DE69725922T2

DE69725922T2 - Hydrostatisches,stufenlos verstellbares Getriebe

Info

Publication number: DE69725922T2
Application number: DE69725922T
Authority: DE
Inventors: Nakajima Wako-shi Yoshihiro; Karatsu Wako-shi Hiroshi; Nakamura Wako-shi Kazuhiko
Original assignee: Honda Motor Co Ltd
Current assignee: Honda Motor Co Ltd
Priority date: 1996-05-14
Filing date: 1997-04-17
Publication date: 2004-09-02
Anticipated expiration: 2017-04-18
Also published as: EP0807770A3; EP0807770B1; JP3986584B2; EP0807770A2; DE69725922D1; JPH09303525A; US5974799A

Description

Die vorliegende Erfindung betrifft ein hydrostatisches, stufenlos verstellbares Getriebe, das in zweirädrigen Kraftfahrzeugen oder Automobilen angewendet werden kann, und insbesondere einen verbesserten Typ, in dem eine Hydraulikpumpe mit einer Anlaufplatte, die einen festen Neigungswinkel hat; und ein Hydraulikmotor mit einer Anlaufplatte, die einen variablen Neigungswinkel hat, miteinander über einen geschlossenen Hydraulikkreis verbunden sind, der aus einem Niederdruckölweg und einem Hochdruckölweg besteht.
In hydrostatischen, stufenlos verstellbaren Getrieben, die mit einer Hydraulikpumpe vom Anlaufplattentyp mit fester Verdrängung und einem Hydraulikmotor vom Anlaufplattentyp mit variabler Verdrängung ausgestattet sind, wobei der Pumpenzylinder und der Motorzylinder integriert sind, wird das Gangverhältnis durch die folgende Formel erhalten, was in einem tatsächlichen Gangverhältnis von etwa 1 bis 3 resultiert. Gangverhältnis = 1 + (Volumen des Hydraulikmotors/Volumen der Hydraulikpumpe)
Um das Fahrzeug durch Schlupfen der Kupplung während der Kraftübertragung von den Eingangselementen zu den Ausgangselementen unter Verwendung eines solchen hydrostatischen, stufenlos verstellbaren Getriebes in Bewegung zu setzen, ist der mit der Hydraulikpumpe verbundene Hochdruckölweg herkömmlich mit einem Kupplungsventil ausgestattet worden (das mittels eines Zentrifugalreglers betätigt wurde); das Kupplungsventil öffnet, wenn das Fahrzeug losfährt, um zu erlauben, dass der Hydraulikdruck in dem Hochdruckölweg zur Auslassöffnung abgelassen wird, und das Kupplungsventil schließt allmählich mit der Zunahme der Umdrehungen, um zu erlauben, dass der Hydraulikdruck des Hochdruckölwegs den Hydraulikmotor erreicht.
In der japanischen offengelegten Patentanmeldung 63-111362 entsprechend US-A-4827721 ist offenbart, dass die Phase in der Exzentrizitätsrichtung des Exzenterrings, der die Verteilerventile der Hydraulikpumpe betätigt, verändert wird, um die Pumpwirkung der Hydraulikpumpe zu verbessern. Diese US-A-4827721 stellt den nächststehenden Stand der Technik dar.
Wenn jedoch ein hydrostatisches, stufenlos verstellbares Getriebe mit einem Kupplungsventil ausgestattet ist, um das Fahrzeug in Bewegung zu setzen, ist nicht nur die komplexe Struktur ein Problem, sondern nimmt auch durch Änderungen der Öltemperatur die Betriebsstabilität ab.
Die US-A-5038634 offenbart ein hydrostatisches, stufenlos verstellbares Getriebe, worin eine Anzahl von Verteilerventilen, durch deren jedes eine Pumpenöffnung (a) abwechselnd mit einem Hochdruckölkanal und einem Niederdruckölkanal zwischen einem Pumpenzylinder und einem Motorzylinder in Verbindung gesetzt wird, radial angeordnet sind, und ein Kupplungssteuermittel, das den Exzenterring zu einer ersten und einer zweiten Exzenterstellung verschiebt, an einem mit dem Verteilerventil in Eingriff stehenden Exzenterring angeordnet ist. Dieser Aufbau ermöglicht, dass das Arbeitsöl durch die Verteilerventile ohne Relativdrehung des Pumpenzylinders und des Motorzylinders zugeführt und abgeführt wird und reduziert eine Leckage des Arbeitsöl scharf, was zu einer Verbesserung der Übertragungswirkung führt. Das Kupplungsventil dient ausschließlich dazu, eine Hydraulikpumpe in einen Kurzschlusszustand zu bringen.
Im Hinblick auf das Vorstehende ist es eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung, ein hydrostatisches, stufenlos verstellbares Getriebe mit einer einfachen Struktur anzugeben, in dem die Phase in der Exzentrizitätsrichtung des Exzenterrings, der zum Betätigen der Verteilerventile der Hydraulikpumpe verwendet wird, gesteuert wird, um zu ermöglichen, dass ein Fahrzeug mit einem großen Gangverhältnis glattgängig losfährt, wenn sich das Fahrzeug zu bewegen beginnt.
Zur Lösung der obigen Aufgaben offenbart die Erfindung die Merkmale, wie sie in Anspruch 1 beschrieben sind.
Wie es oben in der in Anspruch 1 beschriebenen Erfindung beschrieben ist, macht es eine einfache Struktur, die lediglich eine Änderung des Phasenwinkels in der Exzentrizitätsrichtung des ersten Exzenterrings beinhaltet, der in Bezug auf die Achse mittenversetzt angeordnet ist, um die ersten Verteilerventile der Hydraulikpumpe zu betätigen, die eine Anlaufplatte mit festem Neigungswinkel aufweist, möglich, jegliches Gangverhältnis bis zu unendlich über den Gangverhältnisbereich hinaus zu erhalten, der durch Volumenveränderung des Hydraulikmotors erhalten wird, der eine Anlaufplatte mit variablem Neigungswinkel aufweist. Ferner kann das Gangverhältnis zuverlässig gesteuert werden, weil das vorgenannte Gangverhältnis entsprechend dem Phasenwinkel in der Exzentrizitätsrichtung des ersten Exzenterrings absolut bestimmt wird und sich entsprechend der Belastungshöhe an der Ausgangsseite nicht verändert. Somit wird es möglich, das ausgangsseitige Drehmoment zu erhöhen, um zu erlauben, dass das Fahrzeug glattgängig losfährt, indem das Gangverhältnis zum Beispiel dann vergrößert wird, wenn das Fahrzeug losfährt.
Die in Anspruch 2 beschriebene Erfindung ist mit einem Neutralventil ausgestattet, das den Niederdruckölweg und den Hochdruckölweg zwischen der Hydraulikpumpe und dem Hydraulikmotor abkürzt, um zu erlauben, dass ein voltständig neutraler Zustand hervorgerufen wird, unabhängig von Verschiebungen des ersten Exzenterrings in der Exzentrizitätsrichtung.
Die in Anspruch 3 beschriebene Erfindung ist durch die Tatsache gekennzeichnet, dass zusätzlich der Phasenwinkel in der Exzentrizitätsrichtung des vorgenannten ersten Exzenterrings durch die auf den ersten Exzenterring wirkende Zentrifugalkraft verändert wird, um ohne eine separate Antriebsquelle zum Bewegen des ersten Exzenterrings auszukommen und hierdurch die Struktur zu vereinfachen.
Die in Anspruch 4 beschriebene Erfindung ist durch die Tatsache gekennzeichnet, dass zusätzlich der Bereich, in dem das Gangverhältnis r 1 ≤ r < 3 beträgt, unter der Steuerung des Neigungswinkels der Anlaufplatte des Hydraulikmotors steht, und der Bereich, wo das Gangverhältnis r ≥ 3 ist, unter der Steuerung des Pha senwinkels in der Exzentrizitätsrichtung des Exzenterrings der Hydraulikpumpe steht, um hierdurch zu erlauben, dass das Gangverhältnis über einen extrem weiten Bereich gesteuert wird.
Bevorzugte Ausführungen der vorliegenden Erfindung werden nachfolgend in Bezug auf praktische Beispiele der Erfindung beschrieben, die in den beigefügten Zeichnungen dargestellt sind.
1 ist eine vertikale Ansicht eines hydrostatischen, stufenlos verstellbaren Getriebes für ein zweirädriges Kraftfahrzeug in einem praktischen Beispiel der vorliegenden Erfindung;
2 ist eine Vergrößerung der Hauptteile von 1;
3 ist ein Querschnitt entlang Linie 3-3 in 2;
4 ist ein Querschnitt entlang Linie 4-4 in 2;
5 ist ein Querschnitt entlang Linie 5-5 in 2;
6 ist eine Darstellung der Funktionen entsprechend 5;
7 ist ein Querschnitt entlang Linie 7-7 in 5;
8 ist eine Ansicht in Richtung von Pfeil 8 in 7;
9 ist eine Ansicht in Richtung von Pfeil 9 in 7;
10 ist ein Querschnitt entlang Linie 10-10 in 2;
11 ist eine Abwicklung der 2 und 3;
12 ist ein vertikaler Querschnitt eines Drehmomentbegrenzungsven tils;
13 ist ein vertikaler Querschnitt eines Neutralventils;
14 stellt den Betrieb eines Mittels zum Verändern der Exzentrizitätsrichtung dar; und
15 stellt den Betrieb eines Mittels zum Verändern der Exzentrizitätsrichtung dar.
Wie in den 1 bis 3 gezeigt, ist das Getriebegehäuse in der Antriebseinheit eines zweirädrigen Kraftfahrzeugs aus linken und rechten Gehäusehälften 1A und 1B zusammengesetzt, die mittels Bolzen 2 verbunden sind. Das Getriebegehäuse enthält ein stufenlos verstellbares Getriebe T, aufgebaut aus einer Hydraulikpumpe P mit einer Anlaufplatte, die einen festen Neigungswinkel aufweist, und einem Hydraulikmotor M mit einer Anlaufplatte, die einen variablen Neigungswinkel aufweist, zwischen denen ein geschlossener Hydraulikkreis gebildet ist.
Die Hydraulikpumpe P umfasst: eine Eingangszylinderwelle 4, die durch ein Radiallager 3 am Außenende der rechten Gehäusehälfte 1B (drehbar und in der Achsrichtung verlagerbar) abgestützt ist; einen Pumpenzylinder, der auf der Eingangszylinderwelle 4 relativ drehbar durch ein erstes Winkelkontaktlager 5 abgestützt ist; eine Mehrzahl von Pumpenkolben 8, die verschiebbar in eine (ungeradzahlige) Mehrzahl von Zylinderlöchern 7 eingesetzt sind, die auf einem Kreis um die Rotationsachse A herum (siehe 1) auf dem Pumpenzylinder 6 angeordnet sind; eine Pumpenanlaufplatte 9, deren Vorderseite mit Außenenden der Pumpenkolben 8 in Kontakt steht; sowie einen Pumpenanlaufplattenhalter 12, der die Pumpenanlaufplatte 9 mittels eines Axialdrucklagers 10 und eines Radiallagers 11 abstützt, so dass die Anlaufplatte 9 mit einem festen Neigungswinkel in Bezug auf die Achse A des Pumpenzylinders 6 gehalten wird, während sie auf einer imaginären Kippachse O₁ (siehe 2), die zur Achse A des Pumpenzylinders 6 orthogonal ist, zentriert ist. Der Pumpenanlaufplattenhalter 12 ist mit der Eingangszylinderwelle 4 integral ausgebildet.
Das rechte Ende der Eingangszylinderwelle 4 steht zur Außenseite der rechten Gehäusehälfte 1B vor; und ein Eingangszahnrad 13, durch das Motorleistung eingegeben wird (in der Figur nicht gezeigt) ist daran befestigt.
Die Pumpenanlaufplatte 9 gestattet, dass die Ansaug- und Auswurfhübe mit der Hin- und Herbewegung der Pumpenkolben 8 während der Drehung der Eingangszylinder 4 wiederholt werden.
Mittlerweile umfasst der Hydraulikmotor M: einen Motorzylinder 16, der an der linken Hälfte koaxial zur Achse A des Pumpenzylinders 6 angeordnet ist und der mittels eines zweiten Winkelkontaktlagers 15 in der linken Gehäusehälfte 1A drehbar abgestützt ist; eine Mehrzahl von Motorkolben 18, die in eine (ungeradzahlige) Mehrzahl von Zylinderlöchern 17 verschiebbar eingesetzt sind, die in einem Kreis um die Achse A an dem Motorzylinder 16 herum angeordnet sind; eine Motoranlaufplatte 19, deren Vorderfläche mit den Außenenden der Motorkolben 18 in Kontakt steht; einen Motoranlaufplattenhalter 22, der die Motoranlaufplatte 19 mittels eine Axialdrucklagers 20 und eines Radiallagers 21 abstützt; sowie einen Motoranlaufplattenanker 23, der die Rückseite des Motoranlaufplattenhalters 22 abstützt. Der Motoranlaufplattenanker 23 ist durch eine Mehrzahl von Bolzen 24 am Außenende des linken Gehäuses 1A befestigt.
Die gegenüberliegenden Flächen f₂ und f₂ des Motoranlaufplattenhalters 22 und des Motoranlaufplattenankers 23, die in Kontakt miteinander stehen, bilden eine halbzylindrische Oberfläche, die auf der Kippachse O₂ (siehe 2) zentriert ist, die zur Achse A des Motorzylinders 16 orthogonal ist, um zu erlauben, dass der Motoranlaufplattenhalter 22 um die Kippachse O₂ herum verkippt wird.
Um die relative Verschiebung des Motoranlaufplattenhalters 22 und des Motoranlaufplattenankers 23 in Richtung der Kippachse O₂ zu arretieren, ist ein Flansch 22a in Kontakt mit einer Endfläche des Motoranlaufplattenankers 23 am einen Ende des Motoranlaufplattenhalters 22 ausgebildet, und ein Ganghebel 25 in Kontakt mit der anderen Endfläche des Motoranlaufplattenankers 23 ist mit einem Bolzen 26 an der anderen Endfläche des Motoranlaufplattenhalters 22 befestigt, wie in 3 gezeigt. Der vorgenannte Ganghebel 25 kann dementsprechend gedreht werden, um zu erlauben, dass der Motoranlaufplattenhalter 22 um die Kippachse O₂ herum verkippt wird, und um die Motoranlaufplatte 19 zwischen einer aufrechten Stellung rechtwinklig zur Achse des Motorzylinders 16 und der mit einem gegebenen Winkel maximal geneigten Stellung einzustellen.
Wenn der Motorzylinder 16 bei geneigter Motoranlaufplatte 19 gedreht wird, werden die Motorkolben 18 durch die Motoranlaufplatte 19 hin- und herbewegt, um eine Wiederholung der Expansions- und Kompressionshübe zu erlauben.
Der vorgenannte Pumpenzylinder 6 und der Motorzylinder 16 sind zur Bildung eines Zylinderblocks B integral ausgebildet, und eine Ausgangswelle 27, die durch die Mitte des Zylinderblocks B hindurchgeht, ist in der Rotationsrichtung mittels eines Keils 28 verbunden. Die Ausgangswelle 27 ist in der Achsrichtung mit dem Zylinderblock B mittels eines Paars linker und rechter Klemmringe 29 und 30 verbunden.
Die Ausgangswelle 27 endet vor der Motoranlaufplatte 19, wobei das rechte Ende durch die Eingangszylinderwelle 4 nach außen vorsteht, und ein Ausgangszahnrad 31, das die Leistung auf das Hinterrad des zweirädrigen Kraftfahrzeugs (in der Fig. nicht gezeigt) ausgibt, ist an dem vorstehenden Ende angebracht. Hierbei ist die Ausgangswelle 27 (drehbar und in der axialen Richtung verschiebbar) an der Eingangszylinderwelle 4 mittels eines Radiallagers 32 abgestützt.
Die vorgenannte Eingangszylinderwelle 4 ist aufgeteilt ist eine trichterförmige Komponente 4a, die mit dem Pumpenanlaufplattenhalter 12 integriert ist und die an der rechten Gehäusehälfte 1B mittels eines Radiallagers 3 abgestützt ist, und eine zylindrische Komponente 4b, die den Pumpenzylinder 6 mittels eines ersten Winkelkontaktlagers 5 abstützt, wobei beide 4a und 4b durch einen Bolzen 33 verbunden sind. Hierbei ist die Außenlaufbahn 5o des ersten Winkelkontaktlagers 5 zwischen den zwei Teilen 4a und 4b aufgenommen. Die Innenlaufbahn 5i dieses Lagers 5 ist mittels einer Buchse 34 (unten beschrieben) und einer Ringklemme 35 auf der Außenumfangsfläche des Pumpenzylinders 6 fixiert. Die Eingangszylinderwelle 4 und der Pumpenzylinder 6 sind hier mit dem ersten Winkelkontaktlager 5 axial unbeweglich verbunden.
Das vorgenannte zweite Winkelkontaktlager 15 ist nahe der Innenseite (in der radialen Richtung) einer Mehrzahl von Bolzen 24 angeordnet, die den Motoranlaufplattenanker 23 mit dem Außenende der linken Gehäusehälfte 1A verbinden. Die Außenlaufbahn 15o des Lagers 15 ist an der linken Gehäusehälfte 1A durch eine Halterplatte 36 befestigt, die zwischen der linken Gehäusehälfte 1A und dem Motoranlaufplattenanker 23 steht, und die Innenlaufbahn 15i ist durch eine Buchse 34 (unten beschrieben) und eine Ringklemme 47 auf der Außenumfangsfläche des Motorzylinders 16 befestigt. Der Motorzylinder 16 und der Motoranlaufplattenanker 23 sind hierdurch mit dem zweiten Winkelkontaktlager 15 axial unbeweglich verbunden.
Um die Drehzahl der Pumpenanlaufplatte 9 mit jener des Pumpenzylinders 6 zu synchronisieren, sind kugelförmige, konkave Komponenten 9a, die mit kugelförmigen Endkomponenten 8a der Pumpenkolben 8 in Eingriff stehen, an der Vorderseite der Pumpenanlaufplatte 9 ausgebildet.
Um die Drehzahl der Motoranlaufplatte 19 mit jener des Motorzylinders 16 zu synchronisieren, sind kugelförmige, konkave Komponenten 19a, die mit kugelförmigen Endkomponenten 18a der Motorkolben 18 in Eingriff stehen, an der Vorderseite der Motoranlaufplatte 19 ausgebildet.
Die vorgenannten kugelförmigen, konkaven Komponenten 9a und 19a haben einen größeren Radius als jener der vorgenannten kugelförmigen Enden 8a und 18a, um zu erlauben, dass diese in jeder Betriebsstellung mit den kugelförmigen Enden 8a und 18a in Eingriff stehen.
Wie in den 2, 3 und 11 gezeigt, ist zwischen dem Pumpenzylinder 6 und dem Motorzylinder 16, an der Innenumfangsseite des Zylinderblocks B, ein ringförmiger innerer Ölweg 50 (Niederdruckölweg) an der Außenumfangsfläche der Ausgangswelle 27 ausgebildet; und an der Außenumfangsseite ist ein ringförmiger äußerer Ölweg 51 (Hochdruckölweg) entlang der Buchse 34 ausgebildet, die auf der Außenumfangsfläche des Blocks B sitzt. Die Ringwand und die Buchse 34 zwischen diesen zwei Ölwegen 50 und 51 sind mit einer Gruppe erster Ventillöcher 52 und einer Gruppe zweiter Ventillöcher 53 perforiert, welche radial hindurchgehen, um die jeweiligen Gruppen von Zylinderlöchern 7 und 17 zu verbinden. Die benachbarten ersten Ventillöcher 52 und Zylinderlöcher 7 stehen miteinander durch eine Pumpenöffnung a in Verbindung, und die benachbarten zweiten Ventillöcher 53 und Zylinderlöcher 17 stehen miteinander durch eine Motoröffnung b in Verbindung. Erste Verteilerventile 55 vom Schiebertyp sind in die ersten Ventillöcher 52 eingesetzt, und zweite Verteilerventile 56 vom Schiebertyp sind in ähnlicher Weise in die zweiten Ventillöcher 53 eingesetzt.
Wie in 4 gezeigt, ist ein erster Exzenterring 57, der an das Außenende der Ventile 55 angreift, an dem Außenumfang der Gruppe der ersten Verteilerventile 55 angeordnet; um sicherzustellen, dass die ersten Verteilerventile 55 und der erste Exzenterring 57 immer in Eingriff stehen, sind der erste Exzenterring 57 und ein konzentrisch hierauf bezogener erster Haltering 58 mittels einer Klemme 59 mit den ersten Verteilerventilen 55 verbunden.
Der erste Exzenterring 57 ist aus Kugellagern aufgebaut, und die Exzenterposition wird entsprechend der Drehzahl der Eingangszylinderwelle 4 automatisch verändert, wie nachfolgend beschrieben wird. 4 entspricht einem Hochgeschwindigkeits-Antriebszustand mit einer hohen Drehzahl der Eingangszylinderwelle 4. In diesem Hochgeschwindigkeits-Antriebszustand wird der erste Exzenterring 57 in einer Stellung gehalten, die um einen vorbestimmten Abstand ε₁ von der Mitte der Ausgangswelle 27 entlang der vorgenannten imaginären Kippachse O₁ mittenversetzt ist, wie dies bei einem herkömmlichen stufenlos verstellbaren Getriebe T der Fall ist.
Auch wenn dementsprechend sich die Eingangszylinderwelle 4 und der Pumpenzylinder 6 relativ zueinander drehen, werden die ersten Verteilerventile 55 mit dem doppelten Hubweg des Exzentrizitätsbetrags ε₁ in den ersten Ventillöchern 52 durch den ersten Exzenterring 57 hin- und herbewegt. In der Auswurfzone D der Hydraulikpumpe P laufen die ersten Verteilerventile 55 zur Innenendseite der ersten Verteilerventile 55 und stehen, durch die entsprechende Pumpenöffnung a, mit dem äußeren Ölweg 51, jedoch nicht mit dem inneren Ölweg 50, in Verbindung, und das Arbeitsöl wird durch die Pumpenkolben 8 während eines Auswurfhubs von den Zylinderlöchern 7 zum äußeren Ölweg 51 gepumpt. In der Ansaugzone S laufen die ersten Verteilerventile 55 zur äußeren Endseite der ersten Verteilerventile 55 und stehen durch die entsprechende Pumpenöffnung a, mit dem inneren Ölweg 50, jedoch nicht mit dem äußeren Ölweg 51 in Verbindung, und das Arbeitsöl wird durch die Pumpenkolben 8 während des Ansaughubs von dem inneren Ölweg 50 zu den Zylinderlöchern 7 gesaugt.
Wie in 10 gezeigt, ist ein zweiter Exzenterring 60, der an das Außenende der Ventile 56 angreift, am Außenumfang der Gruppe zweiter Verteilerventile 56 angeordnet; um sicherzustellen, dass die zweiten Verteilerventile 56 und der zweite Exzenterring 60 immer in Eingriff stehen, sind der zweite Exzenterring 60 und ein konzentrisch hierauf bezogener zweiter Haltering 61 mittels einer Klemme 62 mit den zweiten Verteilerventilen 56 verbunden.
Der zweite Exzenterring 60 ist aus Kugellagern aufgebaut und ist an der linken Gehäusehälfte 1A so angebracht, dass er in einer Position gehalten wird, die um einen vorbestimmten Abstand ε₂ von der Ausgangswelle 57 entlang der vorgenannten imaginären Kippachse O₂ mittenversetzt ist.
Wenn sich der Motorzylinder 16 dreht, werden dementsprechend die zweiten Verteilerventile 56 mit dem doppelten Hubweg des Exzentrizitätsbetrags ε₂ in die zweiten Ventillöcher 53 durch den zweiten Exzenterring 60 hin- und herbewegt. In der Expansionszone E des Hydraulikmotors M laufen die zweiten Verteilerventile 56 zur Innenendseite der zweiten Ventillöcher 53 und stehen durch die entsprechende Motoröffnung b mit dem äußeren Ölweg 51, jedoch nicht mit dem inneren Ölweg 50, in Verbindung, und das Hochdruckarbeitsöl wird von dem äußeren Ölweg 51 zu den Zylinderlöchern 17 für die Motorkolben 18 während des Expan sionshubs zugeführt. In der Reduktionszone R laufen die zweiten Verteilerventile 56 zu der Außenendseite der zweiten Ventillöcher 53 und stehen mit dem inneren Ölweg 50 durch die entsprechende Motoröffnung b, jedoch nicht mit dem äußeren Ölweg 51, in Verbindung, und das Arbeitsöl wird von den Zylinderlöchern 17 für die Motorkolben 17 zum inneren Ölweg 50 während des Reduktionshubs zurückgeführt.
Der Zylinderblock B wird somit durch die Summe des Reaktionsdrehmoments, das während des Auswurfhubs von der Pumpenanlaufplatte 9 durch die Pumpenkolben 8 aufgenommen wird, und des Reaktionsdrehmoments, das während des Expansionshubs von der Motoranlaufplatte durch die Motorkolben 18 aufgenommen wird, in Drehung versetzt, und dieses Drehmoment wird auf die Ausgangswelle 27 übertragen.
Wie in 1 ersichtlich, ist das Vorderende des Ganghebels 25 zum Ändern des Neigungswinkels der Motoranlaufplatte 19 mit einem Hydraulikservomotor 110 verbunden. Der Betrieb des Hydraulikservomotors 110 wird durch ein Steuerventil 114 gesteuert, das mit einem Hydraulikfliehkraftregler 112, der an der Drehwelle 111 einer Zufuhrpumpe 69 angeordnet ist, und einem Drosselventil 113, das entsprechend dem Drosselöftnungsgrad betätigt wird, verbunden ist; wenn die Motordrehzahl (d. h. die Drehzahl der Drehwelle 111 der vorgenannten Zufuhrpumpe 69) zunimmt, verkleinert der Hydraulikservo 110 den Neigungswinkel der Motoranlaufplatte 19 von der niedrigen Stellung (maximalen Neigungsstellung) zu der höchsten Stellung (aufrechten Stellung) und wenn der Drosselöffnungsgrad abnimmt, verkleinert der Servo den Neigungswinkel der Motoranlaufplatte 19 von der niedrigen Stellung (maximal geneigten Stellung) zu der hohen Stellung (aufrechten Stellung).
In diesem Fall wird das Gangverhältnis der Ausgangswelle 27 in Bezug auf die Eingangszylinderwelle 4 durch die folgende Formel erhalten: Gangverhältnis = 1 + (Volumen des Hydraulikmotors M/Volumen der Hydraulikpumpe P) (1)
Das heißt, wenn sich das Volumen des Hydraulikmotors M von null zu einem gegebenen Wert verändert, kann sich das Gangverhältnis von 1 zu einem gegebenen Wert (z. B. 3) bewegen. Da ferner das Volumen es Hydraulikmotors M durch den Hub der Motorkolben 18 bestimmt wird, kann die Motoranlaufplatte 19 von einer aufrechten Stellung zu einer bestimmten geneigten Stellung bewegt werden, um zum Beispiel das Gangverhältnis von 1 bis 3 stufenlos zu steuern.
In den 1 bis 3 ist die Mitte der Ausgangswelle 27 mit Zufuhrlöchern seitens des Hydraulikmotors M perforiert, und ein Ölführungsrohr 66, das sich von dem Motoranlaufplattenanker 23 zu dem Einlass erstreckt und das durch die Mitte der Motoranlaufplatte 19 und des Motoranlaufplattenhalters 22 hindurchgeht, ist durch eine Hülse 67 relativ drehbar eingesetzt. Dieses Ölführungsrohr 66 geht durch einen Ölweg 70 hindurch, der an dem Motoranlaufplattenanker 23 und dem Getriebegehäuse 1 ausgebildet ist, um den Auslass der Zufuhrpumpe 69 auszuwerfen, die über einen Getriebezug 68 durch die Eingangszylinderwelle 4 angetrieben ist. Während der Drehung der Eingangszylinderwelle 4 liefert die Zufuhrpumpe 69 Arbeitsöl, das am Boden des Getriebegehäuses 1 von dem Ölweg hochgesaugt worden ist, durch den Ölweg 70 und das Ölführungsrohr 66 zu der Zufuhröffnung 65.
Die Zufuhröffnung 65 ist mit den vorgenannten inneren und äußeren Ölwegen 50, 51 durch erste und zweite Zweigwege 72 und 73 verbunden, mit denen die Ausgangswelle 27 und der Zylinderblock B perforiert worden sind, und diese ersten und zweiten Zweigwege 72 und 73 sind mit ersten und zweiten Rückschlagventilen 74 und 75 versehen. Ein drittes Rückschlagventil 71 ist zwischen der Zufuhröffnung 65 der Ausgangswelle 27 und dem inneren Ölweg 50 vorgesehen. Wenn während normaler Fahrt der Druck des inneren Ölwegs 50 durch Ölleckage von der Hydraulikpumpe P und dem Hydraulikmotor M reduziert ist, öffnet das dritte Rückschlagventil 71, um Arbeitsöl von der Zufuhröffnung 65 zum inneren Ölweg 50 zu leiten, und wenn während Motorbremsung der Druck des äußeren Ölwegs 51 abnimmt, öffnet das zweite Rückschlagventil 75, um zu erlauben, dass das Arbeitsöl von der Zufuhröffnung 65 zum äußeren Ölweg 51 geleitet wird. Wenn der Öldruck in dem inneren Ölweg 50 während Motorbremsung zu hoch wird, öffnet das erste Rückschlagventil 74, um zu erlauben, dass der Öldruck von dem inneren Ölweg 50 zur Zufuhröffnung 65 abgelassen wird.
Die Umfangswand des vorgenannten Ölführungsrohrs 66 ist mit einer Mehrzahl von Düsenlöchern 76 versehen, aus denen Arbeitsöl versprüht wird, um um die Motoranlaufplatte 19 herum für eine Schmierung zu sorgen. Die Ausgangswelle 27 ist mit Düsenlöchern 77 versehen, die mit der Zufuhröffnung 65 in Verbindung stehen, und aus diesem versprühtes Arbeitsöl wird dazu benutzt, um die Pumpenanlaufplatte 9 herum für eine Schmierung zu sorgen.
Wie in den 3 und 12 gezeigt, umfasst ein Drehmomentbegrenzungsventil 78: einen Ventilkolben 99, der in ein zylindrisches Halterungsloch 98 verschiebbar eingesetzt ist, das in dem Zylinderblock B zwischen den inneren und äußeren Ölwegen 50 und 51 hergestellt ist, wobei sich ein Ende des Ventilkolbens gegen den inneren Ölweg 50 abstützt; sowie einen Stopfen 100, der an dem Halterungsloch 98 am anderen Ende des Ventilkolbens 99 befestigt ist. Eine Ölkammer 102, die sich durch eine Auslassöffnung 101 zu einem Ölreservoir öffnet, ist zwischen den Ventilkolben 99 und dem Stopfen 100 ausgebildet, und diese Ölkammer 102 nimmt eine Rückstellfeder 103 auf, die den Ventilkolben 99 zur Seite des inneren Ölwegs 50 hin spannt.
Der Stopfen 100 ist mit einem Durchgangsloch 104 versehen, der mit dem äußeren Ölweg 51 in Verbindung steht, sowie einem konischen Ventilsitz 105, der sich durch dieses Durchgangsloch 104 hindurch zu der vorgenannten Ölkammer 102 öffnet. Ein kugelförmiges Ventilelement 106, das einen etwas kleineren Durchmesser als der Ventilkolben 99 hat und in dem Ventilsitz 105 aufsitzen kann, ist mittels eines Halters 107 an dem Ventilkolben 99 angebracht.
Der hohe Öldruck des äußeren Ölwegs 51 wirkt immer auf einen Teil des kugelförmigen Ventilelements 106, das einen etwas kleineren Durchmesser als der Ventilkolben 99 hat, so dass dann, wenn aus irgendeinem Grund der Hydraulikmotor M überlastet wird und in dem äußeren Ölweg 51 einen zu hohen Öldruck erzeugt, die Kraft dieses zu hohen Öldrucks gegen das Ventilelement 106 die Druckkraft des inneren Ölwegs 50 erhöht, die gegen den Öldruckventilkolben 99 drückt, und drückt das Ventilelement 106 auf, was erlaubt, dass der zu hohe Öldruck in dem äußeren Ölweg 51 zu der Auslassöffnung 101 abgelassen wird, und erlaubt, dass die vorgenannte Überlastung vermieden wird.
Die Struktur eines Mittels 131 zum automatischen Ändern der Exzentrizitätsrichtung des ersten Exzenterrings 57, wenn sich das Fahrzeug zu bewegen beginnt, wird unten in Bezug auf die 5 bis 9 beschrieben.
Ein Paar von Führungsstiftträgern 132 ist integral mit der zylindrischen Komponente 4b der Eingangszylinderwelle 4 ausgebildet, der den Pumpenzylinder 6 mittels des ersten Winkelkontaktlagers 5 trägt. Zwei Führungsstifte 133 sind mit Sockelschrauben 134 an diesen Führungsstiftträgern 132 angebracht. Die zwei Führungsstifte 133 sind zueinander parallel, wobei ihre Richtung um 45° um die Achse A in Bezug auf die imaginäre Kippachse O₁ der Hydraulikpumpe P geneigt ist.
Der vorgenannte erste Exzenterring 57 ist an dem Innenumfang eines Exzentergewichtrings 135 abgestützt, der angenähert kreisförmig ausgebildet ist. Vier Führungsvorsprünge 136, die in Richtung der Achse A von einer Seite des Exzentergewichtrings 135 vorstehen, sind um die Außenseite der vorgenannten Führungsstifte 133 herum gleitend aufgesetzt, so dass sich der Exzentergewichtsring 135 in Richtung der Führungsstifte 133, die um 45° um die Achse A in Bezug auf die imaginäre Kippachse O₁ geneigt sind, zusammen mit dem ersten Exzenterring 57 bewegen kann. Der Exzentergewichtsring 135 ist mit einer Gewichtskomponente 135a ausgestattet, die am einen Ende in der Achsrichtung A auf der zu den Führungsstiften 133 parallelen, diametralen Linie vorsteht, und ist auch mit einem Federträger 135b ausgestattet, der am anderen Ende in der Achsrichtung A vorsteht. Zwei Schraubenfedern 138 und 139 sind zwischen einem Federsitz 141 (durch eine Klemme 140 mit dem Federträger 135b in Eingriff) und einem Federsitz 137 (an der zylindrischen Komponente 4b der Eingangszylinderwelle 4 ausgebildet) eingespannt.
Im Niedergeschwindigkeits-Antriebszustand, wo eine geringe Zentrifugalkraft auf die vorgenannte Gewichtskomponenten 135a einwirkt, bewegt sich der Exzentergewichtsring 135 in Richtung des Pfeils X' in den 6 und 7 entgegen den zylindrischen Komponenten 4b der Eingangszylinderwelle 4, als Ergebnis der Rückstellkraft der vorgenannten Schraubenfedern 138 und 139. Hierbei befindet sich die Mitte des Exzentergewichtsrings 135 (d. h., die Mitte des ersten Exzenterrings 57) an der Position P_L in 6, und die Exzentrizitätsrichtung dieser Mitte P_L in dem ersten Exzenterring 57 (von der Achse A her betrachtet) ist um 90° um die Achse A in Bezug auf die imaginäre Kipplinie O₁ verschoben, was zu einem Exzentrizitätsbetrag ε₁ führt.
Während des Übergangs von dem vorgenannten Niedergeschwindigkeits-Antriebszustand zu dem Hochgeschwindigkeits-Antriebszustand nimmt die Zentrifugalkraft, die auf die vorgenannte Gewichtskomponente 135a einwirkt, zu, und wenn sie die Spannkraft der Schraubenfedern 138 und 139 überwindet, bewegt sich der Exzentergewichtsring 135 in Richtung des Pfeils X in 5 und 7, während die Schraubenfedern 138 und 139 zusammengedrückt werden. Wenn die Drehzahl des Exzentergewichtsrings 135 bei einem vorbeschriebenen Wert liegt oder diesen überschreitet, erreicht die Mitte des Exzentergewichtsrings 135 (d. h. die Mitte des ersten Exzenterrings 57) die Position P_H in 5, und die Exzentrizitätsrichtung an der Mitte P_H des ersten Exzenterrings 57 (von der Achse A her betrachtet) fluchtet in Richtung der imaginären Kipplinie O₁ was zu einem Exzentrizitätsbetrag ε₁ führt.
Wenn somit die Zentrifugalkraft, die auf die Gewichtskomponente 135a des Exzentergewichtrings 135 einwirkt, niedrig ist, während sich das stufenlos verstellbare Getriebe T in einem Niedergeschwindigkeits-Antriebszustand befindet, wird der Exzentrizitätsbetrag in Richtung der imaginären Kipplinie O₁ an der Mitte P_L des Exzenterrings 57 null, wie in 6 gezeigt, was zu einem Exzentrizitätsbetrag ε₁ in Richtung orthogonal hierzu führt. Wenn die Zentrifugalkraft, die auf die Gewichtskomponenten 135a des Exzentergewichtrings 135 einwirkt, ansteigt, während sich das stufenlos verstellbare Getriebe T in einem Hochgeschwindigkeits- Antriebszustand befindet, erreicht der Exzentrizitätsbetrag in Richtung der imaginären Kipplinie O₁ an der Mitte P_H des ersten Exzenterrings 57 ε₁, wie in den 4 und 5 gezeigt, was zu einer Null-Exzentrizität in der hierzu orthogonalen Richtung führt.
Wie in den 2 und 13 gezeigt, umfasst das Neutralventil 81: einen Ventilzylinder 84, der durch eine Klemme 83 an einem zylindrischen Halterungsloch 82 befestigt ist, das in dem Zylinderblock B zwischen dem inneren Ölweg 50 und dem äußeren Ölweg 51 hergestellt ist; einen Schieber 85, der verschiebbar in dem Ventilzylinder 84 eingesetzt ist; einen topfförmigen Stopfen 86, der in den vorgenannten Ventilzylinder eingesetzt und dort befestigt ist; ein Ventilelement 87, das am Boden des topfförmigen Stopfens 86 angebracht ist; sowie eine Rückstellfeder 88, die zwischen dem Ventilelement 87 und dem vorgenannten Schieber 85 eingespannt ist.
Die Wirkung des vorliegenden praktischen Beispiels der vorliegenden Erfindung, das den vorgenannten Aufbau hat, wird nachfolgend beschrieben.
Der Hydraulikservomotor 110 arbeitet entsprechend der Motordrehzahl und dem Drosselöffnungsgrad; wenn der Neigungswinkel der Motoranlaufplatte 19 von der niedrigen (maximal geneigten Stellung) zu der oberen Stellung (aufrechten Stellung) abnimmt, sinkt das Volumen des Hydraulikmotors M allmählich auf null. Im Ergebnis ändert sich, wie in Formel 1 ersichtlich, das Gangverhältnis des stufenlos verstellbaren Getriebes T stufenlos von dem niedrigen Zustand, wo das Volumen des Hydraulikmotors M das Doppelte des Volumens der Hydraulikpumpe P ist, mit einem Gangverhältnis r von 3, zu dem oberen Zustand, wo das Volumen des Hydraulikmotors M null ist, mit einem Gangverhältnis r von 1. Wenn andererseits das Volumen des Hydraulikmotors M infolge davon zunimmt, dass der Neigungswinkel der Motoranlaufplatte 19 zunimmt, ändert sich das Gangverhältnis des hydrostatischen, stufenlos verstellbaren Getriebes T stufenlos von dem oberen zum niedrigen Zustand.
In diesem Fall wird die Exzentrizitätsrichtung des ersten Exzenterrings 57 durch das Mittel 131 zum Verändern der Exzentrizitätsrichtung geändert, so dass das Gangverhältnis dann, wenn das Fahrzeug losfährt, sich automatisch von einem unendlichen Gangverhältnis r zu dem vorgenannten Gangverhältnis r von 3 ändert. Diese Wirkung wird nachfolgend beschrieben.
In dem Moment, in dem die Maschinenantriebskraft auf die Eingangszylinderwelle 4 übertragen wird, wenn das Fahrzeug losfährt, hat der Exzentergewichtsring 135, der an der zylindrischen Komponente 4b der Eingangszylinderwelle 4 radial verschiebbar gelagert ist, eine geringe Drehzahl, so dass sich der Exzentergewichtsring 135, aufgrund der Rückstellkraft der Schraubenfedern 138 und 139, in der in 6 gezeigten Stellung befindet, und die Mitte P_L des ersten Exzenterrings 57 in Richtung orthogonal zu der imaginären Kipplinie O₁ mittenversetzt ist.
Hierbei bringen, wie in den 14 und 15(B) gezeigt, die ersten Verteilerventile 55, die durch den ersten Exzenterring 57 geführt werden, die Hälfte der Zylinderlöcher 7 während des Auswurfhubs der Hydraulikpumpe P und die Hälfte der Zylinderlöcher 7 während des Saughubs mit dem äußeren Ölweg (Hochdruckölweg) 51 in Verbindung, sowie die Hälfte der restlichen Zylinderlöcher 7 während des Auswurfhubs der Hydraulikpumpe P und die Hälfte der restlichen Zylinderlöcher 7 während des Ansaughubs in Kontakt mit dem inneren Ölweg (Niederdruckölweg) 50. Dementsprechend wird die halbe Menge des Arbeitsöls, das von den Zylinderlöchern 7 während des Auswurfhubs ausgeworfen wird, durch den äußeren Ölweg 51 in die Zylinderlöcher 7 während des Ansaughubs angesaugt, und die Hälfte der restlichen Arbeitsölmenge, die von den Zylinderlöchern 7 während des Auswurfhubs abgegeben wird, wird durch den inneren Ölweg 50 in die Zylinderlöcher 7 während des Ansaughubs angesaugt, so dass das Volumen der Hydraulikpumpe P im Wesentlichen null ist.
Das von der Hydraulikpumpe P ausgeworfene Arbeitsöl zirkuliert durch den Innenraum der Hydraulikpumpe P, den inneren Ölweg 50 und den äußeren Ölweg 51, ohne dass es dem Hydraulikmotor M zugeführt wird. Im Ergebnis wird die Drehung der Eingangszylinderwelle 4 nicht auf die Ausgangswelle 27 übertragen, und das Gangverhältnis des hydrostatischen, stufenlos verstellbaren Getriebes T ist unendlich.
Wenn die Zentrifugalkraft, die auf die Gewichtkomponenten 135a des Exzentergewichtsrings 135 wirkt, der in der radialen Richtung an der zylindrischen Komponente 4b verschiebbar gelagert ist, ansteigt, während die Drehzahl der Eingangszylinderwelle 4 ansteigt, bewegt sich der Exzentergewichtsring 135 zur Position in 5 entgegen der Rückstellkraft der Schraubenfedern 138 und 139, und die Mitte P_H des ersten Exzenterrings 57 ist in Richtung entlang der imaginären Kippachse O₁ mittenversetzt.
Hierbei erlauben, wie in den 14 und 15(A) gezeigt, die ersten Verteilerventile 55, die durch den ersten Exzenterring 57 geführt werden, dass alle Zylinderlöcher 7 der Hydraulikpumpe P während des Auswurfhubs mit dem äußeren Ölweg (Hochdruckölweg) 51 in Verbindung stehen, und erlauben, dass alle Zylinderlöcher 7 während des Ansaughubs mit dem inneren Ölweg (Niederdruckölweg) 50 in Verbindung stehen, so dass die gesamte Arbeitsölmenge, die von den Zylinderlöchern 7 der Hydraulikpumpe P während des Auswurthubs ausgegeben wird, durch den äußeren Ölweg 51 zu den Zylinderlöchern 17 des Hydraulikmotors M während des Expansionshubs zugeführt wird, und die gesamte Arbeitsölmenge, die von den Zylinderlöchern 17 des Hydraulikmotors M während des Reduktionshubs durch den inneren Ölweg 50 zu den Zylinderlöchern 7 der Hydraulikpumpe P während des Ansaughubs zurückgeführt wird, was zu dem maximalen Volumen der Hydraulikpumpe P führt.
Das Arbeitsöl zirkuliert durch diesen geschlossenen Hydraulikkreis, bestehend aus der Hydraulikpumpe P, dem äußeren Ölweg 51, dem Hydraulikmotor M und dem inneren Ölweg 50, und das Arbeitsöl, das von den Zylinderlöchern 7 der Hydraulikpumpe P während des Auswurthubs ausgegeben wird, wird nicht länger direkt in die Zylinderlöcher 7 der Hydraulikpumpe P während des Saughubs angesaugt. Wenn hierbei die Motoranlaufplatte 19 den maximalen Neigungswinkel erreicht, ist das Gangverhältnis des hydrostatischen, stufenlos verstellbaren Getriebes T niedrig; wenn sich der Neigungswinkel der Motoranlaufplatte 19 von dort zu der aufrechten Stellung bewegt, kann sich das Gangverhältnis stufenlos von niedrig (Gangverhältnis r von 3) zu hoch (Gangverhältnis r von 1) bewegen.
Während des stufenlosen Übergangs der Exzentrizitätsrichtung des ersten Exzenterrings 57 von der P_L-Richtung (siehe 6) zu der P_H-Richtung (siehe 5), mit der zunehmenden Drehzahl der Eingangszylinderwelle 4, stehen einige der Mehrzahl von Zylinderlöchern 7 der Hydraulikpumpe P während des Auswurfhubs mit dem äußeren Ölweg 51 in Verbindung, während die restlichen mit dem inneren Ölweg 50 in Verbindung stehen, und stehen einige der Mehrzahl von Zylinderlöchern 7 der Hydraulikpumpe P während des Ansaughubs mit dem inneren Ölweg 50 in Verbindung, während die restlichen mit dem äußeren Ölweg 51 in Verbindung stehen. Im Ergebnis wirft in 14 die Hydraulikpumpe P eine Arbeitsölmenge entsprechend B-A aus und saugt eine Arbeitsölmenge entsprechend D-C an, so dass das wesentliche Volumen der Hydraulikpumpe P einen Wert in der Mitte zwischen null und dem vorgenannten Maximalwert hat, was zu einem Gangverhältnis führt, das sich stufenlos von unendlich zu dem vorgenannten niedrig (Gangverhältnis r von 3) bewegt. Auf diese Weise erlaubt die kombinierte Verwendung der Änderungen in der Exzentrizitätsrichtung des ersten Exzenterrings 57 und der Änderungen in dem Neigungswinkel der Motoranlaufplatte 19, dass das Gangverhältnis über einen extrem weiten Bereich verändert wird, letztendlich von unendlich zu 1, und erlaubt insbesondere, dass das Fahrzeug glattgängig losfährt, indem das Gangverhältnis sofort auf unendlich gebracht wird, um ein ausreichendes Drehmoment auf das Antriebsrad zu übertragen, wenn das Fahrzeug losfährt.
Ferner wird, während sich die Exzentrizitätsrichtung des ersten Exzenterrings 57 verändert, die Arbeitsölmenge, die von der Hydraulikpumpe P dem Hydraulikmotor M zugeführt wird, absolut gemäß der vorgenannten Exzentrizitätsrichtung bestimmt, und weil hier keine Änderung entsprechend der Höhe der Last an der Ausgangsseite vorliegt, wird das Gangverhältnis absolut bestimmt, und zwar unabhängig von der Höhe der Last an der Ausgangsseite, was erlaubt, dass das Gangverhältnis präzise gesteuert wird.
Der Hydraulikmotor M arbeitet nicht, wenn das Fahrzeug losfährt. Wenn dement sprechend der in dem inneren Ölweg 50 wirkende Öldruck niedrig ist, wie in 13 gezeigt, stößt das Innenende in der radialen Richtung des Schiebers 85 in dem Neutralventil 81 auf die Wandseite des inneren Ölwegs 50, aufgrund der Rückstellkraft der Rückstellfeder 88, und der äußere Ölweg 51 steht in Verbindung mit einem Ölreservoir durch eine Ringnut 89, die den Ventilzylinder 84 umgibt, die Öffnung 90, die in der radialen Richtung durch den Ventilzylinder 84 hindurchgeht, die Öffnung 91, die in der radialen Richtung durch den Schieber 85 hindurchgeht, den Ventilsitz 92, der in der axialen Richtung durch den Schieber 85 hindurchgeht, sowie das Durchgangsloch 93, das in der radialen Richtung durch den topfförmigen Stopfen 86 hindurchgeht. Wenn dementsprechend der Öldruck in dem äußeren Ölweg 51 erzeugt wird, entweder konstruktiv bedingt oder weil aus irgendeinem Grund die Mitte des ersten Exzenterrings 57 nicht vollständig zur Position P_L in 6 zurückkehrt, wird der Öldruck durch das Neutralventil 81 zu dem Ölreservoir abgelassen, und der Hydraulikmotor M wird durch das Arbeitsöl, das von der Hydraulikpumpe P abgegeben wird, nicht angetrieben. Der Hydraulikmotor M kann in diesem Zustand seitens der Ausgangswelle 27 her angetrieben werden, um zu erlauben, dass das Fahrzeug durch Muskelkraft frei geschoben werden kann.
Wenn auch nur eine geringe Zunahme in dem Öldruck vorliegt, der auf den inneren Ölweg 50 wirkt, als Folge einer Drehzahlzunahme der Eingangszylinderwelle 4, bewegt sich der Schieber 85 radial auswärts entgegen der Rückstellfeder 88. Im Ergebnis wird die Verbindung des äußeren Ölwegs 51 zu dem inneren Ölweg 50 und dem Ölreservoir abgetrennt, ohne jegliche Verbindung zwischen der Öffnung 91 des Schiebers 85 und der Öffnung 90 des Ventilzylinders 84, und der Ventilsitz 92 des Schiebers 85 sitzt auf dem Ventilelement 87 auf, was die Verbindung zwischen dem inneren Ölweg 50 und dem Ölreservoir unterbricht.
Obwohl in dem praktischen Beispiel der erste Exzenterring 57 durch Zentrifugalkraft bewegt wurde, um die Exzentrizitätsrichtung zu verändern, kann auch irgendeine Antriebsquelle benutzt werden, um die Exzentrizitätsrichtung zu verändern.

Claims

Hydrostatisches, stufenlos verstellbares Getriebe, worin eine Hydraulikpumpe (P) mit einer drehenden Eingangszylinderwelle (4) und mit einer Anlaufplatte (9), die einen festen Neigungswinkel hat und einen Saughub und einen Ausgabehub während einer Drehung der Eingangswelle (4) erlaubt, und ein Hydraulikmotor (M) mit einer Anlaufplatte (19), die einen variablen Neigungswinkel aufweist, über einen geschlossenen Hydraulikkreis, der aus einem Niederdruckölweg (50) und einem Hochdruckölweg (51) besteht, miteinander verbunden sind, wobei die Ölpumpe (P) einen Pumpenzylinder (6) aufweist, der um eine Achse (A) herum drehbar gelagert ist, eine Mehrzahl von Pumpenzylinderlöchern (7), die in einem Kreis um den Pumpenzylinder (6) herum angeordnet sind und in die eine Mehrzahl von Pumpenkolben (8) verschiebbar eingesetzt sind, eine Mehrzahl erster Verteilerventile (55), die eine selektive Verbindung der Pumpenzylinderlöcher (7) mit dem Niederdruckölweg (50) oder dem Hochderuckölweg (51) des geschlossenen Hydraulikkreises erlauben, sowie einen ersten Exzenterring (57), der exzentrisch in Bezug auf die vorgenannte Achse (A) angeordnet ist, um die ersten Verteilerventile (55) anzutreiben, und der Hydraulikmotor (M) einen Motorzylinder (16) aufweist, der um die Achse (A) integral mit dem Pumpenzylinder (6) drehbar gelagert ist, eine Mehrzahl von Motorzylinderlöchern (17), die in einem Kreis um den Motorzylinder (16) herum angeordnet sind und in die eine Mehrzahl von Motorkolben (18) verschiebbar eingesetzt sind, eine Mehrzahl zweiter Verteilerventile (56), die eine selektive Verbindung der Motorzylinderlöcher (17) mit dem Niederdruckölweg (50) oder dem Hochdruckölweg (51) des geschlossenen Hydraulikkreises erlauben, und einen zweiten Exzenterring (60), der exzentrisch in Bezug auf die vorgenannte Achse (A) angeordnet ist, um die zweiten Verteilerventile (56) anzutreiben, dadurch gekennzeichnet, dass das hydrostatische, stufenlos verstellbare Getriebe ein Phasenveränderungsmittel (131) aufweist, um den Phasenwinkel in der Exzentrizitätsrichtung des ersten Exzenterrings (57) um die vorgenannte Achse (A) entsprechend der Drehzahl der Eingangszylinderwelle (4) von einem ersten Phasenwinkel (P_L) zu einem zweiten Phasenwinkel (P_H) automatisch zu ändern, worin der erste Phasenwinkel (P_L) erlaubt, dass eine Hälfte der Mehrzahl von Pumpenzylinderlöchern (7) während des Betriebs im Auslasshub und eine Hälfte der Mehrzahl von Pumpenzylinderlöchern (7) während des Betriebs im Saughub gleichzeitig mit dem Hochdruckölweg (51) in Verbindung stehen und die restlichen Pumpenzylinderlöcher 17) gleichzeitig mit dem Niederruckölweg (50) in Verbindung stehen, und worin der zweite Phasenwinkel (P_H) erlaubt, dass alle Pumpenzylinderlöcher (7) während des Betriebs im Auslasshub mit dem Hochdruckölweg (51) in Verbindung stehen und alle Pumpenzylinderlöcher (7) während des Betriebs im Saughub mit dem Niederdruckölweg (50) in Verbindung stehen, um hierdurch zu erlauben, dass das essentielle Volumen der Hydraulikpumpe (P) verändert wird, um das Gangverhältnis zu ändern.
Stufenlos verstellbares Getriebe nach Anspruch 1, das ferner ein Neutralventil (81) aufweist, das den vorgenannten Niederdruckölweg (50) und den Hochdruckölweg (51) zwischen der Hydraulikpumpe (P) und dem Hydraulikmotor (M) abkürzt.
Stufenlos verstellbares Getriebe nach Anspruch 1 oder 2, worin der Phasenwinkel in der Exzentrizitätsrichtung des vorgenannten ersten Exzenterrings (57) durch die auf den ersten Exzenterring (57) wirkende Zentrifugalkraft verändert wird.
Stufenlos verstellbares Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 3, worin der Bereich, in dem das Gangverhältnis r 1 ≤ r < 3 beträgt, unter der Steuerung des Neigungswinkels der Anlaufplatte (19) des Hydraulikmotors (M) steht, und der Bereich, in dem das Gangverhältnis r r ≥ 3 ist, unter der Steuerung des Phasenwinkels in der Exzentrizitätsrichtung des ersten Exzenterrings (57) der Hydraulikpumpe (P) steht.