WO2007006064A1 - Hydraulisches getriebe - Google Patents

Hydraulisches getriebe Download PDF

Info

Publication number
WO2007006064A1
WO2007006064A1 PCT/AT2006/000286 AT2006000286W WO2007006064A1 WO 2007006064 A1 WO2007006064 A1 WO 2007006064A1 AT 2006000286 W AT2006000286 W AT 2006000286W WO 2007006064 A1 WO2007006064 A1 WO 2007006064A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
impeller
transmission
guide body
displacement
adjusting member
Prior art date
Application number
PCT/AT2006/000286
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Josef Stollberger
Original Assignee
Josef Stollberger
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Josef Stollberger filed Critical Josef Stollberger
Priority to EP06741065A priority Critical patent/EP1899626A1/de
Publication of WO2007006064A1 publication Critical patent/WO2007006064A1/de

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H39/00—Rotary fluid gearing using pumps and motors of the volumetric type, i.e. passing a predetermined volume of fluid per revolution
    • F16H39/04—Rotary fluid gearing using pumps and motors of the volumetric type, i.e. passing a predetermined volume of fluid per revolution with liquid motor and pump combined in one unit
    • F16H39/06—Rotary fluid gearing using pumps and motors of the volumetric type, i.e. passing a predetermined volume of fluid per revolution with liquid motor and pump combined in one unit pump and motor being of the same type
    • F16H39/26—Rotary fluid gearing using pumps and motors of the volumetric type, i.e. passing a predetermined volume of fluid per revolution with liquid motor and pump combined in one unit pump and motor being of the same type with liquid chambers not shaped as bodies of revolution or shaped as bodies of revolution eccentric to the main axis of the gearing
    • F16H39/28—Rotary fluid gearing using pumps and motors of the volumetric type, i.e. passing a predetermined volume of fluid per revolution with liquid motor and pump combined in one unit pump and motor being of the same type with liquid chambers not shaped as bodies of revolution or shaped as bodies of revolution eccentric to the main axis of the gearing with liquid chambers formed in rotary members
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C11/00—Combinations of two or more machines or pumps, each being of rotary-piston or oscillating-piston type; Pumping installations
    • F04C11/001—Combinations of two or more machines or pumps, each being of rotary-piston or oscillating-piston type; Pumping installations of similar working principle
    • F04C11/003—Combinations of two or more machines or pumps, each being of rotary-piston or oscillating-piston type; Pumping installations of similar working principle having complementary function
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C14/00—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations
    • F04C14/18—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations characterised by varying the volume of the working chamber
    • F04C14/22—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations characterised by varying the volume of the working chamber by changing the eccentricity between cooperating members
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C2/00—Rotary-piston machines or pumps
    • F04C2/30—Rotary-piston machines or pumps having the characteristics covered by two or more groups F04C2/02, F04C2/08, F04C2/22, F04C2/24 or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members
    • F04C2/32—Rotary-piston machines or pumps having the characteristics covered by two or more groups F04C2/02, F04C2/08, F04C2/22, F04C2/24 or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having both the movement defined in groups F04C2/02 and relative reciprocation between co-operating members
    • F04C2/332—Rotary-piston machines or pumps having the characteristics covered by two or more groups F04C2/02, F04C2/08, F04C2/22, F04C2/24 or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having both the movement defined in groups F04C2/02 and relative reciprocation between co-operating members with vanes hinged to the outer member and reciprocating with respect to the inner member
    • F04C2/336—Rotary-piston machines or pumps having the characteristics covered by two or more groups F04C2/02, F04C2/08, F04C2/22, F04C2/24 or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having both the movement defined in groups F04C2/02 and relative reciprocation between co-operating members with vanes hinged to the outer member and reciprocating with respect to the inner member and hinged to the inner member
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
    • F16H61/38—Control of exclusively fluid gearing
    • F16H61/40—Control of exclusively fluid gearing hydrostatic
    • F16H61/42—Control of exclusively fluid gearing hydrostatic involving adjustment of a pump or motor with adjustable output or capacity

Definitions

  • the invention relates to a hydraulic transmission with harmonious transition of the pressure medium between two trained as a cell rotor displacement machines, with a radially displaceable first displacement body having first impeller and a radially displaceable second displacement body having second impeller, wherein the first impeller is disposed within the second impeller and the first Displacement body of the first impeller along a cylindrical tread of the surrounding second impeller are guided and between the two wheels at least a first working space and a second working space between the second impeller and a surrounding guide body is formed, wherein the second impeller at least one radial connecting channel for the flow connection of has first and second work spaces
  • the axis of the rotor is displaceably arranged with respect to the inner copegelzellenlaufrades and the outer housing, wherein the rotational direction of the rotor can be reversed by adjusting the axis of rotation of the rotor from a first position in a respect to the axis of rotation of the diegelzellenlaufrades diametrically opposite second position.
  • the disadvantage is that caused by the eccentric rotor large imbalances, which balance weights are required. This increases the production cost and increases the volume and weight of the transmission.
  • a similar hydraulic transmission is also known from DE 196 26 13 A.
  • a hydraulic transmission with roller cell machines which uses an externally driven roller-cell pump which drives another roller-cell machine arranged next to it.
  • the rollers are each arranged in radial recesses of the wheels and radially displaceable, so that displacement chambers arise with different pressures during rotation of the wheels.
  • the disadvantage is that the device has a relatively high volume.
  • US 4,793,138 A discloses a hydrostatic transmission with two roller-cell machines with an inner impeller and an outer impeller, wherein a rotatable control ring is arranged between the two impellers. On the inner or outer circumferential surface of the control ring, the cell rollers of the inner and outer impeller to run around.
  • the control ring has different thickness and opposite eccentricities, so that by rotation of the ring, the displacement of the displacement chambers of the two roller cell machines can be changed. With this gear, the speed and the direction of rotation of the driven impeller can be changed. A torque control is not provided.
  • the object of the invention is to avoid the disadvantages mentioned, and to provide a hydraulic transmission of the type mentioned, which can be used in a wide operating range with good efficiency.
  • this is achieved in that the second impeller and the guide body are rotatably connected to each other and that the second displacement body are guided radially displaceably and / or pivotally on the outside of the second impeller and / or on the inside of the guide body.
  • the rotary connection between the second impeller and the guide body takes place, for example, via a journal slot connection between the second impeller and the guide body, wherein a plurality of pins are preferably arranged on the ring of the second impeller, which engage in corresponding elongated holes of the guide body.
  • each second displacement body is arranged at one end both radially displaceable, and pivotable in a radial recess of the second impeller or the guide body and at the other end immovable but pivotable in a radial recess of the guide body and the second impeller.
  • Each second displacement body may have at a first end a first cylindrical thickening, via which the displacement body is pivotably mounted in a preferably cylindrical recess of the guide body or the second impeller.
  • the second displacement body also has a preferably cylindrical second thickening at at least one second end, via which the second displacement body is mounted so as to be both radially displaceable and pivotable in a recess of the second impeller or guide body is.
  • the second displacement body is mounted on at least one end radially displaceable in at least one preferably cylindrical rotary member, which rotary member is pivotally mounted in a cylindrical recess of the second impeller or the guide body.
  • At least one flow connection is formed between the second displacement bodies and the recesses, which at least in one position of the second displacement body penetration of the pressure medium into the recess and / or a Outflow of the pressure medium from the recess allowed.
  • the flow connection is preferably formed by at least one overflow channel in the first and / or second thickening and / or in the rotary member. It is particularly advantageous if the overflow channel is separated by at least one control edge in at least two areas, wherein the control edge in at least least one position of the second displacement body prevents the inflow or outflow of the pressure medium in or out of the recess. In this way, the flow connection is made possible only in predetermined positions of the displacement body.
  • the absorption capacity of the first and / or second impeller are preferably independently variable by at least one first and / or second adjusting member.
  • the sip ratio can be further modified by the volume ratio of the pressure and suction side of the transmission and / or the pressure angle of the second impeller via at least a third adjusting member is variable. This allows the transmission to be used with high efficiency in a wide operating range.
  • the pressure angle of the second impeller is changed.
  • the working range of a vane machine is due to the Verdrängergeometrie approximately 180 °. This is rotated with respect to the top and bottom dead center of the wing stroke to the pressure angle, which can be changed by the third adjustment.
  • the distance of the axis of rotation of the first and second impeller relative to each other by the first adjusting member is substantially adjustable in a normal to the axis of rotation of the second impeller first adjustment.
  • the second impeller may be mounted in a pivotally connected to the housing support body. It is advantageous if the guide body and the support body are adjustable, preferably pivotable, essentially in the first adjustment direction by the first adjustment member. Alternatively or additionally, it may be provided that the guide body is adjustable, preferably pivotable, essentially in the first adjustment direction by the second adjustment member. This makes it possible to adjust the rotational speed and the direction of rotation of the second impeller by the first adjusting member and to vary the torque on the second impeller by adjusting the second adjusting member.
  • the guide body may be formed as a ring and mounted on roller bearings in a rotationally fixed frame or housing, wherein the adjustment frame can be pivotally mounted in the housing.
  • the guide body is mounted so as to be adjustable by the third adjusting element substantially in a second adjustment direction normal to the axis of the second impeller and to the first adjustment direction.
  • the actuation of the first adjusting member and / or the second adjusting member and / or the third adjusting member takes place via a respective eccentric.
  • the eccentrics themselves can be actuated in a mechanical, hydraulic, pneumatic or electromagnetic manner.
  • the first, as well as the second impeller can be used as a drive or as a driven wheel.
  • the first impeller is connected to a drive train and the second impeller to a power take-off.
  • the first displacement body formed for example by blades are applied to the running surfaces, wherein the contact points form sealing lines.
  • the connecting channels each form a sealing edge on the inside of the second impeller.
  • the first impeller has at least one radial first control channel, which is preferably arranged between two adjacent first displacement bodies, and which corresponds to at least one axial first control channel within the impeller shaft of the first impeller
  • the first impeller at least one radial second control channel, which is preferably arranged between two adjacent first displacement bodies, and which corresponds to at least one axial second control channel within the impeller shaft of the first impeller.
  • the control channels are formed by a substantially cylindrical, axially inserted into a cavity of the impeller shaft control shaft. By rotating or shifting the control shaft radial and axial first and second control channels can be fluidly connected to each other.
  • the radial first and second control channels are preferably spaced apart in the direction of the axis of the control shaft. This allows easy loading by the axial control channels. Turning the control shaft changes the absorption capacity and pressure angle of the first impeller.
  • At least one axial control channel can be connected to a container for the pressure medium via a check valve which opens in the direction of the first working chamber. Furthermore, the axial control channels can be used for pressure monitoring of the work spaces.
  • first impeller and / or the inner running surface of the surrounding second impeller are conical. Due to the slightly tapered shape of the first and / or second impeller, a defined lateral position is achieved as a result of the axial component of the force resulting from the pressures and prevents reciprocation of the wheels.
  • Figure 1 shows the hydraulic transmission according to the invention in an oblique view.
  • FIG. 2 shows the transmission in a longitudinal section along the line II-II in Fig. 3 or Fig. 6 .;
  • FIG 3 shows the transmission in a cross section according to the line III-III in Figure 2 in a variant.
  • FIG. 4 shows a displacement body from FIG. 3 in an oblique view
  • 5 shows the displacement body in a front view
  • 6 shows the transmission in a cross section analogous to FIG. 3 in a second embodiment variant
  • FIG. 7 shows a displacement body from FIG. 6 in an oblique view
  • FIG. 9 shows a second adjusting member in a section analogous to FIG. 3 or FIG. 6;
  • FIG. 10 shows the detail X from FIG. 9 in a first adjusting position of a third adjusting member
  • FIG. 11 the detail X from FIG. 5 in a second adjustment position of the third adjusting member
  • FIG. 12 is a side view of an adjusting member of the third adjusting member
  • Fig. 15 schematically shows the transmission when adjusted by the third adjustment.
  • the hydraulic transmission 1 has a housing 2, in which a first impeller 3 and a second impeller 4 are arranged. Both wheels 3, 4 are designed as displacement machines forming roller cell runners.
  • the first impeller 3 has radial first recesses 5, in which the first displacement bodies 6 designed as wings are arranged to be radially displaceable.
  • the second impeller 4 has second radial recesses 7, in which second displacement body 8 are arranged displaceably.
  • first working space 10 functioning as a displacement and swallowing space is formed.
  • the first adjusting members 6 run along the first running surface 9 formed by a cylindrical or slightly conical inner circumferential surface of the second running wheel 4.
  • the second impeller 4 is connected by screws with end elements 51, 52, which seal the working spaces 10, 13 at the end.
  • the end elements 51, 52 have substantially planar end faces 51a, 52a.
  • the second impeller 4 is rotatably mounted in a support body 50.
  • the second impeller 4 evenly distributed around the circumference radial connection channels 15, wherein in each case between two adjacent second radial recesses 7, a connecting channel 15 is arranged.
  • the distance of the sealing edges 6a of two adjacent first adjusting members 6 is smaller than the distance between two connecting channels 15th
  • the second impeller 4 is rotatably connected to the guide body 11. At the rim 4a of the second impeller 4 while pins 61 are arranged, which engage in slots 62 of the guide body 11 and rotate it.
  • the second displacement body 8 are pivotally arranged in second recesses 7 of the second impeller 4 and in third recesses 44 of the guide body 11.
  • FIGS. 3 to 5 and FIGS. 6 to 8 show two different embodiments of displacement bodies 8.
  • the displacement body 8 has a substantially club-like cross-section with thickened portions 8a, 8b with a cylindrical surface at both ends.
  • the first thickening 8a is arranged pivotably but immovably in the third recess 44 of the guide body 11.
  • the second displacement body 8 are laterally inserted into the groove-shaped third recess 44 and are thus positively connected to the guide body 11.
  • the second thickenings 8b of the displacement body 8 are arranged in second radial recesses 7 of the second impeller 4, wherein the second displacement body 8 in the second recesses 7 are both radially displaceable, as well as pivotable.
  • the second recesses 7 can be fluidly connected to the second working space 13.
  • the second thickening 8b formed overflow channels 8c, so that the pressure medium in certain positions of the displacement body 8 can flow into or out of the second recesses 7.
  • a pressure compensation is only desired and provided for extreme inclinations of the displacement body 8.
  • the overflow channels 8c are interrupted by sealing edges 8d.
  • each displacement body 8 is mounted in each case in a substantially cylindrical rotary element 8e.
  • Each rotary element 8e has a substantially cylindrical shape and is rotatably and captively disposed in a cylindrical portion of the second recess 7. The rotary elements 8e are inserted laterally into the groove-shaped second recesses 7. Again, overflow channels 8c are provided for pressure equalization.
  • the first impeller 5 and the running surface 9 of the second impeller 4 are conical. This results in a defined position of the wheels 3, 4 according to the resulting axial force components. In this way, unwanted vibration events can be avoided.
  • the impeller shaft 19 of the first impeller 3 is rotatably supported in the housing 2 via rolling bearings 21. To control the speed, direction of rotation and the torque of the output train following adjustment mechanisms are provided:
  • a first adjusting member 30 is formed in that the first impeller 3 in a first radial direction Ri normal to the rotation axis 4a of the second impeller 4 is variable.
  • the adjustment is effected by a first eccentric 22, which is arranged in a slot 23 of the guide body 11 receiving adjusting frame 24.
  • a first eccentric 22 By rotating the first eccentric 22 by means of the first actuating member 25, the position of the axes of rotation 3a, 4a of the first impeller 3 and the second impeller 4 is changed relative to each other.
  • the adjustment takes place essentially in an IMormalebene on the axes of rotation 3a, 4a in a first adjustment direction R 1 by pivoting a second impeller 4 rotatably receiving support body 50 which is pivotally connected to the housing 2. This causes a change in the rotational speed of the second impeller 4.
  • the second impeller 4 comes to a standstill, since no pressure difference between adjacent cells longer arises.
  • a second adjusting member 31 is formed in that the guide body 11 can be changed in relation to the second impeller 4 in the first adjustment direction Ri normal to the axis of rotation 4a of the impeller 4.
  • the guide body 11 is pivotally mounted in the housing 2 via a third eccentric 41 or an axis.
  • This adjustment is much smaller and finer than the adjustment by the first adjustment 30, wherein a IMull trimgang not is allowed. In this way, the torque of the second impeller 4 can be changed.
  • a third adjusting member 40 is provided, with which the volume ratio between the pressure and suction side of the entire system can be changed.
  • the adjustment takes place via the third eccentric 41, which acts diametrically on the first eccentric 22 in a second adjustment direction R 2 on the adjusting frame 24, as can be seen from FIGS. 9 to 13. If the third eccentric 41 in the bore 43 of the adjusting frame 24 is rotated via the actuating member 42, then the location of the smallest approach W1 is displaced, as shown in FIGS. 10 and 11. Thus, the pressure angle ß is changed.
  • the contact angle ⁇ is the angle by which the work area of a vane machine which is approximately 180 ° wide is rotated in relation to the top and bottom dead center of the vane stroke.
  • the acting as a pump first impeller 3 and acting as a machine second impeller 4 form a substantially closed hydraulic circuit.
  • leakage losses are hard to avoid.
  • special measures are required, which are shown in Fig. 14.
  • the first impeller 3 has uniformly distributed around the circumference radial first and second control channels 33, 34, which two axial first and second control channels 33a, 34a are fluidly connected within the impeller shaft 19 upon rotation of the impeller 3.
  • the axial control channels 33a, 34a are arranged in a separate stationary control shaft 35 which is inserted into a cavity 36 of the impeller shaft 19.
  • the radial first and second control passages 33, 34 spaced apart in the direction of the axis of the control shaft 35 sweep over the openings 33b, 34b of the axial control passages 33a, 34a.
  • the rotation angle can be adjusted, in which the radial with the axial control channels 33, 34; 33a, 34a are connected.
  • This allows both the pressure in the working space, as well as the contact pressure of the blades on the Treads are controlled.
  • the maximum contact angle ⁇ results from the displacement geometry of the system and is 360 / (2 * z), where z is the number of displacement bodies.
  • pressure angle ß of the inner system surrounding the outer system is essentially determined by the inner system and the radial connection channels 15. It must be ensured that the pressure of the inner system does not fill a working space of the outer system whose volume is reduced by the rotational movement of the second impeller 4. This is done by turning the upper and lower dead center of the outer system in relation to the inner system. If the first impeller 3 changes its direction of conveyance by pivoting the axis 3a, the pressure angle ⁇ of the outer system also shifts by approximately 180 ° and, in order to obtain a good degree of efficiency, can be adapted to these new flow conditions.
  • the pressurization of the wing underside via the first recess 5 and the radial second control channels 34 and thus the contact angle ⁇ of the first impeller 3 can be adjusted by about 180 °.
  • the outer system must be tuned to the inner system. The same fine tuning can also be performed when the second impeller 4 is to work as a pump and the first impeller 3 as a motor, for example, when braking a vehicle via a gear motor unit when driving downhill.
  • the control shaft 35 thus forms a fourth adjusting member 70 to control speed and torque of the hydraulic transmission.
  • the control shaft 35 also allows more functions.
  • the respective other control channel 34a, 33a communicates with the pressure side, wherein a not further shown Check valve prevents the drainage of the pressure medium into the container. If the pressure and suction side are reversed, the control channel 33a is automatically blocked by the associated non-return valve and the missing oil can be sucked in via the control channel 34a.
  • control shaft 35 is such that it prevents overflow of the pressure medium from the pressure to the suction side of the first impeller 3.
  • the control shaft 35 can also assume a safety function. If the pressure in the system becomes too high for any reason, by rotating the control shaft 35, for example by 90 °, an overflow of the pressure medium via the openings 33b, 34b can be made possible. As a result, the control shaft 35 can also assume the function of an overpressure protection. In this case, flexible lines are beneficial. Furthermore, it is possible to carry out pressure monitoring of the pressure and / or suction side of the system by means of pressure sensors connected to the axial control channels.
  • Fig. 15 shows schematically the transmission 1 during an adjustment by the third adjusting member 40.
  • the displacement or swallowing spaces Vl, or V2 of the first working space 10 remain the same.
  • the displacement or displacement spaces V3, V4 of the second working space 13 change approximately by the volume of V5. Since the spaces 10, 13 are in operative connection through the connecting channels 15 in the second impeller 4, by rotating the third eccentric 41, the volume ratio between the pressure and suction side of the entire system can be changed. By contrast, nothing changes in the inner system.

Abstract

Die Erfindung betrifft ein hydraulisches Getriebe (1) mit harmonischem Übergang des Druckmediums zwischen zwei als Zellenläufer ausgebildeten Verdrängungsmaschinen, mit einem radial verschiebbare erste Verdrängungskörper (6) aufweisenden ersten Laufrad (3) und einem radial verschiebbare zweite Verdrängungskörper (8) aufweisenden zweiten Laufrad (4), wobei das erste Laufrad (3) innerhalb des zweiten Laufrades (4) angeordnet ist und die ersten Verdrängungskörper (6) des ersten Laufrades (3) entlang einer zylindrischen Lauffläche (9) des umgebenden zweiten Laufrades (4) geführt sind und zwischen den beiden Laufrädern (3, 4) zumindest ein erster Arbeitsraum (10) und ein zweiter Arbeitsraum (13) zwischen dem zweiten Laufrad (4) und einem diesen umgebenden Führungskörper (11) ausgebildet ist, wobei das zweite Laufrad (4) zumindest einen radialen Verbindungskanal (15) zur Strömungsverbindung der ersten und der zweiten Arbeitsräume (10, 13) aufweist. Um eine Verbesserung des Wirkungsgrades zu erreichen, ist vorgesehen, dass das zweite Laufrad (4) und der Führungskörper (11) miteinander drehverbunden sind und dass die zweiten Verdrängungskörper (8) an der Außenseite des zweiten Laufrades (4) und/ oder an der Innenseite des Führungskörpers (11) radial verschiebbar und/oder schwenkbar geführt sind.

Description

Hydraulisches Getriebe
Die Erfindung betrifft ein hydraulisches Getriebe mit harmonischem Übergang des Druckmediums zwischen zwei als Zellenläufer ausgebildeten Verdrängungsmaschinen, mit einem radial verschiebbare erste Verdrängungskörper aufweisenden ersten Laufrad und einem radial verschiebbare zweite Verdrängungskörper aufweisenden zweiten Laufrad, wobei das erste Laufrad innerhalb des zweiten Laufrades angeordnet ist und die ersten Verdrängungskörper des ersten Laufrades entlang einer zylindrischen Lauffläche des umgebenden zweiten Laufrades geführt sind und zwischen den beiden Laufrädern zumindest ein erster Arbeitsraum und ein zweiter Arbeitsraum zwischen dem zweiten Laufrad und einem diesen umgebenden Führungskörper ausgebildet ist, wobei das zweite Laufrad zumindest einen radialen Verbindungskanal zur Strömungsverbindung der ersten und der zweiten Arbeitsräume aufweist
Aus der US 2,434,546 A ist ein hydraulisches Getriebe mit zwei Flügelzellenmaschinen bekannt. Zwischen einem inneren Flügelzellenlaufrad und einem exzentrischen Rotor werden erste Verdrängungsräume gebildet, wobei Druck durch das innere Flügelzellenlaufrad aufgebaut wird. Zweite Verdrängungsräume sind zwischen der äußeren Mantelfläche des Rotors und einem zylindrischen Gehäuse gebildet, wobei das Gehäuse an seiner Innenseite radial verschiebbare Schaufeln aufweist, welche durch den exzentrisch gelagerten Rotor überfahren werden. Über Verbindungsschlitze im Rotor stehen die ersten Verdrängungsräume mit den zweiten Verdrängungsräumen in Verbindung. Dadurch können Druckunterschiede in den zweiten Verdrängungsräumen aufgebaut werden, welche ein Drehmoment am Rotor erzeugen. Die Achse des Rotors ist dabei bezüglich des inneren Flügelzellenlaufrades und des äußeren Gehäuses verschiebbar angeordnet, wobei durch Verstellen der Drehachse des Rotors von einer ersten Lage in eine bezüglich der Drehachse des Flügelzellenlaufrades diametral gegenüberliegende zweite Lage die Drehrichtung des Rotors umgekehrt werden kann. Nachteilig ist, dass durch den exzentrisch ausgebildeten Rotor große Unwuchten entstehen, wodurch Ausgleichsgewichte erforderlich sind. Dies erhöht den Herstellungsaufwand und vergrößert Bauvolumen und Gewicht des Getriebes. Ein ähnliches hydraulisches Getriebe ist auch aus der DE 196 26 13 A bekannt.
Aus der GB 400 862 B ist ein hydraulisches Getriebe mit Rollenzellenmaschinen bekannt, das eine extern angetriebene Rollenzellenpumpe verwendet, welche eine weitere daneben angeordnete Rollenzellenmaschine antreibt. Die Rollen sind dabei jeweils in radialen Ausnehmungen der Laufräder angeordnet und radial verschiebbar, so dass Verdrängungsräume mit unterschiedlichen Drücken bei Drehung der Laufräder entstehen. Nachteilig ist, dass die Einrichtung ein relativ hohes Bauvolumen aufweist.
Die US 4,793,138 A offenbart ein hydrostatisches Getriebe mit zwei Rollenzellenmaschinen mit einem inneren Laufrad und einem äußeren Laufrad, wobei zwischen den beiden Laufrädern ein verdrehbarer Steuerring angeordnet ist. An der inneren bzw. äußeren Mantelfläche des Steuerringes laufen die Zellenrollen des inneren bzw. äußeren Laufrades um. Der Steuerring weist unterschiedliche Dicke und gegenüberliegende Exzentrizitäten auf, so dass durch Drehung des Ringes das Schluckvolumen der Verdrängungsräume der beiden Rollenzellenmaschinen verändert werden kann. Mit diesem Getriebe kann die Drehzahl und die Drehrichtung des getriebenen Laufrades verändert werden. Eine Drehmomentensteuerung ist nicht vorgesehen.
Aus der JP 06-280967 A ist ein hydraulisches Getriebe der eingangs genannten Art bekannt, bei welchem durch Verstellen des Führungskörpers die Drehzahl des als Motor betriebenen äußeren Laufrades in nur geringem Maße bei konstanter Fördermenge der durch das innere Laufrad gebildeten Pumpe variiert werden kann. Eine Änderung der Drehrichtung des Motors bei konstantem Antrieb der Pumpe unter Last könnte - wenn überhaupt - nur unter starken Wirkungsgradeinbußen erreicht werden. Weiters ist nachteilig, dass das Schluckvolumen des Pumpenrotors nicht veränderbar ist. Dies bewirkt, dass unabhängig vom Leistungsdurchsatz die ganze Hydraulikflüssigkeit umgepumpt werden muss, was ebenfalls zu einem schlechten Wirkungsgrad beiträgt.
Aus der GB 205 815 A ist es bekannt, bei einem hydraulischen Getriebe ein Laufrad und einen Führungskörper miteinander drehverbunden auszuführen, wobei Verdrängungskörper an der Außenseite des Laufrades schwenkbar und an der Innenseite des Führungskörpers sowohl radial verschiebbar, als auch schwenkbar, geführt sind.
Aufgabe der Erfindung ist es, die genannten Nachteile zu vermeiden, und ein hydraulisches Getriebe der eingangs genannten Art zu schaffen, welches in einem weiten Betriebsbereich mit gutem Wirkungsgrad einsetzbar ist.
Erfindungsgemäß wird dies dadurch erreicht, dass das zweite Laufrad und der Führungskörper miteinander drehverbunden sind und dass die zweiten Verdrängungskörper an der Außenseite des zweiten Laufrades und/ oder an der Innenseite des Führungskörpers radial verschiebbar und/oder schwenkbar geführt sind. Die Drehverbindung zwischen zweitem Laufrad und dem Führungskörper erfolgt beispielsweise über eine Zapfen-Langlochverbindung zwischen zweitem Laufrad und dem Führungskörper, wobei vorzugsweise am Kranz des zweiten Laufrades mehrere Zapfen angeordnet sind, welche in entsprechende Langlöcher des Führungskörpers eingreifen.
Dadurch, dass das zweite Laufrad verdrehfest mit dem Führungskörper verbunden ist, können Reibungsverluste vermindert und der Wirkungsgrad erhöht werden.
Vorzugsweise ist vorgesehen, dass jeder zweite Verdrängungskörper an einem Ende sowohl radial verschiebbar, als auch schwenkbar in einer radialen Ausnehmung des zweiten Laufrades oder des Führungskörpers und am anderen Ende unverschiebbar aber schwenkbar in einer radialen Ausnehmung des Führungskörpers bzw. des zweiten Laufrades angeordnet ist.
Jeder zweite Verdrängungskörper kann an einem ersten Ende eine erste zylindrische Verdickung aufweisen, über welche der Verdrängungskörper in einer vorzugsweise zylindrischen Ausnehmung des Führungskörpers oder des zweiten Laufrades schwenkbar gelagert ist.
Gemäß einer Ausführungsvariante der Erfindung kann dabei vorgesehen sein, dass der zweite Verdrängungskörper auch an zumindest einem zweiten Ende eine vorzugsweise zylindrische zweite Verdickung aufweist, über welche der zweite Verdrängungskörper in einer Ausnehmung des zweiten Laufrades bzw. des Führungskörpers sowohl radial verschiebbar, als auch schwenkbar gelagert ist. Alternativ dazu ist es auch möglich, dass der zweite Verdrängungskörper an zumindest einem Ende radial verschiebbar in zumindest einem vorzugsweise zylindrischen Drehelement gelagert ist, welches Drehelement in einer zylindrischen Ausnehmung des zweiten Laufrades bzw. des Führungskörpers schwenkbar gelagert ist.
Um Druckunterschiede zwischen den Ausnehmungen und den Arbeitsräumen ausgleichen zu können, ist es vorteilhaft, wenn zwischen den zweiten Verdrängungskörpern und den Ausnehmungen jeweils zumindest eine Strömungsverbindung ausgebildet ist, welche zumindest in einer Position des zweiten Verdrängungskörpers ein Eindringen des Druckmediums in die Ausnehmung und/oder ein Ausströmen des Druckmediums aus der Ausnehmung erlaubt. Die Strömungsverbindung ist vorzugsweise durch zumindest einen Überströmkanal in der ersten und/oder zweiten Verdickung und/oder im Drehelement gebildet. Dabei ist es besonders vorteilhaft, wenn der Überströmkanal durch zumindest eine Steuerkante in zumindest zwei Bereiche getrennt ist, wobei die Steuerkante in zumin- dest einer Stellung des zweiten Verdrängungskörpers das Ein- oder Ausströmen des Druckmediums in bzw. aus der Ausnehmung unterbindet. Auf diese Weise wird die Strömungsverbindung nur in vorbestimmten Stellungen der Verdrängungskörper ermöglicht.
Um mit möglichst geringem Aufwand Drehzahl und/oder Drehmoment des angetriebenen Laufrades zu variieren, ist es besonders vorteilhaft, wenn das Schluckvermögen des ersten und/oder zweiten Laufrades vorzugsweise unabhängig voneinander durch zumindest ein erstes und/oder zweites Verstellglied veränderbar sind. Das Schluckverhältnis kann weiters verändert werden, indem das Volumenverhältnis der Druck- und Saugseite des Getriebes und/oder der Druckwinkel des zweiten Laufrades über zumindest ein drittes Verstellglied veränderbar ist. Dies ermöglicht, dass das Getriebe mit hohem Wirkungsgrad in einem weiten Betriebsbereich einsetzbar ist. Dabef wird insbesondere der Druckwinkel des zweiten Laufrades verändert. Der Arbeitsbereich einer Flügelzellenmaschine ist auf Grund der Verdrängergeometrie annähernd 180°. Dieser ist in Bezug auf den oberen und unteren Totpunkt des Flügelhubes um den Druckwinkel verdreht, welcher durch das dritte Verstellglied verändert werden kann.
In einer besonders bevorzugten Ausführungsvariante der Erfindung ist vorgesehen, dass der Abstand der Drehachse des ersten und zweiten Laufrades relativ zueinander durch das erste Verstellglied im Wesentlichen in einer zur Drehachse des zweiten Laufrades normalen ersten Verstellrichtung verstellbar ist. Das zweite Laufrad kann dabei in einem schwenkbar mit dem Gehäuse verbundenen Tragkörper gelagert sein. Vorteilhaft ist es, wenn der Führungskörper und der Tragkörper durch das erste Verstellglied im Wesentlichen in der ersten Verstellrichtung verstellbar, vorzugsweise schwenkbar ist. Alternativ oder zusätzlich dazu kann vorgesehen sein, dass der Führungskörper durch das zweite Verstellglied im Wesentlichen in der ersten Verstellrichtung verstellbar, vorzugsweise schwenkbar ist. Dadurch ist es möglich, die Drehzahl und die Drehrichtung des zweiten Laufrades durch das erste Verstellglied einzustellen und das Drehmoment am zweiten Laufrad durch Verstellen des zweiten Verstellgliedes zu variieren. Dies wird vor allem dadurch erreicht, dass die Drehachse des ersten Laufrades in einer Mittelstellung koaxial zum zweiten Laufrad ausrichtbar ist, wobei diese Mittelstellung einer Drehzahl gleich Null am zweiten Laufrad entspricht und die Drehachse des ersten Laufrades in zumindest zwei bezüglich der Mittelstellung diametral gegenüberliegende Betriebsstellungen bringbar ist, wobei den Betriebsstellungen unterschiedliche Drehrichtungen des zweiten Laufrades zugeordnet sind. Der Führungskörper kann dabei als Ring ausgebildet und über Wälzlager in einem drehfesten Rahmen oder Gehäuse gelagert sein, wobei der Verstellrahmen schwenkbar im Gehäuse angeordnet sein kann.
Um das Volumenverhältnis zwischen Druck- und Saugseite des gesamten Systems zu verändern, kann weiters vorgesehen sein, dass der Führungskörper durch das dritte Verstellglied im Wesentlichen in einer zur Achse des zweiten Laufrades und zur ersten Verstellrichtung normalen zweiten Verstellrichtung verstellbar gelagert ist.
In einer sehr einfachen Ausführungsvariante ist vorgesehen, dass die Betätigung des ersten Verstellgliedes und/oder des zweiten Verstellgliedes und/oder des dritten Verstellgliedes über jeweils einen Exzenter erfolgt. Die Exzenter selbst können auf mechanische, hydraulische, pneumatische oder elektromagnetische Weise betätigt werden.
Prinzipiell kann das erste, als auch das zweite Laufrad als Antriebs- oder als Abtriebslaufrad verwendet werden. Im Hinblick auf eine einfache Steuerungsmöglichkeit des Drehmomentes und der Drehzahl des Abtriebslaufrades ist es allerdings vorteilhaft, wenn das erste Laufrad mit einem Antriebsstrang und das zweite Laufrad mit einem Abtriebsstrang verbunden ist.
Die beispielsweise durch Laufschaufeln gebildeten ersten Verdrängungskörper liegen an den Laufflächen an, wobei die Berührungsstellen Dichtlinien ausbilden. Die Verbindungskanäle bilden an der Innenseite des zweiten Laufrades jeweils eine Dichtkante aus. Damit kann eine exakte Abdichtung der Verdrängungsräume im Bereich des Überganges von der Druck- zur Saugseite erreicht werden. Auch ist es von Vorteil, wenn der Abstand der Dichtlinien zweier benachbarter erster Verdrängungskörper in zumindest einer Betriebsstellung, also in Abhängigkeit von der Lage des ersten Laufrades, - entlang der Lauffläche gemessen - kleiner ist als der kleinste Abstand der Dichtkanten zweier in Umfangsrichtung benachbarter Verbindungskanäle des zweiten Laufrades. Weiters ist es von Vorteil, wenn dem Verdrängungsraum jedes Laufrades unabhängig vom Drehwinkel ein Schluckraum von annähernd gleicher Geometrie gegenübersteht. Damit wird ein pulsierender Druckverlauf vermieden.
Um Leckölverluste ausgleichen zu können, ist in Weiterführung der Erfindung vorgesehen, dass das erste Laufrad zumindest einen radialen ersten Steuerkanal aufweist, welcher vorzugsweise zwischen zwei benachbarten ersten Verdrängungskörpern angeordnet, ist, und welcher mit zumindest einem axialen ersten Steuerkanal innerhalb der Laufradwelle des ersten Laufrades korrespondiert. Weiters kann vorgesehen sein, dass das erste Laufrad zumindest einen radialen zweiten Steuerkanal aufweist, welcher vorzugsweise zwischen zwei benachbarten ersten Verdrängungskörpern angeordnet ist, und welcher mit zumindest einem axialen zweiten Steuerkanal innerhalb der Laufradwelle des ersten Laufrades korrespondiert. Die Steuerkanäle werden durch einen im Wesentlichen zylindrischen, axial in einen Hohlraum der Laufradwelle eingeschobenen Steuerschaft gebildet. Durch Drehen oder Verschieben des Steuerschaftes können radiale und axiale erste bzw. zweite Steuerkanäle miteinander strömungsverbunden werden. Die radialen ersten und zweiten Steuerkanäle sind dabei bevorzugt in Richtung der Achse des Steuerschaftes voneinander beabstandet. Dies ermöglicht eine einfache Beaufschlagung durch die axialen Steuerkanäle. Durch Drehen des Steuerschaftes wird das Schluckvermögen und der Druckwinkel des ersten Laufrades geändert.
Zumindest ein axialer Steuerkanal kann über ein in Richtung des ersten Arbeitsraumes öffnendes Rückschlagventil mit einem Behälter für das Druckmedium verbunden sein. Weiters können die axialen Steuerkanäle zur Drucküberwachung der Arbeitsräume verwendet werden.
Um das Aufheben von ungewünschten Schwingungen zu vermeiden, ist es vorteilhaft, wenn das erste Laufrad und/oder die innere Lauffläche des umgebenden zweiten Laufrades konisch ausgebildet sind. Durch die leicht kegelige Form des ersten und/oder zweiten Laufrades wird zu Folge der axialen Komponente der aus den Drücken resultierenden Kraft eine definierte seitliche Lage erreicht und ein Hin- und Herbewegen der Laufräder verhindert.
Eine wirksame seitliche Abdichtung bei gleichzeitig minimalem Fertigungsaufwand lässt sich erzielen, wenn das zweite Laufrad stirnseitig, vorzugsweise über Schrauben, jeweils mit dichtenden Abschlusselementen verbunden ist.
Die Erfindung wird im Folgenden anhand der Figuren näher erläutert. Es zeigen:
Fig. 1 das erfindungsgemäße hydraulische Getriebe in einer Schrägansicht;
Fig. 2 das Getriebe in einem Längsschnitt gemäß der Linie II-II in Fig. 3 oder Fig. 6;
Fig. 3 das Getriebe in einem Querschnitt gemäß der Linie III-III in Fig. 2 in einer Ausführungsvariante;
Fig. 4 einen Verdrängungskörper aus Fig. 3 in einer Schrägansicht;
Fig. 5 den Verdrängungskörper in einer Vorderansicht; Fig. 6 das Getriebe in einem Querschnitt analog zu Fig. 3 in einer zweiten Ausführungsvariante;
Fig. 7 einen Verdrängungskörper aus Fig. 6 in einer Schrägansicht;
Fig. 8 den Verdrängungskörper in einer Vorderansicht;
Fig. 9 ein zweites Verstellglied in einem Schnitt analog zu Fig. 3 oder Fig. 6;
Fig. 10 das Detail X aus Fig. 9 in einer ersten Verstelllage eines dritten Verstellgliedes;
Fig. 11 das Detail X aus Fig. 5 in einer zweiten Verstelllage des dritten Verstellgliedes;
Fig. 12 ein Verstellorgan des dritten Verstellgliedes in einer Seitenansicht;
Fig. 13 dieses Verstellorgan in einer Draufsicht;
Fig. 14 eine Laufradwelle des ersten Laufrades mit eingeschobenen Steuerschaft; und
Fig. 15 schematisch das Getriebe bei Verstellung durch das dritte Verstellglied.
Das hydraulische Getriebe 1 weist ein Gehäuse 2 auf, in welchem ein erstes Laufrad 3 und ein zweites Laufrad 4 angeordnet sind. Beide Laufräder 3, 4 sind als Verdrängungsmaschinen bildende Rollenzellenläufer ausgebildet. Das erste Laufrad 3 weist radiale erste Ausnehmungen 5 auf, in welchen die als Flügel ausgebildeten ersten Verdrängungskörper 6 radial verschieblich angeordnet sind. Analog weist auch das zweite Laufrad 4 zweite radiale Ausnehmungen 7 auf, in welchen zweite Verdrängungskörper 8 verschiebbar angeordnet sind.
Zwischen dem ersten Laufrad 3 und einer inneren Mantelfläche des zweiten Laufrades 4 ist ein, als Verdrängungs- und Schluckraum fungierender, erster Arbeitsraum 10 ausgebildet. Die ersten Verstellglieder 6 laufen entlang der durch eine zylindrische oder leicht konische innere Mantelfläche des zweiten Laufrades 4 gebildeten ersten Lauffläche 9.
Das zweite Laufrad 4 ist über Schrauben mit Abschlusselementen 51, 52 verbunden, welche die Arbeitsräume 10, 13 stirnseitig abdichten. Die Abschlusselemente 51, 52 weisen im Wesentlichen ebene Stirnflächen 51a, 52a auf. Über die Abschlusselemente 51, 52 ist das zweite Laufrad 4 in einem Tragkörper 50 drehbar gelagert.
Zwischen dem zweiten Laufrad 4 und einem über ein Wälzlager 12 drehbar gelagerten Führungskörper 11 ist ein als Schluck- und Verdrängungsraum fungierender zweiter Arbeitsraum 13 ausgebildet. Mit IIa ist ein drehfester Tragring bezeichnet.
Zur Strömungsverbindung zwischen dem ersten Arbeitsraum 10 und dem zweiten Arbeitsraum 13 weist das zweite Laufrad 4 gleichmäßig um den Umfang verteilte radiale Verbindungskanäle 15 auf, wobei jeweils zwischen zwei benachbarten zweiten radialen Ausnehmungen 7 ein Verbindungskanal 15 angeordnet ist. Der Abstand der Dichtkanten 6a zweier benachbarter erster Verstellglieder 6 ist dabei kleiner als der Abstand zweier Verbindungskanäle 15.
Über die Zapfen-Langlochverbindung 60 ist das zweite Laufrad 4 mit dem Führungskörper 11 drehverbunden. Am Kranz 4a des zweiten Laufrades 4 sind dabei Zapfen 61 angeordnet, welche in Langlöcher 62 des Führungskörpers 11 eingreifen und diesen mitdrehen.
Die zweiten Verdrängungskörper 8 sind schwenkbar in zweiten Ausnehmungen 7 des zweiten Laufrades 4 und in dritten Ausnehmungen 44 des Führungskörpers 11 angeordnet. Die Fig. 3 bis Fig. 5 und Fig. 6 bis Fig. 8 zeigen dabei zwei verschiedene Ausbildungen von Verdrängungskörpern 8.
Bei der in den Fig. 3 bis Fig. 5 dargestellten Ausführungsvariante weist der Verdrängungskörper 8 einen im Wesentlichen keulenartigen Querschnitt mit Verdickungen 8a, 8b mit zylindrischer Oberfläche an beiden Enden auf. Die erste Verdickung 8a ist dabei schwenkbar, aber unverschiebbar in der dritten Ausnehmung 44 des Führungskörpers 11 angeordnet. Die zweiten Verdrängungskörper 8 werden seitlich in die nutförmige dritte Ausnehmung 44 eingeschoben und sind somit formschlüssig mit dem Führungskörper 11 verbunden.
Die zweiten Verdickungen 8b der Verdrängungskörper 8 sind in zweiten radialen Ausnehmungen 7 des zweiten Laufrades 4 angeordnet, wobei die zweiten Verdrängungskörper 8 in den zweiten Ausnehmungen 7 sowohl radial verschiebbar, als auch schwenkbar sind. Zum Druckausgleich können die zweiten Ausnehmungen 7 mit dem zweiten Arbeitsraum 13 strömungsverbunden werden. Zu diesem Zweck weist die zweite Verdickung 8b eingeformte Überströmkanäle 8c auf, so dass das Druckmedium in bestimmten Stellungen der Verdrängungskörper 8 in die oder aus den zweiten Ausnehmungen 7 strömen kann. Ein Druckausgleich ist allerdings nur bei extremen Schräglagen der Verdrängungskörper 8 gewünscht und vorgesehen. Um in der etwa mittigen Arbeitsposition der Verdrängungskör- per 8 die Strömungsverbindung zum Grund jeder zweiten Ausnehmung 7 zu unterbinden, werden die Überströmkanäle 8c durch Dichtkanten 8d unterbrochen.
Bei der in den Fig. 6 bis Fig. 8 dargestellten Ausführungsvariante ist jeder Verdrängungskörper 8 jeweils in einem im Wesentlichen zylindrischen Drehelement 8e gelagert. Jedes Drehelement 8e weist eine im Wesentlichen zylindrische Form auf und ist in einem zylindrischen Abschnitt der zweiten Ausnehmung 7 drehbar und unverlierbar angeordnet. Die Drehelemente 8e werden seitlich in die nutför- migen zweiten Ausnehmungen 7 eingeschoben. Auch hier sind zum Druckausgleich Überströmkanäle 8c vorgesehen.
Wie insbesondere aus Fig. 2 erkennbar ist, ist das erste Laufrad 5 und die Lauffläche 9 des zweiten Laufrades 4 konisch ausgebildet. Dadurch stellt sich eine definierte Lage der Laufräder 3, 4 zufolge der resultierenden axialen Kraftkomponenten ein. Auf diese Weise können ungewünschte Schwingungsereignisse vermieden werden.
Im vorliegenden Fall ist das auf einer Laufradwelle 19 sitzende erste Laufrad 3 über die Laufradwelle 19 mit einem nicht näher dargestellten Antriebsstrang und das zweite Laufrad 4 über ein Zugmittelgetriebe 20 und eine Abtriebswelle 39 mit einem nicht weiter dargestellten Abtriebsstrang verbunden.
Die Laufradwelle 19 des ersten Laufrades 3 ist drehbar im Gehäuse 2 über Wälzlager 21 gelagert. Zur Steuerung der Drehzahl, Drehrichtung und des Drehmomentes des Abtriebsstranges sind folgende Verstellmechanismen vorgesehen:
Ein erstes Verstellglied 30 wird dadurch gebildet, dass das erste Laufrad 3 in einer ersten radialen Richtung Ri normal zur Drehachse 4a des zweiten Laufrades 4 veränderbar ist.
Die Verstellung wird durch einen ersten Exzenter 22 bewirkt, welcher in einem Langloch 23 des den Führungskörper 11 aufnehmenden Verstellrahmens 24 angeordnet ist. Durch Verdrehen des ersten Exzenters 22 mittels des ersten Betätigungsorgans 25 wird die Lage der Drehachsen 3a, 4a des ersten Laufrades 3 und des zweiten Laufrades 4 relativ zueinander verändert. Die Verstellung erfolgt im Wesentlichen in einer IMormalebene auf die Drehachsen 3a, 4a in einer ersten Verstellrichtung R1 durch Schwenken eines das zweite Laufrad 4 drehbar aufnehmenden Tragkörpers 50, der mit dem Gehäuse 2 schwenkbar verbunden ist. Dies bewirkt eine Veränderung der Drehzahl des zweiten Laufrades 4. Ist das erste Laufrad 3 konzentrisch zum zweiten Laufrad 4 positioniert, so kommt das zweite Laufrad 4 zum Stillstand, da kein Druckunterschied zwischen benachbarten Zellen mehr entsteht. Bei Verändern der Drehachse 3a des ersten Laufrades 3 mit Nulldurchgang kann auch die Drehrichtung des zweiten Laufrades 4 geändert werden.
Ein zweites Verstellglied 31 wird dadurch gebildet, dass der Führungskörper 11 im Bezug zum zweiten Laufrad 4 in der ersten Verstellrichtung Ri normal zur Drehachse 4a des Laufrades 4 verändert werden kann. Der Führungskörper 11 ist dabei über einen dritten Exzenter 41 oder eine Achse schwenkbar im Gehäuse 2 gelagert. Die Verstellung des Verstellrahmens 24 relativ zum zweiten Laufrad 4 erfolgt über einen in der Bohrung 28 des Verstellrahmens 24 verdrehbaren zweiten Exzenter 26 durch Schwenken des Führungskörpers 11. Diese Verstellung ist viel geringer und feiner als die Verstellung durch das erste Verstellglied 30, wobei ein IMulldurchgang nicht gestattet ist. Auf diese Weise kann das Drehmoment des zweiten Laufrades 4 verändert werden.
Weiters ist ein drittes Verstellglied 40 vorgesehen, mit welchem das Volumenverhältnis zwischen Druck- und Saugseite des gesamten Systems verändert werden kann. Die Verstellung erfolgt über den dritten Exzenter 41, welcher diametral zum ersten Exzenter 22 in einer zweiten Verstellrichtung R2 auf den Verstellrahmen 24 einwirkt, wie aus den Fig. 9 bis Fig. 13 hervorgeht. Wird über das Betätigungsorgan 42 der dritte Exzenter 41 in der Bohrung 43 des Verstellrahmens 24 verdreht, so wird der Ort kleinster Annäherung Wl verschoben, wie in den Fig. 10 und Fig. 11 gezeigt ist. Damit wird der Druckwinkel ß verändert. Der Druckwinkel ß ist jener Winkel, um den der annähernd 180° betragende Arbeitsbereich einer Flügelzellenmaschine in Bezug auf den oberen und unteren Totpunkt des Flügelhubes verdreht ist.
Das als Pumpe wirkende erste Laufrad 3 und das als Maschine wirkende zweite Laufrad 4 bilden einen im Wesentlichen geschlossenen hydraulischen Kreislauf. Allerdings sind Leckölverluste kaum zu vermeiden. Um die Leckölverluste ausgleichen zu können, sind spezielle Maßnahmen erforderlich, welche in Fig. 14 gezeigt sind. Das erste Laufrad 3 weist gleichmäßig um den Umfang verteilte radiale erste bzw. zweite Steuerkanäle 33, 34 auf, welche zwei axialen ersten bzw. zweiten Steuerkanälen 33a, 34a innerhalb der Laufradwelle 19 bei Drehung des Laufrades 3 strömungsverbindbar sind. Die axialen Steuerkanäle 33a, 34a sind dabei in einem eigenen stillstehenden Steuerschaft 35 angeordnet, der in einen Hohlraum 36 der Laufradwelle 19 eingeschoben ist. Bei Drehung des ersten Laufrades 3 überstreichen die in Richtung der Achse des Steuerschaftes 35 beabstan- deten radialen ersten und zweiten Steuerkanäle 33, 34 die Öffnungen 33b, 34b der axialen Steuerkanäle 33a, 34a. Durch Drehen des Steuerschaftes 35 kann somit der Drehwinkel eingestellt werden, bei welchem die radialen mit den axialen Steuerkanälen 33, 34; 33a, 34a verbunden sind. Dadurch kann sowohl der Druck im Arbeitsraum, als auch der Anpressdruck der Laufschaufeln an den Laufflächen gesteuert werden. Dies ermöglicht es, durch Veränderung des Druckwinkels α den Arbeitsbereich des ersten Laufrades 3 zu beeinflussen. Der maximale Druckwinkel α ergibt sich aus der Verdrängergeometrie des Systems und beträgt 360/(2*z), wobei z die Anzahl der Verdrängungskörper ist. Taucht ein Verdrängungskörper in den Druckbereich ein, so kann erst ab diesem Winkel ein Druck aufgebaut werden. Um ein Absinken des Wirkungsgrades zu vermeiden wird die Unterseite der Verdrängungskörper des ersten Laufrades 3 bis auf die auf die gegenüberliegende Seite über den unteren Totpunkt des Flügelhubes hinaus über die radialen zweiten Steuerkanäle 34 und die ersten Ausnehmungen 5 mit Druck beaufschlagt. Während bei üblichen Pumpen der Druckwinkel fix eingestellt ist und nicht verändert werden kann, ist er bei dem vorliegenden Getriebe veränderlich.
Der aus Fig. 6 ersichtliche Druckwinkel ß des das innere System umgebenden äußeren Systems wird im Wesentlichen vom inneren Systems und den radialen Verbindungskanälen 15 bestimmt. Dabei muss sichergestellt werden, dass der Druck des inneren Systems nicht einen Arbeitsraum des äußeren Systems füllt, dessen Volumen sich durch die Drehbewegung des zweiten Laufrades 4 verkleinert. Dies geschieht durch Verdrehen des oberen und unteren Totpunktes des äußeren Systems im Verhältnis zum inneren Systems. Ändert das erste Laufrad 3 durch Schwenken der Achse 3a seine Förderrichtung, so verschiebt sich auch der Druckwinkel ß des äußeren Systems um etwa 180° und kann - um einen guten Wirkungsgrad zu erhalten - diesen neuen Strömungsverhältnissen angepasst werden. Auch in dem Fall, dass sich die Drehrichtung des ersten Laufrades 3 ändert, kann die Druckbeaufschlagung der Flügelunterseite über die erste Ausnehmung 5 und die radialen zweiten Steuerkanäle 34 und somit der Druckwinkel α des ersten Laufrades 3 um etwa 180° verstellt werden. Auch hier muss das äußere System auf das innere System abgestimmt werden. Die gleichen Feinabstimmungen können auch durchgeführt werden, wenn das zweite Laufrad 4 als Pumpe und das erste Laufrad 3 als Motor arbeiten soll, beispielsweise beim Bremsen eines Fahrzeuges über eine Getriebe-Motor-Einheit bei Bergabfahrt.
Der Steuerschaft 35 bildet somit ein viertes Verstellglied 70, um Drehzahl und Drehmoment des hydraulischen Getriebes zu steuern. Der Steuerschaft 35 erlaubt darüber hinaus aber auch weitere Funktionen.
Ist auf der Saugseite nicht genügend Druckmedium vorhanden, um alle Zellen zu füllen, so wird über die radialen Steuerkanäle 33, 34 das fehlende Druckmedium über einen der beiden axialen Steuerkanäle 33a, 34a aus einem nicht weiter dargestellten Behälter für das Druckmedium, beispielsweise aus einem Ölbehälter innerhalb des Gehäuses 2, angesaugt. Der jeweils andere Steuerkanal 34a, 33a steht mit der Druckseite in Verbindung, wobei ein nicht weiter dargestelltes Rückschlagventil das Abfließen des Druckmediums in den Behälter verhindert. Werden Druck- und Saugseite umgekehrt, so wird automatisch der Steuerkanal 33a vom dazugehörigen Rückschlagventil gesperrt und das fehlende Öl kann über den Steuerkanal 34a angesaugt werden. Grundsätzlich ist der Steuerschaft 35 so beschaffen, dass er ein Überströmen des Druckmediums von der Druck- zur Saugseite des ersten Laufrades 3 verhindert. Der Steuerschaft 35 kann aber auch eine Sicherheitsfunktion übernehmen. Wird der Druck im System aus irgendeinem Grund zu hoch, kann durch Drehen des Steuerschaftes 35, z.B. um 90°, ein Überströmen des Druckmediums über die Öffnungen 33b, 34b ermöglicht werden. Dadurch kann der Steuerschaft 35 auch die Funktion einer Überdrucksicherung übernehmen. In diesem Falle sind flexible Leitungen von Vorteil. Ferner ist es möglich, mittels an die axialen Steuerkanäle angeschlossene Drucksensoren eine Drucküberwachung der Druck- und/oder Saugseite des Systems durchzuführen.
Fig. 15 zeigt schematisch das Getriebe 1 während eines Verstellvorganges durch das dritte Verstellglied 40. Die Verdrängungs- bzw. Schluckräume Vl, bzw. V2 des ersten Arbeitsraumes 10 bleiben gleich. Die Schluck- bzw. Verdrängungsräume V3, V4 des zweiten Arbeitsraumes 13 verändern sich annähernd um das Volumen von V5. Da durch die Verbindungskanäle 15 im zweiten Laufrad 4 die Räume 10, 13 in Wirkverbindung stehen, kann durch Drehen des dritten Exzenters 41 das Volumenverhältnis zwischen Druck- und Saugseite des gesamten Systems verändert werden. Am inneren System ändert sich dagegen nichts.
Durch die beschriebenen hydraulischen Getriebe 1 kann ein harmonischer Übergang zwischen dem Antriebsstrang und der Abtriebswelle erreicht und innerhalb des Auslegungsbereiches jede Drehzahländerung ermöglicht werden.

Claims

P A T E N T A N S P R Ü C H E
1. Hydraulisches Getriebe (1) mit harmonischem Übergang des Druckmediums zwischen zwei als Zellenläufer ausgebildeten Verdrängungsmaschinen, mit einem radial verschiebbare erste Verdrängungskörper (6) aufweisenden ersten Laufrad (3) und einem radial verschiebbare zweite Verdrängungskörper (8) aufweisenden zweiten Laufrad (4), wobei das erste Laufrad (3) innerhalb des zweiten Laufrades (4) angeordnet ist und die ersten Verdrängungskörper (6) des ersten Laufrades (3) entlang einer zylindrischen Lauffläche (9) des umgebenden zweiten Laufrades (4) geführt sind und zwischen den beiden Laufrädern (3, 4) zumindest ein erster Arbeitsraum (10) und ein zweiter Arbeitsraum (13) zwischen dem zweiten Laufrad (4) und einem diesen umgebenden Führungskörpers (11) ausgebildet ist, wobei das zweite Laufrad (4) zumindest einen radialen Verbindungskanal (15) zur Strömungsverbindung der ersten und der zweiten Arbeitsräume (10, 13) aufweist, dadurch gekennzeichnet, dass das zweite Laufrad (4) und der Führungskörper (11), wie an sich bekannt, miteinander drehverbunden sind und dass die zweiten Verdrängungskörper (8) an der Außenseite des zweiten Laufrades (4) und/ oder an der Innenseite des Führungskörpers (11) radial verschiebbar und/oder schwenkbar geführt sind.
2. Getriebe (1) nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Drehverbindung zwischen zweitem Laufrad und dem Führungskörper, wie an sich bekannt, über zumindest eine Zapfen-Langlochverbindung (60) zwischen dem zweitem Laufrad (4) und dem Führungskörper (11) erfolgt, wobei vorzugsweise am Kranz (4a) des zweiten Laufrades (4) mehrere Zapfen (61) angeordnet sind, welche in entsprechende Langlöcher (62) des Führungskörpers (11) eingreifen.
3. Getriebe (1) nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass jeder zweite Verdrängungskörper (8), wie an sich bekannt, an einem Ende sowohl radial verschiebbar, als auch schwenkbar in einer radialen Ausnehmung (7) des zweiten Laufrades (4) oder des Führungskörpers (11) und am anderen Ende unverschiebbar, aber schwenkbar in einer radialen Ausnehmung (44, 7) des Führungskörpers (11) bzw. des zweiten Laufrades (4) angeordnet ist.
4. Getriebe (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass der zweite Verdrängungskörper (8), wie an sich bekannt, an einem Ende eine zylindrische erste Verdickung (8a) aufweist, über welche der zweite Verdrängungskörper (8) in einer vorzugsweise zylindrischen Aus- nehmung (44, 7) des Führungskörpers (11) oder des zweiten Laufrades (4) schwenkbar gelagert ist.
5. Getriebe (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass der zweite Verdrängungskörper (8) an zumindest einem zweiten Ende eine vorzugsweise zylindrische zweite Verdickung (8b) aufweist, über welche der zweite Verdrängungskörper (8) in einer Ausnehmung (7, 44) des zweiten Laufrades (4) bzw. des Führungskörpers (11) sowohl radial verschiebbar, als auch gelagert ist.
6. Getriebe (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass der zweite Verdrängungskörper (8), wie an sich bekannt, an zumindest einem Ende radial verschiebbar in zumindest einem vorzugsweise zylindrischen Drehelement (8e) gelagert ist, welches Drehelement (8e) in einer zylindrischen Ausnehmung (7, 44) des zweiten Laufrades (4) bzw. des Führungskörpers (11) schwenkbar gelagert ist.
7. Getriebe (1) nach einem der Ansprüche 3 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen dem zweiten Verdrängungskörper (8) und der Ausnehmung (7) jeweils zumindest eine Strömungsverbindung (16) ausgebildet ist, welcher zumindest in einer Position des zweiten Verdrängungskörpers (8) ein Eindringen des Druckmediums in die Ausnehmung (7) und/oder ein Ausströmen des Druckmediums aus der Ausnehmung (7) erlaubt.
8. Getriebe (1) nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Strömungsverbindung (16) durch zumindest einen Überströmkanal (8c) in der ersten und/oder zweiten Verdickung (8a, 8b) und/oder im Drehelement (8e) gebildet ist.
9. Getriebe (1) nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass der Überströmkanal (8c) durch zumindest eine Steuerkante (8d) in zumindest zwei Bereiche getrennt ist, wobei die Steuerkante (8d) in zumindest einer Stellung des zweiten Verdrängungskörpers (8) das Ein- oder Ausströmen des Druckmediums in bzw. aus dem Überströmkanal (8c) unterbindet.
10. Getriebe (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass die Schluckvermögen des ersten und/oder zweiten Laufrades (3, 4), vorzugsweise unabhängig voneinander, durch zumindest ein erstes und/ oder zweites Verstellglied (30, 31) veränderbar sind.
11. Getriebe (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass das Volumenverhältnis der Druck- und Saugseite des Getriebes (1) und/oder der Druckwinkel (ß) des zweiten Laufrades (4) über zumindest ein drittes Verstellglied (40) veränderbar ist.
12. Getriebe (1) nach Ansprüche 10 oder 11, dadurch gekennzeichnet, dass der Abstand der Drehachse (3a, 4a) des ersten und zweiten Laufrades (3, 4) relativ zueinander durch das erste Verstellglied (30) im Wesentlichen in einer zur Drehachse (4a) des zweiten Laufrades (4) normalen ersten Verstellrichtung (Ri) verstellbar ist.
13. Getriebe (1) nach einem der Ansprüche 12, dadurch gekennzeichnet, dass die Drehachsen (3a, 4a) der Laufräder (3, 4) in einer Mittelstellung koaxial zueinander ausrichtbar sind, wobei diese Mittelstellung einer Drehzahl gleich Null am abgetriebenen Laufrad (4) entspricht.
14. Getriebe (1) nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, dass die Drehachse (3a, 4a) des ersten Laufrades (3) und/oder des zweiten Laufrades (3, 4) in zumindest zwei bezüglich der Mittelstellung diametral gegenüberliegende Betriebsstellungen bringbar ist, wobei den Betriebsstellungen unterschiedliche Drehrichtungen des abgetriebenen Laufrades (4) zugeordnet sind.
15. Getriebe (1) nach einem der Ansprüche 10 bis 14, dadurch gekennzeichnet, dass die Drehzahl und die Drehrichtung des abgetriebenen Laufrades (4) durch das erste Verstellglied (30) einstellbar ist.
16. Getriebe (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 15, dadurch gekennzeichnet, dass das zweite Laufrad (4) in einem schwenkbar mit dem Gehäuse (2) verbundenen Tragkörper (50) gelagert ist.
17. Getriebe (1) nach einem der Ansprüche 10 bis 16, dadurch gekennzeichnet, dass der Führungskörper (11) und der Tragkörper (50) durch das erste Verstellglied (30) im Wesentlichen in der ersten Verstellrichtung (Ri) verstellbar, vorzugsweise schwenkbar ist.
18. Getriebe (1) nach einem der Ansprüche 10 bis 17, dadurch gekennzeichnet, dass der Führungskörper (11) durch das zweite Verstellglied (31) im Wesentlichen in der ersten Verstellrichtung (R1) verstellbar, vorzugsweise schwenkbar ist.
19. Getriebe (1) nach einem der Ansprüche 10 bis 18, dadurch gekennzeichnet, dass das Drehmoment am abgetriebenen Laufrad (4) durch Verstellen des zweiten Verstellgliedes (31) variierbar ist.
20. Getriebe (1) nach einem der Ansprüche 10 bis 19, dadurch gekennzeichnet, dass der Führungskörper (11) durch das dritte Verstellglied (40) im Wesentlichen in einer zur Achse (4a) des zweiten Laufrades (4) und zur ersten Verstellrichtung (Ri) normalen zweiten Verstellrichtung (R2) verstellbar gelagert ist.
21. Getriebe (1) nach einem der Ansprüche 10 bis 20, dadurch gekennzeichnet, dass die Betätigung des ersten Verstellgliedes (30) und/oder des zweiten Verstellgliedes (31) und/oder dritten Verstellgliedes (40) über jeweils einen Exzenter (22, 26, 41) erfolgt.
22. Getriebe (1) nach einem der Ansprüche 10 bis 21, dadurch gekennzeichnet, dass der Führungskörper (11) in einem Verstellrahmen (24), vorzugsweise wälzgelagert, drehbar angeordnet ist, wobei der Verstellrahmen (24) besonders vorzugsweise über den Exzenter (41) des dritten Verstellgliedes (40) schwenkbar im Gehäuse (2) gelagert ist.
23. Getriebe (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 22, dadurch gekennzeichnet, dass das erste Laufrad (3) zumindest einen radialen ersten Steuerkanal (33) aufweist, welcher vorzugsweise zwischen zwei benachbarten ersten Verdrängungskörper (6) angeordnet ist, welcher mit zumindest einem axialen ersten Steuerkanal (33a) innerhalb der Laufradwelle (19) des ersten Laufrades (3) korrespondiert.
24. Getriebe (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 23, dadurch gekennzeichnet, dass das erste Laufrad (3) zumindest einen radialen zweiten Steuerkanal (34) aufweist, welcher im Bereich eines ersten Verdrängungskörper (6) angeordnet ist und vorzugsweise im Bereich der ersten Ausnehmungen (5) für die ersten Verdrängungskörper (6) mündet, wobei der zweite Steuerkanal (34) mit zumindest einem axialen zweiten Steuerkanal (34a) innerhalb der Laufradwelle (19) des ersten Laufrades (3) korrespondiert.
25. Getriebe (1) nach Anspruch 23 oder 24, dadurch gekennzeichnet, dass zumindest ein axialer Steuerkanal (33a, 34a) durch einen im Wesentlichen zylindrischen, axial in einen Hohlraum der Laufradwelle (19) eingeschobenen Steuerschaft (35) gebildet ist, wobei durch Drehen und/oder Verschieben des Steuerschaftes (35) gleichnamige radiale und axiale Steuerkanäle (33, 33a; 34, 34a) miteinander Strömungsverbindbar sind.
26. Getriebe (1) nach einem der Ansprüche 23 bis 25, dadurch gekennzeichnet, dass der Steuerschaft (35) ein viertes Verstellglied (70) ausbildet, wobei der Druckwinkel (α) des ersten Laufrades (3) durch Verdrehen und/oder Verschieben des Steuerschaftes (35) veränderbar ist.
27. Getriebe (1) nach einem der Ansprüche 23 bis 26, dadurch gekennzeichnet, dass zumindest ein axialer Steuerkanal (33a, 34a) vorzugsweise über ein Rückschlagventil mit einem Behälter für das Druckmedium verbunden ist.
28. Getriebe (1) nach einem der Ansprüche 23 bis 27, dadurch gekennzeichnet, dass zumindest ein axialer Steuerkanal (33a, 34a) mit einem Drucksensor in Verbindung steht.
29. Getriebe (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 27, dadurch gekennzeichnet, dass das erste Laufrad (3) und/oder die innere Lauffläche (9) des umgebenden zweiten Laufrades (4) konisch ausgebildet sind.
30. Getriebe (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 27, dadurch gekennzeichnet, dass das zweite Laufrad (4) stirnseitig, vorzugsweise über Schrauben (53), jeweils mit dichtenden Abschlusselementen (51, 52) verbunden ist.
PCT/AT2006/000286 2005-07-07 2006-07-04 Hydraulisches getriebe WO2007006064A1 (de)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
EP06741065A EP1899626A1 (de) 2005-07-07 2006-07-04 Hydraulisches getriebe

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
AT11522005A AT502908B1 (de) 2005-07-07 2005-07-07 Hydraulisches getriebe
ATA1152/2005 2005-07-07

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2007006064A1 true WO2007006064A1 (de) 2007-01-18

Family

ID=36952850

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/AT2006/000286 WO2007006064A1 (de) 2005-07-07 2006-07-04 Hydraulisches getriebe

Country Status (3)

Country Link
EP (1) EP1899626A1 (de)
AT (1) AT502908B1 (de)
WO (1) WO2007006064A1 (de)

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2008077812A1 (de) * 2006-12-22 2008-07-03 Josef Stollberger Hydraulisches getriebe
AT505627B1 (de) * 2007-11-06 2009-03-15 Josef Stollberger Antriebssystem für ein kraftfahrzeug

Citations (10)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE361221C (de) * 1917-12-20 1922-10-12 Erwin Sturm Fluessigkeits-Wechsel- und Wendegetriebe
US1497741A (en) * 1923-09-10 1924-06-17 Schneider Heinrich Fluid-operated change-speed gear
GB205815A (en) 1922-10-20 1924-09-18 Rudolf Loehnert Improvements in or relating to hydraulic change speed gears
GB400862A (en) 1933-04-27 1933-11-02 Arthur William Maseyk Improvements relating to hydraulic variable speed power transmission
US2434546A (en) 1942-09-18 1948-01-13 J H Weatherford Variable-speed hydraulic drive
FR1073662A (fr) * 1953-01-31 1954-09-28 Variateur de vitesse hydraulique utilisable notamment comme changement de vitesse automatique sur un véhicule automobile
FR1113870A (fr) * 1954-10-23 1956-04-05 Embrayage et variateur de vitesse hydromécanique
DE1962613A1 (de) 1969-12-13 1971-06-16 Klaus Renner Hydrostatisches Getriebe
US4793138A (en) 1986-09-08 1988-12-27 Pierburg Gmbh Hydrostatic drive with radially-nested radial-roller pump and motor having common displacement control ring
JPH06280967A (ja) 1992-03-30 1994-10-07 Yoshiki Ochiai 回転運動の無段変速装置

Patent Citations (10)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE361221C (de) * 1917-12-20 1922-10-12 Erwin Sturm Fluessigkeits-Wechsel- und Wendegetriebe
GB205815A (en) 1922-10-20 1924-09-18 Rudolf Loehnert Improvements in or relating to hydraulic change speed gears
US1497741A (en) * 1923-09-10 1924-06-17 Schneider Heinrich Fluid-operated change-speed gear
GB400862A (en) 1933-04-27 1933-11-02 Arthur William Maseyk Improvements relating to hydraulic variable speed power transmission
US2434546A (en) 1942-09-18 1948-01-13 J H Weatherford Variable-speed hydraulic drive
FR1073662A (fr) * 1953-01-31 1954-09-28 Variateur de vitesse hydraulique utilisable notamment comme changement de vitesse automatique sur un véhicule automobile
FR1113870A (fr) * 1954-10-23 1956-04-05 Embrayage et variateur de vitesse hydromécanique
DE1962613A1 (de) 1969-12-13 1971-06-16 Klaus Renner Hydrostatisches Getriebe
US4793138A (en) 1986-09-08 1988-12-27 Pierburg Gmbh Hydrostatic drive with radially-nested radial-roller pump and motor having common displacement control ring
JPH06280967A (ja) 1992-03-30 1994-10-07 Yoshiki Ochiai 回転運動の無段変速装置

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
PATENT ABSTRACTS OF JAPAN vol. 1995, no. 01 28 February 1995 (1995-02-28) *

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2008077812A1 (de) * 2006-12-22 2008-07-03 Josef Stollberger Hydraulisches getriebe
AT505627B1 (de) * 2007-11-06 2009-03-15 Josef Stollberger Antriebssystem für ein kraftfahrzeug

Also Published As

Publication number Publication date
EP1899626A1 (de) 2008-03-19
AT502908A1 (de) 2007-06-15
AT502908B1 (de) 2007-08-15

Similar Documents

Publication Publication Date Title
EP1776525B1 (de) Hydrostatischer kreiskolbenmotor
DE3334919A1 (de) Fluegelradpumpe mit variabler foerderleistung
EP0808421B1 (de) Verstellbare hydrostatische pumpe
WO2007118624A1 (de) Hydrostatische kolbenmaschine mit drehbarer steuerscheibe
DE1453654A1 (de) Hydraulische Einrichtung
DE3333812C2 (de) Schwenktrommel-Axialkolbenmaschine
DE1403883A1 (de) Als Pumpe oder Motor verwendbare hydrostatische Maschine
WO1996023670A1 (de) Antriebsvorrichtung, insbesondere radantrieb für kettenfahrzeuge
EP0401408A1 (de) Radialkolbenmaschine
DE2853916A1 (de) Membranpumpe
DE3209640A1 (de) Hydraulikpumpe
AT502908B1 (de) Hydraulisches getriebe
EP0846861A1 (de) Stufenlos verstellbare Zahnringpumpe
DE10164813B4 (de) Drehkolbenpumpe
DE4135904A1 (de) Kolbenpumpe, insbesondere radialkolbenpumpe
AT504697B1 (de) Hydraulisches getriebe
DE1943203A1 (de) Rotationspumpe
DE102004021216A1 (de) Hochdruck-Innenzahnradmaschine mit mehrfacher hydrostatischer Lagerung pro Hohlrad
EP1899630A1 (de) Hydraulisches getriebe
DE3726800A1 (de) Fluegelzellenmaschine
DE2610412C2 (de) Axialkolbenpumpe
DE2921765A1 (de) Anordnungen in hydrostatischen aggregaten, insbesondere radialkolben-aggregaten und deren teilen
DE2911609A1 (de) Membranpumpe
DE3511168A1 (de) Servolenkung fuer fahrzeuge
DE940750C (de) Automatisches Fluessigkeitsgetriebe, insbesondere fuer Kraftfahrzeuge

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application
WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 2006741065

Country of ref document: EP

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

WWW Wipo information: withdrawn in national office

Country of ref document: DE

WWP Wipo information: published in national office

Ref document number: 2006741065

Country of ref document: EP