Hydraulisches Axialkolbenmaschinenaggregat. Die Erfindung bezieht sich auf hydrau lische Axialkolbenmaschinenaggr egate, die als hydraulische Pumpe oder als hydraulischer Motor oder als hydraulisches stufenloses Ge triebe Verwendung finden können.
Beispielsweise bezieht sich die Erfindung auf an sich bekannte hydraulische Axialkol- benmaschinen, bei denen, fest angestellt oder zum Anstellen schwenkbar, Axialkolbentrom- meln drehbar vorgesehen sind, deren Kolben über kardanisch oder kugelig angelenkte Pleuel mit einem Wellenflansch einer An triebs- bzw. Abtriebswelle zusammenarbeiten.
Bei den bisher bekannten Ausführungen sind die Axialkräfte der Trommel auf der Steuerseite hydraulisch ausgeglichen, jedoch müssen die Axialkräfte auf den Wellen flansch über ein Axialkugellager aufgenom men werden.
Mit Rücksicht auf die Lebensdauer dieser Lager können die Arbeitsdrücke im Dauer betrieb nicht so hoch getrieben werden, wie es vom Gesichtspunkt eines möglichst guten Wir kungsgrades aus erwünscht wäre. Dadurch werden die durch die Zentrifugalkraft der Kolben ausgeübten Reibungskräfte auf die hin und her gehenden Kolben im Vergleich zu den hydraulischen Kolbenkräften verhält nismässig gross, so dass der Wirkungsgrad dem entsprechend herabgedrückt wird.
Die ver hältnismässig kleinen Drücke bedingen aber auch verhältnismässig grosse Aggregate bei verhältnismässig grossem Flüssigkeitsumlauf, Alles in allem wird dadurch der Wirkungs grad sehr nachteilig beeinflusst.
Unabhängig davon werden aber trotz des an und für sich sehr kleinen Reibungskoeffi zienten der Kugellager bei den hier in Frage kommenden kleinen Anstellwinkeln dergolben- trommeln auch die Reibungsmomente der La ger im Verhältnis zu dem aus den Axialkräf- ten der Kolben resultierenden wirksamen Mo inent auf die An- oder Abtriebs-welle derartig gross, da.ss auch von dieser Seite her der Wir kungsgrad sehr nachteilig beeinträchtigt wird.
Um den Wirkungsgrad höher treiben zu können, wird beim Erfindungsgegenstand mindestens ein Paar Kolbentrommeln vor gesehen, deren Kolben in bezug auf die auf tretenden Axialkomponenten der Kolben kräfte entgegengesetzt zueinander liegen und mit einer gemeinsamen Welle zusammenwir ken, und gemäss- der Erfindung werden die beiden Kolbentrommeln so zueinander ange ordnet und so gesteuert, dass sich Betriebs zustände ergeben,
bei denen sich die an der Welle wirkenden axialen Kolbenkraftkompo- nenten kraft- und momentanmässig gegensei tig ganz oder nahezu ganz aufheben; ferner wird mindestens eine Kolbentrommel hohl aus gebildet und die Welle durch diese Trommel hindurchgeführt.
. Bei dieser Anordnung wirken auf die La der der Welle bei besagten Betriebszuständen praktisch lediglich Radialkomponenten bzw. nur Radialkräfte, die von der Erzeugung des Drehmomentes der Welle herrühren.
Bei der vorgeschlagenen Anordnung kön nen grössere und teuere Axiallager wegfallen. Ausserdem kann ohne Rücksicht auf die sonst durch die grossen Axialkräfte beschränkte Lebensdauer dieser Lager bei der vorliegen den Anordnung der Arbeitsdruck auch im Dauerbetrieb hochgehalten werden,
so dass bei spielsweise bei ÜbertragLing einer konstanten Leistung von einer Pumpe auf einen Motor mit grossem Drehzahlbereich der Motor bis auf den kleinsten Anstellwinkel der Motor trommeln (kleinste Untersetzung oder über- setzung) bei konstant hohem Druck mit bestem Wirkiungsgrad arbeitet,
bei gleichzei tig kleinstmöglicher Baugrösse der Piunpe mit möglichst konstanter grösster Anstellung der Pumpenkolbentrommeln.
Ein aus Kolbentrommelpaaren der vorlie genden Art aufgebautes hydraulisches Ge triebe kann, wenn ein veränderliches Unter- setzungsverhältnis gewünscht wird, aus einem verstellbaren Piunpenaggregat und einem ver stellbaren Motoraggregat, aus einem verstell baren Pumpenaggregat und einem fest ange stellten Motoraggregat oder aus einem fest angestellten Pinnpenaggregat und einem ver stellbaren Motoraggregat aufgebaut werden.
Im ersten Falle erfolgt die Veränderung des Untersetzungsverhältnisses nacheinander oder gleichzeitig durch Verstellung des Pumpen- und des Motoraggregates. Im zweiten Falle wird nur das Piunpenaggregat, im dritten Falle nur das Motoraggregat verstellt.
In der Zeichnung sind einige Ausführungs- beispiele der Erfindung dargestellt.
Fig.1 stellt einen Schnitt durch ein Pum pen- bzw. Motoraggxegat gemäss der Erfin dung dar. Die Antriebs- bzw. Abtriebswelle 1 ist in den Lagern 2 im Aggregatgehäuse 3 gelagert. Der Pleuelflanschträger 6 ist zwi schen den beiden Kolbentrommeln 19 und 20 angeordnet. Er ist mittels der Lager 7 und 8 im Aggregatgehäuse 3 drehbar gelagert und trägt an seinen Enden die aufgekeilten und mit den Muttern 13 und 14 festgeschraubten Wellenflansche 9 und 10 sowie die Halteringe 11 und 12.
Die Pleuel 15 und 16 sind in den von den Wellenflanschen und Halteringen ge bildeten Kugelpfannen kardanisch beweglich festgehalten und an ihrem kolbenseitigen Ende an den Kugelpfannen der Kolben 17 bzw. 18 gelagert.
Die Kolbentrommeln 19 und 20 sind hohl ausgebildet und im Gehäuse 3, spiegelbildlich zu einer Ebene senkrecht zur Pleuelflansch- welle 1, 6, drehbar gelagert.
Die Arbeitsflüssigkeit wird durch die nie renförmig ausgebildeten Steuernuten 21, 22, 23 und 24 und in Verbindung mit den am Ende jeder Kolbenbohrung angebrachten Durchbrüchen in bekannter Art und Weise gesteuert.
Der An- bzw. Abtrieb erfolgt durch die durch die hohl ausgebildete Trommel 19 hin durchlaufende Welle 1, die an ihrem rechten Ende mit einem Keilwellenprofil in entspre chende Nuten des Pleuelflanschträgers 6 ein greift Lind an ihrem linken Ende im Gleitlager 2 im Gehäuse 3 gelagert ist. Die Steuernuten 21 und 22 sowie 23 und 24 stehen mit nicht gezeichneten Kanälen gegenseitig in Verbin dung, von denen einer wiederum an eine Druckleitung, der andere an eine Saugleitung anzuschliessen ist.
Die in der Figur fest angestellt gezeich neten Kolbentrommeln könnten in bekannter Art und Weise anstatt direkt am Gehäuse auf entsprechenden Schwenkkörpern drehbar ab gestützt sein, so dass sich ihre Anstellung von einem negativen bis zu einem positiven An stellwinkel verändern lässt.
Die Verstellung kann in einer bekannten Art und Weise erfolgen, sei es von Hand über einen Hebel oder über ein Handrad mittels eines Gestänges oder einer Spindel, über ein Kegel- oder Schneckengetriebe, oder hydrau lisch von einem Kolben aus über ein Gestänge oder dergleichen mehr, wobei die Beaufschla- gung des Kolbens selbsttätig von einem Regler aus steuerbar sein kann.
Fig.2 zeigt ein Ausführungsbeispiel im Schnitt, bei dem. die spiegelbildlich angeord neten Trommeln 19 und 20 hohl ausgebildet sind und die Pleuelflanschwelle 1, bestehend ans den Hohlwellen 6 und 6', durch beide Trommeln hindurchläuft und in den Lagern 7 und 8 rechts und links von den Kolbentrom meln im Gehäuse gelagert ist, so class sie als Treib- oder Abtriebswelle dienen kann.
In dem Ausführungsbeispiel ist für beide Einzelaggregate ausserdem nur ein Wellen flansch 9 vorgesehen, der auf seinen beiden Seiten zusammen mit den Halteringen 11 und 1 2 Kugelpfannen zur Lagerung der Pleuel 15 und 16 bildet. Mittels der Schrauben 13 sind die Hohlwellen 6 und 6', der Wellenflansch 9 sowie die Halteringe 11 und 12 zu einem Gan zen zusammengeschraubt.
Diese Ausbildung des Pleuelwellenflan- sches eignet sich bei spiegelbildlicher Anord nung insbesondere für feste Anstellung der Kolbentrommeln. Bei schwenkbar ausgeführ ten Kolbentrommeln wird bei gleicher Ausbil dung der Pleuelflanschwelle statt eines Pleuel- flansches ein zweiter- mit vorgesehen, der zweckmässig einen ganzen Durchmesser der Schwenkachslagerung von dem ersten entfernt liegt.
Es versteht sich von selbst, dass bei hohlen Kolbentrommeln mit durchgehender Welle die Kolbentrommeln, spiegelbildlich angeord net, natürlich auch zwischen den Pleuelflan- schen liegen können, das heisst also, dass die Kolbenkräfte auch umgekehrt wie in den ge zeichneten Beispielen wirken können. Die auszugleichenden Axialkomponenten wirken dann auf die durchgehende Welle als Zug kräfte, die sich ebenfalls nach aussen hin gegenseitig aufheben.
In diesem Falle wird die durchgehende Welle dann zweckmässig aus Biegesteifigkeits- oder aus Biegeschwingungs- gründen, aber auch aus Festigkeitsgründen noch durch ein drittes Lager zwischen den Kolbentrommeln unterstützt. Die Welle kann dabei auch aus zwei Stücken bestehen, die dreh- und zugfest verbunden sein können.
Wie schon zum Ausdruck gebracht, kön nen in allen Beispielen die Trommeln fest an gestellt oder mit bekannten Mitteln schwenk bar ausgeführt sein. Wesentlich ist, dass sich Betriebzustände ergeben, bei denen die an der Welle wirkenden Axialkomponenten der Kolbenkräfte der Kolbentrommeln sich kraft- und momentmässig wenigstens annähernd auf heben und dadurch von etwaigen Axialdruck- lagern der Welle möglichst ferngehalten wer den,
so dass die durch sie verursachten Ver luste durch Axialkugellagerbelastung mög lichst verschwinden und die Arbeitsdrücke ohne Rüeksicht auf die sonst durch die ziem lich hohe Axialbelastung der Lager be schränkte Lebensdauer aus Wirkungsgrad- und Gewichtsgründen auch im Dauerbetrieb erhöht werden können.
Arbeitet ein derartiges Pumpenaggregat auf ein derartiges Motoraggregat, so dürfte wohl klar sein, däss sich damit stufenlos ein stellbare Getriebe kleinster Abmessungen bei bestem Wirkungsgrad, selbst bei grössten Un- tersetzungsbereichen, ergeben. Z ,eckmässig wird hierbei die Pumpe so dimensioniert, dass sie bei vollem Anstellwin- kel mit höchstem Druck die volle zu übertra gende Leistung aufnimmt und lediglich zum Anfahren verstellt wird.
Das Motoraggregat wird demgegenüber zweckmässig so dimensio niert, dass es, konstante Antriebs- bzw. Ab triebsleistung vorausgesetzt, bei vollem An stellwinkel und dem gleichen Druck wie die Pumpe, das grösste erwünschte Untersetzungs- moment bei der dazugehörigen kleinsten Un- . tersetzungsdrehzahl abgibt und eine Verrin gerung der Untersetzung durch Erniedrigung des Kolbentrommelanstellwinkels des Motor aggregates allein erreicht wird.
Gemäss einer besonderen Ausführungsform der Erfindung, bei der eine der beiden Kol bentrommeln schwenkbar und die andere fest angestellt ist, ist die nicht schwenkbare Kol bentrommel achsparallel und konzentrisch zur Welle angeordnet. Diese achsparallel und kon zentrisch zur Wellenachse angeordnete zweite Trommel ist spiegelbildlich zu der ersten Trommel, wenn sich diese in der Nullage be findet, angeordnet und als drehbar gelagerte Hohltrommel ausgebildet, so dass der An- bzw. Abtrieb durch sie hindurch über eine Welle mit möglichst grossem Durchmesser, erfolgen kann.
In diesem Fall sind für die zweite Trom mel kardanisch oder kugelig angelenkte Pleuel zwischen den Kolben und dem zugehörigen Wellenflansch nicht erforderlich, da die Achse der zweiten Kolbentrommel immer gleichach sig zur Achse dieses Wellenflansches und da mit der Antriebswelle bleibt, so dass die Kol ben der zweiten Trommel direkt 'bzw. unmit telbar auf diesen Wellenflansch drücken kön nen. Ihre Enden können demgemäss eben oder leicht ballig ausgebildet sein.
Da die Kolben dieser Trommel dabei keine hin und her gehenden Bewegungen ausführen müssen, können sie zusammen mit ihrer Kol bentrommel verhältnismässig kurz ausgeführt werden. Da anderseits die Welle in zwei La gern gelagert sein muss, deren Abstand zweck mässig nicht zu klein ausgeführt sein soll, ist es für diese Anordnung vorteilhaft, die bei den Wellenflansche zwar zwischen den beiden Kolbentrommeln, jedoch zu beiden Seiten eines der beiden Wellenlager anzuordnen und die zweite Trommel zwischen den beiden Lagern der Welle auf dieser zu lagern.
Da der Ausgleich der Axialkomponenten der Kolbenkräfte in dem Falle einer schwenk baren ersten und einer fest angestellten zwei ten Trommel nur für einen bestimmten An stellwinkel der schwenkbaren Trommel voll kommen möglich ist, wird für die Zusammen arbeit zweier, je eine schwenkbar und eine fest angestellte Kolbentrommel besitzender Aggre gate als stufenlos einstellbares Untersetzungs- getriebe vorgeschlagen, die Kolbenflächen der Kolben der fest angestellten Kolbentrommeln so zu dimensionieren,
dass die zur Welle parallelen Komponenten der hydraulischen Kräfte der Kolben der schwenkbaren Kolben trommel im Motoraggregat bei einer im un tern Bereich liegenden Schluckfähigkeit der schwenkbaren Trommel und im Pumpenaggre gat bei einer im obern Bereich liegenden För dermenge der schwenkbaren Kolbentrommel pro Umdrehung vollkommen ausgeglichen werden.
In Fig.3 ist ein Ausführungsbeispiel im Schnitt dargestellt. Die Welle 1 ist mittels des Radiaglagers 8 lind des Rollenlagers 7 im Aggregatgehäuse 3 axial fixiert und drehbar gelagert. An ihrem rechten Ende ist sie zu einem Wellenflansch 10 erweitert. Die Pleuel 16 der ersten Trommel 20 sind in den vom Wellenflansch 10 und dem auf ihn aufge schraubten Haltering 12 gebildeten Kugel pfannen kardanisch beweglich festgehalten und an ihrem kolbenseitigen Ende in den Kugelpfannen der Kolben 18 gelagert.
Die Kolbentrommel 20 ist auf der Steuerfläche des um eine zur Welle senkrechte Achse schwenkbaren Schwenkkörpers 30 drehbar ge lagert.
Die Steuerfläche ist in bekannter Art und Weise mit nierenförmig ausgebildeten Steuer nuten 23 und 24 versehen. Die Kolbentrom mel 20 ist ihrerseits an der Rückseite durch bohrt bzw. durchbrochen. Die Steuernuten sind in bekannter Weise so dimensioniert, dass die Trommel durch die Endflächen der Kol benbohrungen nur so stark auf die Steuer fläche gedrückt wird, dass sie eben dichtet, sich im übrigen jedoch möglichst leicht dre hen lässt.
Die Steuernuten 23 bzw. 24 stehen über in der Figur nicht gezeichnete Kanäle im Schwenkkörper sowie über Bohrungen in den Schwenkzapfen des Schwenkkörpers und über Bohrungen und Kanäle im Gehäuse 3 in be kannter, hier nicht näher besehriebener Weise mit den ebenfalls nierenförmig ausgebildeten Steuernuten 21 und 22 im Gehäuse 3 in Ver bindung, auf dessen Steuerfläche die hohl ausgebildete Kolbentrommel 19 axial leicht angedrückt wird. Die Steuernuten 21 und 22 sind zu diesem Zwecke gegenüber den Kol bendurchmessern in bekannter Weise entspre chend dimensioniert.
Die Kolbentrommel 19 ist auf der Steuer nutenseite wie die Trommel 20 mit Durch brüchen versehen. Auf ihrer andern Seite drücken ihre Kolben 17 über den auf der Welle 1 aufgekeilten und mittels der Ring mutter 14 festgeschraubten Flanschring 9 gegen den innern Lagerring des Lagers 8, um das Lager axial und momentenmässig zu ent lasten, Die Xolhentrommel 19 ist schliesslich axial leicht verschiebbar mit weitem Sitz auf der Welle 1 gelagert. Sie wird von dieser über einen nicht gezeichneten Keil oder Bolzen mit gedreht, so dass ihre Kolben gegenüber den Pleueln 16 umdrehungsmässig fixiert sind.
Das in der Fig. 3 gezeichnete Radiaxlager 8 kann natürlich auch an Stelle des Rollenlagers 7 und umgekehrt angeordnet sein, in wel chem Fall dann der Flanschring 9 gegen eine Schulter der Welle 1 direkt drückt. Das Rol lenlager ist dabei zweckmässig ohne Innenring- ausgeführt, so dass seine Rollen also direkt auf der dann gebohrten und geschliffenen Welle laufen. Diese Anordnung hat kräfte mässig und durchmessermässig Vorteile, da da bei die Schwenkaehslagerung näher an die Aggregatsachse herangerückt werden kann.
Hydraulic axial piston machine unit. The invention relates to hydraulic axial piston machine units that can be used as a hydraulic pump or as a hydraulic motor or as a hydraulic continuously variable transmission.
For example, the invention relates to hydraulic axial piston machines known per se, in which, fixed or pivotable, axial piston drums are provided rotatably, the pistons of which cooperate with a shaft flange of a drive or output shaft via cardanic or spherical connecting rods .
In the previously known designs, the axial forces of the drum on the control side are hydraulically balanced, but the axial forces on the shaft flange must be aufgenom men via an axial ball bearing.
With regard to the service life of these camps, the working pressures in continuous operation cannot be driven as high as would be desired from the point of view of the best possible degree of efficiency. As a result, the frictional forces exerted by the centrifugal force of the pistons on the reciprocating pistons are relatively large compared to the hydraulic piston forces, so that the efficiency is correspondingly reduced.
The relatively small pressures also require relatively large aggregates with a relatively large fluid circulation. All in all, this has a very negative effect on the degree of efficiency.
Regardless of this, however, despite the actually very small coefficient of friction of the ball bearings, the friction torques of the bearings in relation to the effective torque resulting from the axial forces of the pistons at the small angles of attack of the piston drums The input or output shaft is so large that the efficiency is adversely affected from this side as well.
In order to be able to drive the efficiency higher, at least one pair of piston drums is seen in the subject matter of the invention, the pistons of which are opposite to each other in relation to the axial components of the piston occurring and cooperate with a common shaft, and according to the invention, the two piston drums so arranged to each other and controlled in such a way that operating states arise,
in which the axial piston force components acting on the shaft completely or almost completely cancel each other out in terms of force and momentum; Furthermore, at least one piston drum is formed from hollow and the shaft is passed through this drum.
. With this arrangement, only radial components or only radial forces, which result from the generation of the torque of the shaft, act on the shafts of the shaft in said operating states.
In the proposed arrangement, larger and more expensive axial bearings can be omitted. In addition, regardless of the otherwise limited service life of these bearings due to the large axial forces, the working pressure can also be kept high in continuous operation with the existing arrangement.
so that, for example, when a constant power is transferred from a pump to a motor with a large speed range, the motor drums down to the smallest angle of attack of the motor (smallest reduction or transmission) at constant high pressure with the best efficiency,
while at the same time the smallest possible size of the pin with the greatest possible constant pitch of the pump piston drums.
A hydraulic transmission built up from piston drum pairs of the present type can, if a variable reduction ratio is desired, from an adjustable pin unit and an adjustable motor unit, from an adjustable pump unit and a fixed motor unit or from a fixed pin unit and an adjustable motor unit can be built.
In the first case, the reduction ratio is changed one after the other or simultaneously by adjusting the pump and motor units. In the second case only the Piunpen unit is adjusted, in the third case only the motor unit.
Some exemplary embodiments of the invention are shown in the drawing.
Fig.1 shows a section through a Pum pen- or Motoraggxegat according to the inven tion. The drive or output shaft 1 is mounted in the bearings 2 in the unit housing 3. The connecting rod flange 6 is arranged between tween the two piston drums 19 and 20. It is rotatably mounted in the unit housing 3 by means of the bearings 7 and 8 and carries at its ends the wedged shaft flanges 9 and 10 and the retaining rings 11 and 12, which are screwed on with the nuts 13 and 14.
The connecting rods 15 and 16 are gimbaled in the ball sockets formed by the shaft flanges and retaining rings and mounted at their piston end on the ball sockets of the pistons 17 and 18, respectively.
The piston drums 19 and 20 are hollow and are rotatably mounted in the housing 3, mirror-inverted to a plane perpendicular to the connecting rod flange shaft 1, 6.
The working fluid is controlled in a known manner by the control grooves 21, 22, 23 and 24, which are never designed in the shape of a renal, and in connection with the openings provided at the end of each piston bore.
The drive or output takes place through the shaft 1 running through the hollow drum 19, which engages at its right end with a spline in corresponding grooves of the connecting rod flange carrier 6 and is mounted at its left end in the plain bearing 2 in the housing 3 . The control grooves 21 and 22 and 23 and 24 are mutually connected with channels not shown, one of which is to be connected to a pressure line and the other to a suction line.
The plunger drums permanently employed in the figure could be rotatably supported in a known manner instead of directly on the housing on corresponding swivel bodies, so that their employment can be changed from a negative to a positive angle.
The adjustment can take place in a known manner, be it by hand using a lever or a hand wheel by means of a linkage or a spindle, via a bevel or worm gear, or hydraulically from a piston via a linkage or the like, it being possible for the application of the piston to be controlled automatically by a controller.
Fig.2 shows an embodiment in section in which. the mirror image angeord designated drums 19 and 20 are hollow and the connecting rod flange shaft 1, consisting of the hollow shafts 6 and 6 ', runs through both drums and is stored in the bearings 7 and 8 to the right and left of the piston drum in the housing, so class it can serve as a drive or output shaft.
In the exemplary embodiment, only one shaft flange 9 is provided for both individual units, which forms 2 ball sockets for mounting the connecting rods 15 and 16 on both sides together with the retaining rings 11 and 1. By means of the screws 13, the hollow shafts 6 and 6 ', the shaft flange 9 and the retaining rings 11 and 12 are screwed together to form a whole.
With a mirror-inverted arrangement, this design of the connecting rod shaft flange is particularly suitable for fixed adjustment of the piston drums. In the case of pivotable piston drums, with the same design of the connecting rod flange shaft, instead of a connecting rod flange, a second one is provided, which is expediently a whole diameter of the pivot axis bearing away from the first.
It goes without saying that in the case of hollow piston drums with a continuous shaft, the piston drums, arranged in mirror image, can of course also be located between the connecting rod flanges, which means that the piston forces can also act in reverse as in the examples shown. The axial components to be compensated then act on the continuous shaft as tensile forces, which also cancel each other out towards the outside.
In this case, the continuous shaft is then expediently supported by a third bearing between the piston drums for reasons of flexural rigidity or flexural vibration, but also for reasons of strength. The shaft can also consist of two pieces that can be connected in a torsion-proof and tensile manner.
As already stated, in all examples the drums can be made fixed or swiveled by known means. It is essential that operating states arise in which the axial components of the piston forces of the piston drums acting on the shaft are at least approximately canceled out in terms of force and torque and are thereby kept as far away as possible from any axial thrust bearings of the shaft,
so that the losses caused by axial ball bearing loads disappear as far as possible and the working pressures can be increased even in continuous operation without considering the otherwise limited service life due to the relatively high axial load on the bearings for reasons of efficiency and weight.
If such a pump unit works on such a motor unit, it should be clear that this results in a continuously variable transmission of the smallest dimensions with the best efficiency, even with the largest reduction ranges. In this case, the pump is dimensioned in such a way that it absorbs the full power to be transmitted with the highest pressure at the full angle of attack and is only adjusted to start up.
In contrast, the motor unit is expediently dimensioned in such a way that, assuming constant drive or output power, at full angle of attack and the same pressure as the pump, the greatest desired reduction torque for the associated smallest downturn. Reduction speed outputs and a reduction of the reduction is achieved by lowering the piston drum angle of attack of the motor unit alone.
According to a particular embodiment of the invention, in which one of the two piston drums is pivotable and the other is permanently employed, the non-pivotable piston drum is arranged axially parallel and concentric to the shaft. This second drum, which is axially parallel and concentric to the shaft axis, is a mirror image of the first drum, when it is in the zero position, and designed as a rotatably mounted hollow drum so that the input or output through it via a shaft with as much as possible large diameter, can be done.
In this case, gimbal or spherically hinged connecting rods between the piston and the associated shaft flange are not required for the second drum, since the axis of the second piston drum is always the same axis as the axis of this shaft flange and remains with the drive shaft, so that the piston remains second drum directly 'resp. Press directly on this shaft flange. Their ends can accordingly be flat or slightly convex.
Since the pistons of this drum do not have to perform any back and forth movements, they can be made relatively short together with their Kol bentrommel. Since, on the other hand, the shaft must be stored in two bearings, the distance between which should not be made too small, it is advantageous for this arrangement to place one of the two shaft bearings in the shaft flanges between the two piston drums, but on both sides to store the second drum between the two bearings of the shaft on this.
Since the compensation of the axial components of the piston forces in the case of a pivotable first and a permanently employed two-th drum only come fully for a certain angle of the pivotable drum, two, one pivotable and one permanently employed piston drum will work together owning aggregates proposed as a steplessly adjustable reduction gear to dimension the piston surfaces of the pistons of the permanently adjusted piston drums so that
that the parallel to the shaft components of the hydraulic forces of the pistons of the swiveling piston drum in the motor unit with a swallowing capacity of the swiveling drum in the lower area and in the pump unit when the swiveling piston drum per revolution is in the upper area are fully compensated.
In Figure 3, an embodiment is shown in section. The shaft 1 is axially fixed and rotatably mounted in the unit housing 3 by means of the radial bearing 8 and the roller bearing 7. At its right end it is expanded to form a shaft flange 10. The connecting rods 16 of the first drum 20 are gimbaled in the ball pans formed by the shaft flange 10 and the retaining ring 12 screwed onto it and stored at their piston-side end in the ball sockets of the piston 18.
The piston drum 20 is rotatably superimposed on the control surface of the pivoting body 30 pivotable about an axis perpendicular to the shaft.
The control surface is grooves 23 and 24 provided with kidney-shaped control in a known manner. The Kolbentrom mel 20 is in turn drilled or perforated at the rear. The control grooves are dimensioned in a known manner so that the drum is only pressed so strongly onto the control surface by the end faces of the Kol benbohrungen that it just seals, but otherwise rotates as easily as possible.
The control grooves 23 and 24 are via channels not shown in the figure in the swivel body and via bores in the pivot pin of the swivel body and via bores and channels in the housing 3 in a known manner, not described here in detail, with the also kidney-shaped control grooves 21 and 22 in the housing 3 in Ver connection, on the control surface of which the hollow piston drum 19 is axially pressed slightly. For this purpose, the control grooves 21 and 22 are dimensioned accordingly with respect to the piston diameters in a known manner.
The piston drum 19 is on the control groove side as the drum 20 is provided with breakthroughs. On their other side, their pistons 17 press over the wedged on the shaft 1 and screwed tightly by means of the ring nut 14 flange ring 9 against the inner bearing ring of the bearing 8 in order to load the bearing axially and momentarily, the Xolhentrommel 19 is finally axially easily displaceable Mounted with a wide seat on shaft 1. It is rotated by this via a wedge or bolt, not shown, so that its pistons are fixed in terms of rotation with respect to the connecting rods 16.
The radial bearing 8 shown in FIG. 3 can of course also be arranged in place of the roller bearing 7 and vice versa, in which case the flange ring 9 presses directly against a shoulder of the shaft 1. The roller bearing is expediently designed without an inner ring, so that its rollers run directly on the shaft that is then drilled and ground. This arrangement has advantages in terms of force and diameter, since the pivot bearing can be moved closer to the assembly axis.