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Title:
CONTINUOUSLY VARIABLE VOLUME HYDROSTATIC ROTARY PISTON MACHINE
Document Type and Number:
WIPO Patent Application WO/2011/161117
Kind Code:
A2
Abstract:
The invention relates to a hydrostatic rotary piston machine according to the orbit principle, having a power element (51) acting as an output and comprising a stationary stator (52), a rotary piston (8), and a rotatably mounted shaft (11), wherein the rotary piston (8) is disposed eccentric to the shaft (11) for carrying out an orbit motion. The rotary motion of the rotary piston (8) and the shaft (11) is generated in that toothed chambers (8) formed between the stator (52) and the rotary piston (8) are supplied with and disposed of working fluid (6) by means of a rotary valve (3). According to the invention, the volume of the toothed chambers (8) and thus the displacement of the rotary piston machine is variable. To this end, the rotary piston (8) is axially displaceable relative to the stator (52) by means of adjusting elements (22). The toothed chambers (6) are axially sealed in the axial direction by an axially fixed rotary piston plate (17) radially coupled to the rotary piston (8), and by a stator plate (14) axially coupled to the rotary piston (8) and radially decoupled from the rotary piston (8), wherein the volume of the toothed chambers (6) is continuously variable by axially displacing the rotary piston (8) and the stator plate (14) by means of the adjusting elements (22). The variable displacement allows both economical operation as a motor, because the displacement adapts to the instantaneous power and torque demand and hydraulic losses can thereby be reduced, and operation as a pump for recuperative utilization of braking energy, because cavitation can be prevented by adapting the displacement as a function of the speed in pump mode. The rotary piston machine is thus suitable as a wheel motor for direct hydraulic drive of a vehicle having braking energy recovery.

Inventors:
EISENMANN SIEGFRIED A (DE)
Application Number:
PCT/EP2011/060372
Publication Date:
December 29, 2011
Filing Date:
June 21, 2011
Export Citation:
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Assignee:
EISENMANN SIEGFRIED A (DE)
International Classes:
F04C2/10; F03C2/22; F04C14/18
Domestic Patent References:
WO2006010471A12006-02-02
WO2009092719A22009-07-30
Foreign References:
DE2128711A11972-03-16
DE2355117A11974-05-16
US2484789A1949-10-11
Attorney, Agent or Firm:
KAMINSKI HARMANN PATENTANWÄLTE EST. (LI)
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Claims:
Hydrostatische Kreiskolbenmaschine nach dem Orbitprinzip mit

• einem als Abtrieb wirkenden, in einem Gehäuse (19)

angeordneten Leistungsteil (51), der

- einen zentrischen, feststehenden Stator (52) mit einer Stator-Innenverzahnung (13) mit der

Zähnezahl d,

- einen Kreiskolben (8) mit einer teilweise in die

Stator-Innenverzahnung (13) eingreifenden Kreiskolben -Aussenverzahnung (12) mit einer Zähnezahl c, einer Kreiskolben-Innenverzahnung (9) mit einer Zähnezahl b und einem Kreiskolben-Aussendurchmesser (68), und

- eine zentrisch um eine Wellenachse (50) drehbar

gelagerte Welle (11) mit einer teilweise in die

Kreiskolben-Innenverzahnung (9) eingreifenden ersten Wellen-Aussenverzahnung (10) mit einer Zähnezahl a umfasst, wobei der Kreiskolben (8) zum Ausführen einer Orbitbewegung derart exzentrisch zur Wellenachse (50) angeordnet ist und die Zähnezahlen a, b, c, d derart dimensioniert sind, dass sich mit Arbeitsfluid ver- und entsorgbare Zahnkammern (6) radial zwischen der Stator- Innenverzahnung (13) und der Kreiskolben- Aussenverzahnung (12) bilden,

• einem Ein- und Auslassteil (53) zur Ver- und Entsorgung des Leistungsteils (51) mit dem Arbeitsfluid, mit einem Druckanschluss (1) als Eingang für das unter

Arbeitsdruck stehende Arbeitsfluid,

• einem scheibenförmigen Drehventil (3) , das um die

Wellenachse (50) zentrisch drehbar und zur Welle (11) und zum Stator (52) zentrisch laufend ist, zur derart kommutierenden Steuerung der Ver- und Entsorgung der Zahnkammern (6) mit dem Arbeitsfluid, dass das Arbeitsfluid in einen ersten Teil (6a) der Zahnkammern (6) mit dem Arbeitsdruck hinein und aus einem zweiten Teil (6b) der Zahnkammern (6) heraus zur Erzeugung des Antriebs oder Abtriebs leitbar ist, wobei das

Drehventil einen Drehventil-Aussendurchmesser (69) hat,

• einem Exzentergetriebe, insbesondere einem

Taumelgetriebe (56) , als Synchronantrieb für das

Drehventil (3) , mit

- einem Exzenter (57), der eine Exzenter- Innenverzahnung (58) mit einer Zähnezahl x und eine

Exzenter-Aussenverzahnung (59) mit einer Zähnezahl y aufweist, wobei die Exzenter-Innenverzahnung (58) mit einer zweiten Wellenaussenverzahnung (60) der Welle (11) mit einer Zähnezahl w und die Exzenter- Aussenverzahnung (59) mit einem feststehenden

Innenzahnkranz (61) mit einer Zähnezahl z kämmt, wobei die Zähnezahlen w, x, y, z derart dimensioniert sind, dass der Exzenter (57) exzentrisch zur

Wellenachse (50) zwischen der Welle (11) und dem Innenzahnkranz (61) bei Drehung der Welle (11) eine

Orbitbewegung ausführt, und

- einem topfförmigen Verbindungsteil (62), das mit dem exzentrisch drehbaren Exzenter (57) drehfest

gekoppelt ist und das mit dem zentrisch drehbaren Drehventil (3) insbesondere 1:1 drehfest über eine insbesondere taumelnde oder exzentrische Verbindung derart verbunden ist, dass eine Drehbewegung von der Welle (11) über den Exzenter (57) auf das Drehventil (3) übertragbar ist,

und

• zwei beidseitig am Leistungsteil (51) benachbarten, auf der Welle (11) angeordneten Radiallagern (63) zur radialen Lagerung der Welle (11),

dadurch gekennzeichnet, dass der Kreiskolben (8) mit seiner Kreiskolben- Innenverzahnung (9) auf der ersten Wellen- Aussenverzahnung (10) relativ zur Welle (11) und mit seiner Kreiskolben-Aussenverzahnung (12) auf der

Stator-Innenverzahnung (13) relativ zum Stator (52) parallel zur Wellenachse (50) axial verschiebbar ist, Verstellorgane (22) mit dem Kreiskolben (8) in Eingriff stehen, mittels welcher der Kreiskolben (8) axial verschiebbar ist,

die Zahnkammern (6) in axialer Richtung zwischen

- einer axial feststehenden und radial mit dem

Kreiskolben (8) gekoppelten, die Orbitalbewegung des Kreiskolbens (8) ausführenden Kreiskolbenplatte (17) und

- einer axial beweglichen, axial mit dem Kreiskolben (8) gekoppelten und radial vom Kreiskolben (8) entkoppelten Statorplatte (14)

angeordnet sind und durch die Kreiskolbenplatte (17) und die Statorplatte (14) axial abgedichtet sind, wobei das Volumen der Zahnkammern (6) durch das axiale

Verschieben des Kreiskolbens (8) und der Statorplatte (14) mittels der Verstellorgane (22) stufenlos

veränderbar ist,

die radial mit dem Kreiskolben (8) gekoppelte

Kreiskolbenplatte (17) im Gehäuse (19) eine der

Orbitbewegung der Kreiskolbenplatte (17) entsprechende freie Beweglichkeit in radialer Richtung und in

Umfangsrichtung aufweist und

die Kreiskolbenplatte (17) im Gehäuse (19) derart radial dichtend geführt ist, dass die Kreiskolbenplatte (17) bei ihrer Orbitbewegung die Zahnkammern (6) nach aussen abdichtet.

2. Hydrostatische Kreiskolbenmaschine nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass

die axial feststehende Kreiskolbenplatte (17) mit einer

Kreiskolbenplatten-Innenverzahnung (18) in die

Kreiskolben-Aussenverzahnung (12) mit der Zähnezahl c derart auf in axialer Richtung dichtende Weise passgenau eingreift, dass der Kreiskolben (8) relativ zur axial feststehenden Kreiskolbenplatte (17) axial verschiebbar ist .

Hydrostatische Kreiskolbenmaschine nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass

die Kreiskolbenplatte (17) in einer scheibenartigen Ausnehmung im Gehäuse (19), insbesondere zwischen einem ersten Gehäuseteil (19a) und einem zweiten Gehäuseteil (19b) des Gehäuses (19), radialbeweglich und radial dichtend gelagert ist.

Hydrostatische Kreiskolbenmaschine nach einem der

Ansprüche 1 bis 3,

dadurch gekennzeichnet, dass

die axial bewegliche Statorplatte (14) mit einer

Statorplatten-Aussenverzahnung (64) in die Stator- Innenverzahnung (13) mit der Zähnezahl d derart auf in axialer Richtung dichtende Weise passgenau eingreift, dass die Statorplatte (14) relativ zum axial

feststehenden Stator (52) gemeinsam mit dem Kreiskolben (8) axial verschiebbar ist.

5. Hydrostatische Kreiskolbenmaschine nach einem der

Ansprüche 1 bis 4,

dadurch gekennzeichnet, dass mit der Statorplatte (14) ein insbesondere ringförmiger Ausgleichskolben (15a) axial gekoppelt ist, der in einen im feststehenden Gehäuse (19) angeordneten, mit dem

Arbeitsdruck des Arbeitsfluids der Zahnkammern (6) beaufschlagbaren, axialen und insbesondere ringförmigen Ausgleichszylinder (15b) derart eingreift, dass der

Arbeitsdruck in dem Ausgleichszylinder (15b) über die Statorplatte (14) dem Arbeitsdruck in den Zahnkammern (6) zumindest teilweise entgegenwirkt und somit eine Kraft auf den Kreiskolben (8) in Richtung einer

Ausgangsstellung mit einem reduzierten Volumen der

Zahnkammern (6) wirkt.

Hydrostatische Kreiskolbenmaschine Anspruch 5,

dadurch gekennzeichnet, dass

die Statorplatte (14) und der Ausgleichskolben (15a) einstückig ausgebildet sind.

Hydrostatische Kreiskolbenmaschine Anspruch 5 oder 6, gekennzeichnet durch

zwischen dem Ausgleichskolben (15a) und dem

Ausgleichszylinder (15b) wirkende Regelfedern (16), die den Ausgleichskolben (15a) axial gegen den Kreiskolben (8) und somit den Kreiskolben (8) in Richtung einer

Ausgangsstellung mit einem reduziertem Volumen der

Zahnkammern (6) drücken.

Hydrostatische Kreiskolbenmaschine nach einem der

Ansprüche 1 bis 7,

dadurch gekennzeichnet, dass

• die Verstellorgane als ein Regelkolben (22a)

ausgebildet sind,

• der Regelkolben (22a) mit dem Kreiskolben (8) axial in Eingriff steht und • der Regelkolben (22a) in einen im feststehenden Gehäuse (19) angeordneten, mit einem Steuerdruck

beaufschlagbaren, axialen Regelzylinder (22b) derart eingreift, dass mittels des Steuerdrucks in dem

Regelzylinder (22b) eine Kraft auf den Kreiskolben (8) zum axialen Verschieben des Kreiskolbens (8) und zum Ändern des Volumens der Zahnkammern (6) ausübbar ist.

Hydrostatische Kreiskolbenmaschine Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass

• der Regelkolben (22a) und der Regelzylinder (22b)

ringförmig zentrisch um einen Abtriebsabschnitt (65) der Welle (11) im Gehäuse (19) angeordnet sind.

Hydrostatische Kreiskolbenmaschine nach Anspruch 8 oder 9, rückbezogen auf einen der Ansprüche 5 bis 7,

dadurch gekennzeichnet, dass

der Regelkolben (22a) derart angeordnet ist, dass er insbesondere über eine Zwischenscheibe (66) den

Kreiskolben (8) gegen den Ausgleichskolben (15a) und insbesondere gegen die Regelfedern (16) drückt.

Hydrostatische Kreiskolbenmaschme nach einem der

Ansprüche 8 bis 10,

dadurch gekennzeichnet, dass

eine derartige direkte oder indirekte Verbindung zwische dem Druckanschluss (1) und dem Regelzylinder (22b) besteht, dass der Regelkolben (22a) mit dem Arbeitsdruck des Arbeitsfluids beaufschlagbar ist.

Hydrostatische Kreiskolbenmaschine nach einem der

Ansprüche 8 bis 11,

gekennzeichnet durch

einen Steuerdruckanschluss (67), der mit dem Regelzylinder (22b) derart verbunden ist, dass der

Regelkolben (22a) mit einem Steuerdruck aus dem

Steuerdruckanschluss (67) - insbesondere wahlweise anstatt mit dem Arbeitsdruck des Arbeitsfluids aus dem Druckanschluss (1) - beaufschlagbar ist.

13. Hydrostatische Kreiskolbenmaschine nach einem der

Ansprüche 1 bis 12,

dadurch gekennzeichnet, dass

die Stator-Innenverzahnung durch kreiszylindrische Rollen

(13) gebildet wird.

14. Hydrostatische Kreiskolbenmaschine nach einem der

Ansprüche 1 bis 13,

gekennzeichnet durch

einen drehfesten axialen zweiten Ausgleichskolben (55) , der axial auf das Drehventil (3) wirkt, das Drehventil (3) axial gegen Leckage des Arbeitsfluids abdichtet und insbesondere rings um das Taumelgetriebe (56) angeordnet ist und insbesondere den feststehenden Innenzahnkranz

(61) aufweist.

15. Hydrostatische Kreiskolbenmaschine nach einem der

Ansprüche 1 bis 14,

dadurch gekennzeichnet, dass

der Drehventil-Aussendurchmesser (69) um den Faktor 1,3 bis 1,5 grösser ist als der Kreiskolben-Aussendurchmesser (68) .

Description:
STUFENLOS VOLUMENVERÄNDERBARE HYDROSTATISCHE

KREISKOLBENMASCHINE

Die Erfindung betrifft eine hydrostatische

Kreiskolbenmaschine nach dem Orbitprinzip nach dem

Oberbegriff des Anspruchs 1.

Eine hydrostatische Kreiskolbenmaschine dieser Art ist aus der WO 2006/010471 bekannt. Solche hydrostatische

Kreiskolbenmaschinen, die als Hochmoment-Hydromotoren

ausgebildet sind, eignen sich vorzüglich beispielsweise als Radmotoren für den hydrostatischen Antrieb von Fahrzeugen aller Art. Wegen des sehr hohen Schluckvolumens pro Umdrehung der Abtriebswelle entstehen bei gegebenem hydraulischem

Eingangsdruck sehr hohe Abtriebsmomente bei gleichzeitig extrem kleinen Abmessungen und Gewichten. Im Falle der

Verwendung als Radmotor muss zwangsläufig das Gewicht des Hochmoment-Hydromotoren der ungefederten Masse des Rades zugeschlagen werden, was bei zu grossen Abmessungen und

Gewichten im Fahrzeugbau zu bedeutenden Problemen bei der Federung und Dämpfung des angetriebenen Rades führt. In dieser Hinsicht bieten diese Hochmoment-Hydromotoren grosse Vorteile. Sie haben jedoch auch bedeutende Nachteile, denn ihr grosses Schluckvolumen begrenzt die mögliche

Geschwindigkeit nach oben. Insbesondere haben die aus dem

Stand der Technik bekannten Hochmoment-Hydromotoren folgende Nachteile :

Zum Ersten dürfen ihre Durchflussmengen und somit ihre

Drehzahlen gewisse Werte nicht überschreiten, weil die so genannten Atmungsorgane, d.h. die Steuerquerschnitte am als Kommutator wirkenden Drehventil, systembedingt nur sehr begrenzte Durchflussquerschnitte aufweisen. Wegen der

Kavitationsgefahr sollten an diesen engsten Querschnitten im Durchflusssystem die Ölgeschwindigkeit den Wert von 10 m/s bis maximal 12 m/s nicht überschreiten. Wird ein solcher Hydromotor im Kavitationsbereich betrieben, entsteht ein erheblicher Lärm und die implodierenden Kavitationsblasen führen nach kurzer Zeit zur Zerstörung der Maschine. Diese Kavitationsblasen enthalten bis zu 10% Luft im ursprünglichen Fluid und ausserdem entsteht bei diesen hohen

Ölgeschwindigkeiten Öldampf durch den dort herrschenden niedrigen statischen Druck nach dem Bernoulli ' sehen Gesetz.

Zum Zweiten müsste die für die Versorgung der Ölmotoren erforderliche Ölmenge z.B. pro Minute bei hohen

Fahrzeuggeschwindigkeiten sehr grosse Werte annehmen, was gesamte hydrostatische Antrieb ystem überfordert.

Zum Dritten ist bei Fahrt des Fahrzeugs in der Ebene im

Gegensatz zur Fahrt bei Beschleunigung oder bei

Steigungsfahrt ein verhältnismässig kleines Antriebsmoment erforderlich. Das maximale Schluckvolumen muss jedoch für den Extremfall starker Beschleunigung oder hoher Anzugskraft beim Anfahren, z.B. für den Schleppbetrieb schwerer Lasten, bei angenommenem, maximal zur Verfügung stehenden Hydraulikdruck der Versorgungspumpe ausgelegt werden. Dies alles führt zu einem Zielkonflikt zwischen möglicher maximaler

Geschwindigkeit und maximaler Zugkraft des Fahrzeugs.

Zum Vierten: Hydrostatische Antriebssysteme bei Fahrzeugen besitzen den grossen Vorteil, dass eine rekuperative

Bremsenergierückgewinnung möglich ist, indem die insbesondere als Radmotor ausgebildeten Hochmoment-Hydromotoren im Falle des Bremsens zu Pumpen umgeschaltet werden und Drehmoment aufnehmen. Dabei saugen diese Hochmoment-Hydromotoren Fluid aus dem Tank an und fördern dieses unter Druck in einen oder mehrere Hydrospeicher . Die dort gespeicherte Energie kann dann im Fahrbetrieb wieder genutzt werden. Das Problem der engen Durchflussquerschnitte am Kommutator bzw. Drehventil wirkt sich hierbei noch viel dramatischer aus als im

Motorbetrieb, da die Hochmoment-Hydromotoren nun als Pumpen das Fluid ansaugen müssen. Hier sollten jedoch wegen der Kavitationsgefahr Unterdrücke von ca. 0,2 bis 0,4 Bar

Atmosphärendruck nicht unterschritten werden.

Ein Hochmoment-Hydromotoren mit konstanten hohen

Schluckvolumen ist somit für eine rekuperative Bremsenergie- Rückgewinnung bei hohen Fahrzeuggeschwindigkeiten weitgehend ungeeignet .

Aus dem Stand der Technik, insbesondere aus der

DE 21 28 711 AI , der DE 23 55 117 AI und der US 2,484,789 A sind gewisse Grundprinzipien zur Volumenveränderbarkeit von Hydraulikmotoren oder Hydraulikpumpen, die nicht nach dem Kreiskolbenprinzip, sondern nach Gerotorprinzip arbeiten, bekannt. Das Gerotorprinzip wird auch als Drehkolbenprinzip bezeichnet. Bei Gerotor-Motoren oder -Pumpen dreht sich ein Innenrotor bzw. Drehkolben mit einer Aussenverzahnung mit einer Zähnezahl N um eine feststehende Innenrotor-Achse, während sich ein Aussenrotor mit einer Innenverzahnung mit einer Zähnezahl N+X, wobei X in der Regel gleich 1 ist, um eine feststehende Aussenrotor-Achse im Innenrotor dreht. Die feststehende Aussenrotor-Achse und die feststehende

Innenrotor-Achse liegen nicht aufeinander, sondern sie verlaufen beabstandet parallel zueinander. Der Innenrotor ist somit exzentrisch zum Aussenrotor, wobei die Ausserverzahnung und die Innenverzahnung teilweise ineinander greifen. In der DE 21 28 711 AI wird der Aussenrotor zwar als Stator

bezeichnet, jedoch handelt es sich auch bei diesem Stator um einen im Gehäuse um eine Achse drehbaren Aussenrotor. Gemäss der Lehre der DE 21 28 711 AI wird die Volumenveränderbarkeit zur Regelung der spezifischen Schluckmenge bzw. Fördermenge durch gegeneinander erfolgende Axialverschiebung der beiden Rotoren erzielt. Diese Lehre lässt sich jedoch nicht auf Kreiskolbenmaschinen übertragen. Während eine Gerotor- Maschine bzw. Drehkolbenmaschine aus einem Aussenrotor und einem Innenrotor mit feststehenden Rotationsachsen besteht, dreht sich bei einer Kreiskolbenmaschine eine zentrisch gelagerte Welle mit einer Wellen-Aussenverzahnung zentrisch innerhalb eines im Gehäuse feststehenden Stators mit einer Stator-Innenverzahnung, wobei zwischen der Stator- Innenverzahnung und der Wellen-Aussenverzahnung ein

Kreiskolben angeordnet ist, dessen Kreiskolben- Innenverzahnung in die Wellen-Aussenverzahnung mit

unterschiedlicher Zähnezahl und dessen Kreiskolben- Aussenverzahnung in die Stator-Innenverzahnung mit

unterschiedlicher Zähnezahl eingreifen. Der Kreiskolben führt eine Drehbewegung um seine eigene Kreiskolbenachse aus, die beabstandet parallel, aber nicht feststehend zu der Wellen- und Statorachse verläuft. Bei Rotation der Welle führt der Kreiskolben eine Orbitbewegung um die Wellenachse im Bereich zwischen der Stator-Innenverzahnung und der Wellen- Aussenverzahnung durch. Die Kreiskolbenachse führt somit eine komplexe Kreisbewegung um die Wellen- und Statorachse aus. Somit unterscheidet sich die Orbitbewegung, also die

Rotationsbewegung um eine in einer Kreisbahn kreisenden

Achse, grundsätzlich von den einfachen Rotationsbewegungen um feststehende Achsen einer Gerotor-Maschine . Bei einer

Kreiskolbenmaschine führen auch die mit Hydraulikflüssigkeit befüllten Zahnkammern zwischen der der Stator-Innenverzahnung und der Kreiskolben-Aussenverzahnung eine Kreisbewegung um die Welle durch, während die Zahnkammern bei einer Gerotor- Maschine in ihrer Grundlage feststehen. Daher sind die bei Gerotor-Maschinen bekannten Prinzipien der Axialverschiebung der beiden Rotoren bei einer Kreiskolbenmaschine nicht anwendbar .

Die Erfindung stellt sich daher die Aufgabe, die

systembedingten Probleme der Hochmoment-Hydromotoren zu lösen. Die der Erfindung zugrunde liegende Aufgabe besteht darin, eine volumenveränderbare hydrostatische

Kreiskolbenmaschine zu schaffen und das Schluckvolumen der aus dem Stand der Technik bekannten Hochmoment-Hydromotoren von einem Maximalbetrag zu einem Minimalbetrag stufenlos regelbar zu machen, insbesondere mit einem

Schluckvolumenverhältnis von 4:1 bis 6:1, wodurch sich eine gewisse Spreizung des Schluckvolumens ergibt. Bekanntlich haben konventionelle Fahrzeuggetriebe,

insbesondere automatische Getriebe, die genau dem gleichen Ziel dienen, nämlich dass das Antriebsystem des Fahrzeugs dem erforderlichen Geschwindigkeitsverhältnis und dem

erforderlichen Drehmomentverhältnis im Fahrbetrieb Rechnung tragen kann, eine ähnliche Spreizung ihrer Übersetzungen.

Diese Aufgabe wird durch die Verwirklichung der

kennzeichnenden Merkmale des unabhängigen Anspruchs gelöst. Merkmale, die die Erfindung in alternativer oder

vorteilhafter Weise weiterbilden, sind den abhängigen

Patentansprüchen zu entnehmen.

Die Erfindung beseitigt die oben dargestellten Nachteile unter Beibehaltung der zuvor erwähnten Vorteile derartiger Hochmoment-Hydromotoren.

Bei der vorliegenden Erfindung handelt es sich um einen Kreiskolbenmotor nach dem Orbitprinzip, wobei ein

innenverzahnter Stator im Räume feststeht, ein Kreiskolben eine Drehbewegung um seine eigene Achse ausführt und diese Achse eine Kreisbewegung im entgegen gesetzten Drehsinn als der Kreiskolben macht. Das bedeutet, dass in dieser

Gesamtbewegung die Achsabstandlinie zwischen Kreiskolben- und Stator-Mittelpunkt eine Drehbewegung im entgegen gesetzten Drehsinn als der Kreiskolben um seine eigene Achse ausführt. Ein derartiger Kreiskolbenmotor nach dem Orbitprinzip ist somit bezüglich des Bewegungsprinzips grundsätzlich anders aufgebaut als eine so genannte Zahnringpumpe, wie Sie

beispielsweise aus der WO 2009/092719 bekannt ist. Dort wird zwar bereits die Verstellung der Schluckmenge einer solchen Zahnringpumpe durch Verändern der wirksamen

Zahneingriffsbreite zwischen einem drehbaren Innenrotor und einem drehbaren Aussenrotor beschrieben, wie allgemein aus dem Stand der Technik bekannt. Da bei einer solchen

Hydraulikpumpe die Achsabstandslinie der beiden Rotoren - ebenso wie bei einer Gerotor-Maschine - im Räume feststeht, eignen sich diese Ansätze ebenfalls nicht für die Anwendung bei Hochmoment-Kreiskolbenmotor nach dem Orbitprinzip. Somit ist die konstruktive Aufgabe bei der erfindungsgemässen

Maschine eine neue und von wesentlich komplizierterer Art als bei einer Zahnringpumpe oder einer Gerotor-Maschine.

Die Erfindung stellt eine Weiterentwicklung der aus der

WO 2006/010471 bekannten hydrostatischen Kreiskolbenmaschine dar, weshalb im Folgenden zunächst auf den bereits im

Wesentlichen aus dem Stand der Technik bekannten allgemeinen Grundaufbau der erfindungsgemässen hydrostatischen

Kreiskolbenmaschine eingegangen wird, bevor die

erfindungsgemässen Merkmale erläutert werden.

Die hydrostatische Kreiskolbenmaschine, die auch als

insbesondere langsamlaufender Hochmoment-Kreiskolbenmotor bezeichnet werden kann, umfasst einen als Abtrieb wirkenden Leistungsteil, der im Gehäuse der Kreiskolbenmaschine

angeordnet ist. Der Leistungsteil setzt sich im Wesentlichen aus einem feststehenden, zentrischen Stator, einem

beweglichen Kreiskolben und einer zentrisch drehbar

gelagerten, als Abtrieb dienenden Welle zusammen.

Der Stator hat eine Stator-Innenverzahnung mit der

Zähnezahl d. Der Kreiskolben besitzt eine teilweise in die Stator-Innenverzahnung des Stators eingreifende Kreiskolben- Aussenverzahnung mit einer Zähnezahl c und eine Kreiskolben- Innenverzahnung mit einer Zähnezahl b. Der Kreiskolben hat einen Kreiskolben-Aussendurchmesser . Die Welle kämmt mit ihrer ersten Wellen-Aussenverzahnung mit einer Zähnezahl a teilweise die Kreiskolben-Innenverzahnung des Kreiskolbens, wobei der Kreiskolben zum Ausführen einer Orbitbewegung derart exzentrisch zur Wellenachse angeordnet und

dimensioniert ist und die Zähnezahlen a, b, c, d in einem derartigen Verhältnis zueinander stehen, dass sich mit

Arbeitsfluid ver- und entsorgbare Zahnkammern zwischen der Stator-Innenverzahnung des Stators und der Kreiskolben- Aussenverzahnung des Kreiskolbens bilden.

Ein Ein- und Auslassteil dient zur Ver- und Entsorgung des Leistungsteils mit dem Arbeitsfluid, wobei das Arbeitsfluid mit einem Arbeitsdruck über einen Druckanschluss , der als

Eingang dient, der Kreiskolbenmaschine zugeführt werden kann.

Mittels eines scheibenförmigen Drehventils, das zur Welle und zum Stator zentrisch laufend gelagert ist, erfolgt die

Steuerung der Ver- und Entsorgung der Zahnkammern mit dem

Arbeitsfluid. In anderen Worten ist das Drehventil drehbar um die zentrische, sich längs mittig der Welle erstreckenden geometrischen Wellenachse gelagert. Mittels des Drehventils ist über im Wesentlichen radial im Drehventil angeordnete Druckfenster die Ver- und Entsorgung der Zahnkammern mit dem Arbeitsfluid durch Rotation des Drehventils derart

kommutierend steuerbar, dass das Arbeitsfluid von dem

Druckanschluss in einen ersten Teil der Zahnkammern mit dem Arbeitsdruck hinein und aus einem zweiten Teil der

Zahnkammern zu einem Niederdruckanschluss heraus geleitet wird, so dass der Arbeitsdruck in dem ersten Teil der

Zahnkammern zu einer Orbitbewegung des Kreiskolbens führt und das Arbeitsfluid aus dem zweiten Teil der Zahnkammern

verdrängt, wodurch die Welle in Rotation versetzt wird, und umgekehrt. Das Drehventil hat einen bestimmten Drehventil- Aussendurchmesser, der entweder durch den tatsächlichen

Aussendurchmesser des Drehventils oder durch den äusseren oder mittleren Durchmesser der im scheibenförmigen

Druckventil radial angeordneten Druckfester bestimmt wird.

Ausserdem umfasst der Kreiskolbenmotor ein Zahnradgetriebe in Form eines insbesondere als Taumelgetriebe ausgebildeten Exzentergetriebes, das zwischen einer zweiten

Wellenaussenverzahnung der Welle mit einer Zähnezahl w und einer Innenverzahnung eines feststehenden Innenzahnkranzes mit einer Zähnezahl z als Synchronantrieb für das Drehventil angeordnet ist. Vorzugsweise ist das Exzentergetriebe, insbesondere das Taumelgetriebe, ausschliesslich im

Leckölbereich der hydrostatischen Kreiskolbenmaschine, also im nicht Arbeitsdruck führenden Bereich des

Kreiskolbenmotors, der auch mit dem Niederdruckanschluss verbunden ist, angeordnet. Die Welle wird von beidseitig am Leistungsteil unmittelbar benachbart angeordneten Radiallagern, insbesondere Wälzlagern gelagert . Aufgrund des genannten Aufbaus des hydrostatischen Kreiskolbenmotors kann eine durchgehende Welle mit grossen Wellendurchmessern und hoher Torsionsfestigkeit eingesetzt werden. Somit ist es möglich, beide Wellenenden einem hohen Drehmomentfluss auszusetzen und beispielsweise beide

Wellenenden als Abtrieb, oder ein Wellenende als Abtrieb und das andere Wellenende zum Anschluss einer Bremse oder eines zweiten Antriebs zu verwenden, wodurch die gesamte

Antriebseinheit kompakt gestaltet werden kann.

Da das Drehventils selbst keine Orbitbewegung durchführt, sondern um die Wellenachse rotiert, aufgrund der

Unterbringung des Exzentergetriebes im Leckölraum des Motors und durch die Verwendung kostengünstiger Fliesspress- oder Sinterteile als Getriebeglieder entsteht somit eine kompakte und preisgünstige Konstruktion.

Das als Synchronantrieb für das Drehventil dienende,

insbesondere als Taumelgetriebe ausgebildete Exzentergetriebe weist einen Exzenter auf, der eine Exzenter-Innenverzahnung mit einer Zähnezahl x und eine Exzenter-Aussenverzahnung mit einer Zähnezahl y hat. Die Exzenter-Innenverzahnung kämmt teilweise mit einer zweiten Wellenaussenverzahnung der Welle mit einer Zähnezahl w. Die Exzenter-Aussenverzahnung kämmt teilweise mit einem feststehenden Innenzahnkranz mit einer Zähnezahl z. Das Verhältnis der Zähnezahlen w, x, y, z ist derart bemessen, dass der Exzenter exzentrisch zur

Wellenachse zwischen der Welle und dem Innenzahnkranz bei Drehung der Welle eine Orbitbewegung ausführt. Ein

topfförmiges Verbindungsteil ist mit dem exzentrisch

drehbaren Exzenter drehfest gekoppelt und mit dem zentrisch drehbaren Drehventil, insbesondere im Übersetzungsverhältnis 1:1, drehfest über eine insbesondere taumelnde oder

exzentrische Verbindung derart verbunden ist, dass eine Drehbewegung von der Welle über den Exzenter auf das

Drehventil übertragbar ist.

Sind jeweils gleichartige Verzahnungen in Eingriff, so ist die Zähnezahl a kleiner als die Zähnezahl b, die Zähnezahl c kleiner als die Zähnezahl d, die Zähnezahl w kleiner als die Zähnezahl x und die Zähnezahl y kleiner als die Zähnezahl z, wobei die jeweilige Zahndifferenz vorzugsweise ein oder zwei Zähne beträgt.

Insbesondere folgende, aus dem Stand der Technik bekannte Gleichung stellt das Drehzahlverhältnis Welle zum Kreiskolben bzw. Welle zum Drehventil dar: b , x

—•a—c — z - y

w

d - c y

Wie aus dieser Gleichung erkennbar, können die Zähnezahlen des insbesondere als Taumelgetriebes ausgebildeten

Exzentergetriebes durchaus unterschiedlich ausgeführt werden

Im Folgenden wird zur Vereinfachung teilweise lediglich der Begriff des Taumelgetriebes verwendet, worunter allgemein auch ein Exzentergetriebe zu verstehen ist. Eine erste Option ist beispielsweise die Auslegung exakt wie beim Leistungsteil, insbesondere mit w=12, x=14, y=ll und z=12. Es sollte dabei lediglich beachtet werden, dass die Exzentrizität der beiden Innengetriebe exakt gleich sind. Der Gleichungsausdruck ist eine positive ganze Zahl, bevorzugt gleich 3. Ferner muss angestrebt werden, dass in diesem

Bereich der Durchmesser der Welle ausreichend gross ist, damit ihre Torsionsfestigkeit für das maximale Drehmoment noch ausreicht. Hierbei wird aber die Exzentrizität des

Taumelgetriebes verhältnismässig gross, so dass der

Taumelwinkel entsprechend gross wird. Allerdings ist dann die Drehzahl der Exzentrizität verhältnismässig klein.

Das Verhältnis zwischen der Drehzahl Ne der Exzentrizität des Taumelgetriebes und der Drehzahl Nw der Welle ergibt sich aus der Gleichung

Ne _ w - y

Nw x - z - w - y

wobei dieses Verhältnis bevorzugt zwischen -3 und -9 liegt.

Eine zweite Option sind die bevorzugten Auslegungen der

Zähnezahlen nach a=12, b=14, c=ll, d=12, w=12, x=13, y=23 und z=24 oder nach a=12, b=14, c=ll, d=12, w=9, x=10, y=17 und z=18 mit jeweils einer sehr kleinen Exzentrizität. Wie aus der obigen Gleichung Ne/Nw erkennbar, erhöht sich die

Drehzahl der Exzentrizität in diesem Falle.

Bei der Auslegung des Taumelgetriebes mit den Zähnezahlen a=12, b=14, c=ll, d=12, w=12, x=13, y=23 und z=24 ergeben sich bekannte Vorteile: Da bei der Montage des Motors die Drehstellung des Drehventils stets exakt zur Drehstellung des Motors beim Leistungsteil in der Phasenlage passen muss, ist es sinnvoll, dass die Zähnezahl w und deren Drehstellung auf der Welle genau gleich ist wie die Zähnezahl a der

Aussenverzahnung auf der Welle am Leistungsteil und deren Drehstellung. So kann die Welle stets montiert werden, ohne darauf achten zu müssen, in welcher Drehstellung sie sich befindet, wodurch die Montage erheblich vereinfacht wird.

Die vorgeschlagene Zähnezahlen a=12, b=14, c=ll, d=12, w=9, x=10, y=17 und z=18 haben bezüglich der Verzahnung für das Taumelgetriebe den Vorteil, dass der Verzahnungsmodul grösser wird, die Stabilität der Welle in diesem Bereich wächst und insbesondere die negativ laufende Drehzahl der Exzenterachse der Exzenterscheibe stark abfällt, was zu einem ruhigeren Lauf des Getriebes führt. Man nimmt dabei in Kauf, dass der Taumelwinkel etwas grösser wird, und verzichtet dabei auch auf den oben beschriebenen Vorteil bei der Montage.

In einer vorteilhaften Ausführungsform wird die Stator- Innenverzahnung durch kreiszylindrische Rollen gebildet, was zu weiter erhöhter Druckleistung und exzellenter Lebensdauer führt. Messungen haben gezeigt, dass durch den Übergang zu Rollen im Stator der Anfahrwirkungsgrad und auch der

mechanisch-hydraulische Wirkungsgrad erheblich gesteigert werden kann.

Um das scheibenförmige Drehventil axial gegen Leckage des Arbeitsfluids abzudichten und es mit seinen Druckfenstern mit ausreichendem Druck gegen die Steuerplatte mit ihren

Fenstern, die über Kanäle zu den Zahnkammern führen, zu drücken, ist vorzugsweise ein drehfester axialer zweiter Ausgleichskolben vorgesehen, der axial auf das Drehventil wirkt. Der axiale zweite Ausgleichskolben ist beispielsweise rings um das Taumelgetriebe angeordnet. Insbesondere ist der feststehende Innenzahnkranz in dem axialen zweiten

Ausgleichskolben ausgeformt. Die Kraft auf das Drehventil wird beispielsweise mittels einer Tellerfeder aufgebracht.

Bei der Verwendung eines solchen hydrostatischen

Hochmomentmotors als Radmotor benötigt das abtriebseitige Radiallager eine höhere radiale Tragzahl zur zusätzlichen

Aufnahme der Radlast. Vorzugsweise sollte es möglichst nahe der Mitte des Rades angeordnet sein. Es ist vorteilhaft, wenn dieses Lager möglichst nahe am Radflansch liegt und

gegebenenfalls ausserhalb des Leckraums des Kreiskolbenmotors mit einer Wälzlagerfett-Dauerfüllung direkt im Gehäuseteil des Kreiskolbenmotors angeordnet ist. Der beschriebene

Kreiskolbenmotor eignet sich aufgrund der vorteilhaften

Lageranordnung und der leistungsstarken, gegebenenfalls durchgehenden Welle unter anderem hervorragend als Radmotor zum direkten Antreiben eines Rades. In diesem Fall ist die Welle bevorzugt einstückig mit einem Radflansch ausgebildet, an welchem unmittelbar ein Rad zum Direktantrieb montierbar ist .

Anstelle des oben beschriebenen Taumelgetriebes kann jedoch auch ein klassisches Exzentergetriebe, dessen Exzenter keine Taumelbewegung durchführt, sondern sich parallel zur

Wellenachse dreht, eingesetzt werden. In diesem Fall besteht eine exzentrische Verbindung mit einer Zähnezahldifferenz sowohl zwischen der Exzenter-Innenverzahnung und der

Wellenaussenverzahnung, also auch zwischen der Exzenter- Aussenverzahnung und dem feststehenden Innenzahnkranz, wie auch zwischen einer zweiten Exzenter-Aussenverzahnung und einem Innenzahnkranz des Drehventils.

Gemäss der Erfindung wird diese im Wesentlichen aus dem Stand der Technik bekannte Merkmalskombination wir folgt

weitergebildet .

Erfindungsgemäss ist der Kreiskolben relativ zum

feststehenden Stator und relativ zur axial feststehenden Welle parallel zur Wellenachse axial verschiebbar. Hierzu erstrecken sich die erste Wellen-Aussenverzahnung der Welle und die Stator-Innenverzahnung des Stators derart axial, dass die Kreiskolben-Innenverzahnung auf der erste Wellen- Aussenverzahnung und die Kreiskolben-Aussenverzahnung auf der Stator-Innenverzahnung axial verschoben werden können. Um den Kreiskolben axial verschieben zu können, weist die Kreiskolbenmaschine Verstellorgane auf, die mit dem

Kreiskolben axial zur dessen axialer Verstellung in Eingriff stehen. Unter Verstellorganen sind allgemein Mittel zum axialen Verschieben des Kreiskolbens zu verstehen,

insbesondere hydraulische, mechanische, pneumatische oder elektrische Antriebe, die innerhalb oder ausserhalb des Gehäuses der Kreiskolbenmaschinen angeordnet sein können. Insbesondere sind die Verstellorgane zwischen dem Kreiskolben und den Wälzlagern links und rechts axial verschieblich.

Mittels des axialen Verschiebens des Kreiskolbens wird die axiale Längserstreckung der Zahnkammern und somit das Volumen der Zahnkammern stufenlos verstellt. Hierzu ist eine sich radial ersteckende erste Wand der Zahnkammern axial

feststehend und mit dem Gehäuse axial gekoppelt. Hingegen ist eine sich radial erstreckende zweite Wand der Zahnkammern gemeinsam mit dem Kreiskolben axial verschiebbar und mit dem Kreiskolben axial gekoppelt. Die zweite Wand liegt der ersten Wand parallel beabstandet gegenüberliegt, wobei die

Zahnkammern zwischen der ersten und zweiten Wand angeordnet sind und sich dort axial erstrecken.

Die erste Wand wird von einer so genannten Kreiskolbenplatte und die zweite Wand von einer so genannten Statorplatte gebildet. Die Kreiskolbenplatte und die Statorplatte dichten die Zahnkammern axial ab. Das bedeutet, dass sowohl zwischen der Statorplatte und der Stator-Innenverzahnung sowie der Kreiskolben-Aussenverzahnung, als auch zwischen der

Kreiskolbenplatte und der Stator-Innenverzahnung sowie der Kreiskolben-Aussenverzahnung ein dichter Kontakt besteht. Somit werden die Zahnkammern von der Statorplatte, der

Kreiskolbenplatte, der Stator-Innenverzahnung und der

Kreiskolben-Aussenverzahnung begrenzt . Erfindungsgemäss ist die Kreiskolbenplatte ist axial

feststehend und radial mit dem Kreiskolben gekoppelt, so dass sie die Orbitalbewegung des Kreiskolbens ebenfalls ausführt. Die radial mit dem Kreiskolben gekoppelte Kreiskolbenplatte weist erfindungsgemäss im Gehäuse eine der Orbitalbewegung der Kreiskolbenplatte entsprechende freie Beweglichkeit in radialer Richtung und in Umfangsrichtung auf. Die Statorplatte ist hingegen axial beweglich und axial mit dem Kreiskolben gekoppelt, jedoch radial vom Kreiskolben entkoppelt, so dass sie also keine Orbitalbewegung und auch keine Drehbewegung durchführt, sondern drehfest ist. Das Volumen der Zahnkammern ist erfindungsgemäss durch das axiale Verschieben des Kreiskolbens und somit auch der

Statorplatte mittels der Verstellorgane stufenlos

veränderbar, indem der Abstand zwischen der axial

verschiebbaren Statorplatte und der axial feststehenden

Kreiskolbenplatte verkleinert und vergrössert werden kann.

Vorzugsweise greift die axial feststehende Kreiskolbenplatte mit ihrer Kreiskolbenplatten-Innenverzahnung in die

Kreiskolben-Aussenverzahnung, welche beide die Zähnezahl c aufweisen und gleichartige Verzahnungsgeometrien haben, derart auf in axialer Richtung dichtende Weise passgenau ein, dass der Kreiskolben relativ zur axial feststehenden

Kreiskolbenplatte axial verschiebbar ist. Aufgrund der

Passgenauigkeit der Kreiskolbenplatten-Innenverzahnung mit der Kreiskolben-Aussenverzahnung stehen beide in axial dichtendem, aber axial beweglichem Kontakt.

In einer Ausführungsform der Erfindung ist die

Kreiskolbenplatte im Gehäuse derart radial dichtend geführt ist, dass die Kreiskolbenplatte bei ihrer Orbitbewegung die Zahnkammern nach aussen abdichtet. Dies erfolgt

beispielsweise dadurch, dass die Kreiskolbenplatte in einer scheibenartigen Ausnehmung im Gehäuse, insbesondere zwischen einem ersten Gehäuseteil und einem zweiten Gehäuseteil des Gehäuses, radialbeweglich und radial dichtend gelagert ist. Die radiale Abdichtung erfolgt insbesondere mittels einer an den Stator angrenzenden, sich radial nach aussen

erstreckenden, in axiale Richtung weisenden Wand, auf welcher eine ebenfalls radial erstreckende, in axiale Richtung weisende Wand der Kreiskolbenplatte, welche die Orbitbewegung ausführt, gleitet.

Die axial bewegliche Statorplatte greift vorzugsweise mit ihrer Statorplatten-Aussenverzahnung in die Stator- Innenverzahnung auf in axialer Richtung dichtende Weise passgenau ein. Hierzu haben die Statorplatten- Aussenverzahnung und die Stator-Innenverzahnung die gleiche Zähnezahl d und im Wesentlichen die gleiche

Verzahnungsgeometrie. Somit ist die Statorplatte relativ zum axial feststehenden Stator gemeinsam mit dem Kreiskolben axial verschiebbar. Aufgrund der Passgenauigkeit der

Statorplatten-Aussenverzahnung mit der Stator-Innenverzahnung stehen beide in axial dichtendem, aber axial beweglichem Kontakt.

In einer Weiterbildung der Erfindung ist ein Ausgleichskolben mit der Statorplatte axial gekoppelt. Es ist möglich, die Statorplatte und den Ausgleichskolben einstückig auszubilden. Der Ausgleichskolben greift in einen axialen

Ausgleichszylinder ein. Der Ausgleichskolben ist in dem feststehenden Gehäuse angeordnet und mit dem Arbeitsdruck des Arbeitsfluids der Zahnkammern beaufschlagbar, indem eine direkte oder indirekte Verbindung zwischen dem Ausgleichszylinder und dem Druckanschluss besteht. Die

Druckbeaufschlagung erfolgt derart, dass der Arbeitsdruck in dem Ausgleichszylinder über die Statorplatte dem Arbeitsdruck in den Zahnkammern zumindest teilweise entgegenwirkt und somit eine Kraft auf den Kreiskolben in Richtung einer

Ausgangsstellung mit einem reduzierten Volumen der

Zahnkammern wirkt. Somit wirkt auf der einen Seite der axial verschiebbaren Statorplatte eine erste Kraft, die aus dem Arbeitsdruck in dem ersten Teil der Zahnkammern resultiert, und auf der gegenüberliegenden anderen Seite der Statorplatte eine zweite Kraft, die aus dem Arbeitsdruck in dem

Ausgleichszylinder resultiert, ausgeübt. Diese beiden Kräfte wirken einander entgegen und kompensieren sich teilweise, so dass die axiale Halte- und Verstellkraft des Kreiskolbens reduziert wird.

Um diese Kräftekompensation zu unterstützen und/oder eine Ausgangsstellung des Kreiskolbens im drucklosen Zustand der Kreiskolbenmaschine zu erzwingen, sieht eine Weiterbildung zwischen dem Ausgleichskolben und dem Ausgleichszylinder wirkende Regelfedern vor, die den Ausgleichskolben axial gegen den Kreiskolben und somit den Kreiskolben in Richtung einer Ausgangsstellung mit einem reduziertem Volumen der Zahnkammern drücken. Die Regelfedern wirken also in die gleiche Richtung wie der Arbeitsdruck in dem

Ausgleichszylinder .

Der Ausgleichskolben und der Ausgleichzylinder haben

beispielsweise eine Ringform und erstrecken sich insbesondere rings um die Welle. Vorzugsweise sind sie zwischen dem

Leistungsteil und dem Taumelgetriebe angeordnet.

Erfindungsgemäss können Ausgleichskolben und

Ausgleichzylinder vertauscht werden. Unter einem Ausgleichskolben ist somit erfindungsgemäss auch ein

Ausgleichzylinder zu verstehen, und umgekehrt.

Die Erfindung sieht in einer Weiterbildung der Erfindung vor, dass die Verstellorgane als ein Regelkolben ausgebildet sind, der mit dem Kreiskolben axial in Eingriff steht. In anderen Worten ist der Regelkolben mit dem Kreiskolben derart axial gekoppelt, dass der Kreiskolben mittels des Regelkolbens axial verschiebbar ist. Der Regelkolben greift in einen im feststehenden Gehäuse angeordneten axialen Regelzylinder derart ein, dass eine Kraft auf den Kreiskolben zum axialen Verschieben des Kreiskolbens und zum Ändern des Volumens der Zahnkammern ausübbar ist. Hierzu ist der Regelzylinder mit einem Steuerdruck beaufschlagbar. Vorzugsweise sind der

Regelzylinder und der Regelkolben derart angeordnet, dass der Kreiskolben durch die Druckbeaufschlagung im Regelzylinder in eine derartige Richtung verschoben wird, dass sich das

Volumen der Zahnkammern bei zunehmendem Steuerdruck

vergrössert. In anderen Worten bewirkt ein zunehmender

Steuerdruck eine Zunahme des Volumens der Zahnkammern.

Der Regelkolben und der Regelzylinder können ringförmig zentrisch um einen Abtriebsabschnitt der Welle im Gehäuse angeordnet sein, wobei der Abtriebsabschnitt demjenigen

Abschnitt der Welle, an welchem das Taumelgetriebe angeordnet ist, gegenüberliegt.

Um die axiale Kraft von dem Regelkolben auf den Kreiszylinder übertragen zu können, ist zwischen dem Regelkolben und dem Kreiskolben beispielsweise eine sich radial erstreckende Zwischenscheibe angeordnet. Der Kreiskolben gleitet bei

Ausführung seiner Orbitalbewegung mit seiner in axiale

Richtung weisenden Stirnfläche auf einer in entgegengesetzt axiale Richtung weisenden Fläche der Zwischenscheibe. Der Regelkolben ist beispielsweise derart angeordnet, dass er insbesondere über diese Zwischenscheibe den Kreiskolben gegen den gegenüberliegenden Ausgleichskolben und insbesondere auch gegen die Regelfedern drückt. In anderen Worten wirkt der Arbeitsdruck in dem Ausgleichskolben dem Steuerdruck in dem Regelkolben kinematisch entgegen.

Der Steuerdruck in dem Regelzylinder kann in einer möglichen Variante der Erfindung durch den Arbeitsdruck des

Arbeitsfluids erzeugt werden. Hierzu besteht insbesondere eine derartige direkte oder indirekte Verbindung zwischen dem Druckanschluss und dem Regelzylinder, dass der Regelkolben mit dem Arbeitsdruck des Arbeitsfluids beaufschlagbar ist. In diesem Fall ist der Steuerdruck gleich dem Arbeitsdruck. Die wirksamen Flächen des Regelzylinders, des Regelkolbens, der Statorplatte, der Kreiskolbenplatte und gegebenenfalls des Ausgleichszylinders und des Ausgleichskolbens sind hierbei vorzugsweise derart dimensioniert, dass der Regelzylinder bei Anstieg des Drehmoments an der abtreibenden Welle und somit bei Anstieg des Arbeitsdrucks den Kreiskolben in Richtung eines vergrösserten Volumens der Zahnkammern drückt.

Umgekehrt wird bei Rückgang des Drehmoments und Abfall des Arbeitsdrucks eine Verminderung des Volumens der Zahnkammern bewirkt. Somit nimmt das Schluckvolumen bei steigendem

Drehmoment zu und bei fallendem Drehmoment ab. Hierdurch ist es möglich, hohe Drehzahlen bei einem verhältnismässig geringen Abtriebsmoment, geringem Schluckvolumen und

verhältnismässig geringem Arbeitsfluid-Durchsatz zu erzielen, beispielsweise bei schneller Fahrt mit einem Fahrzeug, wohingegen bei geringerer Drehzahl ein hohes Drehmoment bei grossem Schluckvolumen zur Verfügung steht, beispielsweise beim Beschleunigen oder bei langsamer Bergauffahrt. Ebenfalls wird eine kinematische Umkehr von der Erfindung umfasst. Ausserdem ist es möglich, die Kreiskolbenmaschine mit einem Steuerdruckanschluss auszustatten, der mit dem Regelzylinder derart verbunden ist, dass ein Steuerdruck aus dem

Steuerdruckanschluss auf den Regelkolben wirkt. Somit kann das Volumen des Kreiskolbenmotors durch Verändern des

Steuerdrucks variiert werden. In einer Weiterbildung der Erfindung ist der Regelkolben wahlweise insbesondere mittels eines Ventils entweder mit dem Arbeitsdruck des Arbeitsfluid oder mit einem Steuerdruck aus dem Steuerdruckanschluss beaufschlagbar .

Die erfindungsgemässe hydrostatische Kreiskolbenmaschine ist nicht nur als Motor zu Erzeugung eines Abtriebs einsetzbar, sondern eignet sich auch vorzüglich als Pumpe. In anderen Worten besitzt die hydrostatische Kreiskolbenmaschine den grossen Vorteil, dass eine rekuperative

Bremsenergierückgewinnung möglich ist, indem der insbesonder als Radmotor ausgebildete Hydromotor im Falle des Bremsens auf einen Pumpbetrieb umgeschaltet wird und Drehmoment aufnimmt. Dabei saugt diese hydrostatische

Kreiskolbenmaschine das Arbeitsfluid aus dem Tank an und fördert dieses unter Druck in einen oder mehrere

Hydrospeicher . Die dort gespeicherte Energie kann im

Anschluss im Fahrbetrieb wieder genutzt werden. Um wegen der Kavitationsgefahr Unterdrücke von ca. 0,2 bis 0,4 Bar

Atmosphärendruck nicht zu unterschreiten, ist es mittels der erfindungsgemässen Kreiskolbenmaschine möglich, den

Unterdruck durch Variieren des Schluckvolumens der

Zahnkammern wie oben beschrieben derart einzustellen, dass eine Grenzunterdruck nicht unterschritten wird. Das

Schluckvolumen der Kreiskolbenmaschine kann also beim Wechse von Zugbetrieb in den Schubbetrieb, der auch Saug- oder Pumpbetrieb genannt wird, verändert, insbesondere reduziert werden, um insbesondere die Kavitationsgefahr im Saugbetrieb zu reduzieren.

Zur Reduzierung der genannten Kavitationsgefahr insbesondere im Pumpbetrieb sowie zur Ermöglichung einer noch höheren Drehzahl der Kreiskolbenmaschine ist es vorteilhaft, das Drehventil möglichst gross auszugestalten. Vorzugsweise weist das Drehventil mit seinen Druckfestern im Verhältnis zum Kreiskolben einen vergrösserten Drehventil-Aussendurchmesser auf. Insbesondere ist der Drehventil-Aussendurchmesser um den Faktor 1,3 bis 1,5 grösser als der Kreiskolben- Aussendurchmesser .

Die erfindungsgemässe hydrostatische Kreiskolbenmaschine kann somit als wirtschaftlicher Direktantrieb, insbesondere

Radnabenantrieb mit rekuperativer Bremsenergierückgewinnung in einem Fahrzeug eingesetzt werden. Das variable

Schluckvolumen ermöglicht einen wirtschaftlichen Betrieb der Kreiskolbenmaschine, da sich das Schluckvolumen dem

momentanen Leistungs- und Drehmomentbedarf anpassen lässt und hydraulische Verluste somit reduziert werden können.

Die Funktion und Wirkungsweise der erfindungsgemässen

volumenveränderbaren hydrostatischen Kreiskolbenmaschine werden im Folgenden anhand der Figuren 1 bis 8, die konkrete Ausführungsbeispiele darstellen, auf welche die Erfindung jedoch nicht beschränkt ist, rein beispielhaft erläutert.

Im Einzelnen zeigen:

Figur 1 einen Längsschnitt durch eine als Radmotor

ausgebildete erfindungsgemässe hydrostatische

Kreiskolbenmaschine in der Stellung der Arbeits- und Verstellorgane bei maximaler Schluckmenge pro Wellenumdrehung;

Figur 2 einen gleichen Längsschnitt in der Stellung der

Arbeits- und Verstellorgane bei minimaler

Schluckmenge pro Wellenumdrehung;

Figur 3 einen Querschnitt entlang der Schnittlinie A-A der

Figur 1, bei dem die Arbeitsräume als Zahnkammern zwischen dem orbitierenden Kreiskolben und dem

Stator sichtbar sind;

Figur 4 einen Querschnitt entlang der Schnittlinie B-B der

Figur 1, der die axial verschiebbare, jedoch nicht drehbare, die Axialwand der Zahnkammern

darstellende Statorplatte, die von links unten nach rechts oben schraffiert ist, im Querschnitt darstellt ; Figur 5 einen Querschnitt entlang der Schnittlinie C-C der

Figur 1, der die nicht axialbewegliche, jedoch zusammen mit dem Kreiskolben eine Orbitbewegung ausführende Kreiskolbenplatte, die von rechts unten nach links oben schraffiert ist, im Querschnitt darstellt; einen Längsschnitt durch den Radmotor im Bereich der erforderlichen Druckleitungen zur

Beaufschlagung axial wirkender Ausgleichsflächen, die unter dem Arbeitsdruck stehen sollen;

Fig. 7 einen Längsschnitt durch den Radmotor im Bereich der erforderlichen Druckleitungen zur

Beaufschlagung der als Regelkolben ausgebildeten Verstellorgane, die unter dem Steuerdruck stehen sollen;

Fig. 8 einen Längsschnitt durch eine alternative

Ausführungsform eines erfindungsgemässen Radmotor in der Stellung der Arbeits- und Verstellorgane bei maximaler Schluckmenge pro Wellenumdrehung, wobei eine Spreizung der Schluckmenge im Verhältnis von ca. 6:1 möglich ist; und

Fig. 9 einen Längsschnitt durch eine alternative,

komplexere Ausführungsform einer hydrostatischen Kreiskolbenmaschine als Radmotor in der Stellung der Arbeits- und Verstellorgane bei maximaler

Schluckmenge pro Wellenumdrehung.

Im Folgenden werden mögliche Ausführungsbeispiele anhand mehrerer Figuren, welche teilweise eine einzige Ausführung in unterschiedlichen Ansichten mit vereinzelt unterschiedlichem Detaillierungsgrad zeigen, dargestellt, wobei die Figuren zum Teil gemeinsam erläutert werden. Es wird auf bereits in vorangegangenen Figuren genannte Merkmale und Bezugszeichen verwiesen .

Der unter Arbeitsdruck stehende Volumenstrom des

Arbeitsflüssigkeit in Form eines Arbeitsfluids wird

beispielsweise bei Vorwärtsfahrt des in Figur 1 dargestellten Radmotors einem Druckanschluss 1 eines Ein- und Auslassteil 53 im Gehäuse 19 zugeführt, sodass ein mit dem Druckanschluss

I verbundener äusserer Ringraum 2 um ein scheibenförmiges Drehventil 3 mit Druck beaufschlagt wird, wie in Figur 1 gezeigt. Das scheibenförmige Drehventil 3 ist um eine

Wellenachse 50 einer Welle 11 zentrisch drehbar und zur Welle

II zentrisch laufend gelagert. Durch die Kommutierung des Drehventils 3 fliesst das Arbeitsfluid durch Fenster 7 in ein Leistungsteil 51.

Wie in Figur 3 gezeigt, besitzt das Leistungsteil 51 einen zentrischen, feststehenden Stator 52 mit einer als

zylindrischen Rollen 13 ausgebildeten Stator-Innenverzahnung mit der Zähnezahl d=12, einen Kreiskolben 8 mit einer

teilweise in die Stator-Innenverzahnung 13 eingreifenden Kreiskolben-Aussenverzahnung 12 mit einer Zähnezahl c=ll, einer Kreiskolben-Innenverzahnung 9 mit einer Zähnezahl b=14 und einem Kreiskolben-Aussendurchmesser 68. Ausserdem umfasst das Leistungsteil 51 die zentrisch um die Wellenachse 50 drehbar gelagerte Welle 11 mit einer teilweise in die

Kreiskolben-Innenverzahnung 9 eingreifenden ersten Wellen- Aussenverzahnung 10 mit einer Zähnezahl a=12. Der Kreiskolben 8 ist zum Ausführen einer Orbitbewegung somit derart

exzentrisch zur Wellenachse 50 angeordnet und die Zähnezahlen a, b, c, d sind, wie oben dargestellt, derart dimensioniert, dass sich mit Arbeitsfluid ver- und entsorgbare Zahnkammern 6 radial zwischen der Stator-Innenverzahnung 13 und der

Kreiskolben-Aussenverzahnung 12 bilden.

Das Drehventil 3 ver- und entsorgt die Zahnkammern 6 über axiale Kanäle 4 und radiale Kanäle 5 im Stator 52 mit dem Arbeitsfluid derart, dass das Arbeitsfluid von dem als

Eingang wirkenden Druckanschluss 1 in einen ersten Teil 6a der Zahnkammern 6 mit dem Arbeitsdruck hinein und zu einem als Ausgang wirkenden Niederdruckanschluss aus einem zweiten Teil 6b der Zahnkammern 6 heraus geleitet wird.

Um ein möglichst grosse Menge an Arbeitsfluid in die

Zahnkammern 6 hinein und aus den Zahnkammern heraus leiten zu können, hat das Drehventil 3 einen möglichst grossen

Drehventil-Aussendurchmesser 69, wie in den Figuren 1, 2 und 7 ersichtlich. Vorzugsweise ist der Drehventil- Aussendurchmesser 69 um den Faktor 1,3 bis 1,5 grösser ist als der Kreiskolben-Aussendurchmesser 68. Da das Drehventil 3 zusammen mit Fenstern 7 dafür sorgt, dass z.B. in der Figur 3 nur der erste Teil 6a der Zahnkammern 6 links der Achsabstandlinie D-D mit Arbeitsdruck beaufschlagt wird, dreht sich der Kreiskolben 8 in Figur 3 im

Uhrzeigersinn unter Abgabe seines Drehmoments über die

Kreiskolben-Innenverzahnung 9 des Kreiskolbens 8 und eine erste Wellen-Aussenverzahnung 10 einer Welle 10, wobei das unter niedrigerem Druck stehende Arbeitsfluid im zweiten Teil 6b der Zahnkammern 6 rechts der Achsabstandlinie D-D

verdrängt und über den Niederdruckanschluss 70 abgeführt wird. Das Drehmoment kann über einen aus dem Gehäuse 19 herausgeführten abtriebsseitigen Abschnitt 65 der Welle 10 abgegriffen werden. Der Kreiskolben 8 und die Welle 10 drehen sich in der gleichen Richtung, im gezeigten

Ausführungsbeispiel im Uhrzeigersinn, wie in Figur 3 durch die beiden Pfeile veranschaulicht.

Das Drehventil 3 wird in bekannter Weise mittels eines

Taumelgetriebes 56, das als Synchronantrieb für das

Drehventil 3 dient, angetrieben. Ein Exzenter 57 des

Taumelgetriebes 56 hat eine Exzenter-Innenverzahnung 58 mit einer Zähnezahl x und eine Exzenter-Aussenverzahnung 59 mit einer Zähnezahl y. Die Exzenter-Innenverzahnung 58 kämmt mit einer zweiten Wellenaussenverzahnung 60 der Welle 11 mit einer Zähnezahl w. Die Exzenter-Aussenverzahnung 59 kämmt mit einem feststehenden Innenzahnkranz 61 mit einer Zähnezahl z. Die Zähnezahlen w, x, y, z sind derart dimensioniert, dass der Exzenter 57 exzentrisch zur Wellenachse 50 zwischen der Welle 11 und dem Innenzahnkranz 61 bei Drehung der Welle 11 eine Orbitbewegung ausführt. Mögliche Zähnezahlkombinationen sind den obigen Ausführungen zu entnehmen. Ein topfförmiges Verbindungsteil 62 ist mit dem exzentrisch drehbaren Exzenter 57 einenends drehfest gekoppelt. Anderenends ist das

topfförmige Verbindungsteil 62 mit dem zentrisch drehbaren Drehventil 3 1:1 drehfest über eine taumelnde Verbindung verbunden. Eine Drehbewegung von der Welle 11 wird somit über den Exzenter 57 auf das Drehventil 3 übertragen.

Die Welle 11 ist radial über zwei beidseitig am Leistungsteil 51 benachbarte Radiallager 63 gelagert, die als Wälzlager in O-Anordnung ausgebildet sind.

Um das Drehventil 3 axial zu fixieren und axial gegen Leckage des Arbeitsfluids abzudichten, ist ein drehfester axialer zweiter Ausgleichskolben 55, der axial auf das Drehventil 3 wirkt, rings um das Taumelgetriebe 56 angeordnet. Der

feststehenden Innenzahnkranz 61 ist innerhalb dieses axialen zweiten Ausgleichskolbens 55 ausgebildet. Diese Arbeitsweise eines hydrostatischen Kreiskolbenmotors ist im Wesentlichen aus der WO 2006/010471 bekannt.

Die Schluckmenge und somit auch das Drehmoment, das der

Kreiskolben 8 and die Welle 11 weitergibt, hängen

entscheidend davon ab, wie gross die wirksame Breite des Zahneingriffs in den Zahnkammern 6 zwischen einer

Kreiskolben-Aussenverzahnung 12 und der Stator- Innenverzahnung 13 ist. In der Figur 3 ist die Stator- Innenverzahnung in der Form von Rollen 13 gezeigt, was eine besonders vorteilhafte Ausbildung dieser Zahnform mit

gravierenden Vorzügen darstellt.

Erfindungsgemäss ist der Kreiskolben 8 mit seiner

Kreiskolben-Innenverzahnung 9 auf der ersten Wellen- Aussenverzahnung 10 relativ zur Welle 11 und mit seiner

Kreiskolben-Aussenverzahnung 12 auf der Stator- Innenverzahnung 13 relativ zum Stator 52 parallel zur

Wellenachse 50 axial verschiebbar. Die Verschiebbarkeit wird durch Verstellorgane 22 ermöglicht, die mit dem Kreiskolben 8 in Eingriff stehen und mittels welcher selbiger axial

verschiebbar ist. Die Zahnkammern 6 sind dabei in axialer Richtung zwischen einer axial feststehenden Kreiskolbenplatte 17 und einer axial beweglichen Statorplatte 14 angeordnet. Sie werden durch die Kreiskolbenplatte 17 und die

Statorplatte 14 axial begrenzt und abgedichtet. Die

Kreiskolbenplatte 17 ist axial feststehend und radial mit dem Kreiskolben 8 gekoppelt. Somit führt sie die Orbitalbewegung des Kreiskolbens 8 gemeinsam mit dem Kreiskolben 8 aus. Die Statorplatte 14 ist axial beweglich, axial mit dem

Kreiskolben 8 gekoppelt und radial vom Kreiskolben 8

entkoppelt. Das Volumen der Zahnkammern 6 ist somit durch das axiale Verschieben des Kreiskolbens 8 und der Statorplatte 14 mittels der Verstellorgane 22 stufenlos veränderbar. Im

Folgenden wir diese allgemeine Anordnung genauer erläutert.

Die axial bewegliche Statorplatte 14, die in Figur 4 im

Querschnitt dargestellt ist, greift mit ihrer Statorplatten- Aussenverzahnung 64 in die Stator-Innenverzahnung 13 mit der Zähnezahl d=12 derart auf in axialer Richtung dichtende Weise passgenau ein, dass die Statorplatte 14 relativ zum axial feststehenden Stator 52 gemeinsam mit dem Kreiskolben 8 axial verschiebbar ist. Mit der Statorplatte 14 ist ein - insbesondere ringförmiger - Ausgleichskolben 15a axial gekoppelt. Der Ausgleichskolben 15a wird von einem Kolbenansatz der Statorplatte 14 gebildet. In anderen Worten sind der Ausgleichskolben 15a und die

Statorplatte 14 einstückig ausgebildet. Dieser Ausgleichskolben 15a ist in dem feststehenden Gehäuse 19 angeordnet und mit dem Arbeitsdruck des Arbeitsfluids der Zahnkammern 6 beaufschlagbar. Der Ausgleichskolben 15a greift in einen axialen - insbesondere ringförmigen - Ausgleichszylinder 15b derart ein, dass der Arbeitsdruck in dem Ausgleichszylinder 15b über die Statorplatte 14 dem

Arbeitsdruck in den Zahnkammern 6 entgegenwirkt und somit eine Kraft auf den Kreiskolben 8 in Richtung einer

Ausgangsstellung mit einem reduzierten Volumen der

Zahnkammern 6 wirkt. Zwischen dem Ausgleichskolben 15a und dem Ausgleichszylinder 15b wirken Regelfedern 16, die den Ausgleichskolben 15a axial gegen den Kreiskolben 8 und somit den Kreiskolben 8 in Richtung einer Ausgangsstellung mit einem reduziertem Volumen der Zahnkammern 6 drücken.

Wie aus der Figur 1 erkennbar, ist die Breite des

Zahneingriffs zwischen der Kreiskolben-Aussenverzahnung 12 und der Stator-Innenverzahnung 13 besonders voluminös, so dass dementsprechend ein grosses Schluckvolumen pro

Kreiskolbenumdrehung und somit pro Wellenumdrehung erzeugt wird. Dabei ist die Statorplatte 14 mit ihrem Kolbenansatz, der den Ausgleichskolben 15a bildet, zusammen mit dem

Kreiskolben 8 ganz nach rechts verschoben. Die Regelfedern 16 sind dabei vollständig zusammengedrückt und erzeugen dadurch die höchstmögliche Axialkraft auf die Statorplatte 14. Dabei ist der höchstmögliche geregelte Arbeitsdruck in den

Zahnkammern 6 erreicht, sofern dieser nicht noch über das Blockmass der Regelfedern 16 gesteigert werden soll, was durchaus möglich wäre.

In Figur 2 befindet sich die Statorplatte 14 in ihrer linken Grenzlage. Die Regelfedern 16 sind weitgehend entspannt, entsprechend einem niedrigen Druck in den Zahnkammern 6. Die effektive Breite des Zahneingriffs zwischen der Kreiskolben- Aussenverzahnung 12 und der Stator-Innenverzahnung 13 ist stark reduziert. Daraus ergibt sich die gewünschte starke Reduktion der spezifischen Schluckmenge im Verhältnis der reduzierten effektiven Zahnbreite zur maximalen effektiven Zahnbreite in Figur 1. Der Übergang von der maximalen

effektiven Zahnbreite zur minimalen effektiven Zahnbreite kann kontinuierlich erfolgen, weshalb eine stufenlose

Regelung der Schluckmenge möglich ist. Die Verschliessung der Zahnkammern 6 nach links in den

Figuren 1 und 2 erfolgt durch die Kreiskolbenplatte 17. Diese besitzt eine Kreiskolbenplatten-Innenverzahnung 18, die exakt der Kreiskolben-Aussenverzahnung 12 des Kreiskolbens 8 entspricht, wobei ein Bewegungsspiel von wenigen hundertstel Millimeter vorgesehen ist, sodass ein hohes Mass an Dichtheit zwischen den Zahnkammern 6 und dem drucklosen Innenraum der Maschine besteht. Dieses Laufspiel braucht nicht grösser zu sein als dass sichergestellt ist, dass der Kreiskolben darin axial verschieblich ist. Diese Kreiskolbenplatte 17 muss somit die Orbitbewegung des Kreiskolbens 8 mit möglichst wenig Reibungsverlust mitmachen. Sie ist axial nicht

beweglich und ist mit einem minimalen Axialspiel zwischen den Gehäuseteilen 19a und 19b radialbeweglich geführt. Die

Kreiskolbenplatte 17 ist somit in einer scheibenartigen

Ausnehmung im Gehäuse 19 zwischen einem ersten Gehäuseteil 19a und einem zweiten Gehäuseteil 19b radialbeweglich und radial dichtend gelagert. Im Gehäuse 19 ist somit eine der Orbitbewegung der Kreiskolbenplatte 17 entsprechende freie Beweglichkeit in radialer Richtung und in Umfangsrichtung vorgesehen.

Figur 5 zeigt einen Querschnitt durch die axiale Mitte dieser Kreiskolbenplatte 17, in die radial von aussen eine Nut 20 eingestochen ist, damit das durch die Orbitbewegung der Kreiskolbenplatte 17 zwischen einem Gehäusering 21 verdrängte zähflüssige Arbeitsfluid nicht zu grosse Quetschverluste erzeugt . Die Verstellorgane 22 sind, wie in den Figuren 1 und 2 gezeigt, als ein ringförmig zentrisch um den

Abtriebsabschnitt 65 der Welle 11 angeordneten Regelkolben 22a ausgebildet, der mit dem Kreiskolben 8 axial über eine sich radial erstreckende Zwischenscheibe 66 in Eingriff steht, wie in den Figuren 1 und 2 gezeigt. Der Regelkolben 22a ist derart angeordnet, dass er über die Zwischenscheibe 66 den Kreiskolben 8 gegen den Ausgleichskolben 15a und gegen die Regelfedern 16 drückt. In dem Gehäuse 19 ist ein axialer Regelzylinder 22b angeordnet, der mit einem Steuerdruck beaufschlagbar ist und in welchen der Regelkolben 22a derart eingreift, dass mittels des Steuerdrucks in dem Regelzylinder 22b eine Kraft auf den Kreiskolben 8 zum axialen Verschieben des Kreiskolbens 8 ausgeübt werden kann. Durch dieses

Verschieben kann das Volumen der Zahnkammern 6 insbesondere aktiv verändert werden. Sowohl der Regelkolben 22a, als auch der Regelzylinder 22b umschliessen ringförmig zentrisch den Abtriebsabschnitt 65 der Welle 11.

Dass es überhaupt möglich ist, eine Kreiskolbenmaschine nach dem Orbitprinzip so zu konstruieren, dass eine stufenlose

Veränderung des Schluckvolumens möglich ist, ist dem Umstand zu verdanken, dass gemäss der Ausführung einer solchen

Maschine nach der WO 2006/010471 der drehmomenterzeugende Kreiskolben 8 seine Drehmoment über seine Kreiskolben- Innenverzahnung 9 an die erste Wellen-Aussenverzahnung 10 der Welle 11 weiterleitet, auf welcher der Kreiskolben 8

axialbeweglich ist und dort gegen Verkippen ein gutes

Führungsverhältnis bekommt. Die axialen Kraftvektoren bei dieser Kreiskolbenmaschine gleichen sich in keiner Weise versatzfrei aus, sondern laufen mit deutlichem Abstand aneinander vorbei. Während die Kraft des Ausgleichskolbens 15a an der Statorplatte 14 und des Regelkolbens 22a genau im Zentrum der Maschine versatzfrei wirksam sind und sich teilweise ausgleichen, ist die resultierende hydraulische Axialkraft der Zahnkammern 6 deutlich mit Abstand zu den Kolbenkräften versetzt. Daraus resultiert ein beträchtliches Kippmoment einerseits auf die Statorplatte 14 und die

Kreiskolbenplatte 17 und somit auch auf den Kreiskolben 8. Um Verkantung und daraus resultierende grosse Reibungskräfte zu vermeiden, benötigt man sowohl für den Kreiskolben 8 als auch insbesondere für die Statorplatte 14 mit ihrem

Ausgleichskolben 15 ein gutes Führungsverhältnis. Deshalb ist es vorteilhaft, wenn der Ausgleichskolben 15a fest mit der Statorplatte 14 verbunden ist, um das Führungsverhältnis zu verbessern. Ferner ist konstruktiv anzustreben, auch den Zahneingriff zwischen der Kreiskolben-Innenverzahnung 9 und der ersten Wellen-Aussenverzahnung 10 so lang wie möglich aus zuführen .

Umfangreiche Versuche haben gezeigt, dass auch unter hohem Arbeitsdruck die erforderliche Axialverschiebung in beide Richtungen nahezu ohne Hysterese möglich ist. Es ist darauf zu achten, dass die entsprechenden, unter Belastung stehenden Gleitflächen möglichst glatt bearbeitet sind.

In der Figur 6 sind Kanäle 71 gezeigt, in denen der

Arbeitsdruck vom Druckanschluss 1 zum Ausgleichskolben 15a, zum Ausgleichszylinder 15b und zu einem Ausgleichsdruckfeld 23 für die Kreiskolbenplatte 17 geleitet wird. Ventile 24, insbesondere Check-Ventile, sorgen dafür, dass der

Arbeitsdruck bei verschiedenen Drehrichtungen stets an die richtige Stelle geleitet wird. Wie in den Figuren 1 und 2 gezeigt, besteht in einer ersten Ausführungsform der Erfindung eine derartige direkte oder indirekte Verbindung zwischen dem Druckanschluss 1 und dem Regelzylinder 22b, dass der Regelkolben 22a mit dem

Arbeitsdruck des Arbeitsfluids beaufschlagt wird, so dass der Regelkolben 22a bei steigendem Arbeitsdruck den Kreiskolben 8 und die Statorplatte nach rechts in die in Figur 1

dargestellte Stellung mit einem vergrösserten Volumen der Zahnkammern 6 drückt, so dass das Drehmoment bei steigendem Arbeitsdruck steigt. Der Arbeitsdruck im Regelkolben 22a wirkt also den Regelfedern 16 ebenso entgegen wie der

Arbeitsdruck in den Zahnkammern 6.

In einer anderen, in Figur 7 gezeigten Ausführungsform hat die Kreiskolbenmaschine einen Steuerdruckanschluss 67, der mit dem Regelzylinder 22b derart über Leitungen verbunden ist, dass der Regelkolben 22a mit einem Steuerdruck aus dem Steuerdruckanschluss 67 beaufschlagt werden kann. In der Figur 7 ist also für die Versorgung des Regelkolbens 22a eine getrennte Druckleitung mit einem Steuerdruckanschluss 67 vorgesehen. Somit ist es möglich, die Schluckmenge der

Kreiskolbenmaschinen insbesondere abhängig von der Auslegung der Regelfedern 16 sogar im Wesentlichen unabhängig vom

Arbeitsdruck und vom Drehmoment aktiv durch Variieren des Steuerdrucks zu verstellen.

Es sind zwei Verstellmöglichkeiten denkbar:

Wird der Steuerdruckanschluss 67 mit dem Druckanschluss 1 verbunden, dann arbeitet der Motor automatisch als

Drehmomentenwandler. Da in der Anwendung des Radmotors als Fahrzeugantrieb bei steigendem Fahrwiderstand der

Arbeitsdruck am Druckanschluss 1 und am Steuerdruckanschluss 67 steigt, erhöht sich die Kraft des Regelkolbens 22a und verschiebt den Kreiskolben 8 gegen die Regelfedern 16 in Richtung einer grösseren Zahneingriffsbreite und somit in Richtung einer grösseren Schluckmenge. Da sich das erzeugte Drehmoment an der Welle 11 aus dem Produkt Druck mal

Schluckmenge errechnet, steigt dabei das Drehmoment des

Radmotors überproportional zur Drucksteigerung, sodass die Zugkraft des Antriebs entsprechend dramatisch ansteigt.

Dieser Automatismus kann durch die Auslegung der Kernlinien der Regelfedern 16 modifiziert werden. Bei gleich bleibendem Förderstrom der Versorgungspumpe, welche das Arbeitsfluid an den Druckanschluss 1 liefert, die beispielsweise von einem Verbrennungsmotor angetrieben wird, reduziert sich dabei automatisch die Abtriebsdrehzahl der Kreiskolbenmaschine und somit die Antriebsdrehzahl der Räder. Die

Fahrzeuggeschwindigkeit fällt daher ab. Es ergibt sich somit ein ähnliches Verhalten wie bei einem hydrodynamischen

Föttinger-Wandler, wie er bei fast allen Automatikgetrieben zum Einsatz kommt. Der Wirkungsgrad des hydrostatischen

Wandlers ist jedoch besser als beim hydrodynamischen Wandler, da die Ölströmungsverluste kleiner sind.

Bei dem aktuellen Bestreben, möglichst viel Bremsenergie rekuperativ zu nutzen, ist jedoch eine andere Art der

Regelung sinnvoll. Wie eingangs erläutert, können solche Orbitmotoren nur bedingt als Hydraulikpumpen eingesetzt werden. Beim Abbremsen aus hoher Fahrzeuggeschwindigkeit kann der Hydromotor wegen der Kavitationsgefahr nur mit kleiner Schluckmenge als Pumpe betrieben werden. Fällt die

Fahrzeuggeschwindigkeit im Verlauf des Bremsvorgangs jedoch ab, kann die Schluckmenge des regelbaren Radmotors im

umgekehrten Verhältnis zu Geschwindigkeitsabnahme vergrössert werden. Bei dieser Regelung muss darauf geachtet werden, dass die gesamte Ölmenge durch den Hydromotor einen gewissen

Grenzwert nicht übersteigt. Wie bereits erwähnt, fördert der Hydromotor beim Bremsen als Pumpe das Fluid gegen einen weitgehend konstanten Speicherdruck. Das Bremsmoment kann somit bei fallender Fahrzeuggeschwindigkeit nur durch

Vergrösserung des Schluckvolumens unter Einhaltung des erwähnten Grenzwertes der Öldurchflussmenge erhöht werden. In diesem Falle ist eine druckunabhängige und somit

bedarfsabhängige Regelung erforderlich. Dies geschieht über einen Steuerdruck am Steuerdruckanschluss 67. Ein grosser Vorteil bei der erfindungsgemässen

volumenveränderbaren hydrostatischen Kreiskolbenmaschine ist, wie auch beim Hydromotor gemäss der WO 2006/010471, die durchgehende Welle. In der Figur 8 ist eine alternative Ausführungsform einer erfindungsgemässen volumenveränderbaren hydrostatischen

Kreiskolbenmaschine mit einem entlang der Wellenachse 50 verlängerten Kreiskolben 8, einer verlängerten Welle 11, einem längeren Regelkolben 22a und einem längeren

Regelzylinder 22b sowie einem grösseren Abstand von

Statorplatte 14 und Kreiskolbenplatte 17 und somit auch einem grösseren Verstellbereich der Verstellorgane 22 dargestellt. Hierdurch wird eine Spreizung des Schluckvolumens mit dem Wert 6:1 erreicht. Dies entspricht bei

Zahnradautomatgetrieben einem 6-Gang-Getriebe mit dem

entsprechenden konstruktiven Aufwand. Gegenüber der

Ausführung des Radmotors gemäss Figur 1 und Figur 2 wird dieser nur etwa um 16% länger. Die restlichen Merkmale entsprechen den Merkmalen des vorangegangenen

Ausführungsbeispiels, auf welches hiermit verwiesen sei.

Figur 9 zeigt einen Längsschnitt durch eine komplexe

Ausführungsform eines erfindungsgemässen Radmotors in der Stellung der Arbeits- und Verstellorgane bei maximaler Schluckmenge pro Wellenumdrehung, wobei zur Reduzierung des axialen Lagerabstandes der Radiallager 63 sowohl der

Ausgleichszylinder 15b als auch die Regelfedern 16 radial nach aussen gerückt sind und das Exzentergetriebe 56 als klassisches Exzentergetiebe mit einer alternativen 1:1- Verbindung zum Drehventil ausgebildet ist. Das

Exzentergetriebe 56 weist einen Exzenter 57 mit einer

Exzenter-Innenverzahnung 58 und eine Exzenter- Aussenverzahnung 59 auf. Die Exzenter-Innenverzahnung 58 kämmt mit einer zweiten Wellenaussenverzahnung 60 der Welle 11. Die Exzenter-Aussenverzahnung 59 kämmt mit einem

feststehenden Innenzahnkranz 61. Die Zähnezahlen sind derart dimensioniert, dass der Exzenter 57 exzentrisch zur

Wellenachse 50 zwischen der Welle 11 und dem Innenzahnkranz 61 bei Drehung der Welle 11 eine Orbitbewegung ausführt.

Mögliche Zähnezahlkombinationen sind den obigen Ausführungen zu entnehmen. Ein topfförmiges Verbindungsteil 62 ist mit dem exzentrisch drehbaren Exzenter 57 einenends drehfest

gekoppelt. Anderenends ist das topfförmige Verbindungsteil 62 mit dem zentrisch drehbaren Drehventil 3 drehfest über eine exzentrische Verbindung verbunden. Eine Drehbewegung von der Welle 11 wird somit über den Exzenter 57 auf das Drehventil 3 übertragen . Die Erfindung ist selbstverständlich nicht auf die hier in den Zeichnungen schematisch dargestellten und erläuterten Ausführungsbeispiele beschränkt. Beispielsweise ist eine kinematische Umkehr erfindungsgemäss möglich, bei der die Welle 11 stillsteht und das Gehäuse 19 rotiert, was bei

Radmotoren und anderen Anwendungsfällen gewisse Vorteile bringen kann.