DE3904945C2 - - Google Patents

Description

Die vorliegende Erfindung betrifft ein hydrostatisches kontinuierlich variables Getriebe nach dem Oberbegriff des Patentanspruchs.

Ein derartiges hydrostatisches kontinuierlich variables Getriebe ist aus der JP-OS Nr. 2 24 769/87 bekannt.

In diesem hydrostatischen kontinuierlich variablen Getriebe ist ein externes Betätigungselement über einen Nockenmecha­ nismus mit dem exzentrischen Ring verbunden, wobei das Betätigungselement manuell betätigt wird, um die Stellung des exzentrischen Rings zu steuern. Dabei ist der Aufbau kompliziert und die Betätigung lästig. Eine Feder spannt den exzentrischen Ring in die eingekuppelte Stellung vor.

Der vorliegenden Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein einfach aufgebautes hydrostatisches kontinuierlich variables Getriebe anzugeben, in dem die Stellung des exzentrischen Rings automatisch als Funktion der Drehzahl eines zylindri­ schen Eingangselementes gesteuert werden kann.

Diese Aufgabe wird bei einem Getriebe der eingangs genannten Art erfindungsgemäß durch die Merkmale des kennzeichnenden Teils des Patentanspruchs gelöst.

Wird bei dem erfindungsgemäß ausgebildeten Getriebe das Eingangselement gedreht, so wird auch der exzentrische Ring zusammen mit diesem gedreht, wobei im Gewicht des exzentri­ schen Rings eine Zentrifugalkraft in einer Richtung erzeugt wird, welche der Richtung der Federkraft entgegengerichtet ist, welche durch die Kupplungsfeder auf den exzentrischen Ring ausgeübt wird. Ist die Drehzahl des Eingangselementes relativ klein, so kann diese Zentrifugalkraft die Federkraft der Kupplungsfeder nicht überwinden, so daß der exzentrische Ring durch die Wirkung der Kupplungsfeder in der ausgekup­ pelten Stellung gehalten wird, wodurch die Verteilerventile so gesteuert werden, daß sie die Hydraulikpumpe in einen kurzgeschlossenen Zustand bringen.

Nimmt die Drehzahl des Eingangselementes auf einen einen vorgegebenen Wert übersteigenden Wert zu, so überwindet die genannte Zentrifugalkraft die Federkraft der Kupplungsfeder, wodurch der exzentrische Ring in die eingekuppelte Stellung bewegt wird, so daß die Verteilerventile derart gesteuert werden, daß eine Übertragung des hydraulischen Druckes von der Hydraulikpumpe auf den Hydraulikmotor begonnen wird.

Auf diese Weise kann die Steuerung der Stellung des exzen­ trischen Rings als Funktion der Drehzahl des Eingangselemen­ tes durch die durch das Gewicht hervorgerufene Zentrifugal­ kraft automatisch gesteuert werden, so daß die Unterbre­ chungs- und Übertragungszustände zwischen der Hydraulikpumpe und dem Hydraulikmotor unabhängig vom Geschick der Bedie­ nungsperson richtig realisiert werden können. Da dem exzentrischen Ring ein Gewicht hinzugefügt ist, besteht darüber hinaus keine Notwendigkeit für einen speziellen Kopplungsmechanismus zur Übertragung der Zentrifugalkraft des Gewichtes auf den exzentrischen Ring, was zu einem extrem einfachen Aufbau führt.

Die Erfindung wird im folgenden anhand von in den Figuren der Zeichnung dargestellten Ausführungsbeispielen näher erläutert. Es zeigt

Fig. 1 eine ebene Ansicht im Längsschnitt einer Lei­ stungseinheit für ein Motorrad, welche ein hydrostatisches kontinuierlich variables Getriebe gemäß der Erfindung in einem Leistungsübertra­ gungssystem für das Motorrad aufweist;

Fig. 2 und 3 jeweils einen Schnitt in einer Ebene II-II bzw. III-III in Fig. 1;

Fig. 4 einen Schnitt in einer Ebene IV-IV in Fig. 3;

Fig. 5 einen Schnitt in einer 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 eines Pfeils VIII-VIII;

Fig. 9 einen Schnitt in einer Ebene IX-IX in Fig. 8;

Fig. 10 eine perspektivische Explosionsdarstellung des umgebenden Teils eines Motor-Taumelplattenhalters; und

Fig. 11 eine perspektivische Ansicht eines Zylinderblocks.

Bei einer in den Figuren der Zeichnung dargestellten erfindungsgemäßen Ausführungsform ist gemäß Fig. 1 eine Leistungseinheit U für ein Motorrad mit einem Motor E und einem hydrostatischen kontinuierlich variablen Getriebe T vorgesehen. Eine Kurbelwelle 1 des Motors E sowie das kontinuierlich variable Getriebe T sind in einem gemeinsamen Gehäuse 4 enthalten. Das kontinuierlich variable 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 über eine Primär-Drehzahluntersetzungseinrichtung 2 antreibt, während die Ausgangswelle 15 ein (nicht dargestelltes) Hinterrad des Motorrades über eine Sekundär-Drehzahlunter­ setzungseinrichtung 3 antreibt.

Gemäß den Fig. 1 und 2 umfaßt das kontinuierlich variable Getriebe T eine Taumelscheiben-Hydraulikpumpe P konstanten Volumens sowie einen Taumelscheiben-Hydraulikmotor M variab­ len Volumens.

Die Hydraulikpumpe P umfaßt die zylindrische Eingangswelle 5 als Eingangselement einen drehbar in eine innere Umfangs­ wand der zylindrischen Eingangswelle 5 über ein Kugellager 6 eingepaßten Pumpenzylinder 7, im Pumpenzylinder 7 vorgesehe­ ne und eine Achse dieses Pumpenzylinders 7 umgebende Pumpen­ kolben 9, 9 - welche in einer großen ungeraden Anzahl von ringförmig angeordneten Zylinderbohrungen 8, 8 gleiten -, eine Pumpen-Taumelscheiben 10 mit einer an äußeren Enden der Pumpenkolben 9 anstoßenden Vorderseite sowie einen Pumpen-Taumelscheibenhalter 12 zur Halterung der Hinterseite der Taumelscheibe 10 über ein Winkelkontaktlager 11, wodurch die Pumpen-Taumelscheibe 10 unter einem vorgegebenen Winkel in bezug auf die Achse des Pumpenzylinders 7 um eine Phantom-Lagerachse O ₁ senkrecht zur Achse des Pumpenzylin­ ders 7 in einem geneigten Zustand gehalten wird. Der Pumpen-Taumelscheibenhalter 12 ist in die Innenwand der zylindrischen Eingangswelle eingepaßt. Ein angetriebenes Zahnrad 2 d der Primär-Drehzahluntersetzungseinrichtung 2 ist über einen Drehmomentdämpfer am Außenende der zylindrischen Eingangswelle 5 befestigt.

Die Pumpen-Taumelscheibe 10 bewirkt sequentiell Hin- und Herbewegungen der Pumpenkolben 9, 9 bei Drehung der zylindrischen Eingangswelle 5, wodurch sich Einström- und Ausströmhübe wiederholen. Der Hydraulikmotor M umfaßt einen koaxial und lateral zum Pumpenzylinder 7 angeordneten Motorzylinder 17, im Motorzylinder 17 vorgesehene, eine Achse dieses Motorzylinders 17 umgebende Motorkolben 19, 19 - welche in der der Anzahl der Zylinderbohrungen 8, 8 gleichen Anzahl von ringförmig angeordneten Zylinderbohrun­ gen 18, 18 gleiten, eine Motor-Taumelscheibe 20 mit einer an Außenenden der Motorkolben 19, 19 anstoßenden Vorderseite, einen Motor-Taumelscheibenhalter 22 zur Halterung der Hinterseite der Motor-Taumelscheibe 20 über ein Kegel­ rollenlager 21 sowie eine Motor-Taumelscheibenverankerung 23 zur Halterung der Hinterseite des Motor-Taumelscheibenhalters 22. Die Motor-Taumelscheibenverankerung 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 Hydraulikmotors M ausreichend größer als das der Hydraulikpumpe P eingestellt werden kann, wodurch ein großes Drehzahluntersetzungsver­ hältnis realisierbar ist.

Der Motor-Taumelscheibenhalter 22 ist an sich gegenüberlie­ genden Enden mit einem Paar von halbzylindrischen Zapfenwel­ len 22 a und 22 b versehen, welche auf einer senkrecht zur Achse des Motorzylinders 17 stehenden Zapfenachse O ₂ angeordnet und drehbar in ein Lagerloch 23 a und eine Lagerausnehmung 23 b in der Motor-Taumelscheibenverankerung 23 eingepaßt sind. Sich gegenüberliegende Anschlagflächen f ₁ und f ₂ des Motor-Taumelscheibenhalters 22 und der Motor-Tau­ melscheibenverankerung 23 sind kugelförmig ausgebildet und liegen mit ihrem Mittelpunkt auf einem Schnittpunkt der Achse des Motorzylinders 17 und der Zapfenachse O ₂. Der Motor-Taumelscheibenhalter 22 ist daher um die Zapfenachse O ₂ drehbar und nimmt eine Ausrichtwirkung von der Motor-Taumel­ scheibenverankerung 23 auf.

Mit der Motor-Taumelscheibenverankerung 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 22 a 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 Motor-Taumelscheibenverankerung 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 Motor-Taumel­ scheibenhalter 22 um die Zapfenachse O ₂ über den Betätigungs­ hebel 26 in bezug auf die Motor-Taumelscheibe 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 Motor-Taumelscheibe 20 nach unten zu kippen. Wird der Motorzylinder 17 bei geneigter Motor-Taumelscheibe 20 gedreht, so kann die Motor-Taumelscheibe 20 sequentielle Hin- und Herbewegungen der Motorkolben 19, 19 bewirken, wodurch Expansions- und Kontraktionshübe wiederholt ausgeführt 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 2 b der ersten Drehzahluntersetzungseinrichtung 2 ein antreibendes Zahnrad 3 a der Sekundär-Drehzahlunterset­ zungseinrichtung 3 einstückig ausgebildet. Miteinander kämmende Teile eines antreibenden Zahnrades 2 a und des angetriebenen Zahnrades 2 b der Primär-Drehzahluntersetzungs­ einrichtung 2 sowie miteinander kämmende Teile des antrei­ benden Zahnrades 3 a und eines angetriebenen Zahnrades 3 b in der Sekundär-Drehzahluntersetzungseinrichtung 3 sind auf sich gegenüberliegenden Seiten in bezug auf eine Achse der Ausgangswelle 15 vorgesehen.

Das linke Ende der Ausgangswelle 15 ist über ein Kegel­ rollenlager 41 auf der Motor-Taumelscheibenverankerung 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 auf dem Gehäuse 4 gelagert, wobei sich das antreiben­ de Zahnrad 3 a 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 Pumpen-Taumelscheibe 10 synchron mit dem Pumpenzylin­ der 7 zu drehen, ist sie mit einer kugelförmigen Ausnehmung 10 a versehen, in die ein kugelförmiges Ende 9 a des entspre­ chenden Pumpenkolbens 9 eingreift.

Um die Motor-Taumelscheibe 20 synchron mit dem Motorzylinder 17 zu drehen, ist die Motor-Taumelscheibe 20 weiterhin mit einer kugelförmigen Ausnehmung 20 a versehen, in die ein kugelförmiges Ende 19 a des entsprechenden Motorkolbens 19 eingreift.

Die kugelförmigen Ausnehmungen 10 a und 20 a besitzen einen größeren Radius als die kugelförmigen Enden 9 a und 19 a, so daß der Eingriff der kugelförmigen Enden 9 a und 19 a 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, 8 und 18, 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, a, welche die Verbindung zwischen der benachbarten Zylinderbohrung und der ersten Ventilbohrung 54 ermöglichen, sowie mit einer großen Zahl von Motorbohrungen b, b ver­ sehen, 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 ε ₁ von der Achse der Ausgangswelle 15 längs der Zapfenachse O ₁ exzen­ trisch versetzte Stellung ein, während er in der ausgekup­ pelten Stellung f eine um eine Strecke ε ₂, welche größer als die Strecke e ₁ ist, vom Zentrum der Ausgangswelle 15 exzentrisch versetzte Stellung ein. 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 ε ₁ 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 ε ₂ 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 ε ₃ gegen das Zentrum der Ausgangswelle 15 längs der Zapfenachse O ₂ exzentrisch versetzte Stellung einnimmt, wie dies in Fig. 7 dargestellt 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 ε ₃ des zweiten exzentrischen Rings 59 ist, in der zweiten Ventilbohrung hin- und herbewegt. In einem Expansionsbereich Ex des Hydraulikmotors 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 Hydraulikpumpe P vom Motor E über die Primär-Drehzahluntersetzungseinrichtung 2 angetrieben, wodurch die Pumpen-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 53 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 Hydraulikmotors 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 Pumpen-Taumelscheibe 10 über den im Ausströmhub befindli­ chen Pumpenkolben 9 aufgenommen wird, und eines Reaktions­ drehmomentes, das durch den Motorzylinder 17 von der Motor-Taumelscheibe 20 über den im Expansionshub befindlichen Motorkolben 19 aufgenommen wird, gedreht. Dieses Drehmoment wird von der Ausgangswelle 15 auf die Sekundär-Drehzahlun­ tersetzungseinrichtung 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 Hydraulikpumpe P ausgebrachten Arbeitsöls auf der Einströmseite kurzgeschlossen, während der verbleibende Teil des Arbeitsöls dem Hydraulikmotor M zugeführt wird, was zu einem halbgekuppelten Zustand führt, in dem die Übertragung des hydraulischen Druckes von der Hydraulikpumpe P zum Hydraulikmotor M mäßig unterdrückt wird. Mit zunehmender Drehzahl des Motors E wird die Übertragung von Hydraulikdruck von der Hydraulikpumpe P zum Hydraulikmotor M automatisch gestartet, so daß das Fahrzeug glatt zu fahren beginnt.

Das Übersetzungsverhältnis der Ausgangswelle 15 zur zylindrischen Eingangswelle 5 ist durch die folgende Gleichung gegeben:

Wird das Volumen des hydraulischen Motors M von Null bis zu einem bestimmten Wert geändert, so kann das Übersetzungsverhältnis von 1 bis auf einen bestimmten erforderli­ chen Wert geändert werden. Da das Volumen des Hydraulikmo­ tors M durch den Hub des Motorkolbens 19 bestimmt ist, kann das Übersetzungsverhältnis darüber hinaus kontinuierlich von 1 bis auf einen bestimmten Wert geändert werden, in dem die Motor-Taumelscheibe 20 aus ihrer aufrechten Stellung in eine bestimmte geneigte Stellung gekippt wird.

Im Betrieb des Getriebes T nimmt die Pumpen-Taumelscheibe 10 einen Längsdruck von den Pumpenkolben 9, 9 - und die Motor-Taumelscheibe 20 einen Längsdruck in gegensinniger Richtung in bezug auf den Längsdruck von den Motorkolben 19, 19 - auf. Der von der Pumpen-Taumelscheibe 10 aufgenommene Längsdruck wird jedoch über das Winkelkontaktlager 11 von der Ausgangswelle 15, dem Pumpen-Taumelscheibenhalter 12, die zylindrische Eingangswelle 5, das Kegelrollenlager 45 sowie das antreibende Zahnrad 3 a aufgenommen, während der durch die Motor-Taumelscheibe 20 aufgenommene Längsdruck über das Kegelrollenlager 21 von der Ausgangswelle 15, dem Motor-Taumelscheibenhalter 22, die Motor-Taumelscheiben­ verankerung 23, das Kegelrollenlager 41, dem Lagerhalter 43 und dem 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 Motor-Taumelscheibenhalter 22 haltert auf seiner Vorder­ seite die Motor-Taumelscheibe 20 über das Kegel­ rollenlager 21, während ihre Hinterseite durch die Motor- Taumelscheibenverankerung 23 gehalten wird, so daß über die Motor-Taumelscheibe 20 keine Verbiegung hervorgerufen werden kann, selbst wenn ein Längsdruck von den Motorkolben 19, 19 aufgenommen wird. Da der Motor-Taumelscheibenhalter 22 und die Motor-Taumelscheibenverankerung 23 sich gegenüberliegende kugelförmige Flächen f ₁ und f ₂ besitzen und der Mittelpunkt durch den Schnittpunkt der Achse des Motorzylinders 17 mit der Zapfenachse O ₂ gebildet ist, erfährt die Motor-Taumel­ scheibe 20 durch die Wechselwirkung dieser Kugelflächen eine Ausrichtfunktion. Der Motor-Taumelscheibenhalter 22 kann daher glatt um die Zapfenachse O ₂ gedreht werden, wodurch der Neigungswinkel der Motor-Taumelscheibe 20 leicht zu steuern ist. Durch Ineingriffstehen der Zapfenwellen 22 a und 22 b des Motor-Taumelscheibenhalters 22 mit dem Lagerloch 23 a und der Lagerausnehmung 23 b in der Motor-Taumelscheibenveran­ kerung 23 wird eine Drehung des Motor-Taumelscheibenhalters 22 um von der Zapfenachse O ₂ verschiedene Achsen verhindert.

Da die konkave kugelförmige Fläche f ₂ der Motor-Taumelscheibenverankerung 23 von ihrem zentralen Teil bis zum Umfangs­ rand eine zunehmende Wanddicke und eine hohe Festigkeit besitzt, kann sie einer größeren Belastung durch den Motor-Taumelscheibenhalter 22 und das Kegelrollenla­ ger 21 ausreichend widerstehen.

Das angetriebene Zahnrad 2 b und das antreibende Zahnrad 3 a, 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 2 b kämmende antreibende Zahnrad 2 a und das mit dem antrei­ benden Zahnrad 3 a kämmende angetriebene Zahnrad 3 b in bezug auf die Ausgangswelle 15 in bezug aufeinander auf sich gegenüberliegenden Seiten angeordnet sind. Selbst wenn von den angepaßten Zahnrädern 2 a und 3 b während der Leistungs­ übertragungen große radiale Lasten auf das angetriebene Zahnrad 2 b und das antreibende Zahnrad 3 a 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 außeren 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 Hydraulikmotor M durch die Hydraulikpumpe 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 Hydraulikmotor 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 Hydrau­ likmotor M eine Pumpwirkung aus, während die Hydraulikpumpe 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)

1. Hydrostatisches kontinuierlich variables Getriebe mit einer Taumelscheiben-Hydraulikpumpe (P), welche einen einstückig und koaxial mit einem Motorzylinder (17) eines Taumelschei­ ben-Hydraulikmotors (M) gekoppelten Pumpenzylinder (7) aufweist, einem ringförmigen Hochdruck-Öldurchlaß (53), der mit in einem Expansionshubbereich des Hydraulikmotors (P) angeordneten Motoröffnungen (b) in Verbindung steht, einem ringförmigen Niederdruck-Öldurchlaß (52), der mit in einem Kontraktionshubbereich des Hydraulikmotors (P) angeordneten Motoröffnungen (b) in Verbindung steht, einer konzentrischen Ausbildung der Öldurchlässe (53, 52) zwischen der Hydraulik­ pumpe (P) und Motorzylindern (18), einer großen Anzahl von radial angeordneten Verteilerventilen (56), die zwischen einer radial inneren und einer radial äußeren Stellung bewegbar sind, um eine große Anzahl von Pumpenöffnungen (a) in der Hydraulikpumpe (P) in abwechselnde Verbindung mit dem Hochdruck- und dem Niederdruck-Öldurchlaß (53 bzw. 52) zu bringen und mit einem die Verteilerventile (56) umgeben­ den und mit einem Eingangselement (5) der Hydraulikpumpe (P) verbundenen exzentrischen Ring (58), der zwischen einer ausgekuppelten und einer eingekuppelten Stellung (f bzw. n) bewegbar ist, so daß die Verteilerventile (56) so gesteuert werden, daß in einer ersten Stellung des exzentrischen Rings (58) die in einem Ausströmhubbereich (D) der Hydraulikpumpe (P) angeordneten Pumpenöffnungen (a) mit dem Hochdruck-Öl­ durchlaß (53) und die in einem Einströmhubbereich (S) angeordneten Pumpenöffnungen (a) mit dem Niederdruck-Öl­ durchlaß (52) in Verbindung gebracht werden und in einer zweiten exzentrischen Stellung des exzentrischen Rings (58) die Hydraulikpumpe (P) in einen kurzgeschlossenen Zustand gebracht wird, dadurch gekennzeichnet, daß der exzentrische Ring (58) eine mit ihm verbundene Kupplungsfeder (70) zu seiner Vorspannung in die ausgekuppelte Stellung (f) sowie ein zusätzliches Gewicht (71) zur Realisierung einer Zentrifugalkraft zwecks seiner Bewegung gegen die Federkraft der Kupplungsfeder (70) zur eingekuppelten Stellung (n) hin aufweist.