Die Erfindung bezieht sich auf einen hydrostatischen Antrieb für ein Kraftfahrzeug, insbesondere einen Personenwagen, nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1.

Im heutigen Straßenverkehr sind aufgrund des zum Teil hohen Verkehrsaufkommens und durch Geschwindigkeitsbegrenzungen sowie stark dominierende innerstädtische Fahrzyklen die

Leistungsansprüche an die im Fahrzeug installierte

Motorisierung derart klein, dass der Motor in großen

Zeitanteilen im extremen Teillastbereich arbeitet. Das hat zur Folge, dass sich der Betriebspunkt im Motorkennfeld in diesem Teillastbetrieb weit entfernt von seinem

Verbrauchsoptimum befindet.

In vielen Fällen arbeitet der Motor bei nur etwa einem

Sechstel seines möglichen Volllastdrehmomentes. Der

Betriebspunkt des kleinsten spezifischen Kraftstoff- Verbrauchs, gemessen in Gramm pro KW und Stunde liegt aber in unmittelbarer Nähe des höchstmöglichen Drehmomentes. Bei modernen Benzin-Motoren mit Abgasturbo-Aufladung liegt der niedrigste spezifische Kraftstoff-Verbrauch zurzeit im

Bereich von be= 230 Gramm pro KW und Stunde. Im oben

erwähnten Teillastgebiet liegt der Verbrauch jedoch im

Bereich des Doppelten, nämlich bei ca. 450 Gramm pro KW und Stunde .

Nicht ganz so dramatisch liegen die Verhältnisse beim

Dieselmotor. Mit Abgas-Turbolader erreicht man dort Bestwerte von zurzeit be=190 Gramm pro KW und Stunde und darunter. Der oben erwähnte Teillastverbrauch liegt hier zwar deutlich besser, jedoch immer noch bei ca. 270 Gramm pro KW und Stunde im optimalen Drehzahlbereich. Bei einem neu entwickelten 3- Zylinder-Dieselmotor der Firma Volkswagen liegt das Optimum außer beim höchsten Drehmoment bei einer optimalen Drehzahl im Bereich von n=2000 U/min. Zur Einhaltung des niedrigsten Kraftstoff-Verbrauchs im Motorkennfeld genügt es somit nicht nur, beim Betrieb des Motors das höchstmögliche Drehmoment einzuhalten, sondern auch die optimale Motordrehzahl.

Um diesen Forderungen einigermaßen gerecht zu werden, sind bei den Autogetrieben die Anzahl der Gänge in den letzten zehn Jahren dramatisch gesteigert worden, mit bis zu 8 Gängen bei Automatikgetrieben und bis zu 6 Gängen bei den

Handschaltgetrieben. Dementsprechend ist die so genannte Übersetzungsspreizung größer geworden. Dabei werden meistens die zwei höchsten Gänge als Übersetzung ins Schnelle

ausgeführt. Ziel dabei ist, bei höherer Fahrzeug- Geschwindigkeit in der Ebene und verhältnismäßig niedrig liegenden Zugkraftwerten beim Fahrzeug die Motordrehzahl zu drücken und das Motordrehmoment hoch zu halten. Der

Bauaufwand bei den Automatikgetrieben und der Schaltaufwand bei den Handschaltgetrieben ist dabei entsprechend hoch. Das Fahrzeug wirkt dann jedoch in den hohen Gängen im

Drehmomentverhalten "lahm" und unsportlich.

Bei diesem konventionellen Antriebssystem handelt es sich nach wie vor um eine mechanisch starre Verbindung zwischen dem Verbrennungsmotor und dem Antriebssystem, so dass der Teillastbetrieb beim Motor weitgehend nicht vermieden werden kann. Insbesondere bei den Fahrzeugen mit Handschaltgetrieben hängt die Wirtschaftlichkeit des Fahrzeugs vom Verhalten des Fahrers ab. Der Fahrer kann mangels genauer Kenntnisse in den wenigsten Fällen den Motor im optimalen Kennfeld betreiben. Deshalb muss das Antriebssystem derart konzipiert sein, dass dies durch einen Automatismus erreicht wird. Zur Lösung dieses Problems ist eine vollständige Entkopplung des Antriebssystems vom Motor vorteilhaft, wobei der Motor stets automatisch im Verbrauchs-Optimum betrieben wird, also bei Drehmoment-Volllast und im zugehörigen optimalen

Drehbereich. Dabei arbeitet der Motor bei vorgegebener

Drehzahl mit hoher Leistung im Punkt oder Bereich des

niedrigsten spezifischen Kraftstoff-Verbrauchs. Da schon heute viele Fahrzeuge mit einer Start-Stop-Automatik, auch Stop-and-Go Automatik genannt, zum Automatischen De- und Reaktivieren des Motors bei Fahrzeugstillstand ausgerüstet sind, ist es kein Problem, den Motor nur temporär zu

betreiben, und zwar stets bei Volllast. In der dazwischen liegenden Zeit wird der Motor abgeschaltet oder im niedrigen Leerlauf gehalten. Zur weiteren Effizienzsteigerung kann ein so genannter integrierter Startergenerator, auch ISG genannt, zum Einsatz kommen, der zugleich als Generator für das

Bordnetz und alternativ zum Starten des Motors dient.

Vorteilhaft ist außerdem die Umstellung auf eine höhere

Bordspannung, beispielsweise 42 Volt. Dadurch wird die

Startleistung erhöht und zugleich die Stromstärke reduziert.

Zur Entkopplung eines lediglich im Intervallbetriebs

laufenden Verbrennungsmotors vom Antriebssystem mit

dazwischen geschalteter Energiespeicherung werden im Stand der Technik zum einen elektrische Verbindungen und zum anderen hydraulische Verbindungen mit Zwischenspeicherung in Form von Akkumulatoren oder Druckspeichern vorgeschlagen.

Eine elektrische Kopplung des Verbrennungsmotors mit dem Antriebsstrang hat insbesondere den Nachteil, dass die aus dem Stand der Technik bekannten Akkumulatoren oder

Kondensatoren nicht innerhalb kürzester Zeit mit der

geforderten Energie aufgeladen und entladen werden können. Das Gewicht und der Platzbedarf der Elektromotoren, des Generators, der Akkumulatoren bzw. Kondensatoren, der

Elektronik und der Verkabelung machen eine mechanische

Entkopplung eines leistungsstarken Verbrennungsmotors vom Antriebsstrang durch eine ausschließlich elektrische Kopplung in der Praxis momentan noch unattraktiv.

Eine ausschließlich hydraulische Kopplung des im

Intervallbetrieb laufenden Verbrennungsmotors mit dem

Antriebsstrang mit Druckspeicherung hat wiederum den

Nachteil, dass bei stillstehendem Verbrennungsmotor und

Betrieb der Hydraulikmotoren mit der im Druckspeicher

gespeicherten Energie der Betriebsdruck nicht auf konstant hohem Niveau haltbar ist und bis zur vollständigen Entleerung der Druckspeicher insbesondere kontinuierlich abfällt. Durch diesen Druckabfall sinkt auch das Drehmoment an den

Hydraulikmotoren. Somit sinken auch die Fahrleistungen des Fahrzeugs. Eine Lösung wäre eine generelle Druckbegrenzung, was jedoch wiederum das maximal zur Verfügung stehende

Drehmoment von vorneherein reduzieren würde. Somit erweist sich auch die mechanische Entkopplung mittels ausschließlich hydraulischer Kopplung nur als bedingt in der Praxis

einsetzbar .

Ein ähnliches Ziel verfolgt ein kürzlich veröffentlichter Vorschlag für einen Hydraulikantrieb für Personenwagen in der Fachzeitschrift ATZ - Automobiltechnische Zeitschrift

(Ausgabe 05/Mai 2009, Seiten 378 ff.), bei dem ein so

genannter Druck-Transformator verwendet wird, der den

Hydraulikdruck von ca. 200 bar auf 500 bar erhöht, damit die Hydromotoren für den Radantrieb das im Extremfall notwendige Drehmoment liefern. Abgesehen davon, dass diese

Drucksteigerung bei Konstant-Motoren nur etwa das Drehmoment um den Faktor 2,5 erhöhen, sind derart hohe Drücke, insbesondere bei einer Schlauch-Verbindung des angetriebenen gelenkten Rad beim Allradantrieb, äußerst problematisch.

Aufgabe der Erfindung ist es daher, einen von einem

intervallweise betreibbaren Verbrennungsmotor angetriebenen von diesem entkoppelbaren und mit einem

Energiezwischenspeicher ausgestatteten hydrostatischen

Antrieb für ein Kraftfahrzeug zur Verfügung zu stellen, der sich durch eine hohe Drehmoment-Spreizung am Antriebsrad de Fahrzeugs und ein während des Entladens des

Energiezwischenspeicher im Wesentlichen konstantes, hohes maximales Drehmoment auszeichnet.

Diese Aufgabe wird durch die Verwirklichung der Merkmale des unabhängigen Anspruchs gelöst. Merkmale, die die Erfindung in alternativer oder vorteilhafter Weise weiterbilden, sind den abhängigen Patentansprüchen zu entnehmen.

Der erfindungsgemässe hydrostatische Antrieb für ein

Kraftfahrzeug umfasst mindestens einen Niederdruck-Hydraulik- Speicher zur Aufnahme einer Arbeitsflüssigkeit, insbesondere Hydraulikflüssigkeit, sowie mindestens einen Hochdruck- Hydraulik-Speicher ebenfalls zur Aufnahme der

Arbeitsflüssigkeit. Bei den Hydraulik-Speichern kann es sich um beliebige druckdichte Hydraulik-Behälter handeln, welche für den Einsatz in einem Kraftfahrzeug geeignet sind. Die Hydraulik-Speicher können sich wiederum aus einer Mehrzahl an kleineren Speichern zusammensetzen. Ein Druckspeicher, insbesondere ein Gasspeicher, beispielsweise in Form einer Stickstoff-Flasche, ist dem Hochdruck-Hydraulik-Speicher zum Vorspannen mit Ausgleichsdruck im Gasbereich nachgeschaltet. In anderen Worten dient der Druckspeicher dazu, dass bei Befüllen des Hochdruck-Hydraulik-Speichers mit

Arbeitsflüssigkeit das im Hochdruck-Hydraulik-Speicher verdrängte Gas im Druckspeicher komprimiert wird. Beim

Befüllen des Hochdruck-Hydraulik-Speichers mit

Arbeitsflüssigkeit wird selbige also gegen das Gas des

Druckspeichers gepresst und somit unter Druck gespeichert. Die Trennung zwischen dem Gas und der Arbeitsflüssigkeit kann beispielsweise mittels einer Kunststoffmembran erfolgen, wie dies bei aus dem Stand der Technik bekannten Blasenspeichern oder Membranspeichern der Fall ist, als welche der Hochdruck- Hydraulik-Speicher ausgebildet sein kann.

Eine Flüssigkeits-Hydraulikpumpe ist mit einem

Verbrennungsmotor derart gekoppelt, dass sie von dem

Verbrennungsmotor antreibbar ist und selbiger somit als

Pumpenantrieb dient. Die Flüssigkeits-Hydraulikpumpe ist in einer Druckverbindung zwischen dem Niederdruck-Hydraulik- Speicher und dem Hochdruck-Hydraulik-Speicher zum Befüllen des Hochdruck-Hydraulik-Speichers mit der Arbeitsflüssigkeit unter Arbeitsdruck gegen den Ausgleichsdruck des

Druckspeichers angeordnet. Die Druckverbindung kann über ein Leitungssystem, insbesondere eine Anordnung von

Hydraulikschläuchen und -ventilen, geschaffen sein. In anderen Worten dient die Flüssigkeits-Hydraulikpumpe dazu, den Hochdruck-Hydraulik-Speicher mit Arbeitsflüssigkeit aus dem Niederdruck-Hydraulik-Speicher unter dem Arbeitsdruck zu befüllen, wobei die hierzu benötigte Energie von dem

Verbrennungsmotor aufgebracht wird. Der Druck im Hochdruck- Hydraulik-Speicher ist im normalen Betrieb stets höher als der Druck im Niederdruck-Hydraulik-Speicher. Mindestens ein hydraulischer Antriebsmotor ist mit mindestens einem Antriebsrad des Kraftfahrzeugs direkt oder indirekt, insbesondere drehstarr, gekoppelt. Vorzugsweise ist der hydraulische Antriebsmotor als Radantrieb ausgebildet, wobei insbesondere zwei Antriebsrädern - in einer möglichen Aus führungs form allen Antriebsrädern des Kraftfahrzeugs - jeweils ein hydraulischer Antriebsmotor zugeordnet ist.

Alternativ besteht jedoch die Möglichkeit, dass zwischen dem hydraulischen Antriebsmotor und dem Antriebsrad ein Getriebe, insbesondere Reduzier-Planetengetriebe, und/oder ein

Verteilergetriebe angeordnet ist und der hydraulische

Antriebsmotor gegebenenfalls mehrere Antriebsräder antreibt.

Der mindestens eine hydraulische Antriebsmotor weist einen Hochdruckanschluss und einen Niederdruckanschluss auf. Im Motorbetrieb des hydraulischen Antriebsmotors stellt der Hochdruckanschluss den Druckeingang und der

Niederdruckanschluss den Druckausgang dar. In einer Vorwärts- Betriebsart des hydrostatischen Antriebs ist der

Hochdruckanschluss mit dem Hochdruck-Hydraulik-Speicher verbunden, wobei der Niederdruckanschluss mit dem

Niederdruck-Hydraulik-Speicher verbunden ist. Da der Druck im Hochdruck-Hydraulik-Speicher höher ist als im Niederdruck- Hydraulik-Speicher, werden der zwischengeschaltete

hydraulische Antriebsmotor und somit auch das Antriebsrad bei Strömen der Arbeitsflüssigkeit vom Hockdruck- in den

Niederdruck-Hydraulik-Speicher angetrieben. In anderen Worten ist der mindestens eine hydraulische Antriebsmotor mit der Arbeitsflüssigkeit aus dem Hochdruck-Hydraulik-Speicher zum Antreiben des mindestens einen Antriebsrads betriebbar. Um den Antrieb zu kontrollieren, ist in einer möglichen

Aus führungs form in der Druckverbindung zwischen dem

Hochdruck-Hydraulik-Speicher und dem hydraulischen

Antriebsmotor ein Arbeitsflüssigkeits-Stromregler,

insbesondere ein Stromregelventil, angeordnet, mittels welchem ein begrenzter Stromfluss, also eine dosierte Menge an Arbeitsflüssigkeit, dem Antriebsmotor zugeführt werden kann. Vorzugsweise weist der Arbeitsflüssigkeits-Stromregler für den Extremfall eine ausreichend große Durchflussmenge auf oder besitzt parallel ein Umgehungs-Ventil.

Konventionelle Stromregelventile sind verlustbehaftet, weil der Stromfluss mittels einer Druckwaage und einer

Drosselstelle gesteuert wird. Dieses System benötigt eine gewisse Druckdifferenz, die hydraulische Verluste erzeugt. Mit anderen Worten, diese Art der Regelung der

Entleergeschwindigkeit des Hydraulikspeichers und somit der Fahrgeschwindigkeit ist nicht ohne Druckverlust zwischen Hydraulikspeicher und Hydromotor möglich.

Besser ist eine beispielsweise elektromotorisch angetriebene Dosierpumpe ohne Druckdifferenz zwischen deren Eingang und dem Ausgang. Die Dosiermenge wird über die Drehzahl einer beispielsweise elektronisch kommutierten Gleichstrommotors gesteuert, ähnlich wie bei einer hydraulischen Servolenkung, bei der die Dosiermenge für den Lenkzylinder über die

Drehgeschwindigkeit des Lenkrades, das intern mit der

Dosierpumpe gekoppelt ist, variiert wird. Solche Dosierpumpen sind beispielsweise so genannte Gerotor- bzw. Zahnringpumpen, an deren Dichtheit keine besonderen Ansprüche gestellt werden, da die Druckdifferenz sehr klein bzw. praktisch Null ist. Auf diese Art und Weise ist eine weitestgehend

verlustfreie Entleergeschwindigkeitsregelung aus dem

Hydrospeicher und somit eine Geschwindigkeitsregelung des Fahrzeuges möglich, ohne dass die Schluckmenge des

Hydromotors geändert werden muss. Der Elektromotor kann dabei sehr klein dimensioniert werden, da die Dosierpumpe wegen der wegfallenden Druckdifferenz praktisch kein Drehmoment

aufnimmt . Die Erfindung sieht daher in einer Aus führungs form vor, dass der Arbeitsflüssigkeits-Stromregler als Dosierpumpe

ausgebildet ist.

Alternativ besteht jedoch theoretisch auch die Möglichkeit, auf den Einsatz eines Arbeitsflüssigkeits-Stromreglers bzw. einer Dosierpumpe zwischen dem Hochdruck-Hydraulik-Speicher und dem hydraulischen Antriebsmotor zu verzichten, so dass eine direkte Druckverbindung zwischen dem Hochdruck- Hydraulik-Speicher und dem hydraulischen Antriebsmotor besteht, wobei der Fahrzeugantrieb beispielsweise durch

Verstellen des Antriebsmotors und/oder mittels einer Bremse kontrollierbar ist.

Erfindungsgemäss ist der Hochdruck-Hydraulik-Speicher in mehrere kleinere Hochdruck-Hydraulik-Speicher aufgeteilt, die gemeinsam mit dem nachgeschalteten Druckspeicher gekoppelt sind. In anderen Worten spannt der nachgeschaltete

Druckspeicher die mehreren kleineren Hochdruck-Hydraulik- Speicher gemeinsam vor. Diese sind derart mit dem mindestens einen hydraulischen Antriebsmotor verschaltet, dass die mehreren kleineren Hochdruck-Hydraulik-Speicher im

Wesentlichen voneinander unabhängig mit dem mindestens einen hydraulischen Antriebsmotor verbindbar und wechselweise entleerbar sind. In anderen Worten kann jeder der mehreren kleineren Hochdruck-Hydraulik-Speicher dem mindestens einen hydraulischen Antriebsmotor unabhängig zugeschaltet werden, wobei der mindestens eine hydraulische Antriebsmotor

vorzugsweise immer nur mit der Arbeitsflüssigkeit aus einem der mehreren kleineren Hochdruck-Hydraulik-Speicher betrieben wird. Die anderen kleineren Hochdruck-Hydraulik-Speicher werden derweilen entweder von der Flüssigkeits-Hydraulikpumpe mit Arbeitsflüssigkeit unter Druck aufgefüllt oder bleiben verschlossen . Der mindestens eine hydraulische Antriebsmotor weist ein in einem Verstellbereich entweder stufenlos oder abgestuft veränderbares Schluckvolumen pro Wellenumdrehung aufweist, wobei die spezifische Schluckmenge des hydraulischen

Antriebsmotors pro Wellenumdrehung in einem für den

Fahrzeugbetrieb ausreichenden Bereich stufenlos bzw.

abgestuft veränderbar ist. In einer Weiterbildung der

Erfindung ist der hydraulische Antriebsmotor als

hydrostatische Hochmoment-Kreiskolbenmaschine nach dem

Orbitprinzip ausgebildet, die ein in einem Verstellbereich stufenlos veränderbares Schluckvolumen pro Wellenumdrehung aufweist. Eine derartige hydrostatische Hochmoment- Kreiskolbenmaschine ist aus der europäischen Patentanmeldung EP 10166995.0 mit dem Titel „Stufenlos volumenveränderbare hydrostatische Kreiskolbenmaschine", angemeldet am

23.06.2010, auf welche hiermit verwiesen wird, desselben Anmelders bekannt. Die dort beschriebene hydrostatische

Kreiskolbenmaschine wird im Folgenden genauer beschrieben.

Anstelle mindestens eines stufenlos verstellbaren

hydraulischen Antriebsmotors mit stufenlosem Schluckvolumen pro Wellenumdrehung kann erfindungsgemäss auch mindestens ein abgestuft verstellbarer hydraulischer Antriebsmotor zum

Einsatz kommen. Derartige, abgestuft bzw. in diskreten Stufen verstellbare hydraulische Motoren, deren Schluckvolumen in mehreren Stufen, insbesondere eng abgestuft in einer Vielzahl an Stufen verstellbar sind, sind in unterschiedlichen

Bauformen aus dem Stand der Technik bekannt. Ein solcher Motor wird beispielsweise von einem Axialkolbenmotor mit einer Vielzahl an Kolben, insbesondere 24 Kolben, gebildet, wobei die Kolben einzeln und/oder gruppenweise abkoppelbar, kurzschliessbar und/oder zusammenschliessbar sind, so dass sich eine insbesondere der Anzahl der Schaltzustände entsprechende Anzahl an Schluckvolumina und somit Übersetzungsverhältnissen ergibt .

Im Folgenden wird zur einfacheren Darstellung zum Teil ausschliesslich auf einen stufenlos verstellbaren

hydraulischen Antriebsmotor Bezug genommen, wobei hierunter auch ein - insbesondere in einer Vielzahl an Stufen und somit im Wesentlichen stufenlos verstellbarer - abgestuft

verstellbare Motor zu verstehen ist.

Die mehreren kleineren Hochdruck-Hydraulik-Speicher können derart mit der Flüssigkeits-Hydraulikpumpe verschaltet sein, dass die mehreren kleineren Hochdruck-Hydraulik-Speicher im Wesentlichen voneinander unabhängig mit der Flüssigkeits- Hydraulikpumpe verbindbar und wechselweise befüllbar sind.

In einer Weiterbildung der Erfindung ist eine

Ventilanordnung, die insbesondere mehrere Wegeventile

umfasst, in einer Druckverbindung zwischen den mehreren kleinere Hochdruck-Hydraulik-Speichern, dem mindestens einen hydraulischen Antriebsmotor und der Flüssigkeits- Hydraulikpumpe angeordnet ist. Mittels der Ventilanordnung kann zwischen einer der Anzahl der mehreren kleineren

Hochdruck-Hydraulik-Speichern entsprechenden Anzahl an

Schaltzuständen umgeschaltet werden,

wobei in jedem Schaltzustand einer der mehreren kleineren Hochdruck-Hydraulik-Speicher ausschließlich mit der

Flüssigkeits-Hydraulikpumpe zum Befüllen verbunden ist und ein anderer der mehreren kleineren Hochdruck-Hydraulik- Speicher ausschließlich mit dem mindestens einen

hydraulischen Antriebsmotor zum Entleeren verbunden ist.

Somit können die mehreren kleineren Hochdruck-Hydraulik- Speicher wechselweise entweder von der Flüssigkeits- Hydraulikpumpe bzw. im Rekuperationsbetrieb von dem Antriebsmotor mit Arbeitsflüssigkeit befüllt oder zum

Antreiben des Antriebsmotors entleert werden.

Eine Weiterbildung der Erfindung sieht vor, dass der

hydrostatische Antrieb eine Betriebsart-Umschalteinheit umfasst, die beispielsweise als einen Wählschieber,

insbesondere als ein 4/3 Wegeventil ausgebildet ist. Die Betriebsart-Umschalteinheit ist in der Druckverbindung zwischen dem mindestens einen hydraulischen Antriebsmotor und dem Hochdruck-Hydraulik-Speicher sowie in der Druckverbindung zwischen dem mindestens einen hydraulischen Antriebsmotor und dem Niederdruck-Hydraulik-Speicher angeordnet. Mittels der Betriebsart-Umschalteinheit sind die Verbindungen zwischen der oben genannten Vorwärts-Betriebsart und einer

Rekuperations-Betriebsart umschaltbar. In der Rekuperations- Betriebsart sind der Hochdruckanschluss mit dem Niederdruck- Hydraulik-Speicher und der Niederdruckanschluss mit dem

Hochdruck-Hydraulik-Speicher verbunden. In anderen Worten sind die Anschlüsse am hydraulischen Antriebsmotor in der Rekuperations-Betriebsart direkt oder indirekt vertauscht. Somit kann der Motor im Schubbetrieb auf einen Pumpbetrieb und somit auf einer Rekuperationsbetrieb umgeschaltet werden, wie weiter unter detaillierter erläutert wird.

Um einen Rekuperationsbetrieb zu ermöglichen, mittels welch im Schubbetrieb des Fahrzeugs und insbesondere beim Bremsen ein Teil der kinetischen Energie des Fahrzeugs in eine potentielle Energie, welche in Form des Arbeitsdrucks im Hochdruck-Hydraulik-Speicher gespeichert ist, umgewandelt wird, sieht die Erfindung ausserdem eine insbesondere

elektrische, hydraulische, mechanische oder pneumatische Steuervorrichtung vor, die mit der Betriebsart- Umschalteinheit in Steuerverbindung steht. Diese

Steuerverbindung ist derart und die Steuervorrichtung ist derart ausgebildet, dass beim Antreiben des Kraftfahrzeugs im Vorwärts-Zugbetrieb die Vorwärts-Betriebsart und beim

Verzögern des Kraftfahrzeugs im Vorwärts-Schubbetrieb, insbesondere beim Bremsen, die Rekuperations-Betriebsart gewährt ist. Das Umschalten kann mittels eines am Gas- und/oder Bremspedal des Kraftfahrzeugs angeordneten Schalter erfolgen, wobei die Betriebsart-Umschalteinheit über einen elektrischen Aktor zwischen den beiden Betriebsarten

verstellt wird. Die Bremsleistung ist insbesondere mittels eines Bremspedalsensors und eines Stromregelventils

dosierbar. In der Rekuperations-Betriebsart im Vorwärts- Schubbetrieb wirkt der mindestens eine hydraulische

Antriebsmotor als eine von dem mindestens einen Antriebsrad angetriebene Hydraulikpumpe, die das Arbeitsfluid von dem Niederdruck-Hydraulik-Speicher in den Hochdruck-Hydraulik- Speicher zur rekuperativen Bremsenergie-Nutzung pumpt. Nach dem Umschalten auf die Vorwärts-Betriebsart kann diese hierdurch gewonnene Energie wieder zum Beschleunigen des Kraftfahrzeugs genutzt werden.

Der mindestens eine hydraulische Antriebsmotor wird

vorzugsweise ausschließlich mit der Arbeitsflüssigkeit aus dem Hochdruck-Hydraulik-Speicher beliefert. In anderen Worten werden die hydraulischen, in ihrer Schluckmenge pro

Motorumdrehung stufenlos oder abgestuft veränderbaren

Radmotoren ausschließlich aus dem Hochdruck-Hydrospeicher mit Arbeitsflüssigkeit gespeist. Somit sind die Flüssigkeits- Hydraulikpumpe und der mindestens eine hydraulische

Antriebsmotor über den als Zwischenspeicher wirkenden

Hochdruck-Hydraulik-Speicher entkoppelt .

Vorzugsweise weist der mindestens eine hydraulische

Antriebsmotor eine durchgehende Antriebswelle auf, wobei auf der durchgehenden Antriebswelle des mindestens einen hydraulischen Antriebsmotors eine Füllpumpe angeordnet ist, die sich in der Druckverbindung zwischen dem Niederdruck- Hydraulik-Speicher und dem mindestens einen hydraulischen Antriebsmotor befindet und in Richtung zu dem mindestens einen hydraulischen Antriebsmotor pumpt. Mittels dieser

Füllpumpe wird im Rekuperationsbetrieb in der Rekuperations- Betriebsart, in welchem der hydraulische Antriebsmotor als Pumpe agiert, vermieden, dass im Saugstrang zwischen dem Niederdruck-Hydraulik-Speicher und dem hydraulischen

Antriebsmotor ein zu starker Unterdruck am Hochdruckanschluss entsteht. Ein derartiger Unterdruck erhöht die

Kavitationsgefahr im Antriebsmotor erheblich. Mittels der Füllpumpe ist es somit möglich, die Bremsleistung des

hydraulischen Antriebsmotors im Rekuperationsbetrieb

erheblich zu erhöhen. Die spezifische Schluckmenge der

Füllpumpe pro Wellenumdrehung sollte wesentlich größer sein als die kleinste mögliche Schluckmenge des mindestens einen volumenveränderbaren hydraulischen Antriebsmotors pro

Wellenumdrehung. Vorzugsweise ist die spezifische

Schluckmenge der Füllpumpe etwa gleich der halben maximalen spezifischen Schluckmenge des mindestens einen hydraulischen Antriebsmotors pro Wellenumdrehung.

Das Verhältnis des Gasdrucks des Druckspeichers zwischen dem Höchstwert und dem Niedrigstwert weist vorzugsweise den

Betrag 1.1 bis 1.25 auf.

In einer Weiterbildung der Erfindung ist in einer

Druckverbindung zwischen der Flüssigkeits-Hydraulikpumpe und dem Hochdruck-Hydraulik-Speicher ein Leistungsschieber zur Umsteuerung der Flüssigkeits-Hydraulikpumpe aus einem

drucklosen Umlauf in einen Leistungsmodus mit hohem

Arbeitsdruck geschaltet. Ein besonderer Vorteil der Erfindung ist rekuperative

Bremsenergie-Nutzung, die den Gesamtwirkungsgrad des

erfindungsgemäßen hydrostatischen Fahrzeugantriebs verbessern kann. In diesem Falle arbeitet beispielsweise der mindestens eine hydrostatische Radmotore als Pumpe. Er muss somit in der Lage sein, besonders auch bei hoher Drehzahl, kavitationsfrei die volle volumetrische Ölmenge anzusaugen. Bei den

vorzugsweise zur Anwendung kommenden regelbaren Orbit-Motoren ist ein Kommutator notwendig, der systembedingt nur begrenzte Durchtrittsquerschnitte aufweist. Bei noch so groß

dimensionierten Massen kann es erforderlich sein, dass eine von der Motorwelle angetriebene, gut saugfähige Füllpumpe, bevorzugt als Zahnringpumpe ausgeführt, einen Auflade-Effekt bewirkt, wie oben beschrieben. Das kann im geschlossenen Kreislauf geschehen, aber bevorzugt in einem hermetisch zur Außenwelt getrennten Gesamt-Hydrauliksystem. Da die als

Pumpen arbeitenden Radmotoren aus dem etwas mit geringem Vorspanndruck stehenden Niederdruck-Hydraulik-Speicher ansaugen, kann u. U. auf eine solche Füllpumpe verzichtet werden .

Für den Betrieb von hydraulischen Antriebsmotoren als

Radmotoren ist es wünschenswert, dass der Betriebdruck weitgehend konstant gehalten wird, um pulsierende

Schwankungen des Antriebsmomentes zu vermeiden. Im

Speicherbetrieb wäre aber ein absolutes Konstanthalten des Speicher-Öldrucks mit nachgeschaltetem Gasspeicher nur dann möglich, wenn der Gasspeicher ein sehr großes Volumen

aufweist. Das nutzbare Öl-Hochdruck-Volumen berechnet sich nach der Formel dV = Vo[Po/Pl - Po/P2] [1], wobei Vo das Gasvolumen und dV das Nutzvolumen bedeutet. Der Quotient Po/Pl kann bei den hier verwendeten Drücken etwa mit dem Wert 1.0 angenommen werden, dann gilt Pl=Po. Wie man aus dieser Formel [1] erkennen kann, müsste beim Befüllen des Ölspeichers mit nahezu gleich bleibendem Druck, also P2 etwa = PI, das Gasvolumen Vo extrem groß sein, wenn man ein brauchbares Nutzvolumen dV für den Hydraulikantrieb erzielen möchte. Man muss also eine Druckdifferenz dP= P2 - PI in Kauf nehmen. Beim Umstellen der Formel [1] wird

Vo = dV/ (Po/Pl - Po/P2) = dV/ ( 1 - P1/P2) [2], wenn man Po=Pl setzt. Daraus kann man nun das notwendige Gasvolumen Vo bei gegebenem dV und dem gewählten

Druckverhältnis P1/P2 berechnen. Im Fahrzeug steht aber nur ein begrenzter Raum für alle erforderlichen Speicher, nämlich Hochdruck-Hydraulik-Speieher, Niederdruck-Hydraulik-Speieher und Druckspeicher zur Verfügung, z.B. 100 Liter. Daraus entsteht ein komplexes Problem:

1. Treibt der Verbrennungsmotor eine Hydraulikpumpe mit

konstantem Schluckvolumen an, dann schwankt sein

Drehmoment um die Druckschwankung des Systems. Diese sollte nur so groß sein, dass der Betrieb weitgehend im

Optimalbereich des spezifischen Kraftstoffverbrauchs bleibt .

2. Die Druckschwankung bestimmt die Drehmoment-Schwankung der Radmotoren bei den Antriebsrädern.

3. Die Druckschwankung, d.h. das Verhältnis P1/P2 bestimmt die Größe des Gasspeichers zusammen mit dem Gasvolumen- Anteil des Hochdruck-Ölspeichers . Aus diesen komplexen Zusammenhängen ergibt sich erfindungsgemäß die Forderung, dass der Hochdruck-Hydraulik- Speicher in mehrere kleinere Hochdruck-Hydraulik-Speicher aufgeteilt wird, die seriell geschaltet ein ausreichendes Arbeitsvolumen dV ergeben. Dadurch wird der Rauminhalt des nachgeschalteten Druckspeichers in Form des Gasspeichers stark reduziert.

Beispiel : a) Angenommen wird eine zulässige Druckschwankung um 16%, somit wird P1/P2 = 1/1,16 = 0,86. Fordert man eine nutzbare Ölspeichermenge von dV = 27 liter, wäre ohne Aufspaltung des Hochdruck-Hydraulik-Speichers

Vo = 27/(1 - 0,86) = 193 liter.

Der Gasspeicher benötigte dann 193 - 27 = 166 liter. b) Spaltet man den Hochdruck-Hydrospeicher jedoch z.B. in zwei kleinere Speicher mit je 13,5 liter Inhalt auf, die insbesondere über Drehschieber seriell geschaltet werden, dann wird

Vo = 13, 5/(1 - 0, 86) = 96, 4 liter.

Der Gasspeicher benötigt dann 96,4 - 13,5 = 83 liter.

Spaltet man gar den Hochdruck-Hydraulik-Speicher in drei kleinere Speicher auf, die seriell insbesondere über Drehschieber geschaltet werden, dann wird

Vo = 9/(1 - 0, 86)= 64 liter Der Gasspeicher benötigt dann nur noch ein Volumen von 64 - 2x9 = 46 liter.

In diesem Falle werden die drei Hochdruck-Hydraulik-Speicher mit je 9 liter maxinalem Ölinhalt seriell geschaltet und ergeben dann auch einen Gesamtinhalt von 27 liter pro

Fahrzyklus. Natürlich muss dann die Flüssigkeits- Hydraulikpumpe und somit der Verbrennungsmotor pro Fahrzyklus 3 Mal zu- und abgeschaltet werden. Da der Speicherinhalt jedes Mal sehr klein ist, wird er durch die Flüssigkeits-

Hydraulikpumpe bei 2000 U/min innerhalb nur wenigen Sekunden mit Hochdruck aufgeladen. Hier zeigt sich der erhebliche Vorteil der Hochdruckhydraulik durch ihre hohe

Leistungsdichte gegenüber der Elektrotechnik.

Man kann hier mit Arbeitsdrücken zwischen 200 und 300 bar rechnen, da im Markt erhältliche Hydropumpen und Hydromotoren in diesem Bereich zuverlässig arbeiten können. Die

Auffüllzeit der Speicher wird extrem kurz.

Der Wirkungsgrad der Anlage berechnet sich aus den

Verlustenergien der an dem Prozess beteiligten

Einzelkomponenten. Beispiel bei V = 85 km/h: 1. Befüllen des Speichers:

Füllzeit 6 sec;

Pumpenleistung 35 KW;

n=2000 U/min;

Pm=240 bar;

Pumpenwirkungsgrad tot = 95% (Axialkolben-Pumpe mit q=const) ;

Verlustenergie 10500 Ws;

Leitungsverlust bis zum Speicher: dP= 1 bar;

Ölfluss = 90 1/min; Verlustenergie 882 Ws;

Verlust beim Befüllen des Speichers dP = 1.2 bar;

Ölfluss = 90 1/min;

Verlustenergie 1059 Ws .

2. Entleeren des Speichers:

Entleerzeit 45 sec;

Verlust beim Entleeren des Speichers dP = 1.2 bar;

Ölfluss = 12 1/min;

Verlustenergie 1059 Ws;

Leitungsverlust bis zum Hydromotor dP = 1 bar;

Ölfluss = 12 1/min;

Verlustenergie 882 Ws;

Verluste des Hydromotors bei Wirkungsgrad tot = 90%; Motorleistung 5 KW;

Verlustenergie 22500 Ws;

Gesamter Energieverlust 36823 Ws .

Gesamtwirkungsgrad (35000x6 - 36823) /35000x6 = 0,8244

Wie man aus dieser Rechnung erkennen kann, ist es wichtig, dass die Olviskosität so niedrig wie möglich sein muss (HP- Öl, warmes Öl) und dass die Leitungsquerschnitte und die Ventile so groß wie möglich ausgeführt werden. Nur dann sind diese Leitungsverluste realistisch.

Für die Thermostabilität des Antriebssystems muss die

Verlustwärme durch den Oldurchsatz weggekühlt werden. Dieser ist verhältnismäßig groß und fließt durch eine Fülle von Rohren, Schläuche, Regelorgane und den Ölkühler mit ziemlich großen Oberflächen. Der Ölkühler kann vom Kühlwasser des Motors durchflössen werden. Eine Beispielsrechnung hat folgendes Ergebnis gebracht: Fahrzeuggewicht 700 kg (City-Car) ;

Fahrgeschwindigkeit 125 km/h;

Pro ektionsfläche 1.85 qm;

Luftwiderstandszahl Cw= 0,24;

Antrieb durch zwei hydrostatische Radmotoren;

Schluckvolumen 2x14 = 28 ccm/U;

Raddrehzahl 1400 U/min;

mittlerer Öldruck 250 bar;

Öldurchsatz 2352 liter pro Stunde;

Gesamt-Wirkungsgrad des hydrostatischen Antriebs 0.824;

Ölerwärmung 3.7 Grad Celsius, wird weggekühlt durch

Konvektion im Fahrtwind und durch die Motorkühlung.

Kraftstoff-Verbrauch : bei V=125 km/h bei Pan=15 KW, be = 195 g/KWh;

Be = 3,298 liter/100 km Dieselöl; bei V=85 km/h bei Pan= 5 KW, be=195g/KWh;

Be = 1,618 liter/100 km Dieselöl

Bei Bremsenergie-Rückgewinnung werden diese Zahlen noch unterschritten .

Wie schon erwähnt wird der Hochdruck-Hydraulik-Speicher in drei kleinere Einheiten aufgeteilt und insbesondere als Blasenspeicher ausgeführt. Sie werden hochdruckseitig

insbesondere durch einen Pumpendrehschieber oder bevorzugt durch elektrische Wegeventile mit der Hydraulikpumpe seriell verbunden. Antriebseitig werden dieselben Speicher

insbesondere über einen Motordrehschieber oder bevorzugt über elektrische Wegeventile gleicher Bauart seriell mit den hydraulischen Antriebsmotoren verbunden. Beide Drehschieber bzw. Wegeventile werden vorzugsweise mechanisch gekoppelt. Es ist aber auch denkbar, dass der quasi hydraulische

Algorithmus der Speicher-Befüllung und -Entleerung nicht mittels elektrisch betätigten, sondern mittels hydraulisch betätigter Wegeventile durchgeführt wird. Die Impulse dafür kommen dann direkt von den Schwankungen der Öldrücke der Hydrospeicher . Die zyklische Steuerung des Systems ist dann völlig unabhängig von der Bordelektrik des Fahrzeugs. Solche hydraulisch betätigte Wegeventile stehen aus dem

einschlägigen Hydraulikmarkt zur Verfügung.

Wegen der unvermeidbaren Druckschwankung der Hochdruck- Hydraulik-Speicher ist es sinnvoll, dass man zwischen

Motorschieber bzw. die Motorwegeventile und dem Stromregel- Ventil ein Druckreduzier-Ventil mit eingestelltem

Arbeitsdruck für die Hydromotoren schaltet. Bei Überschreiten des eingestellten Druckes fließt ein Teil des Volumenstroms ab in den Niederdruck-Hydraulik-Speicher. Es ist aber auch denkbar, dass der Überschuss-Volumenstrom über Sperrventile in denjenigen Speicher fließt, dessen Druck gerade am

niedrigsten ist. Der Verlust wird dann kleiner. Der

Arbeitsdruck an den Hydromotoren bleibt dann über weite

Strecken konstant. Ein "Ruckeln" des Fahrzeugs wird dann vermieden. Es gibt natürlich auch noch andere Mittel zur Dämpfung von Druckschwankungen wie z.B. Dämpfer-Membran- Speicher oder Feder-Dämpfer-Zylinder.

Das Drehmoment eines Hydromotors berechnet sich nach der Formel :

T = qxP/20xPi [3] , wenn q in ccm/Wellenumdrehung und P in bar eingesetzt werden. Das Ergebnis ist dann eine Größe in Nm. Um das Drehmoment T für ein ruckfreies Fahren konstant zu halten, muss somit das Produkt aus Schluckmenge mal dem Arbeitsdruck gleich bleiben. Da sich der Hochdruck-Hydraulik-Speicher nicht schlagartig entleert, sondern während einer gewissen

fahrzeuggeschwindigkeitabhängigen Zeitspanne, ist es kein Problem, gemäß der Erfindung mittels einer elektronischen Zweikantensteuerung die stufenlos in ihrer Schluckmenge q pro Wellenumdrehung veränderbaren Radmotoren ständig derart an den sich verändernden Arbeitsdruck anzupassen, dass das

Drehmoment am Antriebsrad des Fahrzeugs ausreichend genau konstant bleibt. Mit anderen Worten: Fällt z. B. bei der Entleerung des Hochdruck-Hydraulik-Speichers der Arbeitsdruck am Hydromotor systembedingt ab, wird durch die automatische Schluckmengen-Steuerung am regelbaren Hydromotor die

spezifische Schluckmenge nach Maßgabe des Druckabfalls zum

Konstanthalten des Motordrehmomentes entsprechend erhöht. Zum Beibehalten der Fahrgeschwindigkeit muss dann natürlich die zeitliche Öldurchflussmenge steigen, was durch den

Hochdruckspeicher durch eine etwas schnellere Entleerung automatisch sichergestellt ist. In anderen Worten ist das

Drehmoment des mindestens einen hydraulischen Antriebsmotors bei Abfall des Arbeitsdrucks im Hochdruck-Hydraulik-Speicher durch die Veränderbarkeit des Schluckvolumens im Wesentlichen konstant haltbar.

Auf diese Art und Weise entsteht kein zusätzlicher

hydrostatischer Verlust. Wie man aus diesem Sachverhalt erkennen kann, ist die Realisierung der erfindungsgemäßen Entkopplung des Antriebssystems eines Fahrzeugs vom

Verbrennungsmotor mittels Hochdruck-Hydraulik-Speichers nur mit stufenlos regelbaren Hydromotoren wirtschaftlich möglich. Gleichzeitig müssen die Hydromotoren so genannte Hochmoment- Motoren sein, damit die Abmessungen und das Gewicht klein sind, weil sie zur ungefederten Masse des Rades hinzu

geschlagen werden müssen.

Auf die elektronische Zweikantensteuerung kann verzichtet werden, wenn die stufenlos veränderbaren Radmotoren so konstruiert werden, dass über Regelfeder und Regelkolben ihr Schluckvolumen automatisch ansteigt, wenn der zugeführte Arbeitsdruck P, wie oben dargelegt, abnimmt, wie weiter unten gezeigt. Auch so kann das Drehmoment der Antriebsräder trotz schwankendem Arbeitsdrucks konstant gehalten werden. In dem oben erwähnten Rechenbeispiel wäre lediglich eine zyklische Korrektur der verstellbaren Motorschluckmenge von ca. 16 % erforderlich .

Es muss natürlich die Möglichkeit bestehen, bei extremen Fahrleistungsanforderungen die maximale Leistung des

Verbrennungsmotors abrufen zu können. In diesem Fall entfernt sich in der Regel der Betriebspunkt des Motors vom Punkt des kleinsten spezifischen Kraftstoff-Verbrauchs. Im

hydrostatischen Antriebssystem bedeutet dies, dass die

Entleerung der Hydrospeicher sehr viel schneller erfolgen muss bei gleichzeitiger Erhöhung der Schluckmenge des oder der verstellbaren Hydromotoren auf z.B. Maximalwert für die Drehmoment-Steigerung an den Antriebsrädern. Der Öldurchsatz durch die Hydromotoren erreicht dann ein Maximum bei

entsprechend hoher hydrostatischer Leistung. Der

Arbeitsflüssigkeits-Stromreglers, insbesondere das regelbare Durchflussmengenventil , muss somit groß genug ausgelegt werden oder durch ein parallel geschaltetes Umgehungs-Ventil, das auch als Bypass-Ventil bezeichnet wird, ergänzt werden. Bei diesem Fahrzustand wird dann die Drehzahl des

Verbrennungsmotors auf nahezu Maximalwert gesteigert bei gleichzeitigem Maximaldrehmoment bei Höchstleistung. Da die Hydraulikpumpe an den Motor vorzugsweise drehsteif gekoppelt ist, wird die Füllzeit für die Hydrospeicher extrem kurz. Dementsprechend erhöht sich dann die Zyklus-Frequenz der seriell geschalteten Speicher. Das ständige, zyklische Starten und Stoppen des

Verbrennungsmotors kann im Fahrzeug zu ernsten

Komfortdefiziten führen, so dass solche Fahrzeuge unpopulär werden könnten. Dieses Problem ist dadurch lösbar, dass anstelle von Hubkolben-Motoren so genannte Kreiskolbenmotoren (WANKEL-Motoren) eingesetzt werden. Diese Motoren haben ausgezeichnete NVH- (NOISE-VIBRATION-HARSHNESS ) -Eigenschaften. Sie werden zurzeit als RANGEEXTENDER-Generatoraggregate zum zyklischen Aufladen der Batterien von Elektro-Autos

favorisiert. Der sehr geräusch- und schwingungsfreie Lauf des WANKEL-Motors bietet z. B. die Möglichkeit, dass der Motor mit konstanter Drehzahl durchläuft und dass der Power- Schieber aus dem hohen Leerlauf bei gleicher Drehzahl zur Leistungs-Abgabe an die Hydraulikpumpe umschaltet.

Selbstverständlich besteht auch die Möglichkeit, den Motor aus dem niederen Leerlauf oder durch Start-Stopp-Automatik in den Leistungsmodus zu schalten, was etwas sparsamer wäre. Mit dem vom Motor entkoppelten, hydraulischen Antrieb gemäß der Erfindung besteht somit die Möglichkeit, den WANKEL-Motor mit seinem bekannten Nachteil des wesentlich höheren Kraftstoff- Verbrauchs und seiner höheren C02-Emission (bis zu 300 g/km) als effizienten und vor allem sehr geräuscharmen

Personenwagen-Antrieb wieder wirtschaftlich einsatzfähig zu machen, der seine Energie in einfacher Weise aus dem Benzinoder Wasserstofftank bezieht. Beim Betrieb des WANKEL-Motors mit Wasserstoff erweist sich dieser als besonders vorteilhaft gegenüber dem Hubkolbenmotor, weil für die Vermischung des Wasserstoffs mit dem Luftsauerstoff im 4-Takt-Prozess mehr Zeit zur Verfügung steht. Insbesondere ist der hydraulische Antriebsmotor, also der Hydromotor, als hydrostatische Hochmoment-Kreiskolbenmaschine nach dem Orbitprinzip ausgebildet, die ein in einem

Verstellbereich stufenlos veränderbares Schluckvolumen pro Wellenumdrehung aufweist. Vorzugsweise kommt die

hydrostatische Hochmoment-Kreiskolbenmaschine, die aus der europäischen Patentanmeldung EP 10166995.0 mit dem Titel „Stufenlos volumenveränderbare hydrostatische

Kreiskolbenmaschine", angemeldet am 23.06.2010, desselben Anmelders bekannt ist, als hydraulischer Antriebsmotor zum Einsatz. Es ist jedoch auch möglich, eine andere

volumenveränderbaren Hydromotor, insbesondere hydrostatische Hochmoment-Kreiskolbenmaschine nach dem Orbitprinzip, die ein in einem Verstellbereich stufenlos veränderbares

Schluckvolumen pro Wellenumdrehung aufweist, einzusetzen.

Im Folgenden wird diese vorzugsweise eingesetzte

hydrostatische Hochmoment-Kreiskolbenmaschine genauer

beschrieben .

Bei der hydrostatischen Hochmoment-Kreiskolbenmaschine handelt es sich um einen Kreiskolbenmotor nach dem

Orbitprinzip, wobei ein innenverzahnter Stator im Räume feststeht, ein als Kreiskolben ausgebildeter Rotor eine

Drehbewegung um seine eigene Achse ausführt und diese Achse eine Kreisbewegung im entgegen gesetzten Drehsinn als der Rotor macht. Das bedeutet, dass in dieser Gesamtbewegung die Achsabstandlinie zwischen Rotor- und Stator-Mittelpunkt eine Drehbewegung im entgegen gesetzten Drehsinn als der Rotor 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 im Räume feststeht, eignen sich diese Ansätze nicht für die Anwendung bei Hochmoment-Kreiskolbenmotor nach dem Orbitprinzip. Somit ist die konstruktive Aufgabe eine neue und von wesentlich komplizierterer Art als bei einer Zahnringpumpe .

Die hydrostatischen Hochmoment-Kreiskolbenmaschine 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 hydrostatischen Kreiskolbenmaschine eingegangen wird, bevor die

kennzeichnenden 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 als Rotor 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 Rotor- Aussenverzahnung mit einer Zähnezahl c und eine Rotor- Innenverzahnung mit einer Zähnezahl b. Der Rotor hat einen Rotor-Aussendurchmesser . Die Welle kämmt mit ihrer ersten Wellen-Aussenverzahnung mit einer Zähnezahl a teilweise die Rotor-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 Rotor-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 Hochdruckanschluss , 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

Hochdruckanschluss 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 Rotors 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 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 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

Taumelgetriebe weist einen Exzenter auf, der eine Exzenter- Innenverzahnung mit einer Zähnezahl x und eine Exzenter- Aussenverzahlung mit einer Zähnezahl y hat. Die Exzenter- Innenverzahnung kämmt teilweise mit einer zweiten

Wellenaussenverzahnung der Welle mit einer Zähnezahl w. Die Exzenter-Aussenverzahlung 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 im

Übersetzungsverhältnis 1:1 drehfest über eine taumelnde 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: X

^■ z - y

a w

Wie aus dieser Gleichung erkennbar, können die Zähnezahlen des Taumelgetriebes durchaus unterschiedlich ausgeführt werden .

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 wy

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 Aus führungs form 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 .

Der Kreiskolben ist 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 Rotor- Innenverzahnung auf der erste Wellen-Aussenverzahnung und die Rotor-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 Rotorplatte und die zweite Wand von einer so genannten Statorplatte gebildet. Die Rotorplatte und die Statorplatte dichten die Zahnkammern axial ab. Das bedeutet, dass sowohl zwischen der Statorplatte und der Stator-Innenverzahnung sowie der Rotor- Aussenverzahnung, als auch zwischen der Rotorplatte und der Stator-Innenverzahnung sowie der Rotor-Aussenverzahnung ein dichter Kontakt besteht. Somit werden die Zahnkammern von der Statorplatte, der Rotorplatte, der Stator-Innenverzahnung und der Rotor-Aussenverzahnung begrenzt. Die Rotorplatte ist axial feststehend und radial mit dem Kreiskolben gekoppelt, so dass sie die Orbitalbewegung des Kreiskolbens ebenfalls ausführt. Die radial mit dem

Kreiskolben gekoppelte Rotorplatte weist im Gehäuse eine der Orbitalbewegung der Rotorplatte 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 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 Rotorplatte verkleinert und vergrössert werden kann.

Vorzugsweise greift die axial feststehende Rotorplatte mit ihrer Rotorplatten-Innenverzahnung in die Rotor- 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 Rotorplatte axial verschiebbar ist. Aufgrund der Passgenauigkeit der

Rotorplatten-Innenverzahnung mit der Rotor-Aussenverzahnung stehen beide in axial dichtendem, aber axial beweglichem Kontakt .

In einer Aus führungs form ist die Rotorplatte im Gehäuse derart radial dichtend geführt ist, dass die Rotorplatte bei ihrer Orbitbewegung die Zahnkammern nach aussen abdichtet. Dies erfolgt beispielsweise dadurch, dass die Rotorplatte 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 Rotorplatte, 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 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 Hochdruckanschluss 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 wird 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.

Ausgleichskolben und Ausgleichzylinder können vertauscht werden. Unter einem Ausgleichskolben ist somit auch ein

Ausgleichzylinder zu verstehen, und umgekehrt. In einer Weiterbildung ist vorgesehen, 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 durch den Arbeitsdruck des Arbeitsfluids erzeugt werden. Hierzu besteht insbesondere eine derartige direkte oder indirekte Verbindung zwischen dem Hochdruckanschluss 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 Rotorplatte 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 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 ist der Regelkolben wahlweise insbesondere mittels eines Ventils entweder mit dem Arbeitsdruck des Arbeitsfluids oder mit einem Steuerdruck aus dem Steuerdruckanschluss beaufschlagbar.

Die 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 insbesondere 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 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 Wechsel von Zugbetrieb in den Schubbetrieb, der auch Saug- oder Pumpbetrieb genannt wird, verändert, insbesondere reduziert werden, um

insbesondere die Kavitationsgefahr im Saugbetrieb zu

reduzieren . Ein grosser Vorteil bei der volumenveränderbaren hydrostatischen Kreiskolbenmaschine ist, wie auch beim

Hydromotor gemäss der WO 2006/010471, die durchgehende Welle. Ist beispielsweise bei Fahrzeughöchstgeschwindigkeit trotz reduzierter Schluckmenge der Öldruckfluss zu gross, um im Pumpensaugbetrieb Kavitation zu vermeiden, bietet sich folgende Möglichkeit an: An der dem Abtrieb der Welle

entgegengesetzten Seite des Hydromotors kann eine von der durchgehenden Welle angetriebene Füllpumpe, beispielsweise als Zahnringpumpe, angebaut werden, die in ihrem

Saugverhalten keinen engen Grenzen unterliegt. Wird nun das Schluckvolumen dieser Füllpumpe pro Wellenumdrehung grösser ausgelegt als das kleinste Schluckvolumen des Hydromotors, ist sie in der Lage, diesen mit einem höheren Druck als

Atmosphärendruck zu befüllen. Dieser Fülldruck kann weit über dem Atmosphärendruck liegen, sodass in einem grossen

Geschwindigkeitsbereich des Fahrzeugs im Bremsmodus starke Unterdrücke und somit Kavitation im Hydromotor vermieden werden. Man spricht dann in diesem Falle in der

Hydrauliksprache von einem „geschlossenen Kreislauf".

Ebenfalls 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 Rotor-Aussendurchmesser .

Die 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.

Der erfindungsgemässe hydrostatische Antrieb wird nachfolgend anhand von in den Zeichnungen schematisch dargestellten konkreten Ausführungsbeispielen rein beispielhaft näher beschrieben.

Im Einzelnen zeigen:

Fig. la eine schematische Darstellung des hydraulischen

Antriebs für ein Kraftfahrzeug beim Betrieb des hydraulischen Antriebsmotors aus dem dritten Hochdruck-Hydraulik-Speicher und mittels der Flüssigkeits-Hydraulikpumpe befülltem ersten Hochdruck-Hydraulik-Speieher;

Fig. lb eine schematische Darstellung des hydraulischen

Antriebs für ein Kraftfahrzeug beim Betrieb des hydraulischen Antriebsmotors aus dem ersten Hochdruck-Hydraulik-Speicher und mittels der Flüssigkeits-Hydraulikpumpe befülltem zweiten

Hochdruck-Hydraulik-Speieher;

Fig. lc eine schematische Darstellung des hydraulischen

Antriebs für ein Kraftfahrzeug beim Betrieb des hydraulischen Antriebsmotors aus dem zweiten

Hochdruck-Hydraulik-Speicher und mittels der Flüssigkeits-Hydraulikpumpe befülltem dritten

Hochdruck-Hydraulik-Speieher; Fig. 2 eine schematische Darstellung eines hydraulischen Antriebsmotors mit einer Füllpumpe;

Fig. 3 eine schematische Draufsicht auf ein mit dem

hydraulischen Antrieb ausgestattetes Fahrzeug;

Fig. 4 einen Längsschnitt durch eine als Radmotor

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

Fig. 5 einen gleichen Längsschnitt in der Stellung der

Arbeits- und Verstellorgane bei minimaler

Schluckmenge pro Wellenumdrehung;

Fig. 6 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;

Fig. 7 einen Querschnitt entlang der Schnittlinie B-B der

Figur 4, 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;

Fig. 8 einen Querschnitt entlang der Schnittlinie C-C der

Figur 4, der die nicht axialbewegliche, jedoch zusammen mit dem Rotor eine Orbitbewegung

ausführende Rotorplatte, die von rechts unten nach links oben schraffiert ist, im Querschnitt darstellt ; Fig. 9 einen Längsschnitt durch den Radmotor im Bereich der erforderlichen Druckleitungen zur Beaufschlagung axial wirkender Ausgleichsflächen, die unter dem Arbeitsdruck stehen sollen;

Fig. 10 einen Längsschnitt durch den Radmotor im Bereich der erforderlichen Druckleitungen zur Beaufschlagung der als Regelkolben ausgebildeten Verstellorgane, die unter dem Steuerdruck stehen sollen; und

Fig. 11 einen Längsschnitt durch eine alternative

Aus führungs form 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.

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 .

In den Figuren la bis lc wird in einer schematischen

Darstellung eine mögliche Aus führungs form des hydraulischen Antriebs für ein Kraftfahrzeug abstrakt gezeigt. In der Figur 3 ist die Positionierung der Komponenten eines entsprechenden Antriebs in einem Kraftfahrzeug dargestellt. Die Figuren la, lb, lc und 3 werden daher im Folgenden gemeinsam beschrieben.

Der Antrieb umfasst einen Niederdruck-HydraulikSpeicher 111 in Form eines Druckbehälters zur Aufnahme einer Arbeitsflüssigkeit in Form eines Hydrauliköls sowie einen Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104 ebenfalls zur Aufnahme der Arbeitsflüssigkeit. Der Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104 ist in mehrere kleinere Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104a, 104b und 104c aufgeteilt. Diesen ist gemeinsam ein Druckspeicher 105 in Form einer Stickstoff-Flasche nachgeschaltet. Dieser Druckspeicher 105 dient zum Vorspannen des Hochdruck- Hydraulik-Speichers 104 mit Ausgleichsdruck. Die Hochdruck- Hydraulik-Speicher 104a, 104b und 104c sind vorzugsweise als Blasenspeicher oder Membranspeicher ausgebildet, wobei das

Gas bei Befüllen der Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104a, 104b und 104c mit der Arbeitsflüssigkeit in den unter Druck stehenden Druckspeicher 105 entweichen kann. Das Verhältnis des Gasdrucks des Druckspeichers 105 zwischen dem Höchstwert und dem Niedrigstwert weist vorzugsweise den Betrag 1.1 bis 1.25 auf .

Mittels eines Verbrennungsmotors 101, der als Benzin-,

Diesel-, Gas-, Stirling- oder sonstiger Motor ausgebildet sein kann, ist eine Flüssigkeits-Hydraulikpumpe 103

antreibbar. Diese Flüssigkeits-Hydraulikpumpe 103 ist in einer Druckverbindung zwischen dem Niederdruck-Hydraulik- Speicher 111 und dem Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104 zum Befüllen der kleineren Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104a, 104b und 104c mit der Arbeitsflüssigkeit unter Arbeitsdruck gegen den Ausgleichsdruck des Druckspeichers 105 angeordnet.

Mindestens ein hydraulischer Antriebsmotor 110, in Figur 3 vier hydraulische Antriebsmotoren 110, ist mit jeweils einem Antriebsrad 113 des Kraftfahrzeugs drehstarr gekoppelt. Im

Folgenden wird der Aufbau zur einfacheren Darstellung anhand eines einzigen hydraulischen Antriebsmotors 110 erläutert. Dieser hydraulische Antriebsmotor 110, die beispielsweise als hydrostatische Hochmoment-Kreiskolbenmaschine nach dem Orbitprinzip ausgebildet, weist ein in einem Verstellbereich stufenlos veränderbares Schluckvolumen pro Wellenumdrehung auf, wobei die spezifische Schluckmenge des hydraulischen Antriebsmotors 110 pro Wellenumdrehung in einem für den

Fahrzeugbetrieb ausreichenden Bereich stufenlos veränderbar ist. Der Antriebsmotor 110 besitzt einen Hochdruckanschluss 1, der in einer Vorwärts-Betriebsart D, wie in den Figuren la bis lc gezeigt, mit dem Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104, nämlich mit mindestens einem der kleineren Hochdruck- Hydraulik-Speicher 104a, 104b und 104c, verbunden ist. Ein

Niederdruckanschluss 70 des hydraulischen Antriebsmotors 110 ist in der Vorwärts-Betriebsart D mit dem Niederdruck- Hydraulik-Speicher 111 verbunden. Der Hochdruckanschluss 1 und der Niederdruckanschluss 70 sind mit einer Betriebsart-Umschalteinheit 108, die als ein

Wählschieber 108 in Form eines 4/3 Wegeventil ausgebildet ist, verbunden. Mittels dieses Wählschiebers 108 können die Ansteuerungen des Hochdruckanschlusses 1 und des

Niederdruckanschlusses 70 miteinander vertauscht werden. Der Wählschieber 108 ist in der Druckverbindung zwischen dem hydraulischen Antriebsmotor 110 und dem Hochdruck-Hydraulik- Speicher 104 sowie zwischen dem hydraulischen Antriebsmotor 110 und dem Niederdruck-Hydraulik-Speicher 111 angeordnet. In der in den Figuren dargestellten Vorwärts-Betriebsart D ist der Hochdruckanschluss 1 mit dem Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104 verbunden, wohingegen in einer Rückwärts-Betriebsart R der Hochdruckanschluss 1 mit dem Niederdruck-Hydraulik- Speicher 111 und der Niederdruckanschluss 70 mit dem

Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104 verbunden ist. Somit ist eine Richtungsumkehr möglich. In einer Rekuperations- Betriebsart B ist ebenfalls der Niederdruckanschluss 70 mit dem Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104 verbunden, wobei ein Rückschlagventil 122 ein Ansaugen des Arbeitsfluids von dem Niederdruck-Hydraulik-Speicher 111 an den Hochdruckanschluss 1 ermöglicht, wie in der Figur la erkennbar. In der

Rekuperations-Betriebsart B blockiert das 4/3 Wegeventil 108 die dortige Verbindung zwischen dem Hochdruckanschluss 1 und dem Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104 oder dem Niederdruck- Hydraulik-Speicher 111. Anstatt dessen überbrückt das

Rückschlagventil 122 das 4/3 Wegeventil 108, so dass das Arbeitsfluid von dem Niederdruck-Hydraulik-Speicher 111 zu dem Hochdruckanschluss 1 gesaugt werden kann. Alternativ ist es möglich, anstelle der Rekuperations-Betriebsart B die

Rückwärts-Betriebsart R für die Rekuperation zu verwenden.

In der Druckverbindung zwischen der Flüssigkeits- Hydraulikpumpe 103 und dem Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104 ist ein Leistungsschieber 118 angeordnet, mittels welchem die Flüssigkeits-Hydraulikpumpe 103 aus einem drucklosen Umlauf in einen Leistungsmodus mit hohem Arbeitsdruck umgeschaltet werden kann. In der Druckverbindung zwischen dem Hochdruck-Hydraulik- Speicher 104 und dem Wählschieber 108 befindet sich ein

Stromregler 109 in Form eines Stromventils, mittels welchem der vom Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104 durch den

hydraulischen Antriebsmotor 110 in den Niederdruck-Hydraulik- Speicher 111 fließende Mengenstrom des Arbeitsfluids zur

Regulierung des Abtriebs des Antriebsmotors 110 und somit des Antriebsrads 113 regulierbar ist. Das Stromventil 109 kann als Drosselventil oder bevorzugt als Stromregelventil

ausgebildet sein, mittels welchem der Volumenstrom auch bei Druckgefälle konstant einstellbar ist. Damit die Möglichkeit besteht, bei extremen Fahrleistungsanforderungen die maximale Leistung des Verbrennungsmotors abrufen zu können, sollte der Arbeitsflüssigkeits-Stromregler 109 groß genug ausgelegt werden oder durch ein parallel geschaltetes Umgehungs-Ventil, das auch als Bypass-Ventil bezeichnet wird (in den Figuren nicht dargestellt), ergänzt werden.

Weiters umfasst der Antrieb eine Steuervorrichtung 121 in Form einer elektronischen Steuereinheit. Diese steht mit der Betriebsart-Umschalteinheit 108 in derartiger

Steuerverbindung und ist derart ausgebildet, dass beim

Antreiben des Kraftfahrzeugs im Vorwärts-Zugbetrieb, also beim Drehmomentabgabe des Antriebsmotor 109, die Vorwärts- Betriebsart D und beim Verzögern des Kraftfahrzeugs im

Vorwärts-Schubbetrieb, insbesondere beim Bremsen, die

Rekuperations-Betriebsart B gewährt ist. Das Erfassen des Zugbetriebs und des Schubbetriebs kann beispielsweise mittels Sensoren am Brems- und Gaspedal erfolgen. Das Ansteuern der Betriebsart-Umschalteinheit 108, also des Wählschiebers kann elektrisch mittels elektrischer Aktoren geschehen. Alternativ ist eine mechanische, hydraulische oder pneumatische

Ansteuerung und/oder Steuervorrichtung möglich. In der

Rekuperations-Betriebsart B wirkt im Vorwärts-Schubbetrieb der hydraulische Antriebsmotor 110 als eine von dem

mindestens einen Antriebsrad 113 angetriebene Hydraulikpumpe. Das Arbeitsfluid wird von dem Niederdruck-Hydraulik-Speicher 111 über das Rückschlagventil 122 und den Hochdruckanschluss 1 zum Niederdruckanschluss 70 in den Hochdruck-Hydraulik- Speicher 104 gepumpt. Die kinetische Energie des

Kraftfahrzeugs wird somit in potentielle Energie in Form einer Komprimierung des Arbeitsfluids im Hochdruck-Hydraulik- Speicher 104 umgewandelt und kann zu einem späteren Zeitpunkt zum Antreiben des Fahrzeugs in der Vorwärts-Betriebsart D genutzt werden. Somit ist eine rekuperative Bremsenergie- Nutzung möglich.

Der hydraulische Antriebsmotor 110 weist eine durchgehende Antriebswelle 11 auf, wie in der Figur 2 schematisch dargestellt. Auf der durchgehenden Antriebswelle 11 des hydraulischen Antriebsmotors 110 ist eine Füllpumpe 114 angeordnet, die in Richtung zum mindestens einen

hydraulischen Antriebsmotor 110 pumpt und von diesem direkt angetrieben wird. Die Füllpumpe 114 befindet sich im

Saugstrang zwischen dem Niederdruck-Hydraulik-Speicher 111 und dem Hochdruckanschluss 1 des hydraulischen Antriebsmotors 110. In der Rekuperations-Betriebsart B wird mittels der Füllpumpe 114 ein allzu starker Unterdruck am

Hochdruckanschluss 1 und somit die Gefahr von Kavitation im Antriebsmotor 110 vermieden. Die spezifische Schluckmenge der Füllpumpe 114 pro Wellenumdrehung ist wesentlich größer als die kleinste mögliche Schluckmenge des hydraulischen

Antriebsmotors 110 pro Wellenumdrehung. Vorzugsweise ist die spezifische Schluckmenge der Füllpumpe 114 etwa gleich der halben maximalen spezifischen Schluckmenge des hydraulischen Antriebsmotors 110 pro Wellenumdrehung.

In der Druckverbindung zwischen den mehreren kleineren

Hochdruck-Hydraulik-Speichern 104a, 104b, 104c, dem

Arbeitsflüssigkeits-Stromregler 109 und der Flüssigkeits- Hydraulikpumpe 103 ist eine Ventilanordnung 115, 116 und 117 in Form dreier 5/4 Wegeventile angeordnet. Mittels dieser Ventilanordnung 115, 116 und 117 ist zwischen einer der

Anzahl der mehreren kleineren Hochdruck-Hydraulik-Speichern 104a, 104b, 104c entsprechenden Anzahl an Schaltzuständen umschaltbar. Da im Ausführungsbeispiel drei kleinere

Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104a, 104b, 104c vorgesehen sind, existieren drei Schaltzustände, die in den Figuren la, lb und lc gezeigt sind. In jedem der drei Schaltzustände ist einer der drei kleineren Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104a, 104b oder 104c ausschließlich mit der Flüssigkeits- Hydraulikpumpe 103 zum Befüllen des jeweiligen Hochdruck- Hydraulik-Speichers verbunden, während ein anderer der drei kleineren Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104a, 104b oder 104c ausschließlich mit dem hydraulischen Antriebsmotor 110 zum Entleeren des jeweiligen Hochdruck-Hydraulik-Speichers und somit zum Energieabgabe an den Antriebsmotor 110 verbunden ist. Somit sind die mehreren kleineren Hochdruck-Hydraulik- Speicher 104a, 104b und 104c wechselweise befüllbar und entleerbar, wobei sie jeweils voneinander entkoppelt entweder befüllt oder entleert werden, jedoch keiner gleichzeitig befüllt und entleert wird.

In Figur la ist das erste Wegeventil 115 derart geschaltet, dass der erste kleineren Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104a mittels der Flüssigkeits-Hydraulikpumpe 103 befüllt werden kann, wie anhand des Rautenmusters veranschaulicht. Die

Verbindung zwischen dem erste kleineren Hochdruck-Hydraulik- Speicher 104a und dem Arbeitsflüssigkeits-Stromregler 109 und somit dem hydraulischen Antriebsmotor 110 ist jedoch

blockiert. Hingegen verhält es sich bei dem dritten kleineren Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104c umgekehrt. Dieser ist mit dem hydraulischen Antriebsmotor 110 verbunden und treibt diesen an, wie anhand des Horizontalstrichmusters gezeigt, ohne mit der Flüssigkeits-Hydraulikpumpe 103 verbunden zu sein. Der zweite kleinere Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104b ist blockiert.

In Figur lb ist das zweite Wegeventil 116 jedoch derart geschaltet, dass der zweite kleineren Hochdruck-Hydraulik- Speicher 104b mittels der Flüssigkeits-Hydraulikpumpe 103 befüllt werden kann, wie anhand des Rautenmusters

veranschaulicht. Die Verbindung zwischen dem zweitem kleiner Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104b und dem

Arbeitsflüssigkeits-Stromregler 109 und somit dem

hydraulischen Antriebsmotor 110 ist blockiert. Der erste kleinere Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104a ist mit dem hydraulischen Antriebsmotor 110 verbunden und treibt diesen an, wie anhand des Horizontalstrichmusters gezeigt, ohne mit der Flüssigkeits-Hydraulikpumpe 103 verbunden zu sein. Der dritte kleinere Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104c wird weder befüllt, noch entleert.

Figur lc zeigt den umgekehrten Fall aus Figur la. Das dritte Wegeventil 117 ist derart geschaltet, dass der dritte

kleinere Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104c von der

Flüssigkeits-Hydraulikpumpe 103 befüllt wird, wie ebenfalls anhand des Rautenmusters gezeigt. Die Verbindung zwischen dem dritten kleineren Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104c und dem Arbeitsflüssigkeits-Stromregler 109 ist jedoch unterbrochen. Der zweite kleinere Hochdruck-Hydraulik-Speicher 104b ist mit dem hydraulischen Antriebsmotor 110 verbunden und treibt diesen an, wie ebenfalls anhand des Horizontalstrichmusters gezeigt, ohne mit der Flüssigkeits-Hydraulikpumpe 103 verbunden zu sein. Der erste kleinere Hochdruck-Hydraulik- Speicher 104a ist weggeschaltet.

Im Folgenden wird eine bevorzugte, als nach dem Orbitprinzip arbeitende, volumenveränderbare hydrostatische Hochmoment- Kreiskolbenmaschine anhand der Figuren 4 bis 11 beschrieben. Diese Figuren zeigen teilweise eine einzige Ausführung in unterschiedlichen Ansichten mit vereinzelt unterschiedlichem Detaillierungsgrad, weshalb diese Figuren zum Teil gemeinsam erläutert werden. Es wird auf bereits in vorangegangenen Figuren genannte Merkmale und Bezugszeichen verwiesen.

Der unter Arbeitsdruck stehende Volumenstrom der

Arbeitsflüssigkeit in Form eines Arbeitsfluids wird

beispielsweise bei Vorwärtsfahrt des in Figur 4 dargestellten Radmotors einem Hochdruckanschluss 1 eines Ein- und

Auslassteil 53 im Gehäuse 19 zugeführt, sodass ein mit dem Hochdruckanschluss 1 verbundener äusserer Ringraum 2 um ein scheibenförmiges Drehventil 3 mit Druck beaufschlagt wird, wie in Figur 4 gezeigt. Das scheibenförmige Drehventil 3 ist um eine Wellenachse 50 einer Welle 11 zentrisch drehbar und zur Welle 11 zentrisch laufend gelagert. Durch die

Kommutierung des Drehventils 3 fliesst das Arbeitsfluid durch Fenster 7 in ein Leistungsteil 51.

Wie in Figur 6 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 als Kreiskolben 8 ausgebildeten Rotor mit einer teilweise in die Stator-Innenverzahnung 13 eingreifenden Rotor-Aussenverzahnung 12 mit einer Zähnezahl c=ll, einer Rotor-Innenverzahnung 9 mit einer Zähnezahl b=14 und einem Rotor-Aussendurchmesser 68. Ausserdem umfasst das Leistungsteil 51 die zentrisch um die Wellenachse 50 drehbar gelagerte Welle 11 mit einer teilweise in die Rotor- 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 Rotor- 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 Hochdruckanschluss 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 m 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 4, 5 und 10 ersichtlich. Vorzugsweise ist der Drehventil- Aussendurchmesser 69 um den Faktor 1,3 bis 1,5 grösser ist als der Rotor-Aussendurchmesser 68.

Da das Drehventil 3 zusammen mit Fenstern 7 dafür sorgt, dass z.B. in der Figur 6 nur der erste Teil 6a der Zahnkammern 6 links der Achsabstandlinie D-D mit Arbeitsdruck beaufschlagt wird, dreht sich der Kreiskolben 8 in Figur 6 im

Uhrzeigersinn unter Abgabe seines Drehmoments über die Rotor- 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 6 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-Aussenverzahlung 59 mit einer Zähnezahl y. Die Exzenter-Innenverzahnung 58 kämmt mit einer zweiten Wellenaussenverzahnung 60 der Welle 11 mit einer Zähnezahl w. Die Exzenter-Aussenverzahlung 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 Rotor- Aussenverzahnung 12 und der Stator-Innenverzahnung 13 ist. In der Figur 6 ist die Stator-Innenverzahnung in der Form von Rollen 13 gezeigt, was eine besonders vorteilhafte Ausbildung dieser Zahnform mit gravierenden Vorzügen darstellt.

Der Kreiskolben 8 ist mit seiner Rotor-Innenverzahnung 9 auf der ersten Wellen-Aussenverzahnung 10 relativ zur Welle 11 und mit seiner Rotor-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 Rotorplatte 17 und einer axial beweglichen Statorplatte 14 angeordnet. Sie werden durch die Rotorplatte 17 und die Statorplatte 14 axial begrenzt und abgedichtet. Die Rotorplatte 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 7 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 4 erkennbar, ist die Breite des

Zahneingriffs zwischen der Rotor-Aussenverzahnung 12 und der Stator-Innenverzahnung 13 besonders voluminös, so dass dementsprechend ein grosses Schluckvolumen pro Rotorumdrehung 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 5 befindet sich die Statorplatte 14 m ihrer linken Grenzlage. Die Regelfedern 16 sind weitgehend entspannt, entsprechend einem niedrigen Druck in den Zahnkammern 6. Die effektive Breite des Zahneingriffs zwischen der Rotor- 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 4. Der Übergang von der maximalen

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

Regelung der Schluckmenge möglich ist.

In dem Antriebsmotor 110 ist somit der das Schluckvolumen verändernde Ausgleichskolben 15a mit Regelfeder 16 derart angeordnet, dass bei schwankendem Arbeitsdruck das an das Antriebsrad 113 abgegebene Drehmoment automatisch konstant gehalten wird.

Die Verschliessung der Zahnkammern 6 nach links in den

Figuren 4 und 5 erfolgt durch die Rotorplatte 17. Diese besitzt eine Rotorplatten-Innenverzahnung 18, die exakt der Rotor-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 Rotor darin axial

verschieblich ist. Diese Rotorplatte 17 muss somit die

Orbitbewegung des Rotors 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 Rotorplatte 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

Rotorplatte 17 entsprechende freie Beweglichkeit in radialer Richtung und in Umfangsrichtung vorgesehen.

Figur 8 zeigt einen Querschnitt durch die axiale Mitte dieser Rotorplatte 17, in die radial von aussen eine Nut 20

eingestochen ist, damit das durch die Orbitbewegung der

Rotorplatte 17 zwischen einem Gehäusering 21 verdrängte zähflüssige Arbeitsfluid nicht zu grosse Quetschverluste erzeugt . Die Verstellorgane 22 sind, wie in den Figuren 4 und 5 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 4 und 5 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 Rotor- 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

Rotorplatte 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 Rotor-Innenverzahnung 9 und der ersten Wellen-Aussenverzahnung 10 so lang wie möglich

auszuführen.

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 9 sind Kanäle 71 gezeigt, in denen der

Arbeitsdruck vom Hochdruckanschluss 1 zum Ausgleichskolben 15a, zum Ausgleichszylinder 15b und zu einem

Ausgleichsdruckfeld 23 für die Rotorplatte 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 4 und 5 gezeigt, besteht in einer ersten Aus führungs form der Erfindung eine derartige direkte oder indirekte Verbindung zwischen dem Hochdruckanschluss 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 4

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 10 gezeigten Aus führungs form 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 10 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 Hochdruckanschluss 1 verbunden, dann arbeitet der Motor automatisch als

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

Arbeitsdruck am Hochdruckanschluss 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

Hochdruckanschluss 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.

Für die Steuerung der stufenlos veränderbaren Schluckmenge pro Wellenumdrehung des Antriebsmotors 110 kann hierzu ein elektronisch betätigtes Magnet-Zweikanten-Steuerventil vorgesehen sein, mittels welchem beispielsweise der

Steuerdruck am Steuerdruckanschluss 67 steuerbar ist.

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 11 ist eine alternative Aus führungs form 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 Rotorplatte 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 4 und Figur 5 wird dieser nur etwa um 16% länger. Die restlichen Merkmale entsprechen den Merkmalen des vorangegangenen

Ausführungsbeispiels, auf welches hiermit verwiesen sei.

Die Erfindung ist selbstverständlich nicht auf die hier in den Zeichnungen schematisch dargestellten und erläuterten Ausführungsbeispiele beschränkt.