DE3904944C2 - Hydrostatisches Getriebe - Google Patents
Hydrostatisches GetriebeInfo
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Description
Die Erfindung betrifft ein hydrostatisches Getriebe nach
dem Oberbegriff des Patentanspruchs.
Hydrostatische Getriebe dieser Art sind nach der JP 62-224 769
und der JP-61-1 53 057 bekannt.
Bei dem Getriebe nach der JP 62-224 769 ist die Ausgangswelle
gegenüber dem Gehäuse durch ein Axiallager und ein Radiallager
abgestützt und die Eingangswelle gegenüber der Ausgangswelle
durch ein Radiallager und ein Axiallager. Ein Antriebszahnrad liegt
über dem einen Ende der Ausgangswelle und ein Abtriebszahnrad sitzt
auf dem anderen Ende der Ausgangswelle. Durch die Trennung von
Axiallagern und Radiallagern ist nicht nur der Aufwand hoch,
sondern es wird auch durch die Axiallager die Baulänge vergrößert.
Da das Antriebszahnrad und das Abtriebszahnrad in großer Entfernung
voneinander liegen, ist das auf die Trägerwelle ausgeübte
Kippmoment hoch. Gleiches gilt sinngemäß für das Getriebe nach der
JP 61-153 057.
Bei einem ähnlichen Getriebe nach der DE-Z "Ölhydraulik und Pneumatik"
13 (1969) Nr. 5, S. 215-224, dienen zur Lagerung der
Ausgangswelle keine Axialkräfte aufnehmende Radiallager. Das
Antriebszahnrad und das Abtriebszahnrad liegen zwar näher
zusammen als nach der JP 62-224 769 und der JP 61-153 057, aber
es befindet sich doch noch zwischen ihnen ein axialer Raum,
der für die Anordnung der Schrägscheibe benötigt wird.
Aufgabe der Erfindung ist es, ein hydrostatisches Getriebe
nach dem Oberbegriff des Patentanspruches anzugeben, bei dem
im Betrieb Biegemomente und Schwingmomente, die auf die
Ausgangswelle ausgeübt werden, gering werden.
Die Lösung dieser Aufgabe ist im Kennzeichen des Patentanspruchs
angegeben.
Da bei dem erfindungsgemäßen Getriebe die Primär- und die
Sekundär-Getriebeeinrichtung benachbart zueinander an einem
Ende des Getriebes einander gegenüber angeordnet sind, können
die Angriffspunkte der von diesen Getriebeeinrichtungen ausgeübten,
radialen Kräfte in enge Nachbarschaft zueinander gebracht werden,
wodurch Schwingmomente und Biegemomente, welche aufgrund dieser
Kräfte auf das Getriebe wirken, reduziert werden. Dies trägt in
großem Maße zur Verlängerung der Lebensdauer der Lager im Getriebe
bei.
Die Erfindung wird im folgenden anhand von in den Zeichnungen
dargestellten Ausführungsbeispielen näher erläutert. Es zeigt
Fig. 1 einen Längsschnitt durch eine Antriebseinheit für ein
Motorrad, die ein hydrostatisches, kontinuierlich
variables Getriebe gemäß der Erfindung aufweist;
Fig. 2 und 3 jeweils einen Schnitt in der Ebene II-II bzw.
III-III in Fig. 1;
Fig. 4 einen Schnitt in der Ebene IV-IV in Fig. 3;
Fig. 5 einen Schnitt in der Ebene V-V in Fig. 2, aus dem ein
exzentrischer Ring in eingekuppelter Stellung ersichtlich
ist;
Fig. 6 einen der Fig. 5 entsprechenden Schnitt, aus dem
der exzentrische Ring in ausgekuppelter Stellung
ersichtlich ist;
Fig. 7 einen Schnitt in einer Ebene VII-VII in Fig. 2;
Fig. 8 eine Ansicht in Richtung des Pfeils VIII-VIII;
Fig. 9 einen Schnitt in der Ebene IX-IX in Fig. 8;
Fig. 10 eine perspektivische Explosionsdarstellung des
umgebenden Teils eines Motor-Taumelscheibenhalters;
und
Fig. 11 eine perspektivische Ansicht eines Zylinderblocks.
Fig. 1 zeigt eine
Leistungseinheit U für ein Motorrad mit einem Motor E und
einem kontinuierlich variablen hydrostatischen Getriebe T.
Eine Kurbelwelle 1 des Motors E sowie das
Getriebe T sind in einem gemeinsamen
Gehäuse 4 enthalten. Das Getriebe T
besitzt eine zylindrische Eingangswelle 5 und eine Ausgangs
welle 15, die parallel zur Kurbelwelle 1 angeordnet sind, so
daß die Kurbelwelle 1 die zylindrische Eingangswelle 5 als
Eingangselement über eine Primär-Drehzahlübersetzungsein
richtung 2 antreibt, während die Ausgangswelle 15 als
Ausgangswelle ein (nicht dargestelltes) Hinterrad des
Motorrades über eine Sekundär-Drehzahlübersetzungseinrich
tung 3 antreibt.
Gemäß den Fig. 1 und 2 umfaßt das kontinuierlich variable hydrostatische
Getriebe T eine Taumelscheibenpumpe P konstanten
Volumens sowie einen Schrägscheibenmotor M variab
len Volumens.
Die Pumpe P umfaßt die zylindrische Eingangswelle
5, einen drehbar in eine innere Umfangswand der zylindri
schen Eingangswelle 5 über ein Kugellager 6 eingepaßten
Pumpenzylinder 7, im Pumpenzylinder 7 vorgesehene und eine
Achse dieses Pumpenzylinders 7 umgebende Pumpenkolben 9 -
welche in einer großen ungeraden Anzahl von ringförmig
angeordneten Zylinderbohrungen 8 gleiten -, eine
Taumelscheibe 10 mit einer an äußeren Enden der Pumpenkolben 9
anstoßenden Vorderseite sowie einen Taumelscheibenhalter
12 zur Halterung der Hinterseite der Taumelscheibe
10 über ein Winkelkontaktlager 11, wodurch die Tau
melscheibe 10 unter einem vorgegebenen Winkel in Bezug auf
die Achse des Pumpenzylinders 7 um eine Phantom-Lagerach
se O1 senkrecht zur Achse des Pumpenzylinders 7 in einem
geneigten Zustand gehalten wird. Der Taumelscheiben
halter 12 ist in die Innenwand der zylindrischen Eingangs
welle 5 eingepaßt. Ein angetriebenes Zahnrad 2b der Primär-
Drehzahlübersetzungseinrichtung 2 ist über einen Drehmo
mentdämpfer am Außenende der zylindrischen Eingangswelle 5
befestigt.
Die Taumelscheibe 10 bewirkt sequentiell Hin- und
Herbewegungen der Pumpenkolben 9 bei Drehung der
zylindrischen Eingangswelle 5, wodurch sich Einström- und
Ausströmhübe wiederholen. Der Motor M umfaßt einen
koaxial und lateral zum Pumpenzylinder 7 angeordneten
Motorzylinder 17, im Motorzylinder 17 vorgesehene, eine
Achse dieses Motorzylinders 17 umgebende Motorkolben 19
- welche in der der Anzahl der Zylinderbohrungen 8
gleichen Anzahl von ringförmig angeordneten Zylinderbohrun
gen 18 gleiten, eine Schrägscheibe 20 mit einer an
Außenenden der Motorkolben 19 anstoßenden Vorderseite,
einen Schrägscheibenhalter 22 zur Halterung der
Hinterseite der Schrägscheibe 20 über ein abgeschrägtes
Rollenlager 21 sowie eine Schrägscheibenverankerung 23
zur Halterung der Hinterseite des Schrägscheibenhalters
22. Die Schrägscheibenverankerung 23 ist mittels einer
Schraube 27 am Gehäuse befestigt. Die Zylinderbohrungen 18
besitzen einen größeren Durchmesser als die Zylinderbohrun
gen 8, so daß das Maximalvolumen des Motors M
ausreichend größer als das der Pumpe P eingestellt
werden kann, wodurch ein großes Drehzahluntersetzungsver
hältnis realisierbar ist.
Der Schrägscheibenhalter 22 ist an sich gegenüberlie
genden Enden mit einem Paar von halbzylindrischen Zapfenwel
len 22a und 22b versehen, welche auf einer senkrecht zur
Achse des Motorzylinders 17 stehenden Zapfenachse O2
angeordnet und drehbar in ein Lagerloch 23a und eine
Lagerausnehmung 23b in der Schrägscheibenverankerung 23
eingepaßt sind. Sich gegenüberliegende Anschlagflächen f1
und f2 des Schrägscheibenhalters 22 und der
Schrägscheibenverankerung 23 sind kugelförmig ausgebildet und
liegen mit ihrem Mittelpunkt auf einem Schnittpunkt der
Achse des Motorzylinders 17 und der Zapfenachse O2. Der
Schrägscheibenhalter 22 ist daher um die Zapfenachse O2
drehbar und nimmt eine Ausrichtwirkung von der
Schrägscheibenverankerung 23 auf.
Mit der Schrägscheibenverankerung 23 ist ein sich nach
rechts erstreckender zylindrischer Zylinderhalter 24
verbunden, während der Motorzylinder 17 an seiner Außenum
fangsfläche über ein Kugellager 25 durch den Zylinderhalter
drehbar gelagert ist.
Gemäß den Fig. 8 bis 10 ist an der Achswelle 22a ein
Betätigungshebel 26 befestigt, mit dem wiederum ein Elektro
motor 29 über einen Kugel/Mutter-Mechanismus 28 verbunden
ist. Dieser Mechanismus 28 umfaßt eine mit Gewinde versehene
Welle 30 sowie eine über zyklische Kugeln 31 auf diese
aufgeschraubte Mutter 32. Eine Ausgangswelle des Elektromo
tors 29 ist mit der mit Gewinde versehenen Welle 23 verbun
den, wobei das vordere Ende des Betätigungshebels 26 über
einen Stift 34 mit einem Paar von Gabeln 33 verbunden ist,
welche auf einer Außenfläche der Mutter 32 montiert sind.
Der Elektromotor 29 ist auf einem Bügel 35 gehaltert, der
auf der Außenfläche des Zylinderhalters 24 montiert ist,
während die mit Gewinde versehene Welle 30 über Kugellager
38 und 39 drehbar von einem Paar von Bügeln 36 und 37
getragen wird, die an den Außenflächen der Schrägscheiben
verankerung 23 und des Zylinderhalters 24 montiert sind.
Wird die mit Gewinde versehene Welle 30 durch den Elektromo
tor 29 normal gedreht, so kann die Mutter 32 in Fig. 8
gesehen nach links bewegt werden, wodurch der Schrägscheiben
halter 22 um die Zapfenachse O2 über den Betätigungs
hebel 26 in Bezug auf die Schrägscheibe 20 nach rechts
gedreht wird. Wird die Bewegung der mit Gewinde versehenen
Welle umgekehrt, so kann die Mutter 32 nach rechts bewegt
werden, um die Schrägscheibe 20 nach unten zu kippen.
Wird der Motorzylinder 17 bei geneigter Schrägscheibe
20 gedreht, so kann die Schrägscheibe 20 sequentielle
Hin- und Herbewegungen der Motorkolben 19 bewirken,
wodurch Expansions- und Kontraktionshübe wiederholt ausge
führt werden.
Gemäß den Fig. 1 und 2 sind der Pumpenzylinder 7 und der
Motorzylinder 17 einstückig miteinander verbunden, so daß
sie einen Zylinderblock B bilden, welcher mit der durch
seinen zentralen Teil verlaufenden Ausgangswelle 15 verkeilt
ist.
Auf der Ausgangswelle 15 ist benachbart zu einem angetriebe
nen Zahnrad 2b der Primär-Drehzahlübersetzungseinrichtung 2
ein antreibendes Zahnrad 3a der Sekundär-Drehzahlüberset
zungseinrichtung 3 einstückig ausgebildet. Miteinander
kämmende Teile eines antreibenden Zahnrades 2a und des
angetriebenen Zahnrades 2b der Primär-Drehzahlübersetzungs
einrichtung 2 sowie miteinander kämmende Teile des antrei
benden Zahnrades 3a und eines angetriebenen Zahnrades 3b in
der Sekundär-Drehzahlübersetzungseinrichtung 3 sind auf
sich gegenüberliegenden Seiten in Bezug auf eine Achse der
Ausgangswelle 15 vorgesehen.
Das linke Ende der Ausgangswelle 15 ist über ein
Kegelrollenlager 41 auf Schrägscheibenverankerung 23
gelagert, wobei einer den Innenkranz des Lagers 41 haltern
der Lagerhalter 42 mittels eines Dorns 43 auf der Ausgangs
welle 15 befestigt ist.
Das rechte Ende der Ausgangswelle 15 ist durch ein Kugella
ger 44 in dem Gehäuse 4 gelagert, wobei sich das antreiben
de Zahnrad 3a zwischen diesem Wellenende und diesem Kugella
ger befindet. Über ein Kegelrollenlager 45 ist die
zylindrische Eingangswelle 5 auf dem rechten Ende der
Ausgangswelle 15 gelagert.
Um die Taumelscheibe 10 synchron mit dem Pumpenzylin
der 7 zu drehen, ist sie mit einer kugelförmigen Ausnehmung
10a versehen, in die ein kugelförmiges Ende 9a des entspre
chenden Pumpenkolbens 9 eingreift.
Um die Schrägscheibe 20 synchron mit dem Motorzylinder
17 zu drehen, ist die Schrägscheibe 20 weiterhin mit
einer kugelförmigen Ausnehmung 20a versehen, in die ein
kugelförmiges Ende 19a des entsprechenden Motorkolbens 19
eingreift.
Die kugelförmigen Ausnehmungen 10a und 20a besitzen einen
größeren Radius als die kugelförmigen Enden 9a und 19a, so
daß der Eingriff der kugelförmigen Enden 9a und 19a in diese
kugelförmigen Ausnehmungen in jeder Stellung sichergestellt
ist.
Die Außenumfangsflächen des Pumpenzylinders 7 und des
Motorzylinders 17 sind mit einer großen Anzahl von Nuten 46,
47 zur Reduzierung der Gewichte zwischen den benachbarten
Zylinderbohrungen 8, 8; 18, 18 versehen, wie dies in Fig. 11
dargestellt ist.
Gemäß den Fig. 1, 2 und 5 ist der Zylinderblock B zwischen
der Gruppe von Zylinderbohrungen 8, 8 im Pumpenzylinder 7
und der Gruppe von Zylinderbohrungen 18, 18 im Motorzylinder
17 mit einem ringförmigen inneren Öldurchlaß 52 und einem
ringförmigen äußeren Öldurchlaß 53 versehen, welche konzen
trisch um die Ausgangswelle 15 angeordnet sind. Weiterhin
ist der Zylinderblock B mit ersten und zweiten Ventilbohrun
gen 54, 54 und 55, 55 versehen, deren Anzahl derjenigen der
Zylinderbohrungen 8 und 18 entspricht. Diese Zylin
derbohrungen verlaufen radial durch die ringförmige Tei
lungswand zwischen den beiden Öldurchlässen 52 und 53 sowie
eine äußere Umfangswand des äußeren Öldurchlasses 53.
Darüber hinaus ist der Zylinderblock B mit Pumpenöffnungen
a, welche die Verbindung zwischen der benachbarten
Zylinderbohrung und der ersten Ventilbohrung 54 ermöglichen,
sowie mit einer großen Zahl von Motorbohrungen b verse
hen, welche die Verbindung zwischen der benachbarten
Zylinderbohrung 18 und der zweiten Ventilbohrung 55 ermögli
chen.
Der innere Öldurchlaß 52 ist in Form einer Umfangsnut in der
inneren Umfangsfläche des Zylinderblockes B vorgesehen,
wobei seine offene Seite durch die Außenumfangsfläche der
Ausgangswelle 15 verschlossen ist.
Rollenförmige erste Verteilerventile 56, 56 sind gleitend in
entsprechenden ersten Ventilbohrungen 54, 54 aufgenommen,
während rollenförmige zweite Verteilerventile 57, 57
gleitend in entsprechenden zweiten Ventilbohrungen 55, 55
aufgenommen sind. Ein erster exzentrischer Ring 58 steht
über Kugellager 60 mit Außenenden der ersten Verteilerventi
le 56, 56 in Eingriff und umgibt diese, während ein zweiter
exzentrischer Ring 59 über Kugellager 61 mit Außenenden der
zweiten Verteilerventile 57, 57 in Eingriff steht und diese
umgibt. Um dieses in Eingriff stehen zu verstärken, sind die
äußeren Enden der ersten Verteilerventile 56, 56 durch einen
zum ersten exzentrischen Ring 58 konzentrischen Druckring 62
miteinander verbunden, während die Außenenden der zweiten
Verteilerventile 57, 57 durch einen zweiten zum zweiten
exzentrischen Ring 59 konzentrischen Druckring 63 miteinan
der verbunden sind.
Der exzentrische Ring 58 ist gemäß Fig. 3 über ein parallel
zur Ausgangswelle 15 liegendes Gelenk 64 mit dem inneren
Ende der zylindrischen Eingangswelle 5 verbunden, so daß
eine schwingende Bewegung zwischen einer eingekuppelten
Stellung n und einer ausgekuppelten Stellung f möglich ist.
Der erste exzentrische Ring 58 nimmt in der eingekuppelten
Stellung n eine um eine vorgegebene Strecke ε1 von der
Achse der Ausgangswelle 15 längs der Zapfenachse O₁ exzen
trisch versetzte Stellung ein, während er in der ausgekup
pelten Stellung f eine um eine Strecke ε2, welche größer
als die Strecke ε1 ist, vom Zentrum der Ausgangswelle 15
exzentrisch versetzte Stellung einnimmt. Die ausgekuppelte
Stellung f ist durch den an einem ersten Anschlag 65
anstoßenden inneren Umfangsrand des ersten exzentrischen
Rings definiert, wobei der erste Anschlag 65 auf der inneren
Endfläche der Eingangswelle 5 montiert ist. Die eingekuppel
te Stellung n ist durch einen an einem zweiten Anschlag 76
anstoßenden nach innen gerichteten Ansatz 67 des ersten
exzentrischen Rings 58 definiert. Dabei ist der zweite
Anschlag 66 auf der gegenüberliegenden Seite des ersten
Anschlages 65 auf der inneren Endseite der Eingangswelle 5
montiert.
Der erste exzentrische Ring 58 und die zylindrische Ein
gangswelle 5 sind jeweils mit einem Federaufnahmestück 68
bzw. 69 versehen, die sich auf der zum Gelenk 64 gegenüber
liegenden Seite umfangsmäßig gegenüberstehen. Zwischen
diesen Federaufnahmestücken ist eine Kupplungsfeder 70
eingeklemmt montiert, so daß der erste exzentrische Ring 58
durch die Federkraft dieser Kupplungsfeder 70 in die
ausgekuppelte Stellung f vorgespannt wird.
Weiterhin ist am ersten exzentrischen Ring 58 einstückig ein
Gewicht 71 vorgesehen, das während der Drehung des ersten
exzentrischen Rings 58 eine Zentrifugalkraft in Richtung auf
die eingekuppelte Stellung n hervorruft.
Weiterhin ist am ersten exzentrischen Ring 58 eine mit dem
Federaufnahmestück 68 verbundene Verkleidung 72 zur Abdec
kung der Feder 70 vorgesehen.
Der exzentrische Ring 58 und die zylindrische Eingangswelle
5 sind darüber hinaus auf der zum Gelenk 64 gegenüberliegen
den Seite mit einer Führungsnut 73 bzw. einem Führungsansatz
74 versehen, welche gleitend ineinander eingreifen und einen
Schwingbewegungsweg des ersten exzentrischen Rings um das
Gelenk 64 zu definieren (siehe Fig. 3 und 4).
Bei einer Relativdrehung zwischen der zylindrischen Ein
gangswelle 5 und dem Pumpenzylinder 7 sowie in der eingekup
pelten Stellung n des ersten exzentrischen Rings 58 gemäß
Fig. 5 werden die ersten Verteilerventile 56 in der ersten
Ventilbohrung 54 zwischen einer radial inneren und einer
radial äußeren Stellung im Pumpenzylinder 7 hin- und
herbewegt, wobei der Hub zweimal größer als die exzentrische
Strecke ε1 des ersten exzentrischen Rings 58 ist. In einem
Ausströmbereich D der Hydraulikpumpe P wird das erste
Verteilerventil 56 in die innere Stellung bewegt, um die
entsprechende Pumpenöffnung a mit dem äußeren Öldurchlaß 53
in Verbindung und mit dem inneren Öldurchlaß 52 außer
Verbindung zu bringen. Im Einströmbereich S wird das erste
Verteilerventil 56 in die äußere Stellung bewegt, um die
entsprechende Pumpenöffnung a mit dem inneren Öldurchlaß 52
in Verbindung und mit dem äußeren Öldurchlaß 53 außer
Verbindung zu bringen.
Bei Relativdrehung zwischen der zylindrischen Eingangswelle
und dem Pumpenzylinder 7 und der ausgekuppelten Stellung f
des ersten exzentrischen Rings 58 (siehe Fig. 6) werden die
ersten Verteilerventile 56 zwischen der radial inneren und
der radial äußeren Stellung im Pumpenzylinder 7 mit einem
Hub, der zweimal größer als die exzentrische Strecke ε2 des
ersten exzentrischen Rings 58 ist, in der ersten Ventilboh
rung 54 hin- und herbewegt, wobei das erste Verteilerventil
56 in der inneren und äußeren Stellung eine direkte Verbin
dung zwischen dem inneren und äußeren Öldurchlaß 52 und 53
ermöglicht.
Der zweite exzentrische Ring 59 ist einstückig mit dem
Zylinderhalter 24 gekoppelt, so daß er eine um eine vorgege
bene Strecke ε3 gegen das Zentrum der Ausgangswelle 15
längs der Zapfenachse O2 exzentrisch versetzte Stellung
einnimmt, wie dies in Fig. 7 dargstellt ist.
Wird der Motorzylinder 17 gedreht, so werden die zweiten
Verteilerventile 57 zwischen inneren und äußeren Stellungen
im Motorzylinder 17 mit einem Hub, der gleich der doppelten
exzentrischen Strecke ε3 des zweiten exzentrischen Rings 59
ist, in der zweiten Ventilbohrung hin- und herbewegt. In
einem Expansionsbereich Ex des Motors M wird das
zweite Verteilerventil 57 in die innere Stellung bewegt, um
die entsprechende Motoröffnung b mit dem äußeren Öldurchlaß
53 in Verbindung und mit dem inneren Öldurchlaß 52 außer
Verbindung zu bringen. In einem Kontraktionsbereich Sh wird
das zweite Verteilerventil 57 in die äußere Stellung bewegt,
um die entsprechende Motoröffnung b mit dem inneren Öldurch
laß 52 in Verbindung und mit dem äußeren Öldurchlaß 53 außer
Verbindung zu bringen.
Wird die zylindrische Eingangswelle 5 der Pumpe P
von Motor E über die Primär-Drehzahluntersetzungseinrichtung
2 angetrieben, wodurch die Taumelscheibe 10 abwech
selnd Ausström- und Einströmhübe für die Pumpenzylinder 9, 9
realisiert, ermöglichen die Pumpenkolben 9 während eines
Durchgangs durch den Ausströmbereich das Pumpen von Arbeits
öl aus der Zylinderbohrung 8 in den äußeren Öldurchlaß 53,
während sie beim Durchgang durch den Einströmbereich S das
Abziehen von Arbeitsöl aus dem inneren Öldurchlaß 52 in die
Zylinderbohrung 8 ermöglichen.
Im Leerlauf des Motors E ist die Drehzahl der zylindrischen
Eingangswelle 5 kleiner, so daß die durch das sich mit der
zylindrischen Eingangswelle 5 drehende Gewicht 71 des ersten
exzentrischen Rings 58 ausgeübte Zentrifugalkraft schwächer
ist, wodurch der erste exzentrische Ring 58 durch die
Wirkung der Feder 70 in der ausgekuppelten Stellung f
gehalten wird. Das erste Verteilerventil 56 ermöglicht daher
die direkte Verbindung zwischen dem inneren und äußeren Öl
durchlaß 52 und 53 im oben beschriebenen Sinne, so daß die
den im Einströmhub befindlichen Pumpenkolben 9 enthaltende
Zylinderbohrung 8 und die den im Ausströmhub befindlichen
Pumpenkolben 9 enthaltene Zylinderbohrung 8 über den
inneren und äußeren Öldurchlaß 52 und 53 kurzgeschlossen
werden und keine Übertragung von hydraulischem Druck
erfolgt.
Nimmt die Drehzahl des Motors E und damit der zylindrischen
Eingangswelle 5 zu, so wird die durch das Gewicht 71
ausgeübte Zentrifugalkraft erhöht, so daß sich der erste
exzentrische Ring 58 um das Gelenk 64 gegen die eingekuppel
te Stellung n bewegt, wenn die Zentrifugalkraft eine
vorgegebene Last der Kupplungsfeder 70 übersteigt.
Hat der erste exzentrische Ring 58 die eingekuppelte
Stellung n erreicht, so bringt das erste Verteilerventil 56
im Ansaugbereich S die Pumpenöffnung a in Verbindung mit dem
inneren Öldurchlaß 52 und außer Verbindung mit dem äußeren
Öldurchlaß 53 und die Pumpenöffnung a mit dem äußeren
Öldurchlaß 53 in Verbindung und mit dem inneren Öldurchlaß
außer Verbindung, so daß das durch den im Ausströmhub
befindlichen Pumpenkolben 9 in den äußeren Öldurchlaß
gepumpte Arbeitsöl in die Zylinderbohrung 18 des im Expan
sionsbereich Ex des Motors M stehenden Motorkolbens
19 gebracht wird, während es durch den im Kontraktionsbe
reich Sh stehenden Motorkolben 19 aus der Zylinderbohrung
18 in den inneren Öldurchlaß 52 ausgebracht wird.
Dabei wird der Zylinderblock B durch die Summe eines
Reaktionsdrehmomentes, das durch den Pumpenzylinder 7 von
der Taumelscheibe 10 über den im Ausströmhub befindli
chen Pumpenkolben 9 aufgenommen wird, und eines Reaktions
drehmomentes, das durch den Motorzylinder 17 von der
Schrägscheibe 20 über den im Expansionshub befindlichen
Motorkolben 19 aufgenommen wird, gedreht. Dieses Drehmoment
wird von der Ausgangswelle 15 auf die Sekundär-Drehzahl
übersetzungseinrichtung 3 übertragen.
Bewegt sich der erste exzentrische Ring 58 zwischen der
ausgekuppelten Stellung f und der eingekuppelten Stellung n,
so wird ein Teil des von der Pumpe P ausgebrachten
Arbeitsöl auf der Einströmseite kurzgeschlossen, während der
verbleibende Teil des Arbeitsöls dem Motor M
zugeführt wird, was zu einem halbgekuppelten Zustand führt,
in dem die Übertragung des hydraulischen Druckes von der
Pumpe P zum Motor M mäßig unterdrückt
wird. Mit zunehmender Drehzahl des Motors E wird die
Übertragung von Hydraulikdruck von der Pumpe P zum
Motor M automatisch gestartet, so daß das Fahrzeug
glatt zu fahren beginnt.
Das Getriebeumschaltverhältnis der Ausgangswelle 15 zur
zylindrischen Eingangswelle 5 ist durch die folgende
Gleichung gegeben:
Wird das Volumen des Motors M von Null bis zu
einem bestimmten Wert geändert, so kann das Getriebeum
schaltverhältnis von 1 bis auf einen bestimmten erforderli
chen Wert geändert werden. Da das Volumen des Mo
tors M durch den Hub des Motorkolbens 19 bestimmt ist, kann
das Getriebeumschaltverhältnis darüber hinaus kontinuierlich
von 1 bis auf einen bestimmten Wert geändert werden, in dem
die Schrägscheibe 20 aus ihrer aufrechten Stellung in
eine bestimmte geneigte Stellung gekippt wird.
Im Betrieb des Getriebes T nimmt die Taumelscheibe 10
einen Längsdruck von den Pumpenkolben 9 und die
Schrägscheibe 20 einen Längsdruck in gegensinniger
Richtung in Bezug auf den Längsdruck von den Motorkolben
19 auf. Der von der Taumelscheibe 10 aufgenommene
Längsdruck wird jedoch über das Winkelkontaktlager 11 von
der Ausgangswelle 15, den Taumelscheibenhalter 12, die
zylindrische Eingangswelle 5, das Kegelrollenlager
45 sowie das antreibende Zahnrad 3a aufgenommen, während der
durch die Schrägscheibe 20 aufgenommene Längsdruck über
das Kegelrollenlager 21 von der Ausgangswelle 15,
den Schrägscheibenhalter 22, die Schrägscheiben
verankerung 23, das Kegelrollenlager 41, den
Lagerhalter 43 und den Dorn 43 aufgenommen wird. Die
Längsdrücke bewirken daher lediglich, daß die Ausgangswelle
15 eine Zugspannung erzeugt, während sie auf das die Welle
15 halternde Gehäuse 4 überhaupt nicht wirken.
Der Schrägscheibenhalter 22 haltert auf seiner Vorder
seite die Schrägscheibe 20 über das Kegelrollenlager
21, während ihre Hinterseite durch die
Schrägscheibenverankerung 23 gehalten wird, so daß über die
Schrägscheibe 20 keine Verbiegung hervorgerufen werden
kann, selbst wenn ein Längsdruck von den Motorkolben 19, 19
aufgenommen wird. Da der Schrägscheibenhalter 22 und
die Schrägscheibenverankerung 23 sich gegenüberliegende
kugelförmige Flächen f1 und f2 besitzen und der Mittelpunkt
durch den Schnittpunkt der Achse des Motorzylinders 17 mit
der Zapfenachse O2 gebildet ist, erfährt die Schrägscheibe
20 durch die Wechselwirkung dieser Kugelflächen eine
Ausrichtfunktion. Der Schrägscheibenhalter 22 kann
daher glatt um die Zapfenachse O2 gedreht werden, wodurch
der Neigungswinkel der Schrägscheibe 20 leicht zu
steuern ist. Durch Ineingriffstehen der Zapfenwellen 22a und
22b des Schrägscheibenhalters 22 mit dem Lagerloch 23a
und der Lagerausnehmung 23b in der Schrägscheibenverankerung
23 wird eine Drehung des Schrägscheibenhalters
22 um von der Zapfenachse O2 verschiedene Achsen verhindert.
Da die konkave kugelförmige Fläche f2 der Schrägscheibenverankerung
23 von ihrem zentralen Teil bis zum Umfangs
rand eine zunehmende Wanddicke und eine hohe Festigkeit
besitzt, kann sie einer größeren Belastung durch den
Schrägscheibenhalter 22 und das Kegelrollenla
ger 21 ausreichend widerstehen.
Das angetriebene Zahnrad 2b und das antreibende Zahnrad 3a,
welche auf der Eingangs- bzw. Ausgangswelle 5 bzw. 15
vorgesehen sind (die ihrerseits konzentrisch zueinander
angeordnet sind), sind axial benachbart zueinander angeord
net, wobei darüber hinaus das mit dem angetriebenen Zahnrad
2b kämmende antreibende Zahnrad 2a und das mit dem antrei
benden Zahnrad 3a kämmende angetriebene Zahnrad 3b in Bezug
auf die Ausgangswelle 15 in Bezug aufeinander auf sich
gegenüberliegenden Seiten angeordnet sind. Selbst wenn von
den angepaßten Zahnrädern 2a und 3b während der Leistungs
übertragungen große radiale Lasten auf das angetriebene
Zahnrad 2b und das antreibende Zahnrad 3a ausgeübt werden,
sind ein Biegemoment und ein Schwingmoment, die aufgrund der
beiden Belastungen auf die Ausgangswelle 15 ausgeübt werden,
extrem klein, da die Richtungen der beiden Belastungen
entgegengerichtet sind und darüber hinaus der Abstand
zwischen den Angriffspunkten der beiden Lasten extrem klein
ist. Es ist daher möglich, die Belastungen der Lager 41 und
44 zu reduzieren, welche die sich gegenüberliegenden Enden
der Ausgangswelle 15 lagern, so daß eine Lebensdauerverlän
gerung möglich wird.
Gemäß den Fig. 1, 2 und 5 ist die Ausgangswelle 15 in ihrem
mittleren Teil mit einem an einem Ende abgeschlossenen
zentralen Öldurchlaß 80 versehen, dem Arbeitsöl von einer
Zusatzpumpe 81 über ein Primär- und ein Sekundär-Ölfilter 82
bzw. 83 zugeführt wird. Die Zusatzpumpe 81 wird von der
Kurbelwelle 1 über eine (nicht dargestellte) Getriebeein
richtung angetrieben, um Öl aus einem im Boden des Gehäuses
4 vorgesehenen Ölbehälter 84 abzuziehen. Das Primär-Ölfilter
82 ist auf der rechten Wand des Gehäuses 4 gegenüber einem
Einlaß des zentralen Öldurchlasses 80 montiert, während das
Sekundär-Ölfilter 83 im zentralen Öldurchlaß 80 montiert ist
und sich von dessen Einlaß zu dessen mittleren Teil er
streckt.
In den mittleren Teil der Ausgangswelle 15 ist benachbart
zum inneren Ende des Sekundär-Ölfilters 83 und über dem
zentralen Öldurchlaß 80 ein Ventilgehäuse 85 eingepaßt,
dessen sich gegenüberliegende Enden dem inneren Öldurchlaß
52 zugekehrt sind. Gemäß Fig. 5 besitzt das Ventilgehäuse 85
ein sich in den zentralen Öldurchlaß 80 öffnendes kreuzför
miges Querloch 86 sowie ein Paar von Ventilkammern 87, 87,
welche sich mit zwischen ihnen liegendem Querloch 86
gegenüberstehen und eine Verbindung des Querloches 86 mit
dem inneren Öldurchlaß 52 ermöglichen. In den Ventilkammern
87 ist jeweils ein erstes Regulierventil 88 zur Blockierung
des Rückstroms von Öl aus dem inneren Öldurchlaß 52 in den
zentralen Öldurchlaß 80 zu blockieren.
Die innere Umfangsfläche des Zylinderblocks B steht den sich
gegenüberliegenden Enden des Ventilgehäuses 85 unter Bildung
eines kleinen Spaltes gegenüber (siehe Fig. 1), wodurch das
Herausziehen des Ventilgehäuses 85 aus der Ausgangswelle 15
verhindert wird.
Die Ausgangswelle 15 und der Zylinderblock B sind mit einem
seriellen Zusatzöldurchlaß 90 versehen, welcher den zentra
len Öldurchlaß in Strömungsrichtung vor dem Ventilgehäuse 85
mit dem äußeren Öldurchlaß 53 verbindet. Im Wege des
Zusatzöldurchlasses 90 ist ein zweites Regulierventil 91 zur
Blockierung des Rückstroms von Öl aus dem äußeren Öldurchlaß
53 in den zentralen Öldurchlaß 80 vorgesehen.
Wird im Normallastbetrieb, in dem der Motor M durch
die Pumpe P hydraulisch angetrieben wird, der Druck
im inneren Niederdruck-Öldurchlaß 52 auf einen Wert reduziert,
welcher kleiner als der Druck im zentralen Öldurchlaß ist,
was durch ein Lecken von Öl aus einem hydraulisch geschlos
senen Kreis zwischen dem Motor und der Pumpe der
Fall sein kann, so werden die ersten Regulierventile 88, 88
geöffnet, so daß zusätzlich Arbeitsöl vom zentralen Öldurch
laß 80 in den inneren Öldurchlaß 52 geleitet werden kann.
Dabei wird der Strom des Arbeitsöls im äußeren Hochdruck-Öl
durchlaß in den zentralen Öldurchlaß 80 durch das zweite
Regulierventil 91 blockiert.
Während eines umgekehrten Lastbetriebes, führt der
Motor M eine Pumpwirkung aus, während die Pumpe
P eine Motorwirkung ausführt, so daß der äußere Öldurchlaß
53 zur Unterdruckseite wird, während der innere Öldurchlaß
52 zur Hochdruckseite wird. Wird der Druck im äußeren
Öldurchlaß 53 aufgrund eines Ölleckens auf einen Wert
reduziert, der kleiner als der Druck im zentralen Öldurchlaß
80 ist, so wird das zweite Regulierventil 91 geöffnet,
wodurch zusätzlich Arbeitsöl aus dem zentralen Öldurchlaß 80
in den äußeren Öldurchlaß 53 geleitet werden kann. Der Fluß
des Arbeitsöls aus dem inneren Öldurchlaß 52 in den zentra
len Öldurchlaß 80 wird durch die ersten Regulierventile 88,
88 blockiert.
Claims (1)
- Hydrostatisches Getriebe (T) mit einer Taumelscheibenpumpe (P) und einem Schrägscheibenmotor (M), bei dem die Taumelscheibe (10) der Pumpe (P) an einem Taumelscheibenhalter (12) in einer zylindrischen Eingangswelle (5) abgestützt ist, bei dem die Schrägscheibe (20) des Motors (M) an einem Schrägscheibenhalter (22) über eine Schrägscheibenverankerung (23) an einem Gehäuse (4) befestigt ist, bei dem eine gemeinsame Ausgangswelle (15) für die Pumpe (P) und den Motor (M) am linken und rechten Ende mittels Lagern (41, 44) gelagert ist, bei dem auf der Eingangswelle (5) ein Getrieberad (2b) einer Primäer-Drehzahlübersetzungseinrichtung (2) sitzt und bei dem auf einem Abschnitt der Ausgangswelle (15) ein Getrieberad (3a) einer Sekundär-Drehzahlübersetzungseinrichtung (3) sitzt,
dadurch gekennzeichnet,- a) daß das linke Ende der Ausgangswelle (15) über ein Kegelrollenlager (41) in der Schrägscheibenverankerung (23) gelagert ist,
- b) daß das rechte Ende der Ausgangswelle (15) über ein Kugellager (44) in dem Gehäuse (4) gelagert ist,
- c) daß die Eingangswelle (5) zylindrisch ist und über ein Kegelrollenlager (45) auf dem rechten Ende der Ausgangswelle (15) gelagert ist,
- d) daß am Außenende der Eingangswelle (5) ein angetriebenes Zahnrad (2b) der Primär-Drehzahlübersetzungseinrichtung (2) befestigt ist,
- e) daß auf der Ausgangswelle (15) benachbart zu dem angetriebenen Zahnrad (2b) der Primär-Drehzahlübersetzungseinrichtung (2) ein antreibendes Zahnrad (3a) der Sekundär-Drehzahlübersetzungseinrichtung (3) einstückig ausgebildet ist und
- f) daß ein mit dem angetriebenen Zahnrad (2b) kämmendes, antreibendes Zahnrad (2a) der Primär-Drehzahlübersetzungseinrichtung (2) und ein mit dem antreibenden Zahnrad (3a) kämmendes, angetriebenes Zahnrad (3b) der Sekundär-Drehzahlübersetzungseinrichtung in bezug auf die Ausgangswelle (15) auf sich gegenüberliegenden Seiten angeordnet sind.
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