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Die vorliegende Erfindung betrifft ein stufenlos
verstellbares Getriebe und einen Verteilerring zum sukzessiven
Verteilen von Öl, das aus einer Hydraulikpumpe einem Hydraulikmotor
vom Typ variabler Verdrängung zugeführt wird in einem
hydraulisch betriebenem stufenlos verstellbaren Getriebe, in
welchem die Hydraulikpumpe und der Hydraulikmotor durch einen
geschlossenen Hydraulikkreislauf miteinander verbunden sind.
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Zur Verwendung in Kraftfahrzeugen wurden verschiedene
hydraulisch betriebene stufenlos verstellbare Getriebe des Typs
vorgeschlagen, die enthalten: eine Axialkolbenpumpe, deren
Pumpenzylinder mit einer Eingangswelle gekoppelt ist und
deren Pumpenkolben jeweils in einer Anzahl Zylinderlöcher
gleitend angeordnet sind, die in dem Pumpenzylinder in einer
Ringanordnung um den Drehmittelpunkt des Pumpenzylinders
angeordnet sind; einen
Taumelscheibenaxialkolben-Hydraulikmotor, dessen Motorzylinder mit einer Ausgangswelle gekoppelt
ist und dessen Motorkolben, jeweils in einer Anzahl
Zylinderlöcher gleitend angeordnet sind, die in dem Motorzylinder in
einer Ringanordnung um den Drehmittelpunkt des Motorzylinders
angeordnet sind; wobei die Pumpe und der Motor durch einen
geschlossenen Hydraulikkreislauf miteinander verbunden sind,
wie allgemein in dem US-Patent Nr. 2,777,286 gezeigt. Kraft
wird durch Relativdrehung zwischen dem Motorzylinder und dem
Pumpenzylinder übertragen.
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Wie beispielsweise aus den japanischen Patentschriften Nr.
32-7159 und 41-3208 bekannt, sind in dem Motorzylinder in
einer Ringanordnung um die Drehachse des Motorzylinders herum
mit im wesentlichen gleichen Winkelabständen
Verbindungsöffnungen in Verbindung mit den jeweiligen Zylinderlöchern des
Motorzylinders angeordnet und an dessen axialer Endfläche
offen. Ein ringförmiger Verteilerring ist bezüglich der
Drehachse des Motorzylinders exzentrisch angeordnet und ist
im Gleitkontakt mit der Endfläche des Motorzylinders
gehalten. Von der Pumpe abgegebenes Öl wird in den Verteilerring
eingeführt, während von dem Motorzylinder abgegebenes Öl um
den Verteilerring herum eingeführt wird.
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Die Auslaß- und Einlaßöffnungen der Pumpe werden sukzessiv
mit den Verbindungsöffnungen in dem Motorzylinder in
Verbindung gebracht, und zwar in Antwort auf Relativdrehung
zwischen dem Verteilerring und dem Motorzylinder, um die im
Winkel angeordneten Motorkolben hin und her zu bewegen.
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Ein anderer bekannter Verteilerring hat eine Saugöffnung zum
Einführen von aus der Pumpe abgegebenem Öl in diejenigen
Zylinderlöcher, die sich im Expansionshub befinden, und eine
Auslaßöffnung zur Abgabe von Öl aus denjenigen
Zylinderlöchern, die sich im Kontraktionshub befinden, wobei die Saug-
und Ablaßöffnungen bogenförmig entlang der Ringanordnung der
Verbindungsöffnungen angeordnet sind. In dieser Anordnung
werden die im Winkel angeordneten Verbindungsöffnungen
sukzessiv mit den Saug- und Auslaßöffnungen des Verteilerrings
in Verbindung gebracht, und zwar in Antwort auf Drehung des
Motorzylinders, um die Motorkolben zum Ansaugen und Abgeben
von Arbeitsöl wiederholt hin und her zu bewegen.
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Jedoch ist bei diesen Anordnungen der Verteilerring Kräften
ausgesetzt, die dazu neigen, den Verteilerring unter einem
von der Pumpe abgegebenen relativ hohen Öldruck und einem von
dem Motor abgegebenen relativ geringen Öldruck gegen die
Endfläche des Motorzylinders zu drücken, und er ist weiter
Kräften ausgesetzt, die dazu neigen, den Verteilerring unter
dem Innendruck der Zylinderlöcher von der
Motorzylinderendfläche weg zu trennen. Die Mitte der Druckkräfte fluchtet mit
der Mittelachse des Verteilerrings, wenn die Druck tragende
Fläche des Verteilerrings entlang seinem Umfang gleichförmig
ist. Weil beispielsweise bei Beschleunigung der Druck in den
im Kontraktionshub befindlichen Zylinderlöchern größer ist
als der Druck in den im Expansionshub befindlichen
Zylinderlöchern, wird der Mittelpunkt der Trennkräfte zu derjenigen
Gruppe von Verbindungsöffnungen verschoben, die sich im
Expansionshub befinden. Es stellte sich weiter heraus, daß
bei Drehung des Motorzylinders mit hoher Drehzahl die
Druckverteilung zwischen dem Motorzylinder und dem Verteilerring
dazu neigt, in Drehrichtung zu verlaufen, was den Mittelpunkt
der Trennkräfte zum unteren Totpunkt hin verschiebt (das ist
der Punkt, an dem der Expansionshub endet). Ein auf den
Verteilerring aufgrund der Abweichung zwischen dem
Mittelpunkt der Druckkräfte und dem Mittelpunkt der Trennkräfte
wirkendes Ungleichgewichtsmoment macht den Spalt zwischen der
Endfläche des Motorzylinders und der Fläche des
Verteilerrings, die sich an der Motorzylinderendfläche abstützt,
unregelmäßig. Dies hat eine Erhöhung des Ölverlusts aus dem
Spalt zur Folge, was eine Minderung der volumetrischen
Wirkung des Hydraulikmotors zur Folge hat. Wenn die Druckkräfte
erhöht würden, um die genannten Nachteile überwinden zu
wollen, dann würde der Druck auf die Stützflächen erhöht
werden und es träten verschiedene Probleme auf, wie etwa
Reibung, Abnutzung, Festfressen etc..
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Aus der JP-A-41 003 208 ist es bekannt, ein hydraulisch
betriebenes stufenlos verstellbares Getriebe vorzusehen,
umfassend: einen Hydraulikmotor vom Typ variabler Verdrängung
mit einem Motorzylinder, der mit einer Ausgangswelle
gekoppelt ist und Motorkolben enthält, die in einer Anzahl
Zylinderbohrungen jeweils gleitend angeordnet sind, die in einer
die Drehmittel des Motorzylinders umgebenden Ringanordnung
vorgesehen sind, und eine mit einer Eingangswelle gekoppelte
Hydraulikpumpe, wobei der Hydraulikmotor und die
Hydraulikpumpe durch einen geschlossenen Hydraulikkreislauf
miteinander verbunden sind, und einen Verteilerring mit einer
Ringfläche, die gegen eine Endfläche des Motorzylinders
relativ drehbar und gleitend gehalten ist, um das Einführen
des Arbeitsöls in die Zylinderbohrungen und das Abgeben des
Arbeitsöls aus den Zylinderbohrungen in Antwort auf Drehung
des Motorzylinders sukzessiv umzuschalten.
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Die vorliegende Erfindung ist dadurch gekennzeichnet, daß der
Verteilerring eine asymmetrische Hydraulikdrucklagerfläche
aufweist, um Kräfte, die den Verteilerring relativ zu dem
Motorzylinder zum Kippen bringen wollen, zu minimieren.
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Mittels dieser Anordnung ist der Verteilerring so angeordnet,
daß er den Mittelpunkt von zwischen einem Motorzylinder und
dem Verteilerring wirkenden Druckkräften in Ausrichtung mit
dem Mittelpunkt von dazwischen wirkenden Trennkräften
bringt.
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Mit der obigen Anordnung werden die Endfläche des
Motorzylinders und der Verteilerring unter gleichförmigem
Oberflächendruck gegeneinander gehalten, und die den Motorzylinder und
den Verteilerring gegeneinander drückende Kräfte werden
minimiert, wodurch man einen Ölverlust von zwischen dem
Motorzylinder und dem Verteilerring vermeidet.
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Nachfolgend werden einige Ausführungen der vorliegenden
Erfindung im Detail beispielshalber und unter Bezug auf die
beigefügten Zeichnungen beschrieben, wobei:
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Fig. 1 ist eine Längsschnittansicht eines hydraulisch
betriebenen stufenlos verstellbaren Getriebes gemäß einer
Ausführung der vorliegenden Erfindung;
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Fig. 2 zeigt die Beziehung zwischen einem
Verteilerring und Verbindungsöffnungen;
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Fig. 3 ist eine Endansicht des Verteilerrings, von
einer Festwelle her gesehen;
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Fig. 4 ist eine Querschnittsansicht entlang Linie IV-
IV in Fig. 3;
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Fig. 5 ist eine Endansicht eines Verteilerrings gemäß
einer modifizierten Ausführung, von einem Verteilerglied her
gesehen;
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Fig. 6 ist eine Schnittansicht entlang Linie VI-VI in
Fig. 5;
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Fig. 7 ist eine Endansicht ähnlich Fig. 5, die eine
noch weitere Ausführung zeigt;
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Fig. 8 ist eine Schnittansicht entlang Linie VIlI-VIII
in Fig. 7; und
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Fig. 9 ist eine teilweise weggeschnittene
Perspektivansicht eines an einer Festwelle angebrachten
Verteilerrings.
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Unter Bezug insbesondere auf Fig. 1 umfaßt das hydraulisch
betätigte stufenlos verstellbare Getriebe zur Verwendung in
einem Kraftfahrzeug eine Hydraulikpumpe P und einen
Hydraulikmotor M, die in einem Getriebegehäuse 1 aufgenommen sind,
welches aus einem Paar in Längsrichtung getrennter
Gehäuseteile 1a, 1b zusammengesetzt ist.
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Die Hydraulikpumpe P hat einen Pumpenzylinder 4, der auf
einem Ende 3 einer Eingangswelle 2 durch Keilnuten befestigt
ist, mehrere Zylinderlöcher oder Bohrungen 5, die in dem
Pumpenzylinder 4 in einer Ringanordnung um die Eingangswelle
2 herum und zu dieser konzentrisch angeordnet sind und
parallel zu der Eingangswelle 2 verlaufen, und mehrere
Pumpenkolben 6, die in die jeweiligen Zylinderlöcher 5 gleitend
eingepaßt sind. Die Hydraulikpumpe P kann durch die Kraft
eines Motors (nicht gezeigt) angetrieben werden, die durch
ein mit dem gegenüberliegenden Ende der Eingangswelle 2
gekoppeltes Schwungrad 7 übertragen wird.
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Der Hydraulikmotor M hat einen Motorzylinder 8, der den
Pumpenzylinder 4 umgibt, mehrere Zylinderlöcher oder
Bohrungen 9, die in dem Motorzylinder 8 in einer Ringanordnung um
die Eingangswelle 2 herum und zu dieser konzentrisch
angeordnet sind und zu der Eingangswelle 2 parallel verlaufen, und
mehrere Motorkolben 10, die in die jeweiligen Zylinderlöcher
9 gleitend eingepaßt sind. Der Hydraulikmotor M ist relativ
zu dem Pumpenzylinder 4 in zu diesem konzentrischer Anordnung
drehbar.
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Der Motorzylinder 8 hat axial gegenüberliegende Enden, an
denen jeweils ein Paar Haltewellen 11a, 11b angeordnet sind.
Die Haltewelle 11a ist durch ein Kugellager 12 an der axialen
Endwand des Gehäuseteils 1b drehbar gehalten, und die
Haltewelle 11b ist durch ein Nadellager 13 an der axialen Endwand
des Gehäuseteils 1a drehbar gehalten. Eine Halteplatte 14 ist
durch Bolzen 15 an der axialen Endwand des Gehäuseteils 1b
gehalten. Das Kugellager 12 und die Haltewelle 11a sind somit
an dem Gehäuseteil 1b gegen Axialbewegung fest gesichert. Die
andere Haltewelle 11b umfaßt ein integrales Stirnrad 16 zur
Übertragung von Ausgangskraft des Hydraulikmotors M durch
einen Differentialgetriebemechanismus (nicht gezeigt) auf ein
außen liegendes Teil.
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Eine mit einem Winkel zu den Pumpenkolben 6 geneigte
Pumpentaumelscheibe 17 ist radial innerhalb des Motorzylinders 8
fest angebracht. Ein ringförmiger Pumpenschuh 18 ist auf
einer geneigten Fläche der Pumpentaumelscheibe 17 drehbar und
gleitend gehalten.
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Jeder der Pumpenkolben 6 hat ein Sackloch 19, das zu der
Pumpentaumelscheibe 17 hin offen ist. Eine in das Sackloch 19
eingesetzte Verbindungsstange 20 ist bezüglich dem
Pumpenkolben 6 durch ein Kugelgelenk 21a am Innenende der
Verbindungsstange 20 schwenkbeweglich. Die Verbindungsstange 20 steht
aus dem jeweiligen Pumpenkolben 6 aus dem Sackloch 19 hervor
und ist bezüglich dem Pumpenschuh 18 durch ein Kugelgelenk
21b am außen vorstehenden Ende der Verbindungsstange 20
schwenkbeweglich.
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Der ringförmige Pumpenschuh 18 ist mit seiner
Außenumfangsfläche durch ein Nadellager 22 in dem Motorzylinder 8
gehalten. Der ringförmige Pumpenschuh 18 hat eine Ringstufe 23,
die in seiner den Pumpenkolben 6 gegenüberstehenden
Innenumfangsfläche vorgesehen ist. Ein in der Ringstufe 23 laufender
Druckring 24 drückt den Pumpenschuh 18 zu der
Pumpentaumelscheibe hin, und zwar unter der Federkraft einer
Druckspiralfeder 26, die unter Druck um die Eingangswelle 2 herum
angeordnet ist und auf einen gegen den Druckring 24
gehaltenen Federhalter 25 wirkt.
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Der Federhalter 25 ist auf Keilnuten 27 an die Eingangswelle
2 gleitend aufgepaßt und hat eine teilweise kugelige
Oberfläche, die mit einer komplementären teilweise kugeligen
Oberfläche des Druckrings 24 in Kontakt steht. Daher ist der
Federhalter 25 eng gegen den Druckring 24 gehalten, um die
Federkraft von der Feder 26 auf den Druckring 24 unabhängig
davon zu übertragen, wie der Federhalter 25 und der Druckring
24 relativ zueinander positioniert sind.
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Somit kann der Pumpenschuh 18 in einer festen Position auf
der Pumpentaumelscheibe 17 jederzeit gleitend gedreht
werden.
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Der Pumpenschuh 18 hat an seiner dem Pumpenzylinder 4
gegenüberstehenden Endfläche einen Zahnkranz 28, welcher Zahnkranz
28 um den Außenumfang des Pumpenschuhs 18 herum verläuft. Ein
Kegelrad 29 mit der gleichen Zahnanzahl wie des Zahnkranzes
28 ist an dem Außenumfang des Pumpenzylinders 4 befestigt und
steht mit dem Zahnkranz 28 in Eingriff. Wenn der
Pumpenzylinder 4 durch die Eingangswelle 2 zur Drehung angetrieben wird,
dann wird der Pumpenschuh 18 durch die in Eingriff stehenden
Zahnräder 28, 29 synchron mit dem Pumpenzylinder 4 gedreht.
Während Drehung des Pumpenschuhs 18 werden diejenigen
Pumpenkolben, die entlang einer ansteigenden Seite der geneigten
Fläche der Pumpentaumelscheibe 17 laufen, durch die
Pumpentaumelscheibe 17, den Pumpenschuh 18 und die
Verbindungsstangen 20 in einen Entladehub bewegt, und diejenigen
Pumpenkolben 6, die entlang einer absteigenden Seite der
geneigten Fläche der Pumpentaumelscheibe 17 laufen, werden in
einen Saughub bewegt.
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Zwischen der Außenumfangsfläche des Kegelrads 29 und der
Innenumfangsfläche des Motorzylinders 8 ist ein Nadellager 30
angeordnet. Daher wird die konzentrische Relativdrehung des
Pumpenzylinders 4 und des Motorzylinders 8 mit vergrößerter
Genauigkeit durchgeführt.
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Der Pumpenschuh 18 umfaßt Hydrauliktaschen 31, die in seiner
gegen die Pumpentaumelscheibe 17 gehaltenen Oberfläche
vorgesehen und bezüglich der Verbindungsstangen 20 ausgerichtet
angeordnet sind. Die Hydrauliktaschen 31 stehen mit
jeweiligen Ölkammern in dem Pumpenzylinder 4 durch in dem
Pumpenkolben 6 vorgesehene Öllöcher 32, in den
Verbindungsstangen 20 vorgesehene Öllöcher 33 und in dem Pumpenschuh 18
vorgesehene Öllöcher 34 in Verbindung. Während der
Pumpenzylinder 4 in Betrieb ist, wird in dem Pumpenzylinder unter
Druck stehendes Öl den Hydrauliktaschen 31 zugeführt, um an
den Pumpenschuh 18 einen Hydraulikdruck in einer Richtung
anzulegen, um die durch die Pumpenkolben 6 auf den
Pumpenschuh 18 angelegte Druckkraft zu übertragen. Daher dient das
den Hydrauliktaschen 31 zugeführte Öl zur Minderung des
Drucks, unter dem der Pumpenschuh 18 mit der
Pumpentaumelscheibe 17 in Kontakt steht, und weiter zur Schmierung der
gegenseitigen Gleitflächen des Pumpenschuhs 18 und der
Pumpentaumelscheibe 17.
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Eine Motortaumelscheibe 35 ist in dem Getriebegehäuse 1 durch
ein Paar Schwenkzapfen 36 neigbar gehalten, die von
gegenüberliegenden Seiten der Motortaumelscheibe 35 vorstehen,
welche den Motorkolben 10 gegenüberliegend gehalten ist. Die
Motortaumelscheibe 35 hat eine geneigte Oberfläche, auf der
ein Motorschuh 37 gleitend angeordnet ist, der mit
Kugelgelenken 18 an den Außenenden der Motorkolben 10 schwenkbar
gekoppelt ist.
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Jeder Motorkolben 10 bewegt sich in Expansions- und
Kompressionshüben hin und her, während sich der Motorzylinder 8
dreht. Der Hub der Motorkolben 10 kann von Null zu einem
Maximalwert stufenlos verstellt werden dadurch, daß man den
Neigungswinkel der Motortaumelscheibe 35 aus einer vertikalen
Position (mit Doppelpunkt-Strich-Linien dargestellt), in der
die Motortaumelscheibe 35 rechtwinklig zu den Motorkolben 10
ausgerichtet ist, zu einer am meisten geneigten Position (mit
durchgehenden Linien dargestellt) ändert.
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Der Motorzylinder 8 umfaßt axial getrennte erste bis vierte
Teile oder Segmente 8a bis 8d. Das erste Teil 8a umfaßt die
Haltewelle 11b und nimmt die Pumpentaumelscheibe 17 auf. Das
zweite Teil 8b hat Führungslochabschnitte der Zylinderlöcher
9, in denen die Motorkolben 10 jeweils gleitend eingesetzt
und geführt sind. Die dritten und vierten Teile 8c, 8d
enthalten von den Führungslochabschnitten der Zylinderlöcher 9
wegführende Ölkammern 39, welche Ölkammern 39 einen
geringfügig größeren Durchmesser als die Führungslochabschnitte der
Zylinderlöcher 9 haben. Das dritte Teil 8c dient als ein
Verteilerglied 40 mit zu den Zylinderlöchern 5, 9 führenden
Ölpassagen, und das vierte Teil 8d umfaßt die Haltewelle
11a.
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Die ersten, zweiten, dritten und vierten Teile 8a, 8b, 8c und
8d sind beispielsweise durch in ihre gegenüberstehenden
Endflächen eingesetzte Paßstifte relativ positioniert und
durch mehrere Bolzen 41a, 41b fest miteinander verbunden.
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Die Eingangswelle 2 hat einen Ausgangsendabschnitt, der
mittig in der Haltewelle 11b des Motorzylinders 8 durch
Nadellager 42 drehbar gehalten ist, und einen
Innenendabschnitt, der zentral in dem Verteilerglied 40 durch ein
Nadellager 43 drehbar gehalten ist.
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Die Feder 26 ist unter Druck zwischen den Pumpenzylinder 4
und den Federhalter 25 eingesetzt, um den Pumpenzylinder 4
gegen das Verteilerglied 40 zu drücken und um hierdurch einen
Ölverlust von zwischen den Gleitflächen des Pumpenzylinders 4
und des Verteilerglieds 40 zu verhindern. Die Federkraft der
Feder 26 wirkt weiter, um den Federhalter 25, den Druckring
24, den Pumpenschuh 18 und die Pumpentaumelscheibe 17 wie
oben beschrieben in dem Motorzylinder 8 festzuhalten.
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Die Haltewelle 11a hat eine Hohlstruktur, in die eine
Festwelle 44 zentral eingesetzt ist. Ein Verteilerring 45 ist
durch einen dazwischen eingesetzten O-Ring fluiddicht auf das
Innenende der Festwelle 44 aufgepaßt. Der Verteilerring 45
hat eine axiale Endfläche, die in Gleitkontakt mit dem
Verteilerglied 40 gehalten ist. Das vierte Teil 8d des
Motorzylinders 8 hat einen inneren Hohlraum 46, der durch den
Verteilerring 45 in eine innere Ölkammer 46a und eine äußere
Ölkammer 46b unterteilt ist.
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Das Verteilerglied 40 hat eine Auslaßöffnung 47 und eine
Einlaßöffnung 48. Die Auslaßöffnung 47 ergibt eine
Fluidverbindung zwischen denjenigen Zylinderlöchern 5, die die im
Entladehub befindlichen Pumpenkolben 6 aufnehmen, und der
inneren Ölkammer 46a. Die Einlaßöffnung 4B ergibt eine
Fluidverbindung zwischen denjenigen Zylinderlöchern 5, die die im
Saughub befindlichen Pumpenkolben 6 aufnehmen, und der
äußeren Ölkammer 46b. Das Verteilerglied 40 enthält weiter
mehrere Verbindungsöffnungen 49, durch die die Zylinderlöcher 9
des Motorzylinders 8 mit dem Innenraum 46 des vierten Teils
8d in Verbindung stehen.
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Die Verbindungsöffnungen 49 öffnen sich in den Innenraum 46
an Stellen mit gleichem Abstand voneinander auf einem Kreis
um die Drehachse des Hydraulikmotors M. In Antwort auf
Drehung des Motorzylinders B werden die Verbindungsöffnungen 49
durch den gegen das Verteilerglied 40 gleitend gehaltenden
Verteilerring 45 dazu gebracht, mit den inneren und äußeren
Ölkammern 46a, 46b sukzessiv in Verbindung zu treten.
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Daher ist zwischen der Hydraulikpumpe P und dem
Hydraulikmotor M durch das Verteilerglied 40 und den Verteilerring 45
ein geschlossener Hydraulikkreislauf gebildet. Wenn der
Pumpenzylinder 4 durch die Eingangswelle 2 angetrieben wird,
fließt durch die Pumpenkolben 6 im Entladehub abgegebenes
Hochdruckarbeitsöl aus der Auslaßöffnung 47 durch die innere
Ölkammer 46a und die mit der inneren Ölkammer 46a in
Verbindung
stehenden Verbindungsöffnungen 49 in diejenigen
Zylinderlöcher 9, die die in dem Expansionshub befindlichen
Motorkolben 10 aufnehmen, so daß auf diese Motorkolben 10
eine Last wirkt.
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Von den im Kontraktionshub befindlichen Motorkolben 10
abgegebenes Arbeitsöl fließt durch die mit der äußeren Ölkammer
46b in Verbindung stehenden Verbindungsöffnungen 49 und die
Einlaßöffnung 48 in diejenigen Zylinderlöcher 5, die die im
Saughub befindlichen Pumpenkolben 6 aufnehmen. Durch diesen
Ölkreislauf wird der Motorzylinder B angetrieben durch die
Summe aus dem Reaktionsdrehmoment, das von den Pumpenkolben 6
im Entladehub durch die Pumpentaumelscheibe 17 auf den
Motorzylinder 8 wirkt, und dem Reaktionsdrehmoment, das durch die
Motorkolben 10 im Expansionshub von der Motortaumelscheibe 35
aufgenommen wird.
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Das Übertragungsverhältnis des Motorzylinders B auf den
Pumpenzylinder 4 ist durch folgende Gleichung gegeben:
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Übertragungsverhältnis = Drehzahl des Pumpenzylinders 4/Drehzahl des Motorzylinders 8
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= 1 + Verdrängung des Hydraulikmotors M/Verdrängung der Hydraulikpumpe P
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Aus der obigen Gleichung ist ersichtlich, daß das
Übertragungsverhältnis von 1 auf einen erwünschten Wert dadurch
variiert werden kann, daß man die Verdrängung des
Hydraulikmotors M von Null auf einen bestimmten Wert ändert.
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Weil die Verdrängung des Hydraulikmotors M durch den Hub der
Motorkolben 10 bestimmt ist, kann das Übertragungsverhältnis
stufenlos von 1 auf einen bestimmten Wert dadurch eingestellt
werden, daß man die Motortaumelscheibe 35 von der vertikalen
Position auf eine bestimmte geneigte Position kippt.
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Ein Hydraulikverhältnis-ändernder Servomotor S1 zum Kippen
der Motortaumelscheibe 35 ist in einem oberen Abschnitt des
Getriebehäuses 1 angeordnet. Der Verhältnis-ändernde
Servomotor S1 hat eine Kolbenstange 50, deren eines Ende in das
Getriebegehäuse 1 vorsteht. Das vorstehende Ende der
Kolbenstange 50 ist mit der Motortaumelscheibe 35 durch ein
Verbindungsglied 51 und Schwenkzapfen gekoppelt. Der Servomotor S1
hat ein Pilotventil 52, und das durch die Halteplatte 14
vorstehende Außenende des Pilotventils 52 ist mit einem
Nockenmechanismus C1 gekoppelt. Die Motortaumelscheibe 35 ist
durch den Servomotor S1 und den Nockenmechanismus C1 mittels
einer Steuervorrichtung (nicht gezeigt) ferngesteuert.
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Der Verhältnis ändernde Servomotor S1 entspricht einer
bekannten Bauart, in welcher ein Kolben durch folgen der
Bewegung des Pilotventils 52 in verstärkter Bewegung hin und her
betätigt wird, was durch die Steuervorrichtung vorgegeben
ist. In Antwort auf Betrieb des Servomotors S1 kann die
Motortaumelscheibe 35 stufenlos im Winkel verstellt oder von
der am meisten geneigten Position, die in Fig. 1 mit
durchgehender Linie gezeigt ist und bei der das
Übertragungsverhältnis maximal ist, zu einer am wenigsten geneigten Position,
die durch die imaginären (Doppelpunkt-Strich) Linien
dargestellt ist und bei der das Übertragungsverhältnis minimal
ist, eingestellt werden.
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Zwischen der Motortaumelscheibe 35 und der Endwand des
Gehäuseteils 1a befindet sich ein Anschlag 53, um die
mechanische am wenigsten geneigte Position der Motortaumelscheibe 35
zu begrenzen.
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Die Festwelle 44 ist eine Hohlkonstruktion, deren Umfangswand
radiale Verbindungsöffnungen 54a, 54b aufweist, durch die die
inneren und äußeren Ölkammern 46a, 46b miteinander in
Verbindung stehen. Ein zylindrisches Kupplungsventil 55 sitzt in
dem Innenraum der Festwelle 44, um die Öffnungen 54a, 54b
selektiv zu öffnen und zu schließen. Das Kupplungsventil 55
ist durch ein Nadellager 56 zu der Festwelle 44 relativ
drehbar gehalten. Das Kupplungsventil 55 dient als Kupplung
zum selektiven Verbinden und Trennen der Hydraulikpumpe P und
des Hydraulikmotors M. Das Kupplungsventil 55 ist mit einer
Kupplungssteuereinheit (nicht gezeigt) betriebsmäßig
gekoppelt. Wenn die Öffnungen 54a, 54b vollständig geöffnet sind,
ist die Kupplung in einer "AUS"-Position. Wenn die Öffnungen
54a, 54b teilweise geöffnet sind, ist die Kupplung in einer
"teilweisen AN"-Position. Wenn die Öffnungen 54a, 54b
vollständig geschlossen sind, ist die Kupplung in einer "AN"
Position. Wenn die Kupplung wie dargestellt AUS ist, fließt
von der Auslaßöffnung 47 in die innere Ölkammer 46a
abgegebenes Arbeitsöl durch die Öffnungen 54a, 54b und die äußere
Ölkammer 46b direkt in die Einlaßöffnung 48, wodurch der
Hydraulikmotor M außer Betrieb geht. Wenn die Kupplung AN
ist, wird der obige Ölfluß unterbrochen und Arbeitsöl kreist
von der Hydraulikpumpe P zu dem Hydraulikmotor M, wodurch die
Hydraulikkraft von der Hydraulikpumpe P auf den
Hydraulikmotor M übertragen werden kann.
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Ein Servomotor S2 zum selektiven Herstellen und Unterbrechen
des Hydraulikkreislaufs liegt zentral in dem hohlen
Kupplungsventil 55. Der Servomotor S2 ist mit dem Verhältnis
ändernden Servomotor S1 durch den Nockenmechanismus C1
betriebsmäßig gekoppelt. Wenn ein Pilotventil 57 des
Servomotors S2, das von der Halteplatte 14 vorsteht, gedrückt wird,
verschließt ein Schuh 58 am distalen Ende des Servomotors 52
das offene Ende der Auslaßöffnung 47 in dem Verteilerglied
40, um hierbei den Arbeitsölfluß von der Auslaßöffnung 47 in
die innere Ölkammer 46a zu unterbrechen. Wenn somit der
Ölfluß unterbrochen ist, sind die Pumpenkolben 6 hydraulisch
blockiert und die Hydraulikpumpe P und der Hydraulikmotor M
sind direkt miteinander verbunden, so daß der Motorzylinder 8
von dem Pumpenzylinder 4 durch die Pumpenkolben 6 und die
Pumpentaumelscheibe 17 mechanisch angetrieben werden kann.
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Die Hydraulikpumpe P und der Hydraulikmotor M sind auf diese
Weise direkt miteinander verbunden, wenn die
Motortaumelscheibe 35 für das minimale Übertragungsverhältnis vertikal
angeordnet ist. In dieser Übertragungsposition ist die
Wirksamkeit der Kraftübertragung von der Eingangswelle auf die
Ausgangswelle erhöht, und die von den Motorkolben 10 auf die
Motortaumelscheibe 35 angelegte Last wird vermindert, wodurch
die Belastungen der Lager und anderer Teile vermindert wird.
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Der Nockenmechanismus C1, die Halteplatte 14 und andere Teile
sind mit einer Endabdeckung 59 verschlossen, die an dem
rechtsseitigen Ende des Getriebegehäuses 1 angebracht ist.
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Wie in Fig. 2 dargestellt hat der Verteilerring 45 eine
Ringform und ist gegen die Endfläche des Verteilerglieds 40
gehalten, wobei sein Mittelpunkt von dem Mittelpunkt der
Ringanordnung der Verbindungsöffnungen 49 zu denjenigen
Zylinderlöchern hin verschoben ist, die sich im Expansionshub
befinden. In Antwort auf Drehung des Verteilerglieds 40 führt
der Verteilerring 45 von der Pumpe in die Zylinderlöcher 9
abgegebenes Öl durch diejenigen Verbindungsöffnungen 49, die
zur inneren Ölkammer 46a offen sind, die die Pumpenkolben 10
in den Expansionshub bringen, und er gibt in Abhängigkeit vom
Kontraktionshub der Pumpenkolben 10 weiter Arbeitsöl aus
denjenigen Verbindungsöffnungen 49 aus, die zur äußeren
Ölkammer 46b hin offen sind.
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Wie in den Fig. 3 und 4 dargestellt, hat der Verteilerring 45
eine im wesentlichen zylindrische Form und hat weiter ein
Aufnahmeloch 45c, in das ein freier Endabschnitt der
Festwelle 44 eingepaßt ist. Das Aufnahmeloch 45c ist mit seinem
Mittelpunkt von dem Mittelpunkt des Verteilerrings 45 zur
Expansionshubseite hin um einen Abstand L1 und zu dem unteren
Totpunkt hin um einen Abstand L2 verschoben. Mit dieser
Anordnung wird der Großteil einer Axialdruck tragenden Fläche
Ai innerhalb der inneren Ölkammer 46a zu der
Expansionshubseite und zum unteren Totpunkt hin verschoben, und
daher ist eine in die äußere Ölkammer 46b weisende
Axialdruck tragende Fläche Ao zu der Kontraktionshubseite und zu
dem oberen Totpunkt hin verschoben.
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Unter dem Innendruck in den Zylinderlöchern 9 entwickelte
Trennkräfte wirken zwischen dem Verteilerglied 40 und dem
Verteilerring 45. Wie oben beschrieben, neigt der Mittelpunkt
solcher Trennkräfte dazu, daß er bei Beschleunigung zu der
Expansionshubseite und zu dem unteren Totpunkt hin verschoben
wird, und daß er bei Verzögerung während Motorbremsung in die
entgegengesetzte Richtung verschoben wird.
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Gemäß der vorliegenden Ausführung werden die Axialdruck
tragenden Flächen Ai, Ao des Verteilerrings 45 exzentrisch
von dem Mittelpunkt des Verteilerrings 45 wie oben
beschrieben verschoben, so daß die Mitte der Druckkräfte F1 aufgrund
des Innendrucks in dem Innenraum 46 und die Mitte der
Trennkräfte F2 aufgrund des Innendrucks in den Zylinderlöchern
soweit wie möglich zueinander ausgerichtet wird.
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Die Fig. 5 und 6 zeigen eine modifizierte Ausführung gemäß
der vorliegenden Erfindung. In dieser Ausführung ist das
Profil einer Fläche Ac eines Verteilerrings 45, der sich
gegen das Verteilerglied 40 abstützt, asymmetrisch oder
zwischen einem Abschnitt mit einem Radius R1 an der
Expansionshubseite und einem Abschnitt mit einem Radius R2 an der
Kontraktionshubseite verschieden. Durch diese Modifikation
des Profils können die Größe der Trennkräfte, der Wirkpunkt
der Trennkräfte und die Position des Stützpunkts für eine
Kippbewegung in geeigneter Weise variiert werden.
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Fig. 7 und 8 zeigen eine weitere modifizierte Ausführung. Ein
Verteilerring 45 umfaßt einen Scheibenabschnitt 45a, der in
Gleitkontakt mit der Endfläche des Verteilerglieds 40
gehalten ist, und einen zylindrischen Abschnitt 45b, der den
freien Endabschnitt der Festwelle 44 aufnimmt. Der
Scheibenabschnitt 45a umfaßt: ein in seiner Mitte vorgesehenes
Mittelloch 60, das mit der Auslaßöffnung 47 des Hydraulikmotors
M in Verbindung steht und das der Schuh 58 an dem distalen
Ende des Servomotors S2 durchsetzt, eine Saugöffnung 61, die
eine Verbindung zwischen der gegen das Verteilerglied 40
gleitend gehaltenen Fläche des Scheibenabschnitts 45a und
einem Innenraum des zylindrischen Abschnitts 45b herstellt,
und eine Auslaßöffnung 62, die eine Verbindung zwischen
derselben Fläche des Scheibenabschnitts 45a und einem
Außenraum um den zylindrischen Abschnitt 45b herum herstellt.
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Die Saugöffnung 61 verbindet die innere Ölkammer 46a mit den
Verbindungsöffnungen 49, die denjenigen Zylinderlöchern
entsprechen, die sich im Expansionshub befinden, während die
Auslaßöffnung 62 die äußere Ölkammer 46 mit den
Verbindungsöffnungen 49 verbindet, die denjenigen Zylinderlöchern
entsprechen, die sich im Kontraktionshub befinden. Wie in Fig. 7
dargestellt, sind diese Öffnungen 61, 62 bogenförmig und
verlaufen im wesentlichen entlang der Ringanordnung der
Verbindungsöffnungen, so daß jede der Öffnungen 61, 62 mit
mehreren Verbindungsöffnungen 49 gleichzeitig in Verbindung
stehen kann.
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Der Verteilerring 45 hat weiter eine Hydrauliktasche 66, die
in seiner gegen das Verteilerglied 40 abgestützten Fläche
nahe einem Umfangsende der Auslaßöffnung 62 nahe dem oberen
Totpunkt vorgesehen ist. Die Hydrauliktasche 66 steht mit der
inneren Ölkammer 46 durch ein Loch 67 kleinen Durchmessers in
Verbindung, um den hohen Öldruck aus der Pumpe in den Spalt
zwischen dem Verteilerglied 40 und dem Verteilerring 45 zu
pumpen, um dazwischen ein hydrostatisches Drucklager zu
bilden. Dieses hydrostatische Drucklager bewirkt, daß die
Trennkräfte in ein Gleichgewicht mit den Druckkräften lokal
erhöht werden.
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Wenn der Verteilerring 45 jeder der obigen Ausführungen in
seiner Umfangs- oder Winkelposition geändert wird, neigt er
dazu, den richtigen Betrieb der Motorkolben zu verbauen. Um
dieses Problem zu vermeiden, muß man die Winkelbeziehung des
Verteilerrings 45 bezüglich der Festwelle 44 begrenzen. Wie
in Fig. 9 dargestellt, hat der zylindrische Abschnitt jedes
Verteilerrings 45, wie etwa der zylindrische Abschnitt 45b
der Ausführungen nach den Fig. 7 und 8, ein Paar axialer
Finger 63, die an seiner Außenumfangsfläche im wesentlichen
diametral gegenüberliegend angeordnet sind. Die Festwelle 44
enthält in ihrer Außenumfangsfläche ein Paar im wesentlichen
diametral gegenüberliegender Ausnehmungen 64. Wenn die Finger
63 in die jeweiligen Ausnehmungen 64 eingreifen, ist der
Zylinderabschnitt 45b fluiddicht über das Ende der Festwelle
44 gepaßt, wobei ein Dichtring 65 wie etwa ein O-Ring
dazwischen eingesetzt ist, wodurch verhindert wird, daß der
Verteilerring 45 und die Festwelle 44 relativ zueinander gedreht
werden.
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Die obigen Ausführungen können individuell in ihren
offenbarten Formen oder Merkmalen verwendet werden, die jeweils
geeignet kombiniert werden können, um einen stark
verbesserten Gleichgewichtseffekt zu erreichen. Die vorliegende
Erfindung ist gleichermaßen bei den ringförmigen
Verteilerring gemäß der ersten und zweiten Ausführungen anwendbar,
sowie bei dem Verteilerring mit getrennten Saug- und
Auslaßöffnungen gemäß der dritten Ausführung.
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Weil wenigstens bei den bevorzugten Ausführungen der
Erfindung das Zentrum eines an den Verteilerring durch Trennkräfte
wirkenden Kippmoments und das Zentrum eines auf den
Verteilerring durch Druckkräfte wirkenden Kippmoments geeignet
eingestellt werden können, so können diese Momente optimal in
Gleichgewicht gebracht werden, um die Bedingung zu
verbessern, in dem der Verteilerring und das Verteilerglied
gleitend gegeneinander gehalten sind, um hierdurch den Ölverlust
aus dem Motorzylinder zu vermindern. Demzufolge erhöht die
vorliegende Erfindung sehr wirksam die
Kraftübertragungseffizienz eines stufenlos verstellbaren Getriebes.