Schiebersteuerung bei mehrzylindrigen Kolbenmaschinen, insbesondere für hydraulische Motoren und Pumpen Vorliegende Erfindung befasst sich mit der Schiebersteuerung bei mehrzylindrigen Kolbenma schinen, insbesondere für hydraulische Motoren und Pumpen. Derartige mehrzylindrige Kolbenmaschinen sind z.
B. bei hydrostatischen Getrieben bekannt, wobei deren Zylinder in der Regel parallel oder schräg liegen, manchmal auch radial um die An triebswelle herum. Es besteht dann die Aufgabe, die einzelnen Zylinder im Takte der Kolbenbewegung mit den ortsfesten Zu- und Ableitungen für das Ar beitsmittel zu verbinden.
Es ist zu dliesem Zweck bei Maschinen mit um laufendem Zylinderkörper üblich, diesen mit Flä- chenberührung an einer mit dem Gehäuse fest ver bundenen Gegenfläche im Sinne einer Schiebersteue- rung anlaufen zu lassen. Die zur Abdichtung not wendige Anpreisung der Dichtfläche wird meistens durch den Druck des Arbeitsmittels, z.
B. öl, erzeugt, beispielsweise indem die Reaktionskraft der Kolben oder gleichwirkender Teile den Zylinderkörper gegen die Steuerfläche des Gehäuses presst.
Die aufeinander gleitenden Steuerflächen können Zylinder-, Kegel-, Kugel- oder Planform aufweisen. Dabei besitzt jeder Zylinder eine im Bereich der Schieberfläche liegende Mündung und die Gegen fläche des Gehäuses oder eines damit verbundenen Teiles ist mit Steuerschlitzen versehen, welche bei Drehung des Zylinderkörpers von den Zylinderöff nungen nacheinander überfahren werden.
Die Steuerschlitze des Gehäuses sind so mit den Leitungen für das Arbeitsmittel :in Verbindung, dass letzteres bei der Drehung des Zylinderkörpers <I>den</I> einzelnen Zylindern im Takte der Kolbenbewegung zuströmen bzw.
daraus entweichen kann. Die zwi schen den Zylinderöffnungen und in Gleitrichtung liegenden Gleitflächenteile des Zylinderkörpers seien Steg genannt. Sie trennen die einzelnen Zylinder mündungen voneinander. Die Steuerfläche des Ge häuses besitzt ebenfalls Stege,
welche die Steuer- schlitze voneinander trennen. Damit nun die Zylin- deröffnungen nicht jeweils zwei einander folgende Steuerschlitze kurzschliessen können, müssen die Stege zwischen den Steuerschlitzen des Gehäuses einen etwas grösseren Teilkreiswinkel einschliessen, als die Zylinderöffnung am Zylinderkörper.
Wie bereits erwähnt, werden die Schieberflächen hydraulisch aufeinander gepresst, und zwar steht der Anpressdruck in konstantem Verhältnis zum Flüssig keitsdruck des Arbeitsmittels ('O'1), und es bedarf einer sehr genauen Abstimmung der in ihrer Wirkung dem Anpressdruck entgegenwirkenden Schlitzfläche der Steuerschlitze am Gehäuse,
um einerseits eine ge nügende und sichere Abdichtung und anderseits eine gute Schmierung und geringe Reibung der aufein ander gleitenden Schieberflächen sicherzustellen.
In der Praxis stösst die Bestabstimmung des Steuerflächenanpressdruckes auf Schwierigkeiten. Bei ungerader Zylinderzahl z. B. wechselt die Zahl der vom Druck beaufschlagten Kolben in schneller Folge zwischen (z+ l)/2 und (z - 1)/2.
Hierin bedeutet z = Zylinderzahl. Es ist nicht möglich, die Steuer schlitze am Gehäuse so zu gestalten, dass dabei de ren Flächenpressung an den abdichtenden Schieber gleitflächen stets den dem Druck des Arbeitsmittels entsprechenden günstigsten Verhältniswert hat. Be sonders schwierige Verhältnisse liegen aber im Be reich der die Steuerschlitze am Gehäuse trennenden Stege vor.
Beim überfahren derselben durch die ein zelnen Zylinderöffnungen entsteht dort jeweils wegen des fehlenden hydraulischen Ausgleichs eine erhöhte Flächenpressung, die in Kauf genommen werden muss, da anderseits im Bereich der Steuerschlitze derselbe Anpressdruck trotz Verminderung durch die entlastende Wirkung der Steuerschlitze der Dichthal tung der Gleitflächen genügen soll.
Die vorliegende Erfindung zeigt nun wie diese Mängel weitgehend beseitigt und damit die Errei chung nahezu ideal ausbalancierter Anpressdruck- verhältnisse an der ganzen Schieberfläche ermöglicht werden.
Sie schlägt vor, eine derartige Erweiterung der Mündungen der Zylinderöffnungen an der Steuerfläche des Zylinderkörpers in tangentialer Richtung, d. h. in Gleitrichtung vorzusehen, dass die Summe aller Stegflächen zwischen den Zylinderöff nungen im Bereich der bei der Relativbewegung zwi schen den Zylinderöffnungen und dem Schieber von den Zylinderöffnungen an der Schieberfläche bestri chenen Kreisringfläche höchstens ein Fünftel der letzteren beträgt.
In den Fig. 1 bis 5 der Zeichnung sind Beispiele der Erfindung dargestellt, welche anschliessend er läutert werden.
Es zeigen Fig. 1 vom ersten Beispiel die Hälfte eines Zy linderkörpers mit Draufsicht auf dessen Steuerfläche, bei axialen Zylindern ; Fig. 2 eine Abwicklung der Steuerschlitze von Fig. 1 im Tangentialschnitt ; Fig. 3 vom zweiten Beispiel die Hälfte eines Zy linderkörpers mit Draufsicht auf dessen Steuerfläche; Fig. 4 vom dritten Beispiel einen Teilquerschnitt durch einen Zylinderkörper mit radialen Zylindern;
Fig. 5 einen Teil der Steuerbüchse des Zylinder körpers von Fig. 4 in Abwicklung.
In Fig. 1 und 2 besitzt ein rotierender Zylinder körper 1 einer Kolbenmaschine, die als Motor oder Pumpe verwendbar ist, axiale Zylinderbohrungen 2, deren Zylinderöffnungen 3 im Bereich einer an der raumfesten Schieberfläche anliegenden Steuerfläche 4 einmündet. Die Öffnungen 3 sind innerhalb der Aussparungen 5 in ihrer tangentialen Ausdehnung etwa dem Zylinderdurchmesser gleich und die Mün dungen der Öffnungen sind in tangentialer Richtung erweitert durch die flachen Aussparungen 5.
Die Aussparungen 5 zweier benachbarter Zylinder nä hern sich so weit, dass zwischen ihnen von der Steuerfläche 4 des Zylinderkörpers 1 nur noch Stege 6 erhalten bleiben. Die Aussparungen 5 sind durch Strichelung hervorgehoben und in Fig. 2 in ihrem Tiefenverlauf gezeigt. Die Linie b bedeutet die innere Kante der Zylinderöffnung 3.
Die Zylinder bohrung 2 ist an ihrem unteren Ende in üblicher Weise mit einer ringförmigen Erweiterung versehen, deren andere Kante mit a bezeichnet ist. Die Linie c soll den übergang der kreisförmigen Bohrung in den Schlitz 3 andeuten.
Die übergangs- kante von den Zylinderöffnungen 3 zu den Ausspa rungen 5 ist an der Stelle 18 abgerundet. Der von zwei benachbarten Zylindermitten eingeschlossene Zentriwinkel 2a. wird durch die Mittellinie des Steges 6 halbiert.
Die Summe aller Stegflächen zwischen den Zylinderöffnungen beträgt im Bereich der von den bei der Relativbewegung zwischen den Zylinder öffnungen und dem Schieber von den Zylinderöff nungen an der Schieberfläche bestrichenen, von den Kreislinien mit den Radien R und r begrenzten Kreisringfläche höchstens ein Fünftel der letzteren.
In Fig. 3 ist der Zylinderkörper 1 mit seinen Zy lindern 2 und deren in die Steuerfläche 4 münden den Öffnungen 3 vorgesehen. Im Gegensatz zu Fig. 1 sind hier aber Aussparungen so angebracht, dass sie die Zylinderöffnungen 3 nur in einer Gleitrichtung bis zur Linie 30 erweitern. Ausserdem besitzen die Stege 8 bogenförmige Begrenzungskanten 30.
Infolge einseitiger Aussparungen 7 verlagert sich die Steg mitte auf dem Zylinderteilkreis derart, dass der Zen triwinkel zweier nebeneinander liegender Zylinder bohrungen von ihr in die ungleichen Winkel (3 und 7 aufgeteilt wird und hierdurch eine gewünschte Pha senverschiebung der Steuerzeiten gegenüber der Kol benbewegung gegeben ist.
In Fig. 4 ist in einem Körper 9 mit radialen Zy lindern 10 eine Steuerbüchse 11 eingepresst, die zu sammen mit dem Teil 9 den Zylinderkörper bildet. In der Bohrung der Steuerbüchse 11 ist als Schieber ein Steuerzapfen 12 drehbar eingepasst. Er besitzt drei Steuerschlitze 13, von denen nur einer zu sehen ist. Im Betrieb rotiert der Zylinderkörper 9 um den feststehenden und mit dem Gehäuse verbundenen Schieber 12. Die Zylinder 10 besitzen die Öffnungen 14, welche im Bereich der zylindrischen Steuerfläche 20 des Zylinderkörpers 9 Aussparungen 16 aufwei sen (vgl. Fig. 5).
Die Übergangskanten der Zylinder öffnungen 14 zu den Aussparungen 16 sind mit Ab rundungen 19 versehen. Auch hier bleiben von der Steuerfläche in Bewegungsrichtung der Zylinderöff nungen 14 nur noch die Stege 17 als Dichtelemente zwischen den letzteren bestehen. In Fig. 4 ist sehr deutlich die geringe Tiefe der Aussparung 16 zu sehen. Wie bei den Beispielen nach Fig. 1 und 3 kann auch hier die Tiefe und deren Verlauf in tan- gentialer Richtung den jeweiligen Erfordernissen der Geräuschminderung angepasst werden.
Dadurch, dass die Summe aller Stegflächen infolge der vorgeschlagenen Erweiterungen der Zylinderöff nungen höchstens '/5 der oben bezeichneten Kreis ringfläche ausmachen, wird der Vorteil erreicht, dass die Zylinderöffnungen selbst als Entlastungsfläche für die Reaktionskraft der Kolben wirken, die in den mit den betreffenden Zylinderöffnungen verbundenen Zylindern geführt sind. Ausserdem ist die Entlastung des Zylinderkörpers von der Reaktionskraft der Kol ben immer dort wirksam, wo ein Kolben unter Flüssigkeitsdruck steht.
Sie wirkt also auch dann, wenn die Zylinderöffnung die Stege zwischen den Steuerschlitzen des Gehäuses überfährt und damit ist hier die bisher vorhandene und unerwünscht hohe Flächenpressung beseitigt.
Durch die Erweiterung der Zylinderöffnungen in genanntem Sinne dürfte die sich ergebende Stegbreite zwischen den Zylinderöffnungen kleiner als die Wandstärke zwischen den angeschlossenen Zylindern sein, zumal letztere aus verschiedenen Gründen nicht beliebig verkleinert werden kann. Um die Ausbildung der Zylinderöffnungen doch zu ermöglichen, sind die anhand der Fig. 1 und 2 bereits beschriebenen Er weiterungen der Zylinderöffnungen im Bereich der Gleitfläche in Form von flachen Aussparungen 5 vorgesehen, wobei die Begrenzungskanten der Steuer fläche je nach Herstellungsverfahren gerade oder bo genförmig oder ähnlich sein können.
Bei den bisher bekannten Ausführungen der Zy linderöffnungen an der Schieberfläche besassen diese eine sehr scharfe übergangskante von der Wand der Öffnungen zur Gleitfläche. Das führte bei höheren Drehzahlen zu Strömungsverlusten und Hohlraum bildung. Dem abzuhelfen kann die in Fig. 2 darge stellte Abrundung 18 der Übergangskante Zylinder öffnungen-Erweiterungsfläche dienen.
Das meist als Arbeitsmittel verwendete Öl weist eine gewisse Kompressibilität auf, welche insbeson dere die Geräuschbildung ungünstig beeinflusst und eine Minderung der Fördermenge zur Folge hat. Wenn nämlich im Verlauf einer Arbeitsperiode ein Zylinderraum mit niedrigem Öldruck mit einem Steuerschlitz des Schiebers mit höherem Druck und umgekehrt in Verbindung kommt, so findet in den Steuerschlitzen unabhängig von der Kolbenbewegung eine schlagartig verlaufende Ausgleichsströmung statt, die erst bei Druckgleichheit beendet ist. Deren Folge sind ebenso harte Druckschwankungen in den Ölleitungen und mechanische Schwingungen im Kol benantrieb. Beides wirkt geräuscherzeugend.
Es sind bisher zwei Möglichkeiten bekannt, diese nachteiligen Vorgänge einzuschränken. Man kann z. B. eine Phasenverschiebung zwischen der Kolben bewegung und den Steuervorgängen vorsehen. Deren Zweck ist es, den Übergang der Zylinderöffnungen von den Stegen zwischen den Steuerschlitzen des Schiebers zu den Steuerschlitzen und umgekehrt so zu verzögern, dass der Ölinhalt im Zylinder jeweils während des Wechsels vom zugehörigen Kolben auf den Druck des nachfolgenden Steuerschlitzes vorver dichtet bzw. expandiert wurde.
Auch bei den dargestellten Schiebersteuerungen kann dieses Verfahren zur Geräuschminderung an gewandt werden. Hier wird die gewünschte Phasen verschiebung dadurch erreicht, dass nach Fig. 3 die der Erweiterung der Zylinderöffnungen dienenden flachen Aussparungen an der Mündung der Zylinder öffnungen unsymmetrisch verteilt sind, so dass die Lage der Trennstege zwischen den Aussparungen von der Winkelhalbierenden des Zentriwinkels zweier sich folgenden Zylinderbohrungen um den gewünsch ten Phasenwinkel und im gewünschten Sinne ab weicht.
Bei derartiger Gestaltung kann durch Aus wechslung des die Zylinderbohrungen aufweisenden Körpers oder eines mit ihm verbundenen, die Steuer fläche aufweisenden Teiles mit unterschiedlicher Phasenverschiebung eine vorhandene Kolbenma schine dem jeweiligen Verwendungszweck angepasst werden. Der eben gemachte Vorschlag lässt sich bei Kol benmaschinen, die z. B. als Teile eines hydrostati schen Getriebes in beiden Drehrichtungen betrieben werden sollen, nur beschränkt anwenden.
Um auch hier die entstehenden Betriebsgeräusche einzu schränken, ist es bekannt, die Enden der Steuer schlitze des Gehäuses querschnittsmässig so einzu schränken, dass der oben bezeichneten Ausgleichs strömung ein geringer Querschnitt zur Verfügung steht und dadurch der Quotient dp/dt (p = Flüssig keitsdruck im Zylinder, t = Zeit) verkleinert wird.
Dementsprechend werden, wie in Fig. 4 dar gestellt, bei der dortigen Gestaltung der Schieber steuerung zur Geräuschminderung die der Erweite rung der Zylinderöffnungen dienenden flachen Aus sparungen an der Steuerfläche des Zylinderkörpers in ihrer Tiefe so gering bemessen, dass ihr Quer schnitt quer zur Bewegungsrichtung beim Wechsel des Steuerschlitzes die Ausgleichsströmung im ge wünschten Masse hemmt.
Die Schiebersteuerung bei mehrzylindrigen Kol benmaschinen kann ebensogut bei zylinderförmigen, kegelförmigen, kugelförmigen als auch bei planflä chigen Gleitflächen der Schiebersteuerung Anwen dung finden. Auch können die beiden, der Geräusch minderung dienenden baulichen Massnahmen zu gleich angewandt werden.
Slide control in multi-cylinder piston machines, in particular for hydraulic motors and pumps The present invention relates to the slide control in multi-cylinder piston machines, in particular for hydraulic motors and pumps. Such multi-cylinder piston machines are z.
B. known in hydrostatic transmissions, the cylinders of which are usually parallel or inclined, sometimes also radially around the drive shaft to. There is then the task of connecting the individual cylinders to the stationary supply and discharge lines for the work equipment in time with the piston movement.
For this purpose, it is customary in machines with a rotating cylinder body to let this run against a surface firmly connected to the housing, in the sense of a slide control. The not agile for sealing the sealing surface is mostly caused by the pressure of the working medium, z.
B. oil, generated, for example, by the reaction force of the piston or equivalent parts presses the cylinder body against the control surface of the housing.
The control surfaces sliding on one another can be cylindrical, conical, spherical or planar. Each cylinder has an opening located in the area of the slide surface and the counter surface of the housing or an associated part is provided with control slots, which are passed over one after the other when the cylinder body is rotated by the cylinder openings.
The control slots of the housing are in connection with the lines for the working fluid: when the cylinder body rotates, the latter flows to or from the individual cylinders in time with the piston movement.
can escape from it. The between the cylinder openings and the sliding surface parts of the cylinder body lying in the sliding direction are called webs. They separate the individual cylinder mouths from one another. The control surface of the housing also has bars,
which separate the control slots from each other. So that the cylinder openings cannot short-circuit two consecutive control slots, the webs between the control slots of the housing must enclose a somewhat larger pitch circle angle than the cylinder opening on the cylinder body.
As already mentioned, the slide surfaces are hydraulically pressed against each other, namely the contact pressure is in constant proportion to the fluid pressure of the working medium ('O'1), and the slot surface of the control slots on the housing which counteracts the contact pressure must be very precisely coordinated ,
To ensure on the one hand a sufficient and secure seal and on the other hand good lubrication and low friction of the slide surfaces sliding on one another.
In practice, the best adjustment of the control surface pressure encounters difficulties. With an odd number of cylinders z. B. the number of pistons acted upon by the pressure changes in rapid succession between (z + l) / 2 and (z - 1) / 2.
Here z = number of cylinders. It is not possible to design the control slots on the housing so that their surface pressure on the sealing slide sliding surfaces always has the most favorable ratio corresponding to the pressure of the working medium. However, particularly difficult conditions exist in the area of the webs separating the control slots on the housing.
When the cylinder openings are driven over, the lack of hydraulic compensation creates an increased surface pressure there, which has to be accepted because, on the other hand, in the area of the control slots, the same contact pressure should be sufficient to maintain the seal of the sliding surfaces despite the reduction due to the relieving effect of the control slots .
The present invention now shows how these deficiencies are largely eliminated and thus the achievement of almost ideally balanced contact pressure conditions on the entire slide surface are made possible.
It proposes such an expansion of the mouths of the cylinder openings on the control surface of the cylinder body in the tangential direction, d. H. in the sliding direction to ensure that the sum of all web surfaces between the cylinder openings in the area of the circular ring area covered by the cylinder openings on the slide surface during the relative movement between the cylinder openings and the slide is at most a fifth of the latter.
In Figs. 1 to 5 of the drawings, examples of the invention are shown, which he will then be explained.
1 shows half of a cylinder body from the first example with a plan view of its control surface, with axial cylinders; FIG. 2 shows a development of the control slots of FIG. 1 in tangential section; Fig. 3 of the second example, half of a cylinder body Zy with a plan view of the control surface; 4 of the third example shows a partial cross section through a cylinder body with radial cylinders;
Fig. 5 shows part of the control sleeve of the cylinder body of Fig. 4 in development.
In Fig. 1 and 2, a rotating cylinder body 1 of a piston machine, which can be used as a motor or pump, has axial cylinder bores 2, the cylinder openings 3 of which opens in the region of a control surface 4 resting on the fixed slide surface. The openings 3 are approximately equal to the cylinder diameter within the cutouts 5 in their tangential extent and the openings of the openings are widened in the tangential direction by the flat cutouts 5.
The recesses 5 of two adjacent cylinders approach each other so far that only webs 6 of the control surface 4 of the cylinder body 1 remain between them. The recesses 5 are highlighted by dashed lines and shown in FIG. 2 in their depth profile. The line b means the inner edge of the cylinder opening 3.
The cylinder bore 2 is provided at its lower end in the usual manner with an annular extension, the other edge of which is denoted by a. The line c is intended to indicate the transition from the circular hole to the slot 3.
The transition edge from the cylinder openings 3 to the recesses 5 is rounded at point 18. The central angle 2a enclosed by two adjacent cylinder centers. is halved by the center line of the web 6.
The sum of all land areas between the cylinder openings is at most one fifth of the area of the annulus delimited by the circular lines with the radii R and r in the area of the circular ring area marked by the cylinder openings during the relative movement between the cylinder openings and the slide.
In Fig. 3, the cylinder body 1 with its Zy relieve 2 and the openings 3 open into the control surface 4 is provided. In contrast to FIG. 1, however, cutouts are made here in such a way that they only widen the cylinder openings 3 in one sliding direction up to line 30. In addition, the webs 8 have curved delimiting edges 30.
As a result of one-sided recesses 7, the web is shifted in the middle of the cylinder pitch circle in such a way that the Zen triwinkel of two adjacent cylinder bores is divided by it into the unequal angles (3 and 7 and thus a desired phase shift of the valve timing compared to the piston movement is given.
In Fig. 4 a control sleeve 11 is pressed into a body 9 with radial Zy relieve 10, which together with the part 9 forms the cylinder body. In the bore of the control sleeve 11, a control pin 12 is rotatably fitted as a slide. It has three control slots 13, only one of which can be seen. In operation, the cylinder body 9 rotates around the stationary slide 12 connected to the housing. The cylinders 10 have openings 14 which have recesses 16 in the area of the cylindrical control surface 20 of the cylinder body 9 (see FIG. 5).
The transition edges of the cylinder openings 14 to the recesses 16 are rounded 19 from. Here, too, only the webs 17 remain of the control surface in the direction of movement of the cylinder openings 14 as sealing elements between the latter. In Fig. 4, the small depth of the recess 16 can be seen very clearly. As in the examples according to FIGS. 1 and 3, the depth and its course in the tangential direction can also be adapted here to the respective requirements of noise reduction.
The fact that the sum of all land areas as a result of the proposed widening of the cylinder openings make up at most 1/5 of the above-mentioned circular ring area, the advantage is achieved that the cylinder openings themselves act as a relief area for the reaction force of the pistons in the cylinder openings concerned connected cylinders are performed. In addition, the relief of the cylinder body from the reaction force of the Kol ben is always effective where a piston is under liquid pressure.
So it also works when the cylinder opening passes over the webs between the control slots of the housing and the previously existing and undesirably high surface pressure is eliminated here.
By expanding the cylinder openings in the sense mentioned, the resulting web width between the cylinder openings should be smaller than the wall thickness between the connected cylinders, especially since the latter cannot be reduced in size for various reasons. In order to enable the formation of the cylinder openings nevertheless, the extensions of the cylinder openings already described with reference to FIGS. 1 and 2 are provided in the area of the sliding surface in the form of flat recesses 5, the boundary edges of the control surface depending on the manufacturing process straight or bo geniform or can be similar.
In the previously known versions of the Zy cylinder openings on the slide surface, these had a very sharp transition edge from the wall of the openings to the sliding surface. At higher speeds this led to flow losses and cavity formation. This can be remedied by the rounding 18 of the transition edge of the cylinder opening expansion surface shown in FIG. 2.
The oil, which is mostly used as a working medium, has a certain compressibility, which in particular has an unfavorable effect on the formation of noise and results in a reduction in the delivery rate. If, in the course of a working period, a cylinder chamber with low oil pressure comes into contact with a control slot of the slide with higher pressure and vice versa, a sudden equalizing flow takes place in the control slots regardless of the piston movement, which is only ended when the pressure is equal. The consequences of this are equally severe pressure fluctuations in the oil lines and mechanical vibrations in the piston drive. Both have a noise-generating effect.
There are currently two known ways to limit these disadvantageous processes. You can z. B. provide a phase shift between the piston movement and the control operations. Their purpose is to delay the transition of the cylinder openings from the webs between the control slots of the slide to the control slots and vice versa so that the oil content in the cylinder is pre-sealed or expanded during the change from the associated piston to the pressure of the subsequent control slot .
This method of noise reduction can also be applied to the slide controls shown. Here, the desired phase shift is achieved by the fact that, according to FIG. 3, the flat recesses serving to enlarge the cylinder openings are distributed asymmetrically at the mouth of the cylinder openings, so that the position of the separating webs between the recesses depends on the bisector of the central angle of two subsequent cylinder bores deviates by the desired phase angle and in the desired sense.
With such a design, an existing piston machine can be adapted to the respective intended use by changing the body having the cylinder bores or an associated part having the control surface with different phase shifts. The proposal just made can be benmaschinen in Kol, the z. B. to be operated as parts of a hydrostatic's transmission in both directions of rotation, apply only to a limited extent.
In order to limit the operating noise that arises here too, it is known to restrict the ends of the control slots of the housing in terms of cross-section in such a way that the above-mentioned compensating flow has a small cross-section and thus the quotient dp / dt (p = liquid pressure in Cylinder, t = time) is reduced.
Accordingly, as shown in Fig. 4, in the design of the slide control there to reduce noise, the expansion of the cylinder openings serving shallow recesses on the control surface of the cylinder body are so small in depth that their cross-section is transverse to the direction of movement Changing the control slot inhibits the equalizing flow to the desired extent.
The slide control in multi-cylinder piston machines can be used just as well for cylindrical, conical, spherical and planar sliding surfaces of the slide control. The two structural measures used to reduce noise can also be used at the same time.