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Die Erfindung betrifft ein stufenlos verstellbares,
hydrostatisches Getriebe, in welchem ein geschlossener
Hydraulikdruck-Kreislauf zwischen einer Hydraulikpumpe des
Taumelscheibentyps und einem Hydraulikmotor des
Taumelscheibentyps ausgebildet ist, wie es in dem Oberbegriff des
aus US-A-2844002 bekannten Anspruchs 1 festgelegt ist.
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Ein weiteres stufenlos verstellbares, hydrostatisches
Getriebe, auf den hier Bezug genommen wird, ist bereits als
offenbart bekannt gewesen, z.B. in der japanischen
Patentveröffentlichung Nr. 38,467/1984.
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In solch einem herkömmlichen stufenlos verstellbaren,
hydrostatischen Getriebe wie dem beschriebenen wird ein
Pumpenzylinder der Hydraulikpumpe drehbar
gleitverschieblich gegen einen starr an dem Motorzylinder des
Hydraulikmotors befestigten Verteiler gedrückt, so daß
Arbeitsfluide der Hydraulikpumpe und des Hydraulikmotors durch
einen sich durch ihre rotierenden Gleitflächen
erstreckenden Ölpfad übertragen werden. Deshalb ist es schwierig,
Leckage des Drucköls zwischen den gegenüberstehenden,
rotierenden Gleitflächen des Verteilers und des
Pumpenzylinders zu verhindern, und solche Ölleckage kann zu
Verschlechterung des Getriebewirkungsgrads führen.
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Erfindungsgemäß ist ein stufenlos verstellbares,
hydrostatisches Getriebe mit einem geschlossenen Hydraulik-
Kreislauf bereitgestellt, der zwischen einer Hydraulikpumpe
des Taumelscheibentyps und einem Hydraulikmotor des
Taumelscheibentyps ausgebildet ist, einem Pumpenzylinder
der Hydraulikpumpe und einem mit einer Ausgangswelle
integral gekoppelten Motorzylinder des Hydraulikmotors,
einer Anzahl von Kolben, die in einer Anzahl von ringförmig
in dem Pumpenzylinder angeordneten Zylinderbohrungen
angeordnet sind, eine Anzahl von Kolben, die in einer
Anzahl von ringförmig in dem Motorzylinder angeordneten
Zylinderbohrungen angeordnet sind, wobei die Kolben mit
ihren Kopfenden mit den jeweiligen Taumelscheiben in
Eingriff stehen, einem ringförmigen Hochdruck-Öldurchgang
und einem ringförmigen Niederdruck-Öldurchgang, die
zueinander konzentrisch zwischen den Pumpenzylinderbohrungen und
den Motorzylinderbohrungen angeordnet sind, und einer
Anzahl von Verteilerventilen, die in einer radialen
Anordnung angeordnet sind, so daß sie zwischen einer radial
äußeren Position und einer radial inneren Position Hin- und
Herbewegungen ausführen, um die Anzahl der
Motorzylinderbohrungen in alternierende Verbindung mit dem Hochdruck-
Öldurchgang bzw. dem Niederdruck-Öldurchgang in Verbindung,
und einem exzentrischen Ring, der zum Eingriff mit Enden
der Verteilerventile angeordnet ist, um den jeweiligen
Verteilerventilen in Antwort auf Drehung des
Pumpenzylinders und Motorzylinders eine Hin- und Herbewegung zu
verleihen, dadurch gekennzeichnet, daß der exzentrische
Ring die Verteilerventile von ihrer Außenseite her umgibt,
daß der Hochdruck-Öldurchgang mit allen
Pumpenzylinderbohrungen über Auslaßventile verbunden ist und der
Niederdruck-Öldurchgang mit allen Pumpenzylinderbohrungen
über Einlaßventile verbunden ist, daß eine Nachfüllpumpe
zum Nachfüllen von Arbeitsfluid in den Niederdruck-
Öldurchgang vorgesehen ist, deren Auslaßseite mit inneren
Endflächen der Verteilerventile verbunden ist, um die
Verteilerventile in Eingriffsrichtung mit dem exzentrischen
Ring hydraulisch vorzuspannen und daß die Taumelscheiben
der Pumpe bzw. des Motors eine Anzahl sphärischer konkaver
Abschnitte aufweisen, die an deren Oberfläche ausgebildet
sind, so daß sie von sphärischen, an den Kopfenden der
jeweiligen Kolben ausgebildeten Enden abgehalten sind,
wobei die sphärischen konkaven Abschnitte jeweils so
ausgebildet sind, daß sie einen größeren Krümmungsradius
als den des zugehörigen sphärischen Endes des Kolbens
aufweisen.
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Bei der oben beschriebenen Vorrichtung werden
Arbeitsfluide, die von den Zylinderbohrungen während des
Auslaßhubs der Hydraulikpumpe zugeführt werden, von den
geöffneten Auslaßventilen auf den Hochdruck-Öldurchgang
übertragen und werden den Zylinderbohrungen während des
Expansionshubs des Hydraulikmotors durch die
Verteilerventile unter Steuerung durch die exzentrische
Stelleinrichtung zugeführt. Auf der anderen Seite werden
Arbeitsfluide, die aus den Zylinderbohrungen während des
Kontraktionshubs des Hydraulikmotors entladen werden
sollen, durch die Verteilerventile auf den Niederdruck-
Öldurchgang übertragen, um die Einlaßventile zu öffnen, und
die Fluide werden in dem Einlaßhub der Hydraulikpumpe in
den Zylinderbohrungen aufgenommen. Auf diese Art und Weise
wird die Übertragung der Arbeitsfluide zwischen der
Hydraulikpumpe und dem Hydraulikmotor wiederholt, um
dadurch Kraftübertragung von der Hydraulikpumpe auf den
Hydraulikmotor bereitzustellen.
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Deshalb wird die Übertragung von Arbeitsfluiden zwischen
der Hydraulikpumpe und dem Hydraulikmotor bewirkt, ohne
Relativdrehung zwischen dem Pumpenzylinder und dem
Motorzylinder zur Folge zu haben, und zusätzlich wird in den
sich hin- und herbewegenden Verteilerventilen Ölleckage
minimiert und somit die oben erwähnte Übertragung von
Arbeitsfluiden sicher bewirkt, um den Getriebewirkungsgrad
außerordentlich zu steigern.
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Darüberhinaus wird das Verteilerventil durch einen relativ
niedrigen Auslaßdruck der Zufuhrpumpe, die Arbeitsfluide in
den Niederdruck-Öldurchgang zuführt, in einem
Eingriffszustand mit der exzentrischen Stelleinrichtung gehalten,
und dadurch ist nur eine kleine, sich nach innen bewegende
Belastung der exzentrischen Stelleinrichtung auf das
Verteilerventil nötig. Dies hält Kraftverluste minimal.
Außerdem ist eine Umkehrfeder nicht notwendig, die das
Verteilerventil in Richtung auf die exzentrische
Stelleinrichtung drängen, wodurch sich die Konstruktion des
Getriebes auch vereinfacht.
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Eine Ausführungsform der Erfindung wird im folgenden
exemplarisch und mit Bezug auf die beigefügten Zeichnungen
beschrieben, in denen:
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FIG. 1 eine Längsschnittansicht eines stufenlos
verstellbaren, hydrostatischen Getriebes darstellt, das in
ein Getriebe eines Motorrads eingebaut ist;
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FIG. 1A eine Längsschnittansicht eines Aufbaus darstellt,
umfasssend einen Pumpenzylinder, einen Motorzylinder, einen
ersten und zweiten Ventilträger (valve board) und eine in
FIG. 1 gezeigte Auslaßwelle;
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FIG. 1B einen Blick darstellt, der den Betrieb eines in
FIG. 1 gezeigten Kupplungsventils zeigt;
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FIG. 2 eine teilweise Längsschnittansicht der Rückseite des
verstellbaren Getriebes zeigt;
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FIG. 3 eine Schnittansicht auf die Linie III-III der FIG. 1
zeigt;
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FIG. 4 eine Schnittansicht auf die Linie IV-IV der FIG. 2
zeigt; und
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FIG. 5 eine Draufsicht des stufenlos verstellbaren
Getriebes zeigt.
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Eine erfindungsgemäße Ausführungsform wird im folgenden mit
Bezug auf die Zeichnungen beschrieben. Mit Bezug auf FIG. 1
wird die Leistung einer Motorradmaschine aufeinanderfolgend
von einer Kurbelwelle 1 über ein primäres
Untersetzungsgetriebe 2 des Kettentyps, ein stufenlos verstellbares
Getriebe T mit statischem Hydraulikdruck und ein sekundäres
Untersetzungsgetriebe 3 des Kettentyps auf ein nicht
gezeigtes Hinterrad übertragen.
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Das stufenlos verstellbare Getriebe T umfaßt eine
Hydraulikpumpe P des Taumelscheibentyps mit konstantem
Fassungsvermögen und einen Hydraulikmotor M des Taumelscheibentyps
mit variablem Fassungsvermögen, welche in einem
Kurbelgehäuse 4 als einem Gehäuse, das eine Kurbelwelle 1 trägt,
untergebracht sind.
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Die Hydraulikpumpe P umfaßt ein Topf-ähnliches
Eingangselement 5, das integral mit einem Ausgangszahn 2a des
primären Untersetzungsgetriebes 2 bereitgestellt ist, einen
Pumpzylinder 7, der relativ dazu drehbar in die innere
Umfangswand des Eingangselements 5 durch ein Nadellager 6
eingepaßt ist, Pumpenkolben 9, 9, die gleitverschieblich in
eine Mehrzahl und ungerade Zahl von ringförmig angeordneten
Zylinderbohrungen 8, 8 eingepaßt sind, welche
Zylinderbohrungen in dem Pumpenzylinder 7 bereitgestellt sind, um
dessen rotatorische Mitte zu umgeben, und eine
Pumpentaumelscheibe 10, die in Kontakt mit den äußeren Enden der
Pumpenkolben 9, 9 steht.
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Die Rückseite der Pumpentaumelscheibe 10 wird auf der
inneren Endwand des Eingangselements 5 in einer Stellung,
die um einen vorbestimmten Winkel mit Bezug auf die Achse
des Pumpenzylinders 7 geneigt ist, durch ein
Axialrollenlager 11 getragen, so daß die Pumpenkolben 9, 9 bei Drehung
des Eingangselements 5 hin- und herbewegt werden, um
wiederholt Ansaug- und Auslaßhübe zu bewirken.
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Um das Folgevermögen der Pumpenkolben 9 relativ zu der
Pumpentaumelscheibe 10 zu verbessern, kann eine Feder, die
die Pumpenkolben 9 in eine verlängernde Richtung drängt, in
der Zylinderbohrung 8 zurückgehalten sein.
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Die Rückseite des Eingangselements 5 ist durch ein
Axialrollenlager 12 auf eine Halterungshülse 13 gehalten.
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Auf der anderen Seite umfaßt der Hydraulikmotor M einen
Motorzylinder 17, der koaxial mit und auf der linken Seite
von dem Pumpenzylinder 7 angeordnet ist, Motorkolben 19,
19, die jeweils gleitverschieblich in eine Mehrzahl und
ungerade Zahl von ringförmig angeordneten Zylinderbohrungen
18, 18 eingepaßt sind, welche Zylinderbohrungen in dem
Motorzylinder 17 bereitgestellt sind, um dessen
rotatorische Mitte zu umgeben, eine Motortaumelscheibe 20, die in
Kontakt mit den äußeren Enden der Motorkolben 19, 19 steht,
einen Taumelscheibenhalter 22, der die Rückseite und
Außenumfangsfläche der Motortaumelscheibe 20 durch ein
Axialrollenlager 21 hält, und einen Topf-ähnlichen
Taumelscheibenanker 23 zum Halten des Taumelscheibenhalters 22.
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Die Motortaumelscheibe 20 ist kippbewegbar zwischen einer
aufrechten Position in rechten Winkeln zu der Achse des
Motorzylinders 17 und einer in einem bestimmten Winkel
geneigten Position. In der geneigten Position werden die
Motorkolben 19, 19 unter Drehung des Motorzylinders 17 hin-
und herbewegt, um wiederholt Expansions- und
Kontraktionshübe zu bewirken.
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Um das Folgevermögen der Motorkolben 19 relativ zu der
Motortaumelscheibe 20 zu verbessern, kann eine Feder, die
die Motorkolben 19 in eine verlängernde Richtung drängt, in
der Zylinderbohrung 18 zurückgehalten sein.
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Erste und zweite Ventilträger 14, 15 (valve boards) sind
der Reihe nach von der Seite des Pumpenzylinders 7 aus
zwischen den Pumpenzylinder 7 und den Motorzylinder 17
gelegt, und eine Ausgangswelle 25 erstreckt sich durch die
Mittenabschnitte dieser Elemente 7, 14, 15 und 17. Diese
vier Elemente 7, 14, 15 und 17 sind hintereinander
geschichtet und miteinander gekoppelt und gegen die
Ausgangswelle 25 gesichert, indem das äußere Ende des
Motorzylinders 17 zum Anstoßen an einen Flansch 25a
gebracht wird, der integral mit dem Außenumfang der
Ausgangswelle 25 ausgebildet ist, und indem das äußere Ende
des Pumpenzylinders 7 mittels einer auf die Ausgangswelle
25 gepaßten Schraubenmutter 26 befestigt ist.
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Zu diesem Zeitpunkt werden zum Sichern der Verbindung der
Ausgangswelle 25 mit den obenerwähnten vier Elementen 7,
14, 15 und 17 und zum Regulieren ihrer wechselseitigen
Position Keile 16, 16 zwischen den Zylindern 7, 17 und der
Ausgangwelle 25 angebracht, und Schlagstifte 24, 24 werden
zwischen den Pumpenzylinder 7 und den ersten Ventilträger
14 sowie zwischen den Motorzylinder 17 und den zweiten
Ventilträger 15 eingefügt, wie in FIG. 1A gezeigt.
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Nochmals zu FIG. 1: die Ausgangswelle 25 erstreckt sich
auch durch das Eingangselement 5 und hält das
Eingangselement 5 drehbar durch ein Nadellager 27.
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Die Halterungshülse 13 ist über den Außenumfang an dem
rechten Ende der Ausgangswelle 25 durch einen Keil 28
gepaßt und mittels einer Schraubenmutter 30 gesichert. Das
rechte Ende der Ausgangswelle 25 ist auf dem Kurbelgehäuse
4 durch die Halterungshülse 13 und ein Rollenlager 31
drehbar gehalten.
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Die obenerwähnte Ausgangswelle 25 erstreckt sich durch den
Mittenabschnitt der Motortaumelscheibe 20, des
Taumelscheibenhalters 22 und des Taumelscheibenankers 23, und
eine Halterungshülse 33, die die rückwärtige Oberfläche des
Taumelscheibenankers 23 durch ein Axialrollenlager 32 hält,
ist als Keilwelle auf das linke Ende der Welle 25 gepaßt
und ist mittels einer Schraubenmutter 34 gegen einen
Eingangszahn des sekundären Untersetzungsgetriebes 3
gesichert. Das linke Ende der Ausgangswelle 25 ist auf dem
Kurbelgehäuse 4 durch die Halterungshülse 33 und ein
Rollenlager 35 gehalten.
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Gleitverschieblich als Keilwelle auf die Ausgangswelle 25
gepaßt ist ein halbsphärisches Ausrichtelement 36 derart in
Eingriff mit der Innenumfangsfläche der Pumpentaumelscheibe
10, daß sie gegeneinander in alle Richtungen kippbar sind.
Dieses Ausrichtelement 36 preßt die Pumpentaumelscheibe 10
durch die Kraft einer Mehrzahl von Blattfedern 38 gegen das
Axialrollenlager 11, um ständig die ausrichtende Wirkung
auf die Pumpentaumelscheibe 10 auszuüben.
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Ebenfalls gleitverschieblich als Keilwelle auf die
Ausgangswelle 25 gepaßt ist ein halbsphärisches
Ausrichtelement 37 derart in Eingriff mit der Innenumfangsfläche
der Motortaumelscheibe 20, daß sie gegeneinander in alle
Richtungen kippbar sind. Dieses Ausrichtelement 37 preßt
die Motortaumelscheibe 20 durch die Kraft einer Mehrzahl
von Blattfedern 39 gegen das Axialrollenlager 21, um
ständig die ausrichtende Wirkung auf die Motortaumelscheibe
20 auszuüben.
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Um die ausrichtende Wirkung der Taumelscheibe 10, 20 zu
verstärken und um einen Schlupf in einer Drehrichtung
zwischen der Pumpentaumelscheibe 10 und der Gruppe von
Pumpenkolben 9, 9 und zwischen der Motortaumelscheibe 20
und der Gruppe von Motorkolben 19, 19 zu verhindern, sind
die Taumelscheiben 10, 20 jeweils mit sphärischen, konkaven
Abschnitten 10a, 20a ausgebildet, die in Eingriff mit
sphärischen Enden 9a, 19a der Kolben 9, 19 sind. In diesem
Fall weisen die sphärischen, konkaven Abschnitte 10a, 20a
einen größeren Krümmungsradius auf als die sphärischen
Enden 9a, 19a, so daß eine ordnungsgemäße Eingriffslage
zwischen den konkaven Abschnitte 10a, 20a und den
sphärischen
Enden 9a, 19a in jeder Drehposition der
Taumelscheiben 10, 20 sichergestellt sein kann.
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Zwischen der Hydraulikpumpe P und dem Hydraulikmotor M ist
ein geschlossener Hydraulikkreislauf ausgebildet, wie er im
folgenden beschrieben wird.
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In dem ersten Ventilträger 14 sind ein ringförmiger
Niederdruck-Öldurchgang 41 und ein ringförmiger Hochdruck-
Öldurchgang 40 bereitgestellt, der den Öldurchgang 41
umgibt, und in dem ersten Ventilträger 14 sind
Einlaßventile 43, 43, die einen Fluß von Arbeitsfluiden in einer
Richtung von dem Niederdruck-Öldurchgang 41 zu den
Zylinderbohrungen 8, 8 des Pumpenzylinders 7 zulassen, und ein
Auslaßventil 42, das einen Fluß von Arbeitsfluid in einer
Richtung von den Zylindern 8, 8 des Pumpenzylinders 7 zu
dem Hochdruck-Öldurchgang 40 erlaubt, bereitgestellt.
Dementsprechend ist die Anzahl der Einlaßventile 43 und der
Auslaßventile 42 die gleiche wie die der Pumpenkolben 9, 9.
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In dem zweiten Ventilträger 15 sind Verteilerventile 44, 44
bereitgestellt, um wechselnde Verbindung zwischen dem
Hochdruck- und Niederdruck-Öldurchgang 40, 41 und den
Zylinderbohrungen 18, 18 des Motorzylinders 17 zu steuern.
Dementsprechend ist die Anzahl der Verteilerventile 44 die
gleiche wie die der Motorkolben 19, 19.
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Die Verteilerventile 44, 44, welche von einem
Schiebeventil-Typs bzw. Spulentyps (spool type) sind, sind
gleitverschieblich in Ventillöcher 45, 45 eingepaßt, welche radial
in dem zweiten Ventilträger 15 zwischen der Gruppe von
Zylinderbohrungen 18, 18 und dem Hoch- und Niederdruck-
Öldurchgängen 40, 41 bereitgestellt sind. In den zweiten
Ventilträger 15 sind darüberhinaus erste und zweite
Öffnungen a, b gebohrt, die zur Verbindung zwischen
Ventillöchern 45 und Hoch- und Niederdruck-Öldurchgängen
40, 41 bereitgestellt sind, und eine dritte Öffnung c, die
zur Verbindung zwischen den Ventillöchern 45 und den
Zylinderbohrungen 18 des Motorzylinders 17 dazu benachbart
bereitgestellt ist. Damit ist, wenn das Ventil 44 die
radiale Außenposition in dem Ventilloch 45 einnimmt, die
dritte Öffnung c in Verbindung mit der ersten Öffnung a
gesetzt, aber nicht in Verbindung mit der zweiten Öffnung
b, um die entsprechende Zylinderbohrung 18 mit dem
Hochdruck-Öldurchgang 40 in Verbindung zu setzen. Wenn das
Ventil 44 die radiale Innenposition in dem Ventilloch 45
einnimmt, ist die dritte Öffnung c mit der zweiten Öffnung
b in Verbindung gesetzt, aber nicht mit der ersten Öffnung
a, um die entsprechende Zylinderbohrung 18 mit dem
Niederdruck-Öldurchgang 41 in Verbindung zu setzen.
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Wie in FIG. 1 und FIG. 3 gezeigt ist ein exzentrischer Ring
47 angeordnet, der die Gruppe von Verteilerventilen 44, 44
umgibt, um den Betrieb der Ventile 44, 44 auf der
Außenposition zu steuern, und der Entladedruck einer
Nachfüllpumpe 67 wirkt während des Betriebs immer an der inneren
Endfläche jedes Verteilerventils 44, so daß das äußere Ende
des Verteilerventils 44 in Eingriff mit der
Innenumfangsfläche des exzentrischen Rings 47 gebracht werden kann.
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Der exzentrische Ring 47 ist von einem inneren Laufring
eines Kugellagers 48 ausgebildet, der in das Kurbelgehäuse
4 eingeschnappt ist, und wie in FIG. 3 gezeigt ist der Ring
47 in einer solchen Position angebracht, daß seine Mitte um
eine vorbestimmte Distanz ε aus der Mitte des Motorzylinder
in einer Richtung der neigbaren Achse O der
Motortaumelscheibe 20 exzentrisch ist.
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Entsprechend führt, wenn sich der Motorzylinder dreht,
jedes der Verteilerventile 44 den Hub mit der doppelten
Distanz des Exzenterbetrags ε des exzentrischen Rings 47
innerhalb des Ventillochs 45 aus und bewegt sich zwischen
der obenerwähnten Außenposition und Innenposition hin und
her.
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Wie in FIG. 1 und FIG. 2 gezeigt, ist ein Paar von
Zapfenwellen 80, 80', das auf der neigbaren Achse O der
Motortaumelscheibe 20 ausgerichtet ist, integral an beiden Enden
des obenerwähnten Taumelscheibenhalters 22 bereitgestellt,
wobei die Zapfenwellen 80, 80' drehbar auf dem
Taumelscheibenanker 23 durch Nadellager 81 gehalten werden. Mit
anderen Worten, die neigbare Achse O ist durch die
Zapfenwellen 80, 80' festgelegt.
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Ein Bedienungshebel 82 ist starr an dem äußeren Ende einer
Zapfenwelle 80 befestigt. Wenn die Zapfenwelle 80 von dem
Bedienungshebel 82 gedreht wird, dreht auch der damit
integrale Taumelscheibenhalter 22 und letzterer kann sogar
während der Drehung der Motortaumelscheibe 20 geneigt
werden.
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Der Taumelscheibenanker 23 ist auf den Außenumfang des
Motorzylinders 17 durch Nadellager 78 gehalten und ist mit
dem Kurbelgehäuse 4 durch ein Paar Paßstifte 49, 49
verbunden, so daß der Anker 23 sich nicht um die Ausgangswelle
25 drehen kann.
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Bei der oben beschriebenen Vorrichtung werden Ansaug- und
Auslaßhübe alternierend von der Pumpentaumelscheibe 10 auf
die Pumpenkolben 9, 9 übertragen, wenn das Eingangselement
5 der Hydraulikpumpe P von dem primären
Untersetzungsgetriebe 2 gedreht wird. Dann läßt jeder Pumpenkolben 9 im
Ansaughub Arbeitsfluid von dem Niederdruck-Öldurchgang 41
ein und führt im Auslaßhub dem Hochdruck-Öldurchgang 40
Hochdruck-Arbeitsfluid zu.
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Das dem Hochdruck-Öldurchgang 40 zugeführte Hochdruck-
Arbeitsfluid wird der Zylinderbohrung 18, die den
Motorkolben
19 in Expansionshub aufnimmt, durch das
Verteilerventil 44 an der Außenposition zugeführt, wohingegen das
Arbeitsfluid in der Zylinderbohrung 18, die den Motorkolben
19 in Kontraktionshub aufnimmt, durch das Verteilerventil
44 an der Innenposition in den Niederdruck-Öldurchgang 41
entladen wird.
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Während dieses Betriebs werden der Pumpenzylinder 7 und
Motorzylinder 17 durch die Summe des Reaktionsdrehmoments
gedreht, die durch den Pumpenzylinder 7 von der
Pumpentaumelscheibe 10 über den Pumpenkolben 9 in Auslaßhub
aufgenommen wird, und Reaktionsdrehmoments, das durch den
Motorzylinder 17 von der Motortaumelscheibe 20 über den
Motorkolben 19 in Expansionshub aufgenommen wird, welches
Drehmoment von der Ausgangswelle 25 auf das sekundäre
Untersetzungsgetriebe 3 übertragen wird.
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In diesem Falle ist das Verhältnis der
Geschwindigkeitsänderung der Ausgangswelle 25 mit Bezug auf das
Eingangselement 5 durch die folgende Gleichung gegeben:
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Verhältnis der Gangwahl = 1 + Fassungsvermögen des Hydraulikmotor M/Fassungsvermögen der Hydraulikpumpe P
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Somit kann das Verhältnis der Geschwindigkeitsänderung von
1 bis auf einen geforderten Wert geändert werden, wenn das
Fassungsvermögen des Hydraulikmotors M von Null bis zu
einem bestimmten Wert geändert wird.
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Nebenbei bemerkt kann, da das Fassungsvermögen des
Hydraulikmotors M durch den Hub des Motorkolbens 19 vorbestimmt
ist, die Motortaumelscheibe 20 aus der aufrechten Position
in eine geneigte Position gekippt werden, um dadurch das
Verhältnis stufenlos von 1 bis zu einem bestimmten Wert zu
steuern.
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Während des Betriebs der Hydraulikpumpe P und
Hydraulikmotors M wie oben beschrieben, nehmen die
Pumpentaumelscheibe 10 und Motortaumelscheibe 20 die entgegengesetzte
Axialbelastung der Gruppe von Pumpenkolben 9, 9 bzw. der
Gruppe von Motorkolben 19, 19 auf. Die auf die
Pumpentaumelscheibe 10 wirkende Axialbelastung wird von der
Ausgangswelle 25 über das Axialrollenlager 11, Eingangselement
5, Axialrollenlager 12, Halterungshülse 13 und
Schraubenmutter 30 getragen, wohingegen die auf die
Motortaumelscheibe 20 wirkende Axialbelastung von der Ausgangswelle 25
über das Axialrollenlager 21, Taumelscheibenhalter 22,
Taumelscheibenhalter 23, Axialrollenlager 32,
Halterungshülse 33, Zahn 3a und Schraubenmutter 34 getragen wird.
Dementsprechend wirkt die obenerwähnte Axialbelastung
lediglich, um eine Zugspannung in der Ausgangswelle 25 zu
erzeugen, und wirkt überhaupt nicht auf das Kurbelgehäuse
4, das die Welle 25 hält.
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Wieder zu FIG.1: auf dem zweiten Ventilträger 15 sind ein
oder mehrere Kupplungsventile 50 bereitgestellt, die
geeignet mit den Hoch- und Niederdruck-Öldurchgängen 40 und
41 in Verbindung gesetzt werden können. Dieses
Kupplungsventil 50 ist gleitverschieblich in eine radiale
Ventilöffnung 51 eingepaßt, welche sich von dem Niederdruck-
Öldurchgang 41 zu dem Hochdruck-Öldurchgang 40 erstreckt
und sich zur Außenumfangsfläche des zweiten Ventilträgers
15 öffnet. In das Kupplungsventil 50 ist ein Längsloch 52
gebohrt, das sich zu dessen innerer Endfläche öffnet, und
ein Querloch 53, das das Längsloch 52 kreuzt und sich zur
Außenumfangsfläche des Kupplungsventils 50 öffnet, wobei,
wenn das Kupplungsventil 50 die radiale Innenposition
("Kupplung in Eingriff"-Position) in der Ventilöffnung 51
einnimmt, das Querloch 53 durch die Innenwand der
Ventilöffnung 51 verschlossen ist, wohingegen bei Einnahme der
radialen Außenposition ("Kupplung außer Eingriff"-Position)
das Querloch 53 zum Hochdruck-Öldurchgang 40 geöffnet ist.
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Dabei das Kupplungsventil 50 in die "Kupplung außer
Eingriff"-Position gedrängt wird, empfängt dessen Inneres
Ende Öldruck des Niederdruck-Öldurchgangs 41, und ein
Kupplungssteuerring 54 ist gleitverschieblich um den
Pumpenzylinder 7 und die Außenumfänge des ersten und
zweiten Ventilträgers 14, 15 herum bereitgestellt und steht
im Eingriff mit dem äußeren Ende des Kupplungsventils 50.
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Der Kupplungskontrollring 54 umfaßt eine zylindrische
Innenumfangsfläche 54a zum Festlegen der "Kupplung in
Eingriff"-Position des Kupplungsventils 50 und eine
Kegelfläche 54b, die an ein Ende der Innenumfangsfläche
angesetzt ist, um die "Kupplung außer Eingriff"-Position
des Kupplungsventils 50 festzulegen, und der Ring wird
mittels einer Feder 55 auf die Seite gedrängt, auf welcher
das Kupplungsventil 50 in der "Kupplung in Eingriff"-
Position gehalten ist. Diese Feder 55 ist zwischen dem
Kupplungsteuerring 54 und einem Halter 56 zusammengedrückt,
welcher Halter mit dem Außenumfang des Pumpenzylinders 7 im
Eingriff steht.
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Wie in FIG. 2 gezeigt, ist der Kupplungssteuerring 54 mit
einem nicht gezeigten Kupplungsbedienhebel verbunden durch
eine Schaltgabel 57, einen Zwischenhebel 58 und einen
Kupplungszug 59. Die Schaltgabel 57 weist einen
Grundabschnitt auf, der im Punkt 60 über einen Achszapfen mit dem
Kubelgehäuse 4 verbunden ist, einen Zwischenabschnitt, der
mit der Seite eines Flansches 54c des Kupplungssteuerrings
54 in Eingriff ist, und ein äußerstes Ende, das
betriebsmäßig mit einem Zwischenhebel 58 durch einen Ventilstößel
61 verbunden ist.
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Dabei nimmt die Kegelfläche 54b des Kupplungssteuerrings 54
eine Position gegenüber dem Kupplungsventil 50 ein, wenn
der Kupplungssteuerring 54 durch die Schaltgabel 57 unter
Ziehen des Kupplungsseils 59 gegen die Kraft der Feder 55
in FIG. 1 gesehen nach rechts bewegt wird. Dadurch wird das
Kupplungsventil 50 durch den Druck des
Hochdruck-Öldurchgangs 40 in die Außenposition, nämlich in die "Kupplung
außer Eingriff"-Position, bewegt. Als Ergebnis ist der
Hochdruck-Öldurchgang mit dem Niederdruck-Öldurchgang durch
das Längsloch 52 und Querloch 53 des Kupplungsventils 50
kurzgeschlossen, und somit sinkt der Druck des Hochdruck-
Öldurchgangs 40, um keine Zufuhr von Drucköl zu dem
Hydraulikmotor M zu ermöglichen, damit der Hydraulikmotor M
außer Betrieb gesetzt wird.
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Auf der anderen Seite, wenn der Kupplungssteuerring 54
durch die Kraft der Feder 55 nach links bewegt wird, um das
Kupplungsventil 50 in die "Kupplung in Eingriff"-Position
zu bringen, ist das Querloch 53 des Kupplungsventils 50 von
der Innenwand der Ventilöffnung 51 verschlossen, um die
Verbindung zwischen den Hoch- und Niederdruck-Öldurchgängen
40, 41 abzuschneiden. Das Arbeitsfluid zirkuliert zwischen
der Hydraulikpumpe P und dem Hydraulikmotor M durch diese
Öldurchgänge 40, 41 in einer Art und Weise wie vorher
erwähnt, und der Hydraulikmotor M kann in seine
Betriebszustände zurückversetzt werden. Da in diesem Fall der
Betrieb des Kupplungsventils 50 zu der "Kupplung in
Eingriff"-Position gegen den Öldruck des Niederdruck-
Öldurchgangs 41 bewirkt wird, der auf die innere Endfläche
des Kupplungsventils 50 wirkt, kann die Federkraft der
Feder 55, durch die der Kupplungssteuerring 54 nach links
bewegt wird, relativ schwach gewählt werden, und
dementsprechend kann die Betätigungskraft des
Kupplungssteuerrings 54 entlastet werden.
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In einer Zwischenposition zwischen der obenerwähnten
rechten Position und linken Position des
Kupplungssteuerrings 54 ist ein Öffnungsgrad des Querlochs 53 des
Kupplungsventils 50 mäßig gespannt (siehe FIG. 1B), und das
Arbeitsfluid zirkuliert zwischen der Hydraulikpumpe P und
dem Hydraulikmotor M entsprechend dessen Öffnungsgrad.
Deshalb kann der Hydraulikmotor M in dem halbgekuppelten
Zustand angeordnet sein. In diesem Fall, da der
Öffnungsgrad des Querlochs 53 allmählich mit der Bewegung des
Kupplungsventils 50 zunimmt und abnimmt, kann der
halbgekuppelte Zustand einfach erreicht werden, um für den
glatten übermäßigen Betrieb zu sorgen.
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Nochmals zu FIG. 1 und FIG. 2: in die Ausgangswelle 25 ist
in ihrer Mitte ein Öldurchgang 63 gebohrt, dessen innerer
Teil ein totes Ende ist, und eine Schmierröhre 64, die von
der Seitenwand des Kurbelgehäuses 4 gehalten ist, ist in
das offene Ende des Öldurchgangs 63 eingeführt. Diese
Schmierröhre 64 steht mit dem Inneren einer Ölwanne 69 am
Boden des Kurbelgehäuses 4 durch einen Öldurchgang 65 in
Verbindung, der in der Seitenwand des Kurbelgehäuses 4
ausgebildet ist, einen an der Seitenwand 66 befestigten
Filter 66, eine Nachfüllpumpe 67 und ein Sieb 68, wobei die
Pumpe 67 von dem obenerwähnten Eingangselement 5 durch
Getriebe 70 und 71 angetrieben wird. Dementsprechend wird
Öl in der Ölwanne 69 während der Rotation des
Eingangselements durch die Pumpe 67 in den Öldurchgang 63 zugeführt.
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Die Ausgangswelle 25 umfaßt außerdem eine oder mehrere
erste Schmieröffnungen 72, welche sich radial von dem
Öldurchgang 63 auf die Ventilöffnung 45 des
Verteilerventils 44 hin erstrecken, und ringförmige Nuten 73,die die
erste(n) Schmieröffnung(en) 72 mit der Gruppe von
Ventilöffnungen 45, 45 in Verbindung bringen, wodurch die zweite
mit dem Niederdruck-Öldurchgang 41 verbundene Öffnung b mit
dem ersten Schmierloch 72 durch das Ventilloch 45 in
Verbindung kommt, wenn das Verteilerventil 44 eine
Außenposition des Ventillochs 45 einnimmt. Wenn Arbeitsfluid aus
dem Hydraulikkreislauf zwischen der Hydraulikpumpe P und
dem Hydraulikmotor M ausläuft, wird somit das Arbeitsfluid
von dem ersten Schmierloch 72 in den
Niederdruck-Öldurchgang 41 zurückgefüllt, wenn das Verteilerventil 44 die
Außenposition des Ventillochs 45 erreicht.
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In die Ausgangswelle 25 ist außerdem ein zweites
Schmierloch 74 gebohrt, das sich von dem Öldurchgang 63 radial
erstreckt und sich in das Topf-ähnliche Eingangselement 5
öffnet, und ein drittes Schmierloch 75, das sich ebenfalls
von dem Öldurchgang 63 radial erstreckt und sich in den
Topf-ähnlichen Taumelscheibenanker 23 öffnet, wobei die
Schmierlöcher 74 und 75 mit Öffnungen 76 bzw. 77
bereitgestellt sind. Durch die Bereitstellung dieser Öffnungen 76
bzw. 77 kann eine ausreichende Schmierölmenge in das
Eingangselement 5 und Taumelscheibenanker 23 aus dem
Öldurchgang 63 zugeführt werden, während der Auslaßdruck
der Nachfüllpumpe 67 in dem Öldurchgang 63 beibehalten
wird, um das Arbeitsfluid von dem ersten Schmierloch 72 in
den Niederdruck-Öldurchgang 41 bestimmt zuzuführen.
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Das in das Eingangselement 5 zugeführte Öl schmiert das
Ausrichtelement 36, Pumpentaumelscheibe 10, Pumpenkolben 9,
Axialrollenlager 11, Nadellager 6 und ähnliches, und das in
den Taumelscheibenanker 23 zugeführte Öl schmiert das
Ausrichtelement 37, Motortaumelscheibe 20, Motorkolben 19,
Axiallager 21 und ähnliches. In diesem Fall, da der
Pumpenzylinder 7 in das offenen Ende des Topf-ähnlichen
Eingangselements 5 durch das Nadellager 6 eingepaßt ist, wird eine
große Menge von Schmieröl in dem Eingangselement 5
gehalten. Auf der anderen Seite, da der Motorzylinder 17 in das
offene Ende des Taumelscheibenankers 23 durch das
Nadellager 78 eingepaßt ist, wird ebenfalls eine große Menge von
Schmieröl in dem Taumelscheibenanker 23 gehalten.
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Um darüberhinaus die Gleitfläche des Pumpenzylinders 9 und
das Innere des Eingangselements 5 zu schmieren, ist ein
Ölloch 112 mit kleinem Durchmesser in den Pumpenzylinder 8
gebohrt, um eine Verbindung von dessen Inneren und Äußeren
bereitzustellen, und um darüberhinaus die Gleitfläche des
Motorkolbens 19 und das Innere des Taumelscheibenankers 23
zu schmieren, ist ein Ölloch 113 mit kleinem Durchmesser in
den Motorzylinder gebohrt, um eine Verbindung von dessen
Inneren und Äußeren bereitzustellen.
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In den Figuren 2, 4 und 5 ist eine
Gangwahl-Steuervorrichtung 83 mit einem Bedienungshebel der obenerwähnten
Zapfenwelle 80 verbunden, um die Motortaumelscheibe 20 kippbar zu
betreiben.
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Die Gangwahl-Steuervorrichtung 83 umfaßt einen Zylinder 84,
der an dem Kurbelgehäuse 4 befestigt ist, und einen Kolben
85, der gleitverschieblich in dem Zylinder 84
eingeschlossen ist. Der Zylinder 84 besitzt ein Fenster 86, das in
seine Seitenwand gebohrt ist, und der Kolben 85 besitzt ein
Verbindungsloch 87, das in seinen Mittelabschnitt gebohrt
ist, wobei sich das Verbindungsloch 87 in Querrichtung
erstreckt und dem Fenster 86 gegenübersteht. Der
Bedienungshebel 82 ist im Eingriff mit dem Verbindungsloch 87,
wobei er durch das Fenster 86 verläuft, so daß der Kolben
85 entsprechend der Drehung der Zapfenwelle 80
gleitverschieblich bewegt werden kann.
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Wenn der Bedienungshebel 82 in FIG. 4 betätigt wird, wenn
somit der Kolben 85 nach links bewegt wird, nimmt die
Motortaumelscheibe 20 ihre aufrechte Position ein. Eine
erste Ölkammer 88 und eine zweite Ölkammer 89 sind zwischen
dem Kolben 85 und der linken Endwand des Zylinders 84 bzw.
zwischen dem Kolben 85 und der rechten Endwand des
Zylinders 84 festgelegt, und eine Rücklauffeder 90, die den
Kolben 85 in Richtung auf die zweite Ölkammer 89 drängt,
ist in der ersten Ölkammer 88 zusammengedrückt.
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Die ersten und zweiten Ölkammern 88 und 89 sind miteinander
durch eine Hydraulikleitung 92 mit einem
Gangwahl-Steuerventil 91 verbunden, das in der Mitte der Hydraulikleitung
angeordnet ist und in das Arbeitsfluid gefüllt wird.
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Das Gangwahl-Steuerventil 91 ist zusammengesetzt aus einem
Ventilgehäuse 93, das an einer geeigneten Stelle einer
Ventilsteuereinrichtung angebracht ist und in der Mitte der
Hydraulikleitung 92 angeordnet ist, und einem ersten und
einem zweiten Rückschlagventil 95, 96, die in
Reihenschaltung in einem Öldurchgang 94 in dem Ventilgehäuse 93
bereitgestellt sind. Diese ersten und zweiten
Rückschlagventile 95, 96 sind so angeordnet, daß sie einander die
Durchlaßrichtung umkehren können, nämlich so, daß sie
Ölfluß in jeweils umgekehrter Richtung erlauben, und sind
durch Ventilfedermittel 97 bzw. 98 immer in eine
Schließrichtung gedrängt.
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Betriebsmäßig mit den ersten und zweiten Rückschlagventilen
95, 96 verbunden sind ein erster und ein zweiter
Ventilöffnungsstab 100 bzw. 101, die auf die Ventile eine Kraft in
der Öffnungsrichtung übertragen können. Diese ersten und
zweiten Öffnungsstäbe 100, 101 sind betriebsmäßig verbunden
mit unteren Flächen sowohl am linken als auch am rechten
Ende eines Gangwahlhebels 102 des Wipp-Typs, das in 103
drehbar an dem Ventilgehäuse 93 aufgehängt ist.
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Der Gangwahlhebel 102 wird durch einen Bediener in einer
horizontalen Halteposition A, einer nach links
verschwenkten Verzögerungsposition B und einer nach rechts
verschwenkten Beschleunigungsposition C betrieben. In der
Halteposition A wird die offene Stellung beider
Rückschlagventile 95, 96 gehalten; in der Verzögerungsposition
B ist der erste Öffnungsstab 100 abgesenkt, um das erste
Rückschlagventil 95 zwangsläufig zu öffnen; und in der
Beschleunigungsposition C kann das zweite Öffnungsventil
101 abgesenkt werden, um das zweite Rückschlagventil 96
zwangsläufig zu öffnen.
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Nebenbei bemerkt wird, da die Anzahl der Motorkolben 19, 19
ungerade ist, die Axiallast der Motorkolben 19, 19 auf die
Motortaumelscheibe 20 während der Drehung des
Motorzylinders 17 abwechselnd in der Stärke von einer Seite auf
die andere variiert, wobei die Kippachse O der
Motortaumelscheibe 20 eine Grenze bildet, und das
Vibrationskippmoment wirkt auf die Motortaumelscheibe 20. Dieses
Vibrationskippmoment wirkt durch den Bedienhebel 82 als
eine Druckkraft abwechselnd rechts und links auf den Kolben
85.
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Wenn der Gangwahlhebel 102 in die Beschleunigungsposition C
verschoben ist, ist dabei das erste Rückschlagventil 95 in
dem offenen Zustand angeordnet, und dadurch ist ein Ölfluß
von der ersten Ölkammer 88 zu der zweiten Ölkammer 89 von
dem zweiten Rückschlagventil 96 zugelassen, aber ein Fluß
in einer dazu umgekehrten Richtung ist untersagt. Nur wenn
die nach links pressende Kraft von dem Bedienhebel 82 auf
den Kolben 85 wirkt, fließt das Öl von der ersten Ölkammer
88 zu der zweiten Ölkammer 89. Als Ergebnis bewegt sich der
Kolben 85 in Richtung auf die erste Ölkammer 88, um den
Bedienhebel 82 in eine aufrechte Richtung der
Motortaumelscheibe 20 zu drehen.
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Wenn der Gangwahlhebel 102 als nächstes in die
Verzögerungsposition B verdreht wird, ist das zweite
Rückschlagventil 96 dann in dem offenen Zustand angeordnet, und
dadurch ist ein Ölfluß von der zweiten Ölkammer 89 zu der
ersten Ölkammer 88 von dem ersten Rückschlagventil 95
zugelassen, aber ein Fluß in einer dazu umgekehrten
Richtung ist untersagt. Nur wenn die nach rechts pressende
Kraft von dem Bedienhebel 82 auf den Kolben 85 wirkt,
fließt das Öl von der zweiten Ölkammer 89 zu der ersten
Ölkammer 88. Als Ergebnis bewegt sich der Kolben 85 in
Richtung auf die zweite Ölkammer 89, um den Bedienhebel 82
in eine geneigte Richtung der Motortaumelscheibe 20 zu
drehen.
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Wenn der Gangwahlhebel 102 in die Halteposition A
zurückgedreht wird, verhindern beide Rückschlagventile 95, 96,
die geschlossen sein sollen, gemeinsam den Ölfluß innerhalb
des Ventilgehäuses 93. Dadurch kann sich der Kolben 85
nicht mehr bewegen, in welcher Position der Bedienhebel 82
gehalten werden kann, um die Motortaumelscheibe 20 in der
aufrechten oder geneigten Position zu sperren.
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Wenn in dem gestoppten Zustand des Getriebes T der
Gangwahlhebel 102 in die Verzögerungsposition gedreht wird, um
das erste Rückschlagventil 95 zu öffnen, ist ein Ölfluß von
der zweiten Ölkammer 89 zu der ersten Ölkammer 88
ermöglicht, und dadurch kann der Kolben 85, sogar wenn der
Kolben 85 sich in der linken Position befindet, durch
Federkraft der Rücklauffeder 90 zu der rechten
Bewegungsgrenze bewegt werden, um den Bedienhebel 82 in die maximal
geneigte Position der Motortaumelscheibe 20 zu drehen.
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Wie in FIG. 5 gezeigt, ist der Zylinder 84 in rechten
Winkeln zu der Achse der Ausgangswelle 25 angeordnet oder
in einer Position, die nahe daran ist. Auf diesem Weg ist
es möglich, zu verhindern, wenn der Bedienhebel 82 auf den
Kolben 85 drückt, dessen Reaktion auf den
Taumelscheibenanker 23 in einer Axialrichtung der Ausgangswelle 25 durch
die Zapfenwelle 80 wirkt.
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In FIG. 4 ist ein Reservoirtank 109 über dem Zylinder 84
angebracht, und eine Entlastungsöffnung 110 und eine
Zufuhröffnung 111, die den Tank 109 mit dem Inneren des
Zylinders in Verbindung bringt, sind in die obere Wand des
Zylinders 84 gebohrt.
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Erste und zweite Topfdichtungen 105, 106 mit einer
unidirektionalen Dichtfunktion in engem Kontakt mit den
Innenumfangsflächen des Zylinders 84 sind an den
Außenumfangsflächen an dem linken und rechten Ende des Kolbens 85
angebracht, und O-Ringe 107, 108 in engem Kontakt mit den
Außenumfangsflächen in dem Mittenabschnitt des Kolbens 85
sowohl an der linken als auch an der rechten Seite des
Fensters 86 sind auf den Innenumfangsflächen des Zylinders
84 angebracht.
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Die Entlastungsöffnung 110 öffnet sich zu der ersten
Hydraulikkammer 88 direkt vor der ersten Topfdichtung 105,
wenn der Kolben 85 an der rechten Bewegungsgrenze
angeordnet ist, und die Zufuhröffnung 111 öffnet sich immer zu der
Innenfläche des Zylinders 84 zwischen der zweiten
Topfdichtung 106 und dem O-Ring 108.
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Dementsprechend wird, wenn der Kolben 85 an seiner rechten
Bewegungsgrenze angeordnet ist, für den Fall daß ein
Druckanstieg in der ersten Ölkammer 88 aufgrund eines
Anstiegs der Öltemperatur oder ähnlichem auftritt, der
Druck von der Entlastungsöffnung 110 zu dem Reservoirtank
109 entlastet. Wenn der Kolben 85 nach links bewegt wird,
wird die erste Ölkammer 88 durch den Kolben 85 unter Druck
gesetzt, nachdem die erste Topfdichtung 105 die Öffnung der
Entlastungsöffnung 110 passiert hat, welche Öffnung eine
Ölfluß von der ersten Ölkammer 88 zu der zweiten Ölkammer
89 erlaubt. Zu diesem Zeitpunkt fließt, falls die zweite
Hydraulikkammer 89 auf einen Stand unterhalb eines
vorbestimmten Drucks reduziert ist, das Öl in dem
Reservoirtank 109 von der Zufuhröffnung 111 zu einem
gleitenden Zwischenraum zwischen dem Zylinder 84 und dem
Kolben 85 unter dem Differenzdruck zwischen dem Inneren des
Reservoirtanks 109 und der zweiten Ölkammer 89, und das Öl
wird der zweiten Ölkammer 89 zugeführt, während es die
zweite Topfdichtung 106 in Richtung auf die zweite Ölkammer
89 biegt.
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Es muß festgehalten werden, daß, falls das Innere des
Reservoirtanks 109 auf hohem Druck gehalten wird, eine aus
dem Öldruck resultierende Vorspannung auf die
Hydraulikleitung 92 angelegt wird, und dadurch die Steifigkeit der
Hydraulikleitung 92 in Bezug auf den Wechsel des Öldrucks,
der aus dem Betrieb des Kolbens 85 resultiert, erhöht
werden kann, um den Betrieb des Kolbens 85 zu
stabilisieren.