DE2112382B2

DE2112382B2 - Stufenlos einstellbares hydrostatisches getriebe

Info

Publication number: DE2112382B2
Application number: DE19712112382
Authority: DE
Inventors: Donald Curtis Hintington Beach Calif. Connett (V.StA.)
Original assignee: Sperry Rand Corp, Michigan, Del. (V.StA.)
Priority date: 1970-03-16
Filing date: 1971-03-15
Publication date: 1977-12-22
Also published as: GB1335905A; US3606755A; SE367240B; JPS56133988U; DE2112382C3; FR2083308B1; FR2083308A1; CA923017A; DE2112382A1

Description

so

Die Erfindung bezieht sich auf ein stufenlos einstellbares hydrostatisches Getriebe mit geschlossenem Arbeitskreislauf nach dem Oberbegriff des Anspruches 1.

Ein bekanntes, stufenlos einstellbares hydrostatisches Getriebe dieser Art (DT-AS 11 58 999) ist jenseits eines Anfahrbereiches auf etwa konstante Leistung (p.V = konstant) gebaut, und zwar nimmt mit steigender Drehzahl die Pumpenfördermenge bis zum Erreichen eines maximalen Wertes zu, während gleichzeitig der wi Arbeitsdruck nach einer Regelkurve vom oberen Wert (im Anfahrbereich) gemäß einer Hyperbel auf einen unteren Wert 'bei großen Getriebeausgaiigsdrchzah len) abfällt. In Betriebsbereichen, in denen der Arbeitsdruck und damit auch der Steuerdruck über dem 1,-, unteren Wert sind, spricht eine Regeleinrichtung an, die somit gewissermaßen »Grenzdnickventileinrichtung« ist und verstellt den Hydromotor auf maximales Schluckvermögen. Der Arbeitsdruck wirkt auch als Steuerdruck auf einen Leistungsregler, der ebenfalls wie eier Druckregler ein über eine Drossel angeschlossenes Auslaßventil aufweist, und aufgrund des Leistungsregler wird die Pumpenfördermenge bei weiter steigendem Arbeitsdruck herabgesetzt. Dieses Verhalten ist grundsätzlich beim Auftreten eines unzulässigen Hochdruckes, der über den höchsten Werten der Regeldruckkurve liegt, ebenfalls zu erwarten, jedoch ist die Ansprechgeschwindigkeit der Regier auf geänderte Druckverhältnisse nicht so hoch, daß gefahrenbringende Druckerhöhungen vermieden werden könnten. Zum Abbau rascher Druckanstiege ist deshalb der Arbeitskreislauf durch ein übliches Überdruckventil überbrückt. Als weiterer Nachteil ist anzumerken, daß der Stellhydromotor von der Bedienungsperson nicht willkürlich betätigt werden kann, was zur Folge hat, daß bei niedrigen Getriebebelastungen die Übersetzungseinstellung nicht optimal geändert werden, da der Hydromotor immer in Stellung des maximalen Schluckvolumens bleibt, so daß auch bei niedriger Belastung nicht die maximale Beschleunigung erreicht werden kann.

Bei »inem anderen bekannten stufenlos einstellbaren hydrostatischen Getriebe (US-PS 34 11297) mit geschlossenem Arbeitskreislauf erfolgt die Übersetzungseinstellung ebenfalls durch nacheinander erfolgende Betätigung der Verdrängungsstellglieder der mechanisch auf Nullfördermenge vorgespannten Stellpumpe und des auf maximale Schluckvolumen vorgespannten Stellhydromotors mittels eines Steuerdruckes, welcher der Stellpumpe über eine willkürlich betätigbare Folge-Servoeinrichtung zugeführt wird. Dem Hydromotor wird erst nach Erreichen der maximalen Pun.penverdrängung über ein druckgesteuertes Grenzdruckventil der genannte Steuerdruck zugeführt und bewirkt eine Schluckvolumenverringerung. Das Grenzdruckventil dient auch zur Druckentlastung des Arbeitskreislaufes, wenn dort der zulässige Grenzdruck im oberen Übersetzungsbereich — d. h. wenn der Hydromotor sein minimales Schluckvolumen aufweist — überschritten wird. Es wird dann der in Richtung minimales Schluckvolumen wirkende Steuerdruck am Hydromotor abgelassen und der Hydromotor schwenkt auf maximales Schluckvolumen. Wenn diese Druckabsenkung im Arbeitskreis nicht ausreicht, müssen die zwischen den Hauptleitungen des Getriebes vorgesehenen Hochdruckentspannungsventile wirksam werden. Eine automatische Absenkung der Pumpenfördermenge ist nicht vorgesehen. Solche Hochdruckentspannungsventile für den Arbeitskreislauf verbrauchen einen beträchtlichen Teil der Leistungen des Getriebes, der in Wärme umgesetzt wird, so daß die Ventile selbst entsprechend groß und sperrig dimensioniert werden müssen und somit kostenaufwendig sind.

Bei einem weiteren bekannten, stufenlos einstellbaren, hydrostatischen Getriebe mit geschlossenen Kreislauf (US-PS 34 12 683) ist das Verdrängungssteil glied der Pumpe mit Federn auf Nullfördermengt vorgespannt und eine Änderung des Übersetzungsver hältnisses wird mittels eines Steuerdruckes bewirkt, de bei Überschreiten eines zulässigen Grenzdruckes in Arbeitskreislauf entspannt wird. Dabei wird infolgi einer Änderung der Übersetzungseinstellung im Sinn einer Getriebeausgangsdrehzahlverringerung auch de Arbeitsdruck abgesenkt. Das den Steuerleitunge zugeordnete Grenzdruckventil ist nur für die Betätigun der Pumpe vorgesehen und es ist auch nicht zwische

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,. Leiden zu den Stellzylindern der Pumpe führenden Leitungen geschaltet, sondern ist an den Steuerdruckngang eines einfachen Servoventil angeschlossen, welches unmittelbar betätigt werben muß, also nicht als Folgeservoventilsteuerung ausgebildet ist. Eine Rückmeldung der Stellung der Schrägscheibe der Pumpe zu dem Servoventil ist somit nicht möglich. Nachteilig an dem bekannten Getriebe ist der Umstand, daß die Druckabsenkung nur durch Rückstellung der Pumpenfördermenge auf Null durchgeführt wird, ohne daß zuvor der Versuch unternommen wird, den Überlastzustand durch Verstellung des Hydromotors auf maximale Schluckmenge zu beseitigen. Über die Art der Hydromotoren ist nichts näher gesagt.

Es ist auch bereits ein stufenlos einstellbares hvdrostatisches Getriebe mit geschlossenem Arbeitskreislauf bekannt (US-PS 35 28 243), hei dem die Pumpe und der Hydromotor aufeinanderfolgend durch je eine eigene Folgeservostelleinrichtung betätigt werden. Die Stellglieder von Pumpe und Hydromotor werden durch einen einzigen Steuerdruck beaufschlagt, dessen Höhe jedoch keinen direkten Einfluß auf die Übersetzungsverstellung hat. Die Übersetzungseinsteliung erfolgt vielmehr durch eine hydraulische Betätigung der Vorsteuerschieber der beiden Folgeservostelleinrichtungen. Der Vorsteuerschieber der Pumpe bzw. des Hydromotors ist auf Null-Fördermenge bzw. auf maximales Schluckvolumen vorgespannt und wird durch einen gemeinsamen Vorsteuerdruck betätigt. Dieser Vorsteuerdruck ist willkürlich zwecks Übersetzungseinstellung bzw. automatisch beim Unterschreiten einer Mindesteingangsdrehzahl veränderlich. Bei Unterschreiten der Grenzdrehzahl wird dieser Vorsteuerdruck durch ein Grenz-Drehzahlventil abgesenkt und bewirkt auch bei der automatischen Rückstellung der Verdrängungsglieder eine Aufeinanderfolge der Hydromotor- und Pumpenverstellung, bedingt durch eine bestimmte Abstimmung der Federvorspannung an der Pumpe und am Hydromotor. Diese bekannte Steuereinrichtung vermag jedoch den Druck im Arbeitskreislauf a nicht zu begrenzen. Außerdem ist sie aufwendig infolge der Anordnung eines hydraulischen Vorsteuerkreises, der auch keine direkte mechanische Betätigung der FolgeservGStelleinrichtungen zuläßt.

Bei einem weiteren bekannten hydraulischen Getriebe (US-PS 31 66 891) ist neben einem Hochdruck-Auslaßventil des geschlossenen Arbeitskreises noch ein Grenzdruck-Auslaßventil für den Steuerdruck vorhanden, so daß bei Überlast die Verdrän?ungseinstellung der'Pumpe in eine Schwimmstellung gelangt und die Pumpe infolge der Reaktionskräfte auf Null-Fördermenge zurückschwenkt. Bei diesem Getriebe ist nur für die Pumpe eine eigene Folgeservostelleinrichtung vorgesehen. Der Hydromotor bleibt im Normalbetneb auf maximales Schluckvolumen gestellt. Nur bei Drehmomentumkehr (Bergabfahrt) tritt bei bestimmter Belastung eine automatische Verstellung auf minimales Schluckvolumen ein. Das Grenzdruck-Auslaßventil ist vor der Folgeservoventileinrichtung vorgesehen.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, ein Getriebe der ei:nangs angegebenen Art so auszubilden, daß bei auftretender Überlast eine angepaßte Reaktion des Getriebes auftritt, ohne daß Hochdruck-Ablaßventi-Ie des gescniossencii «ιυειυΜίυιοιιι« ^..~>._o. ·■-■ den wobei jedoch bei einer willkürlichen Übersetzungseinsteliung jedem Stellwert eine bestimmte Einstellung der Stellpumpe und des Stellhydromotors zugeordnet Die gestellte Aufgabe wird aufgrund der Maßnahmen des Hauptanspruches gelöst.

Das Merkmal a) aus dem Kennzeichen des Hauptanspruchs ist aus der bereits genannten US-PS 35 28 243 bekannt. Die irn Merkmal c) aufgeführte Vorspannung der Stellpumpe und des Stellhydromotors ist im Funktionsprinzip ebenfalls aus, der US-PS 35 28 243 bekannt (Aufeinanderfolge· der Verstellung beim Steigen und Senken des einzigen Stelldrucks). Desgleichen ist das Merkmal b) des Hauptanspruchs aus der schon genannten US-PS 34 11 297 bekannt.

Die Erfindung schafft eine Vorrichtung, in der ein einziges relativ kleines Ventil die Tätigkeit von hydrostatischen Getrieben großer Abmessungen und hohen Druckes steuern kann, ohne daß Überhitzung, unnötiger Leistungsverbrauch und Ventilerosionsprobleme — wie bei üblichen Druckentlastungsventilen für Überlast — auftreten.

Ein Ausführungsbeispiei der Erfindung wird anhand der Zeichnung beschrieben. Dabei zeigt:

Fig. 1 diverse Ventile, in einem gemeinsamen Gehäuse untergebracht, teilweise geschnitten, F i g. 2 eine Seitenansicht zu F i g. 1, Fig. 3 eine Gesarntanordnuirig des stufenlos einstellbaren hydraulischen Getriebes, in schematischer Darstellung,

Fig.4 das Getriebe in einer anderen Verdrängungsstellung.

Es wird auf Fig.3 Bezug genommen, welche das stufenlos einstellbare hydraulische Getriebe aus einer Pumpe 10, einen geschlossenen Arbeitskreislauf bildende Hauptkanäle 12 und 14 und aus einem Hydromotor 16 bei maximalem Schluckvolumen zeigt. Die Förderrichtung der Pumpe 10 ist umkehrbar und die Fördermenge aufgrund veränderbarer Verdrängung einstellbar. Der Antrieb erfolgt über eine Welle 18 und der Abtrieb über eine Welle 20 des Hydromotors 16. Durch entsprechende Einstellung der Verdrängung der Pumpe und des Hydromotors läßt sich innerhalb eines ι gewünschten Bereichs jede Übersetzung realisieren.

Die üblichen Hilfseinrichtungen für ein derartiges

Getriebe sind insbesondere ein Sumpf 22, ein Filier 24

sowie eine Fülipumpe 26, die; ein Entlastungsventil 28

besitzt und über Rückschlagventile 30 und 32 mit den

Hauptkanälen 12 bzw. 14 verbunden ist. Ablaufleitungen

34,36,38 und 40 sammeln die Leckage und verbrauchtes

Steuerströmungsmittel und führen es über einen

Wärmeaustauscher 42 in den Sumpf 22 zurück Ein

Entlastungsventil 44 ist über ein Pendelventil 46 jeweils

υ mit demjenigen der beiden Hauptkanäle bzw. -leitungen

verbunden, der sich zu irgendeiner Zeit auf dem

niedrigeren Druck befindet und dient dazu, einen

vorbestimmten Druck in diesem Kanal bzw. dieser

Leitung etwas unterhalb der Einstellung des Entla-

i--i stungsventils 28 aufrechtzuerhalten.

Zur Bereitstellung von Steuerdruck für die Verdrängungssteuerglieder der Pumpe 10 und des Motors sind Rückschlagventile 50 und 52 vorgesehen, über welche Strömungsmittel von demjenigen der beiden hi; Hauptkanäle 12 oder 14, der sich jeweils auf höherem Druck befindet, in eine Leitung 54 aufgenommen wird Die Leitung 54 steht über eine Abzweigung 56 mil einem Druckreduzierventil 58 und darüber hinaus übei eine Leitung 60 mit einem Durchflußbegrenzungsventi 1,: 62 in Verbindung, an dessen Auslaß der Steuerdruck abnehmbar ist.

Die Pumpe 10 kann irgendein geeigneter reversible! eine veränderliche Verdrängung aufweisender Pumpen

typ sein. Als Teil der Schrägscheibe der Pumpe 10 ist ein schwenkbares Joch 64 dargestellt, das durch Federn 66 und 68 in Richtung auf mittige Lage vorgespannt ist. Verdrängungsstellglieder bestehen jeweils aus Kolben 70 oder 72 und Zylinder 74 oder 76 und werden durch den Steuerdruck in der einen oder anderen Richtung aus vier Mittelstellung verschoben. Ein Folgeservoventil 78 ist über ein mechanisches Glied 80 mit dem Joch 64 und iber ein weiteres mechanisches Glied 82 mit einem : liiiulhcbcl 84 verbunden. Das Folgeservoventil 78 ist li.ei eine Leitung 86 mit dem Auslaß des Ventils 62 !Steuerdruck) und durch eine Leitung 88 mit der \biaUleitung 38 verbunden. Steuerdruckieitungen 90 und 92 stellen die Verbindung mit den Verdrängungssteligliedcrn 74 bzw. 76 her.

In ähnlicher Weise besitzt der Motor 16 ein Joch 94, das durch eine Feder % eines Verdrängungsstellgliedes

97 in Richtung auf maximales Schluckvolumen (Verdrängung) vorgespannt ist. Ein weiteres Verdrängungsstellglied 98 setzt bei Beaufschlagung mit Steuerdruck das Schluckvolumen des Motors 16 entgegen der Vorspannung der Feder % herab. Ein weiteres Folgeservoventil 100 ist über ein mechanisches Glied 102 mit dem Joch 94 und über mechanische Glieder 104, 106 mit dem Handhebel 84 verbunden. Eine Leitung 108 führt den Steuerdruck vom Auslaß des Ventils 62 zum Folgeservoventil 100, und eine Leitung 110 stellt eine Verbindung mit dem System der Ablaufleitungen her. Weitere Steuerleitungen 112 und 114 stellen die Verbindung mit den Verdrängungsstellgliedern 97 bzw.

Die beschriebenen Getriebeteile sind an sich bekannt, jedoch wurden derartige Getriebe bisher im allgemeinen mit Auslaßventilen des Arbeitskreislaufes für Überlastbedingungen versehen, die sich von den bei 44, 46 und 48 angedeuteten Auslaßventilen unterscheiden. Üblicherweise wurde ein Paar von kreuzweise direkt zwischen den Hauptleitungen 12 und 14 in entgegengesetzten Richtungen angeordneter Druck-Entlastungsventile vorgesehen, andernfalls ein einziges großes Entlastungsventil und ein Pendelventil, jede dieser Anordnungen ist voluminös und kostenaufwendig und führt zu einer starken Erwärmung des Getriebeöls und zu Erosionsproblemen am Ventilsitz, insbesondere bei größeren Abmessungen der Getriebe.

Bei dem beschriebenen Getriebe wird jeder direkte Nebenschluß des Hochdrucks-Strömungsmittels von einer Hauptleitung zur anderen vermieden. Stattdessen erfolgt eine direkte Einwirkung auf das die Verdrängung verändernde Steuersystem in einer Weise, aufgrund deren ein sofortiger Anstieg der mechanischen Übersetzung des Getriebes erfolgt. Das bedeutet im Falle eines vollständigen Getriebes, wie dieses in den Fig. 3 und 4 veranschaulicht ist, daß das Drehzahlverhältnis zwischen Ausgangswelle 20 und Eingangswelle 18 reduziert wird, und daß in Verbindung damit natürlich das Drehmomentverhältnis erhöht wird. In dem Falle, in dem allein eine Pumpe mit veränderlicher Verdrängung vorliegt, wird der Ausgang pro Umdrehung herabgesetzt, und im FaJIc, daß nur ein Motor mit veränderlicher Verdrängung vorliegt, wird das Drehmoment pro Einheit angewandten Strömungsmilteldruckes erhöht.

Diese Ergebnisse werden durch ein Grenzdruck-Ventil 116 erreicht, das eine direkte Verbindung zwischen den Steuerlcitungen 90 und 92 des Folgcservoventils 78 bildet. Während das Grenzdruck-Vcntil 116 geschlossen ist. bleibt diese Verbindung unwirksam, wenn jedoch das Ventil 116 durch Ansprechen auf eine auf das System einwirkende Überlast öffnet, so bildet sich ein Nebenschluß, durch den unter Druck stehendes öl von jeweils derjenigen der beiden Steuerleitungen 90 oder 92, die sich unter Druck befindet, zur anderen der beiden Leitungen entladen wird. Im Ergebnis wird dadurch ein Nebenschluß zu den Verdrängungsstellgliedern 74 und 76 gebildet, wodurch diejenige der beiden Vorspannungsfedern 66 oder 68, die sich unter Kompression

ίο befindet, in die Lage versetzt wird, das Joch 64 in Richtung auf eine Stellung geringerer Verdrängung zu stoßen. Das Grenzdruck-Ventil 116 führt unter diesen Bedingungen nicht nur die Querströmung zwischen den beiden Verdrängungsgliedern, sondern auch das nach-

r, gelieferte SteuerströmungsmiUel vom Auslaßventil 62. Darüber hinaus fließt über den Nebenschluß des Grenzdruck-Ventils 116 auch Steuerströmungsmittel vom Verdrängungsstellglied 98 des Hydromotors 16 in dem Falle, daß sich das Joch 94 des Hydromotors 16 zufällig in einer Stellung befindet, die nicht der maximalen Verdrängung entspricht.

Eine derartige Bedingung ist in Fig. 4 veranschaulicht, aus der ersichtlich ist, daß die Vorspannungsfeder 96 expandiert, wodurch Steuerströmungsmittel aus dem Verdrängungsstellglied 98 über die Leitungen 114, 108, 86 und 90 oder 92 abfließt. Bei der Erfindung sind die Vorspannungskraft der Feder % und die Flächen der Verdrängungsstellglieder 97, 74 und 76 so gewählt, daß das Motorschluckvolumen bis zum Maximum ansteigt, bevor sich die Verdrängung der Pumpe ändert. Bei den meisten Verdrängungsmaschinen des Axialkolbentyps unterstützen die natürlichen, auf die Joche 64 und 94 einwirkenden Kräfte das Erreichen dieses Vorranges.

Das Grenzdruck-Ventil 116 ist durch Federdruck in Richtung auf seine geschlossene Lage vorgespannt und in der vorliegenden Form so ausgebildet, daß es auf den Systemdruck durch seine Verbindung 118 mit der Leitung 54 anspricht. Diese Verbindung 118 führt zu einem kleinen Arbeitskolben, welcher das Grenzdruck-Ventil 116 gegen dessen Federvorspannung stets dann öffnet, wenn in einer der beiden Hauptleitungen 12 oder 14 ein vorbestimmtes Druckniveau erreicht ist. Das ist nur eine der möglichen Formen der Feststellung einer Überlast zum öffnen des Grenzdruck-Ventils 116, es

4-j können jedoch auch andere Feststelleinrichtungen verwendet werden, die auf das Drehmoment an der Welle oder die elektrische Last der Antriebsmaschine ansprechen.

In den Fig. 1 und 2 ist ein mit anderen Ventilen

.-,ο zusammengebautes Grenzdruck-Ventil 116 dargestellt, und zwar können innerhalb eines gemeinsamen Gehäuses 120 das Folgeservoventil 78, das Druckminderventil 58 und das Durchflußbcgrenzungsveniil 62 untergebracht sein. Es sind mechanische Verbindungsglieder für das Folgeservoventil vorgesehen, beispielsweise ein Schwenkzapfen 122, der direkt mit dem |oel 64 verbunden sein kann, was schematisch in Fig. durch die Verbindung 80 angedeutet ist. Ein Schwenk zapfen 124 bildet das manuelle Kingabeteil de:

„ι, Folgeservovcntils 78 und entspricht der schematisch ii Fig. 3 eingezeichneten mechanischen Verbindung Hi Die strukturellen Einzelheiten der Ventile 58, 62 und 7! können irgendeine geeignete Form gcmitlf dem Stain der Technik besitzen. Das Folgeservoveniil 78 kam

,,·, beispielsweise von der Art sein, wie in der US-Anniel dung von Kcnnth Court, Serial Number 17Λ angemelde am 2. 01. 1970, betreffend eine Ki a beschriebein ist.

Das Druckreduzierventil 58 ist in einer Bohrung 126 untergebracht, in welcher ein Kanal 128 einmündet, der einen Teil der Leitung 56 in Fig. 3 bildet und Steuerdruck von der Hauptleitung 12 oder 14 erhält. Ein Ventilkörper 130 ist stationär in der Bohrung 126 ¹S befestigt und beherbergt einen Ventilschieber 132, der in seiner dargestellten unteren Lage einen Durchfluß vom Kanal 128 in die Auslaßkammer 134 freigibt. Eine Belastungsfeder 136 hält den Ventilschieber 132 unten, bis der Druck in der Auslaßkammer 134 ein vorbe· stimmtes Niveau erreicht; zu diesem Zeitpunkt bewegt sich der Vcntilschieber 132 nach oben und unterbricht die vom Kanal 128 herkommende Strömung.

Die Auslaßkammer 134 steht in Verbindung mit einer Bohrung 138, die einen weiteren Ventilschieber 140 aufnimmt, der einen Hohlraum mit Drosselbohrung 142 besitzt. Eine Belastungsfeder 144 drängt den Ventilschieber nach rechts, bi* der Druckabfall an der Drosselbohrung 142 groß genug ist, die Federbelastung zu überwinden und den Ventilschieber 140 in die dargestellte Lage zu verschieben, in welcher die Verbindung mit dem Auslaßkanal 146 unterbrochen ist, welcher seinerseits der Leitung 86 in F i g. 3 entspricht.

Das Grenzdruck-Vcntil 116 ist in einer Bohrung 148 mit Durchgangsöffnungen 150 und 152 untergebracht, welche normalerweise mittels eines verschiebbaren Ventilschiebers 154 gegeneinander abgeschlossen sind. Der Ventilschieber 154 ist durch eine Belastungsfeder 156 in Richtung auf seine Schließstellung vorgespannt und wird mittels eines kleinen Kolbens 157, der über einen Kanal 128 mittels Getriebehochdruckleitung verbunden ist, nach oben gedrängt. Wenn dies geschieht, werden die Durchgangsöffnungen 150 und 152 miteinander verbunden und damit die Kanäle 158 und 160 kurzgeschlossen, die mit den in F i g. 3 dargestellten Leitungen 90 und 92 identisch sind. Es sei darauf hingewiesen, d;iß das Gehäuse 120 weitere innere Kanäle aufweist, welche die erforderlichen Verbindungen mit dem Gehäuse der Pumpe oder des Hydromotors bilden, so daß die schematisch in den F i g. 3 und 4 dargestellten Leitungen verwirklicht werden.

Die Arbeitsweise des Grenzdruck-Ventils 116 beruht darauf, daß beim Auftreten einer Überlast, die sich immer in einem abnormen Druckanstieg in einer der beiden Hauptleitungen 12 und 14 äußert, dieser Druckanstieg über die Leitungen 54, 118 und 128 wahrgenommen wird, was dazu führt, daß das Grenzdruck-Ventil Ilii entgegen der Vorspannung der Feder 156 in seine Nebenschlußstellung gedrängt wird. Auf diese Weise wird nicht nur zwischen den Verdrängungsstellgliedern 74 und 76, sondern auch zwischen den Verdrängungsstellgliedern % und 97 eine direkte Verbindung hergestellt. Dadurch wird gleichzeitig der Steuerdruck, wie er vom Auslaß des Durchflußbegrenzungsventils 62 über die Leitung 86 bzw. über die Leitung 108 zu dem Folgeservoventil 78 bzw. 100 kommt, kurzgeschlossen.

Wenn das Grenzdruck-Ventil 116 offen ist, ist die Vcrstellkraft der Vorspannungsfeder 96 zusammen mit den normalen Jochreaktionskräften am joch 94 größer als die Verstellkrafi am Verdrängungsstcllglied 76 infolge der Vorspannungsfeder 66 oder 68. Deshalb schwenkt das joch 94 des Hydromotors in die Stellung maximalen Schluckvolumens, falls es nicht bereits in dieser Stellung gewesen ist, bevor eine Verstellung des )ochs 64 auftritt. Wenn dieses Verschwenken des Joches in die Stellung maximalen Schluckvolumens zur Ausschaltung des Überlastzustandes unzureichend ist. dann drängt die Vorspannungsfeder 66 das Joch 64 der Pumpe in Richtung auf dessen Stellung minimaler Verdrängung. Die Stellung für Null-Fördermenge wire erreicht, wenn die Ausgangswelle 20 blockiert wird.

Hierzu 3 Blatt Zeichnungen

Claims

Patentansprüche:

1. Stufenlos einstellbares hydrostatisches Getriebe mit geschlossenem Arbeitskreislauf, bei dem die Übersetzungseinstellung durch Betätigung der Verdrängungsstellglieder der Stellpumpe und des Stellhydromotors mittels eines Steuerdruckes erfolgt, der mindestens beim Pumpenstellglied über eine willkürlich betätigbare Folge-Servostelleinrichtung zugeführt wird, wobei zur Druckanpassung des Arbeitskreislaufes eine vom Getriebehochdruck gesteuerte Druckventileinriciitung vorgesehen ist, die bei Eintreten ihres Ansprechdruckes im Sinne einer Absenkung des Steuerdrucks wirkt und eine Rückstellung des Stellhydromotors und der Slellpumpe — im Sinne einer Getriebeeingangsdrehzahlverringerung und Arbeitsdruckabsenkung — einleitet, dadurch gekennzeichnet, daß a) auch der Stellhydromotor (16) eine eigene willkürlich betätigbare Folge-Servostelleinrichtung (100, 104, 112) aufweist, die ebenso wie die Folge-Servostelleinrichtung (78, 80, 82) der Stellpumpe (10) von einem einzigen Steuerdruck (Leitung 86, 108) betätigbar ist, b) das Stellglied (64) der Stellpumpe (10) mechanisch durch Federn auf Nullfördermenge und das Stellglied (94) des Hydromotors (16) auf maximales Schluckvolumen vorgespannt sind, c) die Slellgliedvorspannung an der Pumpe und am Hydromotor so abgestimmt ist, daß bei der jo Absenkung des einzigen Steuerdrucks bei der automatischen Rückstellung der Verdrängungsglieder (84,94) eine Aufeinanderfolge der Hydromotor- und der Pumpenverstellung auftritt und d) die Druckventiieinrichtung aus einem einzigen Grenz- « druckventil (116) besteht, das die zwischen Pumpenstellglied (64) und Pumpenstelleinrichtung (78, 80, 82) verlaufenden Steuerleitungen (90, 92) miteinander verbindet.

2. Getriebe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß neben der manuellen Einstellbarkeit der Folge-Servoventilanordnung (78, 82, 84, 100, 104, 106) eine davon unabhängige mechanische Einstellverbindung (80, 102) zwischen dem Verdrängungsstellglied (64, 94) und dem zugehörigen 4^r> Folge-Servoventil der Servo-Ventilanordnung vorgesehen ist.