DE3441076A1 - Kraftuebertragungsvorrichtung fuer vierradgetriebene kraftfahrzeuge - Google Patents

Description

Die Erfindung betrifft eine Kraftübertragungsvorrichtung für vierradgetriebene Kraftfahrzeuge, bei denen

Vorder- und Hinterräder durch dieselbe Antriebsmaschine 5

angetrieben werden.

Bei einem vierradgetriebenen Kraftfahrzeug besteht beim Durchfahren einer Kurve ein geringfügiger Unterschied zwischen den effektiven Radien der Reifen von 10

Vorder- und Hinterrädern bzw. es tritt dabei eine Differenz in den Abrollstrecken der Reifen von Vorder- und Hinterrädern auf. Die Reifen neigen daher während der Fahrt (durch eine Kurve) zu einem Schlupf, wobei

eine übermäßig große Kraft auf das Antriebssystem des 15

Fahrzeugs einwirkt. Zur Vermeidung der Einwirkung einer solchen Kraft müssen daher effektive Maßnahmen getroffen werden.

Bei einem Fahrzeug mit ständigem Vierradantrieb, bei

dem alle vier Räder notwendigerweise ständig gleichzeitig angetrieben werden, wird für den genannten Zweck ein drittes, als Zwischenausgleichgetriebe bezeichnetes Ausgleichgetriebe vorgesehen, das die Kraftübertragung von der Antriebsmaschine auf alle Räder

auch dann erlaubt, wenn eine Drehzahldifferenz zwischen einer ersten Antriebswelle für die Vorderräder und einer zweiten Antriebswelle für die Hinterräder auftritt. Ein solches Fahrzeug mit Dauer-Vierradantrieb ist jedoch im Hinblick auf Gewicht, Größe und Kosten

einem Fahrzeug mit wahlweise einschaltbarem Vierrädantrieb unterlegen, bei dem die vier Räder nicht zwangsläufig ständig angetrieben werden. Aufgrund der Möglichkeit für differentielle Drehung von Vorder- und Hinterrädern wird zudem der Vierradantrieb nicht immer ge-

währleistet, wenn er erforderlich ist, wobei zur Gewährleistung eines Vierradantriebs zusätzlich eine sog. Differentialsperre benötigt wird. Nachteilig beim Dauer-Vierradantrieb ist also u.a., daß die Kraftüber-

tragungsanlage des Fahrzeugs komplex aufgebaut ist.

Für ein Fahrzeug mit Dauer-Vierradantrieb sieht die

JP-OS 58-20521 (1983) vor, das Zwischenausgleichgetriebe durch eine in den Antriebskupplungsabschnitt oder -strang eingeschaltete Mehrscheiben-Naßkupplung zu ersetzen und diese Kupplung beim Durchfahren einer Kurve durchrutschen zu lassen, um damit die Drehzahldifferenz zwischen Vorder- und Hinterrädern aufzufangen bzw. auszugleichen. Nachteilig an dieser Maßnahme ist jedoch u.a., daß die Mehrscheiben-Naßkupplung durch die aufgrund des Schlupfes erzeugte Wärme beschädigt werden kann und die Kupplung eine begrenzte Drehmoment-

Übertragungsleistung besitzt.

Das Zwischenausgleichgetriebe ist beim wahlweise einschaltbaren Vierradantrieb normalerweise nicht vorgesehen. Der Fahrer eines solchen Fahrzeugs muß daher

"⁶^ die nötige Umschaltung für den Antrieb von nur zwei der vier Räder vornehmen, wenn während des Durchfahrens einer Kurve eine für den Vierradantrieb charakteristische Abbremserscheinung in engen Kurven (tight corner braking phenomenon^) auftreten könnte. Nachteilig

* bei einem solchen Fahrzeug ist somit, daß der Fahrer im Betrieb umständliche Bedienungen vornehmen muß.

Mit dem Ziel der Ausschaltung aller Mängel der bisherigen Fahrzeuge mit Vierradantrieb (mit einer An- SQ triebsmaschine) besteht die Aufgabe der Erfindung somit in der Schaffung einer für ein solches Fahrzeug vorgesehenen Kraftübertragungsvorrichtung, die geringe Abmessungen und niedriges Gewicht besitzen soll.

Diese Aufgabe wird durch die in Anspruch 1 gekennzeichneten Merkmale gelöst.

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Im folgenden sind bevorzugte Ausführungsformen der Erfindung anhand der Zeichnung näher erläutert. Es zeigen:

Fig. 1 eine schematische Darstellung der Anordnung eines Vierradantrieb-Fahrzeugs, auf das die erfindungsgemäße Kraftübertragungsvorrichtung anwendbar ist,

Fig. 2 eine schematische Darstellung einer Kraftübertragungsvorrichtung gemäß einer Ausführungsform der Erfindung,

Fig. 3a und 3b eine schematische Darstellung der

Hydrauliköl-Strömungsrichtungen bei der Vorrichtung nach Fig. 2,

Fig. 4 eine schematische Schnittdarstellung einer Kraftübertragungsvorrichtung gemäß einer zweiten Ausführungsform der Erfindung,

Fig. 5 eine schematische Schnittdarstellung einer Kraftübertragungsvorrichtung gemäß einer dritten Ausführungsform der Erfindung,

Fig. 6 eine schematische Darstellung einer Kraftübertragungsvorrichtung gemäß einer vierten

Ausführungsform der Erfindung, 30

Fig. 7 eine graphische Darstellung des Förderdrucks einer Flügel(zellen)pumpe in Abhängigkeit von der Drehzahldifferenz zwischen Vorder- und Hinterrädern bei der Ausführungsform 3$ nach Fig. 6,

Fig. 8 eine schematische Schnittdarstellung eines Teils des hydraulischen Steuerkreises bei einer fünften Ausführungsform der Erfindung, 5

Fig. 9 eine schematische Schnittdarstellung eines Teils des hydraulischen Steuerkreises bei einer sechsten Ausführungsform der Erfindung,

Fig. 10 eine schematische Schnittansicht einer Kraftübertragungsvorrichtung gemäß einer siebten Ausführungsform der Erfindung,

Fig. 11 eine schematische Darstellung der Anordnung eines anderen Vierradantrieb-Fahrzeugs, auf

das die erfindungsgemäße Kraftübertragungsvorrichtung anwendbar ist,

Fig. 12 einen Axialschnitt durch eine Zahnradpumpe bei einer neunten Ausführungsform der Er

findung,

Fig. 13 einen in vergrößertem Maßstab gehaltenen Schnitt längs der Linie A-A in Fig. 12,

Fig. 14 eine schematische Darstellung der Anordnung eines hydraulischen Steuerkreises bei der Ausführungsform nach Fig. 12,

Fig. 15 einen lotrechten Schnitt durch einen Teil

einer Hydraulik(öl)pumpe bei einer zehnten Ausführungsform der Erfindung,

Fig. 16 eine schematische Darstellung der Anordnung eines Vierradantrieb-Fahrzeugs, auf das die

erfindungsgemäße Kraftubertragungsvorrichtung (gemäß der zehnten Ausführungsform) anwendbar ist,

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Fig. 17 eine schematische Darstellung eines Teils der Hydraulikpumpe,

Fig. 18a und 18b schematische Darstellungen zur Erläuterung von Arbeitsprinzipien,

Fig. 19 einen Schnitt längs der Linie V-V in Fig. 15,

Fig. 20 eine schematische Darstellung des Hydraulikkreises,

Fig. 21a bis 21c und Fig. 22 schematische Darstellungen der Eingriffsverhältnisse in einem Keilverzahnungsabschnitt,

Fig. 23a, 23b und 23c einen lotrechten Schnitt durch den Keilverzahnungsabschnitt, eine Aufsicht auf eine Läuferwelle oder -achse bzw. eine schematische Darstellung der Eingriffsver

hältnisse,

Fig. 24a bis 24c schematische Darstellungen von Hydraulikkreisen zum Hochdrücken (push up) von Pumpenflügeln bzw. Ventilen,

Fig. 25 eine lotrechte Teil-Schnittdarstellung einer anderen Abwandlung einer Hydraulikölstrecke bei einer zwölften Ausführungsform der erfindungsgemäßen Kraftübertragungsvorrichtung,

Fig. 27 eine graphische Darstellung des Liefer- oder Förderdrucks einer Flügel(zellen)pumpe,

Fig. 28 einen lotrechten Schnitt durch einen Teil

einer dreizehnten Ausfuhrungsform der Erfindung,

Fig. 29 eine lotrechte Teilschnittansicht einer Hydraulikölstrecke zur Einstellung des Seitenspiels bei der Ausführungsform nach Fig. 28,

Fig. 30 eine schematische Seitenansicht eines Teils eines Rotors oder Läufers,

Fig. 31 einen in vergrößertem Maßstab gehaltenen

Schnitt längs der Linie X-X in Fig. 30 und

Fig. 32 eine Schnittansicht eines Flügelabschnitts einer bevorzugten Flügel(zellen)pumpe gemäß der Erfindung.

Gemäß Fig. 1 übertragen ein Getriebe 2, das mit einer Brennkraftmaschine 1 mit quer zur Längsrichtung des Fahrzeugs liegender Kurbelwelle verbunden ist, und eine Ausgangs- oder Antriebswelle 3 des Getriebes 2 die Antriebskraft auf ein Antriebs(zahn)rad 4. Von letzterem erfolgt die Kraftübertragung über ein Zwischenzahnrad 5 auf eine Zwischen(antriebs)welle 8, die an ihren beiden Enden Zahnräder 6 und 7 trägt. Vom Zahnrad 7 am einen Ende der Zwischenwelle 8 wird die Antriebskraft auf ein Ausgleichgetriebe 10 für den Antrieb von Vorderrädern 9 übertragen. Andererseits wird die auf die Vorderräder 9 übertragene Antriebskraft über ein Zahnrad 12 unmittelbar auf eine erste Antriebswelle (rotary shaft) 11 und dann weiter über eine Kraftübertragungsvorrichtung 13 auf eine zweite Antriebswelle 14 übertragen. Die weitere Kraftübertragung erfolgt über ein Getriebe 15, das die Kraftübertragungsrichtung ändert, auf ein Ausgleichgetriebe 17 für den Antrieb von Hinterrädern 16.

Im folgenden ist eine erste Ausführungsforrn der erfindungsgemäßen Kraftübertragungsvorrichtung 13 anhand

von Fig. 2 beschrieben. Gemäß Fig. 2 umfaßt die Kraft-5

übertragungsvorrichtung 13 eine Hydraulikpumpe in Form einer Flügel(zellen)pumpe 20 mit zugeordnetem, hydraulischem Steuerkreis 21. Die Flügelpumpe 2 0 umfaßt einen Rotor oder Läufer 20a und einen Steuerkurvenring 20b. Der Läufer 20a ist mit der ersten Antriebswelle 11 gekoppelt, auf welche die auf die Vorderräder 9 übertragene Antriebskraft unmittelbar übertragen wird. Der Steuerkurvenring 20b ist mit der zweiten Antriebswelle 14 verbunden, welcher die Antriebskraft auf die Hinterräder 16 überträgt. Die Flügel-

¹^ pumpe 20 liefert Hydrauliköl in einer ihrer Drehzahl proportionalen Menge. Genauer gesagt: diese Flügelpumpe 20 wirkt als Hydraulikpumpe, wenn eine Relativdrehung zwischen Läufer 20a und Steuerkurvenring 20b vorhanden ist, d.h. bei einer Relativdrehung zwischen

²^ erster und zweiter Antriebswelle 11 bzw. 14. Die Flügelpumpe 20 arbeitet in der Weise, daß dann, wenn als Förder- oder Auslaßöffnungen dienende Öffnungen (vorlaufende Öffnungen in Richtung der Relativdrehung) geschlossen sind, der Läufer 20a und der Steuerkurven-

²^ ring 20b sich gemeinsam als starr gekoppelter Körper unter der Wirkung des statischen Drucks des Hydraüliköls drehen. Zu diesem Zweck ist der Steuerkurvenring 20b mit zwei in diagonalen Stellungen angeordneten Förder- oder Pumpenkammern und zudem mit vier im wesentliehen in diagonalen Stellungen angeordneten Öffnungen oder Schlitzen 22 - 25 versehen, so daß die (in Richtung der Relativdrehung gesehen) nachlaufenden und vorlaufenden Öffnungen jeweils als Ansaugöffnungen bzw. Förderöffnungen wirken. Die diagonal bzw. diametral gegenüberliegend angeordneten Öffnungen 22 und 24 für denselben Zweck stehen über eine erste Hydrauliköl-Leitung 26 miteinander in Verbindung. Die entsprechen-

den anderen Öffnungen 23 und 25 kommunizieren miteinander über eine zweite Hydrauliköl-Leitung 27. Erste und zweite Leitung 26 bzw. 27 sind mit den zugeordneten Öffnungen 22, 24 bzw. 23, 25 über einen Mechanismus verbunden, welcher die Lieferung von Hydrauliköl auch dann zuläßt, wenn sich der Steuerkurvenring 20b dreht.

Die beiden Leitungen 26 und 27 stehen mit einem Hydrauliköl-Vorratsbehälter 30 über eine erste Ventileinheit oder ein erstes Rückschlagventil 28 bzw. eine zweite Ventileinheit oder ein zweites Rückschlagventil 20 in Verbindung. Die beiden Hydrauliköl-Leitungen 26 und 27 lassen somit einen Hydraulikölfluß nur vom Vorratsbehälter 30 her zu. Weiterhin kommunizieren diese beiden Leitungen 26 und 27 miteinander über zwei gegenüberstehende Wähl-Rückschlagventile 31 und 32, die einen Austritt von Hydrauliköl aus der zugeordneten Leitung 26 bzw. 27 zulassen. Der Raum zwischen diesen beiden, als Strömungswähleinrichtung dienenden Rückschlagventilen 31 und 32 kommuniziert mit einem Druck-Entlastungsventil 33, das in einer Hydrauliköl-Förderleitung 41 angeordnet ist und als Strömungsregeleinrichtung dient. Eine Verbindungsleitung 35 erstreckt sich zwischen einem mittleren Bereich des Entlastungsventils 33, das ein Ventilglied mit zugeordneter Feder 34 aufweist, und mittleren Leitungsabschnitten zwischen dem Vorratsbehälter 30 und den beiden Rückschlagventilen 28 und 29. An der anderen Seite der Feder 34 befindet sich ein Kolben 36 zur Steuerung der Kraft der Feder 34, die normalerweise einen Druck in Schließrichtung des Entlastungsventils 33 ausübt. Der auf noch zu beschreibende Weise lastabhängig oder taktgesteuerte (duty-controlled) Druck des Hydrauliköls beaufschlagt den Kolben 36. Zum Zwecke der lastabhängigen oder Taktsteuerung wird das über eine Düse 37 mit konstantem Druck gelieferte Hydrauliköl durch ein

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Solenoidventil 38 gesteuert, das mit einem (elektronischen) Rechner 39 elektrisch verbunden ist. Signale für die Drehzahl der Brennkraftmaschine 1, die Drehzahl der ersten Antriebswelle 11, die Drehzahl der zweiten Antriebswelle 14 und den Drosselklappen-Öffnungsgrad werden zusammen mit den Ausgangssignalen eines Bremsbetätigungs-Detektorschalters und eines Lenkradwinkeldetektors zum Rechner 39 geliefert, welcher den den Kolben 36 beaufschlagenden Hydrauliköldruck einstellt. Das über die Düse 37 gelieferte Hydrauliköl konstanten Drucks kann das für die Steuerung des Getriebes 2, wenn es sich dabei um ein automatisches Getriebe handelt, vorgesehene öl oder dann, wenn das Gestrieb

ein von Hand schaltbares Getriebe ist, das von einer Ölpumpe gelieferte Hydrauliköl sein. Dieses Hydrauliköl kann auch dasjenige von einer Servolenkung, öas zu einem Bremskraftverstärker gelieferte Hydrauliköl oder das von der Förderseite der Flügelpumpe 20 abgenommene

Hydrauliköl sein.

Aufgrund der beschriebenen Anordnung des hydraulischen Steuerkreises 21 beaufschlagt das an den Förderöffnungen der Flügel(zellen)pumpe 20 gelieferte Hydrau- ^° liköl stets das Ventilglied des Entlastungsventils 33, und der Hydräuliköl-Vorratsbehälter 30 kommuniziert unabhängig von der Richtung der relativen Drehung zwischen Läufer 20a und Steuerkurvenring 20b (ständig) mit den Saugöffnungen der Flügelpumpe 20.

Die Wirkungsweise dieser Kraftübertragungsvorrichtung 13 ist im folgenden anhand des Falls beschrieben, in welchem die das Entlastungsventil 33 gegen die Kraft der Feder 34 in Öffnungsrichtung drängende Kraft konstant ist, d.h. wenn die Kraft der Feder 34 nur der Öffnungsbewegung des Entlastungsventils 33 entgegenwirkt.

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Im normalen Geradeausfahrtzustand des Fahrzeugs sind die effektiven Radien der Reifen der Vorderräder 9 genau^so groß wie diejenigen der Hinterräder 16, wobei der Schlupf der sich drehenden Reifen ziemlich klein ist. In diesem Zustand tritt keine Drehzahldifferenz zwischen der ersten Antriebswelle 11 und der zweiten Antriebswelle 14 der Kraftübertragungsvorrichtung 13 auf. Infolgedessen wird kein Hydraulikdrucköl von der Flügelpumpe 20 geliefert, und es wird keine Antriebskraft auf die Hinterräder 16 übertragen. Der Fahrzeugantrieb erfolgt somit nur durch die Vorderräder 9. Dies bedeutet, daß sich das Fahrzeug unter Vorderradantrieb bewegt.

Wenn jedoch das Fahrzeug bei Geradeausfahrt beispielsweise beschleunigt wird, tritt normalerweise an den Vorderrädern 9 ein Schlupf von weniger als etwa 1 % auf, der somit nicht sehr nennenswert ist. Wenn aufgrund dieses Schlupfes der Vorderräder 9 eine Drehzahldifferenz zwischen erster und zweiter Antriebswelle 11 bzw. 14 auftritt, wird die Flügelpumpe 20 aktiviert, um einen der genannten Drehzahldifferenz entsprechenden Druck aufzubauen. Der Läufer 20a und der Steuerkurvenring 20b drehen sich dabei als Ganzes bzw. gemeinsam, und die dem aufgebauten Druck und der Druckbeaufschlagungsfläche der Flügel entsprechende Antriebskraft wird auf die Hinterräder 16 übertragen, so daß ein Übergang auf Vierradantrieb erfolgt. Die Hydraulikölströmung in der Flügel(zellen)pumpe 20 ist für diesen Fall in Fig. 3a dargestellt. Aus Fig. 3a ist ersichtlich, daß aufgrund der Drehung des Läufers 20a relativ zum Steuerkurvenring 20b die Öffnungen oder Schlitze 23 und 25 als Hydrauliköl-Saugöffnungen wirken, über welche über das Rückschlagventil 29 Hydrauliköl vom Vorratsbehälter 30 angesaugt wird. Andererseits wirken die Öffnungen oder Schlitze 22 und 24 als

Förderöffnungen unter Schließung des Rückschlagventils 28 und des Wähl-Rückschlagventils 32, wobei gleichzeitig das geförderte Hydrauliköl über das Wähl-Rückschlagventil 31 zum Druck-Entlastungsventil 33 geliefert wird. In Fig. 3a stehen die ausgezogen und gestrichelt eingezeichneten Pfeillinien für die Strömungsrichtung des geförderten bzw. des angesaugten Hydrauliköls.

Im folgenden sei angenommen, daß sich die Drehzahl der Vorderräder 9 im Vergleich zur Drehzahl der Hinterräder 16 sehr stark erhöht, wie dies beispielsweise der Fall ist, wenn das Fahrzeug eine schneebedeckte

Fahrbahn befährt oder plötzlich beschleunigt öder abgebremst wird, was zu einem Blockieren der Hinterräder 16 führt. In diesem Fall wird die Drehzahldifferenz zwischen erster und zweiter Antriebswelle 11 bzw. 14 in der Kraftübertragungsvorrichtung 13 sehr groß. In-

folgedessen erzeugt die Flügelpumpe 20 einen hohen¹ Druck, unter welchem das Hydrauliköl in den in Fig. 3a angegebenen Richtungen strömt. Wenn der Druck des Hydrauliköls eine vorbestimmte Größe übersteigt, öffnet das Entlastungsventil 33 gegen die Kraft der Feder 34,

so daß der Druck des gelieferten Hydrauliköls auf eine praktisch konstante Größe geregelt wird. Dabei wird zur Einleitung des Vierradantriebs eine konstante, dem geregelten Druck des gelieferten Hydrauliköls entsprechende Antriebskraft auf die Hinterräder 16 über-

tragen. Infolgedessen verringert sich die Drehzahl der Vorderräder 9, während sich die Drehzahl der Hinterräder 16 erhöht, so daß sich die Drehzahldifferenz zwischen Vorder- und Hinterräder 9 bzw. 16 verringert. (Diese Wirkung entspricht derjenigen eines sogenannten Sperrdifferentials.) Wenn somit ein Schlupf an den Vorderrädern 9 auftritt, wird das Antriebsdrehmoment für die Hinterräder 16 zur Vermeidung eines

fahrunfähigen Zustands vergrößert, während dann, wenn die Hinterräder 16 zu einem Blockieren neigen, das Bremsdrehmoment für die Vorderräder 9 zur Verhinderung eines solchen Blockierens der Hinterräder 16 erhöht wird.

Weiterhin sei der Fall angenommen, in welchem die Drehzahl der Hinterräder 16 im Vergleich zu derjenigen der Vorderräder 9 sehr hoch ist, beispielsweise wenn die Vorderräder 9 bei einem Bremsvorgang zum Blockieren neigen. In diesem Fall ist eine sehr große Differenz zwischen den Drehzahlen von erster und zweiter Antriebswelle 11 bzw. 14 in einer der vorher erwähnten Richtung entgegengesetzten Richtung vorhanden. Infolgedessen strömt das Hydrauliköl in der Flügelpumpe 20 nunmehr auf die in Fig. 3b angegebene Weise. Gemäß Fig. 3b wirken dabei die Öffnungen 22 und 24 als Hydrauliköl-Saugöffnungen, wobei das Hydrauliköl aus dem Vorratsbehälter 30 über das Rückschlagventil 28 in die Saugöffnungen 22 und 24 angesaugt wird, während die Öffnungen 23 und 25 andererseits als Hydrauliköl-Förderöffnungen wirken. Demzufolge schließt das über die zweite Leitung 27 strömende Hydrauliköl das Rückschlagventil 29 und das Wähl-Rückschlagventil 31, wobei gleichzeitig von der zweiten Leitung 27 geliefertes Hydrauliköl hohen Drucks über das Wähl-Rückschlagventil 32 zum Entlastungsventil 33 strömt. Da der Druck dieses Hydrauliköls durch das Entlastungsventil 33 ebenfalls

^Q konstantu_jgehalten wird, wird zur Einleitung der Vierradantrieb-Betriebsart eine entsprechende konstante Antriebskraft auf die Hinterräder 16 übertragen. Hierdurch wird das die Hinterräder 16 beaufschlagende Bremsdrehmoment vergrößert, um ein Blockieren der Vorderräder 9 zu verhindern.

Wenn das Fahrzeug auf normale Weise eine Kurve durchfährt, ist die Drehzahl der Vorderräder 9 geringfügig höher als diejenige der Hinterräder 16, und das Fahrzeug durchfährt die Kurve mit Vierradantrieb, wobei auf die Vorderräder 9 ein Bremsdrehmoment und auf die Hinterräder 16 ein Antriebsdrehmoment einwirkt.

Auf die beschriebene Weise wird der Förderdruck des Hydrauliköls durch das Entlastungsventil 33 so geregelt oder eingestellt, daß er eine konstante Größe nicht übersteigt. Im Gegensatz zur bisherigen Konstruktion, bei welcher der Fahrer Bedienungsvorgänge vornehmen muß, um bei einem Fahrzeug mit zuschaltbarem Vierradantrieb die Vierradantriebs-Betriebsart einzustellen, erfolgt erfindungsgemäß das Umschalten zwischen Vierradantrieb und Zweiradantrieb automatisch, und der Vierradantrieb wird dabei durch die Antriebskraft entsprechend der Drehzahldifferenz zwischen Vör- ^O der- und Hinterrädern eingeleitet bzw. hergestellt.

Im Vergleich zum eingangs erwähnten Zwischenausgleichgetriebe, das bei einem Fahrzeug mit Dauer-Vierradantrieb notwendigerweise vorhanden sein muß, besitzt die erfindungsgemäße Kraftübertragungsvorrichtung 13 weiterhin kleine Abmessungen, einen kompakten Aufbau und geringes Gewicht unter entsprechender Verringerung der Fertigungskosten.

Wie vorstehend beschrieben, wird der das untere Ende ^ow des Kolbens 36 beaufschlagende Druck des Hydrauliköls taktgesteuert (lastabhängig geregelt), um die für das Öffnen des Entlastungsventils 33 erforderliche Kraft zu regeln. Durch diese Regelung kann der Druck des von der Flügelpumpe 20 gelieferten Hydrauliköls geregelt oder eingestellt werden, wodurch die auf die Hinterräder 16 übertragene Antriebskraft entsprechend geregelt werden kann.

Die Taktsteuerung oder lastabhängige Regelung (duty control) kann dabei so ausgelegt sein, daß im Fall einer gemeldeten größeren Last der Brennkraftmaschine

1 auf der Grundlage des Ausgangssignals des Drosselklappenöffnungs-Detektors der Druck des von der Flügelpumpe 20 gelieferten Hydrauliköls entsprechend erhöht wird, so daß das Fahrzeug mit Vierradantrieb betrieben werden kann, wobei die auf die Hinterräder 16 übertragene Antriebskraft entsprechend ansteigt.

Weiterhin kann die genannte Steuerung oder Regelung so ausgelegt sein, daß der Förderdruck der Flügelpumpe 20 ansteigt, wenn das Ausgangssignal des Brernsbetätigungs-Detektorschalters zur Erfassung oder Meldung eines Betätigungszustands der Fußbremse das Schließen dieses Schalters anzeigt; dabei kann ein Blockieren von Vorder- und Hinterrädern 9 bzw. 16 unter Verkürzung der Bremsstrecke des Fahrzeugs und unter Gewährleistung ^ einer stabilen Abbremsung des Fahrzeugs verhindert werden.

Weiterhin kann die lastabhängige Regelung in der Weise erfolgen, daß der Förderdruck der Flügelpumpe 20 bei

^° einer vom Lenkradwinkel-Detektor gemeldeten Vergrößerung des Lenkwinkels verringert wird; das Fahrzeug kann dabei ohne Übersteuererscheinung (tight corner braking phenomenon) eine Kurve zügig bzw. gleichmäßig durchfahren. Darüber hinaus kann das Fahrzeug in einem stabilen Fahrzustand gehalten werden, wenn der Förderdruck der Flügelpumpe 20 in Abhängigkeit von der Drehzahl der Brennkraftmaschine 1 oder der Fahrgeschwindigkeit des Fahrzeugs, auf der Grundlage der zum Rechner 39 gelieferten Meßfühlerausgangssignale bestimmt, geregelt oder eingestellt wird.

Im folgenden ist anhand von Fig. 4 eine zweite Ausführungsform der Erfindung beschrieben, deren hydraulischer Steuerkreis 21 sich von dem bei der ersten Ausführungsform unterscheidet. In Fig. 4 sind den Teilen von Fig. 2 entsprechende Teile mit denselben Bezugsziffern wie vorher bezeichnet. Bei der Kraftüber* tragungsvorrichtung 13 gemäß Fig. 4 besitzt die Hydraulikpumpe 20 denselben Aufbau, wie er vorstehend beschrieben worden ist. In Fig. 4 ist die Strömungswähleinrichtung bzw. sind die beiden Wähl-Rückschlagventile 31 und 32 (Fig. 3a und 3b) zwischen erster und zweiter Hydrauliköl-Leitung 26 bzw. 27 des hydraulischen Steuerkreises 21 zur Ermöglichung eines Austritts von Hydrauliköl nur aus der jeweiligen Leitung 26 bzw. 27 durch ein einziges Wählventil 40 des Schiebertyps ersetzt. Die durch die beiden Enden des Schiebers des Wählventils 40 festgelegten Hydrauliköl-Leitungen oder -Durchgänge kommunizieren mit erster bzw. zweiter Lei- *^ tung 26 bzw. 27 sowie auch über die Rückschlagventile 28 bzw. 29 mit dem Hydrauliköl-Vorratsbehälter 30, wobei andererseits eine Hydrauliköl-Förderleitung 41 mit dem mittleren Teil der Leitungen oder Durchgänge kommuniziert, zwischen denen ein Umschalten durch den Schieber des Wählventils 40 erfolgt.

Das Druck-Entlastungsventil 33 ist durch ein Druckregelventil 42 ersetzt, das einen Schieber 42a mit zwei beabstandeten tragenden Flächen bzw. Feldern aufweist. Die Hydrauliköl-Förderleitung 41 kommuniziert mit dem Zwischenraum zwischen den beiden Feldern des Steuer-Schiebers 42a, während eine Leitung 43 zur Lieferung von Hydrauliköl mit geregeltem Druck mit dem Vorratsbehälter 30 sowie mit dem Zwischenraum zwischen den beiden Feldern des Schiebers 42a in Verbindung steht. Eine Vorbelastungs-Feder 42b beaufschlagt das linke Ende des Schiebers 42a, während der durch die Kombi-

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nation aus der Düse 37 und dem Solenoidventil 38 lastabhängig geregeltem Druck des Hydrauliköls dasselbe

Ende des Schiebers 42a beaufschlagt. Hydrauliköl ge-5

regelte^ Drucks wird somit aufgrund eines Ausgleichs oder Gleichgewichts zwischen der Schieber-Vorbelastungskraft, die durch die Kombination der Kraft der Feder 42b und des lastabhängig geregelten Hydraulikdrucks gewährleistet wird, und der Schieber-Vorbelastungskraft entsprechend dem Flächenunterschied der beiden Felder des Schiebers 42a, dem Hydrauliköl über die Förderleitung 41 zugeführt wird, geliefert. Das Hydrauliköl mit diesem geregelten Druck wird über die Leitung 43 zu der mit den Saugöffnungen verbundenen Leitung 26 oder 27 zurückgeführt.

Es sei angenommen, daß die relative Drehzahl der ersten Antriebswelle 11 höher ist als diejenige der zweiten Antriebswelle 14. Wie in Verbindung mit Fig. 3a beschrieben, dreht sich dabei der Läufer 20a im Uhrzeigersinn. Aufgrund der beschriebenen Anordnung des hydraulischen Steuerkreises 21 sind dann erste und zweite Leitung 26 bzw. 27 mit den Förder- bzw. den Saugöffnungen verbunden. Infolgedessen beaufschlagt der Druck des ge-

^° lieferten Hydrauliköls die linke Stirnfläche des Schiebers des Wählventils 40, und er drängt diesen Schieber in seine äußerste rechte Stellung, wobei die erste Leitung 26 mit der Förderleitung 41 kommuniziert. Das über die erste Leitung 26 gelieferte Hydrauliköl wird

^Q somit über die Förderleitung 41 zum Druckregelventil 42 geleitet, und Hydrauliköl geregelten Drucks wird über das Rückschlagventil 29 zu den Saugöffnungen umgewälzt .

Wenn die relative Drehzahl der zweiten Antriebswelle 14 beispielsweise höher ist als diejenige der ersten Antriebswelle 11, dreht sich der Steuerkurvenring 20b

auf die in Verbindung mit Fig. 3b beschriebene Weise im Uhrzeigersinn, wobei die beiden Leitungen 27 und 26 nunmehr mit den Förder- bzw. den Saugöffnungen verbunden sind.

Infolgedessen beaufschlagt der Förderdruck die rechte Stirnfläche des Schiebers des Wählventils 40 im Steuerkreis 21 gemäß Fig. 4, so daß dieser Schieber in seine äußerste linke Stellung gedrängt wird, in welchem eine Verbindung der zweiten Leitung 27 mit der Förderleitung 41 hergestellt ist. Das Hydrauliköl von der zweiten Leitung 27 wird zum Druckregelventil 42 geleitet, so daß Hydrauldköl geregelten Drucks über das Rückschlagventil 2 8 geleitet und zu den Saugöffnungen umgewälzt wird.

Unabhängig von den Richtungen der Relativdrehung von erster und zweiter Antriebswelle 11 bzw. 14 wird somit

^Λ das geförderte Hydrauliköl stets in die Förderleitung 41 geleitet. Wenn somit der den Schieber 42a des Druckregelventils 42 beaufschlagende Hydraulikdruck durch das taktsteuernde oder lastabhängig steuernde Solenoidventil 38 geregelt wird, kann der Druck des von der

* Hydraulikpumpe 20 gelieferten Hydrauliköls so geregelt oder eingestellt werden, daß auf vorher beschriebene Weise die dem jeweiligen Fahrzustand des Fahrzeugs entsprechende Antriebsart vorliegt.

^ow Fig. 5 veranschaulicht eine dritte Ausführungsform der Erfindung, deren hydraulischer Steuerkreis 21 von demjenigen bei den vorher beschriebenen Ausführungsformen verschieden ist. In Fig. 5 sind den Teilen von Fig. 2 und 4 entsprechende Teile mit denselben Bezugsziffern

_wie vorher bezeichnet.

Bei der Ausführungsform nach Fig. 5 ist das bei der zweiten Ausführungsform vorgesehene Wählventil 40 durch ein Schieberventil 45 ersetzt, das durch den Ein- oder Aus-Zustand eines Solenoidventils 44 steuerbar ist.

Dieses Schieberventil 45 weist einen Schieber 45a mit drei auf Abstände verteilten tragenden Flächen bzw. Feldern auf. Gemäß Fig. 5 kommunizieren erste und zweite Hydrauliköl-Leitung 26 bzw. 27 jeweils mit den Zwischenräumen zwischen den drei Feldern des Schiebers 45a und außerdem mit dem Hydrauliköl-Vorratsbehälter 30 sowie mit der Regeldruck-Leitung 43 vom Druckregelventil 42 über Rückschlagventile 28 bzw. 29. Die Förderleitung 41 steht mit dem Schieberventil 45 so in Verbindung, daß sie durch das mittlere Feld des Schiebers 4 5a geöffnet und geschlossen werden kann und somit erste und zweite Leitung 26 bzw. 27 ebenfalls mit dem Druckregeiventil 42 kommunizieren können. Am linken Ende des Schiebers 45a des Schieberventils 45 ist eine Feder 45b vorgesehen, und das Umschalt-Solenoidventil 44 ist einer Drossel oder Düse 46 vorgeschaltet, die in einer Hydraulikölleitung vorgesehen ist, welche mit dem rechten Ende des Schiebers 45a kommuniziert. Der Rechner 39 ist mit dem Solenoidventil 44 elektrisch verbunden.

Es sei nunmehr angenommen, daß die Relativdrehzahl der ersten Antriebswelle 11 höher ist als diejenige der zweiten Antriebswelle 14 und sich der Läufer 20a dabei im Uhrzeigersinn dreht. In diesem Regelkreis sind dabei auf die vorher in Verbindung mit Fig. 3a beschriebene Weise die erste und die zweite Hydrauliköl-Leitung bzw. 27 mit den Förder- bzw. den Saugöffnungen verbunden.

Der Rechner 39 erfaßt die Drehrichtung (Richtung der Relätivdrehung) der Hydraulikpumpe 20 auf der Grund-

lage von Eingangssignalen, welche die Drehzahlen von erster und zweiter Antriebswelle 11 bzw. 14 angeben. Sodann erregt der Rechner 39 das Solenoidventil 44 zum Öffnen der Leitung stromauf der Düse 46. Der Schieber 45a des Schieberventils 45 wird in seine äußerste rechte Stellung gedrängt, und zwar durch die Schieber-Vorbelastungskraft, die durch die Kombination der Kraft der Feder 45b und derKraft entsprechend der Flächendifferenz der beiden Stege des Schiebers 45a, denen über die erste Leitung 26 Hydrauliköl zugeführt wird, bestimmt wird, um damit eine Verbindung zwischen erster Leitung 26 und Förderleitung 41 herzustellen. Das in diese Förderleitung 41 geleitete Hydrauliköl wird wie im Fall von Fig. 4 im Umlauf gehalten.

Zum anderen sei angenommen, daß die Relativdrehzahl der zweiten Antriebswelle 14 höher ist als diejenige der ersten Antriebswelle 11 und sich der Steuerkurven-^Λυ ring 20b dabei im Uhrzeigersinn dreht. In diesem Fall sind auf die in Verbindung mit Fig. 3b beschriebene Weise zweite und erste Hydraulik-Leitung 27 bzw. 26 mit den Förder- bzw. den Saugöffnungen verbunden. In diesem Fall bewirkt der Rechner 39 das Abschalten bzw. Entregen des Solenoidventils 44. Der Hydrauliköldruck beaufschlagt die rechte Stirnfläche des Schiebers 45a zusammen mit der Kraft entsprechend der Flächendiffe renz zwischen den beiden Stegen des Schiebers 45a, der über die zweite Leitung 27 mit Hydrauliköl beschickt

^ow wird, so daß der Schieber 45a gegen die Kraft der Feder 45b in seine äußerste linke Stellung verschoben und damit eine Verbindung zwischen der zweiten Leitung 27 und der Förderleitung 41 hergestellt wird. Das in diese Förderleitung 41 geleitete Hydrauliköl wird wie im Fall von Fig. 4 umgewälzt bzw. im Umlauf gehalten.

Das durch das Solenoidventil 44 umschaltbare Steueroder Schieberventil 4 5 kann somit unabhängig von der Richtung der relativen Drehung der Hydraulikpumpe 20 zuverlässig betätigt werden.

In Fig. 6 ist eine vierte Ausführungsform der Erfindung dargestellt, deren hydraulischer Steuerkreis 21 sich von demjenigen bei der ersten Ausführungsform unterscheidet und bei welcher die den Teilen von Fig. 2 entsprechenden Teile wiederum mit denselben Bezugsziffern wie vorher bezeichnet sind.

Bei der Ausführungsform gemäß Fig. 6 wird der Druck, durch den das Entlastungsventil 33 in die Offenstellung gedrängt wird, nicht durch den Rechner 39 gesteuert oder geregelt, sondern auf eine vorbestimmte, durch die Kraft der Feder 34 vorgegebene Größe eingestellt, so daß die Liefer- oder Förderöffnungen der Flügel-(zellen)pumpe 20 nicht mit dem Hydrauliköl-Vorratsbehälter 30 kommunizieren können, wenn der Hydraulikdruck den Einstelldruck am Entlastungsventil 33 nicht übersteigt. Eine erste Hydrauliköl-Hilfsleitung 52 mit einer Strömungsdrossel oder Düse 50 sowie eine zweite Hilfsleitung 53 mit Strömungsdrossel oder Düse 51 sind zwischen die Öffnungen 23, 24 bzw. die Öffnungen 22, 25 so geschaltet, daß das Entlastungsventil 33 die Druckregelfunktion zu erfüllen vermag. Das Entlastungsventil 33 bildet somit mit den Drosseln 50 und 51 eine Hydrauliköl-Strömungsregeleinrichtung.

Der Hydraulikölstrom durch die Hilfsleitungen 52 und 53 wird, genauer gesagt, durch die betreffenden Düsen oder Drosseln 50 und 51 normalerweise gedrosselt. Wenn die Drehzahldifferenz zwischen erster und zweiter Antriebswelle 11 bzw. 14 klein ist, ist daher die in die Hilfsleitungen 52 und 53 strömende Hydraulikölmenge

VL

klein. Bei einer Zunahme der Drehzahldifferenz zwischen den beiden Antriebswellen 11 und 14 erhöht sich der von der Flügelpumpe 20 gelieferte Hydraulikdruck, bis er schließlich den Strömungswiderstand der Drosseln oder Düsen 50 und 51 überwindet. In diesem Fall strömt das Hydrauliköl über die Hilfsleitungen 52 und 53, bevor der Druck des gelieferten Hydrauliköls die Regel-Druckeinstellung des Entlastungsventils 33 erreicht, wobei ein Drehmoment entsprechend der Drehzahldifferenz auf die zweite Antriebswelle 14 übertragen wird. Die Hilfsleitungen 52 und 53 dienen somit zur Einstellung der Druckregelfunktion des Entlastungsventils 33.

° Wenn die Drehzahldifferenz zwischen Vorderrädern 9 und Hinterrädern 16 unabhängig von der relativen Drehrichtung von Läufer 20a und Steuerkurvenring 20b der Flügel-' pumpe 20 klein ist, überwindet der durch die Flügelpumpe 20 erzeugte Hydraulikdruck den Strömungswider-

^O stand der Drosseln oder Düsen 50 und 51 im hydraulischen Steuerkreis 21, wobei Hydrauliköl über die Hilfsleitungen 52 und 53 zu den Säugöffnungen strömt, so daß ein der Drehzahldifferenz entsprechendes Drehmoment auf die Hinterräder 16 übertragen wird. Wenn dagegen

die Drehzahldifferenz zwischen den Rädern 9 und 16 groß ist, kommuniziert der Vorratsbehälter 30 erst dann mit den Saugöffnungen der Flügelpumpe 20, wenn der Hydrauliköl-Förderdruck eine Größe erreicht, welche die Einstellgröße des kugelförmigen Ventilglieds 36

des Entlastungsventils 33 übersteigt. Die Drehzahldifferenz zwischen Vorder- und Hinterrädern 9 bzw. in Abhängigkeit vom Hydrauliköl-Förderdruck ist in Fig. 7 veranschaulicht, in welcher die Kennlinie a für den Fall steht, daß die Drosseln oder Düsen 50 und vorgesehen sind (d.h. die Hilfsleitungen 52 und 53 vorhanden sind), während die Kennlinie b für den Fall steht, in welchem die Düsen 50 und 51 nicht vorgesehen sind. Aus Fig. 7 geht hervor, daß der Förderdruck

niedriger ist, wenn die Düsen 50 und 51 vorhanden sind.

Bei der Kraftübertragungsvorrichtung 13 gemäß Fig. 6 wird der Druck des von der Flügel(zellen)pumpe 20 gelieferten Hydrauliköls durch die Wirkung des Druck-Entlastungsventils 33 auf einer vorbestimmten Größe gehalten, und es sind weiterhin die mit den Drosseln oder Düsen 50 und 51 versehenen Hilfsleitungen 52 bzw. 53 vorgesehen, so daß dann, wenn die Drehzahldifferenz eine vorbestimmte, gegebenenfalls kleine Größe übersteigt, ein der Drehzahldifferenz entsprechendes Drehmoment auf die Hinterräder 16 übertragen werden kann. Erfindungsgemäß wird somit der Nachteil vermieden,

*° daß ein (zu) großes Drehmoment auf die Hinterräder 16 übertragen wird, und zwar ungeachtet der Tatsache, daß das Schließen der Hydraulikölleitung zu einem Aufbau und Anstieg des Förderdrucks führt und die Drehzahldifferenz nicht sehr groß ist. Auf diese Weise kann ein genau der Drehzahldifferenz entsprechendes Drehmoment auf die Hinterräder 16 übertragen werden.

Bei der in Fig. 8 dargestellten fünften Ausführungsform der Erfindung besitzt die Hydraulikpumpe 20 die- selbe Anordnung wie in Fig. 6, nur mit dem Unterschied, daß eine Strömungsdrossel 55 mit dem dargestellten Aufbau anstelle der Drosseln oder Düsen 50 und 51 in jeder der Hilfsleitungen 52 und 53 vorgesehen ist. Je eine solche Strömungsdrossel 55 ist in jeder der Hilfsleitungen 52 und 53 angeordnet, welche die Förderund Saugöffnungen der Hydraulikpumpe 2 0 verbinden. Die Strömungsdrossel 55 umfaßt ein zwischen Förderund Saugleitung bzw. -öffnung eingeschaltetes Gehäuse 57, ein in letzterem angeordnetes, durch eine Feder 58 beaufschlagtes Nadelventil 60 zum Öffnen und Schließen einer Verbindungsöffnung 51 in der Wand der Hilfsleitung 52 (53), eine mit dem Nadelventil 60 verbundene

Membran 59, die sich in Abhängigkeit von der Last der nicht dargestellten Brennkraftmaschine ausdehnt und zusammenzieht, und eine in der Wand des Gehäuses 57

vorgesehene Druckübertragungsöffnung 62 zur Übertragung des im Maschinen-Ansaugverteiler herrschenden Unterdrucks zur Membran 59.

Je größer das Drehmoment der Antriebsmaschine ist, um so geringer ist der im Ansaugverteiler herrschende Unterdruck, so daß der Öffnungsquerschnitt der Verbindungsöffnung 61 entsprechend kleiner wird. Die Verbindungsöffnung 61 wird jedoch normalerweise in einem leicht geöffneten Zustand und nicht vollständig ge-

*5 schlossen gehalten, wobei bei einer Abnahme der Maschinenlast die Verbindungsöffnung 61 weiter geöffnet wird. Bei einer Zunahme der Maschinenlast erhöht sich andererseits die Antriebskraft entsprechend. Die Verbindungsöffnung 61 wird durch die Vorschubbewegung des Nadel- ventils 60 (in diesem Fall) verengt, so daß ein Übergang auf Vierradantriebsbetrieb erfolgt.

Bei der in Fig. 9 dargestellten sechsten Ausführungsform der Erfindung entspricht wiederum die Hydraulik- pumpe 20 derjenigen nach Fig. 6, und der Unterschied besteht darin, daß in jeder Hilfsleitung 52 und 53 anstelle der Düsen 50 bzw. 51 je eine Strömungsdrossel 65 mit dem dargestellten Aufbau angeordnet ist. Eine solche Strömungsdrossel 65 ist wiederum in jeder Hilfsleitung 52 und 53 angeordnet, welche die Förder- und Saugöffnungen der Hydraulikpumpe 20 verbinden. Die Strömungsdrossel 65 weist ein zwischen Förder- und Saugleitung oder -öffnung angeordnetes Gehäuse 66 auf. In der Wand des Gehäuses 66 ist eine Druckübertragungsöffnung oder -bohrung 67 zur Übertragung des Hydrauliköldrucks vorgesehen, der von der Ölpumpe zur Servolenkanlage geliefert wird, während eine andere Druck-

Übertragungsöffnung 68 in der Wand des Gehäuses 66 für die übertragung des im Maschinen-Ansaugverteiler herrschentäen Unterdrücke vorgesehen ist. Zwischen den

beiden Offnungen 67 und 68 im Gehäuse 66 ist ein durch eine Feder 69 belasteter Kolben 70 geführt, der unter dem Einfluß des Pumpen-Förderdrucks und des Ansaugverteilerdrucks lotrecht verschiebbar ist. Am unteren Ende des Kolbens 70 ist ein Nadelventil 71 zum Öffnen und Schließen der Hilfsleitung 52 (53) befestigt.

Je größer der Lenkwinkel ist, um so größer wird der Öldruck in der Servolenkanlage. In diesem Fall führt das Nadelventil 61 in der Strömungsdrossel 65 eine Rückziehbewegung unter weiter "öffnung der Hilfsleitung 52 (53) (d.h. der Verbindung zu dieser Leitung) durch, um damit die Spanne oder Toleranz der Drehzahldifferenz zwischen Vorder- und Hinterrädern 9 bzw. 16 zu vergrößern. Wenn andererseits bei normaler Geradeausfahrt des Fahrzeugs eine große Drehzahldifferenz zwischen Vorder- und Hinterrädern 9 bzw. 16 vorliegt, wird diese Spanne oder Toleranz der Drehzahldifferenz aufgehoben, und das erforderliche Drehmoment wird auf die Vorderräder 9 übertragen.

Weiterhin kann der im Ansaugverteiler herrschende, über die Druckübertragungsöffnung 68 zum Öffnen und Schließen der Hilfsleitung 52 (53) übertragene Unterdruck dazu benutzt werden, in Verknüpfungsbeziehung mit dem Maschinendrehmoment zu wirken, so daß die Antriebsart des Fahrzeugs in Abhängigkeit von den relativen Größen des Maschinendrehmoments und des Lenkwinkels zweckmäßig auf Vierradantrieb umgeschaltet

werden kann.
35

Es ist darauf hinzuweisen, daß die in der Strömungsdrossel 65 vorgesehene Feder 69 ziemlich stark sein

muß, weil ein sehr großer Unterschied zwischen dem Ansaugverteiler-Unterdruck und dem Servolenkung-Öldruck

besteht.
5

Zur Erzielung einer ähnlichen Wirkung, wie sie vorstehend beschrieben ist, können auch Mittel zur variablen Drosselung des Hydraulikölstroms durch die Hilfsleitungen 52 und 53 in Abhängigkeit von den Fahrbedingungen des Fahrzeugs eingesetzt werden. Beispielsweise kann der Hydraulikölstrom durch die Hilfsleitungen 52 und 53 in Abhängigkeit vom Bremsöldruck oder in Abhängigkeit davon, ob das "Gaspedal" losgelassen ist oder nicht, zweckmäßig gedrosselt werden. Weiterhin kann ° der Hydraulikölstrom durch die Hilfsleitungen 52 und 53 für Steuer- oder Regelzwecke in Abhängigkeit von der Fahrtgeschwindigkeit des Fahrzeugs, der Winkel(ausschlag) geschwindigkeit der Lenkung usw. zweckmäßig gedrosselt werden.
20

Im folgenden ist anhand von Fig. 10 eine siebte Ausführungsform der Erfindung beschrieben, bei welcher der von der Hydraulikpumpe oder Flügel(zellen)pumpe 20 gelieferte Hydrauliköldruck für die Vorbelastung der Flügel der Flügelpumpe 20 herangezogen wird.

Gemäß Fig. 10 ist die Hydraulik- oder Flügelpumpe 20 mit einer Anzahl von z.B. acht Radialschlitzen 80 in gleichen Umfangsabständen in der Außenumfangsflache 20c des Läufers 20a versehen. In jeden dieser Schlitze 80 ist ein Flügel 81 so eingesetzt, daß er in Gleitberührung mit der Innenumfangsflache 2Oe des Steuerkurvenrings 20b steht.

Bei dieser Ausführungsform werden die Flügel 81 der Flügelpumpe 20 durch eine als Flügel-Vorbelastungseinheit wirkende Hydrauliköl-Zufuhreinheit M normaler-

2*

3U1076

weise in Anlage an die Innenumfangsflache 20c des Steuerkurvenrings 20b gedrängt. Der Läufer 20a ist dabei, genauer gesagt, mit einer ringförmigen oder

umlaufenden Ausnehmung 83 versehen, die mit den Unterseiten (den in Radialrichtung inneren Enden) der Schlitze 80 und über eine Hydrauliköl-Leitung 84 mit einem Druck-Speicher 85 kommuniziert, der einen von einer Feder 85b beaufschlagten Kolben 85a enthält. Ein Rückschlagventil 86 mit einem schirmförmigen Ventilglied 86a ist in einer Leitung 84 angeordnet, die mit der Hydrauliköl-Förderleitung 41 verbunden ist.

Bei der beschriebenen Anordnung werden die Flügel 81 durch das im Speicher 85 gesammelte Hochdruck-Arbeitsöl in Gleitberührung mit der Innenumfangsfläche 2Oe des Steuerkurvenrings 20b gedrängt, wenn der Druck des Hydrauliköls aufgrund einer Verringerung der Drehzahldifferenz zwischen Läufer 20a und Steuerkurvenring 20b ^® abfällt und das Rückschlagventil 86 in seine Schließstellung gedrängt wird. Die Flügel 81 bleiben daher auch dann in Berührung mit der Innenumfangsfläche 2Oe des Steuerkurvenrings 20b, wenn die Relativdrehung zwischen Läufer 20a und Steuerkurvenring 20b als Folge eines Anhaltens des Fahrzeugs aufhört, so daß die Kupplungsfunktion der Flügelpumpe 20 in ausreichendem Maße erhalten bleibt.

Die erfindungsgemäße Kraftübertragungsvorrichtung ist 3® nicht nur" auf das Vierradantrieb-Fahrzeug gemäß Fig. 1, sondern beispielsweise auch auf ein anderes, in Fig. 11 dargestelltes Kraftfahrzeug mit Vierradantrieb anwendbar.

Gemäß Fig. 11, die einen Anwendungsfall einer achten Ausführungsform der Erfindung veranschaulicht, ist an eine Brennkraftmaschine 1, deren Kurbelwelle in Längs-

richtung des Fahrzeugs verläuft, ein Getriebe 2 angeflanscht, dessen Ausgangs- oder Antriebswelle 3 die Antriebskraft auf ein Antriebszahnrad 4 überträgt. Von letzterem wird die Antriebskraft über ein Abtriebszahnrad 5 auf eine zweite Antriebswelle 14 übertragen, welche ihrerseits die Antriebskraft auf ein Ausgleichgetriebe 17 für Hinterräder 16 überträgt, so daß letztere über den beschriebenen Kraftübertragungsstrang unmittelbar durch die Brennkraftmaschine 1 angetrieben werden. Andererseits wird die auf die zweite Antriebswelle 14 übertragene Antriebskraft mittels der erfindungsgemäßen Kraftübertragungsvorrichtung 13 auf eine erste Antriebswelle 11 und von hier zu einem AUS-gleichgetriebe 10 für Vorderräder 9 übertragen, so daß letztere über die Kraftübertragungsvorrichtung 13 durch die die Hinterräder 16 antreibende Antriebskraft indirekt antreibbar sind. Der Rotor oder Läufer 2 0a der Flügel(zellen)pumpe 20 (nicht dargestellt) ist mit der zweiten Antriebswelle 14 gekoppelt, auf welche die die Hinterräder 16 antreibende Antriebskraft vollständig bzw. unmittelbar übertragen wird, während der Steuerkurvenring 20b der Flügelpumpe 2 0 mit der die Antriebskraft auf die Vorderräder 9 übertragenden

^° ersten Antriebswelle 11 gekoppelt ist.

Bei der beschriebenen Anordnung wird eine vergleichsweise große Antriebskraft auf die Hinterräder 16 übertragen, an denen das Rutschgrenzendrehmoment aufgrund

^ der Verteilung eines größeren Anteils des Fahrzeuggewichts bei starker Beschleunigung groß wird. Die Leistung der Antriebsmaschine kann somit wirksam für ein ausgezeichnetes Beschleunigungsverhalten ausgenutzt werden. Da außerdem durch die Flügelpumpe 20 nur ein die Rutschgrenze (grip limit) übersteigender Maschinen-Drehmomentanteil, der zu einem Schlupf der Hinterräder führen würde, auf die Vorderräder 9 übertragen wird,

braucht die Drehmomentübertragungsleistung der Flügelpumpe 20 nicht sehr groß zu sein.

Da außerdem die Antriebskraft unter Begrenzung durch die Drehmomentübertragungsleistung der Flügelpumpe zu einem größeren Anteil auf die Hinterräder 16 als auf die Vorderräder 9 übertragen wird, kann die die Vorderräder 9 als die gelenkten Räder beaufschlagende Kraft auf einer ausreichenden Größe gehalten werden, bei welcher die Lenkbarkeit verbessert wird.

Im folgenden ist anhand der Fig. 12 bis 14 eine neunte Ausführungsform der Erfindung beschrieben, bei welcher die Flügel(zellen)pumpe durch eine Zahnradpumpe ersetzt ist.

Gemäß den Fig. 12 bis 14 umfaßt die Kraftübertragungsvorrichtung gemäß dieser Ausführungsform eine Zahnradpumpe 120 mit einem zugeordneten hydraulischen Steuerkreis 121.

Die Zahnradpumpe 120 umfaßt ein Gehäuse 122, in welchem zylindrische Ausnehmungen 122a, 122b und 122c ausgebildet sind. Ein erstes Ritzel oder Planetenrad 123, ein Sonnenrad 124 und ein zweites Ritzel oder Planetenrad 123, die miteinander kämmen, sind jeweils in diese Ausnehmungen 122a, 122b bzw. 122c eingesetzt, wobei die beiden Ritzel 123 und das einzige Sonnenrad 124 zwei Pumpen bilden. Am Außenumfang des Gehäuses 122 ist ein Zahnrad 125 zur Kraftübertragung auf eine erste, noch zu beschreibende Antriebswelle 143 angeformt.

In der einen Seitenwand des Gehäuses 122 sind mit der Zahnradpumpe 120 kommunizierende Schlitze 126, 127, 128 und 129 ausgebildet, und an derselben Seitenwand

ist ein Gehäuseteil 133 vorgesehen, in welchem mit diesen Schlitzen 126 - 129 in Verbindung stehende Hydrauliköl-Durchgänge oder -Leitungen ausgebildet sind. An der anderen Seitenwand des Gehäuses 122 ist ein erster Deckel 135 angebracht, während an der Außenseite des ersten Deckels 135 ein zweiter Deckel 136 vorgesehen ist. Der Gehäuseteil 133, der erste Deckel 135 und der zweite Deckel 136 sind sämtlich mittels Schraubbolzen 140 am Gehäuse 122 befestigt. An der Innenumfangsflache des Endabschnitts des zweiten Deckels 136 ist eine Keilverzahnung (Keilverzahnung-Schiebemuffe) 141 ausgebildet, über welche der zweite Deckel 136 mit der die Antriebskraft auf die Vorderräder 9 übertragenden ersten Antriebswelle 143 verbunden ist. Diese Antriebswelle 143 ist hohl ausgebildet und weist einen Zahnradteil 145 auf, der mit einem Ausgleichgetriebe 147 für die Vorderräder 9 verbunden ist, so daß die Antriebskraft von der ersten

Antriebswelle 143 auf die Vorderräder 9 übertragbar ist.

Eine zweite Antriebswelle 14 9 für die Antriebskraftübertragung auf die Hinterräder 16 erstreckt sich mit

Abstand durch die erste Antriebswelle 143, den ersten Deckel 135 und den zweiten Deckel 136. Diese zweite Antriebswelle 149 ist koaxial zur Drehachse des Sonrtenrads 124 angeordnet und mit letzerem gekoppelt. Lager 142 dienen zur drehbaren Lagerung von Zahnradpumpe

^ÖW usw. im Getriebegehäuse.

Die Arbeitsweise der Zahnradpumpe 120 entspricht weitgehend derjenigen der vorher beschriebenen Flügel(zellen)pumpe 20. Wenn eine relative Drehzahldifferenz zwischen erster und zweiter Antriebswelle 143 bzw. 149 auftritt, arbeiten das Sonnenrad 124 und die beiden Ritzel (Planetenräder) 123 als Zahnradpumpe. Wenn von

den Schlitzen 126 - 129 die als Förderschlitze dienenden Schlitze geschlossen sind, drehen sich Sonnenrad 124 und Ritzel 123 als Einheit, so daß das Gehäuse

'^J

122 in einheitlicher Beziehung mit dem Sonnenrad 124 umläuft.

Der hydraulische Steuerkreis 121 gemäß Fig. 14 umfaßt eine erste Hydrauliköl-Leitung 153 zur Herstellung einer Verbindung zwischen den Schlitzen 126 und 128 der Zahnradpumpe 120 sowie einer Verbindung zu einem Hydrauliköl-Vorratsbehälter 152 über ein erstes Rückschlagventil 150, eine zweite Leitung 156, die eine Verbindung zwischen den Schlitzen 127 und 129 der Zahn-

radpumpe 120 sowie über ein zweites Rückschlagventil 155 mit dem Vorratsbehälter 152 herstellt, ein erstes Druck-Entlastungsventil 157, das einen Hydraulikölstrom nur von der ersten Leitung 153 zur zweiten Leitung 156 zuläßt, sowie ein zweites Druck-Entlastungs-

ventil 158, das einen Hydraulikolstrom nur von der zweiten Leitung 156 zur ersten Leitung 153 zuläßt. Jedes der beiden Entlastungsventile 157 und 158 enthält ein Ventilglied 162, das durch eine Druckfeder 161 vorbelastet ist, welche den Druck bestimmt, unter welchem das Ventil in die Offenstellung drängbar ist. Diese beiden Entlastungsventile 157 und 158 bilden eine Strömungswähl- und Strömungsmengenregeleinrichtung.

^ Ersichtlicherweise sind Arbeitsweise und Wirkung der Kraftübertragungsvorrichtung mit der Zahnradpumpe 120 gemäß Fig. 12 bis 14 denjenigen bei der Kraftübertragungsvorrichtung mit der Flügelpumpe 20 äquivalent.

Mit den nachstehend zu beschreibenden Ausführungsformen soll ein kompakter Aufbau der Hydraulikpumpe erreicht werden. Eine noch zu beschreibende Hydraulikpumpeneinheit 213 enthält dabei sowohl eine Hydraulikpumpe

als auch einen hydraulischen Steuerkreis.

Im folgenden ist eine zehnte Ausführungsform der Erg

findung anhand der Fig. 15 bis 24 beschrieben.

Gemäß Fig. 16, welche die Anordnung eines Vierradantrieb-Fahrzeugs zeigt, auf das die Erfindung anwendbar ist, ist mit einer Brennkraftmaschine 201 mit quer 2ur Längsrichtung des Fahrzeugs liegender Kurbelwelle ein Getriebe 202 verbunden, dessen Ausgangs- oder Antriebswelle 203 die Antriebskraft auf ein Gegenzahnrad 204 überträgt. Von letzterem wird die Antriebskraft auf eine Hydraulikpumpeneinheit 213 über eine Zahnrad-

oder Getriebeeinheit 220a übertragen, die am Umfang der Hydraulikpumpeneinheit 213 angeformt ist. Von letzterer erfolgt die Antriebskraftübertragung auf eine zweite Antriebswelle 214 und sodann über ein Getriebe 215, welches die Kraftübertragungsrichtung

^w ändert, auf ein Ausgleichgetriebe 217 für den Antrieb von Hinterrädern 216.

Gemäß den Fig. 15 bis 17 umfaßt die Hydraulikpumpeneinheit 213 eine Hydraulikölpumpe in Form einer Flügel-

(zellen)pumpe 200 und einen zugeordneten hydraulischen

Steuerkreis 221. Die Flügelpumpe 200 besteht aus einem Rotor oder Läufer 219 und einem Steuerkurvenring 220. Letzterer ist über eine erste Antriebswelle 211 und ein Ausgleichgetriebe 210 mit Vorderrädern 209 ver- ° bunden. Der Läufer 219 ist mit der zweiten Antriebswelle 214 gekoppelt, welche die Antriebskraft auf die Hinterräder 216 überträgt.

Gemäß Fig. 19 weist der Läufer 219 der als Hydraulik-^ÖO ölpumpe wirkenden Flügelpumpe in einem Umfangsabschnitt 219a eine Anzahl von in Umfangsrichtung auf gleiche Abstände verteilten Flügelschlitzen 219b (bei der dar-

HO

gestellten Ausführungsform zehn Flügelschlitze) auf. Jeder Flügelschlitz 219b enthält einen Flügel 218, der mit einer Innenumfangsflache 22Od des Steuerkurvenrings 220 in Berührung steht. Die Zahl der Flügel 218 (bei der dargestellten Ausführungsform zehn Flügel) ist so gewählt, daß sie, wie noch zu beschreiben sein wird, kein ganzzahliges Vielfaches der Zahl der noch zu beschreibenden Pumpenkammern 236a - 236c beträgt, d.h. daß sie ein ganzzahliges Vielfaches dieser Pumpenkammer zahl plus eins beträgt.

Die Flügel(zellen)pumpe 200 liefert Hydrauliköl in einer ihrer Drehzahl proportionalen Menge. Genauer gesagt: die Flügelpumpe 200 erzeugt in den Pumpenkammern 236a - 236c Hydraulikdruck, wenn eine Relativdrehung zwischen Läufer 219 und Steuerkurvenring 220 vorliegt, d.h. wenn eine Relativdrehung zwischen erster und zweiter Antriebswelle 211 bzw. 214 vorhanden ist. Die Ar- ^ beitsweise dieser Flügelpumpe 200 ist derart, daß dann, wenn die Förderschlitze (Schlitze 222a - 224a oder 222b - 224b, die in Richtung der relativen Drehung zwischen Steuerkurvenring 220 und Flügeln 218 jeweils die vorderen oder vorlaufenden Schlitze darstellen) der Flügelpumpe 200 geschlossen sind, der Läufer 219 und der Steuerkurvenring 220 unter der Wirkung des statischen Drucks des Hydrauliköls als Einheit in Drehung versetzt werden.

Zu diesem Zweck besitzt die Innenumfangsflache des ° Steuerkurvenrings 220 eine angenähert dreieckige Form, bei welcher drei Förder- oder Pumpenkammern 236a - 236c nahe der Spitzen eines Dreiecks zwischen der Steuerkurvenring-Innenumfangsflache 22Od und dem Läufer 219 geformt werden. An den beiden Enden der einzelnen Pumpenkammern 236a - 236c sind (insgesamt) sechs Öffnungen oder Schlitze 222a, 222b, 223a, 223b, 224a und 224b so angeordnet, daß die in Richtung der Relativdrehung jeweils hinten liegenden oder nachlaufenden

Schlitze als Saugschlitze und die vorne liegenden bzw. vorlaufenden Schlitze als Förderschlitze wirken. Die jeweils dieselbe Funktion übernehmenden Schlitze 222a * 224a sind über eine zweite Hydrauliköl-Leitung 227 miteinander verbunden. Ebenso sind die gleichartigen Schlitze 222b - 224b über eine erste Hydrauliköl-Leitung 226 miteinander verbunden. Zwischen erster und zweiter Leitung 226 bzw. 227 ist ein Druck-Entlastungs ventil 233 angeordnet, das einen Hydraulikölstrom von der ersten Leitung 226 zur zweiten Leitung 227 zuläßt, wenn der Hydrauliköldruck eine vorbestimmte Größe über steigt. Weiter vorgesehen ist ein Druck-Entlastungs¹-ventil 231, das eine Strömung von der zweiten Leitung 227 zur ersten Leitung 226 zuläßt, wenn der Hydraulik-Öldruck eine vorbestimmte Größe übersteigt. Die beiden Leitungen 226 und 227 kommunizieren mit einem Hydrauliköl-Vorratsbehälter 230 über Rückschlagventile 228 bzw. 229, die eine Strömung nur vom Vorratsbehälter

230 her zulassen.

Aufgrund der beschriebenen Anordnung des hydraulischen Steuerkreises 221 beaufschlagt der Druck des von der Flügelpumpe 200 geförderten Hydrauliköls ständig die

Ventilglieder der Entlastungsventile 231 und 233, und der Vorratsbehälter 230 steht mit den Saugschlitzen der Flügelpumpe 200 unabhängig von der Richtung der Relativdrehung von Läufer 219 und Steuerkurvenring 220

in Verbindung.
30

Die Hydraulikpumpeneinheit 213 besitzt den in Fig. 15 dargestellten Aufbau und ist unter dem Getriebe 202 angeordnet.

^σ Im folgenden ist der Aufbau der Flügel(zellen)pumpe 200 im einzelnen erläutert.

Die Flügelpumpe 200 umfaßt den Läufer 219 und den Steuerkurvenring 220, einen an den Stirnflächen von

Läufer 219 und Steuerkurvenring 220 anliegenden Deckel 5

251, einen an den anderen Stirnflächen von Läufer und Steuerkurvenring 220 anliegenden Druckhalter und einen mittels eines Schraubbolzens 248 zusammen mit dem Deckel 251 und dem Druckhalter 241 am Steuerkurvenring 220 befestigten Flansch 245 zur Übertragung der Antriebskraft des Steuerkurvenrings 220.

Ein Pumpenkörper der Flügelpumpe 200 umfaßt den Steuerkurvenring 220, den Druckhalter 241, den Deckel 251 und den Flansch 245. Ein Gehäuse des Pumpenkörpers umfaßt den Druckhalter 241, den Deckel 251 und den Flansch 245.

Der Läufer 219 ist somit in einem durch den Steuerkurvenring 220, den Deckel 251 und den Druckhalter

241 festgelegten Innenraum angeordnet, so daß die beiden Stirnflächen des Läufers 219 mit den Stirnflächen von Deckel 251 und Druckhalter 241 in Berührung stehen.

^ Der Läufer 219 ist über eine Keilverzahnung 257 mit einer Hinterrad-Antriebswelle 243 verbunden, die materialeinheitlich oder einstückig mit der zweiten Antriebswelle 214 verbunden ist, so daß die Drehantriebskraft des Läufers 219 über die Antriebswelle

3® 243 eingespeist oder ausgegeben werden kann. Ein Ende der Hinterrad-Antriebswelle 243 ist in eine durchgehende Bohrung 251a im Zentrum des Deckels 251 eingesetzt. Zwischen die Antriebswelle 243 und die Bohrung 251a ist eine Lager-Büchse 252 eingesetzt, welche die Antriebswelle 243 zur Ermöglichung ihrer Drehung relativ zum Deckel 251 lagert und eine flüssigkeitssichere Abdichtung des Inneren des Deckels 251 herstellt.

Der Deckel 251 ist über ein Lager 259 drehbar mit einem Gehäuseteil 202a des Getriebes 202 verbunden.

Die Hinterrad-Antriebswelle 243 erstreckt sich über eine im Zentrum des Druckhalters 241 ausgebildete durchgehende Bohrung 241a nach außen. Zwischen die Bohrung 241a und die Antriebswelle 243 ist eine Lager~ Büchse 256 eingesetzt, welche den Druckhalter 241 zur Ermöglichung seiner Relativdrehung zur Antriebswelle 243 lagert und eine flüssigkeitssichere Abdichtung zum Inneren des Druckhalters 241 herstellt.

Der Druckhalter (pressure retainer) 241 ist über den

mittels eines Schraubbolzens 248 befestigten Flansch 24 5 und Lager 260a und 260b drehbar mit dem Gehauseteil 202a verbunden.

Der einen Teil des Pumpenkörpers bildende Deckel 2 51 weist eine Öffnung oder Bohrung in der Nähe des Drehmittelpunkts des Pumpenkörpers (bei der dargestellten Ausführungsform mit dem Zentrum der Hinterrad-Antriebswelle 243 fluchtend) und eine Ölbohrung 251b auf, die sich in Richtung der Mittellinie der Antriebswelle

zum Pumpenkörper erstreckt.

Die Ölbohrung 251b stellt somit an der Außenseite des Endes der Hinterrad-Antriebswelle 243 einen Teil der im Deckel 251 ausgebildeten durchgehenden Bohrung 2 51a

dar und erstreckt sich in Richtung auf die Hinterrad-Antriebswelle 243.

Ein außerhalb des Endes der Hinterrad-Antriebswelle 243 in der Ölbohrung 251b befindlicher Außenteil ist mit einem Filter in Form eines Nylon-Siebs oder -Maschengewebes o.dgl. und einem Magneten 255 zur Beseitigung von etwaigen Fremdkörpern in dem aus dem Ende der

HH -

Bohrung 251a austretenden Hydrauliköl versehen.

Die Anordnung umfaßt weiterhin einen Schwingungsdämpfer 242 und einen Schwingungsraum 246 zur Verringerung von Schwingung oder Pulsierung des geförderten Hydrauliköls.

Ein Außenumfangsteil des Druckhalters 241 erstreckt sich über den Außenumfang des Läufers 219 und das Ende der Flügel 218 bis zum Außenumfang des Steuerkurvenrings 220. Der Außenumfangsteil des Druckhalters ist mittels des Schraubbolzens 248 mit dem Steuerkurvenring 220, dem Flansch 245 und dem Deckel 251 zusammen

verspannt.

Wenn die Flügel(zellen)pumpe 200 in das Getriebe eingebaut wird, muß ihr Außendurchmesser so klein wie

möglich sein.
20

Um die Flügelpumpe 200 kompakt auszubilden, während der Schraubbolzen 248 zur Befestigung von Flansch und Steuerkurvenring 220 beibehalten wird, muß der Schraubbolzen 248 auf die in Fig. 19 gezeigte

Weise zur Innenumfangsflache 22Od des Steuerkurvenrings 220 hin versetzt werden. Diese Anordnung ist jedoch nicht günstig, weil - wie durch die strichpunktierten Linien in Fig. 19 angedeutet - die Berührungsfläche zwischen Druckhalter 241 und Steuerkurvenring 220 klein ist und der Verbindungsteil des Flansches 245 und des Steuerkurvenrings 220 eine Dreiflächenverbindung zusammen mit dem Druckhalter 241 darstellt, so daß sich eine verkleinerte Verbindungsfläche ergibt.

Indem jedoch auf vorstehend beschriebene Weise der Außenumfangsteil des Druckhalters 241 bis zum Außen-

3Α4Ί076

umfangsteil des Steuerkurvenrings 220 erweitert oder hochgezogen wird und Flansch 245 sowie Steuerkurvenring 220 mit dem Druckhalter 241 zusammen verspannt Verden, kann die Verbindungsfläche vergrößert werden, so daß die Bauteile unter Gewährleistung eines aus" reichend großen Seitendrucks stabil in ihrer Lage festgelegt sind. Auf diese Weise ist die Flügelpumpe 200 als kompakte Pumpe großer Leistung ausgebildet.

Gemäß Fig. 19 ist der Außenumfangsteil des Steuerkurvenrings 220 als Teil des Pumpenkörpers mit einem verzahnten Abschnitt oder Zahnradabschnitt 220 versehen, der gemäß Fig. Γ6 mit einem Gegenzahnrad 204 kämmt.

Die Drehantriebskraft (Antriebskraft der Vorderräder oder der Vorder- und Hinterräder) zum Pumpenkörper wird somit über das Gegenzahnrad 204 und den Zahnrad*

abschnitt 220a übertragen. Der Steuerkurvenring 220 besteht zur Verminderung des Reibungsabriebs durch die Flügel 218 aus einem verschleißfesten Werkstoff, wie Zementstahl.

Das mit dem Zahnradabschnitt 220a kämmende Gegenzahnrad 204 besteht ebenfalls aus einem Werkstoff, wie Zementstahl, und ist somit vor Verschleiß aufgrund des Eingriffs mit dem Gegenzahnrad 204 geschützt, was sich gegenüber dem Fall, in welchem der Verbindungen abschnitt aus einem anderen Werkstoff hergestellt ist, als vorteilhaft erweist.

Der Zahnradabschnitt 220a und der Steuerkurvenring müssen konzentrisch ausgebildet sein. Dies läßt sich ohne weiteres durch spanabhebende Bearbeitung der Zahn* räder nach Maßgabe der Innenumfangsflache 22Od des Steuerkurvenrings 220 erreichen. Durch Verwendung des

UL

Steuerkurvenrings 220 mit dem materialeinheitlich angeformten Zahnradabschnitt 220a kann auf eine Anzahl von Teilen verzichtet werden.
5

Obgleich beim Zahnradabschnitt 220a das geringfügige Problem besteht, daß er aus einem verschleißfesten Werkstoff gefertigt sein muß, kann er am Außenumfangsabschnitt des Deckels 251 oder des Druckhalters 241 ausgebildet sein.

Der Deckel 251 und der Druckhalter 241 bestehen aus Graugruß oder einem Sintererzeugnis und sind daher bezüglich der Verschleißfestigkeit problematisch. Wenn Deckel 251 und Druckhalter 241 aus Zementstahl o.dgl. hergestellt werden würden, ergäbe sich ein Problem bezüglich eines Pestfressens an der Gleitfläche für den Läufer 219.

Die obigen Probleme können jedoch dadurch ausgeschaltet werden, daß der Deckel 251 und der Druckhalter 241 aus einem verschleißfesten Werkstoff, wie Zementstahl, hergestellt und die Gleitflächen für den Läufer 219 einer Oberflächenbehandlung für verbesserte Schmierung unterworfen werden, wobei der Deckel 251 oder der Druckhalter 241 mit dem Umfangszahnkranz 220a als Antriebskraftübertragungsteil versehen werden kann.

Die Hydraulikpumpeneinheit 213 ist somit einfach und kompakt aufgebaut.

Weiterhin ist der Läufer 219 über eine Keilverzahnung 257 mit der Hinterrad-Antriebswelle 243 verbunden, so daß der Antriebskrafteingang und -ausgang des Läufers 219 über die Keilverzahnung 257 erfolgen kann.

Die Keilverzahnung 257 ist kürzer ausgebildet als die axiale Breite des Läufers 219 im Zentrum seiner Axial-

richtung, so daß die Antriebskraft von der Keilver" zahnung 2 57 und vom Läufer 219 ohne Verspannurtg des Läufers 219 gegen Druckhalter 241 oder Deckel 251 über- ° tragen werden kann.

Bei einer Flügel(zellen)pumpe mit einem Läufer 219 größerer Breite ist es schwierig, den Läufer 219 in genau senkrechter Stellung zur Hinterrad-Antriebswelle 243 zu montieren, so daß sich die Stirnflächen des Läufers 219 an Druckhalter 241 oder Deckel 251 festfressen können. Dies wird der Tatsache zugeschrieben, daß bei einer geringfügigen Schrägstellung des Laufers 219 eine örtlich begrenzte Kraft auf einen Teil der

¹^ Stirnflächen des Läufers 219 sowie des Druckhalters 241 oder des Deckels 251 einwirkt, wodurch ein Ölfilmabriß hervorgerufen wird.

Diese Erscheinung kann durch Verkleinerung der Breite (d.h. axiale Länge) der Keilverzahnung 257 vermieden werden.

Im folgenden sei unter Bezugnahme auf die Fig. 21a bis 21c angenommen, daß der Läufer 219 schief auf der Hinter rad-Antriebswelle 243 montiert ist, wobei ein Mindestzwischenraum oder -spiel zwischen dem Läufer 219 und dem Druckhalter 241 sowie dem Deckel 251 in Richtung der Achse des Läufers 219 vorhanden ist.

Bei der Drehung von Läufer 219 und Hinterrad-Antriebswelle 243 wird ein Drehmoment über die Punkte A und A¹ der Keilverzahnung 257 zum Läufer 219 übertragen. Eine auf die Punkte A und A¹ einwirkende kraft wirkt als unausgeglichene Kraft auf den Läufer 219, so daß dieser an den Stellen B und B¹ fest gegen den Druckhalter und den Deckel 251 angedrückt wird, was einen Abriß des Ölfilms und letztlich ein Festfressen zur Folge hat.

In Fig. 21a veranschaulichen die ausgezogenen Linien die Eingriffsverhältnisse für den Fall, daß der Läufer

219 schief auf die Hinterrad-Antriebswelle 243 aufge-5

setzt ist, während die strichpunktierten Linien die Verhältnisse für den Fall veranschaulichen, daß dies nicht zutrifft. Im nicht schiefen Zustand liegt eine Linienberührung zwischen Läufer 219 und Keilverzahnung 257 vor. Bei einer Schiefstellung ist dagegen eine Punktberührung an den Stellen A und A¹ vorhanden.

Durch Verkleinerung der Längsbreite oder Länge ü der Keilverzahnung 257 werden die Stellen A und A¹ näher zum Mittelpunkt dieser Breite verlagert, wobei sich ein verringertes Kräfteungleichgewicht ergibt und ein Festfressen verhindert wird.

Wenn der Läufer 219 gemäß Fig. 22 so mit der Keilverzahnung 257 verbunden ist, daß diese um eine Strecke ^ a vom Quermittelpunkt der Drehachse des Läufers 219 versetzt ist, so wirkt eine unausgeglichene Kraft F ein, die als Kraftmoment zu einer Schrägstellung des Läufers 219 führt, weil eben der Längsmittelpunkt der

Keilverzahnung 257 verschoben ist. 25

Dieses Problem kann dadurch gelöst werden, daß der Längsversatz a der Keilverzahnung 257 unter Aufhebung des den Läufer 219 schrägstellenden Kraftmoments auf Null reduziert und damit ein Festfressen des Läufers 21^%9 an Druckhalter 241 und Deckel 251 verhindert wird.

Die erwähnte unausgeglichene Kraft F wird auch durch Unwucht und Exentrizität des Läufers 219 selbst oder durch eine unausgeglichene Kraft hervorgerufen, die ³^ auf den Läufer 219 aufgrund von Hydraulikölleckage einwirkt.

Aus den oben beschriebenen Gründen ist die Keilverzahnung 257 kurz ausgebildet und im Quermittelpunkt

der Drehachse des Läufers 219 angeordnet, so daß das 5

erwähnte Festfressen verhindert werden kann.

Gemäß den Fig. 23a bis 23c kann der Eingriffspunkt zwischen Keilverzahnung 257 und Läufer 219 weiter zum Quermittelpunkt der Drehachse des Läufers 219 verlegt werden, indem der Läufer 219 in Querrichtung zu seiner Drehachse ballig ausgebildet wird.

In dem die Keilverzahnung 257 so ausgebildet wird, daß ein Längsmittelbereich derselben auf die in den Fig. ^ 23b und 23c gezeigte Weise konvex geformt ist, werden die Eingriffsstellen A und A¹ zwischen Keilverzahnung 257 und Läufer 219 mehr zum Quermittelpunkt der Drehachse des Läufers 219 verlegt, wodurch der aufgrund einer Schrägstellung des Läufers 219 zur Hinterrad-Antriebswelle 243 auf Druckhalter 241 und Deckel 251 ausgeübte Druck verringert wird.

Aufgrund der beschriebenen Ausgestaltung kann außer-¹ dem der konvex ausgebildete Teil im Längsmittelber.eich

der Keilverzahnung 2 57 über die gesamte Fläche mit dem Läufer 219 in Eingriff stehen, wodurch die Flächendruckverteilung der Keilverzahnung 257 verbessert wird. Die erwähnte Form der Keilverzahnung 257 wird mittels¹ einer handelsüblichen Maschine (als "ROTEFLOW" be-

^ow zeichnet) ausgebildet. Die Keilverzahnung 257 kann auch mittels einer speziellen Wälzfräsmaschine unter Einstellung von deren Vorschubgeschwindigkeit mit der erwähnten Form ausgebildet werden.

3$ Die erwähnte Balligkeit der Keilverzahnung 257 ist so*· wohl auf eine nicht verkürzte als auch auf eine, wie beschrieben, verkürzte Keilverzahnung 257 anwendbar.

Im folgenden ist der hydraulische Steuerkreis näher erläutert.

Gemäß Fig. 15 ist ein der durchgehenden Bohrung 251a gegenüberstehender Gehäuseteil 202a des Getriebes mit einer Ölführung 253 versehen, die etwa die Form eines längs seiner Diagonale in zwei Hälften geteilten Würfels besitzt, wobei sich das eine Ende in die Bohrung 251a erstreckt und wobei die Ölführung das längs einer Innenwand des Gehäuseteils 202a herabfließende Hydrauliköl sammelt und in die Bohrung 251a abgibt.

Der Deckel 251 ist mit einer Hydrauliköl-Zufuhrstrecke 235 versehen, die vom Ende der Hinterrad-Antriebswelle 243 zur Bohrung 251a verläuft und an der Seite des Läufers 219 schräg aufwärts zum Außenumfang des Deckels 251 geführt ist und damit mit dem hydraulischen Steuerkreis 221 in Verbindung steht.
20

In einem Verbindungsteil oder Übergangsteil zwischen Zufuhrstrecke 235 und Steuerkreis 221 befindet sich eine Verbindungsleitung 235a, die vom Ende der Zufuhrstrecke 235 zur Bohrung 251a führt und an einer in die Bohrung 251a eingesetzten Büchse 252 mündet, wobei am Ende der Verbindungsleitung 235a ein ein Rückschlagventil 229 bildendes kugelförmiges Ventilglied 229a vorgesehen ist.

Die beschriebene Anordnung ermöglicht die Hydraulikölzufuhr von der Zufuhrstrecke 235 über einen Einsetzteil der Büchse 252 in der Bohrung 251a zum Steuerkurvenring 220 bei gleichzeitiger Verhinderung eines Hydrauliköl-Rückstroms vom Steuerkurvenring 220.

An einer anderen Stelle sind an der durchgehenden Bohrung 251a weiterhin eine Hydrauliköl-Zufuhrstrecke 235', eine Verbindungsleitung 235'a und ein Rückschlag-

3A41C76

j ventil 228 mit derselben Ausbildung wie die Teile 235, 235a und 229 vorgesehen (vgl. auch Fig. 17 und 20).

Im Deckel 251 ist der hydraulische Steuerkreis 221 auf die in Fig. 20 in den Schnittansichten a und b dargestellte Weise ausgebildet.

Dabei ist die erste Hydrauliköl-Leitung 22 6 vorgesehen, welche die je nach der Richtung der relativen Drehung zwischen Läufer 219 und Steuerkurvenring 220 gleichzeitig als Förder- oder Saugschlitze wirkenden Schlitze 222b - 224b, einen Endabschnitt 233a des Entlastüngsventils 233 und einen Endabschnitt 23lb des Entlastungsventils 231 verbindet und über die Verbindungsleitung 235a sowie die Zufuhrstrecke 235 mit der Bohrung 251a kommuniziert.

Fig. 20 veranschaulicht auch die Hydrauliköl-Zufuhr-* strecke 235' und die Verbindungsleitung 235'ä, die mit dem Schlitz 222a und der durchgehenden Bohrung 2 51ä kommunizieren.

Der Druckhalter 241 enthält andererseits die zweite Hydrauliköl-Leitung 227, welche die Schlitze 222a 224a, einen Endabschnitt 233b des Entlastungsventils 233 und einen Endabschnitt 231a des Entlastungsventils 231 verbindet, wie dies im Schnitt c (Druckhalterteil) und im Schnitt b gemäß Fig. 20 dargestellt ist. Die zweite Leitung 227 kommuniziert über den Schlitz 222a und die Pumpenkammer 236a im Steuerkurvenring 220 mit der Verbindungsleitung 235'a, der Zufuhrstrecke 235' und der durchgehenden Bohrung 251a.

Die beiden Leitungen 226 und 227 sind über die Entlastungsventile 231 bzw. 233 vom Deckel 251 über den Steuerkurvenring 220 mit dem Druckhalter 241 verbunden.

Im Entlastungsventil 231 wird ein im Endabschnitt 231a angeordnetes kugelförmiges Ventilglied von einer Feder

232 beauf sch-1 agt, so daß Hydrauliköl nur dann von der 5

zweiten Leitung 227 zur ersten Leitung 226 fließen kann, wenn der Hydrauliköldruck eine vorbestimmte Größe übersteigt.

Im Entlastungsventil 233 wird ein im Endabschnitt 233a

vorgesehenes kugelförmiges Ventilglied von einer Feder 234 beaufschlagt, so daß Hydraulikflüssigkeit von der ersten Leitung 226 zur zweiten Leitung 227 nur dann fließen kann, wenn der Hydrauliköldruck eine vorbestimmte Größe übersteigt.

Die oben beschriebene Anordnung bildet einen in Fig. 17 gezeigten Hydraulikkreis. Hydrauliköl wird in solcher Menge in den unteren Bereich des Gehäuseteils 202a des Getriebes 202 eingeführt, daß die untere Hälfte der Hydraulikpumpe 213 in das Hydrauliköl eintaucht. Bei der Drehung des Steuerkurvenrings 220 wird Hydrauliköl zur Schmierung der Teile umhergeschleudert und über die Bohrung 251a in die Flügel(zellen)pumpe 200 eingeführt. Das Hydrauliköl fließt dabei an einer Wand-

fläche des Gehäuseteils 202a entlang zu einer Olführung 253, durch welche es gesammelt und von ihrem Ende in die durchgehende Bohrung 251a abgegeben wird.

Weiterhin wird Hydrauliköl über die Zufuhrstrecken 235 und 235' sowie die Verbindungsleitungen 235a und 235'a zur ersten Leitung 226, zum Schlitz 222a und zur Büchse 252 geleitet.

Da das Hydrauliköl durch die Olführung 253 aufgefangen oder gesammelt wird, kann die durchgehende Bohrung 251a ständig mit Hydrauliköl beschickt werden, auch wenn der Hydraulikölspiegel unterhalb der Bohrung 251a liegt.

Da die Hydrauliköl-Zufuhrstrecken 235 und 235' schräggestellt sind, kann eine ausreichend große Menge des

Hydrauliköls durch Fliehkraftwirkung in die den hydrau-5

lischen Steuerkreis 221 bildende erste HydraulikÖl-Leitung 226 geliefert werden.

Bei der Drehung der Anordnung wird durch die Bohrung 251a unter Fliehkraftwirkung Hydrauliköl angesaugt, wobei ein Lufteintritt in den Mittelbereich des Endes der Bohrung 251a und in das Hydrauliköl verhindert wird.

Sodann wird Hydrauliköl zur ersten Leitung 226, zum Schlitz 222a und zur Keilverzahnung 2'57 zugeführt und dabei durch die Rückschlagventile 228 und 229 an einer Rückströmung gehindert.

Das Hydrauliköl wird über die erste Leitung 226 im ^^u Deckel 251 zu den Schlitzen 222b - 224b und zum End¹-abschnitt 233a des Entlastungsventils 233 oder über den Schlitz 222a und die zweite Leitung 227 zu den Schlitzen 223a und 224a und zum Endabschnitt 23la des Entlastungsventils 231 geleitet.

Das über die erste Leitung 226 oder die zweite Leitung 227 zugeführte Hydrauliköl wird in den Pumpenkammern 236a - 236c aufgrund der Relativdrehung zwischen Läufer 219 und Steuerkurvenring 220 unter Druck gesetzt und dann zur zweiten Leitung 227 bzw. zur ersten Leitung 226 geliefert.

Die zweite Hydrauliköl-Leitung 227 besteht aus einer Ringnut in der Außenumfangsflache des Druckhalters und der Innenumfangsflache des am Außenumfang des Druckhalters 241 anliegenden Flansches 245.

Bisher wurde eine derartige Hydrauliköl-Leitung bzw. ein -Durchgang in aufwendiger Weise dadurch hergestellt, daß tiefe Bohrungen in verschiedene Richtungen vorgetrieben, diese Bohrungen miteinander verbunden und in die betreffenden Bohrungen Verschlußstopfen eingesetzt wurden. Bei der vorstehend beschriebenen Anordnung gemäß der Erfindung ist dagegen die Ausbildung der Hydrauliköl-Leitung wesentlich vereinfacht.

Die Zahl der Flügel 218 ist als ganze Zahl festgelegt, die kein ganzzahliges Vielfaches der Zahl der Pumpenkammern 236a - 236c darstellt, so daß sich unterschiedliche Phasen der Druckänderung des von den

'

einzelnen Förderschlitzen gelieferten Hydrauliköls

ergeben (vgl. Fig. 27b bis 27d). Infolgedessen ergibt sich kein verstärktes Pulsieren oder Schwingen des Hydrauliköldrucks in erster oder zweiter Hydrauliköl-Leitung 226 bzw. 227, in denen diese Drücke Pl, P2 und "^ P3 des geförderten Hydrauliköls miteinander vereinigt werden.

Gemäß Fig. 27a wird mithin eine Änderungsbreite H2 aufgrund des Pulsierens eines Hydraulikdrucks Po in erster oder zweiter Leitung 226 bzw. 227 unter jede Anderungsbreite H2 der Drücke Pl, P2 und P3 des geförderten Hydrauliköls unterdrückt.

Im folgenden ist ein Hydraulikkreis zum Hochdrücken der Pumpen-Flügel 218 beschrieben.

Gemäß den Fig. 24a bis 24c bilden der Druckhalter 241, der Deckel 251 und der Läufer 219 einen Flügel- oder Ventilhub-Hydraulikkreis 250.

Im Läufer 219 ist eine Ventilhub-Hydrauliköl-Leitung 250a durch den Läufer 219 zu bzw. an seinen beiden

Seiten an einem Endabschnitt eines einen Flügel 218 aufnehmenden Flügel-Schlitzes 219 vorgesehen. Durch Anlegung von Hydrauliköldruck an diese Leitung 2 50a wird der Flügel 218 so hochgedrückt, daß sein (äußeres) Ende zwangsweise in Anlage an die Innenumfangsflache des Steuerkurvenrings 220 gebracht und damit die Druckerzeugung in den Pumpenkairanern 236a - 236c gewährleistet wird.

Die genannte Leitung 250a ist mit Ringausnehmungen 2 5Cb und 250c an den beiden Enden oder Stirnseiten des Läufers 219 verbunden, und der Druckhalter 241 ist mit einer Verbindungsleitung 25Od versehen, die an einer der Ringausnehmung 250b gegenüberstehenden Stelle mündet.

Der Deckel 251 weist eine Verbindungsleitung 25Oe auf, die an einer der Ringausnehmung 250c gegenüberstehenden

Stelle mündet. Die Verbindungsleitungen 2 5Od und 25Oe

verlaufen schräg aufwärts von den Ringausnehmungen 2 50b bzw. 250c zu erster bzw. zweiter Hydrauliköl-Leitung 227 bzw. 226 unter Zwischenschaltung von Rückschlagventilen 25Of bzw. 250g.
25

Da die Rückschlagventile 25Of und 250g kugelförmige Ventilglieder enthalten und sich die Verbindungslei*- tungen 25Od und 25Oe in Richtung auf den Außenumfang erstrecken, werden die betreffenden Ventilglieder unter der bei der Drehung von Druckhalter 241 und Deckel erzeugten Fliehkraft gegen den betreffenden Sitz gedrückt und damit normalerweise im Schließzustahd gehalten.

Hierdurch wird gewährleistet, daß die Ventilhub-Leitung 250a mit dem jeweils höheren Hydraulikdruck von erster oder zweiter Leitung 226 bzw. 227 beaufschlagt wird.

Je nach der- Richtung der Relativdrehung von Steuerkurvenring 220 und Läufer 219 wird daher entweder die erste oder die .zweite Hydraulikleitung 226 bzw. 227 zur Ansaugseite und die jeweils andere Leitung zur Förderseite. Die genannte Leitung 250a wird jedoch stets mit dem Hydrauliköldruck von der ersten oder der zweiten Leitung 226 bzw. 227 beaufschlagt, und der Flügel 218 wird daher stets an die Innenumfangsflache 220d des Steuerkurvenrings 220 angedrückt, unabhängig davon, ob sich die Vorderräder oder die Hinterräder schneller drehen. In den Endabschnitt des den Flügel 218 aufnehmenden Schlitzes 219b kann ein elastisches Element, etwa eine Feder, eingesetzt sein.

Nachstehend ist die Arbeitsweise der Kraftübertragungsvorrichtung mit dem vorstehend beschriebenen Aufbau erläutert.

Bei normaler Geradeausfahrt des Fahrzeugs sind die effektiven Radien der Reifen von Vorderrädern 209 und Hinterrädern 216 jeweils gleich groß, wobei der Schlupf der sich drehenden Reifen ziemlich klein ist. Unter diesen Bedingungen ergibt sich kein Drehzahlunterschied zwischen erster Antriebswelle 211 und zweiter Antriebswelle 214, die mit der Hydraulikpumpeneinheit 213 verbunden ist. Dementsprechend wird kein Drucköl von der Flügel(zellen)pumpe 200 geliefert, und es wird auch keine Antriebskraft auf die Hinterräder 216 über-

i~

tragen. Das Fahrzeug wird daher mit ausschließlichem Vorderradantrieb nur durch die Vorderräder 209 angetrieben .

Wenn das Fahrzeug jedoch bei Geradeausfahrt beispielsweise beschleunigt wird, tritt normalerweise an den Vorderrädern 209 ein an sich nicht nennenswerter Schlupf von weniger als etwa 1 % auf. Aufgrund dieses Schlupfs

5?

der Vorderräder 209 entsteht eine Drehzahldiffeirenz zwischen erster und zweiter Antriebswelle 211 bzw. 214.

In diesem Fall wird die Flügelpumpe 200 zur Erzeugung eines Drucks entsprechend der genannten Drehzahldifferenz aktiviert. Der Läufer 219 und der Steuerkurvenring 220 drehen sich gemeinsam, und die dem erzeugten Druck sowie der Druckbeaufschlagungsfläche der Flügel entsprechende Antriebskraft wird zur Einleitung der Vierradantrieb-Betriebsart auf die Hinterräder 216 übertragen.

Die Strömung des Hydrauliköls in der Flügelpumpe 200 ist für diesen Fall in Fig. 18a dargestellt. Aus Fig. 18a geht hervor, daß aufgrund der Drehung des Rotors 219 relativ zum Steuerkurvenring 220 die Schlitze 222b - 224b als Saugschlitze wirken, wobei das HydraulikÖl aus dem Vorratsbehälter 230 über das Rückschlagventil 229 in die Saugschlitze 222b - 224b eingesaugt wird. Die Schlitze 222a - 224a wirken dabei als Förderschlitze. Infolgedessen wird HydraulikÖl über die erste Leitung 226 gefördert und gleichzeitig über die zweite Leitung 227 zum Entlastungsventil 231 geführt.

In Fig. 18a stehen die ausgezogenen Pfeillinien für die Fließrichtung des geförderten Hydrauliköls und die gestrichelten Pfeillinien für die Fließrichtung des angesaugten Hydrauliköls.

Es sei angenommen, daß die Drehzahl der Vorderräder 209 im Vergleich zu derjenigen der Hinterräder 216 stark ansteigt, wenn das Fahrzeug beispielsweise auf einer schneebedeckten Fahrbahn fährt oder plötzlich beschleunigt oder abgebremst wird, was zu einem Blockieren oder Durchrutschen der Hinterräder 216 führt. In die^u sem Fall wird die Drehzahldifferenz zwischen erster

und zweiter Antriebswelle 211 bzw. 214 (mit der Hydraulikpumpeneinheit 213 verbunden) sehr groß. Infolgedessen wird in der Flügel(zellen)pumpe 200 ein hoher Druck erzeugt-, wobei das Hydraulikdrucköl in den in Fig. 18a angegebenen Richtungen strömt. Wenn der Öldruck eine vorbestimmte Größe übersteigt, öffnet das Druck-Entlastungsventil 231 gegen die Kraft der Feder 234, wobei der Druck des geförderten Hydrauliköls auf ^ eine praktisch konstante Größe eingestellt wird. Demzufolge wird eine konstante Antriebskraft entsprechend dem geregelten Druck des geförderten Hydrauliköls auf die Hinterräder 216 übertragen, so daß ein Übergang

auf Vierradantrieb erfolgt.
15

Aus diesem Grund verringert sich die Drehzahl der Vorderräder 209, während die Drehzahl der Hinterräder zunimmt, "so daß sich die Drehzahldifferenz zwischen Vorder- und Hinterrädern 209 bzw. 216 verringert. (Diese Wirkung entspricht derjenigen eines sogenannten Sperrdifferentials bzw. eines Ausgleichsgetriebes mit begrenztem Schlupf.) Wenn somit an den Vorderrädern 209 Schlupf auftritt, wird das Antriebsdrehmoment für die Hinterräder 216 vergrößert, um eine Störung des Fahrzustands zu verhindern, während dann, wenn die Hinterräder 216 zu einem Blockieren neigen, das Bremsdrehmoment für die Vorderräder 209 vergrößert wird, um ein solches Blockieren zu verhindern.

Weiterhin- sei der Fall angenommen, in welchem die Drehzahl der Hinterräder 216 im Vergleich zu derjenigen der Vorderräder 209 sehr hoch ist, beispielsweise dann, wenn die Vorderräder 209 aufgrund der Bremsbetätigung zum Blockieren neigen. In diesem Fall tiitt eine sehr große Drehzahldifferenz entgegengesetzt zur vorher genannten Richtung zwischen erster und zweiter, mit Hydraulikölpumpeneinheit 213 verbundener Welle 211 bzw. 214 auf.

S3

Das Hydrauliköl strömt somit in der Flügelpumpe 2Ö0 entgegengesetzt zu der in Fig. 18a angegebenen Richtung. Aus Fig. 18b ist ersichtlich, daß die Schlitze 222a - 224a als Saugschlitze wirken und das Hydraulik¹¹ öl aus dem Vorratsbehälter 230 über das Rückschlags ventil 228 in die Schlitze 222a - 224a eingesaugt wird, während die Schlitze 222b - 224b andererseits als Förderschlitze wirken. Das Hydrauliköl wird daher über die zweite Hydrauliköl-Leitung 227 gefördert und gleichzeitig über die erste Leitung 226 zum Entlastungsventil 233 geführt. Da der Druck dieses Hydrauliköls durch das Entlastungsventil 233 konstant gehalten wird» wird eine entsprechend konstante Antriebskraft auf die Hinterräder 216 übertragen, um den Übergang auf Vier*· radantrieb einzuleiten. Infolgedessen wird das auf die Hinterräder 216 wirkende Bremsdrehmoment vergrößert, so daß ein Blockieren der Vorderräder 209 verhindert

wird.
20

Wenn das Fahrzeug eine Kurve normal durchfährt, ist die Drehzahl der Vorderräder 209 geringfügig größer als diejenige der Hinterräder 216, und das Fahrzeug durchfährt die Kurve mit Vierradantrieb, wobei das ° Br ems drehmoment auf die Vorderräder 209, das Antriebs*· drehmoment auf die Hinterräder 216 wirkt.

Auf die beschriebene Weise wird der Förderdruck des H^drauliköls durch die Entlastungsventile 231 und

"^ in der Hydraulikpumpeneinheit 213 so geregelt, daß er eine konstante Größe nicht übersteigt. Im Gegensatz zur bisherigen Konstruktion, bei welcher der Fahrer bei einem Fahrzeug mit wahlweise einschaltbarem Vier^k radantrieb auf diese Antriebsart umschalten muß/ kann das Umschalten zwischen Vierradantrieb und Zweiradantrieb erfindungsgemäß automatisch erfolgen, und die Vierradantriebs-Betriebsart wird dabei durch die An-

LO

triebskraft entsprechend der Drehzahldifferenz zwischen Vordc-r- und Hinterrädern eingeführt.

-

Im Vergleich zu dem bei einem bisherigen Fahrzeug mit Dauer-Vierradantrieb vorgesehenen Zwischenausgleichgetriebe ist die erfindungsgemäß verwendete Hydraulikölpumpe 213 klein, gedrängt und leicht gebaut, was entsprechend geringere Fertigungskosten bedingt.

Fig.' 25 veranschaulicht eine elfte Ausführungsform der Erfindung, bei welcher sich die Anordnung der Hydrauliköl-Zufuhrstrecken 235 und 235' von derjenigen bei der vorher beschriebenen zehnten Ausführungsform unterscheidet.

Bei der Ausführungsform gemäß Fig. 2 5 erstrecken sich diese Zufuhrstrecken 235 und 235' schräg auswärts zum Außenumfang des Läufers 219 im Deckel 251 bis zur ^ ersten Hydrauliköl-Leitung 226. Bei der Drehung des

Deckels 251 wird somit eine Fliehkraft erzeugt, wobei eine ausreichende Hydraulikölmenge zur ersten Leitung 226 und zum Schlitz 222a gefördert wird. Da diese Anordnung ähnlich arbeitet wie ein Zentrifugalscheider, ^° sammelt sich Luft im Zentrum der durchgehenden Bohrung 251a, so daß die Luft nicht in die Zufuhrstrecken 235 und 235' angesaugt wird.

In Fig. 26 ist eine zwölfte Ausführungsform der Erfindung'dargestellt, bei welcher sich die Rydrauliköl-Zufuhrstrecken 235 und 235' wiederum von denen bei der zehnten Ausführungsform unterscheiden.

Bei der Ausführungsform gemäß Fig. 26 ist der Endabschnitt der Hinterrad-Antriebswelle 243 mit einer Hydrauliköl-Zufuhrstrecke 235" versehen, die am Endabschnitt mündet und sich zur Lage der ersten Hydraulik-

LA

Öl-Leitung 226 erstreckt; weiterhin ist eine Verbindungsleitung 235"a vorgesehen, welche die Zufuhr-¹· strecke 235" mit der ersten Leitung 226 verbindet.. Bei der Drehung der Hinterrad-Antriebswelle 243 Wird daher eine Fliehkraft erzeugt, durch welche eine aufe^· reichend große Hydraulikölmenge in die erste Leitung 226 gefördert wird.

*O Die Lager-Büchse 252 erstreckt sich dabei nicht zur Öffnung oder Mündung der Verbindungsleitung 235"a in der Urafangsflache der Antriebswelle 243, und zwischen der Keilverzahnung 257 und der Stirnfläche der Buchse 252 ist ein ringförmiger Hydrauliköl^Durchgang ausge^ bildet, über den zusätzlich zur ersten Leitung 226 Hydrauliköl zum Schlitz 222a gefördert werden kann. Die Keilverzahnung 257 und die Büchse 252 werden ebenfalls mit Hydrauliköl als Schmiermittel beschickt.

In den Fig. 28 und 29 ist eine dreizehnte Ausf ührungs*· form der Erfindung dargestellt, bei welcher sich der Aufbau des Druckhalters 241 von dem bei der zehnten Ausführungsform verwendeten unterscheidet. Dabei sind den vorher beschriebenen Teilen entsprechende Teile mit denselben Bezugsziffern wie vorher bezeichnet und daher nicht mehr im einzelnen erläutert.

Die Hinterrad-Antriebswelle 243 erstreckt sich auswärts durch eine durchgehende Bohrung 34 5b im Zentrum eines Flansches 345 als Plattenhalter. Ein Druckhalter 341 als Druck- oder Andruckplatte ist zwischen der Innenwandfläche des Flansches 345 an der Seite des Läufers 219 und der Stirnfläche des Läufers 219 änge·*· ordnet. Der Druckhalter 341 umfaßt einen Abschnitt 341b eines großen Durchmessers, welcher den Durchmesser des Läufers 219 geringfügig übersteigt, und einen Abschnitt 341c eines kleinen Durchmessers, der

geringfügig kleiner ist als der Durchmesser einer durchgehenden Bohrung 345b des Flansches 34 5.

Der Druckhalter 341 ist am Flansch 345 so angeordnet, daß sein weiterer Abschnitt 341b in eine im Flansch 345 ausgebildete Ausnehmung 345 eingesetzt ist und sein dünnerer Abschnitt 341c in die durchgehende Bohrung 345b hineinragt. Zwischen den weiteren Abschnitt 341b des Druckhalters 341 und die Ausnehmung 345a des Flansches 345 ist ein O-Ring 358c eingesetzt, während ein weiterer O-Ring 358b zwischen den dünneren Abschnitt 341c und die Bohrung 345b eingesetzt ist.

^ Der Druckhalter 341 ist an der Hinterrad-Antriebswelle 24 3 so angeordnet, daß eine zwischen der durchgehenden Bohrung 34la und der Antriebswelle 243 angeordnete Lager-Büchse 256 eine Axialverschiebung des Druckhalters 341 relativ zur Antriebswelle 243 und seine ^O Drehung relativ zu ihr erlaubt.

Der Druckhalter 341 ist somit in Axialrichtung zur Hinterrad-Antriebswelle 243 und relativ zum Flansch 34 5 so bewegbar oder verschiebbar, daß seine läuferseitige Stirnfläche in die Innenumfangsflache des Steuerkurvenrings 220 eintreten kann. Außerdem ist der Druckhalter 341 zusammen mit dem einen Teil des Pumpenkörpers bildenden Flansch 345 drehbar; im Druckhalter 341 ist durch die Innenwandfläche der Ausnehmung ³^ 34 5a und die Stirnfläche des weiteren Abschnitts 341b zur Seite des Abschnitts 341c mit dem kleineren Durchmesser hin eine Hydrauliköl-Kammer 361 ausgebildet.

Der in der Kammer 361 herrschende Druck wird durch O-Ringe 358c und 358b aufrechterhalten, und der Druck in den Pumpenkammern 236a - 236c wird durch den Druckhalter 341 und den O-Ring 358c aufrechterhalten. Gemäß

Fig. 29 ist der Druckhalter 341 mit einer Hydrauliköl-Leitung 350h zur Einstellung des Seitenspiels öder

-abstands versehen, welche die Ventilhub-Leitung 250ä 5

mit der Hydrauliköl-Kammer 361 verbindet. Auf diese Weise kann das von den Pumpenkammern 236a - 236c zur Ventilhub-Leitung 250a gelieferte Druckmittel zur Kammer 361 übertragen werden.

Das von der Flügelpumpe 200 gelieferte Druckmittel liefert den Druck zum Andrücken des Druckhalters gegen den Läufer 219, so daß sich der Druckhalter 341 in Axialrichtung der Hinterrad-Antriebswelle 243 verschiebt und damit automatisch den Seitenabstand oder das Seitenspiel zwischen der Stirnfläche des Druckhalters 341 und derjenigen des Läufers 219 einstellt» In der Hydrauliköl-Kammer 361 ist eine Feder 362 angeordnet, die ein erforderliches Seitenspiel auch dann aufrechterhält, wenn in der Flügelpumpe 2 00 keine Relativdrehung zwischen Läufer 219 und Steuerkurvehring 220 vorliegt und der Druck des von den Pumpenkammern 236a - 236c gelieferten Hydrauliköls niedrig ist, so daß der Druck dieses Hydrauliköls beim Anlaufen der Flügelpumpe 200 aufrechterhalten wird. 25

Gemäß den Fig. 30 und 31 ist weiterhin an der in Radial richtung inneren Kantenlinie des bzw. jedes Flügel-Schlitzes 219b des Läufers 219 eine Abschrägung oder Auskehlung 219c vorgesehen. Letztere verhindert einen

Abriß des Ölfilms an der Kante des Schlitzes 219b, der zu einem Festfressen zwischen den Stirnflächen von Läufer 219 und Druckhalter 341 führen würde. Die Abschrägung 219c verläuft innerhalb der Innenumfangsflache des Läufers 219 und erreicht nicht die durch den Flansch 345 gebildeten Schlitze 222a - 222c, 223a - 223c. Hierdurch wird ein Austritt von Druckmittel aus der Ventilhub-Leitung 250a zu den Saugschlitzen, d.h. den Schlitzen 222a - 222c bzw. 223a -

3U1076

223c, verhindert.

Da die bei der erfindungsgemäßen Kraftubertragungsvor-

richtung verwendete Flügel(zellen)pumpe in Abhängigkeit von der Drehzahldifferenz zwischen Läufer und Steuerkurvenring angetrieben wird, ist ihr Drehzahlbereich niedriger als bei herkömmlichen Flügel(zellen)-pumpen, während sie gleichzeitig kompakt gebaut sein und eine große Drehmomentübertragungsleistung besitzen soll. Die erfindungsgemäß verwendete Flügelpumpe muß daher eine möglichst große Hubgröße für die Flügel und zahlreiche Schlitze aufweisen. Wenn jedoch für die Anwendung einer bisherigen Flügelpumpe

bei der Erfindung einfach die Hubgröße der Flügel vergrößert wird, wirkt auf jeden Flügel ein Biegemoment aufgrund des hohen, die Seitenfläche jedes Flügels in dessen Drehrichtung beaufschlagenden Hydraulikdrucks ein, so daß der Flügel "kippen" und damit zeitweilig

im Läufer festklemmen kann. Wenn sich in diesem Fall

der Läufer aufgrund einer Druckänderung des zugeführten Hydrauliköls oder eines durch Fertigung oder Montage bedingten Spiels exzentrisch dreht, entsteht in nachteiliger Weise ein Spalt zwischen dem Ende des betreffenden Flügels und der Innenumfangsflache des Steuerkurvenrings, was einen Ölaustritt oder einen Druckabfall zur Folge hat. Ein solcher Fehler macht sich besonders bei der erfindungsgemäß verwendeten Flügelpumpe bemerkbar, die in einem niedrigeren Dreh- ° zahlbereich betrieben wird.

Zur Lösung der geschilderten Probleme ist aufgrund von Versuchen eine bevorzugte Form der bei der Kraftübertragungsvorrichtung zu verwendenden Flügel(zellen) 3^ pumpe ermittelt worden, die nachstehend anhand von Fig. 32 erläutert wird, die eine Schnittansicht längs einer Ebene senkrecht zu einer Drehachse der Flügel-

pumpe 2 00 zeigt.

Wenn ein Flügel 218 beispielsweise mit von der Flügelpumpe 200 als Flügelhubkraft geliefertem Hydraulik(öl)-druck P beaufschlagt wird und die Dicke des Flügels 218 mit t, die Vorstandslänge des Flügels 218 aus dem Läufer 219 bei maximalem Hub mit £, , die Länge des im obigen Zustand in einem Flügel-Schlitz 219b verbleiben-

¹^ den Teils des Flügels 218 mit /₂ und die Gesamtlänge des Flügels 218 mit £ (= ./, + /~) vorausgesetzt wer-' den und weiterhin am vorstehenden bzw. freien finde des Flügels 218 ein in Drehrichtung etwas zu einer Fläche A versetzter Teil die am weitesten vorstehende Stelle bildet, wobei dieser Teil als Gleitbereich oder -fläche S bezeichnet wird und diese Gleitfläche S in einem Abstand ti (ti <T t.2) von der Fläche A entfernt ist, so gelten die im folgenden angegebenen Bedingungen.

Wenn die Flügelpumpe von Ansaugen auf Fördern übergeht, wird der Flügel 218 mit einer Kraft Fo des zugeführten Hydrauliköls beaufschlagt, um sich an Punkten ä und b an den Läufer 219 anzulegen, so daß er dadurch einem Biegemoment unterworfen ist. Auch wenn sich der Läufer exzentrisch dreht, muß eine Relativverschiebung zwischen dem Flügel 218 und dem Läufer 219 an den Stellen a und b auftreten, um eine innige Andruckberührung zwischen dem freien Ende des Flügels 218 und der Innenumfangsfläche 22Od des Steuerkurvenrings 220 aufrechtzuerhalten. Diese Bedingung wird auf nachstehend beschrieb bene Weise bestimmt.

Zunächst wird eine dem Flügel 218 beaufschlagende Kraft best immt.
35

Der Kraftmomentausgleich (moment balance) in bezug auf den Punkt a bestimmt sich nach folgender Gleichung:

/1/2-Fo = F2· /2 ... (1)

Das Biegemoment aufgrund der Beaufschlagung mit dem Druck P bestimmt sich nach folgender Gleichung: ^ö Fo = /l.vP ... (2)

Die Hubkraft des Flügels 218 entspricht

ql = t-P ... (3)

Die Ausgleich- oder Gleichgewichtsbeziehung (balance eguation) in Drehrichtung entspricht
Fo + F2 = Fl ... (4)

Die entsprechende Beziehung in Radialrichtung entspricht

tl-P + M(Fl + F2) = ql ... (5)

Aus Gleichungen (1) bis (4) ergibt sich:
Fl = /I² /2- /2 . P ... (6)

F2 = £l- (1 + /1/2/2). P ... (7)

Durch Einsetzen von Gleichung (5) für Gleichungen (6) und (7) 'ergibt sich:

ti - t2 = μο·11/ί2 Ί ... (8)

Da die Bedingung, bei welcher eine Gleitberührung zwischen Läufer 219 und Flügel 218 auftritt, durch die 3inke Seite bzw. die rechte Seite in Gleichung (5) vorgegeben ist, ergibt sich:·

ti - t2 > μσ . A/ /2 · 1 ... (9)

(mit μο = kritischer Reibungskoeffizient)
Die Form des Flügels 218 kann somit so festgelegt werden, daß sie der obigen Gleichung (9) genügt.

Der Läufer 219 besteht im allgemeinen aus Nickel-Chrom-Stahl (SNCN), und der Flügel 218 ist aus Schnellschnittstahl (z.B. SKH9) o.dgl. hergestellt. Da der kritische Reibungskoeffizient μα dieser Werkstoffe etwa 0,04 - 0,05 beträgt, wird vorliegend μσ = 0,045 als typische Größe herangezogen, und die Form des Flügels ³^ 218 kann so bestimmt werden, daß sie der folgenden Beziehung genügt:
ti - t2 > 0,045 -/1//2 · Z

Da außerdem die erfindungsgemäß verwendete Flügelpumpe bevorzugt vom Hochhubtyp (high-lift type) ist, kann die Form des Flügels 218 so festgelegt werden, daß sie der Beziehung /l/ £.2 > 0,9 genügt, so daß die Lange /l des Hubabschnitts im Vergleich zur Gesamtlänge / vergleichsweise groß ist. (Bei bisherigen Flügelziellenpumpen entspricht diese Größe etwa /l/ /2 < 0,8.)

Obgleich als bevorzugtes Beispiel für eine bei den be*· schriebenen Ausführungsformen zu verwendende Hydraulikpumpe eine Flügel(zellen)pumpe oder eine Zahnradpumpe dargestellt und beschrieben ist und im Fall einer Flügelpumpe bevorzugt eine ausgeglichene oder symme-'

^1ί:) trische Konstruktion verwendet wird, kann ersichtlicherweise je nach der Größe der übertragenen Antriebskraft eine unausgeglichene oder unsymmetrische Flügelpumpe mit zwei Schlitzen verwendet werden, die abwechselnd als Förder- und Saugschlitze wirken, während wahl-

^ weise auch eine Hydraulikpumpe einer beliebigen anderen Art, beispielsweise eine Trochoidenpumpe, eine Hypo* zykloidpumpe, eine Axialkolbenpumpe oder eine Radial" kolbenpumpe, verwendet werden kann. Wesentliches Er^ fordernis ist dabei nur, daß die Pumpe eine der Dreh* Zahldifferenz entsprechende Hydraulikölmenge zu lie-¹-fern bzw. zu fördern vermag. Das Getriebe an sich kann ein von Hand schaltbares oder ein automatisches Getriebe sein. Die Art der Steuerung des Druck-Entlastungsventils ist außerdem nicht auf die takt- öder

^Q lastabhängige Steuerung (duty control) beschränkt j vielmehr kann auch eine zweckmäßige andere mechanische Steuerung angewandt werden.

Die Erfindung ist keineswegs auf ein Fahrzeug des Vier* radantriebtyps beschränkt, sondern kann auch für die Kraftübertragung auf Vorder- und Hinterräder eines Sechs* radantrieb-Fahrzeugs angewandt werden.

it

Die Erfindung ist auch anwendbar auf eine Kraftübertragung für die beiden Vorderachsen eines Fahrzeugs mit Doppelvorderachsantrieb oder auf die Kraftübertragung auf die beiden Hinterachsen eines Fahrzeugs mit Doppelhinterachsantrieb.

Aus der vorstehenden Beschreibung geht somit hervor, daß mit der Erfindung eine Kraftübertragungsvorrichtung für ein Kraftfahrzeug geschaffen wird, die eine erste Antriebswelle für die Kraftübertragung auf die Vorderräder, eine zweite Antriebswelle für die Kraftübertragung auf die Hinterräder und eine zwischen die beiden Antriebswellen geschaltete Hydraulikpumpe umfaßt, die nach Maßgabe der Drehzahldifferenz zwischen den beiden Antriebswellen antreibbar ist und dabei Hydrauliköl in einer der Drehzahldifferenz entsprechenden Menge fördert. Die Hydraulikpumpe überträgt die Antriebskraft mittels des statischen Drucks des geförderten Hydrauliköls zwecks Einstellung der Vierradantrieb-Betriebsart, und sie weist Förder- und Saugöffnungen oder -schlitze auf, die je nach der Richtung der Relativdrehung zwischen erster und zweiter Antriebswelle (in ihrer Funktion) automatisch umschaltbar sind.

Der Übergang auf Vierradantrieb kann dabei ohne jeden Eingriff durch den Fahrer erfolgen. Mit der Erfindung wird damit die Störung, wie Abbremsen in engen Kurven, vermieden, die bei Fahrzeugen mit wahlweise einschaltbarem Vierradantrieb auftritt, während gleichzeitig die umständliche Bedienung durch den Fahrer vermieden wird. Im Vergleich zum Zwischenausgleichgetriebe bei einem Fahrzeug mit Dauer-Vierradantrieb gewährleistet die erfindungsgemäße Kraftübertragungsvorrichtung bei geringeren Fertigungskosten die Vorteile kleiner Abmessungen, niedrigen Gewichts und einfachen Aufbaus.

Claims (44)

O η "-τ ι υ / Patentansprüche

1. Kraftübertragungsvorrichtung für vierradgetriebene Kraftfahrzeuge, gekennzeichnet durch eine erste Antriebswelle zur Antriebskraftübertragung auf Vorderräder, eine zweite Antriebswelle zur Antriebskraftübertragung auf Hinterräder, eine zwischen die beiden Antriebswellen eingeschaltete, nach Maßgabe

der Drehzahldifferenz zwischen den beiden Antriebswellen antreibbare Hydraulik(öl)pumpe, die Hydrauliköl in einer Menge entsprechend der Drehzahldifferenz liefert oder fördert und die mindestens zwei Öffnungen oder Schlitze aufweist, welche je nach der Richtung der Relativdrehung von erster und zweiter Antriebswelle abwechselnd zwischen Förder- und Saugseite umschaltbar sind, und einen *^u hydraulischen Steuerkreis mit einer Hydrauliköl-Leitung, die eine Verbindung des einen Schlitzes mit dem anderen herstellt, und mit einer in dieser Leitung angeordneten hydraulischen Regel- oder Steuereinrichtung zur Einstellung des Drucks des von der Hydraulikpumpe gelieferten Hydrauliköls.

2. Vorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die erste Antriebswelle mit der Fahrzeug-Antriebsmaschine so gekoppelt ist, daß die Vorderräder unmittelbar durch die Antriebsmaschine antreibbar sind.

3. Vorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die zweite Antriebswelle mit der Fahrzeug-An-

° triebsmaschine so gekoppelt ist, daß die Hinterräder unmittelbar durch die Antriebsmaschine antreibbar sind.

4. Vorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Hydrauliköl-Leitung im hydraulischen Steuerkreis eine erste Leitung, die mit einem der Schlitze

*

kommuniziert und eine erste, einen Hydraulikölstrom nur zur Hydraulikpumpe zulassende Ventileinheit aufweist, eine zweite Leitung, die mit dem anderen Schlitz kommuniziert und eine zweite, einen Hydraulikölstrom nur zur Hydraulikpumpe zulassende Ventileinheit aufweist, eine erste Verbindungsleitung zur Herstellung einer Verbindung der zweiten Leitung mit dem zwischen einem der Schlitze und der ersten Ventileinheit befindlichen Teil der ersten Leitung und eine zweite Verbindungsleitung zur Her-

■^ 5 stellung einer Verbindung der ersten Leitung mit dem zwischen dem anderen Schlitz und der zweiten Ventileinheit befindlichen Teil der zweiten Leitung umfaßt und daß der hydraulische Steuerkreis eine Wähleinrichtung zum Umschalten zwischen erster und zweiter Verbindungsleitung aufweist.

5. Vorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Hydrauliköl-Leitung im hydraulischen Steuerkreis eine erste Hydrauliköl-Leitung, die am einen Ende mit einem der Schlitze kommuniziert und eine erste, einen Hydraulikölstrom nur zur Hydraulikpumpe zulassende Ventileinheit aufweist, eine zweite Hydrauliköl-Leitung, die am einen Ende mit dem anderen Schlitz kommuniziert und eine zweite, einen Hydraulikölstrom nur zur Hydraulikölpumpe zulassende Ventileinheit aufweist, sowie eine Förderleitung umfaßt, die eine Verbindung zwischen dem anderen Ende der ersten Leitung und dem anderen Ende der zweiten Leitung herzustellen vermag, und daß der hydraulische Steuerkreis eine Wähleinrichtung zur wahlweisen Herstellung einer Verbindung des anderen

ό <4 ^ i υ /θ

Endes der ersten Leitung und des anderen Endes der zweiten Leitung mit der Förderleitung enthält.

6. Vorrichtung nach Anspruch 4 oder 5, dadurch gekennzeichnet, daß die Wähleinrichtung betätigbar ist, um die Zufuhr von Hydrauliköl von der Hydraulikpumpe zuzulassen.

7. Vorrichtung nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß die hydraulische Steuereinrichtung in jeder der beiden Verbindungsleitungen angeordnet ist.

8. Vorrichtung nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß die hydraulische St<
leitung angeordnet ist.

daß die hydraulische Steuereinrichtung in der Förder-

9. Vorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet,

daß die hydraulische Steuereinrichtung ein durch "^ ein Vorbelastungsmittel vorbelastetes Ventilglied aufweist.

10. Vorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die hydraulische Steuereinrichtung in Abhängigkeit von einem Betriebsparameter des Fahrzeugs steuerbar ist.

11. Vorrichtung nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet,

daß der Betriebsparameter die Drehzahl der Fahrzeugen

Antriebsmaschine ist.

12. Vorrichtung nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß der Betriebsparameter die Drehzahl der ersten

Antriebswelle ist.
35

13. Vorrichtung nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß der Betriebsparameter die Drehzahl der zweiten Antriebswelle ist.

14. Vorrichtung nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß der Betriebsparameter der Drosselklappen-Öffnungsgrad ist.

15. Vorrichtung nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß der Betriebsparameter der Grad bzw. die Größe der Bremsbetätigung ist.

16. Vorrichtung nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß der Betriebsparameter eine Information für die Größe des Lenkeinschlags ist.

17. Vorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekenn-

zeichnet, daß die hydraulische Steuereinrichtung Strömungsdrosselmittel aufweist.

18. Vorrichtung nach Anspruch 17, dadurch gekennzeichnet, daß die Strömungsdrosselmittel eine Düse (Verengung) umfassen.

19.'Vorrichtung nach Anspruch 17, dadurch gekennzeichnet, daß das (jedes) Strömungsdrosselmittel in Abhängigkeit von dem im Ansaugverteiler der Fahrzeug-Antriebsmaschine herrschenden Unterdruck steuerbar ist.

20. Vorrichtung nach Anspruch 17, dadurch gekennzeichnet, daß das (jedes) Strömungsdrosselmittel

^Q in Abhängigkeit vom Förderdruck einer in einer Servolenkanlage enthaltenen Ölpumpe steuerbar ist.

21. Vorrichtung nach Anspruch 17, dadurch gekenn-

zeichnet, daß das (jedes) Strömungsdrosselmittel in Abhängigkeit von sowohl dem Unterdruck im Maschinen-Ansaugverteiler als auch dem Förderdruck

einer Ölpumpe in einer Servolenkanlage steuerbar ist.

22. Vorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die hydraulische Steuereinrichtung ein durch ein Vorbelastungsmittel vorbelastetes Ventilglied sowie Strömungsdrosselmittel aufweist.

23. Vorrichtung nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß die hydraulische Steuereinrichtung Strömungsdrosselmittel in einer Hilfsleitung, die eine Verbindung des Abschnitts der ersten HydraulikÖl-Leitung zwischen der ersten Ventileinheit und einem

der Schlitze mit dem Abschnitt der zweiten Hy-

drauliköl-Leitung zwischen der zweiten Ventileinheit und dem anderen Schlitz herstellt, und ein in der Hilfsleitung angeordnetes, durch ein Vorbelastungsmittel vorbelastetes Ventilglied aufweist. 20

24. Vorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Hydraulikpumpe eine Flügel (zellen )pur.pe ist.

25. Vorrichtung nach Anspruch 24, dadurch gekennzeichnet, daß die Flügel(zellen)pumpe zwei oder mehr Pumpenkammern aufweist.

26. Vorrichtung nach Anspruch 25, dadurch gekenn-

zeichnet, daß jede Pumpenkammer mindestens zwex Öffnungen oder Schlitze aufweist.

27. Vorrichtung nach Anspruch 24, dadurch gekennzeichnet, daß die Zahl der Flügel der Flügel(zellen) pumpe einer ganzen Zahl entspricht, die kein ganzzahliges Vielfaches der Zahl der Pumpenkammern ist.

28. Vorrichtung nach Anspruch 24, dadurch gekennzeichnet, daß die Flügel(zellen)pumpe einen Pumpenkörper und einen in letzterem drehbaren Rotor oder

Läufer aufweist.

29. Vorrichtung nach Anspruch 28, dadurch gekennzeichnet, daß der Pumpenkörper einen Steuerkurvenring, auf welchem der bzw. die Flügel entlang^zugleiten vermag bzw. vermögen, und ein den Steuerkurvenring an seinen beiden Seiten halterndes Gehäuse aufweist.

30. Vorrichtung nach Anspruch 28, dadurch gekenn-

zeichnet, daß der hydraulische Steuerkreis im Pumpenkörper angeordnet ist.

31. Vorrichtung nach Anspruch 28, dadurch gekennzeichnet, daß der bzw. jeder Pumpen-Flügel mit einer Form ausgebildet ist, welche einer Beziehung ti - t2 > μο * /1/ /2·/ genügt, worin bedeuten: /l = maximale Vorstandslänge des im Läufer verschiebbar geführten Flügels aus dem Läufer, £ 2 = Länge des im Läufer sitzenden oder geführten Teils des Flügels, / (= /l + /2) = Gesamtlänge des Flügels, t = Dicke des Flügels, wobei die an der Innenumfangsfläche des Steuerkurvenrings entlanggleitende Stelle des Endes des Flügels in einem Abstand ti von der in Drehrichtung weisenden Fläche des Flügels

° angeordnet ist, und μο = kritischer Reibungskoeffizient zwischen Läufer und Flügel.

32. Vorrichtung nach Anspruch 29, dadurch gekennzeichnet, daß der Läufer mit einer Kraft in Rich-

^ tung seiner Drehachse (rotary shaft) beaufschlagbar ist, um zwischen ihm und dem Gehäuse einen ausreichenden Zwischenraum aufrechtzuerhalten.

33. Vorrichtung nach Anspruch 29, dadurch gekennzeichnet, daß die Pumpenkammer ein durch das Gehäuse, den Steuerkurvenring und den Läufer ge-

bildeter Raum ist, und daß die Hydrauliköl-Leitung durch den Steuerkurvenring hindurch eine Verbindung des einen, im Gehäuse an der einen Seite der Pumpenkammer ausgebildeten Schlitzes mit dem anderen Schlitz herstellt, der im Gehäuse an der anderen Seite der Pumpenkammer ausgebildet ist.

34. Vorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Hydraulikpumpe eine Zahnradpumpe ist.

35. Vorrichtung nach Anspruch 34, dadurch gekennzeichnet, daß die Zahnradpumpe ein mit der ersten Antriebswelle gekoppeltes, drehbares Pumpengehäuse, ein im Pumpengehäuse drehbar gelagertes und mit der zweiten Antriebswelle gekoppeltes Sonnenrad sowie ein im Pumpengehäuse drehbar gelagertes und mit dem Sonnenrad in Eingriff stehendes Ritzel (Planetenrad) aufweist.

36. Vorrichtung nach Anspruch 35, dadurch gekennzeichnet, daß das Zahnrad-Pumpengehäuse den hydraulischen Steuerkreis enthält.

37. Vorrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Hydraulikpumpe und der hydraulische Steuerkreis gemeinsam eine Hydraulikpumpeneinheit bilden.

38. Vorrichtung nach Anspruch 37, dadurch gekennzeichnet, daß die Hydraulikpumpeneinheit mit einer Ausgangs- oder Antriebswelle eines Getriebes der Antriebsmaschine verbunden ist.

39. Vorrichtung nach Anspruch 38, dadurch gekennzeichnet, daß die Hydraulikpumpeneinheit im Inneren des Gehäuses des Getriebes angeordnet ist.

40. Vorrichtung nach Anspruch 39, dadurch gekennzeichnet, daß die Hydraulikpumpeneinheit unterhalb des Getriebes und in einem unteren Teil des Gehäuses angeordnet ist.

41. Vorrichtung nach Anspruch 38, dadurch gekennzeichnet, daß das Getriebe ein von Hand schaltbares Getriebe mit einer durch die Antriebsmaschine angetriebenen Eingangswelle und einer

etwa parallel dazu angeordneten Ausgangswelle ist.

42. Vorrichtung nach Anspruch 38, dadurch gekennzeichnet, daß die Hydraulikpumpe einen Zahnradabschnitt aufweist, der mit einem auf der Ausgangswelle des Getriebes sitzenden Zahnrad kämmt.

43. Vorrichtung nach Anspruch 42, dadurch gekennzeichnet, daß der Zahnradabschnitt auf der Außenumfangsflache des Steuerkurvenrings der Flügel-(zellen)pumpe angeordnet ist.

44. Vorrichtung nach Anspruch 42, dadurch gekennzeichnet, daß der Zahnradabschnitt auf der Außenumfangsflache des Zahnrad-Pumpengehäuses angeordnet

^O ist, in welchem ein Ritzel (Planetenrad) drehbar gelagert ist, das mit dem Sonnenrad der Zahnradpumpe in Eingriff steht.