel wurde die Aufbringung des Steuerdruckes durch die Position eines manuell betätigbaren Steuerhebels gesteuert. Andere, bessere Steuerorgane mit elektro-mechanischer Rückkopplung sind als solche bekannt, und zwar beispiels weise unter der Bezeichnung Moog Model 62-600 der Fa. Iloog Inc. East Aurora, New York.

Wie oben angedeutet wurde, ist das Drehmoment, das durch die Hydromotoren 34,36 entwickelt wird, proportional zu dem hydrostatischen Antriebsdruck, der von den Hydraulikpumpen 22,24 über Leitungen 85,87 an die Hydromotoren 34,36 gelangt. Der Antriebsdruck ist proportional zu dem Pumpenhubraum. Der Pumpenhubraum wird eingestellt durch die Steuerdruckdifferenz an den Stellgliedern der Pumpen. Jede Kombination aus Pumpe und Motor ist ein unabhängiges, geschlossenes System. Bei einem fahrbaren, auf die Praxis ausgerichteten Fahrzeug muß jedoch das Drehmoment, das durch die einzelnen Motoren entwickelt wird, gleich sein. Erfindungsgemäß tastet ein Drehmomentausgleichsventil Ungleichmäßigkeiten des hydrostatischen

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Antriebsdruckes in den beiden Systemen ab. Das Drehmomentausgleichsventil korrigiert derartige Ungleichheiten des hydrostatischen Antriebsdruckes durch Nachstellung des Steuerdruckes, der an das Stellglied der Hydraulikpumpe gelangt, die den größeren hydrostatischen Antriebsdruck liefert. Der Ausgleich des Antriebsdruckes erfolgt unabhängig von und parallel zu der Einstellung der Steuerhebel 33,35, wie im folgenden erläutert werden soll.

Auf der rechten Seite der Fig. 4 sind symbolisch die Funktionen und Merkmale des Systems dargestellt, das in Verbindung mit Fig. 1 und 3 erläutert worden ist. Entsprechende Teile sind mit gleichen Bezugsziffern bezeichnet, mit der Ausnahme, daß sich Bezugsziffern, die mit einem Strich versehen sind, auf das hintere Antriebssystem beziehen. Jedes System aus Pumpe und Motor bildet eine geschlossene hydraulische Schleife; die einzelnen Antriebsdruck-Leitungen 85,85', die in Fig. 2 gezeigt sind, sind in der Praxis als Doppelleitungen gemäß Fig. 4 ausgeführt. Die getrennten Steuerdruck-Leitungen 70, 72 gemäß Fig. 3 und 4 sind als einzelne Steuerdruck-Leitung 71 in Fig. 2 dargestellt. Die Servo-Stellglieder 60,62 sind zur Verdeutlichung von den Pumpen in Fig. 4 abgesetzt, während sie in der Praxis gemäß Fig. 3 mit diesen verbunden sind.

Da die Arbeitsweise des herkömmlichen Teils des Vorderrad- und Hinterrad-Antriebs (2/3 der Fig. 4 auf der rechten Seite) bereits oben erläutert worden ist, soll nunmehr die Arbeitsweise des Drehmomentausgleichsventils 90 dargestellt werden, das durch gestrichelte Linien auf der linken Seite der Fig.

30 umgeben ist.

Das Drehmomentausgleichsventxl 90 umfaßt ein druckzentriertes, normalerweise geschlossenes Einweg-Schieberventil 92 mit zwei Positionen. Der hydrostatische Antriebsdruck, der durch die Hydraulikpuiapen 22,24 in den Antriebsdruck-Leitungen 85,85' entwickelt wird, gelangt an die entgegengesetzten Seiten des Schieberventils 92 über Leitungen 86,88. Wenn die Antriebs-

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drücke des vorderen und hinteren Antriebssystems gleich sind, ist das Schieberventil 92 geschlossen. Auslaßleitungen 94, 96,94',96' für den Steuerdruck sind parallel mit den Steuerdruck-Leitungen 70 ,72 ,70 ' ,72 ' verbunden. Das Schieberventil 92 ist mit Einlassen 100,100' und einem Auslaß 102 zum Druckabbau versehen. Die Auslaßleitungen 94 ,96 ,94 ' ,96 ' sind mit den Einlassen 100,100' über Rückschlagventile 98,98' verbunden.

Wenn beispielsweise der hydrostatische Druck in dem vorderen Antrieb denjenigen des hinteren Antriebs übersteigt, wird der in Fig. 4 nicht gezeigte Schieber des Schieberventils 92 derart bewegt, daß er den Einlaß 100 öffnet und eine Fluidverbindung mit dem Auslaß 102 herstellt. Wenn der Steurdruck von einem der vorderen Servo-Stellglieder 60,62 abgegeben wird, wird der Hub der Hydraulikpumpe 22 verstärkt, so daß der Druck zwischen den beiden Systemen ausgeglichen wird. Anschließend wird das Schieberventil 92 wieder geschlossen.

Das DrehtnoiTientausgleichsventil 90 umfaßt federbelastete Rückschlagventile 104,104' in den Antriebsdruck-Einlässen des Schieberventils 92. Die Rückschlagventile werden durch einstellbare Dosieröffnung 106,106' umgangen. Wenn, wie es bei dem obigen Beispiel der Fall ist, der Schieber des Schieberventils 92 nach unten bewegt wird, wird der Gegendruck, der durch die Bewegung des Schiebers erzeugt wird, durch das Rückschlagventil 104' blockiert. Der Gegendruck wird jedoch durch die einstellbare Dosieröffnung 106' abgegeben. Diese Kombination aus Rückschlagventilen und Umgehungsleitungen ist notwendig, damit Schwingungen des Ventilschiebers verhindert werden, wie anschließend erläutert werden soll.

Fig. 5 zeigt den konstruktiven Aufbau des Drehmomentsausgleichsventils 90. Das Ventil umfaßt ein Ventilgehäuse 108 mit einer längsgerichteten Bohrung 110. Die entgegengesetzten Enden der Bohrung 110 bilden Antriebsdruck-Einlässe 112, 114, die in Fluidverbindung mit den Antriebsdruck-Leitungen 86,88 stehen. Eine Spindel 116 ist mit einem mittleren Ventilschieber 118

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und zwei Ventilkolben 120,122 an beiden Enden verbunden und gleitend innerhalb der Bohrung 110 angeordnet. Ringförmige Kammern liegen zwischen dem mittleren Ventilschieber 118 und den beiden Kolben 120,122 innerhalb der Wand 124 der Bohrung 110. Die ringförmigen Kammern sind gegenüber einer Fluidverbindung mit den Einlassen 112,114 durch O-Ringe 126,128 abgedichtet. Der Ventilschieber 118 ist in seinem mittleren Bereich 130 seiner Oberfläche glatt oder flach, so daß er den Auslaß 102 dicht verschließt. Die äußeren Enden 132,132' des Ventilschiebers verlaufen unter einem Winkel von etwa 2° kegelförmig, obgleich auch ein größerer oder kleinerer Kegelwinkel verwendet werden kann. Die Funktion des Kegels soll später erläutert werden. Der Ventilschieber 118 ist geläppt, so daß er dicht mit der Wand 124 der Bohrung 110 in Verbindung steht. In der mittleren oder geschlossenen Position wird der Auslaß 102 im wesentlichen gegenüber einer Fluidverbindung mit dem Steuerdruck-Einlaß 100,100' abgeschlossen.

Die federbelasteten Rückschlagventile 104,104' befinden sich in den Enden der Bohrung 110 des Gehäuses 108. Die Rückschlag ventile umfassen Ventilsitze 134,134', Kugeln 136,136', die in die Sitze eingreifen, und Haltefedern 138,138". Obwohl die Haltefedern 138,138' dazu führen können, daß die Spindel 116 zentriert wird, ist dies in der Praxis nicht der Fall, da die Federn verhältnismäßig weich sind und ihre Hauptfunktion darin besteht, die Kugeln 136,136' auf den zugeordneten Ventilsitzen 134,134' zu halten.

Umgehungsleitungen 140,140' dienen zum Ablassen des Gegendrukkes bei Bewegung der Spindel 116. Nadelventile 142,142" begrenzen den Strom durch Öffnungen 144,144', so daß Schwingungen vermieden werden, wenn sich die Spindel 116 entsprechend einer Antriebsdruckdifferenz verschiebt.

Fig. 6 ist ein Längsschnitt durch das Ventil entlang der Linie 6-6 in Fig. 5 und dient zur Veranschaulichung der Position der Rückschlagventile 98,98' und der Verbindungen mit den Ein-

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lassen zum Abbauen des Steuerdrucks. Die Rückschlagventile umfassen eine Kugel 146, einen mit dieser zusammenwirkenden Ventilsitz 148 und eine Haltefeder 150, die in ihrer Position durch einen nicht gezeigten kleinen Ansatz festgehalten wird. Bei einer alternativen Ausführungsform werden die Rückschlagkugeln in ihrer Position annähernd lediglich durch einen Käfig festgehalten. Der Gegendruck aus der Steuerdruck-Leitung 94 oder 96, die den höheren Druck aufv/eist, drückt die Kugel in der Leitung mit niedrigerem Druck gegen ihren Ventilsitz, so daß eine Querströmung zwischen den beiden Stellgliedern 60,62 verhindert wird.

Fig. 7 und 8 sind Querschnitte durch das Ventil entlang den Linien 7-7 und 8-8 in Fig. 5 und zeigen die Einzelheiten des Antriebsdruck-Rückschlagventils und der Umgehungsleitungen.

Das Drehmomentausgleichsventil ist am Beispiel eines einfachen, druckzentrierten hydraulischen Schieberventils beschrieben worden. Eine Ungleichheit der Antriebsdrücke auf den entgegengesetzten Enden des Ventils bewirkt eine Bewegung des Ventilschiebers, bei der der Auslaß zum Abbauen des Steuerdruckes in Richtung eines der Einlasse zum Abbauen des Steuerdruckes geöffnet wird. Bei einer Reduzierung des Steuerdruckes wird der Hubraum der entsprechenden Hydraulikpumpe verringert, so daß wiederum ein Ausgleich zwischen den Antriebsdrücken des vorderen und hinteren Antriebssystems hergestellt wird. Das beschriebene Drehmomentausgleichsventil kann verwendet werden in Verbindung mit einem beliebigen hydraulischen Antriebsregler, und zwar einem oben beschriebenen mechanischen Gestänge oder einer elektrischen Rückkopplungssteuerung, etwa vom Typ Moog 62-500 oder 62-600. Es ist lediglich notwendig, das Drehmomentausgleichsventil parallel zu den Steuerdruckleitungen der Pumpenregler der beiden Systeme zu schalten. Elektrische Rückkopplungssteuerungen sind in den US-PS'en 3 065 735 und 3 228 423 beschrieben.

Bei einer alternativen Ausführungsform des Drehmomentaus-

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gleichsventils sind die Einlasse 100, 100¹ zum Abbauen des Steuerdruckes (Fig. 5) und der Auslaß 102 zum Abbauen des Steuerdruckes fortgelassen. Anstelle des mittleren Ventilschiebers ist eine Zahnstange vorgesehen. Die Zahnstange erfaßt ein Ritzel, an dem ein Potentiometer angebracht ist. Wenn sich die Spindel bei Ungleichheiten der Antriebsdrücke in die eine oder andere Richtung verschiebt, wird das Potentiometer durch die Anordnung aus Zahnstange und Ritzel gedreht. Das Potentiometer ist elektrisch mit der elektrischen Rückkopplungsschaltung der beiden Pumpenhubregler verbunden und wirkt mit diesen derart zusammen, daß der Ausgleich zwischen den Antriebsdrücken der beiden System wiederhergestellt wird. Ein Nachteil der Anordnung aus Zahnstange und Ritzel besteht allerdings darin, daß sie nur in Verbindung mit elektrisehen Pumpenreglern verwendbar ist.

Wie bereits oben hervorgehoben wurde, ist der mittlere Ventilschieber 118 im mittleren Bereich 130 gemäß Fig. 5 abgeflacht. Die äußeren Enden 132,132' sind unter einem Winkel von etwa 2° kegelförmig ausgebildet. Wenn sich die Spindel 116 beispielsweise nach links verschiebt, bewirkt die Kegelfläche eine begrenzte Strömung, so daß ein plötzliches Ablassen des Steuerfluids von dem Einlaß 100 durch den Auslaß 102 verhindert wird. Der Strömungsdurchsatz nimmt nach und nach zu, wenn sich die Spindel weiter nach links verschiebt und der kegelförmige Be-■ reich die effektive öffnung langsam erweitert. Der gesamte Hub der Spindel 116 in beide Richtungen ist derart begrenzt, daß die Querschnittfläche des Ventilschiebers 118 den Einlaß 100 niemals vollständig freigibt und die Einlaßleitung zur Ausgangsseite hin vollständig öffnet. Aufgrund der Kegelfläche und des begrenzten Spindelhubes ist das Ausmaß des Antriebsdruckausgleiches ein Bruchteil der gesamten Antriebsdruckdifferenz zwischen den beiden geschlossenen Hydraulikkreisen der Antriebssysteme. Bei einem bevorzugten Abschrägungswinkel von 2° beträgt der effektive Antriebsdruckausgleich etwa 20% der Antriebsdruckdifferenz. Ein Winkel von 5° würde einen grösseren effektiven Ausgleichsanteil von bis etwa 70% ermöglichen.

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Es ist notwendig, den Prozentsatz des effektiven Antriebsdruckausgleiches auf einen angemessenen Bruchteil zu begrenzen, damit unerwünschte, heftige Druckstöße zwischen den Antriebssystemen verhindert werden, die das Fahrzeug beschädigen könnten.

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Claims

Hydraulischer Allradantrieb für Fahrzeuge

Priorität: 23. Februar 1977, U.S.A., Nr. 771217

Patentansprüche

VyI Hydraulischer Allradantrieb für Fahrzeuge mit wenigstens einer ersten und einer zweiten Hydraulikpumpe zum Antreiben eines unabhängigen ersten und zweiten Hydromotors und Einrichtungen zur Regelung des Ausstoßes der einzelnen Hydraulikpumpen entsprechend den Änderungen eines Steuerdruckes, gekennzeichnet durch eine Abtasteinrichtung (112,114,118) zum Abtasten eines Unterschieds zwischen den hydraulischen Antriebsdrücken in dem ersten und zweiten Hydromotor (34,36) und eine auf diesen Unterschied ansprechende Ausgleichseinrichtung (90, 92) zur Änderung des den Ausstoß-Regeleinrichtungen (30, 32) der ersten und zweiten Hydraulikpumpe (22,24) zugeführten Steuerdruckes in Richtung auf einen Ausgleich der

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Antriebskräfte der Hydromotoren.
2. Hydraulischer Allradantrieb für Fahrzeuge nach Anspruch 1, gekennzeichnet durch Ladepumpen (26,28) zum Zuführen eines unter Druck stehenden Steuerfluids zur Änderung des Ausstoßes der Hydraulikpumpen.
3. Hydraulischer Allradantrieb für Fahrzeuge nach Anspruch 1 oder 2, gekennzeichnet durch Pumpenregler (30,32) zur Regelung des Ausstoßes der Hydraulikpumpen (22, 24) durch Änderung des Steuerfluiddruckes.
4. Hydraulischer Allradantrieb für Fahrzeuge nach einem der vorhergehenden Ansprüche, gekennzeichnet durch ein normalerweise geschlossenes Ausgleichsventil (90,92) zum Ausgleichen des Antriebsdruckes der Hydraulikpumpen (22,24), welches Ausgleichsventil eine Spindel (116) mit gegenüberliegenden Stirnflächen (120,122) umfaßt, welche Spindel in einer längsgerichteten Bohrung (110) eines Ventilgehäuses

(108) verschiebbar ist und einen in der Mitte liegenden Ventilschieber (118) aufweist, durch Verbindungsleitungen (86,88, 112,114) zum Anlegen des Ausgangsdruckes der Hydraulikpumpen (22,24) an die Stirnflächen (120,122) der Spindel, eine Steuerfluidleitung (102), die den Mittelbereich der Bohrung (110) mit einem Steuerfluidauslaß verbindet und durch den Ventilschieber (118) bei im wesentlichen gleichen Antriebsdrücken verschließbar ist und durch erste und zweite Steuer-Leitungen (94, 94',96,96',100,10O¹), die die Bohrung (110) auf gegenüberliegenden Seiten ihres Mittelbereiches mit den Pumpenreglern (30 bzw. 32) verbinden und von denen jeweils eine mit der gemeinsamen Steuerfluidleitung bei Verschiebung der Spindel (116) aufgrund unterschiedlicher Antriebsdrücke in Verbindung tritt.
5. Antrieb nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen die Leitungen (86,88,112,114) und die Stirnseiten (120,122) der Spindel (116) Dämpfungseinrichtungen (136,140,144 ) geschaltet sind.

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6. Hydraulischer Allradantrieb für Fahrzeuge nach Anspruch 4 oder 5, dadurch gekennzeichnet, daß der Ventilschieber (118) auf der Spindel (116) an seinen Enden (132,132*) kegelförmig ausgebildet ist.
7. Hydraulischer Allradantrieb für Fahrzeuge nach Anspruch 6, dadurch gekenn ze ichnet, daß der Kegel einen Winkel von 2-5° aufweist.
8. Hydraulischer Allradantrieb nach einem der Ansprüche 5 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß zur Dämpfung der Spindelbewegung eine einstellbare Dosieröffnung (142, 144..») vorgesehen ist.

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