EP0162238A1 - Axialkolbenmaschine, insbesondere -pumpe der Schrägscheiben- bauart - Google Patents
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- EP0162238A1 EP0162238A1 EP85103801A EP85103801A EP0162238A1 EP 0162238 A1 EP0162238 A1 EP 0162238A1 EP 85103801 A EP85103801 A EP 85103801A EP 85103801 A EP85103801 A EP 85103801A EP 0162238 A1 EP0162238 A1 EP 0162238A1
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Definitions
- the invention relates to an axial piston machine according to the preamble of claim 1.
- DE-OS 22 50 510 From DE-OS 22 50 510 it is known to counteract the control surface force by an opposite loading force which acts on the cylinder against the control surface. This is achieved through two measures. On the one hand, the piston bores have a shoulder formed by a reduction in cross section, on which Selast forces are effective. In addition, it is known from DE-OB 22 50 510 to generate load forces by means of load pistons distributed on the circumference, which are supported on the main housing, which can be loaded by working pressure either by spring pressure or as hydraulic pistons and load the cylinder in the direction of the control surface .
- the cylinder is mounted on the drive shaft of a swashplate axial piston machine in the sense of a so-called kinematic guide.
- each load cylinder is connected to a piston bore in its vicinity by a connecting channel.
- the cylinder is supported by a roller bearing, which prevents an automatic gap adjustment.
- the invention has for its object to design an axial piston machine of the type mentioned in such a way that axially and radially balanced guidance of the cylinder is possible with maximum utilization of the piston powers.
- piston bores are provided which open at the end face of the cylinder without narrowing the cross-section.
- the flow of the hydraulic medium is not impaired, and the performance of the pistons can be fully exploited, because in the presence of a cross-sectional constriction, as is the case in the prior art, part of the performance is lost due to the flow resistance.
- the loading cylinders are arranged in such a number and dimensioned so large that the axial forces acting on the cylinder and directed in the direction of the control surface are in equilibrium with the oppositely acting forces acting on the cylinder are essentially comprised by the control surface force already mentioned at the beginning.
- both the loading force and the control surface force can consist of several partial forces, for example the frictional forces effective in the displacement of the pistons influence both the control surface force and the loading force in both axial directions.
- the cylinder can be constantly pressed against the pressure surface by a central spring force, for example in the form of a compression spring, as is the case in the prior art according to DE-OS 22 50 510.
- the partial force generated by the spring is part of the loading force. Due to the spherical curvature of the control surface, it must also be taken into account that due to the pressure field and the gap pressures caused on the control surface are directed to the control surface force perpendicular to the control text surface and therefore the components of these partial forces which are observed parallel to the pistons are lower.
- the cylinder is freed of significant damaging forces both axially and radially. This leads to an optimal contact of the cylinder with the spherical control surface, whereby due to the balance of the control surface force and the load force, an effective oil film is formed between the control surface and the cylinder can train, which minimizes friction and wear.
- the configurations according to claims 2 and 3 lead to the same advantages.
- the embodiment according to claim 2 is important for an axial piston machine of the swashplate type, wherein the support bearing according to the invention can be formed by the drive shaft.
- the embodiment according to claim 3 relates to an axial piston machine of the inclined axis type. In this type of construction, the support of the radial force component in the central swivel plane of the drive pulley can be advantageous due to structural conditions.
- the support bearing plane and the wobble plane of the swash plate and the drive disc intersect in the axis of rotation. This is advantageous because bending forces can be reduced in the ends protruding from the cylinder, which can occur due to the piston play in the piston bores.
- the piston bores in the cylinder are straight. This is advantageous because the flow of the hydraulic medium does not have to be deflected, as is the case with the prior art from DE-PS 941 343.
- the embodiment according to claim 6 is advantageous for two reasons. On the one hand, due to the piston path tapering conically to the control surface, there is a smaller radius for the control openings in the control surface. As a result, due to a relatively small pressure field and the shorter lever arm, the partial forces of the control surface force caused are lower, which enables smaller loading cylinders. On the other hand, space is gained for the loading cylinders due to this configuration.
- the pistons of the loading cylinder are constantly in contact with their active surface and therefore the cylinder is also in contact with the control surface even when depressurized.
- Another advantage of the spring preload for the pistons of the loading cylinders is that the spring force in the loading cylinders is very effective due to the relatively large distance between the axes of rotation against tilting moments effective radially on the cylinder, which can be caused, for example, by turbulence in the medium flow or mass forces.
- the usual axial spring forces for the purpose of pressing the cylinder onto the control surface in the area the drive shaft are less effective because the effective distance specified for them is small.
- a load cylinder is assigned to each piston, and there is a line connection between the piston holes and load cylinders belonging to one another.
- the embodiment according to claim 10 leads to an adaptation of the balancing force generated by the loading cylinder to the actual pressure profile in the piston rams, which is due to constructional and natural law conditions relative to the cylinder in the circumferential direction, so to speak.
- the axial piston machine which can be operated as a pump and as a motor, consists of a housing generally designated 2, a drive shaft 4, which is rotatably mounted therein about an axis of rotation 3, a so-called swash plate 5, on which by means of sliding shoes 6 and a pressure plate 7, pistons 8 are held distributed on a pitch circle, a cylinder 9 rotatable by the drive shaft 4 about the axis of rotation 3, in which the pistons 8 are displaceably guided in axially extending piston bores 11 and a control plate 12 immovably attached to the housing 2 , whose spherically convexly curved control surface 13 has kidney-shaped control openings 14 which, during the rotation of the cylinder 9, come into or out of overlap with the piston bores 11 and thus control the pumping operation or motor operation of the axial piston machine 1 in the sense of valves.
- the pistons 8 are driven by the swash plate 5, on which the pistons 8 are only held axially. That is, while the cylinder 9 is rotating, the sliding shoes 6 slide circumferentially on the swash plate 5, as a result of which the axial movement of the pistons 8 is generated.
- the end face of the cylinder 9 facing the control surface 13 is spherically concave in accordance with the curvature of the control surface 13 and lies sealingly against the Control surface 13.
- the cylinder 9 has a bore 15 in which it is penetrated by the drive shaft 4 with a slide which is supported in the region of its ends by means of roller bearings 16 and 17.
- the cylinder 9 is supported only on its end facing away from the control surface 13 by a radially effective support bearing 18 on the drive shaft 4.
- a rotary driving connection 19 in the form of a keyway connection which is effective in the circumferential direction.
- the cylinder 9 is biased by one or more compression springs 21 against the control surface 13, which act against the end face of the cylinder 9 facing away from the control surface 13 and are supported on a spherical bearing part 22 which, on the one hand, engages around and on the cylinder 9 with a cylindrical bore the outer spherical surface of the pressure plate 7 slides in an oscillating manner.
- the support bearing 18 is arranged in the area of a plane denoted by A, which is also the central swivel plane of the swash plate 5.
- a control surface force which is directed perpendicular to the control surface 13 and attempts to lift the cylinder 9 off the control surface 13
- an axially directed, generally designated F ER resulting loading force act on the cylinder 9 Cylinder 9 acted against the control surface 13.
- the control surface force F S results essentially as the sum of the partial pressures over the entire pressure field and possible gap pressures which are able to build up between the control surface 13 and the end face 23 of the cylinder 9 sliding thereon and which attempt to lift the cylinder 9 off the control surface 13 .
- several partial forces have an influence, for. B.
- the resulting loading force F ER likewise comprises several partial forces and in particular a loading force F E with which loading cylinders 24 distributed over the circumference act on the cylinder 9 in the direction of the control surface 13.
- the resulting loading force F ER also includes piston forces denoted in general by F K , which, as in the explanation of the control surface force F S, will not be discussed further.
- the force, not specified, generated by the compression springs 21 also influences the resulting loading force F ER .
- the pistons of the loading cylinder 24 are designated 25 and the associated work spaces 26.
- a load cylinder 24 is assigned to each piston 8, the piston bores 11 being connected to the associated work spaces 26 of the load cylinders 24 by radial channels 27.
- the loading pistons 25 are supported on the housing 2 by means of a slide ring 28. They are pierced at 31 for the purpose of automatic lubrication of the sliding surface 29. While the slide ring 28 is fixedly attached to the housing 2, the loading pistons 25 take part in the rotary movement of the cylinder 9.
- the cylinder 9 has a flange 32 for receiving the loading cylinders 24.
- Both the control surface force F S and the loading force F E generated by the loading cylinders 24 are pulsating forces. This results from the pressure build-up or drop in the piston bores 11.
- control surface force F S is not directed parallel to the axis of rotation 3
- its control surface force component F SK directed parallel to the axis of rotation 3 is lower.
- the forces acting in opposite directions on the cylinder 9 are in equilibrium. If one takes into account that the control surface force component F SK from the axis of rotation 3 has a smaller distance a than the resulting load force F ER snf, whose distance to the axis of rotation 3 is denoted by b, then the result is a relatively smaller size in comparison with the control surface force component F SK Load force F ER 'to create a balance of forces. In order to achieve this balance of forces, the working surfaces (diameter d) of the loading cylinder 24 are designed accordingly.
- the radius R of the control surface 13 is dimensioned so large that the lines of force of the control surface force F S and the resultant loading force F ER intersect at a point S which lies on the transverse plane A in which the cylinder 9 is supported radially. Due to this configuration, the radial force component F R is unable to exert a tilting moment on the cylinder 9.
- the embodiment of the second exemplary embodiment according to FIG. 2 differs from the first exemplary embodiment only in that the axes of the pistons 8 converge in the direction of the control surface 13. As a result, the pistons 8 are rotated on a path which tapers conically towards the control surface 13. In such an embodiment, the size of the pressure field and thus also the control surface force F S is reduced in comparison with the first embodiment, which is also due to a relatively small, effective distance a. In this embodiment, the loading force F ER is in contrast to the first embodiment example somewhat obliquely. In principle, the same force relationships as in the first exemplary embodiment result in the second exemplary embodiment.
- the third exemplary embodiment according to FIG. 3 differs from the second exemplary embodiment essentially in that no compression springs are provided which act on the cylinder 9 in the direction of the control surface 13 and which are designated 21 in FIG. 1. Instead, corresponding springs 21 are provided in the load cylinders, where they both cause the pistons 24 to lift up in the unpressurized state and also cause the cylinder 9 to effectively rest against the spherical control surface. A certain investment power is not harmful if it is low.
- FIGS. 4 and 5 show a depending mutually 90 0 twisted cross-section of the axial piston machine according to Fig. 1 27, taken along the line IV-IV and in the plane of the connecting channels It should be noted that FIG. 5 is an opposite 4 shows a modified embodiment as a fourth embodiment.
- the control surface 13 is indicated by dashed lines.
- the kidney shape of the control openings 14, which are also shown with dashed lines, is clearly recognizable.
- the fourth exemplary embodiment according to FIG. 5 differs from the first exemplary embodiment according to FIG. 4 in that the pressure field 33 of the control surface 13 indicated with cross hatching is rotated by a certain angle w against the dead center axis 34.
- the loading cylinders 24 are prematurely rotated in the same circumferential direction (see direction of rotation 35) by an angle w 1 .
- the loading force F E also has a leading effect in adaptation to the pressure build-up or reduction in the piston chambers 11.
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Abstract
Description
- Die Erfindung bezieht sich auf eine Axialkolbenmaschine nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1.
- Bei Axialkolbenmaschinen dieser Bauart ist ein sauberer Lauf und eine befriedigende Abdichtung des die Kolben aufnehmenden Zylinders auf der Steuerfläche nur dann gegeben, wenn die auf den Zylinder im Betrieb wirkenden Kräfte so bemessen sind, daß einerseits ein auch nur teilweises Abheben des Zylinders von der Steuerfläche verhindert ist und zum anderen ein Andruck des Zylinders an die Steuerfläche vorliegt, bei dem sich ein einen erhöhten Verschleiß verhindernder ölfilm auf der Steuerfläche ausbilden kann. Im vorliegenden Zusammenhang sollen zunächst die Kräfte Berücksichtigung finden, die in axialer Richtung auf den Zylinder wirken. Es handelt sich zum einen um eine sogenannte Steuerflächenkraft, die im Betrieb den Zylinder von der Steuerfläche abzuheben sucht. Die Steuerflächenkraft ergibt sich als Summe der partialen Drücke und Fläche über dem gesamten Druckfeld und möglichen Spaltdrücken. Deshalb wird die Steuerflächenkraft durch eine resultierende Kraft dargestellt, die senkrecht zur Steuerfläche gerichtet ist.
- Aus der DE-OS 22 50 510 ist es bekannt, der Steuerflächenkraft durch eine entgegengesetzte Belastungskraft entgegenzuwirken, die den-Zylinder gegen die Steuerfläche beaufschlagt. Dies wird durch zwei Maßnahmen erreicht. Zum einen weisen die Kolbenbohrungen eine durch eine Querschnittsverringerung gebildete Schulter auf, an der Selastungskräfte wirksam sind. Außerdem ist es aus der DE-OB 22 50 510 bekannt, Belastungskräfte durch auf dem Bmfang verteilte Belastungskolben zu erzeugen, die am Masehinengehause abgestutzt sind, die entweder durch Federdritdk oder als hydraulische Kolben vom Arbeitsdruck beaufscblagbar sind und den Zylinder in Richtung auf die Steuerflache belasten.
- Beim aus DE-OS 22 50 510 entnehmbaren Stand der Technik ist der Zylinder im Sinne einer sogenannten kinematischen Führung auf der Antriebswelle einer Schrägscheiben-Axialkolbenmaschine gelagert. Das heißt, der Zylinder vermag sich selbsttätig an die Steuerfläche anzupassen, jedoch sind auch Kippbewegungen des Zylinders möglich, die - Wie eingangs schon beschrieben - zu einem Abheben des Zylinders von der Steuerfläche führen.
- Ein mit dem vorbeschriebenen Stand der Technik vergleichbarer Stand der Technik ist auch aus DE-PS 941 343 zu entnehmen. Bei dieser Bauart ist die Wirksamkeit der Ausgleichszylinder vom Druckzustand in den Kolbenbohrungen abhängig- Hierzu ist jeder Belastungszylinder durch einen Verbindungskanal mit einer in seiner Nähe befindlichen Kolbenbohmng verbunden. Der Zylinder ist mittels eines Wälzlagers gelagert, was eine selbsttätige Spaltanpassung verhindert.
- Beiden bekannten Bauarten ist gemeinsam, daß die Querschnittsverengungen der Kolbenbohrungen Durchflußengpässe bilden, die den jeweiligen Strom des hydraulischen Mediums beeinträchtigen. Außerdem sind die eingangs beschriebenen Forderungen nicht erfüllt, die eine einwandfreie Füharung des Zylinders auf der Steuerfläche gewährleisten. Bei der Bauart gemäß DE-PS 941 343 scheint ein sehädlicher Andruck des Zylinders an die Steuerfläche nicht möglich zu sein, weil der Zylinder stirnseitig gegen ein Axialdrucklager abgestützt ist.
- Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine Axialkolbenmaschine der eingangs bezeichneten Bauart so auszugestalten, daß bei maximaler Ausnutzung der Kolbenleistungen eine axial und radial ausgeglichene Führung des Zylinders möglich ist.
- Diese Aufgabe wird durch die Merkmale des Anspruchs 1 gelöst.
- Bei der erfindungsgemäßen Ausgestaltung sind Kolbenbohrungen vorgesehen, die ohne Querschnittsverengung an der Stirnseite des Zylinders münden. Infolgedessen wird die Strömung des hydraulischen Mediums nicht beeinträchtigt, und die Leistung der Kolben kann voll ausgenutzt werden, weil beim Vorhandensein einer Querschnittsverengung, wie es beim Stand der Technik der Fall ist, ein Teil der Leistung aufgrund des Strömungswiderstandes verlorengeht. Im Gegensatz zum Stand der Technik sind bei der erfindungsgemäBen Ausgestaltung die Belastungszylinder in einer solchen Anzahl angeordnet und so groß bemessen, daß die am Zylinder wirksamen und in Richtung auf die Steuerfläche gerichteten axialen Kräfte im Gleichgewicht stehen mit den entgegengesetzt am Zylinder wirksamen Kräften, die im wesentlichen durch die eingangs schon bezeichnete Steuerflächenkraft umfaßt sind. Dabei ist zu berücksichtigen, daß sowohl die Belastungskraft als auch die Steuerflächenkraft aus mehreren Teilkräften bestehen können, zum Beispiel nehmen auch die bei der Verschiebung der Kolben wirksamen Reibungskräfte in beiden axialen Richtungen Einfluß sowohl auf die Steuerflächenkraft als auch auf die Belastungskraft. Außerdem kann der Zylinder durch eine zentrische Federkraft, zum Beispiel in Form einer Druckfeder, ständig gegen die Druckfläche beaufschlagt sein, wie es beim Stande der Technik gemäß DE-OS 22 50 510 der Fall ist. Die von der Feder erzeugte Teilkraft ist Teil der Belastungskraft. Aufgrund der sphärischen Wölbung der Steuerfläche ist ferner zu berücksichtigen, daß die aufgrund des Druckfeldes und der Spaltdrücke an der Steuerfläche hervorgerufenen Teilkräfte der Steuerflächenkraft senkrecht zur Steuextläche gerichtet sind und deshalb die parallel zu den Kolben geachteten Komponenten dieser Teilkräfte geringer sind. Dies ist eine günstige Auswirkung, da bei der Bemessung der belastungskraft nur die parallel zu den Kolben gerichtete Komponente der Steuerflächenkraft zu berücksichtigen ist. Eine sphärische Steuerfläche führt zu einer radialen Kraftkcmponente, jedoch ist die radiale Kraftkomponente bei der erfindungsgemäßen Ausgestaltung unschädlich, weil sie in einer Querebene der Axialkolbenmaschine wirkt, in der der Zylinder radial an einem gehäusefesten Lager abgestützt ist und somit kein Kippmoment auf den Zylinder auszuüben vermag.
- Bei der erfindungsgemäßen Ausgestaltung ist der Zylinder sowohl axial als auch radial von bedeutenden schädlichen Krafteinwirkungen befreit.Dies führt zu einer optimalen Anlage des Zylinders an der sphärischen Steuerfläche, wobei aufgrund des Gleichgewichtes der Steuerflächenkraft und der Belastungskraft sich ein wirksamer ölfilm zwischen der Steuerfläche und dem Zylinder ausbilden kann, wodurch Reibung und Verschleiß auf ein Minimum begrenzt werden.
- Die Ausgestaltungen nach den Ansprüchen 2 und 3 führen zu den gleichen Vorteilen. Die Ausgestaltung nach Anspruch 2 ist für eine Axialkolbenmaschine der Schrägscheibenbauart von Bedeutung, wobei das erfindungsgemäße Stützlager durch die Antriebswelle gebildet sein kann. Die Ausgestaltung nach Anspruch 3 bezieht sich auf eine Axialkolbenmaschine der Schrägachsenbauart. Bei dieser Bauart kann aufgrund konstruktiver Gegebenheiten die Abstützung der radialen Kraftkomponente in der mittleren Schwenkebene der Triebscheibe vorteilhaft sein.
- Gemäß Anspruch 4 ist vorgesehen, daß die Stützlagerebene und die Taumelebene der Schrägscheibe bzw. der Triebscheibe sich in der Drehachse schneiden. Dies ist deshalb von Vorteil, weil Biegekräfte in den aus dem Zylinder herausragenden Enden vermindert werden können, die aufgrund des Kolbenspiels in den Kolbenbohrungen auftreten können.
- Gemäß Anspruch 5 verlaufen die Kolbenbohrungen im Zylinder geradlinig. Dies ist deshalb von Vorteil, weil die Strömung des hydraulischen Mediums nicht umgelenkt werden muß, wie es beim Stand der Technik aus DE-PS 941 343 der Fall ist.
- Die Ausgestaltung nach Anspruch 6 ist aus zweierlei Gründen vorteilhaft. Zum einen ergibt sich aufgrund der zur Steuerfläche kegelig verjüngenden Kolbenbahn ein kleinerer Radius für die Steueröffnungen in der Steuerfläche. Infolgedessen sind aufgrund eines verhältnismäßig kleinen Druckfeldes und des kürzeren Hebelarmes die hervorgerufenen Teilkräfte der Steuerflächenkraft geringer, was kleinere Belastungszylinder ermöglicht. Zum anderen wird aufgrund dieser Ausgestaltung Bauraum für die Belastungszylinder gewonnen.
- Bei einer Ausgestaltung nach Anspruch 7 ist gewährleistet, daß die Kolben der Belastungszylinder ständig an ihrer Wirkfläche anliegen und deshalb auch der Zylinder auch im drucklosen Zustand an der Steuerfläche anliegt. Ein weiterer Vorteil der Federvorspannung für die Kolben der Belastungszylinder ist darin zu sehen, daß aufgrund des verhältnismäßig großen Drehachsenabstandes die Federkraft in den Belastungszylindern sehr wirksam ist gegen radial am Zylinder wirksame Kippmomente, die beispielsweise durch Turbulenzen in der Mediumströmung oder durch Massenkräfte hervorgerufen werden können. Als Vergleich sei hier angeführt, daß übliche axiale Federkräfte zum Zweck des Andrucks des Zylinders an die Steuerfläche im Bereich der Antriebswelle weniger wirksam sind, weil der ihnen konstruktiv vorgegebene Wirkabstand gering ist.
- Es ist vorteilhaft, sowohl aus Kostengründen als auch aus Gräudem der Baugröße, die Ausbildung nach Anspruch 8 voersusehenr wobei es sich empfiehlt, die Kolben der Belastungszylinder zum Zweck einer automatischen Schmierung des Gleitlagers zu durchbohren.
- Gemäß Anspruch 9 ist jedem Kolben ein Belastungszylinder zugeordnet, wobei zwischen den zueinandergehörigen Kolbenbohrungen und Belastungszylindern eine Leitungsverbinduag besteht.
- Die Ausgestaltung nach Anspruch 10 führt zu einer Anpassung der durch die Belastungszylinder erzeugten Ausgleichskraft an den tatsächlichen Druckverlauf in den Kolbenrätmen, der aufgrund konstruktiver und naturgesetzlicher Gegebenheiten gegenüber dem Zylinder in Umfangsrichtung sozusagen phasenverschoben ist.
- Nachfolgend werden vier Ausführungsbeispiele der Erfindung anhand einer vereinfachten Zeichnung beschrieben. Es zeigen:
- Fig. 1 eine erfindungsgemäß ausgestaltete Axialkolbenmaschine im axialen Schnitt als erstes Ausführungsbeispiel;
- Fig. 2 eine erfindungsgemäß ausgestaltete Axialkolbenmaschine im axialen Schnitt als zweites Ausführungsbeispiel;
- Fig. 3 eine erfindungsgemäß ausgestaltete Axialkolbenmaschine im axialen Schnitt als drittes Ausführungsbeispiel;
- Fig. 4 einen Schnitt durch die Axialkolbenmaschine nach Fig. 1 entlang der Linie IV-IV in Fig. 1, der jedoch um 90° im Uhrzeigersinn verdreht ist;
- Fig. 5 einen der Fig. 4 entsprechenden Schnitt eines vierten Ausführungsbeispiels, der jedoch entgegen dem Uhrzeigersinn um 90° verdreht ist.
- Die in Fig. 1 allgemein mit 1 bezeichnete Axialkolbenmaschine, die als Pumpe und als Motor betrieben werden kann, besteht aus einem allgemein mit 2 bezeichneten Gehäuse, einer darin um eine Drehachse 3 drehbar gelagerten Antriebswelle 4, einer sogenannten Schrägscheibe 5, an der mittels Gleitschuhen 6 und einer Andruckplatte 7 auf einem Teilkreis verteilt Kolben 8 gehalten sind, einen durch die Antriebswelle 4 um die Drehachse 3 drehbaren Zylinder 9, in dem die Kolben 8 in sich axial erstreckenden Kolbenbohrungen 11 verschiebbar geführt sind und einer am Gehäuse 2 unbeweglich befestigten Steuerplatte 12, deren sphärisch konvex gewölbte Steuerfläche 13 nierenförmige Steueröffnungen 14 aufweist, die während des Drehens des Zylinders 9 mit den Kolbenbohrungen 11 in oder außer Überdeckung geraten und somit im Sinne von Ventilen den Pumpbetrieb bzw. Motorbetrieb der Axialkolbenmaschine 1 steuern.
- Der Antrieb der Kolben 8 erfolgt durch die Schrägscheibe 5, an der die Kolben 8 lediglich axial gehalten sind. Das heißt, während des Drehens des Zylinders 9 gleiten die Gleitschuhe 6 in Umfangsrichtung an der Schrägscheibe 5, wodurch die axiale Bewegung der Kolben 8 erzeugt wird.
- Die der Steuerfläche 13 zugewandte Stirnseite des Zylinders 9 ist entsprechend der Wölbung der Steuerfläche 13 sphärisch konkav gewölbt und liegt dichtend an der Steuerfläche 13 an.
- Der Zylinder 9 weist eine Bohrung 15 auf, in der er von der Antriebswelle 4 mit Sgiel durchfaßt wird, die im Bereich ihrer Enden mittels Wälzlager 16 und 17 gelagert ist. Der Zylinder 9 ist lediglich an seinem der Steuerfläche 13 abgewandten Ende durch ein radial wirksames Stutzlager 18 an der Antriebswelle 4 abgestützt. Zwischen der Antriebswelle 4 und dem Stützlager 18 besteht eine in Umfangsrichtung wirksame Drehmitnahmeverbindung 19 in Form einer Keilnut-Verbindung. Der Zylinder 9 ist mittels einer oder mehrerer Druckfedern 21 gegen die Steuerfläche 13 vorgespannt, die gegen die der Steuerfläche 13 abgewandte Stirnseite des Zylinders 9 wirken und an einem sphärischen Lagerteil 22 abgestützt sind, das zum einen den Zylinder 9 mit einer zylindrischen Bohrung umgreift und auf dessen äußerer Kugelfläche die Andmckplatte 7 pendelnd gleitet.
- Das Stützlager 18 ist im Bereich einer mit A bezeichneten Ebene angeordnet, die gleichzeitig auch die mittlere Schwenkebene der Schrägscheibe 5 ist.
- Im Betrieb der Axialkolbenmaschine 1 wirken am Zylinder 9 eine allgemein mit FS bezeichnete Steuerflächenkraft, die senkrecht zur Steuerfläche 13 gerichtet ist und den Zylinder 9 von der Steuerfläche 13 abzuheben sucht,und eine axial gerichtete, allgemein mit FER bezeichnete resultierende Belastungskraft, die den Zylinder 9 gegen die Steuerfläche 13 beaufschlagt. Die Steuerflächenkraft FS ergibt sich im wesentlichen als Summe der partialen Drücke über dem gesamten Druckfeld und möglichen Spaltdrücken, die sich zwischen der Steuerfläche 13 und der auf ihr gleitenden Stirnfläche 23 des Zylinders 9 aufzubauen vermögen und die den Zylinder 9 von der Steuerfläche 13 abzuheben suchen. Auf die Steuerflächenkraft FS haben mehrere Teilkräfte Einfluß, z. B. die Reibungskräfte, die aufgrund der Verschiebung der Kolben 8 und aufgrund der Strömung an den Wänden der Kolbenbohrungen 11 in beiden axialen Richtungen wirksam sind. Aus Ver- einfachungsgründen soll auf eine weitere Beschreibung dieser Teilkräfte verzichtet werden. Die resultierende Belastungskraft FER umfaßt ebenfalls mehrere Teilkräfte und insbesondere eine Belastungskraft FE, mit der auf den Umfang verteilte Belastungszylinder 24 den Zylinder 9 in Richtung auf die Steuerfläche 13 beaufschlagen. Die resultierende Belastungskraft FER umfaßt auch allgemein durch FK bezeichnete Kolbenkräfte, auf die wie schon bei der Erklärung der Steuerflächenkraft FS nicht weiter eingegangen werden soll. Auch die von den Druckfedern 21 erzeugte, nicht näher bezeichnete Kraft nimmt Einfluß auf die resultierende Belastungskraft FER.
- Die Kolben der Belastungszylinder 24 sind mit 25 und die zugehörigen Arbeitsräume mit 26 bezeichnet. Wie Fig. 4 deutlich zeigt, ist jedem Kolben 8 ein Belastungszylinder 24 zugeordnet, wobei die Kolbenbohrungen 11 mit den zugehörigen Arbeitsräumen 26 der Belastungszylinder 24 durch radiale Kanäle 27 verbunden sind. Die Belastungskolben 25 sind mittels eines Gleitrings 28 am Gehäuse 2 abgestützt. Sie sind zum Zweck einer automatischen Schmierung der Gleitfläche 29 bei 31 durchbohrt. Während der Gleitring 28 fest am Gehäuse 2 befestigt ist, nehmen die Belastungskolben 25 an der Drehbewegung des Zylinders 9 teil. Zur Aufnahme der Belastungszylinder 24 weist der Zylinder 9 einen Flansch 32 auf.
- Sowohl die Steuerflächenkraft FS als auch die von den Belastungszylindern 24 erzeugte Belastungskraft FE sind pulsierende Kräfte. Dies ergibt sich aufgrund des Druckaufbaus bzw. -abfalls in den Kolbenbohrungen 11.
- Da die Steuerflächenkraft FS nicht parallel zur Drehachse 3 gerichtet ist, ist ihre parallel zur Drehachse 3 gerichtete Steuerflächenkraftkomponente FSK geringer. Erfindungsgemäß ist vorgesehen, daß die in axialer Richtung einander entgegengesetzt am Zylinder 9 wirkenden Krafte im Gleichgewicht stehen. Berücksichtigt man, daß die Steuerflächenkraftkcmponente FSK von der Drehachse 3 einen geringeren Abstand a als die resultierende Belastungskraft FER snfweist, deren Abstand zur Drehachse 3 mit b bezeichnet ist, dann ergibt sich im Vergleich mit der Steuerflächemkraftkcuponente FSK eine verhältnismäßig geringere Größe der resultierenden Belastungskraft FER' um ein Kräftegleichgewicht herzustellen. Um dies Kräftegleicbgewicht zu erreichen, sind die Arbeitsflächen (Durcbmesser d) der Belastungszylinder 24 entsprechend ausgelegt.
- Da die Steuerflächenkraft FS schräg gerichtet ist, ergibt sich eine radial gerichtete Kraftkomponente FR, die den Zylinder 9 radial belastet. Um diese radiale Kraftkamponente FR unschädlich zu machen, ist erfindungsgemäß der Radius R der Steuerfläche 13 so groß bemessen, daß die Kraftlinien der Steuerflächenkraft FS und der resultierenden Belastungskraft FER sich in einem Punkt S schneiden, der auf der Querebene A liegt, in der der Zylinder 9 radial abgestützt ist. Aufgrund dieser Ausgestaltung vermag die radiale Kraftkomponente FR kein Kippmoment auf den Zylinder 9 auszuüben.
- Die Ausführungsform des zweiten Ausführungsbeispiels gemäß Fig. 2 unterscheidet sich vom ersten Ausführungsbeispiel lediglich dadurch, daß die Achsen der Kolben 8 in Richtung auf die Steuerfläche 13 konvergieren. Infolgedessen werden die Kolben 8 auf einer Bahn gedreht, die sich zur Steuerfläche 13 hin kegelig verjüngt. Bei einer solchen Ausgestaltung ist im Vergleich mit dem ersten Ausftüamngsbeispiel die Größe des Druckfeldes und damit auch die Steuerflächenkraft FS verringert, was auch durch einen verhältnismäßig geringen, wirksamen Abstand a bedingt ist. Bei dieser Ausführungsform ist die Belastungskraft FER im Gegensatz zum ersten Ausführungsbeispiel etwas schräg gerichtet. Im Prinzip ergeben sich beim zweiten Ausführungsbeispiel gleiche Kraftverhältnisse wie beim ersten Ausführungsbeispiel.
- Das dritte Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 3 unterscheidet sich vom zweiten Ausführungsbeispiel im wesentlichen dadurch, daß keine den Zylinder 9 in Richtung auf die Steuerfläche 13 beaufschlagende Druckfedern vorgesehen sind, die gemäß Fig. 1 mit 21 bezeichnet sind. Statt dessen sind entsprechende Federn 21 in den Belastungszylindern vorgesehen, wo sie sowohl ein Abheben der Kolben 24 im drucklosen Zustand, als auch eine wirksame Anlage des Zylinders 9 an die sphärische Steuerfläche bewirken. Eine gewisse Anlagekraft ist nicht schädlich, sofern sie gering ist.
- Die Fig. 4 und 5 zeigen einen je wechselseitig um 900 verdrehten Querschnitt durch die Axialkolbenmaschine nach Fig.,1 entlang der Linie IV-IV bzw. in der Ebene der Verbindungskanäle 27. Dabei ist zu berücksichtigen, daß die Fig. 5 eine gegenüber der Fig. 4 abgewandelte Ausführungsform als viertes Ausführungsbeispiel zeigt. Die Steuerfläche 13 ist mit gestrichelten Linien angedeutet. Die Nierenform der ebenfalls mit gestrichelten Linien dargestellten Steueröffnungen 14 ist deutlich erkennbar.
- Das vierte Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 5 unterscheidet sich vom ersten Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 4 dadurch, daß das mit Querschraffur angedeutete Druckfeld 33 der Steuerfläche 13 um einen bestimmten Winkel w gegen die Totpunktachse 34 verdreht ist. Die Belastungszylinder 24 sind in die gleiche Umfangsrichtung (siehe Drehrichtung 35) um einen Winkel w1 voreilig verdreht. Infolgedessen wirkt die Belastungskraft FE in Anpassung an den Druckaufbau bzw. -abbau in den Kolbenräumen 11 ebenfalls voreilend.
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