DE3736567A1

DE3736567A1 - Hydrostatisches stufenlos regelbares getriebe

Info

Publication number: DE3736567A1
Application number: DE19873736567
Authority: DE
Inventors: Tsutomu Hayashi; Mitsuru Saito; Takushi Matsuto; Yoshihiro Nakajima; Kenji Sakakibara; Nobuyuki Yakigaya; Kazuhiko Nakamura
Original assignee: Honda Motor Co Ltd
Current assignee: Honda Motor Co Ltd
Priority date: 1986-10-29
Filing date: 1987-10-28
Publication date: 1988-05-11
Also published as: US4827721A; DE3736567C2

Description

Die Erfindung befaßt sich mit einem hydrostatischen, stufen los regelbaren Getriebe, das eine Hydraulikpumpe der Taumel scheibenbauart aufweist, die eine Pumpentaumelscheibe und kreisförmig angeordnete Pumpenkolben hat, deren Saug- und Aus laßhübe von der Pumpentaumelscheibe gesteuert werden, das ferner einen Hydraulikmotor der Taumelscheibenbauart aufweist, der eine Motortaumelscheibe und kreisförmig angeordnete Mo torkolben hat, deren Expansions- und Verkleinerungshübe durch die Motortaumelscheibe gesteuert werden, und das eine hydrau lische geschlossene Schaltung hat, die zwischen der hydrau lische Pumpe und dem hydraulischen Motor gebildet wird.

Ein derartiges hydrostatisches, stufenlos regelbares Getriebe ist an sich beispielsweise aus der japanischen offengelegten Patentanmeldung No. 1 53 057/86 entnehmbar. Bei dem üblichen hydrostatischen, stufenlos regelbaren Getriebe fluchtete der Mittelpunkt eines Auslaßbereiches der hydraulischen Pumpe mit einer Kippachse der Pumpentaumelscheibe in einer Drehrich tung der hydraulischen Pumpe und der Mittelpunkt eines Expan sionsbereiches des Hydraulikmotors fluchtet mit einer Kipp achse der Motortaumelscheibe in einer Drehrichtung des Hy draulikmotors. Somit nehmen die Pumpenkolben und die Motor kolben winkelige Kompressionsbelastungen von der Pumpen- und Motortaumelscheibe an ihren am weitesten ausgefahrenen Stellungen jeweils auf, und daher nehmen sie große Biegemomente infolge der Querkomponenten dieser Belastungen jeweils auf.

Hierin liegt eine der Ursachen für die Vergrößerung eines Reibungsverlustes bei den jeweiligen vorgesehenen Kolben.

Ferner hat sich gezeigt, daß die Gegendrücke der hydrauli schen Pumpe und des Hydraulikmotors Hindernisse hinsichtlich einer Verbesserung des Übertragungswirkungsgrades darstel len, und es wurden Anstrengungen unternommen, daß ein Durch gangswiderstand in der hydraulischen geschlossenen Schaltung verhindert wird, um derartige Gegendrücke herabzusetzen. Hierbei wurde jedoch eine gewisse Grenze aus Gründen der Si cherstellung eines Druckwiderstandes in einem Ölkanal er reicht, der einen Teil derselben darstellt sowie im Hinblick auf die Kompaktheit der Auslegung. Daher hat man den beabsich tigten Zweck nicht vollständig erreicht.

Unter Berücksichtigung der vorstehenden Ausführungen zielt die Erfindung darauf ab, ein hydrostatisches, stufenlos re gelbares Getriebe bereitzustellen, dessen Arbeitsweise mit einem extrem guten Wirkungsgrad über lange Zeitdauer hinweg verwirklicht werden kann, ohne daß sich eine Verkomplizierung der Konstruktion sowie eine Vergrößerung der Abmessungen er gibt.

Erfindungsgemäß wird somit ein hydrostatisches, stufenlos re gelbares Getriebe angegeben, das eine Hydraulikpumpe der Tau melscheibenbauart aufweist, die eine Pumpentaumelscheibe und kreisförmig angeordnete Pumpenkolben hat, deren Saug- und Förderhübe durch die Pumpentaumelscheibe gesteuert werden, das einen Hydraulikmotor der Taumelscheibenbauart aufweist, der eine Motortaumelscheibe und kreisförmig angeordnete Motor kolben hat, deren Expansions- und Verkleinerungshübe durch die Motortaumelscheibe gesteuert werden, und das eine hydrau lische geschlossene Schaltung, die zwischen der Hydraulik pumpe und dem Hydraulikmotor aufweist, wobei das hy drostatische, stufenlos regelbare Getriebe wenigstens eine solche Zuordnung hat, daß ein Mittelpunkt eines Auslaßbe reiches der Hydraulikpumpe winkelmäßig um einen bestimmten Winkel einer Drehrichtung der Hydraulikpumpe relativ zu ei ner Kippachse der Pumpentaumelscheibe verzögert ist, und das ferner eine solche Zuordnung hat, daß ein Mittelpunkt eines Expansionsbereiches des Hydraulikmotors winkelmäßig um einen gegebenen Winkel in einer Drehrichtung des Hydraulikmotors relativ zu einer Kippachse der Motortaumelscheibe voreilt.

Infolge der winkelmäßig verzögerten bzw. nacheilenden Einstel lung des Mittelpunktes des Auslaßbereiches der Hydraulikpumpe um einen gegebenen Winkel in Drehrichtung der Hydraulikpumpe relativ zur Kippachse der Pumpentaumelscheibe, wie dies vor stehend beschrieben ist, beginnt der Pumpenkolben eine Kompres sionsbelastung von der Pumpentaumelscheibe von dem Zeitpunkt an aufzunehmen, wenn die Hubbewegung um eine gewisse Größe nach der am weitesten ausgefahrenen Stelle verkleinert ist und daher wird das größte auftretende Biegemoment, das auf den Pumpen kolben einwirkt, vermindert.

Infolge der zusätzlichen winkelmäßigen voreilenden Einstellung des Mittelpunkts des Expansionsbereiches des Hydraulikmotors um einen gegebenen Winkel in Drehrichtung des Hydraulikmotors relativ zur Kippachse der Motortaumelscheibe wird der Motor kolben früher von einer Schubreaktion der Motortaumelscheibe befreit, bevor er seine am weitesten ausgefahrene Stellung ein nimmt und daher wird ein größtes Drehmoment, das am Motorkolben einwirkt, ebenfalls vermindert.

Ferner wird nach der Erfindung ein hydrostatisches, stufenlos regelbares Getriebe angegeben, das eine Hydraulikpumpe der Taumelscheibenbauart aufweist, die eine Pumpentaumelscheibe und kreisförmig angeordnete Pumpenkolben hat, deren Saug- und Auslaßhübe durch die Pumpentaumelscheibe gesteuert werden, das einen Hydraulikmotor der Taumelscheibenbauart aufweist, der eine Motortaumelscheibe und kreisförmig angeordnete Motor kolben hat, deren Expansions- und Verringerungshübe durch die Motortaumelscheibe gesteuert werden, und das eine hydrau lisch geschlossene Schaltung hat, die zwischen der Hydraulik pumpe und dem Hydraulikmotor ausgebildet ist, wobei das hy drostatische, stufenlos regelbare Getriebe wenigstens eine solche Zuordnung hat, daß ein Saugbereich der Hydraulikpumpe auf einen Winkel vorbestimmt ist, der größer als jener eines Auslaßbereiches ist und ferner eine solche Zuordnung hat, daß ein Verkleinerungsbereich des Hydraulikmotors auf einen Winkel eingestellt ist, der größer als jener eines Expansionsbereiches desselben ist.

Bei einer solchen Auslegung, bei der der Pumpsaugbereich bei einem Winkel vorgegeben ist, der größer als jener des Aus trittsbereiches ist, wird ermöglicht, daß der Gegendruck eines Pumpenkolbens, wobei es sich um den Saughub handelt, ausrei chend herabgesetzt ist und daß folglich die gesamte Pumplei stung selbst dann verbessert werden kann, wenn ein gewisser Teil des Auslaßbereiches verloren geht.

Wenn zusätzlich der Hydraulikmotor derart ausgelegt wird, daß sein Verkleinerungsbereich auf einen Winkel gelegt wird, der größer als jener des Expansionsbereiches ist, so wird da durch ermöglicht, daß der Gegendruck eines Motorkolbens, wobei es sich um den Verkleinerungshub handelt, ausreichend verrin gert wird und daß folglich die gesamte Motorleistung selbst dann verbessert werden kann, wenn eine gewisse Größe des Ex pansionsbereiches verloren geht.

Folglich ist es unnötig, den Durchgangswiderstand in der ge schlossenen hydraulischen Schaltung zu variieren, um die Gegen drücke der Hydraulikpumpe des Hydraulikmotors zu reduzieren. Hierdurch wird ermöglicht, daß man eine Verbesserung des Über tragungswirkungsgrades erhält, und die Erfordernisse hinsicht lich des Druckwiderstandes eines einen Teil desselben bilden den Kanales und der Kompaktheit der Auslegung eingehalten wer den.

Weitere Einzelheiten, Merkmale und Vorteile der Erfindung er geben sich aus der nachstehenden Beschreibung bevorzugter Aus führungsbeispiele unter Bezugnahme auf die Zeich nung. Darin zeigen:

Fig. 1 bis 18 eine erste bevorzugte Ausbildungsform nach der Erfindung,

Fig. 1 eine Längsschnittansicht eines hydraulischen, stufenlos regelbaren Getriebes in einer Kraft übertragungseinrichtung eines Motorrads,

Fig. 2 eine Rückansicht auf die Längsschnittansicht ähnlich Fig. 1,

Fig. 3, 4 und 5 jeweils Schnittansichten längs den Linien III-III, IV-IV und V-V in Fig. 2,

Fig. 6 eine Schnittansicht längs der Linie VI-VI in Fig. 1,

Fig. 6A eine vergrößerte Schnittansicht eines ersten Verteilerventils, das in eine Neutralexzentri zitätsstellung in Fig. 6 gebracht ist sowie eines Teils um das erste Verteilerventil,

Fig. 7 eine Schnittansicht längs der Linie VII-VII in Fig. 6,

Fig. 8 eine Schnittansicht längs der Linie VIII-VIII in Fig. 1,

Fig. 9 eine Schnittansicht (in einem ausgekoppelten Zustand) längs einer Linie IX-IX in Fig. 1,

Fig. 9A eine vergrößerte Schnittansicht eines zweiten Verteilerventils, das in eine neutrale Exzen trizitätsstellung in Fig. 9 gebracht ist, so wie eines Teils um das zweite Verteilerventil,

Fig. 10 eine Fig. 1 ähnliche Ansicht zur Verdeutlichung einer Einkupplungsstellung,

Fig. 11 eine Ansicht in Richtung des Pfeils XI in Fig. 9,

Fig. 12 eine Vorderansicht des zweiten Verteilerventils,

Fig. 13 und 14 Schnittansichten jeweils längs den Linien XIII-XIII und XIV-XIV in Fig. 12,

Fig. 15 eine vergrößerte Ansicht eines Teils von Fig. 2,

Fig. 16 eine Schnittansicht längs der Linie XVI-XVI in Fig. 15,

Fig. 17 eine Schnittansicht längs einer Linie XVII-XVII in Fig. 2,

Fig. 18 eine Ansicht in Richtung des Pfeils XVIII in Fig. 2 und

Fig. 19 bis 21 Ansichten zur Verdeutlichung einer zweiten be vorzugten Ausführungsform nach der Erfindung, wobei

Fig. 19 eine Schnittansicht ähnlich Fig. 10,

Fig. 20 eine Vorderansicht eines zweiten Verteiler ventils, und

Fig. 21 eine Schnittansicht längs der Linie XXI-XXI in Fig. 20 ist.

Die Erfindung wird nachstehend anhand von bevorzugten Ausfüh rungsbeispielen unter Bezugnahme auf die Zeichnung näher erläutert. Zuerst bezugnehmend auf die Fig. 1 und 2 wird eine Leistung von einer Brennkraftmaschine E eines Motor rades von einer Kurbelwelle 1 der Brennkraftmaschine E über eine erste Reduktionseinrichtung 2 des Kettentyps, ein hy drostatisches, stufenlos regelbares Getriebe T und eine zweite Reduktionseinrichtung des Kettentyps sukzessiv auf ein Hinter rad übertragen, das nicht gezeigt ist.

Das stufenlos regelbare Getriebe T weist eine Hydraulikpumpe P der Taumelscheibenbauart mit konstanter Leistung und einen Hydraulikmotor M der Taumelscheibenbauart mit veränderbarer Leistung auf, und es ist in einem von einem Kurbelgehäuse 4 gebildeten Gehäuse enthalten, das die Kurbelwelle 1 trägt.

Die Hydraulikpumpe P weist eine zylindrische Eingangswelle 5 auf, mit der ein Abtriebskettenrad 2 a der ersten Reduktions einrichtung 2 lösbar mit Hilfe einer Mehrzahl von Verbindungs bolzen 16 (in der Zeichnung ist nur einer gezeigt) einen Pum penzylinder 7, der relativ drehbar zu einer mittigen Innenum fangswand der zylindrischen Eingangswelle 5 mit Hilfe eines Nadellagers 6 gelagert ist, eine große Anzahl von Pumpen kolben 9, 9 . . ., die gleitbeweglich in einer Mehrzahl und in einer geraden Anzahl von kreisförmig angeordneten Zylinder bohrungen 8, 8 . . . aufgenommen sind, die im Pumpenzylinder 7 vorgesehen sind, um einen Drehmittelpunkt des letzteren zu umgeben, und durch eine Pumpentaumelscheibe 10 verbunden, die gegen die äußeren Enden der Pumpenkolben 9, 9 . . . anliegt, wobei ein Pumpentaumelscheibenhalter 12 vorgesehen ist, der eine Rückseite der Taumelscheibe 10 mit Hilfe eines Axialwälz lagers 11 lagert, um die Taumelscheibe 10 in einer geneigten Stellung um eine gedachte Drehachse 0 ₁ (d.h. einer Kipp achse der Pumpentaumelscheibe 10) zu halten, die um einen vor bestimmten Winkel bezüglich der Achse des Pumpenzylinders 7 senkrecht zu einer Achse des Pumpenzylinders 7 ist. Der Pum pentaumelscheibenhalter 12 ist lösbar mittels einer Keilver bindung bei 13 mit einer inneren Umfangswand eines äußeren Endes der Eingangswelle 5 verbunden und er ist zeitweilig mit Hilfe eines Sprengrings 14 festgelegt.

Die Pumpentaumelscheibe 10 ermöglicht, daß die Pumpenkolben 9, 9 . . . hin- und hergehend während der Drehung der Eingangswelle 5 bewegbar sind, um wiederholt Saug- und Auslaßhübe auszu führen.

Ferner ist eine Schraubenfeder 15 vorgesehen, die den Pumpen kolben 9 in Expansionsrichtung vorbelastet und diese kann un ter Kompression in der Zylinderbohrung 8 angeordnet sein, um das Vermögen des Pumpenkolbens zu verbessern, daß dieser der Pumpentaumelscheibe 10 folgt.

Andererseits weist der Hydraulikmotor M einen Motorzylinder 17 auf, der koaxial links von dem Pumpenzylinder 7 angeordnet ist, ferner eine große Anzahl von Motorkolben 19, 19 . . ., die gleitbeweglich in einer Mehrzahl und in einer ungeraden An zahl in einer kreisförmigen Anordnung vorgesehenen Zylinder bohrungen 18, 18 . . . aufgenommen sind, die im Motorzylinder 17 vorgesehen sind, um einen Drehmittelpunkt des letzteren zu umgeben, eine Motortaumelscheibe 20, die gegen die äußeren Enden der Motorkolben 19, 19 . . . anliegt, eine Lagerwelle 22 mit halbkreisförmigem Querschnitt zur Lagerung einer Rück seite der Motortaumelscheibe 20 in einer ebenen Fläche mit Hilfe eines Axialwälzlagers 21 und eine Taumelscheibenveran kerung 23 zum drehbaren Abstützen einer zylindrischen Fläche der Lagerwelle 22 ohne Spiel dazwischen aufweist. Die Taumel scheibenplattenverankerung 23 ist fest mit dem Kurbelgehäuse 4 mit Hilfe einer Schraube 28 zusammen mit einem zylindri schen Halter 24 verbunden, der mit dem rechten Ende der Tau melscheibenverankerung 23 verbunden ist. Der zylindrische Hal ter 24 lagert einen äußeren Umfang des Motorzylinders 17 mit Hilfe eines Nadellagers 25 drehbeweglich.

Wenn die zylindrische Fläche der Lagerwelle 22 auf der Taumel scheibenverankerung 23 ohne Zwischenraum dazwischen, wie dies vorstehend beschrieben ist, drehbeweglich gelagert ist, so ist es möglich, die Lagersteifigkeit für die Lagerwelle 22 zu ver bessern und wirksam eine Durchbiegung der Lagerwelle 22 infolge einer Axialbelastung von den Motorkolben 19, 19 . . . zu ver hindern.

Auch ist noch zu erwähnen, daß die Taumelscheibenverankerung 23 und der zylindrische Halter 24 miteinander mit Hilfe eines Bol zens 27 vor dem Einbau in das Getriebe T verbunden sein müssen.

Um die Drehung der Lagerwelle 22 um einen vorbestimmten Winkel zuzulassen und die Axialbewegung der Lagerwelle 22 zu verhin dern, ist eine Schraube bzw. ein Bolzen 29 fest mit einer End fläche der Lagerwelle 22 über ein kreisförmiges, bogenförmig ausgebildetes Langloch 28 verbunden, das eine Mitte hat, das von einer Achse 0 ₂ (d.h. einer Kippachse der Motortaumel scheibe 20) der Lagerwelle 22 (siehe Fig. 2 und 18) gebildet wird.

Die Motortaumelscheibe 20 wird durch die Drehung der Lagerwelle 22 zwischen einer stehenden Position, in der sie senkrecht zur Achse des Motorzylinders 17 sich befindet, und einer maximal gekippten Position im Betriebszustand bewegt, in der sie um einen gewissen Winkel nach unten gekippt ist. Wenn sich die Motortaumelscheibe 20 in der gekippten Position befindet, so können sich die Motorkolben 19, 19 . . . bei der Drehung des Motorzylinders 17 hin- und hergehend bewegen, um wiederholt Expansions- und Verkleinerungshübe auszuführen.

Ferner ist eine Spiralfeder 30 vorgesehen, die den Motorkolben 19 in Expansionsrichtung vorbelastet, und diese Feder kann im komprimierten Zustand in der Zylinderbohrung 18 angebracht sein, um das Vermögen des Motorkolbens 19 zu verbessern, daß dieser der Motortaumelscheibe 20 folgt.

Der Pumpenzylinder 7 und der Motorzylinder 17 bilden einen ein stückigen Zylinderblock B und eine Abtriebswelle 31 als eine Getriebewelle geht durch einen Mittelteil des Zylinderblocks B. Der Motorzylinder 17 ist so angeordnet, daß sein äußeres Ende gegen einen Flansch 31 a anliegt, der einteilig an einem Außen umfang der Abtriebswelle 31 ausgebildet ist, während der Pumpen zylinder 7 mittels einer Keilverbindung bei 32 mit der Abtriebs welle 31 verbunden ist und ein Sprengring 34 auf der Abtriebs welle 31 fest vorgesehen ist, so daß dieser gegen ein äußeres Ende des Pumpenzylinders 7 über eine Auflageplatte 33 anliegt, wodurch der Zylinderblock 5 fest mit der Abtriebswelle 31 ver bunden ist.

Ein rechtes Ende der Abtriebswelle 31 verläuft durch die Pum pentaumelscheibe 10, den Pumpentaumelscheibenhalter 12 und eine rechte Wand des Kurbelgehäuses 4, sowie durch ein Antriebs rad 39 für eine zusätzliche Pumpe 38, die nachstehend noch näher beschrieben wird, und ein Axialwälzlager 40 ist in der Reihenfolge der Anordnung, ausgehend von dem Pumpentaumelschei benhalter 12 zwischen dem letztgenannten und einer Traghülse 37 angeordnet, die fest mit einem Außenumfang des rechten Endes der Welle 31 mit Hilfe eines Ausstoßbolzens 35 und ei nem geteilten Split 36 verbunden ist. Die Abtriebswelle 31 ist am rechten Ende am Kurbelgehäuse 4 mit Hilfe der Traghülse 37 und einem Kugellager 41 drehbar gelagert.

Das Antriebsrad 39 ist mittels einer Keilverbindung mit der zylindrischen Eingangswelle 5 auf dieselbe Weise wie mit dem Pumpentaumelscheibenhalter 12 verbunden und es ist dreh bar auf der Abtriebswelle 31 mit Hilfe eines Nadellagers 42 gelagert.

Zusätzlich verläuft ein linkes Ende der Abtriebswelle 31 durch die Lagerwelle 22, die Taumelscheibenverankerung 23 und eine linke Wand des Kurbelgehäuses 4, und ein Halter und ein Axial wälzlager 47 sind in der Reihenfolge der Anordnung, ausge hend von der Taumelscheibenverankerung 23 zwischen der letzt genannten und einer Traghülse 45 angeordnet, die mittels einer Keilverbindung bei 43 mit einem äußeren Umfang des linken En des der Welle 31 verbunden und mittels eines Splints 44 fest gelegt ist. Die Abtriebswelle 31 ist ebenfalls am linken Ende auf der Taumelscheibenverankerung 23 über ein Nadellager 48 und den Halter 46 gelagert. Somit kann eine Radialkomponente der Axialbelastung, die von dem Motorkolben 19, 19 . . . auf die Motortaumelplatte 20 einwirkt, auf die Abtriebswelle 31 über tragen und von dieser aufgenommen werden, und hierdurch kann eine vom Kurbelgehäuse 4, das als eine Aufnahme dient, aufzu nehmende Belastung reduziert werden.

Ferner ist ein eingangsseitiges Kettenrad 3 a der zweiten Re duktionseinrichtung 31 fest mit dem linken Ende der Abtriebs welle 31 außerhalb des Kurbelgehäuses 4 verbunden.

Auf diese Weise sind alle Teile des Getriebes T einschließlich des Kettenrades 2 a und des Kettenrades 3 a zu einer einzigen Baugruppe auf der Abtriebswelle 31 zusammengefaßt und daher läßt sich das Getriebe T extrem einfach am Kurbelgehäuse 4 an- und abmontieren.

Gleitbeweglich auf der Abtriebswelle 31 sind ein halbkugel förmiges Ausrichtteil 50, das derart beschaffen ist, daß es mit der inneren Umfangswand der Pumpentaumelscheibe 10 zur Ausführung einer relativen Kippbewegung in allen Richtungen zusammenarbeitet, und ein halbkugelförmiges Ausrichtelement 51 vorgesehen, das derart ausgelegt ist, daß es mit einer in neren Umfangsfläche der Motortaumelscheibe 20 zur Ausführung einer relativen Kippbewegung in allen Richtungen zusammenar beitet, wobei diese Ausrichtteile eine Ausrichtung jeweils an der Pumpentaumelscheibe 10 und der Motortaumelscheibe 20 be wirken.

Zur Verbesserung der Ausrichtung an der jeweiligen Taumel scheibe 10 und 20 und um auch einen Schlupf in Drehrichtung zwischen der Pumpentaumelscheibe 10 und den Pumpenkolben 9, 9 . . . und zwischen der Motortaumelscheibe 20 und den Motor kolben 19, 19 . . . zu verhindern, sind sphärische Ausnehmungen 10 a und 20 a jeweils in den Taumelplatten 10 und 20 vorgesehen, die in Eingriff mit sphärischen Enden 9 a und 19 a der zugeordne ten Kolben 9 und 19 kommen.

Zwischen der Hydraulikpumpe P und dem Hydraulikmotor M wird auf die nachstehend beschriebene Weise eine geschlossene hy draulische Schaltung gebildet.

Zwischen den Zylinderbohrungen 8, 8 . . . des Pumpenzylinders 7 und den Motorzylinderbohrungen 18, 18 . . . des Motorzylinders 17 ist der Zylinderblock B mit ringförmigen inneren und äußeren Ölkanälen 52 und 53 versehen, die jeweils als Niederdrucköl- und Hochdruckölkanäle dienen und die konzentrisch um die Ab triebswelle 31 angeordnet sind. Ferner sind erste Ventilboh rungen 54, 54 . . . und zweite Ventilbohrungen 55, 55 . . . vor gesehen, die radial eine ringförmige Trennwand zwischen bei den Ölkanälen 52 und 53 und einer äußeren Umfangswand des äußeren Ölkanals 53 durchsetzen und die jeweils in der gleichen Anzahl wie die Zylinderbohrungen 8, 8 . . . und 18, 18 . . . vor gesehen sind. Ferner ist eine große Anzahl von Pumöffnungen a, a . . . vorgesehen, die eine Zwischenverbindung von den be nachbarten Zylinderbohrungen 8, 8 . . . und den ersten Ventil bohrungen 54, 54 . . . ermöglichen. Auch ist eine große Anzahl von Motoröffnungen b, b . . . vorgesehen, die eine Zwischenver bindung von den benachbarten Zylinderbohrungen 18, 18 . . . und den zweiten Ventilbohrungen 55, 55 . . . ermöglichen.

Der innere Ölkanal 52 ist in Form einer Ringnut zwischen ge genüberliegenden Umfangsflächen des Zylinderblocks B und der Abtriebswelle 31 ausgebildet.

Andererseits wird der äußere Ölkanal 53, wie dies in den Fig. 4 und 5 gezeigt ist, von einer taubenschwanzförmigen Ringnut 58 gebildet, die in den Außenumfang des Zylinderblocks B einge schnitten ist und einer Mehrzahl von halbkreisförmigen Ausneh mungen 59, 59 . . ., die in einer zickzackförmigen Anordnung in gegenüberliegenden Seitenwänden der taubenschwanzförmigen Nut 58 angeordnet sind, wobei die offenen Flächen der tauben schwanzförmigen Nut 58 und die Aussparungen 59, 59 . . . durch eine Hülse 60 verschlossen sind, die auf der äußeren Umfangs fläche des Zylinderblocks B angeschweißt ist. Der äußere Öl kanal 53 bei einer solchen Auslegung ist zweckmäßigerweise so ausgelegt, daß das Volumen des Hochdruckteiles so stark wie möglich im Vergleich zu einem Hochdruckölkanal verringert wird, der von einer einfachen Ringnut bei einer bisher üblichen Ring nut gebildet wird (siehe offengelegte japanische Patentanmel dung No. 1 67 970/87).

Die ersten und zweiten Ventilbohrungen 54 und 55 sind derart ausgelegt, daß sie Bodenwände der Aussparungen 59, 59 . . ., die in zickzackförmiger Anordnung vorgesehen sind, durchsetzen und entsprechend dieser Auslegung sind die Zylinderbohrungen 8, 8, . . . der Hydraulikpumpe B und die Zylinderbohrungen 18, 18 . . . des Hydraulikmotors M in Umfangsrichtung in Phasen zueinander versetzt.

Wenn man eine derartige Auslegung trifft, so ist es möglich, den Abstand zwischen den ersten und den zweiten Ventilboh rungen 54 und 55 in Axialrichtung des Zylinderblocks B zu verringern, während sich die Wandstärke des Zylinderblocks B zwischen den ersten und den zweiten Ventilbohrungen 54 und 55 vergrößern läßt, was dazu führt, daß man eine kompakte Ausle gung des Zylinderblocks B erhält.

Selbst wenn zusätzlich eine verstärkte Deformation an den ge genüberliegenden Seitenwänden der taubenschwanzförmigen Nut 58 auftritt, wenn ein höherer hydraulischer Druck in den äuße ren Ölkanal 53 eingeleitet wird, wird der Flächendruck an dem zusammenpassenden Teil zwischen dem Zylinderblock B und der Hülse 60 aufgrund dieser Deformation eher vergrößert, wo durch verhindert wird, daß Öl an diesem zusammenpassenden Teil austreten kann.

Erste Schieber-Verteilerventile 61, 61 . . . sind gleitbeweglich in den ersten Ventilbohrungen 54, 54 . . . aufgenommen und zweite Schieber-Verteilerventile 62, 62 . . . sind gleitbeweg lich in den zweiten Ventilbohrungen 55, 55 . . . jeweils auf genommen. Ein erster exzentrischer Ring 63 ist angebracht, um die äußeren Enden der ersten Verteilerventile 61, 61 . . . unter Zwischenlage von Kugellagern 65 zu umgeben und mit die sen in Eingriff zu sein, während ein zweiter exzentrischer Ring 64 angebracht ist, um die äußeren Enden der zweiten Ver teilerventile 62, 62 . . . mit Hilfe von Kugellagern 66 zu um geben und mit diesen zusammenzuarbeiten. Um diesen Eingriffs zustand kraftunterstützt zu verwirklichen, sind die ersten Verteilerventile 61, 61 . . . an ihren äußeren Enden durch einen ersten Druckring 67 zwischenverbunden, der konzentrisch zum ersten exzentrischen Ring 63 angeordnet ist, während die zweiten Verteilerventile 62, 62 . . . an ihren äußeren Enden durch einen zweiten Druckring 68 zwischenverbunden sind, der konzentrisch zum zweiten exzentrischen Ring 64 angeordnet ist. Diese zu sammenhängende Anordnung wird nachstehend näher beschrieben.

Der erste exzentrische Ring 63 ist lösbar am äußeren Umfang der zylindrischen Eingangswelle 5 mit Hilfe eines mit einem Kopf versehenen Bolzens 70 und einer Klammer 71 befestigt und an einer Stelle um einen bestimmten Abstand ε₁ von einer Mitte der Abtriebswelle 31 längs einer Linie X ₁ in einer exzentri schen Richtung verschoben, wie dies in Fig. 6 gezeigt ist. Die Linie X ₁ in der exzentrischen Richtung befindet sich an einer Stelle, die winkelmäßig gesehen um einen bestimmten Winkel R₁ von der gedachten Drehachse 0 ₁ der Pumpentaumelscheibe 10 in einer Richtung R der Relativdrehung des Pumpenzylinders 7 be züglich der zylindrischen Eingangswelle 5 vorgesehen. Der Win kel R₁ kann leicht durch Verschiebung der Stelle verstellt wer den, an der die Eingangswelle 5 und der Pumpentaumelscheiben halter 12 mittels einer Keilverbindung miteinander verbunden sind. Hierdurch ist es möglich, die Phasen relativ zur Pumpen taumelscheibe 10 in den Förder- und Saugbereichen der Hydrau likpumpe P einzustellen und daher lassen sich verschiedene Leistungsanforderungen der Hydraulikpumpe ohne die Wiederho lung von Bauteilen verwirklichen.

Wenn eine Relativdrehung zwischen der zylindrischen Eingangs welle 5 und dem Pumpenzylinder 7 auftritt, bewirkt der erste exzentrische Ring 63, daß jedes der ersten Verteilerventile 61 in der ersten Ventilbohrung zwischen radial inneren und äuße ren Positionen im Pumpenzylinder 7 unter Ausführung eines Hu bes mit einem Weg bewegt wird, der zweimal so groß wie eine Exzentergröße ε ₁ ist.

In Fig. 6 ist der Auslaßbereich der Hydraulikpumpe P mit D bezeichnet, während der Saugbereich mit S bezeichnet ist, und die Linie X ₁ in exzentrischer Richtung des ersten Verteiler ventils 61 geht durch einen Mittelpunkt der jeweiligen Be reiche D und S. In Auslaßbereich D wird das erste Verteiler ventil 61 in seiner inneren Stellung von einer Stelle N ₁ wegbewegt (die als eine neutrale Exzentrizitätsstellung be zeichnet wird), um die zugeordnete Pumpenöffnung a in Verbin dung mit dem äußeren Ölkanal 53 zu bringen und die Verbin dung zwischen dem inneren Ölkanal 52 zu unterbrechen, so daß der Pumpenkolben 9, der seinen Auslaßhub ausführt, bewirkt, daß ein Arbeitsöl von dem inneren Ölkanal 52 in die Zylinder bohrung 8 eingesaugt wird.

In der neutralen Exzentrizitätsstellung N ₁ unterbricht das erste Verteilerventil 61 die Verbindung zwischen der zugeordne ten Pumpenöffnung a mit beiden Ölkanälen 52 und 53. In diesem Fall ist ein Ventilschließrand l ₁ auf einem hervorstehenden Teil 61 a des ersten Verteilerventils 61 vorgesehen, der die Öffnung a nur an seinem dem äußeren Ölkanal 53 näherliegenden Teil absperrt, wie dies in Fig. 6A gezeigt ist.

Auf diese Weise wird der Auslaßbereich D der Hydraulikpumpe P in Winkelrichtung durch den Winkel R₁ im Vergleich zu dem Fall verzögert, bei dem die Linie X ₁ in exzentrischer Rich tung mit der gedachten Drehachse 0 ₁ fluchtet, und der Saugbe reich S kann so gewählt werden, daß er einen Winkel hat, der größer als jener des Auslaßbereichs D ist.

Der zweite exzentrische Ring 64 ist mit einem Tragring 65 über ein Schwenkteil 76 parallel zur Abtriebswelle 31 zur Ausfüh rung einer Schwingbewegung zwischen einer Einkupplungsstellung n und einer Auskupplungsstellung f verbunden, wie dies in den Fig. 1, 2 und 8 gezeigt ist. Der Tragring 75 ist lösbar am äußeren Umfang des zylindrischen Halters 24 mit Hilfe einer Mehrzahl von mit Köpfen versehenen Bolzen 77 und einer Mehr zahl von Klammern 78 befestigt. Daher ist es möglich, die jeweiligen Phasenfehlerausrichtungen zwischen der Lagerachse 0 ₂ der Taumelscheibe 20 und einer Linie X ₂ in exzentrische Richtung des zweiten exzentrischen Ringes 64 minimal zu hal ten und die wechselseitige Zuordnung beider vor der Montage am Kurbelgehäuse 4 zu fixieren, da der zylindrische Halter 24 zur Lagerung des zweiten exzentrischen Ringes 64 mit der Taumelscheibenverankerung 23 zur Lagerung der Taumelscheibe 20 durch die Schraube 27 verbunden ist.

Wie in Fig. 9 gezeigt ist, ist die exzentrische Richtung des zweiten exzentrischen Rings 64 an einer um einen vorbe stimmten Winkel R₂ von der Drehachse 0 ₂ in Drehrichtung R des Motorzylinders 17 winkelmäßig voreilenden Stelle ge wählt und es ist eine Exzentergröße ε ₂ in Einkuppelstellung n und eine Exzentergröße ε ₃ in Auskuppelstellung f vorge sehen, die größer als ε ₂ ist, wie dies in Fig. 8 gezeigt ist.

Wenn der zweite exzentrische Ring 64 die Einkuppelposition n einnimmt, bewirkt der exzentrische Ring 64 an der Drehung des Motorzylinders 17, daß jedes der zweiten Verteilerven tile 62 hin- und hergehend in der zweiten Ventilbohrung 55 zwischen radial inneren und äußeren Positionen im Motor zylinder 17 bewegt wird, wobei der Hub eine Länge hat, die dem Zweifachender Exzentrizität ε ₂ entspricht.

In Fig. 9 ist ein Expansionsbereich des Hydraulikmotors M mit Ex bezeichnet, während ein Verkleinerungsbereich mit Sh bezeichnet ist. Die Linie X ₂ in Exzentrizitätsrichtung des zweiten Verteilerventils 62 geht durch einen Mittelpunkt der jeweiligen Bereiche Ex und Sh. Im Expansionsbereich Ex wird das zweite Verteilerventil 62 in der inneren Position, aus gehend von einer neutralen Exzentrizitätsstelle N ₂ bewegt, um die entsprechende Motoröffnung b in Verbindung mit dem äußeren Ölkanal 53 zu bringen, während zugleich die Verbin dung derselben mit dem inneren Ölkanal 52 unterbrochen wird, so daß ein Hochdruckarbeitsöl von dem äußeren Ölkanal 53 in die zylindrische Bohrung 18 des Motorkolbens 19 eingeleitet wird, der einen Expansionshub ausführt.

Im Verkleinerungsbereich Sh wird das zweite Verteilerventil 62 in die äußere Position, ausgehend von der neutralen Exzentri zitätsstelle N ₂ bewegt, um die entsprechende Motoröffnung b in Verbindung mit dem inneren Ölkanal 52 zu bringen, während zugleich die Verbindung derselben mit dem äußeren Kanal 53 un terbrochen wird, so daß das Arbeitsöl aus der Zylinderbohrung 18 des Motorkolbens 19 beim Verdrängungshub in den inneren Ölkanal 52 ausgegeben wird.

In der neutralen Exzentrizitätsstellung N ₂ unterbricht das zweite Verteilerventil 62 die zugeordnete Öffnung b mit den beiden Ölkanälen 52 und 53. In diesem Fall ist eine vorbe stimmte Ventilschließkante l ₂ an einem vorspringenden Teil 62 a des ersten Verteilerventils 62 vorgesehen, die die Öffnung b nur an einem dem äußeren Ölkanal 53 näherliegenden Teil absperrt, wie dies in Fig. 9A gezeigt ist.

Auf diese Weise wird der Expansionsbereich Ex des Hydraulik motors M winkelmäßig um den Winkel R₂ im Sinne einer Vorei lung im Vergleich zu dem Fall verschoben, bei dem die Linie X ₂ in Exzentrizitätsrichtung mit der Drehachse 0 ₂ fluchtet, und der Verdrängungsbereich Sh kann derart gewählt werden, daß er einen Winkel hat, der größer als jener des Expansionsbe reichs Ex ist.

Wenn der zweite exzentrische Ring 64 die Einkuppelstellung f einnimmt, bewirkt er, daß jedes der zweiten Verteilerventile 62 bei der Drehung des Motorzylinders 17 in der zweiten Ventil bohrung 55 zwischen den radial inneren und äußeren Positionen im Motorzylinder 17 mit einem Hub hin- und herbewegt wird, der das Zweifache der Exzentrizität ε ₃ beträgt. In den inneren und äußeren Positionen ermöglicht das zweite Verteilerventil, daß der äußere Ölkanal 53 zur Außenseite des Zylinderblocks B hin offen ist. Auf diese Weise hat jedes zweite Verteilerventil 62 auch die Funktion eines Kupplungsventils, und hierdurch er hält man eine vereinfachte und kompakte Auslegung des Getrie bes insgesamt gesehen im Vergleich zu den üblichen Auslegungs formen, bei denen ein separates Kupplungsventil gesondert vor gesehen ist.

Ein Paar der voranstehend genannten Pumpenöffnungen a sind nebeneinander in einer Richtung senkrecht zu einer Richtung der Gleitbewegung des ersten Verteilerventils 61 für jede Zy linderbohrung 8 vorgesehen. Ein Paar der vorstehend genannten Motoröffnungen b ist ebenfalls nebeneinanderliegend in einer Richtung senkrecht zu einer Richtung der Gleitbewegung des zweiten Verteilerventils 62 für jede Zylinderbohrung 18 vorgesehen. Bei einer derartigen Auslegung ermöglicht das Ver teilerventil 61, 62 ein Öffnen und Schließen der zugeordneten Öffnung a, b unter Ausführung eines relativ kurzen Hubes und es wird ein großer Gesamtdurchlaßbereich der Pumpöffnungen a und der Motorpumpöffnungen b sichergestellt.

Zurück zu Fig. 8 ist eine Anlageplatte 79 fest mit dem zweiten exzentrischen Ring 64 an seiner Umfangswand auf der dem Schenkel teil 76 gegenüberliegenden Seite mit Hilfe einer Maschinenschrau be 80 angebracht und eine Glockenwelle bzw. Steuerwelle 81 ist vorgesehen, die mit der Anlageplatte 79 zusammenarbeitet, um die letztgenannte in Richtung der Auskuppelposition f des zweiten exzentrischen Ringes 64 zu steuern. Ein Arbeitszug 83 ist mit einem Kupplungshebel 82 verbunden, der fest mit einem äußeren Ende der Nockenwelle 81 verbunden ist und eine Feder 84 ist im komprimierten Zustand zwischen dem Kupplungshebel 82 und dem Kurbelgehäuse 4 vorgesehen, die zur Rückführung des Kupplungshebels 82 dient. Der zweite exzentrische Ring 64 ist ebenfalls durch eine Stellfeder 85 in Richtung der Einkuppel stellung n vorbelastet. Die Stellfeder 85 ist im komprimierten Zustand zwischen einem Halter 87, der fest mit dem äußeren Umfang des zweiten exzentrischen Ringes 64 mit Hilfe einer Ma schinenschraube 86 verbunden ist und dem Tragring 75 ange ordnet.

Somit wird der zweite exzentrische Ring 64 im Grundzustand in der Einkuppelstellung n durch die Kraft der Stellfeder 85 ge halten. Er kann aber in die Auskuppelstellung f geschwenkt wer den, wenn die Nockenwelle 81 mit Hilfe des Arbeitszuges 83 ge dreht wird, wie dies mit einem Pfeil in der Zeichnung darge stellt ist.

Wenn bei der vorstehend genannten Auslegung die zylindrische Eingangswelle 5 der Hydraulikpumpe P durch die erste Reduktions einrichtung 2 gedreht wird, wobei der zweite exzentrische Ring 64 in der Einkuppelstellung n bleibt, bewirkt die Pumpentau melscheibe 20, daß die Pumpenkolben 9, 9 . . . alternierend Auslaß- und Saughübe ausführen.

Somit pumpt der Pumpenkolben 9 ein Arbeitsöl von der Zylinder bohrung 8 in den äußeren Ölkanal 53 während des Durchlaufens des Förderbereiches D und er saugt Arbeitsöl von dem inneren Ölkanal in die Zylinderbohrung 8 während des Durchlaufens des Saugbereiches S.

Das Hochdruckarbeitsfluid, das in den äußeren Ölkanal 53 ge pumpt wird, wird in die Zylinderbohrung 18 des Motorkolbens 19 eingeleitet, der sich im Expansionsbereich Ex des Hydraulik motors M befindet und andererseits wird dieses von der Zylin derbohrung 18 in den inneren Ölkanal 52 durch den Motorkolben 19 abgegeben, der sich im Verkleinerungsbereich bzw. Ver drängungsbereich Sh befindet.

Während dieser Zeit wird der Zylinderblock B durch die Summe eines Reaktionsmomentes, das durch den Pumpenzylinder 7 von der Pumpentaumelscheibe 10 über die Pumpenkolben aufgenommen wird, die einen Auslaßhub ausführen, und eines Reaktionsmo mentes gedreht, das durch den Motorzylinder 17 von der Motor taumelscheibe 20 über den Motorkolben 19 aufgenommen wird, die einen Expansionshub ausführen, und das Drehmoment des Zylinderblocks B wird von der Abtriebswelle 31 zu der zweiten Reduktionseinrichtung 3 übertragen.

In diesem Fall ergibt sich ein Schaltverhältnis von Abtriebs welle 31 zu zylindrischer Eingangswelle 5 durch die folgende Gleichung:

Wenn daher die Leistung des Hydraulikmotors M sich von 1 auf einen gewissen Wert ändert, so läßt sich das Schaltverhältnis von 1 auf einen gewissen gewünschten Wert ändern. Da die Leistung des Hydraulikmotors M durch den Hub des Motorkolbens 19 bestimmt ist, läßt sich das Schaltverhältnis stufenlos von 1 bis auf einen gewissen Wert regeln, indem man die Kipp bewegung der Motortaumelscheibe 20, ausgehend von einer ste henden Position, zu einer gewissen Kippstellung vornimmt.

Da der Saugbereich S bei einem Winkel gewählt ist, der größer als jener des Auslaßbereiches D bei der Hydraulikpumpe P ist, läßt sich die Saugleistung in der zylindrischen Bohrung 8 ef fektiv selbst dann vergrößern, wenn der Gegendruck des Pumpen kolbens 9 in Richtung des Saughubes wesentlich niedriger als jener des Pumpenkolbens 9 in seinem Auslaßhub ist. Folglich läßt sich die Gesamtleistung der Hydraulikpumpe P selbst dann verbessern, wenn ein geringfügiger Teil des Auslaßbereichs D verlorengeht.

Auch ist noch zu erwähnen, daß zur Verbesserung der Leistung auf die günstigste Größe es äußerst erwünscht ist, den Saugbe reich S auf einen Winkel von 180° einzustellen.

Da zusätzlich der Auslaßbereich D winkelmäßig durch den Winkel R₁ im Vergleich zu dem Fall verzögert ist, bei dem die Linie X ₁ in Exzentrizitätsrichtung des ersten exzentrischen Ringes 63 mit der gedachten Drehachse 0 ₁ fluchtet, nimmt der Pumpen kolben 9 eine große Kompressionsbelastung von der Pumpentau melscheibe 10, ausgehend von dem Zeitpunkt auf, wenn eine Ver kleinerung um eine gewisse Größe nach der am weitesten ausge fahrenen Position erfolgt. Als Folge hiervon wird das größte im Pumpenkolben 9 erzeugte Biegemoment reduziert, so daß das Ausdruckphänomen zwischen dem Pumpenkolben 9 und dem offenen Rand der Zylinderbohrung 8 mittelmäßig ist und somit ein Rei bungsverlust infolge dieser Erscheinung beträchtlich reduziert wird.

Da andererseits der Verkleinerungs- bzw. Verdrängungsbereich Sh auf einen Winkel eingestellt ist, der größer als jener des Expansionsbereichs Ex beim Hydraulikmotor M ist, kann der Ge gendruck des Motorkolbens 19, der sich in einem Verbrennungshub befindet, ausreichend reduziert werden und die Leistungsfähig keit des Hydraulikmotors M kann insgesamt selbst dann verbes sert werden, wenn man eine geringfügige Einbuße des Expansions bereiches Ex in Kauf nimmt.

Auch ist noch zu erwähnen, daß zur Verbesserung der Leistung auf den günstigsten Wert es äußerst erwünscht ist, daß der Verkleinerungs- bzw. Verdrängungsbereich Sh mit einem Winkel von 180° gewählt ist.

Da zusätzlich der Expansionsbereich Ex winkelmäßig durch den Winkel R₂ im Vergleich zu dem Fall voreilt, bei dem die Linie X ₂ in Exzentrizitätsrichtung des zweiten exzentrischen Ringes 64 mit der Drehachse 0 ₂ fluchtet, der Motorkolben 19, der eine Expansion gut ausführt, vorher von einer Axialreaktions wirkung der Motortaumelscheibe 20 vor dem Erreichen seiner am weitesten ausgefahrenen Stellung befreit wird. Als Folge hier von wird ein größtes im Motorkolben 19 erzeugtes Biegemoment reduziert, so daß eine Aushöhlerscheinung zwischen dem Motor kolben 19 und dem offenen Rand der Zylinderbohrung 18 mittelmäßig ist und folglich ein Reibungsverlust infolge dieser Erscheinung beträchtlich reduziert wird.

Wenn während des Arbeitens der zweite exzentrische Ring 64 in die Auskuppelstellung f geschwenkt wird, ermöglicht das zweite Verteilerventil 62, daß das unter höherem Druck stehende Öl in dem äußeren Kanal 53 zu der Außenseite des Zylinderblocks B gelenkt wird, so daß das unter höherem Druck stehende Arbeitsöl nicht dem Hydraulikmotor M zugeführt wird und somit wird die Leistungsübertragung zwischen der Hydraulikpumpe P und dem Hydraulikmotor M unterbrochen. In anderen Worten bedeutet dies, daß ein sogenannter ausgekuppelter Zustand möglich ist.

Während des Arbeitens sowohl der Hydraulikpumpe 10 als auch des Hydraulikmotors M nimmt die Pumpentaumelscheibe 10 eine Axialbelastung von den Pumpenkolben 9, 9 . . . auf, während die Motortaumelscheibe 20 eine Axialbelastung von den Motorkolben 19, 19 . . . aufnimmt und diese Axialbelastungen sind in Gegen richtungen gerichtet. Die von der Pumpentaumelscheibe 10 aufge nommene Belastung jedoch wird auf die Abtriebswelle 31 über das Axialwälzlager 11, den Pumpentaumelscheibenhalter 12, das Axialwälzlager 40, die Traghülse 37 und den Keil bzw. Splint 36 übertragen, während die von der Motortaumelscheibe 20 aufge nommene Axialbelastung in ähnlicher Art und Weise auf die Ab triebswelle 31 über das Axialwälzlager 21, die Drehwelle 22, die Taumelscheibenverankerung 23, das Axialwälzlager 47, die Traghülse 45 und den Keil bzw. Splint 44 aufgenommen wird. Somit bewirken derartige Axialbelastungen lediglich Zugbean spruchungen in der Abtriebswelle 31 und sie wirken keineswegs auf das die Welle 31 lagernde Kurbelgehäuse 4 ein.

Die Verbindungsanordnung für das erste Verteilerventil 61 und den Druckring 67 weist nach den Fig. 6 und 7 einen durchmesser kleineren Halsabschnitt 61 b, der am Verteilerventil 61 ausge bildet ist und eine in Umfangsrichtung weisende längliche Öff nung 89, die im Druckring 67 vorgesehen ist und derart beschaf fen und ausgelegt ist, daß sie mit dem Halsabschnitt 61 b zusam menarbeiten kann und eine durchmessergrößere Öffnung 90 auf, die mit einem Ende der länglichen Öffnung 89 verbunden, so daß ein durchmessergrößerer äußerer Endabschnitt des Verteilerven tils 61 durch die durchmessergrößere Öffnung 90 eingeschoben werden kann. Wenn daher das Verteilerventil 61 in die durchmes sergrößere Öffnung 90 eingesetzt ist, wobei der Halsabschnitt 61 b passend in die längliche Öffnung bzw. das Langloch 89 einge setzt ist, und dann der Druckring 67 in Umfangsrichtung gedreht wird, so kann der Halsabschnitt 61 b in Eingriff mit dem Lang loch 89 gebracht werden. Um diesen Eingriffszustand beizubehal ten, ist ein federnd nachgiebiger Stopfen 91 wenigstens auf eine der durchmessergrößeren Öffnungen 90 gesetzt.

Da der Druckring 67 konzentrisch zum ersten exzentrischen Ring 63 zwischen dem Letztgenannten und dem Zylinderblock B ange ordnet ist, kann jedes Verteilerventil 61 so mit Kraft beauf schlagt werden, daß es dem ersten exzentrischen Ring 63 folgt, so daß eine bestimmte hin- und hergehende Bewegung ausgeführt wird. Zusätzlich kann der Druckring 67 nach der Erfindung keine Vergrößerung des Durchmessers des Zylinderblockes im Gegensatz zu den üblichen Schraubenfedern mit sich bringen, die am Mittel teil des Zylinderblocks angebracht sind.

Die Verbindungsanordnung für das zweite Verteilerventil 62 und den Druckring 68 ist ähnlich der Verbindungsanordnung für das erste Verteilerventil 61 und den Druckring 67, wie dies in den Fig. 11 und 12 gezeigt ist. Daher sind entsprechende Teile mit denselben Bezugszeichen versehen und eine eingehende Be schreibung entfällt.

Unter Bezugnahme auf die Fig. 1, 2, 17 und 8 ist eine Schalt steuereinrichtung 93 zum Steuern des Winkels der Motortaumel scheibe 20 mit der Drehwelle 22 verbunden. Die Schaltsteuer einrichtung 93 wird von einem Segmentzahnrad 96, das fest mit dem anderen Ende der Drehwelle 22 mit Hilfe einer Schraube 94 und einem Paar von Steckbolzen 95 verbunden ist, einem Schnecken rad 97, das mit dem Segmentzahnrad 96 kämmt, und einem rever siblen Gleichstrommotor 99 gebildet, der eine Antriebswelle 98 hat, die mit dem Schneckenrad 97 verbunden. Das Schneckenrad 97 ist mit Hilfe von Lagern 102 und 103 auf einem Getriebekasten 101 drehbar gelagert, der fest mit dem Kurbelgehäuse 4 mit Hilfe einer Schraube 100 verbunden ist. Der Elektromotor 99 hat einen Stator, der an Ort und Stelle an dem Kurbelgehäuse 4 festge legt ist.

Somit bilden das Segmentzahnrad 96 und das Schneckenrad 97 eine Verzögerungseinrichtung 106, das die Drehbewegung der Antriebs welle 98 auf die Drehwelle 22 verlangsamt und überträgt, wobei diese Verzögerungseinrichtung aber in einer Sperrstellung bei der Aufnahme einer umgekehrten Belastung von der Drehwelle 22 drehbar ist.

Wenn der Elektromotor 99 in einer Grunddrehrichtung oder einer Gegendrehrichtung sich dreht, kann die Drehbewegung desselben in verlangsamter Weise von dem Schneckenrad 97 auf das Segment zahnrad 96 und weiter auf die Drehwelle 22 übertragen werden, um die Letztgenannte in einer stehenden oder nach unten gekippten Richtung zu drehen.

Wenn der Elektromotor 99 ausgeschaltet ist und die Motortaumel scheibe 20 in einem beliebigen Winkel zu halten ist, nehmen beide Räder aus 96 und 97 ihre jeweiligen Blockierzustände ein, um eine Drehung der Drehwelle 22 zu verhindern. Daher ist die Motortaumelscheibe 20 zuverlässig in der momentanen Position gehalten, da das Schneckenrad 97 selbst dann nicht von dem Seg mentzahnrad 96 angetrieben werden kann, wenn die Motortaumel scheibe 20 eine stehende oder nach unten gekippte Position und ein entsprechendes Moment von den Motorkolben 19, 19 . . . auf nimmt und dieses Moment über die Drehwelle 22 auf das Segment zahnrad 96 übertragen wird.

Um die stehende und nach unten gekippte Positionen der Motor taumelscheibe 20, die man durch den Elektromotor 99 erhält, ein halten zu können, ist eine Begrenzungsnut 104 konzentrisch zu dem Segmentzahnrad 96 im Segmentzahnrad 96 vorgesehen und ein Anschlagbolzen 105 ist gleitbeweglich in Eingriff mit der Be grenzungsnut 104 bringbar, der fest mit dem Getriebekasten 101 verbunden ist.

Wiederum bezugnehmend auf die Fig. 1 und 2 ist ein Hauptblindöl kanal 108 an einem Mittelabschnitt der Abtriebswelle 31 vor gesehen, und ein Ölfilter 109 ist in dem Hauptölkanal 108 über seine gesamte Länge hinweg vorgesehen.

Der Ölfilter 109 ist zylindrisch und ein Ende desselben reicht tief in den Hauptölkanal 108, welches geschlossen ist und das andere Ende ist offen. Das offene Ende ist in engem Kontakt mit einer inneren Umfangsfläche an einem offenen Ende des Hauptöl kanals 108.

Das offene Ende des Hauptölkanales 108 ist mit einem Auslaßteil der zusätzlichen Pumpe 38 über einen Ölkanal 130 verbunden, der in einer Seitenwand des Kurbelgehäuses 4 ausgebildet ist, und ein Ölfilter 131 ist ebenfalls in dem Ölkanal 130 vorgesehen. Zusätzlich ist ein Eingangsteil der zusätzlichen Pumpe 38 mit einem Ölvorratsbehälter 110 am Boden des Kurbelgehäuses 4 ver bunden.

Die zusätzliche Pumpe 38 wird von dem Antriebsrad 39 angetrie ben, das mittels einer Keilverbindung mit der zylindrischen Eingangswelle 5 verbunden ist. Somit wird während der Drehung der zylindrischen Eingangswelle 5 das Öl in dem Ölvorratsraum 110 konstant in den Ölkanal 130 mit Hilfe der zusätzlichen Pum pe 38 abgegeben. Dieses Öl wird zuerst durch den Ölfilter 131 gefiltert. Dann geht es in den Hauptölkanal 108 und wird dort von dem Ölfilter 109 gefiltert. Anschließend geht das Öl durch eine radiale zusätzliche Öffnung oder einen radialen zusätzlichen Kanal 111, der in die Abtriebswelle 31 eingeschnitten ist und gelangt dann in den inneren Ölkanal 52. Selbst wenn daher irgend welche Fremdstoffe, wie Abfälle oder dergleichen, die bei der Montage des Getriebes T an dem Kurbelgehäuse 4 anfallen, in den Hauptölkanal 108 gelangen, können diese durch den Ölfilter 109 entfernt werden, so daß ein reines Arbeitsöl in der geschlossenen hydraulischen Schaltung zwischen der Hydraulikpumpe P und dem Hydraulikmotor M jederzeit gefördert werden kann.

Ein erstes Rückschlagventil 112 zur Blockierung des Rückstromes des Öls von dem inneren Ölkanal 52 ist in der zusätzlichen Öff nung 111 vorgesehen und es ist in Schließrichtung durch eine Blattfeder 114 vorbelastet, die die Ausgangswelle 31 umgebend angebracht ist.

Während des umgekehrten Belastungsvorganges, d.h. während der Motorbremsung, arbeitet der Hydraulikmotor M zur Erzielung einer Pumpwirkung und die Hydraulikpumpe P arbeitet mit Motoreffekt. Somit ändert sich der Druck in dem äußeren Ölkanal 53 auf einen niedrigeren Druckwert und der Druck im inneren Ölkanal 52 än dert sich auf einen höheren Druckwert, so daß das Arbeitsöl in umgekehrter Richtung aus dem inneren Ölkanal 52 in die zu sätzliche Öffnung 111 fließen kann. Eine solche umgekehrte Strö- oder Rückströmung ist jedoch durch das erste Rückschlagventil 112 blockiert. Auf diese Weise wird eine umgekehrte Belastung zuverlässig von dem Hydraulikmotor M auf die Hydraulikpumpe P übertragen, so daß man eine gute Motorbremswirkung erhält.

Das in den Hauptölkanal 108 eingeleitete Öl geht durch ein Paar von radialen linken und rechten Öffnungen 115 und 116, die in der Abtriebswelle 31 vorgesehen sind in Schmierölkanäle 117 und 118, die als Ringnuten in dem äußeren Umfang der Abtriebswelle 31 derart vorgesehen sind, daß sie den inneren Umfangsflächen des Pumpenzylinders 9 und des Motorzylinders 17 zugewandt sind. Hierbei sind Unterteilungsrohre 109 a und 109 b an Zwischenab schnitten des Ölfilters 109 in Kontakt mit einer inneren Umfangs fläche des Hauptölkanales 108 vorgesehen, um zu vermeiden, daß verschmutztes Öl zwischen der Öffnung 111 und den Öffnungen 115, 116 fließt.

Das in den rechts liegenden Schmierölkanal 117 eingeleitete Öl wird in die zylindrische Eingangswelle 5 über eine axiale Ölnut 119 eingeleitet, die in dem Abschnitt der Abtriebswelle vorge sehen ist, der mittels einer Keilverbindung mit dem Zylinderblock B verbunden ist. Somit werden die verschiedenen Teile, wie die Pumpentaumelplatte 10 in der zylindrischen Eingangswelle 5, die Pumpenkolben 9, die Axialwälzlager 11, das Nadellager 42, die Auflageplatte 33, die Ausrichteinrichtung 50 und dergleichen ge schmiert.

Um ferner das Axialwälzlager 11 und das Nadellager 42 ausrei chend zu schmieren, ist eine kleine Öffnung 120 in der Abtriebs welle 31 in der Nähe der Lager 11 und 42 vorgesehen, die in Ver bindung mit dem Hauptölkanal 108 steht.

Das durch die Schmierung des Nadellagers 42 gehende Öl wird dann aufgrund einer Zentrifugalkraft verteilt, um das Axialwälzlager 40 zu schmieren.

Das in dem links liegenden Schmierölkanal 118 eingeleitete Öl wird in die Taumelscheibenverankerung 23 und den zylindrischen Halter 24 durch eine Ölnut 121 eingeleitet, die quer zu dem Flansch 31 a der Abtriebswelle 31 vorgesehen ist, gegen das das Ende des Motorzylinders 17 anliegt, wie dies in Fig. 2 ge zeigt ist. Somit werden die verschiedenen Teile, wie die Motor taumelscheibe 20, in der Taumelscheibenverankerung 23 und der zylindrische Halter 24, die Motorkolben 19, das Axialwälzlager 21, die Drehwelle 22, die Ausrichteinrichtung 51 und die Nadellager 25 und 48 und dergleichen geschmiert.

Um eine weitere zufriedenstellende Schmierung des Nadellagers 48 zu erhalten, ist eine kleine Öffnung 122 in der Abtriebs welle 31 in der Nähe des Lagers 48 vorgesehen, die in Verbindung mit dem Hauptölkanal 108 steht.

Das durch die Schmierung des Nadellagers 48 gegangene Öl wird aufgrund einer Zentrifugalkraft verteilt, um das Axialwälzlager 47 zu schmieren.

Zur Ergänzung des Schmieröls von dem Hauptölkanal 108 in den vorstehend beschriebenen Öffnungen 115 und 116 sind kleine Öff nungen 120 und 122 und dergleichen ständig ohne Behinderung selbst beim Motorbremsvorgang durchströmt.

Unter Bezugnahme auf die Fig. 2, 15 und 16 ist der Motorzylinder 17 mit einem radialen Ölkanal 123 versehen, der zwischen zwei benachbarten Zylinderbohrungen 18 und 18 an einem Teil durch geht, der immer in Gleiteingriff mit dem zugeordneten Motorkol ben 19 ist und er ist an seinem inneren Ende mit der Ölnut 121 verbunden. Ein axialer Ölkanal 124 ermöglicht die Verbindung ei nes äußeren Endes des Ölkanals 123 mit dem äußeren Ölkanal 53.

Wenn der radiale Ölkanal 123 mittels eines Bohrers bearbeitet wird, der einen Durchmesser hat, der größer als die Dicke einer Wand zwischen den vorstehend genannten beiden Zylinderbohrungen 18 ist, so wird eine seitliche Öffnung, die insgesamt mit 125 bezeichnet ist, in jeder inneren Wand der beiden Zylinderboh rungen 18 ausgebildet. Diese ist jedoch durch den Motorkolben 19, der immer eine Gleitbewegung in der Zylinderbohrung 18 ausführt, verschlossen, und daher ist keine Gefahr vorhanden, daß das Arbeitsöl in der Zylinderbohrung 18 durch die seitliche Öffnung 125 austritt.

Ein zweites Rückschlagventil 113 ist im axialen Ölkanal 124 zur Blockierung der Gegenströmung des Arbeitsöles von dem äußeren Ölkanal 53 vorgesehen. Ein Ventilsitz 126 arbeitet mit dem zwei ten Rückschlagventil 113 zusammen, das auch als Stopfen zum Ver schließen einer Öffnung 124 a des Ölkanals 124 dient. Das Rück schlagventil 113 ist in Richtung des Ventilsitzes 126 durch eine Feder 127 vorbelastet.

Während des normalen Belastungszustandes, bei dem das Öl im äuße ren Ölkanal 53 und einem höheren Druck steht, bleibt somit das zweite Rückschlagventil 113 geschlossen, um die Strömung des Arbeitsöles aus dem äußeren Ölkanal 53 zu dem Ölkanal 124 abzu sperren. Während des Motorbremsvorganges jedoch, bei dem das Öl im äußeren Ölkanal 53 und einem niederen Druck steht, wird das zweite Rückschlagventil 113 in Abhängigkeit von dem Austritt des Arbeitsöles aus der geschlossenen hydraulischen Schaltung geöffnet, so daß das Arbeitsöl von dem Hauptölkanal 108 über die Ölnut 121 und die Ölkanäle 123, 124 sukzessiv in den äußeren Ölkanal 53 eingeleitet werden kann, um einen Ausgleich für den Austritt zu schaffen.

Fig. 19 bis 21 zeigen eine weitere Ausbildungsform nach der Erfindung, bei der der zweite exzentrische Ring 64 betätigt wird, um in die Auskuppelstellung f zu gelangen, und wobei das zweite Verteilerventil 62 eine Verbindung zwischen dem äußeren Öl kanal 53 und dem inneren Ölkanal 52 ermöglicht. Hierdurch ist es ebenfalls möglich, die Übertragung einer Leistung zwischen der Hydraulikpumpe P und dem Hydraulikmotor M zu unterbrechen.

In diesen Figuren sind jene Teile, die den Teilen der voran gehend beschriebenen Ausbildungsform entsprechen, mit den selben Bezugszeichen versehen.

Zusammenfassend gibt die Erfindung ein hydrostatisches, stufen los regelbares Getriebe an, das eine Hydraulikpumpe der Taumel scheibenbauart, die eine Pumpentaumelscheibe und kreisförmig angeordnete Pumpenkolben hat, deren Saug- und Förderhübe durch die Pumpentaumelscheibe gesteuert werden, einen Hydraulikmotor der Taumelscheibenbauart, der eine Motortaumelscheibe und kreis förmig angeordnete Motorkolben hat, deren Expansions- und Ver drängungshübe durch die Motortaumelscheibe gesteuert werden, und eine geschlossene Hydraulikschaltung aufweist, die zwischen der Hydraulikpumpe und dem Hydraulikmotor vorgesehen ist. Die Auslegung ist hierbei derart getroffen, daß der Mittelpunkt eines Auslaßbereiches der Hydraulikpumpe winkelmäßig um einen vorbe stimmten Winkel in Drehrichtung der Hydraulikpumpe relativ zu einer Kippachse der Pumpentaumelscheibe verzögert ist und/oder der Mittelpunkt eines Expansionsbereiches des Hydraulikmotors winkelmäßig um einen vorbestimmten Winkel in Drehrichtung des Hydraulikmotors relativ zu einer Schwenkachse der Motortaumel scheibe voreilend ist. Ferner ist ein Saugbereich der Hydraulik pumpe in einem Winkel gewählt, der größer als jener des Auslaß bereiches ist und/oder ein Verkleinerungs- bzw. Verdrängungs bereich des Hydraulikmotors ist mit einem Winkel gewählt, der größer als jener eines Expansionsbereiches desselben ist.

Claims

1. Hydrostatisches, stufenlos regelbares Getriebe, gekennzeichnet durch eine Hydraulikpumpe (P) der Taumelscheibenbauart, die eine Pumpentaumelscheibe (10) und kreisförmig angeordnete Pumpenkolben (9, 9 . . .) hat, deren Saug- und Auslaßhübe durch die Pumpentaumelscheibe (10) ge steuert werden, einen Hydraulikmotor (M) der Taumelscheibenbau art, der eine Motortaumelscheibe (10) und kreisförmig ange ordnete Motorkolben (19, 19 . . .) hat, dessen Expansions- und Verkleinerungshübe durch die Motortaumelscheibe (20) gesteuert werden, und eine geschlossene Hydraulikschaltung, die zwischen der Hydraulikpumpe (P) und dem Hydraulikmotor (M) vorgesehen ist, wobei das hydrostatische, stufenlos regelbare Getriebe (T) wenigstens eine solche Zuordnung hat, daß ein Mittelpunkt eines Auslaßbereiches der Hydraulikpumpe (P) winkelmäßig um einen vorbestimmten Winkel in der Drehrichtung der Hydraulikpumpe (P) relativ zu einer Schwenkachse der Pumpentaumelscheibe (10) nacheilend bzw. verzögert ist, und ferner eine solche Zuordnung hat, daß ein Mittelpunkt eines Expansionsbereiches des Hydrau likmotors (M) winkelmäßig um einen vorbestimmten Winkel in eine Drehrichtung des Hydraulikmotors (M) relativ zu einer Schwenk achse der Motortaumelscheibe (20) voreilend ist.

2. Hydrostatisches, stufenlos regelbares Getriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der Mittelpunkt des Auslaßbereiches der Hydraulikpumpe (P) an einer solchen Stelle liegt, daß jeder der Pumpenkolben (9, 9 . . .) aus einer Pumpen zylinderbohrung (8, 8 . . .) am meisten ausgefahren ist, und daß der Mittelpunkt des Expansionsbereiches des Hydraulikmotors (M) an einer solchen Stelle liegt, daß jeder der Motorkolben (19, 19 . . .) aus einer Motorzylinderbohrung (18, 18 . . .) seinen am meisten ausgefahrenen Zustand hat, wobei die Motorkolben (19, 19 . . .) gleitbeweglich in den Zylinderbohrungen (18, 18 . . .) aufgenommen sind.

3. Hydrostatisches, stufenlos regelbares Getriebe, gekenn zeichnet durch eine Hydraulikpumpe (P) der Taumelscheibenbau art, die eine Pumpentaumelscheibe (10) und kreisförmig ange ordnete Pumpenkolben (9, 9 . . .) hat, deren Saug- und Auslaß hübe durch die Pumpentaumelscheibe (10) gesteuert werden, einen Hydraulikmotor (M) der Taumelscheibenbauart, der eine Motor taumelscheibe (20) und kreisförmig angeordnete Motorkolben (19, 19 . . .) hat, deren Expansions- und Verdrängungshübe durch die Motortaumelscheibe (20) gesteuert werden, und eine hydraulisch geschlossene Schaltung, die zwischen der Hydraulikpumpe (P) und dem Hydraulikmotor (M) gebildet wird, wobei das hydrosta tische, stufenlos regelbare Getriebe wenigstens eine solche Zu ordnung hat, daß ein Saugbereich der Hydraulikpumpe (P) auf einen Winkel eingestellt ist, der größer als jener eines Auslaß bereiches ist, und daß ferner eine solche Zuordnung getroffen ist, daß ein Verkleinerungsbereich des Hydraulikmotors (M) auf einen Winkel eingestellt ist, der größer als ein Expansionsbe reich des Motors (M) ist.

4. Hydrostatisches, stufenlos regelbares Getriebe nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß die geschlossene Hy draulikschaltung Ölkanäle (52, 53) mit höherem und niederem Druck enthält, die konzentrisch angeordnet sind, und daß ferner eine große Anzahl von Verteilerventilen (61, 62) vorgesehen ist, um eine große Anzahl von Zylinderbohrungen (8, 8 . . .; 18, 18 . . .), in denen die Pumpen- und Motorkolben (9, 9 . . .; 19, 19 . . .) auf genommen sind, wechselweise in Verbindung mit den unter höherem und niederem Druck stehenden Ölkanälen (52, 53) durch eine hin- und hergehende Bewegung der Ventile (61, 62) zwischen radial inneren und äußeren Positionen zu bringen, wobei ein Bewegungs hub jedes Ventils (61, 62), der erforderlich ist, um den Hoch druckölkanal (53) in Verbindung mit den jeweiligen Zylinderboh rungen (8, 8 . . .; 18, 18 . . .) zu bringen, größer als jener ge wählt ist, der erforderlich ist, um die Niederdruckölbohrung (52) in Verbindung mit den jeweiligen Zylinderbohrungen (8, 8 . . .; 18, 18 . . .) zu bringen.

5. Hydrostatisches, stufenlos regelbares Getriebe nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß jedes Verteilerventil (61, 62) ein hervorspringendes Teil (61 a) aufweist, das gleit beweglich in einer Ventilbohrung aufgenommen ist, die über den Ölkanälen (52, 53) mit höherem und niederem Druck angeordnet sind, und daß das hervorstehende Teil (61 a) eine bestimmte Ven tilschließkante (l ₁) hat, die nur an einem dem Hochdrucköl kanal (53) benachbarten Abschnitt vorgesehen ist.

6. Hydrostatisches, stufenlos regelbares Getriebe nach Anspruch 1 oder 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Pumpenkolben (9, 9 . . .) gleitbeweglich in Pumpenzylinderbohrungen (8, 8 . . .) aufgenommen sind, die in einem Zylinderblock (B) ausgebildet sind, und daß ferner eine zylindrische Eingangswelle (5) vor gesehen ist, die drehbeweglich am Zylinderblock (B) gelagert ist, und daß ein Pumpentaumelscheibenhalter (12) phasenver stellbar an der zylindrischen Eingangswelle (5) zur Lagerung einer Rückseite der Pumpentaumelscheibe (10) befestigt ist.

7. Hydrostatisches, stufenlos regelbares Getriebe nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß der Pumpentaumel scheibenhalter (12) mittels einer Keilverbindung mit der zy lindrischen Eingangswelle (5) fest verbunden ist.

8. Hydrostatisches, stufenlos regelbares Getriebe nach Anspruch 1 oder 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Pumpenkolben (9, 9 . . .) und die Motorkolben (19, 19 . . .) gleitbeweglich in Zylinderbohrungen (8, 8 . . .; 18, 18 . . .) aufgenommen sind, die jeweils in einem Zylinderblock (B) ausgebildet sind, daß ferner eine Übertragungswelle (31) vorgesehen ist, die mit einem Mittel abschnitt des Zylinderblocks (B) verbunden ist, daß ein Teil der Anordnung aus Pumpentaumelscheibe (10) und Motortaumelscheibe (20) an ihrer Rückseite an einer ebenen Fläche einer Drehwelle (82) gelagert ist, die einen halbkreisförmigen Querschnitt hat, daß die Drehwelle (22) drehbeweglich an einer zylindrischen Fläche ohne Spiel auf einer Taumelscheibenverankerung (23) ge lagert ist, die fest an einem Gehäuse (4) angebracht ist, und daß die Taumelscheibenverankerung (23) auf der Übertragungs welle (31) drehbar gelagert ist.

9. Hydrostatisches, stufenlos regelbares Getriebe nach Anspruch 1 oder 3, dadurch gekennzeichnet, daß eine Gruppe der Pumpenkolben (9, 9 . . .) und der Motorkolben (19, 19 . . .) gleit beweglich in Zylinderbohrungen (8, 8 . . .; 18, 18 . . .) aufgenom men sind, die kreisförmig in einem Zylinderblock (B) angeordnet sind, daß ferner konzentrisch angeordnete ringförmige Ölkanäle (52, 53) mit höherem und niederem Druck im Zylinderblock (B) vorgesehen sind, die derart ausgelegt sind, daß sie abwechselnd in Verbindung mit den jeweiligen Zylinderbohrungen (8, 8 . . .; 18, 18 . . .) mittels radial hin- und hergehend beweglicher Ver teilerventile (61, 62) bringbar sind, daß ein Exzenterring (63, 64) exzentrisch zu einem Drehmittelpunkt des Zylinderblocks (B) angeordnet ist, um in Anlage gegen die äußeren Enden der Ver teilerventile (61, 62) zu kommen, so daß jedes dieser Verteiler ventile (61, 62) bei der Drehung des Zylinderblocks eine hin- und hergehende Bewegung ausführt, daß eines der Teile der Gruppe aus Pumpentaumelscheibe (10) und Motortaumelscheibe (20), die in Eingriff mit dieser eine Kolbengruppe ist, auf einer Taumel scheibenverankerung (23) gelagert ist, die fest mit einem Gehäuse (4) verbunden ist, daß die Verankerung (23) einen zylindrischen Halter (24) hat, der mit dieser verbunden ist, um den Zylinder block (B) drehbar zu lagern, und daß der Exzenterring (63, 64) an dem zylindrischen Halter (24) angebracht ist.

10. Hydrostatisches, stufenlos regelbares Getriebe nach Anspruch 1 oder 3, dadurch gekennzeichnet, daß die kreisförmig angeordneten Pumpenzylinderbohrungen (8, 8 . . .), in denen Pumpen zylinder (9, 9 . . .) gleitbeweglich aufgenommen sind und die kreisförmig angeordneten Motorzylinderbohrungen (18, 18 . . .), in denen Motorkolben (19, 19 . . .) gleitbeweglich aufgenommen sind, in einem Zylinderblock (B) vorgesehen sind, der ferner Ölkanäle (52, 53) mit höherem und niederem Druck enthält, die konzentrisch in diesem vorgesehen sind, daß eine große An zahl von Verteilerventilen (61, 62) radial hin- und hergehend beweglich darin angeordnet sind, um die jeweiligen Zylinderboh rungen (8, 8 . . .; 18, 18 . . .) abwechselnd in Verbindung mit den Ölkanälen (52, 53) mit höherem und niederem Druck zu brin gen, daß ferner wenigstens ein exzentrischer Ring (63, 64) vorgesehen ist, der an einem Tragsystem für wenigstens eines der Teile der Gruppe aus Pumpentaumelscheibe (10) und Motor taumelscheibe (20) exzentrisch bezüglich eines Drehmittelpunktes des Zylinderblockes (B) gelagert ist, um zur Anlage gegen die äußeren Enden der Verteilerventile (61, 62) zu kommen, so daß diese eine hin- und hergehende Bewegung bei der Drehbewegung wenigstens einer der Taumelscheiben (10, 20) relativ zu dem Ring ausführen, und daß ein Druckring (67, 68) zwischen dem Ex zenterring (63, 64) und dem Zylonderblock (B) angeordnet ist, der die Verteilerventile (61, 62) in konzentrischer Anordnung zu dem exzentrischen Ring (63, 64) miteinander verbindet.

11. Hydrostatisches, stufenlos regelbares Getriebe nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß die Verteilerventile (61, 62) erste Verteilerventile (61) zum Steuern der Verbin dung zwischen den Pumpzylinderbohrungen (8, 8 . . .) und den Ölkanälen (52, 53) mit höherem und niederem Druck, und zweite Verteilerventile (62) zur Steuerung der Verbindung zwi schen den Motorzylinderbohrungen (18, 18 . . .) und den Ölka nälen (52, 53) mit höherem und niederem Druck vorgesehen sind, und daß der Druckring (67, 68) separat für jede der Gruppen der ersten und zweiten Verteilerventile (61, 62) vorgesehen ist.

12. Hydrostatisches, stufenlos regelbares Getriebe nach Anspruch 1 oder 3, dadurch gekennzeichnet, daß ein Pumpenzy linder (7, 7 . . .) in der Hydraulikpumpe (P) der Taumelscheiben bauart und der Motorzylinder (17, 17 . . .) in dem Hydraulikmotor (M) der Taumelscheibenbauart vorgesehen ist, daß die Pumpen- und Motorzylinder (7, 7 . . .; 17, 17 . . .) einteilig koaxial zur Bildung eines Zylinderblocks (B) miteinander verbunden sind, daß ein innerer ringförmiger Ölkanal (52) und ein äußerer ring förmiger Ölkanal (53) vorgesehen sind, der den inneren Ölkanal (52) umgibt, wobei beide Kanäle konzentrisch im Zylinderblock (B) vorgesehen sind, daß eine große Anzahl von ersten Vertei lerventilen (61) vorgesehen ist, die hin- und hergehend zwischen radial inneren und äußeren Stellungen im Zylinderblock (B) be weglich sind, um eine große Anzahl von Zylinderbohrungen (8, 8 . . .), in denen die Pumpzylinder (7, 7 . . .) gleitbeweglich aufgenommen sind, wechselweise in Verbindung jeweils mit den beiden Ölka nälen (52, 53) zu bringen, daß eine große Anzahl von zweiten Verteilerventilen (62) vorgesehen ist, die in ähnlicher Weise derart ausgelegt sind, daß sie sich hin- und hergehend zwischen radial inneren und äußeren Stellungen im Zylinderblock (B) be wegen, um eine große Anzahl von Zylinderbohrungen (18, 18 . . .), in denen die Motorzylinder (17, 17 . . .) gleitbeweglich aufgenom men sind, abwechselnd mit beiden Ölkanälen (52, 53) jeweils in Verbindung zu bringen, daß die ersten und zweiten Verteiler ventile (61, 62) radial im Zylinderblock (B) angeordnet sind, daß ein erster exzentrischer Ring (63) derart angebracht ist, daß er mit den ersten Verteilerventilen (61) zur Ausführung der hin- und hergehenden Bewegung jedes der Verteilerventile zusammen arbeitet, um die Zylinderbohrungen mit einem Auslaßhub im Pumpen zylinder (7, 7 . . .) in Verbindung mit dem äußeren Ölkanal (53) zu bringen und die Zylinderbohrungen (8, 8 . . .) bei einem Saughub in Verbindung mit dem inneren Ölkanal (52) zu bringen, wobei ei ne relative Drehung zwischen dem Zylinderblock (B) und einem Eingangsteil (5) der Hydraulikpumpe (P) auftritt, und daß ein zweiter exzentrischer Ring (64) derart vorgesehen ist, daß er mit den zweiten Verteilerventilen (62) zusammenarbeitet, so daß diese eine hin- und hergehende Bewegung ausführen, um die Zylin derbohrungen bei einem Expansionshub im Motorzylinder (17, 17 . . .) in Verbindung mit dem äußeren Ölkanal (53) zu bringen und die Zylinderbohrungen bei einem Verdrängungshub in Verbindung mit dem inneren Ölkanal (52) zu bringen, wobei eine Drehbewegung des Zylinderblocks (B) auftritt, und wobei der äußere Ölkanal (53) eine ringförmige Nut (58) und eine große Anzahl von Ausneh mungen (59, 59 . . .) aufweist, die in Zickzackform an den gegen überliegenden Seitenwänden der Ringnut (58) ausgebildet sind, und wobei die ersten und zweiten Verteilerventile (61, 62) der art ausgelegt sind, daß sie durch die Ausnehmungen (59, 59) gehen.

13. Hydrostatisches, stufenlos regelbares Getriebe nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, daß die Ringnut (58) in Form einer taubenschwanzförmigen Gestalt im Querschnitt aus gelegt ist und ein offenes Ende hat, das durch eine Hülse (60) verschlossen ist, die fest mit einer äußeren Umfangswand des Zylinderblocks (B) verbunden ist.

14. Hydrostatisches, stufenlos regelbares Getriebe nach Anspruch 1 oder 3, dadurch gekennzeichnet, daß ein Pumpzylin der (7, 7 . . .) in der Hydraulikpumpe (P) der Taumelscheibenbauart und ein Motorzylinder (17, 17 . . .) in dem Hydraulikmotor (M) der Taumelscheibenbauart vorgesehen ist, daß die Pump- und Motorzy linder einteilig koaxial miteinander zur Bildung eines Zylinder blocks (B) verbunden sind, daß ein ringförmiger Hochdruckölkanal (52) mit den Zylinderbohrungen (8, 8 . . .) bei einem Auslaßhub in der Hydraulikpumpe (P) verbunden ist, daß ein ringförmiger Nie derdruckölkanal (53) mit den Zylinderbohrungen (8, 8 . . .) bei ei nem Saughub der Hydraulikpumpe (P) verbunden ist, daß die Öl kanäle (52, 53) konzentrisch im Zylinderblock (B) ausgebildet sind, daß eine große Anzahl von Verteilerventilen (61, 62) radial angeordnet ist, um eine hin- und hergehende Bewegung zwischen radial inneren und äußeren Stellungen im Zylinderblock (B) aus zuführen und um eine große Anzahl von Zylinderbohrungen (18, 18 . . .), in denen die Motorkolben (19, 19 . . .) des Motorzylinders (17, 17, . . .) gleitbeweglich aufgenommen sind, wechselweise in Verbindung mit dem Ölkanal (53) höheren Drucks und dem Ölkanal (52) niederen Drucks bringen, und daß ein Exzenterring (63, 64), der an einer Traganordnung für den Zylinderblock (B) exzentrisch bezüglich ei nes Drehmittelpunktes des Zylinderblocks (B) gelagert ist, der art vorgesehen ist, daß er mit den Verteilerventilen (61, 62) zur Ausführung der hin- und hergehenden Bewegung bei einer Drehbewe gung des Zylinderblocks (B) zusammenarbeitet, daß der Exzenter ring (63, 64) beweglich zwischen einer Einkuppelstellung (n), in der die Verteilerventile (61, 62) derart gesteuert werden, daß die Zylinderbohrungen (18, 18 . . .) des Motorzylinders (17, 17. . .) wechselweise in Verbindung mit den Öldruckkanälen (52, 53) mit höherem Druck und niederem Druck gebracht werden und einer Auskuppelstellung (f) gelagert ist, in der die Verteilerventile (61, 62) derart gesteuert werden, daß der Ölkanal (53) höheren Drucks zu einem Teil niederen Drucks offen ist.

15. Hydrostatisches, stufenlos regelbares Getriebe nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, daß der Teil niederen Drucks außerhalb des Zylinderblocks (B) liegt.

16. Hydrostatisches, stufenlos regelbares Getriebe nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, daß der Teil niederen Drucks der Ölkanal (52) niederen Drucks ist.

17. Hydrostatisches, stufenlos regelbares Getriebe nach Anspruch 1 oder 3, dadurch gekennzeichnet, daß ferner ein Pump zylinder (7, 7 . . .) der Hydraulikpumpe (P) der Taumelscheibenbau art und ein Motorzylinder (17, 17 . . .) in dem Hydraulikmotor (M) der Taumelscheibenbauart vorgesehen ist, daß die Pump- und Mo torzylinder einteilig koaxial miteinander zur Bildung eines Zy linderblocks (B) verbunden sind, daß ringförmige Ölkanäle (52, 53) mit niederem und höherem Druck konzentrisch im Zylinderblock (B) ausgebildet sind, so daß die Zylinderbohrungen (8, 8 . . .) bei einem Saughub des Pumpzylinders und die Zylinderbohrungen (18, 18 . . .) bei einem Verdrängungshub im Motorzylinder in Verbindung mit dem Ölkanal niedrigeren Drucks gebracht werden, während die Zylinderbohrungen (8, 8 . . .) beim Auslaßhub des Pumpzylinders (7, 7 . . .) und die Zylinderbohrungen (18, 18 . . .) beim Expansions hub des Motorzylinders (17, 17 . . .) in Verbindung mit dem Ölkanal (53) höheren Drucks gebracht werden, daß eine Übertragungswelle (31) fest mit einem Mittelteil des Zylinderblocks (B) verbunden ist und mit einem Hauptölkanal (108) versehen ist, der mit Öl von einer Zusatzpumpe (38) versorgt wird, daß eine zusätzliche Öffnung (111) vorgesehen ist, die ermöglicht, daß der Hauptöl kanal (108) in Verbindung mit dem Ölkanal (52) niederen Drucks bringbar ist, daß eine Schmieröffnung (120) vorgesehen ist, die ermöglicht, daß der Hauptölkanal (108) in Verbindung mit den zu schmierenden Teilen der Hydraulikpumpe (P) und des Hydraulik motors (M) gebracht wird, und daß die zusätzliche Öffnung (111) mit einem Rückschlagventil (112) versehen ist, um einen Rück strom eines Arbeitsöles von dem Ölkanal (52) niederen Drucks zu dem Hauptölkanal (108) zu blockieren.

18. Hydrostatisches, stufenlos regelbares Getriebe nach Anspruch 17, dadurch gekennzeichnet, daß der Hauptölkanal (108) derart vorgesehen ist, daß er axial in der Übertragungswelle (31) läuft, und daß die zusätzliche Öffnung (111) und die Schmieröffnung (120) in Verbindung mit dem Hauptölkanal (108) axial im Abstand voneinander liegenden Stellen sind.

19. Hydrostatisches, stufenlos regelbares Getriebe nach Anspruch 16 oder 17, dadurch gekennzeichnet, daß ein zylindri sches Ölfilter (109) in dem Hauptölkanal (108) vorgesehen und im Innern mit der zusätzlichen Pumpe (38) verbunden ist.

20. Hydrostatisches, stufenlos regelbares Getriebe nach Anspruch 1 oder 3, dadurch gekennzeichnet, daß ein Pumpzylinder (7, 7 . . .) der Hydraulikpumpe (P) der Taumelscheibenbauart und ein Motorzylinder (17, 17 . . .) in dem Hydraulikmotor (M) der Taumel scheibenbauart vorgesehen ist, daß die Pump- und Motorzylinder einteilig koaxial miteinander zur Bildung eines Zylinderblocks (B) verbunden sind, daß ringförmige Ölkanäle (52, 53) niedrigeren und höheren Drucks konzentrisch im Zylinderblock (B) ausgebildet sind, so daß die Zylinderbohrungen (8, 8 . . .) beim Saughub des Pumpzylinders (7, 7 . . .) und die Zylinderbohrungen (18, 18 . . .) beim Verdrängungshub im Motorzylinder (17, 17 . . .) jeweils in Verbin dung mit dem Ölkanal (52) niederen Drucks gebracht werden, wäh rend die Zylinderbohrungen (8, 8 . . .) beim Auslaßhub des Pump zylinders (7, 7 . . .) und die Zylinderbohrungen (18, 18 . . .) beim Expansionshub des Motorzylinders (17, 17 . . .) jeweils in Verbin dung mit dem Ölkanal (53) höheren Drucks gebracht werden, daß ei ne Übertragungswelle (31) fest mit einem Mittelteil des Zylinder blocks (B) verbunden ist und mit einem Hauptölkanal (108) ver sehen ist, der durch einen Mittelteil der Übertragungswelle (31) geht und zu einer zusätzlichen Pumpe (38) führt, daß eine zu sätzliche Öffnung (111) radial von dem Hauptölkanal (108) zu dem Ölkanal (52) niederen Drucks abgeht, und daß ein zylindri sches Ölfilter (109) in dem Hauptölkanal (108) angeordnet und im Innern mit der zusätzlichen Pumpe (38) verbunden ist.

21. Hydrostatisches, stufenlos regelbares Getriebe nach Anspruch 1 oder 3, dadurch gekennzeichnet, daß ein Pumpzylinder (7, 7 . . .) mit Zylinderbohrungen (8, 8 . . .) vorgesehen ist, in denen eine große Anzahl von Pumpkolben (9, 9 . . .) der Hydrau likpumpe (P) der Taumelscheibenbauart gleitbeweglich aufgenom men sind, daß ein Motorzylinder (17, 17 . . .) Zylinderbohrungen (18, 18 . . .) hat, in denen eine große Anzahl von Motorkolben (19, 19 . . .) des Hydraulikmotors (M) der Taumelscheibenbauart gleitbeweglich aufgenommen ist, daß die Pump- und Motorzylinder koaxial einteilig miteinander zur Bildung eines Zylinderblocks (B) verbunden sind, daß ein ringförmiger innerer Ölkanal (52) und ein ringförmiger äußerer Ölkanal (53) vorgesehen ist, der den inneren Ölkanal (52) umgibt, daß beide Kanäle (52, 53) kon zentrisch im Zylinderblock (B) derart angeordnet sind, daß die Zylinderbohrungen (8, 8 . . .) beim Saughub des Pumpzylinders (7, 7 . . .) die Zylinderbohrungen (18, 18 . . .) beim Verdrängungshub des Motorzylinders (17, 17 . . .) jeweils in Verbindung mit dem Öl kanal (52) niederen Drucks gebracht werden, während die Zylinder bohrungen (8, 8 . . .) beim Auslaßhub des Pumpzylinders (7, 7 . . .) und die Zylinderbohrungen (18, 18 . . .) beim Expansionshub des Motorzylinders (17, 17 . . .) jeweils in Verbindung mit dem Ölkanal (53) höheren Drucks gebracht werden, daß eine Übertragungswelle (31) fest mit einem Mittelteil des Zylinderblocks (B) verbunden ist und mit einem Hauptölkanal (108) versehen ist, der mit Öl von einer zusätzlichen Pumpe (38) versorgt wird, daß eine erste zu sätzliche Öffnung (111) vorgesehen ist, die ermöglicht, daß der Hauptölkanal (108) in Verbindung mit dem inneren Ölkanal (52) gebracht wird, und daß eine zweite zusätzliche Öffnung (121) im Zylinderblock (B) vorgesehen ist, um zu ermöglichen, daß der Hauptölkanal (108) in Verbindung mit dem äußeren Ölkanal (53) gebracht werden kann, und daß die zweite zusätzliche Öffnung (120) derart ausgelegt ist, daß sie zwischen zwei benachbarten Zylinderbohrungen in einem Querschnitt durchgeht, an dem die zugeordneten Kolben (9, 9 . . .; 19, 19 . . .) immer in Gleitein griff mit den Bohrungen (8, 8 . . .; 18, 18 . . .) sind und daß sie einen Durchmesser hat, der größer als die Wanddicke des Zylinderblocks (B) zwischen den benachbarten beiden Zylinder bohrungen (8, 8 . . .; 18, 18 . . .) ist.

22. Hydrostatisches, stufenlos regelbares Getriebe nach Anspruch 21, dadurch gekennzeichnet, daß ein erstes Rückschlag ventil (112) in der ersten zusätzlichen Öffnung (111) zum Sper ren eines Rückstromes eines Arbeitsöles von dem inneren Ölkanal (52) zu dem Hauptölkanal (108) angebracht ist, und daß ein zweites Rückschlagventil (113) in der zweiten zusätzlichen Öff nung (121) zum Sperren eines Rückstromes eines Arbeitsöles von dem äußeren Ölkanal (53) zu dem Hauptölkanal (108) angebracht ist.