DE19612598C2 - Verstellbare, hydraulische Arbeitsmaschine - Google Patents

Description

Stand der Technik

Die Erfindung geht aus von einer verstellbaren Arbeitsmaschine nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1.

Eine derartige Arbeitsmaschine ist beispielsweise in Form einer Radialkolbenmaschine aus der DE 41 43 152 bekannt. Diese verstellbare Radialkolbenmaschine weist eine ungerade Anzahl von Zylindern auf, die in einem angetriebenen Rotor angeordnet sind. In den Zylindern sind zur Förderung eines Druckmittels Arbeitskolben geführt, denen im Verlauf der Umdrehung des Rotors eine Hubbewegung aufgezwungen wird.

Dabei entstehen in den einzelnen Zylindern, insbesondere wenn diese unter Hochdruck stehen, hohe hydraulische Kräfte, die von einem Hubring aufgenommen werden. Abhängig von der augenblicklichen Stellung des Rotors unterliegen die Komponenten dieser Kräfte und damit deren Resultierende in ihrem Betrag gewissen Schwankungen. Die Schwankungen sind besonders zu den Zeitpunkten relativ hoch, an denen sich einer der Arbeitskolben in einem seiner beiden Totpunkte befindet. In dieser Umsteuerphase des Arbeitskolbens erfährt die von dem entsprechenden Zylinder erzeugte Radialkraft auf den Hubring kurzzeitig eine starke Änderung. Die somit entstehende Schwankung der Kraftkomponenten kann Schwingungen am Hubring, an dessen Verstelleinrichtung und am Gehäuse auslösen, die zu Schallabstrahlungen führen können. Dadurch erhöht sich das mechanische Betriebsgeräusch der Arbeitsmaschine.

Zur Reduzierung des Betriebsgeräuschs beschreibt die DE 44 10 719 deshalb eine elektrohydraulisch verstellbare Pumpe, bei der ein auf die Verstelleinrichtung einwirkendes Regelventil von einem Regelverstärker angesteuert wird. Diesem Regelverstärker wird u. a. ein vom Drehwinkel der Pumpe abhängiges Stellsignal zugeführt. Im Regelverstärker abgespeicherte Kennfelder erlauben die Zuordnung Drehwinkel zu augenblicklicher Kraft am Hubring, so daß synchron zur Schwankung dieser Kraft am Hubring, die von der Verstelleinrichtung entgegenwirkende Kraft angepaßt werden kann. Dadurch lassen sich die Oszillationen an Hubring, Verstelleinrichtung und Gehäuse reduzieren und das Betriebsgeräusch der Arbeitsmaschine senken. Allerdings ist diese Regelung relativ aufwendig und bekämpft lediglich die Auswirkung, nicht jedoch die Ursache für die Schwankung der Kraft am Hubring.

Aus der DE-OS 27 25 790 ist eine Radialkolbenmaschine mit einem gehäusefesten Steuerzapfen bekannt, auf dem ein Rotor drehbar gelagert ist. Im Steuerzapfen sind neben Kanälen zur Zuführung bzw. Abführung von Druckmittel zu den Zylindern Ausnehmungen ausgebildet, durch die gekühltes Druckmittel geleitet wird. Dies reduziert die Erwärmung und damit die Wärmedehnung des Steuerzapfens und verhindert dadurch ein Fressen des Rotors beim Betrieb der Radialkolbenmaschine.

Eine Verbesserung des Betriebsgeräuschs der Radialkolbenmaschine wird dadurch allerdings nicht erreicht.

Vorteile der Erfindung

Die erfindungsgemäße verstellbare Arbeitsmaschine mit den kennzeichnenden Merkmalen des Anspruchs 1 hat demgegenüber den Vorteil, daß bei der Radialkolbenmaschine während der Umsteuerphase eines Kolbens in einem oder mehreren der benachbarten und unter Hochdruck stehenden Zylinder kurzzeitig erhöhte Radialkräfte auf den Hubring erzeugt werden. Diese erhöhten Radialkräfte kompensieren die starke Änderung der Radialkraft aus dem umsteuernden Kolben zumindest teilweise.

Realisieren läßt sich dies durch eine relativ einfache und kostengünstig durchführbare Veränderung an den Steuerschlitzen des Steuerzapfens. Die Wirkungsweise erfolgt somit hydromechanisch und erfordert keine zusätzlichen Bauteile.

Auf diese Weise lassen sich die Amplituden im Kraftverlauf der in Richtung der Verstelleinrichtung bzw. senkrecht dazu wirkenden Kraftkomponenten verringern. Dadurch werden die Verstelleinrichtung, der Hubring und das Gehäuse weniger stark zu Schwingungen angeregt, was das Betriebsgeräusch der Arbeitsmaschine senkt. Ferner erfährt der Steuerzapfen eine weniger starke Biegewechselbeanspruchung, so daß sich die Lebensdauer der Arbeitsmaschine erhöht.

Die konstruktiven Maßnahmen lassen sich auch auf andere Bauformen von Arbeitsmaschinen, z. B. Axialkolben- und Flügelzellenmaschinen übertragen.

Weitere Vorteile oder vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung ergeben sich aus den Unteransprüchen oder der Beschreibung.

So lassen sich nicht nur die Amplituden im Kraftverlauf verringern, sondern auch die Steilheit ihrer Flanken, wenn zusätzliche Feinsteuerkerben an den Kanten der Steuerschlitze ausgebildet sind. Auch diese Maßnahme trägt zu einer geringeren Geräuschentwicklung bzw. einer längeren Lebensdauer der Arbeitsmaschine bei, weil die verbleibende Schwankung im Kraftverlauf geglättet und nicht stoßartig erfolgt.

Zeichnung

Ausführungsbeispiele der Erfindung sind in den Zeichnungen dargestellt und in der nachfolgenden Beschreibung näher erläutert.

Fig. 1 zeigt in einem Querschnitt durch eine Radialkolbenmaschine ein erstes Ausführungsbeispiel der Erfindung. Fig. 2 zeigt ein Diagramm in dem der theoretische Verlauf, der am Hubring in Richtung der Verstelleinrichtung angreifenden Kraft über den Drehwinkel des Rotors aufgetragen ist.

Ein zweites Ausführungsbeispiel der Erfindung ist in Fig. 3 dargestellt.

Fig. 4 zeigt in einem Diagramm die rechnerisch ermittelte und am Hubring angreifende Kraft in Richtung der Verstelleinrichtung, wie sie sich mit bzw. ohne die Erfindung ergibt.

Beschreibung des Ausführungsbeispiels

Fig. 1 zeigt eine Radialkolbenmaschine (Pumpe oder Motor) 10, deren Gehäuse 11 eine nach außen abgedichtete Ausnehmung 12 aufweist. In die Ausnehmung 12 ragt ein zentrisch zur Ausnehmung 12 angeordneter, gehäusefester Steuerzapfen 13. Auf der Mantelfläche des Steuerzapfens 13 ist ein Rotor 14 drehbar gelagert, der, bei einer im Folgenden als Pumpe beschriebenen Radialkolbenmaschine 10 von außen z. B. im Uhrzeigersinn angetrieben wird. Der Rotor 14 weist eine ungerade Anzahl von radial verlaufenden Bohrungen auf, die Zylinder 16.1 bis 16.7 bilden. In den Zylindern 16.1 bis 16.7 sind Arbeitskolben 17.1 bis 17.7 geführt, die gelenkig mit Gleitschuhen 18 verbunden sind. Die Gleitschuhe 18 stützen sich an einem den Rotor 14 umgreifenden Hubring 19 ab. Zur Fesselung der Gleitschuhe 18 an den Hubring sind nicht dargestellte Halteringe vorhanden. Der Hubring 19 ist relativ zum Steuerzapfen 13 verschiebbar angeordnet und wird von einer Verstelleinrichtung 20 in Position gebracht bzw. gehalten. Die Verstelleinrichtung 20 wird von zwei sich diametral gegenüberliegenden Kolben/Zylindereinheiten 22, 23 gebildet, die von Druckmittel und von Druckfedern beaufschlagt werden.

Besteht zwischen Hubring 19 und Steuerzapfen 13 eine Exzentrizität 25 wird den Arbeitskolben 17.1 bis 17.7 im Verlaufe einer Umdrehung des Rotors 14 eine Hubbewgung aufgezwungen, die die Förderung eines Druckmittels bewirkt. Der Hub der Arbeitskolben 17.1 bis 17.7 ist dabei von der Größe der Exzentrizität 25 abhängig. Der Druckmittelfluß von und zu den Zylindern 16 erfolgt in sacklochartigen im Steuerzapfen 13 ausgebildeten Kanälen 26, 27, die mit den nicht dargestellten Druck- oder Sauganschlüssen der Radialkolbenpumpe 10 verbunden sind. Im Bereich der Lagerung des Rotors 14 münden die Kanäle 26, 27 in Steuerschlitzen 28, 29, die am Umfang des Steuerzapfens 13 ausgebildet sind.

Die Steuerschlitze 28, 29 werden durch die Mantelfläche des Steuerzapfens 13, die mit der Nabe des Rotors 14 in Wirkverbindung steht, dicht voneinander abgetrennt und sind der Druck- bzw. der Saugseite der Radialkolbenmaschine 10 zugeordnet. Mittels der Steuerschlitze 28, 29 werden die Zylinder 16 in Abhängigkeit von der augenblicklichen Stellung des Rotors 14 mit der Druck- bzw. der Saugseite der Radialkolbenmaschine 10 verbunden. Damit diese periodisch wechselnde Verbindung der Zylinder 16 kontinuierlich erfolgt, weisen die Steuerschlitze 28, 29 an ihren Kanten Feinsteuerkerben 38 auf. Der Bereich der Mantelfläche des Steuerzapfens 13, der sich in Drehrichtung des Rotors 14 dem druckseitigen Steuerschlitz 28 anschließt weist eine Entlastungsbohrung 30 auf.

Diese Entlastungsbohrung 30 beginnt am Umfang des Steuerzapfens 13 und mündet in den zum Druckanschluß der Radialkolbenmaschine 10 führenden Kanal 26. Die Entlastungsbohrung 30 verläuft parallel versetzt zur Verstellachse der Radialkolbenmaschine 10. Am Übergang von der Mantelfläche des Steuerzapfens 13 zur Entlastungsbohrung 30 ist ebenfalls eine Feinsteuerkerbe 38 ausgebildet.

Bei der in Fig. 1 dargestellten Position des Rotors 14 steht der Arbeitskolben 17.1 achsgleich zur Verstelleinrichtung 20 in seinem äußeren Totpunkt AT. Der zugehörige Zylinder 16.1 erfährt hierbei eine Umsteuerung von seiner Saug- in seine Druckphase.

In Fig. 2 wird ein theoretischer Kraftverlauf 32 einer in Richtung der Verstelleinrichtung 20 wirkenden Kraft auf den Hubring 19 dargestellt, wie er sich während eines Teils der Umdrehung des Rotors 14 ergeben würde, wenn keine Maßnahmen zur Glättung dieses Kraftverlaufs 32 erfolgen würden. Im Diagramm ist in x-Richtung der Drehwinkel des Rotors 14 aufgetragen, wobei als 0-Grad-Stellung die Position des Rotors 14 definiert ist, bei der sich ein Arbeitskolben 17.1 gemäß Fig. 1 in seinem äußeren Totpunkt AT befindet. In y- Richtung des Diagramms ist der Betrag der in Richtung der Verstelleinrichtung 20 wirkenden Kraft auf den Hubring 19 aufgetragen, wobei das Vorzeichen dieser Kraft deren Wirkungsrichtung kennzeichnet. Ein negatives Vorzeichen bedeutet eine entgegengesetzt zur Exzentrizität 25 gerichtete Kraft. Am dargestellten Kraftverlauf 32 ist zu erkennen, daß der umsteuernde Arbeitskolben 17.1 (Fig. 1) eine erste steil ansteigende Flanke 33 bewirkt. Diese Flanke 33 entsteht, weil der Zylinder 16.1 des Arbeitskolbens 17.1 von Niederdruck auf Hochdruck umgesteuert wird. Das dabei im Zylinder 16.1 aufgebaute Druckniveau erzeugt eine vor dem Zeitpunkt der Umsteuerung des Zylinders 16.1 nicht vorhandene und in Richtung des äußeren Totpunkts AT wirkende Radialkraft auf den Hubring 19. Diese Radialkraft wirkt damit der von der Verstelleinrichtung 20 aufgebrachten Kraft zur Lagefixierung des Hubrings 19 entgegen und vermindert diese. Im weiteren Verlauf der Umdrehung des Rotors 14 ändern sich die Wirkungsrichtungen der Radialkräfte aus den Zylindern 16.1 bis 16.7, wodurch die am Hubring 19 angreifende und in Richtung der Verstelleinrichtung 20 wirkende Komponente wieder kontinuierlich ihr ursprüngliches Niveau erreicht.

Nach ca. 26 Grad Drehwinkel des Rotors 14 gelangt der Arbeitskolben 17.4 in seinen inneren Totpunkt IT. Diese, in Fig. 3 dargestellte Rotorstellung erzeugt eine zweite steil ansteigende Flanke 34 im Kraftverlauf 32 nach Fig. 2. Die Flanke 34 entsteht weil der zugehörige Zylinder 16.4 nun von Hochdruck auf Niederdruck umgesteuert wird, wodurch zu diesem Zeitpunkt die bislang auf den Hubring 19 einwirkende Radialkraft dieses Zylinders 16.4 entfällt. Bei weiterer Drehung des Rotors 14 sinkt der Betrag der auf den Hubring 19 einwirkenden Resultierenden in Richtung der Verstelleinrichtung 20 erneut auf das ursprüngliche Niveau ab. Auf diese Weise entsteht ein sägezahnähnlicher Kraftverlauf 32, der den Hubring 19, dessen Verstelleinrichtung 20, sowie das Gehäuse 11 zu geräuschverursachenden Schwingungen anregt.

Das in Fig. 1 dargestellte Ausführungsbeispiel zielt auf die Verringerung der Amplitude der ersten steil ansteigenden Flanke 33 im Kraftverlauf 32 nach Fig. 2 ab. Dazu ist der druckseitige Steuerschlitz 28 so ausgeführt, daß der dem umsteuernden Zylinder 16.1 am weitesten entfernt liegende, hochdruckseitige Zylinder 16.4 zum Zeitpunkt der Umsteuerung von der Hochdruckseite der Radialkolbenmaschine 10 abgekoppelt wird. Der weiterhin einwärts, d. h. zum Steuerzapfen 13 hin, strebende Arbeitskolben 17.4 baut dadurch im Zylinder 16.4 ein gegenüber dem Systemdruck überhöhtes Druckniveau auf. Die Kraftwirkung dieses erhöhten Druckniveaus auf den Hubring 19 kompensiert größtenteils die aus der Umsteuerung des Zylinders 16.1 entstehende Wirkung der Radialkraft.

Nach erfolgter Umsteuerung des Zylinders 16.1 wird das überhöhte Druckniveau im Zylinder 16.4 mittels der Entlastungsbohrung 30 abgebaut, die im Steuerzapfen 13 in Drehrichtung des Rotors 14 gesehen hinter dem Steuerschlitz 28 angeordnet ist. Diese Entlastungsbohrung 30 verbindet bei entsprechender Stellung des Rotors 14, d. h. nach Überschreitung des äußeren Totpunkts AT des umsteuernden Zylinders 16.1, den abgekoppelten Zylinder 16.4 wieder mit der Druckseite der Radialkolbenmaschine 10.

Das in Fig. 3 gezeigte zweite Ausführungsbeispiel offenbart eine ähnliche Maßnahme, die jedoch darauf ausgerichtet ist die Amplitude der zweiten steil ansteigenden Flanke 34 im Kraftverlauf 32 nach Fig. 2 zu vermindern. Diese Flanke 34 entsteht auf Grund der Umsteuerung der Zylinder 16, wenn sich deren Arbeitskolben 17 in ihren inneren Totpunkten IT befinden. In Fig. 3 sind Bauteile, die mit den Bauteilen der Fig. 1 korrespondieren mit den selben Positionsnummern benannt und sind durch den Zusatz des Buchstabens a gekennzeichnet.

Zur Verminderung der Amplitude der Flanke 34 wird der, dem auf Niederdruck umsteuernden Zylinder 16.4a direkt benachbarte hochdruckseitige Zylinder 16.3a ebenfalls durch einen entsprechend ausgebildeten Steuerschlitz 28a kurzzeitig von der Druckseite der Radialkolbenmaschine 10a abgekoppelt. Der weiterhin einwärts, d. h. in Richtung des Steuerzapfens 13a, strebende Arbeitskolben 17.3a dieses abgekoppelten Zylinders 16.3a bewirkt, wie schon im Ausführungsbeispiel 1 beschrieben, eine Drucküberhöhung, deren Kraftwirkung auf den Hubring 19a die durch die Umsteuerung entfallene Radialkraftwirkung auf den Hubring 19a kompensiert.

Nach erfolgter Umsteuerung des Zylinders 16.4a wird der abgekoppelte Zylinder 16.3a über eine Entlastungsbohrung 30a im Steuerzapfen 13a wieder mit der Druckseite der Radialkolbenmaschine 10a verbunden, wodurch die Drucküberhöhung und damit deren Kraftwirkung auf den Hubring 19a abgebaut wird.

Fig. 4 zeigt in einem Diagramm, wie es bereits aus Fig. 2 bekannt ist, den rechnerisch ermittelten Kraftverlauf 35 der in Richtung der Verstelleinrichtung 20 wirkenden Kraft auf den Hubring 19, wie er sich während eines Teils der Umdrehung des Rotors 14 ergibt. Die mit 36 bezeichnete erste Kurve zeigt dabei den Kraftverlauf 35, wie er bei einer Radialkolbenmaschine 10 ohne glättende Maßnahmen entsteht. Die Kurve 37 stellt dagegen den erfindungsgemäß geglätteten Kraftverlauf 35 dar.

Auffallend in diesem Diagramm ist, daß der rechnerische Kraftverlauf 35 mit dem theoretischen Kraftverlauf 32 erst ab ca. 16 Grad Drehwinkel des Rotors 14 übereinstimmt. Dies läßt sich dadurch erklären, daß der Arbeitskolben 17.1, der sich im äußeren Totpunkt AT befindet, zunächst ein relativ großes Zylindervolumen verdichten muß. Der Druckanstieg in einem relativ großen Volumen erfolgt im Vergleich zum Druckanstieg in einem kleinen Volumen auf Grund der Kompressibilität des Druckmittels etwas verzögert.

Selbstverständlich sind Änderungen an den Ausführungsbeispielen möglich ohne vom Gedanken der Erfindung abzuweichen.

So wäre es z. B. möglich eine Glättung der von den umsteuernden Zylindern 16.1 bzw. 16.4 hervorgerufenen Kraftschwankung am Hubring 19 auch dadurch zu erreichen, daß in den von der Hochdruckseite der Radialkolbenmaschine 10 abgekoppelten Zylindern 16.2, im Gegensatz zu den Ausführungsbeispielen, eine Druckabsenkung erfolgt. Hierzu müßten dann allerdings diejenigen hochdruckseitigen Zylinder 16.2 herangezogen werden, die sich zum Zeitpunkt der Umsteuerung bis maximal 900 Drehwinkel hinter ihrem äußeren Totpunkt AT befinden. Eine Druckabsenkung ließe sich dadurch erreichen, daß synchron zum Zeitpunkt der Abkopplung des Zylinders 16.2 ein Verbindungskanal freigegeben wird, der den abgekoppelten Zylinder 16.2 mit der Niederdruckseite der Radialkolbenmaschine 10 verbindet.

Desweiteren ist es auch vorstellbar mehrere der hochdruckseitigen Zylinder 16.2 bis 16.4 parallel zur Glättung der Kraftschwankung am Hubring 19 einzusetzen. Dies würde eine besonders effektive Glättung ermöglichen, weil sowohl die Flanke 33, die durch die im äußeren Totpunkt umsteuernden Arbeitskolben 17.1, als auch die Flanke 34, die durch die im Inneren Totpunkt IT umsteuernden Arbeitskolben 17.4 ausgelöst wird reduziert werden kann.

Ferner würden Feinsteuerkerben 38 am Steuerzapfen 13 die Ab­ bzw. die Ankoppelung der Zylinder 16.2 bis 16.4 kontinuierlicher verlaufen lassen, so daß durch Feinsteuerkerben 38 eine weitere Optimierungsmöglichkeit für einen möglichst glatten Kraftverlauf 32 gegeben ist.

Weiterhin läßt sich diese Art der Geräuschdämpfung auch auf Axialkolbenmaschinen in Schrägscheibenbauart und auf Flügelzellenmaschinen übertragen. Die Geräuschminderung läßt sich auch bei diesen Arbeitsmaschinen durch Einbeziehung bereits vorhandener Funktionselemente erzielen, so daß der dazu notwendige bauliche Aufwand relativ gering ist.

Claims (8)

1. Verstellbare Arbeitsmaschine (10), insbesondere Kolben- oder Flügelzellenmaschine, mit einem Gehäuse (11), in dem ein mit einer Antriebswelle zusammenwirkender Rotor (14) angeordnet ist, der Zylinder (16) bildende erste Ausnehmungen aufweist, in denen Pumpenelemente (17) gleitend geführt sind, die sich mit ihren aus dem Rotor (14) ragenden Enden an einem huberzeugenden Verstellorgan (19) abstützen, auf das zum Verstellen mindestens ein einen Druckraum begrenzender Stellkolben (22, 23) einer Verstelleinrichtung (20) einwirkt und mit einem Steuerkörper (13), in dem der Hochdruck- und der Niederdruckseite zugeordnete voneinander getrennte Steuerschlitze (28, 29) ausgebildet sind, dadurch gekennzeichnet, daß die Kontur des druckseitigen Steuerschlitzes (28) so ausgebildet ist, daß im Verlauf einer Umdrehung des Rotors (14) zu mindestens einem der beiden Zeitpunkte, an denen die Pumpenelemente (17) ihre Bewegungsrichtung umkehren, wenigstens einer der benachbarten und unter Hochdruck stehenden Zylinder (16) kurzzeitig von der Hochdruckseite der Arbeitsmaschine (10) abgekoppelt wird und eine Druckänderung gegenüber dem Systemdruck erfährt, und daß dieser kurzzeitig abgekoppelte Zylinder (16) nach erfolgter Umkehr der Bewegungsrichtung des Pumpenelements (17) wieder mit der Hochdruckseite der Arbeitsmaschine (10) verbunden wird.

2. Verstellbare Arbeitsmaschine (10) nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Druckänderung in den abgekoppelten Zylindern (16) gegenüber dem Systemdruck eine Drucküberhöhung ist, wenn sich diese abgekoppelten Zylinder (16) zum Zeitpunkt der Umkehr der Bewegungsrichtung eines Pumpenelements (17) auf der Hochdruckseite der Arbeitsmaschine (10) befinden, und wenn sich die abgekoppelten Zylinder (16) mehr als 90° in Bewegungsrichtung des Rotors (14) hinter ihrem äußeren Totpunkt (AT) befinden, wobei die Drucküberhöhung von dem zum Steuerkörper (13) hin strebenden Pumpenelement (17) erzeugt wird.

3. Verstellbare Arbeitsmaschine (10) nach einem der Ansprüche 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Druckänderung in den abgekoppelten Zylindern (16) gegenüber dem Systemdruck eine Druckabsenkung ist, wenn sich diese abgekoppelten Zylinder (16) zum Zeitpunkt der Umkehr der Bewegungsrichtung eines Pumpenelements (17) auf der Hochdruckseite der Arbeitsmaschine (10) befinden, und wenn sich die abgekoppelten Zylinder (16) weniger als 900 in Drehrichtung des Rotors (14) hinter ihrem äußeren Totpunkt (AT) befinden, wobei die Druckabsenkung dadurch erzeugt wird, daß die von der Druckseite abgekoppelten Zylinder (16) kurzzeitig mit dem Sauganschluß der Arbeitsmaschine (10) verbunden werden.

4. Verstellbare Arbeitsmaschine (10) nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß zum Abbau der Druckänderung nach erfolgter Umsteuerung eines Pumpenelements (17) wenigstens eine zweite Ausnehmung (30) im Steuerkörper (13) vorhanden ist, die die abgekoppelten Zylinder (16) wieder mit der Druckseite der Arbeitsmaschine (10) verbindet.

5. Verstellbare Arbeitsmaschine (10) nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß die für die Abkoppelung bzw. die Ankoppelung der Zylinder (16) an die Druckseite der Arbeitsmaschine (10) erforderlichen Kanten am Steuerkörper (13) Feinsteuerkerben (38) aufweisen.

6. Verstellbare Arbeitsmaschine (10) nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß die Arbeitsmaschine als Radialkolbenmaschine (10) ausgebildet ist.

7. Verstellbare Arbeitsmaschine (10) nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß die Verstelleinrichtung (20) zwei einander diametral gegenüberliegende Stellkolben (22, 23) unterschiedlichen Durchmessers aufweist, die auf den Außenumfang des Hubrings (19) einwirkenden, wobei der kleinere Stellkolben (22) stets von der Hochdruckseite der Arbeitsmaschine (10) beaufschlagt ist und der größere Stellkolben (23) mit der Hoch- oder der Niederdruckseite der Arbeitsmaschine (10) verbindbar ist.

8. Verstellbare Arbeitsmaschine (10) nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Arbeitsmaschine als Axialkolbenmaschine in Schrägscheibenbauart ausgebildet ist, bei welcher der Rotor als Zylindertrommel, das Verstellorgan als verstellbare Schrägscheibe und der Steuerzapfen als Steuerscheibe ausgebildet sind.