Taumelgetriebe für Kolbenbrennkraftmaschinen Kolbenbrennkraftmaschinen mit Taumelgetrieben sind schon vielfach vorgeschlagen worden, kamen aber bisher nicht in Gebrauch. Die bewegten Massen der Kolben, Pleuel usw. sowie hauptsächlich die mit ihren Lagerelementen in räumlichen Bogenkurven schwingende Taumelscheibe belasteten bei den bishe rigen Anordnungen die Taumellager mit viel zu hohen schädlichen Kräften. Man konnte daher weder eine ausreichend hohe Drehzahl und Leistung noch aus reichende Betriebssicherheit erzielen.
Die Erfindung bezweckt, durch neuartige kon struktive Massnahmen die bei Taumelgetrieben auf tretenden Massenkräfte wesentlich zu vermindern und dadurch die mechanische Beanspruchung der einzel nen Bauteile zu verringern. Hierdurch sollen Taumel getrieben mit wesentlich höheren Drehzahlen laufen können, ohne dass unzulässig hohe Beanspruchungen der Bauteile auftreten.
Die neuen konstruktiven Massnahmen zur Ver ringerung der Massenkräfte sollen es ferner ermög lichen, die Bauteile derart auszubilden, dass die an kritischen Stellen auftretende Maximalbeanspruchung geringer und dadurch die bisher unbefriedigende Le bensdauer erhöht wird. Gleichzeitig soll die Schmie rung verbessert und die Betriebssicherheit erhöht werden.
Um diese Zwecke zu erreichen wird daher beim Taumelgetriebe für Kolbenbrennkraftmaschinen mit umlaufender Schiefscheibe, welche den mit den Fuss- lagern der Pleuel verbundenen Taumelring wenig stens zum Teil mit einem Wälzlager trägt, wobei der Taumelring durch Kegelräder gegen Drehung fest gehalten ist, erfindungsgemäss der Taumelring mit dem Innenlaufring der Taumellagerung verbunden,
und es werden die mit der Schiefscheibe verbundenen Laufringe so ausgebildet, dass die den Innenlaufring mit den Wälzkörpern von aussen umfassend halten.
Es ist dabei vorteilhaft, den Innenlaufring und das abrollende Kegelrad aus einem Stück herzustellen oder mittels Einspannung zwischen Flanschen zu einer Bau einheit zu verbinden.
In Weiterbildung der Erfindung werden die äus- seren Lagerringe bzw. deren Befestigung etwas federnd nachgiebig ausgebildet, damit die Kolbendrücke gleichmässiger auf die Wälzkörper verteilt werden.
Zweckmässigerweise wird das Gehäuse für die äusseren Lagerringe von einem Spannring mit lös barer Schliessverbindung gebildet, wodurch nicht nur die Massenkräfte verkleinert werden, sondern auch die Wälzlager besonders einfach spielfrei zusammen gebaut werden können. Die Schliessverbindung des Spannringes dient bei entsprechender Lage zusätzlich noch zum Auswuchten der Taumellagerung, welche damit für sich vor dem Einbau in den Motor justier- bar wird.
Zwecks Erhöhung der Lebensdauer sollen die Lagerspitzendrücke von Zeit zu Zeit durch andere Stellen der äusseren Laufbahnen aufgenommen wer den. Dies ist durch Versetzen der Befestigungsschrau ben der Aussenlagerringe leicht erreichbar.
Es wurde ermittelt, dass bei bestimmten Werten der Winkel zwischen den Druckrichtungen der Wälz körper und der Symmetrieachse der Taumellagerung sich besonders niedrige Wälzkörperbelastungen und damit eine weitere Steigerung der Lagerlebensdauer erzielen lässt, und zwar sollten die Druckrichtungen der Wälzkörper, welche die Hauptkräfte aufnehmen, einen kleineren Winkel mit der Achse des Taumel lagers einschliessen, als die Druckrichtung der Wälz- körper, welche die Nebenkräfte aufnehmen,
mit der selben Achse einschliessen. Dadurch werden die Kräf te im Mittel aller Belastungsfälle bei verschiedenen Drehzahlen am günstigsten aufgenommen.
Für die im oberen Totpunkt belasteten Wälzkörper tritt eine Kraftzerlegung ein, welche eine Schubkraft in der Ebene des Taumelrings zur Folge hat. Diese wird von den Wälzkörpern im unteren Totpunkt unter denselben Winkeln ebenfalls günstig aufgenommen. Dabei werden die mit höherer Drehzahl rasch an wachsenden Massenkräfte mit den sich im unteren Totpunkt dazu addierenden mässigen Gaskräften un mittelbar in der Druckrichtung der Wälzkörper auf genommen.
Es wurde gefunden, dass der Winkel der Druck richtungen der Wälzkörper, welche die Hauptkräfte aufnehmen, zur Achse der Taumellagerung wenigstens 15 , vorzugsweise 25 , betragen soll. Dagegen sollte der Winkel zwischen den Druckkräften der Wälz- körper, welche die Nebenkräfte aufnehmen, und der selben Achse mindestens 40 , vorzugsweise 65 , be tragen.
Zur weiteren Verminderung der Massenkräfte ist es vorteilhaft, die Pleuellagerzapfen als Kugelschalen auszubilden, welche auf dem Taumelring vorzugs weise durch Impulsschweissen befestigt sind.
Es ist zweckmässig, dass Drucköl durch eine an dem Innenlaufring des Taumellagers federnd anlie genden geschlitzten Ring zuzuführen.
Zur einwandfreien Verteilung des Drucköls auf die einzelnen Lagerstellen ist es günstig, in den Zu führungskanälen des Taumelringes Überdruckventile einzubauen, die dafür sorgen, dass die Fusslager der Pleuel stets mit einem bestimmten Druck geschmiert werden.
Durch diese Anordnung werden mit Taumelmo- toren betriebssicher sehr hohe Drehzahlen und ent sprechend hohe Leistungen erreicht. Da die axiale Zylinderanordnung sehr günstige Aufbau- und Ge wichtsverhältnisse ergibt, ist es nunmehr möglich, bei kleinerem Raumbedarf geringere Leistungsgewichte zu erhalten als bei üblichen Motoren mit Kurbel triebwerk.
Im Nachstehenden wird die Erfindung in Verbin dung mit den Ausführungsbeispiele darstellenden Fi guren beschrieben. Einander entsprechende Teile sind mit gleichen Bezugszeichen versehen.
Es zeigt: Fig. 1 im Längsschnitt ein Ausführungsbeispiel einer Taumellagerung mit einem einfachen sogenann ten Vierpunktlager, Fig. 2 im Längsschnitt eine Ausführung der Tau mellagerung, bei der die Hauptkräfte von einem Axialrollenlager getragen werden, Fig. 3 im Längsschnitt eine Taumellagerung, bei der die Hauptkräfte von einem ebenen Gleitlager getragen werden,
Fig. 4 die Aufsicht auf den Taumelring eines Sechszylindermotors, Fig. 5 im Längsschnitt eine andere Ausführung der Taumellagerung mit zwei gleichgrossen Lagern, welche durch einen Spannring spielfrei und nachstell- bar zusammengebaut sind, Fig. 6 in Aufsicht einen Aussenlagerring mit zur Schiefscheibe versetzbarer Befestigung, Fig. 7 als Detail ein Überdruckventil,
das die Öl- zufuhr zu den Wälzlagern erst nach Erreichen eines Mindestdruckes freigibt, Fig. 8 im Längsschnitt eine Variante der Ausfüh rung nach Fig. 5 mit einem Vierpunktlager mit Spann ring, Fig. 9 im Längsschnitt eine andere Variante der Ausführung nach Fig. 5 mit Kegelrollenlagern.
Bei der in Fig. 1 dargestellten Ausführung ist der geteilte Aussenring mit der auf der Welle befestigten Schiefscheibe zusammengebaut. Der Taumelring ist mit dem Innenlaufring der Lagerung verbunden, wel cher wegen des gegenüber den Aussenringen kleineren Durchmessers eine wesentlich verringerte Masse be kommt. Diese liegt auch in einem kleineren Abstand von der Drehachse. Es ist also sowohl die Masse verkleinert, als auch deren Schwerpunktabstand ver mindert, was die Lager entsprechend entlastet.
Auf der Welle 1 ist die Nabe 2 der Schiefscheibe 3 mit mehreren versetzten Druckschrauben 4 in An bohrungen 5 fixiert. Die Schiefscheibe 3 trägt die Lagerringe 7 und 8 mit dem Gehäusering 6. Die Schrauben 9 ermöglichen mittels Justierblechen 11 die Einstellung der Fuge 10 und damit eine spielfreie Justierung dieser Taumellagerung. Der Innenteil 15 des Taumelringes 14 ist mit dem Kegelrad 16 durch Presssitz verbunden.
Der Taumelring 14 trägt die als gezogene und gepresste Schalen hergestellten Pleuel- kugelzapfen 17, welche mit Impulsschweissung be festigt sind.
Das Schmier- und Kühlöl wird den Lagern über die Bohrung 18 der Welle 1 zugeführt. Es entweicht durch Öffnungen 19, um eine Anstauung zu ver meiden. Der Innenteil 15 des Taumelringes 14 hat ferner Bohrungen 20 und seitliche Kanäle 21, welche das Öl unter etwa 3 bis 6 atü Druck nach den hohlen Pleuelkugelzapfen 17 leiten. Dieses Drucköl wird über Bohrungen 22 und über einen an den Flanken gleiten den Ring 23 zugeführt. Der Ring 23 ist einem Öl abstreifring ähnlich. Er hat eine Nut mit Schlitzöff nungen.
Der Innenlaufring 13 ist auf dem Innenteil 15 des Taumelringes 14 gegebenenfalls mit zusätzlichen Klebe- oder Schweissverbindungen befestigt.
Fig. 2 zeigt eine Ausführung, bei der die Druck kräfte über ein Rollenlager übertragen werden. Ein Schrägkugellager 6, 12 und 15 sichert den Taumelring 14 gegen radiale und axiale Verschiebung.
Auf der Welle 1 ist die Nabe 2 unter hohem Reib= schlussdruck mittels eines Sprengringes 28, Ringspann elementen 29, einer Abstandshülse 30 und der Ring schraube 31 befestigt. Der Stift 32 fixiert die Lage der Abstandshülse 30 in einer Nut, welche das Öl in die Bohrung 22 zuführt. Die Schiefscheibe 3 trägt einen Gehäusering 6, der gleichzeitig Aussenring des Schräg kugellagers ist. Er ist mittels Schrauben 9 versetzbar befestigt, wie zur Fig. 6 beschrieben.
In der Fuge 10 sind Justierbleche 11 eingelegt. Der Innenteil 15 des Taumelringes 14 hat ausser der Innenlaufbahn für das Schrägkugellager eine Plan fläche 34 für die Axialrollen 35, welche mit einem Käfig 36 geführt sind und die Hauptkräfte auf die Ringscheibe 37 übertragen. Diese ist mit einem kleinen Radialspiel eingelegt, so dass sie im Laufe der Zeit wandert. Dadurch werden die Druckspitzen über ihre Laufflächen verteilt. Das Kegelrad 16 bildet mit dem Innenteil 15 des Taumelringes 14 ein einziges Werk stück. Der Ölring 23 legt sich gegen eine geschliffene Innenfläche von Teil 15 an.
Auf dem Taumelring 14 sind die Gewinderinge 38, die den Pleuelstangenfuss 40 des Pleuels 41 halten, mit Gewindelagerschalen 39 befestigt. Durch die Boh rung 42 wird dem Pleuellager im Kolben 44 Öl zuge führt, wenn diese beim halben Hub über der Bohrung 53 zu liegen kommt. Durch den Dichtungsring 23 wird dabei im hohlen Pleuelzapfen 17 ein Öldruck von etwa 6 atü aufrecht erhalten. Das Ausgleichs gewicht 52 ist an der Schiefscheibe 3 befestigt.
Fig. 3 zeigt eine Anordnung, bei der die Haupt kräfte durch ein ebenes Gleitlager 58 übertragen werden, während das Schrägkugellager nur die mäs- sigen radialen Kräfte überträgt. Diese Anordnung eignet sich besonders für hohe Drehzahlen. Die Kugel zapfen 17 im Taumelring 14 sind am Boden der Aus drehungen 56 angeordnet, welche Gewinde 47 für die (nicht dargestellten) Gegenlagerschalen aufweisen. Die Rückseite des Taumelringes 14 dient als Lagerfläche des Gleitlagers 58, welche gegen die Lagerfläche am Ring 6 drückt. Der Innenteil 15 ist mit dem Taumel ring 14 durch Schrauben 60 verbunden.
Das Drucköl für das Gleitlager 58 und die Pleuellager 17 wird durch das in der Bohrung 61 befindliche Rohr 62 zugeführt. Durch die Bohrung 61 läuft das Kühlöl zu den Kugeln 12 des Schrägkugellagers.
Der Taumelring 14 kann aus Titanlegierung oder Leichtmetall mit Lagereigenschaften mit geringer Mas se hergestellt werden, wodurch sich noch bessere Laufeigenschaften des Taumeltriebwerkes erzielen lassen.
Fig. 4 zeigt die Aufsicht auf den gepressten Tau melring 14 eines Sechszylindermotors mit den Pleuel- zapfen 17, den diese umgebenden Aussparungen 56 und die Lage der Befestigungsschrauben 60.
Bei der in Fig. 5 dargestellten Ausführung um fassen zwei etwa gleich grosse Lagerringe 65 und 66 den Innenlaufring 13 mit den Wälzkörpern 12. Die Lagerringe sind durch die Schrauben 67 an der Schief scheibe 3 befestigt und werden von einem Spannring 68 festgehalten. Dieser wird von den Schrauben 69 zusammengespannt. Die beiden Laufringe 65 und 66 halten dann das Lager völlig spielfrei und erlauben eine ideal einfache Nachstellung. Die Schraube 69 und die für ihren Einbau erforderliche Verdickung 70 des Spannringes 68 dienen gleichzeitig als Gegengewicht. Sie befinden sich an der Stelle der Schiefscheibe, die der Welle am nächsten liegt.
Das Taumelkegelrad 16 kämmt mit dem feststehenden Kegelrad 24, in wel chem ein Wälzlager 25 angeordnet ist. Dieses trägt mit dem Lager 26 die Welle 1.
Der Lagerring 65 ist um ein geringes Mass federnd nachgiebig ausgebildet, so dass sich die Belastung durch die Pleuelstange jeweils auf eine Reihe benach barter Wälzkörper verteilt. Hierdurch wird die Spit zenbelastung der unmittelbar unterhalb des Pleuel- lagers befindlichen Wälzkörper 12 erheblich herab gesetzt, was die Lebensdauer der Lagerung stark er höht.
In der Figur 5 sind ferner die Winkel a, ss und y eingezeichnet. a bezeichnet den Winkel zwischen der Symmetrieachse des Taumelringes und der Wellen achse, ss bezeichnet den Winkel zwischen der Symme trieachse des Taumelringes und den Druckrichtungen der Wälzkörper, welche die Hauptkräfte aufnehmen, -y bezeichnet den Winkel zwischen der Symmetrie achse des Taumelringes und den Druckrichtungen der Wälzkörper, welche die Nebenkräfte aufnehmen.
Fig. 6 zeigt die Aufteilung der Befestigungsschrau ben 67 für den Aussenlagerring 65. Durch Versetzen desselben bei einer Überholung des Motors wird die Höchstdruckzone jeweils an anderen Stellen der Ku gellaufbahn wirksam, wodurch die Lebensdauer dieser Teile der Taumellagerung nochmals erhöht wird.
Fig. 7 zeigt einen Schnitt durch das in Fig. 5 ange deutete Überdruckventil 71. Dieses besteht aus einer U-förmigen Flachfeder 73 in der Langnut 72 mit Ölkanal 21. Ein Ende der U-Feder ist in der Aus buchtung 74 gelagert. Nach Erreichen des eingestell ten Überdruckes öffnet die Feder 73 den Kanal 21 und das Öl gelangt zu den Wälzkörpern 12.
Fig. 8 zeigt eine Variante der in Fig. 5 dargestell ten Taumellagerung, bei der die Druckkräfte über eine Art Vierpunktlager mit verschiedenen Drehrichtungen übertragen werden. Der Lagerring 8 entspricht weit gehend dem Lagerring 65 und hat ebenefalls eine dünnwandige Zone, so dass er in axialer Richtung federnd nachgeben kann. Der Spannring 68 hält die beiden Lagerringe 7 und 8 zusammen. Zwischen 3 und 16 ist eine sehr enge Fuge vorgesehen, um den Leckverlust des Drucköls klein zu halten.
Zwischen dem Kegelrad 16 und dem Taumelring 14 ist der Innenteil 15a des Innenlaufrings 13 einge spannt. Umgekehrt könnte auch das Kegelrad 16 zwischen dem Taumelring 14 und dem Innenteil 15a des Innenlaufrings 13 eingespannt sein.
Bei der Ausführung nach Fig. 9 werden zur Über tragung der Taumellagerkräfte Wälzlager mit Kegel rollen 12 ähnlich wie in Fig. 5 unter verschiedenen Druckrichtungen benutzt.
Swash gears for piston internal combustion engines Piston internal combustion engines with swash gears have already been proposed many times, but have not yet been used. The moving masses of the pistons, connecting rods, etc. and mainly the swashplate, which oscillates with its bearing elements in spatial arc curves, burdened the swashplate with far too high damaging forces in the bishe-ringed arrangements. It was therefore not possible to achieve a sufficiently high speed and power or sufficient operational reliability.
The invention aims to significantly reduce the inertia forces occurring in wobble gears by means of novel constructive measures and thereby reduce the mechanical stress on the individual components. As a result, wobble drives should be able to run at significantly higher speeds without inadmissibly high stresses occurring on the components.
The new design measures to reduce the inertia forces should also make it possible to design the components in such a way that the maximum stress occurring at critical points is lower and the previously unsatisfactory life is increased as a result. At the same time, the lubrication should be improved and operational safety increased.
In order to achieve these purposes, the wobble ring for piston internal combustion engines with a rotating swash plate, which carries the wobble ring connected to the foot bearings of the connecting rod at least partially with a roller bearing, the wobble ring is held firmly against rotation by bevel gears, according to the invention with the wobble ring connected to the inner race of the wobble bearing,
and the races connected to the swash plate are designed in such a way that they hold the inner race with the rolling elements from the outside.
It is advantageous to make the inner race and the rolling bevel gear in one piece or to connect to a building unit by means of clamping between flanges.
In a further development of the invention, the outer bearing rings or their fastening are designed to be somewhat resilient, so that the piston pressures are more evenly distributed over the rolling elements.
The housing for the outer bearing rings is expediently formed by a clamping ring with a detachable locking connection, which not only reduces the inertia forces, but also makes it particularly easy to assemble the roller bearings without play. The locking connection of the clamping ring also serves to balance the wobble bearing, if it is in the appropriate position, which can thus be adjusted before installation in the motor.
To increase the service life, the bearing peak pressures should be absorbed from time to time by other points on the outer raceways. This can be easily achieved by moving the fastening screws ben of the outer bearing rings.
It was determined that with certain values of the angle between the pressure directions of the rolling elements and the axis of symmetry of the wobble bearing, particularly low rolling element loads and thus a further increase in bearing life can be achieved, namely the pressure directions of the rolling elements that absorb the main forces should be smaller Include an angle with the axis of the wobble bearing as the pressure direction of the rolling elements which absorb the secondary forces,
include with the same axis. As a result, the forces are absorbed most favorably in the mean of all load cases at different speeds.
For the rolling elements loaded at top dead center, a force decomposition occurs, which results in a thrust force in the plane of the wobble ring. This is also taken up favorably by the rolling elements in the bottom dead center at the same angles. The inertia forces, which grow rapidly at a higher speed, are absorbed directly in the pressure direction of the rolling elements with the moderate gas forces that add up at bottom dead center.
It has been found that the angle of the pressure directions of the rolling elements, which absorb the main forces, to the axis of the wobble bearing should be at least 15, preferably 25. In contrast, the angle between the compressive forces of the rolling elements, which absorb the secondary forces, and the same axis should be at least 40, preferably 65.
To further reduce the inertia forces, it is advantageous to design the connecting rod journals as spherical shells, which are preferably attached to the wobble ring by pulse welding.
It is expedient to supply the pressurized oil through a slotted ring resiliently attached to the inner race of the wobble bearing.
For proper distribution of the pressure oil to the individual bearings, it is beneficial to install pressure relief valves in the feed channels of the wobble ring, which ensure that the foot bearings of the connecting rods are always lubricated with a certain pressure.
With this arrangement, very high speeds and correspondingly high outputs are reliably achieved with wobble motors. Since the axial cylinder arrangement results in very favorable structure and weight ratios Ge, it is now possible to obtain lower power weights than with conventional engines with crank drive with a smaller space requirement.
In the following the invention is described in connection with the illustrative embodiments Fi gures. Corresponding parts are provided with the same reference numerals.
It shows: Fig. 1 in longitudinal section an embodiment of a wobble bearing with a simple so-called four point bearing, Fig. 2 in longitudinal section an embodiment of the rope bearing in which the main forces are borne by an axial roller bearing, Fig. 3 in longitudinal section a wobble bearing in which the main forces are borne by a flat plain bearing,
4 shows a top view of the wobble ring of a six-cylinder engine, FIG. 5 shows a longitudinal section of another embodiment of the wobble bearing with two bearings of the same size, which are assembled with no play and can be adjusted by a clamping ring, FIG , Fig. 7 as a detail a pressure relief valve,
which releases the oil supply to the roller bearings only after reaching a minimum pressure, Fig. 8 in longitudinal section a variant of the embodiment according to Fig. 5 with a four-point bearing with clamping ring, Fig. 9 in longitudinal section another variant of the embodiment according to Fig. 5 with tapered roller bearings.
In the embodiment shown in Fig. 1, the split outer ring is assembled with the swash plate attached to the shaft. The wobble ring is connected to the inner race of the bearing, wel cher because of the smaller diameter compared to the outer rings, a significantly reduced mass comes. This is also at a smaller distance from the axis of rotation. So it is both the mass reduced, and the center of gravity distance ver reduces, which relieves the bearing accordingly.
On the shaft 1, the hub 2 of the swash plate 3 with several offset pressure screws 4 in holes 5 is fixed. The swash plate 3 carries the bearing rings 7 and 8 with the housing ring 6. The screws 9 allow adjustment of the joint 10 by means of adjusting plates 11 and thus a play-free adjustment of this wobble bearing. The inner part 15 of the wobble ring 14 is connected to the bevel gear 16 by a press fit.
The wobble ring 14 carries the connecting rod ball pins 17, which are produced as drawn and pressed shells and which are fastened with pulse welding.
The lubricating and cooling oil is fed to the bearings via the bore 18 of the shaft 1. It escapes through openings 19 in order to avoid a build-up. The inner part 15 of the wobble ring 14 also has bores 20 and lateral channels 21, which guide the oil to the hollow connecting rod ball pin 17 under approximately 3 to 6 atmospheric pressure. This pressure oil is supplied to the ring 23 via bores 22 and a slide on the flanks. The ring 23 is similar to an oil scraper ring. It has a groove with Schlitzöff openings.
The inner race 13 is attached to the inner part 15 of the wobble ring 14, if necessary with additional adhesive or welded connections.
Fig. 2 shows an embodiment in which the pressure forces are transmitted via a roller bearing. An angular contact ball bearing 6, 12 and 15 secures the wobble ring 14 against radial and axial displacement.
On the shaft 1, the hub 2 is under high frictional pressure by means of a snap ring 28, ring clamping elements 29, a spacer sleeve 30 and the ring screw 31 attached. The pin 32 fixes the position of the spacer sleeve 30 in a groove which feeds the oil into the bore 22. The swash plate 3 carries a housing ring 6, which is also the outer ring of the angular ball bearing. It is attached in a displaceable manner by means of screws 9, as described for FIG. 6.
Adjusting plates 11 are inserted in the joint 10. The inner part 15 of the wobble ring 14 has, in addition to the inner raceway for the angular contact ball bearing, a flat surface 34 for the axial rollers 35, which are guided with a cage 36 and transmit the main forces to the annular disk 37. This is inlaid with a small radial play so that it moves over time. This distributes the pressure peaks over their running surfaces. The bevel gear 16 forms with the inner part 15 of the swash ring 14 a single work piece. The oil ring 23 rests against a ground inner surface of part 15.
The threaded rings 38, which hold the connecting rod base 40 of the connecting rod 41, are fastened to the wobble ring 14 with threaded bearing shells 39. Through the Boh tion 42, the connecting rod bearing in the piston 44 oil is supplied when it comes to rest over the bore 53 at half the stroke. The sealing ring 23 maintains an oil pressure of approximately 6 atmospheres in the hollow connecting rod pin 17. The balance weight 52 is attached to the swash plate 3.
3 shows an arrangement in which the main forces are transmitted through a flat sliding bearing 58, while the angular contact ball bearing only transmits the moderate radial forces. This arrangement is particularly suitable for high speeds. The ball pin 17 in the swash ring 14 are arranged at the bottom of the rotations 56, which have threads 47 for the counter-bearing shells (not shown). The back of the wobble ring 14 serves as a bearing surface of the slide bearing 58, which presses against the bearing surface on the ring 6. The inner part 15 is connected to the wobble ring 14 by screws 60.
The pressure oil for the plain bearing 58 and the connecting rod bearings 17 is supplied through the pipe 62 located in the bore 61. The cooling oil runs through the bore 61 to the balls 12 of the angular contact ball bearing.
The swash ring 14 can be made of titanium alloy or light metal with bearing properties with low Mas se, whereby even better running properties of the wobble drive can be achieved.
4 shows a top view of the pressed swivel ring 14 of a six-cylinder engine with the connecting rod pin 17, the recesses 56 surrounding them and the position of the fastening screws 60.
In the embodiment shown in Fig. 5 to grasp two approximately equal bearing rings 65 and 66 the inner race 13 with the rolling elements 12. The bearing rings are fastened by the screws 67 to the swash plate 3 and are held by a clamping ring 68. This is clamped together by the screws 69. The two races 65 and 66 then keep the bearing completely free of play and allow ideally simple adjustment. The screw 69 and the thickening 70 of the clamping ring 68 required for its installation serve at the same time as a counterweight. You are at the point of the swash plate that is closest to the shaft.
The bevel gear 16 meshes with the fixed bevel gear 24, in wel chem a roller bearing 25 is arranged. This supports the shaft 1 with the bearing 26.
The bearing ring 65 is designed to be resiliently flexible to a small extent, so that the load from the connecting rod is distributed over a number of neighboring rolling elements. As a result, the peak load on the rolling elements 12 located directly below the connecting rod bearing is considerably reduced, which greatly increases the service life of the bearing.
The angles a, ss and y are also shown in FIG. a denotes the angle between the axis of symmetry of the wobble ring and the shaft axis, ss denotes the angle between the axis of symmetry of the wobble ring and the pressure directions of the rolling elements that absorb the main forces, -y denotes the angle between the symmetry axis of the wobble ring and the pressure directions of the Rolling bodies that absorb the secondary forces.
Fig. 6 shows the distribution of the fastening screws ben 67 for the outer bearing ring 65. By relocating the same when the engine is overhauled, the maximum pressure zone is effective at other points of the ball raceway, whereby the life of these parts of the wobble bearing is increased again.
FIG. 7 shows a section through the pressure relief valve 71 indicated in FIG. 5. This consists of a U-shaped flat spring 73 in the elongated groove 72 with oil channel 21. After the set overpressure is reached, the spring 73 opens the duct 21 and the oil reaches the rolling elements 12.
Fig. 8 shows a variant of the wobble bearing dargestell th in Fig. 5, in which the pressure forces are transmitted via a type of four-point bearing with different directions of rotation. The bearing ring 8 largely corresponds to the bearing ring 65 and also has a thin-walled zone so that it can yield resiliently in the axial direction. The clamping ring 68 holds the two bearing rings 7 and 8 together. A very narrow joint is provided between 3 and 16 in order to keep the pressure oil leakage small.
Between the bevel gear 16 and the wobble ring 14, the inner part 15a of the inner race 13 is clamped. Conversely, the bevel gear 16 could also be clamped between the wobble ring 14 and the inner part 15 a of the inner race 13.
In the embodiment of FIG. 9, roller bearings with cone rollers 12 are used to transmit the wobble bearing forces, similar to that in FIG. 5 under different pressure directions.