DE3885836T2

DE3885836T2 - Stufenlos veränderbarer hydrostatischer Antrieb.

Info

Publication number: DE3885836T2
Application number: DE88308758T
Authority: DE
Inventors: Tsutomu Honda Gijutsu Hayashi; Kiyoshi Honda Gijutsu Katahira; Goroei Honda Gijutsu Wakatsuki
Original assignee: Honda Motor Co Ltd
Current assignee: Honda Motor Co Ltd
Priority date: 1987-09-21
Filing date: 1988-09-21
Publication date: 1994-03-17
Anticipated expiration: 2008-09-22
Also published as: DE3885836D1; US4951469A; EP0309223B1; EP0309223A3; EP0309223A2

Description

Die vorliegende Erfindung betrifft ein hydrostatisches stufenlos verstellbares Getriebe mit einer Hydraulikpumpe und einem Hydraulikmotor, die durch einen geschlossenen Hydralikkreislauf miteinander verbunden sind.
Herkömmliche bekannte hydrostatische stufenlos verstellbare Getriebe dieser Bauart verwenden eine Eingangswelle, die an ihrem Mittelabschnitt angeordnet ist, und eine durch diese Eingangswelle angetriebene Hydraulikpumpe ist an ihrem Außenumfang einem Hydraulikmotor zugeordnet, der konzentrisch um die Pumpe herum angeordnet ist. Unvermeidlicherweise hat in dieser Anordnung der Motorzylinder des Hydraulikmotors einen großen Durchmesser, und daher ist es unmöglich, an dem Außenumfang des Motorzylinders ein Ausgangsrad derart relativ geringen Durchmessers vorzusehen, wie es zum Antrieb eines Abtriebteils mit verminderter Drehzahl geeignet wäre. Weil in dieser Anordnung eine Ausgangswelle durchgehend von dem Motorzylinder zu einer axialen einen Seite der Hydraulikpumpe verläuft, ist die Struktur kompliziert.
Weiter hat der vorliegende Anmelder in der JP-A- 62-4963 bereits ein hydrostatisches stufenlos verstellbares Getriebe vorgeschlagen, das so konstruiert ist, daß es Arbeitsöl zwischen einer Hydraulikpumpe und einem Hydraulikmotor zuverlässig führt und dem zufolge eine hohe Übertragungswirkung hat, worin ein Pumpenzylinder der Hydraulikpumpe und ein Motorzylinder des Hydraulikmotors unter Bildung eines Zylinderblocks miteinander verbunden sind, wobei eine ringförmige innere Ölpassage und eine die innere Ölpassage umgebende ringförmige äußere Ölpassage zwischen einer Anzahl ringförmig angeordneter Zylinderbohrungen des Pumpenzylinders und einer Anzahl ringförmig angeordneter Zylinderbohrungen des Motorzylinders gebildet sind, wobei eine Anzahl erster Verteilerventile und eine Anzahl zweiter Verteilerventile jeweils in einer radialen Anordnung zwischen den Pumpenzylinderbohrungen und den Motorzylinderbohrungen derart angeordnet sind, daß sie zwischen radial inneren und äußeren Positionen hin- und her beweglich sind, um eine abwechselnde Verbindung der Anzahl von Pumpenzylinderbohrungen mit den inneren und äußeren Ölpassagen bzw. eine abwechselnde Verbindung der Anzahl von Motorzylinderbohrungen mit diesen Passagen vorsehen. Äußere Enden der ersten Verteilerventile stehen mit einem ersten exzentrischen Ring in Eingriff, und sie werden hierdurch in Antwort auf Relativdrehung zwischen den Zylinderblock und einem Eingangsteil der Hydraulikpumpe in Hin- und Herbewegung versetzt. Äußere Enden der zweiten Verteilerventile stehen in ähnlicher Weise mit einem zweiten exzentrischen Ring in Eingriff und werden hierdurch in Antwort auf Drehung des Zylinderblocks in eine Hin- und Herbewegung versetzt. Die Zylinderbohrungen des Pumpenzylinders sind jeweils in Verbindung in einem Entladehub mit einer der Ölpassage und in einem Saughub mit der anderen Ölpassage angeordnet, während die Zylinderbohrungen des Motorzylinders jeweils in einem Expansionshub mit der einen Ölpassage und in einem Kontraktionshub mit der anderen Ölpassage verbunden sind.
Im Fall eines wie oben konstruierten hydrostatischen stufenlos verstellbaren Getriebes sind jedoch die ersten und zweiten exzentrischen Ringe zum Antrieb der ersten und zweiten Verteilerventile um den Außenumfang des Zylinderblocks herum konzentriert, mit dem Ergebnis, daß die Abmessung des Zylinderblocks in Radialrichtung groß wird. Dies könnte ein Hindernis sein, ein kompaktes Getriebe zu erhalten.
Die vorliegende Erfindung wurde in Hinblick auf die obigen Umstände vorgeschlagen, und ein Ziel ist es, ein hydrostatisches stufenlos verstellbares Getriebe mit einer einfachen und wirksamen Struktur aufzuzeigen, die es erlaubt, daß einer der Eingangs- und Ausgangabschnitte einen relativ kleinen Durchmesser hat und an dem Außenumfang des Motorzylinders oder Pumpenzylinders angeordnet ist.
Aus der gattungsbildenden US-A 2 844 002 ist es bekannt, ein hydrostatisches stufenlos verstellbares Getriebe aufzuzeigen, umfassend: eine Hydraulikpumpe mit einem Pumpenzylinder, einen Hydraulikmotor mit einem Motorzylinder, einen geschlossen Hydraulikkreislauf zwischen der Hydraulikpumpe und dem Hydraulikmotor, wobei einem Außenende des Pumpenzylinders eine Pumpentaumelscheibe gegenüberliegend angeordnet ist, einem Außenende des Motorzylinders eine Motortaumelscheibe gegenüberliegend angeordnet ist, wobei der Pumpenzylinder und der Motorzylinder integral drehbar miteinander verbunden sind, eine der Pumpentaumelscheibe und der Motortaumelscheibe zum synchronen Antrieb mit einer Getriebewelle ausgebildet ist, und wobei die Getriebewelle als einer eines Eingangsabschitts und eines Ausgangsabschnitts des stufenlos verstellbaren Getriebes ausgebildet ist.
Aus der gattungsbildenden US-A 2 844 002 ist es weiter bekannt, daß die Getriebewelle nur den Pumenzylinder durchsetzt und diesen relativ drehbar trägt und daß der Pumpenzylinder und der Motorzylinder zusammen ein Getriebeteil bilden, an dessen Innenumfang der andere der Eingangs- und Ausgangsabschnitte gebildet ist.
Die vorliegende Erfindung ist dadurch gekennzeichnet, daß die Getriebewelle sowohl den Pumpenzylinder als auch den Motorzylinder durchsetzt und diese relativ drehbar trägt und daß der Pumpenzylinder und der Motorzylinder zusammen ein Getriebeteil bilden, an dessen Außenumfang der andere der Eingangs- oder Ausgangsabschnitts gebildet ist.
Mit der obigen Anordnung kann man den am Außenumfang eines der Pumpen- und Motorzylinder gebildeten Eingangs- oder Ausgangsabschnitt mit einem relativ kleinen Durchmesser herstellen, ohne durch den anderen der Zylinder gestört zu werden. Wenn beispielsweise ein Ausgangsabschnitt an einem solchen Zylinder zum Zweck des Antriebs eines Abtriebteils gebildet ist, kann man einen Antrieb mit einer verminderten Drehzahl mit einem einfachen Aufbau erreichen.
Gemäß bevorzugter Ausführungen der vorliegenden Erfindung ist ein hydrostatisches stufenlos verstellbares Getriebe vorgesehen, worin der geschlossenen Hydraulikkreislauf umfaßt: eine Anzahl Pumpenzylinderbohrungen, die ringförmig in dem Zylinderblock angeordnet sind, eine Anzahl Motorzylinderbohrungen, die ringförmig in dem Zylinderblock angeordnet sind, eine ringförmige innere Ölpassage und eine ringförmige äußere Ölpassage, die zwischen den Pumenzylinderbohrungen und den Motorzylinderbohrungen angeordnet sind, wobei die äußere Ölpassage die innere Ölpassage umgibt, eine Anzahl radial angeordneter erster Verteilerventile, die sich zwischen radial inneren und äußeren Positionen des Zylinderblocks hin- und herbewegen können, um die jeweiligen Pumpenzylinderbohrungen mit den inneren und äußeren Ölpassagen abwechselnd in Verbindung zu bringen, und eine Anzahl radial angeordneter zweiter Verteilerventile, die sich zwischen radial inneren und äußeren Positionen des Zylinderblocks hin- und herbewegen können, um die jeweiligen Motorzylinderbohrungen mit den inneren und äußeren Ölpassagen abwechselnd in Verbindung zu bringen, wobei ein erstes Ventilantriebsmittel vorgesehen ist, um die ersten Verteilerventile anzutreiben, und ein zweites Ventilantriebsmittel vorgesehen ist, um die zweiten Verteilerventile anzutreiben, wobei eines der ersten und zweiten Ventilantriebsmittel innerhalb des Zylinderblocks und das andere außerhalb des Zylinderblocks angeordnet ist.
Die obige Anordnung dient dazu, eine konzentrierte Anordnung der ersten und zweiten Ventilantriebsmittel zu vermeiden, so daß man das Getriebe kompakt machen kann und sich die Konstruktionsfreiheit der jeweiligen Ventilantriebsmittel erhöht. Wenigstens in den bevorzugten Ausführungen läßt sich eine erhöhte Kraftübertragungswirkung erhalten.
Bestimmte Ausführungen der Erfindung werden nun beispielshalber und unter Bezug der beigefügten Zeichnungen beschrieben, wobei:
Fig. 1 bis 17 zeigen eine erste Ausführung, worin
Fig. 1 ist eine Aufsicht im Längsschnitt eines hydrostatischen stufenlos verstellbaren Getriebes;
Fig. 2 ist eine Rückansicht im Längsschnitt ähnlich zu Fig. 1;
Fig. 3, 4 und 5 sind Schnittansichten entlang Linien III-III, IV-IV beziehungsweise V-V in Fig. 2;
Fig. 6 ist eine Schnittansicht entlang der Linie VI-VI in Fig. 1;
Fig. 6A ist eine vergrößerte Schnittansicht eines ersten Verteilerventils, das in Fig. 8 in eine neutrale Exzenterposition gebracht ist, und ein Abschnitt um das erste Verteilerventil herum;
Fig. 7 ist eine Schnittansicht entlang Linie VII- VII in Fig. 6;
Fig. 8 ist eine Schnittansicht entlang VIII-VIII in Fig. 1;
Fig. 9 ist eine Schnittansicht (in einem Kupplung-AN-Zustand) entlang Linie IX-IX in Figur 1;
Fig. 9A ist eine vergrößerte Schnittansicht eines zweiten Verteilerventils, das in Fig. 9 in eine neutrale Exzenterposition gebracht ist, und ein Abschnitt um das zweite Verteilerventil herum;
Fig. 10 ist eine Betätigungsansicht (in einem Kupplung-AUS-Zustand) ähnlich Fig. 9;
Fig. 11 ist eine Ansicht in der durch einen Pfeil XI in Fig. 9 gezeigten Richtung;
Fig. 12 ist eine Vorderansicht des zweiten Verteilerventils;
Fig. 13 und 14 sind Schnittansichten entlang der Linien XIII-XIII beziehungsweise XIV-XIV in Fig. 12;
Fig. 15 ist eine Schnittansicht entlang der Linie XV-XV in Fig. 2;
Fig. 16 ist eine Ansicht in der durch einen Pfeil XVI in Figur 2 angezeigten Richtung;
Fig. 17 ist eine Rückansicht im Längsschnitt eines wesentlichen Teils einer Antriebseinheit eines mit dem Getriebe versehenen Kraftfahrzeuges.
Fig. 18 bis 22 zeigen eine zweite Ausführung, wobei
Fig. 18 ist eine Aufsicht im Längsschnitt eines hydrostatischen stufenlos verstellbaren Getriebes dieser Ausführung;
Fig. 19 ist eine Rückansicht im Längsschnitt ähnlich zu Fig. 18;
Fig. 20 und 21 sind Schnittansichten entlang der Linien XX-XX und XXI-XXI in Fig. 18; und
Fig. 22 ist eine Rückansicht im Längsschnitt eines wesentlichen Teils einer Antriebseinheit eines mit dem Getriebe versehenen Kraftfahrzeugs.
Nachfolgend werden einige erfindungsgemäße bevorzugte Ausführungen unter Bezug auf die beigefügten Zeichnungen beschrieben. In der folgenden Beschreibung und in den Zeichnungen der bevorzugten Ausführungen sind entsprechende Teile und Elemente mit den gleichen Bezugszahlen und Buchstaben bezeichnet.
Figuren 1 bis 17 zeigen eine erste Ausführung. Zuerst zu Figur 17. Der Bezugsbuchstabe U bezeichnet eine Antriebseinheit eines Kraftfahrzeugs, die zur Aufnahme in einem Gehäuse C gebildet ist und daran einen Motor E, ein hydrostatisches stufenlos verstellbares Getriebe T gemäß einer bevorzugten Form der vorliegenden Erfindung und eine Differentialeinrichtung Df trägt.
Der Motor E hat eine Kurbelwelle 1, und das stufenlos verstellbare Getriebe T hat eine Einganswelle 2 als eine Getriebewelle, die koaxial bezüglich der Kurbelwelle 1 am rechten Ende der letzteren angeordnet ist. Diese Wellen 1 und 2 sind miteinander durch einen Drehmomentdämpfer D verbunden. Das stufenlos verstellbare Getriebe T hat weiter ein Ausgangszahnrad 3 als einen Ausgangsabschnitt eines Getriebeteils, welches Zahnrad an einer Stelle so eng wie möglich an dem Motor E angeordnet ist und mit einem Ringrad der Differentialeinrichtung Df kämmt. Die Differentialeinrichtung Df hat linke und rechte Antriebswellen 4 und 4', die parallel zu der Kurbelwelle 1 und der Eingangswelle 2 angeordnet und zum Antrieb nicht gezeigter linker und rechter Radachsen geeignet sind.
Zu den Figuren 1 und 2. Das stufenlos verstellbare Getriebe T umfaßt eine Taumelscheibenhydraulikpumpe P konstanter Kapazität oder Verdrängung, die um die Eingangswelle 2 herum angeordnet ist, und einen Taumelscheibenhydraulikmotor M variabler Kapazität oder Verdrängung, der um die Eingangswelle 2 an einer Stelle links der Pumpe P angeordnet ist.
Die Hydraulikpumpe P umfaßt: eine zylindrische Eingangswelle 5, mit der die Eingangswelle 2 durch ein Antriebsrad 39 verbunden ist; einen Pumpenzylinder 7, der durch ein Nadellager 6 relativ drehbar auf eine axial zwischenliegende Innenumfangswand der zylindrischen Eingangswelle 5 gesetzt ist; eine große Anzahl Pumpenkolben 9, 9 ..., die in einer ungradzahligen Mehzahl Zylinderbohrungen 8, 8 ... gleitend aufgenommen sind, die ringförmig in dem Pumpenzylinder 7 die Drehmitte des Zylinders umgebend vorgesehen sind; eine Pumpentaumelscheibe 10, die sich gegen Außenenden der Pumpenkolben 9, 9 ... stützt; und einen Pumpentaumelscheibenhalter 12, der die Rückfläche der Taumelscheibe 10 durch ein Druckrollenlager 11 trägt, so daß er die Taumelscheibe 10 in einer mit einem bestimmten Winkel relativ zur Achse des Pumpenzylinders 7 geneigten Stellung um eine Phantomkippachse O&sub1; herum hält, die normal zu der Achse des Pumpenzylinders 7 verläuft. Das Antriebsrad 39 ist durch Längsverzahnung mit der Eingangswelle 2 verbunden, und der Pumpentaumelscheibenhalter 12 ist durch Längsverzahnung mit der Innenumfangswand der zylindrischen Eingangswelle 5 verbunden. Der Pumpenzylinder 7 ist durch ein Nadellager 13 auf der Eingangswelle 2 relativ drehbar gehalten, welche diesen zentral durchsetzt.
Die Pumpentaumelscheibe 10 läßt die Pumpenkolben 9, 9 ... während Drehung der Welle 5 hin- und herbewegen, um Saug- und Entladehübe zu wiederholen.
Das Antriebsrad 39 hat einen Ansatz, der durch ein Kugellager 41 an dem Gehäuse C drehbar gehalten ist, und eine Bewegung des Rads 39 in Richtung axial auswärts wird durch einen geschlitzten Splint 36 verhindert, der an der Außenumfangsfläche der Eingangswelle 2 gehalten wird.
Es wird angemerkt, daß eine Schraubenfeder 15 zum Vorspannen jedes Pumpenkolbens 9 in einer hervorstehenden Richtung in der Zylinderbohrung 8 unter Druck angebracht ist, so daß die Pumpenkolben der Pumpentaumelscheibe 10 leichter folgen können.
Andererseits umfaßt der Hydraulikmotor M: einen Motorzylinder 17, der koaxial und links von dem Pumpenzylinder 7 angeordnet ist; eine große Anzahl Motorkolben 19, 19 ..., die in einer ungradzahligen Mehrzahl Zylinderbohrungen 18, 18 gleitend aufgenommen sind, die ringförmig in dem Motorzylinder 17 vorgesehen sind, so daß sie den Drehpunkt des letzteren umgeben; eine Motortaumelscheibe 20, die sich gegen Außenenden der Motorkolben 19, 19 ... abstützt; eine Kippwelle 22 halbkreisförmigen Querschnitts, die auf ihrer flachen Fläche die Rückseite der Motortaumelscheibe 20 durch ein Druckrollenlager 21 trägt; und einen Taumelscheibenanker 23 zum drehbaren Halten einer zylindrischen Fläche der Kippwelle 22. Der Taumelscheibenanker 23 sowie der mit dem rechten Ende des Taumelscheibenankers 23 verbundene zylindrische Zylinderhalter 24 sind durch einen Bolzen 26 an dem Gehäuse C gesichert.
Der Zylinderhalter 24 trägt durch ein Nagellager drehbar den Motorzylinder 17. Der Motorzylinder 17 ist weiter durch ein Nagellager 14 auf der Eingangswelle 2 relativ drehbar gehalten, die diesen zentral durchsetzt.
Das vorgenannte Ausgangsrad 3 ist an dem linken Ende der Außenumfangfläche des Motorzylinders 17 gebildet.
Um eine Drehung der Kippwelle 22 um einen vorbestimmten Winkel zu ermöglichen, während man ihre Axialbewegung verhindert, ist ein Bolzen 29 an einer Endfläche der Kippwelle 22 durch ein kreisbogenförmiges Langloch 28 gesichert, das in den Taumelscheibenanker 23 gebohrt ist und dessen Mitte auf der Achse O&sub2; der Kippwelle 22 angeordnet ist (siehe Figuren 2 und 16).
Betätigbar ist die Motortaumelscheibe 20 durch Drehung der Kippwelle 22 zwischen einer stehenden Position, in der sie orthogonal zur Achse des Motorzylinders 17 angeordnet ist, und einer maximal geneigten Position, in der sie um einen bestimmten Winkel nach unten geneigt ist. In einer geneigten Position läßt die Motortaumelscheibe 20 die Motorkolben 19, 19 ... in Antwort auf Drehung des Motorzylinders 17 hinund herbewegen, um Expansions- und Kompressionshübe zu wiederholen.
Es wird angemerkt, daß eine Schraubenfeder 30 zum Vorspannen jedes Motorkolbens 19 in eine vorstehende Richtung unter Druck in der Zylinderbohrung 18 angebracht ist, damit die Motorkolben 19 der Motortaumelscheibe 20 leichter folgen können.
Der Pumpenzylinder 7 und der Motorzylinder 17 bilden einen integralen Zylinderblock B, so daß sie in ihrer Drehrichtug integral sind. Der Zylinderblock B sitzt zwischen einem Flansch 31, der an dem Außenumfang der Eingangswelle 2 vorsteht, und einer Sitzplatte 33, die in dem Außenumfang der Welle 2 aufgenommen ist, und er ist hierdurch gegen Axialbewegung gehalten. Die Oberflächen des Flanschs 31 und der Sitzplatte 33 wurden entsprechend behandelt, um eine glatte Relativdrehung zwischen der Eingangswelle 2 und dem Zylinderblock B zu erreichen.
Das linke Ende der Eingangswelle 2 durchsetzt die Motortaumelscheibe 20, die Kippwelle 22 und den Taumelscheibenanker 23. Ein Halter 46 und ein Druckrollenlager 47 sitzen in Reihenfolge von der Seite des Taumelscheibenankers 23 her zwischen dem Anker 23 und einer Tragbuchse 45, die durch Längsverzahnung mit dem Außenumfang des linken Endes der Welle 2 verbunden ist und der daran durch einen geschlitzten Splint 44 gesichert ist. Die Einganswelle 2 ist weiter an ihrem linken Ende an dem Taumelscheibenanker 23 durch ein Nadellager 48 und dem Halter 46 drehbar gehalten.
Auf der Eingangswelle 2 sitzen gleitend ein halbkugelförmiges Ausrichtglied 50, das mit der Innenumfangsfläche der Pumpentaumelscheibe 10 in alle Richtungen relativ kippbeweglich in Eingriff stehen kann, und ein halbkugelförmiges Ausrichtglied 51, das mit der Innenumfangsfläche der Motortaumelscheibe 20 in alle Richtungen relativ kippbeweglich in Eingriff stehen kann. Diese Ausrichtglieder bilden einen Ausrichteffekt der Pumpentaumelscheibe 10 bzw. der Motortaumelscheibe 20.
Zum Zweck, den Ausrichteffekt auf jede der Taumelscheiben 10 und 20 zu verbessern und um weiter den Schlupf in Drehrichtung zwischen der Pumpentaumelscheibe 10 und den Pumpenkolben 9, 9 ... und zwischen der Motortaumelscheibe 20 und dem Motorkolben 19, 19 ... zu verhindern, sind kugelige Ausnehmungen 10a und 20a an der Taumelscheibe 10 bzw. an der Taumelscheibe 20 vorgesehen, so daß sie von den kugelförmigen Enden 9a und 19a der entsprechenden Kolben 9 und 19 ergriffen werden.
Ein geschlossener Hydraulikkreislauf zwischen der Hydraulikpumpe P und dem Hydraulikmotor M in folgender Weise gebildet.
An Stellen zwischen den Zylinderbohrungen 8, 8 ... des Pumpenzylinders 7 und den Motorzylinderbohrungen 18, 18 ... des Motorzylinders 17 ist der Zylinderblock B versehen mit: ringförmigen inneren und äußeren Ölpassagen 52 bzw. 53, die konzentrisch um die Eingangswelle 2 herum angeordnet sind; erste Ventilbohrungen 54, 54 ... und zweite Ventilbohrungen 55, 55, die eine zwischen beiden Ölpassagen 52 und 53 und einer Außenumfangswand der äußeren Ölpassage 53 angeordnete ringförmige Trennwand radial durchsetzen, wobei diese Bohrungen jeweils in der gleichen Anzahl wie die Zylinderbohrungen 8, 8 ... und 18, 18 ... vorgesehen sind; einer großen Anzahl von Pumpenöffnungen a,a ... die eine Verbindung der Zylinderbohrungen 8, 8 ... mit benachbarten ersten Ventilbohrungen 54, 54 ... ermöglichen; und einer großen Anzahl Motoröffnungen b, b ..., die eine Verbindung der Zylinderbohrungen 18, 18 ... mit benachbarten zweiten Ventilbohrungen 55, 55 ermöglichen.
Die innere Ölpassage 52 ist in der Form einer Ringnut zwischen den gegenüberliegenden Umfangsflächen des Zylinderblocks B und der Eingangswelle 2 gebildet. Um einen Ölverlust aus der inneren Ölpassage 52 zu verhindern, sitzt ein Paar drehend gleitbare Dichtringe 43, 43 an linken und rechten Seiten der Passage 52 zwischen der Eingangswelle 2 und dem Zylinderblock B.
Andererseits ist die äußere Ölpassage 53, wie in den Figuren 4 und 5 gezeigt, aus einer schwalbenschwanzförmigen Ringnut 58 gebildet, die in den Außenumfang des Zylinderblocks B geschnitten ist und aus mehreren halbkreisförmigen Ausnehmungen 59, 59, die in einer Zick-Zack-Anordnung in gegenüberliegenden Seitenwänden der schwalbenschwanzförmigen Nut 58 gefertigt ist, wobei offene Flächen der schwalbenschwanzförmigen Nut 58 und die Ausnehmungen 59, 59 ... durch eine Buchse 60 verschlossen sind, die auf die Außenumfangsfläche des Zylinderblocks B geschweißt ist. Die äußere Ölpassage 53 dieser Ausbildung ist geeignet, das Volumen des Hochdruckabschnitts bis auf das äußerste zu vermindern.
Die ersten und zweiten Ventilbohrungen 54 und 55 sind so angeordnet, daß sie Bodenwände der Ausnehmungen 59, 59 ... dieser Zick- Zackanordnung durchsetzen, und dementsprechend sind die Zylinderbohrungen 8, 8 ... der Hydraulikpumpe P und die Zylinderbohrungen 18, 18 ... des Hydraulikmotors M in Umfangsrichtung in Phasen voneinander versetzt.
Durch diese Maßnahme kann man den Abstand zwischen den ersten und zweiten Ventilbohrungen 54 und 55 in der Axialrichtung des Zylinderblocks B verringern, während man die Wanddicke des Zylinderblocks B zwischen den ersten und zweiten Ventilbohrungen 54 und 55 erhöht. Dies trägt zu einer verminderten Größe des Zylinderblocks B bei.
Selbst wenn darüber hinaus eine vergrößerte Verformung in den gegenüberliegenden Seitenwänden der schwalbenschwanzförmigen Nut 58 nach Einführen eines hohen Hydraulikdrucks in die äußere Ölpassage 53 auftritt, kann der Oberflächendruck an dem Paßabschnitt zwischen dem Zylinderblock B und der Buchse 60 aufgrund dieser Verformung ziemlich ansteigen, wodurch man einen Ölverlust aus diesem Paßabschnitt verhindern kann.
Erste Verteilerventile 61, 61 ... vom Spulentyp sind gleitend in den ersten Ventilbohrungen 54, 54 ... aufgenommen, und zweite Verteilerventile 62, 62 ... vom Spulentyp sind in den zweiten Ventilbohrungen 55, 55 ... gleitend aufgenommen. Ein erster Exzenterring 63 als ein erstes Ventilantriebsmittel umgibt Außenenden der ersten Verteilerventile 61, 61 ... und steht mit diesem durch ein Kugellager 65 in Eingriff, während ein zweiter Exzenterring 64 als ein zweites Ventilantriebsmittel die zweiten Verteilerventile 62, 62 ... umgibt und mit diesen durch ein Kugellager 66 Eingriff steht. Um diese Eingriffe zu verstärken, sind die ersten Verteilerventile 61, 61 ... an ihren Außenenden durch einen zu dem ersten Exzenterring 63 konzentrischen ersten Druckring 67 miteinander verbunden, während die zweiten Verteilerventile 62, 62 ... an ihren Außenenden durch einen mit dem zweiten Exzenterring 64 konzentrischen zweiten Druckring 68 miteinander verbunden sind. Diese Verbindungsanordnungen werden nachfolgend beschrieben.
Der erste Exzenterring 63 ist an dem Außenumfang der zylindrischen Eingangswelle 5 gesichert und ist an einer Stelle gehalten, die um eine gegebene Distanz &epsi;&sub1; von der Mitte der Eingangswelle 2 entlang einer Linie X&sub1; in einer exzentrischen Richtung exzentrisch verlagert ist, wie in Figur 6 gezeigt. Die Linie X&sub1; in der Exzenterrichtung liegt an einer Stelle, die um einen gegebenen Winkel θ&sub1; von der Phantomkippachse O&sub1; der Pumpentaumelscheibe 10 in einer Richtung R der Relativdrehung der zylindrischen Eingangswelle 5 im Winkel verzögert ist.
Wenn zwischen der zylindrischen Eingangswelle 5 und dem Pumpenzylinder 7 eine Relativdrehung auftritt, läßt der erste Exzenterring 63 jedes der ersten Verteilerventile 61 in der ersten Ventilbohrung 54 zwischen radial inneren und äußeren Positionen des Pumpenzylinders 7 hin- und herbewegen, wobei sein Hub einen Weg beschreibt, der doppelt so groß ist wie der Exzentrizitätsbetrag &epsi;&sub1;.
In Figur 6 ist der Auslaßbereich der Hydraulikpumpe P mit D bezeichnet, während der Saugbereich mit S bezeichnet ist. In dem Auslaßbereich D bewegt sich das erste Verteilerventil 61 an der Seite der radial inneren Position von einer Position N&sub1; weg (die nachfolgend als Exzenterneutralposition bezeichnet wird), die normal zu der Linie X&sub1; ist, um hierdurch die entsprechende Pumpenöffnung a mit der äußeren Ölpassage 53 in Verbindung und mit der inneren Ölpassage 52 außer Verbindung zu bringen. Im Ergebnis bewirkt der Pumpenkolben in einem Auslaßhub, daß Arbeitsöl unter Druck von der Zylinderbohrung 8 in die äußere Ölpassage 53 geführt wird.
In dem Saugbereich S bewegt sich das erste Verteilerventil 61 an der Seite der radial äußeren Position bezüglich der Neutralposition N&sub1;, um hierdurch die entsprechende Pumpenöffnung a so anzuordnen, daß sie mit der inneren Ölpassage 52 in Verbindung und mit der äußeren Ölpassage 53 außer Verbindung kommt. Hierdurch bewirkt der Pumpenkolben 9 im Saughub, daß Arbeitsöl von der inneren Ölpassage 52 in die Zylinderbohrung 8 gesaugt wird.
In der Exzenterneutralposition N&sub1; nimmt das erste Verteilerventil 61 die entsprechende Pumpenöffnung a außer Verbindung mit beiden Ölpassage 52 und 53. In diesem Fall ist eine Ventilschließgrenze &sub1; an einem Steg 61a des ersten Verteilerventils 61, das zum Verschluß der Öffnung a dient, nur an seinem der äußeren Ölpassage 53 näheren Abschnitt vorgesehen , wie in Figur 6A gezeigt.
Auf diese Weise wird der Auslaßabschnitt D der Hydraulikpumpe P durch einen Winkel θ&sub1; im Winkel verzögert, wenn man dies mit dem Fall vergleicht, worin die Linie X&sub1; in der Exzenterrichtung mit der Phantomkippachse O&sub1; fluchtet, und der Saugbereich S wird so eingestellt, daß er einen größeren Winkel als den des Auslaßabschnitts D hat.
Der zweite Exzenterring 64 ist mit dem Zylinderhalter 24 durch ein Gelenk 76 parallel zu der Eingangswelle 2 angeschlossen, so daß er zwischen einer Kupplung-AN-Position n und einer Kupplung-AUS-Position f schwenkbeweglich ist, wie in Figuren 1, 2 und 8 gezeigt.
Eine Linie X&sub2; in einer Exzenterrichtung des zweiten Exzenterrings 64 liegt an einer Stelle, die um einen vorgegebenen Winkel θ&sub2; von der Kippachse O&sub2; in der Drehrichtung R des Motorzylinders 17 im Winkel vorgeschoben ist, und sein Exzentrizitätsbetrag wird &epsi;&sub2; in der Kupplung-AN-Position n und &epsi;&sub3; größer als &epsi;&sub2; in der Kupplung-AUS-Position f.
Wenn der zweite Exzenterring 64 die Kupplung-AN- Position n einnimmt, bewirkt der Exzenterring 64 bei Drehung des Motorzylinders 67, daß jedes der zweiten Verteilerventile 62 in der zweiten Ventilbohrung 55 zwischen radialen inneren und äußeren Positionen des Motorzylinders 17 hin- und herbewegt wird, wobei ihr Hub einen Weg beschreibt, der doppelt so groß ist wie der Exzentrizitätsbetrag &epsi;&sub2;.
In Figur 9 ist ein Expansionsbereich des Hydraulikmotors M mit Ex bezeichnet, während sein Kompressionsbereich mit Sh bezeichnet ist. In dem Expansionsbereich Ex bewegt sich das zweite Verteilerventil 62 an der Seite der radial inneren Position von einer Exzenterneutralposition N&sub2; weg, um hierdurch die entsprechende Motoröffnung b mit der äußeren Ölpassage 53 in Verbindung zu bringen, während gleichzeitig die Öffnung außer Verbindung mit der inneren Passage 52 gebracht wird, so daß Hochdruckarbeitsöl von der äußeren Ölpassage 53 in die Zylinderbohrung 18 des im Expansionshub befindlichen Motorkolbens 19 geführt wird.
In dem Kompressionsbereich Sh bewegt sich das zweite Verteilerventil 62 auf der Seite der radial äußeren Position bezüglich der Exzenterneutralposition N&sub2;, um die entsprechende Motoröffnung b mit der inneren Ölpassage 52 in Verbindung zu bringen, während es sie gleichzeitig außer Verbindung mit der äußeren Ölpassage 53 bringt, so daß das Arbeitsöl in einem Kompressionshub aus der Zylinderbohrung 18 des Motorkolbens 19 in die innere Ölpassage 52 abgegeben wird.
In der Exzenterneutralposition N&sub2; nimmt das zweite Verteilerventil 62 die entsprechende Öffnung b außer Verbindung mit beiden Ölpassagen 52 und 53. In diesem Fall ist eine vorgegebene Ventilschließgrenze &sub2; an einem Steg 62a des ersten Verteilerventils 62 das zum Schließen der Öffnung b dient, nur an seinem der äußeren Ölpassage 53 näheren Abschnitt vorgesehen, wie in Figur 9a gezeigt.
Auf diese Weise wird der Expansionsbereich Ex des Hydraulikmotors M um einen Winkel O&sub2; in einem Winkel vorverlegt, wenn man dies mit dem Fall vergleicht, worin die Linie X&sub2; in der Exzenterrichtung mit der Kippachse O&sub2; fluchtet, und der Kompressionsbereich Sh wird auf einen Winkel eingestellt, der größer als der des Expansionsbereichs Ex ist.
Wenn der zweite Exzenterring 64 die Kupplung-AUS- Position f einnimmt, bewirkt dieser, daß jedes der zweiten Verteilerventile 62 durch Drehung des Motorzylinders 17 in der zweiten Ventilbohrung 55 zwischen den radial inneren und äußeren Positionen des Motorzylinders 17 hin- und herbewegt wird, wobei sein Hub einen Weg beschreibt, der doppelt so groß ist wie der Exzentritätsbetrag &sub3;. In den inneren und äußeren Stellungen läßt das zweite Verteilerventil 62 die äußere Ölpassage 53 zur Außenseite des Zylinderblocks B öffnen.
Ein Paar der vorgenannten Pumpenöffnungen a ist pro Zylinderbohrung 8 Seite an Seite in einer Richtung orthogonal zu der Richtung der Gleitbewegung des ersten Verteilerventils 61 vorgesehen. Weiter ist ein Paar der vorgenannten Motoröffnungen b ebenfalls pro Zylinderbohrung 18 Seite an Seite in einer Richtung orthogonal zur Richtung der Gleitbewegung des zweiten Verteilerventils 62 vorgesehen. Durch diese Maßnahme kann jedes Verteilerventil 61 und 62 die entsprechende Öffnung a, b mit einem relativ kurzen Hub öffnen und schließen, während man eine größere Gesamtpassagenfläche für die Pumpenöffnungen a und die Motoröffnungen b sicherstellt.
Zurück zu Figur 8. Eine Stützplatte 79 ist an dem zweiten Exzenterring 64 an seiner dem Gelenk 76 gegenüberstehenden Seite angeordneten Umfangswand durch eine Maschinenschraube 80 gesichert, und eine Nockenwelle 81 ist an dem Gehäuse C angelenkt und steht mit der Stützplatte 79 in Eingriff, so daß sie letztere in die Kupplung-AUS-Position f des zweiten Exzenterrings 64 drückt. Ein Betätigungsdraht 83 ist mit einem Kupplungshebel 82 verbunden, der am Außenende der Nockenwelle 81 gesichert ist, und eine Feder 84 zum Zurückholen des Kupplungshebels 82 ist unter Druck zwischen dem Kupplungshebel 82 und dem Gehäuse C angebracht. Der zweite Exzenterring 64 ist ebenfalls durch eine Setzfeder 85 in die Kupplung-AN-Position n hin vorgespannt. Die Setzfeder 85 ist unter Druck zwischen einem an dem Außenumfang des zweiten Exzenterrings 64 durch eine Maschinenschraube 86 gesicherten Halter 87 und dem Tragring 75 gesichert. Hier bilden die Nockenwelle 81 und die Setzfeder 85 zusammen ein Antriebsmodusänderungsmittel, das den Antriebsmoders des zweiten Exzenterrings 64 bezüglich der zweiten Verteilerventile 62, 62 ... ändern kann.
Somit wird der zweite Exzenterring 64 durch die Kraft der Setzfeder 85 normalerweise in der Kupplung- AN-Position n gehalten, wird aber in die Kupplung- AUS-Position f verschwenkt, wenn die Nockenwelle 81 durch Ziehen am Betätigungsdraht 83 in die durch einen Pfeil angezeigte Richtung verdreht wird.
Wenn in der obigen Konstruktion die zylindrische Eingangswelle 5 der Hydraulikpumpe P durch die Eingangswelle 2 gedreht wird, wobei der zweite Exzenterring 64 in der Kupplung-AN-Position n verbleibt, bewirkt die Pumpentaumelscheibe 10, daß die Pumpenkolben 9, 9 ... in Entlade- und Saughüben abwechselnd hin- und herbewegt werden.
Hierdurch führt der Pumpenkolben 9 ein Arbeitsöl von der Zylinderbohrung 8 unter Druck in die äußere Ölpassage 53, wenn er den Auslaßbereich D durchläuft, und er saugt Arbeitsöl aus der inneren Ölpassage 52 in die Zylinderbohrung 8, wenn er den Saugbereich S durchläuft.
Das der äußeren Ölpassage 53 zugeführte Hochdrucksarbeisöl wird einerseits in die Zylinderbohrung 18 des im Expansionsbereich Ex des Hydraulikmotors M befindlichen Motorkolbens 19 gefördert, und andererseits von der Zylinderbohrung 18 durch den in dem Kompressionsbereich Sh befindlichen Motorkolben 19 in die innere Ölpassage 52 abgegeben.
Hierbei wird der Zylinderblock B durch die Summe eines Reaktionsdrehmoments gedreht, das durch den Pumpenzylinder 7 von der Pumpentaumelscheibe 10 durch die im Entladehub befindlichen Pumpenkolben 9 aufgenommen wird, und eines Reaktionsdrehmoments, das durch den Motorzylinder 17 von der Motortaumelscheibe 20 durch die im Expansionshub befindlichen Motorkolben 19 aufgenommen wird, und das Drehmoment des Zylinderblocks B wird von dem Ausgangsrad 3 auf eine Differentialeinrichtung Df übertragen.
In dieser besonderen Anordnung, in der der Pumpenzylinder 7 und der Motorzylinder 17 zueinander koaxial angeordnet sind, kann der Motorzylinder 17 wie der Pumpenzylinder einen relativ kleinen Durchmesser aufweisen. Darüber hinaus hat der Motorzylinder 17 an seinem Außenumfang keine störenden Bauteile wie etwa die zylindrische Eingangswelle 5. Demzufolge kann das an der Außenumfangsflächde des Motorzylinders 17 vorgesehene Ausgangsrad 3 einen relativ kleinen Durchmesser haben, und daher kann die Differentialeinrichtung Df mit einer ausreichend verminderten Drehzahl angetrieben werden.
In diesem Fall ergibt sich das Verstellverhältnis des Ausgangsrads 3 zu der zylindrischen Eingangswelle 5 aus folgender Gleichung:
Verstellverhältnis = 1 + Kapazität d. Hydraulikmotors M/Kapazität d. Hydraulikpumpe P
Wenn daher die Kapazität des Hydraulikmotors M von 1 auf einen bestimmten Wert geändert wird, kann das Verstellverhältnis von 1 auf einen bestimmten erforderlichen Wert geändert werden. Weil die Kapazität des Hydraulikmotors M durch den Hub der Motorkolben 19 bestimmt ist, kann das Verstellverhältnis stufenlos von 1 auf einen bestimmten Wert dadurch gesteuert werden, daß man die Motortaumelscheibe 20 zwischen der stehenden Position und einer bestimmten geneigten Position bewegt.
Weil der Saugbereich S auf einen Winkel eingestellt ist, der größer als der des Auslaßbereichs D in der Hydraulikpumpe P ist, kann die Saugwirkung in die Zylinderbohrung 8 wirksam auch dann erhöht werden, wenn der Gegendruck des im Saughub befindlichen Pumpenkolbens 9 sehr viel geringer als der des im Auslaßhub befindlichen Pumpenkolbens 9 ist. Demzufolge läßt sich die Gesamtwirksamkeit der Hydraulikpumpe P auch dann verbessern, wenn der Auslaßbereich D ein wenig verkleinert wurde.
Es wird herausgestellt, daß es zur äußersten Verbesserung dieser Wirksamkeit es sehr erwünscht ist, den Saugbereich S auf einen Winkel von 180º einzustellen.
Weil darüber hinaus der Auslaßbereich D um den Winkel θ&sub1; im Winkel verzögert ist, wenn man dies mit dem Fall vergleicht, in dem die Linie X&sub1; in der Exzenterrichtung des ersten Exzenterrings 63 mit der Phantomkippachse O&sub1; fluchtet, erhält der Pumpenkolben 9 von der Pumpentaumelscheibe 10 eine große Kompressionslast von dem Augenblick an, wenn er nach Passieren seines am meisten vorstehenden Punkts um eine gewissen Betrag eingeschoben wurde. Im Ergebnis wird das in dem Pumpenkolben 9 erzeugte maximale Biegemoment verringert, so daß das zwischen dem Pumpenkolben 9 und der offenen Kante der Zylinderbohrung 8 auftretende Aushöhlungsphänomen vermindert ist, und hierdurch wird ein durch dieses Phänomen bedingter Reibverlust signifikant verringert.
Weil andererseits der Kompressionsbereich Sh auf einen Winkel gesetzt ist, der größer als der des Expansionsbereichs Ex in dem Hydraulikmotor M ist, kann der Gegendruck des sich in einem Kompressionshub befindlichen Motorkolbens 9 ausreichend verringert werden, und die Wirksamkeit des Hydraulikmotors M kann insgesamt verbessert werden, auch wenn der Expansionsbereich Ex ein wenig verkleinert wurde.
Es wird angemerkt, daß zur äußersten Verbesserung dieser Wirksamkeit es sehr erwünscht ist, den Kompressionsbereich Sh auf einen Winkel von 180º einzustellen.
Weil weiter der Expansionsbereich Ex um den Winkel θ&sub2; im Winkel vorverlegt ist, wenn man dies mit dem Fall vergleicht, dem die Linie X&sub2; in der Exzenterrichtung des zweiten Exzenterrings 64 mit der Kippachse O&sub2; fluchtet, ist der in einem Expansionshub befindliche Motorkolben 19 von einer Druckreaktion der Motortaumelscheibe 20 entlastet, bevor er seinen am meisten vorstehenden Punkt erreicht. Im Ergebnis wird ein in dem Motorkolben 19 möglicherweise erzeugtes maximales Biegemoment verringert, so daß ein zwischen dem Motorkolben 19 und dem der offenen Kante der Zylinderbohrung 18 auftretendes Aushöhlungsphänomen vermindert ist, und hierdurch wird ein durch dieses Phänomen bedingter Reibverlust signifikant verringert.
Wenn während dieses Betriebs der zweite Exzenterring 64 in die Kupplung-AUS-Position f verschwenkt wird, läßt das zweite Verteilerventil 62 die äußere Ölpassage 53, die einen hohen Druck ausgesetzt ist, zur Außenseite des Zylinderblocks B öffnen, so daß das Hochdruckarbeistöl dem Hydraulikmotor M nicht zugeführt wird. Hierdurch wird die Kraftübertragung zwischen der Hydraulikpumpe P und dem Hydraulikmotor M unterbrochen. In anderen Worten erhält man einen sogenannten Kupplung-AUS-Zustand.
Während Betrieb sowohl der Hydraulikpumpe P als auch des Hydraulikmotors M erhält die Pumpentaumelscheibe 10 eine Drucklast von den Pumpenkolben 9, 9..., während die Motortaumelscheibe 20 eine Drucklast von den Motorkolben 19, 19 ... aufnimmt, wobei diese Drucklasten in entgegengesetzten Richtungen wirken. Jedoch wird die von der Pumpentaumelscheibe 10 aufgenommene Drucklast von der Eingangswelle 2 durch das Druckrollenlager 11, den Pumpentaumelscheibenhalter 12, das Antriebsrad 39 und den Splint 36 aufgenommen und gestützt, während die von der Motortaumelscheibe 20 aufgenommene Drucklast in ähnlicher Weise von der Eingangswelle 2 durch das Druckrollenlager 21, die Kippwelle 22, den Taumelscheibenanker 23, das Druckrollenlager 47, die Haltebuchse 45 und den Splint 44 aufgenommen und abgestützt wird. Hierdurch erzeugen diese Drucklasten nur eine Zugbelastung in der Eingangswelle 2 und können nicht alle auf das die Welle 2 âbstützende Gehäuse C wirken.
Die Verbindungsanordnung für die ersten Verteilerventile 61 und den Druckring 67 umfaßt, wie in den Figuren 6 und 7 gezeigt, einen Nacken 61b kleineren Durchmessers, der an jedem Verteilerventil 61 gebildet ist, und in Umfangsrichtung verlaufende Langlöcher 89, die in dem Druckring 67 gebildet sind und mit jedem Nacken 61b in Eingriff treten können. Ein Loch 90 größeren Durchmessers ist mit einem Ende jedes Langlochs 89 verbunden, so daß ein Außenendabschnitt größeren Durchmessers des Verteilerventils 61 durch das Loch 90 größeren Durchmessers eingesetzt werden kann. Wenn somit das Verteilerventil 61 in das Loch 90 größeren Durchmessers eingesetzt wird, wobei sein Nacken 61b in das Langloch 89 paßt, und dann der Druckring 67 in Umfangsrichtung gedreht wird, kann der Nacken 61b in das Langloch 89 eingreifen. Damit dieser Eingriff hält, ist in wenigstens eines der Löcher größeren Durchmessers 90 ein federnder Stopfen 91 eingesetzt.
Die Verbindungsanordnung für die zweiten Verteilerventile 62 und den Druckring 68 ist ähnlich der Verbindungsanordnung für die ersten Verteilerventile 61 und den Druckring 67, wie in den Figuren 11 und 12 gezeigt, und daher sind entsprechende Teile mit den gleichen Bezugsnummern und Buchstaben bezeichnet und ihre detaillierte Beschreibung ist weggelassen.
Zu den Figuren 1, 2 und 15. Eine Verstellsteuereinrichtung 93 zum Steuern des Neigungswinkels der Motortaumelscheibe 20 ist mit der Kippwelle 22 verbunden. Die Verstellsteuereinrichtung 93 umfaßt einen Zahnsektor 96, der durch einen Bolzen 94 und ein Paar Paßstifte 95 an dem anderen Ende der Kippwelle 22 gesichert ist, ein mit dem Zahnsektor 96 kämmendes Schneckenrad 97 und einen umkehrbaren Gleichstromelektromotor 99, dessen Antriebswelle 98 mit dem Schneckenrad 97 verbunden ist. Das Schneckenrad 97 ist durch Lager 102 und 103 an einem Getriebekasten 101 drehbar gehalten, der durch einen Bolzen 100 an dem Gehäuse C gesichert ist. Der Elektromotor 99 hat einen an einer geeigneten Stelle an dem Gehäuse C gesicherten Stator.
Somit bilden der Zahnsektor 96 und das Schneckenrad 97 einen Untersetzer 106, der die Drehung der Antriebswelle 98 auf die Kippwelle 22 untersetzen und übertragen, jedoch durch Aufnahme einer gegenläufigen Last von der Kippwelle 22 in einen Blockierzustand gebracht werden kann.
Wenn der Elektromotor 99 in eine Normal- oder eine Rückwärtsrichtung gedreht wird, kann dessen Drehung an dem Schneckenrad 97 mit Untersetzung auf einen Zahnsektor 96 übertragen werden und kann weiter auf die Kippwelle 22 übertragen werden, um letztere in eine stehende oder nach unten geneigte Richtung zu drehen.
Wenn der Betrieb des Elektromotors 99 angehalten wurde, um die Motortaumelscheibe 20 in irgend einem gewünschten Winkel anzuhalten, nehmen beide Räder 96 und 97 ihre jeweiligen Blockierzustände ein, so daß die Drehung der Kippwelle 22 verhindert wird, und daher wird die Motortaumelscheibe 20 zuverlässig in ihrer gegenwärtigen Position gehalten, weil das Schneckenrad 97 nicht durch den Zahnsektor 96 gedreht werden kann, selbst wenn die Motortaumelscheibe 20 von den Motorkolben 19, 19 ... ein stehendes oder nach unten neigendes Moment erhält und dieses Moment durch die Kippwelle 22 auf den Zahnsektor 96 übertragen wird.
Um die durch den Elektromotor 99 verursachten stehenden oder nach unten geneigten Stellungen der Motortaumelscheibe 20 zu begrenzen, ist eine zu dem Zahnsektor 96 konzentrische bogenförmige Begrenzungsnut 104 in dem Zahnsektor 96 gebildet, und ein Anschlagstift 105, der in die Begrenzungsnut 104 gleitend eingreifen kann, ist an den Getriebekasten 101 gesichert.
Zurück zu den Figuren 1 und 2. Eine Hauptblindölpassage 108 ist in einem Mittelabschitt der Eingangswelle 2 vorgesehen, und ein Ölfilter 109 ist in der Hauptölpassage 108 über annähernd seiner Gesamtlänge angebracht.
Das offene Ende der Hauptölpassage 108 ist durch eine Versorgungspumpe 38 mit einem Ölreservoir 110 verbunden, das am Boden des Gehäuses C vorgesehen ist. Die Versorgungspumpe 98 wird durch das Antriebsrad 39 angetrieben. Hierdurch wird während Drehung der zylindrischen Eingangswelle 5 ein in dem Ölreservoir 110 befindliches Öl durch die Versorgungspumpe 38 konstant in die Ölpassage 108 gefördert.
Dieses Öl wird zuerst durch den Filter 109 gefiltert und dann durch radiale Versorgungslöcher oder Passagen 111 geführt, die die Eingangswelle 2 zu der inneren Ölpassage 52 hin durchsetzen. Hierdurch kann jeglicher Arbeisölverlust, der in dem geschlossenen Hydraulikkreis zwischen der Hydraulikpumpe P und dem Hydraulikmotor M auftritt, ersetzt werden.
Erste Rückschlagventile 112 zum Bockieren des Rückwärtsölflusses von der inneren Ölpassage 52 sind in jedem Versorgungsloch 111 angebracht und durch eine die Eingangswelle 2 umgebende Blattfeder 114 in ihre Schließrichtung vorgespannt.
Während Rückwärtslastbetrieb, das ist bei Motorbremsbetrieb, arbeitet der Hydraulikmotor M mit einer Pumpwirkung, und die Hydraulikpumpe P arbeitet mit einer Motorwirkung. Daher wird der Druck in der Außenölpassage 53 auf einen geringeren Pegel geändert, und der Druck in der inneren Ölpassage 52 wird auf einen höheren Pegel geändert, so daß das Arbeitsöl rückwärts aus der inneren Ölpassage 52 in das Versorgungsloch 111 fließen will, wobei aber ein solcher Rückwärtsfluß durch das erste Rückschlagventil 112 blockiert wird. Auf diese Weise wird eine Rückwärtslast zuverlässig von dem Hydraulikmotor M auf die Hydraulikpumpe P übertragen, so daß man einen guten Motorbremseffekt erhält.
Figuren 18 bis 22 zeigen eine zweite Ausführung. Nachfolgend werden hauptsächlich nur solche Teile dieser Ausführung beschrieben, die sich von der ersten Ausführung unterscheiden.
Wie in Figur 22 dargestellt, umfaßt ein hydrostatisches stufenlos verstellbares Getriebe T' gemäß der Ausführung ein Ausgangsrad 203, das im Vergleich zur ersten Ausführung an einer von dem Motor E entfernten Stelle angeordnet ist, wobei das Rad 203 mit einem Ringrad einer Differentialeinrichtung Df kämmt. Insbesondere wurde in dieser Ausführung die zylindrische Eingangswelle 5 der ersten Ausführung hier weggelassen, und das Ausgangsrad 203 ist an dem rechten Ende des Außenumfangs des Pumpenzylinders 7 der Hydraulikpumpe P vorgesehen. Der Pumpenzylinder 7 ist an der Eingangswelle 2' durch ein Nadellager 13 an einer Stelle gehalten, die im wesentlichen dem Ausgangsrad 203 entspricht, betrachtet in Axialrichtung der Eingangswelle 2', so daß jede Antriebsreaktion, die das Ausgangsrad 203 von der Differentialeinrichtung Df aufnimmt, zuverlässig durch das Nadellager 13 abgestützt werden kann, um hierdurch jedes Verkippen des Zylinderblocks B zu unterdrücken, die andernfalls durch solche Antriebsreaktionen verursacht werden könnte.
Ein Antriebsrad 239 zum Antrieb der Versorgungspumpe 38 ist durch Längsverzahnung mit dem rechten Ende des Außenumfangs der Eingangswelle 2' derart verbunden, daß es zwischen dem Pumpentaumelscheibenhalter 12 und dem geschlitzten Splint 36 sitzt.
In dieser Anordnung ist das erste Ventilantriebsmittel, das den ersten Verteilerventilen eine Hin- und Herbewegung verleiht, nicht um den Außenumfang des Zylinderblocks vorgesehen. Es ist nämlich statt dessen eine Exzenterwelle 263 als erstes Ventilantriebsmittel an einem axialen Zwischenabschnitt der Eingangswelle 2' integral gebildet, und gegen diese Exzenterwelle 263 sind die radial inneren Enden der ersten Verteilerventile 261, 261 ... abgestützt, die die Welle 263 umgeben. Um ihren Stützeingriff abzufangen, ist ein Druckring 267 konzentrisch zu der Exzenterwelle 263 vorgesehen und steht mit den radialen Außenenden der ersten Verteilerventile 261, 261 ... in Eingriff. Die ersten Verteilerventile 261, 261 sind so ausgebildet, daß sie im Vergleich zu den Ventilen 61, 61 ... der ersten Ausführung relativ lang sind, um ihren Eingriff mit der Exzenterwelle 263 sicher zu stellen.
Andererseits stehen die radialen Außenenden der zweiten Verteilerventile 62, 62 ... mit dem umgebenden Exzenterring 64 als dem zweiten Ventilantriebsmittel durch ein Kugellager 66 wie in der ersten Ausführung in Eingriff. Dieser Eingriff wird durch den Druckring 68 abgefangen, der konzentrisch zu dem Exzenterring 64 angeordnet ist und die Außenenden der zweiten Verteilerventile 62, 62 miteinander verbindet.
Wie in Figur 20 dargestellt, nimmt die Exzenterwelle 263 eine Stellung ein, die um einen vorbestimmten Abstand &epsi;&sub1; von der Mitte der Eingangswelle 2' entlang der Linie X&sub1; in der Exzenterrichtung versetzt ist. Die Linie X&sub1; in der Exzenterrichtung wurde in eine Position eingestellt, die um den gegebenen Winkel θ&sub1; in Drehrichtung R der Eingangswelle 2' bezüglich der Phantomkippachse O&sub1; der Pumpentaumelscheibe 10 verzögert ist.
Wenn zwischen der Eingangswelle 2' und dem Pumpenzylinder 7 eine Relativdrehung auftritt, wird aufgrund dieser Anordnung jedes erste Verteilerventil 261 durch die Exzenterwelle 263 in der ersten Ventilbohrung 52 zwischen den radial inneren und äußeren Positionen des Pumpenzylinders 7 hin- und herbewegt, wobei sein Hub einen Weg beschreibt, der doppelt so groß ist wie der Exzenterbetrag &epsi;&sub1;.
Der Zylinderblock B' ist an dem Gehäuse C durch ein Kugellager 206 einer Stelle rechts von dem Druckring 267 drehbar gehalten.
Ein radial verlaufendes Versorgungsloch 311 oder eine Passage ist in der Eingangswelle 2' vorgesehen, um die innere Ölpassage 52 mit der Hauptölpassage 108 zu verbinden. An Verbindungsabschnitten zwischen dem Versorgungsloch 311 und der Hauptölpassage 108 sind Rückschlagventile 312 vorgesehen, die den Rückwärtsölfluß aus der inneren Ölpassage 52 blockieren. Von der Versorgungspumpe 38 zugeführtes Öl wird durch einen Ölfilter 309 gefiltert und dann in die Hauptölpassage 108 gefördert.
Demzufolge wird im Fall dieser zeiten Ausführung eine konzentrierte Anordnung der ersten und zweiten Ventilantriebsmittel vermieden, was zu einer verringerten Größe des Getriebes beiträgt und die Konstruktionsfreiheit der jeweiligen Ventilantriebsmittel erhöht.
Es wird angemerkt, daß bei allen voranstehenden Ausführungen die Getriebewelle in der als ein Eingangsabschnitt dienenden Eingangswelle 2, 2' enthalten ist und das Ausgangsrad 3, 3' als ein Ausgangsabschnitt des Zylinderblocks B, B' als das Getriebeteil dient, jedoch bei Motorbremsbetrieb das Rad 3, 3' als Eingangsabschnitt dient und die Eingangswelle 2, 2' als Ausgangsabschnitt dient. Es wird weiter ersichtlich, daß die dargestellte Anordnung modifiziert werden kann, so daß auch in einem Normallastbetrieb das Rad 3, 3' als Eingangsrad wirkt und die Welle 2,2' als Ausgangswelle wirkt.

Claims

1. Hydrostatisches, stufenlos verstellbares Getriebe (T), umfassend: eine Hydraulikpumpe (P) mit einem Pumpenzylinder (7), einen Hydraulikmotor (M) mit einem Motorzylinder (17), einen geschlossenen Hydraulikkreislauf zwischen der Hydraulikpumpe (P) und dem Hydraulikmotor (M), wobei einem Außenende des Pumpenzylinders (7) eine Pumpentaumelscheibe (10) gegenüberliegend angeordnet ist, einem Außenende des Motorzylinders (17) eine Motortaumelscheibe (20) gegenüberliegend angeordnet ist, wobei der Pumpenzylinder und der Motorzylinder integral drehbar miteinander verbunden sind, eine der Pumpentaumelscheibe (10) und der Motortaumelscheibe (20) zum synchronen Antrieb mit einer Getriebewelle (2; 2') ausgebildet ist, und wobei die Getriebewelle als einer eines Eingangsabschnitts und eines Ausgangsabschnitts des stufenlos verstellbaren Getriebes (T) ausgebildet ist; dadurch gekennzeichnet, daß die Getriebewelle (2; 2') sowohl den Pumpenzylinder (7) als auch den Motorzylinder (17) durchsetzt und diese relativ drehbar trägt und daß der Pumpenzylinder (7) und der Motorzylinder (17) zusammen ein Getriebeteil bilden, an dessen Außenumfang der andere der Eingangs- und Ausgangsabschnitte gebildet ist.

2. Getriebe nach Anspruch 1, in dem die Getriebewelle (2; 2') als der Eingangsabschnitt gebildet ist und an dem Getriebeteil der Ausgangsabschnitt gebildet ist.

3. Getriebe nach Anspruch 1 oder 2, in dem der Pumpenzylinder (7) und der Motorzylinder (17) einander gegenüberliegend angeordnet sind.

4. Getriebe nach Anspruch 1, in dem der Pumpenzylinder (7) und der Motorzylinder (17) einander gegenüberliegend angeordnet sind und zur Bildung eines Zylinderblocks (B) integral gebildet sind, wobei ein Zahnrad (3; 203) an einem Außenumfang des Zylinderblocks (B) als der andere der Eingangs- und Ausgangsabschnitte gebildet ist.

5. Getriebe nach Anspruch 1, in dem der Pumpenzylinder (7) und der Motorzylinder (17) zur Bildung eines Zylinderblocks (B) integral gebildet sind, wobei ein Zahnrad (3; 203) an einem Außenumfang des Zylinderblocks als der andere der Eingangs- und Ausgangsabschnitte gebildet ist.

6. Getriebe nach Anspruch 5, in dem das Zahnrad (3; 203) konzentrisch bezüglich der Getriebewelle (2, 2') angeordnet ist und der Zylinderblock (B) an der Getriebewelle (2; 2') durch ein Lagermittel (13, 14) an einer Stelle gehaltert ist, die im wesentlichen dem Zahnrad (3; 203) in einer axialen Richtung der Getriebewelle (2; 2') entspricht.

7. Getriebe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, in dem die Getriebewelle (2; 2') von gegenüberliegenden Außenseiten des Pumpenzylinders (7) und des Motorzylinders (17) vorsteht.

8. Getriebe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, in dem eine durch die Hydraulikpumpe (P) und den Hydraulikmotor (M) erzeugte Druckkraft von der Getriebewelle (2; 2') aufgenommen und abgestützt wird.

9. Getriebe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, in dem der Pumpenzylinder (7) und der Motorzylinder (17) durch Lagermittel (13, 14) relativ drehbar an der Getriebewelle (2; 2') gehalten sind.

10. Getriebe nach Anspruch 4, in dem der geschlossene Hydraulikkreislauf umfaßt: eine Anzahl Pumpenzylinderbohrungen (8), die ringförmig in dem Zylinderblock (B) angeordnet sind, eine Anzahl Motorzylinderbohrungen (18), die ringförmig in dem Zylinderblock (B) angeordnet sind, eine ringförmige innere Ölpassage (52) und eine ringförmige äußere Ölpassage (53), die zwischen den Pumpenzylinderbohrungen (8) und den Motorzylinderbohrungen (18) angeordnet sind, wobei die äußere Ölpassage (53) die innere Ölpassage (52) umgibt, eine Anzahl radial angeordneter erster Verteilerventile (61), die sich zwischen radial inneren und äußeren Positionen des Zylinderblocks (B) hin- und herbewegen können, um die jeweiligen Pumpenzylinderbohrungen (8) mit den inneren und äußeren Ölpassagen abwechselnd in Verbindung zu bringen, und eine Anzahl radial angeordneter zweiter Verteilerventile (62), die sich zwischen radial inneren und äußeren Positionen des Zylinderblocks (B) hin- und herbewegen können, um die jeweiligen Motorzylinderbohrungen (18) mit den inneren und äußeren Ölpassagen abwechselnd in Verbindung zu bringen, wobei ein erstes Ventilantriebsmittel vorgesehen ist, um die ersten Verteilerventile (61) anzutreiben, und ein zweites Ventilantriebsmittel vorgesehen ist, um die zweiten Verteilerventile (62) anzutreiben, wobei eines der ersten und zweiten Ventilantriebsmittel innerhalb des Zylinderblocks (B) und das andere außerhalb des Zylinderblocks (B) angeordnet ist.

11. Getriebe nach Anspruch 10, in dem die Getriebewelle (2; 2') zum synchronen Antrieb mit der Hydraulikpumpe (P) ausgebildet ist, wobei eine exzentrische Welle (5) als das erste Ventilantriebsmittel an der Getriebewelle (2; 2') gebildet ist und in Eingriff mit Innenenden der ersten Verteilerventile (61) angeordnet ist.

12. Getriebe nach Anspruch 10 oder 11, in dem das zweite Ventilantriebsmittel mit einem Antriebsmodusänderungsmittel verbunden ist, das einen Antriebmodus bezüglich der zweiten Verteilerventile (62) ändern kann.

13. Getriebe nach einem der Ansprüche 10 bis 12, in dem ein Antriebsmodus des ersten Ventilantriebsmittels bezüglich der ersten Verteilerventile konstant ist.