DE4447129B4

DE4447129B4 - Hydrostatisches Getriebe, Verfahren zum Steuern eines hydrostatischen Getriebes

Info

Publication number: DE4447129B4
Application number: DE4447129A
Authority: DE
Inventors: Tsutomu Wako Hayashi; Yoshihiro Wako Nakajima
Original assignee: Honda Motor Co Ltd
Current assignee: Honda Motor Co Ltd
Priority date: 1993-12-29
Filing date: 1994-12-29
Publication date: 2006-03-02
Anticipated expiration: 2014-12-30
Also published as: FR2714442A1; JPH07198019A; ITTO941084A1; ITTO941084A0; FR2714442B1; IT1268205B1; US5575151A; DE4447129A1

Abstract

Hydrostatisches Getriebe, umfassend
– ein Gehäuse (4)
– einen an dem Gehäuse (4) relativ zu diesem um eine Drehachse drehbar gelagerten, mit einem Getriebeausgangsteil (3) gekoppelten Zylinderblock (B) mit je einer Mehrzahl jeweils kreisförmig verteilt angeordneter Pumpen-Zylinderbohrungen (8) und Motor-Zylinderbohrungen (18) und ferner mit einem radial inneren ringförmigen Ölkanal (52) und einem radial äußeren ringförmigen Ölkanal (53), zwischen denen sich eine Mehrzahl erster radialer Ventillöcher (57) mit je einer Pumpen-Öffnung (59) zu einer der Pumpen-Zylinderbohrungen (8) und eine Mehrzahl zweiter radialer Ventillöcher (58) mit je einer Motor-Öffnung (60) zu einer der Motor-Zylinderbohrungen (18) erstrecken, wobei in jeder der Pumpen-Zylinderbohrungen (8) ein Pumpen-Kolben (9) verschiebbar angeordnet ist und in jeder der Motor-Zylinderbohrungen (18) ein Motor-Kolben (19) verschiebbar angeordnet ist, wobei ferner in jedem der ersten Ventillöcher (57) ein erstes Verteilventil (61) radial verschiebbar angeordnet ist, um die dem jeweiligen ersten Ventilloch (57) zugeordnete Pumpen-Öffnung (59) wahlweise mit dem inneren...

Description

Die Erfindung betrifft ein hydrostatisches Getriebe gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 1 sowie ein Verfahren zum Steuern eines hydrostatischen Getriebes gemäß Anspruch 10.

Aus der gattungsbildenden JP-A-62-224769 ist bekannt, zur Bildung einer Kupplung pumpenseitige Verteilerventile durch einen Ventilsteuerring zur Steuerung des Durchflusses zwischen einem inneren Ölkanal, einem äußeren Ölkanal und Pumpenöffnungen zu verwenden. Dieser Ventilsteuerring ist um eine von der Drehachse des Zylinderblocks sowie der Kippachse der pumpenseitigen Taumelscheibe versetzte Schwenkachse zwischen zwei Betriebsstellungen gleicher Exzentrizität verschwenkbar. Diese beiden Betriebsstellungen entsprechen einer Einkuppelstellung und einer Auskuppelstellung des hydrostatischen Getriebes.

Ferner ist ein hydraulisches, stufenlos veränderbares Getriebe bekannt, welches eine hydraulische Taumelscheiben-Pumpe fester Verdrängung und einen hydraulischen Taumelscheiben Motor variabler Verdrängung umfasst. Die Verdrängung oder Förderleistung des hydraulischen Taumelscheiben-Motors wird verändert, indem die Neigung der Taumelscheibe zur Änderung des Hubs der Kolben verändert wird. Da die Taumelscheibe der Hydraulikpumpe rotiert und zur Veränderung der Neigung dieser rotierenden Taumelscheibe ein komplizierter Mechanismus erforderlich ist, besitzt nur der Hydraulikmotor eine variable Verdrängung.

Um den Bereich des Getriebeübertragungsverhältnisses breiter zu machen, muss bei beiden hydrostatischen Getrieben des Stands der Technik die Verdrängung des Hydraulikmotors erhöht werden, was unvermeidlich zu einer Zunahme der Größe und des Gewichtes des stufenlos veränderbaren Getriebes führt. Es ist daher wünschenswert, die Verdrängung variabel zu machen, ob nun die Neigung der Motor-Schrägscheibe veränderbar ist oder nicht.

Die Erfindung wurde vor dem Hintergrund der vorstehenden Probleme gemacht. Ihr liegt die Aufgabe zugrunde ein hydrostatisches Getriebe bereitzustellen, dessen Übersetzungsverhältnis unabhängig von der Neigung der Motorschrägscheibe in einem breiten Bereich variiert werden kann. Ferner soll ein Verfahren zur Steuerung des hydrostatischen Getriebes angegeben werden.

Zur Lösung dieser Aufgabe sieht die Erfindung ein gattungsgemäßes hydrostatisches Getriebe mit den Merkmalen des Kennzeichens des Anspruchs 1 vor.

Vorzugsweise weisen die Verteilventile im Durchmesser vergrößerte Abschnitte auf, um mittels deren radial inneren Enden die Öffnung mit dem inneren Ölkanal zu verbinden oder von diesem zu trennen, und um mittels deren axial äußeren Enden die Öffnungen mit dem äußeren Ölkanal zu verbinden oder von diesem zu trennen. Hierbei ist R_I2 größer als R_I1, R_O2 größer als R_O1 und (R_O2 – R_I2) ungefähr gleich (R_O1 – R_I1), wobei R_I1 der Radius des Ortskreises ist, der durch radial innere Ränder der Öffnungen festgelegt ist, R_O1 der Radius des Ortskreises ist, der durch radial äußere Ränder der Öffnungen festgelegt ist, R_I2 der Radius des Ortskreises ist, der durch die inneren Ränder der im Durchmesser vergrößerten Abschnitte festgelegt ist und R_O2 der Radius des Ortskreises ist, der durch die äußeren Ränder der im Durchmesser vergrößerten Abschnitte festgelegt ist.

Gemäß einer Weiterbildung umfasst der erste Verstellmechanismus ein längs der Drehachse des Zylinderblocks bewegliches Stellorgan und einen Nocken, welcher einteilig mit dem Stellorgan derart ausgebildet ist, dass er in axialer Richtung schräg von dem Stellorgan absteht und zur Umfangsrichtung des Zylinderblock geneigt ist, und steht der erste Ventilsteuerring derart mit dem Nocken in Eingriff, dass der durch die schräg zur Axialrichtung des Zylinderblocks verlaufenden, in Umfangsrichtung gegenüberliegenden Seiten des Nockens steuerbar ist.

Weiterbildend wird vorgeschlagen, dass das Stellorgan mit einem Elektromotor verbunden ist.

Bevorzugterweise ist eine Steuerwelle parallel zur Drehachse des Zylinderblocks derart an dem Gehäuse drehbar abgestützt, dass sie zur Festlegung ihrer Winkelstellung manuell drehbar ist. Mit der Steuerwelle ist vorzugsweise eine Stelltrommel fest verbunden und mit der Stelltrommel steht eine Stellgabel derart in Eingriff, dass deren Position entlang der Achse des Zylinders von der Winkelstellung der Stelltrommel abhängt. Das Stellorgan kann mit der Stellgabel in Eingriff stehen.

Gemäß einer Weiterbildung ist der die Motor-Schrägscheibe haltende Motor-Schrägscheibenhalter um eine zur Drehachse des Zylinderblocks orthogonale Kippachse kippbar.

Bevorzugt ist der zweite Ventilsteuerring in Radialrichtung des Zylinderblocks beweglich und mit dem zweiten Ventilsteuerring ein zweiter Verstellmechanismus verbunden, um den zweiten Ventilsteuerring zwischen einer exzentrischen Position, in der eine Drehung einer mit einem Motor-Zylinder des Zylinderblocks verbundenen Ausgangswelle in der normalen Richtung bewirkt wird, und einer exzentrischen Position, in der eine Drehung der Ausgangswelle in der umgekehrten Richtung bewirkt wird, zu bewegen.

Ferner kann ein dritter Verstellmechanismus den Exzenterradius des zweiten Ventilsteuerrings der Neigung der Motor-Schrägscheibe entsprechend verändern.

Vorzugsweise ist der zweite Ventilsteuerring durch eine Feder derart vorgespannt, dass sein Mittelpunkt gegenüber der Achse des Zylinderblocks versetzt ist, und dass der dritte Verstellmechanismus den Exzenterradius des zweiten Ventilsteuerrings bei abnehmender Neigung der Motor-Schrägscheibe verkleinert.

Ferner ist ein Verfahren zum Steuern eines erfindungsgemäßen hydrostatischen Getriebes zur Erhöhung von dessen Geschwindigkeit vorgesehen, wobei das Verfahren umfasst:
Vergrößern des Exzenterradius des ersten Ventilsteuerrings bei unter maximaler Neigung gehaltener Motor-Schrägscheibe; und
Verringern der Neigung der Motor-Schrägscheibe nach Erreichen des Exzenterradiusmaximus des ersten Ventilsteuerrings.

Bevorzugte Ausführungsformen der Erfindung werden nachfolgend anhand der beigefügten Zeichnungen im einzelnen erläutert. Es stellen dar:
1 eine geschnittene Längsseitenansicht eines hydrostatischen Getriebes in einer ersten erfindungsgemäßen Ausführungsform,
2 eine an der Linie 2-2 in 1 genommene Querschnittsansicht,
3 eine an der Linie 3-3 in 2 genommene vergrößerte Schnittansicht,
4 eine vergrößerte Ansicht eines wesentlichen Teilbereichs der 3, die ein Kupplungsventil zeigt, das in eine einem Kupplungs-Außereingriffszustand entsprechende Stellung eingestellt ist,
5 eine vergrößerte Ansicht eines wesentlichen Teilbereichs der 3, die das Kupplungsventil in eine einem Kupplungs-Eingriffszustand entsprechende Stellung eingestellt zeigt,
6 eine an der Linie 6-6 in 2 genommene Schnittansicht,
7 eine längs der Richtung des Pfeils 7 in 6 genommene Seitenansicht,
8 eine an der Linie 8-8 in 2 genommene vergrößerte Schnittansicht,
9 einen Verlauf der Steuernuten einer Stelltrommel,
10 eine diagrammartige Darstellung von Exzenterradien, wenn sich das Getriebe in einer Neutralstellung befindet,
11 eine diagrammartige Darstellung von Exzenterradien, wenn sich das Getriebe in einer ersten Geschwindigkeitshaltestellung befindet,
12 eine diagrammartige Darstellung von Exzenterradien, wenn sich das Getriebe in einer zweiten Geschwindigkeitshaltestellung befindet,
13 eine diagrammartige Darstellung von Exzenterradien, wenn sich das Getriebe in einer Fahrstellung befindet,
14 eine diagrammartige Darstellung von maximalen Exzenterradien, wenn sich das Getriebe in der Fahrstellung befindet,
15 eine graphische Darstellung, welche die Beziehung zwischen dem Auslaßbereich einer Hydraulikpumpe und dem wirksamen Hub eines Kolbens zeigt,
16 eine an der Linie 16-16 in 2 genommene vergrößerte Schnittansicht,
17 eine an der Linie 17-17 in 2 genommene vergrößerte Schnittansicht,
18 einen hydraulischen Schaltplan eines Exzenterringantriebsmechanismus,
19 eine 2 ähnliche Schnittansicht eines hydromechanischen, stufenlos veränderbaren Getriebes in einer zweiten erfindungsgemäßen Ausführungsform und
20 eine längs der Richtung des Pfeils 20 in 19 genommene Schnittansicht.
Die 1 bis 18 zeigen eine erste Ausführungsform der Erfindung. Bezugnehmend zunächst auf die 1 und 2 sind die Kurbelwelle 1 einer nicht gezeigten Maschine eines vierrädrigen Fahrzeugs sowie ein hydrostatisches, stufenlos veränderbares Getriebe T in einem Gehäuse 4 enthalten und an diesem abgestützt. Das hydrostatische, stufenlos veränderbare Getriebe T ist in dem Gehäuse 4 so angeordnet, daß seine hohle Eingangswelle 5 und seine Ausgangswelle 31 parallel zur Kurbelwelle 1 verlaufen. Die Kurbelwelle 1 ist über ein primäres Reduktionsgetriebe 2 mit der hohlen Eingangswelle 5 verbunden, die Ausgangswelle 31 über ein sekundäres Reduktionsgetriebe 3 mit den nicht gezeigten Antriebsrädern des vierrädrigen Fahrzeugs.
Das hydrostatische, stufenlos veränderbare Getriebe T weist einen geschlossenen Hydraulikkreis auf, welcher eine hydraulische Taumelscheiben-Pumpe P, d.h. einen hydraulischen Taumelscheiben-Trieb variabler Verdrängung, sowie einen hydraulischen Taumelscheiben-Motor M, d.h. einen hydraulischen Taumelscheiben-Trieb variabler Verdrängung, umfaßt.
Die hydraulische Taumelscheiben-Pumpe P umfaßt die hohle Eingangswelle 5, welche mit dem Abtriebsritzel 2a des primären Reduktionsgetriebes 2 verbunden ist, einen Pumpen-Zylinder 7, welcher koaxial zur hohlen Eingangswelle 5 angeordnet und mit einer ungeraden Anzahl von Pumpen-Zylinderbohrungen 8 versehen ist, die auf einem Kreis angeordnet sind, dessen Mittelpunkt auf der Drehachse des Pumpen-Zylinders 7 liegt, eine Mehrzahl von Pumpen-Kolben 9, welche jeweils verschiebbar in die Pumpen-Zylinderbohrungen 8 eingesetzt sind, eine Pumpen-Taumelscheibe 10, welche mit ihrer Vorderseite in Kontakt mit den äußeren Enden der Pumpen-Kolben 9 steht, sowie einen Pumpen-Taumelscheibenhalter 12, an welchem die Pumpen-Taumelscheibe 10 über ein Axial- bzw. Drucklager 13 und ein Radiallager 14 unter einer festen Neigung um eine imaginäre, zur Achse des Pumpen-Zylinders 7 orthogonale Kippachse O₁ abgestützt ist. Der Pumpen-Taumelscheibenhalter 12 ist eintellig mit der hohlen Eingangswelle 5 ausgebildet. Der Pumpen-Zylinder 7 ist relativ zur hohlen Eingangswelle 5 drehbar in einem Kugellager 6 an dem Pumpen-Taumelscheibenhalter 12 gehalten.
Die Pumpen-Taumelscheibe 10 bewirkt, daß sich die Pumpen-Kolben 9 bei drehender hohler Eingangswelle 5 in einem Ansaughub und einem Auslaßhub hin- und herbewegen.
Der Hydraulikmotor M umfaßt einen auf der rechten Seite der 1 bis 3 gezeigten Motor-Zylinder 17, welcher koaxial zum Pumpen-Zylinder 7 angeordnet und mit einer ungeraden Anzahl von Motor-Zylinderbohrungen 18 versehen ist, die auf einem Kreis angeordnet sind, dessen Mittelpunkt auf der Drehachse des Motor-Zylinders 17 liegt, eine Mehrzahl von Motor-Kolben 19, welche jeweils verschiebbar in die Motor-Zylinderbohrungen 18 eingesetzt sind, eine Motor-Schrägscheibe 20 auch als eine Motor-Taumelscheibe bezeichnet, welche mit ihrer Vorderseite in Kontakt mit den äußeren Enden der Motor-Kolben 19 steht, einen Motor-Schrägscheibenhalter 22, auch als Motor-Taumelscheibenhalter bezeichnet, an welchem die Motor-Taumelscheibe 20 über ein Drucklager 27 und ein Radiallager 28 abgestützt ist, sowie eine Motor-Taumelscheibenverankerung 23, welche den Motor-Taumelscheibenhalter 22 an dessen Rückseite stützt. Die jeweiligen Kontaktflächen 22a und 23a des Motor-Taumelscheibenhalters 22 und der Motor-Taumelscheibenverankerung 23 sind sphärische Flächen, deren Mittelpunkt an der Schnittstelle der Achse des Motor-Zylinders 17 und einer Kippachse O₂ liegt. Der Motor-Taumelscheibenhalter 22 kann relativ zur Motor-Taumelscheibenverankerung 23 um die Kippachse O₂ gedreht werden.
Ein rohrförmiger Zylinderhalter 24 schließt auf der Seite des Motor-Zylinders 17 an ein Ende der Motor-Taumelscheibenverankerung 23 an. Der Motor-Zylinder 17 ist in Kugellagern 25 an dem Zylinderhalter 24 gehalten.
Der Motor-Taumelscheibenhalter 22 wird mittells eines von einem Schrittmotor 29 angetriebenen Kugelschraubmechanismus 30 um die Kippachse O₂ gedreht, um die Motor-Taumelscheibe 20 zwischen einer aufrechten Stellung, in der die Motor-Taumelscheibe 20 senkrecht zur Achse des Motor-Zylinders 17 steht, und einer geneigten Stellung, in der die Motor-Taumelscheibe 20 unter einem gegebenen Winkel gegen die Achse des Motor-Zylinders 17 geneigt ist, zu drehen. Wenn sich die Motor-Taumelscheibe 20 in einer geneigten Stellung befindet, wird der Motor-Kolben 19 bei drehendem Motor-Zylinder 17 in einem Expansionshub und einem Kontraktionshub hin- und herbewegt.
Der Pumpen-Zylinder 7 und der Motor-Zylinder 17 sind in einem Zylinderblock B zusammengefaßt. Der Zylinderblock B ist integral mit der Ausgangswelle 31 und einer zur Ausgangswelle 31 koaxialen Welle 32 ausgebildet. Die Welle 32 steht von der Mitte derjenigen Fläche des Motor-Zylinders 17 vor, welche der Motor-Taumelscheibe 20 zugewandt ist; die Ausgangswelle 31 steht koaxial zur Welle 32 von der Mitte derjenigen Fläche des Pumpen-Zylinders 7 des Zylinderblocks B vor, welche der Pumpen-Taumelscheibe 10 zugewandt ist.
Die Ausgangswelle 31 erstreckt sich durch die Pumpen-Taumelscheibe 10 und den Pumpen-Taumelscheibenhalter 12 hindurch. Die Ausgangswelle 31 stützt sich in einem Schrägkugellager 33 an der hohlen Eingangswelle 5 ab. Zwischen der Ausgangswelle 31 und dem Gehäuse 4 ist ein Kugellager 35 angeordnet. Das Antriebsritzel 34 des sekundären Reduktionsgetriebes 3 ist fest an einem Teil der Ausgangswelle 31 zwischen dem Schrägkugellager 33 und dem Kugellager 35 angebracht.
Die Welle 32 erstreckt sich durch die Motor-Taumelscheibe 20, den Motor-Taumelscheibenhalter 22 und die Motor-Taumelscheibenverankerung 23 hindurch. Ein Schrägkugellager 36 ist zwischen der Welle 32 und der Motor-Taumelscheibenverankerung 23 angeordnet.
Bezugnehmend auf die 3, 4 und 5 ist der Zylinderblock B mit einer ersten Bohrung 44, einer zweiten Bohrung 45, deren Durchmesser kleiner ist als derjenige der ersten Bohrung 44, sowie einer dritten Bohrung 46 versehen, deren Durchmesser größer ist als derjenige der zweiten Bohrung 45, wobei diese Bohrungen von der Seite der Ausgangswelle 31 her zur Seite der Welle 32 hin in dieser Reihenfolge koaxial zum Zylinderblock B ausgebildet sind. Die Bohrungen 44, 45 und 46 bilden einen Ölnachfüllkanal 47.
Der Zylinderblock B ist in einem Bereich zwischen der Gruppe der Pumpen-Zylinderbohrungen 8 des Pumpen-Zylinders 7 und der Gruppe der Motor-Zylinderbohrungen 18 des Motor-Zylinders 17 koaxial mit einem ringförmigen inneren Ölkanal 52 und einem ringförmigen äußeren Ölkanal 53 versehen.
Ein im wesentlichen rohrförmiges Ventilelement 51, das auf seinem Außenumfang mit einer ersten Ringnut 49 und einer zweiten Ringnut 50 versehen ist, ist verschiebbar in einen Teil des Ölnachfüllkanals nahe der ersten Bohrung 44 und der zweiten Bohrung 45 des Zylinderblocks B eingesetzt. Der innere Ölkanal 52 ist durch den Umfang der ersten Bohrung 44 und die erste Ringnut 49 begrenzt.
Eine Ringnut 54 ist im Außenumfang eines Bereichs des Zylinderblocks B zwischen der Gruppe der Pumpen-Zylinderbohrungen 8 und der Gruppe der Motor-Zylinderbohrungen 18 ausgebildet. Auf den Zylinderblock B ist ein Ring 56 fest aufgesetzt, um so die Ringnut 54 zur Bildung eines zum inneren Ölkanal 52 koaxialen ringförmigen äußeren Ölkanals 53 abzudecken.
Radiale erste Ventillöcher 57 und radiale zweite Ventillöcher 58 sind durch eine Ringwand zwischen dem inneren Ölkanal 52 und dem äußeren Ölkanal 53 des Zylinderblocks B hindurch in einem Bereich des Zylinderblocks B zwischen der Gruppe der Pumpen-Zylinderbohrungen 8 des Pumpen-Zylinders 7 und der Gruppe der Motor-Zylinderbohrungen 18 des Motor-Zylinders 17 und durch den als Außenumfangswand des äußeren Ölkanals 53 dienenden Ring 56 hindurch ausgebildet. Die Anzahl der ersten Ventillöcher 57 ist gleich derjenigen der Pumpen-Zylinderboh rungen 8, die Anzahl der zweiten Ventillöcher 58 ist gleich derjenigen der Motor-Zylinderbohrungen 18.
Der Zylinderblock B ist mit einer Mehrzahl von Pumpen-Öffnungen 59, über die die Pumpen-Zylinderbohrungen 8 mit den entsprechenden ersten Ventillöchern 57 in Verbindung stehen, und einer Mehrzahl von Motor-Öffnungen 60 versehen, über die die Motor-Zylinderbohrungen 18 mit den entsprechenden zweiten Ventillöchern 58 in Verbindung stehen.
Erste Verteilventile 61 in der Form einer Spule sind verschiebbar in die ersten Ventillöcher 57 eingesetzt und zweite Verteilventile 62 in der Form einer Spule verschiebbar in die zweiten Ventillöcher 58 eingesetzt. Jeweils an ihren Enden sind die ersten Verteilventile 61 und die zweiten Verteilventile 62 mit vorstehenden Abschnitten 61a und 62a versehen, um mittels deren innerer Enden die Pumpen-Öffnungen 59 und die Motor-Öffnungen 60 mit dem inneren Ölkanal 52 zu verbinden und sie von diesem zu trennen und mittels deren äußerer Enden die Pumpen-Öffnungen 59 und die Motor-Öffnungen 60 mit dem äußeren Ölkanal 53 zu verbinden und sie von diesem zu trennen.
Die äußeren Enden aller ersten Verteilventile 61 stehen in Kontakt mit einem ersten Ventilsteuer- bzw. Exzenterring 63, die äußeren Enden aller zweiten Verteilventile 62 stehen in Kontakt mit einem zweiten Ventilsteuer- bzw. Exzenterring 64.
Die äußeren Enden der ersten Verteilventile 61 sind mittels eines zum ersten Exzenterring 63 konzentrischen, ersten Halterings 57 miteinander verbunden, die äußeren Enden der zweiten Verteilventile 62 sind mittels eines zum zweiten Exzenterring 64 konzentrischen Halterings 58 miteinander verbunden.
Der erste Exzenterring 63 ist mittels eines Paars zu der imaginären Kippachse O₁ paralleler Schiebebolzen 70 in der folgenden Weise mit dem Pumpen-Taumelscheibenhalter 12 verbunden.
Die 6 und 7 zeigen, daß jeder der Schiebebolzen 70 verschiebbar in ein von einer Endfläche des ersten Exzenterrings 63 vorstehendes Führungsauge 72 eingesetzt ist und seine gegenüberliegenden Enden an einem Paar von Kupplungsstücken 71 befestigt sind, welche von der Außenfläche des Pumpen-Taumelscheibenhalters 12 vorstehen. Zwischen einem der Kupplungsstücke 71 und dem Führungsauge 72 ist eine Druckfeder 73 angeordnet, um den ersten Exzenterring 63 in einer exzentrischen Richtung vorzuspannen. Der erste Exzenterring 63 ist auf diese Weise längs der imaginären Kippachse O₁ beweglich.
Die Funktion des ersten Exzenterrings 63 wird nachfolgend unter Bezugnahme auf 8 beschrieben. Wenn sich die hohle Eingangswelle 5 und der Pumpen-Zylinder 7, d.h. der Zylinderblock B, relativ zueinander drehen, wird jedes erste Verteilventil 61 in dem ersten Ventilloch 57 des Pumpen-Zylinders 7 in radialer Richtung des Pumpen-Zylinders 7 zwischen einer inneren Position und einer äußeren Position hin- und herbewegt, und zwar um einen Hub, der gleich dem doppelten Exzenterradius ∊ ist. Im Auslaßbereich D der Hydraulikpumpe P ist das erste Verteilventil 61 in die innere Position bewegt, um die entsprechende Pumpen-Öffnung 59 mit dem äußeren Ölkanal 53 zu verbinden und sie von dem inneren Ölkanal 52 zu trennen, damit der Pumpen-Kolben 9 das im Pumpen-Zylinder 8 unter Druck gesetzte Arbeitsfluid im Auslaßhub in den äußeren Ölkanal 53 abgeben kann. Im Ansaugbereich S der Hydraulikpumpe P ist das erste Verteilventil 61 in die äußere Position bewegt, um die entsprechende Pumpen-Öffnung 59 mit dem inneren Ölkanal 52 zu verbinden und sie vom äußeren Ölkanal 53 zu trennen, damit der Pumpen-Kolben 9 im Ansaughub das Arbeitsfluid aus dem inneren Ölkanal 52 in die Pumpen-Zylinderbohrung 8 saugen kann.
Im übrigen ändert sich der Auslaßbereich D, wenn der Exzenterradius ∊ des ersten Exzenterrings 63 verändert wird; als Folge ändert sich die Anzahl der wirksamen Pumpen-Kolben 9 unter allen Pumpen-Kolben 9, namentlich der wirksame Hub aller Pumpen-Kolben 9, wodurch die Verdrängung der hydraulischen Taumelscheibenpumpe P verändert wird. Mit dem ersten Exzenterring 63 ist ein erster Exzenterradiusänderungsmechanismus 74 verbunden.
Der erste Exzenterradiusänderungsmechanismus 74 umfaßt ein Stellorgan 75, das an dem Taumelscheibenhalter 12 so gehalten ist, daß es längs der Achse des Zylinderblocks B beweglich ist, einen Nocken 76, der einteilig mit dem Stellorgan 75 so ausgebildet ist, daß er axial schräg vom Stellorgan 75 absteht und in einer Umfangsrichtung des Zylinderblocks B geneigt ist, eine in das Stellorgan 75 eingreifende Stellgabel 79, die an einer Stellwelle 78, welche an dem Gehäuse 4 mit zur Achse des Zylinderblocks B paralleler Achse befestigt ist, so gehalten ist, daß sie längs der Achse der Stellwelle 78 beweglich ist, eine Steuerwelle 80, die mit zur Achse der Stellwelle 78 paralleler Achse so am Gehäuse 4 drehbar gehalten ist, daß sie zur Einstellung in eine gewünschte Winkelstellung manuell drehbar ist, sowie eine fest an der Steuerwelle 80 angebrachte Stelltrommel 81.
Der Nocken 76 steht mit dem einteilig mit dem ersten Exzenterring 63 ausgebildeten Führungsauge 72 so in Eingriff, daß er mittels seiner gegenüberliegenden Seiten die Position des ersten Exzenterrings 63 bezüglich der Radialrichtung des Zylinderblocks B festlegt; hierzu ist das Führungsauge 72 mit einer Nut 77 versehen, in der der Nocken 76 aufgenommen ist, wobei dessen gegenüberliegende Seitenflächen in Gleitkontakt mit den Seitenflächen der Nut 77 stehen. Ein Hebel 82 ist mit einem aus dem Gehäuse 4 herausragenden Ende der Steuerwelle 80 fest verbunden. Zur Drehung der Steuerwelle 80 wird der Hebel 82 manuell betätigt.
Im übrigen ist die Stelltrommel 81 mit einer ersten Steuernut 83 versehen, in welche die Stellgabel 79 eingreift. Aus 9 ist zu erkennen, daß die erste Steuernut 83 über die Stellgabel 79 das Stellorgan 75 axial in eine Parkposition P, eine Rückwärtsposition R, eine Neutralposition N, eine Fahrposi tion D, eine zweite Geschwindigkeitshalteposition L₂ oder eine erste Geschwindigkeitshalteposition L₁ einstellt, wenn die Stelltrommel 81 von einem Fahrer des Fahrzeugs gedreht wird. Das Stellorgan 75 bleibt bei der Parkposition P und der Neutralposition N in der gleichen Position auf der Achse des Zylinderblocks B stehen. Wenn die Stellgabel 79 in eine der Rückwärtsposition R oder der ersten Geschwindigkeitshalteposition L₁ entsprechende Position eingestellt wird, wird das Stellorgan 75 – gesehen in 7 – aus der Parkposition P oder der Neutralposition N nach rechts bewegt. Wenn die Stellgabel in eine der zweiten Geschwindigkeitshalteposition L₂ entsprechende Position eingestellt wird, wird das Stellorgan 75 – bei Betrachtung der 7 – in die zweite Geschwindigkeitshalteposition L₂ rechtsseitig der ersten Geschwindigkeitshalteposition L₁ bewegt. Wenn die Stellgabel 79 in eine der Fahrposition D entsprechende Position eingestellt wird, kann das Stellorgan 75 in einem Bereich zwischen der Neutralposition N und einer Position rechtsseitig der zweiten Geschwindigkeitshalteposition L₂ bewegt werden. Wenn das Stellorgan 75 – bei Betrachtung der 7 – nach rechts bewegt wird, nimmt der Exzenterradius ∊₁ des ersten Exzenterrings 63 zu.
Mit dem Stellorgan 75 steht eine weitere Stellgabel 86 in Eingriff, um das Stellorgan 75 in entgegengesetzten Richtungen entlang der Achse des Zylinderblocks B in einem durch die erste Steuernut 83 begrenzten Bereich zu bewegen, wenn das Stellorgan 75 in die Fahrposition D eingestellt ist. Die Stellgabel 86 wird über einen Kugelschraubmechanismus 85 mittels eines Schrittmotors 84, d.h. eines Elektromotors, angetrieben. Die Stellgabel 86 wird mittels des Schrittmotors 84 angetrieben, um zur Änderung des Exzenterradius ∊₁ des ersten Exzenterrings 63 das Stellorgan 75 entlang der Achse des Zylinderblocks B zu bewegen.
Im übrigen müssen die Position jeder Pumpen-Öffnung 59 an dem entsprechenden ersten Ventilloch 57 und die Größe jedes ersten Verteilventils 61 den folgenden Bedingungen genügen, um die Verdrängung der hydraulischen Taumelscheibenpumpe P durch Verändern des Exzenterradius ∊₁ des ersten Exzenterrings 63 mittels des ersten Exzenterradiusänderungsmechanismus 74 und des Schrittmotors 84 zu verändern. Wenn mit Bezug auf 8 C_PI der Ort des inneren Rands der Pumpen-Öffnung 59 längs der Achse des ersten Ventillochs 57 ist, R_I1 der Radius des Orts C_PI ist, C_PO der Ort des äußeren Rands der Pumpen-Öffnung 59 längs der Achse des ersten Ventillochs 57 ist, R_O1 der Radius des Orts C_PO ist, C_LI der Ort des inneren Endes des vorstehenden Abschnitts 61a des ersten Verteilventils 61 ist, R_I2 der Radius des Orts C_LI ist, C_LO der Ort des äußeren Rands des vorstehenden Abschnitts 61a ist und R_O2 der Radius des Orts C_LO ist, gilt R_I2 > R_I1, R_O2 > R_O1 und (R_O2 – R_I2) ≈ (R_O1 – R_I1) .
Wenn das Stellorgan 75 in die Neutralposition N oder die Rückwärtsposition R bewegt ist, ist der erste Exzenterring 63 in eine exzentrische Position eingestellt, wie in 10 gezeigt. Wenn das Stellorgan 75 in die erste Geschwindigkeitshalteposition L₁ bewegt ist, ist der erste Exzenterring 63 in eine exzentrische Position eingestellt, in der der Exzenterradius ∊_1L1 ist, wie dies in 11 gezeigt ist. Wenn das Stellorgan 75 in die zweite Geschwindigkeitshalteposition L₂ bewegt ist, ist der erste Exzenterring 63 in eine exzentrische Position eingestellt, in der der Exzenterradius ∊_1L2 ist und größer ist als der Exzenterradius ∊_1L1 (siehe 12). Wenn das Stellorgan 75 in die Fahrposition D bewegt ist, ist der Exzenterring 63 übe die in den 11 und 12 gezeigten Positionen und eine Position, in der der Exzenterradius ∊_1D1 ist (siehe 13), in eine Position bewegt, in der der Exzenterradius des ersten Exzenterrings 63 einen maximalen Exzenterradius ∊_1D2 erreicht hat, wie in 14 gezeigt. Wenn der Exzenterradius ∊₁ von ∊_1L1 über ∊_1L2 und ∊_1D1 auf ∊_1D2 zunimmt, werden der Auslaßbereich D von D_L1 über D_L2 und D_D1 bis D_D2 und folglich der wirksame Hub der Pumpen-Kolben 9 größer, um die Verdrängung der hydraulischen Taumelscheiben-Pumpe P zu erhöhen, wie in 15 gezeigt.
Nachfolgend wird die Funktion des zweiten Exzenterrings 64 unter Bezugnahme auf 16 beschrieben. Wenn der Motor-Zylinder 17, d.h. der Zylinderblock B, bei in eine exzentrische Position eingestelltem zweiten Exzenterring 64 rotiert, wird jedes zweite Verteilventil 62 in dem zweiten Ventilloch 58 zwischen einer inneren Position und einer äußeren Position in radialer Richtung des Zylinderblocks B um einen Hub hin- und herbewegt, der gleich dem doppelten Exzenterradius ∊₂ ist. Im Expansionsbereich Ex des Hydraulikmotors M ist das zweite Verteilventil 62 in die innere Position bewegt, um die entsprechende Motor-Öffnung 60 mit dem äußeren Ölkanal 53 zu verbinden und sie von dem inneren Ölkanal 52 zu trennen, so daß das Hochdruck-Arbeitsfluid vom äußeren Ölkanal 53 in die Motor-Zylinderbohrung 18 gelangen kann, in welcher sich der Motor-Kolben 19 in einem Expansionshub bewegt. Im Kontraktionsbereich Sh des Hydraulikmotors M ist jedes zweite Verteilventil 62 in die äußere Position bewegt, um die entsprechende Motor-Öffnung 60 mit den inneren Ölkanal 52 zu verbinden und sie von dem äußeren Ölkanal 53 zu trennen, so daß das Arbeitsfluid aus der Motor-Zylinderbohrung 18, in welcher sich der Motor-Kolben 19 in einem Kontraktionshub bewegt, in den inneren Ölkanal 52 abgegeben wird.
Der zweite Exzenterring 64 ist mittels eines Paars zur Kippachse O₂ paralleler Schiebebolzen 88 an dem Zylinderhalter 24 in der folgenden Weise gehalten.
Wie in 17 gezeigt, sind die gegenüberliegenden Enden jedes Schiebebolzens 88 an einem Paar vom zweiten Exzenterring 64 vorstehender Kupplungsstücke 89 befestigt, wobei ihr Mittelteil verschiebbar in ein von dem Zylinderhalter 24 vorstehendes Führungskuppelteil 90 eingesetzt ist. Eine Druckfeder 91 ist zwischen dem Zylinderhalter 25 und dem zweiten Exzenterring 64 auf der Kippachse O₂ komprimiert angeordnet, derart, daß der zweite Exzenterring 64 längs der Kippachse O₂ beweglich ist.
Wenn im übrigen der Exzenterradius ∊₂ des zweiten Exzenterrings 64 verändert wird, ändern sich entsprechen der Kontraktionsbereich Sh und folglich die Anzahl der wirksamen Motor-Kolben 19 unter allen Motor-Kolben 19, d.h. es ändert sich der wirksame Hub der Motor-Kolben 19, um die Verdrängung des hydraulischen Taumelscheiben-Motors M zu verändern. Ein zweiter Exzenterradiusänderungsmechanismus 92 ist mit dem zweiten Exzenterring 64 verbunden.
Der zweite Exzenterradiusänderungsmechanismus 92 umfaßt die drehbar an dem Gehäuse 4 gehaltene Steuerwelle 80, einen fest an der Steuerwelle 80 befestigten Stellnocken 93 sowie einen Steueransatz, welcher einteilig mit dem zweiten Exzenterring 64 ausgebildet ist und mit einer Steueröffnung 94 versehen ist, in welcher der Stellnocken 93 aufgenommen ist.
In der Innenfläche der Steueröffnung 94 ist eine Steuerfläche 94a derart ausgebildet, daß sie unter der Wirkung der Feder 91 in Kontakt mit dem Stellnocken 93 steht. Der mit der Steuerfläche 94a in Kontakt stehende Stellnocken 93 legt die Position des zweiten Exzenterrings 64 auf der Kippachse O₂ fest. Wenn die Steuerwelle 80 in eine der Neutralposition N entsprechende Stellung eingestellt ist, ist der Exzenterradius ∊₂ des zweiten Exzenterrings 64 0 (Null). Wenn die Steuerwelle 80 in eine der Fahrposition D, der zweiten Geschwindigkeitshalteposition L₂ oder der ersten Geschwindigkeitshalteposition L₁ entsprechende Stellung eingestellt wird, wird der zweite Exzenterring 64 aus der der Neutralposition N entsprechenden Position in diejenige Richtung, in die der zweite Exzenterring 64 durch die Feder 91 vorgespannt ist, verlagert. Wenn die Steuerwelle 80 in eine der Parkposition P oder der Rückwärtsposition R entsprechende Stellung eingestellt wird, wird der zweite Exzenterring 64 aus der der Neutralposition N entsprechenden Position in eine Richtung verlagert, die umgekehrt zu derjenigen Richtung ist, in die der Exzenterring 64 durch die Feder 91 vorgespannt ist. Wenn der zweite Exzenterring 64 in die der Fahrposition D, der zweiten Geschwindigkeitshalteposition L₂ oder der ersten Ge schwindigkeitshalteposition L₁ entsprechende exzentrische Position bewegt ist, dreht sich die vom Motor-Zylinder 17 vorstehende Ausgangswelle 31 in der normalen Richtung. Wenn der zweite Exzenterring 64 in die der Parkposition P oder der Rückwärtsposition R entsprechende exzentrische Position bewegt ist, dreht sich die Ausgangswelle 31 in der umgekehrten Richtung.
Um im übrigen die Verdrängung des hydraulischen Taumelscheiben-Motors M durch Verändern des Exzenterradius ∊₂ des zweiten Exzenterrings 64 mittels des zweiten Exzenterradiusänderungsmechanismus 92 zu ändern, sind die Lage jeder Motor-Öffnung 60 an dem zweiten Ventilloch 58 und die Größe des zweiten Verteilventils 62 so bestimmt, daß Bedingungen erfüllt sind, die den bei der hydraulischen Taumelscheiben-Pumpe P zu erfüllenden Bedingungen ähnlich sind.
Der Zylinderblock B wird durch die Summe eines Reaktionsdrehmoments, welches durch die Pumpen-Taumelscheibe 10 über die Pumpen-Kolben 9 im Auslaßhub auf den Pumpen-Zylinder 7 ausgeübt wird, und eines Reaktionsdrehmoments gedreht, welches durch die Motor-Taumelscheibe 20 über die Motor-Kolben 19 im Expansionshub auf den Motor-Zylinder 17 ausgeübt wird; das Drehmoment des Zylinderblocks B wird über die Ausgangswelle 31 zum sekundären Reduktionsgetriebe 3 übertragen.
Das Übersetzungsverhältnis, namentlich das Verhältnis der Drehgeschwindigkeit der Ausgangswelle 31 zur Drehgeschwindigkeit der hohlen Eingangswelle 5, ist durch den folgenden Ausdruck gegeben: Übersetzungsverhältnis = 1 + (Verdrängung des Hydraulikmotors M)/(Verdrängung der Hydraulikpumpe P)
Demgemäß kann der Bereich des Übersetzungsverhältnisses breiter gemacht werden, indem sowohl die Verdrängung des Hydraulikmotors M als auch die der Hydraulikpumpe P verändert werden. Die Geschwindigkeit kann von der ersten Geschwindig keitshalteposition L₁ zur zweiten Geschwindigkeitshalteposition L₂ geändert werden, indem die Steuerwelle 80 bei maximal geneigter Motor-Taumelscheibe 20 stellend betätigt wird, sie kann durch den Schrittmotor 84 kontinuierlich bis D₂ verändert werden, wenn die Steuerwelle 80 in eine der Fahrposition D entsprechende Stellung eingestellt ist, und es kann der Bereich des Übersetzungsverhältnisses kann in starkem Maß breiter gemacht werden, indem die Neigung der Motor-Taumelscheibe 20 mittels des Schrittmotors 29 kleiner gemacht wird, um die Verdrängung des hydraulischen Taumelscheiben-Motors M zu verringern, nachdem die Verdrängung der hydraulischen Taumelscheiben-Pumpe P auf ein Maximum erhöht worden ist.
Wenn im übrigen der zweite Exzenterring 64 in eine konzentrische Position mit auf "1" eingestelltem Übersetzungsverhältnis bewegt ist, trennen sämtliche zweiten Verteilventile 52 die entsprechenden Motor-Öffnungen 60 perfekt von dem äußeren Ölkanal 53, d.h. einem Hochdruck-Ölkanal, und sind die Motor-Öffnungen 60 geringfügig in den inneren Ölkanal, d.h. einen Niederdruck-Ölkanal, offen. Folglich ist der Hydraulikmotor M von dem äußeren Hochdruck-Ölkanal 53 getrennt, die Verdrängung des Hochdruck-Systems entsprechend reduziert und als Folge der Druckverlust verringert und die Inkompressibilität des Arbeitsfluids erhöht, um den Getriebewirkungsgrad in einem Zustand zu erhöhen, in dem das Übertragungsverhältnis "1" ist. Da überdies jede Motor-Zylinderbohrung 18 mittels eines engen Kanals mit dem inneren Niederdruck-Ölkanal 52 in Verbindung steht, sind die Motor-Zylinderbohrungen 18 nicht vollständig verschlossen.
Ein Exzenterringantriebsmechanismus 96 ist mit der exzentrischen Seite des zweiten Exzenterrings 54 auf der Kippachse O₂ verbunden, um den durch die Feder 91 auf eine exzentrische Position hin vorgespannten zweiten Exzenterring 64 in Richtung auf die konzentrische Position zu treiben.
Der Exzenterringantriebsmechanismus 96 umfaßt ein Antriebselement 97, welches schwenkbar an dem Zylinderhalter 24 so gehalten ist, daß es von außen her auf den zweiten Exzenterring 64 drücken kann, ein Hydraulikzylinder-Stellglied 98, welches mit dem Antriebselement 97 verbunden ist, um das Antriebselement 97 so zu bewegen, daß es den zweiten Exzenterring 64 zur konzentrischen Position hin treibt, wenn Hydraulikdruck an dem Stellglied 98 anliegt, sowie ein Steuerventil 99, welches einen Hydraulikdruck an das Hydraulikzylinder-Stellglied 98 anlegt, wenn die Motor-Taumelscheibe 20 während Drehung derselben von einer geneigten Stellung in Richtung auf die aufrechte Stellung in eine vorbestimmte Neigungsstellung gedreht ist, in der die Motor-Taumelscheibe 20 mit einer gegebenen Neigung nahe der aufrechten Stellung geneigt ist, und das den Hydraulikdruck von dem Hydraulikzylinder-Stellglied 98 wegnimmt, wenn die Motor-Taumelscheibe 20 während Kippen derselben aus der aufrechten Stellung in die vorbestimmte Neigungsstellung gedreht ist.
Das Antriebselement 97 ist mittels einer Stützwelle 100 mit einer Achse, die die Kippachse O₂ und die Drehachse des Zylinderblocks B orthogonal schneidet, in seinem Mittelabschnitt schwenkbar an dem Zylinderhalter 24 gehalten; ein Ende des Antriebselements 97 steht mit dem zweiten Exzenterring 64 in Kontakt.
Das Hydraulikzylinder-Stellglied 98 weist einen Kolben 103 auf, der verschiebbar in eine bodenseitig verschlossene Zylinderbohrung 101 eingesetzt ist, welche eine zur Kippachse O₂ parallele Achse aufweist und in dem Zylinderhalter 24 derart ausgebildet ist, daß zwischen dem Ende des Kolbens 103 und dem Boden der Zylinderbohrung 101 eine Druckkammer 102 gebildet ist. Eine vom Kolben 103 vorstehende Stange 104 steht mit dem anderen Ende des Antriebselements 97 in Kontakt.
Wenn in der Druckkammer 102 des Hydraulikzylinder-Stellglieds 98 ein Hydraulikdruck aufgebaut wird, wird das Antriebselement 97 in eine solche Richtung gedreht, daß es den zweiten Exzenterring 64 zur konzentrischen Position hin bewegt. Wenn der Hydraulikdruck von der Druckkammer 102 weggenommen wird, kehrt der zweite Exzenterring 64 wegen der Rückstellkraft der Feder in eine exzentrische Position zurück.
Das Steuerventil 99 weist ein Ventilgehäuse 109 auf, ferner ein Ventilelement 108, das verschiebbar in das Ventilgehäuse 109 eingesetzt ist, derart, daß es zwischen einer Verbindungsposition zur Verbindung eines mit einer Ölpumpe verbundenen Ölzufuhrkanals 106 mit einem mit der Druckkammer 102 des Hydraulikzylinder-Stellglieds 98 verbundenen Ölkanal 107 und einer Trennposition zum Öffnen des Ölzufuhrkanals 106 bewegbar ist, und ferner eine Feder zum Vorspannen des Ventilelements 108 auf die Trennposition hin. Das Ventilelement 108 ist einteilig mit und koaxial zu einer Stange 110 vorgesehen, welche aus dem Ventilgehäuse 109 herausragt. Das Ende der Stange 110 steht mit einem Schwenkhebel 111 in Kontakt. Wenn die Motor-Taumelscheibe 20 mit der gegebenen Neigung geneigt ist, während der Motor-Taumelscheibenhalter 22 die Motor-Taumelscheibe 20 von einer geneigten Stellung zu der aufrechten Stellung hin dreht, dreht die Motor-Taumelscheibe 22 den Hebel 111 so, daß er gegen die Stange 110 zu drückt. Als Folge wird das Steuerventil 99 in eine solche Position eingestellt, daß an das Hydraulikzylinder-Stellglied 98 Hydraulikdruck angelegt wird.
Der Exzenterringantriebsmechanismus 96 hält den zweiten Exzenterring 64 in der exzentrischen Position, während sich die Motor-Taumelscheibe 20 in einer geneigten Stellung befindet, da sich das Steuerventil 99 in einem Zustand der Wegnahme des Drucks von der Druckkammer 102 des Hydraulikzylinder-Stellglieds 98 befindet. Beim Drehen der Motor-Taumelscheibe 20 aus der geneigten Stellung in die aufrechte Stellung wird das Steuerventil 99 dann, wenn die Motor-Taumelscheibe 20 in eine Stellung nahe der aufrechten Stellung gedreht ist, in einen solchen Zustand eingestellt, daß die Druckkammer 102 mit Hydraulikdruck beaufschlagt wird. Als Folge dreht das Hydraulikzylinder-Stellglied 98 das Antriebselement 97, um den zweiten Exzenterring 64 in Richtung auf die konzentrische Position zu treiben.
Bezugnehmend wiederum auf die 3 ist eine im wesentlichen zylindrische Filtereinheit 114 in die dritte Bohrung 46 eingesetzt, welche im Zylinderblock B koaxial zu letzterem ausgebildet ist. Die Ölpumpe (18) liefert das Arbeitsfluid über die Filtereinheit 114 in den Zylinderblock B.
Ein Kupplungsventil 115, ein Druckregulierventil 116, ein erstes Prüfventil 117 sowie ein zweites Prüfventil 118 sind in die im Zylinderblock B ausgebildete erste Bohrung 44 eingesetzt.
Das Kupplungsventil 115 umfaßt das in die erste Bohrung 44 verschiebbar eingesetzte rohrförmige Ventilelement 51, ein mit dem Ventilelement 51 verbundenes Verbindungsrohr 119, eine Endkappe 120, welche in ein Ende der ersten Bohrung 44 eingesetzt ist und mit einem Schnappring 121 an Ort und Stelle gehalten ist, um so nicht axial aus der ersten Bohrung 44 herauszukommen, eine Druckstange 122, welche mit dem Verbindungsrohr 119 verbunden ist und in flüssigkeitsdichter Weise verschiebbar die Endkappe 120 durchdringt, sowie eine zwischen dem Verbindungsrohr 119 und der Endkappe 120 komprimierte Rückstellfeder 123.
Ein radial schräger Verbindungskanal 124 mit einem sich in den äußeren Ölkanal 53 öffnenden äußeren Ende und einem sich in die erste Bohrung 44 öffnenden inneren Ende ist derart in dem Zylinderblock B ausgebildet, daß er nach radial innen verläuft und vom inneren Ölkanal 52 weg zur zweiten Bohrung 45 hin geneigt ist. Das Ventilelement 51 des Kupplungsventils 115 kann in eine Kupplungs-Außereingriffsstellung (4) eingestellt werden, um den Verbindungskanal 124 mit der zweiten Ringnut 50 zu verbinden und um denselben von der ersten Ringnut 49 zu trennen, oder in eine Kupplungs-Eingriffsstellung (5), um den Verbindungskanal 124 mit der ersten Ringnut 49 zu verbinden und denselben von der zweiten Ringnut 50 zu trennen. Das Ventilelement 51 ist mit einem Verbindungskanal 125 versehen, welcher gegenüber dessen Achse versetzt ist und sich zwischen dessen gegenüberliegenden Enden erstreckt. Wenn das innere Ende der Druckstange 122 über den Ölnachfüllkanal 47 mit Hydraulikdruck beaufschlagt ist, ist das Ventilelement 51 auf die Kupplungs-Außereingriffsstellung zu vorgespannt.
Wie in 2 gezeigt, steht das von der Ausgangswelle 31 vorstehende Ende der Druckstange 122 mit einem Druckelement 126 in Kontakt. Das Druckelement 126 ist an einem Ende einer Schiebewelle 127 befestigt, welche eine zur Achse des Zylinderblocks B parallele Achse aufweist und axial verschiebbar an dem Gehäuse 4 gehalten ist. Ein an dem anderen Ende der Schiebewelle 127 befestiger Nockenfolger 128 steht in Eingriff mit der zweiten Steuernut 129 der Stelltrommel 81.
Unter Bezugnahme speziell auf 9 ist die zweite Steuernut 129 entlang der ersten Steuernut 83 in der Stelltrommel 81 ausgebildet. Die zweite Steuernut 129 stellt das Druckelement 126 und damit die Druckstange 122 entsprechend der Stelloperation der Steuerwelle 80 in eine der Parkposition P, der Rückwärtsposition R, der Neutralposition N, der Fahrposition D, der zweiten Geschwindigkeitshalteposition L₂ oder der ersten Geschwindigkeitshalteposition L₁ entsprechende Position ein. Wenn es in eine der Parkposition P oder der Neutralposition N entsprechende Position eingestellt wird, drückt die Druckstange 122 das Ventilelement 51 in die Kupplungs-Eingriffsstellung.
Das Ventilelement 51 ist in seinem Mittelabschnitt mit einer Trennwand 131 versehen und das zweite Prüfventil 118 ist bezogen auf die Trennwand 131 auf der Seite der zweiten Ringnut 50 angeordnet. Das zweite Prüfventil 118 öffnet, damit Nachfüll-Arbeitsfluid von dem Ölnachfüllkanal 47 in eine mit der zweiten Ringnut 50 in Verbindung stehende Ventilkammer 133 fließen kann, wenn der Druck im Ölnachfüllkanal 47 höher ist als der Druck in der Ventilkammer 133.
Eine mit dem inneren Ölkanal 52 kommunizierende Ventilkammer 134 ist in dem Ventilelement 51 – bezogen auf die Trennwand 131 – auf der gegenüberliegenden Seite des zweiten Prüfventils 118 angeordnet. Ein erstes Prüfventil 117 ist in dem Ventilelement 51 derart angeordnet, daß es öffnet, damit das Arbeitsfluid von dem Ölnachfüllkanal 47 in die Ventilkammer 134 fließen kann, wenn der Druck in dem Ölnachfüllkanal 47 um einen vorbestimmten Wert höher ist als der Druck in der Ventilkammer 134.
Das Druckregulierventil 116 ist zwischen den Ventilkammern 133 und 134 angeordnet. Der Druck in der Ventilkammer 133 wirkt dahingehend, daß das Druckregulierventil 116 geöffnet wird; der Druck in der Ventilkammer 134 wirkt dahingehend, daß das Druckregulierventil 116 geschlossen wird. Das Druckregulierventil 116 öffnet, wenn der Druck in der Ventilkammer 133 den Druck in der Ventilkammer 134 mit einem bestimmten Verhältnis übersteigt. Das Druckregulierventil 116 unterdrückt eine übermäßige Druckzunahme in der Ventilkammer 133 und damit in dem äußeren Ölkanal 53, wenn das Fahrzeug plötzlich gestartet oder stark beschleunigt wird.
Nachfolgend wird der Betrieb der ersten Ausführungsform der Erfindung beschrieben. In der hydraulischen Taumelscheiben-Pumpe P wird der einteilig mit der hohlen Eingangswelle 5 ausgebildete und die Pumpentaumelscheibe 10 unter einer festen Neigung haltende Pumpentaumelscheibenhalter 12 durch die Maschine gedreht. Der Exzenterradius des ersten, mit den äußeren Enden der ersten Verteilventile 61 in Eingriff stehenden Exzenterrings 63 relativ zum Zylinderblock B wird zur einfachen Änderung der Verdrängung variiert, was schwierig gewesen ist. In dem hydraulischen Taumelscheiben-Motor M ist die Neigung des die Motor-Taumelscheibe 20 haltenden und an der Motor-Taumelscheibenverankerung 23 abgestützten Motor-Taumelscheibenhalters 22 zur Drehachse des Zylinderblocks B variabel; die Verdrängung kann verändert werden, indem der Exzenterradius des zweiten, mit den äußeren Enden der zweiten Verteilventile 62 in Eingriff stehenden Exzenterrings 64 relativ zur Drehachse des Zylinderblocks B verändert wird, und zwar mit weniger Energieaufwand als zur Änderung der Neigung des Motor-Taumelscheibenhalters 22 notwendig ist. Da die Anzahl der mit einem hohen Druck beaufschlagten Motor-Zylinderbohrungen 18 durch Verringerung der Verdrängung reduziert werden kann, wird die von den Motor-Kolben 19 auf die Motor-Taumelscheibe 20 ausgeübte Drucklast verringert, so daß die Abnutzung verringert wird und die Lebensdauer der Lager und dgl. verbessert werden kann.
Da die Verdrängung der hydraulischen Taumelscheiben-Pumpe P variabel ist, kann der Bereich des Übersetzungsverhältnisses des hydromechanischen, stufenlos veränderbaren Getriebes T ohne Erhöhung der Größe und des Gewichts des hydraulischen Taumelscheiben-Motors M leicht ausgedehnt werden und ein hoher Wirkungsgrad beim höchsten Verhältnis aufrechterhalten werden. Da weiterhin bei dem hydraulischen Taumelscheiben-Motor M die Verdrängung durch Ändern des Exzenterradius des zweiten Exzenterrings 64 zusätzlich zum Ändern der Neigung der Motor-Taumelscheibe 20 variiert wird, kann das Übersetzungsverhältnis schnell geändert werden.
Da im übrigen bei der hydraulischen Taumelscheiben-Pumpe P und dem hydraulischen Taumelscheiben-Motor M der Radius R_I1 des Orts C_PI der inneren Ränder der Pumpenöffnungen 59 und der Pumpenöffnungen 60, der Radius R_O1 des Orts C_PO der äußeren Ränder der Öffnungen 59 und 50, der Radius R_I2 des Orts C_LI der inneren Ränder der vorstehenden Abschnitte 61a und 62a der ersten Verteilventile 51 und der zweiten Verteilventile 62, der Radius R_O2 des Orts C_LO der äußeren Ränder der vorstehenden Abschnitte 61a und 62a Bedingungen genügen, nach denen R_I2 größer ist als R_I1, R_O2 größer ist als R_O1 und (R_O2 – R_I2) annähernd gleich (R_O1 – R_I1) ist, kann die Verdrängung verändert Werden, indem die Exzenterradien des ersten Exzenterrings 63 und des zweiten Exzenterrings 64 geändert werden; die Verdrängung hängt von diesen Größen ab und es kann eine hohe Genauigkeit leicht sichergestellt werden.
Der Exzenterradiusänderungsmechanismus 74 zum Ändern des Exzenterradius des ersten Exzenterrings der hydraulischen Taumelscheiben-Pumpe p weist das längs der Achse des Zylinderblocks B bewegliche Stellorgan 75 sowie den Nocken 76 auf, welcher einteilig mit dem Stellorgan 75 derart ausgebildet ist, daß er axial schräg von dem Stellorgan 75 absteht und in einer Umfangsrichtung des Zylinders 7 geneigt ist, und der erste Exzenterring 63 steht mit den entgegengesetzten Flächen des Nockens 76 in Eingriff. Daher kann der erste Exzenterring 63 so gehalten werden, daß er nicht klappert. Da die zur Achse des Zylinderblocks B parallele Steuerwelle 80 in solcher Weise an dem Gehäuse 4 drehbar gehalten ist, daß sie manuell in eine gewünschte Winkelstellung gedreht werden kann, die Stellgabel 79 mit dem Nocken der mit der Steuerwelle 80 fest verbundenen Stelltrommel 81 in Eingriff steht, die Position der Stellgabel 79 in Richtung der Achse des Zylinderblocks B durch die Winkelstellung der Stelltrommel 81 bestimmt ist und das Stellorgan 75 mit der Stellgabel 79 in Eingriff steht, kann ein gewünschtes Übersetzungsverhältnis leicht erhalten werden.
Da das Stellorgan 75 über den Kugelschraubmechanismus 85 mit dem Schrittmotor 84 verbunden ist, kann der Exzenterradius des ersten Exzenterrings 63 genau und stufenlos gesteuert werden.
Eine zweite Ausführungsform der Erfindung ist in den 19 und 20 dargestellt, in denen solche Teile, die Teilen der ersten Ausführungsform gleichen oder entsprechen, durch gleiche Bezugszeichen bezeichnet sind.
Ein hydraulischer Taumelscheiben-Motor M weist einen zweiten Exzenterring 64 auf, welcher mit einem dritten Exzenterradiusänderungsmechanismus 136 verbunden ist, der den Exzenterradius des zweiten Exzenterrings 64 entsprechend der Neigung einer Motor-Taumelscheibe 20 ändert. Der dritte Exzenterradiusänderungsmechanismus 136 umfasst ein Verbindungsstück 138, welches ein erstes Ende aufweist, das mit einem Verbindungsschaft 137 verbunden ist, der wiederum versetzt gegenüber der Kippachse 22a des, Motor-Taumelscheibenhalters 22 angeordnet ist, und ein mit einem zweiten Ende des Verbindungsstücks 138 verbundenes Antriebselement 97, das mittels einer Welle 100 schwenkbeweglich an einem Zylinderhalter 24 gehalten ist, derart, dass es mit dem zweiten Exzenterring 64 in Kontakt steht.
Das erste Ende des Verbindungsstücks 138 ist über ein sphärisches Glied 139 mit dem Verbindungsschaft 137 verbunden, während das zweite Ende des Verbindungsstücks 138 über ein sphärisches Glied 140 mit dem Antriebselement 97 verbunden ist.
Bei dieser Ausführungsform nimmt der Exzenterradius des zweiten Exzenterrings 64 bei geringer werdender Neigung der Motor-Taumelscheibe 20 ab. Wenn daher die Verdrängung verringert wird, kann die Anzahl der Motor-Kolben 19, auf die ein hoher Druck einwirkt, reduziert werden, so daß die durch die Motor-Kolben 19 auf die Motor-Taumelscheibe 20 ausgeübte Drucklast kleiner gemacht werden kann, um die Abnutzung zu vermindern und die Lebensdauer der Lager und dgl. zu verbessern.
Aus der vorangehenden Beschreibung ist ersichtlich, dass die Verdrängung des hydrostatischen Getriebes leicht verändert werden kann, indem die Exzenterradien der radial zu den Zylindern bewegbaren Exzenterringe verändert werden, da die Exzenterradiusände rungsmittel zum Ändern der Exzenterradien der Exzenterringe relativ zu den Zylindern zwecks Veränderung des wirksamen Hubs der Kolben mit den Exzenterringen verbunden sind.
Obwohl die Taumelscheibe drehbar gehalten ist, kann die Verdrängung verändert werden, da der Taumelscheibenhalter drehbar an dem Gehäuse abgestützt ist und die Taumelscheibe unter einer gegebenen Neigung zur Drehachse des Zylinders an dem Taumelscheibenhalter gehalten ist.
Die Verdrängung kann sicher verändert und die Genauigkeit der Verdrängungssteuerung einfach verbessert werden, da die Verteilventile vorstehende Abschnitte zur Verbindung der Öffnungen und des inneren Ölkanals und Trennung der Öffnungen von dem inneren Ölkanal mittels deren axial inneren Enden und zur Verbindung der Öffnungen und des äußeren Ölkanals und Trennung der Öffnungen von dem äußeren Ölkanal mittels deren äußeren Enden aufweisen. Der Radius R_I2 des Orts der inneren Enden der vorstehenden Abschnitte ist größer als der Radius R_I1 des Orts der inneren Ränder der Öffnungen längs der Achsen der Ventillöcher, der Radius R_O2 des Orts der äußeren Enden der vorstehenden Abschnitte ist größer als der Radius R_O1 des Orts der äußeren Ränder der Öffnungen längs der Achsen der Ventillöcher und (R_O2 – R_I2) ist annähernd gleich (R_O1 – R_I1) Ferner kann ein Klappern der Exzenterringe unterdrückt werden, da das Exzenterradiusänderungsmittel das längs der Achse des Zylinders bewegliche Stellorgan sowie einen Nocken umfaßt, welcher einteilig mit dem Stellorgan ausgebildet ist, derart, daß er axial schräg von dem Stellorgan absteht und in einer Umfangsrichtung des Zylinders geneigt ist, und da der Exzenterring mit den in Umfangsrichtung des Zylinders gegenüberliegenden Flächen des Nockens in Kontakt steht.
Der Exzenterradius des Exzenterrings kann zur Verbesserung der Genauigkeit der Steuerung elektrisch gesteuert werden, da das Stellorgan über einen Elektromotor betätigbar ist.
Ein gewünschtes Übersetzungsverhältnis kann durch eine manuelle Operation erhalten werden, da die Steuerwelle parallel zur Achse des Zylinders drehbar an dem Gehäuse so gehalten ist, daß sie zur Festlegung ihrer Winkelstellung manuell gedreht wird, die Stelltrommel fest mit der Steuerwelle verbunden ist, die Stellgabel derart mit der Stelltrommel in Eingriff ist, daß ihre Position längs der Achse des Zylinders von der Winkelstellung der Stelltrommel abhängt, und das Stellorgan in Eingriff mit dem Nocken ist.
Ferner kann die Verdrängung durch Verändern des Exzenterradius des Exzenterrings und Kippen der Taumelscheibe verändert werden, da der die Taumelscheibe haltende Taumelscheibenhalter um die zur Drehachse des Zylinders orthogonale Kippachse gekippt werden kann.
Durch Verringerung der Verdrängung kann die Anzahl der Kolben auf die ein hoher Druck einwirkt, reduziert werden, um die von den Kolben auf die Taumelscheibe ausgeübte Druckkraft zu vermindern, so daß die Abnutzung verringert werden kann und die Lebensdauer der Lager und dgl. verbessert werden kann, da das Exzenterradiusänderungsmittel in der Lage ist, den Exzenterradius des Exzenterrings der Neigung der Taumelscheibe entsprechend zu verändern.
Die von den Kolben auf die Taumelscheibe ausgeübte Druckkraft kann zur Reduzierung der Abnutzung und zur Verbesserung der Lebensdauer der Lager u.dgl. sicher verringert werden, da der Exzenterring durch die Feder derart vorgespannt ist, daß er gegenüber der Achse des Zylinders versetzt ist, und das Exzenterradiusänderungsmittel in der Lage ist, bei geringer werdender Neigung der Taumelscheibe den Exzenterradius des Exzenterrings kleiner zu machen.
Der Bereich des Übersetzungsverhältnisses kann ohne Erhöhung der Größe und des Gewichts des Hydraulikmotors leicht erweitert werden, da die Motor-Taumelscheibe des Hydraulikmotors geneigt werden kann und das Exzenterradiusänderungsmittel zum Verändern des wirksamen Hubs der Pumpen-Kolben durch Ändern des Exzenterradius des ersten Exzenterrings relativ zum Zylinderblock mit dem ersten Exzenterring verbunden ist, welcher in Radialrichtung des Zylinderblocks der Hydraulikpumpe bewegbar ist.
Schläge, die durch den Wirkungsgradanstieg beim verriegeln bei in den höchsten Gang eingestelltem Getriebe verursacht werden (da der Wirkungsgrad im höchsten Gang zunimmt), werden beseitigt, weil das Exzenterradiusänderungsmittel, das in der Lage ist, den Exzenterradius des zweiten Exzenterrings des Hydraulikmotors zu verringern, welcher wiederum in der Lage ist, die Neigung der Taumelscheibe zu variieren, wenn die Neigung der Motor-Taumelscheibe verringert wird, mit dem zweiten Exzenterring verbunden ist, der so vorgespannt ist, daß er durch die Feder in Richtung von der Achse des Zylinderblocks weg versetzt ist.
Ferner kann die Drehung der Ausgangswelle umgekehrt werden, ohne irgendeinen speziellen Umkehrmechanismus zu verwenden, weil das Exzenterradiusänderungsmittel, das in der Lage ist, den zweiten Exzenterring zu bewegen, welcher wiederum in Radialrichtung des Zylinderblocks zwischen der exzentrischen Position, die die mit dem Motor-Zylinder verbundene Ausgangswelle sich in der normalen Richtung drehen läßt, und der exzentrischen Position, die die Ausgangswelle sich in der umgekehrten Richtung drehen läßt, bewegbar ist, mit dem zweiten Exzenterring verbunden ist.
Bei in den höchsten Gang eingestelltem Getriebe kann ein hoher , Wirkungsgrad beibehalten werden, weil der Exzenterradius des ersten Exzenterrings bei unter maximaler Neigung gehaltener Motor-Taumelscheibe vergrößert wird und die Neigung der Motor-Taumelscheibe verringert wird, nachdem der Exzenterradius des ersten Exzenterrings bis zum Maximum vergrößert worden ist.

Claims

Hydrostatisches Getriebe, umfassend – ein Gehäuse (4) – einen an dem Gehäuse (4) relativ zu diesem um eine Drehachse drehbar gelagerten, mit einem Getriebeausgangsteil (3) gekoppelten Zylinderblock (B) mit je einer Mehrzahl jeweils kreisförmig verteilt angeordneter Pumpen-Zylinderbohrungen (8) und Motor-Zylinderbohrungen (18) und ferner mit einem radial inneren ringförmigen Ölkanal (52) und einem radial äußeren ringförmigen Ölkanal (53), zwischen denen sich eine Mehrzahl erster radialer Ventillöcher (57) mit je einer Pumpen-Öffnung (59) zu einer der Pumpen-Zylinderbohrungen (8) und eine Mehrzahl zweiter radialer Ventillöcher (58) mit je einer Motor-Öffnung (60) zu einer der Motor-Zylinderbohrungen (18) erstrecken, wobei in jeder der Pumpen-Zylinderbohrungen (8) ein Pumpen-Kolben (9) verschiebbar angeordnet ist und in jeder der Motor-Zylinderbohrungen (18) ein Motor-Kolben (19) verschiebbar angeordnet ist, wobei ferner in jedem der ersten Ventillöcher (57) ein erstes Verteilventil (61) radial verschiebbar angeordnet ist, um die dem jeweiligen ersten Ventilloch (57) zugeordnete Pumpen-Öffnung (59) wahlweise mit dem inneren Ölkanal (52) oder mit dem äußeren Ölkanal (53) zu verbinden, und wobei in jedem der zweiten Ventillöcher (58) ein zweites Verteilventil (62) radial verschiebbar angeordnet ist, um die dem jeweiligen zweiten Ventilloch (58) zugeordnete Motor-Öffnung (60) wahlweise mit dem inneren Ölkanal (52) oder mit dem äußeren Ölkanal (53) zu verbinden, – eine Pumpen-Taumelscheibe (10), welche mit einem von dem Zylinderblock (B) vorstehenden Ende jedes der Pumpen-Kolben (9) in Kontakt steht, – einen mit einem Getriebeeingangsteil (1) gekoppelten, relativ zu dem Zylinderblock (B) um die Drehachse drehbaren Pumpen-Taumelscheibenhalter (12), an welchem die Pumpen-Taumelscheibe (10) um eine die Drehachse senkrecht schneidende Kippachse (O₁) geneigt gehalten ist, – eine Motor-Schrägscheibe (20), welche mit einem von dem Zylinderblock (B) vorstehenden Ende jedes der Motor-Kolben (19) in Kontakt steht, – einen relativ zum Gehäuse (4) drehfest angeordneten, die Motor-Schrägscheibe (20) haltenden Motor-Schrägscheibenhalter (22), – einen relativ zudem Pumpen-Taumelscheibenhalter (12) drehfest exzentrisch zur Drehachse angeordneten ersten Ventilsteuerring (63), der mit den radial äußeren Enden der ersten Verteilventile (61) in Steuerkontakt steht, und – einen an dem Motor-Schrägscheibenhalter (22) exzentrisch zur Drehachse gehaltenen zweiten Ventilsteuerring (64), der mit den radial äußeren Enden der zweiten Verteilventile (62) in Steuerkontakt steht, dadurch gekennzeichnet, dass der erste Ventilsteuerring (63) radial zur Drehachse und parallel zur Kippachse (O₁) der Pumpen-Taumelscheibe (10) relativ zu dem Zylinderblock (B) verstellbar ist und zu seiner Verstellung ein erster Verstellmechanismus (74) vorgesehen ist, welcher eine Einstellung des ersten Ventilsteuerrings (63) in verschiedene Betriebspositionen unterschiedlicher Exzentrizität bezüglich der Drehachse erlaubt.
Hydrostatisches Getriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Verteilventile (61, 62) im Durchmesser vergrößerte Abschnitte (61a, 62a) aufweisen, um mittels deren radial inneren Enden die Öffnungen (59, 60) mit dem inneren Ölkanal (52) zu verbinden oder von diesem zu trennen, und um mittel deren radial äußeren Enden die Öffnungen (59, 60) mit dem äußeren Ölkanal (53) zu verbinden oder von diesem zu trennen, und dass R_I2 größer ist als R_I1, R_O2 größer ist als R_O1 und (R_O2 – R_I2) ungefähr gleich (R_O1 – R_I1 ) ist, wobei R_I1 der Radius des Ortskreises (C_PI) ist, der durch radial innere Ränder der Öffnungen (59, 60) festgelegt ist, R_O1 der Radius des Ortskreises (C_PO) ist, der durch radial äußere Ränder der Öffnungen (59, 60) festgelegt ist, R_I2 der Radius des Ortskreises (C_LI) ist, der durch die inneren Enden der im Durchmesser vergrößerten Abschnitte (61a, 62a) festgelegt ist, und R_O2 der Radius des Ortskreises (C_LO) ist, der durch die äußeren Enden der im Durchmesser vergrößerten Abschnitte (61a, 62a) festgelegt ist.
Hydrostatisches Getriebe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass der erste Verstellmechanismus (74) ein längs der Drehachse des Zylinderblocks (B) bewegliches Stellorgan (75) und einen Nocken (76) umfasst, welcher einteilig mit dem Stellorgan (75) derart ausgebildet ist, dass er in axialer Richtung schräg vom Stellorgan (75) absteht und zur Umfangsrichtung des Zylinderblocks (B) geneigt ist, und dass der erste Ventilsteuerring (63) derart mit dem Nocken (76) in Eingriff steht, dass er durch die schräg zur Axialrichtung des Zylinderblocks (B) verlaufenden, in Umfangsrichtung gegenüber liegenden Seiten des Nockens (76) steuerbar ist.
Hydrostatisches Getriebe nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass das Stellorgan (75) mit einem Elektromotor (84) verbunden ist.
Hydrostatisches Getriebe nach Anspruch 3 oder 4, dadurch gekennzeichnet, dass eine Steuerwelle (80) parallel zur Drehachse des Zylinderblocks (B) derart an dem Gehäuse (4) drehbar abgestützt ist, dass sie zur Festlegung ihrer Winkelstellung manuell drehbar ist, dass mit der Steuerwelle (80) eine Stelltrommel (81) fest verbunden ist, und mit der Stelltrommel (81) eine Stellgabel (79) derart in Eingriff steht, dass deren Position entlang der Drehachse des Zylinderblocks (B) von der Winkelstellung der Stelltrommel (81) abhängt, und dass das Stellorgan (75) mit der Stellgabel (79) in Eingriff steht.
Hydrostatisches Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass der zweite Ventilsteuerring (64) in Radialrichtung des Zylinderblocks (B) beweglich ist und mit dem zweiten Ventilsteuerring (64) ein zweiter Verstellmechanismus (92) verbunden ist, um den zweiten Ventilsteuerring (64) zwischen einer exzentrischen Position, in der eine Drehung einer mit einem Motor-Zylinder (17) des Zylinderblocks (B) verbundenen Ausgangswelle (31) in einer normalen Richtung bewirkt wird, und einer exzentrischen Position, in der eine Drehung der Ausgangswelle (31) in der umgekehrten Richtung bewirkt wird, zu bewegen.
Hydrostatisches Getriebe nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass der die Motor-Schrägscheibe (20) haltende Motor-Schrägscheibenhalter (22) um eine zur Drehachse des Zylinderblocks (B) orthogonale Kippachse (O₂) kippbar ist.
Hydrostatisches Getriebe nach Anspruch 7, gekennzeichnet durch einen dritten Verstellmechanismus (136) zur Veränderung des Exzenterradius des zweiten Ventilsteuerrings (64) entsprechend der Neigung der Motor-Schrägscheibe (20).
Hydrostatisches Getriebe nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass der zweite Ventilsteuerring (64) durch eine Feder (91) derart vorgespannt ist, dass sein Mittelpunkt gegenüber der Drehachse des Zylinderblocks (B) versetzt ist, und dass der dritte Verstellmechanismus (136) den Exzenterradius des zweiten Ventilsteuerrings (64) bei abnehmender Neigung der Motor-Schrägscheibe (20) verkleinert.
Verfahren zum Steuern eines hydrostatischen Getriebes nach einem der Ansprüche 1 bis 9 zur Veränderung des Übersetzungsverhältnisses, wobei das Verfahren umfasst: Vergrößern des Exzenterradius des ersten Ventilsteuerrings (63) bei unter maximaler Neigung gehaltener Motor-Schrägscheibe (20); und Verringern der Neigung der Motor-Schrägscheibe (20) nach Erreichen des Exzenterradiusmaximums des ersten Ventilsteuerrings (63).