Die vorliegende Erfindung betrifft eine Schrägscheibenmaschine gemäß dem Oberbegriff des Anspruches 1, ein Verfahren zum Betreiben einer Schrägscheibenmaschine gemäß dem Oberbegriff des Anspruches 9 und einen Antriebsstrang gemäß dem Oberbegriff des Anspruches 13.The present invention relates to a swash plate machine according to the preamble of claim 1, a method for operating a swash plate machine according to the preamble of claim 9 and a drive train according to the preamble of claim 13.
Stand der TechnikState of the art
Schrägscheibenmaschinen dienen als Axialkolbenpumpen zur Umwandlung von mechanischer Energie in hydraulische Energie und als Axialkolbenmotor zur Umwandlung von hydraulischer Energie in mechanische Energie. Eine Zylindertrommel mit Kolbenbohrungen ist drehbar bzw. rotierend gelagert und in den Kolbenbohrungen sind Kolben angeordnet. Die Zylindertrommel ist drehfest mit einer Antriebswelle verbunden und auf einen ersten Teil der rotierenden Kolbenbohrungen wirkt temporär eine Hydraulikflüssigkeit unter Hochdruck und auf einen zweiten Teil der rotierenden Kolbenbohrungen wirkt temporär eine Hydraulikflüssigkeit unter Niederdruck. Eine Schwenkwiege ist um eine Schwenkachse verschwenkbar gelagert und auf der Schwenkwiege liegt eine Rückhaltescheibe mit Gleitschuhen auf. An den Gleitschuhen sind die Kolben befestigt. Die Rückhaltescheibe mit den Gleitschuhen führt zusammen mit der Zylindertrommel eine Rotationsbewegung um eine Rotationsachse aus und eine ebene Auflagefläche der Schwenkwiege ist dabei in einem spitzen Winkel, zum Beispiel zwischen 0° und +20° und zwischen 0° und –20° als Schwenkwinkel, zu der Rotationsachse der Zylindertrommel ausgerichtet. Die Gleitschuhe sind mit einer Gleitlagerung, welche im Allgemeinen hydrostatisch entlastet ist, auf der Auflagefläche der Schwenkwiege gelagert und die Gleitschuhe sind mit der Rückhaltescheibe verbunden. Swash plate machines serve as axial piston pumps for converting mechanical energy into hydraulic energy and as axial piston motor for converting hydraulic energy into mechanical energy. A cylinder drum with piston bores is rotatably or rotatably mounted and pistons are arranged in the piston bores. The cylinder drum is rotatably connected to a drive shaft and on a first part of the rotating piston bores temporarily acts a hydraulic fluid under high pressure and a second part of the rotating piston bores temporarily acts a hydraulic fluid under low pressure. A pivoting cradle is pivotally mounted about a pivot axis and on the pivoting cradle is on a retaining disc with sliding shoes. The pistons are attached to the sliding shoes. The retaining disc with the sliding shoes together with the cylinder drum performs a rotational movement about an axis of rotation and a flat bearing surface of the pivoting cradle is at an acute angle, for example between 0 ° and + 20 ° and between 0 ° and -20 ° as a swivel angle aligned with the axis of rotation of the cylinder drum. The sliding blocks are mounted with a sliding bearing, which is generally hydrostatically relieved, on the support surface of the pivoting cradle and the sliding blocks are connected to the retaining disc.
Die Zylindertrommel liegt an einem axialen Ende, welches einer Ventilscheibe zugewandt ist, mit einer Zylinderentlastungsfläche auf der Ventilscheibe auf. Die Ventilscheibe weist eine nierenförmige Niederdrucköffnung und eine nierenförmige Hochdrucköffnung zum Ein- und/oder Ausleiten von Hydraulikflüssigkeit aus den und/oder in die rotierenden Kolbenbohrungen auf. Die zylinderförmigen Kolbenbohrungen münden an den axialen Enden der Kolbenbohrungen in nierenförmige Kolbenbohrungsöffnungen, so dass bei einer Überlappung einer Kolbenbohrungsöffnung mit der Niederdrucköffnung oder der Hochdrucköffnung die betreffende Kolbenbohrung in fluidleitender Verbindung zu der Hochdrucköffnung oder zu der Niederdrucköffnung steht. Dabei ist ein ständiger Kontakt zwischen der Zylinderentlastungsfläche und der Ventilscheibe erforderlich, damit die Hoch- und Niederdrucköffnung leckagedicht bezüglich eines Innenraumes der Schrägscheibenmaschine abgedichtet ist. Auf die Kolben wirkt an einer Kolbenbodenfläche der Kolben der hydrostatische Druck der Hydraulikflüssigkeit und dieser hydrostatische Druck bewirkt axiale auf die Kolben wirkende Druckkräfte mit denen die Gleitschuhe auf die Auflagefläche der Schwenkwiege gedrückt sind. Bei einer Ausrichtung der Schwenkwiege in einem spitzen Winkel verursacht dies auf die Kolben wirkende Querkräfte. Auf die Kolben wirken Querkräfte, insbesondere aufgrund einer verschwenkten Schwenkwiege mit einem spitzen Schwenkwinkel, so dass die Auflagefläche, auf welcher die Kolben mittelbar mit den Gleitschuhen gelagert sind, ebenfalls in einem spitzen Winkel zu einer Längsachse bzw. Kolbenachse der Kolbenbohrungen ausgerichtet ist. Die Querkräfte der Kolben, deren Kolbenbohrungen in fluidleitender Verbindung zu der Hochdrucköffnung stehen sind dabei wesentlich größer als die Querkräfte der Kolben, deren Kolbenbohrungen in fluidleitender Verbindung zu der Niederdrucköffnung stehen, weil der Druck der Hydraulikflüssigkeit an der Hochdrucköffnung wesentlich größer ist als an der Niederdrucköffnung. Die Querkräfte verursachen Reibkräfte der oszillierenden Kolben innerhalb der Kolbenbohrungen, so dass auch auf die Zylindertrommel Reibkräfte wirken. Als Folge hiervon sind die Reibkräfte der Kolben, deren Kolbenbohrungen in fluidleitender Verbindung mit der Hochdrucköffnung stehen, wesentlich größer als die Querkräfte der Kolben, deren Kolbenbohrungen in fluidleitender Verbindung zu der Niederdrucköffnung stehen, so dass die Reibkräfte der Kolben an den Niederdrucköffnungen vernachlässigt werden können. The cylinder drum is located at an axial end, which faces a valve disc, with a cylinder relief surface on the valve disc. The valve disc has a kidney-shaped low-pressure opening and a kidney-shaped high-pressure opening for introducing and / or discharging hydraulic fluid from and / or into the rotating piston bores. The cylindrical piston bores open at the axial ends of the piston bores into kidney-shaped piston bore openings, so that in the case of an overlap of a piston bore opening with the low-pressure opening or the high-pressure opening, the relevant piston bore is in fluid-conducting connection to the high-pressure opening or to the low-pressure opening. In this case, a constant contact between the cylinder relief surface and the valve disc is required so that the high and low pressure opening is sealed leak-tight with respect to an interior of the swash plate machine. On the piston acts on a piston bottom surface of the piston, the hydrostatic pressure of the hydraulic fluid and this hydrostatic pressure causes axial forces acting on the piston pressure forces with which the sliding shoes are pressed onto the support surface of the pivoting cradle. With an orientation of the pivoting cradle at an acute angle, this causes lateral forces acting on the pistons. On the piston acting transverse forces, in particular due to a pivoted pivoting cradle with an acute pivot angle, so that the support surface on which the pistons are mounted indirectly with the sliding shoes, is also aligned at an acute angle to a longitudinal axis or piston axis of the piston bores. The transverse forces of the piston whose piston bores are in fluid-conducting connection to the high pressure opening are substantially greater than the transverse forces of the piston whose piston bores are in fluid communication with the low pressure port, because the pressure of the hydraulic fluid at the high pressure port is substantially greater than at the low pressure port. The transverse forces cause frictional forces of the oscillating pistons within the piston bores, so that frictional forces also act on the cylinder drum. As a result, the frictional forces of the pistons, the piston bores of which are in fluid communication with the high-pressure port, are substantially greater than the lateral forces of the pistons whose piston bores are in fluid communication with the low-pressure port, so that the frictional forces of the pistons at the low-pressure ports can be neglected.
Bei einem Betrieb der Schrägscheibenmaschine als Axialkolbenpumpe erhöhen die Reibkräfte der Kolben an der Hochdrucköffnung, welche auf die Zylindertrommel wirken, die Druckkräfte zwischen der Zylinderentlastungsfläche der Zylindertrommel und der Ventilscheibe, weil sich die Kolben an der Hochdrucköffnung in Richtung zu der Ventilscheibe bewegen. Umgekehrt ist dies bei dem Betrieb der Schrägscheibenmaschine als Axialkolbenmotor, weil sich bei dieser Betriebsweise die Kolben an der Hochdrucköffnung bzw. die Kolben, deren Kolbenbohrungen in fluidleitender Verbindung zu der Hochdrucköffnung stehen, von der Ventilscheibe weg bewegen. Die Zylinderentlastungsfläche wird dimensioniert, so dass einerseits eine ausreichende Abdichtung zwischen der Zylinderentlastungsfläche und der Ventilscheibe vorhanden ist zur Abdichtung der Hoch- und Niederdrucköffnung und andererseits eine möglichst kleine Reibung zwischen der rotierenden Zylinderentlastungsfläche und der Ventilscheibe auftritt. In an operation of the swash plate machine as an axial piston pump, the frictional forces of the pistons on the high pressure port acting on the cylinder barrel increase the pressure forces between the cylinder relief surface of the cylinder barrel and the valve disc because the pistons move toward the valve disc at the high pressure port. Conversely, this is in the operation of the swash plate machine as axial piston motor, because in this mode of operation, the piston at the high pressure opening or the piston whose piston bores are in fluid communication with the high pressure opening, move away from the valve disc. The cylinder relief surface is dimensioned so that on the one hand sufficient sealing between the cylinder relief surface and the valve disc is present to seal the high and low pressure opening and on the other hand the smallest possible friction between the rotating cylinder relief surface and the valve disc occurs.
Die Kolbenbohrungen münden an den axialen Enden an der Ventilscheibe in Kolbenbohrungsöffnungen und die Querschnittsflächen der Kolbenbohrungen senkrecht zu einer Längsachse der Kolbenbohrungen ist größer als die Querschnittsflächen der Kolbenbohrungsöffnungen an axialen Enden ebenfalls senkrecht zu der Längsachse bzw. Kolbenlängsachsen der Kolbenbohrungen, so dass eine Verjüngungsfläche vorhanden ist. Auf die Verjüngungsfläche wirkt der hydrostatische Druck der Hydraulikflüssigkeit innerhalb der Kolbenbohrungen. Eine Differenzquerschnittsfläche ist die Differenz an einer Kolbenbohrung zwischen der Querschnittsfläche der Kolbenbohrung und der Kolbenbohrungsöffnung. Die Differenzquerschnittsfläche multipliziert mit dem Druck der Hydraulikflüssigkeit in einer Kolbenbohrung ergibt die Kraft als Druckkraft mit welcher die Zylindertrommel von der an der Verjüngungsfläche wirkenden hydrostatischen Druckkraft auf die Ventilscheibe gedrückt ist. Die Zylindertrommel ist somit von den Kolbenbohrungen bzw. Verjüngungsflächen an der Hochdrucköffnung asymmetrisch mit einer größeren Druckkraft auf die Ventilscheibe gedrückt als an der Niederdrucköffnung. The piston bores open into piston bore openings at the axial ends on the valve disk, and the cross-sectional areas of the piston bores perpendicular to a longitudinal axis of the piston bores are larger than the cross-sectional areas of the piston bore openings at axial ends also perpendicular to the longitudinal axis or piston longitudinal axes of the piston bores, so that a tapering surface is present , The hydrostatic pressure of the hydraulic fluid within the piston bores acts on the tapered surface. A differential cross-sectional area is the difference in a piston bore between the cross-sectional area of the piston bore and the piston bore opening. The differential cross-sectional area multiplied by the pressure of the hydraulic fluid in a piston bore gives the force as a pressing force with which the cylinder drum is pressed against the valve disk by the hydrostatic pressure force acting on the tapering surface. The cylinder drum is thus pressed asymmetrically from the piston bores or taper surfaces on the high-pressure opening with a greater pressure force on the valve disk than at the low-pressure opening.
Die Zylinderentlastungsfläche der Zylindertrommel wird außerdem von einer Trommeldruckfeder auf die Ventilscheibe gedrückt. Die Dimensionierung der Zylinderentlastungsfläche und der Trommeldruckfeder erfolgt entweder für die Betriebsweise der Axialkolbenpumpe oder des Axialkolbenmotors. Ein empirischer Entlastungsgrad ist definiert als die Zylinderentlastungsfläche abzüglich der Hälfte einer radialen äußeren fiktiven Zylinderentlastungsteilfläche und abzüglich der Hälfte einer radialen inneren fiktiven Zylinderentlastungsteilfläche dividiert durch die Summe sämtlicher Differenzquerschnittsflächen. Eine radiale äußere fiktive Zylinderentlastungsteilfläche ist definiert als derjenige Teil der Zylinderentlastungsfläche, welche einen größeren radialen Abstand zu der Rotationsachse der Zylindertrommel aufweist als der maximalste radiale Abstand sämtlicher radialen Abstände der Kolbenbohrungsöffnungen an axialen Enden der Kolbenbohrungsöffnungen, welche der Ventilscheibe zugewandt sind, zu der Rotationsachse der Zylindertrommel und eine radiale innere fiktive Zylinderentlastungsteilfläche ist definiert als derjenige Teil der Zylinderentlastungsfläche, welche einen kleineren radialen Abstand zu der Rotationsachse der Zylindertrommel aufweist als der minimalste radiale Abstand sämtlicher radialen Abstände der Kolbenbohrungsöffnungen an axialen Enden der Kolbenbohrungsöffnungen, welche der Ventilscheibe zugewandt sind, zu der Rotationsachse der Zylindertrommel. Für Schrägscheibenmaschinen für einen Betriebsmodus als Axialkolbenpumpe wird der Entlastungsgrad auf 100% oder geringfügig mehr als 100%, z. B. 102%, dimensioniert, weil an der Zylinderentlastungsfläche größere Druckkräfte auftreten. Bei Schrägscheibenmaschinen für den Betriebsmodus als Axialkolbenmotor wird der Entlastungsgrad auf unter 100% dimensioniert, z. B. 96%. Die auf die Zylindertrommel wirkenden Reibkräfte der Kolben an der Hochdrucköffnung im Betriebsmodus des Axialkolbenmotors verringern die Druckkräfte zwischen der Zylinderentlastungsfläche und der Ventilscheibe, so dass bei der Schrägscheibenmaschine in dem Betriebsmodus des Axialkolbenmotors bereits bei einer niedrigen Drehzahl der Zylindertrommel ein Abheben der Zylinderentlastungsfläche von der Ventilscheibe auftreten kann und damit die Funktionsfähigkeit der Schrägscheibenmaschine nicht mehr gewährleistet ist. The cylinder relief surface of the cylinder drum is also pressed by a drum pressure spring on the valve disc. The dimensioning of the cylinder relief surface and the drum pressure spring is carried out either for the operation of the axial piston pump or the axial piston motor. An empirical relief degree is defined as the cylinder relief area minus one-half of a radially outer notional cylinder relief sub-area and minus one half of a radially inner notional cylinder relief sub-area divided by the sum of all differential cross-sectional areas. A radially outer notional cylinder relief surface is defined as that portion of the cylinder relief surface which has a greater radial distance from the axis of rotation of the cylinder barrel than the maximum radial distance of all radial clearances of the piston bore openings at axial ends of the piston bore apertures facing the valve disk to the axis of rotation of the cylinder Cylinder drum and a radially inner fictitious Zylinderentlastungsteilfläche is defined as that part of the cylinder relief surface having a smaller radial distance from the axis of rotation of the cylinder drum than the minimum radial distance of all radial distances of the piston bore openings at axial ends of the piston bore openings, which face the valve disc, to the Rotation axis of the cylinder drum. For swash plate machines for an operating mode as axial piston pump, the degree of unloading to 100% or slightly more than 100%, z. B. 102%, dimensioned because of larger pressure forces occur on the cylinder relief surface. For swash plate machines for the operating mode as axial piston engine, the degree of unloading is dimensioned to less than 100%, z. B. 96%. The frictional forces of the pistons acting on the cylinder drum at the high-pressure opening in the operating mode of the axial-piston engine reduce the pressure forces between the cylinder relief surface and the valve disk, so that in the swash-plate machine in the operating mode of the axial-piston engine a lifting of the cylinder relief surface from the valve disk occurs even at a low rotational speed of the cylinder drum can and thus the functioning of the swash plate machine is no longer guaranteed.
Die EP 1 013 928 A2 zeigt eine Axialkolbenpumpe in Schrägscheibenbauweise mit einer angetriebenen umlaufenden und eine Mehrzahl von darin angeordneten Kolbenbohrungen aufweisenden Zylindertrommel, wobei in den jeweils durch Stege voneinander getrennten Kolbenbohrungen linear zwischen einem unteren Totpunkt und einem oberen Totpunkt bewegliche Kolben angeordnet sind und eine Niederdruckanschlussniere und eine Hochdruckanschlussniere aufweisende Steuerscheibe vorgesehen ist. The EP 1 013 928 A2 shows an axial piston pump in a swash plate design with a driven rotating and a plurality of piston bores arranged therein cylinder barrel, wherein in each separated by webs piston bores are arranged between a bottom dead center and a top dead center movable pistons and a low-pressure connection kidney and a Hochdruck Hochdruck kidney having control disc provided is.
Die CH 405 934 zeigt eine Schrägscheibenaxialkolbenpumpe, deren nicht umlaufender Zylinderblock zum Verändern der Fördermenge in Abhängigkeit vom Förderdruck längs verschiebbar ist, wobei an dem durch eine Feder in Richtung der Erhöhung der Fördermenge gedrückten Zylinderblock eine Steuerschiebereinheit mit einem Schieberkolben befestigt ist. The CH 405 934 shows a Schrägscheibenaxialkolbenpumpe whose non-rotating cylinder block for varying the delivery rate in dependence on the delivery pressure is longitudinally displaceable, wherein on the pressed by a spring in the direction of increasing the delivery cylinder block, a control slide unit is fixed with a spool.
Aus der DE 10 2010 006 895 A1 ist eine Axialkolbenmaschine mit einer drehbar gelagerten Zylindertrommel bekannt. In der Zylindertrommel sind eine Vielzahl von durch jeweils einen Kolben abschnittsweise begrenzte Zylinderräume ausgebildet, die während der Rotation der Zylindertrommel über einen an einer Stirnseite der Zylindertrommel anliegenden Steuerspiegel mit Hochdruck oder Niederdruck verbindbar sind und mit einem Entlastungsdruck beaufschlagten Entlastungsfeld zur Verringerung der Flächenpressung zwischen Zylindertrommel und Steuerspiegel. Mit einer Steuereinrichtung ist das Entlastungsfeld in Abhängigkeit vom Betriebsmoduls Pumpenbetrieb oder Motorbetrieb entlastbar.From the DE 10 2010 006 895 A1 is an axial piston machine with a rotatably mounted cylinder drum known. In the cylinder drum a plurality of cylinder by a respective piston partially limited cylinder spaces are formed, which are connectable during the rotation of the cylinder drum via a voltage applied to one end face of the cylinder drum control mirror with high pressure or low pressure and acted upon with a relief pressure relief field to reduce the surface pressure between the cylinder drum and control mirror. With a control device, the discharge field is relieved depending on the operating module pump operation or engine operation.
Offenbarung der Erfindung Disclosure of the invention
Vorteile der ErfindungAdvantages of the invention
Erfindungsgemäße Schrägscheibenmaschine als Axialkolbenpumpe und/oder Axialkolbenmotor, umfassend eine um eine Rotationsachse drehbar bzw. rotierend gelagerte Zylindertrommel mit Kolbenbohrungen, in den Kolbenbohrungen beweglich gelagerte Kolben, die Kolbenbohrungen an einem einer Ventilscheibe zugewandten axialen Ende in Kolbenbohrungsöffnungen münden und die Querschnittsfläche senkrecht zu einer Kolbenlängsachse der Kolbenbohrungen größer ist als die Querschnittsfläche senkrecht zu der Kolbenlängsachse der Kolbenbohrungsöffnungen an dem einer Ventilscheibe zugewandten axialen Ende und eine Differenzquerschnittsfläche je Kolbenbohrung gebildet ist aus der Differenz zwischen der Querschnittsfläche der Kolbenbohrung und der Querschnittsfläche, der Kolbenbohrungsöffnung an dem einer Ventilscheibe zugewandten axialen Ende, eine mit der Zylindertrommel drehfest verbundene Antriebswelle, welche um die Rotationsachse drehbar bzw. rotierend gelagert ist, eine um eine Schwenkachse verschwenkbar gelagerte Schwenkwiege mit einer Auflagefläche zur Lagerung der Kolben auf der Auflagefläche, eine Ventilscheibe mit einer Niederdrucköffnung zum Ein- und/oder Ausleiten von Hydraulikflüssigkeit in die und/oder aus den rotierenden Kolbenbohrungen und mit einer Hochdrucköffnung zum Aus- und/oder Einleiten von Hydraulikflüssigkeit aus den und/oder in die rotierenden Kolbenbohrungen, wobei die Zylindertrommel an einer Zylinderentlastungsfläche auf der Ventilscheibe aufliegt und eine radiale äußere fiktive Zylinderentlastungsteilfläche definiert ist als derjenige Teil der Zylinderentlastungsfläche, welche einen größeren radialen Abstand zu der Rotationsachse der Zylindertrommel aufweist als der maximalste radiale Abstand sämtlicher radialen Abstände sämtlicher Kolbenbohrungsöffnungen an axialen Enden der Kolbenbohrungsöffnungen, welche der Ventilscheibe zugewandt sind, zu der Rotationsachse der Zylindertrommel und eine radiale innere fiktive Zylinderentlastungsteilfläche definiert ist als derjenige Teil der Zylinderentlastungsfläche, welche einen kleineren radialen Abstand zu der Rotationsachse der Zylindertrommel aufweist als der minimalste radiale Abstand sämtlicher radialen Abstände sämtlicher Kolbenbohrungsöffnungen an axialen Enden der Kolbenbohrungsöffnungen, welche der Ventilscheibe zugewandt sind, zu der Rotationsachse der Zylindertrommel, wobei ein Entlastungsgrad definiert ist als die Zylinderentlastungsfläche abzüglich der Hälfte der radialen äußeren fiktiven Zylinderentlastungsteilfläche und abzüglich der Hälfte der radialen inneren fiktiven Zylinderentlastungsteilfläche dividiert durch die Summe sämtlicher Differenzquerschnittsflächen, wobei der Entlastungsgrad zwischen 92% und 105%, vorzugsweise zwischen 94% und 100%, insbesondere zwischen 95% und 98%, liegt.Swash plate machine according to the invention as axial piston pump and / or axial piston motor, comprising a cylinder drum rotatable about a rotation axis with piston bores, pistons movably mounted in the piston bores, the piston bores open into piston bore openings on an axial end facing a valve disk and the cross-sectional area perpendicular to a piston longitudinal axis Piston holes is larger than the cross-sectional area perpendicular to the piston longitudinal axis of the piston bore openings at the valve disc facing axial end and a differential cross-sectional area per piston bore is formed from the difference between the cross-sectional area of the piston bore and the cross-sectional area, the piston bore opening at the valve disc facing axial end, with the cylinder drum rotatably connected drive shaft, which is rotatably mounted or rotatable about the axis of rotation, one to a Schwenkac pivotally mounted swivel cradle with a support surface for supporting the piston on the support surface, a valve disc with a low-pressure opening for introducing and / or discharging hydraulic fluid into and / or out of the rotating piston bores and with a high-pressure opening for discharging and / or discharging Hydraulic fluid from and / or into the rotating piston bores, wherein the cylinder drum rests on a cylinder relief surface on the valve disc and a radially outer fictitious Zylinderentlastungsteilfläche is defined as that part of the cylinder relief surface which has a greater radial distance from the axis of rotation of the cylinder drum than the maximum radial Distance of all radial distances of all piston bore openings at axial ends of the piston bore openings, which face the valve disk, to the axis of rotation of the cylinder drum and a radial inner fictitious Zylinderentl is defined as the part of the cylinder relief surface, which has a smaller radial distance from the axis of rotation of the cylinder drum than the minimum radial distance of all radial distances of all piston bore openings at axial ends of the piston bore openings, which face the valve disc, to the axis of rotation of the cylinder drum, wherein a Discharge level is defined as the cylinder relief area minus half of the radial outer fictitious cylinder relief sub-area and minus half of the radial inner fictitious cylinder relief sub-area divided by the sum of all differential cross-sectional areas, the relieving degree being between 92% and 105%, preferably between 94% and 100%, especially between 95% and 98%.
In einer zusätzlichen Ausführungsform umfasst die Schrägscheibenmaschine wenigstens eine Trommelfeder, insbesondere Trommeldruckfeder, und mit der wenigstens einen Trommelfeder ist auf die Zylindertrommel eine Trommelkraft aufgebracht, so dass an der Zylinderentlastungsfläche die Zylindertrommel mit einer hieraus resultierenden Druckkraft auf die Ventilscheibe gedrückt ist.In an additional embodiment, the swashplate machine comprises at least one drum spring, in particular drum compression spring, and with the drum spring at least one drum force is applied to the cylinder drum, so that on the cylinder relief surface the cylinder drum is pressed onto the valve disk with a resultant compressive force.
In einer ergänzenden Variante ist die Zylindertrommel in axialer Richtung beweglich an der Antriebswelle gelagert. In a supplementary variant, the cylinder drum is mounted movably in the axial direction on the drive shaft.
In einer zusätzlichen Ausführungsform ist die Zylindertrommel drehfest mit der Antriebwelle verbunden. In an additional embodiment, the cylinder drum is rotatably connected to the drive shaft.
In einer zusätzlichen Ausgestaltung liegt die Trommelkraft, insbesondere als Trommeldruckkraft, zwischen 200 N und 2000 N, vorzugsweise zwischen 400 N und 1500 N, insbesondere zwischen 500 N und 1000 N. Aufgrund des Entlastungsgrades zwischen 92 % und 105 % und der Trommelkraft zwischen 200 N und 2000 N kann die Schrägscheibenmaschine auch bei einem Betrieb als Axialkolbenmotor mit einer ausreichend großen Drehzahl betrieben werden, ohne dass die Gefahr besteht, dass die Zylindertrommel von der Ventilscheibe abhebt. Die Trommelkraft ist ausreichend groß, sodass auch trotz der Reibkräfte der Kolben die Zylindertrommel mit einer ausreichenden Druckkraft auf die Ventilscheibe gedrückt ist. Dadurch kann die Schrägscheibenmaschine sowohl als Axialkolbenpumpe als auch als Axialkolbenmotor in einem ausreichenden Drehzahlbereich betrieben werden. Aufgrund der von der wenigstens einen Trommelfeder aufgebrachten großen Trommelkraft ist die Gesamtresultierende der Druckkraft an der Zylinderentlastungsfläche näher an einer Rotationsachse der Zylindertrommel angeordnet, weil die Trommelkraft zentrisch in axialer Richtung von der wenigstens einen Trommelfeder auf die Zylindertrommel aufgebracht ist und die an den Verjüngungsflächen wirkenden hydrostatischen Druckkräfte und die von den Kolben aufgebrachten Reibkräfte sind asymmetrisch, sodass bei einer Überlagerung der asymmetrischen Reibkräfte der Kolben und der zentrisch und damit symmetrisch aufgebrachten Trommelkraft der Trommelfeder die Gesamtresultierende damit insgesamt näher an der Rotationsachse der Zylindertrommel liegt. Dadurch können hohe Differenzen der Flächenpressungen an der Zylinderentlastungsfläche in vorteilhafter Weise vermieden werden, sodass dadurch ein gleichmäßiger mechanischer Verschleiß oder ein im Wesentlichen gleichmäßiger mechanischer Verschleiß an der Zylinderentlastungsfläche und an der Ventilscheibe auftritt. Die Zylinderentlastungsfläche ist außerdem hydrostatisch entlastet von der Hydraulikflüssigkeit auf der Ventilscheibe gelagert und aufgrund der kleineren Differenzen der Flächenpressungen tritt ein im Wesentlichen konstanter Spalt für die hydrostatische Entlastung zwischen der Zylinderentlastungsfläche und der Ventilscheibe auf. Der Spalt für die hydrostatische Entastung ist jedoch derart gering, dass die Hoch- und Niederdrucköffnung leckagedicht abgedichtet ist.In an additional embodiment, the drum force, in particular as a drum pressure, between 200 N and 2000 N, preferably between 400 N and 1500 N, in particular between 500 N and 1000 N. Due to the degree of unloading between 92% and 105% and the drum force between 200 N. and 2000 N, the swash plate machine can be operated at a sufficiently high speed even when operating as an axial piston motor, without the risk that the cylinder drum lifts from the valve disc. The drum force is sufficiently large, so that despite the frictional forces of the piston, the cylinder drum is pressed with sufficient pressure force on the valve disc. As a result, the swash plate machine can be operated both as an axial piston pump and as an axial piston motor in a sufficient speed range. Because of the large drum force applied by the at least one drum spring, the overall resultant of the pressure force on the cylinder relief surface is located closer to a rotational axis of the cylinder drum because the drum force is centered in the axial direction of the at least one drum spring on the cylinder drum and the hydrostatic forces acting on the taper surfaces Compressive forces and the frictional forces applied by the pistons are asymmetrical, so that with a superimposition of the asymmetric frictional forces of the pistons and the centric and thus symmetrically applied drum force of the drum spring, the overall result is thus closer to the axis of rotation of the cylinder drum. As a result, high differences in the surface pressures on the cylinder relief surface can be avoided in an advantageous manner, so that thereby a uniform mechanical wear or a substantially uniform mechanical wear on the Cylinder relief surface and on the valve disc occurs. The cylinder relief surface is also hydrostatically relieved of the hydraulic fluid stored on the valve disc and due to the smaller differences in surface pressures occurs a substantially constant gap for the hydrostatic discharge between the cylinder relief surface and the valve disc. However, the gap for the hydrostatic Entastung is so small that the high and low pressure port is leak-tight sealed.
In einer ergänzenden Variante liegt der Durchmesser der Zylindertrommel zwischen 30 mm und 180 mm, vorzugsweise zwischen 60 mm und 120 mm, insbesondere zwischen 80 mm und 100 mm. Insbesondere bei einer Zylindertrommel mit einem Durchmesser zwischen 30 mm und 180 mm in Kombination mit den anderen Parametern ist ein besonders vorteilhafter und optimierter Betrieb der Schrägscheibenmaschine möglich, sowohl für den Betrieb als Axialkolbenpumpe als auch als Axialkolbenmotor. In a supplementary variant, the diameter of the cylindrical drum is between 30 mm and 180 mm, preferably between 60 mm and 120 mm, in particular between 80 mm and 100 mm. In particular, in a cylinder drum with a diameter between 30 mm and 180 mm in combination with the other parameters, a particularly advantageous and optimized operation of the swash plate machine is possible, both for operation as an axial piston pump and as an axial piston.
Zweckmäßig liegt der Durchmesser der Kolbenbohrung zwischen 7 mm und 50 mm, vorzugsweise zwischen 10 mm und 30 mm, insbesondere zwischen 15 mm und 20 mm. Die Dimensionierung der Schrägscheibenmaschine erfolgt insgesamt optimiert und insbesondere bei einem Durchmesser der Kolbenbohrungen zwischen 5 mm und 70 mm, vorzugsweise zwischen 15 mm und 20 mm, wirken der Parameter des Entlastungsgrades zwischen 92 % und 105 % und der Trommelkraft zwischen 200 N und 2000 N besonders vorteilhaft, sodass einerseits beim Betrieb als Axialkolbenmotor kein Abheben der Zylindertrommel von der Ventilscheibe auftritt und andererseits auch bei einem Betrieb als Axialkolbenpumpe die Druckkräfte zwischen der Zylindertrommel und der Ventilscheibe keine besonders große Größe annehmen und dadurch die Flächenpressungen zwischen der Zylindertrommel an der Zylinderentlastungsfläche und der Ventilscheibe weiterhin von dem vorhandenen Material dauerhaft aufgenommen werden können bzw. standhalten können. Suitably, the diameter of the piston bore is between 7 mm and 50 mm, preferably between 10 mm and 30 mm, in particular between 15 mm and 20 mm. The dimensioning of the swash plate machine is optimized overall and in particular with a diameter of the piston bores between 5 mm and 70 mm, preferably between 15 mm and 20 mm, the parameter of the degree of relief between 92% and 105% and the drum force between 200 N and 2000 N particularly advantageous, so that on the one hand when operating as axial piston motor no lifting of the cylinder drum from the valve disc occurs and on the other hand, even with an operation as axial piston pump pressure forces between the cylinder drum and the valve disc take no particularly large size and thereby the surface pressures between the cylinder drum on the cylinder relief surface and the valve disc continue to be permanently absorbed by the existing material or can withstand.
In einer ergänzenden Variante liegt die Anzahl der Kolben zwischen 5 und 11, insbesondere zwischen 7 und 9 und/oder mit der Schrägscheibenmaschine ist ein in dieser Schutzrechtsanmeldung beschriebenes Verfahren ausführbar. Bei der Anzahl der Kolben zwischen 5 und 11 und einem Parameter des Entlastungsgrades zwischen 92 % und 105 % sowie der Trommelkraft zwischen 200 N und 2000 N tritt eine besonders vorteilhafte Kombination bezüglich der Flächenpressung an der Zylinderentlastungsfläche auf. In a supplementary variant, the number of pistons is between 5 and 11, in particular between 7 and 9, and / or with the swash plate machine, a method described in this patent application can be carried out. In the number of pistons between 5 and 11 and a parameter of the degree of unloading between 92% and 105% and the drum force between 200 N and 2000 N occurs a particularly advantageous combination with respect to the surface pressure on the cylinder relief surface.
Die Kolbenbohrungen weisen Verjüngungsflächen auf und der hydrostatische Druck innerhalb der Kolbenbohrungen an der Verjüngungsfläche in axialer Richtung bewirkt eine resultierende Druckkraft auf die Zylindertrommel in Richtung zu der Ventilscheibe, sodass dadurch eine hieraus resultierende Druckkraft auf die Ventilscheibe zwischen der Zylinderentlastungsfläche und der Ventilscheibe wirkt. The piston bores have tapered surfaces and the hydrostatic pressure within the piston bores on the tapered surface in the axial direction causes a resultant compressive force on the cylinder barrel toward the valve disc thereby causing a resultant compressive force on the valve disc between the cylinder relief surface and the valve disc.
Erfindungsgemäßes Verfahren zum Betreiben einer in dieser Schutzrechtsanmeldung beschriebenen Schrägscheibenmaschine mit den Schritten: Durchleiten von Hydraulikflüssigkeit durch die Schrägscheibenmaschine, so dass bei einem Betrieb als Axialkolbenpumpe mechanische Energie in hydraulische Energie umgewandelt wird oder bei einem Betrieb als Axialkolbenmotor hydraulische Energie in mechanische Energie umgewandelt wird, auf die Gleitschuhe und die Kolben von der Hydraulikflüssigkeit in den Kolbenbohrungen und in dem Innenraum eine hydrostatische Entlastungskraft und eine hydrostatische Belastungskraft aufgebracht wird und der Entlastungsgrad je eines Gleitschuhe mit je einem mit dem Gleitschuh verbundenen Kolben definiert ist als das Verhältnis der hydrostatischen Entlastungskraft zu der hydrostatischen Belastungskraft an diesem Gleitschuh mit Kolben, wobei die Schrägscheibenmaschine betrieben wird, so dass der Entlastungsgrad der Gleitschuhe mit Kolben zwischen 92% und 105%, vorzugsweise zwischen 94% und 100%, insbesondere zwischen 95% und 98%, liegt. Mit diesen Entlastungsgrad G der Gleitschuhe mit den Kolben treten an den Gleitschuhen geringe mechanische Verluste auf, weil die Gleitschuhe an der Auflagefläche der Schwenkwiege eine geringe Reibung verursachen.Method according to the invention for operating a swashplate machine described in this patent application, comprising the steps of: passing hydraulic fluid through the swashplate machine so that mechanical energy is converted into hydraulic energy when operating as an axial piston pump or hydraulic energy is converted into mechanical energy when operating as an axial piston motor the sliding blocks and the pistons of the hydraulic fluid in the piston bores and in the interior a hydrostatic discharge force and a hydrostatic loading force is applied and the degree of relief per each of a sliding shoes, each with a piston connected to the shoe is defined as the ratio of the hydrostatic discharge force to the hydrostatic load force on this sliding block with a piston, wherein the swash plate machine is operated, so that the degree of relief of the sliding shoes with pistons between 92% and 105%, preferably between 94% and 100%, in particular between 95% and 98%. With this degree of relief G of the sliding shoes with the pistons, slight mechanical losses occur on the sliding shoes, because the sliding shoes cause a slight friction on the bearing surface of the pivoting cradle.
In einer weiteren Ausführungsform wird auf den Gleitschuh eine hydrostatische Entlastungskraft an einer, vorzugsweise, ringförmigen Kontaktfläche und an einer, vorzugsweise kreisförmigen, Aussparungsfläche aufgebracht wird. In a further embodiment, a hydrostatic unloading force is applied to the sliding shoe on a, preferably, annular contact surface and on a, preferably circular, recess surface.
Zweckmäßig wird auf den Gleitschuh die hydrostatische Belastungskraft an einer, vorzugsweise ringförmigen, Außenfläche aufgrund des Außendruckes der Hydraulikflüssigkeit in dem Innenraum aufgebracht.Appropriately, the hydrostatic loading force is applied to a, preferably annular, outer surface due to the external pressure of the hydraulic fluid in the interior of the shoe.
In einer zusätzlichen Variante wird auf den Kolben die hydrostatische Belastungskraft an der Kolbenbodenfläche aufgrund des Innendruckes der Hydraulikflüssigkeit in der Kolbenbohrung aufgebracht.In an additional variant, the hydrostatic loading force on the piston bottom surface is applied to the piston due to the internal pressure of the hydraulic fluid in the piston bore.
Erfindungsgemäßer Antriebsstrang für ein Kraftfahrzeug, umfassend wenigstens eine Schrägscheibenmaschine zur Umwandlung von mechanischer Energie in hydraulische Energie und umgekehrt, wenigstens einen Druckspeicher, wobei die Schrägscheibenmaschine als eine in dieser Schutzrechtsanmeldung beschriebene Schrägscheibenmaschine ausgebildet ist.Drive train according to the invention for a motor vehicle, comprising at least one swash plate machine for converting mechanical energy into hydraulic energy and vice versa, at least one pressure accumulator, wherein the swash plate machine is designed as a swash plate machine described in this patent application.
Vorzugsweise umfasst der Antriebsstrang zwei Schrägscheibenmaschinen, welche hydraulisch miteinander verbunden sind und als hydraulisches Getriebe fungieren und/oder der Antriebsstrang umfasst zwei Druckspeicher als Hochdruckspeicher und Niederdruckspeicher.Preferably, the drive train includes two swash plate machines, which are hydraulically connected to each other and act as a hydraulic transmission and / or the drive train comprises two pressure accumulator as high-pressure accumulator and low pressure accumulator.
In einer weiteren Ausführungsform umfasst die Schrägscheibenmaschine eine Wiegenlagerung für die Schwenkwiege.In a further embodiment, the swash plate machine comprises a weighing storage for the pivoting cradle.
Zweckmäßig umfasst die Schrägscheibenmaschine wenigstens eine Schwenkeinrichtung zum Verschwenken der Schwenkwiege.Suitably, the swash plate machine comprises at least one pivoting device for pivoting the pivoting cradle.
Kurze Beschreibung der ZeichnungenBrief description of the drawings
Im Nachfolgenden werden Ausführungsbeispiele der Erfindung unter Bezugnahme auf die beigefügten Zeichnungen näher beschrieben. Es zeigt:Hereinafter, embodiments of the invention will be described in more detail with reference to the accompanying drawings. It shows:
1 einen Längsschnitt einer Schrägscheibenmaschine, 1 a longitudinal section of a swash plate machine,
2 einen Querschnitt A-A gemäß 1 einer Ventilscheibe der Schrägscheibenmaschine sowie eine Ansicht einer Schwenkwiege, 2 a cross section AA according to 1 a valve disc of the swash plate machine and a view of a pivoting cradle,
3 eine Ansicht der Zylindertrommel senkrecht auf eine Zylinderentlastungsfläche der Schrägscheibenmaschine gemäß 1, 3 a view of the cylinder drum perpendicular to a cylinder relief surface of the swash plate machine according to 1 .
4 eine Projektion einer Kolbenbohrung und einer Kolbenbohrungsöffnung auf eine Ebene senkrecht zu einer Längsachse der Kolbenbohrung, 4 a projection of a piston bore and a piston bore opening on a plane perpendicular to a longitudinal axis of the piston bore,
5 einen Teillängsschnitt B-B gemäß 3 der Zylindertrommel mit einem Kolben und 5 a partial longitudinal section BB according to 3 the cylinder drum with a piston and
6 einen Antriebsstrang für ein Kraftfahrzeug. 6 a drive train for a motor vehicle.
Ausführungsformen der ErfindungEmbodiments of the invention
Eine in 1 in einem Längsschnitt dargestellte Schrägscheibenmaschine 1 dient als Axialkolbenpumpe 2 zur Umsetzung bzw. Umwandlung mechanischer Energie (Drehmoment, Drehzahl) in hydraulische Energie (Volumenstrom, Druck) oder als Axialkolbenmotor 3 zur Umsetzung bzw. Umwandlung hydraulischer Energie (Volumenstrom, Druck) in mechanische Energie (Drehmoment, Drehzahl). Eine Antriebswelle 9 ist mittels einer Lagerung 10 an einem Flansch 21 eines- oder mehrteiligen Gehäuse 4 und mit einer weiteren Lagerung 10 an dem Gehäuse 4 der Schrägscheibenmaschine 1 um eine Rotationsachse 8 drehbar bzw. rotierend gelagert (1). Mit der Antriebswelle 9 ist eine Zylindertrommel 5 drehfest und in axialer Richtung beweglich verbunden, wobei die Antriebswelle 9 und die Zylindertrommel 5 zweiteilig ausgebildet sind. Hierzu weist die Zylindertrommel 5 eine axiale Bohrung 68 auf innerhalb der die Antriebswelle 9 in axialer Richtung beweglich ist relativ zu der Zylindertrommel 5. Eine Nabenverbindung 61 verbindet die Zylindertrommel 5 drehfest mit der Antriebswelle 9, so dass von der Zylindertrommel 5 ein Drehmoment auf die Antriebwelle 9 übertragbar ist und umgekehrt. Die Zylindertrommel 5 führt die Rotationsbewegung der Antriebswelle 9 mit aus aufgrund einer drehfesten Verbindung. In die Zylindertrommel 5 sind eine Vielzahl von Kolbenbohrungen 6 mit einem beliebigen Querschnitt, zum Beispiel quadratisch oder kreisförmig, eingearbeitet. Die Längsachsen 17 bzw. Kolbenachsen 17 der Kolbenbohrungen 6 sind dabei im Wesentlichen, z. B. mit einer Abweichung von 1° bis 5°, parallel zu der Rotationsachse 8 der Antriebswelle 9 bzw. der Zylindertrommel 5 ausgerichtet. In den Kolbenbohrungen 6 ist jeweils ein Kolben 7 beweglich gelagert. Eine Schwenkwiege 14 ist um eine Schwenkachse 15 verschwenkbar an dem Gehäuse 4 gelagert. Die Schwenkachse 15 ist senkrecht zu der Zeichenebene von 1 und parallel zu der Zeichenebene von 2 ausgerichtet. Die Rotationsachse 8 der Zylindertrommel 5 ist parallel zur und in der Zeichenebene von 1 angeordnet und senkrecht auf der Zeichenebene von 2. Das Gehäuse 4 begrenzt flüssigkeitsdicht einen Innenraum 44, der mit Hydraulikflüssigkeit befüllt ist.An in 1 in a longitudinal section shown swash plate machine 1 serves as axial piston pump 2 For conversion or conversion of mechanical energy (torque, speed) into hydraulic energy (volume flow, pressure) or as axial piston motor 3 for conversion or conversion of hydraulic energy (volume flow, pressure) into mechanical energy (torque, speed). A drive shaft 9 is by means of a storage 10 on a flange 21 one- or multi-part housing 4 and with another storage 10 on the housing 4 the swash plate machine 1 around a rotation axis 8th rotatably or rotatably mounted ( 1 ). With the drive shaft 9 is a cylinder drum 5 rotatably and movably connected in the axial direction, wherein the drive shaft 9 and the cylinder drum 5 are formed in two parts. For this purpose, the cylinder drum 5 an axial bore 68 on within the drive shaft 9 is movable in the axial direction relative to the cylinder drum 5 , A hub connection 61 connects the cylinder drum 5 rotatably with the drive shaft 9 , so from the cylinder drum 5 a torque on the drive shaft 9 is transferable and vice versa. The cylinder drum 5 guides the rotational movement of the drive shaft 9 with out due to a non-rotatable connection. In the cylinder drum 5 are a variety of piston bores 6 with any cross-section, for example square or circular, incorporated. The longitudinal axes 17 or piston axes 17 the piston bores 6 are essentially, z. B. with a deviation of 1 ° to 5 °, parallel to the axis of rotation 8th the drive shaft 9 or the cylinder drum 5 aligned. In the piston bores 6 is each a piston 7 movably mounted. A pivoting cradle 14 is about a pivot axis 15 pivotable on the housing 4 stored. The pivot axis 15 is perpendicular to the drawing plane of 1 and parallel to the drawing plane of 2 aligned. The rotation axis 8th the cylinder drum 5 is parallel to and in the drawing plane of 1 arranged and perpendicular to the drawing plane of 2 , The housing 4 limited liquid-tight an interior 44 which is filled with hydraulic fluid.
Die Schwenkwiege 14 weist eine ebene bzw. plane Auflagefläche 18 zur mittelbaren Auflage einer Rückhaltescheibe 37 und zur unmittelbaren Auflage von Gleitschuhen 39 auf. Die Rückhaltescheibe 37 ist mit einer Vielzahl von Gleitschuhen 39 versehen und jeder Gleitschuh 39 ist dabei mit jeweils einem Kolben 7 verbunden. Hierzu weist der Gleitschuh 39 eine Lagerkugel 40 (1) auf, welcher in einer Lagerpfanne 59 an dem Kolben 7 befestigt ist, sodass eine Kolbenverbindungsstelle 22 zwischen der Lagerkugel 40 und der Lagerpfanne 59 an dem Kolben 7 ausgebildet ist. Die teilweise sphärisch ausgebildete Lagerkugel 40 und Lagerpfanne 59 sind beide komplementär bzw. sphärisch ausgebildet, sodass dadurch bei einer entsprechenden Bewegungsmöglichkeit zueinander zwischen der Lagerkugel 40 und der Lagerpfanne 59 an den Kolben 7 eine ständige Verbindung zwischen dem Kolben 7 und dem Gleitschuh 39 vorhanden ist. Aufgrund der Verbindung der Kolben 7 mit der rotierenden Zylindertrommel 5 und der Verbindung der Lagerpfannen 59 mit den Gleitschuhen 39 führen die Gleitschuhe 39 eine Rotationsbewegung um die Rotationsachse 8 mit aus und aufgrund der festen Verbindung bzw. Anordnung der Gleitschuhe 39 an der Rückhaltescheibe 37 führt auch die Rückhaltescheibe 37 eine Rotationsbewegung um die Rotationsachse 8 mit aus. Damit die Gleitschuhe 39 in ständigem Kontakt zu der Auflagefläche 18 der Schwenkwiege 14 stehen, wird die Rückhaltescheibe 37 von einer Druckfeder 41 unter einer Druckkraft auf die Auflagefläche 18 gedrückt. Die Druckfeder 41 bringt die Druckkraft mittelbar auf die Rückhaltescheibe 37 auf, weil zwischen der Rückhaltescheibe 37 und der Druckfeder 41 ein Druckring 43 angeordnet ist. Die Auflagefläche des Druckringes 43 für die Rückhaltscheibe 37 ist teilkugelförmig ausgebildet mit einer fiktiven Kugel dessen fiktiver Mittelpunkt in der Längsachse einer Schwenkachse 15 der Schwenkwiege 14 liegt, so dass eine Schwenkbewegung der Schwenkwiege 14 keine axiale Bewegung des Druckringes 43 bedingt. The pivoting cradle 14 has a flat or planar support surface 18 for the indirect support of a retaining disc 37 and for the direct application of sliding shoes 39 on. The retaining disc 37 is with a variety of sliding shoes 39 provided and every shoe 39 is there with one piston each 7 connected. For this purpose, the sliding shoe 39 a camp ball 40 ( 1 ), which in a Lagerpfanne 59 on the piston 7 is attached, so that a piston joint 22 between the bearing ball 40 and the pan 59 on the piston 7 is trained. The partially spherical bearing ball 40 and pan 59 Both are complementary or spherical, so thereby at a corresponding movement possibility to each other between the bearing ball 40 and the pan 59 to the piston 7 a permanent connection between the piston 7 and the sliding shoe 39 is available. Due to the connection of the pistons 7 with the rotating cylinder drum 5 and the connection of the bearing pans 59 with the sliding shoes 39 lead the sliding shoes 39 a rotational movement about the axis of rotation 8th with out and due to the firm connection or arrangement of the sliding shoes 39 on the retaining disc 37 also carries the retaining disc 37 a rotational movement about the axis of rotation 8th with out. So that the sliding shoes 39 in constant contact with the support surface 18 the pivoting cradle 14 stand, the retaining disc 37 from a compression spring 41 under a compressive force on the support surface 18 pressed. The compression spring 41 brings the pressure force indirectly on the retaining disc 37 because, between the retaining disc 37 and the compression spring 41 a pressure ring 43 is arranged. The bearing surface of the pressure ring 43 for the retaining disc 37 is part spherical formed with a fictitious ball whose fictitious center in the longitudinal axis of a pivot axis 15 the pivoting cradle 14 lies, so that a pivoting movement of the pivoting cradle 14 no axial movement of the pressure ring 43 conditionally.
Die Schwenkwiege 14 ist – wie bereits erwähnt – um die Schwenkachse 15 verschwenkbar gelagert und weist ferner eine Öffnung 42 (1) zur Durchführung der Antriebswelle 9 auf. Am Gehäuse 4 ist eine Wiegenlagerung 20 ausgebildet. Dabei sind an der Schwenkwiege 14 zwei Lagerabschnitte ausgebildet. Die beiden Lagerabschnitte der Schwenkwiege 14 liegen auf der Wiegenlagerung 20 auf. Die Schwenkwiege 14 ist damit mittels einer Gleitlagerung an der Wiegenlagerung 20 bzw. dem Gehäuse 4 um die Schwenkachse 15 verschwenkbar gelagert. In der Darstellung in 1 weist die Auflagefläche 18 gemäß der Schnittbildung in 1 einen Schwenkwinkel α von ungefähr +20° auf. Der Schwenkwinkel α ist zwischen einer fiktiven Ebene senkrecht zu der Rotationsachse 8 und einer von der ebenen Auflagefläche 18 der Schwenkwiege 14 aufgespannten Ebene vorhanden gemäß der Schnittbildung in 1. Die Schwenkwiege 14 kann dabei zwischen zwei Schwenkgrenzwinkel α zwischen +20° und –20° mittels zweier Schwenkeinrichtungen 24 verschwenkt werden. The pivoting cradle 14 is - as already mentioned - around the pivot axis 15 pivoted and also has an opening 42 ( 1 ) for carrying out the drive shaft 9 on. At the housing 4 is a weighing storage 20 educated. Here are at the pivoting cradle 14 formed two bearing sections. The two bearing sections of the pivoting cradle 14 lie on the weighing storage 20 on. The pivoting cradle 14 is thus by means of a sliding bearing on the weighing storage 20 or the housing 4 around the pivot axis 15 pivoted. In the illustration in 1 has the bearing surface 18 according to the sectioning in 1 a pivot angle α of approximately + 20 °. The swivel angle α is between a notional plane perpendicular to the axis of rotation 8th and one of the flat bearing surface 18 the pivoting cradle 14 spanned level exists according to the sectional formation in 1 , The pivoting cradle 14 can between two pivotal limit angle α between + 20 ° and -20 ° by means of two pivoting devices 24 be pivoted.
Die erste und zweite Schwenkeinrichtung 25, 26 als Schwenkeinrichtungen 24 weist eine Verbindungsstelle 32 zwischen der Schwenkeinrichtung 24 und der Schwenkwiege 14 auf. Die beiden Schwenkeinrichtungen 24 weisen jeweils einen Verstellkolben 29 auf, welcher in einem Verstellzylinder 30 beweglich gelagert ist. Der Verstellkolben 29 bzw. eine Achse des Verstellzylinders 30 ist dabei im Wesentlichen parallel zu der Rotationsachse 8 der Zylindertrommel 5 ausgerichtet. An einem in 1 links dargestellten Endbereich des Verstellkolbens 29 weist dieser eine Lagerpfanne 31 auf, in welcher eine Lagerkugel 19 gelagert ist. Dabei ist die Lagerkugel 19 an einem Schwenkarm 16 (1 bis 2) der Schwenkwiege 14 vorhanden. Die erste und zweite Schwenkeinrichtung 25, 26 ist somit mit jeweils einer Lagerkugel 19 an jeweils einem Schwenkarm 16 mit der Schwenkwiege 14 verbunden. Durch Öffnen eines der beiden Ventile 27, 28 als erstes Ventil 27 an der ersten Schwenkeinrichtung 25 und dem zweiten Ventil 28 an der zweiten Schenkeinrichtung 26 gemäß der Darstellung in 1 kann die Schwenkwiege 14 um die Schwenkachse 15 verschwenkt werden, da dadurch auf den Verstellkolben 29 an dem geöffneten Ventil 27, 28 mit einer Hydraulikflüssigkeit unter Druck in dem Verstellzylinder 30 eine Kraft aufgebracht wird. Dabei führt nicht nur die Schwenkwiege 14, sondern auch die Rückhaltescheibe 37 aufgrund der Druckbeaufschlagung mit der Druckfeder 41 diese Schwenkbewegung der Schwenkwiege 14 mit aus. The first and second pivoting device 25 . 26 as pivoting devices 24 has a junction 32 between the pivoting device 24 and the swivel cradle 14 on. The two pivoting devices 24 each have an adjusting piston 29 on, which in an adjusting cylinder 30 is movably mounted. The adjusting piston 29 or an axis of the adjusting cylinder 30 is essentially parallel to the axis of rotation 8th the cylinder drum 5 aligned. At one in 1 left end portion of the adjusting piston shown 29 this has a bearing cup 31 in which a bearing ball 19 is stored. Here is the bearing ball 19 on a swivel arm 16 ( 1 to 2 ) of the pivoting cradle 14 available. The first and second pivoting device 25 . 26 is thus each with a ball bearing 19 on each one swivel arm 16 with the swivel cradle 14 connected. By opening one of the two valves 27 . 28 as the first valve 27 at the first pivoting device 25 and the second valve 28 at the second gift device 26 as shown in 1 can the swivel cradle 14 around the pivot axis 15 be pivoted, as a result of the adjusting piston 29 on the open valve 27 . 28 with a hydraulic fluid under pressure in the adjusting cylinder 30 a force is applied. Not only does the swing cradle lead here 14 but also the retaining disc 37 due to the pressurization with the compression spring 41 this pivoting movement of the pivoting cradle 14 with out.
Bei einem Betrieb der Schrägscheibenmaschine 1 als Axialkolbenpumpe 2 ist bei konstanter Drehzahl der Antriebswelle 9 der von der Schrägscheibenmaschine 1 geförderte Volumenstrom umso größer, je größer der Betrag des Schwenkwinkels α ist und umgekehrt. Hierzu liegt an dem in 1 rechts dargestellten axialen Ende 66 als Zylinderentlastungsfläche 35 der Zylindertrommel 5 eine Ventilscheibe 11 auf, mit einer nierenförmigen Hochdrucköffnung 12 und einer nierenförmigen Niederdrucköffnung 13. Abweichend hiervon kann die Hoch- und Niederdrucköffnung 12, 13 auch aus einer Vielzahl von Einzelöffnungen ausgebildet sein und die Einzelöffnungen sind nierenförmig angeordnet (nicht dargestellt). Die Kolbenbohrungen 6 der rotierenden Zylindertrommel 5 werden somit fluidleitend bei einer Anordnung an der Hochdrucköffnung 12 mit der Hochdrucköffnung 12 verbunden und bei einer Anordnung an der Niederdrucköffnung 13 mit der Niederdrucköffnung 13 fluidleitend verbunden. Die im Querschnitt kreisförmigen Kolbenbohrungen 6 münden an einem der Ventilscheibe 11 zugewandten axialen Endbereich in nierenförmige Kolbenbohrungsöffnungen 67 (3 und 5). Innerhalb der Kolbenbohrungen 6 ist somit an dem axialen Endbereich eine Verjüngungsfläche 70 vorhanden, weil die Querschnittsfläche der kreisförmigen Kolbenbohrungen 6 größer ist als die Querschnittsfläche der nierenförmigen Kolbenbohrungsöffnungen 67. Bei einem Schwenkwinkel α von 0° und bei einem Betrieb der Schrägscheibenmaschine beispielsweise als Axialkolbenpumpe 2 wird trotz einer Rotationsbewegung der Antriebswelle 9 und der Zylindertrommel 5 keine Hydraulikflüssigkeit von der Axialkolbenpumpe 2 gefördert, da die Kolben 7 keine Hubbewegungen in den Kolbenbohrungen 6 ausführen. Bei einem Betrieb der Schrägscheibenmaschine 1 sowohl als Axialkolbenpumpe 2 als auch als Axialkolbenmotor 3 weisen die temporär in fluidleitender Verbindung mit der Hochdrucköffnung 12 stehenden Kolbenbohrungen 6 einen größeren Druck an Hydraulikflüssigkeit auf als die Kolbenbohrungen 6, welche temporär in fluidleitender Verbindung mit der Niederdrucköffnung 13 stehen. Das axiale Ende 66 der der Zylindertrommel 5 liegt auf der Ventilscheibe 11 auf. An einer ersten Seite 64 des Gehäuses 4 bzw. dem Flansch 21 des Gehäuses 4 ist eine Öffnung 63 mit der Lagerung 10 ausgebildet und eine zweite Seite 65 weist eine Aussparung zur Lagerung der Antriebswelle 9 mit einer weiteren Lagerung 10 auf. During operation of the swashplate machine 1 as axial piston pump 2 is at constant speed of the drive shaft 9 that of the swashplate machine 1 the larger the amount of the swivel angle α and the other way around, the greater the volumetric flow delivered. This is due to the in 1 right axial end shown 66 as cylinder relief surface 35 the cylinder drum 5 a valve disc 11 on, with a kidney-shaped high-pressure opening 12 and a kidney-shaped low-pressure opening 13 , Deviating from this, the high and low pressure opening 12 . 13 be formed of a plurality of individual openings and the individual openings are arranged kidney-shaped (not shown). The piston bores 6 the rotating cylinder drum 5 thus become fluid conducting in an arrangement at the high pressure port 12 with the high-pressure opening 12 connected and in an arrangement at the low pressure opening 13 with the low-pressure opening 13 fluidly connected. The circular cross-section piston bores 6 open at one of the valve disc 11 facing axial end region in kidney-shaped piston bore openings 67 ( 3 and 5 ). Inside the piston bores 6 is thus at the axial end portion of a tapering surface 70 present because the cross-sectional area of the circular piston bores 6 greater than the cross-sectional area of the kidney-shaped piston bore openings 67 , At a swivel angle α of 0 ° and during operation the swash plate machine, for example, as axial piston pump 2 is despite a rotational movement of the drive shaft 9 and the cylinder drum 5 no hydraulic fluid from the axial piston pump 2 promoted as the pistons 7 no strokes in the piston bores 6 To run. During operation of the swashplate machine 1 both as axial piston pump 2 as well as axial piston motor 3 have the temporarily in fluid communication with the high pressure port 12 standing piston bores 6 a greater pressure on hydraulic fluid than the piston bores 6 temporarily in fluid communication with the low pressure port 13 stand. The axial end 66 the cylinder drum 5 lies on the valve disc 11 on. On a first page 64 of the housing 4 or the flange 21 of the housing 4 is an opening 63 with storage 10 trained and a second page 65 has a recess for mounting the drive shaft 9 with another storage 10 on.
Die Rückhaltescheibe 37 ist ringförmig als ebene Scheibe ausgebildet und weist somit eine Öffnung 38 zur Durchführung der Antriebswelle 9 auf. Die Rückhaltescheibe 37 weist sieben Bohrungen auf innerhalb deren die Gleitschuhe 39 angeordnet sind, so dass die Gleitschuhe 39 in radialer Richtung, d. h. senkrecht zu einer Längsachse der Bohrungen, bezüglich der Rückhaltscheibe 37 beweglich sind. Die Rückhaltescheibe 37 und die Gleitschuhe 39 sind mehrteilig ausgebildet. Die Anzahl der Bohrungen entspricht der Anzahl der Gleitschuhe 39 und Kolben 7 und in jeder Bohrung ist jeweils ein Gleitschuh 39 befestigt. Die Rückhaltescheibe 37 liegt nicht unmittelbar auf der Auflagefläche 18 auf.The retaining disc 37 is annular as a flat disc and thus has an opening 38 for the implementation of the drive shaft 9 on. The retaining disc 37 has seven holes inside which the sliding shoes 39 are arranged so that the sliding shoes 39 in the radial direction, ie perpendicular to a longitudinal axis of the bores, with respect to the retaining disc 37 are mobile. The retaining disc 37 and the sliding shoes 39 are formed in several parts. The number of holes corresponds to the number of sliding shoes 39 and pistons 7 and in each hole is a sliding shoe 39 attached. The retaining disc 37 does not lie directly on the support surface 18 on.
Die Zylindertrommel 5 und die Antriebswelle 9 sind – wie bereits erwähnt – zweiteilig ausgebildet und mittels der Nabenverbindung 61 miteinander verbunden, sodass die Zylindertrommel 5 mit der Antriebswelle 9 drehfest verbunden ist und zusätzlich die Zylindertrommel 5 in axialer Richtung bezüglich der Antriebswelle 9 beweglich ist. Die Druckfeder 41 liegt an dem in 1 links dargestellten axialen Ende auf dem Druckring 43 auf und an dem in 1 rechts dargestellten axialen Ende der Druckfeder 41 auf einem Befestigungsring 62. Der Befestigungsring 62 ist in einer Ringnut an der Bohrung 68 der Zylindertrommel 5 in axialer Richtung fest mit der Zylindertrommel 5 verbunden. Die Druckfeder 41 liegt somit an dem axialen rechten Ende auf dem Befestigungsring 62 auf, sodass von der Druckfeder 41 eine zentrische axiale Druckkraft auf die Zylindertrommel 5 in Richtung zu der Ventilscheibe 11 aufgebracht wird. Die Druckfeder 41 bildet somit eine Trommelfeder 36 zum Aufbringen einer Trommelkraft auf die die Zylindertrommel 5, welche eine Druckkraft zwischen der Zylindertrommel 5 an der Zylinderentlastungsfläche 35 und der Ventilscheibe 11 bedingt. Abweichend hiervon können die Druckfeder 41 und die Trommelfeder 36 auch als zwei separate Federn ausgebildet sein (nicht dargestellt). Die von der Trommelfeder 36 auf die Zylindertrommel 5 aufgebrachte Trommelkraft ist insbesondere erforderlich bei einer Inbetriebnahme der Schrägscheibenmaschine 1, da hier innerhalb der Kolbenbohrungen 6 die Hydraulikflüssigkeit noch keinen Druck aufweist und in diesem Betriebszustand der Inbetriebnahme die Zylindertrommel 5 lediglich von der Trommelfeder 6 auf die Ventilscheibe 11 gedrückt ist und eine Druckkraft zwischen der Zylinderentlastungsfläche 35 der Zylindertrommel 5 und der Ventilscheibe 11 erforderlich ist, damit die Hoch- und Niederdrucköffnung 12, 13 leckagedicht, d. h. mit einer geringen Leckage für die hydrostatische Entlastung der Zylinderentlastungsfläche 35 auf der Ventilscheibe 11, abgedichtet sind. An einem axialen Endbereich der Kolbenbohrungen 6 münden die im Querschnitt kreisförmigen Kolbenbohrungen 6 in nierenförmige Kolbenbohrungsöffnungen 67. Die Kolbenbohrungsöffnungen 67 (3 und 4) weisen eine kleinere Querschnittsfläche auf als die Kolbenbohrungen 6, sodass an der Zylindertrommel 5 in bzw. an den Kolbenbohrungen 6 Verjüngungsflächen 70 vorhanden sind. Der hydrostatische Druck der Hydraulikflüssigkeit innerhalb der Kolbenbohrungen 6 bewirkt an den Verjüngungsflächen 70 eine axiale Druckkraft, welche auf die Zylindertrommel 5 wirkt in Richtung zu der Ventilscheibe 11, sodass hierdurch eine zusätzliche resultierende Druckkraft zwischen der Ventilscheibe 11 und der Zylindertrommel 5 an der Zylinderentlastungsfläche 35 vorhanden ist. Im Betrieb der Schrägscheibenmaschine 1 ist somit die Druckkraft zwischen der Zylindertrommel 5 und der Ventilscheibe 11 eine Resultierende aus der Trommelfederkraft der Trommelfeder 35 und der hydrostatischen Druckkraft auf die Verjüngungsflächen 70 der Hydraulikflüssigkeit innerhalb der Kolbenbohrungen 6. The cylinder drum 5 and the drive shaft 9 are - as already mentioned - in two parts and by means of the hub connection 61 connected to each other, so the cylinder drum 5 with the drive shaft 9 rotatably connected and in addition the cylinder drum 5 in the axial direction with respect to the drive shaft 9 is mobile. The compression spring 41 lies at the in 1 left axial end on the pressure ring 43 on and on the in 1 right axial end of the compression spring shown 41 on a mounting ring 62 , The fastening ring 62 is in an annular groove on the hole 68 the cylinder drum 5 in the axial direction fixed to the cylinder drum 5 connected. The compression spring 41 is thus at the axial right end on the mounting ring 62 on, so from the compression spring 41 a centric axial compressive force on the cylinder drum 5 towards the valve disc 11 is applied. The compression spring 41 thus forms a drum spring 36 for applying a drum force to the cylinder drum 5 , which is a compressive force between the cylinder drum 5 at the cylinder relief surface 35 and the valve disc 11 conditionally. Notwithstanding this, the compression spring 41 and the drum spring 36 also be formed as two separate springs (not shown). The of the drum spring 36 on the cylinder drum 5 Applied drum force is particularly required when commissioning the swash plate machine 1 because here inside the piston bores 6 the hydraulic fluid still has no pressure and in this operating state of commissioning the cylinder drum 5 only from the drum spring 6 on the valve disc 11 is pressed and a compressive force between the cylinder relief surface 35 the cylinder drum 5 and the valve disc 11 is required so that the high and low pressure opening 12 . 13 Leakage, ie with a low leakage for the hydrostatic relief of the cylinder relief surface 35 on the valve disc 11 , are sealed. At an axial end portion of the piston bores 6 open the circular cross-section piston bores 6 in kidney-shaped piston bore openings 67 , The piston bore holes 67 ( 3 and 4 ) have a smaller cross-sectional area than the piston bores 6 so on the cylinder drum 5 in or on the piston bores 6 regeneration areas 70 available. The hydrostatic pressure of the hydraulic fluid within the piston bores 6 causes at the rejuvenation surfaces 70 an axial compressive force acting on the cylinder drum 5 acts in the direction of the valve disc 11 so that thereby an additional resulting pressure force between the valve disc 11 and the cylinder drum 5 at the cylinder relief surface 35 is available. During operation of the swashplate machine 1 is thus the pressure force between the cylinder drum 5 and the valve disc 11 a resultant of the drum spring force of the drum spring 35 and the hydrostatic pressure force on the taper surfaces 70 the hydraulic fluid within the piston bores 6 ,
Auf die Kolben 7 wirken Querkräfte, insbesondere bei einem Schwenkwinkel der Schwenkwiege 14 mit einem spitzen Winkel. Diese Querkräfte an den Kolben 7 führen zu Reibkräften zwischen den sich bewegenden Kolben 7 und der Zylindertrommel 5 und bei einem Betrieb der Schrägscheibenmaschine 1 als Axialkolbenpumpe 2 erhöhen die Reibkräfte der Kolben 7, welche auf die Zylindertrommel 5 aufgebracht werden, bei den Kolben 7 an der Hochdrucköffnung 12 die Druckkräfte zwischen der Zylinderentlastungsfläche 35 der Zylindertrommel 5 und der Ventilscheibe 11, weil sich die Kolben 7 an der Hochdrucköffnung 12 in Richtung zu der Ventilscheibe 11 bewegen. Bei einem Betrieb als Axialkolbenpumpe 2 wirken die Reibkräfte der Kolben 7 an der Niederdrucköffnung 12 in entgegengesetzter Richtung und verringern die Druckkräfte zwischen der Zylinderentlastungsfläche 35 der Zylindertrommel 5 und der Ventilscheibe 11. Der Druck der Hydraulikflüssigkeit an der Hochdrucköffnung 12 von zum Beispiel 400 bar ist wesentlich größer als der Druck der Hydraulikflüssigkeit an der Niederdrucköffnung 13 von wenigen bar, zum Beispiel 2 bar oder 3 bar, sodass die Reibkräfte der Kolben 7 an der Niederdrucköffnung 13 bezüglich der Reibkräfte an der Hochdrucköffnung 12 zu vernachlässigen sind. Bei dem Betrieb der Schrägscheibenmaschine 1 als Axialkolbenpumpe 2 erhöhen somit die Reibkräfte der Kolben 7 die Druckkräfte zwischen der Zylinderentlastungsfläche 35 und der Ventilscheibe 11. In umgekehrter Weise tritt bei einem Betrieb der Schrägscheibenmaschine 1 als Axialkolbenmotor 3 eine Reduzierung der Druckkraft zwischen der Zylinderentlastungsfläche 35 und der Ventilscheibe 11 aufgrund der Reibkräfte der Kolben 7, welche von den Kolben 7 auf die Zylindertrommel 5 aufgebracht werden, auf, weil sich bei dem Betrieb als Axialkolbenmotor 3 sich die Kolben 7 an der Hochdrucköffnung 12 von der Ventilscheibe 11 weg bewegen. Diese Verringerung der Druckkraft zwischen der Zylinderentlastungsfläche 35 und der Ventilscheibe 11 könnte zu einem Abheben der Zylindertrommel 5 von der Ventilscheibe 11 führen, sodass dadurch ein Betrieb der Schrägscheibenmaschine 1 als Axialkolbenmotor 3 bereits bei niedrigen Drehzahlen nicht mehr gewährleistet ist. On the pistons 7 act lateral forces, especially at a pivot angle of the pivoting cradle 14 with a sharp angle. These shear forces on the pistons 7 lead to frictional forces between the moving pistons 7 and the cylinder drum 5 and at an operation of the swash plate machine 1 as axial piston pump 2 increase the frictional forces of the pistons 7 pointing to the cylinder drum 5 be applied to the pistons 7 at the high pressure port 12 the pressure forces between the cylinder relief surface 35 the cylinder drum 5 and the valve disc 11 because the pistons 7 at the high pressure port 12 towards the valve disc 11 move. For operation as axial piston pump 2 they work Frictional forces of the pistons 7 at the low pressure opening 12 in the opposite direction and reduce the pressure forces between the cylinder relief surface 35 the cylinder drum 5 and the valve disc 11 , The pressure of the hydraulic fluid at the high pressure port 12 For example, 400 bar is much greater than the pressure of the hydraulic fluid at the low pressure port 13 from a few bar, for example 2 bar or 3 bar, so that the friction forces of the pistons 7 at the low pressure opening 13 with respect to the frictional forces on the high-pressure opening 12 are negligible. In the operation of the swash plate machine 1 as axial piston pump 2 thus increase the frictional forces of the pistons 7 the pressure forces between the cylinder relief surface 35 and the valve disc 11 , Conversely, when operating the swash plate machine occurs 1 as axial piston motor 3 a reduction of the pressure force between the cylinder relief surface 35 and the valve disc 11 due to the frictional forces of the pistons 7 which of the pistons 7 on the cylinder drum 5 be applied, because in the operation as axial piston motor 3 the pistons 7 at the high pressure port 12 from the valve disc 11 move away. This reduction in compressive force between the cylinder relief surface 35 and the valve disc 11 could lead to a lifting of the cylinder drum 5 from the valve disc 11 lead, thereby operating the swash plate machine 1 as axial piston motor 3 already at low speeds is no longer guaranteed.
Die Trommelfeder 36, welche sowohl die Druckkraft auf die Zylindertrommel 5 aufbringt zur Erhöhung der Druckkraft zwischen der Ventilscheibe 11 und der Zylindertrommel 5 fungiert zusätzlich auch als Druckfeder 41 zum Aufbringen einer Druckkraft auf die Rückhaltescheibe 37. Dabei ist die Trommelkraft der Trommelfeder 36 dahingehend ausgelegt, sodass in Kombination mit einem Entlastungsgrad von 95 % bis 98 % und der Trommelkraft zwischen 400 N und 1500 N auch bei einem Betrieb der Schrägscheibenmaschine 1 bei größeren Drehzahlen als Axialkolbenmotor 3 kein Abheben der Zylindertrommel 5 von der Ventilscheibe 11 auftritt. Die Kolben 7 weisen an einem der Ventilscheibe 11 zugewandten axialen Ende eine Kolbenbodenfläche 33 auf und die Kolbenbodenfläche 33 steht in Kontakt mit der Hydraulikflüssigkeit bei einer Befüllung der Kolbenbohrungen 6 mit Hydraulikflüssigkeit. Die Kolben 7 weisen zentrisch, das heißt koaxial zu der Längsachse 17 bzw. Kolbenachse 17 der Kolben 7 einen Entlastungskanal 69 auf. Der Entlastungskanal 69 dient zur hydrostatischen Entlastung der Kolbenverbindungsstelle 22 und der Gleitlagerung der Gleitschuhe 39 auf der Auflagefläche 18 der Schwenkwiege 14. Eine Projektion der Kolbenbodenfläche 33 in Richtung der Längsachse 17 des Kolbens 7 auf eine Ebene senkrecht zu der Längsachse 17 bildet die fiktive Kolbenbodenbasisfläche 34. Bei der Kolbenbodenfläche 33 ist der Entlastungskanal 69 mit berücksichtigt, weil an der Entlastungskanal 69 an dem Gleitschuh 39 von einer Kontaktfläche 71 im Wesentlichen abgedichtet ist. Die Kolbenbodenbasisfläche 34 berücksichtigt somit diejenige Fläche des Kolbens 7, welche auf den Kolben 7 eine hydrostatische axiale Druckkraft in Richtung der Längsachse 17 in Richtung weg von der Ventilscheibe 11 aufbringt. Diese hydrostatische Druckkraft ist überwiegend diejenige Kraft mit welcher die Gleitschuhe 39 auf die Auflagefläche 18 gedrückt sind. Dies verursacht an den Gleitschuhen 39 und damit auch an den Kolben 7 bei einer Schwenkwiege 14 mit einem Schwenkwinkel in einem spitzen Winkel Querkräfte, welche umso größer sind, je größer der Schwenkwinkel der Schwenkwiege 15 ist. Die Querkräfte an den Kolben 7 verursachen, wie oben beschrieben, Reibungskräfte. Im Betrieb der Schrägscheibenmaschine 1 weist jedoch die Schwenkwiege 14 im Regelfall einen Schwenkwinkel in einem spitzen Winkel auf, weil bei einem Schwenkwinkel von 0° die Schrägscheibenmaschine 1 nicht als Axialkolbenpumpe 2 oder Axialkolbenmotor 3 arbeiten kann.The drum spring 36 , which both the compressive force on the cylinder drum 5 applies to increase the pressure force between the valve disc 11 and the cylinder drum 5 additionally acts as a compression spring 41 for applying a compressive force to the retaining disc 37 , The drum force is the drum spring 36 designed so that, in combination with a degree of unloading of 95% to 98% and the drum force between 400 N and 1500 N, even with an operation of the swash plate machine 1 at higher speeds than axial piston motor 3 no lifting of the cylinder drum 5 from the valve disc 11 occurs. The pistons 7 point to one of the valve disc 11 facing axial end of a piston bottom surface 33 on and the piston bottom surface 33 is in contact with the hydraulic fluid when filling the piston bores 6 with hydraulic fluid. The pistons 7 have centric, that is coaxial with the longitudinal axis 17 or piston axis 17 The piston 7 a discharge channel 69 on. The discharge channel 69 serves for the hydrostatic relief of the piston connection point 22 and the sliding bearing of the sliding shoes 39 on the support surface 18 the pivoting cradle 14 , A projection of the piston bottom surface 33 in the direction of the longitudinal axis 17 of the piston 7 on a plane perpendicular to the longitudinal axis 17 forms the fictitious piston bottom base surface 34 , At the piston bottom surface 33 is the discharge channel 69 taken into account, because at the discharge channel 69 on the slide shoe 39 from a contact surface 71 is essentially sealed. The piston bottom base surface 34 thus takes into account that area of the piston 7 which is on the piston 7 a hydrostatic axial compressive force in the direction of the longitudinal axis 17 towards the valve disc 11 applies. This hydrostatic pressure force is predominantly the force with which the sliding shoes 39 on the support surface 18 are pressed. This causes on the sliding shoes 39 and thus also to the piston 7 at a pivoting cradle 14 with a swivel angle at an acute angle shear forces, which are greater, the greater the pivot angle of the pivoting cradle 15 is. The shear forces on the pistons 7 cause frictional forces as described above. During operation of the swashplate machine 1 however, has the pivoting cradle 14 as a rule, a swivel angle at an acute angle, because at a swivel angle of 0 °, the swash plate machine 1 not as axial piston pump 2 or axial piston motor 3 can work.
Die Kolbenbohrungen 6 weisen senkrecht zu der Längsachse 17 der Kolbenachse 17 der Kolbenbohrungen 6 eine Querschnittsfläche AK auf. Die axialen Enden der Kolbenbohrungsöffnungen 67 an den axialen Enden, welche der Ventilscheibe 11 zugewandt sind, weisen die Querschnittsfläche AB auf. Eine Differenzquerschnittsfläche AV je Kolbenbohrung 6 bzw. je Kolbenbohrungsöffnung 67 bzw. je Verjüngungsfläche 70 ist die Differenz bzw. der Betrag der Differenz aus der Querschnittsfläche AK und der Querschnittsfläche AB. Die Differenzquerschnittsfläche AV ist die Projektion der Verjüngungsfläche 70 auf einen Ebene senkrecht zu der Längsachse 17 der Kolbenbohrung 6 und gibt diejenige Fläche an mit der der hydrostatische Druck der Hydraulikflüssigkeit in den Kolbenbohrungen 6 eine axiale Druckkraft auf die Zylindertrommel 5 in Richtung zu der Ventilscheibe 11 aufbringt (4). The piston bores 6 point perpendicular to the longitudinal axis 17 the piston axis 17 the piston bores 6 a cross-sectional area A K on. The axial ends of the piston bore openings 67 at the axial ends, which the valve disc 11 facing, have the cross-sectional area A B on. A differential cross-sectional area A V per piston bore 6 or per piston bore opening 67 or per rejuvenation area 70 is the difference or the amount of the difference from the cross-sectional area A K and the cross-sectional area A B. The differential cross-sectional area A V is the projection of the taper surface 70 on a plane perpendicular to the longitudinal axis 17 the piston bore 6 and indicates the area with which the hydrostatic pressure of the hydraulic fluid in the piston bores 6 an axial compressive force on the cylinder drum 5 towards the valve disc 11 raises ( 4 ).
Die Zylinderentlastungsfläche 35 ist diejenige Fläche A mit welcher die Zylindertrommel 5 an dem axialen Ende 66, welcher der Ventilscheibe 11 zugewandt ist, auf der Ventilscheibe 11 hydrostatische entlastet aufliegt. In der Zylinderentlastungsfläche 35 ist somit die Querschnittsfläche AB der Kolbenbohrungsöffnungen 67 nicht enthalten. Die axialen Enden der Kolbenbohrungsöffnungen 67 an der Ventilscheibe 11 weisen einen radialen Abstand r zu der Rotationsachse 8 der Zylindertrommel 5 auf. Der maximale radiale Abstand rmax ist der maximale radiale Abstand r zu der Rotationsachse 8 der Zylindertrommel 5 der Kolbenbohrungsöffnungen 67 bei Berücksichtigung sämtlicher Kolbenbohrungsöffnungen 67. In 3 weisen die Kolbenbohrungsöffnungen 67 identische maximale radiale Abstände rmax auf. Weisen jedoch die Kolbenbohrungsöffnungen 67 unterschiedliche maximale radiale Abstände rmax auf (nicht dargestellt), ist der maximale radiale Abstände rmax derjenigen Kolbenbohrungsöffnung 67 maßgeblich mit dem maximalsten sämtlicher der maximale radiale Abstände rmax der Kolbenbohrungsöffnungen 67. The cylinder relief surface 35 is the area A with which the cylinder drum 5 at the axial end 66 , which is the valve disc 11 facing, on the valve disc 11 hydrostatic relieved rests. In the cylinder relief area 35 is thus the cross-sectional area A B of the piston bore openings 67 not included. The axial ends of the piston bore openings 67 at the valve disc 11 have a radial distance r to the axis of rotation 8th the cylinder drum 5 on. The maximum radial distance r max is the maximum radial distance r to the axis of rotation 8th the cylinder drum 5 the piston bore openings 67 considering all piston bore openings 67 , In 3 have the piston bore openings 67 identical maximum radial distances r max on. However, assign the piston bore openings 67 different maximum radial distances r max (not shown), is the maximum radial distances r max that piston bore opening 67 significantly with the maximum of all the maximum radial distances r max of the piston bore openings 67 ,
In identischer Weise ist der minimale radiale Abstand rmin der Kolbenbohrungsöffnungen 67 definiert. Ein fiktiver äußerer Kreis Ka mit dem Radius rmax weist als Mittelpunkt die Rotationsachse 8 auf und liegt auf der Zylinderentlastungsfläche 35 auf. Ein fiktiver innerer Kreis Ki mit dem Radius rmin weist als Mittelpunkt die Rotationsachse 8 auf und liegt auf der Zylinderentlastungsfläche 35 auf. In an identical way, the minimum radial distance r min of the piston bore openings 67 Are defined. A fictitious outer circle K a with the radius r max has the axis of rotation as the center point 8th on and lies on the cylinder relief surface 35 on. A fictitious inner circle K i with the radius r min has the axis of rotation as the center 8th on and lies on the cylinder relief surface 35 on.
Eine radiale äußere fiktive Zylinderentlastungsteilfläche Aa ist definiert als derjenige Anteil der Zylinderentlastungsfläche 35, welche einen größeren radialen Abstand zu der Rotationsachse 8 der Zylindertrommel 5 aufweist als rmax. Eine radiale innere fiktive Zylinderentlastungsteilfläche Ai ist definiert als derjenige Anteil der Zylinderentlastungsfläche 35, welche einen kleineren radialen Abstand zu der Rotationsachse 8 der Zylindertrommel 5 aufweist als rmin. A radial outer notional cylinder relief part A a is defined as that part of the cylinder relief surface 35 which has a greater radial distance to the axis of rotation 8th the cylinder drum 5 has as r max . A radial inner notional cylinder relief surface A i is defined as that portion of the cylinder relief surface 35 , which is a smaller radial distance to the axis of rotation 8th the cylinder drum 5 has as r min .
Der Entlastungsgrad E als eine empirische Formel ist definiert als die Fläche A der Zylinderentlastungsfläche 35 abzüglich der Hälfte der radialen äußeren fiktiven Zylinderentlastungsteilfläche Aa und abzüglich der Hälfte der radialen inneren fiktiven Zylinderentlastungsteilfläche Ai dividiert durch die Summe sämtlicher Differenzquerschnittsflächen Av. E = (A – 0,5·Aa – 0,5·Ai)/(∑AV) The degree of relief E as an empirical formula is defined as the area A of the cylinder relief area 35 minus half of the radial outer fictitious cylinder relief sub-area A a and minus half of the radial inner fictitious cylinder relief sub-area A i divided by the sum of all difference cross-sectional areas A v . E = (A - 0.5 · A a - 0.5 · A i ) / (ΣA V )
Die Summe sämtlicher Differenzquerschnittsflächen Av ist somit ein Maß für die Druckkraft mit welcher die Zylindertrommel 5 aufgrund der hydrostatischen Druckkraft der Hydraulikflüssigkeit in den Kolbenbohrungen 6 auf die Ventilscheibe 11 gedrückt ist. Die Zylinderentlastungsfläche 35 ist auf der Ventilscheibe 11 hydrostatische entlastet gelagert. Es ist somit zwischen der Zylinderentlastungsfläche 35 und der Ventilscheibe 11 Hydraulikflüssigkeit vorhanden und der hydrostatische Druck dieser Hydraulikflüssigkeit bewirkt eine Druckkraft auf der Zylinderentlastungsfläche 35, welche die Zylindertrommel 5 in axialer Richtung zu der Schwenkwiege 14 und damit weg von der Ventilscheibe 11 drückt. In tangentialer Richtung zwischen den Kolbenbohrungsöffnungen 67 wird von einem konstanten Druck der Hydraulikflüssigkeit zwischen der Zylinderentlastungsfläche 35 und der Ventilscheibe ausgegangen. An der radialen äußeren fiktive Zylinderentlastungsteilfläche Aa wird in radialer Richtung nach außen von einem linearen Druckabfall ausgegangen. In analoger Weise wird an der radialen inneren fiktive Zylinderentlastungsteilfläche Ai wird in radialer Richtung nach innen von einem linearen Druckabfall ausgegangen. Aufgrund dieses linearen Druckabfalles wird die radiale äußere fiktive Zylinderentlastungsteilfläche Aa und die radialen inneren fiktive Zylinderentlastungsteilfläche Ai beim Entlastungsgrad E nur zur Hälfte berücksichtigt. Der empirische Entlastungsgrad E als eine geometrische Größe ist somit ein Maß für das Verhältnis der axialen Druckkräfte an der Zylindertrommel 35 aufgrund der hydrostatischen Druckkraft der Hydraulikflüssigkeit, welche die Zylindertrommel 5 axial in Richtung zu der Ventilscheibe 11 drücken zu den axialen Druckkräften, welche die Zylindertrommel 5 axial von der Ventilscheibe 11 weg drücken.The sum of all differential cross-sectional areas A v is thus a measure of the pressure force with which the cylinder drum 5 due to the hydrostatic pressure force of the hydraulic fluid in the piston bores 6 on the valve disc 11 is pressed. The cylinder relief surface 35 is on the valve disc 11 hydrostatic relieved stored. It is thus between the cylinder relief surface 35 and the valve disc 11 Hydraulic fluid present and the hydrostatic pressure of this hydraulic fluid causes a compressive force on the cylinder relief surface 35 which the cylinder drum 5 in the axial direction to the pivoting cradle 14 and thus away from the valve disc 11 suppressed. In the tangential direction between the piston bore openings 67 is caused by a constant pressure of the hydraulic fluid between the cylinder relief surface 35 and the valve disc went out. At the radially outer fictitious cylinder relief part A A is assumed in the radial direction to the outside of a linear pressure drop. In an analogous manner, a linear pressure drop is assumed at the radially inner fictitious cylinder relief part A i in the radial direction inwards. Because of this linear pressure drop, the radial outer notional cylinder relief part A a and the radially inner notional cylinder relief part A i are only half taken into account at the unloading degree E. The empirical degree of relief E as a geometric variable is thus a measure of the ratio of the axial compressive forces on the cylinder drum 35 due to the hydrostatic pressure force of the hydraulic fluid, which is the cylinder drum 5 axially in the direction of the valve disc 11 push to the axial compressive forces which the cylinder drum 5 axially from the valve disc 11 Press away.
Bei dem Entlastungsgrad zwischen 95 % und 98% und einer Trommelkraft, welche von der Trommelfeder 36 auf die Zylindertrommel 5 aufgebracht wird beispielsweise zwischen 500 N und 1000 N ist die Schrägscheibenmaschine 1 besonders optimal dimensioniert und kann sowohl als Axialkolbenpumpe 2 als auch als Axialkolbenmotor 3 in einem ausreichenden Drehzahlbereich betrieben werden, ohne dass die Gefahr eines Abhebens der Zylindertrommel von der Ventilscheibe 11 auftritt. At the degree of unloading between 95% and 98% and a drum force, which of the drum spring 36 on the cylinder drum 5 applied, for example, between 500 N and 1000 N is the swash plate machine 1 particularly well dimensioned and can both as axial piston pump 2 as well as axial piston motor 3 be operated in a sufficient speed range, without the risk of lifting the cylinder drum from the valve disc 11 occurs.
Die Kolben 7 mit den Gleitschuhen 39 sind ebenfalls den hydrostatischen Druckkräften der Hydraulikflüssigkeit ausgesetzt. Auf die Kolben 7 wirkt an der Kolbenbodenbasisfläche 34 als der Fläche AKB die Hydraulikflüssigkeit in den Kolbenbohrungen 6 mit dem Druck pi. Die kreisförmige Kolbenbodenbasisfläche 34 weist einen Durchmesser von dKB auf (5). Dabei ist der Druck pi unterschiedlich und schwankt zwischen ca. 400 bar bei einer fluidleitenden Verbindung der Kolbenbohrungen 6 mit der Hochdrucköffnung 12 und einem Druck von einigen bar bei einer fluidleitenden Verbindung der Kolbenbohrungen 6 mit der Niederdrucköffnung 13. In dem Innenraum 44, welcher mit der Hydraulikflüssigkeit befüllt ist, weist die Hydraulikflüssigkeit der Druck pa auf. Der Entlastungskanal 69 in den Kolben 7 mündet in einen Entlastungskanal 69 in den Gleitschuhen 39. Die Gleitschuhe 39 weisen eine kreisförmige Fläche AGa auf, welche der Schwenkwiege 14 und der Auflagefläche 18 zugewandt sind. Die kreisförmige Fläche AGa weist den Durchmesser dGa auf (5). Ein Teil der kreisförmige Fläche AGa ist als eine kreisförmige Aussparung mit einer kreisförmigen Aussparungsfläche 73 mit der Fläche AGi ausgebildet. Die Fläche AGi weist den Durchmesser dGi auf. An der kreisförmigen Aussparung mit der Fläche AGi besteht kein Kontakt zwischen der Auflagefläche 18 und dem Gleitschuh 39. Nur an der ringförmigen Kontaktfläche 71 besteht zwischen dem Gleitschuh 39 und der Auflagefläche 18 ein hydrostatisch entlasteter Kontakt zwischen dem Gleitschuh 39 und der Auflagefläche 18. Diese ringförmige Kontaktfläche 71 weist die Fläche AGa–AGi auf. Außenseitig auf den Gleitschuh 39 wirkt an einer ringförmigen Außenfläche 72 mit der Fläche AGr die Hydraulikflüssigkeit in dem Innenraum 44 mit dem Druck pa. Die ringförmigen Außenfläche 72 mit der Fläche AGr weist den äußeren Durchmesser dGa und den inneren Durchmesser dGr auf. The pistons 7 with the sliding shoes 39 are also exposed to the hydrostatic pressure forces of the hydraulic fluid. On the pistons 7 acts on the piston bottom base surface 34 as the area A KB, the hydraulic fluid in the piston bores 6 with the pressure p i . The circular piston bottom base surface 34 has a diameter of d KB ( 5 ). In this case, the pressure p i is different and varies between about 400 bar in a fluid-conducting connection of the piston bores 6 with the high-pressure opening 12 and a pressure of a few bar in a fluid-conducting connection of the piston bores 6 with the low-pressure opening 13 , In the interior 44 , which is filled with the hydraulic fluid, the hydraulic fluid, the pressure p a on. The discharge channel 69 in the pistons 7 flows into a discharge channel 69 in the sliding shoes 39 , The sliding shoes 39 have a circular area A Ga , which is the pivoting cradle 14 and the bearing surface 18 are facing. The circular area A Ga has the diameter d Ga ( 5 ). A part of the circular area A Ga is as a circular recess with a circular recess surface 73 formed with the area A Gi . The area A Gi has the diameter d Gi . At the circular recess with the surface A Gi there is no contact between the support surface 18 and the sliding shoe 39 , Only at the annular contact surface 71 exists between the shoe 39 and the bearing surface 18 a hydrostatically relieved contact between the shoe 39 and the bearing surface 18 , This annular contact surface 71 has the area A Ga -A Gi . On the outside of the shoe 39 acts on an annular outer surface 72 with the area A Gr, the hydraulic fluid in the interior 44 with the pressure p a . The annular outer surface 72 with the area A Gr has the outer diameter d Ga and the inner diameter d Gr .
Der hydrostatische Entlastungsgrad G eines Gleitschuhes 39 mit einem Kolben 7 ist definiert als das Verhältnis der hydrostatischen Entlastungskraft FE zu der hydrostatischen Belastungskraft FB. Aufgrund der hydrostatischen Entlastungskraft FE wird der Gleitschuh 39 mit dem Kolben 39 von der Auflagefläche 18 weg gedrückt und wegen der hydrostatischen Belastungskraft FB wird der Gleitschuh 39 mit dem Kolben 39 auf die Auflagefläche 18 gedrückt. The hydrostatic unloading degree G of a sliding shoe 39 with a piston 7 is defined as the ratio of the hydrostatic unloading force F E to the hydrostatic loading force F B. Due to the hydrostatic discharge force F E is the sliding block 39 with the piston 39 from the support surface 18 pushed away and because of the hydrostatic load force F B is the shoe 39 with the piston 39 on the support surface 18 pressed.
Auf die Fläche AGi wirkt der Druck pi und an der ringförmigen Kontaktfläche 71 (weist Kontakt zu der Auflagefläche 18 auf) mit der Fläche AGa–AGi nimmt der Druck angenähert in radialer Richtung nach außen mit dem natürlichen Logarithmus von pi zu pa ab. Auf die kreisförmigen Aussparungsfläche 73 mit der Fläche AGi und die ringförmigen Kontaktfläche 71 mit der Fläche AGa–AGi wirkt die hydrostatischen Entlastungskraft FE. Auf die ringförmigen Außenfläche 72 des Gleitschuhes 39 mit der Fläche AGr wirkt die Belastungskraft FR und auf die Kolbenbodenbasisfläche 34 mit der Fläche AKB wirkt die Belastungskraft FK. On the surface A Gi, the pressure p i and at the annular contact surface acts 71 (contacts the support surface 18 ) with the area A Ga -A Gi the pressure decreases approximately in the radial outward direction with the natural logarithm of p i to p a . On the circular recess surface 73 with the area A Gi and the annular contact surface 71 with the area A Ga -A Gi, the hydrostatic discharge force F E acts. On the annular outer surface 72 of the shoe 39 with the area A Gr, the loading force F R acts on the piston bottom base surface 34 with the area A KB the loading force F K acts.
Dabei ist die Entlastungskraft FE an dem Gleitschuh 39 folgendermaßen allgemein festgesetzt: In this case, the discharge force F E on the shoe 39 generally stated as follows:
Die Entlastungskraft FE an dem im Querschnitt kreisförmigen Gleitschuh 39 ist folgendermaßen festgesetzt: The unloading force F E on the cross-sectionally circular sliding block 39 is set as follows:
Die Belastungskraft FK an der Kolbenbodenbasisfläche 34 ist folgendermaßen allgemein festgesetzt: FK = AKB·pi The loading force F K at the piston bottom base surface 34 is generally stated as follows: F K = A KB · p i
Die Belastungskraft FK an dem im Querschnitt kreisförmigen Kolben 7 ist folgendermaßen festgesetzt: FK = π / 4·d 2 / KB·pi The loading force F K on the circular cross-section piston 7 is set as follows: F K = π / 4 * d 2 / KB * p i
Die Belastungskraft FR an der ringförmigen Außenfläche 72 des Gleitschuhes 39 mit der Fläche AGr ist folgendermaßen allgemein festgesetzt: FR = AGr·pa The loading force F R on the annular outer surface 72 of the shoe 39 with the area A Gr is generally stated as follows: F R = A Gr p a
Die Belastungskraft FR an der ringförmigen Außenfläche des Gleitschuhes 39 an dem im Querschnitt kreisförmigen Gleitschuh 39 ist folgendermaßen festgesetzt: FR = π / 4·(d 2 / Ga – d 2 / Gr)·pa The loading force F R on the annular outer surface of the shoe 39 at the cross-sectionally circular shoe 39 is set as follows: F R = π / 4 · (d 2 / Ga - d 2 / Gr) · p a
Der Druck pi schwankt zwischen 400 bar und einigen bar, je nachdem, ob die Kolbenbohrungen 6 in fluidleitender Verbindung mit der Hochdrucköffnung 12 oder der Niederdrucköffnung 13 stehen. Dabei ist der Druck pi bei der fluidleitender Verbindung der Kolbenbohrung 7 mit der Niederdrucköffnung 13 vorzugsweise gleich dem Druck pa der Hydraulikflüssigkeit in dem Innenraum 44, so dass dadurch für diesen Betriebszustand die obigen Formeln entsprechend vereinfacht werden können. Insbesondere bei der fluidleitender Verbindung der Kolbenbohrung 6 mit der Niederdrucköffnung 13 muss der Entlastungsgrad G als das Verhältnis der hydrostatischen Entlastungskraft FE zu der hydrostatischen Belastungskraft FB kleiner als 1 sein, damit die Gleitschuhe 39 nicht von der Auflagefläche 18 abheben, sofern die Druckfeder 41 nicht berücksichtigt wird. Der Entlastungsgrad der Gleitschuhe 39 mit den Kolben 7 liegt vorzugsweise zwischen 95% und 98%, um die Reibungsverluste zu minimieren.The pressure p i varies between 400 bar and a few bar, depending on whether the piston bores 6 in fluid communication with the high pressure port 12 or the low-pressure opening 13 stand. In this case, the pressure p i in the fluid-conducting connection of the piston bore 7 with the low-pressure opening 13 preferably equal to the pressure p a of the hydraulic fluid in the interior 44 so that the above formulas can be simplified accordingly for this operating state. In particular, in the fluid-conducting connection of the piston bore 6 with the low-pressure opening 13 the degree of unloading G as the ratio of the hydrostatic unloading force F E to the hydrostatic loading force F B must be less than 1, so that the sliding shoes 39 not from the support surface 18 lift off, provided the compression spring 41 is not considered. The degree of unloading of the sliding shoes 39 with the pistons 7 is preferably between 95% and 98% to minimize friction losses.
In 6 ist ein erfindungsgemäßer Antriebsstrang 45 dargestellt. Der erfindungsgemäße Antriebsstrang 45 weist einen Verbrennungsmotor 46 auf, welcher mittels einer Welle 47 ein Planetengetriebe 48 antreibt. Mit dem Planetengetriebe 48 werden zwei Wellen 47 angetrieben, wobei eine erste Welle 47 mit einer Kupplung 49 mit einem Differentialgetriebe 56 verbunden ist. Eine zweite bzw. andere Welle, welche von dem Planetengetriebe 48 angetrieben ist, treibt durch eine Kupplung 49 eine erste Schrägscheibenmaschine 50 an und die erste Schrägscheibenmaschine 50 ist mittels zweier Hydraulikleitungen 52 mit einer zweiten Schrägscheibenmaschine 51 hydraulisch verbunden. Die erste und zweite Schrägscheibenmaschine 50, 51 bilden dadurch ein hydraulisches Getriebe 60 und von der zweiten Schrägscheibenmaschine 51 kann mittels einer Welle 47 auch das Differentialgetriebe 56 angetrieben werden. Das Differentialgetriebe 56 treibt mit den Radwellen 58 die Räder 57 an. Ferner weist der Antriebsstrang 45 zwei Druckspeicher 53 als Hochdruckspeicher 54 und als Niederdruckspeicher 55 auf. Die beiden Druckspeicher 53 sind dabei mittels nicht dargestellter Hydraulikleitungen auch mit den beiden Schrägscheibenmaschinen 50, 51 hydraulisch verbunden, sodass dadurch mechanische Energie des Verbrennungsmotors 46 in dem Hochdruckspeicher 54 hydraulisch gespeichert werden kann und ferner in einem Rekuperationsbetrieb eines Kraftfahrzeugs mit dem Antriebsstrang 45 ebenfalls kinetische Energie des Kraftfahrzeugs in dem Hochdruckspeicher 54 hydraulisch gespeichert werden kann. Mittels der in dem Hochdruckspeicher 54 gespeicherten hydraulischen Energie kann mit einer Schrägscheibenmaschine 50, 51 zusätzlich das Differentialgetriebe 56 angetrieben werden. In 6 is an inventive drive train 45 shown. The drive train according to the invention 45 has an internal combustion engine 46 on which by means of a wave 47 a planetary gear 48 drives. With the planetary gear 48 become two waves 47 driven, being a first shaft 47 with a clutch 49 with a differential gear 56 connected is. A second or other shaft, which of the planetary gear 48 powered by a clutch 49 a first swash plate machine 50 on and the first swash plate machine 50 is by means of two hydraulic lines 52 with a second swashplate machine 51 hydraulically connected. The first and second swashplate machine 50 . 51 thereby form a hydraulic transmission 60 and from the second swash plate machine 51 can by means of a wave 47 also the differential gear 56 are driven. The differential gear 56 drives with the wheel shafts 58 the wheels 57 at. Furthermore, the drive train 45 two accumulators 53 as a high-pressure accumulator 54 and as a low-pressure accumulator 55 on. The two accumulators 53 are here by means not shown hydraulic lines with the two swash plate machines 50 . 51 hydraulically connected, so that mechanical energy of the internal combustion engine 46 in the high-pressure accumulator 54 hydraulically stored and further in a recuperation operation of a motor vehicle with the drive train 45 also kinetic energy of the motor vehicle in the high-pressure accumulator 54 can be stored hydraulically. By means of the high-pressure accumulator 54 stored hydraulic energy can be used with a swash plate machine 50 . 51 in addition the differential gear 56 are driven.
Insgesamt betrachtet sind mit der erfindungsgemäßen Schrägscheibenmaschine 1 wesentliche Vorteile verbunden. Die Schrägscheibenmaschine 1 weist einen Entlastungsgrad E und G zwischen 95 % und 98 % auf sowie eine Dimensionierung der Trommelfeder 36 dahingehend, dass diese eine Trommelkraft zwischen 400 N und 1500 N auf die Zylindertrommel 5 aufbringt. Overall, considered with the swash plate machine according to the invention 1 significant benefits. The swashplate machine 1 has a degree of unloading E and G between 95% and 98% and a dimensioning of the drum spring 36 in that they have a drum force between 400 N and 1500 N on the cylinder drum 5 applies.
Bei einem Durchmesser der Zylindertrommel 5 zwischen 60 mm und 120 mm sowie der Anzahl von sieben Kolben ist die Schrägscheibenmaschine 1 insgesamt besonders vorteilhaft dimensioniert. Die von der Trommelfeder 36 auf die Zylindertrommel 5 aufgebrachte Trommelkraft in zentrischer Richtung bewirkt, dass auch bei einem Betrieb der Schrägscheibenmaschine 1 als Axialkolbenmotor 3 die Reibkräfte der Kolben 7 auf die Zylindertrommel 5 kein Abheben der Zylindertrommel 5 von der Ventilscheibe 11 bewirken. Ferner sind die Differenzen der Flächenpressung zwischen der Zylinderentlastungsfläche 35 und der Ventilscheibe 11 gering aufgrund der zentrischen von der Trommelfeder 36 aufgebrachten Trommelkraft, sodass dadurch das Material an der Zylinderentlastungsfläche 35 und der Ventilscheibe 11 als Gleitlagerung im Wesentlichen gleichmäßig beansprucht ist und nicht an der Hochdrucköffnung 12 eine große Überbeanspruchung auftritt, sodass dieses im Wesentlichen gleichmäßig abgenutzt und mechanisch beansprucht wird. Die Auswahl des Materials für die Zylinderentlastungsfläche 35 und die entsprechende korrespondierende Gegenfläche an der Ventilscheibe 11 erfolgt dabei dahingehend, dass das Material für eine Gleitlagerung mit der entsprechenden im Wesentlichen gleichmäßigen Flächenpressung geeignet ist und dauerhaft den mechanischen Beanspruchungen standhält. At a diameter of the cylinder drum 5 between 60 mm and 120 mm and the number of seven pistons is the swash plate machine 1 Overall dimensioned particularly advantageous. The of the drum spring 36 on the cylinder drum 5 Applied drum force in the centric direction causes even during operation of the swash plate machine 1 as axial piston motor 3 the frictional forces of the pistons 7 on the cylinder drum 5 no lifting of the cylinder drum 5 from the valve disc 11 cause. Further, the differences in the surface pressure between the cylinder relief surface 35 and the valve disc 11 low due to the centric of the drum spring 36 applied drum force, so that thereby the material on the cylinder relief surface 35 and the valve disc 11 as slide bearing is claimed substantially uniform and not at the high-pressure opening 12 a large overuse occurs, so this is substantially uniformly worn and mechanically stressed. The selection of material for the cylinder relief surface 35 and the corresponding corresponding counter surface on the valve disc 11 takes place to the effect that the material is suitable for a sliding bearing with the corresponding substantially uniform surface pressure and permanently withstand the mechanical stresses.
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Zitierte PatentliteraturCited patent literature
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EP 1013928 A2 [0007] EP 1013928 A2 [0007]
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CH 405934 [0008] CH 405934 [0008]
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DE 102010006895 A1 [0009] DE 102010006895 A1 [0009]
