DE3736567C2

DE3736567C2 -

Info

Publication number: DE3736567C2
Application number: DE3736567A
Authority: DE
Inventors: Tsutomu Hayashi; Mitsuru Saito; Takushi Matsuto; Yoshihiro Nakajima; Kenji Sakakibara; Nobuyuki Yakigaya; Kazuhiko Wako Saitama Jp 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: 1992-06-17
Also published as: US4827721A; DE3736567A1

Description

Die Erfindung betrifft ein hydrostatischen, stufenlos re gelbares Getriebe mit den Merkmalen des Oberbegriffs des Patentanspruchs 1.

Aus der DE-PS 9 52 322 ist ein hydrostatisches, stufenlos regelbares Getriebe der vorstehend genannten Art bekannt. Dort ist zwar die Ventilsteuerung im einzelnen beschrieben und dargestellt. Über Maßnahmen zur Milderung von Kompres sionsverlusten ist dieser Schrift aber nichts zu entneh men. Die Fig. 1 und 2 lassen erkennen, daß die Mittel punkte der exzentrischen Nocken zum Antrieb der Ventile auf einer Linie liegen, die genau senkrecht zur Schwenkachse der Schrägscheibe des Motors steht, woraus sich auf symmetrisch zur Totpunktlage der Pumpen- und Mo torkolben liegende Saug- und Druckbereiche schließen läßt. Nach Fig. 1 und 2 sind auch keine positiven Ventilüber schneidungen vorgesehen.

Somit besteht die Gefahr, daß relativ große Kompressions verluste auftreten, worunter der Wirkungsgrad eines derar tigen hydrostatischen, stufenlos regelbaren Getriebes lei det.

Aus der JP-A-61-15 30 57 ist ein hydrostatisches, stufen los regelbares Getriebe bekannt, bei welchem der Mittel punkt eines Auslaßbereiches der Hydraulikpumpe mit einer Schwenkachse der Pumpentaumelscheibe in einer Drehrichtung der Hydraulikpumpe fluchtet, und bei der der Mittelpunkt eines Einlaßbereiches des Hydraulikmotors mit einer Schwenkachse der Motortaumelscheibe in einer Drehrichtung des Hydraulikmotors fluchtet. Somit müssen die Pumpenkol ben und die Motorkolben winkelige Kompressionsbelastungen von der Pumpen- und Motortaumelscheibe an ihren am weite sten ausgefahrenen Stellungen jeweils aufnehmen, und daher müssen sie große Biegemomente infolge der Querkomponenten dieser Belastungen aufnehmen. Hierdurch erhöhen sich die Reibungsverluste bei den Pumpenkolben und den Motorkolben.

Aus der Zeitschrift Ölhydraulik und Pneumatik 19 (1975) Nr. 6 sind Untersuchungen über den Einfluß von Kompressions verlusten auf den Wirkungsgrad und den Lärmpegel bei Axialkolbenpumpen bekannt, wobei insbesondere in Bild 1, 6 und 7 dargestellt ist, welche Ausmaße diese Kompressions verluste, abhängig von den verschiedensten Parametern, an nehmen können. Ähnliche Untersuchungen sind auch aus der Nr. 10 derselben Zeitschrift bekannt. In beiden Artikeln ist nach Erläute rung der Ursachen für diese Kompressionsverluste auch an gegeben, durch welche konstruktive Maßnahmen man diese Verluste reduzieren kann, wobei die Möglichkeit einer ent sprechenden Steuerung der Ein- und Austrittsöffnungen der Arbeitszylinder mit der Saug- und Druckseite des Arbeits kreislaufs ausführlich diskutiert werden, wobei u. a. vor geschlagen wird, den Saugschlitz um einen Winkel ϕ_e gegen über einer symmetrischen Ausbildung zur Totpunktlinie zu verkürzen.

Aus der DE-AS 12 11 943 ist eine Einrichtung zur Ge räuschminderung bei einer als Pumpe oder Motor verwendba ren, drehschiebergesteuerten hydraulischen Axial- oder Ra dialkolbenmaschine bekannt. Diese Einrichtung dient dazu, um Druckstöße noch mehr zu reduzieren und die Geräusche zu mindern, was nach den vorgenannten Literaturstellen mit den Kompressionsverlusten ursächlich zusammenhängt. Es wird gezeigt, daß die für eine Pumpe gefundenen Lösungs möglichkeiten, nämlich unsymmetrisch zur Totpunktlinie der Arbeitszylinder liegende Saug- und Druckschlitze, in sinngemäßer Ergänzung auch auf Motoren anwendbar ist.

Der vorliegenden Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein hydrostatisches, stufenlos regelbares Getriebe der gat tungsgemäßen Art bereitzustellen, bei welchem sich die Kompressionsverluste vermindern und der Wirkungsgrad des selben verbessern läßt.

Nach der Erfindung wird diese Aufgabe bei einem hydrosta tischen, stufenlos regelbaren Getriebe, welches die Merk male des Oberbegriffs des Patentanspruchs 1 aufweist, in Verbindung mit den Merkmalen seines Kennzeichens gelöst.

Durch die erfindungsgemäße Auslegung des hydrostatischen, stufenlos regelbaren Getriebes lassen sich die Eigenbela stungen auf die Pumpenkolben und die Motorkolben des Ge triebes wirksam reduzieren und die Kompressionsverluste herabsetzen. Hierdurch läßt sich der Wirkungsgrad eines derartigen Getriebes verbessern. Der Durchgangswiderstand in dem geschlossenen Hydraulikkreis braucht daher nicht variiert zu werden, um die Gegendrücke der Hydraulikpumpe und des Hydraulikmotors herabzusetzen. Hierdurch läßt sich der Übertragungswirkungsgrad verbessern, und zugleich er hält man eine kompakte Auslegung eines derartigen hydro statischen, stufenlos regelbaren Getriebes.

Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung sind in den Ansprüchen 2 bis 16 wiedergegeben.

Die Erfindung wird nachstehend anhand von bevorzugten Aus führungsformen unter Bezugnahme auf die beigefügte Zeich nung näher erläutert. Darin zeigen:

Fig. 1 bis 18 eine erste Ausbildungsform,

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 neutrale Ex zentrizitätsstellung 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, und

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

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 Taumelscheibenbauweise mit konstanter Leistung und einen Hydraulikmotor M der Taumelscheibenbauweise 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 2a 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 Pumpenzylinder 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 Pumpentaumelscheibe 10 mit Hilfe eines Axialwälz lagers 11 lagert, um die Pumpentaumelscheibe 10 in einer geneigten Stellung um eine gedachte Schwenkachse 0 ₁ 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 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 Auslaßrichtung vorbelastet und diese kann un ter Kompression in der Pumpenzylinderbohrung 8 angeordnet sein, um das Vermögen des Pumpenkolbens 9, 9 . . . 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 Motorzylinder 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 scheibenverankerung 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 Schwenkachse 0 ₂ 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 verschwenkten Position im Betriebszustand bewegt, in der sie um einen gewissen Winkel nach unten geschwenkt ist. Wenn sich die Motortaumelscheibe 20 in der Schwenkposition befindet, so können sich die Motorkolben 19, 19 . . . bei der Drehung des Motorzylinders 17 hin- und hergehend bewegen, um wiederholt Expansions- und Volumenverkleinerungshübe auszuführen.

Ferner ist eine Spiralfeder 30 vorgesehen, die den Motorkolben 19 in Expansionsrichtung vorbelastet, und diese Feder kann im komprimierten Zustand in der Motorzylinderbohrung 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 31a 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 B 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 Zusatzpumpe 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 Abtriebswelle 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 wirkt, 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 3a 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 2a und des Kettenrades 3a 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 Schwenkbewegung 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 Schwenkbewegung 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 10a und 20a jeweils in den Taumelplatten 10 und 20 vorgesehen, die in Eingriff mit sphärischen Enden 9a und 19a der zugeordne ten Kolben 9 und 19 kommen.

Zwischen der Hydraulikpumpe P und dem Hydraulikmotor M wird auf die nachstehend beschriebene Weise ein geschlossener Hydraulikkreis gebildet.

Zwischen den Pumpenzylinderbohrungen 8, 8 . . . des Pumpenzylinders 7 und den Motorzylinderbohrungen 18, 18 . . . des Motorzylinders 17 ist der Zylinderblock B mit ringförmigen inneren und äußeren Niederdruck- und Hochdruckölkanälen 52 und 53 versehen, 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 Hochdruckölkanals 53 durchsetzen und die jeweils in der gleichen Anzahl wie die Pumpenzylinderbohrungen 8, 8 . . . und die Motorzylinderbohrungen 18, 18 . . . vor gesehen sind. Ferner ist eine große Anzahl von Pumpöffnungen a, a . . . vorgesehen, die eine Zwischenverbindung von den be nachbarten Pumpenzylinderbohrungen 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 Motorzylinderbohrungen 18, 18 . . . und den zweiten Ventilbohrungen 55, 55 . . . ermöglichen.

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

Andererseits wird der Hochdruckölkanal 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 Ausnehmungen 59, 59 . . . durch eine Hülse 60 verschlossen sind, die auf der äußeren Umfangs fläche des Zylinderblocks B angeschweißt ist. Der Hochdrucköl kanal 53 bei einer solchen Auslegung ist zweckmäßigerweise so ausgelegt, daß das Volumen des Hochdruckteiles so stark wie möglich verringert wird,

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 Pumpenzylinderbohrungen 8, 8, . . . der Hydraulikpumpe P und die Motorzylinderbohrungen 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 dem Hochdruck 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 eine vorbestimmte Exzentrizität ε₁ von einer Mitte der Abtriebswelle 31 längs einer Linie X₁ in einer exzentri schen Verschieberichtung verschoben, wie dies in Fig. 6 gezeigt ist. Die Linie X₁ in der exzentrischen Verschieberichtung befindet sich an einer Stelle, die winkelmäßig gesehen um einen bestimmten Winkel R₁ von der gedachten Schwenkachse 0 ₁ der Pumpentaumelscheibe 10 in einer Richtung R der Relativdrehung des Pumpenzylinders 7 be züglich der zylindrischen Eingangswelle 5 verschoben ist. 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 Auslaß- und Einlaßbereichen der Hydrau likpumpe P einzustellen und daher lassen sich verschiedene Leistungsanforderungen der Hydraulikpumpe ohne Mehrfachanordnung 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 Exzentrizität ε₁ ist.

In Fig. 6 ist der Auslaßbereich der Hydraulikpumpe P mit D bezeichnet, während der Einlaßbereich mit S bezeichnet ist, und die Linie X₁ in exzentrischer Verschieberichtung des ersten Verteiler ventils 61 geht durch einen Mittelpunkt der jeweiligen Einlaß- und Auslaß bereiche D und S. In Auslaßbereich D wird das erste Verteiler ventil 61 in seiner inneren Stellung von einer neutralen Exzentrizitätsstellung N₁ wegbewegt, um die zugeordnete Pumpenöffnung a in Verbin dung mit dem äußeren Hochdruckölkanal 53 zu bringen und die Verbin dung zwischen dem inneren Niederdruckölkanal 52 zu unterbrechen, so daß der Pumpenkolben 9, der seinen Auslaßhub ausführt, bewirkt, daß das Arbeitsöl von dem Niederdruckölkanal 52 in die Pumpenzylinder bohrung 8 eingesaugt wird.

In der neutralen Exzentrizitätsstellung N₁ unterbricht das erste Verteilerventil 61 die Verbindung zwischen der zugeordne ten Pumpenöffnung a mit beiden Ölkanälen 52 und 53. In diesem Fall ist eine Ventilschließ-Überschneidungs-Steuerkante l₁ auf einem hervorstehenden Teil 61a des ersten Verteilerventils 61 vorgesehen, der die Öffnung a nur an seinem dem Hochdruckölkanal 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 X₁ in exzentrischer Verschieberich tung mit der gedachten Schwenkachse 0 ₁ fluchtet, und der Einlaßbe 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 75 über ein Schwenkteil 76 parallel zur Abtriebswelle 31 zur Ausfüh rung einer Schwenkbewegung 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 Motortaumelscheibe 20 und einer Linie X₂ in exzentrischer Verschieberichtung 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 Motortaumelscheibe 20 durch die Schraube 27 verbunden ist.

Wie in Fig. 9 gezeigt ist, ist die exzentrische Verschieberichtung des zweiten exzentrischen Rings 64 an einer um einen vorbe stimmten Winkel R₂ von der Schwenkachse 0 ₂ in Drehrichtung R des Motorzylinders 17 winkelmäßig voreilenden Stelle ge wählt und es ist eine Exzentrizität ε₂ in Einkuppelstellung n und eine Exzentrizität ε₃ in Auskuppelstellung f vorge sehen, die größer als ε₂ ist, wie dies in Fig. 8 gezeigt ist.

Wenn der zweite exzentrische Ring 64 die Einkuppelposition n einnimmt, bewirkt der exzentrische Ring 64 bei 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 Zweifachen der Exzentrizität ε₂ entspricht.

In Fig. 9 ist ein Einlaßbereich des Hydraulikmotors M mit Ex bezeichnet, während ein Auslaßbereich mit Sh bezeichnet ist. Die Linie X₂ in exzentrischer Verschieberichtung des zweiten Verteilerventils 62 geht durch einen Mittelpunkt der jeweiligen Einlaß- und Auslaßbereiche Ex und Sh. Im Einlaßbereich Ex wird das zweite Verteilerventil 62 in der inneren Position, aus gehend von einer neutralen Exzentrizitätsstelle N₂ bewegt, um die entsprechende Motoröffnung b in Verbindung mit dem Hochdruckölkanal 53 zu bringen, während zugleich die Verbin dung derselben mit dem Niederdruckölkanal 52 unterbrochen wird, so daß das Hochdruckarbeitsöl vom Hochdruckölkanal 53 in die zylindrische Bohrung 18 des Motorkolbens 19 eingeleitet wird, der einen Expansionshub ausführt.

Im Auslaßbereich Sh wird das zweite Verteilerventil 62 in die äußere Position, ausgehend von der neutralen Exzentri zitätsstelle N₂ bewegt, um die entsprechende Motoröffnung b in Verbindung mit dem Niederdruckölkanal 52 zu bringen, während zugleich die Verbindung derselben mit dem Hochdruckölkanal 53 un terbrochen wird, so daß das Arbeitsöl aus der Zylinderbohrung 18 des Motorkolbens 19 beim Volumenverkleinerungshub in den Niederdrucköl kanal 52 ausgegeben wird.

In der neutralen Exzentrizitätsstellung N₂ unterbricht das zweite Verteilerventil 62 die zugeordnete Öffnung b mit den beiden Ölkanälen 52 und 53. In diesem Fall ist eine vorbe stimmte Ventilschließ-Überschneidungs-Steuerkante l₂ an einem vorspringenden Teil 62a des ersten Verteilerventils 62 vorgesehen, die die Öffnung b nur an einem dem Hochdruckölkanal 53 näherliegenden Teil absperrt, wie dies in Fig. 9A gezeigt ist.

Auf diese Weise wird der Einlaßbereich 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 X₂ in die exzentrische Verschieberichtung mit der Schwenkachse 0 ₂ fluchtet, und der Auslaßbereich Sh kann derart gewählt werden, daß er einen Winkel hat, der größer als jener des Einlaßbe 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 ε₃ beträgt. In den inneren und äußeren Positionen ermöglicht das zweite Verteilerventil 62, daß der Hochdruckölkanal 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.

Ein Paar der voranstehend genannten Pumpenöffnungen a sind nebeneinander in einer Richtung senkrecht zu einer Richtung der Gleitbewegung des ersten Verteilerventils 61 für jede Pumpenzy 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 Motorzylinderbohrung 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 Nockenwelle 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 12, daß die Pumpenkolben 9, 9 . . . alternierend Auslaß- und Saughübe ausführen.

Somit pumpt der Pumpenkolben 9 ein Arbeitsöl von der Zylinder bohrung 8 in den Hochdruckölkanal 53 während des Durchlaufens des Auslaßbereiches D und er saugt Arbeitsöl von dem Niederdrucköl kanal in die Zylinderbohrung 8 während des Durchlaufens des Einlaßbereiches S an.

Das Hochdruckarbeitsfluid, das in den Hochdruckölkanal 53 ge pumpt wird, wird in die Zylinderbohrung 18 des Motorkolbens 19 eingeleitet, der sich im Einlaßbereich Ex des Hydraulik motors M befindet und andererseits wird dieses von der Zylin derbohrung 18 in den Niederdruckölkanal 52 durch den Motorkolben 19 abgegeben, der sich im Auslaßbereich 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 9, 9, . . . 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 Schwenk bewegung der Motortaumelscheibe 20, ausgehend von einer ste henden Position, zu einer gewissen Schwenkstellung vornimmt.

Da der Einlaßbereich 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 bei seinem Auslaßhub ist. Folglich läßt sich die Gesamtleistung der Hydraulikpumpe P selbst dann verbessern, wenn ein geringfügiger Teil des Auslaßbereichs D unwirksam ist.

Auch ist noch zu erwähnen, daß zur Verbesserung der Leistung auf die günstigste Größe es äußerst erwünscht ist, den Fußbe 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 X₁ in exzentrischer Verschieberichtung des ersten exzentrischen Ringes 63 mit der gedachten Schwenkachse 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 ein Reibungsverlust infolge dieser Erscheinung beträchtlich reduziert wird.

Da andererseits der Auslaßbereich Sh auf einen Winkel eingestellt ist, der größer als jener des Einlaßbereichs Ex beim Hydraulikmotor M ist, kann der Ge gendruck des Motorkolbens 19, der sich in einem Auslaßhub befindet, ausreichend reduziert werden und die Leistungsfähig keit des Hydraulikmotors M kann insgesamt selbst dann verbes sert werden, wenn man eine geringfügige Verringerung des Einlaß 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 Auslaßbereich Sh mit einem Winkel von 180° gewählt ist.

Da zusätzlich der Einlaßbereich Ex winkelmäßig durch den Winkel R₂ im Vergleich zu dem Fall voreilt, bei dem die Linie X₂ in die exzentrische Verschieberichtung des zweiten exzentrischen Ringes 64 mit der Drehachse 0 ₂ fluchtet, der Motorkolben 19, der einen Expansionshub 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 Hochdruckölkanal 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 übertragen 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 61b, 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 61b 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 61b 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 61b 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 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 ausgelegt, 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 ist. 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 Übersetzungseinrichtung 106, das die Drehbewegung der Antriebs welle 98 auf die Drehwelle 22 verlangsamt und überträgt, wobei diese Übersetzungseinrichtung 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 verschwenkten Stellung zu schwenken.

Wenn der Elektromotor 99 ausgeschaltet ist und die Motortaumel scheibe 20 in einem beliebigen Winkel anzuhalten 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 verschwenkte Position einnimmt 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 verschwenkte 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 Hauptöl 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 Zusatzpumpe 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 Zusatzpumpe 38 mit einem Ölvorratsbehälter 110 am Boden des Kurbelgehäuses 4 ver bunden.

Die Zusatzpumpe 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 Zusatzpumpe 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 Niederdruckölkanal 52. Selbst wenn daher irgend welche Fremdstoffe, wie Abriebteile 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 dem geschlossenen Hydraulikkreis zwischen der Hydraulikpumpe P und dem Hydraulikmotor M jederzeit gefördert werden kann.

Ein erstes Rückschlagventil 112 zur Blockierung des Rückstromes des Öls von dem Niederdruckölkanal 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 109a und 109b 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 Pumpentaumelscheibe 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 31a 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 Motorzylinderbohrungen 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 Hochdruckölkanal 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 Motorzylinderbohrungen 18 ist, so wird eine seitliche Öffnung, die insgesamt mit 125 bezeichnet ist, in jeder inneren Wand der beiden Motorzylinderboh rungen 18 ausgebildet. Diese ist jedoch durch den Motorkolben 19, der immer eine Gleitbewegung in der Motorzylinderbohrung 18 ausführt, verschlossen, und daher ist keine Gefahr vorhanden, daß das Arbeitsöl in der Motorzylinderbohrung 18 durch die seitliche Öffnung 125 austritt.

Ein zweites Rückschlagventil 113 ist im axialen Ölkanal 124 zur Blockierung der Gegenströmung des Arbeitsöles von dem Hochdrucköl kanal 53 vorgesehen. Ein Ventilsitz 126 arbeitet mit dem zwei ten Rückschlagventil 113 zusammen, das auch als Stopfen zum Ver schließen einer Öffnung 124a 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 Hochdrucköl kanal 53 und einem höheren Druck steht, bleibt somit das zweite Rückschlagventil 113 geschlossen, um die Strömung des Arbeitsöles aus dem Hochdruckölkanal 53 zu dem Ölkanal 124 abzu sperren. Während des Motorbremsvorganges jedoch, bei dem das Öl im äußeren Ölkanal 53 unter einem niederen Druck steht, wird das zweite Rückschlagventil 113 in Abhängigkeit von dem Austritt des Arbeitsöles aus dem geschlossenen Hydraulikkreis 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.

Claims

1. Hydrostatisches, stufenlos regelbares Getriebe, das aufweist:

- eine Hydraulikpumpe (P) in Taumelscheibenbauweise, die eine Pumpentaumelscheibe (10) und kreisförmig angeordnete Pumpenkolben (9, 9, . . .) hat, die in Pumpenzylinderbohrungen (8, 8 . . .) verschiebbar sind und deren Saug- und Auslaßhübe durch die Pumpentaumel scheibe (10) gesteuert werden,
- einen Hydraulikmotor (M) in Taumelscheibenbauweise, der eine Motortaumelscheibe (20) und kreisförmig angeordnete Motorkolben (19, 19, . . .) hat, die in Motorzylinderbohrungen (18, 18, . . .) verschiebbar sind und deren Expansions- und Volumenverkleinerungs hübe durch die Motortaumelscheibe (20) gesteuert werden,
- einen geschlossenen Hydraulikkreis, der in einem Zylinderblock (B) zwischen der Hydraulikpumpe (P) und dem Hydraulikmotor (M) vorgesehen ist, und der einen Niederdruckölkanal (52) und im Abstand hierzu einen Hochdruckölkanal (53) hat,
- erste Verteilerventile (61) zum Steuern der Verbin dung zwischen den Ölkanälen (52, 53) und den Pumpen zylinderbohrungen (8, 8, . . .),
- zweite Verteilerventile (62) zur Steuerung der Verbindung zwischen den Ölkanälen (52, 53) und den Motorzylinderbohrungen (18, 18, . . .),
- einen pumpenseitig vorgesehenen exzentrischen Ring zur Steuerung der ersten Verteilerventile,
- einen motorseitig vorgesehenen exzentrischen Ring zur Steuerung der zweiten Verteilerventile,

dadurch gekennzeichnet,

- daß die Linie X₁ der exzentrischen Verschieberich tung des exzentrischen Rings (63) der Pumpe winkel mäßig gesehen um einen Winkel R₁ von der Schwenkachse O₁ der Pumpentaumelscheibe in Richtung R der Relativdrehung des Pumpenzylinders verdreht ist,
- daß die Linie X₂ der exzentrischen Verschieberich tung des exzentrischen Rings (64) des Motors winkel mäßig gesehen um einen Winkel R₂ von der Schwenkachse O₂ der Motortaumelscheibe entgegen der Richtung R der Relativdrehung des Motorzylinders verdreht ist,
- daß jedes erste und zweite Verteilerventil (61, 62) eine neutrale Exzentrizitätsstellung (N1, N2) ein nehmen kann, in der sie die Verbindung zwischen den zugeordneten Zylinderbohrungen (8, 18) mit den Nieder- und Hochdruckölkanälen (52 und 53) unterbrechen, daß die Verteilerventile (16, 62) mit einer Ventilschließ-Überschneidungs-Steuerkante (11,12) versehen sind, daß der Auslaßbereich (D) der Pumpe (P) und der Einlaßbereich (Ex) des Motors (M) auf einen Winkel eingestellt ist, der kleiner als der Einlaßbereich (S) der Pumpe bzw. der Auslaßbereich (Sh) des Motors ist, daß die Mittelpunkte der Ein- und Auslaßbereiche von Pumpe und Motor jeweils auf der Linie X₁ bzw. X₂ der exzentrischen Verschiebe richtung liegen.

2. Hydrostatisches, stufenlos regelbares Getriebe nach An spruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Niederdruck- und die Hochdruckölkanäle (52, 53) konzentrisch ange ordnet sind, daß die ersten und zweiten Verteilerventile (61, 62) hin- und hergehend zwischen radial inneren und äußeren Positionen bewegbar sind, und daß der Be wegungshub zwischen den jeweiligen radial inneren und äußeren Positionen jedes Verteilerventils (61, 62) zur Verbin dung der jeweiligen Pumpen- und Motorzylinderbohrungen (8, 8 . . .; 18, 18 . . .) mit dem Öldruckkanal (53) größer als jener für die Verbindung der Niederdruckölbohrung (52) mit den jeweiligen Pumpen- und Motorzylinderbohrungen (8, 8 . . .; 18, 18, . . .) ist.

3. Hydrostatisches, stufenlos regelbares Getriebe nach An spruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß jedes Verteiler ventil (61, 62) ein hervorspringendes Teil (61a) auf weist, das gleitbeweglich in einer Ventilbohrung aufge nommen ist, die über den Niederdruck- und Hochdrucköl kanälen (52, 53) angeordnet ist, und daß das hervor stehende Teil (61a) die Ventilschließ-Überscheidungs-Steuer kante (l₁) hat, die nur an einem dem Hochdruckölkanal (53) benachbarten Abschnitt vorgesehen ist.

4. Hydrostatisches, stufenlos regelbares Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Pumpenzylinderbohrungen (8, 8, . . .) in einem Zylinder block (B) ausgebildet sind, und daß eine zylindrische Eingangswelle (5) vorgesehen ist, die drehbeweglich am Zylinderblock (B) gelagert ist, und daß ein Pumpentaumel scheibenhalter (12) phasenverstellbar an der zylindrischen Eingangswelle (5) zur Lagerung einer Rückseite der Pumpentaumelscheibe (10) befestigt ist.

5. Hydrostatisches, stufenlos regelbares Getriebe nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß der Pumpen taumelscheibenhalter (12) mittels einer Keilverbindung mit der zylindrischen Eingangswelle (5) fest verbunden ist.

6. Hydrostatisches, stufenlos regelbares Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß die Pumpenzylinderbohrungen (8, 8, . . .) und die Motor zylinderbohrungen (18, 18, . . .) jeweils in einem Zylinderblock (B) ausgebildet sind, daß eine Übertra gungswelle (31) mit einem Mittelabschnitt des Zylinder blocks (B) verbunden ist, daß ein Teil der Pumpen taumelscheibe (10) und/oder der Motortaumelscheibe (20) an ihrer Rückseite an einer ebenen Fläche einer Drehwelle (22) gelagert ist, die einen halbkreisförmigen Querschnitt hat, daß die Drehwelle (22) drehbeweg lich an einer zylindrischen Fläche ohne Spiel auf einer Taumelscheibenverankerung (23) gelagert ist, die fest an einem Gehäuse (4) angebracht ist, und daß die Taumelscheibenverankerung (23) auf der Übertragungs welle (31) drehbar gelagert ist.

7. Hydrostatisches, stufenlos regelbares Getriebe nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß die Taumel scheibenverankerung (23) einen hiermit fest verbundenen zylindrischen Halter (24) hat, mittels welchem der Zylinderblock (B) drehbar gelagert ist, und daß die exzentrischen Ringe (63, 64) an dem zylindrischen Halter (24) angebracht sind.

8. Hydrostatisches, stufenlos regelbares Getriebe nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekenn zeichnet, daß ein Druckring (67, 68) zwischen den ex zentrischen Ringen (63, 64) und dem Zylinderblock (B) angeordnet ist, welcher die Verteilerventile (61, 62) in konzentrischer Anordnung zu den exzentrischen Ringen (63, 64) miteinander verbindet.

9. Hydrostatisches, stufenlos regelbares Getriebe nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, daß der Druckring (67, 68) separat für die jeweilige Gruppe der ersten und zweiten Verteilerventile (61, 62) vorgesehen ist.

10. Hydrostatisches, stufenlos regelbares Getriebe nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekenn zeichnet, daß die Pumpen- und Motorzylinder (7, 7, . . .; 17, 17, . . .) einteilig koaxial zur Bildung eines Zylinder blocks (B) miteinander verbunden sind, daß der Hoch druckölkanal (53) von einer ringförmigen Nut (58) ge bildet wird und eine große Anzahl von Ausnehmungen (59, 59, . . .) aufweist, die in Zickzackform an den gegenüber liegenden Seitenwänden der ringförmigen Nut (58) aus gebildet sind, und daß die ersten und zweiten Verteiler ventile (61, 62) durch die Ausnehmungen (59, 59, . . .) gehen.

11. Hydrostatisches, stufenlos regelbares Getriebe nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß die ringförmige Nut (58) im Querschnitt taubenschwanzförmig aus gebildet ist und ein offenes Ende hat, welches durch eine Hülse (60) verschlossen ist, die fest mit einer äußeren Umfangswand des Zylinderblocks (B) verbunden ist.

12. Hydrostatisches, stufenlos regelbares Getriebe nach einem der Ansprüche 6 bis 11, dadurch gekennzeichnet, daß die Übertragungswelle (31) mit einem Hauptölkanal (108) versehen ist, der mit Öl von einer Zusatzpumpe (38) versorgbar ist, daß eine zusätzliche Öffnung (111) vorgesehen ist, über die der Hauptölkanal (108) in Ver bindung mit dem Niederdruckölkanal (52) bringbar ist, daß eine Schmieröffnung (120) vorgesehen ist, über die der Hauptölkanal (108) in Verbindung mit den zu schmie renden Teilen der Hydraulikpumpe (P) und des Hydraulik motors (M) bringbar ist, und daß die zusätzliche Öff nung (111) mit einem Rückschlagventil (112) versehen ist, welches den Rückstrom des Arbeitsöls von dem Nieder druckölkanal (52) zu dem Hauptölkanal (108) sperrt.

13. Hydrostatisches, stufenlos regelbares Getriebe nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, daß der Hauptöl kanal (108) axial in der Übertragungswelle (31) ver läuft, und daß die zusätzliche Öffnung (111) und die Schmieröffnung (120) mit dem Hauptölkanal (108) an axial im Abstand voneinander liegenden Stellen in Verbindung sind.

14. Hydrostatisches, stufenlos regelbares Getriebe nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, daß ein zylindrisches Ölfilter (109) in dem Hauptölkanal (108) vorge sehen ist und im Innern mit der Zusatzpumpe (38) ver bunden ist.

15. Hydrostatisches, stufenlos regelbares Getriebe nach einem der Ansprüche 10 bis 14, dadurch gekennzeichnet, daß eine zweite zusätzliche Öffnung (121) im Zylinder block (B) vorgesehen ist, mittels welcher der Hauptöl kanal (108) in Verbindung mit dem Hochdruckölkanal (53) bringbar ist, und daß die zweite zusätzliche Öff nung (121) derart ausgelegt ist, daß sie zwischen zwei benachbarten Zylinderbohrungen im Querschnitt durch geht, an dem die zugeordneten Pumpen- und Motorkolben (9, 9, . . .; 19, 19, . . .) immer in Gleiteingriff mit den Pumpen- und den Motorzylinderbohrungen (8, 8, . . .; 18, 18, . . .) sind, und einen Durchmesser hat, der größer als die Wanddicke des Zylinderblocks (B) zwischen zwei benachbarten Pumpen- und Motorzylinderbohrungen (8, 8, . . .; 18, 18, . . .) ist.

16. Hydrostatisches, stufenlos regelbares Getriebe nach Anspruch 15, dadurch gekennzeichnet, daß in der zweiten zusätzlichen Öffnung (121) ein zweites Rückschlag ventil (113) zum Sperren eines Rückstromes des Arbeits öles von dem Hochdruckölkanal (53) zu dem Hauptölkanal (108) angeordnet ist.