CN104141593A - 具有气缸筒的流体静力学的轴向活塞机 - Google Patents

Abstract

本发明涉及一种以斜盘结构构造的轴向活塞机，气缸孔的纵轴线与旋转轴线呈锐角布置并且朝其配油盘侧的端部的方向径向靠近该旋转轴线。根据本发明，对于每个气缸孔来说，流体静力学的滑动轴承的作用到气缸筒上所产生的流体静力学的卸载力的作用点关于气缸筒的旋转轴线径向隔开得比气缸孔的纵轴线与流体静力学的滑动轴承的气缸筒侧的支承面的交点更远。

Description

具有气缸筒的流体静力学的轴向活塞机

技术领域

本发明涉及一种按权利要求1的前序部分所述的流体静力学的轴向活塞机，其能够构造成液压泵或者液压马达，或者不仅能够作为液压泵运行也能够作为液压马达运行。

背景技术

已知轴向活塞机，其中气缸筒和也称作分配盘或分配板的配油盘与平坦的支承面相互抵靠并且气缸孔或者说在其中可移动地得到支承的工作活塞平行于驱动轴的旋转轴线布置，如在DE 10 2010 006 895 A1中所示的那样。也公开了气缸筒和配油盘的支承面构造成球形的并且气缸孔和工作活塞平行于驱动轴的旋转轴线布置，如在DE 34 13 059 C1（图1）或在DE 197 06 263 C1中所示的那样。此外公开了气缸筒和配油盘的支承面构造成球形的并且气缸孔和工作活塞斜向于驱动轴的旋转轴线布置，其中气缸孔朝旋转轴线的支承面的方向沿径向靠近，如在DE 34 13 059 C1（图2和3）或者在DE 10 2008 012 593 A1中所示。最后公开了气缸筒和配油盘的支承面构造成平坦的并且气缸孔和工作活塞斜向于驱动轴的旋转轴线布置，如在GB 1 073 216或者在DE 40 35 748 A1（图2）中所示的那样。

在工作压力介质从轴向活塞机的进入管路穿过配油盘中的控制节流孔并且进入到由工作活塞部分部段地限定的气缸孔、也就是工作腔中的过渡中，工作压力介质由于必要时很快旋转的气缸筒中工作腔的高圆周速度而非常剧烈地加速。由此导致，已知的轴向活塞机在高转速运行时到达空穴区域上并且在可实现的转速方面受到限制。当工作腔的入口靠近气缸筒的旋转轴线、也就是沿径向更靠内地布置时能够避免这个问题，因为随着半径的减小也降低了圆周速度。在这方面该气缸筒的结构是有利的，在该结构中气缸孔和工作活塞斜向于驱动轴的旋转轴线布置并且工作腔的入口沿径向更靠近旋转轴线布置。

由于这种轴向活塞机的工作原理，气缸筒以相对较高的力朝固定的配油盘进行挤压，从而在轴向活塞机的运行中会在配油盘和气缸筒的支承面上产生显著的磨损。为了降低这种磨损，在具有平坦的配油盘的轴向活塞机中将基本上圆环形的支承面构造成流体静力学的轴承，其通过工作压力介质润滑，该工作压力介质由于存在于工作腔的入口中的高压而被推入到支承面之间形成的缝隙中并且为轴向活塞机运行中的泄漏损耗产生贡献。通过将气缸筒和配油盘上的支承面的至少一个构造成带有圆形内阶梯和圆形外阶梯的圆环形的突起从而形成支承面的内界限和外界限的方式，确定流体静力学的轴承的径向尺寸，包括规定其内界限和外界限的半径。在流体静力学的轴承的支承面之间在运行中形成了工作压力介质在高压作用下渗入的缝隙。相应地，在流体静力学的轴承中产生了沿着垂直于相应的支承面的方向作用到支承面上的卸载力。如此，在具有平坦的圆环形的支承面的平坦的配油盘中，卸载力沿轴向朝向斜盘作用到气缸筒上，如在图3到5中所示的那样。类似地适用于气缸筒抵靠在球形的配油盘上，其中支承面构造成球形的。然而在球形的支承面中，在球形的缝隙中产生的卸载力不沿轴向作用，而是垂直于球形的支承面与气缸筒的旋转轴线呈锐角，如在图2中所示的那样。通过以下方式承受作用到配油盘上的卸载力，即配油盘在轴向活塞机的壳体上其背对气缸筒的侧面上沿轴向支撑在旋转轴承中地进行布置。通过气缸筒沿轴向支撑地、可旋转地支承在轴向活塞机的壳体上的、其反向于配油盘侧的端部的、斜盘侧的端部中并且通过压力弹簧轴向朝配油盘的方向预张紧地进行布置的方式，来承受作用到气缸筒上的卸载力。

所述工作活塞在底侧支撑在斜盘上。为此，每个工作活塞的活塞脚构造成球形的并且与活塞靴铰接地连接，该活塞靴在气缸筒旋转时在斜盘上得到导引。活塞靴为此在斜盘侧具有平坦的滑动面，该滑动面借助通过压力介质构成的润滑膜可滑动地抵靠在斜盘上。在工作腔的压力介质加载时，工作活塞经由其活塞靴朝向气缸孔的方向朝斜盘挤压。斜盘承受该力并且在活塞靴的滑动面上产生经由活塞靴作用到工作活塞上的卸载力或者说反作用力，该力沿着垂直于滑动面或者说斜盘的方向作用。如果斜盘布置在其基本位置中，其中斜盘垂直于气缸筒的旋转轴线，那么在活塞靴上产生的卸载力沿轴向作用到工作活塞上。

发明内容

本发明涉及具有开头所述的例如在GB 1 073 216或者在DE 40 35 748 A1（图2）中所示配置的以斜盘结构构造的轴向活塞机，其中气缸筒和配油盘的支承面设计成平坦的并且气缸孔和工作活塞斜向于驱动轴的旋转轴线布置。在这种配置中，配油盘和活塞靴上作用到气缸筒上的卸载力沿径向关于气缸筒的旋转轴线相对彼此偏移，其中配油盘上的卸载力沿径向布置地更靠近旋转轴线，如在图3到5中所示的那样。由于配油盘和活塞靴上作用到气缸筒上的卸载力的径向偏移形成了作用到气缸筒上的倾斜力矩。

相对于已知的轴向活塞机，在其配置中气缸筒和配油盘的支承面平坦地设计并且气缸孔和工作活塞斜向于驱动轴的旋转轴线布置，其中其驱动机构的配置已经在驱动机构的成本、结构、效率、功能和可实现转速（大约6000rpm）方面在效率高的情况下得到优化，本发明的任务是实现一种轴向活塞机，其中使得通过配油盘以及活塞靴上的卸载力作用到气缸筒上的倾斜力矩很小或者避免这种倾斜力矩。

为了解决该任务，提供一种以斜盘结构构造的轴向活塞机，其具有可围绕旋转轴线旋转地得到支承的气缸筒，在该汽缸筒中构造有多个分别由工作活塞部分部段地限定的气缸孔，所述气缸孔在气缸筒旋转期间能够通过经由流体静力学的滑动轴承抵靠在气缸筒的端侧上的平坦的配油盘与高压或低压连接，并且该轴向活塞机还具有可摆转地支承在摆转轴承中的斜盘，在气缸筒旋转时布置在工作活塞的斜盘侧的端部上的活塞靴在所述斜盘上滑动。在此，气缸孔的纵轴线与旋转轴线呈锐角布置并且朝其配油盘侧的端部的方向靠近旋转轴线。

按本发明如此构造所述轴向活塞机，从而对于每个气缸孔来说，流体静力学的滑动轴承的作用到气缸筒上的所产生的流体静力学的卸载力的作用点以及相应的作用线关于气缸筒的旋转轴线沿径向隔开得比气缸孔的纵轴线与流体静力学的滑动轴承的气缸筒侧的支承面的交点更远。通过流体静力学的滑动轴承的卸载力的作用点或者说作用线关于旋转轴线沿径向比气缸孔的纵轴线与滑动轴承的支承面的交点布置得更靠外，使得作用到气缸筒上的倾斜力矩变得更小。倾斜力矩越小，滑动轴承的卸载力的作用点或者说作用线沿径向离开旋转轴线越远。如果流体静力学的滑动轴承上卸载力的作用点或者说作用线沿径向关于气缸筒的旋转轴线隔开的间距与活塞靴上卸载力的轴向分量一样，那么倾斜力矩最小或者说最佳地得到抵消。

流体静力学的滑动轴承的作用到气缸筒上的所产生的流体静力学的卸载力的作用点或者说作用线关于气缸筒的旋转轴线能够沿径向隔开得与斜盘上活塞靴的支承面上作用到气缸筒上的所产生的卸载力的作用点或者说作用线基本上等距。在该设计方案中，所述倾斜力矩最小或者说最佳地抵消或者避免了所述倾斜力矩。

作为其替代方案，流体静力学的滑动轴承的作用到气缸筒上的所产生的流体静力学的卸载力的作用点或者说作用线也能够关于气缸筒的旋转轴线沿径向隔开得比斜盘上活塞靴的支承面上作用到气缸筒上的所产生的卸载力的作用点或者说作用线更远。流体静力学的滑动轴承的卸载力沿径向更远地向外移动的作用点或者说作用线提高了作用到气缸筒上的支撑作用并且能够实现更高的极限转速。

在气缸筒的配油盘侧的端部上能够构造多个分别配属于气缸孔的通槽，所述通槽从各个气缸孔的远侧端部延伸到流体静力学的滑动轴承的气缸筒侧的支承面。在该设计方案中，流体静力学的滑动轴承的卸载力的作用点位于通槽的纵轴线与流体静力学的滑动轴承的气缸筒侧的支承面之间的交点中。如果在此以及下面谈及通槽，那么在此也应该包括通孔，也就是圆形的并且表示通槽的极限情况的通槽，其中沿一方向比沿垂直于该方向的方向具有更大尺寸。

在所述设计方案中，所述通槽的纵轴线基本上平行于气缸筒的旋转轴线布置。在此，由于几何形状，因为气缸孔的与旋转轴线呈锐角延伸的纵轴线在通槽区域内在其延伸中朝配油盘的方向进一步靠近旋转轴线，其中通槽的纵轴线基本上平行于旋转轴线延伸，所以滑动轴承上卸载力的作用点沿径向与旋转轴线隔开得比气缸孔的纵轴线与流体静力学的滑动轴承的气缸筒侧的支承面的交点更远。

为了进一步增大配油盘上作用到气缸筒上的卸载力的作用点的径向间距，通槽的纵轴线能够关于气缸筒的旋转轴线沿径向隔开得比气缸孔的纵轴线与垂直于旋转轴线布置并且包含通槽的气缸孔侧的端部的平面的交点更远。在此，通槽的气缸孔侧的端部尤其能够关于旋转轴线沿径向隔开得比气缸孔的纵轴线与前面所述的平面的交点更远。

在前面所描述的具有通槽的设计方案中，对于每个工作活塞来说，配属于配油盘侧的端部的通槽的纵轴线的该端部沿径向关于气缸筒的旋转轴线基本上径向隔开得与在斜盘上所配属的活塞靴的支承面上沿轴向作用到活塞靴上并且由此作用到工作活塞上的卸载力的作用点相比基本上等距或者更远。

作为对上面所描述的方案的替代或者补充，其中上面所述的方案为借助从相应的气缸孔的远侧端部延伸到流体静力学的滑动轴承的气缸筒侧的支承面的通槽使得流体静力学的滑动轴承的卸载力的作用点或者说作用线关于气缸筒的旋转轴线进一步径向外移、也就是隔开更远，存在下面所描述的方案用来实现所述效果，更确切地说通过流体静力学的滑动轴承的结构上特别的设计来实现所述效果。

以已知的方式将流体静力学的滑动轴承构造成环形，其包括气缸筒侧的支承面和配油盘侧的支承面并且具有圆形的内界限和圆形的外界限。相应地，配油盘基本上构造成环形的并且具有至少两个尤其基本上肾状的控制节流孔。所述控制节流孔沿轴向穿透配油盘并且在其进入配油盘侧的支承面的通入处具有圆弧形的内界线和外界线。在此，通孔通入到气缸筒侧的支承面中的通入处沿轴向与控制节流孔的内界线和外界线平齐地布置。也就是用下面的话说。控制节流孔的内界线和外界线的半径（与气缸筒的旋转轴线的间距）相当于通孔通入到流体静力学的滑动轴承的气缸筒侧的支承面中的通入处的内边缘和外边缘的径向间距，并且控制节流孔的内界线和外界线的径向间距相应于通孔的直径。

至今为止，控制节流孔在其径向尺寸方面与支承面的径向尺寸成比例地布置，使得控制节流孔的内界线与流体静力学的滑动轴承的内界限之间的径向间距基本上与控制节流孔的外界线与流体静力学的滑动轴承的外界限之间的径向间距一样。

在该配置中，作用到气缸筒的气缸筒侧的支承面上的卸载力的作用点沿径向大致布置在控制节流孔的内界线和外界线之间的中心并且沿径向大致布置在流体静力学的滑动轴承的圆形的内界限和外界限之间的中心。

如果在该配置中轴向活塞机的高压侧的控制节流孔与通槽之一的通入处对置，那么在流体静力学的滑动轴承的气缸筒侧的以及配油盘侧的支承面之间形成缝隙，工作压力介质渗入到该缝隙中。所述缝隙包括从控制节流孔的内界线径向向内延伸的缝隙段以及从控制节流孔的外界线径向向外在支承面之间延伸的缝隙段。所述缝隙段沿径向具有相同的长度并且在支承面的相应的平面化中基本上具有沿轴向相同的高度。然而所述缝隙段沿流体静力学的圆环形的滑动轴承的周向具有不同的宽度。因此，在运行中对于工作压力介质而言，通过该缝隙段的泄漏流同样也是不同的，更确切地说，通过径向向外延伸的缝隙段的泄漏流大于通过径向向内延伸的缝隙段的泄漏流。

所述配置现在能够如下调整，即控制节流孔的内界线与流体静力学的滑动轴承的内界限之间的径向间距小于控制节流孔的外界线与流体静力学的滑动轴承的外界限之间的径向间距。换句话说，调整方案在于，控制节流孔关于流体静力学的滑动轴承的内界限和外界限的径向位置沿径向与径向中心向内错开地布置。这种调整方案的作用是，支承面之间的向内延伸的缝隙段获得了更小的长度，使得工作压力介质通过该缝隙段的泄漏流变得更大，并且向外延伸的缝隙段获得了更大的长度，使得通过该缝隙段的泄漏流变得更小。由此，一方面至少部分地均衡通过两个缝隙段的泄漏流。另一方面在该配置中，作用到气缸筒的气缸筒侧的支承面上的卸载力的作用点或者说作用线沿径向布置得比流体静力学的滑动轴承的内外圆形界限之间沿径向的中心更靠外。流体静力学的滑动轴承的设计方案的这种调整方案对作用到气缸筒上的倾斜力矩产生影响，该影响能够作为对气缸筒中通槽的前面所述的按本发明的实施方式的影响的补充或者替代来实现。

为控制节流孔的内界线分配了沿着流体静力学的滑动轴承的内界限测量的内弧长，该内弧长基本上张开与内界线相同的弧形角度，并且为控制节流孔的外界线分配了沿着流体静力学的滑动轴承的外界限测量的外弧长，该外弧长基本上张开与外界线相同的弧形角度。有利地将内界线到内界限之间的径向间距与内弧长之间的比例选择得与外界线到外界限的径向间距和外弧长之间的比例基本上一样大。在该设计方案中，工作压力介质通过径向向内延伸以及径向向外延伸的缝隙段的泄漏流基本上一样大并且整体泄漏流是最小的。

附图说明

下面根据示意性的附图详细阐述本发明的实施方式。附图中：

图1示出按现有技术的轴向活塞机的轴向剖视图，在其配置中气缸筒的支承面和配油盘平坦地设计并且气缸孔和工作活塞斜向于驱动轴的旋转轴线布置，

图2示出带有斜向于旋转轴线构造的气缸孔和工作活塞的抵靠在球形的配油盘上的气缸筒的轴向剖视图以及按现有技术在流体静力学的滑动轴承上和活塞靴上的卸载力，

图3示出带有斜向于旋转轴线构造的气缸孔和工作活塞的抵靠在平坦的配油盘上的气缸筒的轴向剖视图以及在按图1的轴向活塞机中在流体静力学的滑动轴承上和活塞靴上的卸载力，

图4示出按本发明第一实施方式的抵靠在平坦的配油盘上的气缸筒的类似于图3的剖视图以及在流体静力学的滑动轴承上和活塞靴上的卸载力，

图5示出按本发明第二实施方式的抵靠在平坦的配油盘上的气缸筒的轴向剖视图以及在流体静力学的滑动轴承上和活塞靴上的卸载力，

图6示出按本发明第三实施方式的抵靠在平坦的配油盘上的气缸筒的轴向剖视图以及在流体静力学的滑动轴承上和活塞靴上的卸载力，

图7示出按配油盘的已知的实施方式的带有控制节流孔的平坦的配油盘的截取部分沿轴向的视图，并且

图8示出按本发明的另一实施方式的带有控制节流孔的平坦的配油盘的截取部分沿轴向的视图。

具体实施方式

在图1中所示的例如为具有气缸筒和配油盘的平坦构造的支承面以及斜向于驱动轴的旋转轴线布置的气缸孔和工作活塞的配置而构造的轴向活塞机2包括壳体4，在该壳体的内腔6中轴向先后跟随着斜盘8、带有其旋转轴线12的气缸筒10和基本上平坦的、也被称作分配盘或分配板的配油盘34此外还有穿透所述分配板的带有其旋转轴线70的驱动轴62。所述气缸筒10与驱动轴62同轴地布置并且经由例如形式为齿式耦接部的旋转连动装置68与该驱动轴不可相对旋转地耦接。所述气缸筒10以其背对斜盘8的端侧经由圆环形的流体静力学的滑动轴承42抵靠在配油盘34上。在气缸筒10中在周边分布式地布置着朝斜盘8敞开的、带有导向衬套（没有标明）和纵轴线16的气缸孔14，该纵轴线关于旋转轴线12、70以锐角θ1倾斜地构造。在气缸筒10的配油盘侧的端部上与气缸孔14同轴构造的通孔18设有纵轴线20。在气缸孔14的导向衬套中可轴向移动地支承着优选柱形的工作活塞22。每个工作活塞22在其配油盘侧的端部上限定气缸筒10中的工作腔26。每个工作活塞22在底侧的端部上构造成球头状并且与活塞靴28铰接地连接，该活塞靴支撑在斜盘8上并且在气缸筒10旋转时在斜盘8上被导引。为此，每个活塞靴28在斜盘侧具有平坦的滑动面（没有标明），该滑动面在由压力介质形成的润滑膜上能够滑动地抵靠在斜盘8上。

所述壳体2由具有壳体底部4b和壳体周面4c的盆状壳体部件4a以及壳体顶盖4d构成，该壳体顶盖抵靠在壳体周面4c的自由边缘上并且借助螺丝（没有示出）拧在上面。在壳体顶盖4d中构造有输入管路38和输出管路40用于将压力介质输入气缸孔14中的工作腔26中以及将其输出。在配油盘34中构造至少两个形式为肾状的通孔36的控制节流孔36，如也在图5和6中所示的那样。该控制节流孔36形成了构造在壳体顶盖4d中的输入管路38和输出管路40的部段。

在图1到5中，所述通孔18具有比气缸孔14更小的直径并且从气缸孔14的远侧端部延伸到其通入到流体静力学的滑动轴承42的气缸筒侧的支承面44中的通入处。在图1到3中，所述通孔18与气缸孔14同轴地构造。

关于气缸筒中的工作腔或者说气缸孔与带有斜向于气缸筒的旋转轴线延伸的气缸孔和平坦设计的配油盘的轴向活塞机中的配油盘中的控制节流孔的连接目前已知，气缸孔直接通入流体静力学的滑动轴承的气缸筒侧的支承面中、如例如在开头提到的DE 40 35 748 A1（图2）中那样，或者通过与气缸孔同轴构造的通孔、如例如在开头提到的GB 1 073 216中或者在附图1中所示的那样。在这两种情况下，气缸孔14的纵轴线16都穿过与流体静力学的滑动轴承42的气缸筒侧的支承面44的交点72延伸，其中该交点72被视作流体静力学的滑动轴承42的作用到气缸筒10上的卸载力F_E10的作用点74，如在图3中所示的那样。

为了更好理解并且作为相对于本发明的区别，在图2中示出了带有斜向于气缸筒10的旋转轴线12构造的气缸孔14和工作活塞16的、抵靠在球形的配油盘34s上的气缸筒10的轴向部段。此外在图2中绘出了对垂直于旋转轴线12布置在其基本位置中的斜盘（在图2中没有示出）而言在气缸筒10与配油盘34s之间的流体静力学的滑动轴承上产生并且作用到气缸筒10上的卸载力F_E10以及通过将活塞靴28抵靠在斜盘8上所产生的卸载力F_E28。

通过活塞靴28传递的卸载力F_E28具有垂直于斜盘8指向的、在图2的情况下轴向的作用方向。根据卸载力F_E28的矢量分解，卸载力F_E22沿着工作活塞22的轴向、也就是沿着气缸孔14的纵向16作用到工作活塞22上。在此，每个气缸孔14的纵轴线16斜向于旋转轴线12延伸所夹的锐角θ1在已知的配置中最大大约为5°。对于这种小角度θ1，由活塞靴28承受的卸载力F_E28的数值基本上等于轴向作用到工作活塞22上的卸载力F_E22（cosθ1≥cos5°=0.996）。

由球形的配油盘34s作用到气缸筒10上的卸载力F_E10朝垂直于球形滑动轴承34s的支承面的方向并且朝气缸孔14的纵轴线16的方向、也就是反向于由活塞靴28传递到工作活塞22上的卸载力F_E22作用在气缸孔14的纵轴线16的交点72中。

为了理解本发明，在此在图3中示出了带有斜向于气缸筒10的旋转轴线12构造的气缸孔14和工作活塞16的、抵靠在平坦的配油盘34上的气缸筒10的轴向剖视图。此外，在图3中绘出了对垂直于旋转轴线12布置在其基本位置中的斜盘（在图3中没有示出）而言在气缸筒10与平坦的配油盘34之间的流体静力学的滑动轴承42上产生并且作用到气缸筒10上的卸载力F_E10以及通过活塞靴28抵靠在斜盘8上所产生的卸载力F_E28。

如关于图2已经阐述的那样，通过活塞靴28传递到气缸筒10上的卸载力F_E28具有垂直于斜盘8指向的、在图3的情况下轴向的作用方向连同沿其轴向作用到工作活塞22上的分量F_E22。由平坦的配油盘34作用到气缸筒10上的卸载力F_E10沿着垂直于滑动轴承42的平坦的支承面44和46、也就是沿着平行于气缸筒10的旋转轴线12的方向并且反向于由活塞靴28传递到气缸筒10上的卸载力F_E28作用在气缸孔14的纵轴线16的交点72中。由于气缸孔14的倾斜位置并且根据卸载力F_E28的作用点78和卸载力F_E10的作用点74之间沿旋转轴线12的轴向间距，在图3中所示的作用点74、78之间存在关于旋转轴线12径向的偏移76，该偏移相当于卸载力F_E28和卸载力F_E10的作用线的间距。由于所述活塞靴28的卸载力F_E28与流体静力学的轴承42的卸载力F_E10的径向偏移76产生了作用到气缸筒10上的倾斜力矩。现在，如已经说过的那样，本发明的任务在于使得该倾斜力矩更小或者避免该倾斜力矩。这按本发明通过以下方式得到解决，即对于气缸孔14来说，流体静力学的滑动轴承42的作用到气缸筒10上的所产生的流体静力学的卸载力F_E10的作用点74或者说作用线关于气缸筒10的旋转轴线12布置得沿径向隔开得比气缸孔14的纵轴线16与流体静力学的滑动轴承42的气缸筒侧的支承面44的交点72更远。作用点74与旋转轴线12沿径向隔开得越远，轴向偏移76以及由此引起的作用到气缸筒10上的倾斜力矩就越小。

根据在图4中示出的第一实施方式，将作用到气缸筒10上的卸载力F_E10的作用点74（以及作用线）沿径向进一步向外或者说进一步与旋转轴线12隔开移动的基本途径在于，在每个气缸孔14的远侧端部上设置相对于该端部横截面变窄的通槽18，该通槽具有基本上平行于气缸筒10的旋转轴线12布置的纵轴线20。该通槽18沿轴向桥接气缸孔14的远侧端部与一平面之间的间距，在该平面中通槽18在卸载力F_E10的作用点74处通入到流体静力学的滑动轴承42的气缸筒侧的支承面46中，其中其纵轴线20与气缸筒10的旋转轴线12之间的径向间距R36基本上保持不变。相反，气缸孔14的纵轴线16在通槽18的轴向延伸的区域中沿径向靠近所述旋转轴线12并且在交点72中穿过流体静力学的滑动轴承42的气缸筒侧的支承面46。该交点72与卸载力F_E10的作用点74之间的径向偏移使得图3中所示的轴向偏移76变小并且按本发明以希望的方式降低作用到气缸筒10上的倾斜力矩。

在按图5的实施例中，活塞与在图2到4的实施例中相比不那么倾斜于旋转轴线12，这使得卸载力F_E10的作用点74与旋转轴线12沿径向隔开得与卸载力F_E28在活塞靴28上的作用点一样远。由此使得气缸上的倾斜力矩大约为零。

这通过以下方式实现，即在每个通槽18的此外还平行于旋转轴线12的纵轴线20中，通槽18和控制节流孔36与旋转轴线12的径向间距相对于气缸孔14的配油盘侧的端部区域中心的位置增大。与F_E10和F_E28的作用线相比，通槽18和控制节流孔36的纵轴线20与旋转轴线12具有更小的间距。此外，流体静力学的滑动轴承42的向内延伸的缝隙段的长度L_i小于向外延伸的缝隙段的长度L_a。这两个措施使得力F_E10的作用点向外进一步远离旋转轴线12移动。

在按图6的实施例中，与在按图5的实施例中相比通槽18以及控制节流孔36的纵轴线20距旋转轴线12远到使得力F_E28的作用线位于纵轴线20上。补充地，流体静力学的滑动轴承42的向内延伸的缝隙段的长度L_i比按图5的实施例中更小并且其向外延伸的缝隙段的长度L_a比按图5的实施例更大。这使得卸载力F_E10的作用线比F_E28的作用线沿径向更远离旋转轴线。该实施例相对于按图5的实施例的特别的优点在于，提高了气缸筒10倾向于由配油盘提升时的转速。按图5的实施例相对于按图6的实施例的特别的优点在于还能实现自抽吸时的更高的转速。这由通槽18和配油盘34中的控制节流孔与旋转轴线12的更小的间距实现。

在此，气缸孔14的倾斜延伸的纵轴线16与旋转轴线12形成的锐角θ1大约为两度。通常其能够高达五度。常见的区域在1到4度之间。

图7和8示出了带有其在装入到轴向活塞机中的状态下面对气缸筒10的表面的、平坦的配油盘34的截取部分的沿轴向看的视图。这形成了流体静力学的滑动轴承42的配油盘侧的支承面46，该滑动轴承通常构造成环形并且除了配油盘侧的支承面46之外还包括气缸筒侧的支承面44（在图3到6中所示）并且具有圆形的内界限48和圆形的外界限50。流体静力学的滑动轴承42的内界限和外界限48和50要么通过以下方式形成，即配油盘侧的支承面46构造成从配油盘34的面对气缸筒10的侧面突出的环形突起52，如在图1、3和4中所示的那样，要么通过以下方式形成，即气缸筒侧的支承面44构造成从气缸筒10的面对配油盘34的侧面中突出的环形的突起54，如在图5和6中所示的那样。在这两种情况下，在环形突起的内圆周上以及外圆周上构造阶梯，如在图3到6中所示的那样。该配油盘34基本上构造成环形并且具有至少两个基本上肾状的控制节流孔36，其中在图7和8中分别只示出一个。每个控制节流孔36沿轴向穿透配油盘34并且在其通入配油盘侧的支承面46中的通入处具有圆弧形的内界线和外界线36i和36a。气缸筒10的每个通孔18通入到流体静力学的滑动轴承42的气缸筒侧的支承面44中的通入处沿轴向与每个控制节流孔36的内界线和外界线36i和36a平齐地布置。也就是说，对于每个控制节流孔36来说，内界线36i和外界线36a的半径、也就是与气缸筒10的旋转轴线12的间距相应于通孔18通入到流体静力学的滑动轴承42的气缸筒侧的支承面44中的通入处的内边缘的径向间距和外边缘的径向间距，并且内界线36i与外界线36a之间的径向间距相当于通孔18在其通入到流体静力学的滑动轴承42的气缸筒侧的支承面44中的通入处的直径。

在流体静力学的滑动轴承42的在图7中所示的至今为止常规的实施方式中，每个控制节流孔36在其径向尺寸方面与配油盘侧的支承面46的径向尺寸成一定比例地进行布置，使得控制节流孔36的内界线36i与流体静力学的滑动轴承42的内界限48之间的径向间距L₁基本上与控制节流孔36的外界线36a和流体静力学的滑动轴承42的外界限50之间的径向间距L₁一样大。

对于图7中所示的实施方式来说，作用到气缸筒10的气缸筒侧的支承面44上的卸载力E_E10的作用点74沿径向大致布置在控制节流孔36的内界线和外界线36i和36a之间的中心。也就是说，作用点74布置在具有部分圆半径R₃₆的控制节流孔36的部分圆上并且沿径向大致在流体静力学的滑动轴承42的、配有半径R₄₈和R₅₀的圆形的内界限和外界限48和50之间的中心。

如果在该配置中轴向活塞机2的高压侧上的控制节流孔34在其运行中与气缸筒10中的通槽18之一的通入处对置，那么由于通过加载工作压力介质所产生的高压围绕通孔36在气缸筒侧的和配油盘侧的支承面44和46之间形成缝隙。该缝隙包括从控制节流孔34的内界线36i沿径向向内延伸的部分部段和从控制节流孔36的外界线36a沿径向向外延伸的部分部段。所述部分部段沿径向具有相同的长度并且在支承面44和46相应的平面化中沿轴向基本上具有相同的高度。然而所述部分部段沿圆环形的流体静力学的滑动轴承42的周向具有不同的宽度。由此，在运行中对工作压力介质而言，通过径向向内延伸的缝隙段的泄漏流Q_i小于通过径向向外指向的缝隙段的泄漏流Q_a。

如在图8中所示的那样，流体静力学的滑动轴承42以及尤其配油盘34的所述实施方式能够如下进行修改，即对于每个控制节流孔36来说，流体静力学的滑动轴承42的内界线36i与内界限48之间的径向间距L_i小于流体静力学的滑动轴承42的外界线36a与外界限50之间的径向间距L_a。换句话说，该调整方案在于，每个控制节流孔36关于流体静力学的滑动轴承42的内界限和外界限48、50的径向位置沿径向从图7中所示的径向中心向内偏移地布置，例如在图8中所示的那样。该调整方案的作用是，支承面44、46之间从内界线36i径向向内延伸的缝隙段具有更小的长度L_i，使得对于工作压力介质来说，通过该缝隙段的泄漏流Q_i变得更大，并且从外界线36a径向向外延伸的缝隙段具有更大的长度L_a，使得通过该缝隙段的泄漏流Q_a变得更小。由此，一方面至少部分地均衡通过这两个缝隙段的泄漏流Q_i和Q_a。另一方面，在该配置中，作用到气缸筒10的气缸筒侧的支承面44上的卸载力F_E10的作用点或者说作用线沿径向比流体静力学的滑动轴承42的圆形的内界限和外界限48和50之间沿径向的中心布置得更靠外。也就是说，流体静力学的滑动轴承42的设计方案的这种修改方案影响到作用到气缸筒10上的倾斜力矩。这种影响或者说这种调整能够实现对气缸筒10中的通槽18的关于图4到6所描述的设计方案的影响的补充或者替代。

如从图8中能够获知的那样，为控制节流孔36的内界线36i分配了沿着流体静力学的滑动轴承42的内界限48测量的内弧长56，该内弧长基本上张开与内界线36i一样的弧度φ。此外，为控制节流孔36的外界线36a分配了沿着流体静力学的滑动轴承42的外界限50测量的外弧长58，该外弧长基本上张开与外界线36a相同的弧度φ。以有利的方式如此选择控制节流孔36或界线36i和36a的径向布置，使得工作压力介质通过从内界线36i径向向内延伸的缝隙段的泄漏流和通过从外界线36i径向向外延伸的缝隙段的泄漏流Q_i和Q_a基本上一样大，因为那样的话整体泄漏流最小。出于Q_i等于Q_a的要求，并且考虑每个所述泄漏流与参量（沿周向测量的缝隙宽度×沿轴向测量的缝隙高度/沿径向测量的缝隙长度）成比例，得到以下条件：56×缝隙高度/L_i=58×缝隙高度/L_a，并且通过约去缝隙高度得出以下条件：（56/L_i）=（58/L_a）。为了使得整体泄漏流最小化，从内界线36i到内界限48的径向间距L_i与内弧长56之间的比例L_i/56选择得与从外界线36a到外界限50的径向间距La和外弧长58之间的比例L_a/58基本上一样大。根据该条件，在图8中控制节流孔36的部分圆的半径R₃₆小于在图7中配油盘侧的支承面46的在其他方面相同的（径向的）尺寸R₄₈和R₅₀。

当流体静力学的滑动轴承42的作用到气缸筒10上的所产生的流体静力学的卸载力F_E10的作用点74（该作用点相应于控制节流孔36的部分圆的半径R₃₆）与气缸筒的旋转轴线12之间具有与活塞靴28上作用到气缸筒10上的卸载力F_E28的作用点78相同的间距时，或者换句话说，当流体静力学的滑动轴承42的卸载力F_E10的作用线重叠到活塞靴28上卸载力F_E28的作用线上时，基本上避免了或者说消除了作用到气缸筒10上的倾斜力矩。

在以斜盘结构构造的轴向活塞机中，气缸孔的纵轴线与旋转轴线呈锐角地进行布置并且气缸孔朝其配油盘侧的端部的方向沿径向靠近旋转轴线，对于这种斜盘结构的轴向活塞机来说公开了，对于每个气缸孔来说流体静力学的滑动轴承的作用到气缸筒上的所产生的流体静力学的卸载力的作用点关于气缸筒的旋转轴线沿径向隔开得比气缸孔的纵轴线与流体静力学的滑动轴承的气缸筒侧的支承面的交点更远。

按本发明的以斜盘结构构造的流体静力学的轴向活塞机能够以特别的优势用作机动车中、尤其乘用车中液压的混合驱动装置的组件。在机动车中以特别的方式在成本低廉、结构紧凑并且转速实现得高的情况下产生良好的效率。

Claims (9)

1. 以斜盘结构构造的流体静力学的轴向活塞机（2），具有能够围绕旋转轴线（12）旋转地得到支承的气缸筒（10）以及能够在摆转轴承（60）中摆转地得到支承的斜盘（8），在所述气缸筒中构造了多个由各个工作活塞（22）部分部段地限定的气缸孔（14），所述气缸孔在所述气缸筒（10）旋转期间通过经由流体静力学的滑动轴承（42）的支承面（44、46）抵靠在所述气缸筒（10）的端侧上的、平坦的配油盘（34）能够与高压或低压连接，在所述气缸筒（10）旋转期间，布置在所述工作活塞（22）的斜盘侧的端部上的活塞靴（26）在所述斜盘上滑动，

其中所述气缸孔（14）的纵轴线（16）与所述旋转轴线（12）呈锐角（θ1）布置并且朝其配油盘侧的端部的方向径向靠近所述旋转轴线（12），

其特征在于，对于每个气缸孔（14）来说，所述流体静力学的滑动轴承（42）的作用到所述气缸筒（10）上所产生的流体静力学的卸载力（F_E10）的作用点（74）关于所述气缸筒（10）的旋转轴线（12）沿径向隔开得比所述气缸孔（14）的纵轴线（16）与所述流体静力学的滑动轴承（42）的气缸筒侧的支承面（44）的交点（72）更远。

2. 按权利要求1所述的轴向活塞机（2），其中所述流体静力学的滑动轴承（42）的作用到所述气缸筒（10）上所产生的流体静力学的卸载力（F_E10）的作用点（74）关于所述汽缸筒（10）的旋转轴线（12）沿径向隔开得与所述斜盘（8）上的活塞靴（28）的支承面上的作用到所述气缸筒（10）上所产生的卸载力（F_E28）的作用点（78）相比基本上等距或者更远。

3. 按权利要求1或2所述的轴向活塞机（2），其中在所述气缸筒（10）的配油盘侧的端部上构造了多个配属于相应的气缸孔（14）的通槽（18），所述通槽从相应的气缸孔（14）的远侧端部延伸到所述流体静力学的滑动轴承（42）的气缸筒侧的支承面（44），并且

其中所述通槽（18）的纵轴线（20）基本上平行于所述气缸筒（10）的旋转轴线（12）布置。

4. 按权利要求3所述的轴向活塞机（2），其中所述通槽（18）的纵轴线（20）、尤其所述通槽（18）的气缸孔侧的端部与所述气缸筒（10）的旋转轴线（12）沿径向隔开得比所述气缸孔（14）的纵轴线（16）与垂直于所述旋转轴线（12）布置并且包含所述通槽（18）的气缸孔侧的端部的平面的交点更远。

5. 按权利要求1到4中任一项所述的轴向活塞机（2），其中对于每个工作活塞（22）来说，配属于配油盘侧的端部的通槽（18）的纵轴线（20）的所述端部与所述气缸筒（10）的旋转轴线（12）沿径向隔开得与在所述斜盘（8）上所配属的活塞靴（26）的支承面上沿轴向作用到所述活塞靴（26）上并且由此作用到所述工作活塞（22）上的卸载力（F_E28）的作用点相比基本上等距或者更远。

6. 按权利要求1到5中任一项所述的轴向活塞机（2），其中所述流体静力学的滑动轴承（42）构造成环形、包括所述气缸筒侧的支承面（44）和所述配油盘侧的支承面（46）并且具有圆形的内界限（48）和圆形的外界限（50），

其中所述配油盘（34）基本上构造成环形并且具有至少两个、尤其基本上肾状的控制节流孔（36），所述控制节流孔沿轴向穿透所述配油盘（34）并且在其通入到所述配油盘侧的支承面（46）中的通入处具有圆弧形的内界线和外界线（36i和36a），并且

其中所述通孔（18）通入到所述气缸筒侧的支承面（44）中的通入处沿轴向与所述控制节流孔（36）的内界线和外界线（36i和36a）平齐地布置。

7. 按权利要求6所述的轴向活塞机（2），其中所述控制节流孔（36）的内界线（36i）与所述流体静力学的滑动轴承（42）的内界限（48）之间的径向间距（L₁）同所述控制节流孔（26）的外界线（36a）与所述流体静力学的滑动轴承（42）的外界限（50）之间的径向间距（L₁）基本上一样大。

8. 按权利要求6所述的轴向活塞机（2），其中所述控制节流孔（36）的内界线（36i）与所述流体静力学的滑动轴承（42）的内界限（48）之间的径向间距（L_i）小于所述控制节流孔（36）的外界线（36a）与所述流体静力学的滑动轴承（42）的外界限（50）之间的径向间距（L_a）。

9. 按权利要求8所述的轴向活塞机（2），其中为所述控制节流孔（36）的内界线（36i）分配了沿着所述流体静力学的滑动轴承（42）的内界限（48）测量的内弧长（56），所述内弧长基本上张开与所述内界线（36i）相同的弧度，并且为所述控制节流孔（36）的外界线（36a）分配了沿着所述流体静力学的滑动轴承（42）的外界限（50）测量的外弧长（58），所述外弧长基本上张开与所述外界线（36a）相同的弧度，并且

其中从所述内界线（36i）到所述内界限（48）的径向间距（L_i）与所述内弧长（56）之间的比例基本上等于从所述外界线（36a）到所述外界限（50）的径向间距（L_a）与所述外弧长（58）之间的比例。